基于遙控轉向的稻田行間除草機設計與試驗

王金峰 翁武雄 鞠金艷 陳鑫勝 王金武 王漢龍

(1.東北農業大學工程學院， 哈爾濱 150030； 2.黑龍江科技大學機械工程學院， 哈爾濱 150022)

0 引言

稻田間生長的雜草是造成水稻產量下降和品質降低的主要原因之一，有效清除稻田雜草可為水稻提供良好的生長條件。施用化學除草劑會帶來作物藥害、雜草抗藥性和環境污染等諸多負面問題，機械除草作為一種環境友好型的綠色除草方式，可有效替代化學除草，緩解施用化學除草劑帶來的危害[1-4]。

日本早在20世紀50年代就開始對機械除草技術進行研究，經過長期的發展，技術已非常成熟，形成的系列水田除草機大致可分為步進式與乘坐式兩種，基本能滿足水田除草作業要求[5-8]。相較于日本，中國水田邊緣處不設有供除草機轉向的區域，轉向半徑大的乘坐式除草機并不適合在國內使用，并且中國丘陵、山地稻區的田塊面積較小，地況復雜，也不利于乘坐式大中型除草機作業和轉運，因此，結構緊湊、質量輕的單行和雙行除草機更適合在中國推廣使用。但中國的水田機械特別是水田除草機械的研究尚處在理論和試驗研究階段，未能在生產中廣泛應用[9-15]。東北農業大學研制的3SCJ-2型水田行間除草機利用主動與被動除草輪配合除去行間雜草[16]，華南農業大學研制了靠耙齒式除草輪的高速旋轉除掉行間雜草的除草機[17]，此類水田除草機多為步進式，需要人工手握機具扶手在田間行走，配合機具前進進行除草作業，存在自動化程度低、勞動強度大、傷苗率高等問題。

本文旨在設計一種結構緊湊、質量輕、可以在田間遙控轉向的稻田行間除草機，機身搭載穩定的人機交互系統，可通過機具前方的攝像頭實時觀察田間作業情況，配合轉向控制系統在稻田間行走并進行除草，滿足除草機在不同情況下正常工作的要求。

1 整機結構與工作原理

水田行間除草機采用傳統的四輪結構，由前輪進行驅動，后輪輔助轉向，整機結構緊湊，質量輕。主要由電源、電源支架、電機、攝像頭、主傳動箱、側傳動箱、轉向舵機、主動除草輪、轉向輪、機架、梯形轉向機構以及控制系統等組成。其中主動除草輪、轉向輪以及梯形轉向機構為主要工作部件，結構如圖1所示。

電機和主傳動箱連接，電源支架通過底部設置的小滑槽可前后調節地安裝在主傳動箱上，攝像頭與調節支架固接，可調節地安裝在電源前方，主傳動箱左右兩側分別安裝側傳動箱，側傳動箱由同步帶、同步輪以及張緊裝置構成，限位板、直角架固定安裝在側板兩側，與側板共同構成整機的機架，主動除草輪輪軸一端與側傳動箱輸出軸通過銷連接，另一端通過軸承座與機架鉸接，轉向舵機通過支撐板固定安裝在機架上并與梯形轉向機構連接，梯形轉向機構由3個連桿與固定安裝在機架上的三角板鉸連組成，呈等腰梯形狀，支架、支撐桿以及U形支架皆固定安裝在梯形轉向機構左右兩端底部，轉向輪與U形支架鉸連，電控箱以及控制系統各部件依次安裝在機架上。整機機身材料選用5052鋁合金板材，質量23.3 kg，攝像頭高度角可調，可減小光照對圖像獲取模塊的干涉。通過改變電源以及電源支架的位置，可實現機具重心位置的調節，以適應復雜的水田環境。

工作時，電機輸出的動力經主傳動箱減速增扭后傳遞至側傳動箱內的同步帶，同步帶驅動同步輪帶動主動除草輪旋轉，驅使機具前進并進行除草作業，此時轉向輪在機具的慣性力以及土壤的反作用力下前進運轉，進一步除去行間雜草。通過控制終端人機交互界面上的調速按鍵可實時調節機具的前進速度，搭載在機具前端的攝像頭對苗帶信息進行獲取，并將圖像信息傳遞至人機交互界面上，經過操作人員判斷后通過遙控裝置對除草機下達轉向指令，由下位機將電平信號傳遞給轉向舵機，轉向舵機將輸出的扭矩傳遞至梯形轉向機構改變轉向輪的轉向角度，實現機具航向的改變。作業原理如圖2所示。

