基于ANSYS的傳動軸零件靜力學(xué)分析

摘? 要：傳動軸是機(jī)械中重要的零件，其設(shè)計(jì)強(qiáng)度的高低直接影響著機(jī)械產(chǎn)品的質(zhì)量和壽命。傳統(tǒng)的機(jī)械設(shè)計(jì)方法估算的結(jié)果比較粗略，對于應(yīng)力集中的位置以及應(yīng)力大小難以做出精確的判斷。以鍛壓機(jī)輔助沖孔結(jié)構(gòu)中的傳動軸零件為例，運(yùn)用ANSYS有限元分析軟件對傳動軸進(jìn)行了位移和等效應(yīng)力分析，確定了傳動軸的最大位移和最大等效應(yīng)力的位置及具體數(shù)值。分析結(jié)果驗(yàn)證了傳動軸的可靠性。有限元法的應(yīng)用為軸類零件以及機(jī)械產(chǎn)品整體結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：ANSYS有限元分析;傳動軸;強(qiáng)度校核

中圖分類號：TH112;TP242? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：2096-4706（2020）06-0143-04

Abstract：Transmission shaft is an important part of machinery，and its design strength directly affects the quality and service life of mechanical products. The results of traditional mechanical design method are rough，so it is difficult to make accurate judgment for the location of stress concentration and stress size. Taking the driving shaft part in the auxiliary punching structure of forging press as an example，the displacement and equivalent stress of the driving shaft are analyzed by using ANSYS finite element software，and the position and specific value of the maximum displacement and equivalent stress of the driving shaft are determined. The analysis results verify the reliability of the transmission shaft. The application of the finite element method provides a theoretical basis for the optimization of the whole structure of shaft parts and mechanical products.

Keywords：ANSYS finite element analysis;transmission shaft;strength check

0? 引? 言

為提高自由鍛壓機(jī)制坯時(shí)的沖孔效率，圣陽機(jī)械有限公司設(shè)計(jì)人員對液壓機(jī)進(jìn)行了改造，自行設(shè)計(jì)了擺沖結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

為了更準(zhǔn)確地進(jìn)行強(qiáng)度校核，縮短設(shè)計(jì)周期，降低生產(chǎn)成本，該公司與本校合作，對擺沖結(jié)構(gòu)中的重要零件進(jìn)行了靜力學(xué)分析，本文以該結(jié)構(gòu)中的傳動軸為例介紹軸類零件的靜力學(xué)分析過程。傳動軸主要用來傳遞轉(zhuǎn)矩，其性能的好壞直接決定了扭矩的輸出[1]，本結(jié)構(gòu)中的傳動軸及軸上零件結(jié)構(gòu)如圖2所示。該傳動軸不僅輸送動力，同時(shí)也將液壓馬達(dá)產(chǎn)生的扭矩波動傳遞給后續(xù)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，從而導(dǎo)致傳動系統(tǒng)產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)變，產(chǎn)生一定的扭轉(zhuǎn)變形[2]，對擺沖結(jié)構(gòu)擺動過程的平穩(wěn)性和安全性影響極大。

1? 有限元建模

1.1? 實(shí)體模型的建立

由于軸的結(jié)構(gòu)形狀較為復(fù)雜，為減小有限元分析成本和規(guī)模，在保證計(jì)算精度的前提下，對其進(jìn)行了一些簡化處理。

（1）軸端的螺紋結(jié)構(gòu)為懸出部分，齒輪在螺紋的上部，在工作過程中螺紋部分幾乎不受扭矩的作用，故將下端的螺紋結(jié)構(gòu)去除。

（2）傳動軸軸肩處的倒角主要是便于拆裝軸上零件，對于軸工作時(shí)的受力影響極小，其結(jié)構(gòu)不會影響到分析計(jì)算結(jié)果，故將軸肩處的所有倒角去除[3]。而臺階根部的圓角能有效減小應(yīng)力集中，所以保留所有圓角結(jié)構(gòu)。傳動軸的幾何模型如圖3所示。

1.2? 網(wǎng)格劃分

傳動軸的材料采用45鋼，其彈性模量為2×1011 Pa，泊松比為0.3，屈服強(qiáng)度為335 MPa。

由于軸的結(jié)構(gòu)形狀較為復(fù)雜，故采用適用性強(qiáng)的10節(jié)點(diǎn)四面體單元模擬軸的結(jié)構(gòu)。通過試算，離散化時(shí)單元邊長取5.0 mm，采用均勻劃分網(wǎng)格的方式，離散化后共有92 200個單元，133 352個節(jié)點(diǎn)。有限元模型如圖4所示。

1.3? 邊界條件和載荷處理

該傳動軸兩軸頸處裝有支撐座，支撐座固定在液壓機(jī)本體上，軸的一端開有花鍵孔，與液壓馬達(dá)連接輸入轉(zhuǎn)矩，另一端安裝齒輪，軸上零件及安裝位置如圖5所示。

