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往复 切割 振动 分析 结构 优化 设计

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往复式切割器振动分析及结构优化设计,往复,切割,振动,分析,结构,优化,设计

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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）中期检查表学 部： 理工学部 学生姓名徐廉学 号200741914424年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(4)班指导教师及职称吴明亮副教授毕业论文（设计）题目往复式切割器振动分析及结构优化毕业论文（设计）工作进度已完成的主要内容尚需解决的主要问题1. 本项目研究的目的、意义、国内外研究动态；2. 总体方案拟定；3. 切割器结构研究；4. 切割器传动机构动力学。1. Matlab仿真分析2. 总结3. 英文翻译4. 校对指导教师意见 指导教师签名： 年 月 日检查（考核）小组意见检查小组组长签名： 年 月 日湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）任务书学生姓名徐廉学 号200741914424年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(4)班指导教师及职称吴明亮副教授2010 年9 月16 日填 写 说 明一、毕业论文（设计）任务书是学院根据已经确定的毕业论文（设计）题目下达给学生的一种教学文件，是学生在指导教师指导下独立从事毕业论文（设计）工作的依据。此表由指导教师填写。二、此任务书必需针对每一位学生，不能多人共用。三、选题要恰当，任务要明确，难度要适中，份量要合理，使每个学生在规定的时限内，经过自己的努力，可以完成任务书规定的设计研究内容。四、任务书一经下达，不得随意更改。五、各栏填写基本要求。（一）毕业论文（设计）选题来源、选题性质和完成形式：请在合适的对应选项前的“（ ）”内打“”，科研课题请注明课题项目和名称，项目指“国家青年基金”等。（二）主要内容和要求：1工程设计类选题明确设计具体任务，设计原始条件及主要技术指标；设计方案的形成（比较与论证）；该生的侧重点；应完成的工作量，如图纸、译文及计算机应用等要求。2实验研究类选题明确选题的来源，具体任务与目标，国内外相关的研究现状及其评述；该生的研究重点，研究的实验内容、实验原理及实验方案；计算机应用及工作量要求，如论文、文献综述报告、译文等。3文法经管类论文明确选题的任务、方向、研究范围和目标；对相关的研究历史和研究现状简要介绍，明确该生的研究重点；要求完成的工作量，如论文、文献综述报告、译文等。（三）主要参考文献与外文资料：在确定了毕业论文（设计）题目和明确了要求后，指导教师应给学生提供一些相关资料和相关信息，或划定参考资料的范围，指导学生收集反映当前研究进展的近13年参考资料和文献。外文资料是指导老师根据选题情况明确学生需要阅读或翻译成中文的外文文献。（四）毕业论文（设计）的进度安排：1设计类、实验研究类课题实习、调研、收集资料、方案制定约占总时间的20%；主体工作，包括设计、计算、绘制图纸、实验及结果分析等约占总时间的50%；撰写初稿、修改、定稿约占总时间的30%。2文法经管类论文实习、调研、资料收集、归档整理、形成提纲约占总时间的60%；撰写论文初稿，修改、定稿约占总时间的40%。六、各栏填写完整、字迹清楚。应用黑色签字笔填写，也可使用打印稿，但签名栏必须相应责任人亲笔签名。毕业论文（设计）题目往复式切割器振动分析及结构优化选题来源（）结合科研课题 课题名称：湖南省政府重大专项 （ ）生产实际或社会实际 （ ）其他 选题性质（）基础研究 （ ）应用研究 （ ）其他题目完成形式（）毕业论文 （）毕业设计 （ ）提交作品，并撰写论文主要内容：新阶段用于水稻、油菜、甘蔗等作物茎秆切割的切割器主要有往复式切割器、圆盘式切割器和甩刀回转式切割器三种。往复式切割器切割性能好，传动结构简单，工作可靠，适应性强，能适应一般或较高作业速度的要求。目前在水稻、油菜、小麦等联合收获机械上应用最为广泛。但是，往复式切割器也存在工作时惯性及其振动较大。对于高速作业的机器惯性力更大。它将使机器产生剧烈振动而引起零部件磨损甚至产生脆性断裂，从而影响机器的使用寿命和工作质量，因此要降低割台损失，其首要目标要降低割台的切割损失，尤其是由于冲击振动的影响所产生的割台损失。目前对往复式切割器的运动学动力学的理论研究较多，而其本身的振动特性研究较少。对于往复式切割器的振动研究，主要集中于通过集中质量法来设置平衡块，以减少传动机构对机器的冲击振动，而且这种方法大多建立在诸如一线式，曲柄连杆传动机构的简化模型上。而对于更深层次的空间传动机构，相关的理论研究较少，且尚未发现对于切割器的振动特性的研究。为了探明往复式切割器传动机构惯性冲击力与各影响因素之间的关系，为此本课题对传动机构运动动力学分析，建立了其运动动力学模型，在此基础上分析了惯性冲击力的影响因素。并优化设计其结构参数。主要要求：1. 完成执行机构模型的总装备图、液压控制原理图和零件图，图纸工作量不少于1张A12. 撰写研究型论文（不少于1.5万字）。要求图文并茂、数表齐全，格式规范。其主要内容：2.1 题目、摘要、关键词（中英文对照）2.2 研究的目的、意义、国内外研究现状2.3 理论分析2.4 结论、讨论及创新点2.5 参考文献注：此表如不够填写，可另加附页。主要参考文献与外文资料1 汤楚宙.水稻联合收割机原理与设计M.长沙:湖南科学技术出版社,2002.2 吴崇友.我国油菜全程机械化技术途径J.农机质量与监督,2008,(3):15-21.3 陈志.油菜收获机械化技术进展J.农机质量与监督,2008,(3):9-14.4 董月亮,李耀明,徐立章,等.油菜联合收割机割台损失影响因素的试验研究J.农机化研究,2008,30(5):109-112.5 王新忠,于清泉,胡文义,等.轮式拖拉机行驶振动力学模型及振动方程建立J.黑龙江八一农垦大学学报,1998(1):45-48.6 朱聪玲,刘江龙,卢伟.联合收割机往复式割刀传动机构动力学分析J.佳木斯大学学报,2004(1):123-126.7 印崧,王晓枫,夏萍.联合收割机往复式切割器运动特性研究J.农业装备技术,2006(5):30-34.8 李建平,赵匀.小型收割机切割机构运动学和动力学分析及惯性力平衡J.浙江农业大学学报,1997(3):234-236.9 杨树川.标准往复式切割器的工作性能研究D.西北农林科技大学,2005.10 陈晓峰.窄节距低割茬往复式切割器的研究J.中国农机化,2006(2):68-70.11 王春光,叶进平,张云龙.往复式切割器空载功率的测试与分析J.动态分析与测试技术,1994(1):38-43.12 李晓雷,俞德孚,孙逢春.机械振动基础M.北京:北京理工大学出版社,2005:1-89.13 王新忠,于清泉.轮式拖拉机行驶振动力学模型及振动方程建立J.黑龙江八一农垦大学学报,1998(1):45-48.工作进度安排起止日期主要工作内容2010.09.082010.09.15选题、下达任务书、查阅文献、开题2010.09.162010.09.30开题报告2010.10.012010.10.30总体方案的拟定2010.10.312011.04.10理论分析与优化设计计算2011.04.112011.04.20中期检查2011.04.212011.04.30提交毕业设计初稿2011.05.012011.05.21经多次修改毕业设计初稿并提交正稿2011.05.222010.05.25毕业答辩要求完成日期：2011 年4月30 日 指导教师签名： 审查日期：2010年9月18日 专业负责人签名： 批准日期：2010年9月19日 接受任务日期：2010年9月20日； 学生本人签名： 注：签名栏必须由相应责任人亲笔签名。