全喂入收割機(jī)中間軸的強(qiáng)度校核設(shè)計(jì)

曾澤先

（柳州五菱柳機(jī)動(dòng)力有限公司，廣西 柳州 545005）

通過(guò)對(duì)市場(chǎng)上比較成熟的一款全喂入收割機(jī)4LZ-2.0為對(duì)象進(jìn)行觀(guān)察研究，在設(shè)計(jì)過(guò)程中計(jì)算中間軸的強(qiáng)度，為此類(lèi)軸的校核提供參考。

1 4 LZ-2.0收割機(jī)中間軸裝配圖

圖1為14LZ-2.0收割機(jī)中間軸裝配圖

圖1 4LZ-2.0收割機(jī)中間軸裝配圖

2 中間軸的相關(guān)尺寸

中間軸的相關(guān)尺寸如圖2所示

圖2 中間軸的相關(guān)尺寸圖

3 中間軸的受力分析圖

圖3為中間軸的受受力分析圖

圖3 中間軸的受力分析圖

4 中間軸受力分析

帶傳動(dòng)為動(dòng)力輸入，小帶輪d1=140mm，n1=2400 r/min，大帶輪d2=224mm，可得出該軸n2=1500 r/min。

（1）FE：V帶（動(dòng)力輸入）作用在軸上的力

F0為單根 V帶處張緊力，式（1）為其計(jì)算公式，N；Z為V帶根數(shù)，由型號(hào)可得Z=5；α1為小帶輪包角。

式中，kα為包角修正系數(shù)；Pd為傳送帶設(shè)計(jì)功率；ν為帶速；q為V帶單位長(zhǎng)度質(zhì)量，查表得該V帶q=0.122包角修正系數(shù)kα由小帶輪包角確定中心距通過(guò)以下公式計(jì)算得出：

將d1=140，d2=224分別代入得中心距a=376.78；小帶輪包角 α=166.62°，據(jù)此查表得 kα=0.96。

Pd為設(shè)計(jì)功率，由以下公式計(jì)算：

其中，P1為額定功率，ΔP1為傳動(dòng)功率增量，kl為帶長(zhǎng)修正系數(shù)，三個(gè)參數(shù)可查表獲得：P1=6.53kw，ΔP1=0.36kw，kl=0.96，分別代入式（1-3）后計(jì)算得 Pd=31.75kW。

以上參數(shù)均代入式（1-2）即可計(jì)算得出單根V帶初張緊力F0=327.18 N，作用在軸上的力FE=3249.52 N。

（2）Fc：B2388普通輸出V帶作用在中間軸上的力

按上述作用力FE方式計(jì)算該力：

根 據(jù) d1=140mm，P1=2.88kw，ΔP1=0.51，kα=1，kl=1.01，得Pd=3.42kw，q=0.17Kg/m，ν=11m/s，單根V帶初張緊力F0=253.75 N，作用在軸上的力Fc=507.5 N。

（3）FD：中間軸輸出鏈輪鏈條12A-1X176作用在軸上的力

其中，KA為工況系數(shù)，根據(jù)鏈傳動(dòng)中等沖擊選取KA=1.4；Ft為鏈條有效拉力式中，P為鏈傳動(dòng)的傳遞功率，ν為帶速。其中，Pd為鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率；P0為額定功率，通過(guò)鏈傳動(dòng)轉(zhuǎn)速和型號(hào)查額定功率曲線(xiàn)表得P0≈16 kw；KZ為鏈數(shù)修正系數(shù)，由Z1=16查表得Kz=0.831；kp為排數(shù)系數(shù)，根據(jù)單條鏈傳動(dòng)查表得Kp=1；將上述參數(shù)值代入計(jì)算得P=13.296 kW。帶 速 ：ν=式 中 ，Z1=16；n1=1500r/min，P=19.05mm，代入計(jì)算得：ν=7.62m/s。

