新型單行食葵取盤裝置的設計與振動研究

劉 宇，韓長杰，夏廣寶，葛 鵬

(新疆農業大學 機電工程學院，烏魯木齊 830052)

0 引言

食葵作為新疆的油料作物之一，具有較強的耐鹽性、耐旱性、耐澇性等優點[1-4]。食葵收獲是生產種植中的關鍵環節，季節性強。截止2014年，新疆食葵品種多，種植面積已達13.36萬hm2多[5]。食葵收獲采用半人工半機械化作業，先由人工砍下食葵盤插在高度為60～80cm的葵花稈上(俗稱插盤)，經晾曬4～7天后，再由人工將食葵盤取下喂入田間葵花脫籽機進行脫籽。人工取盤雖可減少籽粒損失率和破碎率，但勞動強度大、成本高，因此機械化收獲逐漸被人們所關注。新疆豐達機械制造有限公司的馬新云等人研制的食葵收獲機，食葵盤采收由人工將插在葵稈晾曬后的葵盤拋扔到撿拾臺，再由撿拾臺內部的螺旋輸送器將葵盤匯集輸送至升運裝置[5]。新疆北屯一八八團的李學道等人將油葵收割裝置進行改裝，并反復試驗[6]。

以上裝置能夠完成取盤，但食葵收獲機收獲前仍需人工取盤，并未降低勞動強度；油葵收割裝置的改進雖取得了一定成效，但往復式切割器存在慣性力，機器產生振動，造成籽粒損失。針對上述問題，本文設計了一種新型取盤裝置，采用脫盤缺口代替人工雙手向上托起食葵盤結構。

1 總體結構與工作原理

1.1 田間食葵植株分布

新疆常見的食葵種植大多采用單作，一般行距46cm，株距30cm。通過調研發現，人工將食葵盤插在高度為60～80cm的食葵稈上進行晾曬，田間食葵插盤晾曬圖如圖1所示。其中，AB代表行距，BC代表株距。

圖1 食葵插盤晾曬圖

1.2 總體結構

根據裝置的設計參數，進行單行食葵試驗臺設計，其結構主要包含取盤組件和曲柄搖桿機構兩部分。為避免前后植株擠壓造成落籽，由曲柄搖桿機構將食葵植株逐一往兩側分流送入取盤組件的脫盤缺口中，隨著食葵稈后移，食葵盤被取下。其裝置結構如圖2所示。

1.電動機 2.曲柄 3.擋板 4.止回銷 5.分禾器 6.脫盤缺口

1.3 工作原理

食葵裝置固定，啟動電動機，使用變頻器控制電動機轉速，由三相異步電動機經帶傳動驅動曲柄搖桿機構，使曲柄搖桿機構的運動速度達到試驗要求。食葵稈在撥桿的作用下撥入裝有止回銷的脫盤缺口內，人工抓住食葵稈根部相對于裝置往后拉，試驗完成后，停止電動機。

1.4 取盤裝置的設計參數

取盤裝置的設計參數主要包括收獲行數(單行)及適用行距(460mm)。

2 關鍵部件設計

2.1 取盤組件

取盤組件主要包含分禾器、止回銷和脫盤缺口3部分，如圖3所示。

1.分禾器 2.止回銷 3.脫盤缺口

其中，分禾器位于脫盤缺口前方，為便于食葵莖稈順利進入脫盤缺口，分禾器水平放置與脫盤缺口上表面成150°。止回銷位于脫盤缺口開口前端下方。

2.1.1 分禾器

分禾器是食葵取盤裝置的工作部件，其結構直接影響整體工作性能。分禾器的主要作用是將食葵植株攏起并引入脫盤缺口，結構參數為分禾器寬度b和錐角θ。圖4為分禾器軸測圖。其中，尖端離地高度設為H，O點為地面。

圖4 分禾器軸測圖

將食葵莖稈視為研究對象，假設分禾器以速度v運動，作用在食葵莖稈上的力為F，食葵莖稈受力分析如圖4所示。若食葵莖稈不被推倒[7]，應滿足

式中N—分禾器對食葵莖稈的支持力；

f—分禾器對食葵莖稈的滑動摩擦力；

μ—分禾器與食葵莖稈的摩擦因數。

由公式可得，tgθ·f<1。參照玉米莖稈與分禾器0.2～0.6的摩擦因數范圍[8]，通過計算分禾器錐角θ應小于60°。為保證食葵植株順暢的喂入分禾器，本文分禾器的錐角取59°。根據食葵行距46cm，對行收獲給定分禾器間隙為7cm，通過計算寬度b為19.5cm。A點與B點應低于食葵插盤高度，本文設計的食葵裝置插盤高度定在80cm，考慮到田間食葵盤有些處在傾斜狀態，綜合考慮H為70cm。

