分插机构论文范文

分插机构论文范文（精选4篇）

分插机构论文 第1篇

关键词：水稻插秧机,曲柄摇杆分插机构,运动学和动力学分析,动力学模型,平衡配重

0 引言

目前, 摇杆式水稻分插机构是应用最普遍的水稻秧苗栽植机构[1]。由于分插机构做反复式运动, 必然存在不断变化的加速度, 而该机构又是由具有一定质量的元件组成, 必然产生惯性力。机构惯性力引起机器振动, 限制生产率的提高[2]。针对上述问题, 本文对水稻插秧机摇杆式分插机构的动力学问题进行研究, 找出相应的到解决办法。

1 曲柄摇杆式分插机构的组成

曲柄摇杆式分插机构的结构, 主要由曲柄、栽植臂、分离针、推秧器和杆组成, 如图1所示。

1.分离针 2.推秧器 3.拨叉 4.推秧弹簧 5.凸轮 6.曲柄7.栽植臂 8.摇杆

2 机构的运动学分析

栽植机构简化为曲柄摇杆机构[4], 如图2所示。OA为曲柄, AB为栽植臂 (连杆) , BC为摇杆, D点为秧爪。

2.1 建立位移方程

1) 矢量方程。

undefined

undefined

undefined

(1)

其中, α2和α3为未知数。将方程组 (1) 联立后得

(xC-xA) 2+ (yC-yA) 2-Lundefined+Lundefined+

2L3[cosα3 (xC-xA) +sinα3 (yC-yA) ]=0

设 tgundefined, 则有

undefined (2)

设cos (α3-β) =A, α3-β在0和π之间, α3可求。

2) 曲柄OA的质心。

undefined

(3)

3) 连杆AB的质心。

undefined

(4)

4) 摇杆BC的质心。

undefined

(5)

2.2 建立速度方程

1) A点。

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2) B点。

undefined

3) OA质心。

undefined

4) AB质心。

undefined

5) BC质心。

undefined

6) BC杆角速度。

undefined

7) AB杆角速度。

undefined

2.3 建立加速度方程

1) A点。

undefined

2) OA质心。

undefined

3) BC角加速度。

undefined

4) AB角加速度。

undefined

undefined

(17)

5) AB质心。

undefined

(18)

6) BC质心。

undefined

(19)

3 推秧过程的动力学分析

在推秧过程中, 推秧机构做平面复合运动, 其牵连运动为连杆的平面运动, 相对运动为拔叉绕轴e转动, 如图3所示。推秧过程受力分析如图4所示。

1.缓冲垫 2.推秧杆 3.推秧弹簧 4.拔叉 5.凸轮 6.栽植臂

1.推秧杆 2.拔叉 3.推秧弹簧 4.栽植臂

拔叉动力学方程[4]为

undefined (20)

undefined

undefined

式中 F6弹簧对拨叉压力, 且F6=K2 (Sm-θS2) ;

Sm弹簧最大变形量;

F5滑道对推秧杆阻力;

F7油液对拨叉阻力, undefined;

θ拨叉转角;

undefined拨叉角速度和加速度;

m5拨叉质量;

m6推秧杆质量, M=m5+m6;

undefined栽植臂上e点NN方向加速度;

undefined栽植臂上e点NT方向加速度;

NT, NN铰链点e对拨叉作用力的互相垂直分量;

S6推秧装置质心到转动中心e距离;

JP拨叉转动惯量;

S3推秧杆到转动中心e距离;

S2弹簧作用点到转动中心距离;

K2弹簧弹性系数;

K7拨叉阻尼系数;

K3缓冲垫弹性系数。

设undefined, 则式 (22) 简化为

undefined (23)

通过分析可知, b2-4ac>0。其齐次方程通解为

θ=C1exp (α0+β0) t+C2exp (α0-β0) t (24)

其中, undefined。

微分方程 (23) 的特解为

θ=C1exp (α0+β0) t+C2exp (α0-β0) t+d/c

当t=0时, undefined, 求得C1=d (α0-β0) /2cβ0, C2=d (α0+β0) /2cβ0。

微分方程通解为

undefined

根据推秧时间, 可确定相应的undefined和undefined, 求出F6, F7, NT和NN。由于曲柄是匀速转动, 在拨叉开始做推秧动作之后, 曲柄转角和F6, F7, NT, NN的关系可求。

4 碰撞过程的动力学分析

推秧装置碰撞过程受力分析[5]如图5所示。拔叉的动力学方程为

undefined

undefined (27)

undefined

其中:缓冲胶垫作用力F8=K3S3θ1;θC为胶垫压缩引起的最大拔叉转角;K3为缓冲垫弹性系数;F6=K2Sn, Sn为碰撞时的弹簧变形量。

令undefined。则上述方程组中式 (28) 可整理为

undefined (29)

微分方程特解为

θ*=c1/b1

由于b1/a1>0, 其齐次方程通解为

undefined

当t=0时, undefined, 求得

undefined

式中undefined拨叉在弹簧作用下碰撞缓冲垫之前瞬时角位移和角速度。

1.栽植臂 2.缓冲垫 3.拔叉 4.压力弹簧 5.推秧杆

微分方程 (29) 的通解为

undefined

其中, undefined。undefined由式 (25) 求导得到

undefined

式中 T推秧过程所需时间。

缓冲胶垫最大变形时, 有

undefined (31)

由此, 碰撞过程中的未知力F8, F6, NT和NN可求。

5 栽植机构的动力学模型

曲柄摇杆栽植机构受力分析[6]如图6所示。

1.曲柄 2.栽植臂 3.摇杆 4.凸轮 5.弹簧 6.缓冲垫7.秧杆 8.拔杆

5.1 曲柄

undefined (32)

undefined (33)

∑M0=AyxA-AxyA+Pr-m1gx1-

M0-M (ωt) =0 (34)

