第25卷第2期2009年2月农业工程学报
Transactions of the CSAE Vol.25No.2Feb. 2009
77
生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析
连萌，宋中界，王威立，牛振华，李保谦※
（河南农业大学机电工程学院，郑州450002）
摘要：现有生物质压块机盖体开合机构多采用液压缸直接推动盖体的开启、闭合，存在开启角度小，影响喂料，液压缸尺寸较大，结构不紧凑等缺点。论文对生物质（秸秆）压块机盖体开合机构进行改进设计，采用液压缸驱动曲柄摇杆机构实现盖体的开启、闭合，利用机构死点提高盖体闭合时的稳定性，使盖体开合平稳，运动可靠。通过采用辅助圆法设计计算，分析了曲柄摇杆机构的运动，建立了机构模型。通过机构仿真，实现了机构预期的运动要求。关键词：压块机，盖体开合机构，曲柄摇杆机构，仿真，极位夹角中图分类号：S220.2文献标识码：A 文章编号：1002-6819(2009)-2-0077-06连萌，宋中界，王威立，等. 生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析[J].农业工程学报，2009，25(2)：77－82. Lian Meng, Song Zhongjie, Wang Weili, et al. Design and analysis of cover switching mechanism for biomass(straw)briquetting machine[J].Transactions of the CSAE, 2009, 25(2)：77－82.(inChinese with English abstract)
了机构的设计分析。
0引言
中国农村每年生产6亿多吨秸秆，其中有2亿多吨
1生物质（秸秆）压块机工作原理
生物质（秸秆）压块机机构如图1所示。秸秆压块
被废弃或荒烧，造成了大气污染、土壤矿化、火灾事故等大量的社会经济和生态问题，已引起了全社会的广泛关注[1,2]。
国内很多高等院校和企业院所围绕秸秆综合利用这一课题展开了研究，其中生物质秸秆成型是一个主要的研究方向。生物质成型机的主要作用是将质地松散、容积大、不便运输和贮存的生物质（秸秆）原料，通过成型部件致密成型，便于储存和运输
[2,3]
机工作时首先从喂料口将揉搓后的秸秆物料喂入压缩室，当物料在压缩室内装满后，盖体开合机构液压缸动作，使压缩室盖体闭合，确保在物料压缩过程不会从上方挤出[6]。然后主压油缸活塞把物料向一方挤压，物料在活塞的推动下，秸秆物料体积减小，实现压缩。当活塞运动到止点位置，活塞停止运动，在该位置上保持一定的时间，防止物料在失去压力的情况下回弹[9]。这时，推出油缸动作，推出油缸活塞推动物料块向出料口方向移动，推到一定位置时，活塞停止运动。当前物料块被推入保型仓内，而上一压缩过程的物料块保型后则被推出成型机进行装袋，此时完成上一个物料块的压块过程的工作循环
[10,11]
，并使其得到高品，2002年后又着
位利用。河南农业大学在1995年就开始研究生物质成型（燃料）设备，并取得了很好的效果
[4-8]
手对生物质（饲料）设备进行研究，2006年被列为河南省科技厅星火计划项目，目前正在开发适合于农户使用的小型秸秆压块机。
秸秆压块机的喂料是一项重要工作步骤，现有秸秆压块机采用的搅龙喂料并填压，能对物料进行预压而且能防止在压块过程中物料从喂料口挤出，但该结构复杂，体积较大，成本较高，不适于本设计。在已有的秸秆饲料压块机中，液压式合盖机构采用较多。液压式合盖机构由压缩室盖体、合盖液压缸和角钢支架组成。三者构成一个三角形，通过驱动合盖液压缸伸缩，实现压缩室盖体的闭合、开启。若液压缸直接作用于盖体，在压块过程中，液压缸载荷较大，造成液压缸的尺寸较大，不利于成本的降低和整机结构尺寸的减小。本文对此进行
。
收稿日期：2008-05-20作者简介：连学院，450002
修订日期：2008-11-04
河南农业大学机电工程
基金项目：河南省科技厅星火计划项目(0633004900)
萌（1982－），男，河南人。郑州
1. 主压油缸缩室主体
2. 电机
3. 液压控制系统
4. 推出油缸
5. 压缩室喂料口
6. 压
※通讯作者：李保谦（1961－），男，河南许昌人，教授，硕士生导师，研究方向为秸秆成型燃料（饲料）技术与设备研究。郑州工程学院，450002。Email:n j [email protected] om
河南农业大学机电
7. 喂料口合盖机构8. 出料口9. 包装袋锁止机构10. 包装袋
图1压块机结构图
F ig.1S tructure o f the compression machine
78农业工程学报2009年
2
现有合盖机构分析及改进方案
2. 1
现有合盖机构的不足
压块机工作流程中压缩室盖体闭合工作，由盖体开
合机构来完成。这个机构目前比较常见的是通过液压缸直接推动盖体绕其转轴旋转，实现盖体闭合。这种方案虽可行但存在一定的局限性。
