聯(lián)合收獲機差逆變速箱整體式箱體設計與分析

黃 錦，李耀明，徐立章，唐 忠

(江蘇大學 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備與技術教育部重點實驗室，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

履帶式聯(lián)合收獲機機械變速箱箱體對于變速箱內(nèi)部零件的支撐和正常運轉(zhuǎn)起到重要作用，且變速箱內(nèi)部齒輪運轉(zhuǎn)過程中的振動激勵會傳遞到變速箱箱體上；而傳統(tǒng)的收獲機變速箱箱體大多采用中間分離式結(jié)構，這種箱體密封性差經(jīng)常出現(xiàn)漏油現(xiàn)象。針對分離式箱體的缺點設計了一種整體式箱體，并且設置了合理的開口布局以方便零件的裝配和拆卸，其密封性更好。由于收獲機作業(yè)時變速箱箱體承受著較大的載荷和變形，會引起箱體內(nèi)齒輪軸和齒輪位置變化和不對稱性，嚴重影響齒輪嚙合和軸承壽命，所以需要對變速箱箱體的強度和變形進行靜力學分析。此外，變速箱箱體受到外部激勵會產(chǎn)生振動，當外部激勵與箱體的固有頻率相同時會產(chǎn)生共振現(xiàn)象引起更大的振動和變形，為了防止此類現(xiàn)象發(fā)生，需對變速箱箱體進行模態(tài)分析[1]。筆者采用錘擊法進行箱體的臺架試驗模態(tài)分析來驗證有限元模態(tài)分析的結(jié)果。

1 整體式箱體建模

1.1 基本結(jié)構

所設計的差逆變速箱內(nèi)部結(jié)構布局圖如圖1所示。由圖1可以看出：差逆變速箱內(nèi)部有9個齒輪軸裝配體，即輸入齒輪軸、驅(qū)動齒輪軸、固定齒輪軸、差逆轉(zhuǎn)向軸、過橋齒輪軸、左右輸出齒輪軸、制動轉(zhuǎn)向齒輪軸和差速器制動齒輪軸。這9個齒輪軸裝配體通過中心距參數(shù)和齒輪布局優(yōu)化數(shù)學模型進行了合理空間布局設計。

1.輸入齒輪軸 2.驅(qū)動齒輪軸 3.固定齒輪軸 4.差逆轉(zhuǎn)向軸 5.制動轉(zhuǎn)向齒輪軸 6.左輸出齒輪軸 7.右輸出齒輪軸 8.過橋齒輪軸 9.差速器齒輪軸

1.2 箱體建模

根據(jù)各齒輪軸布局形式和端蓋開口大小利用Pro/E對變速箱箱體進行三維建模，箱體端面總共分布了8個開口位置，箱體材料為灰鑄鐵HT250，箱體厚度為8mm。圖2為繪制的變速箱箱體三維實體模型，所設計的箱體是整體式箱體，其正面及端面開口布局是用來裝配和拆卸變速箱內(nèi)部零部件。

圖2 變速箱箱體三維實體模型

2 箱體有限元分析

2.1 箱體靜力學分析

為了檢驗變速箱箱體強度是否滿足要求及三維模型設計的合理性，需要對其進行有限元仿真分析。從模型圖可以看出：所設計的變速箱箱體是一種形狀不規(guī)則的薄壁件，分布有很多螺栓孔、軸承孔、撥叉孔、凸臺和加強筋等小零件，結(jié)構較復雜，影響網(wǎng)格劃分質(zhì)量。為了方便有限元分析軟件ANSYS Workbench進行網(wǎng)格劃分且減少求解計算時間，對箱體有限元模型中的螺栓連接孔、凸臺、油孔、倒角和圓角等小結(jié)構進行忽略或簡化[2]。

將在Pro/E中建立的簡化后的變速箱箱體三維實體模型另存為.step格式并導入到有限元分析軟件ANSYS Workbench中建立其有限元模型，首先設置模型的材料屬性[3]。網(wǎng)格劃分方式采用四面體網(wǎng)格自由劃分形式，為了使有限元模型計算更加準確，網(wǎng)格大小設置為2mm,節(jié)點數(shù)量為15 049 781個，網(wǎng)格數(shù)量為10 603 968個。箱體有限元計算模型，如圖3所示。

圖3 箱體有限元計算模型

由圖3可以看出：劃分的網(wǎng)格尺寸適合，沒有出現(xiàn)明顯的網(wǎng)格變形。為了得到可靠的靜力學計算結(jié)果，對變速箱箱體施加準確的位移約束和載荷。箱體安裝凸臺處約束了箱體的前后、左右及前后方向上的旋轉(zhuǎn)自由度，左右輸出半軸約束了箱體剩下的3個自由度，這樣箱體處于完全約束狀態(tài)[4]。變速箱工作時，箱體受到的載荷主要來自于自身重力載荷、軸承載荷和液壓推力載荷。其中，重力載荷通過載荷模塊standard earth gravity來添加，軸承載荷主要來自于變速箱運轉(zhuǎn)時齒輪相互作用徑向力的作用形成的軸承反力，根據(jù)輸入齒輪的轉(zhuǎn)速、功率及力矩平衡算出各個軸承孔處的徑向力大小，且軸承孔徑向的載荷并不是均勻分布在軸承座上，而是根據(jù)徑向壓力分布函數(shù)作用在軸承孔上。徑向壓力分布函數(shù)為[5]

