甘蔗收獲機分動箱啟動時瞬態結構分析

秦志文，賴 曉，張 彪，羅春周，郭文鋒

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.廣西大學機械工程學院，廣西 南寧530004）

目前我國食糖主原料—甘蔗的收獲機械化不足1%，亟需加快其研發[1-5]。甘蔗收獲機的三大主要動力系統（砍蔗剝葉系統、換向輸送系統、行走系統）均使用液壓傳動，由分動箱作為發動機和各執行系統的動力傳遞的橋梁，將發動機的動力合理地分配到各個執行機構，以滿足工作需求。所以分動箱的工作性能是關系甘蔗聯合收割機執行機構動力分配與可靠性的關鍵。而當前甘蔗收獲機分動箱工作振動和噪聲大，零部件可靠性低，特別是啟動不久后，甚至發生軸承內圈被壓壞，軸承滾珠脫落，傳動軸鍵槽崩裂失效等現象，亟需深入研究尋找其出現的原因和解決的方法。

國內外不乏專家和學者們對這類承受旋轉載荷的齒輪箱體的研究。2005年美國的Yuan H．Guan和Mingfeng Li等人利用數值分析的方法得出了系統的輸入軸誤差而非軸承的誤差對系統的綜合振動噪聲有著顯著影響[6-8]。Zakrajsek[9-10]等人利用NASTRAN等軟件對變速器齒輪箱的模態頻率和模態振型分析與試驗模態的結果對比發現兩者誤差小于1%.我國程街[11]等人在2010年利用有限元方法對齒輪箱結構進行了模態分析降低箱體的應力和振動。范江東等人[12]用ANSYS對齒輪箱進行了試驗模態分析對齒輪箱結構進行優化。東北大學王旭蘭[13]有限元靜力學、動力學分析優化發動機與變速器的匹配。

這些研究主要利用有限元模態分析的方法研究了齒輪箱常態下的振動和噪聲，但對箱結構在某些較常態更惡劣的瞬態下的分析較少。在穩態工作狀態下，分動箱靜力學分析與模態分析顯示箱體結構設計是滿足設計要求的。但分動箱啟動瞬時，齒輪轉速在短時內迅速提升，通過齒輪軸傳遞給分動箱體瞬時的沖擊載荷，箱體的工況要比穩態更為惡劣。所以，對分動箱體進行瞬態響應分析并找出其結構薄弱環節進行改進很有必要。

1 分動箱瞬態分析

1.1 瞬態分析模型

分動箱體的瞬態響應分析采用商業軟件ANSYS進行，其有限元模型建立與靜力學分析一致。只需在施加瞬態載荷前先關閉瞬態積分效果，在分動箱前蓋板預先施加泵的重力和其對蓋板產生的傾覆力矩。模型計算選擇帶節點的四面體網格，在各個軸承孔和螺栓孔處網格細化，共生成50 315個單元，90 745個節點（如圖1所示）。

圖1 網格劃分后模型

1.2 瞬態載荷的測取

瞬態載荷值的獲取，鑒于前述構建的分動箱三維模型精準度滿足分析需求，可以采用虛擬樣機的方法模擬分動箱啟動時工況來測得[14-15]。將分動箱三維模型導入虛擬仿真軟件ADAMS中，設定齒輪材料的彈性模量E=2.07×105N/mm2，泊松比為μ＝0.29，碰撞剛度系數 K1，2＝ 9.65 × 105N/mm3/2，K3＝ 10.35×105N/mm3/2，輸入軸加載旋轉副，采用STEP函數模擬分動箱中齒輪組啟動瞬時轉速在0.1 s內從0增加到2 200 r/min，仿真時間共1 s，仿真步長為200步，仿真模型如下圖2所示。仿真后在后處理模塊可得到4根軸各自的載荷變化情況，其中行走系統齒輪（下端齒輪）的徑向載荷變化如圖3所示。

