玉米青貯機(jī)傳動系統(tǒng)失效分析與改進(jìn)設(shè)計(jì)

陳波 葉偉 余海川

摘要：基于玉米青貯機(jī)傳動系統(tǒng)在試驗(yàn)中出現(xiàn)花鍵軸扭曲問題提出，分析出了玉米青貯機(jī)模型刀盤及波輪所受載荷力的特性并得出隨時間變化的等效載荷公式，得出了花鍵軸所需承受的最大載荷與玉米青貯收獲機(jī)工作行走速度的關(guān)系，最后，分析出過載的原因并提出了解決方案并加以驗(yàn)證，為解決玉米青貯機(jī)傳動系統(tǒng)失效提供了一種方法。

關(guān)鍵詞：玉米青貯機(jī)；三維模型；失效分析；改進(jìn)設(shè)計(jì)

引言

隨著現(xiàn)代畜牧業(yè)的發(fā)展，我國青貯飼收獲機(jī)械的研發(fā)與設(shè)計(jì)不斷涌現(xiàn)，而關(guān)鍵技術(shù)及零部件的研發(fā)起步較晚，國內(nèi)的玉米收獲機(jī)研發(fā)處于初級階段，本文針對設(shè)計(jì)樣機(jī)在試驗(yàn)過程中割臺傳動系統(tǒng)出現(xiàn)的花鍵軸扭曲故障而導(dǎo)致整機(jī)運(yùn)行試驗(yàn)失敗提出的問題。（如圖1）

1.模型的構(gòu)建

利用三維建模軟件UG建立玉米青貯機(jī)割臺轉(zhuǎn)動系統(tǒng)簡化模型（如圖2、3）。

上圖中的花鍵軸（如圖4）的動力是由萬向節(jié)傳遞的，正是此矩形花鍵軸發(fā)生過載扭曲現(xiàn)象，造成試驗(yàn)過程失敗。

2.機(jī)構(gòu)的數(shù)據(jù)模型建立

為了計(jì)算鋸盤所受載荷的大小及分布的原理，試驗(yàn)過程中，測量出玉米種植的行距及株距。實(shí)測以種植的平均株距為160mm，行距為720mm計(jì)。根據(jù)玉米青貯機(jī)的基本參數(shù)可知，在運(yùn)行過程中理想狀態(tài)下可對5行植株進(jìn)行收獲（如圖5、6）。

根據(jù)圖6知，鋸盤的受力為脈沖型的，假定玉米收獲機(jī)的工作行走速度為V0，則植株1的沿著攪龍的速度可分解為豎直向下的速度VY，和水平向左的速度VX，則根據(jù)力的合成與分解原理即：

分析可得到，植株1、3、5同時到達(dá)直至秸稈被割斷，植株2、4同時被切割，則鋸盤的受到兩個脈沖力的作用。假設(shè)玉米秸稈被鋸盤截?cái)嘈枰S鋸盤運(yùn)動的位移為S，由余玄定理 ：

則

Θ：為刀盤轉(zhuǎn)過的角度

W：為刀盤的角速度

R：為刀盤的半徑

查閱資料知玉米秸稈的莖葉連接力、葉鞘的抗拉特性和莖稈、葉鞘的抗沖擊特性結(jié)果，得到了玉米秸稈的固有力學(xué)特性：莖葉連接力為0.7～16N，葉鞘抗拉力為3～21N，莖稈抗沖擊能量為20.3～42.8J。根據(jù)實(shí)際工作情況，取轉(zhuǎn)速n=2400rad/s，工作行走速度V=2m/s，相對截?cái)辔灰芐=100mm進(jìn)行比對。

若取莖稈的平均抗沖擊能量為30J，則單個植株脈沖力可得：

脈沖力 = （其中鋸盤的半徑R>>S，則此時運(yùn)動弧長L≈S）

由于波輪工作的復(fù)雜性，如圖7所示，當(dāng)波輪過載荷時齒輪與上下摩擦片打滑時傳動軸承受的是最大扭矩，且其是根據(jù)碟簧上螺母的擰緊程度所決定的，故設(shè)波輪所受的最大靜載荷為 。

