柏云磊,喬印虎*,馬安幫,張春燕,曹鵬飛

(1.安徽科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,安徽 鳳陽(yáng) 233100;2.安徽云龍糧機(jī)有限公司,安徽 阜陽(yáng) 236500)

我國(guó)人口占全球人口總數(shù)的20%,但是耕地面積僅占全世界的7%,人均耕地面積不及世界人均耕地面積的一半[1]。人均耕地面積直接影響到糧食是否可以保障人們的日常需求,糧食作為人類賴以生存的重要資源,糧食安全關(guān)乎著國(guó)家的安全穩(wěn)定,是國(guó)之根本、民之命脈,黨和政府自始至終都把糧食安全作為治國(guó)安邦的首要任務(wù)[2-4]。糧庫(kù)是國(guó)家重要的戰(zhàn)略保障基地,在糧食進(jìn)入糧庫(kù)前對(duì)糧食進(jìn)行檢測(cè)是保證糧食質(zhì)量安全的重要一環(huán)。要想保證糧食檢測(cè)結(jié)果更加準(zhǔn)確,須建立在科學(xué)高效的檢驗(yàn)檢測(cè)基礎(chǔ)上,這就必須加大檢測(cè)設(shè)備的更新改造,加強(qiáng)檢測(cè)技術(shù)的研究[5]。糧食檢測(cè)的方法基本上都是采用隨機(jī)取樣的方式進(jìn)行檢測(cè),以樣品檢測(cè)質(zhì)量代表整批糧食的品質(zhì),目前取樣方式基本上已經(jīng)由現(xiàn)代機(jī)械扦樣的方法代替了傳統(tǒng)人工手動(dòng)取樣的方法[6]。機(jī)械扦樣機(jī)代替人工取樣,不僅提高了扦樣的效率,更大程度上避免取樣過程中人為作弊的情況,保證了取樣的客觀真實(shí)性,樣本更具代表性,保證了糧食的品質(zhì),保障了國(guó)家糧食質(zhì)量安全。

目前市面上主要采用的是懸臂式扦樣機(jī)[7-9],懸臂式扦樣機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、占地面積小、安裝方便等優(yōu)勢(shì)。但隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和道路的建設(shè),運(yùn)輸糧食的車輛逐漸由四輪廂式貨車代替了小型農(nóng)用三輪車。運(yùn)糧車的車廂長(zhǎng)度不斷加長(zhǎng),為滿足扦樣范圍的需求,扦樣機(jī)的旋轉(zhuǎn)臂也要不斷加長(zhǎng)。由于旋轉(zhuǎn)臂的不斷加長(zhǎng),扦樣機(jī)在結(jié)構(gòu)上也隨著出現(xiàn)了多種故障,需要進(jìn)一步優(yōu)化扦樣機(jī)的結(jié)構(gòu)。通過理論計(jì)算與仿真試驗(yàn)對(duì)扦樣機(jī)三維模型進(jìn)行分析,對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,使旋轉(zhuǎn)臂加長(zhǎng)后扦樣機(jī)的安全性和使用壽命得到有效保障。

1 扦樣機(jī)結(jié)構(gòu)與工作原理

YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)采用了塔吊式懸臂梁結(jié)構(gòu),主要由旋轉(zhuǎn)臂、扦樣小車、配重、回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和立柱等結(jié)構(gòu)組成,其結(jié)構(gòu)如圖1所示。扦樣機(jī)立柱下端通過螺栓與地面預(yù)埋件固定連接,立柱上端通過回轉(zhuǎn)支承軸承與旋轉(zhuǎn)臂相連接,旋轉(zhuǎn)臂主體上采用雙懸臂的結(jié)構(gòu),一側(cè)安裝有配重,另一側(cè)懸臂上裝有扦樣小車,扦樣小車上安裝有扦樣桿。

圖1 扦樣機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure diagram of sampling machine注：1為旋轉(zhuǎn)臂,2為扦樣小車,3為配重,4為回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu),5為立柱。

YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)是一款智能化扦樣機(jī),可以實(shí)現(xiàn)全自動(dòng)無人扦樣。車輛行駛至扦樣區(qū)域后,扦樣機(jī)通過攝像頭自動(dòng)識(shí)別車輛信息,判斷出車廂范圍,選定扦樣區(qū)域。通過控制系統(tǒng)控制減速電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)帶動(dòng)外齒回轉(zhuǎn)支承軸承運(yùn)動(dòng),從而使旋轉(zhuǎn)臂實(shí)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)。旋轉(zhuǎn)臂旋轉(zhuǎn)時(shí),扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂上行駛,最終控制扦樣桿到達(dá)取樣點(diǎn)上方。扦樣小車可控制扦樣桿的升降,使扦樣桿插入車廂內(nèi)糧食中后,啟動(dòng)風(fēng)機(jī)將糧食通過扦樣桿吸出。通過扦樣機(jī)從車廂吸出的糧食,使用分樣器進(jìn)行樣本選取,再通過檢測(cè)儀器對(duì)糧食的品質(zhì)進(jìn)行等級(jí)鑒定。

2 故障描述

YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)在使用過程中,旋轉(zhuǎn)臂搭載配重一端的連接處出現(xiàn)破損,如圖2所示。通過對(duì)破損部分的觀察,猜測(cè)破損是由于扦樣機(jī)回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的齒輪與旋轉(zhuǎn)臂底部發(fā)生碰撞所致。為研究碰撞的具體原因,通過有限元軟件對(duì)扦樣機(jī)模型在6種工況下的工作情況進(jìn)行靜力學(xué)和動(dòng)力學(xué)分析。其工況示意圖,如圖3所示。

圖2 扦樣機(jī)破損部位示意圖Fig.2 Schematic diagram of damaged parts of sampling machine

圖3 扦樣機(jī)工況示意圖Fig.3 Schematic diagram of working conditions of sampling machine

3 旋轉(zhuǎn)臂有限元分析

3.1 建立有限元模型

主要對(duì)扦樣機(jī)的旋轉(zhuǎn)臂受力情況進(jìn)行分析[10-12],為了提高有限元軟件分析效率,對(duì)結(jié)構(gòu)分析影響較小的部件在建立三維模型時(shí)進(jìn)行了簡(jiǎn)化。通過UG三維繪圖軟件建立扦樣機(jī)三維實(shí)體模型,如圖4所示。有限元分析模塊使用ANSYS Workbench軟件進(jìn)行分析。

圖4 扦樣機(jī)簡(jiǎn)化模型Fig.4 Simplified mode of sampling machine

在建模時(shí)將扦樣小車簡(jiǎn)化為一根方管放置在旋轉(zhuǎn)臂上,通過有限元軟件施加力的方式代替其重量。通過UG軟件計(jì)算出扦樣小車的質(zhì)量為200 kg,配重的質(zhì)量為2 000 kg。扦樣機(jī)其他結(jié)構(gòu)均在ANSYS軟件中添加材料屬性,具體參數(shù)見表1。旋轉(zhuǎn)臂與立柱之間的回轉(zhuǎn)支撐軸承使用螺栓連接,旋轉(zhuǎn)臂上方管均采用焊接。有限元網(wǎng)格劃分結(jié)果包含個(gè)202 990節(jié)點(diǎn),68 986個(gè)單元。

3.2 靜力學(xué)分析

通過ANSYS Workbench軟件加載模型后進(jìn)行連接方式選擇、材料屬性添加、網(wǎng)格劃分。在靜態(tài)結(jié)構(gòu)中添加標(biāo)準(zhǔn)地球重力和固定支撐,在簡(jiǎn)化的扦樣小車和配重箱上分別添加一個(gè)豎直向下的力,力的大小為2 kN和20 kN,主要分析求解了總變形和等效應(yīng)力。各工況下的旋轉(zhuǎn)臂最大變形及最大等效應(yīng)力數(shù)據(jù)見表2。

表2 優(yōu)化前各工況下旋轉(zhuǎn)臂最大變形及最大等效應(yīng)力統(tǒng)計(jì)Table 2 Statistics of maximum deformation and maximum equivalent stress of rotating arm under various working conditions before optimization

從表2中可以得出,扦樣小車從工況1位置運(yùn)動(dòng)到工況6位置的過程中,旋轉(zhuǎn)臂的最大變形及最大等效應(yīng)力都是先減小后增大。在工況6下扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂的變形最大,此時(shí)扦樣小車處于最靠近立柱的位置,扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂局部最大變形為71.32 mm。在工況5和工況6時(shí),旋轉(zhuǎn)臂的最大應(yīng)力值超過Q345和65Mn材料的屈服強(qiáng)度,下面將對(duì)工況5和工況6的情況進(jìn)行詳細(xì)分析,如圖5、圖6所示分別為工況5和工況6的變形及應(yīng)力云圖。

圖5 優(yōu)化前工況5變形及等效應(yīng)力云圖Fig.5 Deformation and equivalent stress nephogram under condition 5 before optimization

3.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是分析扦樣機(jī)在工作過程中振動(dòng)特性對(duì)結(jié)構(gòu)影響的重要方法,同時(shí)根據(jù)模態(tài)分析的結(jié)果對(duì)故障原因的分析及結(jié)構(gòu)的改進(jìn)優(yōu)化具有重要意義[13-14]。在靜力學(xué)模型的基礎(chǔ)上,加載模態(tài)分析,可以得到扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂的前6階振型和固有頻率。通過有限元模態(tài)分析,前6階固有頻率見表3,振型位移云圖見圖7。

表3 優(yōu)化前前6階的模態(tài)頻率Table 3 Modal frequency of the first 6 orders before optimization

圖7 扦樣機(jī)前6階振型云圖Fig.7 Cloud chart of the first 6 vibration modes of sampling machine

4 故障分析及原因

4.1 故障分析

通過圖5～6可以發(fā)現(xiàn)扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂的最大變形發(fā)生在旋轉(zhuǎn)臂的最前端,且變形使整個(gè)旋轉(zhuǎn)臂形成了向上的傾角,其可能導(dǎo)致位于支撐回轉(zhuǎn)軸承上的齒輪與旋轉(zhuǎn)臂的支撐板相接觸,造成支撐板破損,同時(shí)整個(gè)結(jié)構(gòu)的最大等效應(yīng)力主要集中在回轉(zhuǎn)軸承與支撐板連接處。

根據(jù)懸臂扦樣機(jī)的工作原理,扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂上行駛時(shí),旋轉(zhuǎn)臂的受力分布也在隨之發(fā)生變化。扦樣小車處于旋轉(zhuǎn)臂的不同位置時(shí)與配重之間的平衡在不斷變化。因?yàn)榍訖C(jī)上配重的位置和重量是固定不變的,所以旋轉(zhuǎn)臂的平衡不僅依賴于配重,同時(shí)還需要回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)與立柱的支撐力,因此旋轉(zhuǎn)臂與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)接觸的部位受力最大[15]。如圖8所示,扦樣小車在扦樣機(jī)上兩種極端位置的受力情況。圖中C點(diǎn)為扦樣機(jī)懸臂梁的重心在懸臂梁上的投影點(diǎn),通過NX軟件中對(duì)模型的參數(shù)測(cè)量工具得到。

圖8 扦樣機(jī)受力示意圖Fig.8 Stress diagram of sampling machine

當(dāng)扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂最左端時(shí),對(duì)扦樣機(jī)A,B點(diǎn)進(jìn)行受力分析,列出平衡方程如下：

∑MA=0,P1(L2+L3)+PL2-FNBL-P2L4=0

(1)

∑MB=0,P1(L1+L2+L3)+P(L1+L2)-FNAL1-P2L4=0

(2)

其中,P為扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂的自重;P1為扦樣小車的重量;P2為配重的重量;L1為立柱的寬度;L2為C點(diǎn)至立柱左端面的水平距離;L3扦樣小車在懸臂梁最左端與C點(diǎn)的水平距離;L4為配重的重心與立柱右端面的水平距離。

帶入數(shù)據(jù),求解式(1)～(2),可得：

FNB=12.75 kN

FNA=19.75 kN

當(dāng)扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂最右端時(shí),對(duì)扦樣機(jī)A,B點(diǎn)進(jìn)行受力分析,列出平衡方程如下：

∑MA=0,PL2+P1L5-FNBL1-P2(L1+L4)=0

(3)

∑MB=0,P(L1+L2)+P1(L1+L5)-FNBL-P2L4=0

(4)

其中,L5為扦樣小車在懸臂梁最右端時(shí)與立柱左端的水平距離。

帶入數(shù)據(jù),求解式(3)～(4),可得：

FNB=25.25 kN

FNA=1.75 kN

通過對(duì)上述數(shù)據(jù)的分析,可以得出當(dāng)扦樣小車位于旋轉(zhuǎn)臂最右端時(shí),A、B兩點(diǎn)的受力相差較大,受力主要集中在B點(diǎn),此處正好也是扦樣機(jī)發(fā)生故障的位置,說明當(dāng)扦樣小車處于旋轉(zhuǎn)臂最右端時(shí),旋轉(zhuǎn)臂受到的力集中在右側(cè)。

