陳偉超，曹海軍，陳 偉

無錫中糧工程科技有限公司 (無錫 214035)

2017-09-11

糧食公益性行業(yè)專項(xiàng)(項(xiàng)目編號：201513003-02)

陳偉超，男，1984年出生，工程師，主要從事的糧油加工機(jī)械的設(shè)計和研究工作。

膠輥礱谷機(jī)主軸的設(shè)計與優(yōu)化

陳偉超，曹海軍，陳 偉

無錫中糧工程科技有限公司 (無錫 214035)

目前國內(nèi)外碾米裝備在注重單位能耗的同時，加快了節(jié)能減耗技術(shù)的研究。膠輥礱谷機(jī)作為稻谷脫殼加工的關(guān)鍵裝備，其性能的好壞將直接影響后續(xù)成品米的出米率。本文以膠輥礱谷機(jī)的節(jié)能減損為背景，通過對關(guān)鍵部件的理論設(shè)計研究，再進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計，以提高膠輥礱谷機(jī)在使用過程中的穩(wěn)定性，達(dá)到減少稻谷脫殼過程的損失，降低能源消耗的目的。

膠輥礱谷機(jī)；主軸；有限元分析；優(yōu)化設(shè)計

糧油加工裝備是糧油產(chǎn)業(yè)發(fā)展的基礎(chǔ)和必要條件，是實(shí)現(xiàn)節(jié)能節(jié)糧的核心主體。通過對膠輥礱谷機(jī)實(shí)際使用過程中的研究我們發(fā)現(xiàn)，單位時間內(nèi)開機(jī)關(guān)機(jī)的次數(shù)頻繁，所消耗的電能就越大；設(shè)備自身出現(xiàn)的故障率越高，導(dǎo)致糙米破碎數(shù)量越多；所以，膠輥礱谷機(jī)運(yùn)行過程中的穩(wěn)定性是節(jié)能節(jié)糧的一個很重要因素。

ANSYS軟件是世界范圍內(nèi)增長最快應(yīng)用最廣的計算機(jī)輔助工程(CAE)軟件，可以進(jìn)行力場、電場、磁場、流體、聲場、結(jié)構(gòu)分析于一體化分析計算。本文通過對膠輥礱谷機(jī)關(guān)鍵部件的理論設(shè)計研究，并借助有限元軟件ANSYS，對膠輥礱谷機(jī)主軸的相關(guān)設(shè)計參數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證，分析正常工作時最大應(yīng)力情況下所能承受的拉伸變形和最大拉應(yīng)力能否滿足工作要求。如果主軸的最大應(yīng)力大于許用應(yīng)力，必將會降低傳動機(jī)構(gòu)的使用時限，增加設(shè)備的故障率。

1 主軸的設(shè)計計算

1.1軸徑設(shè)計計算

軸的直徑可按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行估算，軸的材料選用45號鋼，由《機(jī)械設(shè)計手冊》查得材料的力學(xué)性能為：抗拉強(qiáng)度δb=600 N/mm2。

由理論研究得知：主軸的輸入功率PC=5.5 kW，軸的轉(zhuǎn)速n=210 r/min，計算作用到主軸上功率的計算公式如下：

P=PC/KA

(1)

式中：PC為輸入功率，kW；P為軸傳遞的額定功率，kW；KA為工作情況系數(shù)。查普通V帶工作情況系數(shù)表取KA=1.0，通過公式(1)計算得出P=5.5 kW。

由功率計算主軸軸徑的計算公式如下：

(2)

式中：d為軸的直徑，mm；P為軸傳遞的額定功率，kW；n為軸的轉(zhuǎn)速，r/min；C為材料系數(shù)[33]，查表取C=110(因軸的轉(zhuǎn)速較高，取大值)。由公式(2)計算出軸的輸入端直徑d≥35 mm，考慮軸端有一鍵槽，加大5%，所以軸的輸入端直徑取40 mm。

1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

求作用在軸上的力和扭矩，必須要先確定軸的受載大小、方向、作用點(diǎn)和支撐位置，主軸的受力圖見圖1。取軸徑處(安裝滾動軸承處)為40 mm，其余均按5 mm放大，即安裝傳動輪處軸徑為45 mm。其中，皮帶的向心力計算公式如下：

F1=mω2r

(3)

傳動輪傳遞扭矩公式為：

(4)

式中：P為軸傳遞的額定功率，kW；n為傳動輪的轉(zhuǎn)速，r/min。其中P=5.5 kW、n=210 r/min，由公式(4)計算出T=250 N·m。

皮帶拉力的計算公式為：

F2=T/L

(5)

