軸流氣吸式排種器的設計與試驗
2023-12-11 21:57:58張宇乾李貴榮張成堯楊文彩劉峰張海東
江蘇農業(yè)科學 2023年16期
張宇乾 李貴榮 張成堯 楊文彩 劉峰 張海東
摘要：針對傳統氣吸式排種器負壓沿程損失大、結構復雜等問題，基于軸流風機原理及流體力學相關理論設計了一種不需要配備真空泵及配套管道設施的軸流氣吸式排種器，簡化了排種器結構。建立排種器型孔處種子的力學模型；以大葉香菜種子為排種對象，基于三維建模軟件、CFD相關軟件進行結構設計與數值模擬，確定了排種器關鍵部件的結構參數；搭建排種器試驗臺架，以扇葉轉速、排種盤轉速、型孔數量為影響因子，以種子吸附率為性能指標，進行三因子三水平二次回歸正交試驗，利用Design-Expert軟件建立各影響因子與性能指標之間的回歸模型，分析了各個因子對排種性能的影響規(guī)律。采用主目標函數法進行了優(yōu)化，確定了最佳參數組合為扇葉轉速1 914 r/min、排種盤轉速 11 r/min、吸種型孔數量18個，此時理論種子吸附率為92.81%。以此參數組合在試驗臺上進行試驗驗證，結果顯示種子吸附率平均值為92.22%，與理論結果基本相符。該排種器可以滿足蔬菜精密播種對排種器的性能要求。
關鍵詞：軸流氣吸；排種器；計算流體動力學（CFD）；數值模擬；正交試驗
中圖分類號：S223.2+3文獻標志碼：A
文章編號：1002-1302（2023）16-0179-08
收稿日期：2022-11-28
基金項目：云南省重大科技專項（編號：202102AE090042-06、2018ZC001-4）。
作者簡介：張宇乾（1995—），男，浙江紹興人，碩士研究生，研究方向為農業(yè)裝備設計制造。E-mail：598220645@qq.com。
通信作者：張海東，副教授，研究方向為農業(yè)裝備設計制造、農產品品質無損檢測。E-mail：zhd_74@126.com。
精密排種器是決定播種機播種性能的核心部件［1］，直接影響播種機的能耗、播種效率、播種均勻度、傷種率等性能指標，最終影響作物的產量、質量和成本［2］。精密排種器主要有機械式和氣力式兩大類［3］。機械式排種器利用重力等實現充種，并通過機械裝置完成吸種、排種、清種過程。常見的機械式排種器有型孔盤式、窩眼輪式、型孔帶式、指夾式等［4］。氣力式排種器通常由動力輸出軸或者液壓系統帶動風機工作，由風機產生真空吸力（壓力）對種子進行控制，使種子完成預期運動。氣力式排種器按照工作原理可分為氣吸式、氣壓式、氣吹式［5］。其中，氣吸式排種器是精密播種機上常用的排種器之一，這種排種器具有適用范圍廣、作業(yè)效率高、播量精準、不損傷種子等優(yōu)點［6-8］，但也存在一些不足之處。風機產生的負壓必須通過專門的管道送至排種器負壓室，由于管道較長，易形成壓力損失，帶來不必要的能耗。且排種器設置正壓區(qū)和負壓區(qū)，這2個區(qū)域由吸種盤隔開，整體結構較復雜，裝配、維修保養(yǎng)均較困難。
本研究擬探索設計一種無需負壓輸送管道，且結構較為簡單的氣吸式排種器，以期解決現有氣吸式排種器易負壓沿程損失大、結構復雜等不足之處，也為氣吸式排種器的設計提供理論參考。
1 排種器結構與工作原理
區(qū)別于傳統的氣吸式排種器，本研究設計的軸流氣吸式排種器不需要配備真空泵及配套管道設施，也無需在排種器內加工出正壓區(qū)、負壓區(qū)及各種復雜的孔道等，大大簡化了排種器結構。該軸流氣吸式排種器主要由傳動軸、軸承固定盤、扇葉、氣室、排種盤、種箱、擋壓板等組成。
排種器結構設計如圖1所示。擋圈與氣室通過螺釘聯接，其中心轂孔用來安置軸承，傳動軸由擋圈和聯軸器支承，其主要作用是將電機輸出軸的動力與運動傳遞給扇葉；排種盤由聯軸器連接減速電機驅動。排種盤一側轂孔安裝軸承，傳動軸與該軸承內圈緊聯接，從而實現扇葉與排種盤的差速旋轉；擋壓板固定在負壓腔氣室，與排種盤最底部相接觸。工作時扇葉高速旋轉，將氣體沿軸向從氣室一側排出，氣室另一側將產生負壓，即排種盤型孔處將擁有吸力，此時排種盤旋轉，完成吸種、攜種。當排種盤上的吸種孔攜帶種子轉到最低處時，受擋壓板作用，吸種型孔失去負壓，種子在重力作用下完成排種過程。