式中 Ρ链条作用力;

r链轮节圆半径;

m1曲柄质量。

5.2 摇杆BC

undefined (35)

undefined

undefined (37)

5.3 栽植臂

undefined

undefined

undefined

式中 m3摇杆质量;

J3c摇杆绕C点转动惯量;

J2a栽植臂绕A点转动惯量;

m2栽植臂质量。

6 总结

曲柄摇杆式分插机构的推秧装置在工作过程中对栽植机构的作用是引起机器振动的重要因素之一, 不能忽略。采用曲柄附加平衡块和改变缓冲垫刚度的办法, 在到达平衡的同时减少部分惯性力, 提高单位时间工作插次, 从而提高水稻插秧机的工作效率。在对运动学方程求解的基础上, 可求各作用力和力矩, 并利用计算机进行辅助分析和计算, 得出最优方案。

参考文献

[1]北京农机学院.农业机械学 (上册) (M) .北京:农业出版社, 1980.

[2]俞高红, 赵匀, 赵凤芹, 等.高速水稻插秧机分插机构研究现状和最新进展[J].农机化研究, 2003 (2) :41-43.

[3]李德威, 徐凤英.高速曲柄摇杆式分插机构的弹性动力综合设计[J].华南农业大学学报, 2001, 22 (4) :81-83.

[4]尹建军, 赵匀, 张际先.高速插秧机差速分插机构的工作原理及其CAD/CAE[J].农业工程学报, 2003, 19 (3) :90-94.

[5]郭林松, 赵匀.平面连杆机构分析解析法的改进及应用设计与研究[J].机械设计与研究, 1995 (2) :104-110.

高速水稻插秧机新型分插机构的设计 第2篇

水稻是我国主要的粮食作物。近几年,随着农业机械化水平的不断提高,插秧机的使用也越来越普遍,从最初的手扶式插秧机变为乘坐式插秧机[1],发展为现在的高速水稻插秧机。高速水稻插秧机具有惯性力小、噪声小、作业效率高等特点,提升了水稻产业高效种植的要求[2]。

高速水稻插秧机分插机构工作时,既要实现机构的高速运动,又要满足农艺上的要求,故对其机构的设计要求比较高。高速水稻插秧机速度高的特性决定了其在单位时间内插秧次数提高,同时振动也加剧[3],故传统的高速水稻插秧机取秧时容易存在秧苗折断或损伤其他秧苗的问题。基于这一问题,笔者提出了新的高速水稻插秧机分插机构的设计方案。新型齿轮行星系中的齿轮具有4 个变量,分别为长轴半径、偏心率、焦点在x轴的偏心距及焦点在y轴的偏心距。这4 个变量一方面可以使得齿轮系更容易拥有合理的传动比; 另一方面可以优化秧针尖点的运动轨迹,得出合理的“海豚曲线”,仿真出更加符合农艺要求的秧针尖点运动轨迹。新型双偏心卵形齿轮行星系分插机构不仅可以使机构运转平稳,大大提高插秧机的插秧质量,还能够实现机构的高速运转,满足农艺要求。

1 传统插秧机设计要求

对于传统水稻插秧机分插机构的设计,秧针“海豚曲线”优化目标[4]:

1) 为保持插秧后秧苗的直立性,秧针取秧时与水平线的夹角( 取秧角) 应在10° ~ 25°之间,而推秧角与水平线的夹角( 推秧角) 应在65° ~ 80°之间;

2) 为了减少伤根,理想的取秧块应该近似为矩形,秧针轨迹要与秧箱的方向垂直或近似垂直;

3) 插植臂的轴心( 即行星轮轴心) 轨迹不能与已插秧的中部接触,以免碰伤已插秧秧苗;

4) 插秧穴口要尽量小( 不大于30mm) ,太大会导致秧苗倒伏或者漂秧;

5) 栽植臂在取秧时秧针的支撑部位不能碰撞秧门;

6)推秧角与取秧角的角度差为秧箱的倾角;

7)秧针达到最低点之前完成推秧动作。

为保持插秧后秧苗的直立性,水稻插秧机工作过程中取秧和插秧时其角度关系如图1 和图2 所示。

传统水稻插秧机秧箱导轨夹角等于90°,故有下列关系: 取秧角+ 秧针与秧苗的夹角+ 秧箱倾角+ 秧箱导轨夹角= 180°; 推秧角+ 秧针与秧苗夹角= 90°。

根据上面两个关系式得出: 取秧角+ 秧箱倾角=推秧角,即推秧角- 取秧角= 秧箱倾角。

某传统水稻插秧机优化结果中[5],取秧角为12. 96°,推秧角为67. 96°,秧箱倾角为55°。从该实例看出: 推秧角- 取秧角= 秧箱倾角,保证了秧苗插植后的直立性。其优化轨迹如图3 所示,由此可以看出秧针“海豚曲线”轨迹与秧箱并不垂直。那么在取秧时,秧针会斜着向秧苗切去,秧苗受到折断损伤甚至还会伤及其他秧苗,故秧苗栽植质量也就会大大下降。

2 分插机构仿真分析

高速水稻插秧机的分插机构,由分插器和驱动机构组成,驱动机构一般为椭圆齿轮轮系或是偏心椭圆齿轮轮系[6,7,8,9]。为了优化系统设计更加符合农艺上插秧要求[10,11,12,13,14,15],本文首次提出了一种双偏心卵形齿轮行星轮系分插机构。与椭圆齿轮轮系或偏心椭圆齿轮轮系相比,双偏心卵形齿轮轮系设计变量较多,具有4个变量,分别为长轴半径、偏心率、焦点在x轴的偏心距及焦点在y轴的偏心距。这4 个变量一方面可以使得齿轮系更容易拥有合理的传动比; 另一方面可以优化秧针尖点的运动轨迹,得出合理的“海豚曲线”,仿真出更加符合农艺要求的秧针尖点运动轨迹。

