史乃煜 陳海濤 鄒 震 魏志鵬 張巖龍 祝祎璠

(東北農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院， 哈爾濱 150030)

0 引言

播種機(jī)工作時(shí)由地輪為播種單體提供動(dòng)力。在地頭轉(zhuǎn)彎或運(yùn)輸狀態(tài)下，牽引式播種機(jī)通過(guò)調(diào)整地輪使播種單體脫離種床，同時(shí)地輪還是行走輪，此時(shí)需要通過(guò)離合裝置切斷地輪動(dòng)力，停止排種[1-3]。機(jī)械式離合裝置具有環(huán)境適應(yīng)力強(qiáng)、可靠性高等優(yōu)點(diǎn)，主要分為牙嵌式和摩擦式2種類型[4-5]。播種機(jī)作業(yè)時(shí)塵土量大，傳統(tǒng)播種機(jī)多使用機(jī)械式離合裝置，相較于電控式離合裝置，其動(dòng)力切換行程較長(zhǎng)，會(huì)導(dǎo)致動(dòng)力切換滯后。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)機(jī)械式離合裝置進(jìn)行了系列研究。在摩擦式離合裝置方面，GAILLARD等[6]通過(guò)建立摩擦式離合裝置線性、非線性、動(dòng)力學(xué)等5種參數(shù)模型，分析得到了離合裝置動(dòng)態(tài)滯后曲線，并對(duì)模型進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證；張卓[7]針對(duì)大豆播種機(jī)設(shè)計(jì)了一種摩擦式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，通過(guò)在地輪上設(shè)置摩擦輪將動(dòng)力傳遞給播種單體，經(jīng)理論分析、虛擬仿真與試驗(yàn)得出，在作業(yè)速度5 km/h、摩擦輪胎壓10～30 psi時(shí)，摩擦輪傳動(dòng)滑移率為8.6%～30.6%。在牙嵌式離合裝置方面，SHIOTSU等[8]為了降低離合裝置工作過(guò)程的阻力與負(fù)載，設(shè)計(jì)了一種可自動(dòng)切換動(dòng)力的單向牙嵌式離合裝置，與傳統(tǒng)濕式多片離合裝置相比，阻力降低50%～60%，負(fù)載降低50%；陳海濤等[9]研發(fā)了一種適用于免耕播種機(jī)的牙嵌式離合裝置，通過(guò)地輪提供位移反饋，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力自動(dòng)接合與切斷；李興忠等[10]通過(guò)建模分析指出，牙嵌式離合裝置動(dòng)力接合過(guò)程具有不確定性，動(dòng)力接合成功頻率隨角速度差呈非線性增加趨勢(shì)，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性；胡芳芳等[11]通過(guò)虛擬仿真建立計(jì)算模型，研究了內(nèi)嚙合齒式離合裝置動(dòng)力接合過(guò)程的沖擊載荷，結(jié)果表明：主、從動(dòng)接合齒在接合前發(fā)生多次碰撞，最大接觸力出現(xiàn)在第一次碰撞過(guò)程中。綜上可知，機(jī)械式離合裝置作業(yè)時(shí)均產(chǎn)生不同程度的滯后效應(yīng)，同時(shí)，牙嵌式離合裝置在動(dòng)力接合初期會(huì)產(chǎn)生碰撞與沖擊，從而加速零部件的損壞。因此，降低離合裝置動(dòng)力切換過(guò)程的滯后效應(yīng)與沖擊載荷是機(jī)械式離合裝置亟待解決的問(wèn)題。

本文在綜合分析現(xiàn)有研究成果與方法的基礎(chǔ)上，針對(duì)傳統(tǒng)機(jī)械式離合裝置動(dòng)力切換行程長(zhǎng)、接合瞬間沖擊載荷大等問(wèn)題，基于勒洛多邊形原理設(shè)計(jì)一種機(jī)械式離合裝置，通過(guò)理論分析和虛擬仿真確定裝置的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)，應(yīng)用正交試驗(yàn)方法對(duì)該結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，為播種機(jī)實(shí)現(xiàn)高質(zhì)量精確播種提供技術(shù)支撐。