2 型孔處種子力學模型
將種子視為近似球體，忽略播種過程中的振動，排種器工作時，種子在型孔上受到吸力Fi、種子所受支持力N等。以種子所受摩擦力為x軸正向、所受離心力為y軸正向、所受吸附力為z軸正向，對排種型孔處種子進行分析（圖2）。其中Q為吸種作用點。
如圖2所示，建立種子平衡方程如公式（1）所示。
式中：G為種子所受重力，N；N為種子所受支持力，N；J為種子所受離心力，N；Ff為種子在排種盤上所受的摩擦力，N；ω為排種盤旋轉角速度，rad/s；θ為種子所受離心力與重力之間的夾角，°；Fr為G、J、Ff的合力，N；NX為支持力x軸分力，N；NY為支持力y軸分力，N；Nz為支持力z軸分力，N；Fi為種子所受負壓吸力，N；α為N與Nxy夾角，°。
由式（1）可得到種子在xy平面所受的支持力為：
）
所受G、J、Ff的合力Fr為：
在吸種過程中，吸種型孔處的種子受力平衡，則：
在吸種型孔處的負壓大小為：
式中：P為負壓大小，Pa；A為型孔截面面積，mm2。
從式（5）中可初步看出吸種型孔負壓與排種盤轉速n、排種盤直徑D、型孔直徑d、種子所受重力G（與質量m有關）、種子與排種盤間的摩擦系數有關，因此排種盤設計過程中需考慮以上因素。
3 關鍵部件設計與仿真
本研究提出了一種有別于傳統氣吸式排種器的結構，而排種盤、氣室、扇葉是本設計的關鍵部位，其尺寸參數直接影響排種性能，因此基于流體力學相關理論、三維建模軟件、CFD相關軟件進行結構設計和仿真試驗。
3.1 排種盤
3.1.1 排種盤結構尺寸 排種盤的整體結構尺寸會直接影響氣室、扇葉的結構尺寸，從而直接影響到整個排種器的尺寸，所以排種盤的尺寸參數是決定排種器整體結構尺寸的關鍵因子之一［9］。通過相關資料可知，現有垂直圓盤氣吸式排種器的種盤直徑一般為140～260 mm［10］，吸種型孔一般設置在距離排種盤邊緣15～20 mm處，綜合考慮，取排種盤直徑為200 mm，型孔中心與種盤中心距離為85 mm。
3.1.2 型孔設計與仿真分析 （1）型孔大小確定。吸種型孔直徑大小取決于種子的幾何特性，以大葉香菜種子為研究對象，隨機選取500粒顆粒飽滿的種子，測得平均粒徑為3.14 mm。吸種型孔入口直徑d與種子粒徑的關系［11］為：
d=（0.6～0.7）dk。（6）
式中：dk為種子粒徑，mm。
根據式（6）可得吸種型孔入口直徑d取值為1.88～2.20 mm，根據上述型孔處種子受力分析可知，入口直徑越大則吸附種子所需的負壓就越小，因此取d=2.20 mm。
（2）型孔形狀確定。吸種型孔結構設計對于排種盤的吸種、投種效能至關重要。根據流量連續(xù)性方程、伯努利方程設計3種變截面的吸種型孔，分別為直筒型、倒角型、錐角型；其中直筒型作為對照組，3種型孔的入口直徑和軸向長度相等。對幾種型孔進行數值模擬。使用ANSYS MESHING對其進行網格劃分，將網格數據平移至FLUENT進行仿真分析。在FLUENT中設置湍流模型為realizable k-模型。根據湍流模型的壁面函數要求，將y+控制在30～300之間［12］。參考相關文獻并根據前期研究，設置型孔出口的氣流速度為10 m/s；設置算法為coupled；控制方程采用有限體積法進行離散化；設置迭代步數為300步；隨著迭代步數的增加，殘差逐漸降低至0.000 1，且監(jiān)測的物理量波動越來越小并趨于穩(wěn)定，表示此時計算已達到收斂［13-14］。創(chuàng)建中間截面，并顯示結果，數值模擬結果如表1所示。
