主干型果園株間避障割草機的設計與試驗

楊毅,弋曉康,何義川*,湯智輝,劉文婷

(1 塔里木大學機械電氣化工程學院,新疆 阿拉爾 843300)(2 新疆維吾爾自治區教育廳普通高等學?，F代農業工程重點實驗室,新疆 阿拉爾 843300)(3 新疆農墾科學院機械裝備研究所,新疆 石河子 832000)(4 阿拉爾質量技術監督綜合檢測檢驗所,新疆 阿拉爾 843300)

隨著新疆林果業種植規模不斷擴大,截止到2019年底,新疆水果年產量1 010 萬噸,林果業年產值約700 億元,占據全區農民人均純收入的1/4以上[1],在提高了新疆經濟水平和農戶經濟收入的同時,果園草害問題也越來越嚴重,雜草生命力頑強、覆蓋面積廣,果園雜草會與果樹爭肥、爭水、干擾果樹光合作用,降低了林果產量,也在果園管理上給農戶造成了很大困擾[2]。

目前,機械化除草開始受到重視,逐漸成為了治理新疆果園雜草的重要方法。國內已有一些農機生產企業、科研單位及農業院校先后研制出繞立軸旋轉式、四連桿機構偏擺式、滑套橫移式避障割草機[3-4]。國外的果園規模相對較大,株行間距大,采用大型果園除草機便可將果園雜草刈除?，F階段國內開發設計的果園避障裝置存在可靠性不高、工作效率低等問題。為了適應新疆主干型果園種植模式的作業需求[5-6],結合旋耕機的工作原理設計了主干型果園株間避障割草機,其具有株間自動避障割草作業的性能,提高了果園割草作業效率,降低了果農勞動強度。

1 主干型果園的定義

主干型由紡錘型演變而來,主干型果園的主要特點是4.0 m×2.0 m、4.0 m×1.5 m的行株距,種植的矮砧和短枝品種一般干高60 cm,樹冠直徑小于1.5 m,具有一根中心干,中心干上一般留有5～7個主枝,各主枝水平微微下垂向四周生長,易形成花芽結果,同時其樹冠上下、內外光照都相對充足。主干型果園行株距如圖1所示。

圖1 主干型果園行株距示意圖

2 割草機整機結構及工作原理

2.1 整機結構

主干型果園避障割草機的整機結構如圖2a、圖2b所示,其主要由懸掛裝置、動力傳動系統、液壓系統、避障裝置和割草裝置組成。

1:散熱風扇;2:液壓油箱;3:圓柱導軌;4:機架;5:鎮壓輥輪;6:避障盤;7:保護盤;8:株間割刀;9:避障桿;10:懸掛架;11:變速箱;12:支架;13:液壓缸;14:液壓換向閥;15:液壓馬達;16:彈簧;17:連接板。

2.2 工作原理

避障割草機與拖拉機連接在一起構成一個完整的作業機組,割草機的動力由拖拉機的動力輸出軸通過萬向軸傳遞[7]。

割草機外部設有保護罩,可有效防止草屑飛濺,割草機構后方設有鎮壓輥輪,可有效進行草和土的翻壓以起到綠肥的作用[8]。割草過程由液壓系統控制,當機具后方的避障感應桿觸碰到果樹或者障礙物時,感應裝置將避讓指令發給液壓系統,液壓缸開始工作,由油缸輸出動力驅動整個避障盤收縮來達到躲避障礙物的目的。同時割草機沿垂直于機組前進方向的左側進行橫向偏移,此時割草機的耕作路徑會發生相應變化,避免了機具對果樹樹干碰撞造成的損傷[9],在機具完全躲避開障礙物后,割草機恢復到最初的狀態,繼續進行往復循環的避障割草作業,當避障感應桿未感應到障礙物時,避障盤不工作,割草機正常作業。

2.3 機具主要設計參數

以行距4.0 m、株距1.5 m的標準主干型果園作為機具的設計參考,該機具的主要作業幅寬確定為2.1 m;作業速度依據具體的主干型果園地況確定為1.5～3.0 km/h,對該割草機的作業生產率和功耗進行了設計,主要參數如表1所示。

表1 割草機主要設計參數

2.3.1 割草機作業生產率

機具的理論生產率[10]:

W=0.1Bv

(1)

式(1)中,W表示機具的理論生產率,hm2/h;B表示機具的作業幅寬,m;v表示機具的理論前進速度,km/h。

該割草機作業幅寬B為2.1 m,機具理論前進速度v為1.5～3.0 km/h,根據式(1)可計算出機具的理論生產率為0.315～0.630 hm2/h。

2.3.2 割草機具所需功率

該割草機具所需功率主要消耗在整個機組的前進,割草刀具進行行間、株間的碎草和碎枝以及驅動割草機工作上,參照農業機械設計手冊[11],即:

