微型雙側電驅履帶式鮮煙葉搬運機田間運行穩(wěn)定性仿真研究*

戴洪鋒，蔣宏婉，任仲偉，張富貴，袁森

(1. 貴州省煙草公司黔南州公司，貴州都勻，558000； 2. 貴州理工學院機械工程學院，貴陽市，550003；3. 貴州大學機械工程學院，貴陽市，550025)

0 引言

煙草是一種重要的經(jīng)濟作物，目前國內絕大多數(shù)煙葉種植地還是人工搬運煙葉，效率低，勞動力和時間成本高。國內外也有少量半機械化和機械化的煙葉搬運機械，其工作效率比人工操作高，但這類煙葉搬運機械結構大且復雜。西南丘陵山區(qū)為零碎小地塊，地面起伏大，零碎不平整，不適宜高功率大型農機具作業(yè)，因而微小型煙葉搬運機的研發(fā)很有必要。

煙葉產(chǎn)業(yè)機械化研究已獲得一定成果，主要集中在煙葉采摘、植保、分揀等方面[1-4]。燕亞民等[5]針對田間煙葉采摘問題，設計了煙葉采收植保機并確定了主要技術參數(shù)。王玲等[6]設計的“一種自動行走的煙草收獲機”，一定程度解決了人工采收煙葉效率低下和少數(shù)半機械化收獲機結構復雜問題，通過后期田間煙葉采收試驗發(fā)現(xiàn)，該機器也存在著損傷煙葉的情況，而且較為嚴重，機器的適應性也不是很好。吳雪梅等[7]利用摩擦學原理設計滾刷式煙葉鋪平裝置，通過試驗探尋出最佳鋪平效果的工作參數(shù)。

而在田間鮮煙葉搬運機械設計研發(fā)方面未見相關報告，但農作物搬運機的研發(fā)已經(jīng)獲得一些研究成果。Benjamin等[8]設計建立了大方捆壓捆搬運機，試驗結果表明該搬運機的作業(yè)能力較為理想。程麒文等[9]設計了一種箱式農作物搬運機器人，試驗表明該機器運行平穩(wěn)性受到運行速度，軌道寬度和地面粗糙度的影響。陳繼清等[10]基于仿真軟件DecurDyn對小型修剪機履帶底盤的越障性能進行有限元分析，獲得了該底盤越障性能相對穩(wěn)定的運行工況。

以上關于煙葉機械化研究或集中于煙葉的采摘分揀機械[11]，或聚焦于大面積平原煙田的大型煙葉搬運機；而對搬運機械的性能分析或著重于搬運機械關鍵零部件的理論計算校核，或僅關注于底盤田間運行性能的有限元分析；未見對微小型搬運機械展開田間整機運行穩(wěn)定性的動力學數(shù)值預測與優(yōu)化，而這對機器的綜合工作性能至關重要。

基于此，本文以自主研發(fā)的微型雙側電驅履帶式田間鮮煙葉搬運機為研究對象，重點對整機在壟距狹窄、凹凸不平、溝坎散布等復雜地貌煙田中的滿載多工況運行穩(wěn)定性展開分析，以獲得該搬運機的田間滿載運行特性并優(yōu)選出最佳運行參數(shù)。

1 煙葉搬運機結構設計

1.1 設計要求

鮮煙葉種植地田間壟距限寬500 mm，壟高20～30 mm，整機一次性裝煙滿載重量為50 kg，鮮煙葉平均尺寸450 mm×550 mm×0.6 mm。機器運行和操作要符合煙農作業(yè)習慣，主要包括不傷煙葉、無級調速、原地掉頭、直進直退、雙向聯(lián)動操作、人可隨機運行、平穩(wěn)運行等，如表1所示。

表1 設計要求參數(shù)

