食葵聯(lián)合收獲割脫一體式割臺設計與試驗

連國黨 宗望遠,2 封 偉 馬麗娜,2 成玉風 魏鑫鑫

(1.華中農業(yè)大學工學院, 武漢 430070; 2.農業(yè)農村部長江中下游農業(yè)裝備重點實驗室, 武漢 430070;3.河北省農業(yè)機械鑒定總站, 石家莊 050031; 4.石家莊金箭機械設備制造有限公司, 石家莊 052160)

0 引言

向日葵根據其用途主要分為食用向日葵(簡稱食葵,俗稱葵瓜子)和油用向日葵(簡稱油葵),2020年中國向日葵種植面積為6.49×105hm2,主要集中在內蒙古、新疆、河北、吉林以及甘肅等地,其中食葵種植面積占70%左右[1]。收獲是食葵生產過程中關鍵環(huán)節(jié)之一。目前,歐美等發(fā)達國家已實現(xiàn)了食葵機械化聯(lián)合收獲[2]。然而我國各地食葵種植模式具有區(qū)域性特點,且國內外氣候特點不同、食葵品種不同,國外機型不能適用于國內食葵收獲。國內大部分地區(qū)依然采用人工分段收獲,食葵機收率不足30%[3]。割臺是聯(lián)合收獲機的入口和核心部件,其工作和傳動部件多,目前大部分食葵收獲割臺還是在原有小麥割臺或者玉米割臺的基礎上改進而來,割臺落粒損失嚴重、籽粒表皮損傷率高[4]。因此,研發(fā)低損、高效、高質量食葵聯(lián)合收獲專用割臺,對于提升食葵收獲機械化水平、促進我國食葵產業(yè)發(fā)展具有重要意義。

國外食葵聯(lián)合收獲機專用割臺的研發(fā)技術已比較成熟,例如意大利FANTINI[5]、德國ZIEGLER公司SC8S系列[6]食葵聯(lián)合收獲專用割臺,采用撥禾鏈條對食葵植株進行柔性夾持實現(xiàn)扶禾和撥禾,切割機構采用圓盤式割刀,減少了割臺對葵盤的沖擊和振動,降低了葵盤和籽粒飛濺損失;俄羅斯ROSTSELMASH公司設計的Falcon向日葵專用割臺[7]在夾持輸送撥禾鏈式撥禾方式的基礎上,增設分禾器翼板,用于收集葵盤和落粒,并在分禾器中間增設輸送帶,可將收集的葵盤和落粒及時向螺旋輸送器輸送,避免割臺分禾器處物料堆積;德國Claas公司[8]研制的Lexion 560/750型向日葵專用割臺,將撥禾輪改為帶有柔性撥板的圓筒并配有弧形護罩,以減少籽粒飛濺;STARTSEV等[9]在撥禾輪上焊接扒齒,降低割臺損失;NALOBINA等[10]研制了一種錐形拉莖切割機構的向日葵專用割臺;SHAFOROSTOV等[11]采用錐形螺旋輸送器切割機構,借助輸送帶完成物料輸送。國內針對食葵收獲裝備的研究普遍以分段收獲割臺為主,例如張雙俠等[12]研制的背負式葵花收獲機主要是人工取盤并插盤晾曬一段時間后,再進行撿拾、脫粒及清選作業(yè);韓長杰等[13]、劉宇[14]設計了插盤式食葵收獲裝置,基本能夠實現(xiàn)食葵葵盤采收作業(yè),但收獲過程存在振動大、葵盤輸送不暢及落粒嚴重等問題,此外,分段收獲機需要2次下田,增加了作業(yè)時長和作業(yè)復雜性,且對陰天多雨天氣的適應性差。

食葵為頂生類經濟作物,收獲期籽粒極易掉落,收獲時留茬高度大于等于400 mm,上述兩種因素均利于割脫一體式割臺的設計。因此,本文針對食葵機械化收獲存在割臺損失率高、物料輸送過程籽粒表皮易損傷及脫粒過程籽粒破損嚴重等問題,根據食葵生物力學特性、種植模式及機械化收獲要求,研制適用于食葵聯(lián)合收獲的割脫一體式割臺裝置,即在傳統(tǒng)割臺的基礎上增設脫粒裝置,集分禾、撥禾、扶禾、切割、輸送及脫粒等功能于一體,葵盤在割臺上脫粒,可有效縮短物料輸送路徑,且為后續(xù)清選降低含雜率奠定基礎。

