蘆葦收割機撥齒機構仿真設計

李艷聰，王永紅，郭俊旺，李書環，衛 勇，宋 欣，王秀芝

(天津農學院，天津 300384)

0 引言

蘆葦是多年生高大禾草，一般生長于河堤、沼澤等地。蘆葦具有十分廣泛的用途，既是我國造紙工業和人造纖維工業的主要原料，也可曬制干草和青貯作為牲畜的飼料，具有很高的經濟價值，蘆葦稈也能作生物質電廠的燃料[1]。把蘆葦資源進行有效利用的首要任務就是實現對蘆葦的高效收集，但國內目前的蘆葦收割機械無論是從適應性程度還是配套機械化水平，都無法滿足需求，并且大多數機型基本由小麥、牧草類型的收割機改裝而來，或是針對某種類型蘆葦而設計的收割機械，其通用性和實用性不高，造成了蘆葦收割效率的低下[2-3]。對于秸稈類收割機構主要有刀具切割機構和撥齒機構，往復式刀具的機構設計技術已經很成熟，但對撥齒機構的研究不多。段震華等[4]針對檸條的生長特性和檸條聯合收獲裝備撥齒式輸送機構進行了相關運動學、動力學分析。李寶成等[5]對水稻收獲的輸送鏈撥齒高度進行了分析，但針對由于撥齒設計布局和角度問題引起的收割、打捆這個連貫動作出現暫停等問題缺乏研究。因此，為了更好地滿足撥齒軌跡和撥齒效果，對蘆葦收割機的撥齒機構作為關鍵部件進行設計并進行運動仿真，以期尋找有效收割方式，研究結果對蘆葦收獲機構改進有一定參考意義。

1 蘆葦收割機撥齒機構設計

1.1 撥齒機構設計

蘆葦收割機撥齒機構的工作原理是將已經被刀具割斷的蘆葦運送到指定位置，為蘆葦收割機的下一步操作做準備。根據對小麥、玉米等相似類型植物收割機的研究與觀察，發現收割機撥齒機構有效的工作軌跡是圓弧形軌跡，如圖1所示，且有效工作行程只有一半，圖中用mm′表示。為提高工作效率，達到更好的效果，選擇有急回特性的曲柄連桿來實現。

圖1 工作軌跡

撥齒機構是利用四桿機構中曲柄搖桿機構的連桿運動來帶動位于連桿上的撥齒運動，所以機構的設計核心是曲柄搖桿機構設計。利用曲柄搖桿機構在極位時各桿件的幾何位置關系(圖2)，通過三角形余弦定理來確定桿件之間長度關系[6]。

圖2 工作原理

圖3 桿件關系

(1)

在△AC2D中，設∠AC2D=β，則有

(2)

(3)

(4)

α=arctan(h/b)

(5)

(6)

(7)

(8)

在三角形B3C3D中，由圖示關系得B3D=d-a，而γmin=∠B3C3D，所以得到

(9)

通過以上關系方程式，在給定部分桿參數的情況下，可以求得其他桿長度。利用已有收割機尺寸大小，確定曲柄AB長度250 mm，極位夾角θ為16°，最小擺角為60°，搖桿極限位置C1C2的距離H為550 mm[7-8]。通過計算得到各桿長度，其中：BC桿的長度為690 mm，CD桿的長度為330 mm，AD桿的長度為650 mm。

確定連桿機構尺寸后，需確定撥齒尺寸。以白洋淀蘆葦為例，經收割現場實測數據測定，蘆葦收割高度基本在2～3 m，結合蘆葦自身細長的結構特點和收割數據考慮，如果撥齒的高度太低，撥齒無法扶住蘆葦，會使得蘆葦散亂的向四周倒下，達不到撥齒工作的效果，故將撥齒在縱向上設計成3層，第1層與第2層之間間隔350 mm，第2層與第3層之間間隔400 mm，這樣3層撥齒高度基本可以撥扶到蘆葦的1/4～1/3，使撥扶效果更好，如圖4a所示。在水平面方向上設置成如圖4b所示結構。考慮到進行蘆葦收割時，收獲的蘆葦應該立即被撥齒帶走，否則蘆葦堵塞，會使蘆葦向前傾倒，影響后續蘆葦收割，所以第1層設置成等間距的5個小齒。第2層與第3層設計3個較大尺寸的撥齒，但兩層撥齒在位置上錯開一定距離，保證蘆葦不會有較大的傾角。

圖4 撥齒分布

1.2 撥齒機構聯動設計

1.2.1 撥齒機構聯動工作要求

蘆葦收割機的撥齒由左右撥齒兩部分構成，其結構相同，都是由曲柄搖桿機構驅動，在布局上成對稱式分布。將撥齒連接到曲柄搖桿機構(圖5)，只有一半行程是工作行程，故整套撥齒機構的設計應使左右側撥齒實現聯動配合，既能保證扶葦的效果，又能保證左右撥齒不互相干擾。撥齒機構運動軌跡如圖5中mm′所示區域。

圖5 撥齒機構運動軌跡

1.2.2 撥齒機構聯動方案設計

本設計選擇的聯動方案是保證左右撥齒機構的驅動曲柄同速反向轉動，右側曲柄逆時針轉動，左側曲柄順時針轉動，同時兩曲柄的位置一直保持相差180°。

實現同速反向的傳動，首選雙齒輪傳動，但齒輪傳動對工作環境要求較高，同時齒輪傳動的中心距較小，用齒輪傳動要實現該方案需要多級齒輪傳動，不滿足野外污染大的工作狀況。鏈傳動要實現兩軸同速反向的要求，其方法是加入兩個轉向輪，帶傳動利用“8”字形來實現兩軸同速反向轉動，這兩種方法都增大了結構占用空間，同時還要考慮帶傳動的打滑和鏈傳動的磨損問題。反平行四邊形雙曲柄機構在可以用來傳動基礎上，呈現兩曲柄長度相同，位置偏差，不符合本設計曲柄整周轉動要求。

