閆建國(guó)，王春光，王利娟

(內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，呼和浩特 010018)

基于約翰迪爾1204型拖拉機(jī)減振座椅的參數(shù)選擇

閆建國(guó)，王春光，王利娟

(內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，呼和浩特 010018)

為探究拖拉機(jī)減振座椅的設(shè)計(jì)，測(cè)試了約翰迪爾1204型拖拉機(jī)分別在油菜茬地、莜麥茬地附帶播種機(jī)械行進(jìn)和播種作業(yè)，以及田間草地、田間土路和翻耕地行進(jìn)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)情況，得到在各種作業(yè)條件下拖拉機(jī)座椅下方機(jī)體的垂直振動(dòng)峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)的結(jié)論。在此基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的減振座椅模型，通過(guò)MatLab軟件對(duì)該座椅的力學(xué)模型進(jìn)行仿真，選擇適合該型拖拉機(jī)減振要求的減振座椅參數(shù)—彈簧剛度和減振器阻尼，結(jié)果表明：該座椅模型可以有效隔絕機(jī)體傳遞到座椅的振動(dòng)，且能夠滿(mǎn)足不同體重駕駛員的減振適應(yīng)性。

拖拉機(jī)；減振座椅；參數(shù)選擇

0 引言

拖拉機(jī)是農(nóng)民的基本作業(yè)工具，也是農(nóng)民作業(yè)操作的場(chǎng)所，受行駛道路和作業(yè)場(chǎng)地等因素的影響，拖拉機(jī)所承受的振動(dòng)比其它車(chē)輛更為劇烈。振動(dòng)使拖拉機(jī)的行駛平順性下降，嚴(yán)重影響駕駛員的身體健康。研究表明，人體對(duì)頻率在4～12.5Hz的垂直振動(dòng)最敏感。其中，在4～8Hz頻率范圍內(nèi)，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振；在8～12.5Hz頻率范圍內(nèi)，對(duì)人的脊椎系統(tǒng)影響很大[1]。拖拉機(jī)在大振幅低頻率運(yùn)行工況下，其振動(dòng)頻率可以同人體器官的固有頻率相接近[2]。

拖拉機(jī)進(jìn)行農(nóng)業(yè)作業(yè)時(shí)，由田間路面不平度、發(fā)動(dòng)機(jī)、傳遞裝置和農(nóng)業(yè)機(jī)械產(chǎn)生的振動(dòng)都會(huì)不同程度傳遞到拖拉機(jī)的機(jī)體上，而座椅是安裝在機(jī)體上部的，機(jī)體是座椅的激勵(lì)源，因此研究拖拉機(jī)機(jī)體在各種條件下的振動(dòng)特性對(duì)減振座椅的設(shè)計(jì)是必不可少的。本文測(cè)試了拖拉機(jī)在不同地面及作業(yè)條件下座椅正下方機(jī)體的振動(dòng)情況，通過(guò)數(shù)據(jù)分析得出拖拉機(jī)機(jī)體在各種狀態(tài)下的振動(dòng)激勵(lì)頻率，為后續(xù)拖拉機(jī)減振座椅的設(shè)計(jì)提供了依據(jù)。

1 拖拉機(jī)在田間的振動(dòng)測(cè)試

1.1 試驗(yàn)條件

試驗(yàn)在呼和浩特市武川縣保護(hù)性耕作區(qū)域的莜麥茬地、油菜茬地、田間草地、翻耕地和田間土路進(jìn)行，油菜茬地和莜麥茬地的平均殘茬高度分別是40cm和13cm，播種機(jī)正常的播種速度是3～6km/h，測(cè)試保持3±0.5km/h和(6±0.5km/h)的慢速和快速運(yùn)行條件。試驗(yàn)地塊地勢(shì)平坦，土壤為沙土壤性質(zhì)，油菜茬地和莜麥茬地表土壤平均含水率分別是12.4%和11.2%，地表10cm處土壤平均硬度分別是2.6kg/cm2和2.7kg/cm2。

