裝填設備鏈傳動力學分析及動力學仿真

徐如強

（北京機械設備研究所，北京100854；貴州航天烏江機電設備有限公司，貴州 遵義563003）

1 前言

鏈傳動是一種通過鏈輪輪齒與鏈條鏈節的嚙合來傳遞運動和動力的機械傳動形式，在遠距離傳動、環境惡劣的工作場合得到廣泛應用[1]。但由于鏈傳動的多邊形效應、鏈輪鏈條的嚙合沖擊、鏈條的磨損變形或負載變化等因素的存在，引起各種較為復雜的附加動載荷。某型裝填設備采用鏈傳動的形式進行動力傳遞，推動貨箱滑上貨架，傳動過程的動載荷有可能造成裝填過程的不穩定。

因此，有必要將動載荷引入到裝填設備鏈傳動的受力分析過程中。裝填設備的鏈傳動與一般形式的鏈傳動過程存在一定的差異性，其計算分析也有一定的差異，因此本文對某型裝填的鏈傳動過程進行了分析，同時利用MSC/ADAMS軟件對其進行了動力學仿真。

2 力學分析

2.1 裝填設備基本組成與工作原理

相對于一般負載作用在從動輪上的鏈傳動，裝填設備的負載通過推貨架施加在鏈條的鏈節上。當主動輪轉動時，將帶動鏈條或經從動輪帶動鏈條運動，進而推動負載運動。

某裝填設備簡圖如圖1所示，推貨架與傳動鏈上的2節鏈節固定連接，另有導軌限位使其只能沿直線運動，貨箱一端與貨架固定，另一端搭接到固定的貨架上（本次分析從貨箱頭部已搭載到貨架上開始）。在主動鏈輪作用下，將帶動鏈條或經從動輪帶動鏈條運動，進而驅動推貨架推動貨箱在貨架上滑動，完成貨箱上下貨架的功能。某裝填設備相關參數如下：鏈輪間距為8 800 mm，貨箱質量為10 000 kg，長度為7 000 mm，質心位于中間，所用鏈條節距為15.875 mm，鏈輪齒數為23，貨箱與貨架摩擦系數按0.12計算，貨箱運動速度最大值為2 m/min。

圖1 裝填設備簡圖

2.2 不計動載荷的鏈傳動計算方法

依據機械設計教材[1]，鏈傳動在工作時，存在緊邊拉力和松邊拉力。不計動載荷時緊邊拉力和松邊拉力分別為：

式（1）（2）中：Fe為有效圓周力，N；Fc為離心力引起的拉力，N；Ff為懸垂拉力，N。

對于裝填設備，其圓周力應為對負載的工作拉力，因此圓周力的值為：Fe=Fμ=0.12×10 000×10＝12 000 N。

離心力引起的拉力為：

式（3）中：q為鏈條單位長度質量，1 kg/m；v為鏈速，m/s；裝填設備鏈條的運動速度較小，離心力引起的拉力在此可忽略不計。

懸垂拉力為：

式（4）中：a為鏈傳動的中心距，mm；Kf為垂度系數；α為中心線與水平面夾角。

對裝填設備而言，將從動鏈輪視作定滑輪，不計從動鏈輪的摩擦阻力，則鏈條的懸垂拉力可認為等于主從動鏈輪間鏈條的懸垂拉力。裝填設備鏈傳動為水平布置形式，為保證一定張緊力，垂度較小，垂度系數按文獻[1]中圖9-9取值25，則Ff=25×1×8 800/100=2 200 N。

綜上所述，則鏈條緊邊拉力F1=14 400 N，松邊拉力F2＝2 200 N。

2.3 裝填設備動載荷分析

在裝填設備鏈傳動過程中，因多邊形效應的存在，鏈速是變化的，則由鏈條牽引運動的貨物速度也是變化的。依據文獻[1]，鏈條實際用于牽引貨物運動的速度及相應的加速度為：

式（5）中：β為某鏈節與鏈輪進入嚙合至下一鏈節嚙合過程，鏈節與鏈輪中心連線與豎直方向夾角，為鏈輪齒數。

式（6）中：R為主動鏈輪的分度圓半徑；ω為主動鏈輪轉動速度；p為鏈條的節矩。

因裝填設備的運行速度及鏈條節矩較小，按上述參數及公式計算最大慣性力僅為2.1 N，因此，在該裝填裝置的計算過程中，多邊形效應引起的最大慣性力較小，可忽略不計。

3 裝填過程動力學仿真

目前常用的動力學仿軟件是MSC/Adams，其以計算多體動學為理論基礎，研究復雜系統的運動學和動力學關系，結合高性能計算機來對產品進行仿真計算，進而得到各種性能數據[2]。關于鏈傳動仿真模型的建立主要有兩種方式，一種是按文獻[3-5]等所述采用三維軟件建立結構模型再導入Adams軟件采用宏命令添加接觸與約束的形式建立仿真模型；另一種是采Adams/machinery中鏈傳動模塊進行建模仿真。本文采用第二種方式進行建模及仿真分析，仿真簡化模型如圖2所示。

圖2 Adams仿真簡化模型

裝填設備傳動鏈緊邊某鏈節的張力曲線如圖3所示，圖中鏈條張力曲線平均值14 674 N，其結果與理論計算值14 400基本一致，說明理論分析與仿真的正確性，可以作為裝填設備設計、選型的依據。

圖3 鏈節張力曲線

4 結論

本文對某裝填設備的鏈傳動進行了力學分析，結果表明在低速、小節距的鏈傳動中，多邊形效應對鏈傳動慣性力的影響及離心力引起的鏈條拉力均可忽略不計。通過Adams軟件對某裝填設備的鏈傳動進行了動力學仿真，仿真結果與理論分析較為一致，可為裝填設備的設計、選型提供依據。