圖2 齒輪傳動系統ADAMS虛擬樣機模型

圖3 行走輪嚙合徑向力變化

將齒輪的載荷換算到齒輪箱的軸承孔上，即可得到齒輪箱體所受的瞬態載荷變化曲線。

在ANSYS瞬態載荷的加載歷程是通過劃分多個載荷步來定義的。將前述模擬仿真得到的載荷曲線中截取0.06 s~0.18 s的啟動時段進行載荷步的劃分。將載荷曲線共劃分為5步，如曲線圖4所示，第一步從0.06 s開始，每個步時長為0.03 s，最小積分步長設為0.005 s，載荷步類型為斜坡。

圖4 四個軸承孔載荷-時間曲線

1.3 瞬態動力學計算結果及分析

動力分配箱各載荷步應力云如圖5所示。

圖5 瞬態分析各載荷步應力分布圖

從圖5可以看出，箱體在各時間段的應力分布情況基本一致：后箱體的應力分布比較均勻，應力值也分布在27 MPa以內，能滿足分動箱的工作需求;應力主要集中在前箱蓋的各軸承座附近，且在前蓋板中心軸承座下方的螺紋孔附近出現了最大應力，在0.12 s時應力值達到最大，最大應力值為97.9 MPa，超出了材料的許可應力[σ]＝94 MPa.

再來看整個啟動過程中載荷的變化。利用ANSYS后處理分析模塊提取箱體在整個分析過程中產生最大應力的節點（第7732號節點）的應力時間關系曲線，如圖6所示。

圖6 7732號節點等效應力和時間關系曲線

圖6 可以看到，在0.06 s以前，節點的應力值維持在78 MPa左右，在0.06 s齒輪組瞬時提升轉速時，節點所受應力值立刻躍升至88 MPa，在0.1 s到0.12 s之間更躍升至96 MPa左右，超出了材料的許可應力 [σ]＝94 MPa，在0.12 s時更是達到最大值97.9 MPa，0.12 s后節點應力值則迅速下降至 85 MPa并逐漸穩定下來。可見，箱體結構的所受的應力，在穩態時是小于材料的許用應力值滿足生產需求的，但是在啟動瞬時的應力值卻會飆升至超出材料的許可應力，從而加速箱體的疲勞失效，縮短了分動箱的使用壽命。而且7732號節點處于前蓋板中心處，說明蓋板中心處剛度較其他位置薄弱。所以，很有必要針對箱體結構最容易發生損傷的地方——箱體中心部位進行進一步的優化改進。

2 分動箱結構改進

針對前述分動箱箱體前蓋板結構出現啟動瞬時局部應力集中，不能滿足材料許用應力要求，提出了以下幾點改進方案：

（1）通過增加分動箱前蓋板的厚度，對箱蓋加厚4mm；同時也在蓋板薄弱的地方增加加強筋，減小蓋板的變形，提高分動箱的傳遞效率。

（2）將液壓泵固定座直接焊接在前蓋板上，減小加工裝配誤差，保證泵軸和動力輸出軸的對中性。

（3）傳動軸以花鍵連接取代平鍵連接，減小應力，亦可以免去聯軸器裝置，減小蓋板承受的傾覆力矩。

（4）選用優質專業發動機橡膠減震墊來改善發動機的減振效果。

通過對改進前后的樣機進行對比物理試驗，發現分動箱的結構強度得到顯著提高，振動加速度均方根值降低3%~30%，峰峰值降低15%~32%，分動箱工作可靠性得到提高。

3 結束語

通過對分動箱啟動的瞬時動力學分析，找到滿足穩態校核的齒輪箱體工作中振動與噪聲大、可靠性低問題產生的原因，有針對地改進從而獲得結構和功能提高：

（1）分動箱啟動時的瞬態動力學特征不容忽視，即使穩態時靜力學校核和模態分析其結構都滿足工作需求，仍可能由于啟動瞬時的沖擊載荷遠大于穩態的載荷而超出材料的許用范圍，導致結構破損，功能失效；

（2）通過切實有效的結構改進，增加分動箱前蓋板的厚度4mm，增加加強筋，輸出端改為內花鍵形式，增強分動箱結構緊湊性等措施，分動箱的結構強度得到顯著提高，振動加速度均方根值降低3%~30%，峰峰值降低15%~32%，分動箱工作可靠性得到提高。

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