基于ANSYS的單繩礦井提升機(jī)主軸靜強(qiáng)度與疲勞分析

張?jiān)娊。?李衛(wèi)民

（遼寧工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，遼寧 錦州 121001）

0 引 言

主軸是單繩礦井提升機(jī)重要的承載和傳動(dòng)部件，其設(shè)計(jì)的好壞對(duì)礦井提升機(jī)的安全運(yùn)轉(zhuǎn)和使用壽命都有著直接影響。由于單繩礦井提升機(jī)主軸的工況較多且受力復(fù)雜等特點(diǎn)，在傳統(tǒng)的手工強(qiáng)度、剛度校核中總存在精度差、驗(yàn)算周期長(zhǎng)等問(wèn)題。本文采用ANSYS分析軟件可準(zhǔn)確快速完成地主軸校核工作，結(jié)合疲勞分析Fatigue模塊計(jì)算主軸的疲勞壽命，為主軸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及疲勞評(píng)估提供依據(jù)。

1 主軸有限元模型的建立

由于ANSYS軟件的造型能力較弱，且不適合快速生成圓角等特征，本文采用SolidWorks完成主軸的建立。單繩礦井提升機(jī)主軸呈典型階梯分布，且通過(guò)切向鍵將扭矩傳遞給卷筒。主軸三維實(shí)體如圖1所示。完成實(shí)體創(chuàng)建后，將零件圖保存為.x_t格式并導(dǎo)入ANSYS軟件［1］。

圖1 主軸三維實(shí)體

2 主軸有限元分析的前處理

2.1 選擇單元類(lèi)型及定義材料屬性

本文采用具有20個(gè)節(jié)點(diǎn)的Solid95單元，此單元能夠容許不規(guī)則形狀，不會(huì)降低精確性，且具有塑性、大變形及大應(yīng)變的能力。主軸選材為45鋼，彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3，密度為7.85 g/cm3，屈服極限為355 MPa。

2.2 劃分網(wǎng)格及施加約束

由于主軸模型具有圓角、切向鍵等特征，本文采用自由網(wǎng)格劃分。同時(shí)通過(guò)調(diào)整單元尺寸提高自由分網(wǎng)精度低的問(wèn)題。主軸的有限元網(wǎng)格劃分如圖2所示，其共計(jì)108 615個(gè)單元，157 280個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖2 主軸的有限元網(wǎng)格劃分

主軸兩端采用調(diào)心滾子軸承支撐。根據(jù)實(shí)際工作情況分析，將游動(dòng)卷筒端施加徑向、軸向移動(dòng)約束，固定卷筒端只施加徑向移動(dòng)約束。同時(shí)限制聯(lián)軸器端面的轉(zhuǎn)動(dòng)自由度［2］。

2.3 施加載荷

本文假設(shè)鋼絲繩為外側(cè)固定且出繩角為0°。主軸工作時(shí)所受的正常載荷主要包括3部分：1）垂直方向上的集中力。纏繞在卷筒上的鋼絲繩重量、安裝在主軸上的各零部件及主軸的自身重量。2）水平方向上的集中力。未纏繞在卷筒上的鋼絲繩拉力。3）扭矩。未纏繞在卷筒上的鋼絲繩拉力對(duì)主軸產(chǎn)生的扭矩作用。

由于主軸工況較多，本文針對(duì)4個(gè)典型工況采用多載荷步加載法完成載荷的施加。其中垂直和水平方向上的集中力均視為加載到各自輪轂中心的集中力。扭矩的施加則首先使用MPC184單元在構(gòu)件中心部位建立一個(gè)節(jié)點(diǎn)；然后跟其他受力節(jié)點(diǎn)分別形成多根剛性梁；最后將載荷加到中心節(jié)點(diǎn)上面，即通過(guò)剛性梁傳遞載荷。

3 主軸的靜強(qiáng)度分析

加載求解后依次讀入對(duì)應(yīng)4個(gè)典型工況的載荷步文件，并結(jié)合ANSYS軟件的通用后處理器查看主軸的等效應(yīng)力及綜合位移云圖。各工況下主軸的最大等效應(yīng)力、綜合位移及位置見(jiàn)表1。工況一的等效應(yīng)力云圖見(jiàn)圖3，綜合位移云圖見(jiàn)圖4。

