基于NX NASTRAN的旋耕刀轴结构与疲劳分析

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旋耕机械是中国主要耕作机具之-.在拖拉机的带动下完成土地平整作业，由于其切土、碎土能力强 、平整效果好 。并且耕层松软 、耕深合适 ，蓄水保墒能有效改善作物的生长环境 .十分适合现代农业精细化作业的要，求 近几年.随着大功率拖拉机的大范围推广应用 ，旋耕机朝着灭茬 、旋耕 、施肥和播种的综合化、大型化、高速化、轻量化迅速发展3j旋耕机刀轴在耕作过程中是主要的承载部件.它带动旋耕刀具高速旋转完成切土 、碎土等-系列的工作 ，并承受复杂的外力 (切削土壤的反作用力1、力矩f拖拉机输出功率产生的驱动扭矩1及各种冲击与振动。

其应力状态复杂 由于传统的农业机械设计方法周期长、耗资大，并且精确性低 ，只能根据简单的静力分析采用加大安全系数的方式进行设计.这造成了旋耕机大笨重的严重缺陷。针对以上问题 。本文采用 CAE软件 NX NASTRAN对刀轴模 型进行模态及疲劳 的仿真模拟与分析 .模拟实际载荷与约束.得到刀轴的固有频率与振型，预测刀轴最先失效的部位及疲劳寿命近几年随着保护性耕作的发展要求.本课题组研制的 1GBF-12A型秸秆条切条耕条播深施肥复合作业机不仅实现了水稻收割后小麦、油菜的条耕、深施肥、播种、覆土等-次性作业。而且实现了秸秆在未耕地露地越冬∩靠地解决稻秸秆还田的难题。该机复合作业功能强.可大大节省耕作能耗和作业成本 。

有效地调动农民实施稻秸秆还田的积极性1 理论分析1.1 模态分析理论刀轴在工作过程中受到周期性复杂载荷的作用 。

假如在标定转速 内发生强烈的共振将导致动力学性能急剧下降.就会致使刀轴过早出现疲劳。因此静力学校核已经不能满足设计要求 .有必要对刀轴进行模态分析。研究其振动特性.得到其固有频率和主振型。

同时模态分析也是其它动力学分析基础 振动系统是- 个非常复杂的弹性系统 .由弹性力学 的理论可以得到系统的线性分布有限元运动微分方程 ： 麟 ) (1)式中： 、C、K--系统的质量矩阵 、阻尼矩阵与刚收稿 日期：2012年9月 17日 修回日期：2013年 3月 1日基金项目：国家 十二五”农村领域国家科技计划课题 (2011BAD20B03)；江苏省产学研前瞻性项目 (BY2010130)；江苏省农机三新工程 (NJ2012-l1)；江苏省研究生创新基金 (CXLX11- 1002)第-作者 ：王洪亮 ，男 ，1987年生，山东淄博人 ，硕士研究生 ；研究方向为农业装备设计及材料检测。E-mail：wangh13056###126.corn 通讯作者 ：张瑞宏 ，男 ，1962年生 ，江苏扬州人 ，教授 、博导 ；研究方 向为农业装备设计 制造 。

第3期 王洪亮等：基于NX NASTRAN的旋耕刀轴结构与疲劳分析 辫 速为 290r/rain，动力输入轴为 600r/min.刀轴承受的可预测的冲击载荷的周期满足对固有频率的要求.可以有效 的避免 由传动系统及切削土壤对刀轴寿命及工作状况 的不良影响 前 2阶模态 的固有频率及振 幅基本相同。且最大变形量都位于刀轴管轴向的中部.两阶模态振动只是方向不同.分别为垂直方向与水平方向。除第七阶模态外 .其余的八阶模态相邻的两阶模态固有频率及 振幅也基本相 同 .只是振动 的方 向不同：第七阶模态为旋转 自振 。固有频率总的趋势是随着阶数的增加而增加，振幅除第-、第二与第七阶外各阶模态基本相同.但其应力是随着阶数的增加而增加的 刀轴的模态分析显示其动力学性能已经满足需求.但在后期的试验测试及优化设计过程中可根据不同耕作地区土壤的特殊要求进行结构或制作工艺的改进 。

如加入刀轴中间部位的支撑或对此处进行必要的热处理或机加工等都可有效的降低变形，提高刀轴的刚度。

3.2 刀轴的结构静载仿真分析与疲劳仿真分析旋耕机工作时.刀轴-方面带动旋耕刀具做回转运动切削土壤.另-方面随机具匀速前进.旋耕机具的工作阻力与拖拉机输出的功率平衡.克服各种阻力。