N=N1+N2+N3

(2)

式(2)中,N表示作業機組所需的總功率,kW;N1表示機組滾動消耗的功率,kW;N2表示割草刀棍裝置消耗的功率,kW;N3表示傳動消耗的功率,kW。

用于克服作業機組滾動阻力和割草刀輥裝置工作阻力的功率之和,統稱為作業機組的牽引功率Nρ,即:

Nρ=N1+N2=(F1+F2)V/1 000

(3)

式(3)中,F1表示作業機組滾動阻力,N;F2表示割草刀棍裝置工作阻力,N;V表示作業機組工作速度,m/s。

作業機組滾動阻力計算式如下:

F1=9.8fG

(4)

式(4)中,f表示作業機組滾動摩擦系數;G表示作業機組質量,kg。

根據機具設計分析結果、類比估算法以及農業機械手冊,取f為0.30,G=600 kg,F2=5 000～7 000 N,V=2.0 m/s,N3=0.585N代入式(2)、式(3)、式(4),估算得Nρ= 13.528～17.528 kW,N=32.60～42.24 kW。

3 割草機關鍵部件有限元分析

3.1 避障桿的有限元分析

果園避障割草機的避障感應桿選用機械觸桿的形式,避障桿由特殊材料彎折而成,可通過避障桿自身的變形與繞軸轉動對果樹等障礙信號進行仿形[12]。避障桿的固定牽引端通過螺栓的鉸接連接在避障盤上,避障桿避障時的主要受力包括果樹對于避障桿的阻力以及避障桿固定端對避障桿的約束力。避障桿所受的兩個力形成一個力矩,從而保證避障桿在工作時保持平衡狀態。避障桿在避障結束及自身所負載的壓力消失后又能以彈性變形的形式恢復到工作狀態,以此方式將障礙信號通過變形傳遞給液壓換向閥,進而控制液壓缸伸縮以及整體機架的偏擺,完成果園避障割草作業。因而避障桿對于衡量果園避障割草機性能的好壞起著關鍵性作用。具體材料特性參數如表2所示。

表2 避障感應桿材料特性參數

運用Solidworks軟件來建立避障桿的有限元三維分析模型,將建立的避障桿三維模型導入ANSYS仿真軟件,采用Terahedrons網格劃分中的Patch Conforming方法對建立的有限元分析模型進行網格劃分[13]。其可根據模型的幾何關系,自動將網格劃分得稀疏得當,單元尺寸控制在0.005 m,劃分好的避障桿網格如圖3所示。

圖3 避障感應桿的網格劃分

割草機避障桿的結構參數由避障桿旋轉中心點以及植株之間的相對位置及割草機作業對象、作業速度等因素綜合確定。查閱相關資料可得出,取割草機行進速度為2 km/h,避障桿所受的阻力為125 N,得到避障桿的應力、等效彈性及位移變形云圖,如圖4a、圖4b、圖4c所示。

a:避障桿應力變形云圖;b:避障桿等效彈性變形云圖;c:避障桿位移變形云圖。

分析避障桿的應力、等效彈性及位移變形云圖可知,避障桿最大等效應力為179.72 MPa,小于所選避障桿材料本身的屈服強度值,避障桿最大等效應力點的位置在固定牽引端與旋轉軸連接位置。避障桿的最大應變為9.25×10-4,應變位置出現在固定牽引端與旋轉軸連接位置,與避障桿所受的最大等效應力點的位置相同。避障桿最大變形量為34.418 mm。查閱相關國家標準[14]可知,避障桿變形范圍在剛度和強度所允許的范圍內,不會影響正常的避障割草作業。由避障桿仿真云圖分析結果可知,割草機的避障桿結構設計及所選材料合理,滿足割草機的正常作業需求。

3.2 割草機機架的有限元模態分析

果園避障割草機的機架是承載和支撐割草裝置、液壓缸、株間避障裝置以及鎮壓輥輪的關鍵部件。工作時若外在激振頻率與機架固有的激振頻率較為接近時,會引起機架產生共振的狀況,若在強烈振動的加持下會致使割草機的關鍵部件產生疲勞損壞,并影響整機的田間工作可靠性,因此對避障割草機的機架進行有限元模態分析,以此來驗證機架的設計合理性。

