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減速器箱體是減速器系統(tǒng)的主要組成部分，在少齒差行星齒輪減速器工作中，箱體承載而產(chǎn)生一定的變形。過大的應(yīng)力可能導(dǎo)致箱體產(chǎn)生裂紋，過大的變形將對少齒差行星齒輪傳動(dòng)產(chǎn)生影響。因此，在箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中有必要對箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析和模態(tài)分析，以得到更為合理的箱體結(jié)構(gòu)。
箱體的有限元分析為箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和性能分析提供科學(xué)依據(jù)。如文占科等對履帶車輛綜合傳動(dòng)裝置箱體進(jìn)行有限元分析，通過對應(yīng)力和位移結(jié)果的分析，初步判斷箱體的剛度和強(qiáng)度條件，在此基礎(chǔ)上對箱體結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行細(xì)化和改進(jìn)，提高了方案設(shè)計(jì)的效率和可靠性。楊成云等對中心傳動(dòng)齒輪箱體進(jìn)行靜態(tài)和模態(tài)分析，以此指導(dǎo)箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。焦可如等對一種弱剛度復(fù)雜形狀傳動(dòng)箱體軸承孔銑削加工的結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，由位移等值曲線的分析為該傳動(dòng)箱體加工過程中一些重要的切削參數(shù)和裝夾方式的確定提供可靠的依據(jù)。針對曲軸式少齒差行星齒輪減速器的箱體結(jié)構(gòu)，用有限元分析軟件ANSYS進(jìn)行靜態(tài)和模態(tài)分析，根據(jù)分析的結(jié)果，對原有箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。
如圖所示為曲軸式少齒差行星齒輪傳動(dòng)原理圖，高速級由一對斜齒圓柱齒輪1，2組成，低速級由少齒差行星齒輪傳動(dòng)組成，H為主動(dòng)曲軸，3為行星輪，4為輸出內(nèi)齒輪。對于低速級少齒差行星齒輪傳動(dòng)，設(shè)內(nèi)齒輪的轉(zhuǎn)速為n4，行星輪的自轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為n3，主動(dòng)曲軸轉(zhuǎn)速為nH=n2。根據(jù)零件相對運(yùn)動(dòng)的原理，行星輪3作平動(dòng)，即行星輪的轉(zhuǎn)速為n3=0，則傳動(dòng)比為:所設(shè)計(jì)的減速器是立式結(jié)構(gòu)，齒輪軸為輸入軸，齒輪4的軸為輸出軸，輸入軸轉(zhuǎn)速為n1=49.2 r/min，傳動(dòng)功率為18.5 kW，減速器總傳動(dòng)比為i14=57，行星輪4的分度圓直徑為d4=798 mm，其下箱體結(jié)構(gòu)在UG中的造型如圖2所示。下箱體的材料為鑄鋼，其材料特性參數(shù)分別為：彈性模量E為2.06×e11 MPa，泊松比為0.3，密度為8.9×e3kg/m3。其許用應(yīng)力值為σ=598 MPa。
雖然ANSYS軟件的前處理模塊具有建模功能，但與其他CAD軟件相比，其功能還不夠強(qiáng)大，對于形狀較復(fù)雜的零部件模型，建構(gòu)起來還非常困難。因此，設(shè)置了與多種CAD軟件，如Pro/E，UG，AutoCAD等的數(shù)據(jù)交換接口。通過這個(gè)接口，可以把模型文件直接傳入ANSYS中。采用在UG中建立模型，然后將模型以IGES格式導(dǎo)入ANSYS中。由圖2可見，減速器下箱體結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是圓柱型的周期對稱結(jié)構(gòu)，其旋轉(zhuǎn)周期α=90°，因此，在建立箱體有限元分析模型和求解時(shí)，只對1/4箱體進(jìn)行建模和分析。如圖所示為導(dǎo)入ANSYS中的1/4箱體的幾何模型。
單元網(wǎng)格類型選擇為Structural Solid的Brick 8node 45單元，劃分網(wǎng)格時(shí)選取Mesh中的Smart Size選項(xiàng)激活職能網(wǎng)格劃分功能，通過滑動(dòng)條選10級劃分，使網(wǎng)格劃分速度比較快。
根據(jù)設(shè)計(jì)中的要求，對下箱體的底面施加零位移約束。施加在下箱體承力面上的載荷簡化為均布的面載荷。網(wǎng)格劃分及加載后的模型如圖4所示。箱體變形前后的比較如圖所示，各方向上所受最大應(yīng)力如表所示。模態(tài)分析時(shí)只加底面的零位移約束。取箱體的前5階振型進(jìn)行分析，其1階振型下變形前后的比較如圖所示，不同頻率下的箱體最大應(yīng)力如表所示。
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