湖南农业大学东方科技学院毕业论文(设计)选题审批表专业：机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）题目双轴搅拌机设计选题来源（）结合科研课题 课题名称：湖南省政府重大专项 （ ）生产实际或社会实际 （ ）其他选题性质（）基础研究 （ ）应用研究 （ ）其他选题完成形式（）毕业论文 （ ）毕业设计 （ ）提交作品，并撰写论文指导教师姓名吴明亮职称副教授是否主持或参与过科研课题（）是（ ）否选题依据（科学性、可行性论证）和内容简要： 目前对往复式切割器的运动学动力学的理论研究较多，而其本身的振动特性研究较少。对于往复式切割器的振动研究，主要集中于通过集中质量法来设置平衡块，以减少传动机构对机器的冲击振动，而且这种方法大多建立在诸如一线式，曲柄连杆传动机构的简化模型上。而对于更深层次的空间传动机构，相关的理论研究较少，且尚未发现对于切割器的振动特性的研究。为了探明往复式切割器传动机构惯性冲击力与各影响因素之间的关系，为此本课题对传动机构运动动力学分析，建立了其运动动力学模型，在此基础上分析了惯性冲击力的影响因素。并优化设计其结构参数。专业委员会意见：签名： 年 月 日 注：1.请在（ ）内打“”；意见栏必须相应责任人亲笔填写，如不够填写，可另加页。湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证审批表学生姓名徐廉学号200741914424年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(4)班指导教师及职称吴明亮 副教授开题时间2010年9 月24 日毕业论文（设计）题目往复式切割器振动分析及结构优化文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）研究意义：现阶段用于水稻等细茎秆谷物切割的切割器主要有往复式切割器、圆盘式切割器和甩刀回转式切割器三种。其中，往复式切割器切割性能好，传动结构简单，工作可靠，适应性强，能适应一般或较高作业速度（610km/h）的要求，目前在谷物联合收获机械上应用最为广泛，且其部分基本理论研究较为深入，应当是稻茬切割器的首选。在切割器工作时，由于内部激励和外部激励的共同作用，切割器工作部分将不可避免的产生振动和噪声，甚至造成结构的共振或疲劳从而产生破坏，所以了解该工作部分的系统振动特性即固有频率和振型十分有必要，这对于提高水稻收割机机械效率和质量等都有重要意义。国内外现状：目前对往复式切割器的运动学动力学的理论研究较多，而对其本身的振动特性研究较少。对于往复式切割器的惯性冲击和振动的研究，主要集中于通过集中质量法来设置平衡块，以减少传动机构对机器的冲击振动，而且这种方法大多建立在诸如一线式曲柄连杆传动机构的简化模型上。现有的资料主要对往复式切割器传动机构的运动学动力学进行了分析，在此基础上采用附加质量的方法平衡机构的冲击惯性力，但这一计算方法存在较大误差，因此有必要提出新的更为精准的计算方法。同时，现有文献对切割器本身的振动特性研究较少，有待进一步探索。主要参考文献：汤楚宙.水稻联合收割机原理与设计M.长沙:湖南科学技术出版社,2002.吴明亮.油菜免耕直播机关键部件工作机理与实验研究.D学位论文(博).湖南农业大学,2008.5王新忠,于清泉,胡文义,等.轮式拖拉机行驶振动力学模型及振动方程建立J.黑龙江八一农垦大学学报,1998(1):45-48.杨树川.标准往复式切割器的工作性能研究D.西北农林科技大学,2005.王新忠,于清泉.轮式拖拉机行驶振动力学模型及振动方程建立J.黑龙江八一农垦大学李建平,赵匀.小型收割机切割机构运动学和动力学分析及惯性力平衡J.浙江农业大学学报,1997(3):234-236.注：此表如不够填写，可另加页。研究方案（研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等）研究目的：以提高生产效率和机械质量，以便优化收割机整体性能，以便适应现代收割机的要求-重量轻；震动低。研究主要内容：本文主要研究其切割器部分，其特点是刀片做直线往复运动，对此运动方式的传动机构做运动动力学分析，分析机构中由各种结构因素而引起的割台震动，并对其结构作出合理的分析，进行结构优化设计。研究主要方法：（1）建立往复式稻茬切割器传动机构的运动学动力学模型；（2）在运动学动力学模型的基础上，建立基于MATLAB的稻茬切割机构的SMULINK振动模型，进行振动仿真分析，以探明传动机构惯性冲击力与各影响因素之间的关系，得到较优参数；预期成果：得到机构中曲柄平衡块和三角摆块平衡块质心距离回转中心较优位置和较优质量，分别为， ；，通过此设置，使和分别减少了36.7%和24.8%，能有效的降低传动机构的冲击振动。条件保障：Matlab实现较精确计算数据时间进程安排（各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等）2010年10月20日 选题2010年10月30日 下达任务书2010年11月4 日 查找资料，开题2010年12月1 日 设计计算，画图2011年3月20日 中期考核2011年4月20日 完善，交设计初稿2011年5月10日 完善，交设计二稿2011年5月20日 修改，答辩，交终稿开题论证小组意见 组长签名： 年 月 日专业委员会意见专业教研室主任签名： 年 月 日注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证记录系 部： 理工学部 学生姓名徐廉学 号200741914424年级专业及班级2007 级机械设计制造及其自动化（4）班指导教师姓名吴明亮指导教师职称副教授论文（设计）题目往复式切割器振动分析及结构优化论证小组质疑及指导意见：1. 为什么选择往复式切割器震动分析课题？2. 对往复式切割器是否有了解？3. 是否有信心完成此课题?学生回答简要记录：1. 结构不是很复杂，主要以计算为主，符合我做毕业论文要求；2. 通过网上，图书馆查阅资料，了解往复式切割器的信息；3. 有，虽然难度较大，但基本能完成。论证小组成员签名 记录人签名： 论证日期： 年 月 日注：记录、签名栏必须用黑色笔手工填写。湖南农业大学东方科技学院湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文全日制普通本科生毕业论文往复式切割器振动分析及结构优化往复式切割器振动分析及结构优化PERFORMANCE ANALYSIS OF RECIPROCATING CUTTER, VIBRATION AND STRUCTURE OPTIMIZATION学生姓名学生姓名：徐徐 廉廉学学 号：号：200741914424年级专业及班级：年级专业及班级：2007 级级机械机械设计设计制造及制造及其自其自动动化（化（4）班）班指导老师及职称：指导老师及职称：吴明亮吴明亮 副教授副教授湖南长沙提交日期：2011 年 5 月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业论文作者签名： 年 月 日目 录摘要：.1关键词：.11 绪论 .21.1 研究背景 .21.2 研究目的与意义 .21.3 研究现状 .31.4 研究的内容 .42 往复式切割器构造 .52.1 往复式切割器结构简介 .52.1.1 往复式切割器的构造以及主要类型.52.1.2 往复式切割器传动机构.72.2 小结 .83 往复式切割器传动机构动力学分析 .103.1 模型构造及其工作原理简介 .103.2 机构动力学分析 .103.2.1 曲柄连杆机构动力学分析.103.2.2 