殘膜回收機機架有限元分析及優化*

劉穎燦，郭俊先，史勇，謝建華，錢興桂，韓景

(1. 新疆農業大學機電工程學院，烏魯木齊市，830052；2. 沙雅缽施然智能農機有限公司，新疆阿克蘇，843099)

0 引言

中國新疆地區是棉花的主要產區，結合新疆干旱少雨的氣候特點，棉花覆膜技術有著保溫保墑等優點，有利于棉花生長。地膜的長期使用已造成田間“白色污染”，而殘膜回收機是回收殘膜的主要方式，可以有效治理田間污染但國內針對殘膜回收機具的研制還處于研發階段，存在可靠性差、機具作業效率低等問題[1-2]，土壤層間殘膜積累制約了棉花產量[3-4]，殘膜回收機具的研發仍是目前亟待解決的問題[5-6]。

機架作為殘膜回收的主要支撐部分，同時會受到地面及其他部件產生的交變載荷。在機具運轉時，旋轉部件的激勵頻率與機架的固有頻率接近時，會發生共振現象，導致整機的可靠性降低，機架結構發生破壞[7-9]。目前，國內學者采用模態分析對谷物收獲機[10]、籽瓜破碎取籽分離機[11]、油菜割曬機[12]、深松機[13]、圓盤壓草割扁機[14]等機具機架的振動特性進行研究，機架的自身固有頻率小于外部激勵頻率時，易發生共振現象，降低機具的使用壽命。而關于殘膜回收機機架的靜力學與模態分析的研究鮮有報道。

本文采用Creo4.0軟件對殘膜回收機的機架建立三維模型，并導入ANSYS Workbench軟件中進行有限元分析，采用正交試驗設計對機架進行結構優化，對比分析機架優化前后的固有頻率及振幅的變化趨勢，使其避開最大外部激勵頻率，避免共振現象發生，對優化前后的機架進行剛度、強度校核，為往后的殘膜回收機設計提供了理論基礎。

1 機架的靜力學分析

1.1 三維模型建立及網格劃分

在Creo4.0軟件中建立殘膜回收機的機架模型，另存Parasolid(*.x_t)格式導入ANSYS workbench，并且在SCDM中做了模型檢查，模型合理無干涉。為了適應有限元的快速計算[15-17]，對機架作出了部分簡化：(1)忽略一些不必要的倒角、圓角并簡化成直角；(2)忽略機架上的非承載件、焊縫和一些不必要的結構特征等。機架結構如圖1所示，機架長×寬×高為3 850 mm×2 386 mm×892 mm，主要采用80 mm×60 mm×8 mm、100 mm×100 mm×8 mm的空心方管焊接而成，左、右邊板厚度為8 mm。機架主要對打桿裝置、撿膜裝置、膜箱、脫膜裝置、傳動系統等進行承載，機架材料為Q345，其密度為7 850 kg/m3，楊氏模量為206 GPa，泊松比為0.28，屈服強度為345 MPa。

在進行網格劃分時，各部件之間采用bond的方式連接，合理的網格大小可以保證計算效率和準確性[18]。機架的網格劃分方式采用了Hex Dominant、Multizone方式來保證精度，通過Sizing來控制網格尺寸的大小，element sizing(單元尺寸)設置尺寸為10 mm，網格平均質量為0.814 04，網格質量較好。網格劃分節點數為844 865，網格單元數為129 527。

圖1 機架結構簡化示意圖

1.2 施加邊界條件

由于機架主要承受來自打桿裝置、撿膜裝置、膜箱、脫膜裝置、傳動系統等部件所產生的力。對機架左、右上下梁側面施加固定約束，兩側板的螺栓孔施加固定約束。除機架之外機架所承受其他部件的總重量，將承受的載荷均布到機架上，機架所承受的均布載荷為0.015 966 97 MPa，載荷施加位置如圖2所示。

圖2 載荷施加位置

1.3 靜力學結果分析

經施加載荷約束求解計算后，得到該機架總變形分析云圖、總應力分析云圖，其結果如圖3、圖4所示。從圖3、圖4可以得出最大變形發生在主連接梁處，主要對傳動系統的分動箱承載，載荷相對集中，最大變形量為0.914 22 mm；最大應力發生在右邊板的左上側螺栓孔處，其最大應力值為52.15 MPa。由于機架材料為Q345，故最大應力值小于Q345的屈服強度，機架設計滿足強度和剛度要求。

圖3 總變形分析云圖

圖4 總應力分析云圖

2 機架模態分析

模態是機械結構固有的振動特性，其振動特性與自身質量、剛度有關，與外部載荷無關。進行模態分析時采用約束模態分析，可以更好地模擬出實際工況，由于低階頻率對機架的結構特性影響大，因此提取機架的前6階的模態振型與固有頻率。其振型和頻率具體數值見表1，振型云圖見圖5。

表1 機架前6階固有頻率與振型特征Tab. 1 First 6 natural frequencies and vibration mode characteristics of the rack

(a) 1階振型

(b) 2階振型

(c) 3階振型

(d) 4階振型

(e) 5階振型

(f) 6階振型

從表1，圖5得出的結果，機架的前6階振型特征主要為擺動、振動，主要變形部位在兩側板、機罩、主連接梁和副支撐梁。機架的第二階固有頻率38.893 Hz出現最大振幅，變形部位在左右邊板沿Y軸左右擺動，其振幅值為17.642 mm；第二大振幅出現在第一階固有頻率35.835 Hz，變形部位與第一階固有頻率的部位相同，其振幅值為18.589 mm，這兩階固有頻率產生的振型特征可能會導致固定甩刀裝置的螺栓松動，影響秸稈粉碎效果。振動部位主要出現在主連接梁、副支撐梁、機罩，由于主連接梁、機罩也用來承載傳動系統，這些部位發生變形可能會降低機具的田間作業效果。

