王草收獲機旋轉刀盤式平茬切割裝置設計與試驗

郇曉龍 尤 泳 王德成 李思標 祝 露 廖洋洋

(中國農業(yè)大學工學院， 北京 100083)

0 引言

王草，一種多年生刈割型禾本科牧草，每公頃年產量高達200～400 t，是一種高產的優(yōu)質飼草[1]。王草與青貯玉米、甘蔗等相似，莖稈高大粗壯，人工收獲效率低、勞動力成本較高，為促進王草產業(yè)的發(fā)展，需研發(fā)適合我國王草收獲的機械裝備。切割是王草機械化收獲的第一個環(huán)節(jié)，切割裝置是王草收獲機的核心工作部件，研發(fā)適合王草生物性狀的低損、高效的王草收獲機專用切割裝置，對于提高王草機械化收獲質量具有重要意義。

國內外學者針對高莖稈作物的切割裝置進行了系列研究[2-16]，相關收割機械通過田間試驗表明具有較好的收割效果。吳鴻欣[17]開展了玉米秸稈切割部件的試驗研究，對比了機械支承切割和慣性支承切割兩種方式的不同，通過分析各種典型切割裝置的結構、工作原理和使用特點，試驗確定了玉米秸稈切割部件結構和參數。李常營[18]設計了能夠自動留高茬的玉米聯(lián)合收獲機切割機構，利用仿生設計方法，設計了圓盤型仿生鋸齒鋸片裝置，田間試驗表明相對于普通鋸齒鋸片，具有留茬整齊的特點。廖宜濤等[19]以高粗莖稈作物通用型回轉鏈式切割器為基礎，應用ANSYS/LS-DYNA模擬了蘆竹切割破壞過程，試驗驗證了鋸齒切割過程的載荷-位移歷程曲線的可行性及蘆竹破壞的模擬計算模型的有效性，并確定了切割蘆竹時進給和切割的最佳速度匹配。呂勇等[20]制定了單圓盤甘蔗切割器切割甘蔗的切割狀態(tài)判別標準，通過物理試驗制定了刀盤壓破蔗頭的判別標準，通過運動學仿真確定小頻率和小速比、小振幅和少刀片的組合有利于降低破頭率。梁曉[21]采用材料力學性能試驗測定了菌草莖稈抗拉、壓、彎彈性模量等參數，建立巨菌草莖稈材料本構方程。李鴻[22]設計了巨菌草切割器，通過田間試驗確定了影響巨菌草切割器破頭率的兩個主要因素——切割器轉速與刀盤傾角，并通過仿真試驗確定了切割器的最佳工作參數?，F(xiàn)有針對高莖稈作物切割裝置的研究成果對王草切割裝置的設計具有較好的借鑒意義。

王草一年能夠刈割4～6茬，根茬破頭會造成留茬失水嚴重，莖基部和根部腐爛，導致年產量下降，同時，與玉米、油葵等單株生長作物相比，王草為分蘗簇狀生長，收割環(huán)境更為復雜，目前通用青飼切割器對王草平茬刈割效果不穩(wěn)定。為此本文根據王草簇狀分蘗生長的生物特性和平茬刈割的收獲要求，設計一種旋轉刀盤式王草平茬切割裝置，并對核心部件——切割器和塔輪式輸送器進行優(yōu)化設計，通過理論分析，確定關鍵部件的結構參數；通過仿真試驗對比切割器有無、支撐的切割效果，驗證塔輪式輸送器的輸送效果；通過臺架試驗確定切割器最佳工作參數，并進行田間試驗驗證切割裝置實際平茬收割效果。

1 總體結構設計

1.1 切割裝置總體結構

旋轉刀盤式王草平茬切割裝置整體結構如圖1所示，主要由分禾器、塔輪式輸送器、旋轉刀盤式切割器、中間分禾器、傳送機構、橫向輸送器、推禾桿和推禾高度調節(jié)機構等組成。切割裝置懸掛于自走式王草收獲機前端，通過液壓系統(tǒng)調節(jié)切割裝置高度和切割傾斜角度，并由收獲機通過動力傳送軸提供動力。旋轉刀盤式切割器為動刀盤和定刀盤組合的形式，采用動定刀組合的方式將王草莖稈切斷；塔輪式輸送器安裝于旋轉刀盤式切割器上方。切割裝置采用兩組旋轉刀盤式切割器和塔輪式輸送器，兩組切割器和輸送器均為對向旋轉；工作時，切割器將王草莖稈切斷，由塔輪式輸送器將切斷的莖稈向中間聚攏并向后輸送至橫向輸送器，橫向輸送器進一步將莖稈輸送給王草收獲機。在自走式王草收獲機帶動切割裝置前進切割的過程中，推禾桿將王草莖稈向前推倒，使莖稈能從底部順序喂入，保證莖稈輸送流暢性；推禾高度調節(jié)機構可改變推禾桿的高度，以適應不同高度王草的收割要求。

圖1 旋轉刀盤式王草切割裝置整體結構圖Fig.1 Overall structure diagram of rotary cutter disc type King grass cutting device1.分禾器 2.塔輪式輸送器 3.旋轉刀盤式切割器 4.中間分禾器 5.傳送機構 6.橫向輸送器 7.推禾桿 8.推禾高度調節(jié)機構

