微型噴藥機關鍵部件優化及運動學仿真

李 錕,劉 旦,王洪臣,鄭曉培

(長春工程學院 工程訓練中心,長春 130012)

0 引言

隨著我國農業生產力的不斷提高,我國農產品種植面積穩居世界前列,但我國農產品的產量和質量占比卻遠遠落后農業發達國家。其中,農作物中后期的植物保護問題是制約我國農業水平提高的一個重要因素,尤其是我國東北地區高稈農作物的中后期植物保護問題更為突出,已成為影響我國東北地區主要農產品質量與產量提高的瓶頸。一方面是由于我國東北地區環保意識缺乏、固化的農業生產思維嚴重和農業投入不足等;另一方面是由于我國東北地區缺乏操作性能穩定、價格低廉且適合高稈經濟作物中后期植物保護專用的農業植保機械。

微型三輪高地隙噴藥機改善了傳統手工施藥的緊張勞動,提高工作效率,降低了大型農業施藥機械的施藥成本,解決農業資源不足等問題。優化改進后的微型高地隙噴藥機性能穩定,操作靈活,具有廣闊的市場空間和應用價值。

1 高地隙噴藥機總體結構及工作原理

1.1 總體結構

根據微型三輪高地隙噴藥機的總體設計要求,在直接比較法的基礎上,以某型三輪高地隙噴藥機為構架進行結構優化。改進后的微型高地隙噴藥機如圖1所示。其主要包括由單缸柴油發動機、可調式變速箱、萬向節動力轉向機構等組成的動力系統;可伸縮式車架和后輪轉向機構等組成的機架部分;可變量施藥控制系統、高位藥箱和雙平行四桿噴藥支架等組成的噴藥系統。

1.單缸柴油發動機 2.主轉向機構 3.可伸縮式車架 4.后輪轉向機構

1.2 工作原理

啟動新型高地隙噴藥機并向高位藥箱中加注待噴施藥液,當施藥系統運行穩定和待噴施藥業攪拌均勻后,展開可伸縮式車架和雙平行四桿噴藥支架到合適位置后,進入目標工作區域進行施藥工作,如圖2所示。

2 高地隙噴藥機關鍵部件優化設計

2.1 萬向節動力轉向機構

針對傳統的微型三輪高地隙噴藥機田間施藥時運行不穩定、安全性能差及施藥不準確等問題,對傳統的十字軸式萬向節進行改進和優化,設計了新型高地隙噴藥機的萬向節動力轉向機構,主要包括固定端軸承及軸承座、動力輸入鏈輪、改進型十字軸萬向節、轉動端軸承及軸承座和動力輸出鏈輪等組成,如圖3所示。

(a) 待施藥狀態 (b) 施藥狀態

1.固定端軸承及軸承座 2.動力輸入鏈輪 3.改進型十字軸萬向節

傳統的三輪高地隙噴藥機田間運行和轉彎時,發動機及變速箱等動力裝置隨車體一起運動,致使車體重心實時改變,導致車體運行不穩定和安全性差等問題;改進后的三輪高地隙噴藥機田間運行和轉彎時(由于萬向節機構的存在,保證系統動力和方向改變獨立進行)發動機/變速箱等動力裝置不隨車體一起運動,車體重心保持基本穩定,保證田間安全穩定運行。動力傳動對比如圖4所示。

(a) 傳統傳動流程 (b) 改進后傳動流程

2.2 萬向節動力轉向機構有限元分析及優化

萬向節動力轉向結構以改進型十字軸萬向節為基礎,在兩端鏈輪的驅動下完成動力傳輸,改進的十字軸萬向節是動力傳動系統的關鍵。

針對東北地區田間壟溝行距對噴藥機整機寬度的尺寸要求,根據經驗設計方法,在保證動力轉向機構充分滿足有效轉彎半徑的基礎上,最大限度減小其橫向寬度,確保田間正常工作。以40Cr為主要零件材料,利用兩端焊接的連接方式,進行加工改進。

2.2.1 十字軸萬向節有限元分析

利用Pro/E5.0建立十字軸萬向節三維虛擬仿真模型,以動力軸輸入端的最大扭矩值為輸入參量,十字軸轉角的角度最大位置且萬向節兩端固定約束為計算工況,利用Workbench13.0附屬 Mesh模塊對仿真模型進行四面體線性單元網格劃分,十字軸萬向節劃分為8 631個單元,19 540個節點;并對要求工況進行有限元求解分析。十字軸萬向節位移變形與等效應力分別如圖5和圖6所示,仿真參量與技術要求參數對比如表1所示。

圖5 位移變形

圖6 等效應力

表1 優化前參數對比

由表1可知:十字軸萬向節的最大位移值滿足技術要求(0.129 99mm<0.2mm),最大等效應力值未達到技術要求(179.69MPa>95MPa。其中,40Cr材料屈服極限760MPa,一般通用型農業機械連接軸的許用安全系數為5～10,即十字軸萬向節的許用屈服極限為95MPa(安全系數8)需要進行適當的結構優化。

