陳波 葉偉 余海川

摘要：基于玉米青貯機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)在試驗(yàn)中出現(xiàn)花鍵軸扭曲問(wèn)題提出，分析出了玉米青貯機(jī)模型刀盤及波輪所受載荷力的特性并得出隨時(shí)間變化的等效載荷公式，得出了花鍵軸所需承受的最大載荷與玉米青貯收獲機(jī)工作行走速度的關(guān)系，最后，分析出過(guò)載的原因并提出了解決方案并加以驗(yàn)證，為解決玉米青貯機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)失效提供了一種方法。

關(guān)鍵詞：玉米青貯機(jī)；三維模型；失效分析；改進(jìn)設(shè)計(jì)

引言

隨著現(xiàn)代畜牧業(yè)的發(fā)展，我國(guó)青貯飼收獲機(jī)械的研發(fā)與設(shè)計(jì)不斷涌現(xiàn)，而關(guān)鍵技術(shù)及零部件的研發(fā)起步較晚，國(guó)內(nèi)的玉米收獲機(jī)研發(fā)處于初級(jí)階段，本文針對(duì)設(shè)計(jì)樣機(jī)在試驗(yàn)過(guò)程中割臺(tái)傳動(dòng)系統(tǒng)出現(xiàn)的花鍵軸扭曲故障而導(dǎo)致整機(jī)運(yùn)行試驗(yàn)失敗提出的問(wèn)題。（如圖1）

1.模型的構(gòu)建

利用三維建模軟件UG建立玉米青貯機(jī)割臺(tái)轉(zhuǎn)動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型（如圖2、3）。

上圖中的花鍵軸（如圖4）的動(dòng)力是由萬(wàn)向節(jié)傳遞的，正是此矩形花鍵軸發(fā)生過(guò)載扭曲現(xiàn)象，造成試驗(yàn)過(guò)程失敗。

2.機(jī)構(gòu)的數(shù)據(jù)模型建立

為了計(jì)算鋸盤所受載荷的大小及分布的原理，試驗(yàn)過(guò)程中，測(cè)量出玉米種植的行距及株距。實(shí)測(cè)以種植的平均株距為160mm，行距為720mm計(jì)。根據(jù)玉米青貯機(jī)的基本參數(shù)可知，在運(yùn)行過(guò)程中理想狀態(tài)下可對(duì)5行植株進(jìn)行收獲（如圖5、6）。

根據(jù)圖6知，鋸盤的受力為脈沖型的，假定玉米收獲機(jī)的工作行走速度為V0，則植株1的沿著攪龍的速度可分解為豎直向下的速度VY，和水平向左的速度VX，則根據(jù)力的合成與分解原理即：

分析可得到，植株1、3、5同時(shí)到達(dá)直至秸稈被割斷，植株2、4同時(shí)被切割，則鋸盤的受到兩個(gè)脈沖力的作用。假設(shè)玉米秸稈被鋸盤截?cái)嘈枰S鋸盤運(yùn)動(dòng)的位移為S，由余玄定理 ：

則

Θ：為刀盤轉(zhuǎn)過(guò)的角度

W：為刀盤的角速度

R：為刀盤的半徑

查閱資料知玉米秸稈的莖葉連接力、葉鞘的抗拉特性和莖稈、葉鞘的抗沖擊特性結(jié)果，得到了玉米秸稈的固有力學(xué)特性：莖葉連接力為0.7～16N，葉鞘抗拉力為3～21N，莖稈抗沖擊能量為20.3～42.8J。根據(jù)實(shí)際工作情況，取轉(zhuǎn)速n=2400rad/s，工作行走速度V=2m/s，相對(duì)截?cái)辔灰芐=100mm進(jìn)行比對(duì)。

若取莖稈的平均抗沖擊能量為30J，則單個(gè)植株脈沖力可得：

脈沖力 = （其中鋸盤的半徑R>>S，則此時(shí)運(yùn)動(dòng)弧長(zhǎng)L≈S）

由于波輪工作的復(fù)雜性，如圖7所示，當(dāng)波輪過(guò)載荷時(shí)齒輪與上下摩擦片打滑時(shí)傳動(dòng)軸承受的是最大扭矩，且其是根據(jù)碟簧上螺母的擰緊程度所決定的，故設(shè)波輪所受的最大靜載荷為 。

