【摘要】：由于路面條件惡劣、特殊沖擊工況、車輛自身動力傳動系統(tǒng)振動等原因,農用車輛駕駛員會承受全身振動,嚴重損害其身心健康。大量試驗案例表明,駕駛員長時間處于強烈的振動環(huán)境下,會因腰酸背痛等癥狀,大大降低工作效率甚至喪失工作能力。駕駛員在駕駛農用車輛時,將受到六個自由度方向的振動,其中垂向、俯仰、側傾和水平方向的振動最為明顯。國內外學者已對垂向、俯仰和側傾三個方向的振動特性及相應減振措施進行了大量的研究,對水平方向的振動特性等內容的研究卻較之甚少。因此,研究農用車輛橫向乘坐振動特性及其影響因素,對進一步提高駕駛員的乘坐舒適性,降低職業(yè)疾病的發(fā)生率,具有重要的理論指導和實際意義。本文以常發(fā)CF700型拖拉機為研究對象,在理論分析的基礎上,用仿真和試驗相結合的方法,研究了輪胎胎壓和行駛速度對無懸架拖拉機乘坐橫向振動特性的影響,對拖拉機振動系統(tǒng)橫向固有頻率進行了研究,并提出了橫向座椅懸架的設計構想,用遺傳算法對橫向座椅懸架系統(tǒng)的主要參數進行了優(yōu)化,驗證了橫向座椅懸架系統(tǒng)可以改善駕駛員的橫向乘坐舒適性,完成的主要工作歸納如下:1.拖拉機橫向乘坐振動特性理論研究,建立無懸架拖拉機三自由度Y-Z平面振動模型,進行拖拉機座椅處橫向、垂向和側傾固有頻率理論公式的推導,計算出三個方向固有頻率值分別為1.6 Hz、3.3 Hz和3.1Hz,得到拖拉機座椅處三個方向振動固有頻率都與后輪胎胎壓成線性關系。利用推導的拖拉機座椅處振動系統(tǒng)的頻率響應函數,得到座椅處橫向振動、垂向振動和側傾振動相對于左、右輪激勵的幅頻特性曲線,進而推導出拖拉機座椅處振動系統(tǒng)的橫向加速度均方值、垂向加速度均方值和側傾加速度均方值的計算公式。2.拖拉機橫向乘坐振動特性仿真分析,建立橫向振動系統(tǒng)仿真模型,以100 m長較平滑試驗跑道作為路面激勵,仿真分析拖拉機輪胎胎壓和行駛速度對拖拉機座椅處線振動加速度的影響,結果表明:行駛速度為3.5 km/h時,隨著輪胎胎壓的增大,座椅橫向加速度和垂向加速度都較為平緩地增大;當行駛速度不小于6 km/h時,無論輪胎胎壓取何值,其橫向加速度均方根值始終小于垂向加速度均方根值,且兩者之間的差值會隨輪胎胎壓的增大而增大;當行駛速度為12km/h時,隨著輪胎胎壓的增大,橫向加速度均方根值和垂向加速度均方根值的變化都近似趨于穩(wěn)定。3.拖拉機橫向乘坐振動特性試驗研究,搭建拖拉機橫向振動測試系統(tǒng),通過改變前、后輪胎胎壓和行駛速度進行實車試驗,對試驗數據進行處理以獲取拖拉機座椅處橫向固有頻率、橫向加速度功率譜密度和橫向加速度均方根值。試驗結果表明,隨著后輪胎壓的增大,座椅處橫向固有頻率會逐漸增大,且試驗值與理論計算值的最大相對誤差為4.67%;當前進速度為3.5 km/h時,橫向加速度試驗值在0.911 m/s2之間波動;當速度不小于6 km/h時,橫向加速度均方根試驗值的變化規(guī)律與仿真結果的變化規(guī)律一致,試驗值比仿真值要小,其相對誤差最大值為5.26%。