向承翔

(重慶三峽職業(yè)學院，重慶 404155)

0 引言

插秧機作為一種常用的農(nóng)用機械之一，在我國的水稻行業(yè)起著不可或缺的作用。隨著農(nóng)業(yè)機械化水平的不斷進步與發(fā)展，水稻插秧的技術不斷朝著機械化、自動化方向發(fā)展。多年來，我國、日本及其他農(nóng)業(yè)國家都不斷致力于插秧機的技術與機構優(yōu)化改進，從最初的曲柄搖桿式發(fā)展到非圓齒輪傳動式、曲柄行星輪系式及改變株距插秧等，插秧機的工作性能在逐步提高，但均為適應當?shù)氐淖鳂I(yè)場地及土壤條件等而選擇。為適應我國當?shù)氐乃痉N植與生產(chǎn)的農(nóng)藝要求，對其進行核心部件針對性地改進，可為提高水稻產(chǎn)量與質量及水稻種植提供安全可靠機具，具有十分重要的現(xiàn)實意義。

1 插秧機結構及工作原理

水稻插秧機主要的組成部件有儲存秧苗裝置、輸送裝置及插秧裝置等組成。工作原理:由發(fā)動機主要提供動力，供給插秧機的行走部與插秧部；行走部為四輪驅動，在液壓無級變速方式下進行驅動整機轉向、前進等作業(yè)；插秧部為核心部件，通過機械自動插秧，實現(xiàn)插秧的行數(shù)、行距及株距的一致。此過程在齒輪系的作用下通過中心輪、太陽輪、中間輪、行星輪等一系列傳動保證秧針的取送秧及回轉避讓等運動，進而實現(xiàn)插秧的橫送量控制。

2 核心部件設計與改進

2.1 插秧機構設計

根據(jù)插秧機構工作時的各部件動作執(zhí)行先后順序及動作條件，給出插秧機構設計所需的輪系相關參數(shù)條件。根據(jù)行星輪系的體積計算，給定插秧機構在旋轉插秧作業(yè)時各齒輪軌跡形成封閉曲線條件，即

(1)

(2)

同時，根據(jù)齒輪設計標準對插秧部件各齒輪進行參數(shù)計算和設計改進，齒面接觸疲勞強度與齒根彎曲疲勞強度及傳動比按照式(3)～式(5)進行設計，即

(3)

(4)

(5)

以非圓齒輪運動學機理為理論模型，為更深入準確地了解插秧機構的運動學軌跡，選取影響插秧機軌跡形成及位姿的關鍵參數(shù)，如表1所示。通過變換各參數(shù)的影響值確認最佳設計參數(shù)，結合插秧機構關鍵組成部件繪制成三維模型(見圖1)，主要包括各傳動輪系及推秧裝置中的推秧桿、秧針及凸輪等。其中，推秧裝置的推秧角度及插秧臂相互之間的位置關系對于秧苗的正確插入是設計的關鍵點。

表1 插秧機插秧機構軌跡與姿態(tài)關鍵參數(shù)值Table 1 Key parameter values of the track and posture on the transplanting mechanism of the transplanter

圖1 插秧機插秧裝置三維模型簡圖Fig.1 3D model brief diagram of the planting device of the transplanter

2.2 移箱核心構件設計

為保證高速插秧機在準確插秧的同時，工作可靠性與移箱機構的核心部件密切相關，插秧作業(yè)過程中間距的調整需要由移箱機構來完成。針對移箱的核心構件螺旋軸進行受力分析，且改進參數(shù)，使得所設計的插秧機移箱構件能夠精準靈活地在秧苗箱體內部進行推秧、取秧等作業(yè)，配合完成插秧的關鍵環(huán)節(jié)。設計螺旋軸利用如下公式，即

(6)

式中τ—螺旋軸所受剪切力(MPa)；

[τ]—最大許用剪切應力(MPa)；

d—螺旋軸直徑(mm);

P—軸功率(kW);

n—螺旋軸轉速(r/min)。

通過計算，選取軸徑d的優(yōu)化取值范圍：18～20mm，并通過查閱相關參數(shù)設計標準，得出具體的參數(shù)設計值，如表2所示。同時，并對內部轉子參數(shù)進行選取匹配且經(jīng)過模態(tài)處理，可知已避開共振頻率帶，可實現(xiàn)移箱機構平穩(wěn)傳送秧苗。

