研究新型破碎机的减速器的应用

　　该破碎机的减速器尺寸较大，且工作条件恶劣，因此，它的箱体设计除满足强度和刚度要求外，还必须具有良好的动力学性能，以避免发生共振。模态是机械结构的固有振动特性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。通过模态分析可以得到机构在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，预测在此频段内各种激励下的振动响应。笔者应用SolidWorksSimulation对该破碎机减速器箱体进行模态分析。减速器箱体的结构设计减速器的工作原理及箱体结构减速器的工作原理如所示。减速器箱体尺寸为2270mm×1710mm×884mm，壁厚60mm，质量约5.3t，输入转速1000r/min，输出转速42.6r/min.根据破碎机工作参数、强度和刚度的要求，便于减速器的装配及后期的维修保养，将质量较轻的箱盖置于箱体顶部。减速器箱体建模用SolidWorks建立减速器箱体三维实体模型。为顺利划分网格单元，可对模型进行适当的简化，略去一些细小的圆角特征，生成用于进行有限元分析的配置。模态分析过程根据有限元理论分析可知，低阶模态的振型对减速器箱体的振动幅值影响*大，故提取箱体前5阶固有频率及振型，并与激振源频率比较，分析结果用于改进箱体的结构设计。

　　定义材料属性减速器箱体材料为球墨铸铁QT400，弹性模量E=150GPa，泊松比μ=0.25，质量密度ρ=7200kg/m3.添加约束边界条件减速器上、下箱体通过螺栓联接，箱体与基座也通过螺栓联接，故在箱体的螺栓孔处添加（固定几何体）夹具，限制箱体在空间的6个自由度。划分模型网格单元采用2阶实体四面体单元对减速器箱体实体进行网格划分，网格单元整体大小20mm，网格单元总数为303684个。提取固有频率提取前5阶固有频率，选择解算器FFEPlus.运行算例后，得到减速器箱体的前5阶固有频率如所列，其对应的主振型如所示。

　　固有频率及其振型分析减速器要获得稳定的工作状态，就要有良好的动力学性能，激振源频率要远离固有频率，避免发生共振。减速器箱体受到的内部振源包括齿轮啮合振动、齿轮及轴的旋转振动和滚动轴承的振动；外部振源主要是电动机及破碎机工作过程中产生的振动。齿轮及轴的转动频率，齿轮的啮合频率，式中：N为转速，r/min；Z为齿轮齿数。由对比可知，输入轴与中间轴的齿轮啮合频率为250.05Hz，接近1阶固有频率260Hz时，有可能会发生共振。可知，该振型特征为局部1阶弯曲振动，主要是箱座底面的垂直方向振动；箱座底面有2个轴承座孔，削弱了其强度和刚度。因此增加底面壁厚，增设肋板，以提高箱座底面的抗振性。另外，还可以提高齿轮的制造精度，在箱座与基础之间加设橡胶隔振器，这些措施均能有效。模态振型2为左右摆动，尽管其固有频率281Hz不在振源频率范围内，但考虑到箱体变形、刚度的不均匀性及激振源的不确定性，其抗振性仍需提高，可在箱体侧面增加肋板模态振型3为上箱盖的1阶弯曲振动，振动方向垂直于顶面，主要是2个轴承座孔引起的箱盖刚性不足，通过设置肋板来提高箱盖的刚度，以利于降低箱盖的振动，并提高其承受外部载荷的能力。模态振型4为前后方向摆动，模态振型5为箱体底面的2阶弯曲振动，这2个振型的固有频率都较高，远离振源频率，结构刚度满足要求。3阶模态振型各轴转频及齿轮啮合频率滚动轴承元件的振动为高频振动，此振动传到箱体时已经快速衰减，因而不会引起箱体共振。外部振源的振动频率一般比较低，也不会引起箱体共振。减速器上下箱体的壁厚加至65mm，固有频率如所列。由可知，前5阶固有频率均有所提高，且远离激振频率。