微型噴藥機構型設計與仿真分析

李 錕，王洪臣，鄭曉培，楊 利

(長春工程學院 工程訓練中心，長春 130012)

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微型噴藥機構型設計與仿真分析

李 錕，王洪臣，鄭曉培，楊 利

(長春工程學院 工程訓練中心，長春 130012)

針對三輪高地隙噴藥機田間運行穩定性差和后輪輪距調整不方便等問題，設計了萬向節動力轉向機構、可伸縮車架及后輪轉向機構等部件組成的微型高地隙噴藥機。對機架進行了仿真模型建立、有限元應力-應變分析和響應曲面擬合優化設計，并對優化后模型進行了模態分析。結果表明：機架在滿足性能和強度要求前提下實現了輕量化，整機各個機構匹配性能均滿足設計要求，且車體運行平穩，后輪輪距調整方便，有利于三輪高地隙噴藥機的應用與推廣。

噴藥機；機架；有限元分析；優化；模態

0 引言

近年來，我國優勢作物(如玉米、大豆、高粱等)中后期病蟲害防治一直是一個難題，主要是因為現有的拖拉機底盤較低，無法進入目標地域進行施藥作業。大型高底盤的施藥機械成本投入巨大，且性價比相對較低，導致高稈經濟作物的地隙問題成為影響我國優勢經濟作物生產的主要“瓶頸”。因此，適用于農民家庭使用的高地隙噴藥機械已成為我國植保技術研究領域的一個重要課題。三輪高地隙噴藥機不僅可以替代傳統人工施藥的緊張勞動、提高勞動效率、降低植保成本，最大限度地減少因施藥不及時而造成的作物損失和經濟損失，而且田間通過性能好、占地空間小、轉向靈活、操作可靠，具有廣闊的市場空間。

1 噴藥機總體結構及工作原理

1.1 總體結構

參照市場熱銷機型，在經驗設計方法的基礎上設計了微型三輪高地隙噴藥機，其主要由動力系統、車架部分和噴藥系統等3部分組成，如圖1所示。其中，動力系統是噴藥機動力提供與傳遞的主要部分，由發動機、離合器、變速器、萬向節動力轉向機構等組成；車架部分是整車質量承載的關鍵部分，主要采用空心圓鋼與空心方鋼，在保證承載能力的前提下，盡可能減輕車體自重；噴藥系統是噴藥機重要的組成部分，主要由藥箱、隔膜泵、噴藥架、噴藥管路及專用噴嘴等組成。

1.發動機 2.車架 3.噴藥架 4.后輪轉向機構 5.藥箱 6.動力轉向機構 7.變速箱 8.隔膜泵

1.2 工作原理

當噴藥機行駛至目標區域后，向藥箱中加注規定劑量的藥液。同時，為了保證轉彎的穩定性和擴大作業面積，根據工作區域的壟溝距離調整好后輪輪距，展開噴藥架到指定位置后，將噴藥架調節到合適高度；啟動噴藥機，待各個機構穩定工作后，進入工作區域，對目標作物進行施藥作業；工作完成后關閉噴藥系統，使噴藥架回到初始位置，并根據道路交通行駛的車輛寬度要求，使后輪輪距恢復至安全行駛距離，駛出目標工作區域。

1.3 噴藥機關鍵部件設計

1.3.1 萬向節動力轉向機構設計

目前，三輪高地隙噴藥機最主要問題是整車運行不穩定、車體易倒。出現這一現象最主要原因是：噴藥車轉向時，發動機及變速器等裝置隨其一起轉動，使重心偏移，導致車體傾倒。

針對這一問題，設計了可伸縮萬向節動力轉向機構，如圖2所示。其動力由發動機傳遞給減速器，由減速器鏈輪輸出動力，減速器鏈輪與鏈輪1相連，經萬向節傳遞給鏈輪2，鏈輪2與車輪鏈輪相連，完成動力傳遞。

1.鏈輪1 2.軸承座1 3.鏈輪2 4.軸承座2 5.可伸縮球籠式萬向節

1.3.2 機架設計

高地隙噴藥機機架是轉向機構、座椅、藥箱和噴藥架體等總成的安裝基礎，是評價整車裝備及車架結構合理性的關鍵。噴藥機機架主要由中間支撐梁和后支撐架體兩部分組成，如圖3所示。

1.中間支撐梁 2.后支撐架體

機架主體采用空心圓鋼和方鋼焊接，在保證機架強度、剛度要求前提下，盡可能減輕車架質量；中間支撐梁以空心圓鋼為主體，可靠地保證整機中間部分的有效承載；后支撐架體為內嵌式空心方鋼結構，且外部方鋼內配備有滑道，在有效范圍內可以實現后輪輪距的單向或雙向調整。

