小型山地烤煙煙桿拔桿機(jī)旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)模態(tài)分析*

，，，，

(1.貴州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，貴州 貴陽 550025；2.廣西中煙工業(yè)有限責(zé)任公司，廣西 南寧 530001)

0 引言

每年我國在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)過程中，在收獲農(nóng)作物后將產(chǎn)生大量的作物秸稈，農(nóng)民們對作物秸稈的處理也存在多樣化，如人工回收和就地焚燒還田等。秸稈還田可以促進(jìn)農(nóng)業(yè)生態(tài)系統(tǒng)的良性循環(huán)，因此中國許多學(xué)者在秸稈還田方面做了許多研究，且在秸稈還田技術(shù)領(lǐng)域取得了較多的研究成果[1-3]；我國是煙草生產(chǎn)大國，每年在煙葉收摘、煙葉收購?fù)戤呏?，大量的煙稈則變成廢料，不能及時妥當(dāng)處理，或丟棄在田間給土壤帶來病蟲害，或積聚成堆造成固體廢棄物污染，或被曬干焚燒污染空氣，這不僅嚴(yán)重破壞了農(nóng)村及其周邊城市的環(huán)境，而且造成了再生資源的浪費，違反了我國《秸稈禁燒和綜合利用管理辦法》的規(guī)定[4]。因此，對烤煙煙桿的處理問題越來越受到人們的重視，對于烤煙煙桿回收的問題，很多學(xué)者對此展開了相關(guān)的研究工作，并取得了一定的研究成果，多種烤煙煙桿拔桿機(jī)相繼問世，有些已經(jīng)投入了生產(chǎn)，并產(chǎn)生了一定的經(jīng)濟(jì)效益。

綜合比較國內(nèi)現(xiàn)有的煙草拔稈機(jī)機(jī)型，分析其結(jié)構(gòu)及工作原理，按照起拔部件和結(jié)構(gòu)進(jìn)行歸納分類，我國煙草拔稈機(jī)拔取機(jī)構(gòu)可以分為鏈夾式、掘兜式、圓盤式、齒梳式等多種形式[5]。就現(xiàn)有的一些拔稈機(jī)分析來看存在一些不足，如西北農(nóng)林科技大學(xué)研制的煙草拔稈機(jī)以及成都旭創(chuàng)力機(jī)械公司研發(fā)的4YBG-1型煙草拔桿機(jī)采用的鏈夾式拔取機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)以大中型四輪拖拉機(jī)為動力，在北方大田作業(yè)效果顯著，而在南方丘陵地區(qū)不適應(yīng)。河南農(nóng)業(yè)大學(xué)研制的煙葉拔桿機(jī)，福建龍巖中農(nóng)公司研發(fā)的設(shè)計的小型拔煙桿機(jī)采用了圓盤式機(jī)構(gòu)，易出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。福建龍巖市煙草機(jī)械試驗站研制的煙草拔桿機(jī)，江蘇鹽城市機(jī)械研究推廣中心唐圩研制的一種拔桿粉碎還田機(jī)采用了齒梳式機(jī)構(gòu)，由于煙地雜草眾多，拔桿主要工作部件齒梳經(jīng)常因纏繞雜草而不能正常工作。本文就一種掘兜式機(jī)構(gòu)的拔桿機(jī)作為分析對象，如圖1所示，主要由動力機(jī)、動力傳動鏈、鏈輪、齒輪、減速箱、機(jī)架、鏈輪箱、輔助行走支撐桿和旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)等組成，由田園管理機(jī)做動力機(jī)，經(jīng)鏈傳動將動力傳至減速箱，再經(jīng)齒輪傳動、鏈傳動將動力傳至執(zhí)行機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)，其工作方式采用旋耕原理，在根莖掘起輥刀系統(tǒng)上安裝若干刀片，工作時輥刀反轉(zhuǎn)刀片入土挖掘使煙蔸土壤疏松，接著掘出煙蔸出掉煙蔸根部附帶泥土，完成煙桿拔桿工作，工作時每個刀片容易產(chǎn)生沖擊載荷，同時還受到不同的外界激勵，且影響也不同, 如果沖擊力過強(qiáng)或振動頻率與系統(tǒng)固有頻率相同易產(chǎn)生共振，會導(dǎo)致部件的變形、損壞，甚至斷裂現(xiàn)象的發(fā)生。模態(tài)分析可以用于振動測量和機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析，獲得系統(tǒng)的固有頻率、振型等模態(tài)信息，這對于指導(dǎo)工程設(shè)計將大有益處[6]。隨著工程軟件和計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，近年來，模態(tài)分析技術(shù)在機(jī)械裝備的研制和優(yōu)化方面都有著廣泛的應(yīng)用。在汽車發(fā)動機(jī)方面，呂瑞等利用ANSYS Workbench對V8發(fā)動機(jī)的曲軸進(jìn)行了模態(tài)分析[7]。在造船行業(yè)，徐向陽等對某大功率船用齒輪箱進(jìn)行了模態(tài)分析，并利用最小二乘法對頻響函數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化[8]。在農(nóng)業(yè)機(jī)械方面，權(quán)龍哲等對玉米根茬收獲系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析，并用試驗?zāi)B(tài)的方法進(jìn)行了驗證。楊喜，王金麗等利用ANSYS Workbench對甘蔗葉粉碎機(jī)刀輥進(jìn)行了模態(tài)分析[9]。