該機架的三維模型如圖5所示,其由前橫梁、中橫梁、后橫梁以及兩側板構成,機架模型相關參數如表3所示。

表3 機架模型參數

1:前橫梁;2:中橫梁;3:后橫梁;4:側板。

將機架簡化為剛性連接模型后,保存文件為.x_t的格式,并導入有限元分析軟件ANSYS Workbench進行屬性定義以及網格劃分,單元尺寸設置為10 mm,網格劃分后共有節點150 597,單元數74 241,建立的有限元模型如圖6所示。

圖6 機架有限元模型

一般的機具在進行割草作業時的穩定性主要取決于低階模態特性[15-16],因而在進行仿真時取前6階模態頻率和振型進行分析,得到前6階的模態振型云圖如圖7a～7f所示,得到固有頻率和振型變化如表4所示。

表4 機架的前6階模態分析結果

a:1階模態;b:2階模態;c:3階模態;d:4階模態;e:5階模態;f:6階模態。

由機架前6階振型云圖分析可知,后橫梁和兩側板是機架的主要變形部位。因為前橫梁和中橫梁相對支撐點較多,使得機架前端整體剛度較大,而后橫梁相對支撐點較少,結構跨度大,剛度小且容易變形;兩側板前后伸出端下沿較多,撓度大使其容易變形。改進措施為在后橫梁和中橫梁處添加連接的縱梁,同時增加側板的厚度進一步提高割草機機架的整體剛性。

避障割草機在果園進行避障割草作業過程中,所受到的外界主要激勵源有果園地的不平整度、割草軸、避障裝置、傳動系統以及拖拉機輸出軸所產生的振動。避障裝置是獨立出來的一部分,在割草作業穩定時產生的激振力較小,且新疆主干型果園的平整度相對較高,因而避障裝置以及果園地的不平整度所產生的激振可忽略。割草刀輥的轉速為202.5 r/min,可計算出最大激振頻率為3.38 Hz[17],與避障割草機動力所匹配的拖拉機動力輸出軸的轉速為540 r/min,計算出其最大激振頻率為8.60 Hz,由此可知拖拉機輸出軸的振動為割草機機架的主要激勵源,同時其激振頻率不在機架固有的頻率范圍39.806～95.562 Hz內,所以在作業時不會引起機架的共振,可進行正常的避障割草作業。

4 田間試驗與分析

4.1 試驗條件及設備

田間試驗目的在于檢測主干型果園避障割草機的作業質量,驗證該機田間作業性能并為尋求最優作業參數和后期優化改進提供實踐依據。2022年8月中旬在新疆生產建設兵團第一師九團梨園進行株間避障割草機田間試驗。試驗對象為七年生梨樹,樹高3.5 m,樹干直徑20 cm,干高65 cm,配套動力標定功率為44.1 kW的拖拉機,作業速度為1.5～3.0 km/h。試驗儀器包括拖拉機、避障割草機、4.5 m卷尺、50 m皮尺、電子秒表YS-801(0～8 639 s)、歐姆龍位移傳感器ZX1-LD50A61(量程300 mm、精度0.002 mm)、艾德堡HP-500測力計(精度0.1 N)、電腦等。田間試驗過程如圖8所示。

圖8 株間避障割草機田間試驗過程

4.2 試驗方法

參照GB/T 5262《農業機械試驗條件測定方法的一般規定》、GB/T 5667《農業機械生產試驗方法》、GB 10396《農林拖拉機和機械、草坪和園藝動力機械安全標志和危險圖形總則》等果園株間除草自動避障裝置特殊的耕作性能要求為指標進行試驗[18]。通過ADAMS軟件對割草機的運動特性進行了仿真分析,并確定影響機具工作性能的主要因素為機具前進速度、復位彈簧彈性系數、液壓缸壓縮速度。以株間漏割率作為割草機作業性能的試驗指標,株間漏割率計算式如下:

(5)

式(5)中,η表示株間漏割率,%;A0表示測試區總面積,hm2;A1表示實際漏割面積,hm2;A2表示未割面積,hm2;A3表示不可耕作面積,hm2。

以機具前進速度、復位彈簧彈性系數、液壓缸壓縮速度為試驗因素,株間漏割率為試驗指標,進行三因素、三水平中心組合試驗,確定試驗因素水平編碼表[19-20],如表5所示。

表5 試驗因素水平編碼表

4.3 田間試驗結果分析

4.3.1 田間試驗結果

在保證不損傷機具的前提下,選擇三因素、三水平中心組合試驗原理,共17組試驗,試驗方案及響應值如表6所示。

表6 田間試驗方案及響應值結果

4.3.2 回歸模型方差分析

應用Design Expert 11軟件對表6中的試驗數據進行擬合和方差分析[21],并建立以機具前進速度A、液壓缸壓縮速度B、復位彈簧彈性系數C為自變量,株間漏割率G1為因變量的回歸模型,回歸模型顯著性檢驗結果如表7所示。