1.2 設計方案

根據(jù)實際測量，單張鮮煙葉平均重量為100 g，10張鮮煙葉凈重1 kg，搬運機滿載重量要求為50 kg，即整機一次性滿載鮮煙葉約500張。考慮鮮煙葉莖稈尺寸，此處定義單張鮮煙葉平均余量厚度為1.5 mm，則500張鮮煙葉平齊疊放，其高度約為750 mm。同時考慮盡量減小煙葉間由重力產(chǎn)生的擠壓，因而將煙葉搬運機的存煙機構設計為雙層四筐式煙筐儲架結構，即每個煙筐可存放平均12.5 kg鮮煙葉。

充分考慮操作人員滿載返運過程能提效返程，因而設計半封閉式操控室，以實現(xiàn)操作人員可上機隨行，提速返程，以提高整體工作效率。根據(jù)人機工程學原理、成年煙農的平均身材及搬運機田間運行穩(wěn)定性與安全性要求，操控室寬度設計為400 mm，座位高度為300 mm，L型護欄高度為250 mm。操作人員正坐時面對煙壟，右側設計操控板，其上設置四個觸控按鈕，分別實現(xiàn)啟/停、前進/后退、調速和轉向功能。

為了兼顧強度和散熱，底盤設計為框箱式，采用特制窄履帶以滿足煙田壟間距要求，根據(jù)煙壟高度和寬度，將底盤高度設計為300 mm，特制窄履帶寬度設計為100 mm，雙履帶輪中心距為400 mm，整機機械結構如圖1所示。

(a) 整機結構

根據(jù)基于煙田實際工況提出的設計要求，煙葉搬運機運行速度范圍設計為2～10 km/h。田間作業(yè)工況復雜，大量田間試驗表明[11]，運行速度對于整機田間運行動力學性能有顯著影響，為此，在可調速度范圍內開展近等區(qū)間四水平單因素仿真試驗，變化區(qū)間Δj=2.5 km/h，考慮所選電機低速運行平穩(wěn)性欠佳，因而將最低速度水平稍作調增，則各試驗水平分別為3.5 km/h、5 km/h、7.5 km/h和10 km/h。

假設履帶輪主動輪直徑為d，整機運行速度為v，減速器的傳動比為i，驅動電機工作轉速為n′，電機極對數(shù)為p，履帶輪主動輪轉速為n，轉動頻率f可由式(1)～式(3)計算獲得。

(1)

n′=i×n

(2)

(3)

式中：d——履帶輪主動輪直徑，d=230 mm；

i——減速器的傳動比，根據(jù)前期設計選型，此處取5；

p——電機極對數(shù)，根據(jù)前期設計選型，此處取1；

f——轉動頻率，Hz。

根據(jù)煙葉搬運機田間工況，其運行速度在2～10 km/h范圍，則可確定電機工作轉速為231～1 162 r/min，對應的轉動頻率為3.85～19.36 Hz。

2 仿真分析

2.1 有限元模型的建立

對煙葉搬運機整機結構進行合理簡化后導入Workbench有限元分析平臺，根據(jù)表2所示定義各組件材料。建立有限元模型如圖2所示。

表2 組件材料性能參數(shù)

圖2 整機有限元模型

不考慮非線性特性，即剛度矩陣為常量，因此將機身主架與底盤主架間、底盤內關鍵零部件與底盤底板間、零部件之間的接觸全部設置為線性且對稱接觸，共47處；履帶與履帶輪間、履帶輪與輪軸架間均設置為固定關節(jié)副。為提高計算精度，選用高階六面體單元進行網(wǎng)格劃分，整機網(wǎng)格單元共計72 990，節(jié)點共計278 384。基于所建立有限元模型，分析該煙葉搬運機不同工況下滿載狀態(tài)的瞬態(tài)動力學特性，重點關注整機預應力模態(tài)、剛柔耦合運動學性能以及隨機振動特性。

2.2 預應力模態(tài)

基于所建立有限元模型和煙葉搬運機實際工況，首先進行無約束自由模態(tài)分析，隨后進行施加約束和極限載荷的預應力分析，極限載荷為前文所述的四煙筐滿載各受力125 N。經(jīng)過求解器求解和結果后處理，得到如圖3所示自由模態(tài)和預應力模態(tài)振型圖和十階頻率變化曲線。

