楊毅,弋曉康,何義川*,湯智輝,劉文婷

(1 塔里木大學(xué)機(jī)械電氣化工程學(xué)院,新疆 阿拉爾 843300)(2 新疆維吾爾自治區(qū)教育廳普通高等學(xué)校現(xiàn)代農(nóng)業(yè)工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,新疆 阿拉爾 843300)(3 新疆農(nóng)墾科學(xué)院機(jī)械裝備研究所,新疆 石河子 832000)(4 阿拉爾質(zhì)量技術(shù)監(jiān)督綜合檢測(cè)檢驗(yàn)所,新疆 阿拉爾 843300)

隨著新疆林果業(yè)種植規(guī)模不斷擴(kuò)大,截止到2019年底,新疆水果年產(chǎn)量1 010 萬(wàn)噸,林果業(yè)年產(chǎn)值約700 億元,占據(jù)全區(qū)農(nóng)民人均純收入的1/4以上[1],在提高了新疆經(jīng)濟(jì)水平和農(nóng)戶經(jīng)濟(jì)收入的同時(shí),果園草害問(wèn)題也越來(lái)越嚴(yán)重,雜草生命力頑強(qiáng)、覆蓋面積廣,果園雜草會(huì)與果樹(shù)爭(zhēng)肥、爭(zhēng)水、干擾果樹(shù)光合作用,降低了林果產(chǎn)量,也在果園管理上給農(nóng)戶造成了很大困擾[2]。

目前,機(jī)械化除草開(kāi)始受到重視,逐漸成為了治理新疆果園雜草的重要方法。國(guó)內(nèi)已有一些農(nóng)機(jī)生產(chǎn)企業(yè)、科研單位及農(nóng)業(yè)院校先后研制出繞立軸旋轉(zhuǎn)式、四連桿機(jī)構(gòu)偏擺式、滑套橫移式避障割草機(jī)[3-4]。國(guó)外的果園規(guī)模相對(duì)較大,株行間距大,采用大型果園除草機(jī)便可將果園雜草刈除?，F(xiàn)階段國(guó)內(nèi)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)的果園避障裝置存在可靠性不高、工作效率低等問(wèn)題。為了適應(yīng)新疆主干型果園種植模式的作業(yè)需求[5-6],結(jié)合旋耕機(jī)的工作原理設(shè)計(jì)了主干型果園株間避障割草機(jī),其具有株間自動(dòng)避障割草作業(yè)的性能,提高了果園割草作業(yè)效率,降低了果農(nóng)勞動(dòng)強(qiáng)度。

1 主干型果園的定義

主干型由紡錘型演變而來(lái),主干型果園的主要特點(diǎn)是4.0 m×2.0 m、4.0 m×1.5 m的行株距,種植的矮砧和短枝品種一般干高60 cm,樹(shù)冠直徑小于1.5 m,具有一根中心干,中心干上一般留有5～7個(gè)主枝,各主枝水平微微下垂向四周生長(zhǎng),易形成花芽結(jié)果,同時(shí)其樹(shù)冠上下、內(nèi)外光照都相對(duì)充足。主干型果園行株距如圖1所示。

圖1 主干型果園行株距示意圖

2 割草機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)及工作原理

2.1 整機(jī)結(jié)構(gòu)

主干型果園避障割草機(jī)的整機(jī)結(jié)構(gòu)如圖2a、圖2b所示,其主要由懸掛裝置、動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、避障裝置和割草裝置組成。

1:散熱風(fēng)扇;2:液壓油箱;3:圓柱導(dǎo)軌;4:機(jī)架;5:鎮(zhèn)壓輥輪;6:避障盤;7:保護(hù)盤;8:株間割刀;9:避障桿;10:懸掛架;11:變速箱;12:支架;13:液壓缸;14:液壓換向閥;15:液壓馬達(dá);16:彈簧;17:連接板。

2.2 工作原理

避障割草機(jī)與拖拉機(jī)連接在一起構(gòu)成一個(gè)完整的作業(yè)機(jī)組,割草機(jī)的動(dòng)力由拖拉機(jī)的動(dòng)力輸出軸通過(guò)萬(wàn)向軸傳遞[7]。

