根莖類藥材收獲機的設計與試驗

陳學深,方貴進,黃旭楠,朱立學,齊 龍,馬 旭

(1.華南農業大學 工程學院,廣州 510642;2.仲愷農業工程學院 機電工程學院,廣州 510225)

0 引言

我國是藥材種植大國,根莖類藥材種植面積已超過16.7萬hm2[1]。現有的藥材挖掘、脫土等環節的機械設備往往彼此獨立,導致收獲機功能單一、作業效率低,嚴重制約了我國藥材的規模化、產業化發展。

少數針對根莖類藥材種植工藝及種植環境而研制的收獲機[2-3],雖然在一定程度上解決了機械收獲的效率問題,但都不具備藥材地上莖稈或雜草莖稈的分離功能。利用常規的篩分機構進行機械化根土分離時,尚未完全清除的地上枝莖或較長雜草莖稈與土壤交織混合,使得土壤不易破碎;加之較長枝莖與擺動篩桿易形成網狀結構,使得土壤難以篩落;同時,根莖與藥材的混雜狀況,使鏟起的藥材在回落時又重新被土壤或藥草莖稈覆蓋,導致現有的根莖類藥材收獲機根系與土壤分離效果差。

針對以上問題,筆者設計了一種多功能的根莖類藥材收獲機,可一次性完成藥材的挖掘、脫土及藥草莖稈的集條擺放等作業。

1 整機結構與工作原理

1.1 整機結構

根莖類藥材收獲機的主要部件包括挖掘鏟、振動式輸送鏈、莖稈分離機構、擺動篩及莖稈輸送帶等,如圖1所示。

1.懸掛梁 2.變速器 3.皮帶 4.挖掘鏟鏟架 5.輸送鏈擋板 6.分離機構擋板 7.變向機構 8.彎板鏈條 9.支撐輪 10.撥桿 11.撥指 12.落莖桿 13.鏈條 14.輸送帶 15.擺動篩擋板 16.擺動篩 17.柵條板 18.吊桿 19.連桿 20.偏心輪 21.車輪 22.輸送鏈 23.挖掘鏟圖1 收獲機結構示意圖Fig .1 Structure of the harvester。

1.2 工作原理

作業時,挖掘鏟進入土壤將藥材、莖稈與土塊這三者的復合物挖出并運送到輸送鏈上;復合物在輸送鏈上會因鏈條的規律抖動而發生破裂,實現了初步的土壤分離,然后被輸送到柵條板處;位于兩側的彎板鏈條上安裝有跟隨鏈條運動的撥桿,撥桿上的撥指能清理位于柵條板間隙的土壤,同時把莖稈從復合物中挑出,并在重力的作用下落到輸送帶;而仍粘附于撥指的少部分莖稈,當運動到后面落莖稈處,會被阻擋而落到輸送帶上,輸送帶中間凸起而兩側向下傾斜,把落在其上的莖稈運向機具兩側;同時,在撥桿的撥動作用下,藥材和土塊會落到位于下方的會繞吊桿擺動的擺動篩上而進一步相分離開來;最后,藥材被抖落到機具后面的軟土上進行鋪放,完成藥材、土塊、莖稈三者的分離。

2 主要機構及部件設計

2.1 挖掘裝置的設計

收獲機選用的挖掘鏟如圖2所示。

1.螺栓連接 2.鏟片 3.鏟架 4.鏟托 5.銷連接 6.防石柵圖2 挖掘鏟結構簡圖Fig.2 Structure of the excavating device。

影響挖掘裝置挖掘性能的主要參數有鏟面傾角α0、鏟面長度l及鏟刃張角θ。挖掘鏟作業時,所受到的挖掘阻力和碎土性能與鏟面傾角α0有關。因此,對位于挖掘鏟鏟面的土壤A進行受力分析,如圖3所示。

圖3 鏟面與土壤相互作用力分析Fig.3 Stress analysis of the soil on the shovel。

根據圖3可以建立如下方程,即

(1)

