4MZ-3A型采棉機縱梁強度淺析

■趙杜超　宮玉龍　王永政

〔山東天鵝棉業機械股份有限公司研發中心，濟南250032〕

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4MZ-3A型采棉機縱梁強度淺析

■趙杜超宮玉龍王永政

〔山東天鵝棉業機械股份有限公司研發中心，濟南250032〕

一、引言

4MZ-3A型采棉機縱梁是整個車輛的承載脊梁，前后橋等各重要部件都連接其上，縱梁承受著整車負重，驅動力的傳遞也是通過縱梁來傳達到整個車身的?？v梁是否滿足強度要求，涉及到采棉機能否安全持久順利地開展采摘工作，與經濟效益息息相關。本文對采棉機縱梁進行正應力和切應力的強度校核，并根據計算結果進行總結。

二、縱梁及前后橋靜載荷受力分析

（一）縱梁——前后橋整備靜載荷模型建立

據采棉機各零部件自重及其與縱梁和車體的連接位置和連接方式，現擬建立縱梁——前后橋整備靜載荷模型，縱梁左端面與前橋輪轂中心重合。以縱梁左端面為坐標原點，建立坐標（如圖1所示），抽取參數如下：

圖1　坐標參數

F1：采頭及采頭支架總重力為3.5×104N（本文中重力加速度g全部取10m·s-2），坐標（x，y）=（-1.8，0）。

F2：駕駛室、駕駛室托盤、風管總成、洗滌劑箱整備及液力傳動油箱整備總重力為2×104N，坐標（x，y）=（0，0）。

F3：前橋（驅動橋）及前橋支架總重力為104N，力作用點為A點，坐標（x，y）=（0，0）。

F6：后橋（轉向橋）及后橋支架總重力為0.5×104N，力作用點為B點，坐標（x，y）=（4.1，0）。

（二）模型的靜載荷受力整合分析

對模型進行靜載荷受力分析，得出地面對前后橋的支持力，以及前后橋對縱梁的支持力。

1.研究F1。

FA1、FB1分別為前后橋相應于F1對地面產生的作用力。

2.研究F2。

相應于F2，前橋對地面的正壓力FA2=2×104N，后橋對地面的作用力FB2=0。

3.研究F3。

相應于F3，前橋對地面的正壓力FA3=104N，后橋對地面的作用力FB3=0。

4.研究F4。

FA4、FB4分別為前后橋相應于F4對地面產生的作用力。

5.研究F5。

FA5、FB5分別為前后橋相應于F5對地面產生的作用力。

6.研究F6。

相應于F6，前橋對地面的作用力FA6=0，后橋對地面的正壓力FB6=0.5×104N。

7.研究F7。

FA7、FA8分別為前后橋相應于F7對地面產生的作用力。

8.研究F8。

FA8、FB8分別為前后橋相應于F8對地面產生的作用力。

整合分析結果：前橋（A點）對地面的作用力FA= FA1+FA2+...+FA8=9.91×104N，后橋（B點）對地面的作用力FB=FB1+FB2+...+FB8=3.89×104N。

以上計算結果，基本與地磅實測前橋整備靜載荷10t，后橋整備靜載荷4t的情況相吻合，繼而與各靜載荷參數的采納和靜梁模型的建立合理性相左。下文中的計算涉及到采棉機總質量的全部按質量m=（F1+F2+...+F8）/g=13789.44kg取值。

鑒于F3、F6沒有作用于縱梁之上，前橋對縱梁的支持力FRα=8.91×104N，后橋對縱梁的支持力FRβ=3.39×104N。

三、正常工況下的縱梁強度校核

在整車扭矩輸出最大的工況下，根據縱梁所受動載荷的彎曲正應力σd以及保持整車加速度a0時所通過危險面的最大拉應力σ拉這兩者的合應力，校核危險面的正應力強度。同時，根據縱梁所受動載荷的彎曲切應力τd，校核危險面的切應力強度。

（一）計算危險面動載荷彎曲正應力σd與彎曲切應力τd

1.計算動荷因數Kd。

2.計算危險面靜載荷彎曲正應力σst與彎曲切應力τst。

設x為縱梁截面橫坐標，則有縱梁左端點x=0，右端點x=5.4。

當x∈［0，0.7］時：

根據以上方程繪制模型彎矩圖（如圖2所示）。

結合采棉機車身實際結構情況，知當x∈［0.45，0.5］時，縱梁沒有空間輔梁，為最危險截面。自彎矩圖可知，當x=0.45時，縱梁存在靜載荷彎矩值：

圖2　模型彎矩圖

3.靜載荷應力與動載荷應力的換算

動荷彎曲正應力σd=Kdσst=1.3×184.1=239.33 MPa

動荷彎曲切應力τd=Kdτst=1.3×7.55=9.815MPa

（二）計算相應于加速度a0通過危險面的拉應力σ拉

根據采棉機發動機性能曲線，當發動機曲軸轉速達1500r/m時，發動機最大輸出扭矩T0=908N·m。

采棉機液力傳動系統最高傳動比i1=1.27，機械效率ηm1=95%，機械傳動系統（分動箱和驅動橋）最高傳動比i2=95.78，機械效率ηm2=87%，驅動輪半徑R =0.92m。于是得到：

野外土地對車輪的滾動摩擦系數μ=0.05［5］，采棉機受到的總滾動摩擦阻力f0=μmg=0.05×13789.44 ×10m·s-2=6894.72N。

已知縱梁x=0.45處為危險面，計算得該危險面至車尾部分的車體質量m1=7265.32kg，后橋兩從動轉向輪受到的滾動摩擦阻力f1=μFB=0.05×3.89×104=1945N。

設相應于加速度a0，通過危險面對車體m1的拉力為F拉，則有：

代入各參數值，F拉≈46409.05N

相應于加速度a0，通過危險面產生的拉應力：σ拉

（三）實際應力與許用應力的比較與結論

1.縱梁危險面的實際應力。

縱梁危險面正應力σ=σd+σ拉=239.33+6.9 =246.23MPa

縱梁危險面切應力τ=τd=9.815MPa

2.縱梁疲勞安全系數。

對于非規律性的不穩定變應力，其變應力參數的變化受到很多偶然因素的影響，是隨機變化的。像本文研究的縱梁在正常工況下，作用在它上面的載荷和應力大小，要受到行車速度、輪胎充氣程度、路面狀況以及駕駛員的技術水平等一系列因素的影響。對此，目前尚無系統的計算方法統籌歸納其疲勞極限。這里，筆者根據經驗取縱梁的正應力疲勞安全系數Sca=1.4，剪切力疲勞安全系數Sca′=1.6。

3.4MZ-3A型采棉機縱梁的許用應力。

4.應力比較與結論。

σ＜［σ］且τ＜［τ］，符合材料的使用要求。

四、總結

本文通過建立縱梁——前后橋整備靜載荷模型，分析計算采棉機縱梁在正常工況下的實際應力，通過與材料Q345-A的許用應力進行比較，認為Q345-A可以滿足縱梁的力學性能要求，得出4MZ-3A型采棉機縱梁強度符合正常工況要求的結論。

［1］GB/T1591-2008，低合金高強度結構鋼［S］.

［2］黃立葵，盛燦花.車輛動荷系數與路面平整度的關系［J］.公路交通科技，2006，23（3）：27-30.

［3］聞邦椿.機械設計手冊［M］.北京：機械工業出版社，2010.

［4］中國農業機械化科學研究院.農業機械設計手冊［M］.北京：中國農業科學技術出版社，2007.☆