聯合收獲打捆復式作業機振動測試與分析

朱磊華，李耀明，唐 忠，徐立章

(江蘇大學 現代農業裝備與技術教育部重點實驗室，江蘇 鎮江 212013)

0 引言

聯合收獲打捆復式作業機作為一種復雜的農業機械，在我國農業生產中占有極其重要的位置。現有的聯合收獲打捆復式作業機由于工作部件較多且結構復雜，由此產生的振動和噪聲嚴重影響整機的可靠性和駕駛員舒適性。目前，對于聯合收獲打捆復式作業機振動的分析與減振降噪的研究還處于起步階段，機體在收獲打捆時存在強烈振動并嚴重影響整機的工作性能。因此，對于聯合收獲打捆復式作業機的振動測試與分析尤為重要[1-3]。

目前，國內外的一些學者對農業機械振動領域展開了相關的研究[4-7]。龐鳳斌等[8]對3060型聯合收割機的發動機進行了減振方面的研究，并基于理論參數分析提出了在發動機與機體間加裝減振墊的方法來減小整機的振動。朱聰玲等[9]對聯合收獲機割臺進行研究，指出了割臺傳動系統的不平衡質量和不等速運動是聯合收獲機的主要振源之一。何成秀等[10]通過對小麥聯合收割機進行試驗研究，指出調整作業時的工作負荷對小麥聯合收割機具有明顯的減振作用。王芬娥、陳建恩等[11-12]對聯合收割機主駕駛室座椅振動強度與振動頻率進行試驗研究，得到了駕駛室基座的模態參數和模態陣型。張翔等[3]對粗纖維壓縮打捆機構進行了模態與諧響應分析，得到了打捆壓縮機構的固有頻率和較大變形區域。以上研究主要是針對聯合收獲機，而聯合收獲打捆復式作業機的結構形式與聯合收獲機有一定的區別，它在聯合收獲機的基礎上匹配了秸稈喂入壓縮打捆裝置，同時整機的傳動方案和運動參數也有較大的區別，關于聯合收獲打捆復式作業機振動特性的研究鮮有報道。

本文對聯合收獲打捆復式作業機的整機配置和結構特點進行分析，以江蘇大學和南通棉花機械有限公司聯合研制的4L-4.0型聯合收獲打捆復式作業機為試驗對象，采用DH5902動態信號采集系統在整機5種不同的工況下進行振動測試分析，并根據試驗結果探究整機振動的主要振源，為改善聯合收獲打捆復式作業機整機振動和駕駛舒適性提供依據。

1 聯合收獲打捆復式作業機結構與參數

聯合收獲打捆復式作業機主要由切割輸送裝置、脫粒分離裝置、清選裝置、籽粒收集儲運裝置、秸稈喂入裝置、壓縮打捆裝置、打結裝置、動力系統及駕駛操作系統等組成。聯合收獲打捆復式作業機結構如圖1所示，其主要性能參數如表1所示。

收獲打捆復式作業原理是：切割器將谷物切斷并在撥禾輪和割臺攪龍的作用下拋送至輸送槽，輸送槽將谷物推送至脫粒分離裝置，谷物經脫粒分離后，在風機和振動篩的共同作用下干凈的籽粒被推送至糧箱；同時，脫粒滾筒排出的秸稈經喂入裝置輸送至壓縮打捆裝置中，壓縮打捆裝置將秸稈不斷壓縮并向前推移，當達到設定的長度值時，打結裝置對草捆進行打結。

1.撥禾輪 2.割臺 3.脫粒滾筒 4.撥草裝置 5.壓縮裝置 6.糧箱 7.駕駛室 圖1 聯合收獲打捆復式作業機結構圖Fig.1 Structure diagram of all-in-one machine of combine harvester and baler表1 聯合收獲打捆復式作業機性能參數 Table 1 Performance parameter of all-in-one machine of combine harvester and baler

項目單位數據發動機型號玉柴140額定功率kW103發動機工作轉速r/min1500～2600整機外形尺寸mm×mm×mm7100×3260×3440整機質量kg5736喂入量kg/s6割幅mm2560作業速度km/h1.2～3.6滾筒類型切流+橫軸流整機最小離地間隙mm300壓縮成捆尺寸mm×mm×mm400×500×600

