某采棉機傳動系統(tǒng)動力學仿真分析.doc

某采棉機傳動系統(tǒng)動力學仿真分析 撰文/西南科技大學工程技術(shù)中心徐春梅 傳動系統(tǒng)是棉花收獲機械中必不可少的重要部分，其運轉(zhuǎn)的可靠性和穩(wěn)定性直接影響到采棉機的運行。為了驗證設計的合理性，本文運用三維建模軟件SolidWorks建立了該傳動系統(tǒng)的三維實體模型。通過建立其三維實體模型可以預知真實系統(tǒng)的裝配關(guān)系以及整機質(zhì)量等參數(shù)。在確定該傳動系統(tǒng)設計合理以后，本文還運用虛擬樣機技術(shù)對其進行了模擬仿真，找出了傳動系統(tǒng)的運動學關(guān)系，求得了該系統(tǒng)的數(shù)值計算解。這種方法節(jié)省了經(jīng)濟投入，方便快捷，為實際樣機的設計和制造提供了依據(jù)。 一、引言 常規(guī)的人工采棉機械效率低、收獲期長、用工量大、條件艱苦且勞動強度大，每年采棉季節(jié)動用大量的勞動力。機械采棉技術(shù)既可以減輕采棉勞動強度，又有利于擴大棉花規(guī)模化生產(chǎn)經(jīng)營，降低棉花生產(chǎn)成本、提高棉花生產(chǎn)綜合效益。 全世界采棉機的主要生產(chǎn)國有美國、前蘇聯(lián)、以色列和中國等4國?，F(xiàn)有的采棉機傳動系統(tǒng)大多都是液壓傳動或者其他高級方式。液壓馬達雖然傳動方式簡單直接，但是成本很高，與經(jīng)濟性設計思路相背離。其他先進復雜傳動方式多存在零部件互換性差，維修時間長，機子無法作業(yè)將導致采收效率大幅降低，甚至錯過棉花采收的黃金期，對棉花產(chǎn)量和質(zhì)量都造成了影響。于是采用傳統(tǒng)式的機械傳動，不僅調(diào)節(jié)方便，而且易拆易換，且取材方便，成本很低。 在本文的研究中是采用多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬系統(tǒng)進行靜力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。由于篇幅所限文章僅列舉個別分析結(jié)果。 二、建立ADAMS虛擬傳動系統(tǒng)模型 根據(jù)采棉機整機設計，總傳動系統(tǒng)的位置結(jié)構(gòu)如圖1所示。將SolidWorks里面建好的三維實體模型導入ADAMS軟件里面，在ADAMS中給傳動系統(tǒng)加上初始條件，配合約束、驅(qū)動約束、阻力和阻力矩等。 1.施加約束副 從SolidWorks中建立的三維實體模型導入ADAMS以后，只有該虛擬系統(tǒng)的幾何位置關(guān)系，需要添加約束關(guān)系，具體添加方法及參數(shù)在此不一一贅述。系統(tǒng)中除了這些約束以外，還需要給不運動的零部件如變速箱箱體，帶座立式軸承等加上對大地的固定約束。另外應當給各零部件逐一添加對應的材料屬性，并確定整機系統(tǒng)的重力方向，即可得到各零部件的質(zhì)量屬性參數(shù)。 2.初步驗證載荷的確定 進行仿真分析之前，首先應該檢驗樣機模型，以便及時發(fā)現(xiàn)和排除建模過程中隱含的錯誤，以確保后續(xù)仿真分析的順利進行。本文主要通過兩個方面對樣機模型進行初步驗證。 (1)人工檢驗樣機模型基本參數(shù)：對照實際設計模型詳細檢驗樣機各零部件的參數(shù)單位、質(zhì)心位置、質(zhì)量以及初始裝配位置，及時修正樣機系統(tǒng)與實際模型有差別的部分。 (2)使用ADAMS自檢工具檢驗：利用ADAMS自帶的自檢工具“ModelVerify”，能夠檢查出仿真系統(tǒng)是否存在沒有約束或過約束的構(gòu)件，還能計算出樣機的自由度等。 經(jīng)過兩種檢查可以看出，虛擬樣機模型建立正確，可以進行后續(xù)仿真分析工作。 3.施加力 在系統(tǒng)中，所有軸的軸線都是與坐標系x軸平行，所以所有的軸受到的帶傳動或者鏈傳動的徑向力都在y-z平面內(nèi)?？筛鶕?jù)軸上各零部件裝配位置，軸段的長度等其他參數(shù)分別計算出各軸支座反力。 