三角摆块及割刀动力学分析.123.2.3 机构力学分析.134MATLAB 仿真分析 .164.1MATLAB 简介 .164.1.1MATLAB 中的工具箱 SIMULINK 简介.164.1.2SIMULINK 特点.174.2SIMULINK 模型建立 .174.2.1SIMULINK 建立的总体机构模型.184.2.2 确定初始条件.194.2.3 确定目标函数.194.3 仿真结果分析 .204.3.1 连杆质量对机构振动影响.204.3.2 曲柄转速对机构振动影响.204.3.3 曲柄平衡块质心位置pr对机构振动影响 .214.3.4 曲柄平衡块质量pm对机构振动影响.224.3.5 三角摆块平衡块质心位置br对机构振动影响 .234.3.6 三角摆块平衡块质量bm对机构振动影响 .234.3.7 曲柄平衡块质心位置pr和质量pm对机构振动综合影响 .244.3.8 三角摆块平衡块质心位置br和质量bm对机构振动综合影响.254.4 数据分析 .265 结论 .28参考文献.29致 谢.291往复式切割器振动分析及结构优化学 生：徐 廉指导老师：吴明亮(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：为降低油菜联合收割机割台损失，对油菜联合收割机上往复式切割器传动机构进行了运动动力学分析，建立了该机构运动动力学模型，分析了各主要构件的运动加速度，得到了求解机构中各运动副之间约束力的方程组，并对方程组进行了求解，得到了主要构件的惯性力表达式。在此基础上分析了惯性力的影响因素。其研究结论为降低往复式切割器惯性冲击力的影响，降低割台振动，优化结构提供了理论依据。关键词：收割机；切割器；震动Performance Analysis of Reciprocating Cutter, Vibration and Structure OptimizationAuthor: XuLianTutor: WuMing-liang(Oriental Science & Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:The kinematics and dynamics model of transmission in reciprocating reaping machine were established and the acceleration of primary component were analzed in this paper in order to decrease cutting platform vibration loss. The equations to resolve restraint force in all moving pair were set up thus the expression of inertia force were obtained. The factors of influencing inertia force were put forward based on these analysis. The conclusions were the theoretic foundation to decrese inertia force as well as cutting platform vibration and to optimize mechanism.Keyword: reciprocating cutter ; cutting mechanism ; vibration21 绪论1.1 研究背景解放前，仅有镰刀和工效稍高的工具推镰，但是推镰也没有受到重视和推广。解放后，开始引进国际（前苏联，捷克等国）收获机械。伴随东北大型国营农场的建立，较先进的大型收获机械开始使用。50 年代，开始仿制、改进，生产厂家有：四平、佳木斯、开封等，生产出：东风5（四平）、TF1100 复式脱谷机（佳木斯）、GT4.9（开封）等。到 58 年，开始有了自行设计、制造的收获机，如：定型的太谷5 号畜力收割机等。到 60 年代，我国自行设计和制造的谷物收割机开始大量出现，尤其是脱谷机和收割机如 北京 2.5等，并广泛应用于生产。目前，大、中、小型各种的收获机械正迅速地发展，尤其是联合收获机，越来越被农民所重视，并得到广泛应用。80 年代初（1982 年），我国引进美国约翰迪；尔联合收获机 JL1000 系列技术和生产线。在开封和佳木斯两厂同时上马，相继生产出自动化程度高，效率高的：余马 1065（开封）和佳联1065、1075（佳木斯）联合收获机。四平引进（东）德国技术和机件，组装和配装E512、E514、E516 等联合收获机。近年来，除这些高效先进的大联合收获机重要供应农场外，我国几家大联合收获机厂都在大批量生产 大、中型联合收获机投入农村市场。如：东风4.5、新疆3.25、丰收3、北京2.5 等另外，90 年代以来，几种披挂式（悬挂或背负）联收机很受农民欢迎，（投资少，动力能充分利用）。如：上海、上海（南通）、桂林，以及山西万革，山东龙口生产的该类型的联收机，都批量很大（几千台/年）。销往全国很多地区。河北收割机厂（藁城）也生产了披挂式联收机，但可靠性较差，竞争力还不太强，有待于改进（藁城联收机厂与新疆联合生产新 2 自走、装袋）收获机械发展之快、之多，可见这正是我国收获机械化发展兴旺之时，但总的来说收获机械机器类型繁杂、型式各异（稻麦类），而玉米、果蔬等收获机水平很低，所以在机器设计、改进、合理选型和技术推广等方面，不仅有大量的工作要做，而且更加需要和迫切。1.2 研究目的与意义农机产业对于国民经济的发展，尤其是对农业和农村经济的发展具有巨大的作用，资料显示，在国际工程技术界评出的 20 世纪对人类社会生活影响最大的 20 项工程技术成就中，农机名列第七位，而我国统计的农业增产和农村经济发展中，农机的贡献率为 25%，名列第 4 位。3湖南是传统的农业大省，人口占全国的 5.2%，耕地面积占全国的 4.1%，水稻种植面积达 6200 万亩，年产量在 2800 万吨以上，水稻种植面积和产量一直稳居全国第一。现阶段用于水稻等细茎秆谷物切割的切割器主要有往复式切割器、圆盘式切割器和甩刀回转式切割器三种。其中，往复式切割器切割性能好，传动结构简单，工作可靠，适应性强，能适应一般或较高作业速度（610km/h）的要求，目前在谷物联合收获机械上应用最为广泛，且其部分基本理论研究较为深入，应当是稻茬切割器的首选。在切割器工作时，由于内部激励和外部激励的共同作用，切割器工作部分将不可避免的产生振动和噪声，甚至造成结构的共振或疲劳从而产生破坏，所以了解该工作部分的系统振动特性即固有频率和振型十分有必要，这对于提高水稻收割机机械效率和质量等都有重要意义。1.3 研究现状往复式切割器切割性能好，传动结构简单，工作可靠，适应性强，能适应一般或较高作业速度的要求，目前在稻麦、油菜联合收割机上应用最为广泛。但是，往复式切割器存在工作时惯性冲击和振动较大，它将使机器产生剧烈振动而引起零部件磨损甚至产生脆性断裂，从而影响机器的使用寿命和工作质量。目前对往复式切割器的运动学动力学的理论研究较多，而对其本身的振动特性研究较少。对于往复式切割器的惯性冲击和振动的研究，主要集中于通过集中质量法来设置平衡块，以减少传动机构对机器的冲击振动，而且这种方法大多建立在诸如一线式曲柄连杆传动机构的简化模型上。现有的资料主要对往复式切割器传动机构的运动学动力学进行了分析，在此基础上采用附加质量的方法平衡机构的冲击惯性力，但这一计算方法存在较大误差，因此有必要提出新的更为精准的计算方法。同时，现有文献对切割器本身的振动特性研究较少，有待进一步探索。西北农林大学的杨树川分析了往复式切割器的工作性能，即在分析割刀的纵向位移与横向位移间的数学表达式的基础上，借助 MATLAB 绘制出一定曲柄转速、不同机器前进速度及一定机器前进速度、不同曲柄转速工作条件下的切割图，计算出切割图中一次切割区、重割区、漏割区的面积，并绘制了机器前进速度及曲柄转速与切割图中三区域面积的规律性曲线。