犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)特性分析

劉偉,鄭恩來,周永清,姚昊萍,朱躍

(南京農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院,江蘇 南京 210031)

當(dāng)輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)在田間作業(yè)時(shí),因粗糙路面引起的車身振動(dòng)和犁具與土壤之間的切削阻力將降低拖拉機(jī)的操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性,損害駕駛員的身體健康,降低農(nóng)作物產(chǎn)量[1-6]。為提升拖拉機(jī)的乘坐舒適性和駕駛安全性,有必要建立輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型并分析犁耕作業(yè)工況下的振動(dòng)特性,對(duì)拖拉機(jī)懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化具有重要的理論意義和工程價(jià)值。

輪式拖拉機(jī)系統(tǒng)的建模與振動(dòng)特性分析一直以來是國(guó)內(nèi)外學(xué)者的研究熱點(diǎn)。根據(jù)拖拉機(jī)的物理結(jié)構(gòu)特征,研究人員分別建立了不同復(fù)雜程度的振動(dòng)模型[7-11],其自由度數(shù)目的變化范圍從單個(gè)到幾十甚至上百?；谕侠瓩C(jī)的三自由度振動(dòng)模型,朱思洪等[12]分析了拖拉機(jī)機(jī)身和駕駛員座椅的豎直振動(dòng)加速度、機(jī)身前后俯仰振動(dòng)角加速度、前后輪胎的動(dòng)載荷系數(shù)以及前橋懸架的動(dòng)撓度,研究了前橋懸架參數(shù)對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響規(guī)律,確定了前橋懸架的匹配參數(shù)?？紤]到農(nóng)具的位置高低和質(zhì)量分布都對(duì)整車系統(tǒng)具有較大影響,有部分學(xué)者研究了拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)特性[13-15]。Crolla等[16]建立了一種運(yùn)輸工況下含犁具輪式拖拉機(jī)的四自由度振動(dòng)模型,研究了不同車速下拖拉機(jī)的振動(dòng)特性。為模擬輪式拖拉機(jī)犁耕作業(yè)工況下土壤的切削特性和阻力變化規(guī)律,國(guó)內(nèi)外研究人員常采用有限元法建立土壤/犁具系統(tǒng)的切削模型[17-26],取得了較大的進(jìn)展?；贒rucker-Prager(D-P)彈塑性本構(gòu)模型,Ibrahmi等[27]建立了鏵式犁切削砂土壤過程的三維有限元模型,并通過土槽試驗(yàn)法驗(yàn)證了模型的正確性。在此基礎(chǔ)上,研究了切削深度、行駛速度、切削角及提升角等參數(shù)對(duì)切削阻力的影響規(guī)律[28]。上述模型為犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具耦合系統(tǒng)的建模與振動(dòng)特性分析提供了研究基礎(chǔ)。

目前尚未見有關(guān)于犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)特性研究的報(bào)道。本文基于ABAQUS軟件模擬了犁具與土壤之間的切削阻力,建立輪式拖拉機(jī)/犁具系統(tǒng)的振動(dòng)模型,分析拖拉機(jī)系統(tǒng)各部位的振動(dòng)特性。研究結(jié)果為拖拉機(jī)懸架結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)。

1 輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型

為降低模型的復(fù)雜程度,在拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)建模過程中提出如下假設(shè):1)輪式拖拉機(jī)機(jī)身結(jié)構(gòu)左右對(duì)稱;2)拖拉機(jī)行駛過程中,左、右輪受到路面的激勵(lì)視為一致,但前、后輪所受到的激勵(lì)不一樣。在此假設(shè)的基礎(chǔ)上,建立拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的平面二分之一振動(dòng)模型,可模擬其在道路和農(nóng)田工況下的振動(dòng)特性。

1.1 運(yùn)輸工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型

以實(shí)驗(yàn)室常發(fā)CF700型拖拉機(jī)為研究對(duì)象(圖1),為提高拖拉機(jī)的舒適性,在機(jī)身和駕駛室之間安裝了橡膠墊懸架裝置(圖2),該懸架結(jié)構(gòu)和駕駛員座椅及前、后輪胎均可等效為彈簧和阻尼并聯(lián)連接模型,而拖拉機(jī)其余部件可視為剛體。拖拉機(jī)的犁具通過三點(diǎn)懸掛裝置與機(jī)身連接,三點(diǎn)懸掛系統(tǒng)通過液壓缸等裝置提供動(dòng)力實(shí)現(xiàn)犁具的抬起和放下。運(yùn)輸工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型如圖3所示。

