基于有限元數(shù)值分析方法的傘齒輪箱靜強(qiáng)度、疲勞研究

王海鵬

（國能鐵路裝備有限責(zé)任公司，北京100010）

1 受力分析與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評定

齒輪箱齒輪設(shè)計參數(shù)表1所示。齒輪箱采用ZG230-450鑄造和機(jī)加工方式，材料力學(xué)性能如表2[1]所示，其中疲勞極限指定存活率為99.9%，指定壽命為107。

表1 齒輪箱設(shè)計參數(shù)

表2 ZG230-450材料力學(xué)性能

2 受力分析

由于圓柱齒輪系有三種設(shè)計方案，本文選取最大齒輪受力情況進(jìn)行分析，可滿足其他設(shè)計方案的靜強(qiáng)度分析。齒輪箱應(yīng)力按極端工況下（輸入扭矩為4503）計算箱體靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度，齒輪箱受力計算基本參數(shù)如表3所示，強(qiáng)度振動加速度工況如表4示，施加的振動加速度方向與力的方向相反，使得加載最大化。

表3 齒輪受力值（小齒輪受力絕對值）

表4 強(qiáng)度載荷工況（g=9.81m2/g）

3 箱體靜強(qiáng)度、疲勞及模態(tài)結(jié)果評定

3.1 箱體靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度評定

本小節(jié)對箱體靜強(qiáng)度進(jìn)行分析，包括有限元模型、網(wǎng)格劃分、應(yīng)力云圖以及安全系數(shù)。

表5為不同工況下箱體有限元模型網(wǎng)格劃分統(tǒng)計，滿足計算分析的要求。不同工況下分析如圖2所示，圖2a為網(wǎng)格劃分與載荷加載圖，圖2b箱體Von Mises等效應(yīng)力云圖，圖2c最大VonMises等效應(yīng)力云圖。圖3與圖2類似。

圖2 左旋逆時針箱體前進(jìn)工況

圖3 箱體前6階形變云圖

表5 不同工況下箱體有限元模型網(wǎng)格劃分統(tǒng)計

圖1 左旋順時針箱體后退工況分析圖

表6為齒輪箱應(yīng)力按極端工況下（輸入扭矩為4503N·m）箱體靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度計算結(jié)果。由表可知，在輸入極限扭矩、同時發(fā)生垂向、縱向、橫向沖擊加速度疊加的極端情況下：左旋順時針工況下箱體靜強(qiáng)度和疲勞最小安全系數(shù)分別為3.08和2.386，左旋逆時針工況下箱體疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)分別為4.159和3.21，以上系數(shù)表明在極限工況下，箱體滿足靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度要求，在設(shè)計壽命內(nèi)不會發(fā)生疲勞損壞。

表6 不同工況靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度評定

3.2 箱體模態(tài)分析

表7為箱體模態(tài)網(wǎng)格劃分參數(shù)，滿足有限元計算要求。圖4為2軸箱體前6階模態(tài)箱體形變云圖。

表7 箱體模態(tài)網(wǎng)格劃分參數(shù)

箱體運(yùn)用過程中除了線路振動激擾外，還有來自齒輪箱自身的循環(huán)振動，主要包括輸入端齒輪軸的回轉(zhuǎn)，輸出端車軸的回轉(zhuǎn)以及齒輪嚙合振動等。箱體的約束模態(tài)固有頻率應(yīng)避開輸入端、輸出端回轉(zhuǎn)頻率及其倍頻，還應(yīng)避開齒輪嚙合頻率及其倍頻。

表8為齒輪箱齒輪傳動裝置頻率，表9箱體約束模態(tài)，對比分析表8和9，箱體1階模態(tài)頻率以大于軸自傳頻率及齒輪嚙合頻率。箱體約束模態(tài)頻率完全避開了齒輪箱正常運(yùn)行時的頻率及其頻率，避免了齒輪箱體共振現(xiàn)象的產(chǎn)生，齒輪箱不會發(fā)生共振疲勞破壞。

表8 齒輪箱齒輪傳動裝置頻率

表9 箱體約束模態(tài)

4 結(jié)語

（1）在輸入極限扭矩、同時發(fā)生垂向、縱向、橫向沖擊加速度疊加的極端情況下：左旋順時針工況下箱體靜強(qiáng)度和疲勞最小安全系數(shù)分別為3.08和2.386，左旋逆時針工況下箱體疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)分別為4.159和3.21。以上系數(shù)表明在極限工況下，箱體滿足靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度要求，在設(shè)計壽命內(nèi)不會發(fā)生疲勞損壞。

（2）箱體1階模態(tài)頻率以大于軸自傳頻率及齒輪嚙合頻率。箱體約束模態(tài)頻率完全避開了齒輪箱正常運(yùn)行時的頻率及其頻率，避免了齒輪箱體共振現(xiàn)象的產(chǎn)生，齒輪箱不會發(fā)生共振疲勞破壞。