双偏心卵形齿轮最大缺点是设计困难,节曲线没有具体的函数表达式,齿廓线也极为复杂。为此,从数学角度出发,利用积分和求导,精确地计算出双偏心卵形齿轮的结构参数,并且建模,通过调整结构参数和定位关系不断对分插机构进行改进,使秧针的运动轨迹满足插秧机的工作要求。

2. 1 双偏心卵形齿轮行星系组成及工作原理

双偏心卵形齿轮行星系分插机构( 见图4) ,共有5 个双偏心卵形齿轮,初始安装相位相同,齿轮1 为太阳轮,太阳轮两边对称布置2 对双偏心卵形齿轮,分别为中间轮2、3 和行星轮4、5,栽植臂与行星轮固连,行星架与太阳轮共轴心。工作时,太阳轮固定不动,行星架转动( 为动力源) ,中间轮2、3 绕太阳轮转动,带动行星轮4、5 周期性转动; 栽植臂6、7 分别和行星轮4、5 固结,作复合运动; 其牵连运动时随着齿轮箱作匀速顺时针转动,相对运动时随着行星齿轮做不等速逆向转动,实现秧针的取秧、送秧、回转、避让和回程这一系列循环运动。

1,5.行星轮2,4.中间轮3.太阳轮6,7.插植臂

2.2基本参数及结果分析

基本参数如表1所示。

双偏心卵形齿轮行星系分插机构,根据表1 的数据,通过在Solid Works中虚拟制造和在Adams对虚拟样机的动态仿真,仿真模型如图5 所示。图5 中: 1 为秧针,2 为双偏心卵形齿轮轮系,得到秧针的静轨迹和动轨迹如图6 所示。

由图6 计算得到: 取秧角为38°,秧箱倾角为50°,实际整个曲线中,最大推秧角为78°。秧针轨迹与秧箱的方向垂直或近似垂直,这样就能避免取秧时造成秧苗的折断损伤。但是,若根据传统插植机设计要求中的直立性三角关系: 推秧角- 取秧角= 秧箱倾角,理论计算得出最大推秧角为88°。上述结果表明: 实际取秧角变大,推秧角也有所增大; 但不再严格遵循上述的直立性三角关系,所以进一步对其进行改进。

3 分插机构对于秧箱导轨的调整

为了既能做到秧针轨迹与秧箱的方向垂直或近似垂直,又能够保持秧苗的直立性,本文对秧箱导轨进一步做出改进。基于双偏心卵形齿轮行星系分插机构,将秧箱导轨夹角从原来的90° 分别调整为85°、80°、75°,调整后秧门的位置如图7 所示。

当秧箱导轨夹角变化时,秧门的相对位置也会发生变化,这意味着秧苗和秧针的夹角也会发生变化。当秧门导轨夹角小于90°时,由于和秧盘接触部分是烂泥,具有不可确定性因素,故秧苗和秧针的夹角与秧门导轨夹角的变化不成一定的比例。随着秧箱导轨夹角的减小,秧苗和秧针的夹角会比原来有所增大。所以,推秧角- 取秧角= 秧箱倾角这个三角关系也会得到平衡,推秧角加上秧针与秧苗的夹角也可以更接近90°,从理论上保持了秧苗的直立性。通过双偏心卵形齿轮行星系插秧机“海豚曲线”的结果分析:秧苗和秧针夹角要增大10°,才能够平衡直立性三角关系,故对秧箱导轨调整的结果: 秧箱导轨夹角为80°。其“海豚曲线”如图8 所示。

4 结论

1) 提出了采用新型双偏心卵形齿轮行星系分插机构的设计方案,利用双偏心卵形齿轮行星系代替传统齿轮行星系。

2) 建立了新型双偏心卵形齿轮行星系分插机构虚拟样机模型,仿真结果表明: 秧针轨迹与秧箱的方向垂直或近似垂直,避免了取秧时对秧苗的损伤,提高秧苗的栽植质量。

3) 进一步优化双偏心卵形齿轮行星系分插机构,对秧箱导轨夹角做出调整,得到最合适的秧箱导轨夹角。即秧箱导轨夹角变为80°,推秧角为78°,推秧角与秧苗和秧针夹角的和接近90°。

摘要：针对高速水稻插秧机在取秧工作时容易造成伤秧的现象,提出了采用新型双偏心卵形齿轮行星系分插机构的设计方案;建立了该机构的虚拟样机模型并进行仿真分析,分析结果表明:与传统设计方案相比,新的设计方案秧针运动轨迹与秧门的位置关系得到优化;取秧时,秧针运动轨迹与秧盘几乎垂直,保证了秧苗的质量;当秧箱导轨夹角变为80°、推秧角为78°、推秧角与秧苗和秧针夹角的和接近90°时,优化了插植后秧苗直立性,满足了农艺要求。

分插机构论文 第3篇

旋转式分插机构是高速插秧机的核心部件。以往的研究集中在栽插苗高不大于260mm、株距120~200mm的秧苗密植分插机构,并提出了多种新结构[1,2,3,4]。随着超级稻的培育成功,要求栽插株距在200~280mm内稀植,需要研发稀植分插机构。差动偏心齿轮系分插机构[5]是对偏心齿轮传动特性[6]深入研究后提出的新结构,采用的偏心齿轮比日本插秧机分插机构的齿轮具有更小的偏心率,改善了传动性能。在旋转式分插机构的设计方法方面,设计问题可以归结为非线性约束的复杂优化问题,但其约束边界存在模糊性,传统优化方法如惩罚函数法、遗传算法等手段难以使用,人机交互的可视化设计方法[1,7]能很好地解决目标与约束之间的协调关系,被证明是有效的方法。此外,引入隶属度函数建立旋转式分插机构运动学优化模型可实现多目标非劣解群自动寻求[8]。但是,这些优化设计没有涉及推秧机构的优化设计,也没有考虑推秧机构动作与行星轮不匀速转角的耦合运动关系,而且通常没有研究偏心齿轮传动的中心距如何确定为最优值的问题。

