基于ProE和ANSYS的大速比試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)及關(guān)鍵部件研究

程鶴鳴，劉志，張軍林

（黃岡師范學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，湖北 黃岡438000）

基于ProE和ANSYS的大速比試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)及關(guān)鍵部件研究

程鶴鳴，劉志，張軍林

（黃岡師范學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，湖北 黃岡438000）

針對(duì)大速比減速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，確定了減速器試驗(yàn)臺(tái)的布置方案，設(shè)計(jì)了一種箱形封閉功率流式減速器試驗(yàn)裝置。重點(diǎn)討論減速器的傳動(dòng)方式，利用ProE對(duì)減速器試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行建模裝配，并利用ANSYS對(duì)其關(guān)鍵傳動(dòng)部件進(jìn)行受力分析。

大速比減速器；減速器試驗(yàn)裝置；封閉功率流

設(shè)計(jì)出一種合理的大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)，通過跑合和加載試驗(yàn)來測(cè)試減速器的一系列參數(shù)，如轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩、效率等。并以此為依據(jù)來反向判斷減速器設(shè)計(jì)的合理性、制造的精密程度以及裝配的可靠性。要想項(xiàng)目進(jìn)展順利，只有前期設(shè)計(jì)和分析做的好，后期試驗(yàn)就會(huì)節(jié)省很多的調(diào)整和再設(shè)計(jì)時(shí)間。本文就利用Pro/E三維設(shè)計(jì)軟件對(duì)減速器試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行建模并裝配，然后用ANSYS對(duì)其關(guān)鍵傳動(dòng)部件進(jìn)行受力仿真分析，以期結(jié)合大速比減速器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)設(shè)計(jì)出一種合理的大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)。

1 大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)布置和實(shí)體建模裝配

經(jīng)過對(duì)大速比減速器參數(shù)的研究，結(jié)合實(shí)際情況及需求，為了減少大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)的功率損失，選用機(jī)械封閉功率流式試驗(yàn)臺(tái)，如圖1所示。

圖1 大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)傳動(dòng)布置圖

此種讓兩個(gè)減速器肩并肩布置的方式，不僅可以保證減速器的放置，而且使整體長(zhǎng)度縮短了一半。這樣即降低了對(duì)同軸度的要求，又節(jié)約了縱向空間，使結(jié)構(gòu)較之前的設(shè)計(jì)更緊湊、合理。兩減速器的低速端之間用一個(gè)中間輪來傳遞轉(zhuǎn)矩，省去了復(fù)雜的傳動(dòng)齒輪箱，并將驅(qū)動(dòng)電機(jī)、磁粉加載器、傳感器等安裝在箱體表面上方。利用Pro/E對(duì)大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行建模和裝配，如圖2所示。

圖2 大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)裝配圖

2 大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)的關(guān)鍵部件分析

由于減速器高速端轉(zhuǎn)速達(dá)到1330r/min，總傳動(dòng)比達(dá)到1179.3：1，因此低速輸出齒輪轉(zhuǎn)速只有1.128r/min，減速器低速輸出齒輪與傳動(dòng)輪的傳動(dòng)速度很慢，受力很大，所以要對(duì)此傳動(dòng)輪進(jìn)行受力分析，中間傳動(dòng)輪受力圖如圖3所示。

由于傳動(dòng)比達(dá)到1179.3：1，因此低速輸出端齒輪的轉(zhuǎn)速非常緩慢，可以將中間傳動(dòng)輪分度圓嚙合時(shí)的受力簡(jiǎn)化為靜力接觸，由圖3可以看出，中間輪受到兩個(gè)減速器的低速輪的向下的力F，因此中間傳動(dòng)輪的支撐軸必須給它以兩倍向上的力2F才可以保持平衡，用ANSYS對(duì)傳動(dòng)輪進(jìn)行網(wǎng)格劃分、邊界條件設(shè)置和加載，最后求解。

由圖4結(jié)果可知，傳動(dòng)輪嚙合齒的接觸部分應(yīng)力較大，最大應(yīng)力109MPa，均小于中間傳動(dòng)齒輪的許用接觸應(yīng)力和齒輪的彎曲應(yīng)力，因此中間傳動(dòng)輪的強(qiáng)度足以保證其正常運(yùn)轉(zhuǎn)。

由于中間傳動(dòng)輪受到較大載荷，必須對(duì)其支撐軸進(jìn)行受力分析。支撐軸給齒輪2F的力，中間傳動(dòng)輪也給支撐軸2F 的力，與齒輪分析一樣，通過建模、定義材料屬性、網(wǎng)格劃分、施加必要的邊界條件和載荷，分析結(jié)果如圖5所示。

從圖5中可以知受力集中的位置是軸兩端與軸承接觸的邊緣，其所受的最大應(yīng)力為62.5MPa，小于其許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求，其最大變形量也滿足要求。

圖3 中間傳動(dòng)輪受力圖

圖4 傳動(dòng)輪受力圖

3 結(jié)語

根據(jù)大速比減速器的特點(diǎn)，對(duì)大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行了研究，布置了大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)的傳動(dòng)方式。在此基礎(chǔ)上，利用Pro/E設(shè)計(jì)并裝配了大速比減速器試驗(yàn)臺(tái)的實(shí)體模型，并利用ANSYS對(duì)關(guān)鍵的傳動(dòng)輪和傳動(dòng)軸進(jìn)行網(wǎng)格劃分與受力分析，優(yōu)化和保證了設(shè)計(jì)方案的合理性。

圖5 中間軸的等效應(yīng)力圖

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TH132.46

A

1671-0711（2017）01（下）-0129-02

黃岡師范學(xué)院青年科研基金項(xiàng)目（2015022103）湖北省自然科學(xué)基金項(xiàng)目（2016CFB148）