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年第期农 业机械化与 电气化一一环万自型若翔霭玩王合朝阳市农机科研所,辽宁朝阳朝阳市农机科研所研究设计的型植树挖坑机,是利用机械作业来解决繁重的人工挖坑植树,其工作效率 是人工 的几 十倍,既减轻了劳动强度,又显著地提高了经济效益,具有很广泛 的应用前途。现就其工作原理、主要工作部件的选择、主要技术参数、特点和使用中的注意事项及生产试验情况介绍如下主要结构及工作原理该机由悬挂架、变速箱、传动轴、钻头等组成。可换挖坑钻头有两 种,直径分 别为和。工作时,挖坑机 三点全悬 挂于拖拉机上,拖拉机动力通过动力辅出轴 用 万 向节和传动轴带 动齿轮、主轴及钻头等工作部件转 动,利用液压装置控制机具升降,靠自重人土进行挖坑作业,如图。图螺旋钻头的结构一方轴套一钻轴一螺旋片一刀座一钻尖一刀片钻轴采用无缝钢管制成。上端焊接方轴套,通过它与变速箱上 的主轴联接。下端焊接钻尖座,供安装钻尖用。螺旋片用厚的钢板制成,主要起升土作用。螺旋片图型植树挖坑机结构图卜传动轴一悬挂架一变速箱一钻头主要工作部件的选择钻头采用空心轴螺旋焊合,下部装有可更换刀片及钻尖结构,如图。焊合部门焊合 部 分包括 方轴套、钻轴、螺旋片、刀座等。一一农业机械化 与电气化年 第期私几设甲年狱戈了人八一图钻尖图刀片下端 的后部焊接刀座,供安装刀片用。螺旋头数为个。钻尖钻尖由圆盘和扭翼焊合而成,用螺栓固定在钻轴下端。钻头靠钻尖定心,并切除中心部分的土壤。钻尖采用扭翼三角形,如图。刀片刀片是挖坑机的主要切土零件。它是易磨损件。因为离钻轴越远,线速度越高,工作行程越长。为了延长刀片 的使用寿命,刀片形式采用凿形,如图。刀片材料选 择厚度为的钢板制造。刃角为,刀 刃厚度为。刃部淬火 硬度为一。刀片用沉头一方颈螺 钉安装在刀座士。刀片与螺旋面接合处 应平整、,不允许刀片低于螺 旋面。主要技术参数配套 动 力名一马力拖拉机长宽高直径探度或火几出土率钻头直径或钻头长度一或钻头转数运输间隙工作效率坑一整机重量特点和 使用中的注意事项特点型植树挖坑 机为一拖拉机 配套,用于砂土、黄土、黑土、红粘土等无大块石头和树根 的多种土壤的平地 或山地坡度在以下种植果树、杨树、松树等树木的挖坑作用。使用中的注意事项初次使用时变速箱内应加注齿轮油,其油面高度 应不低于小 齿 轮直径的,并且 每工作巧检查次变 速箱 的油量万向节应注黄油。作业过程中限定 拖拉机 驾驶员人 操作,变速箱上不准站人,以保证作业 安全刀片 螺 栓应 随时 检 查 紧固,钻头达到作业深度后,应控制钻头慢慢升起,以利于螺旋片将坑内的余土逐渐地排 出坑外。拖拉机悬挂挖坑机长距离行走时,应将机具升到最大高度,锁住油 缸,慢速行驶,以免挖坑机与地面硬扬相碰损坏机具。生产试验从年月到年月共研制样 机台,在朝 阳县 的王营子乡。十二 台乡,建平县农机推广站,盘锦市农机推广站,河北 省沧州市林业局等地区累计进行了约犷地万个坑的试验。其机具作业性能良好,能够满足植树造林的技术要求,深受林业部门和农民的欢迎。该机适应性好,结构紧凑,体积小,生产效率高,使用可靠,调整维修方便,主要性能指标和作业质量均达到设计要求,很适合植树造林的需要,具有良好的推广价值。一一 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 第卷第期年月森林工程侧吸汀,一类挖坑机械钻头横向振动系统的最优控制问题孟庆华,于建国“,鲍春雨天津体育学院,天津东北林业大学,哈尔滨摘要建立了一类挖坑机械钻头横向振动 系统的数学模型,并以阻尼函数作为拉制 变童,研究了该系统的最优控制问题,得出两个定理。关键词挖坑机械横向振动数学模型最优控制中图分类号夕文献标识码文章编号一一叨一川功众毋飞呢妇,田七,邵幻斗,氏。扣邓司别,万介卿,祖司司访哪助司眼呢拍面,叩哪的、长川既浏叩统系男引言当前,利用数学模型动态地研究机械振动系统的设计与控制问题是很有应用意义的,文献 中借助泛函分析和算子半群理论研究了弹性机器人系统,并证明了描述该系统的发展方程在一定条件下存在唯一解。本文在文献 基础上,讨论了一类挖坑机械钻头横向振动系统的动力学模型,并通过把阻尼 函数当作控制变量,利用空间几何性质证明了动力学方程支配的挖坑机械钻头横向振动系统存在唯一最优控制元。钻头横向振动系统数学模型基本假设钻头与土壤相互作用的横向分力分解为、。在研究横向振动时,不考虑纵向和扭转振动影响。不考虑钻轴产生弯曲的影响。钻头横向振动分解为水平面上、两个方向分量来研究。数学模型式中,为钻头质量,为、两方向阻尼系数函数瓦,为、两方向侧向刚度,为、两方向钻头与土壤之间作用力。