履带式稻麦联合收获机田间收获工况下振动测试与分析

高志朋，徐立章，李耀明，王亚丁，孙朋朋



履带式稻麦联合收获机田间收获工况下振动测试与分析

高志朋，徐立章※，李耀明，王亚丁，孙朋朋

（江苏大学现代农业装备与技术教育部重点实验室，镇江 212013）

为研究履带式全喂入联合收获机田间收获时的振动特性以及不同喂入量下的振动特性，以沃得锐龙4LZ-5.0E履带式全喂入稻麦联合收获机为研究对象，利用DH5902动态信号测试分析系统对不同喂入量收获工况下整机12个测点处的振动进行了测试与分析，结果表明振动筛、脱粒滚筒、发动机分别是机器前后、左右、上下方向上的主要激振源，但作物喂入割台和输送槽组成的腔体结构后，吸收了部分振动，使得割台和输送槽测点处的振动总量分别下降了25%、39%；与无作物喂入相比，喂入量为2.44 kg/s时输送槽驱动轴和脱粒滚筒测点处的振动分别增大了90%和149%，而喂入量增大到3.87 kg/s时振动总量却下降了15%左右，因此收获时应使机器保持一定的喂入量，可以降低整机振动；驾驶座椅支座、发动机机脚支座和底盘机架上测点处的振动均与作物喂入量呈正相关性。研究结果可为降低履带式联合收获机田间收获工况下整机振动，进而提高其驾驶舒适性提供参考。

联合收获机；振动；噪声；不同喂入量；田间收获

0 引 言

稻麦联合收获机是一种在大田工作的农业机械，为满足潮湿、泥泞等恶劣地面环境下的持续工作要求，稻麦联合收获机一般采用橡胶履带式行走底盘[1]。全喂入稻麦联合收获机田间收获时，一次作业要完成作物的切割、输送、脱粒分离、清选等工作，往复和回转部件多，激振源复杂[2]。此外，受经济条件和成本的限制，中国履带式全喂入联合收获机除发动机与底盘机架之间采用橡胶减振块外，其他部件之间多为刚性连接，且机体主要是由型材、板材焊接形成框架、罩壳复合结构，使得联合收获机整机振动较大，噪声较高。联合收获机的振动容易造成部件的疲劳损坏，发生故障，降低工作可靠性和无故障工作时间，并严重影响驾驶员的工作环境，对驾驶员的生理和心理健康造成危害[3-5]。振动问题已经成为制约中国联合收获机向高可靠性和舒适性发展的瓶颈[6]。

目前农用机械的振动越来越受到国内外研究者的关注[7-12]，主要集中在驾驶座椅振动和舒适性分析[13]、振动模型的建立[14]、割刀和割台振动[15-17]、风机的振动噪声[18]、底盘机架模态分析[19]、传感器振动特性[20]等方面。Hostens等[21]对联合收获机在混凝土路面和田间不同工况下振动的研究发现驾驶室中的低频振动更为严重，在联合收获机舒适性评价和驾驶室或座椅设计中要特别重视低频振动。王芬娥等[22]测试了某型号联合收获机在不同工况下的振动特性，得到了其振动加速度有效值和振动主频。周林等[23]通过搭建玉米联合收获机驾驶室的振动实时监控系统并计算振动总量对玉米联合收获机的的舒适性进行了评价，发现垂直方向上的低频（2～20 Hz）大振幅振动对人体的影响最大。姚艳春等[24]通过振动测试和模态分方法，分析车架田间振动特性，并对车架进行优化，避开了共振主频，使优化后车架无故障时间由20 h提升到60 h。