1.輔助行走輪支撐桿；2.鏈輪箱支撐板；3.鏈輪；4.傳動軸；5.動力機(jī)；6.減速箱；7.機(jī)架；8.旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)。圖1 一種掘兜式機(jī)構(gòu)的拔桿機(jī)

通過模態(tài)分析，可獲得對應(yīng)系統(tǒng)的振動模態(tài)參數(shù)，這有助于進(jìn)一步分析系統(tǒng)的動態(tài)特性，同時也為系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的改進(jìn)以及為實現(xiàn)拔稈機(jī)小型化提供依據(jù)。因此，為了提高拔桿機(jī)裝置的工作性能和穩(wěn)定性，進(jìn)一步優(yōu)化拔桿機(jī)的結(jié)構(gòu)，并提高拔桿機(jī)的工作效率和拔桿效果，本文采用了模態(tài)分析方法，對一種掘兜式拔桿機(jī)的旋轉(zhuǎn)刀輥進(jìn)行分析研究，為下一步其結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計提供依據(jù)。

1 模態(tài)分析理論基礎(chǔ)

模態(tài)分析是動力學(xué)分析的基礎(chǔ)，工程上進(jìn)行模態(tài)分析主要用于在產(chǎn)品設(shè)計之前預(yù)先避免可能引起的共振，其次有助于在其他動力學(xué)分析中估算求解控制參數(shù)(如時間步長)等，因為結(jié)構(gòu)的振動特性決定了結(jié)構(gòu)對于各種動力載荷的響應(yīng)情況，所以在準(zhǔn)備進(jìn)行其他動力學(xué)分析之前首先就是要進(jìn)行模態(tài)分析。

動力學(xué)的通用運動方程[10]為：

(1)

式中：[M]為質(zhì)量矩陣；[C]為阻尼矩陣；[K]為剛度矩陣；{F(t)}為作用力；{u}為位移向量；t為時間。

對于模態(tài)分析，則F(t)=0,一般忽略。則(1)式變?yōu)椋?/p>

(2)

因機(jī)構(gòu)的自由振動為諧振動，即u=Usin(ωt) 則方程(2)變?yōu)椋?/p>

(3)

2 實體模型的建立與有限元網(wǎng)格劃分

通過三維軟件UG建立旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)的三維模型，如圖2所示。整個輥刀系統(tǒng)由輥刀軸、三角支架、刀片和護(hù)刀圓盤等組成。將三維模型轉(zhuǎn)換成.X_t格式，通過ANSYS Workbench Geometry導(dǎo)入并建立模態(tài)分析項。進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用自動網(wǎng)格劃分方式，網(wǎng)格劃分為5574個實體單元和11679個節(jié)點，結(jié)果如圖3所示。

