一體式煙稈拔稈破碎機(jī)振動測試與分析

舒成松，張大斌，張元常，許 盛，曹 陽

(貴州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,貴陽 550025)

0 引言

一體式煙稈拔稈破碎機(jī)是一種集煙稈拔稈、破碎和收集功能為一體的多功能聯(lián)合作業(yè)煙草機(jī)械，具有作業(yè)環(huán)境復(fù)雜、季節(jié)性強(qiáng)、且結(jié)構(gòu)上回轉(zhuǎn)部件多及激振源復(fù)雜等特點(diǎn)。機(jī)架作為承載拔稈刀輥、對輥傳輸系統(tǒng)、破碎機(jī)及液壓傳動系統(tǒng)的支承部件，主要通過焊接、螺栓連接等連接方式與各功能部件相連。在承受各種交變載荷及各激振源作用時，使得煙稈拔稈破碎機(jī)整機(jī)振動較大、噪聲較高，易造成關(guān)鍵部件疲勞損壞，降低整機(jī)結(jié)構(gòu)動態(tài)特性和工作穩(wěn)定性，影響作業(yè)性能[1]。因此，該機(jī)工作時的振動已成為亟需解決的關(guān)鍵問題。

目前，農(nóng)業(yè)機(jī)械的振動特性已成為國內(nèi)外研究的熱點(diǎn),主要集中在駕駛座椅振動[2]、發(fā)動機(jī)減振及隔振[3-4]、割臺振動[5-6]、底盤機(jī)架振動[7-8]及整機(jī)田間作業(yè)振動特性[9]等方面。姬江濤等[10]對微型谷物聯(lián)合收割機(jī)割臺最小幅值點(diǎn)進(jìn)行分析及掛接點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)

收稿日期：2018-04-20

基金項目：貴州省科技支撐計劃項目(黔科合支撐[2016]2038)；廣西中煙工業(yè)有限責(zé)任公司科技項目(201645000034018)；貴州大學(xué)機(jī)械工程“技術(shù)眾籌”研究生創(chuàng)新基地項目(CXJD﹝2015﹞003)；貴州大學(xué)省級本科教學(xué)工程項目(SJJG201504)

作者簡介：舒成松(1992-)，男，貴州威寧人，碩士研究生，(E-mail)1015350524@qq.com。

通訊作者：張大斌(1976-),男,貴州黔西人,教授,博士生導(dǎo)師，(E-mail) zhangdb@gzu.edu.cn。

化，以減少振動激勵。徐立章等[11-12]對履帶式全喂入水稻聯(lián)合收割機(jī)進(jìn)行空載及田間收獲工況下的振動測試與分析，認(rèn)為發(fā)動機(jī)的上下振動、振動篩的前后運(yùn)動和割刀傳動系統(tǒng)是造成收割機(jī)振動的原因。李耀明等[13]對聯(lián)合收割機(jī)機(jī)架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使激勵源頻率避開機(jī)架的固有頻率，有效地避免共振的發(fā)生。上述文獻(xiàn)研究對象大多為谷物收獲機(jī)，煙稈拔稈破碎機(jī)的工作強(qiáng)度和條件導(dǎo)致其在工作部件結(jié)構(gòu)及運(yùn)動參數(shù)等方面與上述機(jī)器存在較大差異，其振動特性也明顯不同，然而至今針對煙稈拔稈破碎機(jī)振動特性的研究鮮有報道。

本文以一體式煙稈拔稈破碎機(jī)為研究對象，利用DH5925動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)分別測試了5種工況下各關(guān)鍵點(diǎn)的振動情況，并對其振動特性進(jìn)行分析，獲得影響機(jī)架振動的主要因素，并提出相應(yīng)的改進(jìn)方案，以期為一體式煙稈拔稈破機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化和二代樣機(jī)的設(shè)計提供依據(jù)。

1 煙稈拔稈破碎機(jī)工作原理及激振源分析

1.1 機(jī)器整體結(jié)構(gòu)

