劉佳杰，馬蘭，向偉，龍超海，顏波，呂江南

（中國(guó)農(nóng)業(yè)科學(xué)院麻類研究所，湖南長(zhǎng)沙410205）

苧麻俗稱“中國(guó)草”，是我國(guó)傳統(tǒng)特色經(jīng)濟(jì)作物，在我國(guó)長(zhǎng)江流域及以南地區(qū)廣泛種植[1-2]。飼用苧麻是專門選育出來的飼草苧麻品種，其生物產(chǎn)量高，每年可收割6～8次，可產(chǎn)干物質(zhì)10～16 t/hm2[3-5]。苧麻含有蛋白質(zhì)、賴氨酸、類胡蘿卜素、核黃素和鈣等營(yíng)養(yǎng)物質(zhì)，是一種非常理想的植物蛋白質(zhì)飼料作物，可與“黃金牧草”苜蓿相媲美[6]。

苧麻作為一種青貯飼料的優(yōu)質(zhì)原料，在加工過程中無專用切碎設(shè)備，使用市場(chǎng)上現(xiàn)有的青貯玉米、牧草等切碎機(jī)械來加工麻類作物，切碎裝置的刀具易被麻纖維纏繞，造成加工中斷，甚至電機(jī)損壞，影響加工的效率與質(zhì)量。同時(shí)，不同的青貯原料由于其莖稈自身物理特性的差異，所需切碎刀具的形式也不一樣，不同切碎方式對(duì)青貯飼料品質(zhì)也有影響。9ZM-5.0型切碎機(jī)是由中國(guó)農(nóng)業(yè)科學(xué)院麻類研究所研制的一種專用于飼用苧麻青飼料的切碎機(jī)。

1 9ZM-5.0型切碎機(jī)的整體結(jié)構(gòu)

9ZM-5.0型飼用苧麻切碎機(jī)主要包含喂入裝置、撥送裝置、夾持裝置、切碎裝置、輸送裝置、防纖維纏繞裝置及機(jī)架等部分。該機(jī)專門設(shè)計(jì)了一種整體式多孔機(jī)架側(cè)板，旨在減輕機(jī)架重量及改善機(jī)器整體裝配性能。機(jī)器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。該機(jī)器對(duì)麻類作物具有切碎效果好、防纖維纏繞及加工效率高的特點(diǎn)，其可將原料切碎成50 mm左右小碎莖，工效可達(dá)到5 t/h。切碎機(jī)的機(jī)架是機(jī)器重要的工作部件，它不僅要承受機(jī)器傳動(dòng)部件及主體結(jié)構(gòu)的重量，作業(yè)時(shí)，還受到來自撥送裝置、夾持裝置、切碎裝置及輸送裝置等的外部激勵(lì)，當(dāng)外部激勵(lì)的頻率與機(jī)器某階的固有頻率一致時(shí)，機(jī)架將會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象[7-9]，嚴(yán)重影響機(jī)器工作的穩(wěn)定性與可靠性。因此有必要對(duì)切碎機(jī)的機(jī)架進(jìn)行靜力學(xué)分析及模態(tài)分析，全面了解其各項(xiàng)工作特性[8-12]。

基于SOLIDWORKS和ANSYS軟件對(duì)機(jī)架模型進(jìn)行靜力學(xué)分析及各階模態(tài)分析。具體步驟是首先對(duì)機(jī)架進(jìn)行靜力學(xué)分析，針對(duì)分析結(jié)果對(duì)機(jī)架側(cè)板進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化；其次是比較優(yōu)化前后機(jī)架的靜力學(xué)特性，并對(duì)優(yōu)化后機(jī)架進(jìn)行模態(tài)分析。

圖1 9ZM-5.0型切碎機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 9ZM-5.0 shredder structure diagram

