甘蔗收割机切割器支架动态特性虚拟实验研究

1 切割器支架刚 － 弹耦合虚拟样机模型的建立

1． 1 甘蔗收割机切割器支架的两种结构
甘蔗收割机切割器支架的设计考虑了两种结构，即四连杆结构和三角结构，如图1 所示。


如图1( a) 中，四连杆支架由前支撑杆、上臂、下臂、后支撑杆、刀盘托架及液压缸构成，杆件间为铰链连接。液压缸位于上臂与后支撑杆间并以铰链连接。液压缸控制切割器支架升降，使切割器和扶蔗器的工作高度可调。图 1( b) 中，三角支架由三角架、前臂、后支撑杆、刀盘托架及液压缸组成。三角架前端与前臂固接，后端与后支撑杆铰接; 后支撑杆与收割机机体固接。在液压缸作用下，切割器支架绕铰接点转动以提升切割器。

1． 2 虚拟样机模型的建立
在三维软件 UG8．0 中建立零件及装配模型，并最终利用 ANSYS 和 ADAMS 建立虚拟样机模型。部分零件进行柔性化以取代刚体零件。样机模型中，各个转动部件以转动副连接并忽略铰链的摩擦和阻尼，液压缸用线性弹簧代替，弹性系数 Kh= 2． 5 × 107N / m，阻尼系数 c = 2 × 105N · s / m，阻尼比 ζ = 0． 2 ～ 0．4。由于整个收割机机体的质量远大于支架，将收割机简化为大地，支架样机模型与收割机机体的连接关系用后支撑杆与大地的固接来代替。样机后支撑杆为10 号槽钢，其余组件的材料为 5 号等边角钢，钢材弹性模量 E =210GPa，其尺寸均按照设计尺寸。样机刚性组件和柔性组件( 见表 1) 构成刚 － 弹耦合的虚拟样机模型。样机模型的建立流程如图 2 所示，两种不同结构的虚拟样机模型如图3 所示。



2 切割器支架动态特性仿真测试及结果分析

虚拟样机建立好后，在虚拟样机环境下通过DAMS /Vibration 对两种结构的切割器支架进行动态特性的测试和分析，对比两种方案的动态特性。

2． 1 切割器支架虚拟样机固有特性测试分析
2． 1． 1 四连杆切割器支架
通过 ADAMS/Vibration 对四连杆切割器支架机构进行常模态分析测试，得出各阶模态频率及振型，前 5阶模态频率如表2 所示。
图4 为切割器支架的1、2、3 阶振型。X 轴为水平方向，Y 轴为竖直方向，Z 轴为与 XY 平面垂直的横向。其中，1 阶振型为刀盘托架沿 X 方向的位移，2 阶振型为刀盘托架沿 Y 方向的位移，3 阶振型为刀盘托架绕x 轴的转动。



2． 1． 2 三角切割器支架
三角切割器支架前5 阶振型频率如表3 所示。

图 5 为三角形切割器支架的前 3 阶振型。图 5( a) 、( b) 、( c) 分别表其1、2、3 阶振型，1 阶振型为刀盘托架沿 X 方向位移，2 阶振型为刀盘托架沿 Y 方向的位移，3 阶主振型是刀盘托架绕 x 轴的转动。


2． 2 切割器支架虚拟样机动态响应测试分析
在虚拟样机模型里通过 ADAMS/Vibration 进行受迫振动虚拟测试。甘蔗收割机所受到的激励通常有刀盘的偏心力、连续砍蔗的冲击力、发动机振动和其他转动部件的振动等。为简便起见，在此激励源选取常见的刀盘偏心力，激励源函数为
f( ω) = m × ω2× r
其中，ω 为激振频率; m 为刀盘质量; r 为刀盘偏心半径。本次分析中，暂取 m =7．62kg，r =0．2mm。
受迫振动激励曲线如图 6 所示，为幅频渐变的扫频激励。实验的振动响应测量点如图 7 所示，为刀盘的刀尖处，方向为竖直方向和水平方向。


建立输入和输出通道，测试结果在频域进行分析。图8 为切割器支架幅频响应图; 图 9 为切割器支架振动的 PSD 图。图8 和图9 中所标数字均为用软件测量工具测出。



3 实验测试结果讨论
3． 1 固有特性测试分析结果的讨论
四连杆切割器支架及三角形切割器支架的各阶主振型的频率分别如表 2 和表 3 所示，收割机在工作时各个转动部件的转速及对应的频率如表 4 所示( 发动机主要为二级惯性力)。