1.2 切割器主要參數確定

1.2.1刀盤直徑及切割幅寬

切割裝置單次同時收獲兩行王草，即每組旋轉刀盤式切割器對應刈割一行王草，如圖2所示，根據圓盤式切割器的結構特點，有

bmax

(1)

B=L(Nh-1)+D+2b2

(2)

式中D——旋轉刀盤式切割器直徑，mm

bmax——切割平面內單簇王草最大寬度，mm

L——王草種植行距，mm

b1——中間安全間隔，mm

B——切割幅寬，mm

Nh——圓盤切割器數量，取2

b2——側邊安全間隔，mm

通過調研總結可知我國王草種植行距普遍在50～70 cm，王草機收留茬高度為8～20 cm，在此切割高度范圍，切割平面內單簇王草最大寬度為200～350 mm，選取行距L=600 mm，左右兩切割器的中間安全間隔b1=60 mm，代入公式(1)求得切割器直徑取值范圍為350～540 mm，同時為保證切后莖稈的輸送效果，考慮切割器上方的塔輪式輸送器直徑不宜過小，最終確定切割器刀盤直徑為500 mm。側邊安全間隔主要考慮王草莖稈偏離行線和單簇莖稈生長的分散性，其取值需考慮作物行距的大小，一般要求側邊安全間隔小于動刀旋轉面至側邊行莖稈的最小距離b′，即

(3)

代入數據求得b2應小于175 mm，考慮幅寬利用率不宜過小，同時參考《農業(yè)機械設計手冊》中常見高稈割臺的幅寬設置，最終設計側邊安全間隔b2為100 mm，代入公式(2)，確定切割幅寬B=1 300 mm。

圖2 切割裝置田間工作狀態(tài)簡圖Fig.2 Diagram of working state of cutting device in field

1.2.2動刀伸出高度和刀片數量

通過田間測量，單簇王草分蘗植株在切割平面內的株距l(xiāng)范圍為80～200 mm，王草莖稈的切割斷面直徑為8～30 mm，為保證在理想狀態(tài)下王草莖稈能夠單次切斷，則要求動刀的伸出高度h′大于單株莖稈的最大直徑dmax，同時希望每個動刀單次只切割單株莖稈，則動刀伸出高度需小于莖稈最小株距l(xiāng)min，即30 mm

動刀數量對切割器的切割質量具有重要影響，在切割過程中，動刀與王草莖稈的位置關系如圖3所示，為使莖稈能夠正常加持切割，要求刀片間距w′大于單株王草莖稈的最大直徑dmax，同時為穩(wěn)定切割載荷，使每個動刀沿刀盤周向單次只切割單株莖稈，設計刀片間距小于單簇王草分蘗植株在切割平面內的最小株距l(xiāng)min，即

(4)

式中w——動刀安裝寬度，mm

m——動刀數量

r——刀盤直徑，mm

將dmax=30 mm、r=200 mm、w=40 mm和lmin=80 mm代入公式(4)，可計算得動刀數量m的取值范圍為11～18，研究選取動刀數量m=15進行后續(xù)的切割器優(yōu)化試驗。

圖3 動刀和莖稈位置關系分析Fig.3 Analysis of relationship between moving knife and stem position

1.2.3動定刀刃口分析

在王草切割作業(yè)時，根據王草莖稈與動刀位置關系的不同存在兩種切割過程：莖稈與定刀刃口在垂直機器前進方向的平面內重合(圖4a)，切割時莖稈在動刀和定刀的組合切割下直接被切斷；莖稈與定刀刃口在垂直機器前進方向的平面內不重合(圖4b)，即莖稈與定刀存在橫向距離，在切割過程中莖稈先與旋轉的動刀接觸，在動刀帶動下向定刀移動，最后由動定刀組合切斷。第2種切割過程相對第1種更為復雜，針對第2種切割過程對切割器動刀刃口曲線形狀和定刀斜角進行設計分析。

圖4 莖稈與動刀位置關系示意圖Fig.4 Relationship between stem and moving knife

在第2種切割過程中，莖稈先與旋轉的動刀接觸，其受力狀況如圖5所示。FN為刀具對王草莖稈的法向作用力；v為接觸瞬間刀具上與王草莖稈接觸點的速度；FZ為王草莖稈未與刀具接觸的其他部位對接觸部位單元產生的阻力，方向與v相反；β為刀具在接觸點處的滑切角。

圖5 莖稈受力分析Fig.5 Stem stress analysis

刀具對王草莖稈的摩擦力Ff為

Ff=μFN

(5)

式中μ——王草莖稈與刀具間摩擦因數

在與刀具接觸瞬間，認為王草莖稈接觸部位單元即獲得刀具上接觸點的角速度ω。在刀具以及王草莖稈未與刀具接觸的其他部位對接觸部位單元的作用力綜合作用下，在接觸之后的瞬間，王草莖稈單元相對于刀具旋轉中心會存在外滑、相對靜止或者內滑3種運動情形。

