伍揚華+吳崇友

摘要：一臺谷物聯(lián)合收獲機在工作時割臺振動強烈，強烈的割臺振動導致收獲割損和機械疲勞失效。強烈的割臺振動主要由割臺結構的固有頻率和固有振型決定，當結構的固有頻率和激勵頻率相近時，就會引起結構的共振?；贏NSYS有限元軟件對割臺進行模態(tài)及諧響應分析，計算割臺的前8階固有頻率和振型。結果表明，割臺的第1、第2階模態(tài)接近于收獲機發(fā)動機的主軸轉速和收獲機的二次清選轉速。來自路面不平度的激勵載荷在車速為20～40 km/h 時所產生的激勵頻率為17.36 ～34.72 Hz，接近割臺框架的前2階固有頻率，會引起割臺的共振。同時考慮到割刀對割臺的作用力和振型分析，對割臺進行諧響應分析，發(fā)現(xiàn)割刀的往復運動對割臺局部的最大位移為 0.418 9 mm，因此割刀的往復運動對割臺的振動較小。綜合模態(tài)和諧響應分析的結果，割臺振動主要來自發(fā)動機和傳動部件等簡諧激勵頻率，和來自路面的不平衡激勵。研究結果為聯(lián)合收獲機割臺框架的設計與研究提供了參考和依據(jù)。

關鍵詞：臺框架；固有頻率；振型；模態(tài)：諧響應；激勵頻率；割刀；割臺

中圖分類號： S225.3 文獻標志碼： A 文章編號：1002-1302（2017）20-0237-04

由于聯(lián)合收獲機在田間工作過程中受到多方面的激勵，這些激勵引起聯(lián)合收獲機的割臺部分不良振動，不良的振動會影響聯(lián)合收獲機工作的可靠性，不僅造成收獲時的割損，而且會引起機械的疲勞失效。因此，在識別收獲機結構中由質量和剛度分布所決定的固有頻率和模態(tài)振型對指導聯(lián)合收獲機割臺框架的設計具有重要意義[1]。模態(tài)分析方法主要研究結構在固有頻率處的振動形態(tài)與共振屬性[2]，并能夠獲取結構的模態(tài)參數(shù)，即固有頻率、模態(tài)振型、阻尼比[3]。模態(tài)分析可為結構的振動特性研究提供直接有效的方法。國內許多學者在研究機械振動過程中均采用模態(tài)分析方法查找結構的薄弱環(huán)節(jié)，并對其進行優(yōu)化[4-6]。本研究基于一款4lz-2.0型谷物聯(lián)合收獲機械，通過ANSYS有限元分析軟件計算出割臺框架的固有頻率和模態(tài)振型，分析外部激勵頻率對割臺振動的影響，為對其進行進一步的優(yōu)化研究奠定基礎。

1 模態(tài)分析的理論基礎

模態(tài)分析主要研究結構和機器零部件的振動特性，模態(tài)分析需要知道結構的邊界條件、幾何形狀、材料特性，把結構的質量分布、剛度分布、阻尼分布分別用質量矩陣、剛度矩陣、阻尼矩陣表達出來，利用這些數(shù)據(jù)來確定系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，將系統(tǒng)的力學特征表示出來[7]。物體多自由度微分方程為

[M]{ü}+[C]{u·}+[K]{u}={F（t）}。（1）

式中：[M]為質量矩陣；[C]為阻尼矩陣；[K]為剛度矩陣；[F（t）]為力矩陣；{u}為位移矩陣；{u·}為速度矩陣；{ü}為加速度矩陣。

計算機架的固有頻率時，采用的是無阻尼的自由振動微分方程，即[M]{ü}+[K]{u}=0。求解此微分方程最終得出（[K]-ωi2[M]）{i}=0，其中ωi為結構的n階固有頻率，{i}為結構對應ωi的振型向量。

2 有限元模態(tài)分析

計算割臺模態(tài)分析時，由于在割臺的模態(tài)分析中指出整個割臺部分存在顯著的動力耦合，測出所關心的割臺框架模態(tài)，不考慮整機模態(tài)[8]。在割臺框架有限元模態(tài)分析中主要針對割臺與脫粒部分的鉸鏈，對x、y、z 等3個方向的位移和2個方向的轉角處施加邊界條件，考慮到割臺的升降和液壓缸的約束，此處添加1個固定約束。采用四面體網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格最小單元為30 mm的細化網(wǎng)格。結合實際結構和載荷工況，選取8階模態(tài)以滿足模態(tài)分析的要求[9]。

2.1 有限元建模

有限元模型是模態(tài)分析的基礎，在許多結構模態(tài)分析中均指出了合理的簡化[10]，不考慮小的螺紋口圓角焊接等，整個割臺框架上的加強筋、加強三角塊均保留，構件板材間接觸類型采取固連的連接方式。模型的材料類型為Q235A，彈性模量為211 GPa，泊松比為0.35，密度為7 850 kg/m3。由于輸送槽連接著割臺框架，這種懸臂式的結構對實際田間工作的影響較大，保留輸送槽部分。割臺框架有限元模型如圖1所示。

