基于ANSYS的水稻精量直播機械機架的有限元分析

羅佳 楊發(fā)展 李建東 楊薇 姜芙林 魏海明 劉永武

摘要：為了使開發(fā)的水稻直播機的機架滿足播種作業(yè)的承載要求，避免變形過大導致播深出現(xiàn)較大浮動而影響出苗率，同時為防止機架與發(fā)動機等激振源發(fā)生共振，影響排種的均勻性，利用ANSYS對機架進行系統(tǒng)分析。綜合考慮平地行駛以及翻越田壟導致一輪離地等工況，發(fā)現(xiàn)當右前輪離地時應力和變形量最大，最大應力為 58.969 MPa，最大變形量為1.662 9 mm。通過模態(tài)分析，獲得機架的一階固有頻率為90.873 Hz，而激振頻率在10～30 Hz范圍內(nèi)，遠小于機架的固有頻率，該狀態(tài)下機架不會發(fā)生共振。通過對應力和大變形區(qū)的結構進行優(yōu)化和強化，并重復進行了有限元仿真分析，結果表明變形量明顯降低。上述工作表明設計開發(fā)的機架完全滿足精量直播工作的要求，同時為進一步拓撲優(yōu)化和輕量化設計提供了重要的理論依據(jù)。

關鍵詞：水稻直播機;精量直播;機架;模態(tài)分析;振動特性;固有頻率;防止共振;機架結構優(yōu)化

中圖分類號：S223.2 ??文獻標志碼： A

文章編號：1002-1302（2019）16-0235-04

收稿日期：2018-05-03

基金項目：國家重點研發(fā)計劃子課題（編號：2017YFD0701201-011）;山東省重點研發(fā)計劃（編號：2018GNC112005）。

作者簡介：羅 佳（1993—），男，山東臨沂人，碩士研究生，主要從事農(nóng)業(yè)機械研究。

通信作者：楊發(fā)展，博士，副教授，主要從事刀具、農(nóng)業(yè)機械研究。

水稻是我國目前主要的糧食作物，種植歷史悠久，但種植過程中機械化水平較低，嚴重制約了水稻的整體生產(chǎn)效率[1]。水稻機械化直播對于降低水稻生產(chǎn)成本、提升生產(chǎn)效率和減輕農(nóng)民負擔等具有重要意義[2]。在水稻生產(chǎn)環(huán)節(jié)引入直播，可以省去育秧和插秧環(huán)節(jié)[3]，大幅提升勞動效率，同時具有可以規(guī)模經(jīng)營等優(yōu)點[4]。因而設計開發(fā)一種實用高效的水稻精量直播機具有重要意義。而在播種機中，機架作為主要的受力結構，承載著供種系統(tǒng)、播種裝置、開溝裝置和液壓系統(tǒng)等結構的壓力，需要對其受影響情況進行綜合分析。此外，機架的變形會導致播深出現(xiàn)變化，進而影響出苗率;同時，當發(fā)動機產(chǎn)生的激振與機架固有頻率接近（或為整數(shù)倍）時還會產(chǎn)生共振，造成供種系統(tǒng)和排種裝置出現(xiàn)排種不均勻、不連續(xù)等干擾問題。為了獲得最優(yōu)的機架結構，借助ANSYS對機架進行靜力學分析和動力學分析，了解機架在不同狀態(tài)下的應力分布狀況以及產(chǎn)生的最大變形量，同時確定系統(tǒng)的振動特性，獲得機架的固有頻率，進一步防止共振的發(fā)生，為機架優(yōu)化提供理論依據(jù)。

