某采棉機大梁結構設計與優化

吾爾科木·冉合木 買買提明·艾尼 伊里哈木·阿不都熱依木 古麗巴哈爾·托乎提

摘要：采棉機大梁要求具有足夠的強度和剛度，以承受整個采棉機的載荷和從車輪傳來的沖擊，同時要求具有一定的動態振動特性，以避免在各種旋轉零部件轉動工作頻率激勵下出現共振。針對采棉機大梁結構設計與優化問題，運用UG三維計算機輔助設計軟件，建立了7種不同車架結構實體模型，運用有限元分析方法對車架實體模型建立網格模型，并對車架進行靜力學分析和強度評價，同時進行模態振動特性分析。數值分析結果表明，隨著大梁結構的改變和優化，其最大應力集中值發生變化，從386.36 MPa下降到176.88 MPa，總變形量從8.51 mm下降到3.99 mm，強度有明顯提高、變形量明顯變小。可知結構強度提高了56.3%，總變形量降低了53.8%。模態振動分析結果表明，優化前的大梁結構前10階固有頻率在7.3～44.9 Hz范圍內變化，隨著結構的進一步完善和優化，結構6第2、6、8、10階固有頻率分別較優化前提高53.2%、31.3%、31.1%、20.1%，結構彎曲振型部位從前橋連接板和主橫梁轉移到前橋附橫梁，尾部扭轉振型漸漸消失，且經過優化，成功避開了拖拉機怠速頻率和重要工作部件采棉頭的工作頻率范圍;通過對各優化結構之間進行對比分析并考慮采棉機實際工作環境，最后確定符合實際加工和工作機制的邊梁材料為材料橫截面積100 mm×200 mm、厚度7 mm，外部的加強大梁結構，為采棉機大梁國產化、提高其強度和動力穩定性提供理論依據。

關鍵詞：采棉機;大梁結構;ANSYS;靜態分析;模態分析;設計優化

中圖分類號： S225.91+1文獻標志碼： A

文章編號：1002-1302（2019）21-0273-05

收稿日期：2018-08-05

基金項目：阿特勒-新疆大學校企合作重點項目（編號：62162）。

作者簡介：吾爾科木·冉合木（1995—），男，新疆塔城人，碩士研究生，從事結構優化與穩定性研究。E-mail：18703019497@163.com。

通信作者：買買提明·艾尼，博士，教授，博士生導師，從事現代設計理論與方法、結構振動與控制、轉子-軸承系統穩定性、計算力學等研究。E-mail：mgheni@263.net。

我國是世界上最大的產棉國之一，棉花種植業的發展對機采棉的需求逐年增大[1]，實施機采棉是提高勞動生產率，降低棉花生產成本，實現農業現代化的重要措施[2-3]。

采棉機大梁（車架）是采棉機重要的承載部件，在采棉機整機設計過程中，車架結構性能的好壞直接關系到整機設計成敗。針對車架結構性能問題，國外早期應用有限元靜態分析方法，指導車架設計詳細過程，Hadad等運用有限元模態分析對車架進行修正[4-5];在國內，姚艷春等利用Lab Windows/CVA交互式C語言編寫程序，并利用測點振動提取方法提取振動信號，驗證有限元分析數據的正確性[6]。車架結構優化設計方面，動力穩定性的主要影響因素來自于結構力學性能與動態特性。車架結構各項強度指標的驗證應在車架選用材料所能夠承載的許用范圍之內進行，且車架結構動態穩定性須滿足其實況工作穩定性要求，避免采棉機整機和部件之間產生共振[7]是車架結構設計與優化中的首要考慮因素。

本研究按照上述問題，并根據采棉機工作需求和結構限制對其原有的結構進行7次改善設計，通過設置相同的邊界條件和初始條件，建立有限元分析模型并進行數值分析。通過在相同條件下對7種模型進行有限元數值靜態分析和動態振動特性分析，并對各結構之間進行全方面對比分析，最終得出滿足工作需求且強度和穩定性提高的相對優化的某采棉機大梁結構。

