大豆聯合收獲機撥禾輪作用機理分析與參數優化

金誠謙 齊彥棟 劉崗微 楊騰祥 倪有亮

(1.農業農村部南京農業機械化研究所, 南京 210014; 2.山東理工大學農業工程與食品科學學院, 淄博 255000)

0 引言

大豆聯合收獲割臺損失占總損失的80%[1]。撥禾輪以一定的速度轉動,撥禾輪彈齒由上方垂直插入大豆叢,在切割過程中扶持大豆莖稈,并在切割后將大豆撥向割臺[2]。撥禾輪工作性能是影響割臺損失的重要因素,撥禾輪參數設置不當會造成炸莢、掉枝等損失[3-4]。

國內外學者對聯合收獲機割臺減損方面做了大量研究。在結構方面,解鴻儒[5]采用柔性撥禾板和撥禾彈齒減輕撥禾輪對大豆植株的打擊,減少大豆的炸莢損失;NAVE等[6-8]在割臺增加氣吹式護罩,有效減少了炸莢損失。在撥禾輪參數優化方面,ABDALLA等[9]通過組合試驗分析聯合收獲機收小麥時不同收獲速度和撥禾輪轉速對收獲損失的影響,當收獲速度為4 km/h、撥禾輪轉速為25 r/min時總割臺損失最低;JALALI等[10]通過試驗發現撥禾輪的高度對割臺損失有顯著的影響;肖洋軼等[11]利用ADAMS對撥禾輪進行運動學仿真,仿真結果表明撥禾輪的最佳撥禾速比為1.55;祁兵等[12]建立了撥禾輪前移范圍數學模型,提出“最小前移距離”概念,得出不同撥禾速比下撥禾輪的前移范圍。在撥禾輪參數自動控制方面,杜娟等[13]設計了一種稻麥聯合收獲機撥禾輪轉速自動控制裝置,使撥禾輪以適當轉速穩定轉動,避免作物喂入不及時和過度打擊,減少谷物收獲損失。陳進等[14]為解決聯合收獲機割臺參數調整操控不方便的問題,設計了割臺參數按鍵調節裝置,為聯合收獲機的智能操控提供技術支持。以上研究優化了傳統撥禾輪結構或者是對稻麥聯合收獲機撥禾輪進行改進,關于大豆聯合收獲機撥禾輪與大豆莖稈作用關系的系統性研究較少。

針對大豆聯合收獲機撥禾輪與作物互作關系不明確問題,本文通過對大豆聯合收獲機撥禾輪運動過程進行理論分析,采用剛柔耦合的方法,使用ANSYS Workbench和ADAMS軟件聯合仿真,分析割臺損失與撥禾輪參數的關系,探究大豆植株高度與撥禾輪參數的關系,為大豆聯合收獲機撥禾輪設計與作業參數自動調整提供參考。

1 大豆植株高度特性

大豆植株底莢較低,成熟期大豆容易炸莢,不同大豆品種之間、同一大豆品種之間植株高度相差較大,結合實測數據與文獻[5,15]中的數據,得出34種大豆植株高度如表1所示,其中同一品種大豆株高最大相差430 mm,不同大豆品種株高最高為1 151 mm,最低428 mm,株高相差723 mm。大豆植株高度差異性較大,決定了大豆聯合收獲機割臺參數需要根據大豆植株高度針對性地優化調整,否則將會造成較大的割臺損失。

2 撥禾輪作用過程與割臺損失機理分析

2.1 撥禾輪結構

大豆聯合收獲機撥禾輪為偏心式撥禾輪,主要由撥禾板、撥禾彈齒、彈齒軸、撥禾輪軸、輻板和偏心輻板等部件組成。偏心輻板和輻板組成如圖1所示的平行四桿機構,撥禾輪在轉動時,輻板除公轉外還受到偏心輻板的控制作平面平行運動,使撥禾輪無論轉動到什么角度,撥禾板和撥禾彈齒的方向都不發生改變,通常將撥禾板和彈齒設置為垂直向下,以減少插入作物時對作物的打擊。

圖1 偏心撥禾輪原理圖Fig.1 Schematic of eccentric reel1.撥禾輪軸 2.偏心輻板 3.彈齒軸 4.輻板 5.撥禾板 6.撥禾彈齒

