基于剛-柔混合建模的玉米秸稈還田機虛擬樣機研究

校金龍，趙金寶

（450053河南省 鄭州市 河南工業貿易職業學院）

0 引言

玉米秸稈還田機是自走式玉米收獲機的重要部件，其傳動特性直接影響滅茬效果[1,2]。傳統設計分析方法包含解析法和臺架試驗法，其中，解析法存在建模復雜、可信度低的缺點；臺架試驗法無法用于玉米秸稈還田機的前期開發，成本較高[3]，因此，針對玉米秸稈還田機數字化設計開展研究具有重要意義。近年來，徐禮超[4]等人運用UG對反旋秸稈還田機的傳動系統進行了虛擬樣機建模和仿真；蘆新春[5]等人采用剛體建模方式，對秸稈還田播種機驅動系統進行了虛擬設計與動力學運動學分析。這些研究普遍采用剛性建模，無法有效體現傳動構件的彈性阻尼特征，研究的本質為分析玉米秸稈還田機的運動學特點，不能有效開展動力學分析和結合動態響應特性的傳動系統優化。

本文以改進型中收1JHY-200C玉米秸稈還田機為研究對象，研究基于剛-柔混合建模原理的玉米秸稈還田機虛擬樣機創制方法，以期改善相關研究中存在的不足。

1 基于剛-柔混合建模的虛擬樣機創建

本研究結合國家重點研發計劃“寒地玉米收獲機驅動系統關鍵技術”項目要求，對中收1JHY-200C型玉米秸稈還田機進行改進設計。針對原有機型采用錘爪型粉碎刀存在滅茬率低的缺點，改進方案采用具有體積小、質量輕、撿拾性能好、適應性強、粉碎效率高[6-7]等優點的Y型粉碎刀。根據刀片分布和切削效率之間的關系，改進后軸上刀片數量為48，排列密度為0.3片/cm。秸稈還田機刀軸轉速取決于莖桿切割長度和刀端線速度，設計為1 875 r/min。

1.1 剛-柔混合虛擬樣機創建

改進型1JHY-200C型玉米秸稈還田機包含動力傳動路線和升舉傳動路線。其中，動力傳動路線：動力輸入帶輪→動力輸出帶輪→惰輪→甩刀軸→Y型刀；升舉傳動路線：活塞→搖臂→拉桿→機架。由于動力傳動路線直接影響玉米收獲機的滅茬效果，因此，采用柔體動力學模塊建立虛擬樣機，采用剛體動力學建立升舉傳動系統的虛擬樣機模型。

由于描述構件運動的廣義坐標系之間存在關聯，需要通過約束方程描述，而采用基于解析法的多體動力學方程建模，誤差較大，難以有效表現不同種類約束之間的動態關聯性，ADAMS/Flex柔體模塊采用基于動態子結構的Craing-Bampton修正方法，可以大幅降低模型復雜度，提高仿真精度。使用展開后的模態向量和模態坐標線性組合表征彈性構件本身的彈性位移。將彈性構件的全部自由度離散化為有限結點自由度后，其彈性形變可近似為少量模態的線性組合[8]，通過截斷高階模態的低階模態集描述主模態集，單次釋放固定界面自由度得到約束模態，其數目等于子結構界面自由度的數目[9-10]，最后采用基于笛卡爾廣義坐標的拉格朗日運動方程求解。

圖1為改進型1JHY-200C玉米秸稈還田機甩刀軸剛-柔混合虛擬樣機模型。首先基于ADAMS/Machinery造型庫創建甩刀軸、Y型刀和甩刀軸架的剛體模型；然后基于ADAMS/Flex對甩刀軸和Y型刀的剛體模型進行離散化處理，得到柔體模型；最后，通過外接節點實現機架和甩刀軸的耦合。采用相同方法創建傳動系統中其他構件的柔體動力學虛擬樣機模型，如圖1所示。

圖1 甩刀軸剛-柔混合虛擬樣機模型Fig.1 Rigid-flexible hybrid virtual prototype modeling of knife axle

圖2為升舉機構傳動系統約束。由于升舉機構為多自由度連桿機構，通過ADAMS約束庫添加運動關系。其中，機架和大地之間添加固定約束，活塞桿和搖臂、拉桿和搖臂以及拉桿和機架之間分別添加旋轉約束，各鉸接點處均為旋轉約束，活塞桿和液壓缸之間添加移動約束。

圖2 升舉機構傳動系統約束Fig.2 Constraints of transmission system of lifting mechanism

采用相同方法在動力傳動路線上添加運動約束。其中，帶輪和皮帶、皮帶和張緊輪之間分別施加滑動約束，齒輪和大地之間施加旋轉約束，嚙合齒輪之間分別施加齒輪運動約束，甩刀軸和惰輪組末端齒輪之間施加固定約束。為表征實體外觀特征，對虛擬樣機進行渲染。圖3為集成約束后的改進型1JHY-200C玉米秸稈還田機剛-柔混合虛擬樣機。

圖3 玉米秸稈還田機剛-柔混合模型Fig.3 Rigid-flexible hybrid modeling of smashed corn straw machine