本文针对超级稻大株距稀植要求,提出了一种双转臂式差动偏心齿轮系分插机构,综合考虑机构的工作性能指标和结构实现要求,应用人机交互的可视化设计方法,给出了完整的分插机构优化设计过程,为不同结构的旋转式分插机构设计提供参考。

1 二杆插秧机械手的参数优化

1.1 结构组成

双转臂式差动偏心齿轮系分插机构可视作两杆插秧机械手,在其一个旋转的齿轮盒内围绕中心轮两侧同相位安装三个偏心齿轮,正反侧行星轮轴分别与正反侧栽植臂壳体固结,栽植臂中附加由摆动凸轮机构和正弦机构串联组成的推秧机构,推秧凸轮固结于齿轮盒上,如图1所示。工作时,齿轮盒2作为一个原动件绕中心轮1的回转中心转动,同时中心轮1作为另一个原动件以齿轮盒两倍的转速同向转动,正反侧行星轮分别驱动正反侧栽植臂相对齿轮盒整周转动,使秧爪10获得适于分秧、取秧和插秧的运动轨迹和姿态。当齿轮盒带动栽植臂上的秧瓜入土后,推秧机构动作将秧爪上夹持的秧苗推入泥土中。

1.中心轮 2.齿轮盒 3.反向侧惰轮 4.反向侧行星轮 5.推秧凸轮 6.拨叉 7.推秧弹簧 8.反向侧栽植臂 9.推秧杆 10.秧爪 11.反向侧秧爪静轨迹 12.秧箱秧门

1.2 差动偏心齿轮系的转角关系

差动偏心齿轮系中各齿轮同相位安装,轴心距为a,偏心距为e,偏心率ε=2e/a。在初始水平位置,齿轮几何中心均偏于轴心的水平左侧,各级齿轮的配对齿均形成啮合。中心轮以齿轮盒两倍的转速同向旋转,即ω1=2ωH。

轮系正向侧各级齿轮的绝对转角为

$\overline{\text{φ}}{}_{\text{i}}=\text{φ}{}_{{\rm H}\text{i}}+\text{φ}{}_{{\rm H}}\text{i}=2,3,4(1)$

反向侧各级齿轮的绝对转角为

${\overline{\text{φ}}}^{\prime }{}_{\text{i}}={\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}\text{i}}+\text{φ}{}_{{\rm H}}\text{i}=2,3,4(2)$

其中,φH为齿轮盒转角,φHi和φ′Hi为齿轮盒静止不动时围绕中心轮正反侧各级齿轮的相对转角,可求得

$\text{φ}{}_{{\rm H}\text{i}}=\widetilde{\text{φ}}{}_{\text{i}}\pm \Delta \text{φ}{}_{\text{i}-1,\text{i}}(3)$

${\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}\text{i}}={\widetilde{\text{φ}}}^{\prime }{}_{\text{i}}\pm \Delta {\text{φ}}^{\prime }{}_{\text{i}-1,\text{i}}(4)$

式中,$\widetilde{\text{φ}}$i和$\widetilde{\text{φ}}$′i为等分模型[6]下的解。

根据式(1)~式(4),差动偏心齿轮系正反侧行星轮的绝对转角$\overline{\text{φ}}{}_4$和${\overline{\text{φ}}}^{\prime }{}_4$的运动曲线如图2所示。

1.3 偏心齿轮系中心距的优化

偏心齿轮中心距传统上由经验确定,取值随意性大,结果难以评价。在此,以齿侧法向间隙为非负最小和顶隙大于零为优化目标来确定中心距,目的是保证传动不发生卡齿和顶齿,且具有较好的承载能力和平稳性。

如图3所示,任意转角位置下,齿侧法向间隙bn定义为主动轮与被动轮基圆反向内公切线N′1N′2与配对齿非工作齿廓的交点K3(K′3)之间的距离,顶隙c定义为配对齿的齿顶圆弧至齿根圆弧之间的最短距离。

齿侧法向间隙bn的求解步骤如下:①根据不等分模型求得主动轮任意转角下被动齿轮实际转角φ2,在固定坐标系XO1Y下,数值求得两轮基圆的反向内公切线的切点N′1和N′2;②判断哪一对齿或两对齿处于啮合,得到啮合齿标号,提取两轮啮合齿的非工作齿廓齿形坐标;③将非工作齿廓齿形横坐标代入反向内公切线N′1N′2的方程中,得到纵坐标计算值,若齿形纵坐标与该计算值相差0.0001,则可认为获得非工作齿廓与反向内公切线的交点K3和K′3,从而得到K3和K′3之间的距离bn;④判断该距离的正负值,若YK′3<YK3,则bn取负值,否则bn为正值。

顶隙是两个不同倾斜度的背向圆弧之间的最短距离,其计算方法如下:①从被动轮齿顶左侧最外点开始,搜索齿顶各点到主动轮齿槽齿根圆微小直线的垂足,取最小垂直距离为顶隙c1或c2;②若第一步不存在内分垂足点,则反过来计算,即从主动轮齿根圆最右点开始,搜索齿根圆各点到被动轮齿顶圆微小直线的垂足,取最小垂直距离为顶隙c1或c2。

由行星轮绝对转角幅值确定齿轮偏心率为0.1049,且保持不变,当中心距从34.10mm到35.23mm变化时,齿侧法向间隙极值、顶隙极值和重合度的变化曲线如图4所示。若每隔1°计算偏心齿轮传动,则重合度由不等分模型确定的单双齿啮合对数总和除以360得到。

