付乾坤，付 君※，王鋒德，陳 志2,，任露泉

（1. 吉林大學工程仿生教育部重點實驗室，長春 130022； 2. 吉林大學生物與農(nóng)業(yè)工程學院，長春 130022；3. 中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院，北京 100083）

0 引 言

籽粒損失率是玉米收獲機割臺作業(yè)的主要性能指標之一[1]。近年來，隨著玉米機械化收獲率的不斷提高[2]，因割臺損失造成的糧食浪費問題日趨嚴重[3]。在中國東北地區(qū)，玉米收獲時秸稈含水率較低，苞葉松散，機械化摘穗過程造成的籽粒脫落很容易形成落地損失而難以回收。籽粒直收作為玉米生產(chǎn)機械化發(fā)展的主要方向之一[4]，收獲期的玉米果穗具有籽粒含水率低[5]、苞葉窄而短[6]等物理特征，迫切要求解決玉米收獲機械的割臺籽粒損失問題。

造成玉米果穗籽粒脫落的原因，是外部對籽粒的作用力超過了籽粒與穗軸的連接強度[7]。國內(nèi)外學者對玉米籽粒接觸受力下的脫落與損傷機理進行了探究：Petkevicius[8]分析了玉米果穗在準靜態(tài)壓力下的籽粒受力，并研究了穗粒分離機理；Li等[9]測量了玉米果穗在3種不同形狀沖頭沖擊下的籽粒脫落數(shù)量，認為楔形沖頭最利于籽粒脫落；周海玲等[10-11]對不同受力方式下籽粒與玉米芯的連接強度、粒柄斷裂特性等參數(shù)進行了研究；Singh等[12-13]測量了不同含水率下籽粒的極限線性載荷、彈性模量、變形模量等物理特性，并建立了數(shù)學模型。

大量研究關注于玉米收獲機械割臺的損失損傷機理和減損措施[14-16]。針對輥式摘穗裝置的果穗啃傷和籽粒損失問題，賀俊林等[17]對5種摘穗輥型做了3種作業(yè)速度下的全組合試驗，發(fā)現(xiàn)摘輥拉莖段與摘穗凸棱的結構參數(shù)是影響籽粒損失和損傷的主要因素；耿愛軍等[18]通過試驗建立了摘穗時果穗受力數(shù)學模型，分析發(fā)現(xiàn)果穗被摘下時受到的摩擦和獲得的較大加速度，對籽粒損傷和損失有較大影響；陳美舟等[19]在試驗中結合高速攝像，發(fā)現(xiàn)果穗“滯留”于摘穗輥上的彈跳是造成果穗二次損傷的主因。相對于輥式摘穗裝置，拉莖輥-摘穗板組合式玉米摘穗裝置對果穗和籽粒的啃傷較低[20]，但拉莖輥轉速明顯高于輥式摘穗裝置中摘穗輥的轉速[21]，高轉速造成了玉米果穗與摘穗機構的碰撞更為劇烈，籽粒易于脫落。范國昌等[22]針對不同籽粒含水率下的玉米果穗，對拉莖輥-摘穗板式機構的結構和運動參數(shù)進行試驗，發(fā)現(xiàn)拉莖輥低轉速、摘穗板為彎板時，損失率較低。此外，張道林等[23-26]在設計中采用了立棍式摘穗裝置，通過減少割臺與果穗的碰撞來降低籽粒損失，并對立輥的結構和運動參數(shù)進行了試驗優(yōu)化。綜上，玉米收獲機械割臺在摘穗過程中，玉米果穗與摘穗部件的碰撞與沖擊是造成割臺籽粒損失和損傷的主因，有效降低摘穗部件對果穗的沖擊可減少摘穗中的籽粒損失。

本文針對玉米收獲機械摘穗割臺的籽粒損失問題，通過分析摘穗碰撞過程的籽粒脫落過程，提出以剛柔耦合結構減小籽粒碰撞受力的改進方案，并對緩沖機構和柔性表面進行參數(shù)優(yōu)化。本文研究結論能夠為降低玉米收獲機械割臺的摘穗籽粒損失提供理論參考。