1.3.3 后輪轉向機構設計

根據現有三輪噴藥機及大部分農業機械手動輪距調整不方便且費時、費力這一現象，參照萬向輪的設計思想，設計后輪轉向機構，如圖4所示。

1.圓螺母 2.螺栓 3.車輪

行距調整時，松開圓螺母和螺栓，使車輪轉動90°后再鎖緊圓螺母和螺栓，然后調整后輪到指定的行距位置后，逆向使其恢復至初始位置并鎖緊，完成行距調整。

2 噴藥機機架強度分析

高地隙噴藥機機架是轉向機構、座椅、藥箱和噴藥架體等總成的安裝基礎，機架承受這些總成質量及其傳給機架的各種力和力矩，是整機關鍵承載部件。其中，噴藥機模型及其機架模型分別如圖5、圖6所示。

圖5 噴藥機模型 圖6 機架模型

2.1 機架的有限元分析

噴藥機機架主要由空心鋼材焊接而成，在各個工況條件下，受力情況不同，但藥箱滿載及后支撐梁兩端同時伸出至最大工況最為惡劣，因此選取此工況為計算工況。

有限元模型從靜力平衡條件、變形諧調條件及物理條件3個方面來分析應力和變形。機架在外力作用下，保持靜止或作等速直線運動，則機架處于平衡狀態。此時，其應力分量與體力分量之間的關系滿足下式，即

(1)

其中，σx、σy、σz、τx、τy、τz和Tx、Ty、Tz分別是正應力、切應力和體力在x、y、z坐標軸的分量。

應變和位移均是闡述物體發生相對移動的物理量，亦是評價物體受力變形情況的重要指標，兩者之間存在一定的關系。對發生微小位移或變形的單元體，應變和位移應滿足下式，即

(2)

單元體應變{ε}變化關系滿足下式，即

{ε}=[B]{δe}

(3)

單元體位移{s}變化關系滿足下式，即

{s}=[N]{δe}

(4)

其中，[B]為單元體的幾何矩陣；[N]為單元體的函數矩陣；{δe}為單元體位移向量。

(5)

其中，εx、εy、εz、γxy、γyz、γzx和u、v、w分別是線應變、角應變和位移在x、y、z坐標軸的分量。

在有限元法中常用的物理量方程是以應變表示應力的形式，對于各向同性的線彈性材料，物理方程的函數可以表示為

{σ}=[D]{ε}

(6)

其中，[D]為彈性矩陣，由材料的彈性模量和泊松比來確定。

利用ANASY Workbench中Mesh模塊對上述有限元模型的計算域進行網格劃分，單元類型選擇為四面體線性單元，整個機架劃分8 891個單元、36 219個節點。

在藥箱滿載及后支撐內梁兩端同時伸出至最大的工況時，車架前端圓鋼和后支撐兩側方鋼受到固定約束。除機架自重外，機架受到轉向機構、操作者、座椅、滿載藥箱、噴藥架體等質量的載荷施加。對要求工況進行有限元求解計算，得到機架的位移變形量和等效應力，分別如圖7、圖8所示。

圖7 位移變形量

圖8 等效應力

根據JB/T 8582.1-2001《農用車》要求允許位移變形量為1.5mm，本設計的機架位移最大變形量0.589 62mm，在允許范圍內；材料Q235許用屈服極限138.23MPa(取安全系數n=1.7)，最大等效應力發生在后支撐右側內橫梁與側方鋼橫梁連接處，應力值達為60.759MPa，滿足強度要求。由總變形量云圖和應力分析云圖可知：機架的設計過于保守，結構不合理。因此，在保證機架功能和強度要求前提下，為了節省材料，有必要對其進行適當的結構優化設計。通過綜合分析，考慮后支撐橫梁加工工藝要求和鋼材尺寸要求，采用人工直接優化，對機架中梁進行計算機輔助優化。

2.2 機架模型優化設計

結合Workbench提供優化功能，在強度分析的基礎上進行機架結構優化設計。根據機架模型，以機架中梁質量為目標函數，則優化設計數學模型可表示為

(7)

s.t.C≤σS

(8)

其中，X(t)為機架中梁的質量；ρ為材料密度；Ai(i=1，2，…，n)為鋼材截面積；i為第i種情況下尺寸要求；L為鋼材長度；C為強度約束；σ為材料的屈服強度。

Workbench優化設計通過響應面(線)實現。其中，響應曲面(線)的擬合是通過設計點完成的?？紤]空心圓鋼尺寸的要求，設定10個設計點，通過設計點的優化設計，觀察到優化參數如表1所示。通過對優化設計參數對比并結合實際情況可知：設計點8(外徑95 mm、壁厚5 mm)符合設計要求。

表1 尺寸優化參數表

通過機架后支撐的有限元分析可知：后支撐內橫梁與側方鋼橫梁連接處應力最大，但最大等效應力值遠遠小于許用值。在考慮空心方鋼的加工工藝及尺寸要求的基礎上，對其進行直接人工優化：對于結構強度較高區域考慮適當減小其厚度。優化后機架位移變形量和等效應力分別如圖9和圖10所示。

