摘 要：某煤矿大型提升机械减速机高速斜齿轮轴发生断裂，采用ANSYS软件对斜齿轮轴进行静强度分析，确定其断裂原因是疲劳断裂，之后用ANSYS/FE-SAFE疲劳软件对斜齿轮轴进行疲劳寿命分析，并在此分析基础上对斜齿轮轴进行结构优化，保证安全生产。
引言
矿用提升机是联系井下与地面的主要运输工具，主要用于煤矿、金属矿和非金属矿中提升煤炭、矿石，升降人员，下放材料的工具和设备。是一套复杂的机械—电气机组。矿用提升机与压气、通风和排水设备组成矿井的四大固定设备。某煤矿大型提升机械减速机高速斜齿轮轴发生断裂，断裂实物图如图1所示，断裂部位为加工螺纹的退刀槽和轴肩的过渡部位。从断裂的实物图可知断裂截面分成明显的光滑和粗糙两个区域，清楚地显示出裂纹的发生、扩展和最后断裂三个组成部份。根据金属疲劳的破坏机理可以初步断定为疲劳破坏[1]。本文应用ANSYS软件对斜齿轮轴进行静强度分析，结合疲劳累计损伤理论法则和疲劳破坏概念来查找斜齿轮轴断裂的原因。并用专门的疲劳分析软件FE-SAFE完成疲劳分析过程，之后对此进行结构改进，以做到提前维护和更换，保证安全生产。
1 斜齿轮轴静强度分析
1.1 建立模型
在对断裂的斜齿轮轴进行静强度分析时，首先要建立准确的三维实体模型。按照具体尺寸参数，用SolidWorks软件建立三维实体模型如图2所示。有限元软件进行静强度分析之前需要对原齿轮轴模型进行合理的简化，一些细节如：螺纹，尖角，倒圆角等对模型结构影响不大的特征都可以省略，这对分析精度的影响不大。既节省时间又保障精度，还有利于网格的精确、细致划分[2]。
1.2 SolidWorks文件转化为ANSYS文件
将简化后的SolidWorks斜齿轮轴模型另存为Parasolid(*.x_t)文件，ANSYS可以自动识别和导入Parasolid(*.x_t)三维实体数据格式，从而实现SolidWorks和ANSYS的数据连接[3]。根据材料的性能参数，综合考虑计算时间和计算精度，选用单元类型为8节点的Solid45单元。斜齿轮及加载的键槽段受应力比较大，在这两段单元边长设置为0.007，其余受应力很小的部位单元边长设置为0.01。经过有限元网格划分，得到单元151036个，节点29915个。网格划分图如图3所示。
1.3 材料特性及主要参数
斜齿轮轴材料为20CrNiMo合金钢，弹性模量为208GPa，泊松比为0.295，材料的强度极限为980MPa，屈服极限为785MPa。
1.4 载荷及边界条件
将斜齿轮轴力学模型简化成连续梁结构，力学模型图如图4所示。根据齿轮轴实际断裂位置，结合其工作情况采用简化的载荷施加方法。斜齿轮轴的动力输入端和电机联轴器相连接，此处有一扭矩，转化为键槽侧面的法向均布力，斜齿轮为动力输出端，斜齿轮所受的力简化为齿面法向均布力[4]。对于
轴承支反力力的大小及其方向，要根据齿轮轴的尺寸和齿轮施加给轴的各力的大小和方向来确定。其结果我们可以直接通过ANSYS软件从最后的分析结果中提取。此轴可沿Z轴转动，因此在轴承处限制其余5个方向（UX，UY，UZ，MX，MY）的自由度。根据结构特点，在简化为固定铰链轴承的端面轴肩处施加沿Z轴方向的轴向约束UZ，限制斜齿轮轴沿Z轴方向的移动。利用ANSYS后处理完成分析过程，显示其等效应力云图如图5所示，其局部放大图如图6所示。从应力云图可以看出：斜齿轮轴最大应力为431.457MPa，发生在靠近连电机一端加工螺纹的退刀槽和轴肩的过渡部位，此部位尺寸变化比较大，有明显应力集中现象。从分析的结果可知：斜齿轮轴所受应力最大的危险部位和实际断裂部位相一致 ， 最大应力值都小于其许用应力
