陈雪华
重庆广播电视大学 重庆
摘要：随着船舶主传动齿轮装置使用环境不断变化，传动齿轮箱的抗冲击性能越来越引起重视，但国内的试验条件有限，基础数据相对缺乏。在齿轮箱设计时就进行抗冲击特性的分析和预判，目前采用有限元仿真方法进行计算，再进一步进行优化。本文从工程实际出发，从设计理论与功能需求，对某型齿轮箱进行有限元仿真方法的抗冲击特性分析研究，提出相应的齿轮箱设计的抗冲击特性分析方法，为后续齿轮箱的抗冲击特性奠定理论基础。
关键词：船用齿轮箱，抗冲击性分析，有限元
1 前言
冲击，指因力、位置、速度和加速度等参量急剧变化而激起的系统瞬态运动。冲击激励参量幅值变化快，持续时间短，在齿轮传动领域，由于使用工况原因，无论是脉冲式的冲击还是瞬态复杂冲击，都会对传动系统产生较大的影响，造成瞬时应力突增甚至引起失效。因此，在齿轮传动系统设计时，必须要根据实际使用工况，考虑冲击带来的影响，制定必要的解决措施。
某型齿轮箱为轴系抗冲击试验装置用齿轮箱，模拟舰船受到外部冲击情况下的轴系传动系统的运行情况，要求该齿轮箱本体及其附件耐受不小于15G的加速度过载情况下可以正常运转。本文采用有限元分析方法，通过建立某型齿轮箱抗冲击特性有限元模型，分析该齿轮箱箱体的抗冲击特性，预测该齿轮箱的抗冲击性能，为齿轮箱的设计提供理论基础。
2齿轮箱抗冲击试验台有限元计算模型
动力学抗冲击分析方法多采用一维DDAM理论，该方法的基本思想是首先对系统进行模态分析，得出模态频率和模态质量，然后将规定的冲击载荷谱施加到每个模态上，从而得到该模态的响应。最后通过模态合成得到整个设备的冲击响应，从而分析设备的抗冲击性能。
2.1齿轮箱基本参数
该齿轮箱为一级圆柱齿轮水平减速齿轮箱，速比为4.95：1，输入功率800kW，输入转速1500r/min，中心距400mm，干重约3.3吨。齿轮箱主要部件材料属性见表2.1。
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2.2抗冲击试验台有限元模型
根据齿轮箱几何结构，建立了齿轮箱的三维模型，主要部件包括上箱体、下箱体、输入轴、输出轴、齿轮泵、板式换热器、过滤器、安装底座和缓冲平台。
采用有限元前处理软件对该齿轮箱模型进行网格划分，网格划分要考虑到模型的计算规模和精度。根据部件的几何特征进行有针对性的有限元建模，如轴系、齿轮等采用六面体单元；具有较为复杂几何特征的箱体采用四面体单元；油管采用壳单元；具有较为复杂几何特征的安装底座采用四面体单元；工字梁连接板结构的缓冲平台采用壳单元；板壳之间的联接用梁单元实现；建立减震器安装底板。齿轮箱及试验台整体有限元模型，如图2.1所示。
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图2.1齿轮箱试验台整体有限元模型
2.3齿轮箱内部结构处理
（1）滚动轴承简化
在接触半宽的范围内，利用有限元前处理软件，建立只受压不受拉的弹簧以模拟轴承滚子作用，如图2.2所示。
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图2.2轴承有限元模型
（2）齿轮副简化
齿轮齿面结构简化为节圆圆柱体，选取节圆圆柱体接触位置3排节点，将齿轮啮合力施加在圆柱表面节点上，如图2.3所示。
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图2.3齿轮副简化模型
（3）螺栓简化
采用六面体实体建模，齿轮箱中的螺栓拧紧状态下处于受拉状态，对螺柱中间截面施加预紧力。
（4）减震器简化
减震器的安装要求为，安装频率为15～20Hz，最大变形量≧20mm。将减震器简化成三个方向的弹簧，则单向弹簧刚度为Kt：
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式中，m为试验台总质量；f为试验台安装频率。
试验台有限元模型总质量约为3336.82kg，选取安装频率15Hz，减震器弹簧有限元模型如图2.4所示。
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图2.4减震器弹簧有限元模型
2.4载荷及边界条件
为了模拟实际工作状态，在轴承同轴承座之间、轴承同端盖垫圈之间、螺帽与上箱体、螺母与下箱体、螺杆与箱体接触面间设置为摩擦接触。由于DDAM方法不能考虑非线性接触，在计算时，将DDAM冲击载荷工况和工作工况分开加载独立计算，然后将结果叠加得到最终的应力结果。
