李樹峰，曹衛(wèi)彬，唐海洋，趙宏政，劉嬌娣，李 華

(石河子大學(xué) 機(jī)械電氣工程學(xué)院，新疆 石河子 832003)

苗盤橫向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析探究

李樹峰，曹衛(wèi)彬，唐海洋，趙宏政，劉嬌娣，李 華

(石河子大學(xué) 機(jī)械電氣工程學(xué)院，新疆 石河子 832003)

曲柄搖桿與雙搖桿齒輪組合機(jī)構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作可靠等特點(diǎn)，可實(shí)現(xiàn)苗盤橫向的精確傳動(dòng)，在苗盤輸送機(jī)構(gòu)中運(yùn)用較多。但由于曲柄搖桿具有急回特性及機(jī)構(gòu)做反復(fù)式運(yùn)動(dòng)必然產(chǎn)生振動(dòng)和慣性力，影響機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性，限制了機(jī)構(gòu)工作效率。為此，針對(duì)一種應(yīng)用于旱地移栽機(jī)苗盤橫向輸送傳動(dòng)機(jī)構(gòu)——曲柄搖桿-雙搖桿-齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，建立了機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)模型，分析了曲柄、連桿、搖桿及齒輪之間的連接點(diǎn)與嚙合點(diǎn)等處的受力隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的規(guī)律。應(yīng)用ADAMS軟件完成了機(jī)構(gòu)的虛擬樣機(jī)模型建立，分析了機(jī)構(gòu)作業(yè)過程中的動(dòng)力學(xué)特征。利用上述方法找到了機(jī)構(gòu)振動(dòng)的原因，并提出解決減小振動(dòng)方法，為苗盤傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的改進(jìn)和進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

移栽機(jī)；苗盤輸送機(jī)構(gòu)；動(dòng)力學(xué);ADAMS

0 引言

苗盤輸送機(jī)構(gòu)是缽苗自動(dòng)移栽機(jī)的核心工作部件，決定著移栽的效率[1-2]。目前，國(guó)內(nèi)推廣使用移栽機(jī)為人工投苗的半自動(dòng)移栽機(jī)，靠人工拾取苗盤進(jìn)行投苗，長(zhǎng)時(shí)間重復(fù)動(dòng)作導(dǎo)致精神高度緊張、眼睛容易疲勞、勞動(dòng)強(qiáng)度大，且人工換苗盤時(shí)容易出現(xiàn)漏苗、缺苗現(xiàn)象。由于受到人工投苗速度的限制，一般國(guó)內(nèi)移栽機(jī)作業(yè)效率只相當(dāng)于人工的5～15倍，而且1臺(tái)2行移栽機(jī)作業(yè)需要司機(jī)1名、2名人員投苗及1～2名輔助人員跟蹤補(bǔ)苗、覆土，增加了移栽成本，因此機(jī)械化作業(yè)綜合效益不明顯。為此，本文提出了一種自動(dòng)送苗裝置，只需要1名人員把苗盤放在苗盤架上和收取移栽完的苗盤，降低了勞動(dòng)強(qiáng)度，減少了人工投入，提高了作業(yè)效率，為實(shí)現(xiàn)自動(dòng)移栽機(jī)提出了參考。

