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曲柄滑块带动金属软管非线性瞬态振动分析

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曲柄滑块带动金属软管非线性瞬态振动分析王红香1,吴虹2,王心丰1( 1.南京航空航天大学机电学院,南京210016;2.南京航天晨光股份有限公司,南京211100)1问题的提出在做金属软管的径向激励瞬态振动实验时,我们采用图1所示的曲柄滑块装置,在曲柄端接电机,在滑块端接波纹管,施加径向振动的激振力。

试验台布置如图1所示。

为了解决这一复杂的问题,可把它分成两部分:前边是曲柄滑块机构,后边是非线性弹塑性动力学问题。

本文中将曲柄滑块机构用刚体动力学解决。

对曲柄滑块机构的分析如图2所示,利用已知的曲柄1的参数确定滑块3的位移、速度和加速度,从而确定施加在金属软管上的径向激振力。

在图2所示的曲柄滑块机构中,已知曲柄1的长度l 1、转角!1、等角速度"1及连杆的长度l 2,则该机构的封闭矢量方程式为l 1+l 2=x C ,即l 1e i !1+l 2e i !2=x C(1)1.1位置分析将式(1)展开后分别取虚部和实部得l 1sin !1+l 2sin !2=0即!2=arcsin (-l 1sin !1l 2)x =!+!()1.2速度分析将式(1)对时间求导得l 1"1ie i !1+l 2"2ie i !2=v C(3)两边乘以e -i !2后,展开并取实部得-l 1"1sin (!1-!2)=v C cos !2v c =-l 1"1sin (!1-!2)cos !2(4)将式(3)展开后取虚部得l 1"1cos !1+l 2"2cos !2=0即"2=-l 1"1cos !1l 2cos !2(5)1.3加速度分析将式(3)对时间求导-l 1"21e i !1+l 2#2ie i !2-l 2"22ei !2=a C (6)两边乘以e -i !2,展开后取得实部得-l 1"21cos (!1-!2)-l 2"22=a C cos !2=-[l 1"21cos (!1-!2)+l 2"222](7)将式(7)展开后取得虚部-l 1"21sin !1+l 2#2cos !2-l 2"22sin !2=0#2=l 1"21sin !1+l 2"22sin !2l 2cos !2(8)2瞬态振动动力学模型的建立在动力学模型图3中,波纹管采用shell93单元描述,网套采用beam189单元描述,两端部的法兰盘及其相连附件的质量对其影响比较大,所以不能忽略。

摘要:采用单自由度曲柄滑块机构带动材料非线性、几何非线性、大变形的软管作周期运动。

利用AP DL 参数化语言描述曲柄滑块的运动规律,建立软管的瞬态振动模型,控制曲柄滑块的位移、速度、加速度,解决了两者的连接问题。

在局部应力应变理论基础下将软件分析结果与实验结果进行比较验证。

并通过应力大小判断寿命长短。

关键词:金属软管;曲柄滑块;瞬态振动;非线性中图分类号:TH113文献标识码:A文章编号:1002-2333(2008)07-0108-03Non lin ear T ransient Vib ration Analysis of Metal H ose Pulled b y Cr ank-sliderWANG Hong-xia ng 1,WU-Hong 2,WANG Xin-f eng 1( 1.Dept.of M echanics and Electronics,Nanjing University o f Aeronautics and Astronautics,Nanjing 210016,China;2.Aemsun Co rporation o f Nan jin g ,Nanjing 211100,Ch ina)Abstract :Make use of single-freedom crank -slider to pull the m etal hose of m aterial non -linearity,geometry non -linearity and large deflection for periodical m ing the APDL language,describe the rule of the movem ent ,build the transient vibration model and solve the problem of the connection between the crank-slider and m etal hose.Basing the local stress-strain theory,com pare the result of the soft and experiment and judge the fatigue life-span.K ey words :m etal hose;crank-slider;transient vibration;nonlinear 12A 3B y!1"1!2x CCx图2金属软管动力试验的简化示意图图1金属软管动力试验台图3金属软管的动力学模型机械工程师年第期仿真/建模/CAD/C AM/C AE/C AP P制造业信息化M ANU F A C TURIN G INFORMA T I ZATIONc l 1co s 1l 2co s 2220087108波纹管两端部的法兰盘,应该选用体单元,但体单元与壳单元的连接给波纹管有限元模型的建立带来了困难,由于法兰盘的形状对金属软管特性的影响较少,主要研究的是金属软管部分的特性,本文忽略了法兰盘形状的影响,计算出法兰盘和与金属软管相连的其他构件的质量,运用质量单元mass21,将其均匀分布到一个当量半径圆周的节点上作为附加质量块,同时也采用shell93单元对其进行有限元分析。

利用时间历程后处理器生成位移响应和频率的关系曲线,并可以查看金属软管径向激励的动应力和动应变,得到波纹管和网套的应力云图,从而得出金属软管的危险区。

3瞬态振动实例分析与结论现以某汽车公司应用的型号为QPB50×230型的金属软管为例,利用有限元应用分析软件对其进行瞬态振动分析,施加径向激振力,力的参数参照实验,l 1=6mm ,l 2=100mm ,由曲柄滑块机构的原理,当x c =l 2时,金属软管处于平衡位置,此时由三角函数公式可得:!2=arccos1002+62-10022×6×100=arccos0.03=88.28°以此角度作为金属软管开始激励的初始角度,此时由式(1)求得的初始位移x c =l 2,所以金属软管在任意时刻的位移为x c -l 2,把一个周期内的位移量分12步施加在金属软管的径向,初始速度和加速度也分别由式(4)和公式(8)可以求得。