式中P0—掘起物沿挖掘鏟移動所需的力(N);

G0—鏟面土壤的重力(N);

FN0—挖掘鏟對鏟面土壤的支持力(N);

Ff0—挖掘鏟面對土壤的摩擦力,Ff0=FN0·tanφ0,φ0為鏟與土壤間的摩擦角,一般取φ0=30°～36°。

由式(1)可得

P0≥G0tan(α0+φ0)

(2)

由式(2)可知:挖掘鏟所受阻力P0與傾角α0成正比。根據文獻[4-5],兼顧本挖掘鏟的設計目的,選取傾角α0=14°。

收獲機的挖掘鏟頭的形狀設計成多個類似三角形的刃口緊挨排列,是為了使莖稈與藥材能夠較好地滑離挖掘鏟,從而降低挖掘鏟所受到的阻力。位于挖掘鏟頭部的莖稈的受力分析如圖4所示。

圖4 刃口上莖稈受力分析圖Fig.4 Stress analysis of the stem on the cutting edge。

由圖4可得出莖稈沿挖掘鏟頭部刃口有效滑移的條件為

(3)

式中P1—莖稈沿鏟刃口移動所需要的力(N);

θ—鏟刃張角(°);

Ff1—挖掘鏟刃口對莖稈的摩擦力,Ff1=FN1·tanφ1,FN1為刃口對莖稈的法向推力,FN1=P1sin(θ/2),φ1為莖稈與挖掘鏟之間的摩擦角,一般取φ1=40°～42°。

代入相關數值可得

θ≤96°～100°

(4)

本機選取θ=90°。

合適的鏟面長度可以在低功耗的前提下實現土壤的破碎,有利于藥材根系脫土。

根據圖5所示的土壤受力分析(見圖5)及動能定理可得出以下等式,即

圖5 土壤的速度與受力分析Fig.5 Speed analysis and stress analysis of the soil。

(5)

式中Ff2—土壤沿鏟面上滑所受到的摩擦力,Ff2=G0cosα0·tanφ0;

h0—挖掘鏟平均入土深度,h0≈250mm;

m—鏟面上土壤的質量(kg);

v′—土壤離開鏟面時的速度(m/s);

va—土壤剛離開地面時速度,va=ve·tanα0,ve為牽連速度,大小等于挖掘鏟的前進速度(0.4～0.8m/s)。

由式(5)可得

(6)

由上述分析可知,鏟面長度的確定與鏟面的傾角大小有重要的聯系。結合式(6)和實際作業條件,選取l=400mm。

2.2 振動式輸送鏈的設計

輸送鏈在驅動輪的驅動下運動,在抖動輪的作用下使物料振動[6],如圖6所示。輸送鏈振動程度由抖動輪設計參數決定,當輸送鏈處于最大振幅狀態時,點M的運動軌跡和三爪抖動輪的位置情況如圖7(a)所示。此時,三爪抖動輪的中心O1點與坐標系O點的連線、三爪抖動輪的中心O1點與點M的連線、坐標系O點與點M的連線組成等邊三角形,且x軸恰好是三爪抖動輪中心O1點與點M連線的中垂線。

圖6 振動式輸送鏈機構原理圖Fig.6 Operational principle of the conveyor chain。

圖7 輸送鏈運動分析圖Fig.7 Kinematic analysis of the conveyor chain。

根據圖7(b)幾何關系可知

(7)

式中r0—抖動輪半徑,r0=65mm;

h1—動點M相對鏈條斜面(斜線狀態時)的高度,即抖動輪頂出鏈條斜面的高度(mm);

λ—鏈條上點的振動幅值(mm)。

λ、r0、與h1滿足如下關系,即

(8)

根據圖7所示幾何關系,結合式(8)得

(9)

式中δ—折線鏈條與x軸的夾角(°)。

作為帶振動的輸送機構,振動式輸送鏈上M點位移接近于正弦曲線[7-10],其周期運動規律為

S=λsinw0t

(10)

