基于ANSYS的小粒球形蔬菜播種機機架的有限元分析

丁偉楠，張 靜

（廣東海洋大學 機械與動力工程學院，廣東 湛江 524088）

我國作為全球最大的蔬菜消費國和生產國，據統計，全國蔬菜種植面積超0.2×108hm2，年產量超7×108t，蔬菜在我國農作物中排名第二，僅次于糧食，蔬菜產品在質量、種類等方面不斷提高。傳統的蔬菜種植采用人工撒播為主，這種方式需耗費大量的人工、種子，而且播種質量低，成活率不高，因而性價比極低[1]。

相比人工播種，氣力式小徑蔬菜播種機能夠提高播種效率，且播種質量高，不傷種，能極大地減輕農戶勞動強度和降低成本[2-4]。因此，研究一種可靠的氣力式小徑蔬菜播種機具有非常重要的意義。

機架作為播種機排種器組的承重機構，應具有足夠的強度以保證排種器組在工作過程中的穩定性。本研究通過2種材質的選擇對機架進行靜力學分析，并對其拓撲優化和模態分析，以驗證設計能夠作業要求，為機架后續研究提供理論依據。

1 三維模型的建立

機架主要采用L形鋼梁和鋼管相互焊接及螺栓連接而成。機架長1 600 mm，寬828 mm，高880 mm。用SolidWorks對其建模，模型見圖1。

圖1 機架三維模型Fig.1 The rack 3D model

2 分析前的準備

2.1 設置材料屬性

機架的載荷主要來自自身重力和排種器組，用ANSYS Workbench對機架進行分析,首先定義材料屬性，考慮到工作環境及成本問題,本研究選用常見材料Q235A和不銹鋼（2Cr13Ni4Mn9）材質，分別對其進行靜力學分析。仿真過程中，簡化機架模型，忽略機架焊縫及螺栓連接的影響。模型轉為X_T格式導入Workbench中[5]，設置材料屬性，其參數見表1。

表1 機架材料特性Tab.1 The rack materialcharacteristics

2.2 網格劃分

在Workbench靜力學分析中，網格劃分的疏密程度直接影響到求解應力的精度，因此，高質量的網格劃分是保證有限元分析的重要前提[6]，在綜合考慮求解精度和計算機配置后，本研采用四面體劃分法下的10 mm網格。網格劃分為252 410個節點，142 698網格單元。網格劃分見圖2。

圖2 機架網格劃分Fig.2 The rack grid division

2.3 施加載荷及約束

機架載荷主要來自排種器組、種子和自身重力。通過creo2.0定義質量屬性，測得排種器組質量為73.79 kg，取種子質量為10 kg，所受總重力經計算為821.14 N，測得排種器板面積0.39 m2。為簡化分析，不考慮焊縫及螺栓連接的影響，將載荷以均布載荷的方式施加在排種器板上，計算得均布載荷為2 105 N/m2。通過SolidWorks測量，Q235A材質機架質量為108.42 kg，不銹鋼材質機架質量為117.39 kg機架通過懸掛裝置連接板與懸掛裝置連接在一起的，因此，對懸掛裝置連接板兩側施加固定約束。

2.4 模型靜力學求解與分析

經過計算求解后，其最大位移見圖3，結果表明，Q235A材質機架和不銹鋼材質機架的最大位移分別為10.637 mm、12.074 mm。最大位移都在排種器板的前端，此處是排種器的安裝部位，發生最大變形符合實際情況。機架的等效應力見圖4。

圖3 最大位移Fig.3 The maximum displacement

圖4 機架等效應力圖Fig.4 The equivalent stress diagram of the frame

結果表明，Q235A材質機架的最大應力為147.21 MPa，不銹鋼材質機架的最大應力為154.08 MPa，兩者的最大應力都發生在鋼管與懸掛裝置連接板的連接處。由材料屬性可知Q235A和不銹鋼（2Cr13Ni4Mn9）的屈服強度分別為235 MPa和440 MPa，取安全系數為n=1.2[7]，由公式（1）可求得各自的許用應力分別為195 MPa和366.7 MPa。

顯然2種材質的最大等效應力都小于各自的許用應力，故2種材質的機架都滿足設計要求。但不銹鋼材質機架的最大位移要大于Q235A，而且不銹鋼的價格要高于Q235A，所以，無論從從性能還是經濟方面考慮，Q235A機架都要優于不銹鋼機架，故選擇Q235A作為機架材料。

3 結構優化

3.1 拓撲優化模型的建立

在保證模型滿足設計要求的條件下，尋求結構的最佳設計對減輕結構質量提高材料使用率有重要意義，結構優化一般包含拓撲優化、形狀優化和尺寸優化[8-9]。為確保機架在播種機工作時能正常工作，本研究不進行形狀優化。通過靜力學分析，對機架前端鋼管尺寸優化，增大其孔徑。使用Workbench中的Topology Optimization模塊對機架進行拓撲優化，選擇優化區域為整個機架，優化結果見圖5。以優化后結果為依據，用SolidWorks對機架進行重新建模，重建后見圖6。

圖5 機架拓撲優化結果Fig.5 The optimization results of rack topoloyg

圖6 模型重建后結果Fig.6 The results after model reconstruction

3.2 結構優化結果分析

為了與優化前模型進行對比，對優化后模型施加相同的載荷和約束。對機架進行靜力學分析，其最大應力見圖7，最大位移云圖見圖8。結構優化前后參數對比見表2。

表2 優化前后參數對比Tab.2 The comparison of parameters before and after optimization

圖7 優化后機架最大等效應力圖Fig.7 The maximum equivalent stress diagram of the frame after optimization

圖8 優化后機架最大等效位移圖Fig.8 The maximum equivalent displacement of the frame after optimization

通過表2分析對比，得出結構優化后機架最大變形由輕微減小，最大應力減小7.8%，強度顯然合格。相比起優化前的108.42 kg，機架質量減小10.6%，提高了材料利用率，優化效果顯著。

4 模態分析

模態分析能夠表現機架的振動特性，可以求解出機架的固有頻率和振型，從而可以驗證機架固有頻率和激振頻率是否相同，確定是否會發生共振[10]。固有頻率是機架本身的屬性，只與機架自身的剛度、質量、尺寸等屬性有關，與所受外界載荷無關，因此在分析時可不考慮外界載荷。為確保機架固有頻率不會和激振頻率重復，本研究取前十階頻率進行分析，仿真后，得到分析結果見表3。

表3 模態分析結果Tab.3 The modal analysis results

機架所受激振頻率主要來自播種機底盤發動機，本研究選擇一種四缸四沖程發動機，額定轉速為3 000 r/min。發動機激振頻率計算公式為

式中：M——發動機缸數，n——額定轉速，T——沖程數。

將相關參數代入公式（2）可得發動機激振頻率為100 Hz，與模態分析結果比較，顯然沒有與機架的固有頻率重復，且不在機架固有頻率相鄰區域內，所以機架與播種機底盤發動機不會發生共振。

5 結語

通過對小粒球形蔬菜播種機機架部分的靜力學分析，得出了無論從性能還是經濟上考慮，使用Q235A材質的機架性能要優于使用不銹鋼材質的機架。并對機架進行了結構化分析，有效減小最大應力和質量。最后通過對結構優化后的機架進行模態分析，得出其前六階固有頻率，將其固有頻率和播種機發動機激振頻率比較，確定了機架不會跟播種機底盤發動機產生共振。