轴流式花生捡拾收获机设计与试验

王伯凯 胡志超 曹明珠 张 鹏 于昭洋 张 冲

(1.农业农村部南京农业机械化研究所， 南京 210014； 2.农业农村部现代农业装备重点实验室， 南京 210014)

0 引言

花生是我国重要的油料作物和经济作物。目前，我国花生主产区收获仍以小型挖掘机为主，耗时、耗力，效率低、成本高，严重制约了花生产业的发展[1-6]。花生捡拾收获机可对摊铺的花生秧蔓进行高效便捷的捡拾收获。由于花生品种及晾晒后秧蔓含水率不同，导致捡拾率低、荚果损失率高(包括捡拾荚果掉落和捡拾、摘果过程中的荚果破损)、生产率低下，这已经成为我国花生生产亟待解决的难题。

针对花生捡拾收获技术，国内外专家进行了很多理论和试验研究。国外有KMC、AMADAS的铲链组合式和PEARMAN 公司的铲夹组合式系列花生捡拾收获机，这几种机型技术先进、成熟度高，但其生产模式和花生品种与国内存在差异，并且价格昂贵，难以适应中国花生生产的实际需求[7]。陈中玉等[8]进行了弹齿式花生捡拾收获机关键结构研究，在花生捡拾、摘果损伤理论和技术上取得了突破；王东伟等[9]研制了背负式花生捡拾摘果收获机，该机可一次完成花生捡拾、输送、摘果、清选、集果等作业，性能良好；胡志超团队[10]研制了多款花生捡拾收获机，并对关键工作部件进行深入研究，在捡拾机理、低损摘果、清选等方面取得了突破。轴流式花生捡拾收获机能减轻整机重量、降低成本，但目前对其整机结构组配、参数优化和对收获质量的影响研究较少。

本文以自行研制的轴流式全喂入花生捡拾收获机为基础，针对影响捡拾收获质量的瓶颈问题，结合花生摊铺晾晒农艺特点，确定关键部件结构参数和试验参数，进行收获质量试验研究，为明晰关键部件的工作机理、优化其结构参数及试验参数、提高综合质量提供理论基础和数据支撑。

1 总体结构与工作原理

花生捡拾联合收获工艺与技术路线如图1所示。轴流式花生捡拾收获机主要参数如表1所示，整机结构如图2所示，主要由捡拾装置、输送装置、摘果装置、清选装置、底盘系统、提升装置、集果箱等组成，可一次完成挖掘后田间条铺花生植株的捡拾输送、果蔓脱离、果杂清选、提升集果等工序。

表1 总体结构参数和关键部件工作参数Tab.1 Structural and working parameters of test-bed

收获机工作时，捡拾装置随行走系统以一定速度前进，随着捡拾滚筒上弹齿的拨转，田间条铺花生植株被引入螺旋叶片左右分布的螺旋输送器，经螺旋输送器集中后推送到输送机构，再由链耙式输送器推送经喂入口进入摘果装置进行果秧分离，然后在清选装置中经分离、除杂后的净荚果由提升装置导入果箱，碎秧、杂余由负压风机引入集秧箱。尾部碎秧、杂余经机尾负压风机引抛到机身后已捡拾区，最后由高位卸果装置将果箱内荚果卸出，完成收获。

2 捡拾装置设计

2.1 花生几何参数及力学特性

试验对象为摊铺晾晒后的花生株系，试验前先用花生挖掘机有序起秧、振动去土后自然落地按序叠层铺放至原种穴一侧，如图3所示,W为试验幅宽，mm;Z为铺放间距，mm;S为花生株系条铺宽度，mm;h为秧蔓层叠高度，mm。以主产区典型品种“开农61”为试验对象，经统计该品种的带果高度为(400±20)mm，茎秆中径(8±1)mm；结果区域中径为(135±10)mm，结果区域高度为(150±10)mm，果柄直径(1±0.5)mm，果壳厚度为在1.0～2.6 mm，平均为2.1 mm，单个荚果的质量在1.5～3.4 g，平均为2.5 g，由于荚果在机械化捡拾过程中极易损伤、脱落，了解其力学特性可为捡拾机构的参数设计提供参考。研究表明，其力学特性受含水率影响较大，果柄的临界脱落力一般为4.0～7.2 N，果壳临界破损力一般为24.2～40.6 N。