為了實現同速反向的傳動，本設計選擇鏈傳動與齒輪傳動相結合方案，采用鏈傳動實現中心距較大的傳動，采用齒輪傳動改變兩軸的轉動方向，這樣在滿足傳動要求的基礎上，能更好地適用于工作環境要求。布置鏈輪與齒輪的位置如圖6所示。

圖6 聯動機構示意

工作過程是動力從發動機經過減速器傳遞到聯動機構的傳動輪上，帶動右側軸逆時針轉動，同時鏈輪1轉動，并通過鏈條將動力輸出到鏈輪2上，帶動中轉軸轉動。由于鏈輪1、2相同，傳動比為1∶1，并且鏈傳動不改變方向，所以中轉軸和右側軸同速同向轉動。中轉軸轉動會帶動齒輪1轉動，齒輪1與齒輪2嚙合，帶動左側軸順時針轉動。因為一級齒輪1、2相同，傳動比1∶1，而齒輪傳動改變轉向，所以左側軸和中轉軸同速反向轉動，同時和右側軸同速反向轉動，達到左右兩側軸同速反向轉動的聯動要求。

通過合理選擇傳動比和中心距，設計鏈傳動相關尺寸[9]。該機構傳動比i=1，傳動轉矩小，故選擇滾子鏈傳動。鏈條型號16A-1；鏈輪齒數z1=z2=21；鏈節數Lp=76，中心距a=698.5 mm；鏈輪分度圓直徑d=170.42 mm，齒頂圓直徑da=178 mm，齒根圓直徑df=154.54 mm，最大軸凸緣直徑dg=145 mm，齒寬bf1=15 mm。

依據傳動功率，確定齒輪傳動比μ=1，選擇齒輪1齒數z=25，所以齒輪2齒數z=25，模數m=3，中心距α=89 mm。

2 撥齒及運動機構建模及運動仿真

考慮Pro/E軟件以參數化、全相關和實體特征設計優勢在通用機械設計行業占據領先地位，且國內很多設計單位和高校都在使用，因此采用Pro/E軟件進行收割機各零件繪制并裝配。將曲柄與撥齒連桿、連桿與搖桿、搖桿與機架都采用銷釘連接，曲柄與轉軸、齒輪與轉軸、鏈輪與轉軸等采用剛性連接，齒輪采用齒輪機構連接，考慮到鏈輪與帶的傳動效果相同，鏈輪之間利用帶輪機構連接。將零件模型裝配后，將撥齒與連桿間的夾角由垂直改為75°偏置，選擇這個角度是經過反復試測，這個位置能較好收攏蘆葦。

工作過程如圖7所示，動力從發動機經過減速器傳遞到右側軸上，帶動右側軸逆時針轉動，右側軸上固定連接的鏈輪、曲柄桿隨軸轉動，右撥齒連桿受曲柄桿和連桿的作用做撥扶蘆葦的運動。轉動的鏈輪1通過鏈條將動力輸出到鏈輪2上，帶動中轉軸轉動。由于鏈輪1、2相同，傳動比為1∶1，并且鏈傳動不改變方向，所以中轉軸和右側軸同速同向轉動。中轉軸轉動會帶動齒輪1轉動，齒輪1與齒輪2嚙合，帶動左側軸順時針轉動。曲柄桿隨左側軸轉動，左撥齒連桿受曲柄桿和連桿的作用做撥扶蘆葦的運動。

圖7 整體模型

利用Pro/E軟件對模型進行仿真試驗(圖8)[10]。撥齒機構的右側軸加伺服電機，從仿真運動過程觀測到，當右側撥齒開始逐漸平行于底座邊時，撥齒便進入工作狀態，而左側撥齒已經完成撥扶蘆葦的工作，這保證了至少有一側撥齒處于工作的狀態，同時兩個撥齒配合工作，兩側撥齒機構互不干擾。這種工作效果提高了機械的工作效率，改善了撥扶效果，設計的撥齒機構運動效果與設計初步的預期效果相吻合。在仿真試驗過程中，通過反復調整參數，實現撥齒在連桿上的位置偏置75°時有較好的收攏效果，撥齒機構的運動軌跡也符合要求，達到了改善收獲機械效率的目的。同時聯動部分也實現了要求，保證左右撥齒之間的配合。

圖8 仿真試驗

3 結論

(1)通過對收割機撥齒的運動軌跡分析，并結合工作過程中的工作效率綜合考慮，選擇有急回特性的曲柄搖桿機構來實現運動。根據曲柄搖桿機構中的各桿件關系，建立關系方程式，求解得到其余各桿長度，通過計算得到機構曲柄長度250 mm、搖桿長度330 mm、連桿長度690 mm和機架長度650 mm。

(2)根據左右撥齒的配合動作要求，確定鏈傳動和齒輪傳動相結合的方案，并對鏈傳動和齒輪傳動的各零件尺寸進行設計計算。確定鏈節數21，速比1，中心距698.5 mm，鏈輪分度圓直徑170.42 mm；確定齒輪傳動比1，齒輪齒數25，模數3，中心距89 mm。

(3)為檢驗設計的機構能否實現所預期的運動要求，達到較好收攏蘆葦的要求，確定將撥齒與連桿間的夾角由垂直改為75°偏置，運用Pro/E軟件進行零件繪制裝配與仿真，驗證這個角度能較好收攏蘆葦，滿足設定的性能需求。

(4)對于撥齒布局和撥齒效果還需進一步試驗探討。