可調(diào)行距高速插秧機(jī)移箱機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

熊　瑋，朱德泉,，王延慶，武立權(quán)，蔣　銳

(1.安徽農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，合肥　230036；2.安徽省糧食作物協(xié)同創(chuàng)新中心，合肥　230036)

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可調(diào)行距高速插秧機(jī)移箱機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

熊瑋1，朱德泉1,2，王延慶1，武立權(quán)2，蔣銳1

(1.安徽農(nóng)業(yè)大學(xué) 工學(xué)院，合肥230036；2.安徽省糧食作物協(xié)同創(chuàng)新中心，合肥230036)

摘要：移箱機(jī)構(gòu)是可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)的重要部件，其工作可靠性直接關(guān)系到栽植臂的取秧量，對整個(gè)插秧機(jī)工作性能有著重要影響。為此,通過對現(xiàn)有移箱機(jī)構(gòu)的研究與分析，設(shè)計(jì)一種可調(diào)行距高速水稻插秧移箱機(jī)構(gòu)。運(yùn)用三維軟件對轉(zhuǎn)子和螺旋軸等核心零部件進(jìn)行實(shí)體建模，通過動(dòng)力學(xué)分析軟件對其進(jìn)行虛擬仿真，得出轉(zhuǎn)子與不同過渡曲線的螺旋軸在運(yùn)動(dòng)過程中的接觸力曲線圖，并運(yùn)用有限元分析軟件對正弦過渡曲線的螺旋軸進(jìn)行強(qiáng)度校核。最后運(yùn)用多學(xué)科優(yōu)化方法對移箱機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)子進(jìn)行優(yōu)化。結(jié)果表明：優(yōu)化后的轉(zhuǎn)子最大應(yīng)力降低21.8%，移箱機(jī)構(gòu)滿足可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)工作性能要求。

關(guān)鍵詞：可調(diào)行距；移箱機(jī)構(gòu)；虛擬仿真；多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化

0引言

我國水稻種植區(qū)域分布廣泛，不同水稻種植區(qū)域的氣候、土壤和種植制度各不相同，水稻品種類型差異較大；即使同一區(qū)域，種植的水稻類型和品種也較多，機(jī)械化插秧的密度和行距也各不相同[1-2]。目前，市場上的固定行距插秧機(jī)不能根據(jù)所需的農(nóng)藝要求對插秧行距進(jìn)行調(diào)整，遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足水稻生產(chǎn)要求。因此，設(shè)計(jì)插秧行距可以調(diào)節(jié)的高速水稻插秧機(jī)對實(shí)現(xiàn)我國水稻種植地區(qū)的機(jī)械化、輕簡化和規(guī)模化，保證水稻高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)、減少病蟲害和農(nóng)業(yè)可持續(xù)發(fā)展有著非常重要的意義[2]。

移箱機(jī)構(gòu)是可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)的重要部件，其工作可靠性直接影響整個(gè)插秧機(jī)工作性能，對研制可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)至關(guān)重要。因此，應(yīng)用動(dòng)力學(xué)分析方法與多學(xué)科優(yōu)化手段對轉(zhuǎn)子、滑套和螺旋軸等核心部件進(jìn)行了虛擬仿真與優(yōu)化。

1總體結(jié)構(gòu)與工作原理

可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)移箱機(jī)構(gòu)主要由轉(zhuǎn)子、滑套和螺旋軸等3部分構(gòu)成，如圖1所示?；装惭b在螺旋軸外徑上，螺旋軸的左端與插秧機(jī)動(dòng)力傳動(dòng)齒輪軸相鏈接，而右端則固定在后面機(jī)架上；滑套的上端分布著與轉(zhuǎn)子相配合的圓孔，轉(zhuǎn)子的下面圓弧尖角夾在螺旋軸的雙八字螺旋槽內(nèi)，通過聯(lián)接件將滑套與秧箱固定在一起。工作時(shí)，螺旋軸在驅(qū)動(dòng)力的作用下轉(zhuǎn)動(dòng)，使轉(zhuǎn)子在螺旋槽內(nèi)做左右橫向往復(fù)移動(dòng)，轉(zhuǎn)子的移動(dòng)帶動(dòng)滑套同步移動(dòng)，從而使秧箱作左右往復(fù)移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)了插秧機(jī)秧箱的橫向送秧功能。轉(zhuǎn)子左右橫向移動(dòng)的距離即是秧箱左右橫向移動(dòng)的距離[3-4]。