1）对盖体长度的限制。若盖体过长则液压缸的铰支点不能距转轴过近，否则盖体转动所需的力矩较大，且盖体闭合后物料向上膨胀对盖体反作用力很大，对液压油缸的强度要求很高，提高了成本；若盖体长度较短，喂料口较小，会造成喂料时间加长或者造成压缩室容积减小，降低了生产率。
2）盖体开启角度的限制。当盖体过长液压缸铰支点距转轴过远时，盖体的开启角度必然受到限制，开启角度过小，不便于喂料；而且液压油缸的行程要大，成型压缩后期，反作用力对液压缸活塞杆稳定性产生影响，必然要增大液压缸的强度，因而提高了成本。
3）液压缸的限制。盖体的结构型式对液压缸的选择有很大影响，液压缸尺寸增大后其固定装置的尺寸也相应增大，会造成整机结构庞大。2. 2
改进方案
针对以上不足，为了降低成本、提高生产率和精简尺寸，在满足成型机流程要求的情况下设计了新的盖体开合机构，如图2
所示。
图2合盖机构改进方案示意图
Fig.2Sketch of improved scheme for the covering mechanism
该方案采用曲柄摇杆机构，液压活塞的伸缩驱动曲柄转动，当液压缸伸到上极限位置时，摇杆的盖体到达它的左极限位置，实现盖体的打开，当液压活塞到达它的下极限位置时，摇杆的盖体到达它的右极限位置，此时盖体闭合，而且曲柄和连杆处于拉伸共线位置，这时液压缸停止驱动，由于物料膨胀力的作用，使盖体对绕转轴点有一逆时针方向的力矩。整个曲柄摇杆机构中摇杆变为主动构件，曲柄变为从动构件，曲柄和连杆处于拉伸共线位置，曲柄所受力通过曲柄的回转中心，此时传动角为0°，机构出现死点[12,13]。利用该死点可以确保该机构在盖体闭合时的稳定性。
在死点位置时盖体对连杆和曲柄的力通过曲柄的固定铰支点，所以曲柄对液压缸的作用力很小，在盖体闭合过程中液压缸主要克服的是系统自身重力和系统摩擦
力，所以液压缸的载荷要求不需要很大，可以减小液压缸的规格要求。在改进前液压缸内径约为90mm ，活塞杆直径约为60mm ，而改进后可将液压缸内径减小至50mm ，活塞杆可减小到36mm ，从而减少了成本。
在该方案中以较小的液压活塞行程得到较大的盖体转角，盖体的转角预期最大可以达到80左右，便于进料。
3
改进方案的设计计算
3. 1
曲柄摇杆机构参数的确定及计算
已知盖体转轴到盖体活动铰支点的距离为500mm ，
盖体旋转中心到曲柄旋转中心距离大约为300mm ，由于要求盖体开启角度大（≥80）所以这里摆角计算的初始值定为85，通过作图可以求得盖体开启的角度，盖体处于极限位置时的图形如图3a 所示。
为摇杆的摆角（预
期值为85），为极位夹角，是曲柄所在的两个特殊位置（与连杆的共线位置）之间所夹的锐角，相关位置关系作草图可得
约为80，
与行程速比系数的关系为
180
K 1K 1这里80.09，故取
=80，所以K =2.587。然后采
用辅助圆法
[14,15]
计算曲柄和连杆的长度。
图3曲柄摇杆机构的几何关系图
Fig.3Geometrical relationship chart of the crank
and rocker mechanism
已知盖体即摇杆的长度L 3，行程速比系数K ，摇杆的摆角
，作辅助圆，以圆心为原点建立坐标系xoy 如
图3b 。C 1C 2为该曲柄连杆机构的两个极限位置，∠C 1DC 2为摇杆的摆角
，∠C 1A C 2为极位夹角即
，根据几何关
系有∠C 1A C 2=1∠C 1OC 2，对于圆有
2
x 2y 2R 2
设
C 1C 2=2h=2L 3sin
2
h =L 3sin
2180K 1K 1=80°
R=h
1
sin
第2期
连萌等：生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析79
C 1点坐标，c 1(xc1，y c1) C 2点坐标，c 2(xc 2，y c2) D 点坐标，D(xD ，y D ) 其中x c1=-h y c 1=h /tan x c2=h
y c 2=h /tan x D =0
y 1D =
h (
1tan
tan
)
2
解得
2h=0.67559L 3=675.59（mm ）h =337.795mm
R =343mm
x c1=-337.795，y c1=59.5624x c2=337.795，y c2=59.5624x D =0，y D =-309.076
曲柄转动中心A 点应位于圆的弧C 1E 或C 2F 上，点A 的位置确定后，即可求出各构件的长度，由于机架长度L 4已知，A 点与D 点相距为L 4，且A 应位于圆上，设A 点坐标为A （x A ，y A ），故可由式
L 4(x A x D ) 2(y A
y D ) 2
x A 2
y A 2
R 2
解出A 点坐标A （x A ，y A ）
解得
x A1=-279.2，y A1=-199.239x A2=279.2，y A2=-199.239
这时求出的A 点坐标有两点，分别位于y 轴两侧，这里只取左侧点。
由式A C 1(x A x c 1) 2(y A y 2c 1) A C 2
2
(x A
x c 2) (y 2
A
y c 2) 分别求出点A 到C 1和C 2点的距离A C 1和A C 2，则曲柄长度L 1，连杆长度L 2由下列二式，求得
A C 1=265.352mm A C 2=669.075mm L 1
