跨行自走式采茶机机架有限元分析

韩余，肖宏儒，宋志禹，丁文芹，梅松，杨光

跨行自走式采茶机机架有限元分析

韩余，肖宏儒*，宋志禹，丁文芹，梅松，杨光

（农业部南京农业机械化研究所，江苏 南京 210014）

本文针对自走式采茶机的设计原理与农艺需求，设计了一种跨行自走式机架。经理论分析，确定该机架由空心圆钢焊接而成。同时运用ANSYS对设计的机架进行了静力学强度分析和振动特性分析。静力学分析结果显示最大应力、应变发生在机架左后方上部圆钢焊接处，分别为27 Mpa和0.2 mm，表明机架强度满足要求。约束模态分析得出了机架前六阶模态阵型与模态频率：第一、二、五阶为弯曲模态，第三、四为扭转模态，第六阶为弯扭组合模态；前六阶主频率分别为18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694 Hz。分析可知，自走式采茶机激振源主要包括：为发动机——38.3～41.7 Hz、切割器——20 Hz、路面激励低于3 Hz，与机架前六阶主频率相互错开，故而机架不会发生共振。研究表明设计的机架满足自走式采茶机的总体工作要求。

自走式采茶机；机架；有限元；模态分析

我国茶叶生产机械化水平低下，用于实际生产的采茶机均为小型机，功率小、效率低、劳动强度大；进口的大型自走式采茶机因价格、采茶技术要求差异等因素，无法适应我国的机械化采茶作业。近年来，在农村劳动力日趋紧缺的情况下，国内提供给茶农的可用机型常不能满足采茶期的用工需求，而茶叶时令性强，鲜叶不及时采摘，茶园产量降低，影响茶农的收益，茶叶产业的发展受到严重制约[1]。因此，研究开发大型自动化、高效自走式采茶机，提高茶叶生产过程机械化水平，是促进茶叶产业持续健康稳定发展的当务之急，也是摆脱我国采茶机械化技术落后之困境的迫切需求。机架作为自走式采茶机的主体承载连接部件，其力学及振动特性的好坏直接影响采茶机整机稳定性、可靠性与采茶质量。为此，本文运用ANSYS对设计的机架进行力学 特性与振动特性分析，以得到高质量的跨行自走式采茶机机架。

1 机架结构设计

对于自驱型作业机械，机架是连接行走机构与工作装置的桥梁，起着承载整机的作用。机架在满足刚度和强度要求的情况下，质量愈轻愈好。合理选择界面形状既能提高机架的刚度和强度等力学性能，又能更好的发挥材料之性能，减轻重量。由力学知识可知，圆形空心截面的抗弯刚度与强度好，矩形空心截面虽不及圆形空心界面，但是其抗扭界面刚度与系数大，并且空心矩形截面材料易于零部件的安装连接。采茶机要求具有1 m的最大地隙，故确定机架为空心圆钢和空心方钢焊接而成的“冂”型结构，下端与行走装置固接，如图1所示。

图1 机架Fig.1 Steel-pipe frame design

2 有限元分析

2.1 机架有限元模型

机架由多段圆钢焊接而成，结构相对复杂，宜先在三维绘图软件中建好模型后，导入有限元分析软件进行有限元模型建立[2]。本文运用Pro/E建立几何模型，然后导入ANSYS 中进行有限元建模。用六面体单元进行网格化分，材料为钢，材料属性为：剪切模量——210Gpa，泊松比——0.03，密度——8.785×10-9kg·m-3。

采茶机静止情况下，认为护板固定约束于底盘之上，故认为其受固定约束。受力条件为：发动机座承受发动机自身重力600 N，驾驶员座位处受力700 N，机架前方上承载传动系统总成，左右受力近似对称，为200 N。这些受力均假设为集中载荷作用于相应承受部件质心处[3]，有限元模型如图2所示。