當β=0°時，刀具無法為莖稈受力單元提供向心力，隨著刀具轉動，莖稈會發(fā)生外滑。故在分析莖稈是否相對內滑或外滑時，β>0°。

在外滑臨界點處有

(6)

式中β1——外滑臨界滑切角，(°)

R——接觸點的轉動半徑，mm

M——王草莖稈接觸部位單元的質量，kg

在內滑臨界點處有

(7)

式中β2——內滑臨界滑切角，(°)

令

μ=tanφ=0.372

(8)

式中φ——王草莖稈與刀具間摩擦角，(°)

則φ=20.4°。代入公式(6)、(7)有

(9)

(10)

β2-β1=2φ

(11)

設計動刀刃口形狀如圖6所示，隨著莖稈與動刀接觸點位置的不同，滑切角沿刃口曲線不斷變化，同時滑切角的變化引起莖稈相對于動刀刃滑動情形的變化。在點b、e處，滑切角為β1；在點c、d處，滑切角為β2。當動刀與莖稈接觸點位于ab段時，由于切割截面小于莖稈直徑，動刀不能將莖稈一次切段易造成留茬撕裂，ab段刃口曲線需使莖稈能夠外滑離開切割范圍，由后續(xù)動刀進行切割；當動刀與莖稈接觸點位于cd段時，刃口曲線需保證莖稈能夠向內滑動至理想切割區(qū)df段進行切割，減小切割阻力矩，提高切割效果。由以上分析可知，cd段刃口曲線的設計對莖稈接觸形式及滑移過程的影響最關鍵，進而對整個動定刀切割過程的影響最大。

圖6 動刀刃口形狀及與莖稈接觸形式Fig.6 Shape of moving blade and contact form with stem

圖7 莖稈與定刀不同接觸情況下的受力分析Fig.7 Force analysis of stem and fixed knife under different contact conditions

動刀的旋轉會帶動沒有滑出切割范圍的王草莖稈繼續(xù)轉動，隨后莖稈與定刀接觸。之后莖稈會在動定刀共同夾持作用下進入切段階段。在夾持狀態(tài)下，動刀滑切角βa、定刀滑切角βb、夾持位置都會影響到刀具對莖稈的夾持效果，進而影響切割效果。如圖7所示，由于定刀的刃口分為兩段，所以莖稈的夾持位置也可以相應的分為兩種情況(當莖稈與定刀的接觸點處于兩段刃口的過渡段時，會被擠壓到靠近外側的刃口上，故忽略接觸點位于過渡段中的情況)。但是兩種狀態(tài)下的受力情況基本一致：莖稈同時與動刀接觸于點A，與定刀接觸于點B，此時會產生垂直于動定刀刃口的正壓力Fa、Fb，以及動定刀刃口曲線切線方向上的摩擦力Ffa、Ffb，根據力的平衡原理，需要以上4個力的合力為零，即Fa和Ffa的合力與Fb和Ffb的合力共線，才可以使得動定刀對莖稈的夾持穩(wěn)固。

由圖7可知，要夾持穩(wěn)固，則需要滿足

α+2φ≥π

(12)

由幾何關系有

α+βa+βb=π

(13)

即若要夾持穩(wěn)固，則必須滿足

βa+βb<2φ

(14)

根據以上設計內容，確定動刀cd段滑切角βa=58°(將刃口曲線cd段簡化為擁有固定滑切角的一段直線)，定刀滑切角βa=56°，結合前文確定動刀伸出高度為50 mm，旋轉刀盤式切割器動刀和定刀設計尺寸參數如圖8所示，加工完成后的動刀盤和定刀盤如圖9所示。

圖8 動刀和定刀結構參數示意圖Fig.8 Dimension parameters of moving tool and fixed tool

圖9 旋轉刀盤式切割器刀盤Fig.9 Rotary knife disc cutter

1.2.4切割速比范圍

為分析動刀切割運動軌跡，以刀盤圓心為原點建立直角坐標系，以機器前進方向為x軸正方向，垂直前進方向為y軸正方向，如圖10所示。切割器在進行切割作業(yè)時，動刀的運動為刀盤旋轉和機器前進的合成運動，刀刃上某點相對地面的軌跡為一條余擺線，刀刃相對地面所掃過的區(qū)域為余擺帶[23-24]，當切割傾角為0°時，刀刃最低點A、最高點B的軌跡方程為

(15)

(16)

式中 (xA，yA)——刀片內端點A坐標，m

(xB，yB)——刀片內端點B坐標，m

vj——前進速度

t——刀盤轉過時間

設動刀盤相鄰兩動刀片的間隔角為α，相鄰兩動刀片的切割軌跡如圖10所示，為了避免出現(xiàn)漏割，要求動刀盤每旋轉α機器前進的距離s′應小于刀片的伸出高度h′，同時為減少對單個莖稈的重復切割，降低切割功耗和留茬破頭率，需使前進距離s′大于單個莖稈直徑dmax，即

(17)

式中vg——切割速度

將動刀端點B處的旋轉半徑R=0.25 m、動刀數量m=15、王草莖稈最大直徑dmax=0.03 m、刀片的伸出高度h′=0.05 m代入公式(17)，得到切割裝置前進速度vj與切割速度vg的比值范圍為0.29～0.47。

