柴康杰 胡志超 游兆延 張延化 王建楠

摘要：在花生摘果機(jī)摘果過程中，由于劇烈的振動，經(jīng)常會引起摘果機(jī)零部件毀壞及機(jī)器的故障。為研究是否發(fā)生共振，首先利用三維繪圖軟件Inventor對摘果機(jī)機(jī)架進(jìn)行參數(shù)化實(shí)體建模，接著通過接口將模型導(dǎo)入ANSYS軟件中進(jìn)行模態(tài)分析，得到機(jī)架前6階的振動頻率分別為24.783、29.496、34.483、42.197、64.033、72.378 Hz，并得到相對應(yīng)的各階振型云圖，分析出了其固有頻率及振型對應(yīng)的機(jī)架變形情況，為后續(xù)的減振分析和機(jī)架優(yōu)化提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：花生摘果機(jī)；機(jī)架；實(shí)體建模；模態(tài)分析；固有頻率

中圖分類號： S225.7+3文獻(xiàn)標(biāo)志碼：

文章編號：1002-1302（2016）08-0407-03

花生作為我國最大的油料作物之一，為減輕農(nóng)民勞動強(qiáng)度，提高工作效率，南京農(nóng)業(yè)機(jī)械化研究所研制了半喂入花生摘果機(jī)，可實(shí)現(xiàn)收獲過程中最重要的摘果作業(yè)，對實(shí)現(xiàn)花生機(jī)械化收獲有重大的現(xiàn)實(shí)意義[1]。但是工作過程中整機(jī)的劇烈振動，會導(dǎo)致機(jī)器零部件的斷裂和機(jī)器故障，從而降低了工作效率，嚴(yán)重制約了摘果機(jī)的廣泛推廣。機(jī)架作為主要承載部件，不僅承載著動力部件和各種傳動鏈、夾持鏈、摘果輥等工作部件，而且會受到外界不同的激勵，當(dāng)激振力頻率和機(jī)架的某階固有頻率接近時，機(jī)架就會產(chǎn)生劇烈的振動[2-3]。

模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動力特性一種近代方法，通過模態(tài)分析可以得到系統(tǒng)固有頻率和振型，從而有效地指導(dǎo)工程設(shè)計[4]。本研究利用三維建模軟件Inventor建立摘果機(jī)機(jī)架的三維模型，然后導(dǎo)入ANSYS軟件對機(jī)架進(jìn)行自由模態(tài)分析，了解其結(jié)構(gòu)特性，得到了前6階固有頻率和振型，并輸出各階頻率的位移云圖，得到其對應(yīng)的振動變形情況，為摘果機(jī)機(jī)架的設(shè)計和優(yōu)化提供理論基礎(chǔ)。

1模態(tài)分析理論

振動模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的、整體的特性，包括結(jié)構(gòu)固有頻率和振型分析[5]。通過模態(tài)分析，可以分析出結(jié)構(gòu)的振動特性，從而有效地避免機(jī)構(gòu)由于共振引起的強(qiáng)振[6]。通常，高階振型對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的影響不明顯，選取低階振型進(jìn)行分析[7-8]。

在模態(tài)分析時，假定結(jié)構(gòu)的自由振動是多自由度且無阻尼時，它的動力學(xué)微分方程可以表示如下：

2建立機(jī)架模型

半喂入花生摘果機(jī)的機(jī)架尺寸：長×寬×高為200 mm×88 mm×115 mm。整機(jī)主要由3個部分組成：動力部件汽油機(jī)，采用雅馬哈MZ175R，其額定功率為3.3 KW，轉(zhuǎn)速為1 800 r/min；摘果輥的主要尺寸為長度1 200 mm，滾筒直徑 1525 mm，工作轉(zhuǎn)速371 r/min，每個摘果輥上配有6個葉片，兩摘果輥相向、同速轉(zhuǎn)動，完成摘果過程；夾持鏈采用齒輪鏈，由電機(jī)通過帶傳動和齒輪傳動提供動力，夾持輸送速度為 1.025 m/s。

