基于約翰迪爾1204型拖拉機減振座椅的參數(shù)選擇

閆建國，王春光，王利娟

(內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學 機電工程學院，呼和浩特 010018)

基于約翰迪爾1204型拖拉機減振座椅的參數(shù)選擇

閆建國，王春光，王利娟

(內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)大學 機電工程學院，呼和浩特 010018)

為探究拖拉機減振座椅的設計，測試了約翰迪爾1204型拖拉機分別在油菜茬地、莜麥茬地附帶播種機械行進和播種作業(yè)，以及田間草地、田間土路和翻耕地行進時機體的振動情況，得到在各種作業(yè)條件下拖拉機座椅下方機體的垂直振動峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)的結論。在此基礎上，設計了一種結構簡單的減振座椅模型，通過MatLab軟件對該座椅的力學模型進行仿真，選擇適合該型拖拉機減振要求的減振座椅參數(shù)—彈簧剛度和減振器阻尼，結果表明：該座椅模型可以有效隔絕機體傳遞到座椅的振動，且能夠滿足不同體重駕駛員的減振適應性。

拖拉機；減振座椅；參數(shù)選擇

0 引言

拖拉機是農(nóng)民的基本作業(yè)工具，也是農(nóng)民作業(yè)操作的場所，受行駛道路和作業(yè)場地等因素的影響，拖拉機所承受的振動比其它車輛更為劇烈。振動使拖拉機的行駛平順性下降，嚴重影響駕駛員的身體健康。研究表明，人體對頻率在4～12.5Hz的垂直振動最敏感。其中，在4～8Hz頻率范圍內(nèi)，人的內(nèi)臟器官產(chǎn)生共振；在8～12.5Hz頻率范圍內(nèi)，對人的脊椎系統(tǒng)影響很大[1]。拖拉機在大振幅低頻率運行工況下，其振動頻率可以同人體器官的固有頻率相接近[2]。

拖拉機進行農(nóng)業(yè)作業(yè)時，由田間路面不平度、發(fā)動機、傳遞裝置和農(nóng)業(yè)機械產(chǎn)生的振動都會不同程度傳遞到拖拉機的機體上，而座椅是安裝在機體上部的，機體是座椅的激勵源，因此研究拖拉機機體在各種條件下的振動特性對減振座椅的設計是必不可少的。本文測試了拖拉機在不同地面及作業(yè)條件下座椅正下方機體的振動情況，通過數(shù)據(jù)分析得出拖拉機機體在各種狀態(tài)下的振動激勵頻率，為后續(xù)拖拉機減振座椅的設計提供了依據(jù)。

1 拖拉機在田間的振動測試

1.1 試驗條件

試驗在呼和浩特市武川縣保護性耕作區(qū)域的莜麥茬地、油菜茬地、田間草地、翻耕地和田間土路進行，油菜茬地和莜麥茬地的平均殘茬高度分別是40cm和13cm，播種機正常的播種速度是3～6km/h，測試保持3±0.5km/h和(6±0.5km/h)的慢速和快速運行條件。試驗地塊地勢平坦，土壤為沙土壤性質，油菜茬地和莜麥茬地表土壤平均含水率分別是12.4%和11.2%，地表10cm處土壤平均硬度分別是2.6kg/cm2和2.7kg/cm2。

試驗所用拖拉機是約翰迪爾1204型，發(fā)動機最大功率88kW，整機質量4 570kg，前后輪胎尺寸分別是 14.9-24和18.4-38，前后輪胎壓分別為200kPa和180kPa。拖拉機附帶的作業(yè)機械是得利新2BMS-9A免耕播種機，整機質量860kg，作業(yè)行數(shù)9行，施肥深度150mm，工作幅寬2 100mm。

試驗采用丹麥B&K公司生產(chǎn)的六通道Pulse LAN-XI振動測試系統(tǒng)。通道輸入模塊標準頻率范圍0～51.2kHz，最大采樣頻率131.072kHz，量程固有噪聲≤2μV，不同頻率高通濾波器頻率響應優(yōu)于±0.1dB，測試范圍為1～20kHz，傳感器靈敏度為0.1mV/g。試驗采用V-BOX車速測試裝置，利用GPS適時監(jiān)測并顯示車速數(shù)據(jù)。

