插秧機行走系統可靠性分析研究

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州 545005）

插秧機行走系統由左變速箱、右變速箱、錐齒輪箱、插秧箱、擺動外殼左連接管、擺動外殼右連接管和連接框架組成。本文從強度分析、交變負荷試驗和田間可靠性試驗3個方面，對行走系統進行了分析研究，驗證行走系統是否滿足整機可靠性要求。

1 插秧機構成概述

插秧機是以系統工程原理實現秧苗機插。

插秧機通常由動力總成、行走系統、分插機構、進料箱、送秧機構、液壓升降系統以及栽秧臺和滑動導軌等組成。

動力總成將動力分別傳遞給行走系統、分插機構和送秧機構，通過這3個系統機構的相互配合作用，實現秧苗的連續機插；

行走系統由左變數箱、右速箱、錐齒輪箱、插秧箱、擺動外殼左連接管、擺動外殼右連接管和連接框架組成，負責支承、安裝動力總成以及分插機構、進料箱、栽秧臺和預備秧架等零部件，并接受發動機的動力，使插秧機產生前行運動，實現秧苗的連續機插。

分插機構由曲柄臂、擺臂、插秧臂、插秧爪和推出桿等組成，負責實現秧苗的插植，安裝于插秧臂上的插秧爪和推出桿，在曲柄臂的驅動下做回旋往復運動，插秧爪運轉至秧苗所在位置時，進行取秧，在插秧爪運轉至田面最低位置時，推出桿將秧苗彈出插入秧田，并瞬間回位，從而完成一次取秧、插秧過程；

進料箱由橫向進給螺桿、橫向傳送桿、傳送臂和傳送桿套等組成，推動栽秧臺左右移動，負責實現秧苗橫向送秧；

送秧機構由上送秧輪軸組件、下送秧輪軸組件和聯動桿組成，與橫向傳動桿配合定時縱向轉動，保證插秧準確；

液壓升降系統負責實現機體的上升和下降；同時，通過調整栽秧臺和浮舟分別與滑動導軌和機體的相對位置高度，可實現不同的秧苗抓取量和插秧深度，從而適應不同地區的農藝要求。

2 行走系統強度分析

根據插秧機的實際使用條件，行走系統設計要求安全系數不小于2.0，即應力不大于120 MPa。通過適當的簡化，在ANSYS有限元分析軟件中，建立插秧底機盤結構幾何模型，以插秧機向后為X軸正向，向上為Y軸正向，向左為Z軸正向。如圖1所示。

圖1 行走系統結構幾何模型

2.1 單元選取與網格劃分

為能適當地簡化模型和較真實地反映插秧機行走系統的力學特性，對變速箱殼體部分（3 mm）、變速箱內外部加強筋（6 mm）、擺動外殼左右連接管（2.5 mm）、連接框架（2.5 mm）和方向盤框架（3 mm）等采用板殼單元shell 63；變速箱其余部分、錐齒輪箱和插秧箱等，采用實體單元Solid45或Solid92；

為較真實反映發動機部件凈質量、預備秧架上秧苗凈質量和載秧臺秧苗凈質量對行走系統傳力的影響，采用集中質量單元Mass21，而這些集中質量與行走系統的連接簡化為Beam4梁單元或剛性梁。

為較真實反映行走系統結構與相鄰部件的力傳遞關系，對連接部位的局部結構也真實建模。網格劃分后的模型如2圖所示，結構有限元模型共具有238 264個節點，390 566個單元。

圖2 結構網格劃分模型圖

行走系統各部件通過緊固螺栓連接，為模擬螺栓連接采用螺栓預緊力單元PREST 179，并在兩部件接觸面間采用面—面接觸副。擺動外殼與變速箱之間，通過深溝滾動球軸承連接。

為較真實反映它們之間的連接關系，簡化軸承建模。建立與軸承剛度相等的空心圓柱實體模型（擺動部分軸承等效彈性模量E=0.4837E5 MPa，錐齒輪外殼部分6303-2LS、6205/P6和6004/P6深溝球軸承的等效彈性模量分別為0.4578E5 MPa，0.5132E5 MPa和0.5545E5 MPa）代替原軸承，并在軸承與變速箱以及軸承與左右擺動外殼間建立面—面接觸副。

