履帶式聯合收割機割臺結構設計及模態分析

唐 忠,王紅達,李禧堯,陳新達,吳 彪,李耀明

(江蘇大學 農業裝備工程學院,江蘇 鎮江 212013)

0 引言

隨著水稻聯合收割機使用的推廣與普及,因割臺振動及結構設計對割臺性能的影響越發凸顯[1-2]。為減少割臺振動及提高割臺收獲性能,國內外學者從振動測試、模態分析、結構設計等方面對割臺進行了大量的研究工作。徐立章等[3]研究了割臺在5種不同工況下的不同振動形式,并得到了發動機振動、振動篩及切割器往復運動等對割臺振動的影響。李敏通等[4]通過求解割臺前20階模態振型,揭示了不同頻率下割臺的振動特點。李耀明等[5]通過求解割臺機架模態頻率及振型,提出通過減輕梁和鋼板厚度、增加傳動軸配重塊可有效避免割臺框架共振的方法。Ebrahimi等人[6]通過對割臺開始試驗模態(OMA)的試驗分析,對聯合收割機的割臺振動特性的模態響應及振型進行了試驗預測。Chuan-Udom等人[7]對割臺的振動進行測試后設計開發了3種新型刀桿驅動結構,通過試驗對比了新設計的3種新型刀桿驅動結構的振動特性。Fukushima等人[8]通過對割臺振動的軸心軌跡及諧波頻率的研究,獲得了諧波頻率分量隨著間隙寬度的增加而變化特征及最高諧波頻率是曲柄輪轉動頻率的3倍關系。

在水稻收割機作業過程中,割臺框架及內部結構存在耦合作用,互相影響。當激勵振動頻率接近或等于割臺部件固有頻率時,割臺結構將發生共振,會降低水稻收割機割臺的可靠性,影響水稻的收獲質量及效率,甚至對水稻收割機的壽命產生影響。因此,通過對聯合收割機割臺框架、撥禾輪、攪龍的固有頻率、模態振型開展測試研究,對降低割臺振動及提高割臺可靠性具有重要的科學意義。

本文首先采用Pro/E建立割臺框架及內部部件的結構模型,再通過ANSYS有限元分析軟件對割臺框架、撥禾輪、喂入攪龍進行模態分析,進而基于割臺框架的模態振型及固有頻率,研究割臺部件間振動影響特征。

1 聯合收割機割臺模型

1.1 割臺框架模型建立

水稻聯合收割機割臺主要由割臺框架、分禾器、撥禾輪液壓支撐臂、撥禾輪、切割裝置及喂入攪龍等組成。割臺框架主要采用低碳鋼鋼板、角鋼等鋼結構焊接,割臺框架橫向長度約為2 100mm,縱向長度約為1 600mm,框架鋼板的厚度約為3mm。

在作業過程中,因分禾器會受到不同程度的作物沖撞而產生振動,且II型割刀橫向運動也會有振動激勵,因此將分禾器及II型割刀與割臺框架模型綜合考慮。左右兩側分禾器為楔形且伸出割臺框架0.7m,左右分禾器之間的距離即為實際收割幅度2 500mm,現有收割機的作業行進速度為0.56～1.2m/s,II型割刀平均速率選為0.8m/s,曲柄轉速為450～750r/min。采用Pro/E建立的割臺框架模型如圖1所示。

1.2 撥禾輪模型

撥禾輪作為收割作業過程中重要的導向及輸送部件,作業時撥禾輪將作物撥向割刀,并在切割過程中配合切割動作扶持水稻;對于傾斜倒伏作物,撥禾輪可將其扶正,避免損失;切斷后,撥禾輪繼續將作物向后推送入割臺內部,在喂入攪龍的作用下送入輸送槽,防止堵塞割臺。

圖1 收割機割臺框架模型Fig.1 Cutting table frame

撥禾輪的運動是水平移動及繞軸的圓周運動復合而成,任意撥禾輪彈齒運動軌跡如圖2所示。以撥禾輪在水平面中投影為原點,x軸為機器前進方向,y軸豎直向上,撥禾輪彈齒投影點A繞撥禾輪主軸轉動,則A點運動軌跡參數方程為[9]

(1)

其中,r為撥禾輪外接圓半徑,ω為撥禾輪繞自身軸旋轉的角速度,Vm為聯合收割機前進速度,H為撥禾輪相對于地面的安裝高度,t為行進時間。

圖2 撥禾輪運動軌跡Fig.2 Motion trail of reel

圖2中,λ為撥禾輪圓周轉速與隨收割機前進速的比值,稱其為撥禾輪速比。當λ≤1時,撥禾輪不能起到將水稻撥入割臺的作用,只有當撥禾輪速比λ>1,撥禾彈齒軌跡為余擺線時,撥禾輪有水平方向向后的分速度,實現正常撥禾。因此,收割機作業過程中,應使λ>1,過高的轉速會使撥禾彈齒反復敲打作物,帶來不必要的損失與振動。

