偏心振動壓實式筑埂機的設計

蔡 昊，劉明勇，胡成龍，謝柏林

(1 湖北工業(yè)大學機械工程學院， 湖北 武漢 430068； 2 湖北省農業(yè)機械工程研究設計院， 湖北 武漢 430068)

國內外對筑埂機的研究，從20世紀60年代起就已經有了一定的成果[1-5]。70年代初，大正公司研制出了一種水田抹埂機，其抹埂葉片軸與水平方向成60°夾角，以便抹埂葉片將泥土送至筑埂處[6]。80至90年代日本佐木公司設計出RBC300筑埂機[7]，其最大特點為修埂效率極高，缺點是不能修筑新埂。20世紀末，佐木公司在RBC300基礎上改進生產的EF330V水田筑埂機[8]，可通過操控手柄來確保筑埂機的作業(yè)直線度，從而使所筑田埂均勻一致。2011年，關振君團隊設計出的 DTZG-01型稻田筑埂機[9]，運用對田埂的間歇式拍打來實現(xiàn)對土埂堅實度的強化，但堅實度提升程度較低。2013年，王金峰團隊自主研發(fā)設計出懸掛式筑埂機[10]，該筑埂機最大特點在于能夠實現(xiàn)180°翻轉筑埂，優(yōu)化了在田間轉角等位置的筑埂作業(yè)。2013年，趙麗萍團隊發(fā)明了一種新型整地筑埂聯(lián)合作業(yè)機[11]和并列雙軸整地筑埂聯(lián)合作業(yè)機[12]，其最大特點為可以同時完成筑埂和整地雙重作業(yè)。2018年，劉明勇團隊研發(fā)出的羽片疊壓式筑埂機[13]在鎮(zhèn)壓滾筒的兩側采用了羽片疊壓式排列，在鎮(zhèn)壓滾筒轉動過程中實現(xiàn)了對所筑田埂兩側拍打壓實筑埂，但其所筑田埂堅實度仍不理想。

以上筑埂機多為單邊筑埂、多功能作業(yè)筑埂機，部分筑埂機即使有對鎮(zhèn)壓筑埂裝置的設計優(yōu)化，但由于結構簡單等因素，其所筑田埂堅實度效果仍然不佳。本文針對上述現(xiàn)狀，設計出一種偏心振動壓實式筑埂機，整機結構設計合理，采用偏心振動壓實裝置對土壤進行鎮(zhèn)壓成型，相比傳統(tǒng)筑埂機實現(xiàn)了對田埂的進一步壓實。

1 筑埂機總體設計方案

1.1 整機結構及其工作原理

偏心振動壓實式筑埂機主要由三點懸掛裝置、旋耕集土裝置、偏心振動筑埂裝置以及機架組成(圖1)。

1-三點牽引架；2-液壓缸；3-兩根牽引架連桿；4-螺栓鉸鏈；5-動力輸入軸；6-錐齒輪轉向箱軸；7-旋耕軸；8-左右鏈輪箱；9-旋耕刀軸；10-后齒輪箱；11-鏈輪軸；12-鏈傳動；13-鎮(zhèn)壓圓筒圖 1 整機三維結構

圖1中，三點懸掛裝置主要由三點牽引架1、液壓缸2、兩根牽引架連桿3以及螺栓鉸鏈4組成，與拖拉機后端相互連接可靈活調節(jié)筑埂機相對于拖拉機的作業(yè)位置。作業(yè)前，拖拉機的后方與三點牽引架1連接，從而使拖拉機在前進的同時帶動筑埂機前進作業(yè)，通過液壓缸2的伸縮來使兩根牽引架連桿3繞著4個螺栓鉸鏈4旋轉，從而達到調整筑埂機作業(yè)位置的目的。

筑埂機的動力源于拖拉機后方的輸出軸，與動力輸入軸5通過萬向節(jié)連接，從而將動力傳入筑埂機實現(xiàn)筑埂工作， 動力輸入軸5首先通過錐齒輪轉向箱6將一部分動力傳給旋耕軸7從而帶動旋耕集土裝置工作，同時前齒輪箱6將一部分動力傳給后齒輪箱10，為后方的偏心振動壓實裝置提供動力。

旋耕集土裝置如圖2所示。動力經過前齒輪箱6后，帶動軸7轉動，通過左右兩個鏈輪箱8將動力通過鏈傳動傳到下方的旋耕刀軸9，旋耕刀軸9帶動旋耕刀從而實現(xiàn)旋耕集土作業(yè)。而液壓缸14的作用則是可以靈活調節(jié)旋耕作業(yè)時的旋耕深度。