式中S—動點M的位移(mm);

w0—三爪抖動輪的轉動角速度(rad/s);

t—振動的時間(s)。

由上述分析可知,M點沿x軸、y軸方向的加速度分別為

(11)

根據種植農藝,在收獲作業時殘存下來的莖稈層的平均厚度大約為20mm,因此對邊長為20mm的正方形莖稈塊進行受力分析,如圖8所示。

圖8 位于輸送鏈上的莖稈塊力學分析Fig.8 Stress analysis of the stem on the conveyor chain。

莖稈沿x軸的動力學方程可表示為

Ff3-G1sinα1=m1asx

(12)

式中G1—莖稈塊的質重(N),G1=m1g,m1為莖稈塊的質量,g為重力加速度;

Ff3—莖稈與輸送鏈的摩擦力(N),Ff3=(G1cosα1+m1ay)tanφ2,φ2為莖稈與鏈條的滑動摩擦角(經測量為18.5°);

α1—輸送鏈的傾斜角度(°);

asx—輸送鏈上的莖稈在x軸方向的加速度(mm/s2)。

為了保證莖稈層能夠穩定向上移動,應使得

asx≥ax

(13)

即

Ff3-G1sinα1≥m1ax

(14)

對式(11)、式(12)和式(14)進行整合可得

(15)

根據圖7所示的幾何關系及函數sinw0t的取值范圍,可知式(15)的臨界條件為

(16)

現假設輸送鏈與三爪抖動輪、驅動輪之間為沒有相對滑動的理想情況,那么輸送鏈的線速度vs與三爪抖動輪的線速度vd的大小一樣,滿足如下關系,即

vs=vd=w0r0

(17)

結合式(8)、式(9)、式(16)和式(17)可得

(18)

將已知數值代入上式可得

(19)

莖稈層在輸送鏈的線速度、輸送鏈的傾角和三爪抖動輪頂起高度的共同作用下不往下移動的臨界條件由式(19)表達,從而輸送鏈參數的設計選取具有了一定的理論依據。

由式(19)得出莖稈層不發生下滑的臨界曲線(見圖9),且當vs和h1這對參數組合位于該臨界曲線的上方便能使莖稈層不發生下滑。根據上述分析和相關文獻[11-12]對輸送鏈的分離性能的研究,可選取輸送鏈的傾角α1=24°,輸送鏈的速度vs=1.5m/s,三爪抖動輪的頂起高度h1=22mm。

圖9 莖稈層上移臨界曲線Fig.9 Critical curve of the stem layer。

2.3 藥草莖稈分離機構的設計

莖稈分離機構如圖10所示。在分離過程中,影響莖稈分離性能的主要因素有柵條板的傾斜角度、撥指運動速度及撥指的運動軌跡。其中,柵條板的傾斜角度設計成可調控,后續用試驗優化方法確定其最佳角度,而撥指的運動速度及運動軌跡需進行理論分析加以確定。

1.撥桿 2.鏈條 3.鏈輪 4.落莖稈 5.輸送帶 6.柵條板圖10 莖稈分離機構結構Fig.10 Structure of the stem separation system。

復合物與撥指速度分解示意圖如圖11所示。由圖11可知:脫離輸送鏈的復合物以拋物線的運動軌跡落向柵條板,而撥指在AB段運動軌跡為圓周運動。E點為這兩者的運動軌跡的相交動點,C點為位于撥指上的點且與點E重合。為了保證撥指能挑離出莖稈,撥指C點在E處的切向速度應比復合物E點的速度vE要大。

圖11 復合物與撥指速度分解示意圖Fig.11 Speed analysis of the compound and finger。

圖11中,取復合物將脫離輸送鏈的O2點為坐標系的原點,選取水平向右為x軸,選取垂直向上為y軸而建立出直角坐標系。根據速度分析可知,撥指C點的速度vC滿足

(20)