同时也分析了一定曲柄转速及机器前进速度条件下，动刀片的磨损程度对切割图中三区域面积的影响规律。4张晓辉以平面对心曲柄滑块传动机构为例，应用理论力学平面力系及重心理论, 分析并指出现有往复式切割器割刀集中质量法惯性力平衡计算公式所存在的问题, 推导出了往复式切割器割刀惯性力平衡的实用计算公式。朱聪玲等以 3060 型联合收割机往复式切割器的曲柄摇杆-摇杆滑块传动机构为例，建立了割刀传动机构的简化力学模型和曲柄、三角摆块、割刀的动力学模型，为相应往复式切割器传动机构提供了设计和改进的理论基础。1.4 研究的内容如今收割机的发展趋势是用新型材料以进一步减轻重量；采用低振动发动机和先进的减振隔振装置并合理配置机件，以减少振动对人体的危害；提高机械的加工和装配精度、改进吸排气系统，以减低噪声；增设各种安全保护装置，以提高作业安全性；在悬挂式割灌机上增设灌木切碎装置，简化割下灌木的清理工序。无论现代收割机的类型或发展趋势如何，其基本构成是相同的，即都是由扶禾装置、切割器、输送装置、传动装置等组成。本文主要研究其切割器部分，其特点是刀片做直线往复运动，对此运动方式的传动机构做运动动力学分析，分析机构中由各种结构因素而引起的割台震动，并对其结构作出合理的分析，进行结构优化设计，以提高生产效率和机械质量，以便优化收割机整体性能，以便适应现代收割机的要求-重量轻；震动低。研究主要内容：（1）建立往复式稻茬切割器传动机构的运动学动力学模型；（2）在运动学动力学模型的基础上，建立基于 MATLAB 的稻茬切割机构的SMULINK 振动模型，进行振动仿真分析，以探明传动机构惯性冲击力与各影响因素之间的关系，得到较优参数；图 1.2 收割机Fig 1.2 Harvesters52 往复式切割器构造2.1 往复式切割器结构简介从目前收割机和联合收获机应用情况看，切割器主要有回转式切割器和往复式切割器二种基本类型。回转式切割器的工作部件为带刃口的回转体，如回转圆盘。圆盘有光刃和齿刃两种。圆盘回转为等速运动，切割速度高，回转平稳；但是它的工作幅宽受回转体直径限制，只适用于窄割幅的收割机。往复式切割器，一般由动刀片、定刀片、护刃器、压刃器、摩擦片、刀杆等组成。动刀片固定在刀杆上，由曲柄连杆（或摆环）机构驱动，做周期性的往复运动。护刃器内固定有定刀片。当刀杆做往复运动时，动刀片与定刀片形成剪切，将谷物茎秆切断，称为有支承切割，不需要很高的切割速度，平均切割速度为 12m/s。往复式切割器工作可靠、适应性强、切割质量较好，可用于割幅宽的机器上，因此在割草机、收割机和谷物联合收获机上得到广泛的应用。往复式切割器存在的问题是割刀做往复运动，惯性力大，不易平衡，工作时振动较大，切割茎秆时茎秆有倾斜和晃动现象，易造成落粒损失。本节的重点也将针对往复式切割器的类型、结构、工作原理、参数分析等进行介绍。2.1.1 往复式切割器的构造以及主要类型1、往复式切割器的主要部件（1）动刀片 有光刃和齿刃两种，呈六角形铆接在刀杆上。光刃切割整齐，消耗功率少，但易磨钝。齿刃切割时，有时有撕裂茎秆的现象，消耗功率大；但不易磨钝，使用寿命长。在收割机上大都用齿刃动刀片。（2）定刀片 一般为光刃，呈长梯形铆接在护刃器上。为了防止茎秆滑出，定刀片也有做成齿刃的。（3）护刃器 其作用是固定定刀片，保护定刀片，将茎秆分成小束以利于切割。护刃器 23 个为一组，固定在机架钢梁上。（4）压刃器 它的作用是保证动刀片与图 2.1 往复式切割器1.护刃器梁 2.摩擦片 3.压刃器 4.刀杆 5.动刀片 6.定刀片 7.护刃器 8.护刃器上舌Fig 2.1 Reciprocating cutter bar1.Finger beam 2.Wearing plate 3.Knife clip 4.Knife back 5.Knife section 6.Ledger plate 7.Guard 8.The upper lip of guard6图 2.2 标准型Fig 2.2 Standard Type图 2.3 双刀距型Fig 2.3 Double Standard Type定刀片间既密接又有一定间隙，以利于动刀片的运动和切割。一般每米割幅有 23 个压刃器。（5）摩擦片 它的作用是抵住动刀片切割茎秆所产生的反力，并与护刃器、压刃器一起组成割刀往复运动的轨道。（6）刀杆 刀杆上固定动刀片，在适当位置还固定有刀杆头以使驱协机构刀杆头相连接，推动刀杆做往复运动。2、往复式切割器的主要类型往复式切割器中动刀片行程为 s，动刀片间距离为 t，护刃器之间距离为 t0（图2.2）。国标 GB1209-75 标定了 s=t=t0=76.2mm 这一种尺寸关系，并按此尺寸关系标定了三种形式的切割器。（1）标准型：结构尺寸关系为 S = t = t0 =76.2 mm（图 2.2）其特点是：割刀的切割速度较高，切割性能好，对粗细茎秆有较强的适应性，广泛用于稻麦作物的收割机械上。（2）双刀距型：结构尺寸关系为 S=2t=2t0 =152.2mm，动刀片间距 t 和定刀片间距 t0 与标准型相同，但割刀行程 S 为标准型的 2 倍。（图 2.3）特点是：割刀往复运动频率低，惯性力小、适合于抗振性较差的小型收割机。7图 2.4 低割型Fig 2.4 Low Cut Type图 2.5 摆环机构Fig 2.5 Loop Swing Institutions图 2.6 行星齿轮机构Fig2.6 Planetary Gear Institutions（3）低割型：结构尺寸关系为 S = t =2 t0 =76.2 mm，是在标准型切割器的基础上，在两定刀片之间又增加了一个定刀片，使得定刀片之间的间距缩小 1 倍。其特点是：切割谷物时，茎秆的横向歪斜量小，割茬较低，对收割低夹大豆和牧草较为有利。但有堵刀现象。2.1.2 往复式切割器传动机构往复式切割器的工作特点是动刀片做直线往复运动，要实现将动力输出的旋转运动变为割刀的直线运动方法很多，目前在收割机械上应用较多的有三种类型：摆环机构、行星齿轮机构、曲柄连杆机构。其中曲柄连杆机构应用最广。摆环机构：结构紧凑、铰链较少、工作可靠、制造成本高。行星齿轮机构：行星齿轮的节圆直径是齿圈节圆直径的一半，销轴置于割刀的运动直线上，曲柄回转时，销轴在割刀运动方向线上作往复运动，其行程等于齿圈节圆直径。特点：结构紧凑、振动小，便于机构配置，但成本高，机构复杂。8图 2.7 a.线式 b.立式-线式 c.转向式 d.转向式 e.曲柄滑块式Fig 2.7 Crank and Connecting Rod Mechanisma.linear b.vertical-linear c.fteering d.fteeringe.slider crank曲柄连杆机构：曲柄连杆或滑块机构由曲柄、连杆或滑块与滑道、导向器等组成。为适应不同配置的割台型式和传动路线，该机构又有如图 2.7 所示的几种传动形式。(1)一线式曲柄连杆机构：其曲柄、连杆及割刀在一个垂直平面内运动，如图2.7a。其机构虽较简单，但横向占据空间较大，只适于侧置式收割机采用，如GT4.9 联合收获机。若将该机构旋转 90，使曲柄连杆在水平面内运动，如图 2.7b，则该机构可用在前置式收割机上，如珠江2.5 联合收获机。(2)转向式曲柄连杆机构：在前置式收割机上，常将曲柄连杆机构置于割台的后方，并在侧方增设摆叉或摇杆及导杆，如图 2.7c、d，通过导杆驱动割刀运动。该机构在自走式联合收获机上采用较多。上述各机构的连杆长度均可调节，以便进行割刀“对中”的调整，即连杆处于止点时，动刀片与护刃器中心线重合，允许偏差不大于5cm。(3)曲柄滑块机构：它由曲柄、滑块或轴承、滑道和导向器等组成，如图2.7e。曲柄回转时，套在曲柄上的滑块或轴承带动割刀作往复运动。其机构较简单，占据空间较小，但滑道磨损较快。可用在中小割幅的前置式收割机上，如 KS3.8 收割机。