劉偉,鄭恩來,周永清,姚昊萍,朱躍

(南京農(nóng)業(yè)大學工學院,江蘇 南京 210031)

當輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)在田間作業(yè)時,因粗糙路面引起的車身振動和犁具與土壤之間的切削阻力將降低拖拉機的操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性,損害駕駛員的身體健康,降低農(nóng)作物產(chǎn)量[1-6]。為提升拖拉機的乘坐舒適性和駕駛安全性,有必要建立輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型并分析犁耕作業(yè)工況下的振動特性,對拖拉機懸架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計與優(yōu)化具有重要的理論意義和工程價值。

輪式拖拉機系統(tǒng)的建模與振動特性分析一直以來是國內(nèi)外學者的研究熱點。根據(jù)拖拉機的物理結(jié)構(gòu)特征,研究人員分別建立了不同復(fù)雜程度的振動模型[7-11],其自由度數(shù)目的變化范圍從單個到幾十甚至上百?；谕侠瓩C的三自由度振動模型,朱思洪等[12]分析了拖拉機機身和駕駛員座椅的豎直振動加速度、機身前后俯仰振動角加速度、前后輪胎的動載荷系數(shù)以及前橋懸架的動撓度,研究了前橋懸架參數(shù)對系統(tǒng)振動特性的影響規(guī)律,確定了前橋懸架的匹配參數(shù)?？紤]到農(nóng)具的位置高低和質(zhì)量分布都對整車系統(tǒng)具有較大影響,有部分學者研究了拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動特性[13-15]。Crolla等[16]建立了一種運輸工況下含犁具輪式拖拉機的四自由度振動模型,研究了不同車速下拖拉機的振動特性。為模擬輪式拖拉機犁耕作業(yè)工況下土壤的切削特性和阻力變化規(guī)律,國內(nèi)外研究人員常采用有限元法建立土壤/犁具系統(tǒng)的切削模型[17-26],取得了較大的進展?；贒rucker-Prager(D-P)彈塑性本構(gòu)模型,Ibrahmi等[27]建立了鏵式犁切削砂土壤過程的三維有限元模型,并通過土槽試驗法驗證了模型的正確性。在此基礎(chǔ)上,研究了切削深度、行駛速度、切削角及提升角等參數(shù)對切削阻力的影響規(guī)律[28]。上述模型為犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具耦合系統(tǒng)的建模與振動特性分析提供了研究基礎(chǔ)。

目前尚未見有關(guān)于犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動特性研究的報道。本文基于ABAQUS軟件模擬了犁具與土壤之間的切削阻力,建立輪式拖拉機/犁具系統(tǒng)的振動模型,分析拖拉機系統(tǒng)各部位的振動特性。研究結(jié)果為拖拉機懸架結(jié)構(gòu)的設(shè)計提供理論基礎(chǔ)。

1 輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型

為降低模型的復(fù)雜程度,在拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動建模過程中提出如下假設(shè):1)輪式拖拉機機身結(jié)構(gòu)左右對稱;2)拖拉機行駛過程中,左、右輪受到路面的激勵視為一致,但前、后輪所受到的激勵不一樣。在此假設(shè)的基礎(chǔ)上,建立拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的平面二分之一振動模型,可模擬其在道路和農(nóng)田工況下的振動特性。

1.1 運輸工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型

以實驗室常發(fā)CF700型拖拉機為研究對象(圖1),為提高拖拉機的舒適性,在機身和駕駛室之間安裝了橡膠墊懸架裝置(圖2),該懸架結(jié)構(gòu)和駕駛員座椅及前、后輪胎均可等效為彈簧和阻尼并聯(lián)連接模型,而拖拉機其余部件可視為剛體。拖拉機的犁具通過三點懸掛裝置與機身連接,三點懸掛系統(tǒng)通過液壓缸等裝置提供動力實現(xiàn)犁具的抬起和放下。運輸工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型如圖3所示。

圖1 輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)Fig.1 Wheeled tractor-implement system

圖2 駕駛室橡膠墊懸架Fig.2 Rubber suspension of cabin

qf(t)和qr(t)為拖拉機前、后輪所受位移激勵,二者的振幅不同,所以產(chǎn)生了相對于質(zhì)心的角位移?？紤]qfi(t)和qri(t)的時間差,i時刻前、后輪的地面激勵關(guān)系可表示為:

qfi(t)=qri(t+τ)

(1)

式中:qfi(t)和qri(t)是前、后軸的地面位移激勵;τ為滯后時間且其值為(lbf+lbr)/v,v為拖拉機行駛速度。

依據(jù)模型可得振動微分方程組為[29-30]:

