果園單軌運輸車多工況振動測試與分析

仇樹成， 胡永光， 張成龍

(江蘇大學 農業(yè)工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

我國水果種植環(huán)境大多為高低起伏的丘陵山地，道路條件差，對于許多山地果園而言，傳統的機械很難進入展開作業(yè)[1].目前果園的運輸工作，主要依靠人力推車來完成，勞動強度大、效率低[2].隨著城市化的發(fā)展，農村大量年輕勞動力向城市轉移，在農村繼續(xù)經營果園大都是留下的老齡人，導致人力資源短缺，勞動力成本不斷上升[3].為降低人們的勞動強度、增加果農的經濟效益，國內外均進行了不同類型山地果園運輸機械的研究，各種各樣的山地果園運輸機械應運而生.

國內外對山地果園軌道運輸機械的研究已取得顯著成果.文獻[4-8]研發(fā)了以輪式農用運輸車、履帶式運輸車、架空索道、單軌運輸車、雙軌運輸車等為主要代表的山地果園運輸機械.其中對單軌運輸機振動方面的研究多為牽引機、齒條齒形以及軌道受力等，但在單軌運輸車振動特性、結構減振設計、避免果品機械損傷方面研究較少[9-12].周然[13]通過對黃花梨進行了運輸振動損傷的試驗研究，指出運輸過程的機械損傷主要與運輸的振動有關.G.L.BARCHI等[14]記錄了一輛半掛車(氣體懸架)的振動情況，發(fā)現運輸過程中引起水果損傷的多為低頻振動，并且振動頻率主要在46 Hz以下D.C.SLAUGHTER等[15]利用纖維板箱包裝梨子，發(fā)現在車輛運輸過程中引起水果損傷的振動多為低頻振動，并且發(fā)現最容易導致梨機械損傷的頻率為40 Hz以下.然而單軌運輸車運輸作業(yè)時，因無減振結構，使載物廂振動較大，運輸過程中會對果品帶來不同程度的機械損傷，造成不必要的經濟損失.

文中根據山地果園單軌運輸車的結構特點，運用東華振動測試分析系統，對智辰ZC-3GBYD-300型山地果園軌道運輸車空載全油門和滿載全油門在怠速、水平、上坡、下坡、轉彎等共10種工況下進行振動測試，并通過姿態(tài)傳感器(MTI-30)測得載物廂在10種工況下的最大擺動角度，得到影響單軌運輸車振動的主要因素，以期為改善單軌運輸車的振動，減少其運輸過程中果品的機械損傷提供參考.

1 材料與方法

1.1 試驗對象

試驗對象為ZC-3GBYD-300型山地果園軌道運輸車，主要包括動力裝置、傳動裝置、驅動裝置、載物廂、軌道等，如圖1所示.

圖1 單軌運輸車整體結構

該單軌運輸車主要是以汽油機提供動力，將動力通過皮帶輪傳遞給齒輪箱，經齒輪箱減速增矩后傳遞給驅動銷輪，通過與焊接在軌道下方的齒條相嚙合來實現單軌運輸車前進、后退、上坡、下坡.載物廂通過連桿與動力裝置及下方的支撐滾輪組件相連接，并且與支撐滾輪組件之間多為焊接或螺栓等剛性連接，缺少減振措施.因此，由汽油機、齒輪箱、驅動銷輪與齒條嚙合沖擊等激勵源引起并傳遞到載物廂的振動無法得到降低，對果品在運輸過程中造成機械損傷，影響果農經濟效益[16-17].

1.2 單軌運輸車主要激振源分析

依據單軌運輸車的結構特性，可將單軌運輸車看作多自由度彈性振動系統，其可在外部激勵下產生振動與變形.當單軌運輸車的某階固有頻率與各激勵源的頻率相同或接近時，就會產生整機共振，造成運輸過程中果品的機械損傷.

最為常見的外部激勵為汽油機氣缸內混合氣燃燒時，曲軸產生變化的周期性脈沖轉矩，使汽油機反作用轉矩產生波動.該波動造成發(fā)動機周期性的扭轉振動，即燃燒激振頻率f1，其計算公式[18]為

(1)

式中：n為汽油機轉速，r·min-1；i為汽油機氣缸數，個；c為汽油機沖程數.

由不平衡的回轉質量和往復運動的質量引起的汽油機慣性激振力合力矩激振頻率f2，其計算公式如下：

(2)

式中：Q為不平衡力比例系數，一階不平衡力Q=1，二階不平衡力Q=2.