為減少撥禾輪與大豆之間的碰撞,降低炸莢損失,撥禾板與撥禾彈齒選擇尼龍材質的柔性材料,針對收獲期大豆莖稈較稀疏的性狀,增加撥禾板的寬度以增加對大豆莖稈的撥禾作用,還可減小對大豆莖稈的打擊力度。針對大豆株高差異較大的特點,為提高大豆聯合收獲機的適應能力,降低割臺損失,適當擴大大豆聯合收獲機撥禾輪參數調整范圍。

2.2 撥禾輪作用下大豆莖稈受力分析

根據大豆植株的運動和受力情況,撥禾輪作用分為3個連續過程:撥禾板與大豆莖稈剛接觸時對大豆莖稈的打擊過程;大豆莖稈未被切割時受到撥禾輪的扶持作用,莖稈發生彎曲的過程;大豆莖稈切割后受撥禾輪與重力作用繞底部旋轉落于割臺的過程。

工作時撥禾板軌跡為

(1)

式中xb——撥禾輪撥禾板在水平方向上位移,mm

yb——撥禾輪撥禾板在豎直方向上位移,mm

vy——收割機收獲速度,m/s

t——撥禾輪運行時間,s

r——撥禾輪半徑,mm

φ——t時間內撥禾輪轉過的角度,rad

H——撥禾輪軸與割刀間的垂直距離,即撥禾輪高度,mm

h——割茬高度,mm

撥禾輪軌跡曲線如圖2中的l1、l2所示,圖中O為撥禾輪圓心;O0為撥禾板入禾時圓心的位置;O1為撥禾板達到最低點時圓心的位置;O2為入禾t后撥禾輪圓心的位置;Q為割刀的位置;ω為撥禾輪角速度,rad/s;L為切割前大豆莖稈的高度,mm;Δx為撥禾輪的作用范圍,mm;α為大豆莖稈在撥禾輪的作用下莖稈旋轉的角度,(°);N為大豆莖稈的位置;b為撥禾輪前移量,mm;Δl為撥禾輪的漏撥距離,mm。

圖2 撥禾板運動軌跡Fig.2 Motion locus of reel bat

撥禾板與大豆莖稈碰撞時,碰撞力可使用連續接觸力模型計算,將撞擊簡化為非線性彈簧的形式,將構件材料彈性模量當成彈簧剛度,阻尼當成能量損失,故可以將大豆莖稈的彈性模量當成接觸剛度[16],其廣義形式可以表示為[17]

Fn=Kδc+εv

(2)

(3)

式中Fn——法向接觸力,N

K——Hertz接觸剛度,與接觸處曲率半徑、材料泊松比、彈性模量有關,N/mm

δ——接觸點穿透深度,mmc——力指數

ε——阻尼系數,大小通常為剛度的0.1%～1%,N/(mm/s)

v——接觸點法向相對速度,mm/s

e——彈性恢復系數

n——非線性彈簧力指數

u——碰撞速度,mm/s

大豆莖稈在被撥禾輪扶持彎曲時,可將大豆植株簡化為懸臂梁,大豆莖稈處于靜定狀態,其受力情況如圖3所示。撥禾輪對大豆莖稈的扶持力F垂直于大豆莖稈;撥禾輪相對于大豆莖稈有向上的滑動,大豆莖稈受到沿莖稈方向向上的力Fm、自身的重力G;由于大豆莖稈發生彎曲變形,在莖稈內部產生相應的彎矩M。可得平衡方程

圖3 大豆植株受力分析Fig.3 Stress analysis of soybean plant

(4)

式中d——撥禾板距離地面的高度,m

大豆莖稈撓度y為

(5)

式中E——大豆莖稈彈性模量,Pa

I——大豆莖稈截面慣性矩,m4

大豆莖稈轉角α可近似為撓度的一階導數[18],對式(5)左右同時求導可得

(6)

將式(1)、(6)代入式(4)可得

(7)

式中μ——摩擦因數

由式(7)可知,撥禾輪與大豆植株之間的相互作用力與撥禾輪高度、割茬高度、撥禾輪轉速、大豆莖稈彈性模量、大豆莖稈的截面慣性矩等大豆莖稈力學性能參數和撥禾輪作業參數有關。