1.2 三維模型創建

圖4所示為導入機架、殼體、地輪模型后的玉米秸稈還田機整機虛擬樣機。由于ADAMS的實體造型功能不適用于復雜構件的建模，本文采用面向產品級的SolidWorks分別創建機架、齒輪箱殼體、地輪等構件的剛體模型；通過裝配體模塊導入零件模型，添加配合關系。采用Parasolid核心實體造型技術將其導入ADAMS中，完成改進型1JHY-200C玉米秸稈還田機整機虛擬樣機創建。

圖4 玉米秸稈還田機整機虛擬樣機Fig.4 Virtual prototype of smashed corn straw machine

3 傳動特性分析

3.1 工況設計

沿甩刀軸動力輸入端軸向方向依次取5個均布截面進行沖擊加載，分別命名為：Marker1，Marker2，Marker3，Marker4，Marker5。表1為甩刀軸不同均布截面位置的加載方式。其中：工況1～5通過在不同的截面處加載相同大小負載，用于研究單處沖擊產生的甩刀軸軸向彈性形變對傳動特性的影響；工況6～8分別在多個截面上同時加載大小相同的負載，用于研究多處沖擊產生的甩刀軸軸向彈性形變對傳動特性的影響。

表1 沖擊加載工況Tab.1 Working condition of impact load

作業時，1JHY-200C型玉米秸稈還田機甩刀軸恒轉速旋轉，標準轉頻為31.25 Hz。根據采樣定理，設置仿真時間為甩刀軸轉動周期0.3 s。為體現沖擊產生的高頻振動，設置采樣頻率為500 Hz。根據等效原理，計算單只刀片的負載轉矩為66 N·m，以此為負載均值，以階躍函數66*step（time，0，0，0.2，1）模擬穩態載荷，采用脈沖函數模擬沖擊負載。基于功率平衡方程設置輸入功率模擬函數，以階躍函數step（time，0，0，0.2，40*360d）添加輸入轉速，穩定時間為0.2 s。

分別設置虛擬樣機主動帶輪轉動中心O點，從動帶輪軸轉動中心P點，惰輪組末端齒輪轉動中心Q點，甩刀軸動力輸入軸端徑向中心位置M點和甩刀軸自由端徑向中心位置N點作為仿真過程中的采樣位置，如圖3所示。

3.2 傳動特性分析

圖5為工況1下秸稈還田機動力傳動路線上主要采用位置處的轉速特征。由圖可知，O點、P點、Q點的穩態轉速分別為2 400，2 397.5，1 873 r/min，符合系統傳動比。轉速曲線變化趨勢符合驅動功率轉速加載函數特征。0.1 s時，O點角加速度值達到最大值，為300 r/s2，符合加載函數極值特征。

圖5 工況1秸稈還田機傳動系統主要采樣點轉速特征Fig.5 Main sampling points rotation rate of smashed corn straw machine under working condition 1

圖6為1～8工況下P點轉速特征。由圖可知，單處沖擊時，P點的峰值轉速為2 398.7 r/min，最小轉速為2 395.6 r/min，帶輪的最大滑轉率為0.208%；雙處沖擊時，P點的峰值轉速為2 399.8 r/min，最小轉速為2 393.9 r/min，帶輪的最大滑轉率為0.254%；3處沖擊時，P點的峰值轉速為2 401.5 r/min，最小轉速為2 391.9 r/min，帶輪最大滑轉率為0.335%。不同加載方式下，從動帶輪軸轉速振動幅值相差較小，玉米秸稈還田機動力路線的振動幅值主要與甩刀軸上的沖擊加載幅值相關，與沖擊加載位置無關；帶輪滑轉率與沖擊加載點個數線性相關。

圖6 不同工況下P點角速度Fig.6 Angular velocity of point P in different working conditions

圖7為工況5下甩刀軸上M點和N點的轉速特征。由圖可知，M點處轉速振動幅值小于N點處轉速振動幅值；穩定時間較小。其原因在于，甩刀軸固有阻尼比導致沖擊脈沖的衰減效果與沖擊加載位置到甩刀軸動力輸入端和自由端的軸向距離線性相關，柔體甩刀軸模型能夠有效體現玉米收獲機秸稈還田機滅茬作業中的動態特性。

圖7 工況5下M和N點的轉速Fig.7 Angular velocity of points M &N in working condition 5

4 結論

（1）創建了改進型中收1JHY-200C玉米秸稈還田機剛柔混合虛擬樣機模型，能夠有效體現產品的實體特征。

（2）針對玉米收獲機滅茬作業特點，以甩刀軸軸向沖擊加載位置和加載點個數為變量，研究了用于分析秸稈還田機傳動特性的仿真方法。

（3）仿真結果表明:滅茬作業時，玉米秸稈還田機動力路線的振動幅值主要與甩刀軸上的沖擊加載幅值相關，與沖擊加載位置無關；帶輪滑轉率與沖擊加載點個數線性相關；甩刀軸固有阻尼比導致沖擊脈沖的衰減效果與沖擊加載位置到甩刀軸動力輸入端和自由端的軸向距離線性相關。