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(fā)[1-5]。甘蔗收獲機的三大主要動力系統(tǒng)（砍蔗剝葉系統(tǒng)、換向輸送系統(tǒng)、行走系統(tǒng)）均使用液壓傳動，由分動箱作為發(fā)動機和各執(zhí)行系統(tǒng)的動力傳遞的橋梁，將發(fā)動機的動力合理地分配到各個執(zhí)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(lián)合收割機執(zhí)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(fā)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(xiàn)象，亟需深入研究尋找其出現(xiàn)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(shù)值分析的方法得出了系統(tǒng)的輸入軸誤差而非軸承的誤差對系統(tǒng)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(tài)頻率和模態(tài)振型分析與試驗模態(tài)的結果對比發(fā)現(xiàn)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(tài)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(tài)分析對齒輪箱結構進行優(yōu)化。東北大學王旭蘭[13]有限元靜力學、動力學分析優(yōu)化發(fā)動機與變速器的匹配。

這些研究主要利用有限元模態(tài)分析的方法研究了齒輪箱常態(tài)下的振動和噪聲，但對箱結構在某些較常態(tài)更惡劣的瞬態(tài)下的分析較少。在穩(wěn)態(tài)工作狀態(tài)下，分動箱靜力學分析與模態(tài)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(wěn)態(tài)更為惡劣。所以，對分動箱體進行瞬態(tài)響應分析并找出其結構薄弱環(huán)節(jié)進行改進很有必要。

1 分動箱瞬態(tài)分析

1.1 瞬態(tài)分析模型

分動箱體的瞬態(tài)響應分析采用商業(yè)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(tài)載荷前先關閉瞬態(tài)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(jié)點的四面體網(wǎng)格，在各個軸承孔和螺栓孔處網(wǎng)格細化，共生成50 315個單元，90 745個節(jié)點（如圖1所示）。

圖1 網(wǎng)格劃分后模型

1.2 瞬態(tài)載荷的測取

瞬態(tài)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(shù) 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(shù)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(tǒng)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(tǒng)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(tài)載荷變化曲線。

在ANSYS瞬態(tài)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(tài)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(tài)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(xiàn)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(jié)點（第7732號節(jié)點）的應力時間關系曲線，如圖6所示。

圖6 7732號節(jié)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(jié)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(jié)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(jié)點應力值則迅速下降至 85 MPa并逐漸穩(wěn)定下來?？梢姡潴w結構的所受的應力，在穩(wěn)態(tài)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(jié)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(fā)生損傷的地方——箱體中心部位進行進一步的優(yōu)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(xiàn)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(lián)軸器裝置，減小蓋板承受的傾覆力矩。

（4）選用優(yōu)質專業(yè)發(fā)動機橡膠減震墊來改善發(fā)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(fā)現(xiàn)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(wěn)態(tài)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(tài)動力學特征不容忽視，即使穩(wěn)態(tài)時靜力學校核和模態(tài)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(wěn)態(tài)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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