曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)振動研究—基于慣性力平衡法

周躍鵬，陳樹人，唐 忠，李耀明，張浩天

(江蘇大學 農(nóng)業(yè)裝備工程學院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

秸稈是我國糧食生產(chǎn)中的必然產(chǎn)物，也是重要的生物質(zhì)資源，全球每年產(chǎn)生20億t秸稈，有7億t在我國[1]。為減少糧食收獲后剩余秸稈對后續(xù)種植的影響，大量的秸稈需要搬離農(nóng)田，為便于秸稈搬運及提高搬運效率，秸稈打捆成為其中重要的環(huán)節(jié)。為此，國內(nèi)外產(chǎn)生了大量的秸稈打捆機械，但國產(chǎn)秸稈壓縮機構(gòu)存在振動較大的問題，嚴重影響著整機的可靠性及工作性能[2]。

為降低壓縮打捆類結(jié)構(gòu)振動，李海星等[3]針對滿載運輸工況下抓斗振動進行了振動系統(tǒng)動力學研究；潘世強等[4]利用ANSYS分析了打捆機卷壓滾筒振動特性；張翔等[5]通過研究打捆壓縮機構(gòu)的固有頻率和振型，獲得了偏置式曲柄滑塊機構(gòu)的較大形變區(qū)域；于航等[6]應用ADAMS軟件對打捆機關鍵部件壓縮板進行工作載荷測試與分析，獲得壓縮板的固有頻率及振型的相應變化規(guī)律；陶雷等[7]利用ANSYS軟件對機架進行靜力學和模態(tài)分析，設計出了輕質(zhì)高強度的打捆機機架。以上結(jié)果為秸稈壓縮打捆機構(gòu)的減振設計提供了重要的參考，但目前仍然難以解決曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在秸稈壓縮過程中產(chǎn)生的強烈振動問題[8-9]。

為此，本文通過分析秸稈壓縮過程中的運動狀態(tài)及慣性力，并采用振動測試分析及慣性力平衡法設計了曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的自平衡結(jié)構(gòu)及模型。

1 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)

本文以市場上江海牌MJDZ190自走式秸稈撿拾打捆機為研究對象，對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)進行振動測試與減振設計。該機型的曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)如圖1所示。

圖1 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)Fig.1 Crank slider mechanism of straw compression

曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 1 Structural parameters of crank slider mechanism in straw compression

2 壓縮過程振動測試

為獲得曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在秸稈壓縮過程中產(chǎn)生的振幅，在秸稈壓縮室外壁選取14個測點，對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在空載運行狀態(tài)下的壓縮機構(gòu)振動特性進行測試。本文選取沿壓縮結(jié)構(gòu)布置的振動測點位置及振動方向如表2所示。

表2 PCB加速度傳感器測點及方向Table 2 Measuring point and direction of PCB sensor

振動信號測試與分析采用江蘇東華測試的DH5902動態(tài)信號采集儀，傳感器采用PCB公司的356A16型三向加速度傳感器。在動態(tài)信號采集分析軟件中，設置采樣頻率為2kHz，采樣方式為連續(xù)采樣，時域點數(shù)為8 192個。其中，試驗測得的信號為時域波形，如圖2所示。

圖2 壓縮活塞處時域波形圖Fig.2 Time domain waveform in compression piston

將各個測點的時域波形圖通過二次積分和濾波處理轉(zhuǎn)化為位移幅值信號，對所測通道二次積分后得各個測點振幅如表3所示。

表3 各測點振動位移幅值Table 3 Vibration amplitude of each measuring point mm

由表3可知：當曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在往復運動時，壓縮式外側(cè)壁前后方向振動幅度最大為49.39mm，上下方向為36.86mm，左右方向振幅最小為19.25mm；壓縮式外側(cè)壁前后方向振動主要是由曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的曲柄滑塊機構(gòu)往復運動造成，機構(gòu)工作時曲柄會產(chǎn)生較大旋轉(zhuǎn)慣性力，滑塊沿軌道運動時會產(chǎn)生往復慣性力，從而導致整個機構(gòu)產(chǎn)生較大的振動幅值。

將曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)建立運動模型，結(jié)果如圖3所示。

圖3 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)運動結(jié)構(gòu)圖Fig.3 Motion structure of crank slider mechanism

圖3中，A點為曲柄的旋轉(zhuǎn)中心，B點為曲柄與連桿的連接點，C點為連桿與滑塊的連接點，D點為B點在水平軸上的投影。當曲柄滑塊機構(gòu)處于圖示位置時，滑塊行程可以表示為

S=(L+R)-(AD+CD)

(1)

設曲柄AB繞軸A以角速度ω作勻速運動，曲柄半徑AB=R，連桿BC=L，曲柄半徑與連桿長度的比值為λ=R/L，C1點與C2點分別為滑塊左右兩側(cè)的極限位置。取滑塊右側(cè)極限位置為滑塊行程的起點，滑塊從C2點到C點的行程為S，曲柄對應逆時針轉(zhuǎn)角記為θ，連桿與水平方向夾角為β，則行程S可表示為

S=(L+R)-(Rcosθ+Lcosβ)

(2)

根據(jù)曲柄滑塊構(gòu)成的三角形結(jié)構(gòu)，可將滑塊行程表示為

(3)

(4)

由于λ較小，故λ的高階可忽略不計，則式(4)可得簡化為

(5)

即滑塊行程S可表示為

(6)

對式(6)進行時間微分，即得到滑塊的速度為

(7)

再對式(7)進行微分，可得到滑塊在任意位置的加速度為

a=-ω2R(cosθ+λcos2θ)

(8)