计算时齿轮模数为2mm,齿数为17。随着中心距的增大,齿侧法向间隙极值近似呈线性增大,大的齿侧法向间隙对传动不利。当中心距从34.10mm增大到34.15mm时,齿侧法向间隙极值由-0.0266mm逐渐增大到0.0053mm。齿侧法向间隙为负值说明配对齿的非工作齿廓出现交叉,即发生卡齿,不能实现传动。在中心距变动区间,顶隙极值保持了正值,即未发生齿顶与齿槽“顶死”的现象。重合度随着中心距的加大而变小,当中心距大于35.235mm时,重合度小于1,出现传动中断。大的中心距可以避免卡齿和顶齿,但轮齿承载能力和传动平稳性下降。考虑到中心距制造误差不可避免,选择齿轮中心距为34.30mm,相应的法向最小侧隙为0.1032mm,法向最大侧隙为0.2324mm,顶隙最小值为0.6072mm,顶隙最大值为1.1474mm,重合度为1.3389。若按照7级精度规定则中心距变动误差为±0.025mm,可以保证传动不发生卡齿和顶齿,且具有较好的承载能力和平稳性。

1.4 二杆插秧机械手的参数优化

以秧爪取秧角和推秧角最小为优化目标,即秧爪尽可能垂直秧箱斜面取秧并垂直地面插秧,保持较好的分秧性能和秧苗直立度,利用人机交互的可视化设计方法[1,7]优化结构上可实现的分插机构参数。如图5所示,取秧角αt定义为在取秧段秧爪与秧苗方向的夹角,推秧角αP定义为推秧段秧爪与垂直方向的夹角,其值由秧爪尖坐标与行星轮轴心到秧爪的垂足坐标计算,角度大小受行星轮轴心到秧爪的垂直距离LV影响。

1.反向侧栽植臂初始位置 2.反向侧栽植臂取秧开始位置 3.正向侧栽植臂初始位置 4.反向侧栽植臂推秧开始位置

设计时以反向侧秧爪轨迹为准进行取秧位置和推秧位置的确定,并进行参数优化。如图1所示,在固定坐标系XO1Y下,反向侧秧爪尖P′点的位置坐标方程为[1]

$\begin{array}{l}{\text{X}}^{\prime }{}_{{\rm P}}=3\text{a}cos(\text{φ}{}_{10}+\text{φ}{}_{{\rm H}}+\pi )+\\ \text{L}{}_{2}cos(\text{φ}{}_{10}+\text{φ}{}_{20}+{\overline{\text{φ}}}^{\prime }{}_4)\\ {\text{Y}}^{\prime }{}_{{\rm P}}=3\text{a}sin(\text{φ}{}_{10}+\text{φ}{}_{{\rm H}}+\pi )+\\ \text{L}{}_{2}sin(\text{φ}{}_{10}+\text{φ}{}_{20}+{\overline{\text{φ}}}^{\prime }{}_4)\end{array}\}(5)$

式中,φ10为齿轮盒轴心连线相对于X轴正向的初始安装角度,逆时针为正;φ20为行星轮轴心到秧爪尖连线相对于齿轮盒轴心连线的安装角度,以行星架轴心连线为始边,逆时针为正;L2为行星轮4轴心到秧爪尖的距离。

由于齿轮标准参数、偏心率和中心距已定,所以优化参数确定为φ10、φ20、L2和LV。

秧箱秧门位置XE和YE根据相对运动轨迹来确定:如图1所示,从秧爪相对运动轨迹最高点开始顺时针沿着轨迹搜索,根据取秧深度hs和毯状苗培育厚度ws,在轨迹上找到弦P0P1,使P0P1尽可能平行于秧箱导轨E0E1,且使P1E1之间的距离等于取秧深度hs。这样,P0即为取秧开始点,P1为取秧结束点。推秧位置取为轨迹最低点位置前10°开始到最低点结束推秧,从而保证插深为预设值。

1.5 优化结果与分析

在MATLAB下编程计算,以秧爪取秧角和推秧角最小为目标,得到优化参数的结果为:φ10=0°,φ20=0°,L2=140mm,LV=116mm。当齿轮盒转角从267°到277°变化时,反向侧栽植臂的秧爪进入泥土开始推秧到结束推秧。此时,推秧角αP从1.1078°到-0.3712°变化,理论上表明秧爪栽插的秧苗非常接近90°,直立度非常理想。当齿轮盒转角从109°到119°变化时,反向侧栽植臂的秧爪从秧门进入到取秧结束。当秧箱倾角调整为60°时,取秧角αt从3.6309°到0.3621°变化,表明秧爪基本上顺着秧苗方向进出秧片,分秧性能较好。

2 推秧机构的运动学模型与参数优化

推秧机构是由与齿轮盒固结的推秧凸轮、安装在栽植臂内的拨叉、推秧杆以及推秧弹簧组成的组合机构,其作用是强制将秧苗从秧爪上快速推入泥土中,如图1和图5所示。

2.1 推秧机构的运动学设计

由于齿轮盒各齿轮轴线平行,根据相对运动原理,现给整个机构施加一个公共角速度-ωH,此时齿轮盒可视作不动,推秧凸轮也静止不动,反向侧栽植臂以φ′H4绕行星轮轴心相对齿轮盒旋转,推秧机构中各构件之间的相对运动不发生改变,从而把推秧机构的复合运动转化为单一运动的形式进行研究,如图6所示。

2.1.1 正弦机构设计

设推秧杆行程为s,拨叉AB杆初始角度为β0,拨叉轴心到推秧杆导路的垂直距离为b,则拨叉AB的长度为

$\text{l}{}_{\text{A}\text{B}}=\frac{\text{b}}{cos(\text{β}{}_0-(\frac{\pi }{2}-\text{α}))}(6)$

式中,α为推秧杆导路倾角,α=arcsin(LV/L2)。

推秧杆BF长度为

$\begin{array}{l}\text{l}{}_{\text{B}\text{F}}=\text{l}{}_{\text{A}\text{B}}sin\text{γ}+{\text{a}}^{\prime }sin(\frac{\pi }{2}-\text{α})+\\ \sqrt{\text{L}{}_2^2-\text{L}{}_V^2}-\text{s}(7)\end{array}$