相對誤差均在可接受范圍內,表明建立的理論模型和仿真模型是可行性的。前輪胎壓的變化對拖拉機座椅處橫向固有頻率、橫向加速度功率譜密度和橫向加速度均方根值的影響都不是很大。4.拖拉機振動系統(tǒng)質心處橫向固有頻率研究,通過建立無懸架拖拉機橫向側傾兩自由度空間振動模型,推導出拖拉機振動系統(tǒng)質心處橫向固有頻率理論計算公式,對其進行試驗驗證。研究結果表明,當前輪胎壓不變時,質心處橫向固有頻率與后輪胎壓成線性關系;當后輪胎壓不變時,質心處橫向固有頻率與前輪胎壓成非線性關系。隨著行駛速度的增大,拖拉機振動系統(tǒng)質心處橫向固有頻率逐漸減小;當速度大于9 km/h時,質心處橫向固有頻率趨于穩(wěn)定。試驗值雖比理論計算值大,但最大相對誤差也僅為1.11%,表明所推導的質心處橫向固有頻率理論公式可用于輪式拖拉機質心處橫向固有頻率的計算。5.拖拉機橫向座椅懸架系統(tǒng)的物理建模與參數優(yōu)化,建立橫向座椅懸架系統(tǒng)的物理模型,提出一種帶螺旋彈簧和磁流變阻尼器的半主動橫向座椅懸架模型構想,確定橫向座椅懸架系統(tǒng)剛度和阻尼比的取值范圍。基于MATLAB軟件,通過遺傳優(yōu)化算法對橫向懸架系統(tǒng)的關鍵參數進行優(yōu)化,優(yōu)化后的橫向懸架剛度和阻尼比分別為1927.388 N/m和0.532,仿真分析得到優(yōu)化后的加速度功率譜密度比優(yōu)化前降低了65.8%,表明提出的橫向座椅懸架系統(tǒng)能大大提高拖拉機駕駛員的橫向乘坐舒適性。
【學位授予單位】：南京農業(yè)大學
【學位級別】：碩士
【學位授予年份】：2017
【分類號】：S219
【圖文】：

駛室懸架、前橋懸架、后橋懸架和全懸架等各個方面進行了減振研宄。國產拖拉機的逡逑減振裝置簡陋，有些甚至沒有懸架裝置，不平路面所產生的振動通過輪胎及各個部件逡逑傳遞到座椅，此時座椅處頻率正好處于人體最敏感頻率范圍［１２］。從圖１－１所示的“疲逡逑勞一功效降低界限”中可以看出，人體所承受振動的最敏感頻率范圍為：對于垂直振逡逑動，敏感頻率范圍為４？８邋Ｈｚ；而人體對于水平振動的頻率范圍為１？２邋Ｈｚ，且頻率逡逑大約低于３邋Ｈｚ以下時，人體在橫向方向上所承受的振動要比垂向方向更為敏感。然逡逑而可惜的是在１？８邋Ｈｚ頻率范圍內，座椅減振效果并不好［１３］，特別是在１？２Ｈｚ低頻逡逑率范圍內的振動，絕大部分座椅海綿軟墊不能起到很好的隔振效果，反而會放大振動逡逑強度［１４】。由邋ＩＳＯ邋（Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ邋Ｏｒｇａｎｉｚａｔｉｏｎ邋ｆｏｒ邋Ｓｔａｎｄａｒｄｉｚａｔｉｏｎ，ＩＳＯ）指標忍受曲線逡逑可知，人體對水平方向振動的忍受曲線要比垂直方向的低得多（大約是垂直方向振動逡逑忍受曲線的７０％）邋［１５］。Ｕｌｒｉｃｈ等研究表明