令,二,无,丁,卜洲,卜喷川耐可以写成下述方程玄,玄耐二全,夕气岁人夕夕,法,夕二其中,艺主,夕,艺全,夕,夕状态空间设,取 阮场空间丫,为控制空间,记叽呀,簇镇称 认己为系统方程的允许控制集。任取任比代人方程求得解记为,。这里,任,且各分量为一阶可微函数。在实际模拟试验中测得需达到的稳定状态量为,系统的最优控制问题是寻求二收稿日期一一第一作者简介孟庆华一,女,黑龙江省鸡西人,博士研究生讲师,研究方向系统稳定性和数学建模及系统仿真。呱,使得。其中指标函数定义如下运以七叭司之 、”一,一 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 森林工程第卷叫系统方程的最优控制元,为中的欧氏范数。证明定理设如系统方程式给出,则是不以上的严格凸 函数。证明对任意的,呱,半,久,有,二一,一,才,一一,一、量记从二,十,则 由式知,对任意任从号易知从亦弱收敛于。,由解对控制参数的连续依赖性与式知为关于的连续泛 函,从而对上述。,存在占,当。一】占时,有又、。、一一。冬一入。一对上述占,由引理知,存在几,广,一一镇“,图从一,使得” “一“,一习几从一。占“由,式,并注意到的凸性,我们得。一。一习从习。从几 义一,一一镇万,一久引理一叮二自反空间的单位闭球是弱自列紧的。引理川设为线性赋范空间,仁弱收敛于,则对任意。,存在“,一,哥“,二,使得艺“矶号二号客。一。哥、厂。毛“。定理对于稳定状态量,存在 唯一的呀由,使得。“任与证明由式易知心是自反空间的有界闭凸集,若,是以心中式的极小化序列,即由。的任意性,得。,由的严格凸性知。是唯一 的。结论通过以上证明可 以得出,当阻尼 函数作为控制变量时,挖坑机械钻头横向振动系统存在最优控制元,这对挖坑机械工作效率的提高具有指导意义和应用价值,由于影响钻头动力学性能的因素十分复杂,有些问题目前还难以掌握。因此,本文在分析中仍然是在一定的假设条件基础上下进行的,还有待于今后进一步的研究。参考文献】黑。一“卿一由引理可知从,中可 选出弱收敛的子 列仁,设其弱收敛。任叽,即黑、。弱收敛,由式对任意。,存在任,当时,有王辉一类机器人系统的最优控制,数学的实践与认识,一 王丽洁,何雷一类弹性振动系统的控制问题,数学的实践与认识,一孟庆华,王辉受霉素影响的单群系统的最优控制问题哈尔滨理工大学学报即,一【张恭庆,林源渠泛函分析讲义上册北京大学出版社,责任编辑肖生灵2004 年 7 月 农 机 化 研 究 第 4 期 - 81 - 便携式挖穴机的研究设计 阳厚森 云南农业大学 工程技术学院云南 昆明 6 5 0 2 0 1 摘 要 在对温室大棚建设工序挖穴作业环境特点和要求等调查的基础上提出了用机械代替手工作业挖穴的方案及结构并对工作原理进行理论分析和计算 关键词 农业工程挖穴机设计温室大棚 中图分类号 S 2 2 2 . 5+5 文献标识码 A 文章编号 1 0 0 3 1 8 8 X ( 2 0 0 4 ) 0 4 0 0 8 1 0 3 1 引言 随着设施农业的发展单体式连栋式等各类温室大棚的建设已逐渐应用和推广这对我国的农业经济起到了巨大的推进作用常见的塑料薄膜大棚改良温室骨架如图 1所示 1 . 纵梁 2 . 吊柱 3 . 拱杆 4 . 立柱 图 1 塑料薄膜大棚改良温室骨架 大棚结构尺寸单棚面积 0 . 0 6 7 0 . 1 h m2跨度1 2 1 5 m 棚高 2 . 8 3 . 4 m , 肩高 1 . 5 1 . 7 m 长度4 0 4 5 m , 立柱列行间距为 3 2 m 从图 1可以看出:用来栽埋拱杆 立柱的孔穴数量极多( 如图 2所示)且布局质量要求越来越高通常实际挖穴轴线与理论孔穴轴线同轴误差在1 03 0 m m之间但是在温室大棚的基建施工过程中野外环境极差这就要求对掘孔时的工作环境孔穴彼此对称性劳动强度等因素进行考虑寻求一种便利高效的挖掘方法及配套机具 传统的坑穴挖掘方法一般采用人力手工挖掘配套工具简单粗糙挖掘效率低强度大投入大但其可保证坑穴的对中性近年来也曾出现了拖拉机配套动力机具挖掘虽然可大大提高效率大幅度减轻劳动强度但在实际施工中表明拖拉机配套动力机具在挖掘对中要求低且坑穴直径大时有明显优势而对于温室大棚基建施工中的对中要求高数量众多的桩坑孔穴挖掘时就显示出了费时且达不到要求的缺点为此解决动力和对中性就成了该配套机具的关键所在 图 2 孔穴尺寸 2 研究方案的确定 鉴于动力和对中性考虑有两种可行方案一是采用电动手提式挖掘机具以电动机为动力源带动钻头转动手提进行对中掘孔虽可减轻劳动强度提高工作效率且坑穴的对中性也能保证但由于在野外施工电力很难保证这成了很棘手的问题二是采用内回转内燃机手提式挖掘机具它不仅能达到方案一的优点更加突出的是不受环境的影响能随时便利的提供动力源相比之下采用方案二就不言而定了 3 机具的配置设计 3 . 