锁紧盘传递扭矩有限元分析计算
拧紧力矩的计算方法
拧紧力矩的计算方法1. 螺栓和螺母组成的螺纹副在紧固时，紧固力是通过旋转螺母或螺栓（通常是螺母）而获得的，紧固力与旋转螺母所用的扭矩（拧紧扭矩）成正比，为了保证达到设计所需的紧固力，就要在工艺文件中规定拧紧扭矩，并在实际施工中贯彻实施。
2. 机械设计中拧紧扭矩计算方法 M = KPD 式中： M — 拧紧扭矩，Nm K — 扭矩系数P — 设计期望达到的紧固力，KN D — 螺栓公称螺纹直径，mmK 值表（参考）3. 紧固力P 一般在设计上选取螺栓屈服强度σs 的60～80％，安全系数约为以上。
4. 扭矩系数K 是由内外螺纹之间的摩擦系数和螺栓或螺母支撑面与被紧固零件与紧固件接触的承压面的摩擦系数综合而成。
它与紧固件的表面处理、强度、形位公差、螺纹精度、被紧固零件承压面粗糙度、刚度的许多因素有关，其中表面处理是一个关键的因素。
不同的表面处理，其扭矩系数相差很大，有时相差近一倍。
例如：同螺纹规格，同强度的螺纹副，表面处理为磷化时，扭矩系数约为～，而表面处理为发黑时，扭矩系数可达～。
5. 对于M10~M68的粗牙钢螺栓，当螺纹无润滑时，拧紧力矩粗略计算公式：0.2M PD =6．VDI 2230中的拧紧力矩计算方法22(0.160.58)2: :::::KmA M G K M G Km K D M F P d F P d D μμμμ=⋅+⋅⋅+式中:装配预紧力螺距外螺纹基本中径 螺栓螺纹摩擦系数螺栓头部下面的摩擦直径 螺栓头支承面摩擦系数()()0s 2s 23310 :/4 :=+/2 /6 :=0.50.7 :s s s s s s P A A A d d d d d d d H H σπσσσ=⨯=⨯=-⨯也可以由下表查出螺纹部分危险剖面的计算直径螺纹牙的公称工作高度～螺栓材料的屈服极限F M 计算公式为：p0.20=M F R A ν⋅⋅式中：ν：拧紧过程中屈服点应力的利用因数，一般ν= ：屈服强度A 0：螺栓最小横截面积F M 和M A 可从第2部分附录C 中查得，并应根据现有条件使用螺纹摩擦系数的最小值。
拧紧力矩的计算方法
拧紧力矩的计算方法
力矩是物体受力作用产生的旋转效果，它是力和力臂的乘积。
力臂是力的作用点到旋转轴的距离，而力则是作用在物体上的力。
拧紧力矩即为拧紧螺栓或螺母时所施加的力矩，它是一种旋转力矩。
在工程领域中，拧紧力矩的计算常常是为了确保螺栓或螺母可以承受预定的静载荷和动载荷。
对于螺栓和螺母的拧紧力矩计算，一般遵循以下步骤：
1.确定材料和尺寸：首先，需要确定螺栓或螺母的材料和尺寸。
这些参数将影响拧紧力矩的计算方法。
2.确定摩擦系数：摩擦系数是指螺栓和螺母之间的摩擦力。
摩擦系数一般通过实验来获得，可以参考相关标准。
3.确定预紧力：预紧力是指在拧紧过程中施加在螺栓或螺母上的初始力。
预紧力的大小取决于拧紧要求和设计要求。
4.计算所需力矩：
(1)计算轴向力：根据设计要求和预紧力，可以计算出轴向力。
轴向力是垂直于螺栓轴线的力。
(2)计算摩擦力矩：将摩擦系数乘以轴向力，得到摩擦力矩。
摩擦力矩是因为螺栓和螺母之间的摩擦力而引起的旋转力矩。
(3)计算拉伸力矩：拉伸力矩是由轴向力产生的旋转力矩。
拉伸力矩等于轴向力乘以力臂。
力臂是作用力与旋转轴之间的垂直距离。
