基于虚拟激励法的三轮机动车振动分析
第５３卷第１期
Ｖ０１．５３
Ｎｏ．１
农业装备与车辆工程
ＡＧＲＩＣＵＬＴＵＲＡＬ
２０１５年１月
ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ
Ｊａｎｕａｒｙ
２０１５
ＥＱＵＩＰＭＥＮＴ＆ＶＥＨＩＣＬＥ
ｄｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１６７３—３１４２．２０１５．０１．００５
基于虚拟激励法的三轮机动车振动分析
刘文晓１．卢玉传２刘灿昌１
（１．２５５０４９山东省淄博市山东理工大学交通与车辆工程学院；２．１０００００北京市中国北方车辆研究所）［摘要】应用虚拟激励法分析求解三轮机动车在路面随机激励下的振动响应。建立了三轮机动车七自由度振动模型。并用能量法推导其振动微分方程。由虚拟激励法推导系统振动响应量的功率谱密度，求解系统振动响应量功率谱密度，给出应用虚拟激励法求解汽车随机振动的计算实例。该计算方法在一定程度上反映出汽车振动性能和平顺性好坏．为三轮机动车的平顺性和安全性设计提供理论参数计算依据。［关键词］三轮机动车；平顺性；随机振动；虚拟激励法［中图分类号］Ｕ４６１
［文献标志码］Ａ
［文章编号］１６７３—３１４２（２０１５）０１—００１９—０５
ｏｎ
ＶｉｂｒａｔｉｏｎａｌＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＴｈｒｅｅ－ｗｈｅｅｌＶｅｈｉｃｌｅＢａｓｅｄ
ＰｓｅｕｄｏＥｘｅｉｔａｆｉｏｎ
Ｍｅｔｈｏｄ
ＨｕＷｅｎｘｉａ０１，ＬｕＹｕｃｈｕａｎ２，ＬｉｕＣａｎｃｈａｎ９１
（１．ＳｃｈｏｏｌｏｆＴｒａｎｓｐｏｒｔａｎｄＶｅｈｉｃｌｅＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＳｈａｎｄｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，ＺｉｂｏＣｉｔｙ，ＳｈａｎｄｏｎｇＰｒｏｖｉｎｃｅ２５５０４９，Ｃｈｉｎａ；
２．ＣｈｉｎａＮｏｒｔｈＶｅｈｉｃｌｅＲｅｓｅａｒｃｈＩｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｂｅｉｊｉｎｇ１０００００，Ｃｈｉｎａ）
［Ａｂｓｔｒａｃｔ］Ｔｈｅ
ｖｉｂｒａｔｏｒｙ
ｒｅｓｐｏｎｓｅ
ｏｆｔｈｒｅｅ－ｗｈｅｅｌｖｅｈｉｃｌｅ
ｕｎｄｅｒｔｈｅｒａｎｄｏｍｒｏａｄｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｓ
ｗａｓ
ｓｔｕｄｉｅｄｂｙｔｈｅ
ｍｅｔｈｏｄｏｆ
ｐｓｅｕｄｏ—ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎ．Ｔｈｅｂｕｉｌｔ
ｂｙｔｈｅｍｅｔｈｏｄ
ｓｅｖｅｎ
ｆｒｅｅｄｏｍｓｖｉｂｒａｔｏｒｙｍｏｄｅｌｏｆｔｈｒｅｅ—ｗｈｅｅｌｖｅｈｉｃｌｅｗａｓ
ｂｕｉｌｔ．Ｔｈｅ
ｖｉｂｒａｔｏｒｙｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｌｅｑｕａｔｉｏｎｓｗｅｒｅ
