工程機械主軸旋轉試驗臺架設計*

王淑琴

(常州鐵道高等職業技術學校，江蘇 常州 213011)

0 引 言

工程機械是裝備工業的重要組成部分，主要用于國防建設工程、交通運輸建設，能源工業和城市建設等領域。工程機械一般包括液壓驅動系統，控制系統，執行機構和行走機構等。工程機械中的車輪主要分為兩種：一是帶有驅動電機及減速機的動輪；二是帶有無動力主軸的惰輪。驅動電機通電后，電機主軸旋轉通過減速機帶動車輛的動輪，拖動惰輪使車輛行走和轉向。惰輪主軸的疲勞強度直接關系到車輛行走和使用的安全，以往對惰輪的主軸設計只憑經驗或者通過整車試驗進行驗證，經驗不足以支撐惰輪主軸的理論計算，而整車試驗又對試驗的時間和成本造成一定的浪費，因此文中設計一款旋轉疲勞試驗臺架對惰輪主軸進行1:1臺架疲勞試驗很有必要。主軸疲勞試驗臺架的設計應結構簡單，安全可靠。該臺架采用電機驅動帶動惰輪主軸旋轉來模擬惰輪旋轉，通過液壓驅動來實施相應的載荷，保證主軸旋轉時能持續的動作來模擬惰輪在運行中所受到的載荷，從而達到對惰輪主軸的疲勞試驗要求。

1 車輛基本參數及工況設定

車輛參數如下：車輛重量：3 700 kg；額定載荷：3 50 kg；車輪直徑：0.38 m；車速：4 km/h；整個疲勞循環為1 300 000次。

根據惰輪主軸的實際使用情況，加載試驗分為兩種工況：常規工況：當車輛行駛在平整路段時，模擬主軸承擔1/4車重。動態工況：當車輛行駛在坑洼路段時，模擬主軸承擔1/2車重。

2 臺架方案設計

2.1 試驗臺架整體方案設計要求

根據試驗要求，需要在旋轉的主軸上施加常規載荷和動態載荷，故應對該試驗臺架進行充分的設計及計算：

(1) 考慮到皮帶傳動有結構簡單、制造成本低等優勢。因此選用皮帶傳動帶動主軸旋轉的傳動方式。

(2) 為降低整個試驗臺架的高度，施加載荷利用兩個杠桿原理，將常規載荷和動態載荷分開施加，常規載荷采用配重塊持續施加在主軸上；由于動態載荷是間歇式施加，同時液壓系統本身有體積小，剛度大，精度高等優勢，故動態載荷采用液壓缸的形式施加在主軸上。

(3) 電機安裝底座采用4個U形孔，方便調整皮帶張緊及電機安裝。

(4) 載荷實施的執行機構采用滾動軸承，為提高試驗過程中軸承的使用壽命及降低成本，采用深溝球全密封軸承。

(5) 試驗臺架底架四周設置6個螺栓孔，通過地腳螺栓對整個試驗臺架進行固定。

(6) 整體結構采用鋼板焊接，方便制造。

(7) 在整個臺架的鉸接處，采用卡簧和墊片對其進行限位，如中心軸的安裝。對于部分旋轉機構的鏈接，采用牛耳銷固定，如軸承的安裝。極大的降低了制造成本，提高了安裝的便捷性。

(8) 由于試驗臺架要24 h運轉，在電源處接入了空氣開關和過熱保護器對電機進行相應的保護，防止發生機械故障導致電機燒損等危險。

最終試驗臺架設計方案，如圖1和圖2所示。

圖1 試驗臺架二維圖

圖2 試驗臺架三維圖

2.2 電機、皮帶及皮帶輪的選型

依照車輛參數和試驗數據，對電機、皮帶及皮帶輪進行計算選型。

(1) 電機選型

根據車速可以算出主軸的旋轉速度為0.93圈/s。為了縮短試驗時間，將試驗主軸轉速ω由0.9圈/秒提高至2.5圈/s。滾動軸承徑向載荷摩擦因素μ為0.002，整個臺架的傳動效率η取85%，因此可算出：

摩擦力：f=Fgμ= 79.38 (N)

轉矩：M=fr=12 (N·m)

電機功率：P=Mω/η=222 (W)

鑒于主軸轉速為2.5圈/s且加載盤的直徑為303.5 mm，初定主動輪和從動輪的基準直徑為100 mm和300 mm，因此可以估算出電機的輸出轉速應為450 r/min，通過電機選型及電機功率余量，最終電機選定為功率550 W, 自帶減速機(減速比為1:3)的三相交流電機。

(2) 主動輪和從動輪的設計

由于整個試驗加載載荷不是很大，保險起見，初步選用普通B型V帶傳動，經查閱手冊，無基準直徑為100 mm，300 mm的主動輪和從動輪的標準件，因此決定自制主、從動輪，帶輪的輪槽截面采用GB/T 10412-2002《普通和窄V帶輪(基準寬度制)》中的普通V帶輪B槽型。

(3) 皮帶長度計算及選型

設計功率：Pd=KAP=1.4×222=310.8 (W)

式中：KA為工況系數，取1.4；傳動比i=1：3；小帶輪基準直徑：dd1=100 mm；大帶輪基準直徑：dd2=300 mm；帶速：ν= 2.4 m/s；初定中心距：a0= 600 mm。

基準長度：

實際中心距：

經查《機械設計手冊》：Ld為1 800 mm。

通過上述計算，可以得出電機與主軸之間的距離為578 mm，依照主從動輪的基準圓直徑，可以推算出V型皮帶的長度應為1 802 mm。

最終，得出試驗臺架所需電機參數，主動輪和從動輪規格及V帶型號和長度，為后續的設計和制造提供了有利的理論支持。

3 關鍵結構件的力學分析

對關鍵結構件進行有限元分析。分析整個試驗臺架運行工況得出：支撐梁為關鍵結構件，在整個試驗過程中承載4t的載荷。為了保證整個結構的安全性能，因此對支撐梁進行有限元分析，在workbench軟件進行相應的建模并劃分網格。根據實際運用工況，對支撐梁進行相應的約束和受力加載，計算得出支撐梁最大應力為135.74 MPa，遠小于其屈服極限(支撐梁的材料選用Q345B)，因此可得出該結構在理論計算中安全可靠。詳見圖3、4所示。

圖3 Workbench中的載荷圖

4 試驗過程及總結

通過前期的設計及計算分析，試驗臺架已制造組裝并進行了調試，如圖5所示。

圖5 試驗臺架

在調試過程中，發現臺架運行時加載盤與軸承之間有部分鐵屑飛出。經分析判斷后認為：在加載盤與軸承發生滾動摩擦時，由于兩者材料的硬度不同(加載盤的材料為低合金鋼，未做熱處理，硬度遠小于軸承鋼)，在旋轉擠壓過程中，加載盤和軸承強烈摩擦產生高溫，冷卻后擦傷出表層金屬脆硬，造成表面上金屬小塊脫落或呈片狀翹起，形成剝離，從而導致有部分鐵屑飛濺出。后續改進設計：在加載盤和軸承的摩擦副中加裝了潤滑裝置，情況改善了很多。在以后的設計中，如能對加載盤的表面進行一些必要的熱處理，如碳氮共滲或調質處理，則能避免在試驗臺架運行過程中，加載盤表面出現剝離的現象。

經過6天6夜不間斷運行，整個試驗已順利完成。試驗臺架未發生任何問題，從而驗證了主軸的旋轉疲勞，證明前期的設計計算是合理的，主軸結構是可靠安全的。為產品前期的研發提供了有效試驗依據。