2.3 割臺損失機理分析

為探究造成割臺損失的影響因素,在聯合收獲機收獲時錄制割臺視頻,對其慢放分析割臺的工作過程,發現除割茬損失之外,大豆聯合收獲機割臺損失的主要損失形式為豆莢飛出割臺、炸莢和莖稈甩出割臺(圖4)。部分視頻片段顯示,在收割過程中出現大豆植株在未被扶持狀態下切割和莖稈回彈的現象,這兩種現象大豆莖稈振動幅度大且與撥禾輪發生較為劇烈的碰撞,故分析可能是造成割臺損失較大的原因之一,與之相關的撥禾輪參數有撥禾速比、撥禾輪半徑、撥禾輪撥禾板數目、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離,其中撥禾輪半徑和撥禾板數目在割臺上為固定參數,撥禾速比、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離為可調參數,是本文主要的研究對象。

圖4 割臺損失形式Fig.4 Type of cutting platform loss

2.3.1撥禾輪作用范圍

如圖2所示,當切割器位于撥禾輪正下方時,即撥禾輪圓心位于O1處,切割器位置在Q處,撥禾輪的作用范圍為余擺線最大橫弦長度的一半[19],計算公式為

(8)

式中λ——撥禾輪撥禾速比

則撥禾輪的作用程度η為

(9)

式中S——撥禾輪旋轉一周聯合收獲機前進的距離,mm

Z——撥禾輪撥禾板數目

大豆聯合收獲機撥禾輪作用程度較小時,撥禾輪的漏撥比例會增加,即Δl距離增加,在Δl范圍內的大豆莖稈在自由狀態下被切割。由于聯合收獲機一直向前運動,切割器在切割過程中向前推動大豆莖稈,大豆莖稈受力向前彎曲碰撞到撥禾輪,隨后受撥禾輪的扶持作用向后落入割臺(圖5),此時撥禾輪對大豆莖稈的碰撞力比撥禾輪正常扶持大豆莖稈大,可能導致豆莢炸莢并且甩出割臺。

圖5 撥禾輪作用范圍小時莖稈運動狀態Fig.5 Stem movement state in small range of reel action

2.3.2大豆莖稈回彈

撥禾輪前移即撥禾輪軸相對切割器前移一段距離,單個撥禾板的作用范圍最大可由Δx增加至2Δx,增加對大豆莖稈的推送作用[20],在一定程度上增加撥禾輪的作用程度。撥禾輪進一步前移時會產生大豆莖稈回彈的現象,如當撥禾輪的前移距離為圖2所示的b時,撥禾輪圓心位于O2位置,割刀處于Q處,撥禾板即將與大豆莖稈分離,切割器還未對大豆莖稈進行切割,下一時刻大豆莖稈脫離撥禾輪發生回彈。莖稈產生劇烈振動搖擺(圖6),可能導致豆莢甩出或炸莢。莖稈回彈可能導致大豆莖稈在自由狀態下被切割或多次被撥禾板打擊,導致較為嚴重的割臺損失。

圖6 大豆莖稈回彈現象Fig.6 Rebound phenomenon of soybean stem

根據文獻[11-12]可知,不產生莖稈回彈的撥禾輪前移距離范圍為

(10)

式中bmax——撥禾輪最大前移距離,mm

bmin——撥禾輪最小前移距離,mm

t1——作物被切斷的時刻

t0——撥禾輪入禾的時刻

繪制不同撥禾速比下的前移范圍如圖7所示,撥禾速比小于1.78時,最小前移量為純虛數,按最小前移距離為0 mm,前移距離b處在bmax與bmin之間時,撥禾輪可以無回彈地穩定推送莖稈。撥禾輪無回彈穩定推送莖稈的最大撥禾速比為1.94,此時最大前移距離與最小前移距離相等,為154.2 mm。

圖7 撥禾輪前移距離變化曲線Fig.7 Variation curves of reel forward distance

2.3.3撥禾輪高度

撥禾板位置高于大豆莖稈頂部,撥禾輪起不到撥禾作用,大豆莖稈在自由狀態下被切割。撥禾板與大豆莖稈接觸位置低于切割后莖稈的質心,可能導致整個莖稈被撥禾輪帶起,甩出割臺(圖4c),造成掉枝損失。

3 剛柔耦合仿真試驗

3.1 仿真模型構建

本文采取撥禾輪-大豆植株剛柔耦合仿真,利用ANSYS軟件和ADAMS軟件結合進行分析,從ANSYS導出柔性體到ADAMS中仿真,對柔性體變形和運動過程描述與真實情況擬合程度較高[21-22]。

