矮化密植红枣收获机骑跨式机架的有限元分析

李琳琳,王丽红,坎 杂,李成松,张亚欧

(石河子大学 机械电气工程学院，新疆 石河子 832003)



矮化密植红枣收获机骑跨式机架的有限元分析

李琳琳,王丽红,坎 杂,李成松,张亚欧

(石河子大学 机械电气工程学院，新疆 石河子 832003)

根据新疆矮化密植枣园地面特点，为提高红枣收获机的工作性能，利用Ansys有限元分析软件分析红枣收获机在平整地面匀速直线运动工况下和在地面不平整工况下机架应力、变形的大小及分布情况。结果表明：最大变形发生在机架顶部发动机的安装位置及纵梁上激振装置的安装位置，应力集中发生在前段纵梁、方管与方管的连接处，可根据所得数据校核机架强度。同时，对机架进行模态分析和谐响应分析，求解出机架的固有频率和振型，通过与外界激振频率对比分析及谐响应分析得出机架位移随频率变化的趋势，在频率为30Hz时，产生共振，求解得出30Hz处最大应力为804.35MPa、最大变形为15.312mm。由于最大应力大于机架材料的屈服极限，机架产生断裂，因此应对机架进行优化改进，使机架满足静载荷和激振载荷作用下的强度要求，保证矮化密植红枣收获机的安全、可靠。

红枣收获机；骑跨式机架；静力学分析；模态分析；谐响应分析

0 引言

目前，新疆矮化密植红枣种植面积逐年增加，为提高红枣产业的生产效率，红枣机械化采收已是必然趋势[1]。骑跨式机架是红枣收获机的主要受力部件，因此对机架的结构强度分析显得尤其重要。由于作业环境复杂，作用在机架上的激振力是机架产生变形的一个主要原因，而激振力的主要来源有采收装置、输送链、发动机等部件，以及地面等处激振所产生的随机振动。当外部激振频率与机架固有频率接近时，就会产生共振，共振使机架在工作过程中产生较大的位移，影响红枣收获机的工作性能。刚度和强度是反映红枣收获机车身性能的两个重要技术指标。本文利用Ansys有限元分析软件对机架进行静力学分析[2]和动力学分析，得到机架工作过程中应力、变形的大小及分布情况和固有频率、振幅及主振型，验证机架结构的可行性，保证红枣收获机工作时整机稳定、安全、可靠。

1 机架结构参数化建模

1.1 机架结构模型建立

骑跨式机架主要由Q235普通碳素结构钢成型的方钢焊接而成，包括横梁、竖梁、纵梁及底梁等组件。机架沿收获机前进方向长度为4 670mm，左右方向长度为1 780mm，竖直方向高为1 880mm，纵梁的横截面为100mm×100mm，底梁、竖梁以及横梁的横截面均为80mm×100mm，方钢的壁厚为8mm。因此，在SolidWorks三维软件中建立如图1所示的参数化模型。

1.方向盘 2.左纵梁一 3.座椅 4.采收装置支撑 5.发动机 6.液压油箱 7.右纵梁一 8.横梁 9.竖梁 10. 右后轮支撑 11.右纵梁二 12.左后轮支撑 13.底梁 14.右前轮支撑 15.左前轮支撑 16.左纵梁二

1.2 机架有限元模型及网格划分

由于机架结构复杂，为了得到较准确的有限元模型，建模时忽略车架上的附属结构，并对其做如下简化：

1)将焊缝和其他各部分当作一个整体，不考虑焊接处材料特性的变化，忽略焊缝对机架整体性能的影响。

2)忽略各段梁上的工艺孔和装配孔，将各段梁的圆角和倒角简化为直角。

3)将骑跨式机架的密度视为均匀分布。

采用Ansys软件对参数化模型进行有限元分析时，将简化后的三维模型导入，材料设置为Q235，弹性模量为210GPa，密度为7 850kg/m3，泊松比为0.3。根据机架的结构形式和受力特点，在Workbench模块中对模型进行网格化分，设置单元尺寸为15mm，划分后得到的单元总数为123 801，节点总数为522 758。网格划分后的有限元模型如图2所示。