式中：T為傳動輪傳遞扭矩，N·m；L為傳動輪半徑，m。其中，傳動輪傳遞的扭矩由公式(4)可知T=250 N·m，傳動輪的半徑L為0.3 m，由公式(5)計算出F2=833 N。

主軸的受力情況見圖1，由以上計算得出，主軸在靜態(tài)最大的受力F=F1+F2=4.5×103N，該受力情況為膠輥礱谷機(jī)主軸的有限元分析提供了數(shù)據(jù)支持。

圖1 主軸的受力圖

1.3主軸的強(qiáng)度校核

根據(jù)主軸受力情況分析，選取I為危險截面進(jìn)行驗(yàn)算，受力簡圖見圖2。

圖2 主軸的受力簡圖

在截面I處的彎矩計算公式為：

(6)

式中：F1為傳動輪的向心力，N；F2為皮帶拉力，N；L為力作用點(diǎn)到截面I的距離，m。

由上述內(nèi)容可知，傳動輪的向心力F1為3.62×103N，F(xiàn)2為833 N，根據(jù)主軸長度設(shè)計要求，L取0.08 m。將上述參數(shù)代入公式(6)，由公式(6)計算出M=178.1×103N·mm。

按彎扭合成強(qiáng)度計算軸徑，計算公式如下：

(7)

式中：M為截面I處彎矩，N·mm；T為截面I處扭矩，N·mm；α為校正系數(shù)，主軸為單向旋轉(zhuǎn)，取α=0.6；[σ-1b]為軸的許用彎曲應(yīng)力，由45號鋼抗拉強(qiáng)度σb=600 N/mm2，查《機(jī)械設(shè)計手冊》取[σ-1b]=60 N/mm2。

將扭矩T=250 N·m=250×103N·mm，M=178.1×103N·mm代入式(7)，可得d≥35 mm。

對主軸進(jìn)行強(qiáng)度校核：計算公式如下

(8)

式中：d1為主軸管內(nèi)直徑，取d1=0 mm；為主軸管外直徑，取d=35 mm；T為截面I處扭矩，N·mm，取T=250×103N·mm；[τ]為軸的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計手冊》45號鋼取[τ]=40 N/mm2。經(jīng)過驗(yàn)算，取d=35 mm時，主軸的許用應(yīng)力τ=29.696 N/mm2<[τ]，因此，該軸徑滿足設(shè)計要求。

2 主軸的有限元建模

2.1主軸的有限元模型

要使用ANSYS軟件對主軸進(jìn)行分析，必須先建立主軸的有限元模型。采用ANSYS仿真軟件對模型進(jìn)行靜力學(xué)分析是基于實(shí)際的工況運(yùn)行條件進(jìn)行的，需要將傳動輪一起考慮。主軸模型的構(gòu)建有3種方式：利用ANSYS提供的繪圖功能進(jìn)行繪制；使用新版CAD軟件所提供的強(qiáng)大繪圖功能進(jìn)行圖形繪制；利用Pro/E繪制實(shí)體模型，將實(shí)體模型導(dǎo)入到ANSYS中，并簡化實(shí)體模型；第三章主軸的實(shí)體模型已經(jīng)繪制完成，可以采用導(dǎo)入方式進(jìn)行有限元分析。

2.2材料屬性定義

選擇單元的類型是材料屬性定義的第一步，定義網(wǎng)格的類型決定了用什么形狀的微元來離散主軸。Ansys15.0包括桿、梁、板、殼、實(shí)體等200種單元可供選擇。主軸分析選用的是solid92實(shí)體單元。

主軸選用的材料是45號鋼，故在ANSYS中設(shè)定泊松比為0.34，力學(xué)性能為：彈性模量2.06×1011Pa，材料密度為7.8×103kg/m3。

2.3網(wǎng)格劃分建立有限元模型

在完成模型設(shè)計及材料屬性定義后，就可以對實(shí)體模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分是進(jìn)行有限元數(shù)值模擬分析至關(guān)重要的一步，它的工作量大，要求設(shè)計人員綜合考慮的問題很多，其中網(wǎng)格劃分的質(zhì)量直接決定后續(xù)仿真計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。在網(wǎng)格劃分時應(yīng)考慮網(wǎng)格密度、網(wǎng)格質(zhì)量、單元階次、網(wǎng)格疏密、網(wǎng)格分界面和分界點(diǎn)等因素同時，還有兼顧網(wǎng)格布局、位移協(xié)調(diào)性、節(jié)點(diǎn)和單元編號等條件。本文采用ANSYS15.0映射網(wǎng)格劃分網(wǎng)格，相對于自由網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格整齊質(zhì)量要高，計算精度高且不影響計算速度；轉(zhuǎn)動軸的實(shí)體模型滿足映射網(wǎng)格對建模的輔助線等要求，這里選擇ANSYS自動生成的映射網(wǎng)格。

