小型甘蔗收获机分动箱性能优化及试验研究

李尚平，钟家勤，叶才福，邓　雄，杨代云，罗春周

(1.广西民族大学 化学化工学院，南宁　530004；2.广西大学 机械工程学院，南宁　530004)



小型甘蔗收获机分动箱性能优化及试验研究

李尚平1，钟家勤2，叶才福2，邓雄2，杨代云2，罗春周2

(1.广西民族大学 化学化工学院，南宁530004；2.广西大学 机械工程学院，南宁530004)

摘要：针对小型甘蔗收获机分动箱工作过程中的因受力变形而导致振动过大和工作失效问题，根据分动箱的薄弱环节，提出了分动箱结构改进方案，并对结构改进优化前后的分动箱进行振动测试分析。试验结果表明：振动加速度强度峰峰值同比下降15.4%～32.2%,有效值下降6.5%～30.1%；改进后箱体有效避开了发动机的振动频率，分动箱性能得到了提高，并且得出了分动箱的主要振源，为分动箱的减振处理提供了依据。

关键词：甘蔗收获机；分动箱；振动；优化

0引言

经统计显示，自2002年起，广西甘蔗产量超过了3 840万t，成为国内第一；2011-2012年度，广西甘蔗种植面积109.3万hm2，产糖量达到了694.28万t，在糖业市场中占据的比例超过了60%[1-3]。在我国，与甘蔗产值不成正比的是甘蔗收获机械化程度，急切需要加快甘蔗收获机械化研发。甘蔗收割机的分动箱是动力分配的中枢系统，起到运动的传递和动力分配的作用，由于甘蔗收获时工作状况恶劣,甘蔗种植生长的不均匀, 导致收获时机器负荷波动大。从20世纪90年代到目前[4]，我国的许多专家对齿轮箱性能方面的相关内容做了大量的研究和探索，但鲜有对甘蔗收割机分动箱动态特性的研究。本课题组在前期试验及仿真过程中发现，原有的分动箱在工作过程中，伴随着较大的振动和噪声，甚至出现了轴承内圈被压坏、轴承滚珠脱落及传动轴键槽崩裂失效等现象，这种早期的非正常损害给样机的进一步研发造成了很大的阻力，所以急需对其动态性能进行改进与优化。

为此，通过仿真分析对小型甘蔗收割机分动进行了相关的前期分析研究，找到了有关的影响因素，提出了有关的改进建议。本文将通过试验测试的方法对改进前后的分动箱进行动态试验分析，验证前期的分析结论及改进前后箱体的动态性能。

1分动箱箱体改进

在前期的试验过程中发现了分动箱伴随着较大的振动及工作可靠性不高、传动部件的使用寿命不长、传动轴轴心不同轴、齿轮轴系不平行，以及箱体结构设计不合理等问题。结合本课题组其他成员的有限元仿真分析的结果可知：分动箱箱体设计结构不合理，容易出现局部应力集中现象，并且盖板在应力集中部位的强度也不能满足要求，在工作动载荷的作用下易于发生变形而导致零件的破坏。

针对这些问题提出提出几点改进方案：

1)改进定位安装方式。动力输出轴和泵轴采用内插式联接，使液压泵固定座直接与前盖板连接，以端面定位，再对其进行加工。这样就很容易地满足加工的基准统一原则，可减小加工误差，也避免了因为连接螺栓的螺纹间隙而引起的装配误差的出现，很好地保证泵轴和动力输出轴的对中性。

2)改用花键。传动轴在传递相同的扭矩时，花键连接要比平键连接产生的应力更小，更有利于应力的均匀分布，降低应力集中的危害。所以，将动力输出轴的输出端改为内花键形式，装配时只需将泵轴伸入花键轴内，免去联轴器装置，既可以大大缩短液压泵固定座的长度，达到减小盖板承受的倾覆力矩的效果，也很容易满足动力输出轴和泵轴的对中性，保证装配精度，提高传递的可靠性。

3)增加分动箱壁厚。分动箱前盖板厚度增加4mm，达到减小应力的目的；同时在盖板薄弱的地方增加加强筋，减小盖板的变形，提高分动箱的传递效率；最后，考虑到分动箱工作环境比较恶劣，所以留有足够的裕量来应对各种不同的工作状况。