由表 4 可知: 收割机在工作时的激励均为低频激励。所以，考虑前4 阶振型已经足够。

从表5 可以看出: 对比前4 阶频率，三角形切割器支架均比四连杆切割器支架有不同程度的提高; 尤其是前两阶振型，分别提高了215．2%和67．8%，三角形切割器支架的动态刚度高于四连杆切割器支架。
3． 2 动态响应测试分析结果的讨论
将四连杆支架和三角支架的幅频曲线和功率谱密度曲线各个共振峰频率绘制成表格，如表 6 和表 7 所示。由于收割机在工作时所受到的激励均为低频激励( 见表4) ，所以表格只考虑了前4 个共振峰的频率。

结合图8( a) 及表7 可知: 四连杆切割器支架测量点 x 方向上的幅频响应曲线在频率为 12． 118Hz 处有一个共振峰，在其他频率处不明显;y 和z 方向在12．118、31． 127、67． 4、107． 56Hz 处有较为明显共振峰，x、y、z方向最大的幅值出现在12．118Hz 处。
与此对应，三角切割器支架测量点 x 方向的幅频响应曲线在分别在38． 75 有一个共振峰，在其他频率处不明显; y 方向38．75、53．65、78．43、117．67Hz 处均有明显共振峰，两个方向最大响应点均出现在38． 75Hz 处。
表7 及图9 从功率谱密度分析的角度考察四连杆支架和三角支架在 x、y 方向的动态响应。与幅频响应分析相类似，四连杆支架 x 方向 12． 24Hz 出现共振峰，在其他频率处无明显共振峰; y 方向分别在 12．24、31． 43、67． 36、107． 56Hz 出现明显共振峰，而且两个方向均在12．117Hz 处达到最大值。
三角形切割器支架 x 方向的功率谱密度曲线分别在38．72、78．23、116．78Hz 处出现共振峰，y 方向分别在38．72、53．24、78．23、116．78Hz 处出现明显共振峰。两个方向的最大值都出现在 38． 75Hz 处。幅频响应分析和功率谱密度分析所给出的共振峰频率基本一致。
将上述数据和表 4 的数据进行对比分析，四连杆切割器支架的第1 个共振峰的频率为 12．118hz，而切割器工作转速范围为 700 ～800r/min，其工作频率范围为11．67 ～13．3Hz。这意味着四连杆切割器支架在切割作业时由于不可避免地受到着不平衡力的作用，引起支架共振，导致砍刀 x、y、z 这 3 个方向振幅的急剧增大，从而影响砍蔗效果; 此外，其第 3 个共振峰的频率值( 67．4Hz) 非常接近于收割机发动机的 2 阶振动频率范围( 发动机工作转速 1 800 ～2 000r/min，二阶振动频率6066．7Hz，见表4) ，发动机的工频振动有可能会使切割器支架在对砍蔗效果影响最大的 y 方向产生共振，从而放大 y 方向的振幅。
与此对应，三角切割器支架的几个共振峰频率分别约为 38． 75、53． 24、78． 23Hz，均避开了 11． 7 ～13． 3Hz 的切割器工作频率和 60 ～ 66． 7Hz 的发动机二阶振动频率。这说明，三角切割器支架在工作时将不会因为切割器不平衡和发动机振动而导致共振。

4 结论
1) 设计中的三角切割器支架比四连杆切割器支架的前 3 阶振型频率分别高出 215． 2% 、67． 8%和 17．4%，其结构动刚度较高; 四连杆切割器支架由于两阶共振频率分别处于切割器及发动机的振动频率范围内，切割作业时可能会因为切割器不平衡及发动机的振动而发生共振; 三角切割器支架前 3 阶共振频率避开切割器和发动机振动频率，降低了产生过大振动的可能性。设计甘蔗收割机切割器支架时在结构上应该尽量采用三角结构。
2) 由于虚拟样机建模和激励源的定义和实际情况存在误差，以及甘蔗收割机在实际工作中的激振源较为复杂( 如地面激励、发动机激励、砍蔗激励等) ，在本文中并没有深入讨论，所以文中分析所得到的具体数据还要经过物理样机的动态测试验证，结论1) 只能作为设计时的一种定性的参考。
3) 农业机械的功能可以由多种结构来实现，而不同的结构由于其动态特性的差异会影响其功能优劣，在设计阶段面临结构的选型。通过物理样机实现结构选型成本太高，而建立完全考虑零部件弹性特征的虚拟样机往往受限于计算机性能，通过建立刚 － 弹耦合的虚拟样机进行基于动态特性的结构选型不失为一种较优的选择。
参考文献（略）