(2)

圖3 道路運輸工況下拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型Fig.3 Vibration model of tractor/implement system under road transportation condition

底盤的力平衡關(guān)系可表示為:

(3)

圖4 三點懸掛結(jié)構(gòu)受力分析模型Fig.4 Force analysis model of three-point suspension structure

式中:mb為車身的質(zhì)量(kg);kr為后輪的剛度(N·m-1);cr為后輪的阻尼(N·s·m-1);Ib為車身的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);Fbx、Fby分別為農(nóng)具和三點懸掛的下拉桿鉸接處B點所受力的水平分力和垂直分力(N);Fcx、Fcy分別為車身和三點懸掛的下拉桿鉸接處C點所受力的水平分力和垂直分力(N);lbc、lba分別為車身的質(zhì)心b與鉸接點C以及鉸接點A的豎直方向上的距離(mm);lf、lr分別為前、后輪中心到拖拉機車身質(zhì)心b在水平方向上的距離(mm)。

三點懸掛結(jié)構(gòu)的力學分析模型如圖4所示。上連桿CD的力平衡關(guān)系為:

Fdx-Fcx-m2a2x=0

(4a)

Fcy-Fdy-m2g-m2a2y=0

(4b)

(4c)

式中:I2為上拉桿的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);Fdx和Fdy分別為農(nóng)具和懸掛的上拉桿鉸接處D點所受力的水平分力和垂直分力(N)。

類似的,犁具的力平衡關(guān)系可表示為:

Fbx-Fdx=0

(5a)

(5b)

(5c)

式中:l4、l5為農(nóng)具質(zhì)心在水平和垂直方向上與B點之間的距離(mm);Ia為農(nóng)具的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2);l6、l7為農(nóng)具質(zhì)心在垂直和水平方向上與D點之間的距離(mm);ma為農(nóng)具的質(zhì)量(kg);Fbx、Fby分別為農(nóng)具和三點懸掛的下拉桿鉸接處B點所受力的水平分力和垂直分力(N)。

將下連桿AB與三點懸掛結(jié)構(gòu)進行分離,其力平衡關(guān)系可表示為:

Fax-Fbx-m1a1x+Fecos(λ-φ1)=0

(6a)

Fby-Fesin(λ-φ1)-m1g-m1a1y-Fay=0

(6b)

(6c)

式中:l1、l2分別為三點懸掛的下拉桿上的鉸接點E與A和B的距離(mm);λ是下拉桿與力提升桿的夾角(rad);I1為下拉桿的質(zhì)量慣性矩(kg·m-2)。

引入中間變量,將上述2階振動微分方程組進行降階處理變?yōu)?階微分方程組。將上述微分方程組用四階龍格庫塔算法對其求解,可獲得輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)機身的垂向振動與俯仰振動、前橋的垂向振動、駕駛室的垂直與俯仰振動及駕駛員座椅的垂向振動。

1.2 犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型

與道路和農(nóng)田運輸工況相比,犁耕作業(yè)工況新增了犁具的耕作阻力。為模擬犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動特性,需要對犁具-土壤系統(tǒng)進行建模并模擬兩者之間的切削阻力。

1.2.1 犁具-土壤系統(tǒng)建模與切削阻力分析犁具系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)包括犁體、犁架、調(diào)節(jié)和連接機構(gòu),而犁體由犁壁、犁鏵、犁托及犁側(cè)板等組成。犁壁和犁鏵兩者之間構(gòu)建了重要的工作面,即犁體曲面。犁具曲面的設(shè)計不僅考慮了減少牽引阻力的需求,還要避免土壤側(cè)拋距離過遠的不足。

犁耕作業(yè)工況下,土壤間隙包含水和空氣,具有材料非線性特征,同時犁鏵與土壤之間接觸又屬于非線性接觸?？紤]到ABAQUS軟件強大的非線性接觸功能,采用動力顯式分析方法,能夠?qū)崿F(xiàn)犁具-土壤系統(tǒng)的切削模擬。

圖5 犁具-土壤系統(tǒng)的切削模型Fig.5 Model of plough-soil system

首先進行假設(shè),在整個切削過程中,犁具的前進速度和耕作深度始終為恒定值。本文所選用的鏵式犁結(jié)構(gòu)參數(shù)為:推土角90°,起土角35°。ABAQUS本身的建模過程較為復(fù)雜,因此選擇在Pro/E軟件中完成建模,然后將其三維實體模型導(dǎo)入ABAQUS軟件。土壤模型可在ABAQUS中建立,為簡單的長方體,其尺寸為240 mm×680 mm×1 000 mm,建立犁具-土壤系統(tǒng)的有限元模型,見圖5。犁具結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,為保證計算精度,采用四面體單元進行劃分,其網(wǎng)格數(shù)量為 39 587;土壤模型采用六面體單元進行劃分,其網(wǎng)格數(shù)量為163 200。

