平衡方式對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器強(qiáng)度影響的有限元分析

(內(nèi)蒙古科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古包頭 014010)

(內(nèi)蒙古科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，內(nèi)蒙古包頭 014010)

為了減少中厚板粗軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)中的十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器在使用過(guò)程中出現(xiàn)的變形和斷裂，通過(guò)用兩種不同的平衡方式對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器和萬(wàn)向接軸進(jìn)行整體有限元分析，包括對(duì)接軸進(jìn)行撓度變形分析和對(duì)模型整體進(jìn)行靜力學(xué)強(qiáng)度分析，確定了接軸的撓度變形和聯(lián)軸器的應(yīng)力分布狀況，發(fā)現(xiàn)改變平衡方式可以減小萬(wàn)向接軸的撓度變形，從而減小接軸對(duì)聯(lián)軸器的拉力和對(duì)十字軸的沖擊，改善了聯(lián)軸器的受力情況。叉頭上存在明顯的應(yīng)力集中，通過(guò)對(duì)叉頭進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，改善了叉頭的應(yīng)力集中，提高了叉頭的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

萬(wàn)向聯(lián)軸器;平衡方式;撓度;有限元分析;應(yīng)力集中;強(qiáng)度

0 前言

中厚板軋機(jī)是軋鋼生產(chǎn)中的主要設(shè)備，其主傳動(dòng)系統(tǒng)是軋機(jī)的重要組成部分，十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器是主傳動(dòng)系統(tǒng)中的核心部件，因?yàn)槠渚哂袀鬟f扭矩大、傳遞傾角大和應(yīng)用范圍廣等特點(diǎn)［1］而被廣泛應(yīng)用。

但是近年來(lái)，在軋鋼生產(chǎn)過(guò)程中，十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器成為最容易失效的關(guān)鍵部件之一，其主要的失效形式是叉頭的變形和斷裂、十字軸的斷裂等［2］。例如，某熱軋帶鋼廠的可逆式粗軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器中的法蘭叉頭和輥端叉頭發(fā)生過(guò)破壞［3］，嚴(yán)重影響了生產(chǎn)，迫切需要采取某種措施來(lái)提高叉頭的強(qiáng)度。當(dāng)平衡力加載到接軸上時(shí)，接軸將發(fā)生撓度變形，接軸的軸向距離縮短，進(jìn)而對(duì)聯(lián)軸器產(chǎn)生拉力，從而影響聯(lián)軸器的受力情況。本文嘗試改變接軸的平衡方式，即平衡力由在接軸一處加載變?yōu)閮商幖虞d，通過(guò)這種方式減小接軸的撓度變形，進(jìn)而減小接軸對(duì)聯(lián)軸器的拉力以達(dá)到提高聯(lián)軸器強(qiáng)度的目的。

1 有限元模型的建立

1.1 建立幾何模型

以往人們建立模型時(shí)，只對(duì)研究對(duì)象建立模型，而本文不單單是建立聯(lián)軸器的模型，而要建立聯(lián)軸器和與它相連的萬(wàn)向接軸的模型，這樣建立模型是基于以下兩點(diǎn)原因:一是萬(wàn)向聯(lián)軸器在工作時(shí)并不是孤立工作的，它是與其他零部件一起配合工作的，萬(wàn)向聯(lián)軸器受接軸的影響最大，為了保持接軸的穩(wěn)定性，一般有平衡裝置對(duì)接軸施加平衡力，平衡系數(shù)為1.1～1.6［4］;二是如果只建立聯(lián)軸器的模型，對(duì)其加載的邊界條件可能不夠具體，或者不能較好的模擬聯(lián)軸器實(shí)際工作時(shí)的工況，為了使萬(wàn)向聯(lián)軸器的邊界條件更加接近實(shí)際工況，所以建立萬(wàn)向聯(lián)軸器及接軸的整體模型。在建模時(shí)，為了使分析計(jì)算簡(jiǎn)單化，又不影響計(jì)算結(jié)果，需要對(duì)模型進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化處理，其主要簡(jiǎn)化如下:聯(lián)軸器的叉頭通過(guò)螺栓與接軸連接，在建模時(shí)將叉頭與接軸看做是一體，將螺栓省略;叉頭上的螺栓孔省略不畫;接軸上的倒角省略不畫。聯(lián)軸器是分析的重點(diǎn)，所以聯(lián)軸器雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜但其倒角也應(yīng)畫出。接軸一般有0～15°的傾角［5］，本文的接軸有5°工作傾角。用Solidworks軟件便可建立十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器及接軸的整體模型。

1.2 建立有限元模型

把上述幾何模型導(dǎo)入有限元軟件ANSYS Workbench，對(duì)其進(jìn)行前處理操作。

定義材料及其屬性:模型使用的材料為合金鋼，萬(wàn)向接軸的材料為37SiMn2MoV，彈性模量E=2.1×1011Pa，泊松比μ=0.3，抗拉強(qiáng)度σb≥980 MPa，屈服強(qiáng)度σs≥835 MPa;萬(wàn)向聯(lián)軸器的材料為42 CrMo，抗拉強(qiáng)度σb≥1 080 MPa，屈服強(qiáng)度σs≥930 MPa，彈性模量E=2×1011Pa，泊松比μ=0.28［6］。

