4HBL-2C型半喂入花生聯合收獲機設計與試驗

胡文澤，何 珂，于興瑞，耿端陽，李政平，張守海

(1.山東理工大學 農業(yè)工程與食品科學學院，山東 淄博 255000；2.山東五征集團有限公司，山東 日照 276800)

0 引言

花生是我國最重要的油料作物和經濟作物之一，其總產量約占全球的40%，主要種植在山東、河南、河北及遼寧等地區(qū)。花生收獲季節(jié)性強,手工作業(yè)勞動強度高,效率低,占用農時多。因此，花生收獲機已成為我國繼小麥、玉米實現機械化收獲后需要亟待攻克的熱點問題之一，由此激發(fā)了大批科研人員的研究興趣[1-3]。

目前，該方面研究最多的是青島農業(yè)大學尚書旗教授團隊。該團隊先后攻克了多項花生收獲機的關鍵技術，成功開發(fā)了4HQL-2型等系列花生收獲機，部分機型已在生產中得到推廣應用[4-7]。其余研究團隊如下：沈陽農業(yè)大學高連興教授及其團隊,該團隊對花生聯合收獲機摘果裝置和清選裝置進行了優(yōu)化設計分析[8-9]；農業(yè)部南京農業(yè)機械化研究所和河南開封茂盛糧食機械有限公司則結合我國花生主產區(qū)的生產農藝,研制了4H-800型振動篩式花生收獲機，并進行了相應田間試驗[10]。上述研究對我國花生機械化收獲都做出了積極有益的探索。相比較國內，國外花生機械化收獲相對成熟。美國KMC公司的3374-4型牽引式花生聯合收獲機和AMADAS公司的9960-6型花生聯合收獲機都是市場應用廣泛的花生機械收獲產品[11]，而由于收獲模式及成本等因素影響，國外花生收獲機械很難適合我國國情。

本研究團隊在過去研制的4HBL-2B型半喂入花生聯合收獲機的基礎上，針對其作業(yè)過程存在的挖掘壅土、夾持不可靠問題，改進設計了4HBL-2C型半喂入花生聯合收獲機,對其工作原理進行介紹，對挖掘和夾持裝置的結構參數進行了分析，并通過田間試驗檢測了改進后整機的作業(yè)性能。

1 整體結構及工作原理

4HBL-2C型半喂入花生聯合收獲機主要由扶禾器、挖掘鏟、夾持輸送裝置、清土裝置、摘果裝置、清選裝置、駕駛室、底盤、行走系統、風機、升運裝置和集果箱組成，如圖1所示。

1.扶禾器 2.挖掘鏟 3.清土裝置 4.行走系統 5.清選風機 6.底盤 7.清選篩 8.摘果裝置 9.升運裝置 10.集果箱 11.駕駛室 12.夾持輸送裝置

機器作業(yè)時，扶禾器將作業(yè)幅寬內的花生植株與兩側分開并從根部扶起，挖掘鏟將花生主根鏟斷并松土，花生連同土垡(果土垡)沿著挖掘鏟面上移，當該垡塊滑移到挖掘鏟頂部時，在其重力作用下破碎下落。在此過程，由于花生果秧被夾持鏈夾持，所以帶有莢果的花生秧在傾斜布置夾持鏈上提過程中，破碎的土塊紛紛下落，完成莢果收獲過程的初次清土，花生果秧在夾持輸送過程由清土裝置完成主要清土工作(二次清土)，減少莢果收獲的含雜率；之后，由摘果裝置中摘果葉片完成花生秧果分離，被摘去莢果的花生秧被繼續(xù)夾持輸送排出機外，而混有泥土、斷枝、葉片等雜質的莢果落在位于摘果輥下方的清選篩上，在風機氣流和清選篩振動的雙重作用下，莖葉與泥土被清理出去，莢果則由升運裝置運輸到集果箱，隨后進行裝袋作業(yè)。

2 傳動系統設計

4HBL-2C型半喂入花生聯合收獲機傳動系統的設計應滿足結構緊湊、功率消耗少及動力分配合理的要求，從而使夾持輸送裝置、摘果裝置、清選裝置和升運裝置獲得合適的速度，保證各部分工作協調，從而保證準確傳動比和較高的傳動效率，滿足聯合收獲的要求。

該機采用分路傳動系統，即動力從發(fā)動機輸出后，經帶傳動傳動至主軸，隨后第一路經帶傳動到達升運裝置，為升運裝置提供動力；第二路通過鏈傳遞到清選篩，為清選作業(yè)提供動力；第三路通過鏈傳動分別為夾持輸送裝置和摘果裝置提供動力；最后一路經由鏈傳動至風機。其配置及參數如圖 2所示。

圖2 傳動路線圖Fig.2 Schematic of transmission system

3 關鍵部件設計

3.1 挖掘鏟設計

挖掘鏟的作用是將花生莢果和土壤一起挖出，要求“在盡量少挖取泥土的情況下挖凈花生莢果”[9]。本機采用對置式雙梯形鏟結構，從兩邊以滑切方式鏟斷底層土壤和花生主根，并使果土垡越過鏟面后破碎落下，以利于花生莢果從破碎果土垡中分離，減輕后續(xù)莢果的清土負擔。

