柏云磊,喬印虎*,馬安幫,張春燕,曹鵬飛

(1.安徽科技學院 機械工程學院,安徽 鳳陽 233100;2.安徽云龍糧機有限公司,安徽 阜陽 236500)

我國人口占全球人口總數的20%,但是耕地面積僅占全世界的7%,人均耕地面積不及世界人均耕地面積的一半[1]。人均耕地面積直接影響到糧食是否可以保障人們的日常需求,糧食作為人類賴以生存的重要資源,糧食安全關乎著國家的安全穩(wěn)定,是國之根本、民之命脈,黨和政府自始至終都把糧食安全作為治國安邦的首要任務[2-4]。糧庫是國家重要的戰(zhàn)略保障基地,在糧食進入糧庫前對糧食進行檢測是保證糧食質量安全的重要一環(huán)。要想保證糧食檢測結果更加準確,須建立在科學高效的檢驗檢測基礎上,這就必須加大檢測設備的更新改造,加強檢測技術的研究[5]。糧食檢測的方法基本上都是采用隨機取樣的方式進行檢測,以樣品檢測質量代表整批糧食的品質,目前取樣方式基本上已經由現代機械扦樣的方法代替了傳統人工手動取樣的方法[6]。機械扦樣機代替人工取樣,不僅提高了扦樣的效率,更大程度上避免取樣過程中人為作弊的情況,保證了取樣的客觀真實性,樣本更具代表性,保證了糧食的品質,保障了國家糧食質量安全。

目前市面上主要采用的是懸臂式扦樣機[7-9],懸臂式扦樣機具有結構簡單、占地面積小、安裝方便等優(yōu)勢。但隨著我國經濟的發(fā)展和道路的建設,運輸糧食的車輛逐漸由四輪廂式貨車代替了小型農用三輪車。運糧車的車廂長度不斷加長,為滿足扦樣范圍的需求,扦樣機的旋轉臂也要不斷加長。由于旋轉臂的不斷加長,扦樣機在結構上也隨著出現了多種故障,需要進一步優(yōu)化扦樣機的結構。通過理論計算與仿真試驗對扦樣機三維模型進行分析,對結構進行優(yōu)化,使旋轉臂加長后扦樣機的安全性和使用壽命得到有效保障。

1 扦樣機結構與工作原理

YL-A-VP型糧食扦樣機采用了塔吊式懸臂梁結構,主要由旋轉臂、扦樣小車、配重、回轉機構和立柱等結構組成,其結構如圖1所示。扦樣機立柱下端通過螺栓與地面預埋件固定連接,立柱上端通過回轉支承軸承與旋轉臂相連接,旋轉臂主體上采用雙懸臂的結構,一側安裝有配重,另一側懸臂上裝有扦樣小車,扦樣小車上安裝有扦樣桿。

圖1 扦樣機結構圖Fig.1 Structure diagram of sampling machine注：1為旋轉臂,2為扦樣小車,3為配重,4為回轉機構,5為立柱。

YL-A-VP型糧食扦樣機是一款智能化扦樣機,可以實現全自動無人扦樣。車輛行駛至扦樣區(qū)域后,扦樣機通過攝像頭自動識別車輛信息,判斷出車廂范圍,選定扦樣區(qū)域。通過控制系統控制減速電機運轉帶動外齒回轉支承軸承運動,從而使旋轉臂實現旋轉。旋轉臂旋轉時,扦樣小車在旋轉臂上行駛,最終控制扦樣桿到達取樣點上方。扦樣小車可控制扦樣桿的升降,使扦樣桿插入車廂內糧食中后,啟動風機將糧食通過扦樣桿吸出。通過扦樣機從車廂吸出的糧食,使用分樣器進行樣本選取,再通過檢測儀器對糧食的品質進行等級鑒定。

2 故障描述

YL-A-VP型糧食扦樣機在使用過程中,旋轉臂搭載配重一端的連接處出現破損,如圖2所示。通過對破損部分的觀察,猜測破損是由于扦樣機回轉機構的齒輪與旋轉臂底部發(fā)生碰撞所致。為研究碰撞的具體原因,通過有限元軟件對扦樣機模型在6種工況下的工作情況進行靜力學和動力學分析。其工況示意圖,如圖3所示。

圖2 扦樣機破損部位示意圖Fig.2 Schematic diagram of damaged parts of sampling machine

圖3 扦樣機工況示意圖Fig.3 Schematic diagram of working conditions of sampling machine

3 旋轉臂有限元分析

3.1 建立有限元模型

主要對扦樣機的旋轉臂受力情況進行分析[10-12],為了提高有限元軟件分析效率,對結構分析影響較小的部件在建立三維模型時進行了簡化。通過UG三維繪圖軟件建立扦樣機三維實體模型,如圖4所示。有限元分析模塊使用ANSYS Workbench軟件進行分析。