2.2 弹齿捡拾装置

捡拾是花生捡拾收获机的核心技术，捡拾过程中要求保持花生植株的完整性，防止或减少漏捡、落果及荚果损伤。捡拾质量也直接影响后续摘果、清选的质量。捡拾装置(图4)主要由左侧板、捡拾弹齿、弧形护罩、弹齿座、传动轴、压秧杆、支撑圆盘、右侧板及链轮等组成，捡拾装置的主要参数有捡拾弹齿长度、弹齿直径及弧形护罩间距。捡拾装置作用是有序捡秧、平稳输秧及平顺送秧，需要解决的主要问题是荚果漏捡、落果及荚果损伤。

2.2.1弹齿与秧蔓、荚果作用力学分析

弹齿与秧蔓、荚果的作用如图5所示。荚-柄脱离、荚果的破损是由捡拾装置旋转扯拉和弹性挑拨使花生秧蔓、荚果瞬间由静止做变速运动，由此产生的冲击合力克服秧蔓、荚果与秧蔓群的缠绕交织混合力，导致秧蔓、荚果被弹齿组件捡拾。此过程中部分荚果受弹齿挑拨冲击、旋转扯拉及滑移摩擦作用，荚果破损或荚果与果柄断开，荚果落至地面，造成收获损失，影响整机收获质量。

为探寻影响花生荚-柄的脱离、荚果的破损力学机理，将受力荚果简化成球形分析(图6)，收获机以速度vm向前运动，条铺秧蔓与弹齿接触瞬间，由于弹齿转速高，花生荚果在弹齿组的撞击作用下，迅速产生一个速度vj，即在极短时间内，花生荚果的速度由0迅速增大到vj，此过程中，花生荚果与弹齿组发生剧烈碰撞，弹齿组部分动能转化为花生荚果动量，花生荚果受到较大的冲击力Fj，根据动量定理，符合关系式[11-15]

(1)

(2)

(3)

式中mt——弹齿质量，取0.41 kg

vt——撞击时弹齿线速度，m/s

k1——碰撞瞬间荚果个数，取5

Δt——碰撞时间，s

dk——荚果果壳厚度，为0.81～2.78 mm

捡拾碰撞瞬间，蔓果层与弹齿组往往发生碰撞滑动摩擦力，导致果柄断裂造成落果损失，当该力小于根柄或果柄连接力时，花生荚果不能从株系脱落，此时应符合关系式[16-19]

(4)

式中k2——碰撞瞬间植株个数，取2

μ1——荚果与弹齿接触动摩擦因数，取0.5

Fb——果柄脱离力，N

δ——荚果下滑方向与重力方向夹角，(°)

g——重力加速度，m/s2

由式(4)可得Fj≤14.18 N时，荚果落果率较低。

为减少捡拾落果损失，花生荚果撞击后产生的碰撞滑擦力应小于花生荚果最大脱离力且应尽可能小，在材料和结构参数一定条件下，决定弹齿转动能量和冲击力的因素主要是弹齿转速，式(1)计算前提是弹齿组转速为60 r/min，弹齿转速越低，荚果落果损失越小，但捡拾效率越低，因此选择合理的弹齿转速区间至关重要，根据文献[17，20]，不同作业条件下，弹齿转速一般为50～90 r/min。

2.2.2弧形护罩设计

弧形护罩的作用是辅助捡拾弹齿完成有序捡秧、平稳输秧及平顺送秧，在捡拾弹齿挑捡秧蔓旋转上升过程中，部分荚果会进入两相邻弹齿间隙内(图7)，造成荚果被弧形护罩内侧拉扯掉落或造成表面损伤，因此研究相邻弧形护罩间距与荚果作用关系十分重要。

