小区小麦育种收获机机架模态分析及结构优化

李兴凯，韩正晟，戴飞，魏丽娟，高爱民

(甘肃农业大学工学院，甘肃 兰州　730070)



小区小麦育种收获机机架模态分析及结构优化

李兴凯，韩正晟，戴飞，魏丽娟，高爱民

(甘肃农业大学工学院，甘肃 兰州730070)

摘要：【目的】减小小区小麦育种收获机工作过程中的振动对其作业可靠性、育种试验结果测定产生干扰.【方法】 利用Solidworks软件对育种收获机机架进行参数化建模，结合有限元分析软件ANSYS Workbench提取出机架的前10阶固有频率和模态振型，在对比分析外部激振频率与机架固有频率特点的基础上，找出引起机架共振的环节，并对机架进行结构优化以避免共振现象的发生.【结果】 当机架横梁厚度由3.0 mm减为2.6 mm，竖梁厚度由3.0 mm减为2.8 mm，圆杆直径由25 mm减为21 mm，板件厚度(包括侧板和底板)由1.5 mm减为1.1 mm后，优化机架的固有频率均有效避开了收获机各外部激振频率范围.【结论】 该研究可以为小区育种收获机机架结构的设计与优化提供参考.

关键词：小区小麦育种收获机；模态分析；机架；外部激振；结构优化

育种是人类粮食安全保障的必要手段，对农作物的增收具有重要意义.田间育种的收获更是保证育种试验结果的重要环节[1-2].小区小麦育种收获机是实现田间育种收获的主要机具，收获机作业时，其底盘机架会受到来自田间地面、割刀、拨禾轮、发动机、脱粒分离装置及清选系统等产生的动载荷，当所受动载荷的频率与机架的某阶固有频率接近时，将引起整机发生共振，严重影响收获机的工作性能、使用寿命与可靠性[3-5].因此，有必要对小区小麦育种收获机机架进行模态分析，较全面的了解其动态特性，防止与外部激振频率一致而发生共振.

本文拟利用三维建模软件Solidworks对小区小麦育种收获机机架进行参数化建模，然后导入到有限元分析软件ANSYS Workbench中对机架模态进行求解，提取出机架的前10阶固有频率和模态阵型.在对比分析机架固有频率与外部激振频率特点的基础上，找出引起机架共振的部件，提出结构优化方案，有效避开外部激振频率，以期改善小区小麦收获机工作时的整机动态性能，保证育种试验数据的可靠性.

1模态分析

1.1有限元模型建立

小区小麦育种收获机机架是由矩形管型材、圆柱形杆和板件以焊接的方式刚性连接而成，机架外形尺寸为1 923 mm×860 mm×803 mm，整体结构由前、中、后3个部分构成，前半部分是机架割台部分，支撑着拨禾轮、喂入绞龙以及往复式割刀摆动机构；中间部分是收获机的主要承载部位，连接着发动机、脱粒装置、分离清选装置、接粮箱及其它辅助部件；后半部分为人工操作部分.

模型的正确建立是结构分析的基础，模型的好坏会直接影响有限元分析结果.由于该育种收获机机架结构较复杂，有限元建模相对繁琐.因此，本文利用Solidworks软件对机架进行参数化建模，避免大量重复过程，同时可在模态分析的基础上进行结构优化设计.为了提高模态分析的运算速度，对模型进行如下简化处理[6-7]：机架材料被认为是各向同性的，密度分布均匀，且焊接对机架整体性能的影响可忽略不计，将焊缝和各部件看作一个整体；机架纵横梁上的装配用孔均忽略不计.简化后的机架模型如图1所示.

图1　小区小麦育种收获机机架三维图Fig.1　The three-dimensional map of frame of plot wheat breeding harvester

1.2网格划分

将Solidworks建立的机架模型导入到有限元分析软件ANSYS Workbench中，并对其进行几何特征量赋值，设定机架材料为Q235结构钢，材料参数如下：弹性模量为210 GPa，密度为7 850 kg/m3，泊松比为0.3，屈服极限为235 MPa.ANSYS Workbench中的网格划分平台Meshing可以根据不同的物理场选择相应的网格划分方法，本文选用提供动力学分析的Explicit参照类型.网格的准确划分直接影响计算结果的精度，Workbench中的Patch Conforming能够实现与三维CAD/CAM软件建立实体模型的无缝连接，利用此生成功能进行网格划分[8].经网格划分后，机架的有限元模型如图2所示，整个模型单元数为34 501，节点数为65 606.

图2　机架的有限元模型Fig.2　The finite element model of the frame

1.3施加约束与求解

根据机架与相关部件的装配方式和工作条件，对机架添加约束的位置有2处：操作者在控制收获机作业时，为了保证小麦割茬的平整性，对操纵杆施加一定约束，由于模态分析过程忽略施加的外载荷，故在分析时操纵杆末端被视为添加固定约束；地轮行走装置除了支撑整个机体外，在工作过程中还约束了机架的上下及左右运动.由于模态分析的是无阻尼自由振动，因此不需要添加其它的外载荷.在ANSYS中，有多种模态求解方法，包括Subspace法、Block Lanczos法、Power Dynamics法、Reduced法、Unsymmetric法、Damped法[9]，本文选取通过稀疏矩阵实现递归计算的Block Lanczos求解法，其模态提取更有效，计算速度更快.

1.4模态计算

机架结构的动态特性决定了机架在承受动载荷时的作业性能，对机架进行模态分析可得到固有频率、对应的频率阶数图以及振型云图等结果.由于低阶振动对结构的动态特性影响较大，且结合育种收获机实际工作情况，提取非0的前10阶模态频率和振型分析即可，机架的固有频率和主振型见表1，相对应的阶数图见图3，模态振型云图见图4.

1.5振动特性分析

由机架前10阶模态振型云图可以看出(图4)，机架的前10阶固有频率范围在16.598～72.614 Hz之间，变形主要表现为摆动、弯曲和扭转，这对机架的刚度和强度有很大影响，降低收获机作业的可靠性.由图3可以看出，虽然频率值是依次递增的，但没有一定的规律性，体现了模态分析无阻尼振动的随机性.

表1　前10阶固有频率及振型

图3　机架模态固有频率和阶数Fig.3　The frequencies and order figure of the frame

A：1阶振型(16.598 Hz)；B：2阶振型(19.914 Hz)；C：3阶振型(29.955 Hz)；D：4阶振型(32.63 Hz)；E：5阶振型(42.967 Hz)；F：6阶振型(44.107 Hz)；G：7阶振型(47.353 Hz)；H：8阶振型(53.435 Hz)；I：9阶振型(67.58 Hz)；J：10阶振型(72.614 Hz).图4　前10阶模态振型Fig.4　The first ten modes

模态分析的结果还包括每阶阶数的振动动画，它能更准确地反应出机架各阶模态振型变化.结合图4(模态振型云图)和振动动画可以得出：在不同的阶数下，机架会表现出不同的振型.前2阶机架并没有出现整体变形，只是割台两侧上支架沿z方向发生左右摆动，振动幅度较大，但并没有达到最大振幅；从第3阶开始，振动变形延伸到整个机架框架中，第3阶表现为机架右侧绕x轴的弯曲振动，振幅较小，第4阶主要表现为机架左侧沿z方向的左右摆动，第5阶表现为机架沿z方向的左右摆动；在第6阶处，变形延伸表现地最显著，整个机架均出现晃动，频率达到44.107 Hz；在第8阶处，模态变化又转变为局部变形，主要表现为割台底板的强烈振动；在第10阶处，变形只发生在机架前下部与下割刀相连的杆件上，但此时振幅最大，最大振幅为29.736 mm.由分析可知，机架作为收获机的核心承载部件，在振动时会出现不同程度的变形，影响收获机作业的动态性能与育种试验结果的测定.

1.6外部激励频率分析

通过对机架结构进行外部激励频率分析，使机架的各阶固有频率与外界动载荷所产生的频率不一致，以有效避免共振的发生.小区小麦收获机在作业时会受到来自田间路面、发动机、拨禾轮、割刀、脱粒分离装置及清选系统等外部激振的影响.现将各激振频率分析如下：路面激振由道路条件决定，育种收获机是在田间作业，经研究表明，田地对收获机激振频率一般低于3 Hz[10]；实际测得，该收获机发动机的输出轴转速为2 000～2 200 r/min，得到激振频率为33.3～36.7 Hz；收获机通过拨禾轮对作物进行引导喂入，将育种小麦穗头拨向输送搅龙，拨禾轮激励频率由其转速决定，测得本机拨禾轮的转速为700 r/min，则其激振频率为11.7 Hz；切割器的激振频率是由割刀摆环机构的往复振动引起的，测其主轴转速为532 r/min，激振频率为8.87 Hz；本机的脱粒装置为在工作时既有自身旋转运动，又有向后轴向输送物料的纵轴流锥型滚筒，其转速介于1 100～1 400 r/min之间，则激振频率为18.3～23.3 Hz；在分离清选筒内部，沿筒壁旋转的物料流与吸杂风机的气流耦合相交，引起分离清选筒的振动，应用综合评分法分析得出，吸杂风机转速为1 100 r/min，激振频率为18.3 Hz 时，小麦籽粒的含杂率最低[11].

将各外部激振频率与机架的理论计算频率对比分析可以得出：该机架的最小频率(第1阶频率)为16.598 Hz，大于田间路面、拨禾轮、割刀振动产生的激振频率，说明这三者不会引起的机架的共振；机架的第2阶频率19.914 Hz正好落在脱粒滚筒的激振频率18.3～23.3 Hz范围内，说明脱粒滚筒会引起机架发生共振；发动机的激振频率范围33.3～36.7 Hz虽然比较接近机架的低阶频率，但还是避开了第3、4、5阶频率；分离清选筒的激振频率18.3 Hz避开了机架的第1、2阶频率，故不会引起机架的共振.由对比分析可知，只有脱粒滚筒的转动会引起机架发生共振，因此有必要对育种收获机机架进行结构优化，有效避开脱粒滚筒的激振频率.

2结构优化

由外部激励频率与机架固有频率对比分析表明，脱粒滚筒的激振频率范围18.3～23.3 Hz正好与机架的第2阶频率19.914 Hz相重合，而由机架固有频率相对应的阶数图3可以看出，第1、2阶频率值相差不大，在第3阶处其频率值出现跳跃，因此可以通过降低前两阶频率以避开脱粒滚筒的激振频率范围.对于本机架的结构优化，采用正交试验设计方法来实现，使机架第2阶固有频率低于脱粒滚筒的激振频率，同时保证第1阶固有频率不能低于田间路面、拨禾轮、往复式割刀的激振频率.把横梁、竖梁、圆杆、板件作为设计变量，通过对设计变量的优化，实现机架各阶频率不与外部激振频率一致.同时，优化后的机架还应满足强度要求.

试验分析过程中，根据机架结构的特点和试验设计理论，选取横梁厚度、竖梁厚度、圆杆直径、板件厚度(包括侧板和底板)4个参数作为试验因素，每个因素设计3个水平.在选择因素水平时，基于工程实际需要，所选板厚水平应与实际生产中的常用板厚一致，不然得到的试验结果就没有实际应用价值[12-13].选取的试验因素水平如表2所示.

针对本试验所确定的因素及水平，选用L9(34)的正交表来安排试验，根据设计的9个不同水平组合下的试验，在Solidworks中改变三维模型参数，然后利用ANSYS Workbench软件对9次试验依次进行求解，计算得到每次试验的第2阶固有频率，计算结果如表3所示.

表2　试验因素水平表

表3　正交试验分析结果

由表3极差结果分析可知，不同因素对试验指标的影响程度按从大到小依次为：横梁、竖梁、板件、圆杆.该试验以降低机架第2阶固有频率为评价指标，则各因素优水平及主次因素依次为A1、B2、D1、C1，即将机架横梁厚度由3.0 mm减为2.6 mm，竖梁厚度由3.0 mm减为2.8 mm，圆杆直径由原来的25 mm减为21 mm，板件厚度由原来的1.5 mm减为1.1 mm.

对优化后的机架进行模态分析，得到机架前6阶固有频率和对应振型云图(图5).由图5可以看出，机架的第2阶固有频率由原来的19.914 Hz下降到16.849 Hz，第1阶频率由16.598 Hz下降到13.352 Hz，避开了脱粒滚筒的激振频率范围18.3～23.3 Hz，而优化后的第1阶频率仍然大于田间路面、拨禾轮、割刀的激振频率，同时，优化后机架各阶固有频率与育种收获机分离清选筒、发动机引起的外部激振频率也不一致，满足了机架优化改进的频率要求.因此，优化后的机架能够有效避免收获机作业过程中共振现象的发生.

A：1阶振型(13.352 Hz)；B：2阶振型(16.849 Hz)；C：3阶振型(25.46 Hz)；D：4阶振型(30.217 Hz)；E.5阶振型(39.153 Hz)；F：6阶振型(42.826 Hz).图5　优化后的前6阶模态振型Fig.5　The first six modes after the optimization

对优化后的机架进行结构静力学分析[14]，机架在收获机作业时主要受到喂入装置、脱粒装置、分离清选装置、发动机的作用力，利用Solidworks“评估”工具中的“质量属性”，获得该收获机各个模块的质量，结果如表4所示.将相应的作用力添加在机架上进行分析，得到优化后机架的应力云图(图6)，由图6可以看出，机架整体受力不均，主要分布在安装发动机附近的梁单元上，机架的最大应力为191.38 MPa，小于材料的屈服强度235 MPa，故优化后的机架满足强度要求，收获机作业时安全、可靠.

表4　小麦育种收获机各装置质量

图6　机架应力云Fig.6　Stress image of frame

3结论

通过Solidworks软件建立机架的参数化模型，并运用ANSYS Workbench进行模态分析，提取出前10阶固有频率和振型，将各外部激振频率与机架的固有频率对比分析得知，只有脱粒滚筒会引起机架发生共振，影响收获机作业的动态性能与育种试验结果.

借助正交试验设计，将机架横梁厚度减少0.4 mm，竖梁厚度减少0.2 mm，圆杆直径减少4mm，板件厚度(包括侧板和底板)减少0.4 mm后，机架的各阶固有频率均避开了脱粒滚筒和其它部件的激振频率范围，在收获机作业时有效避免共振现象的发生.对优化后的机架进行静力学分析，满足材料强度要求.

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(责任编辑李辛)

Modal analysis and structure optimization on the frame of plot wheat breeding harvester

LI Xing-kai,HAN Zheng-sheng,DAI Fei,WEI Li-juan,GAO Ai-min

(College of Engineering,Gansu Agricultural University,Lanzhou，730070,China)

Abstract：【Objective】To decrease vibration interferes in the working process on operation reliability and to determine of breeding test results of plot wheat breeding harvester.【Method】 The frame of wheat breeding harvester was built parametric model in Solidworks,and then combined with the finite element analysis software ANSYS Workbench to ectract the first ten order natural frequencies and mode shapes of frame.This paper based on the contrast analysis of external excitation vibration frequencies and natural frequencies,finding out the resonance link,to avoid the resonance phenomenon through the structure optimization of the frame.【Result】 The thickness of crossbeam was reduced from 3.0mm to 2.6mm,the thickness of bending beam was reduced from 3.0mm to 2.8mm,the diameter of round rod reduced from 25mm to 21mm,the thickness of plate (including side and bottom) reduced from 1.5mm to 1.1mm,the frame after optimization kept away from each external excitation frequency of breeding harvester.【Conclusion】 The study provides reference for the design and optimization of frame structure of plot wheat breeding harvester.

Key words：plot wheat breeding harvester;modal analysis;frame;external excitation;structure optimization

通信作者：戴飞，男，讲师，主要从事旱区农业工程技术与装备的研究.E-mail：daifei@gsau.edu.cn

基金项目：国家自然科学基金项目(51365003)；甘肃省农业科技成果转化资金计划项目(1305NCNA142).

收稿日期：2015-01-13；修回日期：2015-04-13

中图分类号：S 225

文献标志码：A

文章编号：1003-4315(2016)01-0144-06

第一作者：李兴凯(1992-)，男，硕士研究生，研究方向为农业工程技术与装备.E-mail：1298164456@qq.com