圖10 旋轉刀盤式切割器動刀運動軌跡Fig.10 Movement track of moving knife of rotary cutter disc cutter

1.3 塔輪式輸送器設計

切割裝置采用兩個對向旋轉的塔輪式輸送器，負責將切斷的王草向后夾持輸送，塔輪式輸送器結構如圖11所示，整體為錐臺筒狀結構，筒高為350 mm，輸送器下部通過螺栓與刀盤式切割器相連，上部與傳動機構相連。輸送器外筒壁自下而上分布有6層輸送撥齒，為使莖稈在切斷后能及時夾持，同時為使王草莖稈根部能夠先于上部向后輸送，下3層撥齒設計較為密集，每層沿圓周共布置20個撥齒，上3層撥齒每層布置3個撥齒。撥齒齒尖的回轉半徑自下而上逐層減小，最下層撥齒回轉直徑為500 mm，最頂層撥齒回轉直徑為340 mm，在相同回轉角速度的條件下，底層撥齒回轉線速度大于上層撥齒的線速度，進而在輸送過程中莖稈根部的輸送速度大于上部莖稈，進一步利于莖稈的順茬喂入，抑制莖稈輸送堵塞情況的發(fā)生。

圖11 塔輪式輸送器結構圖Fig.11 Tower-wheel conveyor structure diagram

2 基于ANSYS/LS-DYNA的切割裝置仿真試驗

在樣機試制前利用顯式動力學軟件ANSYS/LS-DYNA進行王草莖稈切割仿真試驗[19,25]，通過比較單動刀和動定刀組合兩種切割的切割過程和切割效果，驗證動定刀組合式切割器針對王草平茬切割和低耗切割的較優(yōu)作業(yè)效果；建立切割器和塔輪式輸送器的仿真模型，分析切割裝置在切割多根莖稈后的輸送效果。

2.1 仿真模型建立與參數設置

王草莖稈可分為芯部與外皮兩部分，收獲期王草莖稈芯部和外皮物理特性差異較大，在建立王草莖稈模型時分別建立芯部和外皮模型，設置莖稈直徑為20 mm，外皮厚度為1.5 mm。同時為提高運算速度，切割裝置仿真模型只保留切割器、塔輪式輸送器和分禾器等核心工作部件，忽略傳動機構、底板、護板等部件，將切刀與刀盤設為一個整體，省略螺紋連接等。通過UG NX建立切割裝置和王草莖稈的三維模型，另存為.stp格式導入到ANSYS Workbench中進行仿真前處理，仿真模型如圖12所示。

圖12 仿真模型Fig.12 Schematic of cutting model

王草莖稈為正交各向異性材料，設置王草莖稈為ORTHOTROPIC本構模型，材料模型物理參數[22,26-27]如表1所示。切刀材料為65Mn，在建立鍘切模型時，定義切刀為剛性材料模型，其物理參數[28]如表2。定義接觸模型為Surface to Surface Eroding。采用多區(qū)域網格劃分法，細化王草莖稈網格，根據切割裝置實際工作過程，設定相關約束。對定刀和莖稈底面施加全約束，對切割裝置移動自由度施加全約束。相關參數設置完成后，生成K文件，為使材料在受到作用力時而產生斷裂，需在K 文件中加入關鍵字*MAT_ADD_EROSION(某一截面材料屬性為可斷裂性質)，并在Mechanical APDL進行求解，得到d3plot 文件。利用LS-PrePost 軟件觀察仿真切割效果，輸出切割位移、動能變化等結果數據。

表2 切刀材料模型物理參數Tab.2 Physical parameters of cutter material model

2.2 單動刀和動定刀組合切割效果分析

2.2.1切割過程分析

圖13為兩種切割形式在動刀盤轉速1 000 r/min下切斷單株莖稈的仿真切割過程及應力云圖。單動刀切割莖稈的仿真過程如圖13a所示。動刀轉動至與莖稈接觸后刃口對莖稈施加切割力，莖稈在慣性力和地面對根部支持力的作用下產生對動刀的反作用力，在此過程中莖稈在切割部位產生塑性壓縮變形，同時在動刀帶動下產生繞根部的彎曲變形；當莖稈所受切割應力達到失效條件時，刀刃切入莖稈使莖稈逐漸被切斷。分析切割過程中的應力變化情況可知，在莖稈逐漸被切斷的過程中，未切斷部分受到動刀施加的提拉力，使莖稈未切斷部分與根茬產生分離的趨勢，易出現(xiàn)根茬破頭現(xiàn)象。同時，莖稈在動刀作用下產生彎曲變形過程中，莖稈受到較大的彎曲應力，作用力傳導至根部出現(xiàn)應力集中的情況，對王草宿根產生彎曲破壞，尤其當動刀轉速較低時，由于根部應力過大，仿真試驗多次出現(xiàn)根部被彎斷的情況。

圖13 兩種切割形式下仿真切割過程及應力云圖Fig.13 Simulation of cutting process and stress cloud diagram under two cutting forms

