某型齿轮减速器箱体仿真分析_何鹏辉.pdf

2 0 2 3年第5期某型齿轮减速器箱体仿真分析何鹏辉,关 鹤,赵玉凯,汪 军,范友航,丁 炜(郑州机械研究所有限公司,河南 郑州 4 5 0 0 0 1)摘 要:针对高功率压裂泵减速器开发设计需求,以某型号压裂泵减速器为例,进行箱体有限元仿真分析。首先,给出了算例参数,并概述了减速机结构形式。其次,创建箱体模型,并进行分析前处理。最后,基于有限元软件进行仿真分析。分析结果表明:该型减速机箱体结构性能满足技术要求;箱体结构优化后,变形量明显降低改善。所进行分析计算为减速机整体方案设计提供依据。关键词:减速器;箱体模型;有限元仿真 中图分类号:TH 1 3 2.4 6 文献标识码:A 文章编号:1 6 7 4-9 5 7 X(2 0 2 3)0 5-0 0 1 4-0 3S i m u l a t i o nA n a l y s i so f t h eB o xo faT y p eG e a rR e d u c e rH eP e n g-h u i,G u a nH e,Z h a oY u-k a i,W a n gJ u n,F a nY o u-h a n g,D i n gW e i(Z h e n g z h o uR e s e a r c hI n s t i t u t eo fM e c h a n i c a lE n g i n e e r i n gC o.,L t d.,Z h e n g z h o u4 5 0 0 0 1,C h i n a)A b s t r a c t:A i m i n ga t t h ed e v e l o p m e n t a n dd e s i g nr e q u i r e m e n t so f h i g hp o w e r f r a c t u r i n gp u m pr e d u c e r,t a k i n gac e r t a i nt y p eo f f r a c t u r i n gp u m pr e d u c e r a sa ne x a m p l e,a n a l y s i so f t h eb o xw a s c a r r i e do u t.F i r s t l y,t h ee x a m-p l ep a r a m e t e r sw e r eg i v e n,a n d t h e s t r u c t u r eo f t h e r e d u c e rw a s s u mm a r i z e d.S e c o n d l y,t h eb o xm o d e lw a s c r e a-t e da n dp r o c e s s e db e f o r ea n a l y s i s.F i n a l l y,s i m u l a t i o na n a l y s i sw a s c a r r i e do u tb a s e do nf i n i t ee l e m e n t s o f t w a r e.T h er e s u l t ss h o wt h a t t h es t r u c t u r ea n dp e r f o r m a n c eo f t h er e d u c e rb o xm e e t t h et e c h n i c a l r e q u i r e m e n t s.A f t e rt h eo p t i m i z a t i o no f t h eb o xs t r u c t u r e,t h ed e f o r m a t i o nd e c r e a s e so b v i o u s l y.T h ea n a l y s i sa n dc a l c u l a t i o np r o v i d et h eb a s i s f o r t h ed e s i g no f t h er e d u c e r.K e yw o r d s:R e d u c e r;B o xm o d e l;AN S Y S基金项目:郑州机械研究所有限公司核心科技攻关项目(1 0 8 S J 2 0 2 2 0 0 2)作者简介:何鹏辉(1 9 8 8),男,河南三门峡人,硕士研究生;研究方向:齿轮传动。0 引言随着能源开采领域对地层深处、复杂工况下资源的开发,成套设备技术持续高速发展并日益成熟。压裂设备作为油气能源开采领域的主要设备之一,向着高功率、大排量、高可靠性方向发展1。齿轮减速器作为压裂设备的关键部件,其性能稳定性对压裂设备有重要影响。