式中σ—vE方向與x軸正向的夾角(°);

ε—vC方向與x軸正向的夾角(°),ε=1.5π-ψ,ψ為撥指C點和圓心O3的連線與x軸正向的夾角。

根據所建坐標系,復合物的位移方程為

(21)

式中v0—復合物脫離輸送鏈時的速度,v0≈vs=1.5m/s;

β—v0的方向與x軸正向的夾角,β≈α1=24°;

vt—機具作業時的前進速度,取vt=0.4～0.8m/s;

t—復合物脫離輸送鏈的時間(s)。

由式(21)可知復合物E點速度與方向余弦,即

(22)

式中tE—復合物脫離輸送鏈運動到E點所用時間(s)。

(23)

撥指在AB段的圓周運動軌跡方程為

(24)

式中a—撥指的支撐輪中心O3點相對于坐標系O2點在x軸方向上的距離,a=246mm;

b—撥指的支撐輪中心O3點相對于坐標系O2點在y軸方向上的距離,b=148mm;

r1—撥指點C相對于支撐輪中心O3的圓周距離(mm),r1=183mm。

由式(21)與式(24)可知:點E的坐標為(116,19),tE=0.06s;由式(20)、式(22)、式(23)與式(24)求出vC≥2.8m/s,故取撥指指尖速度為3m/s。

2.4 擺動篩的設計與仿真

擺動篩置于藥草莖稈分離機構下方、機具尾部,是實現藥材與土分離的重要部件,其結構如圖12所示。根據擺動篩的工作原理及作用,篩上物以何種方式在篩上運動,主要取決于擺動篩的結構參數和運動參數,故需對篩上根莖類藥材的運動狀態進行分析,找出影響篩上物運動規律的擺動篩參數,從而為合理設計擺動篩提供理論依據。

1.偏心輪 2.連桿 3.前吊桿 4.篩面 5.后吊桿圖12 擺動篩結構簡圖Fig.12 Structure of the sieve shaker。

當連桿和吊桿的長度相對偏心輪的偏心距r2較長時,可認為篩面只做幅值為2r2的直線往復運動。以篩面的擺動方向為X軸,以偏心機構位于最右邊位置為篩面位移和時間的起始相位,則篩面任一點的加速度aX可表示為

(25)

式中w1—偏心輪的角速度(rad/s);

t—偏心輪的運動時間(s)。

篩上根莖類藥材的慣性力FS與篩面加速度aX大小相等、方向相反。根莖類藥材除受慣性力FS外,還受到自身重力G、篩面摩擦力Ff3和支撐力FN3(根莖類藥材不躍起時)的作用。以篩面方向為x軸方向,與篩面相垂直的方向為y軸方向,建立直角坐標系,得到藥材的受力情況,如圖13所示。

圖13 篩上根莖類藥材受力分析圖Fig.13 Stress analysis of the herb on the sieve shaker。

由圖13可得:根莖類藥材相對篩面前移、后移及躍起的臨界條件,現分述如下:

1)當偏心輪轉至左半周時,篩上根莖類藥材的受力分析如圖13(a)所示。此時,-1≤ cosw1t≤0,根莖類藥材有沿篩面前移的趨勢,且前移條件為

式中α2—篩面相對水平面的傾角(°);

φ3—根莖類藥材與篩面的滑動摩擦角(°);

τ—篩面擺動方向與水平面的夾角(°)。

2)當偏心輪轉至右半周時,篩上根莖類藥材的受力分析如圖13(b)所示。此時,0 ≤ cosw1t≤1,根莖類藥材有沿篩面后移的趨勢,且后移條件為

(27)

3)由圖13可知:藥材后移的時候產生跳動當且僅當發生在偏心輪位于右半周時,FN3=0。根據圖13(b)可得根莖類藥材相對篩面躍起的條件為

(28)