1 結(jié)構(gòu)組成與工作原理

基于勒洛五邊形原理設(shè)計(jì)的機(jī)械式離合裝置結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由輸入錐齒輪、固定座、六方輸入軸、壓縮彈簧、推力軸承、十字滑塊聯(lián)軸器、勒洛五邊形動(dòng)力接合部件、曲柄齒輪、輸出錐齒輪、弧形齒條、六方輸出軸、限位外套、連桿、連接架組成，其中，勒洛五邊形動(dòng)力接合部件上設(shè)有5個(gè)動(dòng)力接合齒，與六方輸出軸表面接觸。

工作時(shí)離合裝置由固定座和連接架安裝在播種單體平行四連桿上，六方輸入軸通過(guò)輸入錐齒輪與地輪傳動(dòng)輸出端連接，六方輸出軸通過(guò)輸出錐齒輪與排種器動(dòng)力輸入端連接，如圖2所示。當(dāng)播種機(jī)進(jìn)行正常播種作業(yè)時(shí)，在壓縮彈簧的推動(dòng)下推力軸承與十字滑塊聯(lián)軸器接觸，限制滑塊徑向移動(dòng)，此時(shí)勒洛五邊形動(dòng)力接合部件隨六方輸入軸同軸轉(zhuǎn)動(dòng)，動(dòng)力接合齒回轉(zhuǎn)半徑小于六方輸出軸最大外輪廓半徑，因此帶動(dòng)六方輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的接合。當(dāng)播種機(jī)處于運(yùn)輸狀態(tài)或地頭轉(zhuǎn)彎時(shí)，單體脫離種床，平行四連桿繞單體固定端轉(zhuǎn)動(dòng)，曲柄齒輪與固裝在排種器連接板上的弧形齒條嚙合，在與連桿共同作用下推動(dòng)限位外套軸向移動(dòng)，對(duì)十字滑塊聯(lián)軸器解除徑向限位的同時(shí)，使勒洛五邊形動(dòng)力接合部件在限位外套內(nèi)部的正六邊形限位孔內(nèi)運(yùn)動(dòng)，此時(shí)動(dòng)力接合齒繞六方輸出軸表面運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的切斷。

2 結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)分析

2.1 勒洛五邊形運(yùn)動(dòng)軌跡建模分析

勒洛五邊形是指分別以正五邊形頂點(diǎn)為圓心，對(duì)角線長(zhǎng)度R為半徑繪制的一種定寬曲線，定寬曲線可在兩平行線間自由轉(zhuǎn)動(dòng)并始終與直線保持接觸[12-14]，因此，在正六邊形約束下，勒洛五邊形外輪廓可始終與正六邊形各邊接觸且在其內(nèi)部自由轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)正六邊形6條邊分別與勒洛五邊形3個(gè)頂點(diǎn)及對(duì)應(yīng)3條弧線接觸。勒洛五邊形頂點(diǎn)在正六邊形6個(gè)頂點(diǎn)處運(yùn)動(dòng)軌跡為弧線，建模分析勒洛五邊形參數(shù)對(duì)頂點(diǎn)軌跡的影響情況，當(dāng)勒洛五邊形以角速度ω在正六邊形內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，如圖3所示建立平面直角坐標(biāo)系，以正六邊形中心為坐標(biāo)原點(diǎn)，水平向右為x軸正方向，豎直向上為y軸正方向，將xOy坐標(biāo)系逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)60°得到XOY坐標(biāo)系。

當(dāng)頂點(diǎn)A、B分別沿x、X軸負(fù)方向運(yùn)動(dòng)時(shí)，對(duì)點(diǎn)C位置進(jìn)行建模得

(1)

其中

XC=xCcos60°+yCcos30°
YC=xCcos60°-yCcos30°
β=θ+24°

式中 (xC,yC)——xOy坐標(biāo)系中頂點(diǎn)C坐標(biāo)，mm

(xA,yA)——xOy坐標(biāo)系中頂點(diǎn)A坐標(biāo)，mm

θ——AC連線與x正半軸夾角，(°)

(XC,YC)——XOY坐標(biāo)系中頂點(diǎn)C坐標(biāo)，mm

(XB,YB)——XOY坐標(biāo)系中頂點(diǎn)B坐標(biāo)，mm

β——BC連線與X正半軸夾角，(°)

由式(1)求解得到點(diǎn)C在xOy坐標(biāo)系內(nèi)的軌跡參數(shù)方程為

(2)

