2BFGM-4棉花旋播機開溝器的設計與仿真

王玨 侯為康 楊欣 王建合

1、河北農業大學機電工程學院 2、河北省農機化技術推廣服務總站

2BFGM-4棉花旋播機開溝器的設計與仿真

王玨1侯為康1楊欣1王建合2

1、河北農業大學機電工程學院 2、河北省農機化技術推廣服務總站

本文對2BFGM-4棉花旋播機開溝器的關鍵零部件的主要參數進行了詳細設計，確定了初步的尺寸參數。利用AIP軟件建立了原始開溝器的三維裝配體模型，并根據旋播機作業的實際工況定義其約束條件和受力載荷，結合開溝器的材料屬性進行有限元分析，通過參數驅動機制變換開溝器設計參數，最終使開溝器開溝效果達到最佳。

棉花旋播機開溝器；零部件；設計參數

2BFGM-4棉花旋播機是針對河北省棉區氣候狀況與區域特點，結合河北省棉花產業技術體系提出的棉花種植農藝新要求，農機與農藝相結合，在現有棉花播種機的基礎上，設計一種集旋耕、施肥、播種、噴藥、覆膜、壓土等多工序為一體且能實現（68+8）cm寬窄行錯位播種的多功能聯合作業機[1,2]。而開溝器是棉花旋播機上的重要部件，其作業效果的好壞，直接影響著播種機的播種質量。

1 開溝器的結構設計

開溝器結構圖如圖1所示，包括開溝器連接架和開溝器兩部分。開溝器連接架由前連接板1、上加強筋2和下加強筋3組成，通過U型螺栓固定在機架上，起到承載和支撐的作用并帶動開溝器工作。彈簧導板座板5用來安裝鎮壓輪。開溝器4包括芯鏵和翼板，翼板能保護種子下落時不受風等外界環境因素的影響，按預計軌道落種。

圖1 開溝器結構圖

開溝器的結構簡圖如圖2所示，為了增加開溝器的耐磨性，使用3mm厚的65錳鋼板制造，把鏵尖和刃熱處理，硬度為HRC40。

圖2 開溝器結構簡圖

圖中α為入土角，入土角較小時，入土性能強，工作阻力小，但是導致鏵尖過長，強度和耐磨性差，同時溝槽深度也不夠。入土角較大時，強度和溝槽深度能達到要求，但是入土能力不足，前進阻力也比較大。所以，必須選擇合適的入土角。實驗研究表明，芯鏵式開溝器入土角在15°～25°最合適，本機型選擇的入土角α=25°。入土隙角ε是水平地面與開溝器底面之間的夾角，開溝器入土性能也受入土隙角影響。入土隙角過小，入土能力比較差，增大了摩擦阻力致使底邊磨損嚴重；入土隙角較大使溝槽底不平，回土提前，入土隙角以5°～10°為宜，本機選擇入土隙角ε=5°。γ為斜切角，芯鏵開溝器的斜切角過大，雜物不易通過，容易造成纏掛和堵塞。斜切角過小時，切斷雜物的能力較弱，斜切角一般取60°～75°，本設計中斜切角γ=60°。鏵高H過高會壅土，增加工作阻力，本設計鏵高H=140mm。開溝器幅寬B主要作用是控制壟作幅寬，由苗幅寬度決定，本開溝器幅寬B=120mm。

翼板的長度起著尤為重要的作用，翼板過長會增加開溝器重量和體積；太短，種子下落時會受到外部環境的影響。所以需計算翼板長度的最優值。

地輪通過鏈輪將動力傳給排種器，播種機的前進速度為vm，排種盤轉速為np，排種盤線速度為vp，三者關系如下：

由公式（1）和（2）得：

式中dp——排種盤直徑（m）

s——株距（m）

z——排種盤型孔數

γ——地輪打滑率

根據2BFGM-4棉花旋播機技術參數，將數據代入公式（3）得，vp=0.111m/s。則種子離開排種盤的速度方程為：

式中，β為落種角，最合理的落種角β=44°；vx為種子脫離排種盤時水平方向的速度分量，種子沿機器前進方向作勻速運動；vy為種子脫離排種盤時豎直方向上的速度分量，種子在豎直方向作初速度為vy，加速度為g的勻加速運動。種子從離開排種盤到落入種溝的垂直距離為H=0.18m。所以，設種子下落H高度所用時間為t（s），水平前進位移為L（m），則種子離開排種盤的運動方程為：

代入已知數據，解方程得，L=0.1m，t=0.18s。

設種子落入種溝內的t時間里，播種機前進距離為S，

則S=vmt=0.15m （6）

設種子相對于播種機向后的位移為C，

則C=S-L=0.15-0.1=0.05m （7）

所以，開溝器翼板的最短距離為0.05m，本機設計為C=80mm。

按照上述相關尺寸，利用AIP軟件對開溝器進行三維建模，如圖3所示。建模時，開溝器連接架運用鈑金設計，調用資源中心的鈑金，之后進行切割和折彎，再進行焊接；開溝器主要運用草圖、放樣、圓角等特征，最后進行裝配，裝配過程中會用到面與面配合、角度配合和線面配合等命令。