在减速机设计过程中,对零件进行仿真分析计算已经成复杂零部件设计的必要手段2-5,通过对箱体等结构复杂的零件使用软件仿真分析计算可以提高产品设计效率,节约新产品研发成本,缩短整机开发周期。本文基于有限元软件平台对某型号压裂泵减速机箱体进行仿真分析校核,并以箱体变形量为优化目标,针对减速机安装形式进行结构优化改型,分析计算为减速机整体方案设计提供有力支撑。1 压裂泵减速机结构概述本文研究减速器结构采用了一级平行轴齿轮副和一级行星齿轮副的传动形式。其中平行轴传动级为人字齿无轴向退刀槽结构,行星传动级为行星架浮动结构,该结构形式具有轴向结构紧凑,功率密度高的特点。其传动结构如图1所示。图1中,a平行级输入轴齿轮,b平行级从动轴齿轮,c太阳轮,d行星轮,e齿圈,X输出行星架。该减速机无地脚支撑约束,通过箱体输出端与工作机箱体连接,动力由输入轴a接入,再由行星架X输出。齿圈e与箱体连接组成壳体部分固定不动,太阳轮c、行星轮d和行星架X组成行星组件除齿圈e啮合接触外,与壳体无其它支撑约束,在运转过程中浮动自调节平衡。本文算例减速器机型技术参数如表1所示。图1 减速器结构示意图表1 减速机技术参数名称技术要求额定输入功率P/k W3 7 2 8.5额定输入转速n/(rm i n-1)8 6 5中心距a7 4 5传动比u7.5 2 5润滑方式强制润滑工况输出端连接工作泵,持续运行41DOI:10.19475/ki.issn1674-957x.2023.05.031内燃机与配件 w w w.n r j p j.c n 减速机现场安装绕输出轴心旋转角为9,如图2所示。图2 减速机安装角度示意图2 箱体模型及载荷约束2.1 箱体模型行星级内齿圈与箱体连接固定不动,因此在箱体建模时将齿圈也作为模型一部分考虑在内。建立箱体模型后,在不影响结果分析的情况下,对模型进行必要简化以提高计算效率是仿真分析中的重要手段。本算例模型作如下简化:(1)合箱螺栓孔特征去除,认为箱体合箱面固定接触;(2)轴承位、分油器座等端面螺纹孔及密封凹槽特征去除,忽略其对整体结构分析的影响;(3)箱板、筋板焊缝特征去除,认为箱体材料是均匀连续的4;(4)内齿圈仅作为箱体分析的辅助件,其齿形特征去除,节圆孔径代替;(5)箱体输出端螺栓孔特征保留,便于添加外部边界条件。特征简化处理后的模型如图3所示。图3 减速机箱体简化模型2.2 箱体载荷约束分析设置中,以减速机轴线方向为Z轴,指向输出端为正方向;中心距方向为X轴,指向输入轴为正方向;Y轴正方向朝上。边界条件设置位置为轴承位、齿圈和箱体输出端,如图4所示1-7标记。图4 减速机箱体边界条件位置图该减速机结构平行级和行星级均为人字齿结构,在不考虑误差等因素引起的偏载情况下,平行级齿轮副啮合过程中产生的对称轴向力相互抵消,左、右旋齿圈作为一体与行星轮啮合过程产生的轴向力也相互抵消。因此,在施加载荷约束过程中,轴承孔1和轴承孔2施加输入轴系的重力和轴承转矩,轴承孔3和轴承孔4施加平行级从动轮系的重力和轴承转矩,齿圈5和齿圈6作为一体参与辅助分析,齿圈施加行星组件的重力和啮合转矩。减速机输入轴系总质量m1值为2 7 2.3 k g,二轴轴系总质量m2值为3 6 0.3 k g,行星组件除去齿圈后总质量m3值为9 3 6 k g,标准重力加速度g取9.8 0 7N/k g。则零部件重力在各坐标方向的载荷FX、FY、FZ表达式为FX=m gc o s()FY=m gc o s()FZ=m gc o s()(1)式中、分别分别为重力方向与箱体分析坐标轴的夹角。根据图2现场安装角度可得,值为8 1,值为1 7 1,值为0。由此可知,重力仅在X、Y坐标方向产生载荷。平行级齿数比值Za/Zb为8 4/1 0 9,传动效率1取值0.9 9;行星级太阳轮与行星轮齿数比Zc/Zd值为1 8/3 4,行星轮与齿圈的齿数比Zd/Ze值3 4/8 7,传动效率2取值0.9 7,齿圈和行星架级间效率3取值0.9 8。输入轴扭矩表达式为T1=9 5 4 9Pn0(2)式中,电机直连输入端传递效率0取值1.0,将表1数据代入公式(2)得,输入轴扭矩T1值为4 1 1 6 0Nm。平行级二轴传递扭矩T2和行星架输出扭矩T3表达式为T2=-T11ZbZa(3)T3=T221+ZeZc(4)齿圈传递扭矩T4表达式为T4=-T3ZeZc+Ze3(5)将齿数比和传递效率数据带入公式(3)公式(5),计算得平行级二轴传递扭矩T2值为5 2 8 7 6Nm,齿圈传递扭矩T4值为2 5 2 9 6 0Nm。各级载荷和扭矩分配到轴承位和支撑位,则箱体各处受力及约束条件如表2所示。