上述研究多是基于空载工况下开展的测试与分析，关于履带式全喂入联合收获机田间收获工况下振动测试与分析成果还不多见。实际上田间收获是联合收获机工作时间最长的工况，工作部件多，振动最复杂，而喂入量是联合收获机的主要设计参数之一[25]，工作部件的结构和运动参数主要也是依据喂入量来设计的，喂入量的不同会使各部件处于不同负荷和工作状态会影响整机振动。本文根据履带式全喂入稻麦联合收获机的结构特点，以沃得锐龙4LZ-5.0E履带式全喂入稻麦联合收获机（以下简称4LZ-5.0E联合收获机）为研究对象，开展不同喂入量收获工况下整机振动测试研究，找出喂入量对整机振动的影响，以期为降低联合收获机整机振动提供参考。

1 履带式稻麦联合收获机主要激振源分析

履带式稻麦联合收获机的振动，可认为是一个多自由度系统的振动[26]。4LZ-5.0E联合收获机主要包括割台1、输送槽2、清选装置3、脱粒装置4、粮箱5、驾驶操纵台6，如图1a所示，其中割台和输送槽均是由薄板材焊接而成的壳体内部为空腔,如图1b所示。田间收获时，割下的作物茎秆向后进入割台，茎秆在割台上工作部件的作用下向后充入输送槽内并进入脱粒装置，脱下的籽粒落入清选装置被清选后送入粮箱而秸秆经脱粒装置进入粉碎机粉碎排至田间。

1.割台 2.输送槽 3.清选装置 4.脱粒装置 5.粮箱 6.驾驶操纵台

联合收获机主要振源有发动机，往复运动的割刀、振动筛，回转运动的搅龙、脱粒滚筒、风机、拨禾轮，输送槽，传动机构等部件。联合收获机在田间收获时要求发动机必须在额定转速（2 710 r/min），通过手柄可以改变机器行走速度，但发动机转速保持仍不变，以保证各工作部件均在额定转速工作获得较好的收获性能和效率，因此，当发动机转速为2 710 r/min时，利用非接触式转速表测得的4LZ-5.0E联合收获机田间收获时主要部件转速并利用式（1）计算出其理论振动频率，如表1所示。

式中为理论激振频率，Hz；为测量的各部件驱动轮的转速，r/min。

表1 4LZ-5.0E联合收获机田间收获工况主要工作参数

四缸柴油发动机燃烧激振频率1(Hz)计算公式[27]为

式中1为发动机转速，r/min；为发动机气缸数；为发动机冲程数。

由往复运动的质量和不平衡的旋转质量引起的惯性力激振频率f（Hz）计算公式为[26]

式中为比例系数，此发动机中为2。

由表1和式（2）、式（3）得，发动机转频为45.17 Hz，发动机燃烧激振频率和惯性力激振频率为90.33 Hz。

2 振动测试系统

振动测试使用DH5902动态信号测试分析系统（硬件为DH5902信号采集仪和三向加速度传感器）对4LZ-5.0E联合收获机在不同喂入量下的田间收获工况进行振动测试，测试仪器主要性能参数如表2所示。

表2 测试仪器主要性能参数

3 联合收获机整机振动测试与分析

由于通过控制机器作业速度来保持喂入量的稳定等的研究已经取得了一些进展[28-29]，本论文采用通过控制前进速度来改变喂入量的方法。为比较不同喂入量田间收获工况下整机振动的变化，以保证能实现顺畅收获，不堵草的最大速度为快速，取其大约一半的速度为慢速。4LZ-5.0E联合收获机割幅为2 m并分别以快速（1.14 m/s）和慢速（0.72 m/s）收获以及空载（0 m/s）3个方案进行试验，具体方案如表3所示。

表3 振动试验测试方案

注：机器状态为田间收获，发动机转速2 710 r·min-1，工作部件全部运行。

Note: The machine harvested in the field and engine speed was 2 710 r·min-1with all components working.