2 聯合收獲打捆復式作業機激振源分析

聯合收獲打捆復式作業機可以看成一個有限多自由度的離散彈性系統，整機各種激振源對其產生振動與變形[13]。聯合收獲打捆復式作業機的激振源主要來自整機工作部件的激振及地面的隨機振動：

1)發動機氣缸內氣體壓力交替作用引起曲軸的輸出轉矩做周期性變化，這種周期性變化使得發動機產生燃燒激振頻率，同時往復運動部件產生的離心慣性力使得發動機產生慣性力激振頻率[14]。

2)割臺切割裝置產生振動的主要原因是由于切割器的往復運動及其傳動系統不平衡質量旋轉時產生不斷變化的慣性力。

3)聯合收獲打捆復式作業機的脫粒滾筒、風機、逐稿器和秸稈喂入撥叉等部件做回轉運動時，會對整機產生不平衡慣性力激振[14]。

4)秸稈喂入壓縮打捆裝置產生振動的主要原因是壓縮裝置的核心部件為曲柄滑塊機構，其做回轉運動時會產生質心加速度及角加速度，進而產生周期性變化的振動。

5)公路路面、鄉村土路及田地產生的隨機振動也是聯合收獲打捆復式作業機激振源之一[15-18]。

3 聯合收獲打捆復式作業機振動試驗

3.1 振動試驗原理

聯合收獲打捆復式作業機振動試驗的基本原理如圖2所示。安裝在聯合收獲打捆復式作業機上的三向加速度傳感器將某測點處的振動信號傳輸至DH5902動態信號采集儀，通過無線wifi發射器，動態信號采集儀與電腦中的動態信號分析系統連接，實現信號的傳遞，經分析處理后即可得到振動信號的頻率特性。

圖2 振動試驗基本原理圖Fig.2 Basic principle diagram of vibration test

3.2 試驗設備及性能指標

試驗所用的三向加速度傳感器、DH5902動態信號采集儀及DH5902動態信號分析系統等設備如圖3所示，試驗儀器性能參數如表2所示。

3.3 試驗方案與測點布置

為全面分析聯合收獲打捆復式作業機整機振動特性，試驗選擇小油門發動機空載、大油門發動機空載、小油門整機空載、大油門整機空載，以及大油門田間作業共5種工況進行整機振動測試。振動測試試驗方案如表3所示，測試現場如圖4所示。

(a) 加速度傳感器

(b) DH5902信號采集儀 圖3 測試設備Fig.3 Test instruments表2 試驗儀器性能參數表 Table 2 Performance parameters of test instruments

編號設備名稱性能指標1動態型號采集儀32個通道,AD分辨率16位,帶寬100kHz,失真度<0.5%2動態信號處理軟件DH5902專用動態信號分析處理軟件3三向加速度傳感器量程±500m/s2,頻響0.3～6kHz,靈明度10mv/ms2

表3 振動測試試驗方案Table 3 Test plans for vibration test

(a) 空載試驗

(b) 收獲試驗 圖4 振動測試試驗現場Fig.4 Vibration test scene

由于發動機、割臺切割器、割臺攪龍、脫粒滾筒、振動篩、風機、秸稈喂入裝置及壓縮裝置是聯合收獲打捆復式作業機的主要激振源，在整機上布置8個測點已能反映整機主要振動信息。聯合收獲打捆復式作業機振動測點布置如表4所示。

表4 聯合收獲打捆復式作業機振動測點分布Table 4 Distribution of testing positions

3.4 試驗過程與信號采集

試驗前將測點在對應位置進行標記，并將測點位置擦拭干凈，同時把傳感器吸附在所選取的測點處；將三向加速度傳感器、動態信號采集儀、動態信號分析處理軟件準確連接好；每個三向加速度傳感器都有X、Y、Z3個通道，在安裝時將X、Y、Z3個通道分別對應聯合收獲打捆復式作業機的前進方向、機器左右方向、機器高度方向。為了保證測試波形的準確性，在DHDA5902 動態信號分析系統中對系統進行參數設置[19]，設置完成后即可進行信號采集，每次采樣前都需進行通道平衡清零操作。在第3工況下，風機驅動軸支座測點處X方向的時域波形和頻域波形如圖5所示。