12(A C 2A C 1) =200.862mm L 1
2
2
(A C 2A C 1) =466.214mm 即最终结果为：曲柄L 1=200.862mm ，连杆
L 2=466.214mm ，摇杆L 3=500mm ，机架L 4=300mm 。
3. 2
曲柄摇杆机构的计算分析
曲柄摇杆机构中，如图4所示，摇杆CD 的两个极限位置为C 1D 、C 2D 。C 1D 为前极限位置，C 2D 为后极限位置。曲柄A B 的长为a ，连杆BC 长为b ，摇杆CD 长为c ，机架A D 长为d 。摇杆CD 在前极限位置时与机架的夹角∠C 1D A 用s
表示。对于△A C 1D 、△A C 2D ，根据余弦定
理可得
c 2(a b ) 2
d 22(b a ) d cos 0
（1）(b a ) 2
c 2
d 2
2cd cos
s
（2）
C ’是摇杆极限位置C 1附近的一点，B ’和B ”是摇杆在C ’位置时曲柄与连杆铰支点的两个位置，∠C 2A D 为初始位置曲柄与机架的夹角，用
表示，曲柄转过的角度为
，故∠B ”A C 2用" 表示，∠B ’A C 2用' 表示，对于四边形AB ’DC ’、A B ”DC ’可分别得（过程略）：
b 2[d c cos(
s
) a cos(
' )]2[c sin(s
) a sin(
' )]2
b 2
[d c cos(
s
) a cos(
" )]2
[c sin(
s
) a sin(
" )]2于是可得：
b 2
[d c cos(
s ) a cos(
)]2
[c sin(s
) a sin(0
)]
2
（3）
若a 、b 、c 、d 已知，由方程（1）可以得到0，由方
程（2）可以得到
s
，选择一个合适的
即可由第三个
方程求得近似停歇的曲柄转角
。
图4曲柄摇杆机构实现近似停歇示意图
Fig.4Sketch of crank and rocker mechanism attaining
approximate stop 使用机械零件设计手册（软件版）V3.0的平面连杆机构设计分析子程序对该机构进行计算分析最后可得以下结果：
1）机构参数：曲柄a=200.862mm ，连杆b=466.214mm ，摇杆c=500mm ，机架d=300mm ；
2）机构类型：曲柄摇杆机构。曲柄a 的转角范围：=0～360°；
3）曲柄AB 角速度：1°/s；4）=0°(曲柄a 与机架重叠共线) 时，∠BCD=
11.07778°；
5）
=180°(曲柄a 与机架拉直共线) 时，
∠BCD=62.33097°；
6）曲柄a 驱动时最小传动角，γmin =11.07778°；7）=44.59896°时，曲柄a 与连杆拉直共线（摇杆c 右极限），φs =69. 51464°，∠B C D=24.91568°；8）
=304.2428°时，曲柄a 与连杆重叠共线（摇杆c
左极限），φs =153.97827°
，∠B C D=29.73547；
80农业工程学报
2009年
9）曲柄a 驱动时工作行程（慢行程）的最小传动角，
γm in =24.91568°；
10）摇杆摆角（行程），ψ=84.46363°；极位夹角，θ=79.64384°；行程速比系数，K =2.587224。
在该机构中主要用到的曲柄转角行程为-10～65左右的范围内，在该转角范围内的机构运行情况如图5所
示。
图5
该曲柄摇块机构工作时的两个极限位置
Fig.5Two extreme positions of the crank and rocker mechanism
当摇杆位于后极限位置时，盖体处于闭合位置，盖体应处于水平位置，由上面计算可知，后极限位置时摇杆与x 轴夹角为69.51464°，故将坐标系绕O 点顺时针旋转69.51464°，使作为摇杆的盖体与水平面平行。
在该方案中，盖体闭合后的主要受力构件是曲柄和连杆，所以需要对曲柄和连杆进行稳定性计算，以确保在横向力的作用下，连杆和曲柄不会发生弯曲失效。
曲柄和连杆都属于两端铰支杆件，当压力达到临界值时，压杆将由直线平衡形态转变为曲线平衡形态，使压杆保持微小弯曲平衡的最小压力就是临界压力，对于两端铰支的细长杆的临界压力为：
2
P EJ
cr =
l 2
式中
E ——材料的弹性模量；J ——杆件横截面的惯性矩；l ——杆件长度。
当杆内应力达到或超过临界应力时，压杆丧失稳定
而变弯，不能正常工作，临界应力为：
2
E
c r
2
式中——压杆的柔度。
限制压杆应力不超过材料的稳定许用应力[σcr ]；
P
cr
A
[cr ]
将稳定许用应力看成是压缩许用应力[σ]一部分，即许用应力[σ]乘以小于l 的系数
。即
P A
[]
将压杆截面形状定为矩形，截面尺寸为40mm 30mm 。计算可得：
连杆b 的临界应力σ108
bcr 为7.15171×Pa ，实际应
力σb 为5×107
Pa ，σb
bcr
=3.57586×108
Pa ；曲柄a 的临
n c
界应力σ9
7
acr 为3.8529×10Pa ，实际应力σa 为5×10Pa ，σa cr
a
n =1.92645×109Pa 。
c
