何 洋，覃創(chuàng)業(yè)，劉 明

(渤海大學(xué) 工學(xué)院，遼寧 錦州 121000)

0 引言

近年來，我國捕魚行業(yè)發(fā)展迅速，產(chǎn)量一直保持世界領(lǐng)先，其中中小漁船產(chǎn)量占到近一半。雖然中小漁船捕撈產(chǎn)量比重較高，但船用捕魚機(jī)械配套難的問題仍然非常突出[1-3]。我國多數(shù)沿海、湖泊地區(qū)的中小漁船捕撈、起錨工作主要依靠自制的半機(jī)械半人力操作設(shè)備，缺少專用的起網(wǎng)起錨裝備，工作強(qiáng)度大、效率低，而且自制的起網(wǎng)起錨設(shè)備缺少制動系統(tǒng)，致使斷網(wǎng)或傷人的生產(chǎn)事故時有發(fā)生。而現(xiàn)有的捕撈漁船起錨、起網(wǎng)設(shè)備彼此獨(dú)立，這樣增加了設(shè)備購置成本[4-6]。因此，研制中小型漁船的起網(wǎng)起錨一體設(shè)備，對提高捕撈效率和生產(chǎn)安全性具有重要意義。

針對上述問題，研制了起網(wǎng)起錨機(jī)，該機(jī)改變了常規(guī)起網(wǎng)機(jī)使用功能單一的特點(diǎn)，將起網(wǎng)與起錨相結(jié)合。另外，該機(jī)在馬達(dá)的進(jìn)油口處設(shè)有高壓回止閥，可防止空轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)了制動系統(tǒng)的自動化。通過改變馬達(dá)的輸出轉(zhuǎn)向，可實(shí)現(xiàn)起網(wǎng)、起錨功能，其結(jié)構(gòu)緊湊且所占空間小，節(jié)約了成本，降低了勞動強(qiáng)度。

1 起網(wǎng)起錨機(jī)的結(jié)構(gòu)及工作原理

起網(wǎng)起錨機(jī)由變速箱體、輸入軸、傳動齒輪、摩擦鼓輪、起錨鼓輪、連接盤和底座等幾部分組成，如圖1所示。

起網(wǎng)起錨機(jī)采用液壓系統(tǒng)控制，由液壓源輸出液壓油供給馬達(dá)驅(qū)動，馬達(dá)輸出軸與變速箱內(nèi)的輸入軸連接配合并帶動輸入軸上的齒輪Z1與Z2、Z3兩齒輪嚙合，同時齒輪Z1帶動齒輪Z4分別與Z5、Z6兩齒輪相嚙合，最后由與Z2、Z3、Z5、Z6齒輪相配合的輸出軸帶動纏繞在摩擦鼓輪的網(wǎng)綱，將網(wǎng)具平穩(wěn)地收起。起錨時，將錨繩纏繞在起錨鼓輪，啟動馬達(dá)帶動兩個起錨轂輪旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)起錨。另外，連接盤與底座可相對旋轉(zhuǎn)以調(diào)節(jié)箱體與網(wǎng)綱和錨繩的夾角，防止其摩擦箱體。馬達(dá)換向手柄的控制開關(guān)可完成收網(wǎng)、撒網(wǎng)和起錨的工作。

圖1 起網(wǎng)起錨機(jī)結(jié)構(gòu)簡圖

2 鼓輪的載荷模型

2.1 摩擦鼓輪載荷模型

網(wǎng)綱纏繞該機(jī)的四個摩擦鼓輪的順序依次為Ⅰ、Ⅱ、Ⅳ、Ⅲ，包角分別為α1、α2、α4、α3，如圖2所示。與輸出軸Ⅰ相配合的摩擦鼓輪主要承受網(wǎng)綱拉力F、網(wǎng)綱與摩擦鼓輪的摩擦力f以及拉力F1的作用，其他摩擦鼓輪載荷計算可采用同樣方法[7]。

取纏繞在摩擦鼓輪上的網(wǎng)綱AMB段，將AMB分為i△l等份，當(dāng)i近于無窮大時，每個△l段網(wǎng)綱所受摩擦力幾乎為零，且拉力可視為相等，即F=F1，則總壓力N為：

(1)

其中：D為壓力密度，N/m3；r為摩擦鼓輪半徑，m。

由式(1)得單位長度摩擦鼓輪的壓力為：

D=F/r.

(2)

考慮摩擦力的影響，單位長度網(wǎng)綱的摩擦力為：

f=Dμ=Fμ/r.

(3)

其中：μ為摩擦因數(shù)。

設(shè)AMB中任意△l段網(wǎng)綱兩邊的拉力分別為Fi和Fi+1，摩擦力為fi，則有：

(4)

(5)

由式(5)可得：

(6)

其中：l為纏繞在摩擦鼓輪的網(wǎng)綱長度，m。

由此，可確定F1，F(xiàn)2，F(xiàn)3，F(xiàn)T分別為：

(7)

則等效摩擦力fi′為：

(8)

其中：m為纏繞圈數(shù)。

圖2 摩擦鼓輪受力分析

2.2 起錨鼓輪載荷模型

圖3為起錨鼓輪受力情況，起錨鼓輪摩擦力為：

fT=Dμ=F′μ/r′.

