劉宏新 聞浩楠 改廣偉 唐師法

(東北農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院， 哈爾濱 150030)

被動滾筒式免耕播種成穴機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

劉宏新 聞浩楠 改廣偉 唐師法

(東北農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院， 哈爾濱 150030)

針對傳統(tǒng)免耕播種機(jī)在作業(yè)時(shí)需對秸稈及殘茬進(jìn)行剪切或移除，從而存在對切割部件性能要求高、功耗大、揚(yáng)塵以及秸稈纏繞堵塞等問題，研究一種滾筒穴式免耕播種成穴機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)在不對地表覆蓋物進(jìn)行任何專門處理的情況下穿透成穴。核心機(jī)構(gòu)由鴨嘴滾輪排種裝置和由其鴨嘴驅(qū)動的被動式滾筒組成，二者處于內(nèi)相切關(guān)系。轉(zhuǎn)動的滾筒將秸稈碾壓成一薄層，鴨嘴從滾筒內(nèi)伸出并穿透這一秸稈薄層后進(jìn)行成穴并投放種子?；谶\(yùn)動學(xué)分析，建立鴨嘴驅(qū)動角φ、鴨嘴助力角α、鴨嘴滾輪排種裝置的角速度ω0、滾筒角速度ω1之間的數(shù)學(xué)模型。對于100 mm整數(shù)倍株距的播種情況，運(yùn)用Matlab(Matrix laboratory)圖像處理模塊對方程進(jìn)行分析，以結(jié)構(gòu)及工作要求為約束條件，以滾筒轉(zhuǎn)速波動平緩為主要衡量指標(biāo)，結(jié)構(gòu)緊湊為輔助衡量指標(biāo)，優(yōu)化得出鴨嘴滾輪排種裝置半徑為200 mm，滾筒半徑為400 mm，鴨嘴助力角α為23°，初始驅(qū)動角φ為31°，進(jìn)一步的幾何分析計(jì)算得出滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔個(gè)數(shù)為23個(gè)，尺寸為84 mm×32 mm。運(yùn)用CATIA進(jìn)行數(shù)字樣機(jī)運(yùn)動仿真，分析滾筒在鴨嘴驅(qū)動下實(shí)際情況和角速度的變化規(guī)律，驗(yàn)證了理論分析。樣機(jī)試驗(yàn)表明被動滾筒式免耕播種成穴機(jī)構(gòu)滿足設(shè)計(jì)要求，工作過程簡單可靠，為免耕播種提供了一種有效的技術(shù)手段。

免耕播種； 成穴機(jī)構(gòu)； 被動滾筒； 運(yùn)動學(xué)分析； 仿真

引言

近年來，保護(hù)性耕作技術(shù)的推廣應(yīng)用，對農(nóng)機(jī)具的工作性能提出了新的要求[1-4]?，F(xiàn)有的免耕播種機(jī)為保證種子順利下播，采用圓盤切刀切斷秸稈(根茬)，切開覆蓋層，開出縫隙，從而方便作業(yè)部件順利通過，這種方式增加了功耗，同時(shí)對垂直載荷要求較大，當(dāng)破茬不完全時(shí)，可能從土壤中帶出整個(gè)殘茬，影響播種質(zhì)量[5-7]，并且對秸稈適應(yīng)量有限。另一種方式是將秸稈層移除，清理出無覆蓋層的播種條帶，清秸覆秸的過程會消耗一定功耗，同時(shí)在濕度小于35% 的條件下，會揚(yáng)起土壤，引起環(huán)境污染[8-14]。

針對上述問題，文獻(xiàn)[15]提出一種穴式免耕播種方式。相對于現(xiàn)有形式，無需對秸稈殘茬進(jìn)行任何處理，不進(jìn)行破茬分草和開溝等工序，避免了秸稈和雜草的堵塞。

目前，關(guān)于穴式免耕播種的報(bào)道較少，相關(guān)研究多為原理類似的滾輪式膜上打孔精量播種機(jī)，應(yīng)用在鋪膜打孔穴播作物上[16]，不適于秸稈覆蓋的惡劣地表狀態(tài)。

本文提出一種新的免耕播種形式，研究一種以滾筒為核心部件的免耕成穴機(jī)構(gòu)，采用滾筒碾壓秸稈，在秸稈被壓薄并固定時(shí)，置于滾筒內(nèi)的鴨嘴式播種器的鴨嘴從滾筒中伸出，穿透秸稈完成打穴與播種，以減少對土壤及地表覆蓋物的擾動及作業(yè)工序，降低功耗，提高可靠性與適應(yīng)性。

