基于有限元法的减速机联轴器静力学与疲劳寿命分析方法与流程

1.本发明涉及减速机联轴器仿真设计的技术领域，尤其是基于有限元法的减速机联轴器静力学与疲劳寿命分析方法。


背景技术：

2.联轴器又称联轴节，用来将不同机构中的主动轴和从动轴牢固地联接起来，使二者共同旋转，并传递运动和扭矩的机械部件。在电机与减速机之间，安装联轴器目的是使电机和减速机连接起来，达到同步回转的目的。此外还可以在一定程度上避免被联接机件承受过大的载荷，起到过载保护的作用。
3.然而目前减速机联轴器主要依靠人工选用并计算相关数据来对联轴器结构进行设计，导致减速机生产作业时，时常因联轴器静强度不足发生轴头断裂的现象，又或者联轴器在使用过程中承受交变载荷的作用，容易发生疲劳破坏，对作业生产的经济效益造成一定的影响。
4.中国专利公开了cn114155623a-一种轧机联轴器疲劳寿命的在线计算方法，该方法解决现有技术中复杂模型疲劳损伤模型难以与在线轧制参数实时共融的技术问题，能够达到快速准确地对实时变化的轧制工况参数所对应的联轴器疲劳寿命实时在线准确评估的目的。但该方法是用来在线监测工作中的联轴器，评估现场的联轴器寿命，质量差的只是监测出来就可以了，坏了即要更换维修，无法提前评估，也就说明在节约生产成本方面没有明显帮助。


技术实现要素：

5.本发明要解决的技术问题是：为了解决上述背景技术中的现有技术存在的问题，提供基于有限元法的减速机联轴器静力学与疲劳寿命分析方法。
6.本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：一种基于有限元法的减速机联轴器静力学分析方法，其分析步骤为：
7.对减速机进行预处理；
8.对联轴器进行线性静力学分析：
9.通过分析得到单一工况下联轴器的mises应力和变形量变化；
10.通过有限元法计算、分析得到所有工况下的mises应力值，得到联轴器的静力学计算结果。
11.本发明根据联轴器进行静力学分析的结果，在后续的联轴器的设计中对其结构进行改变，使联轴器的力学性能满足使用要求，提高了联轴器的使用寿命，减少联轴器因静强度不足而发生轴头断裂的现象，提高了减速机生产的工作效率。
12.进一步，对减速机进行的预处理包括对减速机中与联轴器无关的零件进行清理、对上述零件进行网格划分、赋材料参数、接触设定和施加载荷与约束。
13.本发明通过上述步骤对减速机中的零件进行处理、分析，使联轴器与减速机中的
其他零件的关系更加清楚，为后续的分析步骤做准备，从而在对联轴器分析时，会更加清楚、准确。
14.进一步，通过abaqus后处理模块中得到单一工况下联轴器的mises应力和变形量变化。
15.本发明的单一工况是指联轴器转动时在某一瞬间停止时刻所受到的载荷，没有限定要求，因为本发明是对静力学进行的分析，所以研究的是单一工况。
16.进一步，通过对联轴器的齿轮连接部位进行径向力分析，以间隔45度对联轴器的加载方向变化模式进行加载，得到所有工况下的mises应力值。
17.本发明得到所有工况下的mises应力值，是为了对联轴器进行后续的疲劳寿命的分析而进行的，以保证对联轴器的疲劳寿命分析的结构更加准确。
18.进一步，联轴器的mises应力小于联轴器材料许用应力。
19.本发明中的联轴器的mises应力小于联轴器材料许用应力，即联轴器材料的许用应力可以满足减速机生产作业的使用要求。
20.一种基于有限元法的减速机联轴器疲劳寿命分析方法，其分析步骤为：
21.在疲劳分析工具中对联轴器进行疲劳寿命分析，导入联轴器所有工况下的静力学分析计算结果；
22.基于抗拉强度和弹性模量建立近似sn曲线；
23.计算得出联轴器寿命和损伤趋于无限次循环，得到联轴器疲劳寿命的计算结果。
24.本发明可以根据疲劳寿命分析的结果，在后续的联轴器的设计中对其结构进行改变，可以减少联轴器在使用过程中，由于承受交变载荷的作用，而容易发生疲劳破坏的现象，提高了减速机生产的工作效率。
25.进一步，导入联轴器所有工况下的静力学分析计算结果，以联轴器潜在风险区域为分析对象，基于抗拉强度、弹性模量建立近似sn曲线。
