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4.4  實驗驗證

為了驗證計算模型的正確性，我們以六孔束腰型疊片聯軸器為例進行實驗，并將計算值與實驗值相互對比。

上圖為實驗所用疊片的形狀以及應變片的位置

4.4.1  扭矩載荷下力學模型的驗證

當傳遞功率為P=20kw，在扭矩載荷下的有限元分析為線彈性分析，在受壓側沿兩螺栓孔中心連線的方向上，應力的計算值為：

在疊片受拉側沿兩螺栓孔中心連線的方向上，應力的計算值如圖4.12所示：

由以上兩圖可知，沿孔中心線上，受壓側應力為負，并且螺孔附近的壓應力大，受拉測應力為正，同樣是螺孔處應力大，兩種狀態下孔中心連線上應力變化不大。

4.4.2  離心載荷下的力學模型驗證

離心載荷下的有限元計算也屬于線彈性分析，在轉速n=4000,n=5000和

n=6000r/min時，離心應力的計算值和實驗值如圖4.14和圖4.15所示。

以上兩圖所示的實驗數據與計算數據之間有一定的偏差，這是由于從計算模型上取的點與實驗點并不能完全重合，因而產生一定的誤差，排除這些因素，我們可以看出，隨轉速的增大離心力相應增大，沿螺孔圓周方向應力中最大應力出現在靠近X軸的孔邊附近，在兩螺孔連線上靠近螺孔處的應力大，中間小，這些表明離心載荷下計算結果與實驗結果的規律符合較好。

4.4.3  軸向位移載荷力學模型的驗證

當我們給定計算模型中三維體元上各點一個相同位移δ時，所得到的兩螺孔中心連線上點的應力分布圖如上所示，由圖可知，計算值與實驗值符合較好。

4.4.4  角位移載荷力學模型的驗證

角向位移與軸向位移之力學模型的區別是角向位移時螺孔處各點的位移量是不相等的，也屬于幾何非線性問題，由圖可知，計算值與實驗值是符合的，隨角向位移的增大應力非線性增大。

由以上四種載荷下的實驗驗證可知，我們所建立的計算模型與實際情況在很大程度上是相符合的，這說明我們的計算模型是符合實際且能夠被應用于實際工作當中。

4.5  強度分析

在確定了已建立的疊片聯軸器計算模型的可用性后，我們將對計算結果進行進一步分析，分析的目的是使我們能夠得到不同尺寸疊片在確定工況下的工作情況以此獲得量的概念，并且，在設計中通過改變尺寸的方法來優化聯軸器的結構、形狀。

4.5.1  強度校核的計算方法

疊片聯軸器在工作時，其疊片由于受到離心、扭轉、軸向載荷作用，疊片內產生穩態應力，它們不是交變的，而當受到角向載荷時，由于角向不對中載荷是交變的，其將引起高頻交變應力。所以疊片上每一點的應力分為兩部分，一部分為離心、扭轉、軸向載荷產生的穩態應力，另一部分為角向載荷產生的交變應力，兩者相合得到任一點的當量穩態應力，由此可得到該點的安全系數，并進而得到疊片上各節點處的受力狀態。如當得到疊片上各點的穩態應力的六個分量為：σ_x、σ_y、σ_z、τ_xy、τ_yz、τ_xz，交變應力的六個分量為σ_xr、σ_yr、σ_zr、τ_xyr、τ_yzr、τ_xzr,要求出當量穩態應力，我們要先求得各應力分量對應的當量穩態應力，我們以σ_b、σ_-1作10⁷次循環的修正的古德曼曲線，過（σ_r, σ_xr）點作該線的平行線交橫軸于σ_e。

求出各應力分量的當量穩態應力后，即可用歪形能理論求出當量穩態應力σ_e，在直角坐標中，當量應力表達式為：

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

分別以六個當量穩態應力σ_re、σ_ye、σ_ze、τ_xye、τ_yze、τ_xze代替上式中六個應力分量，可將當量應力表達式寫成：

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

由此可得疊片上每一點的疲勞安全系數K，即：

K=σ_h/σ_e

以上各步驟均由已編好的C++程序實現，并通過最終比較找出最危險的點來。

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