D型打結(jié)器割繩脫扣機構(gòu)空間結(jié)構(gòu)參數(shù)分析

張安琪 陳龍健 董 浩 張紹英 李海濤 韓魯佳

(中國農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 北京 100083)

D型打結(jié)器割繩脫扣機構(gòu)空間結(jié)構(gòu)參數(shù)分析

張安琪 陳龍健 董 浩 張紹英 李海濤 韓魯佳

(中國農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院， 北京 100083)

針對D型打結(jié)器割繩脫扣機構(gòu)空間結(jié)構(gòu)參數(shù)復(fù)雜且設(shè)計要求不清等問題，通過對打結(jié)器割繩脫扣機構(gòu)與其它機構(gòu)進行運動學(xué)分析，建立了割繩脫扣機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計理論模型，描述了割繩脫扣機構(gòu)與其它機構(gòu)之間的參數(shù)匹配關(guān)系。分析了割繩脫扣機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)對割繩脫扣動作的影響，并得出脫扣凹槽及割刀的設(shè)計尺寸要求。結(jié)果表明割繩脫扣機構(gòu)回轉(zhuǎn)中心與脫扣凹槽面的距離變化范圍為27～35 mm，割繩脫扣機構(gòu)回轉(zhuǎn)中心與割刀安裝面距離的變化范圍為47～53 mm，割刀刀刃尺寸由脫扣凹槽位置尺寸決定。設(shè)計并試制了一種組合式割繩脫扣機構(gòu)，該機構(gòu)可實現(xiàn)多參數(shù)調(diào)節(jié)，便于對所求結(jié)構(gòu)參數(shù)的考核驗證。將設(shè)計的組合式割繩脫扣機構(gòu)安裝在已有打結(jié)器上進行打結(jié)試驗，分別對每個參數(shù)進行單因素試驗，共設(shè)計11個試驗組。試驗結(jié)果表明割繩脫扣機構(gòu)空間運動模型準確可靠，計算的結(jié)構(gòu)參數(shù)匹配合理。

打結(jié)器; 割繩脫扣機構(gòu); 結(jié)構(gòu)參數(shù)

引言

D型打結(jié)器作為方捆打捆機的核心部件，其結(jié)構(gòu)緊湊，動作周期短，空間運動匹配要求高。D型打結(jié)器主要由復(fù)合齒盤、打結(jié)器機架、割繩脫扣機構(gòu)、夾繩機構(gòu)及繞扣鉗咬機構(gòu)組成，打結(jié)器成結(jié)工作是在上述各機構(gòu)的精確配合下完成的。國內(nèi)外學(xué)者在打結(jié)器運動仿真及運動時序分析[1-4]、力學(xué)性能及承載分析[5-8]、結(jié)構(gòu)參數(shù)分析[9-14]、結(jié)構(gòu)優(yōu)化[15-20]等方面開展了大量研究。如在打結(jié)器結(jié)構(gòu)參數(shù)分析方面，王磊等[9]建立了打結(jié)嘴鉗咬繩索的解析條件，并進行了可視化表征，為打結(jié)器的參數(shù)分析提供了一種判別方案；尹建軍等[10]對打結(jié)嘴軸安裝角度及夾繩、繞扣時序?qū)σЮK動作的影響進行了分析及驗證；李慧等[11-12]對打結(jié)器機架5個空間異面軸之間的相位關(guān)系進行了研究；熊亞等[13]對割繩脫扣機構(gòu)凸輪的運動規(guī)律及設(shè)計依據(jù)進行了研究；呂紅[14]借助Matlab對D型打結(jié)器實現(xiàn)了參數(shù)化建模，并對其進行了運動匹配研究。割繩脫扣機構(gòu)作為D型打結(jié)器控制割繩、脫扣的關(guān)鍵機構(gòu)之一，與其它機構(gòu)存在嚴格的運動匹配關(guān)系，其空間結(jié)構(gòu)參數(shù)對運動匹配關(guān)系有著直接影響，而上述研究均未涉及割繩脫扣機構(gòu)及其空間結(jié)構(gòu)參數(shù)。因此研究分析割繩脫扣機構(gòu)空間結(jié)構(gòu)參數(shù)對割繩脫扣動作的影響，并得出其設(shè)計要求，有助于推進我國打結(jié)器的自主化設(shè)計。