將P、ν值分別代入求得有效拉力Ft=1744.88N，作用在軸上的力FD=2931.4N。

（4）計(jì)算支承反力。

如圖4所示，如圖5所示。將力分解為水平分力和垂直分力：

支承反力

式中 d=43，b=49，l=658，c=75.5，代入各作用于軸上的力值得：FAX=4101.01，F(xiàn)AY=0，合成 FA=4101.01 N。

代入各參數(shù)值得：FBX=-3911.63，F(xiàn)BY=0，合成FB=3911.63N

圖4 水平面受力

圖5 垂直面受力

5 中間軸的疲勞強(qiáng)度校核

（1）確定危險(xiǎn)截面，初步分析 I、II、III三個(gè)截面有較大的應(yīng)力和應(yīng)力集中，截面位置在圖2中有標(biāo)注。

對(duì)稱(chēng)循環(huán)疲勞極限軸材料選用 45鋼調(diào)質(zhì)，σB=650 MPa，σS=360MPa， 可求得疲勞極限：σ-1b=0.44σB=0.44×650=286τ-1=0.3σB=0.3×650=195

脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限：

σ0b=1.7σ-1b=1.7×286=486

τ0=1.6τ-1=0.3×195=132

等效系數(shù)：

（2）截面I上的應(yīng)力。

彎矩 M1=FC·a2+FD·a1

式中，a1=30，a2=73，a3=29.5，代入各作用力得：M1=124989.5

彎曲應(yīng)力幅σa=σ=

將d=34 mm和M1值分別代入得：σ=31.8彎曲平均應(yīng)力（對(duì)稱(chēng)循環(huán)應(yīng)力）σm=0

將d=34 mm和T值統(tǒng)一單位后分別代入得：τ=10.77

① 應(yīng)力集中系數(shù)。 在截面I處，有軸直徑變化過(guò)渡圓角半徑r=0.2 mm，由Dd=3534=1.03 rd=0.234=0.0059和 σB=650MPa，從有效應(yīng)力集中系數(shù) Kσ和 Kτ值表中查出 Kσ=2.02，Kτ=1.36 。

表面狀態(tài)系數(shù)：

由加工表面的表面狀態(tài)系數(shù)β值表查得：β=0.92（Ra=3.2 μm， σB=650MPa）。

尺寸系數(shù)：

由尺寸系數(shù) εσ和 ετ表查得：εσ=0.88，ετ=0.81 。

② 安全系數(shù)。設(shè)為無(wú)限壽命KN=1，由安全系數(shù)Sσ式計(jì)算得

彎曲安全系數(shù)：

扭轉(zhuǎn)安全系數(shù)：

復(fù)合安全系數(shù)：

許用安全系數(shù)：當(dāng)載荷確定，應(yīng)力準(zhǔn)確情況下SP=1.3～1.5；當(dāng)載荷不確定，應(yīng)力不準(zhǔn)確情況下SP=1.5～1.8。所以，復(fù)合安全系數(shù)>許用安全系數(shù)，截面I校核通過(guò)。

（3）同理算出截面II上的復(fù)合安全系數(shù):

許用安全系數(shù)：當(dāng)載荷確定，應(yīng)力準(zhǔn)確情況下SP=1.3～1.5；當(dāng)載荷不確定，應(yīng)力不準(zhǔn)確情況下SP=1.5～1.8。所以，復(fù)合安全系數(shù)>許用安全系數(shù)，截面II校核通過(guò)。

（4）同理算出截面III上的復(fù)合安全系數(shù):

許用安全系數(shù)：當(dāng)載荷確定，應(yīng)力準(zhǔn)確情況下SP=1.3～1.5；當(dāng)載荷不確定，應(yīng)力不準(zhǔn)確情況下SP=1.5～1.8。所以，復(fù)合安全系數(shù)>許用安全系數(shù)，截面III校核通過(guò)。

6 結(jié)語(yǔ)

有較大應(yīng)力和應(yīng)力集中的三個(gè)截面校核均通過(guò)，由此可判斷得出該中間軸強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。

[1] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2000.

[2] 哈爾濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研室.理論力學(xué) 6版[M].北京：高等教育出版社，2002.