賀衛(wèi)珍，劉莉茹，楊有剛，楊創(chuàng)創(chuàng)

(1.西北農(nóng)林科技大學(xué)機(jī)械與電子工程學(xué)院, 陜西 楊凌 712100；2.陜西工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院, 陜西 咸陽(yáng) 712000)

基于強(qiáng)度比較的微耕機(jī)刀軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)

賀衛(wèi)珍1，2，劉莉茹1，楊有剛1，楊創(chuàng)創(chuàng)1

(1.西北農(nóng)林科技大學(xué)機(jī)械與電子工程學(xué)院, 陜西 楊凌 712100；2.陜西工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院, 陜西 咸陽(yáng) 712000)

選擇型號(hào)為ISG9-50的旋耕機(jī)刀軸作為強(qiáng)度基準(zhǔn)，在對(duì)基準(zhǔn)刀軸和原設(shè)計(jì)的微耕機(jī)刀軸進(jìn)行應(yīng)力分析和比較的基礎(chǔ)上，對(duì)原微耕機(jī)刀軸進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，該研究為合理利用材料，降低產(chǎn)品成本，尤其為機(jī)械結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了一種新方法。改進(jìn)的微耕機(jī)刀軸，由原來(lái)直徑為Ф19的實(shí)心軸，變?yōu)槌叽?0 mm×8 mm×6 mm(外徑×內(nèi)徑×壁厚)的空心軸，耗材減少了7%，最大等效應(yīng)力為55.808 MPa，減小了8.3%，且小于旋耕機(jī)刀軸的最大等效應(yīng)力56.818 MPa。改進(jìn)后刀軸最大變形0.020 2 mm，小于原設(shè)計(jì)的0.020 6 mm，也小于基準(zhǔn)刀軸的0.029 34 mm。結(jié)果表明若新設(shè)計(jì)零件與基準(zhǔn)產(chǎn)品具有相同的應(yīng)力和應(yīng)變，則兩者的強(qiáng)度可靠性相同。改進(jìn)后的微耕機(jī)刀軸，具有更合理的受力、結(jié)構(gòu)和尺寸。

微耕機(jī)刀軸；改進(jìn)設(shè)計(jì)；合理強(qiáng)度；基準(zhǔn)；旋耕機(jī)刀軸

微耕機(jī)以小型柴油機(jī)或汽油機(jī)為動(dòng)力，具有重量輕、體積小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單等特點(diǎn)，可以在田間自由行走，便于用戶使用和存放，解決了大型農(nóng)用機(jī)械無(wú)法進(jìn)入山區(qū)田間地頭的問(wèn)題，特別適用于山區(qū)和丘陵地域的小塊田，配上相應(yīng)機(jī)具還可進(jìn)行噴藥等其他作業(yè)。目前，微耕機(jī)的市場(chǎng)需求量超過(guò)每年100萬(wàn)臺(tái)，而且，還有較大的增長(zhǎng)趨勢(shì)[1-4]。但是，進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)微耕機(jī)，提高機(jī)具質(zhì)量和強(qiáng)度可靠性[4-5]，挖掘經(jīng)濟(jì)和技術(shù)潛力，對(duì)微耕機(jī)產(chǎn)業(yè)的健康發(fā)展具有重要意義?，F(xiàn)有的對(duì)機(jī)械強(qiáng)度可靠性的研究方法、過(guò)程較復(fù)雜，相關(guān)計(jì)算和實(shí)驗(yàn)工作量大[6-8]，周期長(zhǎng)，根據(jù)樣本得出的平均可靠度估計(jì)值及其置信度較低。其中許多方法還存在一定問(wèn)題需要進(jìn)一步研究[9-10]，如：SORA[11]、蒙特卡洛和重要取樣IS[12]等方法。許多小型企業(yè)技術(shù)力量不足，因此實(shí)施常規(guī)的可靠性設(shè)計(jì)有困難。而應(yīng)用Ansys等現(xiàn)代工程分析方法，對(duì)類似機(jī)具的研究，主要體現(xiàn)在研究對(duì)象的應(yīng)力、應(yīng)變和模態(tài)分析等方面[13-16]。將Ansys分析方法與合理強(qiáng)度的研究聯(lián)系起來(lái)，見(jiàn)諸報(bào)道的成果較少。