圖2 割繩脫扣動作示意圖Fig.2 Sketches of twine cutting and removing

本研究確定割繩脫扣機構(gòu)與D型打結(jié)器其它機構(gòu)之間的空間相位參數(shù)，建立割繩脫扣機構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計理論模型，描述割繩脫扣機構(gòu)與其它機構(gòu)之間的參數(shù)匹配關(guān)系。進而分析割繩脫扣機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)對割繩、脫扣效果的影響，計算得出脫扣凹槽及割刀的尺寸設(shè)計要求，進而設(shè)計一種組合式割繩脫扣機構(gòu)并進行試驗驗證。

1 割繩脫扣機構(gòu)與工作原理

圖1為D型打結(jié)器結(jié)構(gòu)示意圖，D型打結(jié)器包括復(fù)合齒盤、機架和夾繩機構(gòu)、繞扣鉗咬機構(gòu)及割繩脫扣機構(gòu)，割繩脫扣機構(gòu)包括凸輪滾子、刀臂、割刀及脫扣凹槽。

圖1 D型打結(jié)器結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Structure diagrams of D-knotter1.齒盤 2.割繩脫扣機構(gòu) 3.繞扣鉗咬機構(gòu) 4.夾繩機構(gòu) 5.機架 6.凸輪滾子 7.刀臂 8.割刀 9.脫扣凹槽

割繩脫扣動作是在割繩脫扣機構(gòu)與其它兩大機構(gòu)及齒盤凸輪溝槽的共同作用下完成的，其工作原理如圖2所示。隨著打結(jié)嘴的轉(zhuǎn)動，割繩脫扣機構(gòu)在復(fù)合齒盤中凸輪溝槽的驅(qū)動下慢慢轉(zhuǎn)動(圖2a)；待打結(jié)嘴與鉤鉗完成鉗咬動作后，脫扣凹槽運動到打結(jié)嘴后端，準備脫扣動作(圖2b)；當割刀開始割繩動作時，脫扣凹槽驅(qū)動α環(huán)從打結(jié)嘴表面剝離并脫離打結(jié)嘴，打結(jié)嘴鉤鉗咬住繩頭，將繩頭從α環(huán)中抽出，形成α結(jié)，直至在脫扣凹槽的驅(qū)動下繩頭從鉤鉗中脫離(圖2c)?？梢钥闯?，割繩脫扣過程中，割繩脫扣機構(gòu)的空間結(jié)構(gòu)參數(shù)不僅受到打結(jié)器機架5個軸孔相對角度和齒盤凸輪溝槽輪廓的影響，而且割繩脫扣機構(gòu)還與齒盤凸輪溝槽、夾繩機構(gòu)及繞扣鉗咬機構(gòu)存在運動匹配關(guān)系。

2 割繩脫扣機構(gòu)運動學(xué)模型構(gòu)建

2.1 空間坐標系的建立

為描述機架軸孔、齒盤溝槽凸輪、夾繩機構(gòu)、繞扣鉗咬機構(gòu)對割繩脫扣機構(gòu)空間結(jié)構(gòu)參數(shù)的匹配關(guān)系，首先建立空間坐標系，對割繩脫扣機構(gòu)與其它機構(gòu)的空間相位關(guān)系進行表達，如圖3所示。

圖3 空間坐標系Fig.3 Layout of coordinate system

以機架上刀臂回轉(zhuǎn)軸中心為坐標原點O建立空間靜坐標系σ，打結(jié)器主軸方向為i軸方向，垂直于刀臂回轉(zhuǎn)面的方向為j軸方向；以機架主軸端面中心為坐標原點O1建立空間輔助靜坐標系σ1，主軸方向為i1軸方向，O1點與機架支撐軸心在主軸端面投影為k1軸方向；以夾繩盤回轉(zhuǎn)軸線與i1O1k1平面交點為坐標原點O2建立空間輔助靜坐標系σ2，i2軸與i1軸同向，夾繩盤回轉(zhuǎn)軸線方向為j2軸方向。

