郭俊，楊躍，王霖芋，趙健

（224051 江蘇省 鹽城市 鹽城工學院 汽車工程學院）

0 引言

我國是一個傳統(tǒng)的農(nóng)業(yè)國家，在國家以發(fā)展糧食為主的情況下，發(fā)展農(nóng)業(yè)是農(nóng)民增收的第一要務，通過各種手段推進農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化，大力推廣新產(chǎn)品、新技術、新模式。研究開發(fā)了智能化、機械化精量播種機[1-2]，實現(xiàn)了傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)種植模式的轉(zhuǎn)變，為農(nóng)業(yè)的機械化生產(chǎn)提供了新的思路。

變速器是多功能播種機的重要組成部分，通過調(diào)節(jié)變速器的8 個擋位控制排種盤轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)精量播種[3-4]。變速器是由8 對齒輪組成的傳動系統(tǒng)，傳動系統(tǒng)的使用特性取決于其對汽車的平順性、可靠性、使用壽命、噪聲水平和使用環(huán)境的親和力。在傳動系統(tǒng)設計中，選用的傳動形式很大程度上取決于其性能參數(shù)。

株距可調(diào)式變速器裝置的作用是調(diào)節(jié)作物播種機的行間距[5-6]，在不改變原有轉(zhuǎn)速的情況下，將一定的轉(zhuǎn)矩傳輸?shù)皆撛O備中，從而達到適宜的牽引和速度。傳動系統(tǒng)中，固定軸形式變速器的使用范圍很廣，可以分成兩軸傳動、中間軸傳動、雙中間軸傳動和多中間軸傳動形式。固定軸傳動形式的變速器是目前最常用的，而轉(zhuǎn)動軸傳動形式的變速器則是液壓傳動的首選。雙軸型傳動形式的變速器構(gòu)造簡便、外形尺寸小、安裝方便，具有高效、低噪音的特點，滿足多功能播種作業(yè)對變速箱的需求。為了保證農(nóng)作物發(fā)芽和高效生長，減少種子浪費，種子間距的設置應合理，亟需研制一款株距可調(diào)式多功能播種機。

1 株距可調(diào)式變速器傳動機構(gòu)設計及計算

精量播種、肥料攪拌以及秸稈粉碎一體化裝置其結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要包括8 擋變速精量播種裝置、肥料攪拌混合裝置以及秸稈粉碎還田裝置，可以一次完成秸稈粉碎、肥料攪拌、開溝、播種、覆土工序；株距可調(diào)式變速器結(jié)構(gòu)如圖2 所示。

圖1 排種器及變速器結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of seed metering device and transmission

圖2 變速器結(jié)構(gòu)Fig.2 Transmission structure

1.1 株距可調(diào)式變速器傳動比的確定

1.1.1 株距可調(diào)式變速器基本參數(shù)

多功能播種機的額定轉(zhuǎn)速n0=3 600 r/min；多功能播種機輸出軸到株距可調(diào)式變速器輸入軸之間總傳動比i0=4.152 778；株距可調(diào)式變速器輸出軸到輸入軸之間傳動比in=2；多功能播種機行走速度v0=1.958 7 m/s；

1.1.2 株距可調(diào)式變速器設計計算

多功能播種機工作時，株距計算公式：

式中：l——播種作業(yè)車株距；v ——播種作業(yè)車實際前進速度；t——播種機行駛時間；n——株距可調(diào)式變速器傳動軸轉(zhuǎn)動速度。

在多功能播種機工作時，從變速器輸出軸到輸入軸之間傳動比in=2，由式（1）可得：

式中：nr——株距可調(diào)式變速器輸出軸轉(zhuǎn)速。

由式（2）得：

由v0=1.958 7 m/s 和株距l(xiāng) 可得nr。

由已知設計的8 擋變速器[7]獲得8 個株距25，21，18，17，14，12，11，8 cm 及式（3）可計算出株距可調(diào)式變速器輸出軸轉(zhuǎn)速如表1。

表1 株距可調(diào)式變速器輸出軸轉(zhuǎn)速Tab.1 Output shaft speed of adjustable transmission in plant spacing