圖9 優化后位移變形量

圖10 優化后等效應力

2.3 機架優化前后的對比分析

利用Workbench對機架進行了有限元分析，通過對其進行計算機輔助和人工直接優化設計，并根據實際情況做相應修正，可以得到優化前后分析結果，如表2所示。

表2 機架優化對比表

由表2可知：優化方案使機架質量減輕74.19kg，達到滿足強度要求同時減輕質量的目的。機架的最大應力為76.484MPa，仍然小于機架許用應力值138.23MPa，故優化合理。

3 機架模態分析

在機架強度分析基礎上，利用ANASY Workbench中Modal模塊對機架進行了有預應力的模態分析，求解前4階模態。其中，求解后的模態振型和固有頻率情況分別如圖11及表3所示。

圖11 1～4階模態振型

階數頻率f/Hz階數頻率f/Hz135．203299．473100．714117．29

由圖11可知：當機架發生共振時，機架后橫梁中間部分發生較大位移變形，且在1階固有頻率時最大位移變形為3.5052mm，遠遠超過機架的許用位移變形(許用值為1.5mm)133.68%。因此，需對路面不平整和運轉時發動機固有頻率進行校核驗證，判斷其是否與機架固有頻率重合或接近而引發共振現象。

由于噴藥機屬于專用農業機械，且工作條件惡劣，行駛路況有限，僅針對平坦公路、砂石公路和田間路面路況激勵情況進行了研究。其中，不同路面波長與激勵頻率情況如表4所示。

表4 路面凸凹度波長與激勵頻率

發動機的激振頻率為

(9)

其中，n為發動機轉速；z為發動機的氣缸數；τ為發動機沖程數。

本機選用ZR192型柴油發動機，參考ZR192型柴油機(單缸-四沖程)技術說明可知：發動機空轉時，轉速(600±50)r/min；最大扭矩時，轉速1 820r/min，額定轉速(2 400±50)r/min。由此得到發動機空轉時激振頻率(5±1.7)Hz、最大扭矩時激振頻率(15.2±1.7)Hz及正常運轉時激振頻率(20±1.7)Hz。

根據以上數據可知：機架1階固有頻率是235.203Hz，且均不在表3中3種路況的激勵頻率范圍內，故整機不會因此產生車體共振；發動機工作時，最大激振頻率小于機架最小固有頻率35.203Hz，可以證明機架滿足剛度要求，即設計合理。

4 樣機裝配與試驗

通過對噴藥機關鍵部件進行仿真分析，確定了設計方案的可行性與合理性，驗證了噴藥機田間運動平穩、可靠且各機構之間無干涉現象。噴藥機物理樣機如圖12所示，通過田間試驗得到的噴藥機性能指標與試驗結果如表5所示。

圖12 噴藥機物理樣機

性能最高時速/km·h-1作業速度/km·h-1作業效率/hm2·h-1噴藥角度/(°)噴霧標準參數8065～8110歐美

5 結論

在噴藥機機架有限元分析的基礎上，對其進行計算機輔助和人工直接相結合優化設計，優化后的機架總質量減少74.19kg，減重率31.65%，最大應力提高25.88%，在滿足功能和強度要求的前提下，實現了機架的輕量化和提高了整機的應力水平。對優化后模型4階模態進行分析，各階頻率均不在路況激勵頻率范圍內，驗證了機架設計合理性。通過樣機田間試驗可知：樣機各個機構匹配性能符合要求，滿足高地隙條件施藥作業要求，有利于三輪高地隙噴藥機的應用與推廣。

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Configuration Design and Simulation Analysis of the Small Sprayer

Li Kun， Wang Hongchen， Zheng Xiaopei， Yang Li

(Engineering Training Cenfer, Changchun Institute of Technology, Changchun 130012, China)

According to the problem that the field operation instability and the rear wheel base adjustment inconvenient of the three wheeled high clearance sprayer, the research design a new-type high clearance sprayer, with the power steering of scalable universal joint, retractable frame, the rear wheel steering mechanism and other components. Meanwhile, the simulation model, the finite element analysis for the stress and strain, response surface fitting optimization design on the sprayer frame have been finished, and the optimized model for modal analysis. Therefore, the results showed that, the frame realized the lightweight on the premise of the demand of performance and stiffness, each mechanism’s matching performance of sprayer meet the design requirements, and the research will be good for the popularization and application of the three wheeled high clearance sprayer.

sprayer；frame；finite element analysis；optimization；modal

2016-07-04

國家自然科學基金項目(50977037)；吉林省科技廳項目(20120352)

李 錕(1989-)，男，黑龍江牡丹江人，講師，碩士，(E-mail)likun588@163.com。

S491

A

1003-188X(2017)08-0072-05