1 成穴機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 總體結(jié)構(gòu)

成穴機(jī)構(gòu)總體結(jié)構(gòu)如圖1所示，由滾筒、鴨嘴滾輪排種裝置、機(jī)架、擋孔板、3個(gè)鏈輪、傳動軸、種箱和輸種管組成。鴨嘴滾輪排種裝置放置在滾筒內(nèi)部，兩者處于內(nèi)相切的位置關(guān)系。

圖1 成穴機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Structural diagram of cavitation mechanism1.滾筒 2.鴨嘴滾輪排種裝置 3.機(jī)架 4.擋孔板 5.鏈輪1 6.傳動軸 7.鏈輪2 8.鏈輪3 9.種箱 10.輸種管

1.2 成穴機(jī)構(gòu)工作原理

作業(yè)時(shí)，拖拉機(jī)牽引成穴機(jī)構(gòu)前進(jìn)，地輪通過鏈傳動將動力傳遞給鏈輪1，鏈輪1通過傳動軸帶動鏈輪2轉(zhuǎn)動，鏈輪3與鴨嘴滾輪排種裝置固連在一起，鏈輪2通過鏈傳動將動力傳遞給鏈輪3，從而帶動鴨嘴滾輪排種裝置轉(zhuǎn)動。滾筒的轉(zhuǎn)動動力則依靠鴨嘴滾輪排種裝置上的鴨嘴撥動滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔及滾筒與地面間的摩擦力產(chǎn)生。轉(zhuǎn)動的滾筒將秸稈碾壓成一薄層，鴨嘴穿透這一薄層秸稈后進(jìn)行成穴并投放種子。

擋孔板與機(jī)架固定，用以遮擋無鴨嘴伸出的滾筒驅(qū)動孔，防止?jié)L筒碾壓秸稈過程中秸稈進(jìn)入滾筒；種子放置在種箱中，種箱和鴨嘴滾輪排種裝置中的種盒通過輸種管伸入滾筒內(nèi)部將兩者連接，種子通過重力的作用從種箱經(jīng)輸種管進(jìn)入鴨嘴滾輪排種裝置中。

限于鴨嘴成穴的基本工作原理，該機(jī)構(gòu)在工作速度的進(jìn)一步提高以及株距的多級或無級可調(diào)節(jié)方面有其局限性，但鑒于普通鴨嘴式穴播器仍有其存在的空間及保有量，本設(shè)計(jì)在一般場合下兼具穴播與免耕的優(yōu)點(diǎn)，有其存在的市場價(jià)值與技術(shù)意義。

2 鴨嘴滾輪排種裝置設(shè)計(jì)

2.1 結(jié)構(gòu)

鴨嘴滾輪排種裝置結(jié)構(gòu)如圖2所示[17]。該機(jī)構(gòu)由動力齒輪、介齒輪、鴨嘴開啟桿、接種杯、鴨嘴、種盒、外殼、中心軸、鴨嘴控制器、清種毛刷驅(qū)動齒輪、排種盤、排種盤驅(qū)動輪和擋桿組成。

其中種盒與中心軸同心連接，鴨嘴控制器固定在中心軸上，動力齒輪、外殼、鴨嘴和鴨嘴啟動桿依次連接，接種杯均勻安裝在鴨嘴滾輪排種裝置外殼內(nèi)側(cè)，擋桿均勻安裝在接種杯一側(cè)，排種盤安裝在種盒內(nèi)，且與排種盤驅(qū)動輪同軸連接，動力齒輪與介齒輪相嚙合，介齒輪與清種毛刷驅(qū)動齒輪相嚙合。

圖2 鴨嘴滾輪排種裝置結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure diagram of duck-billed roller mechanism1.動力齒輪 2.介齒輪 3.鴨嘴開啟桿 4.接種杯 5.鴨嘴 6.種盒 7.外殼 8.中心軸 9.鴨嘴控制器 10.清種毛刷驅(qū)動齒輪 11.排種盤 12.排種盤驅(qū)動輪 13.擋桿