割草機(jī)外部設(shè)有保護(hù)罩,可有效防止草屑飛濺,割草機(jī)構(gòu)后方設(shè)有鎮(zhèn)壓輥輪,可有效進(jìn)行草和土的翻壓以起到綠肥的作用[8]。割草過(guò)程由液壓系統(tǒng)控制,當(dāng)機(jī)具后方的避障感應(yīng)桿觸碰到果樹(shù)或者障礙物時(shí),感應(yīng)裝置將避讓指令發(fā)給液壓系統(tǒng),液壓缸開(kāi)始工作,由油缸輸出動(dòng)力驅(qū)動(dòng)整個(gè)避障盤收縮來(lái)達(dá)到躲避障礙物的目的。同時(shí)割草機(jī)沿垂直于機(jī)組前進(jìn)方向的左側(cè)進(jìn)行橫向偏移,此時(shí)割草機(jī)的耕作路徑會(huì)發(fā)生相應(yīng)變化,避免了機(jī)具對(duì)果樹(shù)樹(shù)干碰撞造成的損傷[9],在機(jī)具完全躲避開(kāi)障礙物后,割草機(jī)恢復(fù)到最初的狀態(tài),繼續(xù)進(jìn)行往復(fù)循環(huán)的避障割草作業(yè),當(dāng)避障感應(yīng)桿未感應(yīng)到障礙物時(shí),避障盤不工作,割草機(jī)正常作業(yè)。

2.3 機(jī)具主要設(shè)計(jì)參數(shù)

以行距4.0 m、株距1.5 m的標(biāo)準(zhǔn)主干型果園作為機(jī)具的設(shè)計(jì)參考,該機(jī)具的主要作業(yè)幅寬確定為2.1 m;作業(yè)速度依據(jù)具體的主干型果園地況確定為1.5～3.0 km/h,對(duì)該割草機(jī)的作業(yè)生產(chǎn)率和功耗進(jìn)行了設(shè)計(jì),主要參數(shù)如表1所示。

表1 割草機(jī)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

2.3.1 割草機(jī)作業(yè)生產(chǎn)率

機(jī)具的理論生產(chǎn)率[10]:

W=0.1Bv

(1)

式(1)中,W表示機(jī)具的理論生產(chǎn)率,hm2/h;B表示機(jī)具的作業(yè)幅寬,m;v表示機(jī)具的理論前進(jìn)速度,km/h。

該割草機(jī)作業(yè)幅寬B為2.1 m,機(jī)具理論前進(jìn)速度v為1.5～3.0 km/h,根據(jù)式(1)可計(jì)算出機(jī)具的理論生產(chǎn)率為0.315～0.630 hm2/h。

2.3.2 割草機(jī)具所需功率

該割草機(jī)具所需功率主要消耗在整個(gè)機(jī)組的前進(jìn),割草刀具進(jìn)行行間、株間的碎草和碎枝以及驅(qū)動(dòng)割草機(jī)工作上,參照農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[11],即:

N=N1+N2+N3

(2)

式(2)中,N表示作業(yè)機(jī)組所需的總功率,kW;N1表示機(jī)組滾動(dòng)消耗的功率,kW;N2表示割草刀棍裝置消耗的功率,kW;N3表示傳動(dòng)消耗的功率,kW。

用于克服作業(yè)機(jī)組滾動(dòng)阻力和割草刀輥裝置工作阻力的功率之和,統(tǒng)稱為作業(yè)機(jī)組的牽引功率Nρ,即:

Nρ=N1+N2=(F1+F2)V/1 000

(3)

式(3)中,F1表示作業(yè)機(jī)組滾動(dòng)阻力,N;F2表示割草刀棍裝置工作阻力,N;V表示作業(yè)機(jī)組工作速度,m/s。

作業(yè)機(jī)組滾動(dòng)阻力計(jì)算式如下:

F1=9.8fG

(4)

式(4)中,f表示作業(yè)機(jī)組滾動(dòng)摩擦系數(shù);G表示作業(yè)機(jī)組質(zhì)量,kg。

根據(jù)機(jī)具設(shè)計(jì)分析結(jié)果、類比估算法以及農(nóng)業(yè)機(jī)械手冊(cè),取f為0.30,G=600 kg,F2=5 000～7 000 N,V=2.0 m/s,N3=0.585N代入式(2)、式(3)、式(4),估算得Nρ= 13.528～17.528 kW,N=32.60～42.24 kW。