度和模擬的逼真度之間有所取舍。逡逑１９５３年，Ｈａａｃｋ首次用理論建模的方法分析拖拉機振動特性，建立了二質點振動逡逑模型，如圖１－２所示，提出了座椅懸架優(yōu)化設計理論要求，并試驗驗證了該理論要求逡逑的正確性［１７］。次年，他又建立了如圖１－３所示的拖拉機縱平面振動模型，對彈性前橋逡逑進行了理論分析，并推導出了前橋懸架剛度的理論計算公式［１８］。逡逑＼邐邐邋ｒ—，邋￡逡逑ｊ－＾邐－邋ｋｉｉ＼Ｃｓ逡逑ｚｉ邋１邐廠邋｜邋＿邐Ｊ，邋ｊ逡逑／／／／／邐ｆＴｌ＼邐［邋■邋■逡逑界＆逡逑ｕＴ＾ｒｎｎ邋—逡逑圖１－２拖拉機二質點振動模型邐圖１－３拖拉機平面振動模型逡逑Ｆｉｇ．邋１－２邋Ｔｗｏ邋ｐａｒｔｉｃｌｅ邋ｖｉｂｒａｔｉｏｎ邋ｍｏｄｅｌ邋ｏｆ邋ｔｒａｃｔｏｒ邐Ｆｉｇ．邋１－３邋Ｔｒａｃｔｏｒ邋ｐｌａｎｅ邋ｖｉｂｒａｔｉｏｎ邋ｍｏｄｅｌ逡逑１９６４年，清華大學的趙六奇用拉格朗日法建立了拖拉機二自由度平面模型，對逡逑拖拉機振動系統(tǒng)進行了理論和試驗研宄，推導出了輪式拖拉機振動系統(tǒng)的偏頻和主頻逡逑理論計算公式及在余弦激勵下的響應［１９］。逡逑１９７２年，Ｓｊｑｆｌｏｔ和Ｓｕｇｇｓ研究了拖拉機低頻角振動特性，搭建振動試驗平臺，逡逑試驗拖拉機一側車輪駛過等間距障礙物

度和模擬的逼真度之間有所取舍。逡逑１９５３年，Ｈａａｃｋ首次用理論建模的方法分析拖拉機振動特性，建立了二質點振動逡逑模型，如圖１－２所示，提出了座椅懸架優(yōu)化設計理論要求，并試驗驗證了該理論要求逡逑的正確性［１７］。次年，他又建立了如圖１－３所示的拖拉機縱平面振動模型，對彈性前橋逡逑進行了理論分析，并推導出了前橋懸架剛度的理論計算公式［１８］。逡逑＼邐邐邋ｒ—，邋￡逡逑ｊ－＾邐－邋ｋｉｉ＼Ｃｓ逡逑ｚｉ邋１邐廠邋｜邋＿邐Ｊ，邋ｊ逡逑／／／／／邐ｆＴｌ＼邐［邋■邋■逡逑界＆逡逑ｕＴ＾ｒｎｎ邋—逡逑圖１－２拖拉機二質點振動模型邐圖１－３拖拉機平面振動模型逡逑Ｆｉｇ．邋１－２邋Ｔｗｏ邋ｐａｒｔｉｃｌｅ邋ｖｉｂｒａｔｉｏｎ邋ｍｏｄｅｌ邋ｏｆ邋ｔｒａｃｔｏｒ邐Ｆｉｇ．邋１－３邋Ｔｒａｃｔｏｒ邋ｐｌａｎｅ邋ｖｉｂｒａｔｉｏｎ邋ｍｏｄｅｌ逡逑１９６４年，清華大學的趙六奇用拉格朗日法建立了拖拉機二自由度平面模型，對逡逑拖拉機振動系統(tǒng)進行了理論和試驗研宄，推導出了輪式拖拉機振動系統(tǒng)的偏頻和主頻逡逑理論計算公式及在余弦激勵下的響應［１９］。逡逑１９７２年，Ｓｊｑｆｌｏｔ和Ｓｕｇｇｓ研究了拖拉機低頻角振動特性，搭建振動試驗平臺，逡逑試驗拖拉機一側車輪駛過等間距障礙物

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本文編號：2753501