TDTG50×28提升機(jī)頭輪主軸校核

〔山東天鵝棉業(yè)機(jī)械股份有限公司，山東濟(jì)南250032〕

斗式提升機(jī)是一種固定裝置的機(jī)械輸送設(shè)備，主要用于顆粒狀及小塊物料的連續(xù)垂直提升，可廣泛應(yīng)用于各種規(guī)模的飼料廠、面粉廠、米廠及糧庫、港口碼頭等散裝物料的提升。

在棉花加工廠，棉籽的提升也是必不可少的一個(gè)環(huán)節(jié)，其中就會(huì)用到斗式提升機(jī)。斗式提升機(jī)的質(zhì)量好壞及使用壽命直接影響生產(chǎn)環(huán)節(jié)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)。為此，斗式提升機(jī)整體及部件的設(shè)計(jì)、制造也很重要。

筆者針對(duì)斗式提升機(jī)應(yīng)用于棉花加工廠情況下，其關(guān)鍵零部件頭輪主軸的設(shè)計(jì)尺寸是否合格進(jìn)行校核。

一、產(chǎn)品分析及建模

1.選取TDTG50×28提升機(jī)，高度約29 m，頭尾輪中心距28 m，采用皮帶傳動(dòng)；畚斗型號(hào)為DQ2816，采用高密度聚乙烯材料，材料密度取0.95 g/mm3，間距280 mm；采用BWD5-17-18.5擺線針輪減速機(jī)，通過聯(lián)軸器連接主軸，額定輸出轉(zhuǎn)速n=88 r/min，額定輸出轉(zhuǎn)矩T=1 842.13 N·m；

2.頭輪結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 頭輪結(jié)構(gòu)示意圖

3.主軸承受的壓力，主要為頭輪筒、支撐板、錐套、棉籽、畚斗、皮帶等構(gòu)成的合力F。經(jīng)計(jì)算，頭輪筒重20 kg，支撐板及錐套重34 kg，皮帶重133.6 kg，畚斗合計(jì)102.5 kg，棉籽重量185.5 kg，合計(jì)約475.6 kg，另畚斗螺栓等若干。取總重500 kg，即F=mg=5 000 N（本文取重力加速度g=10 m/s2）

二、主軸受力分析、計(jì)算

主軸受力情況如圖2所示。

圖2 主軸受力分析示意圖

A、D分別為軸承處對(duì)主軸的支反力FA、FD，垂直向上；B、C處為主軸承受的壓力FB、FC，垂直向下主軸左端采用聯(lián)軸器與減速機(jī)相連，承受扭矩T主軸承受彎扭合成作用力，采用第三強(qiáng)度理論進(jìn)行校核建立坐標(biāo)系，以A點(diǎn)為原點(diǎn)（0，0），則B點(diǎn)為（150，0），C點(diǎn)為（345，0），D點(diǎn)為（510，0），另兩處危險(xiǎn)截面，左側(cè)軸臺(tái)階處E（46，0），右側(cè)軸臺(tái)階處F（464，0）

1.先求FA、FB、FC、FD，針對(duì)A和D點(diǎn)，彎矩平衡

得：FA=2 573.5 N，F(xiàn)B=2 500 N，F(xiàn)C=2 500 N，F(xiàn)D=2 426.5 N

2.，于主軸中心處任取一點(diǎn)P（x，0）則

計(jì)算并畫彎矩圖、扭矩圖，如圖3所示。

圖3 軸的載荷分布圖

危險(xiǎn)截面為三處：

計(jì)算C點(diǎn)（345，0）處，彎矩Mc=400 367 N·mm，軸徑d=φ65 mm；

左側(cè)軸臺(tái)階處E（46，0），彎矩ME=118 381 N·mm，軸徑d=φ60 mm；

右側(cè)軸臺(tái)階處F（464，0），彎矩MF=111 619 N·mm，軸徑d=φ60 mm；

扭矩可近似于減速機(jī)輸出扭矩，T=1 842.13N·m=1 842 130 N·mm。

3.主軸承受彎扭合成應(yīng)力，根據(jù)第三強(qiáng)度理論校核軸的強(qiáng)度

即

彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力σ可視為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，減速機(jī)輸出所產(chǎn)生的扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力τ可視為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力。此時(shí)，取α=0.6，

