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變速箱作為輪式裝載機(jī)動力傳動系統(tǒng)的主要部件，是變速箱的主要基體。輪式裝載機(jī)在行駛過程中，不僅要適應(yīng)重載、路況差等工作環(huán)境，要在復(fù)雜的工況下頻繁換擋。因此，在齒輪運動和外界激勵的共同作用下，變速箱殼體會承受較大的載荷。為了保護(hù)好殼體內(nèi)部零件，使動力傳動系統(tǒng)正常運轉(zhuǎn)，變速箱殼體應(yīng)具有良好的動態(tài)特性和足夠的結(jié)構(gòu)強度。因此，利用ANSYS軟件對200 kW輪式裝載機(jī)變速箱殼體進(jìn)行模態(tài)分析以及特定工況下的強度分析。
1.變速箱殼體3D實體模型的建立
變速箱殼體一般形狀不規(guī)則、壁厚不均勻，想要得到精準(zhǔn)的有限元分析結(jié)果，就必須對殼體進(jìn)行準(zhǔn)確建模。根據(jù)200 kW輪式裝載機(jī)變速箱殼體的CAD圖紙，運用SolidWorks軟件建立其3D實體模型，如圖所示。考慮到網(wǎng)格劃分的復(fù)雜性和計算效率的提高，對殼體進(jìn)行了相應(yīng)的簡化處理，在保證殼體主要結(jié)構(gòu)力學(xué)性能不變的情況下，省略了一些尺寸比較小、不影響強度和剛度的非承載部位。
2.變速箱殼體模態(tài)分析
2.1.變速箱殼體模態(tài)分析理論
模態(tài)分析主要用來確定結(jié)構(gòu)和機(jī)器零部件的振動特性固有頻率和振型，避免結(jié)構(gòu)和機(jī)器零部件在載荷作用下產(chǎn)生共振。因此，對機(jī)器零部件進(jìn)行模態(tài)分析是十分必要的。模態(tài)分析是將所研究的結(jié)構(gòu)看成是由阻尼器、彈簧、剛體以及質(zhì)點組成的系統(tǒng)，運用離散化理論將其離散成為有限多個彈性連接的剛體，從而使系統(tǒng)的自由度從無限多變?yōu)橛邢薅唷んw近似為線性系統(tǒng)，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型可用以下方程式表示。
在求解結(jié)構(gòu)自由振動固有頻率和固有振型時，外部動載荷無關(guān)，且阻尼對系統(tǒng)的影響不大，因此c和{p}都可以忽略不計，得到系統(tǒng)的無阻尼自由振動微分方程。
2.2.變速箱殼體有限元模型的建立
在對變速箱殼體進(jìn)行有限元求解之前，需對殼體進(jìn)行網(wǎng)格劃分。有限元分析時，求解結(jié)果的精度與單元類型以及網(wǎng)格的劃分質(zhì)量有關(guān)。網(wǎng)格劃分越精細(xì)，求解結(jié)果越精確。將對該變速箱殼體進(jìn)行自動網(wǎng)格劃分，對軸承座處的網(wǎng)格劃分進(jìn)行局部細(xì)化處理，以確保重要部位的計算精度，同時也節(jié)省了載體的運算時間。網(wǎng)格劃分好后的變速箱殼體有限元模型如圖所示。
約束條件及載荷處理變速箱殼體的下端面通過懸置元件與底盤連接，故殼體下端面的邊界條件為全約束，保證殼體固定不動，而變速箱殼體的是自由狀態(tài)下變速箱殼體的固有頻率和振型，故不受外界動載荷的約束。
2.3.變速箱殼體的模態(tài)數(shù)值分析
在進(jìn)行模態(tài)分析時，頻率范圍的選擇較為重要，頻率范圍過高或者過低都會對分析結(jié)果有一定的影響。考慮到變速箱的工作頻率以及外界激勵頻率等因素，選取計算頻率范圍為0-1000 Hz。利用有限元分析軟件對己經(jīng)建立好的有限元模型進(jìn)行求解，其前12階振動頻率與振型描述如表2所列，各階振型如圖所示。
變速箱殼體的固有頻率在262.19-639.51 Hz之間，相對比較集中。而該變速箱的轉(zhuǎn)速變化范圍為600-1800 r/min，故其工作頻率為10-30 Hz，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于變速箱殼體的固有頻率，因此，變速箱殼體不會發(fā)生共振。與此同時，齒輪的嚙合頻率也會對變速箱殼體有一定的激勵作用。該變速箱內(nèi)齒輪副的嚙合頻率如表所列，可知輸入齒輪副、中間齒輪副、輸出齒輪副的嚙合頻率與殼體固有頻率。
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