1 结构与工作原理 ( 1 ) 结构内燃手提式挖掘机具由二冲程汽油发动机和冲击挖穴机两大部分组成如图 3所示 收稿日期 2 0 0 3 - 0 8 - 1 2 作者简介 阳厚森1 9 7 1 -男云南昆明人讲师主要从事农业机械化方面的研究工作 1 2 3 4 5 5 0 0 m m 泥土 2 0 0 m m 万方数据2004 年 7 月 农 机 化 研 究 第 4 期 - 82 - 1 . 曲柄 2 . 发动机活塞 3 . 冲击活塞 4 . 前气室孔 5 . 后气室孔 6 . 棘爪 7 . 螺旋花键套 8 . 螺旋花键槽 9 . 转轴 1 0 . 支撑套 1 1 . 轴承盖 1 2 . 推力轴承 图 3 手提式挖掘机结构简图 ( 2 ) 工作原理发动机活塞和冲击活塞在公共燃烧室内的爆炸压力作用下做相反方向运动发动机活塞做往复运动 以维持发动机的工作循环冲击活塞的往复运动冲击转轴并使其旋转从而带动钻头旋转完成挖掘机的工作循环 3 . 2 主要工作部分简介 ( 1 ) 发动机部分采用二冲程回流扫气曲轴箱增压的汽油发动机 与一般汽油发动机不同的是整个发动机是倒置的曲轴不输出功率进排气系统采用泡沫塑料滤清器使用 6 6#7 0#汽油由于该机要在铅垂方向上作业和水平方向上摆置为了防止回油采用无浮子式化油器将 1 5#汽油机润滑机油按 1 : 2 1 : 2 0的比例混入汽油内混合油雾化后进入曲轴箱对发动机部分进行润滑采用可控硅无触点磁电机为点火系设置导风罩产生较大的冷却风量进行风冷拉绳回缩机构为其简单可靠的起动机构 ( 2 ) 冲击挖掘机部分发动机汽缸的延长部分就是挖穴机的汽缸其重要工作零件为带有螺旋花键的活塞体及棘轮机构冲击活塞在正行程中向右运动其上的螺旋花键槽左侧面沿正行程方向看给花键套一个切向力该切向力迫使花键套沿顺时针旋转 但由于棘爪与花键套外围棘齿的相互作用使花键套不能旋转而此时固定这样在切向作用力与反作用力的作用下 冲击活塞轴产生逆时针旋转以将一冲击旋转运动传给转轴从而使转轴旋转反行程中螺旋花键槽右侧面沿正行程方向看也给花键一个切向力该切向力要迫使花键套沿逆时针方向旋转而此时棘爪不能阻止棘齿在冲击活塞轴的惯性力及切向力作用下花键套随冲击活塞轴逆时针方向旋转从而避免了冲击活塞轴反转的现象 ( 3 ) 钻头部分钻头部分为该机具的切土钻孔部件如图 4所示该部件由转轴螺旋叶片刀座钻头及刀片组成工作时土壤被凿形刀片切下在摩擦力和离心力的作用下被由下而上进行输送并抛撒在洞穴周围刀片用沉头方孔螺钉安装在刀座上并可调 以适应不同孔径 刀片厚度为 81 0 m m 刃角为 2 53 0刃厚为 0 . 5 1 m m 刀片材料采用 6 5 S i M n R e钢板或 6 5 M n钢刃部淬火区宽度为 2 5 3 5 m m 硬度为 H R C 4 8 5 6 非淬火取硬度不大于 H R C 3 3 1 . 钻头 2 . 螺旋叶片 3 . 刀座 4 . 刀片 图 4 钻头部件简图 3 . 3 主要参数的确定 ( 1 ) 发动机区垫腔压缩比= 3 5 ( 2 ) 发动机转速考虑到手持式挖掘机的震动特点发动机转速一般为1n= 2 7 0 0 3 0 0 0 r / m i n ( 3 ) 冲击数值实际上等于发动机转速数值, 即nf = ( 4 ) 输出扭矩可按下式确定为 )tan(108 . 92/41 =SpdKMm 式中mK为扭矩修正系数取mK= 0 . 2 5 0 . 2 81d为活塞杆平均直径c mS为冲击活塞冲击时的受压面积p为作用在冲击活塞受压面上的爆炸压力 1 2 3 4 5 6 7 8 9 1 0 1 1 1 3 1 2 1 2 3 4 4 万方数据2004 年 7 月 农 机 化 研 究 第 4 期 - 83 - k g f / c m2为螺旋副螺旋升角为螺旋副摩擦角 ( 5 ) 输出转速为 MnAn2/8 . 912= 式中M为扭矩N m2A为转钻时所消耗的功J1n为发动机转速r / m i n ( 6 ) 螺旋叶片的螺旋升角当螺旋叶片旋转工作时叶片给泥块一个与中径圆周相切的水平力F推压泥块由于泥块间的彼此相互挤压若把泥块看成是一个整体螺旋叶片相对静止则泥块沿螺旋叶片向上输送的过程可看成是泥块在一个与水平力F大小相等方向相反的力tF的推动下沿螺旋面等速上升这样就可以用滑块与斜面之间力的关系模型来进行分析得出螺旋叶片的螺旋升角如图 5所示 图 5 模型图 当滑块沿斜面等速上滑时其上除受Q力外和水平力1F外还有斜面对滑块的法向反力N和向下方的摩擦力fNF =ff为接触面间的滑动摩擦系数将N和fF的合力R称为斜面对滑块的总反力R和N之间的夹角为由图 5可知 fNNfNF=/tanf farctan= 式中为泥块与叶片的摩擦角f为泥块钢的摩擦系数f= 0 . 