ｆｒｏｍｐｓｅｕｄｏ—ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎ
ｏｆｅｎｅｒｇｙ．Ａｖｉｒｔｕａｌｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｏｆｔｈｅｒｏａｄｓｐｏｗｅｒｓｐｅｃｔｒｕｍｄｅｎｓｉｔｙｗａｓｄｅｒｉｖｅｄ
ｍｅｔｈｏｄ．Ｔｈｅｍｅｔｈｏｄｏｆａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｏｆｐｓｅｕｄｏ—ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｔｏｖｉｂｒａｔｉｏｎｒｅｓｐｏｎｓｅａｎａｌｙｓｉｓｏｆｔｈｅｓｙｓｔｅｍｗａｓａｐｐｌｉｅｄ．Ｓｏｍｅｅｘａｍｐｌｅｓｗｅｒｅ
ｇｉｖｅｎｔｏｔｈｅｖｉｂｒａｔｏｒｙｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ
ｏｆｖｅｈｉｃｌｅ
ｕｎｄｅｒｒａｎｄｏｍ
ａ
ｖｉｂｒａｔｉｏｎ．Ｔｈｅ
ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｃｏｕｌｄ
ｒｅｆｌｅｃｔｔｈｅ
ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅｏｆｖｉｂｒａｔｉｏｎａｎｄｈａｒｓｈｎｅｓｓｏｆｔｈｅａｕｔｏｍｏｂｉｌｅｉｎ
ｐａｒａｍｅｔｅｒｓｗａｓ
ｃｅｒｔａｉｎｅｘｔｅｎｔ．Ａｄｅｓｉｇｎａｎｄｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄｏｆｔｈｅｔｈｅｏｒｅｔｉｃａｌ
ｐｒｏｖｉｄｅｄｆｏｒｔｈｅｒｉｄｅｃｏｍｆｏｒｔａｎｄｓａｆｅｔｙｏｆｔｈｒｅｅ—ｗｈｅｅｌｖｅｈｉｃｌｅ．
ｍｏｔｏｒ
［Ｋｅｙｗｏｒｄｓ］ｔｈｒｅｅ—ｗｈｅｅｌｅｄｖｅｈｉｃｌｅ；ｖｅｈｉｃｌｅｒｉｄｅｃｏｍｆｏｒｔ；ｒａｎｄｏｍｖｉｂｒａｔｉｏｎ；ｐｓｅｕｄｏ—ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎｍｅｔｈｏｄ
０引言
三轮机动车作为一种廉价而且便利的交通工具，在中国交通运输业中起到重要作用。由于三轮机动车结构简单．减震效果差，且多行驶于路况较差的路面。研究其平顺性和舒适性具有十分重要
的意义。
分析文献还较为少见。文献【８］建立三轮机动车跨越障碍物的侧翻动力学模型，应用动力学理论对车辆侧翻现象进行分析。赵武云等【９Ｉ建立了以板壳
单元为基本单元的三轮农用运输车机架有限元计
算模型，利用有限元分析软件ＡＮＳＹＳ对其进行了静态、自由振动和随机振动分析。
本文考虑驾驶室人椅系统，建立了三轮机动车七自由度振动模型，利用能量法推导了三轮机动车振动微分方程。由车辆路面不平度引起的竖向激励构造虚拟路面加速度激励，应用虚拟激励法推导系统振动响应量的功率谱密度公式，求解系统振动响应量的功率谱密度，给出应用虚拟激励法求解汽车随机振动的计算实例。
１
