劉旭，劉芥群，陳俊志，田玉祥

（蘇州市職業(yè)大學(xué)，江蘇 蘇州 215104）

0 引言

閥門執(zhí)行器廣泛應(yīng)用于煤礦工程中的排水、通風(fēng)、抽采、灑水等管道中，主要包括箱體、端蓋、行星齒輪、蝸輪蝸桿、電動(dòng)機(jī)等結(jié)構(gòu)[1]。其中箱體是用來(lái)支撐閥門執(zhí)行器的傳動(dòng)部件，閥門執(zhí)行器在工作時(shí)，傳動(dòng)部件會(huì)給箱體施加力的作用，因此箱體結(jié)構(gòu)必須具備足夠的強(qiáng)度[2-3]。結(jié)構(gòu)輕量化是在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度足夠的前提下盡可能地減輕產(chǎn)品質(zhì)量，從而改善產(chǎn)品性能、降低成本[4-5]。圖1所示為某型號(hào)礦用閥門執(zhí)行器，本文通過(guò)對(duì)現(xiàn)有鑄鋁閥門執(zhí)行器的箱體進(jìn)行分析，改進(jìn)了箱體的局部結(jié)構(gòu)，替代了原有箱體材料，建立了新的閥門執(zhí)行器箱體模型并進(jìn)行了有限元分析,最終通過(guò)計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證了設(shè)計(jì)的可行性。

圖1 礦用閥門執(zhí)行器

1 閥門執(zhí)行器傳動(dòng)部件理論計(jì)算

閥門執(zhí)行器工作時(shí)，箱體所受的力主要來(lái)自傳動(dòng)部分，為了確保執(zhí)行器工作可靠性，保證箱體的強(qiáng)度，必須對(duì)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)逐一進(jìn)行理論計(jì)算和強(qiáng)度分析。根據(jù)直齒輪、蝸輪蝸桿的參數(shù)及輸入轉(zhuǎn)矩，依次計(jì)算出直齒輪和蝸輪蝸桿的圓周力、徑向力、軸向力。

1.1 直齒輪的載荷計(jì)算

已知大小齒輪模數(shù)、壓力角、齒數(shù)等基本參數(shù)（如表1），依據(jù)此參數(shù)計(jì)算齒輪的圓周力及徑向力。

表1 直齒輪參數(shù)

式中：Ft為圓周力，N；T為轉(zhuǎn)矩，N·m；d為分度圓直徑，mm；

Fr為徑向力，N；a為壓力角，（°）。

1.2 蝸輪蝸桿的理論計(jì)算

如表2所示，為蝸輪蝸桿的參數(shù)，根據(jù)此參數(shù)計(jì)算蝸輪蝸桿的圓周力、軸向力、徑向力。

表2 蝸輪蝸桿參數(shù)

1）蝸桿。

圓周力Ft1=2000T1/d1=43.33 N；

軸向力FX1=2000T2/d2=530.4 N；

徑向力Fr1=FX1tan ax=199.8 N。

其中：Ft1為蝸桿圓周力，N；FX1為蝸桿軸向力，N；Fr1為蝸桿徑向力，N。

2）蝸輪。

分度圓直徑d2=mz2=52.5 mm；

圓周力Ft2=FX1=530.4 N；

軸向力FX2=Ft1=43.33 N；

徑向力Fr2=FX2tan ax=96.43 N。

式中：Ft2為蝸輪圓周力，N；FX2為蝸輪軸向力，N；Fr2為蝸輪徑向力，N。

根據(jù)上述計(jì)算，所得結(jié)果如表3所示。

表3 直齒輪、蝸輪蝸桿力的計(jì)算

2 閥門執(zhí)行器箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算

目前市場(chǎng)上大部分礦用閥門執(zhí)行器的材料為鑄鋁，在CATIA建模軟件里建立箱體的三維模型，如圖2所示。

圖2 原閥門執(zhí)行器箱體模型

導(dǎo)入ANSYS 有限元計(jì)算，材料為鋁，鋁的彈性模量為71 GPa，密度為2.77×103kg·m3，泊松比為0.33，根據(jù)表3所示的直齒輪、蝸輪蝸桿所受的圓周力、徑向力、軸向力來(lái)添加載荷，計(jì)算結(jié)果如圖3、圖4所示，最大變形為0.018 mm，最大應(yīng)力為27.027 MPa，而鑄鋁材料的極限變形為5 mm，極限應(yīng)力為255 MPa。