圖13b為動定刀組合切割單株莖稈的仿真過程。動刀轉動至與莖稈接觸并帶動莖稈向定刀移動，莖稈在接觸定刀之前的作用狀態(tài)與單動刀切割類似，當莖稈與定刀接觸后開始受到來自動刀和定刀的組合剪切力，莖稈切割部位先受到兩個方向的塑性壓縮變形，然后隨著切割應力的增加，動刀和定刀先后切入莖稈，莖稈在動定刀的組合剪切作用下被切斷，未出現(xiàn)根茬破頭現(xiàn)象。同時，來自定刀的作用力減輕莖稈根部的彎曲變形，有效降低了切割過程對莖稈根部的彎曲破壞。

2.2.2莖稈撕裂分析

為進一步對比兩種切割形式在不同切割速度下對王草平茬切割的切割效果，將切割部位的外皮和芯部在切割過程中的最大相對位移作為莖稈撕裂評價指標，進行不同動刀盤轉速的仿真切割試驗，通過后處理軟件Ls-PrePost導出莖稈切割部位外皮和芯部在切割平面內隨時間變化的位移數據，并計算出外皮和芯部在切割過程中的最大相對位移[22]。試驗得出外皮與芯部最大相對位移隨轉速變化如圖14所示，從圖中可以看出，隨著動刀盤轉速的增加，單動刀切割形式下外皮與芯部的最大相對位移呈現(xiàn)先減小后保持不變的趨勢；在700～1 300 r/min的轉速范圍內，最大相對位移快速下降，由12.87 mm下降至3.50 mm，然后基本保持穩(wěn)定。動定刀組合切割形式下，外皮與芯部最大相對位移隨著刀盤轉速增加未有明顯變化，最大相對位移繞2.58 mm上下波動。以上結果表明，雖然隨著動刀盤轉速的增加，單動刀切割形式對莖稈撕裂情況有所改善，但動定刀組合切割的斷面平整度仍優(yōu)于單動刀切割。

圖14 外皮與芯部最大相對位移隨轉速變化曲線Fig.14 Maximum relative displacement between skin and core as function of rotational speed

2.2.3切割功耗分析

分析兩種切割形式的切割功耗情況，在后處理中導出動刀盤在切割過程中的動能變化情況，動刀盤在莖稈切割初始至莖稈切斷過程中的動能損耗即為莖稈切割功耗，圖15為不同動刀盤轉速下切割功耗和莖稈合成位移的變化情況。隨著刀盤轉速的增加，單動刀切割形式的切割功耗呈現(xiàn)先減小后穩(wěn)定的趨勢，動定刀組合切割的切割功耗呈緩慢增加的趨勢，當刀盤轉速小于1 000 r/min時，動定刀組合切割功耗小于單動刀切割功耗，當刀盤轉速大于1 000 r/min時，動定刀組合切割功耗大于單動刀切割功耗。結合圖15中的莖稈斷面合成位移的變化曲線，分析單動刀切割功耗變化的原因：單動刀切割時根部莖稈受動刀作用發(fā)生彎曲變形，刀盤轉速較慢時，被切莖稈彎曲變形較大，切割斷面位移較大，隨刀盤速度的增大，莖稈切割點傳遞變形的時間逐漸減小，莖稈根部彎曲變形量也逐漸減小，造成切割功耗的減小; 當切割速度超過1 000 r/min，動刀對莖稈切割點傳遞變形的時間不再顯著變化，切割斷面位移變化不明顯，隨著刀盤轉速的繼續(xù)增加，切割功耗不再有顯著變化。相比單動刀切割，動定刀組合切割對莖稈彎曲變形的作用較小，隨著刀盤轉速的改變，莖稈斷面合成位移未有明顯變化趨勢。

圖15 切割功耗和莖稈合成位移隨動刀盤轉速變化曲線Fig.15 Changes of cutting power consumption and stem synthetic displacement

仿真試驗結果表明，在以切割斷面平整度為切割質量評價指標時，動定刀組合切割形式優(yōu)于單動刀切割，同時在刀盤低速切割時，動定刀組合切割形式的切割功耗也小于單動刀切割，仿真試驗驗證了動定刀組合切割形式針對王草平茬切割和低耗切割的作業(yè)效果優(yōu)于單動刀切割。

圖16 莖稈切割輸送仿真云圖Fig.16 Stem cutting and conveying simulation

2.3 切割輸送效果仿真驗證

為進一步驗證切割裝置在多莖稈情況下的切割效果以及莖稈在切斷后的輸送效果，對切割輸送過程進行仿真試驗。試驗設置切割傾角為0°，單次切割8根王草莖稈，割茬高度為15 cm。莖稈切割輸送仿真過程如圖16所示，仿真所設莖稈均被正常切斷，切斷后莖稈向后輸送流暢，未發(fā)生莖稈堵塞等情況。圖16a為切割輸送模型在切割方向垂直平面的橫向位移云圖，通過分析仿真過程可知，莖稈在切割器動刀的帶動下一起隨動刀沿刀盤切線方向移動，在移動過程中莖稈逐漸被切斷，莖稈切斷后首先由動刀提供沿刀盤切向的速度，然后逐漸與動刀脫離接觸并由輸送器上的夾持撥齒帶動繼續(xù)沿輸送器的切向運動，切斷后的莖稈在輸送器夾持齒的帶動下逐漸向切割裝置中間聚攏，在中間分禾器的導向作用下逐步沿輸送器切向而向后輸送。

