（机械设计及理论专业论文）联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析.pdf

| l i i ii ii ii i ii ii i i iui il 18 9 4 7 7 7 学位论文版权使用授权书 江苏大学、中国科学技术信息研究所、国家图书馆、中国学术期刊( 光盘版) 电子杂志社有权保留本人所送交学位论文的复印件和电子文档，可以采用影印、 缩印或其他复制手段保存论文。本人电子文档的内容和纸质论文的内容相一致， 允许论文被查阅和借阅，同时授权中国科学技术信息研究所将本论文编入中国 学位论文全文数据库并向社会提供查询，授权中国学术期刊( 光盘版) 电子杂 志社将本论文编入中国优秀博硕士学位论文全文数据库并向社会提供查询。 论文的公布( 包括刊登) 授权江苏大学研究生处办理。 本学位论文属于不保密函。 学位论文作者签名：f d ( 处 了吖，年莎月，工，日 指导教师虢孳凇如 l ，口t t 年参只i 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 r e l i a b l ea n a l y s i so fb a s ep l a t eg e a r b o xi nc o m b i n eh a r v e s t e r 姓 2 0 1 1 年6 月 江苏大学硕士学位论文 摘要 联合收割机是目前农作物收获作业过程中普遍使用的收获机械，其重要的设 计原则是在田间作业时保证其可靠性，即尽可能提高它的使用寿命。在实际田间 作业过程中，由于地表不平整、整机振动过大等因素，联合收割机行走底盘变速 箱的理论寿命与实际使用寿命存在较大差异，其中齿轮传动系统是联合收割机作 业中底盘变速箱必须保证的关键。本文介绍了国内、外关于齿轮传动系统的研究 现状，并对底盘变速箱疲劳寿命和试验验证进行了深入的研究。 本文基于有限元方法，针对联合收割机行走底盘变速箱的动态特性、疲劳寿 命预测及优化和试验展开研究，建立了变速箱的静力学分析模型，对重要零部件 齿轮、轴、轴承进行了强度校核，并对变速箱的重要部件进行了固有模态和齿轮 啮合频率的综合分析，分析研究了变速箱整体性能的各项动力学指标。 将静力学分析及模态分析的结果，通过软件进行疲劳分析，全面、深入的分 析变速箱齿轮系统疲劳破坏的成因和规律，并得到可信的寿命预测结果。以齿轮 传动中心距最小为目标函数，建立了变速箱传动参数优化设计模型，采用穷举法 完成了变速箱齿轮参数的优化设计。与传统设计方法相比较，本优化设计能够更 好的实现系统的整体性能最优。 本课题通过在联合收割机底盘变速箱疲劳试验台上对变速箱进行试验与分 析。以传感器技术和计算机技术为基础，以科学的数学模型为指导，对变速箱疲 劳监测原理与装置进行了研究，为实现联合收割机底盘变速箱的寿命预测，提高 联合收割机的工作效率和可靠性提供依据。 关键词：联合收割机，底盘变速箱，有限元分析，疲劳分析 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 江苏大学硕士学位论文 a b s t r a c t c o m b i n eh a r v e s t e ri so n eo ft h em a i ni m p o r t a n te q u i p m e n t su s e dc o m m o i l l yi n m o d e ma g r i c u l t u r e t h ed e s i g np r i n c i p l ei st h eg u a r a n t e eo fr e l i a b i l i t yi nt h ef i e l dw o r k ， n a m e l yi m p r o v ei t ss e r v i c el i f e i nt h ea c t u a lf i e l do p e r a t i o np r o c e s s ，d u et ot h eu n e v e n o ft h es u r f a c e 、e x c e s s i v en o i s ea n dv i b r a t i o nf a c t o r s ，t h eg e a r b o x st h e o r ya n dt h ea c t u a l u s a g ei nl i f e ，t h e r e a r ei n e v i t a b l yd i f f e r e n c e s i n c l u d i n gt h a tt h eg e a rt r a n s m i s s i o n s y s t e mi st h ek e yt e c h n o l o g yw h i c hm