基于Ansys有限元仿真采棉機(jī)齒輪箱中間軸的強(qiáng)度分析

魏 敏，張宏文，朱 洪

WEI Min,ZHANG Hong-wen,ZHU Hong

（石河子大學(xué) 機(jī)械電氣工程學(xué)院，石河子 832000）

0 引言

我國作為生產(chǎn)棉花的大國，隨著采棉機(jī)的廣泛推廣和技術(shù)改進(jìn)，機(jī)采棉含雜率的問題和棉花質(zhì)量等級(jí)的問題已基本得到解決。中間軸系統(tǒng)是采棉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部件，它的作用是把電動(dòng)機(jī)動(dòng)力經(jīng)中間軸系統(tǒng)齒輪箱變速，傳到采棉頭滾筒和水平摘錠上，保證采棉機(jī)的正常工作。

采棉頭齒輪箱中間軸系統(tǒng)的主要作用是傳遞電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力，把動(dòng)力經(jīng)齒輪傳遞給采摘滾筒和摘錠，保證采棉機(jī)的正常工作。中間軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)，加工制造工藝流程及裝配時(shí)的精度都會(huì)影響中間軸系統(tǒng)的可靠性。采棉機(jī)在工作過程中，中間軸的所受應(yīng)力是隨采摘滾筒負(fù)載大小變化的交變應(yīng)力，如果中間軸長(zhǎng)時(shí)間處在交變應(yīng)力的作用下，中間軸容易產(chǎn)生疲勞破壞，而且破壞部位常發(fā)生在應(yīng)力集中的部位，因此在正常工作狀況下受力的不穩(wěn)定及突變，都會(huì)引起中間軸的失效。一旦中間軸發(fā)生失效斷裂，就會(huì)影響到中間軸上其他零部件的正常工作狀況，降低中間軸系統(tǒng)工作精度，縮短其他零部件的使用壽命。

本文通過傳統(tǒng)的理論計(jì)算方法得到中間軸在工作過程中的載荷數(shù)據(jù)，并對(duì)中間軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核，利用ansys有限元軟件對(duì)中間軸進(jìn)行仿真分析，得出在工作狀態(tài)下中間軸的應(yīng)力云圖和變形云圖，對(duì)ansys的云圖和理論計(jì)算方法進(jìn)行對(duì)比分析，分析中間軸易發(fā)生破壞的部位，為中間軸的設(shè)計(jì)和制造工藝提供參考。

1 中間軸系統(tǒng)工作過程分析

1.1 中間軸系統(tǒng)的裝配圖

在Solidworks環(huán)境下，利用工作界面里的草圖、特征及參數(shù)化建模方式，可以很方便的構(gòu)建中間軸系統(tǒng)的主要零部件：中間軸、53齒輪、離合連接盤、23齒輪、壓力彈簧和軸承的三維實(shí)體模型。再利用Solidworks裝配功能插入和配合，完成中間軸系統(tǒng)的裝配圖，中間軸系統(tǒng)的裝配圖如圖1所示。

圖1 中間軸系統(tǒng)的裝配圖

1.2 中間軸系統(tǒng)的工作過程

根據(jù)研究可知壓力彈簧是通過一定預(yù)壓緊力裝配在中間軸系統(tǒng)中，大齒輪的作用是把電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞給主軸，并帶動(dòng)離合連接盤轉(zhuǎn)動(dòng)，離合連接盤再帶動(dòng)小齒輪運(yùn)動(dòng)，小齒輪最終把動(dòng)力傳遞給采摘滾筒，大齒輪在通過齒輪加速最終把動(dòng)力傳到摘錠上。采棉機(jī)正常工作時(shí)，采摘滾筒所需動(dòng)力小，離合連接盤軸向分力和脫開力始終小于預(yù)緊力，所以離合連接盤始終不脫開，采棉機(jī)正常工作。

