摘 要：针对一种新型高地隙铰接式玉米田间管理机，因为车架的强度与刚度不够而可能发生弯曲、断裂等破坏的问题，利用设计软件和ANSYS联合仿真的方法，对铰接式车架在满载静止以及工作时弯曲、扭转和紧急制动这3种常遇工况进行静力学分析；对玉米田间管理机车架的六阶固有频率和振型进行动态特性分析。综合验证车架结构的合理性，为铰接式玉米田间管理机车架的设计与改进提供理论参考与技术支持。
关键词：玉米田间管理机；车架有限元分析；ANSYS
中图分类号：S22 文献标识码：A DOI：10.11974/nyyjs.20180431021
引言
新型铰接式玉米田间管理机的研发主要是为了解决玉米在生长过程中所需管理不便的问题，其中主要的管理作业包括中耕除草、洒水施肥、运输等。铰接式车架作为管理机的主要承载部件，车架承受管理机所传递的各种载荷力。由于农田地里土壤湿粘、道路不平等恶劣工况，车架在使用中有发生裂纹、断裂的危险，因此车架必须有足够的强度和刚度。为此，本文建立车架有限元模型，分析车架的强度和刚度情况，并进行模态分析，验证车架结构的合理性，为铰接式玉米田间管理机车架的设计与改进提供理论参考和技术支持。
1 管理机总体设计及其工作原理
1.1 总体结构设计
管理机主要由发动机、底盘、液压机构、电器以及配套农机具等构成，其总体结构简图如图1所示。
1.龙门式升降架；2.柴油发动机及液压泵；3.液压控制阀；4.灌溉系统控制阀；5.变速分动器；6.隔膜泵；7.齿轮分动箱；8.药液箱；9.齿轮离合器；10.悬挂系统；11.配套撒肥机；12.配套中耕机；13.中间过渡轴；14.后驱动总成；15.交叉液压转向器；16.前驱动总成
1.2 动力传动设计
管理机由大马力柴油发动机带动，整个的动力传动简图如图2所示。
1.3 工作原理
自走式高地隙玉米田间管理机由大马力柴油发动机2驱动，经变速分动器5后实现三向动力输出，分别连接前驱动总成16、后驱动总成14以及动力输出，动力输出与齿轮分动箱7连接将动力分成两路，一路与隔膜泵6连接为灌溉系统提供动力，另一路动力向后输出与齿轮离合器9连接，实现动力的离合。当农田需要灌溉作业时，先将农药或者水倒进药液箱8，断开齿轮离合器9，打开隔膜泵6和灌溉系统控制阀4后药液将输送到固定在龙门式升降架1上的远程喷杆中进行喷洒作业；当农田需要中耕时，将隔膜泵6关闭，接合齿轮离合器9后，通过万向节与中耕机12相连，完成中耕作业；当农田需要施肥时，将隔膜泵6关闭，断开齿轮离合器9后，将液压动力输出接口与撒肥机11相连，从而完成施肥作业。整机的转向以及悬挂的升降都由液压传动控制，实现无极调速，液压控制阀3与灌溉系统控制4都安装在驾驶台上，布置灵活結构紧凑，最终完成管理机整个的玉米田间管理作业。
2 管理机车架的设计与分析
2.1 车架的设计
车架是车辆的装配载体，支承连接着车辆的各总成部件，承受着来自车内外的各种载荷，因此车架的好坏直接关系到管理机的操控、安全、舒适、寿命等性能[1]。
由于玉米田地空地狭小以及土壤松软，所以本设计选用铰接式车架，结构由3部分组成，分别为前车架、中间铰接架、后车架。铰接式车架具有纵向旋转和垂直地面旋转的2个自由度，转向半径小并且前后车架可以在纵轴随意摆动，使车轮可以适应不平地形。管理机转向由交叉式液压拉杆控制，结构简单，性能稳定。管理机车架综合考虑后初定前车架长2120mm，宽800mm；后车架长1200mm，宽1080mm。车架二维设计如图3。
2.2 三维建模
前车架与铰接架处安置一对双向液压杆，可实现管理机的转向，最大折腰角度为±45°。前车架由钢板和槽钢焊接组成，后车架的材料主要是国标方钢，铰接架主体由两段圆钢垂直焊接而成，在前、后车架链接处放置尼龙套来减少转向时的摩擦阻力。
在建模中，为了减少计算机处理模型时的工作量，建模时做以下简化：忽略小装置及安置架等对车身强度影响较小的部件；将钢材自身的倒角视为直角；忽略对车架刚度影响较小的孔[2]。运用三维建模软件创建的铰接式三维车架模型如图4所示；车架的转向模型图如图5所示；前、后车架的相对回转如图6所示。
2.3 有限元建模
