李耀明 王建鵬 徐立章 唐 忠 徐正華 王克玖

(1.江蘇大學現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備與技術(shù)教育部重點實驗室， 鎮(zhèn)江 212013； 2.蘇州久富農(nóng)業(yè)機械有限公司， 蘇州 215000)

0 引言

脫粒滾筒堵塞是聯(lián)合收獲機常見的工作故障之一，故障發(fā)生時不僅影響作業(yè)效率和作業(yè)質(zhì)量，還會損壞重要的機械零件(如軸承、凹板篩等)[1-2]。脫粒滾筒堵塞故障發(fā)生的主要原因是谷物喂入不均勻(超過額定喂入量)導致的瞬時脫粒滾筒負荷過大，為了預(yù)防脫粒滾筒堵塞，需要對脫粒滾筒負荷進行監(jiān)測。當監(jiān)測到脫粒滾筒負荷過大時，應(yīng)采取相應(yīng)措施防止故障發(fā)生，以提高聯(lián)合收獲機無故障工作時間。

國內(nèi)外學者針對脫粒滾筒負荷監(jiān)測已開展了較多研究，如張認成等[3]以滾筒轉(zhuǎn)速表征脫粒滾筒負荷，但因為滾筒轉(zhuǎn)速的影響因素較多，不能準確反映脫粒滾筒負荷；部分研究者以脫粒滾筒扭矩表征脫粒滾筒負荷[4-5]，但是檢測裝置成本較高；盧文濤等[6-7]選取驅(qū)動脫粒滾筒無級變速器液壓缸的油壓力表征脫粒滾筒負荷；梁學修等[8]分析了谷物籽粒流量及滾筒扭矩、轉(zhuǎn)速與喂入量的關(guān)系，間接監(jiān)測喂入量，但滯后時間過大；張成文等[9]分析了傳動鏈張緊力和喂入量之間的關(guān)系，用傳動鏈張緊力表征脫粒滾筒負荷；劉元元等[10]分析了割臺輸送器的功率與喂入量的關(guān)系，用割臺輸送器的功率表征脫粒滾筒負荷。上述研究可以實現(xiàn)對脫粒滾筒的負荷監(jiān)測，但尚未解決滾筒堵塞時排堵困難的問題。

監(jiān)測到脫粒滾筒堵塞預(yù)警信號后，研究者大多采取控制前進速度的方式預(yù)防堵塞[11-13]，但實際田間收獲時，單位面積作物質(zhì)量不均勻以及物料喂入不穩(wěn)定等因素會導致喂入量有較大幅度的變化，并非是前進速度過大直接導致的，此時可以采取增大凹板間隙的方法穩(wěn)定脫粒滾筒負荷。在凹板間隙調(diào)節(jié)方面，CLINT等[14]發(fā)明了一種脫粒間隙手動調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)，ALAN等[15]發(fā)明了一種凹板間隙自動調(diào)節(jié)裝置，張成文[16]采用液壓系統(tǒng)設(shè)計了凹板間隙自動調(diào)節(jié)系統(tǒng)。以上調(diào)節(jié)方式主要采用一端鉸接、另一端繞鉸接點轉(zhuǎn)動的結(jié)構(gòu)。

本文設(shè)計一套適用于多滾筒機型的脫粒滾筒負荷監(jiān)測和凹板間隙調(diào)節(jié)裝置，通過監(jiān)測凹板篩后側(cè)液壓油缸無桿腔內(nèi)的油壓來表征脫粒滾筒負荷的變化，通過田間試驗獲取試驗樣本，并分別分析喂入量對凹板篩后側(cè)油缸油壓和脫粒分離性能的影響，以及凹板間隙對凹板篩后側(cè)油缸油壓和脫粒分離性能的影響。