2.2 工作原理

工作時(shí)，中心軸和種盒固定不動，動力齒輪驅(qū)動鴨嘴滾輪排種裝置外殼繞種盒轉(zhuǎn)動，擋桿在轉(zhuǎn)動到特定位置時(shí)撥動排種盤驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動某一角度，排種盤同步轉(zhuǎn)動，使得排種盤窩眼中種子落入接種杯進(jìn)而落入鴨嘴，此時(shí)隨外殼轉(zhuǎn)動的鴨嘴開啟桿與固定的鴨嘴控制器相對位置發(fā)生變化使得鴨嘴打開進(jìn)行排種，而鴨嘴控制器與鴨嘴啟動桿接觸端采用變徑滾輪控制，鴨嘴在出土一定角度后再關(guān)閉，確保鴨嘴不夾帶土壤，從而完成一次播種作業(yè)過程，隨著動力齒輪驅(qū)動，鴨嘴滾輪排種裝置持續(xù)滾動，重復(fù)上述播種過程，而整數(shù)倍株距調(diào)節(jié)可通過間隔性地封閉接種杯和改變相鄰鴨嘴開啟桿結(jié)構(gòu)位置來實(shí)現(xiàn)。

工作過程中動力齒輪帶動清種毛刷驅(qū)動齒輪同向轉(zhuǎn)動，種子在種盒中由于重力原因覆蓋在排種盤上，排種盤與清種毛刷相向轉(zhuǎn)動，清種毛刷將窩眼外多余的種子掃落。

2.3 參數(shù)分析

2.3.1基本參數(shù)

鴨嘴滾輪排種裝置的半徑取值一般在180～240 mm范圍內(nèi)[18]。

對于大田精量點(diǎn)播作物，本文以株距L為100 mm的整數(shù)倍進(jìn)行設(shè)計(jì)[19]。考慮到簡化加工工藝等問題，鴨嘴的個(gè)數(shù)x一般選偶數(shù)，本文選取x=12。根據(jù)上述已知參數(shù)，計(jì)算后對結(jié)果圓整，得出鴨嘴滾輪排種裝置的半徑R0=200 mm。

2.3.2鴨嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)

為適應(yīng)不同農(nóng)作物種子尺寸要求，設(shè)計(jì)鴨嘴與鴨嘴滾輪排種裝置連接部分的截面尺寸為45 mm×30 mm，如圖3a所示。

鴨嘴與鴨嘴滾輪排種裝置外殼通過螺栓連接，其高度H應(yīng)同時(shí)滿足鴨嘴伸出滾筒后能穿透由滾筒壓薄的秸稈層并達(dá)到要求的播種深度，如圖3b所示，故鴨嘴高度H為

H=h1+h2+h3

(1)

式中h1——播種深度，取50 mm[20]h2——已被滾筒壓薄秸稈的厚度，根據(jù)全量還田試驗(yàn)取38 mm

h3——滾筒厚度，取2 mm

因此設(shè)計(jì)H=90 mm。

α′為鴨嘴前角，取值范圍為0°～8°[21]。α為鴨嘴助力角，工作時(shí)由其驅(qū)動滾筒，根據(jù)鴨嘴底截面尺寸、鴨嘴高度及鴨嘴前角α′取值范圍，初定鴨嘴助力角α取值范圍為19°～27°。

圖3 鴨嘴結(jié)構(gòu)Fig.3 Duck mouth structure

鴨嘴和鴨嘴滾輪排種裝置接觸的截面寬度設(shè)計(jì)為BJ=30 mm，考慮到鴨嘴滾輪排種裝置的內(nèi)部零件布局，其左右外殼的寬度設(shè)計(jì)為BL=32 mm，BR=14 mm，鴨嘴與鴨嘴滾輪排種裝置外殼的距離設(shè)計(jì)為S=10 mm，計(jì)算可得鴨嘴滾輪排種裝置厚度P=96 mm，鴨嘴滾輪排種裝置外殼布局如圖4所示。

圖4 鴨嘴滾輪排種裝置外殼布局Fig.4 Shell layout of duck mouth roller metering device

3 成穴機(jī)構(gòu)運(yùn)動機(jī)理

3.1 相關(guān)參數(shù)

在鴨嘴滾輪排種裝置半徑R0=200 mm，鴨嘴高度H=90 mm，且鴨嘴滾輪排種裝置與滾筒內(nèi)相切的情況下，為保證合理裝配并考慮滾筒能夠有效碾壓秸稈，防止秸稈纏繞堵塞現(xiàn)象產(chǎn)生，選擇滾筒半徑R1=400 mm。

現(xiàn)建立如圖5所示的成穴機(jī)構(gòu)運(yùn)動分析圖，鴨嘴滾輪排種裝置的轉(zhuǎn)動中心處于O點(diǎn)，滾筒的轉(zhuǎn)動中心處于O1點(diǎn)，鴨嘴滾輪排種裝置的角速度ω0恒定。

