基于ANSYS的玉米田間管理機車架有限元分析

申屠留芳　秦紹波　孫星釗

摘 要：針對一種新型高地隙鉸接式玉米田間管理機，因為車架的強度與剛度不夠而可能發生彎曲、斷裂等破壞的問題，利用設計軟件和ANSYS聯合仿真的方法，對鉸接式車架在滿載靜止以及工作時彎曲、扭轉和緊急制動這3種常遇工況進行靜力學分析；對玉米田間管理機車架的六階固有頻率和振型進行動態特性分析。綜合驗證車架結構的合理性，為鉸接式玉米田間管理機車架的設計與改進提供理論參考與技術支持。

關鍵詞：玉米田間管理機；車架有限元分析；ANSYS

中圖分類號：S22 文獻標識碼：A DOI：10.11974/nyyjs.20180431021

引言

新型鉸接式玉米田間管理機的研發主要是為了解決玉米在生長過程中所需管理不便的問題，其中主要的管理作業包括中耕除草、灑水施肥、運輸等。鉸接式車架作為管理機的主要承載部件，車架承受管理機所傳遞的各種載荷力。由于農田地里土壤濕粘、道路不平等惡劣工況，車架在使用中有發生裂紋、斷裂的危險，因此車架必須有足夠的強度和剛度。為此，本文建立車架有限元模型，分析車架的強度和剛度情況，并進行模態分析，驗證車架結構的合理性，為鉸接式玉米田間管理機車架的設計與改進提供理論參考和技術支持。

1 管理機總體設計及其工作原理

1.1 總體結構設計

管理機主要由發動機、底盤、液壓機構、電器以及配套農機具等構成，其總體結構簡圖如圖1所示。

1.龍門式升降架；2.柴油發動機及液壓泵；3.液壓控制閥；4.灌溉系統控制閥；5.變速分動器；6.隔膜泵；7.齒輪分動箱；8.藥液箱；9.齒輪離合器；10.懸掛系統；11.配套撒肥機；12.配套中耕機；13.中間過渡軸；14.后驅動總成；15.交叉液壓轉向器；16.前驅動總成

1.2 動力傳動設計

管理機由大馬力柴油發動機帶動，整個的動力傳動簡圖如圖2所示。

1.3 工作原理

自走式高地隙玉米田間管理機由大馬力柴油發動機2驅動，經變速分動器5后實現三向動力輸出，分別連接前驅動總成16、后驅動總成14以及動力輸出，動力輸出與齒輪分動箱7連接將動力分成兩路，一路與隔膜泵6連接為灌溉系統提供動力，另一路動力向后輸出與齒輪離合器9連接，實現動力的離合。當農田需要灌溉作業時，先將農藥或者水倒進藥液箱8，斷開齒輪離合器9，打開隔膜泵6和灌溉系統控制閥4后藥液將輸送到固定在龍門式升降架1上的遠程噴桿中進行噴灑作業；當農田需要中耕時，將隔膜泵6關閉，接合齒輪離合器9后，通過萬向節與中耕機12相連，完成中耕作業；當農田需要施肥時，將隔膜泵6關閉，斷開齒輪離合器9后，將液壓動力輸出接口與撒肥機11相連，從而完成施肥作業。整機的轉向以及懸掛的升降都由液壓傳動控制，實現無極調速，液壓控制閥3與灌溉系統控制4都安裝在駕駛臺上，布置靈活結構緊湊，最終完成管理機整個的玉米田間管理作業。

2 管理機車架的設計與分析

2.1 車架的設計

車架是車輛的裝配載體，支承連接著車輛的各總成部件，承受著來自車內外的各種載荷，因此車架的好壞直接關系到管理機的操控、安全、舒適、壽命等性能[1]。

由于玉米田地空地狹小以及土壤松軟，所以本設計選用鉸接式車架，結構由3部分組成，分別為前車架、中間鉸接架、后車架。鉸接式車架具有縱向旋轉和垂直地面旋轉的2個自由度，轉向半徑小并且前后車架可以在縱軸隨意擺動，使車輪可以適應不平地形。管理機轉向由交叉式液壓拉桿控制，結構簡單，性能穩定。管理機車架綜合考慮后初定前車架長2120mm，寬800mm；后車架長1200mm，寬1080mm。車架二維設計如圖3。

2.2 三維建模

前車架與鉸接架處安置一對雙向液壓桿，可實現管理機的轉向，最大折腰角度為±45°。前車架由鋼板和槽鋼焊接組成，后車架的材料主要是國標方鋼，鉸接架主體由兩段圓鋼垂直焊接而成，在前、后車架鏈接處放置尼龍套來減少轉向時的摩擦阻力。

