俞亞新，孟慶導(dǎo)，李彥良，毛吳俊

(1.浙江理工大學(xué)機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州 310018；2.浙江省萊恩農(nóng)業(yè)研究院，浙江金華 321025)

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4LZ-4.6型全喂入收割機(jī)割臺(tái)框架載荷譜測(cè)試與疲勞分析

俞亞新1，孟慶導(dǎo)1，李彥良2，毛吳俊1

(1.浙江理工大學(xué)機(jī)械與自動(dòng)控制學(xué)院，杭州 310018；2.浙江省萊恩農(nóng)業(yè)研究院，浙江金華 321025)

針對(duì)收割機(jī)割臺(tái)框架容易產(chǎn)生疲勞現(xiàn)象，對(duì)割臺(tái)框架進(jìn)行了疲勞壽命分析。建立了割臺(tái)框架有限元模型，求解出割臺(tái)框架模態(tài)頻率與振型；測(cè)取割臺(tái)框架平整路面與田間路面兩種典型路面不同工況下的載荷，根據(jù)雨流計(jì)數(shù)法編制成載荷譜；結(jié)合材料屬性進(jìn)行了疲勞壽命計(jì)算。研究結(jié)果表明：割臺(tái)框架的疲勞壽命大小主要與應(yīng)力幅值有關(guān)，應(yīng)力幅值越大疲勞損傷值越大疲勞壽命越低；割臺(tái)框架壽命約為2545 h，低于收獲機(jī)械一般疲勞壽命水平；針對(duì)疲勞強(qiáng)度薄弱部位后壁上橫梁采用局部加厚4 mm，經(jīng)計(jì)算改進(jìn)后疲勞壽命約為2.196×104h，疲勞強(qiáng)度符合要求。

割臺(tái)框架；模態(tài)分析；載荷譜；疲勞分析

0　引　言

由于稻麥?zhǔn)斋@受到時(shí)間限制，對(duì)稻麥?zhǔn)崭顧C(jī)持續(xù)作業(yè)要求很高，收割機(jī)割臺(tái)的耐久性和可靠性直接影響到收割機(jī)的工作效率。在收獲過程中，割臺(tái)框架主要受到路面的隨機(jī)激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)和割刀以及撥禾輪的工作載荷等影響，常常導(dǎo)致割臺(tái)框架發(fā)生疲勞破壞。因此有必要對(duì)割臺(tái)方向的疲勞壽命進(jìn)行分析[1]。

關(guān)于收割機(jī)割臺(tái)動(dòng)力學(xué)方面的研究多集中在模態(tài)分析[2-4]。李耀明等[4]在基于割臺(tái)機(jī)架模態(tài)分析結(jié)果基礎(chǔ)上對(duì)機(jī)架進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效避免了割臺(tái)共振；陳樹人等[5]對(duì)谷物聯(lián)合收割機(jī)割臺(tái)進(jìn)行了振動(dòng)分析，發(fā)現(xiàn)割臺(tái)振源主要激勵(lì)來自割刀傳動(dòng)系統(tǒng)；Slaughter等[6]發(fā)現(xiàn)減小機(jī)器振動(dòng)關(guān)鍵因素在于割刀傳動(dòng)系統(tǒng)曲柄平衡塊的質(zhì)量與位置。然而關(guān)于割臺(tái)結(jié)構(gòu)疲勞可靠性方面研究很少。目前針對(duì)疲勞壽命分析的研究，常用的方法是名義應(yīng)力法[7-9]。劉獻(xiàn)棟等[10]基于電阻應(yīng)變測(cè)量法獲取了車輛下擺臂應(yīng)變時(shí)間歷程，結(jié)合MSC.Fatigue軟件得到了疲勞壽命；李成林等[11]利用nCode Design-life 軟件分析得到了理想等幅載荷條件下某車架的疲勞結(jié)果云圖。

本文以某企業(yè)生產(chǎn)的4LZ-4.6型全喂入收割機(jī)為研究對(duì)象，通過試驗(yàn)方法獲得了割臺(tái)危險(xiǎn)區(qū)域不同工況下的應(yīng)變信號(hào)，并將信號(hào)轉(zhuǎn)化為應(yīng)力-時(shí)間歷程，結(jié)合Miner累計(jì)損傷法則得到了割臺(tái)框架的疲勞壽命，并且提出了一種提高割臺(tái)疲勞強(qiáng)度的方案。