3.1.1大豆莖稈柔性體建模與驗證

根據文獻[15]大豆莖稈參數,使用三維建模軟件建立大豆植株的三維模型。因計算機仿真性能限制,將大豆豆莢簡化,只保留大豆莖稈。將大豆莖稈導入到ANSYS,設置大豆莖稈力學參數,密度為337 kg/m3,楊氏模量為564.7 MPa,泊松比為0.33[23-24]。選用六面體網格劃分,網格大小為2 mm,在莖稈底部創建連接點,利用腳本使用ANSYS與ADAMS軟件之間的接口將包含莖稈力學特征、形態的模態中性文件導出[25-27]。

在ANSYS軟件中生成長度50 mm的大豆莖稈柔性體,在ADAMS軟件中模擬三點彎曲,三點彎曲跨距40 mm,刀刃直徑為5 mm。刀刃材料設置為鋼,左右兩支撐與地面固定,大豆莖稈與左右支撐、大豆莖稈與刀刃之間接觸類型為柔性體和剛性體接觸,接觸剛度564.7 N/mm,力指數為2.2,阻尼系數1.545 N/(mm/s),接觸深度0.1 mm,刀刃向下加載速度 10 mm/min,仿真步長0.01 s。將模擬三點彎曲仿真中莖稈與刀刃的相互作用力與文獻[28]試驗結果對比,如圖8所示。在撥禾輪撥禾過程預仿真中,撥禾輪與莖稈之間的碰撞力均小于100 N,故只取模擬三點彎曲仿真中作用力小于100 N的部分,由圖8可以認為莖稈性質接近實際性質。

圖8 三點彎曲試驗仿真與試驗結果對比Fig.8 Comparison of simulation and test data

3.1.2耦合模型建立

建立撥禾輪三維模型,簡化后導入到ADAMS軟件中,添加撥禾輪與輻板之間的轉動副、輻板與中心軸之間的轉動副、中心軸與地面之間的滑移副,添加中心軸與輻板的旋轉驅動、中心軸與地面之間的直線驅動。導入生成的大豆莖稈模態中性文件,在大豆莖稈根部與大地之間添加軸套力,接觸剛度為2 855 N/mm,阻尼系數為0.57 N/(mm/s)[24]。添加撥禾輪與大豆莖稈之間的接觸為柔性體對剛形體,接觸力參數設置為碰撞,接觸剛度564.7 N/mm,力指數為2.2,阻尼系數1.545 N/(mm/s),接觸深度為0.01 mm。

使用仿真腳本根據聯合收獲機的前進速度依次抑制大豆莖稈與大地之間的軸套力,模擬切割器將大豆莖稈切斷。仿真步長設置為0.001 s,仿真總時間根據收獲速度調整。仿真模型如圖9所示。仿真結束后在后處理界面可以得到大豆莖稈和撥禾板之間的碰撞力,通過仿真動畫和碰撞力可以得到撥禾輪的作用程度。

圖9 ADAMS仿真模型Fig.9 Simulation model of ADAMS

3.2 仿真試驗方法

試驗因素選取為撥禾速比、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離和大豆植株高度,試驗指標選取為撥禾輪與大豆莖稈之間的碰撞力Y1、撥禾輪作用程度Y2,其中以大豆莖稈與撥禾板接觸瞬間的相互作用力作為撥禾輪與大豆莖稈之間的碰撞力,以撥禾輪撥禾數目占仿真總莖稈數目的百分比作為撥禾輪作用程度。

采用四因素五水平二次回歸中心組合試驗,使用多元二次方程擬合試驗因素與響應值之間的函數關系,求解在不同大豆植株高度下最優的參數組合[29]。

以山東省濟寧地區大豆樣本高度為基礎,選定試驗大豆植株高度為600～800 mm。對撥禾速比、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離進行預試驗,結合4LZ-6型大豆聯合收獲機實際參數,選取撥禾輪與大豆莖稈之間的碰撞力較小、撥禾輪作用程度較大的區域對應的因素取值范圍作為多因素組合試驗參數范圍。單因素試驗表明,撥禾速比在1.4～2.0之間,撥禾輪高度在900～1 150 mm之間,撥禾輪前移距離在0～100 mm之間時,撥禾輪與大豆莖稈之間的碰撞力較小、撥禾輪作用程度較大,以此作為參考,試驗因素編碼如表2所示。

