韋增健　高巧明　向浩　許鵬　趙鵬飛　曾俊豪

摘 要：為了對(duì)某企業(yè)某型平臺(tái)懸掛式撒肥機(jī)懸掛機(jī)具的結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行合理設(shè)計(jì)，采用HyperWorks軟件對(duì)其進(jìn)行有限元靜力學(xué)以及模態(tài)分析。其中，懸掛機(jī)具采用結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格劃分方法，分別選取懸掛機(jī)具車廂邊板厚度為1、3、5 mm的情形進(jìn)行滿載靜態(tài)工況分析，結(jié)果表明，除厚度為1 mm時(shí)結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力超過材料的屈服極限外，其他2種情形下懸掛機(jī)具結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度均能滿足設(shè)計(jì)要求。考慮設(shè)計(jì)成本選取3 mm板厚作為最終的設(shè)計(jì)尺寸，對(duì)該懸掛機(jī)具進(jìn)行典型工況分析，結(jié)果表明，各工況的應(yīng)力均未超出Q345材料的屈服極限，滿足企業(yè)對(duì)結(jié)構(gòu)靜態(tài)設(shè)計(jì)要求。為進(jìn)一步分析結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)性能，對(duì)其進(jìn)行約束模態(tài)分析，并選取結(jié)構(gòu)振動(dòng)固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率相近的第3、4階頻率進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明，懸掛機(jī)具的固有頻率不在發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率范圍內(nèi)，不易引起共振疲勞，由此可得出該懸掛機(jī)具的動(dòng)態(tài)性能亦滿足設(shè)計(jì)要求。

關(guān)鍵詞：撒肥機(jī)；懸掛機(jī)具；HyperWorks；有限元；靜力學(xué)分析；模態(tài)分析

中圖分類號(hào)：TH123；S224.2 DOI：10.16375/j.cnki.cn45-1395/t.2023.04.003

0 引言

我國有機(jī)肥應(yīng)用率僅為20%，與發(fā)達(dá)國家相比仍存在很大的差距。其中一個(gè)重要原因在于我國農(nóng)業(yè)機(jī)械化程度不高，特別是丘陵山地的機(jī)械化程度不高。近年來，丘陵山區(qū)農(nóng)業(yè)機(jī)械化引起了眾多研究者的高度關(guān)注，提高丘陵山區(qū)農(nóng)業(yè)機(jī)械化率有利于丘陵山區(qū)農(nóng)業(yè)綜合生產(chǎn)能力的提高，對(duì)社會(huì)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。然而，與平原地區(qū)相比，丘陵山區(qū)道路彎多坡急，對(duì)車輛的機(jī)動(dòng)性要求較高，給施肥機(jī)械的設(shè)計(jì)與開發(fā)，特別是播撒環(huán)節(jié)的設(shè)計(jì)帶來了嚴(yán)峻的考驗(yàn)[1]。懸掛機(jī)具作為撒肥機(jī)的承重系統(tǒng)，在車輛運(yùn)作過程中承受著復(fù)雜多變的載荷，其設(shè)計(jì)是否合理和安全可靠是精準(zhǔn)農(nóng)業(yè)與精量施肥的前提[2]。

采用有限元分析軟件對(duì)撒肥機(jī)的主要機(jī)構(gòu)和部件進(jìn)行合理性設(shè)計(jì)和可靠性分析，可大大縮減設(shè)計(jì)和改進(jìn)的成本[3]。潘世強(qiáng)等[4]利用Ansys軟件對(duì)改進(jìn)后的有機(jī)肥撒施機(jī)肥箱進(jìn)行了有限元靜力學(xué)分析，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)，降低了生產(chǎn)成本。孫冬霞等[5]利用Simulation有限元軟件對(duì)施肥機(jī)下螺旋破碎輥和撒施圓盤等關(guān)鍵部件進(jìn)行了靜力學(xué)分析以及模態(tài)分析，以分析施肥機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，其技術(shù)指標(biāo)不低于國家相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)。徐玉娟等[6]針對(duì)某型施肥機(jī)關(guān)鍵部件進(jìn)行了有限元分析，發(fā)現(xiàn)當(dāng)肥料箱箱體壁厚取1 mm時(shí)，結(jié)構(gòu)的固有頻率可避開外部激振頻率，有效抑制了共振的產(chǎn)生。上述軟件分析均能達(dá)到較好的效果，但是由于網(wǎng)格處理技術(shù)有限，對(duì)于更加大型機(jī)構(gòu)的仿真分析則對(duì)計(jì)算機(jī)性能提出了更高的要求。

