車(chē)床主軸帶輪結(jié)構(gòu)與過(guò)盈配合應(yīng)力分析

1、車(chē)床主軸帶輪結(jié)構(gòu)與過(guò)盈配合應(yīng)力分析論文導(dǎo)讀：三維幾何造型軟件Pro/E，以其操作界面人性化、設(shè)計(jì)參數(shù)化等優(yōu)點(diǎn)在國(guó)內(nèi)大小企業(yè)中使用十分廣泛。帶輪徑荷加固圈為過(guò)盈配合，過(guò)盈量分別取為5絲和30絲進(jìn)行比較，以確定較好的修改方案。關(guān)鍵詞：精密車(chē)床，過(guò)盈配合，結(jié)構(gòu)優(yōu)化，Pro/，E_MECHANICA1 引言帶輪在安裝時(shí)發(fā)現(xiàn)其上螺孔處出現(xiàn)裂紋，且不能確定該裂紋出現(xiàn)的原因。發(fā)表論文。本文運(yùn)用PRO/E建模并模擬帶輪實(shí)際工作環(huán)境，分析裂紋產(chǎn)生的原因，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)和優(yōu)化。從結(jié)構(gòu)分析到裝配加固圈修改方案的驗(yàn)證計(jì)算，給此問(wèn)題完整的分析。三維幾何造型軟件Pro/E，以其操作界面人性化、設(shè)計(jì)參數(shù)化等優(yōu)點(diǎn)在國(guó)內(nèi)大小企

2、業(yè)中使用十分廣泛。其多學(xué)科仿真功能模塊Pro/ MECHANICA可以同時(shí)支持結(jié)構(gòu)、熱、振動(dòng)和運(yùn)動(dòng)仿真與設(shè)計(jì)優(yōu)化，在有限元分析領(lǐng)域中使用也很普遍。Pro/MECHANICA使用的有限元分析方法為p型法，它的位移函數(shù)和形函數(shù)采用多項(xiàng)式函數(shù)的計(jì)算方法，目前最多為9次函數(shù)。因而，它可以依靠自動(dòng)拉升多項(xiàng)式函數(shù)的階數(shù)來(lái)提高解析精度。2 帶輪結(jié)構(gòu)分析從帶輪現(xiàn)有結(jié)構(gòu)入手，分析該結(jié)構(gòu)是否滿足工作載荷的強(qiáng)度要求。2.1 根據(jù)實(shí)際尺寸建模實(shí)際工作中帶輪結(jié)構(gòu)如圖1 所示。內(nèi)圈與帶輪齒面間有12條加強(qiáng)筋。此模型輪齒已簡(jiǎn)化，未畫(huà)出。2.2 模擬真實(shí)工作環(huán)境給模型加載2.3 根據(jù)實(shí)際尺寸建模帶輪沿逆時(shí)針扭矩反方向整體扭曲

3、變形。 圖2中給出最大主應(yīng)力位于筋的根部，數(shù)值為42.49Mpa。2.4 改進(jìn)該結(jié)構(gòu)并再次分析改進(jìn)后結(jié)構(gòu)如圖3所示，在內(nèi)部12條筋的基礎(chǔ)上，兩面各加一塊筋板。同樣加載情況下，整體最大主應(yīng)力分布圖，如圖4所示。最大主應(yīng)力僅有9.085MPa 。2.5 比較兩種結(jié)構(gòu)受力情況：從表中可以看出：原始結(jié)構(gòu)，筋板根部應(yīng)力值超過(guò)許用應(yīng)力值，無(wú)法保證生產(chǎn)安全和精度，應(yīng)選用改進(jìn)模型。其中，S1為載荷和應(yīng)力的計(jì)算準(zhǔn)確性系數(shù)，取1-1.5;S2材料性質(zhì)的均勻性系數(shù)，鑄鐵件取1.5-2.5；S3零件的重要性系數(shù)，取1-1.5。安全系數(shù)S=S1*S2*S3 =1.5-5.6。發(fā)表論文。 最大主應(yīng)力（MPa） HT200