表2 試驗因素編碼Tab.2 Test factors and codes

3.3 試驗結果與分析

仿真試驗設計方案與結果如表3所示。

表3 試驗設計方案與結果Tab.3 Test design and results

利用Design-Expert軟件對平均碰撞力與作用程度進行方差分析,剔除不顯著項,結果如表4所示。

表4 方差分析Tab.4 Variance analysis

根據表4所示,平均碰撞力方差模型P值小于0.000 1,表明回歸模型極顯著,得到撥禾輪與大豆莖稈之間平均碰撞力的回歸方程為

Y1=-88.65+61.87λ+0.07H-0.05λH

(11)

根據試驗結果分析,篩選出對碰撞力影響較大的2個因素為撥禾速比(A)與撥禾輪高度(B),影響主次順序為:撥禾速比、撥禾輪高度。對其交互作用進行分析,如圖10所示,可以看出撥禾輪高度與撥禾速比之間的交互作用顯著。撥禾輪高度不變時,碰撞力與撥禾速比正相關;撥禾速比不變時,碰撞力與撥禾輪高度負相關。主要原因為撥禾速比決定撥禾輪的相對速度,撥禾速比越大,撥禾板相對于聯合收獲機前進方向的速度越大,對大豆莖稈的打擊力增大。撥禾輪高度升高,撥禾板打擊大豆莖稈的位置提高,等同于懸臂梁模型中力臂加長,在相同撓度下撥禾板與大豆莖稈之間的相互作用力減小。

圖10 因素交互作用對碰撞力影響的響應曲面Fig.10 Response surface for effect of factor interaction on collision force

撥禾輪作用程度模型P值小于0.000 1,表明回歸模型極顯著,得到撥禾輪作用程度的回歸方程為

Y2=2.09+2.97λ+0.002H-0.015L+1.6× 10-5HL-0.69λ2-7.2×10-6H2

(12)

對撥禾輪作用程度影響較大的因素為撥禾輪速比、撥禾輪高度與大豆植株高度,影響主次順序為:撥禾速比、撥禾輪高度、大豆植株高度。大豆聯合收獲機各參數之間的交互作用不明顯。其他因素不變時,撥禾輪作用程度和撥禾速比呈正相關,和撥禾輪高度呈負相關。當撥禾速比較小時,撥禾輪的作用范圍較小,因大豆種植密度較低,收獲時大豆莖稈不能像稻麥莖稈一樣相互推擠,當撥禾輪正好作用在大豆植株間隔時,撥禾輪不能對植株產生有效的撥禾效果,撥禾輪作用程度低。大豆植株高度與撥禾輪高度之間的交互作用明顯,當撥禾板高度大于植株高度,撥禾輪起不到撥禾作用,撥禾輪作用程度為0。整體來看,大豆聯合收獲機收獲時必須要保證撥禾板作用在大豆莖稈上。

4 參數優化與試驗驗證

4.1 參數優化

根據文獻[28]的研究,大豆炸莢平均破壞力在10 N左右,為使大豆聯合收獲機收獲時割臺損失降到最低,根據以上分析可知需要撥禾輪對莖稈的打擊盡量小,撥禾輪作用程度盡可能大,因此需要進行參數優化以尋求最佳的參數組合,根據以上要求,確定優化目標函數為

(13)

利用Design-Expert進行優化求解,手動設定大豆植株高度,求解得到當前高度下的大豆聯合收獲機最佳參數,將得出的最優參數與大豆植株高度進行擬合,得到大豆植株高度與聯合收獲機最優參數的擬合關系式。其中撥禾速比最優參數

λ=0.001L+0.928 8

(14)

撥禾輪前移距離最優參數

b=-0.196 7L+203.7

(15)

撥禾輪高度最優參數

H=1.039L+275.3

(16)

線性擬合方差分別為0.985 1、0.954 4、0.984 9,可認為大豆聯合收獲機最優參數與大豆植株高度之間存在線性關系。

4.2 田間試驗

4.2.1模型驗證

基于ADAMS軟件探究了撥禾輪對大豆莖稈的碰撞力,但在田間收割過程中碰撞力很難精確測量,因此在進行田間試驗的同時進行仿真試驗,將田間試驗的損失率與仿真試驗的平均碰撞力、撥禾輪作用程度建立對應關系,得到平均碰撞力、撥禾輪作用程度與損失率之間的數學關系,同時驗證仿真優化結果。

