■趙杜超 宮玉龍 王永政
〔山東天鵝棉業機械股份有限公司研發中心,濟南250032〕
?
4MZ-3A型采棉機縱梁強度淺析
■趙杜超宮玉龍王永政
〔山東天鵝棉業機械股份有限公司研發中心,濟南250032〕
4MZ-3A型采棉機縱梁是整個車輛的承載脊梁,前后橋等各重要部件都連接其上,縱梁承受著整車負重,驅動力的傳遞也是通過縱梁來傳達到整個車身的??v梁是否滿足強度要求,涉及到采棉機能否安全持久順利地開展采摘工作,與經濟效益息息相關。本文對采棉機縱梁進行正應力和切應力的強度校核,并根據計算結果進行總結。
(一)縱梁——前后橋整備靜載荷模型建立
據采棉機各零部件自重及其與縱梁和車體的連接位置和連接方式,現擬建立縱梁——前后橋整備靜載荷模型,縱梁左端面與前橋輪轂中心重合。以縱梁左端面為坐標原點,建立坐標(如圖1所示),抽取參數如下:
圖1 坐標參數
F1:采頭及采頭支架總重力為3.5×104N(本文中重力加速度g全部取10m·s-2),坐標(x,y)=(-1.8,0)。
F2:駕駛室、駕駛室托盤、風管總成、洗滌劑箱整備及液力傳動油箱整備總重力為2×104N,坐標(x,y)=(0,0)。
F3:前橋(驅動橋)及前橋支架總重力為104N,力作用點為A點,坐標(x,y)=(0,0)。
F6:后橋(轉向橋)及后橋支架總重力為0.5×104N,力作用點為B點,坐標(x,y)=(4.1,0)。
(二)模型的靜載荷受力整合分析
對模型進行靜載荷受力分析,得出地面對前后橋的支持力,以及前后橋對縱梁的支持力。
1.研究F1。
FA1、FB1分別為前后橋相應于F1對地面產生的作用力。
2.研究F2。
相應于F2,前橋對地面的正壓力FA2=2×104N,后橋對地面的作用力FB2=0。
3.研究F3。
相應于F3,前橋對地面的正壓力FA3=104N,后橋對地面的作用力FB3=0。
4.研究F4。
FA4、FB4分別為前后橋相應于F4對地面產生的作用力。
5.研究F5。
FA5、FB5分別為前后橋相應于F5對地面產生的作用力。
6.研究F6。
相應于F6,前橋對地面的作用力FA6=0,后橋對地面的正壓力FB6=0.5×104N。
7.研究F7。
FA7、FA8分別為前后橋相應于F7對地面產生的作用力。
8.研究F8。
FA8、FB8分別為前后橋相應于F8對地面產生的作用力。
整合分析結果:前橋(A點)對地面的作用力FA= FA1+FA2+...+FA8=9.91×104N,后橋(B點)對地面的作用力FB=FB1+FB2+...+FB8=3.89×104N。
以上計算結果,基本與地磅實測前橋整備靜載荷10t,后橋整備靜載荷4t的情況相吻合,繼而與各靜載荷參數的采納和靜梁模型的建立合理性相左。下文中的計算涉及到采棉機總質量的全部按質量m=(F1+F2+...+F8)/g=13789.44kg取值。
鑒于F3、F6沒有作用于縱梁之上,前橋對縱梁的支持力FRα=8.91×104N,后橋對縱梁的支持力FRβ=3.39×104N。
在整車扭矩輸出最大的工況下,根據縱梁所受動載荷的彎曲正應力σd以及保持整車加速度a0時所通過危險面的最大拉應力σ拉這兩者的合應力,校核危險面的正應力強度。同時,根據縱梁所受動載荷的彎曲切應力τd,校核危險面的切應力強度。
(一)計算危險面動載荷彎曲正應力σd與彎曲切應力τd
1.計算動荷因數Kd。
2.計算危險面靜載荷彎曲正應力σst與彎曲切應力τst。
設x為縱梁截面橫坐標,則有縱梁左端點x=0,右端點x=5.4。
當x∈[0,0.7]時:
根據以上方程繪制模型彎矩圖(如圖2所示)。
結合采棉機車身實際結構情況,知當x∈[0.45,0.5]時,縱梁沒有空間輔梁,為最危險截面。自彎矩圖可知,當x=0.45時,縱梁存在靜載荷彎矩值:
圖2 模型彎矩圖
3.靜載荷應力與動載荷應力的換算
動荷彎曲正應力σd=Kdσst=1.3×184.1=239.33 MPa
動荷彎曲切應力τd=Kdτst=1.3×7.55=9.815MPa
(二)計算相應于加速度a0通過危險面的拉應力σ拉
根據采棉機發動機性能曲線,當發動機曲軸轉速達1500r/m時,發動機最大輸出扭矩T0=908N·m。
采棉機液力傳動系統最高傳動比i1=1.27,機械效率ηm1=95%,機械傳動系統(分動箱和驅動橋)最高傳動比i2=95.78,機械效率ηm2=87%,驅動輪半徑R =0.92m。于是得到:
野外土地對車輪的滾動摩擦系數μ=0.05[5],采棉機受到的總滾動摩擦阻力f0=μmg=0.05×13789.44 ×10m·s-2=6894.72N。
已知縱梁x=0.45處為危險面,計算得該危險面至車尾部分的車體質量m1=7265.32kg,后橋兩從動轉向輪受到的滾動摩擦阻力f1=μFB=0.05×3.89×104=1945N。
設相應于加速度a0,通過危險面對車體m1的拉力為F拉,則有:
代入各參數值,F拉≈46409.05N
相應于加速度a0,通過危險面產生的拉應力:σ拉
(三)實際應力與許用應力的比較與結論
1.縱梁危險面的實際應力。
縱梁危險面正應力σ=σd+σ拉=239.33+6.9 =246.23MPa
縱梁危險面切應力τ=τd=9.815MPa
2.縱梁疲勞安全系數。
對于非規律性的不穩定變應力,其變應力參數的變化受到很多偶然因素的影響,是隨機變化的。像本文研究的縱梁在正常工況下,作用在它上面的載荷和應力大小,要受到行車速度、輪胎充氣程度、路面狀況以及駕駛員的技術水平等一系列因素的影響。對此,目前尚無系統的計算方法統籌歸納其疲勞極限。這里,筆者根據經驗取縱梁的正應力疲勞安全系數Sca=1.4,剪切力疲勞安全系數Sca′=1.6。
3.4MZ-3A型采棉機縱梁的許用應力。
4.應力比較與結論。
σ<[σ]且τ<[τ],符合材料的使用要求。
本文通過建立縱梁——前后橋整備靜載荷模型,分析計算采棉機縱梁在正常工況下的實際應力,通過與材料Q345-A的許用應力進行比較,認為Q345-A可以滿足縱梁的力學性能要求,得出4MZ-3A型采棉機縱梁強度符合正常工況要求的結論。
[1]GB/T1591-2008,低合金高強度結構鋼[S].
[2]黃立葵,盛燦花.車輛動荷系數與路面平整度的關系[J].公路交通科技,2006,23(3):27-30.
[3]聞邦椿.機械設計手冊[M].北京:機械工業出版社,2010.
[4]中國農業機械化科學研究院.農業機械設計手冊[M].北京:中國農業科學技術出版社,2007.☆