試驗(yàn)所用拖拉機(jī)是約翰迪爾1204型，發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率88kW，整機(jī)質(zhì)量4 570kg，前后輪胎尺寸分別是 14.9-24和18.4-38，前后輪胎壓分別為200kPa和180kPa。拖拉機(jī)附帶的作業(yè)機(jī)械是得利新2BMS-9A免耕播種機(jī)，整機(jī)質(zhì)量860kg，作業(yè)行數(shù)9行，施肥深度150mm，工作幅寬2 100mm。

試驗(yàn)采用丹麥B&K公司生產(chǎn)的六通道Pulse LAN-XI振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)。通道輸入模塊標(biāo)準(zhǔn)頻率范圍0～51.2kHz，最大采樣頻率131.072kHz，量程固有噪聲≤2μV，不同頻率高通濾波器頻率響應(yīng)優(yōu)于±0.1dB，測(cè)試范圍為1～20kHz，傳感器靈敏度為0.1mV/g。試驗(yàn)采用V-BOX車(chē)速測(cè)試裝置，利用GPS適時(shí)監(jiān)測(cè)并顯示車(chē)速數(shù)據(jù)。

1.2 試驗(yàn)方法

將一個(gè)單軸向加速度傳感器布置在拖拉機(jī)駕駛座椅正下方的中間位置，用膠水將傳感器座與機(jī)體粘牢。傳感器的采樣頻率設(shè)置為320Hz，有效分析頻率帶寬是0～125Hz。將GPS測(cè)速傳感器吸附在拖拉機(jī)頂部的金屬部件上，車(chē)速顯示裝置用膠帶固定在儀表盤(pán)上方，方便駕駛員查看并保持穩(wěn)定車(chē)速。試驗(yàn)包括播種作業(yè)時(shí)的測(cè)試試驗(yàn)和不播種時(shí)附帶播種機(jī)行走的測(cè)試試驗(yàn)。由于該型播種機(jī)正常的播種速度是3～6km/h，為區(qū)分不同作業(yè)速度下的振動(dòng)情況，播種試驗(yàn)分別選取3km/h和6km/h進(jìn)行測(cè)試，試驗(yàn)車(chē)速由V-BOX車(chē)速測(cè)試裝置監(jiān)測(cè)，車(chē)速穩(wěn)定后開(kāi)始測(cè)試。每條測(cè)試路線在同一車(chē)速下測(cè)試時(shí)長(zhǎng)為30s，圖1為試驗(yàn)的場(chǎng)景。

圖1 試驗(yàn)場(chǎng)景Fig.1 Test scenario

1.3 試驗(yàn)分析結(jié)果

已有的研究結(jié)果表明：車(chē)輛運(yùn)行中產(chǎn)生的振動(dòng)加

速度屬于隨機(jī)信號(hào)[3]。隨機(jī)信號(hào)是時(shí)域無(wú)限信號(hào)，不具備可積分條件，不能直接進(jìn)行傅里葉變換，且隨機(jī)信號(hào)的頻率、幅值、相位都是隨機(jī)的，因此一般不作幅值譜和相位譜分析，而是用具有統(tǒng)計(jì)特性的功率譜密度來(lái)分析，通過(guò)功率譜密度函數(shù)反映隨機(jī)信號(hào)的能量隨頻率的分布情況。

以下對(duì)拖拉機(jī)機(jī)體的垂直振動(dòng)加速度作時(shí)域和頻域分析，部分行進(jìn)工況的測(cè)試分析結(jié)果如圖2～4所示，油菜茬地和莜麥茬地播種作業(yè)時(shí)的測(cè)試分析結(jié)果如圖5～圖8所示。

