灌木割灌机传动装置的抗冲击承载特性1)

吉淑娥 杨德岭 董喜斌

(森林持续经营与环境微生物工程黑龙江省重点实验室(东北林业大学)，哈尔滨，150040)

灌木活立木切割过程是个非常复杂的过程，影响因素很多，包括活立木木材物理特性、配套动力设备的进给速度、刀具转速、切割位置高度、刀具切割过程中的温场变化、刀具震动等。刀具与活立木切割接触瞬间受到冲击影响严重，同时会影响到整个切割装置齿轮传动系统。冲击是因力、位置、速度、加速度等参量急剧变化而激起的系统瞬态运动[1]。冲击激励参量幅值变化快，持续时间短；在齿轮传动领域，由于使用工况原因，无论是脉冲式的冲击还是瞬态复杂冲击，都会对传动系统产生较大的影响，造成瞬时应力突增甚至引起失效。因此，在齿轮传动系统设计时，必须根据实际使用工况，考虑冲击带来的影响，制定必要的解决措施。

割灌机传动装置采用齿轮传动，齿轮箱是传动系统的重要机构，抗冲击承载能力关乎整个切割装置安全性能。此齿轮箱为轴系抗冲击试验装置用齿轮箱，模拟割灌作业中外部冲击时轴系传动系统的运行情况，本研究采用有限元方法，通过建立齿轮箱抗冲击特性有限元模型，分析该齿轮箱箱体的抗冲击特性，预测该齿轮箱的抗冲击性能，旨在为齿轮箱的设计提供参考。

1 材料与方法

1.1 试验基础参数测量与设计

灌木基础参数：灌木试样取样区位于吉林省白山市临江林业局大西林场，本研究主要选取接骨木、水冬瓜、山丁子、榛材、柳木5个灌木树种，借鉴文献[2]测量、计算5种灌木的力学特性参数。

在试验场地内规划出25 m×25 m样地共计15个，记录每个样地中灌木种类及数量。据统计，平均每个样地所包含的灌木数量为12棵左右。分别使用测量工具(测高仪、卡尺、硬度计等)测出灌木的树高、地径、中部硬度、根部硬度(见表1)。

表1 灌木物理特性参数实测数据

以灌木种类进行分组，把样本锯解为20 mm×20 mm×20 mm的试件，每组为30个试件。按照国标方法和步骤，使用DWD-20A微控电子万能木材力学试验机，对试样的抗弯强度、顺纹抗剪强度、顺纹抗压强度相关参数进行测量(见表2)。

表2 灌木力学特性参数实测数据

割灌传动装置运行参数：依据灌木试样力学特性数据，设定割灌传动装置最大承载工况条件，此时负载将达到最大。考虑锯片最大锯切力，分析最大承载工况割灌传动装置运行参数。仿真出灌木切割时输出轴最大承载合力变化(见图1)、最大承载扭矩变化(见图2)、最大承载功率变化(见图3)，由图1～图3可见：最大承载时输出轴所受合力在116.1～118.2 N之间，基本保持恒定；依据割灌传动装置运行参数曲线分析，获得割灌传动装置最大承载工况运行功率2.346 kW。

图1 最大承载时输出轴所受合力

图2 最大承载时输出轴所受扭矩

图3 最大承载时主机输出功率

1.2 传动装置抗冲击有限元分析方法

1.2.1 动态设计分析方法

动力学抗冲击分析方法多采用一维动态设计分析方法(DDAM)理论，该方法的基本思想是首先对割灌机齿轮传动装置进行模态分析，得出相应模态频率和模态质量，为了得到该模态变化的真实情况，将规定的冲击载荷谱施加到每个模态上。最后将各个模态下所受冲击载荷叠加在一起，即得到整个设备所受的冲击载荷，从而可分析设备的抗冲击性能[3-5]。

