摘要：针对玉米秸秆深埋还田机田间作业过程中振动剧烈问题，对其振动特性进行了研究，并以提高低阶固有频率为目标优化机具结构，提高机具作业效果。通过模态分析，获取机具的固有频率;田间测试得到机具8个测试点的振动特性及功率谱;应用ISIGHT耦合平台对机具主结构进行参数优化，避开机具外部主要激振频率。研究表明：机具在田间作业过程中的振动主要由前进速度、自身结构、外部激励及地表情况决定，覆土装置和镇压装置具有一定的吸能减振作用，其中机具尾部已经发生共振;影响机具振动的主频集中在8-16Hz，接近机具1阶和2阶固有频率;优化后机具主结构的1阶固有频率提升至20.348Hz，可有效避免共振。田间试验表明，机具优化后作业过程中振动减少，噪音降低，作业效果良好，为秸秆深埋还田机具的设计优化提供一定的理论参考。
关键词：农业机械化工程;秸秆深埋还田机;振动;频率;优化
0引言
中国东北地区玉米秸秆资源丰富，每年可收集的玉米秸秆产量超过1.7亿吨，可利用潜力巨大。秸秆深埋还田是实现秸秆有效处理的主要途径之一[1-7]，但国内外针对秸秆深埋还田机具的研制尚处于研发阶段，推广不成熟，功能不完善，主要存在着掩埋深度不够、秸秆深埋率差，作业效率低等问题，造成犁底层加厚上移、土壤耕作层变浅制约了玉米产量，秸秆深埋还田机具的研发仍然是当今迫切需要解决的问题[8-14]。1JHL-2型秸秆深埋还田机可收集两个垄间秸秆，粉碎深埋于一个垄沟，满足了东北垄作地区雨养旱地对深松和秸秆还田的双重需求[15-16]。但是机具在田间作业过程中振动剧烈、行走直线性差，严重影响了机具的作业效果，并容易造成部件的疲劳损坏，发生故障，从而降低工作的可靠性。
振动问题已经成为农业机械向高可靠性、高作业质量和高舒适性发展的瓶颈，从而引起了国内外的研究者越来越多的关注[17-20]。王奇等[21]对指夹式玉米免耕播种机的振动特性对进行了研究，得到了振动对排种性能的影响规律;张佳喜等[22]对玉米起茬机构的田间振动进行了分析测试，从而使机构有效避免共振;高志朋等[23]对履带式稻麦联合收获机进行了振动测试与分析，得到了收获工况下各部件作业对整机振动的影响;姚艳春等[24]对玉米收获机割台及车架进行了振动测试与分析，得到了影响割台振动的主要因素，并对车架进行了结构优化，提高了无故障时间。以上关于农机装备振动测试及结构优化问题的研究已经取得了大量成果，但针对秸秆深埋还田机具的振动研究国内外却尚无报道。玉米秸秆深埋还田机具质量较大，田间作业环境复杂，工作部件众多，同时承受农田不平度引起的随机激励及秸秆粉碎装置等工作部件产生的冲击振动，机具振动较大，破坏机具的稳定性，研究秸秆深埋还田机具的振动情况对该类机具的设计有着重要的指导意义。
本文通过对秸秆深埋还田机的模态分析及田间振动测试，分析其模态振型与振动之间的关系，获得机具振动特性。并应用ISIGHT耦合平台，对机具结构进行优化，以避开机具自身及外部激振频率，优化机具结构，为秸秆深埋还田机的振动研究提供一定的参考。
1秸秆深埋还田机有限元建模分析
1.1秸秆深埋还田机结构及工作原理
1JHL-2型秸秆深埋还田机通过三点悬挂与拖拉机挂接，其技术参数如表1所示。
机具总体结构如图1所示，作业时通过前置传动箱与拖拉机动力输出轴相连获得动力，秸秆粉碎装置通过带传动与前置传动箱连接进行反转，将铺撒在地表的秸秆吸起并打碎，粉碎后的秸秆经输送装置运输至落料装置后，落入由螺旋开沟器开出的深沟中，螺旋覆土器将沟槽两侧土壤填回沟中，完成秸秆深埋作业，最后镇压器将土壤压实[25]。
1.2机具有限元模型建立及网格质量检查
1JHL-2型秸秆深埋还田机结构复杂，为了建模准确，采用Solidworks软件进行机具的三维建模，利用HyperMesh对机具进行有限元分析的前处理工作。该有限元模型较为复杂，需要对模型进行适当的简化，清理局部特征：镇压装置滚轮与连接部件采用实体和抽壳方法，并采用对称化处理;落料装置采用壳单元建模;螺旋开沟装置刀具采用壳单元，其它采用实体单元;输送装置清理局部特征;传动装置采用实体单元，其它部分采用壳单元，并做对称处理;机架进行几何清理，主要采用壳单元，局部采用实体单元，部件连接处采用刚性单元。结合机具自身结构并参考文献[24]等关于农机结构有限元模态分析网格及单元设置方法，设置最小单元尺寸为20mm，焊接点采用rbe2单元，螺栓连接采用刚性rigid单元模拟。其中轴类零件等材料采用45钢，其余结构均采用Q235钢，材料特性如表2所示。