1.2 試驗方法

將一個單軸向加速度傳感器布置在拖拉機駕駛座椅正下方的中間位置，用膠水將傳感器座與機體粘牢。傳感器的采樣頻率設置為320Hz，有效分析頻率帶寬是0～125Hz。將GPS測速傳感器吸附在拖拉機頂部的金屬部件上，車速顯示裝置用膠帶固定在儀表盤上方，方便駕駛員查看并保持穩(wěn)定車速。試驗包括播種作業(yè)時的測試試驗和不播種時附帶播種機行走的測試試驗。由于該型播種機正常的播種速度是3～6km/h，為區(qū)分不同作業(yè)速度下的振動情況，播種試驗分別選取3km/h和6km/h進行測試，試驗車速由V-BOX車速測試裝置監(jiān)測，車速穩(wěn)定后開始測試。每條測試路線在同一車速下測試時長為30s，圖1為試驗的場景。

圖1 試驗場景Fig.1 Test scenario

1.3 試驗分析結果

已有的研究結果表明：車輛運行中產(chǎn)生的振動加

速度屬于隨機信號[3]。隨機信號是時域無限信號，不具備可積分條件，不能直接進行傅里葉變換，且隨機信號的頻率、幅值、相位都是隨機的，因此一般不作幅值譜和相位譜分析，而是用具有統(tǒng)計特性的功率譜密度來分析，通過功率譜密度函數(shù)反映隨機信號的能量隨頻率的分布情況。

以下對拖拉機機體的垂直振動加速度作時域和頻域分析，部分行進工況的測試分析結果如圖2～4所示，油菜茬地和莜麥茬地播種作業(yè)時的測試分析結果如圖5～圖8所示。

圖2～圖4中，時域信號圖表示振動加速度隨測試時間的變化情況，可以看出：在相同測試條件下拖拉機機體的振動信號是基本平穩(wěn)的；由自功率譜密度圖可以看出：機體的垂直振動主要集中在10Hz以下的低頻范圍內(nèi)，振動峰值頻率集中在3～4Hz左右，即在該頻率范圍拖拉機機體的振動能量較大。

由圖5～圖8可知:播種作業(yè)時，拖拉機機體的振動峰值頻率集中在2.6-3.5Hz的范圍，兩種地面的播種作業(yè)速度由3km/h提高到6km/h，時域加速度變化范圍和頻域峰值頻率上的功率譜密度都明顯變大，體現(xiàn)振動能量的變大。

圖2 田間土路6km/h行進時機體的振動特性Fig.2 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h traveling in field road

圖3 田間草地6km/h行進時機體的振動特性Fig.3 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h traveling in field of grassland

圖4 翻耕地3km/h行進時機體的振動特性Fig.4 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h traveling in field of cultivated land

圖5 油菜茬地3km/h播種作業(yè)時機體的振動特性Fig.5 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h seeding in rape stubble field

圖6 油菜茬地6km/h播種作業(yè)時機體的振動特性Fig.6 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h seeding in rape stubble field

圖7 莜麥茬地3km/h播種作業(yè)時機體的振動特性Fig.7 Vibration characteristics of tractor body during 3km/h seeding in naked oats stubble field

圖8 莜麥茬地6km/h播種作業(yè)時機體的振動特性Fig.8 Vibration characteristics of tractor body during 6km/h seeding in naked oats stubble field

表1為拖拉機在5種地面和作業(yè)條件下駕駛座椅正下方機體垂直振動的特征參數(shù)。由表1可知：拖拉機機體的垂直振動峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)；相同地面和作業(yè)條件時，車速增加會造成機體振動加速度的有效值增大；相同地面和車速條件時，播種作業(yè)比行進時的振動加速度有效值增大。

表1 不同工況時拖拉機機體的振動特征參數(shù)

Table 1 Vibration characteristic parameters of tractor body at different working conditions