2.1機(jī)架有限元模型的建立

由于ANSYS軟件三維建模功能較薄弱[12]，而一個模型的建立直接影響著模態(tài)分析結(jié)果的精確性，利用三維軟件Inventor 對整機(jī)機(jī)架進(jìn)行實(shí)體建模，在相接觸的地方設(shè)置其為焊接點(diǎn)。為了在分析時劃分網(wǎng)格方便，提高計算效率，略去一些對模態(tài)分析影響不大的輪廓線、小圓孔、倒圓角等細(xì)節(jié)[13]。建立的摘果機(jī)機(jī)架模型如圖1所示。

通過Inventor 和ANSYS 的無縫接口，將三維模型直接導(dǎo)入到ANSYS 軟件中進(jìn)行仿真試驗(yàn)[14]，添加材料屬性，選擇Q235結(jié)構(gòu)鋼，它的主要力學(xué)力學(xué)性能為：屈服極限為 235 MPa，泊松比為0.3，質(zhì)量密度為7 850 kg/m3，彈性模量為210 GPa。導(dǎo)入后的模型如圖2所示。

考慮到摘果機(jī)在工作時4個角鋼和地面相接觸，為近似模擬它的工作狀態(tài)，應(yīng)設(shè)定4個角鋼為固定約束。其他各零部件的接觸選擇默認(rèn)設(shè)定bonded，由于是對機(jī)架靜力學(xué)模態(tài)分析，所以預(yù)應(yīng)力為零。

根據(jù)模態(tài)分析理論可知，在對機(jī)架進(jìn)行模態(tài)分析時，低階振動對機(jī)器結(jié)構(gòu)的影響較大，決定了它的動態(tài)特性，所以結(jié)合摘果機(jī)工作的實(shí)際情況，取前6階的模態(tài)進(jìn)行分析，設(shè)定模態(tài)數(shù)為1～200，其他選擇默認(rèn)選項(xiàng)。

3結(jié)果分析

對摘果機(jī)進(jìn)行模態(tài)分析，其結(jié)果主要包括2個部分：前6階振動頻率圖和對應(yīng)的振型云圖。圖4為摘果機(jī)機(jī)架模態(tài)分析的前6階模態(tài)的固有頻率柱狀圖，右邊顯示其對應(yīng)數(shù)值。

架前后方向振動方向一致，最大變形量發(fā)生在機(jī)架上端。

根據(jù)圖10變形量可知，最大變形量為12.67 mm。由動態(tài)圖可以看出，振動方向是機(jī)架兩側(cè)在寬度方向的扭動，但前后振動的方向相反，最大變形量發(fā)生在機(jī)架上端。

4結(jié)論

通過建立半喂入花生摘果機(jī)架的有限元模型，將模型在ANSYS中進(jìn)行模態(tài)分析，得到了機(jī)架的前6階固有振動頻率和振型云圖，通過分析各階云圖和動態(tài)圖形變化，得出各階頻率對應(yīng)的振動趨勢。

在得到固有頻率后，結(jié)合發(fā)動機(jī)的工作頻率和其他工作

[FK（W14][TPCKJ10.tif][FK）]

部件的工作頻率可知，除了發(fā)動機(jī)其他工作部件的頻率遠(yuǎn)低于1階固有頻率，不會引起機(jī)器的共振，而發(fā)動機(jī)的工作頻率30 Hz與二階頻率29.9 Hz相近，說明發(fā)動機(jī)工作時會引起機(jī)架的共振。

通過模態(tài)分析，為機(jī)架的后續(xù)改進(jìn)提供了理論基礎(chǔ)。在機(jī)架設(shè)計過程中，可采用高強(qiáng)度的材料，在易變性的結(jié)構(gòu)處，采用筋結(jié)構(gòu)對其進(jìn)行加固，均可提高機(jī)架的剛度，為保證整機(jī)工作過程中穩(wěn)定性、可靠性、高效性具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。

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