将采用HyperMesh处理好的有限元模型导入ANSYS中，如图2所示。
机具有限元模型单元总数139481个，其中壳单元39635个，实体单元99767个，整机的网格检查如表3所示。
2.2模态计算分析
在实际作业中，低阶振动对机具的动态特性影响较大，在结构设计时避免低阶频率与外界荷载振动频率相接近。结合机具实际工作情况，并充分考虑安装工作装置对机具结构的影响，保证计算结果的准确性。去除机具外壳部分，利用LanczosMethod算法，得到主结构的前8阶自由模态，其中有限元模态分析的前3阶振型如图3所示。
由图3所示，机具主结构的1阶和2阶的固有频率分别为14.720Hz和17.147Hz，最大变形发生在机具尾部机架和开沟装置处。机具的3阶振型主要以1阶扭转为主，表明当机具受到该频率的外界激励时，易导致其沿前进方向发生扭转变形，影响作业效果，降低机具使用寿命。
2.3模态试验
模态试验是通过外界激励和响应来准确获得系统模态参数的动态测试，也是验证机具有限元模型正确性的关键步骤。为模拟自由状态，利用远小于机具刚度的弹性绳将机具结构悬挂吊起，保证其与地面不接触，处于静平衡的状态下进行，试验流程如图4所示。
进行模态试验之前，遵循测点布置原则，尽量选择重要的响应点及外力作用点，避开所关心的所有模态的节点位置，通过仿真软件布置模态试验测试点50个。
试验采用移动力锤法，利用模态力锤(美国压电公司086C03型)用力敲击标记好的激励点;为了保证精确度，每个激励点敲击3次取均值。通过力锤和三向加速度传感器(美国压电公司356A16型，量程50g，灵敏度100mV/g，频响0.3~6000Hz)将测试点的数据传输至采集系统，得到系统响应函数。待所有敲击点完成测试之后，将所测得的频响数据导入模态分析模块，通过动态测试分析系统(江苏东华DH5902)进行数据处理，得到机具的整体振动特性。其中，机具前3阶的模态结果如图5所示。
2.4试验与仿真结果对比分析
以机具试验模态为基准与有限元模态分析结果进行对比，如表4所示。可知，机具的有限元模态与试验模态结果基本一致，前8阶固有频率相对误差最大值为6.48%，说明有限元模态分析数据准确可靠。
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为了使有限元模型与实际作业工况接近，基于有限元模型，采用约束模态，在机具三点悬挂处进行铰接约束，得到机具主结构前8阶约束模态的固有频率如表5所示。
3机具田间作业振动测试
3.1机具田间作业振动系统模型
机具作业过程中同时承受着地面不平度、各工作装置阻力及发动机振动等带来的激振力。为了合理简化振动模型，忽略影响秸秆深埋还田机田间作业振动特性的次要因素，并做如下假设[27]：①秸秆深埋还田机的各个部件均为刚体。②螺旋开沟装置刚度、螺旋覆土装置刚度和镇压装置刚度为位移的线性函数;螺旋开沟装置、螺旋覆土装置、镇压装置与土壤相互作用产生的阻尼为速度的线性函数，并始终保持接触，无弹跳。③忽略机具的横向振动。假设秸秆深埋还田机田间作业地面的纵断面按正弦波进行简化，则机具的振动数学模型可简化为图6，其中，沿作业方向的波长为l，地面相对基准平面的幅值为h，机具质量为m。由图6可知，秸秆深埋还田机所受的简谐激励
3.2测试点分布
由有限元模态分析结果可知，机具机架尾部纵梁产生振动位移较大，选择其为测试点(测点3);由机具振动方程可知，外界激励对机具振动具有一定的影响，故选择秸秆粉碎装置纵梁(测点1)、开沟装置纵梁(测点2)、秸秆粉碎轴支撑板(测点4)、开沟装置处横梁(测点5)为测试点;土壤及地表对机具振动起到一定作用，故选取螺旋覆土器支撑板(测点6)和镇压轮支撑梁(测点7)获得土壤对机具的振动影响;为了解拖拉机与机具三点悬挂处的振动情况，选择三点悬挂处纵梁(测点8)为测试点，测点布置如图7(a)所示。
3.3田间试验条件与设备