9 由于滑块等速运动根据作用在其上的 3个力QR的平衡条件做出封闭力多边形得 )tan(1 += QF MdF=2/1 )tan(2/ +=QdM ( * ) 式中M为钻头输出转矩Q为个螺旋导程的泥块质量4/ dSQ=d为螺旋叶片中径螺旋叶片螺旋升角 根据( * ) 式可确定螺旋叶片的设计螺旋升角 4 机具特点 便携式挖穴机结构简单质量轻应用操作方便对中性高小坑中心误差在1 0 m m以内生产率可达 9 0个/ h 人坑穴直径范围可在1 5 03 0 0 m m 5 结语 通过分析讨论基于人工挖穴和拖拉机挖穴两种方法的对比与综合采用机械与手工结合各取所长既保证小坑穴挖掘对中准确同时又提高了施工效率便携挖掘机广泛应用于温室大棚的基建施工中大大降低了建设成本另外本机具还可用于植树造林挖穴随着云南农村产业结构的不断调整和现代农业的发展小坑挖穴机的应用及推广将具有广阔的前景 参 考 文 献 1 王长椿. 怎样建造塑料薄膜大棚 J . 农村实用科技, 1 9 9 81 05 - 6 . 2 周西利, 田应学. 钢架竹木大棚结构性能及其特点 J . 西北园艺, 2 0 0 213 5 - 3 7 . 3 沈 鸿. 机械工程手册1 0 M . 北京机械工业出版社1 9 8 2 . 4 陈秀宁. 机械设计基础二版 M . 杭州浙江大学出版社1 9 9 9 . Design and Study on Portable Digging Machine YANG Hou-sen (Yunnan Agricultural University,Kunming 6 5 0 2 0 1 ,China) Abstract The main purpose of the article is to show people a way and composition replacing human force with machines when digging holes in greenhouse and also presents a method how to do theoretical analysis and calculation based on the digging conditions , characteristics and requirements during the building process of greenhouse. Key words agricultural engineering; digging machine; design; greenhouse N QQ Ft Ff R R QQ Ft + 万方数据便携式挖穴机的研究设计便携式挖穴机的研究设计作者：阳厚森作者单位：云南农业大学,工程技术学院,云南,昆明,650201刊名：农机化研究英文刊名：JOURNAL OF AGRICULTURAL MECHANIZATION RESEARCH年，卷(期)：2004，(4)引用次数：0次 参考文献(4条)参考文献(4条)1.王长椿 怎样建造塑料薄膜大棚 1998(10)2.周西利.田应学 钢架竹木大棚结构性能及其特点 2002(1)3.沈鸿 机械工程手册 19824.陈秀宁 机械设计基础(二版) 1999 相似文献(1条)相似文献(1条)1.期刊论文 潘煜荣.PAN Yi-rong 挖穴机刀片刃口线位置与切土角度的关系分析 -热带农业工程2001(1) 推导出挖穴机刀片刃口线各种位置时的切土角度计算公式,分析刃口线位置对切土角度的影响. 本文链接：/Periodical_njhyj200404038.aspx下载时间：2010年3月24日 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 受扭钢丝软轴的强度及刚度计算何天淳1, 姚文斌2(1.昆明理工大学,云南昆明 650093 ; 2.昆明理工大学 建筑工程学院,云南昆明 650093)摘要:将钢丝软轴看作由许多直径不同的螺旋钢丝叠套在一起组成的弹簧钢丝簇.再将螺旋钢丝简化为受力矩作用的曲杆,根据曲杆理论,导出了单层扭转螺旋弹簧钢丝的应力及变形公式.文中探讨了为保证钢丝软轴的正常工作,并同时发挥各层螺旋弹簧钢丝的作用,各层钢丝几何参数应满足的条件,并最终获得了钢丝软轴的应力和变形公式.