【摘要】：由于路面條件惡劣、特殊沖擊工況、車輛自身動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)等原因,農(nóng)用車輛駕駛員會(huì)承受全身振動(dòng),嚴(yán)重?fù)p害其身心健康。大量試驗(yàn)案例表明,駕駛員長(zhǎng)時(shí)間處于強(qiáng)烈的振動(dòng)環(huán)境下,會(huì)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(nóng)用車輛時(shí),將受到六個(gè)自由度方向的振動(dòng),其中垂向、俯仰、側(cè)傾和水平方向的振動(dòng)最為明顯。國(guó)內(nèi)外學(xué)者已對(duì)垂向、俯仰和側(cè)傾三個(gè)方向的振動(dòng)特性及相應(yīng)減振措施進(jìn)行了大量的研究,對(duì)水平方向的振動(dòng)特性等內(nèi)容的研究卻較之甚少。因此,研究農(nóng)用車輛橫向乘坐振動(dòng)特性及其影響因素,對(duì)進(jìn)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(dǎo)和實(shí)際意義。本文以常發(fā)CF700型拖拉機(jī)為研究對(duì)象,在理論分析的基礎(chǔ)上,用仿真和試驗(yàn)相結(jié)合的方法,研究了輪胎胎壓和行駛速度對(duì)無(wú)懸架拖拉機(jī)乘坐橫向振動(dòng)特性的影響,對(duì)拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)橫向固有頻率進(jìn)行了研究,并提出了橫向座椅懸架的設(shè)計(jì)構(gòu)想,用遺傳算法對(duì)橫向座椅懸架系統(tǒng)的主要參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化,驗(yàn)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(jī)橫向乘坐振動(dòng)特性理論研究,建立無(wú)懸架拖拉機(jī)三自由度Y-Z平面振動(dòng)模型,進(jìn)行拖拉機(jī)座椅處橫向、垂向和側(cè)傾固有頻率理論公式的推導(dǎo),計(jì)算出三個(gè)方向固有頻率值分別為1.6 Hz、3.3 Hz和3.1Hz,得到拖拉機(jī)座椅處三個(gè)方向振動(dòng)固有頻率都與后輪胎胎壓成線性關(guān)系。利用推導(dǎo)的拖拉機(jī)座椅處振動(dòng)系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù),得到座椅處橫向振動(dòng)、垂向振動(dòng)和側(cè)傾振動(dòng)相對(duì)于左、右輪激勵(lì)的幅頻特性曲線,進(jìn)而推導(dǎo)出拖拉機(jī)座椅處振動(dòng)系統(tǒng)的橫向加速度均方值、垂向加速度均方值和側(cè)傾加速度均方值的計(jì)算公式。2.拖拉機(jī)橫向乘坐振動(dòng)特性仿真分析,建立橫向振動(dòng)系統(tǒng)仿真模型,以100 m長(zhǎng)較平滑試驗(yàn)跑道作為路面激勵(lì),仿真分析拖拉機(jī)輪胎胎壓和行駛速度對(duì)拖拉機(jī)座椅處線振動(dòng)加速度的影響,結(jié)果表明:行駛速度為3.5 km/h時(shí),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(dāng)行駛速度不小于6 km/h時(shí),無(wú)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(huì)隨輪胎胎壓的增大而增大;當(dāng)行駛速度為12km/h時(shí),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(jī)橫向乘坐振動(dòng)特性試驗(yàn)研究,搭建拖拉機(jī)橫向振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng),通過(guò)改變前、后輪胎胎壓和行駛速度進(jìn)行實(shí)車試驗(yàn),對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行處理以獲取拖拉機(jī)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(yàn)結(jié)果表明,隨著后輪胎壓的增大,座椅處橫向固有頻率會(huì)逐漸增大,且試驗(yàn)值與理論計(jì)算值的最大相對(duì)誤差為4.67%;當(dāng)前進(jìn)速度為3.5 km/h時(shí),橫向加速度試驗(yàn)值在0.911 m/s2之間波動(dòng);當(dāng)速度不小于6 km/h時(shí),橫向加速度均方根試驗(yàn)值的變化規(guī)律與仿真結(jié)果的變化規(guī)律一致,試驗(yàn)值比仿真值要小,其相對(duì)誤差最大值為5.26%。相對(duì)誤差均在可接受范圍內(nèi),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(duì)拖拉機(jī)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(jī)振動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)心處橫向固有頻率研究,通過(guò)建立無(wú)懸架拖拉機(jī)橫向側(cè)傾兩自由度空間振動(dòng)模型,推導(dǎo)出拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)心處橫向固有頻率理論計(jì)算公式,對(duì)其進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。研究結(jié)果表明,當(dāng)前輪胎壓不變時(shí),質(zhì)心處橫向固有頻率與后輪胎壓成線性關(guān)系;當(dāng)后輪胎壓不變時(shí),質(zhì)心處橫向固有頻率與前輪胎壓成非線性關(guān)系。隨著行駛速度的增大,拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)質(zhì)心處橫向固有頻率逐漸減小;當(dāng)速度大于9 km/h時(shí),質(zhì)心處橫向固有頻率趨于穩(wěn)定。試驗(yàn)值雖比理論計(jì)算值大,但最大相對(duì)誤差也僅為1.11%,表明所推導(dǎo)的質(zhì)心處橫向固有頻率理論公式可用于輪式拖拉機(jī)質(zhì)心處橫向固有頻率的計(jì)算。5.拖拉機(jī)橫向座椅懸架系統(tǒng)的物理建模與參數(shù)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(dòng)橫向座椅懸架模型構(gòu)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(guò)遺傳優(yōu)化算法對(duì)橫向懸架系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)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(jī)駕駛員的橫向乘坐舒適性。
【學(xué)位授予單位】：南京農(nóng)業(yè)大學(xué)
【學(xué)位級(jí)別】：碩士
【學(xué)位授予年份】：2017
【分類號(hào)】：S219
【圖文】：