完成-系列的做功的过程 其中旋耕机工作阻力常用旋耕 比阻 Kr表示 .它与土壤的众多因素有关 .比如湿度、土质、含水量、秸秆残余量、刀具的形状与排列方式、耕深、耕速等 [8-1o]，-般情况下旋耕比阻 为120～160kPa。在特定的土壤和机具设计条件下，旋耕a1位移云图比阻 与拖拉机输出功率 的关系可用下式计算：Kr-式中： --旋耕比阻，KPa；- - 拖拉机输出功率 ：- - 耕作幅宽 。m：日--耕作深度 。m：- - 机具前进速度 .m/s。

机具前进速度为 4km/h，刀轴转速为 290fmin。若旋耕比阻 取 140kPa，则有 27.6kW，作用在刀轴上的功率 Wa23.46kW.刀轴的扭矩为 772.5N.m3.2.1 静载仿真结果的分析结构静力分析可用来简单校核轴在-定载荷工况下的变形与应力 ，获得最大的变形与应力 的部位 静力分析的有限元模型基本与模态分析模型相似 .只是在此基础上附加作用载荷 基本载荷有刀轴的输入扭矩、重力、离心力、刀具对刀轴的反作用力等。刀轴的设计 主要是考虑承受土壤对刀轴的反作用力和各种振动与冲击.而各种振动与冲击主要影响其动力学性能 .因此在静力分析中我们将作用载荷放大后只考虑旋耕刀对刀轴的反作用力对刀轴的影响 由于不同时刻不同位置的刀具对轴的作用力不相同.因此根据常规的设计方法将反作用扭矩载荷放大-倍并简化为在刀轴管上的均布载荷♀算结果见图4。

图 4 位移与应 力云图Fig.4 Displacement and stress nephogram从图 4可见 .零件最大的变形位于中部 .变形量为0.22mm：最大的应力部位在端部 ，大小为 65.4MPa。这样的结果与实际变形及应力分布结果相同由于旋耕机的工作环境恶劣 .根据常用的农业机械设计的安全准则将其安全系数取为 1.8.则需用应力 1130.5MPa，在该工况下零件所受 的应力小 于许用应力，故满足强度的使用要求。分析结果虽然满足力学理论及可靠性设计理论的要求.但理论安全系数过大，在考虑到严重冲击 、疲劳损坏与材料本身缺b1应力云图陷的情况下 .刀轴厚度很难进-步优化。

3.2.2 疲劳分析由于刀轴的疲劳失效主要是刀轴管的疲劳失效。

故对刀轴管单独进行疲劳分析是十分必要的 在线性静力学解算得到的应力与应变的基础上创建耐久性解算方案.进行多个载荷变量的疲劳分析.这样更加符合刀轴的实际工作状态 采用 1倍与 1.5倍正常半周期正弦函数应力值定义由解算的疲劳强度安全计算结果可得 ：所有单元中 国农 机化学报的应力安全因子 SSF值均大于 1.说明此零件的强度是足够的 打开节点标记显示开关 .最薄弱的节点为51 796，其 SSF为 33。

由解算的疲劳寿命计算结果可得：该轴上最薄弱的节 点 同 样 为 51 796.所 经 历 的循 环 次 数 为4.339E9.据此可估算刀轴在发生疲 劳裂纹前可工作的时间为 2.49E5h由解算的疲劳安全因子计算结果可得：在只考虑刀轴承受简化反作用载荷条件下最容易发生疲劳的部位在刀轴的两端.这主要与刀轴管受刀具带来的切削土壤 的冲击载荷性质决定的 .但此处也是刀轴零件的连接部位.属于薄弱部位.此部位可根据不同耕作地区的土壤参数进行加强结构及加工处理 根据材料的S-N曲线 .将分析结果与静力分析结果相 比较 ∩以发现此零件 的疲劳寿命分 布与 S-N曲线 是-致 的 。

计算结果也表明刀轴 的寿命也趋向于无限长[1 q4 结论11利用 NX NASTRAN对 刀轴 的模态 与静力 分析。得到刀轴的各阶固有频率、振幅与应力及其节点编号。通过对仿真结果分析 .最大的变形位于刀轴的中部.此处也是刀轴支撑点的薄弱点.可根据实际的田间工作及实验对其进行后期的加工处理或采用支撑结构 以提高其强度与刚度21在本机型旋耕刀轴 的线性静力 的基础上对刀轴进行疲劳寿命分析.得到该刀轴所受的应力应变状况及疲劳性能参数.其寿命为2.49E5h：发现刀轴疲劳破坏的薄弱点在两端部 .而此部位也是刀轴进行重要焊接的位置 .因此可需要对此部位进行强化处理这对以后不同机型的刀轴设计提供-种新的借鉴31本文采用 的方法对于轴类零件及部件的有限元分析具有重要的借鉴意义 这样可以在设计的初级阶段根据仿真结果对其进行静力学、动力学及疲劳性能进行分析与评估 .根据必要的条件进行结构及设计参数的优化 ，获得最优的设计结果 .完成轴类零件及部件的优化设计