代入工作參數(shù)可得：

脈沖的周期

脈沖間隔

脈沖力持續(xù)時(shí)間

可知脈沖力時(shí)間間隔、脈沖力持續(xù)時(shí)間都較短，由刀盤及波輪轉(zhuǎn)速之比為30，可得波輪旋轉(zhuǎn)一圈需0.075s，且隨著工作行走速度的增加，會(huì)發(fā)生脈沖力的疊加。UG加載的函數(shù)中能確切表達(dá)的公式為：

F（t）= +

其中V0是工作行走速度，F(xiàn)為單個(gè)植株脈沖力300N，F(xiàn)0為波輪打滑的最大載荷，（由螺母決定，假定F0=1000N）。可將脈沖分段函數(shù)近視看作正弦函數(shù)圖（如圖8、9）。

3.關(guān)鍵部件的力學(xué)分析及仿真結(jié)果

在UG系統(tǒng)中動(dòng)力學(xué)仿真模塊定義連桿機(jī)構(gòu)，選擇有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的部件，運(yùn)動(dòng)的部件整體定義為一個(gè)連桿，定義桿件間的運(yùn)動(dòng)副，并為其賦齒輪副的參數(shù)（如圖10）。

由上圖可知，隨著玉米青貯飼料收獲機(jī)工作行走速度的增大，單位時(shí)間內(nèi)的脈沖次數(shù)也隨之增加，且脈沖力也隨之增加。

當(dāng)玉米青貯飼料收獲機(jī)工作行走速度為8m/s時(shí)，利用Ansys對(duì)矩形花鍵軸加載荷，得到切應(yīng)力的云圖及花鍵軸的總變形云圖（如圖14、15）。

由上圖可以看出，矩形花鍵軸的最大變形量為2.2024mm，花鍵軸的最大扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力分布在齒根的附近，這是由于矩形花鍵的側(cè)面的應(yīng)力集中所致，與實(shí)際工作中的過(guò)載情況符合，得到割臺(tái)部件載荷過(guò)大，矩形花鍵軸發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形。

4.改進(jìn)后的力學(xué)分析

試驗(yàn)中增加調(diào)節(jié)安全離合器，設(shè)置調(diào)節(jié)安全離合器的最大扭矩防止傳動(dòng)軸過(guò)載荷，根據(jù)玉米青貯飼料收獲機(jī)的工作最大行走速度V=8m/s，將花鍵軸所受的最大載荷力矩1425500N·mm為安全離合器的最大離合扭矩，利用Ansys給矩形花鍵軸加載荷，得到切應(yīng)力的云圖及花鍵軸的應(yīng)變?cè)茍D（如圖16、17）。

由上圖可見(jiàn)，花鍵軸承受的最大切應(yīng)力為834.36MPa，最大扭轉(zhuǎn)距離為0.079286mm。安全離合器動(dòng)作足以保證傳動(dòng)軸過(guò)載荷。

5.結(jié)束語(yǔ)

本文利用UG軟件的model模塊獲得三維模型數(shù)據(jù)；并通過(guò)基于VR技術(shù)的虛擬裝配平臺(tái)對(duì)其模型的可裝配性加以驗(yàn)證，得到精確合理的零部件三維模型。

進(jìn)而簡(jiǎn)化割臺(tái)部件傳動(dòng)系統(tǒng)的模型，應(yīng)用理論力學(xué)、物理知識(shí)計(jì)算分析了刀盤所受的力可近視看作為正弦脈沖力并得出隨時(shí)間變化的等效載荷公式；得出花鍵軸所需承受的最大載荷與玉米青貯收獲機(jī)工作行走速度間的關(guān)系，分別得出不同速度花鍵軸所需承受的最大載荷圖。

根據(jù)材料力學(xué)及花鍵軸的尺寸參數(shù)計(jì)算出花鍵軸的屈服強(qiáng)度，進(jìn)行結(jié)果比較。最后，得出花鍵軸較容易過(guò)載的結(jié)論，并提出了加裝超越離合器的方案，加以分析得到花鍵軸接近最大載荷時(shí)超越離合器的扭矩值。

加以驗(yàn)證，符合實(shí)際工作情況，解決了傳動(dòng)系統(tǒng)中的薄弱環(huán)節(jié)。

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作者簡(jiǎn)介：余海川，通信作者，新疆大學(xué)本科。