基于多體動(dòng)力學(xué)研究的理論和方法,利用MATLAB和ADAMS軟件分別建立JS-754拖拉機(jī)振動(dòng)的數(shù)學(xué)模型和機(jī)械模型,進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)和脈沖輸入的平順性仿真分析。數(shù)學(xué)模型包括利用拉格朗日第二方程建立拖拉機(jī)3自由度振動(dòng)模型,從輪胎動(dòng)態(tài)特性出發(fā),建立拖拉機(jī)整車(chē)—輪胎耦合系統(tǒng);機(jī)械模型借助虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)JS-754拖拉機(jī)整車(chē)實(shí)體建模,并定義整車(chē)各個(gè)部件約束關(guān)系。仿真結(jié)果表明,JS-754拖拉機(jī)在D級(jí)路面下座椅處垂向加速度均方根值為0.390 9 m/s2,脈沖激勵(lì)輸入下座椅處垂向加速度最大響應(yīng)小于34.59 m/s2。仿真得到輪胎特性隨車(chē)行駛時(shí)變化曲線(xiàn),座椅處振動(dòng)頻率的范圍集中在3-5 Hz。研究表明,JS-754拖拉機(jī)平順性較好,提出的拖拉機(jī)振動(dòng)建模方法具有較強(qiáng)的參考價(jià)值,可為拖拉機(jī)以及其他非道路車(chē)輛平順性的研究提供理論依據(jù)和建模思路。 

【文章來(lái)源】：農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化研究. 2016,37(02)北大核心CSCD

【文章頁(yè)數(shù)】：7 頁(yè)

【部分圖文】：

JS-754拖拉機(jī)動(dòng)力學(xué)整車(chē)模型Fig.3JS-754tractordynamicsmodel

第2期程準(zhǔn)等：基于MATLAB/Simulink和ADAMS的拖拉機(jī)建模與振動(dòng)仿真分析399012345300320340360380行駛時(shí)間(s)輪氣胎壓(pka)圖5拖拉機(jī)輪胎氣壓變化曲線(xiàn)Fig.5Signaloftirepressure仿真結(jié)果表明，拖拉機(jī)前、后剛度特性的變化范圍分別是408.8-442.4kN/m和496.2-543.4kN/m（圖6）；前、后輪胎阻尼特性的變化范圍分別是1389-1400N·s/m和2223-2340N·s/m（圖7）。由于仿真時(shí)，前、后車(chē)輪受到相同動(dòng)載荷的作用，所以胎壓的變化相同，在合理的范圍內(nèi)胎壓和剛度呈正相關(guān)，故前、后車(chē)輪的剛度變化較一致。由于拖拉機(jī)行駛時(shí)，后輪受到的路面激勵(lì)較前輪滯后一段時(shí)間，而且不同輪胎的胎壓和阻尼變化關(guān)系也不同，所以前、后車(chē)輪的阻尼變化差異較大。圖6拖拉機(jī)輪胎剛度特性變化曲線(xiàn)Fig.6Signaloftractortirestiffnesscharacteristics3.2JS-754拖拉機(jī)脈沖輸入平順性仿真結(jié)果與分析根據(jù)GB/T5902的標(biāo)準(zhǔn)，脈沖輸入采用等腰三圖7拖拉機(jī)輪胎阻尼特性變化曲線(xiàn)Fig.7Signaloftractortiredampingcharacteristics角形狀的單凸塊，對(duì)于拖拉機(jī)等非道路車(chē)輛三角形凸塊的高度h=80mm，長(zhǎng)度L=400mm。由于拖拉機(jī)等非道路車(chē)輛行駛速度的特殊性，為了更好的進(jìn)行試驗(yàn)結(jié)果的比對(duì)，將車(chē)速的范圍設(shè)為5、10、15、20和30km/h，以拖拉機(jī)座椅垂直振動(dòng)加速度的時(shí)間歷程曲線(xiàn)（圖8）和功率譜密度作為輸出（圖9）。根據(jù)計(jì)算得到的脈沖輸入評(píng)價(jià)指標(biāo)值，各車(chē)速下座椅處最大垂直加速度（表3）皆小于34.59m/s2，所以該拖拉機(jī)以正常行駛速度過(guò)凸塊時(shí)對(duì)駕駛員的健康沒(méi)有影響。比較各車(chē)速下座椅處垂直振動(dòng)加速度的時(shí)間歷程曲線(xiàn)，可以明顯看出