圖1 輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)Fig.1 Wheeled tractor-implement system

圖2 駕駛室橡膠墊懸架Fig.2 Rubber suspension of cabin

qf(t)和qr(t)為拖拉機(jī)前、后輪所受位移激勵(lì),二者的振幅不同,所以產(chǎn)生了相對(duì)于質(zhì)心的角位移?？紤]qfi(t)和qri(t)的時(shí)間差,i時(shí)刻前、后輪的地面激勵(lì)關(guān)系可表示為:

qfi(t)=qri(t+τ)

(1)

式中:qfi(t)和qri(t)是前、后軸的地面位移激勵(lì);τ為滯后時(shí)間且其值為(lbf+lbr)/v,v為拖拉機(jī)行駛速度。

依據(jù)模型可得振動(dòng)微分方程組為[29-30]:

(2)

圖3 道路運(yùn)輸工況下拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型Fig.3 Vibration model of tractor/implement system under road transportation condition

底盤的力平衡關(guān)系可表示為:

(3)

圖4 三點(diǎn)懸掛結(jié)構(gòu)受力分析模型Fig.4 Force analysis model of three-point suspension structure

式中:mb為車身的質(zhì)量(kg);kr為后輪的剛度(N·m-1);cr為后輪的阻尼(N·s·m-1);Ib為車身的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);Fbx、Fby分別為農(nóng)具和三點(diǎn)懸掛的下拉桿鉸接處B點(diǎn)所受力的水平分力和垂直分力(N);Fcx、Fcy分別為車身和三點(diǎn)懸掛的下拉桿鉸接處C點(diǎn)所受力的水平分力和垂直分力(N);lbc、lba分別為車身的質(zhì)心b與鉸接點(diǎn)C以及鉸接點(diǎn)A的豎直方向上的距離(mm);lf、lr分別為前、后輪中心到拖拉機(jī)車身質(zhì)心b在水平方向上的距離(mm)。

三點(diǎn)懸掛結(jié)構(gòu)的力學(xué)分析模型如圖4所示。上連桿CD的力平衡關(guān)系為:

Fdx-Fcx-m2a2x=0

(4a)

Fcy-Fdy-m2g-m2a2y=0

(4b)

(4c)

式中:I2為上拉桿的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);Fdx和Fdy分別為農(nóng)具和懸掛的上拉桿鉸接處D點(diǎn)所受力的水平分力和垂直分力(N)。

類似的,犁具的力平衡關(guān)系可表示為:

Fbx-Fdx=0

(5a)

(5b)

(5c)

式中:l4、l5為農(nóng)具質(zhì)心在水平和垂直方向上與B點(diǎn)之間的距離(mm);Ia為農(nóng)具的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);l6、l7為農(nóng)具質(zhì)心在垂直和水平方向上與D點(diǎn)之間的距離(mm);ma為農(nóng)具的質(zhì)量(kg);Fbx、Fby分別為農(nóng)具和三點(diǎn)懸掛的下拉桿鉸接處B點(diǎn)所受力的水平分力和垂直分力(N)。

將下連桿AB與三點(diǎn)懸掛結(jié)構(gòu)進(jìn)行分離,其力平衡關(guān)系可表示為:

Fax-Fbx-m1a1x+Fecos(λ-φ1)=0

(6a)

Fby-Fesin(λ-φ1)-m1g-m1a1y-Fay=0

(6b)

(6c)

式中:l1、l2分別為三點(diǎn)懸掛的下拉桿上的鉸接點(diǎn)E與A和B的距離(mm);λ是下拉桿與力提升桿的夾角(rad);I1為下拉桿的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2)。

引入中間變量,將上述2階振動(dòng)微分方程組進(jìn)行降階處理變?yōu)?階微分方程組。將上述微分方程組用四階龍格庫(kù)塔算法對(duì)其求解,可獲得輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)機(jī)身的垂向振動(dòng)與俯仰振動(dòng)、前橋的垂向振動(dòng)、駕駛室的垂直與俯仰振動(dòng)及駕駛員座椅的垂向振動(dòng)。

1.2 犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型

與道路和農(nóng)田運(yùn)輸工況相比,犁耕作業(yè)工況新增了犁具的耕作阻力。為模擬犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)特性,需要對(duì)犁具-土壤系統(tǒng)進(jìn)行建模并模擬兩者之間的切削阻力。