联合收获机割台的喂入量可由式（4）计算。

式中1为联合收获机割台的喂入量，kg/s；为作物籽粒平均产量，kg/m2；为作物的谷草比；为割台幅宽，m；为机器前进速度，m/s。

在江苏沃得农业机械有限公司的试验基地选取一段平整田块对4LZ-5.0E联合收获机田间收获工况下整机振动进行测试，振动测试现场如图2所示。每次试验前进距离为35 m,试验区前预留5 m作物以确保进入试验区前收获机以稳定喂入量工作，利用采集仪在试验区内记录25 s振动数据，每次试验前均清理机具，缷粮。试验时仅通过无级变速器改变机器前进速度来改变喂入量，发动机转速始终在额定转速（2 710 r/min）以保证各部件工作参数保持不变。

1.脱粒滚筒 2.粉碎机 3.机架 4.信号采集仪 5.发动机 6.底盘 7.割台 8.驾驶操纵台

试验作物品种：镇麦168，作物自然高度90.0 cm，籽粒千粒质量41.0 g，籽粒含水率14.7%，茎秆含水率：44.5%，平均产量6 605 kg/hm2，草谷比1.57。

根据4LZ-5.0E联合收获机的结构特点，将测点布置在主要工作部件处和激振源附近，以便准确获得各部分的实际振动，共布置如表4所示的12个测点。

表4 测点的分布

3.1 田间收获振动信号采集与分析

为研究方便，通过选择三向加速度传感器合适安装方向和信号采集仪连接通道，使DH5902信号采集仪采集到的、、通道信号分别对应4LZ-5.0E联合收获机的前后（前进方向）、左右（横向）、上下（竖直方向）3个方向。试验时，设置测试系统采样方式为连续采样，采样频率为2 kHz，分析频率781.25 Hz，时域点数为4 096，频域线数为1 600，平均次数为10，振动信号每次试验方案采集3次，取数据较好一组数据进行分析。

在、、方向上12个测点测得的时域信号中选取信号波动较小的部分经快速傅里叶变换变换后可得到频谱图。为研究联合收获机田间收获时的振动特性，对上述振动试验测试方案（表3）中方案2（喂入量为2.44 kg/s）的频域信号（≤200 Hz）信号进行分析，频谱图中各测点振幅的前4个峰值及对应振动频率如表5所示。

由表5可知：1）联合收获机在方向、方向、方向上的振动分别在测点12底盘机架右前、测点5脱粒滚筒驱动轴前支座、测点11发动机机脚支座处振幅达到最大值分别为4.23 m/s2（7.08 Hz，割刀和振动筛工作频率）、4.75 m/s2（22.95 Hz，脱粒滚筒转频11.47 Hz的倍频）和4.29 m/s2（180.66 Hz，燃烧激振频率90.33 Hz的倍频），说明振动筛的前后振动传递到底盘机架右前造成的振动、脱粒滚筒转动造成的左右振动和发动机燃烧力矩产生的上下振动是联合收获机的主要激振源。在设计时可以考虑从改进脱粒分离机架、清选机架结构，提高其刚度，改进发动机悬架以及在底盘机架连接之间增加隔振结构等方面入手减少振幅。

2）测点1割刀传动轴支座、测点4输送槽正上方、测点7振动筛驱动轴支座、测点8风机驱动轴支座、测点9输粮搅龙驱动轴支座处的主要峰值振动频率中均存在割刀和振动筛的工作频率（7.08 Hz），对应振幅如表5中所示，由此可看出割刀往复振动和振动筛往复振动主要沿着机架传递到其他部分。测点12底盘机架右前处的振动频率7.08 Hz在、、3个方向上的振幅均达到了3.5 m/s2以上，并且振幅为峰值2振幅的2～3倍，说明底盘机架右前处在7.08 Hz可能发生了局部共振。以上测点说明割刀和振动筛的往复运动引起的振动是整机振动中的重要组成部分，在设计时应该在割刀、输送槽、振动筛、风机、发动机与机架之间增加隔振结构，也可在传递振动的机架上增加阻尼块使振动衰减，同时对底盘机架结构进行改进，尤其是改进右前部的局部模态，避免局部共振的发生。

