履带式联合收割机割台结构设计及模态研究

贺峥峥

（舟山技师学院，浙江 舟山 316000）

当前，在农作物收割过程中，履带式联合收割机得到了大面积普及与使用，其割台结构设计以及振动频率会直接决定割台性能。履带式联合收割机在收割作业时，割台框架和内部结构会发生一定耦合作用，并且互相会发生反应，不利于保证收割效率与质量，还会使得履带式联合收割机的使用周期有所缩短，所以研究割台结构设计及模态十分重要。

1 履带式联合收割机割台模型

1.1 割台框架模型

履带式联合收割机割台结构主要包括割台框架、拨禾轮、喂入搅龙、切割装置以及分禾器等。通常来说，割台框架为钢结构，由角钢和低碳钢钢板焊接构建，宽度为2.1 m，高度为1.6 m，框架钢板厚度为3 mm 左右[1]。在履带式联合收割机割台作业过程中，由于会遭受各种农作物不同程度的冲撞作用，分禾器会出现振动情况，同时割刀在做横向运动时，同样会出现振动激励。因此，在构建割台框架模型时需着重考虑到分禾器和割刀这一特征。履带式联合收割机割台结构中的左右两端分禾器是楔形结构，未与割台框架保持相同长度，而是要比其长度长70 cm。左右分禾器间的相隔距离就是收割农作物的实际幅度，为2.5 m[2]。当前履带式联合收割机的作业行进速度为0.56 m/s~1.2 m/s，设定割刀的平均速率为0.8 m/s，曲柄转速为450 r/min~750 r/min。以上述数据为基础，借助于Pro/E来构建割台框架模型[3]。

1.2 拨禾轮模型

在履带式联合收割机开展收割作业时，拨禾轮是发挥着关键作用的部件，承担导向和输送功能。在收割过程中，拨禾轮将作物拨向割刀，在切割作业时，会与割刀切割动作相配合来对收割农作物加以扶持[4]。当农作物处于倾斜倒伏状态时，拨禾轮则可以第一时间将其扶正，由此减少作物收割经济损失。当作物被切断后，拨禾轮推送作物至割台内部，后续再由喂入搅龙传输至输送槽，不会造成割台堵塞。拨禾轮在运动状态下做水平和绕轴圆周复合运动，出现弹齿运动轨迹。所以对于拨禾轮模型的构建，应设定原点为拨禾轮在水平面的投影，x轴为履带式联合收割机前进方向，y轴为竖直向上，拨禾轮的弹齿投影点为A，以拨禾轮主轴为圆心进行转动，进而合理设定A点运动轨迹参数方程。

拨禾轮速比也就是拨禾轮圆周转速和收割机实际前进速度之间的比值，当速比未超过1 时，拨禾轮将无法把待收割农作物拨入割台，只有当拨禾轮速比高于1，拨禾弹齿轨迹做余摆线运动，同时水平方向存在向后分速度时，拨禾才能保持在正常状态[5]。所以在履带式联合收割机作业时，要设定拨禾轮速比超过1，但也要保证转速值没有超出合理范围，不然容易造成农作物被拨禾弹齿多次重复敲打，出现不必要振动所引起的经济损失。当履带式联合收割机的前进速度为0.56 m/s~1.2 m/s 时，拨禾轮作业时的圆周线速度不能超过1.5 m/s。以当前时期的履带式联合收割机的割台结构参数为基础，设定拨禾轮半径为0.5 m，拨禾杆数目为5，每一杆上含有16 根拨禾弹齿，其长度在0.2 m，各个间距在7 cm，以此建模得到拨禾轮三维模型。

1.3 喂入搅龙模型

履带式联合收割机割台结构中的喂入搅龙，也就是螺旋推运器，主要分为伸缩扒指和螺旋搅龙两部分，在联合收割台机械水平切割作物后，喂入搅龙位置两端的螺旋叶片之间的作用力向下传递到可伸缩式扒指处，直至移动到输送槽中[6]。割台搅龙中搅龙叶片与滚筒呈连接形式，为了防止农作物茎秆与圆筒同时做回转运动，设定圆筒的直径为30 cm。为了确保螺旋叶片能够合理容纳所收割的农作物茎秆，则要确定其高度为10 cm，螺距为46 cm，喂入搅龙转速范围为150 r/min~200 r/min。履带式联合收割机割台结构中的喂入搅龙伸缩扒指结构涵盖11 根扒指，在曲轴上被铰接。在这些数据信息的基础上构建喂入搅龙三维模型。