ZC-3GBYD-300型山地果園軌道運輸車采用的是單缸風冷四沖程汽油機.存在一階、二階慣性力并產生相互疊加的效果.發(fā)動機、變速箱、載物廂支撐滾輪組件，及驅動銷輪與齒條相嚙合等激勵源是單軌運輸車產生振動的主要原因[19].

1.3 測試流程

單軌運輸車振動試驗的基本原理如圖2所示.DH5902動態(tài)信號采集儀通過安裝在單軌運輸機各測點上的三向加速度傳感器，測得的振動信號經動態(tài)信號分析軟件分析處理后，得到各測點相應的頻譜信號，由各測點的頻譜圖，得出各個測點的加速度及其對應的頻率.

圖2 振動測試流程圖

1.4 測試系統

測試系統由DH5902動態(tài)信號采集儀、三向加速度傳感器和姿態(tài)傳感器組成，如圖3所示.

圖3 測試系統組成

東華振動測試分析系統通過無線連接的方式，將吸附在單軌運輸車各測點的三向加速度傳感器測得的時域信號，經過快速傅里葉變換得到各測點的頻譜信號.姿態(tài)傳感器直接與上位機程序相連接，實時讀取載物廂左、右方向的角度變化.各設備的主要性能參數如表1所示.

表1 主要試驗設備性能參數

1.5 方案與測點布置

由于汽油機、齒輪箱、驅動銷輪以及載物廂支撐滾輪組件運動時振動較大，結合現有的試驗條件，選取發(fā)動機安裝底座、驅動銷輪安裝機架、載物廂前輪支撐座、載物廂后輪支撐座4個測點，如圖4所示.試驗工況如表2所示.

圖4 測點位置分布

表2 振動試驗測試工況

1.6 振動試驗與信號采集

試驗開始之前，標記各測點位置并將其擦拭干凈.三向加速度傳感器的一端通過圓形瓷片吸附在標記的各測點位置，另一端通過信號線與DH5902動態(tài)信號采集儀連接，DH5902動態(tài)信號采集儀通過無線網絡與計算機相連接，實時采集各測點不同工況下的頻譜信號.設置采集系統中的采樣頻率2.56 kHz，分析頻率取整，采樣方式為連續(xù)取樣，延遲點數為200，觸發(fā)量級為10級，平均方式為線性平均，平均次數為3.為了便于后期各測點加速度信號的處理分析，將傳感器的X、Y、Z3個通道分別對應單軌運輸車載物廂的前后、左右、上下方向[20].圖5為單軌運輸車在滿載怠速情況下，發(fā)動機通過X通道獲取的時域信號和頻域信號，在DHDAS信號分析軟件中經傅里葉變換得到載物廂不同工況下的振動加速度幅值及頻率等[21].

圖5 測點1，發(fā)動機安裝底座信號

2 結果與分析

2.1 不同工況下的最大振動幅值及其頻率

各測點不同工況下的采集數據如表3所示.由表3可知：工況1單軌運輸車空載全油門怠速時3個方向均在25.391 Hz處取得最大峰值，此時發(fā)動機理論轉速為3 047 r·min-1與發(fā)動機的額定轉速3 100 r·min-1接近.X方向(前后)、Y方向(左右)、Z方向(上下)的振動分別在測點2、測點3和測點3處最大振動幅值達到最大，分別為1.227、1.613和1.681 m·s-2(發(fā)動機燃燒激振頻率25.830 Hz).此時，發(fā)動機在X方向的振動和載物廂在Y、Z方向的振動是單軌運輸車的主要激振源；測點1和測點2在X方向的振動幅值遠大于測點3和測點4，可能是發(fā)動機燃燒激勵引起的振動通過軌道傳遞給驅動銷輪的結果.

表3 各測點不同工況下的最大振幅值及其頻率

由工況5可知，單軌運輸車在轉彎時各測點在55.711 Hz處X、Z方向的最大振動幅值最大，在104.492 Hz處Y方向取得最大峰值.發(fā)動機的一階慣性力激振頻率為51.670 Hz、二階慣性力激振頻率為103.330 Hz，說明此時振動主要是由發(fā)動機的一階、二階慣性力引起的.相對工況2、3、4，工況5的最大振動幅值在X方向增大73.5%，Y方向增加74.4%，Z方向增大78.5%，且均發(fā)生在測點1.此時，單軌運輸車在X、Y、Z方向振動都比較明顯，這是由發(fā)動機一階、二階慣性力引起的振動，和轉彎時軌道轉彎半徑及離心力造成的.

