振动流动式（精选7篇）
振动流动式 篇1
0 引言
水稻秧盘育秧播种机械化是实现水稻种植机械化的关键环节。国内的水稻秧盘育秧播种设备是在引进、吸收和消化国外水稻秧盘育秧播种设备的基础上发展起来的。从20世纪80年代开始,随着水稻新品种、新技术和新工艺的出现,水稻秧盘育秧播种设备的研制也在不断地改进、完善和提高,大体上可以将我国水稻秧盘育秧播种设备分为3种,即机械式原理、振动式原理以及气吸式或气吸结合振动式原理的水稻秧盘育秧播种设备。
以上各种水稻秧盘育秧播种设备的定量供种方式一般采用槽轮[1]、勺轮或种箱直接供种(整箱种群堆积于充种区上方)等[2,3],并利用橡皮或毛刷调节门对种量进行控制。因机械性摩擦种子和种子间的过分挤压揉搓对水稻种芽损伤较重,产生的碎芽等杂质对播种性能影响很大(堵塞吸孔或阻塞移动通道)[4,5],本文介绍一种新型振动流动式水稻秧盘育秧播种器(专利号为CN200810027686.8),可有效克服以上的缺点和不足。
1 设计原理
1.1 结构特点与工作原理
图1是振动流动式水稻秧盘育秧播种器结构简图,可分为供种机构和匀种机构。供种机构主要由种箱支架、种箱、种箱振动器和导种板等组成;匀种机构主要由播种盘支架、气力振动器、筛分板、V形槽板、角度调节板和板簧等部件组成。
振动流动式水稻秧盘育秧播种器在无振动的条件下,种箱内的种子通过对各导种板安装角度的调节,形成明显的休止角,静止在导种板上,不排种。当种箱振动器振动时,种子的休止角被破坏,种箱内的种子流呈“S”形状排出。由于种箱内设置多层交叉导种板,可有效地控制种箱内的种子流动,使“S”形的种子流上端种层厚,下端种层薄,即种子流由厚变薄,排种量可得到有效控制。
从种箱中排出的水稻种子落入下面的筛分板上,在播种盘振动器的振动作用下,均匀地散布在筛分板上;经筛分板筛分除杂后沿其向下滑动,落入V形槽板上,在V形槽内的种子有序地排队并播出,从而实现整个播种过程。
1.2 关键部件
1.2.1 导种板
经试验分析,振动流动式水稻秧盘育秧播种器的种箱内设置6块交叉导种板的结构较为合理,过少不利于定量供种,而过多则造成机构复杂,排种速度缓慢。各导种板与水平面之间的夹角均可调节,其安装位置在垂直方向的距离为70mm,且种箱内由上至下各导种板的长度由大变小,使种层由厚变薄。
1.2.2 播种盘
振动播种盘将筛分板与V形槽板通过角度调节板连接在一起,形成连续的播种盘面,并安装在振动板簧上。振动播种盘支架的安装角度可以调节,以使V形槽板与水平面夹角为4°~10°,筛分板与水平面之间的夹角在-5°~10°范围内变化。振动播种盘可制成不同槽数或不同宽度,以适应不同穴行数和不同宽度秧盘的需要。
2 试验方法及分析
为了分析振动流动式水稻秧盘育秧播种器的特点,通过初步试验,检验振动流动式水稻秧盘育秧播种器在一定条件下的播种性能,并与采用槽轮供种的播种装置进行破碎率对比分析(本试验仅统计种子的破碎情况,种芽的损伤不在统计范围)。
2.1 试验方法
1)试验采用的稻种为培杂泰丰芽种,千粒质量为25.8g,且种子表面不应有明显的水分,种芽长为1~3mm,经过注入法[6]对其休止角进行测量后,得到休止角为39.2°。
2)振动流动式水稻秧盘育秧播种器的种箱振动器和播种盘振动器分别采用型号为FP-12-S与FP-18-M的气力振动器为动力源。
3)气体压强可通过调压阀进行调节,压力值从压力表中读出。播种盘振动器的气体压强为0.24MPa。种箱振动器在3工况下的气体压强值和排种量如表1所示,其排种量随着气体压强的增大,即振动增强而增多。
4)秧盘的送进速度为0.040m/s。
5)试验秧盘为15×25穴的钵体秧盘,共统计750穴。
2.2 参数选择
根据反复试验,选定的出口振动板与水平方向的夹角为27.5°。导种板与水平方向的夹角、导种板边缘与种箱壁之间的水平距离(即开口大小)的一组参数分别如表2和表3,参数意义如图1所示。
2.3 试验结果分析
统计秧盘中每穴所播种子粒数的统计情况如表4所示。
由表4可以看出:第1种工况下的播种性能为1~3粒/穴的播种率占很大的成分,7~9粒/穴只占很少的比例,但其空穴率偏高。这是因为种箱内各导种板面每个位置的种子流速不同以及出口振动板板面上种量分布不均匀所造成的。第2和第3种工况下,随着压强的增大和供种量的增多,在秧盘的送进速度不变的情况下,空穴率逐步减少,4~6粒/穴和7~9粒/穴得播种情况所占的比例逐步增大。因此,第2和第3种工况适于目前杂交稻和常规稻的育秧播种要求,但是振动流动式水稻秧盘育秧播种器需要调节的参数较多,目前性能还不够稳定,如需进行精密度更高的育秧播种要求,还要做进一步的深入研究。
对振动流动式水稻秧盘育秧播种器和采用槽轮供种的水稻秧盘育秧播种装置排出的种子进行分析,统计其100粒种子中的破碎情况,结果如表5所示。
由表5可以看出:振动流动式水稻秧盘育秧播种器由于采用多层交叉导种板结构,种子从种箱中排出的过程中未受到任何机械作用,突破了传统水稻秧盘育秧播种设备采用强制排种机构来分离种子的思路,减少了种子在分离过程中的损伤,对于提高成秧率具有实际应用意义。
3 结论
1)振动流动式水稻秧盘育秧播种器采用多层交叉导种板结构,种子在无任何强制排种机构的作用下,沿交叉导种板和出口振动板均匀下落分离,突破了传统水稻秧盘育秧播种机构采用强制机构来分离种子的思路,减少种子在分离过程中的机械损伤。
2)试验表明,振动流动式水稻秧盘育秧播种器能够实现多数播量要求的水稻秧盘机械化育秧。
3)振动流动式水稻秧盘育秧播种器由于需要调节的参数比较多,如需进行精密度更高的育秧播种要求,还要做进一步的深入研究。
摘要：介绍了一种采用多层交叉导种板和播种盘结构的新型振动流动式水稻秧盘育秧播种器;通过种箱内各交叉导种板角度的变化,分析了种子在振动作用下的流动特性、筛分板和V形振动播种盘的结构;实现了振动流动式播种器的播种。整个播种过程中种子未受到任何机械力作用,突破了传统水稻播种器采用强制排种机构来分离种子的思路,减少了种子在分离过程中的损伤。
关键词：水稻播种器,导种板,秧盘育秧,振动流动式
参考文献
[1]李志伟,邵耀坚.电磁振动式水稻穴盘播种机的设计与试验[J].农业机械学报,2000,31(3):32-34.
[2]邱兵,张建军,陈忠慧.气吸振动式秧盘精播机振动部件的改进设计[J].农机化研究,2002(2):66-67.
[3]庞昌乐,鄂卓茂,苏聪英,等.气吸式双层滚筒水稻播种器设计与试验研究[J].农业工程学报,2000,16(5):52-55.
[4]周海波,马旭,玉大略,等.2CYL-450型水稻秧盘育秧播种流水线的研制[J].农机化研究,2008(11):95-97.
[5]周海波,马旭.水稻秧盘育秧播种技术与装备的研究现状及发展趋势[J].农业工程学报,2008,24(4):301-306.
[6]李雪珍,李波勇.杂交水稻种子物料特性的实验研究[J].农机化研究,2004(1):180-181.