圖4 扦樣機簡化模型Fig.4 Simplified mode of sampling machine

在建模時將扦樣小車簡化為一根方管放置在旋轉臂上,通過有限元軟件施加力的方式代替其重量。通過UG軟件計算出扦樣小車的質量為200 kg,配重的質量為2 000 kg。扦樣機其他結構均在ANSYS軟件中添加材料屬性,具體參數見表1。旋轉臂與立柱之間的回轉支撐軸承使用螺栓連接,旋轉臂上方管均采用焊接。有限元網格劃分結果包含個202 990節(jié)點,68 986個單元。

3.2 靜力學分析

通過ANSYS Workbench軟件加載模型后進行連接方式選擇、材料屬性添加、網格劃分。在靜態(tài)結構中添加標準地球重力和固定支撐,在簡化的扦樣小車和配重箱上分別添加一個豎直向下的力,力的大小為2 kN和20 kN,主要分析求解了總變形和等效應力。各工況下的旋轉臂最大變形及最大等效應力數據見表2。

表2 優(yōu)化前各工況下旋轉臂最大變形及最大等效應力統計Table 2 Statistics of maximum deformation and maximum equivalent stress of rotating arm under various working conditions before optimization

從表2中可以得出,扦樣小車從工況1位置運動到工況6位置的過程中,旋轉臂的最大變形及最大等效應力都是先減小后增大。在工況6下扦樣機旋轉臂的變形最大,此時扦樣小車處于最靠近立柱的位置,扦樣機旋轉臂局部最大變形為71.32 mm。在工況5和工況6時,旋轉臂的最大應力值超過Q345和65Mn材料的屈服強度,下面將對工況5和工況6的情況進行詳細分析,如圖5、圖6所示分別為工況5和工況6的變形及應力云圖。

圖5 優(yōu)化前工況5變形及等效應力云圖Fig.5 Deformation and equivalent stress nephogram under condition 5 before optimization

3.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是分析扦樣機在工作過程中振動特性對結構影響的重要方法,同時根據模態(tài)分析的結果對故障原因的分析及結構的改進優(yōu)化具有重要意義[13-14]。在靜力學模型的基礎上,加載模態(tài)分析,可以得到扦樣機旋轉臂的前6階振型和固有頻率。通過有限元模態(tài)分析,前6階固有頻率見表3,振型位移云圖見圖7。

表3 優(yōu)化前前6階的模態(tài)頻率Table 3 Modal frequency of the first 6 orders before optimization

圖7 扦樣機前6階振型云圖Fig.7 Cloud chart of the first 6 vibration modes of sampling machine

4 故障分析及原因

4.1 故障分析

通過圖5～6可以發(fā)現扦樣機旋轉臂的最大變形發(fā)生在旋轉臂的最前端,且變形使整個旋轉臂形成了向上的傾角,其可能導致位于支撐回轉軸承上的齒輪與旋轉臂的支撐板相接觸,造成支撐板破損,同時整個結構的最大等效應力主要集中在回轉軸承與支撐板連接處。

根據懸臂扦樣機的工作原理,扦樣小車在旋轉臂上行駛時,旋轉臂的受力分布也在隨之發(fā)生變化。扦樣小車處于旋轉臂的不同位置時與配重之間的平衡在不斷變化。因為扦樣機上配重的位置和重量是固定不變的,所以旋轉臂的平衡不僅依賴于配重,同時還需要回轉機構與立柱的支撐力,因此旋轉臂與回轉機構接觸的部位受力最大[15]。如圖8所示,扦樣小車在扦樣機上兩種極端位置的受力情況。圖中C點為扦樣機懸臂梁的重心在懸臂梁上的投影點,通過NX軟件中對模型的參數測量工具得到。

圖8 扦樣機受力示意圖Fig.8 Stress diagram of sampling machine

當扦樣小車在旋轉臂最左端時,對扦樣機A,B點進行受力分析,列出平衡方程如下：

∑MA=0,P1(L2+L3)+PL2-FNBL-P2L4=0

(1)

∑MB=0,P1(L1+L2+L3)+P(L1+L2)-FNAL1-P2L4=0

(2)

其中,P為扦樣機旋轉臂的自重;P1為扦樣小車的重量;P2為配重的重量;L1為立柱的寬度;L2為C點至立柱左端面的水平距離;L3扦樣小車在懸臂梁最左端與C點的水平距離;L4為配重的重心與立柱右端面的水平距離。

