李海星

（中南大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，湖南 長沙 410075）

蘆葦打捆機(jī)是一種用于蘆葦?shù)葪U狀作物拾取與抓舉并裝卸一體的新型農(nóng)業(yè)搬運(yùn)機(jī)械機(jī)械，由于工作場(chǎng)地凹凸不平，工作裝置易受到不平路面的激勵(lì)而引起劇烈振動(dòng)，從而影響抓斗內(nèi)物料的完整性和作業(yè)效率，極大地限制了高速高效高安全性的作業(yè)需求。

本文基于油氣減振的工作原理，對(duì)系統(tǒng)各組成環(huán)節(jié)進(jìn)行詳細(xì)建模分析，推導(dǎo)出了油氣減振系統(tǒng)的非線性輸出載荷的表達(dá)式，并對(duì)蘆葦打捆機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)建模，最后運(yùn)用MATLAB/Simulink動(dòng)態(tài)工具箱對(duì)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)性能仿真，以研究油氣減振系統(tǒng)對(duì)工作裝置質(zhì)心振動(dòng)位移和抓斗質(zhì)心振動(dòng)加速度的衰減效果。

1 油氣減振系統(tǒng)組成與工作原理

油氣減振系統(tǒng)液壓原理，本文主要研究滿載工況下即高壓蓄能器接入時(shí)振動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能。當(dāng)系統(tǒng)受到外界激勵(lì)信號(hào)產(chǎn)生振動(dòng)時(shí)，引起減振缸作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，在壓縮行程中，主要利用蓄能器的彈性變形來緩沖振動(dòng)沖擊，并通過控制節(jié)流閥閥口開度產(chǎn)生較小的阻尼力，衰減一部分振動(dòng)能量；在拉伸行程中，單向節(jié)流閥產(chǎn)生阻尼作用，抑制活塞的上移，并通過減小比例節(jié)流閥的閥口開度，獲得較大的阻尼力，衰減大部分的振動(dòng)能量，達(dá)到迅速減小由激勵(lì)引起的工作裝置振動(dòng)的目的。

2 油氣減振系統(tǒng)的非線性輸出載荷

油氣減振系統(tǒng)主要由蓄能器作為彈性元件來吸收振動(dòng)沖擊，由節(jié)流閥作為阻尼元件產(chǎn)生阻尼力來耗散振動(dòng)能量，所以系統(tǒng)的兩個(gè)重要輸出載荷為剛度載荷和阻尼載荷。下面通過對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模來求解系統(tǒng)的輸出力。

根據(jù)前面所建立的油氣減振系統(tǒng)原理圖，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)學(xué)建模可按下圖進(jìn)行分析，如圖1所示。

圖1 油氣減振系統(tǒng)建模分析簡圖

假設(shè)缸筒固定，減振缸在一定的預(yù)加載荷下處于平衡位置，現(xiàn)施加一個(gè)外部的位移激勵(lì)信號(hào)，則活塞桿組件相對(duì)缸筒作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，取壓縮行程為正，拉抻行程為負(fù)；F為活塞桿組件在運(yùn)動(dòng)過程中由于油氣減振系統(tǒng)作用而產(chǎn)生的輸出力；P1、P2為減振缸有桿腔和無桿腔油液的實(shí)時(shí)壓力；P3為電液比例節(jié)流閥與蓄能器接口處的壓力；P4為為蓄能器中油液的壓力；PA為蓄能器內(nèi)壓縮氣體的壓力。

根據(jù)分析計(jì)算可得出油氣減振系統(tǒng)的非線性輸出阻尼載荷為 ：

3 車輛振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

3.1 物理振動(dòng)模型

基于油氣減振系統(tǒng)的工作裝置與車架之間不再是剛性連接，根據(jù)前面對(duì)系統(tǒng)的非線性剛度和阻尼特性分析，系統(tǒng)可簡化為一組并聯(lián)的非線性彈性元件和阻尼元件，得出加入油氣減振系統(tǒng)后車輛動(dòng)力學(xué)三自由度振動(dòng)模型。