滾筒的轉(zhuǎn)動動力主要源于鴨嘴滾輪排種裝置上的鴨嘴對滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔的撥動，驅(qū)動孔需保證鴨嘴在驅(qū)動滾筒過程中不與滾筒發(fā)生干涉。由于鴨嘴滾輪排種裝置與滾筒之間處于內(nèi)相切的關(guān)系，因此在鴨嘴驅(qū)動滾筒過程中，其留在滾筒內(nèi)部的長度是不斷變化的，即滾筒角速度ω1在驅(qū)動過程中不斷變化，而在下一鴨嘴驅(qū)動時(shí)又會增大到初始驅(qū)動速度。為保證滾筒運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，設(shè)置鴨嘴驅(qū)動邊AB(A為鴨嘴端點(diǎn)；B為沿鴨嘴與滾筒接觸的斜邊的延長線與O1O延長線的交點(diǎn))相對基準(zhǔn)線OA具有一定角度(即助力角α)，以減緩鴨嘴伸出滾筒即驅(qū)動半徑lOM減小造成的滾筒速度降低。因此合理的鴨嘴助力角α和驅(qū)動孔設(shè)置是保證機(jī)具平穩(wěn)工作的關(guān)鍵。

3.2 滾筒角速度分析

免耕播種機(jī)作業(yè)速度范圍一般為1～2 m/s，根據(jù)保護(hù)性耕作對免耕播種機(jī)作業(yè)速度要求，參考普通鴨嘴式穴播器的作業(yè)速度，選取成穴機(jī)構(gòu)作業(yè)速度范圍1.0～1.5 m/s[22]。當(dāng)鴨嘴滾輪排種裝置角速度ω0一定時(shí)，分析不同鴨嘴助力角α?xí)r，滾筒角速度ω1隨驅(qū)動角φ的變化關(guān)系。

當(dāng)鴨嘴撥動滾筒轉(zhuǎn)動時(shí)，鴨嘴與滾筒接觸點(diǎn)是不斷變化的，現(xiàn)取M為任意情況下驅(qū)動鴨嘴與滾筒接觸點(diǎn)，如圖5所示，則可通過M點(diǎn)計(jì)算滾筒角速度為

(2)

由圖5可知，接觸點(diǎn)M的絕對速度va由其相對鴨嘴滾輪排種裝置中心O的牽連速度ve和相對鴨嘴助力角驅(qū)動面的相對速度vr合成。隨著鴨嘴滾輪排種裝置的轉(zhuǎn)動，M點(diǎn)位置不斷變化，當(dāng)M點(diǎn)與豎直線O1O重合時(shí)，其相對速度vr為0，當(dāng)鴨嘴滾輪排種裝置繼續(xù)轉(zhuǎn)動時(shí)，M點(diǎn)相對速度vr方向反轉(zhuǎn)，因此需分兩種情況分別討論M點(diǎn)相對速度vr方向不同時(shí)，滾筒角速度ω1隨鴨嘴助力角α和驅(qū)動角φ(驅(qū)動鴨嘴頂點(diǎn)A和鴨嘴滾輪排種裝置中心O的連線與豎直方向的夾角，統(tǒng)一簡化表述為驅(qū)動角)的變化關(guān)系。

當(dāng)M點(diǎn)位于滾筒左側(cè)時(shí)，以點(diǎn)M為動點(diǎn)，以鴨嘴為動系，建立運(yùn)動方程

va=vrsinψ+vesinλ

(3)

vrcosψ=vecosλ

(4)

ve=ω0lOM

(5)

式中λ=∠CMD，ψ=∠O1MB(C為O1M延長線上任意一點(diǎn)，DM垂直O(jiān)M)。

根據(jù)余角性質(zhì)可知，∠O1MO=∠FMD(FM垂直O(jiān)1M)，則∠O1MO=π/2-λ，在△O1OM中，由余弦定理可得

(6)

則λ可表示為

(7)

在△OMB中，∠OMB=∠O1MB-∠O1MO=ψ-π/2+λ，由正弦定理可得

(8)

根據(jù)圖5中所示的位置關(guān)系，在△MBO中，由余弦定理可得

(9)

在△ABO中，lOA=R0+H，根據(jù)正弦定理可得

(10)

則

(11)

在△MBO1中，由正弦定理可得

(12)

將式(10)～(12)代入式(9)可得

(13)

整理上述公式可得

(14)

當(dāng)M點(diǎn)位于滾筒右側(cè)時(shí)，分析過程及公式與M點(diǎn)位于滾筒左側(cè)時(shí)相似，這里不作贅述，直接給出結(jié)果，lOM和滾筒角速度ω1分別表示為

(15)

(16)