為了確定工作過程挖掘鏟的結構參數，繪制挖掘鏟結構參數圖，如圖3所示。

圖3 挖掘鏟結構參數Fig.3 Parameter of digger blade

圖3中，ADBH為挖掘鏟平面；AECH為挖掘鏟底面，與地表平行；γ稱為入土角；AH為挖掘鏟的刃口方向；v0為機器前進速度；α為刃口法線與機器前進方向夾角(稱為滑切角)；β稱為安裝角。

為了降低挖掘過程的切土(根)阻力，則挖掘鏟刃口對果土垡底部/根系采用滑切方式切斷。設土壤與挖掘鏟的摩擦角為φ1，花生根系與挖掘鏟的摩擦角為φ2?；ㄉ滴挥贏點，其受到的力包括刃口鏟斷的正壓力R、根系沿刃口線滑動的摩擦力F及根系抵抗刃口的力P，則挖掘鏟刃口與前進方向的夾角為90-α=β。

(1)

為保證花生根系滑過挖掘鏟刃口時能被切斷，則

F=Rtanφ2>Pcos(90°-α)

(2)

化簡后α<φ2，則刃口線與前進方向的夾角β=90-α，有β<90-φ2。

同理，為了保證果土垡底部被挖掘鏟切斷，則

β<90-φ1，即β

在挖掘鏟面上，當土壤后移時滿足的力學條件為

(3)

式中R1—掘起物沿挖掘鏟移動所需的力；

N—挖掘鏟對土壤的反作用力；

T—鏟面與土壤間摩擦力；

G—掘起物的重力；

γ—挖掘鏟入土角；

μ—土壤與挖掘鏟之間摩擦因數。

化簡式(3)可得

R1≥Gtan(γ+φ)

(4)

式(4)表明：土壤后移所需的力R1與挖掘鏟入土角成正切函數關系。根據文獻[12]可知： 當入土角較小時，牽引阻力隨著入土角增長緩慢增加；而當入土角γ大于25°后，牽引阻力將急劇上升。因此，挖掘鏟的入土角γ不宜大于25°。參考國內外相關機型，本機挖掘鏟入土角γ設計為20°。

考慮到挖掘鏟耐磨性問題,確定的挖掘鏟結構如圖4所示。其材料為65Mn鋼，淬火區(qū)硬度32～42HRC。

圖 4 挖掘鏟鏟面結構Fig.4 Structure of the digger blade

3.2 夾持輸送裝置設計

夾持輸送的可靠性對花生果秧上提、輸送過程土雜清理及后部的果秧分離有著很大的影響，其結構形式有對帶夾持、三帶夾持和鏈夾持等3類。其中，對帶夾持雖然結構簡單，但隨著工作過程的磨損，其工作過程經常出現夾持不緊的問題(改進前的4HBL-2B型花生聯合收獲機所用)，很難滿足工作的可靠性要求；三帶夾持雖然可以有效提高果秧的加緊程度，但是結構復雜。所以，本機最終選擇了稻麥聯合收割機專用齒形鏈，鏈節(jié)距為33mm，齒頂角70°，齒頂高15mm，如圖5所示。夾持鏈在夾持點前端呈V型張口，張口角通常有小張口角108°和大張口角170°兩種方式。由于本機收獲為單壟收獲，故選擇小張口設計。

夾持輸送鏈速度是夾持鏈設計的關鍵參數，為了保證夾持鏈起秧時花生果秧為垂直向上拔取，則夾持合成速遞應盡量垂直向上，如圖6所示。

圖5 夾持輸送鏈Fig.5 Clamp chain

圖6 夾持運動合成Fig.6 Composition velocity of vine clamping

設v0為機器前進速度，v1為夾持輸送速度，vb為夾持點的絕對運動，則由圖5可得

(5)

借鑒以往的經驗[13]，收獲作業(yè)時本機設計夾持速度比按v1/v0=1.1設計，即前進速度為1m/s時夾持鏈速度為1.1m/s，可得α1=26°。

在挖掘鏟與夾持裝置位置相對關系中，配合尤為重要。若先拔后挖或同時挖拔,有可能造成大量的落果損失,且挖掘過程中未能很好進行松土,拔取后花生莢果上會粘結有較多土塊,增加了清土作業(yè)的負擔,導致收獲后莢果含雜率高。因此,挖掘鏟和夾持鏈的最優(yōu)配置應是先挖后拔,即挖掘鏟先將花生秧挖起,夾持鏈緊接著進行夾持拔取作業(yè)。即要求挖掘鏟在空間位置上置于夾持鏈夾持點前方，如圖4所示。

3.3 清土裝置設計

清土裝置對提高莢果清潔度有很大影響,主要采用沖擊破碎方式進行果土垡的破碎。在上一代機型中，采用了柵條上下振動的方式進行清土，發(fā)現該方式容易導致果莢的脫落，增加了果莢的收獲損失。故本研究采用橫向板式振動清土結構，如圖7所示。