振动流动式 篇2
穴盘育苗精密播种设备是工厂化育秧育苗技术中的一个关键设备[1]。穴盘精密播种机上直接影响播种质量的是吸种装置的吸种能力, 现已研究出了电磁振动式、气吸—振动式、机械振动式、液压振动式等几种装置[1,2,3,4]。
散粒体动力学理论[5]表明, 为使物料运动更均匀、稳定, 必须减少散粒体的内摩擦因数, 增加其流动性。特定物料的内摩擦因数是常数, 要想在不改变其物态的情况下改变其内摩擦因数是不可能的。所以, 为改善其流动性, 广泛采用振动使物料形成“准流体”, 增加其流动性, 振动气吸式穴盘精密播种机的工作原理正是在此理论基础上产生的。
虚拟样机技术 (VPT) 又称为机械系统动态仿真技术, 是国际上20世纪80年代随着计算机技术的发展而迅速发展起来的一项计算机辅助工程 (CAE) 技术。它是一种崭新的产品开发方法, 是一种基于产品的计算机仿真模型的数字化设计方法, 它从外观、功能和行为上模拟真实产品, 支持并行工程方法学, 可降低样品开发的成本。
虚拟样机技术研究的优势主要是机械系统运动学和动力学分析, 核心是利用计算机辅助分析技术进行机械系统的运动学和动力学分析, 以确定系统及其各构件在任意时刻的位置、速度和加速度;同时, 通过求解代数方程组, 确定引起系统其各构件运动所需的作用力和反作用力。
1 结构及其工作原理
气吸振动式穴盘育苗精播装置由吸种装置和播种装置两部分组成[4,5,6,7]。利用气吸—振动工作原理形成气吸—振动耦合场, 完成吸种运动;由播种装置完成播种运动。气吸振动式吸种装置结构及其工作原理示意图, 如图1所示。振动台由种盘、电磁激振器和支架等组成。种盘是利用电磁激振器在外加电流或电压在激励下所产生的电磁力作上下垂直振动, 通过调节外加电流或电压的大小和频率, 可以改变种子盘振动幅度和频率, 调节方便简捷。
1.吸种部件 2.种子及种盘 3.振动台 4.振簧 5.电磁振动器
吸种部件主要由吸种盘、气室、转换开关、接管和气源 (图1中未全部画出) 等组成。吸种盘上钻有与育秧盘相对应的吸种孔, 吸种孔的对数由所播种种子的尺寸和形状所确定。吸种盘几何参数由播种农艺要求来确定, 现选用与现有的561穴育秧盘相匹配的吸种盘结构[4,5,6,7]。
气吸振动式穴盘精播机吸种和播种的过程如下:打开振动器, 选择合适的振动参数, 振动参数一般经过试验来进行确定。当振动参数适合时, 种盘内的种子上抛呈“沸腾”状态, 使种子相互分离, 以利于吸种盘吸种[3]。当进行吸种时, 将气力吸种部件移动到种子盘振动台正上方, 调节气力吸种部件的转换开关 (完成气路转换的装置) 使气源和气室接通 (吸气管与风机的进风口联接) , 气室形成负压, 抛起的种子在气力作用下, 被吸附在吸种盘上均布的吸种孔上;吸种后将吸种盘移到育秧盘上方适当位置, 气室与气源通路切断, 同时气室与大气相通, 迅速释放负压, 种子靠自重落入育秧盘, 实现对靶播种[4,5,6,7]。
2 电磁振动台虚拟样机技术研究路线
对于结构比较简单的机械系统, 可用仿真软件直接进行建模, 以避免模型转换过程中出现的误差。但仿真软件造型功能相对薄弱, 难以用来创建具有复杂特征的零件。ADAMS (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System) 软件是美国MDI (Mechanical Dynamics Inc.) 公司开发的机械系统动力学仿真分析软件, 它利用交互式图形环境和零件库、约束库、力库, 创建完全参数化的机械系统几何模型。其求解器采用多刚体系统动力学理论中的拉格朗日方程方法, 建立系统动力学方程, 对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析, 输出位移、速度、加速度和反作用力曲线, 用于对多刚体系统动力特性的研究。ADAMS软件由若干模块组成, 分为核心模块、功能扩展模块、专业模块、工具箱和接口模块5类。其中, 最主要的模块是ADAMS/View用户界面模块和ADAMS/Solver求解器。通过这两个模块可以对大多数机械系统进行仿真[8]。采用强大的CAD建模软件 Pro/E 软件对振动台进行三维数字化建模, 然后将模型传送给MSC.ADAMS /View 进行振动台虚拟样机振动特性分析。通过两者间的“强强结合”来开发复杂机械系统的虚拟样机是当前国内多数研究群体的首选方案。
MSC.ADAMS/View[9]支持多种数据接口, MSC.ADAMS/View软件包中提供了嵌入到Pro/E中的 Mechanism/Pro和IGES模块。Mechanism/Pro模块是采用Pro/Develop工具创建的, 不必退出 Pro/E环境就可以将装配总成根据其运动关系定义为机构系统, 进行系统的运动学仿真, 并进行干涉检查、确定运动锁止的位置以计算运动副间的作用力。利用这两个模块可以在Pro/E中精确定义刚体、运动副和载荷, 并方便地把整个装配模型传送给MSC.ADAMS/View软件, 实现Pro/E与ADAMS的无缝连接。
2.1 电磁振动台结构分析及其模型
2.1.1 台面结构分析
振动台台面由种子盘、振动体联结而成, 种盘由硬塑板和框架固定联结组成。其中, 硬塑板上钻有大量小孔 (均匀气流的作用) 为孔板结构, 框架是由角钢加肋板焊接而成。
种盘结构属于多层板状结构, 是一种二维承弯结构[8]。板系结构振动分析实质上是一个板与板之间动力耦合问题。每个板必须满足板的基本方程, 而它们的边界条件之间又是耦合的。
振动体为盘状结构, 具有一定质量, 受电磁激励载荷, 实体建模可简化为平盘圆柱体, 不影响结果。
2.1.2 支撑橡胶弹簧
试验用CZ-150A型仓壁电磁激振器, 其弹簧为橡胶弹簧, 属于非完全弹性材料, 其内摩擦形成结构阻尼, 所以橡胶弹簧既具有弹性元件特性又具有结构阻尼特性。因此, 其物理模型为刚性弹簧和阻尼器。在运动过程中, 两者同时受力而变形, 位移相同, 其模型为并联形式, 如图2所示。该支撑弹簧对振动台台面的约束为弹性支承边约束支撑形式[9]。这种弹性支承边界是一种介于自由与简支边界中间的一般性情况。
目前还未能准确的获得橡胶弹簧的垂直刚度与横向刚度的非线性表达式中所涉及的参数, 同时为了简化模型, 将使用线性式来近似表达其刚度特性建模, 用线性弹簧同样可以达到振动的目的, 且对研究动力学规律没有太大影响。
2.1.3 电磁振动台
电磁振动台的物理模型如图3所示。
2.2 电磁振动台实体建模
2.2.1 Pro/E实体造型及虚拟样机建立步骤
1) 建立振动台各零部件实体模型;
2) 定义各零件的材料、性能;
3) 将各零件装配成虚拟样机;
4) 将装配后的虚拟样机传送到ADAMS软件中实现动力学分析及仿真。
2.2.2 振动台虚拟样机装配图
电磁振动台装配实体模型如图3所示;图4为其结构爆炸图。