在眾多有限元軟件中，Hypermesh[7]是一款高效實(shí)用的前處理軟件，能夠進(jìn)行結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格劃分，也能組織管理好大型的網(wǎng)格模型；同時(shí)可以在單元層面進(jìn)行操作和控制，適用于對(duì)大型機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度和動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行高精度分析。基于此，本文采用HyperWorks仿真分析軟件，對(duì)某型平臺(tái)懸掛式撒肥機(jī)的懸掛機(jī)具進(jìn)行靜力學(xué)、模態(tài)分析，以探究該懸掛機(jī)具的結(jié)構(gòu)合理性，從而實(shí)現(xiàn)撒肥機(jī)懸掛機(jī)具結(jié)構(gòu)的高效設(shè)計(jì)開發(fā)，提高產(chǎn)品質(zhì)量，降低產(chǎn)品研發(fā)成本。

1 撒肥機(jī)懸掛機(jī)具有限元模型

撒肥機(jī)整機(jī)的幾何模型如圖1所示。料箱系統(tǒng)與副車架構(gòu)成一種平臺(tái)懸掛機(jī)具，機(jī)具機(jī)架通過定位和限位裝置安裝到拖拉機(jī)車架上，由拖拉機(jī)牽引，在車輛行進(jìn)過程中通過液壓系統(tǒng)由鏈條輸送帶將車廂里的肥料運(yùn)送到排料口，肥料經(jīng)排料口的撒肥盤的轉(zhuǎn)動(dòng)被均勻拋撒落地，最終高效地完成農(nóng)作物的施肥作業(yè)[8]。

將企業(yè)提供的撒肥機(jī)車廂UG三維模型，導(dǎo)入Hypermesh前處理軟件中。懸掛機(jī)具的材料為Q345型鋼材，其材料參數(shù)如表1所示，其中強(qiáng)度安全系數(shù)取1.2。

1.1 懸掛機(jī)具模型的簡化

為了提升工作效率和計(jì)算效率，本模型主要考慮車廂結(jié)構(gòu)的承載部件，對(duì)一些非承載部件例如液壓系統(tǒng)的各種液壓閥和液壓管路等進(jìn)行舍棄。為了反映懸掛機(jī)具模型的真實(shí)約束情況，主車架與懸架系統(tǒng)也進(jìn)行一定程度的簡化。主車架使用Beam單元進(jìn)行模擬，懸架系統(tǒng)使用Bush單元進(jìn)行模擬。

1.2 懸掛機(jī)具模型的網(wǎng)格劃分

由于料廂板的長度和寬度方向遠(yuǎn)大于其厚度方向，可將其視為板殼結(jié)構(gòu)，對(duì)料廂板進(jìn)行抽取中面處理，而后采用二維板殼單元進(jìn)行劃分，其中網(wǎng)格尺寸設(shè)置為10 mm，單元類型以四邊形單元為主，三角形單元為輔[9]。在與加強(qiáng)筋的連接處進(jìn)行局部網(wǎng)格加密處理，與加強(qiáng)筋的單元尺寸匹配，方便后續(xù)進(jìn)行焊接單元的處理。料廂板整體網(wǎng)格模型與局部網(wǎng)格模型如圖2所示。

為盡可能還原真實(shí)的實(shí)際模型，減少模型誤差的累積，提高計(jì)算精度的同時(shí)加快計(jì)算收斂，在保證單元質(zhì)量的前提下，其余零部件盡量采用結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格單元進(jìn)行建模。網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為5 mm，單元類型以低階六面體單元為主，低階四面體單元為輔。料廂系統(tǒng)部分零部件局部有限元模型如圖3所示。

1.3 模型零部件的連接方式處理

副車架各根橫梁及縱梁之間采用共節(jié)點(diǎn)的方式進(jìn)行連接，如圖4所示。需要焊接的地方通過1D面板下的 Spotweld （點(diǎn)焊）進(jìn)行連接，如圖5所示，單元類型為RBAR。實(shí)際模型中通過螺栓連接的部位在Hypermesh前處理軟件中進(jìn)行一定的簡化，采用蜘蛛網(wǎng)狀的RBE2 單元進(jìn)行連接，如圖6所示。

