李尚平，葉才福，張　彪，楊代云，羅春周

（1.廣西民族大學(xué)化學(xué)化工學(xué)院，廣西 南寧530008；2.廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 南寧530004）

設(shè)計(jì)技術(shù)

甘蔗收獲機(jī)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸失效的有限元分析

李尚平1，葉才福2，張彪2，楊代云2，羅春周2

（1.廣西民族大學(xué)化學(xué)化工學(xué)院，廣西 南寧530008；2.廣西大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，廣西 南寧530004）

分動(dòng)箱在運(yùn)行一段時(shí)間后，出現(xiàn)了軸承內(nèi)圈被壓壞、軸承滾珠脫落、傳動(dòng)軸鍵槽崩裂失效等現(xiàn)象。針對(duì)現(xiàn)有的甘蔗收獲機(jī)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸存在的問題，本文以失效最嚴(yán)重的砍蔗剝?nèi)~齒輪的動(dòng)力輸出軸為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行有限元分析。有限元靜力學(xué)分析結(jié)果表明動(dòng)力輸出軸在強(qiáng)度和剛度上滿足生產(chǎn)要求；結(jié)合虛擬樣機(jī)技術(shù)，仿真分動(dòng)箱齒輪在平行不同軸情況下的動(dòng)載荷曲線嚙合情況，獲得動(dòng)力輸出軸的動(dòng)載荷曲線，進(jìn)而加載在動(dòng)力輸出軸上進(jìn)行有限元瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，分析結(jié)果表明最大應(yīng)力集中值出現(xiàn)在小軸頸端的鍵槽處，超出了材料的許用范圍，必然造成傳動(dòng)軸的失效。甘蔗收獲機(jī)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸的有限元分析結(jié)果揭示了傳動(dòng)軸失效的原因。

甘蔗收獲機(jī)；分動(dòng)箱；傳動(dòng)軸；失效機(jī)理；有限元分析

甘蔗是我國制糖的主要原料，而廣西作為我國最大的蔗糖供應(yīng)區(qū)域，其甘蔗收獲機(jī)械化制約著糖業(yè)的發(fā)展，也一定程度地制約著廣西經(jīng)濟(jì)的發(fā)展。以2011/2012榨季為例，該季度廣西甘蔗種植面積1 640畝，產(chǎn)糖量達(dá)到了694.28 t，但甘蔗收獲機(jī)械化程度只有0.09%［1-3］。本文所研究的甘蔗收獲機(jī)的三大動(dòng)力系統(tǒng)（砍蔗剝?nèi)~系統(tǒng)、換向輸送系統(tǒng)、行走系統(tǒng)）均使用液壓傳動(dòng)，而分動(dòng)箱作為發(fā)動(dòng)機(jī)和各執(zhí)行系統(tǒng)的動(dòng)力傳遞的橋梁，其作用主要是將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力合理地分配到各個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)，以滿足工作需求，是甘蔗聯(lián)合收割機(jī)的核心工作部件，其工作性能的優(yōu)劣是影響甘蔗聯(lián)合收割機(jī)整機(jī)的關(guān)鍵因素。但是當(dāng)前研制的甘蔗收獲機(jī)工作過程中，存在著劇烈的振動(dòng)、使用可靠性不高、零部件使用壽命短等現(xiàn)象，導(dǎo)致了樣機(jī)不能在田間進(jìn)行長時(shí)間的連續(xù)工作，嚴(yán)重地影響了甘蔗的收割速度和整機(jī)的使用性能，使得該機(jī)型不能在國內(nèi)外大規(guī)模推廣應(yīng)用。

分動(dòng)箱在運(yùn)行一段時(shí)間后，出現(xiàn)了軸承內(nèi)圈被壓壞、軸承滾珠脫落、傳動(dòng)軸鍵槽崩裂失效等現(xiàn)象。針對(duì)現(xiàn)有的甘蔗收獲機(jī)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸存在的問題，本文以失效最嚴(yán)重的砍蔗剝?nèi)~齒輪的動(dòng)力輸出軸為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析和瞬態(tài)分析，分析結(jié)果揭示了分動(dòng)箱傳動(dòng)軸失效的原因。