通过上述分析，得出各阶振动模态参数最大量值(全部时间内)，为寻求最大模态挠度和作用力的组合，通常采用以下方法：

1.2.2 应力评估

冲击环境下，依据米塞斯(Von Mises)屈服准则对设备动态应力进行评估，计算出每个振动模态的有效应力(米塞斯应力)后，用海军研究实验室标准(NRL)求得合并模态应力并与其许用应力进行比较。

假设σw是该点的米塞斯工作应力，则该点的米塞斯总应力为：σt=|σs|+|σw|。把得出的总应力值(σt)与许用应力值([σ])相比较[6]，由此评估结构的抗冲击性能。

灌木切割机传动齿轮箱，在割灌作业工况下受到的冲击主要表现为冲击载荷(位移、速度、加速度)。冲击值的设计，应依据设备安装位置及各阶模态的模态质量[7]。

1.2.3 齿轮啮合力计算方法

齿轮箱齿轮啮合力为：Ft=2 000T1/d1=2 000T2/d2、Fr=Fctanαn=Fttanαn/cosβ、Fa=Fttanβ、Fn=Fr/sinαn=Ft/cosαncosβ。式中：αn为法向压力角，对于标准齿轮αn=20°；β为分度圆螺旋角[8-9]。

1.3 齿轮箱抗冲击试验台有限元计算模型的构建

1.3.1 齿轮箱基本参数

该齿轮箱为一级圆柱齿轮水平减速齿轮箱，速比为4.95∶1，输入功率50 kW，输入转速1 500 r/min，中心距400 mm，净质量约200 kg。齿轮箱主要部件材料属性见表3。

表3 灌木切割机传动齿轮箱材料明细

1.3.2 抗冲击试验台有限元模型

根据齿轮箱几何结构模型，建立了齿轮箱的三维几何模型，主要部件包括上箱体、下箱体、输入轴、输出轴、齿轮泵、板式换热器、过滤器、安装底座和缓冲平台(见图1)。

依据模型的计算规模和精度，采用有限元软件，借鉴文献[10]～[12]对其进行网格划分。根据部件的几何特征进行有针对性地有限元建模，如：轴系、齿轮等，采用六面体单元；具有较为复杂几何特征的箱体，采用四面体单元；油管，采用壳单元；具有较为复杂几何特征的安装底座，采用四面体单元；工字梁连接板结构的缓冲平台，采用壳单元；板壳之间的联接，用梁单元实现；装配成减震器安装底板。齿轮箱及试验台整体有限元模型见图4。

图4 齿轮箱试验台整体有限元模型

1.3.3 齿轮箱内部结构处理

滚动轴承简化：在接触半宽的范围内，利用有限元软件，建立只受压不受拉的弹簧，模拟轴承滚子作用(见图5)。

图5 轴承有限元模型

螺栓简化：螺栓采用六面体实体建模，鉴于齿轮箱中的拧紧状态下螺栓承受拉应力，因此，对螺栓中间截面施加预紧力(见图6)。

图6 螺栓预紧力施加

齿轮副简化：齿轮齿面结构简化为节圆圆柱体，选取节圆圆柱体接触位置3排节点，将齿轮啮合力施加在圆柱表面节点上(见图7)。

图7 齿轮副简化模型

减震器简化：减震器的安装要求，安装频率为15～20 Hz，最大变形量≥20 mm。将减震器简化成3个方向的弹簧，则单向弹簧刚度为Kt=m(2πf)2，式中,m为试验台总质量、f为试验台安装频率。

试验台有限元模型总质量约为200 kg，选取安装频率15 Hz，减震器弹簧有限元模型见图8。

图8 减震器弹簧有限元模型

1.3.4 载荷及边界条件

为了模拟实际灌木切割工作状态，在轴承同轴承座之间、端盖垫圈之间、螺帽与上下箱体、螺杆与箱体接触面间设置为摩擦接触。由于动态设计分析方法(DDAM)不能考虑非线性接触，在计算时，将此方法冲击载荷工况和工作工况分开加载独立计算，然后将结果叠加得到最终的应力结果[13-14]。