1.4 懸掛機(jī)具的有限元模型

通過上述各零部件網(wǎng)格劃分，以及各零部件之間的連接簡化處理，建立整車廂的有限元模型如圖7所示。該模型總節(jié)點(diǎn)數(shù)為1 461 544，總單元數(shù)量為809 744個(gè)，具體單元類型和數(shù)量如表2所示。通過施加約束邊界條件和外載，可對(duì)該車廂系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析。

1.5 懸架機(jī)具的載荷

不同工況下，料箱系統(tǒng)承受的荷載不同。靜態(tài)工況下，料箱系統(tǒng)所受的載荷主要來源于肥料貨物的重力，考慮料箱容積和肥料貨物的密度即可得到最大的滿載重力。同時(shí)，考慮結(jié)構(gòu)件本身的重力，在Hypermesh中設(shè)置重力加速度的卡片Grav可定義重力場(chǎng)。料箱內(nèi)壁可看作是受靜壓力作用[10]，料箱內(nèi)壁所受壓力可通過式（1）計(jì)算得出。經(jīng)計(jì)算，靜態(tài)工況下，車廂在Z方向上受到的總壓力為3.1 t。料箱系統(tǒng)施加的載荷如圖7所示。

[P=ρ?g?h?Kd?cosα]， （1）

式中：P為壓力載荷；ρ為有機(jī)肥的密度，其范圍為900～1 200 kg/m3，按最高數(shù)值進(jìn)行計(jì)算，取1 200 kg/m3；g為重力加速度，取9.8 m/s2；h為距離料箱底板的高度；[Kd]為動(dòng)載系數(shù)；[α]為壓力與車廂板的夾角。

其他幾種極限工況，比如扭轉(zhuǎn)工況、緊急轉(zhuǎn)彎工況、緊急制動(dòng)工況的荷載除了重力荷載外，還有因運(yùn)動(dòng)所帶來的慣性力和離心力，具體情況詳見算例分析。

1.6 懸掛機(jī)具約束的建立

懸掛機(jī)具安裝在拖拉機(jī)主車架上，并且是可拆卸的。副車架的6個(gè)鎖扣鉤與拖拉機(jī)主車架的快速鎖扣相固定，限制懸掛機(jī)具的上下移動(dòng)。機(jī)具機(jī)架的4個(gè)屬具定位銷與拖拉機(jī)機(jī)架的定位套進(jìn)行配合，限制懸掛機(jī)具的前后竄動(dòng)。

6個(gè)掛鉤以及4個(gè)屬具定位銷的實(shí)體單元與主車架的Beam單元采用RBE2單元進(jìn)行耦合，Bush單元上端與Beam單元進(jìn)行耦合。主車架Beam單元與副車架的實(shí)體單元構(gòu)成一個(gè)整體，相應(yīng)的約束自由度要進(jìn)行等效替代。耦合點(diǎn)處釋放Z方向的自由度，即約束1、2自由度。Bush單元下端進(jìn)行6個(gè)自由度的約束。同時(shí)主車架對(duì)副車架有向上支撐的作用，在副車架與主車架相互接觸的單元進(jìn)行Z方向的約束，釋放X、Y方向的自由度。整個(gè)懸掛機(jī)具的約束如圖8所示。

1.7 車廂系統(tǒng)靜力學(xué)方程和動(dòng)力學(xué)方程

基于變分原理，針對(duì)1.4所建立的有限元網(wǎng)格，在每個(gè)單元內(nèi)部采用節(jié)點(diǎn)位移插值，并進(jìn)行單元分析可得單元?jiǎng)偠染仃嚭洼d荷向量。通過整體組裝后，得到系統(tǒng)靜力學(xué)方程為

[KU=F]， （2）

式中：K為系統(tǒng)整體剛度矩陣；U為節(jié)點(diǎn)位移向量；F為節(jié)點(diǎn)荷載向量。確定節(jié)點(diǎn)荷載后，代入邊界約束條件，得到節(jié)點(diǎn)位移，從而根據(jù)單元分析可得每個(gè)單元內(nèi)部的位移和應(yīng)力分布云圖。

