曾泽先

（柳州五菱柳机动力有限公司，广西 柳州 545005）

通过对市场上比较成熟的一款全喂入收割机4LZ-2.0为对象进行观察研究，在设计过程中计算中间轴的强度，为此类轴的校核提供参考。

1 4 LZ-2.0收割机中间轴装配图

图1为14LZ-2.0收割机中间轴装配图

图1 4LZ-2.0收割机中间轴装配图

2 中间轴的相关尺寸

中间轴的相关尺寸如图2所示

图2 中间轴的相关尺寸图

3 中间轴的受力分析图

图3为中间轴的受受力分析图

图3 中间轴的受力分析图

4 中间轴受力分析

带传动为动力输入，小带轮d1=140mm，n1=2400 r/min，大带轮d2=224mm，可得出该轴n2=1500 r/min。

（1）FE：V带（动力输入）作用在轴上的力

F0为单根 V带处张紧力，式（1）为其计算公式，N；Z为V带根数，由型号可得Z=5；α1为小带轮包角。

式中，kα为包角修正系数；Pd为传送带设计功率；ν为带速；q为V带单位长度质量，查表得该V带q=0.122包角修正系数kα由小带轮包角确定中心距通过以下公式计算得出：

将d1=140，d2=224分别代入得中心距a=376.78；小带轮包角 α=166.62°，据此查表得 kα=0.96。

Pd为设计功率，由以下公式计算：

其中，P1为额定功率，ΔP1为传动功率增量，kl为带长修正系数，三个参数可查表获得：P1=6.53kw，ΔP1=0.36kw，kl=0.96，分别代入式（1-3）后计算得 Pd=31.75kW。

以上参数均代入式（1-2）即可计算得出单根V带初张紧力F0=327.18 N，作用在轴上的力FE=3249.52 N。

（2）Fc：B2388普通输出V带作用在中间轴上的力

按上述作用力FE方式计算该力：

根 据 d1=140mm，P1=2.88kw，ΔP1=0.51，kα=1，kl=1.01，得Pd=3.42kw，q=0.17Kg/m，ν=11m/s，单根V带初张紧力F0=253.75 N，作用在轴上的力Fc=507.5 N。

（3）FD：中间轴输出链轮链条12A-1X176作用在轴上的力

其中，KA为工况系数，根据链传动中等冲击选取KA=1.4；Ft为链条有效拉力式中，P为链传动的传递功率，ν为带速。其中，Pd为链传动的设计功率；P0为额定功率，通过链传动转速和型号查额定功率曲线表得P0≈16 kw；KZ为链数修正系数，由Z1=16查表得Kz=0.831；kp为排数系数，根据单条链传动查表得Kp=1；将上述参数值代入计算得P=13.296 kW。带 速 ：ν=式 中 ，Z1=16；n1=1500r/min，P=19.05mm，代入计算得：ν=7.62m/s。

将P、ν值分别代入求得有效拉力Ft=1744.88N，作用在轴上的力FD=2931.4N。

（4）计算支承反力。

如图4所示，如图5所示。将力分解为水平分力和垂直分力：

支承反力

式中 d=43，b=49，l=658，c=75.5，代入各作用于轴上的力值得：FAX=4101.01，FAY=0，合成 FA=4101.01 N。

代入各参数值得：FBX=-3911.63，FBY=0，合成FB=3911.63N

图4 水平面受力

图5 垂直面受力

5 中间轴的疲劳强度校核

（1）确定危险截面，初步分析 I、II、III三个截面有较大的应力和应力集中，截面位置在图2中有标注。

对称循环疲劳极限轴材料选用 45钢调质，σB=650 MPa，σS=360MPa， 可求得疲劳极限：σ-1b=0.44σB=0.44×650=286τ-1=0.3σB=0.3×650=195

脉动循环疲劳极限：

σ0b=1.7σ-1b=1.7×286=486

τ0=1.6τ-1=0.3×195=132

等效系数：

（2）截面I上的应力。

弯矩 M1=FC·a2+FD·a1

式中，a1=30，a2=73，a3=29.5，代入各作用力得：M1=124989.5

弯曲应力幅σa=σ=

将d=34 mm和M1值分别代入得：σ=31.8弯曲平均应力（对称循环应力）σm=0

将d=34 mm和T值统一单位后分别代入得：τ=10.77

① 应力集中系数。 在截面I处，有轴直径变化过渡圆角半径r=0.2 mm，由Dd=3534=1.03 rd=0.234=0.0059和 σB=650MPa，从有效应力集中系数 Kσ和 Kτ值表中查出 Kσ=2.02，Kτ=1.36 。

表面状态系数：

由加工表面的表面状态系数β值表查得：β=0.92（Ra=3.2 μm， σB=650MPa）。

尺寸系数：

由尺寸系数 εσ和 ετ表查得：εσ=0.88，ετ=0.81 。

② 安全系数。设为无限寿命KN=1，由安全系数Sσ式计算得

弯曲安全系数：

扭转安全系数：

复合安全系数：

许用安全系数：当载荷确定，应力准确情况下SP=1.3～1.5；当载荷不确定，应力不准确情况下SP=1.5～1.8。所以，复合安全系数>许用安全系数，截面I校核通过。

（3）同理算出截面II上的复合安全系数:

许用安全系数：当载荷确定，应力准确情况下SP=1.3～1.5；当载荷不确定，应力不准确情况下SP=1.5～1.8。所以，复合安全系数>许用安全系数，截面II校核通过。

（4）同理算出截面III上的复合安全系数:

许用安全系数：当载荷确定，应力准确情况下SP=1.3～1.5；当载荷不确定，应力不准确情况下SP=1.5～1.8。所以，复合安全系数>许用安全系数，截面III校核通过。

6 结语

有较大应力和应力集中的三个截面校核均通过，由此可判断得出该中间轴强度满足要求。

[1] 成大先.机械设计手册[M].北京：化学工业出版社，2000.

[2] 哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学 6版[M].北京：高等教育出版社，2002.