甘蔗收獲機動態(tài)特性對宿根破頭率影響的試驗

周敬輝，李尚平，莫翰寧

(1. 廣西大學 a.輕工學院；b.機械工程學院，南寧 530004；2.桂林理工大學 南寧分校，南寧 530004；3.廣西民族大學 計算機與信息工程學院,南寧 530007)

0 引言

目前在用的甘蔗收獲機主流機型的宿根破頭率在20%～30%之間[1]，過高的破頭率影響了甘蔗翌年的出芽率，成為我國主要產糖區(qū)甘蔗機械化收割推廣的主要瓶頸之一。針對機械化收割甘蔗宿根破頭率高的問題，國內外學者從不同角度進行了大量的研究。S.Kroes等探討了刀片切割蔗莖時切割力的變化情況[2-5]。Gupta cp發(fā)現刀盤轉速小于600r/min時，甘蔗被折斷而不是砍斷[6]。劉慶庭等利用高速攝像機研究了不同切割模式下的蔗莖的破壞機理[7],并測定了甘蔗根部的剪切彈性模量、最大剪切應力及甘蔗根部前三節(jié)的抗壓強度，以及蔗根蔗皮軸向、徑向拉伸強度和蔗芯軸向、徑向拉伸強度及彎曲彈性模量[8-9]。還有學者對甘蔗在光刃刀片下的破壞形態(tài)及破壞力學進行了探討[10-11]。劉增漢等利用計算機仿真模型，獲得了甘蔗在切割過程中最大剪應力曲線及單元的位移曲線[12-13]。楊堅等研究了車輛前進速度等多個因素對砍蔗破頭率的影響[14-15]。以上研究成果為降低甘蔗宿根破頭率提供了研究基礎，但均未考慮收獲機工作時其動態(tài)特性對破頭率的影響。甘蔗收獲機作業(yè)時，受到多種外界激勵的影響，其車架、刀盤均會產生軸向振動，課題組前期研究表明，這種振動對甘蔗切割質量具有較大的影響[16]。而振動與收獲機本身的動態(tài)特性有密切的聯(lián)系。因此，本文以自研的兩臺不同結構的小型整桿式甘蔗收獲機為研究對象，進行了田間砍蔗試驗和動態(tài)特性測試試驗，探討收獲機動態(tài)特性與甘蔗宿根破頭率之間的聯(lián)系，為甘蔗收獲機的設計提供一些有益的參考。

1 不同結構甘蔗收獲機的田間試驗

1.1 兩臺甘蔗收獲機的結構對比

試驗測試對象為自行研發(fā)的兩代小型整桿式甘蔗聯(lián)合收割機，即樣機1(第一代)和樣機2(第二代),如圖1所示。兩臺樣機在結構上最大的不同點在于樣機1的切割器置于車架前端(即前輪軸之前約1 000mm)，呈外伸梁結構；發(fā)動機位于車架后部(如圖1(c)所示)，發(fā)動機功率為60kW。樣機2切割器置于車架中部靠前處(即前輪軸之后約700mm)，呈簡支梁結構；發(fā)動機位于駕駛倉后部，發(fā)動機功率為93kW。兩臺樣機均配置雙刀盤，每個刀盤配置雙刀片，均安裝有螺旋提升裝置。

1.2 田間砍蔗對比試驗

為了對比兩臺不同結構的甘蔗收獲機作業(yè)時的甘蔗宿根破頭率，在廣西某農場進行了田間試驗。試驗所用甘蔗為一年宿根蔗，品種為粵糖159，試驗場地為平地。試驗時，收獲機刀盤轉速恒定為650r/min,車輛前進速度控制在0.4m/s，非入土切割。按照“《甘蔗收獲機械試驗方法》”(JB/T6275-2007 )[17]在其作業(yè)區(qū)間取10m壟長為一個樣本，統(tǒng)計指標為甘蔗宿根破頭率，即統(tǒng)計10個樣本中甘蔗蔗根總數及裂紋過節(jié)蔗根總數。以樣本的過節(jié)蔗根總數與蔗根總數比值為破頭率，每種機型取10個樣本共計100m長度計算該機型的破頭率。所用設備為30m皮尺、秒表及激光測速儀。皮尺測量蔗壟長度，秒表測量收獲機行走一定距離的時間并以此計算車輛前進速度；激光測速儀標定刀盤的轉速。

