4MZ-3A型采棉机纵梁强度浅析

2016-10-18赵杜超宫玉龙王永政

中国棉花加工 2016年4期

关键词：棉机作用力纵梁

■赵杜超　宫玉龙　王永政

〔山东天鹅棉业机械股份有限公司研发中心，济南250032〕

4MZ-3A型采棉机纵梁强度浅析

■赵杜超宫玉龙王永政

〔山东天鹅棉业机械股份有限公司研发中心，济南250032〕

一、引言

4MZ-3A型采棉机纵梁是整个车辆的承载脊梁，前后桥等各重要部件都连接其上，纵梁承受着整车负重，驱动力的传递也是通过纵梁来传达到整个车身的。纵梁是否满足强度要求，涉及到采棉机能否安全持久顺利地开展采摘工作，与经济效益息息相关。本文对采棉机纵梁进行正应力和切应力的强度校核，并根据计算结果进行总结。

二、纵梁及前后桥静载荷受力分析

（一）纵梁——前后桥整备静载荷模型建立

据采棉机各零部件自重及其与纵梁和车体的连接位置和连接方式，现拟建立纵梁——前后桥整备静载荷模型，纵梁左端面与前桥轮毂中心重合。以纵梁左端面为坐标原点，建立坐标（如图1所示），抽取参数如下：

图1　坐标参数

F1：采头及采头支架总重力为3.5×104N（本文中重力加速度g全部取10m·s-2），坐标（x，y）=（-1.8，0）。

F2：驾驶室、驾驶室托盘、风管总成、洗涤剂箱整备及液力传动油箱整备总重力为2×104N，坐标（x，y）=（0，0）。

F3：前桥（驱动桥）及前桥支架总重力为104N，力作用点为A点，坐标（x，y）=（0，0）。

F6：后桥（转向桥）及后桥支架总重力为0.5×104N，力作用点为B点，坐标（x，y）=（4.1，0）。

（二）模型的静载荷受力整合分析

对模型进行静载荷受力分析，得出地面对前后桥的支持力，以及前后桥对纵梁的支持力。

1.研究F1。

FA1、FB1分别为前后桥相应于F1对地面产生的作用力。

2.研究F2。

相应于F2，前桥对地面的正压力FA2=2×104N，后桥对地面的作用力FB2=0。

3.研究F3。

相应于F3，前桥对地面的正压力FA3=104N，后桥对地面的作用力FB3=0。

4.研究F4。

FA4、FB4分别为前后桥相应于F4对地面产生的作用力。

5.研究F5。

FA5、FB5分别为前后桥相应于F5对地面产生的作用力。

6.研究F6。

相应于F6，前桥对地面的作用力FA6=0，后桥对地面的正压力FB6=0.5×104N。

7.研究F7。

FA7、FA8分别为前后桥相应于F7对地面产生的作用力。

8.研究F8。

FA8、FB8分别为前后桥相应于F8对地面产生的作用力。

整合分析结果：前桥（A点）对地面的作用力FA= FA1+FA2+...+FA8=9.91×104N，后桥（B点）对地面的作用力FB=FB1+FB2+...+FB8=3.89×104N。

以上计算结果，基本与地磅实测前桥整备静载荷10t，后桥整备静载荷4t的情况相吻合，继而与各静载荷参数的采纳和静梁模型的建立合理性相左。下文中的计算涉及到采棉机总质量的全部按质量m=（F1+F2+...+F8）/g=13789.44kg取值。

鉴于F3、F6没有作用于纵梁之上，前桥对纵梁的支持力FRα=8.91×104N，后桥对纵梁的支持力FRβ=3.39×104N。

三、正常工况下的纵梁强度校核

在整车扭矩输出最大的工况下，根据纵梁所受动载荷的弯曲正应力σd以及保持整车加速度a0时所通过危险面的最大拉应力σ拉这两者的合应力，校核危险面的正应力强度。同时，根据纵梁所受动载荷的弯曲切应力τd，校核危险面的切应力强度。

（一）计算危险面动载荷弯曲正应力σd与弯曲切应力τd

1.计算动荷因数Kd。

2.计算危险面静载荷弯曲正应力σst与弯曲切应力τst。

设x为纵梁截面横坐标，则有纵梁左端点x=0，右端点x=5.4。

当x∈［0，0.7］时：

根据以上方程绘制模型弯矩图（如图2所示）。

结合采棉机车身实际结构情况，知当x∈［0.45，0.5］时，纵梁没有空间辅梁，为最危险截面。自弯矩图可知，当x=0.45时，纵梁存在静载荷弯矩值：

图2　模型弯矩图

3.静载荷应力与动载荷应力的换算

动荷弯曲正应力σd=Kdσst=1.3×184.1=239.33 MPa

动荷弯曲切应力τd=Kdτst=1.3×7.55=9.815MPa

（二）计算相应于加速度a0通过危险面的拉应力σ拉

根据采棉机发动机性能曲线，当发动机曲轴转速达1500r/m时，发动机最大输出扭矩T0=908N·m。

采棉机液力传动系统最高传动比i1=1.27，机械效率ηm1=95%，机械传动系统（分动箱和驱动桥）最高传动比i2=95.78，机械效率ηm2=87%，驱动轮半径R =0.92m。于是得到：

野外土地对车轮的滚动摩擦系数μ=0.05［5］，采棉机受到的总滚动摩擦阻力f0=μmg=0.05×13789.44 ×10m·s-2=6894.72N。

已知纵梁x=0.45处为危险面，计算得该危险面至车尾部分的车体质量m1=7265.32kg，后桥两从动转向轮受到的滚动摩擦阻力f1=μFB=0.05×3.89×104=1945N。

设相应于加速度a0，通过危险面对车体m1的拉力为F拉，则有：

代入各参数值，F拉≈46409.05N

相应于加速度a0，通过危险面产生的拉应力：σ拉

（三）实际应力与许用应力的比较与结论

1.纵梁危险面的实际应力。

纵梁危险面正应力σ=σd+σ拉=239.33+6.9 =246.23MPa

纵梁危险面切应力τ=τd=9.815MPa

2.纵梁疲劳安全系数。

对于非规律性的不稳定变应力，其变应力参数的变化受到很多偶然因素的影响，是随机变化的。像本文研究的纵梁在正常工况下，作用在它上面的载荷和应力大小，要受到行车速度、轮胎充气程度、路面状况以及驾驶员的技术水平等一系列因素的影响。对此，目前尚无系统的计算方法统筹归纳其疲劳极限。这里，笔者根据经验取纵梁的正应力疲劳安全系数Sca=1.4，剪切力疲劳安全系数Sca′=1.6。

3.4MZ-3A型采棉机纵梁的许用应力。

4.应力比较与结论。

σ＜［σ］且τ＜［τ］，符合材料的使用要求。