图2 机架模型及网格划分图

2 机架结构静力学分析

矮化密植红枣收获机骑跨式机架承受垂直于机架平面的压力，由于工作环境复杂，分析在不同工况下机架结构的变形和应力分布情况，并对强度进行校核。

2.1 机架受力分析

机架是红枣收获机的主要受力部件，施加在机架上的载荷不仅包括机架质量、机架上各总成与附属件质量等静载荷外，还要承受附加的冲击载荷，且冲击载荷对机架的稳定性影响较大。对机架承受的静垂直载荷做如下处理：机架质量按照均布载荷处理，平均分配到机架的纵梁二上,发动机、驾驶室、液压油箱等按集中载荷作用在支撑位置处。主要的静载荷计算如下：

纵梁二各个节点上的力为

Fi=M1g/n

(1)

式中Fi—加载到节点上的力(i为节点号)；

M1—机架质量(kg)，M1=1 123.4；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8；

n—节点总数，n=34 970。

代入数据得：Fi=0.314 8N。

发动机施加在机架顶部的集中力为

F=Mg

(2)

式中F—发动机施加在机架上的集中载荷；

M—发动机的净质量(kg),M=355；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入数据得：F=3 479N。

驾驶室施加在机架上集中载荷为

G=G1+G2

(3)

式中G—驾驶室施加在机架上的集中载荷；

G1—驾驶室的净量(N)，G1=98；

G2—人的重量(N)，G2=784；

代入数据得：G=210N。

液压油箱施加在机架上集中载荷为

G3=ρabhg

(4)

式中G3—液压油箱施加在机架上的集中载荷；

ρ—液压油的密度[3](kg/m3)，ρ=900；

a—液压油箱的长(mm)，a=700；

b—液压油箱的宽(mm)，b=550；

h—液压油箱的高(mm)，h=380；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入数据得：G3=1 290.366N。

振动装置施加在机架顶部的集中力为

Fz=Mzg

(5)

式中Fz—振动装置施加在机架上的集中载荷；

Mz—振动装置的质量(kg),Mz=517.39；

g—重力加速度(m/s2)，g=9.8。

代入数据得：Fz=5 070.422N。

2.2 弯曲工况

弯曲工况[4-5]是在红枣收获机满载且静止或平整路面上匀速直线运动时的受力状况，红枣收获机的四轮支撑与纵梁的交叉处设置为固定约束如图1所示，机架质量均布施加在纵梁二上，各部件施加给机架的集中力作用在各支撑位置上。

所得应力云图如图3所示。其最大应力发生在右纵梁二与第二右竖梁的连接处，其局部放大图如图4所示。从图4可看出最大应力73.282MPa。弯曲工况的变形图如图5所示，最大变形发生在机架顶部和纵梁处，变形量为0.863 69mm，主要由于发动机施加给机架的力大于其他各部件施加的力所导致。

2.3 扭转工况

红枣收获机在不平整的地面上作业时，有4种情况：左前轮升高、右前轮升高、左后轮升高、右后轮升高。工况1：将左前轮与右后轮两个支撑位置设置为固定约束，右前轮与左后轮两个支撑位置施加大小相等、方向向上的作用力[5]。工况2：将右前轮与左后轮两个支撑位置设置为固定约束，左前轮与右后轮两个支撑位置施加大小相等、方向向上的作用力。

图3 弯曲应力云图

图4 应力集中局部放大图

图5 弯曲变形云图

工况1：施加载荷的大小为机架和各部件质量的50%，根据式(1)～(5)得出施加力的大小为10 530N，计算所得扭转应力和变形如图6和图8所示。从图6中可以看出:最大应力发生在左纵梁一与第一根竖、横梁的连接处，其局部放大图如图7所示，最大应力为167.54MPa；最大变形发生在右侧竖梁与纵梁一、二的连接处，最大变形量为13.627mm。

由于红枣收获机结构及载荷左右对称分布，同理，可知工况2与工况1的最大应力和最大变形大小相等，发生位置对称分布。

图6 扭转应力云图

图7 应力集中局部放大图

图8 扭转变形图

2.4 强度校核

根据弯曲工况和扭转工况的应力、变形图3～图8及机架材料的屈服极限σs为235MPa。在安全系数n为1的情况下，对机架的强度进行校核。

从弯曲工况图中得到机架结构的最大弯曲应力σmax为73.282MPa，即

(6)

式中 [σ]—许用应力(MPa)；

σmax—最大弯曲应力(MPa)；

σs—材料的屈服极限(MPa)。

从扭转工况图中得到机架结构的最大扭转应力σmax为167.54MPa，即

(7)

