龍　慧，黃長征，李　錦，胡松喜

（韶關(guān)學(xué)院，物理與機電工程學(xué)院，廣東 韶關(guān)512005）

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GS710型減速器箱體有限元力學(xué)仿真

龍慧，黃長征，李錦，胡松喜

（韶關(guān)學(xué)院，物理與機電工程學(xué)院，廣東 韶關(guān)512005）

摘要：GS710型減速器作為動力傳動裝置，在高速、重載的工作環(huán)境中廣泛使用。GS710減速器的箱體用于支持雙聯(lián)齒輪傳動統(tǒng)，需要有足夠的強度、剛度及良好的動態(tài)性能。采用UG軟件建立GS710型減速器箱體的三維模型，利用有限元軟件ANSYS Workbench進行靜力學(xué)的及模態(tài)分析，獲得了額定工況下箱體的應(yīng)力狀況及模態(tài)特性，仿真分析結(jié)果為減速器箱體及整機優(yōu)化設(shè)計提供良好依據(jù)。

關(guān)鍵詞：減速器；箱體；有限元；靜力分析；模態(tài)分析

GS710型減速器是一種連接汽輪機和發(fā)電機的動力傳動裝置，用于與汽輪機機間的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的匹配?！捌啓C+減速器”系統(tǒng)轉(zhuǎn)速高、轉(zhuǎn)矩大，傳動精度要求高，常采用的是一級雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)。雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)作為汽輪機動力傳遞的核心裝置，其動力性能對減速器和汽輪機穩(wěn)定運行有著至關(guān)重要的影響，而作為用于支持雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)的箱體，其必須具備足夠的強度、剛度及動態(tài)性能。目前，關(guān)于減速器箱體的力學(xué)研究多數(shù)圍繞單聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)的箱體研究[1-3]。而關(guān)于傳動裝置為雙聯(lián)齒輪的箱體的有限元力力學(xué)的文獻少，多數(shù)文獻采用多種方法對雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)動態(tài)特性進行研究，取得了不少成果[4-6]。雙聯(lián)齒輪高速運行時，箱體在運行過程中的力學(xué)特性對傳動系統(tǒng)和減速器的平穩(wěn)運行有重要的影響，而雙聯(lián)齒輪的布置形式與單聯(lián)齒輪相比，在結(jié)構(gòu)構(gòu)造及相應(yīng)荷載分布上不一樣，目前鮮見關(guān)于含雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)箱體的有限元力學(xué)文獻報道。本文以GS710型減速器的箱體為研究對象，建立UG三維模型，計算了雙聯(lián)齒輪施加在箱體上的荷載，利用ANSYS Workbench進行了靜力強度及模態(tài)分析，獲得了額定運行工況下箱體的應(yīng)力值及模態(tài)參數(shù)。

1　箱體分析模型建立

根據(jù)GS710的箱體尺寸參數(shù)值，采用UG三維繪圖軟件建立了箱蓋和箱座三維模型，然后裝配，獲得箱體三維模型，箱體如圖1所示。

圖1　減速器箱體模型

將三維模型轉(zhuǎn)換成x.t格式，并導(dǎo)入ANSYS Workbench中。箱蓋和箱座的材料均為HT200，其力學(xué)性能參數(shù)如表1所示。

表1　箱體材料的力學(xué)性能參數(shù)

采用自動分網(wǎng)方式劃分網(wǎng)格，得到如圖2所示的有限元網(wǎng)格模型。

圖2　減速器箱體的有限元模型

2　箱體的靜力分析

2.1接解面設(shè)置

在箱蓋與箱座的接觸面間設(shè)定的接觸類型為固結(jié)（Bonded）。

2.2荷載力的計算

雙聯(lián)齒輪的傳動模型結(jié)構(gòu)如圖3所示，雙聯(lián)傳動的軸頸安裝在箱體上的滑動軸承上，高速輸入軸為齒輪軸，即圖3中裝有小齒輪的軸。減速器在額定工況時，雙聯(lián)傳動齒輪傳動參數(shù)值如表2所示。

圖3　雙聯(lián)齒輪的傳動模型結(jié)構(gòu)

表2　雙聯(lián)齒輪傳動系統(tǒng)參數(shù)

根據(jù)文獻[7]，低速輸出齒輪嚙合點所受到有各切向力Ft，徑向力Fr，軸向力Fα.

根據(jù)理論力學(xué)計算公式，雙聯(lián)齒輪的低速輸出軸的力學(xué)計算模型可簡化為如圖4所示。其中A處為滑動軸承，B處裝有徑向止推軸承，兩雙聯(lián)齒輪對稱布置在低速輸出軸上，低速輸出軸的A位置端連接一油泵，B位置端連接發(fā)電機，其中發(fā)電機的力矩為M，由此可得，在低速輸出軸的A、B及相應(yīng)雙聯(lián)齒輪嚙合處的受力方向如圖所示，根據(jù)理論力學(xué)計算理論，可建立平衡方程：

圖4　雙聯(lián)齒輪的力學(xué)模型

式中，D1表示雙聯(lián)齒輪分度圓的值，L1表示兩雙聯(lián)齒輪距離相應(yīng)滑動軸承間的直線距離，L2表示兩雙聯(lián)齒輪間的距離。

聯(lián)立式（1）~（6），得到滑動軸承A、B所受到的力的大小Fx1=Fx2=-Fr，F(xiàn)z1=Fz2=-Ft，其它約束力為0.