從表1可以看出，在型孔入口直徑與軸向尺寸相同情況下，直筒型型孔中氣流速度最大值為11.46 m/s，且由于氣流在穿過型孔時，型孔各橫截面的面積相同，故氣流無加速過程，產生的負壓也較小，最大負壓為76.42 Pa；倒角型、錐角型入口速度明顯增加，且最大值分別達到了40.44、42.88 m/s；型孔入口氣流速度明顯大于型孔出口，導致型孔入口處負壓急劇升高，因此產生負壓效果好，其中倒角型入口負壓又遠大于錐角型。綜上分析，根據流量連續(xù)性方程、伯努利方程設計的型孔結構產生負壓效果良好，且倒角型負壓效果要優(yōu)于錐角型，因此選用倒角型作為排種盤吸種型孔。
（3）型孔數量確定 根據農藝要求香菜種子播種株距為3～5 cm，設計型孔數量時，排種器型孔數、排種盤轉速、播種機作業(yè)速度及株距之間的關系為：
式中：Z為排種器型孔數；v為播種機作業(yè)速度，km/h；n為排種盤轉速，r/min；l為播種株距，m。
根據式（7）可知，型孔數量與排種盤轉速成反比，轉速過高會導致型孔數量過少；而研究表明，排種器轉速n=10～30 r/min時，排種效果較好［15］，因此取排種盤轉速n=10 r/min。參考相似株距播種機作業(yè)速度v=0.45 km/h［16］，則根據公式（7）可得排種型孔數量Z的取值為15～25，暫取Z=20。
3.2 氣室
3.2.1 氣室結構尺寸 本研究所設計氣室從結構上分為扇葉腔室、負壓腔室這2個腔室。其中扇葉腔室長90 mm、外徑210 mm、壁厚3 mm；負壓腔室長60 mm、外徑196 mm、壁厚3 mm。扇葉腔室內安裝扇葉，通過扇葉的高速旋轉使氣流沿軸向流動，并在負壓腔室內產生負壓，從而使排種盤型孔處擁有吸種負壓；負壓腔室與排種盤、擋壓板相連，完成吸種、攜種、排種過程。其結構如圖3-a所示，該氣室為喇叭型結構，由直筒型結構（圖3-b）通過仿真分析后優(yōu)化得到。
由圖3可知，喇叭型氣室和直筒型氣室的主要區(qū)別在于負壓腔室的變化。相對于直筒型氣室而言，喇叭型氣室的負壓腔室與扇葉腔室之間的截面變化較大，此設計可大幅降低扇葉腔室對負壓腔室的氣流擾動作用。
3.2.2 氣室流場仿真分析 為了驗證氣室結構設計的可行性與可靠性，使用Space Claim建立2種氣室的仿真模型，并導入FLUENT中進行數值模擬，設置扇葉轉速為1 800 r/min，計算結束后在CFD-Post中觀察其中間截面壓力和速度，以型孔處的速度和負壓值作為評價標準，調整壓強范圍。
直筒型結構數值模擬結果如圖4所示。圖4壓強和速度云圖顯示負壓腔室邊緣顏色為橘黃色，中部顏色為藍色。表示此時負壓腔室壁面處壓強為正。這是由于左、右兩部分內徑相近，沿軸向無明顯截面變化，左右兩室相接相通，因此型孔處受氣流擾動導致負壓效果差，甚至無法獲得負壓。
喇叭型數值模擬結果如圖5所示。圖5壓強云圖顯示負壓腔室整體顏色為淡藍色，速度云圖顯示負壓腔室整體顏色為藍色，而型孔處速度為淡藍色，表示此時負壓腔室壁面處壓強為負壓且型孔入口處氣流速度增加。這是由于喇叭型氣室左、右兩部分沿軸向截面產生變化，因此右側氣室基本不受氣流擾動，而型孔由于自身結構特點導致入口處流速增加，使得負壓在不損失的前提下進一步提升。
2種結構的型孔入口處速度和負壓均值如表2所示。由表2可知，喇叭型結構的型孔入口負壓為120.57 Pa，直筒型結構為16.07 Pa；喇叭型結構的型孔入口速度為14.02 m/s，直筒型結構為4.83 m/s。因此喇叭型結構產生負壓的效果遠優(yōu)于直筒型，所以將喇叭型結構作為排種器氣室結構。
3.3 扇葉
3.3.1 扇葉結構尺寸 氣室扇葉腔室內徑為 207 mm，因此扇葉直徑需小于此尺寸。對市場上常見的幾種軸流風機進行風量和靜壓對比，最終以德喜機電HZ200型軸流風機的扇葉葉型作為參考進行設計。設計扇葉直徑為187 mm，葉片和壁面厚度2.5 mm，扇葉結構示意如圖6所示。扇葉輪轂形狀為半球形，此設計可以提高葉片根部的強度。