3.3 鴨嘴助力角對滾筒角速度影響分析

運(yùn)用Matlab軟件對式(14)、(16)進(jìn)行分析可知，成穴機(jī)構(gòu)作業(yè)速度不同，滾筒角速度ω1變化范圍不同，但驅(qū)動角φ和鴨嘴助力角α對滾筒角速度ω1的影響規(guī)律相同，因此可在合理作業(yè)速度區(qū)間內(nèi)任選某一速度，本文以1 m/s(即鴨嘴滾輪排種裝置角速度5 rad/s)為例，分別對鴨嘴助力角可能的取值(19°～27°)進(jìn)行分析，同時(shí)截取滾筒角速度ω1變化相對平緩區(qū)間進(jìn)行具體分析，得出滾筒角速度ω1隨驅(qū)動角φ的變化規(guī)律，如圖6所示。為方便觀察，驅(qū)動角單位在生成圖像時(shí)已轉(zhuǎn)換為度。

圖6 驅(qū)動角φ和鴨嘴助力角α對滾筒角速度的影響規(guī)律Fig.6 Drive angle φ and duckbill power angle α influence law on roller angular velocity

從圖6中可以看出，在一定驅(qū)動角φ區(qū)間內(nèi)，不同的鴨嘴助力角α對滾筒角速度ω1的變化幅度影響不同，結(jié)合圖5可以發(fā)現(xiàn)，鴨嘴在某一驅(qū)動角φ開始驅(qū)動滾筒，直至另一驅(qū)動角φ′(φ′=φ-30°)停止驅(qū)動滾筒，即由下一鴨嘴接替驅(qū)動滾筒，有效作用區(qū)間為鴨嘴角間距30°。

在圖6中可以劃分若干區(qū)間為30°的曲線段，此區(qū)間即為鴨嘴驅(qū)動滾筒時(shí)滾筒角速度ω1的變化曲線。為保證鴨嘴依次驅(qū)動滾筒，要求鴨嘴初始驅(qū)動角φ對應(yīng)的滾筒角速度ω1大于鴨嘴停止驅(qū)動角φ′對應(yīng)的滾筒角速度ω′1；且需保證鴨嘴交替驅(qū)動后相同時(shí)間內(nèi)失去驅(qū)動的鴨嘴相對滾筒的角位移小于當(dāng)前驅(qū)動鴨嘴相對滾筒的角位移，進(jìn)而避免失去驅(qū)動的鴨嘴與滾筒重新碰撞發(fā)生二次驅(qū)動；在所有滿足要求的參數(shù)中，以滾筒角速度ω1變化平緩為主要衡量指標(biāo)，以鴨嘴結(jié)構(gòu)緊湊為輔助衡量指標(biāo)，確定最佳的鴨嘴助力角α；根據(jù)上述需求給出鴨嘴助力角度分析流程圖，如圖7所示。

圖7 鴨嘴助力角度分析流程圖Fig.7 Flow chart of duckbill angle analysis

經(jīng)上述流程圖分析最終可以確定最佳的鴨嘴助力角α=23°，進(jìn)而得出鴨嘴前角α′=5°，鴨嘴初始驅(qū)動角φ=31°，即鴨嘴合理驅(qū)動區(qū)間為31°～1°。

3.4 驅(qū)動孔個(gè)數(shù)確定

任取某一鴨嘴交替驅(qū)動滾筒位置建立滾筒和鴨嘴滾輪排種裝置的位置關(guān)系，如圖8所示。

圖8 幾何位置關(guān)系Fig.8 Geometric position relationship

圖8中1號鴨嘴為當(dāng)前驅(qū)動鴨嘴，2號鴨嘴為即將驅(qū)動鴨嘴，即兩鴨嘴必然處于各自驅(qū)動孔內(nèi)，令M1點(diǎn)為1號鴨嘴在驅(qū)動孔中與滾筒的接觸點(diǎn)，M點(diǎn)為2號鴨嘴在驅(qū)動孔中與滾筒的接觸點(diǎn)，則∠MO1M1即為理論上在滾筒上設(shè)置相鄰2個(gè)驅(qū)動孔的角間距。

圖8中已知參數(shù)有：鴨嘴角間距為θ=30°，鴨嘴助力角α=∠OAM=∠OA1M1，驅(qū)動角φ=∠AOG，滾筒半徑lO1M=lO1M1=R1，鴨嘴頂點(diǎn)距鴨嘴滾輪排種裝置中心距離lOA=lOA1=R0+H，偏心距為lOO1。直線O1A1與直線OA相交于E點(diǎn)。

