多功能播种机-株距可调式变速器设计

郭俊，杨跃，王霖芋，赵健

（224051 江苏省 盐城市 盐城工学院 汽车工程学院）

0 引言

我国是一个传统的农业国家，在国家以发展粮食为主的情况下，发展农业是农民增收的第一要务，通过各种手段推进农业现代化，大力推广新产品、新技术、新模式。研究开发了智能化、机械化精量播种机[1-2]，实现了传统农业种植模式的转变，为农业的机械化生产提供了新的思路。

变速器是多功能播种机的重要组成部分，通过调节变速器的8 个挡位控制排种盘转速，实现精量播种[3-4]。变速器是由8 对齿轮组成的传动系统，传动系统的使用特性取决于其对汽车的平顺性、可靠性、使用寿命、噪声水平和使用环境的亲和力。在传动系统设计中，选用的传动形式很大程度上取决于其性能参数。

株距可调式变速器装置的作用是调节作物播种机的行间距[5-6]，在不改变原有转速的情况下，将一定的转矩传输到该设备中，从而达到适宜的牵引和速度。传动系统中，固定轴形式变速器的使用范围很广，可以分成两轴传动、中间轴传动、双中间轴传动和多中间轴传动形式。固定轴传动形式的变速器是目前最常用的，而转动轴传动形式的变速器则是液压传动的首选。双轴型传动形式的变速器构造简便、外形尺寸小、安装方便，具有高效、低噪音的特点，满足多功能播种作业对变速箱的需求。为了保证农作物发芽和高效生长，减少种子浪费，种子间距的设置应合理，亟需研制一款株距可调式多功能播种机。

1 株距可调式变速器传动机构设计及计算

精量播种、肥料搅拌以及秸秆粉碎一体化装置其结构如图1 所示，主要包括8 挡变速精量播种装置、肥料搅拌混合装置以及秸秆粉碎还田装置，可以一次完成秸秆粉碎、肥料搅拌、开沟、播种、覆土工序；株距可调式变速器结构如图2 所示。

图1 排种器及变速器结构Fig.1 Structure of seed metering device and transmission

图2 变速器结构Fig.2 Transmission structure

1.1 株距可调式变速器传动比的确定

1.1.1 株距可调式变速器基本参数

多功能播种机的额定转速n0=3 600 r/min；多功能播种机输出轴到株距可调式变速器输入轴之间总传动比i0=4.152 778；株距可调式变速器输出轴到输入轴之间传动比in=2；多功能播种机行走速度v0=1.958 7 m/s；

1.1.2 株距可调式变速器设计计算

多功能播种机工作时，株距计算公式：

式中：l——播种作业车株距；v ——播种作业车实际前进速度；t——播种机行驶时间；n——株距可调式变速器传动轴转动速度。

在多功能播种机工作时，从变速器输出轴到输入轴之间传动比in=2，由式（1）可得：

式中：nr——株距可调式变速器输出轴转速。

由式（2）得：

由v0=1.958 7 m/s 和株距l 可得nr。

由已知设计的8 挡变速器[7]获得8 个株距25，21，18，17，14，12，11，8 cm 及式（3）可计算出株距可调式变速器输出轴转速如表1。

表1 株距可调式变速器输出轴转速Tab.1 Output shaft speed of adjustable transmission in plant spacing

已知拖拉机PTO 输出转速为n0=3 600 r/min，输入轴到株距可调变速器输入轴之间的总传动比in=2，则株距调整变速器输入轴的转速为n1=n0/i0。得出n1=866.89 r/min。由i=n1/nr得到8 个株距对应的传动比，如表2 所示。

表2 株距可调式变速器传动比Tab.2 Transmission ratio of adjustable transmission in plant spacing

1.2 传动零件的齿轮模数的选择

多功能播种机作业条件恶劣，噪声大，田间作业对农业机械的整体要求较高，为确保机械强度并适应恶劣条件，必须尽可能降低机械自重。通过对比其他农业装备变速器齿轮模数[8,9]，对高速挡齿轮模数选取较大值，对低速挡齿轮取较小值，各齿轮的模数选取如表3 所示。

表3 株距可调式变速器齿轮模数的选取Tab.3 Selection of gear module of adjustable transmission in spacing

1.3 各传动路线传动比及齿轮齿数的确定

由变速器分析[10]可知图3 传动方案共有8 条传动路线，设计要求实现8 个株距调整，则各挡位传动比分配如表4 所示，最后由传动比计算[11]得到各齿轮齿数如表5 所示。

图3 株距可调式变速器示意图Fig.3 Adjustable transmission in plant spacing

表4 株距可调式变速器各挡位分配Tab.4 Gear allocation of adjustable transmission in plant spacing

表5 齿轮齿数分配Tab.5 Distribution of gear teeth

2 株距可调式变速器齿轮及壳体的有限元分析

2.1 有限元法及ANSYS 软件平台介绍

有限单元法也称有限元法[12-15]，它是伴随计算机技术的发展而产生的新颖、离散化高效计算方法，是力学、基础物理学和计算机技术结合的产物。

2.2 株距可调式变速器齿轮及壳体有限元分析

本文通过UG 软件将株距变速箱齿轮及前后壳体的三维装配模型导入ANSYS 平台，模型的单位设置为mm，由于本设计为8 挡齿轮，每挡齿轮的材料完全一样，对一对啮合齿轮进行有限元分析。株距变速器齿轮Z1/Z2的有限元实体模型如图4 所示，Z1/Z2接触应力有限元实体模型如图5 所示。