模態分析表現了機架的固有頻率、振型特征、阻尼等結構特性，可以為機架在對秸稈還田裝置、拾膜與脫膜裝置等部件承載時提供安全作業的理論參考，在田間作業時應盡量避免激勵頻率與固有頻率相接近，盡可能保證機架不會出現共振現象。在機具作業過程中，當甩刀滾筒的轉速為2 400 r/min，絞龍轉速為1 500 r/min，脫膜滾筒的轉速介于590～610 r/min，撿膜滾筒的設定轉速為50 r/min，同時會受到田間地膜和棉稈的纏繞，得到的激勵頻率范圍為0.833～40 Hz，至少要避開激勵頻率的±15%，而機架的第1階固有頻率38.835 Hz和第2階固有頻率38.893 Hz在激勵頻率范圍內，因此有必要對機架進行結構優化，使機架的第1、2固有頻率避開最大激勵頻率，才能避免共振的發生。

3 機架結構優化

3.1 試驗設計

由模態分析可知，機架的1、2階固有頻率在激勵頻率范圍內，只需提高機架的1、2階固有頻率使其大于最大激勵頻率40 Hz，才能避免共振的發生。對于機架結構的優化采用正交試驗設計的方法，在滿足剛度、強度的要求基礎上，避免機架產生共振現象，以提高機具的可靠性和田間工作效果[19-20]。

結合模態分析結果與模擬驗證，試驗因素選取左右邊板厚度、主連接梁管厚、副支撐梁寬度，1、2階固有頻率為試驗指標。具體試驗方案如表2所示。

表2 試驗因素編碼Tab. 2 Factors and codes

根據試驗因素和水平，選用L9(34)安排試驗序號，根據試驗序號用Creo4.0繪制各個尺寸的三維模型，導入ANSYS Workbench中，并在SCDM中檢查模型合理無干涉，依次進行9次約束模態分析計算，并記錄優化后的1、2階固有頻率，如表3所示。

由表3試驗結果可知，第1階固有頻率為45.780～50.586 Hz，第2階固有頻率為50.141～53.533 Hz。各因素對第1、2固有頻率的優水平為A3B1C3。選取左右邊板厚度為12 mm，主連接梁管厚為6 mm，副支撐梁寬度為70 mm。在該參數下，第1、2階固有頻率大于最大激勵頻率，避免共振現象的發生。

表3 試驗方案與結果Tab. 3 Design of tests and results

3.2 優化后靜力學與模態分析

對于優化后機架進行靜力學分析計算，得到總應力分析云圖、總變形分析云圖如圖6、圖7所示。優化后得到最大變形量為0.831 8 mm；最大應力在主連接梁與左邊板連接處，其最大應力值為48.855 MPa，比優化前降低了3.295 MPa，優化后的機架仍滿足剛度、強度的設計要求。

圖6 優化后總應力分析云圖

圖7 優化后總變形分析云圖

通過對機架優化前后的模態分析，得出機架前6階固有頻率及振幅變化趨勢圖，如圖8、圖9所示，優化后的第1、2階固有頻率分別由38.835 Hz、38.893 Hz提升到了50.747 Hz、53.557 Hz，優化前的最大振幅17.642 mm與優化后的最大振幅12.719 mm相比降低了4.923 mm。機架優化前的第三振型，經優化后變為第一振型，振幅也大幅度降低，第1、2階固有頻率成功避開了最大激勵頻率40 Hz，避免共振現象的發生，確保了機具田間作業的可靠性和穩定性。

(b) 振幅變化趨勢圖

(a) 1階振型

(b) 2階振型

(c) 3階振型

(d) 4階振型

(e) 5階振型

(f) 6階振型

4 結論

1) 采用ANSYS Workbench19.0對殘膜回收機機架進行有限元靜力學分析得出，最大變形發生在主連接梁處，最大變形量為0.914 22 mm；最大應力發生在右邊板的左上側螺栓孔處，其最大應力值為52.15 MPa，其值小于機架材料的屈服強度，機架設計滿足強度和剛度要求。

2) 采用ANSYS Workbench19.0對殘膜回收機機架進行有限元模態分析得出，機架的前6階振型特征主要為擺動、振動，機架的第一階固有頻率 38.835 Hz 和第二階固有頻率38.893 Hz小于秸稈還田裝置產生的最大激勵頻率40 Hz，最大振幅 17.642 mm 出現在第二階振型左右邊板處，可能會影響到秸稈粉碎的效果。為避免共振現象的發生，有必要對機架進行結構優化。

3) 采用ANSYS Workbench19.0模擬正交試驗設計的方法逐步對機架進行結構優化，得出最優參數為左右邊板厚度為12 mm，主連接梁管厚為6 mm，副支撐梁寬度為70 mm。優化前的第1、2階固有頻率38.835 Hz、38.893 Hz經優化后提升至50.747 Hz、53.557 Hz，成功避開了最大外部激勵頻率40 Hz，避免了共振現象的發生，優化前的最大振幅與優化后的最大振幅相比降低了4.923 mm，優化后的機架仍滿足剛度和強度要求。