嚴曉麗，何馮光，李 明※，葛 暢，董學虎，韋麗嬌，黃偉華，牛釗君

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

0 引言

深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機結合深松、旋耕兩項技術[1]，進行打破犁底層、旋耕碎土等作業(yè)。中國熱帶農(nóng)業(yè)科學院農(nóng)業(yè)機械研究所自主研制的1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機主要由機架、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)機作業(yè)負荷大，導致工作阻力較大。機架是作業(yè)過程中阻力的主要承載部件，其強度和剛度影響深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機的工作性能和深松旋耕作業(yè)質量。良好的機架結構不僅有利于提高機架承載能力和機具作業(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)機機架模型，通過NX Nastran 高級仿真求解器，對機架進行靜態(tài)結構力學分析，求解機架的變形及應力分布情況，并輕量優(yōu)化機架結構，確定具備良好靜態(tài)特性的機架結構，為甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機的優(yōu)化和改進提供依據(jù)。

1 機架結構建模

1.1 機架結構參數(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)機機架的三維模型，其結構及組成如圖1所示。機架由三點懸掛架、鏟柄保險安裝座、前橫梁、后橫梁、中間縱梁、變速箱支撐板和側板焊接而成，鏟柄保險安裝座長度為500 mm，并設有剪切安全螺栓孔，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，一方面避免因應力集中而導致局部位置發(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，平行結構能使機架受力平衡，增強機架的強度和剛度。前橫梁結構采用120 mm×80 mm×10 mm的槽鋼，后橫梁結構采用80 mm×80 mm×10 mm的槽鋼，縱梁結構采用50 mm×100 mm×10 mm的槽鋼，鏟柄保險安裝座板、變速箱支撐板和側板均采用12 mm厚的鋼板，整個機架的鋼材均采用Q235低碳結構鋼。

圖1 機架結構示意圖

1.2 機架結構參數(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)格劃分質量合理，在保證不影響有限元分析精度的前提條件下，對機架模型中的一些微小特征進行合理的簡化[9-10]。對1SG-230型深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機機架三維模型做如下理想化：①忽略對機架質量影響不大的工藝孔、裝配孔；②將機架上所有圓角、倒角都簡化為直角；③不考慮焊接處對機架特性的影響；④視整個機架密度均勻。

對理想化的模型進行網(wǎng)格劃分，定義模型材料為Q235B碳素結構鋼，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 機架理想化有限元模型示意圖

2 機架結構靜力學分析

2.1 機架受力分析

機架是1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機主要承載部件，所受載荷不僅包括機架自身質量、變速箱質量、深松部件質量、旋耕刀輥質量、其他附屬件質量等靜載荷，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架的沖擊載荷，而且沖擊載荷對機架穩(wěn)定性有較大的影響。

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

1）機架質量對梁上各節(jié)點的作用力為

式中 F0為梁上各節(jié)點載荷，N；M0為機架質量，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）變速箱質量對機架的作用力為

式中 F1為變速箱施加給機架的集中載荷，N；M1為變速箱質量，kg。

取M1=160.16 kg，求得F1=1 569.57 N

3）深松部件對機架的作用力為

式中 F2為深松部件施加給機架的集中載荷，N；M2為深松部件質量，kg。

取M2=122.38 kg，求得F2=1 199.32 N

4）旋耕刀輥對機架的作用力為

式中 F3為旋耕刀輥施加給機架的集中載荷，N；M3為深松部件質量，kg。

取M3=152.91 kg，求得F3=1 498.52 N

5）拖板對機架的作用力為

式中 F4為旋耕刀輥施加給機架的集中載荷，N；M4為深松部件質量，kg。

取M4=42.70 kg，求得F4=418.46 N

深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機工作阻力較大，主要考慮深松部件和旋耕部件受到作業(yè)阻力時對機架的沖擊載荷。1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機的深松鏟均安裝在機架的前橫梁上，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]，回轉半徑220 mm，則旋耕刀輥受到的阻力對機架造成的扭矩為1.1×106N·mm。

2.2 機架彎曲工況分析

機架彎曲工況[10]是指深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機靜止狀態(tài)的受力情況。1SG-230型甘蔗地深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機靜止放置狀態(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板設置為固定約束，機架質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。進行求解計算，得到機架彎曲工況下的變形云圖如圖3a所示，機架的最大變形位置為機具前進方向最右側鏟柄保險安裝座的前端，最大位移為0.384 mm。彎曲工況的應力云圖如圖3b所示，最大應力為96.12 MPa。

2.3 機架扭轉工況分析

圖3 彎曲工況等效云圖

機架的扭轉工況主要校核深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機在田間作業(yè)時，深松部件和旋耕刀輥入土作業(yè)時，機架的扭轉變形。1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機通過三點懸掛與拖拉機相連， 因此在機架與拖拉機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架的中部，因此在其機架連接處分別施加1.1×106N·m的扭矩和沿Y軸正方向5 000 N的力。進行求解計算，得到機架扭轉工況下的變形云圖如圖4a所示，機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。扭轉工況的應力云圖如圖4b所示，最大應力為123.78 MPa。

