戰(zhàn) 麗 劉一凡 張路路 楊春梅

(東北林業(yè)大學(xué)林業(yè)與木工機(jī)械工程技術(shù)中心，黑龍江 哈爾濱 150040)

自實施天然林資源保護(hù)工程以來，我國實行木材停伐減產(chǎn)政策[1]，因此生長速度快、來源廣泛的小徑材逐漸得到重視[2-4]。由于小徑材指接板材通常是形狀不規(guī)則的毛邊板材，需要進(jìn)行齊頭定寬加工，以便大規(guī)模量產(chǎn)[5]。目前國內(nèi)外對小徑材指接板材進(jìn)行齊頭定寬加工的同類機(jī)床存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本較高等問題，因此設(shè)計1臺專用于小徑材指接板齊頭定寬加工的機(jī)床很有必要[6-8]。本文通過ANSYS和ADAMS軟件對機(jī)床關(guān)鍵結(jié)構(gòu)進(jìn)行動靜態(tài)分析，為后續(xù)結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供參考。

1 小徑材指接齊頭定寬機(jī)床總體結(jié)構(gòu)及工作原理

如圖1所示，小徑材指接齊頭定寬機(jī)床由機(jī)架裝配組件、齊頭加工組件、定寬加工組件、送料組件和對中組件組成。送料組件上升并沿Y方向運(yùn)送指接板至工作臺并下降，對中組件上升進(jìn)行X、Y方向?qū)χ胁⑾陆?，隨后壓緊氣缸壓緊板材，齊頭加工組件和定寬加工組件分別進(jìn)行齊頭加工和定寬加工，加工組件復(fù)位后，送料組件再次上升出料并下降，一次加工結(jié)束。根據(jù)要求，所設(shè)計的小徑材指接齊頭定寬加工機(jī)床的主要參數(shù)如表1所示。

表1 小徑材指接齊頭定寬加工機(jī)床的主要參數(shù)

2 定寬加工組件靜力學(xué)分析

2.1 定寬加工組件總體結(jié)構(gòu)

定寬加工組件主要對指接材進(jìn)行定寬加工，總體結(jié)構(gòu)如圖2所示，Y向步進(jìn)電機(jī)組件驅(qū)動整個組件沿機(jī)架Y向移動，X向伺服電機(jī)組件驅(qū)動X向移動架帶動鋸片調(diào)整鋸切位置。由于定寬加工組件為兩端懸臂式結(jié)構(gòu)，自身重力及切削進(jìn)料力的作用產(chǎn)生的變形會累加到鋸片上，影響兩鋸片間的平行度，增大鋸路消耗，降低電機(jī)及鋸片使用壽命，故需要對定寬加工組件進(jìn)行靜力學(xué)分析[9]。

2.2 進(jìn)料力計算

定寬加工屬于縱向鋸切，為便于分析，考慮鋸片做主運(yùn)動，指接板做進(jìn)給運(yùn)動時二者之間的作用力情況，如圖3所示，在進(jìn)料力Ff的作用下，板材以Vf的進(jìn)料速度向前運(yùn)動，V為鋸片切削速度，F(xiàn)n為鋸片所受的法向力，F(xiàn)t為每齒切削力，選用型號為ATO300×2.9/2.0×30×60T的縱鋸片，鋸片的具體參數(shù)見表2，以小徑木常用樹種松木為例，進(jìn)料力的具體計算過程如式(1)[10]。

表2 縱鋸片參數(shù)

(1)

式中：pt為過渡切削時的單位切削力，MPa；b為鋸路寬度，mm；θav為平均運(yùn)動遇角；αλ為影響摩擦力變化強(qiáng)度的系數(shù)，取αλ=0.075×9.81；H為鋸路高度，mm；fZ為每齒進(jìn)料量，mm；t為鋸片齒距，mm。

(2)

式中：C為鋸片中心到工作臺面高度，取70 mm；H為鋸路高度，取50 mm；R為鋸片半徑，mm。

(3)

式中：Vf為進(jìn)料速度，取30 m/min；Z為縱鋸片齒數(shù)；n為鋸片轉(zhuǎn)速，取3 000 r/min。

(4)

式中：CP為變鈍系數(shù)，取1.0；ft=(0.4+0.003 6θav)×9.81；At、Bt、Ct均為修正系數(shù)，At=0.040 3×9.81 MPa，Bt=0.014 3×9.81 MPa，Ct=1.536×9.81 MPa；δ為切削角，取60°。

(5)

(6)

式中：S為鋸身厚度，mm；b為鋸路寬度。

(7)

Fta=(Cp-0.8)ftS

(8)

Ft=pt·fZ·b·sinθav

(9)

