草方格鋪設(shè)車傳動系統(tǒng)設(shè)計與分析

王清強(qiáng)

(陜西能源職業(yè)技術(shù)學(xué)院 煤炭與化工產(chǎn)業(yè)學(xué)院,陜西 咸陽 712099)

0 引言

近年來,我國對土地沙漠化治理高度重視,采取了一系列重要措施來防風(fēng)固沙和保護(hù)生態(tài)環(huán)境,在沙漠鋪設(shè)草方格沙障是防風(fēng)固沙的最有效措施?，F(xiàn)階段,依靠人工鋪設(shè)草方格沙障存在勞動強(qiáng)度大、效率低等問題,所以越來越多的學(xué)者開始對鋪設(shè)草方格沙障的機(jī)器進(jìn)行研究,從而達(dá)到機(jī)器代替人工作業(yè),解放人力、提高勞動效率的目的[1]。然而,沙漠草方格鋪設(shè)車傳動系統(tǒng)是草方格鋪設(shè)車的重要組成部分,其結(jié)構(gòu)設(shè)計是否合理將直接影響鋪設(shè)車鋪草速度和鋪草質(zhì)量。因此,本文對鋪設(shè)車傳動系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計,并對該傳動系統(tǒng)的帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行精確計算,同時采用有限元分析軟件對主要受力部件驅(qū)動鏈輪進(jìn)行靜力學(xué)分析,對其強(qiáng)度進(jìn)行校核。

1 傳動系統(tǒng)方案設(shè)計

草方格鋪設(shè)車動力傳動系統(tǒng)在設(shè)計時需要確保履帶前進(jìn)速度和齒輥鋪草速度相匹配,根據(jù)實際工況設(shè)計的傳動系統(tǒng)方案如圖1所示。該傳動系統(tǒng)包括兩部分:第一部分為履帶行走部分,通過帶傳動將動力傳遞到減速箱,經(jīng)減速增矩后將動力傳遞給履帶,實現(xiàn)了鋪設(shè)車的前進(jìn);第二部分為齒輥鋪草部分,該部分通過帶傳動、減速箱、鏈傳動和齒輪傳動將動力傳遞給齒輥,通過齒輥圓周轉(zhuǎn)動帶動草簾子的鋪設(shè)。根據(jù)傳動系統(tǒng)方案,采用SolidWorks軟件建立傳動系統(tǒng)三維模型如圖2所示。

1—柴油機(jī);2—小帶輪;3—大帶輪;4—大變速箱;5—聯(lián)軸器;6—履帶;7—小鏈輪;8—Ⅳ軸;9—從動齒輪;10—齒輥;11—V軸;12—主動齒輪;13—大鏈輪;14—小變速箱;15—大帶輪;16—I軸;17—Ⅱ軸;18—Ⅲ軸;19—電機(jī)軸。

圖2 傳動系統(tǒng)三維模型

2 傳動系統(tǒng)計算

2.1 發(fā)動機(jī)選擇

由于在沙漠作業(yè),故選擇柴油機(jī)作為發(fā)動機(jī),額定功率P0=3.6kW,額定轉(zhuǎn)速n0=3 200r/min。

2.2 履帶前進(jìn)速度

大變速箱整體購置,速比為34∶1,大變速箱輸入軸帶輪基準(zhǔn)直徑為144mm,兩槽。柴油機(jī)輸出軸小帶輪直徑為76mm,三槽,大變速箱輸出軸每轉(zhuǎn)一圈履帶前進(jìn)0.5m,所以履帶前進(jìn)速度υd為

(1)

2.3 計算總傳動比和分配比

1)總傳動比是由柴油機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)速n0和鋪草機(jī)構(gòu)齒輥轉(zhuǎn)速nc決定。為保證鋪草速度和履帶前進(jìn)速度相匹配,齒輥轉(zhuǎn)速nc計算如下:

(2)

式中:d1為齒輥圓盤直徑,取d1=85mm;η為鋪草效率,取η=0.85。

所以總傳動比i為

(3)