一體式煙稈拔稈破碎機(jī)其結(jié)構(gòu)復(fù)雜屬于多自由度的彈性振動系統(tǒng)，在多種激振力的作用下產(chǎn)生振動和變形[14]。該機(jī)具主要由拔稈刀輥、三點(diǎn)懸掛裝置、刀輥液壓馬達(dá)、輸送對輥液壓馬達(dá)、輸送對輥、破碎機(jī)、破碎機(jī)液壓馬達(dá)及機(jī)架等部件組成，如圖1所示。

1.刀輥 2.齒梳 3.輸送對輥Ⅰ 4.三點(diǎn)懸掛 5.刀輥液壓馬達(dá) 6.刀輥傳動減速箱 7.輸送對輥液壓馬達(dá) 8.輸送對輥Ⅲ 9.擺臂 10.輸送對輥Ⅳ 11.煙稈粉碎機(jī) 12.粉碎機(jī)液壓馬達(dá) 13.機(jī)架 14.殼體 15.輸送對輥Ⅱ 16.拔稈耕深調(diào)節(jié)輪圖1 一體式煙稈拔稈破碎機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 The structure chart of tobacco stalk pulling and shredding machine

1.2 機(jī)器作業(yè)原理

整機(jī)通過三點(diǎn)懸掛機(jī)構(gòu)與東方紅ME404拖拉機(jī)相連，田間作業(yè)時可分為3個步驟：首先，由拖拉機(jī)先將煙稈壓倒，刀輥液壓馬達(dá)通過鏈傳動帶動拔稈刀輥反轉(zhuǎn)，利用掘蔸式原理將煙壟土壤疏松并將煙蔸掘出地面；然后，在刀輥反轉(zhuǎn)力及齒梳的作用下將煙稈拋送至后部輸送對輥，在液壓馬達(dá)的驅(qū)動下將煙稈輸送至破碎機(jī)進(jìn)行煙稈的破碎；最后，破碎的煙稈顆粒在流場的作用下被拋至收集裝置，實(shí)現(xiàn)煙稈的連續(xù)拔稈和破碎作業(yè)。

1.3 激振源分析

一體式煙稈拔稈破碎機(jī)主要的可能振源有拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)、拔稈刀輥回轉(zhuǎn)運(yùn)動、輸送對輥機(jī)構(gòu)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動、破碎機(jī)的高速回轉(zhuǎn)運(yùn)動，以及傳動機(jī)構(gòu)及田間壟溝激勵等6種。因此，一體式拔稈破碎機(jī)在不同工況下的振動響應(yīng)可以視為多種激勵源引起的耦合作用。收獲工作時，拖拉機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)速保持在720r/min,以保證一體式煙稈拔稈破碎機(jī)各部件能夠獲得恒定轉(zhuǎn)速，獲得較好的拔稈破碎性能及效率。當(dāng)拖拉機(jī)輸出軸轉(zhuǎn)速在720r/min時，利用安裝的無紙記錄儀可讀取到各傳感器檢測的相應(yīng)部件轉(zhuǎn)速，并利用式(1)計算出其理論振動頻率(如表1所示)，即

(1)

其中，f為理論激勵頻率(Hz);n為測量的各部件轉(zhuǎn)速(r/min)。

東方紅ME404拖拉機(jī)采用曲軸對稱分布的四缸四沖程發(fā)動機(jī)，其振動包含混合氣燃燒產(chǎn)生的脈沖轉(zhuǎn)矩周期性變化引起的波動產(chǎn)生的燃燒激勵頻率f1(Hz)和由于發(fā)動機(jī)往復(fù)及旋轉(zhuǎn)運(yùn)動時質(zhì)量引起的不平衡慣性力激勵頻率f2(Hz),計算公式為[14-15]

(2)

(3)

其中，n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)；i為發(fā)動機(jī)汽缸數(shù)；c為發(fā)動機(jī)沖程數(shù)；Q為比例系數(shù)(此發(fā)動機(jī)Q=2)。

由式(2)、式(3)求得發(fā)動機(jī)的燃燒激勵頻率和慣性力激勵頻率為76.66Hz。

表1 一體式煙稈拔稈破碎機(jī)田間收獲主要工作參數(shù)Table 1 Main working parameters of tobacco stalk pulling and shredding machine in field