1 食葵機械化種植農藝與植株特性

食葵種植主要有人工不鋪膜點播和機械化鋪膜穴播兩種方式,都采用寬窄行種植模式,寬行距為800 mm,窄行距為400 mm,株距為500 mm,種植密度為15 000～18 000株/hm2[15]。以內蒙古自治區(qū)主要種植的食葵363為例,其物料主要特性參數(shù)如表1所示。

適收期食葵[16](圖1)的特點為:莖稈變黃,葉片干枯,葵盤背面變黃,葵盤下垂,背面朝上,籽粒變硬且表皮多為黑底白紋附有短毛,較細嫰且易劃傷,籽粒含水率為15%～25%,收獲過程易脫粒。

圖1 適收期食葵Fig.1 Mature sunflower

2 割臺總體結構與工作原理

食葵聯(lián)合收獲割脫一體式割臺主要由分禾器、撥禾輪、螺旋輸送器、喂入機構、脫粒裝置及籽粒輸送裝置等組成,如圖2所示。

圖2 食葵收獲割脫一體式割臺整體結構圖Fig.2 Overall structure of cutting and threshing integrated header for combined harvesting of edible sunflowers1.往復式切割器 2.喂入機構 3.螺旋籽粒輸送器 4.左傳動系統(tǒng) 5.脫粒滾筒 6.脫粒喂入口 7.機架 8.螺旋輸送器 9.撥禾輪 10.右傳動系統(tǒng) 11.分禾器

田間收獲作業(yè)時,割臺在液壓缸的提升作用下,升降至適合食葵收獲的高度,隨著整機前進,經分禾器的分禾作用,作業(yè)幅寬內的食葵沿分禾器間隙進入割臺,實現(xiàn)割臺分禾;在撥禾輪撥禾和扶禾作用下,將食葵撥至往復式切割器處,往復式切割器切斷食葵莖稈;切割后的物料(即帶有一段莖稈的食葵葵盤)由螺旋輸送器輸送至割臺左側,并在螺旋輸送器撥板的作用下將物料拋送至喂入機構;進而通過喂入機構將物料拋送至脫?？臻g,在螺旋脫粒滾筒與柵格式凹板篩的共同作用下實現(xiàn)葵盤脫粒,脫粒后的籽粒經凹板柵格落至籽粒輸送空間,由籽粒輸送裝置輸送至出料口,脫粒后的葵盤則被排出機外。整個過程葵盤在割臺上實現(xiàn)脫粒,有效縮短了物料輸送路徑,為后續(xù)提高清選質量奠定了基礎,其技術參數(shù)如表2所示。

表2 割脫一體式割臺結構及性能參數(shù)Tab.2 Structure and performance parameters of integrated harvesting and cutting header

3 關鍵部件參數(shù)設計與分析

3.1 分禾器結構參數(shù)設計

分禾器是聯(lián)合收獲機割臺的一個重要工作部件,具有把其兩側的食葵植株分離并將兩分禾器之間的食葵植株聚攏、引導并順利導入至切割器位置的作用,工作時最先接觸食葵植株,位于割臺最前端[17]。由于食葵在收獲過程中與撥禾輪高速碰撞易導致籽粒掉落并飛濺,造成割臺損失較大,因此設計一種側邊具有傾斜角度的分禾器,如圖3所示。

圖3 分禾器結構圖Fig.3 Structure diagram of crop divider

圖中,F0為食葵莖稈沿著分禾器運動反方向的作用力,N;f0為分禾器對食葵莖稈的摩擦力,N;α為分禾器前錐角,(°);FN為分禾器對食葵莖稈的法向支持力,N;φ為分禾器側邊傾角,(°);θ為兩毛刷安裝夾角,(°);v為聯(lián)合收獲機前進速度,m/s;d為相鄰兩分禾器之間的安裝距離,mm。