當聯合收割機前進Vm速度為0.56～1.2m/s,根據撥禾速度比λ可得如下計算公式[11],即

(2)

且在撥禾輪作業過程中,圓周線速度應小于1.5m/s,則

(3)

依據現有履帶式聯合收割機的結構參數,取聯合收割機撥禾輪半徑r=500mm,撥禾桿數目Z=5,且每個撥禾桿之上有16根撥禾彈齒,彈齒長度為220mm,彈齒間距為70mm,通過建模得到模型,如圖3所示。

圖3 撥禾輪三維模型Fig.3 The 3D Model of reel

由式(2)、式(3)可得：當Vm=0.56m/s時,轉速范圍為10.7～28.7r/min;當Vm=1.2m/s時,轉速范圍為22.9～28.7r/min。

1.3 喂入攪龍模型

割臺的喂入攪龍(又名螺旋推運器),由螺旋攪龍和伸縮扒指組成,當作物被水平切割器切斷后,在兩側螺旋葉片的作用下向伸縮扒指推送,最后由扒指送入輸送槽。割臺攪龍由滾筒和外側攪龍葉片焊接而成,為了避免莖稈跟隨圓筒一起旋轉,取圓筒直徑為300mm。為使螺旋葉片能容納割下的莖稈,選螺旋葉片高度為100mm,螺距為460mm,取螺旋推運器轉速范圍150～200r/ min。

喂入攪龍中伸縮扒指結構含有11根扒指,分別鉸接在曲軸上。喂入攪龍及伸縮扒齒裝配的外形結構如圖4所示。

2 割臺結構模態分析

依據上述割臺結構設計參數和模型,通過對收割機割臺框架、撥禾輪及喂入攪龍的設計和建模得到割臺部分的裝配模型,隱藏封板展示如圖5所示。

圖4 喂入攪龍外形Fig.4 Shape of auger

圖5 收割機割臺裝配圖Fig.5 Assembly model of header of combine harvester

模態分析是利用已知的邊界條件、幾何形狀、材料特性確定所研究結構及機械零件的振動特性的過程,是動力學分析的基礎,可以通過分析得到對象的固有頻率及模態振型。

割臺各部件的模態分析過程相同,僅以撥禾輪的模態分析過程為例,其他部件分析過程相同。

首先通過ANSYS軟件導入接口：ANSYS>import命令,將撥禾輪模型導入ANSYS,并定義割臺材料楊氏彈性模量為211/GPA、泊松比為0.35、密度為7 850kg/m3。

在正常作業過程中,撥禾輪的運動由以割臺框架為參考系的自轉運動、隨收割機的水平移動復合而來,為真實反映貼近撥禾輪實際工作情況,對撥禾輪x、y、z3個方向移動的自由度及兩個方向的轉動自由度施加約束,施加約束的有限元模型如圖6所示。

為綜合考慮求解結果的可靠性及求解時長問題,選用六面體單元。同時,為了保證網格劃分質量與精度,并控制計算時間,合理把握單元最小尺寸,選單元尺寸最小為15mm網格劃分。

在ANSYS中完成撥禾輪的模態分析,結合撥禾輪實際工作情況,求解撥禾輪的前,8階固有頻率及對應的模態振型,因篇幅所限,僅將變形明顯的模態振型列出,如圖7所示。

圖6 撥禾輪有限元模型Fig.6 Finite element model of reel

(a) 1階振型

割臺撥禾輪的前8階固有頻率如表1所示。

表1 割臺撥禾輪前8階模態Table 1 First 8 order mode of the header reel

同理可得,割臺框架及喂入式攪龍的前8階固有頻率,分別如表2、表3所示。

表2 割臺框架前8階模態Table 2 First 8 order mode of header frame

表3 割臺喂入式攪龍前8階模態Table 3 The first 8 modes of auger

3 結果分析

3.1 割臺結果分析

由表2及模態振型可知：割臺框架前8階的固有振動頻率為5.1～11.2Hz。由于分禾器為割臺框架外伸梁結構,撓度較大且易變形,因此在較低頻率下最大變形處集中分布于分禾器及割臺前端側板,變形形式主要為分禾器的變形和扭轉。

通過李耀明[5]、伍揚華[9]、陳樹人[10]的研究可知：當去除分禾器后,高階固有頻率范圍分布如表4所示。

表4 文獻相似研究結果Table 4 Results of similar literature studies

當頻率較低時,割臺框架前端側板彎曲扭轉;當振動頻率增加后,割臺框架振動加大,同時割臺底板開始出現不同程度的變形;當振動頻率再次提高后,割臺框架整體出現扭曲變形,其中撥禾輪支撐梁、切割器、喂入攪龍安裝位置出現變形最為明顯[9-10],將影響各部件的間的安裝位置關系,進而影響作業質量及割臺的整體壽命。