地面條件均分根值/m·s-2自功率譜峰值頻率/Hz車速/m·s-1運行狀態(tài)油菜茬地1.34563.73行進2.12222.66行進1.59333.53播種2.36936播種莜麥茬地1.06557.93行進2.0543.26行進1.58243.53播種2.45232.66播種田間草地0.86463.63行進1.55542.76行進田間土路0.939351.73行進2.11862.96行進翻耕地1.18394.13行進1.68943.36行進

上述測試結果表明：拖拉機在各種不同的地面和作業(yè)條件下有著不同的振動特性。但各種狀態(tài)的自功率譜特征表明：拖拉機機體的垂直振動峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)，即座椅下面接受來自拖拉機機體的振動峰值頻率主要在該頻率范圍。另外，人體內(nèi)臟器官的固有頻率是4～8Hz。因此，拖拉機減振座椅的固有頻率應避開機體的峰值振動頻率和人體器官的固有頻率，并可有效緩減在這些沖擊頻率下的振動。

2 減振座椅的仿真設計

減振座椅的仿真設計首先應明確座椅的結構形式，以此確定座椅的減振力學模型，根據(jù)駕駛員體重確定座椅的承載質量，利用仿真技術選擇合適的彈簧剛度和減震器阻尼，從而達到降低駕駛員振動沖擊的目的。

2.1 減振座椅的結構形式

考慮到拖拉機座椅布置空間和成本的限制，減振座椅采用如圖9所示的結構形式。椅面下方布置有彈簧和減震器，彈簧采用變剛度的螺旋彈簧，以滿足不同體重駕駛員的減振要求。利用MatLab軟件對該減振座椅在機體傳遞5Hz以內(nèi)的低頻振動信號做仿真分析，合理選用減振器阻尼和可變彈簧剛度，目的是降低拖拉機日常作業(yè)時機體傳遞到座椅的垂直振動，使其滿足不同體重駕駛員的使用要求。

2.2 座椅承載質量的確定

根據(jù)2015年發(fā)布的中國居民營養(yǎng)與慢性病狀況報告顯示[4]，2012年我國18歲以上成年男性和女性的平均體重分別為66.2kg和57.3kg。為使座椅有更廣泛的減振適應性，本文選取駕駛員體重集中在55～100kg之間。由于駕駛員體重不是全部由座椅來承受，手臂和腿支承的質量直接傳給拖拉機機體而不是作用在座位懸架系統(tǒng)上面，按經(jīng)驗取其75%為懸架系統(tǒng)所支承，座椅自身質量約8～12kg左右[5]。因此，確定作用于座位懸架系統(tǒng)上的有效質量的變化范圍為50～85kg，要求減振座椅除在駕駛員平均體重66kg附近有良好的減振性能，還應滿足承載有效質量在50～85kg范圍的減振適應性。

1.椅面 2.減振器 3.變剛度彈簧 4.拖拉機機體圖9 減振座椅的結構形式Fig.9 Structure form of damping seat

2.3 減振座椅的要求

減振座椅固有頻率的確定應確保拖拉機在日常作業(yè)中機體承受主要振動頻率范圍內(nèi)能夠有效隔振。根據(jù)前述分析，應保證3Hz左右的振動峰值激勵頻率有良好的減振能力。本文設置的條件是要求高于2.6Hz的激勵頻率范圍應有減振效果，即大于2.6Hz時的座椅振動傳遞系數(shù)要小于1。理論上來說，固有頻率越低，對應3Hz及更高頻率的減振能力越強，但過低的固有頻率對應著較小的彈簧剛度，座椅的靜態(tài)和動態(tài)垂直位移過大，影響駕駛員對車輛的正常操作及舒適性能。根據(jù)文獻[5]，座椅靜態(tài)垂直位移一般不宜超過10cm，該值限定了固有頻率不能過小。因此，該座椅彈簧剛度和減震器阻尼的選擇目標是使不同質量的駕駛員在保證座椅垂直位移滿足要求的情況下，盡可能降低拖拉機機體激振頻率范圍的傳遞系數(shù)。

