飼用苧麻收獲機切碎系統設計與試驗

楊安明, 吳明亮,2*, 呂江南, 向偉

(1.湖南農業大學機電工程學院， 長沙 410128； 2. 湖南省現代農業裝備工程技術研究中心， 長沙 410128；3.中國農業科學院麻類研究所， 長沙 410205)

我國苧麻種植歷史悠久，種植面積和總產量均占世界90%以上，豐富的苧麻種質資源使得我國在飼用苧麻的開發利用方面具有得天獨厚的優勢[1]。苧麻木質部和纖維含有豐富的蛋白質、賴氨酸等營養物質，在未完全成熟前收割可以作為飼料[2-3]。當前國內缺乏適用的飼用苧麻收獲機械，需依靠人工進行收獲，但勞動強度大、工作效率低、成本高，嚴重制約了飼用苧麻規?；?、產業化發展[4]。

國內外現有的青貯飼料收獲機主要針對玉米、甜高粱及牧草等收獲作業，機具作業性能穩定[5-9]。對于青貯玉米、甜高粱等高稈類作物而言，為防止物料折斷、便于調整喂入方向，有些青貯收獲機采用多級壓輥喂料[10-13]，其所獲飼料切口整齊、切碎長度符合國家標準[14]。對于纖維含量低、易于切斷的稻麥秸稈及牧草等矮稈作物而言，邱進等[15]研制了一種切碎裝置，其喂料功能由一對壓輥間隙不可調的喂入壓輥完成。而飼用苧麻的最佳收獲高度為0.5～0.6 m[2]，其纖維強力大、比強度高、柔韌性好[16-17]，明顯不同于玉米、甜高粱及稻麥秸稈等。使用現有青貯飼料收獲機收獲飼用苧麻時，過多的喂入壓輥數目容易導致切碎系統被苧麻纖維纏繞，影響切碎系統正常作業；而當壓輥數目少且間隙不可調時，喂入壓輥對物料的夾持輸送性能較差，喂料過程中可能出現喂料不均勻的現象，導致所獲飼料標準草長率達不到國家標準。綜上所述，現有青貯飼料收獲機難以有效收獲飼用苧麻。

為此，本文設計了一種喂料間隙自適應調節的飼用苧麻收獲機切碎系統，重點研究了喂入壓輥部件和切碎部件兩個關鍵部件，確定了喂入壓輥轉速、切碎器轉速、動定刀間隙 3個主要影響因素的取值范圍。以標準草長率為評價指標，利用多因素二次旋轉正交組合試驗[15]對 3個主要影響因素進行優化，得到了切碎系統的最優工作參數組合，該研究可為后續飼用苧麻收獲機的研究提供參考。

1 材料與方法

1.1 切碎系統總體設計

1.1.1總體結構 飼用苧麻收獲機切碎系統由喂入壓輥部件、切碎部件、機架和傳動系統四大部分組成，如圖1所示。

注：1—下限位組件；2—下喂入壓輥；3—拉簧；4—定刀；5—上喂入壓輥；6—轉動桿；7—回轉中心軸；8—平板型滾刀式切碎器；9—回轉中心軸安裝平臺；10—基礎框架；11—切碎部件安裝平臺；12—下喂入壓輥安裝平臺。Note: 1—Lower limit assembly；2—Lower feeding press roll；3—drag spring；4—Fixed knife；5—Upper feeding press roll；6—Rotating rod；7—Revolving central shaft；8—Flat hob chopper；9—Installation platform of rotary central shaft；10—Basic framework；11—Installation platform of cutting parts；12—Installation platform of lower feeding press roll.圖1 飼用苧麻收獲機切碎系統Fig.1 Chopping system of forage ramie harvester

喂入壓輥部件包括下喂入壓輥、上喂入壓輥、下限位組件和間隙調節機構，間隙調節機構又包括拉簧、轉動桿和回轉中心軸；切碎部件包括平板形滾刀式切碎器(簡稱切碎器)和固定在機架上的定刀；機架包括基礎框架、下喂入壓輥安裝平臺、切碎部件安裝平臺和回轉中心軸安裝平臺。下喂入壓輥、切碎器和回轉中心軸分別安裝在下喂入壓輥安裝平臺、切碎部件安裝平臺和回轉中心軸安裝平臺上；下限位組件一端固連于基礎框架上，另一端固連于回轉中心軸安裝平臺上；轉動桿一端與回轉中心軸連接，另一端連接有上喂入壓輥；拉簧一端與轉動桿固連，另一端與基礎框架固連。