其中

式中a——正六邊形邊長(zhǎng)，mm

A1、A2——點(diǎn)C軌跡參數(shù)方程系數(shù)

因此，當(dāng)勒洛五邊形離合裝置動(dòng)力切斷，內(nèi)部動(dòng)力接合齒頂點(diǎn)繞六方輸出軸表面轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，要保證六方輸出軸在尖點(diǎn)處圓角曲率半徑小于接合齒頂點(diǎn)在該處運(yùn)動(dòng)的瞬時(shí)曲率半徑，根據(jù)橢圓曲線幾何特征，橢圓軌跡與正六邊形軌跡切點(diǎn)處曲率半徑約為0.24R，即當(dāng)選用的六方輸出軸內(nèi)切圓直徑20 mm時(shí)，設(shè)置尖點(diǎn)處圓角曲率半徑為4.8 mm。

2.2 動(dòng)力接合齒齒形分析

勒洛五邊形離合裝置在接合動(dòng)力時(shí)，勒洛五邊形動(dòng)力接合部件由在正六邊形限位部件內(nèi)部自由轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為與動(dòng)力輸入端同軸轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)動(dòng)力接合齒頂點(diǎn)回轉(zhuǎn)半徑小于六方輸出軸最大輪廓半徑，因此動(dòng)力接合齒帶動(dòng)六方輸出軸轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的接合。

動(dòng)力接合齒結(jié)構(gòu)參數(shù)主要包括齒頂、齒根與勒洛五邊形動(dòng)力接合部件質(zhì)心的距離b1、b2，以及動(dòng)力接合齒面夾角ξ，以其中一個(gè)動(dòng)力接合齒與六方輸出軸接觸時(shí)的狀態(tài)進(jìn)行分析，如圖5所示。

得到接合齒結(jié)構(gòu)滿足條件為

(3)

式中a1——六方輸出軸截面棱長(zhǎng)，mm

r——六方軸在尖點(diǎn)處圓角曲率半徑，mm

根據(jù)式(3)，當(dāng)六方輸出軸內(nèi)切圓直徑為20 mm時(shí)，得到動(dòng)力接合齒結(jié)構(gòu)參數(shù)：b1為10.5 mm、b2為11.0 mm、ξ為144°。

2.3 軸向傾角與動(dòng)力切換行程分析

在勒洛五邊形動(dòng)力接合部件和限位部件接觸表面設(shè)置軸向傾角φ，便于通過(guò)調(diào)整限位部件軸向位置實(shí)現(xiàn)勒洛五邊形動(dòng)力接合部件運(yùn)動(dòng)方式的轉(zhuǎn)換，如圖6所示。

為了使勒洛五邊形動(dòng)力接合部件隨著動(dòng)力輸入端同軸轉(zhuǎn)動(dòng)，限位部件軸向移動(dòng)距離需滿足條件以及離合裝置動(dòng)力切斷狀態(tài)下限位部件的受力方程為

(4)

其中

f=μFN

式中c——限位部件軸向移動(dòng)距離，mm

cmin——離合裝置最小動(dòng)力切換行程，mm

b——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件最大外輪廓半徑，mm

F1——離合裝置接合力，N

F2——壓縮彈簧預(yù)緊力，N

f——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與限位部件間摩擦阻力，N

FN——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與限位部件間正壓力，N

μ——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與限位部件動(dòng)摩擦因數(shù)

可以看出，離合裝置最小動(dòng)力切換行程cmin與軸向傾角呈負(fù)相關(guān)變化趨勢(shì)，接合力與軸向傾角呈正相關(guān)變化趨勢(shì)，整理式(4)得到軸向傾角滿足條件為

(5)

式中R1——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件左端最大外輪廓半徑，mm

R2——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件右端最大外輪廓半徑，mm

d——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件軸向長(zhǎng)度，mm

綜合上述分析可知，設(shè)置軸向傾角可通過(guò)改變勒洛五邊形動(dòng)力接合部件軸向位置實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的切換，動(dòng)力切換行程和軸向傾角受勒洛五邊形動(dòng)力接合部件外形尺寸影響，由播種單體空間確定離合裝置相關(guān)尺寸參數(shù)后，通過(guò)式(4)、(5)求得動(dòng)力切換行程，為離合裝置動(dòng)力切換機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供基礎(chǔ)。