3.3.2 扇葉流固耦合仿真分析 為了確定扇葉轉速范圍，對扇葉進行仿真試驗。以型孔入口平均壓強和扇葉變形量作為指標對扇葉進行流固耦合仿真分析。首先建立控制方程組，采用N-S方程、realizable k-模型、coupled算法進行計算。連續(xù)性方程：
N-S方程：
realizable k-ε模型湍動能和耗散率方程分別如下：
單向流固耦合分析方法［30］如下：（1）Fluent流場分析；（2）將流場分析結果傳遞給結構場；（3）耦合分析并輸出結果。流固耦合分析流程如圖7所示。
使用MESHING對模型進行命名設置和網格劃分，然后導入FLUENT中，使用多重參考系（MRF）方法進行流場模擬，模擬結束后，計算型孔入口平均負壓并將流場數據傳輸至Static Structure。在Engineering Data中添加Plastic（ABS）材料。在Static Structure中進行材料設置，添加重力和設置固定支撐等操作并進行扇葉網格劃分。
對扇葉轉速進行流固耦合仿真試驗，試驗結果如圖8所示。
由圖9可見，型孔入口平均負壓和扇葉變形量隨著扇葉轉速增加而增大，呈正相關性。其中當扇葉轉速為600 r/min時，型孔入口負壓最小，為12.75 Pa；當扇葉轉速為2 700 r/min時，型孔入口負壓最大，為259.38 Pa。其中當扇葉轉速為2 700 r/min時，扇葉變形情況如圖10所示。
由圖10可知，扇葉中部顏色為藍色，表示此處變形最??；扇葉從根部到邊緣顏色逐漸從黃綠變?yōu)槌燃t色，表示變形量逐漸增加，到達邊緣時最大變形約為0.10 mm。由此可知扇葉邊緣為扇葉結構的薄弱之處，若轉速太高，則扇葉邊緣將會發(fā)生變形，從而擾動氣流導致排風減少，則負壓腔室型孔處產生負壓效果將變差，因此扇葉轉速不宜過高。
根據上述型孔處種子受力分析并忽略摩擦力，初步估計吸種負壓應＞26 Pa。當扇葉轉速過低時，產生的負壓難以吸附種子；而當轉速過高時，產生的振動噪聲、功耗以及葉片變形都會較大。綜合考慮選擇扇葉轉速范圍為1 200～2 100 r/min。
4 排種器排種性能臺架試驗
4.1 試驗材料及儀器設備
本試驗地點為云南省昆明市云南農業(yè)大學機電工程實驗教學中心，采用大葉香菜種子作為排種器排種對象。
本試驗的排種器采用3D打印技術加工，使用材料為ABS白色樹脂；試驗臺采用鋁合金型材進行搭建，選用普斯調速電機和感應調速電機（4IK25GN-C）分別驅動扇葉和排種盤，所搭建的試驗臺如圖11所示。
4.2 試驗設計與方法
根據前期研究確立扇葉轉速范圍為1 200～2 100 r/min；排種盤轉速范圍為10～30 r/min；型孔數量為15～25個。以種子吸附率Y1為響應值，其中Y1=吸附種子孔數/總孔數；以扇葉轉速X1、排種盤轉速X2、型孔數量X3為試驗因子。每組試驗重復3次，試驗結果取3次平均值。采用二次回歸正交設計試驗，試驗因子水平編碼如表3所示。
4.3 試驗結果分析
試驗結果如表4所示，模型顯著性檢驗如表5所示。
種子之間的機械物理特性（如直徑、質量）存在差異，且存在種箱高度改變、振動情況不同等因素，因此同一因素水平下種子吸附率存在波動。
對試驗數據進行回歸擬合分析，以種子吸附率Y為響應函數，以各影響因子的水平編碼值為自變量，建立回歸數學模型。通過對試驗數據進行回歸擬合，得到各因子水平對排種器種子吸附率影響的數學回歸模型，如公式（12）所示。
Y1=83.21+10.05X1-5.48X2-1.99X3+0.73X1X2+0.73X1X3-0.011X2X3-4.32X21-1.61X22-1.04X23。（12）