u s tb ee n s u r e di ng e a r b o xo fc o m b i n eh a r v e s t e r s t h i sp a p e rp a r t i c u l a ri n t r o d u c e st h ec u r r e n td o m e s t i ca n d f o r e i g n a b o u t g e a r t r a n s m i s s i o ns y s t e m ，a n dd os o m er e s e a r c ha b o u tg e a r b o xf a t i g u el i f ea n dt e s t e di t b a s e do nt h ef i n i t ee l e m e n tm e t h o d ，a c c o r d i n gt ot h ed y n a m i cc h a r a c t e r i s t i c ， f a t i g u el i f ep r e d i c t i o na n do p t i m i z a t i o na n de x p e r i m e n t a lr e s e a r c hb a s ep l a t eg e a r b o xi n c o m b i n eh a r v e s t e r , t h i sp a p e re s t a b l i s h e d g e a r b o xs t a t i c sa n a l y s i sa n dc h e c k e df o r t h ei m p o r t a n tp a r t so fg e a r b o x ，w h i c h i n c l u d i n gg e a r s ，a x l e s ，b e a r i n g s c o m p r e h e n s i v e a n a l y z e d t h eg e a r i n gm e s hf r e q u e n c ya n di n t r i n s i cm o d eo fg e a r b o x t h r o u g ht h e s e r e f l e c t e dt h eo v e r a l lp e r f o r m a n c eo ft h eg e a r b o xd y n a m i ci n d e x u s e dt h es o f t w a r et oa n a l y z et h ef a t i g u ew i t ht h es t a t i c sa n a l y s i sa n dm o d a l a n a l y s i sr e s u l t s a l l r o u n da n di n - d e p t ha n a l y z e dt h ef a t i g u ea n dc r a c k st r a n s m i s s i o n g e a rs y s t e mf o r m a t i o na n dl a w , a n dg o tc r e d i b l el i f ep r e d i c t i o nr e s u l t s d e s i g n e dt h e m i n i m u mc e n t r ed i s t a n c eo fg e a rt r a n s m i s s i o na st a r g e tf u n c t i o n ，a n de s t a b l i s h e dt h e g e a r b o xt r a n s m i s s i o np a r a m e t e ro p t i m i z a t i o nd e s i g nm o d e l ，a n da d o p t e de x h a u s t i v e l y m e t h o dt of i n i s ht h eg e a r b o xo p t i m i z a t i o nd e s i g no fg e a rp a r a m e t e r s c o m p a r e dw i t h t h et r a d i t i o n a ld e s i g nm e t h o d ，t h eo p t i m i z a t i o nd e s i g nw i l lb ea b l et ob e t t e ra c h i e v et h e s y s t e m so v e r a l lo p t i m a lp e r f o