2021年10月20日下午在山東省濟寧市長溝鎮使用4LZ-6型大豆聯合收獲機進行大豆收獲撥禾輪參數優化試驗,撥禾輪半徑為550 mm,寬度2 700 mm,撥禾板數目6個。大豆品種為齊黃34,參照GB/T 5262—2008《農業機械試驗條件測定方法的一般規定》、GB/T 5497—1985《糧食、油料檢驗水分測定法》測量試驗樣本,試驗地大豆植株平均高度751.5 mm,平均底莢高度195.8 mm,試驗平均割茬高度52.6 mm,1 m2產量378.3 g,百粒質量27.47 g,試驗時大豆含水率12.6%,自然落粒幾乎為零,可忽略不計。

試驗中撥禾輪各參數調節方法如下:①撥禾速比調整。通過調整車輛前進速度的方式實現撥禾速比的調整。首先對撥禾輪轉速和車速進行標定,調整撥禾輪無級調速帶輪,將撥禾輪轉速固定在28 r/min,此時撥禾輪線速度為1.61 m/s,在無級變速手柄進行限位標記,駕駛員根據限位標記和儀表盤顯示速度控制微調車速以實現車速的穩定,達到要求的撥禾速比。②撥禾輪高度調整。通過駕駛室手柄控制撥禾輪高度油缸調整撥禾輪高度,通過卷尺測量撥禾輪高度。③撥禾輪前移距離調整。標定割臺撥禾輪前移限位孔,通過調整撥禾輪對應的孔位調整撥禾輪的前移距離。

試驗所需的試驗儀器包括非接觸式轉速表、電子秤、皮尺、標桿、卷尺、1 m2標準取樣框、水分測量儀、秒表、扳手工具等。

選取割臺損失率作為試驗指標,試驗共14組,每組試驗行程25 m,收獲時收集機尾脫出物,避免脫出物含有大豆籽粒落到地面影響割臺損失的統計。收獲完畢后統計割臺損失。在每組的作業區間隨機選取3個點,使用1 m2標準取樣框收集框內落粒并取平均值。

大豆植株高度為751.5 mm時,仿真優化結果為撥禾速比1.67,撥禾輪前移距離55.98 mm,撥禾輪高度1 055 mm,根據仿真優化結果結合4LZ-6型大豆聯合收獲機實際參數設計試驗方案及結果見表5,其中試驗14為仿真模型最優解對應組(為適應田間試驗,試驗時將因素仿真值略加調整)。模型計算與仿真的碰撞力偏差平均為1.18 N,撥禾輪作用程度偏差量平均為4.80%,仿真模型準確;仿真模型最優解對應組在大田試驗中損失率最小,參數優化結果準確。

表5 試驗設計方案及結果Tab.5 Field experiment design scheme and results

4.2.2碰撞力、撥禾輪作用程度與實際損失擬合

將仿真試驗與大田試驗結果進行曲線擬合,得到割臺損失率Y和撥禾輪與大豆莖稈間的碰撞力Fn、撥禾輪作用程度η之間的關系式為

(17)

方程擬合方差為0.703 1,擬合誤差平方和為2.25,由式(17)可知,割臺損失率隨碰撞力的增加呈現先減少后增加的趨勢,隨撥禾輪作用程度的增加呈先減少后增加的趨勢,符合實際情況。由于仿真精度與數據量的限制,擬合誤差較大,還有待進一步優化,提高模型的準確性。

5 結論

(1)結合大豆聯合收獲機撥禾輪的作用過程,分析了割臺損失的原因。在撥禾板最低位置高于莖稈頂部、撥禾輪作用程度小于100%的情況下,莖稈會在自由狀態下被切割;在撥禾輪撥禾速比大于1.94、撥禾輪前移距離在回彈范圍,莖稈發生回彈現象;在撥禾板最低位置低于切割后大豆莖稈質心的情況下,大豆莖稈被拋出割臺外,會造成較大的割臺損失。

(2)構建了撥禾輪與大豆莖稈的剛柔耦合仿真模型,開展多因素優化試驗。分別建立撥禾輪對大豆莖稈碰撞力與撥禾輪撥禾速比、撥禾輪高度之間的數學模型,撥禾輪作用程度與撥禾輪撥禾速比、撥禾輪高度、植株高度之間的數學模型,撥禾輪撥禾速比、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離對碰撞力和撥禾輪作用程度影響主次順序為:撥禾速比、撥禾輪高度、撥禾輪前移距離。確定大豆聯合收獲機最優參數與大豆植株高度之間存在線性對應關系。割臺損失率隨碰撞力與撥禾輪作用程度的增加先減少后增加。本文可為大豆聯合收獲機撥禾輪參數優化和降低割臺損失提供參考。