花生荚果三轴尺寸如图8所示，其三轴尺寸定义为：长度xj(x方向)、厚度yj(y方向，两子叶结合面的垂直方向)、宽度zj(z方向),根据图7，捡拾弹齿弧形护罩共同配合完成带果秧蔓的捡拾和旋转输运，应满足条件

(5)

式中d——相邻两弧形护罩间的距离，mm

S——花生植株条铺宽度，mm

kz——弹齿弧形护罩宽度，mm

田间统计分析表明，含水率低于20%时，“开农61”荚果的三轴平均尺寸为25、12、13 mm，而植株平均长度为400 mm，因此，取d为10 mm，为使弹齿稳定托撑秧蔓及荚果，每株横向花生株系在被捡拾上升过程中，由3根捡拾弹齿支撑，取kz为150 mm。

3 摘果装置设计

3.1 摘果装置结构及摘果机理

轴流式花生捡拾收获机摘果装置主要由左右侧板、进秧口、钉齿摘果滚筒、导流板、凹板筛、排秧口、螺旋输送器、主带轮构成(图9)。左侧主带轮可以实现动力的输入，进秧口位于导流板左前方，钉齿摘果滚筒位于导流板与主凹板筛之间，其右下方为螺旋输送器。

沿进秧口进入的待摘花生植株，一方面在导流板引导作用下，沿钉齿摘果滚筒自左向右半螺旋流动(图10)，同时在高速旋转的摘果滚筒带动下沿周向做高速旋转运动，此过程中花生植株受到导流板的摩擦与钉齿摘果滚筒旋转撞击、揉搓，分离成断枝断秧和荚果，在旋转离心力的作用下被甩到主、副凹板筛栅条的空隙中，荚果在重力下穿过空隙落到下方的振动筛上，断枝残秧则通过排秧口排到机外。

钉齿摘果滚筒主要设计参数为:钉齿摘果滚筒回转直径D与长度L、凹版筛间距L1、摘果钉齿排数M3、摘果滚筒转速n等。

3.2 荚果与导流板接触受力分析

荚果在导流板碰撞摩擦作用下(图11)，沿钉齿摘果滚筒自右向左轴向流动过程中，荚果与植株脱离时，需满足

(6)

式中N1——荚果受秧蔓群合力，N

θ——导流板导流角，(°)

Fl——果柄、荚果分离力，N

f1——导流板对荚果的摩擦力，N

k3——碰撞瞬间荚果个数

μ2——荚果与导流板间动摩擦因数

荚果果壳临界破损力一般在24.2～40.6 N，结合式(6)，N1应满足

(7)

3.3 摘果滚筒长度及直径的确定

钉齿摘果滚筒的长度以及面板宽度的取值直接关系到摘果时间的长短，从而影响到荚果的摘净率以及生产效率。摘果时间越长，摘果率就越大。为了提高花生摘果过程中的摘果率，需要给花生摘果留有充分的时间；又由于进入到摘果辊筒内的花生植株是做螺旋运动，且滚筒越长，荚果被打击次数越多，摘净率越高，但荚果破损率也随之升高，摘果滚筒长度为[21]

(8)

式中a——齿迹距，mm

Z——单排摘果钉齿个数

K——螺线头数

l1——端部钉齿到滚筒端部距离，mm

为提高摘果效率同时降低摘果功耗，摘果钉齿在滚筒上呈单螺旋排列，谷物脱粒滚筒单排摘果钉齿个数Z设计为30，齿迹距一般为25～50 mm，结合滚筒空间布置，取l1=25 mm，a=40 mm，则可得摘果滚筒长度为1 210 mm。

摘果滚筒直径为

(9)

式中h2——摘果钉齿高度，mm

S3——每排摘果钉齿展开间距，mm

摘果滚筒直径太小容易缠绕花生秧蔓，造成堵塞，降低摘果效率，直径过大则加大功耗和荚果破损率，参考谷物常用滚筒的直径为400～600 mm，结合田间试验取D为500 mm。

