王斌，李麗麗，劉德華，張淑娟*

(1. 山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 信息學(xué)院，山西 太谷 030801； 2.山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 信息科學(xué)與工程學(xué)院，山西 太谷 030801； 3.山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，山西 太谷 030801)

6HT-100型核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的有限元分析

王斌1，李麗麗2，劉德華3，張淑娟3*

(1. 山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 信息學(xué)院，山西 太谷 030801； 2.山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 信息科學(xué)與工程學(xué)院，山西 太谷 030801； 3.山西農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，山西 太谷 030801)

[目的]機(jī)架是核桃分級(jí)破殼機(jī)的關(guān)鍵部件，為了研究其動(dòng)態(tài)特性，掌握應(yīng)力應(yīng)變情況，明確機(jī)架在受力后的薄弱環(huán)節(jié)。[方法]首先分析該機(jī)機(jī)架的工作特性，結(jié)合核桃分級(jí)破殼機(jī)要求，確定機(jī)架結(jié)構(gòu)參數(shù)；其次，利用三維實(shí)體建模軟件Solid Works建立機(jī)架模型，將其通過接口導(dǎo)入ANSYS Workbench有限元分析軟件中，對(duì)所建機(jī)架模型進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析；最后求解并得到核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的總變形圖、等效應(yīng)力云圖、等效應(yīng)變圖及機(jī)架的前6階模態(tài)頻率和振型。[結(jié)果]結(jié)果表明，機(jī)架最大應(yīng)力為23.48 MPa<[τ]=68.96 MPa，模態(tài)頻率為7.5～66.8 Hz，機(jī)架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，能夠達(dá)到工作要求。[結(jié)論]為后續(xù)優(yōu)化設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)并提供參考依據(jù)。

核桃分級(jí)破殼機(jī)； 機(jī)架； ANSYS Workbench； 有限元分析

核桃，屬胡桃科植物，又被稱為胡桃或羌桃。目前，國(guó)內(nèi)普遍是以人工的方式進(jìn)行破殼，再由人工篩選果殼與果仁，不僅工作效率低，勞動(dòng)強(qiáng)度大，而且果品的衛(wèi)生情況也很難達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)，嚴(yán)重影響了核桃產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展[1，2]。通過機(jī)械對(duì)核桃進(jìn)行破殼是一個(gè)理想的方法，既能提高生產(chǎn)效率，又能滿足破殼后果品的衛(wèi)生要求，因此，核桃破殼機(jī)的研發(fā)屢見報(bào)導(dǎo)。

機(jī)架是整個(gè)核桃分級(jí)破殼機(jī)的關(guān)鍵承載部件，在工作狀態(tài)下，機(jī)架受到動(dòng)載荷的影響而發(fā)生變形，變形過大會(huì)影響脫殼機(jī)的正常工作，因此利用有限元分析ANSYS對(duì)機(jī)架進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，可明確機(jī)架受力后的應(yīng)力應(yīng)變情況，發(fā)現(xiàn)其薄弱環(huán)節(jié)，從而加以改進(jìn)[3]。

靜力分析計(jì)算是固定載荷作用下機(jī)械結(jié)構(gòu)的響應(yīng)。通過靜力學(xué)分析，可校核機(jī)械結(jié)構(gòu)的剛度和強(qiáng)度是否滿足設(shè)計(jì)要求[4，5]；模態(tài)分析可以得到設(shè)計(jì)機(jī)構(gòu)的固有頻率和振型，避免共振產(chǎn)生[6]。史建新等采用結(jié)構(gòu)靜力分析的有限元分析方法對(duì)核桃破殼技術(shù)進(jìn)行研究，通過試驗(yàn)為核桃破殼機(jī)提供了一些有益的參數(shù)和條件[7]；權(quán)龍哲等對(duì)玉米根茬收獲系統(tǒng)進(jìn)行有限元模態(tài)分析與試驗(yàn)，得到了該系統(tǒng)前20階固有頻率和各主要工作部件的振型[8]；肖成林等利用ANSYS軟件建立了耕整機(jī)機(jī)架的有限元模型，并對(duì)強(qiáng)度和剛度進(jìn)行了分析，得到了機(jī)架的應(yīng)力分布云圖[5]；郭昌進(jìn)等利用ANSYS Workbench對(duì)甘蔗葉粉碎機(jī)機(jī)架進(jìn)行模態(tài)分析，明確了各階振型對(duì)機(jī)架的影響，為后續(xù)粉碎機(jī)的優(yōu)化和改進(jìn)提供了理論依據(jù)[9]。

為進(jìn)一步提高核桃破殼機(jī)的工作性能，采用ANSYS Workbench軟件對(duì)破殼機(jī)機(jī)架進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，得到機(jī)架的總變形圖、等效應(yīng)力云圖、等效應(yīng)變圖及機(jī)架的前6階模態(tài)頻率和振型，為后續(xù)機(jī)架的優(yōu)化設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)并提供參考依據(jù)。