(4)计算总拧紧力矩：总拧紧力矩等于摩擦力矩与拉伸力矩之和。
这个数值表示螺栓或螺母所受的总力矩。
扭矩轴类零件有限元分析方法探讨
角 等特 征 ，从 而 提 高模 型 导 入 的成 功 率 ，减 少Ａ ＮＳ ＹＳ
计算 时 间 ，保 证分 析结 果 的准 确 性 。
２ ． ２ 定义 单元格 类型 、材 料 属性和 划分 网格 根据 轴 的结 构等特 点 选用 实体 单元类 型Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ ４ ５ ） ￣ ， 节 点单 元格 。查机 械设 计手 册可 知２ ０ Ｃ ｒ 这种 材料 弹性 模量 为２ ． ０ ６ ×１ ０ “ Ｐ ａ ，泊松 比为Ｏ ． ３ 。对 模 型进 行 的 自由网格 划分 ， 网格大 小 自 动确定。
本 研 究是 为 了对 轴 上最 薄弱 位置 （ 轴 的 喉颈 处 ）进
１ 扭矩轴情况
扭矩 轴 的结 构如 图 １ 所 示 ，该 轴 两端 均 采用 花 键 连 接 ，其 一 端和 电动 机输 出轴 的 内花键 连接 ，另一 端和 齿 轮轴 的 内花 键连 接 ，靠近 齿 轮 的一端 开有 一个 喉 颈 ，其
形状 为 圆形 。材 料 为２ ０ Ｃｒ ，屈 服 强度 【 ｏ 】 ： ５ ４ ０ ＭＰ ａ ， 材 料弹 性模 量２ ． Ｏ ２ ｘ １ ０ ６ ＭＰ ａ ，泊松 比为０ ． ３ 。
行应 力 分析 ，为 了减 少 有 限元 的计算 时 间， 同时 由保证
精 度 ，减 少 模 型 导 入ＡＮＳ ＹＳ 时 出现 问题 的可 能 性 ，清 除 了模 型上 不必 要 的特 征 ，即去 除渐 开线 花键 、轴 端倒
Ｄ ｏ ｉ ：１ ０ ． ３ ９ ６ ９ ／ Ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ０ ０ ９ － ０ １ ３ ４ ． ２ ０ １ ５ ． ０ ４ （ 下） ． ２ ５
０ 引言
扭 矩 轴 是 一 种 常 见 的零 件 ，其 主 要 作 用 是 传 递 动 力 ， 当机 械 系统 严重 超载 时 ，该轴 需要 及 时被拧 断 ，从 而保 护动 力系 统或 其他 传动 零件 不 受破 坏 。传统 设计 方 法 得 到 的扭矩轴 容 易 出现不 能有 效传 递动 力 ，或 者不 能
螺丝拧紧扭矩计算
螺丝拧紧扭矩计算1.螺丝拧紧的目的螺丝连接是工程中常见的连接方式，它利用螺纹的摩擦力来实现零件间的固定。
螺丝的拧紧需要适当的扭矩，以确保连接紧固度符合需求，同时也要避免过度拧紧造成的损坏。
2.影响螺丝拧紧扭矩的因素3.螺丝拧紧扭矩的计算方法常用的螺丝拧紧扭矩计算方法有两种：经验公式法和工程力学计算法。
-经验公式法：根据经验公式，根据螺纹直径和螺纹类型等参数，选择适当的公式计算螺丝拧紧扭矩。
例如，有些经验公式是通过螺丝拧紧力与扭矩之间的关系来得出的，通过测量或试验确定。
-工程力学计算法：根据力学原理和力的平衡关系，通过计算螺丝连接的受力情况来确定螺丝拧紧扭矩。
该方法需要考虑螺纹接触面的摩擦系数、螺纹的几何形状等因素。
实际应用中，一般会根据设计要求和相关标准选择适当的计算方法，或者参考各种手册和文献中给出的螺丝拧紧扭矩数值。