动力分配箱改进后前后物理样机和装配示意图如图1～图4所示。

图1　改进前箱体结构

图2　改进后箱体结构

1.分动箱组件　2.分离的液压泵固定组　3.刚性联轴器联接

图4　改进后分动箱总装

对比改进前后分动箱装配图可以看出：动力输出轴和泵轴采用内插式联接不仅缩短了液压泵固定座的长度，减小了箱盖的受力，提高了联接刚性，也有利于保证输出轴与泵轴联接的中心同轴。

2试验设备与方案

2.1　试验目的

对改进前后的动力分配箱进行振动测试，对比改进前后的动态特性，分析改进后动力分配箱振动的改善效果。

2.2　试验设备

东华振动测试仪一台，PCI加速度传感器3个，笔记本电脑一台，数据线若干，如图5所示。

图5　试验设备

2.3　试验方案

为确定发动机不同转速对动力分配箱振动的影响，选取发动机转速1 700、1 900、2 100r/min这3个转速下，分别测量动力分配箱3个方向(水平、垂直、轴向)的振动加速度，动力分配箱测点布置如图6、图7所示。

图6　旧箱体测点布置图

测试框图如图8所示。

图8　测试框图

2.4　采样频率的确定[5]

由于分动箱与发动机采用的是刚性连接，所以动力分配箱的主要激励来自发动机的点火激励和不平衡惯性力的干扰频率。四缸发动机在不同转速下的扭转振动频率如表1所示。

表1四缸发动机在不同转速下的扭转振动频率

Table 1The torsional vibration frequency of four cylinder engine in different rotating speed

转速/r·min-1频率/Hz170056.6190063.3200066.7210070

点火激励为

其中，f1为发动机点火激励频率(Hz)； n为发动机的转速(r/min)； i为发动机缸数；τ为冲程系数，两冲程为1，四冲程为2。

不平衡惯性力为

其中，Q为比例系数，一级惯性力Q=1，二级惯性力Q=2； n为发动机转速(r/min)。

从公式可以看出：该发动机的点火激励和二阶不平衡惯性力的干扰频率相同。结合发动机的激励频率和分动箱分析的模态分析结果(1阶和2阶固有频率分别为396.67、653.26Hz)，所以最终确定采样频率为2kHz。

3分动箱箱体改进后振动试验结果分析

3.1　时域信号分析

在发动机不同转速下，改进前后的动力分配箱振动强度时域信号，本文选用其中一组时域信号如图9所示。

图9　发动机1700r/min时测点1振动加速度时域信号

统计各测点的时域信号峰峰值和均方根，得到改进前后动力分配箱的振动强度的数据如表2～表5所示，曲线图如图10～图15所示。

对比表格和曲线图可以看出：改进后的动力分配箱振动加速度的峰峰值和有效值都要比原来的小，改进后振动加速度强度峰峰值降低了229.58～545.21 m/s2,有效值降低了10.69～55.56 m/s2,峰峰值同比下降15.4%～32.2%,有效值下降6.5%～30.1%,说明了动力分配箱的振动强度得到了一定的改善，更有利于提高箱体的工作可靠性。

从加速度时域信号来看：随着发动机的转速增加，振动强度也随之增加，对比同一箱体的3个位置的时域信号的均方根值可以知道，动力分配箱在垂直方向上的振动强度最大。这主要是由发动机的安装方式决定的，所以在后期针对整机布局的高刚性研究也需重点考虑发动机垂直方向振动对车架的影响。

表2　分动箱改进前振动加速度强度

表3　分动箱改进后振动加速度强度

表4　分动箱改进前振动加速度强度差值

表5　分动箱改进前振动加速度强度降低比例

图10　改进前后测点1峰峰值对比

图11　改进前后测点1均方根对比

图12　改进前后测点2峰峰值对比

图13　改进前后测点2均方根对比

图14　改进前后测点3峰峰值对比

图15　改进前后测点3均方根对比

3.2　频域信号分析

图16～图18为改进后的动力分配箱在发动机1 700r/min时的加速度的频域信号。从频域图可以看出：各测点都存在56.78Hz的频率，且在56.78Hz处各测点的加速度幅值都达到了最大；而56.78Hz正好与发动机在1 700r/mim附近时的二级惯性力激励相吻合，所以发动机的二级惯性力是动力分配箱的主要振源。

图16　发动机1700r/min测点1加速度频域信号

图17　发动机1700r/min测点2加速度频域信号

图18　发动机1700/min测点3加速度频域信号

从各测点的前10阶振动频率来看，都较好地避开了箱体的前两阶固有频率，仅在测点1的第6阶和测点3第10阶出现了375.94Hz的响应频率，与箱体的一阶固有频率396.67Hz较为接近。其在冲击振动能量很大时，必然会激起箱体的固有频率。但由于其振动能量较小，故不会激起箱体的固有频率，所以箱体的动态特性可以满足使用的要求。