2 建立機(jī)架有限元模型

2.1 建模及材料定義

在SOLIDWORKS的環(huán)境下，建立機(jī)架的三維參數(shù)化模型，如圖2所示。通過文件傳遞接口，將模型數(shù)據(jù)導(dǎo)入ANSYS15.0中。根據(jù)機(jī)架自身的載荷工況和機(jī)架響應(yīng)特性，用梁?jiǎn)卧獙?duì)機(jī)架進(jìn)行屬性定義。機(jī)架主要由橫梁、縱梁、支撐梁及側(cè)板構(gòu)成，側(cè)板與縱梁之間通過焊接而成，側(cè)板上有許多安裝孔和工藝槽，這些孔槽之間的位置精度要求較高，因此側(cè)板采用激光加工而成。在材料屬性中定義機(jī)架的材料為普通鋼，彈性模量為2×1011Pa，密度為7.85×103kg/m3，泊松比0.3，經(jīng)過材料屬性定義后，機(jī)架的整體質(zhì)量為40.359 kg。

圖2 機(jī)架三維結(jié)構(gòu)模型Fig.2 Three-dimensional structuremodel of the frame

2.2 網(wǎng)絡(luò)劃分

在有限元分析之前，首先需要對(duì)機(jī)架進(jìn)行網(wǎng)絡(luò)劃分。網(wǎng)絡(luò)劃分的好壞直接影響分析結(jié)果的好壞，好的網(wǎng)絡(luò)劃分要綜合考慮計(jì)算精度、建模時(shí)間、分析時(shí)間等因素。本研究采用自動(dòng)網(wǎng)絡(luò)劃分法，通過size尺寸的設(shè)置來控制網(wǎng)絡(luò)劃分的質(zhì)量。將網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為15 mm，生產(chǎn)網(wǎng)絡(luò)，產(chǎn)生節(jié)點(diǎn)28098個(gè)，單元9205個(gè)，通過檢查認(rèn)為劃分的質(zhì)量滿足要求。機(jī)架劃分網(wǎng)絡(luò)效果圖如圖3所示。同時(shí)定義機(jī)架的支撐梁為坐標(biāo)系的Y軸，縱梁為X軸，橫梁為Z軸。

圖3 機(jī)架有限元模型Fig.3 Finite elementmodal of the shredder frame

2.3 加載邊界條件

切碎機(jī)的機(jī)架側(cè)板上需安裝1對(duì)撥送輥、1對(duì)夾持輥筒和1個(gè)切碎輥筒，各輥筒均通過UCFU代座軸承座與側(cè)板進(jìn)行連接，通過螺栓進(jìn)行固定。撥送輥從輸入裝置上吃入物料后，機(jī)器需要對(duì)物料進(jìn)行切碎，此時(shí)夾持輥筒對(duì)物料進(jìn)行夾持，切碎輥筒負(fù)責(zé)對(duì)物料進(jìn)行切碎，夾持輥筒設(shè)計(jì)為浮動(dòng)式結(jié)構(gòu)，當(dāng)物料進(jìn)入過多時(shí)，上夾持輥沿著弧形槽進(jìn)行運(yùn)動(dòng)，增大上下夾持輥之間的間隙。根據(jù)工況，對(duì)機(jī)架側(cè)板進(jìn)行受力分析，假定每一個(gè)輥安裝孔上所承受的力相等。上撥送輥、下?lián)芩洼?、上夾持輥、下夾持輥及切碎輥筒的各安裝孔受力情況如下，其中上撥送輥、下?lián)芩洼?、上夾持輥、下夾持輥、切碎輥的每一個(gè)安裝孔受力值應(yīng)近似等同于每一對(duì)輥筒重力的1/8。約束機(jī)架底部的自由度，并加載外力，模型邊界條件設(shè)置如下：

