玉米-花生間作播種機折疊機架的設計與仿真分析

楊文卿 江景濤 王東偉 侯明亮 盧玉倫 王大奇 劉圣民

摘要：根據玉米-花生間作播種機設計要求，結合平行四邊形平動原理，設計了一種玉米-花生間作播種機用水平折疊機架，用于解決玉米-花生間作播種機幅寬的問題。通過矢量方程法分析該折疊機構的運動特性并根據機架折疊和平放的要求對機架進行液壓驅動系統設計。利用Ansys有限元分析軟件對設計出的水平折疊機構進行應力和模態分析，結果顯示，機架承受的最大應力、產生的最大形變量及最大應變均可滿足設計要求，且機架固有頻率與外界激勵相對比，工作時不會產生共振現象，能有效延長播種機的使用壽命，提高播種機的工作效率。

關鍵詞：折疊機架;運動特性分析;液壓設計;應力和模態

中圖分類號： S223.2? 文獻標志碼： A

文章編號：1002-1302（2021）17-0182-06

收稿日期：2021-01-17

基金項目：山東省農機裝備研發創新計劃（編號：2017YF055）;國家花生產業技術體系播種與田間管理機械化崗位項目（編號：CARS-13）。

作者簡介：楊文卿（1993―），男，山東滕州人，碩士研究生，研究方向為新型農機裝備設計與研發。E-mail：894821586@qq.com。 6

隨著玉米-花生間作種植需求快速增加，其機械化播種成為一個新的難題。就玉米-花生間作播種機而言，國內相關機型研究較少且多為單作物播種機改裝而成，不能很好地滿足玉米-花生間作種植要求[1-3]，針對玉米-花生間作種植要求，設計研制了玉米-花生間作播種機，但因機具的幅寬限制了其使用效率。因此，結合平行四邊形平動原理，筆者所在課題組設計了一種玉米-花生間作播種機用水平折疊機架，采用液壓驅動水平折疊的方式，在滿足播種要求的同時提高機具的運輸性能和轉彎性能。本研究以自主研制的玉米-花生間作播種機折疊機架為研究對象，對機架結構進行了參數設計和運動特性分析，并根據機架折疊和平放的要求設計了液壓系統，最后通過Ansys軟件進行機架結構的應力和模態分析，驗證其設計的合理性。

1 結構組成及工作原理

1.1 玉米-花生間作播種機結構組成

根據玉米-花生間作農藝要求，間作播種機采用對稱分布結構設計，主要由折疊機架、花生播種單體、玉米播種單體、仿形機構等組成，可一次性完成花生和玉米的開溝、播種及施肥等工序。主要結構如圖1所示，主要技術參數如表1所示。

1.2 水平折疊機架結構及工作原理

設計的水平折疊機架總體結構如圖2所示，采用橫向分段折疊式組合機架，機架主要分為3個部分：中間主機架和兩側折疊機架，中間主機架掛接2個一壟雙行的花生播種單體，兩側折疊機架各掛接1個雙行玉米播種單體。機架牽引梁后部通過平行四邊形仿形結構與播種單體鉸接，以此來實現牽引作業。

中間主機架前部焊接有矩形機架插接管，與三點懸掛架剛性連接，以此提高機架的重心穩定性;兩側折疊機架結合平行四桿機構與主機架通過鉸軸連接，通過液壓驅動將液壓缸的往復運動轉換成折疊梁的上下平動，實現兩側折疊機架的平穩上升和下降，以便運輸和地頭轉彎，提高機具的運輸性能和轉彎性能。機架尺寸詳見表2。

2 折疊機構運動特性分析

因機架結構左右對稱，兩側運動特性一致，故為簡化分析，只對一側機構進行分析。如圖3所示整個機架結構為1個平行四邊形機構和1個搖塊組成。

根據上圖所建坐標系，對折疊機構進行矢量法建模。設x軸正向與各桿矢量的正向夾角為其方位角，以矢量l表示各構件的桿長。這樣折疊機構就形成一個封閉矢量多邊形，即ABCDF。在這個封閉矢量多邊形中各矢量之和等于零[4-5]。

l1+l2=l3+l4+l5。（1）

2.1 位置分析

將機構封閉矢量方程式（1）改寫為復數矢量形式：

l1·e1φ1+l2·e1φ2=l3·eiφ3+l4·eiφ4+l5;（2）

l1cosφ1+l2cosφ2=l3cosφ3+l4cosφ4+l5

l1sinφ1+l2sinφ2=l3sinφ3+l4sinφ4;（3）

Acosφ4+Bsinφ4+C=0。（4）

其中，A=l4cosφ4+l5-l1cosφ1，B=l4sinφ4-l1cosφ1，C=l23+A2+B2-l222l3，（5）

代入Acosφ3+Bsinφ3+C=0中，

φ3=2arctanB+A2+B2-C2A-C。（6）

2.2 速度分析

將（2）式對時間t微分，可得：

l1ω1ieiφ1+l2ω2ieiφ2=l3ω3ieiφ3+l4ω4ieiφ4;（7）

l1ω1iei（φ1-φ2）=l3ω3iei（φ3-φ2）+l4ω4iei（φ4-φ2）;（8）

ω4=l1ω1isin（φ1-φ2）-l4ω4sin（φ4-φ2）l3sin（φ3-φ2）。（9）

2.3 加速度分析

將（7）式對時間t微分，可得：

l1ε1ieiφ1-l1ω21eiφ1+l2ε2ieiφ2-l2ω22eiφ2=l3ε3ieiφ3-l3ω23eiφ3+l4ε4ieiφ4-l4ω24eiφ4;（10）

ε3=l1ε1sin（φ1-φ2）+l1ω21cos（φ1-φ2）-l4ε4（φ4-φ2）-l4ω24cos（φ4-φ2）-l3ω23cos（φ3-φ2）l3（φ3-φ2）。（11）

2.4 運動過程仿真

利用ADAMS進行機架折疊的運動仿真，對液壓油缸添加驅動函數STEP（time，0，0，5，420）+STEP（time，5，0，10，-420），即在10 s內機架完成1個折疊循環。得出B點的角位移、角速度和角加速度，運動仿真曲線如圖4所示。可見，整體變化曲線光滑，無跳躍點，機架在折疊過程中無阻礙進行。在上升動作將結束和下降動作剛開始的時候，角加速度變化較明顯，可能會存在沖擊現象，屬于正常的液壓頂升壓力和慣性引起的液壓沖擊，會短時間停止，可用調速閥來緩解。總體來看，機架在折疊過程中較為平穩、可靠，符合設計要求。

3 機架液壓系統設計

3.1 液壓控制系統工作原理

液壓控制系統如圖5所示，控制單元為一個可以實現保壓、滑閥機能為Y型的三位四通換向閥[6-7]。當液壓油進入左右油缸的無桿腔時，活塞桿伸出，機架折疊，此時換向閥處于右位，回油路上的調速閥用來調節折疊速度，從而保證折疊機架平穩上升;當機架平放時，液壓油進入左右油缸的有桿腔，此時單向閥打開，活塞桿縮回，機架下降，回油管路上的調速閥用作背壓閥，換向閥處于左側位置。當機架折疊并需要停留在某個位置時，換向閥處于中間位置。此時，左右油缸中的高壓油通過液壓控制單向閥鎖定在無桿腔中，從而使機架停留在特定位置[8]。

3.2 液壓油缸的尺寸計算

3.2.1 液壓油缸工作壓力確定 根據表3按照負載壓力大小選擇液壓油缸工作壓力為1.6 MPa。

3.2.2 液壓油缸主要結構尺寸計算 （1）根據整個播種機的設計要求，一個折疊y油缸需要克服工作負荷，主要是機架和種子箱的壓力約Fg=5 000 N

（活塞桿在伸長過程中主要受壓）;（2）慣性載荷Fa=0;（3）密封阻力Fm=（1-ηm）F，取ηm=0.95。綜上可得，外載荷Fg=5 000 N，密封阻力Fm=250 N，總載荷F=5 250 N，當機架進行折疊時，活塞桿伸長，此時液壓油缸進油，則液壓油缸的有效工作面積：

A=FP=π（D2-d2）4;（12）

即

D=4FπP+d2。（13）

其中，D為液壓油缸直徑（m）;F為負載（N）;P為系統壓力（Pa）;d為液壓桿直徑（m）。根據表4，選取d=0.5D。根據公式（12）計算所得：D=74.6 mm，根據GB/T 2348―1993《液壓氣動系統及元件缸內徑及活塞桿外徑》選定液壓油缸直徑80 mm，則活塞桿直徑d=40 mm[9-10]。

3.2.3 液壓系統執行流量計算? 根據機構設計要求，機架折疊時，活塞桿的行程s為412 mm，工作時間t=4s（以無桿腔確定），

Q=π4×D2×St。（14）

其中，Q為液壓油缸最大流量;S為液壓油缸行程;t為單行程所需要的時間。將上述所得數據代入公式得：

Q=5.2×10-4m3/s=31.2 L/min。

4 水平折疊機架有限元分析

播種機作業環境復雜，長期使用下來容易出現機架結構疲勞、斷裂等故障，因此，需要對設計出的水平折疊機架進行靜力學分析和模態分析，得出其應力應變情況和共振特性，以此來驗證機架結構設計的合理性[11]。

4.1 有限元分析前處理

由于機架結構復雜，在不影響機架整體結構的前提下，簡化圓角、倒角等不必要的特征;在分析過程中，設定機架水平橫梁方向為X軸，地面垂直指向機架的方向為Y軸方向，機架的前進方向為Z軸，同時固定了折疊機架全部的自由度及液壓油缸在UX方向上的平行自由度[12-13]。

機架的主體機架采用Q235方形結構鋼，液壓油缸、銷軸和限位裝置等應力集中部件采用45#鋼，各材料的具體性能參數見表5。

為了準確地進行仿真分析，使用shell63單元為模型進行四邊形網格劃分，機架整體網格尺寸為 20 mm，在銷軸、限位裝置等應力集中的地方網格尺寸設置為10 mm，得到網格節點數為910 661個;單元數為436 885個。劃分網格后的模型如圖6所示。

4.2 載荷的設定

作為播種機的主要承重部件，主要承受機架的自重和播種單元的重量。機架和播種單元的自重可以通過機架添加材料和重力加速度添加到軟件中。根據其相應的作用位置，將其余的負載簡化為集中力的方式進行加載。

4.3 折疊機架的應力分析

通過ANSYS進行應力仿真分析，得到機架的應力云圖、應變云圖以及位移變形云圖，如圖7、圖8和圖9所示。結果表明，機架最大應力值為σ=93.76 MPa，機架的最大形變量為1.21 mm，最大應變為0.000 446 21 mm，相對變形量較小，結構工作穩定。

根據機架使用材料屬性可知，Q235鋼的屈服強度為235 MPa，45#鋼的屈服強度為355 MPa，根據作業條件，安全系數取n=1.5， 根據公式（15）計算得出，其各自許用應力為156.67、236 MPa，

[σ]=σsn。（15）

式中：n為材料安全系數1.5;σs為材料屈服極限;[σ]為材料的許用應力。分析可知，機架的最大應力遠小于2種材料的許用應力，因此機架強度滿足使用要求，且整機的變形較小，符合設計要求，所以機架在符合工況的狀態下，不會存在安全隱患。

4.3 折疊機架的模態分析

機架在運輸和工作過程中，容易受到拖拉機和播種機自身的振動從而引起機架彎曲變形、疲勞斷裂和劇烈振動等問題，因此對機架進行模態分析，根據機械振動方程對機架建立振動微分方程：

[M]{X¨}+[C]{X}+[K]{X}=[F]。（16）

式中：[M]為機架質量矩陣;[C]為機架阻尼矩陣;[K]為機架剛度矩陣;{F}為外部激勵載荷向量;{X}為機架位移向量;{X}為機架速度向量;{X¨}為機架加速度向量[14-16]。

考慮到實際作業中機架的工作頻率，分析機架的前6階固有頻率，得到了機架的前6階頻率變化圖，具體見圖10。

由機架的前6階模態分析可知，機架的前6階模態頻率范圍在42～62 Hz，根據相關文獻可知，現有播種機的工作振動頻率在6～7 Hz[17]，與機架的前6階模態分析結果對比，機架的固有頻率遠大于播種機自身的頻率，因此，機架結構能夠避免與播種機發生共振，具有良好的動態特性，保證了播種的均勻性。針對工作時牽引裝置發動機產生的振動，根據發動機振動頻率計算公式（17）計算：

f=2nz60τ。（17）

式中：f為激勵頻率;z為發動機缸數;n為轉速;τ為發動機沖程數。

選用普通的四缸四沖程的柴油發動機提供牽引力，將發動機參數代入公式，計算出發動機正常工作下的激振頻率為80 Hz，遠大于機架的前6階固有頻率。

由上述計算結論可知，在復雜的工作環境下，機架的前6階固有頻率避免了在工作和運輸中與播種機和牽引裝置振動產生共振的可能，保證了工作的穩定性。

5 結論

該機架通過采用液壓驅動水平折疊的方式，提高了玉米-花生間作播種機播種效率，同時也提高了機具的運輸性能和轉彎性能。

通過對水平折疊機架進行運動特性分析，得出關鍵位置的角位移、角速度及和角加速度矢量方程及仿真特性曲線，驗證了折疊機架的運動特性符合設計要求。

為保證機架折疊過程平穩、可靠，通過計算與選型，對水平折疊機架的液壓系統進行了設計，滿足機架折疊工作要求。

通過對機架進行有限元分析，機架可承受最大應力、產生的最大形變量及最大應變均可滿足設計要求，且機架固有頻率與外界激勵相對比，工作時不會產生共振現象，能有效延長播種機的使用壽命，提高播種機的工作效率，證明該折疊機架設計合理，具有良好的使用性。

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