履帶式大豆聯(lián)合收獲機振動測試與分析

解鴻儒，金誠謙，，印 祥，錢震杰，滕悅江，于晨曦

(1.山東理工大學 農(nóng)業(yè)工程與食品科學學院，山東 淄博 255000；2.農(nóng)業(yè)部南京農(nóng)業(yè)機械化研究所，南京 210000)

0 引言

聯(lián)合收獲機作為一種大型田間作業(yè)的農(nóng)業(yè)機械，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，包含許多旋轉(zhuǎn)往復(fù)工作部件，可一次完成切割、輸送、脫粒、清選和拋灑等工作，因此會產(chǎn)生較大的振動；且收獲機各種部件之間多為剛性連接，各部件產(chǎn)生的振動會相互影響，不能有效地消除，加之作業(yè)環(huán)境復(fù)雜，限于成本加工及裝配精度不高等因素，聯(lián)合收獲機普遍存在振動強烈、噪聲較大的問題[1]。我國收割機的平均無故障工作時間只有30～40h，只及國外同類產(chǎn)品的1/3～1/2，振動問題嚴重影響其可靠性及駕駛員工作的舒適性[2]。

越來越多的國內(nèi)外學者開始對聯(lián)合收獲機振動問題展開研究。早在1982年，曲修銘[3]等人對谷物聯(lián)合收獲機的振動特性及舒適性進行了分析。王芬娥[1]等人測試了在不同的4種工況下聯(lián)合收獲機的垂直振動特性，獲得了各激振源對整機振動的貢獻量。馬桂香[4]等人測試了聯(lián)合收獲機在靜止轉(zhuǎn)動、運輸狀態(tài)和工作狀態(tài)時3個方向上的振動特性，并對其功率譜密度進行分析。徐立章[5]等人以水稻聯(lián)合收獲機為研究對象，分別在空載、收獲等5種工作狀況下測得了8個振動較強的位置的振動特性。姚艷春[6]等人對玉米聯(lián)合收獲機進行振動測試并結(jié)合模態(tài)分析，通過優(yōu)化機架結(jié)構(gòu)設(shè)計，使車架固有頻率避開激振頻率，避免共振現(xiàn)象的發(fā)生。

目前，針對聯(lián)合收獲機在不同工況下的振動狀態(tài)測試的研究并不多。本文選取了6個收獲機上主要工作部件作為測點，利用DH5902動態(tài)信號采集與分析系統(tǒng)，對測點的時域信號與頻譜特性進行研究，找到影響整機振動較強的因素，并對影響駕駛座舒適性的因素進行了分析，試驗結(jié)論可為提高聯(lián)合收獲機的可靠性與舒適性提供參考。

1 聯(lián)合收獲機振動激勵源分析

聯(lián)合收獲機在田間工作時會受到來自地面和自身工作部件的多種振動激勵的影響，這些振動會危害對駕駛員的身心健康，影響機器的收獲效率。當某些激振頻率與聯(lián)合收獲機某部件的固有頻率耦合時，該部件會產(chǎn)生強烈的共振，造成機器的損壞[7-11]。

聯(lián)合收獲機主要是由撥禾輪、切割器、駕駛操縱臺、發(fā)動機、底盤機架、糧箱、脫粒滾筒及振動篩等部分組成，如圖1所示。聯(lián)合收獲機在正常工作時，產(chǎn)生振動的主要來自做往復(fù)運動的切割器、振動篩，以及做旋轉(zhuǎn)運動的撥禾輪、攪龍、風機、脫粒滾筒、輸送槽等。此外，來自發(fā)動機和地面的激勵也是造成振動的原因。

1.撥禾輪 2.切割器 3.駕駛操縱臺 4.發(fā)動機

發(fā)動機是影響整機振動的主要原因之一。發(fā)動機在運轉(zhuǎn)時，內(nèi)部活塞的往復(fù)運動和曲軸等旋轉(zhuǎn)部件會產(chǎn)生不平衡慣性力，同時受壓縮氣體會產(chǎn)生傾覆力矩。理論上，這些不平衡力可通過動平衡來消除，但由于加工及裝配上的誤差導(dǎo)致無法完全消除，因此發(fā)動機在工作時會產(chǎn)生振動。發(fā)動機燃燒激振頻率計算公式[12]為

(1)

其中，f1為發(fā)動機燃燒激振頻率(Hz)；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min)；i為發(fā)動機氣缸數(shù)；c為發(fā)動機沖程數(shù)。該聯(lián)合收獲機的發(fā)動機為4缸4沖程，工作狀態(tài)下轉(zhuǎn)速為2 700r/min，理論慣性力激振頻率為90Hz。