當分禾器側邊傾角φ大于食葵籽粒的滑動摩擦角時,掉落于割臺分禾器上的籽粒能夠落至分禾器底面,前期測試食葵籽粒與普通鋼材料的滑動摩擦角為23°,因此本文將分禾器側邊傾角φ設計為30°。

由于分禾器要配合切割器作業(yè),為防止護刃器對食葵植株進行二次分禾,分禾器寬度應為所匹配割刀行程的整數(shù)倍[18],即

Lw=kS0

(1)

式中Lw——分禾器寬度,mm

k——系數(shù),取1,2,3,…

S0——割刀行程,取90 mm

結合食葵種植模式及割臺工作幅寬,取k=3,因此確定分禾器寬度Lw=270 mm。

為確保割斷的葵盤落在分禾器可收集的范圍內,在食葵植株前傾的極限情況下,分禾器長度應滿足

LD≥L-h0

(2)

式中LD——分禾器長度,mm

L——食葵植株平均高度,mm

h0——割茬高度,mm

已知食葵植株平均高度為1 500.5 mm,食葵聯(lián)合收獲機作業(yè)過程割茬平均高度為700 mm,由式(2)可知分禾器長度LD≥800 mm,分禾器越長,其與機架連接處受力越大,因此設計分禾器收集籽粒段長度為850 mm。

要使食葵植株順利進入分禾器,兩分禾器安裝距離應大于最大葵稈直徑,根據割臺工作幅寬、食葵種植模式及分禾器寬度,確定相鄰分禾器間距d=80 mm,在相鄰分禾器收集籽粒段安裝防漏軟毛刷,兩毛刷安裝夾角θ=120°,用于收集在切割過程中由振動及碰撞而掉落的食葵籽粒,降低割臺損失。

分禾器在工作時,為使食葵植株不被推倒,則食葵植株的受力關系應滿足

(3)

式中fs——分禾器與食葵莖稈之間的摩擦因數(shù)

分禾器前錐角在滿足式(3)的條件下,參考玉米聯(lián)合收獲機割臺分禾器[17],其前錐角應小于食葵莖稈與分禾器的摩擦角。前期測試食葵莖稈與鋼材料的滑動摩擦角為30°,分禾器前錐角不宜過小,否則易插傷食葵莖稈,本文設計α=28°。

3.2 撥禾輪結構及參數(shù)設計

適收期食葵植株姿態(tài)都是葵盤沿著莖稈豎直方向下垂,使用傳統(tǒng)的對行撥禾輪將會導致葵盤被切割后落在分禾器上,不能被快速輸送至螺旋輸送器,導致纏繞撥禾輪,嚴重影響聯(lián)合收獲機的整體工作性能。因此設計一種不對行撥桿式食葵專用撥禾輪,主要由支架、撥禾桿、中心軸、橡膠板等組成,如圖4所示,3根撥禾桿組成一個撥禾機構,3根撥禾桿相互之間夾角為120°,相鄰兩撥禾桿沿著中心軸截面錯位40°安裝,每個撥禾機構與分禾器對行,不僅起到撥葵盤的作用,而且將碰撞掉落在分禾器的籽粒撥至螺旋輸送器。

圖4 撥禾輪結構圖Fig.4 Structure diagram of reel1.中心軸 2.動力輸入軸 3.支架 4.撥禾桿 5.橡膠板

撥禾輪的運動為其繞中心軸的圓周運動和隨聯(lián)合收獲機前進運動組成的復合運動。工作時,當撥禾輪向后回轉的圓周速度大于機器前進速度,即撥禾輪繞其中心軸的圓周運動速度v0和聯(lián)合收獲機的前進速度v之比λ>1,才能起到撥禾作用。

假設撥禾輪轉速和聯(lián)合收獲機前進速度是恒定的,以莖稈切割位置到地面投影點C0為坐標原點,沿水平方向為x軸,豎直方向為y軸,建立撥禾輪運動坐標系xC0y,如圖5所示。圖中,x0為撥禾輪中心至切割器的水平安裝距離,mm;ω0為撥禾輪旋轉角速度,rad/s;R0為撥禾輪半徑,mm;H0為撥禾輪垂直安裝高度,mm。

