彭漢軍

（太原重工股份有限公司技術(shù)中心， 山西 太原 030024）

干熄焦提升機一般安裝在離地約50 m高的井架頂部，每天大約運行22 h，一旦近20 t重的減速器出現(xiàn)問題，從50 m高的地方去更換或者修復(fù)它，將是一件成本極高的事情。因此，設(shè)計干熄焦提升機減速器時，既要保證它的性能優(yōu)越，還希望它的設(shè)計合理。減速器的核心零件齒輪和軸承的設(shè)計和選用都可以通過軟件計算來確定，而減速器箱體則是主要通過類比法來設(shè)計，若是能運用ANSYS對減速器箱體進行模擬仿真，分析箱體的受力分布情況，箱體的構(gòu)造以及外形方面會有所改進。在這樣的問題背景下，本文從理論分析和有限元分析的角度，對減速器箱體所面臨的問題進行探究和解決[1]。

1 箱體建模

為了得到本箱體在其工作狀態(tài)下結(jié)構(gòu)的變形與應(yīng)力，需要對模型進行靜態(tài)有限元分析。在進行有限元分析之前應(yīng)首先建立箱體的幾何模型和物理模型。幾何模型主要是確定模型的幾何構(gòu)造特征，并進行有限元網(wǎng)格劃分。物理模型是在零件的幾何模型（初始幾何形體）基礎(chǔ)上，依據(jù)工況性質(zhì)對零件的載荷與約束屬性進行等效與簡化，包括載荷類型、大小與分布及施加方式、約束類型、方式與性質(zhì)等，能夠體現(xiàn)零件初始幾何模型的工作狀態(tài)[2]。

1）箱體的幾何模型

由于箱體模型較為復(fù)雜，本文采用四面體網(wǎng)格劃分，為較準確地表達出箱體的形貌進行了多次嘗試，最終網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖1所示，其中節(jié)點數(shù)為1043274個，單元數(shù)為606946個。

圖1 箱體網(wǎng)格劃分

2）箱體的物理模型

箱體所受的載荷主要是軸通過軸承作用在箱體上的作用力，可以通過箱體軸孔圓心處施加遠程力（remote force）來實現(xiàn)，施加遠程力時，首先在各軸孔圓心建立局部直角坐標系，然后建立遠程點（remote point），最終在遠程點上施加x、y、z三個方向的遠程力[3]。施加遠程力時，DefineBy選項應(yīng)選取Component選項，最終施加力的結(jié)果如圖2所示。

圖2 施加的遠程力

3）箱體約束設(shè)置

箱體與地面之間為螺栓緊固約束，現(xiàn)不考慮螺栓的彈性影響，在箱體底部各螺栓位置上設(shè)置三個方向的全約束Fixed Support，如下頁圖3所示。

2 箱體有限元分析

2.1 箱體總變形分析

設(shè)置完成后，在結(jié)果（Solution）項中依次添加x、y、z向的變形云圖（Directional）、總變形云圖（Total Deformation）以及等效應(yīng)力（Equivalent Stress）。計算得出的箱體的總變形云圖如圖4所示。由圖可以看出箱體變形量最大的位置在輸出軸軸孔的右上角的區(qū)域，變形量約為730 μm，可見這里主要是y方向的變形引起的[4]。

圖3 箱體底部固定約束

圖4 總變形云圖

2.2 箱體等效應(yīng)力分析

計算得出的箱體的等效應(yīng)力結(jié)果如圖5所示。由應(yīng)力云圖可以看出箱體最大應(yīng)力在輸出軸軸孔的右上角的加強筋的下端，最大等效應(yīng)力值約為89 MPa。

圖5 等效應(yīng)力云圖

3 基于概念-單元方法的結(jié)構(gòu)設(shè)計

減速器箱體設(shè)計是在滿足功能和性能要求下的結(jié)構(gòu)設(shè)計，主要是主體結(jié)構(gòu)構(gòu)型和內(nèi)外部筋板等的分布設(shè)計，因其結(jié)構(gòu)多樣且工況載荷復(fù)雜，故設(shè)計計算比較復(fù)雜。減速器箱體最常見的結(jié)構(gòu)基本是縱橫均勻分布筋板，這種結(jié)構(gòu)的特點是體積與質(zhì)量大、材料消耗多、成本高。因此傳統(tǒng)的設(shè)計方法很難滿足現(xiàn)代高性能、低成本、輕量化的設(shè)計需求，現(xiàn)采用概念單元設(shè)計方法對箱體進一步優(yōu)化[5]。

3.1 傳力路徑提取與規(guī)整化

為了實現(xiàn)多目標優(yōu)化，從多方面提升箱體的綜合性能，本文的優(yōu)化以柔度和頻率為目標，最終以柔度為目標的優(yōu)化迭代31步，以頻率為目標的迭代27步，結(jié)果如圖6所示。

