密煉機(jī)減速箱箱體設(shè)計(jì)中有限元法的應(yīng)用

吳俊功，張 津，孫 齊

（大連橡膠塑料機(jī)械股份有限公司，遼寧 大連 116300）

密煉機(jī)減速箱箱體設(shè)計(jì)中有限元法的應(yīng)用

Application of fi nite element method in design of reducer casing for mixer

吳俊功，張 津，孫 齊

（大連橡膠塑料機(jī)械股份有限公司，遼寧 大連 116300）

利用有限元法計(jì)算密煉機(jī)減速箱箱體的應(yīng)力與應(yīng)變，對(duì)箱體的應(yīng)力與應(yīng)變大的位置進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，再運(yùn)算對(duì)比，最終得到優(yōu)化的減速箱箱體結(jié)構(gòu)。

密煉機(jī)；減速箱；箱體；有限元；最大拉應(yīng)力；總變形；bearing load ；ANSYS Workbench

密煉機(jī)是橡膠制品廠，尤其是輪胎廠的重要設(shè)備，主要用于膠料的熱煉、混煉及終煉。特點(diǎn)是低速重載、沖擊大,工作時(shí)平均功率低于額定功率，但尖峰負(fù)載超過(guò)額定功率的2倍。由于減速器箱體結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，傳統(tǒng)的計(jì)算方法難以對(duì)箱體的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行精確計(jì)算與校核，為了保證減速箱的可靠性及安全性，減速箱的箱體設(shè)計(jì)趨于保守，減速箱箱體的壁厚等一般比較厚，減速箱的質(zhì)量占密煉機(jī)的比重較大。隨著有限元技術(shù)的發(fā)展，應(yīng)用有限元軟件，建立箱體的三維實(shí)體模型，對(duì)箱體各部分的應(yīng)力分布、變形等進(jìn)行詳細(xì)的計(jì)算、分析、比較，從而對(duì)箱體的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，這樣既保證減速箱箱體的強(qiáng)度和剛度滿(mǎn)足要求，又降低箱體的質(zhì)量和成本。

1 建立模型

在對(duì)減速器箱體進(jìn)行有限元分析時(shí)，首先建立相應(yīng)的實(shí)體模型，在模型建立之前，為了節(jié)約網(wǎng)格劃分和計(jì)算時(shí)間，對(duì)箱體進(jìn)行一定的簡(jiǎn)化，將其中上下箱體的螺栓孔、瓦蓋和瓦座螺栓孔等進(jìn)行省略，考慮到軸向力的存在，保留端面螺栓孔，基于以上思想在UG中建立模型，通過(guò)parasolid格式導(dǎo)入ANSYS Workbench，減速器箱體模型如圖1所示。

由于ANSYS Workbench自動(dòng)識(shí)別所有接觸表面，經(jīng)過(guò)檢查，上、下箱體和軸承座的接觸均為綁定。箱體的材料選用的是HT200,在有限元分析中假設(shè)材料為線彈性材料，材料的力學(xué)性能按常溫下選取如表1。

圖1 箱體模型

表1 常溫下HT200力學(xué)性能表

2 邊界條件

減速器箱體與地基座通過(guò)10個(gè)地腳螺栓連接，在這里將這10個(gè)螺栓孔施加全約束，限制了箱體的位移，這與實(shí)際工況相符。箱體所受到的載荷在這里我們通過(guò)計(jì)算軸承所承受的支反力可以求得。

減速器單輸入雙輸出，三級(jí)減速，主要技術(shù)規(guī)范如下：輸入功率2 550 kW，輸入轉(zhuǎn)速1 500 r/min，減速比25，前后轉(zhuǎn)子的輸出轉(zhuǎn)速均為60 r/min。在計(jì)算箱體載荷時(shí)，要注意到的是減速箱的輸出端前轉(zhuǎn)子和后轉(zhuǎn)子的功率的分配比是1:1，可以求得箱體所受到的載荷，如表2、圖2所示。

表2 箱體受到的徑向載荷

圖2 箱體徑向載荷圖

在計(jì)算箱體載荷時(shí)，將箱體受到的軸向載荷通過(guò)Bearing load施加到箱體的軸承座上，如表3、圖3所示。

表3 箱體受到的軸向載荷

3 分析結(jié)果

經(jīng)過(guò)計(jì)算，可以得到最大拉應(yīng)力云圖，如圖4所示，應(yīng)變?cè)埔?jiàn)圖5。

計(jì)算結(jié)果：

（1）通過(guò)箱體的應(yīng)力云圖可以看到箱體的平均應(yīng)力不大，各軸承座處的應(yīng)力在20 MPa左右；其中前面兩輸出軸軸承座筋板處在32 MPa左右，相對(duì)較大。最大拉應(yīng)力在短輸出端后面的軸承座處（主要由齒輪的軸向力造成），為68.395 MPa，HT200的抗拉強(qiáng)度σb=130 MPa，安全系數(shù)1.9倍。

圖3 箱體軸向載荷圖

圖4 最大拉應(yīng)力云圖

圖5 應(yīng)變?cè)茍D

（2）通過(guò)箱體的應(yīng)變?cè)茍D可以看到箱體整體總變形不大，主要是由軸向力產(chǎn)生，最大值出現(xiàn)在輸出軸前段軸瓦和軸承座處，變形值0.12 mm。

4 優(yōu)化結(jié)構(gòu)后，計(jì)算根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)計(jì)算手冊(cè)，箱壁的厚度δ=0.025a +5=24，（a為第三級(jí)中心距），此箱體的壁厚是30 mm。根據(jù)以上計(jì)算結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化結(jié)構(gòu)：

（1）減少箱壁的厚度，將箱體的厚度由30 mm減少到24 mm；

（2）從增加箱體剛度的角度出發(fā)，在軸瓦和軸承座處增加筋板，同時(shí)在箱蓋第二級(jí)大齒輪處拉一個(gè)筋板;

（3）在以上計(jì)算最大拉應(yīng)力處（輸出端后軸承座處），將軸承座厚度增大，由80 mm增大到120 mm。

經(jīng)過(guò)計(jì)算，可以得到最大拉應(yīng)力云圖，如圖6所示，應(yīng)變?cè)埔?jiàn)圖7。

TQ330.43

1009-797X(2015)13-0068-02

B

10.13520/j.cnki.rpte.2015.13.022

吳俊功，男，高級(jí)工程師，1995年畢業(yè)于大連大學(xué)機(jī)械工程系，主要從事傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)與研發(fā)工作，已發(fā)表論文10余篇。

2015-01-14