1 基本結(jié)構(gòu)及工作原理

苗盤橫向進(jìn)給機(jī)構(gòu)三維模型如圖1所示。本文所提出的傳動(dòng)裝置由曲柄搖桿機(jī)構(gòu)、雙搖桿機(jī)構(gòu)及齒輪機(jī)構(gòu)組成。當(dāng)變速箱通過錐齒輪把動(dòng)力分配給曲柄，曲柄帶動(dòng)連桿作用于扇形擺塊，擺塊通過連桿作用于搖桿，搖桿通過齒輪軸驅(qū)動(dòng)大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)1/4圈，齒輪螺母轉(zhuǎn)動(dòng)1周；絲杠帶動(dòng)苗盤橫向運(yùn)動(dòng)30mm，使下一顆苗進(jìn)入取苗工位。苗盤在橫向進(jìn)給的過程中存在著間歇運(yùn)動(dòng)，圖2為間歇傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的裝配三維圖。其中，齒輪軸通過花鍵連接把動(dòng)力傳遞給圓柱凸輪，端面加工有圓柱凸輪的齒輪的間歇運(yùn)動(dòng)由楔形圓柱凸輪和彈簧來控制。當(dāng)齒輪軸逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)，齒輪軸帶動(dòng)楔形圓柱凸輪沿著相嚙合齒輪的楔形圓柱凸輪面從最低點(diǎn)向最高點(diǎn)滑動(dòng)，由于兩個(gè)圓柱凸輪楔形面的相互滑動(dòng)，切斷動(dòng)力的傳遞，端面加工有圓柱凸輪的齒輪靜止。當(dāng)滑過楔形面的最高點(diǎn)時(shí)，楔形圓柱凸輪在彈簧作用力下復(fù)位重新嚙合。此時(shí)，搖桿驅(qū)動(dòng)齒輪軸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，齒輪軸通過花鍵連接的楔形圓柱凸輪驅(qū)動(dòng)端面加工有圓柱凸輪的齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)1/4圈，與其相嚙合的齒輪螺母驅(qū)動(dòng)絲杠橫向移動(dòng)30mm，完成一次橫向送苗作業(yè)。

1.曲柄 2 長(zhǎng)連桿 3.苗盤橫向進(jìn)給絲杠 4.卡槽齒輪 5.卡槽齒輪驅(qū)動(dòng)搖桿 6.短連桿 7.扇形擺塊 8.齒輪螺母圖1 苗盤橫向傳動(dòng)裝置Fig.1 Horizontal transmission of the seedling tray

1.卡槽齒輪 2.圓柱凸輪 3.彈簧 4.齒輪軸 5.齒輪螺母 6.苗盤橫向進(jìn)給絲杠圖2 間歇機(jī)構(gòu)裝配圖Fig.2 Assembly drawing of intermittent mechanism

2 苗盤橫向輸送機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)模型

苗盤橫向輸送機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為曲柄搖桿機(jī)構(gòu)、雙搖桿機(jī)構(gòu)和齒輪機(jī)構(gòu)，如圖3所示。其中，OA為曲柄，AB為連桿，BC為搖桿，DC為搖桿，DE為連桿，EF為搖桿，分別以F、G為圓心相互嚙合的齒輪。

圖3 機(jī)構(gòu)示意圖Fig.3 diagram of mechanism

2.1 曲柄OA受力分析

曲柄OA受力分析如圖4所示。

圖 4 曲柄OA受力分析Fig.4 Force analysis of crank OA

根據(jù)圖4分析曲柄OA受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

(1)

(2)

∑MO=FPR-FAYxA+FAXyA-W1x1=0

(3)

式中m1—曲柄OA的質(zhì)量；

Fp—鏈輪所受拉力；

W1—曲柄OA所受重力；

x1—曲柄OAx軸質(zhì)心；

y1—曲柄OAy軸質(zhì)心。

2.2 連桿AB受力分析

連桿AB受力分析如圖5所示。

圖5 連桿AB受力分析Fig.5 Force analysis of connecting rod AB

根據(jù)圖5分析連桿AB受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

∑Fx=FAX-FBNcos(α3-π)+

(4)

∑Fy=FAY+FBNsin(α3-π)+

(5)

∑MA=-FBNL2sin(α3-α2)-FBTL2cos(α3-α2)-

(6)

式中m2—連桿AB的質(zhì)量；

W2—連桿AB所受重力；

x2—連桿ABx軸質(zhì)心；

y2—連桿ABy軸質(zhì)心。

2.3 扇形擺塊受力分析

扇形擺塊受力分析如圖6所示。根據(jù)圖6扇形擺塊受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

(7)

(8)

∑MC=FBTL3sin(α3-α2)+W3(x3-x4)-

(9)