(a) 履帶輪自由模態(tài)振型圖

由圖3(a)、圖3(b)、圖3(d)可得煙葉搬運機在沒有任何約束情況下履帶輪和機架(煙筐儲架和底盤儲架)的固有頻率特性，通常取第一階固有頻率為后期設計分析依據(jù)的固有頻率，履帶輪自由狀態(tài)固有頻率為61.834 Hz，機架固有頻率為122.47 Hz，顯然履帶輪自由狀態(tài)下固有頻率低于機架固有頻率，這是由于有限元分析中所定義的履帶輪材料其強硬度較機架明顯低所致；且履帶輪的履帶上側中部振動變形量最大，可見后期有必要對履帶張緊程度進行改善。由圖3(c)可得煙葉搬運機滿載預應力模態(tài)下第一階固有頻率為21.347 Hz，且由振型圖可知，操控室扶欄和履帶輪上側中部履帶的振動變形量相對最大，為1.28 mm。

根據(jù)煙葉搬運機田間工況，其運行速度在2～10 km/h范圍，前文計算獲得電機工作轉速為231～1 162 r/min，對應的轉動頻率為3.85～19.36 Hz。可見，該煙葉搬運機空載運行時無論在何種運行速度電機轉動頻率都遠小于履帶輪和機架自由模態(tài)下的固有頻率，而高速運行時電機轉動頻率會較為接近整機滿載預應力模態(tài)下的固有頻率，因此該搬運機空載時沒有共振風險，滿載時應避開給定范圍內的高速運行狀態(tài)(10 km/h)，以保障煙葉搬運機避開共振風險。

2.3 剛柔耦合動力學響應

靜力學分析發(fā)現(xiàn)機身主架滿載狀態(tài)下絕對安全，底盤主架成為重點分析對象。為實現(xiàn)高效準確的整機瞬態(tài)動力學分析，不需要分析履帶與履帶輪之間的相對運動，因而將二者設置為剛體，進行整機剛柔耦合動力學響應分析，以獲得相應的應力和應變響應。大量研究表明，一般車輛啟動加速性能為10 s加速到100 km/h，綜合分析，將煙葉搬運機四種工況下加速性能參數(shù)設置如表3所示。

表3 加速性能參數(shù)

圖4所示為不同運行速度下整機啟動加速瞬間底盤主架剛柔耦合應力響應規(guī)律。

(a) v=3.5 km/h

通過對比發(fā)現(xiàn)，四種運行速度下，底盤主架的最大應力響應總體變化態(tài)勢較為相似，均在加速0.05 s內最大應力出現(xiàn)明顯起伏，最大幅值出現(xiàn)在為5 km/h工況，達5.09 MPa，從0.05 s到各工況對應的平穩(wěn)運行階段初始時刻期間應力相對平穩(wěn)，尤其在工況10 km/h應力平穩(wěn)期最長，達0.77 s。經(jīng)過應力平穩(wěn)期，均進入各工況對應的運行平穩(wěn)期，底盤主架再次出現(xiàn)應力震蕩起伏現(xiàn)象，振幅基本呈現(xiàn)幅差線性遞減的趨勢，最終再次恢復應力平穩(wěn)。

圖5為不同運行速度下整機啟動加速瞬間底盤主架剛柔耦合應變響應規(guī)律。通過對比發(fā)現(xiàn)，四種運行速度下，底盤主架的最大應變響應總體變化態(tài)勢亦較為相似，均在加速0.07 s內最大應變出現(xiàn)明顯起伏，最大幅值出現(xiàn)在為3 km/h和5 km/h工況，達2.78×10-5mm/mm；而后從0.07 s結束到各工況對應的平穩(wěn)運行階段初始時刻期間應變相對平穩(wěn)，尤其在工況10 km/h獲得相對最長應變平穩(wěn)期，達0.72 s。經(jīng)過應變平穩(wěn)期，均進入各工況對應的運行平穩(wěn)期，底盤主架再次出現(xiàn)應變震蕩起伏現(xiàn)象，振幅基本呈現(xiàn)幅差線性遞減的趨勢，最終再次恢復應變平穩(wěn)。可見底盤主架應變變化趨勢與應力變化趨勢有較大一致性，因此在后期分析中根據(jù)應力進一步預測應變變化趨勢。