所以该机构的主要受力构件曲柄a 和连杆b 能够满足强度要求。
4生物质（秸秆）压块机盖体开合机构仿真
建立该机构的模型，并对模型进行运动仿真[16-19]，
由于该机构由液压油缸驱动，其系统图可简化如图6，液压油缸的活塞推出速度一定，则曲柄的运动并非匀速转动，相对于曲柄匀速转动的曲柄摇杆机构摇杆的运动较为复杂。
1）建立机构各零部件的三维模型，按照设计对机构进行装配。该机构为曲柄连杆机构，主要为各铰接点的铰接孔添加同心约束。
2）机构装配后将整个模型进行分类，可分为可动零件和固定零件。这里将曲柄、连杆、液压缸和作为摇杆的盖体作为可动零件；将压缩室主体和角钢支架作为固定零件。
3）零件模型分类后，根据前面装配时的配合关系，为机构添加运动副约束。
4）将系统自动添加的运动复约束加以修正，并为液压缸模型的移动副1设置运动位移参数。液压缸活塞以匀速伸出，所以移动副1的运动为沿液压缸的Z 轴的平移，运动类型为“速度”，运动函数为“恒定值”，并给“速度”一个值。
5）设置仿真参数，将仿真时间设定为10s ，运行仿真计算，输出动画和曲柄旋转副2和盖体旋转副3的角速度角加速度曲线如图7
。
图6
盖体开启和闭合的机构模型F ig. 6
M echan ism mod el f or closin g and u nclo sin g o f the
covering mechanism
第2期连萌等：生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析81
对于机构从闭合状态到打开状态的过程中，曲柄的角速度如图7所示。
通过曲柄的角速度和角加速度曲线可以看出，角速度曲线是一条类似抛物线的平滑曲线，而角加速度在1s 时（盖体与水平面夹角为0.29），曲柄角加速度为零处角
速度为最小值，角加速度在1～5s 的范围内按照直线轨迹变化，在5～10s 范围内按照类似抛物线轨迹增长，直到增加到最大值。整体变化过程比较平滑，即机构的运动
过程比较流畅，完全能够实现机构预期的运动。
图7机构仿真结果
Fig.7Curves of mechanism simulation
5结论
1）采用四杆机构（曲柄摇杆机构）的原理，对秸秆压块机合盖机构进行了改进设计, 克服了现有合盖机构开启角度小、影响喂料、液压缸尺寸庞大等问题。
2）利用机构死点提高了盖体闭合时的稳定性，使盖体开合平稳，运动可靠。
3）采取辅助圆法设计计算，分析了曲柄摇杆机构的运动，建立了机构模型，机构的主要受力构件曲柄和连杆能够满足强度的要求。
4）通过机构仿真，曲柄的曲柄的角速度和角加速度曲线变化过程比较平滑，即机构的运动过程比较流畅，完全能够实现机构预期的运动要求。
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briquetting machine
L ian M e ng, Song Zhongjie, Wang We ili, Niu Z he nhua , L i Baoqia n ※
(Collegeof Mechanical and Electrical Engineering, Henan Agricultural University, Zhengzhou 450002, China)
Abstra ct:Commonly in the biomass briquetting machine, hydraulic cylinder directly impulses the covering for lock and unlock in the covering mechanism for closing and unclosing. But the unlock angle was finite in this kind of scheme. The angle might impact material feeding, and hydraulic cylinder was too big, so the structure was incompactly. Against those shortcomings, a new mechanism was designed to actualize the function. The new scheme adopted crank and rocker mechanism for lock and unlock the covering. This mechanism was powered by hydraulic cylinder. The covering would be more stable when the dead point appeared. The crank and rocker mechanism was calculated with auxiliary circle, and the model for simulation was established. The requirement of mechanism motion can be realized by simulation.
