一體式煙稈拔稈破碎機振動測試與分析

舒成松，張大斌，張元常，許 盛，曹 陽

(貴州大學 機械工程學院,貴陽 550025)

0 引言

一體式煙稈拔稈破碎機是一種集煙稈拔稈、破碎和收集功能為一體的多功能聯合作業煙草機械，具有作業環境復雜、季節性強、且結構上回轉部件多及激振源復雜等特點。機架作為承載拔稈刀輥、對輥傳輸系統、破碎機及液壓傳動系統的支承部件，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整機振動較大、噪聲較高，易造成關鍵部件疲勞損壞，降低整機結構動態特性和工作穩定性，影響作業性能[1]。因此，該機工作時的振動已成為亟需解決的關鍵問題。

目前，農業機械的振動特性已成為國內外研究的熱點,主要集中在駕駛座椅振動[2]、發動機減振及隔振[3-4]、割臺振動[5-6]、底盤機架振動[7-8]及整機田間作業振動特性[9]等方面。姬江濤等[10]對微型谷物聯合收割機割臺最小幅值點進行分析及掛接點進行優

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)；廣西中煙工業有限責任公司科技項目(201645000034018)；貴州大學機械工程“技術眾籌”研究生創新基地項目(CXJD﹝2015﹞003)；貴州大學省級本科教學工程項目(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合收割機進行空載及田間收獲工況下的振動測試與分析，認為發動機的上下振動、振動篩的前后運動和割刀傳動系統是造成收割機振動的原因。李耀明等[13]對聯合收割機機架進行結構優化，使激勵源頻率避開機架的固有頻率，有效地避免共振的發生。上述文獻研究對象大多為谷物收獲機，煙稈拔稈破碎機的工作強度和條件導致其在工作部件結構及運動參數等方面與上述機器存在較大差異，其振動特性也明顯不同，然而至今針對煙稈拔稈破碎機振動特性的研究鮮有報道。

本文以一體式煙稈拔稈破碎機為研究對象，利用DH5925動態信號測試分析系統分別測試了5種工況下各關鍵點的振動情況，并對其振動特性進行分析，獲得影響機架振動的主要因素，并提出相應的改進方案，以期為一體式煙稈拔稈破機結構優化和二代樣機的設計提供依據。

1 煙稈拔稈破碎機工作原理及激振源分析

1.1 機器整體結構

一體式煙稈拔稈破碎機其結構復雜屬于多自由度的彈性振動系統，在多種激振力的作用下產生振動和變形[14]。該機具主要由拔稈刀輥、三點懸掛裝置、刀輥液壓馬達、輸送對輥液壓馬達、輸送對輥、破碎機、破碎機液壓馬達及機架等部件組成，如圖1所示。

1.刀輥 2.齒梳 3.輸送對輥Ⅰ 4.三點懸掛 5.刀輥液壓馬達 6.刀輥傳動減速箱 7.輸送對輥液壓馬達 8.輸送對輥Ⅲ 9.擺臂 10.輸送對輥Ⅳ 11.煙稈粉碎機 12.粉碎機液壓馬達 13.機架 14.殼體 15.輸送對輥Ⅱ 16.拔稈耕深調節輪圖1 一體式煙稈拔稈破碎機結構圖Fig.1 The structure chart of tobacco stalk pulling and shredding machine

1.2 機器作業原理

整機通過三點懸掛機構與東方紅ME404拖拉機相連，田間作業時可分為3個步驟：首先，由拖拉機先將煙稈壓倒，刀輥液壓馬達通過鏈傳動帶動拔稈刀輥反轉，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，在液壓馬達的驅動下將煙稈輸送至破碎機進行煙稈的破碎；最后，破碎的煙稈顆粒在流場的作用下被拋至收集裝置，實現煙稈的連續拔稈和破碎作業。

1.3 激振源分析

一體式煙稈拔稈破碎機主要的可能振源有拖拉機發動機、拔稈刀輥回轉運動、輸送對輥機構的回轉運動、破碎機的高速回轉運動，以及傳動機構及田間壟溝激勵等6種。因此，一體式拔稈破碎機在不同工況下的振動響應可以視為多種激勵源引起的耦合作用。收獲工作時，拖拉機輸出軸轉速保持在720r/min,以保證一體式煙稈拔稈破碎機各部件能夠獲得恒定轉速，獲得較好的拔稈破碎性能及效率。當拖拉機輸出軸轉速在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部件轉速，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為測量的各部件轉速(r/min)。