1　割臺(tái)框架靜力學(xué)分析與模態(tài)分析

1.1割臺(tái)框架有限元模型的建立

割臺(tái)框架主要由Q235A方鋼、角鋼和鋼板焊接(剛性連接)而成，割臺(tái)寬度為2100mm，模型如圖1所示，建模時(shí)略去護(hù)罩支架、燈罩支架等對(duì)割臺(tái)力學(xué)特性影響不大的結(jié)構(gòu)。利用ANSYS Workbench軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)置彈性模量為210GPa，泊松比為0.3，密度為7.85g/cm3。網(wǎng)格單元采用solid187，劃分網(wǎng)格總數(shù)為159200，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為328615。

圖1　割臺(tái)框架模型

1.2割臺(tái)框架靜力學(xué)分析

為了觀察割臺(tái)框架在靜態(tài)情況下的受力情況，對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)仿真分析。割臺(tái)框架主要受力如表1所示。載荷分布如圖2所示，其中F2、F3對(duì)稱施加在割臺(tái)框架兩側(cè)。

圖2　載荷分布

載荷源載荷大小/N載荷類型載荷變量割刀296.8均布載荷F1割刀傳動(dòng)機(jī)構(gòu)223.5集中載荷F4撥禾輪687.3集中載荷F2攪龍413.7集中載荷F3

割臺(tái)與輸送槽結(jié)合處設(shè)置為固定約束。有限元分析結(jié)果如圖3所示。根據(jù)仿真結(jié)果可知：最大應(yīng)力位于右撥禾輪支撐油缸座周圍，約99.2MPa，小于材料的屈服極限235MPa，說明靜態(tài)下割臺(tái)框架滿足強(qiáng)度要求。

圖3　靜力學(xué)仿真結(jié)果云圖

1.3模態(tài)分析

為了確定割臺(tái)框架的固有頻率以及振型，找出割臺(tái)框架在振動(dòng)過程中的薄弱環(huán)節(jié)，對(duì)其進(jìn)行了自由模態(tài)分析，提取對(duì)結(jié)構(gòu)振動(dòng)影響較大的前四階非零模態(tài)進(jìn)行分析，求解結(jié)果如圖4所示，各階頻率與振型如表2所示。

圖4　模態(tài)分析結(jié)果云圖

階次固有頻率/Hz振型143.16后壁與底板橫梁彎曲261.98側(cè)壁與底板橫梁彎曲3101.12整體彎曲4112.75局部彎曲

2　割臺(tái)載荷采集

2.1測(cè)點(diǎn)的選取

本文選取4個(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行載荷測(cè)試，測(cè)點(diǎn)的選擇依據(jù)如下：

a)測(cè)點(diǎn)1與測(cè)點(diǎn)4：根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果可知，振動(dòng)過程中，割臺(tái)底板前橫梁與割臺(tái)后壁上橫梁變形較大，由于割臺(tái)底板前橫梁與割刀相連，不方便布置傳感器，考慮到后壁上橫梁較長(zhǎng)，因此在割臺(tái)后壁上橫梁兩側(cè)各設(shè)一個(gè)測(cè)點(diǎn)。

b)測(cè)點(diǎn)2：割臺(tái)與輸送槽連接處是割臺(tái)體與整機(jī)約束在一起的重要位置，因此在約束附近設(shè)一測(cè)點(diǎn)。

c)測(cè)點(diǎn)3：在工作過程中，撥禾輪升降以及過梗都會(huì)給油缸座造成沖擊，因此在油缸座附近設(shè)一測(cè)點(diǎn)。

測(cè)點(diǎn)分布圖如圖5 所示，現(xiàn)場(chǎng)布線如圖6所示。

圖5　測(cè)點(diǎn)分布

圖6　測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)布線照片

2.2測(cè)試工況的確定

收割機(jī)使用過程中作業(yè)狀態(tài)主要分為空載行走模式和工作模式，空載行走模式下僅行走機(jī)構(gòu)運(yùn)行，工作模式下收割、脫粒等機(jī)構(gòu)都處于運(yùn)行狀態(tài)。為了真實(shí)反應(yīng)被測(cè)樣機(jī)割臺(tái)框架實(shí)際工作載荷，分別對(duì)收割機(jī)田間作業(yè)時(shí)與公路行走時(shí)割臺(tái)框架受到的載荷進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試。測(cè)試工況主要包括直行、轉(zhuǎn)彎、過梗，其中田間作業(yè)狀態(tài)測(cè)試2次進(jìn)行對(duì)比分析。

測(cè)試系統(tǒng)采用美國(guó)NI公司數(shù)據(jù)采集器，采樣頻率為500Hz，圖7為測(cè)試系統(tǒng)連接示意圖。試驗(yàn)設(shè)備明細(xì)如表3所示。