Key wor ds:compression machine, covering mechanisms for closing and unclosing, crank and rocker mechanisms, simulators, angle between two polar positions
第25卷第2期2009年2月农业工程学报
Transactions of the CSAE Vol.25No.2Feb. 2009
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连萌，宋中界，王威立，牛振华，李保谦※
（河南农业大学机电工程学院，郑州450002）
摘要：现有生物质压块机盖体开合机构多采用液压缸直接推动盖体的开启、闭合，存在开启角度小，影响喂料，液压缸尺寸较大，结构不紧凑等缺点。论文对生物质（秸秆）压块机盖体开合机构进行改进设计，采用液压缸驱动曲柄摇杆机构实现盖体的开启、闭合，利用机构死点提高盖体闭合时的稳定性，使盖体开合平稳，运动可靠。通过采用辅助圆法设计计算，分析了曲柄摇杆机构的运动，建立了机构模型。通过机构仿真，实现了机构预期的运动要求。关键词：压块机，盖体开合机构，曲柄摇杆机构，仿真，极位夹角中图分类号：S220.2文献标识码：A 文章编号：1002-6819(2009)-2-0077-06连萌，宋中界，王威立，等. 生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析[J].农业工程学报，2009，25(2)：77－82. Lian Meng, Song Zhongjie, Wang Weili, et al. Design and analysis of cover switching mechanism for biomass(straw)briquetting machine[J].Transactions of the CSAE, 2009, 25(2)：77－82.(inChinese with English abstract)
了机构的设计分析。
0引言
中国农村每年生产6亿多吨秸秆，其中有2亿多吨
1生物质（秸秆）压块机工作原理
生物质（秸秆）压块机机构如图1所示。秸秆压块
被废弃或荒烧，造成了大气污染、土壤矿化、火灾事故等大量的社会经济和生态问题，已引起了全社会的广泛关注[1,2]。
国内很多高等院校和企业院所围绕秸秆综合利用这一课题展开了研究，其中生物质秸秆成型是一个主要的研究方向。生物质成型机的主要作用是将质地松散、容积大、不便运输和贮存的生物质（秸秆）原料，通过成型部件致密成型，便于储存和运输
[2,3]
机工作时首先从喂料口将揉搓后的秸秆物料喂入压缩室，当物料在压缩室内装满后，盖体开合机构液压缸动作，使压缩室盖体闭合，确保在物料压缩过程不会从上方挤出[6]。然后主压油缸活塞把物料向一方挤压，物料在活塞的推动下，秸秆物料体积减小，实现压缩。当活塞运动到止点位置，活塞停止运动，在该位置上保持一定的时间，防止物料在失去压力的情况下回弹[9]。这时，推出油缸动作，推出油缸活塞推动物料块向出料口方向移动，推到一定位置时，活塞停止运动。当前物料块被推入保型仓内，而上一压缩过程的物料块保型后则被推出成型机进行装袋，此时完成上一个物料块的压块过程的工作循环
[10,11]
，并使其得到高品，2002年后又着
位利用。河南农业大学在1995年就开始研究生物质成型（燃料）设备，并取得了很好的效果
[4-8]
手对生物质（饲料）设备进行研究，2006年被列为河南省科技厅星火计划项目，目前正在开发适合于农户使用的小型秸秆压块机。
秸秆压块机的喂料是一项重要工作步骤，现有秸秆压块机采用的搅龙喂料并填压，能对物料进行预压而且能防止在压块过程中物料从喂料口挤出，但该结构复杂，体积较大，成本较高，不适于本设计。在已有的秸秆饲料压块机中，液压式合盖机构采用较多。液压式合盖机构由压缩室盖体、合盖液压缸和角钢支架组成。三者构成一个三角形，通过驱动合盖液压缸伸缩，实现压缩室盖体的闭合、开启。若液压缸直接作用于盖体，在压块过程中，液压缸载荷较大，造成液压缸的尺寸较大，不利于成本的降低和整机结构尺寸的减小。本文对此进行
。
收稿日期：2008-05-20作者简介：连学院，450002
修订日期：2008-11-04
河南农业大学机电工程
基金项目：河南省科技厅星火计划项目(0633004900)
萌（1982－），男，河南人。郑州
1. 主压油缸缩室主体
2. 电机
3. 液压控制系统
4. 推出油缸
5. 压缩室喂料口
6. 压
※通讯作者：李保谦（1961－），男，河南许昌人，教授，硕士生导师，研究方向为秸秆成型燃料（饲料）技术与设备研究。郑州工程学院，450002。Email:n j [email protected] om
河南农业大学机电
7. 喂料口合盖机构8. 出料口9. 包装袋锁止机构10. 包装袋
图1压块机结构图
F ig.1S tructure o f the compression machine
78农业工程学报2009年
2
现有合盖机构分析及改进方案
2. 1
现有合盖机构的不足
压块机工作流程中压缩室盖体闭合工作，由盖体开
合机构来完成。这个机构目前比较常见的是通过液压缸直接推动盖体绕其转轴旋转，实现盖体闭合。这种方案虽可行但存在一定的局限性。