圖2 輥刀系統(tǒng)三維模型 圖3 輥刀系統(tǒng)網(wǎng)格劃分結(jié)果

3 模態(tài)分析

通過建立三維模型并成功導(dǎo)入模態(tài)分析項后，首先要設(shè)定材料屬性，本文輥刀系統(tǒng)采用常用結(jié)構(gòu)鋼材，材料參數(shù)如下：密度為7 850 kg/m3，泊松比為0.3，彈性模量為2×1011Pa。進(jìn)入模態(tài)分析后，默認(rèn)為前6階模態(tài)數(shù)，頻率范圍從0到1×108Hz，采用程序默認(rèn)設(shè)置即可滿足需要，在此無需做更改。接下來添加相應(yīng)的約束，在兩端裝軸承的地方添加無摩擦約束(Frictionless Support)，在圖2右端面添加固定約束(Fixed Support)。最后在Solution項右擊選擇求解(Slover)即可求得前6階模態(tài)和相應(yīng)振型云圖，如圖4中(a)、(b)、(c)、(d)、(e)和(f)所示。

圖4 模態(tài)分析前6階振型云圖

4 結(jié)果分析

對前6階振型云圖分析可得，在1階模態(tài)下，如圖4(a)所示，輥刀系統(tǒng)主要表現(xiàn)為繞軸線的旋轉(zhuǎn)運動，最大位移發(fā)生在輥刀動力輸入端刀片和支架連接處和護(hù)刀圓盤上；在2階和3階模態(tài)下，如圖4(b)和4(c)所示，輥刀系統(tǒng)表現(xiàn)為整體彎曲振動，最大位移發(fā)生在輥刀刀片中間和護(hù)刀圓盤連接處；在4階和5階模態(tài)下，如圖4(d)和4(e)所示，輥刀系統(tǒng)主要表現(xiàn)為局部彎曲振動，最大位移發(fā)生在刀片中部；在6階模態(tài)下，如圖4(f)所示，輥刀系統(tǒng)表現(xiàn)為局部彎曲扭轉(zhuǎn)振動，最大位移發(fā)生在護(hù)刀圓盤上；輥刀系統(tǒng)前6階模態(tài)的頻率及對應(yīng)的位移如表1所示。由于輥刀系統(tǒng)是有刀軸、三角支架、刀片等焊接和螺栓連接而成的，在振動情況下容易變形，并且產(chǎn)生較大的交變應(yīng)力，最終會導(dǎo)致疲勞破壞，因此在設(shè)計輥刀系統(tǒng)時，應(yīng)有針對性的增加輥刀系統(tǒng)的強(qiáng)度和剛度或者增加相應(yīng)構(gòu)件的厚度等來減少或降低由于振動導(dǎo)致的變形問題。

表1 模態(tài)分析結(jié)果

5 結(jié)論

通過ANSYS Workbench進(jìn)行模態(tài)計算分析和振型云圖，確定了拔桿機(jī)執(zhí)行機(jī)構(gòu)旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)的前6階固有頻率和振型，并可以直觀的看到各階模態(tài)所對應(yīng)的振型、位移和最大位移發(fā)生的部位，進(jìn)而可確定旋轉(zhuǎn)輥刀系統(tǒng)的動態(tài)性能。對輥刀系統(tǒng)的前6階模態(tài)分析結(jié)果為：1階模態(tài)(105.76 Hz)主要表現(xiàn)為輥刀系統(tǒng)繞軸線的旋轉(zhuǎn)運動；在2階模態(tài)(261.51 Hz)和3階膜態(tài)(261.99 Hz)下，輥刀系統(tǒng)表現(xiàn)為整體彎曲振動；在4階模態(tài)(314.42 Hz)和5階模態(tài)(314.72 Hz)下，輥刀系統(tǒng)主要表現(xiàn)為局部彎曲振動；在6階模態(tài)(326.18 Hz)下，輥刀系統(tǒng)表現(xiàn)為局部彎曲扭轉(zhuǎn)振動。輥刀系統(tǒng)的彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動易形成疲勞損傷從而導(dǎo)致疲勞破壞。輥刀系統(tǒng)所受的外部激勵產(chǎn)生的振動主要由土壤和動力傳動鏈引起，但不會引起輥刀系統(tǒng)的共振問題。通過模態(tài)分析，為后續(xù)的動力學(xué)分析做了基礎(chǔ)準(zhǔn)備，同時為掘蔸式拔桿機(jī)輥刀系統(tǒng)的改進(jìn)和優(yōu)化提供了一定的理論依據(jù)，并且對于后續(xù)的故障診斷分析和整機(jī)的振動研究以及運動疲勞問題等奠定了一定基礎(chǔ)。

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