2 關鍵部件設計與分析

2.1 機具受力分析

水田作業環境較為復雜，為使除草機能夠正常進行作業，本文通過對主動除草輪、轉向輪和整機進行力學分析，計算主動除草輪所需最大驅動力矩，完成電機配套選型。根據文獻[16]設計主動除草輪半徑為150 mm，轉向輪半徑為100 mm。

在除草機勻速運行過程中，主動除草輪主要受到來自土壤的反作用力與整機重力。主動除草輪上的彈齒為主要工作部件，隨著彈齒位置的變化，泥土對主動除草輪的合力作用點位置也在隨時發生變化，如圖3所示。

假設x軸正方向與除草機前進方向相同，以回轉軸心O1為基準點對主動除草輪進行受力分析，鑒于泥面與彈齒的擠壓主要存在于第四象限，可以確定合力作用點位于第四象限某點，建立主動除草輪力平衡方程為

∑Fx=Ff1-FL1=0

(1)

∑Fy=W1+G1-Fn1=0

(2)

∑MO1=Md-x1Fn1-y1Ff1=0

(3)

其中

Ff1=μ1Fn1

式中Ff1——土壤對主動輪合力沿水平方向的分力，N

FL1——除草機對主動除草輪的拉力，N

W1——除草機對主動除草輪的壓力，N

G1——主動除草輪自身重力，N

Fn1——土壤對主動輪合力沿豎直方向的分力，N

Md——作用于主動除草輪的驅動力矩，N·m

μ1——主動輪滾動摩擦因數，取1

x1——Fn1到主動除草輪中心沿x方向的水平距離，m

y1——Ff1到主動除草輪中心沿y方向的豎直距離，m

由式(3)可得

Md=x1Fn1+y1Ff1=(x1+μ1y1)Fn1

(4)

除草機在勻速直線運動過程中，轉向輪主要受到來自土壤與除草機的作用力，土壤合力作用點位置與主動除草輪相同。如圖4所示，假設x軸正方向與運動方向相同，以點O2為基準點對轉向輪進行受力分析得

∑Fx=FL2-Ff2=0

(5)

∑Fy=W2+G2-Fn2=0

(6)

∑MO2=x2Fn2-y2Ff2=0

(7)

其中

Ff2=μ2Fn2

式中Ff2——土壤對轉向輪合力沿水平方向的分力，N

FL2——除草機對轉向輪的拉力，N

μ2——轉向輪滾動摩擦因數，取1

W2——除草機對轉向輪的壓力，N

G2——轉向輪自身重力，N

Fn2——土壤對轉向輪合力沿豎直方向的分力，N

x2——Fn2到轉向輪中心沿x方向的水平距離，m

y2——Ff2到轉向輪中心沿y方向的豎直距離，m

除草機電源支架底部設置有直線小滑槽，電源可相對主傳動箱進行前后移動，根據電源尺寸以及安裝位置設計最大相對位移為8 cm，通過調節電源支架所在位置可改變除草機的重心。為減小轉向輪所受阻力，整機重心應位于主動輪軸心前方。除草機在勻速運動過程中，整機受力情況如圖5所示。

假設除草機前進速度方向與x軸正方向相同，以主動除草輪轉動中心O為基準點建立整機力平衡方程為

∑Fy=Fn1+Fn2-G=0

(8)

∑Fx=Ff1-Ff2+Ff3=0

(9)

∑MO=(L-x2)Fn2+d2Ff2+d3Ff3+
Gx3-x1Fn1-d1Ff1=0

(10)

式中Ff3——除彈齒外，土壤對除草機其他部分的阻力，N

G——除草機整機重力，N

L——主動除草輪到轉向輪的軸距，m

x3——G到主動除草輪中心沿x方向的水平距離，m

d1——Ff1到主動除草輪中心沿y方向的豎直距離，m

d2——Ff2到主動除草輪中心沿y方向的豎直距離，m

d3——Ff3到主動除草輪中心沿y方向的豎直距離，m

以轉向輪所受支持力Fn2最小為設計目標，由式(10)可知，當d1Ff1-d2Ff2-d3Ff3=0時，符合設計要求。主動除草輪在運動過程中，x1在0～rw1(主動除草輪無滑轉時的滾動半徑)范圍內波動，為保證除草機在各個時刻都能保持穩定工作，取x3=0，即除草機重心位于主動除草輪中心軸線上。

