如何对登高车齿轮箱箱体结构有限元仿真分析??      中山东凤镇登高车出租

      如何对登高车齿轮箱箱体结构有限元仿真分析??    中山东凤镇登高车出租,   中山登高车出租,  登高车出租     根据登高车齿轮箱的运行工况，对箱体大法兰孔壁约束除其绕车轴旋转自由度外的其它５个自由度，箱体与吊杆的连接采用接触连接，并约束吊杆垫圈的全部自由度。本研究针对电机最大制动扭矩、额定牵引扭矩和短路扭矩情况下电机正反转时箱体的应力、应变及变形进行分析。根据电机扭矩Ｍ可以计算主动齿轮受力情况。在小轴承座上施加载荷，小法兰孔壁上所受的集中载荷需要按余弦函数分布处理,。分别将最大扭矩时、电机短路时和额定扭矩时的载荷及边界条件作用于箱体，可以得到电机正、反转时箱体的应力、变形等静强度情况，在三种载荷条件下最大应力都小于材料屈服极限（１９０ＭＰａ），远小于材料的抗拉强度（２３０ＭＰａ），箱体变形在０．１ｍｍ级，变形量很小，因此箱体结构强度完全满足正常工况下安全运行要求，在进行箱体故障诊断和寿命预测研究时不作为考虑因素。但对于外界硬物撞击引起的损伤应予以重视，需要实时监测。同时，在电机正转时，箱体最大应力出现在箱体吊挂筋板与箱体法兰连接倒角处，在电机反转时，箱体最大应力出现在小法兰与箱体内壁连接的倒圆角处。可以得知，在正常运行时，箱体吊挂筋板处与小法兰周围为应力集中区域，容易最早出现损伤。登高车齿轮箱箱体在静强度下表现出来的应力集中区域，将在后续跨尺度研究箱体关键结构位置布点时用到。下一小节将通过登高车齿轮箱箱体的模态分析给出箱体在各种振动源作用下的振动情况及关键结构位置区域。

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    箱体结构有限元仿真模态分析,   模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态都与特定的固有频率、阻尼比和模态振型对应。可以由计算或试验分析得到模态参数，模态分析即是这样一个计算或试验分析过程。模态分析是将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。在某一易受影响的频率范围内，结构的各阶主要模态的特性可以通过模态分析得到，进而在此频段内，可以得到结构在内外部各种振源作用下产生的实际振动响应。这些模态参数完整地描述和体现了系统的动力学特性，在理论方面已经充分证实了这一点.    登高车齿轮箱服役过程处于持续振动条件中，为保障齿轮箱平稳运行，需要避免异常振动和噪声。本研究中，通过有限元分析方法对箱体模态及振型进行分析。箱体模态边界条件如下：（１）箱体与吊杆连接的上下环形平面６自由度全约束；（２）在电机、车轮两侧大法兰处用两个参考点分别与箱体的大法兰孔面建立自由度关联，并约束两个参考点除绕车轴旋转自由度以外的其它５个自由度。

    在模态方面，齿轮箱额定输入转速为４１４２ｒ／ｍｉｎ时，输入轴转频为６９．０３３Ｈｚ，输出轴转频为１５．９８７Ｈｚ，齿轮箱的轮齿啮合频率１５１８．７３３Ｈｚ。可见，齿轮箱的最低阶固有频率５９２．５７Ｈｚ，远大于输入轴和输出轴的转频，齿轮啮合频率介于第５、６阶固有频率之间。则可知，在正常运转时，箱体的啮合频率与齿轮箱固有频率合拍的共振现象不会出现，在进行箱体故障诊断和寿命预测研究中不作为考虑因素。在振型方面，整体振动和箱体悬臂式结构的局部振型是齿轮箱的主要振型，可以发现几个振型变化较大区域：一是箱体大、小法兰孔之间偏下的位置，在实际工况下，齿轮箱输入轴和输出轴由于齿轮作用会产生较大的相互作用力，这些力会对法兰孔周围区域造成较大影响，因此此区域为箱体易变形位置，应该作为进行故障诊断和寿命预测的关键结构位置；二是箱体大法兰孔下方、下箱体尾部，在模态分析中显示此区域位置还伴随着局部内凹变形，因此此区域为箱体故障诊断和寿命预测的关键结构位置；三是箱体吊座部位，由于在模态分析时将吊座螺栓孔进行了全约束，因而没有出现较大变形位移，但是在实际工况下，吊座是齿轮箱主要承载位置，因此此区域也是研究箱体故障诊断和寿命预测的关键结构位置。登高车齿轮箱箱体在模态分析中得到的振型较大的位置区域，与静强度分析结果中的应力集中区域有重合，说明这些部位在静强度和振动条件下均为重点关注的箱体关键结构位置，将在后续箱体故障诊断和寿命预测研究中的关键结构位置布点时来用到。下一小节将对有限元仿真静强度分析和模态分析结果进行验证。

 

      有限元仿真分析方法验证上述登高车齿轮箱箱体静力学及动力学分析均在有限元仿真环境下进行，本小节将对上述有限元仿真方法得到的结果进行验证。箱体三维模型是由登高车齿轮箱箱体生产厂家提供，本研究中即认为模型是准确的，下面将通过箱体静强度试验和振动测试试验，来验证有限元仿真方法的有效性，也为后续研究奠定基础。（１）登高车齿轮箱箱体静强度试验验证在静止状态对登高车齿轮箱箱体做强度试验，根据箱体各部位所测应力，对应力是否超过箱体材料的屈服极限进行判断。按驱动电机产生短路扭矩１００５０Ｎｍ计算出各处载荷，对箱体进行各处单独负载的加载，用应变片测量各处应力。每处加载各三次，并对计算三次应力的平均值。 相当于齿轮轴对齿轮箱箱体的轴向力载荷４１２２相当于大、小齿轮之间的离心力载荷７４．６Ｊ相当于吊挂反作用力的载荷对试验数据进行计算可知，在电机短路扭矩（１００５０Ｎｍ）工况下，登高车齿轮箱箱体应力的最大位置在４号点处（车轮侧小法兰孔左上方位置），最大应力为９３ＭＰａ。箱体的有限元仿真静强度分析结果中，最大应力出现在小法兰与箱体内壁连接的倒圆角处，最大应力为９１．５３ＭＰａ。可见，有限元仿真结果与静强度试验结果吻合，验证了采用有限元仿真对箱体静强度分析的准确性与可行性。

    （２）登高车齿轮箱箱体振动试验验证对登高车齿轮箱箱体进行振动测试试验，根据登高车齿轮箱正常运行中的不同工况，对齿轮箱进行加载试验，测定齿轮箱上的振动值，可以通过在电机持续功率下，齿轮箱振动速度均方根值的大小来判断箱体振动情况。登高车齿轮箱箱体振动测试试验中：试验过程中，登高车齿轮箱运行平稳，异常振动和噪声并未被检测到。分析试验数据可知，小齿轮轴端振动较大，在电机持续功率下，齿轮箱振动速度均方根值最大为１２．２１ｍｍ／ｓ。这说明箱体正常运转时，啮合频率与齿轮箱固有频率合拍的共振现象并未发生，但小齿轮轴端周围是振动较大的箱体关键结构位置区域，这些结果与箱体有限元模态分析结果一致。

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