1-動力輸入軸;2-錐齒輪轉向箱軸;3-旋耕軸；4-左右鏈輪箱;5-旋耕刀軸;6-液壓缸圖 2 旋耕集土裝置三維結構

偏心振動壓實裝置如圖3所示。 動力源傳到后齒輪箱10后，通過鏈傳動12帶動振動軸17的轉動，從而帶動羽片架18與鎮(zhèn)壓圓筒13轉動，其內部則通過行星輪系23對有偏心質量塊22的中心軸21加速轉動。在中心軸21轉動的過程中，由于偏心質量塊22的存在而產生離心力，最后在左右兩個彈簧振動裝置的作用下完成振動筑埂作業(yè)。

圖4為彈簧振動裝置結構示意圖。彈簧振動裝置由24振動塊、上下彈簧25以及固定上下彈簧的彈簧架26構成，其中偏心振動壓實裝置的鏈輪套筒軸17與振動24塊的左端形成圓柱副連接，而振動塊24的右端與鏈輪軸固定板15的后端形成鉸鏈連接。當偏心振動壓實裝置產生振動時，鏈輪套筒軸17會帶動振動塊24在彈簧架26中上下振動，同時右端的鏈輪固定板15保障了偏心振動壓實裝置的鏈傳動的兩軸距離，從而保障了鏈傳動的穩(wěn)定性。

(a)偏心振動壓實滾筒三維結構

(b)彈簧振動結構1-后齒輪箱;2-鏈輪軸;3-鏈傳動;4-鏈輪軸固定板；5-固定塊;6-振動軸;7-羽片架;8-偏心左軸;9-左振動塊；10-中心軸;11-偏心質量塊;12-行星輪系;13-后齒輪箱；14-鏈輪軸;15-鏈傳動;16-鏈輪軸固定板；17-固定塊;18-振動軸圖 3 偏心振動壓實裝置

1-鏈輪軸固定板;2-振動軸;3-彈簧架；4-上下彈簧;5-振動塊圖 4 彈簧振動裝置

1.2 中心軸的理論設計與校核

偏心振動壓實裝置的中心軸采用兩端為軸承支承，中心軸的動力來源為最右端連接著的中心齒輪，中心軸的中部固連了一個同心偏心質量塊。由于偏心力的存在，需要對中心軸工作時的可靠性進行校核。中心軸的裝配關系如圖5a所示，受力簡圖如圖5b所示。

圖 5 中心軸

該中心軸無特殊要求，因而選用調質處理的45號鋼。由機械設計手冊查得σb=640 MPa，中心軸在B界面的設計直徑為60 mm，偏心質量塊為10 kg，轉速為1 r/s。由圖8可知，B所在截面為危險截面，其所受得力為彎扭合成，需對此截面進行校核分析。

偏心軸轉動時所受轉矩

T=Jω

(4)

式中：J為轉動慣量;ω表示角速度為2π, rad/s;偏心軸的轉動慣量

(5)

其中：m為軸的質量(20 kg)，M為偏心塊的質量(10 kg)，r為軸的回轉半徑(30 mm)，R為偏心塊的回轉半徑(45 mm)。將式(5)代入式(4)得轉矩T=23640 N/mm。

偏心塊轉動所產生得偏心力

F=mω2r=10×(2π)2×0.045=568 N

(6)

產生得彎矩

Mp=0.5F×lAB=76670 N/mm

(7)

因為是單向回轉，所以牛展切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數K=0.6。

按第三強度理論計算彎曲應力

(8)

中心軸,危險截面B的直徑為6 0 mm，而實際中心軸

(9)

所以中心軸的設計完全符合工作要求。

使用solidwork中的simulation插件對中心軸在偏心質量塊為10 kg、轉速為1 r/s的載荷條件下進行靜力學分析，將中心軸材料設置為45號鋼，偏心塊的材料設為普通碳鋼，約束設置如圖7所示，施加工作載荷的結果見圖6。

(a)應力

(b)變形圖 6 中心軸應力與變形

由圖6可看出，偏心軸在施加最大載荷時，應力變化較小，與理論分析相吻合，在轉動時，偏心質量塊的最外圈位移最大，為0.025 mm，根據機械設計手冊查得小于其材料的屈服力和許用變形量。綜合以上分析圖可得出，中心軸的設計完全滿足該軸在最大載荷時的工作需要。

