1 山药收获机的工作原理

 

山药收获机械属于农业机械领域。笔者巧妙地模仿考古挖掘的方式，采用去除山药根茎两侧土壤，取其中央的方式对山药收获机械进行设计。其主要包括动力机构、后置悬挂机构、液压减速系统、挖深掘进机构、连接传动机构及输送机构6 个部分。

为了满足不同品种山药根茎长度不一、山药种植土质不同等条件，山药收获机下支撑支架的设计非常重要，其要适应不同的挖掘深度和切削时的水平倾角。不同的切削水平倾角可以通过主轴旋转支撑装置实现，不同的挖掘深度可以通过更换不同长度的下支撑臂来实现;但由于下支撑臂左端是通过轴承安装在主轴上，末端与输送机构相连，且末端还安装有两级链条传动机构，装卸起来十分繁琐，且反复装卸对主轴回转精度也有影响。

为此，本文采用 TＲIZ 中的分割原理将下支撑臂两端与主动轴、从动轴连接的部分分隔开，将下支撑臂分割成下支撑板、下支撑板接头及连接机构，如图 1所示。这样在遇到不同挖掘深度时，只需拆卸下支撑板上螺栓，就可更换下支撑板，拆卸方便又不影响主轴的回转精度。

 

2 下支撑支架的静力学分析

 

2.1 下支撑支架的受力分析

由山药收获机的工作原理可知，下支撑支架在山药收获机的工作位置所受到的作用力最复杂，其发生变形和断裂的可能性最大，因此取山药收获机的工作位置对下支撑支架进行静力学分析。

进行下支撑支架的强度计算，首先要分析开沟机下支撑支架的作业过程，找出下支撑支架各部件受力最不利的作业位置与工况来作为计算的依据，在受力分析的基础上进行强度校核。

 

2.2下支撑支架几何模型的建立

下支撑支架是由下支撑板材、下支撑板接头及连接机构组成。下支撑支架有限元分析模型如图 2 所示。

 

2． 3 添加材料属性

Workbench 中 Engineering Data 材料库中提供了多种常见的工程材料，也能添加所需要的材料。对材料属性的定义，一般包括杨氏模量、泊松比及密度等参数。

下支撑支架采用的是结构钢，Engineering Data 材料库默认材料是 Structural Steel，如图3 所示。

 

2． 4 添加约束和载荷

Workbench 中的 Mechanical 中提供了多种常见的载荷和支撑约束，常见的载荷有惯性载荷加速度和重力加速度、力和压力载荷、轴承载荷、力矩载荷及螺栓载荷等;常见的支撑约束有固定约束、给定位移、圆柱面约束、无摩擦约束及固定旋转等。

山药收获机工作状态下，主链条传动作用在从动轴上的压轴力为 Fp= 5 563． 94N，从动轴通过轴承安装在下支撑支架上，故传递到下支撑支架的力是轴承载荷，方向平行于下支撑臂，如图 4 中的 A、B 所添加的轴承载荷。

输送机构通过轴承承载在下支撑支架上，输送机构质量在300kg 左右，取 G =3 000N，分别通过两个轴承承载在下支撑支架上，如图4 中的 F、H 所添加的轴承载荷。

在机组前进切削过程中，工作部件链条链刀要受到土壤对其的水平反力 FT= 1 006N，如图 4 中的 G、I所添加的轴承载荷。

下支撑支架通过主轴悬挂在后置悬挂支架上，工作状况下可以看成是一个圆柱面约束和一个位移约束构成，如图4 中的 D、E 所添加的 Cylindrical Support(圆柱面约束)和 Displacement(给定位移)。

下支撑支架自身重力对支架的变形也有影响，不可忽略不计。Mechanical 提供了标准的地球重力加速度，如图4 中 C 的 Standard Earth Gravity。

 

2． 5 划分网格

ANSYS 的网格划分平台通过“分解并克服”的策略，在几何体中不同部位采用不同的网格划分方法。课题研究的下支撑支架属于多体结构，结构较为复杂，需要自动检测实体，故采用自动划分网格划分法，如图5 所示。

 

2． 6 求解结果分析

求解后，得到下支撑支架模型在静态分析下的总变形和等效应力分布彩图，如图6 ～图8 所示。

 

 

从分析结果可以看出，下支撑支架的最大应力值为86．281MPa，发生在连接机构连接处，小于材料的屈服强度235MPa;最大变形为 3． 252 6mm，发生在支架末端与输送机构连接处，在允许的变形范围内。因此，下支撑支架满足使用要求。

 

3 下支撑支架的模态分析

 

模态分析主要用于确定结构或机器内部的振动特性。山药收获机在工作时，由链轮转动带动安装在链条上的链刀来完成切土，链刀切入土壤产生的振动、链节和链轮齿的啮合会给链传动带来工作的不平稳性和有规律的振动。因此，为了避免共振，对下支撑支架进行模态分析求出其固有频率十分必要。

考虑下支撑支架在静态载荷作用下结构的应力状态可能影响下支撑支架的固有频率，因此要基于以上所做的线性静态分析的应力状况对下支撑支架进行预应力模态分析。

由振动理论可知，在钢结构的振动过程中起主要作用的是较低阶模态，高阶模态影响很小，并且衰减很快，故在进行下支撑支架模态分析时取前 6 阶。下支撑臂支架的固有频率和振型如表1 所示。

图9 ～图14 是求解后所得的下支撑支架前6 阶振型图。前3 阶和第6 阶振型最大位移处发生在连接机构末端、与输送机构连接处;第4、5 阶振型的最大位移发生在下支撑板中部。

 

链节进入链轮的瞬间，链节和链齿以一定的相对速度啮合，从而使链齿受到冲击并产生附加的振动。产生冲击频率为f =vrp= 59． 055 Hz

由此可知，链条的冲击频率位于第 5 阶和第 6 阶固有频率之间，频率变化范围相对较大，不会使下支撑支架产生共振。此外，工作人员应实时调整工作链条，使其保持良好的张紧状态，以避免链条松弛在启动、制动和载荷变化时产生惯性冲击。

 

4 结论

1) 利用 Ansys Workbench 对山药收获机下支撑支架的工作位置进行静力学分析得出:下支撑支架的最大应力值为 86． 281MPa，发生在连接机构连接处，小于材料的屈服强度 235MPa;最大变形为 3． 252 6mm，发生在支架末端与输送机构连接处，小于许可挠度，其刚度满足使用要求。

2) 对下支撑支架进行模态分析，扩展了前 6 阶固有频率，得出振型图。前 3 阶和第 6 阶振型最大位移处发生在连接机构末端、与输送机构连接处;第 4、5阶振型的最大位移发生在下支撑板中部。链条的冲击频率为59．055Hz，位于第5 阶和第6 阶固有频率之间，频率变化范围相对较大，不会使下支撑支架产生共振。

参考文献（略）