基于ANSYS的減速機曲軸臨界轉速驗算

陳曉敏

（洛陽礦山機械工程設計研究院有限責任公司，河南 洛陽 471039）

0 引言

減速機高速曲軸的幾何形狀簡單，故直接在ANSYS中采用自頂向下的方法進行實體建模。該軸為加工和安裝需要設置了多個凹槽，在建模過程中不予考慮這些凹槽，并將花鍵部分用等效的光軸替代，忽略倒角，建立的曲軸模型如圖1所示。實體建模和定義材料屬性采用統一單位：米千克秒（m·kg·s）。曲軸采用 45鋼。在劃分網格時，采用SOLID186單元（帶中間節點的三維20節點6面體單元）對曲軸進行自由網格劃分，共劃分節點20 764個，單元13 765個。

圖1 曲軸的三維實體模型

1 軸承為剛性約束時曲軸的模態分析

軸承為剛性約束時，即在ANSYS中對軸承位置處的節點施加全約束，有限元模型如圖2所示。設定模態提取階數為4，即分析曲軸的前4階固有頻率和振型。求解完成后，利用通用后處理器查看結果。通過動畫顯示功能可以觀察模態振型，如圖3所示。

圖2 剛性約束的曲軸有限元模型

根據各階振型動畫演示結果及有限元計算結果，曲軸的模態數據如表1所示。

表1 剛性約束時曲軸的模態數據

臨界轉速

式中：f為頻率，Hz；n 為臨界轉速，r/min。

經計算，剛性約束條件下曲軸的一階臨界轉速為2 382 120 r/min，遠遠高于曲軸的各個工作轉速，不會引起共振。

圖3 剛性約束時曲軸的前4階振型

圖4 彈性約束的曲軸有限元模型

圖5 彈性約束時曲軸的前4階振型

2 軸承為彈性約束時曲軸的模態分析

實際上，滾動軸承是彈性體，其剛度不能為假設的無窮大，即軸承約束并非理想的剛性約束。軸承支承剛度越小，相應地軸系的臨界轉速就越低。因此，在進行軸系臨界轉速計算時需考慮軸承的剛度［1］。曲軸軸承的軸向剛度可忽略不計，計算得曲軸與輸出端盤之間的圓錐滾子軸承的徑向剛度為3.3×108N/m，曲軸與剛性盤之間的圓錐滾子軸承的徑向剛度為3.8×108N/m，曲軸與齒輪之間的滾針軸承的徑向剛度為1.84×107N/m。

曲軸的建模和分網與前述相同，采用Combin14彈簧單元由直接生成法進行軸承建模，如圖4所示。

設定模態提取階數為4，即分析曲軸的前4階固有頻率和振型。求解完成后，利用通用后處理器查看結果。通過動畫顯示功能可以觀察模態振型，如圖5所示。

表2 彈性約束時曲軸的模態數據

根據各階振型動畫演示結果及有限元計算結果，曲軸的模態數據如表2所示。

經計算，彈性約束條件下曲軸的1階臨界轉速為81 366 r/min。曲軸的各個工作轉速遠遠低于其1階臨界轉速，能有效避開共振區。

3 結語

1）通過ANSYS軟件建立了簡化的曲軸三維實體模型，經過有限元模態分析分別求出了剛性約束和彈性約束的曲軸的前4階固有頻率和振型。彈性約束的曲軸的模態分析結果較剛性約束的曲軸的模態分析結果更為接近工程實際。

2）曲軸的模態振型與整機的模態振型一致。曲軸的固有頻率數據隨著軸承剛度的增大而增大，而且曲軸的第1階模態會直接影響整機的工作性能和曲軸軸承的壽命，因此提高曲軸上的軸承剛度有利于提高整機的工作性能和使用壽命。

3）有限元分析結果,為曲軸的模態優化和軸承選型提供了設計依據。

［1］ 陳忠.滾動軸承及其支承的剛度計算［J］.煤礦機械，2006（3）：387-388.