小型機械式插秧機的設計研究

張德俊，李文迪，林蜀云，吉 旭，張太華，徐衛平※

（1.貴州師范大學機械與電氣工程學院，貴州 貴陽550001；2.貴州省山地農業機械研究所）

0 引言

由于地形原因（特別是貴州喀斯特地區），一些地區農田分散，大型插秧機和其他農業機械的普及受到限制，且山區水稻種植以梯田及零散種植居多[1]，該地區的現行水稻栽培方式還是以地膜水育秧、人工手插為主，生產成本高，勞動強度大，作業條件艱苦且效率低下[2]，使高產水稻作物難以發揮其潛力。針對小型田間秧苗的插秧工作，徐高飛等[3]設計了手扶便攜式插秧機，此款插秧機為人力驅動，但工作效率相對較低；邵陸壽等[4]設計了半機動插秧機，采用人力牽引的組合式秧箱，但此款插秧機操作不便；鄭銀河等[5]設計了2 行手扶式機動水稻插秧機，該機器配備單缸小型汽油機，但此款插秧機發動機易進水，過水渠時可能損壞發動機，同時該插秧機價格昂貴且對環境有污染。針對目前貴州秧苗的栽植現狀，設計了一臺小型機械式插秧機，旨在為滿足貴州小型田間秧苗的栽植提供便利。此款可分離小型機械式插秧機適用于貴州小型田間秧苗的栽植，具有靈活輕便的特點，彌補了市面上對小型插秧機的缺口。

1 插秧機結構及工作原理

1.1 插秧機基本結構

該插秧機主要由鏈輪傳動、自行車、秧盤、秧塊、曲柄滑塊機構、錐齒輪傳動、秧盤前檔盤、曲柄插秧機構等組成。整體結構如圖1，插秧機背部傳動如圖2。

此插秧技術可用于小型機械式插秧機的設計中，以期為小型插秧機的設計及試驗提供借鑒和參考。

1.2 插秧機工作原理

根據貴州種植習慣及秧苗的農藝規范，采用穗粒兼備的中稈品種缽形毯狀苗[6-7]，機械移栽所用苗為中小苗，苗齡為15～20 天，苗高為12～17 cm，秧塊標準大小分別為58 cm、28 cm 和2 cm[8-9]，種植程序按農藝規范執行，種植方式為插播、四行單株。基于曲柄滑塊機構及自行車驅動的秧苗栽植方式設計了此插秧機，通過研究該栽植方式的關鍵技術，以期解決當前針對貴州小型田間秧苗栽植面臨的機械化困難。

工作時，插秧機在田間行走，踩動自行車踏板驅動插秧機工作，傳動鏈將動力傳遞給插秧曲柄軸，曲柄通過連桿帶動秧爪完成分秧及插秧動作。在一個工作循環中，秧爪下行至秧盤，完成分秧動作；秧爪夾持秧苗繼續下行，將秧苗插入田間；傳動鏈將動力傳遞給錐齒輪軸，錐齒輪軸帶動曲柄滑塊機構將秧盤橫移一個步距，將下一株秧苗移至分秧工位；秧爪進入回程階段，秧爪上移返回工作循環的起始位置[10-11]。

2 關鍵部件設計

2.1 秧盤左右移動的曲柄滑塊機構設計

秧箱是插秧機的重要部件，擔負著定時、定量、均勻送秧的工作[12-14]。目前移箱機構的設計有三種形式：一是齒條式；二是螺旋軸式[15]；三是鏈式。此款插秧機采用人力踩動自行車踏板驅動曲柄滑塊機構實現秧盤的移動，分析橫向送秧驅動機構的工作原理，建立曲柄滑塊機構的運動學模型。

曲柄滑塊機構的位置關系式：

式中Q1=2a；Q2=2ae；Q3=a2-b2+e2。

通過三組兩連桿的對應角位置：φ1=22.51°，s1=179.91 mm；φ2=127.44°，s2=30.09 mm；φ3=176.87°，s3=39.91 mm。運用曲柄滑塊機構的位置關系式設計出一組參數，a=79.091 mm，b=125.226 mm，e=-35.034 mm。則a桿取79 mm，b桿取125 mm，偏心距e取35 mm，通過設計得出運動分析曲線如圖3，由曲柄滑塊機構對應的位置曲線可知該機構為往復運動；從對應的速度曲線可知機構的速度呈正弦變化趨勢；由加速度曲線可知此機構加速度部分呈余弦變化。

通過設計結果得出的運動分析曲線（圖3）可知：驅動秧盤移動的曲柄滑塊機構能夠進行正常穩定的循環往復工作，曲柄滑塊機構的工作行程達到秧苗輸送的要求，設計結果滿足誤差要求。通過計算結果，設計出曲柄滑塊機構的3D 模型如圖4。

2.2 自行車的設計

基于現有的輪椅三輪車進行設計，重新設計車身的輪子，以適應田間插秧工作，為防止自行車在田間打滑，輪子整周采用開槽處理。由于車架后部寬度過小，不適合插秧機的搭載工作，所以也需重新設計。將車架后部切掉，加寬車架后部的寬度，并增加加強筋，以增加車架的強度，同時也可用來搭載插秧機組件。考慮到田間工作的環境影響，車架作烤漆處理，防止車架由于生銹，影響插秧機的使用壽命。