圖5 撥禾輪運動簡圖Fig.5 Motion diagram of reel mechanism

根據撥禾輪運動特性,可得撥禾輪端點P的位移方程為

(4)

式中xP——撥禾輪端點P水平位移,mm

yP——撥禾輪端點P垂直位移,mm

t——時間,s

其運動軌跡為余擺線,撥禾輪向下按壓食葵撥送的過程,其軌跡為余擺線的一段,此時,其水平分速度相對于地面與割臺前進方向相反。

為滿足食葵低損收獲,需要進一步確定撥禾輪轉速及聯(lián)合收獲機前進速度,對撥禾輪端點P位移方程求導得撥禾齒端點速度方程為

(5)

其中

vPx=v+ω0R0cos(ω0t)<0

(6)

式中vPx——撥禾輪端點P水平速度,m/s

vPy——撥禾輪端點P垂直速度,m/s

由式(6)得

(7)

撥禾輪直徑主要由食葵株高、切斷后食葵莖稈重心位置和撥禾速比決定[19],計算公式為

(8)

其中

式中D——撥禾輪直徑,mm

e——割斷食葵莖稈重心與葵盤間的距離,mm

為防止撥禾輪打落籽粒,撥板應垂直入禾,最低位置應撥壓在切斷食葵莖稈重心略偏上即可,撥禾輪的垂直安裝高度根據作物生長狀況及籽粒掉落難易程度而確定[20],可得

(9)

撥禾輪轉速nb為

(10)

由于撥禾輪為3桿結構,查閱《農業(yè)機械設計手冊》[20],λ取1.5～2.0,本文取λ=1.8,食葵莖稈割茬平均高度為700 mm,食葵莖稈平均高度為1 500.5 mm,將各參數(shù)代入式(6)～(9),經計算確定撥禾輪直徑D=1 100 mm,撥禾輪垂直安裝高度H0=950 mm。食葵聯(lián)合收獲機一般工作速度為0.8～ 2.5 m/s[21],代入式(10)得撥禾輪轉速應為25～78 r/min, 田間作業(yè)過程中,其轉速隨著聯(lián)合收獲機行走速度的變化而改變。

3.3 螺旋輸送器結構及參數(shù)設計

螺旋輸送器是割臺的關鍵部件之一,其作用是將切割的物料導向、輸送及拋送。小麥、稻谷聯(lián)合收獲機通常采用伸縮扒指式螺旋輸送器,但葵盤形態(tài)近似為圓餅狀,伸縮扒指式螺旋輸送器的扒指容易插爛葵盤,導致回帶及喂料口堵塞等問題,因此選用撥板式螺旋輸送器,如圖6所示。圖中,Sp為螺旋葉片螺距,mm;D0為滾筒外徑,mm;Ds為螺旋葉片外徑,mm。

圖6 螺旋輸送器結構簡圖Fig.6 Structural diagram of spiral conveyor1.加強筋 2.撥板 3.滾筒 4.螺旋葉片

參照螺旋輸送機設計理論[22-23],螺旋葉片結構關鍵參數(shù)設計為

(11)

Sp=(0.5～2.2)Ds

(12)

D0=(0.2～0.4)Ds

(13)

式中K——物料特性系數(shù),取0.06

Q——輸送效率,t/h

ψ——填充系數(shù),取0.25

ρ——堆積密度,t/m3

C——傾角系數(shù),水平軸時取1.0

由于割脫一體式割臺單次最多收割6行食葵,則輸送能力Q=3.6 t/h (根據食葵種植模式、切割長度及作業(yè)速度計算);堆積密度ρ與物料的類別、含水率及外形尺寸等因素有關[22],本文根據收獲期食葵物料特性測試取ρ=0.15 t/m3;通過式(11)～(13)計算可得:Ds≥372 mm,190 mm