随着人们对汽车舒适性和安全性要求的提高．车辆行驶振动的研究已经成为当今汽车研究的热点之一［１１。虚拟激励法（Ｐｓｅｕｄｏ
Ｅｘｃｉｔａｔｉｏｎ
Ｍｅｔｈｏｄ．简称ＰＥＭ）作为一种将平稳随机振动分析转化为简谐振动分析，将非平稳随机振动分析转化为确定性时间历程分析的算法，在汽车振动分析中得到广泛应用【刎。三轮机动车的建模和振动
三轮机动车七自由度振动模型建立
利用拉格朗日方程得到三轮机动车七自由度
收稿日期：２０１４—１０—２１
修回日期：２０１４—１２—０３
农业装备与车辆工程
２０１５矩
车辆模型的动力学方程（模型如图１所示）。三轮机动车在水平路面做匀速直线运动时，其动能表
示为
｝后Ｊｑ如）—ｚ，耵］２＋｝后可ｋ矿一０—９功】２＋
Ｚ－Ｚｏ
下１后６牡耐一（＝斗中６＋夙）】２＋下１．｜｝６扛ｕｒｒ－－仁＋妒６一夙）］２＋
二
１
厶
难丁１，，。弘＇２＋｝嘶孑＋｝靠刍＋了１，，ｋｚ＂。２＋｝‘
ｐ
｝缸［０一妒回・以】２
‘
（２）
２＋｝却２＋÷ｍｓＺ？＋ｃｃ
（１）
式中：｜｜｝订，ｋ矿，矗。，ｋ。．——前轮等效刚度、前轮上方悬架刚度、后轮每个车轮等效刚度和后轮上方悬架刚度；尼。——座椅刚度；＾——驾驶员质心到戈轴
式中：ｍｂ，吼，，，‰，矾——车辆悬挂质量、前轮质心的Ｙ轴的转动惯量和车身绕通过质心的ｘ轴的
量、后轮质量和座椅质量；厶、卜车身绕通过质距离；卜座椅到车辆质心的水平距离；ｒ车
转动惯量；彳——车辆悬挂质量竖向位移；ｚｗｆ，ｚ州，ｚ，——前轮竖向位移、左后轮竖向位移和右后轮车辆悬挂质量俯仰角位移；二，——座椅竖向位移；ｃｃ——车平动动能。
辆质心到前轮的距离；６——车辆质心到后轮的距离；ｓ——左右两侧后轮到车辆纵向对称面的距离。
三轮机动车在水平路面上做匀速直线运动时，系统阻尼力和外力做功的表达式为
７
竖向位移；卜车辆悬挂质量侧向角位移；妒——
跏＝乞Ｑｉ＆ｌ＿Ｒ（￡妞矿ＲＯ胁。＋ＲＯ妞扩
ｉ＝ｌ
ｃ４ｑ厂ｚ。庐（ｑ＿厂ｚ０一ｃｔ￡Ｉ（ｑ缸）一ｚ。垆（ｑ缸）－ｚ曲＋ｃ—ｇ舡）一ｚ。泌（ｇ缸）心Ｊ—ｃｄｚ盯一０一妒回ｐｋ妒一Ｇ—妒功卜
Ｃｂｒ［Ｚｍ．１一（ｚ＋妒６＋钒）】６ｋ。ｄ一０＋妒６＋夙）卜Ｃｂ如。一０＋妒６一夙）ｐ瞳。一０＋妒６一夙）卜Ｃ，［０一妒回一ｚ。科Ｇ一妒功—瓦］
（３）
式中：Ｑ——各广义坐标对应的广义力；Ｅ（￡）——
轮胎受到的外力（江１，２，３）；ｃ盯，ｃ６，，ｃ。，ｃ６ｒ－—常轮
等效阻尼、前轮上方悬架阻尼、后轮每个车轮等效阻尼、后轮上方悬架阻尼；ｅ——驾驶室座椅阻尼器的阻尼系数。
引入拉格朗日方程
面ａ（西ＯＬｊ）一（》Ｑ－
其中：Ｌ＝Ｔ－Ｖ。
）０ｂｊ
（４）
将式（１）、（２）、（３）代人式（４）ｌｉｌｌ得到三轮机动车七自由度车辆模型的动力学方程
沏】｛ｚ｝＋［ｃ］｛彳）＋陬】｛ｚ）－｛Ｆ｝
０
０
ｏｏｏ
ｏｏｏｏ
ｏｏｏｏｏ
０Ｏ００００
ｌ。０
（５）
图１三轮车辆模型
Ｆｉｇ．１
Ｍｏｄｅｌｏｆ
ｔｈｅｔｈｒｅｅ－ｗｈｅｅｌｖｅｈｉｃｌｅ
（ａ）三轮车振动模型（ｂ）三轮车平面图
三轮机动车在水平路面做匀速直线运动时，忽略其重力势能的影响，三轮机动车总势能为
ｙ＝丁１后矿［咖）吆ｌ｛，］２ｔ丁１厅埘ｖ舭，１驯２＋
鼽肛巨