3.2 割臺振動來源分析

聯合收割機的割臺框架的外界激勵來源主要有：①發動機激勵;②割刀的往復運動;③撥禾輪自轉運動;④攪龍自轉運動。每種影響對應的激勵頻率計算方法如下：

1)發動機的激勵頻率計算公式為

(4)

其中,fa激勵頻率,na為發動機轉速,z為發動機缸數,τ為發動機沖程數。

發動機采用普通直列四缸四沖程發動機,轉速范圍為2 400～2 600r/min,帶入式(4)計算得發動機正常工作下的激勵頻率為80～ 86.7Hz。

2)切割器帶來的振動是由割刀的往復運動引起,II型割刀曲柄轉速范圍為450～750r/min,激勵頻率計算公式為

(5)

其中,fb為激勵頻率,nb為曲柄轉速。求解得激勵頻率范圍為7.5～12.5Hz。

2)撥禾輪所帶來的振動頻率計算公式為

(6)

其中,fc為激勵頻率,nc為撥禾輪驅動轉速。驅動轉速范圍為10.7～28.7 r/min,求解得激勵頻率范圍為0.17～0.47Hz。

3)攪龍帶來激勵頻率計算公式為

(7)

其中,fd為激勵頻率,nd為驅動轉速。驅動轉速范圍為150～200r/min,求解得激勵頻率范圍為2.5～3.33Hz。

3.3 撥禾輪的結果分析

通過撥禾輪模態振型分析,可得撥禾輪的振動穩定性的強弱分布及不同固有頻率下的振動變形特點：在前6階模態振型中,撥禾輪的變形集中在撥禾桿彎曲及輪盤,以撥禾桿的彎曲最為明顯。

撥禾輪在正常作業過程中的振動來源主要是自身驅動激勵,振動頻率范圍為0.17～0.47Hz。可見在正常轉速下,自身驅動激振頻率不足以使撥禾輪發生共振;但是,為保證撥禾輪的可靠性,仍需要根據圖中分析所得到的變形區,增加強度不足部分。

3.4 喂入攪龍的結果分析

通過攪龍的6階模態振型可知：當喂入攪龍發生共振時,焊接于攪龍滾筒體上的螺旋葉片會發生脫落,影響割臺壽命。喂入攪龍的固有頻率范圍為2.4～8.3Hz,攪龍驅動激振頻率范圍為2.5～3.33Hz,其激勵頻率范圍接近第2階固有振動頻率。為避開第二階固有振動f>2.67Hz,轉速n>162r/min。為保證喂入攪龍作業的可靠性,應在保證轉速的同時,提高螺旋葉片的焊接強度。

3.5 割臺激勵頻率與固有頻率的關系

當割臺各部件所受到的激勵頻率等于或接近固有頻率時,部件將發生共振,使部件發生較大幅度振動。當機械結構發生共振時,激勵頻率與固有頻率有如下關系[4],即

0.8fa

(7)

其中,fa為結構固有頻率,f為激勵頻率。因此,為避免共振發生,控制振動是行之有效的方法。控制振動的方法包括控制激勵與增加結構阻尼,可通過控制相關動力源轉速等措施達到控制激勵源的目的;增加結構鋼板厚度或在薄弱位置增加加強筋,達到增加結構剛度及增加結構阻尼的目的。

4 結論

1)通過對割臺框架、撥禾輪、喂入攪龍的模態分析,得到了割臺框架前8階的固有振動頻率為5.1～11.2Hz,撥禾輪前8階固有振動頻率范圍為0.17～0.47Hz,喂入攪龍前8階固有振動頻率范圍為2.4～8.3Hz。

2)通過對割臺部件的模態振型分析,得知割臺的低階振動主要影響割臺框架前端分禾器及側板,當振動頻率提高后,割臺連接部位開始出現較大變形;撥禾輪振動變形集中在撥禾桿彎曲及輪盤,以撥禾桿的彎曲最為明顯;喂入攪龍發生共振現象將使螺旋葉片脫離滾筒體。

3)撥禾輪在正常作業過程中振動頻率范圍為0.17～0.47Hz,驅動激振頻率不足以使撥禾輪發生共振。喂入攪龍的固有頻率范圍為2.4～8.3Hz,攪龍驅動激振頻率范圍為2.5～3.33Hz,其激勵頻率范圍接近第2階固有振動頻率,為避開第2階固有振動,轉速應大于162r/min。割臺框架固有頻率范圍較大,為避免發生共振,應使激勵頻率避開固有頻率,同時應加強割臺框架剛度。