2.2 小结往复式切割器的传动机构主要有曲柄连杆机构、摆环或摆臂机构、行星齿轮传动机构等。这各种机构各有优缺点，其中以曲柄连杆机构因其结构简单、工作稳定、安装维修方便而在稻麦联合收获机械中应用最为广泛。9若传动机构以曲柄连杆机构为主，则又分为平面曲柄连杆机构和空间曲柄连杆机构，很多相关理论也都是以一线式曲柄滑块机构（如图 2.7a）为例对往复式切割器传动机构进行分析，这样能有效的简化模型和计算量，但大多数往复式切割器的传动机构都是采用的空间传动机构，这就与机具的实际情况产生了距离。针对这一问题，本文选取了空间的曲柄连杆摇杆滑块机构作为传动机构，其整体结构虚拟图见图2.8图 2.8 往复式稻茬切割器虚拟结构图1.液压马达 2.传动机构 3.切割器 4.拨禾轮 5.护刃器 6.机架 7.压刃器Fig2.8 Simulating structures of reciprocating cutter bars1.fluid motor 2.drive mechanism 3.cutter 4.reel 5.blade keeper 6.stander 7.blade pressor103 往复式切割器传动机构动力学分析3.1 模型构造及其工作原理简介切割器传动机构示意图如图 3.1 所示，为一空间曲柄连杆摇杆滑块传动机构，主要由动力轴、曲柄、连杆、三角摆块、套筒及割刀等组成。其中 C 为球铰链。在对其进行运动动力学分析前，先作如下假设：建立空间坐标系 OXYZ 如右图所示。将机构的运动分解为 XOZ 平面和 XOY 平面的运动。由于摆块摆角较小，C 点在 Y 方向位移较小，只考虑 C 点在 X 轴方向上的位移，可以认为曲柄连杆机构 ABC部分在 XOZ 面内运动。在曲柄转动的过程中，通过连杆带动直角三角摆块绕铅垂轴 D 轴摆动，CDEF 部分在水平面 XOY 面内运动。其中顶点 C 与连杆用球铰相铰接，套筒与割刀用铰链 E 连接，套筒套在摆块的 DE 杆上,DE 杆随摆块绕 D 轴转动带动套筒沿 DE杆作相对滑动，使割刀沿 Y 轴作直线运动。在本章的分析中，将该传动机构的各构件视为刚体，在运动过程中没有变形。3.2 机构动力学分析割刀的运动特性对切割器性能有直接的影响，由于往复式切割器的动刀片工作时在曲柄连杆机构的驱动下做横向的往复直线运动，其运动是间歇的。我们通过对该机构的运动分析找出割刀位移与速度之间的关系，为合理的确定割刀速度与机组前进速度配合关系提供理论依据。3.2.1 曲柄连杆机构动力学分析根据上述假设，将 XOZ 垂直面部分的偏置曲柄连杆机构视为一偏置曲柄滑块机构，在复坐标系中建立 OXZ 面内的偏置曲柄连杆机构的闭环矢量图形如图 3.2，由图可得闭环矢量方程： 2143rrrr式（3.1）中，为的矢量，、1r1r2r和依此类推。3r4r图 3.1 传动机构示意简图Fig 3.1 Sketch map of transmission gear of cutter bars) 1 . 3(图 3.2 闭环矢量图Fig 3.2 Vector diagram of closed loop11利用矢量夹角的正弦和余弦函数可得闭环矢量方程 X 轴向和 Z 轴向的分量表达式： 2211443322114433sinsinsinsincoscoscoscosrrrrrrrr式（3.2）中：为 C 点沿 X 轴向的位移，的大小随的变化而改变，当时有1r1r303；mr64. 01为机构偏置距离，本文中，；2rmr4 . 02、分别为曲柄和连杆长度，本文中，；3r4rmr04. 03mr75. 04、分别为各杆件对应的矢量夹角。由图 3.2 知，OX 轴和 OZ1234轴分别与矢量和重合，故有，。1r2r 01 902则上式化为： 2443314433sinsincoscosrrrrrr由（3.3）可得连杆角位移和 C 点沿 X 轴向的位移：41r 43324sinarcsinrrr 4323332224331sinsin2cosrrrrrrrr将（3.3）式对时间求一阶导数，可得： 0coscossinsin4443331444333rrrrr 式（3.6）中：、分别为、对时间的一阶导数，即为曲柄和连杆的角速度，曲柄3434匀速转动情况下，为定值；3为对时间的一阶导数，是 C 点沿 X 轴向的移动线速度。1r1r由（3.6）式可得：连杆角速度： 443334coscosrr )2 . 3()3 . 3()4 . 3()5 . 3()6 . 3()7 . 3(12C 点沿 X 轴向移动线速度：3334243331cos22sinsinrrrr 为方便运用 MATLAB 进行仿真运算，将（3.6）式化为矩阵形式： 333333414444cossincos0sin1rrrrr再将（3.6）式对时间求一阶导数并整理成矩阵形式可得： 4424332333344243323333414444sinsincoscoscossincos0sin1rrrrrrrrr式（3.10）中：、分别为和对时间的一阶导数，即曲柄和连杆的角加速度，曲柄3 4 34匀速转动情况下，有；03为对时间的一阶导数，即为 C 点沿 X 轴向的移动线加速度。1r 1r由式（3.10）可求得：连杆角加速度： 424443323443334cossincoscostgrrrr C 点沿着 X 轴向的移动线加速度： 42444243323333442433233334412sin2/1sinsincos)coscossin(cosrrrrrrrrr 上述（3.1）（3.12）式即为 XOZ 面部分的曲柄连杆的运动学模型。3.2.2 三角摆块及割刀动力学分析三角摆块的三个顶点分别与割刀梁、机架轴承座、连杆相铰接，在 XOY 面内随连杆推动绕轴承座中心轴的摆动，见图 2.8 和图3.3。由假设将 CDE 三点的运动近似看作平面运动，即 E 点和 C 点在以 D 点为圆心的同一圆周上随摆块摆动。三角摆块的 CD 边和 DE 边长度相等，由运动学基本知识可知，当切割器机构工作时，E 点沿 Y 轴方向上的位移、速度和加速度值与 C 点沿X 轴方向上的位移、速度和加速度值大小相等。所以 C 点的运动规律可以看作为 E 点 Y 向的运动规律，E 点 Y 向的运动规律即是切割器往复式运动规)10. 3()9 . 3()8 . 3()11. 3()12. 3(图 3.3 摆块受力简图Fig 3.3 Sketch map of forces on swing block13律。设摆块绕 D 点转动的瞬时角速度为，则有。可得 E 点 Y 向的位移、lr /1y速度及加速度方程为：yvy tltlvtlyyycossincos2普通往复式切割器的简化运动特性见图 3.4，它认为割刀在切割方向上作简谐运动，当（3.13）式中的为定值时适用。但对于本机构，有，再结合运动方程式（3.6）可知，E 点即割lr /1刀在 Y 轴方向并非作简单的简谐运动，其加速度值并非为一直线，而是呈一定的规律变化。当曲柄连杆运动到下死点位置时，割刀运动到左止点位置，此时割刀的速度为零，加速度为最小值；随着曲柄的转动，割刀位移和速度逐渐加大；2l当曲柄连杆运动到两死点的中间位置时，割刀速度达到最大值，而此时加速度为零；当曲柄连杆继续运r动到上死点位置时，加速度增大至最大值2l，速度逐渐减小为零。设为 C 点驱动力CXF与三角摆块 CD 边的夹角，如图 3.4，即 C 点角位移和三角摆块转角。由前述运动学模型，可以得出与前述简化模型中 C 点线位移1r之间存在如下近似关系： lr2)64. 0(36090100式中，0.64 为当时的初始长度，此时，。再将式（3.5）代入式031r 90（3.14），可得三角摆块转角与曲柄连杆各结构参数之间的关系式： 由式（3.15）计算可得：当曲柄角位移时，；随着曲柄的逆时针转03090动，变化时，先随之减小，直至减小到，此时 XOZ 面内的曲柄连杆机构3086到达下死点位置，同时切割器到达右止点；当继续变化，随之逐渐增大，直至增3大到，此时 XOZ 面内的曲柄连杆机构到达上死点位置，同时切割器到达左08 .130)13. 