定義整體坐標(biāo)系的x軸沿聯(lián)接軸的軸向向右，y軸垂直紙面向外，z軸沿豎直方向向下。對(duì)模型整體劃分網(wǎng)格，定義單元尺寸為40 mm，網(wǎng)格劃分完成后，查看網(wǎng)格劃分情況。網(wǎng)格單元數(shù)為564 802，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為854 560，網(wǎng)格質(zhì)量較好。有限元模型如圖1所示。

圖1 萬(wàn)向聯(lián)軸器及接軸有限元模型Fig.1Finite element model of the universal coupling and the spindle

2 萬(wàn)向聯(lián)軸器及接軸整體有限元分析

2.1 施加約束及載荷

右端聯(lián)軸器由電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)，左端聯(lián)接軸聯(lián)接軋輥。所以對(duì)右端聯(lián)接電動(dòng)機(jī)的叉頭外圓柱面進(jìn)行軸向、徑向和切向約束，對(duì)左端聯(lián)接軋輥的叉頭外圓柱面只進(jìn)行徑向約束［7］。在接軸中部建立一軸套模擬滑動(dòng)軸承，以方便平衡力的加載。軸套并不轉(zhuǎn)動(dòng)，所以對(duì)軸套外側(cè)圓柱面進(jìn)行軸向約束和對(duì)繞軸的轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)行約束。

接軸及其聯(lián)軸器整體模型上的載荷有重力、扭矩和平衡力。對(duì)模型加載重力加速度即可施加重力［4］;對(duì)模型左側(cè)聯(lián)軸器端面施加扭矩，大小為最大扭矩1 195 kNm;平衡力通過(guò)軸套進(jìn)行加載，加載到軸套的兩側(cè)的半圓柱面上，方向豎直向上，大小分別是重力的1.1～1.6倍。

2.2 查看及分析求解結(jié)果

該求解結(jié)果為兩種平衡方式下的求解結(jié)果，一種是傳統(tǒng)平衡方式，即平衡力在接軸中部一處加載，第二種是改變平衡方式，即在接軸兩處加載。經(jīng)過(guò)計(jì)算，當(dāng)平衡力加載到距離接軸兩端0.207(代表接軸的長(zhǎng)度)處時(shí)，即1.834 m處，接軸上的最大彎矩最小。在不同平衡系數(shù)下，分別查看接軸的最大撓度變形及萬(wàn)向聯(lián)軸器上的最大等效應(yīng)力，將結(jié)果統(tǒng)計(jì)在表1中，對(duì)兩種平衡方式下的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

表1 改變平衡方式前后接軸最大撓度Tab.1Maximum deflection of the spindle before and after changing balance bode

表2 改變平衡方式前后叉頭最大等效應(yīng)力Tab.2Maximum equivalent stress of the force before and after changing balance mode

表3 改變平衡方式前后十字軸最大等效應(yīng)力Tab.3Maximum equivalent stress of the cross shaft before and after changing balance mode

從圖3可以看出，傳統(tǒng)平衡方式下，接軸中部撓度變形最大，改變平衡方式后，模型的變形圖與圖3相似(這里沒(méi)有展示出)，也是接軸中部變形最大，從表1中可以對(duì)比出，改變平衡方式后，接軸最大撓度變形大幅減小，從而減小接軸對(duì)聯(lián)軸器的拉力及運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)對(duì)聯(lián)軸器的沖擊。

從圖2可以看出，傳統(tǒng)平衡方式下，聯(lián)軸器的叉頭和十字軸都存在應(yīng)力集中，十字軸上存在應(yīng)力集中的區(qū)域主要是兩個(gè)相鄰軸頸之間的倒圓角處，叉頭結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，存在應(yīng)力集中的區(qū)域比較多，主要出現(xiàn)在叉孔的根部和側(cè)面的倒角處。改變平衡方式后，聯(lián)軸器的應(yīng)力云圖與此相似(這里沒(méi)有展示出)。表2和表3反映出，無(wú)論改變平衡方式與否，叉頭最大等效應(yīng)力比十字軸的大的多。改變平衡方式后，叉頭的最大等效應(yīng)力比改變平衡方式前的沒(méi)有減小，十字軸的最大等效應(yīng)力比改變平衡方式前的有所減小。由此說(shuō)明，改變平衡方式可以減小接軸對(duì)聯(lián)軸器中的十字軸的沖擊。叉頭與十字軸相比，叉頭結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，應(yīng)力集中現(xiàn)象比較明顯。

3 叉頭結(jié)構(gòu)改進(jìn)