关键词:钢丝软轴;弹簧;强度;刚度;应力;变形中图分类号:O346文献标识码:A文章编号:1007 - 855X(2000)04 - 050 - 060 引言钢丝软轴由于其具有良好的挠性及抗冲击性,因而被广泛应用于可移式机械化工具、 混凝土振动器、砂轮机、 医疗器械以及里程表、 遥控仪等传动中.钢丝软轴通常是由二组或多组不同直径的钢丝分层缠绕而成(如图1) .卷绕时,把几根钢丝并排地紧密缠绕在芯杆上,且相邻两层钢丝的旋向相反.绕完后,可将芯杆抽出,也可保留.最外层钢丝的旋向为左旋的称为左旋软轴,为右旋的称为右旋软轴.在传递动力(扭矩)时,其转动方向必须与最外层钢丝的旋向相反.图1 钢丝软轴的绕制 长期以来,钢丝软轴设计计算往往根据粗略的经验方法.有关设计手册均未给出软轴钢丝的应力强度条件及变形刚度条件,至于软轴各层钢丝几何参数之间的关系及结构的优化等问题几乎未见相关研究和报道.显然,研究受扭钢丝软轴的应力和变形,将是钢丝软轴的科学设计计算理论的重要前提条件.根据钢丝软轴的结构特点,笔者将钢丝软轴看成是由两个(或多个)直径不同的圆柱螺旋钢丝叠套在一起组合而成的弹簧钢丝簇,且近似认为各层螺旋钢丝之间不产生相互挤压和摩擦.这样受扭钢丝软轴的计算问题实质上就简化为螺旋钢丝受扭矩作用下的强度、 刚度的计算问题.1 受扭圆柱螺旋钢丝的应力及变形分析为便于研究,取单层圆柱螺旋钢丝分析,将螺旋弹簧钢丝简化为受力矩作用的曲杆来考虑.1. 1 单层螺旋弹簧钢丝应力及变形的近似计算图2为一承受扭矩M的螺旋弹簧钢丝.取钢丝的任意剖面BB ,扭矩M对此剖面作用的载荷为一第25卷 第4期昆 明 理 工 大 学 学 报Vol. 25No. 42000年8月Journal of Kunming Unversity of Science and TechnologyAug. 2000收稿日期:1999 - 09 - 25第一作者简介:何天淳,男,1953年9月生,博士后,教授;主要研究方向:工程力学,计算力学,材料微观机理研究 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 引起弯曲应力的力矩Mcos及一引起扭转剪应力的扭矩T = Msin.因很小,故T的作用可以忽略不计.而McosM ,即钢丝剖面上的应力,可以近似地按受弯矩的梁来计算,其最大弯曲应力及变形为:max=MW=10.2Md3(1)W圆形钢丝抗弯载面模量, W =d3320.1d3.扭转钢丝承载时的变形以其角位移来测定,即=180MD2nEI(2)D2螺旋弹簧中径, n钢丝圈数, I惯性矩.扭转刚度为:K =M=EI180D2n=Ed43 670D2n(3)图2螺旋钢丝的受力图图3 受弯矩作用的曲杆1. 2 螺旋钢丝的精确计算理论1.l的计算结果未考虑螺旋钢丝的升角和曲率的影响,因而不能直接用来计算钢丝的应力和变形.为获得其真实应力及变形,将螺旋钢丝视为小变形曲杆,如图3所示.考察单元体abcd ,从纯弯曲的曲杆中取出相邻截面则ad及bc ,此二截面间的夹角为d,设曲杆中心线半径为r ,其中性轴半径为r0,那么,距中性层为y的任一纤维11的原长为( r0-y)d,于是11纤维的应变是:=y(d)( r0-y)d(4)忽略径向应变,即认为各纤维处于单向应力状态,故任一纤维层的应力为:15第4期 何天淳,姚文斌:受扭钢丝软轴的强度及刚度计算 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. =Ey(d)( r0-y)d(5)从这个方程可以看出:纤维的应变和应力与纤维至中性层的距离y成双曲线关系.(5)式还不能直接用来计算正应力,因为( r0-y)和 (d) /d尚未确定.考虑静力学条件,有:dA =E(d)dydAr0-y=0(6)dA一单元面积.M =ydA =E(d)dy2dAr0-y=EdAdydA(7)由(7)式有:E(d)d=MAe(8)代入(5)式得:=MyAe( r0-y)(9)对于圆截面螺旋钢丝,最大应力出现在r0-y = r1处,故max=M ( r0-r1)Aer1(10)设钢丝截面直径为d ,则由(10)式得:图4 钢丝截面图max=M ( d/2- e)Ae( r -d/2)(11)上式中e值待定,为求e ,将y = r0-r1代入方程(6)则r0-r1r1dA =0(12)由(12)式得:A =r0r0-ydA(13)由图4有:y =d2sin- e ,dy =d2cosd,dA =d22cos2d代入(13)式得:A =/2-/2D2/2- eD2-dsind2cos2d(14)积分得:A =D2-D22-d2D22- e(15)从而e =D24-14D22-d2(16)将e值代入(11)式并整理得:max=32Md3dD22dD2-1+1-dD224 1-dD21-1-dD22(17)令=dD2,由(17)式得:25昆 明 理 工 大 学 学 报 第25卷 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. max=32Md32+21-2-4(1-)(18)因=dD2,当dD2时,较小,略去高阶微量,则1-2=1-22代入(18)式得max=32Md34-24(1-)(19)令 c =1=D2d,则由(19)式得:max=K132Md3(20)这里, K1=4c2- c -14c( c -1)称为修正系数, c为旋绕比.相应地,螺旋钢丝的变形为:=l0MEIds(21)l为螺旋钢丝全长, l =D2n.故=64MD2nEd4(rad)(22a) =3 670MD2nEd4()(22b)扭转刚度为:K =M =Ed43 670D2n(23)2 钢丝软轴的强度、 刚度计算如前所述,将钢丝软轴视为螺旋钢丝弹簧簇.为保证其正常工作,并充分发挥各层螺旋钢丝的作用,应使它满足以下几个基本要求.(1)各层钢丝受扭矩之和应等于总的外加扭矩,即M = M1+ M2+ Mi+ Mm=mi =1Mi(24a)(2)各层钢丝端部的扭转变形角应相等 1= 2= i= m(24b)(3)各层钢丝的应力应相等1=2=i=m(24c)(4)各层钢丝的并紧长度相等Hb= n1d1= n2d2= nmdm(24d)根据以上关系,可计算出组合螺旋钢丝中每层钢丝所受的扭矩,然后再进行各层钢丝其它参数的计算.以下推导钢丝软轴的应力及变形.设钢丝软轴共有m层螺旋钢丝,第i层钢丝由Zi根相同直径的钢丝并排紧密缠绕而成.将(22a)代入(24b) ,则有:64M1D21n1Ed41=64M2D22n2Ed42=64MmD2mnmEd4m=(25)Mm为第m层螺旋钢丝每根钢丝所受弯矩.注意到:Z1n1d1= Z2n2d2= Zmnmdm= Hb(25a)35第4期 何天淳,姚文斌:受扭钢丝软轴的强度及刚度计算 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 及Z1M1+ Z2M2+ ZmMm= M(25b)由此得:Mi=d5iZiMD2imj =1Z2jd5jD2j(25c)从而得第i层螺旋钢丝的弯曲应力i=Ki32d2iZiMD2imj =1Z2jd5jD2j(25d)将(25c)代入(25) ,则得钢丝软轴端部的扭转角为:=64HbMEmj =1Z2jd5jDj(25e)钢丝软轴的扭转刚度为:K =M=Emj =1Z2jd5jD2j64Hb(25f)钢丝软轴的强度、 刚度条件为:max1,2,m ,3 670MEmj =1Z2jd5jD2j 这里 为软轴单位长度的许用扭转角.如钢丝软轴中各根钢丝满足等强度条件,则K132M1d31= K232M2d32=Km32Mmd3m=(26)(25)(26)得:2D21n1K1d1E=2D22n2K2d2E=2D2mnmKmdmE=(27)故d2i=4D2i(28)这里,=Hb2KiZiE.若Ki变化不大,即K1=K2=Km=K,则= Hb2KZiE(28)式表明,为满足等强度条件,钢丝软轴中各钢丝层的材料截面直径与其对应的中径必须满足抛物线关系.在设计时,先假定旋绕比C ,然后按下式计算软轴中各层钢丝直径:di=2Hb CE ZiKi再计算其它几何尺寸.3 算例分析混凝土振动器钢丝软轴外径D0=12.3 mm,该软轴由四层相同材料的细钢丝缠绕而成, E =205GPa,各层缠绕的钢丝根数为: Z1=3, Z2=2, Z3= Z4=5,其它几何参数为:软轴取样长度Hb=12045昆 明 理 工 大 学 学 报 第25卷 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. mm, d1=0.8 mm, d2= d3= d4=1.65 mm, D21=1.6 mm, D22=4.05 mm, D23=7.35 mm, D24=10.65 mm,当钢丝软轴在扭转试验机上加载至M =6.0 Nm时钢丝软轴开始屈服,此时实测软轴二端扭转角为测=145.由(25d)式计算各层钢丝的弯曲应力为:1=1.415 621103MPa,2=1.410 925103MPa,3=1.614 564103MPa,4=1.048 897103MPa,由(25e)式算出的扭转角为=152.982 7,抗扭刚度K =0.269 294 4 Nm2.从以上计算结果可知,钢丝软轴第三层弯曲应力最大,第一层、 第二层次之,第四层弯曲应力最小.