表2 箱体各处受力及约束条件位置X向支撑载荷/N Y向支撑载荷/N Z向支撑转矩/Nm轴承孔12 0 8.9-1 3 1 8.82 0 5 8 0轴承孔22 0 8.9-1 3 1 8.82 0 5 8 0轴承孔32 7 6.4-1 7 4 5.0-2 6 4 3 8轴承孔42 7 6.4-1 7 4 5.0-2 6 4 3 8齿圈57 1 8.0-4 5 3 3.21 2 6 4 8 0齿圈67 1 8.0-4 5 3 3.21 2 6 4 8 0输出端7固定支撑2.3 有限元计算结果将模型导入到有限元分析软件平台,箱体材料设置为Q 3 5 5 B6,性能参数如表3所示。齿圈材料设置为合金钢,使用默认设置。表3 材料性能参数名称抗拉强度b/MP a屈服强度s/MP a伸长率5/MP a杨氏模量E/G P a泊松比密度/k gm-3Q 3 5 5 B4 9 03 3 52 22 0 60.2 7 47 8 3 0 对模型划分网格并按表2数据和位置点施加边界条件后,仿真分析计算得到箱体应力和变形云图如图5-图6所示。由计算分析可得,箱体最大综合应力为5 3.9MP a,远小于材料许用应力,说明箱体强度可以满足设计要求。箱体最大变形量为0.2 3 mm,为平行级输入端一侧。轴承孔512 0 2 3年第5期作为齿轮副的支撑,其变形对齿轮的啮合状态有直接影响,平行级各轴承孔位变形量如表4所示。图5 箱体应力云图图6 箱体应变云图表4 标记点变形结果单位:mm名称总变形量X方向Y方向Z方向轴承孔10.1 5-0.0 3 30.1 4 60.0 0 1轴承孔20.1 30.0 0 20.1 30.0 0 1轴承孔30.0 3 5-0.0 2 8-0.0 2 10.0 0 2轴承孔40.0 1 10.0 0 2-0.0 10 同轴系轴承孔相对变形量表达式为=2X+2Y+2Z(6)式中,X,Y,Z分别为两个轴承孔在对应坐标方向上的相对变形量。表4数据带入公式(6)可得,轴承孔1和轴承孔2相对变形0.0 3 8 mm,轴承孔3和轴承孔4相对变形为0.0 3 3 mm,箱体设计加工精度为7级,相对变形在箱体精度要求允许范围内。2.4 箱体结构优化结合减速机结构,以箱体受载后变形量为优化目标,在箱体输入端下方增加铰链支撑,对该位置X O Y平面进行位移约束,其他约束载荷条件不变,如图7所示。图7 箱体增加支撑位置示意图进行仿真分析计算得到箱体应力和变形云图如图8-图9所示。图8 箱体应力云图图9 箱体变形云图轴承孔位变形量如表5所示。表5 标记点变形结果单位:mm名称总变形量X方向Y方向Z方向轴承孔10.0 4 5-0.0 3 80.0 2 10.0 1 2轴承孔20.0 4 6-0.0 2 10.0 3 40.0 2 2轴承孔30.0 6 6-0.0 3 1-0.0 5 80.0 0 3轴承孔40.0 4 1-0.0 1 5-0.0 3 90.0 0 1 由计算分析可得,箱体最大综合应力为5 9.5MP a,小于箱板材料需用应力。箱体最大变形量为0.1 1 mm,为平行级箱体输出端一侧。表5数据带入公式(6)可得,轴承孔1和轴承孔2相对变形0.0 2 4 mm,轴承孔3和轴承孔4相对 变 形 为0.0 2 5 mm。较 优 化 前,虽 然 综 合 应 力 增 加1 0.3%,但整体应力水平远低于材料的许用应力,最大变形量减小5 2.1%,轴系轴承孔的相对变形也有所改善。该优化设计方案需要用户安装现场配置铰链固定支座,在进一步提高功率改型产品设计中,应予以考虑。3 产品应用减速机设计加工完成后进行进行型式试验,接入外油路进行强制润滑,在各轴承座和箱体位置设置测温点,并进行整机噪声监测。测试箱体轴承位最高温升2 7,整机噪声8 1 d B,满足用户协议要求。产品空载试验如图1 0所示。图1 0 减速机型式试验现场4 结论笔者基于有限元软件平台对某型号减速机箱体进行仿真分析,设计箱体在受载后最大综合应力和变形量均满足使用要求,为整体方案提供理论支撑。在现有结构基础上,通过增加箱体支撑进行结构优化,虽然箱体综合应力有所增加,但整体应力水平远低于材料的许用应力,变形量和轴承孔的相对变形都降低改善,为减速机新机型箱体方案设计提供依据。参考文献:1 张志宏,汪军,李优华.大功率车载压裂泵齿轮箱高功率密度设计方法研究J.机 械 设 计,2 0 2 1,3 8(S 1):1 3 8-1 4 2.2 张伟杰,付晓莉,李勇,等.基于有限元分析的减速机箱体造型设计J.机床与液压,2 0 2 0,4 8(0 9):1 3 6-1 3 9.3 邱小童,胡发焕.采煤机减速器箱体动态特性仿真J.煤炭技术,2 0 1 2,3 1(1 1):7-9.4 颜世铛,汪军,李优华.S Y J X 1 1 0 0-R五缸钻井泵组二减速器箱体有限元分析J.机械设计,2 0 2 1,3 8(S 1):1 3 4-1 3 7.5 杨成云,林腾蛟,李润方,杭华江.中心传动齿轮箱体有限元分析及结构优化设计J.重型机械,2 0 0 1(0 2):4 2-4 5.6 林莉,黄博,肖新科,等.Q 3 5 5 B钢动态材料性能研究J.振动与冲击,2 0 2 0,3 9(1 8):2 3 1-2 3 7.61