2.4 動(dòng)力切換臨界狀態(tài)分析

當(dāng)播種機(jī)在地頭轉(zhuǎn)彎或運(yùn)輸行走時(shí)，播種單體脫離種床，此時(shí)平行四連桿與水平方向傾角為α，當(dāng)播種單體與限位柱接觸時(shí)達(dá)到臨界值，播種單體入土工作狀態(tài)下該傾角在0°附近波動(dòng)，如圖7所示。

選取傾角α為離合裝置動(dòng)力接合與切斷的反饋信號(hào)，設(shè)計(jì)一種曲柄滑塊控制機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)動(dòng)力切換，如圖8所示，在四連桿后鉸接點(diǎn)D處設(shè)有弧形齒條，當(dāng)平行四連桿與水平方向傾角達(dá)到動(dòng)力切斷臨界值時(shí)，曲柄齒輪與弧形齒條嚙合，曲柄AB順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，在連桿BC作用下推動(dòng)離合裝置外套軸向移動(dòng)，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的切斷。

對(duì)曲柄滑塊控制機(jī)構(gòu)動(dòng)力切斷過(guò)程進(jìn)行建模分析，得到曲柄齒輪旋轉(zhuǎn)角θA隨平行四連桿傾角α變化的關(guān)系為

(6)

式中k——曲柄齒輪分度圓半徑rA與弧形齒條分度圓半徑rD比值(簡(jiǎn)稱齒輪半徑比)

γ——弧形齒條安裝相位角，(°)

由式(6)可以看出，曲柄齒輪旋轉(zhuǎn)角θA隨平行四連桿傾角α的改變速度與齒輪半徑比呈負(fù)相關(guān)變化趨勢(shì)，減小該比值可提高離合裝置響應(yīng)速度。

曲柄齒輪達(dá)到極限位置時(shí)與曲柄滑塊控制機(jī)構(gòu)的相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)關(guān)系為

(7)

式中θAmax——開(kāi)始嚙合到極限位置曲柄齒輪旋轉(zhuǎn)角，(°)

n——開(kāi)始嚙合到極限位置曲柄齒輪旋轉(zhuǎn)齒數(shù)

m——曲柄齒輪與弧形齒條模數(shù)，mm

lAC——?jiǎng)恿雍蠒r(shí)點(diǎn)A與點(diǎn)C間距離，mm

lAB——曲柄長(zhǎng)度，mm

lBC——連桿長(zhǎng)度，mm

3 動(dòng)態(tài)特性仿真分析

3.1 動(dòng)力接合過(guò)程最大沖擊載荷分析

在勒洛五邊形離合裝置動(dòng)力接合瞬間，動(dòng)力接合齒與六方輸出軸表面接觸，產(chǎn)生正壓力，對(duì)該瞬間進(jìn)行分析，以輸出六方軸安裝軸承位置為坐標(biāo)原點(diǎn)，水平向左為x軸正方向，豎直向下為y軸正方向建立平面直角坐標(biāo)系，動(dòng)力接合齒受力情況如圖9所示。

此時(shí)勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與輸出六方軸動(dòng)力學(xué)方程為

(8)

其中

式中FM——驅(qū)動(dòng)力，N

N(t)——接觸載荷，N

m1——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件質(zhì)量，kg

y(x，t)——輸出六方軸動(dòng)位移，m

l——輸出六方軸懸臂長(zhǎng)度，m

t——時(shí)間，s

E——輸出六方軸彈性模量，GPa

I——輸出六方軸慣性矩，m4

ρ——輸出六方軸密度，kg/m3

S——輸出六方軸橫截面積，m2

δ(x)——狄拉克函數(shù)，m-1

Δω——勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與輸出六方軸角速度差，rad/s

r1——接觸點(diǎn)回轉(zhuǎn)半徑，m

動(dòng)力接合齒與六方輸出軸表面接觸瞬間一階振型對(duì)接觸載荷影響最大[15]，因此令輸出六方軸動(dòng)位移為

(9)

式中x——?jiǎng)恿雍淆X與輸出六方軸接觸位置橫向坐標(biāo)，m

ymax——輸出六方軸最大動(dòng)位移，m

將式(9)代入式(8)可得

(10)