式中 [σ] —许用应力(MPa)；

σmax—最大扭转应力(MPa)；

σs—材料的屈服极限(MPa)。

由此可见，骑跨式机架满足强度要求。

3 机架结构动力学分析

3.1 模态分析

机架应具备合理的模态特性，以避免与发动机、输送链等各部件及地面等处的激振频率接近，产生共振，对机架进行模态分析。模态分析[6-7]是用于确定系统的振动特性，即结构的固有频率和振型，可为谐响应分析及优化设计提供理论依据。本文采用Ansys软件中的workbench模块得到机架前8阶固有频率和振型，振型云图如图9所示。

一般而言， 2阶和3阶振型的最大弯曲变形发生在底梁上，也就是振动装置的安装位置；4阶和6阶振型是弯曲和扭转组合变形，发生在车身的中间部位；5阶最大弯曲变形发生在前、后横梁处；8阶变形表现在底梁上。从图9中可看出：1阶弯曲和1阶扭转的频率相差10Hz以上，可以避免二者频率互相耦合。为确保机架固有频率与外界频率不一致，各激振频率分析[8]如下：

1)收获机低速运行时，车轮引起的振动频率低于11Hz。

2)发动机转速为2 200r/min，正常工作的激振频率为30Hz左右。

3)输送链主轴转速为100～200r/min，其激振频率低于10Hz。

4)采收装置的最佳激振频率[9]为15Hz。

与机架固有频率对比分析：

1)骑跨式机架的1阶固有频率为17.553Hz，高于地面、采收装置、输送链的激振频率，不易引起共振。

2)机架的4阶和5阶频率分别为29.802Hz、32.191Hz，与发动机的激振频率范围相接近，可能产生共振。

(a) 1阶振型(17.553Hz) (b) 2阶振型(21.539Hz)

(c) 3阶振型(21.966Hz) (d) 4阶振型(29.802Hz)

(e) 5阶振型(32.191Hz) (f) 6阶振型(38.705Hz)

(g) 7阶振型(40.428Hz) (h) 8阶振型(50.189Hz)

3.2 谐响应分析

发动机是红枣收获机的主要振动源，在工作中引发的振动通过连接件传递到机架，引发整车振动，因此应进行发动机激励下的谐响应分析[10]，计算出发动机安装位置发生共振的频率、振幅。根据模态分析结果将频率范围设置为10～60Hz、施加垂直机架上平面的正弦激励载荷为Z=3 550sinωt、载荷幅值为3 550N作用下的响应，节点随频率变化的曲线图如10和图11所示。

对图10和图11分析得出：机架应力频率响应曲线和位移频率响应曲线的最大值都出现在频率为30Hz处，根据模态分析的结果，可知在频率为30Hz时产生共振。将参数列表中的频率改为30Hz，求解等效应力和变形位移。

如图12和图13所示：在频率为30Hz时，最大应力为804.35MPa，最大位移为15.312mm；最大应力发生在方管与方管的连接处，已经超出材料的屈服极限，机架发生断裂，因此应对机架改进。

图10 应力-频率响应曲线

图11 位移-频率响应曲线

图12 机架应力云图(30Hz)

图13 机架变形云图(30Hz)

4 结论

1)采用Ansys软件对弯曲工况和扭转工况下的机架进行静力学分析，得到应力云图和变形云图。弯曲工况下机架的最大应力为73.282MPa，最大变形为0.863 68mm；扭转工况下最大扭转应力为167.54MPa；最大变形量为13.627mm。通过对机架结构刚度和强度计算并校核，验证机架满足强度和刚度的要求。

2)对骑跨式机架进行模态分析，获得机架的固有频率，通过外界激振频率与固有频率对比分析，得出频率范围约为30Hz发动机的安装位置可能产生共振。在模态分析的基础上进行谐响应分析，计算出频率为30Hz时应力和位移达到最大，最大应力为804.35MPa，最大位移为15.312mm，且最大应力已超出材料的屈服强度，机架产生断裂。因此，应对机架进行优化设计，使机架不仅能满足在静载荷作用下的强度要求，还能满足激励载荷作用下的强度要求。

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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

新疆生产建设兵团重大科技项目(2013AA001-3)

李琳琳(1989-)，女，河南洛阳人，硕士研究生，(E-mail)1269037607@qq.com。

王丽红(1975-)，女，河北邯郸人，教授，硕士生导师，(E-mail)wlh_shz@163.com。

S225.93

A

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