2.4 彈簧剛度的選擇

對于結構確定的減振座椅來說，座椅設計的關鍵是座椅彈簧剛度和減振器阻尼的選擇。

彈簧剛度主要影響座椅的固有頻率和垂直位移。剛度小則相同質量的駕駛員對應的固有頻率低，有利于隔絕拖拉機機體的振動；但對于體重較大的駕駛員，剛度小的座椅垂直位移會增加，過大的垂直位移會影響駕駛員對拖拉機的操作和舒適性。剛度大的座椅垂直位移小，但減振效果不明顯。

圖10是駕駛員質量為100kg，減震器阻尼c=500N·m/s，彈簧剛度分別是7 700、8 700、9 700N/m時座椅的減振特性曲線。由圖10可知：彈簧剛度變大時座椅的固有頻率也在增加，對應拖拉機主要振動頻率3Hz處的傳遞系數(shù)分別是0.498 9、0.546 4、0.599 4，座椅垂直位移分別是10.818 2、9.574 7、8.587 6。彈簧剛度7 700N/m時座椅垂直位移超過了10cm，說明剛度太小，不符合垂直位移要求；彈簧剛度9 700N/m時，3Hz處的傳遞系數(shù)又較大，減振效果不明顯。所以，彈簧剛度8700N/m對于100kg的駕駛員是比較適合的。可見，彈簧剛度的選擇需兼顧減振效果和座椅垂直位移的大小，為了滿足不同體重駕駛員的減振適應性，應選擇變剛度的彈簧。

圖10 不同彈簧剛度的座椅減振特性曲線Fig.10 Vibration damping characteristic curve of different spring stiffness

2.5 減震器阻尼的選擇

圖11為駕駛員質量100kg，彈簧剛度k=8 700N/m，減震器阻尼分別是400、500、600 N·m/s時座椅的減振特性曲線。阻尼大時，對抑制共振區(qū)的傳遞系數(shù)較好；但在減振區(qū)，阻尼越大，減振效果反而變差。雖然阻尼小的系統(tǒng)在減振頻率范圍座椅的減振效果更明顯，但為了使固有頻率附近的傳遞系數(shù)不會過大，導致振動放大倍數(shù)較高，選取阻尼c=500為減震器阻尼。

圖11 不同阻尼的座椅減振特性曲線Fig.11 Damping characteristic curve of seat with different

damping coefficient

2.6 座椅的減振仿真結果

座椅參數(shù)選擇及仿真結果如表2所示。表2中所列的彈簧剛度和阻尼滿足不同體重駕駛員的垂直位移不超過10cm和2.6Hz處的傳遞系數(shù)小于1的約束條件，座椅固有頻率保持在1.54Hz附近。由表2可知：駕駛員體重越大，拖拉機機體激勵頻率3Hz處的傳遞系數(shù)越小，即減振效果越好；但體重大的駕駛員座椅的垂直位移會有所增大。

表2 座椅參數(shù)及減振仿真結果

圖12為該減振座椅的減振特性曲線。體重最大的駕駛員在固有頻率處的傳遞系數(shù)最大，但在頻率較高的范圍體重越大對應的傳遞系數(shù)越小。由上述試驗可知：拖拉機在各種作業(yè)條件下機體的主要激勵頻率是2.6～4.1Hz，在該頻率范圍相同頻率時體重大的駕駛員對應的傳遞系數(shù)較小?？梢?，該減振座椅對于體重較大的駕駛員比體重小的駕駛員在主要振動頻段(2.6HZ以上)的減振效果好。

圖12中，雖然阻尼c=500不變，但可看到固有頻率處的峰值和頻率較高處的傳遞系數(shù)都有變化，主要是因為傳遞函數(shù)的計算與頻率和阻尼比有關，駕駛員質量和彈簧剛度影響了阻尼比。剛度和質量同步增加時，阻尼比在減小，造成在固有頻率附近的傳遞系數(shù)大，在頻率大的區(qū)段傳遞系數(shù)小。