圖7　測(cè)試系統(tǒng)連接示意

設(shè)備名稱設(shè)備型號(hào)數(shù)量/個(gè)45°應(yīng)變花BX120-3CA4母口適配器NI994912電橋模塊NI92374機(jī)箱NIcDAQ-91781信號(hào)分析軟件SignalExpress1蓄電池12V45AH1

2.3測(cè)試結(jié)果

4個(gè)測(cè)點(diǎn)(12個(gè)通道)共計(jì)36個(gè)應(yīng)變信號(hào)，圖8是田間工作模式下4號(hào)測(cè)點(diǎn)3個(gè)通道測(cè)試結(jié)果。由圖8可見各通道信號(hào)波動(dòng)幅值排序?yàn)?5°>0°>90°，在40、53、116 s附近收割機(jī)處于過梗工況，信號(hào)波動(dòng)明顯。

圖8　田間路面載荷信號(hào)采集結(jié)果

3　載荷譜編制

3.1趨勢(shì)干擾信號(hào)的消除

本文采用多項(xiàng)式擬合法消除趨勢(shì)項(xiàng)[12]。鑒于測(cè)試前割臺(tái)已經(jīng)調(diào)整到一定高度，應(yīng)變初始值不為0，故將信號(hào)調(diào)整到相對(duì)零點(diǎn)位置。3號(hào)測(cè)點(diǎn)45°通道信號(hào)去除趨勢(shì)項(xiàng)前后變化如圖9所示。

3.2應(yīng)力信號(hào)的轉(zhuǎn)變

利用名義應(yīng)力法預(yù)估疲勞壽命，需要將采集到的應(yīng)變轉(zhuǎn)換為最大主應(yīng)力，表達(dá)式為[13]：

(1)

(2)

圖9　漂移趨勢(shì)項(xiàng)去除前后對(duì)比

其中：ε0、ε45、ε90分別為0°、45°、90°方向應(yīng)變；ε1,2為最大主應(yīng)變；σ1,2為最大主應(yīng)力；E為彈性模量；μ為泊松比。兩次田間路面測(cè)試各工況下各測(cè)點(diǎn)的最大主應(yīng)力-時(shí)間歷程分別如圖10和圖11所示。

圖10　各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力-時(shí)間歷程(第1次)

圖11　各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力-時(shí)間歷程(第2次)

對(duì)比兩次測(cè)試結(jié)果，2號(hào)測(cè)點(diǎn)信號(hào)幅值變化均很穩(wěn)定，1、3、4號(hào)測(cè)點(diǎn)信號(hào)均存在三處較大波動(dòng)，此時(shí)收割機(jī)處于過梗工況，由此可見典型工況下兩次測(cè)試測(cè)點(diǎn)的載荷變化趨勢(shì)基本一致，驗(yàn)證了測(cè)試的準(zhǔn)確性，2、3號(hào)測(cè)點(diǎn)在工作過程中主要受到壓應(yīng)力，而1、4號(hào)測(cè)點(diǎn)位于割臺(tái)后壁上橫梁，工作過程中振動(dòng)較大，呈現(xiàn)出拉壓交變應(yīng)力，與實(shí)際情況相符。從應(yīng)力變化情況來看，4號(hào)測(cè)點(diǎn)應(yīng)力正負(fù)變化頻繁，應(yīng)力幅度較大。

3.3雨流計(jì)數(shù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果

測(cè)試數(shù)據(jù)在經(jīng)歷消除趨勢(shì)項(xiàng)、去除奇異值、應(yīng)力應(yīng)變換算等預(yù)處理后，利用nCode軟件數(shù)據(jù)處理模塊將應(yīng)力-時(shí)間歷程信號(hào)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)處理，得到各測(cè)點(diǎn)的雨流統(tǒng)計(jì)直方圖，其中4號(hào)測(cè)點(diǎn)載荷數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果如圖12所示,可以看出應(yīng)力幅值與循環(huán)次數(shù)的關(guān)系，應(yīng)力幅值小循環(huán)次數(shù)多，應(yīng)力幅值變大循環(huán)次數(shù)變小。

圖12　測(cè)點(diǎn)4載荷雨流統(tǒng)計(jì)直方圖

4　割臺(tái)框架疲勞壽命預(yù)估

割臺(tái)框架工作中受到一系列的變幅循環(huán)載荷，每一次循環(huán)都會(huì)產(chǎn)生疲勞損傷，當(dāng)損傷累加到某一值時(shí)，就會(huì)產(chǎn)生疲勞破壞。本文對(duì)框架進(jìn)行疲勞分析時(shí)，利用nCode軟件的應(yīng)力疲勞分析模塊，基于實(shí)測(cè)載荷雨流統(tǒng)計(jì)結(jié)果，結(jié)合材料的S-N曲線，采用Miner損傷累積原則進(jìn)行估算[14]，疲勞損傷度D為：