扭转破坏试验结果表明:软轮钢丝首先从第三层破坏,随后因承载能力下降,第二层,第一层钢丝随之断裂.经测定直径d =1.65 mm的钢丝屈服强度s=1.50103MPa,抗拉强度b=1.75103MPa,而直径d =0.8 mm的钢丝屈服强度s=1.70103MPa,抗拉强度b=2.01103MPa,与本文结果基本吻合.此外,软轴屈服时测试扭转角与试验角也能吻合.由此说明本文方法的正确性.4 结论(1)本文研究虽未考虑各层钢丝之间的相互摩擦和挤压,但计算结果与实测结果基本符合,能满足软轴设计计算的要求;(2)通过以上分析,为深入研究软轴的优化设计及其它力学参数(如抗弯刚度、 抗扭刚度等)奠定了基础;(3)本文结果只适用于线弹性范围,软轴的大变形及塑性分析尚待研究.参考文献:1 苏翼林.材料力学.北京:高等教育出版社,1979. 215220.2美AM 沃尔.机械弹簧.谭惠民等译.北京:国防工业出版社,1981. 335339.3 徐灏.新编机械设计师手册.北京:机械工业出版社,1995. 12801300.Calculation of Strength and Stiffness of Flexiable ShaftSubjected to a Twisting MomentHE Tian - chun1, Y AO Wen - bin2(1. Kunming University of Science and Technology , Kunming 650093 ,China;2. The Faculty of Architectural Engineering , Kunming University of Science and Technology , Kunming 650093 ,China)Abstract : Flexiable wire shaft may be considered as helical wire cluster composed of a number of different di2ameters cylinder helical wire. Then the belical wire may be considered essentially as a curved bar subjected toa bending moment. According to the resultsof curved bar theory ,the formula of stress and deformation of heli2cal torsion steel wire of single layer are produced. To assure smoothly work of flexiable shaft and make gooduse of each layer steel wire , the satisfied conditions of geometry parameters are given. Finally , the formula ofstress and deformation of flexiable are obtained.Key words :flexiable shaft ; helical wire ; strength ; stress;deformation55第4期 何天淳,姚文斌:受扭钢丝软轴的强度及刚度计算 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 第22卷 第6期森 林 工 程Vol122 No162006年11月FOREST ENGINEERINGNov. , 2006基于ANSYS的植树挖坑机主轴的优化设计屈锦卫,于建国(东北林业大学,哈尔滨 150040) 摘 要:用有限元分析软件ANSYS对挖坑机主轴进行优化设计,从理论上说明优化设计的数学模型,并给出具体的设计步骤。通过得出的优化结果,说明ANSYS优化设计模块在机械结构优化设计上的优越性和可行性,为其他较为复杂的结构优化提供新的思路和方法。