基于ADAMS的五輪起網(wǎng)機仿真分析

何 洋黃志龍

（1渤海大學工學院，遼寧錦州121013；

2東北大學機械工程與自動化學院，遼寧沈陽110819）

漁業(yè)裝備

基于ADAMS的五輪起網(wǎng)機仿真分析

何 洋1，黃志龍2

（1渤海大學工學院，遼寧錦州121013；

2東北大學機械工程與自動化學院，遼寧沈陽110819）

針對中小型漁船起網(wǎng)工作效率低、安全生產(chǎn)事故頻發(fā)等問題，研制了五輪起網(wǎng)機。為確定該機的最佳工作參數(shù)、探究五輪起網(wǎng)機的工作性能，介紹分析了該起網(wǎng)機的工作原理和摩擦鼓輪的受力情況并建立其載荷的數(shù)學模型，確定了摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間摩擦力及摩擦矩的計算方法；利用Pro／E的變量化設計和實體造型技術，建立了該機的三維實體模型，實現(xiàn)了整機各組成部分的建模及裝配，并通過干涉分析驗證了機構設計的合理性；然后利用無縫接口軟件Mechanism／pro將整機三維模型映射入ADAMS環(huán)境中進行動力學仿真分析。通過對不同馬達轉速、摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間摩擦系數(shù)以及網(wǎng)綱與摩擦鼓輪的包角分析，確定該機最佳工作參數(shù)為：馬達轉速110 r／min，起網(wǎng)速度25 m／min，摩擦鼓輪摩擦系數(shù)0.4，網(wǎng)綱與船舷的夾角小于70°。利用Adams／Vibration模塊對該機進行振動特性分析，搞清了振動較大的頻率范圍為30～40 Hz。所得結論為提高該機工作性能及參數(shù)優(yōu)化提供了依據(jù)。

五輪起網(wǎng)機；摩擦鼓輪；ADAMS；仿真

在我國多數(shù)沿海地區(qū)，147 kW以下中小型漁船捕撈機械裝備主要采用半機械半人力操作，很多漁船上都沒有配備專用的捕魚起網(wǎng)裝備，普遍采用人工方式或自制的土設備起網(wǎng)。如有利用廢棄的“汽車后橋（俗稱牙包）”改制而成，也有用廢棄的齒輪經(jīng)過簡單的焊接而成［1－5］。這些土設備缺乏相關的理論設計依據(jù)，而且沒有制動系統(tǒng)，制動主要靠人工實現(xiàn)，當起網(wǎng)的拉力超過額定負荷時，就會出現(xiàn)摩擦鼓輪空轉，網(wǎng)具在摩擦鼓輪上打滑，造成網(wǎng)具嚴重磨損。另外，漁船在海上作業(yè)時一旦遇到風浪，網(wǎng)綱會左右擺動并與起網(wǎng)機產(chǎn)生摩擦碰撞，不僅網(wǎng)具會嚴重損毀，給漁民帶來財產(chǎn)損失，而且勞動強度大、起網(wǎng)效率低，經(jīng)常出現(xiàn)設備損壞、斷網(wǎng)以及傷人等重大安全生產(chǎn)事故，安全隱患非常大。因此，研制中小漁船起網(wǎng)機對提高生產(chǎn)安全性和捕撈效率具有重要意義［6－9］。研制五輪起網(wǎng)機，其優(yōu)點在于該機在馬達的進油口處設有高壓回止閥，可防止空轉，實現(xiàn)制動系統(tǒng)自動化。另外，通過設置活動的安全擋棍和箱體中間的摩擦鼓輪，不僅增加了起網(wǎng)拉力，而且使網(wǎng)具平穩(wěn)地導入摩擦鼓輪，提高了工作效率和作業(yè)安全性。