r m a n c e b yt h er e s e a r c h ，t h er e l i a b i l i t yt e s ta n da n a l y s i sa r ec a r r i e do nt h es i m u l a t i o na n d c o n t r o lt e s te q u i p m e n tf o rg e a r b o x b a s e do nt h es e n s o rt e c h n i ca n dc o m p u t e rt e c h n i c ， t h es c i e n c ea n dm a t h e m a t i c a lm o d e li sg u i d e dt oa c h i e v et h ef a t i g u ep a r a m e t e r so f g e a r b o xi nc o m b i n eh a r v e s t e ra n dp r o v i d et h e f a c i l i t i e st oi m p r o v et h ec o m b i n e s w o r k i n ge f f i c i e n c ya n dr e l i a b i l i t y k e yw o r d s ：c o m b i n eh a r v e s t e r , g e a r b o x ，f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s ，f a t i g u ea n a l y s i s i i i 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 i v j 江苏大学硕士学位论文 第一章 1 1 1 2 1 3 第二章 2 1 2 2 2 3 2 4 2 5 第三章 3 1 3 2 3 3 3 4 3 5 第四章 4 1 目录 ：蕾论1 研究的目的和意义1 国内外研究现状3 1 2 1 变速箱传动系统的动力学特性研究现状3 1 2 2 变速箱疲劳寿命预测的研究现状4 本文研究的主要内容5 底盘变速箱的静力学分析。6 底盘变速箱结构6 齿轮的校核一8 2 2 1 输入轴齿轮校核一8 2 2 2 变速齿轮校核9 2 2 3 离合主动齿轮校核1 1 轴承及轴的校核1 2 2 3 1 轴承的校核1 2 2 3 2 轴的校核1 4 输入齿轮副的静力学分析1 5 2 4 1 接触问题1 5 2 4 2 齿轮副的有限元模型1 6 2 4 3 静力分析1 7 2 4 4 热力分析1 9 本章小结2 0 底盘变速箱内齿轮及轴的模态分析2 1 底盘变速箱传动系统模型的建立2 1 模态求解方法2 2 变速齿轮轴的模态分析。2 3 3 3 1 变速齿轮轴模态分析振型结果2 3 3 3 2 变速齿轮轴模态分析位移结果2 5 转向齿轮轴的模态分析。2 5 本章小结2 6 底盘变速箱齿轮的疲劳分析及优化设计2 8 底盘变速箱齿轮疲劳寿命预测分析2 8 v 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 4 1 1 疲劳损伤累积原理2 8 4 1 2 威尔布分布理论研究2 9 4 1 3 输入齿轮副的疲劳分析3 1 4 2 底盘变速箱齿轮的优化设计3 3 4 2 1 优化数学模型建立3 3 4 2 2 目标函数确定3 4 4 2 3 约束条件3 4 4 2 4 优化方法3 6 4 2 5 优化设计结果及分析3 6 4 3 本章小结3 7 第五章底盘变速箱可靠性试验台的设计及试验3 8 5 1 试验台设计3 8 5 1 1 硬件设计3 8 5 1 2 软件设计3 9 5 1 3 载荷谱的加载。4 1 5 2 试验进度安排4 1 5 3 分时段检查及分析。4 2 5 3 12 0 0 小时检查状况。4 2 5 3 24 0 0 小时检查状况4 3 5 3 35 0 0 小时检查状况。4 4 5 3 46 0 0 小时检查状况。4 5 5 4 本章小结4 7 第六章总结与展望4 8 6 1 工作总结4 8 6 2 展望4 9 参考文献。 5 0 致谢5 3 读研期间参加的科研工作与发表的论文。5 4 江苏大学硕士学位论文 1 1研究的目的和意义 第一章绪论 近年来，随着智能传感技术的广泛运用，联合收割机作业过程已经可以实现 实时调控，整机的自动化水平和作业性能得到显著提高，因而对联合收割机性能 的可靠性提出了更高的要求【1 1 。然而，我国联合收割机平均无故障工作时间约为 2 0 3 0 小时，与国际先进水平相比有较大差距，行走底盘故障问题日益突出 z - 5 。底 盘变速箱是联合收割机行走系统的重要组成部分，其可靠性直接影响整机的工作 稳定性。 