史增錄，唐學鵬，鄢金山，張學軍，周偉權

(1.新疆農業(yè)大學機電工程學院,新疆 烏魯木齊 830052;2.新疆農業(yè)工程創(chuàng)新設計重點實驗室,新疆 烏魯木齊 830052)

聯(lián)合收獲機械的廣泛運用是促進農業(yè)經濟發(fā)展的重要手段。切割裝置是收獲機械的關鍵部件之一，有往復式和圓盤式兩種。往復式切割裝置的傳動機構有曲柄連桿機構、曲柄滑塊機構、擺環(huán)機構、行星齒輪機構等多種傳功機構[1]。由于農牧業(yè)機械的作業(yè)環(huán)境惡劣，工況復雜，對機械的強度、剛度及其它性能有特別的要求[2]，因擺環(huán)機構結構緊湊、力學性能好、占空間小，連桿長度短等優(yōu)點而被廣泛運用于收獲機械。

目前，對擺環(huán)機構運動學和動力學的理論計算，以及擺環(huán)機構的仿真分析已有相關的研究，但對其進行剛柔耦合仿真分析的研究較少。所以，運用計算機仿真技術進行擺環(huán)機構的運動學、動力學的剛柔耦合研究，為更真實、準確地研究擺環(huán)機構提供方法和依據[3]。

1 擺環(huán)機構的工作原理及結構

1.1 主要結構

擺環(huán)機構的模型如圖1所示，工作過程中將動力傳輸?shù)街鬏S，帶動主軸轉動，通過擺環(huán)使得擺叉帶動擺軸做往復轉動，擺軸的往復轉動驅動擺桿左右擺動，通過導桿帶動割刀做往復運動[4]。擺環(huán)機構的詳細結構，如圖2所示。

1.割刀；2.導桿；3.擺桿；4.擺軸；5.擺叉；6.擺環(huán)；7.主軸；8.機架1.Cutter；2.Guide-bar；3.Swing link；4.Pendulum shaft； 5.Side vent；6.Sway ring；7.Spindle；8.Frame圖1 往復式切割裝置的結構圖Fig.1 Structrue diagram of reciprocating cutting device

1.主軸；2.軸承；3.軸套；4.滑環(huán)；5.擺環(huán)；6.軸承端蓋； 7.擺軸；8.擺桿；9.導桿1.spindle；2.bearing；3.shaft sleeve；4.slip ring；5.sway ring； 6.bearing clver；7.pendulum shaft；8.swing link；9.guide-bar圖2 擺環(huán)機構詳細結構圖Fig.2 Detailed structure diagram of sway ring mechanism

1.2主要技術參數(shù)

往復式切割裝置的主要技術參數(shù)如表1所示。

1.3 工作原理

擺環(huán)機構的結構簡圖如圖3所示[5]。該機構是空間六桿機構，以擺軸、主軸和擺環(huán)中心軸線的交點O為原點建立坐標系，主軸的OX軸和擺軸的OD垂直，擺環(huán)的軸線OA和主軸OX的夾角α為擺角。擺叉和擺軸固定連接，擺桿在D點固定安裝在擺軸上，導桿在E點和擺桿鉸接，導桿另一端和割刀鉚接在一起。

當主軸繞OX軸以ωt轉動時，驅動擺環(huán)軸線OA繞OX軸旋轉，使得擺環(huán)既繞自身軸線轉動，又繞著擺軸的軸線擺動，帶動擺桿繞著D點在平行于XOY的平面內擺動，通過導桿驅動割刀往復運動。

表1 往復式切割裝置的主要技術參數(shù)

2 擺環(huán)運動特性分析

擺環(huán)機構是切割器割刀實現(xiàn)往復運動的動力傳動機構，其結構參數(shù)直接影響割刀的運動特性。但擺環(huán)機構的運動軌跡復雜，為方便分析，依據圖1建立了互相垂直的Ⅰ面和Ⅱ面，Ⅰ面平行于由OX、CB兩直線組成的平面。如圖4所示是擺環(huán)機構的運動分析圖，據此得到擺叉分別在Ⅰ面、Ⅱ面上的投影，以解決轉角與擺角之間的關系。

據擺環(huán)運動特性分析[6]，設擺環(huán)的初始位置為AA,當主軸轉過φ=ωt時，

OA=ρ=OA′cosε=Rcosε

(1)

ρ值通過橢圓的方程得

(2)

(3)

將式(3)帶入(2)得

(4)

據公式(1)和公式(4)得

(5)

經三角函數(shù)轉化后得

(6)