考慮摩擦與彈、塑性變形的系數(shù)μa=2，摩擦角β0=20°。

Ff=ΣFtcosθav-ΣFn·sinθav+

f(ΣFt·sinθav+ΣFncosθav)

(10)

已知f=0.3，計算得進(jìn)料力Ff=62.84 N。

2.3 有限元模型建立及求解

本文利用ANSYS軟件對定寬加工組件進(jìn)行靜力學(xué)分析，具體分析過程如下[11-12]。

2.3.1 前處理設(shè)置

為縮短模型求解時間，將導(dǎo)軌、滑塊和鋸片簡化，絲杠、連接螺栓與受力無關(guān)，也將其簡化，在Solid Works中建立簡化模型并直接導(dǎo)入ANSYS軟件中，設(shè)置材料，得到17 045個單元與67 852個節(jié)點，在橫梁底部滑塊底面添加固定約束，在兩個鋸片圓心處分別添加沿Y軸負(fù)方向的進(jìn)料力63 N，處理后的有限元簡化模型如圖4所示。

2.3.2 有限元方程求解及結(jié)果分析

如圖5所示為定寬加工組件應(yīng)力云圖，在自身重力、進(jìn)料力的作用下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在X向移動架上部肋板處，數(shù)值為6.942 MPa，實際最大應(yīng)力值小于許用應(yīng)力值，說明X向移動架強(qiáng)度較好，可為電主軸提供可靠的安裝支撐。

如圖6所示為定寬加工組件應(yīng)變云圖，最大應(yīng)變出現(xiàn)在X向移動架肋板處與橫梁下方焊接的滑塊安裝板邊緣，這是由于橫梁承受垂直向下的重力作用，移動架較長且受到進(jìn)料力的作用，數(shù)值為0.035 mm/m，最大應(yīng)變遠(yuǎn)小于材料許用撓度。

如圖7所示為定寬加工組件變形云圖，最大變形出現(xiàn)在鋸片邊緣，這與變形將累加到鋸片上的預(yù)期分析相符，表現(xiàn)為鋸片沿Z軸的扭轉(zhuǎn)變形，最大變形量為0.12 mm。這會增大鋸片側(cè)面磨損量，增大鋸路消耗，進(jìn)而降低加工精度與鋸片使用壽命，雖然在高溫作用下鋸片會產(chǎn)生熱變形，左右波動會抵消部分影響，但為保證較高的加工精度，應(yīng)改進(jìn)結(jié)構(gòu)，減小鋸片變形量。

2.4 定寬加工組件結(jié)構(gòu)改進(jìn)

鋸片的位置精度直接影響指接板材的加工質(zhì)量，應(yīng)當(dāng)盡量減少鋸片位置的變形，保證較高的加工精度，因此需要減少X向移動架沿Z軸的扭轉(zhuǎn)變形量。可以從兩方面入手：一是增大移動架截面尺寸，考慮到如果在X方向上增大截面尺寸會使移動架移動行程減小，故應(yīng)該在Y方向上增大移動架截面尺寸；二是增大肋板的尺寸，加強(qiáng)輔助支撐效果。

3 對中組件動力學(xué)仿真

3.1 對中組件總體結(jié)構(gòu)

圖8為省略工作臺的對中組件內(nèi)部結(jié)構(gòu)。非工作狀態(tài)下，對中組件上表面與工作臺平齊，工作時，升降氣缸提升整個對中組件，限位氣缸縮回，拉伸彈簧收縮，帶動中間軸轉(zhuǎn)動，利用錐齒輪副傳動，使擺桿向內(nèi)擺動，對中板材。由于板材尺寸不一致，為防止動力源損壞，采用彈簧作為柔性動力源，但擺桿端部與指接板會發(fā)生瞬時非循環(huán)的碰撞沖擊，可能導(dǎo)致輪齒折斷，因此需要對對中組件進(jìn)行動力學(xué)仿真，校核齒輪靜強(qiáng)度并分析系統(tǒng)動力特性。

3.2 虛擬樣機(jī)前處理

本文利用ADAMS軟件對X向?qū)χ薪M件進(jìn)行動力學(xué)仿真，具體分析過程如下[13]。

3.2.1材料屬性、仿真環(huán)境及碰撞參數(shù)設(shè)定

簡化模型，設(shè)置錐齒輪材料為45鋼，中間傳動軸、擺動軸及擺桿為Q235，指接板材料為木材，確定碰撞參數(shù)：剛度系數(shù)K=1×105N/mm、非線性指數(shù)e=1.5、阻尼系數(shù)C=1 010 N·s/mm、穿透深度d=0.1 mm、動摩擦系數(shù)為0.05，靜摩擦系數(shù)為0.08。

