机械动力学与动态特性分析.docx

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任课教师： 蒙艳玫
学 院： 机械工程学院
专 业： 机械制造及其自动化
姓 名： 韦荣发
学 号： 1211301011
1、用机械网络分析一下系统的简化模型: 碎石机〔用双重动力减震器〕
M2 M3
画出上述系统的机械网络图，设计和分析减振效果 解：〔1〕由上图可得其机械网络图，如图 1-1 所示
图 1-1
〔2〕设计与分析
由图 1-1 机械网络图可知，整个系统会因偏心质量而发生振动，偏心质 量m， 偏心距为 e,因此，激振力为：Ffi】緞/曲药 i：
由以上条件，依据基尔霍夫 节点定律列出位移响应方程：
/〔叫+血』
”0
kt+ks+kB-ua-niJ
—kj^
“丄
kj+ kj-
det bl
),
导纳阵为： M = [z]-1 =
所以，假设要消退 m2、K2 系统的振动，即在 m2 点激振时，其位移响应等于零,
则其自导纳 H22=0，所以,
kj+kj-D1
-.。所以:
k2 + k3 - M2 ■ (m2 + m3) = 0
当激振力的频率等于该频率时,
m2
和 m3 ，只要合理的选择减振器的质量、刚度, 使它在单独振动时的固有频率等于激振力的频率，就能够消碎石机的振动。
2、结合实际争论课题，以一实际构造或机器为对象，
〔1〕作 FRFS 测试分析，试述：
目的
结合甘蔗实地种植状况和蔗地地形,利用 ADAMS View 建立一个轮式小型 甘蔗收割机的样机模型，对其行走转向性能进展仿真分析，并在平路面根底上建 立了田间常见障碍物模
型，进一步对收割机越障性能进展仿真争论 ；通过虚拟仿 真和物理试验相结合的方法，分析
比较了不同轴承及间距对刀轴刚性及甘蔗断面 切割质盆的影响，并在此根底上提出了一种高刚性的轴承布局方法 ，为设计低破头 率的小型甘蔗联合收获机切割器供给了依据
方法、原理
① 选用多体动力学仿真软件 ADAMS View 作为仿真分析的软件平台
② 将切割器的构造在 Pro/E 软件中建立三维实体模型，然后将模型导入到
ANSYS 软件中，将轴承利用弹性单元进展模拟
试验装置，过程
选用多体动力学仿真软件 ADAMS View 作为仿真分析的软件平台,对轮胎、 悬架转向盘和地面进展。简化建模。模型中所用到的是全局坐标系 ：坐标原点在两前轮中心连线中点，收割机前进方向为 X 轴负向，垂直水平面对上为丫 轴正向,
Z 轴正向由右手定则确定，其质量和转动惯量与实际底盘一样。依据甘蔗种植情
况，模型的一些根本参数设定如下：前、后轮距为 ,两侧轮距为 ,整机 质量为
103 kg,重心位置坐标为(0, 600, 0),左、右根切器刀盘上外表中心 位置坐标分别为(-
2361, 164,-230 和(-2361, 164, 230。前悬架弹簧分别置于前悬 架左、右侧上横臂处，其刚度和阻尼值参照文献分别取 129 8N/mm 和 6000;后
悬架弹簧分别置于后悬架左、右侧斜置臂处，其刚度和阻尼值参照文献［3］分别取
160 2N/mm 和 6000。在 ADAMS 中选择轮胎文件()和路面谱文件
(mdi_2d_flat rdf),轮胎特性数值如表 1 所示。收割机转向样机模型承受前轮转向、 后轮驱动。
图i 收割机转向样机模世
耦合副 JOINT_48 和转向
横拉杆与底盘之间的移动副 JOINT_41,其作用是将方向盘的转动转换成转向横 拉杆的水平移动，从而转变车轮的转向。耦合副 2 所示。
lodify Coupler
None
Two Join! Co«4ef By Dtsphcemerii 3
图 2 耦合副 COUPLER_1 的数值设置界面
构趁弹性联接徽型首先构建切割器旋转轴的弹性联接模型用轴承支撑的梁 或轴,可以将轴承简化为弹性联接单排的滚珠轴承可简化为径向刚度系数为 kr,
轴向刚度系数为 ka。的弹摘一阻尼单元切割器的旋转轴承受一对圆锥滚子轴承 作为支撑，各个