$\text{γ}=\text{β}{}_0+\text{α}-\frac{\pi }{2}$

推秧杆沿其导路的位移为

s=lAB[sin(ψ+γ)-sinγ] (8)

2.1.2 摆动凸轮机构设计

为避免凸轮机构的刚性冲击,拨叉运动规律曲线要求连续,且具有较小的最大角速度和角加速度,以避免机构高速运动时产生自锁,并减小惯性力引起的机构振动。为此,拨叉的运动规律选择为三角函数形式,其升程方程为

$\text{ψ}=\text{ψ}{}_m[\frac{{\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}4}}{\text{ϕ}{}_0}-\frac{1}{2\pi }sin(\frac{2\pi }{\text{ϕ}{}_0}{\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}4})](9)$

0φ′H4<ϕ0

式中,ϕ0为推程运动角,ϕ0=φ′H4(i1)-ϕs;i1为取推秧开始时刻的齿轮盒转角位置;ϕs为远停歇角。

拨叉回程运动方程为

$\text{ψ}=\text{ψ}{}_m[1-\frac{{\text{φ}}^{″}{}_4}{{\text{ϕ}}^{\prime }{}_0}+\frac{1}{2\pi }sin(\frac{2\pi }{{\text{ϕ}}^{\prime }{}_0}{\text{φ}}^{″}{}_4)](10)$

φ″4=φ′H4-ϕ0-ϕs

ϕ0+ϕsφ″4<ϕ0+ϕs+ϕ′0

式中,ϕ′0为回程运动角,ϕ′0=φ′H4(i2)-φ′H4(i1);i2为推秧结束时刻的齿轮盒转角位置。

拨叉AC杆经历推秧凸轮推程段轮廓后达到最大摆角ψm,由$\text{s}=\overline{{\text{B}}^{\prime }\text{E}}-\overline{\text{B}\text{E}}$,可得

$\text{ψ}{}_m=arcsin(\frac{\text{s}}{\text{l}{}_{\text{A}\text{B}}}+sin\text{γ})-\text{γ}(11)$

以反向侧行星轮轴心O4为坐标原点建立坐标系x′O′4y′,y′轴与O′4P′重合,如图6所示。当栽植臂被行星轮驱动相对转角φ′H4,凸轮保持静止时,拨叉AC杆末端C点的轨迹就是推秧凸轮的轮廓,其坐标方程为

$\begin{array}{l}{\text{x}}^{\prime }={\text{a}}^{\prime }cos({\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}4}+\text{φ}{}_0)+\text{l}{}_{\text{A}\text{C}}cos\text{θ}\\ {\text{y}}^{\prime }={\text{a}}^{\prime }sin({\text{φ}}^{\prime }{}_{{\rm H}4}+\text{φ}{}_0)+\text{l}{}_{\text{A}\text{C}}sin\text{θ}\end{array}\}(12)$

其中,φ0为凸轮轴心和拨叉轴心连线相对于水平线的倾角;θ为拨叉AC杆的位姿角,即以水平线为始边,逆时针转到AC杆形成的角度,其值为

θ=φ0+φ′H4+ψ0+ψ+π

$\text{ψ}{}_0=arccos\frac{{\text{a}}^{\prime }{}^2+\text{l}{}_{\text{A}\text{C}}^2-\text{r}{}_0^2}{2{\text{a}}^{\prime }\text{l}{}_{\text{A}\text{C}}}$

式中,r0为推秧凸轮基圆半径。

拨叉AC杆与AB杆之间的角度为

$\text{β}=\frac{\pi }{2}-\text{ψ}{}_0-\text{β}{}_0(13)$

摆动凸轮机构的压力角[9]为

$\text{α}{}_c=arctan\frac{|\text{l}{}_{\text{A}\text{C}}(1+\text{ω})-{\text{a}}^{\prime }cos(\text{ψ}{}_0+\text{ψ})|}{{\text{a}}^{\prime }sin(\text{ψ}{}_0+\text{ψ})}(14)$

其中,ω为拨叉摆动角速度,由角位移ψ差分计算得到。

2.2 推秧机构的参数优选

由于L2与LV尺寸已定,推秧机构的参数优化目标确定为:选择较小的基圆半径r0,尽可能使推秧机构的尺寸紧凑,凸轮机构保持较好的传力特性,同时使推秧杆具有较长的导路尺寸。设计参数均为独立变量,包括r0、a′、b、lAC、lAB、φ0和β0。参数调整方法是:初选一组参数,按照2.1节模型计算出一组结果;按照许用压力角的要求(升程[αc]40°,回程[αc]65°)校验凸轮压力角;查看推秧杆杆长lBF,使该值尽量取大值;反复调整参数直到获得满意的可行结果为止。

2.3 优选结果与分析

当推秧杆行程s取为20mm,β0取为拨叉AB杆端点B的轨迹圆与导路上侧交点对应的角度,凸轮机构的各运动角确定为ϕ0=84.7711°,ϕs=150°,ϕ′0=8.5129°,近停歇角ϕ′s=116.716°时,对应的齿轮盒转角分别为φH0=51°,φHs=216°,φ′H0=10°,φ′Hs=83°,参见图5。

推秧机构的参数优选结果如下:r0=20mm,a′=45mm,b=46mm,lAC=34mm,lAB=46.03mm,φ0=90°,β0=36°。

该组优选解下,拨叉AC杆与AB杆之间的角度β=101.3433°,拨叉最大摆角ψm=25.991°,推秧杆长度lBF=97.24mm。考虑到推秧杆在弹簧推力、惯性力以及工作阻力的作用下,沿导路的相对移动可能发生“自锁”现象,所以推秧杆导路支撑之间的距离取值尽可能大些。