發(fā)動機振動頻譜如圖2所示。

圖2 發(fā)動機振動頻譜圖

由圖2可知：發(fā)動機實際慣性力激振頻率為90.33Hz，與計算得到的理論激振頻率基本一致。

2 試驗設(shè)備與方案

2.1 試驗設(shè)備

試驗樣機為大豆聯(lián)合收獲機，具體參數(shù)如表1所示。測試系統(tǒng)包括東華公司生產(chǎn)的DH5902動態(tài)信號采集儀、1A314E型三向加速度傳感器、DHDAS2013動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)，具體參數(shù)如表2所示。

表1 聯(lián)合收獲機主要性能參數(shù)

表2 實驗儀器主要性能參數(shù)

2.2 試驗方案

為測得大豆聯(lián)合收獲機整機的振動特性，該實驗選擇5種工況對收獲機進行測試，如表3所示。

表3 聯(lián)合收獲機試驗工況

續(xù)表3

聯(lián)合收獲機的振動主要來自做往復(fù)運動和旋轉(zhuǎn)運動的工作部件，因此本試驗選取了聯(lián)合收獲機的切割器、發(fā)動機、脫粒滾筒、風機和振動篩等6個測點作為測試對象(見表4)，重點分析這些測點在不同工作狀態(tài)下3個方向(前后、上下、左右)上的振動特性。

表4 聯(lián)合收獲機測點選擇

3 聯(lián)合收獲機振動試驗

3.1 儀器安裝與調(diào)試

試驗前將DHDAS2013動態(tài)信號采集分析系統(tǒng)安裝到筆記本電腦，用網(wǎng)線連接DH5902動態(tài)信號采集儀檢測是否聯(lián)通。將三向加速度傳感器與數(shù)據(jù)線連接，并將圓形磁鐵安裝到傳感器上；將聯(lián)合收獲機測點位置擦拭干凈，并把傳感器吸附在測點處；把與三向加速度傳感器相連的數(shù)據(jù)線連接到動態(tài)信號采集儀上，注意要將傳感器方向與信號采集儀的通道相對應(yīng)(x為前進方向，y為左右方向，z為上下方向)。聯(lián)合收獲機的旋轉(zhuǎn)、往復(fù)運動部件較多，在安裝傳感器時要把數(shù)據(jù)線捆扎好，以免發(fā)生意外。

在DHDAS2013軟件中開啟5～22通道，設(shè)置采樣頻率為2K，分析點數(shù)為2 048，平均方式為線性平均，平均次數(shù)為3次(每個工況試驗3次，每次采集5min)。

3.2 振動信號采集與分析

本次試驗所使用的3項加速度傳感器能夠?qū)κ斋@機前進方向、橫向和上下3個方向上的振動信號連續(xù)采樣，測得5種工況下6個測點的時域信號，經(jīng)快速傅里葉變換后可獲得頻譜圖。聯(lián)合收獲機振動測試如圖3所示。

圖3 聯(lián)合收獲機振動測試

3.2.1 振動信號時域分析

利用加振動速度均方根值作為評價標準。不同工況下，6個測點3個方向上的加速度均方根值如表5所示。將表中數(shù)據(jù)生成雷達圖，可以更加直觀地分析與對比各測點在不同工況下的振動強度，如圖4所示。

表5 5種工況下6個測點3個方向上的加速度均方根值

圖4 5種工況下6個測點3個方向上的加速度均方根值

由表5和圖4可以看出：

1)測點1。切割器驅(qū)動軸支座在發(fā)動器空轉(zhuǎn)時的振動強度較小，且隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加振幅并沒有增加，說明發(fā)動機的振動對切割器的影響較??；當切割器工作時，振動強度明顯增加，且隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加，X方向上的振幅由2.92m/s2增加到21.04m/s2，振動強度增加更為顯著；當田間收獲時，隨著作物秸稈的喂入，切割器在各方向上的振動強度有明顯下降，X、Y方向上的振幅分別下降38.38%、38.57%，且Y方向振動強度明顯高于其他兩個方向，說明切割器的左右往復(fù)運動的振動強度較大。

2)測點2。駕駛座支架的3個方向上的振動強度在發(fā)動機全速運轉(zhuǎn)時比發(fā)動機怠速時高50%以上，且在其他工作部件分別打開與關(guān)閉狀態(tài)下的振動強度并沒有明顯變化，說明影響駕駛座振動強度的主要因素是發(fā)動機的轉(zhuǎn)速；同時5種工況下Z方向的振幅大約比另外兩個方向的振幅高50%，說明駕駛座的主要振動方向是上下方向，所以要在發(fā)動機與駕駛座之間增加減振措施。

