一種割刀傳動機構的運動學及動力學分析

1、一種割刀傳動機構的運動學及動力學分析摘要：為降低切割機構的振動，對割刀傳動機構進行了運動學及 動力學分析并建立了分析方程式，聯(lián)立方程編程求解，可得到減少 切割機構振動所需的平衡配重的最優(yōu)位置和質(zhì)量大小。為切割機構 的優(yōu)化設計提供了一定的理論參考依據(jù)。關鍵詞：割刀；傳動機構；運動學分析；動力學分析中圖分類號：s225. 3文獻標識碼：a文章編號：0439-8114 (2012) 23-5494-02kinematics and dynamics analysis of a cutter driving mechanismsun jin-fengl, 2, li jiuting2, liu qua

2、n2, chen zhipeng2, zhcng kai-yuan2(1. college of engineering and technology, huazhong agricultural university, wuhan 430070, china；2. school of mechanical engineering, hubei university of technology, wuhan 430068, china)abstract： in order to reduce the vibration of cutter mechanism, the kinematics a

3、nd dynamics analysis on one cutter? s driving mechanism were carried out, and the analysis equations were established. the optimum position and the quality size of the counterweight that reducing the vibration of cutter mechanism were obtained it provided amechanism.key words： cutter； driving mechan

4、ism； kinematics analysis； dynamics analysis收割機的切割機構由切割器和割刀傳動機構組成。切割機構的功 用是切斷作物莖桿，對切割器的性能要求：割茬整齊（無撕裂）、 無漏割、功率消耗小、振動小、結構簡單、容易更換和適應性廣。 目前應用較為廣泛的是往復式切割器，為了使切割器的割刀做往復 運動，可采用曲柄滑塊機構、曲柄連桿機構、擺環(huán)傳動機構和行星 齒輪傳動機構等多種傳動機構。小型聯(lián)合收割機的割刀傳動機構的 結構如圖1所示1,該機構屬于曲柄滑塊機構，由曲柄、連桿、 割刀等組成。當曲柄做回轉運動時，割刀動刀片做往復運動實現(xiàn)切 割過程。由于動刀片在傳動機構的帶動下做

5、往復式運動，必然存在不斷變 化的加速度，會引起割臺較大的振動。為了降低振動程度，減少振 動造成的零部件損壞的發(fā)生，提高切割機構乃至整臺機器的可靠性 和工作質(zhì)量，有必要對割刀傳動機構進行運動學和動力學分析 2-4,確定平衡配重的大小和位置。1運動學分析割刀傳動機構運動學分析如圖2所示。已知常量為11、12、11。、 128、yb、3等,已知變量為0 lo1. 1建立位移方程機構的矢量方程為：a+b二b,將其轉化為簡析形式，有xa=ll cos 9 lya=ll sin 9 1(1)xb=xa+12 cos 9 2=11 cos 0 1+12 cos 0 2yb=ya+12 sin 0 2=11

6、sin0 1+12 sin 0 2=-c(2)由式(2)可得，sin 0 2=- (e+11 sin 0 1) /12,則0 2=arctan+ n (3)分析圖2的兒何關系可知：曲柄oa桿的質(zhì)心坐標為xl=llo cos 0 lyl=llo sin 0 1(4)連桿ab桿的質(zhì)心坐標為x2=xa+12a cos 9 2=llo cos 0 l+12a cos 0 2y2=ya+12a sin 0 2=1 losin 0 l+12a sin 0 2(5)1.2建立速度方程求式(1)的一階導數(shù)，得a點速度為x a=- 0 1' 11 singly' a= 9 1711 cos 9

7、1(6)求式(2)、(3)的一階導數(shù)，得ab桿角速度和滑塊速度為92z =(7)x b二x a-0 2, 12 sin0 2y, b二0(8)求式(4)的一階導數(shù)，得oa桿的質(zhì)心速度為x' 1=- 0 1' llo sin 0 ly7 1= 0 17 llo cos 0 1(9)求式(5)的一階導數(shù)，得ab桿的質(zhì)心速度為x 2二x a- 0 2z 12a sin 0 2yr 2=yf a+ 0 2z 12a cos 9 2(10)1.3建立加速度方程求式(1)的二階導數(shù)，得a點加速度為x" a 二一 (91' )211 cos 9 ly,z a 二一)211

8、sin 9 1 (11)求式(2)、(3)的二階導數(shù)，得ab桿角加速度和滑塊加速度為02"二(12)x b二x a-12 sin0 2+ ( 6 2 ) 2cos 0 2y,z b=0(13)求式(4)的二階導數(shù)，得oa桿的質(zhì)心加速度為xl =- ( 0 17 ) 2 llo cos 0 1 yl 二-(0 1 ) 2 llo sin 0 1(14)求式(5)的二階導數(shù)，得ab桿的質(zhì)心加速度為x2 二x a-12a 0 2,/ sin 8 2+ ( 02z ) 2cos®2y2 二ya+12a8 2 cos8 2+ ( 0 2 ) 2sin 0 2(15)2動力學分析設曲柄

9、滑塊機構采用鏈條傳動，受力分析圖，如圖3所示。分析曲柄oa桿的受力情況，得動力學平衡方程5為efx二fox+fp cos 9 -fax-mlxl,r 二oefy二foy+fp sin 9-fay-mlg-mlylff =0smo=fpr-i-faxya-fayxa-mlgxl=0 (16)式(16)中，r為鏈輪節(jié)圓半徑，&為鏈條傳動作用力的角度。分析連桿ab桿的受力情況，得動力學平衡方程為efx二fax+fbn cos 0 2+fbt cos ( 0 2+n/2) -m2x2" =0efy=fay+fbn sin 0 2+fbt sin ( 0 2+n/2) -m2gm2y2

10、,f =0ema=fbtl2-m2 (g+ya,f)(x2-xa) +m2x2"(y2-ya) -j2a 9 2,z =0(17)式(17)屮，j2a為連桿ab桿繞a點的轉動慣量。分析滑塊的受力情況，得動力學平衡方程為efx二-ffb+fbn cos ( 9 2- n ) +fbt cos ( 9 2- n /2) -m3xb,r =0efy二fnb+fbn sin ( 0 2-n ) +fbt sin ( 02-兀/2) -m3g=0(18)式(18)中，ffb=fn tan <bb, 為滑塊與滑道間的摩擦角，ffb 的方向fix' b決定，與” b反向。聯(lián)立式(1)式(18),輸入已知參數(shù)后用方程序列編程求解6, 即可求出各未知變量，從而得到曲柄平衡塊的最優(yōu)位置和最合理的 配置質(zhì)量。3小結在建立割刀傳動機構的運動學及動力學分析方程后，聯(lián)立方程編 程求解，可得到減少切割機構振動所需的平衡配重的最優(yōu)位置和質(zhì) 量大小。從而可以減少振動造成的零部件損壞的發(fā)生，提高切割機 構乃至整臺機器的可靠性和工作質(zhì)量為切割機及其整臺機器的優(yōu) 化設計提供了一定的理論依據(jù)。參考文獻：1李寶筏農(nóng)業(yè)機械學m北京：中國農(nóng)業(yè)出版社，2003.2趙 勻農(nóng)業(yè)機械分析與綜合m北京：機械工業(yè)出版社， 2009.3王健康，吳明亮，任述光，等往復式切割器傳動機構運動動 力學分