要想改善叉頭的應(yīng)力集中，應(yīng)該增大其結(jié)構(gòu)尺寸，叉頭上發(fā)生應(yīng)力集中的區(qū)域主要是叉孔的根部和側(cè)面的倒角位置，對(duì)于這兩個(gè)部位的應(yīng)力集中，可以通過(guò)增大叉孔的壁厚和增大側(cè)面的圓角半徑來(lái)改善。如圖4所示，叉孔的壁厚由148.5 mm沿內(nèi)側(cè)增加到178.5 mm，叉頭內(nèi)側(cè)部分形狀和尺寸發(fā)生改變，外形尺寸并無(wú)改變。用Solidworks對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行干涉檢測(cè)，發(fā)現(xiàn)無(wú)干涉發(fā)生，說(shuō)明此尺寸增大具有可行性。叉頭底部側(cè)面的兩個(gè)圓角半徑尺寸也要增大，上面的圓角半徑由10 mm增大到20 mm，下面的圓角半徑由22 mm增大到30 mm。

圖4 叉頭結(jié)構(gòu)改進(jìn)后二維圖Fig.4Two-dimensional figure of the fork after structure improvement

用ANSYS Workbench對(duì)改進(jìn)后的模型重新進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，對(duì)不同平衡系數(shù)下的叉頭最大等效應(yīng)力進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，并與結(jié)構(gòu)改進(jìn)前的進(jìn)行比較，得下表。

表4 叉頭結(jié)構(gòu)改進(jìn)前后叉頭最大等效應(yīng)力Tab.4Maximum equivalent stress of the force before and after structure improvement

叉頭結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，其最大等效應(yīng)力大幅下降，這說(shuō)明結(jié)構(gòu)改進(jìn)對(duì)叉頭的應(yīng)力集中有明顯的改善作用。

4 結(jié)論

(1)對(duì)軋機(jī)十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器進(jìn)行強(qiáng)度分析，不只建立了聯(lián)軸器的模型，而是建立聯(lián)軸器和接軸的整體模型，對(duì)其進(jìn)行整體研究，因?yàn)榻虞S對(duì)聯(lián)軸器影響很大。

(2)改變平衡方式可以大大減小接軸的撓度變形，從而改善聯(lián)軸器的受力情況，減小接軸對(duì)聯(lián)軸器的拉力和對(duì)十字軸的沖擊。

(3)無(wú)論改變平衡方式與否，叉頭上的最大等效應(yīng)力比十字軸的大的多，所以在萬(wàn)向聯(lián)軸器的使用過(guò)程中，叉頭容易出現(xiàn)破壞。

(4)聯(lián)軸器的叉頭和十字軸都存在應(yīng)力集中，叉頭結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，其應(yīng)力集中比較嚴(yán)重，叉頭的結(jié)構(gòu)改進(jìn)對(duì)其應(yīng)力集中有明顯的改善作用，并且提高了叉頭的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

［1］鄒家祥.軋鋼機(jī)械［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，1989.

［2］黃慶學(xué).軋鋼機(jī)械設(shè)計(jì)［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，2007.

［3］張顯，李友榮，王志剛，等.可逆式軋機(jī)十字軸式萬(wàn)向聯(lián)軸器輥端叉頭的有限元分析［J］.冶金設(shè)備，2004(04):12-14

［4］李友榮，劉鶯，劉安中，等.平衡力對(duì)大型軋機(jī)萬(wàn)向接軸應(yīng)力狀態(tài)的影響［J］.重型機(jī)械，2006 (5):32-34.

［5］吳文利.軋機(jī)主傳動(dòng)系統(tǒng)的強(qiáng)度及自激振動(dòng)研究［D］.武漢:武漢科技大學(xué)，2005:15-16.

［6］崔風(fēng)平，孫煒，劉彥春.中厚板生產(chǎn)與質(zhì)量控制［M］.北京:冶金工業(yè)出版社，2008.

［7］紀(jì)道穩(wěn)，王志剛，李友榮.滑塊式萬(wàn)向聯(lián)軸器和軋輥的裝配體有限元分析［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2011(10):30-32.

平衡方式對(duì)萬(wàn)向聯(lián)軸器強(qiáng)度影響的有限元分析

郭志強(qiáng)，徐澤璐

Finite element analysis of the influence of balance mode on universal coupling strength

GUO Zhi-qiang，XU Ze-lu
(Institute of Mechanical Engineering，Inner Mongolia University of Science and Technology，Baotou 014010，China)

Deformation and fracture exist during cross shaft universal coupling and universal spindle of heavy plate mill main driving system.After finite element analysis of two different balance modes on the whole model of universal coupling and universal spindle，including the analysis of the spindle deflection deformation and Static strength analysis of the whole model，the spindle deflection deformation and the coupling stress distribution are determined.Changing balance mode can reduce deflection deformation of the spindle，accordingly reducing the tension of the coupling and the impact of the cross shaft，which improves the force situation of the coupling.Fork structure improvement improves stress concentration existed on it and structure strength behaviors better.

Universal coupling;balance mode;deflection;finite element analysis;stress concentration;strength

TG333.15

A

1001-196X(2014)05-0083-04

2014-03-30;

2014-06-11

郭志強(qiáng)(1963-)，男，教授，碩士，研究方向:冶金設(shè)備強(qiáng)度分析。