2.4定義約束和施加載荷

在估計了主軸受力情況以后，利用導(dǎo)入的主軸的有限元分析模型，施加合理的約束條件，即可計算出主軸的最大應(yīng)力和最大變形量，進(jìn)而完成主軸的強(qiáng)度校核。

(1)定義約束

在本分析中，主軸通過軸承和傳動輪聯(lián)結(jié)，加強(qiáng)板通過支撐套固定主軸，并與設(shè)備主體連接。主軸做靜力學(xué)分析時的位移邊界條件要求約束三維單元全部節(jié)點(diǎn)的3個方向的自由度。因此主軸進(jìn)行移動自由度的約束，施加軸承端徑向移動約束。由于主軸的軸向是由軸肩軸承提供約束的，所以在軸肩處施加了軸向移動約束。

(2)施加載荷

主軸與軸承及傳動輪之間均采用過渡配合。傳動輪在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下，其主要的動力來源是傳動輪所產(chǎn)生的離心力，需要重點(diǎn)分析。根據(jù)膠輥礱谷機(jī)的使用工況，分析主軸的靜態(tài)受力。由于連接板固定，主軸徑向位移為0，并施加離心力載荷。

3 分析計算與結(jié)果

計算主軸在旋轉(zhuǎn)狀態(tài)離心應(yīng)力后，得出了主軸的強(qiáng)度校核及等效應(yīng)力云圖。

圖3 主軸的最大應(yīng)力云圖

圖4 主軸的最大變形量云圖

圖3即主軸的最大受力云圖，由于離心力的作用，主軸產(chǎn)生變形，藍(lán)色代表應(yīng)力較小的節(jié)點(diǎn)，紅色代表應(yīng)力較大的節(jié)點(diǎn)，顏色的不同反映出每個節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力情況，并反映在主軸的實(shí)體模型上。從應(yīng)力圖上可以看出，主軸紅色位置產(chǎn)生的最大應(yīng)力為20.485 MPa，許用應(yīng)力[τ]=40 MPa，仿真結(jié)果中的最大應(yīng)力值小于45鋼的許用應(yīng)力，因此滿足設(shè)計條件，這與公式計算關(guān)于軸徑的強(qiáng)度校核的結(jié)果一致。

圖4即主軸的變形量應(yīng)變云圖，藍(lán)色代表應(yīng)力較小的應(yīng)變量，紅色代表應(yīng)力較大的應(yīng)變量，各部分的變形量及變形量的數(shù)值可以在圖上清楚的觀察出來。如下圖所示，最大應(yīng)變發(fā)生在主軸中間段，變形量為0.023 751 mm，相對于軸的長度和軸徑大小，該變形量對主軸的運(yùn)動不會有顯著的影響。

4 小結(jié)

在對主軸的軸徑計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計和強(qiáng)度校核的基礎(chǔ)上，對膠輥礱谷機(jī)的主軸進(jìn)行了有限元分析，得到了主軸的應(yīng)力云圖和應(yīng)變云圖。由主軸的應(yīng)力云圖可知，在傳動輪的作用力下，軸承與傳動輪位置的階梯軸處存在出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象，最大應(yīng)力值小于45號鋼的許用應(yīng)力，能夠滿足設(shè)計和使用要求。本文對膠輥礱谷機(jī)主軸的設(shè)計進(jìn)行了理論研究，并進(jìn)行有限元分析和優(yōu)化設(shè)計，以提高膠輥礱谷機(jī)在使用過程中的穩(wěn)定性，達(dá)到減少稻谷脫殼過程的損失，降低能源消耗的目的。

Thedesignandimprovementofprincipalaxisofrubber-rollerricehusker

Chen Weichao, Cao Haijun, Chen Wei

Wuxi COFCO Engineering & Technology Co., Ltd. (Wuxi 214035)

Nowadays, we not only pay attention to the unit energy consumption of rice milling equipment at home and abroad but also accelerate the research on energy conservation and consumption reduction technology. As the pivotal equipment of rice hulling and process, the rubber-roller rice husker’s performance will directly affect the milled rice rate of subsequent product. Based on the energy-saving and loss-cutting of rubber-roller rice husker, the finite element analysis and optimization design were conducted to improve the stability of rubber-roller rice husker in use, reducing losses of rice hulling process, lowering energy consumption through the theoretical design and study of key components.

rubber-roller rice husker; main shaft; finite element analysis; optimization design

TS210.3

B

1672-5026(2017)05-080-03