2 振動試驗原理及測試系統(tǒng)組成

2.1 振動測試原理

一體式煙稈拔稈破碎機(jī)的基本原理如圖2所示。首先，利用環(huán)境激勵的方式將DH311E三相加速度傳感器在各測點(diǎn)檢測到振動信號傳遞到DH5925動態(tài)信號采集儀，再利用上位機(jī)上的信號分析系統(tǒng)對所采集到的時域信號進(jìn)行頻譜特性分析及處理。

圖2 振動測試原理圖Fig.2 Schematic diagram of vibration test

2.2 測試儀器及指標(biāo)

試驗對象為自行設(shè)計研制的一體式煙稈拔稈破碎機(jī)，試驗使用的三相加速度傳感器、信號采集儀等設(shè)備如圖3所示；主要指標(biāo)如表2所示。

(a) 三相加速度傳感器

(b) DH5925信號采集儀圖3 測試儀器Fig.3 Test instruments表2 測試儀器性能參數(shù)Table 2 Performance parameters of test instruments

儀器名稱性能指標(biāo)技術(shù)參數(shù)廠家DH5925型動態(tài)信號采集儀通道數(shù)最高采樣頻率/kHz失真度信號輸入方式825.6<0.5IEPE江蘇東華測試公司DH311E型加速度傳感器量程/m·s-2頻響/kHz靈敏度/mV·(m·s-2)-1橫向靈敏度比/%50001～515江蘇東華測試公司

3 振動測試分析

3.1 試驗方案與測點(diǎn)布置

為研究一體式煙稈拔稈破碎機(jī)振動特性，在本試驗中選擇了發(fā)動機(jī)怠速和全油門狀態(tài)下的僅拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)工作、拔稈破碎機(jī)全部件同時工作以及田間作業(yè)性能5種工況(見表3)進(jìn)行測試，測試現(xiàn)場如圖4所示。

表3 振動試驗方案Table 3 Test plans for vibration

(a) 空載試驗

(b) 田間試驗圖4 試驗現(xiàn)場Fig.4 Testing scene

考慮到機(jī)具的振動源較多、傳動系統(tǒng)及破碎機(jī)右偏心結(jié)構(gòu)，現(xiàn)將三相加速度分別布置在機(jī)架的關(guān)鍵測試點(diǎn)，如表4所示。其中，X、Y、Z通道分別對應(yīng)拔稈破碎機(jī)的左右、前后(機(jī)組前進(jìn)方向)、上下方向。

表4 測試點(diǎn)布置Table 4 Distribution of testing positions

3.2 振動信號采集

為研究方便，試驗前先將測試點(diǎn)標(biāo)記并清理干凈，將三相加速度傳器與DH5925信號采集儀對應(yīng)通道連接好，三相加速度傳感器通過與磁座連接吸附在機(jī)器各測試點(diǎn)。試驗時，采樣方式設(shè)為連續(xù)采樣，采樣頻率為2kHz,頻率比值為2.56，頻域譜線數(shù)為1 600(df=0.488Hz)，隔直為0.1Hz,平均方式為線性平均，平均次數(shù)15次，每種工況下各測試點(diǎn)分別測試3次，取較好的一組數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。第4工況下測試點(diǎn)4在X方向的時域波形和經(jīng)FFT變化的頻域波形如圖5所示。

3.3 振動試驗結(jié)果分析

3.3.1 時域分析

在本試驗中，對正交坐標(biāo)系下各點(diǎn)的振動總量采用加速度的均方根值描述其振動強(qiáng)度[16]，計算公式為

(4)

其中，a為各測點(diǎn)振動總量的加速度均方根值；ax、ay、az分別表示該點(diǎn)X、Y、Z方向的加速度均方根值。

(a) 時域信號

(b) 頻域信號圖5 破碎機(jī)支撐架處測點(diǎn)信號Fig.5 The signal of crusher support contact point