关键词: ANSYS;挖坑机;主轴;优化设计中图分类号: S7761262 文献标识码: A 文章编号: 1001 - 005X (2006) 06 - 0012 - 02The Optimization Design of Principal Axis of Earth Auger Based on ANSYSQuJinwei , YuJianguo (Northeast ForestryUniversity , Harbin 150040)Abstract: This paper optimized the principal axis of the earth auger by ANSYS, introduced the mathematic model and thesteps of the optimization design. The optimization results showed the superiority and feasibility of the ANSYS model used in me2chanical structure optimization design. A new method to optimize other complex structures was provided in this paper.Key words: ANSYS; earth auger; principal axis; optimization design 收稿日期: 2006 - 03 - 30基金项目:教育部 高 等 学 校 博 士 学 科 点 专 项 科 研 基 金(20040225005) 第一作者简介:屈锦卫(1981 - ) ,男,河南省周口人,硕士研究生,研究方向:现代设计方法。 植树挖坑机是机械化造林设备中的主要设备,其性能直接影响植树造林的速度和质量。对于手提式挖坑机,其重量是影响其广泛应用的重要原因,本文利用大型有限元分析软件ANSYS对挖坑机的主轴进行了优化设计,不仅大大减轻了主轴的重量,也为设计出性能优、重量轻、便于携带的手提式挖坑机提供了理论依据1 ,2。1ANSYS软件简介ANSYS软件是由美国ANSYS公司开发的一个功能强大的通用有限元分析软件,融结构、热、流体、电磁、声学分析于一体,具有友好的前处理界面、高效精确的求解器和完善的后处理功能,广泛应用于机械制造、航空航天、汽车交通、土木工程、电子工程等一般的工业和科学研究领域。AN2SYS软件有效地把有限元数值分析技术和CAD、CAE有机地结合在一起,使用户可以直观精确地分析可能出现的问题,有效地节省生产和开发费用。ANSYS优化设计能力非常强大,广泛应用于外形、应力、频率和温度等方面3。2 基于ANSYS的结构优化设计211 优化设计原理优化设计是一种寻求最优设计方案的技术,所谓“最优设计”,指的是一种方案不仅可以满足设计要求,而且所需的支出(如重量、体积、费用等)最小,也就是说最优设计方案就是一种最有效率的方案。ANSYS程序提供了2种优化方法,即零阶法和一阶法,零阶法是一个很完善的处理方法,可以有效地处理大多数的工程问题;一阶法基于目标函数对设计变量的敏感程度,因此更适用于精确的优化分析3 ,4。优化设计是通过构建优化模型5,在满足设计要求的条件下进行的迭代运算,求得目标函数的极值,得到最优设计方案。优化问题的数学模型可以表示为:MinF(x) =F(x1,x2,xn) 满足:gi(x) =g(x1,x2,xn)0(i= 1 ,2 ,m)hj(x) =hj(x1,x2,xn) = 0(j= 1 ,2 ,p)x= (x1,x2,xn)T式中:F(x)为目标函数,是需要获得最优值的变量,是设计变量的函数,在ANSYS中只能有一个目标函数;gi(x)、hj(x)为状态变量,用于约束设计,作为“因变量”,状态变量都是设计变量的函数,状态变量可能有上下限,也可能只有上 1994-2009 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 限或下限;x为设计变量,作为“自变量”,优化是通过改变设计变量的数值来实现的。每个设计变量都有上下限,它定义了设计变量的变化范围。212ANSYS优化的基本过程ANSYS优化的基本过程如图1所示。图1 优化过程213ANSYS对挖坑机主轴的优化ANSYS对挖坑机主轴的优化如图2所示,初始计算时,挖坑机主轴半径为0102 m ,长度为1 m。对结构进行优化,目标为结构的体积最小(质量最小) ,设计变量rid取值范围为0101101025 m ,长度h取值范围为018112 m ,设计变量。优化结果见表1。图2 挖坑机主轴简图 根据ANSYS提供的最佳序列为第五次迭代结果(第八次迭代目标函数虽然最小,但等效应力过大)。状态变量、设计变量以及目标函数的优化曲线分别见图3图6。表1 优化结果迭代次数最大等效应力Pa半径m长度m体积m3101245 22E+0701200 00E- 0111000 001122 94E- 02201180 94E+0701227 08E- 0111037 201158 78E-