以夾繩盤的回轉(zhuǎn)圓心O3為坐標原點建立空間動坐標系u3，打結(jié)器主軸方向為i3軸方向，垂直于夾繩盤面的方向為j3軸方向；以打結(jié)嘴軸肩回轉(zhuǎn)端面中心為坐標原點O4建立空間動坐標系u4，以打結(jié)嘴軸線方向為k4軸方向，i4軸位于打結(jié)嘴對稱面上且垂直于k4軸；以鉤鉗回轉(zhuǎn)中心為原點建立空間動坐標系u5，鉤鉗直鉤方向為i5軸方向，j5軸垂直于鉤鉗對稱面向外；以脫扣凹槽圓心為中心O6建立動坐標系u6，j軸方向為j6軸方向，k軸方向為i6軸反方向；以割刀安裝面與j6軸交點為圓心O7建立動坐標系u7，i軸方向為i7軸方向，垂直割刀平面方向為j7軸方向。各坐標系的其它軸方向均通過右手定則確定。

動、靜坐標系的平移轉(zhuǎn)換借助一組標準的直角坐標系來實現(xiàn)，即x、y、z軸的單位坐標矢量，分別是i0=(1;0;0)，j0=(0;1;0)，k0=(0;0;1)?？臻g角度轉(zhuǎn)換借助旋轉(zhuǎn)矩陣實現(xiàn)，旋轉(zhuǎn)角為ε，旋轉(zhuǎn)矩陣為正交矩陣，表示為

(1)

(2)

(3)

2.2 空間相位參數(shù)設(shè)定

圖4 空間相位參數(shù)確定Fig.4 Confirming of spatial phase parameters

各坐標系之間的相位參數(shù)如圖4所示。如圖4a所示，設(shè)動坐標系u3圓心O3與靜坐標系σ圓心O在k軸方向距離為d0，在i軸方向距離為d1，輔助靜坐標系σ1圓心O1與靜坐標系σ圓心O在k軸方向距離為d2，在i軸方向距離為d3，在i1O1k1平面k1軸與k4軸的夾角為α1。如圖4b所示，輔助靜坐標系σ2圓心O2與輔助靜坐標系σ1圓心O1在k1軸方向距離為d4，k2軸與k1軸的夾角為α2，輔助靜坐標系σ2圓心O2與動坐標系u3圓心O3在j3軸方向距離為d5。如圖4c所示，輔助靜坐標系σ1圓心O1與動坐標系u4圓心O4在k4軸方向距離為d6，在j1O1k1平面k1軸與k4軸的夾角為α3，動坐標系u4圓心O4與靜坐標系σ圓心O在j4軸方向距離為d7。如圖4d所示，動坐標系u4圓心O4與動坐標系u5圓心O5在i4軸方向距離為d8，在k4軸方向距離為d9，i4軸與i5軸的夾角為α4。如圖4e所示，動坐標系u6圓心O6與靜坐標系σ圓心O在i軸方向距離為d10，在k軸方向距離為d11。如圖4f所示，動坐標系u7圓心O7與靜坐標系σ圓心O在j軸方向距離為d12，動坐標系u6圓心O6與靜坐標系σ圓心O在j軸方向距離為d13，j6軸與iOk平面夾角為α5。

2.3 機構(gòu)間空間相位參數(shù)數(shù)值解析條件建立

為便于解析計算，建立了割繩脫扣機構(gòu)與齒盤凸輪溝槽、夾繩-繞扣鉗咬機構(gòu)的空間相位參數(shù)數(shù)值解析條件。

2.3.1 割繩脫扣機構(gòu)與齒盤溝槽凸輪

由圖5可知，割繩脫扣機構(gòu)初始狀態(tài)時，凸輪滾子與圓心O在k軸方向的距離為

(4)

凸輪滾子的升程為

(5)

式中R0——凸輪最大向徑r0——凸輪基圓半徑

割繩脫扣機構(gòu)初始狀態(tài)時，i0軸與i軸的夾角為

γ1=arcsin(h1/r1)-arcsin(s0/r1)

(6)

式中r1——割繩脫扣機構(gòu)驅(qū)動臂半徑

割繩脫扣機構(gòu)的最大擺動角度為

γ2=arcsin(s0/r1)+arcsin((s-s0)/r)

(7)

圖5 空間相位參數(shù)標定Fig.5 Coordinate graphs of key position

2.3.2 割繩脫扣機構(gòu)與夾繩-繞扣鉗咬機構(gòu)

由于割繩脫扣機構(gòu)與夾繩-繞口鉗咬機構(gòu)存在嚴格的運動匹配，為了簡化分析，對各機構(gòu)存在運動匹配的關(guān)鍵位置點借助矢量形式進行簡化表達。

