胶辊砻谷机主轴的设计与优化

陈伟超，曹海军，陈 伟

无锡中粮工程科技有限公司 (无锡 214035)

2017-09-11

粮食公益性行业专项(项目编号：201513003-02)

陈伟超，男，1984年出生，工程师，主要从事的粮油加工机械的设计和研究工作。

胶辊砻谷机主轴的设计与优化

陈伟超，曹海军，陈 伟

无锡中粮工程科技有限公司 (无锡 214035)

目前国内外碾米装备在注重单位能耗的同时，加快了节能减耗技术的研究。胶辊砻谷机作为稻谷脱壳加工的关键装备，其性能的好坏将直接影响后续成品米的出米率。本文以胶辊砻谷机的节能减损为背景，通过对关键部件的理论设计研究，再进行有限元分析和优化设计，以提高胶辊砻谷机在使用过程中的稳定性，达到减少稻谷脱壳过程的损失，降低能源消耗的目的。

胶辊砻谷机；主轴；有限元分析；优化设计

粮油加工装备是粮油产业发展的基础和必要条件，是实现节能节粮的核心主体。通过对胶辊砻谷机实际使用过程中的研究我们发现，单位时间内开机关机的次数频繁，所消耗的电能就越大；设备自身出现的故障率越高，导致糙米破碎数量越多；所以，胶辊砻谷机运行过程中的稳定性是节能节粮的一个很重要因素。

ANSYS软件是世界范围内增长最快应用最广的计算机辅助工程(CAE)软件，可以进行力场、电场、磁场、流体、声场、结构分析于一体化分析计算。本文通过对胶辊砻谷机关键部件的理论设计研究，并借助有限元软件ANSYS，对胶辊砻谷机主轴的相关设计参数进行验证，分析正常工作时最大应力情况下所能承受的拉伸变形和最大拉应力能否满足工作要求。如果主轴的最大应力大于许用应力，必将会降低传动机构的使用时限，增加设备的故障率。

1 主轴的设计计算

1.1轴径设计计算

轴的直径可按照扭转强度法进行估算，轴的材料选用45号钢，由《机械设计手册》查得材料的力学性能为：抗拉强度δb=600 N/mm2。

由理论研究得知：主轴的输入功率PC=5.5 kW，轴的转速n=210 r/min，计算作用到主轴上功率的计算公式如下：

P=PC/KA

(1)

式中：PC为输入功率，kW；P为轴传递的额定功率，kW；KA为工作情况系数。查普通V带工作情况系数表取KA=1.0，通过公式(1)计算得出P=5.5 kW。

由功率计算主轴轴径的计算公式如下：

(2)

式中：d为轴的直径，mm；P为轴传递的额定功率，kW；n为轴的转速，r/min；C为材料系数[33]，查表取C=110(因轴的转速较高，取大值)。由公式(2)计算出轴的输入端直径d≥35 mm，考虑轴端有一键槽，加大5%，所以轴的输入端直径取40 mm。

1.2轴的结构设计

求作用在轴上的力和扭矩，必须要先确定轴的受载大小、方向、作用点和支撑位置，主轴的受力图见图1。取轴径处(安装滚动轴承处)为40 mm，其余均按5 mm放大，即安装传动轮处轴径为45 mm。其中，皮带的向心力计算公式如下：

F1=mω2r

(3)

传动轮传递扭矩公式为：

(4)

式中：P为轴传递的额定功率，kW；n为传动轮的转速，r/min。其中P=5.5 kW、n=210 r/min，由公式(4)计算出T=250 N·m。

皮带拉力的计算公式为：

F2=T/L

(5)

式中：T为传动轮传递扭矩，N·m；L为传动轮半径，m。其中，传动轮传递的扭矩由公式(4)可知T=250 N·m，传动轮的半径L为0.3 m，由公式(5)计算出F2=833 N。

主轴的受力情况见图1，由以上计算得出，主轴在静态最大的受力F=F1+F2=4.5×103N，该受力情况为胶辊砻谷机主轴的有限元分析提供了数据支持。

图1 主轴的受力图

1.3主轴的强度校核

根据主轴受力情况分析，选取I为危险截面进行验算，受力简图见图2。

图2 主轴的受力简图

在截面I处的弯矩计算公式为：

(6)

式中：F1为传动轮的向心力，N；F2为皮带拉力，N；L为力作用点到截面I的距离，m。

由上述内容可知，传动轮的向心力F1为3.62×103N，F2为833 N，根据主轴长度设计要求，L取0.08 m。将上述参数代入公式(6)，由公式(6)计算出M=178.1×103N·mm。

按弯扭合成强度计算轴径，计算公式如下：

(7)

式中：M为截面I处弯矩，N·mm；T为截面I处扭矩，N·mm；α为校正系数，主轴为单向旋转，取α=0.6；[σ-1b]为轴的许用弯曲应力，由45号钢抗拉强度σb=600 N/mm2，查《机械设计手册》取[σ-1b]=60 N/mm2。

将扭矩T=250 N·m=250×103N·mm，M=178.1×103N·mm代入式(7)，可得d≥35 mm。

对主轴进行强度校核：计算公式如下

(8)

式中：d1为主轴管内直径，取d1=0 mm；为主轴管外直径，取d=35 mm；T为截面I处扭矩，N·mm，取T=250×103N·mm；[τ]为轴的许用扭转应力，查《机械设计手册》45号钢取[τ]=40 N/mm2。经过验算，取d=35 mm时，主轴的许用应力τ=29.696 N/mm2<[τ]，因此，该轴径满足设计要求。

2 主轴的有限元建模

2.1主轴的有限元模型

要使用ANSYS软件对主轴进行分析，必须先建立主轴的有限元模型。采用ANSYS仿真软件对模型进行静力学分析是基于实际的工况运行条件进行的，需要将传动轮一起考虑。主轴模型的构建有3种方式：利用ANSYS提供的绘图功能进行绘制；使用新版CAD软件所提供的强大绘图功能进行图形绘制；利用Pro/E绘制实体模型，将实体模型导入到ANSYS中，并简化实体模型；第三章主轴的实体模型已经绘制完成，可以采用导入方式进行有限元分析。

2.2材料属性定义

选择单元的类型是材料属性定义的第一步，定义网格的类型决定了用什么形状的微元来离散主轴。Ansys15.0包括杆、梁、板、壳、实体等200种单元可供选择。主轴分析选用的是solid92实体单元。

主轴选用的材料是45号钢，故在ANSYS中设定泊松比为0.34，力学性能为：弹性模量2.06×1011Pa，材料密度为7.8×103kg/m3。

2.3网格划分建立有限元模型

在完成模型设计及材料属性定义后，就可以对实体模型进行网格划分。网格划分是进行有限元数值模拟分析至关重要的一步，它的工作量大，要求设计人员综合考虑的问题很多，其中网格划分的质量直接决定后续仿真计算结果的准确性。在网格划分时应考虑网格密度、网格质量、单元阶次、网格疏密、网格分界面和分界点等因素同时，还有兼顾网格布局、位移协调性、节点和单元编号等条件。本文采用ANSYS15.0映射网格划分网格，相对于自由网格划分，网格整齐质量要高，计算精度高且不影响计算速度；转动轴的实体模型满足映射网格对建模的辅助线等要求，这里选择ANSYS自动生成的映射网格。

2.4定义约束和施加载荷

在估计了主轴受力情况以后，利用导入的主轴的有限元分析模型，施加合理的约束条件，即可计算出主轴的最大应力和最大变形量，进而完成主轴的强度校核。

(1)定义约束

在本分析中，主轴通过轴承和传动轮联结，加强板通过支撑套固定主轴，并与设备主体连接。主轴做静力学分析时的位移边界条件要求约束三维单元全部节点的3个方向的自由度。因此主轴进行移动自由度的约束，施加轴承端径向移动约束。由于主轴的轴向是由轴肩轴承提供约束的，所以在轴肩处施加了轴向移动约束。

(2)施加载荷

主轴与轴承及传动轮之间均采用过渡配合。传动轮在旋转状态下，其主要的动力来源是传动轮所产生的离心力，需要重点分析。根据胶辊砻谷机的使用工况，分析主轴的静态受力。由于连接板固定，主轴径向位移为0，并施加离心力载荷。

3 分析计算与结果

计算主轴在旋转状态离心应力后，得出了主轴的强度校核及等效应力云图。

图3 主轴的最大应力云图

图4 主轴的最大变形量云图

图3即主轴的最大受力云图，由于离心力的作用，主轴产生变形，蓝色代表应力较小的节点，红色代表应力较大的节点，颜色的不同反映出每个节点的应力情况，并反映在主轴的实体模型上。从应力图上可以看出，主轴红色位置产生的最大应力为20.485 MPa，许用应力[τ]=40 MPa，仿真结果中的最大应力值小于45钢的许用应力，因此满足设计条件，这与公式计算关于轴径的强度校核的结果一致。

图4即主轴的变形量应变云图，蓝色代表应力较小的应变量，红色代表应力较大的应变量，各部分的变形量及变形量的数值可以在图上清楚的观察出来。如下图所示，最大应变发生在主轴中间段，变形量为0.023 751 mm，相对于轴的长度和轴径大小，该变形量对主轴的运动不会有显著的影响。

4 小结

在对主轴的轴径计算、结构设计和强度校核的基础上，对胶辊砻谷机的主轴进行了有限元分析，得到了主轴的应力云图和应变云图。由主轴的应力云图可知，在传动轮的作用力下，轴承与传动轮位置的阶梯轴处存在出现应力集中的现象，最大应力值小于45号钢的许用应力，能够满足设计和使用要求。本文对胶辊砻谷机主轴的设计进行了理论研究，并进行有限元分析和优化设计，以提高胶辊砻谷机在使用过程中的稳定性，达到减少稻谷脱壳过程的损失，降低能源消耗的目的。

Thedesignandimprovementofprincipalaxisofrubber-rollerricehusker

Chen Weichao, Cao Haijun, Chen Wei

Wuxi COFCO Engineering & Technology Co., Ltd. (Wuxi 214035)

Nowadays, we not only pay attention to the unit energy consumption of rice milling equipment at home and abroad but also accelerate the research on energy conservation and consumption reduction technology. As the pivotal equipment of rice hulling and process, the rubber-roller rice husker’s performance will directly affect the milled rice rate of subsequent product. Based on the energy-saving and loss-cutting of rubber-roller rice husker, the finite element analysis and optimization design were conducted to improve the stability of rubber-roller rice husker in use, reducing losses of rice hulling process, lowering energy consumption through the theoretical design and study of key components.

rubber-roller rice husker; main shaft; finite element analysis; optimization design

TS210.3

B

1672-5026(2017)05-080-03