圖2～圖4中，時(shí)域信號(hào)圖表示振動(dòng)加速度隨測(cè)試時(shí)間的變化情況，可以看出：在相同測(cè)試條件下拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)信號(hào)是基本平穩(wěn)的；由自功率譜密度圖可以看出：機(jī)體的垂直振動(dòng)主要集中在10Hz以下的低頻范圍內(nèi)，振動(dòng)峰值頻率集中在3～4Hz左右，即在該頻率范圍拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)能量較大。

由圖5～圖8可知:播種作業(yè)時(shí)，拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)峰值頻率集中在2.6-3.5Hz的范圍，兩種地面的播種作業(yè)速度由3km/h提高到6km/h，時(shí)域加速度變化范圍和頻域峰值頻率上的功率譜密度都明顯變大，體現(xiàn)振動(dòng)能量的變大。

圖2 田間土路6km/h行進(jìn)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.2 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h traveling in field road

圖3 田間草地6km/h行進(jìn)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.3 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h traveling in field of grassland

圖4 翻耕地3km/h行進(jìn)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.4 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h traveling in field of cultivated land

圖5 油菜茬地3km/h播種作業(yè)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.5 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h seeding in rape stubble field

圖6 油菜茬地6km/h播種作業(yè)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.6 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h seeding in rape stubble field

圖7 莜麥茬地3km/h播種作業(yè)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.7 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h seeding in naked oats stubble field

圖8 莜麥茬地6km/h播種作業(yè)時(shí)機(jī)體的振動(dòng)特性Fig.8 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h seeding in naked oats stubble field

表1為拖拉機(jī)在5種地面和作業(yè)條件下駕駛座椅正下方機(jī)體垂直振動(dòng)的特征參數(shù)。由表1可知：拖拉機(jī)機(jī)體的垂直振動(dòng)峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)；相同地面和作業(yè)條件時(shí)，車(chē)速增加會(huì)造成機(jī)體振動(dòng)加速度的有效值增大；相同地面和車(chē)速條件時(shí)，播種作業(yè)比行進(jìn)時(shí)的振動(dòng)加速度有效值增大。

表1 不同工況時(shí)拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)特征參數(shù)

Table 1 Vibration characteristic parameters of tractor body at different working conditions

地面條件均分根值/m·s-2自功率譜峰值頻率/Hz車(chē)速/m·s-1運(yùn)行狀態(tài)油菜茬地1.34563.73行進(jìn)2.12222.66行進(jìn)1.59333.53播種2.36936播種莜麥茬地1.06557.93行進(jìn)2.0543.26行進(jìn)1.58243.53播種2.45232.66播種田間草地0.86463.63行進(jìn)1.55542.76行進(jìn)田間土路0.939351.73行進(jìn)2.11862.96行進(jìn)翻耕地1.18394.13行進(jìn)1.68943.36行進(jìn)

上述測(cè)試結(jié)果表明：拖拉機(jī)在各種不同的地面和作業(yè)條件下有著不同的振動(dòng)特性。但各種狀態(tài)的自功率譜特征表明：拖拉機(jī)機(jī)體的垂直振動(dòng)峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)，即座椅下面接受來(lái)自拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)峰值頻率主要在該頻率范圍。另外，人體內(nèi)臟器官的固有頻率是4～8Hz。因此，拖拉機(jī)減振座椅的固有頻率應(yīng)避開(kāi)機(jī)體的峰值振動(dòng)頻率和人體器官的固有頻率，并可有效緩減在這些沖擊頻率下的振動(dòng)。

2 減振座椅的仿真設(shè)計(jì)

減振座椅的仿真設(shè)計(jì)首先應(yīng)明確座椅的結(jié)構(gòu)形式，以此確定座椅的減振力學(xué)模型，根據(jù)駕駛員體重確定座椅的承載質(zhì)量，利用仿真技術(shù)選擇合適的彈簧剛度和減震器阻尼，從而達(dá)到降低駕駛員振動(dòng)沖擊的目的。