目前，我国联合收割机底盘行走系统主要有两种形式，即机械变速箱和液压 无级变速箱( h y d r a u l i cs t e p l e s st r a n s m i s s i o n ，h s n + 机械式变速箱【6 。 机械变速箱主要采用齿轮传动的降速原理，通过拨动变速杆变换齿轮啮合位 置，从而改变传动比，达到变速的目的f 8 , 9 1 。田间作业时，如果频繁换档将很大程 度上影响收割质量，因此在收割作业时通常使用固定档位。而实际作业时，行走 速度需要根据地表状态、作物性状经常改变，传统的机械式齿轮变速箱很难满足 这一要求。 国外发达国家的自走式联合收割机普遍采用静液压驱动底盘，底盘传动效率 高、操纵方便。国内半喂入式联合收割机及大部分高性能全喂入式联合收割机也 逐步开始使用“液压无级变速箱+ 机械式变速箱 的组合配置，如图1 1 所示。液 压无级变速箱主要由柱塞变量泵、柱塞定量马达、摆线补油泵及液压控制阀等组 成，是多种功能液压元件的组合体，并形成闭式回路。它通过传动装置直接串接 在底盘行驶系统动力传输链中，这样便可以通过操纵手柄改变柱塞泵的变量盘倾 斜角度，改变柱塞泵的排量，从而改变柱塞马达的输出转速。由于变量盘的角度 可连续调整，所以柱塞马达输出转速也是连续变化的，可以在正、反方向0 3 2 0 0 r m i n 范围实现无级变速，进而实现行走装置的无级变速，以满足联合收割机在复 杂工况条件下对行驶系统的要求。 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 图1 1 液压无级变速籀+ 机械式行走变速箱传动示意图 在h s t 的作用下，行走底盘变速箱的作用已从原来的变速转变为增大驱动扭 矩。联合收割机工作时，动力由发动机输出轴输出，经皮带轮、皮带和h s t 输入 轴传递至油泵，再经液压马达传递至变速箱壳体中的传动齿轮，实现动力传递和 变速。变速后，变速箱的驱动轴输出力矩，动力通过皮带驱动履带前进或后退。 由于液压驱动的特性，可以在满负荷条件下正常作业，非常适合收获高产、倒伏 作物，同时可使发动机能耗下降2 0 。液压驱动底盘操作舒适，可减轻驾驶员的 劳动强度；转弯半径小，有效工作时间长。驾驶员在不改变发动机状态和保持脱 粒机转速不变的情况下，只要方便的推、拉h s t 操纵杆就能改变收割机行走速度。 这不仅满足作业要求，而且还简化了操作，可以方便地改变车辆i j 进、倒退方向。 拥有h s t 的变速传动装置无疑是联合收割机底盘驱动系统的发展方向，我国 从“九五期间开始这一研究工作，并取得了重要突破，但是由于该项技术还不 是很完善，所以存在着一些问题，如与传统的齿轮传动相比，其传动效率偏低、 噪声及油温高的问题也没彻底解决，由于其中问环节的增加，导致了行走变速箱 系统平均寿命不如传统机械变速系统那么稳定。 针对这一系列问题，国家在“十一五 期问提出开展联合收割机的可靠性技 术方面的研究，以适应我国农业现代化发展的需求，缩小我国与发达国家之间农 业机械可靠性技术的差距，提升我国收获机械作业自主创新能力与行业整体技术 水平。本文基于有限元方法对联合收割机行走底盘变速箱进行整体建模，对变速 箱进行静力学分析、模态分析及其疲劳寿命的预测，并对其齿轮传动部件进行优 2 江苏大学硕士学位论文 化设计；通过试验验证变速箱的疲劳寿命。整个过程对变速箱整体的动态特性、 疲劳特性进行完整全面的仿真与试验研究，为掌握变速箱的动态特性，预测变速 箱的可靠性，提高研发能力奠定了基础。 1 2 国内外研究现状 1 2 1 变速箱传动系统的动力学特性研究现状 变速箱传动系统的动态研究是从齿轮系统的研究开始，从静力分析逐步发展 到动力分析的阶段。在设计高速、重载齿轮传动系统时，传统的静态设计方法已 不能适应设计的要求，动态设计方法越来越被广泛的采用。自五十年代以来，人 们将齿轮轴系作为弹性的机械振动系统，以振动理论为基础，分析在啮合刚度、 传动误差和啮合冲击作用下的系统的动力学行为，从而奠定了齿轮动力学和转子 动力学的基础【1 叭2 1 。 近百年来，齿轮动力学问题一直受到各国学者的广泛关注，并对此问题进行 了大量的研究分析。1 9 5 0 年t u p l i n 1 3 】提出了第一个弹簧一质量模型用于齿轮动 载荷的计算，开创了齿轮动力学研究的新纪元。此后，相继出现了若干振动模型， 并开始考虑齿形误差、时变啮合刚度等参数激励对动载荷的影响。k u m e z a w a 教 授在1 9 8 4 年和1 9 8 8 年对斜齿轮的动态特性进行了深入的研究【1 4 1 5 】，他利用轴的 长度和齿轮在轴上的安装位置，研究了轮齿刚度对齿轮振动的影响，认为轴的刚 度仅影响振动的频率，而振幅取决于重合度平面上齿轮的振动性能。