1.螺旋軸　2. 滑套　3. 轉(zhuǎn)子

2受力分析

轉(zhuǎn)子是移箱機(jī)構(gòu)的重要組成部件之一，起著承上啟下的作用，并最終將力和運(yùn)動(dòng)從螺旋軸傳遞給秧箱。因此，對轉(zhuǎn)子進(jìn)行受力分析是很有必要的[5]。當(dāng)插秧機(jī)作業(yè)時(shí)，螺旋軸在驅(qū)動(dòng)力的作用下，驅(qū)動(dòng)著轉(zhuǎn)子橫向左右移動(dòng)時(shí)，此時(shí)以轉(zhuǎn)子為研究對象，進(jìn)行受力分析，如圖2所示。圖2中：v為轉(zhuǎn)子橫向移動(dòng)速度(m/s)；G為轉(zhuǎn)子受到的重力(kg)；N為轉(zhuǎn)子受到的支持力(N)；Q1為螺旋槽對轉(zhuǎn)子z方向的作用力(N)；Q2為螺旋槽對轉(zhuǎn)子x方向的作用力(N)；Q3為轉(zhuǎn)子受到滑套y方向的作用力(N)；Fx為滑套對轉(zhuǎn)子x方向的平衡力(N)；Fy為滑套對轉(zhuǎn)子y方向的平衡力(N)；Fz為滑套對轉(zhuǎn)子z方向的平衡力(N)；M為轉(zhuǎn)子受到螺旋槽的力矩(N·mm)；Q為Q1、Q2和Q3的合力(N)；f為轉(zhuǎn)子在運(yùn)動(dòng)過程中所受的摩擦力(N)。

圖2　移箱機(jī)構(gòu)受力分析圖

由上述分析可知，轉(zhuǎn)子只允許在x軸方向進(jìn)行水平左右往復(fù)運(yùn)動(dòng)和繞軸z軸方向上的轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)轉(zhuǎn)子通過過渡連接槽運(yùn)動(dòng)到螺旋軸兩端反向螺旋軸槽時(shí)，z軸方向的旋轉(zhuǎn)自由度起到換向的作用，可以實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)子在螺旋軸上實(shí)現(xiàn)往復(fù)變向移動(dòng)，帶動(dòng)秧箱移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)橫向送秧的功能[6-7]。

3螺旋軸設(shè)計(jì)

3.1　螺旋軸參數(shù)設(shè)計(jì)

螺旋軸是整個(gè)移箱機(jī)構(gòu)的核心部件，而且也是受力最大的部件。為了防止螺旋軸的斷裂，需要通過校核輸出端的最小軸徑尺寸，且螺旋軸承受的彎矩不大。因此，可按需用切應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算[8-10]。假設(shè)螺旋軸工作時(shí)，受到扭矩為T，則螺旋軸所受扭剪應(yīng)力為

(1)

由式(1)得出

(2)

式中τT—扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力(MPa)；

T—軸所受的扭矩(N·mm)；

WT—軸的抗扭截面系數(shù)(mm3)；

n—軸的轉(zhuǎn)速(r/min)；

P—軸傳遞的功率(kW)；

d——軸截面直徑(mm)；

[τT] ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力(MPa)。

螺旋軸材料為40Cr，取[τT]=45MPa；由文獻(xiàn)[5]知：C=102，P=0.22kW，n=360r/min，并考慮鍵槽的影響，代入式(2)得16≤d≤22mm。

為保證移箱機(jī)構(gòu)準(zhǔn)確、均勻送秧，使得秧苗沿水平方向移動(dòng)，在豎直方向使秧苗連續(xù)地向取秧口補(bǔ)充，則每次秧苗橫向傳送的寬度應(yīng)與秧爪所能抓取的秧苗寬度相對應(yīng)，以免取秧過程中，秧爪抓到秧箱的內(nèi)壁，使秧箱和秧爪受到損壞。因此，應(yīng)根據(jù)插秧行距設(shè)計(jì)移箱機(jī)構(gòu)螺旋軸的結(jié)構(gòu)參數(shù)。由于可調(diào)行距高速水稻插秧機(jī)最小行距為200mm，所以螺旋軸參數(shù)依據(jù)插秧行距200mm設(shè)計(jì)。