2 履带式联合收割机割台结构模态

通过对履带式联合收割机割台结构的设计参数进行分析构建模型，分别得到收割机割台框架、拨禾轮以及喂入搅龙装配模型。对履带式联合收割机割台结构的模态分析指的是以已经明确的边界条件、材料特征和几何形状，来对所研究对象的基本结构和机械零件振动特点进行深层次动态分析的过程，是后续进行动力学分析的基本前提，在分析过程中可以清晰地掌握研究对象固有频率和模态振型。因为履带式联合收割机割台各个部件有着相同的模态分析过程，所以笔者以拨禾轮模态分析过程为例子进行探讨，并同理得到其他部件的分析过程[7]。

对拨禾轮进行模态分析：1）要应用ANSYS 软件来完成接口导入，下达import 指令，在ANSYS 中导入上文所构建的拨禾轮三维模型，对割台材料弹性模量进行定义，设定泊松比为0.35，密度为7 850 kg/m3。当履带式联合收割机处于正常作业状态时，拨禾轮运动过程的参考系为割台框架，做自转运动，同时还与收割机的水平运动保持同频状态。ANSYS 软件导入拨禾轮三维模型，可以真实清晰地呈现出拨禾轮实际的工作状态，同时约束拨禾轮三个方向移动的自由度以及两个方向转动的自由度，以此得到施加约束的拨禾轮有限元模型。2）为了确保拨禾轮模态分析求解结果足够可靠，且求解效率有所提升，应采取六面体单元方式。3）为了能够达成网格划分质量和精度目标，提高核心目标，就要对计算时间严加把控，科学设定单元最小尺寸，以15 mm 网格划分最佳。当ANSYS 软件结束了对割台结构拨禾轮的模态分析，考虑拨禾轮实际工况来求解拨禾轮固有频率所与之对应的模态振型。割台框架和喂入搅龙的固有频率和模态振型也通过同样的方法获得[8]。

对于履带式联合收割机割台结构中的拨禾轮前8 阶模态，其固有频率为20.65 Hz~29.3 Hz 时，最大变形区位于轴和弹齿支撑架；当其固有频率为35.86 Hz~38.18 Hz 时，变形区则为拨禾轮支撑臂；当固有频率超过39 Hz 后，变形区则转变至弹齿支撑架和拨幅盘处。而对于割台框架的前8 阶模态，当固有频率为5.1 Hz~6.3 Hz 时，最大变形区为分禾器纵向变动；当其固有频率为7.09 Hz~7.1 Hz 时，变形区为分禾器和框架连接位置，出现扭曲变形情况；当固有频率超过11.11 Hz后，变形区则转变为分禾器和它的后方位置框架。割台结构中的喂入搅龙模态，不管固有频率处于如何的区间范围，最大变形都为螺旋叶片弯曲以及与筒体同步脱离。

3 履带式联合收割机割台结构设计和模态结果

3.1 割台结果

通过所得到的割台框架模态和模态振型，可定义切割平台框架的前8 阶自振频率在5 Hz~11 Hz 范围内。由于收割机切割平台框架属于悬挑梁结构范畴，其挠度大，出现变形的概率也同样较大。因此，当它处于低频状态时，最容易发生变形情况且变形最严重的区域集中在收割机的前侧板和切割平台，常见变形形式为分禾器扭转与变形。当割台框架的分禾器被去除后，高阶固有频率分布会发生改变，总阶数为4 阶时，固有频率范围在12 Hz~76 Hz，而10 阶的固有频率则在25 Hz~90 Hz。随着振动频率幅度增加，割台框架上的振动也会相应增强，割台底板开始产生不同程度的扭曲。当再次增加振动频率，割台框架上的所有结构都会出现扭曲变形现象，变形中较为突出的部位为切割箱的拨禾轮支撑板部位，对割台结构中的各个部件安装位置关系会带来消极影响，使得履带式联合收割机的作业质量以及割台整体寿命大打折扣[9]。