通過連接分析，在徑向、軸向和環(huán)向施加邊界約束分別為：

（1）傳動軸兩支撐座通過中間套筒與傳動軸連接，所以在與兩支撐座接觸的傳動軸外圓周面處施加徑向約束。

（2）兩支撐座中與花鍵孔軸段連接的支撐座軸向剛度大，所以在花鍵孔軸段的臺階面上施加軸向約束。

（3）環(huán)向約束施加在與齒輪配合的軸段端面上。

由工作情況已知傳動軸所受扭矩T=81 573 N·mm。齒輪處的徑向載荷為Fr=538.4 N，切向載荷Ft=1 483.0 N。

花鍵所受的扭矩T是由花鍵凸齒的工作面?zhèn)鬟f的。在分析時(shí)，把扭矩簡化成等價(jià)的節(jié)點(diǎn)集中力，施加在花鍵孔小徑圓周面的各個節(jié)點(diǎn)上。其具體加載命令流如下：

M_Z=81573? ? ? ? ? ?！ 扭矩（N-mm）

CSYS，1? ? ? ? ? ? ? ！ 選擇整體柱坐標(biāo)系

ASEL，S，LOC，X，d2/2? ?！ 選擇花鍵小徑圓柱面

ASEL，R，LOC，Z，0，47

NSLA，S，1? ? ? ? ? ? ！ 選擇花鍵小徑圓柱面上的節(jié)點(diǎn)

NROTAT，ALL? ? ? ? ！ 將節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換到柱坐標(biāo)系

*GET，Nnod，NODE，0，COUNT ！ 確定花鍵小徑圓柱面上的節(jié)點(diǎn)數(shù)

F_Y=2*M_Z/（d2*Nnod）? ? ！ 計(jì)算等效切向力

F，ALL，F(xiàn)Y，F(xiàn)_Y? ? ? ? ? ? ！ 施加節(jié)點(diǎn)切向力

ALLSEL，ALL

平鍵的兩側(cè)面是工作面，上表面與輪轂上的鍵槽底部之間留有間隙，鍵的上、下表面為非工作面。工作時(shí)靠鍵與鍵槽側(cè)面的擠壓把扭矩傳遞給齒輪。故切向載荷Ft是按表面力施加在鍵槽的側(cè)面上。

徑向載荷Fr應(yīng)該施加在軸與齒輪相配合的軸段的半外圓柱面上，但這樣處理比較麻煩。有限元分析時(shí)是把它簡化成面力施加在非工作面的鍵槽下表面上[4]。根據(jù)圣維南原理，這樣處理會對近處的應(yīng)力分布有影響，而對遠(yuǎn)處或整體的應(yīng)力分布沒有影響[5]。最后由計(jì)算結(jié)果知，軸的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力，故這種簡化處理是可行的。載荷施加如圖6所示。

2? 計(jì)算結(jié)果分析

2.1? 傳動軸剛度分析

傳動軸沿X方向和Y方向的變形分別如圖7和圖8所示。

由圖7可見，傳動軸在X方向的最大位移位于花鍵軸及相鄰軸段的圓柱表面處，最大值為0.023 mm，且其位移從外向里變形量逐漸減小。由圖8可見傳動軸在Y方向的最大位移為0.023 mm，位于花鍵軸及相鄰軸段的圓柱表面處。

傳動軸的和位移如圖9所示，從圖中可以看出傳動軸與花鍵孔軸段相連的軸端發(fā)生了較大變形，最大位移為0.023 mm。由于機(jī)構(gòu)屬于一般機(jī)械傳動，最大位移數(shù)值很小，則傳動軸的剛度符合要求。

2.2? 傳動軸強(qiáng)度分析

傳動軸的等效應(yīng)力分布如圖10所示。最大等效應(yīng)力= 24.3 MPa，位于鍵槽兩側(cè)面的底部。由于軸是通過鍵連接帶動齒輪轉(zhuǎn)動并輸出轉(zhuǎn)動，并在此軸段上還受到徑向力Fr作用，故在鍵槽工作面的根部應(yīng)力較大是合理的。

45號鋼的屈服應(yīng)力σs=355.0 MPa，安全系數(shù)[6]取n= 2.5，故許用應(yīng)力為：

由第四強(qiáng)度理論，得 =24.3 MPa<[σ]，所以傳動軸強(qiáng)度滿足要求。

3? 結(jié)? 論

以鍛壓機(jī)的輔助沖孔結(jié)構(gòu)中的傳動軸為例，運(yùn)用有限元法對傳動軸進(jìn)行了位移和等效應(yīng)力分析，確定了傳動軸的最大位移和最大等效應(yīng)力的位置及具體數(shù)值。并運(yùn)用第四強(qiáng)度理論對傳動軸進(jìn)行了強(qiáng)度校核，結(jié)果表明傳動軸強(qiáng)度滿足工程要求，且該傳動軸還可以進(jìn)一步進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

在確定邊界條件和施加載荷時(shí)，在徑向、軸向和環(huán)向施加邊界約束。把扭矩簡化成等價(jià)的節(jié)點(diǎn)集中力，施加在花鍵孔小徑圓周面的各個節(jié)點(diǎn)上;切向載荷Ft是按表面力施加在鍵槽的側(cè)面上;徑向載荷Fr簡化成面力施加在非工作面的鍵槽下表面上。結(jié)果表明，這樣處理會對近處的應(yīng)力分布有影響，而對遠(yuǎn)處或整體的應(yīng)力分布沒有影響。

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作者簡介：王肖英（1984-），女，漢族，山東德州人，講師，碩士生，研究方向：機(jī)械設(shè)計(jì)理論。