1車架實體及有限元模型的建立

采棉機車架是一種牽引式結構，承載采棉頭、風機、棉花箱、油箱和液壓系統等工作部件。車架結構選用典型的邊梁式車架結構[6]，主要由縱梁、橫梁和加強筋等組成，長度約為6 500 mm，寬度約為2 800 mm。車架結構示意見圖1。

2有限元建模與前處理

本研究通過UG模型導入有限元分析方法，獲取車架結構有效的有限元模型?？紤]到計算精度問題，在有限元模型建立過程中對車架實體模型進行相應簡化，如將結構圓角簡化成直角，忽略大梁上的凸臺和相關工藝孔，忽略對車架受力情況沒有或者幾乎沒有影響的結構件[8]。車架三維實體模型如圖2所示。

2.1材料屬性的確定

本研究中的車架長度尺寸以mm為基本單位，因此材料屬性可選取mm、MPa為長度、應力單位。本研究中的車架選用16Mn為結構材料，其材料屬性見表1?？紤]到本研究中的采棉機在棉田中工作，路面凹凸不平，工況較惡劣，將其材料安全系數選擇為1.5[9]，因此許用應力為233 MPa。由于16Mn屬于低合金高強度鋼，其牌號為Q345，該材料合金比例少，焊接性能較高，是大多數機器車架選用的材料。

2.2車架結構網格劃分

結構網格劃分是有限元分析的關鍵工作之一，網格數量和網格類型對計算結果的影響較大。之前大多研究選用梁單元為單元模型[10-11]，將車架結構離散為由一組梁單元組成的框架結構，根據梁單元界面參數模擬車架實際結構，該方法的節點數較少，計算速度較快，但不能滿足計算精確度的要求。本研究通過ANSYS Workbench對車架結構三維模型用實體單元進行離散，實體單元是模擬零件特性的最佳網格單元，它從空間角度模擬實體結構，能夠正確描述材料屬性，但實體單元在計算中需要大量的儲存空間與時間[12]，為保證研究結果的準確性，本研究選用的實體單元為solid185單元，網格單元類型為六面體網格單元，網格劃分尺寸為20 mm，并將平滑度調為高、跨度中心角調為細化。7種結構的網格單元數量及節點數見表2。

3靜態分析

有限元靜態分析可為采棉機車架受力分析提供有效的計算手段，在載荷作用點確定、加速度為零、載荷大小恒定的情況下計算車架結構的應力、應變、位移，有助于在車架結構優化設計初期全面了解該車架在外力作用下的強度和剛度情況，確定應力、應變分布規律和應力集中危險點[13]。

3.1施加載荷和邊界條件

在有限元分析過程中，載荷條件有可能無法在計算機上模擬出來，需要對受力情況進行等效簡化，施加載荷應達到試驗與實際相符的等價形式。圖3為施加載荷和約束示意，其中q1表示采棉箱作用在邊梁上的重力（均布載荷），q2表示風機作用在小縱梁2上的重力（均布載荷），FT是車架固定拉桿對車架前橋拉桿連接口的拉力，F是采棉頭作用在主橫梁上的重力，它們都是對稱外載荷，其大小與作用點數見表3;本研究結構統一在前橋板和支撐塊旋轉軸部位固定約束。

3.2邊界條件

在不同結構以及相同約束、外載荷條件下對車架進行數值靜態計算，并提取7種車架優化結構的數值靜態參數（表

由表4可知，隨著結構優化，結構靜態計算參數不斷變化，其中最大變形量為3.99～8.51 mm，最大應力值為176.88～404.63 MPa，其中結構1、結構2應力值已超出材料許用應力值，結構7變形量與應力值最小。