3.2 割台振动来源

对履带式联合收割机割台振动来源进行深层次分析，可以得知割台框架所受到的外界激励主要涵盖割刀循环往复运动、搅龙自转运动、拨禾轮自转运动和发动机激励，不同激励频率的计算方式也不尽相同，发动机激励频率是2 倍发动机转速和发动机缸数对发动机冲程数与π 的比值。因为履带式联合收割机所应用的发动机为直列四缸四冲程发动机，转速是2 400 r/min~2 600 r/min，可以计算出发动机处于正常运行状态下的激励频率为80 Hz~80.76 Hz。而切割器所产生振动的根本原因为割刀在做往复运动，割刀的曲柄转速为450 r/min~750 r/min，其激励频率是由曲柄转速与60 的比值所得到的，范围为7.5 Hz~12.5 Hz。拨禾轮和搅龙振动频率计算方式与切割器等同，拨禾轮的驱动转速为10.7 r/min~28.7 r/min，激励频率范围为0.17 Hz~0.47 Hz，搅龙驱动转速为150 r/min~200 r/min，激励频率为2.5 Hz~3.33 Hz。

3.3 拨禾轮结果

根据上文的拨禾轮模态振型可以明确拨禾轮振动特点，其振动稳定性的强弱分布状态和固有频率不同，所产生的振动变形特点也不尽相同，拨禾杆的弯曲处和轮盘位置弯曲情况格外明显。因为拨禾轮处于正常作业状态下时，出现振动的源头是拨禾轮本身存在的驱动激励，它的振动频率范围为0.17 Hz~0.47 Hz，所以可以看出，在正常状态的转速区间下，拨禾轮本身的驱动激振频率还不会引发共振情况。但是为了可以在原有的基础上进一步提升拨禾轮的可靠稳定系数，则要立足于容易出现变形情况的区域来重点强化其强度。

3.4 喂入搅龙结果

深层次分析喂入搅龙的6 阶模态振型可以明确，当喂入搅龙处于共振状态下时，搅龙滚筒上所焊接的螺旋叶片出现脱落可能性较高，对履带式联合收割机割台的实际使用寿命会产生消极影响。在得知喂入搅龙的固有频率和驱动激振频率范围后，能够发现激励频率范围和第2 阶固有振动频率十分相近。因此，在履带式联合收割机割台结构设计过程中，对于喂入搅龙的参数设计应当躲避第2 阶振动频率及转速。在该方式下，喂入搅龙的安全可靠系数得以增强，在保证其转速合理的前提下，可以着重提高螺旋叶片焊接强度[10]。

3.5 割台激励频率和固有频率结果

当履带式联合收割机割台下每一部件所承受激励频率都无限趋近甚至等同于固有频率时，割台各部件会出现共振情况，且振动幅度较大。当割台的机械结构也同样产生共振问题时，激励频率和固有频率之间会存在一定规律关系，具体为激励频率处于0.8~1.2 倍结构固有频率区间范围内。所以为了从源头上避免履带式联合收割机割台结构产生共振情况，合理把控振动是最佳的手段。对振动加以把控的方法主要集中在对激励进行控制，在原有的基础上适当地增加结构阻力，只要对相关动力源转速做到有效控制就可以达成激励源把控核心目标。可以通过强化割台结构钢板或是在割台薄弱处设加强筋的方式，提升结构刚度系数和阻力系数。

4 结论

综上所述，对履带式联合收割机割台结构中的割台框架、拨禾轮和喂入搅龙进行模态分析，以此分别明确其固有的振动频率范围。构建割台部件模态振型，对割台结构易出现的问题有着正确的认识，以此为基础优化履带式联合收割机割台框架，最大程度上规避出现共振情况，平衡激励频率和固有频率之间的关系，提升割台框架强度，延长收割机整体使用寿命。