聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅靜力與模態(tài)性能分析

李團(tuán)飛， 劉 飛

(1.洛陽(yáng)市科技情報(bào)研究所， 河南 洛陽(yáng) 471003； 2.中材建設(shè)有限公司， 河北 唐山 063000)

中國(guó)是傳統(tǒng)的農(nóng)業(yè)大國(guó)，聯(lián)合收割機(jī)作為一種可以快速、高效收割農(nóng)產(chǎn)品的機(jī)械設(shè)備得到了迅速發(fā)展。聯(lián)合收割機(jī)在田間作業(yè)時(shí)工作環(huán)境惡劣，會(huì)產(chǎn)生較大的振動(dòng)。座椅作為連接駕駛員與車身的連接裝置，直接影響著乘坐舒適性和安全性。剪式座椅因具有穩(wěn)定性高和可靠性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)被廣泛應(yīng)用于聯(lián)合收割機(jī)[1]。因此，判斷座椅的結(jié)構(gòu)是否滿足設(shè)計(jì)要求具有十分重要的意義。

在ANSYS Workbench軟件中，靜力分析主要用來(lái)分析結(jié)構(gòu)的變化，如位移、應(yīng)力和應(yīng)變等。模態(tài)分析是動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)，主要用來(lái)分析結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性，如固有頻率和固有振型等。本文分別對(duì)聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅進(jìn)行靜力分析和模態(tài)分析，確定是否滿足設(shè)計(jì)要求。

1 剪式座椅設(shè)計(jì)

聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅主要由基座骨架、坐墊骨架和海綿墊3部分構(gòu)成，其連接方式主要有焊接和螺栓連接2種。本文研究的剪式座椅具備4個(gè)方向的調(diào)節(jié)功能：沿垂直方向的上下移動(dòng)(通過(guò)旋轉(zhuǎn)螺桿與螺母組成的螺旋副進(jìn)行調(diào)節(jié))，沿水平方向的前后移動(dòng)(通過(guò)移動(dòng)水平滑軌進(jìn)行調(diào)節(jié))。

座椅在垂直方向上的運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖如圖1所示，由螺桿螺母組成的螺旋副帶動(dòng)A、C兩點(diǎn)在凹槽內(nèi)移動(dòng)，B、D兩點(diǎn)在限位孔內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，剪桿AD、BC長(zhǎng)度固定不變，繞點(diǎn)O轉(zhuǎn)動(dòng)。有研究結(jié)果表明，剪桿長(zhǎng)度和傾角在座椅尺寸范圍內(nèi)變化時(shí)對(duì)座椅減振性能的影響很小[2]。剪式座椅帶有一組螺桿螺母調(diào)節(jié)裝置，承擔(dān)著一部分的拉應(yīng)力，綜合考慮座椅最不利的受力狀況，選取剪桿間夾角α最小時(shí)的座椅進(jìn)行建模。

座椅承受外部載荷的主要受力部分是基座骨架和坐墊骨架，連接機(jī)構(gòu)和表面蒙皮對(duì)座椅的強(qiáng)度和剛度影響很小，合理簡(jiǎn)化[3-4]后的聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅模型如圖2所示。

圖1 運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 圖2 剪式座椅模型圖

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礎(chǔ)，決定著分析的成敗。模型導(dǎo)入ANSYS Workbench后進(jìn)行前處理，經(jīng)過(guò)檢查沒(méi)有邊角突起和面與面之間存在縫隙等錯(cuò)誤建模之處[5]。剪式座椅使用的材料為Q235鋼，將Q235鋼的性能參數(shù)添加并應(yīng)用到座椅模型上，Q235鋼的性能參數(shù)如表1所示。

表1 Q235鋼性能參數(shù)

剪式座椅各組件的連接方式主要有焊接和螺栓連接2種，采用剛性單元連接的方法進(jìn)行模擬[6]。網(wǎng)格劃分的數(shù)量和精度直接影響仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性和計(jì)算時(shí)間[7]。本文設(shè)置網(wǎng)格單元大小為5 mm，以多區(qū)網(wǎng)格控制與自動(dòng)劃分網(wǎng)格控制相結(jié)合的方法進(jìn)行網(wǎng)格劃分，共劃分了345 264個(gè)節(jié)點(diǎn)和170 742個(gè)單元。網(wǎng)格劃分成功后通過(guò)檢查網(wǎng)格質(zhì)量工具對(duì)網(wǎng)格質(zhì)量進(jìn)行檢查，網(wǎng)格單元質(zhì)量為0.78、縱橫比為2.4394、雅克比為0.98、翹曲因子為9.694×10-15、傾斜度為0.435。對(duì)比網(wǎng)格質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)，劃分的網(wǎng)格質(zhì)量較好，可以進(jìn)行后續(xù)分析。

3 座椅結(jié)構(gòu)靜力分析

聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅作為連接駕駛員與車身的連接裝置，在聯(lián)合收割機(jī)工作時(shí)傳遞著各種力和力矩，座椅結(jié)構(gòu)變形會(huì)直接影響駕駛安全性，必須具有適當(dāng)?shù)膹?qiáng)度和剛度。

在座椅結(jié)構(gòu)靜力分析中，有限元方程可以寫為

[K]{u}={F}

(1)