1 凹板篩后側(cè)油壓力監(jiān)測系統(tǒng)設(shè)計

1.1 多滾筒谷物聯(lián)合收獲機

大量臺架試驗表明，多滾筒脫粒分離裝置由于第一橫軸流滾筒負荷比較高，首先堵塞停轉(zhuǎn)的往往是第一橫軸流滾筒[17-19]。選取多滾筒谷物聯(lián)合收獲機的切流和第一橫軸流滾筒為研究對象。該機的主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 多滾筒谷物聯(lián)合收獲機主要技術(shù)參數(shù) Tab.1 Main parameters of multi-rotor combine harvester

該機的脫粒分離裝置為切橫橫多滾筒結(jié)構(gòu)，切流滾筒起初脫作用，第一橫軸流滾筒起主脫和分離作用，第二橫軸流滾筒起復脫和分離作用。

1.2 凹板間隙調(diào)節(jié)系統(tǒng)設(shè)計

改進前的脫粒裝置如圖1所示，切流凹板篩和第一橫軸流凹板篩都是通過螺栓固定在機架上，兩者相互分離，中間用過渡板連接，凹板間隙是固定值。

圖1 改進前的脫粒裝置結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.1 Threshing device before improvement 1.切流凹板篩 2.切流滾筒 3.過渡板 4.第一橫軸流凹板篩 5.第一橫軸流滾筒 6.機架

改進后的脫粒裝置如圖2所示，將切流凹板篩和第一橫軸流凹板篩設(shè)計成整體式凹板篩，并在下方開有4個通孔用來穿過2根支撐軸，支撐軸兩端各連接有一根推桿，4個油缸采用4點支撐的方式和兩側(cè)的推桿相鉸接，通過控制油缸活塞桿的伸縮來實現(xiàn)凹板間隙的調(diào)節(jié)。

圖2 改進后的脫粒裝置結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.2 Threshing device after improvement 1.右前油缸 2.位移傳感器 3.支撐軸 4.左前油缸 5.推桿 6.右后油缸 7.拉壓傳感器 8.左后油缸 9.整體式凹板篩 10.第一橫軸流滾筒 11.機架 12.切流滾筒

位移傳感器的兩端和推桿、機架鉸接，位移傳感器定位安裝過程中，通過控制電磁換向閥使液壓缸運動整個行程，若位移傳感器的示數(shù)變化在24.9～25 mm之間，位移傳感器的定位誤差小于0.1 mm，則定位完成，凹板間隙的改變量和位移傳感器位移的改變量一致，此時在凹板間隙最大為60 mm時，數(shù)顯表的示數(shù)為5.29 mm，因此凹板間隙和數(shù)顯表示數(shù)之間的關(guān)系式為

U=65.29-t

(1)

式中U——凹板間隙，mm

t——數(shù)顯表示數(shù)

前進方向左側(cè)調(diào)節(jié)裝置如圖3所示，前進方向右側(cè)調(diào)節(jié)裝置及位移實時顯示裝置如圖4所示。

圖3 前進方向左側(cè)調(diào)節(jié)裝置 Fig.3 Adjustment device for left side in forward direction 1.推桿 2.左前油缸 3.左后油缸

圖4 前進方向右側(cè)調(diào)節(jié)裝置 Fig.4 Adjustment device for right side in forward direction 1.右后油缸 2.推桿 3.位移傳感器 4.右前油缸 5.同步液壓馬達進油口 6.同步液壓馬達出油口

設(shè)計的整體式凹板篩實物如圖5所示，過渡板在整體式凹板篩的中部，連接切流部分和第一橫軸流部分，兩根支撐軸穿過整體式凹板篩下方通孔，起支撐作用。

圖5 整體式凹板篩實物圖 Fig.5 Physical diagram of designed integral concave 1.整體式凹板篩 2.過渡板 3.支撐軸 4.托板1 5.托板2

油缸是凹板間隙大小調(diào)節(jié)的動力機構(gòu)，設(shè)計的調(diào)節(jié)油路如圖6所示。聯(lián)合收獲機自帶液壓油泵的最大工作壓力為20 MPa，油泵輸出的高壓油經(jīng)過單向閥和減壓閥后降到10 MPa，然后到達三位四通電磁換向閥。溢流閥的進油口和回油口分別連接油缸的無桿腔和有桿腔，設(shè)定壓力是12 MPa，略高于系統(tǒng)工作壓力，起到安全保護作用。