(a) v=3.5 km/h

為進一步定量分析運行速度對煙葉搬運機底盤主架加速啟動性能的影響規(guī)律，根據(jù)圖4和圖5所示分析結果，經(jīng)數(shù)據(jù)處理和分析，獲得如圖6所示的運行速度對底盤主架田間運行剛柔耦合最大應力應變影響規(guī)律曲線。由圖6可知，在速度小于7.5 km/h范圍內，隨著運行速度的增加，底盤主架最大應力和應變隨之減小，呈現(xiàn)負相關；而當速度大于7.5 km/h，隨運行速度增加，底盤主架最大應力和應變則隨之增加，即呈現(xiàn)正相關；可見運行速度7.5 km/h是該煙葉搬運機啟動加速性能的一個分界點，獲得最小應力應變響應(最小值分別為4.2 MPa，2.1×10-5mm/mm)，雖然在運行速度10 km/h下最大應力應變低于3.5 km/h和5 km/h工況，但是結合前文分析10 km/h工況下共振風險較大，因而從啟動加速性能而言，運行速度7.5 km/h為相對最優(yōu)運行參數(shù)。

圖6 不同工況下底盤主架田間運行最大應力應變響應

2.4 隨機振動特性

整機運行穩(wěn)定性是煙葉搬運機田間作業(yè)重要性能之一，樣機研制和試驗前的隨機振動分析極為關鍵。結合煙田實際工況，對不同工況各輸入一段激振信號來模擬搬運機在煙田壟間的不穩(wěn)定工況。假設運行過程中任意側履帶輪經(jīng)過一段“凹凸路段”，不同工況通過時間不同，則可轉化為地面法向上對履帶輪施加一段三角波信號，且順次由履帶輪前端到后端通過該“三角波路段”如圖7所示。不同工況通過單周期三角波耗時為T，可由式(4)和式(5)計算獲得。

圖7 搬運機通過“三角波路段”耗時分析

(4)

(5)

式中：l——單側三角波路程；

v——運行速度；

h——三角波高度，質點化后結合實際情況，取為10 mm，即該三角波振動信號振幅為20 mm；

α——三角波爬坡角，此處取山區(qū)煙田中高坡度30°；

N——三角波單側運行時間的倍數(shù)，此處為4。

經(jīng)計算可確定四種工況下煙葉搬運機經(jīng)過單周期三角波耗時如表4所示。

表4 不同工況通過單周期三角波路段耗時

煙葉搬運機從前端到后端持續(xù)通過“三角波路段”的激振信號施加情況如圖8所示。

圖8 搬運機持續(xù)通過“三角波路段”的激振信號

基于以上計算分析，經(jīng)求解器求解獲得該煙葉搬運機田間運行整機隨機振動特性如圖9所示。

(a) v=3.5 km/h

對比分析圖9(a)～圖9(d)，在運行速度為3.5 km/h和5 km/h工況下，整機最大應力和平均應力分布曲線基本呈現(xiàn)規(guī)律周期性變化；7.5 km/h工況下，前半階段和后半階段應力的周期幅值發(fā)生變化，后半階段(0.19 s之后)應力幅值明顯小于前半階段，但總體仍呈現(xiàn)周期性變化；在10 km/h運行速度下，前半階段基本呈現(xiàn)大致周期性，最大應力出現(xiàn)幅差近似線性遞增的上行趨勢，后半階段(0.165 s之后)由于受到前半階段累積影響，不再呈現(xiàn)周期性變化，出現(xiàn)驟降至趨于平穩(wěn)，但最終應力值仍明顯高于前三種工況。

