联合收割机剪式座椅静力与模态性能分析

李团飞， 刘 飞

(1.洛阳市科技情报研究所， 河南 洛阳 471003； 2.中材建设有限公司， 河北 唐山 063000)

中国是传统的农业大国，联合收割机作为一种可以快速、高效收割农产品的机械设备得到了迅速发展。联合收割机在田间作业时工作环境恶劣，会产生较大的振动。座椅作为连接驾驶员与车身的连接装置，直接影响着乘坐舒适性和安全性。剪式座椅因具有稳定性高和可靠性强等优点被广泛应用于联合收割机[1]。因此，判断座椅的结构是否满足设计要求具有十分重要的意义。

在ANSYS Workbench软件中，静力分析主要用来分析结构的变化，如位移、应力和应变等。模态分析是动力学分析的基础，主要用来分析结构的振动特性，如固有频率和固有振型等。本文分别对联合收割机剪式座椅进行静力分析和模态分析，确定是否满足设计要求。

1 剪式座椅设计

联合收割机剪式座椅主要由基座骨架、坐垫骨架和海绵垫3部分构成，其连接方式主要有焊接和螺栓连接2种。本文研究的剪式座椅具备4个方向的调节功能：沿垂直方向的上下移动(通过旋转螺杆与螺母组成的螺旋副进行调节)，沿水平方向的前后移动(通过移动水平滑轨进行调节)。

座椅在垂直方向上的运动简图如图1所示，由螺杆螺母组成的螺旋副带动A、C两点在凹槽内移动，B、D两点在限位孔内转动，剪杆AD、BC长度固定不变，绕点O转动。有研究结果表明，剪杆长度和倾角在座椅尺寸范围内变化时对座椅减振性能的影响很小[2]。剪式座椅带有一组螺杆螺母调节装置，承担着一部分的拉应力，综合考虑座椅最不利的受力状况，选取剪杆间夹角α最小时的座椅进行建模。

座椅承受外部载荷的主要受力部分是基座骨架和坐垫骨架，连接机构和表面蒙皮对座椅的强度和刚度影响很小，合理简化[3-4]后的联合收割机剪式座椅模型如图2所示。

图1 运动简图 图2 剪式座椅模型图

2 座椅有限元模型建立

合理的有限元模型是有限元分析的基础，决定着分析的成败。模型导入ANSYS Workbench后进行前处理，经过检查没有边角突起和面与面之间存在缝隙等错误建模之处[5]。剪式座椅使用的材料为Q235钢，将Q235钢的性能参数添加并应用到座椅模型上，Q235钢的性能参数如表1所示。

表1 Q235钢性能参数

剪式座椅各组件的连接方式主要有焊接和螺栓连接2种，采用刚性单元连接的方法进行模拟[6]。网格划分的数量和精度直接影响仿真结果的准确性和计算时间[7]。本文设置网格单元大小为5 mm，以多区网格控制与自动划分网格控制相结合的方法进行网格划分，共划分了345 264个节点和170 742个单元。网格划分成功后通过检查网格质量工具对网格质量进行检查，网格单元质量为0.78、纵横比为2.4394、雅克比为0.98、翘曲因子为9.694×10-15、倾斜度为0.435。对比网格质量标准，划分的网格质量较好，可以进行后续分析。

3 座椅结构静力分析

联合收割机剪式座椅作为连接驾驶员与车身的连接装置，在联合收割机工作时传递着各种力和力矩，座椅结构变形会直接影响驾驶安全性，必须具有适当的强度和刚度。

在座椅结构静力分析中，有限元方程可以写为

[K]{u}={F}

(1)

式中：[K]为刚度矩阵；{u}为位移矢量；{F}为静力载荷。

查阅国家标准GB 10000—1988《中国成年人人体尺寸》可知，在18～60周岁的人群中，99%的体重为83 kg[8]。本文在驾驶员与座椅的接触平面上施加100 kg载荷并对座椅底部的螺栓孔施加固定约束。施加载荷与约束后对座椅进行求解，座椅的变形量和应力分布分别如图3和图4所示。

图3 竖直载荷作用下座椅变形图 图4 竖直载荷作用下座椅应力分布图

由图3可知，在100 kg载荷下，座椅的最大变形量为1.588 mm，主要集中在座椅坐垫中心，其余部位基本无变形。由图4可知，座椅的最大应力点为座椅底部滑轨两端，最大应力为153.15 MPa，小于Q235钢的屈服强度235 MPa，座椅整体强度符合日常使用要求。

根据国家标准GB 15083—2019《汽车座椅、座椅固定装置及头枕强度要求和实验方法》中的规定，对座椅施加一个通过质心、水平向前且不小于座椅自身20倍质量的载荷[9]。经测量，剪式座椅质量为13.122 kg，本文使用多点约束的方法对座椅施加2 600 N的载荷[10]。座椅的变形量和应力分布求解结果分别如图5和图6所示。

图5 水平载荷作用下座椅变形图 图6 水平载荷作用下座椅应力分布图

由图5可知，在一个通过质心、水平向前不小于座椅自身20倍质量的载荷下，座椅的最大变形量为0.536 8 mm，主要集中于座椅坐垫处。由图6可知，座椅的最大应力点为座椅底部滑轨两端，最大应力为109.01 MPa，小于Q235钢的屈服强度235 MPa，符合国家标准要求。

联合收割机剪式座椅在2种载荷作用下，最大变形点均集中在座椅坐垫处，最大应力点均在座椅底部滑轨两端，均小于Q235钢的屈服强度235 MPa，整体强度符合设计要求。

4 座椅模态分析

联合收割机的剪式座椅与驾驶员可以看作一个多自由度的振动系统，联合收割机工作时的大部分振动最终都会由座椅反馈给驾驶员[11]。对联合收割机座椅进行模态分析，主要用来确定座椅的激励频率是否避开了人体的敏感频率，以保证驾驶员工作时的舒适性。

4.1 模态分析理论

座椅振动模态求解时，有限元多自由度振动方程可以写为

(2)

当[C]=0时，为无阻尼自由振动系统，方程(2)可改写为

(3)

假设式(3)的解为：

{u(x，y，z，t)}={φ(x，y，z)}sinω(t-t0)

(4)

式中：{φ(x，y，z)}为振幅；ω为简谐运动的角频率；t为时间变量；t0为由初始条件确定的时间常数。

将式(4)代入到式(3)可得

[K-ω2M]{φ(x，y，z)}=0

(5)

式(5)中{φ(x，y，z)}有非零解的充要条件为

(6)

4.2 模态分析求解

将静力分析时的座椅有限元模型调入到模态分析模块中，施加约束后进行求解得到座椅前六阶振型如图7～图12所示。座椅前六阶振型的固有频率和特点如表2所示。

图7 第一阶振型 图8 第二阶振型

图9 第三阶振型 图10 第四阶振型

图11 第五阶振型 图12 第六阶振型

表2 座椅前六阶固有频率与振型特点

根据相关研究[12]，人体对垂直振动的敏感频率范围是4～12.5 Hz，对水平振动的敏感频率范围是0.5～2 Hz。将表2所示的座椅前六阶固有频率和人体敏感频率对比可知，剪式座椅完全避开了人体的敏感频率，基本保证了驾驶员的工作舒适性。

5 结 语

对国产某联合收割机的剪式座椅进行了2种不同工况下的静力分析，座椅受到的最大应力均小于材料的屈服强度，座椅整体强度符合要求，结构较为合理。对座椅进行了模态分析，联合收割机剪式座椅的前六阶固有频率完全避开了人体的敏感频率，基本保证了驾驶员的工作舒适性。