1 五輪起網(wǎng)機結構與工作原理

五輪起網(wǎng)機由箱體、齒輪、軸、摩擦鼓輪、連接盤、底座等幾部分組成（圖1）。起網(wǎng)機采用液壓系統(tǒng)控制，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，Z2、Z3兩齒輪與齒輪Z4嚙合，同時齒輪Z4帶動介輪Z5分別與Z6、Z7兩齒輪相嚙合，最后由與Z2、Z3、Z4、Z6、Z7齒輪相配合的輸出軸帶動纏繞在摩擦鼓輪的網(wǎng)綱，將網(wǎng)具平穩(wěn)收起。連接盤與底座可相對旋轉以調節(jié)箱體與網(wǎng)綱的角度，確保網(wǎng)綱與變速箱體夾角為零，防止網(wǎng)綱摩擦箱體。馬達換向手柄的控制開關可完成起網(wǎng)和撒網(wǎng)工作。從工作原理看，摩擦鼓輪的承載能力是起網(wǎng)效率的關鍵因素，因此有必要分析摩擦鼓輪的載荷形式。

圖1 五輪起網(wǎng)機結構簡圖Fig.1 Structure diagram of five wheels－net hauler

2 摩擦鼓輪載荷模型

2.1 摩擦鼓輪的摩擦力

五輪起網(wǎng)機起網(wǎng)過程簡圖如2所示。起網(wǎng)過程中摩擦鼓輪主要承受網(wǎng)綱拉力F、摩擦力f以及拉力FT，以輸出軸Ⅰ的摩擦鼓輪為研究對象確定摩擦鼓輪的摩擦力，其它摩擦鼓輪可采用同樣方法計算。

圖2 起網(wǎng)過程示意圖Fig.2 Process diagram of hauling process

將圓弧AMB分為n等份，每小段網(wǎng)綱長設為△l，設圓弧AMB中任意一段（第i段）網(wǎng)綱兩邊的拉力及其摩擦力分別為Fi，F(xiàn)i＋1，fi。參照文獻公式［10－11］

式中：k—壓力密度，N／m3；η—摩擦系數(shù)；r—摩擦鼓輪半徑，m。

由上式可知，每小段網(wǎng)綱△l兩邊的拉力構成公比為（1＋lμ／nr）的等比數(shù)列，則

式中：α1—包角，rad；F—網(wǎng)綱拉力，N。

同理，可確定F2，F(xiàn)3，F(xiàn)4，F(xiàn)T

當網(wǎng)綱纏繞摩擦鼓輪的圈數(shù)較多時，設等效摩擦力為f′i，有

式中：m—纏繞圈數(shù)。

2.2 摩擦鼓輪扭矩

摩擦矩與空載時的扭矩之和為摩擦鼓輪的扭矩，該扭矩在摩擦鼓輪旋轉時，摩擦矩與摩擦鼓輪的半徑比值即摩擦力［12］，即

式中：Ti—摩擦矩，N·m；fi—摩擦鼓輪的摩擦力，N；T′i—負載扭矩，N·m；T—空載扭矩，N·m；r—摩擦鼓輪半徑，m。

3 虛擬樣機建模

基于Pro／E變量化設計和實體造型技術，根據(jù)相關設計參數(shù)完成各零件的建模以及裝配［13－14］，建立五輪起網(wǎng)機三維實體模型（圖3）。

圖3 五輪起網(wǎng)機三維模型Fig.3 Three－dimensional model of five wheels－net hauler

利用無縫接口軟件 Mechanism／pro［15］，在Pro／E中對五輪起網(wǎng)機裝配體定義剛體，各個部件逐一添加約束后，將模型導入 Adams／view中［16］。由于海上作業(yè)風浪作用，起網(wǎng)拉力具有隨機性，在ADAMS載荷定義中對起網(wǎng)拉力F添加服從瑞利分布隨機函數(shù)［17－18］。其相關參數(shù)為：最大起網(wǎng)速度v＝45.8 m／min，最大起網(wǎng)拉力F＝11.5 kN，馬達額定轉速n＝200 r／min，馬達功率P＝131 kW，最大阻尼系數(shù)c＝50 N·s／mm，回歸系數(shù)b＝0.007 78，軸許用彎曲應力［σ－1］＝60 MPa，轉向角β＝75°，馬達額定轉速n＝200 r／min，步頻200，仿真時間20 s。

