山藥收獲機開溝機構的設計與仿真分析*

青島理工大學 機械與汽車工程學院 山東青島 266520

1 設計背景

山藥作為一種藥食同源的作物,深受廣大群眾的喜愛,無公害且藥用價值高,經濟效益明顯[1]。然而,山藥由于根莖埋藏較深,難以采收,目前大部分地區的種植戶仍然以人工采收為主。在采收中，山藥的斷裂和破損率較高,不僅降低了品質,而且還造成了一定的經濟損失。國內山藥收獲機的研發[2]雖然取得了一定進步,但大部分依然處于機械輔助開溝的初級階段,需要大量人工參與,作業效率低，且成本較高。可見,急需研制一種既能保證山藥收獲低破損率,又能降低勞動強度的高效山藥收獲機，用于滿足種植戶的需求。

筆者對山藥收獲機開溝機構進行了設計,分析開溝收獲過程中支撐架的受力問題。

2 開溝機構結構

所設計的山藥收獲機開溝機構結構如圖1所示。在主軸的兩端設有軸承套,軸承套固定在后懸掛機架上,支撐架上方設有兩個立式軸承座。開溝機構兩側各設置一套張緊機構,張緊機構固定于支撐架下方,包括張緊支架、張緊鏈輪及調節螺母。張緊支架的一端鉸接于支撐架,另一端設置張緊鏈輪。張緊鏈輪通過張緊鏈輪軸固定,并且與開溝鏈條嚙合。調節螺母固定于張緊支架和支撐架之間,通過調節螺母調整張緊支架和支撐架之間的距離,從而調整張緊鏈輪對開溝鏈條的張緊力。開溝機構的兩側各設置一套螺旋排土機構,螺旋排土機構固定于張緊鏈輪軸上。開溝鏈條上的鏈刀為半杯形[3],相鄰兩鏈刀開口方向交錯分布。支撐架包括前支撐部和后支撐部。前支撐部設置兩個耳環,主軸設于兩個耳環之間，通過耳環將前支撐部和后懸掛機架鉸接。后支撐部由兩個可調節長度的伸縮臂組成,對應調整兩個伸縮臂上的橫向通孔,從而調節整個開溝機構的前后長度。

3 工作原理

動力通過傳動裝置傳遞至開溝機構的主軸上,主軸旋轉，帶動固定在主軸上的大鏈輪轉動,并通過開溝鏈條帶動鏈刀移動,將土壤挖出地面。開溝機構兩側各有一套螺旋排土機構,鏈刀挖出的泥土可以及時輸送至兩側,防止落回溝內。開溝機構的上方設有扶土支架,方便后續振動機構工作,實現山藥與泥土的分離,方便作物的撿拾作業。

▲圖1 開溝機構結構

4 支撐架建模

4.1 受力分析

集破土碎土功能于一體的開溝機構在山藥收獲機整機中起重要作用。在開溝機構中，支撐架的支撐作用尤為重要,其載荷最為復雜,主要包括開溝鏈刀作業時所受到土壤的水平反力[4]、鏈條傳遞的壓力、承載振動機構的重力及自身重力。因作業時處于土壤較深位置,支撐架極易發生變形和斷裂。

4.2 模型簡化

由于開溝機構支撐架零部件復雜,在采用ANSYS Workbench軟件分析之前,需要對模型進行簡化[5]，去除支撐架上的螺釘、倒角等對分析計算結果影響較小的元素。忽略焊縫對整體結構的影響[6],在ANSYS Workbench軟件中設置支撐架為連續結構,保留原始形狀。簡化后的支撐架模型如圖2所示。

▲圖2 支撐架簡化模型

5 靜力學分析

5.1 材料選擇

支撐架的材料選擇綜合性能較優的45號中碳鋼,支撐部件旋轉的軸承座，其材料選擇HT300鑄鐵。材料屬性見表1。

表1 材料屬性

5.2 模型導入

將由Unigraphics軟件設計的支撐架保存為.stp格式,雙擊ANSYS Workbench軟件中的Static Structural選項，建立分析項目(圖3),導入實體模型。雙擊Geometry選項進入Design Modeler界面,選擇Units中的Millimeter選項,設置單位,點擊Generate選項,生成支撐架模型，如圖4所示。

▲圖3 建立分析項目▲圖4 支撐架模型

5.3 材料參數設置

關閉Design Modeler界面,雙擊Engineering Data選項進行材料參數設置,如圖5所示。

5.4 網格劃分

雙擊Model選項,進入Mechanical界面。設置材料參數屬性后右擊Mesh選項,選擇Generate Mesh選項,劃分網格,如圖6所示。

劃分好的支撐架網格模型如圖7所示。

▲圖5 設置材料參數▲圖6 劃分網格▲圖7 支撐架網格模型

5.5 施加邊界條件約束和載荷

土壤對開溝機構的水平反力N2為[7]:

=1 130.59 N

鏈條傳遞的壓軸力Fe為:

Fe=KbKfpF′=4 475.8 N

鏈條工作時有效圓周力F′為：

F′=1 000P0ηa/Vr=2 780 N

式中:Kb為工況因數，取1.4;Kfp為壓軸力因數，取1.15;P0為開溝機構消耗的功率;ηa為工作效率，取0.7。

對支撐架施加的約束有圓柱面約束和給定位移約束，如圖8所示。載荷主要有開溝鏈刀作業時所受到土壤的水平反力1 130.59 N、鏈條傳遞的壓軸力4 475.8 N、振動機構的重力3 100 N，以及自身重力。

▲圖8 添加約束和載荷

5.6 應力分析

應用ANSYS Workbench軟件仿真求解后，獲得支撐架等效應力云圖和局部應力云圖，分別如圖9、圖10所示。

▲圖9 支撐架等效應力云圖▲圖10 支撐架局部應力云圖

從圖9、圖10中可以看出,作業中支撐架受到的應力分布比較均勻,在長度方向上沒有明顯突變的情況發生[8]，僅僅在立式軸承座處出現最大應力區,應力值為73.512 MPa,遠遠小于軸承座材料的屈服強度195 MPa[9]。可見,所設計的支撐架滿足強度要求。

5.7 應變分析

應用ANSYS Workbench軟件仿真求解后，得到支撐架等效應變云圖和局部應變云圖，分別如圖11、圖12所示。

▲圖11 支撐架等效應變云圖▲圖12 支撐架局部應變云圖

從圖11、圖12中可以看出，開溝機構工作時支撐架的應變量較小,最大應變值為0.000 675 59,對機械開挖過程中作業深度、作業寬度及構件之間相對位置的影響較小。

5.8 總變形分析

應用ANSYS Workbench軟件仿真求解后，得到支撐架總變形云圖，如圖13所示。

▲圖13 支撐架總變形云圖

從圖13中可以看出,支撐架下部耳環到上部立式軸承座變形量逐漸增大,最大變形量產生于立式軸承座處,其值為0.239 44 mm。這一變形量不會對支撐架工作時產生較大不良影響,支撐架不會產生明顯彎曲變形和斷裂現象。

6 模態分析

開溝機在收獲作業時,會受到各種載荷的作用,無論是鏈條還是齒輪,其零部件傳動的非穩定和周期性振動都會對裝置造成影響[10-12]。為充分掌握開溝機構的動態性能,必須對支撐架進行動力學分析,以便了解作業過程中振動的影響[13-17]。按照模態分析步驟,筆者對支撐架的前六階振型進行求解,結果見表2。

表2 支撐架前六階振型頻率

求解得到支撐架前六階振型，如圖14～圖19所示。

▲圖14 支撐架一階振型▲圖15 支撐架二階振型

對于一階振型，支撐架右側末端發生最大幅度擺動,容易產生變形,最大變形量為5.284 6 mm。對于二階振型，變形主要集中在支撐架右側末端,所產生的最大變形量為4.812 8 mm。對于三階振型，支撐架左側末端容易發生擺動,最大變形量為5.875 9 mm。對于四階振型，支撐架兩側末端向內發生擺動,最大變形量為6.970 1 mm。對于五階振型，支撐架擺動幅度較大,左右出現不對稱擺動,最大變形量為6.983 2 mm。對于六階振型，支撐架兩側末端擺動較大,同時向左偏移,最大變形量為5.864 4 mm。

▲圖16 支撐架三階振型▲圖17 支撐架四階振型▲圖18 支撐架五階振型▲圖19 支撐架六階振型

在開溝機構作業時,鏈條旋轉時鏈節和鏈輪發生嚙合,鏈輪受到沖擊力產生振動,沖擊頻率f0為:

f0=Vr/p=110.236 Hz

式中:Vr為鏈刀切削速度;p為鏈條節距。

由此可見,產生振動的主要部位為伸縮臂,固有頻率小于沖擊頻率,即固有頻率和沖擊頻率不重合,不會產生共振現象[17]。

7 結束語

筆者應用ANSYS Workbench軟件對所設計的山藥收獲機開溝機構支撐架進行有限元分析，分析結果表明，在立式軸承座處出現最大應力區域,最大應力值為73.512 MPa,遠小于軸承座材料的屈服強度195 MPa。從支撐架下部耳環到上部立式軸承座，變形量逐漸增大,最大變形量產生于立式軸承座處,值為0.239 44 mm。這一變形量對于整個開溝機構而言非常小,可以忽略不計,因此支撐架的設計滿足強度要求。

從模態分析可以看出，開溝機在作業時,總會受到各種載荷的作用,無論是鏈條還是鏈輪,其零部件傳動的非平穩性和周期性振動都將給裝置帶來影響。支撐架產生振動的主要部位為伸縮臂,固有頻率小于沖擊頻率,即固有頻率和沖擊頻率不重合,不會產生共振現象。

所設計的山藥收獲機開溝機構不僅實現了開溝機構與地面之間角度可調,而且主軸轉動和支撐架轉動互不干涉。通過張緊機構調節對開溝鏈條的張緊力,可以大大提高開溝機構的工作效率。所設計的支撐架是一種新型且實用的部件,能夠促進山藥收獲機的研制和開發。