假設(shè)移箱機(jī)構(gòu)一個(gè)單行程內(nèi)的取秧次數(shù)為ns，秧爪寬度為b0，△為調(diào)整寬度，δ為秧箱隔斷寬度，Δbs為秧箱與秧爪的側(cè)向間隙，θt為螺旋軸凸輪轉(zhuǎn)角，螺旋軸中徑為D中。

秧箱橫向每次送秧移動(dòng)距離b為

b=b0+△

(3)

移箱內(nèi)寬Bs為

Bs=200-δ

(4)

每一行程移箱的額定總次數(shù)ns為

(5)

螺旋軸螺旋升角α為

(6)

由式(6)得

(7)

代入數(shù)據(jù)得α為16.14°。

根據(jù)實(shí)驗(yàn)可知，螺旋軸升角過小，會(huì)導(dǎo)致傳動(dòng)效率太低；但也不能過大，否則會(huì)產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。所以，設(shè)計(jì)的螺旋軸最大螺旋升角應(yīng)滿足材料相對應(yīng)的最大螺旋升角的要求。即最大升角αmax為38°[4]。本文螺旋軸螺旋升角α≤αmax，滿足最大螺旋升角的設(shè)計(jì)要求。通過上述設(shè)計(jì)得到移箱機(jī)構(gòu)參數(shù)，如表1所示。

表1　螺旋軸設(shè)計(jì)參數(shù)表

3.2　螺旋軸過渡曲線確定

螺旋軸由兩條旋向相反的螺旋槽組成，螺旋軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，帶動(dòng)從動(dòng)件轉(zhuǎn)子在其螺旋槽內(nèi)做平行于螺旋軸線的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。隨著插秧機(jī)工作速度的提高，移箱機(jī)構(gòu)螺旋軸上兩條旋向相反的螺旋槽在軸端的轉(zhuǎn)向過渡曲線與轉(zhuǎn)子的沖擊和磨損加劇，常常嚴(yán)重影響水稻插秧機(jī)的正常工作情況[5]。因此，設(shè)計(jì)選擇合適的過渡曲線對，可以有效地減少從動(dòng)件的振動(dòng)、沖擊和磨損，從而改善移箱機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)性能。以普通圓弧和拋物線作為過渡曲線如圖3和圖4所示。

圖3　普通圓弧過渡曲線　　 圖4　拋物線過渡曲線

以正弦函數(shù)為過渡曲線，展開圖如圖5所示。

圖5正弦函數(shù)過渡曲線展開圖

分別以圓弧、拋物線、正弦3種不同的曲線作為過渡曲線，利用CATIA軟件創(chuàng)建3種不同過渡曲線螺旋軸實(shí)體建模，運(yùn)用ADAMS軟件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，得到螺旋軸與轉(zhuǎn)子的接觸力，如圖6所示。

由圖6可知：以正弦過渡曲線為過渡曲線的螺旋軸在回轉(zhuǎn)時(shí)受到的碰撞力較小，從而轉(zhuǎn)子和螺旋軸的磨損較小。因此，本文選擇的螺旋軸雙向螺旋槽之間的過渡曲線為正弦過渡曲線。

(a)　圓弧過渡曲線

(b)　拋物線過渡曲線

(c)　正弦過渡曲線

3.3　螺旋軸模態(tài)分析

根據(jù)機(jī)械振動(dòng)理論，螺旋軸屬于連續(xù)系統(tǒng)且可以將其近似看作一個(gè)單位長度質(zhì)量相同且軸兩端固定的細(xì)弦支撐結(jié)構(gòu)[11]。

設(shè)螺旋軸單位長度質(zhì)量為ρ(x)、橫向分布力為f(x)、張緊力為T(x,t)，可知螺旋軸的橫向位移振動(dòng)函數(shù)為y=y(x,t)。根據(jù)機(jī)械振動(dòng)原理和牛頓定律得到

(8)

螺旋軸的邊界條件為y(0,t)=y(L,t)=0，L為螺旋軸總長。

經(jīng)過計(jì)算化簡，整理得到螺旋軸的特征方程為

(9)

固有頻率為

(10)

最終得到螺旋軸模態(tài)系統(tǒng)的振型函數(shù)為

(11)

為改善移箱機(jī)構(gòu)工作狀況、降低噪聲及振動(dòng)，對螺旋軸進(jìn)行模態(tài)分析，并對其的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究和分析。