(a) 時域波形

(b) 頻域波形 圖5 風機驅動軸支座測點處X方向的振動信號Fig.5 Vibration signal of X direction at the measuring point of the fan drive shaft

3.5 振動試驗結果與分析

通常采用振動加速度的均方根值作為駕駛員人體舒適性的評價指標[20]，不同工況下8個測點振動加速度的均方根如表5所示。

表5 不同工況下8個測點振動加速度均方根值Table 5 Under different conditions of 8 points of root mean square value of vibration acceleration

由表5數據分析可知：

1)測點1在工況1和工況3時的振動加速度均方根分別為4.21 m/s2和4.87 m/s2，可知在小油門工況下，發動機的運轉對發動機支架激振程度相當。在工況2和工況4時振動加速度均方根值是工況1和工況3的3倍左右，說明發動機在全油門狀態下，發動機支架上的振動幅值增加明顯。而在工況5聯合收獲打捆復式作業機田間收獲時，其振動加速度均方根值相比工況4減少了4.18m/s2，說明此時隨著各工作部件和發動機負載的增加，發動機支架振動幅值也在下降。

2)測點2在工況1和工況2下的振動加速度均方根分別為3.29m/s2和3.87m/s2，相差僅為0.58m/s2，說明發動機振動的增加沒有對聯合收獲打捆復式作業機割臺振動產生明顯的影響。對比分析工況2和工況3可以發現：切割器驅動軸支座處的振動加速度均方根僅相差了1.02m/s2，說明在發動機怠速下切割器驅動軸轉速較低，割臺整體沒有產生明顯的振動。在工況4下測試時，測點2的振動加速度均方根增加至13.26m/s2，說明在大油門狀態下，切割器驅動軸的高速轉動，使得割臺的不平衡力矩明顯增加，割臺產生明顯的振動。對比工況4和工況5可知：在聯合收獲打捆復式作業機正常田間作業時，切割器負載的增加減弱了割臺的振動強度。

3)測點3～測點7在5種工況下的振動加速度均方根變化情況類似，即從工況1到工況3，振動加速度均方根逐步增加；在工況4時，振動加速度均方根顯著增加，說明整機在大油門空載狀態下使得聯合收獲打捆復式作業機的各工作部件產生明顯的振動；在工況5時，各測點的振動加速度均方根又顯著下降，說明在聯合收獲打捆復式作業機正常作業時，各運動部件負載的增加減弱了對整機振動的影響。

4)測點8壓縮裝置驅動軸支座在工況1和工況2下的振動加速度均方根增加了8.33m/s2，這是由于發動機和壓縮裝置驅動軸支座位置很接近，發動機轉速的增加通過支架對測點8的振動加速度均方根影響較大。對比工況3和工況4可以看出：說明在大油門狀態下，壓縮裝置的來回往復式運動產生周期性變化的振動力和振動力矩，此時振動加速度均方根較大，對整機振動影響顯著。

4 結論

1)通過對聯合收獲打捆復式作業機整機振動測試與分析可知：發動機上下振動、振動篩和壓縮裝置的前后往復式運動和切割器的左右往復式運動是聯合收獲打捆復式作業機整機主要激振源；而輸送槽、風機、秸稈喂入撥叉和脫粒滾筒回轉運動中產生的不平衡力矩是聯合收獲打捆復式作業機產生振動的次要原因。在對聯合收獲打捆復式作業機結構參數優化時可以考慮從增加隔振結構及在壓縮裝置增加力矩平衡裝置等方面入手來提高整機的可靠性和駕駛舒適性。

2)聯合收獲打捆復式作業機在大油門空載工況下，發動機引起的振動頻率為76.6Hz，切割器、割臺攪龍、脫粒滾筒、風機、振動篩、秸稈喂入裝置、壓縮裝置引起的激振頻率分別為7.63、3.16、18.62、20.67、6.52、2.63、5.41Hz。聯合收獲打捆復式作業機在田間作業時，各工作部件的負載降低了整機的振動強度。

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