履帶式聯合收割機割臺結構設計及模態研究

賀崢崢

（舟山技師學院，浙江 舟山 316000）

當前，在農作物收割過程中，履帶式聯合收割機得到了大面積普及與使用，其割臺結構設計以及振動頻率會直接決定割臺性能。履帶式聯合收割機在收割作業時，割臺框架和內部結構會發生一定耦合作用，并且互相會發生反應，不利于保證收割效率與質量，還會使得履帶式聯合收割機的使用周期有所縮短，所以研究割臺結構設計及模態十分重要。

1 履帶式聯合收割機割臺模型

1.1 割臺框架模型

履帶式聯合收割機割臺結構主要包括割臺框架、撥禾輪、喂入攪龍、切割裝置以及分禾器等。通常來說，割臺框架為鋼結構，由角鋼和低碳鋼鋼板焊接構建，寬度為2.1 m，高度為1.6 m，框架鋼板厚度為3 mm 左右[1]。在履帶式聯合收割機割臺作業過程中，由于會遭受各種農作物不同程度的沖撞作用，分禾器會出現振動情況，同時割刀在做橫向運動時，同樣會出現振動激勵。因此，在構建割臺框架模型時需著重考慮到分禾器和割刀這一特征。履帶式聯合收割機割臺結構中的左右兩端分禾器是楔形結構，未與割臺框架保持相同長度，而是要比其長度長70 cm。左右分禾器間的相隔距離就是收割農作物的實際幅度，為2.5 m[2]。當前履帶式聯合收割機的作業行進速度為0.56 m/s~1.2 m/s，設定割刀的平均速率為0.8 m/s，曲柄轉速為450 r/min~750 r/min。以上述數據為基礎，借助于Pro/E來構建割臺框架模型[3]。

1.2 撥禾輪模型

在履帶式聯合收割機開展收割作業時，撥禾輪是發揮著關鍵作用的部件，承擔導向和輸送功能。在收割過程中，撥禾輪將作物撥向割刀，在切割作業時，會與割刀切割動作相配合來對收割農作物加以扶持[4]。當農作物處于傾斜倒伏狀態時，撥禾輪則可以第一時間將其扶正，由此減少作物收割經濟損失。當作物被切斷后，撥禾輪推送作物至割臺內部，后續再由喂入攪龍傳輸至輸送槽，不會造成割臺堵塞。撥禾輪在運動狀態下做水平和繞軸圓周復合運動，出現彈齒運動軌跡。所以對于撥禾輪模型的構建，應設定原點為撥禾輪在水平面的投影，x軸為履帶式聯合收割機前進方向，y軸為豎直向上，撥禾輪的彈齒投影點為A，以撥禾輪主軸為圓心進行轉動，進而合理設定A點運動軌跡參數方程。

撥禾輪速比也就是撥禾輪圓周轉速和收割機實際前進速度之間的比值，當速比未超過1 時，撥禾輪將無法把待收割農作物撥入割臺，只有當撥禾輪速比高于1，撥禾彈齒軌跡做余擺線運動，同時水平方向存在向后分速度時，撥禾才能保持在正常狀態[5]。所以在履帶式聯合收割機作業時，要設定撥禾輪速比超過1，但也要保證轉速值沒有超出合理范圍，不然容易造成農作物被撥禾彈齒多次重復敲打，出現不必要振動所引起的經濟損失。當履帶式聯合收割機的前進速度為0.56 m/s~1.2 m/s 時，撥禾輪作業時的圓周線速度不能超過1.5 m/s。以當前時期的履帶式聯合收割機的割臺結構參數為基礎，設定撥禾輪半徑為0.5 m，撥禾桿數目為5，每一桿上含有16 根撥禾彈齒，其長度在0.2 m，各個間距在7 cm，以此建模得到撥禾輪三維模型。

1.3 喂入攪龍模型

履帶式聯合收割機割臺結構中的喂入攪龍，也就是螺旋推運器，主要分為伸縮扒指和螺旋攪龍兩部分，在聯合收割臺機械水平切割作物后，喂入攪龍位置兩端的螺旋葉片之間的作用力向下傳遞到可伸縮式扒指處，直至移動到輸送槽中[6]。割臺攪龍中攪龍葉片與滾筒呈連接形式，為了防止農作物莖稈與圓筒同時做回轉運動，設定圓筒的直徑為30 cm。為了確保螺旋葉片能夠合理容納所收割的農作物莖稈，則要確定其高度為10 cm，螺距為46 cm，喂入攪龍轉速范圍為150 r/min~200 r/min。履帶式聯合收割機割臺結構中的喂入攪龍伸縮扒指結構涵蓋11 根扒指，在曲軸上被鉸接。在這些數據信息的基礎上構建喂入攪龍三維模型。