已知拖拉機PTO 輸出轉(zhuǎn)速為n0=3 600 r/min，輸入軸到株距可調(diào)變速器輸入軸之間的總傳動比in=2，則株距調(diào)整變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速為n1=n0/i0。得出n1=866.89 r/min。由i=n1/nr得到8 個株距對應的傳動比，如表2 所示。

表2 株距可調(diào)式變速器傳動比Tab.2 Transmission ratio of adjustable transmission in plant spacing

1.2 傳動零件的齒輪模數(shù)的選擇

多功能播種機作業(yè)條件惡劣，噪聲大，田間作業(yè)對農(nóng)業(yè)機械的整體要求較高，為確保機械強度并適應惡劣條件，必須盡可能降低機械自重。通過對比其他農(nóng)業(yè)裝備變速器齒輪模數(shù)[8,9]，對高速擋齒輪模數(shù)選取較大值，對低速擋齒輪取較小值，各齒輪的模數(shù)選取如表3 所示。

表3 株距可調(diào)式變速器齒輪模數(shù)的選取Tab.3 Selection of gear module of adjustable transmission in spacing

1.3 各傳動路線傳動比及齒輪齒數(shù)的確定

由變速器分析[10]可知圖3 傳動方案共有8 條傳動路線，設計要求實現(xiàn)8 個株距調(diào)整，則各擋位傳動比分配如表4 所示，最后由傳動比計算[11]得到各齒輪齒數(shù)如表5 所示。

圖3 株距可調(diào)式變速器示意圖Fig.3 Adjustable transmission in plant spacing

表4 株距可調(diào)式變速器各擋位分配Tab.4 Gear allocation of adjustable transmission in plant spacing

表5 齒輪齒數(shù)分配Tab.5 Distribution of gear teeth

2 株距可調(diào)式變速器齒輪及殼體的有限元分析

2.1 有限元法及ANSYS 軟件平臺介紹

有限單元法也稱有限元法[12-15]，它是伴隨計算機技術的發(fā)展而產(chǎn)生的新穎、離散化高效計算方法，是力學、基礎物理學和計算機技術結(jié)合的產(chǎn)物。

2.2 株距可調(diào)式變速器齒輪及殼體有限元分析

本文通過UG 軟件將株距變速箱齒輪及前后殼體的三維裝配模型導入ANSYS 平臺，模型的單位設置為mm，由于本設計為8 擋齒輪，每擋齒輪的材料完全一樣，對一對嚙合齒輪進行有限元分析。株距變速器齒輪Z1/Z2的有限元實體模型如圖4 所示，Z1/Z2接觸應力有限元實體模型如圖5 所示。

圖4 株距可調(diào)式變速器有限元實體模型Fig.4 Finite element solid model of adjustable transmission in plant spacing

圖5 齒輪接觸應力有限元實體模型Fig.5 Finite element solid model of gear contact stress

2.2.1 定義齒輪及殼體有限元模型的材料屬性

株距變速器齒輪的材料是滲碳鋼，經(jīng)過淬火處理，前后2 個外殼由壓鑄鋁合金材料制成，屬于線性各項同性材料，材料的基本參數(shù)如表6 所示。

表6 齒輪及殼體材料參數(shù)Tab.6 Material parameters of gear and housing

2.2.2 模型的網(wǎng)格劃分

株距可調(diào)式變速器裝置的齒輪中齒廓形狀及構(gòu)造較為繁瑣，使用自動劃分網(wǎng)格方法對其進行有限元分析，如圖6 和圖7 所示。對網(wǎng)格質(zhì)量進行檢查，發(fā)現(xiàn)網(wǎng)格質(zhì)量完好。再對模型進行網(wǎng)格劃分，設定網(wǎng)格大小為2 mm，網(wǎng)格數(shù)量為101 217 個，節(jié)點數(shù)量為367 448 個。

圖6 齒輪接觸應力有限元網(wǎng)格模型Fig.6 Finite element mesh model of gear contact stress

圖7 株距可調(diào)式變速器殼體有限元網(wǎng)格模型Fig.7 Finite element mesh model of adjustable transmission housing in plant spacing