1　分動(dòng)箱傳動(dòng)軸工作原理及失效原因初步分析

1.1工作原理

本文研究對(duì)象甘蔗收獲機(jī)動(dòng)力分配箱主要由箱體、齒輪、傳動(dòng)軸等主要部件構(gòu)成。本文使用UG軟件采用自底向上的建模方法建立分動(dòng)箱的三維實(shí)體模型，如圖1所示。分動(dòng)箱的設(shè)計(jì)采用的是單輸入多輸出的方案，即分動(dòng)箱的動(dòng)力輸入軸直接與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪連接，將動(dòng)力和扭矩通過齒輪傳動(dòng)分別傳遞到三大動(dòng)力輸出軸中，再通過液壓系統(tǒng)將液壓能轉(zhuǎn)化成機(jī)械能具體分配到各執(zhí)行部件，完成一系列的動(dòng)力分配過程，這樣設(shè)計(jì)既降低了成本，也使得動(dòng)力分配系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)更加緊湊，很好地滿足了使用的要求。

圖1　動(dòng)力分配箱三維模型總裝圖

1.2失效原因初步分析

在前期試驗(yàn)過程中，發(fā)現(xiàn)動(dòng)力分配箱在工作過程中，伴隨著較大的振動(dòng)和噪聲，工作可靠性不高，傳動(dòng)部件的使用壽命不長。如圖2、圖3所示，分動(dòng)箱在運(yùn)行一段時(shí)間后，出現(xiàn)了軸承內(nèi)圈被壓壞、軸承滾珠脫落、傳動(dòng)軸鍵槽崩裂失效等現(xiàn)象，其中以砍蔗剝?nèi)~泵聯(lián)接的傳動(dòng)部件損害最為嚴(yán)重。

圖2　軸承失效圖

圖3　轉(zhuǎn)軸失效圖

軸系不同軸是引起甘蔗收獲機(jī)分動(dòng)箱故障頻發(fā)的主要原因之一。當(dāng)分動(dòng)箱的上下級(jí)轉(zhuǎn)軸系統(tǒng)出現(xiàn)軸系不同軸時(shí)，將會(huì)對(duì)分動(dòng)箱的各傳動(dòng)部件造成巨大的危害。經(jīng)統(tǒng)計(jì)［4］，在各類旋轉(zhuǎn)機(jī)械故障中60%的故障與不同軸有關(guān)?，F(xiàn)場勘查發(fā)現(xiàn)，分動(dòng)箱傳動(dòng)軸直接存在軸系不同軸的現(xiàn)象，加工誤差、裝配誤差和受載變化等因素都可能造成軸系不同軸。

2　分動(dòng)箱傳動(dòng)軸有限元靜力學(xué)分析

砍蔗剝?nèi)~泵聯(lián)接的傳動(dòng)部件損害最為嚴(yán)重，因此本文對(duì)動(dòng)力輸出軸Ⅲ進(jìn)行分析。

2.1動(dòng)力輸出軸Ⅲ理論校核

根據(jù)材料力學(xué)知識(shí)可得［5］：

（1）動(dòng)力輸出軸Ⅲ直徑為D=0.38 m的圓截面對(duì)圓心的極慣性矩：

（2）圓截面的抗扭截面模量為：

（3）扭矩為Tn=359.5 N·m，圓截面的邊緣上切應(yīng)力達(dá)到最大：

（4）圓軸距離為L=0.18 m的兩截面間的相對(duì)轉(zhuǎn)角：

式中：G為剪切模量，查機(jī)械手冊(cè)可得G＝80 GPa.