在建模中，為了減少計算機處理模型時的工作量，建模時做以下簡化：忽略小裝置及安置架等對車身強度影響較小的部件；將鋼材自身的倒角視為直角；忽略對車架剛度影響較小的孔[2]。運用三維建模軟件創建的鉸接式三維車架模型如圖4所示；車架的轉向模型圖如圖5所示；前、后車架的相對回轉如圖6所示。

2.3 有限元建模

將建好的三維模型保存為.igs格式導入到ANSYS中，首先設置車架模型材料參數，以結構鋼Q235為材料分析類型，屈服強度極限為235MPa，彈性模量2.06×105N/mm2，密度7.8×10-6kg/mm3，泊松比0.3[3]。由于車架結構較復雜，為保證計算精度同時考慮計算規模的大小，在自由劃分網格時，單元控制為70，長度設置為10mm，網格劃分后車架模型共有121166個單元，245248個節點，劃分后的網格如圖7所示。

2.4 載荷計算

由于玉米田間管理機需要實現全部的玉米田間管理作業，所以管理機車架所承受的載荷也比較復雜。前車架主要安置發動機、變速箱、駕駛室等部件，后車架主要安置藥液箱、后懸掛以及配套農機具等，添加載荷時應按照實際安放位置以均布載荷的方式加載。

具體添加載荷參數如表1所示，車架添加載荷如圖8所示。

3 車架靜力學分析

對車架靜力學分析主要包括管理機靜止時的車架滿載靜力分析以及管理機工作時的車架滿載靜力分析，其中對管理機工作時的車架滿載靜力分析主要是彎曲工況與扭轉工況下的車架變形、應力分析。

在利用有限元軟件ANSYS對車架進行靜力學分析時，最為關鍵的問題就是邊界條件的簡化，如果邊界約束不完全，則會出現剛體位移，如果過度約束邊界，則會出現應力偏大、變形偏小的結果，因此對邊界條件的約束應遵從以下原則：邊界約束必須限制剛體的位移；不能限制剛體變形，以保證結構總剛度矩陣非奇異[4]。

車架約束位置示意圖如圖9，其中A、B、C、D 4個約束點分別位于前后車架的左右縱梁通過鋼板吊耳連接車橋的固定處。

3.1 車架靜止時的滿載靜力分析

當管理機靜止時，車架承受載荷添加根據表1所列施加，對車架的約束如表2，左前輪A約束X、Y、Z方向的位移自由度，以約束車架的剛體位移；右前輪B約束X、Z方向的位移自由度，釋放Y方向的位移自由度；左后輪C約束Y、Z方向的位移自由度，釋放X方向的位移自由度；右后輪D約束X、Y方向的位移自由度，釋放Z方向的位移自由度。這樣約束便釋放了車架在X、Y、Z方向上的變形，但又限制了車架的位移。

從位移變形云圖10可以看出最大變形量為1.12mm，較大變形量集中區有2處：前車架安放變速箱的兩根對稱式橫梁處；后車架橫梁末端。由應力云圖11可知，車架所受最大應力點位于安放變速箱總成處的對稱式橫梁處，最大應力值為105.29MPa。考慮其原因在于考慮變速箱的安放方便而采用懸梁式，變速箱總成較重的原因，后車架末端產生的原因是因要懸掛較重的農機具。車架最大變形小于車架允許的最大變形量5mm，滿足剛度要求。該車架材料屈服極限為235MPa，根據強度安全系數計算公式：

計算可得強度安全系數為2.23，說明車架結構存在較大的安全裕度，車架強度與剛度符合要求。

3.2 車架作業時的滿載靜力分析

當管理機工作時，車架所受力與管理機靜止時車架受力相比有很大不同，此時車架并非完整意義上的剛體，其點的位移量與加速度都不同。因此，在管理機工作時不同工況下，車架上的載荷應乘相對應的動載系數，使車架校核更加準確。

3.2.1 彎曲工況分析

當玉米田間管理機在道路條件良好以最高速度直線行駛時，此時的車架所受載荷的分析為彎曲工況，當管理機滿載在此工況下，動載系數假定最大值為2[5]，車架的邊界約束與車架靜止時的約束相同。載荷加載好后，重新對位移變形圖解和應力圖解進行求解，得到位移變形云圖12和應力云圖13。

由變形云圖12可知，車架最大變形值為1.6976mm，由應力云圖13可知，在慣性力作用下，車架最大應力為156.79MPa，較大位移區和應力集中區依舊是出現在對稱式懸梁處以及后車架橫梁末端。由車架允許的最大變形量5mm和由強度安全系數計算公式計算得到車架的強度安全系數為1.5，可知車架在彎曲工況下，剛度和強度滿足要求。