其中

式中B1、B2——輸出六方軸動(dòng)位移方程系數(shù)

m2——輸出六方軸懸臂端質(zhì)量，kg

結(jié)合式(8)、(10)，可得動(dòng)力接合齒接觸載荷為

N(t)=FM+m1(Δωr1B1sin(B1t)-B2cos(B1t))

(11)

最大接觸載荷為

(12)

由式(12)可以看出，除驅(qū)動(dòng)力FM、輸出六方軸彈性模量E、輸出六方軸慣性矩I等基本參數(shù)外，動(dòng)力接合齒最大接觸載荷主要受動(dòng)力接合部件與輸出六方軸角速度差Δω、接觸點(diǎn)回轉(zhuǎn)半徑r1、動(dòng)力接合部件質(zhì)量m1、輸出六方軸懸臂端質(zhì)量m2等影響，勒洛五邊形離合裝置動(dòng)力接合齒直接作用于六方輸出軸表面，接觸點(diǎn)回轉(zhuǎn)半徑r1與輸出六方軸懸臂端質(zhì)量m2均可達(dá)到最小，因此可以保證有較小的沖擊。

3.2 動(dòng)力接合齒滑移分析

由十字滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)特點(diǎn)可知，在動(dòng)力接合過(guò)程中動(dòng)力接合齒所受接觸反力為一組正交力Fx、Fy，當(dāng)動(dòng)力接合齒受力失衡時(shí)與六方輸出軸產(chǎn)生相對(duì)滑移，對(duì)動(dòng)力接合齒滑移初始階段進(jìn)行受力分析，如圖10所示。

動(dòng)力接合齒受力正交分解為

(13)

式中θ0——?jiǎng)恿雍媳砻媾c十字滑塊x方向反力相位角，(°)

f0——?jiǎng)恿雍淆X與軸面摩擦力，N

a0——?jiǎng)恿雍淆X滑移加速度，m/s2

對(duì)式(13)整理得

(14)

由式(14)可以看出，在離合裝置動(dòng)力接合初期，推力軸承對(duì)十字滑塊徑向限位作用較弱，F(xiàn)y主要由十字滑塊與輸入軸的摩擦力提供，此時(shí)當(dāng)動(dòng)力接合齒接觸載荷N(t)大于f0tanθ0+Fysecθ0時(shí)，動(dòng)力接合齒發(fā)生滑移并脫離六方輸出軸表面，在經(jīng)過(guò)多次接觸后，勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與輸出六方軸角速度差Δω逐漸減小，最大接觸載荷隨之減小，當(dāng)動(dòng)力完全接合時(shí)，推力軸承完全限制十字滑塊徑向移動(dòng)，此時(shí)有Fy=N(t)cosθ0-f0sinθ0，動(dòng)力接合齒不發(fā)生滑移，實(shí)現(xiàn)動(dòng)力平穩(wěn)傳遞。

綜上，勒洛五邊形離合裝置在動(dòng)力接合過(guò)程初期，動(dòng)力接合齒的滑移作用限制接觸載荷最大值，具有防止接合瞬間沖擊載荷大的優(yōu)勢(shì)。

3.3 仿真模型建立與參數(shù)設(shè)定

應(yīng)用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)分析軟件ADAMS 2017對(duì)離合裝置工作時(shí)的相關(guān)特性進(jìn)行仿真分析[16-19]，以牙嵌式離合裝置為對(duì)比對(duì)象，分別探究2種離合裝置在動(dòng)力接合過(guò)程受到的沖擊載荷以及動(dòng)力接合與切斷過(guò)程的響應(yīng)速度。其中，牙嵌式離合裝置結(jié)構(gòu)如圖11所示。

設(shè)置仿真參數(shù)：輸入軸轉(zhuǎn)速與排種株距正相關(guān)，根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，選取株距40 mm，此時(shí)離合裝置動(dòng)力輸入軸轉(zhuǎn)速45 r/min；輸出軸負(fù)載取決于排種器類型，根據(jù)對(duì)機(jī)械式大豆排種器實(shí)際測(cè)量結(jié)果選取1.2 N·m，導(dǎo)入仿真模型如圖12所示。

