韓余，肖宏儒，宋志禹，丁文芹，梅松，楊光

跨行自走式采茶機機架有限元分析

韓余，肖宏儒*，宋志禹，丁文芹，梅松，楊光

（農業(yè)部南京農業(yè)機械化研究所，江蘇 南京 210014）

本文針對自走式采茶機的設計原理與農藝需求，設計了一種跨行自走式機架。經理論分析，確定該機架由空心圓鋼焊接而成。同時運用ANSYS對設計的機架進行了靜力學強度分析和振動特性分析。靜力學分析結果顯示最大應力、應變發(fā)生在機架左后方上部圓鋼焊接處，分別為27 Mpa和0.2 mm，表明機架強度滿足要求。約束模態(tài)分析得出了機架前六階模態(tài)陣型與模態(tài)頻率：第一、二、五階為彎曲模態(tài)，第三、四為扭轉模態(tài)，第六階為彎扭組合模態(tài)；前六階主頻率分別為18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694 Hz。分析可知，自走式采茶機激振源主要包括：為發(fā)動機——38.3～41.7 Hz、切割器——20 Hz、路面激勵低于3 Hz，與機架前六階主頻率相互錯開，故而機架不會發(fā)生共振。研究表明設計的機架滿足自走式采茶機的總體工作要求。

自走式采茶機；機架；有限元；模態(tài)分析

我國茶葉生產機械化水平低下，用于實際生產的采茶機均為小型機，功率小、效率低、勞動強度大；進口的大型自走式采茶機因價格、采茶技術要求差異等因素，無法適應我國的機械化采茶作業(yè)。近年來，在農村勞動力日趨緊缺的情況下，國內提供給茶農的可用機型常不能滿足采茶期的用工需求，而茶葉時令性強，鮮葉不及時采摘，茶園產量降低，影響茶農的收益，茶葉產業(yè)的發(fā)展受到嚴重制約[1]。因此，研究開發(fā)大型自動化、高效自走式采茶機，提高茶葉生產過程機械化水平，是促進茶葉產業(yè)持續(xù)健康穩(wěn)定發(fā)展的當務之急，也是擺脫我國采茶機械化技術落后之困境的迫切需求。機架作為自走式采茶機的主體承載連接部件，其力學及振動特性的好壞直接影響采茶機整機穩(wěn)定性、可靠性與采茶質量。為此，本文運用ANSYS對設計的機架進行力學 特性與振動特性分析，以得到高質量的跨行自走式采茶機機架。

1 機架結構設計

對于自驅型作業(yè)機械，機架是連接行走機構與工作裝置的橋梁，起著承載整機的作用。機架在滿足剛度和強度要求的情況下，質量愈輕愈好。合理選擇界面形狀既能提高機架的剛度和強度等力學性能，又能更好的發(fā)揮材料之性能，減輕重量。由力學知識可知，圓形空心截面的抗彎剛度與強度好，矩形空心截面雖不及圓形空心界面，但是其抗扭界面剛度與系數大，并且空心矩形截面材料易于零部件的安裝連接。采茶機要求具有1 m的最大地隙，故確定機架為空心圓鋼和空心方鋼焊接而成的“冂”型結構，下端與行走裝置固接，如圖1所示。

圖1 機架Fig.1 Steel-pipe frame design

2 有限元分析

2.1 機架有限元模型

機架由多段圓鋼焊接而成，結構相對復雜，宜先在三維繪圖軟件中建好模型后，導入有限元分析軟件進行有限元模型建立[2]。本文運用Pro/E建立幾何模型，然后導入ANSYS 中進行有限元建模。用六面體單元進行網格化分，材料為鋼，材料屬性為：剪切模量——210Gpa，泊松比——0.03，密度——8.785×10-9kg·m-3。

采茶機靜止情況下，認為護板固定約束于底盤之上，故認為其受固定約束。受力條件為：發(fā)動機座承受發(fā)動機自身重力600 N，駕駛員座位處受力700 N，機架前方上承載傳動系統(tǒng)總成，左右受力近似對稱，為200 N。這些受力均假設為集中載荷作用于相應承受部件質心處[3]，有限元模型如圖2所示。

2.2 靜力學分析

將機架受到的靜力載荷施加于有限元模型后如圖3所示。靜力分析得應力、應變云圖分布如圖4、5所示。可以看出最大應力、應變發(fā)生在機架左后方上部圓鋼焊接處，分別為27 Mpa和0.2 mm，可知結構強度滿足要求。

2.3 模態(tài)分析

振動是物體的一種固物理特性，有時我們需要利用物體的振動特性，有的時候我們又要避免振動的發(fā)生[4]。采茶機振動太大，將嚴重影響采摘質量；而機架是自走式采茶機的整體框架，承載著其它系統(tǒng)，如果其振動特性差，容易引起整機的振動，不僅影響采茶質量，還影響機器的壽命及作業(yè)安全。因此，對機架進行模態(tài)分析，研究振動特性，對與自走式采茶機的開發(fā)是必要的。