4.施加阻力矩 壓棉桿軸、撥輪軸以及螺旋輸送器軸都受到外來力矩作用，因此在仿真模擬中，加入相應阻力矩。 此處以壓棉桿軸所受阻力矩計算為例。在梳齒式采棉機作業(yè)過程中，拖拉機帶動整機行駛，棉花被經(jīng)過的梳齒間的縫隙夾持，隨著整機前行最終被擄下來。在這個過程中，壓棉桿的作用就是防止被夾持的棉株連根拔起。壓棉桿上的防拔輥分布有具有方向性的鋸齒形狀的齒牙。在棉桿受到梳齒的拉力的情況下，壓棉桿上的齒將棉桿向下壓倒，從而實現(xiàn)防拔起棉桿的功能。棉桿在防拔起的時候要求棉桿表面纖維不被破壞，而棉桿的抗壓強度（橫紋）=3.5MPa。 因此可以將壓棉桿軸上所受的垂直地面向上的力看成均布載荷，它的正應力應該小于或者等于棉花的抗壓強度（=3.5MPa）。即該軸上受到的最大阻力矩可按均布荷載max=3.5MPa來計算。 三、系統(tǒng)動力學仿真分析 1.初始條件分析 在進行靜力學、運動學和靜力學分析之前，ADAMS會自動進行初始條件分析，以便在初始系統(tǒng)模型中各物體的坐標與各種運動學約束之間達成協(xié)調(diào)，這樣可以保證系統(tǒng)滿足所有的約束條件。本系統(tǒng)中，所有零部件的初始位置一定，初始速度都為零。因此，不用單獨求解。 2.運動學分析 建立系統(tǒng)仿真模型時，將系統(tǒng)中的運動副（構(gòu)件與地面或構(gòu)件與構(gòu)件之間）用系統(tǒng)廣義坐標表示為代數(shù)方程，即可寫出其運動學約束方程組。系統(tǒng)中驅(qū)動約束是系統(tǒng)廣義坐標和時間的函數(shù)，可以將系統(tǒng)運動學約束和驅(qū)動約束統(tǒng)一表示為： 對上式求導，即有速度約束方程；再次求導即可得加速度方程。在此，僅以變速箱輸出軸與風機一級傳動軸轉(zhuǎn)速為例，仿真得到圖2、圖3所示結(jié)果。 變速箱輸出轉(zhuǎn)速為30005.5deg/s（圖2），風機一級傳動軸轉(zhuǎn)速為60009.75deg/s（圖3），即可得知，風機一級傳動軸與變速箱輸出軸轉(zhuǎn)速比約為21。滿足實際設計轉(zhuǎn)速。 由以上分析可知，動力傳動系統(tǒng)自建立模塊運動關(guān)系正確，能夠合理地表示出該傳動系統(tǒng)的運動關(guān)系。 3.動力學分析 （1）動荷系數(shù)的研究：靜荷是指無加速度或加速度可以忽略的受力狀態(tài)；動荷有加速度的受力狀態(tài)。本文中構(gòu)件等角速轉(zhuǎn)動也為動荷的一種研究狀態(tài)。在虛擬樣機的動力學分析中，可以得到運動過程中各軸承座上的約束反力，這些結(jié)果可以與設計過程中求解的靜平衡狀態(tài)下的支座反力進行比較得到載荷的動荷系數(shù)，該結(jié)果可以反作用于設計過程，確保整機的安全性。 由于軸段同一位置的力和應力值成正比，所以動荷系數(shù)也可以表示為： 接變速箱右端輸出的主軸上軸承處的靜載荷為：FAd=320N，F(xiàn)Bd=169N。而從整個運動仿真過程中測得兩支座的動載荷如圖4所示。 由圖4、5可以算出kdmax： 由靜強度分析結(jié)果知道該軸上應力最大處的stmax=16.558MPa，因此dmax=36.1MPa，dmax該軸在運動過程中的強度可以通過校核。 （2）變速箱動態(tài)特性分析：本文是基于IMPACT函數(shù)的接觸模式來定義的接觸力，接觸碰撞模型以Hertz彈性撞擊理論分析為基礎，能比較準確地模擬變速箱內(nèi)齒輪嚙合時接觸力的響應。 該傳動系統(tǒng)中兩齒輪均為運行速度較慢的齒輪，所以齒輪材料選擇20CrMnMo，又因為變速箱是要實現(xiàn)等速換向的功能，所以兩齒輪結(jié)果材料均相同。兩齒輪都需經(jīng)過滲碳淬火，表面硬度HRC60_2，心部硬度大于HRC30。因此得出齒輪對剛度系數(shù)為：K=7.53105N/mm。 另外，根據(jù)反復試驗取碰撞指數(shù)e取2.2；阻尼系數(shù)取100N/(smm)，即其阻尼為7.53103s；變形距離d取0.1mm。