利用有限元分析程序得到金属软管径向振动一个周期内的位移-时间关系曲线如图4所示。

图5至图10分别给出了金属软管中的波纹管和网套在位移正负最大和平衡时刻的应力云图。

从图5可以看出波纹管的最大应力处出现在端部过渡波已经向前的一个整波的波谷处,而在中间部位为低应力区,应力几乎为零,这与试验结果完全吻合。

从图6中我们可以看出,网套的应力最大处出现在与过渡波耦合处,并且网套的最大应力略高于波纹管的最大应力,故先于波纹管破坏,这与试验结果完全吻合。

当T=0.23时波纹管的应力很低,此时金属软管处于位移几乎为零处,所以应力很低,也就是响应位置为正弦波位移为零处。

此时网套的应力也很低,原因与波纹管相同。

从图中可以看出,波纹管在端部波谷处出现应力最大值,并且其应力分别呈对称形式,在中间部分出现应力为零区域。

此时位移为正的最大值3时的应力情图4位移-时间响应曲线图5T=0.09时波纹管的应力云图应力最大处应力最大处图6T=0.09时网套的应力云图图7T=0.23时波纹管的应力云图应力最大处应力最大处应力最大处应力最大处图8T=0.23时网套的应力云图图9T=0.416时波纹管的应力云图应力最大处零应力区应力最大处机械工程师年第期制造业信息化仿真/建模/CAD/CAM/CAE/CAP PM ANU FAC TURIN G IN F ORMA T I ZATION24201612840-4-8-12-16V A L U .003.113.223.333.443.554.058.168.278.388.498时间1m m 10920087中国二重锻造厂水压机车间近日成功锻制出钢锭重340t 的特大型支承辊。

该支承辊直径2200mm ,辊身长4200mm ,总长度9780mm,是目前国内最大的支承辊。

2200mm 以上的特大型支承辊因其工艺复杂、制造难度大,国内长期依赖从日本、德国等国家进口。

!!!!!!!!!!表2试件最大应力值与破坏次数的对应关系试件号1245最大应力值/M Pa290230300223试验时破坏的次数/次355600382000350000400000况,波纹管最大应力为242MPa ,也是在振动过程中的应力最大值。

从中我们可以看出,网套的应力最大处出现在端部与过渡波耦合处,也是其危险区域,此时网套的最大应力为329MPa ,略高于波纹管的最大应力,并且网套的最大应力略高于波纹管的最大应力,故先于波纹管破坏,这与试验结果完全吻合。

此时网套的应力值也是整个振动过程中的最大值。

通过以上4种状态的分析,我们可以看出,随着时间的变化,金属软管由于位移值的不同,其应力状态是不同的,当金属软管处于正负位移最大值时,其应力达到最大值,这与实际情况是符合的,说明了我们有限元分析的合理性。

从以上分析我们得出了波纹管和网套的最大应力区,为金属软管的设计和优化工作提供了具有实用价值的参考。

我们还用此程序计算分析了多种类型的金属软管的瞬态振动响应,得到了相应的应力云图以及最大应力值,由于篇幅有限我们在此不一一列出其应力云图,下面以表格的形式列出其应力最大值以及试验破坏时振动的次数。

金属软管的材料为1Cr18Ni9Ti ,弹性模量为196GPa ,塑性模量为257MPa ,屈服强度为257MPa ,密度为7.8×103kg/m 3,泊松比为0.3,其几何参数如表1所示,长度单位为mm ,角度为度。

根据表2我们可以大致估计出金属软管在相同条件下工作的次数,最大应力越大,其工作次数越低,这对于金属软管寿命的评估具有重要的意义。

通过该有限元分析,我们可以利用此专用有限元软件对任意尺寸的金属软管进行动态模拟分析,得到其应力最大值以及破坏的危险区域,然后根据现有试验数据,对其寿命进行评估,实践证明,该方法具有一定的可靠性,对金属软管的生产设计具有很好的指导作用。

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qtd-iii型曲柄滑块、导杆、凸轮组合实验指导书实验一、机构运动参数的测试和分析实验.docx

qtd-iii型曲柄滑块、导杆、凸轮组合实验指导书实验一、机构运动参数的测试和分析实验.docx

qtd-iii型曲柄滑块、导杆、凸轮组合实验指导书实验⼀、机构运动参数的测试和分析实验.docx实验⼀、机构运动参数的测试和分析实验⼀、实验⽬的1.掌握机构运动的周期性变化规律，并学会机构运动参数如位移、速度和加速度等的测试原理和⽅法；2.学会运⽤多通道通⽤实验仪器、传感器等先进实验技术⼿段开展实验研究的⽅法；3.利⽤计算机对平⾯机构动态参数进⾏采集、处理，作出实测的动态参数曲线，并通过计算机对该平⾯机构的运动进⾏数值仿真，作出相应的动态参数曲线，从⽽实现理论与实际的紧密结合。

⼆、实验内容1?测试曲柄导杆机构、曲柄滑块机构、凸轮机构等机构的构件转⾓、移动位移等运动参数；2.⽐较实测参数曲线与理论仿真曲线的差异。

三、实验仪器QTD-III型曲柄、导杆、凸轮组合实验台该组合实验装置，只需拆装少量零部件，即可分别构成四种典型的传动系统。

他们分别是曲柄滑块机构、曲柄导杆机构、平底直动从动杆凸轮机构和滚⼦直动从动杆凸轮机构。

具体结构⽰意图如下图所⽰。

P7 \ 8(a)曲柄滑块机构(b)曲柄导杆机构15 14(d)滚⼦直动从动件凸轮机构1、同步脉冲发⽣器2、涡轮减速器3、曲柄4、连杆5、电机6、滑块7、齿轮8、光电编码器9、导块1O^导杆11、凸轮12、平底育?动从动件13、回复弹簧14、滚⼦直动从动件15、光栅盘四、实验原理本实验仪由单⽚机最⼩系统组成。

