矮化密植紅棗收獲機騎跨式機架的有限元分析

李琳琳,王麗紅,坎 雜,李成松,張亞歐

(石河子大學 機械電氣工程學院，新疆 石河子 832003)

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矮化密植紅棗收獲機騎跨式機架的有限元分析

李琳琳,王麗紅,坎 雜,李成松,張亞歐

(石河子大學 機械電氣工程學院，新疆 石河子 832003)

根據(jù)新疆矮化密植棗園地面特點，為提高紅棗收獲機的工作性能，利用Ansys有限元分析軟件分析紅棗收獲機在平整地面勻速直線運動工況下和在地面不平整工況下機架應力、變形的大小及分布情況。結果表明：最大變形發(fā)生在機架頂部發(fā)動機的安裝位置及縱梁上激振裝置的安裝位置，應力集中發(fā)生在前段縱梁、方管與方管的連接處，可根據(jù)所得數(shù)據(jù)校核機架強度。同時，對機架進行模態(tài)分析和諧響應分析，求解出機架的固有頻率和振型，通過與外界激振頻率對比分析及諧響應分析得出機架位移隨頻率變化的趨勢，在頻率為30Hz時，產生共振，求解得出30Hz處最大應力為804.35MPa、最大變形為15.312mm。由于最大應力大于機架材料的屈服極限，機架產生斷裂，因此應對機架進行優(yōu)化改進，使機架滿足靜載荷和激振載荷作用下的強度要求，保證矮化密植紅棗收獲機的安全、可靠。

紅棗收獲機；騎跨式機架；靜力學分析；模態(tài)分析；諧響應分析

0 引言

目前，新疆矮化密植紅棗種植面積逐年增加，為提高紅棗產業(yè)的生產效率，紅棗機械化采收已是必然趨勢[1]。騎跨式機架是紅棗收獲機的主要受力部件，因此對機架的結構強度分析顯得尤其重要。由于作業(yè)環(huán)境復雜，作用在機架上的激振力是機架產生變形的一個主要原因，而激振力的主要來源有采收裝置、輸送鏈、發(fā)動機等部件，以及地面等處激振所產生的隨機振動。當外部激振頻率與機架固有頻率接近時，就會產生共振，共振使機架在工作過程中產生較大的位移，影響紅棗收獲機的工作性能。剛度和強度是反映紅棗收獲機車身性能的兩個重要技術指標。本文利用Ansys有限元分析軟件對機架進行靜力學分析[2]和動力學分析，得到機架工作過程中應力、變形的大小及分布情況和固有頻率、振幅及主振型，驗證機架結構的可行性，保證紅棗收獲機工作時整機穩(wěn)定、安全、可靠。

1 機架結構參數(shù)化建模

1.1 機架結構模型建立

騎跨式機架主要由Q235普通碳素結構鋼成型的方鋼焊接而成，包括橫梁、豎梁、縱梁及底梁等組件。機架沿收獲機前進方向長度為4 670mm，左右方向長度為1 780mm，豎直方向高為1 880mm，縱梁的橫截面為100mm×100mm，底梁、豎梁以及橫梁的橫截面均為80mm×100mm，方鋼的壁厚為8mm。因此，在SolidWorks三維軟件中建立如圖1所示的參數(shù)化模型。

1.方向盤 2.左縱梁一 3.座椅 4.采收裝置支撐 5.發(fā)動機 6.液壓油箱 7.右縱梁一 8.橫梁 9.豎梁 10. 右后輪支撐 11.右縱梁二 12.左后輪支撐 13.底梁 14.右前輪支撐 15.左前輪支撐 16.左縱梁二