4.螺丝拧紧扭矩的控制为了确保螺丝拧紧扭矩的正确性和可靠性，需进行扭矩控制。
-扭力扳手：这是一种可调扭矩扳手，可以通过设置扭矩值来控制拧紧力。
它是常用的控制拧紧扭矩的工具，广泛应用于汽车、机械和航空等领域。
-校验设备：可以通过校验设备对扭矩进行实时监测和调整。
这些设备根据预设的扭矩值和实际测量进行比对，来调整扭矩的大小。
-标准和规范：不同的工程领域和不同的螺丝连接类型都有相应的标准和规范。
这些标准和规范中通常给出了螺丝拧紧扭矩的指导，可作为参考依据。
同时，需要注意的是，螺丝松动可能会因环境震动和负载变化等因素而引起。
因此，需要根据实际情况定期检查螺丝拧紧扭矩，并进行必要的修复和更换。
总而言之，螺丝拧紧扭矩的计算是确保螺丝连接可靠和安全的重要环节。
正确的螺丝拧紧扭矩需要考虑多种因素，并通过适当的工具和控制方法来实现。
这样可以有效地避免螺丝连接的松动或损坏，保障工程的质量和安全。
风电增速机专用锁紧盘
风电增速机专用锁紧盘产品介绍及参数风电增速机专用锁紧盘产品介绍我公司根据国家新能源产业规划要求，大力发展清洁能源发电设备的国内自主开发。
为风力发电增速机开发了专用锁紧盘，锁紧盘安装于齿轮箱输入轴套外圈上，通过其产生的抱紧力将处于齿轮箱输入轴轴套内部的主轴同齿轮箱空心轴套刚性地连结为一体。
该锁紧盘具有以下特点：1．满足风机运行在风向及风力的不可控制性、随机性、瞬时风速可达70m/s以上；机组运行在强阵风、湍流风、瞬时冲击载荷大等恶劣环境；以及强阵风、湍流风、瞬时冲击等对锁紧盘额定传递扭矩，轴向力的冲击。
传递扭矩大于其他设备用锁紧盘。
2．无故障安全使用寿命不低于20年。
3．安装拆卸10次仍满足设计要求。
我公司通过技术创新，在理论计算、有限元分析、材质选用及加工工艺等方面作了大量研发工作，制定了最优的设计、工艺方案和自主研发了该类锁紧盘静载能力校核装置。
通过对此类产品的超负荷动、静载试验，该产品已完全达到了设计要求，不但能满足超负荷的承载能力，而且在拆卸中自动松开。
成功解决了超负荷承载能力、安装和拆卸的三大难题。
风电增速机专用锁紧盘产品图形及参数：产品描述：胀紧联结套（简称胀套）的主要用途是实现机件（齿轮、飞机、皮带轮等）与轴的联结，用以传递负荷。
其负荷的传递是通过胀套中高强度拉力螺栓的作用，使内环与轴之间和外环与轮毂之间产生具大抱紧力；当承受负荷时，靠胀套与机件的结合压力及相伴产生的摩擦力传递扭矩、轴向力或两者的复合载荷。
胀紧联结是一种新型传动联结方式。
八十年代国际上先进工业国家、如德国、日本、美国等在重型载荷下的机械连接已广泛采用了这一新技术。
它于一般过盈连接、无键连接相比，胀套连接具有许多独特的优点：（1）制造和安装简单，安装胀套的轴和孔的加工不象过盈配合那样要求高精度的制造公差。
安装胀套也无须加热、冷却或加压设备，只须将螺栓按规定的递扭拧紧及可。
并且调整方便，可以将轮毂在轴上很方便的调整到所须位置。
双锥锁紧盘传递扭矩分析