圖6 凹板間隙調(diào)節(jié)油路 Fig.6 Oil system for concave clearance adjustment system 1.油泵 2.單向閥 3.減壓閥 4.電磁換向閥 5.調(diào)速閥 6.液控單向閥 7.蓄能器 8.溢流閥 9.同步液壓馬達 10.左前油缸 11.左后油缸 12.左后油缸油壓變送器 13.右后油缸油壓變送器 14.右后油缸 15.右前油缸 16.油箱

同步液壓馬達為1個進油口，4個出油口，抗偏載能力強，同步精度達到98%，能夠?qū)崿F(xiàn)4個油缸的同步伸縮。

液壓油缸的缸徑為Φ30 mm，有桿腔桿徑為Φ16 mm，行程為25 mm，所以凹板間隙的調(diào)節(jié)范圍為35～60 mm。帶換向底板的調(diào)速閥起到雙向調(diào)速的作用，控制推桿的上升速度和下降速度一致，都為0～10 mm/s。

油壓傳感器安裝在凹板篩后側(cè)油缸的無桿腔內(nèi)，用來監(jiān)測凹板篩后側(cè)油缸受到的壓力。由油壓信號得到實際壓力的計算公式

(2)

式中Fi——凹板篩后側(cè)單個油缸處所受壓力，N

i——油壓傳感器的油壓信號，V

V0——油壓傳感器輸出信號最大值，取3.3 V

p——油壓傳感器的量程，取10 MPa

D——油缸缸徑，取30 mm

1.3 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)設(shè)計

數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)原理如圖7所示。油壓變送器將采集到的油壓信號轉(zhuǎn)換成電信號，經(jīng)過數(shù)據(jù)處理后輸送到單片機。STM32單片機通過串口通信將系統(tǒng)信息傳輸?shù)缴衔粰C中，上位機對接收到的數(shù)據(jù)進行實時顯示并保存，為之后的研究和參數(shù)設(shè)定提供依據(jù)。

圖7 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)原理圖 Fig.7 Schematic diagram of information collection system

2 凹板篩后側(cè)油壓力分析

釘齒脫粒滾筒的脫粒原理主要為沖擊、搓擦和梳刷[20]。脫粒滾筒不僅受到垂直于釘齒表面的阻力F1作用，還受到沿釘齒切向的摩擦阻力f作用。該摩擦阻力f和釘齒與物料之間的擠壓力Pr成正比，擠壓力越大，摩擦阻力越大，脫粒滾筒負荷越高，越容易發(fā)生堵塞故障。因此需要對釘齒與物料之間的擠壓力進行研究。

物料進入脫粒裝置進行脫粒時，受到凹板篩與脫粒元件的擠壓，會對凹板篩形成正壓力Pr，由文獻[21]可知，正壓力Pr與物料受擠壓程度有關(guān)(如圖8所示)。

圖8 凹板篩后側(cè)受力分析圖 Fig.8 Stress analysis for cylinder on rear side of concave 1.脫粒滾筒 2.物料 3.整體式凹板篩 4.機架 5.推桿 6.連接頭

(3)

(4)

式中Pr——物料對凹板篩的正壓力，N

KP——壓縮系數(shù)

Cmax——非谷粒物料自然鋪放厚度，mm

C——凹板篩后部凹板間隙，mm

n——指數(shù)

q——喂入量，kg/s

ρ——非谷粒物料自然鋪放密度，kg/m3

v——莖稈在凹板篩平均線速度，m/s

w——凹板篩后部寬度，m

Δ——草谷比

凹板篩前部受到的擠壓力在物料穩(wěn)定喂入時對凹板篩后側(cè)油缸的壓力影響很小，可忽略不計。凹板篩后部的擠壓力通過支撐軸和推桿將壓力傳遞到后側(cè)油缸上，后側(cè)油缸上的壓力與凹板篩所受擠壓力的關(guān)系為