1.2.1 犁具-土壤系統(tǒng)建模與切削阻力分析犁具系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)包括犁體、犁架、調(diào)節(jié)和連接機(jī)構(gòu),而犁體由犁壁、犁鏵、犁托及犁側(cè)板等組成。犁壁和犁鏵兩者之間構(gòu)建了重要的工作面,即犁體曲面。犁具曲面的設(shè)計(jì)不僅考慮了減少牽引阻力的需求,還要避免土壤側(cè)拋距離過遠(yuǎn)的不足。

犁耕作業(yè)工況下,土壤間隙包含水和空氣,具有材料非線性特征,同時(shí)犁鏵與土壤之間接觸又屬于非線性接觸?？紤]到ABAQUS軟件強(qiáng)大的非線性接觸功能,采用動(dòng)力顯式分析方法,能夠?qū)崿F(xiàn)犁具-土壤系統(tǒng)的切削模擬。

圖5 犁具-土壤系統(tǒng)的切削模型Fig.5 Model of plough-soil system

首先進(jìn)行假設(shè),在整個(gè)切削過程中,犁具的前進(jìn)速度和耕作深度始終為恒定值。本文所選用的鏵式犁結(jié)構(gòu)參數(shù)為:推土角90°,起土角35°。ABAQUS本身的建模過程較為復(fù)雜,因此選擇在Pro/E軟件中完成建模,然后將其三維實(shí)體模型導(dǎo)入ABAQUS軟件。土壤模型可在ABAQUS中建立,為簡(jiǎn)單的長(zhǎng)方體,其尺寸為240 mm×680 mm×1 000 mm,建立犁具-土壤系統(tǒng)的有限元模型,見圖5。犁具結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,為保證計(jì)算精度,采用四面體單元進(jìn)行劃分,其網(wǎng)格數(shù)量為 39 587;土壤模型采用六面體單元進(jìn)行劃分,其網(wǎng)格數(shù)量為163 200。

實(shí)際土壤變形過程中將產(chǎn)生彈塑性應(yīng)變,呈現(xiàn)非線性。為簡(jiǎn)化土壤模型,本文將土壤材料視為各向同性,各個(gè)部分的緊密程度、含水率、堅(jiān)實(shí)度等均一致,運(yùn)用傳統(tǒng)D-P塑性模型進(jìn)行修正。土壤的材料參數(shù)見表1。犁具材料選用較為耐磨的硼鋼22MnB5,其密度為7.97×103kg·m-3,硼鋼的彈性模量為1.98×1011Pa,泊松比為0.32。

設(shè)定接觸方式時(shí),要使犁具與土壤距離足夠近以減少初始接觸時(shí)間,但二者又不能發(fā)生重疊。在模擬中犁具將破壞土壤表面,因此定義犁具和土壤的接觸類型為通用接觸,定義犁具表面為第1表面,土壤表面為第2表面。

表1 土壤材料參數(shù)Table 1 Parameters of soil materials

圖6 犁具-土壤系統(tǒng)的應(yīng)力云圖Fig.6 Stress distributing graph of plough-soil system

將犁具兩側(cè)z向全部約束,將土壤底部、右側(cè)、前后表面自由度全部約束。設(shè)定步長(zhǎng)為0.5 s,速度載荷分析可由施加位移載荷實(shí)現(xiàn)。本次仿真中設(shè)定犁具y方向位移為500 mm,即1 000 mm·s-1,耕深為100 mm。得到犁具-土壤系統(tǒng)的應(yīng)力云圖,如圖6所示。

從圖6可知,當(dāng)犁具開始切削土壤時(shí),刀具剪切擠壓土壤,土壤開始發(fā)生形變,直至最終失效破壞,刀具完全進(jìn)入土壤后切削阻力趨于穩(wěn)定值。大應(yīng)力區(qū)集中在刀尖部位,這個(gè)地方的土壤受到的擠壓最強(qiáng)烈。切削過程中刀尖處土壤所受最大應(yīng)力為0.759 4 MPa,從0.2 s犁具完全進(jìn)入土壤到仿真結(jié)束,土壤所受應(yīng)力較為均衡,沒有太大波動(dòng),切削過程平穩(wěn)。