如圖6a所示，考慮夾繩機構(gòu)中僅夾繩點C及i3O3k3平面與割繩脫扣機構(gòu)存在運動配合關(guān)系，因此僅對夾繩機構(gòu)夾繩點C在動坐標系u3內(nèi)進行位置矢量表達，其位置矢量為

rJ=r2((cosγ3)i3+(sinγ3)k3)

(8)

設(shè)夾繩點C在夾繩過程中相對j3軸的旋轉(zhuǎn)角度為φ1，參考現(xiàn)有德國Rasspe打結(jié)器，φ1∈[0，π/2]，則夾繩點C在靜坐標系下的矢徑為

RJ=Ri(-α3)[Ri(α2)(rJRj(-φ1)-d5j0)-
d4k0]+d7j0-d3i0+d2k0

(9)

圖6 關(guān)鍵位置點坐標圖Fig.6 Coordinate graphs of key position

如圖6b所示，考慮繞扣鉗咬機構(gòu)與割繩脫扣機構(gòu)產(chǎn)生運動干涉的關(guān)鍵點為打結(jié)嘴前端點D1、鉤鉗前端點D2、打結(jié)嘴后端點D3及打結(jié)嘴搭繩點D4，因此僅對上述點進行簡化矢量表達，其位置矢量分別為

rD1=g1xi4+g1yk4

(10)

rD2=g2xi4+g2yk4

(11)

rD3=g3xi4+g3yk4

(12)

rD4=g4xi5+g4yk5

(13)

設(shè)打結(jié)嘴的轉(zhuǎn)動角度為φ2，鉤鉗與打結(jié)嘴的夾角α4隨著φ2的變化按照固定時序[1]變化，設(shè)初始角度為λ0，最大張開角度為λ。

當φ2∈[0，5π/6]時，鉤鉗閉合，α4=λ0；當φ2∈[5π/6，7π/6]時，鉤鉗漸開，α4=λ0-λ(φ1-5π/6)/(π/3)；當φ2∈[7π/6，11π/6]時，鉤鉗張開，α4=λ0-λ；當φ2∈[11π/6，2π]時，鉤鉗漸閉，α4=λ0-λ(2π-φ1)/(π/6)。

繞扣鉗咬機構(gòu)各關(guān)鍵點在空間靜坐標系下的矢徑為：

打結(jié)嘴各點

RD=(rDRk(φ2)-d6k0)Rj(α1)+d7j0-d3i0+d2k

(14)

鉤鉗前端點

RG=[(Rj(-α4)rG-d8i0-d9k0)Rk(φ2)-
d6k0]Rj(α1)+d7j0-d3i0+d2k0

(15)

如圖6c所示，考慮割刀中僅刀刃MN及i7O7k7平面與夾繩-繞口鉗咬機構(gòu)存在運動配合關(guān)系，因此僅對刀刃MN在動坐標系u7內(nèi)進行位置矢量表達，其位置矢量為

rg=x7i7+(f1x-x7)k1k7(x7∈[f2x,f1x])

(16)

式中：參考已有割刀，k1=-1.2。

如圖6d所示，考慮脫繩板中僅脫扣凹槽及i6O6k6平面與夾繩-繞口鉗咬機構(gòu)存在運動配合關(guān)系，因此僅對脫扣凹槽在動坐標系u6內(nèi)進行位置矢量表達，其位置矢量為

rT=r3(cos(π+θ3)k6+sin(π+θ3)j6)

(θ3∈[-γ4,γ4])

(17)

設(shè)割繩脫扣機構(gòu)相對靜坐標系j軸的旋轉(zhuǎn)角度為φ3，φ3∈[γ1，γ1+γ2]，刀刃MN在空間靜坐標系下的矢徑為

Rg=Rj(φ3)[Ri(-α5)rg-d10i0+d13j0-d14k0]

(18)

脫扣凹槽在空間靜坐標系下的矢徑為

RT=Rj(φ3)[rT-d10i0+d12j0-d11k0]

(19)

已知割刀與夾繩機構(gòu)不產(chǎn)生運動干涉，由割刀與夾繩機構(gòu)的空間相位可知，割刀刀刃頂部點M與夾繩機構(gòu)i3O3k3平面相距最近，因此割繩脫扣機構(gòu)旋轉(zhuǎn)過程中M點到夾繩機構(gòu)平面i3O3k3的距離需大于零。設(shè)點M到平面i3O3k3的距離為

l1=|lO3M·j3|/|j3|

(20)