F=kPr+F0

(5)

式中F——后側(cè)油缸上的壓力，N

k——系數(shù)F0——空載壓力，N

由以上分析得到，后支撐油缸內(nèi)的油壓力與喂入量的關(guān)系為

(6)

由式(6)可以得出，當聯(lián)合收獲機穩(wěn)定均勻喂入時，凹板篩后側(cè)壓力主要受喂入量影響。

3 試驗方案與結(jié)果分析

3.1 試驗材料

2017年11月在江蘇省蘇州市吳江區(qū)進行田間試驗。試驗水稻為“嘉花”，其部分特性如表2所示。

表2 水稻物料特性 Tab.2 Properties of experimental rice

3.2 試驗方法

試驗參照GB/T 5262—2008《農(nóng)業(yè)機械試驗條件測定方法的一般規(guī)定》和GB/T 5982—2005《脫粒機試驗方法》的要求進行。試驗前，先量取20 m的水稻田長度，立2根標桿作為標記。試驗時，聯(lián)合收獲機在收割區(qū)域之前先起步加速，到收割區(qū)域的時候保持勻速運動，用秒表計時，從割臺剛進入收割區(qū)域開始計時，到割臺剛出收割區(qū)域停止計時。物料經(jīng)過切流滾筒的初脫分離、第一橫軸流滾筒的主脫分離和第二橫軸流滾筒的復脫分離后，莖稈從排草口排出，落在聯(lián)合收獲機后面的接料油布上。在收獲之前先將擋位調(diào)為收獲擋2擋，前進速度為0～1.5 m/s(試驗樣機的前進速度為液壓無級變速)，將油門調(diào)到最大，在收獲過程中油門和擋位不變，通過這種方法可以使得滾筒轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速，通過控制操作手柄改變液壓無級變速器的輸出轉(zhuǎn)速實現(xiàn)調(diào)節(jié)機器的前進速度，從而改變喂入量，使得喂入量為單一變量。

田間試驗如圖9所示。采用人工處理的方式收集油布上的莖稈質(zhì)量、夾雜在秸稈中的籽粒及未脫凈籽粒，從而獲取莖稈量、夾帶損失率和未脫凈率。機器停止后，需測量實際割幅，并測量留茬高度。實際喂入量計算式為

(7)

式中q′——實際喂入量，kg/s

M1——排草口后油布上莖稈質(zhì)量，kg

L——機器前進長度，取20 m

ρ0——單位面積籽粒質(zhì)量，kg/m2

W——平均割幅，m

t1——前進時間，s

田間試驗過程中平均割幅為2.58 m，留茬高度為15 cm，機器前進速度為0.68～1.42 m/s。

圖9 田間試驗 Fig.9 Field experiment

3.3 試驗結(jié)果及分析

(1)脫粒過程中凹板篩左右兩側(cè)受力關(guān)系

在水稻喂入量為6.0 kg/s的情況下，得到機器前進過程中左后油缸和右后油缸油壓力的變化，結(jié)果如圖10、11所示。

圖10 機器前進過程中左后油缸油壓力的變化曲線 Fig.10 Variation curve of oil pressure of left rear cylinder during harvesting

圖11 機器前進過程中右后油缸油壓力的變化曲線 Fig.11 Variation curve of oil pressure of right rear cylinder during harvesting

由圖10和圖11可見，在物料喂入前(0～3 s)，機器在田間收獲時，由于機械振動以及田塊不平整等原因，左右兩側(cè)的油壓力在平衡位置(345 N)上下小幅波動(300～390 N)。當不均勻的物料剛喂入切流滾筒時(3～7 s)，凹板篩前部有物料進入而后部沒有物料，凹板篩前部受到擠壓力，導致后面油缸上的壓力變小，后面油缸油壓力也相應(yīng)變小。當物料在滾筒的作用下運動到凹板篩后部時，物料受到凹板篩和脫粒滾筒的擠壓力，凹板篩后部也相應(yīng)受到物料層給予的擠壓反力，在擠壓反力的作用下，油缸上的壓力增大，油缸油壓力也相應(yīng)變大。物料層厚越大，壓力值變化越大。過了喂入初始階段，進入穩(wěn)定連續(xù)喂入階段(7～14 s)，單個油缸油壓力在新的平衡點(557 N)附近小幅波動(450～660 N)，并且左右兩側(cè)的油缸油壓力一致。當停止喂入后(14 s以后)，油壓力降回到空載油壓力。