為驗(yàn)證所建立的犁具-土壤系統(tǒng)的切削有限元模型,對(duì)拖拉機(jī)犁耕阻力進(jìn)行測(cè)試,測(cè)試系統(tǒng)如圖7所示。開始試驗(yàn)前,采用螺栓將三軸力傳感器固定于犁具表面,并在測(cè)試田地面挖好固定深度的深坑,調(diào)節(jié)三點(diǎn)液壓懸掛使犁具降至合適位置。當(dāng)被測(cè)拖拉機(jī)耕速為3.6 km·h-1,耕深為100 mm時(shí),獲得分別沿水平和豎直方向的仿真與試驗(yàn)阻力變化曲線(圖8)。

圖7 犁耕阻力測(cè)試系統(tǒng)Fig.7 Test system of ploughing resistance

圖8 仿真與試驗(yàn)犁耕阻力變化曲線Fig.8 Simulated and experimental ploughing resistance curves

由圖8可見,基于切削有限元模型獲得的仿真曲線與試驗(yàn)結(jié)果基本保持一致,驗(yàn)證了有限元模型的正確性。在犁具與土壤剛開始接觸后,豎直和水平方向的耕作阻力逐漸增加,達(dá)到一定時(shí)間后趨于穩(wěn)定并在一個(gè)穩(wěn)定值附近開始波動(dòng)。沿水平方向仿真與試驗(yàn)平均阻力分別為895 N和929 N,沿豎直方向仿真與試驗(yàn)平均阻力分別為961 N和865 N,兩者之間的相對(duì)誤差分別為3.8%和11.1%,進(jìn)一步驗(yàn)證了模型的正確性。由此可知,犁耕作業(yè)工況下犁具與土壤之間豎直和水平方向的阻力波動(dòng)是拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)加速度響應(yīng)變化的主要因素。

1.2.2 犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型考慮犁耕阻力的影響,建立犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)模型,見圖9。

圖9 犁耕工況下輪式拖拉機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)模型Fig.9 Vibration model of wheeled tractor with plough under ploughing condition

犁具力平衡關(guān)系可表示為:

(7)

式中:Rx、Ry為作用在農(nóng)具上的土壤耕作阻力的水平分力和豎直分力(N);lw為耕作阻力等效受力點(diǎn)與犁架在垂直方向的距離(mm)。

圖10 路面不平度測(cè)量裝置示意圖Fig.10 Schematic diagram of the test device1. 拖拉機(jī)Tractor;2. 樞軸The pivot;3. 負(fù)荷盤Load plate;4. 框架The framework;5. 測(cè)試輪胎Test the tires;6. 標(biāo)桿Benchmarking;7. 輪軸The shaft;8. 土壤表面Soil surface;9. 水準(zhǔn)測(cè)量?jī)xLeveling instrument.

2 模型驗(yàn)證與結(jié)果分析

2.1 模型驗(yàn)證

選取南京農(nóng)業(yè)大學(xué)試驗(yàn)農(nóng)場(chǎng)農(nóng)田進(jìn)行路面不平度測(cè)量。采用實(shí)驗(yàn)室自行設(shè)計(jì)的路面不平度測(cè)量裝置[31],測(cè)試系統(tǒng)包括輪架、負(fù)荷盤、樞軸、標(biāo)桿、高精度尺、水準(zhǔn)儀和卷尺。用輪架固定標(biāo)桿,在靠近場(chǎng)地邊緣處設(shè)置水準(zhǔn)儀,建立水平基準(zhǔn)線,用膠帶標(biāo)出沿輪徑200 mm的縱向距離。

路面不平度測(cè)量裝置如圖10所示。拖拉機(jī)通過樞軸連接到輪架測(cè)量系統(tǒng),牽引車每隔200 mm的距離沿著車輪路徑移動(dòng)1次,將每1個(gè)測(cè)量點(diǎn)都標(biāo)在膠帶上,通過水平儀和標(biāo)桿測(cè)得路面不平度的變化。重復(fù)試驗(yàn),測(cè)量點(diǎn)數(shù)為512個(gè),測(cè)量長(zhǎng)度為102.2 m,得到標(biāo)準(zhǔn)跑道和農(nóng)田路面不平度曲線如圖11所示。

圖11 標(biāo)準(zhǔn)和農(nóng)田路面不平度曲線Fig.11 Surface roughness curve of standard and farmland road