因此，為了在確保機(jī)具工作可靠性的基礎(chǔ)上，降低微耕機(jī)刀軸質(zhì)量，對(duì)其進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，并提出了一種基于Ansys Workbench有限元分析的微型旋耕機(jī)刀軸強(qiáng)度的比較設(shè)計(jì)方法。

1 微耕機(jī)原刀軸和旋耕機(jī)刀軸的CAE分析與比較

某型微耕機(jī)原設(shè)計(jì)的刀軸、改進(jìn)設(shè)計(jì)的刀軸和旋耕機(jī)刀軸，三種刀軸均主要用于傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，承受著復(fù)雜的扭矩，伴隨著一定的震動(dòng)，應(yīng)力狀況較為復(fù)雜。在此選用有限元分析軟件ANSYS Workbench 15.0，對(duì)三種刀軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)CAE分析，為研究微耕機(jī)刀軸的理想強(qiáng)度，改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

1.1 微耕機(jī)原設(shè)計(jì)刀軸的力學(xué)分析

1.1.1 旋耕刀軸外載的確定 刀輥結(jié)構(gòu)如圖1所示。機(jī)組的前進(jìn)速度為0.25 m·s-1，耕幅0.3 m，耕深0.12 m。刀片回轉(zhuǎn)直徑225 mm，轉(zhuǎn)速200 n·r-1。旋耕刀軸的設(shè)計(jì)尺寸如圖2所示。刀軸中間部位與一蝸輪過(guò)盈配合，用來(lái)輸入驅(qū)動(dòng)扭矩。軸的兩端各裝配兩個(gè)刀盤，每個(gè)刀盤上有4個(gè)刀齒。材料為45鋼，經(jīng)過(guò)調(diào)質(zhì)處理。

圖1 刀軸總成

圖2 微耕機(jī)刀軸結(jié)構(gòu)/mm

Fig.2 Tiller blade axis structure

機(jī)具工作時(shí)，刀輥消耗的功率[17]：

式中，kx為耕深比阻(N·cm-2)；a為耕深(cm)；vm為機(jī)組的前進(jìn)速度(m·s-1)；B為耕幅(m)。

相關(guān)數(shù)據(jù)代入上式得：

N1=1.33×0.65×12×0.25×0.3=0.778(ps)

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取安全系數(shù)為2.5，那么刀輥實(shí)際消耗的功率為

N=2.5N=2.5×0.778=1.945(ps)=1429.6 W

微耕機(jī)刀片邊緣線速度：

正常工作時(shí)，整機(jī)最多同時(shí)有八把刀入土，所以每端四把刀所能承受的土壤阻力為

1.1.2 旋耕刀軸的受力 由分析得該軸在工作時(shí)主要受扭矩作用，因?yàn)槌莸豆ぷ鲿r(shí)是用刀盤套在旋耕刀軸上的，即可近似為刀片與軸之間是固聯(lián)的，所以除草刀片把土壤反力轉(zhuǎn)化為對(duì)旋轉(zhuǎn)軸的阻扭矩。

T1=F×R=302.577×0.115=34.07 N·m

而除草機(jī)工作時(shí)，兩端最多有8個(gè)刀片入土，即軸工作時(shí)所受的阻力矩為

T=2×T1=2×34.80=68.15 N·m

又因?yàn)檩S在工作時(shí)是以勻速旋轉(zhuǎn)的，所以軸所受的阻力矩和蝸輪傳遞給軸的主動(dòng)力矩大小相等，方向相反，即工作時(shí)蝸輪對(duì)軸的作用力轉(zhuǎn)化為主動(dòng)扭矩68.15 N·m。

軸工作時(shí)主要受扭矩作用外，還受到軸上刀盤和蝸輪對(duì)軸的壓力以及軸承處支反力，這里刀盤采用65 Mn鋼，密度為7 700 kg·m-3,由計(jì)算得一個(gè)刀盤的質(zhì)量為0.3 kg，又因?yàn)榈遁S一端各有兩個(gè)刀盤，則刀軸的一端所受的壓力為5.88 N，方向垂直向下。中間軸承處的支反力為11.76 N，方向垂直向上。軸承對(duì)軸的固定作用由有限元模型上所施加的約束來(lái)等效。

1.1.3 旋耕刀軸的有限元分析 旋耕刀軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，ANSYS Workbench自身的建模功能足以滿足需要。其Design Modeler模塊的主要功能就是提供幾何體模型參與有限元分析。如果需要改動(dòng)有限元模型尺寸，可以直接在Geometry中改動(dòng)，然后在導(dǎo)入Model時(shí)進(jìn)行刷新即可。

