聯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 現代農業裝備與技術教育部重點實驗室，江蘇 鎮江 212013)

0 引言

履帶式聯合收獲機機械變速箱箱體對于變速箱內部零件的支撐和正常運轉起到重要作用，且變速箱內部齒輪運轉過程中的振動激勵會傳遞到變速箱箱體上；而傳統的收獲機變速箱箱體大多采用中間分離式結構，這種箱體密封性差經常出現漏油現象。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。由于收獲機作業時變速箱箱體承受著較大的載荷和變形，會引起箱體內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生振動，當外部激勵與箱體的固有頻率相同時會產生共振現象引起更大的振動和變形，為了防止此類現象發生，需對變速箱箱體進行模態分析[1]。筆者采用錘擊法進行箱體的臺架試驗模態分析來驗證有限元模態分析的結果。

1 整體式箱體建模

1.1 基本結構

所設計的差逆變速箱內部結構布局圖如圖1所示。由圖1可以看出：差逆變速箱內部有9個齒輪軸裝配體，即輸入齒輪軸、驅動齒輪軸、固定齒輪軸、差逆轉向軸、過橋齒輪軸、左右輸出齒輪軸、制動轉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和齒輪布局優化數學模型進行了合理空間布局設計。

1.輸入齒輪軸 2.驅動齒輪軸 3.固定齒輪軸 4.差逆轉向軸 5.制動轉向齒輪軸 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，結構較復雜，影響網格劃分質量。為了方便有限元分析軟件ANSYS Workbench進行網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]。網格劃分方式采用四面體網格自由劃分形式，為了使有限元模型計算更加準確，網格大小設置為2mm,節點數量為15 049 781個，網格數量為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：劃分的網格尺寸適合，沒有出現明顯的網格變形。為了得到可靠的靜力學計算結果，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[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時齒輪相互作用徑向力的作用形成的軸承反力，根據輸入齒輪的轉速、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，而是根據徑向壓力分布函數作用在軸承孔上。徑向壓力分布函數為[5]

其中，Fr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,最大應變為0.07%，且最大應力應變都發生在連接凸臺下端，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 箱體模態分析

變速箱殼體主要承受了來自發動機振動和變速箱內部齒輪嚙合傳動時產生的激振，所以通過模態分析獲得變速箱箱體的前6階模態的固有頻率和模態振型，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階模態的固有頻率，避免共振現象的發生，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分析模塊進行模態分析求解得出變速箱箱體的前6階模態。由模態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傳遞給底盤的激勵、發動機傳遞的動力及變速箱內部齒輪嚙合運動產生的振動激勵。收獲機搭載的是四缸四沖程柴油發動機，輸出轉速為2 600r/min(即振動頻率為f=2 600×4/60≈173Hz),而變速箱內部齒輪軸轉速都不大于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動機的固有頻率。因此，收獲機變速箱在穩定工況下工作，箱體不會發生共振[7]。

2.3 試驗模態分析

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動態信號采集儀和DHDAS動態信號采集分析系統來收集和分析振動信號。圖7為箱體模態試驗測試系統。

圖7 箱體模態試驗測試系統

試驗時，在箱體上布置了84個測點，測點的選取依據箱體模型圖中節點的分布，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點的信號，并將輸出的頻響函數導入至節點模型圖對應的節點號，最后通過軟件的模態分析處理模塊可以得到試驗模態各階數的固有頻率(見表2)，并將其與有限元模態進行對比[8]。

圖8 箱體測點分布

由表2可知：有限元模態試驗所得到的箱體前6階固有頻率結果比試驗模態所得到的數值大且誤差相差不大，相對誤差小于8%。所以，有限元計算結果和試驗得到的模態數據準確可行。

表2 試驗與有限元結果對比

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。試驗臺主要由驅動和加載這兩個部分構成。驅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，獲知變速箱運轉正常，且變速箱油溫正常、噪聲小，沒有出現漏油現象，密封性好滿足設計要求。

圖9 臺架試驗

3 結論

根據傳統聯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分析并得到箱體的前6階模態，且箱體的第1階固有頻率大于收獲機發動機激振源的頻率，避免了共振。通過試驗模態驗證有限元模態的合理性，采用力錘法單點激勵采集振動信號，并把數據處理分析并與有限元模態分析得到的數據進行對比。結果表明：有限元計算結果與試驗模態的結果相差不大，數據準確可信，箱體滿足設計要求。