根據表5可知，氣吸式排種器的種子吸附率回歸模型的P值<0.000 1，故影響極顯著；失擬項的P值為0.125 3（P>0.05），故影響不顯著。因此可以確定，在一定的參數范圍內，本試驗種子吸附率的回歸模型與實際的播種情況擬合度較高。由扇葉轉速、排種盤轉速、型孔數量的P值可判斷，扇葉轉速、排種盤轉速對種子吸附率都有極顯著影響，型孔數量對種子吸附率無顯著影響。進一步可知回歸項X1、X2、X21的P值均<0.01，影響極顯著；回歸項X3、X1X2、X1X3、X2X3、X22、X23的P值均>0.05，影響不顯著。在剔除不顯著因子回歸項后，種子吸附率的回歸模型可以表示為：
Y=83.21+10.05X1-5.48X2-4.32X21。（13）
為更加直觀地分析各影響因子與排種性能之間的關系，根據回歸模型分析結果，使用Design-Expert10對數據進行處理，可以得到扇葉轉速X1、排種盤轉速X2、型孔數量X3、對排種器排種過程種子吸附率的影響。任意選取其中1個因子固定其水平，根據響應面圖及等值線圖，分別分析另外2個因子對種子吸附率的影響，響應面和等值線如圖12所示。
圖12-a是型孔數量為20個時，扇葉轉速和排種盤轉速對排種器種子吸附率的響應面圖?？芍?，當扇葉轉速一定時，種子吸附率隨排種盤轉速增大而減小，是因為型孔通過充種區(qū)域的時間減少，種子被吸附的機會也隨之減小。當排種盤轉速一定時，種子吸附率隨扇葉轉速增大而增大，是因為型孔入口處的負壓增加，吸種能力得到提高。
圖12-b是排種盤轉速為20 r/min時，扇葉轉速和型孔數量對排種器種子吸附率的響應面圖?？芍斏热~轉速一定時，隨著型孔數量的增多，型孔入口處的負壓變化不大，因此種子吸附率變化很小，說明型孔數量對排種器種子吸附率影響不顯著。當型孔數量一定時，隨著扇葉轉速增大，型孔入口處負壓增加，吸種能力得到提高，因此種子吸附率增大。
圖12-c是扇葉轉速為1 650 r/min時，排種盤轉速和型孔數量對排種器種子吸附率的響應面圖。可知，當排種盤轉速一定時，種子吸附率隨型孔數量增加而變化很小，是因為型孔入口處的負壓變化不大。當型孔數量一定時，種子吸附率隨排種盤轉速的增大而減小。
4.4 參數優(yōu)化與驗證
通過上述分析，為了得到吸種最佳參數組合，采用多重響應方法中的主目標函數對影響因子扇葉轉速、排種盤轉速、型孔數量進行優(yōu)化，以種子吸附率最大值為性能指標函數，根據上述響應面分析和回歸方程，建立其數學模型：
運用Design-Expert 10軟件中進行優(yōu)化求解，得出影響因子的最佳參數組合：扇葉轉速為 1 914 r/min，排種盤轉速為11 r/min，型孔數量為18個，目標函數預測值為：種子吸附率92.81%。為了驗證最佳參數組合，在上述最優(yōu)參數組合試驗條件下，進行5次重復試驗，試驗結果顯示種子吸附率平均值為92.22%，可見優(yōu)化結果與試驗結果基本一致。
5 結論
本研究針對傳統氣吸式排種器能耗大、結構復雜的問題，依據軸流風機原理、流量連續(xù)性方程、伯努利方程設計了軸流氣吸式排種器，對其進行了數值模擬和臺架試驗，現得出主要結論如下：
（1）對排種器吸種過程中種子進行受力分析，結果表明，吸種型孔負壓與排種盤轉速、排種盤直徑、型孔直徑、種子質量、種子與排種盤間的摩擦系數有關。
（2）研制了一種軸流氣吸式排種器：針對排種盤結構尺寸、型孔參數、氣室與扇葉結構進行理論分析，并結合三維建模軟件、數值模擬軟件以及排種器吸種過程受力分析，確定了各部件結構的形狀和參數。
（3）對所設計的排種器進行加工，搭建排種器試驗臺。以扇葉轉速、排種盤轉速、吸種型孔數量作為影響因子，以種子吸附率作為評價指標，對排種器開展3因子5水平的排種性能試驗設計，得到回歸模型。結果得到理論最優(yōu)組合為扇葉轉速 1 914 r/min、排種盤轉速11 r/min、吸種型孔數量18個，并以此參數組合在試驗臺上進行試驗驗證。試驗結果與理論結果基本相符，期待可為后續(xù)排種器設計提供參考依據。
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