2.4.1工作工况载荷及边界条件
在齿轮箱试验台减震器联接的支撑面施加全自由度位移约束；在齿轮对啮合位置，以集中载荷的方式施加齿轮啮合力载荷；在各轴系和箱体接触位置，建立接触对，如图2.5所示；在各组螺栓中间截面施加预紧力，将螺柱无螺纹处同箱体螺孔之间分开，模拟螺栓预紧力作用。
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图2.5轴系接触对的建立
2.4.2冲击输入载荷及边界条件
某型齿轮箱进行抗冲击设计分析的条件为：抗冲击等级A级，船体弹性设计安装。
应用动态设计分析方法计算时，在冲击方向上具有多自由度的系统要分析足够的振动模态数，使总模态质量不小于系统总质量的80%，模态质量大于分析系统总质量的10%的模态必须分析，对于较低频率的模态优先考虑。按此原则设计齿轮箱的冲击条件。为提高计算精度，齿轮箱在垂向、横向和纵向选取的总模态质量都达到总质量的80%。
3齿轮箱冲击响应分析结果
3.1箱体冲击应力响应结果
齿轮箱箱体应力云图（横向、纵向和垂向），如图3.1、3.2、3.3所示。其中横向冲击箱体局部最大应力值约为98.9MPa，位于上下箱体侧板，主要原因是有限元模型将上下箱体形成整体，没有细化到螺栓连接，由于螺栓连接强度高、箱体的刚性好，反映出箱体的横向冲击满足要求。纵向冲击箱体局部最大应力值约为65.9MPa，位于上下箱体顶板及侧板。垂向冲击箱体局部最大应力值约为132MPa，位于上下箱体顶板及侧板。
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3.2传动副冲击应力响应结果
（1）输入轴
齿轮箱输入轴应力云图，如图3.4、3.5、3.6所示。不考虑轴承内部应力结果，横向、纵向和垂向的输入轴最大应力值分别为63MPa、28.2MPa和90.6MPa，均位于轴承轴肩。
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（2）输出轴
齿轮箱输出轴应力云图，如图3.7、3.8、3.9所示。不考虑轴承内部应力，横向、纵向和垂向输出轴最大应力值分别约为65.6MPa、80.7MPa和140MPa，位于轴承轴肩。
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3.3外挂件冲击应力响应结果
（1）板式换热器
板式换热器应力云图，如图3.10、3.11、3.12所示，横向、纵向和垂向的最大应力值为205MPa、203MPa和200MPa，均位于螺栓连接处附近。
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（2）过滤器
过滤器应力云图，如图3.13、3.14、3.15所示。横向、纵向和垂向的最大应力值为最大应力值为248MPa、157MPa和159MPa，均位于过滤器连接板附近。
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4齿轮箱冲击响应分析结论
三个方向冲击条件下，计算齿轮箱工作应力与冲击应力叠加的应力结果，如表4.1所示。齿轮箱各重点部件应力响应最大值，均小于材料屈服强度，满足冲击设计的要求。
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冲击响应分析结果中，端盖、板式换热器以及过滤器应力较大，是由于工作应力螺栓预紧力造成的，并且不超过材料许用应力值。箱体及轴系结果读取的是箱体和轴系局部最大值，忽略了螺栓预紧部位和轴承内部应力集中结果。
综上所述，齿轮箱各个方向各重点部件应力响应最大值，均小于材料屈服强度，满足冲击设计的要求。应用动态设计分析方法对某齿轮箱进行抗冲击响应分析，可知在三向冲击载荷作用下，垂向加载时响应最为剧烈，横纵向次之，应力响应较大值出现在上箱体顶板、下箱体侧板和上箱体支撑筋板部位，可作为危险区域设计时重点考虑。
参考文献：
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基金：2017年重庆广播电视大学科学研究项目（基于有限元分析的大型立磨行星减速器结构可靠性研究YB2017-05）
作者信息：
姓名：陈雪华
工作单位：重庆广播电视大学智能制造与汽车学院