從圖4可以看出，在外載荷作用下，變形部位集中在主橫梁中間部位，結構總變形程度隨著結構的優化而變小，變形后材料橫截面變大，對變形量影響較大，而在拐角處施加加強筋對車架結構變形量影響不大。

從結構應力分布云圖（圖5）可以看出，在邊梁式車架結構中，應力主要集中在橫梁與邊梁連接兩端部位和支撐塊與附橫梁連接部位，其中縱梁連接在橫梁上部的結構1和結構2的應力集中現象比較嚴重，主要集中在橫梁和縱梁連接的表面處以及支撐塊與橫梁連接處[15]。

4模態分析

大梁結構在工作頻率附近不能出現固有頻率，也就是說大梁的固有頻率必須避開系統的工作頻率，因此在大梁結構優化設計中應盡量避免共振現象，提高其工作穩定性是首要考慮因素。車架為采棉機主要承載部分，對其優化結構進行動態特性研究具有重要意義。

本研究在有限元模態分析中計算并提取車架結構前10階固有頻率與模態振型。在模態分析中，針對車架結構無約束條件的情況，對車架前橋安裝板施加零位移約束，對支撐塊旋轉軸施加單項旋轉約束。車架結構固有頻率及模態振型如表5所示。

表5和圖6顯示，7種優化結構前10階固有頻率在7～55 Hz之間，車架在各個工作頻率間都有相應的固有頻率;各種模態振型變形形式局部相同，隨著結構的優化，結構前5階參數呈現局部平穩狀態，各階模態固有頻率值逐步變大;優化設計對第2階固有頻率影響最大，底部主橫梁式車架結構使第2階模態頻率從12.797 Hz提高到16.741 Hz，縱梁材料選用100 mm×200 mm 的厚壁方管規格，并且使用內部主橫梁式車架結構，使第2階固有頻率從16.741 Hz提高到19603 Hz。

由圖7可知，不同車架優化結構前10階模態振型基本相似，車架振動特性具有整體橫向彎曲和整體縱向扭曲等基本振型，附橫梁中間彎曲、前部與尾部扭曲和主橫梁中間橫向彎曲等局部變形，同時具有扭曲帶彎曲的符合振型。由于車架尾部屬于懸臂梁結構，因此基本振動特性都包含尾部彎曲和尾部扭曲。

5結論

本研究通過有限元軟件ANSYS針對原有的采棉機車架結構強度不夠、穩定性不良等問題進行7次優化設計，通過對各優化結構力學特性與振動特性之間進行對比分析得出以下結論：

（1）大梁結構靜態有限元分析結果表明，在邊梁式車架結構優化設計中，通過優化大梁結構改善了應力集中，使應力值明顯下降，即從結構1（原結構）到結構6，結構應力從386.36 MPa 下降到176.88 MPa，且優化之前結構應力大于許用應力，不能滿足設計要求;隨著結構的優化，靜態變形部位結構強度提高，從而防止結構致命損害，其中結構6和結構7的應力和變形量較小。

（2）大梁結構動態振動分析結果表明，車架結構前10階固有頻率為7～55 Hz，隨著結構的優化，其動態穩定性逐漸提高，尤其是選用內部主橫梁式車架結構，并且加粗邊梁管壁，其第1、第6、第8、第10階固有頻率明顯提高，且結構6和結構7成功避開了拖拉機怠速（900 r/min）、怠速頻率（15 Hz）、采棉頭滾筒的公轉頻率（2 Hz）、摘錠工作頻率（18 Hz）、刷子工作頻率（28 Hz）以及風機工作頻率（38 Hz）范圍。

（3）通過對優化結構進行數值靜態和模態分析，同時對各優化結構進行對比分析，考慮其重量、成本、加工工藝和實際工況等因素，最后確定結構6即邊梁材料為100 mm×200 mm，厚度為7 mm，縱梁在橫梁外部的加強邊梁式結構為較合理的車架結構。

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