2.1 減振座椅的結(jié)構(gòu)形式

考慮到拖拉機(jī)座椅布置空間和成本的限制，減振座椅采用如圖9所示的結(jié)構(gòu)形式。椅面下方布置有彈簧和減震器，彈簧采用變剛度的螺旋彈簧，以滿(mǎn)足不同體重駕駛員的減振要求。利用MatLab軟件對(duì)該減振座椅在機(jī)體傳遞5Hz以?xún)?nèi)的低頻振動(dòng)信號(hào)做仿真分析，合理選用減振器阻尼和可變彈簧剛度，目的是降低拖拉機(jī)日常作業(yè)時(shí)機(jī)體傳遞到座椅的垂直振動(dòng)，使其滿(mǎn)足不同體重駕駛員的使用要求。

2.2 座椅承載質(zhì)量的確定

根據(jù)2015年發(fā)布的中國(guó)居民營(yíng)養(yǎng)與慢性病狀況報(bào)告顯示[4]，2012年我國(guó)18歲以上成年男性和女性的平均體重分別為66.2kg和57.3kg。為使座椅有更廣泛的減振適應(yīng)性，本文選取駕駛員體重集中在55～100kg之間。由于駕駛員體重不是全部由座椅來(lái)承受，手臂和腿支承的質(zhì)量直接傳給拖拉機(jī)機(jī)體而不是作用在座位懸架系統(tǒng)上面，按經(jīng)驗(yàn)取其75%為懸架系統(tǒng)所支承，座椅自身質(zhì)量約8～12kg左右[5]。因此，確定作用于座位懸架系統(tǒng)上的有效質(zhì)量的變化范圍為50～85kg，要求減振座椅除在駕駛員平均體重66kg附近有良好的減振性能，還應(yīng)滿(mǎn)足承載有效質(zhì)量在50～85kg范圍的減振適應(yīng)性。

1.椅面 2.減振器 3.變剛度彈簧 4.拖拉機(jī)機(jī)體圖9 減振座椅的結(jié)構(gòu)形式Fig.9 Structure form of damping seat

2.3 減振座椅的要求

減振座椅固有頻率的確定應(yīng)確保拖拉機(jī)在日常作業(yè)中機(jī)體承受主要振動(dòng)頻率范圍內(nèi)能夠有效隔振。根據(jù)前述分析，應(yīng)保證3Hz左右的振動(dòng)峰值激勵(lì)頻率有良好的減振能力。本文設(shè)置的條件是要求高于2.6Hz的激勵(lì)頻率范圍應(yīng)有減振效果，即大于2.6Hz時(shí)的座椅振動(dòng)傳遞系數(shù)要小于1。理論上來(lái)說(shuō)，固有頻率越低，對(duì)應(yīng)3Hz及更高頻率的減振能力越強(qiáng)，但過(guò)低的固有頻率對(duì)應(yīng)著較小的彈簧剛度，座椅的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)垂直位移過(guò)大，影響駕駛員對(duì)車(chē)輛的正常操作及舒適性能。根據(jù)文獻(xiàn)[5]，座椅靜態(tài)垂直位移一般不宜超過(guò)10cm，該值限定了固有頻率不能過(guò)小。因此，該座椅彈簧剛度和減震器阻尼的選擇目標(biāo)是使不同質(zhì)量的駕駛員在保證座椅垂直位移滿(mǎn)足要求的情況下，盡可能降低拖拉機(jī)機(jī)體激振頻率范圍的傳遞系數(shù)。

2.4 彈簧剛度的選擇

對(duì)于結(jié)構(gòu)確定的減振座椅來(lái)說(shuō)，座椅設(shè)計(jì)的關(guān)鍵是座椅彈簧剛度和減振器阻尼的選擇。

彈簧剛度主要影響座椅的固有頻率和垂直位移。剛度小則相同質(zhì)量的駕駛員對(duì)應(yīng)的固有頻率低，有利于隔絕拖拉機(jī)機(jī)體的振動(dòng)；但對(duì)于體重較大的駕駛員，剛度小的座椅垂直位移會(huì)增加，過(guò)大的垂直位移會(huì)影響駕駛員對(duì)拖拉機(jī)的操作和舒適性。剛度大的座椅垂直位移小，但減振效果不明顯。