3.4 荚果与摘果钉齿接触受力分析

荚果与摘果钉齿间作用如图12所示，由于摘果滚筒转速越大，摘果钉齿线速度越高，造成荚果破损率越高，根据赫兹接触理论，荚果与摘果钉齿接触瞬间，最大接触压力F0应满足

(10)

式中d2——最大接触位移，m

E*——等效弹性模量，取1.0×106Pa

ρ——荚果密度，kg/m3

b——荚果短轴长度，取0.01 m

d0——摘果钉齿半径，取0.01 m

F2——果柄断裂最大临界力，N

F3——荚果果壳破损最小临界力，N

λ1——果柄的临界脱落力系数，取1.2

λ2——荚果破损系数，取0.6

通过式(10)可得：3 000 mm·r/s≤Dn≤5 000 mm·r/s，当D=500 mm 时，6 r/s≤n≤10 r/s，即n为360～600 r/min，在摘果滚筒长度及直径确定后，摘果滚筒转速是影响摘净率、荚果破损率的主要因素，且滚筒转速越高，荚果单位时间被打击次数越多，摘净率越高，但荚果破损率也随之升高，参照常见摘果滚筒的转速范围(400～600 r/min)，同时为降低功耗，确定摘果滚筒转速为400～500 r/min。

3.5 摘果钉齿参数优化

目前普遍使用的花生摘果滚筒上的摘果齿有弯齿式和钉齿式两种。前者虽然可以通过弓齿倾斜固定产生轴向推力、使花生植株沿轴向运动，但植株容易造成缠绕且摘果范围较小[22]。钉齿式摘果齿可减少秧蔓缠绕，摘果通畅性较好，因此本设计选用钉齿，但由于钉齿自身不能产生轴向推力，选用导流板与其配合，通过导流板，引导进入带果秧蔓沿中心轴向自右向左输送，有效增加摘果行程，但由于钉齿与花生植株接触面积小，碰撞时会增加荚果破损率，同时会造成断枝断秧增多，不利于后续清选。因此对钉齿结构参数及排列进行研究。

钉齿与滚筒轴的轴向安装夹角对荚果破碎率和秧杂流动顺畅性影响较大，钉齿形状如图13所示。

为获得最佳钉齿夹角，对不同钉齿夹角安装方式(45°，60°，90°，120°，135°)的摘果滚筒的摘果通畅性(壅堵次数)和摘果质量(荚果破损率)进行对比试验。试验用花生品种为 “开农61”，试验喂入量约2.5 kg/s，蔓果综合含水率为28%，果部土壤残留质量比例约为2.4%，试验时将不同角度的摘果钉齿安装在对应摘果滚筒上，然后安装于本课题组研制的收获试验台上，试验工作参数为：摘果滚筒转速450 r/min、钉齿直径20 mm、钉齿长度50 mm，每种角度进行5组重复试验，每组试验喂入量300 kg，观测其平均壅堵次数、平均荚果破损率。测量装置包括：电子天平(精度0.01 g，上海海康电子仪器厂)、电子吊秤(永康市泰高五金厂)、转速表(北京飞博尔电子公司)。

试验结果为：钉齿45°、60°、90°、120°、135°5种安装角度的壅堵次数分别为3、2、0、2、2次；荚果破损率分别为3.2%、2.1%、1.7%、2.3%、3.5%。

分析原因可知：以45°钉齿安装角进行作业时，秧蔓和荚果受钉齿和钉齿滚筒轴间形成的狭小空间的影响，容易夹秧、缠秧，秧蔓流动通畅性受到影响，缠绕后荚果受到多次击打，造成破损率增加。当安装角增大为60°时，钉齿和钉齿滚筒轴之间的空间变大，壅堵次数和荚果破损率有所减小，当安装角增大为90°时，秧蔓的缠秧量最小，流动状态最好，壅堵次数和荚果破损率最小。钉齿安装角为120°和135°时，由于钉齿和钉齿滚筒轴存在的狭小空间分别与60°和45°相同，因此，选择钉齿安装角为120°。为进一步在减少荚果破损率的同时提升摘果效率，钉齿材料选择耐磨性好的丁苯橡胶[23]。