式中，α為擺環(huán)的結構參數(shù)，是OA與OX的夾角(°)；t為主軸轉動時間(s)；ρ為在擺環(huán)在Ⅱ面上的投影的橢圓任一點的極半徑(mm)；ω為主軸的轉動角速度(r·s-1)；φ為ωt(r·min-1)；ε為擺環(huán)的擺角(°)。

獲得擺軸的擺角和主軸轉角的關系后，據圖3以經過D點且平行于XOY平面建立坐標，如圖5所示。

如以擺幅的對稱軸線為割刀運動的起始位置，則得割刀的位移為:

x=Lsinε

(7)

(8)

1.割刀；2.導桿；3.擺桿；4.擺軸；5.擺叉；6.擺環(huán)；7.主軸1.cutter；2.guide-bar；3.swing link;4.pendulum shaft; 5.side vent;6. sway ring;7. spindle圖3 往復式切割裝置運動簡圖Fig.3 Kinematic sketch of reciprocating cutting device

圖4 擺環(huán)運動示意圖Fig.4 Motion diagram of sway ring

圖5 擺桿運動簡圖Fig.5 Kinematic sketch of swing link

將公式(7)、(8)帶入公式(6)，得

(9)

式中，x為割刀的運動位移(mm)；L為擺桿的長度(mm)。

通過對割刀的位移x進行求導，獲得割刀的速度，再對速度求導可獲得割刀的加速度。

3 擺環(huán)機構的剛柔耦合模型建立

3.1 模型建立

用Solidworks軟件來建立擺環(huán)機構的三維參數(shù)化模型，完成擺環(huán)機構的裝配。將Solidworks建立的擺環(huán)機構的三維實體模型另存為Parasolid(.X_T)格式，轉化為ADAMS可讀取的文件，將Parasolid(.X_T)格式文件導入到ADAMS軟件中，生成ASAMS環(huán)境下的模型[7-9]。

3.2 添加約束、驅動

利用ADAMS中的工具箱操作，在大地、機架、主軸、擺環(huán)、擺叉、擺軸 、擺桿、導桿和割刀之間添加適當?shù)募s束。擺環(huán)機構的虛擬模型不包括大地共有7個移動部件(moving part)，添加4個旋轉副(revolute joint)，3個固定副(fixed joint)，1個平移副(translational joint)，1個線約束(inline primitive_joint)，1個旋轉驅動(revolute joint motion)，擺環(huán)機構的虛擬模型添加約束見圖6。

為準確地仿真模擬擺環(huán)機構在工作中的實際運動情況，對其各部件均按實際情況添加部件的材料屬性。

圖6 往復式切割裝置添加約束圖Fig.6 Added constraints diagram of reciprocating cutting device

3.3 關鍵部件柔性化和求解計算

完成擺環(huán)機構各部件的約束后，在主軸上施加500r·min-1的驅動轉速，在進行ADAMS的求解計算，設置仿真的時間為0.25s、步長為500步。

此時求解計算提示仿真失敗(simulation operation failed)，原因在于擺環(huán)機構實際工作中，擺桿是繞著擺軸和擺桿的鉸接點擺動，擺桿下端不是直線運動，通過導桿的彈性變形來補償擺桿擺動過程中垂直方向的位移差，來實現(xiàn)割刀的往復運動。因此在仿真分析時，必需將導桿進行柔性化，才能進行虛擬仿真分析。

在ADAMS2013中可將剛性部件直接進行柔性化操作。先選中導桿部件，直接單擊右鍵，選擇柔性化(make flexible)，新建柔性體，導桿材料選用65Mn，其彈性模量為2.11×1011N·m-2，密度為7.82×103kg·m-3，泊松比為0.288[10]。網格劃分時選用的單元類型為solid，經過劃分后導桿共有237個節(jié)點，603個單元，如圖7所示為導桿柔性化后的網格劃分模型。完成導桿的柔性化，可進行擺環(huán)機構的剛柔耦合仿真分析。

圖7 導桿網格劃分的模型Fig.7 The model of devided guide-bar grid

4 仿真分析

由擺環(huán)機構的運動特性及理論分析，設計條件為輸入轉速500r·min-1，擺環(huán)斜套中心線與主軸中心線的夾角(稱為擺角)為15°，仿真結束后，從后處理器模塊繪制和輸出一系列仿真結果[11]。圖8是割刀在水平方向運動的位移變化曲線，圖9是割刀在水平方向運動的速度、加速度變化曲線。圖10是擺軸的角速度和角加速度變化曲線。