表7 回歸模型顯著性檢驗結果

根據回歸模型顯著性檢驗結果可知,該設計模型F=11.74,P<0.01,表明該模型極顯著;A、B、C、AB、AC、BC、C2項系數達到顯著水平,P均小于0.05,表明回歸模型顯著,其余項不顯著;失擬項經檢驗結果P=0.261 4(P>0.01),說明回歸模型擬合效果比較好,試驗設計可靠,且失擬項不顯著回歸有效,主干型果園避障割草機株間漏割率的回歸方程為:Y=61.44-53.26A-0.13B+0.31C+0.12AB+0.13AC-1.2×10-3BC+4.92A2+7.5×10-6B2-3.35×10-3C2。

4.3.3 各因素對作業指標響應曲面分析

應用響應曲面法分析各影響因素分別對株間漏割率的影響,固定機具前進速度、復位彈簧彈性系數、液壓缸壓縮速度中的任一因素為零水平,考察另外2個因素分別對株間漏割率G1的交互作用。由圖9a分析可知,在液壓缸的壓縮速度為中間水平值230 mm/s且機具前進速度為固定水平值時,株間漏割率隨復位彈簧彈性系數的升高出現先升高后降低的情況,出現此情況的主要原因為在機具前進速度較快、復位彈簧彈性系數較低時,自動避障系統相對靈敏,株間割草作業時間相對較短,株間漏割率較大;復位彈簧彈性系數逐漸增大,與機具作業速度相匹配的同時抵抗外力的能力也增強,株間割草作業時間增加,株間漏割率降低。從整體曲面增降程度來看,在機具前進速度和復位彈簧彈性系數對株間漏割率的交互作用中,復位彈簧彈性系數對株間漏割率的影響較為顯著。由圖9b分析可知,在機具前進速度為中間水平值1.5 km/h,同時復位彈簧彈性系數為固定水平值時,株間漏割率隨液壓缸壓縮速度的增加而升高,出現此情況的主要原因為隨著液壓缸壓縮速度逐漸增加,避障桿伸縮較快,株間避障時間較短,株間漏割率逐漸升高。從整體曲面增降程度來看,在復位彈簧彈性系數和液壓缸壓縮速度對株間漏割率的交互作用中,液壓缸壓縮速度對株間漏割率的影響較為顯著。由圖9c分析可知,在復位彈簧彈性系數為中間水平值35 N/mm,液壓缸壓縮速度為固定水平值時,株間漏割率隨機具前進速度的增加而降低。從整體曲面增降程度來看,在液壓缸壓縮速度和機具前進速度對株間漏割率的交互作用中,機具前進速度對株間漏割率的影響較為顯著。

a:AC對株間漏割率G1的交互作用;b:BC對株間漏割率G1的交互作用;c:AB對株間漏割率G1的交互作用。

4.3.4 田間試驗驗證結果

根據確定的最優參數組合[22],取整后即機具前進速度1.5 km/h、液壓缸壓縮速度225 mm/s、復位彈簧彈性系數29 N/mm,進行了5組試驗驗證,試驗驗證結果如圖10、表8所示,株間漏割率平均值為7.64%,達到相關標準以及農戶的滿意度,符合設計要求。

表8 田間試驗結果

a:割草作業前;b:割草作業后(行間);c:割草作業后(株間)。

5 結論

1)針對目前新疆果園種植面積較大以及株間雜草無法割除的現狀,設計了一種主干型果園株間避障割草機,可在不傷害樹干的情況下同時實現行間和株間雜草的割除,為新疆果園田間割草作業提供了新的思路。

2)通過對割草機避障桿的有限元分析可知,避障桿所受的最大等效應力為179.72 MPa,避障桿的最大應變為9.25×10-4,最大應變位置在固定牽引端與旋轉軸連接處,避障桿在割草作業過程中最大變形量為34.418 mm。從對機架的有限元模態分析中得出,前6階的固有頻率范圍為39.806～95.562 Hz,而外部激振頻率的范圍為0～8.60 Hz,兩者之間沒有產生重疊,故機架在作業時不會產生共振現象,以此驗證了避障桿和機架的設計合理性。

3)通過田間試驗可知該機具各項性能指標均滿足相關標準。綜合響應曲面分析和田間試驗結果,確定最佳作業參數為機具前進速度1.5 km/h、液壓缸壓縮速度225 mm/s、復位彈簧彈性系數29 N/mm,此時果園株間漏割率平均值為7.64%。