第2期程準(zhǔn)等：基于MATLAB/Simulink和ADAMS的拖拉機(jī)建模與振動(dòng)仿真分析399012345300320340360380行駛時(shí)間(s)輪氣胎壓(pka)圖5拖拉機(jī)輪胎氣壓變化曲線(xiàn)Fig.5Signaloftirepressure仿真結(jié)果表明，拖拉機(jī)前、后剛度特性的變化范圍分別是408.8-442.4kN/m和496.2-543.4kN/m（圖6）；前、后輪胎阻尼特性的變化范圍分別是1389-1400N·s/m和2223-2340N·s/m（圖7）。由于仿真時(shí)，前、后車(chē)輪受到相同動(dòng)載荷的作用，所以胎壓的變化相同，在合理的范圍內(nèi)胎壓和剛度呈正相關(guān)，故前、后車(chē)輪的剛度變化較一致。由于拖拉機(jī)行駛時(shí)，后輪受到的路面激勵(lì)較前輪滯后一段時(shí)間，而且不同輪胎的胎壓和阻尼變化關(guān)系也不同，所以前、后車(chē)輪的阻尼變化差異較大。圖6拖拉機(jī)輪胎剛度特性變化曲線(xiàn)Fig.6Signaloftractortirestiffnesscharacteristics3.2JS-754拖拉機(jī)脈沖輸入平順性仿真結(jié)果與分析根據(jù)GB/T5902的標(biāo)準(zhǔn)，脈沖輸入采用等腰三圖7拖拉機(jī)輪胎阻尼特性變化曲線(xiàn)Fig.7Signaloftractortiredampingcharacteristics角形狀的單凸塊，對(duì)于拖拉機(jī)等非道路車(chē)輛三角形凸塊的高度h=80mm，長(zhǎng)度L=400mm。由于拖拉機(jī)等非道路車(chē)輛行駛速度的特殊性，為了更好的進(jìn)行試驗(yàn)結(jié)果的比對(duì)，將車(chē)速的范圍設(shè)為5、10、15、20和30km/h，以拖拉機(jī)座椅垂直振動(dòng)加速度的時(shí)間歷程曲線(xiàn)（圖8）和功率譜密度作為輸出（圖9）。根據(jù)計(jì)算得到的脈沖輸入評(píng)價(jià)指標(biāo)值，各車(chē)速下座椅處最大垂直加速度（表3）皆小于34.59m/s2，所以該拖拉機(jī)以正常行駛速度過(guò)凸塊時(shí)對(duì)駕駛員的健康沒(méi)有影響。比較各車(chē)速下座椅處垂直振動(dòng)加速度的時(shí)間歷程曲線(xiàn)，可以明顯看出

【參考文獻(xiàn)】：
期刊論文
[1]國(guó)產(chǎn)拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)固有頻率研究[J]. 徐剛,朱思洪,聶信天,賀亮,李科.  振動(dòng)與沖擊. 2014(15)
[2]基于Simulink的汽車(chē)平順性仿真分析[J]. 謝俊淋,張慶永.  機(jī)電技術(shù). 2013(01)
[3]基于ADAMS的鉸接輪式重型拖拉機(jī)振動(dòng)特性分析[J]. 張廣慶,朱思洪,宋慶德,李玲.  機(jī)械設(shè)計(jì). 2012(06)
[4]農(nóng)用輪胎徑向剛度和阻尼系數(shù)試驗(yàn)研究[J]. 聶信天,史立新,顧浩,朱思洪.  南京農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào). 2011(05)
[5]ADAMS在大馬力拖拉機(jī)整機(jī)建模中的應(yīng)用[J]. 婁秀華,毛恩榮.  農(nóng)機(jī)化研究. 2008(09)
[6]輪胎氣壓與主要影響因素的關(guān)系試驗(yàn)[J]. 王澤鵬,高峰,薛風(fēng)先.  農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào). 2007(03)
[7]從動(dòng)能定理到第二類(lèi)拉格朗日方程[J]. 陸明萬(wàn),張雄.  力學(xué)與實(shí)踐. 2003(05)
[8]輪胎包容特性分析及其在汽車(chē)振動(dòng)系統(tǒng)建模中的應(yīng)用[J]. 郭孔輝,劉青,丁國(guó)峰.  汽車(chē)工程. 1999(02)
[9]輪式拖拉機(jī)行駛振動(dòng)力學(xué)模型及振動(dòng)方程建立[J]. 王新忠,于清泉,胡文義,徐耀輝.  黑龍江八一農(nóng)墾大學(xué)學(xué)報(bào). 1998(01)
[10]汽車(chē)脈沖輸入平順性評(píng)價(jià)指標(biāo)限值的研究[J]. 高樹(shù)新,宮鎮(zhèn).  汽車(chē)技術(shù). 1996(09)



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