1.1.2工作原理 飼用苧麻收獲機切碎系統技術參數如表1所示。工作時，電動機輸出動力一部分經動力分配軸內側鏈輪傳輸至回轉中心軸，另一部分經外側鏈輪傳輸至切碎器?；剞D中心軸通過兩個相互嚙合的齒輪帶動換向軸轉動，再由兩個齒輪外側的鏈輪分別與兩個喂入壓輥軸上的鏈輪鏈傳動，最終實現兩個喂入壓輥轉速相同、轉向相反。苧麻莖稈經由喂料輸送帶送入切碎系統后，在喂入壓輥、切碎器和定刀的共同作用下，完成切碎過程。切碎后的苧麻自由落下，離開切碎系統。傳動系統如圖2所示。

表1 飼用苧麻收獲機切碎系統技術參數Table 1 Design technical parameters of chopping system of ramie harvester for forage

注：1—動力分配軸；2—回轉中心軸；3—換向軸。Note: 1—Power distribution shaft；2—Revolving central shaft；3—Reversing shaft.圖2 傳動系統Fig.2 Transmission system

1.2 切碎系統關鍵部件設計

1.2.1喂入壓輥直徑及轉速 兩個喂入壓輥均由喂入壓輥軸、空心輥筒、端板、葉片四部分組成，其裝配關系如圖3(以下喂入壓輥為例)所示。

注：1—喂入壓輥軸；2—端板；3—空心輥筒；4—葉片。Note: 1—Feed roller shaft；2—End plate；3—Hollow roller；4—Blade.圖3 下喂入壓輥Fig.3 Lower feeding press roll

將喂料過程中同時進入喂入壓輥間隙的多根麻稈的組合形狀簡化為長方體，將喂入壓輥簡化為圓柱體[18]，對喂料過程進行受力分析。喂料過程中苧麻莖稈組合體受力分析如圖4所示，包括自身重力G、喂入壓輥對麻稈的正壓力F以及摩擦力f。

圖4 喂入壓輥喂入麻稈時的受力分析Fig.4 Stress analysis of ramie straw fed by feeding press roll

為保證工作過程中麻稈被正常喂入，麻稈在水平方向所受的合力應大于0。

(1)

式中，μ為喂入壓輥與麻稈的摩擦系數；F為喂入壓輥對麻稈的正壓力，N；α為F與喂入壓輥軸心連線的夾角,(°)；φ為喂入壓輥與麻稈的表面摩擦角，(°)。一般秸稈對喂入壓輥表面摩擦角φ為 16°～27°[19]，本文取φ= 18°。

由式(1)分析可知，若要保證喂入壓輥順利輸送物料，則需要φ≥α。通過對圖4喂入壓輥工作過程分析可知，麻稈組合體高度為d，經壓緊后變為d1，喂入壓輥直徑為D。

(2)

d1=dλ

(3)

式中，λ為麻稈層通過喂入壓輥時的壓縮系數，一般為 0.3～0.7。鑒于本文所設計的喂入壓輥間隙可自適應調節，故取值為λ= 0.3。

聯立公式(2)(3)，可得式(4)。

(4)

因φ≥α，所以Dmin計算如下。

(5)

取喂入前麻稈組合體最大高度d為 45 mm，則由公式(5)計算可得喂入壓輥直徑Dmin為 165 mm。

喂入壓輥直徑一般取較大值以提升對作物莖稈的抓取能力[20]，本文取值為240 mm。設計喂入壓輥速度范圍值為2～3 m·s-1，則喂入壓輥轉速范圍值為127～192 r·min-1。

1.2.2間隙調節機構 本系統通過設置間隙調節機構將苧麻莖稈所受正壓力控制在合適范圍內。工作時，隨著麻稈喂入量的波動，上喂入壓輥可繞著回轉中心軸上下轉動，從而實現喂料間隙的自適應調節。間隙調節機構如圖5所示。