物料以不同姿態(tài)被撥板拋送至喂入機構,在撥板拋出物料的瞬間,保證所有物料均被拋出,撥板距螺旋輸送器底板的間隙應小于物料厚度(葵盤最小厚度),因此撥板旋轉半徑應大于螺旋葉片半徑。在滿足割臺正常工作的條件下,螺旋輸送器轉速不宜過高,轉速過高不僅造成食葵籽粒的飛濺,而且增大割臺振動,縮短機器使用壽命,根據課題組前期臺架試驗[24],對螺旋輸送器工作參數(shù)優(yōu)化,確定較優(yōu)轉速為150 r/min。螺旋輸送器結構參數(shù)如表3所示。

表3 螺旋輸送器結構參數(shù)Tab.3 Structure parameters of plate type screw conveyor

3.4 脫粒裝置結構設計

為減小食葵聯(lián)合收獲機的轉彎半徑,縮短整機縱向尺寸,使割脫一體式割臺結構緊湊,割脫一體式割臺脫粒工藝選擇切向喂入、軸向脫粒、切向排出方式,脫粒裝置結構如圖7所示,主要由脫粒滾筒、凹板篩、喂入機構及籽粒輸送裝置等部件組成。

圖7 軸流脫粒裝置結構圖Fig.7 Structure diagram of axial flow threshing device1.脫粒滾筒 2.脫粒間隙調節(jié)機構 3.凹板篩 4.脫粒支架 5.喂入機構 6.籽粒輸送裝置

3.4.1脫粒滾筒結構及參數(shù)設計

脫粒滾筒的結構形式直接關系到脫粒裝置的工作性能,由于螺旋管無棱角且與物料碰撞力度較小,對葵盤及籽粒損傷較小,因此脫粒元件使用外徑為32 mm的螺旋管且在滾筒上面按4頭布置[25],脫粒滾筒工作區(qū)域主要由喂入段、脫粒段及排雜段組成,如圖8所示。圖中,Dt為脫粒滾筒直徑,mm;Df為螺旋葉片外徑,mm;Sf為葉片螺距,mm;ω1為脫粒滾筒旋轉角速度, rad/s。

圖8 螺旋管式脫粒滾筒結構簡圖Fig.8 Sketch of structure of spiral tube type threshing drum1.左軸頭 2.排雜撥板 3.螺旋管 4.滾筒體 5.螺旋葉片 6.右軸頭

結合NJ 105-75《紋桿式脫粒滾筒型式尺寸和技術要求》和割臺結構尺寸,確定脫粒滾筒直徑Dt=400 mm,其長度根據割臺工作幅寬確定為2 900 mm。脫粒滾筒有效工作長度Ls為[25]

(14)

式中q——喂入量,取1.4 kg/s

q0——脫粒滾筒單位長度的脫粒效率,取0.7～1.0 kg/(s·m)

由式(14)計算出脫粒滾筒有效工作長度范圍為1 400～2 000 mm, 課題組前期開展了食葵脫粒臺架試驗并進行相關參數(shù)優(yōu)化,得出脫粒滾筒轉速為300 r/min時[25],脫粒效果較好,在滿足食葵割脫一體式割臺正常工作情況下,脫粒滾筒脫粒段不小于1 800 mm。為使物料順暢進入和排出脫?？臻g,喂入段與排雜段尺寸至少應大于最大葵盤直徑,且喂入段應大于排雜段,因此結合割臺工作幅寬脫粒段尺寸取1 850 mm,喂入段尺寸取550 mm,排雜段尺寸取500 mm。

為提高物料進入脫?？臻g的順暢性,防止喂入段食葵物料發(fā)生堵塞,喂入段采用螺旋輸送葉片,假設脫粒滾筒以角速度ω1旋轉,喂入段食葵物料的運動主要是由隨脫粒滾筒旋轉的牽連運動和沿著螺旋葉片的相對運動組成的復合運動,如圖9所示,食葵物料與螺旋葉片在任一點M接觸,并與其產生相對滑動,采用運動學理論對物料在螺旋葉片作用下的運動情況進行分析。圖9中,vr1為食葵物料的運動合速度,m/s;vr2為食葵物料的絕對運動速度,m/s;vc1為食葵物料的牽連速度,m/s;vn1為食葵物料在摩擦力條件下相對螺旋葉片的滑動速度,m/s;vn2為食葵物料在無摩擦力條件下相對螺旋葉片的滑動速度,m/s;va1為vr1的軸向分速度,m/s;vb1為vr1的徑向分速度,m/s;φa為螺旋葉片升角,(°);φf為食葵物料與螺旋葉片之間的摩擦角, 試驗測得31.8°。