2 履帶式聯合收割機割臺結構模態

通過對履帶式聯合收割機割臺結構的設計參數進行分析構建模型，分別得到收割機割臺框架、撥禾輪以及喂入攪龍裝配模型。對履帶式聯合收割機割臺結構的模態分析指的是以已經明確的邊界條件、材料特征和幾何形狀，來對所研究對象的基本結構和機械零件振動特點進行深層次動態分析的過程，是后續進行動力學分析的基本前提，在分析過程中可以清晰地掌握研究對象固有頻率和模態振型。因為履帶式聯合收割機割臺各個部件有著相同的模態分析過程，所以筆者以撥禾輪模態分析過程為例子進行探討，并同理得到其他部件的分析過程[7]。

對撥禾輪進行模態分析：1）要應用ANSYS 軟件來完成接口導入，下達import 指令，在ANSYS 中導入上文所構建的撥禾輪三維模型，對割臺材料彈性模量進行定義，設定泊松比為0.35，密度為7 850 kg/m3。當履帶式聯合收割機處于正常作業狀態時，撥禾輪運動過程的參考系為割臺框架，做自轉運動，同時還與收割機的水平運動保持同頻狀態。ANSYS 軟件導入撥禾輪三維模型，可以真實清晰地呈現出撥禾輪實際的工作狀態，同時約束撥禾輪三個方向移動的自由度以及兩個方向轉動的自由度，以此得到施加約束的撥禾輪有限元模型。2）為了確保撥禾輪模態分析求解結果足夠可靠，且求解效率有所提升，應采取六面體單元方式。3）為了能夠達成網格劃分質量和精度目標，提高核心目標，就要對計算時間嚴加把控，科學設定單元最小尺寸，以15 mm 網格劃分最佳。當ANSYS 軟件結束了對割臺結構撥禾輪的模態分析，考慮撥禾輪實際工況來求解撥禾輪固有頻率所與之對應的模態振型。割臺框架和喂入攪龍的固有頻率和模態振型也通過同樣的方法獲得[8]。

對于履帶式聯合收割機割臺結構中的撥禾輪前8 階模態，其固有頻率為20.65 Hz~29.3 Hz 時，最大變形區位于軸和彈齒支撐架；當其固有頻率為35.86 Hz~38.18 Hz 時，變形區則為撥禾輪支撐臂；當固有頻率超過39 Hz 后，變形區則轉變至彈齒支撐架和撥幅盤處。而對于割臺框架的前8 階模態，當固有頻率為5.1 Hz~6.3 Hz 時，最大變形區為分禾器縱向變動；當其固有頻率為7.09 Hz~7.1 Hz 時，變形區為分禾器和框架連接位置，出現扭曲變形情況；當固有頻率超過11.11 Hz后，變形區則轉變為分禾器和它的后方位置框架。割臺結構中的喂入攪龍模態，不管固有頻率處于如何的區間范圍，最大變形都為螺旋葉片彎曲以及與筒體同步脫離。

3 履帶式聯合收割機割臺結構設計和模態結果

3.1 割臺結果

通過所得到的割臺框架模態和模態振型，可定義切割平臺框架的前8 階自振頻率在5 Hz~11 Hz 范圍內。由于收割機切割平臺框架屬于懸挑梁結構范疇，其撓度大，出現變形的概率也同樣較大。因此，當它處于低頻狀態時，最容易發生變形情況且變形最嚴重的區域集中在收割機的前側板和切割平臺，常見變形形式為分禾器扭轉與變形。當割臺框架的分禾器被去除后，高階固有頻率分布會發生改變，總階數為4 階時，固有頻率范圍在12 Hz~76 Hz，而10 階的固有頻率則在25 Hz~90 Hz。隨著振動頻率幅度增加，割臺框架上的振動也會相應增強，割臺底板開始產生不同程度的扭曲。當再次增加振動頻率，割臺框架上的所有結構都會出現扭曲變形現象，變形中較為突出的部位為切割箱的撥禾輪支撐板部位，對割臺結構中的各個部件安裝位置關系會帶來消極影響，使得履帶式聯合收割機的作業質量以及割臺整體壽命大打折扣[9]。