式中m3—扇形擺塊的質(zhì)量；

W3—扇形擺塊所受重力；

x3—扇形擺塊x軸質(zhì)心；

y3—連桿ABy軸質(zhì)心；

φ—扇形擺塊的圓心角。

圖 6 扇形擺塊受力分析Fig.6 Force analysis of Fan-shaped swing block

2.4DE連桿受力分析

DE連桿受力分析如圖7所示。

圖7 連桿DE受力分析Fig.7 Force analysis of connecting rod DE

根據(jù)圖7連桿DE的受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

FDNcos(α3+φ-π)=0

(10)

FDNsin(α3+φ-π)-W4=0

(11)

(12)

式中m4—連桿DE的質(zhì)量；

W4—連桿DE所受重力；

x4—連桿DEx軸質(zhì)心；

y4—連桿DEy軸質(zhì)心。

2.5EF搖桿受力分析

EF搖桿受力分析如圖8所示。

圖8 EF搖桿受力分析Fig.8 Force analysis of rocker EF

根據(jù)圖8搖桿EF的受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

(13)

(14)

∑MF=-FEyL5cos(π-α5)-FExL5sin(π-α5)-

(15)

式中m5—搖桿EF的質(zhì)量；

W5—搖桿EF所受重力；

x5—搖桿EFx軸質(zhì)心；

y5—搖桿EFy軸質(zhì)心。

2.6 齒輪受力分析

齒輪受力分析如圖9所示。根據(jù)圖9齒輪受力情況，建立動(dòng)力學(xué)平衡方程為

FfⅡcosβ=0

(16)

FfⅡsinβ-W6=0

(17)

FfⅡsin(π+β)=0

(18)

式中W6—齒輪F所受重力；

R—齒輪半徑；

θ—齒輪間壓力與x軸間夾角；

β—齒輪間摩擦力與x軸間夾角。

圖 9 齒輪受力分析Fig.9 Force analysis of the gear

3 機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真分析

通過SolidWorks軟件對(duì)虛擬樣機(jī)進(jìn)行三維數(shù)字化建模設(shè)計(jì)，導(dǎo)入Adams軟件里并對(duì)機(jī)構(gòu)加入約束。首先對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，本文機(jī)械系統(tǒng)采用曲柄定軸轉(zhuǎn)動(dòng)作為輸入，曲柄帶動(dòng)長(zhǎng)連桿作用于扇形擺塊，扇形擺塊通過短連桿作用于搖桿，搖桿通過齒輪軸驅(qū)動(dòng)大齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)1/4圈，齒輪螺母轉(zhuǎn)動(dòng)1/4圈，絲杠帶動(dòng)苗盤橫向運(yùn)動(dòng)30mm作為系統(tǒng)輸出。此機(jī)械系統(tǒng)做間歇運(yùn)動(dòng)，搖桿EF順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)90°時(shí)，搖桿通過鍵連接驅(qū)動(dòng)F齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)1/4圈；搖桿EF逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)90°時(shí)，齒輪軸帶動(dòng)楔形圓柱凸輪沿著相嚙合齒輪的楔形圓柱凸輪面從最低點(diǎn)向最高點(diǎn)滑動(dòng)。由于兩個(gè)圓柱凸輪楔形面的相互滑動(dòng)，切斷動(dòng)力的傳遞，此時(shí)機(jī)構(gòu)間歇。可見，搖桿EF的轉(zhuǎn)動(dòng)角度對(duì)機(jī)構(gòu)準(zhǔn)確傳動(dòng)有著很重要的作用。通過軟件仿真得出搖桿EF的轉(zhuǎn)角圖，如圖10所示。

