礦用閥門執(zhí)行器箱體的結構強度分析與優(yōu)化

劉旭，劉芥群，陳俊志，田玉祥

（蘇州市職業(yè)大學，江蘇 蘇州 215104）

0 引言

閥門執(zhí)行器廣泛應用于煤礦工程中的排水、通風、抽采、灑水等管道中，主要包括箱體、端蓋、行星齒輪、蝸輪蝸桿、電動機等結構[1]。其中箱體是用來支撐閥門執(zhí)行器的傳動部件，閥門執(zhí)行器在工作時，傳動部件會給箱體施加力的作用，因此箱體結構必須具備足夠的強度[2-3]。結構輕量化是在保證結構強度足夠的前提下盡可能地減輕產品質量，從而改善產品性能、降低成本[4-5]。圖1所示為某型號礦用閥門執(zhí)行器，本文通過對現(xiàn)有鑄鋁閥門執(zhí)行器的箱體進行分析，改進了箱體的局部結構，替代了原有箱體材料，建立了新的閥門執(zhí)行器箱體模型并進行了有限元分析,最終通過計算結果驗證了設計的可行性。

圖1 礦用閥門執(zhí)行器

1 閥門執(zhí)行器傳動部件理論計算

閥門執(zhí)行器工作時，箱體所受的力主要來自傳動部分，為了確保執(zhí)行器工作可靠性，保證箱體的強度，必須對傳動結構逐一進行理論計算和強度分析。根據直齒輪、蝸輪蝸桿的參數(shù)及輸入轉矩，依次計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），依據此參數(shù)計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 蝸輪蝸桿的理論計算

如表2所示，為蝸輪蝸桿的參數(shù)，根據此參數(shù)計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。

根據上述計算，所得結果如表3所示。

表3 直齒輪、蝸輪蝸桿力的計算

2 閥門執(zhí)行器箱體結構強度計算

目前市場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

導入ANSYS 有限元計算，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、軸向力來添加載荷，計算結果如圖3、圖4所示，最大變形為0.018 mm，最大應力為27.027 MPa，而鑄鋁材料的極限變形為5 mm，極限應力為255 MPa。

圖3 原閥門執(zhí)行器箱體的變形

圖4 原閥門執(zhí)行器箱體的應力

由此可見，此閥門執(zhí)行器的箱體結構強度足夠，并且富余很多，對比結果如表4所示。

表4 分析結果的比較

3 塑料箱體結構強度計算

由表4可得，材料為鑄鋁時，結構強度富余很多，為了降低生產成本，可選用生產成本低的塑料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。通過有限元計算得到最大變形為0.558 mm、最大應力為25.13 MPa、最大應變?yōu)?%，分別如圖5、圖6、圖7所示。

圖5 材料為塑料時的形變

圖6 材料為塑料時的應力

圖7 材料為塑料時的應變

塑料結構屈服應力為26 MPa，然而計算出塑料箱體的最大應力為25.13 MPa，通過對比箱體結構強度不足，表5為塑料材料箱體結構的參數(shù)。

表5 塑料件材料ASTM參數(shù)

4 塑料箱體結構局部優(yōu)化

經過計算，當材料為塑料時，塑料結構屈服應力為26 MPa，如表5所示，計算出所設計的閥門執(zhí)行器塑料箱體最大應力為25.13 MPa，通過對比可知箱體結構強度不足。

通過反復研究發(fā)現(xiàn)，主要問題出現(xiàn)在箱體軸承殼部分，該處承擔較大載荷，在箱體軸承殼的后面加一個厚度為5 mm的加強筋，如圖8所示，對此結構重新進行有限元計算。如圖9、圖10、圖11所示，最大變形為0.093 mm，最大應力為7 MPa，最大應變?yōu)?.35%。相對于最大應力26 MPa，此結構完全滿足強度要求。

圖8 添加加強筋的模型

圖9 添加后的形變

圖10 添加后的應力

圖11 添加后的應變

5 塑料箱體結構輕量化設計

為了縮減生產成本，在滿足強度的基礎上把側壁厚度減薄，再次進行有限元分析。

減薄的三維模型如圖12所示，將原來的7.5 mm縮減到3.5 mm，質量從1.25 kg減為1.05 kg，質量減輕了16%。分析結果為：圖13最大變形為0.11 mm，圖14最大應力為6.39 MPa，圖15最大應變?yōu)?.3%。將計算結果與表5對比后可知，該結構滿足強度要求。

圖12 減薄后的模型

圖13 減薄后的形變

圖14 減薄后的應力

圖15 減薄后的應變

6 結論

1）通過有限元分析可知，閥門執(zhí)行器箱體材料為鋁時的箱體結構強度最大應力為27 MPa，遠低于鑄鋁強度極限255 MPa。材料為鋁時，箱體結構強度充足，將材料替換為塑料ABS后進行有限元分析。

2）為了加強塑料箱體結構強度，在軸承殼的后面添加5 mm加強筋結構，再次進行ANSYS有限元分析，并驗證改進設計的可行性。

3）為了減少生產成本，在滿足強度的基礎下將側壁減薄，通過有限元計算優(yōu)化后，結構滿足強度要求，質量減輕16%，大大降低了生產成本。