3 仿真研究步骤、内容及结果
3.1 初始条件
振动体 (含种子盘质量) 质量:11kg;激振频率范围:6～30Hz;橡胶弹簧刚度系数K=112 280N/m (两片) , 阻尼系数0.45;电磁力幅<200N, 初相位为0°。
3.2 仿真研究步骤及内容
3.2.1 传送模型
对 Pro/E 中的装配模型定义完刚体和运动约束后, 形成了机械系统模型, 可以直接用 ADAMS/View 对其进行动力学仿真分析。
3.2.2 施加约束
对振动台台面施加电磁激励力载荷。电磁力F作用于振动台台面, 台面结构可假设为一具有质量m的刚体;电磁激励力F简化为只与电压电流的频率及幅值有关。在此, 选择频率范围6～30Hz;电压幅值由电磁线圈设计确定为幅值60～160V, 计算后可以直接输入。
对橡胶弹簧与底座及盖子间施加摩擦力约束、作用力及参数设置。
3.2.3 仿真设置
为使仿真分析能够较顺利地进行, 在仿真分析之前需要对样机进行检验, 排除隐含的错误, 建立正确的初始条件。调用仿真模块进行诸如仿真步数、终止时间等参数的确定。
3.2.4 振动分析
1) 启动载入振动分析ADAMS/Vibration模块;
2) 建立线性振动分析及参数设置;
3) 仿真结果求解、输出、绘图。
3.3 仿真结果及其分析
振动台台面的模态信息如图5所示。振动台台面的受激励后的力、位移、速度变化曲线如图6所示。振动初期电磁力使振动台建立了向下的静偏位, 后在激励力的作用下实现简谐振动, 符合文献[11,12,13,14]理论分析和试验结果。
4 振动台振动特性参数化分析
采用虚拟样机技术的最大好处是减少物理样机的设计和制造时间, 特别是物理样机的试验成本。因此, 对振动台振动特性进行参数化分析有助于降低成本, 获取更多的关于振动台设计优化方面的内容[10]。
4.1 ADAMS虚拟样机参数化分析方法
针对不同的目的, ADAMS提供了3种参数化分析方式:①Design study。设计研究, 考虑一个设计参数的变化对样机性能的影响。②Design of Experiment (DOE) 。试验设计, 可以考虑多个设计参数同时变化引起虚拟样机性能的影响, 试验设计包括试验规则过程和试验结果统计分析。③Optimization。优化设计, 在给定的设计参数的变化范围内, 可以获得目标对象达到最优值时的参数组合。优化设计是ADAMS提供的一种方便快捷的仿真分析工具。在优化设计过程中, 可以设定设计变量的变化范围, 定义优化约束以保证最优化设计处于合理的取值范围[9]。文中研究振动台特性, 选用的参数变量主要为振动系统的3要素, 即弹簧刚度K、电磁力频率f、电磁力大小F作为设计变量参数化时系统的变化情况及其优化。考虑物理样机的不可变性及我们所研究的重点是其振动特性, 现只对电磁力大小及其频率作虚拟样机分析, 将其作为设计变量DV_1和DV_2并参数化。
4.2 振动台振动特性分析
4.2.1 设计研究结果及其分析
角频率ω变量DV_2分别取为20, 40, 80, 100, 120rad/s (f=10, 20, 40, 60Hz) , 电磁力幅值变量DV_1取为50～140 (频率f=20) 时, 设计研究结果如图7所示。角频率ω为20π, 40π rad/s时, 振动台振幅较大, 处于振动台近共振区域, 与试验结果相互印证。而在80rad/s时振幅趋于平稳, 角频率ω为100, 120rad/s时趋于激振, 振动台处于较高频振动区, 此时振动强度较大, 不容易实现控制。电磁力幅值在60N时振幅最大。
4.2.2 试验研究结果及其分析
电磁力F大小及其频率试验设计结果如图8所示。由图8可知, 该振动台的激励电磁力频率、大小在较宽的变化范围内, 振动台的振动成线性变化, 系统稳定正常工作而不失真。所以, 可进一步扩大其播种应用范围。
4.2.3 优化研究结果及其分析
优化结果如图9所示。当激励力在角频率ω=63.12, 幅值F=110.05N时, 系统处于良好运行状态。与物理样机试验相比略低, 主要是因为物理样机实际的影响因素未加以全面考虑计入, 如实际的橡胶弹簧是非线性的, 而优化设计时是进行振动参数的优化;另一方面, 优化设计的结果对进行精密播种机开发设计指明了一个参数设计和选择方向, 有着较强的实践指导意义。
5 结论
1) 振动中只在低频段激发了多阶模态, 高频段只有11.7Hz和14.6Hz两种频率, 比文献[11]中的模态数要少得多, 且该模态频率是在该播种装置正常的工作频率范围内。由此可以充分说明, 采用电磁振动方式稳定可靠、同时台面振动均匀。
振动流动式 篇3
核桃是我国广泛种植的特色坚果之一,其种植面积、产量均居世界第一。新疆是我国核桃生产的第二大省［1］,2014年新疆核桃种植面积突破30万hm2,主要分布在阿克苏、喀什及和田地区。目前,新疆核桃普遍采用人工采收,成本高、效率低,人工采收占果园生产过程总用工量的50% 左右［2］,适时采收能够降低核桃霉菌感染的几率,提高果品质量［3］,有利于核桃产业的健康、稳定发展。
核桃采收机械主要采用树干振动采收方式。根据树干振动特点可分为抱摇式树干振动［4］和撞击式树干振动［5］。由于树干长势倾斜和夹持位置不紧固, 抱摇式树干振动会造成树干夹持处表皮损伤,撞击式树干振动采收机的撞击部件连续击树干,在树干撞击位置出现撞击损伤,同时会造成核桃树根部损伤。
通过上述分析,本文提出一种基于树冠振动式的核桃采收装置,旨在降低果树损伤,提高采收效率。
1装置结构及工作原理
1. 1装置结构
采收装置主要由液压马达、联轴器、机架、曲轴主轴、曲柄滑块总成等组成,如图1所示。其中,曲柄滑块总成与机架采用螺栓固定,曲轴主轴之间通过链式联轴器连接。
1.液压马达2.联轴器3.机架4.链式联轴器5.曲轴主轴6.曲柄滑块总成
曲柄滑块总成主要由曲轴导轨组、拨杆圆盘、导轨架等组成,如图2所示。每个曲柄滑块总成由1个曲轴导轨组和2个拨杆圆盘组成。拨杆圆盘绕轴向随动,降低拨杆对树枝损伤。
1. 2工作原理
工作时,液压马达驱动曲柄滑块机构实现拨杆圆盘的直线往复运动; 拨杆击打树枝时,核桃产生的惯性力大于其果柄拉断力时,核桃掉落,实现核桃采收。 本装置拨杆圆盘受到树枝阻力后能够转动,实现了主动振打与被动旋转相结合,能够有效降低采收过程中核桃树枝的损伤。
1.拨杆圆盘2.导轨架3.曲轴导轨组
2关键部件结构设计
2. 1曲轴导轨组设计
曲轴导轨组是振动采收装置的核心部件( 见图3) ,主要由曲轴主轴、曲柄板、连杆、连接杆、平行导轨及圆盘轴等组成。曲轴安装在导轨架的后端,曲轴主轴与曲柄板固结在一起,曲柄板决定采收装置的振幅,选取曲柄板长度为50mm。连杆的一端与曲轴铰接,另一端与连接杆铰接,连接杆用于调整固定板与连杆的距离,本装置连杆长度取为120mm。圆盘轴、 连接杆与直线轴承固接为一体,直线轴承套在平行导轨上,平行导轨焊接在导轨架上。