1 機(jī)架靜力學(xué)分析

1.1 建立機(jī)架有限元模型

該機(jī)機(jī)架主要由支架和支板組成。如圖1所示。利用Solid Works軟件建立機(jī)架的幾何模型。為簡(jiǎn)便起見，建模時(shí)不考慮小孔和倒角的影響，只根據(jù)機(jī)架的實(shí)際尺寸將建立好的機(jī)架三維模型保存為Parasolid文件，以便于將該模型導(dǎo)入到ANSYS環(huán)境中進(jìn)行后續(xù)分析。導(dǎo)入后的機(jī)架有限元模型如圖1所示。

1. 支板 2.支架1.Support plate 2.Bracket圖1 核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的有限元模型Fig.1 Finite element model of frame

1.2 劃分網(wǎng)格

網(wǎng)格劃分的優(yōu)劣直接決定了分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，所以必須選用合理的網(wǎng)格劃分方法。

通過多次試驗(yàn)，并結(jié)合前人的研究分析，本文選擇自動(dòng)劃分法(Automatic)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并通過Sizing控制網(wǎng)格劃分的質(zhì)量。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分Fig.2 Meshing

需要說明，該有限元模型中包含54 038個(gè)節(jié)點(diǎn)和25 004個(gè)單元，機(jī)架材料為Q235碳素鋼，其彈性模量E=2.11×1011N/m2，材料密度ρ=7 850 kg/m3，泊松比μ=0.3。

1.3 施加載荷與約束

施加載荷與約束是進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析的關(guān)鍵一步。該破殼機(jī)機(jī)架施加的約束與載荷為：

(1)位移約束：對(duì)支架的一個(gè)底座設(shè)置為Fixed Support，其余三個(gè)底座Y軸位移設(shè)置為0 mm，X和Z方向設(shè)置為自由。

(2)加載：施加機(jī)架的自身重力(Standard Earth Gravity)，機(jī)架上各個(gè)部件的質(zhì)量如表1所示；對(duì)5個(gè)軸孔施加轉(zhuǎn)矩(moment)。施加全部約束和載荷的核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架有限元模型如圖3所示。

表1 機(jī)架上各部分的質(zhì)量

圖3 施加載荷與約束的機(jī)架有限元模型Fig.3 Applying the loading frame finite element model with the constraints

1.4 靜力學(xué)求解結(jié)果與分析

通過求解可得到核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的總變形圖、機(jī)架的等效應(yīng)力圖和機(jī)架的等效應(yīng)變圖，分別如圖4～6所示。

圖4 機(jī)架的總變形圖Fig.4 The total deformation of frame

圖5 機(jī)架的等效應(yīng)力云圖Fig.5 The equivalent stress nephogram of frame

圖6 機(jī)架的等效應(yīng)變圖Fig.6 The equivalent strain nephogram of frame

對(duì)機(jī)架進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析可知，機(jī)架的受力最大位置是電動(dòng)機(jī)支座，其最大應(yīng)力為23.48 MPa<[τ]=68.96MPa。因此，本設(shè)計(jì)的機(jī)架結(jié)構(gòu)可以滿足本機(jī)的強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

2 機(jī)架模態(tài)分析

模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析最基本內(nèi)容，其可避免機(jī)械產(chǎn)品設(shè)計(jì)工程中可能存在的共振，并且有助于在結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)響應(yīng)與其他動(dòng)力特性分析中估算求解控制參數(shù)[10]。因?yàn)榈碗A模態(tài)對(duì)結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)特性影響較大，所以選擇前6階的模態(tài)頻率和主要振型進(jìn)行研究，結(jié)果如圖7和表2所示。

表2 機(jī)架的模態(tài)頻率和主要振型

圖7 機(jī)架各階振型Fig.7 The mode shapes of frame

由圖7可知，核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的模態(tài)頻率分布在7.5～66.8 Hz，并隨振型階數(shù)的增加而增加。其中，在1階、4階、5階和6階振型時(shí)，支架受影響較大，在2階和3階振型時(shí)，支板受影響較大。當(dāng)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為910 r·min-1，級(jí)數(shù)為6，根據(jù)公式f=np/60求取電動(dòng)機(jī)頻率為91 Hz，所以，前6階模態(tài)的固有頻率都與電動(dòng)機(jī)頻率相差較大，不會(huì)發(fā)生共振。

綜上，采用ANSYS Workbench軟件對(duì)核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架的靜力學(xué)分析和模態(tài)分析結(jié)果可信，機(jī)架設(shè)計(jì)合理，可以滿足使用要求。

3 結(jié)論

利用ANSYS Workbench軟件對(duì)6HT-100型核桃分級(jí)破殼機(jī)機(jī)架進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，得到：