，式中s为屈服极限，785MPa；sn为安全因数，1.3。根据疲劳累计损伤理论和疲劳破坏的概念：零部件在名义应力低于材料强度极限，甚至低于屈服极限的交变应力作用下，材料发生破坏的现象称之为疲劳破坏。由此可以断定此提升机械减速机高速斜齿轮轴断裂的原因为疲劳破坏。
2 ANSYS/FE-SAFE疲劳寿命计算
提取ANSYS分析结果，即RST文件，导入到FE-SAFE软件进行疲劳寿命计算。除此之外，FE-SAFE进行疲劳分析需要其余两方面的输入：1）材料的疲劳性能参数；2）载荷时间历程曲线。FE－SAFE备有各种常用材料的疲劳特性数据库并具有疲劳数据的估算功能，本文采用ANSYS/FE-SAFE 提供的Seeger’材料数据估算法。输入强度极限和弹性模量后得到20CrNiMo的疲劳性能曲线，即S-N曲线。在FE-SAFE数据文件窗口中导入载荷时间历程曲线，导入的载荷时间历程曲线是现场实际测量的一部分，应涵盖了应力所有的变化情况。选取应力-寿命曲线进行单轴分析的vonMiss:-Goodman算法，应用Miner线性累积损伤准则计算节点的疲劳寿命， 经过ANSYS 后处理得到的斜齿轮轴的疲劳寿命云图如图7所示，局部放大图如图8所示。
通过疲劳寿命云图可以发现：斜齿轮轴最容易发生疲劳破坏的位置出现在靠近电机一端加工螺纹的退刀槽和轴肩的过渡部位，并呈现对称分布，和实际断裂部位一致，最短的疲劳寿命为：
次。5.379为斜齿轮轴对数疲劳寿命云图中的最小值。电机转速为300r/min，所以，在工作时间累积到
分钟之前就要提前更换设备[5～7]。
3 结构优化改进
基于静强度和疲劳分析对斜齿轮轴断裂部位进行结构改进。断裂部位安装有锁紧螺母和止动垫片，他们的共同作用是固定轴承内圈的轴向移动。本文考虑用退卸套固定的方式固定轴承内圈，退卸套固定避免了原来在轴上加工螺纹和止动槽的加工工艺，减小了轴上尺寸的跳跃，更主要的是改用退卸套固定的方式并不影响齿轮轴其他部位的结构特性。为了装拆方便，只要将轴承内圈由圆柱孔变成锥度为1:12的圆锥孔即可[8]。改进前、后斜齿轮轴局部图如图9、图10所示。
通过对比改进前、后的斜齿轮轴的结构，可以发现：改进后的斜齿轮轴省去了螺纹、退刀槽以及止动槽，使2轴段的直径和1处相等，图9中的1和2轴段变为图10中的3，根据机械设计手册，最右端和电机联轴器相连的轴段直径由70.18mm变为79.64mm。这样的结构改进避免斜齿轮轴原来断裂部位尺寸的跳跃，其更符合应力传递路径，避免了此处应力集中的现象；降低了生产成本；轴上零部件拆装更加方便，有利于设备的检测和维护。经ANSYS/FE-SAFE软件完成疲劳分析过程，显示其综合应力云图如图11所示，疲劳寿命云图如图12所示。
通过静强度分析的结果可以看出，在扭矩载荷的作用下，改进后的斜齿轮轴所受最大应力的部位和改进前的相同，但是最大值应力明显减小，降低为223.226MPa，约为改造前的52%。在对数疲劳寿命云图中可以看出，结构改进后的斜齿轮轴在交变载荷的作用下的疲劳寿命达到无限循环寿命值，不会发生疲劳破坏，由此可知改进方案是成功可行的。
4 结论
本文采用ANSYS软件对提升机械减速机高速斜齿轮轴进行静强度分析，简化了实际复杂的机构，真实地再现了斜齿轮轴所受到的静应力状况。最后以分布图的形式显示斜齿轮轴在静载荷作用下的应力分布状况，得到其所受应力最大的危险部位和实际断裂部位一致，并根据疲劳的相关概念断定减速机斜齿轮轴的断裂原因是疲劳断裂，这与最初用金属疲劳的破坏机理判断结果一致。后采用ANSYS/FE-SAFE软件对其进行疲劳寿命分析，得到其具体的疲劳寿命，基于静强度和疲劳分析的结果对斜齿轮轴进行结构改进，最后对改进后的模型进行疲劳分析，疲劳寿命达到无限循环寿命值，验证改进方案是可行的。
参考文献：
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