煙葉搬運機經(jīng)過“田間凹凸路段”(即“三角波路段”)過程隨機振動分析所得最大變形量和平均變形量分布情況如圖10所示。對比分析圖10(a)～圖10(b)，發(fā)現(xiàn)在運行速度為3.5 km/h、5 km/h和7.5 km/h工況下，整機最大變形響應和平均響應曲線基本呈現(xiàn)規(guī)律周期性變化，7.5 km/h工況下，最大變形響應和平均變形響應一致性開始出現(xiàn)微小差異，但總體仍呈現(xiàn)周期性變化；在10 km/h運行速度下，最大變形響應和平均變形響應一致性明顯較差，可見，在該工況下煙葉搬運機隨機振動性能差，即田間運行穩(wěn)定性不佳。

(a) v=3.5 km/h

為進一步綜合量化對比煙葉搬運機在不同運行速度下田間隨機振動特性，對圖9和圖10分析結果進行平均處理，獲得不同運行速度下整機最大應力響應、平均應力響應、最大變形響應和平均變形響應的過程平均值如圖11所示。由圖11(a)可知，隨著運行速度的增加，煙葉搬運機最大應力響應和平均應力響應的過程平均值均隨之增加，且漲幅(斜率)也隨著速度增加而增大，尤其當運行速度大于7.5 km/h 時，最大應力響應和平均應力響應劇增達(分別為2 441.37 MPa和277.862 MPa)。再分析圖11(b)可知，煙葉搬運機隨機振動的最大變形響應和平均變形響應的過程平均值變化趨勢并不一致，最大變形響應過程平均值仍隨速度增加而增大，而平均變形響應過程平均值則以7.5 km/h 為分界點出現(xiàn)先遞減后遞增兩階段，最小值出現(xiàn)在7.5 km/h運行條件下，為5.01 mm。

圖11 搬運機持續(xù)通過“三角波路段”應力和變形的過程平均響應

綜合分析煙葉搬運機滿載下預應力模態(tài)、剛柔耦合動力學性能和田間隨機特性分析結果，基于煙葉采收和工作效率的實際需求，該煙葉搬運機在緩速作業(yè)時，5 km/h 為最佳運行參數(shù)，在滿載返程時(無需作業(yè))，7.5 km/h為相對最佳運行速度。該運行參數(shù)在對應作業(yè)需求下，煙葉搬運機田間運行穩(wěn)定性相對最優(yōu)。

3 結論

1) 煙葉搬運機滿載預應力模態(tài)的第一階固有頻率分別是21.617 Hz和21.347 Hz；電機工作轉速為231～1 162 r/min，對應的轉動頻率為3.85～19.36 Hz，因此應避開給定范圍內的高速運行狀態(tài)(10 km/h)，確保葉搬運機田間運作安全可靠。

2) 在速度小于7.5 km/h范圍內，隨著運行速度的增加，底盤主架最大應力和應變隨之減小；而當速度大于7.5 km/h，隨運行速度增加，底盤主架最大應力和應變則隨之增加；可見運行速度7.5 km/h是該煙葉搬運機啟動加速性能的一個分界點，結合滿載預應力模態(tài)分析得10 km/h工況下共振風險較大，因而從啟動加速性能而言，運行速度7.5 km/h為相對最優(yōu)運行參數(shù)。

3) 發(fā)現(xiàn)在運行速度為3.5 km/h、5 km/h和7.5 km/h 工況下，整機最大變形響應和平均響應曲線基本呈現(xiàn)規(guī)律周期性變化；在10 km/h運行速度下，最大變形響應和平均變形響應一致性明顯較差，煙葉搬運機隨機振動性能差，即田間運行穩(wěn)定性不佳。綜合分析煙葉搬運機滿載下田間作業(yè)瞬態(tài)動力學特性獲得最佳運行參數(shù)：在緩速作業(yè)時，5 km/h為最佳運行參數(shù)，在滿載返程時(無需作業(yè))，7.5 km/h為相對最佳運行速度，該兩運行參數(shù)在對應作業(yè)需求下，煙葉搬運機田間運行穩(wěn)定性相對最優(yōu)。