注：1—下喂入壓輥；2—上喂入壓輥；3—拉簧；4—轉動桿；5—回轉中心軸。Note: 1—Lower feeding press roll；2—Upper feeding press roll；3—Drag spring；4—Rotating rod；5—Rotary central shaft.圖5 間隙調節機構Fig.5 Clearance adjusting mechanism

由圖中幾何關系計算各參數。

(6)

θ4=θ3+(θ2-θ1)

(7)

(8)

Δl=l8-l7

(9)

式中，l1表示距離AC，608 mm；l2和l2’分別表示距離CD、CD’，480 mm；l3表示距離AD，295 mm;l4表示距離AD’，358 mm;l5表示距離BC，486 mm;l6和l6’分別表示距離CE、CE’，480 mm；l7表示距離BE，即拉簧原長，270 mm;l8表示距離BE’，mm；Δl為拉簧最大伸長量，mm；θ1為CA與CD之間的夾角，(°)；θ2為CA與CD’之間的夾角，(°)；θ3為CB與CE之間的夾角，(°)；θ4為CB與CE’之間的夾角，(°)。

由式(6)(7)(8)可得工作過程中拉簧的最大長度l8為 325 mm；由式(9)可得拉簧最大伸長量Δl為 55 mm。

本文選用圓柱螺旋拉伸彈簧，拉簧原長l7為270 mm，拉簧中徑為 16 mm，簧絲直徑為 2 mm，根據《GBT 2087-2001圓柱螺旋拉伸彈簧尺寸及參數(半圓鉤環型)》[21]，利用插值法求得上述參數下的拉簧剛度為 0.22 N·mm-1。苧麻莖稈的壓裂載荷最小值為 135.85 N[22]，測算得上喂入壓輥重約 50 kg，則平均到每株苧麻莖稈上的最大壓緊力為:F壓max=(50×9.8+0.22×55)/36=13.95 N，遠遠小于苧麻莖稈的壓裂載荷最小值，可保證苧麻莖稈不被壓裂。

1.2.3切碎器結構參數 平板形滾刀式切碎器(簡稱切碎器)包括刀輥軸、刀片、刀座和刀片固定板。刀座以刀片固定板為基準，按人字形結構周向均勻配置，刀片螺栓連接在刀座上，如圖6所示。

注：1—刀輥軸；2—刀片；3—刀座；4—刀片固定板。Note: 1—Knife roller shaft；2—Blade；3—Knife holder；4—Blade fixing plate.圖6 平板形滾刀式切碎器Fig.6 Flat hob chopper

平板形動刀片在輥筒體上的結構參數如圖7所示。平板刀刃口為直線形，可近似認為是橢圓曲線的一部分，在XZ0平面坐標系中(XZ0平面與平板刀底面重合)，橢圓長半軸a=R/sinβ，短半軸b=R，曲線方程如式(10)所示。

圖7 刀片在輥筒上的結構參數Fig.7 Structure parameters of blade on roller

(10)

平板刀結構參數間的關系如下。

Ztanβ=RsinθA

(11)

式中，Z為刀刃上A點的坐標值，mm；β為傾斜角，平板刀刀面所在平面與輥筒中心線的夾角，(°)；R為切碎輥筒刀刃軌跡半徑，mm；θ為平板刀刃上A點的安裝前傾角，(°)。

由于喂入壓輥有效喂料寬度為 590 mm，故取切碎器有效切割寬度為 600 mm；取刀刃軌跡半徑為 150 mm。傾斜角β受切碎輥筒結構限制一般在 4°～7°之間[20]，取β= 5°。平板刀安裝前傾角θ從A點到B點逐漸變大，θ值越大，切碎性能越好，拋送性能越差，一般取值為θ≤(57°～60°)。鑒于本文所設計的切碎器無需考慮拋送性能，故取A點前傾角θA為45°，則由公式(10)(11)可得B點安裝前傾角θB為62.5°。平板刀刃角γ一般為 21°～25°[20]，取γ= 23°。由上述切碎器結構參數可知，平板刀滑切角τ為8.7°。

