基于ANSYS的全自動洗箱機輸送鏈有限元分析

武濤

（江蘇財經(jīng)職業(yè)技術(shù)學(xué)院智能制造綜合實訓(xùn)中心，江蘇淮安 223003）

0 引言

由于全自動洗箱機的輸送鏈傳動帶動22個箱籠，每個箱籠里有4個放置飲料瓶子的箱子，在超聲波作用下，在水箱中進行清洗，承受載荷較大，工作環(huán)境相對惡劣，載荷情況較復(fù)雜，在實際生產(chǎn)中鏈輪的磨損情況嚴(yán)重。一旦鏈輪磨損破壞將直接影響到生產(chǎn)的進度，因此改善鏈輪的受力狀況是急需解決的問題，需要利用有限元法對鏈輪進行應(yīng)力分析，不斷提高其結(jié)構(gòu)強度，改善鏈輪的受力狀況，降低洗箱機的事故率。

1 洗箱機輸送鏈鏈輪的有限元分析

1.1 有限元模型的建立

利用SolidWorks建立鏈輪和鏈條的三維模型，并將鏈輪和滾子進行裝配，考慮到計算機的計算效率，在建模時適當(dāng)忽略倒角及圓角。將模型存為x-t的格式，然后導(dǎo)入到ANSYS Workbench中。

1.2 分析前處理

首先對輸送鏈鏈輪進行參數(shù)設(shè)置，材料采用結(jié)構(gòu)鋼，其相關(guān)參數(shù)為：彈性模量E=210 GPa，泊松比v=0.3，密度為ρ=7.8×103kg/m3。由于鏈輪鏈條的模型很復(fù)雜，在進行網(wǎng)格劃分時選取實體單元Solid45進行自由網(wǎng)格劃分。自由網(wǎng)格劃分自動化程度較高，采用四面體網(wǎng)格,節(jié)點數(shù)目為321 562，單元數(shù)目為218 891。將鏈輪和滾子設(shè)置為柔體-柔體接觸，并設(shè)置為面面接觸，其中設(shè)置鏈輪為接觸面，滾子設(shè)置為目標(biāo)面。

然后對輸送鏈鏈輪進行載荷及約束條件的施加。根據(jù)洗箱機的輸送鏈的實際工作情況對鏈輪進行加載，鏈輪在徑向和軸向的位移均為0，只在周向有位移。為了保證鏈輪和鏈條的同步轉(zhuǎn)動，需要將鏈輪在鏈條運動時的接觸部位進行周向的位移耦合。在運動過程中，鏈條和鏈輪嚙合，鏈輪受到鏈條傳遞的轉(zhuǎn)矩，鏈輪帶動鏈條運動，進而帶動箱籠進行運動[1-5]。

圖1 輸送鏈鏈輪和滾子裝配圖

圖2 輸送鏈輪的有限元網(wǎng)格劃分

清洗機使用兩條并列鏈條進行拖動，但分析時應(yīng)取極限情況，假設(shè)力矩全部為一側(cè)鏈輪和鏈條承受。電動機堵轉(zhuǎn)時轉(zhuǎn)矩T1′=4122.1 N·m。對滾子的內(nèi)表面沿x、y、z三個方向施加位移約束，使其固定不動；對鏈輪施加軸向和徑向的約束，同時在鏈輪的內(nèi)圈施加轉(zhuǎn)矩。

圖3 輸送鏈輪的位移施加

圖4 輸送鏈輪的力施加

1.3 有限元求解及結(jié)果分析

通過有限元分析，得出輸送鏈輪和滾子的等效應(yīng)力和等效應(yīng)變，其中圖5所示為輸送鏈輪的等效應(yīng)變云圖，圖6所示為滾子的等效應(yīng)變云圖，圖7所示為輸送鏈輪的等效應(yīng)力云圖，最大應(yīng)力為80.62 MPa，圖8所示為單個滾子的等效應(yīng)力云圖，最大應(yīng)力為123.46 MPa，發(fā)生在鏈輪鏈齒的低端，此處受力最大，容易發(fā)生齒的折斷。而滾子則發(fā)生在與鏈輪接觸的部位，受力最大。

圖5 輸送鏈輪的等效應(yīng)變云圖

圖6 輸送鏈條滾子的等效應(yīng)變云圖

圖7 輸送鏈輪的等效應(yīng)力云圖

圖8 輸送鏈滾子的等效應(yīng)力云圖

鏈輪的材料為45鋼，其許用應(yīng)力為245 MPa；滾子的材料為40Cr，其許用應(yīng)力為548.6 MPa；對比最大應(yīng)力和材料的許用應(yīng)力，可知此處接觸安全可靠。

