基于ANSYS Workbench的攪拌主機減速器箱體優化設計

張承信

（徐州徐工施維英機械有限公司，江蘇 徐州 221004）

0 前言

混凝土攪拌站中攪拌主機上使用的減速機為整個攪拌系統的核心部件，其運行的安全性、可靠性直接影響到整個攪拌站的運行，因此對減速機的可靠性具有較高的要求。減速機箱體承受著較大的軸承載荷以及自身和電機的重量，其結構復雜，傳統的設計方法多基于經驗或按照類比法設計，在設計時為了安全起見往往通過增加壁厚將安全系數加大，從而使得減速箱的結構越來越笨重[1]。本文采用 ANSYS Workbench 有限元分析軟件對原減速箱進行分析，以期達到優化結構、減小應力、降低重量的目的。

1 減速器箱體有限元模型的建立及分析

1.1 箱體模型的建立與簡化

由于箱體結構復雜，開用 ANSYS 建模較困難，本文利用 Pro/E 建立箱體三維實體模型，其中箱體由主箱體和箱蓋組成，它們之間由螺栓連接。在建模過程中忽略了模型中對整個箱體結構有限元分析影響較小但又耗費較多計算機資源的小特征，如螺紋孔、油孔、倒角、小凸臺及小圓角等，并假設箱體之間是剛性連接[2]。

1.2 箱體材料屬性的確定

箱體材料選擇具有較好的強度、減振性以及具有鑄造性能的 HT250，其泊松比為 μ=0.27，彈性模量 E=1.55×105MPa，密度 ρ=7.0×10-6kg/mm3。

1.3 箱體的有限元網格劃分

利用 Pro/E 軟件與 ANSYS 軟件接口將簡化后的模型導入到 ANSYS 中。由于箱體結構復雜，對箱體采用自由網格劃分方法，同時對箱體上軸承孔處受力復雜的區域進行了網格細化，以期獲得更好的應力分布，箱體劃分后單元數為 176262，節點總數 292494 個。箱體的有限元模型如圖 1 所示。

圖 1 減速機箱體有限元模型

1.4 施加約束和邊界條件

邊界條件的施加與工程實際是否一致將直接影響計算的準確性。對箱體進行分析，箱體的底部處于完全約束狀態，箱體可以通過中間兩軸承孔進行旋轉，約束中間兩軸承孔的旋轉自由度，使其僅能進行圓周旋轉?？紤]減速機自重、電機重量及各軸承孔處的徑向力對模型施加載荷。

1.5 計算結果及分析

箱體的應力分布及變形云圖如圖 2 和圖 3 所示。從圖中可以看出箱體的最大應力為 38.14MPa，產生在箱體第三級軸承孔處，此應力值遠小于材料的抗拉強度 240MPa，箱體設計過于保守。箱體的最大變形量為0.0507mm，同樣位于第三級軸承孔處。

2 箱體優化分析

從箱體的應力及變形云圖可以看出，箱體的薄弱環節位于箱體的第三級軸承空處，因此首先通過在此軸承孔處增加加強筋來減小應力值及變形量。圖 4 為增加筋板后箱體的變形及應力云圖，箱體的最大應力由38.14MPa 減小為 32.68MPa，最大變形量由 0.0507mm減小為 0.046mm，通過增加加強筋板使箱體的最大應力及變形均有了較大幅度的降低。

圖 2 箱體應力分布云圖

圖 3 箱體變形云圖

圖 4 加筋后箱體應力、應變圖

箱體具有較大的應力裕度，因此本文再次通過減小箱體的壁厚對箱體進行優化，箱體的原壁厚為 13mm。圖 5 為不同壁厚時的箱體的應力及變形云圖。表 1 為不同壁厚時的最大應力值及變形量，箱體的最大應力隨著壁厚的減小而增大，當箱體的壁厚小于 11mm 時，最大應力值增幅較大，同時箱體的最大變形也隨著壁厚的減小而增大?？紤]到箱體的強度及鑄造時的工藝性，取箱體的壁厚為 11mm 作為優化目標值。優化后箱體的重量由原來的 164kg 減小為 140kg。

表 1 不同箱體壁厚時的最大應力及變形

3 結論

（1）建立了基于 Pro/E 的減速機箱體三維實體模型，利用 ANSYS 對箱體進行了靜力學分析，校核了箱體的結構強度，找出了箱體的相對薄弱區域。

（2）通過增加筋板對箱體的薄弱區域進行加強，以箱體質量為目標對箱體進行了優化設計，有效降低了箱體的質量，為以后減速器箱體的設計提供了一定的借鑒作用。

[1] 黃向明，周志雄．礦用隔爆變壓器箱體設計及優化[J]．機械與電子，2006(3): 22-24．

[2] 胡世軍，梁東旭．基于 ANSYS 的主軸箱體模態分析及拓撲優化[J]．機械制造，2012(11): 6-9．