聯合收割機剪式座椅靜力與模態性能分析

李團飛， 劉 飛

(1.洛陽市科技情報研究所， 河南 洛陽 471003； 2.中材建設有限公司， 河北 唐山 063000)

中國是傳統的農業大國，聯合收割機作為一種可以快速、高效收割農產品的機械設備得到了迅速發展。聯合收割機在田間作業時工作環境惡劣，會產生較大的振動。座椅作為連接駕駛員與車身的連接裝置，直接影響著乘坐舒適性和安全性。剪式座椅因具有穩定性高和可靠性強等優點被廣泛應用于聯合收割機[1]。因此，判斷座椅的結構是否滿足設計要求具有十分重要的意義。

在ANSYS Workbench軟件中，靜力分析主要用來分析結構的變化，如位移、應力和應變等。模態分析是動力學分析的基礎，主要用來分析結構的振動特性，如固有頻率和固有振型等。本文分別對聯合收割機剪式座椅進行靜力分析和模態分析，確定是否滿足設計要求。

1 剪式座椅設計

聯合收割機剪式座椅主要由基座骨架、坐墊骨架和海綿墊3部分構成，其連接方式主要有焊接和螺栓連接2種。本文研究的剪式座椅具備4個方向的調節功能：沿垂直方向的上下移動(通過旋轉螺桿與螺母組成的螺旋副進行調節)，沿水平方向的前后移動(通過移動水平滑軌進行調節)。

座椅在垂直方向上的運動簡圖如圖1所示，由螺桿螺母組成的螺旋副帶動A、C兩點在凹槽內移動，B、D兩點在限位孔內轉動，剪桿AD、BC長度固定不變，繞點O轉動。有研究結果表明，剪桿長度和傾角在座椅尺寸范圍內變化時對座椅減振性能的影響很小[2]。剪式座椅帶有一組螺桿螺母調節裝置，承擔著一部分的拉應力，綜合考慮座椅最不利的受力狀況，選取剪桿間夾角α最小時的座椅進行建模。

座椅承受外部載荷的主要受力部分是基座骨架和坐墊骨架，連接機構和表面蒙皮對座椅的強度和剛度影響很小，合理簡化[3-4]后的聯合收割機剪式座椅模型如圖2所示。

圖1 運動簡圖 圖2 剪式座椅模型圖

2 座椅有限元模型建立

合理的有限元模型是有限元分析的基礎，決定著分析的成敗。模型導入ANSYS Workbench后進行前處理，經過檢查沒有邊角突起和面與面之間存在縫隙等錯誤建模之處[5]。剪式座椅使用的材料為Q235鋼，將Q235鋼的性能參數添加并應用到座椅模型上，Q235鋼的性能參數如表1所示。

表1 Q235鋼性能參數

剪式座椅各組件的連接方式主要有焊接和螺栓連接2種，采用剛性單元連接的方法進行模擬[6]。網格劃分的數量和精度直接影響仿真結果的準確性和計算時間[7]。本文設置網格單元大小為5 mm，以多區網格控制與自動劃分網格控制相結合的方法進行網格劃分，共劃分了345 264個節點和170 742個單元。網格劃分成功后通過檢查網格質量工具對網格質量進行檢查，網格單元質量為0.78、縱橫比為2.4394、雅克比為0.98、翹曲因子為9.694×10-15、傾斜度為0.435。對比網格質量標準，劃分的網格質量較好，可以進行后續分析。

3 座椅結構靜力分析

聯合收割機剪式座椅作為連接駕駛員與車身的連接裝置，在聯合收割機工作時傳遞著各種力和力矩，座椅結構變形會直接影響駕駛安全性，必須具有適當的強度和剛度。

在座椅結構靜力分析中，有限元方程可以寫為

[K]{u}={F}

(1)