實際土壤變形過程中將產(chǎn)生彈塑性應(yīng)變,呈現(xiàn)非線性。為簡化土壤模型,本文將土壤材料視為各向同性,各個部分的緊密程度、含水率、堅實度等均一致,運用傳統(tǒng)D-P塑性模型進行修正。土壤的材料參數(shù)見表1。犁具材料選用較為耐磨的硼鋼22MnB5,其密度為7.97×103kg·m-3,硼鋼的彈性模量為1.98×1011Pa,泊松比為0.32。

設(shè)定接觸方式時,要使犁具與土壤距離足夠近以減少初始接觸時間,但二者又不能發(fā)生重疊。在模擬中犁具將破壞土壤表面,因此定義犁具和土壤的接觸類型為通用接觸,定義犁具表面為第1表面,土壤表面為第2表面。

表1 土壤材料參數(shù)Table 1 Parameters of soil materials

圖6 犁具-土壤系統(tǒng)的應(yīng)力云圖Fig.6 Stress distributing graph of plough-soil system

將犁具兩側(cè)z向全部約束,將土壤底部、右側(cè)、前后表面自由度全部約束。設(shè)定步長為0.5 s,速度載荷分析可由施加位移載荷實現(xiàn)。本次仿真中設(shè)定犁具y方向位移為500 mm,即1 000 mm·s-1,耕深為100 mm。得到犁具-土壤系統(tǒng)的應(yīng)力云圖,如圖6所示。

從圖6可知,當犁具開始切削土壤時,刀具剪切擠壓土壤,土壤開始發(fā)生形變,直至最終失效破壞,刀具完全進入土壤后切削阻力趨于穩(wěn)定值。大應(yīng)力區(qū)集中在刀尖部位,這個地方的土壤受到的擠壓最強烈。切削過程中刀尖處土壤所受最大應(yīng)力為0.759 4 MPa,從0.2 s犁具完全進入土壤到仿真結(jié)束,土壤所受應(yīng)力較為均衡,沒有太大波動,切削過程平穩(wěn)。

為驗證所建立的犁具-土壤系統(tǒng)的切削有限元模型,對拖拉機犁耕阻力進行測試,測試系統(tǒng)如圖7所示。開始試驗前,采用螺栓將三軸力傳感器固定于犁具表面,并在測試田地面挖好固定深度的深坑,調(diào)節(jié)三點液壓懸掛使犁具降至合適位置。當被測拖拉機耕速為3.6 km·h-1,耕深為100 mm時,獲得分別沿水平和豎直方向的仿真與試驗阻力變化曲線(圖8)。

圖7 犁耕阻力測試系統(tǒng)Fig.7 Test system of ploughing resistance

圖8 仿真與試驗犁耕阻力變化曲線Fig.8 Simulated and experimental ploughing resistance curves

由圖8可見,基于切削有限元模型獲得的仿真曲線與試驗結(jié)果基本保持一致,驗證了有限元模型的正確性。在犁具與土壤剛開始接觸后,豎直和水平方向的耕作阻力逐漸增加,達到一定時間后趨于穩(wěn)定并在一個穩(wěn)定值附近開始波動。沿水平方向仿真與試驗平均阻力分別為895 N和929 N,沿豎直方向仿真與試驗平均阻力分別為961 N和865 N,兩者之間的相對誤差分別為3.8%和11.1%,進一步驗證了模型的正確性。由此可知,犁耕作業(yè)工況下犁具與土壤之間豎直和水平方向的阻力波動是拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動加速度響應(yīng)變化的主要因素。

1.2.2 犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型考慮犁耕阻力的影響,建立犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動模型,見圖9。

圖9 犁耕工況下輪式拖拉機系統(tǒng)的振動模型Fig.9 Vibration model of wheeled tractor with plough under ploughing condition

犁具力平衡關(guān)系可表示為:

(7)

式中:Rx、Ry為作用在農(nóng)具上的土壤耕作阻力的水平分力和豎直分力(N);lw為耕作阻力等效受力點與犁架在垂直方向的距離(mm)。

圖10 路面不平度測量裝置示意圖Fig.10 Schematic diagram of the test device1. 拖拉機Tractor;2. 樞軸The pivot;3. 負荷盤Load plate;4. 框架The framework;5. 測試輪胎Test the tires;6. 標桿Benchmarking;7. 輪軸The shaft;8. 土壤表面Soil surface;9. 水準測量儀Leveling instrument.