将建好的三维模型保存为.igs格式导入到ANSYS中，首先设置车架模型材料参数，以结构钢Q235为材料分析类型，屈服强度极限为235MPa，弹性模量2.06×105N/mm2，密度7.8×10-6kg/mm3，泊松比0.3[3]。由于车架结构较复杂，为保证计算精度同时考虑计算规模的大小，在自由划分网格时，单元控制为70，长度设置为10mm，网格划分后车架模型共有121166个单元，245248个节点，划分后的网格如图7所示。
2.4 载荷计算
由于玉米田间管理机需要实现全部的玉米田间管理作业，所以管理机车架所承受的载荷也比较复杂。前车架主要安置发动机、变速箱、驾驶室等部件，后车架主要安置药液箱、后悬挂以及配套农机具等，添加载荷时应按照实际安放位置以均布载荷的方式加载。
具体添加载荷参数如表1所示，车架添加载荷如图8所示。
3 车架静力学分析
对车架静力学分析主要包括管理机静止时的车架满载静力分析以及管理机工作时的车架满载静力分析，其中对管理机工作时的车架满载静力分析主要是弯曲工况与扭转工况下的车架变形、应力分析。
在利用有限元软件ANSYS对车架进行静力学分析时，最为关键的问题就是边界条件的简化，如果边界约束不完全，则会出现刚体位移，如果过度约束边界，则会出现应力偏大、变形偏小的结果，因此对边界条件的约束应遵从以下原则：边界约束必须限制刚体的位移；不能限制刚体变形，以保证结构总刚度矩阵非奇异[4]。
车架约束位置示意图如图9，其中A、B、C、D 4个约束点分别位于前后车架的左右纵梁通过钢板吊耳连接车桥的固定处。
3.1 车架静止时的满载静力分析
当管理机静止时，车架承受载荷添加根据表1所列施加，对车架的约束如表2，左前轮A约束X、Y、Z方向的位移自由度，以约束车架的刚体位移；右前轮B约束X、Z方向的位移自由度，释放Y方向的位移自由度；左后轮C约束Y、Z方向的位移自由度，释放X方向的位移自由度；右后轮D约束X、Y方向的位移自由度，释放Z方向的位移自由度。这样约束便释放了车架在X、Y、Z方向上的变形，但又限制了车架的位移。
从位移变形云图10可以看出最大变形量为1.12mm，较大变形量集中区有2处：前车架安放变速箱的两根对称式横梁处；后车架横梁末端。由应力云图11可知，车架所受最大应力点位于安放变速箱总成处的对称式横梁处，最大应力值为105.29MPa。考虑其原因在于考虑变速箱的安放方便而采用悬梁式，变速箱总成较重的原因，后车架末端产生的原因是因要悬挂较重的农机具。车架最大变形小于车架允许的最大变形量5mm，满足刚度要求。该车架材料屈服极限为235MPa，根据强度安全系数计算公式：
计算可得强度安全系数为2.23，说明车架结构存在较大的安全裕度，车架强度与刚度符合要求。
3.2 车架作业时的满载静力分析
当管理机工作时，车架所受力与管理机静止时车架受力相比有很大不同，此时车架并非完整意义上的刚体，其点的位移量与加速度都不同。因此，在管理机工作时不同工况下，车架上的载荷应乘相对应的动载系数，使车架校核更加准确。
3.2.1 弯曲工况分析
当玉米田间管理机在道路条件良好以最高速度直线行驶时，此时的车架所受载荷的分析为弯曲工况，当管理机满载在此工况下，动载系数假定最大值为2[5]，车架的边界约束与车架静止时的约束相同。载荷加载好后，重新对位移变形图解和应力图解进行求解，得到位移变形云图12和应力云图13。
由变形云图12可知，车架最大变形值为1.6976mm，由应力云图13可知，在惯性力作用下，车架最大应力为156.79MPa，较大位移区和应力集中区依旧是出现在对称式悬梁处以及后车架横梁末端。由车架允许的最大变形量5mm和由强度安全系数计算公式计算得到车架的强度安全系数为1.5，可知车架在弯曲工况下，刚度和强度满足要求。
3.2.2 扭轉工况分析
当管理机作业时时常遇到凹坑而打滑的现象，此时车架会发生扭转工况，这里假设右前轮轮陷，深度为100mm，此时车架的边界约束应为右前轮Z轴方向减少100mm约束，而左前轮Z轴方向增加100约束，其他约束不变。管理机工作时速度一般较低，此时的动载系数取1.3[5]。计算车架的变形以及应力，结果如图14和图15。