2 洗箱機輸送鏈內(nèi)鏈節(jié)的有限元分析

該傳輸裝置主要由銷軸（如圖9）、內(nèi)鏈板（如圖10）、外鏈板（如圖10）、滾子（如圖11）組成，內(nèi)鏈板與銷軸之間為間隙配合，外鏈板與銷軸之間為過盈配合，滾子和銷軸是間隙作用，內(nèi)外鏈板交錯連接，構(gòu)成鉸鏈。

圖9 銷軸

圖10 內(nèi)鏈板或外鏈板

圖11 滾子

圖12為外鏈板的鏈板附件——特殊件，此鏈板附件不僅起到傳動作用，還具有固定箱籠的作用，其他普通鏈節(jié)僅起到傳動作用。

圖12 鏈板附件——特殊件

鏈傳動裝置的使用壽命與鏈的材料和熱處理方式有關(guān)。下面對鏈傳動裝置的內(nèi)鏈節(jié)進行靜力學(xué)分析。

圖13 組裝的鏈節(jié)

2.1 內(nèi)鏈節(jié)的有限元靜力學(xué)分析前處理

模型導(dǎo)入：利用SolidWorks繪制內(nèi)鏈板，將其保存為x-t格式，然后導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，如圖14所示。設(shè)置內(nèi)鏈板的材料屬性：彈性模量E=210 GPa，泊松比v=0.3，密度為ρ=7.8×103kg/m3。

圖14 內(nèi)鏈板的模型圖

網(wǎng)格劃分：內(nèi)外鏈板的網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分法。

載荷施加：鏈節(jié)在工作時，主要承受滾子和套筒的拉力，載荷施加在2個滾子的內(nèi)側(cè)面的120°范圍內(nèi)和2個套筒的左右兩個側(cè)面120°范圍內(nèi)，定義Pressure載荷，鏈板所受到的最大拉力（計算參數(shù)同上）為

式中：A為滾子上所受的面積。滾子的直徑為42 mm，寬度為24 mm，得出在120°范圍內(nèi)受力面積為1055.04 mm2，代入式（2），計算得出P為19.05 MPa。

圖15 內(nèi)鏈節(jié)的有限元網(wǎng)格劃分

其中內(nèi)鏈板的位移約束，施加在內(nèi)鏈板內(nèi)外側(cè)面的所有點，施加面位移約束，約束Z軸方向的自由度，同時在內(nèi)鏈板的中間圓弧過渡處節(jié)點的X方向的自由度加以約束[6-7]。

2.2 內(nèi)鏈節(jié)的有限元結(jié)果分析

由圖16可以看出，鏈節(jié)套筒在拉力載荷作用下發(fā)生彎曲和剪切變形，最大彎曲應(yīng)力發(fā)生在鏈節(jié)的中間位置，內(nèi)鏈節(jié)的最大應(yīng)力為70.389 MPa，內(nèi)鏈板銷孔處的應(yīng)力分布在銷軸孔的左右兩個外側(cè)，并逐漸向外輻射減小。圖17為內(nèi)鏈節(jié)的等效應(yīng)變云圖，從圖中可以看出，在拉力的載荷作用下，內(nèi)鏈節(jié)發(fā)生彈性變形，最大剪切變形發(fā)生在套筒和內(nèi)鏈板的間隙處。

圖16 內(nèi)鏈節(jié)的等效應(yīng)力云圖

圖17 內(nèi)鏈節(jié)的彈性變形云圖

鏈節(jié)的材料為40Cr，其許用應(yīng)力為548.6 MPa；對比最大應(yīng)力和材料的許用應(yīng)力，可知此處接觸安全可靠。

鏈輪上應(yīng)力最大的部位是與鏈條直接接觸的輪齒部位，其他部位的應(yīng)力相對較小，并且輪齒的應(yīng)力要高于鏈條的應(yīng)力。因此輪齒附近的受力狀況很重要，需要對其進行尺寸優(yōu)化，以改善其受力狀況。

3 結(jié)語

對鏈傳動中的內(nèi)鏈節(jié)和鏈輪進行有限元的靜力學(xué)分析，經(jīng)過有限元分析計算得出：鏈輪的最大彈性變形為0.6 μm，最大應(yīng)力為114.38 MPa，發(fā)生在鏈輪鏈齒的低端，此處受力最大，容易發(fā)生齒的折斷。而滾子與鏈輪接觸的部位受力最大。在拉力載荷作用下，鏈節(jié)套筒發(fā)生彎曲和剪切變形，最大彎曲應(yīng)力發(fā)生在鏈節(jié)的中間位置，內(nèi)鏈節(jié)的最大應(yīng)力為125.11 MPa，內(nèi)鏈板銷孔處的應(yīng)力分布在銷軸孔的左右兩個外側(cè)，并向外輻射逐漸減小。