3 割草機(jī)關(guān)鍵部件有限元分析

3.1 避障桿的有限元分析

果園避障割草機(jī)的避障感應(yīng)桿選用機(jī)械觸桿的形式,避障桿由特殊材料彎折而成,可通過(guò)避障桿自身的變形與繞軸轉(zhuǎn)動(dòng)對(duì)果樹(shù)等障礙信號(hào)進(jìn)行仿形[12]。避障桿的固定牽引端通過(guò)螺栓的鉸接連接在避障盤上,避障桿避障時(shí)的主要受力包括果樹(shù)對(duì)于避障桿的阻力以及避障桿固定端對(duì)避障桿的約束力。避障桿所受的兩個(gè)力形成一個(gè)力矩,從而保證避障桿在工作時(shí)保持平衡狀態(tài)。避障桿在避障結(jié)束及自身所負(fù)載的壓力消失后又能以彈性變形的形式恢復(fù)到工作狀態(tài),以此方式將障礙信號(hào)通過(guò)變形傳遞給液壓換向閥,進(jìn)而控制液壓缸伸縮以及整體機(jī)架的偏擺,完成果園避障割草作業(yè)。因而避障桿對(duì)于衡量果園避障割草機(jī)性能的好壞起著關(guān)鍵性作用。具體材料特性參數(shù)如表2所示。

表2 避障感應(yīng)桿材料特性參數(shù)

運(yùn)用Solidworks軟件來(lái)建立避障桿的有限元三維分析模型,將建立的避障桿三維模型導(dǎo)入ANSYS仿真軟件,采用Terahedrons網(wǎng)格劃分中的Patch Conforming方法對(duì)建立的有限元分析模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分[13]。其可根據(jù)模型的幾何關(guān)系,自動(dòng)將網(wǎng)格劃分得稀疏得當(dāng),單元尺寸控制在0.005 m,劃分好的避障桿網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 避障感應(yīng)桿的網(wǎng)格劃分

割草機(jī)避障桿的結(jié)構(gòu)參數(shù)由避障桿旋轉(zhuǎn)中心點(diǎn)以及植株之間的相對(duì)位置及割草機(jī)作業(yè)對(duì)象、作業(yè)速度等因素綜合確定。查閱相關(guān)資料可得出,取割草機(jī)行進(jìn)速度為2 km/h,避障桿所受的阻力為125 N,得到避障桿的應(yīng)力、等效彈性及位移變形云圖,如圖4a、圖4b、圖4c所示。

a:避障桿應(yīng)力變形云圖;b:避障桿等效彈性變形云圖;c:避障桿位移變形云圖。

分析避障桿的應(yīng)力、等效彈性及位移變形云圖可知,避障桿最大等效應(yīng)力為179.72 MPa,小于所選避障桿材料本身的屈服強(qiáng)度值,避障桿最大等效應(yīng)力點(diǎn)的位置在固定牽引端與旋轉(zhuǎn)軸連接位置。避障桿的最大應(yīng)變?yōu)?.25×10-4,應(yīng)變位置出現(xiàn)在固定牽引端與旋轉(zhuǎn)軸連接位置,與避障桿所受的最大等效應(yīng)力點(diǎn)的位置相同。避障桿最大變形量為34.418 mm。查閱相關(guān)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)[14]可知,避障桿變形范圍在剛度和強(qiáng)度所允許的范圍內(nèi),不會(huì)影響正常的避障割草作業(yè)。由避障桿仿真云圖分析結(jié)果可知,割草機(jī)的避障桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及所選材料合理,滿足割草機(jī)的正常作業(yè)需求。

3.2 割草機(jī)機(jī)架的有限元模態(tài)分析

果園避障割草機(jī)的機(jī)架是承載和支撐割草裝置、液壓缸、株間避障裝置以及鎮(zhèn)壓輥輪的關(guān)鍵部件。工作時(shí)若外在激振頻率與機(jī)架固有的激振頻率較為接近時(shí),會(huì)引起機(jī)架產(chǎn)生共振的狀況,若在強(qiáng)烈振動(dòng)的加持下會(huì)致使割草機(jī)的關(guān)鍵部件產(chǎn)生疲勞損壞,并影響整機(jī)的田間工作可靠性,因此對(duì)避障割草機(jī)的機(jī)架進(jìn)行有限元模態(tài)分析,以此來(lái)驗(yàn)證機(jī)架的設(shè)計(jì)合理性。

該機(jī)架的三維模型如圖5所示,其由前橫梁、中橫梁、后橫梁以及兩側(cè)板構(gòu)成,機(jī)架模型相關(guān)參數(shù)如表3所示。

表3 機(jī)架模型參數(shù)