代入工作參數(shù)可得：

脈沖的周期

脈沖間隔

脈沖力持續(xù)時間

可知脈沖力時間間隔、脈沖力持續(xù)時間都較短，由刀盤及波輪轉(zhuǎn)速之比為30，可得波輪旋轉(zhuǎn)一圈需0.075s，且隨著工作行走速度的增加，會發(fā)生脈沖力的疊加。UG加載的函數(shù)中能確切表達(dá)的公式為：

F（t）= +

其中V0是工作行走速度，F(xiàn)為單個植株脈沖力300N，F(xiàn)0為波輪打滑的最大載荷，（由螺母決定，假定F0=1000N）。可將脈沖分段函數(shù)近視看作正弦函數(shù)圖（如圖8、9）。

3.關(guān)鍵部件的力學(xué)分析及仿真結(jié)果

在UG系統(tǒng)中動力學(xué)仿真模塊定義連桿機(jī)構(gòu)，選擇有相對運(yùn)動的部件，運(yùn)動的部件整體定義為一個連桿，定義桿件間的運(yùn)動副，并為其賦齒輪副的參數(shù)（如圖10）。

由上圖可知，隨著玉米青貯飼料收獲機(jī)工作行走速度的增大，單位時間內(nèi)的脈沖次數(shù)也隨之增加，且脈沖力也隨之增加。

當(dāng)玉米青貯飼料收獲機(jī)工作行走速度為8m/s時，利用Ansys對矩形花鍵軸加載荷，得到切應(yīng)力的云圖及花鍵軸的總變形云圖（如圖14、15）。

由上圖可以看出，矩形花鍵軸的最大變形量為2.2024mm，花鍵軸的最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力分布在齒根的附近，這是由于矩形花鍵的側(cè)面的應(yīng)力集中所致，與實(shí)際工作中的過載情況符合，得到割臺部件載荷過大，矩形花鍵軸發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。

4.改進(jìn)后的力學(xué)分析

試驗(yàn)中增加調(diào)節(jié)安全離合器，設(shè)置調(diào)節(jié)安全離合器的最大扭矩防止傳動軸過載荷，根據(jù)玉米青貯飼料收獲機(jī)的工作最大行走速度V=8m/s，將花鍵軸所受的最大載荷力矩1425500N·mm為安全離合器的最大離合扭矩，利用Ansys給矩形花鍵軸加載荷，得到切應(yīng)力的云圖及花鍵軸的應(yīng)變云圖（如圖16、17）。

由上圖可見，花鍵軸承受的最大切應(yīng)力為834.36MPa，最大扭轉(zhuǎn)距離為0.079286mm。安全離合器動作足以保證傳動軸過載荷。

5.結(jié)束語

本文利用UG軟件的model模塊獲得三維模型數(shù)據(jù)；并通過基于VR技術(shù)的虛擬裝配平臺對其模型的可裝配性加以驗(yàn)證，得到精確合理的零部件三維模型。

進(jìn)而簡化割臺部件傳動系統(tǒng)的模型，應(yīng)用理論力學(xué)、物理知識計(jì)算分析了刀盤所受的力可近視看作為正弦脈沖力并得出隨時間變化的等效載荷公式；得出花鍵軸所需承受的最大載荷與玉米青貯收獲機(jī)工作行走速度間的關(guān)系，分別得出不同速度花鍵軸所需承受的最大載荷圖。

根據(jù)材料力學(xué)及花鍵軸的尺寸參數(shù)計(jì)算出花鍵軸的屈服強(qiáng)度，進(jìn)行結(jié)果比較。最后，得出花鍵軸較容易過載的結(jié)論，并提出了加裝超越離合器的方案，加以分析得到花鍵軸接近最大載荷時超越離合器的扭矩值。

加以驗(yàn)證，符合實(shí)際工作情況，解決了傳動系統(tǒng)中的薄弱環(huán)節(jié)。

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作者簡介：余海川，通信作者，新疆大學(xué)本科。