嚴(yán)曉麗，何馮光，李 明※，葛 暢，董學(xué)虎，韋麗嬌，黃偉華，牛釗君

（1.中國熱帶農(nóng)業(yè)科學(xué)院農(nóng)業(yè)機(jī)械研究所，湛江 524000；2.黑龍江八一農(nóng)墾大學(xué)，大慶 163000）

0 引言

深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)結(jié)合深松、旋耕兩項技術(shù)[1]，進(jìn)行打破犁底層、旋耕碎土等作業(yè)。中國熱帶農(nóng)業(yè)科學(xué)院農(nóng)業(yè)機(jī)械研究所自主研制的1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)主要由機(jī)架、變速箱、深松部件、旋耕刀輥、活動拖板、蓋板等組成，可同時完成深松、旋耕、平整等作業(yè)工序。深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)作業(yè)負(fù)荷大，導(dǎo)致工作阻力較大。機(jī)架是作業(yè)過程中阻力的主要承載部件，其強(qiáng)度和剛度影響深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)的工作性能和深松旋耕作業(yè)質(zhì)量。良好的機(jī)架結(jié)構(gòu)不僅有利于提高機(jī)架承載能力和機(jī)具作業(yè)效率[2-6]，還有利于深松鏟和旋耕刀克服土壤的黏附阻力。本研究利用UG三維建模軟件建立1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架模型，通過NX Nastran 高級仿真求解器，對機(jī)架進(jìn)行靜態(tài)結(jié)構(gòu)力學(xué)分析，求解機(jī)架的變形及應(yīng)力分布情況，并輕量優(yōu)化機(jī)架結(jié)構(gòu)，確定具備良好靜態(tài)特性的機(jī)架結(jié)構(gòu)，為甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)的優(yōu)化和改進(jìn)提供依據(jù)。

1 機(jī)架結(jié)構(gòu)建模

1.1 機(jī)架結(jié)構(gòu)參數(shù)三維建模

利用UG軟件建立1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架的三維模型，其結(jié)構(gòu)及組成如圖1所示。機(jī)架由三點懸掛架、鏟柄保險安裝座、前橫梁、后橫梁、中間縱梁、變速箱支撐板和側(cè)板焊接而成，鏟柄保險安裝座長度為500 mm，并設(shè)有剪切安全螺栓孔，可避免深松鏟因過載而損壞，同時防止旋耕刀被過載保護(hù)向后擺動的深松鏟撞擊破壞；縱梁的下端平面與橫梁的下端平面對齊焊接，形成同一平面上的平行框架，一方面避免因應(yīng)力集中而導(dǎo)致局部位置發(fā)生劇烈形變和斷裂；另一方面，深松和旋耕部件所受的力先傳遞至框架的下端平面，平行結(jié)構(gòu)能使機(jī)架受力平衡，增強(qiáng)機(jī)架的強(qiáng)度和剛度。前橫梁結(jié)構(gòu)采用120 mm×80 mm×10 mm的槽鋼，后橫梁結(jié)構(gòu)采用80 mm×80 mm×10 mm的槽鋼，縱梁結(jié)構(gòu)采用50 mm×100 mm×10 mm的槽鋼，鏟柄保險安裝座板、變速箱支撐板和側(cè)板均采用12 mm厚的鋼板，整個機(jī)架的鋼材均采用Q235低碳結(jié)構(gòu)鋼。

圖1 機(jī)架結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 機(jī)架結(jié)構(gòu)參數(shù)有限元建模

有限元法是利用有限單元體的集合代替原有的連續(xù)體[8]。為了得到較準(zhǔn)確的有限元模型、縮短有限元分析求解計算時間、確保網(wǎng)格劃分質(zhì)量合理，在保證不影響有限元分析精度的前提條件下，對機(jī)架模型中的一些微小特征進(jìn)行合理的簡化[9-10]。對1SG-230型深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架三維模型做如下理想化：①忽略對機(jī)架質(zhì)量影響不大的工藝孔、裝配孔；②將機(jī)架上所有圓角、倒角都簡化為直角；③不考慮焊接處對機(jī)架特性的影響；④視整個機(jī)架密度均勻。

對理想化的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，定義模型材料為Q235B碳素結(jié)構(gòu)鋼，彈性模量E= 210 GPa，密度ρ=7 850 kg/m3，泊松比ε=0.3，網(wǎng)格類型采用3D四面體網(wǎng)格，定義單元屬性類型為 CTRIA（10），單元大小為 35.5 mm，最終得到單元總數(shù)36 859，節(jié)點總數(shù)76 407。如圖2所示。