3.4 動(dòng)力接合過(guò)程沖擊載荷對(duì)比

勒洛五邊形離合裝置與牙嵌式離合裝置動(dòng)力接合時(shí)，接合部件受到的接觸載荷隨平行四連桿與水平方向傾角變化趨勢(shì)如圖13所示，可以看出，在動(dòng)力接合過(guò)程中，隨平行四連桿與水平方向傾角逐漸變小，牙嵌式離合裝置接合部件受到多次沖擊載荷，隨著接合過(guò)程進(jìn)行，其最大沖擊載荷逐漸減小，勒洛五邊形接合部件接觸載荷變化較平穩(wěn)，其中，牙嵌式離合裝置接合過(guò)程所受最大沖擊載荷為961.6 N，勒洛五邊形接合部件最大沖擊載荷為428.5 N。

3.5 動(dòng)力接合與切斷過(guò)程響應(yīng)速度對(duì)比

動(dòng)力接合與切斷時(shí)輸出軸轉(zhuǎn)速隨平行四連桿與水平方向傾角變化趨勢(shì)如圖14所示，可以看出，當(dāng)動(dòng)力接合時(shí)，兩種離合裝置輸出軸轉(zhuǎn)速均發(fā)生多次波動(dòng)，勒洛五邊形離合裝置較牙嵌式離合裝置波動(dòng)平緩；當(dāng)動(dòng)力切斷時(shí)，勒洛五邊形離合裝置動(dòng)力切斷更迅速，但在切斷臨界位置前發(fā)生小幅度波動(dòng)。這是因?yàn)樵陔x合裝置動(dòng)力切斷過(guò)程中，推力軸承軸向移動(dòng)，對(duì)十字滑塊聯(lián)軸器的徑向限制作用逐漸降低，十字滑塊發(fā)生輕微徑向擺動(dòng)，導(dǎo)致動(dòng)力接合齒與六方輸出軸表面出現(xiàn)微小滑移，造成六方輸出軸轉(zhuǎn)速發(fā)生小幅度波動(dòng)。

4 田間試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)條件與設(shè)備

試驗(yàn)于2019年9月25日在東北農(nóng)業(yè)大學(xué)試驗(yàn)田進(jìn)行，試驗(yàn)地土壤為東北地區(qū)黑壤土，0～5 cm平均土壤硬度26.5 kg/m2，0～5 cm平均土壤含水率22.8%，選用2BMFJ系列免耕播種機(jī)配套機(jī)械式大豆排種器作為試驗(yàn)實(shí)施載體，試驗(yàn)種子選用黑農(nóng)45，實(shí)際測(cè)量其千粒質(zhì)量212.5 g、3軸等效直徑6.79 mm，為避免施肥鏟與覆土裝置影響試驗(yàn)指標(biāo)的測(cè)量，試驗(yàn)時(shí)施肥鏟不入土且不安裝覆土裝置，設(shè)置理論播種深度50 mm，理論播種粒距40 mm，試驗(yàn)時(shí)通過(guò)液壓地輪調(diào)節(jié)播種單體出、入土狀態(tài)，如圖15所示。