1.曲轴主轴2.曲柄板3.连杆4.连接杆5.圆盘轴6.导轨7.直线轴承
2. 2拨杆圆盘设计
拨杆圆盘由拨杆、橡胶板及压板等组成,如图4所示。两圆盘之间的距离及相邻拨杆圆盘的距离对采收率有影响,距离太大或太小都会使采收率降低。 依据核桃树形结构特点,本文取两圆盘之间的距离为225mm,相邻导轨架的距离为414mm。工作时,8组拨杆圆盘同时进行振动作业,拨杆圆盘周向均匀分布12个拨杆。拨杆通过橡胶板和压板压紧,橡胶板与压板间通过锁紧螺母进行紧固,同时压板压紧轴承套中间的凸台,同轴承套固结,既保证了整个周向拨杆的分布,又能防止拨杆在反复振动过程中脱落。为减少振动过程中对树枝产生破坏性损伤,拨杆选用韧性好、 耐磨力强的尼龙棒。
1.拨杆2.橡胶板3.压板
3运动与惯性力分析
3. 1曲柄滑块总成运动分析
为便于分析曲柄滑块机构运动过程,将曲柄滑块机构简化成运动分析图,如图5所示。取O点为坐标原点,取x,y正轴方向为矢量正方向,装置起始位置位于右侧极限位置。
由复数矢量法可知
利用欧拉公式整理并展开,则有
由式( 3) 可知
求导可得到L2角速度为
式( 2) 分别对t进行一次及二次求导,可得到滑块速度及加速度为
因此,装置产生的激振力为
式中
L1—曲柄板OB的长度;
L2—连杆BC的长度;
Loc—滑块C沿x轴位移;
voc—滑块C沿x轴速度;
aoc—滑块C沿x轴加速度;
t—机构运转时间;
θ1—t时刻曲柄板转角;
θ2—t时刻连杆转角;
ω1—曲柄角速度;
ω2—连杆角速度;
m—滑块质量。
振动频率可通过改变液压马达转速进行调整。当振动频率为2Hz,即马达转速n1= 120r / min时,代入数据( L1= 50mm,m = 12kg,L2= 120mm) ,通过Mathcad软件计算得出装置产生的激振力最大为134N > 80N［6］,满足核桃振动分离要求。因此,该装置能够将核桃振落。
3. 2采收装置惯性力分析
机构中的惯性力将导致机构振动,因此需要对装置惯性力进行分析。设曲柄滑块总成的组数为N,运动简图如图6所示。
由图6可知
由公式( 4) 可知
由于公式( 7) 中aoc是关于曲柄转速 ω1和时间t的公式,因此不同相位下的加速度等同于不同时间下的加速度。对于第i组有
式中
δ—曲柄板排布间角;
θ1,i—第i组曲柄转角;
γ1,i—第i组连杆与x轴负方向夹角;
aoc,i—第i组滑块加速度。
由于滑块在直线上滑动,因此加速度可以按照标量运算进行加减,合加速度为
为明确采收装置所受各曲柄滑块机构振动过程中的惯性力,取第i组曲柄滑块机构进行受力分析,如图7所示。
因滑块质量为m,所以存在惯性力为
由OBC系统平衡,得
x方向装置合力为
y方向装置合力为
将式( 11) 利用Mathcad软件计算得max( tanγi) = 0. 458,因此
装置所受合力为
式中Fcx，i—第i组滑块在x轴方向惯性力;
Fcy,i—第i组滑块在y轴方向惯性力;
Fox,i、Foy,i—轴端所受反作用力。
根据核桃树冠形态,选取4组曲柄滑块总成,即N = 4,代入数据,通过Mathcad软件得合加速度∑ao C随时间的变化规律,如图8所示。
由图( 8) 可得: maxΣaoc= 0. 658m / s2,装置所受合惯性力最大值为maxΣF≤1. 1maxΣFox= 8. 69N,可在曲柄板处增加平衡块以消除惯性力对采收装置的影响。
4结论
1) 设计了一种树冠振动式核桃采收装置,可对不同生长形态的果树进行振动采收作业; 拨杆圆盘绕轴向转动,有效地降低了采收过程中装置对树枝的机械损伤。
2) 通过对滑块进行运动分析,得出了振动频率为2Hz时装置对核桃最大激振力为134N,验证了该装置对核桃振动采收的可行性。
小型电磁振动式小麦播种机的研制 篇4
目前,农业生产已向机械化和智能化方面发展,特别是在最近十几年,我国农业机械化程度越来越高,在小麦播种机方面出现了一些不同类型的小型播种机,减轻了农民的劳动强度,增加了播种效率。但是目前市场上广泛应用的小型小麦播种机能耗较高、播种效率低、购买费用大,不利于农民抢农时、提收益、促增长及解放生产力。因此,研究出一种更节能、更高效、成本更低的小型小麦播种机显得十分有必要[1]。
针对传统小型小麦播种机的缺点,设计了一种播种质量高、速度快、安全可靠、播种成本低、适应不同田间要求且能有效减少能耗的小型电磁振动式小麦播种机。该机田间作业时,可将开沟、播种、平土一次完成,大大简化了小麦播种时的生产流程,有利于进一步提高播种效率,解放生产力。本文介绍了小型电磁振动式小麦播种机的整体构造,分析了小型电磁振动式小麦播种机的工作原理,通过对此播种机的性能试验,验证了本机器的能耗低、效率高及播种流程简单等优势。经过进一步的改进,此机将在播种小麦方面有较好的发展前景,同时对各种低能耗播种机的研制也具有一定的参考作用。
1 设计原理及机构
1. 1 设计原理
针对传统小型小麦播种机普遍存在的播种能耗较高,播种效率较低,不能一次性将开沟、播种、平土全部完成,导致生产流程复杂等缺陷,研制了一种小型电磁振动式小麦播种机。该机前方安装有开沟器,可对地表进行开沟; 电磁振动式排种器安装在车身上,通过排种管将种子顺利排入开好的沟槽之中; 机器尾部安装有覆土器,可以将播种行旁边的土壤覆入排有种子的沟中,完成播种的全过程。
该小型电磁振动式小麦播种机的优点是动力消耗少、生产流程简单、机器制造比较简单、机器购买费用比较低,提高了小麦播种机的效率,减少了机具因为开沟、平土等需要再次进地的次数,降低了作业的成本,这对于小麦的抢时抢种和增收都将具有一定的效果。
1. 2 总体设计
小型电磁振动式小麦播种机总包括动力部分、行走机构、支架、电磁控制部分、排种部分、种子回收部分和配套部分等,如图1 所示[2]。
1) 动力部分: 以柴油机和发电机作为动力源。柴油机选用功率为3 ~ 5k W,发电机选用输出电压14V、输出功率500W无刷式小型硅整流发电机。
2) 行走机构: 由变速箱、前轮、后轮、方向盘等组成。其中,前轮和后轮可以根据地表情况进行更换不同类型的轮胎。
3) 支架: 主要作用是支承排种部分和种子回收部分。支架高度应满足小麦种入土深度要求。
4) 电磁控制部分: 包括控制盒、电磁铁等。其中,控制盒具有频率调节和功率调节功能,通过频率调节旋扭和功率调节旋扭可以方便地调整振动盘的振动频率和振幅; 电磁铁用来产生一个变化的吸力作用于振动盘,使其产生振动。
5) 排种部分: 通过排种管,分散和输送小麦种,并将种子排到田间。
6) 回收部分: 回收多余的小麦种。
7) 配套部分: 主要包括开沟器和覆土器,用来实现播种机的开沟和平土。
主要技术参数如下:
外形尺寸/mm:2 000×1 100×1 500
播种幅宽/mm:1 000
开沟深度/mm:95~105
开沟宽度/mm:48~55
作业速度/km·h- 1: 1. 69 ~ 2. 54
