振动挖掘分离式马铃薯挖掘机设计

李琳,陈凯,郝雯娟

振动挖掘分离式马铃薯挖掘机设计

李琳,陈凯*,郝雯娟

南京航空航天大学金城学院机电工程与自动化学院, 江苏 南京 211156

为促进小地块生产模式下马铃薯机械化的发展，设计了一种机械振动挖掘与分离的马铃薯挖掘机。建立了主要部件结构模型，对振动架和挖掘装置进行了有限元分析，结果显示：振动架和挖掘装置受到最大应力分别为22.221 MPa和12.112 MPa，远远小于所选材料的屈服强度；振动架和挖掘装置静态位移最大变形量分别为4.908×10-4mm和3.759×10-2mm，远小于1 mm，认为两部分设计满足要求。对挖掘装置和薯土分离装置进行了虚拟样机仿真分析，结果显示：挖掘装置、方向的振幅分别为25 mm和2.9 mm，振动频率约为7.25 Hz；挖掘装置和薯土分离装置过渡部分无干涉现象，验证了该部分结构的合理性。

马铃薯; 挖掘机; 设计

马铃薯机械化技术的成熟程度与其产业链能否快速且良好的发展有着紧密的联系[1]。国外的马铃薯机械化研究起步早，目前已经达到成熟阶段[2]，其中利用振动原理实现薯土分离、性能较好的马铃薯挖掘机有波兰Krukowiak公司生产的单行ECO型马铃薯挖掘机（Poland. Krukowiak公司产品官网：http://www.krukowiak.com.），波兰Bomet公司生产的单行Z655型马铃薯挖掘机（Poland. Bomet公司产品官网：http://www.bomet.pl/oferta_tekst-117html.），其结构简单，分离效果好，还可用于其他块根类作物的挖掘，但是不适用于我国的种植模式。我国马铃薯种植地域分布广[2,3]，在小地块作业中，振动挖掘式马铃薯挖掘机也逐渐发展起来，但尚不成熟；另外，虽然目前国内马铃薯收获机型种类多，但市场上的振动挖掘式马铃薯挖掘机依然稀少。因此，需要设计一款适合我国种植模式下的马铃薯收获机械。本文以现有机型为参考设计了一种振动挖掘分离式马铃薯挖掘机，以提高小地块马铃薯种植区的收获效率，为此类机型的研发提供一定的参考。

1 整体结构及工作原理

振动挖掘分离式马铃薯挖掘机主要包括：机架、动力输出连接装置、曲柄连杆传动装置、振动挖掘装置、薯土分离装置、行走轮等。整体结构如图1。

牵引动力机的动力输出轴与曲柄连杆传动装置的曲柄轴连接，工作时，牵引机给曲柄轴一定的动力，配置在曲柄轴后的连杆做上下摆动，连杆由U型连杆、凸型连杆和杆端关节轴承组成，U型连杆与杆端关节轴承用螺栓连接，杆端关节轴承与振动架铰接并带动振动架做往复摆动。振动架铰接在机架上，其上端与挖掘装置通过连接杆连接，给挖掘装置一定的动力，其下端与前托板铰接。整机作业时，挖掘装置和薯土分离装置由振动架提供动力，两装置运动方式为同步异向，以抵消两装置的部分惯性力实现整机平稳作业[4,5]。

1.机架 2.振动架 3.杆端关节轴承 4.U型连杆5.凸型连杆 6.曲柄轴7.动力输出接口 8.连接杆9.振动挖掘装置10.前托板 11.栅条 12.行走轮13.后托板 14.后挂杆 15.调节臂

2 主要部件设计与分析

2.1 主要部件设计

2.1.1 机架机架主要组成有：前端连接板、中心方块、行走轮支撑架、调节臂和其他组件。前端连接板参照配套机具的悬挂方式做成方形，主要作用是与配套牵引机具稳固连接；中心方块起到固定和连接其他组件的作用，位于机架的中心位置；行走轮支撑架主要由三块方形板焊接而成，作用为安装行走轮，并起到支撑作用；调节臂焊接在机架后端，与后挂杆铰接，其作用是改变后挂杆的悬挂高度，目的是调节分离装置的倾斜角度。主机架材料选用Q235钢，其他组件选用半径为20 mm的圆钢，在整机的连接及稳定方面都起到很重要的作用。