4、 厚度 40 mm 拉伸強(qiáng)度（MPa） HT300 厚度 40 mm 拉伸強(qiáng)度（MPa） 原結(jié)構(gòu) 42.49 160 230 改進(jìn)結(jié)構(gòu) 9.085 安全系數(shù)1.5-5.6 安全應(yīng)力107-28 安全系數(shù)1.5-5.6 安全應(yīng)力153.3-41 表1 比較原始結(jié)構(gòu)和改進(jìn)結(jié)構(gòu)最大主應(yīng)力3 結(jié)構(gòu)修改方案 由于該帶輪體積較大，質(zhì)量為（查得HT300的密度，在PRO/E中計(jì)算）。工時(shí)所限，對(duì)原始結(jié)構(gòu)采取修改方案。即在帶輪螺孔開(kāi)裂側(cè)安裝加固圈，結(jié)構(gòu)如圖5所示。3.1 分析建模由于模型結(jié)構(gòu)、載荷對(duì)稱(chēng)，分析中只取模型 1/3。如圖6所示。帶輪徑荷加固圈為過(guò)盈配合，過(guò)盈量分別取為 5 絲和30絲進(jìn)行比較，以確定

5、較好的修改方案。3.2 模型加載3.2.1 計(jì)算帶輪脹緊壓力：螺栓擰緊力矩 T=0.2Wd T =300Nmm得到脹緊壓力為37.66N/mm23.2.2 模型加載情況，如圖 6 所示。3.3分析方法為找到適當(dāng)?shù)倪^(guò)盈量，我們做兩次分析。讓帶輪和加固圈接觸面過(guò)盈量分別為5絲和30 絲，對(duì)比應(yīng)力分布情況。3.3.1過(guò)盈量為5絲的模型主應(yīng)力結(jié)果圖圖8 模型最大主應(yīng)力位置3.3.2過(guò)盈配量為 30 絲與5絲結(jié)果對(duì)比 無(wú)加固圈 過(guò)盈5絲 過(guò)盈30絲 帶加固圈側(cè) 螺孔 307.8 163.8 98.02 徑圈 343.2 281.4 251.1 無(wú)加固圈側(cè) 螺孔 276.8 282.9 287.1 徑圈

6、295.1 291.1 289.8 表2 過(guò)盈量比較（最大主應(yīng)力 MPa）材料HT200 厚度30-50 mm 拉伸強(qiáng)度 160 MPa 安全系數(shù)范圍為 1.5-5.625安全應(yīng)力范圍為 106.67-28.4 MPa3.4分析比較結(jié)果修改方案加上加固圈后，帶輪帶加固圈側(cè)螺孔處，最大主應(yīng)力明顯減小，表明該方案能起到一定作用。發(fā)表論文。但還存在其他位置主應(yīng)力超過(guò)了安全應(yīng)力變化范圍，不能保證使用安全。4 結(jié)論通過(guò)上述分析得出，生產(chǎn)中應(yīng)使用帶輪的改進(jìn)結(jié)構(gòu)，并根據(jù)帶輪實(shí)際傳遞扭矩，適當(dāng)減小螺栓擰緊力，以保證帶輪較薄弱的螺孔處不發(fā)生開(kāi)裂。參考文獻(xiàn):1 韓正銅.圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接的受力分析與計(jì)算J.機(jī)械科學(xué)與技術(shù),1995,第3期:1314.2 GB/T 15775-1995圓錐過(guò)盈配合的計(jì)算和選用(摘要) S.設(shè)備管理與維修，1999，第12期:4749.3 曾攀.有限元分析與應(yīng)用M.北京:清華大學(xué)出版社,2004.4 孫靖民.機(jī)床結(jié)構(gòu)計(jì)算的有限元法M.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1981.5 俞文兵.圓錐面過(guò)盈(無(wú)鍵)聯(lián)接的原理、計(jì)算及拆裝方法J.機(jī)械與設(shè)備,2006,第1期,第25卷:4850.6 陳連,王元文.圓錐面過(guò)盈聯(lián)接可靠度優(yōu)化和可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)J.連云港化工高等專(zhuān)科學(xué)校學(xué)報(bào),2000,12,第4期,第13卷: