青岛理工大学 机械与汽车工程学院 山东青岛 266520

1 设计背景

山药作为一种药食同源的作物,深受广大群众的喜爱,无公害且药用价值高,经济效益明显[1]。然而,山药由于根茎埋藏较深,难以采收,目前大部分地区的种植户仍然以人工采收为主。在采收中，山药的断裂和破损率较高,不仅降低了品质,而且还造成了一定的经济损失。国内山药收获机的研发[2]虽然取得了一定进步,但大部分依然处于机械辅助开沟的初级阶段,需要大量人工参与,作业效率低，且成本较高。可见,急需研制一种既能保证山药收获低破损率,又能降低劳动强度的高效山药收获机，用于满足种植户的需求。

笔者对山药收获机开沟机构进行了设计,分析开沟收获过程中支撑架的受力问题。

2 开沟机构结构

所设计的山药收获机开沟机构结构如图1所示。在主轴的两端设有轴承套,轴承套固定在后悬挂机架上,支撑架上方设有两个立式轴承座。开沟机构两侧各设置一套张紧机构,张紧机构固定于支撑架下方,包括张紧支架、张紧链轮及调节螺母。张紧支架的一端铰接于支撑架,另一端设置张紧链轮。张紧链轮通过张紧链轮轴固定,并且与开沟链条啮合。调节螺母固定于张紧支架和支撑架之间,通过调节螺母调整张紧支架和支撑架之间的距离,从而调整张紧链轮对开沟链条的张紧力。开沟机构的两侧各设置一套螺旋排土机构,螺旋排土机构固定于张紧链轮轴上。开沟链条上的链刀为半杯形[3],相邻两链刀开口方向交错分布。支撑架包括前支撑部和后支撑部。前支撑部设置两个耳环,主轴设于两个耳环之间，通过耳环将前支撑部和后悬挂机架铰接。后支撑部由两个可调节长度的伸缩臂组成,对应调整两个伸缩臂上的横向通孔,从而调节整个开沟机构的前后长度。

3 工作原理

动力通过传动装置传递至开沟机构的主轴上,主轴旋转，带动固定在主轴上的大链轮转动,并通过开沟链条带动链刀移动,将土壤挖出地面。开沟机构两侧各有一套螺旋排土机构,链刀挖出的泥土可以及时输送至两侧,防止落回沟内。开沟机构的上方设有扶土支架,方便后续振动机构工作,实现山药与泥土的分离,方便作物的捡拾作业。

▲图1 开沟机构结构

4 支撑架建模

4.1 受力分析

集破土碎土功能于一体的开沟机构在山药收获机整机中起重要作用。在开沟机构中，支撑架的支撑作用尤为重要,其载荷最为复杂,主要包括开沟链刀作业时所受到土壤的水平反力[4]、链条传递的压力、承载振动机构的重力及自身重力。因作业时处于土壤较深位置,支撑架极易发生变形和断裂。

4.2 模型简化

由于开沟机构支撑架零部件复杂,在采用ANSYS Workbench软件分析之前,需要对模型进行简化[5]，去除支撑架上的螺钉、倒角等对分析计算结果影响较小的元素。忽略焊缝对整体结构的影响[6],在ANSYS Workbench软件中设置支撑架为连续结构,保留原始形状。简化后的支撑架模型如图2所示。

▲图2 支撑架简化模型

5 静力学分析

5.1 材料选择

支撑架的材料选择综合性能较优的45号中碳钢,支撑部件旋转的轴承座，其材料选择HT300铸铁。材料属性见表1。

表1 材料属性

5.2 模型导入

将由Unigraphics软件设计的支撑架保存为.stp格式,双击ANSYS Workbench软件中的Static Structural选项，建立分析项目(图3),导入实体模型。双击Geometry选项进入Design Modeler界面,选择Units中的Millimeter选项,设置单位,点击Generate选项,生成支撑架模型，如图4所示。

▲图3 建立分析项目▲图4 支撑架模型

5.3 材料参数设置

关闭Design Modeler界面,双击Engineering Data选项进行材料参数设置,如图5所示。

5.4 网格划分

双击Model选项,进入Mechanical界面。设置材料参数属性后右击Mesh选项,选择Generate Mesh选项,划分网格,如图6所示。

划分好的支撑架网格模型如图7所示。

▲图5 设置材料参数▲图6 划分网格▲图7 支撑架网格模型

5.5 施加边界条件约束和载荷

土壤对开沟机构的水平反力N2为[7]:

=1 130.59 N

链条传递的压轴力Fe为:

Fe=KbKfpF′=4 475.8 N

链条工作时有效圆周力F′为：

F′=1 000P0ηa/Vr=2 780 N

式中:Kb为工况因数，取1.4;Kfp为压轴力因数，取1.15;P0为开沟机构消耗的功率;ηa为工作效率，取0.7。

对支撑架施加的约束有圆柱面约束和给定位移约束，如图8所示。载荷主要有开沟链刀作业时所受到土壤的水平反力1 130.59 N、链条传递的压轴力4 475.8 N、振动机构的重力3 100 N，以及自身重力。

▲图8 添加约束和载荷

5.6 应力分析

应用ANSYS Workbench软件仿真求解后，获得支撑架等效应力云图和局部应力云图，分别如图9、图10所示。

▲图9 支撑架等效应力云图▲图10 支撑架局部应力云图

从图9、图10中可以看出,作业中支撑架受到的应力分布比较均匀,在长度方向上没有明显突变的情况发生[8]，仅仅在立式轴承座处出现最大应力区,应力值为73.512 MPa,远远小于轴承座材料的屈服强度195 MPa[9]。可见,所设计的支撑架满足强度要求。

5.7 应变分析

应用ANSYS Workbench软件仿真求解后，得到支撑架等效应变云图和局部应变云图，分别如图11、图12所示。

▲图11 支撑架等效应变云图▲图12 支撑架局部应变云图

从图11、图12中可以看出，开沟机构工作时支撑架的应变量较小,最大应变值为0.000 675 59,对机械开挖过程中作业深度、作业宽度及构件之间相对位置的影响较小。

5.8 总变形分析

应用ANSYS Workbench软件仿真求解后，得到支撑架总变形云图，如图13所示。

▲图13 支撑架总变形云图

从图13中可以看出,支撑架下部耳环到上部立式轴承座变形量逐渐增大,最大变形量产生于立式轴承座处,其值为0.239 44 mm。这一变形量不会对支撑架工作时产生较大不良影响,支撑架不会产生明显弯曲变形和断裂现象。

6 模态分析

开沟机在收获作业时,会受到各种载荷的作用,无论是链条还是齿轮,其零部件传动的非稳定和周期性振动都会对装置造成影响[10-12]。为充分掌握开沟机构的动态性能,必须对支撑架进行动力学分析,以便了解作业过程中振动的影响[13-17]。按照模态分析步骤,笔者对支撑架的前六阶振型进行求解,结果见表2。

表2 支撑架前六阶振型频率

求解得到支撑架前六阶振型，如图14～图19所示。

▲图14 支撑架一阶振型▲图15 支撑架二阶振型

对于一阶振型，支撑架右侧末端发生最大幅度摆动,容易产生变形,最大变形量为5.284 6 mm。对于二阶振型，变形主要集中在支撑架右侧末端,所产生的最大变形量为4.812 8 mm。对于三阶振型，支撑架左侧末端容易发生摆动,最大变形量为5.875 9 mm。对于四阶振型，支撑架两侧末端向内发生摆动,最大变形量为6.970 1 mm。对于五阶振型，支撑架摆动幅度较大,左右出现不对称摆动,最大变形量为6.983 2 mm。对于六阶振型，支撑架两侧末端摆动较大,同时向左偏移,最大变形量为5.864 4 mm。

▲图16 支撑架三阶振型▲图17 支撑架四阶振型▲图18 支撑架五阶振型▲图19 支撑架六阶振型

在开沟机构作业时,链条旋转时链节和链轮发生啮合,链轮受到冲击力产生振动,冲击频率f0为:

f0=Vr/p=110.236 Hz

式中:Vr为链刀切削速度;p为链条节距。

由此可见,产生振动的主要部位为伸缩臂,固有频率小于冲击频率,即固有频率和冲击频率不重合,不会产生共振现象[17]。

7 结束语

笔者应用ANSYS Workbench软件对所设计的山药收获机开沟机构支撑架进行有限元分析，分析结果表明，在立式轴承座处出现最大应力区域,最大应力值为73.512 MPa,远小于轴承座材料的屈服强度195 MPa。从支撑架下部耳环到上部立式轴承座，变形量逐渐增大,最大变形量产生于立式轴承座处,值为0.239 44 mm。这一变形量对于整个开沟机构而言非常小,可以忽略不计,因此支撑架的设计满足强度要求。

从模态分析可以看出，开沟机在作业时,总会受到各种载荷的作用,无论是链条还是链轮,其零部件传动的非平稳性和周期性振动都将给装置带来影响。支撑架产生振动的主要部位为伸缩臂,固有频率小于冲击频率,即固有频率和冲击频率不重合,不会产生共振现象。

所设计的山药收获机开沟机构不仅实现了开沟机构与地面之间角度可调,而且主轴转动和支撑架转动互不干涉。通过张紧机构调节对开沟链条的张紧力,可以大大提高开沟机构的工作效率。所设计的支撑架是一种新型且实用的部件,能够促进山药收获机的研制和开发。