2.2動(dòng)力輸出軸Ⅲ有限元模型的建立

利用UG中建立的動(dòng)力輸出軸三維模型，通過適當(dāng)?shù)暮喕笠訮arasolid格式導(dǎo)入到ANSYS中，然后定義材料屬性如表1，選擇沒有轉(zhuǎn)動(dòng)自由度Solid185單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分［6］。添加約束和載荷時(shí)，對(duì)軸的一個(gè)端面施加全約束；對(duì)軸另一端面圓周上的所有節(jié)點(diǎn)，在節(jié)點(diǎn)上施加Y方向也就是周向集中力，端面圓周上總共有n=16個(gè)節(jié)點(diǎn)，則＝1 182.6 N，即每個(gè)節(jié)點(diǎn)需施加1 182.6 N的力，式中R為軸的半徑。

表1　傳動(dòng)軸材料屬性表

2.3動(dòng)力輸出軸Ⅲ有限元結(jié)果分析

動(dòng)力輸出軸Ⅲ的切應(yīng)力如圖4所示，其切應(yīng)力最大值為33 MPa，與上述理論計(jì)算值33.4 MPa基本符合；查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可得20Cr許用切應(yīng)力［τT］=50 MPa，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度校核軸的強(qiáng)度，因τ＜［τT］，故軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度滿足要求。最大變形Max＝0.757E-04 m，對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)角為，與理論計(jì)算值3.95×10-3rad也基本接近。

圖4　剪應(yīng)力的有限元計(jì)算結(jié)果

通過有仿真結(jié)果與理論計(jì)算結(jié)果對(duì)比可以知道，利用有限元手段對(duì)輸出軸進(jìn)行校核是可行的。軸因扭轉(zhuǎn)發(fā)生的最大變形出現(xiàn)在受扭軸段的外圓面上，形變均勻，說明軸的設(shè)計(jì)布局合理，最大轉(zhuǎn)角：，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，軸的扭轉(zhuǎn)剛度條件為θ≤［θ］，式中［θ］為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角，與軸的使用場合有關(guān)，對(duì)于一般傳動(dòng)軸，可取［θ］=0.5～1（°）/m，對(duì)于精密傳動(dòng)軸，可?。郐龋?0.25～0.5（°）/m；對(duì)于精度要求不高的軸，［θ］可大于1（°）/m.由于θmax＜［θ］，所以輸出軸的剛度也能滿足要求。

從等效應(yīng)力云圖5可以看出，軸最大應(yīng)力出現(xiàn)在施加載荷的節(jié)點(diǎn)附近，應(yīng)力最大值為σmax=70.5 MPa，查材料手冊(cè)可以知道，20Cr的屈服強(qiáng)度為390 MPa，取安全系數(shù)n=2.5，則軸的許用應(yīng)力為［σ］=156 MPa，若按第三、第四強(qiáng)度理論對(duì)軸進(jìn)行校核，因σmax＜［σ］，所以軸的強(qiáng)度也滿足要求。

圖5　等效應(yīng)力云圖

3　分動(dòng)箱傳動(dòng)軸有限元瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析

分動(dòng)箱啟動(dòng)瞬間，齒輪轉(zhuǎn)速短時(shí)間內(nèi)迅速提升，使得傳動(dòng)軸的瞬態(tài)工況比穩(wěn)態(tài)更為惡劣，因此有必要對(duì)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸進(jìn)行瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析。

3.1瞬態(tài)載荷的獲取

假設(shè)分動(dòng)箱箱體因加工誤差、裝配誤差和受載變化等因素，致使安裝完成后，箱體中心軸承孔前后位置在豎直方向上出現(xiàn)不對(duì)中偏差。平行不同軸時(shí)分動(dòng)箱動(dòng)力輸出軸受力模型如圖6所示。

圖6　平行不同軸時(shí)動(dòng)力輸出軸受力模型

在輸出軸和泵軸聯(lián)接對(duì)中狀態(tài)良好時(shí)，剛性聯(lián)軸器只受到產(chǎn)生傳遞扭矩的周向力，根據(jù)文獻(xiàn)［7］可知，當(dāng)輸出軸和泵軸出現(xiàn)如上所示的平行不同軸的情況時(shí)，會(huì)使得輸出軸上附加一個(gè)較大的不同軸力Fe，力計(jì)算公式為：Fe=Ke.

