工廠化種植三七收獲機模態與疲勞壽命分析

杜宗霖,張兆國,劉偉健,潘 睿

(昆明理工大學 現代農業工程學院,昆明 650500)

0 引言

三七是我國特有中藥材,主要產區在云南,傳統的三七種植于田間,由于三七具有連作障礙[1],三七可種植土地的減少與需求面積增加之間的矛盾日益凸顯。工廠化種植三七能解決連作障礙問題,已成為三七產業發展的新模式[1-2]。

目前,國內外三七收獲主要由昆明理工大學張兆國團隊研究,田間種植的三七收獲機研究較為成熟[3-4]。對于工廠化種植條件,張兆國團隊研究出一套溫室三七收獲機,進行了有限元分析[5],并針對此樣機的不足,設計了新型工廠化種植三七收獲機。新樣機采用了振動收獲方式,因此其關鍵結構的動態特性與疲勞壽命更加需要關注。機架和振動桿是收獲機的關鍵結構:機架承載三七收獲機上各個機構,機架的性能關乎整機的安全可靠;振動桿是三七收獲機上收獲部件相連的傳動結構,持續受到交變載荷作用,振動桿是否會發生疲勞失效,也是需要研究的問題。

1 整機與機架結構

工廠化種植三七收獲機由振動收獲機構、行走機構、動力系統及遙控系統等組成,如圖1所示。振動收獲機構用來完成三七的挖掘與根土分離;履帶行走機構能實現收獲機在仿生種植工廠內的行走作業;動力系統為履帶行走機構和挖掘去土機構提供動力,動力來自交流電,通過80m線輥接入;遙控系統控制該設備收獲與行走。

1.行走機構 2.線輥 3.動力機構 4.升降機構 5.振動收獲機構

圖2為三七收獲機機架與振動機構的模型。機架主體由40mm×40mm×4mm的方管焊接而成,振動桿是振動收獲機構的傳動部件。

圖2 機架與振動收獲機構模型

2 機架模態分析計

2.1 模型前處理

在SolidWorks中完成建模,簡化機架模型,忽略孔、螺紋、圓角等輪廓線,將模型導入ANSYS Workbench有限元仿真軟件;定義材料,選用Q235鋼,進行網格劃分,采用六面體和四面體的組合網格,單元尺寸設置為20mm;劃分完成得到節點數477 658,網格數98 842。

2.2 模態分析

由于在模態分析中,只有低階模態才對結構的振動特性分析具有實際的參考價值[6],所以在ANSYS Workbench有限元軟件中求取機架的前6階(模態擴展設置n=6)模態,各階固有頻率與振型如圖3所示。

圖3 前6階模態振型

機架模態分析的固有頻率和振型圖結果表明:機架主要產生彎曲和扭轉變形,在振動過程中發生較大變形的位置主要集中在自由端處。

由于振動曲柄機構轉速范圍為150～340r/min[7](即頻率為2.5～5.67Hz),路面激勵5～15Hz。由模態固有頻率可知機架的最低固有頻率為25.1Hz,因此避開了工作激振頻率,無論是低階振型還是高階振型,機架工作時均不會發生共振,設計安全可靠。

3 振動桿的疲勞分析

3.1 疲勞分析原理

疲勞失效通常稱為高周疲勞,即結構在長時間小于屈服極限的交變載荷的循環作用下會產生疲勞裂紋,當裂紋擴展到一定程度時就會突然斷裂。結構發生斷裂時,壽命長短與零自身材料性質和所受工作載荷相關[8]。

目前,疲勞壽命的研究方法很多。本文研究振動桿的疲勞壽命,主要討論疲勞裂紋形成壽命,分析方法主要有名義應力法(S-N方法)、局部應力應變法(E-N法)、能量法等[9]。由于振動桿運轉工況為低應力高周疲勞狀態,因此采用S-N方法進行結構疲勞壽命分析,流程如圖4所示。