26.进一步，建立静态分析工况及预设的联轴器的表面粗糙度，以疲劳算法得出联轴器寿命和损伤趋于无限次循环。
27.本发明根据所有工况下的静力学分析计算结果，对联轴器的疲劳寿命进行分析，从而得到联轴器疲劳寿命，根据结果，在后续的联轴器的设计中对其结构进行改变，从而提高联轴器的质量和适用寿命。
28.本发明的有益效果是，提供了一种基于有限元法的减速机联轴器静力学与疲劳寿命分析方法，首先通过对减速机联轴器进行线性静力学分析，得到单一工况下联轴器的mises应力和变形量变化，然后，径向力以间隔45度加载方向变化模式进行加载，通过有限元法计算得到所有工况下的mises应力和变形量变化，有限元软件可以通过在三维坐标系的状态下添加不同工况下的载荷和约束，也就能够得出不同的结果，其主要目的是根据mises应力是否小于联轴器材料许用应力，判定其力学性能是否满足使用要求；在fe-safe疲劳分析工具中对联轴器进行疲劳寿命分析，导入所有工况下的静力学分析计算结果，以联轴器潜在风险区域为分析对象，基于抗拉强度、弹性模量建立近似sn曲线，建立八个静态分析工况以及设置好表面粗糙度，以多轴应力疲劳算法输出联轴器寿命和损伤。本发明可以提高联轴器的使用寿命，减少联轴器因静强度不足而发生轴头断裂的现象，并减少联轴器在使用过程中，由于承受交变载荷的作用，而容易发生疲劳破坏的现象，提高了减速机生
产的工作效率，对提升各种型号的减速机联轴器疲劳寿命有着积极意义。
29.本技术的分析方法可辅助机械设计人员设计，在生产联轴器之前，在联轴器三维设计阶段就进行仿真评估，仿真合格后，即在设计时就已经达到最优状态，按照仿真分析后设计出来的联轴器进行生产，就能生产出符合标准的联轴器，不需要进行在线监测，降低维修的成本，这样在源头设计的时候就能控制好联轴器的寿命，有助于节约生产成本。
附图说明
30.图1是减速机输入单元的结构示意图；
31.图2是本发明的流程图；
32.图3为abaqus软件导入后的stp中性格式文件；
33.图4为几何清理后的分析模型；
34.图5为滚珠分块和划分网格后的轴承滚珠；
35.图6为联轴器、联接法兰四面体网格划分；
36.图7为轴承内外圈六面体网格划分；
37.图8为联轴器单元装配体部分接触设定；
38.图9为联接法兰约束；
39.图10为联轴器载荷施加；
40.图11为联轴器的载荷方向；
41.图12为单一工况下联轴器的mises应力和变形量变化；
42.图13为所有工况下联轴器的mises应力分布图；
43.图14为联轴器的寿命和损伤云图。
44.图中：1、联轴器，2、联接法兰，3、第一轴承，4、第二轴承，5、电机。
具体实施方式
45.现在结合附图对本发明作进一步详细的说明。这些附图均为简化的示意图，仅以示意方式说明本发明的基本结构，因此其仅显示与本发明有关的构成。
46.如图1，在减速机与电机之间安装联轴器1，电机5上固定连接有联接法兰2并通过联接法兰与外部设备进行安装，联接法兰2上开设有通孔，通孔内安装有第一轴承3和第二轴承4，联轴器1插入第一轴承3和第二轴承4内，此实施例中，两第一轴承3的型号为6216，第二轴承4的型号为6311，通孔内还设置有孔用轴承挡圈和轴用弹性挡圈。
47.如图2，一种基于有限元法的减速机联轴器静力学分析方法，其分析步骤为：
48.s100、对减速机进行预处理；
49.s110、模型建立：
50.运用creo三维设计软件，创建某减速机联轴器、联接法兰、孔用弹性挡圈、轴用弹性挡圈、轴承6216和轴承6311，并进行装配，从而得到减速机输入单元，如图2所示，最后保存为stp中性格式文件。
51.s120、几何导入与几何清理：
52.s121、对第一步中建立的stp中性格式文件进行导入，如图3所示，将其导入abaqus仿真软件中，确定在本次分析中，考虑减速机输入单元中与联轴器能够建立联系的零件；
53.s122、查看每个零件的几何完整性，是否需要几何修补；
54.s123、在cad软件导出每个零件的几何时，就把分析中，将未与联轴器建立联系的零件进行隐藏，从而达到抑制(或删除)多余零件的目的，几何清理后，留下联轴器、联接法兰、第一轴承和第二轴承四个几何零件，如图4所示。