式中：[K]為剛度矩陣；{u}為位移矢量；{F}為靜力載荷。

查閱國家標準GB 10000—1988《中國成年人人體尺寸》可知，在18～60周歲的人群中，99%的體重為83 kg[8]。本文在駕駛員與座椅的接觸平面上施加100 kg載荷并對座椅底部的螺栓孔施加固定約束。施加載荷與約束后對座椅進行求解，座椅的變形量和應力分布分別如圖3和圖4所示。

圖3 豎直載荷作用下座椅變形圖 圖4 豎直載荷作用下座椅應力分布圖

由圖3可知，在100 kg載荷下，座椅的最大變形量為1.588 mm，主要集中在座椅坐墊中心，其余部位基本無變形。由圖4可知，座椅的最大應力點為座椅底部滑軌兩端，最大應力為153.15 MPa，小于Q235鋼的屈服強度235 MPa，座椅整體強度符合日常使用要求。

根據國家標準GB 15083—2019《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強度要求和實驗方法》中的規定，對座椅施加一個通過質心、水平向前且不小于座椅自身20倍質量的載荷[9]。經測量，剪式座椅質量為13.122 kg，本文使用多點約束的方法對座椅施加2 600 N的載荷[10]。座椅的變形量和應力分布求解結果分別如圖5和圖6所示。

圖5 水平載荷作用下座椅變形圖 圖6 水平載荷作用下座椅應力分布圖

由圖5可知，在一個通過質心、水平向前不小于座椅自身20倍質量的載荷下，座椅的最大變形量為0.536 8 mm，主要集中于座椅坐墊處。由圖6可知，座椅的最大應力點為座椅底部滑軌兩端，最大應力為109.01 MPa，小于Q235鋼的屈服強度235 MPa，符合國家標準要求。

聯合收割機剪式座椅在2種載荷作用下，最大變形點均集中在座椅坐墊處，最大應力點均在座椅底部滑軌兩端，均小于Q235鋼的屈服強度235 MPa，整體強度符合設計要求。

4 座椅模態分析

聯合收割機的剪式座椅與駕駛員可以看作一個多自由度的振動系統，聯合收割機工作時的大部分振動最終都會由座椅反饋給駕駛員[11]。對聯合收割機座椅進行模態分析，主要用來確定座椅的激勵頻率是否避開了人體的敏感頻率，以保證駕駛員工作時的舒適性。

4.1 模態分析理論

座椅振動模態求解時，有限元多自由度振動方程可以寫為

(2)

當[C]=0時，為無阻尼自由振動系統，方程(2)可改寫為

(3)

假設式(3)的解為：

{u(x，y，z，t)}={φ(x，y，z)}sinω(t-t0)

(4)

式中：{φ(x，y，z)}為振幅；ω為簡諧運動的角頻率；t為時間變量；t0為由初始條件確定的時間常數。

將式(4)代入到式(3)可得

[K-ω2M]{φ(x，y，z)}=0

(5)

式(5)中{φ(x，y，z)}有非零解的充要條件為

(6)

4.2 模態分析求解

將靜力分析時的座椅有限元模型調入到模態分析模塊中，施加約束后進行求解得到座椅前六階振型如圖7～圖12所示。座椅前六階振型的固有頻率和特點如表2所示。

圖7 第一階振型 圖8 第二階振型

圖9 第三階振型 圖10 第四階振型

圖11 第五階振型 圖12 第六階振型

表2 座椅前六階固有頻率與振型特點

根據相關研究[12]，人體對垂直振動的敏感頻率范圍是4～12.5 Hz，對水平振動的敏感頻率范圍是0.5～2 Hz。將表2所示的座椅前六階固有頻率和人體敏感頻率對比可知，剪式座椅完全避開了人體的敏感頻率，基本保證了駕駛員的工作舒適性。

5 結 語

對國產某聯合收割機的剪式座椅進行了2種不同工況下的靜力分析，座椅受到的最大應力均小于材料的屈服強度，座椅整體強度符合要求，結構較為合理。對座椅進行了模態分析，聯合收割機剪式座椅的前六階固有頻率完全避開了人體的敏感頻率，基本保證了駕駛員的工作舒適性。