2 模型驗證與結(jié)果分析

2.1 模型驗證

選取南京農(nóng)業(yè)大學試驗農(nóng)場農(nóng)田進行路面不平度測量。采用實驗室自行設(shè)計的路面不平度測量裝置[31],測試系統(tǒng)包括輪架、負荷盤、樞軸、標桿、高精度尺、水準儀和卷尺。用輪架固定標桿,在靠近場地邊緣處設(shè)置水準儀,建立水平基準線,用膠帶標出沿輪徑200 mm的縱向距離。

路面不平度測量裝置如圖10所示。拖拉機通過樞軸連接到輪架測量系統(tǒng),牽引車每隔200 mm的距離沿著車輪路徑移動1次,將每1個測量點都標在膠帶上,通過水平儀和標桿測得路面不平度的變化。重復(fù)試驗,測量點數(shù)為512個,測量長度為102.2 m,得到標準跑道和農(nóng)田路面不平度曲線如圖11所示。

圖11 標準和農(nóng)田路面不平度曲線Fig.11 Surface roughness curve of standard and farmland road

為驗證所建立的犁耕作業(yè)工況下拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動模型的正確性,基于常發(fā)CF700拖拉機和加速度測試裝置搭建拖拉機振動測試系統(tǒng)。拖拉機振動測試系統(tǒng)包括DH8303動態(tài)信號應(yīng)變測試儀、計算機、加速度傳感器和網(wǎng)線。當拖拉機在道路運輸、農(nóng)田運輸及犁耕作業(yè)3種工況下行駛時,通過振動測試儀可采集駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具4個部位的振動加速度信號。

開始試驗前,在犁具下方挖掘1個淺坑,深度約為20 cm,使犁架水平放置。拖拉機以1 000 mm·s-1的耕速在試驗田上作業(yè),記錄拖拉機駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動加速度。

本實驗室的CF700輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。將表2中的結(jié)構(gòu)參數(shù)應(yīng)用到上述振動微分方程組,可獲得犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)分別在時域和頻域內(nèi)仿真與試驗的振動響應(yīng)(圖12和圖13)。

表2 CF700拖拉機結(jié)構(gòu)參數(shù)Table 2 Structure parameters of CF700 tractor

圖12 犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)在時域內(nèi)振動響應(yīng)Fig.12 Vibration responses of wheeled tractor/implement system under ploughing condition in the time domain

由圖12和13可知,基于模型獲得的仿真結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)保持一致,驗證了模型的正確性。輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的前橋、座椅、駕駛室及犁具仿真垂向固有頻率分別為2.55、2.31、2.63和2.31 Hz,試驗垂向固有頻率分別為2.67、2.26、2.73和2.08 Hz,兩者之間的相對誤差分別為4.7%、2.2%、3.8%和11.1%;輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的前橋、座椅、駕駛室及犁具仿真垂向加速度均方根值(RMS)分別為2.98、3.09、3.01和2.33 m·s-2,試驗垂向加速度RMS分別為3.23、3.20、3.51和2.11 m·s-2,兩者之間的相對誤差分別為 8.4%、3.6%、16.6%和10.4%,進一步驗證了模型的合理性。

圖13 犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)在頻域內(nèi)振動響應(yīng)Fig.13 Vibration responses of wheeled tractor/implement system under ploughing condition in the frequency domain

2.2 工況對拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動特性的影響

為對比分析道路運輸和犁耕作業(yè)2種工況下的頻域特性,將帶前橋懸架拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動加速度時域響應(yīng)進行拉普拉斯變換得到駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具等部位的功率譜密度(PSD)。由圖14 可知:道路運輸工況下前橋、駕駛室、駕駛員座椅及犁具部位的垂向振動加速度PSD峰值頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz;犁耕作業(yè)工況下,其峰值頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz。由此可知,不論是道路運輸工況還是犁耕作業(yè)工況,拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)各部位的固有頻率保持不變。

圖14 前橋、駕駛室、座椅及犁具垂向振動加速度功率譜密度Fig.14 Power spectral density(PSD)of vertical vibration acceleration of front axle,cabin,driver seat and plough

