張詩健， 李衛(wèi)民

（遼寧工業(yè)大學 機械工程與自動化學院，遼寧 錦州 121001）

0 引 言

主軸是單繩礦井提升機重要的承載和傳動部件，其設計的好壞對礦井提升機的安全運轉和使用壽命都有著直接影響。由于單繩礦井提升機主軸的工況較多且受力復雜等特點，在傳統(tǒng)的手工強度、剛度校核中總存在精度差、驗算周期長等問題。本文采用ANSYS分析軟件可準確快速完成地主軸校核工作，結合疲勞分析Fatigue模塊計算主軸的疲勞壽命，為主軸的結構強度及疲勞評估提供依據。

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。單繩礦井提升機主軸呈典型階梯分布，且通過切向鍵將扭矩傳遞給卷筒。主軸三維實體如圖1所示。完成實體創(chuàng)建后，將零件圖保存為.x_t格式并導入ANSYS軟件［1］。

圖1 主軸三維實體

2 主軸有限元分析的前處理

2.1 選擇單元類型及定義材料屬性

本文采用具有20個節(jié)點的Solid95單元，此單元能夠容許不規(guī)則形狀，不會降低精確性，且具有塑性、大變形及大應變的能力。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，本文采用自由網格劃分。同時通過調整單元尺寸提高自由分網精度低的問題。主軸的有限元網格劃分如圖2所示，其共計108 615個單元，157 280個節(jié)點。

圖2 主軸的有限元網格劃分

主軸兩端采用調心滾子軸承支撐。根據實際工作情況分析，將游動卷筒端施加徑向、軸向移動約束，固定卷筒端只施加徑向移動約束。同時限制聯軸器端面的轉動自由度［2］。

2.3 施加載荷

本文假設鋼絲繩為外側固定且出繩角為0°。主軸工作時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主軸產生的扭矩作用。

由于主軸工況較多，本文針對4個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單元在構件中心部位建立一個節(jié)點；然后跟其他受力節(jié)點分別形成多根剛性梁；最后將載荷加到中心節(jié)點上面，即通過剛性梁傳遞載荷。

3 主軸的靜強度分析

加載求解后依次讀入對應4個典型工況的載荷步文件，并結合ANSYS軟件的通用后處理器查看主軸的等效應力及綜合位移云圖。各工況下主軸的最大等效應力、綜合位移及位置見表1。工況一的等效應力云圖見圖3，綜合位移云圖見圖4。

表1 各工況下主軸的最大等效應力、綜合位移及位置

圖3 工況一的等效應力云圖

圖4 工況一的綜合位移云圖

主軸強度和剛度校核：從表1可以看出4種典型工況下最大等效應力位置都在左軸承臺階處，且最大等效應力值皆在75.6～110.9 MPa之間；最大綜合位移則都出現在軸的中部，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，取其安全系數為2，則許用應力約為177.5 MPa，而主軸的最大等效應力值為110.9 MPa，即軸的強度符合第四強度理論要求。主軸的許用撓度由經驗公式計算為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。許用撓度經驗公式為f=L/3000，其中f為主軸許用撓度，L為主軸軸長。

4 主軸的疲勞壽命分析

4.1 疲勞分析過程

1）輸入零件S-N曲線。根據應力集中系數、尺寸系數、表面質量系數及加載方式修正材料 的 S-N 曲 線［3］。主軸零件的S-N曲線數據見表2。

表2 主軸零件的S-N曲線數據

2）指定應力位置。由主軸靜強度分析結果可知，主軸的危險位置為左軸承臺階處，即137 363節(jié)點。

3）提取指定節(jié)點的應力值。由表1可知，137 363節(jié)點的最大應力值位于工況一，而最小應力值位于工況三。本文從以上兩個工況對應的結果文件中依次提取137 363節(jié)點6個分量的應力值。

4）設置事件重復次數。由于主軸是提升機承載的重要部件，需要將主軸設計為無限壽命。本文參照主軸材料45鋼設置重復次數為107，即高周疲勞極限循環(huán)次數。

4.2 疲勞結果分析

在Fatigue模塊中，主軸的疲勞壽命由實際使用次數體現，而實際使用次數由最終累計損傷系數決定。主軸的疲勞結果分析如圖5所示。圖5表明，最終累計損傷系數k=1，說明主軸的實際使用次數至少大于45鋼的高周疲勞極限循環(huán)次數，也說明主軸的設計比較可靠，符合主軸使用壽命為無限壽命的設計要求。

圖5 主軸的疲勞結果分析

5 結語

本文針對主軸工況較多等特點，采用多載荷步加載法實現主軸的靜強度分析。同時采用Fatigue模塊計算主軸的疲勞壽命。分析結果與主軸常見損壞位置基本吻合，并驗證了主軸的強度和剛度均滿足要求，實際使用壽命也符合主軸無限壽命的設計要求。主軸的有限元分析提高了計算精度，縮短了驗算周期，并為主軸的進一步優(yōu)化與改進奠定了基礎。

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

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

［3］ 閆洋洋.減震器筒整形沖孔一體機的設計與研究［D］.錦州：遼寧工業(yè)大學，2014.