李 宗,姚錦濤劉 康
(長安大學公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室,陜西 西安710064)
由于曲柄滑塊機構(gòu)之間是低副連接,在承受同樣載荷的條件下壓強較低,因而可以傳遞較大的動力,并且曲柄滑塊機構(gòu)加工制造比較容易,能獲得較高的精度,所以在內(nèi)燃機、沖床、空壓機中有廣泛的應(yīng)用[1]。文獻[2]分別以matlab和adams為研究平臺,在matlab中建立數(shù)學模型對曲柄滑塊機構(gòu)進行仿真,在adams中將曲柄連桿機構(gòu)進行柔性化對其進行仿真分析,并對兩種仿真分析方法進行比較。文獻[3]應(yīng)用adams完成了對曲柄滑塊機構(gòu)的運動學和動力學仿真。文獻[4]建立了以工作行程最小傳動角最大為目標的多維變量優(yōu)化數(shù)學模型,采用matlab優(yōu)化工具箱對曲柄滑塊機構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計。文獻[5]針對TH50型碼垛機器人采用動態(tài)靜力學方法將瞬時慣性力系轉(zhuǎn)化為靜力系,通過機器人整體及其子系統(tǒng)的力系平衡方程建立了機器人的動態(tài)靜力學模型。并用matlab進行求解分析,分析結(jié)果表明了數(shù)學模型的正確性。該分析方法為分析曲柄滑塊機構(gòu)提供了方法。
隨著構(gòu)件的速度的提高,構(gòu)件的慣性力不能被忽略。因此需要將構(gòu)件的慣性力計入靜力平衡方程中。這種方法稱為動態(tài)靜力分析。動態(tài)靜力學分析中要計入慣性力,而為求出慣性力需知道構(gòu)件的加速度。因此在動態(tài)靜力學分析中首先要進行運動分析。在進行運動分析時,是假定原動構(gòu)件按某種理想的運動規(guī)律來運動的。為此,本文建立了曲柄滑塊機構(gòu)的動態(tài)靜力學分析數(shù)學模型。通過實例在matlab中編程完成對特定條件下的曲柄滑塊機構(gòu)的動態(tài)靜力學分析。
圖1為曲柄滑塊機構(gòu),曲柄的角速度為ω1,曲柄長度為l1,曲柄質(zhì)量為m1,質(zhì)心與其回轉(zhuǎn)中心A重合,連桿長度為l2,連桿質(zhì)心S2在鉸鏈B,C的連線上,連桿質(zhì)量為m2,對其質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量為J2,滑塊質(zhì)量為m3,其質(zhì)心與鉸鏈C重合。圖2為曲柄滑塊機構(gòu)各構(gòu)件受力圖。
圖1 曲柄滑塊機構(gòu)簡圖
圖2 曲柄滑塊機構(gòu)各構(gòu)件受力圖
根據(jù)圖1有如下表達式:
上式中,l3為點AC之間的長度。
對(1)中的角θ進行求導有:
對(2)求導有:
由于
對(4)式求導有
對(5)式求導得:
根據(jù)圖2對構(gòu)件分別列出力平衡方程和力矩平衡方程:
構(gòu)件1
構(gòu)件2
構(gòu)件3
將方程組(7)、(8)、(9)寫成 AR=B 的形式即為一個8×8已知矩陣,其元素與構(gòu)件質(zhì)心的位置有關(guān)。將曲柄的運動周期360°分成360等份,對每隔1°的360個離散位置分別求解方程,得到鉸鏈A中的約束反力FRAX,F(xiàn)RAy和滑塊導路中的約束反力FRDy.將B、C以及質(zhì)心的位置用坐標表示為:
yB=l1sinθ1xB=l1cosθ1
ys2=(l2-z)sinθ2xs2=l1cosθ1+zcosθ2
yC=0 xC=l1cosθ1+l2cosθ2
所以系數(shù)矩陣就可以用曲柄以及連桿的長度和θ1、θ2表示。
xB-xs2= l1cosθ1-l1cosθ1-zcosθ2
xC-xsc2=(l2-z)cosθ2
擺動力即為:
已知曲柄的角速度為w1=100 rad/s,曲柄長度為l1=50.8 mm,連桿長度為l2=203 mm,到鉸鏈B的距離是50.8 mm.連桿質(zhì)量為m3=1.36 kg,對其質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量為J2=0.010 2 kg·m2,滑塊質(zhì)量為m3=0.907 kg.
通過對曲柄滑塊機構(gòu)建立的數(shù)學模型,通過方程組(9)、(10)、(11)得到的求解矩陣是一個 8×8 的矩陣。由于matlab具有強大的數(shù)學計算能力、簡單高效的編程語言、強大的圖像功能并可以進行矩陣運算、繪制函數(shù)和數(shù)據(jù),以及強大的工具箱和方便的應(yīng)用程序接口功能。同時matlab還可以進行動態(tài)系統(tǒng)建模、仿真。因此可以在matlab中編寫求解函數(shù)。由于需要將曲柄的運動周期360°分成360等份,對每隔1°的360個離散位置分別求解方程,因此在編寫matlab函數(shù)時需要用到for循環(huán),由于在matlab的編程中是用弧度表示的,因此在編程的時候需要將角度轉(zhuǎn)化成弧度。通過運行求解函數(shù)得到的求解曲線分別如圖3所示。
圖3 豎直方向的擺動力
從圖3中可以看到,當θ1為0~30°時,豎直方向的擺動力為負且豎直方向的擺動力的絕對值逐漸增大,并在角為30°時在圖中形成一個極值點;θ1為30°~120°時,豎直方向的擺動力逐漸增大,并在120°時,豎直方向的擺動力達到最大;θ1為120°~240°時,擺動力逐漸減小,并在240°時豎直方向的擺動力達到負向最大;當θ1為330°時,豎直方向的擺動力與30°時的擺動力大小相等,方向相反;在θ1為360°時,豎直方向的擺動力為0,在0~360°的范圍內(nèi),形成一個閉合的曲線。
本文對曲柄滑塊機構(gòu)進行了動態(tài)靜力分析,對一般情況下的曲柄滑塊機構(gòu)建立了數(shù)學模型。并在matlab中建立了求解函數(shù),完成了對特定情況下的曲柄滑塊的求解。當需要準確的估計慣性載荷的影響時,靜態(tài)分析已經(jīng)不能滿足要求,因此動態(tài)靜力分析為這種要求下提供了一種思路。
參考文獻:
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