聯立式(8)和式(10)可得

(11)

(12)

取μ1=1，聯立式(4)和式(12)可得

(13)

(14)

當x1取最小值時，Md為最大值，將已知參數rw1=0.15 m，G=233 N等代入式(14)得主動除草輪所需最大驅動力矩Mdmax=49.42 N·m。

轉向輪側板采用鏤空設計，在轉向過程中，泥土對轉向輪側板的轉向阻力忽略不計，轉向阻力主要由機具重力與土壤產生的摩擦力引起，則轉向輪最大轉向阻力為

(15)

式中rw2——轉向輪無滑轉時的滾動半徑，m

生產機械設備使用的材料影響設備的使用壽命。因此需要在選擇材料時要全面考慮經濟性和適用性。很多煤礦企業的生產設備在選擇耐磨零件的時候傾向于低碳錳鋼。相較于普通的鋼來說，這種鋼的耐磨性能更好，同時隨著現代生產技術以及工藝的迅速發展，能夠選擇的材料增多，使得煤礦機械零件所具備的抗磨性以及抗腐性得到了提升，為降低磨損，應合理選擇材料，提高零件耐磨性和壽命。

將rw2=0.1 m，μ2=1，L=0.294 m等已知參數代入式(15)中可得到土壤對轉向輪摩擦力最大值為Ff2max=99.86 N。

2.2 梯形轉向機構設計與分析

根據阿克曼轉向幾何原理對梯形轉向機構進行設計[18-20]，梯形轉向機構主要由轉向舵機、轉向盤、三角板、滾子、轉向軸以及各連桿構成，結構如圖6所示。轉向盤一端與轉向舵機動力輸出軸固連，另一端插入配裝在滾子中心孔內，滾子可前后移動地安裝在滑槽內，左連桿和右連桿兩端分別與驅動桿和三角板鉸連形成等腰梯形狀四桿機構，轉向軸固定安裝在左、右連桿后端底部并與三角板鉸連接。作業時，由轉向舵機動力輸出軸提供動力，經過轉向盤驅動滾子在滑槽內滑動，帶動驅動桿左右偏移，通過左、右連桿的擺動改變左、右轉向輪的轉向角，實現除草機航向的改變。

除草機左、右轉向過程運動規律一致，本文以除草機右轉進行分析，除草機右轉過程中，左、右轉向輪均左轉且右轉向輪轉角大于左轉向輪轉角，主動除草輪與轉向輪繞同一個瞬時中心點作圓周滾動，梯形轉向機構滿足阿克曼轉向幾何關系，除草機轉向過程如圖7所示。圖中O3為轉向中心，a、b、c、d為梯形轉向機構在初始位置時鉸連點所在的位置，b′、c′為梯形轉向機構偏移后各個鉸連點的位置。

除草機轉角θ2、左轉向輪轉角θ1、右轉向輪轉角θ3和整機轉彎半徑R應滿足

(16)

(17)

(18)

式中lad——左右轉向輪中心距離，mm

聯立式(16)和式(18)可得右轉向輪轉角與左轉向輪轉角的關系為

(19)

聯立式(17)和式(18)可得除草機轉角與右轉向輪轉角的關系為

(20)

為盡量避免除草機在轉彎過程中對水稻秧苗造成損傷，結合整機結構尺寸以及秧苗行間距，設計除草機最大轉向角θ2max=30°，為避免除草機轉彎半徑R過大，設計主動除草輪到轉向輪的軸距L=294 mm，為減少轉向輪對秧苗的損傷，綜合考慮轉向輪寬度與秧苗行距，確定左、右轉向輪中心距離lad=316 mm，將已知參數代入式(16)～(20)得除草機轉彎半徑R=509.22 mm，左轉向輪最大轉角θ1max=23.78°，右轉向輪最大轉角θ3max=39.93°。

對梯形轉向機構進行設計時，需確定各桿件長度以及左、右連桿與機架的夾角θ，為了給轉向舵機預留足夠安裝空間，設計左、右連桿長度為lab=lcd=60 mm，如圖8所示。

(21)

(22)

(23)

lb′c′=lad-2lcdcosθ

(24)

式中lab——左連桿長度，mm

lcd——右連桿長度，mm

lac′——鉸連點a到c′的距離，mm

θ4——ac′與ad的夾角，(°)

聯立式(21)～(24)可得左、右連桿與機架的夾角為

(25)

將已知參數代入式(25)可得θ=60.25°。

梯形轉向機構進行轉向作業時，轉向舵機輸出的扭矩經過轉向盤以及各連桿作用于轉向輪，轉向過程受力桿件較多，需對梯形轉向機構進行受力分析，以此為依據選配轉向舵機。

轉向機構運動過程桿件受力情況如圖9所示，主要有轉向舵機作用在滾子中心點e上的驅動力Fd；作用在左連桿與驅動桿鉸連點b上的左轉向輪轉向阻力Fl；作用在右連桿與驅動桿鉸連點c上的右轉向輪轉向阻力Fr。將上述作用力分別沿驅動桿方向和垂直于驅動桿方向進行分解，為使驅動桿滿足平衡條件，則作用于驅動桿上的力需滿足條件

Flcosα+Frcosβ-Fdcosγ=0

(26)

式中α——Fl與驅動桿的夾角，(°)

β——Fr與驅動桿的夾角，(°)

γ——Fd與驅動桿的夾角，(°)

作用在左、右轉向輪上的阻力主要來自于土壤的摩擦力，根據力矩平衡方程

(27)

則轉向舵機作用在滾子上的扭矩為

Md1=Fdloe

(28)

式中loe——轉向盤長度，mm

由于α、β、γ與轉向舵機轉角之間的關系較為復雜，利用Creo 5.0對梯形轉向機構進行運動仿真，得到α、β、γ與右轉向輪轉角θ3之間的關系，通過式(26)～(28)將其轉換為轉向舵機扭矩與右轉向輪轉角θ3之間的關系，如圖10所示，分析可知，轉向舵機扭矩隨著右轉向輪轉角先增大后減小，右轉向輪轉角為29°時，轉向舵機扭矩達到最大值，此時梯形轉向機構所需最大驅動扭矩理論值為4.57 N·m。為保證梯形轉向機構正常工作，所選擇轉向舵機的驅動扭矩理論值應大于4.57 N·m。

3 控制系統設計

3.1 硬件設計

梯形轉向機構控制系統硬件組成如圖11a所示。主要包括Raspberry Pi3 B+(樹莓派)、轉向舵機控制板和電機驅動板。Raspberry Pi3 B+內置2.4G WiFi，保證數據傳輸性能；轉向舵機控制板采用磁編碼器進行位置反饋，控制精度高；整個控制系統通過風扇降熱，保證控制板工作性能。

系統控制原理框圖如圖11b所示，攝像頭采集的圖像信息經USB數據線傳遞到Raspberry Pi3 B+，再經WiFi無線串口通訊模塊傳遞到移動PC端。操作者實時監控控制界面的圖像顯示窗口，根據需要發出控制指令，Raspberry Pi3 B+將收到的PC端控制信號從GPIO口以電平信號的形式傳遞到各個驅動器，控制電器元件執行預期動作。在稻田環境下WiFi傳輸距離最大能夠達到100 m。

3.2 軟件設計

梯形轉向機構系統軟件包括控制電氣元件程序和人機交互界面程序。如圖12所示，其中，“Camera=1”、“Speed_up=1”、“Speed_down=1”、“Speed=1”、“Turn_left=1”、“Turn_right=1”、“Angle=1”、“Turn=1”和“Stop=1”分別為攝像頭開關控制、電機轉速增加、電機轉速減少、速度確認、轉向舵機左轉一個角度、舵機右轉一個角度、角度確認、轉向舵機回正和電機急停的標志變量。在上位機PC端中按下對應的按鍵會下達不同信號，通過WiFi傳輸將數據傳輸到樹莓派，Raspberry Pi3 B+根據接收到的數據執行相應操作。

為提高控制系統的可操作性，開發了如圖13所示的人機交互界面，操作界面采用Tkinter(簡稱Tk)模塊開發，Tk是Python標準的GUI工具包接口，開發周期短。界面主要由操作控制、圖像顯示、工作狀態顯示3個模塊組成。進入駕駛界面后，先滾動調速條確定除草機行駛速度，再進行整機轉角的確認，之后點擊“開啟攝像頭”按鈕獲取外界環境信息，最后在操作控制區域根據需要選擇除草機工作狀態，界面的右下角會實時顯示除草機當前的控制命令。