當(dāng)采摘滾筒出現(xiàn)堵塞或負(fù)載過載時(shí)，采摘滾筒保持正常工作所需的動(dòng)力增大，需要電動(dòng)機(jī)輸出更大的功率，大齒輪獲得的功率增大，傳遞給離合連接盤扭矩增大，此時(shí)離合連接盤在軸向分力增大，當(dāng)離合連接盤軸向分力和脫開力大于正常工作時(shí)彈簧的壓緊力時(shí)，小齒輪軸向移動(dòng)壓緊彈簧，離合連接盤脫開。大齒輪和主軸空轉(zhuǎn)，切斷傳遞給小齒輪的動(dòng)力，采摘滾筒停止工作，保護(hù)小齒輪及后面的傳動(dòng)裝置，離合連接盤脫開起到過載保護(hù)的作用。此時(shí)采棉機(jī)繼續(xù)前進(jìn)，當(dāng)采摘滾筒繞開時(shí)，離合連接盤在壓力彈簧的壓力下，推動(dòng)小齒輪下移，使離合連接盤嚙合，采棉機(jī)又正常工作。

中間軸是中間軸系統(tǒng)的核心部件，工作條件要求高，受力情況復(fù)雜，在正常工作情況下同時(shí)受到彎矩和扭矩的共同作用。如果中間軸發(fā)生失效，會(huì)影響中間軸上其他零部件的工作性能，降低整個(gè)采棉機(jī)的運(yùn)動(dòng)精度，縮短所有零部件的使用壽命。

當(dāng)采棉機(jī)正常工作時(shí)，離合連接盤處于嚙合狀態(tài)，正常傳遞動(dòng)力，此時(shí)傳遞的扭矩較小。當(dāng)離合連接盤處于剛要脫開的臨界點(diǎn)時(shí)，離合連接盤此時(shí)傳遞的扭矩最大，軸向分力也最大，當(dāng)軸向分力大于或等于彈簧推力和離合連接盤的脫開力時(shí)，離合連接盤脫開，切斷動(dòng)力傳遞，小齒輪停止工作，大齒輪與中間軸結(jié)合部位所受的彎矩和扭矩最大。

大齒輪傳遞的扭矩可按下式計(jì)算：

2 中間軸的有限元仿真分析

2.1 建立有限元模型

為了減少有限元分析過程，在中間軸幾何尺寸不變的情況下，可以忽略倒角和圓角等結(jié)構(gòu)。從零件圖中可知中間軸的材料為冷拉六角鋼10-26/40cr，經(jīng)過熱處理和表面氧化處理。大齒輪的材料也為40cr，經(jīng)過熱處理和表面氧化處理，中間軸和大齒輪的材料屬性如表1所示。網(wǎng)格的劃分會(huì)影響到有限元分析精度，采用四面體網(wǎng)格solid95劃分法對(duì)中間軸和大齒輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分，建立的有限元模型如圖2所示。

圖2 模型網(wǎng)格劃分

2.2 施加載荷及邊界條件

大齒輪的中間孔為六邊形，中間軸的截面為六邊形，中間軸和大齒輪利用過盈配合進(jìn)行裝配，大齒輪通過扭矩把動(dòng)力傳給中間軸，當(dāng)離合連接盤達(dá)到剛要脫開的臨界點(diǎn)時(shí)，大齒輪傳遞的扭矩為T=32.8N.m，給中間軸和大齒輪的裝配體施加載荷，并限制中間軸在兩端軸承處的X、Y和Z方向的自由度。通過Ansys解算器求解運(yùn)算，可以得到中間軸在外載荷作用下的應(yīng)力云圖、位移云圖如圖3、圖4所示。

圖3 中間軸的應(yīng)力云圖

圖4 中間軸的位移云圖

通過分析中間軸的應(yīng)力云圖可知中間軸的應(yīng)力最大值在軸邊緣（與大齒輪接合處），最大值為21.528 MPa。查設(shè)計(jì)手冊(cè)可知軸的許用彎曲應(yīng)力35 MPa，故軸的強(qiáng)度滿足要求。