1 9 9 1 年， k a h r a m a n 考虑时变啮合刚度和直齿轮传动的间隙非线性因素，用三自由度的弯一 一扭耦合模型分析了非线性时变振动系统的响应【1 6 1 。 在以上的单级齿轮副的研究过程中，随着现代计算技术及测试技术的发展， 建立在现代振动理论上的齿轮系统动力学理论取得了丰硕的成果，这也使得多级 齿轮系统动力学研究取得了长足的发展。研究人员将传递矩阵法、有限元法和模 态分析法应用到多级齿轮系统的动态分析中【1 7 2 1 。1 9 9 7 年美国的t o r d i o n 和g o u v i n 教授研究了考虑时变啮合刚度的两级齿轮传动系统的动态参数的稳定特性【2 3 1 。 2 0 0 1 年，v a i s h y a 提出了一种同时考虑啮合过程的时变啮合刚度、黏性阻尼和滑动 摩擦的齿轮系统振动分析模型，用于研究时变参数、滑动摩擦和传递误差的综合 激励效应【2 4 1 。 3 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 上世纪九十年代以来，国内也对齿轮系统动力学特性进行了大量的研究。1 9 9 7 年，李润方、王建军对齿轮动力学进行了系统深入的研究，提出了较为完善的齿 轮系统动态研究的理论和方法，并在轮齿动力接触、冲击等方面进行了大量的研 究，取得了较为深入的理论成果【2 5 1 。2 0 0 9 年，大连理工大学尚振国等人应用有限 元法分析了修形斜齿轮的轮齿接触和载荷分布，根据变形协调条件和力平衡关系 建立了轮齿面接触分析有限元模型闭。 1 2 2 变速箱疲劳寿命预测的研究现状 疲劳寿命是指材料或零件在循环载荷作用下，经过一段时间发生突然脆性断 裂的现象【2 7 , 2 8 】。据统计，因交变载荷引起的疲劳断裂事故占机械结构失效总数的 8 0 t ；卜9 0 。疲劳破坏的危险性表现在结构到达疲劳寿命时无明显先兆( 显著变形) 就会突然断裂解体。所以，为了保证产品安全工作，精确地制定使用寿命和检修 周期至关重要【2 9 1 。 1 8 7 1 年，德国人w o h l o r 在发表的论文中，系统的论述了疲劳寿命与循环应力 之间的关系，提出了s n 曲线和疲劳极限的概念，奠定了金属疲劳研究的基础【刈。 1 9 4 5 年，m i n e r 又将此理论公式化，形成了著名的p a l m g r e n m i n e r 线性累积损伤 法则( 简称m i n e r 法则) ，由于此法则形式简单，使用方便，在工程中得到了广泛 应用【3 1 , 3 2 。 2 0 世纪6 0 年代以来，各国科学家w r e i b u l l ，f r e u d e n t h a l ，b o # a n o f f ，等【3 3 】，对 疲劳断裂可靠性做了大量开拓性工作。1 9 9 7 年s t a n i s l a vp e h a n 和t r e v o rk h e l l e n 等人【3 4 1 ，通过有限元( f e m ) 等方法分析，论证了轮齿裂纹深度与应力强度因子 之间的关系。不同载荷以不同方式加载在轮齿表面，通过分析得到不同的结果， 而著名的“帕里斯法则也在其中起到关键的验证作用。一年后，s g l o d e z ，s p e h a n 和j f l a s k e r 3 5 】通过实验进一步阐述了轮齿根部疲劳裂纹增长的原因，齿面上载荷 不同位置的分布对裂纹的形成有很大程度的影响，实验表明单边加载会加速产生 裂纹，从而缩短了齿轮寿命。 在国内，北京理工大学郑慕侨和项昌乐用断裂力学疲劳破坏的数学模型和疲 劳寿命预估方法，对负重轮进行了疲劳寿命预估【3 6 册。西安交通大学李崇晟、屈 梁生提出了基于混沌振子的齿轮早期疲劳裂纹检测方法，该方法通过辨识混沌振 子加入齿轮箱振动信号后发生的由大尺度周期状态到混沌状态的反向状态改变， 4 江苏大学硕士学位论文 确定齿轮啮合频率边频带的状态，从而判断齿轮裂纹的发展情况【3 8 1 。2 0 0 8 年，上 海理工大学卢曦、郑松林研究了轿车主减速器螺旋锥齿轮的疲劳寿命，实验结果 表明，在规定的试验运转循环载荷加载的条件下，变速箱主动螺旋齿轮的使用时 间最短【3 9 1 。 1 3 本文研究的主要内容 本文围绕联合收割机行走底盘变速箱的静力学、动力学特性和疲劳寿命预测 及齿轮优化设计展开研究，通过仿真和试验相结合的方法，对变速箱整体的动态 应力、固有模态和疲劳寿命进行综合分析，主要研究内容如下： ( 1 ) 使用s o l i d w o r k s 软件建立有限元模型并进行静力学分析，采用面一面有 限元接触模型来代替传统的线接触模型。在静力分析中得到v o nm l s e s 应力、位移 及应变分布云图。 ( 2 ) 对变速机构进行模态分析，得到变速机构在0 - - 2 5 0 0 h z 内的所有固有频 率和振型。