双锥锁紧盘传递扭矩分析佟占胜;周景龙;袁志刚【摘要】使用Hypermesh与Msc.marc联合仿真方法对型号SP2-560×940的双锥锁紧盘进行分析,得到锁紧盘应力和位移云图;并用位移加载方式对锁紧盘进行了有限元接触分析,模拟当轴毂存在间隙,锁紧盘传递最大扭矩时,其径向压力与位移数值解.计算了不同锥度角与锁紧盘外套轴向位移的关系,探讨了外圈直径对锁紧盘结构应力的影响.为双锥锁紧盘的设计计算提供了参考.【期刊名称】《重型机械》【年(卷),期】2014(000)002【总页数】5页(P76-80)【关键词】锁紧盘;锥度角;减速机;有限元分析【作者】佟占胜;周景龙;袁志刚【作者单位】中国重型机械研究院股份公司,陕西西安710032;中国重型机械有限公司,北京100036;首钢长白结晶器有限责任公司,河北秦皇岛066311【正文语种】中文【中图分类】TH1320 前言锁紧盘是一种轴和毂之间广泛采用的无键联接装置。
锁紧盘是由带有锥度角的外套与内套组成，通过螺栓从外部对轴套施加预紧力，内套被压缩，使工作机主轴与减速机输出轴紧密结合，通过过盈配合达到传递扭矩要求。
锁紧盘广泛应用于建材、风电及运输等行业。
在相同轴径条件下，较之键连接，采用锁紧盘连接方式能传递更大的扭矩。
锁紧盘连接易于检修，检修时只需卸下螺栓，内外套自然松开，工作机主轴与减速机输出轴间隙恢复，实现轻松分离。
1 锁紧盘设计流程锁紧盘有两种类型，单锥与双锥形式，双锥锁紧盘的结构如图1所示。
锁紧盘的选定方法、安装、防护与拆卸，按照JB/ZQ4194-2006执行。
值得注意的是锁紧盘锥度角设计，已知锥面传递扭矩计算公式为式中，P为工作压力;T·K为传递的最大扭矩值;dm为接触工作面直径;L为工作长度。
图1 双锥锁紧盘结构图Fig.1 Structure of double-taper lock disc应用式(1)设计锁紧盘应该注意两个问题，一是将T·K作为额定负荷最大转矩;二是注意摩擦系数μ与锥度角α的关系。
锁紧盘传递扭矩有限元分析计算
锁紧盘传递扭矩有限元分析计算作者：王颜辉郭强来源：《中国科技纵横》2013年第21期【摘要】锁紧盘是风力发电机传递扭矩的重要装置，其可靠性直接影响到风力发电机的正常工作，本文的创新点体现在通过利用有限元分析技术，弥补了传统计算公式的不足，计算得出了锁紧盘传递的极限扭矩和锁紧盘装置各零部件的应力分布状态，对实际生产具有重要的指导意义。
【关键词】锁紧盘有限元非线性分析1 引言锁紧盘是广泛用于风力发电机机组主轴与齿轮箱联结的装置。
它由高强度螺栓预紧时产生的轴向力，使内、外环之间的锥面间相互作用，从而产生径向力，抱紧行星架和主轴，从而传递扭矩。
锁紧盘的联接属于过盈连接，由于风电设备对锁紧盘传递扭矩要求严格，必须准确计算出锁紧盘的极限扭矩，才能保证锁紧盘设计的可靠性。
锁紧盘传递的最大扭矩传统计算方法有以下两种：（1）通过螺栓传递的轴向力计算锁紧盘传递扭矩，由于螺纹连接处与内、外环之间的摩擦系数不确定，各螺栓受力不均匀，计算结果准确性低，误差较大。
（2）根据实际过盈，减去各零件配合间隙计算传递扭矩，该方法忽略了外环变形，认为外环是刚体，计算结果存在误差。
本文的创新点在于，通过定义接触关系来建立锁紧盘各部件之间的位移协调变形关系，使得分析过程和实际情况相一致。
2 分析的前处理分析模型选取装配之后的锁紧盘作为研究对象，此时内、外环之间存在过盈，通过定义接触使得内、外环直接实现力的传递，进而对行星架，主轴产生正压力。
分析中接触类型选取带摩擦的接触，表1为前处理中定义的接触对。