1）对盖体长度的限制。若盖体过长则液压缸的铰支点不能距转轴过近，否则盖体转动所需的力矩较大，且盖体闭合后物料向上膨胀对盖体反作用力很大，对液压油缸的强度要求很高，提高了成本；若盖体长度较短，喂料口较小，会造成喂料时间加长或者造成压缩室容积减小，降低了生产率。
2）盖体开启角度的限制。当盖体过长液压缸铰支点距转轴过远时，盖体的开启角度必然受到限制，开启角度过小，不便于喂料；而且液压油缸的行程要大，成型压缩后期，反作用力对液压缸活塞杆稳定性产生影响，必然要增大液压缸的强度，因而提高了成本。
3）液压缸的限制。盖体的结构型式对液压缸的选择有很大影响，液压缸尺寸增大后其固定装置的尺寸也相应增大，会造成整机结构庞大。2. 2
改进方案
针对以上不足，为了降低成本、提高生产率和精简尺寸，在满足成型机流程要求的情况下设计了新的盖体开合机构，如图2
所示。
图2合盖机构改进方案示意图
Fig.2Sketch of improved scheme for the covering mechanism
该方案采用曲柄摇杆机构，液压活塞的伸缩驱动曲柄转动，当液压缸伸到上极限位置时，摇杆的盖体到达它的左极限位置，实现盖体的打开，当液压活塞到达它的下极限位置时，摇杆的盖体到达它的右极限位置，此时盖体闭合，而且曲柄和连杆处于拉伸共线位置，这时液压缸停止驱动，由于物料膨胀力的作用，使盖体对绕转轴点有一逆时针方向的力矩。整个曲柄摇杆机构中摇杆变为主动构件，曲柄变为从动构件，曲柄和连杆处于拉伸共线位置，曲柄所受力通过曲柄的回转中心，此时传动角为0°，机构出现死点[12,13]。利用该死点可以确保该机构在盖体闭合时的稳定性。
在死点位置时盖体对连杆和曲柄的力通过曲柄的固定铰支点，所以曲柄对液压缸的作用力很小，在盖体闭合过程中液压缸主要克服的是系统自身重力和系统摩擦
力，所以液压缸的载荷要求不需要很大，可以减小液压缸的规格要求。在改进前液压缸内径约为90mm ，活塞杆直径约为60mm ，而改进后可将液压缸内径减小至50mm ，活塞杆可减小到36mm ，从而减少了成本。
在该方案中以较小的液压活塞行程得到较大的盖体转角，盖体的转角预期最大可以达到80左右，便于进料。
3
改进方案的设计计算
3. 1
曲柄摇杆机构参数的确定及计算
已知盖体转轴到盖体活动铰支点的距离为500mm ，
盖体旋转中心到曲柄旋转中心距离大约为300mm ，由于要求盖体开启角度大（≥80）所以这里摆角计算的初始值定为85，通过作图可以求得盖体开启的角度，盖体处于极限位置时的图形如图3a 所示。
为摇杆的摆角（预
期值为85），为极位夹角，是曲柄所在的两个特殊位置（与连杆的共线位置）之间所夹的锐角，相关位置关系作草图可得
约为80，
与行程速比系数的关系为
180
K 1K 1这里80.09，故取
=80，所以K =2.587。然后采
用辅助圆法
[14,15]
计算曲柄和连杆的长度。
图3曲柄摇杆机构的几何关系图
Fig.3Geometrical relationship chart of the crank
and rocker mechanism
已知盖体即摇杆的长度L 3，行程速比系数K ，摇杆的摆角
，作辅助圆，以圆心为原点建立坐标系xoy 如
图3b 。C 1C 2为该曲柄连杆机构的两个极限位置，∠C 1DC 2为摇杆的摆角
，∠C 1A C 2为极位夹角即
，根据几何关
系有∠C 1A C 2=1∠C 1OC 2，对于圆有
2
x 2y 2R 2
设
C 1C 2=2h=2L 3sin
2
h =L 3sin
2180K 1K 1=80°
R=h
1
sin
第2期
连萌等：生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析79
C 1点坐标，c 1(xc1，y c1) C 2点坐标，c 2(xc 2，y c2) D 点坐标，D(xD ，y D ) 其中x c1=-h y c 1=h /tan x c2=h
y c 2=h /tan x D =0
y 1D =
h (
1tan
tan
)
2
解得
2h=0.67559L 3=675.59（mm ）h =337.795mm
R =343mm
x c1=-337.795，y c1=59.5624x c2=337.795，y c2=59.5624x D =0，y D =-309.076
曲柄转动中心A 点应位于圆的弧C 1E 或C 2F 上，点A 的位置确定后，即可求出各构件的长度，由于机架长度L 4已知，A 点与D 点相距为L 4，且A 应位于圆上，设A 点坐标为A （x A ，y A ），故可由式
L 4(x A x D ) 2(y A
y D ) 2
x A 2
y A 2
R 2
解出A 点坐标A （x A ，y A ）
解得
x A1=-279.2，y A1=-199.239x A2=279.2，y A2=-199.239
这时求出的A 点坐标有两点，分别位于y 轴两侧，这里只取左侧点。
由式A C 1(x A x c 1) 2(y A y 2c 1) A C 2
2
(x A
x c 2) (y 2
A
y c 2) 分别求出点A 到C 1和C 2点的距离A C 1和A C 2，则曲柄长度L 1，连杆长度L 2由下列二式，求得
A C 1=265.352mm A C 2=669.075mm L 1