(1)對(duì)機(jī)架進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析，機(jī)架最大受力位置是電動(dòng)機(jī)支座，其最大應(yīng)力為23.48 MPa<[τ]=68.96MPa，完全可以滿足核桃分級(jí)破殼機(jī)的強(qiáng)度要求。

(2)由模態(tài)分析得到了機(jī)架前6階模態(tài)的固有頻率和振型，模態(tài)頻率為7.5～66.8Hz，已知電動(dòng)機(jī)頻率為91Hz，因此該機(jī)架不會(huì)發(fā)生共振，滿足使用要求。

(3)研究結(jié)果為核桃分級(jí)破殼機(jī)整機(jī)和機(jī)架的后續(xù)優(yōu)化設(shè)計(jì)奠定了理論基礎(chǔ)和參考依據(jù)。

[1]劉奎,李忠新,楊莉玲.核桃破殼裝置的發(fā)展研究[J].農(nóng)業(yè)科技與裝備,2014(8):55-57.

[2]喬園園,史建新,董遠(yuǎn)德.影響核桃殼仁脫離的主要因素[J].農(nóng)機(jī)化研究,2008(4):43-45.

[3]呂廷,石秀東,張秋菊,等.基于ANSYS的破碎機(jī)機(jī)架模態(tài)分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2008(11):99-101.

[4]周潔,尹志宏.直線振動(dòng)分級(jí)篩機(jī)架的靜力學(xué)與動(dòng)力學(xué)分析[J].新技術(shù)新工藝,2014(5):74-76.

[5]肖成林,周德義,王永強(qiáng).基于ANSYS的耕整機(jī)機(jī)架有限元分析[J].吉林農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2011,33(4):459-463.

[6]劉選偉,金亮,王景立.基于ANSYSWorkbench的深松機(jī)機(jī)架模態(tài)分析[J].農(nóng)機(jī)化研究,2015(5):29-31.

[7]史建新,趙海軍,辛動(dòng)軍.基于有限元分析的核桃脫殼技術(shù)研究[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào),2005,21(3):185-188.

[8]權(quán)龍哲,咚金,曾百功.玉米根茬收獲系統(tǒng)的有限元模態(tài)分析與試驗(yàn)[J].農(nóng)業(yè)工程學(xué)報(bào),2011,27(11):15-20.

[9]郭昌進(jìn),楊喜,王金麗.基于ANSYSWorkbench甘蔗葉粉碎機(jī)機(jī)架模態(tài)分析[J].農(nóng)機(jī)化研究,2014(8):23-26.

[10]楊一,周靖博,張淑娟.紅棗去核機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中主軸的有限元分析[J].農(nóng)機(jī)化研究,2015(10):19-23.

(編輯：李曉斌)

The finite element analysis of 6HT-100 walnut grading and shell-breaking machine of frame

Wang Bin1, Li Lili2, Liu Dehua3, Zhang Shujuan3*

(1.CollegeofInformation，ShanxiAgriculturalUniversity，Taigu030801，China； 2.CollegeofInformationScienceandEngineering，ShanxiAgriculturalUniversity，Taigu030801，China； 3.CollegeofEngineering，ShanxiAgriculturalUniversity，Taigu030801，China)

[Objective]The walnut grading and shell-breaking machine of frame is the key part of walnut grading and shell-breaking machine.In order to research the dynamic characteristic of the rack master the stress and strain,clear frame in the weak link after the force. [Methods] Firstly, by analysing of the operating characteristics of frame, determined the parameters of the frame structure; secondly, the model of frame was established by using the 3D solid modeling software Solid Works, Three-dimensional model was imported into the finite element analysis software ANSYS Workbench by interface, ANSYS Workbench made the static analysis and modal analysis for the model, At last, the analysis results showed the contours of deformation, stress and strain, the first 6 natural frequencies and vibration modes were obtained. [Results]Final results showed that the maximum stress was 23.48 MPa < [τ]=68.96 MPa, the modal frequency was 7.5～66.8 Hz of frame, and the design of frame was reasonable.[Conclusion]It laid the foundation and provides a reference for the analysis of subsequent optimal design.

Walnut grading and shell-breaking machine， Frame， ANSYS workbench， Finite element analysis

2016-12-28

2017-01-16

王斌(1988-)，男(漢)，山西襄汾人，助教，碩士，研究方向：農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)與實(shí)驗(yàn)研究

*通信作者：張淑娟，教授，博士生導(dǎo)師，Tel:13935491091；E-mail:zsujuan@263.net

國(guó)家自然科學(xué)基金(31271973)；山西省自然科學(xué)基金(2012011030-3)；山西農(nóng)業(yè)大學(xué)青年科技創(chuàng)新項(xiàng)目(2016005)

S226.9

A

1671-8151(2017)05-0376-05