圖9 物料在脫粒滾筒喂入段的運動速度分析Fig.9 Speed analysis of material movement on threshing drum of feeding section

由于食葵物料與螺旋葉片之間存在摩擦力,故物料的絕對速度vr2偏離運動合速度vr1一定角度φf,其軸向速度va1可表示為

(15)

式中nt——脫粒滾筒轉速,取300 r/min

在螺旋葉片進行物料輸送時,為提高其輸送效率,應實現(xiàn)較大的軸向運動速度,即

(16)

求解式(16)可得螺旋升角φa滿足

(17)

綜上分析,為使食葵物料快速進入脫粒空間,防止在喂入口滯留,脫粒滾筒喂入段螺旋葉片螺距Sf應小于割臺螺旋輸送器葉片的螺距且大于最大葵盤直徑,其外徑Df大于脫粒滾筒螺旋管外徑,因此設計喂入段螺旋葉片螺距Sf=360 mm,螺旋葉片外徑Df=480 mm,螺旋升角φa=29.1°。

3.4.2喂入機構結構及參數(shù)設計

由于割脫一體式割臺整體結構螺旋輸送器撥板與脫粒滾筒的距離遠大于葵盤的外徑,單靠撥板作用將物料拋送至脫粒空間,在脫?？臻g喂入口會存在物料滯留現(xiàn)象,因此在物料喂入口處附加喂入機構,強制物料喂入脫粒空間。由于葵盤近似圓餅狀,如圖10所示,將喂入機構設計為撥齒結構。根據物料輸送口與脫?？臻g喂入口過渡區(qū)域結構尺寸確定撥齒旋轉半徑Rs=80 mm。

圖10 喂入機構及撥齒分布Fig.10 Feed mechanism and switch tooth distribution1.軸 2.撥齒 3.間隔套

為減小喂入機構對食葵物料的撞擊,其轉速要大于螺旋輸送器的轉速且小于脫粒滾筒轉速[26]。因此喂入機構轉速應滿足

ns

(18)

式中ns——螺旋輸送器轉速,取150 r/min

nf——喂入機構轉速, r/min

綜上分析,喂入機構轉速過小,不能及時將物料喂入脫粒空間,易造成脫粒裝置喂入口堵塞,喂入機構轉速過大,對物料撞擊力大,造成食葵物料破損嚴重,因此在滿足物料不堆積的情況下,喂入機構的轉速應盡量低,由式(18)初步確定喂入機構轉速nf=200 r/min。

4 物料拋送過程分析

食葵植株被切割后在螺旋輸送器的作用下運移至單側,然后通過螺旋輸送器撥板拋送進入脫粒裝置,為確定螺旋輸送器撥板安裝傾角,使物料更加順暢喂入脫粒裝置,對物料拋送過程進行分析。物料流動過程如圖11所示。

圖11 物料流動示意圖Fig.11 Schematic of flow of materials1.螺旋輸送器 2.喂入機構 3.脫粒滾筒 4.凹板篩 5.籽粒輸送器

物料與撥板接觸碰撞后,假設物料與撥板之間的碰撞為非彈性碰撞,物料以徑向初速度vr0沿撥板運動,在整個過程中忽略空氣阻力[27-28]。以螺旋輸送器截面軸心O為靜坐標原點,自點O向撥板作垂線,以垂足O1為動坐標原點建立坐標系, 動坐標軸O1L沿撥板方向向外為正并隨撥板一起旋轉,物料沿撥板運動受力分析如圖12所示。圖中,G為物料自身重力,N;FL為物料隨螺旋輸送器旋轉所受離心力,N;N為撥板對物料的支持力,N;FC為物料所受科氏力,N;Ff為物料沿撥板運動所受摩擦力,N;ω為螺旋輸送器旋轉角速度,rad/s;δ為撥板與物料離心力(徑向)夾角,(°);β為撥板與豎直方向的夾角,(°);r為物料質心與螺旋輸送器軸心O的距離,mm;l為物料動坐標,mm;ε0為撥板初相位角,(°);ε為撥板轉角,(°);δ0為撥板安裝傾角,(°);r0為坐標原點O到動坐標軸的距離,mm;R為撥板旋轉半徑,mm;l0為物料初始動坐標,mm。