1.2.4切碎器轉速 青飼料切碎長度一般取值為30～60 mm[20]，本設計中取值為25～35 mm。在動定刀間隙一定的情況下，青飼料切碎長度取決于喂入壓輥的喂料速度、切碎器的轉速和切碎器上的動刀片數量，其具體關系式如下。

l=60 000u/nz

(12)

式中，l為青飼料切碎長度，mm；u為喂入壓輥喂料速度，2～3 m·s-1；n為切碎器轉速，r·min-1；z為切碎器上動刀片數量，本設計取值為 6。

由式(12)可得，切碎器轉速范圍值應為571～1 200 r·min-1。

1.2.5定刀安裝位置 為防止定刀片阻礙喂入壓輥向后輸送麻稈，需求取定刀片上平面與下喂入壓輥最高點所在平面之間的高度差H。將麻稈從喂入壓輥到定刀片之間的運動過程理想化為平拋運動，如圖8所示。

圖8 平拋運動Fig.8 Horizontal throwing movement

(13)

式中，R為切碎器半徑， 150 mm；u為麻稈運動速度，即喂入壓輥喂料速度，umin= 2 m·s-1；t為麻稈到達定刀片上平面所需時間，s；H為定刀片上平面與下喂入壓輥最高點所在平面之間的高度差，mm；g為重力加速度 10 m·s-1。

由式(13)可得H= 28 mm，設計中取H為 30 mm。

動定刀間隙對青飼料切碎效果有直接影響，間隙越小切碎效果越好，但間隙過小會增加撞刀風險，一般設計動定刀間隙在0.25～1 mm之間[20]。

1.3 切碎系統試驗

1.3.1試驗材料與設備 試驗于2020年5月在國家種質長沙苧麻圃進行，材料為中苧一號，含水率為 73.35%，田間測產為 3.57 kg·m-2。試驗設備包括：飼用苧麻收獲機切碎系統性能考核試驗臺、福州華志科學儀器有限公司 PTT-A2000電子天平、直尺(1～200 mm )、規格為 100B32尚氏塞尺、南京調速電機股份有限公司 JDIA-40電磁調速電動機控制器。

1.3.2試驗方法 試驗選取標準草長率作為評價指標。喂入壓輥轉速通過電磁調速電動機控制器調節獲得；通過更換與切碎器刀輥軸相配合的鏈輪大小改變傳動比，最終得到試驗所需的切碎器轉速；利用規格為 100B32的塞尺測量動定刀間隙值，由間隙調節組件調節切碎器至相應位置，得到試驗所需要的間隙量。按收獲樣機田間作業最大行走速度 0.5 m·s-1、割幅 2 m計算，得理論喂入量為 3.57 kg·s-1。取試驗喂入量為 4 kg·s-1。試驗時設定喂料輸送帶輸送速度為 2 m·s-1，將預先收割的苧麻按設定喂入量均勻鋪放在喂料輸送帶上，先啟動切碎系統電機，待切碎系統穩定工作后，再啟動喂料輸送帶電機。待一組試驗結束后，關閉全部電機，從切碎的物料中隨機取出小樣(葉除外)不少于 100 g，測量每節長度。標準長度草系指切碎后的草長度在設計切段長度 (0.7～1.2) 倍范圍內的草。標準草長率按公式(14)計算。

(14)

式中，y1為標準草長率；mz為小樣質量，g；mb為標準長度草的質量，g。

1.3.3多因素試驗設計 選擇喂入壓輥轉速、切碎器轉速、動定刀間隙作為試驗因素。由計算結果可知，喂入壓輥轉速范圍為127～192 r·min-1、切碎器轉速范圍為571～1 200 r·min-1、動定刀間隙范圍為0.25～1 mm，按照多因素二次旋轉正交組合試驗方法[23]進行試驗，利用 Design-Expert8.0數據處理軟件對試驗數據進行處理，建立回歸方程和優化模型。因素水平編碼如表2所示。

表2 因素水平編碼Table 2 Coding with factors and levels

1.3.4驗證試驗設計 運用軟件的 Optimization功能進行優化分析，得到切碎系統的最優工作參數,運用軟件的 Central Composite Design中心組合試驗原理，利用 Numerical工具進行響應面分析，根據響應曲面分析得到的最優工作參數組合進行驗證試驗，試驗仍采用飼用苧麻收獲機切碎系統性能考核試驗臺進行。為消除隨機誤差，試驗重復進行 5次，取平均值作為最終結果。

