苗盤橫向傳動機構動力學分析探究

李樹峰，曹衛彬，唐海洋，趙宏政，劉嬌娣，李 華

(石河子大學 機械電氣工程學院，新疆 石河子 832003)

苗盤橫向傳動機構動力學分析探究

李樹峰，曹衛彬，唐海洋，趙宏政，劉嬌娣，李 華

(石河子大學 機械電氣工程學院，新疆 石河子 832003)

曲柄搖桿與雙搖桿齒輪組合機構具有結構簡單、工作可靠等特點，可實現苗盤橫向的精確傳動，在苗盤輸送機構中運用較多。但由于曲柄搖桿具有急回特性及機構做反復式運動必然產生振動和慣性力，影響機構運動平穩性，限制了機構工作效率。為此，針對一種應用于旱地移栽機苗盤橫向輸送傳動機構——曲柄搖桿-雙搖桿-齒輪傳動機構，建立了機構的動力學模型，分析了曲柄、連桿、搖桿及齒輪之間的連接點與嚙合點等處的受力隨曲柄轉角變化的規律。應用ADAMS軟件完成了機構的虛擬樣機模型建立，分析了機構作業過程中的動力學特征。利用上述方法找到了機構振動的原因，并提出解決減小振動方法，為苗盤傳動機構的改進和進一步優化設計提供了理論依據。

移栽機；苗盤輸送機構；動力學;ADAMS

0 引言

苗盤輸送機構是缽苗自動移栽機的核心工作部件，決定著移栽的效率[1-2]。目前，國內推廣使用移栽機為人工投苗的半自動移栽機，靠人工拾取苗盤進行投苗，長時間重復動作導致精神高度緊張、眼睛容易疲勞、勞動強度大，且人工換苗盤時容易出現漏苗、缺苗現象。由于受到人工投苗速度的限制，一般國內移栽機作業效率只相當于人工的5～15倍，而且1臺2行移栽機作業需要司機1名、2名人員投苗及1～2名輔助人員跟蹤補苗、覆土，增加了移栽成本，因此機械化作業綜合效益不明顯。為此，本文提出了一種自動送苗裝置，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，降低了勞動強度，減少了人工投入，提高了作業效率，為實現自動移栽機提出了參考。

1 基本結構及工作原理

苗盤橫向進給機構三維模型如圖1所示。本文所提出的傳動裝置由曲柄搖桿機構、雙搖桿機構及齒輪機構組成。當變速箱通過錐齒輪把動力分配給曲柄，曲柄帶動連桿作用于扇形擺塊，擺塊通過連桿作用于搖桿，搖桿通過齒輪軸驅動大齒輪轉動1/4圈，齒輪螺母轉動1周；絲杠帶動苗盤橫向運動30mm，使下一顆苗進入取苗工位。苗盤在橫向進給的過程中存在著間歇運動，圖2為間歇傳動機構的裝配三維圖。其中，齒輪軸通過花鍵連接把動力傳遞給圓柱凸輪，端面加工有圓柱凸輪的齒輪的間歇運動由楔形圓柱凸輪和彈簧來控制。當齒輪軸逆時針旋轉時，齒輪軸帶動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向最高點滑動，由于兩個圓柱凸輪楔形面的相互滑動，切斷動力的傳遞，端面加工有圓柱凸輪的齒輪靜止。當滑過楔形面的最高點時，楔形圓柱凸輪在彈簧作用力下復位重新嚙合。此時，搖桿驅動齒輪軸順時針旋轉，齒輪軸通過花鍵連接的楔形圓柱凸輪驅動端面加工有圓柱凸輪的齒輪轉動1/4圈，與其相嚙合的齒輪螺母驅動絲杠橫向移動30mm，完成一次橫向送苗作業。

1.曲柄 2 長連桿 3.苗盤橫向進給絲杠 4.卡槽齒輪 5.卡槽齒輪驅動搖桿 6.短連桿 7.扇形擺塊 8.齒輪螺母圖1 苗盤橫向傳動裝置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.苗盤橫向進給絲杠圖2 間歇機構裝配圖Fig.2 Assembly drawing of intermittent mechanism

2 苗盤橫向輸送機構動力學模型

苗盤橫向輸送機構簡化為曲柄搖桿機構、雙搖桿機構和齒輪機構，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 機構示意圖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

根據圖4分析曲柄OA受力情況，建立動力學平衡方程為

(1)

(2)

∑MO=FPR-FAYxA+FAXyA-W1x1=0

(3)

式中m1—曲柄OA的質量；

Fp—鏈輪所受拉力；

W1—曲柄OA所受重力；

x1—曲柄OAx軸質心；

y1—曲柄OAy軸質心。

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

根據圖5分析連桿AB受力情況，建立動力學平衡方程為

∑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的質量；

W2—連桿AB所受重力；

x2—連桿ABx軸質心；

y2—連桿ABy軸質心。

2.3 扇形擺塊受力分析

扇形擺塊受力分析如圖6所示。根據圖6扇形擺塊受力情況，建立動力學平衡方程為

(7)

(8)

∑MC=FBTL3sin(α3-α2)+W3(x3-x4)-

(9)

式中m3—扇形擺塊的質量；

W3—扇形擺塊所受重力；

x3—扇形擺塊x軸質心；

y3—連桿ABy軸質心；

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

根據圖7連桿DE的受力情況，建立動力學平衡方程為

FDNcos(α3+φ-π)=0

(10)

FDNsin(α3+φ-π)-W4=0

(11)

(12)

