4HCDS-100型花生收獲機機架的模態分析與振動測試

張亞萍， 胡志超， 游兆延， 顧峰瑋， 吳 峰

(農業部南京農業機械化研究所，江蘇南京 210014)

花生是重要的經濟作物和油料作物，具有較高的經濟價值、營養價值與藥用價值[1-3]。我國是花生種植大國，2015年我國花生種植面積461.57萬hm2，位于世界第2位，花生總產量1 643.97萬t，居世界首位。

花生機械化收獲是推進花生產業進一步發展的關鍵，因此，國內多家單位相繼研制了多種花生收獲機。鏟篩組合式花生收獲機機構簡單、操作方便、成本低，多用來完成花生分段收獲的前期作業，或者用作花生復收機。由于花生收獲機振動篩的往復振動，導致整機振動較大，作業穩定性較差。

4HCDS-100型雙篩體花生收獲機是典型的鏟篩組合式花生收獲機，可以一次性完成花生的挖掘、清土和田間鋪曬等工序。雙篩體花生收獲機的機架雖然結構簡單，但起到聯接與支撐其他零部件的作用，直接影響整機的作業性能。因此，有必要對機架進行模態分析與試驗研究，以驗證機架設計的合理性，探明其結構上的薄弱環節，為鏟篩式花生收獲機機架的結構優化提供參考。

本研究利用Inventor軟件對機架進行參數化建模，利用Ansys軟件計算出機架的前6階固有頻率和模態振型，通過模態試驗進行驗證。最后，通過田間試驗對機架進行了振動測試，進一步驗證了機架設計的合理性。

1 整機介紹

4HCDS-100型花生收獲機為鏟篩式挖掘收獲機，機具自身不配備動力源，作業時需由拖拉機提供行走和作業動力。整機尺寸規格長×寬×高為2 360 mm×1 420 mm×900 mm，結構示意見圖1，主要結構包括挖掘鏟、牽引架、變速器、機架、傳動裝置、驅振裝置、振動篩、限深輪。其中，振動篩由前篩和后篩2個部分組成，前、后篩均由主篩、副篩、篩框和側板構成。前篩和后篩在反平行四邊形機構的作用下做同頻等幅反向運動，慣性力相互抵消，起到振動平衡的作用。

田間作業時，收獲機在拖拉機的牽引下前行，挖掘鏟進入土層挖掘花生，挖起的花生(含秧蔓)、土壤混合物向后運動至前篩，進行清土并繼續向后篩輸送，混合物通過后篩進一步清土，最后花生(含秧蔓)由后篩副篩向右側排出并鋪放在田間。

2 模態分析

2.1 模態計算

2.1.1 機架結構模型的建立 利用Inventor軟件對4HCDS-100型花生收獲機的機架進行三維建模，機架的結構模型見圖2。模型的建立是進行有模態分析的基礎，其形式直接影響計算精度和計算時間。為了簡化模態分析的求解過程，忽略了一些不重要的特征對整體機構的影響，如小圓孔、倒圓角等[4]。

2.1.2 機架有限元模型的建立 將模型以xt格式導入Ansys Workbench，以減小模型的失真。材料類型選擇結構鋼(Q235)，彈性模量210 GPa，密度為7 850 kg/m2，泊松比0.3。模態分析前首先對模型進行網格劃分，因為機架精度要求不高，所以將關聯中心、平滑度、跨度角中心均設置為中等，其他參數取默認值[5]，網格劃分后得到如圖3所示的有限元模型，該模型包含126 822個節點，66 495個單元。

2.1.3 約束條件的施加 為了更真實地對分析對象進行模擬，通常須要根據實際情況對有限元模型施加約束。雙篩體花生收獲機作業時與拖拉機通過3點懸掛的方式聯接，考慮實際作業狀況，對上懸掛內表面和下懸掛外表面施加固定約束[6]。由于機架各零部件相對固定，零部件之間的接觸默認設置為bonded(綁定)。本研究進行的是靜力學模態分析，預應力為0[7]。

2.1.4 結果分析 根據雙篩體花生收獲機實際作業情況可知，低階模態對機架動態特性影響較大[8]，因此對機架的前6階模態進行求解計算，得到機架前6階固有頻率和對應振型圖。由圖4可以看出，機架前6階固有頻率依次為 30.11、33.929、40.118、108.99、113.14、116.82 Hz。當激勵頻率和固有頻率滿足式(1)時，機架會產生共振[9]。

0.75ωi<ωj<1.3ωi。

(1)

式中：ωi為固有頻率，Hz；ωj為激勵頻率，Hz。

將機架前6階固有頻率按式(1)關系代入，得到引起機架共振的激勵頻率范圍為22.58～151.87 Hz。機架振動的激勵源主要為振動篩的振動和田間路面的凹凸不平，振動篩的激勵頻率為4 Hz，田間路面的激勵頻率一般不超過10 Hz，兩者均小于22.58 Hz，故機架結構設計較為合理，不會引起共振。由圖5-a至5-f可以看出，機架兩側方管尾部和機架中間支撐桿振動變形較為明顯，說明這些部位是薄弱環節。由6個振型圖分析可知，整體上，機架越靠近尾部振動越劇烈，變形越大。在1階固有頻率下，機架兩側方管左右同向彎曲振動，最大變形10.193 mm；在2階固有頻率下，機架兩側方管扭轉振動，最大變形11.549 mm；在3階固有頻率下，機架兩側方管上下同向彎曲振動，最大變形12.31 mm；在4階固有頻率下，機架兩側方管左右反向彎曲振動，最大變形 19.126 mm；在5階固有頻率下，機架兩側方管和中間支撐桿上下同向彎曲振動，兩側方管振動輕微，支撐桿振動較劇烈，最大變形 29.799 mm；在6階固有頻率下，機架兩側方管上下反向彎曲振動，機架中間支撐桿上下彎曲振動，最大變形 14.283 mm。

