基于Solidworks Simulation收卷機卷筒主軸的疲勞分析

李繼松

(北京機械工業自動化研究所，北京 100120)

0 引言

卷筒主軸是鋼鐵冶金行業收卷機重要零件之一，設計中除考慮其應力強度和變形大小滿足設計和使用要求外，疲勞也是導致主軸斷裂的主要原因之一。主軸是在交變應力下工作的，這種交變載荷長時間作用使材料某處尤其是邊界面上首先出現裂紋，持續加載會導致部分或全部裂紋萌生，產品的抵抗能力不斷惡化，最終發生破壞。疲勞斷裂與靜載荷下的斷裂不同，疲勞斷裂時不產生明顯的塑性變形。設計人員以往在設計階段通常使用簡單計算來估計產品的壽命，而實際產品壽命由于受各種因素影響，只有通過產品樣試驗才能得到。但這種方法成本大，也不十分準確。因此，在產品設計階段利用有效的軟件進行仿真分析以優化設計，提高產品壽命是一種既科學又經濟的方法。

1 主軸的建模

參照現有鍍鋅生產線中使用的收卷機主軸圖，采用基于特征的完全程序法通過旋轉、拉伸等操作建模。主軸結構如圖1所示。主軸后段在齒輪箱中，由兩對軸承承受作用在軸上的全部載荷，大軸承處軸徑300mm，兩軸承之間用鍵固定一個大齒輪，用來傳遞經電機傳遞變速后的扭矩，齒輪分度圓直徑974mm，法向模10mm，齒數95，螺旋角12.8o，重397kg。主軸前端開8個軸向槽，用于連接T型槽，通過扇形板，滑錐套移動實現漲縮，支撐鋼卷。軸前端最大直徑380mm，軸整體為空心結構。因結構復雜，對一些倒角及小孔進行簡化。

圖1 主軸的結構圖

圖2 主軸的應力圖解

2 靜態分析

疲勞分析必須基于完整的結構研究的結果，利用靜態分析的結果作為失效判斷的參考。

1)主軸為鍛件，材料選合金鋼SS，其中彈性模量E=210GPa，泊松比0.28，屈服強度為620MPa，張力強度為724MPa。

2）設置邊界條件，考慮主軸前端為雙列圓錐輥子軸承，尾部為調心輥子軸承，對兩軸承處施加軸承約束，雙列圓錐輥子軸承處施加軸向約束，對軸的前段施加轉動約束。

3）加載條件：對梯形槽施加卷重290000N，其中加入鋼帶張力的合力37500N和扇形板、滑錐套重量。齒輪處施加徑向力6373N，軸向力1197N，圓周力2585N，齒輪重397kg，扭矩39750Nm。施加主軸自重1790kg。

4）求解，使用高品質單元創建網格，整體單元網格大小61.4877mm，單元數為18539個，節總數32113個，解算器為FFEPlus算法，對模型進行靜態分析。求解結果如圖2、圖3所示。最大位移量0.1098mm，最大應力為94515584N/m2，位于齒輪外側，低于屈服應力620421998N/m2。

圖3 主軸的位移圖解

圖4 主軸的疲勞S-N曲線

3 疲勞分析

疲勞壽命是指疲勞失效以前材料所承受的應力或應變的循環次數。Solidworks Simulation軟件高周疲勞分析是基于應力-壽命（S-N）方法的，其疲勞計算的結果與S-N曲線直接相關，S-N曲線反映導致疲勞失效所需的應力水平與循環次數的對應關系。曲線數據是經過精心拋光制作并無任何宏觀裂紋的光滑試件通過試驗得出來的。實際使用過程中的構件由于各種加工缺陷，如夾渣、氣泡、鍛造、熱處理等，含有這種缺陷的構件承受交變載荷作用時，表面裂紋會立即開始擴展，最后導致破壞。另外材料表面質量、環境質量也是疲勞損壞的重要因素。

創建分析算例，選擇材料的疲勞S-N曲線（圖4），插值選用雙對數，應力比率R=-1。添加事件中循環周期1000，確定疲勞屬性恒定振幅事件交互作用為隨意交互作用，計算交替應力的手段設定為對等應力（von Mises），平均應力糾正為無，運行疲勞分析，損壞圖解和生命圖解分別如圖4所示。損壞百分比10.01，壽命1001000周期，滿足使用要求。

圖5 主軸的損壞百分比圖解

圖6 主軸的生命總數圖解

4 結論

本文介紹了一種基于Solidworks Simulation收卷機卷筒主軸的疲勞分析方法，先對收卷機主軸進行靜力分析，得到應力強度、最大變形等主要數據，然后通過疲勞算例計算出使用百分比和生命總數，得出主軸的損壞及使用壽命等相關數據，為開收卷卷筒設計提供了可靠的理論依據。

[1]結構疲勞強度設計.中國機械工程手冊(第1版)[M].北京:機械工業出版社.1996.

[2]張一心,徐必勇.基于Solidworks Simulation的液壓破碎錘釬桿優化及疲勞分析[J].CAE仿真.2009(12):66-67.