為驗(yàn)證所建立的犁耕作業(yè)工況下拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)模型的正確性,基于常發(fā)CF700拖拉機(jī)和加速度測(cè)試裝置搭建拖拉機(jī)振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)。拖拉機(jī)振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)包括DH8303動(dòng)態(tài)信號(hào)應(yīng)變測(cè)試儀、計(jì)算機(jī)、加速度傳感器和網(wǎng)線。當(dāng)拖拉機(jī)在道路運(yùn)輸、農(nóng)田運(yùn)輸及犁耕作業(yè)3種工況下行駛時(shí),通過振動(dòng)測(cè)試儀可采集駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具4個(gè)部位的振動(dòng)加速度信號(hào)。

開始試驗(yàn)前,在犁具下方挖掘1個(gè)淺坑,深度約為20 cm,使犁架水平放置。拖拉機(jī)以1 000 mm·s-1的耕速在試驗(yàn)田上作業(yè),記錄拖拉機(jī)駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動(dòng)加速度。

本實(shí)驗(yàn)室的CF700輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。將表2中的結(jié)構(gòu)參數(shù)應(yīng)用到上述振動(dòng)微分方程組,可獲得犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)分別在時(shí)域和頻域內(nèi)仿真與試驗(yàn)的振動(dòng)響應(yīng)(圖12和圖13)。

表2 CF700拖拉機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 2 Structure parameters of CF700 tractor

圖12 犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)在時(shí)域內(nèi)振動(dòng)響應(yīng)Fig.12 Vibration responses of wheeled tractor/implement system under ploughing condition in the time domain

由圖12和13可知,基于模型獲得的仿真結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)保持一致,驗(yàn)證了模型的正確性。輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的前橋、座椅、駕駛室及犁具仿真垂向固有頻率分別為2.55、2.31、2.63和2.31 Hz,試驗(yàn)垂向固有頻率分別為2.67、2.26、2.73和2.08 Hz,兩者之間的相對(duì)誤差分別為4.7%、2.2%、3.8%和11.1%;輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的前橋、座椅、駕駛室及犁具仿真垂向加速度均方根值(RMS)分別為2.98、3.09、3.01和2.33 m·s-2,試驗(yàn)垂向加速度RMS分別為3.23、3.20、3.51和2.11 m·s-2,兩者之間的相對(duì)誤差分別為 8.4%、3.6%、16.6%和10.4%,進(jìn)一步驗(yàn)證了模型的合理性。

圖13 犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)在頻域內(nèi)振動(dòng)響應(yīng)Fig.13 Vibration responses of wheeled tractor/implement system under ploughing condition in the frequency domain

2.2 工況對(duì)拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響

為對(duì)比分析道路運(yùn)輸和犁耕作業(yè)2種工況下的頻域特性,將帶前橋懸架拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)加速度時(shí)域響應(yīng)進(jìn)行拉普拉斯變換得到駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具等部位的功率譜密度(PSD)。由圖14 可知:道路運(yùn)輸工況下前橋、駕駛室、駕駛員座椅及犁具部位的垂向振動(dòng)加速度PSD峰值頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz;犁耕作業(yè)工況下,其峰值頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz。由此可知,不論是道路運(yùn)輸工況還是犁耕作業(yè)工況,拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)各部位的固有頻率保持不變。

圖14 前橋、駕駛室、座椅及犁具垂向振動(dòng)加速度功率譜密度Fig.14 Power spectral density(PSD)of vertical vibration acceleration of front axle,cabin,driver seat and plough

當(dāng)耕速為1 000 mm·s-1和耕深為100 mm時(shí),輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)中駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件分別在道路運(yùn)輸、農(nóng)田路面運(yùn)輸及犁耕作業(yè)工況下的振動(dòng)加速度響應(yīng)對(duì)比結(jié)果如圖15所示?？梢钥闯?犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的振動(dòng)加速度響應(yīng)小于道路運(yùn)輸和農(nóng)田運(yùn)輸工況下的結(jié)果。在道路運(yùn)輸、農(nóng)田運(yùn)輸及犁耕作業(yè)工況下,駕駛員座椅振動(dòng)加速度RMS分別為3.88、3.28及3.09 m·s-2;駕駛室振動(dòng)加速度RMS分別為3.56、3.26及3.01 m·s-2;前橋振動(dòng)加速度RMS分別為3.46、3.29及2.98 m·s-2;犁具振動(dòng)加速度RMS分別為3.35、2.78及2.33 m·s-2。與道路運(yùn)輸工況下的結(jié)果相比,農(nóng)田運(yùn)輸工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動(dòng)響應(yīng)分別下降了18.3%、9.2%、5.2%及20.5%。與農(nóng)田運(yùn)輸工況下的結(jié)果相比,犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動(dòng)響應(yīng)分別下降了6.1%、8.3%、10.4%及19.3%。上述結(jié)果表明:與正常路面激勵(lì)相比,農(nóng)田路面不平度和犁耕阻力的存在能夠?qū)喪酵侠瓩C(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)起到緩沖作用。

