鴨嘴式打穴器強(qiáng)度有限元分析

黎鑄言， 何國旗

（湖南工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 湖南株洲 412007）

0 引言

據(jù)統(tǒng)計(jì)，2019 年我國農(nóng)業(yè)人口占全國總?cè)丝诘?9.40%?？梢钥闯鑫覈r(nóng)業(yè)人口仍然占有很大的比重。2019 年我國農(nóng)作物機(jī)械化收割率達(dá)到68%[1-2]。 當(dāng)前我國農(nóng)業(yè)機(jī)械化已經(jīng)達(dá)到可觀的水平， 但還不及歐美等發(fā)達(dá)國家。 通過提高某種農(nóng)用機(jī)械的適用程度，十分有利于提高農(nóng)業(yè)機(jī)械化。 在新冠疫情情況下提高農(nóng)業(yè)機(jī)械化的重要性就更加明顯。

現(xiàn)市面上常見的利用穴撥輪的鏟式打穴器， 打穴器在投種點(diǎn)位置的土壤上形成穴孔代替?zhèn)鹘y(tǒng)的播種開溝作業(yè)，然后由播種裝置將種子投入到所形成的穴孔。 但成穴裝置在土壤上成穴過程中， 易因土壤堵塞和粘土過多而影響成穴。 且在滿足不同作物所需要的不同株距時(shí)，鏟式打穴器做出的調(diào)整過于繁瑣， 未滿足種植業(yè)的需求[3]。連桿式打穴器不僅可以更便利的調(diào)整打穴器出、入土的的角度，保證移栽物的直立；還可以通過移栽機(jī)構(gòu)調(diào)節(jié)桿和移栽機(jī)構(gòu)和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)比更便捷的調(diào)整移栽株距；且鴨嘴開合式的打穴器解決了穴播的堵塞問題。

1 打穴器的設(shè)計(jì)

鴨嘴式打穴器結(jié)構(gòu)見圖1，由拉線、彈簧、打穴器、開合器等組成[4]。 ；開合器的打開由彈簧和拉線共同控制，打穴器在彈簧的作用下處于關(guān)閉狀態(tài)， 拉線收縮使打穴器張開， 其張開角度與拉線的收縮量成正比。

圖1 鴨嘴式打穴器結(jié)構(gòu)示意圖

2 有限元分析

2.1 幾何模型

本文運(yùn)用Creo 三維建模軟件對(duì)鴨嘴打穴器進(jìn)行三維建模，見圖2。 應(yīng)用軟件對(duì)鴨嘴打穴器的各個(gè)零件進(jìn)行建模和裝配。

圖2 打穴器三維數(shù)字化模型

為了便于在Hypermesh 中獲得更優(yōu)質(zhì)的網(wǎng)格，在Abaqus 有限元分析軟件中得到更精確的仿真結(jié)果， 對(duì)鴨嘴打穴器做適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化， 忽略了一部分不影響計(jì)算精度的細(xì)節(jié)特征，如工藝孔和倒角等，如圖3 所示。

圖3 打穴器簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)模型

2.2 網(wǎng)格劃分

將鴨嘴打穴器的三維實(shí)體模型導(dǎo)入有限元分析軟件Hypermesh 中，根據(jù)實(shí)體特征對(duì)其進(jìn)行切割處理，提高最終的網(wǎng)格質(zhì)量。 本次建模采用三維單元，最終得到的四面體單元數(shù)為：19027 個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為：6449 個(gè)，具體網(wǎng)格模型見圖4。

圖4 打穴器網(wǎng)格模型

2.3 仿真

打穴器在栽植過程中的受力主要來自土壤對(duì)打穴器的阻力， 測(cè)得的最高硬度值為土壤對(duì)打穴器末端的阻力P1=1.30MPa[5]。 已知打穴器各面與水平面法線的夾角為12.5°， 通過計(jì)算得到側(cè)面的壓力P2=P1×sin12.5=0.28MPa。

在Abaqus 中打開從Hypermesh 中導(dǎo)出的.inp 網(wǎng)格文件， 通過Abaqus 對(duì)打穴器側(cè)面和末端施加相應(yīng)的壓強(qiáng)和集中力， 對(duì)打穴器進(jìn)行靜載荷運(yùn)算。

得出最大靜載荷情況下的應(yīng)力分布云圖和應(yīng)變分布云圖，見圖5、圖6。 由此可知最大應(yīng)力出現(xiàn)在打穴器移栽片與上半部分剛體連接處的兩側(cè)，最大應(yīng)力為17.44MPa。最大應(yīng)變?yōu)?.35×10-5，與最大應(yīng)力的位置相同。

圖5 打穴器應(yīng)力云圖

圖6 打穴器應(yīng)變?cè)茍D

2.4 仿真結(jié)果

根據(jù)第二強(qiáng)度理論： 認(rèn)為最大伸長(zhǎng)線應(yīng)變是引起斷裂主要因素，即最大伸長(zhǎng)長(zhǎng)線應(yīng)變?chǔ)?達(dá)到與材料性質(zhì)有關(guān)的某一極限值，材料就發(fā)生斷裂。本文對(duì)打穴器的靜態(tài)強(qiáng)度校核，根據(jù)第二強(qiáng)度理論，得出斷裂準(zhǔn)則：

其中，E—彈性模量； [σ]—材料許用應(yīng)力；S—安全系數(shù)。

考慮到打穴器的工作環(huán)境， 打穴器采用的材料為304 奧氏體不銹鋼， 具有強(qiáng)度較高， 耐腐蝕性好等優(yōu)點(diǎn)，常溫下的許用應(yīng)力為137MPa，從分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)打穴器最大應(yīng)力為17.44MPa，遠(yuǎn)小于最大許用應(yīng)力；彈性模量為206GPa 安全系數(shù)為1.7， 則允許最大應(yīng)變?yōu)棣?=3.9×10-4，打穴器最大應(yīng)變?yōu)?.35×10-5，遠(yuǎn)小于最大許用應(yīng)變。

3 結(jié)論

利用Creo 軟件建立鴨嘴式打穴器三維模型，Hypermesh 繪制網(wǎng)格并使用有限元分析軟件Abaqus 進(jìn)行強(qiáng)度分析。 分析結(jié)果表明： 工作環(huán)境中最大應(yīng)力值為17.44MPa；最大應(yīng)變值為3.35×10-5；且都發(fā)生在打穴器鴨嘴移栽片與上半部分剛體連接處的兩側(cè)， 遠(yuǎn)低于材料的屈服應(yīng)力和屈服應(yīng)變，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。