圖3 開溝器三維模型

2 開溝器的有限元分析

開溝器是2BFGM-4棉花旋播機的關鍵部件之一。工作時，芯鏵式開溝器與土壤之間接觸擠壓，受力比較復雜，為了保證開溝器的強度和可靠性能夠滿足要求，有必要對其進行應力分析。

2.1 開溝器受力分析

圖4 開溝器受力及其平衡

開溝器的受力比較復雜，受到諸多因素的影響，如開溝深度、土壤特性、開溝器尺寸參數、作業速度等。開溝器受力狀況影響其工作性能。如圖4中，G為開溝器自身重力，R為土壤對其的作用力，P為前進牽引力，S為合力。O點位置高低決定著開溝器入土深淺，當P與S在同一直線上時，開溝器處于平衡狀態，開溝深度不變，工作狀態穩定。較低或者較為靠前時，重力G與阻力R的合力S與牽引力P構成向下入土的力矩，于是，開溝器入土深度增加；反之則深度減小。當合力與牽引力P作用在一直線上處于平衡狀態時，則開溝器深度不變，工作穩定[3]。

開溝器所受的工作阻力，包括以下幾種力：

（1）溝器前進中與土壤之間產生的摩擦力；

（2）溝器翻土受到的土壤反作用力；

（3）土壤對開溝鏟的垂直反作用力。

根據犁耕工作阻力計算式得：

R=kab （8）

式中

k——為土壤比阻（N/cm2）

a——開溝器寬度（cm）

b——開溝深度（cm）

機具為旋耕后開溝播種，因此土壤類型是輕質，故選取土壤比阻k=3N/cm2，由上文知a=12cm，開溝最大深度為b=9cm，代入數據得R=324N。

2.2 開溝器有限元分析

有限元 分 析 法 （Finite Element Analysis,FEA）是求解工程受力問題的一種數值求解計算方法[4]。其可將連續系統模型離散成為有限個簡單系統模型，再逐個進行分析，然后轉變為數學問題，但同時計算量也會相應增加。有限元系統用節點和單元的方式把較大的工程問題劃分，節點把單元相互連接起來，得到近似解。其中施加的力主要集中在節點的位置，相應的可以對節點位移、壓力、電壓等進行分析。要對節點的位移、電壓、溫度、壓力及磁位能等進行相應的分析[5]。元素又把節點與節點相互連接，可以根據不同類型的工程系統選用不同的元素。劃分的越細致計算量就越大，計算精度也越高。

有限元分析操作過程如下:

第一步，創建數字樣機模型，定義模型材料；

第二步，設定模型的邊界和受力條件；

第三步，網格劃分求解；

第四步，得到輸出結果，研究改進。

2.2.1 模型簡化說明

針對開溝器焊合組的強度進行有限元分析。芯鏵開溝器選用3mm厚的65Mn鋼。前連接板、上加強筋和下加強筋選用4mm厚的鋼板。

開溝器焊合組工作時，前連接板與機架相連，開溝器入土開溝，與土壤接觸的是芯鏵開溝器兩側板，而工作阻力主要作用在兩側板芯鏵曲面上，需要先對芯鏵曲面進行分割，再施加載荷，這樣計算分析得到的結果更加準確。

有限元分析是AIP軟件里附加的模塊，它屬于靜力學范疇，在諸多行業的機械強度校核中得到了應用。本次分析的物理模型由開溝器焊合組三維模型（圖3）及其邊界條件所構成，可進行靜力分析[6]。為了便于計算，作如下假設：（1）三維模型所用材料是各向同性、均質和線彈性的；（2）不考慮溫度對開溝器材料的影響；（3）應力分析后的變形量與開溝器鋼板厚度相比忽略不計[7]。

2.2.2 指定材料

在AIP軟件中，打開開溝器焊合三維模型，因為軟件內嵌有應力分析，所以不用轉換格式。左擊標題欄上的“環境”按鈕，再點擊“應力分析”按鈕，進入應力分析環境，在此創建靜態分析，接觸類型選擇粘合；由上文敘述可知芯鏵開溝器為65Mn鋼，連接架為Q235，在軟件中指定構件的材料如圖5所示，各材料的物理屬性如圖6所示。

圖5 指定材料

圖6 材料屬性

2.2.3 施加約束和載荷

為了獲得較為準確的結果，需要按照開溝器實際工作時的狀態給其施加固定約束和載荷。開溝器焊合組是連接在機架上的，所以前連接板是固定的，在其前面施加固定約束。工作阻力主要作用在芯鏵前曲面上，故在其上加載垂直于面的力。此外，兩側板上受到土壤側壓力，上板受到排種器及種箱的壓力。需要說明的是，力的加載在軟件中顯示在面的特定位置，但實際并不是如此，而是力均勻加載在面上，且開溝器還受到自身重力約束和載荷的施加，如圖7所示。