在ANSYS Workbench中的Engineering Data下定義材質(zhì)為結(jié)構(gòu)鋼，泊松比為0.269，彈性模量為209 GPa，密度為7 890 kg·m-3。由于刀軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，沒(méi)有特殊受力部位，所以這里選擇網(wǎng)格的劃分方式為Automatic，是一種六面體和四面體單元類型相結(jié)合的劃分方式。在網(wǎng)格參數(shù)Statistics中可以看出此軸被劃分成了12 379個(gè)節(jié)點(diǎn)和6 738個(gè)單元。

旋耕刀軸的加載和參數(shù)設(shè)置參見(jiàn)表1。蝸輪與軸連接面施加位移約束，約束其Z方向的平動(dòng)自由度。在軸上放置軸承的軸頸上添加位移約束，施加Ux和Uy這兩個(gè)方向的運(yùn)動(dòng)。載荷和約束施加如圖3，等效應(yīng)力分布云圖和等效應(yīng)變?cè)茍D分別為圖4和圖5。

表1 微耕機(jī)刀軸的加載

通過(guò)滿載工況下的刀軸總體位移云圖可以看出，微耕機(jī)旋耕刀軸變形位移由中部向兩端逐漸增加，成對(duì)稱性分布。最大處發(fā)生在離固定約束最遠(yuǎn)處，即刀軸的最左端和最右端，表明其處的剛度最差，變形最小處在蝸輪和軸承與軸的連接部位，即軸的最中間一段。從軸的橫截面看，隨著半徑的增大，變形也就會(huì)增大，離心軸最遠(yuǎn)的地方變形最大，但是由于該軸的特殊結(jié)構(gòu)使軸在做繞軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)軸的橫截面的變形中心偏移了橫截圓的中心。另外，由上述變形圖可知該軸最大位移值為0.020 6 mm，而一般剛度較高的主軸的許用撓度為：

[y]=0.0002L(主軸跨度)=0.0002×260=0.052 mm

由于0.0206 mm<0.052 mm，該除草機(jī)刀軸的剛度是完全符合要求的。

由等效應(yīng)力分布云圖可得，應(yīng)力最大的地方集中在內(nèi)側(cè)刀盤與軸接觸的凹平面上。在蝸輪與軸傳遞扭矩處，以及與左右軸承過(guò)渡的部位也存在著較大的應(yīng)力。該軸最大應(yīng)力為60.835 MPa，又因?yàn)樵撦S材料為45鋼，泊松比為0.269，主要受剪，由其許用剪切應(yīng)力公式得：

[τ]=P/[2k(1+b)]=355/[2×1.5(1+0.269)]=93 MPa

式中，P為鋼的屈服強(qiáng)度；k為安全系數(shù)；b為泊松比。

可見(jiàn)軸最大應(yīng)力60.835 MPa小于93 MPa的許用剪切應(yīng)力，該軸原設(shè)計(jì)強(qiáng)度符合要求。

1.2 旋耕機(jī)刀軸的力學(xué)分析

1.2.1 旋耕機(jī)刀軸結(jié)構(gòu)參數(shù) 選擇對(duì)比的旋耕機(jī)型號(hào)為ISG9-50，但實(shí)際耕幅為490 mm。采用側(cè)邊傳動(dòng)的動(dòng)力傳遞路線，能實(shí)現(xiàn)深耕12～20 cm。刀軸上同向間相鄰兩刀片之間的相位差為72°，并且同一截面上的兩把刀片間的間隔是180°，這種排列方式使刀軸每轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)相等的角度，就會(huì)有一把旋耕刀入土。刀座是焊接在刀軸上，在對(duì)該軸進(jìn)行仿真分析時(shí)，按照一體對(duì)待。從花鍵輸入端起給刀座編號(hào)分別為1、2、3、4、5、6、7、8、9、10號(hào)，每一號(hào)刀座又分別有一對(duì)左右彎刀，即該刀輥工作時(shí)安裝有20把旋耕刀。