通過分析插秧機的工況，得出行走系統在田間作業調頭時的工況為最危險工況（田間作業到田頭遇到田埂、斜坡左轉調頭，左輪一輪著地扭動轉彎）。

載荷：向下1 g，左右0.3 g（g為重力加速度），扶手向右加載30 N。

行走系統結構載荷為發動機部件、預備秧架秧苗和載秧臺上秧苗3個集中質量的慣性力，集中質量的值分別為39 kg、170 kg和32 kg。

約束：左輪軸與車輪中心交點三向約束，左輪軸約束撤去，兩扶手Y向約束。

圖3為插秧機行走系統在田間作業調頭工況載荷作用下的應力云圖。從圖中可看出，在此工況下，插秧機行走系統結構大部分應力小于120 MPa。大應力主要發生在連接框架的角點，擺動外殼左連接管以及扭矩板。在此工況下，擺動外殼左連接管出現了大面積的大應力，很容易被破壞。

圖3 全局應力云圖

2.2 左變速箱

圖4為左變速箱內外部的應力云圖。忽略建模導致的在實體單元與板殼單元連接部位的應力集中點，由圖可看出大部分應力均小于180 MPa，基本可以滿足使用要求，最大應力為170.731 MPa，發生在左變速箱左端面與左橋面過渡連接處，該處應適當加強以提高安全系數。

圖4 左變速箱應力云圖

2.3 右變速箱

圖5為右變速箱內外部的應力云圖。忽略建模導致的在實體單元與板殼單元連接部位的應力集中，由圖可看出，大部分應力均小于120 MPa，最大應力為88.787 MPa，發生在右變速箱與左變速箱連接的螺栓孔附近。

圖5 右變速箱應力云圖

2.4 錐齒輪箱

錐齒輪箱包含錐齒輪外殼和錐齒輪蓋。圖6為錐齒輪外殼及錐齒輪輪蓋應力云圖。錐齒輪外殼大部分應力小于120 MPa，可以滿足使用。

圖6 錐齒輪外殼及錐齒輪輪蓋應力云圖

2.5 插秧箱

圖7為插秧箱應力云圖。其中大部分應力均小于90 MPa，可以滿足使用。大應力主要發生在與插秧箱上端法蘭盤的螺孔附近，最大應力為89.974 MPa。

圖7 插秧箱應力云圖

2.6 擺動外殼左連接管

圖8為擺動外殼左連接管應力云圖和X方向的應力分量云圖。由于右輪離地向左側傾，右變速箱右半部分和擺動外殼右連接管應力均很小，故只給出左擺動外殼連接管的應力分布。從圖8（a）中可看出其應力最大達到253 MPa，連接方管兩端與法蘭連接部位應力過大，已經不能滿足使用要求；圖8（b）為X方向的應力分量云圖，可以看出連接管在該工況載荷作用下，受到的拉力和壓力過大，且此時方管發生了扭轉。

圖8 擺動外殼左連接管應力云圖及其X應力分量云圖

2.7 連接框架

圖9為連接框架應力云圖及其X應力分量云圖。由圖可看出，大部分應力小于120 MPa，最大應力為185.31 MPa，發生在連接框架前端的角點上。圖（b）為其X方向應力分量云圖，由圖可看出連接框架上部受到拉力，而下部受到壓力，且拉壓力的最大值均發生在連接框架前端的角點上。

圖9 連接框架應力云圖及其X應力分量云圖

通過對行走系統零部件的強度分析，除去人為因素的非正規操作，行走系統各零部件能夠滿足安全系數不小于2.0的要求。

3 過程驗證

3.1 交變負荷試驗

預備秧架和栽秧臺上分別加載總質量為39 kg和170 kg等物體（固定），兩側車輪中心加載力矩（N·m）按20—70—150—70—20循環加載，每檔力矩值試驗運行時間為10 min，累計完成400 h交變負荷試驗。

3.2 田間可靠性試驗

預備秧架和栽秧臺上分別加載總質量為39 kg和170 kg等物體（固定），1/2油門開度進行50 hm2田間可靠性試驗。

3.3 驗證結論

插秧機行走系統通過400 h交變負荷試驗和50 hm2田間可靠性試驗。

4 結束語

通過對行走系統進行強度分析，以及進行400 h交變負荷試驗和50 hm2田間可靠性試驗，驗證了插秧機行走系統，能夠滿足整機的可靠性要求。

[1]王新敏.ANSYS工程結構數值分析[M].北京：人民交通出版社，2007.

[2]陳家瑞.汽車構造（第2版，下）[M].北京：人民交通出版社，2005.

[3]周龍保.內燃機學[M].北京：機械工業出版社，1999.

[4]GB/T 6243-2003，水稻插秧機試驗方法[S].