表1 各工況下主軸的最大等效應(yīng)力、綜合位移及位置

圖3 工況一的等效應(yīng)力云圖

圖4 工況一的綜合位移云圖

主軸強(qiáng)度和剛度校核：從表1可以看出4種典型工況下最大等效應(yīng)力位置都在左軸承臺(tái)階處，且最大等效應(yīng)力值皆在75.6～110.9 MPa之間；最大綜合位移則都出現(xiàn)在軸的中部，且最大綜合位移值在0.642～0.727 mm之間。主軸材料45鋼的最大屈服極限為355 MPa，取其安全系數(shù)為2，則許用應(yīng)力約為177.5 MPa，而主軸的最大等效應(yīng)力值為110.9 MPa，即軸的強(qiáng)度符合第四強(qiáng)度理論要求。主軸的許用撓度由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算為1.82 mm，而主軸的最大綜合位移值為0.727 mm，亦符合主軸的剛度要求。許用撓度經(jīng)驗(yàn)公式為f=L/3000，其中f為主軸許用撓度，L為主軸軸長(zhǎng)。

4 主軸的疲勞壽命分析

4.1 疲勞分析過(guò)程

1）輸入零件S-N曲線。根據(jù)應(yīng)力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面質(zhì)量系數(shù)及加載方式修正材料 的 S-N 曲 線［3］。主軸零件的S-N曲線數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。

表2 主軸零件的S-N曲線數(shù)據(jù)

2）指定應(yīng)力位置。由主軸靜強(qiáng)度分析結(jié)果可知，主軸的危險(xiǎn)位置為左軸承臺(tái)階處，即137 363節(jié)點(diǎn)。

3）提取指定節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值。由表1可知，137 363節(jié)點(diǎn)的最大應(yīng)力值位于工況一，而最小應(yīng)力值位于工況三。本文從以上兩個(gè)工況對(duì)應(yīng)的結(jié)果文件中依次提取137 363節(jié)點(diǎn)6個(gè)分量的應(yīng)力值。

4）設(shè)置事件重復(fù)次數(shù)。由于主軸是提升機(jī)承載的重要部件，需要將主軸設(shè)計(jì)為無(wú)限壽命。本文參照主軸材料45鋼設(shè)置重復(fù)次數(shù)為107，即高周疲勞極限循環(huán)次數(shù)。

4.2 疲勞結(jié)果分析

在Fatigue模塊中，主軸的疲勞壽命由實(shí)際使用次數(shù)體現(xiàn)，而實(shí)際使用次數(shù)由最終累計(jì)損傷系數(shù)決定。主軸的疲勞結(jié)果分析如圖5所示。圖5表明，最終累計(jì)損傷系數(shù)k=1，說(shuō)明主軸的實(shí)際使用次數(shù)至少大于45鋼的高周疲勞極限循環(huán)次數(shù)，也說(shuō)明主軸的設(shè)計(jì)比較可靠，符合主軸使用壽命為無(wú)限壽命的設(shè)計(jì)要求。

圖5 主軸的疲勞結(jié)果分析

5 結(jié)語(yǔ)

本文針對(duì)主軸工況較多等特點(diǎn)，采用多載荷步加載法實(shí)現(xiàn)主軸的靜強(qiáng)度分析。同時(shí)采用Fatigue模塊計(jì)算主軸的疲勞壽命。分析結(jié)果與主軸常見(jiàn)損壞位置基本吻合，并驗(yàn)證了主軸的強(qiáng)度和剛度均滿足要求，實(shí)際使用壽命也符合主軸無(wú)限壽命的設(shè)計(jì)要求。主軸的有限元分析提高了計(jì)算精度，縮短了驗(yàn)算周期，并為主軸的進(jìn)一步優(yōu)化與改進(jìn)奠定了基礎(chǔ)。

［1］ 郭培紅，張素梅，朱建安.基于SolidWorks和ANSYS的支架頂梁應(yīng)力分析［J］.礦山機(jī)械，2013（3）：28-31.

［2］ 曹靜，龔憲生.基于ANSYS軟件的礦井提升機(jī)主軸的數(shù)值模擬［J］.機(jī)械制造，2008（3）：18-20.

［3］ 閆洋洋.減震器筒整形沖孔一體機(jī)的設(shè)計(jì)與研究［D］.錦州：遼寧工業(yè)大學(xué)，2014.