龍　慧，黃長(zhǎng)征，李　錦，胡松喜

（韶關(guān)學(xué)院，物理與機(jī)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(zhǎng)征，李錦，胡松喜

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

摘要：GS710型減速器作為動(dòng)力傳動(dòng)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(dòng)統(tǒng)，需要有足夠的強(qiáng)度、剛度及良好的動(dòng)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(jìn)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(jī)優(yōu)化設(shè)計(jì)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(jī)和發(fā)電機(jī)的動(dòng)力傳動(dòng)裝置，用于與汽輪機(jī)機(jī)間的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的匹配。“汽輪機(jī)+減速器”系統(tǒng)轉(zhuǎn)速高、轉(zhuǎn)矩大，傳動(dòng)精度要求高，常采用的是一級(jí)雙聯(lián)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)。雙聯(lián)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)作為汽輪機(jī)動(dòng)力傳遞的核心裝置，其動(dòng)力性能對(duì)減速器和汽輪機(jī)穩(wěn)定運(yùn)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(dòng)系統(tǒng)的箱體，其必須具備足夠的強(qiáng)度、剛度及動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)的箱體研究[1-3]。而關(guān)于傳動(dòng)裝置為雙聯(lián)齒輪的箱體的有限元力力學(xué)的文獻(xiàn)少，多數(shù)文獻(xiàn)采用多種方法對(duì)雙聯(lián)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究，取得了不少成果[4-6]。雙聯(lián)齒輪高速運(yùn)行時(shí)，箱體在運(yùn)行過(guò)程中的力學(xué)特性對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)和減速器的平穩(wěn)運(yùn)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(jiàn)關(guān)于含雙聯(lián)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)箱體的有限元力學(xué)文獻(xiàn)報(bào)道。本文以GS710型減速器的箱體為研究對(duì)象，建立UG三維模型，計(jì)算了雙聯(lián)齒輪施加在箱體上的荷載，利用ANSYS Workbench進(jìn)行了靜力強(qiáng)度及模態(tài)分析，獲得了額定運(yùn)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(dòng)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(lèi)型為固結(jié)（Bonded）。

2.2荷載力的計(jì)算

雙聯(lián)齒輪的傳動(dòng)模型結(jié)構(gòu)如圖3所示，雙聯(lián)傳動(dòng)的軸頸安裝在箱體上的滑動(dòng)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(shí)，雙聯(lián)傳動(dòng)齒輪傳動(dòng)參數(shù)值如表2所示。

圖3　雙聯(lián)齒輪的傳動(dòng)模型結(jié)構(gòu)

表2　雙聯(lián)齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)

根據(jù)文獻(xiàn)[7]，低速輸出齒輪嚙合點(diǎn)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(jì)算公式，雙聯(lián)齒輪的低速輸出軸的力學(xué)計(jì)算模型可簡(jiǎn)化為如圖4所示。其中A處為滑動(dòng)軸承，B處裝有徑向止推軸承，兩雙聯(lián)齒輪對(duì)稱(chēng)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(jī)，其中發(fā)電機(jī)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(jì)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(dòng)軸承間的直線(xiàn)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(dòng)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(dòng)軸承上的力Fx1=Fx2=-80 761N，F(xiàn)z1=Fz2=-213 014 N.

表3　齒輪的設(shè)計(jì)參數(shù)值

2.3靜力荷載的添加

將計(jì)算的荷載力分別加于滑動(dòng)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(guò)ANSYS Workbench軟件進(jìn)行分析計(jì)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(qiáng)度200 MPa，符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)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(jì)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(jìn)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(jì)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(dòng)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(dòng)幅值較大，第六振型減速器箱體整體振動(dòng)幅值大，第四、五階振型中滑動(dòng)軸承處振動(dòng)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(dòng)頻率值為25 Hz，高速輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)頻率值75 Hz，齒輪嚙合頻率3 000 Hz.因此高速輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)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(guò)低速輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)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(yuǎn)大于箱體的固有頻率值，齒輪嚙合不會(huì)引起箱體產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

4　結(jié)束語(yǔ)

（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(qiáng)度200 MPa，符合強(qiáng)度設(shè)計(jì)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(dòng)較大，對(duì)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(jī)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

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中圖分類(lèi)號(hào)：TH113；TH114

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：1672-545X（2016）04-0005-04

收稿日期：2016-01-24

基金項(xiàng)目：廣東省重大科技專(zhuān)項(xiàng)（2012A090300011）；廣東省高等學(xué)校優(yōu)秀青年教師培養(yǎng)計(jì)劃項(xiàng)目（Yq2014156）；韶關(guān)學(xué)院校級(jí)科研項(xiàng)目（S201501007）

作者簡(jiǎn)介：龍慧（1986-），男，湖南衡陽(yáng)人，碩士，助教，主要研究方向：機(jī)械動(dòng)力學(xué)；黃長(zhǎng)征（1970－），男，湖南衡陽(yáng)人，教授，博士，從事機(jī)械設(shè)計(jì)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