駛室懸架、前橋懸架、后橋懸架和全懸架等各個(gè)方面進(jìn)行了減振研宄。國(guó)產(chǎn)拖拉機(jī)的逡逑減振裝置簡(jiǎn)陋，有些甚至沒(méi)有懸架裝置，不平路面所產(chǎn)生的振動(dòng)通過(guò)輪胎及各個(gè)部件逡逑傳遞到座椅，此時(shí)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(dòng)的最敏感頻率范圍為：對(duì)于垂直振逡逑動(dòng)，敏感頻率范圍為４？８邋Ｈｚ；而人體對(duì)于水平振動(dòng)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(shí)，人體在橫向方向上所承受的振動(dòng)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(nèi)，座椅減振效果并不好［１３］，特別是在１？２Ｈｚ低頻逡逑率范圍內(nèi)的振動(dòng)，絕大部分座椅海綿軟墊不能起到很好的隔振效果，反而會(huì)放大振動(dòng)逡逑強(qiáng)度［１４】。由邋ＩＳＯ邋（Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ邋Ｏｒｇａｎｉｚａｔｉｏｎ邋ｆｏｒ邋Ｓｔａｎｄａｒｄｉｚａｔｉｏｎ，ＩＳＯ）指標(biāo)忍受曲線逡逑可知，人體對(duì)水平方向振動(dòng)的忍受曲線要比垂直方向的低得多（大約是垂直方向振動(dòng)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(jī)振動(dòng)特性，建立了二質(zhì)點(diǎn)振動(dòng)逡逑模型，如圖１－２所示，提出了座椅懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)理論要求，并試驗(yàn)驗(yàn)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(jī)縱平面振動(dòng)模型，對(duì)彈性前橋逡逑進(jìn)行了理論分析，并推導(dǎo)出了前橋懸架剛度的理論計(jì)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(jī)二質(zhì)點(diǎn)振動(dòng)模型邐圖１－３拖拉機(jī)平面振動(dòng)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(xué)的趙六奇用拉格朗日法建立了拖拉機(jī)二自由度平面模型，對(duì)逡逑拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了理論和試驗(yàn)研宄，推導(dǎo)出了輪式拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的偏頻和主頻逡逑理論計(jì)算公式及在余弦激勵(lì)下的響應(yīng)［１９］。逡逑１９７２年，Ｓｊｑｆｌｏｔ和Ｓｕｇｇｓ研究了拖拉機(jī)低頻角振動(dòng)特性，搭建振動(dòng)試驗(yàn)平臺(tái)，逡逑試驗(yàn)拖拉機(jī)一側(cè)車輪駛過(guò)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(jī)振動(dòng)特性，建立了二質(zhì)點(diǎn)振動(dòng)逡逑模型，如圖１－２所示，提出了座椅懸架優(yōu)化設(shè)計(jì)理論要求，并試驗(yàn)驗(yàn)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(jī)縱平面振動(dòng)模型，對(duì)彈性前橋逡逑進(jìn)行了理論分析，并推導(dǎo)出了前橋懸架剛度的理論計(jì)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(jī)二質(zhì)點(diǎn)振動(dòng)模型邐圖１－３拖拉機(jī)平面振動(dòng)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(xué)的趙六奇用拉格朗日法建立了拖拉機(jī)二自由度平面模型，對(duì)逡逑拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了理論和試驗(yàn)研宄，推導(dǎo)出了輪式拖拉機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的偏頻和主頻逡逑理論計(jì)算公式及在余弦激勵(lì)下的響應(yīng)［１９］。逡逑１９７２年，Ｓｊｑｆｌｏｔ和Ｓｕｇｇｓ研究了拖拉機(jī)低頻角振動(dòng)特性，搭建振動(dòng)試驗(yàn)平臺(tái)，逡逑試驗(yàn)拖拉機(jī)一側(cè)車輪駛過(guò)等間距障礙物

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1 郭s

本文編號(hào)：2753501