圖12 物料在撥板滑移過程受力圖Fig.12 Force diagram of material in sliding process of switch plate

物料沿撥板運動時,在z軸方向上受力處于平衡狀態(tài),則

N+FLsinδ=FC+Gsinβ

(19)

其中

(20)

式中m——物料質量, kg

物料相對撥板運動而產生的摩擦力為

(21)

其中μ=tanφ

式中μ——物料與撥板之間的摩擦因數(shù)

φ——物料與撥板之間的摩擦角,取30°

物料沿撥板運動的動力學方程為

(22)

聯(lián)立式(19)～(22)可得出物料沿撥板運動的微分方程為

(23)

由圖12的幾何關系,可得

(24)

聯(lián)立式(23)、(24),化簡得

(25)

其中

A=gcosδ0+μgsinδ0
B=gsinδ0-μgcosδ0

物料拋離撥板時的速度分析如圖13所示,求解物料拋離撥板時的絕對速度va為

(26)

(27)

ve=ωR

(28)

式中vr——物料拋離撥板時的相對速度,m/s

ve——物料拋離撥板時的牽連速度,取3.4 m/s

物料拋離撥板的絕對速度va和水平面之間的夾角γ為

(29)

同理可得ve與va之間的夾角χ為

(30)

通過對物料沿撥板運動過程分析,物料拋離撥板進入脫?？臻g與撥板的安裝傾角δ0有關,結合割臺喂料口結構及物料拋送方向,確定γ=7°,撥板安裝傾角δ0=18°,撥板初相位角ε0=17°,撥板轉角ε=18°,撥板與豎直方向的夾角β=17°。

5 田間試驗

5.1 試驗條件

田間試驗于2021年11月1—5日在內蒙古自治區(qū)烏蘭察布市涼城縣五道咀村食葵田進行,圖14為裝配割脫一體式割臺的食葵收獲樣機,動力為110 kW、發(fā)動機額定轉速為2 300 r/min,為降低割臺損失,收集割臺掉落籽粒,工作時通常將割臺調節(jié)為上傾狀態(tài),上傾角為2°～8°。

為驗證割脫一體割臺結構的可行性及可靠性,試驗樣機未配置清選裝置,田間作業(yè)過程中隨著樣機的前進,食葵植株進入分禾器間隙,在撥禾輪的撥禾作用下被撥至切割器處切割莖稈,切割后的食葵物料在螺旋輸送器的作用下被推送至撥板處,由撥板將源源不斷輸送來的食葵物料以一定的速度向后拋送至喂入機構處,然后在喂入機構撥齒的作用下拋向脫?？臻g,食葵物料在脫粒空間沿軸向邊脫粒邊運移,籽粒通過凹板篩落入籽粒輸送裝置,從脫粒裝置脫出的籽粒在柔性刮板式輸送裝置的作用下,進入集籽輸送器上,然后經過提升輸送器進入籽粒收集箱,隨即裝車或卸載;與此同時,脫粒后的葵盤及莖稈,在脫粒滾筒高速回轉的作用下,被排雜撥板拋出機外。

種植品種為食葵363,平均株高為1 500.5 mm,種植模式為800 mm+400 mm寬窄行,株距為500 mm,葵盤直徑為180.5～330.3 mm,葵盤厚度為40.2～70.6 mm,莖稈直徑為20.2～50.1 mm,莖稈含水率為21.8%～24.3%,葵盤含水率為25.9%～30.4%,籽粒含水率為15.5%～20.6%。