2 基于adams的偏心振動壓實滾筒裝置仿真分析

2.1 偏口鎮(zhèn)壓滾筒裝置的adams虛擬樣機建模

本仿真分析主要是對筑埂機的后半部分偏心鎮(zhèn)壓滾筒裝置進行仿真分析。adams虛擬樣機建模見圖7。約束關系如表1所示。

1-鏈輪軸;2-旋耕軸;3-后齒輪箱;4-錐齒輪轉向箱軸；5-鏈輪軸固定板;6-旋耕刀軸;7-液壓缸;8-鎮(zhèn)壓圓筒；9-兩根牽引架連桿;10-左右鏈輪箱;11-液壓缸；12-鏈傳動;13-螺栓鉸鏈;14-動力輸入軸;15-三點牽引架圖 7 adams虛擬樣機模型

表1 adams模型約束關系

如圖7所示，關于傳動系統(tǒng)Adams Machinery的設置，在兩傳動軸7添加了錐齒輪傳動系統(tǒng)，其傳動比為1∶1，在10處添加了鏈輪傳動系統(tǒng)，傳動比為1∶1，在8處添加了行星輪系傳動系統(tǒng)，傳動比為3.9∶1。關于力的部分，在9處和5處添加了彈簧力以保證振動的實現(xiàn)，沿Y軸的負方向添加了重力。關于驅動部分，在輸入軸11添加了motion驅動。

2.2 仿真分析及結論

2.2.1標準工況下運動分析初始參數設置：電機MOTION的運動副類型為revolute，方向設置為旋轉，使用函數定義；運動函數可設置為(-90.0 d×time)，類型為位移，傳到中心軸后的轉速約為1 r/s。偏心塊質量設置為10 kg。彈簧的剛度系數均為1 N/mm，阻尼系數為0.016 N/(mm·s-1)。仿真運動時中心軸在Y軸方向的位移、加速度曲線如圖8所示。

(a)中心軸軸心的位移曲線(Y方向)

(b)中心軸軸心的加速度曲線(Y方向)圖 8 位移和加速度曲線圖(默認參數)

由圖8可知，在初始參數條件下，系統(tǒng)需要18 s的時間來達到振動穩(wěn)定狀態(tài)。這段時間為振動過渡時間。而在振動過程中，當中心軸經過到靜平衡位置時，彈性勢能完全轉換成動能，動能此時到達最大值，亦即加速度的最大值。

2.2.2偏心鎮(zhèn)壓筑埂裝置偏振分析在實際加工過程中，加工精度誤差和裝配誤差等會導致出現(xiàn)左右兩組彈簧的剛度系數和阻尼系數會存在不同；行星齒輪系的存在也使得振動壓實裝置的質心向右偏移。以上情況下均會使振動系統(tǒng)產生偏振現(xiàn)象，因此需要對這兩種情況進行討論。偏振衡量指標用中心軸質心在X軸方向上相對于起始位置的偏移量來衡量。

圖9為振動壓實裝置質量不平衡對偏振的影響，平衡方式為逐步增加左羽片壓實圓盤12得質量，增加的質量為0 kg時如圖13中的細實線；增加10 kg為圖中的粗實線；增加17 kg為圖中的虛線。

圖 9 平衡質量對質心沿X軸方向位移的影響

由圖9可看出，當無質量調整時，有較大的偏振現(xiàn)象。在增加左羽片架質量的過程中，偏振效果慢慢減弱，而在將12左羽片壓實架在原質量的基礎上加17 kg時，偏振現(xiàn)象幾乎可以忽略不計。因此在實際加工過程中，需對左羽片壓實架12加重17 kg。

在調整完模型的質心平衡后，根據實際彈簧加工誤差，將彈簧初始參數下的剛度系數和阻尼系數減小10%。中心軸的質心沿X軸方向的位移如圖10所示。

圖10 彈簧加工誤差對質心沿X軸方向位移的影響

由圖14可得，在彈簧的剛度系數和阻尼系數加工誤差10%的情況下，偏振效果非常微弱，由此可得出結論：由彈簧的加工誤差從而引起的偏振現(xiàn)象可忽略不計。

2.2.3彈簧剛度系數對鎮(zhèn)壓效果的影響將根據彈簧的設計，選取市面上常用的彈簧材質，從而選定彈簧的剛度系數范圍是0.9～1.9 N/mm。振動系統(tǒng)穩(wěn)定后其振幅和加速度如圖11所示。