2.1.2 薯土分离装置薯土分离装置组成有：前托板、栅条和后托板。整体结构尺寸为：570×650×165（mm），其中栅条用圆钢制作，半径6 mm，共18根，底端12根等距分布，两侧各3根，两侧的栅条防止马铃薯向两侧分散掉落。两个底托板的作用是固定栅条，该部分主要承受薯土混合物的重量。该装置前端与振动架连接，后端通过后挂杆与机架相连，工作时做周期往复运动。

另外，分离装置作业时需有一定的向前（作业方向）的倾斜角度，以此保证薯土分离的彻底，该倾斜角度范围在10°～15°为最佳[6]，本设计中选定初始倾斜角度为11°，机架的调节臂可对其倾斜角度进行调节。

2.1.3 振动挖掘装置 振动挖掘装置组成有：铲柄、栅条和弧形曲面铲。挖掘装置与机架铰连接，铲刃做成平面状，铲面为曲面状，可以增加薯土混合物的流动性，更好的将薯土运送到薯土分离装置，提高明薯率；铲面两端焊接两条铲柄，目的是与机架连接；铲后端设有直径为10 mm的栅条，其间隙为38 mm，该栅条的作用是避免薯块掉落而被土壤掩埋，起到过渡的作用。

由于铲面需要高强度，又要有一定的可塑性，因此本文采用65 Mn作为铲面加工材料[4]。基本尺寸：铲长250 mm，铲宽500 mm，铲面厚度9 mm，铲面入土角取20°～25°。

2.1.4 曲柄连杆传动装置曲柄连杆传动装置的主要组成有：振动架、杆端关节轴承、U型连杆、凸型连杆、曲柄轴、连接卡口、连接杆。

工作时，曲柄轴通过动力输出连接装置与牵引机具的动力输出轴连接[5]。从曲柄轴到振动架的运动情况较为复杂，存在直线移动和旋转运动，故此运动部分的结构采用了三部分连接，其中与振动架连接的部分为杆端关节轴承，两部分之间的约束为球铰副约束，为了满足刚度和强度的需求，该装置的材料选用Q235钢。

2.2 挖掘装置受力分析

挖掘装置作业时受到土壤内部诸多因素的影响，分析知挖掘装置主要受力情况为：水平牵引力即挖掘阻力，垂直向下的土壤重力：此力可分解为垂直于铲面的法向载荷和平行于铲面的摩擦力。根据土壤——机具力学建立起的挖掘装置的力学模型，可以得到挖掘阻力的表达式[7]（1），通过查阅资料可以得到各土壤物理机械参数的取值，从而得到各力的大小。

其中的表达式如式（2）：

式中：为土壤重力（N），´为土壤内摩擦因数，为前失效面倾角（°），1为土壤剪切面积（m2），为单位面积的土壤内聚力（N），1为单位面积的土壤加速力（N），为土壤与铲面的摩擦因数，C为土壤与铲面的附着力因数，0为挖掘铲铲面面积，为铲面的入土角[7]。

土壤重力（）表达式：

式中：为铲面宽度，为铲面长度（m），为土壤密度（kg/m3），为土壤挖掘深度（m）。

3 振动挖掘分离式马铃薯挖掘机仿真分析

3.1 关键部件有限元分析

挖掘装置与传动装置的振动架在挖掘机作业时受力较复杂，如果不能确定其是否满足作业强度，很容易因受力而变形，因此需要对其进行有限元分析，通过分析其应变与应力与许用应力之间的关系，以确保挖掘装置与曲柄连杆传动装置的可靠性。

3.1.1 有限元分析软件介绍在SolidWorks Simulation环境中对传动装置的振动架部分和挖掘装置进行有限元分析，此有限元分析主要有三步：第一步为前处理，第二步为分析计算，第三步为后处理。其分析涉及领域多元，包括结构静力学分析、结构非线性分析、优化分析等[8]。