同時，通過俯視狀態(tài)下的縱向位移云圖(圖16b)分析莖稈輸送過程，輸送器將莖稈向后輸送的過程中，首先下層夾持撥齒與莖稈底部接觸帶動莖稈向后輸送，然后上層夾持撥齒與莖稈中上部接觸使莖稈整株向后輸送。由于輸送器下層夾持撥齒的線速度大于上層夾持撥齒的線速度，為莖稈提供不同的加速度，造成底部莖稈的輸送速度大于上部莖稈，使得莖稈底部先于上部被向后輸送。在莖稈自身重力和夾持撥齒的作用下，莖稈在向后輸送的過程中逐步發(fā)生傾斜，由直立狀態(tài)逐步變?yōu)殇伔艩顟B(tài)，實現(xiàn)莖稈的順茬輸送喂入。

3 切割器臺架試驗

3.1 臺架試驗設計

為進一步確定旋轉刀盤式切割器的最佳結構和工作參數，保證王草切割效果，本研究在仿真試驗的基礎上，選取動定刀組合式切割器，搭建試驗臺進行優(yōu)化試驗。臺架試驗采用響應面試驗Box-Behnken設計方法[29]，根據旋轉刀盤式切割器的設計要求，選取根茬破頭率和單位切割功耗作為試驗指標。

動定刀間隙是影響切割器工作質量的重要因素，同時影響切割功耗和動定刀的疲勞磨損；當間隙過大，易造成王草根茬撕裂，加快定刀磨損速度，增加功率消耗，間隙過小，會增加調刀難度；經前期試驗發(fā)現(xiàn)，當動定刀間隙小于1 mm，在切割過程中易出現(xiàn)碰刀現(xiàn)象，因此選取動定刀間隙為2～4 mm進行優(yōu)化試驗。相關研究表明[30]，切割速比(機器前進速度與切割速度的比值)對莖稈切割質量具有重要影響，合適的切割速比能夠有效降低重割、漏割率，提高切割斷面平整度并減少切割損耗。前期對動刀盤的切割速度分析認為切割速比在0.29～0.47之間，在此基礎上的仿真試驗發(fā)現(xiàn)，機器前進速度為0.8 m/s，當切割速度小于1.55 m/s時，部分王草莖稈未能及時切斷，在與割臺碰撞后發(fā)生彎折破裂，造成根茬破茬率升高；當切割速度大于2.86 m/s時，部分王草莖稈出現(xiàn)多次刈割的情況，造成切割損耗增加；當切割速度設置在1.55～2.86 m/s時，王草莖稈切割順暢，重割、漏割等不利情況出現(xiàn)較少；因此，選取1.55～2.86 m/s作為切割速度的優(yōu)化范圍，換算得刀盤轉速范圍為60～110 r/min。除此之外，刀盤傾角同樣是影響切割質量的重要因素，刀盤傾角即莖稈切割時的斜切角，適當提高刀盤傾角可減小莖稈切割力和重割率，降低切割功耗和重割損失；但傾角過大亦會產生割茬高度差異增大、破茬率增高等不利影響，同時考慮割臺整體結構的影響，選取10°～ 40°作為刀盤傾角的優(yōu)化范圍。

綜上所述，以動定刀間隙、刀盤轉速、刀盤傾角為試驗因素，留茬破頭率Y1、單位切割功耗Y2為響應值，依據Box-Behnken試驗設計要求，確定試驗因素編碼如表3所示。

表3 臺架試驗因素編碼Tab.3 Factors and coding of bench test

3.2 試驗臺架結構及試驗過程

切割試驗臺整體結構如圖17所示，主要由工作架、底座、傾角調節(jié)板、定刀盤、動刀盤、減速電機、動態(tài)扭矩傳感器和傳動機構等部分組成。減速電機、動態(tài)扭矩傳感器、傳動機構、定刀盤和動刀盤安裝于工作架上，減速電機產生的扭矩通過動態(tài)扭矩傳感器和傳動機構傳遞給動刀盤，從而帶動動刀盤轉動，在此過程中，動態(tài)扭矩傳感器可實時記錄刀盤轉速和扭矩。定刀盤安裝于動刀盤下方的機架上，與動刀盤共同組成旋轉刀盤式切割器，通過改變動刀盤與傳動機構末端螺紋連接的位置可實現(xiàn)動刀盤位置的上下移動，從而實現(xiàn)動定刀間隙的可調，試驗時根據試驗方案通過塞尺得出不同的動定刀間隙。工作架安裝于底座上方，二者通過活動鉸鏈板鉸接，工作架可繞鉸鏈向上轉動，帶動其上安裝的切割器同步發(fā)生偏轉，實現(xiàn)刀盤傾角的可調，當傾角轉動至試驗設定值時，通過螺栓將工作架與底座兩側的傾角調節(jié)板連接固定。