1 播種機機架機械結構的建模

1.1 結構模型的建立

水稻精量直播機在工作時，利用雙圓盤開溝器開出穩(wěn)定的溝型和等深度的種溝，同時排種器將送種裝置輸送的種子按照預設的種距進行精量排種。選擇柴油發(fā)動機（型號ZH2110D）提供整個作業(yè)過程的動力，通過鏈傳動驅(qū)動排種器轉動。提升裝置采用液壓油缸，連接連桿后方的吊耳在工作間隙行進時提起排種裝置。本研究的機架主體由方管（60 mm×60 mm×6 mm，Q235）焊接而成，主要承受上方送種裝置和操作員的重力以及自身重力，在播種間隙播種機行進時，下方排種裝置利用液壓油缸抬升一定高度，避免與地面發(fā)生碰撞或劃擦等，此時機架同時受到排種裝置的拉力。仿真過程中，將機架簡化為由橫梁、縱梁、豎梁和彎型梁組成的結構。機架長度設計為800 mm，寬度為1 600 mm，豎梁 450 mm。利用SolidWorks建立三維模型，模型如圖1所示。

1.2 分析前處理

機架各個梁之間主要通過焊接及螺栓連接組成一個整體，由于連接的不統(tǒng)一，增加了仿真過程的復雜性，在本次仿真分析中，假定模型是一個整體，忽略焊接等工藝的影響[5]。機架材料選用Q235結構鋼，將機架模型導入ANSYS并進行材料屬性的定義。

在分析設置中，合理適當?shù)木W(wǎng)格劃分有利于提升分析和計算的效率，增加分析結果的正確性[6]。本研究采用ANSYS自動網(wǎng)格劃分， 單元小于10 mm，網(wǎng)格劃分具體見圖2。劃分

完成后，共有123 770個節(jié)點和62 494個單元。

2 靜力學分析

2.1 機架受力情況

機架是該機械的主要受力機構，所受其他部件的載荷主要分為靜載荷和沖擊載荷[5]。播種裝置提升時，排種裝置、開溝裝置等會對機架前梁施加作用力;圓盤開溝器開溝作業(yè)時，開溝器受到前進阻力，會使機架下梁受到拉力;機架自身的重力視為均布載荷，應用ANSYS的標準重力模塊;其他施加在機架上的載荷作為集中載荷，施加在所設計的位置上。

播種裝置產(chǎn)生的集中載荷（GA）為

GA=G1+G2+G3;（1）

G=mg。（2）

式中：G1表示6個油泵所受的重力（N）;G2表示排種開溝裝置所受的重力（N）;G3表示連接桿和仿形裝置所受的重力（N）;g表示重力加速度，取9.8 m/s2。

將油泵、排種開溝裝置、連接桿和仿形裝置的重力代入公式（1）、（2）得：

GA=1 470 N。（3）

設定油缸提起至45°時保持固定，此時前上梁和前下梁受到的壓力相等。

Fcos45°+Tcos45°=GA;（4）

F=T。（5）

可得，F(xiàn)=T=1 039.4 N。

假設送種裝置的質(zhì)量為15 kg，作業(yè)員質(zhì)量為80 kg，得：

GB=147 N，GC=784 N。（6）

因此，施加在機架上梁固定部位的集中力分別為147、784 N。

在水稻直播機工作時，開溝器受到前進阻力，會對機架前梁產(chǎn)生拉力。根據(jù)文獻[7]，結合農(nóng)業(yè)機械學中對播種機的分析，設定每個開溝器前部的工作阻力為120 N，前梁受到的拉力為720 N。

2.2 求解與分析

在平整的地面上行駛時，機架主要受到彎曲應力，而當機械在田間作業(yè)時，會發(fā)生耕地以及地面平整度較低導致的一輪懸空的情況，使機架受到扭矩的作用，這時須要考慮扭轉工況[8]下機架的作業(yè)可靠性。

對于彎曲工況，在前梁和后梁與前后車橋的連接處施加固定約束，機架自身重力利用ANSYS的標準重力模塊，將集中載荷施加在各自的安裝位置，排種開溝裝置的拉力按45°方向施加在前上梁和前下梁上，分析得到變形云圖和應力云圖，如圖3、圖4所示。

圖3為載荷作用下總的變形云圖，最大變形量為 0.184 73 mm，變形主要發(fā)生在車載工作人員的座位和送種裝置安裝位置的中間梁上，而由開溝排種裝置造成的形變使前梁變形量在0.164 21 mm以下，因為中間部位既受到操作員的壓力，還受到送種裝置以及排種開溝裝置的重力，前上梁承受排種開溝裝置的拉力，因而形變量最大。

從圖4可以看出，最大應力發(fā)生在中間梁和橫梁中間位置處，縱梁以及各梁連接處受力也相對較大，彎角處受力大于其他部位。應力的最大值為13.64 MPa，遠小于材料屈服極限（235 MPa），完全滿足靜力學的強度要求。

對于扭轉工況，由于機架結構和部件布置并不完全左右對稱，本研究對前左輪離地和前右輪離地分別進行討論[5]，得出這2種工況下結構的應力應變云圖并進行分析。

對于第1種工況，左前輪離地時，對右前輪和后輪施加固定約束，對左前輪施加方向向上的作用力：由圖5可以看出，最大變形量發(fā)生在左前輪位置，最大變形量為1.323 4 mm;由圖6可以看出，最大應力發(fā)生在前上梁中間和左側以及前下梁左側部位，最大應力值為 34.903 MPa，小于材料的屈服極限。

工況1、2并不對稱，對于第2種工況，右前輪離地時，對左前輪和后輪施加固定約束，對右前輪施加方向向上的作用力：

由圖7可以看出，最大變形發(fā)生在左前輪位置，變形范圍比工況1大，最大變形值為1.662 9 mm。由圖8可以看出，最大應力發(fā)生在前梁中間以及右側部位，最大應力值為 58.969 MPa，小于材料屈服極限。

在播種機開溝排種工況下，機架主要受到上方的壓力和開溝器前進阻力產(chǎn)生的拉力，在之前約束的基礎上對彎梁后方添加固定約束，仿真結果如下：

由圖9可以看出，開溝器前進阻力產(chǎn)生的拉力在作用梁處變形量最大為0.102 68 mm，變形量較小。由圖10可知，最大應力為5.280 5 MPa，主要作用在連接處和梁中間位置，遠遠小于材料屈服極限。

綜合以上分析結果，播種機在平地正常作業(yè)時，最大變形量為0.184 73 mm，不影響實際工作;在翻越田壟導致右前輪抬起時，最大變形量為1.662 9 mm，所受的最大應力為 58.969 MPa，小于材料的屈服極限。對于動載荷情況下材料的受力及變形情況，可以利用仿真獲得的靜載荷下的應力值與動載荷系數(shù)相乘來預估動載荷時的應力情況[9-10]，本研究取動載荷系數(shù)為2.5，從而得到動載荷情況下最大應力為147.42 MPa，小于材料的屈服極限。綜上，機架在各種工況下的最大變形量較小，最大應力值小于材料的屈服極限（235 MPa），表明機架能滿足設計的承載要求。

3 機構動力學分析

3.1 模態(tài)分析模型

機架的模態(tài)是指機架結構固有的振動特性，對機架進行模態(tài)分析可以獲得機架的模態(tài)參數(shù)，例如固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型等[6，11]。通過模態(tài)分析可以避免與發(fā)動機等激振源頻率接近（或為整數(shù)倍）導致共振從而引發(fā)排種不均勻等問題，同時可以根據(jù)模態(tài)分析結果對結構進行優(yōu)化，更合理地布置機架。

根據(jù)參考文獻[12]，物體動力學通用方程為

[M]{x″}+[C]{x′}+[K]{x}={F（t）}。（7）

式中：M為質(zhì)量矩陣;C為阻尼矩陣;K為剛度矩陣;F（t）是力矢量。

3.2 機架模態(tài)分析結果

機架各階模態(tài)頻率和振動特性見表1。對于水稻直播機機架，二階振型能夠表現(xiàn)出多數(shù)振動情況[13]。由圖11可知，一階振動主要發(fā)生在中間梁上，使其產(chǎn)生上下的彎曲;二階振動時，機架上梁部分發(fā)生扭轉變形，中間梁和各梁連接部位的變形量最大。