進(jìn)一步考慮慣性力，忽略阻尼影響，并考慮諧激勵(lì)下的自由振動(dòng)，可得系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程為

[K-ω2MU=0]， （3）

其中：[ω]為角加速度，M為系統(tǒng)整體質(zhì)量矩陣，[U]為節(jié)點(diǎn)位移向量的諧激勵(lì)幅值。代入約束邊界條件，得到系統(tǒng)固有頻率和相應(yīng)的振型。

1.8 懸掛機(jī)具承受的兩類主要激勵(lì)

為了對(duì)設(shè)計(jì)懸掛機(jī)具的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行分析，需考慮機(jī)具承受的兩類激勵(lì)：一是發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的振動(dòng)，振動(dòng)頻率范圍較寬；二是車輛行駛時(shí)，由于路面不平引起的懸掛機(jī)具隨機(jī)振動(dòng)。本車型采用的是YCD4N13T6-50直列4缸4沖程水冷共軌柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率由式（4）計(jì)算[11]，

[f=2nz/60τ]， （4）

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；z為發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)；τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。

本文設(shè)計(jì)的拋肥機(jī)選用的發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750～870 r/min，額定轉(zhuǎn)速為2 650 r/min。由式（4）可知，發(fā)動(dòng)機(jī)引起的激振頻率在25～84 Hz范圍內(nèi)，怠速激振頻率為25～29 Hz。對(duì)于路面不平度對(duì)懸掛機(jī)具的激振，一般認(rèn)為小于3 Hz[12]。

2 算例分析

料箱是整車的承力部件，對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析可保證整車結(jié)構(gòu)的性能以及設(shè)計(jì)的合理性。本節(jié)將采用上節(jié)所得網(wǎng)格模型，采用Hyperworks對(duì)料箱板厚度進(jìn)行設(shè)計(jì)，依此確定適當(dāng)?shù)牧舷浒搴穸龋?duì)選定厚度的撒肥機(jī)懸掛機(jī)具進(jìn)行靜力學(xué)分析和動(dòng)力學(xué)分析。

2.1 撒肥機(jī)懸掛機(jī)具邊板板厚設(shè)計(jì)分析

為了對(duì)比在不同的車廂板厚度下懸掛機(jī)具所受的變形及應(yīng)力，在Optistruct求解器下通過屬性設(shè)置對(duì)Shell單元分別賦予相應(yīng)5、3、1 mm等3種厚度值，3種不同厚度料箱邊板的懸掛機(jī)具計(jì)算結(jié)果如圖9所示。

由圖9（a）、（c）位移云圖可知，由于肥料等貨物的重力和擠壓作用，料廂底部、出肥口、料廂邊板中部位置處的位移較大。在靜壓力的作用下，作為承力部件的懸掛機(jī)具所受的應(yīng)力主要集中于料廂中部，以及2塊料廂板相交處，這些地方主要是由幾何突變引起的。同時(shí)貨物重力往下傳遞，在屬具定位銷的周圍即與副車架相垂直處，應(yīng)力也呈現(xiàn)較大的數(shù)值。受貨物的擠壓，料廂中部向外膨脹，特別是中間的加強(qiáng)筋板與車廂和車架的交接處出現(xiàn)應(yīng)力最大的現(xiàn)象。

表3為3種情形下懸掛機(jī)具的最大位移和最大應(yīng)力結(jié)果。

由表3可知，在滿載靜態(tài)工況下，通過計(jì)算對(duì)比結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)選用1 mm厚的料廂邊板已經(jīng)超出了材料許用應(yīng)力，因此不考慮將其作為設(shè)計(jì)尺寸。5、3 mm厚的車廂板最大應(yīng)力分別為172.5、217.2 MPa，最大應(yīng)力都低于Q345材料的許用應(yīng)力（287.5 MPa），且安全系數(shù)大于1.2，都符合車廂系統(tǒng)的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。5、3 mm厚的料廂邊板最大位移出現(xiàn)在出肥口底邊上，分別為6.863、8.456 mm，相比于整個(gè)懸掛機(jī)具的尺寸，變形量在可接受的范圍內(nèi)。

在滿足使用要求的前提下，考慮3 mm厚的料廂板作為設(shè)計(jì)尺寸，既能減少一定的材料使用量，又能降低車廂系統(tǒng)的重量和制造成本。因此，在后文分析中料廂邊板厚取3 mm。

