黃 錦，李耀明，徐立章，唐 忠

(江蘇大學(xué) 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備與技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

履帶式聯(lián)合收獲機(jī)機(jī)械變速箱箱體對(duì)于變速箱內(nèi)部零件的支撐和正常運(yùn)轉(zhuǎn)起到重要作用，且變速箱內(nèi)部齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的振動(dòng)激勵(lì)會(huì)傳遞到變速箱箱體上；而傳統(tǒng)的收獲機(jī)變速箱箱體大多采用中間分離式結(jié)構(gòu)，這種箱體密封性差經(jīng)常出現(xiàn)漏油現(xiàn)象。針對(duì)分離式箱體的缺點(diǎn)設(shè)計(jì)了一種整體式箱體，并且設(shè)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(jī)作業(yè)時(shí)變速箱箱體承受著較大的載荷和變形，會(huì)引起箱體內(nèi)齒輪軸和齒輪位置變化和不對(duì)稱性，嚴(yán)重影響齒輪嚙合和軸承壽命，所以需要對(duì)變速箱箱體的強(qiáng)度和變形進(jìn)行靜力學(xué)分析。此外，變速箱箱體受到外部激勵(lì)會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)，當(dāng)外部激勵(lì)與箱體的固有頻率相同時(shí)會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象引起更大的振動(dòng)和變形，為了防止此類現(xiàn)象發(fā)生，需對(duì)變速箱箱體進(jìn)行模態(tài)分析[1]。筆者采用錘擊法進(jìn)行箱體的臺(tái)架試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析來驗(yàn)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(gòu)

所設(shè)計(jì)的差逆變速箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)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(gè)齒輪軸裝配體，即輸入齒輪軸、驅(qū)動(dòng)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(dòng)轉(zhuǎn)向齒輪軸和差速器制動(dòng)齒輪軸。這9個(gè)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(xué)模型進(jìn)行了合理空間布局設(shè)計(jì)。

1.輸入齒輪軸 2.驅(qū)動(dòng)齒輪軸 3.固定齒輪軸 4.差逆轉(zhuǎn)向軸 5.制動(dòng)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(duì)變速箱箱體進(jìn)行三維建模，箱體端面總共分布了8個(gè)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(shí)體模型，所設(shè)計(jì)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(shí)體模型

2 箱體有限元分析

2.1 箱體靜力學(xué)分析

為了檢驗(yàn)變速箱箱體強(qiáng)度是否滿足要求及三維模型設(shè)計(jì)的合理性，需要對(duì)其進(jìn)行有限元仿真分析。從模型圖可以看出：所設(shè)計(jì)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(tái)和加強(qiáng)筋等小零件，結(jié)構(gòu)較復(fù)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(jìn)行網(wǎng)格劃分且減少求解計(jì)算時(shí)間，對(duì)箱體有限元模型中的螺栓連接孔、凸臺(tái)、油孔、倒角和圓角等小結(jié)構(gòu)進(jìn)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(shí)體模型另存為.step格式并導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS Workbench中建立其有限元模型，首先設(shè)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(jì)算更加準(zhǔn)確，網(wǎng)格大小設(shè)置為2mm,節(jié)點(diǎn)數(shù)量為15 049 781個(gè)，網(wǎng)格數(shù)量為10 603 968個(gè)。箱體有限元計(jì)算模型，如圖3所示。

圖3 箱體有限元計(jì)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(xué)計(jì)算結(jié)果，對(duì)變速箱箱體施加準(zhǔn)確的位移約束和載荷。箱體安裝凸臺(tái)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(gè)自由度，這樣箱體處于完全約束狀態(tài)[4]。變速箱工作時(shí)，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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)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(gè)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(jì)算得到變速箱箱體的變形圖和應(yīng)力應(yīng)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(duì)箱體性能不會(huì)造成大的影響。由圖6箱體應(yīng)力應(yīng)變圖可知：箱體最大應(yīng)力為73.21MPa,最大應(yīng)變?yōu)?.07%，且最大應(yīng)力應(yīng)變都發(fā)生在連接凸臺(tái)下端，而灰鑄鐵抗拉強(qiáng)度為250MPa，遠(yuǎn)大于箱體最大應(yīng)力，所以箱體滿足強(qiáng)度剛度要求。