圖11 振幅和加速度折線圖

綜合分析可得，將彈簧的剛度系數由0.9 N/mm增至1.3 N/mm 的過程中，中心軸的振幅和加速度隨著彈簧剛度系數的增加漲幅明顯。當彈簧的剛度系數到達1.3 N/mm時，中心軸的振幅約為27.5 mm，加速度約為525.1 mm/s2。繼續(xù)增加彈簧的剛度系數至1.6，振幅減小到12.2 mm，加速度減至234.8 mm/s2。綜上所述，彈簧剛度為1.3 N/mm左右時，中心軸振幅和加速度均到達最大值，將剛度系數從1.3 N/mm減少或增加時，中心軸沿Y方向的振幅和中心軸的加速度都會減少。綜上所述，彈簧剛度系數選為1.3 N/mm。

2.2.4阻尼系數對振動壓實筑埂效果的影響根據彈簧的設計尺寸，選取市面上常用的彈簧材質，從而選定彈簧的阻尼系數范圍為0.016～0.16 N/(mm·s-1。圖12為阻尼系數分別為0.16和0.016 N/(mm·s-1)的振動位移曲線。

圖12 位移曲線圖

由圖12可知，運動開始前一段仿真時間內，偏心振動壓實裝置振動系統(tǒng)并未達到穩(wěn)定狀態(tài)，因為在這段時間內振動系統(tǒng)分別由系統(tǒng)本身固有頻率、相對于靜平衡位置的初始位移產生的振動響應和外部激勵引起的振動疊加而成，而前兩項會隨著時間慢慢消失，最后只剩外部激勵引起的振動并處于穩(wěn)定狀態(tài)。當阻尼系數為0.016 N/(mm·s-1)時，過渡時間為18 s左右，阻尼系數為0.16 N/(mm·s-1)時，過渡時間縮短到4.5 s。而穩(wěn)定后的振幅幾乎不發(fā)生變化。將此范圍內的阻尼系數所需要的過渡時間繪制成圖13。

圖13 過渡時間

由圖13可見，當阻尼系數從0.016增加到0.16 N/(mm·s-1) 的過程中，過渡時間從18 s降至4 s，之后從0.06往后變化幅度不再明顯，所以阻尼系數為0.06 N/(mm·s-1) 時為最佳。

3 基于adams與edem的耦合仿真分析

3.1 耦合仿真試驗

由于adams中的仿真試驗僅為空載理想狀況下所得出的結論。為了驗證上述分析的可靠性，采用edem和adams耦合仿真進行分析，其中edem提供耦合仿真試驗的土壤顆粒，adams負責幾何體中各個部件之間的約束。

土壤顆粒的設置參考羽片疊壓式水田筑埂機的優(yōu)化設計與分析[18]中的參數(表2)。

表2 離散元仿真材料屬性值和接觸參數

為了體現(xiàn)相較于傳統(tǒng)筑埂機的優(yōu)勢，在模擬仿真實驗中加入了無偏心振動壓實筑埂的試驗，用作對比試驗，即中心軸的轉速為0，其他條件均不發(fā)生變化。

其中adams中的約束條件與上一節(jié)一致，將幾何模型導入edem中，耦合仿真過程見圖14，先由旋耕集土裝置聚攏土堆，再由偏心振動壓實裝置鎮(zhèn)壓筑埂。

圖14 耦合仿真模型

土壤的堅實度數據在edem中無法直接測得，所以將edem中土壤顆粒在振動壓實筑埂的過程中對鎮(zhèn)壓滾筒在鉛錘方向上的正壓力，作為評判其土埂堅實度的指標。

3.2 耦合仿真分析

仿真試驗采用兩組不同工況下的作業(yè)下：第一組為中心軸轉速為0，作業(yè)前進速度為1 m/s即無振動的鎮(zhèn)壓筑埂，與傳統(tǒng)筑埂方式保持一致；第二組選用偏心振動筑埂的作業(yè)參數，即中心軸轉速變?yōu)? r/s，前進速度為1 m/s，彈簧剛度為1.3 N/mm，阻尼系數為0.06 N/(mm·s-1) 。提取鎮(zhèn)壓滾筒所受的鉛錘向上的正壓力(圖15)。

(a)無偏心振動筑埂

(b)偏心振動筑埂 圖15 鎮(zhèn)壓滾筒受力曲線

由圖15可得，第一組使用傳統(tǒng)方式筑埂作業(yè)時，土壤對鎮(zhèn)壓滾筒的正壓力一直處于1900 N左右波動；第二組采用偏心振動筑埂時，土壤對機具的力在0～2200 N之間上下波動。將兩組試驗每個振動周期內所產生的最大正壓力進行整理(圖16)。