通过将变速齿轮固有频率与变速箱在发动机怠速、最大扭矩和最大功 率三个极限工况的齿轮啮合频率的对比分析，即使齿轮个别频率较为接近，对变 速箱整体造成的危害也不大，这可以为变速齿轮及其相应配件的优化设计和精密 制造提供参考。 ( 3 ) 基于s i m u l a t i o n 模块中定义的s n 曲线对齿轮进行疲劳分析，运用威尔 布分布描述疲劳失效的概率预测了齿轮的工作寿命。同时通过优化设计，合理的 计算出齿轮模数及齿数的最优解，为日后齿轮的制造奠定基础。 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 第二章底盘变速箱的静力学分析 2 1 底盘变速箱结构 本文选择了泰州锋陵现代农业装备有限公司生产的半喂入式联合收割机上用 的4 l b 1 5 0 型机械变速箱进行可靠性分析，该机械变速箱与液压无级变速箱( h s t ) 相配套，广泛用于半喂入联合收割机的行走驱动系统中。泰州锋陵4 l b 1 5 0 型半 喂入稻麦联合收割机相关技术参数如表2 1 所示，4 l b 1 5 0 型机械变速箱结构如图 2 1 所示。 表2 1 锋陵4 l b 1 5 0 型半喂入稻麦联合收割机主要技术参数 型号4lb-150 长宽高 整机重量 额定功率 割幅 生产效率 倒伏适应度 作物高度 割茬高度 损失率 破损率 含杂率 接地压力 4 1 0 2 0 3 2 2 0 厘米 2 3 5 0 千克 4 8 千瓦( 6 5 马力) 1 5 0 厘米 4 7 亩d , 时 顺割8 5 。以下逆割7 5 。以下 6 5 0 毫米h 1 2 0 0 毫米 3 5 1 5 厘米 2 5 0 9 6 0 5 1 0 9 6 2 0 千帕 h s t 输出齿轮与变速箱输入齿轮啮合，动力经齿轮传递至驱动轴的变速齿轮， 拨叉调节啮合变速齿轮的位置，即可实现行走速度的三档变换。驱动轴上传递的 动力经固定齿轮花键轴的传递后，由离合齿轮输入至转向轴上。联合收割机左转 弯时，左摩擦片锁紧，动力由过桥轴传至右半轴( 右输出轴) 输出。同理，联合 收割机右转弯时，则动力通过左半轴( 左输出轴) 输出。表2 2 列出了机械变速箱 中各轴上所有齿轮的基本参数。所有齿轮调制后表面进行渗碳处理，渗碳深度为 0 5 1 0 r a m ，齿面硬度h r c 5 8 6 3 ，心部h r c 3 3 - - 4 8 。变速箱的三个档位对应的传 动比分别为：i 档，1 ：8 2 4 ；i i 档，1 ：7 0 7 ；i i i 档，1 ：6 1 8 。( 各从动齿轮齿数 6 江苏大学硕士学位论文 之积与主动齿轮齿数之积的比值即为传动比，如i i i 档的传动比 1 m ：2 3 x 1 6 4 5 x 3 5 x 1 6 x 3 9 ：6 1 8 。根据各档的传动比可以计算出各轴的转速， 1 7 2 4 1 6 1 6 3 5 1 6 表2 3 为各轴的转速表。 7 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 电机 输入轴 驱动轴 固定齿轮花键轴 转向轴 过桥齿轮轴 半轴 2 2 齿轮的校核 齿轮传动时，对小齿轮性能要求较高，故设计时，通常只需要对小齿轮进行 强度校核，确定使用寿命【伽】。 2 2 1 输入轴齿轮校核 设定齿轮的寿命为5 0 0 小时，由表2 2 和表2 3 可得，齿数z = 1 7 ，模数m = 3 ， 直径d = m z = 5 1 m m ，啮合时的齿数比u = 2 3 1 7 - 1 3 5 ，小齿轮的转速n = 8 0 3 4 r m i n 。 齿面接触疲劳强度校核： 齿面接触疲劳强度校核公式 8 d n 2 3 确定公式内的各计算数值，根据齿轮国家标准汇编得【1 3 】： ( 1 ) 载荷系数k = k a k v k 。k 口= 1 0 x 1 1 x 1 3 x 1 5 = 2 1 5 ( 2 ) 齿宽系数九= 0 9 ( 3 ) 材料的弹性影响系数z f = 1 8 9 8 m p a u 2 ( 4 ) 按齿面硬度确定接触疲劳强度极限仃h 胁= 1 3 0 0 m p a ( 5 ) 计算应力循环次数n = 6 0 n i l = 6 0 x 8 0 3 4 x l x 5 0 0 = 2 4 1 x 1 0 7 ( 6 ) 接触疲劳寿命系数k 删= 0 9 8 ( 7 ) 取失效概率为1 ，安全系数s = 1 ，得到接触疲劳许用应力 ( 2 1 ) d 4 名 7 j 7 d 鸽 够 如 抱 坫 烈 1 8 5 8 3 3 d 4 暑 3 j j 石 必 够 弱 孔 n 1 8 5 6 2 2 l d 4 怎 j 5 5 5 槲 哪 脚 挪 挪 娜 卅 奶 仍 坝 拼 拼 叽 江苏大学硕士学位论文 o h 】：毕：0 9 8 1 3 删胁：1 2 7 钏r p 口 可得扭矩的临界值t = 1 1 8 x 1 0 5 n m m p：jl!