3.2.2 約束、驅(qū)動與負(fù)載添加

將工作臺面與大地之間添加固定副，中間傳動軸與其兩端的錐齒輪之間添加固定副，擺動軸與底端的錐齒輪和擺桿之間分別添加固定副，在擺動軸、中間傳動軸與ground之間添加轉(zhuǎn)動副。在中間軸上添加階躍函數(shù)驅(qū)動step(time,0,0,1,60d)模擬拉伸彈簧產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速，在擺動軸上添加大小為step(time,0,0,1,0.048)由密封阻力產(chǎn)生的負(fù)載力矩，在指接板上施加垂直向下的預(yù)壓緊力6.945 N，前處理完成后的X向?qū)χ薪M件虛擬樣機(jī)如圖9所示。

3.3 仿真結(jié)果分析

將仿真類型設(shè)置為Dynamics，仿真時長設(shè)為1 s，步長為0.001，運(yùn)行仿真。為避免輪齒折斷，對X向?qū)χ薪M件中8對錐齒輪副中切向力最大的一對進(jìn)行靜強(qiáng)度校核。通過后處理得到8對錐齒輪副嚙合切向力即沿Z方向的接觸力變化曲線，如圖10所示。

8對錐齒輪嚙合切向力均表現(xiàn)為瞬時增大與減小，表示由于擺桿速度較大，其與指接板之間為短時間碰撞接觸，與預(yù)期分析相符，在對中過程中8對齒輪副并非同時與指接板碰撞，因此嚙合切向力不同，其中錐齒輪副1、4、5、8由于位于指接板兩端，對中過程中產(chǎn)生的變形量比其余4對錐齒輪副大，導(dǎo)致附加載荷大，所以嚙合切向力大，同時對中過程中指接板質(zhì)心的位置變化也會加大錐齒輪副嚙合切向力的差異。非碰撞接觸時切向力在0.4 N左右波動，符合齒輪嚙合傳動規(guī)律。根據(jù)曲線整理出8對錐齒輪嚙合時的最大切向力如表3所示，由于力的正負(fù)僅代表其作用方向，故按絕對值大小統(tǒng)計。

表3 8對錐齒輪嚙合最大切向力

在0.8 s時，錐齒輪副4中出現(xiàn)了最大切向力2 248 N，已知錐齒輪傳動比為1∶1，分度圓直徑為90 mm，齒寬為20 mm，計算得靜強(qiáng)度最大齒面接觸應(yīng)力為σHst=348.6 MPa，靜強(qiáng)度許用齒面接觸應(yīng)力為σHPst=484 MPa，由于σHst<σHPst，錐齒輪副4滿足齒輪接觸靜強(qiáng)度條件；靜強(qiáng)度最大齒根彎曲應(yīng)力為σFst=220.8 MPa，靜強(qiáng)度許用齒根彎曲應(yīng)力為σFPst=1 000 MPa，由于σFst<σFPst，錐齒輪副4滿足齒輪彎曲靜強(qiáng)度條件，因此齒輪靜強(qiáng)度符合要求。

指接板在X向?qū)χ羞^程中質(zhì)心位置沿坐標(biāo)軸方向隨時間變化曲線如圖11所示。指接板質(zhì)心位置沿X軸方向即機(jī)床Z軸方向在0.25 s內(nèi)的變動量為0.003 mm，遠(yuǎn)小于擺桿沿機(jī)床Z軸方向的高度55 mm，表明沒有出現(xiàn)擺桿擺動至指接板底面使對中失敗的現(xiàn)象。指接板質(zhì)心位置沿Y軸方向即機(jī)床X軸方向的質(zhì)心位置由恒定值迅速增大，最后穩(wěn)定在0.676 2 mm附近，符合指接板沿X軸方向?qū)χ袝r由震蕩到穩(wěn)定的運(yùn)動規(guī)律，沿Z軸方向即機(jī)床Y軸方向質(zhì)心有0.01 mm的位移，在指接板沿Y軸方向1 200 mm的可運(yùn)動范圍之內(nèi)，表明對中組件正常工作。

4 結(jié)語

(1)對定寬加工組件進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到最大應(yīng)力、應(yīng)變及變形數(shù)值均小于許用值，驗證了定寬加工組件結(jié)構(gòu)設(shè)計的可行性與合理性。

(2)為保證定寬加工組件的較高加工精度，盡量減小鋸片位置的變形，提出了增大移動架在Y方向上的截面尺寸與增大肋板的尺寸兩種改進(jìn)結(jié)構(gòu)的方式。

(3)對對中組件進(jìn)行動力學(xué)仿真，得到8對錐齒輪嚙合過程中的最大切向力和指接板質(zhì)心位置變化規(guī)律，驗證齒輪強(qiáng)度和X向?qū)χ薪M件對中性能。