1:前橫梁;2:中橫梁;3:后橫梁;4:側(cè)板。

將機(jī)架簡(jiǎn)化為剛性連接模型后,保存文件為.x_t的格式,并導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS Workbench進(jìn)行屬性定義以及網(wǎng)格劃分,單元尺寸設(shè)置為10 mm,網(wǎng)格劃分后共有節(jié)點(diǎn)150 597,單元數(shù)74 241,建立的有限元模型如圖6所示。

圖6 機(jī)架有限元模型

一般的機(jī)具在進(jìn)行割草作業(yè)時(shí)的穩(wěn)定性主要取決于低階模態(tài)特性[15-16],因而在進(jìn)行仿真時(shí)取前6階模態(tài)頻率和振型進(jìn)行分析,得到前6階的模態(tài)振型云圖如圖7a～7f所示,得到固有頻率和振型變化如表4所示。

表4 機(jī)架的前6階模態(tài)分析結(jié)果

a:1階模態(tài);b:2階模態(tài);c:3階模態(tài);d:4階模態(tài);e:5階模態(tài);f:6階模態(tài)。

由機(jī)架前6階振型云圖分析可知,后橫梁和兩側(cè)板是機(jī)架的主要變形部位。因?yàn)榍皺M梁和中橫梁相對(duì)支撐點(diǎn)較多,使得機(jī)架前端整體剛度較大,而后橫梁相對(duì)支撐點(diǎn)較少,結(jié)構(gòu)跨度大,剛度小且容易變形;兩側(cè)板前后伸出端下沿較多,撓度大使其容易變形。改進(jìn)措施為在后橫梁和中橫梁處添加連接的縱梁,同時(shí)增加側(cè)板的厚度進(jìn)一步提高割草機(jī)機(jī)架的整體剛性。

避障割草機(jī)在果園進(jìn)行避障割草作業(yè)過(guò)程中,所受到的外界主要激勵(lì)源有果園地的不平整度、割草軸、避障裝置、傳動(dòng)系統(tǒng)以及拖拉機(jī)輸出軸所產(chǎn)生的振動(dòng)。避障裝置是獨(dú)立出來(lái)的一部分,在割草作業(yè)穩(wěn)定時(shí)產(chǎn)生的激振力較小,且新疆主干型果園的平整度相對(duì)較高,因而避障裝置以及果園地的不平整度所產(chǎn)生的激振可忽略。割草刀輥的轉(zhuǎn)速為202.5 r/min,可計(jì)算出最大激振頻率為3.38 Hz[17],與避障割草機(jī)動(dòng)力所匹配的拖拉機(jī)動(dòng)力輸出軸的轉(zhuǎn)速為540 r/min,計(jì)算出其最大激振頻率為8.60 Hz,由此可知拖拉機(jī)輸出軸的振動(dòng)為割草機(jī)機(jī)架的主要激勵(lì)源,同時(shí)其激振頻率不在機(jī)架固有的頻率范圍39.806～95.562 Hz內(nèi),所以在作業(yè)時(shí)不會(huì)引起機(jī)架的共振,可進(jìn)行正常的避障割草作業(yè)。

4 田間試驗(yàn)與分析

4.1 試驗(yàn)條件及設(shè)備

田間試驗(yàn)?zāi)康脑谟跈z測(cè)主干型果園避障割草機(jī)的作業(yè)質(zhì)量,驗(yàn)證該機(jī)田間作業(yè)性能并為尋求最優(yōu)作業(yè)參數(shù)和后期優(yōu)化改進(jìn)提供實(shí)踐依據(jù)。2022年8月中旬在新疆生產(chǎn)建設(shè)兵團(tuán)第一師九團(tuán)梨園進(jìn)行株間避障割草機(jī)田間試驗(yàn)。試驗(yàn)對(duì)象為七年生梨樹(shù),樹(shù)高3.5 m,樹(shù)干直徑20 cm,干高65 cm,配套動(dòng)力標(biāo)定功率為44.1 kW的拖拉機(jī),作業(yè)速度為1.5～3.0 km/h。試驗(yàn)儀器包括拖拉機(jī)、避障割草機(jī)、4.5 m卷尺、50 m皮尺、電子秒表YS-801(0～8 639 s)、歐姆龍位移傳感器ZX1-LD50A61(量程300 mm、精度0.002 mm)、艾德堡HP-500測(cè)力計(jì)(精度0.1 N)、電腦等。田間試驗(yàn)過(guò)程如圖8所示。