1.柴油机2.控制盒3.前轮4.开沟器5.离合器6.变速箱7.传动轴8差速器9.覆土器10.排种管11.排种器外盒(内部为排种器)12.遮阳顶棚13.支撑杆14.方向盘15.操纵杆16.后轮17.座椅18.离合器踏板19.前进踏板20.倒退踏板21.支架
2关键部件的设计
2. 1 排种器的设计
小型电磁振动式小麦播种机的关键部件是排种器。设计时,以电磁振动排种为基本原理,能有效减少能耗、提高播种效率、解放生产力。
排种器主要由漏斗、振动筛、电磁铁、排种盘和分流盘组成[3],如图2 所示。
1.漏斗2.振动筛3.连接圆柱4.振动后板5.后弹簧6.连接钢板7.连接弹簧8.电磁铁9.主振弹簧10.集种器11.接种器12.分流盘13.排种盘
2. 2 配套部分的设计
小型电磁振动式小麦播种机能将开沟、播种、平土一次完成。其中,开沟和平土的任务是通过配套部分实现的,配套部分( 见图3) 主要包括开沟器和覆土器,能方便地从开沟器安装柱和覆土器安装柱上装上和取下,便于损坏后的更换和维修[4]。
1.覆土器安装柱2.覆土器3.开沟器4.开沟器安装柱5.排种管
开沟器一般有滚动式和移动式两大类。为了方面开沟、减少阻力,选用滚动式开沟器。为了减轻开沟器质量、增强入土能力、简化结构,选用单圆盘式开沟器[5]。而传统的单圆盘式开沟器一般都存在所开沟底不平、在覆土时又出现干湿相混及侧压力过大等问题。所以,选用一种新的单圆盘式开沟器,基本上解决了上述缺点。单圆盘开沟器主要由圆盘和固定在一侧的护板及其输种筒等组成[6],如图4 所示。田间工作时,圆盘平面垂直地面并与前进方向有一个夹角α,一般为3° ~ 8°,目的是便于开出沟槽。单圆盘式开沟器的护板安装在圆盘的后部,目的是便于圆盘先入土。由新的单圆盘式开沟器的前进方向与圆盘面之间有一个夹角,所以开沟器在滚动的同时会做侧向滑移,使地面形成一个断面为半椭圆形的沟。新的单圆盘式开沟器的护板与靴子式开沟器相似,它和圆盘共同作用形成新的单圆盘式开沟器,开出的沟底十分平整,没有凸尖。
种沟的宽度为
其中,B为单圆盘切出的沟宽,随圆盘入土深度而变化。
式中H —圆盘入土深度;
R —圆盘半径;
α —圆盘与前进方向的夹角。
护板入土部位的外形与圆盘的外形相似,由其形成的沟槽宽C在不同入土深度基本不变,即
由此可知,单圆盘开沟器的沟槽宽与圆盘半径R 、牵引偏角 α 有关,且随着入土深度的加深而加宽,但沟底形状不变。
对于覆土器,由于小麦所需覆土量不大,所以选用简单的转盘式覆土器( 见图5) ,以节约成本。
1.安装螺纹2.爪型转盘3.固定方柱
安装螺纹用来将转盘式覆土器固定在覆土器安装柱上,爪型转盘可以绕固定方柱旋转,这样更加便于将两侧的土覆盖到小麦种上。
3 工作原理
3. 1 排种器的工作原理
排种器通过电磁振动来进行排种,如图6 所示。当电磁铁产生变化的电磁力作用于排种盘后,由于排种盘由弹簧片支撑,因而产生振动; 这时排种盘通过振动把来自种箱的种子向前推送; 当种子到达分流盘分流孔时,盘的振动使架空的种子振落、分流,落入集种器回收; 剩下的种子继续向前移动,种子到达分流盘出口时,落入接器种,经排种管播到田里。
1.漏斗2.接种盘3.分流盘4.接种器5.拍种管6.集种器7.电磁铁8.弹簧
3. 2 整机的工作原理
播种前,先在漏斗里放入需要播种的小麦种; 然后,根据农艺对小麦播种量的要求,在排种器上安装相应的分流盘; 调节振动频率( 接近共振频率为最佳) 、振幅大小( 电流大小) ,调好播种量,即可下田播种。播种时,播种机前进的同时打开控制盒开关,在底板下方的4 个开沟器开出4 条沟,小麦种子通过漏斗进入排种盘,电磁振动使其向前运动,到达分流盘。部分种子在分流孔分流,由集种器回收; 而另一部分种子经接种器、排种管播入开好的沟中,完成开沟和播种[7]。最后,转盘式覆土器通过拖动、旋转将两侧的土覆盖到小麦种上,从而将开沟、播种、平土一次性完成。
4 性能试验与结果
4. 1 试验基本条件与要求
柴油机选用功率为3 ~ 5k W; 发电机选用输出电压14V、输出功率500W无刷式小型硅整流发电机; 开沟器选用锄式锐角开沟器; 覆土器选用转盘式覆土器。试验地为平整的开阔地,年平均降水量550mm左右; 土壤质地为壤土,坚实度为( 237. 5 × 104) Pa; 土壤含水率为9. 5% ( 0 ~ 5cm) 和10. 6% ( 5 ~ 10cm) 。选用普通小麦种作为小型电磁振动式小麦播种机的性能试验材料。播种要求: 开沟器能顺利开沟; 排种器能高效、快速、低能耗地将小麦种顺利从排种管排下; 覆土器能把90% 以上的小麦种覆土成功[8]。
4. 2 试验结果
共进行7 次不同测试试验,每次试验小麦种0. 5kg,最后结果取平均值,测定结果如表1 所示。
由试验可知: 该小型电磁振动式小麦播种机播种质量高、速度快、成本低、安全可靠、适应不同田间要求,且能有效减少能耗; 同时,可以将开沟、播种、平土一次性完成,大大简化了小麦播种时的生产流程,有利于进一步提高播种效率,填补了目前市场上小型小麦播种机性能的不足,可在小型农厂、农业个体户等场合广泛地推广应用[9]。
5 结论
1 ) 与同等量的小麦种采用其他播种方式来比,电磁振动播种机播种速度较快,能耗较低。
2 ) 该小型电磁振动式小麦播种机的开沟器和覆土器的设计,简化了生产流程,便于农民抢农时。通过安装螺纹拆装开沟器和覆土器,方便了更换和维修。
3 ) 把小型电磁振动式小麦播种机的主体部分设计成类似于拖拉机的形式,能实现机器的前进( 前进踏板) 、后退( 后退踏板) 和转弯( 方向盘和差速器) 等功能,可充分适应不同情况下播种机的驾驶需求。
4 ) 由于依靠电磁振动播种调好之后,只需很小的电流就能产生较大的共振,用来播种,所以该小型电磁振动式小麦播种机所需的能耗较普通播种机低。
参考文献
[1]董艳,杨坚,杨晓丽,等.电磁振动排种器仿真研究[J].农机化研究,2005(6):97-99,103.
[2]王高峰,杨坚,黄亦其,等.电磁振动式水稻芽种播种机的试验研究[J].农机化研究,2012,34(2):122-126.
[3]杨坚,韦林,覃振友,等.2BD-8自走型分流式小型水稻直播机[J].农业机械学报,1998(4):177-180.
[4]罗海峰,汤楚宙,吴明亮,等.免耕播种开沟器的发展现状[J].湖南农机,2005(5):18-20.
[5]北京农业工程大学.农业机械学(2版)[M].北京:中国农业出版社,1994.
[6]李海建,李洪文,李问盈,等.分体式小麦免耕播种机的设计[J].农机化研究,2007(11):94-98.
[7]董海涛.基于单片机控制的电磁振动式播种控制系统的设计[D].南宁:广西大学,2011.
[8]杨坚,阳潮声,黄亦其,等.2ZB-8电磁振动式小型水稻摆秧机的试验研究[J].广西农业机械化,2003(1):30-32.
