提升機用減速器箱體的設計與優化

彭漢軍

（太原重工股份有限公司技術中心， 山西 太原 030024）

干熄焦提升機一般安裝在離地約50 m高的井架頂部，每天大約運行22 h，一旦近20 t重的減速器出現問題，從50 m高的地方去更換或者修復它，將是一件成本極高的事情。因此，設計干熄焦提升機減速器時，既要保證它的性能優越，還希望它的設計合理。減速器的核心零件齒輪和軸承的設計和選用都可以通過軟件計算來確定，而減速器箱體則是主要通過類比法來設計，若是能運用ANSYS對減速器箱體進行模擬仿真，分析箱體的受力分布情況，箱體的構造以及外形方面會有所改進。在這樣的問題背景下，本文從理論分析和有限元分析的角度，對減速器箱體所面臨的問題進行探究和解決[1]。

1 箱體建模

為了得到本箱體在其工作狀態下結構的變形與應力，需要對模型進行靜態有限元分析。在進行有限元分析之前應首先建立箱體的幾何模型和物理模型。幾何模型主要是確定模型的幾何構造特征，并進行有限元網格劃分。物理模型是在零件的幾何模型（初始幾何形體）基礎上，依據工況性質對零件的載荷與約束屬性進行等效與簡化，包括載荷類型、大小與分布及施加方式、約束類型、方式與性質等，能夠體現零件初始幾何模型的工作狀態[2]。

1）箱體的幾何模型

由于箱體模型較為復雜，本文采用四面體網格劃分，為較準確地表達出箱體的形貌進行了多次嘗試，最終網格劃分的結果如圖1所示，其中節點數為1043274個，單元數為606946個。

圖1 箱體網格劃分

2）箱體的物理模型

箱體所受的載荷主要是軸通過軸承作用在箱體上的作用力，可以通過箱體軸孔圓心處施加遠程力（remote force）來實現，施加遠程力時，首先在各軸孔圓心建立局部直角坐標系，然后建立遠程點（remote point），最終在遠程點上施加x、y、z三個方向的遠程力[3]。施加遠程力時，DefineBy選項應選取Component選項，最終施加力的結果如圖2所示。

圖2 施加的遠程力

3）箱體約束設置

箱體與地面之間為螺栓緊固約束，現不考慮螺栓的彈性影響，在箱體底部各螺栓位置上設置三個方向的全約束Fixed Support，如下頁圖3所示。

2 箱體有限元分析

2.1 箱體總變形分析

設置完成后，在結果（Solution）項中依次添加x、y、z向的變形云圖（Directional）、總變形云圖（Total Deformation）以及等效應力（Equivalent Stress）。計算得出的箱體的總變形云圖如圖4所示。由圖可以看出箱體變形量最大的位置在輸出軸軸孔的右上角的區域，變形量約為730 μm，可見這里主要是y方向的變形引起的[4]。

圖3 箱體底部固定約束

圖4 總變形云圖

2.2 箱體等效應力分析

計算得出的箱體的等效應力結果如圖5所示。由應力云圖可以看出箱體最大應力在輸出軸軸孔的右上角的加強筋的下端，最大等效應力值約為89 MPa。

圖5 等效應力云圖

3 基于概念-單元方法的結構設計

減速器箱體設計是在滿足功能和性能要求下的結構設計，主要是主體結構構型和內外部筋板等的分布設計，因其結構多樣且工況載荷復雜，故設計計算比較復雜。減速器箱體最常見的結構基本是縱橫均勻分布筋板，這種結構的特點是體積與質量大、材料消耗多、成本高。因此傳統的設計方法很難滿足現代高性能、低成本、輕量化的設計需求，現采用概念單元設計方法對箱體進一步優化[5]。

3.1 傳力路徑提取與規整化

為了實現多目標優化，從多方面提升箱體的綜合性能，本文的優化以柔度和頻率為目標，最終以柔度為目標的優化迭代31步，以頻率為目標的迭代27步，結果如圖6所示。

圖6 拓撲結構

上述所得結果是將箱體壁的材料進行去除處理，然而實際中是不會將箱體掏空的，計算機仿真僅為我們的設計提供一些依據和參考，我們根據所得結果對原有筋板的布局進行改進設計。

綜合兩個目標所得優化的結果，得出最新結構，如圖6，對原有的筋板進行重新布局，以達到加強結構剛度和減輕箱體的質量的目的，并通過對新構造的結構對其進行靜態分析，來驗證設計的合理性。

3.2 結構單元選取

壁板類單元常用七類：十字形、太陽形、米字形、V形、N形、X形、菱形。這些結構單元既能增加零件的結構性能，又可以改進零件的制造工藝性，這些單元類型也會交叉使用[6]。其中N型、V型有良好的拉壓性能和良好的基頻特性，此處選用這兩種結構單元構造如下圖7。

圖7 選用結構單元重新布局的箱體

3.3 剛度驗證

優化后的減速器箱體計算得出的總變形云圖如圖8所示。由圖可以看出箱體變形量最大的位置在輸出軸軸孔區域，變形量約為368 μm，可見這里變形主要是由z方向的引起的。

圖8 總變形云圖

計算得出箱體的等效應力結果如圖9所示。由應力云圖可以看出箱體最大應力在輸出軸軸孔下方的加強筋的下端，最大等效應力值約為83 MPa。

圖9 等效應力云圖

對優化后的箱體的靜力分析結果可知，優化后的箱體在各個方向的力均有所減小，且結構的改變同時也改變了部分最大受力位置，使箱體受力后傳力的途徑發生變化，導致了最大受力位置發生了變化，最大應力有所降低，最終使箱體整體的剛度提升，箱體結構得到改善。

4 優化前后的箱體剛度對齒輪嚙合的影響

對于平行軸減速器，箱體在x方向的變化量對中心距起至關作用，y方向上的變形量產生的影響可以忽略，z方向的變形量對中心距的影響甚微?，F對箱體在優化前后的各級中心距變化、軸孔位移、齒輪嚙合位置的相對位移等參數進行提取并計算對比分析：箱體兩側中心距390、730、610、630優化前后始終保持不變，說明這部分軸承板的剛度足以保證中心距不產生變化；前側中心距880的變形量由優化前的0.176 mm變成優化后的0.126 mm，后側中心距880的變形量由優化前的0.219 mm變成優化后的0.097 mm，箱體優化后兩側中心距都更接近設計值；由于箱體的變形，導致前側和后側軸承孔在x負方向都有位移，但是兩側的位移量不同，且優化后相對位移量都有所下降，軸孔同軸度提高；由于箱體兩側對應軸孔有相對位移，會導致齒輪嚙合的地方不平行度變大，箱體優化后相對位移減小，平行度提高。由以上分析可知，優化后的箱體整體剛度提高，使減速器中心距誤差減小，箱體兩側對應的軸孔同軸度提高，軸孔間的平行度也提高，最終齒輪嚙合精度提高。

5 結語

通過建立箱體的三維實體模型，將其導入到ANSYS中進行靜態分析，得出箱體變形云圖和應力云圖。根據分析結果，針對性地對箱體做相應的結構優化設計，并將重新構建的拓撲優化后的箱體三維實體模型再次導入ANSYS進行靜態分析，結果顯示：優化設計后的箱體總變形量降低了50%，最大應力下降，剛度提高，齒輪的嚙合精度也隨之得到了提高，減速器的整體性能得到提升。