(3)

其中：ni為i級(jí)應(yīng)力作用次數(shù)；Ni為i級(jí)應(yīng)力下的疲勞壽命。當(dāng)D=1時(shí)發(fā)生疲勞破壞，由于實(shí)際平均載荷不為0，選擇Goodman公式進(jìn)行應(yīng)力修正，表達(dá)式為[15]：

(4)

其中：Sa為某循環(huán)的應(yīng)力幅值；Se為循環(huán)應(yīng)力均值為零時(shí)候的應(yīng)力值；UTS為材料的抗拉極限。

疲勞壽命估算結(jié)果如表4所示。計(jì)算結(jié)果表明：割臺(tái)框架后壁上橫梁測(cè)點(diǎn)1與測(cè)點(diǎn)4壽命較低；其中測(cè)點(diǎn)4為割臺(tái)框架的薄弱部位，最容易發(fā)生疲勞破壞，這主要由于該測(cè)點(diǎn)距離發(fā)動(dòng)機(jī)振源較近，且距離割臺(tái)約束位置較遠(yuǎn)。

表4　基于實(shí)測(cè)載荷疲勞壽命預(yù)估結(jié)果

圖13為測(cè)點(diǎn)4的損傷直方圖，可以看出應(yīng)力幅值越大損傷越高，與實(shí)際規(guī)律相符。根據(jù)分析結(jié)果對(duì)薄弱部位采用加厚方式以提高強(qiáng)度，加強(qiáng)板厚度為4mm，形狀如圖14所示，改進(jìn)后的疲勞壽命結(jié)果為2.196×104h左右，滿足農(nóng)業(yè)收獲機(jī)械疲勞壽命要求。

圖13　4號(hào)測(cè)點(diǎn)損傷直方圖

圖14　加強(qiáng)板照片

5　結(jié)　論

a) 對(duì)割臺(tái)框架進(jìn)行了有限元靜力學(xué)分析與模態(tài)分析，得到了前4階模態(tài)頻率及振型，指出了割臺(tái)框架的薄弱區(qū)域。

b) 建立了一套割臺(tái)框架動(dòng)載荷采集系統(tǒng)，獲取了典型工況下割臺(tái)框架危險(xiǎn)區(qū)域的載荷-時(shí)間歷程，并將載荷信號(hào)編制成典型載荷譜，指出了工作過程應(yīng)力幅值較大的區(qū)域。

c) 利用名義應(yīng)力法分析疲勞壽命，得到割臺(tái)框架疲勞壽命約為2545h，疲勞壽命控制區(qū)域的應(yīng)力幅值最大，表明應(yīng)力幅值是影響疲勞壽命的重要因素。

d) 針對(duì)割臺(tái)薄弱區(qū)域做了加厚處理，改進(jìn)后割臺(tái)框架疲勞強(qiáng)度符合要求。

本研究結(jié)果可為提高收割機(jī)割臺(tái)強(qiáng)度提供參考。

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(責(zé)任編輯： 康鋒)

Load Spectrum Test and Fatigue Analaysis of Cutting Table Frame of 4LZ-4.6 Whole-Feeding Harvester

YUYaxin1,MENGQingdao1,LIYanliang2,MAOWujun1

(1. Faculty of Mechanical Engineering & Automation, Zhejiang Sci-Tech University, Hangzhou 310018, China; 2. Zhejiang Lion Agricultural Equipment Institute, Jinghua 321025，China)

As an important support frame of the cutting table, the cutting table frame is prone to fatigue failure. For this problem, fatigue life analysis was carried out for cutting table frame. The finite element model of cutting table frame was built. The modal frequency and vibration mode of the cutting frame were worked out. The load on the cutting frame during running on the flat road and working on the field was measured, and load spectrum was compiled based on the rain flow counting method. The fatigue life was calculated by combining material attribute. The result of analysis shows that the fatigue life of the cutting table frame mainly depends on the stress amplitude. The higher the stress amplitude is, the bigger the fatigue damage and the lower the fatigue life. The fatigue life of cutting table frame is about 2545 hours, lower than fatigue life of general harvest machinery. To improve the fatigue strength, the weak part (i.e. upper beam on the rear wall) is thickened for 4mm. The improved fatigue life is about 2.196×104hours, which meets the requirements.

cutting table frame; modal analysis; load spectra; fatigue analysis

10.3969/j.issn.1673-3851.2016.09.015

2015-11-15

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(51375459)

俞亞新(1974-)，女，江蘇常州人，副教授，博士，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)與分析方面的研究。

TH114

A

1673- 3851 (2016) 05- 0720- 06 引用頁碼： 090402