2019年4月22日在沈阳市辽中区朱家房镇白沟村玉米试验田内进行田间振动测试试验，该地区为棕壤土，经过长期耕作后，犁底层较为紧实，透水性较差。试验田留茬高度平均为12cm，行距60cm，平均株距32cm，秸秆覆盖率0.8kg/m-2，试验设备包括Deere1354型拖拉机、1JHL-2型玉米秸秆深埋还田机。测试系统采用VIBXPERT-II振动分析仪(德国普卢福，频响0.8~40kHz，灵敏度100mV/g，量程600g，采样频率最大值131kHz)，测试仪自带传感器接头，可直接吸附在所需测试点的金属表面，进行振动速度(量程6m/s)、加速度及转速(量程10~200000r/min)等数据的采集,测试仪及传感器安装如图7(b)所示,采集后的数据通过处理终端(笔记本电脑)进行处理，田间测试试验如图7(c)。
4机具田间作业振动特性分析
4.1振动信号统计分析
将加速度传感器固定在测试点处，启动拖拉机，前进速度1.1m/s。将各部件调整到工作转速，待机具作业平稳，每个测试点采集3次数据，每次采集时间10s，获得机具在田间作业时8个测点的振动时域信号，其中测试点1、测试点2和测试点3的时域信号如图8所示。
为了研究不同测点的振动强弱，利用幅值分析方法，获得机具田间振动信号的幅值特性如表6所示。机具作业过程中，秸秆粉碎装置处纵梁(测试点1)和秸秆粉碎轴支座(测试点4)幅值分别为16.518m/s2和18.608m/s2，二者相差不大;相比较而言，三点悬挂处纵梁(测试点8)幅值较小，为12.268m/s2，表明秸秆粉碎装置的作业是机具的主要激励源之一。螺旋开沟装置处纵梁(测试点2)和横梁(测试点5)幅值分别为36.058m/s2和32.693m/s2，较测试点1和测试点4有所提高，表明开沟装置作业过程中受到土壤阻力作用，振动剧烈，幅值较大。机架尾部纵梁(测试点3)幅值最大，达到49.910m/s2，螺旋覆土器支撑板(测试点6)和镇压轮支撑梁(测试点7)幅值分别达到38.866m/s2和40.462m/s2，表明螺旋覆土器及镇压轮与土壤接触对振动进行了一定程度的吸能衰减;机架尾部已经产生了共振，引起强烈振动，加快机具结构强度失效，并产生较大位移，影响机具作业效果，导致机具跑偏。
4.2振动信号的功率谱分析
对平稳随机振动信号，功率谱分析方法更能体现出振动能量的分布情况。通过快速傅里叶变换处理时域信号，可获得8个测点的功率谱如图9所示。
从图9中可知，在田间作业期间，机架尾部纵梁(测试点3)的振动能量主要分布在8-16Hz，机具主结构的1阶固有频率正落入其中，并且接近2阶固有频率，从而引起机具扭转变形。而机具受到秸秆粉碎装置、螺旋开沟器与地面不平度的随机振动激励，导致测试点1和测试点2的振动能量主要集中在13-24Hz。其它各个测点振动能量也主要分布8-24Hz，但是振动能量大小有所变化。另外，根据转速可计算出机具各部件振动基频为：秸秆粉碎轴激振频率27Hz;螺旋覆土器激振频率9Hz，螺旋开沟器激振频率4.5Hz，输送装置上辊激振频率18Hz，其中螺旋覆土器及输送装置上辊接近机具1阶固有频率，容易产生共振。
5机具结构优化
5.1机具减振优化设计
根据分析得知，机具作业过程中外界激振能量频率集中分布在8-16Hz，而系统自身1阶的固有频率正好落在其中，从而发生共振，产生变形，影响机具作业效果和使用寿命。由式(4)可知，固有频率将随着系统刚度系数的增大而增大，随着质量的增大而减小。因此，可通过改变局部结构尺寸，提升秸秆深埋还田机的固有频率，改善作业效果和效率，延长机具的使用寿命。
以提升机具1阶固有频率为目标进行结构优化，机具工作部件受力大，强度要求高，经计算，通过更改机架横梁和纵梁截面尺寸的方法对其1阶固有频率的提升效果并不明显，因此需要采用更改机架局部结构的方式进行优化。根据设计条件要求，机架前部由于安装工作部件，已无更改空间;由田间测试可知机具后部振动剧烈，可更改尾部局部结构。优化结构增加横梁3，在横梁1和横梁4处安装加强筋，并在横梁2和横梁3之间增加斜撑，以此提升机具的刚度，提升1阶固有频率，优化后的结构如图10所示。——论文作者：高文英，林静，李宝筏，王伟，谷士艳
