0 引言
近年來,我國林果業生產突飛猛進,在果園苗木的培育與生產中,成品苗木被挖掘之后的打捆運輸工作也是苗木培育作業的重要環節之一.
果園環境比較惡劣,果園苗木捆扎機比工業捆扎機需要更高的可靠性與零部件的工作穩定性.捆扎接頭連接裝置是苗木捆扎機的核心部件,其可靠性直接決定著整機工作的穩定性與捆扎機捆扎接頭質量的好壞.因此,應對捆扎接頭連接裝置中的關鍵零部件進行優化設計,以使捆扎機在內部構造和可靠性等方面適應野外作業的要求.熱合板頂桿是捆扎接頭連接裝置中控制熱合板左右移動的裝置.捆扎機構完成捆扎帶的粘合動作之后,熱合板應及時退出,以防止由于捆扎帶的張緊作用使熱合板被卡死在導板中,導致捆扎機構無法繼續工作.熱合板頂桿在彈簧拉力的作用下,其應力、應變、位移及振動穩定性等物理量的分布和變化對熱合板頂桿的工作可靠性影響很大,故應對其進行相應的靜態分析和模態分析,以便為進一步優化提供理論依據和數據參考.
1 頂桿聯動機構及參數化特征模型
1. 1 頂桿聯動機構及工作原理
果園苗木捆扎機[1]的熱合板頂桿聯動機構是決定捆扎機工作可靠性和穩定性的重要部件.它主要是由熱合板、導板、凸輪軸、軸承座、頂桿軸、頂桿定位圈、頂桿及隔熱板等零部件組成,如圖 1 所示.
當捆扎帶接頭由燙頭粘合完成燙頭退出的同時,熱合板和隔熱板在頂桿頭部的撥動下在導板中滑動,頂桿按照凸輪輪廓曲線繞頂桿軸轉動,從而配合捆扎機其它裝置完成苗木捆扎工作.
1. 2 頂桿參數化特征模型
Pro / E 與有限元軟件 ANSYS Workbench 具有良好的兼容性[2],故本文使用 Pro/E 按照熱合板頂桿的實際尺寸建立其三維模型,如圖 2 所示; 然后,通過第 3方格式導入 ANSYS Workbench 中進行相關分析; 建模時,為了便于計算機分析,把模型進行簡化,忽略倒角、圓角及小圓孔等特征.
2 頂桿的靜力學分析
線性靜力結構分析用來分析結構在給定靜力載荷作用下的響應[3].其數學模型是經典力學理論中的動力學通用方程的簡化,即
[K]{ x} = { F}
其中,[K]是剛度矩陣; { x} 是節點位移矢量;{ F} 是力矢量.
為確保其分析結果的正確性,分析時應當滿足以下基本假設: ①頂桿材料滿足線彈性和小變形理論; ②不考慮隨時間變化的載荷及慣性\\( 如質量、阻尼等\\) 的影響; ③不考慮溫度對頂桿材料的影響.
2. 1 頂桿模型前處理
2. 1. 1 導入幾何模型并設置材料屬性利用 Pro/E 與 ANSYS12. 1 的數據接口將熱合板頂桿模型導入 ANSYS Workbench 中,進入靜力分析Static Structural 模塊,如圖 3 所示.
設置單位為 mm、kg、N、s.熱合板頂桿的材料為HT250,密度為 7. 2×10^-6kg / mmm3,楊氏模量為 1. 2×10^11N / m2,泊松比為 0. 25,最小抗拉強度為 250MPa.
2. 1. 2 模型網格劃分
進入 ANSYS Workbench 的 Model 環境,為熱合板頂桿劃分網格.Hex Dominant 網格劃分法能夠獲得較好的網格單元,故采用 Hex Dominant 法進行網格劃分.Relevance 設置為 100,Relevance Center 為 Fine,網格劃分生成 35 716 個節點、9 992 個單元,如圖 4 所示.