在有限元分析軟件ANSYS Workbench中鍵入模態(tài)分析(MODAL)截面、添加螺旋軸的材料屬性、進(jìn)行模型網(wǎng)格劃分，分析階數(shù)為5。根據(jù)螺旋軸實(shí)際工作狀況，對其添加約束，通過求解得到分析結(jié)果，如表2所示。

表2　各階模態(tài)分析結(jié)果

續(xù)表2

激振頻率為

(12)

其中，ωn為螺旋軸轉(zhuǎn)速(r/min)。

設(shè)計(jì)的螺旋軸工作轉(zhuǎn)速n為360r/min，代入式(12)得fn為6Hz。由此可知，螺旋軸在工作狀態(tài)下的激振頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其的第1階固有頻率，因此所設(shè)計(jì)螺旋軸在正常工作情況下不會(huì)發(fā)生共振等現(xiàn)象，符合螺旋軸設(shè)計(jì)的要求。

3.4　螺旋軸強(qiáng)度分析

與市場上最常見的行距為300mm高速插秧機(jī)相比，設(shè)計(jì)螺旋軸導(dǎo)程變小、螺旋槽總長縮短，使秧箱橫向移動(dòng)速度加快，頻率增大，為保證所設(shè)計(jì)螺旋軸工作性能良好，對其進(jìn)行強(qiáng)度分析十分必要。

利用ANSYS Workbench對螺旋軸進(jìn)行強(qiáng)度分析，建立螺旋軸的三維模型后導(dǎo)入有限元分析軟件中。建立靜力學(xué)分析(Static Structural)，添加材料屬性40Cr(密度ρ=7 820kg/m3，彈性模量E=2.068e11Pa，泊松比μ=0.29)，劃分網(wǎng)格，添加載荷和約束。求解得到螺旋軸總位移圖、應(yīng)力分布圖和等效應(yīng)力圖分別如圖7(b)、(c)、(d)所示。

(a)　螺旋軸網(wǎng)格劃分　 　　　(b)　螺旋軸總位移

(c)　螺旋軸應(yīng)力分布　　　　 (d)　螺旋軸等效應(yīng)力

由強(qiáng)度分析得：螺旋軸總位移為0.133 47mm，位移較小；最大分布應(yīng)力為21.117MPa，最大等效應(yīng)力為20.156MPa，均小于40Cr的屈服應(yīng)力[σs]=785MPa。因此，設(shè)計(jì)的螺旋軸符合強(qiáng)度條件。

4轉(zhuǎn)子優(yōu)化設(shè)計(jì)

4.1　轉(zhuǎn)子靜力學(xué)分析

考慮到轉(zhuǎn)子既要有一定強(qiáng)度，又受到一定沖擊載荷，因此轉(zhuǎn)子材料采用45號鋼，并進(jìn)行表面硬化處理。運(yùn)用ABAQUS軟件，對轉(zhuǎn)子進(jìn)行靜力學(xué)分析，定義材料屬性，劃分網(wǎng)格，添加載荷和邊界條件，并通過求解得到其應(yīng)力圖，如圖8所示。

圖8　轉(zhuǎn)子應(yīng)力圖

轉(zhuǎn)子在螺旋軸上做左右直線運(yùn)動(dòng)，在過渡回轉(zhuǎn)軌道處，螺旋軸與轉(zhuǎn)子的最大接觸力達(dá)4000N，同時(shí)轉(zhuǎn)子還受到滑套給它的反作用力和秧箱對轉(zhuǎn)子的壓力。由應(yīng)力圖可知：轉(zhuǎn)子的最大應(yīng)力可以達(dá)到218MPa。

4.2　轉(zhuǎn)子的優(yōu)化

通過對轉(zhuǎn)子的應(yīng)力求解，發(fā)現(xiàn)雖然采用了正弦過渡曲線螺旋軸，但轉(zhuǎn)子與螺旋軸之間的碰撞力依然很大，達(dá)4 000N。由于轉(zhuǎn)子的尺寸較小，導(dǎo)致應(yīng)力較大，甚至可導(dǎo)致轉(zhuǎn)子在交變應(yīng)力下發(fā)生破壞，影響插秧機(jī)的正常工作。為保證插秧機(jī)工作的穩(wěn)定性，必須設(shè)計(jì)出性能更佳的轉(zhuǎn)子。本設(shè)計(jì)運(yùn)用多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化(Multidisciplinary Design Optimization)方法對轉(zhuǎn)子進(jìn)行優(yōu)化[12-15]，通過集成優(yōu)化平臺(tái)進(jìn)行計(jì)算。首先對轉(zhuǎn)子進(jìn)行參數(shù)化，如圖9所示。