其中，F(xiàn)r為軸承孔徑向力；B為軸承寬度；R為軸承孔孔徑；θ為軸承載荷的作用范圍，-60°≤θ≤60°。圖4為箱體約束載荷圖。

圖4 箱體約束載荷圖

經(jīng)過求解模塊計算得到變速箱箱體的變形圖和應力應變圖，如圖5、圖6所示。

由圖5可知：箱體在XY軸向最大變形為0.028mm，在Y軸向最大變形為0.084mm，Z軸向最大變形為0.54mm,箱體總變形最大變形為0.56mm；箱體變形較小，最大變形發(fā)生在箱體頂部，此位置對箱體性能不會造成大的影響。由圖6箱體應力應變圖可知：箱體最大應力為73.21MPa,最大應變?yōu)?.07%，且最大應力應變都發(fā)生在連接凸臺下端，而灰鑄鐵抗拉強度為250MPa，遠大于箱體最大應力，所以箱體滿足強度剛度要求。

圖5 箱體變形圖

圖6 箱體應力應變圖Fig.6 Stress and Strain of gearbox

2.2 箱體模態(tài)分析

變速箱殼體主要承受了來自發(fā)動機振動和變速箱內(nèi)部齒輪嚙合傳動時產(chǎn)生的激振，所以通過模態(tài)分析獲得變速箱箱體的前6階模態(tài)的固有頻率和模態(tài)振型，并與外界激勵的頻率做對比，觀察外界激勵是否接近箱體的6階模態(tài)的固有頻率，避免共振現(xiàn)象的發(fā)生，減小箱體的振動噪聲傳遞，從而確保箱體的使用壽命[6]。

利用ANSYS Workbench的Model分析模塊進行模態(tài)分析求解得出變速箱箱體的前6階模態(tài)。由模態(tài)振型圖可以看出箱體的振動變形方向和幅值大小，如表1所示。

表1 箱體的前6階固有頻率及振型

變速箱箱體的振動噪聲主要來自于路面?zhèn)鬟f給底盤的激勵、發(fā)動機傳遞的動力及變速箱內(nèi)部齒輪嚙合運動產(chǎn)生的振動激勵。收獲機搭載的是四缸四沖程柴油發(fā)動機，輸出轉(zhuǎn)速為2 600r/min(即振動頻率為f=2 600×4/60≈173Hz),而變速箱內(nèi)部齒輪軸轉(zhuǎn)速都不大于2 600r/min，輸入軸振動頻率為f=2 600/60≈43Hz,其余齒輪軸振動頻率都小于此值。由表1可知，收獲機變速箱的第1階固有頻率遠大于發(fā)動機的固有頻率。因此，收獲機變速箱在穩(wěn)定工況下工作，箱體不會發(fā)生共振[7]。

2.3 試驗模態(tài)分析

本試驗采用錘擊法，在箱體上布置若干測點，并粘貼若干個壓電式三向加速度傳感器，利用DH5902動態(tài)信號采集儀和DHDAS動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)來收集和分析振動信號。圖7為箱體模態(tài)試驗測試系統(tǒng)。

圖7 箱體模態(tài)試驗測試系統(tǒng)

試驗時，在箱體上布置了84個測點，測點的選取依據(jù)箱體模型圖中節(jié)點的分布，測點分布模型如圖8所示。力錘通過單點激勵法采集各個節(jié)點的信號，并將輸出的頻響函數(shù)導入至節(jié)點模型圖對應的節(jié)點號，最后通過軟件的模態(tài)分析處理模塊可以得到試驗模態(tài)各階數(shù)的固有頻率(見表2)，并將其與有限元模態(tài)進行對比[8]。

圖8 箱體測點分布

由表2可知：有限元模態(tài)試驗所得到的箱體前6階固有頻率結(jié)果比試驗模態(tài)所得到的數(shù)值大且誤差相差不大，相對誤差小于8%。所以，有限元計算結(jié)果和試驗得到的模態(tài)數(shù)據(jù)準確可行。

表2 試驗與有限元結(jié)果對比

2.4 臺架試驗

將變速箱進行組裝，并安裝至試驗臺架上進行臺架磨合試驗，如圖9所示。試驗臺主要由驅(qū)動和加載這兩個部分構成。驅(qū)動部分采用的是一臺三相感應電機，并連接扭矩傳感器，加載部分由測功機組成。

通過對變速箱進行磨合試驗和加載試驗，獲知變速箱運轉(zhuǎn)正常，且變速箱油溫正常、噪聲小，沒有出現(xiàn)漏油現(xiàn)象，密封性好滿足設計要求。

圖9 臺架試驗

3 結(jié)論

根據(jù)傳統(tǒng)聯(lián)合收獲機分離式箱體的缺點設計了整體式箱體，通過三維設計軟件對其建模和開口布局進行設置，通過裝配驗證開口布局的合理性，并利用有限元分析軟件對其強度剛度進行校核。結(jié)果表明：強度剛度滿足要求。利用有限元模擬分析對箱體進行模態(tài)分析并得到箱體的前6階模態(tài)，且箱體的第1階固有頻率大于收獲機發(fā)動機激振源的頻率，避免了共振。通過試驗模態(tài)驗證有限元模態(tài)的合理性，采用力錘法單點激勵采集振動信號，并把數(shù)據(jù)處理分析并與有限元模態(tài)分析得到的數(shù)據(jù)進行對比。結(jié)果表明：有限元計算結(jié)果與試驗模態(tài)的結(jié)果相差不大，數(shù)據(jù)準確可信，箱體滿足設計要求。