圖6 拓撲結(jié)構(gòu)

上述所得結(jié)果是將箱體壁的材料進行去除處理，然而實際中是不會將箱體掏空的，計算機仿真僅為我們的設(shè)計提供一些依據(jù)和參考，我們根據(jù)所得結(jié)果對原有筋板的布局進行改進設(shè)計。

綜合兩個目標所得優(yōu)化的結(jié)果，得出最新結(jié)構(gòu)，如圖6，對原有的筋板進行重新布局，以達到加強結(jié)構(gòu)剛度和減輕箱體的質(zhì)量的目的，并通過對新構(gòu)造的結(jié)構(gòu)對其進行靜態(tài)分析，來驗證設(shè)計的合理性。

3.2 結(jié)構(gòu)單元選取

壁板類單元常用七類：十字形、太陽形、米字形、V形、N形、X形、菱形。這些結(jié)構(gòu)單元既能增加零件的結(jié)構(gòu)性能，又可以改進零件的制造工藝性，這些單元類型也會交叉使用[6]。其中N型、V型有良好的拉壓性能和良好的基頻特性，此處選用這兩種結(jié)構(gòu)單元構(gòu)造如下圖7。

圖7 選用結(jié)構(gòu)單元重新布局的箱體

3.3 剛度驗證

優(yōu)化后的減速器箱體計算得出的總變形云圖如圖8所示。由圖可以看出箱體變形量最大的位置在輸出軸軸孔區(qū)域，變形量約為368 μm，可見這里變形主要是由z方向的引起的。

圖8 總變形云圖

計算得出箱體的等效應(yīng)力結(jié)果如圖9所示。由應(yīng)力云圖可以看出箱體最大應(yīng)力在輸出軸軸孔下方的加強筋的下端，最大等效應(yīng)力值約為83 MPa。

圖9 等效應(yīng)力云圖

對優(yōu)化后的箱體的靜力分析結(jié)果可知，優(yōu)化后的箱體在各個方向的力均有所減小，且結(jié)構(gòu)的改變同時也改變了部分最大受力位置，使箱體受力后傳力的途徑發(fā)生變化，導(dǎo)致了最大受力位置發(fā)生了變化，最大應(yīng)力有所降低，最終使箱體整體的剛度提升，箱體結(jié)構(gòu)得到改善。

4 優(yōu)化前后的箱體剛度對齒輪嚙合的影響

對于平行軸減速器，箱體在x方向的變化量對中心距起至關(guān)作用，y方向上的變形量產(chǎn)生的影響可以忽略，z方向的變形量對中心距的影響甚微。現(xiàn)對箱體在優(yōu)化前后的各級中心距變化、軸孔位移、齒輪嚙合位置的相對位移等參數(shù)進行提取并計算對比分析：箱體兩側(cè)中心距390、730、610、630優(yōu)化前后始終保持不變，說明這部分軸承板的剛度足以保證中心距不產(chǎn)生變化；前側(cè)中心距880的變形量由優(yōu)化前的0.176 mm變成優(yōu)化后的0.126 mm，后側(cè)中心距880的變形量由優(yōu)化前的0.219 mm變成優(yōu)化后的0.097 mm，箱體優(yōu)化后兩側(cè)中心距都更接近設(shè)計值；由于箱體的變形，導(dǎo)致前側(cè)和后側(cè)軸承孔在x負方向都有位移，但是兩側(cè)的位移量不同，且優(yōu)化后相對位移量都有所下降，軸孔同軸度提高；由于箱體兩側(cè)對應(yīng)軸孔有相對位移，會導(dǎo)致齒輪嚙合的地方不平行度變大，箱體優(yōu)化后相對位移減小，平行度提高。由以上分析可知，優(yōu)化后的箱體整體剛度提高，使減速器中心距誤差減小，箱體兩側(cè)對應(yīng)的軸孔同軸度提高，軸孔間的平行度也提高，最終齒輪嚙合精度提高。

5 結(jié)語

通過建立箱體的三維實體模型，將其導(dǎo)入到ANSYS中進行靜態(tài)分析，得出箱體變形云圖和應(yīng)力云圖。根據(jù)分析結(jié)果，針對性地對箱體做相應(yīng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，并將重新構(gòu)建的拓撲優(yōu)化后的箱體三維實體模型再次導(dǎo)入ANSYS進行靜態(tài)分析，結(jié)果顯示：優(yōu)化設(shè)計后的箱體總變形量降低了50%，最大應(yīng)力下降，剛度提高，齒輪的嚙合精度也隨之得到了提高，減速器的整體性能得到提升。