(2)喂入量對凹板篩后側(cè)油缸油壓力以及脫粒分離性能的影響

在凹板間隙為35 mm的情況下，進行不同喂入量的試驗研究，每組重復3次取平均值，試驗方案及試驗結(jié)果如表3和圖12、13所示。

表3 不同喂入量的試驗方案與試驗結(jié)果 Tab.3 Experiment method and results with different feed rates

圖12 凹板篩后側(cè)油缸油壓力與喂入量的關(guān)系曲線 Fig.12 Relationship curve between feeding rates and oil pressure on rear side of concave

由圖12可知，凹板篩后側(cè)油缸油壓力隨著喂入量的增大而增大，能夠較好地反映脫粒滾筒負荷的變化情況。當喂入量較小時，凹板篩和物料層之間的擠壓作用比較小，傳遞到后側(cè)油缸上的壓力也比較小。當喂入量逐漸增大時，剛開始壓力增長較緩，喂入量增大到一定值后，壓力急劇增加，這是因為層厚較大，物料層和凹板篩之間的擠壓作用比較顯著。采用Matlab對獲取的數(shù)據(jù)進行函數(shù)擬合，得到喂入量x和凹板篩后側(cè)油缸油壓力y的擬合方程式

y=0.069 3x4.877+691.9

(8)

擬合曲線如圖12所示，決定系數(shù)R2為0.981 3，說明試驗所得的函數(shù)模型具有較高的準確性，即在聯(lián)合收獲機工作穩(wěn)定、喂入均勻、田間狀況基本一致時，凹板篩后側(cè)油缸油壓力與喂入量的函數(shù)關(guān)系，與式(6)分析結(jié)果一致。

圖13 喂入量對脫粒分離性能的影響 Fig.13 Effects of feed rate on threshing and separating performance

由圖13可知，未脫凈率、夾帶損失率和脫粒分離總損失率都隨著喂入量的增加逐漸增大，未脫凈率增大比較緩慢，夾帶損失率增大比較明顯。這是因為在喂入量較小時，物料較少，單個谷穗受到的沖擊作用比較顯著，脫粒比較徹底，未脫凈率比較小，此時谷物層比較薄，脫下來的籽粒容易穿過谷物層和凹板篩完成分離；當喂入量增大時，物料較多，單個谷穗受到的沖擊作用減弱，但由于搓擦、梳刷和擠壓的作用，未脫凈率增加的幅度很小，而由于層厚的增加，脫下來的籽粒穿過谷物層的幾率降低，導致夾帶損失率增大。

(3)凹板間隙對凹板篩后側(cè)油缸油壓力以及脫粒分離性能的影響

在喂入量為6.0 kg/s時，進行不同凹板間隙的試驗研究，每組重復3次取平均值，試驗方案及試驗結(jié)果如表4和圖14、15所示。

表4 不同凹板間隙時試驗結(jié)果 Tab.4 Experimental results with different concave clearances

由圖14可知，凹板篩后側(cè)油缸油壓力隨著凹板間隙的增大而減小。當凹板間隙增大時，物料層厚不變，但物料和凹板篩之間的擠壓作用降低，因此脫粒滾筒受到的摩擦阻力矩減小。脫粒滾筒堵塞是因為物料層厚過大，導致脫粒滾筒的摩擦阻力矩過大，脫粒滾筒提供不了如此大的扭矩，轉(zhuǎn)速就會降低，導致物料無法順暢地往后輸送，堆積在凹板篩前部，層厚進一步增大，滾筒轉(zhuǎn)速進一步降低，直至堵塞停轉(zhuǎn)。通過以上分析可以得知，因短暫的喂入量過大導致脫粒滾筒負荷過大，可以通過增大凹板間隙的方法降低脫粒滾筒負荷，預(yù)防堵塞故障。

