某中耕施肥機關(guān)鍵構(gòu)件仿真分析與樣機制造分析案例目錄TOC\o"1-3"\h\u5516某中耕施肥機關(guān)鍵構(gòu)件仿真分析與樣機制造分析案例 154651.1軟件介紹 1109361.2關(guān)鍵部件的有限元分析 181201.2.1承重輪軸的有限元靜力學(xué)分析 118091.2.2驅(qū)動輪的有限元靜力學(xué)分析 433121.2.3主機架的有限元模態(tài)分析 6232311.3樣機加工與制造 91.1軟件介紹ANSYS軟件作為一款工業(yè)仿真軟件，其利用強大的有限元法在工業(yè)機械的結(jié)構(gòu)分析（包括強度分析、屈曲分析與特征值分析）中占有主導(dǎo)地位，目前在工程設(shè)計和仿真模擬上被廣泛推崇應(yīng)用[53,54]。有限元法的基本原理是將整個工件劃分為有限數(shù)目個有特定形狀的單元，這些單元之間通過節(jié)點相互相連，通過求解域網(wǎng)格上若干規(guī)則單元的計算問題，解決了復(fù)雜截面的結(jié)構(gòu)分析問題，使得復(fù)雜問題簡單化，提高了計算效率。其優(yōu)勢在于各單元的形狀規(guī)則簡單，可以在節(jié)點處建立各小單元之間的應(yīng)力和能量關(guān)系方程，再將單個節(jié)點的方程整合組成構(gòu)件總體的方程組，由此可以在邊界條件的約束下得出方程組的解[55]。1.2關(guān)鍵部件的有限元分析本節(jié)首先采用ANSYS軟件其中的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析功能對履帶芯軸和驅(qū)動輪進行靜力分析，完成其在工作狀態(tài)下的強度校核；再通過模態(tài)分析得出主機架裝配體的多階振蕩頻率，為避免共振的發(fā)生提供理論參考[56]。1.2.1承重輪軸的有限元靜力學(xué)分析（1）承重輪軸材料定義及網(wǎng)格劃分本設(shè)計中有兩個承重輪軸，但其結(jié)構(gòu)、材料和受力情況均相同，故為節(jié)省資源與時間，選取其中一個進行分析即可。承重輪軸長190mm，最細處的直徑為16mm，材質(zhì)為45號鋼，通過SolidWorks軟件對其進行繪制建模后，另存為Parasoild(*.x_t)格式導(dǎo)入ANSYS軟件中進行靜力分析。首先在workbench材料庫中添加45號鋼參數(shù):密度7.85g/cm3,泊松比0.269,楊氏模量209000MPa.如圖1.1所示。圖1.1添加材料參數(shù)圖Fig.1.1addingmaterialdiagram下一步是進行有限元網(wǎng)格的劃分，其類型有：自由網(wǎng)格劃分(FreeMesh)、掃略法網(wǎng)格劃分(Sweep)以及映射網(wǎng)格劃分(MappedMesh)三種。其中，自由網(wǎng)格劃分的自動化程度較高，該網(wǎng)格劃分法能夠自動使體生成四面體網(wǎng)格[57]，使面生成三角形、四邊形網(wǎng)格。采用該方法劃分簡單方便，常用于對于結(jié)構(gòu)簡單的模型。因此，在此次對承重輪軸單元格劃分時就采用了自由網(wǎng)格劃分方法，生成的網(wǎng)格模型如圖5-16所示。劃分后的軸一共生成48713個單元，205939個節(jié)點。圖1.3網(wǎng)格模型圖Figure1.3gridmodel（2）承重輪軸受力分析和施加載荷通過對履帶行駛裝置工作過程及其原理進行分析可知承重輪軸的受力情況為：軸通過軸承與承重輪配合，相鄰兩段與機架連接，以此承載機具的全部重量，大小為800N。因此在施加載荷時，將軸與軸承配合段（圖中A段）固定，限制軸x、y、z三個方向的自由度。之后根據(jù)上文計算的承重輪軸的受力情況，在B、C段加載兩個平行向下的力，重力合力為800N，方向沿Z軸，如圖1.4所示。對承重輪軸施加相應(yīng)的載荷之后，點擊Solve對承重輪軸模型進行有限元靜力求解。圖1.4連接軸受力加載Fig.1.4forceloadingofconnectingshaft（3）承重輪軸有限元計算及結(jié)果分析對履帶芯軸進行有限元求解后，通過后處理器查看結(jié)果，分別得到總變形圖1.5和等效應(yīng)力云圖1.6，可以看到承重輪軸受力后的變形和應(yīng)力集中部位。圖1.5中表現(xiàn)了承重輪軸的形變情況，從圖中可知，履帶芯軸最大變形出現(xiàn)在軸的兩端，最大總變形量為0.00064mm，變形量很小，不會對軸的正常工作產(chǎn)生影響，故設(shè)計滿足要求。圖1.5履帶芯軸總形變Fig.1.5totaldeformationofconnectingshaft通過對等效應(yīng)力云圖1.6分析可知：承重輪軸的最大應(yīng)力集中在配合軸承段與機架連接處之間，最大應(yīng)力值為5.5045MPa，符合45號鋼的屈服極限要求：小于355MPa。