尺寸参数承受文献供给的较优水平组合刀盘直径为 380mm,刀片 伸出长度为 50mm,刀轴直径为 40mm,盘转速为 800r/min 而，甘蔗进给速度为 400mm/s,刀盘无倾角轴承间距分别设为 50,125 和 200mm 3 种水平依据上述分析， 首先将切割器的构造
在 Pro/E 软件中建立三维实体模型撚后将模型导入到 ANSYS 软件中,将轴承利用弹性单元进展 模拟，在刀轴的相应位置处立弹黄一阻尼单元 ， 外圈节点用 建立,内圈节点承受建立，同时保证弹焚单元的有限元数目为，外圈节 点全部限制自由度，内圈节点限制轴向自由度，同时承受 划分单元，质量承受 单 元添加,翰入单元定义所需要的实常数，三维实体承受单元进展网格划分，划分网 格后的有限元模型见图。
数据处理，结果争论
图 3a 所示为收割机转向时后轮驱动力的变化曲线，从图 3a 中可知，后轮驱 动力在转向时稳定在 7~9 5kN。
图 3b 所示为转向时整机的速度变化曲线。速度随时间不断增加是由于驱动 力始终存在，
并且路面平坦无障碍，仿真完毕时到达 5m/ s。
图 3c 所示为转向时整机的加速度变化曲线，仿真刚开头消灭的加速度值高 达 1X
104mm/s2,主要是由于模型中轮胎和地面有肯定的初始间隙所致
机加速度逐步稳定在 2X 103mm/ s2 以内。
，此后整
图 3d 所示为整车转弯半径变化曲线，仿真刚开头消灭的转弯半径值高达 5 X 104m,主要是由于施加转向力的 Step 函数是在仿真后 2s 才开头作用，4s 后转 弯半径值稳定在较低的范
围内。转弯时后轮驱动力稳定
转弯半径和加速度在仿真刚开头时消灭一个峰值
；收割机速度平稳增加；
，主要是由于转向力矩施加的
时间是在仿真开头后 2s,以及轮胎和地面之间存在肯定距离。由于实际运用甘蔗 收割机时其速度一般不会到达图 3b 中 5m/s 的速度，并且田间路面一般存在田 埂、坡坎和土堆等障碍物，所
以有必要对此甘蔗收割机在低速时越障性能进展仿 真争论。
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〕0 20 30 40 50 60 0 0 10 20 30 40 50 60 70
aj 转向时后轮極动力菌变化 IHI 餓 时间/&
b〕转向时整机的逋度症化 1111 跌
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|割 3 转向时后轮菠动力和幣机速度‘加連度及转疔半径变化曲线
由此可知，收割机在田间作业时前轮越障对割刀跳动的高度和速度影响较 大，障碍物对收
割机直线行驶力量的影响微乎其微。
利用双刀盘切割力的阅历计算公式，在刀片的边缘点处施加 F=80N 的侧力，模 拟得到力施加点 X,Z 切割边缘点和刀片伸出中点相对应的各点的，方向的位移量 图 显示轴承间距为 时, 个采样点在加载切割时间范围内的位移变化曲线间距分 别为 50mm,条件下的个采样点的，方向
位移变化量见表。
4
*
S J
TIM
由以上分析可知虚拟分析结果是牢靠的，故将轴承个数调整为 4 个，由 2 对背 靠背设置的角接触球轴承和 2 个深沟球轴承组合运用，排布方式见以下图
，写一篇综述〔6000 字〕
小型甘蔗收割机刀盘振动争论
摘要：切割系统是甘蔗收割机重要的组成局部，切割系统设计的好坏直接 影响着收割机的收割质量和被砍断后甘蔗能否顺当进入后面的剥叶断尾机构。 根 据课题组前期的争论成果可
知，刀盘的振动是引起甘蔗收获过程中破头率过高的 主要缘由。本文主要是针对整机布局中，发动机、剥叶机、刀盘本身等机构，在 工作工程中产生的激振对刀盘刀片的响应进展分析争论，找出影响刀盘刀片振动 的主要振源。通过验证当前我们物理样机切割系统的刚性以及切割质量而获得宝 贵的数据，为下一步物理样机的改进供给依据，也为下一台甘蔗收割机的设计提 供理论参
考。
关键词：甘蔗收获机破头率刀盘振动
振动的强弱用振动量来衡量，振动量可以是振动体的位移、速度或加速度。 振动量假设超