(a) 樣機1 (b) 樣機2

(c) 樣機1結構簡圖 (d) 樣機2結構簡圖

1.3 田間試驗結果及分析

將田間統(tǒng)計結果作圖，結果如圖2所示。

圖2 樣機1及樣機2田間作業(yè)甘蔗宿根破頭率

用SPSS對樣機1和樣機2的甘蔗宿根破頭率數據進行獨立樣本t檢驗，結果表明：樣機1和樣機2 的10個樣本甘蔗宿根破頭率滿足齊次性要求(sig=0.087>0.05);t統(tǒng)計量的相伴概率值p小于0.01(sig=0.000 3<0.01),據此可以認為樣機1和樣機2的破頭率存在顯著差異。

由圖2可知：樣機1甘蔗宿根平均破頭率為17.9%，樣機2平均破頭率為10.1%；樣機2甘蔗宿根破頭率低于樣機1，僅為后者的56%。在相同的工作參數下進行的田間試驗，樣機1和樣機2甘蔗宿根破頭率出現了顯著差異且樣機2比樣機1要低。

2 不同結構甘蔗收獲機的動態(tài)特性測試

甘蔗田間切割試驗結果表明：兩臺樣機的甘蔗宿根破頭率存在顯著差異，為找出其動態(tài)特性與破頭率之間的關系，對兩臺樣機進行了一系列的動態(tài)測試試驗。

2.1 試驗設備和試驗方法

2.1.1 試驗設備

試驗由動態(tài)響應測試及車架模態(tài)測試兩部分試驗組成，目的是研究不同結構的兩臺樣機的動態(tài)響應及車架模態(tài)頻率，并與上述田間試驗結果進行對比分析，找出樣機動態(tài)特性與甘蔗宿根破頭率之間的聯(lián)系。動態(tài)響應測試試驗的測試設備為東華公司的DH5938動態(tài)振動測試分析系統(tǒng)；車架模態(tài)測試試驗的測試設備為LMS的便攜式數采前端(Scadas Mobile)，兩者的最高采樣頻率均為20kHz;三軸加速度傳感器(PCB:356A16)10個，靈敏度為2.99PC/m.s-2，測量頻率范圍為1～5 000Hz，最大測量范圍為500m/s2； 086D05型激振器兩臺；激光轉速儀測量(AR926，測量范圍1～29 999r/min)。

2.1.2 試驗方法

2.1.2.1 動態(tài)響應測試

兩臺樣機采用相同的測試方案，即分別進行兩組單因素測試，對應兩種激勵狀態(tài)：

1)單獨發(fā)動機激勵。該組試驗的試驗因素為發(fā)動機轉速，共設置3個水平，分別為1 700、1 900、2 100r/min，對應的測點為刀尖及車架前端，試驗指標為兩處測點的軸向振動加速度峰峰值。

2)發(fā)動機+刀盤轉動激勵。該組試驗中發(fā)動機轉速設定為1 900r/min，刀盤轉速設置3個水平，分別為為600、650、700r/min。對應的測點為齒輪箱，試驗指標為測點的軸向振動加速度峰峰值。試驗中發(fā)動機轉速由發(fā)動機轉速表直接讀取，刀盤轉速由激光轉速儀標定。

測點布置如圖3所示。圖3(a)為樣機1的測點布置，共有3個測點，測點1為刀尖測點，測點3為車架前端測點，測點2為齒輪箱測點；圖3(b)為樣機2 的測點布置，與樣機1相同，便于對比。其中，測點1和測點3在每臺樣機的第1組測試試驗中使用，即測量在單獨發(fā)動機激勵下，刀尖點和車架前端的振動加速度；測點2在第2組測試試驗中使用。因為第2組測試試驗中存在刀盤的轉動，試驗所使用的傳感器為有線式傳感器，無法在轉動的刀盤上使用，因此將測點布置在齒輪箱上，間接表示刀尖的振動。