1.2 機架有限元模型及網格劃分

由于機架結構復雜，為了得到較準確的有限元模型，建模時忽略車架上的附屬結構，并對其做如下簡化：

1)將焊縫和其他各部分當作一個整體，不考慮焊接處材料特性的變化，忽略焊縫對機架整體性能的影響。

2)忽略各段梁上的工藝孔和裝配孔，將各段梁的圓角和倒角簡化為直角。

3)將騎跨式機架的密度視為均勻分布。

采用Ansys軟件對參數(shù)化模型進行有限元分析時，將簡化后的三維模型導入，材料設置為Q235，彈性模量為210GPa，密度為7 850kg/m3，泊松比為0.3。根據(jù)機架的結構形式和受力特點，在Workbench模塊中對模型進行網格化分，設置單元尺寸為15mm，劃分后得到的單元總數(shù)為123 801，節(jié)點總數(shù)為522 758。網格劃分后的有限元模型如圖2所示。

圖2 機架模型及網格劃分圖

2 機架結構靜力學分析

矮化密植紅棗收獲機騎跨式機架承受垂直于機架平面的壓力，由于工作環(huán)境復雜，分析在不同工況下機架結構的變形和應力分布情況，并對強度進行校核。

2.1 機架受力分析

機架是紅棗收獲機的主要受力部件，施加在機架上的載荷不僅包括機架質量、機架上各總成與附屬件質量等靜載荷外，還要承受附加的沖擊載荷，且沖擊載荷對機架的穩(wěn)定性影響較大。對機架承受的靜垂直載荷做如下處理：機架質量按照均布載荷處理，平均分配到機架的縱梁二上,發(fā)動機、駕駛室、液壓油箱等按集中載荷作用在支撐位置處。主要的靜載荷計算如下：

縱梁二各個節(jié)點上的力為

Fi=M1g/n

(1)

式中Fi—加載到節(jié)點上的力(i為節(jié)點號)；

M1—機架質量(kg)，M1=1 123.4；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8；

n—節(jié)點總數(shù)，n=34 970。

代入數(shù)據(jù)得：Fi=0.314 8N。

發(fā)動機施加在機架頂部的集中力為

F=Mg

(2)

式中F—發(fā)動機施加在機架上的集中載荷；

M—發(fā)動機的凈質量(kg),M=355；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入數(shù)據(jù)得：F=3 479N。

駕駛室施加在機架上集中載荷為

G=G1+G2

(3)

式中G—駕駛室施加在機架上的集中載荷；

G1—駕駛室的凈量(N)，G1=98；

G2—人的重量(N)，G2=784；

代入數(shù)據(jù)得：G=210N。

液壓油箱施加在機架上集中載荷為

G3=ρabhg

(4)

式中G3—液壓油箱施加在機架上的集中載荷；

ρ—液壓油的密度[3](kg/m3)，ρ=900；

a—液壓油箱的長(mm)，a=700；

b—液壓油箱的寬(mm)，b=550；

h—液壓油箱的高(mm)，h=380；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入數(shù)據(jù)得：G3=1 290.366N。

振動裝置施加在機架頂部的集中力為

Fz=Mzg

(5)

式中Fz—振動裝置施加在機架上的集中載荷；

Mz—振動裝置的質量(kg),Mz=517.39；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入數(shù)據(jù)得：Fz=5 070.422N。

2.2 彎曲工況

彎曲工況[4-5]是在紅棗收獲機滿載且靜止或平整路面上勻速直線運動時的受力狀況，紅棗收獲機的四輪支撐與縱梁的交叉處設置為固定約束如圖1所示，機架質量均布施加在縱梁二上，各部件施加給機架的集中力作用在各支撐位置上。

所得應力云圖如圖3所示。其最大應力發(fā)生在右縱梁二與第二右豎梁的連接處，其局部放大圖如圖4所示。從圖4可看出最大應力73.282MPa。彎曲工況的變形圖如圖5所示，最大變形發(fā)生在機架頂部和縱梁處，變形量為0.863 69mm，主要由于發(fā)動機施加給機架的力大于其他各部件施加的力所導致。

2.3 扭轉工況

紅棗收獲機在不平整的地面上作業(yè)時，有4種情況：左前輪升高、右前輪升高、左后輪升高、右后輪升高。工況1：將左前輪與右后輪兩個支撐位置設置為固定約束，右前輪與左后輪兩個支撐位置施加大小相等、方向向上的作用力[5]。工況2：將右前輪與左后輪兩個支撐位置設置為固定約束，左前輪與右后輪兩個支撐位置施加大小相等、方向向上的作用力。