帶入數據,求解式(1)～(2),可得：

FNB=12.75 kN

FNA=19.75 kN

當扦樣小車在旋轉臂最右端時,對扦樣機A,B點進行受力分析,列出平衡方程如下：

∑MA=0,PL2+P1L5-FNBL1-P2(L1+L4)=0

(3)

∑MB=0,P(L1+L2)+P1(L1+L5)-FNBL-P2L4=0

(4)

其中,L5為扦樣小車在懸臂梁最右端時與立柱左端的水平距離。

帶入數據,求解式(3)～(4),可得：

FNB=25.25 kN

FNA=1.75 kN

通過對上述數據的分析,可以得出當扦樣小車位于旋轉臂最右端時,A、B兩點的受力相差較大,受力主要集中在B點,此處正好也是扦樣機發(fā)生故障的位置,說明當扦樣小車處于旋轉臂最右端時,旋轉臂受到的力集中在右側。

通過模態(tài)分析,扦樣機的前6階固有頻率的變化范圍主要集中在2.033～14.473 Hz。YL-A-VP型糧食扦樣機扦樣小車采用的是伺服電機,其功率為1 kW,轉速2 500 r/min,電機的頻率為41.667 Hz。電機頻率遠遠大于扦樣機旋轉臂頻率,所以在工作時不會出現共振情況,符合扦樣機的工作需求。

4.2 故障原因

由以上計算依據,推斷可能是以下情況導致的故障：彎曲變形,當扦樣小車處于旋轉臂靠近立柱端工作時,旋轉臂搭載配重的一端由于受力過大發(fā)生彎曲變形,導致配重下方底板與回轉支撐軸承外嚙合的減速機齒輪相接觸;應力集中,由于受力集中在旋轉臂右側,因為搭載配重部分的懸臂結構設計不合理以及旋轉臂與回轉機構連接鋼板強度不夠,導致配重下方的底板破損。

5 結構優(yōu)化設計

5.1 優(yōu)化方案

通過對扦樣機工作原理分析,在滿足工作的前提下,需要保證扦樣小車在旋轉臂最左端時不向前傾倒,在最右端時不向后翻倒。在不改變扦樣機結構的條件下,對扦樣小車在旋轉臂最左端和最右端工作情況進行計算。

扦樣小車在最左端時,需要滿足：

(5)

扦樣小車在最右端時,需要滿足：

(6)

帶入數據,求解式(5)～(6),可得：

16.46 kN≤P2≤19.73 kN

通過計算,扦樣機的合理配重范圍應該在1.646～1.973 t。

通過有限元分析和理論計算,對扦樣機的結構進行以下優(yōu)化：

(1)將扦樣機旋轉臂與立柱回轉機構相連接的鋼板厚度由5 mm增加到10 mm;

(2)將扦樣機的配重由2 t減少到1.8 t;

5.2 優(yōu)化后的結構有限元分析

根據優(yōu)化方案對扦樣機進行重新建模,然后進行有限元仿真分析。優(yōu)化后的扦樣機旋轉臂在各工況下的最大變形及最大等效應力,如表4所示。通過優(yōu)化后的數據可以得知各工況下扦樣機旋轉臂的最大變形及最大等效應力均滿足材料性能要求。優(yōu)化后結構的模態(tài)分析結果顯示固有頻率主要集中在2.715～14.940 Hz(表5),其頻率遠小于電機頻率,符合扦樣機工作需求。

表4 優(yōu)化后各工況下旋轉臂最大變形及最大等效應力統計Table 4 Statistics of maximum deformation and maximum equivalent stress of rotating arm under various working conditions after optimization

表5 優(yōu)化后前6階的模態(tài)頻率Table 5 Modal frequency of the first 6 orders after optimization

6 結論

本研究通過建立YL-A-VP型糧食扦樣機三維模型,利用有限元仿真對其進行靜力學及模態(tài)分析,并結合理論計算,得到扦樣機故障原因,再通過理論計算和有限元仿真對其結構進行優(yōu)化,解決了YL-A-VP型糧食扦樣機的故障,提高了扦樣機的安全性和使用壽命。

YL-A-VP型糧食扦樣機的配重在1.646～1.973 t時,可以最大程度保障扦樣機在工作過程中不會發(fā)生前傾和后翻的情況;扦樣在工況6下工作時,由于扦樣小車在最靠近立柱處時與配重最接近,此時旋轉臂上的力主要都集中在立柱上方,旋轉臂底部與回轉機構接觸的部位,會導致此處受力過大,結構不穩(wěn)定,所以對旋轉臂與回轉機構接觸部位的底板增加厚度,提高結構強度。該型號扦樣機在優(yōu)化前及優(yōu)化后的固有頻率在2.033～14.940 Hz,遠小于電機的41.667 Hz,均符合扦樣機工作要求。