０００００
ｌｒ０００Ｏ
～ｏ
ｏｏ
‰ｏ
ｏ
‰ｏ
％
第５３卷第１期刘文晓等：基于虚拟激励法的三轮机动车振动分析
２１
ｋ６ｊ＋２ｋ６ｒ＋后，０
础矿
诫
０
２ｓ２ｋ６ｒ
一础６—２６七６ｒ－ｄｋ；０
删倒
纸
嘲＝
－ｋ唾０一ｋｈ—ｓｋｈ一
一后６ｒ
ｓ后占ｒ
一
—ｋ，０
舭ｏ‰嘶娠慨执
ｃｂｊ＋２ｃ６，＋ｃ。
０
一∞６厂卜２６ｃ６ｉ一如，
０
２ｓ２ｃ６ｒ
０
－ａｃⅣ＋２ｂｃ，，如，
０ａＺｃｂ！，＋２ｂ２ｃｂｒ＋毋ｃｓ日％ｆ
［ｃ］＿
－ｃ矿
０
ａｃｖ
－－Ｃｂｒ
－－￥Ｃｂｒ
－ｂｃ打０－－ＣｂｒＳＣ６，
一ｂｃｈ
—Ｃ＾
０
如。０
忙）＝｛ｚ，０，妒，。妒，ｚ叫，ｚ。，ｚ。）；矿｝＝｛Ｏ
０
０
Ｅ（￡）Ｆ２（ｔ）Ｆ３（ｔ）０）７。
方程（５）即是三轮机动车七自由度车辆模型
的动力学方程。
２虚拟激励算法三轮机动车七自由度车辆模型振动分析中应用
以虚拟简谐激励戈＝、／ｉ—ｅ“代替随机激励．则相应的响应量ｙ＝ＨＶＴＩｅ“。因此，Ｓ庐＼Ｈ＼２Ｓ。，ｓｆＳ翊．ｓ庐Ｈ１ｓ。
其中：上标“”’表示复共轭【３ｌ。
车辆由路面不平度引起的竖向激励，相当于
结构物受竖向地震作用，加速度激励谱为
Ｇｉ∞）＝山４Ｇ。∞）
（６）
运动微分方程（５）转化为
［，托］｛ｚ）＋［ｃ］｛ｚ）＋［七】｛ｚ）＝一【，以】｛Ｅ）ｚ“￡）
（７）
式中：｛Ｅｌ－一惯性力指标向量，本模型取假ｌ＿｛１，０，０，１，１，１，１）；讯）——路面不平度引起的竖向加
速度。
构造虚拟路面加速度激励
ｊ以）＿、俪・ｅ“
（８）
设该系统无阻尼模态矩阵为９，作模态变换
ｚＯ）＝９珏（￡）
（９）
式中：Ｈ（￡）＝ｈＯ）ｕ２（ｔ）…ｕ，（￡）］７是系统广义模态坐标向量。将式（９）代人方程（７），然后左乘ｇｏｒ，并假定阻尼矩阵Ｃ关于模态矩阵ｐ正交，则得广义模
一ｋｂｆ
一ｋ打ｋ
０
一ｓｋｈ以“
一６七６ｒｌ｜｝矿．｜｝矿
Ｏ也妣枷ｏｋ她ｏ
“ｏ如ｏ
０ｋ。＋后６ｒｏ
０Ｏ０
０
ｏ“ｏｏ—ｏ
ｏ七
一ｃⅣ
一ｃ６ｒ０
一ｓｃ６ｒ
—ｂｃｈ
ｃ４＋ｃ６，０
‰‰‰ｏ飞。如ｏ
ｃ。ｒ＋ｃ６ｒ
ｏ
０
００
ｏ％川‰。，慨。
ｏ以
态坐标运动方程
』旷ｕＯ）＋Ｃ’ｕＯ）＋Ｋ‘ｕ０）＝一９７Ｍ（Ｅ）、／Ｇ。（∞）ｅ血
（１０）
式中：Ｍ＊＝ｄｉａｇ［Ｍｉ］＝ｑＪＭ‘ｏ；Ｃ’＝ｄｉａｇ［Ｃ。】－９‰；
Ｋ＋＝ｄｉａｇ［Ｋｉ】＝妒ｘ妒。
方程（１０）可写为解耦的主受迫振动方程
Ｍ。＋暂ｐ。“。（￡）＋∞。２Ｍ。－－＇３＇。、／Ｇｊｐ）ｅ妇（ｉ＝１，２，…，７）（１１）
式中：∞广一系统第ｉ阶无阻尼自振圆频率，０．１。＝
面Ｋｉ；卜第ｉ阶模态阻尼比，玉２瓦Ｃ面ｉ
；７广一第
ｉ阶振型参与系数，７Ｆ渺｝Ⅵｍ】｛Ｅｌ。
求解式（１１），并代人式（９）得到实际系统受迫
振动的响应：
㈨）｝－ｐ］｛Ⅱｏ））＝一∑３４ｔｉＭ俪ｅ“（１２）
式中：Ｈｉ＝爵丽１面万（ｉ＝１，２，－－－，７）（１３）
令ｓＦ山肠。，则Ｈ。＝告—摩书
（１４）
ｌｋｐｉ
其中肛丽面１丽矛；Ｏｉ＝ａｒｃｔａｎ静。
由功率谱矩阵的表达式可知㈣
［＆】．仁｝＋ｚ】
（１５）
由式（１２）和（１５）得到所需的响应功率谱矩阵
阪雠｝＋忙降∑∑珊｛妒№ｊ饵瓴Ｇｉ和）（１６）
