基于油氣減振的蘆葦打捆機振動系統(tǒng)仿真分析

李海星

（中南大學(xué)機電工程學(xué)院，湖南 長沙 410075）

蘆葦打捆機是一種用于蘆葦?shù)葪U狀作物拾取與抓舉并裝卸一體的新型農(nóng)業(yè)搬運機械機械，由于工作場地凹凸不平，工作裝置易受到不平路面的激勵而引起劇烈振動，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，對系統(tǒng)各組成環(huán)節(jié)進行詳細建模分析，推導(dǎo)出了油氣減振系統(tǒng)的非線性輸出載荷的表達式，并對蘆葦打捆機振動系統(tǒng)進行了動力學(xué)數(shù)學(xué)建模，最后運用MATLAB/Simulink動態(tài)工具箱對振動系統(tǒng)進行了動力學(xué)性能仿真，以研究油氣減振系統(tǒng)對工作裝置質(zhì)心振動位移和抓斗質(zhì)心振動加速度的衰減效果。

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振動系統(tǒng)的動力學(xué)性能。當(dāng)系統(tǒng)受到外界激勵信號產(chǎn)生振動時，引起減振缸作往復(fù)運動，在壓縮行程中，主要利用蓄能器的彈性變形來緩沖振動沖擊，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，衰減大部分的振動能量，達到迅速減小由激勵引起的工作裝置振動的目的。

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沖擊，由節(jié)流閥作為阻尼元件產(chǎn)生阻尼力來耗散振動能量，所以系統(tǒng)的兩個重要輸出載荷為剛度載荷和阻尼載荷。下面通過對系統(tǒng)進行數(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，對系統(tǒng)進行數(shù)學(xué)建?？砂聪聢D進行分析，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)施加一個外部的位移激勵信號，則活塞桿組件相對缸筒作往復(fù)運動，取壓縮行程為正，拉抻行程為負；F為活塞桿組件在運動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時壓力；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 車輛振動系統(tǒng)動力學(xué)建模

3.1 物理振動模型

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)后車輛動力學(xué)三自由度振動模型。

3.2 振動系統(tǒng)動力學(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振動系統(tǒng)的運動微分方程。

由拉格朗日方程得出加入油氣減振系統(tǒng)的蘆葦打捆機三自由度振動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三自由度振動系統(tǒng)動力學(xué)方程。

4 振動系統(tǒng)動力學(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型號蘆葦打捆機為研究對象，振動系統(tǒng)動力學(xué)仿真所需的參數(shù)值總結(jié)見表1。

表1 動力學(xué)仿真參數(shù)

4.3 隨機路面輸入模型

路面的不平度通常用路面功率譜密度來表示，其時域內(nèi)的擬合表達式為：

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標(biāo)準(zhǔn)選取D級路面作為不平路面的激勵輸入，由分級標(biāo)準(zhǔn)表可查出Gq（n0）=1024×10-6m2/m-1，當(dāng)車速v=12km/h時，可算出路面譜密度，即得該速度下的D級隨機路面模型。

5 仿真結(jié)果分析

根據(jù)以上所建立的隨機路面模型，由仿真得出D級隨機路面激勵模型如圖2所示。

圖2 D級隨機路面模型

行駛運輸過程中工作裝置質(zhì)心的振動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。故本文選取這兩個質(zhì)心位置作為測試點來評價減振效果。

在D級隨機路面激勵下，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級隨機路面模型可得出激勵位移對應(yīng)的隔振效率為25.75%和42.95%。

圖4 加入減振系統(tǒng)前后的加速度對比

由圖可見，在此激勵下，加入油氣減振系統(tǒng)后抓斗質(zhì)心處振動加速度明顯減小,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

本文通過對蘆葦打捆機振動系統(tǒng)進行動力學(xué)仿真得出：

（1）工作裝置質(zhì)心的振動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，對隔絕了振動能量向工作裝置的傳遞進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，并對其他工程車輛減振系統(tǒng)的使用以及設(shè)計具有一定的參考價值。

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