工況6相對于工況1，單軌運輸車在X、Z方向的最大振動幅值均有所增加，其中測點1的增幅明顯，X方向的最大振動幅值為8.417 m·s-2，增加了近7倍，Z方向的最大振動幅值變化最為明顯，增加了近10倍達到了10.817 m·s-2.Y方向的最大振動幅值表現為測點1和測點2增加，測點3和測點4減少.以此表明，滿載全油門怠速時，發(fā)動機的振動是造成單軌運輸車振動的主要因素.

工況7與工況2 相比，單軌運輸車測點1、測點2在X、Y、Z3個方向上的最大振動幅值均有所增加，其中X方向增加最為明顯，說明發(fā)動機和驅動銷輪的振動是單軌運輸車振動的重要組成部分.測點3和4在X、Y、Z3個方向上的最大振動幅值均有所減少.其中，Y方向變化最為明顯，分別降低了86.0%和76.0%，這可能是載物廂滿載時，貨物對載物廂以及單軌運輸車整體的振動有一定的緩沖效果.

工況8與工況3相比，滿載時單軌運輸車各測點在Y方向的最大振動幅值均有明顯減少，其中測點3、4在Y方向的最大振動幅值變化最大，分別減少了86.8%和81.7%.另外測點4在Z方向的最大振動幅值變化較大，其降低了86.1%.可見當載物廂裝滿貨物時，單軌運輸車各測點在Y方向的振動皆大幅度降低，說明負載對載物廂以及發(fā)動機X方向的振動具有較大的緩沖效果.

工況9與工況4相比，滿載全油門下坡時，單軌運輸車在測點1的X、Y、Z3個方向上均獲得最大振動幅值，分別為6.903、1.338和7.755 m·s-2.其中測點1的最大振動幅值在X、Y方向增大了4倍左右，在Z方向上增大了5倍，說明發(fā)動機的振動是滿載全油門下坡時整機振動的重要組成部分；測點3和4在X、Y方向的最大振動幅值也略微減少，測點3在Z方向上的最大振動幅值略有增加.

由工況10可以看出，測點1、2在X和Y方向的最大振動幅值比工況5增大了71.8%、71.6%和76.8%、80.7%，其值分別為16.306、7.941、9.566和5.934 m·s-2；Z方向的最大振動幅值增加了86.4%，其值為11.390 m·s-2.測點3和測點4在X、Y方向的最大振動幅值也有較為明顯的增加，說明為了使?jié)M載單軌運輸車實現轉彎，不僅要克服齒輪齒條嚙合時的沖擊振動，還要克服自身重力和離心慣性力的作用.故滿載全油門轉彎時X、Y、Z3個方向的振動幅值要比其他工況要大的多.

2.2 不同工況下載物廂最大擺動角度分析

根據國際地理學聯合會地貌調查與地貌制圖委員會提議將坡度劃分為以下7個等級[22]：平原至微傾斜平原，0°～2°；緩斜坡，2°～5°；斜坡，5°～15°；陡坡，15°～25°；急坡，25°～35°；急陡坡，35°～55°；垂直坡，>55°.結合軌道的實際，分別在斜坡、陡坡、急坡分組內選取軌道的安裝角度分別為10°、20°和30°，標記于軌道便于開展試驗.

由上述單軌運輸車不同工況下的振動測試可知，行進速度、載物廂的載貨質量和軌道的安裝角度，對載物廂上、下坡和轉彎時的振動幅值以及擺動角度有很大影響.用角度儀測量軌道的實際安裝角度，秒表測得運輸車的行進速度，通過調整油門大小控制單軌運輸車的行進速度.選取單軌車行進速度X1、載貨質量X2、軌道安裝角度X3作為試驗因素，以載物廂左右方向的擺動角度Y1為評價指標，各因素均取三水平進行正交試驗[23]，如表4所示.

表4 因素水平編碼

采用Box-Benhnken響應面法對單軌運輸車不同工況下的振動情況進行試驗設計，共17組試驗.試驗方案及結果，如表5所示.

表5 響應面分析設計表

使用Design-Expert 8.06軟件對本次試驗指標擺動角度Y1進行分析，如表6所示.由表6可以看出模型項P<0.000 1，失擬度不顯著.因此，回歸模型和擬合的二次回歸方程與實際相符合，能夠正確反應載物廂的擺動角度Y1，與行進速度X1、載貨質量X2、軌道安裝角度X3之間的關系.該模型的修正系數R2=0.970 5，模型中X1、X3的P值小于0.01，說明該因素對擺動幅度Y1的影響極為顯著.X12、X32的P值小于0.05，說明該因素對擺動幅度Y1的影響顯著.X1X2、X1X3、X2X3、X22的P值大于0.05，說明該因素對擺動幅度Y1的影響不顯著，將表5和表6中所得的數據進行二次多元回歸擬合，得到振動幅值Y2與各因素編碼值之間的二次回歸方程為

表6 載物廂擺動角度方差分析

y2=2.57+0.58X1-0.11X2+1.14X3+
0.15X1X2-0.28X1X3-0.08X2X3+0.34X12-
0.056X22-0.56X32.

