道岔清篩機挖掘鏈用鏈輪研制

岳文斌 陳 煒 張錦權 劉勇濤 唐國強

(常州市瑞泰工程機械有限公司 江蘇 常州 213011)

道岔清篩機是鐵路大修作業的關鍵設備之一，其良好的作業性能有助于清篩作業質量的提高。道岔清篩機在工作時由挖掘系統對道砟進行清篩。挖掘系統主要由挖掘桿、挖掘鏈、導槽與鏈輪組成，鏈輪驅動挖掘鏈沿導槽環形運動，故鏈輪與鏈條嚙合性能的好壞直接影響著清篩機的作業質量。

由于惡劣的清篩作業環境，使用不等節距設計的鏈傳動機構可以降低對鏈輪鏈條的裝配精度要求，提高挖掘鏈的使用壽命。然而目前國際上并沒有相關鏈傳動的標準設計方法。為此，本文在實踐的基礎上結合相關資料，對不等節距鏈輪設計進行了分析探討。

1 原理設計

1.1 鏈條結構分析

道岔清篩機挖掘鏈由鏈板、耙齒、中間體和鏈銷組成，如圖1所示。該鏈條結構簡單，易于現場拆裝，采用雙節距形式，其中節距T1=73 mm，T2=89 mm。

1.2 鏈輪結構分析

1.2.1節圓計算公式

目前國際上并沒有針對不等節距鏈輪鏈條的標準設計方法，閔德仁[1]給出了雙節距鏈傳動的節圓直徑設計公式，本文在此基礎上，考慮節距補償系數，設計了一種鏈輪與鏈條對應節距不相等的鏈傳動，鏈輪鏈條嚙合圖如圖2所示，對鏈輪節圓公式進行推導。

1—鏈板；2—耙齒；3—中間體；4—鏈銷。圖1 道岔清篩機挖掘鏈

圖2 鏈輪鏈條嚙合圖

已知圖中t1與t2為鏈輪節距，AB⊥AO，BC⊥AD，e為節距補償系數，其中t1≠T1、t2≠T2。

已知A為鏈輪節距中點，D0為節圓直徑，由圖可得：

(1)

由于sinα未知，現將其進行轉化

(2)

故

將該式代入式(2)，結合式(1)可得

(3)

1.2.2鏈輪節距修正

本文中取Z=6,t1=T1+e=73+e,t2=T2-e=89-e。

最終得到

(4)

根據公式(4)，可以得到節距補償間隙e與基圓D0的函數關系圖，如圖3所示。

圖3 節距補償間隙e與基圓D0的函數關系圖

可以看出節距補償間隙的選取對節圓大小并無顯著影響。但考慮到清篩作業惡劣的作業環境，以及挖掘鏈在長期使用過程中會因拉長變形導致脫鏈，選取恰當的e值，可以降低鏈輪鏈條對裝配精度的要求，保證清篩作業正常進行。

根據實踐經驗，本文取e=3 mm，此時計算得出D0=313 mm。

1.3 鏈傳動機構運動仿真

由于該鏈傳動機構為非標設計，故在完成鏈輪齒形設計后需要進行運動仿真，以判斷其嚙合特性[2-3]。鏈輪鏈條仿真模型如圖4所示，其中一只鏈輪設置為主動鏈輪，另一只設置為從動鏈輪。整體仿真時間設計為2 s，各時間段主動鏈輪運動參數設置如表1所示。

表1 仿真運動參數設置

圖4 鏈輪鏈條運動仿真截圖

仿真完成后，得到鏈輪鏈條傳動系統中各零部件的運動曲線。某節鏈條在仿真過程中的速度曲線如圖5所示，從圖中可以看出，該鏈節在整個運動周期經歷了加速、勻速與減速階段，與實際情況吻合，驗證了鏈輪設計的合理性。

圖5 某鏈節在運動方向的速度曲線

2 樣機研制

清篩機鏈傳動機構在進行挖掘作業時，長期保持與道砟接觸，摩擦磨損嚴重，加之受到道砟板結、枕底異物帶來的沖擊，挖掘鏈輪具有一定的斷裂風險，影響施工安全。因此，鏈輪在制造時，選材應綜合考慮硬度、強度，并具有良好的塑性與韌性。

2.1 鏈輪受力仿真

根據已知整機工況參數，在清篩機工作時，挖掘鏈受到的最大拉力為72 kN。

對鏈輪內圈固定并在齒部施加最大拉力后，經仿真計算得到鏈輪應力云圖，如圖6所示。可以看出鏈輪所受最大應力為135 MPa。

2.2 鏈輪研制

由前文分析可知，鏈輪的選材具有較高的綜合性能要求，在提高耐磨性的同時需保證其具有良好的塑性及韌性，避免沖擊斷裂。

本文鏈輪選用合金結構鋼進行制造，鏈輪整體屈服強度大于880 MPa，并在齒形加工完成后對齒面進行表面硬化與噴丸強化以提高其耐磨性。鏈輪實物如圖7所示。

圖6 鏈輪應力云圖 圖7 鏈輪實物圖

3 裝車試用

目前，本文研制的鏈輪已于2019年8月裝車(見圖8)，現已完成現場試驗，如圖9所示。試驗證明該鏈輪作業性能穩定，與挖掘鏈配合良好，滿足設計要求。

圖8 鏈輪現場試用圖

圖9 鏈輪使用情況圖

4 結論

本文以某型號道岔清篩機鏈傳動機構為研究對象，研究設計了一種不等節距鏈傳動鏈輪，經現場裝車試用，其可與挖掘鏈正確嚙合，裝配于整機實現挖掘道砟的功能，裝車試驗結果驗證了設計的合理性。

該鏈輪的成功應用，解決了一種非標鏈傳動的設計難題，提高了道岔清篩機配件的國產化率，具有一定的工程實用價值。