摆动凸轮机构压力角曲线如图7所示,计算时齿轮盒转速nH取180r/min。推程段最大压力角为21.03°,回程段最大压力角为65.34°,稍大于回程许用压力角。由于推秧动作处于凸轮的回程段,拨叉运动到凸轮回程段时推秧杆被推秧弹簧在瞬间(0.0079s)作用,快速沿着导路向下推秧,所以回程段压力角不宜过大,以免发生自锁,但减小回程段压力角将使凸轮机构尺寸变大,不利于其安装在栽植臂壳体中。总体考虑,认为该优选结果是可行的。

3 分插机构的运动模拟与性能分析

分插机构旋转一周栽插两次,插秧机前进两个株距。反向侧栽植臂上的秧爪的绝对运动轨迹坐标方程为

$\begin{array}{l}{\text{X}}^{\prime }={\text{X}}^{\prime }{}_{{\rm P}}+\text{Η}\text{φ}{}_{{\rm H}}/180\\ {\text{Y}}^{\prime }={\text{Y}}^{\prime }{}_{{\rm P}}\end{array}\}(15)$

同理,正向侧栽植臂上的秧爪的绝对运动轨迹坐标方程为

$\begin{array}{l}\text{X}=\text{X}{}_{{\rm P}}+\text{Η}\text{φ}{}_{{\rm H}}/180\\ \text{Y}=\text{Y}{}_{{\rm P}}\end{array}\}(16)$

式中,H为秧苗株距。

图8为分插机构从初始安装位置开始的绝对运动工作过程图,可看出,在各个位置齿轮盒内各齿轮均形成啮合。运动模拟的图形显示了优化设计的秧爪直取直插,推秧机构按照预定规律动作,正反侧栽植臂上的秧爪不发生相互运动干涉,而且秧爪在取秧段栽植臂壳体不会碰撞秧箱秧门,表明优化的参数正确,机构运转良好。

1.初始安装位置 2.齿轮盒转过60°状态 3.反向侧栽植臂秧爪取秧结束 4.齿轮盒转过166°的状态 5.反向侧栽植臂秧爪推秧结束 6.正向侧栽植臂秧爪第二次推秧结束 7.正向侧栽植臂秧爪第第二次取秧结束

分插机构动轨迹形成的动穴孔长度为Lh(图8),其值由秧爪入土点和出土点动轨迹横坐标差值确定。不发生连桥的秧苗最大栽插高度为hg(图8),其值为秧爪轨迹最低点动坐标到另一侧秧爪取秧时秧门E点的距离。当栽插株距H从200mm到280mm分5档时,Lh和hg值如表1所示。

从表1数据可知,随着栽插株距增大,动穴孔长度减小,株距为280mm时动穴孔长度最小,最不易产生倒伏,栽插效果最好。不发生连桥的最大秧苗栽插高度以株距200mm为准,可达到352mm。

4 结论

(1)利用在齿轮盒内中心轮两侧同相位安装三级小偏心率齿轮,形成两自由度差动轮系驱动栽植臂的新结构,可以使秧爪获得适于分秧、插秧的运动轨迹和姿态,适合配置在高速插秧机上从株距200mm到280mm栽插苗高小于352mm的秧苗,特别适合超级稻稀植。

(2)以齿侧法向间隙为非负最小和顶隙大于零为目标,可以作为偏心齿轮传动中心距确定的依据。当偏心率为0.1049,模数为2,齿数为17时,中心距优化值为34.30mm,此时,重合度达到1.3389。

(3)以秧爪取秧角和推秧角最小为优化目标,利用人机交互的可视化设计方法优化了二杆插秧机械手的参数,使秧爪基本上顺着秧苗方向进出秧门,栽插直立度非常理想。

(4)利用反转法建立了行星轮非匀速输出转角驱动下推秧机构的运动学模型,优化了推秧机构的结构参数,得到了准确的凸轮轮廓和推秧动作关系,同时使凸轮机构具有合适的压力角,理论上克服了拨叉动作时产生的较大冲击。运动模拟表明优化的参数正确,分插机构运转良好。

参考文献

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[3]赵匀,黄巨明,张国凤,等.变形椭圆齿轮分插机构运动分析与优化[J].农业机械学报,2011,42(4):48-52,61.

[4]尹建军,赵匀,张际先.高速插秧机差速分插机构的工作原理及其CAD/CAE[J].农业工程学报,2003,19(3):90-94.

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[7]武传宇,赵匀,陈建能.水稻插秧机分插机构人机交互可视化优化设计[J].农业机械学报,2008,39(1):46-49.

[8]俞高红,何琰,陈建能,等.旋转式分插机构运动学多目标非劣解群自动寻求[J].农业机械学报,2009,40(6):47-52.

分插机构论文 第4篇

本论文是以广东省自然科学基金项目“非圆齿轮行星系在超级稻高速插秧机分插机构上应用研究”为背景，用插秧机分叉机构实验机器作为平台，把PTC公司的Pro/E作为工具，采用虚拟仿真的方法对非圆齿轮行星系在超级稻高速插秧机分插机构进行研究[1]。超级稻是袁隆平院士的科研成果，由于超级稻不同于其他普通水稻，因此，用于超级稻的插秧机将更为精准，它涉及农艺学、机构学、机械制造学、土壤--机器系统力学和多体系统运动学/动力学等多学科领域[2]，为了科学地研制超级稻高速插秧机，在对非圆齿轮行星系机构前期的研究基础上，展开对整个机构的虚拟制造与仿真，其目的是使设计者能随时了解产品的每一个细节，减少设计过程的失误，并利用其参数化设计的思想，使零件的设计、修改变得简单易行，同时还可以完成产品的系列化设计。另外利用Pro/E的分析功能，可以完成机构运动学、动力学仿真和有限元分析，进一步提高了农业机械设计的可靠性、稳定性和通用性。本论文主要内容是对插秧机分插机构进行虚拟制造和仿真在已建好的插秧机试验机器、移箱装置、纵向送秧机构、插秧机分插机构等各零件的基础上，利用Pro/E软件按照各零件及各机构的连接方式进行装配和模拟移箱装置、纵向送秧机构、分插机构以及进行送秧、取秧、插秧的运动轨迹分析，并通过Pro/E软件对整个运动过程进行运动分析、干涉分析等。