圖3 原閥門執(zhí)行器箱體的變形

圖4 原閥門執(zhí)行器箱體的應(yīng)力

由此可見(jiàn)，此閥門執(zhí)行器的箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度足夠，并且富余很多，對(duì)比結(jié)果如表4所示。

表4 分析結(jié)果的比較

3 塑料箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算

由表4可得，材料為鑄鋁時(shí)，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度富余很多，為了降低生產(chǎn)成本，可選用生產(chǎn)成本低的塑料ABS材料替代，塑料ABS的參數(shù)：彈性模量為2.39 GPa，密度1100 kg/m3，泊松比為0.399。通過(guò)有限元計(jì)算得到最大變形為0.558 mm、最大應(yīng)力為25.13 MPa、最大應(yīng)變?yōu)?%，分別如圖5、圖6、圖7所示。

圖5 材料為塑料時(shí)的形變

圖6 材料為塑料時(shí)的應(yīng)力

圖7 材料為塑料時(shí)的應(yīng)變

塑料結(jié)構(gòu)屈服應(yīng)力為26 MPa，然而計(jì)算出塑料箱體的最大應(yīng)力為25.13 MPa，通過(guò)對(duì)比箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足，表5為塑料材料箱體結(jié)構(gòu)的參數(shù)。

表5 塑料件材料ASTM參數(shù)

4 塑料箱體結(jié)構(gòu)局部?jī)?yōu)化

經(jīng)過(guò)計(jì)算，當(dāng)材料為塑料時(shí)，塑料結(jié)構(gòu)屈服應(yīng)力為26 MPa，如表5所示，計(jì)算出所設(shè)計(jì)的閥門執(zhí)行器塑料箱體最大應(yīng)力為25.13 MPa，通過(guò)對(duì)比可知箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足。

通過(guò)反復(fù)研究發(fā)現(xiàn)，主要問(wèn)題出現(xiàn)在箱體軸承殼部分，該處承擔(dān)較大載荷，在箱體軸承殼的后面加一個(gè)厚度為5 mm的加強(qiáng)筋，如圖8所示，對(duì)此結(jié)構(gòu)重新進(jìn)行有限元計(jì)算。如圖9、圖10、圖11所示，最大變形為0.093 mm，最大應(yīng)力為7 MPa，最大應(yīng)變?yōu)?.35%。相對(duì)于最大應(yīng)力26 MPa，此結(jié)構(gòu)完全滿足強(qiáng)度要求。

圖8 添加加強(qiáng)筋的模型

圖9 添加后的形變

圖10 添加后的應(yīng)力

圖11 添加后的應(yīng)變

5 塑料箱體結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)

為了縮減生產(chǎn)成本，在滿足強(qiáng)度的基礎(chǔ)上把側(cè)壁厚度減薄，再次進(jìn)行有限元分析。

減薄的三維模型如圖12所示，將原來(lái)的7.5 mm縮減到3.5 mm，質(zhì)量從1.25 kg減為1.05 kg，質(zhì)量減輕了16%。分析結(jié)果為：圖13最大變形為0.11 mm，圖14最大應(yīng)力為6.39 MPa，圖15最大應(yīng)變?yōu)?.3%。將計(jì)算結(jié)果與表5對(duì)比后可知，該結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。

圖12 減薄后的模型

圖13 減薄后的形變

圖14 減薄后的應(yīng)力

圖15 減薄后的應(yīng)變

6 結(jié)論

1）通過(guò)有限元分析可知，閥門執(zhí)行器箱體材料為鋁時(shí)的箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度最大應(yīng)力為27 MPa，遠(yuǎn)低于鑄鋁強(qiáng)度極限255 MPa。材料為鋁時(shí)，箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度充足，將材料替換為塑料ABS后進(jìn)行有限元分析。

2）為了加強(qiáng)塑料箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，在軸承殼的后面添加5 mm加強(qiáng)筋結(jié)構(gòu)，再次進(jìn)行ANSYS有限元分析，并驗(yàn)證改進(jìn)設(shè)計(jì)的可行性。

3）為了減少生產(chǎn)成本，在滿足強(qiáng)度的基礎(chǔ)下將側(cè)壁減薄，通過(guò)有限元計(jì)算優(yōu)化后，結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求，質(zhì)量減輕16%，大大降低了生產(chǎn)成本。