4.4  实验验证

为了验证计算模型的正确性，我们以六孔束腰型叠片联轴器为例进行实验，并将计算值与实验值相互对比。

上图为实验所用叠片的形状以及应变片的位置

4.4.1  扭矩载荷下力学模型的验证

当传递功率为P=20kw，在扭矩载荷下的有限元分析为线弹性分析，在受压侧沿两螺栓孔中心连线的方向上，应力的计算值为：

在叠片受拉侧沿两螺栓孔中心连线的方向上，应力的计算值如图4.12所示：

由以上两图可知，沿孔中心线上，受压侧应力为负，并且螺孔附近的压应力大，受拉测应力为正，同样是螺孔处应力大，两种状态下孔中心连线上应力变化不大。

4.4.2  离心载荷下的力学模型验证

离心载荷下的有限元计算也属于线弹性分析，在转速n=4000,n=5000和

n=6000r/min时，离心应力的计算值和实验值如图4.14和图4.15所示。

以上两图所示的实验数据与计算数据之间有一定的偏差，这是由于从计算模型上取的点与实验点并不能完全重合，因而产生一定的误差，排除这些因素，我们可以看出，随转速的增大离心力相应增大，沿螺孔圆周方向应力中最大应力出现在靠近X轴的孔边附近，在两螺孔连线上靠近螺孔处的应力大，中间小，这些表明离心载荷下计算结果与实验结果的规律符合较好。

4.4.3  轴向位移载荷力学模型的验证

当我们给定计算模型中三维体元上各点一个相同位移δ时，所得到的两螺孔中心连线上点的应力分布图如上所示，由图可知，计算值与实验值符合较好。

4.4.4  角位移载荷力学模型的验证

角向位移与轴向位移之力学模型的区别是角向位移时螺孔处各点的位移量是不相等的，也属于几何非线性问题，由图可知，计算值与实验值是符合的，随角向位移的增大应力非线性增大。

由以上四种载荷下的实验验证可知，我们所建立的计算模型与实际情况在很大程度上是相符合的，这说明我们的计算模型是符合实际且能够被应用于实际工作当中。

4.5  强度分析

在确定了已建立的叠片联轴器计算模型的可用性后，我们将对计算结果进行进一步分析，分析的目的是使我们能够得到不同尺寸叠片在确定工况下的工作情况以此获得量的概念，并且，在设计中通过改变尺寸的方法来优化联轴器的结构、形状。

4.5.1  强度校核的计算方法

叠片联轴器在工作时，其叠片由于受到离心、扭转、轴向载荷作用，叠片内产生稳态应力，它们不是交变的，而当受到角向载荷时，由于角向不对中载荷是交变的，其将引起高频交变应力。所以叠片上每一点的应力分为两部分，一部分为离心、扭转、轴向载荷产生的稳态应力，另一部分为角向载荷产生的交变应力，两者相合得到任一点的当量稳态应力，由此可得到该点的安全系数，并进而得到叠片上各节点处的受力状态。如当得到叠片上各点的稳态应力的六个分量为：σ_x、σ_y、σ_z、τ_xy、τ_yz、τ_xz，交变应力的六个分量为σ_xr、σ_yr、σ_zr、τ_xyr、τ_yzr、τ_xzr,要求出当量稳态应力，我们要先求得各应力分量对应的当量稳态应力，我们以σ_b、σ_-1作10⁷次循环的修正的古德曼曲线，过（σ_r, σ_xr）点作该线的平行线交横轴于σ_e。

求出各应力分量的当量稳态应力后，即可用歪形能理论求出当量稳态应力σ_e，在直角坐标中，当量应力表达式为：

σ_e={[（σ_x-σ_y）²+（σ_y-σ_z）²+（σ_z-σ_x）²+6(τ_xy²+τ_yz²+τ_xz²)]/2 }^1/2

分别以六个当量稳态应力σ_re、σ_ye、σ_ze、τ_xye、τ_yze、τ_xze代替上式中六个应力分量，可将当量应力表达式写成：

σ_e={[（σ_x,e-σ_y,e）²+（σ_y,e-σ_z,e）²+（σ_z,e-σ_x,e）²+6(τ_xy,e²+τ_yz,e²+τ_xz,e²)]/2 }^1/2

由此可得叠片上每一点的疲劳安全系数K，即：

K=σ_h/σ_e

以上各步骤均由已编好的C++程序实现，并通过最终比较找出最危险的点来。

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