３
算例分析
以某型号三轮汽车为仿真算例，已知车辆的
农业装备与车辆工程
２０１５正
长宽高分别为４
８７０ｍｍ、１５７０
ｍｍ和１８２０ｍｍ；
驾驶员质心到ｚ轴距离为１２２０
ｍｍ；座椅质心到
车辆质心的水平距离为４００ｍｍ：车辆质心到前轮
轮心的距离为２８８０
ｍｍ：车辆质心到后轮轮心的
距离为１
２９０
ｍｍ。车后轮距为ｌ
３８０
ｒａｍ；车整备
质量和总质量为９５０ｋｇ和２
０（３０
ｋｇ。三轮机动车
的其它参数详见表ｌ。
表１三轮机动车的振动参数
Ｔａｂ．１
Ｔｈｅｖｉｂｒａｔｉｏｎａｌｐａｒａｍｅｔｅｒｓｏｆｔｈｅｔｈｒｅｅ—ｗｈｅｅｌｖｅｈｉｃｌｅ
编制整车仿真程序并将车辆模型数据代入运动微分方程和虚拟激励功率谱方程．分析整车的振动特性。当车速１５ｒｉｄｓ时，得到给定测点的位移功率谱密度曲线如图２—５所示。图２为“人椅系统”的位移功率谱密度曲线．由图看出“人椅系统”在三轮机动车一阶固有频率１．０５５处出现振动峰值。图３和图４为车辆前后轮位移功率谱曲线，在一阶固有频率出现振动峰值。
宵
量
￥暑
赵韶蜜｛；５｝唇
频率俎ｚ
圈２车辆座椅位移功率谱曲线
Ｆｉｇ．２Ｔｈｅ
ｃｕｒｖｅｓ
ｏｆｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｗｅｒ
ｓｐｅｃｔｒｕｍｏｆｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｃｈａｉｒ
喜
堇
嚣馨
臀
图３车辆前轮位移功率谱曲线
Ｆｉｇ。３Ｔｈｅｃｕｒｖｅｓｏｆｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎ
ｐｏｗｅｒ
ｓｐｅｃｔｒｕｍｏｆｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｆｒｏｎｔｔｉｒｅ
图５为车辆悬挂质量的位移功率谱密度曲线。由图看出车辆悬挂质量在一阶固有频率出现振动峰值，其图像几乎和上面的“人椅系统”一样，但振动峰值要明显小于“人椅系统”。
贯苣曼例獭拯褥蛋
图４车辆后轮位移功率谱曲线
Ｆｉｇ．４Ｔｈｅｃｕｒｖｅｓｏｆｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｗｅｒ
ｓｐｅｃｔｒｕｍｏｆｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｂａｃｋｔｉｒｅ
口芝’￥趟稍獭褂督
图５车辆悬挂质量位移功率谱曲线
Ｆｉｇ。５Ｔｈｅ
ｃｕｒｖｅｓｏｆ
ｄｅｆｌｅｃｔｉｏｎｐｏｗｅｒ
ｓｐｅｃｔｒｕｍｏｆｔｈｅｖｅｈｉｃｌｅｂｏｄｙ
计算得到悬架系统阻尼器在不同阻尼比情形下的幅频特性和相频特性曲线，如图６、图７所
第５３卷第１期刘文晓等：基于虚拟激励法的三轮机动车振动分析
２３
示。由图６的幅频特性曲线可知，随着悬架系统阻尼器阻尼比的增大，车辆质量中心的振幅将减小，可见，阻尼比越大，对共振峰值的衰减越有效。从图７的相频特性曲线可知，受迫振动的响应与激励力在低频范围内同相，在高频范围内反相。
４
结论
建立了三轮机动车七自由度振动模型。并用能