4.2 試驗(yàn)設(shè)計(jì)與方法

應(yīng)用三因素三水平正交試驗(yàn)方法[20-21]，選取軸向傾角、齒輪半徑比和作業(yè)速度為試驗(yàn)因素，動(dòng)力接合、切斷滯后距離為試驗(yàn)評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)影響離合裝置作業(yè)性能的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析。其中，軸向傾角根據(jù)式(5)確定，軸向傾角與外輪廓尺寸呈正相關(guān)變化趨勢(shì)，由于播種單體結(jié)構(gòu)空間受限導(dǎo)致軸向傾角不能過(guò)大，傾角過(guò)小又會(huì)由于行程過(guò)大導(dǎo)致動(dòng)力不易切換，綜合考慮播種單體結(jié)構(gòu)與式(5)，選取軸向傾角分別為10°、15°、20°，試驗(yàn)時(shí)通過(guò)更換不同傾角的勒洛五邊形動(dòng)力接合部件與其相配合的限位外套進(jìn)行調(diào)節(jié)，當(dāng)軸向傾角改變時(shí)，通過(guò)改變連桿長(zhǎng)度調(diào)節(jié)動(dòng)力切換行程，由式(4)、(7)計(jì)算得到當(dāng)軸向傾角為10°、15°、20°時(shí)，對(duì)應(yīng)動(dòng)力切換行程分別為8.6、5.7、4.2 mm，連桿長(zhǎng)度分別為42.0、44.8、47.1 mm；齒輪半徑比由曲柄齒輪與弧形齒條分度圓半徑共同決定，弧形齒條分度圓半徑受安裝孔限制不小于38 mm，同時(shí)曲柄齒輪齒數(shù)過(guò)小易發(fā)生根切現(xiàn)象，因此通過(guò)對(duì)離合裝置結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理分析，結(jié)合式(6)、(7)與齒輪設(shè)計(jì)相關(guān)原則[22]，選取齒輪半徑比分別為0.3、0.4、0.5，此時(shí)曲柄齒輪與弧形齒條對(duì)應(yīng)分度圓半徑分別為14、17、20 mm和46、43、40 mm；作業(yè)速度由配套排種器決定，速度過(guò)大會(huì)降低播種合格指數(shù)，過(guò)小則會(huì)降低作業(yè)效率，試驗(yàn)時(shí)采用機(jī)械式大豆排種器，根據(jù)實(shí)際生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)選取作業(yè)速度范圍為1.5～2.5 m/s[23-24]，試驗(yàn)時(shí)通過(guò)控制拖拉機(jī)油門(mén)與擋位進(jìn)行調(diào)節(jié)。最終確定各因素水平如表1所示，試驗(yàn)方案如表2所示，A、B、C分別為軸向傾角、齒輪半徑比和作業(yè)速度的水平值。

表1 試驗(yàn)因素水平Tab.1 Factors and levels

表2 試驗(yàn)結(jié)果與極差分析Tab.2 Test results and range analysis

試驗(yàn)指標(biāo)測(cè)量方法如圖16所示，以播種單體前進(jìn)方向建立坐標(biāo)軸，動(dòng)力接合滯后距離Y1為播種單體開(kāi)始播種作業(yè)時(shí)，播下的第一顆種子位置S1與開(kāi)溝器入土位置S2的坐標(biāo)差值，動(dòng)力切斷滯后距離Y2為播種單體結(jié)束播種作業(yè)時(shí)，播下的最后一顆種子位置S3與開(kāi)溝器出土位置S4的坐標(biāo)差值，試驗(yàn)測(cè)量5次取平均值。

4.3 試驗(yàn)結(jié)果與極差分析

試驗(yàn)結(jié)果與極差分析如表2所示。

對(duì)于動(dòng)力接合滯后距離Y1，因素影響主次順序?yàn)锳、C、B，優(yōu)化組合A3B1C1，即軸向傾角20°、齒輪半徑比0.3、作業(yè)速度1.5 m/s；對(duì)于動(dòng)力切斷滯后距離Y2，因素影響主次順序?yàn)锽、A、C，優(yōu)化組合A3B1C3，即軸向傾角20°、齒輪半徑比0.3、作業(yè)速度2.5 m/s。對(duì)于兩指標(biāo)優(yōu)化結(jié)果，共同確定因素A、B最優(yōu)水平分別為A3、B1，對(duì)于動(dòng)力接合滯后距離Y1，C因素各水平優(yōu)化順序?yàn)镃1、C2、C3，對(duì)于動(dòng)力切斷滯后距離Y2，C因素各水平優(yōu)化順序?yàn)镃3、C2、C1，綜合考慮兩指標(biāo)，選取C因素的C2為優(yōu)化水平，此時(shí)動(dòng)力接合滯后距離Y1優(yōu)化水平與最優(yōu)水平差值1.1，動(dòng)力切斷滯后距離Y2優(yōu)化水平與最優(yōu)水平差值1.3。

綜上，通過(guò)極差分析得到優(yōu)化因素組合為：軸向傾角20°、齒輪半徑比0.3、作業(yè)速度2.0 m/s。

4.4 試驗(yàn)結(jié)果方差分析

應(yīng)用Design-Expert 8.0軟件對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行方差分析[25-27]，結(jié)果如表3所示。