在△OO1A1中，∠A1OO1=π-φ+θ，根據(jù)三角形余弦定理有

(17)

設(shè)∠O1A1O=β，根據(jù)正弦定理有

(18)

∠O1A1O可求，則∠OO1A1=φ-θ-β可求，在△O1A1M1中∠O1A1M1=β+α，設(shè)∠A1M1O1=γ，根據(jù)三角形正弦定理有

(19)

∠A1M1O1可求，則∠M1O1A1=π-(β+α)-γ。

在△O1AO中，∠AOO1=π-φ，根據(jù)三角形余弦定理有

(20)

設(shè)∠O1AO=β′，再根據(jù)正弦定理有

(21)

∠O1AO可求，∠O1AM=β′+α，設(shè)∠AMO1=γ′，在△O1AM中根據(jù)正弦定理有

(22)

∠AMO1可求，∠MO1A=π-(β′+α)-γ′。

在△O1AE中，∠AEO1=∠A1EO=π-θ-β，∠EO1A=θ+β-β′。設(shè)∠MO1M1=δ′，則∠MO1M1=δ′=∠EO1A-∠MO1A+∠M1O1A1=θ+γ′-γ，即理論上滾筒驅(qū)動孔角間距∠MO1M1可知。

根據(jù)滾筒驅(qū)動孔角間距可求得滾筒驅(qū)動孔個(gè)數(shù)

(23)

n不為整數(shù)時(shí)可圓整為n′，進(jìn)而重新計(jì)算滾筒驅(qū)動孔角間距δ，得

(24)

綜上，將鴨嘴助力角α=23°、鴨嘴初始驅(qū)動角φ=31°代入上述公式，通過幾何分析最終可以得出δ′=15.66°，n=22.98，通過圓整取滾筒驅(qū)動孔個(gè)數(shù)n′=23，即滾筒驅(qū)動孔角間距δ=15.65°。

3.5 滾筒驅(qū)動孔尺寸分析

圖9 驅(qū)動孔弦長與鴨嘴位置關(guān)系示意圖Fig.9 Schematic diagram of position relationship between drive hole chord length and duckbill

驅(qū)動孔為矩形長孔，若其尺寸過小則可能阻礙鴨嘴伸出滾筒，鴨嘴滾輪排種裝置易損壞。若驅(qū)動孔尺寸過大，在工作過程中，雜物易通過驅(qū)動孔進(jìn)入滾筒中，并會伴隨產(chǎn)生堵塞現(xiàn)象，影響機(jī)具正常工作。所以必須合理選擇驅(qū)動孔尺寸。根據(jù)已經(jīng)確定的最佳參數(shù)，在CATIA軟件中創(chuàng)建滾筒和鴨嘴滾輪排種裝置的草圖，并約束位置關(guān)系，任取某一鴨嘴驅(qū)動邊與滾筒驅(qū)動孔作用點(diǎn)相合約束，并將此鴨嘴初始驅(qū)動角φ通過角度約束調(diào)整為31°，驅(qū)動該角度進(jìn)行草圖動畫，驅(qū)動區(qū)間為31°～1°，觀察其他鴨嘴與滾筒圓周交點(diǎn)距其所在驅(qū)動孔作用點(diǎn)橫弦長變化，最終確定最大橫弦位置在鴨嘴最初進(jìn)入滾筒時(shí)刻，由此建立驅(qū)動孔弦長與鴨嘴間位置關(guān)系，如圖9所示，圖中1號鴨嘴所處位置對應(yīng)橫弦長最大。

圖9中，任意相鄰兩條虛線的夾角，表示相鄰兩驅(qū)動孔間的角間距。設(shè)1號鴨嘴頂點(diǎn)與滾筒圓周相交于N1點(diǎn)，1號鴨嘴所在驅(qū)動孔作用點(diǎn)為N2，則圓弧N1N2所對應(yīng)的弦長即為在滾筒上所設(shè)置的驅(qū)動孔的合理弦長，通過測量得出驅(qū)動孔的弦長為83.943 mm，最終圓整確定驅(qū)動孔的弦長為84 mm，以N2點(diǎn)為基準(zhǔn)，在滾筒上開出23個(gè)弦長為84 mm的驅(qū)動孔，如圖9所示。本文所設(shè)計(jì)的鴨嘴最大寬度為30 mm，在鴨嘴的寬度方向上，左右分別給鴨嘴留出1 mm的間隙，以便于鴨嘴成穴，所以驅(qū)動孔的尺寸設(shè)計(jì)為84 mm×32 mm。

