成飛　劉玉濤

【摘 要】利用UG軟件建立雙面研磨機(jī)的關(guān)鍵部件傳動軸的三維CAD模型，并將該模型導(dǎo)入有限元分析軟件ANASYS中進(jìn)行有限元分析，從而優(yōu)化設(shè)計雙面研磨機(jī)的傳動軸。優(yōu)化最終結(jié)果表明傳動軸最大應(yīng)力減小了25.7Mpa，位移最大變形為0.033mm。優(yōu)化設(shè)計的結(jié)果能夠為此類雙面研磨機(jī)的改進(jìn)提供相對應(yīng)的幫助，具有一定的工程參考價值。

【關(guān)鍵詞】雙面研磨機(jī)；傳動軸；ANASYS；優(yōu)化設(shè)計

1.雙面研磨機(jī)分析部件三維造型

雙面研磨機(jī)多級齒輪傳動系統(tǒng)中的傳動軸的裝配結(jié)構(gòu)圖如圖1-1所示，傳動軸上端安裝有兩個齒輪和一個鏈輪，兩齒輪安裝在軸肩的上端，中間用套筒連接支撐，傳動軸立在平面軸承上，且傳動軸低端面與平面軸承的上半部分通過螺釘固定在一起，傳動軸的低端安裝有兩個滾動軸承，滾動軸承和鏈輪之間通過套筒豎直支撐，傳動軸與安裝低端的滾動軸承和平面軸承一起被固定在軸承座上，限制了傳動軸的上下和左右跳動。

圖1-1 傳動軸裝配結(jié)構(gòu)圖

2.有限元優(yōu)化分析

2.1傳動軸有限元分析參數(shù)設(shè)置

（1）定義單元類型和材料屬性

本文選10節(jié)點(diǎn)四面體單元PLANE92，因PLANE92單元不需要定義實常數(shù)，所以直接忽略實常數(shù)的定義。材料的彈性模量EX選擇2.02e5、泊松比PRXY選擇0.27和密度為7.85e3。

（2）定義邊界條件

傳動軸上有2個齒輪和一個鏈輪，在下軸肩出受鏈輪和軸套支撐，只能繞中心軸旋轉(zhuǎn)。在上軸肩受到兩個齒輪和軸套的重量，3個鍵槽上還有力和扭矩。

2.2傳動軸有限元結(jié)果分析

傳動軸的位移分布，X方向最大位移為0.26mm，處于軸頂端鍵槽口；Y方向最大位移為0.11mm，也是處于軸頂端鍵槽口；Z方向最大位移為0.03mm，處于軸端面；總位移最大值為0.281mm，處于鍵槽口處?？梢钥闯鰝鲃虞S在上端沒有任何固定防護(hù)措施的情況下，受到下面切向力和徑向力的共同作用，使傳動軸受到較大位移變形，長期處于這種工況下，傳動軸的疲勞壽命值將大大減小，很可能出現(xiàn)傳動軸崩斷的現(xiàn)象，這種現(xiàn)象在實際設(shè)備的使用中也得到證實，設(shè)備使用不到一年就出現(xiàn)了傳動軸的崩斷現(xiàn)象。所以為了防止傳動軸變形位移過大，必須對傳動軸上端進(jìn)行有效的優(yōu)化設(shè)計。

傳動軸的應(yīng)力分布，X方向最大應(yīng)力為181.802MPa，處于鍵槽內(nèi)側(cè)；Y方向最大應(yīng)力148.794MPa，處于鍵槽內(nèi)側(cè)；Z方向最大應(yīng)力為114.074MPa，處于上軸肩處；等效應(yīng)力最大應(yīng)力為206.323MPa，處于鍵槽內(nèi)側(cè)。傳動軸的應(yīng)力主要集中在鍵槽和軸肩處，而鍵槽內(nèi)側(cè)應(yīng)力集中最為明顯，雖然小于材料的最大安全許用應(yīng)力330MPa，但是實際優(yōu)化空間還是很大，應(yīng)力主要集中在鍵槽和軸肩處，對于軸肩處的應(yīng)力集中，在軸肩處倒一個內(nèi)凹的圓角，可以有效的去除軸肩處的應(yīng)力集中，為鍵槽內(nèi)側(cè)應(yīng)力，不能簡單的隨意的改變加深鍵槽的深度和增加鍵槽的長度，因為鍵槽過甚深或過長將會削減傳動軸的整體剛度，所以必須在一定安全范圍尺寸內(nèi)進(jìn)行選取。