量法推导其振动微分方程。给出了在恒定车速下应用实模态虚拟激励法求得的系统振动响应量的功率谱密度曲线，分析三轮机动车汽车振动性能和平顺性。该计算方法求解方便，计算结果在一定程度上反映出汽车振动性能和平顺性好坏。便于进行车辆的振动分析和平顺性评价，为三轮机动车的平顺性和安全性设计提供理论参数计算依据。
参考文献
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姐姐珊卸姐虮
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１（）
图６幅频特性曲线
Ｆｉｇ．６Ｔｈｅｃｕｒｖｅｓｏｆｔｈｅａｍｐｌｉｔｕｄｅｆｒｅｑｕｅｎｃｙｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ
一（＝Ｏ２６ｌ６０４
一Ｃ＝０．４２７
【７】徐文涛，张亚辉，林家浩．基于虚拟激励法的车辆振动灵敏度分析及优化ｍ．：Ｏｔ３战强度，２０１０（３）：３４７—３５２．
一．（＝Ｏ．２３１
［＝０．２２８１－一￡＝０２３９５
【８】
刘灿昌，冈４宪约，柴山，王利民．农用三轮机动车跨越障碍物的侧翻动力学分析阴．携．拉嘲与农用运输车，２００９（５）：６６－－６８．
【９】
图７相频特性曲线
Ｆｉｇ．７Ｔｈｅ
ｃｕｒｖｅｓ
赵武云，吴劲锋，张锋伟等．三轮农用运输车机架动静态特性分析［Ｊ】农业机械学报，２００５（１１）：２９—３３．
ｏｆｔｈｅｐｈａｓｅｆｒｅｑｕｅｎｃｙｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃ
作者简介
刘文晓（１９９卜），女，山东理工大学交通与车辆工程
学院本科生。Ｅ—ｍａｉｌ：ｓｄｕｔｌｃｃｈ＠１６３．ｃｏｒｎ
农机产业２０１５年总产值有望突破４０００亿元
自从２００４年推出农机购置补贴，我国农机行业已经走过了黄金十年。依靠市场需求的刚性增长和政策的强力推动．中国农机工业连续１０年以高速增长，成为名副其实的农机制造大国。２０１３年．全国规模以上农机企业主营业务收入３
５７１．５８
来国际资本的青睐．国际农机巨头纷纷在中国落户。与此同时，国内工程机械、汽车行业资本也积极进入农机领域．加速对农机企业的并购和投资的步伐。早在２０１３年，中联重科就提出构筑工程机械、农业机械等五大板块齐头并进的发展格局。
与此同时．我国农机工业也存在“传统农机产
品产能过剩，但新兴农机具又供给不足”等问题，制造企业良莠不齐．整体呈现出“多、小、散、弱”的
亿元。“十二五”规划到２０１５年实现的两个定量指标：“农机总动力达到１０亿ｋＷ”，２０１２年已提前实现：“耕种收综合机械化水平达到６０％以上”．预计也将于今年提前实现，预期可达６１％以上。
当前．我国正处于加快改造传统农业、大力发展现代农业的关键时期。农机产业将迎来重大发展机遇，专家预计，到２０１５年，全国农机工业总产值有望突破４０００亿元。中国农机市场的巨大蛋糕引
特征。农业机械产品种类和性能与发达国家相比还有很大差距。因此，农机产业到了必然的调整期．“十三五”规划编制也必须树立新视野、实现新发展，推动农机工业由中低端向高端加速转变。