圖10 搖桿EF與x軸的夾角Fig.10 The angle between the x-axis and rocker EF

由圖10可知：搖桿EF轉(zhuǎn)角曲線上最高點(diǎn)A與最低點(diǎn)B之間的差值大于90°，所以此機(jī)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)準(zhǔn)確的傳動(dòng)。曲柄搖桿具有急回特性及機(jī)構(gòu)做反復(fù)式運(yùn)動(dòng)必然產(chǎn)生振動(dòng)和慣性力，影響機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性，限制了機(jī)構(gòu)工作效率。在仿真的過程中，選取了3組曲柄轉(zhuǎn)速，N1=5r/min，N2=10r/min，N3=15r/min。在這3組曲柄轉(zhuǎn)速下，監(jiān)測(cè)了扇形擺塊B點(diǎn)的速度和加速度圖像如圖11所示。

圖11 扇形擺塊B點(diǎn)速度加速度圖像Fig.11 The image of speed -acceleration of the B point on the Fan-shaped swing block

由圖 11可以看出：機(jī)構(gòu)的工作轉(zhuǎn)速在N1=5r/min時(shí)，扇形擺塊B點(diǎn)的速度與加速度變化平穩(wěn)；當(dāng)曲柄工作速度N2=10r/min、N3=15r/min時(shí)，扇形擺塊B點(diǎn)速度與加速度振幅較大，波動(dòng)顯著，機(jī)構(gòu)伴隨有強(qiáng)烈的振動(dòng)，影響機(jī)構(gòu)的正常運(yùn)行。選取圖標(biāo)中曲柄N3=15r/min時(shí)的曲線并結(jié)合圖 3機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖來分析曲柄轉(zhuǎn)角與速度加速對(duì)應(yīng)關(guān)系，如圖11所示。假設(shè)在機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖中水平向右為速度正方向，在圖11(a)中a3點(diǎn)和c3點(diǎn)為扇形B點(diǎn)x軸方向速度為零的點(diǎn)，說明曲柄和連桿共線；速度從a3點(diǎn)上升到b3點(diǎn)再下降到c3點(diǎn)，且變化整個(gè)過程中速度大于零，說明曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)了1/2圈，即曲柄與連桿的夾角從0°共線變到180°共線。當(dāng)曲柄與連桿的夾角為90°的時(shí)，扇形B點(diǎn)合速度最大，則在水平速度分量也達(dá)到最大。同樣，在圖11(c)中可以分析出圖11(a)中相應(yīng)速度的加速度。根據(jù)速度與加速度之間求導(dǎo)關(guān)系可知，圖11(c)中a3、c3點(diǎn)為圖11(a)中a3、c3點(diǎn)的加速度。由此可知：當(dāng)曲柄與連桿共線時(shí)，速度最小，加速度達(dá)到最大。圖11(c)中，a3為曲柄與連桿夾角為0°時(shí)的加速度，c3點(diǎn)為曲柄和連桿夾角為180°時(shí)的加速度，且c3點(diǎn)為曲柄和連桿夾角為180°的加速度的慣性力比曲柄與連桿夾角為0°時(shí)的慣性力大。圖11(c)中b3的加速度為曲柄與連桿夾角為90°時(shí)的加速度。通過圖11(b)、(d)，可以分析出曲柄與連桿之間的對(duì)應(yīng)關(guān)系。其中，圖11(b)中的a3點(diǎn)為扇形擺塊B點(diǎn)在y軸上速度為0，加速度達(dá)到最大，曲柄和連桿夾角為0°，意味著B點(diǎn)上升到最高點(diǎn)；圖11(b)中的b3點(diǎn)為曲柄和連桿夾角從0°變到180°中的一個(gè)角度時(shí)所對(duì)應(yīng)扇形塊B點(diǎn)的y軸速度分量，此時(shí)y軸速度分量最大；從圖11(b)中可以看到：速度從c3到g3有一個(gè)波動(dòng)，是因?yàn)闄C(jī)構(gòu)在工作過程中搖桿CB繞定點(diǎn)C轉(zhuǎn)動(dòng)。在1個(gè)工作周期中，扇形擺塊B點(diǎn)依次經(jīng)過Ⅰ-Ⅲ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅰ點(diǎn)，且Ⅰ點(diǎn)和Ⅲ點(diǎn)的y坐標(biāo)點(diǎn)相同，如圖3機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖所示。當(dāng)曲柄與搖桿之間的夾角為180°時(shí)，扇形擺塊處于另一個(gè)極限位置(即圖3中Ⅱ點(diǎn))，y軸速度為0，即圖11(b)中e3點(diǎn)、圖11(b)中c3點(diǎn)為扇形擺塊B點(diǎn)工作弧段中最低點(diǎn)，此時(shí)只有x軸速度分量，y軸速度為0。同理，y軸加速度由y軸速度求導(dǎo)可得，對(duì)應(yīng)關(guān)系同上。