根據(jù)前述摩擦鼓輪載荷計算方法及其相關參數(shù)對虛擬樣機模型添加載荷及驅動［19－20］，定義各零部件的材料屬性，最后進行模型驗證，確保映射到運動模型中的約束及驅動滿足運動要求，由此完成該機分析的前處理階段。通過上述過程，建立的五輪起網(wǎng)機虛擬樣機模型如圖4所示。

圖4 五輪起網(wǎng)機虛擬樣機Fig.4 Virtual prototype of five wheels－net hauler

4 仿真分析

4.1 摩擦系數(shù)的影響

圖5和圖6分別為拉力FT和摩擦力f隨摩擦系數(shù)μ仿真變化關系曲線圖。由圖5可知，當摩擦系數(shù)μ＜0.4時，拉力FT隨摩擦系數(shù)μ的增大而逐漸減小，μ＝0.4時，F(xiàn)T趨近于0；摩擦系數(shù)μ＞0.4時，拉力FT反向增大。主要原因為摩擦系數(shù)增大到一定程度，起網(wǎng)拉力F主要由摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間的摩擦力承擔。圖6表明，μ＜0.4時，摩擦力f隨摩擦系數(shù)μ增大而增大，且變化明顯；μ＞0.4時，f趨向為定值，拉力FT繼續(xù)增大對起網(wǎng)拉力F無作用。因此，摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間的最佳摩擦系數(shù)取0.4。

圖5 拉力FT與摩擦系數(shù)μ變化關系曲線Fig.5 Relationship curve between tensionFTand friction coefficientμ

圖6 摩擦力f與摩擦系數(shù)μ變化關系曲線Fig.6 Relationship curve between frictionfand friction coefficientμ

4.2 馬達工作轉速的影響

摩擦系數(shù)取μ＝0.4，圖7和圖8分別為輸出軸Ⅰ的扭矩以及摩擦矩隨馬達轉速變化仿真曲線。

圖7 輸出軸Ⅰ扭矩T′隨馬達轉速n變化曲線Fig.7 Curve of torqueT′of output shaft I varying with motor rotate speedn

圖8 輸出軸Ⅰ摩擦矩T隨馬達轉速n變化曲線Fig.8Tcurve of output shaftⅠwith motor rotate speedn

由圖7可見，n＜110 r／min時，隨著馬達轉速的增加，輸出軸Ⅰ的扭矩逐漸減小，最小值為T＝1 185 N·m。圖8表明，馬達轉速100 r／min＜n＜125 r／min，摩擦矩趨于最大，該轉速范圍內摩擦鼓輪起網(wǎng)性能最佳。因此，馬達最佳轉速為n＝ 110 r／min，起網(wǎng)速度為v＝25 m／min。

4.3 包角α1的影響

起網(wǎng)機起網(wǎng)作業(yè)的工位不同，會形成網(wǎng)綱與摩擦鼓輪包角的變化，不同包角會對摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間摩擦力產(chǎn)生一定的影響。取摩擦系數(shù)μ＝0.4，馬達轉速n＝110 r／min。圖9為摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間摩擦力f隨包角α1變化的仿真曲線。仿真結果表明，包角小于140°時摩擦力變化較大，網(wǎng)綱與摩擦鼓輪間產(chǎn)生相對滑動，而包角大于140°時，摩擦力變化較小并趨于定值。因此，起網(wǎng)機作業(yè)過程中，網(wǎng)綱與船舷的夾角應小于70°。

圖9 摩擦力f隨包角α1變化曲線Fig.9 Curve of frictionfwith wrapping angleα1

4.4 模態(tài)分析

由于起網(wǎng)機海上作業(yè)工作環(huán)境惡劣，風浪作用使摩擦鼓輪載荷變化較大且具有波動性、沖擊性，致使整機工作過程振動強烈，不僅加劇了材料的磨損，而且降低機器零部件使用壽命。因此有必要對該機振動測試分析，搞清系統(tǒng)振動較大頻率范圍。