1 插秧试验模拟机的构成

插秧试验模拟机主要有高速插秧机分插机构接口、秧箱、三相异步电磁调速电机、偏心力矩传感器、行走机构等组成，如图1所示。

1.1 分插机构接口

分插机构接口可装配不同形式的分插机构，它是一个通用的接口，这为研制不同形式的插秧机分插机构提供了一个平台，它能检验不同分插机构走出秧爪运动轨迹，并对其插秧的姿态进行检测，对不符合农艺要求的轨迹及姿态提出报警。

1.2 秧箱

能放置不同穴盘育出的水稻秧苗，并配有与几种高速分插机构的要求相适应的移箱装置和纵向送秧机构。

1.3 三相异步电磁调速电机

它为插秧机试验模拟机提供动力支持，其特点是结构简单，运行稳定，使用可靠，维护方便。直接使用三相交流电源，设备投资少。起动性能好，起动力矩大，起动平滑且控制功率小，便于自控、遥控和群控，调速精度高。与普通系列控制器配合后，转速变化率不大于3%，与精密控制器配合后，转速变化率小于1%，调速范围广，无失控区等。

1.4 偏心力矩传感器

该传感器可直接测量分插机构中旋转或非旋转传动轴的转(扭)矩、转速、功率、轴向力。能对分插机构部件可靠性及强度进行试验研究。设计有结构简单、调节方便的传动系统，来满足现有几种高速分插机构分插频率的要求。

1.5 行走机构

插秧机试验模拟机行走机构能模仿机器插秧的行走速度，使分插机构的设计更贴近真实。

2 分插机构的虚拟制造

分插机构的虚拟制造是建立在“非圆齿轮行星系机构”设计的基础上，首先对机构中的每个零件进行数字建模，然后进行整体装配，最终放到插秧机试验模拟机进行实验。

2.1 分插机构的结构

图2为偏心齿轮行星系分插机构的简图，共有5个全等的偏心齿轮，太阳轮两边对称布置2对齿轮，栽植臂固定在行星轮上，行星架与太阳轮共转轴，工作时太阳轮固定不动，行星架转动，2个惰轮(中间轮)绕太阳轮转动，带动两个行星轮在周期内摆动;栽植臂上各点作复合运动，其牵连运动是随行星架作匀速顺时针圆周运动，相对运动是随着行星齿轮作不等速逆向转动，构成了秧针特殊轨迹和姿态[3]。

1.栽植臂;2.行星轮;3,4.惰轮;5.太阳轮;6.行星架

2.2 分插机构的三维建模

分插机构主要由非圆齿轮组、中间轴、压盘、压盖、栽插臂和标准件等组成。

2.2.1 非圆齿轮的三维建模

将齿轮的各参数依次添加到参数列表对话框:模数M=2、齿数z=21、压力角ALPHA=20、齿顶高系数HAX=1.0、齿顶隙系数CX=0.25，齿宽B=6.22，其余齿顶高HA、齿根高HF、变位系数X、齿根圆直径DA、基圆直径DB、齿根圆直径DF、分度圆直径D的值分别输入0。绘制齿轮基圆，创建齿轮关系，确定齿轮尺寸。

创建齿轮轮廓线。这是创建齿轮的难点，需用渐开线方程式来创建，在打开的记事本中输入渐开线方程式文件并保存。

经过上述处理后，最终得到三维数字齿轮，如图3所示。

2.2.2 中间轴的三维建模

在参数化齿轮的基础上，可通过改变相应的参数画出中间轴，如图4所示。

2.2.3 栽植臂

插秧机的取秧、插秧是直接通过载植臂来实现的，为完成插秧工作的要求，能模仿手工插秧时“捺”的动作。推秧机构包括推秧弹簧，推秧杆、拨叉，凸轮等零件。

2.2.4 栽植臂的箱体

测量栽植臂的箱体并完成建模，如图5所示。

2.2.5 栽植臂的底盖

对栽植臂的底盖建模，如图6所示。

2.2.6 栽植臂内部的凸轮

对栽植臂内部的凸轮进行建模，如图7所示。

2.2.7 栽植臂的推秧机构

对栽植臂的推秧机构进行建模，如图8和9所示。

2.2.8 完成栽植臂的装配

如图1 0所示(注：弹簧则在p r o e机构环境直接定义)。

2.2.9 对分插机构进行装配

如图11所示。

3 分插机构的运动仿真

进行运动仿真的有移箱装置和分插机构两部分，现在建立好的连接基础上再设置运动副。但由于试验台的零件比较多，计算机的配置也不高，若用总装配的组件来仿真则会出现计算机速度过慢甚至卡死现状，所以选择按照各运动机构进行设置连接副与运动分析。

分插机构由行星系与栽植臂组成，行星系的主动件(动力源)是行星架(链轮轴)，太阳轮固定在座上，5个非圆齿轮两采用齿轮副连接，伺服电机设在链轮上，方向为逆时针，将栽植臂固定在行星系的行星齿轮轴上，如图12所示，可用刚性连接定义，定义好的分插机构如图13所示。因为各种连接已经建立好了，所以就相接可以在应用程序下的机构进行运动分析。各连接设置好后就可以进行运动分析。

从运动仿真的结果看出，非圆齿轮行星系分插机构的运动轨迹符合农艺要求。

4 结论

1)对非圆齿轮行星系分插机构的设计、仿真无干涉现象;

2)非圆齿轮行星系分插机构运动仿真，证明了该结构符合农艺要求。

参考文献

[1]祝凌云,李斌.Proe运动仿真和有限元分析[M].北京:人民邮电出版社.2004.

[2]俞高红,赵匀,赵凤芹,等.高速水稻插秧机分插机构研究现状和最新进展[J].农机化研究,2003(2)