表1前处理中的接触对边界条件的处理上，考虑到锁紧盘结构具有对称性，取1/4模型作为分析对象，对称面上施加对称约束，主轴内孔施加圆柱约束，径向存在位移。
接触分析属于非线性分析，为了使计算收敛，设置初始迭代步数为10，最大迭代步数为300。
3 分析的后处理计算完成通过迭代收敛曲线可见，经过多次迭代后非线性分析得到收敛。
图1为外环的等效应力图，从图中可知外环最大应力为845MPa，其余大部分锥面的等效应力约为600MPa。
拧紧力矩的计算方法
拧紧⼒矩的计算⽅法拧紧⼒矩的计算⽅法1.螺栓和螺母组成的螺纹副在紧固时，紧固⼒是通过旋转螺母或螺栓（通常是螺母）⽽获得的，紧固⼒与旋转螺母所⽤的扭矩（拧紧扭矩）成正⽐，为了保证达到设计所需的紧固⼒，就要在⼯艺⽂件中规定拧紧扭矩，并在实际施⼯中贯彻实施。
2. 机械设计中拧紧扭矩计算⽅法 M = KPD 式中：M —拧紧扭矩，Nm K —扭矩系数P —设计期望达到的紧固⼒， KND —螺栓公称螺纹直径， mm代：也可以由下表查岀 d s :螺纹部分危险剖⾯的计算直径 d 3 =d i -H /6 H :螺纹⽛的公称⼯作⾼度0 ?:螺栓材料的屈服极限3. 紧固⼒P —般在设计上选取螺栓屈服强度（T s 的60?80%，安全系数约为 1.2以上。
4. 扭矩系数K 是由内外螺纹之间的摩擦系数和螺栓或螺母⽀撑⾯与被紧固零件与紧固件接触的承压⾯的摩擦系数综合⽽成。
它与紧固件的表⾯处理、强度、形位公差、螺纹精度、被紧固零件承压⾯粗糙度、刚度的许多因素有关，其中表⾯处理是⼀个关键的因素。
不同的表⾯处理，其扭矩系数相差很⼤，有时相差近⼀倍。
例如：同螺纹规格，同强度的螺纹副，表⾯处理为磷化时，扭矩系数约为0.13?0.18，⽽表⾯处理为发⿊时，扭矩系数可达 0.26?0.3。
5. 对于M10~M68的粗⽛钢螺栓，当螺纹⽆润滑时，拧紧⼒矩粗略计算公式:M =0.2 PD6. VDI 2230中的拧紧⼒矩计算⽅法 M A =F M (0.16 ⼙ +0.58 d 2 '甩 +P = A sA s =兀 Xd ；/4d s = (d 2+d 3 y 2 G 0 = (0.5?0.7 ￥ b s式中：F M :装配预紧⼒ d 2:外螺纹基本中径D Km :螺栓头部下⾯的摩擦直径P:螺距巴:螺栓螺纹摩擦系数⽐:螺栓头⽀承⾯摩擦系数10. 螺纹粘接剂（密封胶）拆卸⽅法⼀般情况下，⽤普通⽅法（如扳⼿、螺丝⼑）即可拆开。
当选⽤胶的强度过⾼时，⽤普通⽅法不能拆时，可采⽤局部加热法，将螺纹捏合处局部加F M 计算公式为:F M ⼆ V R p0.2 A o式中:V :拧紧过程中屈服点应⼒的利⽤因数，⼀般V =0.9R po.2 :屈服强度 A o ：螺栓最⼩横截⾯积F M 和M A 可从第2部分附录C 中查得，并应根据现有条件使⽤螺纹摩擦系数的最⼩值。
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锁紧盘传递扭矩有限元分析计算
【摘要】锁紧盘是风力发电机传递扭矩的重要装置，其可靠性直接影响到风力发电机的正常工作，本文的创新点体现在通过利用有限元分析技术，弥补了传统计算公式的不足，计算得出了锁紧盘传递的极限扭矩和锁紧盘装置各零部件的应力分布状态，对实际生产具有重要的指导意义。
【关键词】锁紧盘有限元非线性分析
1 引言
锁紧盘是广泛用于风力发电机机组主轴与齿轮箱联结的装置。