2.2 車廂系統(tǒng)典型工況靜力學(xué)分析

為了進(jìn)一步說明設(shè)計(jì)的合理性，本節(jié)對(duì)3 mm厚的邊板構(gòu)成的料箱系統(tǒng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)工況、緊急轉(zhuǎn)彎工況、緊急制動(dòng)工況的分析，探究料箱系統(tǒng)在嚴(yán)苛的工作條件下的靜力學(xué)特性。

2.2.1 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況主要是對(duì)料箱系統(tǒng)在滿載狀態(tài)下，計(jì)算車架一輪騎障或者懸空時(shí)施加在車架上的扭矩作用，其中最嚴(yán)苛的狀態(tài)是汽車低速通過崎嶇不平路面時(shí)發(fā)生的[7]。扭轉(zhuǎn)工況下，料箱受自身重力和貨物重力的載荷作用，約束條件為釋放掉車輪一側(cè)的約束自由度。分析結(jié)果如圖10所示。

2.2.2 緊急轉(zhuǎn)彎工況

緊急轉(zhuǎn)彎工況主要考核車輛在緊急轉(zhuǎn)彎情況下，離心力產(chǎn)生的側(cè)向載荷對(duì)車身的影響。約束條件與滿載靜態(tài)工況相同，車身及物料施加Y向0.4g慣性載荷。分析結(jié)果如圖11所示。

2.2.3 緊急制動(dòng)工況

緊急制動(dòng)工況主要考核車輛在緊急制動(dòng)情況下，剎車對(duì)車身的影響。底板總成和邊板總成與自卸車勻速工況條件下受力相同，急剎車時(shí)貨物會(huì)產(chǎn)生一定加速度作用在前板總成上，作用力的大小和加速度有關(guān)[13]。約束條件與滿載靜態(tài)工況相同，車身及物料施加X向-0.7g。分析結(jié)果如圖12所示。

為了更好比對(duì)，表4列出了3種嚴(yán)苛工況下結(jié)構(gòu)的最大位移和最大應(yīng)力值。由表4可知，對(duì)車廂邊板為3 mm厚的車廂機(jī)具進(jìn)行扭轉(zhuǎn)、緊急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)工況分析，3種工況的最大應(yīng)力都低于Q345材料的許用應(yīng)力，符合安全系數(shù)大于1.2的設(shè)計(jì)要求，由此進(jìn)一步說明選取3 mm的車廂邊板厚度的設(shè)計(jì)合理且安全可靠。

2.3 懸掛機(jī)具的動(dòng)力學(xué)特性分析

通過模態(tài)分析可以得到懸掛機(jī)具的固有頻率和振型，從而避免懸掛機(jī)具在正常怠速下發(fā)生共振、造成危害。懸掛機(jī)具發(fā)生共振的振幅和振型會(huì)隨著邊界條件的改變而改變，經(jīng)過約束處理后的模態(tài)分析能夠反映懸掛機(jī)具的實(shí)際振動(dòng)情況[14-15]。

前文提及，料箱系統(tǒng)承受的激勵(lì)源主要有2種：發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和路面隨機(jī)激勵(lì)。由于路面隨機(jī)激勵(lì)頻率較低，通常不會(huì)引起車廂系統(tǒng)的共振，故本節(jié)將重點(diǎn)考慮系統(tǒng)固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激振頻率（25～29 Hz）比較接近的模態(tài)。通過動(dòng)力學(xué)仿真分析，最終計(jì)算料箱系統(tǒng)各階約束模態(tài)及其對(duì)應(yīng)的頻率范圍如表5所示。

由表5可以看出，懸掛機(jī)具的第1階頻率為23.2 Hz，為懸掛機(jī)具的Y向一階彎曲模態(tài)振型；第2階頻率為23.7 Hz，為分肥箱總成的局部振型；第3階頻率為24.1 Hz，為液壓油箱下的前防護(hù)板的局部振型；第4階頻率為29.4 Hz，為分肥板總成、尾燈框以及車廂邊板的局部振型。懸掛機(jī)具料箱系統(tǒng)的前4階固有頻率雖然接近25～29 Hz，但也完美避開了25～29 Hz區(qū)間，不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，進(jìn)一步說明了選擇3 mm厚的料箱邊板所組成的懸掛機(jī)具的振動(dòng)特性符合設(shè)計(jì)要求。車廂系統(tǒng)前4階模態(tài)云圖如圖13所示，企業(yè)生產(chǎn)的試驗(yàn)車如圖14所示。