-_：一118x105nmmx8034rmin：993kww ，7=一=一= 9 5 5 1 0 39 5 5 1 0 3 当传递功率提供的功率大于9 9 3 k w 时，输入齿轮齿面容易出现点蚀及疲劳磨 损。 齿根弯曲疲劳强度校核： 齿根弯曲疲劳强度校核公式 m ( 2 2 ) ( 1 ) 齿轮的弯曲疲劳强度极限o f e = 1 5 0 0 m p a ( 2 ) 弯曲疲劳寿命系数k 刷= 0 9 8 ( 3 ) 取弯曲疲劳安全系数s = 1 4 ，计算弯曲疲劳许用应力 o f 】= k m r o f e = 0 9 8 百x1 5 0 0 - 1 0 5 慨。上斗 ( 4 ) 载荷系数k = k a k v k 口k 口= 1 0 x 1 1 x 1 3 x 1 5 = 2 1 5 ( 5 ) 查取齿形系数及应力校正系数，y f a = 2 9 7 ，比= 1 5 2 计算输入齿黼褙，旨2 瑞笋“3 枷q 得扭矩的临界值t = 3 8 x 1 0 5n m m p：j尘里一：一38x 1 0 5 n m m x 8 0 3 4 r m i n ：3 1 9 7 k w w ，7 = = 一= 一= 9 5 5 1 0 39 5 5 1 0 。 当传递功率提供的功率大于3 1 9 7 k w 时，输入齿轮容易齿根断裂。 2 2 2 变速齿轮校核 变速齿轮是变速箱的核心零件之一，所以应对它进行强度校核。由于联合收 割机实际工作过程中，档的工作时间最长，故对该档齿轮进行强度校核。 设定齿轮的寿命为5 0 0 小时，齿数z = 2 4 ，模数m = 3 ，直径d = m z = 7 2 m m ，啮 合时的齿数比u = 2 4 1 6 = 1 5 ，齿轮的转速n = 5 9 3 8 f f m i n 。 齿面接触疲劳强度校核： 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 齿面接触疲劳强度校核公式 d “2 3 ( 2 3 ) 确定公式内的各计算数值 ( 1 ) 确定载荷系数k = k a k v k 甜k 口= 1 1 x 1 2 x 1 3 5 x 1 5 = 2 6 7 ( 2 ) 齿宽系数九= 0 9 ( 3 ) 材料的弹性影响系数z e = 1 8 9 8 m p a “2 ( 4 ) 接触疲劳强度极限o r 圩陆= 1 2 5 0 m p a ( 5 ) 计算应力循环次数n = 6 0 n i l = 6 0 x 5 9 3 8 x l x 5 0 0 = 1 7 8 x 1 0 7 ( 6 ) 接触疲劳寿命系数k 删= 0 9 7 ( 7 ) 取失效概率为l ，安全系数s = 1 ，计算接触疲劳许用应力 o r h 】：毕：0 9 7 1 2 5 叽胁：1 2 1 2 5 胁 得扭矩的临界值t = 2 4 9 x 1 0 5 n m m p：二旦一：一249x105nmmx5938rmin=1548kww，= 一= 一； 9 5 5 1 0 59 5 5 1 0 当传递功率提供的功率大于1 5 4 8 k w 时，变速齿轮i 档齿面容易发生点蚀及 疲劳磨损。 齿根弯曲疲劳强度校核： 齿根弯曲疲劳强度校核公式 1 0 m 确定公式内的各计算数值 ( 1 ) 变速齿轮的弯曲疲劳强度极限= 1 4 5 0 m p a ( 2 ) 弯曲疲劳寿命系数k 刷= 0 9 8 ( 3 ) 取弯曲疲劳安全系数s = 1 4 ，计算弯曲疲劳许用应力 k 】= 了k f n o r f e = 号产划1 5 m p a ( 4 ) 载荷系数k = k a k v k 。k 口= 1 1 x 1 2 x 1 3 5 x 1 5 = 2 6 7 ( 2 4 ) 江苏大学硕士学位论文 ( 5 ) 齿形系数及应力校正系数，y f l = 2 6 5 ，圪= 1 5 8 ( 6 ) 计算变速齿轮的街，粉2 等笋“1 1 0 _ 3 得扭矩的临界值t = 6 4 3 x 1 0 5 n m m p：堡：一643105nmm5938rmin：4001kw，= = 一= = 一= 9 5 5 1 0 39 5 5 1 0 3 当传递功率提供的功率大于4 0 0 1 k w 时，变速齿轮容易齿根断裂。 2 2 。3 离合主动齿轮校核 设定齿轮的寿命为5 0 0 小时，齿数z = 1 6 ，模数m - 3 5 ，直径d = m z = 5 6 m m ，啮 合时的齿数比u = 3 5 1 6 = 2 1 9 ，齿轮的转速n = 3 1 6 7 r m i n 。 齿面接触疲劳强度校核： 齿面接触疲劳强度校核公式 d l f 2 3 ( 2 5 ) 确定公式内的各计算数值 ( 1 ) 载荷系数k = k a k v k 。