(3)

由回歸方程系數的絕對值大小可以看出，單軌運輸車運行時，各因素對載物廂擺動角度Y1的影響由大到小為軌道安裝角度X3、行進速度X1、載貨質量X2.

2.2.1 單因素效應分析

各因素對單軌運輸車運行時擺動角度Y1的影響曲線如圖6所示.

圖6 單因素對擺動角度的影響

由圖6可以看出，行進速度、載貨質量和軌道角度都對載物廂擺動角度的影響顯著，擺動角度隨著行進速度的增加而增大，可能是行進速度增大后汽油機、齒輪箱及齒輪齒條嚙合時產生振動的原因.擺動角度隨著載貨質量的增加而逐漸減少，說明負載對來自汽油機、齒輪箱、齒輪齒條嚙合等激勵源產生的振動具有一定緩沖效果.而擺動角度隨著軌道角度的增加先快速增加后趨于平緩.

2.2.2 多因素交互作用分析

各因素相互作用對擺動角度的影響如圖7所示.由圖7a可以看出，載貨質量對擺動角度的影響較小，隨著行進速度的增大，擺動角度緩慢上升.這是由于載貨質量增加，整機質量增大，導致載物廂在Z方向的最大振動幅值降低[24-25].行進速度對擺動角度的影響程度大于載貨質量.由圖7b可以看出，隨著行進速度的增加，擺動角度起初增加的趨勢較緩慢，當行進速度超過0.5 m·s-1以后快速增加.隨著軌道角度的增加，擺動角度呈先增加后趨于平緩的變化趨勢.這可能是整車起步時，對載物廂牽引力較大，使載物廂振動加劇，載物廂擺動角度增加，待整機運行平穩(wěn)時，擺動角度趨于平緩.由響應曲面可知，軌道角度和行進速度的交互作用對擺動角度影響顯著，其軌道角度相比行進速度影響更大.軌道角度和載貨質量交互作用對擺動角度的影響如圖7c所示，由圖可知載貨質量對擺動角度的影響較小.隨著軌道角度的增加，擺動角度先增大后趨于平緩.這可能是隨著軌道角度的增加，載物廂對軌道的作用力由重力轉化為重力分力，且隨角度增加而減小造成的.由響應曲面可知，軌道角度對擺動角度的作用效果比載物質量更明顯.

圖7 交互因素對最大擺動角度的影響

3 結 論

1) 發(fā)動機在X方向的振動和載物廂在Y、Z方向的振動是單軌運輸車的主要激振源，且發(fā)動機的燃燒力矩以及發(fā)動機的一階、二階慣性力矩是單軌運輸車產生振動的主要原因.由滿載各工況頻率值可知，最大振動頻率值集中在64～70 Hz之間，會對果品造成機械損傷.因此，可通過在發(fā)動機的安裝底座上添加減震裝置來減少整機振動，從而降低運輸過程對果品的機械損傷.

2) 單軌運輸車在滿載全油門工況下，各測點在Y方向最大振動幅值都有明顯的減少，其中測點3、4在Y方向的最大振動幅值變化最大，分別減少了86.8%和81.7%.當載物廂裝滿貨物時，單軌運輸車整機各測點在Y方向的振動都大幅度降低，即負載對整機的左右方向的振動具有較大的緩沖效果.

3) 整機全油門空載和滿載轉彎2種工況相比其他工況最大振動幅值變化較大.單軌運輸車在空載轉彎時，X、Y、Z3個方向的最大振動幅值比其他工況增加了73.5%、74.4%和78.5%；滿載轉彎時，分別增加了88.4%、83.1%和79.5%.其中測點1、2在X、Y方向的最大振動幅值相比空載時增大了71.8%、71.6%和76.8%、80.7%，Z方向的最大振動幅值增加了86.4%.測點3、4在X、Y方向的最大振動幅值也有較為明顯的增大.說明滿載轉彎時，單軌運輸車不僅要克服齒輪齒條嚙合時的沖擊振動，同時還要克服自身重力和離心慣性力的作用.故滿載全油門轉彎時，X、Y、Z3個方向的振動幅值比其他工況都大.

4) 采用Design-Expert8.06軟件進行試驗設計，對影響單軌運輸車載物廂振動的3個因素X1、X2、X3進行單因素和多因素交互作用分析，結果表明對擺動角度Y1的影響由大到小為X3、X1、X2.