基于ANSYS Workbench的ATB260減速器箱體模態(tài)分析

東偉

摘 要：利用有限元分析軟件ANSYS Workbench對車載鉆機ATB260角齒輪傳動箱進行模態(tài)分析，將仿真所得到的固有頻率與箱體主要激勵頻率比較，得到箱體不會發(fā)生共振的結論，通過其振型觀察到箱體動力學特性的薄弱部位，為后續(xù)該類箱體的研究與改進提供參考依據。

關鍵詞：ATB260；ANSYS Workbench；模態(tài)分析

中圖分類號：TB

文獻標識碼：A

doi：10.19311/j.cnki.1672-3198.2016.33.192

0 引言

減速器箱體的傳統(tǒng)類比、經驗設計往往在強度、剛度等靜力學特性方面給予很好的保證，但是在其工作運轉中的動力學特性不能有很好的預測。減速器箱體是一個彈性系統(tǒng)，當受到外界激勵的時候會產生振動現(xiàn)象，那么在齒輪傳動的過程中齒輪嚙合接觸瞬間會產生沖擊，這個沖擊最終會通過軸及軸承傳遞到箱體上，從而引起箱體的振動，箱體振動反過來又會作用到軸和齒輪上，影響齒輪的對中性及齒輪嚙合精度，齒輪嚙合過程中嚴重受力不均，將加速齒輪的磨損。當齒輪的嚙合頻率若是等同或者接近箱體的固有頻率時，整個減速器箱體就會產生共振現(xiàn)象，使整個系統(tǒng)的振動更加嚴重，同時也將產生很大的噪音，加速系統(tǒng)的疲勞損害，大大減小齒輪箱的壽命，甚至造成重大事故，影響工作生產，造成巨大經濟損失。

1 箱體的振源分析與計算

減速器在正常工作過程中，振動激勵可能來至于底座固定不緊、螺栓松動，傳動部件制造精度不良、部件相對位置裝配不當等人為控制因素，但是其主要振動激勵一般來自于無法回避的齒輪嚙合接觸瞬間沖擊，已知該減速器最大輸入轉速為n1=1350r/min，主動齒輪齒數z1=26，則該減速器齒輪嚙合頻率為：

f=n1×z160=n2×z260=585Hz

此嚙合頻率將成為減速器存在的主要共振激勵隱患。

2 箱體模態(tài)分析

2.1 實體模型的建立及網格劃分

本文利用三維建模軟件SolidWorks對箱體進行實體建模，并將對后續(xù)仿真分析精度影響不大，但是嚴重影響分析計算速度的螺栓孔、倒角、窺視孔等局部小特征進行了簡化；為了便于仿真分析的實施，將上下箱體合并成一個獨立的實體零件，然后將零件導入到ANSYS Workbench軟件中進行網格的劃分，該箱體結構相對復雜，網格單元適合選用對復雜結構適應性強的4節(jié)點四面體單元，對于這類復雜結構，通過比較分析，最適合采用Solid187單元類型，單元尺寸控制在約5mm以內。該減速器箱體材料屬性如表1所示。

2.2 邊界條件的確定及模態(tài)分析

鑒于本減速器安裝的狀況，為了使箱體分析結果接近實際工況，這里將對箱體下底面進行全約束。箱體結構的動態(tài)特性一般主要由其低階模態(tài)所決定，這里選擇箱體結構的前4階分析結果進行研究。在ANSYS Workbench提供了7種不同的模態(tài)提取方法中，選擇適合本箱體特征的Block lanczos（分塊蘭索斯法）進行求解。分析得到了前4階箱體模態(tài)仿真結果如下圖1所示，前4階振型特征描述如下表1所示。

2.3 結果分析

由振動穩(wěn)定性的判斷準則可知，防止箱體發(fā)生共振現(xiàn)象應使箱體的固有頻率和齒輪嚙合頻率錯開。這里假設箱體的固有頻率為fr，激振源（齒輪的嚙合頻率）為f，那么一般應滿足f<0.85fr或f>1.15fr；由上述計算與仿真結果知f=585Hz，fr主要處于210～420Hz之間，滿足上述條件，該齒輪箱體將不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

3 結論

由上述激勵振源的激勵頻率與仿真結果得到的箱體固有頻率相比較得知，ATB260減速器箱體不會發(fā)生共振現(xiàn)象。觀察振型圖可知該箱體主要表現(xiàn)為局部的彎曲振動，其中箱體中間錐齒輪的輸入端軸承座及上箱蓋為主要的變形部位，應適當加強，尤其是中間錐齒輪的輸入端軸承座部位，變形將直接影響齒輪的傳動的穩(wěn)定性，該軸承座上端由于結構限制處于懸空狀態(tài)對振動的抵抗較弱，因此該部位應該引起重視，可考慮加厚或者在兩側增加肋板的方式增強支撐。

參考文獻

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