圖3 彎曲應力云圖

圖4 應力集中局部放大圖

圖5 彎曲變形云圖

工況1：施加載荷的大小為機架和各部件質量的50%，根據(jù)式(1)～(5)得出施加力的大小為10 530N，計算所得扭轉應力和變形如圖6和圖8所示。從圖6中可以看出:最大應力發(fā)生在左縱梁一與第一根豎、橫梁的連接處，其局部放大圖如圖7所示，最大應力為167.54MPa；最大變形發(fā)生在右側豎梁與縱梁一、二的連接處，最大變形量為13.627mm。

由于紅棗收獲機結構及載荷左右對稱分布，同理，可知工況2與工況1的最大應力和最大變形大小相等，發(fā)生位置對稱分布。

圖6 扭轉應力云圖

圖7 應力集中局部放大圖

圖8 扭轉變形圖

2.4 強度校核

根據(jù)彎曲工況和扭轉工況的應力、變形圖3～圖8及機架材料的屈服極限σs為235MPa。在安全系數(shù)n為1的情況下，對機架的強度進行校核。

從彎曲工況圖中得到機架結構的最大彎曲應力σmax為73.282MPa，即

(6)

式中 [σ]—許用應力(MPa)；

σmax—最大彎曲應力(MPa)；

σs—材料的屈服極限(MPa)。

從扭轉工況圖中得到機架結構的最大扭轉應力σmax為167.54MPa，即

(7)

式中 [σ] —許用應力(MPa)；

σmax—最大扭轉應力(MPa)；

σs—材料的屈服極限(MPa)。

由此可見，騎跨式機架滿足強度要求。

3 機架結構動力學分析

3.1 模態(tài)分析

機架應具備合理的模態(tài)特性，以避免與發(fā)動機、輸送鏈等各部件及地面等處的激振頻率接近，產生共振，對機架進行模態(tài)分析。模態(tài)分析[6-7]是用于確定系統(tǒng)的振動特性，即結構的固有頻率和振型，可為諧響應分析及優(yōu)化設計提供理論依據(jù)。本文采用Ansys軟件中的workbench模塊得到機架前8階固有頻率和振型，振型云圖如圖9所示。

一般而言， 2階和3階振型的最大彎曲變形發(fā)生在底梁上，也就是振動裝置的安裝位置；4階和6階振型是彎曲和扭轉組合變形，發(fā)生在車身的中間部位；5階最大彎曲變形發(fā)生在前、后橫梁處；8階變形表現(xiàn)在底梁上。從圖9中可看出：1階彎曲和1階扭轉的頻率相差10Hz以上，可以避免二者頻率互相耦合。為確保機架固有頻率與外界頻率不一致，各激振頻率分析[8]如下：

1)收獲機低速運行時，車輪引起的振動頻率低于11Hz。

2)發(fā)動機轉速為2 200r/min，正常工作的激振頻率為30Hz左右。

3)輸送鏈主軸轉速為100～200r/min，其激振頻率低于10Hz。

4)采收裝置的最佳激振頻率[9]為15Hz。

與機架固有頻率對比分析：

1)騎跨式機架的1階固有頻率為17.553Hz，高于地面、采收裝置、輸送鏈的激振頻率，不易引起共振。

2)機架的4階和5階頻率分別為29.802Hz、32.191Hz，與發(fā)動機的激振頻率范圍相接近，可能產生共振。

(a) 1階振型(17.553Hz) (b) 2階振型(21.539Hz)

(c) 3階振型(21.966Hz) (d) 4階振型(29.802Hz)

(e) 5階振型(32.191Hz) (f) 6階振型(38.705Hz)

(g) 7階振型(40.428Hz) (h) 8階振型(50.189Hz)