代入表3中雙聯(lián)齒輪的參數(shù)值，得低速輸出軸作用于滑動軸承上的力Fx1=Fx2=-80 761N，F(xiàn)z1=Fz2=-213 014 N.

表3　齒輪的設(shè)計參數(shù)值

2.3靜力荷載的添加

將計算的荷載力分別加于滑動軸承上，如圖5所示，將減速器的底端施加固定約束。

圖5　減速器載荷施加

2.4靜力分析結(jié)果

通過ANSYS Workbench軟件進行分析計算后得到應(yīng)力結(jié)果如圖6所示，減速器箱體的最大等效應(yīng)力位于低速輸出軸的軸承座處，最大應(yīng)力值為53.6 MPa，取安全系數(shù)為2[8]，該材料的極限強度200 MPa，符合強度設(shè)計要求。

圖6等效應(yīng)力分布圖

圖7為減速器的位移云圖，由圖7知，最大位移位于輸入軸軸承座處，位移值為0.062 mm，符合減速器箱體變形設(shè)計要求。

圖7　位移分布圖

3　箱體的模態(tài)分析

3.1模態(tài)初始條件設(shè)置

在ANSYS Workbench環(huán)境下采用與靜態(tài)分析相同的固定約束方式進行模態(tài)分析，求解得到減速器的前八階模態(tài)值。

3.2模態(tài)計算結(jié)果分析

減速箱箱體前八階固有頻率值如表4所示，第一階頻率值為77 Hz，第八階固有頻率值為326 Hz.其中第一階頻率值與減速器低速軸的工作轉(zhuǎn)動頻率非常接近。從圖8可以看出，第一、二、三、六階振型減速器箱體的通氣器振動幅值較大，第六振型減速器箱體整體振動幅值大，第四、五階振型中滑動軸承處振動值較大。

表4　減速器的前6階模態(tài)頻率

圖8　減速器前六階振型

由表2知，低速輸出軸的轉(zhuǎn)動頻率值為25 Hz，高速輸入軸轉(zhuǎn)動頻率值75 Hz，齒輪嚙合頻率3 000 Hz.因此高速輸入軸轉(zhuǎn)動頻率值與減速器箱體的第一階固有頻率值非常接近。從圖8（a）圖可知，第一階振型中，通氣器產(chǎn)生較大振動幅值，因此，應(yīng)根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化通氣器或減速器箱體結(jié)構(gòu)。第二階至第八階的頻率值都比較高，均超過低速輸出軸轉(zhuǎn)動頻率值的3倍以上，低速輸出軸頻率難以引起箱體產(chǎn)生共振現(xiàn)象。且第二階至第八階固有頻率值也不是高速輸入軸的轉(zhuǎn)動頻率值的倍數(shù)，高速輸入軸頻率難以引起箱體產(chǎn)生共振現(xiàn)象。齒輪嚙合頻率值為3 000 Hz，遠大于箱體的固有頻率值，齒輪嚙合不會引起箱體產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

4　結(jié)束語

（1）最大值大小約為53.6 MPa，最大應(yīng)力發(fā)生在低速輸出軸的軸承座處位置處，取安全系數(shù)為2，該材料的極限強度200 MPa，符合強度設(shè)計要求。

（2）第一階固有頻率值與高速輸入軸轉(zhuǎn)頻非常接近，箱體容易產(chǎn)生共振現(xiàn)象，第一階振型引起通氣管的局部振動較大，對減速器均有不利影響，應(yīng)根據(jù)箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化通氣器或減速器箱體結(jié)構(gòu)。

（3）仿真結(jié)果為某型減速器箱體及整機設(shè)計提供依據(jù)。

參考文獻：

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中圖分類號：TH113；TH114

文獻標(biāo)識碼：A

文章編號：1672-545X（2016）04-0005-04

收稿日期：2016-01-24

基金項目：廣東省重大科技專項（2012A090300011）；廣東省高等學(xué)校優(yōu)秀青年教師培養(yǎng)計劃項目（Yq2014156）；韶關(guān)學(xué)院校級科研項目（S201501007）

作者簡介：龍慧（1986-），男，湖南衡陽人，碩士，助教，主要研究方向：機械動力學(xué)；黃長征（1970－），男，湖南衡陽人，教授，博士，從事機械設(shè)計及優(yōu)化研究。

Finite Element Mechanical Analysis of Gear Box of GS710 Reducer

LONG Hui，HUANG Chang-zheng，LI Jing，HU Song-xi
（Shaoguan University，Shaoguan Guangdong 512005，China）

Abstract:The GS710 reducer as the power transmission device is widely used in high speed and heavy load case，the gear box of which should have enough strength，stiffness and dynamic property as supporting support the double helical gear transmission system.The 3D model of gear box of GS710 is built by UG software.The stress characteristics and modal characteristics of gear box is obtained based on static analysis and modal analysis proceed by ANSYS Workbench software.The result provide guidelines for the optimization design of reducer gear box and the whole reducer

Key words:reducer；gear box；finite element；static analysis；modal analysis