(a) 樣機1測點布置

(b) 樣機2測點布置

2.1.2.2 車架模態(tài)測試

采用兩臺激振器對樣機進行掃頻激振，激振頻率范圍為1～500Hz。測點布置在車架上，測點的布置采用均勻布置的方式[18]，采取每隔400mm布置一個的方法，兩臺樣機車架測點約為34個。采用移動傳感器的方法進行測量，每臺樣機共需進行3次測試。采集測點響應信號后進行處理分析，得出測試對象的各階約束模態(tài)振型和模態(tài)頻率。

圖4 樣機的整機模態(tài)測試

2.2 試驗結果與分析

2.2.1 動態(tài)響應測試的結果與分析

2.2.1.1 刀尖測點振動

發(fā)動機在不同轉速下，樣機1及樣機2刀尖(測點1)的部分振動加速度時域信號如圖5所示。

圖5中，發(fā)動機單獨激勵，轉速1 900r/min；由于篇幅所限，這里只列出發(fā)動機轉速為1 900r/min時的時域信號圖。

(a) 樣機1 1900r/min刀尖時域信號

(b) 樣機2 1900r/min刀尖振動時域信號

讀取樣機1及樣機2刀尖測點在不同轉速下的加速度峰峰值，做出對比折線圖如圖6所示。由圖6可知：兩臺樣機刀尖軸向振動加速度幅值均隨發(fā)動機轉速的升高而增大；在刀尖處測點，樣機1的振動加速度遠比樣機2大；在發(fā)動轉速分別為1 700、1 900、2 100r/min時，樣機1的振動加速度分別是樣機2的163%、266%及150%。

圖6 兩臺樣機的刀尖振動

2.2.1.2 車架前端測點振動

發(fā)動機在不同轉速下，部分樣機1及樣機2車架前端(測點2)振動加速度時域信號如圖7所示。讀取樣機1及樣機2車架前端測點軸向振動加速度峰峰值并作對比折線圖，如圖8所示。由圖8可知：兩臺樣機車架前端振動加速度均隨發(fā)動機轉速的升高而增大；在車架前端測點(測點2)，樣機1的軸向振動加速度幅值遠比比樣機2大；在發(fā)動轉速分別為1 700 、1 900、2 100r/min時，樣機1的軸向振動加速度幅值分別是樣機2的162%、404%及813%。

(a) 樣機1 1900r/min車架前端時域信號

(b) 樣機2 1900r/min車架前端時域信號

Fig.7 Time-domain signal of vibration of frame front end of prototype1and 2

圖8 樣機1及樣機2車架前端測點振動加速度對比

2.2.1.3 齒輪箱測點振動

樣機1及樣機2齒輪箱測點的部分振動時域信號如圖9所示。兩臺樣機齒輪箱軸向振動加速度峰峰值對比如圖10所示。由圖10可知：當發(fā)動轉速為1 900r/min，對應刀盤轉速分別為600、650、700r/min時，樣機1齒輪箱測點振動加速度分別為樣機2的1 581%、1 021%、1 395%。隨著刀盤轉速的提高，齒輪箱測點軸向振動加速度隨刀盤轉速的提高而增大。

圖9為發(fā)動機+刀盤轉動混合激勵，發(fā)動機轉速1 900r/min，刀盤轉速為600r/min。由于篇幅所限，這里只列出刀盤轉速為600r/min時的時域信號圖。

(a) 樣機1齒輪箱振動信號

(b) 樣機2齒輪箱振動信號

圖10 兩臺樣機齒輪箱測點振動加速度

通過兩臺樣機的動態(tài)響應測試結果的對比可以發(fā)現：在相同的工作參數下，在3個測點所測得的軸向振動加速度均呈現出樣機1比樣機2大的勢態(tài)。

2.2.2 模態(tài)測試的結果與分析

兩臺樣機的部分模態(tài)振型如圖11所示。模態(tài)測試中其坐標系X方向沿車輛前進方向，Z方向垂直向上，Y方向按右手螺旋定則確定。樣機1及樣機2前6階模態(tài)頻率如表1所示。