12(A C 2A C 1) =200.862mm L 1
2
2
(A C 2A C 1) =466.214mm 即最终结果为：曲柄L 1=200.862mm ，连杆
L 2=466.214mm ，摇杆L 3=500mm ，机架L 4=300mm 。
3. 2
曲柄摇杆机构的计算分析
曲柄摇杆机构中，如图4所示，摇杆CD 的两个极限位置为C 1D 、C 2D 。C 1D 为前极限位置，C 2D 为后极限位置。曲柄A B 的长为a ，连杆BC 长为b ，摇杆CD 长为c ，机架A D 长为d 。摇杆CD 在前极限位置时与机架的夹角∠C 1D A 用s
表示。对于△A C 1D 、△A C 2D ，根据余弦定
理可得
c 2(a b ) 2
d 22(b a ) d cos 0
（1）(b a ) 2
c 2
d 2
2cd cos
s
（2）
C ’是摇杆极限位置C 1附近的一点，B ’和B ”是摇杆在C ’位置时曲柄与连杆铰支点的两个位置，∠C 2A D 为初始位置曲柄与机架的夹角，用
表示，曲柄转过的角度为
，故∠B ”A C 2用" 表示，∠B ’A C 2用' 表示，对于四边形AB ’DC ’、A B ”DC ’可分别得（过程略）：
b 2[d c cos(
s
) a cos(
' )]2[c sin(s
) a sin(
' )]2
b 2
[d c cos(
s
) a cos(
" )]2
[c sin(
s
) a sin(
" )]2于是可得：
b 2
[d c cos(
s ) a cos(
)]2
[c sin(s
) a sin(0
)]
2
（3）
若a 、b 、c 、d 已知，由方程（1）可以得到0，由方
程（2）可以得到
s
，选择一个合适的
即可由第三个
方程求得近似停歇的曲柄转角
。
图4曲柄摇杆机构实现近似停歇示意图
Fig.4Sketch of crank and rocker mechanism attaining
approximate stop 使用机械零件设计手册（软件版）V3.0的平面连杆机构设计分析子程序对该机构进行计算分析最后可得以下结果：
1）机构参数：曲柄a=200.862mm ，连杆b=466.214mm ，摇杆c=500mm ，机架d=300mm ；
2）机构类型：曲柄摇杆机构。曲柄a 的转角范围：=0～360°；
3）曲柄AB 角速度：1°/s；4）=0°(曲柄a 与机架重叠共线) 时，∠BCD=
11.07778°；
5）
=180°(曲柄a 与机架拉直共线) 时，
∠BCD=62.33097°；
6）曲柄a 驱动时最小传动角，γmin =11.07778°；7）=44.59896°时，曲柄a 与连杆拉直共线（摇杆c 右极限），φs =69. 51464°，∠B C D=24.91568°；8）
=304.2428°时，曲柄a 与连杆重叠共线（摇杆c
左极限），φs =153.97827°
，∠B C D=29.73547；
80农业工程学报
2009年
9）曲柄a 驱动时工作行程（慢行程）的最小传动角，
γm in =24.91568°；
10）摇杆摆角（行程），ψ=84.46363°；极位夹角，θ=79.64384°；行程速比系数，K =2.587224。
在该机构中主要用到的曲柄转角行程为-10～65左右的范围内，在该转角范围内的机构运行情况如图5所
示。
图5
该曲柄摇块机构工作时的两个极限位置
Fig.5Two extreme positions of the crank and rocker mechanism
当摇杆位于后极限位置时，盖体处于闭合位置，盖体应处于水平位置，由上面计算可知，后极限位置时摇杆与x 轴夹角为69.51464°，故将坐标系绕O 点顺时针旋转69.51464°，使作为摇杆的盖体与水平面平行。
在该方案中，盖体闭合后的主要受力构件是曲柄和连杆，所以需要对曲柄和连杆进行稳定性计算，以确保在横向力的作用下，连杆和曲柄不会发生弯曲失效。
曲柄和连杆都属于两端铰支杆件，当压力达到临界值时，压杆将由直线平衡形态转变为曲线平衡形态，使压杆保持微小弯曲平衡的最小压力就是临界压力，对于两端铰支的细长杆的临界压力为：
2
P EJ
cr =
l 2
式中
E ——材料的弹性模量；J ——杆件横截面的惯性矩；l ——杆件长度。
当杆内应力达到或超过临界应力时，压杆丧失稳定
而变弯，不能正常工作，临界应力为：
2
E
c r
2
式中——压杆的柔度。
限制压杆应力不超过材料的稳定许用应力[σcr ]；
P
cr
A
[cr ]
将稳定许用应力看成是压缩许用应力[σ]一部分，即许用应力[σ]乘以小于l 的系数
。即
P A
[]
将压杆截面形状定为矩形，截面尺寸为40mm 30mm 。计算可得：
连杆b 的临界应力σ108
bcr 为7.15171×Pa ，实际应
力σb 为5×107
Pa ，σb
bcr
=3.57586×108
Pa ；曲柄a 的临
n c
界应力σ9
7
acr 为3.8529×10Pa ，实际应力σa 为5×10Pa ，σa cr
a
n =1.92645×109Pa 。
c
所以该机构的主要受力构件曲柄a 和连杆b 能够满足强度要求。
4生物质（秸秆）压块机盖体开合机构仿真
建立该机构的模型，并对模型进行运动仿真[16-19]，