4 仿真分析

4.1 運(yùn)動機(jī)構(gòu)建立

創(chuàng)建成穴機(jī)構(gòu)簡化模型，為仿真需要，需添加一個(gè)輔助零件作為固定件，并在固定件中創(chuàng)建兩條距離為200 mm的軸線，模型如圖10所示。通過在鴨嘴與滾筒間設(shè)置的約束條件，使鴨嘴撥動滾筒轉(zhuǎn)動，具體仿真建立及操作流程如圖11所示。

圖10 創(chuàng)建輔助零件Fig.10 Creating auxiliary part

圖12 仿真結(jié)果Fig.12 Simulation result

圖11 運(yùn)動機(jī)構(gòu)建立及仿真流程圖Fig.11 Flow chart of movement mechanism establishment and simulation

4.2 仿真結(jié)果及分析

根據(jù)上述過程，得到仿真結(jié)果如圖12所示。圖中紅色箭頭所指處為驅(qū)動鴨嘴與滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔的接觸點(diǎn)，即驅(qū)動鴨嘴與滾筒驅(qū)動孔接觸邊。為方便觀察，截圖時(shí)對滾筒圓周進(jìn)行了加厚處理。

從圖12中可以觀察到被標(biāo)記的鴨嘴(紅色)從進(jìn)入滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔至離開滾筒上設(shè)置的驅(qū)動孔的整個(gè)過程。首先，調(diào)整所有鴨嘴與滾筒孔之間都處于無接觸，狀態(tài)如圖12a所示；驅(qū)動鴨嘴滾輪排種裝置，當(dāng)某一鴨嘴與滾筒孔接觸時(shí)，開始驅(qū)動滾筒運(yùn)動，狀態(tài)如圖12b所示；繼續(xù)運(yùn)動，至下一個(gè)鴨嘴與滾筒接觸，狀態(tài)如圖12c所示，此時(shí)為鴨嘴交替驅(qū)動時(shí)刻，進(jìn)而繼續(xù)運(yùn)動使得之前撥動滾筒轉(zhuǎn)動的鴨嘴與滾筒上的驅(qū)動孔分離，狀態(tài)如圖12d所示，鴨嘴撥動滾筒轉(zhuǎn)動的過程如圖12c～12e，依次循環(huán)。

通過編制不同的鴨嘴滾輪排種裝置運(yùn)動函數(shù)即分別以不同的鴨嘴滾輪排種裝置角速度ω0進(jìn)行仿真，得到仿真數(shù)據(jù)結(jié)果，截取相同時(shí)間段，利用Excel生成不同鴨嘴滾輪排種裝置角速度ω0下滾筒角速度ω1隨時(shí)間的變化規(guī)律，如圖13所示。

圖13 滾筒角速度變化曲線Fig.13 Changing curves of roller angular velocity

從圖13中可以看出，當(dāng)鴨嘴開始驅(qū)動滾筒時(shí)，滾筒角速度最大，在下一個(gè)鴨嘴驅(qū)動滾筒之前，滾筒角速度呈先下降再平緩趨勢，直至下一個(gè)鴨嘴驅(qū)動滾筒，鴨嘴滾輪排種裝置角速度ω0越小，滾筒角速度ω1變化越平穩(wěn)。

5 樣機(jī)試驗(yàn)

5.1 三維模型與試驗(yàn)樣機(jī)

使用CATIA軟件根據(jù)所求得的結(jié)構(gòu)參數(shù)，創(chuàng)建單行被動滾筒式免耕播種成穴機(jī)構(gòu)試驗(yàn)裝置的三維模型，并加工試驗(yàn)樣機(jī)，如圖14所示。

圖14 三維模型及試驗(yàn)樣機(jī)Fig.14 3D model and prototype

5.2 試驗(yàn)與結(jié)果分析

2016年5月在東北農(nóng)業(yè)大學(xué)試驗(yàn)場地進(jìn)行了被動滾筒式免耕播種成穴機(jī)構(gòu)樣機(jī)功能試驗(yàn)。試驗(yàn)地為玉米收獲與秸稈粉碎覆蓋聯(lián)合作業(yè)后的茬地，秸稈覆蓋量大于1.1 kg/m2，土質(zhì)為松嫩平原黑土土質(zhì)，土壤硬度為12.1 kg/cm2，土壤含水率為23.6%。拖拉機(jī)配套動力35 kW，如圖14b所示。

測試速度在設(shè)計(jì)作業(yè)速度區(qū)間取平均值，分別為1、1.25、1.50 m/s。

試驗(yàn)參照GB/T 20865—2007《免耕施肥播種機(jī)》和GB/T 6973—2005《單粒(精密)播種機(jī)試驗(yàn)方法》進(jìn)行，重點(diǎn)驗(yàn)證該種機(jī)構(gòu)的可行性并觀測試驗(yàn)裝置的通過性與成穴效果，結(jié)果如圖15所示。

