【优秀硕士博士论文】滑移型三叉式联轴器的抗磨损结构及其润滑特性

滑移型三叉式联轴器的抗磨损结构及其润滑特性摘要本文进行了滑移型三叉式联轴器的抗磨损结构设计，并分别在等温牛顿流体条件与热牛顿流体条件下考察了各主要因素对其润滑性能的影响。同时，作为抗磨损结构设计和润滑分析的准备工作，滑移型三叉式联轴器的运动学及动力学特性也被研究了。在滑移型三叉式联轴器的运动学分析中，首先利用坐标变换技术建立了其运动学方程组，然后使用数值方法考察了联轴器夹角、滑杆回转半径、输出轴长度及输入轴频率对其运动学特性的影响。各运动学曲线均相似于正弦函数，输出角误差、输出轴角速度误差及联轴器夹角的波动均3倍频于输入轴，滑杆对三叉的相对运动2倍频于输入轴，滑杆对输入轴的相对运动与输入轴同频率。联轴器夹角、滑杆回转半径及输入轴频率的增大，不仅增强了滑杆的相对运动，还导致输出轴沿回转方向的周期性振动的增强。但是，输出轴长度的增加减弱了输出轴沿回转方向的周期性振动，且输出轴长度几乎不影响滑杆的相对运动。另外，联轴器夹角及滑杆回转半径的增大都导致了联轴器夹角波动的增强，而输出轴长度的增大减弱了联轴器夹角的波动。在滑移型三叉式联轴器的动力学分析中，首先通过受力分析建立了滑移型三叉式联轴器的动力学方程组，然后使用高斯列主元消去法进行求解。动力学分析主要考察了输入轴一个旋转周期中输入轴和输出轴2处支撑的受力、输出扭矩、输入轴上3个孔的受力及3个叉杆臂的受力变化情况以及滑杆回转半径、输出轴长度、输入轴长度、输入轴频率、滑杆质量及联轴器夹角等对它们的影响。各处受力及力矩均相似于正弦曲线。输入轴和输出轴2处支撑的受力及力矩都3倍频于输入轴，输出扭矩也3倍频于输入轴，输入轴上3个孔的受力及3个叉杆臂的受力均与输入轴同频率。随着输出轴长度的增大，输入轴和输出轴2处支撑的受力及力矩波动减弱，输出力矩及叉杆臂上的圆周力波动也减弱；但是，输入轴孔上的受力及叉杆臂上垂直于三叉平面的分力几乎不受输出轴长度影响。随着滑杆回转半径、输入轴频率及滑杆质量的减小，各处受力及力矩波动均减弱。输入轴长度的减小仅仅使得输入轴支撑处的2个力矩波动减弱，而几乎不影响其它受力及力矩。输入轴孔上的受力几乎不受联轴器夹角影响，而联轴器夹角的减小使得其它受力及力矩波动减弱。根据滑移型三叉式联轴器的运动学与动力学分析，确定输入轴上的孔与滑杆之间的配合表面为抗磨损结构设计及润滑分析的主要目标，并对滑杆进行了结构改进。此后，对上述配合表面进行受力分析，并使用无限长假设获得了其简化几何模型。针对获得的简化几何模型，在等温牛顿流体条件下对其润滑特性进行了数值分析，考察了有效半径、输入轴频率、振幅、简化弹性模量、施加载荷及润滑剂粘度等对压力及油膜厚度的影响。有效半径的增大使得润滑油膜厚度增大而压力减小。振幅、频率或润滑剂粘度的增大都将使得油膜厚度增大，但其对压力的影响主要集中在第二压力峰附近。简化弹性模量几乎不影响油膜厚度，但简化弹性模量的增大将会引起压力分布的升高。施加载荷越大，接触区压力越大，润滑油膜厚度越小。本文在考虑温度变化的条件下，进一步对使用牛顿流体润滑剂时简化几何模型的润滑性能进行了数值分析，考察了有效半径、频率、振幅、粘压系数及粘温系数等对压力、油膜厚度及温度的影响，并对等温及热条件下的压力及油膜厚度进行了比较。与等温条件相比，热条件下油膜厚度更小且第二压力峰更弱。静止固体表面的温度高于运动固体表面的温度。增大有效半径、频率及振幅或减小粘压系数及粘温系数，都将使得油膜厚度增大。增大频率、振幅及粘压系数或减小有效半径及粘温系数都将使得油膜中层的温度升高。有效半径越大，接触区压力越小。频率、振幅、粘压系数及粘温系数等对压力的影响主要集中在第二压力峰。关键词抗磨损结构润滑特性压力膜厚温度ANTIWEARSTRUCTUREOFTRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINTSANDITSLUBRICATINGPROPERTIESABSTRACTINTHISWORK,ANANTIWEARSTRUCTUREOFTHETRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINTWASPRESENTEDANDTHENTHELUBRICATINGPROPERTIESWEREINVESTIGATEDUNDERISOTHERMALANDTHERMALNEWTONIANFLOWCONDITIONSINADDITION,ASTHEPREPARATIONSFORTHEANTIWEARSTRUCTUREDESIGNANDLUBRICATINGANALYSISOFTHETRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINT,THEKINEMATICANDDYNAMICANALYSESTHEREOFWEREALSOCARRIEDOUTINORDERTOUNDERSTANDTHEKINEMATICSOFTHETRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINT,ITSKINEMATICEQUATIONSWEREESTABLISHEDBASEDONCOORDINATETRANSFORMATIONANDTHENTHEEFFECTSOFTHEJOINTANGLE,THEROTATINGRADIUSOFTHESLIDERODS,THELENGTHOFTHEOUTPUTSHAFTANDTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTONITSKINEMATICSWEREINVESTIGATEDBYNUMERICALMETHODEACHKINEMATICCURVEISSIMILARTOASINUSOIDTHEOUTPUTANGLEERRORANDTHEANGULARVELOCITYERROROFTHEOUTPUTSHAFTASWELLASTHEFLUCTUATIONOFTHEJOINTANGLEHAVEATHREEFOLDFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTTHERELATIVEMOTIONSOFTHESLIDERODSTOTHETRIPODANDINPUTSHAFTHAVEATWOFOLDFREQUENCYANDASIMPLEFREQUENCYRESPECTIVELYTHEINCREASEOFTHEJOINTANGLEORTHEROTATINGRADIUSOFTHESLIDERODSORTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTENHANCESNOTONLYTHERELATIVEMOTIONOFTHESLIDERODSBUTALSOTHEPERIODICOSCILLATIONOFTHEOUTPUTSHAFTALONGTHEROTATINGDIRECTIONHOWEVER,INCREASINGLENGTHOFTHEOUTPUTSHAFTWEAKENSITSPERIODICOSCILLATIONANDHARDLYAFFECTSTHERELATIVEMOTIONOFTHESLIDERODSINADDITION,THEINCREASEOFTHEJOINTANGLEORTHEROTATINGRADIUSOFTHESLIDERODSINCREASESTHEFLUCTUATIONOFTHEJOINTANGLEWHEREASTHEINCREASEOFTHELENGTHOFTHEOUTPUTSHAFTREDUCESITFOROBTAININGTHEDYNAMICSOFTHETRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINT,ITSDYNAMICEQUATIONSWEREBUILTBYFORCEANALYSISANDTHENSOLVEDBYUSINGGAUSSIANELIMINATIONWITHMAXIMALCOLUMNPIVOTINGTHEFORCESOFTHREEHOLESOFTHEINPUTSHAFT,THEFORCESOFTHREETRIPODARMS,THEFORCESORTORQUESOFTWOBEARINGSOFTHEINPUTANDOUTPUTSHAFTSASWELLASTHELOADTORQUEWEREOBSERVEDDURINGAPERIODOFTHEINPUTSHAFTANDTHEEFFECTSOFTHEROTATINGRADIUSOFTHESLIDERODS,THELENGTHOFTHEOUTPUTSHAFT,THELENGTHOFTHEINPUTSHAFT,THEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFT,THEMASSOFTHESLIDERODANDTHEJOINTANGLEONTHEMWERESTUDIEDEACHFORCEORTORQUEISSIMILARTOASINUSOIDTHEFORCESORTORQUESOFTWOBEARINGSOFTHEINPUTANDOUTPUTSHAFTSASWELLASTHELOADTORQUEHAVEATHREEFOLDFREQUENCYEACHCOMPONENTFORCEACTINGONTHETRIPODARMSANDHOLESOFTHEINPUTSHAFTHAVEASIMPLEFREQUENCYINCREASINGLENGTHOFTHEOUTPUTSHAFTWEAKENSTHEFLUCTUATIONSOFTHEFORCESORTORQUESOFTWOBEARINGSOFTHEINPUTANDOUTPUTSHAFTSANDSODOBOTHTHELOADTORQUEANDTHECIRCUMFERENTIALFORCESOFTHETRIPODARMSHOWEVER,THEFORCESACTINGONTHEHOLESOFTHEINPUTSHAFTHARDLYDEPENDONTHELENGTHOFTHEOUTPUTSHAFTANDSODOTHOSEACTINGONTHETRIPODARMSANDPERPENDICULARTOTHETRIPODPLANETHEFLUCTUATIONOFEACHFORCEORTORQUEDECREASESWITHTHEDECREASEOFTHEROTATINGRADIUSOFTHESLIDERODSORTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTORTHEMASSOFTHESLIDERODSTHEFLUCTUATIONSOFTWOTORQUESACTINGONTHEBEARINGOFTHEINPUTSHAFTDECREASEWITHTHEDECREASEOFTHELENGTHOFTHEINPUTSHAFTWHEREASOTHERFORCESANDLOADTORQUEHARDLYDEPENDONTHISLENGTHTHEFORCESACTINGONTHEHOLESOFTHEINPUTSHAFTHARDLYDEPENDONTHEJOINTANGLEWHEREASTHEFLUCTUATIONSOFOTHERFORCESANDTORQUESDECREASEWITHTHEDECREASEOFTHEJOINTANGLEBASEDONTHEKINEMATICANDDYNAMICANALYSESOFTHETRIPODSLIDINGUNIVERSALJOINT,THEMATINGSURFACESBETWEENTHESLIDERODSANDTHEHOLESOFTHEINPUTSHAFTWERECHOSENASTHEMAINOBJECTIVEOFTHEANTIWEARSTRUCTUREDESIGNANDLUBRICATINGANALYSISANDTHENTHESLIDERODWASFURTHERREDESIGNEDAFTERTHEFORCEANALYSISOFTHEABOVEMATINGSURFACES,ASIMPLIFIEDGEOMETRICALMODELWASTHENOBTAINEDBYUSINGTHEINFINITELENGTHASSUMPTIONUSINGTHEOBTAINEDSIMPLIFIEDGEOMETRICALMODEL,THELUBRICATINGPROPERTIESWEREINVESTIGATEDUNDERISOTHERMALNEWTONIANFLOWCONDITIONSANDTHEEFFECTSOFTHEEFFECTIVERADIUS,THEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFT,THEAMPLITUDE,THEREDUCEDELASTICMODULUS,THEAPPLIEDLOADANDTHELUBRICANTVISCOSITYONTHEPRESSUREANDFILMTHICKNESSWEREALSOOBSERVEDTHEFILMTHICKNESSINCREASESWITHTHEINCREASEOFTHEEFFECTIVERADIUSWHEREASTHEPRESSUREISJUSTTHEREVERSETHEFILMTHICKNESSINCREASESWITHTHEINCREASEOFTHEAMPLITUDEORTHEFREQUENCYORTHELUBRICANTVISCOSITYWHEREASTHEIREFFECTSONTHEPRESSUREMAINLYFOCUSONTHENEIGHBORHOODOFTHESECONDPEAKTHEFILMTHICKNESSHARDLYDEPENDSONTHEREDUCEDELASTICMODULUSWHEREASTHEPRESSUREINCREASESWITHITSINCREASETHEPRESSUREINCREASESWITHTHEINCREASEOFTHEAPPLIEDLOADWHEREASTHEFILMTHICKNESSISJUSTTHEREVERSEINTHISWORK,THELUBRICATINGPROPERTIESOFTHESIMPLIFIEDGEOMETRICALMODELWEREFURTHERINVESTIGATEDUNDERTHERMALNEWTONIANFLOWCONDITIONSANDTHEEFFECTSOFTHEEFFECTIVERADIUS,THEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFT,THEAMPLITUDE,THEVISCOSITYPRESSURECOEFFICIENTANDTHEVISCOSITYTEMPERATURECOEFFICIENTONTHEPRESSUREANDFILMTHICKNESSASWELLASTHETEMPERATUREWEREOBSERVEDATTHESAMETIME,THEPRESSUREANDFILMTHICKNESSOBTAINEDUNDERISOTHERMALNEWTONIANFLOWCONDITIONSWERECOMPAREDWITHTHOSEGAINEDUNDERTHERMALNEWTONIANFLOWCONDITIONSTHEOILFILMUNDERTHERMALCONDITIONSISTHINNERTHANTHATUNDERISOTHERMALCONDITIONSANDTHETHERMALEFFECTWEAKENSTHESECONDPRESSUREPEAKTHETEMPERATUREOFTHESTATICSOLIDSURFACEISHIGHERTHANTHATOFTHEKINETICSOLIDSURFACETHEFILMTHICKNESSINCREASESWITHTHEINCREASEOFTHEEFFECTIVERADIUSORTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTORTHEAMPLITUDEANDDECREASESWITHTHEINCREASEOFTHEVISCOSITYPRESSURECOEFFICIENTORTHEVISCOSITYTEMPERATURECOEFFICIENTTHETEMPERATUREOFTHEMIDDLEOILLAYERINCREASESWITHTHEINCREASEOFTHEVISCOSITYPRESSURECOEFFICIENTORTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFTORTHEAMPLITUDEANDDECREASESWITHTHEINCREASEOFTHEEFFECTIVERADIUSORTHEVISCOSITYTEMPERATURECOEFFICIENTTHEPRESSUREDECREASESWITHINCREASEOFTHEEFFECTIVERADIUSTHEEFFECTSOFTHEFREQUENCYOFTHEINPUTSHAFT,THEAMPLITUDE,THEVISCOSITYPRESSURECOEFFICIENTANDTHEVISCOSITYTEMPERATURECOEFFICIENTONTHEPRESSUREMAINLYFOCUSONTHENEIGHBORHOODOFTHESECONDPEAKKEYWORDSANTIWEARSTRUCTURE,LUBRICATINGPROPERTIES,PRESSURE,FILMTHICKNESS,TEMPERATURE目录摘要IABSTRACTIII符号表符号表第1章绪论111引言1111联轴器1112万向联轴器1113万向联轴器对3114等速万向联轴器3115滑移型三叉式联轴器612国内外研究现状7121三叉式联轴器研究现状7122润滑领域研究现状1013本文的主要研究内容及意义12131主要研究内容12132本文研究工作的意义13第2章运动学特性1421坐标系统14211滑移型三叉式联轴器的自由度14212坐标系统1422运动学方程15221输入输出角关系15222滑杆的相对位移20223联轴器夹角的波动2023数值方法2124结果与讨论21241输出轴的转动特性21242滑杆对三叉的相对运动27243滑杆对输入轴的相对运动31244联轴器夹角的波动3425结论3426本章小结35第3章动力学特性3631动力学方程36311输出轴受力分析36312输入轴受力分析38313滑杆受力分析38314动力学方程组4032结果与讨论40321各处力矩在输入轴一个旋转周期中的基本波形40322滑杆回转半径的影响42323输出轴长度的影响48324输入轴长度的影响48325输入轴频率的影响53326滑杆质量的影响57327联轴器夹角的影响5733结论6034本章小结61第4章抗磨损结构及其等温条件下的润滑特性6241联轴器磨损的主要位置62411联轴器磨损的主要位置62412两个简化6342抗磨损结构63421润滑油膜形成机理63422抗磨损结构6343数学建模66431几何模型66432控制方程6644数值方法6745结果与讨论69451有效半径对压力及油膜厚度的影响69452频率对压力及油膜厚度的影响73453振幅对压力及油膜厚度的影响76454简化弹性模量对压力及油膜厚度的影响78455载荷对压力及油膜厚度的影响83456润滑剂粘度对压力及油膜厚度的影响8446与实验结果的比较8647结论8748抗磨损结构的设计依据8849本章小结88第5章考虑热效应时的润滑特性9051控制方程9052数值方法9253结果与讨论94531等温条件与热条件下压力及油膜厚度的对比94532有效半径对压力、油膜厚度及温度的影响95533频率对压力、油膜厚度及温度的影响102534振幅对压力、油膜厚度及温度的影响109535粘压系数对压力、油膜厚度及温度的影响112536粘温系数对压力、油膜厚度及温度的影响11754结论11955抗磨损结构的设计依据12256本章小结122结论124参考文献128致谢142攻读博士学位期间完成的学术论文143符号表第2、3章A输入轴支撑点F输入轴频率,HZ0F,1,2位于三叉平面内且垂直于叉杆臂的3个分力,NJX,Y输入轴孔上的受力,N0Z,1,2Z作用于叉杆臂且平行于Z轴的3个分力,NJX,JY,J在坐标系OXY下，叉杆臂作用于滑杆上的3个分力,NL输出轴长度两点S和之间的距离,MM滑杆质量,KGO坐标系OXYZ和之间的4阶变换矩阵坐标系和之间的4阶变换矩阵O坐标系和Z之间的4阶变换矩阵XR,Y,Z,XM,Y点A上的分力及分力矩,NNM,ZR点S上的分力,NS输出轴支撑点IT输入扭矩,NMO输出扭矩,NMEA滑杆对输入轴的向心加速度,M/S2R0,1,R2滑杆对输入轴的相对加速度,M/S2H0,H1,H2滑杆对三叉的相对位移,M,滑杆对三叉的相对速度,M/S0,1,2滑杆对三叉的相对加速度,M/S2K两点A和O之间的距离,MM0,M1,M23个滑杆N0,N1,N23个叉杆臂O,静坐标系XYZ和的坐标原点动坐标系O的坐标原点XYZ,2个静坐标系O动坐标系R滑杆相对于输入轴的回转半径,MS0,S1,S2滑杆对输入轴的相对位移,M,滑杆对输入轴的相对速度,M/S012滑杆对输入轴的相对加速度,M/S2OX,Y,OZ原点在坐标系OXYZ下的坐标S,点在坐标系中的坐标,点在坐标系中的坐标联轴器夹角平均值,RADI输入角,RADO输出角,RAD输出轴运动锥的半锥角,RADX第一次绕X轴旋转时Y轴与轴之间的转角,RADY第二次绕轴旋转时轴与X轴之间的转角,RAD输入轴与输出轴两轴线间的偏移量,MI输入轴的角速度,2FO输出轴的角速度,RAD/S说明本表所列为文中出现次数较多的符号，出现次数较少并在正文中已作说明的符号未列入其中。