通過模態(tài)分析,扦樣機(jī)的前6階固有頻率的變化范圍主要集中在2.033～14.473 Hz。YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)扦樣小車采用的是伺服電機(jī),其功率為1 kW,轉(zhuǎn)速2 500 r/min,電機(jī)的頻率為41.667 Hz。電機(jī)頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂頻率,所以在工作時(shí)不會(huì)出現(xiàn)共振情況,符合扦樣機(jī)的工作需求。

4.2 故障原因

由以上計(jì)算依據(jù),推斷可能是以下情況導(dǎo)致的故障：彎曲變形,當(dāng)扦樣小車處于旋轉(zhuǎn)臂靠近立柱端工作時(shí),旋轉(zhuǎn)臂搭載配重的一端由于受力過大發(fā)生彎曲變形,導(dǎo)致配重下方底板與回轉(zhuǎn)支撐軸承外嚙合的減速機(jī)齒輪相接觸;應(yīng)力集中,由于受力集中在旋轉(zhuǎn)臂右側(cè),因?yàn)榇钶d配重部分的懸臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理以及旋轉(zhuǎn)臂與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)連接鋼板強(qiáng)度不夠,導(dǎo)致配重下方的底板破損。

5 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

5.1 優(yōu)化方案

通過對(duì)扦樣機(jī)工作原理分析,在滿足工作的前提下,需要保證扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂最左端時(shí)不向前傾倒,在最右端時(shí)不向后翻倒。在不改變扦樣機(jī)結(jié)構(gòu)的條件下,對(duì)扦樣小車在旋轉(zhuǎn)臂最左端和最右端工作情況進(jìn)行計(jì)算。

扦樣小車在最左端時(shí),需要滿足：

(5)

扦樣小車在最右端時(shí),需要滿足：

(6)

帶入數(shù)據(jù),求解式(5)～(6),可得：

16.46 kN≤P2≤19.73 kN

通過計(jì)算,扦樣機(jī)的合理配重范圍應(yīng)該在1.646～1.973 t。

通過有限元分析和理論計(jì)算,對(duì)扦樣機(jī)的結(jié)構(gòu)進(jìn)行以下優(yōu)化：

(1)將扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂與立柱回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)相連接的鋼板厚度由5 mm增加到10 mm;

(2)將扦樣機(jī)的配重由2 t減少到1.8 t;

5.2 優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)有限元分析

根據(jù)優(yōu)化方案對(duì)扦樣機(jī)進(jìn)行重新建模,然后進(jìn)行有限元仿真分析。優(yōu)化后的扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂在各工況下的最大變形及最大等效應(yīng)力,如表4所示。通過優(yōu)化后的數(shù)據(jù)可以得知各工況下扦樣機(jī)旋轉(zhuǎn)臂的最大變形及最大等效應(yīng)力均滿足材料性能要求。優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析結(jié)果顯示固有頻率主要集中在2.715～14.940 Hz(表5),其頻率遠(yuǎn)小于電機(jī)頻率,符合扦樣機(jī)工作需求。

表4 優(yōu)化后各工況下旋轉(zhuǎn)臂最大變形及最大等效應(yīng)力統(tǒng)計(jì)Table 4 Statistics of maximum deformation and maximum equivalent stress of rotating arm under various working conditions after optimization

表5 優(yōu)化后前6階的模態(tài)頻率Table 5 Modal frequency of the first 6 orders after optimization

6 結(jié)論

本研究通過建立YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)三維模型,利用有限元仿真對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)及模態(tài)分析,并結(jié)合理論計(jì)算,得到扦樣機(jī)故障原因,再通過理論計(jì)算和有限元仿真對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,解決了YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)的故障,提高了扦樣機(jī)的安全性和使用壽命。

YL-A-VP型糧食扦樣機(jī)的配重在1.646～1.973 t時(shí),可以最大程度保障扦樣機(jī)在工作過程中不會(huì)發(fā)生前傾和后翻的情況;扦樣在工況6下工作時(shí),由于扦樣小車在最靠近立柱處時(shí)與配重最接近,此時(shí)旋轉(zhuǎn)臂上的力主要都集中在立柱上方,旋轉(zhuǎn)臂底部與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)接觸的部位,會(huì)導(dǎo)致此處受力過大,結(jié)構(gòu)不穩(wěn)定,所以對(duì)旋轉(zhuǎn)臂與回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)接觸部位的底板增加厚度,提高結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。該型號(hào)扦樣機(jī)在優(yōu)化前及優(yōu)化后的固有頻率在2.033～14.940 Hz,遠(yuǎn)小于電機(jī)的41.667 Hz,均符合扦樣機(jī)工作要求。