圖15 成穴效果Fig.15 Cavitation effect

試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)如表1所示。試驗(yàn)表明，該裝置能夠?qū)崿F(xiàn)設(shè)計(jì)要求，滾筒可以對秸稈進(jìn)行有效碾壓，為鴨嘴順利穿透秸稈層并成穴播種創(chuàng)造必要的條件。

表1 試驗(yàn)結(jié)果統(tǒng)計(jì)Tab.1 Statistics of test result

6 結(jié)論

(1)具有一定直徑的滾筒可有效碾壓秸稈，并避免秸稈纏繞。滾筒能夠創(chuàng)造穿透成穴部件的必要工作條件，避免了傳統(tǒng)免耕播種對秸稈處理方式存在的問題與不足，是一種免耕播種的全新理念。

(2)對于株距為100 mm的整數(shù)倍，播深為50 mm的播種需求，基于幾何及運(yùn)動學(xué)分析確定鴨嘴滾輪排種裝置半徑200 mm，滾筒半徑400 mm，鴨嘴最大截面尺寸45 mm×30 mm、高度90 mm、鴨嘴助力角α=23°，鴨嘴合理驅(qū)動區(qū)間為31°～1°，滾筒驅(qū)動孔個(gè)數(shù)為23個(gè)，驅(qū)動孔尺寸為84 mm×32 mm。

(3)在最高設(shè)計(jì)作業(yè)速度1.50 m/s工況下的試驗(yàn)結(jié)果為穴深合格率91.9%，穴距合格率90.5%，滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。試驗(yàn)表明研究成果能夠證實(shí)注射式免耕播種思想的可行性，以及被動滾筒式免耕播種成穴關(guān)鍵技術(shù)向?qū)嶋H應(yīng)用轉(zhuǎn)化的可操作性。

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DesignandExperimentonPassiveDrum-typeNo-tillPlanterCavitationMechanism

LIU Hongxin WEN Haonan GAI Guangwei TANG Shifa

(CollegeofEngineering,NortheastAgriculturalUniversity,Harbin150030,China)

For the traditional no-tillage planter, the straw and stubble could be cut or removed in the operation, so there was still high quality of performance requirements for cutting components, large power consumption, dust pollution and twining of straw and other issues. A kind of hill-mechanisms of no-tillage seeding was studied, which could penetrate the obstacles and then the hole was formed without any special treatment to the covering of surface. The key mechanism consisted of a duckbill type of roller seeding device and a passive roller driven by its own duckbill, both of which were in internal tangential relationship. The straw was rolled into a thin layer by the rotating drum, and then the duckbill reached and passed through the thin layer of straw to form a hole and accomplish seeding. Based on the kinematics analysis, the mathematical model among the drive angle (φ) of the duckbill, the power angle (α) of the duckbill, the angular velocity (ω0) of duckbill type of roller seeding device and the angular velocity (ω1) of the drum was established. According to the seeding condition that the spacing must be integral multiple of 100 mm, the Matlab (matrix laboratory) image processing module was used to analyze the equation of the models, and the structure and work requirements were chosen as the constraints, the speed fluctuation of rotating drum was selected as the main measure index and the compact condition of structure as the auxiliary measure index, thus optimized to obtain the optimal combination of the parameters: the radius of the duckbill wheel seeding device was 200 mm, the radius of the rotating roller was 400 mm, the power angle of the duckbill (α) was 23°, and the initial driving angle (φ) was 31°, then the number of driving holes of the rotating drum was calculated as 23, the size of which was 84 mm×32 mm by the method of further geometric analysis. Using CATIA to do digital prototype motion simulation, the practical situation and the change rule of angular velocity when the rotating drum under the action of the duckbill were analyzed, therefore the theoretical analysis was verified. The prototype test showed that the passive roller type of no-till planter hill-mechanism could meet the design requirements, it was simple and reliable in working process and it was also an effective technical choice for no-tillage seeding.

no-till planting； cavitation mechanism； passive roller； kinematics analysis； simulation

S223.2+3

A

1000-1298(2017)09-0053-09

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.09.007

2016-12-12

2017-01-20

黑龍江省博士后科研啟動基金項(xiàng)目(LBH-Q14024)

劉宏新(1971—)，男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)械化技術(shù)與裝備等研究，E-mail： Lcc98@neau.edu.cn