為避免繩頭滑移，割刀割繩需在完成鉗咬動作以后；為避免無法割繩，割繩需早于脫扣動作。為判定割繩動作的時序，通過建立刀刃MN與捆繩CD4之間的距離l2隨φ3的變化方程來判定，當l2=0時即可判定為割繩動作。

已知刀刃MN與捆繩CD4之間的公垂線向量為

n1=lMN·lCD4/|lMN·lCD4|

(21)

刀刃MN與捆繩CD4之間的公垂線距離為

l2=|lMC·n1|/|n1|

(22)

已知繞扣鉗咬機構(gòu)在運動過程中與脫扣凹槽、割刀無運動干涉。因此鉗咬機構(gòu)打結(jié)嘴前端點D1、鉤鉗前端點D2與割繩脫扣機構(gòu)i6O6k6平面及i7O7k7平面的距離應(yīng)大于零。

設(shè)打結(jié)嘴前端點D1、鉤鉗前端點D2與脫扣凹槽機構(gòu)i6O6k6平面的距離分別為l3、l4，與割刀i7O7k7平面的距離分別為l5、l6。有

l3=|lO6D1·k6|/|k6|

(23)

l4=|lO6D2·k6|/|k6|

(24)

l5=|lO7D1·j7|/|j7|

(25)

l6=|lO7D2·j7|/|j7|

(26)

為避免運動干涉，脫扣凹槽需在打結(jié)嘴完成旋轉(zhuǎn)后運動至打結(jié)嘴后端點D3，且打結(jié)嘴在靜坐標系下的最低點應(yīng)恰好在k軸上。由此可得

l7=RD3(1,360)-RTO6(1,φ3)>0

(27)

(28)

d13=d7

(29)

脫繩扣凹槽轉(zhuǎn)動到極限位置時，脫扣凹槽與打結(jié)嘴前端點D2的距離需大于繩頭長度，參考已有打結(jié)器成結(jié)參數(shù)，可知繩頭長度為20 mm，由此可知

l8=RTO6(1,γ1+γ2)-RD3(1,360)>20

(30)

2.4 各機構(gòu)運動匹配關(guān)系

設(shè)齒盤的旋轉(zhuǎn)角度為φ，根據(jù)現(xiàn)有時序[1]可知，當φ為158°～273°時，夾繩機構(gòu)、繞扣鉗咬機構(gòu)、割繩脫扣機構(gòu)依次動作，直到脫繩桿運動到極限位置?；谠摃r序可知

3 割繩脫扣機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)分析

基于現(xiàn)有德國Rasspe公司D型打結(jié)器的空間結(jié)構(gòu)參數(shù)及運動時序[1-3]，借助Matlab對所建立的參數(shù)設(shè)計理論模型進行解析計算，為了便于直觀判別，借助Matlab強大的繪圖功能，計算結(jié)果以趨勢圖的形式表達。

3.1 脫扣凹槽

基于上述分析可知，可知參數(shù)d10對脫扣動作及與繞口鉗咬機構(gòu)的匹配有著直接影響。圖7所示為脫扣凹槽與打結(jié)嘴關(guān)鍵點D1、D3的距離與d10的變化關(guān)系，由圖7a可知，隨著d10的變大，脫扣凹槽i6O6k6平面與D1點間距先變小后變大，當d10=22.0 mm且打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動180°時，脫扣凹槽i6O6k6平面與D1點間距l(xiāng)3恰好為零，此刻脫扣凹槽恰好與旋轉(zhuǎn)打結(jié)嘴相切，所以d9需大于22 mm。

圖7 脫扣凹槽與D1、D3距離與d10的關(guān)系Fig.7 Relation schemas of d10 and distance between release groove and D1 and D3

如圖7b所示，隨著d10的變大，脫扣凹槽最低點與D3點間距先變小后變大，當d10=26.9 mm且打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動360°時，脫扣凹槽最低點與D3點間距l(xiāng)7恰好為0 mm，此刻脫繩凹槽恰好與打結(jié)嘴后端相切，為避免運動干涉，d10需大于26.9 mm。

如圖7c所示，隨著d10的變大，割繩脫扣機構(gòu)轉(zhuǎn)動到最大角度時脫扣凹槽最低點與打結(jié)嘴前端點D1的距離不斷變小，當d10=35.1 mm，脫扣凹槽最低點與打結(jié)嘴前端點D1的距離l8為20 mm，此刻恰好等于繩頭長度，所以d10需小于35 mm；綜上可得27 mm