東方紅ME404拖拉機采用曲軸對稱分布的四缸四沖程發動機，其振動包含混合氣燃燒產生的脈沖轉矩周期性變化引起的波動產生的燃燒激勵頻率f1(Hz)和由于發動機往復及旋轉運動時質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為發動機轉速(r/min)；i為發動機汽缸數；c為發動機沖程數；Q為比例系數(此發動機Q=2)。

由式(2)、式(3)求得發動機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田間收獲主要工作參數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組成

2.1 振動測試原理

一體式煙稈拔稈破碎機的基本原理如圖2所示。首先，利用環境激勵的方式將DH311E三相加速度傳感器在各測點檢測到振動信號傳遞到DH5925動態信號采集儀，再利用上位機上的信號分析系統對所采集到的時域信號進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

試驗對象為自行設計研制的一體式煙稈拔稈破碎機，試驗使用的三相加速度傳感器、信號采集儀等設備如圖3所示；主要指標如表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Table 2 Performance parameters of test instruments

儀器名稱性能指標技術參數廠家DH5925型動態信號采集儀通道數最高采樣頻率/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 試驗方案與測點布置

為研究一體式煙稈拔稈破碎機振動特性，在本試驗中選擇了發動機怠速和全油門狀態下的僅拖拉機發動機工作、拔稈破碎機全部件同時工作以及田間作業性能5種工況(見表3)進行測試，測試現場如圖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 試驗現場Fig.4 Testing scene

考慮到機具的振動源較多、傳動系統及破碎機右偏心結構，現將三相加速度分別布置在機架的關鍵測試點，如表4所示。其中，X、Y、Z通道分別對應拔稈破碎機的左右、前后(機組前進方向)、上下方向。

表4 測試點布置Table 4 Distribution of testing positions

3.2 振動信號采集

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

3.3 振動試驗結果分析

3.3.1 時域分析

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

(4)

其中，a為各測點振動總量的加速度均方根值；ax、ay、az分別表示該點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 破碎機支撐架處測點信號Fig.5 The signal of crusher support contact point

各測點在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)計算得到各測點的振動加速度均方根值如表5所示。

根據一體式拔稈破碎機的結構特點，同時考慮到液壓傳動系統和破碎機的偏心結構的因素，從表5和圖6中可以看出：

1)測點1和測點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，說明拖拉機發動機在怠速情況下振動傳遞到機架與刀輥左右安裝板接觸處的振動量很小，且在X、Y、Z3個方向的振動相當。這是因為拖拉機怠速時發動機轉速較低，由發動機不平衡燃燒力矩及二階不平衡慣性力經三點懸掛機構傳遞到刀輥處時振動減弱。在工況2和工況4下測點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。這是由于發動機高速旋轉時輸出脈沖轉矩和活塞往復運動不平衡力矩造成的扭轉振動，說明滿油門狀態下拖拉機發動機旋轉是引起機具在豎直方向的振動明顯增加的主要原因。測點1在工況3、4、5情況下振動加速度值均比測點8高，說明偏心傳遞機構對機架的振動存在一定影響。測點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%，是由于滿油門狀態下發動機高速旋轉，且田間作業時刀輥低速掘蔸刨土產生的激勵頻率與機具結構本身固有頻率相接近，同時壟溝不平衡產生的激勵頻率對機具振動產生一定影響。這說明田間拔稈作業時，滿油門下發動機轉動、刀輥的反向旋轉及田間不平衡激勵是引起機架上下的振動的原因。

表5 5種工況下8個測點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2、測點7傳輸對輥右殼與機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，說明發動機振動的增加并未傳遞到測點2和測點7處。在工況2和工況3下測點2和7的振動加速度均方根值僅增加0.12、0.27m/s2，說明對輥傳輸機構的低速旋轉對機具振動影響不大。在工況4下，測點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，說明對輥傳輸機構的高速轉動是引起機具前后振動的主要原因。對比測點2在工況1～5下振動加速度均方根值均比測點7高，這是由于測點7處的右殼體呈折線結構設計，使傳輸機構結構沿靠近破碎機入口方向變窄，使振動量減小。