2)根據(jù)總傳動比對各傳動部分傳動比進(jìn)行分配,取V帶傳動比i1=1.9;小變速箱采用外購,為二級減速,其傳動比分別為i2=3,i3=4;鏈傳動i4=1.25,齒輪傳動比i5=1[2]。

2.4 計算傳動裝置運(yùn)動參數(shù)

為了便于后續(xù)分析計算,查閱《機(jī)械設(shè)計手冊》[3],對各軸轉(zhuǎn)速和各軸輸入功率進(jìn)行計算。由于草簾子質(zhì)量很輕,齒輥在鋪草過程中消耗的功率很小,取整個發(fā)動機(jī)功率的15%進(jìn)行計算。即第二部分傳動系統(tǒng)的輸入功率Pd=3.6×15%=0.54kW,計算結(jié)果見表1。

表1 傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)

2.5 帶傳動設(shè)計

由表1可知,柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速n0=3 200r/min。第二部分傳動系統(tǒng)電機(jī)輸入功率Pd=0.54kW,V帶傳動比i1=1.9。

1)確定計算功率Pc

Pc=Pd×Ka=0.78(kW)

(4)

式中Ka為工況系數(shù),取1.44。

2)選擇普通V帶型號

根據(jù)Pc=0.78kW,n0=3 200r/min,查《機(jī)械設(shè)計手冊》,選用Z型V帶。

3)確定帶輪基準(zhǔn)直徑

選取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=76mm,大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=i1×dd1=144mm。

4)初定中心距α0

0.7(dd1+dd2)≤α0≤2(dd1+dd2)

(5)

通過計算得到α0的取值范圍為154～440mm,取α0=210mm

5)計算帶長Ld0

(6)

查《機(jī)械設(shè)計手冊》,選取帶基準(zhǔn)長度Ld=800mm。

6)確定實際中心距α

(7)

7)確定帶的根數(shù)

由于齒輥帶動草簾子運(yùn)動過程中需要克服的阻力很小,選擇單根V帶就可滿足傳輸要求。

8)設(shè)計結(jié)果

選擇Z型V帶,輪基準(zhǔn)直徑dd1=76mm,dd2=144mm,中心距α=225mm,帶的根數(shù)Z=1。

2.6 小變速箱

小變速采用外購,屬于二級減速,總傳動比為12∶1。

2.7 鏈傳動設(shè)計

鏈傳動主要用在要求工作可靠、兩軸相距較遠(yuǎn)、低速重載、工作環(huán)境惡劣等場所。由于草方格鋪設(shè)車在沙漠作業(yè),環(huán)境惡劣,又是低速,所以此部分傳動選擇鏈傳動,以下是對整個鏈傳動的設(shè)計過程。

由表1傳動裝置運(yùn)動和動力參數(shù)可知,主動鏈輪轉(zhuǎn)速n4=140r/min,傳動比i4=1.25,鏈輪輸入功率P4=0.44kW。

1)選擇鏈輪齒數(shù)

取小鏈輪齒數(shù)z1=12,大鏈輪齒數(shù)為

z2=i4×z1=15

(8)

2)確定計算功率Pca

Pca=KaP4=0.6(kW)

(9)

式中Ka為工況系數(shù),參考《機(jī)械設(shè)計手冊》,取1.4。

3)選擇鏈條型號和節(jié)距

據(jù)Pca=0.6kW,n4=140r/min,查《機(jī)械設(shè)計手冊》可選鏈條型號為10A,鏈條節(jié)距為p=15.88mm。

4)計算鏈節(jié)數(shù)和中心距

初選中心距a0=(30～50)p,取a0=750mm。相應(yīng)的鏈長節(jié)數(shù)為

(10)

取鏈長節(jié)數(shù)Lp=107節(jié)。查《機(jī)械設(shè)計手冊》可得中心距計算系數(shù)f1=0.244,則鏈傳動的最大中心距為

a=f1p[2Lp-(z1+z2)]=725(mm)

(11)

5)設(shè)計結(jié)果

滾子鏈型號:10A-1×107(查《GB/T1243—1997》標(biāo)準(zhǔn)),鏈輪齒數(shù)z1=12,z2=15,中心距a=725mm。

2.8 齒輪傳動設(shè)計

為了使兩齒輥異向旋轉(zhuǎn),從而使草簾子從上至下鋪設(shè)到地面上,而齒輪嚙合轉(zhuǎn)動時,兩齒輪轉(zhuǎn)動方向符合異向旋轉(zhuǎn),所以在齒輥的外端加裝兩大小相同的齒輪。在設(shè)計齒輪參數(shù)時需考慮兩齒輥的間隙大小,間隙不能過大也不能過小,從而能保證草簾子正常鋪設(shè)。

齒輪相關(guān)參數(shù)為:齒數(shù)z′1=z′2=20,模數(shù)m=4.5,傳動比為1∶1,兩分度圓直徑d1=d2=z′1m=z′2m=90mm。

3 驅(qū)動鏈輪靜力學(xué)分析

鏈傳動是該傳動系統(tǒng)的重要組成部分,而驅(qū)動鏈輪又是鏈傳動主要受力部件,若驅(qū)動鏈輪設(shè)計強(qiáng)度不滿足要求,在實際作業(yè)過程中將會出現(xiàn)斷裂、斷齒等問題,因此將建立的驅(qū)動鏈輪三維模型導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench中進(jìn)行靜力學(xué)分析。為提高網(wǎng)格劃分的質(zhì)量,首先需要對驅(qū)動鏈輪上的倒圓角進(jìn)行刪除,采用自動劃分網(wǎng)格的方法對驅(qū)動鏈輪進(jìn)行離散化處理,網(wǎng)格劃分共產(chǎn)生45 136個節(jié)點和25 551個單元,驅(qū)動鏈輪有限元模型如圖3所示。驅(qū)動鏈輪材料選用45號鋼,屈服強(qiáng)度δs=355MPa,彈性模量E=206GPa,泊松比μ=0.3。

圖3 驅(qū)動鏈輪有限元模型

鏈輪與鏈條嚙合過程中,只有很少的輪齒進(jìn)入嚙合,嚙合角很小,為保證驅(qū)動鏈輪工作時的可靠性,取鏈輪的極限工況進(jìn)行計算,即只有一個輪齒傳遞驅(qū)動力[4-6]。由表1可知,驅(qū)動鏈輪所受轉(zhuǎn)矩為30.1N·m,驅(qū)動鏈輪節(jié)圓半徑r=33mm,從而計算出最大驅(qū)動力為912N。將驅(qū)動鏈輪軸孔施加為固定約束,在單個輪齒面上施加最大驅(qū)動力,通過求解得到驅(qū)動鏈輪的變形云圖和應(yīng)力云圖,仿真結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖4 變形云圖

圖5 應(yīng)力云圖

由圖4變形云圖可知,變形量最大位置位于驅(qū)動鏈輪的齒頂,最大變形量為0.002 185mm,相對于整個驅(qū)動鏈輪而言變形量很小,可忽略不計;由圖5應(yīng)力云圖可知,最大應(yīng)力位于齒根部位,應(yīng)力值為22.86MPa,最大應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度。綜上分析,鏈輪的強(qiáng)度滿足要求,能夠?qū)崿F(xiàn)平穩(wěn)運(yùn)行。

4 結(jié)語

本文為實現(xiàn)草方格鋪設(shè)車齒輥鋪草速度與履帶前進(jìn)速度相匹配,設(shè)計了鋪設(shè)車傳動系統(tǒng)方案,并對該傳動系統(tǒng)的帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行精確計算,同時采用有限元分析軟件ANSYS對主要受力部件驅(qū)動鏈輪進(jìn)行靜力學(xué)分析,得到最大變形量位于驅(qū)動鏈輪的齒頂,最大應(yīng)力位于驅(qū)動鏈輪的齒根部位,但兩者均在材料的允許范圍內(nèi),說明驅(qū)動鏈輪齒頂和齒根部結(jié)構(gòu)設(shè)計合理,從而驗證結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性。