式中m4—連桿DE的質量；

W4—連桿DE所受重力；

x4—連桿DEx軸質心；

y4—連桿DEy軸質心。

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

根據圖8搖桿EF的受力情況，建立動力學平衡方程為

(13)

(14)

∑MF=-FEyL5cos(π-α5)-FExL5sin(π-α5)-

(15)

式中m5—搖桿EF的質量；

W5—搖桿EF所受重力；

x5—搖桿EFx軸質心；

y5—搖桿EFy軸質心。

2.6 齒輪受力分析

齒輪受力分析如圖9所示。根據圖9齒輪受力情況，建立動力學平衡方程為

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 機構動力學仿真分析

通過SolidWorks軟件對虛擬樣機進行三維數字化建模設計，導入Adams軟件里并對機構加入約束。首先對機構進行動力學仿真，本文機械系統采用曲柄定軸轉動作為輸入，曲柄帶動長連桿作用于扇形擺塊，扇形擺塊通過短連桿作用于搖桿，搖桿通過齒輪軸驅動大齒輪轉動1/4圈，齒輪螺母轉動1/4圈，絲杠帶動苗盤橫向運動30mm作為系統輸出。此機械系統做間歇運動，搖桿EF順時針轉動90°時，搖桿通過鍵連接驅動F齒輪轉動1/4圈；搖桿EF逆時針轉動90°時，齒輪軸帶動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向最高點滑動。由于兩個圓柱凸輪楔形面的相互滑動，切斷動力的傳遞，此時機構間歇。可見，搖桿EF的轉動角度對機構準確傳動有著很重要的作用。通過軟件仿真得出搖桿EF的轉角圖，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轉角曲線上最高點A與最低點B之間的差值大于90°，所以此機構能夠實現準確的傳動。曲柄搖桿具有急回特性及機構做反復式運動必然產生振動和慣性力，影響機構運動平穩性，限制了機構工作效率。在仿真的過程中，選取了3組曲柄轉速，N1=5r/min，N2=10r/min，N3=15r/min。在這3組曲柄轉速下，監測了扇形擺塊B點的速度和加速度圖像如圖11所示。

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

由圖 11可以看出：機構的工作轉速在N1=5r/min時，扇形擺塊B點的速度與加速度變化平穩；當曲柄工作速度N2=10r/min、N3=15r/min時，扇形擺塊B點速度與加速度振幅較大，波動顯著，機構伴隨有強烈的振動，影響機構的正常運行。選取圖標中曲柄N3=15r/min時的曲線并結合圖 3機構簡圖來分析曲柄轉角與速度加速對應關系，如圖11所示。假設在機構簡圖中水平向右為速度正方向，在圖11(a)中a3點和c3點為扇形B點x軸方向速度為零的點，說明曲柄和連桿共線；速度從a3點上升到b3點再下降到c3點，且變化整個過程中速度大于零，說明曲柄轉動了1/2圈，即曲柄與連桿的夾角從0°共線變到180°共線。當曲柄與連桿的夾角為90°的時，扇形B點合速度最大，則在水平速度分量也達到最大。同樣，在圖11(c)中可以分析出圖11(a)中相應速度的加速度。根據速度與加速度之間求導關系可知，圖11(c)中a3、c3點為圖11(a)中a3、c3點的加速度。由此可知：當曲柄與連桿共線時，速度最小，加速度達到最大。圖11(c)中，a3為曲柄與連桿夾角為0°時的加速度，c3點為曲柄和連桿夾角為180°時的加速度，且c3點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°時的加速度。通過圖11(b)、(d)，可以分析出曲柄與連桿之間的對應關系。其中，圖11(b)中的a3點為扇形擺塊B點在y軸上速度為0，加速度達到最大，曲柄和連桿夾角為0°，意味著B點上升到最高點；圖11(b)中的b3點為曲柄和連桿夾角從0°變到180°中的一個角度時所對應扇形塊B點的y軸速度分量，此時y軸速度分量最大；從圖11(b)中可以看到：速度從c3到g3有一個波動，是因為機構在工作過程中搖桿CB繞定點C轉動。在1個工作周期中，扇形擺塊B點依次經過Ⅰ-Ⅲ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅰ點，且Ⅰ點和Ⅲ點的y坐標點相同，如圖3機構簡圖所示。當曲柄與搖桿之間的夾角為180°時，扇形擺塊處于另一個極限位置(即圖3中Ⅱ點)，y軸速度為0，即圖11(b)中e3點、圖11(b)中c3點為扇形擺塊B點工作弧段中最低點，此時只有x軸速度分量，y軸速度為0。同理，y軸加速度由y軸速度求導可得，對應關系同上。

4 結論

1)對苗盤橫向傳動機構進行了動力學分析，建立了相應的動力學模型，在對運動學方程求解的基礎上,可求各作用力和力矩,并利用計算機進行輔助分析和計算,為得出最優方案提供了理論依據。

2)通過ADAMS軟件仿真分析，曲柄的轉速對機構的正常運行有著很重要的作用。當曲柄轉速分別為N2=10r/min、N3=15r/min時，機構擺塊的速度和加速度有明顯的波動；當轉速調整到N1=5r/min時，機構速度和加速度變化平穩，有利于機構平穩運行。

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系的規律，在曲柄和連桿共線時加速度較大，此時機構慣性力較大，可用曲柄附加平衡塊的辦法，在到達平衡的同時減少部分慣性力,提高單位時間工作插次,從而提高機構的工作效率。

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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

國家自然科學基金項目(51565048)

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

曹衛彬(1959-)，男，湖北襄陽人，教授，博士生導師,(E-mail)wbc828@163.com。

S223.92；S220.3

A

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