3()14. 3()15. 3(图 3.4 简化运动特性图Fig 3.4Characteristics of simplified movementlrrrrrrrr2)64. 0sinsin2cos(36090432333222243430014止点；然后随着的变化逐渐再次减小至 90，从而完成一次切割的往复循环。33.2.3 机构力学分析受力分析在 XOZ 面内进行，分析时计入各构件重力、惯性力或惯性力矩和各个运动副的摩擦力后，得到各构件的受力分析图如图 3.5、图 3.6 和图 3.7 所示：分别以曲柄、连杆、简化摆块为对象建立 XOZ 面内的动力学模型如下：（1）以曲柄为对象，由图 3.5 得动力学方程组如下： 0coscossin0)(0333333BAppBZBXpBZAZBXAXMMMgrmrFrFMgmmFFZFFX（2）以连杆为对象，由图 3.6 得动力学方程组如下： 444444444444444sincoscossinIMMrFrFrFrFMmgmFFZmFFXCBCBZCBXCCZCCXCZCZBZXCXBX（3）以滑块为对象，由图 3.7 得动力学方程组如下： 005515bFgbmMMgmFFZrmFFXNCCZNCXf曲柄是平衡带轮的一部分，其质心在 O 点，作匀速转动，角加速度值为零。由于在 XOZ 面部分只讨论三角摆块的 X 方向上的运动，将其简化为一滑块，质心在 H 点，距离 B 点长度为 b。视连杆为均质，质心在 C 点。)17. 3()18. 3()16. 3(图 3.5 曲柄受力简图Fig 3.5 Forces on crank图 3.6 连杆受力简图Fig 3.6 Forces on connecting图 3.7 简化摆块受力简图Fig 3.7 Sketch map of forces on simplified15上述(3.16)式(3.18)中：、分别为曲柄带轮质量、连杆质量、摆块质量、曲柄平衡3m4m5mpm块质量；为平衡块质心距回转中心距离；pr为驱动力矩；M、为各个铰接点的摩擦力矩，其正负根据相邻两构件的相对回AMBMCM转方向来确定；为摆块运动的阻力，其正负根据的方向来确定；fF1r 为三角摆块所受支撑力；NF为连杆对其质心的转动惯量，由理论力学基本知识可知；4I12/244mrI 为连杆质心到 A 点距离，此处取。Cr42/44rrC各铰接点摩擦力矩为铰接点作用力分力的函数，其计算方法采用以下经验公式： miiDPfMM11式（3.19）中：为各铰接点摩擦力矩；iM为与轴承类型、转速和润滑剂性质有关的力矩，在高速低载的场合起主1M要作用；为与轴承类型和承受载荷有关的系数， 取；1f41105 . 4f为确定轴承摩擦力矩的计算载荷；iP为轴承平均直径。mD为使方程组适合于 MATLAB 仿真计算，还需要从闭环矢量方程导出补充方程组，引入加速度、的相关方程。1r 4 X4 Y4 首先引入机构的运动学方程： 332333334424444433233333442444441sincossincoscossinsinsinrrrrrrrrr同时建立连杆的质心加速度 X 轴向和 Y 轴向的分量方程： 442444433233334442444433233334sincossincoscossincossinCCZCCXrrrrrrrr式（3.20）和式（3.21）中，有。03 上述式（3.16）式（3.21）的动力学模型中有、AXFAZFBXFBZFCXF、共 13 个未知数，共有 13 个方程可以求解。CZFNFfFM1r 4 X4 Z4 )19. 3()20. 3()21. 3(16为方便运用 MATLAB 软件进行仿真计算求解，将上述 13 个方程组装成矩阵形式如下。式中，。33sinS33cosC44sinS33cosC100000000000010000000000000000000000001000000000000000100000000000011000000000100100000000000000000010100000000001010000001000000000000000101000000000001014444444444444444444443333CrSrCrSrmICrSrSrCrmmCrSrCCCCCC ZXfNCZCXBZBXAZAXrMFFFFFFFF444144243323442433234424332344243323543000SrCrSrCrSrCrSrCrgrmMgmMMgmMMgmppCCBBA17式（3.22）即是曲柄连杆机构整体的动力学模型。4 MATLAB 仿真分析4.1 MATLAB 简介MATLAB 是由美国 mathworks 公司发布的主要面对科学计算、可视化以及交互式程序设计的高科技计算环境。它将数值分析、矩阵计算、科学数据可视化以及非线性动态系统的建模和仿真等诸多强大功能集成在一个易于使用的视窗环境中，为科学研究、工程设计以及必须进行有效数值计算的众多科学领域提供了一种全面的解决方案，并在很大程度上摆脱了传统非交互式程序设计语言（如 C、Fortran）的编辑模式，代表了当今国际科学计算软件的先进水平。4.1.1 MATLAB 中的工具箱 SIMULINK 简介SIMULINK 是 MATLAB 软件的扩展，它是实现动态系统建模和仿真的一个软件包，它与 MATLAB 语言的主要区别在于，其与用户交互接口是基于 Windows 的模型化图形输入，其结果是使得用户可以把更多的精力投入到系统模型的构建，而非语言的编程上。所谓模型化图形输入是指 SIMULINK 提供了一些按功能分类的基本的系统模块，用户只需要知道这些模块的输入输出及模块的功能，而不必考察模块内部是如何实现的，通过对这些基本模块的调用，再将它们连接起来就可以构成所需要的系统模型，进而进行仿真与分析。matlab 中的 simulink 主要是面向通信和控制的动态系统仿真。Simulink 是 MATLAB 的重要工具箱之一，是用来可视化实现系统级建模与动态仿真的有效工作平台。4.1.2 SIMULINK 特点（1）丰富的可扩充的预定义模块库 （2）交互式的图形编辑器来组合和管理直观的模块图 （3）以设计功能的层次性来分割模型，实现对复杂设计的管理 18（4）通过 Model Explorer 导航、创建、配置、搜索模型中的任意信号、参数、属性，生成模型代码 （5）提供 API 用于与其他仿真程序的连接或与手写代码集成 （6）使用 Embedded MATLAB 模块在 Simulink 和嵌入式系统执行中调用MATLAB 算法 （7）使用定步长或变步长运行仿真，根据仿真模式(Normal,Accelerator,Rapid Accelerator)来决定以解释性的方式运行或以编译 C 代码的形式来运行模型 （8）图形化的调试器和剖析器来检查仿真结果，诊断设计的性能和异常行为 （9）可访问 MATLAB 从而对结果进行分析与可视化，定制建模环境，定义信号参数和测试数据 （10）模型分析和诊断工具来保证模型的一致性，确定模型中的错误4.2 SIMULINK 模型建立在 SIMULIK 提供的图形用户界面 GUI 上，只要进行鼠标的简单拖曳操作就可以构造出复杂的仿真模型。它的外表以方块图形式呈现，且采用分层结构。从分析研究的角度讲，这种 SIMULIK 模型不仅能让用户知道具体环节的动态细节，而且能让用户清晰地了解各器件、各子系统和各系统间的信息交换，从而轻松的掌握各部分之间的交互影响。194.2.1 SIMULINK 建立的总体机构模型建立机构总体的 SIMULINK 模型如图 4.1 所示，建立的方法如同前述的运动学示例。振动仿真模型建立后，将选定好的试验因素设置为常数输入模块，方便通过修改常数模块的值来进行仿真运算。