3.1.2 有限元分析前处理 在SolidWorks平台完成建模后，对振动架和挖掘装置添加夹具、施加载荷如图2和图3，对两装置定义属性后划分网格如图4和图5。

由式（1）、（2）、（3）可得挖掘阻力和铲面法向载荷分别为5813 N和2244 N，从而得到振动架两侧与中间三角板的力分别为1243 N和3487 N。

图 2 振动架载荷施加

图 3 挖掘装置载荷施加

图4 振动架网格划分

图5 挖掘装置网格划分

3.1.3 求解后分析前处理完成后，分别对振动架和挖掘装置进行求解计算，求解后得到振动架的应力云图（图6）、静态位移云图（图7）和挖掘装置的应力云图（图8）、静态位移云图（图9）。

图6 振动架应力云图

图7 振动架静态位移云图

图8 挖掘装置应力云图

图9 挖掘装置静态位移云图

振动架的应力云图和静态位移云图显示：振动架受到最大应力为22.221 MPa，远远小于所选材料的屈服强度430 MPa；振动架静态位移最大变形量为4.908×10-4mm，远小于1 mm，变形最大处是振动架前端与杆端关节轴承铰接的地方，振动架的摆动板下端与薯土分离装置铰接处受力也较大，变形量为3.681×10-4mm。最大受力处变形量符合设计要求，认为振动架的设计满足要求。

挖掘装置的应力云图和静态位移云图显示：挖掘装置受到最大应力为12.112 MPa，远远小于所选材料的屈服强度235 MPa；静态位移最大变形量为3.759×10-2mm，变形最大处是铲刃中段部分，其次是铲面中心处，变形量为3.445×10-2mm。其最大变形量远小于1 mm，认为挖掘装置的设计满足要求。

3.2 虚拟样机仿真分析

3.2.1 ADAMS软件介绍 ADAMS软件主要用作运动学仿真，对产品生产前进行仿真验证，可以减少生产问题和时间成本。

3.2.2 添加约束、驱动和阻力在ADAMS环境中，对整机添加材料属性，除行走轮以外，其余部分属性全定义为碳钢类，在ADAMS材料库中设置三种属性值：弹性模量= 2.07×105 N/mm2，泊松比= 0.29，密度= 7.8×105 kg/mm2。

创建约束、驱动：1）在ADAMS_View仿真环境中添加重力（gravity）；2）地面与机架采用固定副；3）曲柄轴处添加旋转副，并在此处创建一个旋转动力驱动，根据预选牵引机动力设置曲柄轴驱动参数Function(time)为1080 °/s（即180 r/min）；4）曲柄轴末端、U型连杆、凸型连杆和杆端关节轴承之间均采用铰接，因此在各连接处均施加旋转副；5）杆端关节轴承与振动架连接处添加球铰副；6）两个后挂杆与机架和分离装置连接处分别添加旋转副；7）振动架与机架和分离装置连接处添加旋转副[5]。如图10。

添加阻力：由土壤——机具力学模型计算得到铲刃处挖掘阻力和铲面法向载荷分别为5813 N和2244 N，添加阻力如图11。

图10 添加约束和驱动

图11 添加阻力实体模型

3.2.3 振动挖掘装置运动学仿真设置仿真时长2 s，运动步长500步，在挖掘装置铲尖添加质点Marker_66，此质点的运动数据即为整个挖掘装置的运动状态[9]。运行仿真后，得到挖掘装置质点Marker_66在、方向的位移（如图12、13）、速度（如图14）和加速度（如图15）仿真结果。

图 12 X方向振动挖掘装置位移仿真结果

图 13 Y方向振动挖掘装置位移仿真结果

图 14 振动挖掘装置速度仿真结果

图 15 振动挖掘装置加速度仿真结果

仿真结果显示：在铲尖某一质点处，方向上位移数值在733～758 mm之间没有明显的波动，故其方向的振幅为25 mm；方向位移数值在638.8～641.7 mm之间波动平稳，故其方向的振幅为2.9 mm。挖掘装置在、方向的速度、加速度曲线均没有大幅度的波动，说明整机作业时运行平稳；方向振动装置加速度数值在-7500 mm/s2～12500 mm/s2范围内变化，方向加速度数值接近于0，说明加速度变化平缓，可以有效减小伤薯率。分析四个曲线图可估算振动周期约为0.138 s，故其振动频率约为7.25 Hz，在误差允许的范围内可确定其满足振动减阻的挖掘效果。