3.2.2 扭轉工況分析

當管理機作業時時常遇到凹坑而打滑的現象，此時車架會發生扭轉工況，這里假設右前輪輪陷，深度為100mm，此時車架的邊界約束應為右前輪Z軸方向減少100mm約束，而左前輪Z軸方向增加100約束，其他約束不變。管理機工作時速度一般較低，此時的動載系數取1.3[5]。計算車架的變形以及應力，結果如圖14和圖15。

從圖中可以看出，此時前車架出現較為集中的變形以及應力分布，分析其原因應是由于前輪輪陷，導致前車架扭曲，最大位移出現在前車架的縱梁前端，大小為1.879mm，最大應力出現在前車架變速箱橫梁處，最大值為97.225MPa，由車架允許的最大變形量5mm和由強度安全系數計算公式計算得到車架的強度安全系數為2.42，滿足剛度和強度要求。

3.2.3 彎曲工況分析

緊急制動對于管理機來說是一種危險工況，此時管理機極易發生車輪抱死，因受到慣性力的影響，車架會受到強大的反作用力，這對車架是否具有足夠的強度和剛度是巨大的考驗。

在緊急制動工況下，車架的邊界約束應為表3所示，即對車架4個約束點進行X、Y、Z 3個方向的全約束，考慮到制動減速度對載荷的影響，動載系數取1.5，由于制動減速度與地面附著系數成正比，取最大附著系數0.7為仿真參數[5]，所以在車架的X反方向施加0.7g的慣性力，設置完成后運行求解得到圖16和圖17。

從圖中可以看出，此時整個車架均出現較為集中的變形以及應力分布，且車架整體明顯向X正方向位移，分析其原因應是當管理機緊急制動后，由于慣性力的影響，載荷有繼續往前移動的動力，因此車架各部位載荷鏈接處會出現向X正方向的位移，最大位移出現在前車架的前端，大小為1.238mm，最大應力出現在前車架變速箱橫梁處，最大值為211.98MPa，由車架允許的最大變形量5mm和由強度安全系數計算公式計算得到車架的強度安全系數為1.11，雖然車架的強度安全系數已經快到臨界值1，但車架依舊滿足剛度和強度要求。

4 玉米田間管理機車架模態分析

玉米田間管理機車架使用工況條件復雜，實際中機械振動的動載荷增大，有害的振動會降低管理機車架壽命，尤其是出現共振，管理機有可能發生嚴重的損害，因此研究管理機車架的固有頻率和振型可以有效防止共振現象的發生，而一般對于中大型的鋼結構來說低階振動對結構的影響最大，因此這里僅對車架的前六階固有頻率和振型進行分析。

路面和發動機是車架激勵的主要來源，路面的激勵頻率在20Hz以下[6]，管理機采用額定功率為46.5kw的四缸柴油發動機，該發動機的怠速為1600r/min，相應發動機的爆發頻率為45Hz，該發動機的額定轉速為2600r/min，相應的爆發頻率為60Hz。結合車架的實際結構及載荷情況，對車架進行自由模態分析，得到前6階模態固有頻率如表4所示以及前6階模態振型如圖18-23所示。

由車架第一階固有頻率和振型圖18所示，其固有頻率為39.998Hz，振型為在前車架前端XOY平面微量振動，振幅最大為7.5361mm，其固有頻率避開了路面的激勵頻率以及發動機怠速時的爆發頻率。由車架第二階固有頻率和振型圖19所示，其固有頻率為66.888Hz，振型為在連接架XOY平面微量震動，振幅最大為3.9064mm，其固有頻率避開了發動機額定轉速時的爆發頻率。由圖20-23所示，該車架的3-6階固有頻率均避開了發動機正常工作時的爆發頻率，避免了管理機工作時發生共振，因此車架的動態特性滿足要求。

5 結論

通過對一種新型高地隙鉸接式玉米田間管理機車架的設計，以及靜力學與固有模態分析，得出以下結論。

用ANSYS軟件對車架滿載在靜止以及作業中的彎曲、扭轉和緊急制動制動工況進行靜力學分析，結果顯示車架在靜態特性下的剛度與強度均滿足要求，且具有較大的安全裕度，為進一步改善車架輕量化提供了理論依據。

對車架進行有限元模態分析，算出車架前六階的固有頻率與振型，從中分析該車架的動態特性，避免了管理機在工作中發生共振的可能。

對車架的靜態特性和動態特性分析，綜合驗證了車架結構的合理性，與此同時，為今后進步改進車架結構設計提供了技術支持。

參考文獻

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作者簡介：申屠留芳（1965-），女，浙江東陽人，博士，教授。