圖5 箱體變形圖

圖6 箱體應(yīng)力應(yīng)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(dòng)機(jī)振動(dòng)和變速箱內(nèi)部齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí)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(lì)的頻率做對(duì)比，觀察外界激勵(lì)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(dòng)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(jìn)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(dòng)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(dòng)噪聲主要來自于路面?zhèn)鬟f給底盤的激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞的動(dòng)力及變速箱內(nèi)部齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)激勵(lì)。收獲機(jī)搭載的是四缸四沖程柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，輸出轉(zhuǎn)速為2 600r/min(即振動(dòng)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(dòng)頻率為f=2 600/60≈43Hz,其余齒輪軸振動(dòng)頻率都小于此值。由表1可知，收獲機(jī)變速箱的第1階固有頻率遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)的固有頻率。因此，收獲機(jī)變速箱在穩(wěn)定工況下工作，箱體不會(huì)發(fā)生共振[7]。

2.3 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

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

圖7 箱體模態(tài)試驗(yàn)測試系統(tǒng)

試驗(yàn)時(shí)，在箱體上布置了84個(gè)測點(diǎn)，測點(diǎn)的選取依據(jù)箱體模型圖中節(jié)點(diǎn)的分布，測點(diǎn)分布模型如圖8所示。力錘通過單點(diǎn)激勵(lì)法采集各個(gè)節(jié)點(diǎn)的信號(hào)，并將輸出的頻響函數(shù)導(dǎo)入至節(jié)點(diǎn)模型圖對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)號(hào)，最后通過軟件的模態(tài)分析處理模塊可以得到試驗(yàn)?zāi)B(tài)各階數(shù)的固有頻率(見表2)，并將其與有限元模態(tài)進(jìn)行對(duì)比[8]。

圖8 箱體測點(diǎn)分布

由表2可知：有限元模態(tài)試驗(yàn)所得到的箱體前6階固有頻率結(jié)果比試驗(yàn)?zāi)B(tài)所得到的數(shù)值大且誤差相差不大，相對(duì)誤差小于8%。所以，有限元計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)得到的模態(tài)數(shù)據(jù)準(zhǔn)確可行。

表2 試驗(yàn)與有限元結(jié)果對(duì)比

2.4 臺(tái)架試驗(yàn)

將變速箱進(jìn)行組裝，并安裝至試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行臺(tái)架磨合試驗(yàn)，如圖9所示。試驗(yàn)臺(tái)主要由驅(qū)動(dòng)和加載這兩個(gè)部分構(gòu)成。驅(qū)動(dòng)部分采用的是一臺(tái)三相感應(yīng)電機(jī)，并連接扭矩傳感器，加載部分由測功機(jī)組成。

通過對(duì)變速箱進(jìn)行磨合試驗(yàn)和加載試驗(yàn)，獲知變速箱運(yùn)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(shè)計(jì)要求。

圖9 臺(tái)架試驗(yàn)

3 結(jié)論

根據(jù)傳統(tǒng)聯(lián)合收獲機(jī)分離式箱體的缺點(diǎn)設(shè)計(jì)了整體式箱體，通過三維設(shè)計(jì)軟件對(duì)其建模和開口布局進(jìn)行設(shè)置，通過裝配驗(yàn)證開口布局的合理性，并利用有限元分析軟件對(duì)其強(qiáng)度剛度進(jìn)行校核。結(jié)果表明：強(qiáng)度剛度滿足要求。利用有限元模擬分析對(duì)箱體進(jìn)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(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)激振源的頻率，避免了共振。通過試驗(yàn)?zāi)B(tài)驗(yàn)證有限元模態(tài)的合理性，采用力錘法單點(diǎn)激勵(lì)采集振動(dòng)信號(hào)，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(jìn)行對(duì)比。結(jié)果表明：有限元計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)的結(jié)果相差不大，數(shù)據(jù)準(zhǔn)確可信，箱體滿足設(shè)計(jì)要求。