(9)

其中：r′為起錨鼓輪半徑，m；F′為錨繩拉力，F(xiàn)′=F1′eμ|β|，β為包角，(°)。

起錨鼓輪等效摩擦力為：

fT′=F1′(e2πmμ-1).

(10)

2.3 鼓輪的扭矩

根據(jù)文獻(xiàn)[8]，鼓輪的扭矩為摩擦矩與空載時的扭矩之和，即：

(11)

其中：Ti為摩擦矩，N·m；Ti′為摩擦鼓輪扭矩，N·m；T為空載扭矩，N·m。

3 起網(wǎng)起錨機(jī)多剛體動力學(xué)模型

采用ADAMS建模工具建立復(fù)雜模型比較繁瑣，本文借助Pro/E Wildfire5.0的實(shí)體造型技術(shù)，根據(jù)相關(guān)設(shè)計參數(shù)完成箱體、輸入軸、輸出軸、齒輪、摩擦鼓輪、起錨鼓輪、連接盤和底座等零件的建模以及裝配，其三維實(shí)體模型如圖4所示。

圖3 起錨鼓輪受力分析

起網(wǎng)起錨機(jī)相關(guān)參數(shù)為：最大起網(wǎng)拉力F=11.5 kN，最大起網(wǎng)速度v=45.8 m/min，錨重G=1 kN，軸最大彎曲應(yīng)力[σ]=60 MPa，回歸系數(shù)b=0.007 78，最大阻尼系數(shù)c=50 N·s/mm，轉(zhuǎn)向角γ=75°，馬達(dá)額定轉(zhuǎn)速n=200 r/min，馬達(dá)額定功率P=13 kW。

將完成的起網(wǎng)起錨機(jī)三維實(shí)體模型導(dǎo)入ADAMS/View環(huán)境中，添加各零件的材料屬性，根據(jù)上述相關(guān)參數(shù)和摩擦鼓輪和起錨鼓輪載荷的計算方法，定義零件間的接觸力、添加載荷及驅(qū)動等[9-10]，完成仿真分析的前處理階段，整機(jī)的多剛體動力學(xué)模型見圖5。

圖4起網(wǎng)起錨機(jī)三維模型圖5起網(wǎng)起錨機(jī)多剛體動力學(xué)模型

4 仿真分析

4.1 鼓輪的摩擦力隨時間的變化

摩擦鼓輪的摩擦力f、起錨鼓輪的摩擦力f′隨時間的變化曲線分別如圖6和圖7所示。由圖6和圖7可見:0 s～1 s內(nèi)是模型自調(diào)整階段，載荷波動較大，其他時段較為平穩(wěn);摩擦鼓輪的摩擦力最大值為4.35 kN，趨于定值1.5 kN，主要原因?yàn)楣妮喤c網(wǎng)綱之間無相對滑動，起網(wǎng)拉力由摩擦力承擔(dān)，收網(wǎng)拉力FT為零;起錨鼓輪摩擦力最大值為0.7 kN，趨于定值0.25 kN。由此可見該機(jī)參數(shù)設(shè)計合理，該機(jī)工作狀態(tài)較平穩(wěn)。

圖6 摩擦鼓輪摩擦力f隨時間變化曲線

4.2 輸入、輸出軸扭矩隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化

圖8為輸入軸扭矩隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化的曲線。由圖8可見：初始時刻輸入軸扭矩為1 200 N·m，馬達(dá)轉(zhuǎn)速增加輸入軸的扭矩逐漸減小，當(dāng)n=100 r/min時扭矩達(dá)到最小，最小值為1 170 N·m，馬達(dá)轉(zhuǎn)速超過100 r/min時，輸入軸扭矩逐漸增大。圖9為輸出軸Ⅰ的扭矩隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化曲線。由圖9可見：馬達(dá)轉(zhuǎn)速范圍在100 r/min～125 r/min時，輸出軸Ⅰ的扭矩趨于最小，最小值為958 N·m，該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)摩擦鼓輪摩擦性能最佳。因此，該機(jī)的馬達(dá)最佳工作轉(zhuǎn)速為100 r/min，起網(wǎng)速度為29 m/min。

圖7起錨鼓輪摩擦力f′隨時間變化曲線圖8輸入軸扭矩隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化曲線圖9輸出軸Ⅰ扭矩隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速變化曲線

5 結(jié)論

利用Pro/E建立了新型起網(wǎng)起錨機(jī)的三維實(shí)體模型，借助ADAMS多剛體動力學(xué)仿真軟件對其進(jìn)行仿真分析，搞清了摩擦鼓輪和起錨鼓輪的摩擦力隨時間的變化情況，以及輸入、輸出軸隨馬達(dá)轉(zhuǎn)速的變化，確定了該機(jī)馬達(dá)工作的最佳轉(zhuǎn)速、起網(wǎng)速度，其結(jié)論為進(jìn)一步優(yōu)化各部件的設(shè)計參數(shù)、提高捕撈效率提供了理論依據(jù)。