3.2 諧響應分析

發(fā)動機是紅棗收獲機的主要振動源，在工作中引發(fā)的振動通過連接件傳遞到機架，引發(fā)整車振動，因此應進行發(fā)動機激勵下的諧響應分析[10]，計算出發(fā)動機安裝位置發(fā)生共振的頻率、振幅。根據(jù)模態(tài)分析結果將頻率范圍設置為10～60Hz、施加垂直機架上平面的正弦激勵載荷為Z=3 550sinωt、載荷幅值為3 550N作用下的響應，節(jié)點隨頻率變化的曲線圖如10和圖11所示。

對圖10和圖11分析得出：機架應力頻率響應曲線和位移頻率響應曲線的最大值都出現(xiàn)在頻率為30Hz處，根據(jù)模態(tài)分析的結果，可知在頻率為30Hz時產生共振。將參數(shù)列表中的頻率改為30Hz，求解等效應力和變形位移。

如圖12和圖13所示：在頻率為30Hz時，最大應力為804.35MPa，最大位移為15.312mm；最大應力發(fā)生在方管與方管的連接處，已經超出材料的屈服極限，機架發(fā)生斷裂，因此應對機架改進。

圖10 應力-頻率響應曲線

圖11 位移-頻率響應曲線

圖12 機架應力云圖(30Hz)

圖13 機架變形云圖(30Hz)

4 結論

1)采用Ansys軟件對彎曲工況和扭轉工況下的機架進行靜力學分析，得到應力云圖和變形云圖。彎曲工況下機架的最大應力為73.282MPa，最大變形為0.863 68mm；扭轉工況下最大扭轉應力為167.54MPa；最大變形量為13.627mm。通過對機架結構剛度和強度計算并校核，驗證機架滿足強度和剛度的要求。

2)對騎跨式機架進行模態(tài)分析，獲得機架的固有頻率，通過外界激振頻率與固有頻率對比分析，得出頻率范圍約為30Hz發(fā)動機的安裝位置可能產生共振。在模態(tài)分析的基礎上進行諧響應分析，計算出頻率為30Hz時應力和位移達到最大，最大應力為804.35MPa，最大位移為15.312mm，且最大應力已超出材料的屈服強度，機架產生斷裂。因此，應對機架進行優(yōu)化設計，使機架不僅能滿足在靜載荷作用下的強度要求，還能滿足激勵載荷作用下的強度要求。

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Finite Element Analysis of Ride a Straddle Frame for Dwarf and Close Planting Jujube Harvester

Li Linlin, Wang Lihong, Kan Za, Li Chengsong, Zhang Ya’ou

(College of Mechanical and Electrical Engineering, Shihezi University, Shihezi 832003 ,China)

According to the characteristics of the ground of dwarf and close planting jujube yards,in order to improve the working performance of jujube harvester,the method which using advanced finite element software Ansys analyses the size and distribution of the stress and deformation conditions of vehicle structure of jujube harvester under the conditions of uniform linear motion on leveling the ground and uneven ground,the results of which show that Maximum deformation occurs the installation position of the engine on the top of vehicle structure and the installation position of the vibration device on the girder,and the stress concentration occurs the front section of girder and the joint of square steel and square steel,on the basis of all the data checking for the strength of vehicle structure.At the same time,it does the model analysis and harmonic response analysis of the frame,for the sake of the inherent frequency and vibration mode of the stander,which compares to the external excitation frequency,and analyses the trend of the displacement change with frequency,then which comes to a conclusion that when the frequency arrives at 30Hz,the frame generates resonance, the Maximum stress and Maximum deformation,respectively 840.57MPa and15.958mm.Because of the Maximum stress being greater than the material yield limit,the vehicle structure comes into being fracture,therefore it must be optimized and improved with the purpose of satisfying the strength requirement under static load and vibration load and ensuring safe and reliable of dwarf and close planting jujube harvester.

jujube harvester; ride a straddle frame; static analysis; model analysis; harmonic response analysis

2015-12-02

新疆生產建設兵團重大科技項目(2013AA001-3)

李琳琳(1989-)，女，河南洛陽人，碩士研究生，(E-mail)1269037607@qq.com。

王麗紅(1975-)，女，河北邯鄲人，教授，碩士生導師，(E-mail)wlh_shz@163.com。

S225.93

A

1003-188X(2017)01-0025-007