圖10是駕駛員質(zhì)量為100kg，減震器阻尼c=500N·m/s，彈簧剛度分別是7 700、8 700、9 700N/m時(shí)座椅的減振特性曲線。由圖10可知：彈簧剛度變大時(shí)座椅的固有頻率也在增加，對(duì)應(yīng)拖拉機(jī)主要振動(dòng)頻率3Hz處的傳遞系數(shù)分別是0.498 9、0.546 4、0.599 4，座椅垂直位移分別是10.818 2、9.574 7、8.587 6。彈簧剛度7 700N/m時(shí)座椅垂直位移超過(guò)了10cm，說(shuō)明剛度太小，不符合垂直位移要求；彈簧剛度9 700N/m時(shí)，3Hz處的傳遞系數(shù)又較大，減振效果不明顯。所以，彈簧剛度8700N/m對(duì)于100kg的駕駛員是比較適合的?？梢?jiàn)，彈簧剛度的選擇需兼顧減振效果和座椅垂直位移的大小，為了滿(mǎn)足不同體重駕駛員的減振適應(yīng)性，應(yīng)選擇變剛度的彈簧。

圖10 不同彈簧剛度的座椅減振特性曲線Fig.10 Vibration damping characteristic curve of different spring stiffness

2.5 減震器阻尼的選擇

圖11為駕駛員質(zhì)量100kg，彈簧剛度k=8 700N/m，減震器阻尼分別是400、500、600 N·m/s時(shí)座椅的減振特性曲線。阻尼大時(shí)，對(duì)抑制共振區(qū)的傳遞系數(shù)較好；但在減振區(qū)，阻尼越大，減振效果反而變差。雖然阻尼小的系統(tǒng)在減振頻率范圍座椅的減振效果更明顯，但為了使固有頻率附近的傳遞系數(shù)不會(huì)過(guò)大，導(dǎo)致振動(dòng)放大倍數(shù)較高，選取阻尼c=500為減震器阻尼。

圖11 不同阻尼的座椅減振特性曲線Fig.11 Damping characteristic curve of seat with different

damping coefficient

2.6 座椅的減振仿真結(jié)果

座椅參數(shù)選擇及仿真結(jié)果如表2所示。表2中所列的彈簧剛度和阻尼滿(mǎn)足不同體重駕駛員的垂直位移不超過(guò)10cm和2.6Hz處的傳遞系數(shù)小于1的約束條件，座椅固有頻率保持在1.54Hz附近。由表2可知：駕駛員體重越大，拖拉機(jī)機(jī)體激勵(lì)頻率3Hz處的傳遞系數(shù)越小，即減振效果越好；但體重大的駕駛員座椅的垂直位移會(huì)有所增大。

表2 座椅參數(shù)及減振仿真結(jié)果

圖12為該減振座椅的減振特性曲線。體重最大的駕駛員在固有頻率處的傳遞系數(shù)最大，但在頻率較高的范圍體重越大對(duì)應(yīng)的傳遞系數(shù)越小。由上述試驗(yàn)可知：拖拉機(jī)在各種作業(yè)條件下機(jī)體的主要激勵(lì)頻率是2.6～4.1Hz，在該頻率范圍相同頻率時(shí)體重大的駕駛員對(duì)應(yīng)的傳遞系數(shù)較小。可見(jiàn)，該減振座椅對(duì)于體重較大的駕駛員比體重小的駕駛員在主要振動(dòng)頻段(2.6HZ以上)的減振效果好。