从图中可以看出，此时前车架出现较为集中的变形以及应力分布，分析其原因应是由于前轮轮陷，导致前车架扭曲，最大位移出现在前车架的纵梁前端，大小为1.879mm，最大应力出现在前车架变速箱横梁处，最大值为97.225MPa，由车架允许的最大变形量5mm和由强度安全系数计算公式计算得到车架的强度安全系数为2.42，满足刚度和强度要求。
3.2.3 弯曲工况分析
紧急制动对于管理机来说是一种危险工况，此时管理机极易发生车轮抱死，因受到惯性力的影响，车架会受到强大的反作用力，这对车架是否具有足够的强度和刚度是巨大的考验。
在紧急制动工况下，车架的边界约束应为表3所示，即对车架4个约束点进行X、Y、Z 3个方向的全约束，考虑到制动减速度对载荷的影响，动载系数取1.5，由于制动减速度与地面附着系数成正比，取最大附着系数0.7为仿真参数[5]，所以在车架的X反方向施加0.7g的惯性力，设置完成后运行求解得到图16和图17。
从图中可以看出，此时整个车架均出现较为集中的变形以及应力分布，且车架整体明显向X正方向位移，分析其原因应是当管理机紧急制动后，由于惯性力的影响，载荷有继续往前移动的动力，因此车架各部位载荷链接处会出现向X正方向的位移，最大位移出现在前车架的前端，大小为1.238mm，最大应力出现在前车架变速箱横梁处，最大值为211.98MPa，由车架允许的最大变形量5mm和由强度安全系数计算公式计算得到车架的强度安全系数为1.11，虽然车架的强度安全系数已经快到临界值1，但车架依旧满足刚度和强度要求。
4 玉米田间管理机车架模态分析
玉米田间管理机车架使用工况条件复杂，实际中机械振动的动载荷增大，有害的振动会降低管理机车架寿命，尤其是出现共振，管理机有可能发生严重的损害，因此研究管理机车架的固有频率和振型可以有效防止共振现象的发生，而一般对于中大型的钢结构来说低阶振动对结构的影响最大，因此这里仅对车架的前六阶固有频率和振型进行分析。
路面和发动机是车架激励的主要来源，路面的激励频率在20Hz以下[6]，管理机采用额定功率为46.5kw的四缸柴油发动机，该发动机的怠速为1600r/min，相应发动机的爆发频率为45Hz，该发动机的额定转速为2600r/min，相应的爆发频率为60Hz。结合车架的实际结构及载荷情况，对车架进行自由模态分析，得到前6阶模态固有频率如表4所示以及前6阶模态振型如图18-23所示。
由车架第一阶固有频率和振型图18所示，其固有频率为39.998Hz，振型为在前车架前端XOY平面微量振动，振幅最大为7.5361mm，其固有频率避开了路面的激励频率以及发动机怠速时的爆发频率。由车架第二阶固有频率和振型图19所示，其固有频率为66.888Hz，振型为在连接架XOY平面微量震动，振幅最大为3.9064mm，其固有频率避开了发动机额定转速时的爆发频率。由图20-23所示，该车架的3-6阶固有频率均避开了发动机正常工作时的爆发频率，避免了管理机工作时发生共振，因此车架的动态特性满足要求。
5 结论
通过对一种新型高地隙铰接式玉米田间管理机车架的设计，以及静力学与固有模态分析，得出以下结论。
用ANSYS软件对车架满载在静止以及作业中的弯曲、扭转和紧急制动制动工况进行静力学分析，结果显示车架在静态特性下的刚度与强度均满足要求，且具有较大的安全裕度，为进一步改善车架轻量化提供了理论依据。
对车架进行有限元模态分析，算出车架前六阶的固有频率与振型，从中分析该车架的动态特性，避免了管理机在工作中发生共振的可能。
对车架的静态特性和动态特性分析，综合验证了车架结构的合理性，与此同时，为今后进步改进车架结构设计提供了技术支持。
参考文献
[1]农斌，任家骏.基于ANSYS的铰接式自卸车车架的力学分析[J].煤矿机械，2012，08（33）.
[2]杨刚.水稻田间管理机通用底盘的设计[J].农机化研究，2013，
09（40）.
[3]成大先.机械设计手册（5版）[M].北京：化学工业出版社.
2010.
[4]张涛.铰接式车辆转向稳定性特性分析[D].山西：太原科技
大学.2014.
[5]李正网.基于ANSYS的重型货车车架结构分析和优化研究[D].重庆市：重庆交通大学，2009.
[6]范东林，郭志军.铰接式车架的动态特性分析[J].河南科技大学学报，2008，12（29-06）.
作者简介：申屠留芳（1965-），女，浙江东阳人，博士，教授。