小型收割機同步鋼帶疲勞裝置的設計與仿真

王卓爾,楊有剛

(西北農林科技大學 機械與電子工程學院,陜西 楊凌 712100)

0 引言

鋼帶的耐腐蝕性好、強度高,有著良好的抗氧化性和耐磨性,廣泛應用于各個工業制造企業和民用領域[1]。

農業機械工作環境差,由于其在不同的地形地勢、土壤條件和不同的農作物種類等原因下工作,機構傳動時沖擊力大,需要以定傳動比的傳動方式來保證機械的工作效率[2-3]。通常在聯合收割機上懸掛式滾筒撿拾器中控制滾筒轉動的鏈傳動形式在鏈條運行過程中會產生額外的動態載荷、振動和沖擊力,因此磨損速度較快且易伸長,導致其傳動性能差、維護成本高[4]。在往復的較大沖擊力作用下,剛性的鏈節因為多邊形效應產生的不均勻運動也會影響鏈條的使用壽命[5]。多層同步鋼帶傳動抗沖擊力強,對軸的作用力小、結構緊湊,固定傳動比且有很好的耐磨性,在農業機械特殊的工作環境下,具有廣闊的應用前景。另外,多層齒孔鋼帶傳動相比于齒輪傳動,可以很好地解決其中心距小及適應環境差的缺點[6];相比于普通的同步帶,鋼帶的制造工藝簡單,傳動能力強[7]。因此,模擬多層齒孔同步鋼帶實際工作狀態且進行疲勞試驗有很大必要性。

為了獲得這種新型結構帶的疲勞性能,本文根據小型收割機中撥禾輪和滾筒之間傳動的受力和功率范圍,設計了一種適應不同帶輪直徑、轉速和功率的多層同步鋼帶疲勞試驗裝置。

1 工作原理

多層齒孔同步鋼帶疲勞試驗裝置主要由動力輸出裝置、試驗負載調節裝置和計數測量裝置組成,通過調節動態負載扭矩來模擬小型收割機中同步鋼帶的實際工作狀態,試驗功率傳遞方式為機械封閉式,傳動原理如圖1所示。

1.底板 2.電機支座 3.調節電機 4.電機軸 5.聯軸器 6.軸承座 7.主動輪 8.鋼帶 9.感應磁片 10.導軌 11.從動輪 12.從動輪軸 13.磁分離合器 14.計數器 15.數顯裝置 16.主動輪軸圖1 多層同步鋼帶疲勞裝置工作結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of multi-layer synchronous steel belt fatigue device

疲勞裝置輸出動力件采用較大功率的電動機和電機驅動器,保證輸出功率的可控制性和精確性,采用磁粉離合器對疲勞試驗裝置進行無級扭矩加載,保證機械能可以反饋給試驗試件,減少了能量浪費。疲勞裝置的驅動帶輪固定在鋼板底座上,從動帶輪安裝在具有滑塊且固定的可動導軌上。導軌和鋼板焊接并且高度一致,保證試驗中的載荷和振動與運動部件處于同一水平高度。為了減少從動帶輪的振動和試驗裝置的強度和剛度,采用四導軌支撐高速軸運轉,大大增強了機構的穩定性。電機和主動軸采用法蘭式聯軸器,拆裝維護方便,傳遞扭矩很大,效率傳遞高,確保了功率的輸出效率。疲勞裝置可以對不同類型的嚙合孔鋼帶傳動進行試驗,以滿足對不同加載方式要求,還能根據相應的附加條件進行調整。試驗裝置要求可以測量一定范圍內的不同帶厚、不同層數、不同帶長和不同帶寬的嚙合孔鋼帶的疲勞強度極限,試驗方案可很好地滿足這些要求。

2 關鍵零部件的設計

2.1 帶輪設計

由于多層齒孔鋼帶傳動的特殊性,要求帶輪有極高精度的配合凸臺,凸臺必須加工精確,保證與鋼帶的同軸度。在高速運轉的帶輪上的嚙合鋼帶,若配合誤差大,很容易產生脫齒跳齒現象,或者鋼帶直接橫向脫離帶輪等情況發生。為了避免這種情況發生,同時保證試驗的順利安全進行,設計了試驗帶輪結構,如圖2所示。