圖2 機(jī)架理想化有限元模型示意圖

2 機(jī)架結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

2.1 機(jī)架受力分析

機(jī)架是1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)主要承載部件，所受載荷不僅包括機(jī)架自身質(zhì)量、變速箱質(zhì)量、深松部件質(zhì)量、旋耕刀輥質(zhì)量、其他附屬件質(zhì)量等靜載荷，還包括深松鏟松土阻力、旋耕刀輥旋耕阻力、拖板阻力等施加給機(jī)架的沖擊載荷，而且沖擊載荷對機(jī)架穩(wěn)定性有較大的影響。

將機(jī)架承受的垂直于機(jī)架平面的靜載荷進(jìn)行理想化處理: ①將機(jī)架質(zhì)量視為均布載荷，平均分配至機(jī)架各梁；②變速箱質(zhì)量、深松部件質(zhì)量、旋耕刀輥質(zhì)量、拖板質(zhì)量等按集中載荷作用于支撐位置。計算主要靜載荷:

1）機(jī)架質(zhì)量對梁上各節(jié)點的作用力為

式中 F0為梁上各節(jié)點載荷，N；M0為機(jī)架質(zhì)量，kg；g為重力加速度，m/s2；n為節(jié)點總數(shù)。

取 M0=414.15 kg，g=9.8 m/s2，n=76 407， 求 得F0=0.05 N

2）變速箱質(zhì)量對機(jī)架的作用力為

式中 F1為變速箱施加給機(jī)架的集中載荷，N；M1為變速箱質(zhì)量，kg。

取M1=160.16 kg，求得F1=1 569.57 N

3）深松部件對機(jī)架的作用力為

式中 F2為深松部件施加給機(jī)架的集中載荷，N；M2為深松部件質(zhì)量，kg。

取M2=122.38 kg，求得F2=1 199.32 N

4）旋耕刀輥對機(jī)架的作用力為

式中 F3為旋耕刀輥施加給機(jī)架的集中載荷，N；M3為深松部件質(zhì)量，kg。

取M3=152.91 kg，求得F3=1 498.52 N

5）拖板對機(jī)架的作用力為

式中 F4為旋耕刀輥施加給機(jī)架的集中載荷，N；M4為深松部件質(zhì)量，kg。

取M4=42.70 kg，求得F4=418.46 N

深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)工作阻力較大，主要考慮深松部件和旋耕部件受到作業(yè)阻力時對機(jī)架的沖擊載荷。1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)的深松鏟均安裝在機(jī)架的前橫梁上，因此前橫梁為深松鏟沖擊載荷的主要受力部件。根據(jù)甘蔗地土壤情況及試驗，每個深松鏟所受到的阻力按4 000 N計算[11]，深松鏟鏟柄長800 mm，則每個鏟柄受到的深松阻力對機(jī)架造成的扭矩為3.2×106N·mm；旋耕刀輥潛土作業(yè)阻力按5 000 N計[12]，回轉(zhuǎn)半徑220 mm，則旋耕刀輥受到的阻力對機(jī)架造成的扭矩為1.1×106N·mm。

2.2 機(jī)架彎曲工況分析

機(jī)架彎曲工況[10]是指深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)靜止?fàn)顟B(tài)的受力情況。1SG-230型甘蔗地深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)靜止放置狀態(tài)下由深松部件和旋耕刀輥支撐，因此將鏟柄保險安裝座及連接旋耕部件的側(cè)板設(shè)置為固定約束，機(jī)架質(zhì)量均勻施加至各梁上，變速箱、深松部件、旋耕刀輥、拖板等集中載荷施加在各支撐位置上。進(jìn)行求解計算，得到機(jī)架彎曲工況下的變形云圖如圖3a所示，機(jī)架的最大變形位置為機(jī)具前進(jìn)方向最右側(cè)鏟柄保險安裝座的前端，最大位移為0.384 mm。彎曲工況的應(yīng)力云圖如圖3b所示，最大應(yīng)力為96.12 MPa。