2.2.3 添加約束和載荷

齒輪接觸應力有限元分析模型載荷和約束的添加。通常接觸問題可分為兩大類：一類是剛性物體與彈性物體接觸，另一類是彈性連接。對齒輪接觸問題進行分析時，通常把2 個嚙合齒輪看作是柔性的，有限元軟件平臺可使柔性和柔性體間的附加表面接觸，這里傳動用的是小齒輪軸的齒形，大齒輪表面與其接觸，接觸方式是摩擦，接觸剛性是0.1，摩擦因數(shù)是0.15。在株距可調(diào)式變速器傳動系統(tǒng)中，小齒輪為主動輪，故約束小齒輪軸的徑向和軸向的自由度；大齒輪為從動輪，對大齒輪軸孔處施加固定約束。小齒輪軸受到的驅(qū)動扭矩T=32 N·m，對模型進行邊界載荷以及約束設置如圖8 所示。

圖8 模型邊界載荷約束Fig.8 Boundary load constraints

2.2.4 靜載下齒輪接觸應力分析

在ANASY 中插入Stress，選擇Solve，對齒輪有限元分析模型進行求解，得到等效應力和位移云圖如圖9、圖10 所示。

圖9 齒輪等效應力云圖Fig.9 Equivalent stress of gears

圖10 齒輪位移云圖Fig.10 Gear displacement

從圖9 可以看出：齒輪產(chǎn)生的最大等效應力為54.484 MPa，發(fā)生在齒根附近，并且由齒根到齒頂逐漸減小，因此齒輪在嚙合的過程中在齒根附近最容易折斷。由上述計算結(jié)果可以看出，齒輪所受的最大應力小于材料的強度極限，因此齒輪在靜載條件下滿足強度要求。

2.2.5 株距可調(diào)式變速器殼體的模態(tài)分析

在ANSYS 中插入Deformation，選擇Solve，對殼體模態(tài)分析有限元模型進行求解，求解結(jié)果如圖11-圖16 所示。

圖11 變速器殼體1 階模態(tài)振型Fig.11 First order modal shape of transmission housing

圖12 變速器殼體2 階模態(tài)振型Fig.12 Second order modal shape of transmission housing

圖13 變速器殼體3 階模態(tài)振型Fig.13 Third order modal shape of transmission housing

1-3 階模態(tài)下，變速箱殼體整體繞Z 軸發(fā)生彎曲振動；4 階模態(tài)下，變速箱殼體整體發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動；5 階模態(tài)下，變速器殼體發(fā)生局部（輸出軸側(cè)面位置）扭轉(zhuǎn)振動；6 階模態(tài)下，變速器殼體整體沿底座方向發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動。

圖14 變速器殼體4 階模態(tài)振型Fig.14 Fourth order modal shape of transmission housing

圖15 變速器殼體5 階模態(tài)振型Fig.15 Fifth order modal shape of transmission housing

利用ANASY 模態(tài)分析模塊，在變速器殼底座支撐面施加零位移約束，得到前6 階模態(tài)的固有頻率如表7 所示。

圖16 變速器殼體6 階模態(tài)振型Fig.16 Sixth order modal shape of transmission housing

表7 變速器殼體前6 階模態(tài)頻率Tab.7 First 6 modal frequencies of transmission housing

齒輪的頻率計算公式為：

式中：n——齒輪的轉(zhuǎn)速；z——齒輪的齒數(shù)。

利用式（4）求得最大頻率為165 Hz，對變速器殼體進行模態(tài)分析，結(jié)果表明，當殼體超過2 階模態(tài)時，不會引起共振。

3 結(jié)論

（1）設計的株距可調(diào)式變速器傳動方案結(jié)構(gòu)簡單，零件布置緊湊，在滿足設計要求的前提下，減小了變速器體積。

（2）在已設計傳動方案的基礎上，進行了株距可調(diào)式變速器傳動機構(gòu)的計算，結(jié)合株距可調(diào)式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)速，計算出了該變速箱中所有齒輪的傳動比、齒輪模數(shù)以及齒輪齒數(shù)，進而完成軸上零件的設計。

（3）變速器作為傳動系統(tǒng)會受到較大的沖擊載荷，利用 ANSYS 軟件對變速器齒輪和箱體在復雜工況下進行了結(jié)構(gòu)靜力分析以及模態(tài)分析。