3)測點3。發(fā)動機支架在工況1與工況3的X、Y、Z方向上振幅分別為1.03、0.68、1.30、1.51、0.68、1.19m/s2，振幅相差不大；工況2和工況4的振幅相對于工況1和工況3增加了4倍左右，說明發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加并不是造成整機振動的主要原因。

4)測點4?？v軸流脫粒滾筒和測點6風機在旋轉(zhuǎn)時的振幅比靜止時有明顯增加，并且隨著轉(zhuǎn)速的增加振幅明顯升高，說明脫粒滾筒和風機的旋轉(zhuǎn)存在明顯的不平衡力；在田間作業(yè)時，脫粒滾筒振幅大約是空載時的3倍，且風機振幅也明顯增加，說明負載使脫粒滾筒和風機的振動顯著增加。

5)測點5。振動篩驅(qū)動軸支座的振幅從工況1到工況5逐漸增加，且工況4的振幅增加最為明顯，說明隨著發(fā)動機和其他工作部件運轉(zhuǎn)速度的增加，收獲機整機的振動強度也增大；工況5時振幅達到最大，說明聯(lián)合收獲機在田間作業(yè)有了負載之后整機振動強度增強。

3.2.2 振動信號頻域分析

選取各測點X、Y、Z這3個方向上較穩(wěn)定的時域信號，經(jīng)快速傅里葉變換可獲得頻譜圖。通過對某位置的振動信號頻譜圖的分析，可獲得該位置振動影響因素。由于聯(lián)合收獲機各工作部件的轉(zhuǎn)速不高，因此本次試驗針對低頻信號進行分析。在5種工況下的頻譜圖中各測點振幅的最大值及其對應(yīng)振動頻率如表6所示。

由表6可以看出：

1)工況1發(fā)動機怠速時，整機的振動全都源自于發(fā)動機的運轉(zhuǎn)，激振頻率為37.11Hz；但各測點的振幅較低，影響最大的位置是發(fā)動機支架和駕駛座的豎直方向上。

2)工況2發(fā)動機全速狀態(tài)下，測得的由發(fā)動機的燃燒不平衡力及慣性力產(chǎn)生的激振頻率為90.33Hz，與理論計算值基本吻合；駕駛座Z方向上的振幅達到了5.43m/s2，遠高于其他位置的振幅。因此，可得出如下結(jié)論：發(fā)動機運轉(zhuǎn)對駕駛座上下方向的振動影響最強烈。

3)由工況3可以看出：由于各工作部件的運轉(zhuǎn)，發(fā)動機載荷增加，其激振頻率降為34.18Hz，主要影響仍是來自發(fā)動機支架及駕駛座位置。由于怠速狀態(tài)下轉(zhuǎn)速較低，工作部件振動不強，因此各測點的振幅較小。

4)各工作部件運轉(zhuǎn)的狀態(tài)下的激振頻率明顯比僅有發(fā)動機工作時復(fù)雜，各工作部件的振動相互影響使得振動頻率辨識困難。

5)由工況4可以看出：在整機空載發(fā)動機全速狀態(tài)下，割臺部分的切割器振動最為強烈；尤其是在左右方向上，由于切割器是左右往復(fù)運動，所以左右方向上振幅達到5.15m/s2，振動頻率為7.32Hz，輸送鏈耙理論激振頻率也是7.32Hz；脫粒滾筒處前后方向上的振動受到振動篩往復(fù)運動的影響，且振幅由振動篩傳遞到脫粒滾筒處由0.60m/s2下降至0.37m/s2。

6)由工況5田間工作狀態(tài)中可以看出：當有作物喂入割臺時，切割器的振動頻率仍為7.32Hz，但振幅比空載時明顯減??；駕駛座上下振幅增大，主頻為170.41Hz。

表6 5種工況下6個測點一階振動頻率與振幅

續(xù)表6

4 結(jié)論

1)割臺切割器的左右往復(fù)運動、振動篩的前后往復(fù)運動和脫粒滾筒的旋轉(zhuǎn)是引起聯(lián)合收獲機整機振動的主要原因；風機的旋轉(zhuǎn)、發(fā)動機的不平衡燃燒力矩和慣性力引起的上下振動是引起聯(lián)合收獲機整機振動的次要原因。

2)當聯(lián)合收獲機空載全速運轉(zhuǎn)時，割臺切割器造成的振動最大；在正常田間作業(yè)時，切割器振動明顯減輕。因此，應(yīng)避免割臺長時間空載運轉(zhuǎn)。

3)駕駛座受發(fā)動機垂直振動影響最明顯，因此在聯(lián)合收獲機設(shè)計時應(yīng)考慮發(fā)動機與駕駛座之間增加減振措施。

4)在田間收獲工況下，除割臺的振動強度有所減小外，其他測點振動強度都不同程度的增加，尤其脫粒滾筒處是整機振動中最強烈的位置。