圖2 試驗帶輪結構模型Fig.2 Test pulley structure model

在帶輪有效直徑外設計了兩個擋圈,保證足夠寬度的同時,也避免了高速轉動下,鋼帶因為公差和制造精度低而引起的橫向偏移帶輪甚至脫落造成的試驗危險。整個帶輪用鑄鐵制造而成,由于材料密度較大,會比較沉重,在帶輪外軸徑和有效直徑之間開有一定形狀的空槽,在加強帶輪強度和剛度的同時也大大減輕了帶輪的質量,減少了軸承受的縱向壓力。帶輪上與鋼帶嚙合的凸臺通過薄板用螺釘固定在帶輪外圈支撐柱上,考慮到試驗過程中,由于制造誤差和人工安裝可能會出現的嚙合部位出現誤差而無法配合的情況,可以更改薄板上凸臺的位置進行調整。這種設計方法不需要重新制作凸臺,也不需要改變帶輪的直徑,可根據薄板的厚度進行微調,省時省力且可以隨時調整,滿足了試驗帶輪對于鋼帶嚙合要求的條件。

2.2 高速軸設計

在疲勞裝置工作過程中,高速軸需要承受較大的電機驅動力矩,產生扭轉、彎曲等疲勞變形;所以,高速軸的材料和結構設計應滿足強度、剛度、耐磨性和耐高溫等條件。已知某小型收割機在收獲小麥時撥禾輪和滾筒之間所需傳遞功率為5.04kW,選用5.5kW的三相交流異步電動機進行驅動,計算得出高速軸輸出功率為4.76kW,最高轉速為1457r/min。本文設計的高速軸選用45號優質碳素鋼作為加工材料,基本尺寸：總長392mm,與帶輪嚙合鍵長90mm,與磁粉離合器嚙合鍵長70mm。采用最小軸徑計算方法根據扭矩值進行估算,則有

(1)

整理得到滿足扭轉強度條件的軸徑估算公式為

(2)

式中τT—軸的扭剪應力(MPa);

[τT]—軸的許用扭剪應力(MPa);

T—轉矩(N·mm);

P—軸上所傳遞的功率(kW);

d—軸的直徑(mm);

n—軸的轉速(r/min);

C—由軸材料和受載確定常數(取134)。

高速軸需要兩個鍵進行聯結,所以最終的軸直徑應是上式中軸直徑d的121%,最終計算出最小軸徑為25mm。

2.3 疲勞裝置總體設計

同步齒孔鋼帶疲勞試驗裝置的三維模型,如圖3所示。

圖3 試驗機三維模型Fig.3 3D model of testing machine

疲勞試驗裝置主要技術參數如表1所示。

表1 疲勞試驗裝置主要技術參數Table 1 Technical parameters of fatigue test device

3 疲勞裝置有限元仿真與試驗驗證

對于試驗裝置,需要分析高速軸的應力和變形,從而進一步得知軸在受載時的強度、剛度和穩定性;同時,需要考慮裝置振動穩定性的要求,軸的振動頻率不能與機架的固有頻率接近或重合,否則會出現系統共振從而無法進行正常工作或被破壞。所以,需對機架和高速軸進行振動模態分析,以確保其正常工作。

3.1 高速軸靜力學分析

采用SolidWorks建立高速軸的三維模型,添加Simulation插件,定義材料的參數：彈性模量、泊松比和密度,即EX=2.10e11,PRXY=0.274,ρ=7.83e3。劃分網格并對軸身和軸頭等位置施加相應外部載荷,如圖4所示。

圖4 劃分網格與載Fig 4 Stress nephogram of High speed axis

經過計算求解得到高速軸的應力應變云圖如圖5、圖6所示。結果表明：高速軸在最大扭矩作用下軸端撓度為0.04mm,軸所產生的最大應力在軸鍵部位,其值為98.1MPa。單軸疲勞載荷作用下材料的疲勞極限約為抗拉強度0.35倍[8],故通過計算的方法獲得軸材料疲勞極限約為218MPa(45鋼的抗拉強度為624MPa),證明了軸在疲勞試驗中自身不會發生疲勞失效現象,表明高速軸的設計完全滿足試驗裝置的要求。

圖5 高速軸應力云圖Fig.5 Stress nephogram of High speed axis

圖6 高速軸應變云圖Fig.6 Strain nephogram of High speed axis

3.2 機構的振動分析

利用Workbench對機械結構進行模態分析,計算機構的自振頻率特性。將機架與軸的三維模型存成中間格式后導入ANSYS中“Modal(模態分析)”的“Geometry”,定義材料參數,設置高質量四面體網格,最小尺寸0.05mm,模態結果采用直接求解方法,得出機架和軸的振動頻率,如圖7、圖8所示。

