联合收割机曲柄连杆切割机构的计算机辅助分析和设计钱湘群，盛奎川（浙江大学农业工程与食品科学学院，杭州029）制了计算机程序，为该机构的分析与优化设计提供了理论依据。
0引言农机常用机构的运动学和动力学分析一般采用图解法和解析法，但图解法工作繁琐，精度低，难以作为优化设计的手段。解析法比图解法优越，应用越来越广泛，但在研究复杂机构运动问题时，通常忽略非定向摩擦距、滑动摩擦力，并把驱动力简化为力矩，因而很难得到与测试值相一致的结果。使用常规矩阵方法求解动力学方程得到的作用力值往往是错误的农机计算机辅助分析是在农业机械设计前对机构运动建立计算机模型，并进行分析，以寻求设计所需的*佳参数或参数范围，因而与CAD有着密切的关系。本文以联合切割机的曲柄连杆收割机构为研究对象，建立计算机模型，提出用方程逐次求解法以替代以往的矩阵求解法，为该机构的计算和辅助设计提供依据。
1运动学分析联合收割机中的曲柄连杆切割机构是空间多杆机构。它由曲柄、连杆、摇杆和割刀组成（图浙江工业大学学报1）。各杆件不在同一平面内，需用三维直角坐标确定机构各杆件的位置。
矢量方程：切割机构示意图位移方程：为OA长度，（为OA角速度。
由式（1）得到：为AB长度，L为CB长度。
由方程组（4）中第2式得到：tgα可求，将α代入方程组（4）第1式得到程序框图由图2所示的程序框图求出。
由矢量方程（2）得到：为CD长度。
AB杆质心坐标：摇杆重心坐标：为摇杆BCD质心到C点距离，β为质心到C点连线与CB的夹角。
速度方程：浙江工业大学学报由方程组（9）中第2式得到：代入第1式得到：为CD长度。
加速度方程：x由方程组（16）第2式得到：α=L由方程组（16）的第1式得到：β增刊钱湘群，等：联合收割机曲柄连杆切割机构的计算机辅助分析和设计2动力学分析将机构由铰链点拆开，分成曲柄、连杆、摇杆和割刀4部分，作各杆件受力分析（图3），列方程。
依次为4杆件质量。m为平衡块质量，其质心坐标下标分别为1 ，2 ， 3 ，4.J是连杆以A点为转动中心的转动惯量，J是摇杆以转轴C点为中心的转动惯量。
曲柄受到的驱动力是由连接角度很小的万向节传递的，因此其驱动力为力偶矩，在z方向无运动和无作用力， z方向方程可省去。m为配重质量， x为加配重后曲柄质心坐标。
其中由x的反正切函数求出。
其中x为曲柄在x轴上时，加平衡块后曲柄轴心坐标，α为平衡块质心相对曲柄OA的逆时针角度， L为加平衡块后质心半径， m为平衡块质量， R平衡块质心到曲柄转动中心的距离，为原曲柄质心半径。
z方向运动和受力可近似看作0 ，省去z方向方程。
浙江工业大学学报虽然没有y方向运动，但受到空间三维作用力，需列三维坐标方程，由于连杆和曲柄比值较大， z方向力矩很小，可忽略，省去方程。在yoz平面内，z方向作用力形成力矩为正， y方向作用力形成力矩为负在zox平面内， x方向作用力形成力矩为正， z方向作用力形成力矩为负。M为铰链轴C所承受的x ， z方向力矩。
分别为以C点为矩心的x ， y ， z方向力矩总和。
割刀与摇杆D点连接是依靠1个二力杆件，因此可近似看作割刀受到z方向作用力。只有y ，z方向有作用力或运动。
其中F的方向由决定？z≥0 ，则F前为负号否则F前为正号。
3编程计算对运动学方程求解的基础上，可求各作用力和力矩，同样采取逐个方程解法程序框图见图4.
4结语（1）模型和程序可用于联合收割机（如东风联合收割机）的曲柄连杆收割机构的运动学和动力学分析和计算。
（2）方程求解过程不采用矩阵求解，而用逐次方程求解法。
（3）借助计算机辅助分析，采用曲柄附加平衡块方法，能够平衡和减少部分惯性力，从而提高收割机的工作效率。
增刊钱湘群，等：联合收割机曲柄连杆切割机构的计算机辅助分析和设计赵匀，应义斌，李建平。农业机械计算机辅助分析和设计初探。农业工程学报， 1996， 12（4）：177～180.
李建平，赵匀，饶秀勤。小型收割机切割机构运动学和动力学分析及惯性力平衡。浙江农业大学学报， 1997， 23（3）：234～赵匀。农业机械计算机辅助分析和设计。北京：清华大学出版社， 1998：104～。
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