刀軸為空心軸，刀管長(zhǎng)度為510 mm，外徑為50 mm，內(nèi)徑為40 mm，壁厚為5 mm，刀軸總長(zhǎng)為620 mm。轉(zhuǎn)速輸入端的花鍵尺寸為8 mm×32 mm×36 mm×6 mm，刀軸最高轉(zhuǎn)速為270 r·min-1，常用作業(yè)轉(zhuǎn)速260 r·min-1，旋耕刀的回轉(zhuǎn)半徑為245 mm，旋耕機(jī)的平均旋耕功率為4.95 KW。

1.2.2 旋耕機(jī)刀軸的受力 刀輥在工作時(shí)主要受扭矩作用，除此之外還受軸上固定旋耕刀對(duì)其壓力以及軸承支反力，旋耕刀片所受的土壤反力通過(guò)刀座和聯(lián)接螺栓等效為旋耕機(jī)刀軸所受的扭矩。旋耕機(jī)的刀片在刀軸上成螺旋線排列，由幾何關(guān)系可知，刀尖從入土到出土所轉(zhuǎn)過(guò)的角度2θ為118.646°。

已知旋耕機(jī)旋耕功率為4.95 KW，轉(zhuǎn)速取260 r·min-1，旋耕刀回轉(zhuǎn)半徑為245 mm，則旋耕刀片邊緣線速度為：

圖3 微耕機(jī)刀軸的約束和載荷加載圖

圖4 微耕機(jī)刀軸的等效應(yīng)力分布云圖

圖5 微耕機(jī)刀軸的等效應(yīng)變分布云圖

Fig.5 Equivalent stress distribution cloud of tiller blade axis

由刀座之間相鄰角度分析可知，旋耕機(jī)工作時(shí)最多同時(shí)有8把刀入土，其中右旋刀和左旋刀各有4把。一個(gè)旋耕刀片所能承受的阻力為：

一個(gè)入土刀片所能承受的阻力矩為：

T=F×R=92.75×0.245=22.72 N·m

由于旋耕機(jī)工作時(shí)最多有8把刀入土，這里對(duì)其極限情況進(jìn)行模擬分析，那么可以得到該刀軸工作時(shí)所受到的阻扭矩最大為181.76 N·m，分別作用于刀座底部。又因?yàn)樵摰遁S在工作時(shí)是以勻速轉(zhuǎn)動(dòng)的，所以其所受的阻力矩與旋轉(zhuǎn)主力矩大小相等，方向相反，即該軸動(dòng)力輸入端的花鍵部位所受的主動(dòng)扭矩也為181.76 N·m。

1.2.3 旋耕機(jī)刀軸的有限元分析 在外載作用下，結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和應(yīng)變，可以用經(jīng)典理論、測(cè)試和仿真分析等方法求得。但是，本文作為一種新的設(shè)計(jì)方法，為了適應(yīng)復(fù)雜結(jié)構(gòu)，以及方便對(duì)原設(shè)計(jì)的修改，在此應(yīng)用有限元分析方法更簡(jiǎn)單。另外，旋耕機(jī)刀軸和需要改進(jìn)的微耕機(jī)刀軸，用同樣的分析方法，其結(jié)果更有可比性。

在網(wǎng)格參數(shù)Statistics中可以看出旋耕機(jī)刀軸被劃分成了79 883個(gè)節(jié)點(diǎn)和40 512個(gè)單元。

定義材料屬性：刀軸的加工材料為Q235A鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。材料的類別為Structural Steel。泊松比為0.3，彈性模量E=210 GPa，密度為7 850 kg·m-3。

同樣在樹形目錄Static Structure下對(duì)載荷和約束進(jìn)行具體定義和加載。將刀軸近似簡(jiǎn)化為一端固定，一端存在軸向游離的簡(jiǎn)支梁。輸入端軸頸近似為固定端，約束其Ux、Uy、Uz方向的平動(dòng)自由度，輸出端軸頸為游動(dòng)端，其軸向方向平動(dòng)不約束，只限制Ux、Uz方向平動(dòng)。旋耕機(jī)刀輥軸的加載參見(jiàn)表2。在輸入端的軸承處位移約束Displacement,施加Ux、Uy、Uz方向約束，來(lái)限制此刀輥軸的徑向和軸向運(yùn)動(dòng)。在輸出端的軸承位置同樣添加位移約束Displacement，施加Ux、Uz方向約束來(lái)限制軸的徑向運(yùn)動(dòng)，由于其軸向有游動(dòng)，所以其軸向不受限制。