3）测点1割刀传动轴支座处在、、方向上的峰值频率均为风机和中间轴转频24.17 Hz的倍频（48.34 Hz），振幅分别为1.56、1.54、1.31 m/s2；测点2割台后立柱在、方向的主要振动频率也是48.34 Hz，振幅分别为0.92、1.54 m/s2，说明收获过程中，喂入不均匀造成风机和中间轴负荷变化形成的激振经清选机架、脱粒分离机架、输送槽机架传至割台，引起了割台的明显振动。测点5脱粒滚筒驱动轴前支座在、、3个方向上的峰值振动频率均有脱粒滚筒转频11.47 Hz的倍频（22.95 Hz），且振幅分别为3.08、4.75、2.7 m/s2，说明脱粒滚筒的转动是造成滚筒驱动轴前支座处的强烈振动的主要原因。另外测点3输送槽驱动轴支座在、、方向上的峰值1振动频率也为22.95 Hz，且振幅分别为3.04、2.09、2.24 m/s2，而测点6脱粒滚筒后支座在22.95 Hz处也有较大的振幅，也说明脱粒滚筒的转动是造成输送槽驱动轴支座和脱粒滚筒后支座振动的主要原因。究其原因，田间收获时，脱粒滚筒作为联合收获机负荷最大（功耗约30 kW）的工作部件，由于作物疏密、地形起伏、割茬波动、草谷比变化等造成的喂入不均匀以及滚筒齿杆磨损等形成的不平衡力，导致脱粒滚筒在、、3个方向上形成了剧烈激振。

4）测点10驾驶座椅支座和测点11发动机机脚支座的主要振动均在方向上。测点11的峰值1振动频率为燃烧激振频率的倍频（180.66 Hz），振幅为4.29 m/s2，而测点10在180.66 Hz的振幅为1.01 m/s2；测点11在发动机燃烧激振频率（90.33 Hz）的振幅为1.03 m/s2，而测点10的峰值1振动频率为90.33 Hz，振幅为2.36 m/s2（为峰值2振幅的2倍），这说明发动机燃烧激振力是引起驾驶座上下方向振动的主要原因，驾驶台能有效降低较高频率（≥150 Hz）的振动，却将燃烧激振频率90.33 Hz的振动放大为原来的2.3倍。在驾驶台设计过程中，应在底盘机架和驾驶台之间增加隔振结构，降低较低频率（<150 Hz）振动的传递，提高驾驶员的驾驶舒适性。

3.2 不同喂入量的振动试验结果与分析

为研究联合收获机同一测点处不同喂入量下的振动强弱，对上述振动试验测试方案（表3）中的3种方案的频域信号进行分析比较。为准确反映每个测点处振动的强度，利用未经计权的振动加速度均方根值作为评价标准[30]。首先利用DH5902动态信号测试分析系统对每个通道信号频谱图中的的2～250 Hz进行1/3倍频程分析得到各测点在、、方向上1/3倍频带，测点12在方向上的20个1/3倍频带如表6所示，然后对各测点在、、方向上的1/3倍频程带利用式（5）计算各个测点单方向的振动加速度均方根值，对各测点在、、方向上的振动信号整理和计算得到的加速度均方根值如图3所示。

式中a为第个1/3倍频程带的加速度均方根值，m/s2；为单个方向的加速度均方根值，m/s2；为1/3倍频程带的个数。

对正交坐标系下各测点的振动总量可由式（6）计算得到的加速度均方根值表示。

式中a为各测点均方根加速度的振动总量，m/s2；a、a、a分别为该测点在、、3个方向上的加速度均方根值，m/s2。由式（5）、（6）可计算得各测点的振动总量如表7所示。