由篩上根莖類藥材運動狀態的分析可知:要使根莖類藥材向篩后移動且相對篩面有一定程度的躍起,則擺動篩相關參數應滿足以下不等式,即

(29)

根據相關文獻[13-15]和上述分析,為滿足作業要求,選取篩面傾角為12°,擺動方向角為18°,偏心輪的轉速為25rad/s,偏心距為35mm。

為檢驗所選機構參數是否滿足根莖類藥材向機具后方抖動運輸,采用PROE建立振動篩三維建模,并利用ADAMS軟件對振動篩上根莖類藥材的位移進行仿真。將根莖類藥材形狀簡化為徑向分別為100、60、50mm的橢球體,求解步長為0.001s,仿真時間為2.5s;測量藥材質心相對篩面質心x軸、y軸的位移量,仿真得到藥材位移變化曲線,如圖14所示。

圖14 藥材位移變化曲線圖Fig.14 Displacement diagram of the herb。

圖14可以看出:與理論分析一致,藥材具有相對篩面上移、下移和躍起的運動狀態。在0～2.0s內,藥材在沿篩面反復上移下移的過程中逐漸向篩尾靠近,運動規律性較強;在2.0s以后,位于篩尾的藥材由于受到慣性力影響,速度增加,藥材發生跳動,最后跳離篩面落到機具后方的軟土上。由仿真可知,振動篩機構參數的設計滿足其作業要求。

3 田間試驗及結果分析

3.1 試驗條件

試驗物料為甘草,選自廣東省肇慶市懷集縣冷坑鎮甘草種植基地。收獲時土壤含水率為15%～20%,土壤呈現較為松碎的狀態,此時易于根系脫土。

3.2 試驗方法與指標選取

為探明收獲機相關參數對收獲性能指標的影響規律,并找出最優參數組合,選用正交試驗方法進行田間試驗。選取收獲機行進速度A、柵條板傾斜角度B、作業撥桿數量C作為試驗因素。收獲機行進速度控制在0.4～0.8m/s之間,故因素A選取0.4、0.6、0.8m/s等3個水平;因素B的水平根據柵條板傾角極限范圍(4°～12°)選定;因素C可通過拆卸或安裝位于彎板鏈條上的撥桿進行改變。指標為藥材的脫土率,即藥材凈重與收獲后藥材及其裹夾土壤的總質量的百分比。因素水平表如表1所示。

表1 試驗因素及水平Table1 Experimental factors and levels。

3.3 試驗結果與分析

選用三因素三水平正交實驗表L9(34),安排正交試驗的順序,試驗結果和極差分析如表2所示。

表2 正交試驗表及數據Table 2 Orthogonal experiment and data。

由表2的極差分析可知影響脫土率的因素主次順序為:收獲機行進速度>柵條板傾斜角度>作業撥桿數量。其較優因素水平組合為A1B2C2,即收獲機行進速度為0.4m/s、柵條板傾角為8°、撥桿數量為6個時,收獲機的工作性能較優,脫土率為99.8%。

4 結論

1)設計了根莖類藥材收獲機,通過挖掘鏟、輸送鏈、藥草莖稈分離機構及振動篩的相繼作用,一次完成根莖類藥材的挖掘及藥材、土、莖稈分離作業,實現了對根莖類藥材的機械化收獲。

2)利用力的矢量投影定理和動能定理,設計了一種脫附減阻能力較強的組合式平鏟;通過建立莖稈層在振動式輸送鏈上的動力學模型,明確了保證莖稈層相對鏈條穩定升運的理論臨界條件;通過分析莖稈的運動規律,研制了一種藥草莖稈分離機構;根據對根莖類藥材的運動分析與仿真研究,確定了擺動篩的機構參數。

3)田間試驗表明:當收獲機行進速度為0.4m/s、柵條板傾角為8°、撥桿數量為6個時,根莖類藥材收獲機的綜合工作性能較優,脫土率為99.8%,滿足根莖類藥材收獲的技術要求。