圖8 株間避障割草機(jī)田間試驗(yàn)過(guò)程

4.2 試驗(yàn)方法

參照GB/T 5262《農(nóng)業(yè)機(jī)械試驗(yàn)條件測(cè)定方法的一般規(guī)定》、GB/T 5667《農(nóng)業(yè)機(jī)械生產(chǎn)試驗(yàn)方法》、GB 10396《農(nóng)林拖拉機(jī)和機(jī)械、草坪和園藝動(dòng)力機(jī)械安全標(biāo)志和危險(xiǎn)圖形總則》等果園株間除草自動(dòng)避障裝置特殊的耕作性能要求為指標(biāo)進(jìn)行試驗(yàn)[18]。通過(guò)ADAMS軟件對(duì)割草機(jī)的運(yùn)動(dòng)特性進(jìn)行了仿真分析,并確定影響機(jī)具工作性能的主要因素為機(jī)具前進(jìn)速度、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)、液壓缸壓縮速度。以株間漏割率作為割草機(jī)作業(yè)性能的試驗(yàn)指標(biāo),株間漏割率計(jì)算式如下:

(5)

式(5)中,η表示株間漏割率,%;A0表示測(cè)試區(qū)總面積,hm2;A1表示實(shí)際漏割面積,hm2;A2表示未割面積,hm2;A3表示不可耕作面積,hm2。

以機(jī)具前進(jìn)速度、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)、液壓缸壓縮速度為試驗(yàn)因素,株間漏割率為試驗(yàn)指標(biāo),進(jìn)行三因素、三水平中心組合試驗(yàn),確定試驗(yàn)因素水平編碼表[19-20],如表5所示。

表5 試驗(yàn)因素水平編碼表

4.3 田間試驗(yàn)結(jié)果分析

4.3.1 田間試驗(yàn)結(jié)果

在保證不損傷機(jī)具的前提下,選擇三因素、三水平中心組合試驗(yàn)原理,共17組試驗(yàn),試驗(yàn)方案及響應(yīng)值如表6所示。

表6 田間試驗(yàn)方案及響應(yīng)值結(jié)果

4.3.2 回歸模型方差分析

應(yīng)用Design Expert 11軟件對(duì)表6中的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合和方差分析[21],并建立以機(jī)具前進(jìn)速度A、液壓缸壓縮速度B、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)C為自變量,株間漏割率G1為因變量的回歸模型,回歸模型顯著性檢驗(yàn)結(jié)果如表7所示。

表7 回歸模型顯著性檢驗(yàn)結(jié)果

根據(jù)回歸模型顯著性檢驗(yàn)結(jié)果可知,該設(shè)計(jì)模型F=11.74,P<0.01,表明該模型極顯著;A、B、C、AB、AC、BC、C2項(xiàng)系數(shù)達(dá)到顯著水平,P均小于0.05,表明回歸模型顯著,其余項(xiàng)不顯著;失擬項(xiàng)經(jīng)檢驗(yàn)結(jié)果P=0.261 4(P>0.01),說(shuō)明回歸模型擬合效果比較好,試驗(yàn)設(shè)計(jì)可靠,且失擬項(xiàng)不顯著回歸有效,主干型果園避障割草機(jī)株間漏割率的回歸方程為:Y=61.44-53.26A-0.13B+0.31C+0.12AB+0.13AC-1.2×10-3BC+4.92A2+7.5×10-6B2-3.35×10-3C2。