圖14 凹板篩后側(cè)油缸油壓力與凹板間隙的關(guān)系曲線 Fig.14 Relationship curve between concave clearance and oil pressure on rear side of concave

圖15 凹板間隙對脫粒分離性能的影響 Fig.15 Effects of concave clearance on threshing and separating performance

由圖15可知，未脫凈率隨著凹板間隙的增大明顯增大，夾帶損失率隨著凹板間隙的增大有所減小，但幅度不大，脫粒分離總損失率隨著凹板間隙的增加而逐漸增大。這是因為凹板間隙增大時，不僅降低了脫粒元件對谷穗的擠壓作用，還降低了作物與凹板篩以及作物與作物之間的搓擦作用，從而降低脫粒效果導致未脫凈率增大，尤其是脫粒間隙過大時，未脫凈率明顯增大，另一方面，凹板間隙的增大使得脫粒滾筒與凹板篩之間的空間變大，谷物層變稀疏，所以籽粒透過谷物層的幾率就增加，導致夾帶損失率減小，但減小的幅度不大，所以脫粒分離總損失率呈現(xiàn)增長的趨勢。

當實際喂入量大于額定喂入量(6.0 kg/s)時，脫粒滾筒堵塞的風險急劇增加，并且脫粒分離性能顯著下降；實際喂入量低于額定喂入量時，雖然脫粒分離總損失比較小，但機器的脫粒分離性能并沒有得到充分的發(fā)揮。綜合考慮脫粒分離性能和脫粒分離裝置的工作效率，當實際喂入量為額定喂入量(6.0 kg/s)、凹板間隙為35 mm時，機器的工作性能達到整機的最佳狀態(tài)，此時凹板篩后側(cè)油缸油壓力的變化范圍為900～1 320 N。

4 結(jié)論

(1)將原結(jié)構(gòu)中分開的切流和第一橫軸流凹板篩設(shè)計成整體式凹板篩，采用液壓缸4點支撐方式撐起凹板篩，通過電磁換向閥控制油缸活塞桿的伸縮，達到調(diào)節(jié)凹板間隙的目的。凹板間隙調(diào)節(jié)范圍為35～60 mm，調(diào)節(jié)速度為0～10 mm/s。

(2)凹板篩后側(cè)油缸油壓力隨著喂入量的增大而增大，能較好地反映脫粒滾筒負荷的變化情況，可選用凹板篩后側(cè)油缸油壓力建立脫粒滾筒負荷監(jiān)測系統(tǒng)。喂入量從3.4 kg/s增加到6.0 kg/s時，凹板篩后側(cè)油缸壓力由732 N增加到1 114 N，脫粒分離總損失率由0.54%增加到1.08%?？蛰d下單個油缸壓力為345 N，在額定喂入量下(6.0 kg/s)，物料均勻喂入時，凹板篩后側(cè)左右兩個油缸的油壓波動范圍為450～660 N，凹板篩后側(cè)左右壓力一致。

(3)凹板篩后側(cè)油缸壓力隨著凹板間隙增大而減小，脫粒分離總損失率隨著喂入量的增大而增大。額定喂入量(6.0 kg/s)下，凹板間隙從35 mm增大到45 mm時，凹板篩后側(cè)油缸油壓力從1 114 N降到758 N，脫粒分離總損失率由1.08%增加到1.31%，表明可以采用增大凹板間隙的方式降低脫粒滾筒負荷，預(yù)防堵塞。

(4)在喂入量為額定喂入量(6.0 kg/s)、凹板間隙為35 mm時，整機工作性能最佳，脫粒分離總損失率為1.08%，凹板篩后側(cè)油缸油壓力的變化范圍為900～1 320 N。