式中：[K]為剛度矩陣；{u}為位移矢量；{F}為靜力載荷。

查閱國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB 10000—1988《中國(guó)成年人人體尺寸》可知，在18～60周歲的人群中，99%的體重為83 kg[8]。本文在駕駛員與座椅的接觸平面上施加100 kg載荷并對(duì)座椅底部的螺栓孔施加固定約束。施加載荷與約束后對(duì)座椅進(jìn)行求解，座椅的變形量和應(yīng)力分布分別如圖3和圖4所示。

圖3 豎直載荷作用下座椅變形圖 圖4 豎直載荷作用下座椅應(yīng)力分布圖

由圖3可知，在100 kg載荷下，座椅的最大變形量為1.588 mm，主要集中在座椅坐墊中心，其余部位基本無(wú)變形。由圖4可知，座椅的最大應(yīng)力點(diǎn)為座椅底部滑軌兩端，最大應(yīng)力為153.15 MPa，小于Q235鋼的屈服強(qiáng)度235 MPa，座椅整體強(qiáng)度符合日常使用要求。

根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB 15083—2019《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和實(shí)驗(yàn)方法》中的規(guī)定，對(duì)座椅施加一個(gè)通過(guò)質(zhì)心、水平向前且不小于座椅自身20倍質(zhì)量的載荷[9]。經(jīng)測(cè)量，剪式座椅質(zhì)量為13.122 kg，本文使用多點(diǎn)約束的方法對(duì)座椅施加2 600 N的載荷[10]。座椅的變形量和應(yīng)力分布求解結(jié)果分別如圖5和圖6所示。

圖5 水平載荷作用下座椅變形圖 圖6 水平載荷作用下座椅應(yīng)力分布圖

由圖5可知，在一個(gè)通過(guò)質(zhì)心、水平向前不小于座椅自身20倍質(zhì)量的載荷下，座椅的最大變形量為0.536 8 mm，主要集中于座椅坐墊處。由圖6可知，座椅的最大應(yīng)力點(diǎn)為座椅底部滑軌兩端，最大應(yīng)力為109.01 MPa，小于Q235鋼的屈服強(qiáng)度235 MPa，符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)要求。

聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅在2種載荷作用下，最大變形點(diǎn)均集中在座椅坐墊處，最大應(yīng)力點(diǎn)均在座椅底部滑軌兩端，均小于Q235鋼的屈服強(qiáng)度235 MPa，整體強(qiáng)度符合設(shè)計(jì)要求。

4 座椅模態(tài)分析

聯(lián)合收割機(jī)的剪式座椅與駕駛員可以看作一個(gè)多自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，聯(lián)合收割機(jī)工作時(shí)的大部分振動(dòng)最終都會(huì)由座椅反饋給駕駛員[11]。對(duì)聯(lián)合收割機(jī)座椅進(jìn)行模態(tài)分析，主要用來(lái)確定座椅的激勵(lì)頻率是否避開(kāi)了人體的敏感頻率，以保證駕駛員工作時(shí)的舒適性。

4.1 模態(tài)分析理論

座椅振動(dòng)模態(tài)求解時(shí)，有限元多自由度振動(dòng)方程可以寫為

(2)

當(dāng)[C]=0時(shí)，為無(wú)阻尼自由振動(dòng)系統(tǒng)，方程(2)可改寫為

(3)

假設(shè)式(3)的解為：

{u(x，y，z，t)}={φ(x，y，z)}sinω(t-t0)

(4)

式中：{φ(x，y，z)}為振幅；ω為簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)的角頻率；t為時(shí)間變量；t0為由初始條件確定的時(shí)間常數(shù)。

將式(4)代入到式(3)可得

[K-ω2M]{φ(x，y，z)}=0

(5)

式(5)中{φ(x，y，z)}有非零解的充要條件為

(6)

4.2 模態(tài)分析求解

將靜力分析時(shí)的座椅有限元模型調(diào)入到模態(tài)分析模塊中，施加約束后進(jìn)行求解得到座椅前六階振型如圖7～圖12所示。座椅前六階振型的固有頻率和特點(diǎn)如表2所示。

圖7 第一階振型 圖8 第二階振型

圖9 第三階振型 圖10 第四階振型

圖11 第五階振型 圖12 第六階振型

表2 座椅前六階固有頻率與振型特點(diǎn)

根據(jù)相關(guān)研究[12]，人體對(duì)垂直振動(dòng)的敏感頻率范圍是4～12.5 Hz，對(duì)水平振動(dòng)的敏感頻率范圍是0.5～2 Hz。將表2所示的座椅前六階固有頻率和人體敏感頻率對(duì)比可知，剪式座椅完全避開(kāi)了人體的敏感頻率，基本保證了駕駛員的工作舒適性。

5 結(jié) 語(yǔ)

對(duì)國(guó)產(chǎn)某聯(lián)合收割機(jī)的剪式座椅進(jìn)行了2種不同工況下的靜力分析，座椅受到的最大應(yīng)力均小于材料的屈服強(qiáng)度，座椅整體強(qiáng)度符合要求，結(jié)構(gòu)較為合理。對(duì)座椅進(jìn)行了模態(tài)分析，聯(lián)合收割機(jī)剪式座椅的前六階固有頻率完全避開(kāi)了人體的敏感頻率，基本保證了駕駛員的工作舒適性。