表2 旋耕機(jī)刀軸的加載

施加載荷和約束后的旋耕機(jī)刀輥軸如圖6。求解結(jié)果見(jiàn)位移分布云圖7和等效應(yīng)力分布云圖8。

通過(guò)滿載工況下的刀軸總體變形位移云圖可以看出，旋耕機(jī)刀軸變形位移最大處發(fā)生在離刀軸兩支撐處較遠(yuǎn)的5、6、7號(hào)刀座邊沿。該軸最大位移值為0.029 34 mm，根據(jù)一般剛度較高的主軸的許用撓度：

[y]=0.0002L(主軸跨度)=0.0002×620=0.124 mm

式中，L為主軸跨度。刀軸的剛度符合要求。

由等效應(yīng)力分布云圖可見(jiàn)，應(yīng)力最大處發(fā)生在軸上花鍵與光軸過(guò)渡處的齒根部位，且存在明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。另外，入土刀座與軸相連的部位所受應(yīng)力也相對(duì)較大。由圖看出該軸最大應(yīng)力為56.818 MPa，根據(jù)材料及其受力特性，其許用剪切應(yīng)力：

[τ]=P/[2k(1+b)]=225/[2×1.5(1+0.3)]=60 MPa

式中各參量同前。該軸最大應(yīng)力56.818 MPa小于其許用剪切應(yīng)力60 MPa，強(qiáng)度符合要求。

2 微耕機(jī)刀軸的改進(jìn)設(shè)計(jì)和力學(xué)分析

2.1 微耕機(jī)原設(shè)計(jì)刀軸與旋耕機(jī)刀軸的比較

微耕機(jī)刀軸與旋耕機(jī)刀軸工作條件相同，無(wú)論最大外載是否相等，只要最大應(yīng)力相等，則其就有相同的強(qiáng)度可靠性。

微耕機(jī)刀軸傳遞的扭矩為68.15 N·m，最大等效應(yīng)力為60.835 MPa。旋耕機(jī)刀軸傳遞扭矩為181.72 N·m，但該軸所受的最大等效應(yīng)力為56.818 MPa。微耕機(jī)刀軸每米最大等效應(yīng)變?yōu)?.364 82 mm，旋耕機(jī)刀軸每米最大等效應(yīng)變?yōu)?.317 75 mm，比較可見(jiàn)旋耕機(jī)刀軸的結(jié)構(gòu)剛度優(yōu)于微耕機(jī)。雖然兩軸都能滿足工作強(qiáng)度和剛度要求，但是，旋耕機(jī)刀軸是定型產(chǎn)品，經(jīng)過(guò)長(zhǎng)期的生產(chǎn)實(shí)踐檢驗(yàn)，其強(qiáng)度具有更大的合理性。因此，可以對(duì)比改進(jìn)設(shè)計(jì)微耕機(jī)刀軸結(jié)構(gòu)。

另外，微耕機(jī)刀軸選用45鋼，旋耕機(jī)刀軸所用材料為Q235A鋼。當(dāng)安全系數(shù)均為1.5時(shí)，微耕機(jī)刀軸許用剪切應(yīng)力為93 MPa，旋耕機(jī)刀軸許用剪切應(yīng)力為60 MPa。但是Q235A比45鋼價(jià)格更便宜。微耕機(jī)為實(shí)心軸，旋耕機(jī)刀軸則是空心軸。

2.2 微耕機(jī)刀軸的改進(jìn)設(shè)計(jì)和應(yīng)力分析

根據(jù)微耕機(jī)軸的結(jié)構(gòu)和受力特點(diǎn)，把刀軸設(shè)計(jì)成空心管更合理。但為了保證軸的強(qiáng)度和剛度，初步的改進(jìn)設(shè)計(jì)需要增加軸徑。改進(jìn)結(jié)果為：微耕機(jī)刀軸材料為Q235A的無(wú)縫鋼管，外徑×內(nèi)徑×壁厚是20 mm×8 mm×6 mm。另外，為了有利裝配，軸中部與渦輪配合處適當(dāng)增加了直徑，對(duì)應(yīng)力分析無(wú)影響。