式中：K為轉(zhuǎn)軸的剛度，e為兩軸不對(duì)中量，不同軸力的方向會(huì)隨轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)刻在變化著。

通過理論Fe的過程比較復(fù)雜，因此本文采用虛擬樣機(jī)的方法來模擬分動(dòng)箱啟動(dòng)時(shí)的工況，從而獲得傳動(dòng)軸瞬態(tài)載荷。將分動(dòng)箱中心齒輪、砍蔗剝?nèi)~齒輪等部件組成的齒輪系統(tǒng)三維模型導(dǎo)入到ADAMS中，動(dòng)力輸出軸和泵軸之間通過聯(lián)軸器1和聯(lián)軸器2連接，不對(duì)中偏差a=0.5 mm.各個(gè)部件施加相應(yīng)的約束。中心齒輪與地面之間采用step函數(shù)施加角速度驅(qū)動(dòng)，模擬中心齒輪啟動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)速從0提升到2 200 r/min的工作轉(zhuǎn)速，然后穩(wěn)定的過程。泵軸施加扭矩為Tn=359.5 N·m.中心齒輪和砍蔗剝?nèi)~齒輪直接通過定義接觸力來模擬齒輪嚙合情況，碰撞剛度系數(shù)為9.65×105N/mm3/2.仿真模型如圖7所示。仿真時(shí)間為1 s，仿真步長為200步?？痴釀?nèi)~齒輪嚙合徑向力如圖7所示。

圖7　砍蔗剝?nèi)~齒輪嚙合徑向力

在瞬態(tài)分析中，要進(jìn)行多載荷步的劃分來定義載荷的加載歷程。現(xiàn)提取ADAMS齒輪嚙合仿真結(jié)果穩(wěn)定后的0.06～0.18 s時(shí)間段內(nèi)動(dòng)載荷曲線進(jìn)行載荷步的劃分，根據(jù)已知參數(shù)，在既滿足計(jì)算精度要求和節(jié)省計(jì)算時(shí)間的前提下，將載荷曲線共劃分為5步如曲線圖8所示，第一步從0.06 s開始，每個(gè)步時(shí)長為0.03 s，最小積分步長設(shè)為0.005 s，載荷步類型選為斜坡，為避免將力施加到節(jié)點(diǎn)上引起應(yīng)力的集中，需將各載荷換算成壓強(qiáng)的形式分別施加到對(duì)應(yīng)的鍵槽上。

圖8　動(dòng)力輸出軸動(dòng)載荷曲線

3.2瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)結(jié)果分析

圖9為動(dòng)力輸出軸在0.06 s和0.09 s時(shí)刻的等效應(yīng)力云圖，從圖可以看出，其主要應(yīng)力分布在各鍵槽附近，傳動(dòng)軸在受力過程中，即發(fā)生了扭轉(zhuǎn)，也出現(xiàn)了彎曲，小軸頸端的鍵槽處出現(xiàn)了最大應(yīng)力集中。

圖9　瞬態(tài)分析各載荷步應(yīng)力分布圖

提取瞬態(tài)響應(yīng)過程中產(chǎn)生應(yīng)力值最大的第87號(hào)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力時(shí)間曲線如圖10所示，從圖10中可以看出，第87號(hào)節(jié)點(diǎn)在瞬態(tài)響應(yīng)過程中，節(jié)點(diǎn)在0.06 s時(shí)達(dá)到應(yīng)力最大值σmax=183 MPa，在0.09 s時(shí)應(yīng)力值最小σmax=158 MPa；動(dòng)力輸出軸材料為20Cr，許用應(yīng)力為［σ］＝156 MPa，所以在整個(gè)瞬態(tài)分析過程中，該節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值都超過了材料的許用應(yīng)力，所以必然會(huì)引起鍵槽處出現(xiàn)裂痕，直至崩裂失效。

圖10　第87號(hào)節(jié)點(diǎn)應(yīng)力—時(shí)間曲線

4　結(jié)束語

通過對(duì)分動(dòng)箱傳動(dòng)軸進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析和瞬態(tài)分析，可以得出分動(dòng)箱傳動(dòng)軸失效的原因包括以下幾個(gè)方面：

（1）傳動(dòng)軸軸系不同軸。通過提取ADAMS在齒輪軸不平行情況下嚙合得到的動(dòng)載荷曲線，對(duì)動(dòng)力輸出軸進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)的分析中可以知道，加工和裝配產(chǎn)生的誤差是分動(dòng)箱傳動(dòng)軸失效的主要原因。齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)精度達(dá)不到要求，轉(zhuǎn)子間聯(lián)接出現(xiàn)的不對(duì)中，常常是傳動(dòng)部件非正常損害、使用壽命不長的主要原因。