4 試驗

4.1 試驗地點及條件

為檢測稻田行間除草機轉向性能與除草性能，于2021年5月18日在黑龍江省哈爾濱市阿城區東北農業大學農學院試驗田進行田間作業性能試驗。田間環境溫度15℃，環境濕度46%，水稻種植采用機械插秧作業，未經化學或人工除草。試驗于插秧后10 d進行，水稻品種為龍洋16，長勢良好，株距0.12 m，行距0.30 m，秧苗平均高度約0.21 m，泥漿層平均深度約0.08 m，泥土平均深度約0.18 m，雜草數量約20株/m2，雜草(主要以水田稗為主)平均株高約0.06 m，根系平均深度約0.16 m，田間狀況如圖14所示。

4.2 轉向性能試驗

由于水田環境復雜，需對除草機轉向機構進行性能測試，通過對比田間整機實際轉角與所設計理論轉角之間的誤差，分析梯形轉向機構控制系統的控制精度，探究除草機轉向過程的穩定性。

試驗前，分別對左連桿與機架鉸連點a和右連桿與驅動桿鉸連點c的中心進行標記，通過測量轉向前后兩個鉸連點之間距離，利用余弦定理可得轉向前后右轉向輪轉角θ3，再根據式(20)可求出實際整機轉角θ2。試驗時，將除草機放置于稻田，通過人機交互界面上的轉向角度調節按鈕改變除草機整機轉角，由初始位置開始改變1°，再返回初始位置，每次比上次多調整1°，以此類推，共計調整30次，達到極限轉向位置，在每次調整前后分別測量并記錄一次鉸連點a和c之間的距離，共計測量31次。再將測量的數據代入式(20)即可計算出整機田間實際轉向角。測量結果如圖15所示。

由圖15可知，除草機整機轉角在0°～20°范圍內調整時，整機轉向過程基本處于穩定狀態；整機轉角在20°～30°范圍內調整時，存在一定的波動。這是由于水田泥角較深，整機轉角調節角較小時，轉向輪對泥土的擾動面積較小，整機轉向過程能夠維持平穩；調節角較大時，轉向輪對泥土的擾動面積較大，整機易產生轉向偏差。整機實際轉角與理論轉角的最大偏差為1.3°，出現在整機轉角調節角為25°時。實際除草作業過程中，除草機沿著秧苗前進，整機轉向調節角較小，因此梯形轉向機構的控制精度可滿足田間轉向作業要求。

4.3 田間除草性能試驗

除草機前進速度是影響水田機械除草效果的重要因素，以整機前進速度為試驗因素，除草率和傷苗率為評價指標進行單因素試驗，選取5塊2.4 m×30 m的矩形區域作為不同前進速度下除草率和傷苗率測定的試驗田塊，然后在不同前進速度的試驗田塊內任意選取5個1 m×1 m區域為測試區，除草機田間作業情況如圖16所示，除草率和傷苗率計算式為

(29)

(30)

式中Y1——除草率，%

Q1——除草前測試區雜草總數，株

Q2——除草后測試區雜草總數，株

Y2——傷苗率，%

X1——除草前測試區秧苗總數，株

X2——除草后測試區秧苗總數，株

計算后取平均值，試驗結果如表1所示，除草機除草率均不低于77.9%，除草效果較優，傷苗率均不高于3%，滿足水田機械除草農藝要求。

表1 田間除草作業效果Tab.1 Effect weeding in field %

5 結論

(1)設計了一種基于遙控轉向的稻田行間除草機，能夠實現遙控駕駛進行田間轉向與除草作業，滿足水田復雜環境下的機械除草要求。

(2)對主動除草輪進行運動學與動力學分析，得到主動除草輪所需最大驅動力矩為49.42 N·m；對梯形轉向機構進行運動分析，得到梯形轉向機構的結構參數；對梯形轉向機構進行受力分析，得到梯形轉向機構所需最大驅動扭矩理論值為4.57 N·m，并完成了轉向控制系統的設計。

(3)進行了除草機轉向性能試驗，由試驗結果可知，整機轉角在0°～20°范圍內調節，轉向過程相對較為平穩，運動狀態與控制系統所設定的運動情況基本吻合，調節控制系統的控制精度較高。由田間除草試驗結果可知，整機前進速度為0.4～0.6 m/s時，除草率均不低于77.9%，傷苗率均不高于3%，除草效果良好，滿足水田機械除草農藝要求。