2.2 静力学分析

将机架受到的静力载荷施加于有限元模型后如图3所示。静力分析得应力、应变云图分布如图4、5所示。可以看出最大应力、应变发生在机架左后方上部圆钢焊接处，分别为27 Mpa和0.2 mm，可知结构强度满足要求。

2.3 模态分析

振动是物体的一种固物理特性，有时我们需要利用物体的振动特性，有的时候我们又要避免振动的发生[4]。采茶机振动太大，将严重影响采摘质量；而机架是自走式采茶机的整体框架，承载着其它系统，如果其振动特性差，容易引起整机的振动，不仅影响采茶质量，还影响机器的寿命及作业安全。因此，对机架进行模态分析，研究振动特性，对与自走式采茶机的开发是必要的。

在原有限元模型的基础上进行约束模态分析，得出机架的前六阶模态阵型与模态频率，以分析机架的振动特性。主频率分布如图6所示，分别为18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694Hz。所得前六阶阵型如图7所示，可以看出第一阶、第二节、第五阶为弯曲模态，第三阶、第四阶、扭转模态，第六阶为弯扭组合模态。

3 外部激振特点分析

机架的外部激振源主要为发动机、切割器、及路面激励。切割器的最佳工作转速一般为700 r·min-1，往复运动频率为20 Hz；发动机工作转速为230～2500 r·min-1之间，即频率范围为38.3~41.7Hz；风机工作转速为2500 r·min-1，频率最高可达41.7 Hz；规范化的茶园路面较平整，平坦土路地面随机激励频率一般低于3 Hz[5]。综上可见，自走式采茶机的外部激励与机架前六阶主频率相互错开，故而正常作业作时，机架不会发生共振。

图2 机架有限元模型Fig.2 FEM model of frame

图3 机架静力分析Fig.3 Statistic analysis of frame design

图4 应力Fig.4 Static stress

图5 静力应变Fig.5 Static strain

图6 主频率分布Fig.6 Principle frequency

4 结论

4.1 本文设计了一种跨行自走式采茶机机架，具有质量轻、地隙高、重心稳定等特点。

4.2 运用有限元技术对采茶机机架进行了静力学与动力学特性分析。静力分析得出最大应力、应变发生在机架左后方上部圆钢焊接处，分别为27 Mpa和0.2 mm，表明机架强度满足设计要求；约束模态分析得到机架前六阶模态分别为18.021、25.346、31.636、36.209、45.892、51.694 Hz，与采茶机外部激振源的频率相互错开，故采茶机正常作业时，机架不会发生共振。分析表明设计的自走式采茶机机架满足采茶机的工况需求。

4.3 尽管本文在有限元建模时做了合理的简化，且没有做机架实验模态分析；但是，一方面ANSYS的有限元分析结果的正确性已经得到国内同行的认可，另一方面物理样机田间试验过程中力学特性与振动特性的确满足要求，故本文的分析具有较高的可信度。后续也可进行机架实验模态验证分析结果，与有限元分析联合做进一步优化设计。

[1] 韩余,肖宏儒,宋志禹,等.茶园机械发展新动态[J].中国农机化学报,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] 张洪伟,张以都,王锡平,等.基于 ANSYS 参数化建模的农用车车架优化设计[J].农业机械学报,2007,38(3): 35-38.

[4] 陈奎孚.机械振动基础[M].北京:中国农业大学出版社,2011:310-337.

[5] 汪小朋,刘文彬,黄俊杰,等.路面随机激励下的汽车振动仿真分析[J].山东交通学院学报,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

图7 机架前六阶振型Fig.7 First 6 Model of frame design

S233.74

A

2015-03-31 初稿；2015-06-11 修改稿

公益性行业（农业）科研专项基金（201303132）、现代农业产业技术体系建设专项（CARS-23），中国农业科学院创新工程果蔬茶创新团队。

韩余（1987-），男，研究实习员，主要研究方向为农业生产装备工程技术。

*通讯作者：肖宏儒（1957-），男，研究员，主要研究方向为农业工程装备。E-mail: xhr2712@sina.com