3.2 振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)建模

本文采用拉格朗日方程來建立蘆葦打捆機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程。

由拉格朗日方程得出加入油氣減振系統(tǒng)的蘆葦打捆機(jī)三自由度振動(dòng)微分方程組矩陣形式為：

減振缸偏離平衡位置的位移可由狀態(tài)變量θ和α來表示：

將式(4)代入公式替換微分方程組中的線性彈性力和阻尼力即得出蘆葦打捆機(jī)三自由度振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程。

4 振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真

4.1 仿真方塊圖模型的建立

根據(jù)以上所推出的動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型，建立其仿真方塊圖模型。

4.2 系統(tǒng)仿真參數(shù)的確定

本文以ZHL3210型號(hào)蘆葦打捆機(jī)為研究對(duì)象，振動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真所需的參數(shù)值總結(jié)見表1。

表1 動(dòng)力學(xué)仿真參數(shù)

4.3 隨機(jī)路面輸入模型

路面的不平度通常用路面功率譜密度來表示，其時(shí)域內(nèi)的擬合表達(dá)式為：

由于工程車輛的行駛路面一般較差，所以按照路面不平度的分級(jí)標(biāo)準(zhǔn)選取D級(jí)路面作為不平路面的激勵(lì)輸入，由分級(jí)標(biāo)準(zhǔn)表可查出Gq（n0）=1024×10-6m2/m-1，當(dāng)車速v=12km/h時(shí)，可算出路面譜密度，即得該速度下的D級(jí)隨機(jī)路面模型。

5 仿真結(jié)果分析

根據(jù)以上所建立的隨機(jī)路面模型，由仿真得出D級(jí)隨機(jī)路面激勵(lì)模型如圖2所示。

圖2 D級(jí)隨機(jī)路面模型

行駛運(yùn)輸過程中工作裝置質(zhì)心的振動(dòng)位移反映了油氣減振系統(tǒng)的隔振效果，抓斗質(zhì)心的加速度則反映了工作裝置的行駛平順性和抓斗內(nèi)的物料完整性。故本文選取這兩個(gè)質(zhì)心位置作為測(cè)試點(diǎn)來評(píng)價(jià)減振效果。

在D級(jí)隨機(jī)路面激勵(lì)下，加入油氣減振系統(tǒng)前、后質(zhì)心的位移響應(yīng)如圖3所示。

圖3 加入減振系統(tǒng)前后的工作裝置質(zhì)心位移

加入減振系統(tǒng)后，質(zhì)心的位移幅值明顯減小。在同等路面激勵(lì)下，加入減振系統(tǒng)前、后的工作裝置位移響應(yīng)的位移均方根值降低了23.16%。下面來比較位移傳遞系數(shù)和隔振效率，D級(jí)隨機(jī)路面模型可得出激勵(lì)位移對(duì)應(yīng)的隔振效率為25.75%和42.95%。

圖4 加入減振系統(tǒng)前后的加速度對(duì)比

由圖可見，在此激勵(lì)下，加入油氣減振系統(tǒng)后抓斗質(zhì)心處振動(dòng)加速度明顯減小,加入減振系統(tǒng)前、后加速度均方根值分別為6.4926m/s2和1.3809m/s2，降低了78.73%，可知油氣減振系統(tǒng)很好的保持了工作裝置的行駛平順性。

6 結(jié)論

本文通過對(duì)蘆葦打捆機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真得出：

（1）工作裝置質(zhì)心的振動(dòng)在加入油氣減振系統(tǒng)前、后，位移均方根值降低了23.16%，位移傳遞系數(shù)下降了0.172，隔振效率提高了17.2%，很好的隔絕了振動(dòng)能量的傳遞。

（2）加入油氣減振系統(tǒng)前、后抓斗質(zhì)心的振動(dòng)加速度均方根值降低了78.73%，很好的保持了抓斗內(nèi)的物料完整性。

研究表明所提出了油氣減振方法，對(duì)隔絕了振動(dòng)能量向工作裝置的傳遞進(jìn)而滿足行駛平順性要求和保證物料的完整性具有很好的工程效果，并對(duì)其他工程車輛減振系統(tǒng)的使用以及設(shè)計(jì)具有一定的參考價(jià)值。

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