當耕速為1 000 mm·s-1和耕深為100 mm時,輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)中駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件分別在道路運輸、農(nóng)田路面運輸及犁耕作業(yè)工況下的振動加速度響應(yīng)對比結(jié)果如圖15所示?？梢钥闯?犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的振動加速度響應(yīng)小于道路運輸和農(nóng)田運輸工況下的結(jié)果。在道路運輸、農(nóng)田運輸及犁耕作業(yè)工況下,駕駛員座椅振動加速度RMS分別為3.88、3.28及3.09 m·s-2;駕駛室振動加速度RMS分別為3.56、3.26及3.01 m·s-2;前橋振動加速度RMS分別為3.46、3.29及2.98 m·s-2;犁具振動加速度RMS分別為3.35、2.78及2.33 m·s-2。與道路運輸工況下的結(jié)果相比,農(nóng)田運輸工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動響應(yīng)分別下降了18.3%、9.2%、5.2%及20.5%。與農(nóng)田運輸工況下的結(jié)果相比,犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動響應(yīng)分別下降了6.1%、8.3%、10.4%及19.3%。上述結(jié)果表明:與正常路面激勵相比,農(nóng)田路面不平度和犁耕阻力的存在能夠?qū)喪酵侠瓩C系統(tǒng)的振動響應(yīng)起到緩沖作用。

圖15 不同工況下拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.15 Vertical acceleration of tractor/implement system under different conditions

2.3 耕速對拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動特性的影響

當耕深為100 mm時,犁耕作業(yè)工況下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件在不同耕速下的振動加速度如圖16所示?？梢钥闯?隨著耕速的不斷增加,各部位的加速度RMS顯著增加。當耕速為800、1 000、和1 200 mm·s-1時,駕駛員座椅振動加速度的RMS為2.68、3.09和3.32 m·s-2;駕駛室振動加速度的RMS為1.92、3.01和3.28 m·s-2;前橋振動加速度的RMS為1.53、2.98和3.50 m·s-2;犁具振動加速度的RMS為1.51、2.33和3.06 m·s-2。結(jié)果表明,犁具和前橋的振動響應(yīng)對耕速變化更加敏感。

圖16 不同耕速(v)下拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.16 Vertical acceleration of tractor/implement system under different tillage speeds(v)

2.4 耕深對拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動特性的影響

當耕速為1 000 mm·s-1時,犁耕作業(yè)工況下拖拉機座椅、駕駛室、前橋及犁具等部件在不同耕深下的振動加速度如圖17所示。可以看出,隨著耕深的不斷增加,座椅、駕駛室、前橋及犁具的振動加速度RMS顯著增加。當耕深為100、150和200 mm時,駕駛員座椅振動加速度的RMS為3.09、3.34和4.06 m·s-2;駕駛室振動加速度的RMS為3.01、3.25和3.38 m·s-2;前橋振動加速度的RMS為2.98、3.84和4.55 m·s-2;犁具振動加速度的RMS為2.33、3.11和3.98 m·s-2。

圖17 不同耕深(h)下拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)垂向加速度Fig.17 Vertical acceleration of tractor/implement system under different tillage depths(h)

3 結(jié)論

本文運用仿真和試驗兩者相結(jié)合的方法,研究了輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)在道路運輸、農(nóng)田運輸、犁耕作業(yè)不同工況下的振動特性。仿真計算了犁具在不同耕速和不同耕深下的阻力變化規(guī)律,以及其對輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)振動特性的影響規(guī)律,得到如下結(jié)論:

1)道路運輸、農(nóng)田運輸及犁耕作業(yè)3種工況下拖拉機系統(tǒng)的固有頻率基本保持不變,前橋、駕駛室、座椅和犁具的垂向振動固有頻率分別為2.55、2.63、2.31及2.31 Hz。拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)在標準人工測試路面上行駛時的垂向振動幅值大于農(nóng)田運輸下的結(jié)果,表明農(nóng)田土壤對拖拉機的振動具有一定的緩沖作用。

2)農(nóng)具對輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)各部件垂向振動加速度峰值和RMS均具有緩沖作用。其中,駕駛員座椅、駕駛室、前橋及犁具的垂向振動加速度RMS分別下降了6.1%、8.3%、10.4%及19.3%。

3)犁耕作業(yè)時拖拉機各部位的加速度RMS均隨著耕作速度或耕作深度的增加而增加,并且前橋受影響最大。當耕深一定時,前橋的垂向振動加速度RMS從1.53 m·s-2增加到3.50 m·s-2;當耕速一定時,前橋的垂向振動加速度RMS則從2.98 m·s-2增加到4.55 m·s-2。

上述結(jié)果為犁耕作業(yè)下輪式拖拉機/農(nóng)具系統(tǒng)的懸架結(jié)構(gòu)設(shè)計提供了參考。