3.2.4 挖掘装置和薯土分离装置过渡部分干涉仿真分析挖掘装置与分离装置运动时，过渡部分可能存在干涉碰撞现象，因此需要进行虚拟运动仿真干涉检验。仿真参数条件不变，在铲后端任一栅条端点处添加一质点MARKER_67，在薯土分离装置前端任一位置添加一质点MARKER_68。仿真后得到两装置质点在、方向的位移对比仿真结果，如图16和图17。

图16 X方向位移对比仿真结果

图17 Y方向位移对比仿真结果

过渡部分干涉仿真显示：整机作业时，两装置始终做同步异向运动，位移曲线均以正弦函数规律变化。在同一时刻，两装置位移曲线同时到达极限位置，此极限位置即两部分相距最近和最远的位置。两装置达到最近极限位置时的水平距离和垂直距离分别约为11 mm和22.5 mm，因此两装置均未出现干涉现象，故可验证本设计中薯土分离装置与挖掘装置过渡部分结构设计合理。

4 结论

运用SolidWorks设计了一种振动挖掘分离式马铃薯挖掘机，重点介绍了主要部件的模型设计，并对各部分的作用进行了描述。在SolidWorks Simulation环境中对传动装置的振动架部分和挖掘装置进行有限元仿真，结果显示：振动架和挖掘装置受到最大应力和静态位移的最大变形量均满足设计要求。利用ADAMS对挖掘装置和薯土分离装置进行了虚拟样机仿真分析，结果显示：挖掘装置、方向的振幅分别为25 mm和2.9 mm，振动频率约为7.25 Hz；挖掘装置和薯土分离装置过渡部分无干涉现象，验证了该部分结构的合理性。

[1] 杨德秋,郝新明,贾晶霞.马铃薯机械化收获技术的发展现状[J].农业技术与装备,2007(7):8-9

[2] 岑海堂,樊万本,刘建兰.浅谈马铃薯收获机械的现状与发展[J].农业机械,2001(4):22

[3] 王学军,蒋金琳.小型薯类联合收获机设计与田间试验[J].农机化研究,2014,36(2):176-178

[4] 吴金娥.单行振动式马铃薯挖掘机关键部件的设计与试验研究[D].哈尔滨:东北农业大学,2016

[5] 陈凯,高彦玉,杨陆强,等.振动铲式马铃薯收获机的设计与仿真分析[J].农机化研究,2018,40(10):44-50

[6] K·Φ·谢尔巴科夫.经济作物收获机械—理论、构造和计算[M].沈林生,高良润,等译.上海:上海科学技术出版社,1966

[7] 陈书法,李耀明,孙星钊.花生挖掘铲动力学分析与试验[J].农业机械学报,2005(11):65-69

[8] 陈永当,鲍志强,任慧娟,等.基于SolidWorks Simulation的产品设计有限元分析[J].计算机技术与展,2012,22(9):177-18

[9] 于殿勇,钱玉进.基于ADAMS动力学仿真参数设置的研究[J].计算机仿真,2006(9):103-107,183

Design for the Vibration Digging and Separating-sytle Potato Excavator

LI Lin, CHEN Kai*, HAO Wen-juan

210000

In order to promote the development of potato mechanization in small scale production, a potato excavator is designed with mechanical vibration excavation and potato mud separation. The structural model of the main components is established, and the finite element analysis (FEA) of the vibration frame and the excavation device is carried out. The results show that the maximum stress of the vibration frame and the excavation device is 22.221 MPa and 12.112 MPa respectively, which is far less than the yield strength of the selected material, the maximum static displacement of the vibration frame and the excavation device is 4.908 × 10-4mm and 3.759 × 10-2mm respectively, which is far less than 1 mm, therefore the design meets the requirements. The simulation analysis of virtual prototype is carried out，and the results show that the amplitude of X and Y direction of the digging device is 25 mm and 2.9 mm respectively and the vibration frequency is 7.25 Hz. The transition part of the digging device and the potato mud separating device has no interference, which verifies the rationality of the structure.

Potato; excavator; design

S225.7+1

A

1000-2324(2021)06-1049-06

2019-12-11

2020-01-03

江苏省高校自然科学基金面上项目(19KJB470006)

李琳(1982-),女,硕士,讲师,主要从事现代农业装备技术、载运工具设计. E-mail:343876267@qq.com

通讯作者:Author for correspondence. E-mail:810834537@qq.com