要計算振動桿的疲勞壽命,必須有精確的振動桿工作載荷譜、材料的S-N疲勞特性曲線及合適的累積損傷計算理論等。

圖4 疲勞壽命分析流程

3.2 累計損傷法則與材料S-N特性

疲勞累積損傷法是分析結構在變應力作用下疲勞壽命的基礎理論,本文采用Palmgren-Miner線性疲勞累積損傷理論[10]計算疲勞損傷。

計算振動桿疲勞壽命時,還需材料的S-N疲勞壽命特性曲線,一般是基于材料試件在理想狀況下通過長期實驗獲得。選擇振動桿材料為鑄鐵,其材料S-N曲線如圖5所示。

圖5 S-N疲勞特性曲線

3.3 載荷譜與疲勞雨流計數

載荷譜是疲勞分析的前提,需要分析振動桿的受力情況與受力的運動周期,本文基于Recurdyn多體動力學軟件進行疲勞分析。采用Mesh網格劃分模塊生成柔性體,定義剛性連接區域,定義振動桿衡量幾何中心為主節點Node,再通過主節點Node生成FDR剛性連接區域,如圖6所示。

圖6 柔性體振動桿

進行剛柔耦合連接,建立振動桿與機架的剛柔耦合多體動力學模型;添加運動副,設置曲柄轉動副為驅動運動副,添加驅動轉速為340r/min,在鏟面添加1 000N水平的阻力與400N垂直阻力,篩面添加500N的水平阻力與200N垂直阻力。建立的仿真模型如圖7所示。

圖7 剛柔耦合多體動力學模型

進行仿真分析,設置仿真時間為1個工作周期0.176 5s,仿真步數為100步。Post模塊可查看動力學特性與動態應力圖。振動桿在不同時刻受到的力不同,以t=0.091 8為例,振動桿的受力云圖如圖8所示,最大應力為105.7MPa。

圖8 振動桿受力云圖

同時,可得到收獲機振動桿上某單元節點的時間歷程載荷,如圖9所示。該曲線為某一節點上應力的變化曲線。

圖9 振動桿時間歷程載荷譜

確定歷程載荷譜后,需要統計載荷波形中的循環次數,確定時間歷程中應力應變幅值,用于疲勞損傷計算。目前廣泛采用載荷雨流法[11],根據雨流計數原理可對振動桿上各個節點或單元的時間歷程載荷譜中的應力幅值、平均應力及應力循環作用次數進行雨流統計,將結果輸出為三維載荷譜統計圖。圖10為振動桿上同一節點的載荷雨流統計矩陣。

圖10 振動桿載荷雨流統計矩陣

3.4 振動桿疲勞壽命預測

利用Recurdyn中Durability模塊的Fatigue功能進行疲勞壽命分析,選擇S-N曲線及加載振動桿的時間歷程載荷譜,結合Palmgren-Miner線性累積損傷理論,對振動桿進行仿真計算。疲勞壽命分布云圖如圖11所示。

圖11 疲勞壽命分布云圖

由圖11可知:振動桿的疲勞薄弱部位主要位于兩端支撐結構的彎曲部位,最小疲勞壽命為1.05e11。按車架連桿最大轉速340r/min計算,等效于4.63e5h。

若按每天工作24h,每年工作365天的極限壽命計算,得車架連桿的使用壽命為52.7年。因此,連桿疲勞強度薄弱部位最小壽命滿足使用要求。

4 結論

1)對機架進行模態分析,在ANSYS Workbench中計算了前6階模態,固有頻率為分別為25.1Hz、32.3、35.1、41.7、41.9、46.2Hz,避開了工作激振頻率,作業時不會發生共振,樣機設計安全。

2)對振動桿進行了疲勞壽命分析,在Recurdyn中建立振動收獲機構的剛柔耦合模型,仿真得到振動桿的時間歷程載荷譜。結合Palmgren-Miner線性累積損傷理論,對振動桿進行仿真計算,得車架連桿的使用壽命約為52.7年,滿足設計要求。