圖7 機架的振動頻率Fig.7 The vibration frequency of the rack

圖8 軸的振動頻率Fig.8 The vibration frequency of the axis

振型云圖如圖9～圖14所示。

圖9 機架的第1階模態振型Fig.9 The first modal mode of the rack

圖10 機架的第3階模態振型Fig.10 The third modal mode of the rack

圖11 機架的第5階模態振型Fig.11 The fifth modal mode of the rack

圖12 軸的第1階模態振型Fig.12 The first modal mode of the axis

圖13 軸的第3階模態振型Fig.13 The third modal mode of the rack

圖14 軸的第5階模態振型Fig.14 The fifth modal mode of the rack

從模態分析的結果可以看出：高速軸的1階固有頻率為4501.7Hz,而疲勞試驗時電機提供的最大轉速,即高速軸的最大轉速僅為46.7r/min,不足以引起共振。

3.3 疲勞試驗設計與裝置的可靠性驗證

通過裝置的零部件加工和采購,設計并制造出的多層齒孔鋼帶試驗裝置樣機,如圖15所示。

圖15 樣機Fig.15 Prototype

試驗裝置中：機架總長950mm、寬460mm、高400mm,導軌長560mm;電動機功率為5.5kW;磁粉制動器量程為0～50N·m;主動帶輪和被動帶輪直徑為240mm/160mm;變頻器調頻范圍0～5.5kW。

試件參數如表2所示。

表2 試件參數Table 2 Test specimen’s parameters

在進行多層鋼帶疲勞性能試驗時,可知鋼帶的疲勞屈服極限為σs=157MPa,按照疲勞計算帶的有效拉應力為：σ1≤σs/[S]。其中,S為疲勞安全系數,查機械設計手冊可知σ1≤157/4.5=34.9MPa,即σ≤σ1=34.9MPa

由此可知：鋼帶在電機最大功率和最高主動軸轉速下的受載為150N,小于鋼帶的最大疲勞應力下的受載349N,從動軸加載扭矩為12.07N·m,在扭矩傳感器的測量范圍內,具體疲勞試驗參數如表3所示。

表3 鋼帶疲勞試驗參數Table 3 Steel belt abnormal meshing test parameters

試驗過程中多層齒孔鋼帶嚙合效果良好,鋼帶的振動狀態如圖16所示。

圖16 多層鋼帶振動狀態Fig.16 Multi-layer steel strip vibration

試驗一共持續60min,在此過程中鋼帶嚙合效果良好,試驗裝置運行穩定且沒有和軸系之間發生共振現象。

試驗后被測試件狀態如表4所示。

表4 試驗后試件狀態Table 4 Test piece status after test

被測試件狀態表明：多層鋼帶在一定負載扭矩作用下會產生很小的彈性變形,但不會影響其正常進行疲勞試驗,鋼帶嚙合情況良好,表變平整度較高;磨損部位為鋼帶的嚙合部位,屬正常嚙合,并不會影響鋼帶的使用性能。

對完成試驗后鋼帶與帶輪接觸層的內層齒孔和最外層齒孔進行對比,結果如圖17所示。

圖17 鋼帶齒孔處狀態Fig.17 The state of the perforations of the steel strip

從圖17可以看出：最內層齒孔會有嚙合破痕跡,上層齒孔并無明顯損傷,說明試驗裝置的帶輪結構設計比較合理,表明此試驗裝置滿足齒孔鋼帶的傳動性能和疲勞性能試驗。

4 結論

1)設計了符合同步齒孔鋼帶疲勞試驗的鋼帶帶輪,凸臺的位置可以通過更改薄板進行調整,可滿足不同規格鋼帶的疲勞測試。

2)設計的高速軸可滿足疲勞裝置進行長時間快速工作。

3)根據通過靜力學分析,得出高速軸在最大扭矩作用下軸端撓度為0.046 26mm, 軸所產生的最大應力在軸鍵部位,其值為98.1MPa,小于軸材料疲勞極限218MPa。通過模態分析,得到機架和高速軸的前6階模態的頻率和振型,機架的1階固有頻率為106.93Hz遠小于高速軸的1階固有頻率4501.70Hz,驗證了裝置的合理性。

4)設計了一組疲勞試驗,通過觀察裝置運行和鋼帶嚙合孔處的狀態進而驗證了裝置的可靠性。