由图3和表7可以看出：测点1割刀传动轴支座处、测点2割台后立柱处、测点4输送槽正上方的振动总量在有作物喂入后（喂入量为2.44 kg/s）振动明显降低，分别降低35%、25%、39%，但是随喂入量的再次增大（喂入量为3.87 kg/s）测点的振动总量却无明显变化（变化范围在10%以内），因为割台和输送槽均是由薄板材焊接而成的壳体内部为空腔（如图1b所示），作物充入两者组成的腔体后对割台和输送槽的振动起到了明显的吸收作用，其中测点1主要降低了方向上的振动（57%），测点4降低了和方向的振动（55%、44%），测点2在、方向上的振动有所降低(28%、14%)，但作物喂入量的变化没有引起割台和输送槽振动的明显变化。

注：2、4、6、8、10、12、14、16为加速度均方根值，单位为m·s-2。

表7 各测点振动总量的加速度均方根值

测点3输送槽驱动轴支座、测点5脱粒滚筒驱动轴前支座处、测点6脱粒滚筒后支座处的振动总量在喂入量为2.44 kg/s时比无作物喂入时显著增大，分别增加90%、87%、149%，而且在、、方向上的增加均非常明显（50%以上），其中测点6在方向上的振动增加最多（266%），这是因为作物的喂入使得输送槽、脱粒滚筒上增加了负荷，作物在输送槽内输送和脱粒滚筒中脱粒时带来的负荷波动产生了剧烈振动，而其中测点6振动增加最大也是因为脱粒滚筒是联合收获机田间收获负荷最大（功耗约30 kW）的工作部件，易产生较大的不平衡力，导致脱粒滚筒处振动增加最多。而随着喂入量增大到3.87 kg/s后由于作物充满输送槽内和脱粒间隙，一定程度减小了其负荷的波动和作用其上的不平衡力使其振动总量有所减少，分别减少16%、13%、14%，因此收获时应使机器保持一定的喂入量，可以降低整机振动。

测点10驾驶座椅支座处、测点11发动机机脚支座处、测点12底盘机架右前位置处的振动总量在喂入量为2.44 kg/s时比无作物喂入时分别增大40%、59%、31%，并且振动总量随作物喂入量的增加（喂入量为3.87 kg/s）而分别增加11%、37%、17%。另外由图3可知这3个测点在、、3个方向上的振动均有不同程度的增加，这说明在驾驶座椅支座、发动机机脚支座和底盘机架测点处的振动与作物喂入量呈现正相关性。

4 结 论

1）田间收获工况下，振动筛的前后往复运动、脱粒滚筒引起的左右振动和发动机产生上下振动是联合收获机在、、3个方向上的主要振动源；另外，脱粒滚筒的回转运动产生的振动是整机振动中最剧烈的部分；由于风机、振动筛、发动机、变速箱、驾驶座椅等部件均安装在联合收获机机架上，这些激振源是通过机架将振动传递到联合收获机各部分的。

2）在田间收获时，由于作物喂入使作物秸秆充入割台和输送槽组成的腔体结构对割台和输送槽的振动起到了吸收作用，使得割台和输送槽测点处的振动总量下降25%、39%。由于作物的喂入使得输送槽驱动轴和脱粒滚筒上的负荷增大并产生波动，当喂入量为2.44 kg/s时，其上测点的振动比无作物喂入时分别增大了90%、149%。但随着喂入量的增大，作物充满输送槽和脱粒间隙，使得负荷波动减小，当喂入量为3.87 kg/s时，振动总量减少约15%；而驾驶座椅、发动机机架和底盘机架上测点处的振动总量与作物喂入量呈正相关性。

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Vibration measure and analysis of crawler-type rice and wheat combine harvester in field harvesting condition

Gao Zhipeng, Xu Lizhang※, Li Yaoming, Wang Yading, Sun Pengpeng

(,,,212013,)