3.2 割刀

割刀坐標系原點O7與靜坐標系原點O在j軸方向距離d12對割刀與夾繩盤、打結(jié)嘴干涉有著直接影響。已知打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動270°時D3點與割刀平面最近，因此以打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動270°為研究對象，圖8所示為打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動270°時割刀平面與鉤鉗前端點D3的距離l6與d12的變化關(guān)系。由圖8a可知，隨著d12的變大，割刀與鉤鉗前端點的距離先變小后變大，當d12=46.2 mm時，l6=0 mm，可知此刻割刀恰好與D3相切，d12需大于46.2 mm。

圖9 割刀與捆繩距離與f1x的關(guān)系Fig.9 Relation schemas of f1x and distance between knife and rope

已知割刀刀刃M點與夾繩盤距離最近，因此僅分析M點到夾繩盤平面的距離與d12的變化關(guān)系。由圖8b可知隨著d12的變大，l1先減小后增大，當d12=53.1 mm時，l1=0 mm，可知此刻刀刃M點恰好與夾繩盤相切，d12需小于53.1 mm。

綜上可得47 mm

圖8 割刀與打結(jié)嘴、夾繩盤距離與d12的關(guān)系Fig.8 Relation schemas of d12 and distance between knife and knotting bill and rope clamping

由于刀刃的斜率已確定，影響割刀割繩時序的只有刀刃兩端點MN在動坐標系u7下的位置坐標，圖9所示為割刀與捆繩距離l2與f1x的關(guān)系圖。如圖9a所示，打結(jié)嘴轉(zhuǎn)動360°且d10=27 mm時，隨著f1x的增大，割刀刀刃與捆繩之間的公垂線距離l2先變小后變大，當f1x=29.8 mm時l2恰好為零，此刻為割繩動作，為確保完成鉗咬動作后割繩，需使f1x<30 mm；同理，如圖9b所示，當d10=35 mm時，需使f1x<40 mm。

如圖9c所示，d10=27 mm且恰要脫扣時，隨著f1x的增大，割刀刀刃與捆繩之間的公垂線距離l2先變小后變大，當f1x=23.7 mm時l2恰好為零，此刻為割繩動作，為了確保割繩早于脫扣動作，需使f1x>24 mm；同理，如圖9d所示，當d10=35 mm時，f1x>30 mm。

綜上可得刀刃結(jié)構(gòu)尺寸由割刀位置尺寸決定。

4 試驗驗證

4.1 組合式割繩脫扣機構(gòu)設(shè)計

為驗證割繩脫扣機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)分析的合理性，且考慮所得參數(shù)d10、d12、f1x均為變量，設(shè)計一種組合式割繩脫扣機構(gòu)。該組合式割繩脫扣機構(gòu)的刀臂、脫扣凹槽、割刀及安裝平臺是分別獨立的，各單元通過螺栓、螺釘?shù)冗B接方式組合在一起，參數(shù)d10、d12通過調(diào)整墊片調(diào)節(jié)，參數(shù)f1x由d10確定，該組合式割繩脫扣機構(gòu)三維模型圖如圖10所示。

圖10 組合式割繩-脫扣機構(gòu)三維模型圖 Fig.10 Three-dimensional diagrams of combined type of twine removing component

4.2 割繩脫扣效果驗證

將設(shè)計試制的組合式割繩脫扣機構(gòu)安裝在打捆機(華德9YFQ-1.5)的原裝打結(jié)器(RS3770)上進行室內(nèi)打結(jié)試驗，通過測試其割繩脫扣效果考核參數(shù)匹配的合理性。如圖11所示，試驗捆繩采用直徑4 mm聚丙烯繩，選擇小麥秸稈作為對象進行打結(jié)試驗，對參數(shù)d10、d12分別依次通過墊片獲取6個、5個參數(shù)值，參數(shù)f1x根據(jù)參數(shù)d10取最優(yōu)值，對參數(shù)d10、d12進行單因素試驗，設(shè)計11個試驗組，每組打結(jié)20次，試驗結(jié)果如表1所示。