2.3傳動軸結(jié)構(gòu)優(yōu)化

從上文的傳動軸靜力有限元分析可知，傳動軸在初始設(shè)計的情況下是不滿足設(shè)計要求的，傳動軸在設(shè)備中是豎直放置的，且只有下端與設(shè)備固定，所以位移自下至上不斷增大，最大出現(xiàn)在頂端。而最大應(yīng)力主要集中在鍵槽的內(nèi)側(cè)。為此傳動軸需要進(jìn)行兩方面的優(yōu)化，傳動軸的最大等效應(yīng)力和最大位移為優(yōu)化的兩個主要的優(yōu)化目標(biāo)，優(yōu)化的目標(biāo)還包括傳動軸的質(zhì)量。傳動軸的優(yōu)化如下：第一、結(jié)構(gòu)上的優(yōu)化第二、通過有限元軟件對傳動軸的鍵槽進(jìn)行尺寸優(yōu)化，降低應(yīng)力集中。

首先對傳動軸鍵槽尺寸進(jìn)行優(yōu)化，鍵槽的長和深對應(yīng)力影響最大，所以鍵槽的長度和深度是優(yōu)化的兩個變量因素，并考慮到鍵槽過大會降低整個傳動軸的剛度，根據(jù)剛度條件和鍵槽配合關(guān)系，鍵槽安全長度的范圍為24～26mm，深度的安全范圍為6～10mm，傳動軸參數(shù)化優(yōu)化的其它基本已知因素，如體積、質(zhì)量、應(yīng)力和最大位移都是可以借助上文進(jìn)行傳動軸靜力分析模型中直接導(dǎo)出。

（1）第一次結(jié)構(gòu)優(yōu)化

數(shù)據(jù)對比如表2-2所示，從表中由列表對比可知優(yōu)化后應(yīng)力得到了很大的優(yōu)化，質(zhì)量也有所減輕，但是位移卻反而增加，還是不能滿足設(shè)計要求。

表2-2 傳動軸優(yōu)化前后數(shù)據(jù)對比

（2）第二次結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了使傳動軸不會出現(xiàn)較大位移致使機(jī)器工作不穩(wěn)定，必須對傳動軸上端進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，在傳動軸的上端增加一個端蓋并且用螺紋固定，上端齒輪同時配合裝配設(shè)計一個內(nèi)凸臺使傳動軸和頂端齒輪固接在一起，可以有效的傳遞和分散傳動軸受到的切向力和徑向力，從而降低傳動軸的位移。由于該齒輪是配合機(jī)器升降，齒寬就是升降行程，嚙合齒寬只占齒寬的三分之一，所以中間內(nèi)凹對齒輪的剛度沒什么影響[5]。具體結(jié)構(gòu)優(yōu)化如圖2-3所示。

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圖2-3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化對比圖

通過兩次優(yōu)化設(shè)計，傳動軸最大應(yīng)力和最大位移都完全符合設(shè)計要求，從總位移圖中可知，最大位移出現(xiàn)在中間齒輪鍵槽出，因為中間齒輪為驅(qū)動齒輪，且傳動軸上端沒有下端固定穩(wěn)定，所以得出的結(jié)果是符合實際情況的；而從等效應(yīng)力圖中可知，應(yīng)力集中區(qū)域減小，且集中應(yīng)力值得到降低，鍵槽的優(yōu)化效果明顯。兩次傳動軸的優(yōu)化顯著的提高了其性能和穩(wěn)定性，為工廠的設(shè)備改進(jìn)提供了可靠的理論指導(dǎo)和優(yōu)化數(shù)據(jù)。

3.結(jié)論

對傳動軸參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計，得出最優(yōu)的鍵槽的長和深，并比較傳動軸優(yōu)化前后的應(yīng)力、位移和質(zhì)量的變化。從對比結(jié)果可知，最大應(yīng)力減小了25.7Mpa，得到明顯的優(yōu)化，而位移卻反而有所增加了0.034mm，此結(jié)果并不理想，為此進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，在軸連接的齒輪上部設(shè)置內(nèi)凹結(jié)構(gòu)，原先在外部固定的軸改為內(nèi)嵌在齒輪內(nèi)部，降低軸的左右擺動，對傳動軸進(jìn)行靜力學(xué)分析，對比優(yōu)化前后的結(jié)果可知，位移降到了0.033mm得到了明顯優(yōu)化，完全符合了設(shè)計要求，最大位移出現(xiàn)在鍵槽內(nèi)側(cè)，并且最大值遠(yuǎn)小于初始值，應(yīng)力分布也得到了一定的優(yōu)化。通過兩次的優(yōu)化設(shè)計，使雙面研磨機(jī)的傳動軸滿足了設(shè)計和工作要求。

參考文獻(xiàn)：

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