3.2 割臺振動來源

對履帶式聯合收割機割臺振動來源進行深層次分析，可以得知割臺框架所受到的外界激勵主要涵蓋割刀循環往復運動、攪龍自轉運動、撥禾輪自轉運動和發動機激勵，不同激勵頻率的計算方式也不盡相同，發動機激勵頻率是2 倍發動機轉速和發動機缸數對發動機沖程數與π 的比值。因為履帶式聯合收割機所應用的發動機為直列四缸四沖程發動機，轉速是2 400 r/min~2 600 r/min，可以計算出發動機處于正常運行狀態下的激勵頻率為80 Hz~80.76 Hz。而切割器所產生振動的根本原因為割刀在做往復運動，割刀的曲柄轉速為450 r/min~750 r/min，其激勵頻率是由曲柄轉速與60 的比值所得到的，范圍為7.5 Hz~12.5 Hz。撥禾輪和攪龍振動頻率計算方式與切割器等同，撥禾輪的驅動轉速為10.7 r/min~28.7 r/min，激勵頻率范圍為0.17 Hz~0.47 Hz，攪龍驅動轉速為150 r/min~200 r/min，激勵頻率為2.5 Hz~3.33 Hz。

3.3 撥禾輪結果

根據上文的撥禾輪模態振型可以明確撥禾輪振動特點，其振動穩定性的強弱分布狀態和固有頻率不同，所產生的振動變形特點也不盡相同，撥禾桿的彎曲處和輪盤位置彎曲情況格外明顯。因為撥禾輪處于正常作業狀態下時，出現振動的源頭是撥禾輪本身存在的驅動激勵，它的振動頻率范圍為0.17 Hz~0.47 Hz，所以可以看出，在正常狀態的轉速區間下，撥禾輪本身的驅動激振頻率還不會引發共振情況。但是為了可以在原有的基礎上進一步提升撥禾輪的可靠穩定系數，則要立足于容易出現變形情況的區域來重點強化其強度。

3.4 喂入攪龍結果

深層次分析喂入攪龍的6 階模態振型可以明確，當喂入攪龍處于共振狀態下時，攪龍滾筒上所焊接的螺旋葉片出現脫落可能性較高，對履帶式聯合收割機割臺的實際使用壽命會產生消極影響。在得知喂入攪龍的固有頻率和驅動激振頻率范圍后，能夠發現激勵頻率范圍和第2 階固有振動頻率十分相近。因此，在履帶式聯合收割機割臺結構設計過程中，對于喂入攪龍的參數設計應當躲避第2 階振動頻率及轉速。在該方式下，喂入攪龍的安全可靠系數得以增強，在保證其轉速合理的前提下，可以著重提高螺旋葉片焊接強度[10]。

3.5 割臺激勵頻率和固有頻率結果

當履帶式聯合收割機割臺下每一部件所承受激勵頻率都無限趨近甚至等同于固有頻率時，割臺各部件會出現共振情況，且振動幅度較大。當割臺的機械結構也同樣產生共振問題時，激勵頻率和固有頻率之間會存在一定規律關系，具體為激勵頻率處于0.8~1.2 倍結構固有頻率區間范圍內。所以為了從源頭上避免履帶式聯合收割機割臺結構產生共振情況，合理把控振動是最佳的手段。對振動加以把控的方法主要集中在對激勵進行控制，在原有的基礎上適當地增加結構阻力，只要對相關動力源轉速做到有效控制就可以達成激勵源把控核心目標。可以通過強化割臺結構鋼板或是在割臺薄弱處設加強筋的方式，提升結構剛度系數和阻力系數。

4 結論

綜上所述，對履帶式聯合收割機割臺結構中的割臺框架、撥禾輪和喂入攪龍進行模態分析，以此分別明確其固有的振動頻率范圍。構建割臺部件模態振型，對割臺結構易出現的問題有著正確的認識，以此為基礎優化履帶式聯合收割機割臺框架，最大程度上規避出現共振情況，平衡激勵頻率和固有頻率之間的關系，提升割臺框架強度，延長收割機整體使用壽命。