圖8 割刀質心的位移曲線Fig.8 Curve of the shift displacement of the cutter senter of mass

圖9 割刀水平方向的速度、加速度曲線Fig.9 Curve the velectiy and acceleration at the center of mass of the cutter

圖10 擺軸角速度、角加速度變化曲線Fig.10 Curve of the angular veloctiy and angular acceleration at the center of mass of the pendulum shaft

為模擬切割裝置真實的工作負載情況，在割刀上添加往復慣性力和農作物秸稈對割刀作用力。根據切割每平方米面積的小麥秸稈所需功率為100～200N·m·m-2[12]，取其功率為200N·m·m-2，以設計的切割裝置1m工作幅寬，行走速度1.5m·s-1計算，則秸稈對整個割刀的作用力為300N。根據F=-ma計算，通過仿真計算割刀最大的加速度為116.74m·s-2，則割刀和導桿在運動時的慣性力最大為400N。

Rapid identification of cosmetic raw materialsby Fourier transform infrared spectroscopy 3 26

應用IF函數(shù)將慣性力和切割阻力添加到割刀上，其函數(shù)定義為IF(time-0.005:700,700,IF(time-0.065:-700,-700,IF(time-0.125:700,700,IF(time-0.185:-700,-700,IF(time-0.245:700,700,IF(time-0.025:700,700,0))))))，進行動力學的仿真分析。圖11所示是導桿水平方向兩端的受力變化。圖12 、圖13分別是擺桿對擺軸的力和力矩的變化圖。

圖11 導桿水平方向兩端受力變化曲線Fig.11 Curve of the force at two end of the horizontal guide-bar

圖12 擺軸的受力變化Fig.12 Force change of the pendulum shaft

圖13 擺軸的力矩變化Fig.13 Torque change of the pendulum shaft

5 仿真結果分析

通過擺環(huán)機構剛柔耦合仿真的分析，擺環(huán)的擺角為15°時，割刀最大的切割速度為2.12m·s-1，滿足小型收獲機切割速度的技術要求[12]。割刀的加速度在0s時，最大達4900m·s-2，但在0.001s內其加速度降至91.46m·s-2，其后割刀未出現(xiàn)加速度值突變的情況；擺軸在0s時角加速度達679.59r·s-2，但在0.001s內其加速度降至438.22r·s-2，在0.0015s時角速度增至684.52r·s-2，其后擺軸角加速度數(shù)值規(guī)律變化。

同時對應到導桿和割刀固定位置上的受力，在0s時受力達14868.74N，在0.0005s內其受力降至362.74N，隨后導桿受力規(guī)律變化，最大受力為724.25N，擺軸對導桿的受力最大為928.02N；擺軸在0s時受力和力矩分別達15844.06N和-1.493×102N·m在0.0015s內力和力矩分別降至551.68N和-6.61N·m其后擺軸和擺桿連接處承受的力和力矩最大分別為919.26N和25.4N·m，且呈規(guī)律變化。

擺環(huán)機構工作過程中導桿在給割刀傳送動力，驅動割刀往復運動的同時，自身也會存在較大變形，因此在進行擺環(huán)機構剛柔耦合仿真過程中，不僅有割刀、導桿自身重量引起的慣性力外，還有導桿柔性結構引起的啟動沖擊力，使得仿真初始階段加速度、受力和力矩等參數(shù)跳躍較大。

6 結 論

擺環(huán)機構是往復式切割裝置的關鍵部件，其性能的優(yōu)劣直接影響到收獲機的切割效率。通過分析研究擺環(huán)機構的結構、工作原理、運動特性，獲取影響擺環(huán)機構性能的關鍵指標。利用ADAMS進行的擺環(huán)機構剛柔耦合仿真，并在割刀上添加作業(yè)過程中的工作負載和慣性力，分析擺環(huán)機構的運動學和動力學特性。

通過仿真分析，切割裝置割刀的作業(yè)速度達2.12m·s-，忽略起始的慣性力和沖擊力，割刀的最大加速度達103.66m·s-2，擺軸的最大角加速度達691.95r·s-2，滿足切割器的作業(yè)要求。利用切割裝置的作業(yè)負載和割刀速度反向的特性，添加割刀和導桿的慣性力和作業(yè)負載后，獲得導桿兩端最大受力分別為724.25N和928.02N，為導桿的強度和疲勞分析提供了準確的數(shù)據；擺軸承受的最大力和力矩分別為919.26N和25.4N·m，且受交變載荷作用。通過分析，可為擺環(huán)機構的慣性力平衡和關鍵部件的強度和疲勞校核提供支撐。

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