圖17 切割試驗臺整體結構圖Fig.17 Overall structure diagram of cutting test bench1.上工作架 2.下底座 3.傾角調節(jié)板 4.定刀盤 5.動刀盤 6.減速電機 7.動態(tài)扭矩傳感器 8.傳動機構

圖18 切割器試驗臺架Fig.18 Cutter test stand1.輸送電機 2. 輸送帶 3.輸送變頻器 4.王草 5.王草固定座 6.減速電機變頻器 7.計算機

王草切割試驗臺架如圖18所示，選擇單側旋轉刀盤式切割器進行優(yōu)化試驗。試驗用王草采自石家莊鑫農機械有限公司王草種植田(38.15°N，114.82°E)，王草品種為熱研-4號，測得王草平均高度1.8 m，切割部位平均切段長度18.56 mm，采用烘干法測定植株莖稈平均含水率為86%。試驗時，每組試驗取王草50株，用游標卡尺測量莖稈切割部位橫截面長徑和短徑，記錄每組莖稈的尺寸數據，將測量完成的莖稈插入焊接在輸送帶上的王草固定座中。每組試驗開始前，按試驗要求調節(jié)刀盤傾角、動定刀間隙和切割器刀盤轉速等試驗因素，分別調節(jié)輸送變頻器和減速機變頻器輸出頻率來控制王草輸送速度和切割器轉速。試驗時先運轉減速電機帶動動刀盤轉動，待轉速和扭矩穩(wěn)定后打開輸送電機，輸送王草完成切割。切割完成后保存切割過程扭矩數據，并觀察王草切割后破茬數量，計算留茬破頭率和單位切割功耗[30]。

3.3 試驗結果

試驗方案及試驗結果如表4所示(x1、x2、x3為因素編碼值)，共17組試驗，每組試驗重復3次，指標結果取3次試驗平均值。通過Design-Expert 12.0 軟件對試驗數據進行回歸分析和因素方差分析，確定各因素對試驗指標的影響顯著性，分別建立留茬破頭率Y1和單位切割功耗Y2的回歸模型。

表4 試驗方案與結果Tab.4 Trial protocol and results

3.4 回歸模型建立和顯著性檢驗

3.4.1留茬破頭率回歸模型建立和顯著性檢驗

通過對試驗數據進行多元回歸擬合，得到各試驗因素對留茬破頭率Y1影響的回歸模型為

(18)

由回歸模型方差分析可知，模型具有統(tǒng)計學意義(P<0.000 1)，回歸模型失擬項不顯著(P>0.05)，回歸模型擬合度較好。其中刀盤轉速、刀盤傾角、動定刀間隙與刀盤轉速交互項的P值小于0.05，說明以上3項對留茬破頭率的影響顯著；動定刀間隙、動定刀間隙與刀盤轉速的交互項、刀盤轉速與刀盤傾角的交互項、動定刀間隙的平方項、刀盤轉速的平方項以及刀盤傾角的平方項的P值均小于0.01，說明以上各項對留茬破頭率的影響極顯著，相關試驗因素對響應值的影響存在二次關系。模型決定系數為0.949 3，表明留茬破頭率的變化有94.93%取決于各試驗因素。該模型的變異系數為9.59%，表明試驗數據合理，可信度高。模型信噪比為16.645 3，大于4，表明該模型具有良好的精確性、合理性，能夠充分體現(xiàn)各試驗因素與留茬破頭率之間的關系。

3.4.2單位切割功耗回歸模型建立和顯著性檢驗

通過對試驗數據進行多元回歸擬合，得到各試驗因素對單位切割功耗Y2影響的回歸模型為

(19)

由回歸模型方差分析可知，模型具有統(tǒng)計學意義(P<0.000 1)，回歸模型失擬項不顯著(P>0.05)，回歸模型擬合度較好。其中刀盤轉速、動定刀間隙與刀盤傾角的交互項P值小于0.05，說明以上2項對單位切割功耗的影響顯著；動定刀間隙、刀盤傾角、刀盤轉速與刀盤傾角交互項、動定刀間隙平方項、刀盤轉速平方項以及刀盤傾角平方項的P值小于0.01，說明以上各項對單位切割功耗的影響極顯著，相關試驗因素對響應值的影響存在二次關系。動定刀間隙與刀盤轉速的交互作用對單位切割功耗的影響不顯著。模型決定系數為0.966 6，表明單位切割功耗的變化有96.66%取決于各試驗因素。

3.5 因素交互作用對試驗指標的影響

對數據進行處理，可得到動定刀間隙、刀盤轉速和刀盤傾角對留茬破頭率的影響，其響應曲面如圖19所示。由圖可知，等高線呈現(xiàn)較大曲率的橢圓形，各因素交互影響顯著。在動定刀間隙為2.5～3.5 mm、刀盤轉速為90～110 r/min、刀盤傾角為22°～34°時，留茬破頭率較小。動定刀間隙、刀盤轉速和刀盤傾角對單位切割功耗交互作用的響應曲面如圖20所示。動定刀間隙和刀盤傾角的交互作用、刀盤轉速與刀盤傾角的交互作用對單位切割功耗影響較顯著，在動定刀間隙為2.5～3.0 mm、刀盤轉速為70～90 r/min、刀盤傾角為22°～34°時，單位切割功耗較小。