圖12 座椅的減振特性曲線Fig.12 Damping characteristic curve of damping seat

圖13是根據(jù)上述選擇的座椅參數(shù)得到的拖拉機在日常工作時機體主要激振頻率在2.6～4.1Hz范圍內(nèi)、駕駛員體重在55～100kg范圍內(nèi)變化時的座椅減振特性曲線。圖13中繪制了2.6、3、4.1Hz處傳遞系數(shù)隨駕駛員體重變化的3條曲線。由圖13可知：在減振區(qū)段，座椅對體重較大的駕駛員減振效果較好，體重相同的在頻率較大時減振效果更明顯。因此，該座椅對于體重大的駕駛員在相對較高的激振頻率下會有更顯著的減振性能。

圖13 不同體重駕駛員的減振特性曲線Fig.13 Vibration reduction characteristics for drivers of different weight

3 結論

1)拖拉機在各種作業(yè)條件下機體的垂直振動峰值頻率主要集中在2.6～4.1Hz的范圍，與人體器官固有頻率范圍4～8Hz較接近，因此減振座椅的設計應盡可能隔絕該頻率范圍的振動。

2)由仿真結果可以看出：文中設計的減振座椅模型只要合理選擇好結構參數(shù)，是可以有效緩解拖拉機機體傳遞的沖擊振動的。

3)文中設計的減振座椅模型對體重大的駕駛員在相對較高的激振頻率下會有更顯著的減振性能。

需要說明的是，彈簧剛度、減振器阻尼等座椅參數(shù)的選擇只是針對文中提到的座椅結構形式所得到的力學模型來選取的，不同結構減振座椅的參數(shù)選擇會有較大差別。

[1] 余志生.汽車理論(4版)[M].北京:機械工業(yè)出版社,2006:202-204.

[2] Scarlett AJ, Price JS, Stayner RM.Whole body vibration:evaluation of emissions and exposure levels arising from agricultural tractors [J].Terrramech，2007, 44:65-73.

[3] 趙巖,張亞輝,林家浩.車輛隨機振動功率譜分析的虛擬激勵法概述[J].應用數(shù)學和力學,2013,34(2):107-117.

[4] 國家衛(wèi)生計生委疾病預防控制局網(wǎng)(全國愛國衛(wèi)生運動委員會辦公室).中國居民營養(yǎng)與慢性病狀況報告[EB/OL].(2015-06-30). http://www.nhfpc.gov.cn/jkj/s5879/201506/4505528e65f3460fb88685081ff158a2.shtml.

[5] 周一鳴.拖拉機駕駛座位懸架系統(tǒng)的特性參數(shù)與駕駛員不同體重的最佳匹配[J].農(nóng)業(yè)機械學報,1983,12(4):27-43.

Parameter of Damping Seat Selection Based on John Deere Type-1204 Tractor

Yan Jianguo, Wang Chunguang, Wang Lijuan

(College of Mechanical and Electrical Engineering，Inner Mongolia Agricultural University，Hohhot 010018, China)

In order to design the damping seat of tractor, an experiment is developed to test the vibration of the John Deere type-1204 tractor in rape stubble farmland, naked oats stubble farmland, field road, field grassland and cultivated land. The result of test shows the vertical vibration peak frequency of tractor body is mainly concentrated in the range of 2.6-4.1Hz. A simple damping seat model is designed on the basis of test. The mechanical model of the seat is simulated by MATLAB software, and the parameters of the damping seat are selected, which are spring stiffness and damping coefficient of damper. The result of simulation shows the seat model can effectively isolate the vibration of tractor body to seat, and meet the vibration reduction requirements for drivers of different weight.

tractor; damping seat; parameter selection

2016-10-24

內(nèi)蒙古自然科學基金項目(2014MS0541);國家自然科學基金項目(50865005)

閆建國(1981-)，男，內(nèi)蒙古包頭人，副教授，博士研究生，(E-mail)yanyjg@126com。

王春光(1959-)，男，內(nèi)蒙古鄂爾多斯人，教授，博士生導師， (E-mail)jdwcg@imau.edu.cn。

SS219.032.9

A

1003-188X(2017)12-0236-07