k 口= 1 o x l 1 x 1 2 x 1 4 = 1 8 5 ( 2 ) 齿宽系数九= 0 9 ( 3 ) 材料的弹性影响系数z f = 1 8 9 8 m p a “2 ( 4 ) 离合主动齿轮的接触疲劳强度极限陆= 1 3 0 0 m p a ( 5 ) 计算应力循环次数n = 6 0 n j l = 6 0 x3 1 6 7 x l x5 0 0 = 9 5 x 1 0 6 ( 6 ) 接触疲劳寿命系数k 删= 0 9 7 ( 7 ) 失效概率为1 ，安全系数s = 1 ，计算接触疲劳许用应力 o h 】：毕：0 9 7 1 3 唰吼：1 2 6 埘n 得扭矩的临界值t = 2 0 7 1 0 5 n m m p：堡：一207x105nmmx3167rmin：686kw，7 = = 一：= = 一= 9 5 5 1 0 。9 5 5 1 0 。 当左、右离合主动齿轮传动功率大于6 8 6 k w 时，离合主动齿轮齿面容易发生 点蚀及疲劳磨损。 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 齿根弯曲疲劳强度校核： 齿根弯曲疲劳强度校核公式为 m ( 2 6 ) 确定公式内的各计算数值 ( 1 ) 变速齿轮的弯曲疲劳强度极限o f e = 1 4 8 0 m p a ( 2 ) 弯曲疲劳寿命系数k 删= 0 9 8 ( 3 ) 取弯曲疲劳安全系数s = 1 4 ，计算弯曲疲劳许用应力 o f 】= 竽= 可0 9 8 x 1 4 8 0 _ 1 0 3 6 胁6上斗 ( 4 ) 载荷系数k = k a k v k 。k 口= 1 0 x 1 1 x 1 2 x 1 4 = 1 8 5 ( 5 ) 齿形系数及应力校正系数，y f a = 2 9 8 ，k = 1 5 1 ( 6 ) 计算变速齿轮的褙，静。警- 4 3 1 0 。3 得扭矩的临界值t = 6 2 1 x 1 0 5 n 1 n l l l p：堡：一621x 1 0 s n m i n x 3 1 6 7 r m i n ：2 0 6 k w w j _ 7 = 一= = 一= 9 5 5 x 1 0 39 5 5 1 0 当左、右离合主动齿轮传动功率大于2 0 6 k w 时，离合主动齿轮容易发生齿根 断裂。 通过对输入轴输入齿轮、变速齿轮及离合主动齿轮副进行齿面接触疲劳强度 和齿根弯曲疲劳强度校核，结果表明，在这三组齿轮副中，输入轴输入齿轮的强 度最低，当传递功率小于2 0 k w 时，点蚀为齿轮失效的主要形式，不会出现齿根断 裂现象。 2 3 轴承及轴的校核 2 3 1 轴承的校核 变速箱内的大部分轴承( 除转向轴上的轴承外) 均采用深沟球轴承，属于滚 动轴承。滚动轴承的失效形式主要有疲劳剥落、过量的永久变形和磨损等。轴承 在正常条件下使用，内圈、外圈和滚动体上的接触应力都是变化的，工作一定时 1 2 江苏大学硕士学位论文 间后，接触表面就可能发生疲劳点蚀，以致造成疲劳剥落。故疲劳剥落是轴承的 正常失效形式，它决定了轴承的工作寿命( 轴承的寿命一般是指疲劳寿命) 1 4 3 ，4 4 1 。 此外，轴承还有胶合、烧伤、套圈断裂、滚动体压碎、保持架磨损和断裂、 锈蚀等失效形式。在正常使用条件下，这些失效是可以避免的，因此称之为非正 常失效。变速箱箱体内的轴承很多，由于受力不同，它们的有效疲劳寿命也不一 样。图2 4 为变速箱驱动轴受力图，在此可以把它处理成对梁的受力分析。 图2 4 变速箱驱动轴受力简图 图中两支点即为两深沟球轴承6 3 0 4 ，f r l 、如为轴承提供给轴的直反力，f n 、 h 为轴所受的径向力。 n 设定传递功率为p = 2 0 k w ，根据公式z = 9 5 5 x 1 0 5 一_ r - ，由表2 2 查得驱动轴的 甩 转速n = 5 9 3 8 r m i n ，算得该轴所受的扭矩为3 2 1 0 5n i l l n l 。若确定f n 、如的数 值，必需先求出输入轴及固定花键轴的扭矩，由公式z ：9 5 5 1 0 5 1 ，同样根据表 刀 2 2 查得输入轴及固定齿轮花键轴的转速分别为8 0 3 4 r m i n 及8 9 0 7 r r a i n ，可求得两 轴所受扭矩分别为2 4 x 1 0 5 n m i l l 及2 1 1 0 5n 衄。由力矩公式f = 三， l l 1 = 专d 输入齿轮= 2 7 m m、l 2 = 吾d 花键轴齿轮= 2 5 m m ，计算得出 b l = 8 8 8 8 n ，= 8 4 0 0 n 。 联立方程组 j e + k = e z + b t ( 2 7 ) 【r 1 2 0 + e 2 1 6 0 = 9 5 代入各项数据得，e l = 4 3 6 4 5 n ，e 2 = 3 8 7 6 5 n 经验证，左轴承比右轴承更容易失效，所以校核驱动轴上左方深沟球轴承 1 3 联合收割机行走底盘变速箱的可靠性分析 ( 1 ) 计算当量动载荷p ，根据公式p = 厂口( x f r + 珑) 参