图19～图21为改进后的动力分配箱在发动机1 900r/min时的加速度的频域信号。测点1和测点3的振动都有283.91Hz的频率，这个频率是中心轴转频 (为转轴转速)的9倍，正好等于向心球轴承6208的滚动体个数。由于测点1和测点3都较接近中心轴承座位置，故测得的该频率信号较强；而测点2远离了中心轴承座，所以在测点2前10阶峰值中并未出现这一频率的信号。

图19　发动机1 900r/min测点1加速度频域信号

图20　发动机1 900r/min测点2加速度频域信号

图21　发动机1 900r/min测点3加速度频域信号

观察各测点加速度频域信号可以知道，3个测点都存在64.61Hz。该频率是发动机在1 900r/min时的二级惯性力激励频率，所以发动机的二级惯性力激励和其倍频仍然是动力分配箱的主要振源，所以对发动机的减振处理，对提高分动箱的使用性能有着重要的意义。

4结论

1)针对原有分动箱存在的转子不对中、结构设计不合理及强度裕量不足等问题，提出了改进方案，对物理样机进行了改进。

2)改进后的动力分配箱振动加速度的峰峰值和有效值都要比原来的小，振动加速度强度峰峰值同比下降15.4%～32.2%,有效值下降6.5%～30.1%,说明了动力分配箱的振动强度得到了一定的改善。

3)改进后的分动箱前10阶振动频率，都较好地避开了发动机的振动频率,结果与课题组的仿真分析结果相符,说明改进后的分动箱更有利于提高箱体的工作可靠性。通过对振动试验频域数据的分析，得到了引起分动箱振动的主要振源，发动机的二级惯性力激励和其倍频仍然是动力分配箱的主要振源，为分动箱的减振处理提供了依据。

参考文献：

[1]刘庆庭. 我国整秆与切段2种甘蔗收获方式发展历程与前景分析[J]. 甘蔗糖业，2013(6):45-55.

[2]区颖刚.我国甘蔗生产机械化发展战略研究[C]//2011年甘蔗产业发展论坛暨中国作物学会甘蔗专业委员会14次学术讨论会论文集(广东).广东：广州甘蔗糖业研究所，2011.

[3]陆章流.甘蔗生产仍然是我区农民增收的主导产业[J].甘蔗糖业,2005(1):48-50.

[4]Y. A. Khulief, H. Al-Naser. Finite element dynamic analysis of drill strings[J]. Finite Elements in Analysis and Design, 2005(41):1270-1288.

[5]兰洋.基于adams的动力总成悬置系统的隔振仿真研究[J].现代车用动力,2009(6)：9-12.

The Performance Optimization and Experimental Research of the Small Sugarcane Harvester Transfer Case

Li Shangping1，Zhong Jiaqin2， Ye Caifu2，Deng Xiong2，Yang Daiyun2， Luo Chunzhou2

(1.College of Chemistry and Chemical Engineering, Guangxi University For Nationalities，Nanning 530004, China；2. College of Mechanical Engineering, Guangxi University，Nanning 530004, China)

Abstract：In the work of small sugarcane harvester transfer case , excessive vibration and failure of work caused by mechanical deformation.to solve weak link of transfer case , the paper put forward the improvement scheme about transfer case structure,and carry on vibration test analysis. Test results show:the peak value of vibration acceleration intensity decreased from 15.4% to 32.2%, effective value decreased from 6.5% to 30.1%.The vibration frequency of the engine is effectively avoided by the improved box.transfer performance has been improved. And the result obtain the main source of the transfer case, provide the basis for the treatment of vibration transfer case.

Key words：sugarcane harvester; transfer case； vibration; optimization

中图分类号：S225.5+3

文献标识码：A

文章编号：1003-188X(2016)12-0155-06

作者简介：李尚平(1956-)，男，广西博白人，教授，博士生导师，(E-mail)spli501@vip.sina.com。通讯作者：钟家勤(1989-)，女，广西钦州人，硕士研究生，(E-mail)zhongjiaqin2013@163.com。

基金项目：国家自然科学基金项目(E050303)；广西制造系统与先进制造技术重点实验室开放项目(11-031-12S04)

收稿日期：2015-11-12