外扩16位计数器，接有3位LED数码显⽰器可实吋显⽰机构运动时曲柄轴的转速，同时可与P C机进⾏异步串⾏通讯。

在实验机构动态运动过程⼬，滑块的往复移动通过光电脉冲编码器转换输出具有⼀定频率(频率与滑块往复速度成正⽐)，0-5伏电平的两路脉冲，接⼊微处理器外扩的计数器计数，通过微处理器进⾏初步处理运算并送⼊P C 机进⾏处理，P C 机通过软件系统在CRT 上可显⽰出相应的数据和运动曲线图。

机构⼬还有两路信号送⼊单⽚机最⼩系统，那就是⾓度传感器（同步脉冲发⽣器）送出的两路脉冲信号。

范例_空间曲柄滑块机构推动小球使之与球瓶发生碰撞_机械系统动力学分析及ADAMS应用

范例_空间曲柄滑块机构推动小球使之与球瓶发生碰撞_机械系统动力学分析及ADAMS应用

5.6 ADAMS/View应用实例下面是一个应用ADAMS/View进行动力学建摸和仿真的实例。

在本实例中，将采用ADAMS/View的交互式建摸方式，依次进行几何建摸、添加约束和施加受力，最后对建立好的模型进行动力学仿真。

5.6.1 几何建摸本例是一个空间曲柄滑块机构推动小球使之与球瓶发生碰撞的例子，所包含的物体包括平台、曲柄、连杆、滑块、小球和球瓶，如图5-64所示。

图5-65 物体组成1. 平台建摸在本例中，用以作为机架的平台是一个立方体，其建模过程如下。

（1）工作栅格间距。

为了交互式建摸自动捕捉数据更准确，将ADAMS工作栅格的x 和y方向间距从默认值50mm改为10mm，如图5-65所示。

图5-65 修改工作栅格间距图5-66立方体参数（2）在主工具箱中用鼠标右键点击几何建模按钮（默认值是连杆工具）展开所有的几何建模工具（Rigid Body ）图标，点击立方体（Box ）建摸工具按钮，则在主工具箱的下半部分会出现是否指定立方体长宽高的三个数据编辑框，选中宽度（Depth ）选项，填入数值40.0cm ，将立方体的宽度定为40cm ，如图5-66所示。

（3）通过以下菜单路径打开坐标窗口：View —>Coordinates Window ，然后在主窗口栅格上的坐标（－650，0，0（mm ））附近按下鼠标右键，出现坐标输入窗口，如图5-67所示，在其中输入坐标（－650.0, 0.0, －200.0），点击“Apply ”按钮确定立方体左角点；继续在主窗口栅格上坐标（300，0，0（mm ））附近按下鼠标右键，输入坐标（300.0, －20, －200.0），点击“Apply ”按钮确定立方体右角点并建立立方体模型，如图5-68。

在本例中，此立方体模型作为机构支撑平台使用。

图5-68 平台模型2. 小球建摸图5-67 立方体左角点坐标和右角点坐标（1） 在主工具箱中用鼠标右键点击几何建模按钮，展开所有的几何建模工具（Rigid Body ）图标，点击球体（Sphere ）建摸工具按钮，然后在主窗口栅格上的坐标（－70，30，0（mm ））处按下鼠标左键，拖动鼠标至坐标（－70，0，0（mm ））处松开左键，建立完成小球模型，如图5-69。

实验六 动平衡综合实验一：曲柄导杆滑块机构运动参数测定

实验六 动平衡综合实验一：曲柄导杆滑块机构运动参数测定

实验六动平衡综合实验一：曲柄导杆滑块机构运动参数测定实验报告专业班级姓名实验时间一、实验目的1.组装实验用曲柄导杆滑块机构，通过组装，加深对机构组成的认识；2.滑块的位移、速度、加速度检测；3.连杆上点的运动轨迹分析；4.改变机构构件的杆长和位置，进行滑块运动规律的实测与仿真，了解速度波动的影响和机构急回特性。

二、仪器设备THMCM-1型曲柄导杆滑块凸轮测试实验装置实验原理简要(请自行节选)三、三、实验原理简要(一)实验装置电源仪表控制部分操作说明本实验台由电源仪表控制部分和机械部分两部分组成。

电源仪表控制部分包括电源总开关（即漏电保护器）、电源开关（大黑开关）、一只指针式电压表、一只指针式电流表、调速器和传感器接口。

1.实验前先将实验台左后侧的单相电源线插头与实验室内电源接通。

在电源接通前应使漏电保护器处于关的位置；电源开关（大黑开关）处于“关”状态；电动机调速器的开关打到“STOP”位置，调节旋钮逆时针旋置最小。

2.实验台左侧的漏电保护器是整个实验台的电源总开关，打开漏电保护器，使电源开关（大黑开关）打到“开”的方向，电源开关（大黑开关）自身点亮，电机调速器的指示灯亮，指针式电压表有指示。