55.s130、网格划分：
56.s131、针对轴承6216和轴承6311中2八个滚珠进行滚珠分块和划分网格，网格尺寸为2mm，如图5所示。
57.将分析对象分解成许许多多的小网格小单元，每个网格内进行计算，然后算结果叠加起来，从而得到最后的结果。
58.s132、对联轴器、联接法兰进行四面体网格划分，网格尺寸分别为1mm和6mm，对轴承内外圈进行六面体网格划分，网格尺寸为2mm，如图6、7所示。
59.导入abaqus仿真软件中，若某个零件几何属性不完整，这个零件就不能记性网格的划分，那么后续的分析也就无法进行，一旦发现出现此种问题，就要考虑对此零件进行几何修补。
60.s140、赋材料参数：
61.此实施例中，联轴器的材料为c45，联接法兰的材料为ht200，第一轴承和第二轴承的材料为轴承钢，赋予上述三种材料弹性模量、泊松比和密度的具体参数。
62.参照表1，
63.表1
64.部件材料弹性模量(mpa)泊松比密度(ton/mm3)联轴器c452090000.2697.85e-9轴承轴承钢2170000.267.85e-9联接法兰ht2001480000.317.1e-9
65.s150、接触设定：
66.设定联接法兰(主)和轴承外圈(从)两个接触对、轴承滚珠(从)和轴承外圈(主)两个接触对、轴承滚珠(从)和轴承内圈(主)两个接触对以及轴承内圈(主)和联轴器(从)两个接触对，设定所有接触对的摩擦系数为0.1，如图8所示。
67.接触对即为部件之间的接触方式，了解每个零件之间相互的接触关系和接触方式，从而为后续的分析步骤准备。
68.s160、施加载荷与约束：
69.联接法兰齿轮侧大平面约束y向平动自由度，小平面约束x和z向平动自由度，联接法兰电机侧不施加约束，如图9所示，图9中的(a)为联接法兰(齿轮侧)：大平面a，y方向平动自由度(轴向)，图9中的(b)为联接法兰(齿轮侧)：小平面b，xz方向平动自由度，联轴器电机档施加绕y轴扭矩为-140056.3n.mm，齿轮档施加y方向轴向力-1304.6270n、x和z方向径向力分别是3584.4332n和-1388.3550n、绕y轴扭矩140056.3n.mm和绕x轴扭矩50976.3n.mm，如图10所示。
70.联轴器电机档施加绕y轴扭矩为-140056.3n.mm解读：电机档受力情况：参照表2。表2如下：
[0071][0072]
表2中，ux，uy，uz是平移移动方向上的载荷，rx，ry，rz是绕x,y,z转动上面的载荷，即转矩。
[0073]
电机档加载区域，为图10中的(a)中的联轴器内壁区域为c。
[0074]
齿轮档施加y方向轴向力-1304.6270n、x和z方向径向力分别是3584.4332n和-1388.3550n、绕y轴扭矩140056.3n.mm和绕x轴扭矩50976.3n.mm解读：
[0075]
齿轮档受力情况：参照表3，
[0076]
表3
[0077][0078]
表3中，ux，uy，uz是平移移动方向上的载荷，rx，ry，rz是绕x,y,z转动上面的载荷，即转矩。
[0079]
齿轮档加载区域，为图10中的(b)中的联轴器伸出法兰的区域为d。
[0080]
通过仿真软件kisssoft计算得出，通过在软件中建立相应的模型计算出相关载荷大小和方向，如图11：
[0081]
图11中的(a)是联轴器旋转时在第一个时刻的受力图，图11中的(b)是联轴器旋转时在第二个时刻的受力图，不同时刻，受力大小相同，方向不同。由于是对静力学分析，因此，只需分析联接法兰齿轮侧大平面约束y向平动自由度，小平面约束x和z向平动自由度即可。
[0082]
s200、静力学分析：
[0083]
在abaqus后处理模块中对联轴器进行线性静力学分析，得到单一工况下联轴器的mises应力和变形量变化，如图12(a)所示，联轴器的各台阶e1、e2、e3、e4处的应力值均较大，最大应力140.5mpa位于联轴器的e3处，而联轴器的两端的轴段的应力值低，趋向于零，联轴器中部的三段轴段的应力值较高，约在11mpa～93mpa之间。