由于该机构由液压油缸驱动，其系统图可简化如图6，液压油缸的活塞推出速度一定，则曲柄的运动并非匀速转动，相对于曲柄匀速转动的曲柄摇杆机构摇杆的运动较为复杂。
1）建立机构各零部件的三维模型，按照设计对机构进行装配。该机构为曲柄连杆机构，主要为各铰接点的铰接孔添加同心约束。
2）机构装配后将整个模型进行分类，可分为可动零件和固定零件。这里将曲柄、连杆、液压缸和作为摇杆的盖体作为可动零件；将压缩室主体和角钢支架作为固定零件。
3）零件模型分类后，根据前面装配时的配合关系，为机构添加运动副约束。
4）将系统自动添加的运动复约束加以修正，并为液压缸模型的移动副1设置运动位移参数。液压缸活塞以匀速伸出，所以移动副1的运动为沿液压缸的Z 轴的平移，运动类型为“速度”，运动函数为“恒定值”，并给“速度”一个值。
5）设置仿真参数，将仿真时间设定为10s ，运行仿真计算，输出动画和曲柄旋转副2和盖体旋转副3的角速度角加速度曲线如图7
。
图6
盖体开启和闭合的机构模型F ig. 6
M echan ism mod el f or closin g and u nclo sin g o f the
covering mechanism
第2期连萌等：生物质秸秆压块机盖体开合机构设计分析81
对于机构从闭合状态到打开状态的过程中，曲柄的角速度如图7所示。
通过曲柄的角速度和角加速度曲线可以看出，角速度曲线是一条类似抛物线的平滑曲线，而角加速度在1s 时（盖体与水平面夹角为0.29），曲柄角加速度为零处角
速度为最小值，角加速度在1～5s 的范围内按照直线轨迹变化，在5～10s 范围内按照类似抛物线轨迹增长，直到增加到最大值。整体变化过程比较平滑，即机构的运动
过程比较流畅，完全能够实现机构预期的运动。
图7机构仿真结果
Fig.7Curves of mechanism simulation
5结论
1）采用四杆机构（曲柄摇杆机构）的原理，对秸秆压块机合盖机构进行了改进设计, 克服了现有合盖机构开启角度小、影响喂料、液压缸尺寸庞大等问题。
2）利用机构死点提高了盖体闭合时的稳定性，使盖体开合平稳，运动可靠。
3）采取辅助圆法设计计算，分析了曲柄摇杆机构的运动，建立了机构模型，机构的主要受力构件曲柄和连杆能够满足强度的要求。
4）通过机构仿真，曲柄的曲柄的角速度和角加速度曲线变化过程比较平滑，即机构的运动过程比较流畅，完全能够实现机构预期的运动要求。
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Design and analysis of cover switching mechanism for biomass(straw)
briquetting machine
L ian M e ng, Song Zhongjie, Wang We ili, Niu Z he nhua , L i Baoqia n ※
(Collegeof Mechanical and Electrical Engineering, Henan Agricultural University, Zhengzhou 450002, China)
Abstra ct:Commonly in the biomass briquetting machine, hydraulic cylinder directly impulses the covering for lock and unlock in the covering mechanism for closing and unclosing. But the unlock angle was finite in this kind of scheme. The angle might impact material feeding, and hydraulic cylinder was too big, so the structure was incompactly. Against those shortcomings, a new mechanism was designed to actualize the function. The new scheme adopted crank and rocker mechanism for lock and unlock the covering. This mechanism was powered by hydraulic cylinder. The covering would be more stable when the dead point appeared. The crank and rocker mechanism was calculated with auxiliary circle, and the model for simulation was established. The requirement of mechanism motion can be realized by simulation.
Key wor ds:compression machine, covering mechanisms for closing and unclosing, crank and rocker mechanisms, simulators, angle between two polar positions