振动流动式 篇5
关键词：深松机,振动式,运动特性
0 引言
在农业生产中,土壤深松是获取农作物高产必不可少的机械作业项目。深松作业能够打碎坚实的犁底层,增加耕作层深度,促进土壤小生态环境的形成,是实施农业保护性耕作的重要技术措施。土壤对机具的粘附作用使犁耕阻力增加约30% ,造成燃料消耗增加,深耕部件磨损严重。用以降低土壤对耕作部件表面的粘附作用并克服相互之间的摩擦作用,所耗费的能量大约占整个深松作业过程消耗能量的三分之一或更多。据统计,耕作时土壤粘附和摩擦降低10% ,我国每年可节省油耗0. 7 亿L。减少深松机具工作阻力、降低燃料消耗、提高能源利用率一直是国内外十分关注的问题。伴随着我国经济的迅速发展和人口激增,能源供需关系的日益紧张,农业机械化生产全面铺开,所需能源巨大,探索某种新的技术手段和研究方法,减少耕作阻力、降低能源消耗及机械化生产作业成本,耕作部件的减阻降耗的理论和试验研究工作意义重大。
减少深松机具耕作阻力是降低能耗的主要措施,一般通过改变土壤耕作部件的结构形式和工作参数,或改变耕作土壤的物理机械性质来实现。通常采用的减阻方法有电渗减阻、磁化减阻、振动减阻和仿生减阻等。对上述各种减阻方法综合分析比较,振动减阻耕作的减阻效果尤为明显,平均减少拖拉机牵引阻力15% ~ 20% ,节省能耗10% 左右。
1 国内外研究现状
T. Niya mapa和V. M. Salokhe等[1,2]的振动深松试验结果表明: 深松机振动与无振动相比,牵引阻力之比为0. 63: 0. 93,碎土效果明显改善,但拖拉机能耗增加41% ~ 45% 。E. P. Bandalan等[3]试验研究了振动耕作时深松机振动频率、振幅和前进速度因素对牵引阻力的影响,结果表明: 当深松机振动幅值为36. 5mm、振动频率为9. 48Hz,机具前进速度为2. 2km /h时,可降低33% 的耕作阻力,但同时功耗增加24% 。Szabo B,Barnes F,Sture S等[4]对推土铲、铧式犁、凿式犁等耕作部件进行振动试验的研究结果表明: 当振动方向与机具前进方向一致时,可以减少犁耕阻力71% ~93% ; 另一方面,在甜菜收获机中采用振动技术也获得了较为明显的节能降阻的效果,可平均节省能量消耗14% ~ 18%[5]。Gholamhossein Shahgoli等[6,7]对振动耕作部件的振动角度和振动频率等试验研究表明: 深松机振动耕作与一般耕作相比,拖拉机牵引阻力从25. 8k N降至9. 3k N,增大深松机的振动频率,拖拉机后悬挂动力输出的功率也随之增加; 振动频率从1. 9Hz增至8. 8Hz时,功率从2. 5k W增加到26. 3k W。王俊发、魏天路、刘孝民等[8,9]应用二次正交旋转设计的试验方法对凿式振动深松铲进行了试验,试验结果表明: 在深松作业过程中引入振动,大幅降低了牵引阻力,最大可降至不振动牵引阻力的30% ; 振动深松不能减少总功率消耗,相反功率会略有增加。振动频率越高,功耗越大,低频大幅度对于振动深松较合适。
国内外研制的振动式深松机具主要产品有罗马尼亚的MAS - 60 型振动深松铲、意大利的MORO型振动深松铲、法国APRON振动深松铲、德国生产的TLG - 12 型振动超深松机及匈牙利生产的FVA - 3 振动深松土犁等[10,11,12,13]。国内主要产品有河北华勤机械股份有限公司研制的1SZ型振动深松机、黑龙江龙润灌排技术开发有限责任公司的1SZ - 210 型多功能振动式深松机、西安大洋农林科技有限公司的大洋风1S -7型深松机、北京银华春翔农机有限公司的春翔1SQ -250型深松机等。振动式深松机具的工作原理大都是由拖拉机动力输出轴驱动偏心振子使深松机工作部件产生周期振动。本文以1SZ型振动深松机为原型,并在机架、铲柄做了相应改动,以完成不同参数试验。
2 结构、工作参数分析
采用的振动式深松铲主要由支架、机架、激振器、开沟器、深松铲、杠杆式支架、三点悬挂和动力轴,以及限深轮等组成。其中,激振器是该试验机具的核心部件,该结构的优劣直接决定着机具工作性能和使用寿命,目前常见的结构形式包括曲轴滑槽、偏心振子及弹簧振动机构等[14,15,16,17]。所使用机具激振器选用了偏心轴摇杆结构,其能量从拖拉机的后悬挂动力输出轴通过万向传动轴接入,动力轴驱动偏心轴做圆周运动,与偏心轴挂接的杠杆式支架做相应的小角度摆动,固定在杠杆式支架上的深松铲产生振动,从而实现土壤的深松作业。振动式深松机结构如图1 所示。图1 中的坐标系是以振动深松销座为坐标原点而建立的直角坐标系。影响振动式深松铲深松作业效果和工作阻力的因素包含振动幅值、振动频率、振动角度和机具的前进速度。
2. 1 振动幅值
深松机具的工作架在曲柄连杆机构的带动下绕着振动中心O摆动,摆动角为 ε ,可以推出
式中ε —工作架的摆动角度( °) ;
b —工作架垂直摆动半径( m) ;
k—工作架前段的摆动半径(m);
z—曲轴的偏心尺寸(m);
r —工作架后段的摆动半径( m) ;
ε'—工作架的t时刻的摆动角度( °) ;
ω—为深松机偏心轴的转动角速度(rad/s)。
工作架绕中心点O摆动并带动与其固定在一起的深松铲一起振动,深松铲铲尖绕着振动中心振动并可以得出
式中a —深松铲水平方向的振幅( m) ;
a'—深松铲垂直方向的振幅(m);
R—振动深松铲的振动半径(m)。
1.偏心轴2.轴承座3.杠杆式支架4.销座5.深松铲柄6.铲尖
2. 2 振动频率
深松铲的振动频率定义为深松铲每秒钟振动次数,其值与拖拉机后悬挂动力输出转速成正比。本文中所用动力由土槽台车中变频电机提供,转速0 ~3 000r / min可调。
式中f —深松铲的振动频率( Hz) ;
n —后悬挂动力输出转速( r / min) 。
2. 3 振动角
深松铲的振动角定义为深松铲铲尖位于振动平衡位置时,深松铲铲尖与中心点连线与垂直方向的夹角。当深松铲铲尖位于振动中心前面时,振动角定义为正; 当铲尖位于振动中心后面时,振动角定义为负,并可以推出
式中β —深松铲的振动角度( °) ;
x—深松铲铲尖到O的水平距离(m);
y—深松铲铲尖到O的垂直距离(m)。
2. 4 机具的前进速度
V0定义为振动深松机的前向运行速度,单位为m / s。本试验过程中,机具前进速度由土槽台车上的前进变频电机控制,精度为0. 01m /s。
3 运动特性分析
振动幅值、振动频率、振动角度和机具前进速度是影响振动深松机的作业性能、工作阻力和功率消耗的重要参数,通过运动轨迹分析,可确定参数范围。
3. 1 振动角 β = 0 时运动特性分析
此时,深松铲铲尖位于振动原点O正下方,即振动角 β = 0 时,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述,则
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图2 所示。水平方向上的位移曲线以a为振幅,振动频率为f = ω /( 2π) 。初始相位为0 的正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图2( a) 所示。垂直方向上的位移曲线是以a'为振幅,振动频率为f= ω / ( 2π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图2( b) 所示。振动深松铲的运动轨迹为一段锁扣波形,锁扣频率为基础频率的1 /2,幅值为a',如图2( c) 所示。对位移方程求导即可得出速度方程为
3. 2 振动角 β > 0 时运动特性分析
深松铲铲尖位于销座( 坐标原点) 左下方,即振动角 β > 0 时,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述。其中,水平方向的振幅[Rsin( β + ε)- Rsin( β - ε) ]/2 ,垂直方向的振幅为[Rcos( β + ε)- Rcos( β - ε) ]/2 ,sinε = b / r = z / k ,ε' = εsinωt 。
对位移方程求导,即可得出速度方程为