[0084]
单一工况下联轴器的变形量，最大变形量0.053mm位于联轴器伸出联接法兰的轴头e5处，如图12(b)所示,而联轴器逐渐临近联接法兰的轴段的变形量依次减小。
[0085]
齿轮档受到的径向力大小恒定，受力方向变化。齿轮所产生的的径向力以每分钟1500转的速度绕y轴旋转，所以x和z加载数值不变、加载方向变化，以间隔45度加载方向变化模式进行加载，所有工况下的mises应力值，如图13(a)-(h)所示，联轴器的各台阶e1、e2、e3、e4处的应力值均较大，分析工况结果分别为0度时的mises应力值最大值为140.5mpa，位于联轴器的e3处，如图13(a)；45度时的mises应力值最大值为144.9mpa，位于联轴器的e3处，如图13(b)；90度时的mises应力值最大值为122.3mpa，位于联轴器的e1处，如图13(c)；135度时的mises应力值最大值为131.9mpa，位于联轴器的e1处，如图13(d)；180度时的
mises应力值最大值为141.6mpa，位于联轴器的e1处，如图13(e)；225度时的mises应力值最大值为138mpa，位于联轴器的e1处，如图13(f)；270度时的mises应力值最大值为141.1mpa，位于联轴器的e1处，如图13(g)；315度时的mises应力值最大值为141.1mpa，位于联轴器的e1处，如图13(h)。而图13(a)-(h)所示，联轴器的两端的轴段的应力值低，趋向于零，联轴器中部的三段轴段的应力值较高，约在10mpa～96mpa之间。
[0086]
单一工况是指联轴器转动时在某一瞬间停止时刻所受到的载荷，由于是对静力学进行分析，因此可以只研究单一工况。
[0087]
一圆圈为360度，设定45度为一个工况，因此就具有八个工况，即分析得到每个工况下的应力值。
[0088]
根据mises应力小于联轴器材料许用应力，判定其力学性能满足使用要求，该联轴器材料是45号钢，材料c45的许用应力是355mpa，选取四个数值“45度144.9mpa”、“180度141.6mpa”、“270度141.1mpa”、“315度141.1mpa”都没有超过材料c45的许用应力是355mpa，即得到mises应力小联轴器材料许用应力，判定联轴器力学性能满足使用要求。
[0089]
此步骤中使用到弹性模量、泊松比。
[0090]
s300、疲劳寿命分析：
[0091]
在fe-safe疲劳分析工具中对联轴器进行疲劳寿命分析，导入所有工况下abaqus静力学分析计算结果；以联轴器潜在风险区域为分析对象，即联轴器上的键槽与相邻的轴阶连接的一段周向区域e1(如图14所示)，基于抗拉强度620mpa、弹性模量200gpa建立近似sn曲线；建立八个静态分析工况以及设置好表面粗糙度，以多轴应力疲劳算法得出若联轴器寿命和损伤趋于无限次循环，损伤为零，疲劳寿命满足使用要求。最终得出区域e1处长效循环的状态结果显示为+7.000e+00，表示疲劳寿命系数大于等于7，即代表无限次循环，分析损伤的数值都为0，表示趋于没有受到损伤，说明联轴器的疲劳寿命满足使用要求。需要循环的次数越多越好，无限次循环表示更好，零损伤是最优的，数值越大损伤越多循环次数越少，联轴器的寿命越短。
[0092]
此步骤中使用到密度。弹性模量、泊松比与应力之间的关系，密度与应力之间的关系都是遵循材料力学第四强度理论。
[0093]
固体材料在压缩或拉伸时施加小载荷时会发生弹性变形，在应力和应变接近零时，应力-应变曲线是线性的，应力和应变之间的关系由胡克定律描述，即应力与应变成正比，比例系数是杨氏模量。模量越高，产生相同应变量所需的应力就越大；理想化的刚体将具有无限的杨氏模量。相反，非常软的材料(例如流体)会在没有力的情况下变形，并且杨氏模量为零。杨氏模量定义表明他是进行应力分析时必不可少的。
[0094]
以上述依据本发明的理想实施例为启示，通过上述的说明内容，相关工作人员完全可以在不偏离本项发明技术思想的范围内，进行多样的变更以及修改。本项发明的技术性范围并不局限于说明书上的内容，必须要根据权利要求范围来确定其技术性范围。