式中：σca——軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa

M——軸所受的彎矩，N·mm

T——軸所受的扭矩，N·mm

[σ-1]——對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。45#鋼在毛坯直徑小于200 mm時(shí)，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的條件下，取[σ-1]=60 MPa。

將數(shù)值代入公式，得：

σC=43.62 MPa＜60 MPa，符合材料使用要求；

σE=52.45 MPa＜60 MPa，符合材料使用要求；

σF=52.41 MPa＜60 MPa，符合材料使用要求。

三、校核軸的疲勞強(qiáng)度

1.軸采用45#，調(diào)質(zhì)處理。則查手冊(cè)得知，彎曲疲勞極限σ-1=275 MPa，抗拉疲勞極限σB=640 MPa，剪切疲勞極限τ-1=155 MPa，屈服疲勞極限σS=355 MPa。其中：σa—彎曲應(yīng)力幅

σm—平均彎曲應(yīng)力，當(dāng)對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力時(shí)σm=0，當(dāng)脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)σm=σa=σ0/2

τa—扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅

τm—平均扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力時(shí)τm=τa=τ0/2

疲勞強(qiáng)度計(jì)算公式：

經(jīng)分析，雖然鍵槽、軸肩等引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但因?yàn)檩S的最小直徑是按照彎扭強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A、D、F處均無需校核。截面B、C兩處應(yīng)力較大，但應(yīng)力集中不大（鍵槽及過盈配合引起的應(yīng)力集中均在錐套兩端），且此處軸的直徑最大，故截面B、C兩截面也不需要校核。

在截面E處（46，0），即臺(tái)階處，彎矩、扭矩均較大，且軸肩影響疲勞強(qiáng)度，故截面E處為疲勞危險(xiǎn)截面，需校核。

在截面G處（106，0），即錐套左側(cè)面，彎矩、扭矩均較大，且過盈配合配合影響疲勞強(qiáng)度，故截面G處為疲勞危險(xiǎn)截面，需校核。

2.在E（46，0）處

抗彎截面系數(shù)

抗扭截面系數(shù)

彎矩

扭矩

截面上的彎曲應(yīng)力

截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

取軸的材料的敏性系數(shù)為：

所以有效應(yīng)力集中系數(shù)按公式計(jì)算為：

選取尺寸系數(shù)εσ=0.68，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)ετ=0.81，軸按照精車加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為βσ=βτ=0.90，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即βq=1，按公式計(jì)算綜合系數(shù)為：

又碳鋼的特性系數(shù)

φσ=0.1-0.2，取φσ=0.1

φτ=0.05-0.1，取φτ=0.05

故，計(jì)算安全系數(shù)Sca數(shù)值，按照公式：

所以截面E處從疲勞壽命方面計(jì)算是安全的。

3.在G（106，0）處

抗彎截面系數(shù)

抗扭截面系數(shù)

彎矩M=FAL=2 573.5×106=272 791 N·mm

扭矩T=1 842.13N·m=1 842 130 N·mm

截面上的彎曲應(yīng)力

截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

所以綜合系數(shù)為：

故，計(jì)算安全系數(shù)Sca數(shù)值，按照公式：

所以截面G處從疲勞壽命方面計(jì)算也是安全的。

四、總結(jié)

依據(jù)第三強(qiáng)度理論及疲勞壽命計(jì)算，符合材料使用要求、設(shè)計(jì)規(guī)范、疲勞壽命等要求。

本設(shè)備無大的瞬時(shí)過載，及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。

因篇幅原因，本篇略去采用ANSYS Workbench軟件仿真計(jì)算過程。

至此，TDTG50x28提升機(jī)頭輪主軸尺寸合理，試制可行?！?/p>