2.4 機架強度校核

取安全系數(shù)s=1.3，機架Q235B材料的屈服極限為235 MPa，結合以上機架彎曲工況和扭轉工況分析，對機架進行強度校核。彎曲工況圖3中機架最大彎曲應力為96.12 MPa，則

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

圖4 扭轉工況等效云圖

扭轉工況圖4中機架最大扭轉應力為123.78 MPa，則

式中 δ扭max為最大扭轉應力，MPa。

可見，1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機機架滿足強度設計要求。

3.5 機架結構優(yōu)化

彎曲工況和扭轉工況機架的最大應力都發(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)化設計變量，在強度校核允許的范圍內，適當?shù)臏p小其厚度，以達到1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機機架輕量化設計的目的。根據(jù)實際生產(chǎn)情況，將鏟柄保險安裝座板厚度分別設計為10 mm，8 mm，對優(yōu)化后的機架重新進行建模、網(wǎng)格劃分、靜力學分析，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，彎曲應力最大值為104.92 MPa；扭轉工況的扭轉變形最大位移為1.174 mm，扭轉應力最大值為178.28 MPa，均在強度校核允許的范圍內，滿足強度設計要求。

由圖6可知，當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，彎曲應力最大值為137.14 MPa；扭轉工況的扭轉變形最大位移為2.081 mm，扭轉應力最大值為211.71 MPa，扭轉應力超出強度校核允許的范圍，不滿足強度設計要求。因此，機架結構優(yōu)化為鏟柄保險安裝座板厚度優(yōu)化減小至10 mm，利用UG質量分析模塊，得出機架整體質量為386.33 kg，與鏟柄保險安裝座板厚度為12 mm時質量為414.15 kg相比，整體質量減小6.8%。

4 總結

在分析1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機機架結構特點的基礎上，采用UG軟件對1SG-230型甘蔗深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機機架進行三維建模及有限元建模，進行彎曲工況和扭轉工況的靜力學分析和強度校核，驗證機架滿足強度設計要求，并在強度校核允許的范圍內，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，彎曲應力最大值為104.92 MPa；扭轉工況的扭轉變形最大位移為1.174 mm，扭轉應力最大值為178.28 MPa，整體質量減小6.8%。

[1]鄭侃，何進，李洪文，等. 反旋深松聯(lián)合作業(yè)耕整機設計與試驗[J]. 農(nóng)業(yè)機械學報，2017，48（8）：61-71.

[2]韓超，楊有剛，張淑偉. 懸掛式鏵式犁機架有限元分析及基于等強度的優(yōu)化設計[J]. 農(nóng)機化研究，2018，40（2）：61-69，84.

[3]胡忠強，魏宏安，史明明，等. 4U-1200馬鈴薯聯(lián)合收獲機機架的設計與有限元分析[J]. 農(nóng)機化研究，2014，36（5）：124-127，131.

[4]王景立，劉選偉. 基于有限元法的深松機機架靜力學分析[J]．中國農(nóng)機化學報，2015: 36（6）4-6．

[5]郭金龍，王維新，李霞，等. 振動深松機機架的有限元分析[J]．中國農(nóng)機化學報，2016: 37（7）6-9，28．

[6]張肖敏，鄭德聰. 基于AN SYS的鋪膜機機架有限元分析[J]. 山西農(nóng)業(yè)大學學報（自然科學版），2017，37（2）：146-150.

[7]韋麗嬌，董學虎，李明，等. 1SG-230型甘蔗地深松旋耕聯(lián)合作業(yè)機的設計[J]. 廣東農(nóng)業(yè)科學，2013，40（13）：177-179.

[8]熊永華，杜發(fā)榮，高峰，等. 輕型載貨汽車車架動態(tài)特性分析與研究[J]. 機械設計，2007（4）：60-62

[9]吳思浩，李粵，張喜瑞，等. 基于模態(tài)分析的立式香蕉秸稈粉碎還田機機架優(yōu)化[J]. 農(nóng)機化研究，2017，39（5）：46-51.

[10]李琳琳，王麗紅，坎雜，等. 矮化密植紅棗收獲機騎跨式機架的有限元分析[J]. 農(nóng)機化研究，2017，39（1）：25-31

[11]李柏林，李明，廖宇蘭，等. 甘蔗地鑿式深松犁角度參數(shù)的優(yōu)化研究[J]. 農(nóng)機化研究，2017，39（6）：170-176.

[12]鄭侃，何進，李洪文，等. 反旋深松聯(lián)合作業(yè)耕整機設計與試驗[J]. 農(nóng)業(yè)機械學報，2017，48（8）：61-71.