3.指针式电流表显示电动机的工作电流，使电动机调速器的开关打到“RUN”位置，慢慢的顺时针旋转调节旋钮，电动机缓慢转动，指针式电流表有指示。

4.实验台面板右边是传感器接口部分，使传感器上的插头与面板上的插座芯数相同的插在一起，把传感器的数据传送给采集板。

（二）实验装置的结构特点本实验台的机械部分，主要由交流减速电机、金加工、传感器等组成。

直流电机作为动力装置，通过三角带带动盘形凸轮转动。

本实验装置可组成的4种实验机构中，大多数零部件都是通用的，只需要拆装少量零部件即可实现机构转换。

每一种机构的某些参数，如曲柄长度、连杆长度、凸轮机构的偏距等都可以在一定范围内调整，学生可通过调整参数改变机构的运动参数。

实验机构安装在铝合金型材架上；有杆构件长度及滑块偏心距均可进行无级调节，分析该参数改变，对机构运动特性的影响。

曲柄滑块秸秆压缩机构振动研究——基于惯性力平衡法

曲柄滑块秸秆压缩机构振动研究——基于惯性力平衡法

曲柄滑块秸秆压缩机构振动研究基于惯性力平衡法周跃鹏ꎬ陈树人ꎬ唐㊀忠ꎬ李耀明ꎬ张浩天(江苏大学农业装备工程学院ꎬ江苏镇江㊀２１２０１３)摘㊀要:针对现有曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中存在振动较大的问题ꎬ通过建立曲柄滑块秸秆压缩机构的结构模型对秸秆压缩过程中的惯性力进行分析ꎬ求解秸秆压缩过程中曲柄滑块机构的不平衡惯性力ꎬ并基于振动测试结果及惯性力平衡法设计了曲柄滑块秸秆压缩机构的自平衡结构及模型ꎮ结果表明:曲柄滑块秸秆压缩机构外侧壁的前后㊁上下㊁左右方向的最大振幅分别为４９.３９㊁３６.８６㊁１９.２５ｍｍꎬ通过惯性力平衡法对曲柄延长端进行配重４０ｋｇꎬ可将曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中产生的振动有效减低ꎮ本研究为设计低振动曲柄滑块秸秆压缩机构提供了设计依据和结构参数ꎮ关键词:秸秆压缩ꎻ曲柄滑块ꎻ振动测试ꎻ惯性力平衡法中图分类号:Ｓ８１７.１２＋４㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀文献标识码:Ａ文章编号:１００３－１８８Ｘ(２０１９)０４－００３７－０５０㊀引言秸秆是我国粮食生产中的必然产物ꎬ也是重要的生物质资源ꎬ全球每年产生２０亿ｔ秸秆ꎬ有７亿ｔ在我国[１]ꎮ为减少粮食收获后剩余秸秆对后续种植的影响ꎬ大量的秸秆需要搬离农田ꎬ为便于秸秆搬运及提高搬运效率ꎬ秸秆打捆成为其中重要的环节ꎮ为此ꎬ国内外产生了大量的秸秆打捆机械ꎬ但国产秸秆压缩机构存在振动较大的问题ꎬ严重影响着整机的可靠性及工作性能[２]ꎮ为降低压缩打捆类结构振动ꎬ李海星等[３]针对满载运输工况下抓斗振动进行了振动系统动力学研究ꎻ潘世强等[４]利用ＡＮＳＹＳ分析了打捆机卷压滚筒振动特性ꎻ张翔等[５]通过研究打捆压缩机构的固有频率和振型ꎬ获得了偏置式曲柄滑块机构的较大形变区域ꎻ于航等[６]应用ＡＤＡＭＳ软件对打捆机关键部件压缩板进行工作载荷测试与分析ꎬ获得压缩板的固有频率及振型的相应变化规律ꎻ陶雷等[７]利用ＡＮＳＹＳ软件对机架进行静力学和模态分析ꎬ设计出了轻质高强度的打捆机机架ꎮ以上结果为秸秆压缩打捆机构的减振收稿日期:２０１７－１１－２２基金项目:江苏省自然科学基金项目(ＢＫ２０１７０５５３)ꎻ国家自然科学基金项目(５１７０５２１２)ꎻ国家重点研发计划项目(２０１６ＹＦＤ０７０２００４)作者简介:周跃鹏(１９９５－)ꎬ男ꎬ江苏泰州人ꎬ硕士研究生ꎬ(Ｅ－ｍａｉｌ)１１１５６９３３９７＠ｑｑ.ｃｏｍꎮ通讯作者:唐㊀忠(１９８２－)ꎬ男ꎬ四川内江人ꎬ副研究员ꎬ硕士生导师ꎬ博士ꎬ(Ｅ－ｍａｉｌ)ｔｗｚ２００６＠ｓｏｈｕ.ｃｏｍꎮ设计提供了重要的参考ꎬ但目前仍然难以解决曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中产生的强烈振动问题[８－９]ꎮ为此ꎬ本文通过分析秸秆压缩过程中的运动状态及惯性力ꎬ并采用振动测试分析及惯性力平衡法设计了曲柄滑块秸秆压缩机构的自平衡结构及模型ꎮ１㊀曲柄滑块秸秆压缩机构本文以市场上江海牌ＭＪＤＺ１９０自走式秸秆捡拾打捆机为研究对象ꎬ对曲柄滑块秸秆压缩机构进行振动测试与减振设计ꎮ该机型的曲柄滑块秸秆压缩机构如图１所示ꎮ图１㊀曲柄滑块秸秆压缩机构Ｆｉｇ.