在原有限元模型的基礎上進行約束模態(tài)分析，得出機架的前六階模態(tài)陣型與模態(tài)頻率，以分析機架的振動特性。主頻率分布如圖6所示，分別為18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694Hz。所得前六階陣型如圖7所示，可以看出第一階、第二節(jié)、第五階為彎曲模態(tài)，第三階、第四階、扭轉模態(tài)，第六階為彎扭組合模態(tài)。

3 外部激振特點分析

機架的外部激振源主要為發(fā)動機、切割器、及路面激勵。切割器的最佳工作轉速一般為700 r·min-1，往復運動頻率為20 Hz；發(fā)動機工作轉速為230～2500 r·min-1之間，即頻率范圍為38.3~41.7Hz；風機工作轉速為2500 r·min-1，頻率最高可達41.7 Hz；規(guī)范化的茶園路面較平整，平坦土路地面隨機激勵頻率一般低于3 Hz[5]。綜上可見，自走式采茶機的外部激勵與機架前六階主頻率相互錯開，故而正常作業(yè)作時，機架不會發(fā)生共振。

圖2 機架有限元模型Fig.2 FEM model of frame

圖3 機架靜力分析Fig.3 Statistic analysis of frame design

圖4 應力Fig.4 Static stress

圖5 靜力應變Fig.5 Static strain

圖6 主頻率分布Fig.6 Principle frequency

4 結論

4.1 本文設計了一種跨行自走式采茶機機架，具有質量輕、地隙高、重心穩(wěn)定等特點。

4.2 運用有限元技術對采茶機機架進行了靜力學與動力學特性分析。靜力分析得出最大應力、應變發(fā)生在機架左后方上部圓鋼焊接處，分別為27 Mpa和0.2 mm，表明機架強度滿足設計要求；約束模態(tài)分析得到機架前六階模態(tài)分別為18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694 Hz，與采茶機外部激振源的頻率相互錯開，故采茶機正常作業(yè)時，機架不會發(fā)生共振。分析表明設計的自走式采茶機機架滿足采茶機的工況需求。

4.3 盡管本文在有限元建模時做了合理的簡化，且沒有做機架實驗模態(tài)分析；但是，一方面ANSYS的有限元分析結果的正確性已經得到國內同行的認可，另一方面物理樣機田間試驗過程中力學特性與振動特性的確滿足要求，故本文的分析具有較高的可信度。后續(xù)也可進行機架實驗模態(tài)驗證分析結果，與有限元分析聯合做進一步優(yōu)化設計。

[1] 韓余,肖宏儒,宋志禹,等.茶園機械發(fā)展新動態(tài)[J].中國農機化學報,2013,34(3):13-16.

[2] A.L. Delitsyn, S. I. Kruglov. Mixed finite elements used to analyze the real and complex modes of cylindrical waveguides [J]. Moscow University Physics Bulletin, 2011,66(6):546-551.

[3] 張洪偉,張以都,王錫平,等.基于 ANSYS 參數化建模的農用車車架優(yōu)化設計[J].農業(yè)機械學報,2007,38(3): 35-38.

[4] 陳奎孚.機械振動基礎[M].北京:中國農業(yè)大學出版社,2011:310-337.

[5] 汪小朋,劉文彬,黃俊杰,等.路面隨機激勵下的汽車振動仿真分析[J].山東交通學院學報,2010,18(3):7-11.

Finite Element Analysis on Steel-frame Designed for Self-propelled Tea Picker

HAN Yu，XIAO Hong-Ru*，SONG Zhi-Yu，DING Wen-Qin，MEI Song，YANG Guang
（Nanjing Research Institute for Agricultural Mechanization, Ministry of Agriculture，Jiangsu，Nanjing 210014，China）

The design of a steel-pipe frame for the self-propelled tea picker was subjected to a finite element analysis to determine its engineering durability. Statics of the design, as evaluated by ANSYS, showed a maximum stress of 27 Mpa and strain of 0.2 mm could be exerted on the welding at the top-left-rear corner of the frame. And, they were within the design tolerance. The vibration analysis on the design indicated that the 1st, 2ndand 5thwere in a bending mode, the 3rdand 4tha torsional mode, and the 6tha bending-and-torsion mode. The principle frequencies of the modes were 18.021, 25.346, 31.636, 36.209, 45.892 and 51.694 Hz for the 1stthrough the 6thmode, respectively. The analysis also showed the sources of vibrations were 38.3～41.7 Hz coming from the engine, 20 Hz from the cutter, and 3 Hz or lower from the ground-surface friction. Thus, the vibrations would not likely to resonate with the 6 modes listed above to cause a concern for the mechanical integrity of the picker frame. Consequently, the design was considered safe and functional for the engineering requirements.

self-propelled tea picker; frame; FEM; model analysis

圖7 機架前六階振型Fig.7 First 6 Model of frame design

S233.74

A

2015-03-31 初稿；2015-06-11 修改稿

公益性行業(yè)（農業(yè)）科研專項基金（201303132）、現代農業(yè)產業(yè)技術體系建設專項（CARS-23），中國農業(yè)科學院創(chuàng)新工程果蔬茶創(chuàng)新團隊。

韓余（1987-），男，研究實習員，主要研究方向為農業(yè)生產裝備工程技術。

*通訊作者：肖宏儒（1957-），男，研究員，主要研究方向為農業(yè)工程裝備。E-mail: xhr2712@sina.com