1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架结构参数优化

严晓丽，何冯光，李 明※，葛 畅，董学虎，韦丽娇，黄伟华，牛钊君

（1.中国热带农业科学院农业机械研究所，湛江 524091；2.黑龙江八一农垦大学，大庆 163000）

0 引言

深松旋耕联合作业机机架是承载传动系统、旋耕装置、深松装置的关键部件，受多个载荷的共同作用。工作状态下机架还承受各种激励载荷，当各种激振的频率与机架的某阶固有频率相近时，会引起强烈振动甚至共振，机架易发生疲劳破坏[1,2]。因此，研究机架结构动态特性，对提高深松旋耕联合作业机的可靠性及深松旋耕效果具有重要意义。

结构动态特性是近几年农业机械优化设计的研究热点，采用有限元分析方法分析机架、箱体类等结构动态特性的研究较多[3-8]。其中，机架动态特性的研究如郭金龙等[9]通过静力学分析和模态分析，确定设计的振动深松机机架变形小、低阶模态振动幅度较小；蒋亚军等[10]利用ANSYS Workbench分析4SY-2.9 型油菜割晒机机架模态频率和振型，并通过模态试验验证了仿真分析结果的准确性，试验结果表明优化后的油菜割晒机机架动态性能良好；王冰[11]等研究了甘薯秧蔓粉碎还田机机架的前10阶模态频率和振型，模态试验结果表明在正常工作状态下，其机架固有频率可以避开刀辊、变速箱、拖拉机等外部激振频率范围，得出机架的薄弱环节为左右两侧板，有加强槽钢的左侧板振幅比无加强槽钢的右侧板小；为保证机架结构满足设计要求，刘选伟等[12]分析了深松机机架前6阶的固有频率和模态振型，确定了机架的两个侧板和前横梁是最薄弱部位；田耘等[13]通过模态分析确定了多功能旋耕机机架的机械振动规律，指出由振动造成相关部位的疲劳破坏，甚至断裂等问题。

本文采用UG软件建立1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架模型，并进行模态分析结构动态的振动特性，确定机架的固有频率、振型和极值等特征，通过四因素三水平正交试验对机架结构进行优化，确定机架结构参数最优水平组合，使机架结构具备良好的动态特性，减小发生共振的可能性，为甘蔗深松旋耕联合作业机的优化和改进提供依据。

1 整机结构及工作原理

1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机由机架、变速箱、深松部件、旋耕刀辊、活动拖板、盖板等组成，如图1所示，可一次性完成深松、旋耕、平整等作业工序[14]，其主要技术参数如表1所示。

机具采用三点悬挂，拖拉机行走带动深松部件入土进行深松作业，由于深松部件前置于旋耕刀辊前方，因此工作时深松部件不仅能疏松旋耕刀辊前方的深层土壤、打破犁底层，还能降低旋耕阻力[15]；拖拉机动力输出轴将动力传至变速箱动力输出轴，经变速箱齿轮变速后传送至旋耕刀辊，在盖板的约束下，浅层土壤被旋耕刀辊切削后携带越过刀辊上方并向后方抛撒，经活动拖板阻挡落在地表并被拖平，形成虚实间隔、上虚下实、下粗上细、有利于甘蔗生长发育的合理耕层结构。

图1 1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机整机结构简图

表1 1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机主要技术参数

2 机架结构动态特性分析

2.1 模型建立

1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架材料采用Q235低碳结构钢。梁结构采用槽钢，各尺寸为：前横梁120 mm×80 mm×10 mm，后横梁80 mm×80 mm×10 mm，纵梁50 mm×100 mm×10 mm；板结构如铲柄保险安装座板、侧板等采用钢板，厚度为12 mm。采用UG软件建立机架的三维模型，如图2所示，简化机架模型的直角、小于网格单元大小的孔等特征后进行网格划分，模型材料定义为Q235B碳素结构钢，弹性模量E= 210 GPa，密度ρ=7 850 kg/m3，泊松比ε=0.3，网格类型采用3D四面体网格，单元属性类型定义为 CTRIA（10），单元大小为 35.5 mm。最终得到单元总数36 859，节点总数76 407。

图2 机架结构示意图

2.2 动态特性分析

结构的动态特性一般指结构的固有周期或频率、振型和阻尼。1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机田间试验结果表明：深松旋耕机在工作状态下主要受变速箱、旋耕刀辊两种激励。变速箱的激振频率由齿轮啮合引起的，而旋耕刀辊的激振频率则是由刀辊旋转及旋耕刀切削击打土壤引起的。

为避免机架因承受激振的频率与固有频率相近而引起强烈振动甚至共振，从而影响整机工作可靠性，现对1SG-230型深松旋耕联合作业机进行高级仿真模态分析，研究机架振动特性，即机架结构的固有频率和振型，为机架结构动态特性的优化设计提供依据。

对低频响应而言，高阶模态的影响较小，因此进行模态截断，即结合1SG-230型深松旋耕联合作业机的实际情况，取机架的前6阶模态，舍弃其他高阶模态。将网格划分后的机架有限元模型导入NX Nastran 仿真求解器中进行模态分析，选择Lanczos解算方法，在三点悬挂连接处添加一个固定约束的边界条件。求解得机架前6阶振型云图如图3所示。分析振型云图，得出机架各阶模态的固有频率、形变量、极值和振型等特征，如表2所示。

图3 机架前6阶振型云图

表2 机架模态分析结果

由图3及表2可知：2、3和6阶振型的主振部位都是铲柄保险安装座，1阶振型的主振部位为侧板，而铲柄保险安装座是安装深松铲的位置，侧板是安装连接旋耕刀辊的位置，前6阶振动形态易造成机具两侧板和两侧铲柄保险安装座上的连接螺栓松动，因此，在实际作业中，这些连接应使用弹簧垫圈，并且要经常检查其连接状态。

相关研究表明，当机架的激励频率与固有频率满足 0.75 f ＜ fi＜ 1.3 f （f 为固有频率，Hz；fi为激励频率，Hz）条件时，机架结构会发生共振[11]。

各外界激振频率分析如下:

1）1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机变速箱正常工作时输入轴的转速为1 000 r/min，对机架的激励频率为16 Hz，输出轴的转速为320 r/min，对机架的激励频率为5.33 Hz。

2）1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机旋耕刀辊正常工作时的转速为260 r /min，激振频率为4.33 Hz。

计算得共振频率段为20.524～35.575 Hz，由此可见，变速箱激励频率接近机架发生共振的频率段，作业过程中机架发生共振的可能性较大。因此，需要对1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架进行结构参数优化，提高其1阶固有频率，避开变速箱的激励。

3 机架结构优化

针对动态特性分析中1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架的 1 阶固有频率较低的问题，采用正交试验设计方法，提高机架1阶固有频率。根据模态分析结果，把前横梁、后横梁、铲柄保险安装座板、侧板厚度作为设计变量，选取前横梁A、后横梁B、铲柄保险安装座板C和侧板D 4个因素，根据实际生产情况，选择板厚水平与实际生产中的常用中厚板一致，每个因素取3个水平，试验因素水平如表3所示。

将机架的结构优化设计做四因素三水平正交试验，选用 L9( 34) 正交表，得到9种试验方案，采用UG软件建立9种不同设计参数机架模型，进行模态分析和计算质量，试验方案和极差分析结果如表4所示。

表3 试验因素与水平

表4 试验设计结果及极差分析

分析表4极差结果可知，各结构参数对1阶固有频率影响主次为：侧板D＞铲柄保险安装座板C＞后横梁B＞A前横梁。为提高机架1阶固有频率，4个因素3种水平的选取分别为：A2B2C3D1，即机架整体各结构参数最优水平组合为：前横梁厚度10 mm，后横梁厚度10 mm，铲柄保险安装座板10 mm，侧板厚度14 mm。可见，机架优化后铲柄保险安装座板的厚度比原厚度减少2 mm，侧板的厚度比原厚度增加2 mm。机架质量由432.08 kg减少至385.83 kg，减少了10.7%。1阶固有频率由27.365 Hz提高至34.683 Hz，计算得各结构参数最优水平组合，机架的共振频率段提高至26.014～45.088 Hz，共振频率段最小值比变速箱激振频率高10.14 Hz，减小了机架发生共振的可能性。

4 总结

1）采用UG软件对1SG-230型甘蔗深松旋耕联合作业机机架进行建模及模态分析，获得机架前6阶模态的形变量、极值和振型等特征，固有频率段为20.524～35.575 Hz，通过变速箱和旋耕刀辊激振频率与固有频率的对比分析，变速箱激励频率接近机架发生共振的频率段，作业过程中机架发生共振的可能性较大。

2) 根据模态分析结果，对前横梁、后横梁、铲柄保险安装座板、侧板厚度进行优化，通过四因素三水平正交试验，确定机架整体各结构参数最优水平组合为：前横梁厚度10 mm，后横梁厚度10 mm，铲柄保险安装座板10 mm，侧板厚度14 mm，1阶固有频率提高至34.683 Hz，机架质量减少了10.7%，发生共振的可能性较小，动态特性良好。

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