3)測點3機架第二橫梁與右縱梁交叉處、測點4破碎機支撐架處、測點5破碎機液壓馬達支撐板處、測點6傳輸對輥右殼與機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，說明拖拉機發動機振動量對其影響不大。在工況3下，測點3～6的振動加速度分別為1.18、1.33、1.49、1.54m/s2，說明破碎機在怠速條件下旋轉對機具振動量影響量小，對比工況3、工況4下測點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，這是由于液壓馬達高速旋轉時內部具有一定壓力沖擊，同時破碎機轉子結構不平衡和刀片、捶片一定的質量缺損造成轉子軸受力不均勻及長時間運轉使得轉子軸與軸承等裝配間隙過大而造成的。這說明破碎機液壓馬達及破碎機的高速旋轉時破碎刀盤的轉動慣量不平衡是引起機具左右及上下振動的主要原因。在工況5下，測點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具振動影響不大，同時在工況3、4、5下測點3、4的振動量均比測點5的高。這是由于設計時破碎機為右偏心結構，相對于機架質量不均，使刀盤高速旋轉切割煙稈時產生的不平衡慣性力會對機具產生強烈的振動沖擊。

3.3.2 頻域譜特性分析

時域信號進行快速傅里葉變換后即可得到相應的頻譜圖。在本試驗中，選擇采集點在X、Y、Z方向波動較小的部分時域信號進行FFT變化，為方便研究機具的振動特性，以破碎機支撐架處(測點4)及測點2為例，進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的各工作部件的振動的激振頻率疊加耦合在機具的各測點，由表6可知：

1)在工況1下，測點2和4怠速時由拖拉機發動機燃燒激振力所引起的振動頻率24.41Hz和23.93Hz在經過三點懸掛機構及系列減振裝置后在機具的X、Y、Z方向產生的振動幅值較小，說明怠速時拖拉機發動機振動對機具的振動影響不大。

2)在滿油門僅拖拉機發動機發動(工況2)狀態下，拖拉機發動機達到額定轉速2 300r/min，測點4在振動頻率為153.32Hz(發動機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方向達到0.63、0.84m/s2，說明發動機的不平衡燃燒力矩和2階不平衡慣性力矩是使機器在豎直方向及前后方向振動的原因。

3)由工況4下測點4可知：由于破碎機的偏心安裝方式及刀盤相對機架產生的不平衡慣性力所產生工作頻率48.34Hz(破碎機激勵頻率24Hz的倍頻)使機器在X和Z方向達到最大振動加速度值1.42、1.17m/s2，說明破碎機是使機器產生左右及上下振動的原因。而從測點2上可知，對輥傳輸機構的工作頻率27.5Hz(傳輸對輥轉頻9.18的倍頻)時，機器在Y方向的振動幅值達到1.35m/s2，說明對輥傳輸機構高速旋轉及折線結構設計是引起機器前后振動的原因，且由于拔稈刀輥與測點2處左右縱梁直接相連，使刀輥(工作頻率4.88Hz)的不平衡力引起機器在豎直及前后兩個方向振動幅值達到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器豎直及前后振動的原因。

4)由工況5下測點4可知：當煙稈進入破碎腔后，全油門狀態下機器的振動幅值在X、Y、Z3個方向達到最大幅值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部破碎的過程中改變了整機的固有頻率，造成振動幅值增大，且可知破碎機引起的振動(48.34Hz)仍是引起整機振動的主要原因。

4 減振設計方案

1)針對對輥傳輸機構引起的機器產生前后振動，設計時在機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，并對機架進行結構優化，防止產生局部共振。

2)在破碎機支架與機架之間增加磁力隔振墊等隔振結構，同時將捶片式破碎機改為飛輪盤式破碎機，減小破碎機外形尺寸，以達到去除破碎機偏心機構的目的，減小整機的振動。

3)將機器的左殼體折線型結構設計為直線型結構，避免整個液壓傳動系統的偏心問題，同時在刀輥安裝板與機架接觸處、左右殼體與機架接觸處增加阻尼塊及相應的隔振結構，降低整機振動，提高整機的可靠性。

5 結論

1)拖拉機發動機不平衡燃燒力矩及2階不平衡慣性力產生的振動、拔稈刀輥、對輥傳輸機構及破碎機刀盤的回轉運動是一體式煙稈拔稈破碎機的主要振動源。

2)偏心結構的破碎機破碎煙稈時刀盤的高速旋轉產生的轉動慣量是機架左右振動的主要原因；折線型結構設計的對輥傳輸機構回轉運動是機架前后振動的主要原因；拔稈刀輥的旋耕拋土、滿油門發動機振動及田間不平衡激勵是產生機架豎直方向上振動的主要原因。

3)機架在全油門空載工況下的由發動機引起的振動頻率為153.23Hz,破碎機、對輥傳輸結構、拔稈刀輥引起的激振頻率分別為48.34、27.5、4.88Hz。田間拔稈作業時，整機各測點的振動幅度達到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。