圖1.6等效應(yīng)力云圖Figure1.6cloudchartofequivalentforce1.2.2驅(qū)動輪的有限元靜力學(xué)分析（1）驅(qū)動輪材料定義及網(wǎng)格劃分本設(shè)計中的驅(qū)動輪材質(zhì)為45號鋼，材料定義過程如上節(jié)所示，此處不再重復(fù)。在此次對驅(qū)動輪單元格劃分時不同于履帶芯軸自由網(wǎng)格劃分的方法，而是使用了生成的網(wǎng)格模型如圖1.7所示。劃分后的軸一共生成471665個單元，1875638個節(jié)點。圖1.7網(wǎng)格模型圖Figure1.7gridmodel（2）驅(qū)動輪受力分析和施加載荷通過對履帶行駛裝置工作過程及其原理進行分析可知驅(qū)動輪的受力情況為：驅(qū)動輪通過鍵與主動軸鏈接并傳遞動力，其撥齒與履帶板接觸并傳遞驅(qū)動力，以此帶動各節(jié)履帶使得機具能夠行駛。因此在施加載荷時，將驅(qū)動輪中心（圖中B處）固定，限制打塘軸x、y、z三個方向的自由度。之后根據(jù)上文計算的驅(qū)動輪的受力情況，在撥齒與履帶板的接觸面（圖中A處）加載一個載荷，如圖1.8所示。力的大小為800N，方向垂直接觸面并指向內(nèi)側(cè)。對驅(qū)動輪施加相應(yīng)的載荷之后，點擊Solve對驅(qū)動輪模型進行有限元靜力求解。圖1.8驅(qū)動輪受力加載Fig.1.8forceloadingofconnectingshaft（3）驅(qū)動輪有限元計算及結(jié)果分析對驅(qū)動輪進行有限元求解后，通過后處理器查看結(jié)果，分別得到總變形圖1.9和等效應(yīng)力云圖1.10，可以看到驅(qū)動輪受力后的變形和應(yīng)力集中部位。圖1.9中表現(xiàn)了驅(qū)動輪的形變情況，從圖中可知，最大變形出現(xiàn)在撥齒的頂端，最大總變形量為0.0105mm，變形量很小，不會對驅(qū)動輪的正常工作產(chǎn)生影響，故設(shè)計滿足要求。圖1.9驅(qū)動輪總形變Fig.1.9totaldeformationofconnectingshaft通過對等效應(yīng)力云圖1.10分析可知：驅(qū)動輪的最大應(yīng)力集中在軸與驅(qū)動輪進行鍵連接處，最大應(yīng)力值為25.815MPa，符合45號鋼的屈服極限要求：小于355MPa。圖1.10等效應(yīng)力云圖Figure1.10cloudchartofequivalentforce1.2.3主機架的有限元模態(tài)分析（1）主機架材料定義及網(wǎng)格劃分主機架設(shè)計采用的材料為Q253，在workbench材料庫中添加Q235的參數(shù):密度7.85g/cm3,泊松比0.25,楊氏模量206000MPa.如圖1.11所示。圖1.11添加材料參數(shù)圖Fig.1.1addingmaterialdiagram對主機架的單元格劃分采用自由網(wǎng)格劃分的方法，劃分后的軸一共生成1100136個單元，1819952個節(jié)點。如圖1.12所示。圖1.12網(wǎng)格模型圖Figure1.12gridmodel（2）六階模態(tài)分析接下來對機架的前六階振動模態(tài)進行仿真分析，判斷其在發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速及怠速狀態(tài)下是否發(fā)生共振。設(shè)置部件間的聯(lián)接方式為全局接觸，定義發(fā)動機為遠程質(zhì)量，剛性連接到上機架上，并設(shè)置上機架為固定約束做為頻率分析的邊界條件。如圖1.13所示。a.一階模態(tài)b.二階模態(tài)c.三階模態(tài)d.四階模態(tài)e.五階模態(tài)f.六階模態(tài)圖1.13機架各階模態(tài)下的URES合位移圖解Fig.1.13URESdisplacementofenginecarrierunderModaltypes解得機架的前六階振動模態(tài)，如表1.1所示。表1.1機架的前六階振動模態(tài)Table1.1Thefirstsixvibrationmodesoftheframe模態(tài)階數(shù)頻率（Hz）變形類型振動最大幅值（mm）160.204彎曲0.41632142.85彎曲0.65873156.19彎曲0.91324264.66彎曲0.95765312.64彎曲0.97846336.86彎曲1.0372為了避免產(chǎn)生共振，需要計算發(fā)動機在額定轉(zhuǎn)速時產(chǎn)生的振動頻率，計算公式如下：f=Mn/60（3-1）式中：f—振動頻率，（Hz）M—缸體數(shù)目，此處為1；n—發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速，（r/min）。由2.8