1.飛輪 2.鏈輪 3.鏈輪軸 4.偏心套 5.軸套 6.長搖桿 7.鏈條 8.鏈輪1 9.擺桿 10.張緊輪 11.鏈輪2 12.拍土板1 13.拍土板2

拍土過程中，拍土板將做往復運動，拍土力大小將取決于拍土板清土頻率與拍土板角振幅?？紤]增加振幅會導致裝置的結構尺寸增加，所以本機選用了改變清土頻率的方式改變拍土力度。結合上一代機型的試驗結果，最后選擇了3種清土頻率，即320、200、150r/min，以提高對不同土質的清理效果。

拍土板長度對土雜清理也有一定的影響[14]。如果太長，雖然可以延長莢果的清土時間，但導致了莢果損失的增加，也使機器結構更加復雜；如果太短，則可能由于清土過程太短而清理不干凈。所以，本研究結合臺架試驗，最后確定拍土板長度為0.55m。

3.4 摘果裝置設計

本機作業(yè)過程采用花生果秧夾持輸送結構，摘果采用了半喂入式結構，主要由1對相對向里轉動的摘果輥、差相葉片和換向器組成，如圖8所示。

1.換向器 2.摘果葉片 3.摘果輥

當花生果秧隨夾持帶運動到該位置時，由兩摘果輥上的差相葉片從兩側反復梳脫，完成將花生秧與花生莢果分離[15]。

設摘果輥的角速度為ω，單個葉片的質量為m，由其對果莢產生的沖擊力為F’，果莢受該沖擊力的變形量為y’,則沖擊莢果時的能量為

(6)

沖擊后的變形能為

E2=mgy′+F′y′

(7)

假設沖擊能全部變?yōu)樽冃文埽瑒tE1=E2。

假設在葉片沖擊果莢過程其變形先是彈性變形，則其沖擊力與變形量成正比，即

(8)

其中，y為受到靜載荷mg時花生果莢的變形量。聯立上述兩式，則

(9)

由式(9)可以看出：該沖擊力與摘果葉片的質量、葉片轉動角速度及變形量有關。

由于該摘果方式為梳脫方式，所以當該沖擊力大于果莢與果針的連接力時，即可實現果莢與果秧的分離。根據前人的研究結果和前期的試驗，當葉片角速度達到40rad/s(400r/min)時，即可保證果莢與果秧的分離。

由于花生果莢分布的不規(guī)律性，為保證果秧上所有果莢都被梳脫下來，則要求葉片對果秧根部反復梳脫。假設摘果輥圓周焊有k個葉片，葉片長度為L，每個果秧必須沖擊i次才能滿足脫凈率的要求，則果秧從葉片一端運動到另一端的時間為

(10)

在該時間段摘果輥沖擊果土垡的次數為

(11)

當然，摘果輥葉片轉速也不能過高，否則沖擊過大可能導致果莢受傷。根據相關研究，當葉片轉速達到600r/min時，可能會導致花生莢果的受傷。

結合上述理論和前期研究的結果，摘果輥的轉速確定為570r/min。

4 性能試驗

4.1 試驗條件與指標

為了測試4HLB-2C型花生聯合收獲機作業(yè)質量，于2017年9月在山東省日照市五蓮縣潮河鎮(zhèn)進行了樣機試驗(見圖9)。試驗時機器作業(yè)速度為1m/s，整機技術參數如表1所示。

圖9 4HBL-2C型花生聯合收獲機田間試驗Fig.9 The field test of 4HBL-2C peanut combine harvester

表1 半喂入花生聯合收獲機技術參數Table 1 Technical parameters of half-feed peanut combine harvester

收獲總損失率、果莢含雜率及摘果破碎率是花生聯合收獲機最主要的性能指標。其中，收獲總損失率包括地面落果損失率、埋果損失率和摘果損失率；莢果含雜率為莢果收獲完成后莢果中所含雜質(土壤、葉蔓、小石子等)與總收獲量的質量百分比；摘果破碎率指摘果中破損果實(包括果殼破碎和破損)占總果實的質量百分比。具體測定方法參照農業(yè)部行業(yè)標準NY/T 2204-2012《花生收獲機械質量評價技術規(guī)范》,試驗方法及條件均參照該技術規(guī)范。

4.2 試驗結果

在田間進行5次試驗后，對試驗結果取平均值，本機試驗結果與國家標準均列于表2。

表2 4HBL-2C型花生聯合收獲機試驗結果Table 2 The test results of 4HBL-2C peanut combine harvester

5 結論

1)以解決4HBL-2B型半喂入花生聯合收獲機存在的問題為出發(fā)點，完善了花生收獲機的設計理論，為花生收獲機的設計提供了依據。

2)以所建立的理論為指導，改進了包括挖掘鏟結構、摘果裝置等在內的主要結構，并對4HBL-2B型半喂入花生聯合收獲機進行了整機優(yōu)化，研制了4HBL-2C型半喂入花生聯合收獲機。

3)對4HBL-2C型花生聯合收獲機進行了田間試驗，結果表明：該機各項技術指標均滿足國家標準技術要求，為其推廣應用奠定了基礎。