利用 Adams／Vibration模塊對整機模態(tài)分析，繪制加速度響應的二維及三維頻率響應圖（圖10a及圖10b）。提取6階模態(tài)數(shù)據(jù)（表1），由表1可見，前2階的模態(tài)固有頻率為零，沒有共振現(xiàn)象；第3、4、5、6階固有頻率集中在7～44 Hz內，頻響圖峰值分別出現(xiàn)在 31 Hz和40 Hz附近，與第4、第5階固有頻率相近，分別為28.711 2 Hz、39.732 4 Hz，阻尼比分別為0.274 962、0.453 499。整機系統(tǒng)在摩擦鼓輪載荷耦合作用下的振動工作頻率與第4、第5階固有頻率較接近，該頻率處的整機振動明顯。由頻響圖可以看出，振動峰值主要集中在30～40 Hz范圍內，其它頻段曲線較為平直，沒有較大的振動。因此，可通過增加系統(tǒng)的剛度以及液壓系統(tǒng)阻尼等參數(shù)來降低振動［21－22］。

圖10 加速度頻響圖Fig.10 Frequency response diagram of acceleration

表1 模態(tài)數(shù)據(jù)Tab.1 Modal data

5 結論

（1）利用Proe／E與ADAMS聯(lián)合仿真方法，建立五輪起網(wǎng)機的虛擬樣機模型并對其仿真分析，確定了該型起網(wǎng)機的馬達最佳轉速、起網(wǎng)速度、摩擦鼓輪與網(wǎng)綱間的摩擦系數(shù)以及網(wǎng)綱與船舷的夾角。（2）借助Adams／Vibration模塊對整機模態(tài)分析，提取了模態(tài)振型特征，發(fā)現(xiàn)該機工作時振動較大的頻率范圍集中在30～40 Hz范圍內。本結論對進一步改進起網(wǎng)機設計參數(shù)、減少人工作業(yè)勞動強度、提高捕撈效率以及工作可靠性和穩(wěn)定性具有較強的實踐指導意義。 □

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Based on ADAMS simulation analysis of five wheels－net hauler

HE Yang1，HUANG Zhilong2
（1College of Engineering of Bo Hai University，Jinzhou，Liaoning 121013，China；2School of Mechanical Engineering and Automation of Northeastern University，Shenyang，Liaoning 110819，China）

In order to solve the problems of low work efficiency and frequent accidents of production safety for small－and medium－sizefishing vessels，a five wheels－net hauler was developed.In order to confirm optimum working parameters and working performance of five wheels－net hauler，working principle and force load of friction hub wheel were introduced and analyzed and the mathematical model was determined.The friction and frictional torque between the friction hub wheel and bush rope were ascertained.By applying variational design and solid modelling technology of Pro／E，the three－dimensional mode of five wheels－net hauler was established，which achieved the modelling and assembling of various components of entire hauler body.The rationality of mechanism design is verified by interference analysis.Then，the 3D model of the whole body was mapped into the ADAMS environment by using the software Mechanism／pro for dynamic simulation analysis.Based on the analysis of speeds of different motors，friction coefficient and wrapping angle between friction hub wheel and bush rope，the optimal working parameters of the machine were determined：110 r／min for motor speed，25 m／min for hauling speed，0.4 for friction coefficient of friction hub wheel，less than 70°for the angle between bush rope and shipboard.All parameters meet the specification and stable performance.The best work parameter for the five wheels－net hauler is Using Adams／VibrationVibration module to analyze the vibration characteristic of five wheels－net hauler，the frequency range for strong vibration was 30－40 Hz.These conclusions obtained has laid the foundations for improving working performances and parameters optimization of five wheels－net hauler.

five wheels－net hauler；friction hub wheel；ADAMS；simulation

S972.68

A

1007－9580（2017）02－056－06

10.3969／j.issn.1007?9580.2017.02.010

2017－01－09

渤海大學大學生創(chuàng)業(yè)計劃指導項目（201610167040）

何洋（1982—），男，講師，博士，研究方向：機電一體化技術與應用。E－mail：heyang121000＠163.com