圖6 旋耕機(jī)刀軸加載圖

圖7 旋耕機(jī)刀軸位移分布云圖

圖8 旋耕機(jī)刀軸等效應(yīng)力分布云圖

Fig.8 Equivalent stress distribution cloud of rotary tiller blade axis

由圖9可見(jiàn)，微耕機(jī)軸改進(jìn)后的最大等效應(yīng)力為55.808 MPa，小于原設(shè)計(jì)模型的60.835 MPa。特別是：微耕機(jī)刀軸改進(jìn)后的最大等效應(yīng)力，稍小于旋耕機(jī)刀軸的最大等效應(yīng)力56.818 MPa，基本與旋耕機(jī)刀軸最大等效應(yīng)力相同。若微耕機(jī)刀軸最大等效應(yīng)力過(guò)小，材料浪費(fèi)嚴(yán)重。若微耕機(jī)刀軸的最大等效應(yīng)力稍大于旋耕機(jī)刀軸，則強(qiáng)度可靠性不足，是不合理的設(shè)計(jì)。由圖10可見(jiàn)，改進(jìn)軸最大變形為0.020 2 mm小于原模型的0.020 6 mm，也小于旋耕機(jī)刀軸的0.029 34 mm。每米等效應(yīng)變也由0.364 82 mm降為0.266 78 mm，同時(shí)也小于旋耕機(jī)的對(duì)應(yīng)值0.317 75 mm。改進(jìn)后的微耕機(jī)刀軸如圖11所示。

3 結(jié)論與討論

在相同的工作條件下，選擇一種經(jīng)過(guò)長(zhǎng)期實(shí)踐檢驗(yàn)，且具有合理強(qiáng)度的定型產(chǎn)品作為基準(zhǔn)，是這種新設(shè)計(jì)方法的關(guān)鍵。如果新設(shè)計(jì)零件與基準(zhǔn)產(chǎn)品具有相同的應(yīng)力和應(yīng)變，則兩者的強(qiáng)度可靠性相同。即新設(shè)計(jì)零件的最大應(yīng)力和應(yīng)變，應(yīng)等于或稍小于基準(zhǔn)產(chǎn)品。若新設(shè)計(jì)零件最大等效應(yīng)力過(guò)小，材料浪費(fèi)嚴(yán)重。否則，則強(qiáng)度可靠性不足，是不合理的設(shè)計(jì)。

圖9 新軸的等效應(yīng)力云圖

圖10 新軸的等效應(yīng)變?cè)茍D

圖11 新軸的結(jié)構(gòu)/mm

Fig.11 New axis structure

在一定的受力、邊界條件、約束和分析方法等條件下，微耕機(jī)軸改進(jìn)后的最大等效應(yīng)力為55.808 MPa，小于原設(shè)計(jì)模型的60.835 MPa。特別是：微耕機(jī)刀軸改進(jìn)后的最大等效應(yīng)力，稍小于旋耕機(jī)刀軸的最大等效應(yīng)力56.818 MPa，基本與旋耕機(jī)刀軸最大等效應(yīng)力相同。改進(jìn)軸最大變形為0.020 2 mm，小于原模型的0.020 6 mm，也小于旋耕機(jī)刀軸的0.029 34 mm。每米等效應(yīng)變也由0.364 82 mm降為0.266 78 mm，同時(shí)也小于旋耕機(jī)的對(duì)應(yīng)值0.317 75 mm。說(shuō)明改進(jìn)后的微耕機(jī)刀軸，受力更合理。

將微耕機(jī)刀軸由原來(lái)直徑為Ф19的實(shí)心軸，變?yōu)槌叽?0 mm×8 mm×6 mm(外徑×內(nèi)徑×壁厚)的空心軸，耗材減少了7%。由此可見(jiàn)新改進(jìn)的微耕機(jī)刀軸具有更合理的結(jié)構(gòu)尺寸。

[1] 彭 彬,楊 玲,楊明金,等.微耕機(jī)標(biāo)準(zhǔn)體系的內(nèi)涵分析及其發(fā)展對(duì)策[J].西南師范大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2014，39(4)：141-146.

[2] 牛 坡，楊 玲，張引航，等.基于ANSYS Workbench的微耕機(jī)用旋耕彎刀有限元分析[J].西南師范大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2015,37(12)：162-167.

[3] 李超軍，葉 進(jìn)，薛元鵬.小型多功能聯(lián)合作業(yè)耕耘機(jī)設(shè)計(jì)[J].農(nóng)機(jī)化研究，2016，(11)：150-153.

[4] 暢雄勃.微耕機(jī)安全生產(chǎn)問(wèn)題和建議[J].農(nóng)機(jī)化研究，2015(9)：254-258.