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图3 所示。水平方向上的位移曲线以[Rsin( β+ ε) - Rsin( β - ε) ]/2 为振幅、振动频率为f = ω /( 2π) ,ω 为后悬挂动力轴旋转角频率。初始相位为零的正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图3( a) 所示。垂直方向上的位移曲线以[Rcos( β + ε) -Rcos( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω / ( 2 π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图3( b)所示。振动深松铲的运动轨迹为向运动方向倾斜的正弦波形在y轴方向向下平移后得到波形,幅值为[Rcos( β + ε) - Rcos( β - ε) ]/2 ,如图3( c) 所示。
3. 3 振动角 β < 0 时运动特性分析
深松铲铲尖位于销座( 坐标原点) 右下方,深松铲的振动速度和位移可用余弦和正弦函数来描述。其中,水平方向振幅[Rsin( β + ε) - Rsin( β - ε) ]/2 ,垂直方向的振幅为[Rcos( β + ε) - Rcos( β - ε) ]/2 ,
深松铲的x轴方向位移、y方向位移及合成位移曲线如图4 所示。由图4 可见,振动角 β < 0 。水平方向上的位移曲线以[Rsin( β + ε) - Rsin( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω /( 2π) ,ω 为后悬挂动力轴旋转角频率。正弦波形与斜率为V0的直线波形合成,如图4( a) 所示。垂直方向上的位移曲线以[Rcos( β+ ε) - Rcos( β - ε) ]/2 为振幅,振动频率为f = ω / ( 2π) 的正弦波形在y轴方向向下平移R后的波形,如图4( b) 所示。振动深松铲的运动轨迹为一段向与运动方向相反方向倾斜的正弦波形在y轴方向向下平移后得到,频率为f = ω /( 2 π) ,幅值为[Rcos( β + ε) -Rcos( β - ε) ]/2 ,如图4 ( c ) 所示。对位移方程求导即可得出速度方程为
由上述3 种运动形态可以得出如下结论:
1) 当V0≠ 0 、β = 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为锁扣波形。与非振动式深松机运动轨迹- 近似直线相对比,前者在已经深松过的土壤上额外做了圆周运动,从而消耗了更多的功率,土壤深松效果略有改善;但增加了功率消耗,基本没有减阻效果。
2) 当V0≠ 0 、β > 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为沿运动方向倾斜的正弦波形,深松过程可分为切削、后撤两部分。深松铲向前上方切削未深松土壤所消耗功率略小于非振动深松过程,但在后撤过程中深松铲依然要在未深松土壤中作业,消耗更多的功率,土壤深松效果有了很大改善; 此时所消耗的功率由拖拉机的牵引力和后悬挂动力轴输出,从而使用较小拖拉机完成深松作业变为可能,土壤疏松效果好,但减阻效果较差。
3) 当V0≠ 0 、β < 0 时,振动式深松铲的运动轨迹为沿运动方向反方向倾斜的正弦波形,深松过程可分为切削、提升两部分。深松铲向前下方切削未深松土壤所消耗功率略小于非振动深松过程,在提升阶段深松铲在已经深松的土壤中作业,消耗功率较小,土壤深松效果明显; 此时所消耗的功率由拖拉机的牵引力和后悬挂动力轴共同输出,而后悬挂动力输出效率高,合理配置两者比例,可以实现减阻降耗的目的。
4 试验研究
试验是在青岛农业大学机电工程学院土槽实验平台上进行的,如图5 所示。搭建的土槽试验台由土槽、轨道、试验台车、振动式深松机、无级调速牵引系统、无级调速动力驱动系统、自动控制系统、手动控制系统及测控系统等组成,能够模拟振动式深松机的田间工况和对各个参数进行采集和分析。试验机具通过T型螺栓固定在试验台车后三点悬架上,土槽试验台车上的两台变频电机分别为试验机具提供前进动力和旋转驱动力,台车上的控制系统可以精确地控制试验过程中前进速度、转速、耕作深度等工作参数。试验台车后侧动力输出轴经万向节传递至试验机具凸轮装置,凸轮的偏心距和铲的位置确定了深松机的振动幅度,改变与动力输出轴连接的无级变频电机的转速就可以改变振动频率。
1.土槽台车主控装置2.自动控制系统3.测控系统调理装置4.手动控制系统5.台车后三点悬挂系统6.振动式深松机7.无级调速动力输出系统8.土槽轨道
试验台测试系统包括双电动机控制系统,由应变桥路、NI公司的PXI - 6133 同步数据采集卡组成的测试系统及上位机分析处理系统组成。电动机控制系统通过变频器实现振动式深松机频率调节,测量控制系统目的是检测并控制试验台车的前进速度、后悬挂输出转速及机具的耕深等工作参数,并可测定不同作业方式下的试验部件的牵引阻力、牵引功耗及旋转扭矩和旋转功耗。应变桥路产生的测试信号经信号调理系统放大、滤波、转换等处理后,再由上位机编制的基于LABVIEW的测试系统进行相关数据的分析和处理[18,19,20,21]。
振动式深松机测试试验土槽长35m,宽2. 5m,深1. 2m。为提高试验数据的可信度,试验过程中要求各次试验土壤的坚实度及含水率基本保持一致,且土壤表面平整。土壤整理工艺分碎土及初平、洒水、土壤分层压实4 部分,由台车的自动控制系统分时自动完成。整个试验过程所用土壤类型单一、犁底层固定,因此试验中耕深固定,设为30cm。分别对前进速度为0. 2 ~ 1. 78m /s、振幅为10mm、振动角为10. 80°~ - 32. 40°条件下,在0 ~ 50Hz振动频率下的一组工作部件进行土槽单因素试验研究,如图6 ~ 图8 所示。由图6 可见: 深松作业过程中,功率消耗随着机具的前进速度提升而增加; 但并非线性关系,其旋转功耗指后悬挂扭矩功耗。由图7 可知: 切削功耗和总功耗随着振动频率的增加而降低,在12Hz附近降至最低而后增加,旋转功耗随之振动频率增加而增加。由图8 可以看出: 振动角对整个深松作业过程中能耗影响很大,总功耗在- 10°左后达最低,切削功耗随着振动角度增加而增加,旋转功耗随振动角度增加先减小后增加。
5 结论
1) 通过对国外相关振动作业机具的研究,确定了振幅、振动频率、振动角和前进速度为影响振动深松机具作业的主要参数。
2) 从机具运动特性入手,对3 种不同振动角度的运动轨迹分别进行了研究分析,得出当振动角度为负值时功耗大大减小,能有效实现减阻降耗的目的。
振动流动式 篇6
连杆机构是指若干刚性构件通过低副 (转动副、移动副) 联接在一起。虽然它们的结构简单, 但承载能力大, 运动形式多种多样, 可实现直线、平面, 空间等各种简单的和复杂的运动, 从而实现更广泛的用途。
振动式输送机构传输量大, 维修方便容易, 用途广泛, 基于连杆机构的振动式输送机构应用于各行各业, 如冶炼、矿业、煤炭、建材、石油化工、粮食、机械、陶瓷等行业。特别是对对长距离输送和热工件的输送体现了它的独特优点, 基于此, 如何提高输送机的效率, 如何提高社会效益成为我们迫切需要解决的问题。
近些年, 连杆机构设计方法得到了突飞猛进的发展, 伴随着电子计算机的普及应用, 以及相关仿真设计软件的开发, 连杆机构的设计完善度和设计精度得到了大幅度的提高, 而且在研究运动学特性的同时, 还可以考虑到其动力学特性, 为连杆机构的优化提供精确的参考数据。
计算机仿真技术已成为构件优化设计的有效方法。与传统的理论研究相比, 它不用进行复杂的方程求解就可以得到相应的理论参数, 从而使机构设计更完善、合理。UGNX8.0是集CADCAECAM于一体的三维参数化设计软件。它的CAE模块的仿真技术彰显出它的独特优势, 能对产品的实际运动和干涉情况进行分析;利用有限元方法对产品模型进行受力、受热和模态分析。
振动式输送机构中连杆机构的建模
UGNX8.0具有强度大的建模、装配、数控加工、工程制图和运动仿真的功能, 本文研究主要就是利用其功能中的建模、装配和运动仿真功能。在UGNX8.0软件平台的基础上建立振动式输送机连杆机构的虚拟几何模型 (简化模型) , 结构如图1所示。在软件中按如下操作步骤[起始]—[建模]—[草图]环境下建模分别生成各杆件 (杆AB、杆BC、杆CD、杆CE和构件5) , 然后在[起始]—[装配]环境下进行各组成部件的虚拟装配。机械原理应用图如图2所示:其中曲柄AB为连杆机构中的主动件, 给其施加一个驱动力后, 通过AB的圆周运动来带动其它杆BC、杆CD、杆CE的相应运动, 最终要求构件5保持直线运动, 从而实现振动式输送机的连续不断的输送功能。各杆长度选取为杆AB=70mm, 杆BC=200mm, 杆CD=170mm, 杆CE=350mm (根据实际按比例确定) 。