The paper aimed at studying the vibration characteristics of combine harvester in field harvest and the vibration characteristics of combine harvester in different feeding conditions. Taking 4LZ-5.0E crawler-type rice and wheat full-feeding combine harvester manufactured by World Agricultural Machinery Co. Ltd. as study objection, the investigation designed 12 measuring points on the body of the combine harvester to carry out vibration test by DH5902 dynamic signal testing and analysis system. The measuring points were located near the main working components and excitation sources according to the structural characteristics. In the experiment, the combine harvester worked at the speeds of 0, 0.72 and 1.14 m/s respectively. In the paper, only the speed of the combine harvester was changed by hydro static transmission (HST) while other operating parameters were fixed. The aim was to insure the changes in vibration conditions only caused by the changes in feeding quantities. In the research, the spectrum could be gotten from time-domain signal of measuring points by Fourier transform. The physical quantities could be obtained from spectrum diagrams such as vibration frequency of the signal, distribution and peak. In the analysis process, root mean square (RMS) value of vibration acceleration was designated as the assessment standard. And it was calculated by 1/3 octave band of each measurement point in the direction of,and, which was obtained from the spectrum received by DH5902 dynamic signal testing and analysis system. The RMS values of vibration acceleration were used as the signs of the intensity of vibration. The analysis indicated that vibrating sieve, threshing cylinder, and engine were the main vibration sources in the forward-backward, left-right, up-down direction, respectively. The vibration caused by the reciprocating motions of cutter and vibrating sieve was an important part of the whole combine harvester vibration. The rotation of the threshing cylinder was the main source of the strong vibration of the front and back support, the drive shaft support. The vibration from vibration sources could be transmitted to each part of the combine harvester through the frame. The engine combustion excitation force was the main source to the vibration in up-down direction, and the cab could effectively reduce the vibration of high frequency (≥150 Hz), but the vibration of combustion excitation frequency (90.33 Hz) was 2.3 times as large as before. In the field experiment of wheat harvest, total vibration of the measuring points on header and the conveying trough respectively decreased by 25% and 39%. The cavity structure composed of header and the conveying trough absorbed some vibration when the crop was fed into it. The feeding of crop caused the magnifying of load on the drive shaft of conveying trough and threshing cylinder. When the feeding quantity was 2.44 kg/s, the total vibration of the measuring points of drive shaft on conveying trough and the threshing cylinder increased by 90% and 149% respectively compared with that when no crop was fed. But the space was filled when feeding quantity was increased to 3.87 kg/s, and the total vibration was decreased by about 15%. The paper suggests that vibration isolation device should be installed between vibrating sieve, threshing cylinder, engine and chassis frame. To reduce vibration, the feeding quantity of threshing cylinder should be constant and vibration isolation device should also be installed on the connection location of the chassis frame. The vibrations of the measuring points on the seat support, engine support and chassis frame are positively correlated with feeding quantity. The result provides a basis for reducing the vibration and improving the driving comfort of the crawler-type rice and wheat combine harvester.

combines; vibrations; noise; different feeding quantities; field harvesting

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.20.006

S225.3; TB533+.1

A

1002-6819(2017)-20-0048-08

2017-05-05

2017-09-12

“十三五”国家重点研发计划课题（2016YFD0702101-1）；江苏省高校优势学科建设工程资助项目（苏财教（2011）8号）

高志朋，主要从事履带式联合收获机振动分析与减振优化的研究。Email：2211516036@stmail.ujs.edu.cn

※通信作者：徐立章，研究员，博士生导师，主要从事收获机械设计及理论研究。Email：justxlz@ujs.edu.cn

高志朋，徐立章，李耀明，王亚丁，孙朋朋. 履带式稻麦联合收获机田间收获工况下振动测试与分析[J]. 农业工程学报，2017，33(20)：48－55. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.20.006 http://www.tcsae.org

Gao Zhipeng, Xu Lizhang, Li Yaoming, Wang Yading, Sun Pengpeng. Vibration measure and analysis of crawler-type rice and wheat combine harvester in field harvesting condition[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(20): 48－55. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.20.006 http://www.tcsae.org