（2）甘蔗收獲機(jī)啟動(dòng)、停機(jī)工況。由ADAMS嚙合仿真可以知道，在齒輪開始嚙合瞬間，各齒輪之間會(huì)有一個(gè)較大的沖擊，嚙合力也會(huì)大幅度增加，甚至達(dá)到了正常工作時(shí)的5-7倍，鍵槽處的應(yīng)力值也會(huì)大幅度增加，所以若是軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)裕量不足，在發(fā)動(dòng)機(jī)反復(fù)啟動(dòng)停機(jī)的工作狀態(tài)下，很容易產(chǎn)生裂紋。

（3）應(yīng)力集中。鍵和鍵槽的加工、裝配都難達(dá)到理想精度，其中的誤差會(huì)導(dǎo)致軸的受力面出現(xiàn)應(yīng)力集中，應(yīng)力的集中加快了材料的屈服斷裂。

（4）加工工藝不達(dá)標(biāo)。軸的熱處理工藝達(dá)不到要求，加工出來的軸本身存在內(nèi)部缺陷。

［1］區(qū)穎剛.2011年甘蔗機(jī)械化年度報(bào)告［M］.山西：國家甘蔗產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系設(shè)施與設(shè)備研究室，2011.

［2］廣西力爭3年內(nèi)突破甘蔗收獲機(jī)械化瓶頸.http://www.gx. cei.gov.cn/gxjj/xwtj/［EB/OL］.2013-02-24.

［3］劉慶庭.我國整稈與切段2種甘蔗收獲方式發(fā)展歷程與前景分析［J］.甘蔗糖業(yè)，2013，（06）:45-55.

［4］安學(xué)利.剛性聯(lián)接平行不對(duì)中轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)特性［J］.中國電機(jī)工程學(xué)報(bào)，2008，4（11）:77-81.

［5］單輝祖.材料力學(xué)［M］.北京：高等教育出版社，2009.7.

［6］張洪才.ANSYS 14.0理論分析與工程應(yīng)用實(shí)例［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

［7］林遠(yuǎn)東.偏心質(zhì)呈引起旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)研究［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2008，（5）：29-30.

FiniteElementAnalysisofFailureMechanismof
SugarcaneHarvesterTransferCaseTransmissionShaft

LI Shang-ping1，YE Cai-fu2，ZHANG Biao2，YANG Dai-yun2，LUO Chun-zhou2
（1.College of Chemistry and Chemical Engineering，Guangxi University For Nationalities，Nanning 530008，China；2.College of Mechanical Engineering，Guangxi University，Nanning 530004，China）

Transfer case after operation for a period of time，the bearing inner ring is shedding crushing，ball bearing，the drive shaft keyway cracking failure phenomenon.In view of the problems existed in the axle of existing sugarcane harvester transfer gear transmission.In this paper，the failure of the worst cutting sugarcane peeling leaf gear of the power output shaft as the research object，the for finite element analysis.Finite element static analysis results show that the power output shaft in strength and stiffness to meet the need of production，combined with the virtual prototype technology，simulation transfer case gear in different parallel axis of dynamic load curve mesh，the power output shaft of dynamic load curve and loading on the power output shaft were finite element transient dynamic analysis.Analysis results show that the maximum stress focus appears at the end of the neck of a small shaft keyway place，beyond the material allowable range.As a result，the transmission shaft failure.Sugarcane harvester transmission shaft of the transfer case of finite element analysis results reveal the causes of shaft failure.

sugarcane harvester；transfer case；transmission shaft；failure mechanism；finite element analysis

TH16；S225.5.3

A

1672-545X（2016）07-0001-04

2016-04-13

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（E050303）；廣西制造系統(tǒng)與先進(jìn)制造技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題（11-031-12S04）

李尚平（1956-），男，廣西博白人，教授，博士生導(dǎo)師，研究方向：先進(jìn)制造技術(shù)及CAD/CAM；葉才福（1990-），男，江西贛州人，碩士研究生，研究方向：先進(jìn)制造技術(shù)及CAD/CAM。