4.3.3 各因素對(duì)作業(yè)指標(biāo)響應(yīng)曲面分析

應(yīng)用響應(yīng)曲面法分析各影響因素分別對(duì)株間漏割率的影響,固定機(jī)具前進(jìn)速度、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)、液壓缸壓縮速度中的任一因素為零水平,考察另外2個(gè)因素分別對(duì)株間漏割率G1的交互作用。由圖9a分析可知,在液壓缸的壓縮速度為中間水平值230 mm/s且機(jī)具前進(jìn)速度為固定水平值時(shí),株間漏割率隨復(fù)位彈簧彈性系數(shù)的升高出現(xiàn)先升高后降低的情況,出現(xiàn)此情況的主要原因?yàn)樵跈C(jī)具前進(jìn)速度較快、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)較低時(shí),自動(dòng)避障系統(tǒng)相對(duì)靈敏,株間割草作業(yè)時(shí)間相對(duì)較短,株間漏割率較大;復(fù)位彈簧彈性系數(shù)逐漸增大,與機(jī)具作業(yè)速度相匹配的同時(shí)抵抗外力的能力也增強(qiáng),株間割草作業(yè)時(shí)間增加,株間漏割率降低。從整體曲面增降程度來(lái)看,在機(jī)具前進(jìn)速度和復(fù)位彈簧彈性系數(shù)對(duì)株間漏割率的交互作用中,復(fù)位彈簧彈性系數(shù)對(duì)株間漏割率的影響較為顯著。由圖9b分析可知,在機(jī)具前進(jìn)速度為中間水平值1.5 km/h,同時(shí)復(fù)位彈簧彈性系數(shù)為固定水平值時(shí),株間漏割率隨液壓缸壓縮速度的增加而升高,出現(xiàn)此情況的主要原因?yàn)殡S著液壓缸壓縮速度逐漸增加,避障桿伸縮較快,株間避障時(shí)間較短,株間漏割率逐漸升高。從整體曲面增降程度來(lái)看,在復(fù)位彈簧彈性系數(shù)和液壓缸壓縮速度對(duì)株間漏割率的交互作用中,液壓缸壓縮速度對(duì)株間漏割率的影響較為顯著。由圖9c分析可知,在復(fù)位彈簧彈性系數(shù)為中間水平值35 N/mm,液壓缸壓縮速度為固定水平值時(shí),株間漏割率隨機(jī)具前進(jìn)速度的增加而降低。從整體曲面增降程度來(lái)看,在液壓缸壓縮速度和機(jī)具前進(jìn)速度對(duì)株間漏割率的交互作用中,機(jī)具前進(jìn)速度對(duì)株間漏割率的影響較為顯著。

a:AC對(duì)株間漏割率G1的交互作用;b:BC對(duì)株間漏割率G1的交互作用;c:AB對(duì)株間漏割率G1的交互作用。

4.3.4 田間試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果

根據(jù)確定的最優(yōu)參數(shù)組合[22],取整后即機(jī)具前進(jìn)速度1.5 km/h、液壓缸壓縮速度225 mm/s、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)29 N/mm,進(jìn)行了5組試驗(yàn)驗(yàn)證,試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果如圖10、表8所示,株間漏割率平均值為7.64%,達(dá)到相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)以及農(nóng)戶的滿意度,符合設(shè)計(jì)要求。

表8 田間試驗(yàn)結(jié)果

a:割草作業(yè)前;b:割草作業(yè)后(行間);c:割草作業(yè)后(株間)。

5 結(jié)論

1)針對(duì)目前新疆果園種植面積較大以及株間雜草無(wú)法割除的現(xiàn)狀,設(shè)計(jì)了一種主干型果園株間避障割草機(jī),可在不傷害樹(shù)干的情況下同時(shí)實(shí)現(xiàn)行間和株間雜草的割除,為新疆果園田間割草作業(yè)提供了新的思路。

2)通過(guò)對(duì)割草機(jī)避障桿的有限元分析可知,避障桿所受的最大等效應(yīng)力為179.72 MPa,避障桿的最大應(yīng)變?yōu)?.25×10-4,最大應(yīng)變位置在固定牽引端與旋轉(zhuǎn)軸連接處,避障桿在割草作業(yè)過(guò)程中最大變形量為34.418 mm。從對(duì)機(jī)架的有限元模態(tài)分析中得出,前6階的固有頻率范圍為39.806～95.562 Hz,而外部激振頻率的范圍為0～8.60 Hz,兩者之間沒(méi)有產(chǎn)生重疊,故機(jī)架在作業(yè)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,以此驗(yàn)證了避障桿和機(jī)架的設(shè)計(jì)合理性。

3)通過(guò)田間試驗(yàn)可知該機(jī)具各項(xiàng)性能指標(biāo)均滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)。綜合響應(yīng)曲面分析和田間試驗(yàn)結(jié)果,確定最佳作業(yè)參數(shù)為機(jī)具前進(jìn)速度1.5 km/h、液壓缸壓縮速度225 mm/s、復(fù)位彈簧彈性系數(shù)29 N/mm,此時(shí)果園株間漏割率平均值為7.64%。