１㊀Ｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ２０１９年４月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀农机化研究㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀第４期曲柄滑块秸秆压缩机构的结构参数如表１所示ꎮ表１㊀曲柄滑块秸秆压缩机构的结构参数Ｔａｂｌｅ１㊀Ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｉｎ㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀ｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ序号项目单位规格１额定功率ｋＷ４８２额定转速ｒ/ｍｉｎ２４００３压缩室截面ｍｍ３６０ˑ４８０４压缩室长度ｍｍ４００~１０００５成型草捆质量ｋｇ１０~３０６限草器数量个９７打结器轴转速ｒ/ｍｉｎ１００２　压缩过程振动测试为获得曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中产生的振幅ꎬ在秸秆压缩室外壁选取１４个测点ꎬ对曲柄滑块秸秆压缩机构在空载运行状态下的压缩机构振动特性进行测试ꎮ本文选取沿压缩结构布置的振动测点位置及振动方向如表２所示ꎮ表２㊀ＰＣＢ加速度传感器测点及方向Ｔａｂｌｅ２㊀ＭｅａｓｕｒｉｎｇｐｏｉｎｔａｎｄｄｉｒｅｃｔｉｏｎｏｆＰＣＢｓｅｎｓｏｒ测点序号位置说明传感器的前后㊁左右㊁上下１侧竖板交点ＸꎬＺꎬＹ２压缩室尾下部ＸꎬＺꎬＹ３压缩室尾上顶ＺꎬＸꎬＹ４压缩室尾中部ＺꎬＸꎬＹ５输送槽侧挡上ＸꎬＺꎬＹ６压缩活塞轴下ＹꎬＺꎬＸ７压缩活塞轴上ＹꎬＺꎬＸ８打结器传动轴ＹꎬＺꎬＸ９草捆打结器上ＹꎬＺꎬＸ１０草捆打结器下ＹꎬＺꎬＸ１１飞轮轴上侧ＸꎬＺꎬＹ１２飞轮轴右侧ＹꎬＺꎬＸ１３防止回草轴ＹꎬＺꎬＸ１４打结穿绳轴端ＹꎬＺꎬＸ㊀㊀振动信号测试与分析采用江苏东华测试的ＤＨ５９０２动态信号采集仪ꎬ传感器采用ＰＣＢ公司的３５６Ａ１６型三向加速度传感器ꎮ在动态信号采集分析软件中ꎬ设置采样频率为２ｋＨｚꎬ采样方式为连续采样ꎬ时域点数为８１９２个ꎮ其中ꎬ试验测得的信号为时域波形ꎬ如图２所示ꎮ图２㊀压缩活塞处时域波形图Ｆｉｇ.２㊀Ｔｉｍｅｄｏｍａｉｎｗａｖｅｆｏｒｍｉｎｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｐｉｓｔｏｎ将各个测点的时域波形图通过二次积分和滤波处理转化为位移幅值信号ꎬ对所测通道二次积分后得各个测点振幅如表３所示ꎮ表３㊀各测点振动位移幅值Ｔａｂｌｅ３㊀Ｖｉｂｒａｔｉｏｎａｍｐｌｉｔｕｄｅｏｆｅａｃｈｍｅａｓｕｒｉｎｇｐｏｉｎｔｍｍ序号测点位置前后左右上下１侧竖板交点２０.４５５.４９８.８４２压缩室尾下部１８.９４１２.３１１８.９７３压缩室尾上顶２８.７４１３.３４１８.１５４压缩室尾中部３１.８５１３.５２１３.８３５输送槽侧挡上１９.３１１９.２５３６.８６６压缩活塞轴下３４.２６１４.９９２.６３７压缩活塞轴上４４.５４１３.０５５.９８８打结器传动轴４９.３９１０.０５４.９８９草捆打结器上３７.８７１３.７５１７.３６１０草捆打结器下３４.７３１０.６１１４.１８１１飞轮轴上侧３６.８９７.２８７.２４１２飞轮轴右侧３８.７８６.６６１２.４８１３防止回草轴４４.７５１３.０９８.７２１４打结器穿绳轴３９.２３１２.７１１３.９５２０１９年４月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀农机化研究㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀第４期㊀㊀由表３可知:当曲柄滑块秸秆压缩机构在往复运动时ꎬ压缩式外侧壁前后方向振动幅度最大为４９.３９ｍｍꎬ上下方向为３６.８６ｍｍꎬ左右方向振幅最小为１９.２５ｍｍꎻ压缩式外侧壁前后方向振动主要是由曲柄滑块秸秆压缩机构的曲柄滑块机构往复运动造成ꎬ机构工作时曲柄会产生较大旋转惯性力ꎬ滑块沿轨道运动时会产生往复惯性力ꎬ从而导致整个机构产生较大的振动幅值ꎮ将曲柄滑块秸秆压缩机构建立运动模型ꎬ结果如图３所示ꎮ图３㊀曲柄滑块秸秆压缩机构运动结构图Ｆｉｇ.３㊀Ｍｏｔｉｏｎｓｔｒｕｃｔｕｒｅｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍ图３中ꎬＡ点为曲柄的旋转中心ꎬＢ点为曲柄与连杆的连接点ꎬＣ点为连杆与滑块的连接点ꎬＤ点为Ｂ点在水平轴上的投影ꎮ当曲柄滑块机构处于图示位置时ꎬ滑块行程可以表示为Ｓ＝Ｌ＋Ｒ()－ＡＤ＋ＣＤ()(１)设曲柄ＡＢ绕轴Ａ以角速度ω作匀速运动ꎬ曲柄半径ＡＢ＝Ｒꎬ连杆ＢＣ＝Ｌꎬ曲柄半径与连杆长度的比值为λ＝Ｒ/ＬꎬＣ１点与Ｃ２点分别为滑块左右两侧的极限位置ꎮ取滑块右侧极限位置为滑块行程的起点ꎬ滑块从Ｃ２点到Ｃ点的行程为Ｓꎬ曲柄对应逆时针转角记为θꎬ连杆与水平方向夹角为βꎬ则行程Ｓ可表示为Ｓ＝Ｌ＋Ｒ()－Ｒｃｏｓθ＋Ｌｃｏｓβ()(２)根据曲柄滑块构成的三角形结构ꎬ可将滑块行程表示为Ｓ＝Ｒ１－ｃｏｓθ()＋Ｌ１－１－λ２ｓｉｎ２θ()㊀㊀＝Ｒ１－ｃｏｓθ()＋１λ１－１－λ２ｓｉｎ２θ()éëêêùûúú(３)式(３)中１－λ２ｓｉｎ２θ可以展开为１－λ２ｓｉｎ２θ＝１－１２λ２ｓｉｎ２θ－１８λ４ｓｉｎ４θ－１１６λ６ｓｉｎ６θ－...