通过图 4.1 机构总体振动仿真模型Fig 4.1Simulating model of the whole vibration20运行图 4.1 的仿真模型，可得出各铰接点的位移、速度、加速度以及受力大小随机构运行的变化情况。目标函数确定后，通过改变影响因素的大小进行计算，得到不同的目标函数值，进一步探讨两者之间的关系。4.2.2 确定初始条件对于上述图 4.1 中的模型，在对其进行仿真运行之前，必须为积分器建立适当的初始条件。这是求解任何微分方程的至关重要的一步，对于运动学动力学仿真来说尤为重要。如果使用了不相容的初始条件，将会导致仿真失真甚至失败。对于图 4.1 所给出的仿真，其初始条件必须是机构在某个真实位置时的角度和长度。其中，03，0.64354（MATLAB 中默认为弧度值），0.64001r，偏置距离0.452r，曲柄长度04. 03r，连杆长度0.754r。再由式（3.7）和式（3.8）计算出在不同转速情况下机构振动仿真的各积分器初始条件参数值见表 4.2。4.2.3 确定目标函数由资料可知，机构模型中曲柄回转中心点 A 点 X 方向和 Z 方向的作用力AXF和AZF，和三角摆块摆动中心点 D 点 X 方向和 Y 方向的作用力XFD和DYF随时间的变化量分别是引起机构垂直面内和水平面内冲击振动的主要原因。现在以前者来说明问题。曲柄匀速回转时，AXF、AZF变化越大，则机构冲击振动越大。在求平衡块质心位置和质量时，取AXF、AZF在曲柄匀速回转时某循环内的变化量AXF、AZF的合力AXZF为衡量机构垂直面内冲击振动大小的目标函数，即：22AZAXAXZFFF 式中：AXAXAXFFFminmax，AZAZAZFFFminmax同理，得到衡量机构水平面内冲击振动大小的目标函数DXYF。仿真试验旨在对AXZF和DXYF最小进行优化设计。对目标函数AXZF，影响因素为曲柄平衡块质量pm和平衡块质心位置pr；对目标函数DXYF，影响因素为三角摆块平衡块质量bm和其质心位置br。此外，通过仿真计表 4.2 不同转速情况下机构振动仿真初始条件表Tab 4.2 Simulating initial conditions of vibration in different speed of rotation)/(分转n)/(3srad)/(4srad)/(1smr20020.94331.39620.628325026.17991.74530.785430031.41592.09440.942535036.65192.44351.096621算发现，连杆质量3m、曲柄转速n对机构的振动也存在着影响。4.3 仿真结果分析4.3.1 连杆质量对机构振动影响连杆质量是该机构的重要结构参数，在机构结构尺寸确定的情况下，其质量4m的大小对机构振动存在着一定的影响。为探寻其与AXZF之间的关系，在曲柄转速为分转/200n、曲柄平衡块质量为kgmp0 . 2、平衡块质心位置为mrp08. 0的条件下进行了仿真试验。试验中，对3m取kg2、kg5 . 2、kg3、kg5 . 3、kg4四水平，结果见图 4.5。使用 SPSS 软件对图 4.2 中数据进行曲线拟合，得出AXZF与3m的拟合方程：222193. 3499. 7121.131mmFAXZ 拟合方程达到 0.000 的显著性水平。由图 4.5 和拟合方程可以看出，随着连杆质量的增加，A 点所受力的变化量合力也增大。所以从降低机构振动的角度出发，应在满足机构工作强度和可靠性要AXZF求的基础上，尽量减少连杆质量。4.3.2 曲柄转速对机构振动影响曲柄转速对机构的冲击振动也存在着影响。为探寻其关系，在连杆质量n、曲柄平衡块质量为、平衡块质心位置为条件下进行了kgm34kgmp2mrp08. 0仿真试验。对曲柄转速取、四个水平，nmin/200rmin/250rmin/300rmin/350r结果见图 4.3。使用 SPSS 软件对图 4.3 中数据进行曲线拟合，得出AXZF与n的拟合方程：205. 0069. 0322. 9nnFAXZ拟合方程达到 0.000 的显著性水平。由图 4.3 和拟合方程可以看出，随着曲柄转速n的增加，A 点所受力的变化量合力AXZF也增大。所以从降低机构振动的角度出发，应在满足切割器工作要求的基础上，图 4.2 连杆质量对机构振动影响Fig 4.2 The effort of vibration for quality of connecting rod1501752002251.522.533.544.5连杆质量/kgA点力变化量合力/N图 4.3 转速对机构振动影响Fig 4.3 The effort of vibration for speed150200250300350400450500550600180230280330380曲柄转速/(转/分)A点力变化量合力/N22尽量降低曲柄转速。4.3.3 曲柄平衡块质心位置对机构振动影响pr对于往复式切割器，其曲柄或三角摆块平衡块的设置位置会受到机器实际剩余空间的限制，从而很难实现平衡块质心位置和质量的最优化，所以有必要对平衡块不同质心位置情况下和不同质量情况下对机构的振动影响进行分析，为实际设计提供指导。本例中，当曲柄质量为kgm23，连杆质量为kgm34，摆块质量为kgm35时，pr取m02. 0、m04. 0、m06. 0、m08. 0、m1 . 0五个水平进行仿真试验。试验结果如图 4.4 所示。 使用 SPSS 软件对图 4.4 中数据进行曲线拟合，结果如下：（1）平衡块质量为kg5 . 0情况，拟合方程为：pAXZrF504.429231.267拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（2）平衡块质量为kg0 . 1情况，拟合方程为：pAXZrF889.750434.263拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（3）平衡块质量为kg5 . 1情况，拟合方程为：2393.6285143.1643754.271ppAXZrrF拟合方程达到 0.001 的显著性水平。（4）平衡块质量为kg0 . 2情况，拟合方程为：2536.15030794.2541353.278ppAXZrrF拟合方程达到 0.002 的显著性水平。（5）平衡块质量为kg5 . 2情况，拟合方程为：2161.25524783.338172.282ppAXZrrF拟合方程达到 0.002 的显著性水平。由图 4.7 和各拟合方程可知，当平衡块质量pm较小时，其质心位置pr的大小对AXZF的影响较小，但随着pm的增加，pr的变化对AXZF的影响逐渐加大。平衡块质量为kg5 . 0和kg0 . 1时，pr与AXZF呈直线关系，AXZF随pr的增加而减小；平衡块质图 4.4 不同 rp对机构振动影响Fig 4.4 The effort of vibration for the different rp14016018020022024026028000.020.040.060.080.10.12平衡块质心距离/mA点力变化量合力/Nmp=0.5kgmp=1.0kgmp=1.5kgmp=2.0kgmp=2.5kg23量为kg5 . 1、kg0 . 2、和kg5 . 2时，AXZF与pr呈二次曲线关系，由拟合方程可得：当平衡块质量为kg5 . 1时，有mrp1307. 0使AXZF存在最小值为164.3654N；当平衡块质量为kg0 . 2时，有mrp0846. 0使AXZF存在最小值为171.0361N；当平衡块质量为kg5 . 2时，有mrp0447. 0使AXZF存在最小值为182.5539N。4.3.4 曲柄平衡块质量对机构振动影响pm当曲柄质量为，连杆质量为，摆块质量为时，对kgm23kgm34kgm35取、五个水平进行仿真试验。试验结果如图pmkg5 . 0kg0 . 1kg5 . 1kg0 . 2kg5 . 24.5 所示。 使用 SPSS 软件对图 4.5 中数据进行曲线拟合，结果如下：（1）平衡块质心距 A 点距离为情况，拟合方程为：m02. 