基于Solidworks Simulation收卷机卷筒主轴的疲劳分析

李继松

(北京机械工业自动化研究所，北京 100120)

0 引言

卷筒主轴是钢铁冶金行业收卷机重要零件之一，设计中除考虑其应力强度和变形大小满足设计和使用要求外，疲劳也是导致主轴断裂的主要原因之一。主轴是在交变应力下工作的，这种交变载荷长时间作用使材料某处尤其是边界面上首先出现裂纹，持续加载会导致部分或全部裂纹萌生，产品的抵抗能力不断恶化，最终发生破坏。疲劳断裂与静载荷下的断裂不同，疲劳断裂时不产生明显的塑性变形。设计人员以往在设计阶段通常使用简单计算来估计产品的寿命，而实际产品寿命由于受各种因素影响，只有通过产品样试验才能得到。但这种方法成本大，也不十分准确。因此，在产品设计阶段利用有效的软件进行仿真分析以优化设计，提高产品寿命是一种既科学又经济的方法。

1 主轴的建模

参照现有镀锌生产线中使用的收卷机主轴图，采用基于特征的完全程序法通过旋转、拉伸等操作建模。主轴结构如图1所示。主轴后段在齿轮箱中，由两对轴承承受作用在轴上的全部载荷，大轴承处轴径300mm，两轴承之间用键固定一个大齿轮，用来传递经电机传递变速后的扭矩，齿轮分度圆直径974mm，法向模10mm，齿数95，螺旋角12.8o，重397kg。主轴前端开8个轴向槽，用于连接T型槽，通过扇形板，滑锥套移动实现涨缩，支撑钢卷。轴前端最大直径380mm，轴整体为空心结构。因结构复杂，对一些倒角及小孔进行简化。

图1 主轴的结构图

图2 主轴的应力图解

2 静态分析

疲劳分析必须基于完整的结构研究的结果，利用静态分析的结果作为失效判断的参考。

1)主轴为锻件，材料选合金钢SS，其中弹性模量E=210GPa，泊松比0.28，屈服强度为620MPa，张力强度为724MPa。

2）设置边界条件，考虑主轴前端为双列圆锥辊子轴承，尾部为调心辊子轴承，对两轴承处施加轴承约束，双列圆锥辊子轴承处施加轴向约束，对轴的前段施加转动约束。

3）加载条件：对梯形槽施加卷重290000N，其中加入钢带张力的合力37500N和扇形板、滑锥套重量。齿轮处施加径向力6373N，轴向力1197N，圆周力2585N，齿轮重397kg，扭矩39750Nm。施加主轴自重1790kg。

4）求解，使用高品质单元创建网格，整体单元网格大小61.4877mm，单元数为18539个，节总数32113个，解算器为FFEPlus算法，对模型进行静态分析。求解结果如图2、图3所示。最大位移量0.1098mm，最大应力为94515584N/m2，位于齿轮外侧，低于屈服应力620421998N/m2。

图3 主轴的位移图解

图4 主轴的疲劳S-N曲线

3 疲劳分析

疲劳寿命是指疲劳失效以前材料所承受的应力或应变的循环次数。Solidworks Simulation软件高周疲劳分析是基于应力-寿命（S-N）方法的，其疲劳计算的结果与S-N曲线直接相关，S-N曲线反映导致疲劳失效所需的应力水平与循环次数的对应关系。曲线数据是经过精心抛光制作并无任何宏观裂纹的光滑试件通过试验得出来的。实际使用过程中的构件由于各种加工缺陷，如夹渣、气泡、锻造、热处理等，含有这种缺陷的构件承受交变载荷作用时，表面裂纹会立即开始扩展，最后导致破坏。另外材料表面质量、环境质量也是疲劳损坏的重要因素。

创建分析算例，选择材料的疲劳S-N曲线（图4），插值选用双对数，应力比率R=-1。添加事件中循环周期1000，确定疲劳属性恒定振幅事件交互作用为随意交互作用，计算交替应力的手段设定为对等应力（von Mises），平均应力纠正为无，运行疲劳分析，损坏图解和生命图解分别如图4所示。损坏百分比10.01，寿命1001000周期，满足使用要求。

图5 主轴的损坏百分比图解

图6 主轴的生命总数图解

4 结论

本文介绍了一种基于Solidworks Simulation收卷机卷筒主轴的疲劳分析方法，先对收卷机主轴进行静力分析，得到应力强度、最大变形等主要数据，然后通过疲劳算例计算出使用百分比和生命总数，得出主轴的损坏及使用寿命等相关数据，为开收卷卷筒设计提供了可靠的理论依据。

[1]结构疲劳强度设计.中国机械工程手册(第1版)[M].北京:机械工业出版社.1996.

[2]张一心,徐必勇.基于Solidworks Simulation的液压破碎锤钎杆优化及疲劳分析[J].CAE仿真.2009(12):66-67.