根據(jù)文獻[10，13]，為使機架不發(fā)生共振，必須滿足：

0.75ω0<ω<1.3ω0。（8）

式中：ω0表示機架固有頻率;ω表示激振頻率。

水稻精量直播機運動時受到的激振主要有發(fā)動機激振、地面激振、動力傳動鏈激振和分種器的發(fā)動機以及傳動鏈帶來的激振，對各個激振頻率分別進行考慮。

本設計采用雙缸發(fā)動機（型號ZH2110D），發(fā)動機轉速為1 500 r/min，根據(jù)文獻[12]，發(fā)動機激振頻率f=n60·M2，n為發(fā)動機轉速，M為發(fā)動機氣缸數(shù)。分別考慮正常行駛和怠速2種情況。

正常行駛時激振頻率為

f=1 50060× 22=25 Hz。（9）

怠速時激振頻率為

f=70060 ×22≈11.7 Hz。（10）

根據(jù)分析可知，發(fā)動機激振頻率在10～30 Hz范圍內(nèi)，而機架的一階固有頻率是90.873 Hz，激振頻率與固有頻率差距較大[10]，不會引起共振。

正常行駛時，其他振源產(chǎn)生的激振頻率均遠小于機架各階模態(tài)頻率，不會與機架產(chǎn)生共振。

4 機架結構優(yōu)化

根據(jù)分析結果，可以發(fā)現(xiàn)機架在不同部位受到的力以及產(chǎn)生的變形差異較大，在受力較大的部位可以通過增加材料厚度或改變結構布局來減少變形量[14]。根據(jù)前面的分析可知，機架中間梁受到的載荷以及產(chǎn)生的形變較大，在實際工作中可能發(fā)生危險，而且在模態(tài)分析中也發(fā)現(xiàn)，中間梁和前上梁產(chǎn)生波動的可能性較大，后續(xù)主要對這2處添加支撐。

4.1 確定優(yōu)化方式

以精量直播機的機架模型作為優(yōu)化對象，選定前期變形量較大的部位進行優(yōu)化。根據(jù)分析結果，選定機架前梁和中間梁作為優(yōu)化目標，對其添加支撐，如圖12所示。

4.2 優(yōu)化前后性能對比

由表2可知，在工況1時機架結構受到的最大應力有所增加，但仍在材料允許的范圍內(nèi)。除此之外，其他各主要參數(shù)均有所減小。應力以及變形量的減小使機架的穩(wěn)定性增強，確保開溝器開出的溝深一致，不會因播深不均勻?qū)е鲁雒缏实偷葐栴}。在播種機翻越田壟導致一輪抬起時，2種工況下機架的受力情況均得到改善，變形量顯著減小，對于焊接處的影響也得到了減輕。

5 結論與討論

利用SolidWorks對機架進行建模，通過ANSYS靜力學分析，根據(jù)仿真結果，彎曲工況下最大應力為13.64 MPa，變形量為0.184 73 mm;在扭轉工況下，當右前輪離地時，最大應力為58.969 MPa，最大形變量為1.662 9 mm。以上工況下機架受到的最大應力均小于材料的屈服極限值，且變形量較小，驗證了機架能滿足播種作業(yè)的承載要求。

利用Modal模塊對機架進行模態(tài)分析，得到機架的一階固有頻率約為90 Hz，根據(jù)經(jīng)驗公式得到發(fā)動機等激振源的激振頻率低于30 Hz，機架固有頻率與激振頻率不在同一區(qū)間內(nèi)，因而不會發(fā)生共振。

對機架薄弱部位添加支撐優(yōu)化后，機架變形量顯著減小，機架的剛度得到了提升，有利于得到穩(wěn)定的開溝深度。同時為機架進一步優(yōu)化和輕量化設計提供了理論依據(jù)。

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