2.2 模態試驗

2.2.1 試驗設備與方法 試驗設備主要包括YTRAN激振力錘、B&K4321三軸向加速度計、B&K4384加速度計、B&K2635電荷放大器、XR-20C TEAC磁帶記錄儀、結構動態分析儀HP5423A等。

試驗時將雙篩體花生收獲機機架支撐于試驗臺上，為保證模態試驗與模態分析具有相同的自由邊界條件，將機架懸掛裝置固定，其余邊界條件為彈性支撐。遵循“剛度大、避開節點、接近幾何中心”的原則[10-11]，在機架上選取5個激勵點，分別為機架兩側方管中部各1個、機架前后橫梁中部各1個和支撐桿中部1個。試驗采取單點激振，逐點拾振的方式，用力錘分別錘擊5個激勵點，用加速度計測量加速度響應，響應和激勵信號經B&K2635電荷放大器送至XR-20C TEAC磁帶記錄儀。

2.2.2 結果分析 用結構動態分析儀HP5423A對試驗收集的動態信號進行分析處理，得出機架的前6階固有頻率依次為28.67、35.26、38.78、112.21、110.25、114.45 Hz。圖6為模態試驗和模態分析所得機架前6階固有頻率的對比，可知機架固有頻率的計算值和試驗值誤差較小，計算得出誤差值均小于5%，說明模態分析所得結果真實可靠，可作為機架的設計與優化提供理論參考。

3 機架振動測試

為了考察4HCDS-100型花生收獲機在田間作業時機架的實際振動情況，需要在花生收獲的實際作業條件下對其進行動態特性測試，根據測試結果對其振動情況進行評估。

3.1 測試系統組成

如圖7所示，測試系統由測試對象、加速度傳感器、信號采集與控制系統、信號分析處理系統4個部分組成[12]。測試對象為4HCDS-100型花生收獲機田間作業工況下的機架；傳感器選用靈敏度為1 mV/(m·s2)的DH131E型加速度傳感器，頻率測量范圍為1～10 kHz；信號采集與控制系統選用江蘇東華測試技術股份有限公司生產的DH5902動態數據記錄儀，該儀器具有32個數據采集通道，每通道具有獨立的16位A/D，獨立的DSP，連續并行同步采樣，可通過無線WIFI與筆記本電腦連接通訊；配套分析軟件為江蘇東華測試公司開發的DHDAS動態信號采集分析系統V6.9.16，以聯想筆記本電腦為載體對測試中采集的數據進行分析處理。

3.2 測試條件及測點分布

測試地點為山東省青島市膠州膠萊鎮，所選試驗地較為平坦，土壤類型為沙壤土，土壤含水率12.5%，土壤硬度 107 kPa。花生品種為魯花11號，種植模式一壟雙行，壟距 80 cm，壟寬60 cm，壟高15 cm，溝寬20 cm，窄行距30 cm。動力源為黃海金馬304A拖拉機，作業時前進速度約為 1.0 m/s，振動篩為間距為12 mm的桿條篩，振幅為48 mm，振頻為4 Hz。

以機具前后方向為x軸，左右方向為y軸，垂直方向為z軸，沿3個方向在機架上布置傳感器，機架測試方位坐標示意見圖8。測試完成后，通過筆記本電腦上的軟件進行數據回收，并按照公式(2)對測點3個方向的振動加速度求均方根，得到均方根加速度值，以此評價機具振動大小[13]。為了減小試驗誤差對結果的影響，試驗重復3次，最后取平均值。

(2)

式中：a為測點3個方向振動加速度均方根值，m/s2；ax為測點在x方向上的振動加速度，m/s2；ay為測點y方向振動加速度，m/s2；az為測點z方向振動加速度，m/s2。

3.3 結果分析

由表1可知，機架沿x、y、z3個方向振動加速度的平均值依次為4.25、3.50、1.51 m/s2，大小關系表現為ax>ay>az。因為試驗田地勢較平坦，機具作業過程中上下起伏較小，故機架沿z方向振動最小。由于振動篩沿x方向前后抖動以完成花生的分離輸送，故機架沿x方向振動加速度最大。3次測試測點的均方根加速度平均值為3.31 m/s2，整機振動性能表現良好，機手操作時無明顯不適，可見機架結構設計較為合理，田間作業過程中無共振產生。

表1 機架振動測試結果

4 結論

本研究建立了雙篩體花生收獲機機架的結構模型和有限元模型，并用Ansys軟件進行了模態分析，通過模態分析求解得到了雙篩體花生收獲機機架的前6階模態參數，揭示了機架的薄弱環節，并通過模態試驗驗證了模態分析的可靠性。通過田間試驗對機架進行振動測試，進一步驗證了機架結構設計的合理性，研究結果可以為雙篩體花生收獲機機架的設計與優化提供參考。