圖4 邊界條件設(shè)置Fig.4 Boundary condition settings

2.4 結(jié)果與分析

經(jīng)過ANSYS軟件計(jì)算，得出機(jī)架等效應(yīng)力云圖、機(jī)架總體變形結(jié)果及機(jī)架Y坐標(biāo)方向變形云圖。如圖5所示，分析變形結(jié)果得出最大應(yīng)力為46.18 Mpa，遠(yuǎn)低于材料的屈服強(qiáng)度235 Mpa，發(fā)生在夾持輥安裝槽的底部和側(cè)板與支撐梁的連接處，其余部分應(yīng)力較低，一般處于5 Mpa左右。最大總變形量為0.4256 mm，Y方向最大變形量為-0.2620 mm，最大變形均發(fā)生在上夾持輥安裝處。為了減小上輥筒安裝處的變形量及改善機(jī)架側(cè)板整體靜力學(xué)性能，提高機(jī)器工作穩(wěn)定性及安全性，有必要對(duì)側(cè)板的上輥筒安裝處進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

圖5 機(jī)架靜力學(xué)分析應(yīng)力及位移云圖Fig.5 Static analysis stress and displacement cloud ofmachine frame

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了使下夾持輥安裝方便，上夾持輥安裝處所在側(cè)板位置設(shè)計(jì)為懸臂結(jié)構(gòu)，容易產(chǎn)生較大的變形，這與計(jì)算機(jī)分析的結(jié)果相一致。因此要提升機(jī)架整體靜力學(xué)特性，就需要對(duì)此處進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。計(jì)劃在水平槽中間加裝可拆卸鋼板，以連接被分割的上下側(cè)板。在三維模型結(jié)構(gòu)上省去了螺栓的安裝，如圖6。

圖6 機(jī)架優(yōu)化后結(jié)構(gòu)模型Fig.6 Optimized structuralmodel of the frame

4 優(yōu)化驗(yàn)證及模態(tài)分析

4.1 優(yōu)化后的靜力學(xué)特性

對(duì)優(yōu)化后的模型施加原先的邊界條件，經(jīng)計(jì)算機(jī)分析后得出應(yīng)力分布云及位移云圖，如圖7所示，最大應(yīng)力為29.985 Mpa，降低了35.06%，發(fā)生在下?lián)芩洼伆惭b槽底部，可以通過圓角處理進(jìn)行對(duì)應(yīng)的優(yōu)化[13]。最大總變形量為0.1481mm，降低了65.20%，發(fā)生在機(jī)架橫梁方向，即坐標(biāo)系的Z軸方向，Y方向上的最大變形位移為-0.0498 mm，降低了80.99%。優(yōu)化后的模型大幅降低了機(jī)架總位移量并基本消除了Y方向上的位移變形量。

圖7 優(yōu)化后模型的應(yīng)力及位移云圖Fig.7 Static analysis stress and displacement cloud of optimized frame

4.2 模態(tài)分析

按照是否添加約束條件來劃分，模態(tài)分析可分為自由模態(tài)和約束模態(tài)[14]。因?yàn)榍兴闄C(jī)機(jī)架側(cè)板需要安裝機(jī)器部件承受外力作用，因此選擇對(duì)本機(jī)架側(cè)板進(jìn)行約束模態(tài)分析。經(jīng)ANSYSWORK-BENCH軟件計(jì)算得到陣型和固有頻率如圖8和表1所示。

圖8 前6階模態(tài)陣型Fig.8 The first 6model shapes of the frame

表1 前6階模態(tài)固有頻率Table 1 The first 6modal natural frequencies

由表1可知，機(jī)架各固有頻率隨著階次的增大而增加，前6階固有頻率分布在13.7～39.5 Hz之間，前2階集中在13.7～15.0 Hz之間，后4階集中在33.0～39.5 Hz之間。由圖8可知，機(jī)架側(cè)板的1階陣型為沿著Z軸相向擺動(dòng)，最大位移為14.916mm；2階陣型為沿著Z軸負(fù)方向同步擺動(dòng)，最大位移為 15.124 mm；3、4、5、6階陣型相似，機(jī)架兩側(cè)沿著 Z軸正負(fù)兩向擺動(dòng)，最大位移為30.780 mm。通過前6階陣型分析可知，第5階陣型變形量最大，對(duì)應(yīng)的頻率為37.825 Hz。