由式(8)可知：滑塊的加速度大小與轉(zhuǎn)速的平方成正比，當曲柄轉(zhuǎn)速較大時，滑塊的加速度會產(chǎn)生較大的慣性力。

3 秸稈壓縮機構(gòu)的慣性力自平衡

設曲柄滑塊機構(gòu)活動件總質(zhì)量為M，機構(gòu)質(zhì)心為P點，加速度為a，要使曲柄滑塊機構(gòu)總慣性力平衡(即該機構(gòu)總慣性力為0)，但構(gòu)件總質(zhì)量M≠0，則加速度需為0，即曲柄滑塊機構(gòu)質(zhì)心P要保持靜止不動[10]。

3.1 完全平衡法

在連桿反方向E點處加平衡質(zhì)量ME，使ME與MC的質(zhì)心位于B點處，再在曲柄反方向F點處加平衡質(zhì)量MF，使機構(gòu)總質(zhì)心固定于點A處。因此，在機構(gòu)運動過程當中，質(zhì)心固定在A點保持靜止，秸稈壓縮結(jié)構(gòu)理論上完全平衡，如圖4所示。

圖4 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)完全平衡圖Fig.4 Complete equilibrium diagram of crank slider mechanism in straw compression

對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)各部分構(gòu)件進行尺寸測量和稱重，可得滑塊處等效質(zhì)量為65kg，連桿長度為560mm，連桿大頭端延長200mm至E點，由MERe=MCLBC可得ME=182kg；進而可得B點處的集中質(zhì)量約為247kg，由MBR=MFRf，可得MF=261.82kg。通過對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)加兩塊質(zhì)量實現(xiàn)秸稈壓縮機構(gòu)的自平衡，理論上可完全平衡壓縮打捆裝置工作時產(chǎn)生的振動。

3.2 部分平衡法

通過曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的質(zhì)量進行慣性力自平衡方式，建立曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)的結(jié)構(gòu)如圖5所示。

圖5 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)部分平衡圖Fig.5 Partial equilibrium diagram of crank slider mechanism in straw compression

圖5中，在曲柄反向延長線上F點處加一質(zhì)量塊M1，可平衡MB產(chǎn)生的慣性力。質(zhì)量MC做往復運動，由式(8)可知滑塊運動加速度，則MC所產(chǎn)生的往復慣性力為

FC=MCω2Rcosθ+MCω2Rλcos2θ

(9)

為平衡FC，可在F點處再加一平衡質(zhì)量塊M2，則M2產(chǎn)生的慣性力F=M2ω2Rf在坐標軸上的投影為

(10)

若Fx=FC(即MCR=M2Rf)，則質(zhì)量MC產(chǎn)生的一階往復慣性力完全被Fx平衡，但同時在豎直方向上又引入新的不平衡慣性力Fy，也會導致豎直方向產(chǎn)生較大振動[11]。

為提高秸稈壓縮結(jié)構(gòu)的慣性力平衡效果，常取M2Rf=(1/3～1/2)MCR，即平衡水平方向的部分第1階慣性力，并在豎直方向增加比第1階慣性力小些的慣性力，從而使曲柄滑塊機構(gòu)達到較好的自平衡[12]。

對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)各部分構(gòu)件進行尺寸測量和稱重，可得滑塊處等效質(zhì)量為65kg，B點處等效質(zhì)量為10kg，將曲柄反向延長250mm，曲柄回轉(zhuǎn)半徑取265mm，由M1Rf=MBR可得M1=10.6kg。由于M2Rf=(1/3～1/2)MCR，可得M2=(22.96～ 34.45)kg。為便于設計，可取值為30kg。

同理可得，曲柄滑塊機構(gòu)在F點處所需加的平衡塊MF=M1+M2=(33.56～45.05)kg。為便于設計，可取值為40kg。通過對曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)加塊質(zhì)量實現(xiàn)秸稈壓縮機構(gòu)的自平衡，可有效降低壓縮打捆裝置工作時產(chǎn)生的振動。

通過計算結(jié)果可看出：盡管曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)理論上可以做到慣性力完全平衡，然而在實際運用過程中整個機構(gòu)太過復雜，且需加的平衡塊質(zhì)量過大，會導致很多其它問題，甚至影響曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)正常工作，因此采用部分平衡法(即在F點處加平衡塊)平衡滑塊一階慣性力的一部分。

4 曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)優(yōu)化

依據(jù)以上對曲柄滑塊秸稈壓縮結(jié)構(gòu)的慣性力平衡結(jié)果，采用SolidWorks對優(yōu)化后的曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)進行三維建模，結(jié)果如圖6所示。

圖6 基于慣性力平衡的秸稈壓縮結(jié)構(gòu)Fig.6 Straw compression structure based on inertial force

秸稈壓縮機構(gòu)曲柄延長端增加延長端面，在延長端上配置兩個10kg的質(zhì)量塊，可以將曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在秸稈壓縮過程中的振動有效減低。

5 結(jié)論

1)曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)外側(cè)壁的前后振幅為18.94～49.39mm，其最大振幅出現(xiàn)在打結(jié)器傳動軸側(cè)面上；壓縮機構(gòu)左右側(cè)振幅為5.49～ 19.25mm，其振幅最大值出現(xiàn)在曲柄滑塊喂料口上側(cè)；壓縮機構(gòu)上下振幅為2.63～ 36.86mm，振幅最大值出現(xiàn)在曲柄滑塊喂料口上側(cè)。

2)當曲柄滑塊機構(gòu)滑塊質(zhì)量為65kg、連桿質(zhì)量為6.05kg、曲柄質(zhì)量為13.8kg、曲柄回轉(zhuǎn)半徑取265mm時，在曲柄反向延長線上加40kg的配重塊，可以將曲柄滑塊秸稈壓縮機構(gòu)在秸稈壓縮過程中的振動有效減低。