2. 1. 3 施加載荷及約束
對熱合板頂桿聯動機構進行運動仿真,以確定熱合板頂桿運動的極限位置,進而為計算其最大受力點提供依據.凸輪軸轉速為 1. 5s/rad,故以 1. 5s 為運動周期進行機構運動仿真.仿真曲線如圖 5 所示.
由運動曲線可知: 當熱合板頂桿控制凸輪的運動角轉到 312°時,凸輪從動件即熱合板頂桿到達極限位置; 同時,熱合板運動曲線在 1. 3s 左右時,熱合板也運動到單側極限位置,此時頂桿彈簧拉力最大,故以此時刻的拉力值作為載荷輸入到有限元仿真環境中.
經測量,載荷\\( Loads\\) 為力載荷\\( Force\\) 98N,并以分量\\( Components\\) 的形式施加到熱合板頂桿上,載荷方向與 Z 軸負方向成 15°角.由工程力學相關理論可知,載荷各分量分別為: X=25.364N,Y=0,Z=-94.661N.
根據熱合板頂桿聯動機構中各零部件的相互運動關系,對熱合板頂桿施加約束邊界條件.分別對頂桿固定孔和滾子螺栓固定孔執行固定約束\\( FixedSupport\\) ,載荷和約束施加情況如圖 6 所示.
2. 2 模型求解及分析結果
結果 Solution 主要對熱合板頂桿的等效應力\\( E-quivalent Stress \\) 、等 效 彈 性 應 變 \\( Equivalent ElasticStrain\\) ,全位移\\( Total Deformation\\) 進行分析[2].
分析結果顯示: 熱合板頂桿所受的主要應力范圍為 2. 915 3e-7 ~0. 096 741MPa,最大應力主要集中在頂桿和彈簧螺栓連接處,如圖 7 所示; 最大彈性應變為4. 6067e-7,位于彈簧螺栓孔附近; 最大位移位于頂桿頭部,如圖 8 所示,最大值為 0. 005 338 6mm.
熱合 板 頂 桿 所 用 HT250 的 最 小 抗 拉 強 度 為250MPa,遠遠大于熱合板頂桿在最大固定載荷作用下的應力值,故結構強度能夠滿足使用要求.
3 頂桿的模態分析
模態分析主要用于確定機器部件或設計機構的振動特性[4]\\( 即固有頻率和振型\\) ,是動態載荷結構設計中的主要參數.結構振動可以表達為各階振型的線性疊加[4],其中低階振型比高階振型對結構的振動影響大,隨著階次的升高影響急劇減小.
根據 ANSYS Workbench 有限元分析軟件的計算結果,提取其前 6 階的固有頻率和振型如表 1 所示.
各階振型云圖如圖 9 所示.
根據振動理論,熱合板頂桿振動過程中的能量主要集中于 1、2 階頻率處.由表 1 中振型可知,彎曲變形是熱合板頂桿主要的振動破壞形式.
根據轉速和頻率的關系有
n = 60f
其中,n 為轉速,r/min; f 為頻率,Hz.由公式可得熱合板頂桿的臨界轉速,如表 2 所示.
由表 2 可知: 1 階固有頻率所對應的轉速 616. 08r/min 即為熱合板頂桿的 1 階臨界轉速; 而該頂桿的最高工作轉 速 為 40r/min,遠 低 于 其 1 階 臨 界 轉 速 的93. 5% .故該頂桿的工作轉速是安全的,有效避免了共振的發生.
4 結論
通過對果園苗木捆扎機上的關鍵結構熱合板頂桿進行有限元靜動態性能分析,確認了頂桿的受力和變形完全在材料可以接受的范圍內,頂桿的轉速符合模態特性的要求,不會與捆扎機主體發生共振破壞,符合工作要求.此外,通過對熱合板頂桿模態振型的分析可知,彎曲振動是頂桿發生破壞的主要形式,為進一步優化設計、提高整機性能提供了數據參考.
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