2.2.2 十字軸萬向節結構優化

利用Workbench 提供的響應曲面(線)的擬合優化算法并結合常規性萬向節技術要求,進行結構改進與優化設計,優化后的參數對比如表2所示。改進后的十字軸萬向節位移變形與等效應力分別如圖7和圖8所示,優化前后參數對比如表3所示。

表2 優化后參數對比

圖7 優化后位移變形

圖8 優化后等效應力

表3 優化前后對比

3 基于ADAMS運動學仿真分析

3.1 運動約束方程構建

萬向節為常規性部件,滿足剛性物體動力學理論,各個構件接觸為點接觸,無摩擦力,構件十字軸萬向節運動簡圖,如圖9所示。其中,Hi為約束鉸i,Oi為構件Ti質心,在構件Ti質心上,建立各個構件的空間坐標系(xi,yi,zi),十字軸坐標系與萬向節坐標系重合。

圖9 萬向節機構簡圖

設定構件Ti的空間坐標矩陣,則有

ei=[xi,yi,zi,αi,βi,γi]T

其中,xi、yi、zi為構件Ti在空間坐標系下坐標分量;αi、βi、γi為構件Ti與其關聯構件Tj在系統坐標系的歐拉角。因此,構件Ti相對構件Tj坐標變換矩陣為

其中,Cx=cosx,Sx=sinx。

構件Ti關于十字軸坐標系Oxyz變換矩陣為

萬向節坐標系的變換矩陣為

改進后的十字軸萬向節機構具有8個約束鉸,由于機構在理想狀態下運行,各個約束鉸均不發生明顯的位置和形狀變化。其中,萬向節的系統約束方程為

構件T1質心約束方程XD=0,即

α1-f(t)=0

十字軸萬向節機構約束方程為

對機構約束方程進行多次求導,可求得十字軸萬向節機構的位移約束方程為

其中

十字軸萬向節機構的速度約束方程為

其中

利用對十字軸萬向節機構運動約束方程構建,為機構的運動學仿真分析提供參考。

3.2 運動學仿真分析

以萬向節動力轉向機構中十字軸萬向節為分析對象,根據優化后的十字軸萬向節三維模型在ADAMS中建立虛擬仿真模型,如圖10所示。運用ADAMS提供的Solver模塊進行運動學仿真分析,可調式變速箱采用4檔位變速(D1/D2/D3/R1),分別以高速擋D3和低速擋D1極限檔位驅動十字軸萬向節,十字軸驅動轉角范圍-35°～ 35°,驅動時效時間4s,往復循環2次。其中,動力輸入軸與輸出軸角速度/時間變化曲線和兩端軸承座的相對位置變化曲線分別如圖11和圖12所示。

圖10 萬向節仿真模型

(a) 高速擋 D3

(b) 低速擋 D1

(a) 高速擋 D3

(b) 低速擋 D1

由圖11和圖12分析可知:改進后的十字軸萬向節兩軸端相對角速度運動呈簡諧運動,與標準十字軸萬向節矢量運動規律相符合,滿足運動要求。在十字軸萬向節保持直線運動時,兩端軸承座保持相對位置不變;在十字軸萬向節轉彎運動時,兩端軸承座呈現往復簡諧運動。由此可見:改進后的十字軸萬向節總體運行平穩,滿足基本工況要求。

十字軸萬向節是萬向節動力轉向機構的關鍵,十字軸是十字軸萬向節的核心部件。因此,以十字軸為仿真對象,在ADAMS/Solver模塊環境下進行十字軸姿態角、轉動相對位置關系及角度速度變化規律進行虛擬仿真。其中,十字軸的姿態角度變化曲線、相對位置曲線和相對角度速度變化曲線分別如圖13～圖15所示。

(a) x軸方向

(b) y軸方向

(c) z軸方向

由圖13和圖14可知:十字軸運動副的姿態角度和相對位置在空間呈現周期性的陀螺形曲線,即十字軸空間陀螺體運動,并隨著輸入端軸轉速增加,十字軸動態特性將更為顯著。

(b) y軸方向

(c) z軸方向

(d) 空間變化

由圖15可知:十字軸運動副的相對角速度呈簡諧運動規律,曲線相對平穩且沒有明顯的動態波動,即機構總體運行平穩、結構合理,滿足技術要求。

(a) x軸方向

(b) y軸方向

(c) z軸方向

(d) 空間變化

4 樣機試驗

依據噴藥機關鍵部件的優化設計及仿真分析,保證了噴藥機結構的平穩性和合理性,通過樣機的田間性能試驗,驗證了新型高地隙噴藥機總體滿足田間作業性能要求,關鍵部件的總體運動情況吻合仿真分析運動規律。噴藥機樣機如圖16所示,樣機性能參數如表4所示。

圖16 噴藥機樣機

表4 噴藥機性能參數

5 結論

在直接比較法基礎上,以三輪高地隙噴藥機為研究目標進行了結構優化,設計了以十字軸萬向節為核心的微型高地隙噴藥機。同時,對十字軸萬向節機構進行強度分析和結構優化,以建立的十字軸萬向節運動約束方程和數學模型為目標函數,進行運動學仿真分析。結果表明:十字軸運動副的相對角速度呈簡諧運動規律,曲線相對平穩且沒有明顯的動態波動,樣機滿足技術要求,為結構再優化提供了理論依據。