兩個齒輪碰撞時的摩擦按潤滑處理，取動摩擦系數(shù)為0.1，靜摩擦系數(shù)為0.16。 由圖6、圖7可以分析得到，在轉(zhuǎn)速加載階段，隨著速度的增加，嚙合力的波動幅度增加，達到峰值后逐漸變??；接觸力基本呈現(xiàn)周期性變化，每個周期接觸力都是如正弦波形一樣先從最小值逐漸增至峰值然后逐漸回落變小。它形象地反映出了齒輪之間的嚙合情況，兩嚙合齒輪從即將進入嚙合區(qū)，然后逐漸嚙合，然后到嚙合區(qū)域中心，最后逐漸脫離開。兩齒輪碰撞力最大達到了703N。從圖中可以發(fā)現(xiàn)齒輪的碰撞力有明顯的動載成分，碰撞力圍繞著一個定值上下震蕩，表明齒輪在嚙合傳動的過程中存在著明顯的沖擊振動。 兩齒輪第一次出現(xiàn)峰值的時間為1.17s，此時接觸力為674.5N；第二次出現(xiàn)峰值是在第3.3s處，接觸力為637.8N；碰撞力在沖擊振動作用下在第13.9s處出現(xiàn)了最大接觸力，為703N。從圖中可以看出接觸力波動周期為1.13s。在過高的接觸應力的多次重復作用下，齒面表層就會產(chǎn)生細微的疲勞裂紋，裂紋的蔓延擴展使齒面的金屬微粒剝落下來而形成凹坑，容易出現(xiàn)疲勞點蝕導致齒輪失效。本文中經(jīng)過虛擬仿真測得的最大接觸力也只有703N，說明本機中的變速箱內(nèi)的齒輪對的強度足夠，不會因為齒輪嚙合時的沖擊載荷而發(fā)生失效。 （3）模態(tài)分析：模態(tài)只與結(jié)構(gòu)的剛度和質(zhì)量及結(jié)構(gòu)阻尼有關(guān)，與外在作用無關(guān)。分析中忽略系統(tǒng)阻尼對其自身振動特性的影響，不施加任何載荷，只施加簡化后的約束。本文中先分析各個關(guān)鍵軸的模態(tài)，運用常用的有限元計算軟件ANSYS中WORKBENCH模塊進行分析。整機系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)較為復雜且零件尺寸大小差異很大，在ANSYS中進行分析的計算量過大，因此選用了ADAMS結(jié)合計算出整機的模態(tài)參數(shù)。 右端主軸的激振頻率為8.33，該軸的前6階固有頻率值分別為：1階4.48e-004，2階496.84，3階497，4階1191.1，5階1191.4，6階1328.6。右端主軸的激振頻率不接近該軸的任何一階固有頻率，因此該軸避開了破壞性很強的共振區(qū)。其振型圖如圖8所示。 第一階軸的振型主要表現(xiàn)為擠壓變形；第二、三階為彎曲和扭轉(zhuǎn)的組合變形，且變形量對稱分布，軸向中點附近振動最強；第四、五階振型表現(xiàn)為拉伸和彎曲組合，主要發(fā)生在連接變速箱輸出軸一端的軸頭，此段軸頭連有滾子鏈聯(lián)軸器，且為扭矩的輸入端；第六階固有頻率下，軸的振型表現(xiàn)為彎曲和扭轉(zhuǎn)組合，過軸的軸向中點的橫截面對其振型的對稱截面。 （4）靜強度分析：靜強度分析研究結(jié)構(gòu)在常溫條件下承受載荷的能力，通常簡稱為強度分析。靜強度分析的內(nèi)容（應力分布、變形形狀和屈曲模態(tài)等）可通過靜力試驗測定或驗證。本文采用有限元法進行分析計算，使用的軟件為ANSYSWORKBENCH。 接變速箱右端輸出的主軸的強度分析結(jié)果如圖9所示，其等效應力最大值為16.558MPa，主要出現(xiàn)在軸上與皮帶輪配合的軸段上，變截面的地方為應力集中的地方，這些截面積發(fā)生變化的軸段處應力值急劇增加。但是該軸上的最大等效應力值小于該軸的許用應力，說明該軸的強度通過校核。 四、結(jié)語 本文研究的傳動系統(tǒng)是基于4MSC-3000采棉機整機設計的，4MSC-3000采棉機是朝著經(jīng)濟型及適用型發(fā)展的一種新型采棉機。通過4MSC-3000采棉機傳動系統(tǒng)動力學仿真分析得到以下結(jié)論。 （1）通過運動學分析，證實了本虛擬傳動系統(tǒng)的模型建立很準確，該系統(tǒng)可以準確地表達出真實傳動系統(tǒng)的各項參數(shù)，為后續(xù)力學研究做好了準備。 （2）系統(tǒng)中各關(guān)