表2 高速插秧機移箱螺旋軸關鍵參數(shù)設計值Table 2 Key parameter design values of the screw axis of the moving box in the high-speed transplanter

2.3 輔助軟件程序優(yōu)化

為進一步改進運動學與動力學上各核心部件選取參數(shù)的性能協(xié)調及優(yōu)化度，選取輔助軟件MatLab軟件進行算法比較，選擇FMINCON進行目標函數(shù)最優(yōu)化求解，算法流程簡圖如圖2所示。通過多次計算比較修正函數(shù)矩陣，得出最理想的參數(shù)值。此處給出部分程序段：

for i=1∶1.5;

rhoz(i)=p2/(1-E*cos(n1*l1(i)));

Rhoz(i)=sqrt(rhoz(i)^2+2*rhoz(i)*(CX*cos(l1(i))+

CY*sin(l1(i))+CX^2+CY^2);

fr=@(x)sqrt((QL(i)*cos(angle)*(cos(x)+x*sin(x))-

QL(i))^2;

…

…

Flot(fy,[-60,60]);

qqz(i)=fzero(fy,[-5,12]);

end

rhot6(i)= sqrt(rho5(i)^2+2*rho5(i)*(CX*cos(l1(i))+

CY*sin(l1(i))+CX^2+CY^2);

end

…

…

圖2 插秧機最優(yōu)值優(yōu)化算法流程簡圖Fig.2 Optimization algorithm brief diagram of the most optimal value of the transplanter

3 仿真試驗分析

3.1 仿真條件

仿真系統(tǒng)的環(huán)境及相關參數(shù)條件設置對于仿真試驗的接近性與可參考性起決定性作用，筆者選取ADAMS進行材料屬性及關鍵求解所需約束條件的設置：

1)取秧角度的選取，宜為15°～35°左右；

2)保證推秧角度與取秧角度之間的關系；

3)仿真初始位置選?。?/p>

4)待獲取數(shù)據(jù)前置條件給定；

5)單位設置統(tǒng)一等。

3.2 過程分析

通過從不同角度、不同轉動副與移動副角度施加載荷等相關參數(shù)，模擬仿真插秧機在實地進行插秧作業(yè)過程各作用部件所受的接觸力、嚙合力及傳動力等；著重考慮轉速與加速度的變化情況，并通過截取放大關鍵秧針尖點A的MARKET，分析其相對于行星架的相對運動速度與相對位移之間的軌跡情況，并繪制出曲線，如圖3、圖4所示。從圖3、圖4中可看出：該尖點的運動仿真情況與前期所做的理論計算相吻合，符合實際的插秧尖點運動，模擬仿真有效。

圖3 插秧機插秧尖點相對位移曲線Fig.3 Relative displacement curves of the planting device sharp point of the transplanter

圖4 插秧機插秧尖點相對運動速度曲線Fig.4 Relative movement speed curves of the planting device

sharp point of the transplanter

由圖5可以看出：插秧機的插秧裝置呈腰子狀曲線運動，亦符合實地作業(yè)規(guī)律。經(jīng)按照機械結構設計的計算與對比發(fā)現(xiàn)，較進行核心部件改進前的插秧機整機質量減輕15%左右，且各結構間的協(xié)調能力得到整體提高，設計參數(shù)及仿真試驗可行。

圖5 插秧機插秧裝置運動軌跡仿真簡圖Fig.5 Dynamic trajectory simulation brief diagram of the planting device of the transplanter

4 結論

1)在高速插秧機工作原理基礎上對其插秧機構進行改進研究，利用運動學與動力學相結合方法進行參數(shù)優(yōu)化，并得出三維模型。

2)對插秧機移箱運動裝置進行改進，分析螺旋軸的運動規(guī)律并結合優(yōu)化函數(shù)進行輔助設計。

3)通過利用仿真軟件進行驗證分析，得出設計研究的可行性與合理性，為插秧機的改進提供一定理論依據(jù)與優(yōu)化思路。

4)建議下一步將機械設計與PID機械部件智能化控制相結合，更好地實現(xiàn)插秧機機械自動化作業(yè)。