表3 方差分析結(jié)果Tab.3 Results of variance analysis

對(duì)于動(dòng)力接合滯后距離Y1，軸向傾角對(duì)其影響極顯著(P<0.01)，齒輪半徑比和作業(yè)速度對(duì)其影響顯著(0.01

綜合考慮各因素對(duì)動(dòng)力接合滯后距離Y1和動(dòng)力切斷滯后距離Y2兩指標(biāo)影響，以降低兩指標(biāo)絕對(duì)值為目標(biāo)，對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化，得到優(yōu)化結(jié)果為軸向傾角20°、齒輪半徑比0.3和作業(yè)速度1.5 m/s，與極差分析優(yōu)化結(jié)果不完全一致，通過(guò)驗(yàn)證試驗(yàn)進(jìn)一步分析。

4.5 試驗(yàn)因素交互作用分析

試驗(yàn)因素A、B、C對(duì)指標(biāo)影響趨勢(shì)如圖17所示?？梢钥闯鰡蝹€(gè)因素對(duì)試驗(yàn)指標(biāo)的影響變化趨勢(shì)不隨其余因素發(fā)生變化，因此3個(gè)因素間無(wú)顯著交互作用。

4.6 對(duì)比驗(yàn)證試驗(yàn)

機(jī)械式離合裝置主要分為牙嵌式和摩擦式兩種類型，在結(jié)構(gòu)方面，牙嵌式離合裝置與所設(shè)計(jì)的勒洛五邊形離合裝置結(jié)構(gòu)相似，均可通過(guò)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)控制動(dòng)力的切換，而增設(shè)摩擦輪的離合裝置結(jié)構(gòu)與此差異較大，且其動(dòng)力切換響應(yīng)速度取決于液壓反饋速度，液壓反饋速度慢于機(jī)械反饋速度，導(dǎo)致動(dòng)力切換滯后距離增加，因此在試驗(yàn)中僅以牙嵌式離合裝置為參考對(duì)象，對(duì)優(yōu)化后的勒洛五邊形離合裝置進(jìn)行作業(yè)性能對(duì)比試驗(yàn)，為了驗(yàn)證離合裝置進(jìn)行播種作業(yè)時(shí)的可靠性，增設(shè)試驗(yàn)指標(biāo)播種合格指數(shù)，該指標(biāo)參照GB/T 6973—2005《單粒(精密)播種機(jī)試驗(yàn)方法》測(cè)定。試驗(yàn)結(jié)果測(cè)量5次取平均值，應(yīng)用多重比較分析方法對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行處理分析[28]，試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

表4 對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果Tab.4 Results of comparative test

由表4可知，相比于無(wú)離合裝置的播種單體，設(shè)有勒洛五邊形與牙嵌式離合裝置的播種單體均可保證穩(wěn)定的播種作業(yè)，相比于牙嵌式離合裝置，勒洛五邊形離合裝置作業(yè)時(shí)動(dòng)力接合滯后距離降低82.4%、動(dòng)力切斷滯后距離降低45.5%，分別為1.2、0.6 cm。

5 結(jié)論

(1)基于勒洛多邊形原理設(shè)計(jì)了一種機(jī)械式離合裝置，在保證播種質(zhì)量的同時(shí)有效降低了接合過(guò)程的沖擊載荷與動(dòng)力接合、切斷滯后距離，避免了傳統(tǒng)牙嵌式離合裝置工作時(shí)動(dòng)力切換行程長(zhǎng)、接合瞬間沖擊載荷大等問(wèn)題。

(2)影響動(dòng)力接合滯后距離的因素順序由大到小依次為：軸向傾角、作業(yè)速度、齒輪半徑比；影響動(dòng)力切斷滯后距離的因素順序由大到小依次為：齒輪半徑比、軸向傾角、作業(yè)速度。

(3)基于勒洛多邊形原理設(shè)計(jì)的離合裝置進(jìn)行了田間試驗(yàn)。當(dāng)參數(shù)組合為軸向傾角20°、齒輪半徑比0.3、作業(yè)速度1.5 m/s時(shí)，動(dòng)力接合滯后距離1.2 cm、動(dòng)力切斷滯后距離0.6 cm。對(duì)比試驗(yàn)表明，優(yōu)化后的勒洛五邊形離合裝置比牙嵌式離合裝置的動(dòng)力接合滯后距離降低82.4%、動(dòng)力切斷滯后距離降低45.5%。