鏈傳動的設計：自行車速度v=3.016 m/s，踏板軸轉速n=10 r/min，功率P=0.18 kW，通過設計計算可得，小鏈輪齒數z1為44 齒，大鏈輪齒數z2為22 齒，鏈號為16A，鏈條節距p2為25.4，鏈長節數X為82，中心距a`為613.4 mm，鏈條定期人工潤滑。

2.3 后輪軸的設計校核

自行車后輪軸的直徑按照扭轉強度為

式中d—后輪軸直徑（mm）；C 按[τ]定的系數；P—后輪軸傳遞的功率（kW）；n—后輪軸的轉速（r/min）。

此款插秧機后輪軸功率為0.18kW，轉速為20r/min，因為后輪軸材料選用的是45 號鋼調質，因此C 為112.5，計算可得d=23.4 mm，考慮到鏈輪及輪子的周向定位需開一個鍵槽，將d加大3%后得d=24.1 mm，因此取后輪軸的最小直徑d=25 mm。

對自行車后輪軸強度進行校核，軸受到秧盤組件向下的壓力，載荷分布如圖5。

根據秧盤組件的重量和插播方式在田間工作過程中阻力情況，計算出其集中力為F=962 N，分段彎扭矩如圖6、7。

運用彎扭合成強度條件進行校核，即

式中σ—軸計算截面上的工作應力（MPa）；d—軸直徑（mm）；M—軸計算截面上的合成彎炬（N·mm）；T—軸計算截面上的轉矩（N·mm）；α—根據轉應力變化性質定的校正系數；σ-1—許用疲勞應力（MPa）。

圖5 為載荷分布示意，圖6 為彎矩圖，圖7 為扭矩圖，將轉應力脈動循環α=0.7 代入，求最大彎矩和最大扭矩值，得到軸直徑為19.4 mm，故所取直徑滿足強度要求。

2.4 自行車機架靜態結構分析

插秧機屬于非道路車輛，其在水田工作過程中易受到路面條件差引起的沖擊載荷，在載荷沖擊下車架易變形[16]。而車架是車輛的裝配和承載基體，支承連接著車輛的各總成部件，承受著來自車身及插秧機組件的各種載荷，它的好壞直接關系到車輛的操控、安全、舒適等性能[17]。此外，車架也是插秧機中保證插秧正常工作的關鍵部件，承擔著動力傳遞及插秧機的搭載，搭載插秧機組件時，易造成車架彎曲變形。為了解決這些問題，對車架進行優化設計，車架長1356mm、寬359mm、高606 mm。車架主要受秧盤等組件的壓力，平均壓力為350 N。

對圖8 的車架進行簡化，忽略焊接對機架結構的影響，將圓角、倒角簡化為直角，選取材料、添加載荷和約束后，車架特點采取組合網格劃分，劃分時統一采用SOLID 20 單元，可以忽略考慮不同單元間單元耦合問題，車架有限元模型如圖9。

查閱機械設計手冊可知，碳素結構鋼Q235 的屈服強度為235 MPa，抗拉強度為370～500 MPa，強度安全系數取1.2～3，該鋼的許用應力范圍為78.33～195.83 MPa。車架受到功能約束及空間尺寸的限制，車架結構直徑較小，插秧機組件受向下的載荷，因此車架出現了彎曲變形，如圖10。最大變形值為0.375 mm，變形量微小，不會影響插秧精度，變形量可忽略不計，車架剛度參數合格，滿足設計誤差要求。車架的后部出現了較大的應力集中，如圖11。該處應力值為21.25MPa，按照規定彎曲狀態屈服強度校核為靜態計算應力乘以1.5 倍動荷系數，再乘以2 倍安全系數得出的值為63.75 MPa，該值遠小于材料的屈服強度，因此車架在工作條件下強度合格。

3 整機仿真分析

對插秧機進行仿真分析，以驗證插秧機工作的可行性。在SolidWorks 中建立三維模型后，對模型進行簡化，然后導入至Adams2017 中，進行仿真驗證。

通過秧爪軌跡曲線（圖12），可知秧苗插入深度為1.2 cm，滿足秧苗栽植深度要求。

通過分析生成的秧盤運動位置曲線與插秧軸轉角關系曲線（圖13），可知曲線呈規律變化，運動過程平緩，插秧軸轉過一定的角度，秧盤相應移動一定的距離，秧盤的秧苗移動到插秧口，秧爪剛好運動到插秧口，秧爪帶動秧苗繼續向下運動，把秧苗插入田間，該裝置可滿足插秧工作要求。

4 結論

（1）此裝置創新設計了曲柄滑塊機構驅動秧盤移動與自行車驅動插秧機工作，此插秧機具有結構簡單、適用性強及多功能集成等優點。

（2）曲柄滑塊機構的連桿1 為79 mm、連桿2 為125 mm，偏心距e為35 mm。該插秧機株距為29 mm、行距為13.96 mm 以及播深為1.2 cm，工作效率為0.175 hm2/h。