草方格鋪設車傳動系統設計與分析

王清強

(陜西能源職業技術學院 煤炭與化工產業學院,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固沙和保護生態環境,在沙漠鋪設草方格沙障是防風固沙的最有效措施?，F階段,依靠人工鋪設草方格沙障存在勞動強度大、效率低等問題,所以越來越多的學者開始對鋪設草方格沙障的機器進行研究,從而達到機器代替人工作業,解放人力、提高勞動效率的目的[1]。然而,沙漠草方格鋪設車傳動系統是草方格鋪設車的重要組成部分,其結構設計是否合理將直接影響鋪設車鋪草速度和鋪草質量。因此,本文對鋪設車傳動系統進行設計,并對該傳動系統的帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動的結構參數進行精確計算,同時采用有限元分析軟件對主要受力部件驅動鏈輪進行靜力學分析,對其強度進行校核。

1 傳動系統方案設計

草方格鋪設車動力傳動系統在設計時需要確保履帶前進速度和齒輥鋪草速度相匹配,根據實際工況設計的傳動系統方案如圖1所示。該傳動系統包括兩部分: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,經減速增矩后將動力傳遞給履帶,實現了鋪設車的前進;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,通過齒輥圓周轉動帶動草簾子的鋪設。根據傳動系統方案,采用SolidWorks軟件建立傳動系統三維模型如圖2所示。

1—柴油機;2—小帶輪;3—大帶輪;4—大變速箱;5—聯軸器;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—電機軸。

圖2 傳動系統三維模型

2 傳動系統計算

2.1 發動機選擇

由于在沙漠作業,故選擇柴油機作為發動機,額定功率P0=3.6kW,額定轉速n0=3 200r/min。

2.2 履帶前進速度

大變速箱整體購置,速比為34∶1,大變速箱輸入軸帶輪基準直徑為144mm,兩槽。柴油機輸出軸小帶輪直徑為76mm,三槽,大變速箱輸出軸每轉一圈履帶前進0.5m,所以履帶前進速度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輸出軸轉速n0和鋪草機構齒輥轉速nc決定。為保證鋪草速度和履帶前進速度相匹配,齒輥轉速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)根據總傳動比對各傳動部分傳動比進行分配,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 計算傳動裝置運動參數

為了便于后續分析計算,查閱《機械設計手冊》[3],對各軸轉速和各軸輸入功率進行計算。由于草簾子質量很輕,齒輥在鋪草過程中消耗的功率很小,取整個發動機功率的15%進行計算。即第二部分傳動系統的輸入功率Pd=3.6×15%=0.54kW,計算結果見表1。

表1 傳動裝置運動和動力參數

2.5 帶傳動設計

由表1可知,柴油機額定轉速n0=3 200r/min。第二部分傳動系統電機輸入功率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,取1.44。

2)選擇普通V帶型號

根據Pc=0.78kW,n0=3 200r/min,查《機械設計手冊》,選用Z型V帶。

3)確定帶輪基準直徑

選取小帶輪基準直徑dd1=76mm,大帶輪基準直徑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《機械設計手冊》,選取帶基準長度Ld=800mm。

6)確定實際中心距α

(7)

7)確定帶的根數

由于齒輥帶動草簾子運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)設計結果

選擇Z型V帶,輪基準直徑dd1=76mm,dd2=144mm,中心距α=225mm,帶的根數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 鏈傳動設計

鏈傳動主要用在要求工作可靠、兩軸相距較遠、低速重載、工作環境惡劣等場所。由于草方格鋪設車在沙漠作業,環境惡劣,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計過程。

由表1傳動裝置運動和動力參數可知,主動鏈輪轉速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

取小鏈輪齒數z1=12,大鏈輪齒數為

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,參考《機械設計手冊》,取1.4。

3)選擇鏈條型號和節距

據Pca=0.6kW,n4=140r/min,查《機械設計手冊》可選鏈條型號為10A,鏈條節距為p=15.88mm。

4)計算鏈節數和中心距

初選中心距a0=(30～50)p,取a0=750mm。相應的鏈長節數為

(10)

取鏈長節數Lp=107節。查《機械設計手冊》可得中心距計算系數f1=0.244,則鏈傳動的最大中心距為

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

(11)

5)設計結果

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

2.8 齒輪傳動設計

為了使兩齒輥異向旋轉,從而使草簾子從上至下鋪設到地面上,而齒輪嚙合轉動時,兩齒輪轉動方向符合異向旋轉,所以在齒輥的外端加裝兩大小相同的齒輪。在設計齒輪參數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。

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

3 驅動鏈輪靜力學分析

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

圖3 驅動鏈輪有限元模型

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

圖4 變形云圖

圖5 應力云圖

由圖4變形云圖可知,變形量最大位置位于驅動鏈輪的齒頂,最大變形量為0.002 185mm,相對于整個驅動鏈輪而言變形量很小,可忽略不計;由圖5應力云圖可知,最大應力位于齒根部位,應力值為22.86MPa,最大應力小于材料的屈服強度。綜上分析,鏈輪的強度滿足要求,能夠實現平穩運行。

4 結語

本文為實現草方格鋪設車齒輥鋪草速度與履帶前進速度相匹配,設計了鋪設車傳動系統方案,并對該傳動系統的帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動結構參數進行精確計算,同時采用有限元分析軟件ANSYS對主要受力部件驅動鏈輪進行靜力學分析,得到最大變形量位于驅動鏈輪的齒頂,最大應力位于驅動鏈輪的齒根部位,但兩者均在材料的允許范圍內,說明驅動鏈輪齒頂和齒根部結構設計合理,從而驗證結構設計的合理性。