0 pAXZmF191.17237.267拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（2）平衡块质心距 A 点距离为情况，拟合方程为：m04. 0pAXZmF036.30434.263拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（3）平衡块质心距 A 点距离为情况，拟合方程为：m06. 02057.10726.65754.271ppAXZmmF拟合方程达到 0.001 的显著性水平。（4）平衡块质心距 A 点距离为m08. 0情况，拟合方程为：208.24787.10145.278ppAXZmmF拟合方程达到 0.002 的显著性水平。（5）平衡块质心距 A 点距离为m1 . 0情况，拟合方程为：2839.40271.13572.282ppAXZmmF拟合方程达到 0.002 的显著性水平。由图 4.5 和各拟合方程可知，平衡块质心距 A 点距离为和时，prm02. 0m04. 0与呈直线关系，随的增加而减小；平衡块质心距 A 点距离为、AXZFpmAXZFpmm06. 0和时，与呈二次曲线关系，由拟合方程可得：当时，m08. 0m1 . 0AXZFpmmrp06. 0有使存在最小值为；当时，有kgmp2677. 3AXZFN3684.164mrp08. 0使存在最小值为；当时，有使kgmp1135. 2AXZFN8857.170mrp1 . 0kgmp6561. 1存在最小值为。AXZFN7055.171图 4.5 不同 mp对机构振动影响图Fig 4.5 The effort of vibration for the different mp10015020025030000.511.522.53平衡块质量/kgA点力变化量合力/Nrp=0.02mrp=0.04mrp=0.06mrp=0.08mrp=0.1m244.3.5 三角摆块平衡块质心位置对机构振动影响br在前述相同条件下，对取、五个水平进brm03. 0m05. 0m07. 0m09. 0m11. 0行仿真试验。试验结果如图 4.6 所示。 使用 SPSS 软件对图 4.6 中数据进行曲线拟合，结果如下：（1）平衡块质量为情况，拟合方程为：kg1bDXYrF589.1191953.920拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（2）平衡块质量为情况，拟合kg5 . 1方程为：bDXYrF478.165693.906拟合方程达到 0.001 的显著性水平。（3）平衡块质量为kg2情况，拟合方程为：2679.3033302.5835459.993bbDXYrrF拟合方程达到 0.011 的显著性水平。（4）平衡块质量为kg5 . 2情况，拟合方程为：2196.49274124.7324673.994bbDXArrF拟合方程达到 0.008 的显著性水平。由图 4.6 和各拟合方程可知，当三角摆块平衡块质量bm较小时，其质心位置br的大小对DXYF的影响较小，但随着bm的增加，br的变化对DXYF的影响逐渐加大。平衡块质量为kg1和kg5 . 1时，br与DXYF呈直线关系，DXYF随br的增加而减小；平衡块质量为kg2和kg5 . 2时，DXYF与br呈二次曲线关系，由拟合方程可得：当平衡块质量为kg2时，有mrb0962. 0使DXYF有最小值为712.8513N；当平衡块质量为kg5 . 2时，有mrb0743. 0使DXYF有最小值为722.5083N。4.3.6 三角摆块平衡块质量对机构振动影响bm在前述相同条件下，对取、四个水平进行仿真试验。bmkg1kg5 . 1kg2kg5 . 2试验结果如图 4.7 所示。 使用 SPSS 软件对图 4.7 中数据进行曲线拟合，结果如下：（1）平衡块质心距 D 点距离为情m03. 0况，拟合方程为： bDXYmF33.45091.9326507007508008509000.020.040.060.080.10.12平衡块质心位置/mD点力变化量合力/Fmb=1kgmb=1.5kgmb=2kgmb=3kg图 4.6 不同 rb对机构振动影响图Fig 4.6 The effort of vibration for the different rb6507007508008509000.511.522.53平衡块质量/kgD点力变化量合力/Frb=0.03mrb=0.05mrb=0.07mrb=0.09mrb=0.11m图 4.7 不同 mb对机构振动影响图Fig 4.7 The effort of vibration for the different mb25拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（2）平衡块质心距 D 点距离为情况，拟合方程为：m05. 0bDXYmF848.70688.928拟合方程达到 0.000 的显著性水平。（3）平衡块质心距 D 点距离为情况，拟合方程为：m07. 02084.31966.188717.995bbDXYmmF拟合方程达到 0.015 的显著性水平。（4）平衡块质心距 D 点距离为情况，拟合方程为：m09. 02238.101057.409424.1125bbDXYmmF拟合方程达到 0.025 的显著性水平。（5）平衡块质心距 D 点距离为m11. 0情况，拟合方程为：2678.117949.417185.1092bbDXYmmF拟合方程达到 0.012 的显著性水平。由图 4.7 和各拟合方程可知，三角摆块平衡块质心距 D 点距离br为m03. 0和m05. 0时，DXYF与bm呈直线关系，DXYF随bm的增加而减小；平衡块质心距 A 点距离为m07. 0、m09. 0和m11. 0时，DXYF与bm呈二次曲线关系，由拟合方程可得：当mrb07. 0时，有kgmb0396. 3使DXYF存在最小值为N5262.708；当mrb09. 0时，有kgmb0203. 2使DXYF存在最小值为N2204.712；当mrb11. 0时，有kgmb7758. 1使DXYF存在最小值为N0847.721。4.3.7 曲柄平衡块质心位置和质量对机构振动综合影响prpm由 SIMULINK 仿真数据得出pm、pr和AXZF三者之间关系的三维图形如图 4.8 所示。由图可知，当以AXZF为目标函数进行优化计算时，平衡块质量pm和质心位置pr之间存在着如下关系：在AXZF一定的情况下，平衡块质量增大，质心到回转中心的距离减小；质量减小，距离增大。鉴于使AXZF最小化考虑，确定平衡块质量kgmp1135. 2，质心位置mmrp08. 0。由 SIMULINK 振动仿真模型可导出优化前 A 点受力如图 4.9 所示：图 4.8 rp和 mp对机构综合振动影响图Fig 4.8The comprehensive effort of vibration for both rp and mp26优化后 A 点受力如图 4.10 所示：通过比较，优化后较优化前 A 点 X 方向上力的振幅减少了 44.2%，Z 方向上力的振幅减少了22%，减少了 36.7%。AXZF4.3.8 三角摆块平衡块质心位置和质量对机构振动综合影响brbm由 SIMULINK 仿真得出bm、br和DXYF三者之间关系的三维图形如图 4.11 所示，对DXYF、三角摆块平衡块质量bm和质心位置br之间也存在着如下关系：在DXYF一定的情况下，平衡块质量增大，质心到回转中心的距离减小；质量减小，距离增大。鉴于使DXYF最小化考虑，确定平衡块质量为kgmb0396. 3，图 4.9 优化前 A 点受力图Fig 4.9 Forces on point A before optimization图 4.10 优化后 A 点受力图Fig 4.10 Fo