圖7 施加載荷力

2.2.4 劃分網格與求解

圖8 有限元網格

圖9 分析結果

劃分網格是有限元分析中的重要環節，它是進一步將數學模型轉化為有限元模型。網格劃分的形式和精度直接影響有限元分析的結果。AIP軟件中“網格相關性控制”可以調整全局網格大小的劃分，其值越大網格單元就越小，分析產生的結果精度越高，但求解時間越長。相反，其值越小，網格單元越大，求解時間越短，但結果精度不高。該零件有限元分析網格相關性控制為0，共被劃分為20319個節點，9648個元素，如圖8所示。

網格劃分完成后，左擊“分析”按鈕，即可得到分析結果，包括等效應力、第一個主應力、第三主應力、位移和安全系數等，如圖9所示。

2.2.5 結果分析與優化

Richaed Von Mises提出了最大變形屈服變量等效應力。它主要用于塑性材料變形強度校核。等效應力σe[8]常用三個法向主應力來表示即：

式中σ1，σ2，σ3——法向主應力。

塑性材料的等效應力應小于其屈服強度，否則，零件將會失效。即：

σe≤σs（10）

式中σs——材料本身的屈服強度。

圖10和圖11所示為開溝器在工作阻力作用下的等效應力圖和最大主應力圖。由圖可知開溝器焊合組所受最大主應力為149.4MPa，出現在芯鏵開溝器板上。最大等效應力也應發生在相同的位置。可以看出開溝器等效應力的最大值為160.6MPa，此位置的材料為65Mn鋼，其屈服強度為430 MPa。所以，等效應力小于材料的屈服強度，故從等效應力角度校核開溝器焊合組時，強度滿足要求。

圖10 等效應力

圖11 第一主應力

變形量和安全系數也是有限元分析得到的結果，其能更加直觀地來判斷構件受力后的變形大小和是否永久變形。圖12所示為開溝器焊合組的變形量，其最大位移量為0.7486mm，相對于構件的尺寸來說，因其在安全允許范圍內，可以忽略不計。

圖12 變形

圖13 安全系數

安全系數是等效應力與最大許用應力的比值，根據其大小可以判斷零部件是否失效，比值越小，安全系數越小，失效可能性越大；比值越大，安全系數越大，安全性越高。設安全系數為s，則有

當安全系數s＜1時，零部件是失效的，不可采用。只有當安全系數s＞1時，零部件設計才可能被接受。但安全系數過大，會浪費材料及過多的消耗能量。農機行業中，安全系數被認為控制在2～4之間為較好。如圖13，該開溝器焊合組安全系數為1.29，不夠安全，所以有待改進。

故針對芯鏵開溝器側板薄弱和減輕開溝器焊合組總重量進行修改，將芯鏵側板厚度由3mm增加到6mm，把連接架、肋板等安全系數較高的零件，厚度由6mm縮小到3mm。由于尺寸是關聯設計的[9]，草圖修改后驅動三維模型自動更新。修改后開溝器質量由9.592 kg減小到8.353kg。固定約束和力的大小位置不變，網格相關性控制不變為0，共被劃分為17164個節點，8136個元素。

圖14 優化后的安全系數

表1 改進后應力分析結果

改進后安全系數如圖14所示，開溝器焊合組安全系數最小值為2.21，符合安全系數要求。其他參數結果如表1所示，全部滿足要求。通過有限元分析計算后的優化改進，開溝器焊合組既滿足了強度需求，又節省了材料，降低了成本及能耗。

3 結論

（1）對2BFGM-4棉花旋播機開溝器的關鍵零部件的主要參數進行了詳細設計，確定了初步的尺寸參數。

（2）利用AIP軟件創建2BFGM-4棉花旋播機開溝器的三維參數化模型，設置了各部分的材料屬性，并采用參數關聯方法，構建初始設計與改型結構的關系，為有限元分析中模型參數改進提供了方便。

（3）對2BFGM-4棉花旋播機開溝器初始模型施加實際作業工況下的載荷條件和邊界約束條件，進行有限元應力分析計算。根據計算結果改進模型參數，使其強度、變形量和安全系數均達到作業強度要求。

[1]侯為康.棉花旋播機設計及性能分析[D].保定：河北農業大學,2016.

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[3]李寶筏.農業機械學[M].北京:中國農業出版社,2003:39～33,66～68.

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[5]楊欣,佟金,陳東輝,張書軍,陳秉聰. RFT內支撐三維結構有限元靜力學分析與改進設計[J].農業機械學報,2008,03:10～13.

[6]ANSYSinc.ANSYS Workbench re -lease9.0 documentation[M].Simulation Help 2006.

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