图4 株距可调式变速器有限元实体模型Fig.4 Finite element solid model of adjustable transmission in plant spacing

图5 齿轮接触应力有限元实体模型Fig.5 Finite element solid model of gear contact stress

2.2.1 定义齿轮及壳体有限元模型的材料属性

株距变速器齿轮的材料是渗碳钢，经过淬火处理，前后2 个外壳由压铸铝合金材料制成，属于线性各项同性材料，材料的基本参数如表6 所示。

表6 齿轮及壳体材料参数Tab.6 Material parameters of gear and housing

2.2.2 模型的网格划分

株距可调式变速器装置的齿轮中齿廓形状及构造较为繁琐，使用自动划分网格方法对其进行有限元分析，如图6 和图7 所示。对网格质量进行检查，发现网格质量完好。再对模型进行网格划分，设定网格大小为2 mm，网格数量为101 217 个，节点数量为367 448 个。

图6 齿轮接触应力有限元网格模型Fig.6 Finite element mesh model of gear contact stress

图7 株距可调式变速器壳体有限元网格模型Fig.7 Finite element mesh model of adjustable transmission housing in plant spacing

2.2.3 添加约束和载荷

齿轮接触应力有限元分析模型载荷和约束的添加。通常接触问题可分为两大类：一类是刚性物体与弹性物体接触，另一类是弹性连接。对齿轮接触问题进行分析时，通常把2 个啮合齿轮看作是柔性的，有限元软件平台可使柔性和柔性体间的附加表面接触，这里传动用的是小齿轮轴的齿形，大齿轮表面与其接触，接触方式是摩擦，接触刚性是0.1，摩擦因数是0.15。在株距可调式变速器传动系统中，小齿轮为主动轮，故约束小齿轮轴的径向和轴向的自由度；大齿轮为从动轮，对大齿轮轴孔处施加固定约束。小齿轮轴受到的驱动扭矩T=32 N·m，对模型进行边界载荷以及约束设置如图8 所示。

图8 模型边界载荷约束Fig.8 Boundary load constraints

2.2.4 静载下齿轮接触应力分析

在ANASY 中插入Stress，选择Solve，对齿轮有限元分析模型进行求解，得到等效应力和位移云图如图9、图10 所示。

图9 齿轮等效应力云图Fig.9 Equivalent stress of gears

图10 齿轮位移云图Fig.10 Gear displacement

从图9 可以看出：齿轮产生的最大等效应力为54.484 MPa，发生在齿根附近，并且由齿根到齿顶逐渐减小，因此齿轮在啮合的过程中在齿根附近最容易折断。由上述计算结果可以看出，齿轮所受的最大应力小于材料的强度极限，因此齿轮在静载条件下满足强度要求。

2.2.5 株距可调式变速器壳体的模态分析

在ANSYS 中插入Deformation，选择Solve，对壳体模态分析有限元模型进行求解，求解结果如图11-图16 所示。

图11 变速器壳体1 阶模态振型Fig.11 First order modal shape of transmission housing

图12 变速器壳体2 阶模态振型Fig.12 Second order modal shape of transmission housing

图13 变速器壳体3 阶模态振型Fig.13 Third order modal shape of transmission housing

1-3 阶模态下，变速箱壳体整体绕Z 轴发生弯曲振动；4 阶模态下，变速箱壳体整体发生扭转振动；5 阶模态下，变速器壳体发生局部（输出轴侧面位置）扭转振动；6 阶模态下，变速器壳体整体沿底座方向发生扭转振动。

图14 变速器壳体4 阶模态振型Fig.14 Fourth order modal shape of transmission housing

图15 变速器壳体5 阶模态振型Fig.15 Fifth order modal shape of transmission housing

利用ANASY 模态分析模块，在变速器壳底座支撑面施加零位移约束，得到前6 阶模态的固有频率如表7 所示。

图16 变速器壳体6 阶模态振型Fig.16 Sixth order modal shape of transmission housing

表7 变速器壳体前6 阶模态频率Tab.7 First 6 modal frequencies of transmission housing

齿轮的频率计算公式为：

式中：n——齿轮的转速；z——齿轮的齿数。

利用式（4）求得最大频率为165 Hz，对变速器壳体进行模态分析，结果表明，当壳体超过2 阶模态时，不会引起共振。

3 结论

（1）设计的株距可调式变速器传动方案结构简单，零件布置紧凑，在满足设计要求的前提下，减小了变速器体积。

（2）在已设计传动方案的基础上，进行了株距可调式变速器传动机构的计算，结合株距可调式变速器输入轴的转速，计算出了该变速箱中所有齿轮的传动比、齿轮模数以及齿轮齿数，进而完成轴上零件的设计。

（3）变速器作为传动系统会受到较大的冲击载荷，利用 ANSYS 软件对变速器齿轮和箱体在复杂工况下进行了结构静力分析以及模态分析。