圖11 打結(jié)試驗Fig.11 Knottting test

試驗結(jié)果顯示當參數(shù)d10、d12分別取設(shè)計要求內(nèi)的值時，其割繩脫扣效果好，成功率接近100%；當參數(shù)d10、d12分別取設(shè)計要求以外的值時，割繩脫扣成功率大大下降。當d10=26 mm時，脫扣凹槽與旋轉(zhuǎn)打結(jié)嘴產(chǎn)生干涉，無法脫扣；d10=36 mm時，因脫扣行程變小，部分繩扣存在無法脫下的情況。當d12=46 mm及d12=54 mm時，割刀分別與旋轉(zhuǎn)打結(jié)嘴、夾繩盤產(chǎn)生干涉，無法割繩。由此可知，基于上述模型所得的結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)范圍是可靠的，符合打結(jié)器的使用要求。

表1 打結(jié)試驗結(jié)果
Tab.1 Result of knottting test

d10/mmd12/mm測試數(shù)成功數(shù)265020028502020305020203250202034502019365020932462003248202032502020325220203254200

5 結(jié)論

(1)通過建立空間坐標系，確定了打結(jié)器各機構(gòu)的空間相位參數(shù)，建立了割繩脫扣機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計理論模型，描述了割繩脫扣機構(gòu)與其它機構(gòu)之間的參數(shù)匹配關(guān)系。

(2)研究了割繩脫扣機構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)對割繩、脫扣效果的影響，計算了脫扣凹槽及割刀的尺寸設(shè)計要求，割繩脫扣機構(gòu)回轉(zhuǎn)中心與脫扣凹槽面的距離d10變化范圍為27～35 mm，割繩脫扣機構(gòu)回轉(zhuǎn)中心與割刀安裝面距離d12的變化范圍為47～53 mm，割刀刀刃尺寸由割刀位置尺寸決定。

(3)設(shè)計了一種可實現(xiàn)參數(shù)調(diào)節(jié)的組合式割繩脫扣機構(gòu)，進行了模型驗證，結(jié)果表明割繩脫扣機構(gòu)空間運動模型準確可靠，參數(shù)匹配合理。

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Spatial Structure Parameter Analysis of Rope Cutting and Releasing Mechanism of D-knotter

ZHANG Anqi CHEN Longjian DONG Hao ZHANG Shaoying LI Haitao HAN Lujia

(CollegeofEngineering,ChinaAgriculturalUniversity,Beijing100083,China)

Aiming to resolve the problem the space structure of rope cutting and releasing mechanism of knotter was very complex and the structure parameter influencing the motion of rope cutting and releasing was unknown. Kinematics analysis of rope cutting and releasing mechanism and other mechanism were carried out. The parametric design theory about rope cutting and releasing mechanism was established. The relationship of parameter matching between rope cutting and releasing mechanism and other mechanism was described. The important structure parameters influencing the motion of rope cutting and releasing were analyzed. The design requirements of rope releasing platform and cutting knife were calculated. The results showed that the distance between center of gyration of rope cutting and releasing mechanism and the rope releasing platform were 27～35 mm, the distance between centre of gyration of rope cutting and releasing mechanism and the platform of rope cutting knife were 47～53 mm, the cutting edge size of rope cutting knife was decided by the position size of platform of rope cutting knife. In order to verify the accuracy of the model, a modular rope cutting and releasing mechanism was designed and manufactured based on the range of key size of rope cutting and releasing mechanism. The designed rope cutting and releasing mechanism can adjust the position size and structure size of rope releasing platform and cutting knife, it was very convenient for the validation of structural parameters of rope cutting and releasing mechanism. The wheat straw baling test on the designed mechanism was conducted in the interior, eleven experimental groups were designed. Results showed that if the design size met the design requirements, the effect of rope cutting and releasing was good, otherwise the effect of rope cutting and releasing was poor. Therefore, it can be found that the calculating structural size parameters of rope cutting and releasing mechanism were confirmed to the requirements of D-knotter, and the model was accurate and it could guide the optimal design of D-knotter.

knotter; rope cutting and releasing mechanism; structural parameters

10.6041/j.issn.1000-1298.2017.01.010

2016-08-26

2016-11-04

教育部長江學(xué)者和創(chuàng)新團隊發(fā)展計劃項目(IRT1293)

張安琪(1989—)，男，博士生，主要從事生物質(zhì)資源開發(fā)與利用研究，E-mail: zhanganqi07@126.com

韓魯佳(1964—)，女，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事生物質(zhì)資源開發(fā)與利用研究，E-mail: hanlj@cau.edu.cn

S817.11+5

A

1000-1298(2017)01-0073-08