2.3 機(jī)架扭轉(zhuǎn)工況分析

圖3 彎曲工況等效云圖

機(jī)架的扭轉(zhuǎn)工況主要校核深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)在田間作業(yè)時，深松部件和旋耕刀輥入土作業(yè)時，機(jī)架的扭轉(zhuǎn)變形。1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)通過三點懸掛與拖拉機(jī)相連， 因此在機(jī)架與拖拉機(jī)三點懸掛連接處施加固定約束；每個深松鏟鏟柄安裝位置分別施加3.2×106N·m的扭矩和沿Y軸正方向4 000 N的力；變速箱動力輸出軸與旋耕刀輥動力輸入軸的連接在機(jī)架的中部，因此在其機(jī)架連接處分別施加1.1×106N·m的扭矩和沿Y軸正方向5 000 N的力。進(jìn)行求解計算，得到機(jī)架扭轉(zhuǎn)工況下的變形云圖如圖4a所示，機(jī)架的最大變形位置為左右兩端鏟柄保險安裝座的前端，最大位移為1.174 mm。扭轉(zhuǎn)工況的應(yīng)力云圖如圖4b所示，最大應(yīng)力為123.78 MPa。

2.4 機(jī)架強(qiáng)度校核

取安全系數(shù)s=1.3，機(jī)架Q235B材料的屈服極限為235 MPa，結(jié)合以上機(jī)架彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況分析，對機(jī)架進(jìn)行強(qiáng)度校核。彎曲工況圖3中機(jī)架最大彎曲應(yīng)力為96.12 MPa，則

式中 δ彎max為最大彎曲應(yīng)力，MPa；[δ]為許用應(yīng)力，MPa；δs為材料屈服極限，MPa。

圖4 扭轉(zhuǎn)工況等效云圖

扭轉(zhuǎn)工況圖4中機(jī)架最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為123.78 MPa，則

式中 δ扭max為最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，MPa。

可見，1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。

3.5 機(jī)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況機(jī)架的最大應(yīng)力都發(fā)生在鏟柄保險安裝座上，因此把鏟柄保險安裝座板厚度作為優(yōu)化設(shè)計變量，在強(qiáng)度校核允許的范圍內(nèi)，適當(dāng)?shù)臏p小其厚度，以達(dá)到1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架輕量化設(shè)計的目的。根據(jù)實際生產(chǎn)情況，將鏟柄保險安裝座板厚度分別設(shè)計為10 mm，8 mm，對優(yōu)化后的機(jī)架重新進(jìn)行建模、網(wǎng)格劃分、靜力學(xué)分析，得出等效云圖分別如圖5—6所示。

圖5 鏟柄保險安裝座板厚度為10 mm的等效云圖

圖6 鏟柄保險安裝座板厚度為8 mm的等效云圖

由圖5可知，當(dāng)鏟柄保險安裝座板厚度為10 mm時，其彎曲工況的彎曲變形最大位移為0.418 mm，彎曲應(yīng)力最大值為104.92 MPa；扭轉(zhuǎn)工況的扭轉(zhuǎn)變形最大位移為1.174 mm，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力最大值為178.28 MPa，均在強(qiáng)度校核允許的范圍內(nèi)，滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。

由圖6可知，當(dāng)鏟柄保險安裝座板厚度為8 mm時，其彎曲工況的彎曲變形最大位移為0.579 mm，彎曲應(yīng)力最大值為137.14 MPa；扭轉(zhuǎn)工況的扭轉(zhuǎn)變形最大位移為2.081 mm，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力最大值為211.71 MPa，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力超出強(qiáng)度校核允許的范圍，不滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。因此，機(jī)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化為鏟柄保險安裝座板厚度優(yōu)化減小至10 mm，利用UG質(zhì)量分析模塊，得出機(jī)架整體質(zhì)量為386.33 kg，與鏟柄保險安裝座板厚度為12 mm時質(zhì)量為414.15 kg相比，整體質(zhì)量減小6.8%。

4 總結(jié)

在分析1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架結(jié)構(gòu)特點的基礎(chǔ)上，采用UG軟件對1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機(jī)機(jī)架進(jìn)行三維建模及有限元建模，進(jìn)行彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況的靜力學(xué)分析和強(qiáng)度校核，驗證機(jī)架滿足強(qiáng)度設(shè)計要求，并在強(qiáng)度校核允許的范圍內(nèi)，優(yōu)化鏟柄保險安裝座板厚度為10 mm，彎曲工況的彎曲變形最大位移為0.418 mm，彎曲應(yīng)力最大值為104.92 MPa；扭轉(zhuǎn)工況的扭轉(zhuǎn)變形最大位移為1.174 mm，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力最大值為178.28 MPa，整體質(zhì)量減小6.8%。

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