3.6 最優(yōu)參數組合優(yōu)化與驗證

以留茬破頭率和單位切割功耗的最小值為優(yōu)化目標，以動定刀間隙、刀盤轉速和刀盤傾角為優(yōu)化對象進行分析，對回歸方程進行求解，分析響應曲面，對回歸模型進行尋優(yōu)。目標及約束條件方程為

圖19 因素交互作用對留茬破頭率影響的響應面Fig.19 Effects of interaction of factors on rate of stubble head breakage

圖20 因素交互作用對單位切割功耗影響的響應面Fig.20 Effects of factor interaction on power consumption per unit cut

(20)

用NSGA-Ⅱ算法[31]求解回歸模型最優(yōu)解，對于多目標優(yōu)化問題，不可能使每個目標同時最優(yōu)，但可以在目標之間進行協(xié)調和權衡，以盡可能地滿足每個目標，這意味著最優(yōu)邊界上的所有解都可用于方案優(yōu)化[31]。綜合考慮，在切割器作業(yè)質量優(yōu)先原則下，選取切割器優(yōu)化試驗最優(yōu)參數組合動定刀間隙為2.98 mm，刀盤轉速為84.70 r/min，刀盤傾角為28.65°，在此參數組合下求得留茬破頭率為8.58%，單位切割功耗為7.41 mJ/mm2。為確保優(yōu)化結果的準確性，采用上述較優(yōu)參數組合進行臺架驗證試驗，重復3次試驗取平均值。測得留茬破頭率為8.66%，單位切割功耗為7.78 mJ/mm2，試驗驗證值與模型預測值差異較小，說明較優(yōu)參數組合可靠。

4 田間試驗

為進一步驗證旋轉刀盤式王草切割器的田間實際作業(yè)效果，結合臺架試驗優(yōu)化結果，于2021年5月15日在廣東省湛江市進行田間性能試驗。試驗田地形平坦，試驗王草品種為熱研-4號，測得王草株高1.6～2.1 m，平均株行距50 cm×50 cm，平均含水率83%，根據切割器設計結果，將旋轉刀盤式王草切割器安裝于自走式王草收獲機，因收獲機田間功耗不便測量，因此田間試驗僅選擇留茬破頭率作為試驗指標，試驗現(xiàn)場如圖21所示。

圖21 王草田間收割試驗Fig.21 Field harvesting experiment of King grass

收獲機前進速度為0.8 m/s，調節(jié)傳動比設置旋轉刀盤式切割器刀盤轉速為84.7 r/min，動定刀間隙為2.98 mm，刀盤傾角為28.65°。每次試驗收割2行王草，收割長度為30 m，前10 m為機器調試行程，每次試驗后選取后20 m的切割區(qū)域，記錄切割王草總株數與留茬破損數，重復進行5組試驗。

測得王草平均割茬高度12.6 cm，塔輪式輸送器對莖稈切斷后向后輸送的效果良好，在機器前進速度0.8 m/s的情況下，試驗未出現(xiàn)莖稈堵塞情況；根據試驗數據計算平均留茬破頭率為9.51%，略高于臺架試驗結果，分析原因為田間試驗用王草生長期長于臺架試驗所用王草，莖稈含水率減少，干物質增多，莖稈外皮硬度增強，造成根茬破頭率增高，但根茬破頭率在可接受范圍內，旋轉刀盤式切割器應用于王草收獲總體切割質量較好。

5 結論

(1)根據王草簇狀分蘗生長的生物特性和平茬刈割的收獲要求，完成了旋轉刀盤式王草平茬切割裝置的總體結構設計，對核心工作部件——切割器和塔輪式輸送器進行優(yōu)化設計，通過理論分析，確定刀盤直徑、動刀伸出高度、刀片數量、切割速比等關鍵結構和工作參數。

(2)通過仿真試驗對比單動刀切割和動定刀組合切割的切割效果，結果表明在以切割斷面平整度為切割質量評價標準時，動定刀組合切割形式優(yōu)于單動刀切割，在刀盤低速切割時，動定刀組合切割形式的切割功耗也小于單動刀切割；切割輸送仿真試驗表明塔輪式輸送器的輸送效果較好，能夠實現(xiàn)割后王草莖稈的順茬輸送。

(3)搭建切割器試驗臺，采用響應面試驗Box-Behnken設計方法，建立了留茬破頭率、切割功耗與試驗因素間的數學模型，通過NSGA-Ⅱ算法，以留茬破頭率和單位切割功耗的最小值為優(yōu)化目標，切割器最優(yōu)參數組合為動定刀間隙2.98 mm、刀盤轉速為84.7 r/min、刀盤傾角為28.65°，在此參數組合下測得留茬破頭率為8.66%，單位切割功耗為7.78 mJ/mm2；在此基礎上進行田間試驗，試驗結果與優(yōu)化結果基本一致，結果表明旋轉刀盤式王草平茬切割裝置應用于王草收獲總體切割質量較好。