圖16 鎮(zhèn)壓滾筒最大正壓力

由圖16可見，偏心振動壓實式筑埂機筑埂時，最終機具能夠給與所筑土埂的正向力為2300 N左右，而傳統(tǒng)筑埂機筑埂時給與田埂的鉛錘向下的力為1950 N左右，偏心振動筑埂裝置所筑田埂堅實度相比于傳統(tǒng)筑埂機(0 Hz)提升較大。

3.3 筑埂機作業(yè)行進速度的分析與仿真試驗

由于此筑埂機的鎮(zhèn)壓筑埂采用振動壓實筑埂的方式，所以拖拉機的前進速度對于筑埂的影響較大，需對多種行進作業(yè)速度下所筑田埂質量進行分析。對上述兩種工況下的每種工況的行進速度由0.1-1.0 m/s逐漸增加，分析行進速度對正壓力的影響，仿真結果見圖21。

(a)無偏心振動

(b)偏心振動筑埂 圖17 行進速度與正壓力關系

由圖17可得，當無偏心振動筑埂時，速度在0.1 ～0.4 m/s段內的筑埂效果最佳，因此時選用0.4 m/s的行進速度作為無偏心振動時的對比試驗工況；當偏心振動筑埂時，速度在0.1～0.2 m/s段的筑埂效果最佳，故一次筑埂時采用0.2 m/s的行進速度筑埂。行進速度優(yōu)化前后的對比見表3。

表3 行進速度優(yōu)化對比參數表 N

由表3可看出，筑埂作業(yè)的進行速度對所筑田埂的影響較大，其中無偏心振動筑埂采用最佳筑埂方案時正壓力增加了49 N，偏心振動筑埂增加了292 N。

根據土壤堅實度-正壓力標定測試實驗[14]可得，土壤堅實度S與土壤所受正壓力F之間的擬合曲線表達式為

S=1.1973F-37.678

(10)

由上式可得，行進速度優(yōu)化后，無偏心振動時所筑田埂堅實度為2853 kPa，而無偏心振動時所筑田埂堅實度為2318 kPa。相較于傳統(tǒng)筑埂機，偏心振動筑埂方式所筑田埂堅實度提升了約500 kPa，筑埂效果提升明顯。

4 田間試驗

將各優(yōu)化后的部件參數試制成試驗樣機，并進行田間筑埂試驗，所筑田埂土壤堅實度使用SL-TSD多功能測量儀進行測量，并與傳統(tǒng)筑埂機的田埂堅實度相對比。其中筑埂機的田間試驗照片和SL-TSD多功能測量儀如圖18所示。

圖18 田間試驗現(xiàn)場照片

田埂測試方式如下：兩種工況下分別將所筑田埂平均分為8段，使用SL-TSD多功能測量儀測得每段的堅實度值，求這8段堅實度的平均值，測得結果見表4。表4中，工況1為無偏心振動筑埂，工況2為偏心振動筑埂。

表4 所筑田埂參數

由表4可知，工況1所筑田埂的平均值為2247 kPa，工況2所筑田埂堅實度平均值為2679 kPa。由田間實驗結果可得，相比于傳統(tǒng)筑埂機，偏心振動壓實式筑埂機田埂堅實度提升約為450 kPa，與仿真實驗分析一致。

5 結論

1)偏心振動壓實式筑埂機在結構上采用偏心振動壓實筑埂，所筑田埂形狀規(guī)則，密實堅固，壓實效果好，彌補了傳統(tǒng)筑埂機對于所筑田埂在堅實度方面的不足。

2)使用adams仿真軟件對筑埂機的偏心振動壓實裝置作業(yè)工況進行模擬仿真，對其由于質量分配不均勻、彈簧加工誤差所引起的偏振現(xiàn)象進行了分析，最后對其振動裝置下的彈簧剛度系數、阻尼系數進行了優(yōu)化。經仿真數據分析，剛度系數取1.3 N/mm、阻尼系數取0.06 N/(mm·s-1)時其筑埂效果最佳。

3)通過adams與edem耦合仿真試驗模擬筑埂機在田間作業(yè)時的工況，得出傳統(tǒng)筑埂機與偏心振動壓實式筑埂機的最佳行進速度分別為0.2 m/s、0.4 m/s偏心振動筑埂相較于傳統(tǒng)筑埂機其田埂堅實度提升約500 kPa。

4)由田間試驗對比傳統(tǒng)筑埂機的田埂堅實度，可看出偏心振動壓實式筑埂機所筑田埂的堅實度提升效果明顯，彌補了傳統(tǒng)筑埂機在所筑田埂方面堅實度不足的缺陷，進而驗證了仿真試驗的可靠性。