起網起錨機設計及動力學仿真分析*

何 洋，覃創業，劉 明

(渤海大學 工學院，遼寧 錦州 121000)

0 引言

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

針對上述問題，研制了起網起錨機，該機改變了常規起網機使用功能單一的特點，將起網與起錨相結合。另外，該機在馬達的進油口處設有高壓回止閥，可防止空轉，實現了制動系統的自動化。通過改變馬達的輸出轉向，可實現起網、起錨功能，其結構緊湊且所占空間小，節約了成本，降低了勞動強度。

1 起網起錨機的結構及工作原理

起網起錨機由變速箱體、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。

起網起錨機采用液壓系統控制，由液壓源輸出液壓油供給馬達驅動，馬達輸出軸與變速箱內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綱，將網具平穩地收起。起錨時，將錨繩纏繞在起錨鼓輪，啟動馬達帶動兩個起錨轂輪旋轉，實現起錨。另外，連接盤與底座可相對旋轉以調節箱體與網綱和錨繩的夾角，防止其摩擦箱體。馬達換向手柄的控制開關可完成收網、撒網和起錨的工作。

圖1 起網起錨機結構簡圖

2 鼓輪的載荷模型

2.1 摩擦鼓輪載荷模型

網綱纏繞該機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綱拉力F、網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綱AMB段，將AMB分為i△l等份，當i近于無窮大時，每個△l段網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，單位長度網綱的摩擦力為：

f=Dμ=Fμ/r.

(3)

其中：μ為摩擦因數。

設AMB中任意△l段網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綱長度，m。

由此，可確定F1，F2，F3，FT分別為：

(7)

則等效摩擦力fi′為：

(8)

其中：m為纏繞圈數。

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′=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

根據文獻[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 起網起錨機多剛體動力學模型

采用ADAMS建模工具建立復雜模型比較繁瑣，本文借助Pro/E Wildfire5.0的實體造型技術，根據相關設計參數完成箱體、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，其三維實體模型如圖4所示。

圖3 起錨鼓輪受力分析

起網起錨機相關參數為：最大起網拉力F=11.5 kN，最大起網速度v=45.8 m/min，錨重G=1 kN，軸最大彎曲應力[σ]=60 MPa，回歸系數b=0.007 78，最大阻尼系數c=50 N·s/mm，轉向角γ=75°，馬達額定轉速n=200 r/min，馬達額定功率P=13 kW。

將完成的起網起錨機三維實體模型導入ADAMS/View環境中，添加各零件的材料屬性，根據上述相關參數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、添加載荷及驅動等[9-10]，完成仿真分析的前處理階段，整機的多剛體動力學模型見圖5。

圖4起網起錨機三維模型圖5起網起錨機多剛體動力學模型

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內是模型自調整階段，載荷波動較大，其他時段較為平穩;摩擦鼓輪的摩擦力最大值為4.35 kN，趨于定值1.5 kN，主要原因為鼓輪與網綱之間無相對滑動，起網拉力由摩擦力承擔，收網拉力FT為零;起錨鼓輪摩擦力最大值為0.7 kN，趨于定值0.25 kN。由此可見該機參數設計合理，該機工作狀態較平穩。

圖6 摩擦鼓輪摩擦力f隨時間變化曲線

4.2 輸入、輸出軸扭矩隨馬達轉速變化

圖8為輸入軸扭矩隨馬達轉速變化的曲線。由圖8可見：初始時刻輸入軸扭矩為1 200 N·m，馬達轉速增加輸入軸的扭矩逐漸減小，當n=100 r/min時扭矩達到最小，最小值為1 170 N·m，馬達轉速超過100 r/min時，輸入軸扭矩逐漸增大。圖9為輸出軸Ⅰ的扭矩隨馬達轉速變化曲線。由圖9可見：馬達轉速范圍在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，該轉速范圍內摩擦鼓輪摩擦性能最佳。因此，該機的馬達最佳工作轉速為100 r/min，起網速度為29 m/min。

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

5 結論

利用Pro/E建立了新型起網起錨機的三維實體模型，借助ADAMS多剛體動力學仿真軟件對其進行仿真分析，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、輸出軸隨馬達轉速的變化，確定了該機馬達工作的最佳轉速、起網速度，其結論為進一步優化各部件的設計參數、提高捕撈效率提供了理論依據。