收獲割臺框架的邊界條件為輸送槽鉸接軸與脫粒部分鉸接處，限制3個方向的位移和轉動，使用圓柱副約束（圖2），液壓缸與輸送槽底端連接處采用固定連接（圖3）。

2.2 收獲割臺的網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分是模態(tài)分析最重要的一步，網(wǎng)格劃分采取四面體單元，為了控制網(wǎng)格劃分的質量和提高網(wǎng)格劃分精度，最小的單元尺寸為30 mm，網(wǎng)格質量檢查標準[11]，通過ANSYS控制單元質量的系數(shù)接近于1，雅克比的比例系數(shù)小于5，2個主要參數(shù)的調整有利于提高網(wǎng)格質量。最終有限元模型劃分單元數(shù)目為300 858個，節(jié)點數(shù)目為620 900個。

2.3 割臺框架的模態(tài)分析結果

由表1可知，第1階振動為割臺框架的左側彎曲振動；第2、第3階振動為割臺兩側的彎曲扭轉振動；第4、第6、第7、第8階振動主要為輸送槽下方的鋼板的垂直振動，可以用加強筋來約束此處的振動；第5階振動為割臺框架的左側向割臺框架的彎曲振動。具體的模態(tài)振型如圖4所示。

3 割臺框架模態(tài)分析

割臺框架的動態(tài)設計要求結構的固有頻率避開外部激勵，橫割刀的往復運動有擺環(huán)機構驅動，擺環(huán)機構的主軸轉速為500 ～ 600 r/min，對應割刀機構對割臺框架的激勵頻率為8～10 Hz， 撥禾輪的轉速為40 ～ 60 r/min， 對應的激勵頻率較低。發(fā)動機對割臺的影響主要考慮爆發(fā)激勵頻率[11]，其計算公式為

式中：f1為激勵頻率，Hz；z為發(fā)動機缸數(shù)（常數(shù)）；n1為轉速，r/min；τ為發(fā)動機沖程數(shù)（常數(shù)）。

本研究采用的是直列四缸四沖程的柴油機，額定轉速為2 400 r/min，計算出發(fā)動機正常工作時的激勵頻率為80 Hz，所以低階怠速時會引起割臺振動。路面不平對割臺激勵的載荷以收割機車速為20 ～ 40 km/h來計算，路面激勵頻率為endprint

f=v/（3.6n）。（3）

式中：f為路面激勵頻率，Hz；v為機器的前進速度，km/h；n為路面不平度的波長[12-13]，本研究取0.32 m。因此，計算出路面不平度的激勵頻率為17.36 ～34.72 Hz。

臨界轉速與頻率的關系式為

n3=60f3。（4）

式中：n3為臨界轉速，r/min；f3為頻率，Hz。

由表2可知，路面激勵頻率和割臺的前2階頻率相近，會引起割臺的共振。

此聯(lián)合收獲機主傳動軸轉速為1 715 r/min，振動篩軸轉速為501 r/min，二次清選軸轉速為1 475 r/min，脫粒滾筒轉速為803 r/min，因此，主傳動軸和二次清選軸對收獲機割臺的振動影響較大。從固有頻率分析可知，可以通過優(yōu)化割臺的前2階固有頻率，避開前2階頻率。從動力學角度分析可知，對割臺的振動進行補充，橫割刀有擺環(huán)機構驅動帶動割刀的往復運動，割刀對割臺的激勵力也是主要的原因，采用ADAMS軟件對擺環(huán)機構做動力學仿真試驗[13]，當擺環(huán)機構的轉速為 600 r/min 時，施加在割臺框架的激振載荷為Fx=932 N、Fy=20 N、Fz=-22 N。通過ANSYS有限元分析軟件進行諧響應掃頻分析[14]，在10 Hz激勵下的振動云圖如圖5所示。

對割臺的諧響應分析結果進行比較可知，擺換機構的不平衡慣性力的影響較小，結合固有頻率和振型來看，兩者的關系共同影響著割臺的振動特性，其中擺環(huán)機構的影響較小。因此，在優(yōu)化結構時，割臺的前2階固有頻率對割臺的振動影響較大，須改善割臺框架前2階固有頻率來避開共振。

4 結論

本試驗基于ANSYS有限元模態(tài)分析割臺框架的固有頻率和振型，為優(yōu)化整個割臺框架的振動奠定了研究基礎。比較割臺的固有頻率和激勵頻率可知，第1、第2階頻率與主傳動軸和二次清選軸的頻率較近。通過計算地面不平度的激勵可知，路面的激勵對割臺的振動較大。從割臺的模態(tài)振型和擺環(huán)機構的作用結果可知，與劇烈的割臺振動相比，該收獲機割臺在割刀的作用下具體振動較小。因此，合理地優(yōu)化割臺的前2階的固有頻率對減少振動非常重要。

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