4 试验

4.1 试验条件与指标

4.1.1试验条件

试验于2019年9月10—15日在河南省驻马店市遂平县试验基地进行(图14)。试验花生品种为“开农61”，单垄双行种植，垄距800 mm，株距285 mm，产量5 000 kg/hm2。试验地晾晒3 d后秧蔓含水率18.65%，荚果含水率20.42%,果柄含水率16.97%，带果秧蔓平均长度40 mm，以人工铺设秧蔓模拟人工挖掘收获后的全量秧蔓荚果。果蔓比均值为1.2，均匀铺设密度为25 kg/m2(大于挖掘收获条铺量)，试验地块面积15 000 m2(100 m×150 m)，土壤类型为沙壤土，在0～10 cm深度处土壤含水率为16.53%，土壤坚实度为0.78 MPa，土壤容重1.1 g/cm3。试验前由挖掘机收获，人工去荚果土壤后铺放于田间，秧蔓铺放密度为15株/m2。

4.1.2试验指标及测试方法

试验前进行花生秧蔓田间铺放情况检查，测试按GB/T 5262—2008进行。测试参照国家标准GB/T 5667—2008《农业机械生产试验方法》、农业行业标准NY/T 502—2016《花生收获机试验质量》和NY/T 2204—2012《花生收获机械质量评价技术规范》中的方法及规范，测试内容主要包括捡拾率、荚果损失率、单位捡拾功耗。

将试验区划分为30个测试区，每个测区长100 m，捡拾幅宽2 500 mm，进行30次试验，在30个测试区上随机取10个测试区。捡拾机构配置于课题组自行研制的轴流式花生捡拾收获试验台上，保持试验台匀速行驶，捡拾装置高度保持恒定，试验员驾驶收获机在田间进行捡拾试验。测试仪器包括转速测试仪、米尺、电子秤等。

4.2 性能试验

4.2.1试验设计与方法

选取对收获质量影响较大的弹齿转速A、摘果滚筒转速B、机具前进速度C作为试验因素。其他试验参数为弹齿滚筒长度2 500 mm、弹齿个数156及弹齿直径5 mm，4排弹齿周向均布，钉齿长度50 mm、钉齿直径20 mm。试验以捡拾率Y1、荚果损失率Y2(包括捡拾荚果掉落和捡拾、摘果过程中的荚果破损)、生产率Y3作为指标，开展三因素三水平正交试验[24-26]，试验因素与水平见表2。

表2 试验因素与水平Tab.2 Factors and levels of experiment

4.2.2数据分析与处理

试验数据采用Design-Expert软件进行二次多项式回归分析，并利用响应面分析法对各因素相关性和交互效应的影响规律进行分析研究。

5 试验结果与分析

根据Box-Behnken试验原理设计分析试验，共 17个试验点。试验方案与结果如表3所示。

表3 试验设计方案与结果Tab.3 Experiment design and result

5.1 回归模型建立与显著性检验

利用Design-Expert软件对表3中的数据开展多元回归拟合分析，建立Y1、Y2、Y3对A、B、C的响应面回归模型

Y1=0.102 3+0.001 8A+0.000 1B+0.001C+
0.000 2AB+0.000 4AC+0.000 3BC+0.000 6A2-0.000 1B2+0.000 3C2

(11)

Y2=2.76+0.37A+1.1B+0.276 3C+0.205AB-0.09AC+0.072 5BC-0.121 8A2+0.355 7B2+
0.350 8C2

(12)

Y3=0.586 0+0.021 3A+0.007 5B+0.151 3C+
0.012 5AB+0.007 5BC+0.039 5A2+0.027 0B2-0.035 5C2

(13)

通过表4分析结果可知，捡拾率Y1、荚果损失率Y2、生产率Y3的P值分别为0.001 7、0.000 6、<0.000 1(均小于0.05)，表明3个模型影响极显著。其失拟项的P值分别为0.072 2、0.333 8、0.087 3(均大于0.05)，表明3个模型拟合程度较高；其决定系数R2分别为 0.940 0、0.955 7、0.979 0，表明94%以上的响应值均可以由这3个模型解释，因此，该模型可以预测捡拾机构的工作参数。