过允许范围，机械设备将产生较大的动载荷和噪声， 从而影响其工 作性能和使用寿命，严峻时会导致零、部件的早期失效。例如，透平叶片因振动 而产生的断裂， 可以引起严峻事故。 由于现代机械构造日益简单， 运动速度日益 提高，振动的危害更为突出。反之，利用振动原理工作的机械设备，则应能产生 预期的振动。 在机械工程领域中， 除固体振动外还有流体振动， 以
及固体和流体 耦合的振动。空气压缩机的喘振，就是一种流体振动。
设计机械设备时， 应周密地考虑所设计的对象会消灭何种振动， 是线性振动 还是非线性振动以及振动的程度， 把振动量掌握在允许范围内的方法。 这是打算 设计方案时需要解决的问题。 已有的机械设备消灭超过允许范围的振动时， 需要 实行减振措施。 为了减小机械设备本身的振动， 可配置各类减振器。 为减小机械 设备振动对四周环境的影响， 或减小四周环境的振动对机械设备的影响， 可实行 隔振措施。系统受到瞬态鼓励时，它的力、位移、速度、加速度发生突然变化的 现象，称为冲击。一般机械设备经受得起微弱的冲击，但经受不起猛烈的冲击。 为了保护机械设备不致于受猛烈冲击而破坏， 可实行缓冲措施， 以减轻冲击的影 响。如飞机着落时， 轮胎、起落架和缓冲支柱等分别承受和吸取一局部冲击能量， 借以保护飞机安全
着陆。减小机械噪声的根本途径主要在于掌握噪声源的振动 , 在需要的场合 ,也可配置消声器。
自从应用机械阻抗、 系统识别和模态分析等技术以来， 人们已成功地解决了 很多简单的振动问题。 在鼓励的状况下， 设计系统的振动特性， 使它的响应 满足所需要求， 称为振动设计。 在系统的鼓励和响应的条件下争论系统的特 性，即用试验数据与数学分析相结合的方法确定振动系统的数学模型， 称为系统 识别。假设机械构造运动方程的一般形式， 系统识别则简化为参数识别。 参数 识别可以在频域内进展， 也可以在时域内进展， 有的则需要在频域和时域内同时 进展。在系统的特性和响应的条件下争论鼓励，称为环境推测。振动设计、 系统识别和环境推测三者可以概括为现代振动争论的根本内容。 在机械工程领域 内，为确保机械设备安全牢靠地运行， 机械构造的振动监控和诊断也引起人们的 重视。在争论方法上， 振动测试是与理论分析计算结合承受的。
本文结合甘蔗收获机课题组目前的争论， 将机械振动学的理论和收割机刀盘 的振动联系起来， 寻求降低刀盘垂直方向的振动来提高收割质量的方法， 为下一 台甘蔗收割机的设计供给理论参考。
一、试验争论背景
甘蔗联合收获机的振源主要来自五个方面，发动机、切割器、输送系统、剥 叶断尾机构和路面的随机鼓励。本文主要争论切割器振动对刀盘振动幅值的影
响。
切割器的振动：
切割器的振动主要由其上的螺旋提升装置动不平衡引起的周期性振动。 切割 器处于车架的约束状态下旋转时，由于切割器的安装存在肯定的倾斜角度， 螺旋 不平衡所引起的惯性力在垂直方向上产生重量，所以切割器所引起的振动主要有 左右方向和垂直方向的振
动，其中垂直方向的振动正是我们关注的焦点。 频率为：
60〔切
式中：n—发动机转速〔r/min〕
课题组通过模拟试验，对刀盘不同转速下切割后蔗根状况统计如下表:
刀盘转速〔r/min〕
裂纹数
裂纹平均长度〔mm〕 裂纹平均厚度〔mm
〕 破头率
600



%
500



%
400

表 1

切割后蔗根状况统计

%
上表数据的统计是以 30 簇为统计样本，对统计项取平均值，当裂纹过节或 裂纹长度大于15mm 时就认为蔗根损坏。所以从表 1 的统计结果可以看出，原 有样机的破头率都是在 15% 以上，并且裂纹的平均长度也比较长，依据课题组前 期的争论成果［1］可知，破头率与刀盘的振动幅值的关系如图 1,依据论文对砍蔗 质量的统计指标，数值越大砍蔗质量越差，并且此数
值是无量纲量。
y = 5E-05^ - DL 0022? * 0. D296J + 0. OOBlx + 生勺羽
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图0 1 刀盘=振2幅与砍蔗质量的关系
从上图可以看出，切割质量是随着刀盘振动幅度的增加而下降
工作时振动幅值大是引起破头率过高的缘由之一，当振动幅值从

⑵，所以刀盘
增大
到 ,增幅仅 时，切割质量评分从 增大到 ，也就是说