工程机械主轴旋转试验台架设计*

王淑琴

(常州铁道高等职业技术学校，江苏 常州 213011)

0 引 言

工程机械是装备工业的重要组成部分，主要用于国防建设工程、交通运输建设，能源工业和城市建设等领域。工程机械一般包括液压驱动系统，控制系统，执行机构和行走机构等。工程机械中的车轮主要分为两种：一是带有驱动电机及减速机的动轮；二是带有无动力主轴的惰轮。驱动电机通电后，电机主轴旋转通过减速机带动车辆的动轮，拖动惰轮使车辆行走和转向。惰轮主轴的疲劳强度直接关系到车辆行走和使用的安全，以往对惰轮的主轴设计只凭经验或者通过整车试验进行验证，经验不足以支撑惰轮主轴的理论计算，而整车试验又对试验的时间和成本造成一定的浪费，因此文中设计一款旋转疲劳试验台架对惰轮主轴进行1:1台架疲劳试验很有必要。主轴疲劳试验台架的设计应结构简单，安全可靠。该台架采用电机驱动带动惰轮主轴旋转来模拟惰轮旋转，通过液压驱动来实施相应的载荷，保证主轴旋转时能持续的动作来模拟惰轮在运行中所受到的载荷，从而达到对惰轮主轴的疲劳试验要求。

1 车辆基本参数及工况设定

车辆参数如下：车辆重量：3 700 kg；额定载荷：3 50 kg；车轮直径：0.38 m；车速：4 km/h；整个疲劳循环为1 300 000次。

根据惰轮主轴的实际使用情况，加载试验分为两种工况：常规工况：当车辆行驶在平整路段时，模拟主轴承担1/4车重。动态工况：当车辆行驶在坑洼路段时，模拟主轴承担1/2车重。

2 台架方案设计

2.1 试验台架整体方案设计要求

根据试验要求，需要在旋转的主轴上施加常规载荷和动态载荷，故应对该试验台架进行充分的设计及计算：

(1) 考虑到皮带传动有结构简单、制造成本低等优势。因此选用皮带传动带动主轴旋转的传动方式。

(2) 为降低整个试验台架的高度，施加载荷利用两个杠杆原理，将常规载荷和动态载荷分开施加，常规载荷采用配重块持续施加在主轴上；由于动态载荷是间歇式施加，同时液压系统本身有体积小，刚度大，精度高等优势，故动态载荷采用液压缸的形式施加在主轴上。

(3) 电机安装底座采用4个U形孔，方便调整皮带张紧及电机安装。

(4) 载荷实施的执行机构采用滚动轴承，为提高试验过程中轴承的使用寿命及降低成本，采用深沟球全密封轴承。

(5) 试验台架底架四周设置6个螺栓孔，通过地脚螺栓对整个试验台架进行固定。

(6) 整体结构采用钢板焊接，方便制造。

(7) 在整个台架的铰接处，采用卡簧和垫片对其进行限位，如中心轴的安装。对于部分旋转机构的链接，采用牛耳销固定，如轴承的安装。极大的降低了制造成本，提高了安装的便捷性。

(8) 由于试验台架要24 h运转，在电源处接入了空气开关和过热保护器对电机进行相应的保护，防止发生机械故障导致电机烧损等危险。

最终试验台架设计方案，如图1和图2所示。

图1 试验台架二维图

图2 试验台架三维图

2.2 电机、皮带及皮带轮的选型

依照车辆参数和试验数据，对电机、皮带及皮带轮进行计算选型。

(1) 电机选型

根据车速可以算出主轴的旋转速度为0.93圈/s。为了缩短试验时间，将试验主轴转速ω由0.9圈/秒提高至2.5圈/s。滚动轴承径向载荷摩擦因素μ为0.002，整个台架的传动效率η取85%，因此可算出：

摩擦力：f=Fgμ= 79.38 (N)

转矩：M=fr=12 (N·m)

电机功率：P=Mω/η=222 (W)

鉴于主轴转速为2.5圈/s且加载盘的直径为303.5 mm，初定主动轮和从动轮的基准直径为100 mm和300 mm，因此可以估算出电机的输出转速应为450 r/min，通过电机选型及电机功率余量，最终电机选定为功率550 W, 自带减速机(减速比为1:3)的三相交流电机。

(2) 主动轮和从动轮的设计

由于整个试验加载载荷不是很大，保险起见，初步选用普通B型V带传动，经查阅手册，无基准直径为100 mm，300 mm的主动轮和从动轮的标准件，因此决定自制主、从动轮，带轮的轮槽截面采用GB/T 10412-2002《普通和窄V带轮(基准宽度制)》中的普通V带轮B槽型。

(3) 皮带长度计算及选型

设计功率：Pd=KAP=1.4×222=310.8 (W)

式中：KA为工况系数，取1.4；传动比i=1：3；小带轮基准直径：dd1=100 mm；大带轮基准直径：dd2=300 mm；带速：ν= 2.4 m/s；初定中心距：a0= 600 mm。

基准长度：

实际中心距：

经查《机械设计手册》：Ld为1 800 mm。

通过上述计算，可以得出电机与主轴之间的距离为578 mm，依照主从动轮的基准圆直径，可以推算出V型皮带的长度应为1 802 mm。

最终，得出试验台架所需电机参数，主动轮和从动轮规格及V带型号和长度，为后续的设计和制造提供了有利的理论支持。

3 关键结构件的力学分析

对关键结构件进行有限元分析。分析整个试验台架运行工况得出：支撑梁为关键结构件，在整个试验过程中承载4t的载荷。为了保证整个结构的安全性能，因此对支撑梁进行有限元分析，在workbench软件进行相应的建模并划分网格。根据实际运用工况，对支撑梁进行相应的约束和受力加载，计算得出支撑梁最大应力为135.74 MPa，远小于其屈服极限(支撑梁的材料选用Q345B)，因此可得出该结构在理论计算中安全可靠。详见图3、4所示。

图3 Workbench中的载荷图

4 试验过程及总结

通过前期的设计及计算分析，试验台架已制造组装并进行了调试，如图5所示。

图5 试验台架

在调试过程中，发现台架运行时加载盘与轴承之间有部分铁屑飞出。经分析判断后认为：在加载盘与轴承发生滚动摩擦时，由于两者材料的硬度不同(加载盘的材料为低合金钢，未做热处理，硬度远小于轴承钢)，在旋转挤压过程中，加载盘和轴承强烈摩擦产生高温，冷却后擦伤出表层金属脆硬，造成表面上金属小块脱落或呈片状翘起，形成剥离，从而导致有部分铁屑飞溅出。后续改进设计：在加载盘和轴承的摩擦副中加装了润滑装置，情况改善了很多。在以后的设计中，如能对加载盘的表面进行一些必要的热处理，如碳氮共渗或调质处理，则能避免在试验台架运行过程中，加载盘表面出现剥离的现象。

经过6天6夜不间断运行，整个试验已顺利完成。试验台架未发生任何问题，从而验证了主轴的旋转疲劳，证明前期的设计计算是合理的，主轴结构是可靠安全的。为产品前期的研发提供了有效试验依据。