虚拟装配连杆机构运动分析方案
虚拟连杆机构装配完成后, 进入UG/Motion、CAE运动仿真模块, 操作步骤:点击[起始]—[运动仿真]—[运动导航器]—点击右键[新建仿真], 进入仿真环境后, 做好仿真的准备工作:创建5个连杆 (LINK) , 如图2机械原理图中的杆AB为L001、杆BC为L002、杆CD为L003、杆CE为L004、滑块为L005;同时创建5个旋转副 (旋转副J001为AB杆和固定铰链的铰接处、旋转副J002为杆AB和BC杆的铰接处、旋转副J004为BC杆和CD杆的铰接处、旋转副J005为CD杆和CE杆的铰接处、旋转副J006为CD杆和固定铰链的铰接处) 和一个滑动副 (J003为CE杆和滑块的铰接处) , 其中旋转副J001和旋转副J006是与固定铰链连接的旋转副。旋转副J001为主动杆件的旋转副, 在其上加一个常数驱动, 设其初速度值为5º/S。本方案主要是要得出构件5的位移、速度和加速度的运动规律曲线, 用它来具体分析模拟驱动连杆结构的运动特性, 看其是否能满足整体振动式输送机构的输送运动要求。
虚拟连杆机构的运动仿真分析
CAE模块的运动仿真的核心是ADAMS解算器, 运动模型中的连杆、旋转副建立好后, 点击[求解]按钮, 对仿真模型进行求解计算, 解算方案各选项的参数设置如图3所示:解算类型为常规驱动;分析类型为运动学;时长等于80S;步数为1000步。数据输入到解算器后, 在其内部进行解算, 生成ADAMS输出数据文件, 再将之传送到运动分析模块中, 然后经处理阶段生成动画, 点击[动画]按钮可以观察机构的仿真运动情况, 并可以根据需要随时暂停、回退、重播。即可生成构件滑块5的运动轨迹。仿真的结果也可用图表来显示, 点击[动画]—[生成图表]按钮, 即可生成构件5的位移, 速度和加速度的运动规律曲线, 如图4所示。把三者曲线生成在一张图表上, 能更直观的对比出它们的变化规律的特点。根据它们的规律曲线我们就能够优化设计方案, 避免方案中缺陷的出现, 使设计趋于完美, 提高设计效率。
结束语
对振动式输送机构中的连杆机构在UGNX8.0软件中进行建模、虚拟装配和仿真分析, 可以对机构的运动情况进行整体、全程观察, 检查连杆机构各部件之间是否会产生干涉现象, 运动规律是否合理。如果一切都满足要求, 可以设置不同的驱动值来满足不同场合需要。通过振动式输送机虚拟机构位移规律曲线的分析, 可以确定构件运动所需的空间和行程是否满足要求;通过对速度和加速变化规律曲线的分析, 为结构惯性力的分析提供前提条件;同时三者又为优化机构的设计和尺寸提供精确可靠的依据。如果运动不满足要求, 就要分析其中的原因:是机构的结构设置、杆长比例值还是仿真参数的问题, 及时发现, 及时解决。
振动流动式 篇7
白银公司第三冶炼厂是一个ISP火法冶炼企业。烧结系统流程设备大多以运输、混合、破碎为主, 其中移动式热矿振动给料机 (图1) 为关键设备, 用来将温度低于600℃, 粒度≤40mm的烧结块从链板下料溜体 (缓冲仓) 均匀的运输到波纹辊破碎机进行热破。热破后物料在冷却圆筒中以液体形式加入中间物料 (蓝粉) 降温后重新进入流程。自第三冶炼厂2008年3月6日技改复产以来, 移动式热矿振动给料机停车率较高, 截至2008年11月20日因为移动式热矿振动给料机原因累计停车200多小时, 严重影响了烧结系统的作业率, 制约流程的稳定, 致使烧结系统乃至全厂都无法达产达标。主要问题如下。
(1) 缓冲仓栅形阀门开关不灵活。栅形阀起调节缓冲仓料量大小、稳定料量的作用, 由于栅形阀设计缺陷, 运行滚轮及轨道处易积料, 加上栅形阀门本身不适于控制块状物料, 造成栅形阀门开关不灵活, 使得进入移动式热矿振动给料机的料量难以控制, 给后续流程冷却圆筒蓝粉均匀加入造成不良影响, 致使烧结系统难以稳定运行。
(2) 移动式热矿振动给料机筛底为多块耐热铁拼接而成, 每块耐热铁用压板与大梁固定。当移动式热矿振动给料机工作时, 由于压板固定不可靠, 致使耐热铁松动, 粉状物料容易从两块耐热铁间隙处撒落, 导致现场环境恶劣, 岗位操作工劳动强度增大。若耐热铁长时间松动运行, 因本身脆性易使筛底破裂。
(3) 移动式热矿振动给料机激振器偏心轮配重不可调, 由于偏心轮重量不匹配, 导致无法正常运行;后激振器轴承与轴承座间隙过大, 造成轴承温度居高不下, 导致润滑油高温流出, 轴承抱轴现象时有发生;当设备正常运行激振器按一定频率振动时, 轴承无法进行给油脂润滑。
(4) 电机与激振器由万向联轴器连接, 由于撒料、灰尘、现场温度高等原因使得万向头润滑跟不上, 造成联轴器事故频发, 维修工作量大。
(5) 缓冲仓容量小, 加上栅形阀门开关不灵活, 烧结块容易从上道工序2#链板下料溜子向外溢料, 多次因岗位工未及时发现, 造成2#链板发生重大设备事故。
处理办法: (1) 栅形阀开关的滚动轴承改为滑动轴承, 并加长手柄以增大转矩。 (2) 筛底采用整块锰钢板代替多块耐热铁, 并用螺栓与大量梁固定。 (3) 针对激振器轴承抱轴、联轴器断裂现象, 一是手动甘油泵配软管供油以加强轴承润滑, 二是调整激振器配重减轻轴承径向力。
经上述处理后, 移动式热矿振动给料机运行状况有所改善, 但设计上的诸多缺陷仍无法避免, 漏料、扬尘、噪声等问题依然存在。
二、替代改造
针对移动式热矿振动给料机在运行过程中暴露出的问题, 结合工艺流程的实际生产情况, 经多次论证和总结, 决定采用替代改造的方法, 即用板式给矿机替代移动式热矿振动给料机, 以彻底解决问题。
(1) 因为板式给矿机处于缓冲仓与波纹辊破碎机之间 (图2) , 考虑检修的方便性, 板式给矿机仍采用移动式, 便于波纹辊破碎机的检修。
(2) 对于缓冲仓小经常冒料造成2#链板设备事故, 在满足移动板式给矿机工艺配置前提下, 尽可能降低板式给矿机高度, 增大缓冲仓容积。而厂所用板式给矿机 (链板运输机) 大致有链条内置式 (两链条间距小于运输盘宽度) 大节距、链条内置式小节距、链条外置式 (两链条间距大于运输盘宽度) 小节距三种结构。链条内置式大节距链板在头尾星轮换向时结构不紧凑, 所占空间大, 不利于板式给矿机整体高度的降低;链条外置式考虑到其沿宽度尺寸过大, 而且轮子采用滑动轴承, 每个运输盘要配置一组轮子, 运行时能耗大。综合考虑后选用了链条内置式小节距链板, 运输盘宽度800mm、单边长度7200mm;减速机XJBW2006-7.5-F;电机Y160M-6、7.5kW。
(3) 为了防止缓冲仓物料直接砸向运输盘底板, 将缓冲仓下料口设计成如图3结构, 使下落的物料直接落向溜子底板和溜子斜板。
(4) 为了改善现场环境, 板式给料机输料部位采用全密封结构。其中立板、连接板、密封侧板与运输盘侧板形成迷宫式密封结构 (图4) , 盖板在头尾部落料点开孔并增加收尘管道, 提高除尘效果。
(5) 为了防止板式给矿机窜动, 在轨道上焊接角铁或钢板作为限位器。
(6) 结合现场安装空间, 考虑板式给矿机的稳定性, 传动装置设计在尾部, 即链条在运行时采用紧边在下、松边在上的连动方式, 为防止松边翘起, 在上运输盘设计压轨。
(7) 采用变频调速, 通过调节板式给矿机的运行速度有效控制物料输送量, 保证物料进入冷却圆筒的均匀稳定, 为烧结系统整个流程稳定生产创造条件。
三、使用效果
采用变频调速后可以根据工艺要求调节料量大小, 彻底解决了由于移动式热矿振动给料机栅形阀开关不灵活造成的问题;轮子采用滚动轴承, 润滑方便, 又因运行速度低, 所以给矿机运行平稳、无振动、磨损少、低噪声;采用全密封结构, 灰尘少、现场环境好;另外还降低了能耗, 改造前使用两台7.5kW电机, 改造后只有一台, 年可节电65700kW·h。
替代改造运行结果表明, 设备运转平稳, 流程连续稳定, 收尘效果明显改善, 现场环境大大改观, 有效降低员工劳动强度。通过改造, 彻底解决了移动式热矿振动给料机存在的问题, 使用效果良好。
摘要：针对移动式热矿振动给料机在运行过程中出现的一系列问题, 为确保烧结系统生产连续、稳定、高效进行, 分析论证后, 采用移动板式给矿机替代移动式热矿振动给料机的改造措施, 获得良好效果。