從位移云圖可知中間軸變形最大位置在軸邊緣(與大齒輪接合處)，其值為9.6×10-3mm，中間軸其他部位的變形很小，軸兩端位移最小。大齒輪的法面模數(shù)mn=4.23mm，軸的允許撓度：

y=(0.01～0.03)mm=(0.0423～0.1269)mm>9.6×10-3mm，故軸的剛度滿足要求。

3 中間軸的強(qiáng)度校核

3.1 中間軸的強(qiáng)度計(jì)算

當(dāng)采棉機(jī)正常工作時(shí)，離合連接盤處于嚙合狀態(tài)，正常傳遞動(dòng)力，此時(shí)傳遞的扭矩較小。當(dāng)離合連接盤處于剛要脫開的臨界點(diǎn)時(shí)，離合連接盤此時(shí)傳遞的扭矩最大，軸向分力也最大，當(dāng)軸向分力大于彈簧推力和離合連接盤的脫開力時(shí)，離合連接盤脫開，切斷動(dòng)力傳遞，小齒輪停止工作，大齒輪與中間軸結(jié)合部位所受的彎矩和扭矩最大。

大齒輪傳遞的扭矩可按下式計(jì)算：

1）作出中間軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖

根據(jù)中間軸的結(jié)構(gòu)，把中間軸當(dāng)作簡(jiǎn)支梁，支點(diǎn)取在軸兩端的軸承處，作出中間軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖，如圖5(a)所示。

圖5 中間軸的受力分析及彎矩、扭矩圖

2）求作用在中間軸上的外力和支反力

中間軸在離合連接盤剛脫開的臨界點(diǎn)時(shí)，動(dòng)力切斷小齒輪停止轉(zhuǎn)動(dòng)，離合連接盤空套在軸，所以中間軸所受的外力有作用在大齒輪上圓周力Ft和徑向力Fr，作用在軸上的扭矩T，將作用在中間軸上的力向水平面和垂直面分解，然后再分別計(jì)算。

1）垂直面上的支反力（如圖5(b)所示）

2)水平面上的支反力（如圖5(c)所示）

3）作彎矩圖

(1)垂直面上截面B左側(cè)的彎矩（如圖5(b)所示）

(2)水平面上截面B左側(cè)的彎矩（如圖5(c)所示）

(3)合成彎矩圖（如圖5(d)所示）

把垂直面和水平面的彎矩按矢量合成起來，其大小為：

4）作扭矩圖（如圖5(e)所示）

5）對(duì)中間軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核

中間軸在正常工作時(shí)，中間軸傳遞的扭矩較小，當(dāng)采摘滾筒負(fù)載過大時(shí)，中間軸傳遞扭矩增大，導(dǎo)致離合連接盤脫開，小齒輪停止轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)截面B處所受的彎矩和扭矩最大，故截面B為軸的危險(xiǎn)截面。中間軸單向轉(zhuǎn)動(dòng)，取α=0.6。中間軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，查設(shè)計(jì)手冊(cè)的[σ]=70Mpa。

中間軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為：

所以中間軸的強(qiáng)度滿足要求。

3.2 中間軸的剛度計(jì)算

中間軸的彎曲剛度用撓度y及偏轉(zhuǎn)角θ來度量。中間軸受集中載荷和扭矩的共同作用，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得出其撓度計(jì)算公式為：其中M為扭矩，E為彈性模量，I為慣性矩，l為支點(diǎn)間距，

所以中間軸滿足剛度要求。

4 結(jié)論

利用ansys有限元分析軟件對(duì)中間軸系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到中間軸在工作狀態(tài)下的應(yīng)力分布圖和位移分布圖，結(jié)合理論計(jì)算結(jié)果得出中間軸的危險(xiǎn)部位，進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證了ansys有限元分析方法的正確性，兩種方法研究的結(jié)果是一致的，結(jié)果表明中間軸在實(shí)際工況下的危險(xiǎn)部位發(fā)生在與大齒輪嚙合部位，其分析結(jié)果對(duì)中間軸系統(tǒng)的設(shè)計(jì)和校核有重要指導(dǎo)意義。通過分析計(jì)算結(jié)果表明中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，各性能參數(shù)滿足強(qiáng)度、剛度要求。

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