全喂入收割機中間軸的強度校核設計

曾澤先

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州 545005）

通過對市場上比較成熟的一款全喂入收割機4LZ-2.0為對象進行觀察研究，在設計過程中計算中間軸的強度，為此類軸的校核提供參考。

1 4 LZ-2.0收割機中間軸裝配圖

圖1為14LZ-2.0收割機中間軸裝配圖

圖1 4LZ-2.0收割機中間軸裝配圖

2 中間軸的相關尺寸

中間軸的相關尺寸如圖2所示

圖2 中間軸的相關尺寸圖

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

帶傳動為動力輸入，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）為其計算公式，N；Z為V帶根數，由型號可得Z=5；α1為小帶輪包角。

式中，kα為包角修正系數；Pd為傳送帶設計功率；ν為帶速；q為V帶單位長度質量，查表得該V帶q=0.122包角修正系數kα由小帶輪包角確定中心距通過以下公式計算得出：

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

Pd為設計功率，由以下公式計算：

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

以上參數均代入式（1-2）即可計算得出單根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方式計算該力：

根 據 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，根據鏈傳動中等沖擊選取KA=1.4；Ft為鏈條有效拉力式中，P為鏈傳動的傳遞功率，ν為帶速。其中，Pd為鏈傳動的設計功率；P0為額定功率，通過鏈傳動轉速和型號查額定功率曲線表得P0≈16 kw；KZ為鏈數修正系數，由Z1=16查表得Kz=0.831；kp為排數系數，根據單條鏈傳動查表得Kp=1；將上述參數值代入計算得P=13.296 kW。帶 速 ：ν=式 中 ，Z1=16；n1=1500r/min，P=19.05mm，代入計算得：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，FAY=0，合成 FA=4101.01 N。

代入各參數值得：FBX=-3911.63，FBY=0，合成FB=3911.63N

圖4 水平面受力

圖5 垂直面受力

5 中間軸的疲勞強度校核

（1）確定危險截面，初步分析 I、II、III三個截面有較大的應力和應力集中，截面位置在圖2中有標注。

對稱循環疲勞極限軸材料選用 45鋼調質，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

脈動循環疲勞極限：

σ0b=1.7σ-1b=1.7×286=486

τ0=1.6τ-1=0.3×195=132

等效系數：

（2）截面I上的應力。

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

彎曲應力幅σa=σ=

將d=34 mm和M1值分別代入得：σ=31.8彎曲平均應力（對稱循環應力）σm=0

將d=34 mm和T值統一單位后分別代入得：τ=10.77

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

表面狀態系數：

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

尺寸系數：

由尺寸系數 εσ和 ετ表查得：εσ=0.88，ετ=0.81 。

② 安全系數。設為無限壽命KN=1，由安全系數Sσ式計算得

彎曲安全系數：

扭轉安全系數：

復合安全系數：

許用安全系數：當載荷確定，應力準確情況下SP=1.3～1.5；當載荷不確定，應力不準確情況下SP=1.5～1.8。所以，復合安全系數>許用安全系數，截面I校核通過。

（3）同理算出截面II上的復合安全系數:

許用安全系數：當載荷確定，應力準確情況下SP=1.3～1.5；當載荷不確定，應力不準確情況下SP=1.5～1.8。所以，復合安全系數>許用安全系數，截面II校核通過。

（4）同理算出截面III上的復合安全系數:

許用安全系數：當載荷確定，應力準確情況下SP=1.3～1.5；當載荷不確定，應力不準確情況下SP=1.5～1.8。所以，復合安全系數>許用安全系數，截面III校核通過。

6 結語

有較大應力和應力集中的三個截面校核均通過，由此可判斷得出該中間軸強度滿足要求。

[1] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業出版社，2000.

[2] 哈爾濱工業大學理論力學教研室.理論力學 6版[M].北京：高等教育出版社，2002.