各測點(diǎn)在X、Y、Z方向的振動加速度如圖6所示。

(a) X方向

(b) Y方向

(c) Z方向圖6 5種工況下8個測試點(diǎn)不同方向的加速度均方根值Fig.6 Vibration acceleration root mean square value of 8 testing points in direction under five kinds of working conditions

利用式(4)計算得到各測點(diǎn)的振動加速度均方根值如表5所示。

根據(jù)一體式拔稈破碎機(jī)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，同時考慮到液壓傳動系統(tǒng)和破碎機(jī)的偏心結(jié)構(gòu)的因素，從表5和圖6中可以看出：

1)測點(diǎn)1和測點(diǎn)8在工況1和工況3時的振動加速度均方根值分別為0.85、1.22m/s2和0.75、1.13m/s2；且測點(diǎn)1和8在X、Y、Z3個方向的振動加速度均方根值相接近，說明拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)在怠速情況下振動傳遞到機(jī)架與刀輥?zhàn)笥野惭b板接觸處的振動量很小，且在X、Y、Z3個方向的振動相當(dāng)。這是因為拖拉機(jī)怠速時發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速較低，由發(fā)動機(jī)不平衡燃燒力矩及二階不平衡慣性力經(jīng)三點(diǎn)懸掛機(jī)構(gòu)傳遞到刀輥處時振動減弱。在工況2和工況4下測點(diǎn)1和8的振動加速度均方根值與工況1和工況3相比增加了2倍左右，且Z方向的值也增加2倍左右。這是由于發(fā)動機(jī)高速旋轉(zhuǎn)時輸出脈沖轉(zhuǎn)矩和活塞往復(fù)運(yùn)動不平衡力矩造成的扭轉(zhuǎn)振動，說明滿油門狀態(tài)下拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)是引起機(jī)具在豎直方向的振動明顯增加的主要原因。測點(diǎn)1在工況3、4、5情況下振動加速度值均比測點(diǎn)8高，說明偏心傳遞機(jī)構(gòu)對機(jī)架的振動存在一定影響。測點(diǎn)1和8在工況5下加速度值與工況4相比增加了17.26%和11.52%，是由于滿油門狀態(tài)下發(fā)動機(jī)高速旋轉(zhuǎn)，且田間作業(yè)時刀輥低速掘蔸刨土產(chǎn)生的激勵頻率與機(jī)具結(jié)構(gòu)本身固有頻率相接近，同時壟溝不平衡產(chǎn)生的激勵頻率對機(jī)具振動產(chǎn)生一定影響。這說明田間拔稈作業(yè)時，滿油門下發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)動、刀輥的反向旋轉(zhuǎn)及田間不平衡激勵是引起機(jī)架上下的振動的原因。

表5 5種工況下8個測點(diǎn)的振動加速度均方根值Table 5 Vibration acceleration root mean square value of 8 testing points under five kinds of working conditions

2)測點(diǎn)2、測點(diǎn)7傳輸對輥右殼與機(jī)架第一橫梁體接觸處在工況1和工況2的振動加速度均方根值僅相差0.27、0.21m/s2，說明發(fā)動機(jī)振動的增加并未傳遞到測點(diǎn)2和測點(diǎn)7處。在工況2和工況3下測點(diǎn)2和7的振動加速度均方根值僅增加0.12、0.27m/s2，說明對輥傳輸機(jī)構(gòu)的低速旋轉(zhuǎn)對機(jī)具振動影響不大。在工況4下，測點(diǎn)2和7加速度均方根值增加到2.84和2.45m/s2，振動增加2倍左右，同時在Y方向的加速度均方根值增加3倍，說明對輥傳輸機(jī)構(gòu)的高速轉(zhuǎn)動是引起機(jī)具前后振動的主要原因。對比測點(diǎn)2在工況1～5下振動加速度均方根值均比測點(diǎn)7高，這是由于測點(diǎn)7處的右殼體呈折線結(jié)構(gòu)設(shè)計，使傳輸機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)沿靠近破碎機(jī)入口方向變窄，使振動量減小。