(４)由于λ较小ꎬ故λ的高阶可忽略不计ꎬ则式(４)可得简化为１－λ２ｓｉｎ２θ＝１－１２λ２ｓｉｎ２θ(５)即滑块行程Ｓ可表示为Ｓ＝Ｒ１－ｃｏｓθ()＋λ４１－ｃｏｓ２θ()éëêêùûúú(６)对式(６)进行时间微分ꎬ即得到滑块的速度为Ｖ＝ωＲｓｉｎθ＋λ２ｓｉｎ２θæèçöø÷(７)再对式(７)进行微分ꎬ可得到滑块在任意位置的加速度为ａ＝－ω２Ｒｃｏｓθ＋λｃｏｓ２θ()(８)由式(８)可知:滑块的加速度大小与转速的平方成正比ꎬ当曲柄转速较大时ꎬ滑块的加速度会产生较大的惯性力ꎮ３㊀秸秆压缩机构的惯性力自平衡设曲柄滑块机构活动件总质量为Ｍꎬ机构质心为Ｐ点ꎬ加速度为ａꎬ要使曲柄滑块机构总惯性力平衡(即该机构总惯性力为０)ꎬ但构件总质量Ｍʂ０ꎬ则加速度需为０ꎬ即曲柄滑块机构质心Ｐ要保持静止不动[１０]ꎮ３.１㊀完全平衡法在连杆反方向Ｅ点处加平衡质量ＭＥꎬ使ＭＥ与ＭＣ的质心位于Ｂ点处ꎬ再在曲柄反方向Ｆ点处加平衡质量ＭＦꎬ使机构总质心固定于点Ａ处ꎮ因此ꎬ在机构运动过程当中ꎬ质心固定在Ａ点保持静止ꎬ秸秆压缩结构理论上完全平衡ꎬ如图４所示ꎮ图４㊀曲柄滑块秸秆压缩机构完全平衡图Ｆｉｇ.４㊀Ｃｏｍｐｌｅｔｅｅｑｕｉｌｉｂｒｉｕｍｄｉａｇｒａｍｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍ㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀ｉｎｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ对曲柄滑块秸秆压缩机构各部分构件进行尺寸测量和称重ꎬ可得滑块处等效质量为６５ｋｇꎬ连杆长度为５６０ｍｍꎬ连杆大头端延长２００ｍｍ至Ｅ点ꎬ由ＭＥＲｅ＝ＭＣＬＢＣ可得ＭＥ＝１８２ｋｇꎻ进而可得Ｂ点处的集中质量约为２４７ｋｇꎬ由ＭＢＲ＝ＭＦＲｆꎬ可得ＭＦ＝２６１.８２ｋｇꎮ通过２０１９年４月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀农机化研究㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀第４期对曲柄滑块秸秆压缩机构加两块质量实现秸秆压缩机构的自平衡ꎬ理论上可完全平衡压缩打捆装置工作时产生的振动ꎮ３.２㊀部分平衡法通过曲柄滑块秸秆压缩机构的质量进行惯性力自平衡方式ꎬ建立曲柄滑块秸秆压缩机构的结构如图５所示ꎮ图５㊀曲柄滑块秸秆压缩机构部分平衡图Ｆｉｇ.５㊀Ｐａｒｔｉａｌｅｑｕｉｌｉｂｒｉｕｍｄｉａｇｒａｍｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒ㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀ｍｅｃｈａｎｉｓｍｉｎｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ图５中ꎬ在曲柄反向延长线上Ｆ点处加一质量块Ｍ１ꎬ可平衡ＭＢ产生的惯性力ꎮ质量ＭＣ做往复运动ꎬ由式(８)可知滑块运动加速度ꎬ则ＭＣ所产生的往复惯性力为ＦＣ＝ＭＣω２Ｒｃｏｓθ＋ＭＣω２Ｒλｃｏｓ２θ(９)为平衡ＦＣꎬ可在Ｆ点处再加一平衡质量块Ｍ２ꎬ则Ｍ２产生的惯性力Ｆ＝Ｍ２ω２Ｒｆ在坐标轴上的投影为Ｆｘ＝Ｍ２ω２ＲｆｃｏｓθＦｙ＝Ｍ２ω２Ｒｆｓｉｎθ{(１０)若Ｆｘ＝ＦＣ(即ＭＣＲ＝Ｍ２Ｒｆ)ꎬ则质量ＭＣ产生的一阶往复惯性力完全被Ｆｘ平衡ꎬ但同时在竖直方向上又引入新的不平衡惯性力Ｆｙꎬ也会导致竖直方向产生较大振动[１１]ꎮ为提高秸秆压缩结构的惯性力平衡效果ꎬ常取Ｍ２Ｒｆ＝(１/３~１/２)ＭＣＲꎬ即平衡水平方向的部分第１阶惯性力ꎬ并在竖直方向增加比第１阶惯性力小些的惯性力ꎬ从而使曲柄滑块机构达到较好的自平衡[１２]ꎮ对曲柄滑块秸秆压缩机构各部分构件进行尺寸测量和称重ꎬ可得滑块处等效质量为６５ｋｇꎬＢ点处等效质量为１０ｋｇꎬ将曲柄反向延长２５０ｍｍꎬ曲柄回转半径取２６５ｍｍꎬ由Ｍ１Ｒｆ＝ＭＢＲ可得Ｍ１＝１０.６ｋｇꎮ由于Ｍ２Ｒｆ＝(１/３~１/２)ＭＣＲꎬ可得Ｍ２＝(２２.９６~３４.４５)ｋｇꎮ为便于设计ꎬ可取值为３０ｋｇꎮ同理可得ꎬ曲柄滑块机构在Ｆ点处所需加的平衡块ＭＦ＝Ｍ１＋Ｍ２＝(３３.５６~４５.