3 結(jié)論

本文基于HyperWorks軟件、采用結(jié)構(gòu)性網(wǎng)格劃分方法，對(duì)某型撒肥機(jī)的懸掛機(jī)具進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，得到以下結(jié)論：

1）通過對(duì)比5、3、1 mm等3種不同的料箱邊板的靜力學(xué)分析結(jié)果可知，在設(shè)計(jì)的安全系數(shù)大于1.2的要求下，以3 mm厚的料箱系統(tǒng)作為設(shè)計(jì)尺寸，能夠滿足懸掛機(jī)具的強(qiáng)度要求。對(duì)比5 mm厚的料箱系統(tǒng)，3 mm厚的料箱系統(tǒng)能夠降低材料的使用量以及生產(chǎn)成本。

2）通過對(duì)3 mm邊板的料廂系統(tǒng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)、緊急轉(zhuǎn)彎、緊急制動(dòng)的工況分析，各工況應(yīng)力都小于Q345材料的許用應(yīng)力，滿足設(shè)計(jì)要求。

3）通過符合實(shí)際的振動(dòng)特性的約束模態(tài)分析可知，懸掛機(jī)具的振動(dòng)頻率都避開了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率區(qū)間，不會(huì)引起懸掛機(jī)具的共振現(xiàn)象，整體結(jié)構(gòu)滿足振動(dòng)特性要求。

4）通過有限元靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，為該企業(yè)后續(xù)懸掛機(jī)具的繼續(xù)優(yōu)化改進(jìn)提供數(shù)值化的理論支撐，可縮短企業(yè)的設(shè)計(jì)周期，提升產(chǎn)品的可靠度。

5）后續(xù)還可進(jìn)行相關(guān)的樣車性能實(shí)驗(yàn)，并考慮該車輛上下坡工況的受力情況，從而進(jìn)一步提高產(chǎn)品的安全性和可靠性。

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Finite element analysis of the design of a mounted implement of

fertilizer spreader based on HyperWorks

WEI Zengjian， GAO Qiaoming*1， XIANG Hao， XU Peng， ZHAO Pengfei， ZENG Junhao

（School of Mechanical and Automotive Engineering， Guangxi University of Science and Technology， Liuzhou 545616， China）

Abstract： To design a platform mounted implement of fertilizer spreader for an enterprise， HyperWorks software is used to carry out finite element statics and modal analyses. The structural grid division method is used. The full load static conditions of the mounted implement with the thickness of the side plate of the carriage 1， 3 and 5 mm respectively are analyzed. The results show that when the thickness of the side plate of the carriage is 1 mm， the maximum structural stress exceeds the yield limit of the material; when the thickness of the side plate of the carriage is 3 and 5 mm respectively， the strength of the structure can both meet the design requirements. Considering the cost， the plate of 3 mm thickness is selected as the final design size. The analysis of typical working conditions shows that the stress of each working condition does not exceed the yield limit of Q345 material， which meets the static design requirements of the enterprise. In order to analyze the dynamic performance of the structure， the constrained modal analysis is carried out， the natural frequency of structural vibration is compared with the third and fourth order frequencies that are close to the idle frequency of the engine. The results show that the natural frequency of the mounted implement is not within the idle frequency range of the engine and will not cause resonance fatigue， which verifies that the dynamic performance of the mounted implement meets the design requirements.

Key words： fertilizer spreader; mounted implement; HyperWorks; finite element; statics analysis; modal analysis

（責(zé)任編輯：黎 婭）

收稿日期：2022-12-12

基金項(xiàng)目：2022年中央引導(dǎo)地方科技發(fā)展專項(xiàng)資金項(xiàng)目（桂科成字[2022]96號(hào)）資助

第一作者：韋增健，在讀碩士研究生

*通信作者：高巧明，博士，正高級(jí)工程師，華南農(nóng)業(yè)大學(xué)第二博士生導(dǎo)師，碩士生導(dǎo)師，研究方向：農(nóng)業(yè)機(jī)械化關(guān)鍵技術(shù)與裝備、圖像識(shí)別，E-mail：walkergao@163.com