3)測點(diǎn)3機(jī)架第二橫梁與右縱梁交叉處、測點(diǎn)4破碎機(jī)支撐架處、測點(diǎn)5破碎機(jī)液壓馬達(dá)支撐板處、測點(diǎn)6傳輸對輥右殼與機(jī)架第二橫梁體接觸處在工況1和2下振動加速度均方根值相近，說明拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)振動量對其影響不大。在工況3下，測點(diǎn)3～6的振動加速度分別為1.18、1.33、1.49、1.54m/s2，說明破碎機(jī)在怠速條件下旋轉(zhuǎn)對機(jī)具振動量影響量小，對比工況3、工況4下測點(diǎn)3至6的振動加速度均方根值增加了91.5%、109%、62.4%、42.2%，且在X軸方向的加速度均方根值增加了2～3倍，Z軸上也有明顯增加，這是由于液壓馬達(dá)高速旋轉(zhuǎn)時內(nèi)部具有一定壓力沖擊，同時破碎機(jī)轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)不平衡和刀片、捶片一定的質(zhì)量缺損造成轉(zhuǎn)子軸受力不均勻及長時間運(yùn)轉(zhuǎn)使得轉(zhuǎn)子軸與軸承等裝配間隙過大而造成的。這說明破碎機(jī)液壓馬達(dá)及破碎機(jī)的高速旋轉(zhuǎn)時破碎刀盤的轉(zhuǎn)動慣量不平衡是引起機(jī)具左右及上下振動的主要原因。在工況5下，測點(diǎn)3～5的振動量與工況4相比，增加量不明顯，說明煙稈喂入破碎腔破碎時對機(jī)具振動影響不大，同時在工況3、4、5下測點(diǎn)3、4的振動量均比測點(diǎn)5的高。這是由于設(shè)計時破碎機(jī)為右偏心結(jié)構(gòu)，相對于機(jī)架質(zhì)量不均，使刀盤高速旋轉(zhuǎn)切割煙稈時產(chǎn)生的不平衡慣性力會對機(jī)具產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動沖擊。

3.3.2 頻域譜特性分析

時域信號進(jìn)行快速傅里葉變換后即可得到相應(yīng)的頻譜圖。在本試驗中，選擇采集點(diǎn)在X、Y、Z方向波動較小的部分時域信號進(jìn)行FFT變化，為方便研究機(jī)具的振動特性，以破碎機(jī)支撐架處(測點(diǎn)4)及測點(diǎn)2為例，進(jìn)行各工況下的振動頻率和振幅分析，如表6所示。

表6 5種工況下測點(diǎn)2和4的振峰值及振動頻率Table .6 Peak of amplitude and vibration frequency of measuring points 2 and points 4 under five kinds of working conditions

一體式煙稈拔稈破碎機(jī)的各工作部件的振動的激振頻率疊加耦合在機(jī)具的各測點(diǎn)，由表6可知：

1)在工況1下，測點(diǎn)2和4怠速時由拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)燃燒激振力所引起的振動頻率24.41Hz和23.93Hz在經(jīng)過三點(diǎn)懸掛機(jī)構(gòu)及系列減振裝置后在機(jī)具的X、Y、Z方向產(chǎn)生的振動幅值較小，說明怠速時拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)振動對機(jī)具的振動影響不大。

2)在滿油門僅拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)發(fā)動(工況2)狀態(tài)下，拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)達(dá)到額定轉(zhuǎn)速2 300r/min，測點(diǎn)4在振動頻率為153.32Hz(發(fā)動機(jī)的燃燒激勵頻率和慣性力激勵頻率76.66Hz的倍頻)時，在Y方向和Z方向達(dá)到0.63、0.84m/s2，說明發(fā)動機(jī)的不平衡燃燒力矩和2階不平衡慣性力矩是使機(jī)器在豎直方向及前后方向振動的原因。