圖9　 轉(zhuǎn)子參數(shù)

設(shè)計(jì)變量為

X={d1，d2，d3，d4，d5，d6，d7，d8，d9，d10，d11，d12，d13}

根據(jù)移箱機(jī)構(gòu)的裝配尺寸，對自變量進(jìn)行約束，約束條件為

{2.8≤d1≤3 ；7.2≤d2≤8.25；1.5≤d3≤2.5 ；6≤d4≤8 ；7≤d5≤9；8≤d6≤10；21≤d7≤23；2.5≤d8≤3.9；3.5≤d9≤4；6.3≤d10≤6.8；0.75≤d11≤1.25；24≤d12≤26 ；8≤d13≤10}

優(yōu)化目標(biāo)：轉(zhuǎn)子的最大應(yīng)力S最小，即求Smin。

運(yùn)用多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化軟件ISIGHT集成CATIA和ABAQUS，對轉(zhuǎn)子的最大應(yīng)力進(jìn)行優(yōu)化，使得最大應(yīng)力最小，經(jīng)過迭代30次后的優(yōu)化結(jié)果如圖10所示。

從優(yōu)化結(jié)果可得：d6、d7、d10、d12對轉(zhuǎn)子應(yīng)力影響較大；經(jīng)過優(yōu)化后的轉(zhuǎn)子最大應(yīng)力由原來的218MPa，降到179MPa，轉(zhuǎn)子的力學(xué)性能得到了明顯的改善。

圖10　優(yōu)化結(jié)果

5結(jié)論

設(shè)計(jì)了一種適用于可調(diào)寬窄行水稻高速插秧機(jī)的移箱機(jī)構(gòu)，通過CATIA軟件進(jìn)行了實(shí)體建模，并通過ADAMS軟件對3種不同過渡曲線螺旋軸進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)分析，確定了適宜過渡曲線。同時(shí)，運(yùn)用有限元方法對轉(zhuǎn)子進(jìn)行靜力學(xué)分析，得出轉(zhuǎn)子的應(yīng)力，并利用多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化方法對轉(zhuǎn)子進(jìn)行優(yōu)化。本文設(shè)計(jì)的正弦過渡曲線螺旋軸，結(jié)構(gòu)簡單緊湊、質(zhì)量小，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)子在螺旋槽內(nèi)移動(dòng)到兩端時(shí)能夠純機(jī)械式的自動(dòng)換向，無需間斷，保證了插秧機(jī)送秧過程的連續(xù)性，提高移箱機(jī)構(gòu)的工作性能。

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Xiong Wei1, Zhu Dequan1,2, Wang Yanqing1, Wu Liquan2, Jiang Rui1

(1.School of Engineering, Anhui Agricultural University, Hefei 230036,China; 2. Anhui Province Center of Cooperative Innovation for Crop, Hefei 230036, China)

Abstract：The seedling box mover is an important part of space-adjustable high speed rice transplanter and its operational reliability influences the pinching amount of planting arms and working performances of the transplanter. The existing seedling box mover was researched and analyzed to design a new seedling box mover for space-adjustable high speed rice transplanter. Core components such as rotor, sliding sleeve and screw shaft were modeled by three-dimension software and were simulated virtually by dynamic software to obtain the contact force curves between the rotor and the screw shaft with different transition curves. The screw shaft with sine transition curve was analyzed by finite element analyzing software. The rotor of seedling box mover was optimized by multidisciplinary design optimization method eventually. The result showed that the maximum stress of optimized rotor has reduced 21.8% and optimized seedling box mover has met the performance demand of space-adjustable high speed rice transplanter.

Key words：space-adjustable； seedling box mover； virtual simulation； multidisciplinary design optimization

中圖分類號：S223.91;TH122

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號：1003-188X(2016)09-0165-06

作者簡介：熊瑋(1990-)，女，安徽馬鞍山人，碩士研究生，(E-mail)137257769@qq.com。通訊作者：朱德泉(1969-)，男，安徽天長人，教授，博士，(E-mail)zhudequan@ahau.edu.cn。

基金項(xiàng)目：國家農(nóng)業(yè)科技成果轉(zhuǎn)化項(xiàng)目(2014C30000162)；“十二五”農(nóng)村領(lǐng)域國家科技計(jì)劃課題(2011BAD16B06)

收稿日期：2015-09-06