表4 回归方程方差分析Tab.4 Variance analysis of regression equation

5.2 交互因素对性能指标的影响分析

根据表2结果，考察弹齿转速A、摘果滚筒转速B及机具前进速度C交互作用对各性能指标的影响，并利用Design-Expert软件绘制响应面交互因素对拾落果率Y1影响响应面如图15所示。图15a表明减小弹齿转速A有助于降低捡拾率；图15b表明减小弹齿转速A与机具前进速度C明显有助于增加捡拾率；图15c表明减小机具前进速度C有助于增加捡拾率。

交互因素对荚果损失率Y2影响响应面如图16所示。图16a表明减小弹齿转速A和摘果滚筒转速B有助于降低荚果损失率，图16b表明减小弹齿转速A与机具前进速度C明显有助于降低荚果损失率，图16c表明减小摘果滚筒转速B和机具前进速度C有助于降低荚果损失率。

交互因素对生产率影响响应面如图17所示，图17a表明增加弹齿转速A和摘果滚筒转速B对生产率Y3影响不显著；图17b表明增加机具前进速度C明显有助于增加生产率Y3；图17c表明增大机具前进速度C显著增加生产率Y3。

5.3 参数优化

根据捡拾率Y1、荚果损失率Y2及生产率Y3数学模型，可以在约束条件范围内选取捡拾机构的最优参数组合并对回归模型进行检验。以最大捡拾率Y1、最小荚果损失率Y2及最大生产率Y3为评价指标，建立优化数学模型

(14)

利用Design-Expert软件优化求解模块可求得满足约束条件的最大捡拾率Y1、最小荚果损失率Y2及最大生产率Y3的最优参数组合。求解的最优参数组合为：弹齿转速67.81 r/min、摘果滚筒转速447.25 r/min、机具前进速度1.36 m/s，对应的捡拾率为98.96%、荚果损失率为2.18%、生产率为0.62 hm2/h。

由于实际工作参数很难调整到理论求解的优化值，选择一组接近优化值的参数进行田间试验，参数值为：弹齿转速68 r/min、滚筒转速447 r/min及机具前进速度1.4 m/s。试验于 2019年9月20日在相同地点采用相同的测试方法进行，捡拾率、荚果损失率及生产率平均值分别为98.62%、2.11%、0.61 hm2/h。与切流板齿滚筒式花生捡拾收获机常用的一组参数收获同等条件下的条铺晾晒花生时对比，对应的捡拾率、生产率分别提高了2.1、4.5个百分点，荚果损失率降低了0.9个百分点，综合性能明显改善。

6 结论

(1)设计了一种轴流式花生全喂入收获机，该机一次下田可对挖掘后成条铺放的花生完成捡拾，比现有花生捡拾收获机捡拾率高、荚果损失率低、生产率高，减少了人工成本。

(2)在分析整机工作原理的基础上，进行了关键部件的结构设计及参数确定，并根据花生植株力学特性对弹齿与秧蔓、荚果作用进行力学分析，得出捡拾弹齿对荚果的撞击力范围和荚果脱落条件；对荚果和导流板进行力学分析，得出荚果与植株脱离的条件，并运用赫兹接触理论对摘果过程中的荚果和摘果钉齿撞击进行分析，得出摘果滚筒直径和摘果滚筒转速的关系表达式。

(3)基于Box-Behnken中心组合设计理论，以弹齿转速、摘果滚筒转速、机具前进速度作为影响因子，进行正交试验研究，分析各因素对捡拾率、荚果损失率和生产率的影响，并对工作参数进行优化。结果表明，最优参数组合为弹齿转速68 r/min、摘果滚筒转速447 r/min及机具前进速度1.4 m/s，对应的捡拾率为98.62%、荚果损失率为2.11%、生产率为0.61 hm2/h，捡拾率、生产率比优化前分别提高了2.1、4.5个百分点，荚果损失率比优化前降低了0.9个百分点，综合性能明显提高。