圖15 不同工況下拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.15 Vertical acceleration of tractor/implement system under different conditions

2.3 耕速對(duì)拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響

當(dāng)耕深為100 mm時(shí),犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件在不同耕速下的振動(dòng)加速度如圖16所示?？梢钥闯?隨著耕速的不斷增加,各部位的加速度RMS顯著增加。當(dāng)耕速為800、1 000、和1 200 mm·s-1時(shí),駕駛員座椅振動(dòng)加速度的RMS為2.68、3.09和3.32 m·s-2;駕駛室振動(dòng)加速度的RMS為1.92、3.01和3.28 m·s-2;前橋振動(dòng)加速度的RMS為1.53、2.98和3.50 m·s-2;犁具振動(dòng)加速度的RMS為1.51、2.33和3.06 m·s-2。結(jié)果表明,犁具和前橋的振動(dòng)響應(yīng)對(duì)耕速變化更加敏感。

圖16 不同耕速(v)下拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.16 Vertical acceleration of tractor/implement system under different tillage speeds(v)

2.4 耕深對(duì)拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響

當(dāng)耕速為1 000 mm·s-1時(shí),犁耕作業(yè)工況下拖拉機(jī)座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件在不同耕深下的振動(dòng)加速度如圖17所示?？梢钥闯?隨著耕深的不斷增加,座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動(dòng)加速度RMS顯著增加。當(dāng)耕深為100、150和200 mm時(shí),駕駛員座椅振動(dòng)加速度的RMS為3.09、3.34和4.06 m·s-2;駕駛室振動(dòng)加速度的RMS為3.01、3.25和3.38 m·s-2;前橋振動(dòng)加速度的RMS為2.98、3.84和4.55 m·s-2;犁具振動(dòng)加速度的RMS為2.33、3.11和3.98 m·s-2。

圖17 不同耕深(h)下拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.17 Vertical acceleration of tractor/implement system under different tillage depths(h)

3 結(jié)論

本文運(yùn)用仿真和試驗(yàn)兩者相結(jié)合的方法,研究了輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)在道路運(yùn)輸、農(nóng)田運(yùn)輸、犁耕作業(yè)不同工況下的振動(dòng)特性。仿真計(jì)算了犁具在不同耕速和不同耕深下的阻力變化規(guī)律,以及其對(duì)輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)振動(dòng)特性的影響規(guī)律,得到如下結(jié)論:

1)道路運(yùn)輸、農(nóng)田運(yùn)輸及犁耕作業(yè)3種工況下拖拉機(jī)系統(tǒng)的固有頻率基本保持不變,前橋、駕駛室、座椅和犁具的垂向振動(dòng)固有頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz。拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)在標(biāo)準(zhǔn)人工測(cè)試路面上行駛時(shí)的垂向振動(dòng)幅值大于農(nóng)田運(yùn)輸下的結(jié)果,表明農(nóng)田土壤對(duì)拖拉機(jī)的振動(dòng)具有一定的緩沖作用。

2)農(nóng)具對(duì)輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)各部件垂向振動(dòng)加速度峰值和RMS均具有緩沖作用。其中,駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的垂向振動(dòng)加速度RMS分別下降了6.1%、8.3%、10.4%及19.3%。

3)犁耕作業(yè)時(shí)拖拉機(jī)各部位的加速度RMS均隨著耕作速度或耕作深度的增加而增加,并且前橋受影響最大。當(dāng)耕深一定時(shí),前橋的垂向振動(dòng)加速度RMS從1.53 m·s-2增加到3.50 m·s-2;當(dāng)耕速一定時(shí),前橋的垂向振動(dòng)加速度RMS則從2.98 m·s-2增加到4.55 m·s-2。

上述結(jié)果為犁耕作業(yè)下輪式拖拉機(jī)/農(nóng)具系統(tǒng)的懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了參考。