[5] 趙啟明，張?jiān)莆?魯 媛,等.微耕機(jī)作業(yè)事故與機(jī)具設(shè)計(jì)缺陷的關(guān)聯(lián)性分析[J].農(nóng)機(jī)化研究，2016，(7)：255-261.

[6] Verhaeghe R W, Elishakoff I. Eliability based bridging of the gap between system's safety factos associated with different failure modes[J]. Engineering Structures, 2013,49(4):606-614.

[7] Lee C E, Kim S W, Park D H. Target reliability of caisson sliding of vertical breakwater based on safety factors[J]. Coastal Engineering，2012，(60):167-173.

[8] Jones D R, Schonlau M, Welch W J. Efficient global optimization of expensive black-box functions[J]. Journal of Global Optimization, 1998,13(4):455-492.

[9] Huang D, Allen T T, Notz W I, et al. Global optimization of stochastic black-box systems via sequential kriging meta-models[J]. Journal of Global Optimization, 2006，34(3):441-466.

[10] Ranjan P, Bingham D, Michailidis G. Sequential experiment design for contour estimation from complex computer codes[J]. Technometrics, 2008,50(4):527-541.

[11] Du X, Chen W. Sequential optimization and reliability assessment for probabilistic design[J]. ASME Journal of Mechanical Design, 2004，126(2):225-233

[12] Ibrahim Y. Observations on applications of impotance sampling in structural reliability analysis[J]. Structural Safety, 1991,9(4):269-281.

[13] 日力夏提·阿布都熱西提，尼加提·玉素甫，買買提明·艾尼.旋耕刀結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)與動(dòng)力穩(wěn)定性分析[J].農(nóng)機(jī)化研究，2016,(1)：57-61.

[14] 宋雅婷，李 粵，唐寧寧，等.香蕉秸稈粉碎還田刀輥參數(shù)研究[J]．農(nóng)機(jī)化研究，2016,(6)：78-83．

[15] 曾 晨，李 兵，李尚慶，等.1WG-6.3型微耕機(jī)的設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)研究[J]．農(nóng)機(jī)化研究，2016,(1)：132-137．[16] 朱留憲，楊 玲，朱 超，等.基于ANSYS Workbench的微耕機(jī)旋耕刀有限元分析[J]．機(jī)械研究與應(yīng)用，2014,27(1)：88-89．

[17] 沈鴻主編.機(jī)械工程手冊(cè)(機(jī)械產(chǎn)品 第11卷)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1982.

The optimized design of tiller blade based on intensity comparison

HE Wei-zhen1,2, LIU Li-ru1, YANG You-gang1, YANG Chuang-chuang1

(1.CollegeofMechanicalandElectronicEngineering,NorthwestA&FUniversity,YanglingShaanxi712100,China；2.ShaanxiPolutechnicInstitute,XianyangShaanxi712000,China)

Rotary tiller is an approved product with long-term performance and reasonable design. Taking the rotary tiller blade of ISG9-50 as the intensity benchmark, the design of the original blade has been improved, based on the stress analysis and comparison of the benchmark and original tiller blades. The study can provide a new method for rationally using material, cutting product cost and optimizing machinery structure. The tiller blade has been improved from the original Ф19-diameter solid shaft to the 20 mm×8 mm×6 mm(external diameter×inner diameter×thickness) hollow shaft, with material consumption reducing 7% and maximum equivalent stress of 55.808 MPa lowering 8.3%, less than the 56.818 MPa of the rotary tiller. The improved blade has the maximum deformation of 0.020 2 mm, less than the original 0.020 6 mm and the benchmark 0.029 34 mm. This result indicates that the newly-designed components and the benchmark products have the same intensity reliability if they have the same stress and strain. The improved tiller blade would have more scientific stress, structure and size.

tiller blade axis; improved design; reasonable intensity; benchmark; rotary blade axis

1000-7601(2017)04-0289-07

10.7606/j.issn.1000-7601.2017.04.44

2016-05-10

陜西省農(nóng)業(yè)科技創(chuàng)新與攻關(guān)(2015NY036)；陜西省財(cái)政廳專項(xiàng)(K332021313)

賀衛(wèi)珍(1971—)，女，陜西丹鳳人，碩士研究生，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)理論與方法研究。 E-mail:1939115498@qq.com。

楊有剛(1961—)，男，陜西西安人，教授，博士，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)理論與方法的研究。 E-mail :yangyougang@nwsuaf.edu.cn。

S223.1

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