5.2 試驗方法

試驗按照GB/T 8097—2008《收獲機械 聯(lián)合收割機 試驗方法》[29]和T/NJ 1184—2020《自走式葵花籽收獲機》[21]分別測定割臺損失率、未脫凈率和籽粒破損率3個性能指標,對割脫一體式割臺的切割、脫粒等作業(yè)效果進行試驗驗證。依據田間實際試驗條件,在試驗田隨機選取5處20 m×3 m測試區(qū),割臺在滿幅收割工況下往返2.5次共5個行程,20 m長度為1行程,通過測定聯(lián)合收獲機作業(yè)20 m所用時間計算每個行程的平均速度作為聯(lián)合收獲機單次作業(yè)速度。收集測試區(qū)內掉落里面的籽粒與葵盤,人工取葵盤籽粒并與掉落籽粒一起稱量。聯(lián)合收獲機各項性能指標參數(shù)為

(31)

式中M——測試區(qū)域內食葵籽?？傎|量,g

Mg——測試區(qū)域內收集的籽粒質量,g

Mw——測試區(qū)域葵盤未脫下的籽粒質量,g

Mp——測試區(qū)域內破損(籽粒出現(xiàn)裂紋,表皮被劃傷及破碎)的食葵籽粒質量,g

Y1——割臺損失率,%

Y2——籽粒未脫凈率,%

Y3——籽粒破損率,%

5.3 試驗結果與分析

食葵聯(lián)合收獲機作業(yè)后的效果如圖15所示,測量收集的食葵籽粒質量,由式(31)計算各指標數(shù)值取平均值,結果見表4。

圖15 食葵聯(lián)合收獲機作業(yè)效果Fig.15 Harvesting effects of sunflower combine harvester

表4 田間試驗測定結果Tab.4 Test results of sunflower harvester

田間試驗結果表明:留茬高度平均為700 mm,當聯(lián)合收獲機在5組不同速度條件下進行田間作業(yè)時,割臺損失率、未脫凈率、破損率均滿足T/NJ 1184—2020《自走式葵花籽收獲機》割臺損失率小于等于3%、未脫凈率小于等于2%、破損率小于等于3%的標準要求。

對比分析現(xiàn)有產品作業(yè)性能,如表5所示,本文割臺脫粒效果較好,作業(yè)性能總體優(yōu)于現(xiàn)有食葵收獲機具,不僅適用于食葵直收,也可適用于插盤式食葵收獲作業(yè)。

表5 作業(yè)性能對比Tab.5 Comparison of working performance %

6 結論

(1)基于適收期食葵生物特性及收獲要求,創(chuàng)新設計了割脫一體式割臺,主要由分禾器、撥禾輪、往復式切割器、螺旋輸送器、喂入機構、脫粒裝置等主要部件組成;為減少脫粒過程籽粒破損,脫粒裝置采用軸流螺旋滾筒式結構。該割臺不僅實現(xiàn)了分禾、扶禾、撥禾、切割、輸送等功能,而且食葵物料在割臺上脫粒,有效縮短了物料輸送路徑,解決了食葵物料輸送過程物料破碎及籽粒表皮劃傷等問題,為后續(xù)提高清選質量奠定基礎。

(2)對割脫一體割臺關鍵部件進行結構設計與理論分析,設計了一種不對行撥桿式撥禾輪和側邊傾角30°的分禾器,同時在相鄰分禾器之間增加軟毛刷收集碰撞飛濺籽粒,解決了傳統(tǒng)聯(lián)合收獲機割臺物料堆積及損失較大的問題;通過物料流動過程分析,建立了物料拋送過程的運動學及動力學模型,結合割臺整體結構布局,確定螺旋輸送器撥板安裝傾角為18°時,物料可順暢的喂入脫粒裝置。

(3)食葵聯(lián)合收獲樣機在5組不同速度條件下進行田間試驗,工作過程中各部件之間運動協(xié)調關系平穩(wěn),食葵喂入流暢,效率較高,割臺損失率不大于3%、籽粒未脫凈率不大于2%、籽粒破損率不大于3%,滿足食葵收獲國家相關標準,割脫一體式割臺不僅適用于食葵直收,也適用于插盤式食葵收獲。