符号表第4、5章B在载荷W下的赫兹接触区半宽,ME简化弹性模量,PAF频率,HZH油膜厚度,MW单位长度上的载荷,N/MR有效半径,MA振幅行程的一半,MU固体A的表面速度,M/S角速度，2FT时间,S润滑剂粘度,PAS0润滑剂的表观粘度,PAS,A,B润滑剂及固体的密度,KG/M30润滑剂的表观密度,KG/M3P油膜内的压力,PAX水平坐标,MZ,ZA,ZB油膜及固体的竖直坐标,M0H刚体位移,MA粘压系数,M2/N0T环境温度,KT周期,1/F,S温度,K粘温系数,1/KC,CA,CB润滑剂及固体的比热,1JKGKK,KA,KB润滑剂及固体的导热系数,1WMUOIL润滑剂速度,M/S说明本表所列为文中出现次数较多的符号，出现次数较少并在正文中已作说明的符号未列入其中。第1章绪论11引言111联轴器联轴器是用来联接不同机构中的两根轴（输入轴与输出轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减振和提高轴系动态性能的作用。联轴器由两半部分组成，分别与输入轴和输出轴联接。一般动力机大都借助于联轴器与工作机相联接。联轴器种类繁多，按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况，可以分为I固定式联轴器。主要用于两轴要求严格对中并在工作中不发生相对位移的地方，结构一般较简单，容易制造，且两轴瞬时转速相同，主要有凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等。II可移式联轴器。主要用于两轴有偏斜或在工作中有相对位移的地方，根据补偿位移的方法又可分为刚性可移式联轴器和弹性可移式联轴器。刚性可移式联轴器利用联轴器工作零件间构成的动联接具有某一方向或几个方向的活动度来补偿，如牙嵌联轴器（允许轴向位移）、十字沟槽联轴器（用来联接平行位移或角位移很小的两根轴）、万向联轴器（用于两轴有较大偏斜角或在工作中有较大角位移的地方）、齿轮联轴器（允许综合位移）、链条联轴器（允许有径向位移）等。弹性可移式联轴器（简称弹性联轴器）利用弹性元件的弹性变形来补偿两轴的偏斜和位移，同时弹性元件也具有缓冲和减振性能，如蛇形弹簧联轴器、径向多层板簧联轴器、弹性圈栓销联轴器、尼龙栓销联轴器、橡胶套筒联轴器等。112万向联轴器万向联轴器由一对互相垂直的铰链组成，常用于传递旋转运动的刚性轴对上，且两轴可沿任意方向成一定夹角，如图11所示。万向联轴器的名称主要来自于古时候就已经使用的万向接头。古希腊时期，它已经被用于一种发射石块的武器“BALLISTA”。1545年，意大利数学家GEROLAMOCARDANO首先提出将其用于传递动力，尽管人们并不清楚是否他真的制作出一个工作模型。后来，CHRISTOPHERPOLHEM彻底改造了以前的万向接头，改造后的万向接头被称为“POLHEMKNOT”。在欧洲，这一装置常常称为CARDANJOINT或CARDANSHAFT。1676年，ROBERTHOOKE制作出了一种可工作的万向联轴器，于是它也被称为HOOKESJOINT。尽管有时认为万向联轴器这一称谓被美国汽车制造商HENRYFORD首先使用，但是这一术语早在1884年美国政府授予CHARLESHAMIDON的一项钻孔器专利文档（NO298,542）中就已经出现了。FIG11UNIVERSALJOINT图11万向联轴器当万向联轴器的输入轴与输出轴成一夹角（其锐角称为联轴器夹角）时，联轴器输出轴不再等速转动，其夹角越接近90，输出速度波动越剧烈（显然，联轴器夹角为90时，甚至失去传动能力）。这是由于中心块上4个金属销构成的平面与两轴轴线间夹角不断变化的结果。但是，整体上，输出轴的平均速度与输入轴是一致的，因此在连续转动条件下其平均传动比是11。FIG12UNIVERSALJOINTSINADRIVESHAFT图12传动轴上的一对万向联轴器113万向联轴器对为了部分地克服输出轴的速度波动，万向联轴器常常成对使用。此时，整个配置有两个U形万向节和一个中间轴组成，并且为了消除角速度波动，第二个U形万向节相对于第一个U形万向节是定相的，如图12所示。假如传动轴的输入轴与输出轴轴线平行且两万向联轴器具有正确的相互