根據(jù)文獻(xiàn)[15-17]，機(jī)架結(jié)構(gòu)的固有頻率與激勵(lì)頻率滿足如下關(guān)系時(shí)，機(jī)架不會(huì)發(fā)生共振，即：

式中：

由于機(jī)架側(cè)板主要承載撥送輥筒、夾持輥筒及切碎裝置，其運(yùn)動(dòng)形式均為旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此機(jī)架側(cè)板的外部激勵(lì)主要來自輥筒部件的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。工作時(shí)，撥送輥筒的轉(zhuǎn)速為200 r/min，夾持輥筒的轉(zhuǎn)速為220 r/min，切碎輥筒的轉(zhuǎn)速為1000 r/min。

根據(jù)推導(dǎo)，勻速圓周運(yùn)動(dòng)的頻率與轉(zhuǎn)速關(guān)系為：

式中：

f-勻速圓周運(yùn)動(dòng)的頻率，Hz；

n-轉(zhuǎn)速，r/min。

故撥送輥、夾持輥及切碎輥筒的運(yùn)動(dòng)頻率分別為3.33、3.66、16.68 Hz。前兩者的運(yùn)動(dòng)頻率與機(jī)架的前6階頻率不在同一區(qū)間，而切碎滾筒的運(yùn)動(dòng)頻率接近機(jī)架的固有頻率的第1、2階模態(tài)。因此，機(jī)架在工作時(shí)有可能與外部激勵(lì)產(chǎn)生共振。通過分析機(jī)架1、2階模態(tài)陣型圖，得出在機(jī)架的坐標(biāo)系Z方向上需要加強(qiáng)強(qiáng)度。

5 結(jié)論

（1）靜力學(xué)分析表明：機(jī)架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，在同等外力邊界條件作用下，最大應(yīng)力為29.99 Mpa，降低了 35.06%；最大總位移變形量為 0.1481 mm，降低了 65.20%；Y方向的最大位移為-0.0498 mm，降低了80.99%，極大地改善了機(jī)架的靜力學(xué)特性。最大應(yīng)力遠(yuǎn)低于材料的屈服強(qiáng)度，對(duì)應(yīng)的安全系數(shù)為7.8，因此機(jī)架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度總體較好。

（2）模態(tài)分析表明：機(jī)架前6階固有頻率分布在13.7～39.5 Hz之間，前2階集中在13.7～15.0 Hz之間，后4階集中在33.0～39.5 Hz之間。其中，第5階陣型變形量最大，為30.780 mm。機(jī)器外部激勵(lì)對(duì)應(yīng)的運(yùn)動(dòng)頻率分別為3.33、3.66、16.68 Hz。前兩者的運(yùn)動(dòng)頻率與機(jī)架的前6階頻率不在同一區(qū)間，切碎滾筒的運(yùn)動(dòng)頻率接近機(jī)架的固有頻率的第1、2階模態(tài)。因此，機(jī)架在工作時(shí)有可能與外部激勵(lì)產(chǎn)生共振。通過分析機(jī)架第1、2階模態(tài)陣型圖，得出在機(jī)架的坐標(biāo)系Z方向上需要加強(qiáng)強(qiáng)度。

（3）模態(tài)分析和靜力學(xué)分析均表明，機(jī)架的變形方向主要為機(jī)架所在坐標(biāo)系的Z軸方向，即機(jī)架橫梁方向。因此，如果要減少機(jī)架側(cè)板的變形，增強(qiáng)機(jī)器的穩(wěn)定性，可以考慮在機(jī)架的橫梁方向上再進(jìn)一步加固。