工作工况载荷及边界条件：在齿轮箱试验台减震器联接的支撑面，施加全自由度位移约束；在齿轮对啮合位置，以集中载荷的方式施加齿轮啮合力载荷；在管系单元内部施加内压载荷0.2 MPa(见图9)；在各轴系和箱体接触位置，建立接触对(见图10)；在各组螺栓中间截面施加预紧力，将螺柱无螺纹处同箱体螺孔之间分开，模拟螺栓预紧力作用。

图9 管系内压的施加

图10 轴系接触对的建立

冲击输入载荷及边界条件：依据动态设计分析方法进行计算时，具有多自由度的系统在冲击方向上要分析足够的振动模态数，其中模态质量大于系统总质量的10%时必须进行分析，特别是对于低频模态优先考虑，保证总模态质量不小于系统总质量的80%，依据此原则设计齿轮箱的冲击条件。为提高计算精度，齿轮箱在垂向、横向、纵向选取的总模态质量都达到总质量的80%。

2 结果与分析

2.1 箱体受冲击应力仿真结果

由图11～图13可见：横向冲击箱体局部最大应力值约为98.9 MPa，位于上下箱体侧板；纵向冲击箱体局部最大应力值约为65.9 MPa，位于上下箱体顶板及侧板；垂向冲击箱体局部最大应力值约为132 MPa，位于上下箱体顶板及侧板。

图11 横向冲击下箱体应力云图

图12 纵向冲击下箱体应力云图

图13 垂向冲击下箱体应力云图

2.2 传动副受冲击应力仿真结果

输入轴：不考虑轴承内部应力结果，横向、纵向、垂向的输入轴最大应力值，分别为63.0、28.2、90.6 MPa，均位于轴承轴肩(见图14～图16)。

图14 横向冲击下输入轴应力云图

图15 纵向冲击下输入轴应力云图

图16 垂向冲击下输入轴应力云图

输出轴：不考虑轴承内部应力，横向、纵向、垂向输出轴最大应力值，分别约为65.6、80.7、140.0 MPa，位于轴承轴肩(见图17～图19)。

图17 横向冲击下输出轴应力云图

图18 纵向冲击下输出轴应力云图

图19 垂向冲击下输出轴应力云图

2.3 外挂件受冲击应力仿真结果

板式换热器：横向、纵向、垂向板式换热器最大应力值，分别为205、203、200 MPa，均位于螺栓连接处附近(见图20～图22)。

图20 横向冲击下板式换热器应力云图

图21 纵向冲击下板式换热器应力云图

图22 垂向冲击下板式换热器应力云图

过滤器：横向、纵向、垂向过滤器最大应力值，分别为248、157、159 MPa，均位于过滤器连接板附近(见图23～图25)。

图23 横向冲击下过滤器应力云图

图24 纵向冲击下过滤器应力云图

图25 垂向冲击下过滤器应力云图

3 结论

3个方向冲击条件下，计算齿轮箱工作应力与所受冲击应力叠加的应力结果(见表4)。齿轮箱各重点部件受冲击时的应力最大值，均小于材料屈服强度，满足冲击设计的要求。

表4 齿轮箱各重点部件应力统计

受冲击应力仿真分析结果中，端盖、板式换热器、过滤器应力较大，是由于工作应力螺栓预紧力造成的，并且不超过材料许用应力值。箱体及轴系结果，是箱体和轴系局部最大值，忽略了螺栓预紧部位和轴承内部应力集中结果。

综上所述，齿轮箱各个方向各重点部件受冲击时的应力最大值，均小于材料屈服强度，满足冲击设计的要求。应用动态设计分析方法对灌木切割机传动齿轮箱进行抗冲击性能分析，在3个方向冲击载荷作用下，垂向加载时产生应力最大，横、纵向次之，应力较大值出现在上箱体顶板、下箱体侧板、上箱体支撑筋板部位，可作为设计时重点考虑的危险区域。