3)由工況4下測點(diǎn)4可知：由于破碎機(jī)的偏心安裝方式及刀盤相對機(jī)架產(chǎn)生的不平衡慣性力所產(chǎn)生工作頻率48.34Hz(破碎機(jī)激勵頻率24Hz的倍頻)使機(jī)器在X和Z方向達(dá)到最大振動加速度值1.42、1.17m/s2，說明破碎機(jī)是使機(jī)器產(chǎn)生左右及上下振動的原因。而從測點(diǎn)2上可知，對輥傳輸機(jī)構(gòu)的工作頻率27.5Hz(傳輸對輥轉(zhuǎn)頻9.18的倍頻)時，機(jī)器在Y方向的振動幅值達(dá)到1.35m/s2，說明對輥傳輸機(jī)構(gòu)高速旋轉(zhuǎn)及折線結(jié)構(gòu)設(shè)計是引起機(jī)器前后振動的原因，且由于拔稈刀輥與測點(diǎn)2處左右縱梁直接相連，使刀輥(工作頻率4.88Hz)的不平衡力引起機(jī)器在豎直及前后兩個方向振動幅值達(dá)到0.83、0.47m/s2，說明刀輥的旋耕拋土作用及田間不平衡激勵是機(jī)器豎直及前后振動的原因。

4)由工況5下測點(diǎn)4可知：當(dāng)煙稈進(jìn)入破碎腔后，全油門狀態(tài)下機(jī)器的振動幅值在X、Y、Z3個方向達(dá)到最大幅值2.03、1.47、1.76m/s2，相比工況4下分別增加了42.96%、77.12%和50.43%。這說明煙稈在破碎腔內(nèi)部破碎的過程中改變了整機(jī)的固有頻率，造成振動幅值增大，且可知破碎機(jī)引起的振動(48.34Hz)仍是引起整機(jī)振動的主要原因。

4 減振設(shè)計方案

1)針對對輥傳輸機(jī)構(gòu)引起的機(jī)器產(chǎn)生前后振動，設(shè)計時在機(jī)具左右殼體與橫梁的鉸接支撐固定處增加阻尼塊使振動衰減，同時減小對輥滾筒軸承的裝配間隙，將傳輸上對輥改為齒形膠輥，并對機(jī)架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，防止產(chǎn)生局部共振。

2)在破碎機(jī)支架與機(jī)架之間增加磁力隔振墊等隔振結(jié)構(gòu)，同時將捶片式破碎機(jī)改為飛輪盤式破碎機(jī)，減小破碎機(jī)外形尺寸，以達(dá)到去除破碎機(jī)偏心機(jī)構(gòu)的目的，減小整機(jī)的振動。

3)將機(jī)器的左殼體折線型結(jié)構(gòu)設(shè)計為直線型結(jié)構(gòu)，避免整個液壓傳動系統(tǒng)的偏心問題，同時在刀輥安裝板與機(jī)架接觸處、左右殼體與機(jī)架接觸處增加阻尼塊及相應(yīng)的隔振結(jié)構(gòu)，降低整機(jī)振動，提高整機(jī)的可靠性。

5 結(jié)論

1)拖拉機(jī)發(fā)動機(jī)不平衡燃燒力矩及2階不平衡慣性力產(chǎn)生的振動、拔稈刀輥、對輥傳輸機(jī)構(gòu)及破碎機(jī)刀盤的回轉(zhuǎn)運(yùn)動是一體式煙稈拔稈破碎機(jī)的主要振動源。

2)偏心結(jié)構(gòu)的破碎機(jī)破碎煙稈時刀盤的高速旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)動慣量是機(jī)架左右振動的主要原因；折線型結(jié)構(gòu)設(shè)計的對輥傳輸機(jī)構(gòu)回轉(zhuǎn)運(yùn)動是機(jī)架前后振動的主要原因；拔稈刀輥的旋耕拋土、滿油門發(fā)動機(jī)振動及田間不平衡激勵是產(chǎn)生機(jī)架豎直方向上振動的主要原因。

3)機(jī)架在全油門空載工況下的由發(fā)動機(jī)引起的振動頻率為153.23Hz,破碎機(jī)、對輥傳輸結(jié)構(gòu)、拔稈刀輥引起的激振頻率分別為48.34、27.5、4.88Hz。田間拔稈作業(yè)時，整機(jī)各測點(diǎn)的振動幅度達(dá)到2.65、3.05、2.42、2.99、2.73、2.5、2.81、2.13m/s2，相比空載下明顯增大。