從模態(tài)測試結果可知：樣機2的前6階模態(tài)頻率均比樣機1要高，其前6階模態(tài)頻率分別是樣機1的312.8%、193.4%、178.4%、139.6%、137.2%、149.1%。這說明樣機2的動態(tài)剛度遠比樣機1要高。

(a) 樣機1一階模態(tài)

(b) 樣機2一階模態(tài)

階次模態(tài)頻率/Hz樣機1樣機216.38619.98214.11927.31322.43240.02432.28845.10537.50651.47644.73166.67

3 討論

在兩臺樣機的動態(tài)響應測試試驗中，發(fā)現樣機1刀尖、齒輪箱、車架前端的振幅在相同條件下均比樣機2大。模態(tài)測試試驗結果表明：樣機2車架的前6階模態(tài)頻率均比樣機1的要高，即樣機2車架的動剛度比樣機1的高。這表明：從樣機2的結構(切割器安裝位置處于前后輪之間呈簡支梁結構，發(fā)動機位于駕駛艙后)動態(tài)特性角度來說優(yōu)于樣機1的結構(切割器位于車架前端呈外伸梁結構，發(fā)動機后置)。尤其是樣機1車架的1階固有頻率僅為6.386Hz。有文獻表明：當收獲機的前進速度為0.2～0.8m/s時，蔗地路面的激勵頻率在1～10Hz之間[19]。樣機1車架的1階固有頻率正處于蔗地路面的激勵頻率范圍之內，導致樣機1在田間作業(yè)時車架產生共振從而加大了刀盤的軸向振幅；而樣機2 的1階固頻為19.98Hz，遠離路面的激勵頻率，所以在路面激勵作用下其振動遠比樣機1小。收獲機作業(yè)時切割器刀盤的轉速為600～700r/min,其對應的頻率為10～11.67Hz，樣機1的2階固頻為14.119Hz，與刀盤的轉動頻率較為接近；樣機2的1階頻率為19.98Hz,遠離切割器刀盤的轉動頻率。由于制造誤差的原因，兩臺樣機刀盤上所安裝的螺旋提升裝置均有不同程度的不平衡現象，轉動時其不平衡力激振頻率接近于樣機1 的2階固有頻率，很好地解釋了動態(tài)響應測試中，在相同的刀盤轉速下，樣機1振動加速度遠大于樣機2的原因。同時，收獲機刀盤在田間作業(yè)時由于泥土堆積、甘蔗輸送等原因，不可避免的產生質量不平衡[20]，加上刀盤本身存在的不平衡，與上述理由相同，在田間試驗時樣機1刀盤軸向振動也遠大于樣機2。

兩臺不同結構的收獲機田間試驗結果表明：在相同的工作參數下(刀盤轉速、車輛前進速度下)對相同品種的甘蔗進行切割，樣機1和樣機2的甘蔗宿根破頭率存在顯著差異，樣機2的甘蔗宿根破頭率僅為樣機1的56%。結合以上分析，可以初步做出推論：樣機1甘蔗宿根破頭率遠大于樣機2的原因為樣機2的動態(tài)剛度比樣機1大，導致作業(yè)時其刀盤軸向振動小于樣機1。因此，樣機2破頭率遠比樣機1為小，兩臺樣機甘蔗宿根破頭率存在顯著差異，本質上源自于兩者由于動態(tài)剛度不同而導致的切割器軸向振動的顯著差異。

4 結論

1)從結構動態(tài)特性的角度出發(fā)，可以認為樣機2結構優(yōu)于樣機1。

2)兩臺樣機動態(tài)響應的顯著差異，源自于兩臺樣機動剛度的差異，即在收獲機各個激勵源的頻率范圍內，由于樣機1的固有頻率較低而與激勵源的激勵頻率產生了共振，導致樣機1的各個測點的軸向振動遠大于樣機1。

3)兩臺樣機田間試驗時，破頭率存在顯著差異的原因可以認為源自于兩者車架及刀盤的軸向振動的顯著差異，車架及刀盤的軸向振動是破頭率產生顯著差異的直接原因。

4)甘蔗收獲機的設計應充分考慮作業(yè)時刀盤軸向振動對甘蔗宿根破頭率的影響，采取有效措施抑制刀盤的軸向振動。

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