食葵植株的傾斜角如圖5所示。

由圖5知

將數據代入式中，經計算可得β=18.2°。對行收獲時食葵植株不被推倒，食葵植株的傾斜角需小于18.2°。

圖5 食葵植株傾斜角

2.1.2 止回銷與脫盤缺口

根據食葵莖稈直徑和分禾器寬度設定單個脫盤缺口長度為10cm，寬度為10cm(食葵稈直徑3～5cm)。止回銷的放置角度直接影響食葵稈的有效喂入，本設計將其安放在脫盤缺口前端下方。直立狀態下的食葵莖稈處在兩脫盤缺口位置，作業時曲柄搖桿機構將直立的食葵莖稈撥進脫盤缺口內。圖6為食葵莖稈向脫盤缺口移動通過止回銷前后的狀態。

1.開口銷 2.螺母 3.彈簧

2.2 其它部件

將直徑為10mm的鋼筋布置在距離導桿前方3cm、下方4cm處，其作用是在抽稈的瞬間，使食葵稈與往復中的導桿保持一定的間距，防止曲柄搖桿機構被卡住，以提高工作的可靠性。

3 曲柄搖桿機構的運動仿真

對曲柄搖桿機構使用SolidWorks Motion進行運動學仿真，通過對仿真后的行程、速度和加速度變化曲線分析，以保證曲柄搖桿機構的工作質量。

曲柄搖桿機構主要由曲柄、搖桿、導桿和撥桿組成。曲柄搖桿機構結構如圖7所示。

1.曲柄 2.搖桿 3.導桿 4.撥桿

根據機器前進速度0.6m/s和株距30cm，從兩脫盤缺口中間的第一株算起，推算出曲柄轉速為1.5r/s。輸入虛擬電機轉速為90r/min，給定仿真時間為5s。圖8顯示的是撥桿在x軸方向上的移動行程變化規律。由圖8可以看出：撥桿的運動周期是0.67s，行程15.3cm。

圖8 撥桿在x軸方向上的移動行程

圖9是撥桿在x方向上的速度變化規律圖。由圖9可以看出：撥桿移動速度在-0.7～0.7m/s范圍內往復移動。

圖9 撥桿在x方向上速度曲線

圖10是撥桿在x方向上的加速度變化規律圖。由圖10可以看出：撥桿移動加速度在-6～9m/s2范圍內往復移動。

圖10 撥桿在x方向上加速度曲線

通過對撥桿x軸移動行程仿真，可以得出撥桿在x軸方向的運動行程滿足食葵稈的喂入要求；對x軸運動速度、加速度仿真得出，撥桿在運動過程中對食葵莖稈存在一定沖擊和振動，應通過慣性力平衡法加配重和確定配重的位置來減緩裝置的振動。

3.1 取盤裝置振動原因

取盤裝置中的質量元件大體可分為往復運動的質量元件和旋轉運動的質量元件[9]。其中，導桿和撥桿屬于往復運動的質量元件，曲柄、連桿、搖桿、曲柄銷和各桿間的活動鉸接處屬于旋轉運動的質量元件。它們產生的慣性力通過軸承傳遞，從而引起取盤裝置的振動。

3.2 導桿的慣性力平衡

食葵適時收獲時，葵盤極其干燥，籽粒易落。為了減少食葵籽粒落地損失，曲柄需低速作業，該取盤裝置可簡化為曲柄滑塊機構，對導桿的慣性力采取部分平衡法。導桿部分平衡分析如圖11所示。

圖11 導桿部分平衡分析

水平方向慣性力平衡式為

其中，P1為導桿與2/3連桿部分的慣性力；M1為導桿和撥桿質量；M2為連桿質量；r為曲柄半徑；ω為曲柄角速度；α為曲柄轉角；P2為連桿1/3部分的離心慣性力；P3為加配重后的曲柄盤產生的離心力；P3=M3r3ω2；M3為曲柄盤質量；r3為曲柄盤重心半徑。

往復慣性力的平衡度λ=0.25～0.50[8]，后期搭建試驗臺架，秤出上述各桿的質量，通過改變配重的質量和位置使其處在往復慣性力的平衡度范圍內。

4 結論

1) 對食葵取盤裝置工作部件的結構參數進行了分析：確定寬度b為19.5cm和錐角θ為59°。

2) 通過SolidWorks Motion對曲柄搖桿-導桿機構進行運動學仿真，得到了撥桿的行程、速度和加速度曲線。

參考文獻：

[1] 劉勝利，陳寅初，李萬云，等. 新疆向日葵科研概況及發展建議[J]. 新疆農墾科技，2011(4)：3-6.

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[8] 中國農業機械化科學研究院.實用機械設計手冊(下冊)[K].北京：機械工業出版社，1985.

[9] 朱聰玲,程志勝,王洪源,等.聯合收獲機割臺振動問題研究[J].農業機械學報，2004，35(4)：59-65.