2 結果與分析

2.1 試驗因素

多因素正交組合試驗試驗結果如表3所示?？梢钥闯?，標準草長率在91.27%～93.85%之間，以喂入壓輥轉速159.5 r·min-1、切碎器轉速885.5 r·min-1、動定刀間隙0.625 mm條件較優，平均標準草長率為93.14%。

表3 試驗方案和結果Table 3 Protocols and results

2.2 標準草長率回歸模型建立及方差分析

標準草長率的方差分析結果如表4所示。

對表4中的數據選用二次項模型建立標準草長率y1與各影響因素間的回歸模型，并去除不顯著項，得到y1對編碼自變量的簡化二次多元回歸方程如式(15)所示。

(15)

表4中的模型失擬項表示所用模型與試驗的擬合程度(二者差異度)，一般要求模型失擬項P>0.05。由表4可知，目標函數y1的模型失擬項P值為 0.966 8，大于 0.05，說明無失擬因素存在，即可用該回歸方程替代試驗真實點對試驗結果進行分析。

由表4的方差分析結果可知，標準草長率的模型顯著性P值為 0.025 5，小于 0.05，說明該模型具有統計學意義。F值的大小表示各因素對評價指標的影響程度，F值越大則影響程度越高，標準草長率影響因素的顯著性由高到低為：切碎器轉速、喂入壓輥轉速、動定刀間隙。

表4 目標函數y1的二次項模型方差分析Table 4 Analysis of variance of quadratic model of objective function y1

2.3 響應曲面分析

運用軟件的 Optimization功能進行優化分析，取標準草長率為最大值，得到切碎系統的最優工作參數組合為：喂入壓輥轉速 159.16 r·min-1、切碎器轉速 848.11 r·min-1、動定刀間隙 0.65 mm，此時標準草長率為 93.18%，系統工作可行性為0.895。由于動定刀間隙相對而言對標準草長率的影響最小，固定其為 0.65 mm，考察切碎器轉速、喂入壓輥轉速對標準草長率的影響，得到響應曲面,如圖9所示。結果表明：響應曲面存在極值點，該點即為在該試驗水平下的最優參數組合取值點。

圖9 響應曲面Fig.9 Response surface

2.4 驗證試驗結果分析

驗證試驗得到的標準草長率為 92.96%，與優化模型的相對偏差為 0.24%，滿足飼用苧麻收獲機作業要求。

3 討論

通過在喂入壓輥上配置鋸齒型葉片來降低喂料過程中喂入壓輥與麻稈之間打滑現象的發生概率，提升了喂入壓輥對麻稈的喂料抓取能力；計入葉片高度的喂入壓輥周長為 942 mm，遠大于苧麻最佳收獲高度，可有效降低苧麻纖維纏繞喂入壓輥的概率。通過設置間隙調節機構保證喂入壓輥部件始終與苧麻莖稈接觸并產生一定正壓力，以提升喂入壓輥部件的夾持推送能力。設計的刀片呈人字形配置的切碎器降低了切碎系統工作過程中的沖擊振動。該喂料間隙自適應的飼用苧麻收獲機切碎系統所獲的飼料標準草長率能夠達到國家標準。

分析確定了標準草長率 3個主要影響因素(喂入壓輥轉速、切碎器轉速、動定刀間隙)的取值范圍，試制了切碎系統性能考核試驗臺，利用多因素二次旋轉正交組合試驗方法對 3個主要影響因素進行優化，求得了切碎系統的最優工作參數組合，在最優工作參數組合下優化模型的標準草長率為 93.18%。對切碎系統的最優工作參數組合進行驗證試驗，所獲飼料標準草長率為 92.96%，其與優化模型標準草長率的相對偏差為 0.24%，滿足飼用苧麻收獲機作業要求。

本文將切碎系統作為一個獨立主體進行研究，要實現飼用苧麻的機械化收獲，后期應著手考慮該系統與聯合收獲機的匹配、掛接等問題。