4 結(jié)論

1)對(duì)苗盤橫向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析，建立了相應(yīng)的動(dòng)力學(xué)模型，在對(duì)運(yùn)動(dòng)學(xué)方程求解的基礎(chǔ)上,可求各作用力和力矩,并利用計(jì)算機(jī)進(jìn)行輔助分析和計(jì)算,為得出最優(yōu)方案提供了理論依據(jù)。

2)通過ADAMS軟件仿真分析，曲柄的轉(zhuǎn)速對(duì)機(jī)構(gòu)的正常運(yùn)行有著很重要的作用。當(dāng)曲柄轉(zhuǎn)速分別為N2=10r/min、N3=15r/min時(shí)，機(jī)構(gòu)擺塊的速度和加速度有明顯的波動(dòng)；當(dāng)轉(zhuǎn)速調(diào)整到N1=5r/min時(shí)，機(jī)構(gòu)速度和加速度變化平穩(wěn)，有利于機(jī)構(gòu)平穩(wěn)運(yùn)行。

3)通過仿真圖表分析出了扇形擺快速度和加速度和曲柄連桿的位置關(guān)系的規(guī)律，在曲柄和連桿共線時(shí)加速度較大，此時(shí)機(jī)構(gòu)慣性力較大，可用曲柄附加平衡塊的辦法，在到達(dá)平衡的同時(shí)減少部分慣性力,提高單位時(shí)間工作插次,從而提高機(jī)構(gòu)的工作效率。

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Abstract ID:1003-188X(2017)12-00015-EA

A Study on Dynamic of Transmission Mechanism of Seedling Tray

Li Shufeng, Cao Weibin, Tang Haiyang, Zhao Hongzheng, Liu Jiaodi, Li Hua

(School of Mechanical Electrical Engineering of Shihezi university， Shihezi 832003, China)

Combination of the mechanism among the Crank - rocker ,double - rocker and the gear mechanism, which has a simple structure and reliable operation can achieve precise horizontal transmission of the seedling tray. It is usually used for transporting of the seedling tray. But owing to characteristics of the Quick - return motion and repeated motion ,which have made inevitable vibration and inertial force for the mechanism, It has made a great influence on the effect of smooth motion and working efficiency. Therefore, this article have brought forward a kind of combination of the mechanism among the Crank - rocker double rocker and the gear mechanism for the low upland transplanting seedlings and established the dynamic model of the mechanism. Based on the the dynamic model, the force among the crank, connecting rods, rocker , connection point has been analyzed. A virtual model of transmission machine of the seedling tray was built with ADAMS，which has analyzed the dynamic characteristics in the process of working Using the above method, we can find the cause of vibration, Additional counterweight adding up to the crank is beneficial to reduce some inertial force and to run smoothly, The dynamic analysis on the seedling tray would make a contribute to provide theoretical basis for further optimization design．

transplanting mechanism ;transmission of the seedling tray ;dynamics ; ADAMS

2016-10-09

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51565048)

李樹峰(1972-) ，男，沈陽人，碩士研究生，(E-mail)lilshufeng1029@qq.com。

曹衛(wèi)彬(1959-)，男，湖北襄陽人，教授，博士生導(dǎo)師,(E-mail)wbc828@163.com。

S223.92；S220.3

A

1003-188X(2017)12-0015-05