０５)ｋｇꎮ为便于设计ꎬ可取值为４０ｋｇꎮ通过对曲柄滑块秸秆压缩机构加块质量实现秸秆压缩机构的自平衡ꎬ可有效降低压缩打捆装置工作时产生的振动ꎮ通过计算结果可看出:尽管曲柄滑块秸秆压缩机构理论上可以做到惯性力完全平衡ꎬ然而在实际运用过程中整个机构太过复杂ꎬ且需加的平衡块质量过大ꎬ会导致很多其它问题ꎬ甚至影响曲柄滑块秸秆压缩机构正常工作ꎬ因此采用部分平衡法(即在Ｆ点处加平衡块)平衡滑块一阶惯性力的一部分ꎮ４㊀曲柄滑块秸秆压缩机构优化依据以上对曲柄滑块秸秆压缩结构的惯性力平衡结果ꎬ采用ＳｏｌｉｄＷｏｒｋｓ对优化后的曲柄滑块秸秆压缩机构进行三维建模ꎬ结果如图６所示ꎮ图６㊀基于惯性力平衡的秸秆压缩结构Ｆｉｇ.６㊀Ｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｓｔｒｕｃｔｕｒｅｂａｓｅｄｏｎｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅ秸秆压缩机构曲柄延长端增加延长端面ꎬ在延长端上配置两个１０ｋｇ的质量块ꎬ可以将曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中的振动有效减低ꎮ５㊀结论１)曲柄滑块秸秆压缩机构外侧壁的前后振幅为１８.９４~４９.３９ｍｍꎬ其最大振幅出现在打结器传动轴侧面上ꎻ压缩机构左右侧振幅为５.４９~１９.２５ｍｍꎬ其振幅最大值出现在曲柄滑块喂料口上侧ꎻ压缩机构上下振幅为２.６３~３６.８６ｍｍꎬ振幅最大值出现在曲柄滑块喂料口上侧ꎮ２)当曲柄滑块机构滑块质量为６５ｋｇ㊁连杆质量为６.０５ｋｇ㊁曲柄质量为１３.８ｋｇ㊁曲柄回转半径取２６５ｍｍ时ꎬ在曲柄反向延长线上加４０ｋｇ的配重块ꎬ可以将曲柄滑块秸秆压缩机构在秸秆压缩过程中的振动有效减低ꎮ参考文献:[１]㊀ＢｅｃｋｅｒＲꎬＢｕｂｎｅｒＢꎬＲｅｍｕｓＲꎬｅｔａｌ.Ｉｍｐａｃｔｏｆｍｕｌｔｉ－ｒｅ￣ｓｉｓｔａｎｔｔｒａｎｓｇｅｎｉｃＢｔｍａｉｚｅｏｎｓｔｒａｗｄｅｃｏｍｐｏｓｉｔｉｏｎａｎｄｔｈｅｉｎ￣ｖｏｌｖｅｄｍｉｃｒｏｂｉａｌｃｏｍｍｕｎｉｔｉｅｓ[Ｊ].ＡｐｐｌｉｅｄＳｏｉｌＥｃｏｌｏｇｙꎬ２０１４ꎬ７３(１):９－１８.[２]㊀尹建军ꎬ高强ꎬ陈亚明.基于刚柔接触动力学的打结器虚拟打结方法研究[Ｊ].农业机械学报ꎬ２０１６ꎬ４７(９):８５－９２.２０１９年４月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀农机化研究㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀第４期[３]㊀李海星.基于油气减振的芦苇打捆机振动系统仿真分析[Ｊ].湖南农机:学术版ꎬ２０１２ꎬ３９(３):６５－６７. [４]㊀潘世强ꎬ操子夫ꎬ赵婉宁.基于ＡＮＳＹＳＷｏｒｋｂｅｎｃｈ的打捆机卷压滚筒模态分析[Ｊ].湖北农业科学ꎬ２０１６ꎬ５５(１５):３９９８－４０００.[５]㊀张翔ꎬ张立新ꎬ成斌ꎬ等.粗纤维压缩打捆机构模态与谐响应分析[Ｊ].农机化研究ꎬ２０１５ꎬ３７(４):２３－２６. [６]㊀于航ꎬ刘晋浩.打捆机压缩板力学特性的数值模拟[Ｊ].黑龙江科技大学学报ꎬ２０１６ꎬ２６(２):１８３－１８６. [７]㊀陶雷ꎬ王永健ꎬ刘光远ꎬ等.秸秆打捆机机架轻量化设计[Ｊ].中国农机化ꎬ２０１７ꎬ３８(８):２６－３３.[８]㊀王冬冬ꎬ朱德文ꎬ谢虎ꎬ等.秸秆打捆机柱塞驱动机构的结构设计与分析[Ｊ].农机化研究ꎬ２０１８ꎬ４０(３):３８－４４. [９]㊀郭博ꎬ贺敬良ꎬ王德成ꎬ等.秸秆打捆机研究现状及发展趋势[Ｊ].农机化研究ꎬ２０１８ꎬ４０(１):２６４－２６８.[１０]㊀华荣江ꎬ唐遵峰ꎬ叶红艳ꎬ等.国内外圆捆机械研究与发展趋势[Ｊ].中国农机化ꎬ２０１２(３):２３－２６.[１１]㊀操子夫ꎬ赵婉宁ꎬ杨雨林ꎬ等.圆捆打捆机研究现状与发展趋势[Ｊ].农业与技术ꎬ２０１４ꎬ３４(１１):３８ꎬ６９. [１２]㊀刘黎阳.平衡曲柄滑块惯性力的研究[Ｊ].现代制造技术与装备ꎬ２００８(１):２６－２８.ＶｉｂｒａｔｉｏｎＲｅｓｅａｒｃｈｏｆＣｒａｎｋＳｌｉｄｅｒＭｅｃｈａｎｉｓｍｏｆＳｔｒａｗＣｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎＢａｓｅｄｏｎＩｎｅｒｔｉａｌＦｏｒｃｅＢａｌａｎｃｅＺｈｏｕＹｕｅｐｅｎｇꎬＣｈｅｎＳｈｕｒｅｎꎬＴａｎｇＺｈｏｎｇꎬＬｉＹａｏｍｉｎｇꎬＺｈａｎｇＨａｏｔｉａｎ(ＳｃｈｏｏｌｏｆＡｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌＥｑｕｉｐｍｅｎｔａｎｄＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬＺｈｅｎｊｉａｎｇ２１２０１３ꎬＣｈｉｎａ)Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｉｎｏｒｄｅｒｔｏｓｏｌｖｅｔｈｅｐｒｏｂｌｅｍｏｆｅｘｉｓｔｉｎｇｌａｒｇｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｄｕｒｉｎｇｔｈｅｐｒｏｃｅｓｓｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｉｎｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｉｎｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎꎬｔｈｅｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅｓｉｎｔｈｅｐｒｏｃｅｓｓｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎａｒｅａｎａｌｙｚｅｄａｎｄｃａｌｃｕｌａｔｅｄｂｙｂｕｉｌｄｉｎｇｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｍｏｄｅｌｓ.Ｔｈｅｕｎｂａｌａｎｃｅｄｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅｄｕｒｉｎｇｔｈｅｐｒｏｃｅｓｓｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｉｎｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｗａｓｏｂｔａｉｎｅｄ.Ｔｈｉｓｐａｐｅｒｓｔｉｌｌｄｅｓｉｇｎｅｄａｓｅｌｆ－ｂａｌａｎｃｅｄｓｔｒｕｃｔｕｒｅａｎｄｍｏｄｅｌｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｗｈｉｃｈｂａｓｅｄｏｎｖｉｂｒａｔｉｏｎｔｅｓｔｒｅｓｕｌｔｓａｎｄｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅｂａｌａｎｃｅｍｅｔｈｏｄ.Ｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｓｈｏｗｔｈａｔｔｈｅｍａｘｉｍｕｍａｍｐｌｉｔｕｄｅｏｆｔｈｒｅｅｄｉｒｅｃｔｉｏｎａｒｅ４９.３９ｍｍꎬ３６.８６ｍｍａｎｄ１９.２５ｍｍｉｎｔｈｅｌａｔ￣ｅｒａｌｗａｌｌｏｆｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ.Ｗｅｃａｎｅｆｆｅｃｔｉｖｅｌｙｒｅｄｕｃｅｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎｉｎｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａ￣ｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｄｕｒｉｎｇｔｈｅｐｒｏｃｅｓｓｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎｂｙａｄｄｉｎｇ４０ｋｇｍａｓｓｔｏｔｈｅｃｒａｎｋｅｘｔｅｎｓｉｏｎｗｉｔｈｔｈｅｍｅｔｈｏｄｏｆｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅｂａｌａｎｃｅ.Ｔｈｉｓｒｅｓｅａｒｃｈｐｒｏｖｉｄｅｓｔｈｅｄｅｓｉｇｎｍｅｔｈｏｄａｎｄｓｔｒｕｃｔｕｒａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｆｏｒｔｈｅｄｅｓｉｇｎｏｆｌｏｗ－ｖｉｂｒａｔｉｏｎｗｈｉｃｈｏｆｔｅｎｂｅｕｓｅｄｉｎｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒｍｅｃｈａｎｉｓｍｏｆｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ.Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ｓｔｒａｗｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎꎻｃｒａｎｋｓｌｉｄｅｒꎻｖｉｂｒａｔｉｏｎｔｅｓｔꎻｉｎｅｒｔｉａｌｆｏｒｃｅｂａｌａｎｃｅ２０１９年４月㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀农机化研究㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀㊀第４期。