圖12中，雖然阻尼c=500不變，但可看到固有頻率處的峰值和頻率較高處的傳遞系數(shù)都有變化，主要是因?yàn)閭鬟f函數(shù)的計(jì)算與頻率和阻尼比有關(guān)，駕駛員質(zhì)量和彈簧剛度影響了阻尼比。剛度和質(zhì)量同步增加時(shí)，阻尼比在減小，造成在固有頻率附近的傳遞系數(shù)大，在頻率大的區(qū)段傳遞系數(shù)小。

圖12 座椅的減振特性曲線Fig.12 Damping characteristic curve of damping seat

圖13是根據(jù)上述選擇的座椅參數(shù)得到的拖拉機(jī)在日常工作時(shí)機(jī)體主要激振頻率在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)、駕駛員體重在55～100kg范圍內(nèi)變化時(shí)的座椅減振特性曲線。圖13中繪制了2.6、3、4.1Hz處傳遞系數(shù)隨駕駛員體重變化的3條曲線。由圖13可知：在減振區(qū)段，座椅對(duì)體重較大的駕駛員減振效果較好，體重相同的在頻率較大時(shí)減振效果更明顯。因此，該座椅對(duì)于體重大的駕駛員在相對(duì)較高的激振頻率下會(huì)有更顯著的減振性能。

圖13 不同體重駕駛員的減振特性曲線Fig.13 Vibration reduction characteristics for drivers of different weight

3 結(jié)論

1)拖拉機(jī)在各種作業(yè)條件下機(jī)體的垂直振動(dòng)峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz的范圍，與人體器官固有頻率范圍4～8Hz較接近，因此減振座椅的設(shè)計(jì)應(yīng)盡可能隔絕該頻率范圍的振動(dòng)。

2)由仿真結(jié)果可以看出：文中設(shè)計(jì)的減振座椅模型只要合理選擇好結(jié)構(gòu)參數(shù)，是可以有效緩解拖拉機(jī)機(jī)體傳遞的沖擊振動(dòng)的。

3)文中設(shè)計(jì)的減振座椅模型對(duì)體重大的駕駛員在相對(duì)較高的激振頻率下會(huì)有更顯著的減振性能。

需要說(shuō)明的是，彈簧剛度、減振器阻尼等座椅參數(shù)的選擇只是針對(duì)文中提到的座椅結(jié)構(gòu)形式所得到的力學(xué)模型來(lái)選取的，不同結(jié)構(gòu)減振座椅的參數(shù)選擇會(huì)有較大差別。

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Parameter of Damping Seat Selection Based on John Deere Type-1204 Tractor

Yan Jianguo, Wang Chunguang, Wang Lijuan

(College of Mechanical and Electrical Engineering，Inner Mongolia Agricultural University，Hohhot 010018, China)

In order to design the damping seat of tractor, an experiment is developed to test the vibration of the John Deere type-1204 tractor in rape stubble farmland, naked oats stubble farmland, field road, field grassland and cultivated land. The result of test shows the vertical vibration peak frequency of tractor body is mainly concentrated in the range of 2.6-4.1Hz. A simple damping seat model is designed on the basis of test. The mechanical model of the seat is simulated by MATLAB software, and the parameters of the damping seat are selected, which are spring stiffness and damping coefficient of damper. The result of simulation shows the seat model can effectively isolate the vibration of tractor body to seat, and meet the vibration reduction requirements for drivers of different weight.

tractor; damping seat; parameter selection

2016-10-24

內(nèi)蒙古自然科學(xué)基金項(xiàng)目(2014MS0541);國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(50865005)

閆建國(guó)(1981-)，男，內(nèi)蒙古包頭人，副教授，博士研究生，(E-mail)yanyjg@126com。

王春光(1959-)，男，內(nèi)蒙古鄂爾多斯人，教授，博士生導(dǎo)師， (E-mail)jdwcg@imau.edu.cn。

SS219.032.9

A

1003-188X(2017)12-0236-07