它由高强度螺栓预紧时产生的轴向力，使内、外环之间的锥面间相互作用，从而产生径向力，抱紧行星架和主轴，从而传递扭矩。
锁紧盘的联接属于过盈连接，由于风电设备对锁紧盘传递扭矩要求严格，必须准确计算出锁紧盘的极限扭矩，才能保证锁紧盘设计的可靠性。
锁紧盘传递的最大扭矩传统计算方法有以下两种：
（1）通过螺栓传递的轴向力计算锁紧盘传递扭矩，由于螺纹连接处与内、外环之间的摩擦系数不确定，各螺栓受力不均匀，计算结果准确性低，误差较大。
（2）根据实际过盈，减去各零件配合间隙计算传递扭矩，该方法忽略了外环变形，认为外环是刚体，计算结果存在误差。
本文的创新点在于，通过定义接触关系来建立锁紧盘各部件之间的位移协调变形关系，使得分析过程和实际情况相一致。
2 分析的前处理
分析模型选取装配之后的锁紧盘作为研究对象，此时内、外环之间存在过盈，通过定义接触使得内、外环直接实现力的传递，进而对行星架，主轴产生正压力。
分析中接触类型选取带摩擦的接触，表1为前处理中定义的接触对。
表1前处理中的接触对边界条件的处理上，考虑到锁紧盘结构具有对称性，取1/4模型作为分析对象，对称面上施加对称约束，主轴内孔施加圆柱约束，径向存在位移。
接触分析属于非线性分析，为了使计算收敛，设置初始迭代步数为10，最大迭代步数为300。
3 分析的后处理
计算完成通过迭代收敛曲线可见，经过多次迭代后非线性分析得到收敛。
图1为外环的等效应力图，从图中可知外环最大应力为845MPa，其余大部分锥面的等效应力约为600MPa。
图2为外环的变形，通过计算可知外环在装配完成后发生了膨胀，据现场实际测量锁紧盘变形趋势和计算相吻合。
图3为行星架的等效应力，由图可见行星架锁紧盘锁紧状态最大应力为317MPa，行星架材料QT600屈服极限400MPa，可知行星架能满足强度要求。
图4为主轴接触应力，可知锁紧盘对主轴产生最大接触应力245MPa，从计算结果可以看出锁紧盘对主轴产生的接触应力并非是均匀分布的，锁紧盘传递扭矩计算需要得出分布在主轴上的平均接触应力，因此需从Workbench中提取出各单元接触应力大小和各单元面积，从而求得平均接触应力。
4 结语
（1）通过对锁紧盘的有限元分析，可以得出锁紧盘各部件的受力状况，找出各零部件的薄弱环节，在生产加工过程中通过一些方法减少该处的应力分布，比如通过适当的对锁紧盘内、外环根部出的修形。
（2）通过该方法计算得出的锁紧盘扭矩准确性高，能满足风力发电机组的要求。
（3）通过计算可知锁紧盘能否达到扭矩和内、外环之间的摩擦系数有关，因此内、外环之间利用良好的润滑剂可以很好的提高锁紧盘的工作效率。
（4）通过观察主轴上的应力分布云图可知，锁紧盘对主轴的接触应力并非均匀的分布在主轴各处，而传统的计算公式认为主轴上的接触应力是相等的，这样必然会造成计算上的误差。
参考文献：
[1]徐德民.惩罚函数法在接触分析中的应用[J].中华钢结构，2007，08：12-15.
[2]David Rhodes.Do FEA Tools Give The Same Answers[M].United States of America，2011：200-230.
[3]李新华，张小明，陈金亮.基于ANSYS的矿用提升机卷筒应力分析[J].煤矿机械，2011，20（1）：1-2.。