1 摘穗過程受力分析

1.1 果穗受力分析

拉莖輥-摘穗板式玉米收獲機械割臺作業(yè)時，玉米莖稈通過摘穗板之間的縫隙，被拉莖輥碾壓并向下拉伸，果穗受到摘穗板的阻擋作用被摘下。摘穗時玉米果穗的受力如圖1所示。

圖1 拉莖輥-摘穗板式裝置摘穗受力分析Fig.1 Force diagram of corn ear during snapping on stripper plates

拉莖輥高速轉動，對莖稈施加正壓力N，依靠產(chǎn)生的摩擦力f向下拉動莖稈，莖稈對玉米果穗施加拉力T，在拉力 T拉斷玉米穗柄時，果穗受到兩側摘穗板的支反力Q，Q對玉米果穗底部形成明顯的瞬時擠壓效果。

1.2 籽粒受力分析

果穗與摘穗板接觸時，果穗縱剖面籽粒的受力如圖2所示。由于籽粒成列分布，當受力方向與穗軸軸線一致時，不同列籽粒之間接觸力可忽略不計。若位于果穗下端的籽粒與摘穗板接觸，其受到沿粒柄方向壓力 p1、垂直粒柄方向的剪力 s1、摘穗板壓力n1及相鄰籽粒的壓力q2，沿粒柄方向建立子坐標系 ox1y1，可將 n1分解為 n1x和n1y，將q2分解為q2x和q2y（圖2a）。若籽粒不與摘穗板接觸，其受到粒柄方向拉力tn，垂直粒柄方向剪力sn，下方相鄰籽粒壓力qn-1和上方相鄰籽粒壓力qn+1，在子坐標系oxnyn中，qn-1和qn+1可分解為q(n-1)x、q(n-1)y和q(n+1)x、q(n+1)y（圖2b）。

圖2 籽粒受力示意圖Fig.2 Force diagram of corn kernels

假定單個玉米籽粒承受粒柄方向壓縮的極限為 pL，承受粒柄方向拉伸的極限為tL，承受垂直粒柄方向剪切的極限為 sL。則與摘穗板接觸的籽粒，其脫落力學原理為沿粒柄方向壓縮或沿垂直粒柄方向剪切等 2種工況導致的粒柄斷裂，即

式中μ為籽粒間的滑動摩擦因數(shù)。

若籽粒不與摘穗板接觸，其導致脫落力學原理為沿粒柄方向拉伸或沿垂直粒柄方向剪切等 2種工況導致的粒柄斷裂，即

1.3 碰撞過程分析

摘穗過程中，摘穗輥轉速較高，果穗與摘穗板碰撞及分離在瞬間內(nèi)完成，因此可將摘穗過程視為質點的碰撞過程。經(jīng)實際測量，該過程中玉米果穗的加速度曲線如圖3所示。

圖3 果穗典型碰撞過程的沖擊加速度曲線Fig.3 Typical diagrammatic sketch of impact acceleration of corn ear

將玉米果穗視為質點，其碰撞過程符合沖量-動量定理

式中P為玉米果穗受到的沖量，N·s；m為玉米果穗質量，kg；a為加速度，m/s2；t為時間，s。

碰撞發(fā)生時，在瞬間出現(xiàn)巨大的接觸沖擊力。外力沖量不變的情況下，沖擊力峰值與碰撞時間Δt的長短有較大關系。碰撞時間的延長，可以顯著降低碰撞加速度的峰值，從而減小接觸瞬間的沖擊力，降低由碰撞沖擊造成的籽粒脫落損失。從玉米果穗與摘穗板接觸瞬間開始，該過程可以簡化為受約束質體與彈性壁的正碰撞問題。其簡化力學模型如圖4所示。

圖4 玉米果穗在摘穗碰撞中受力簡化模型Fig.4 Simplified model of force diagram of corn ear in snapping

記y為果穗底部在豎直方向的坐標。碰撞過程中，此單自由度系統(tǒng)在接觸期間的運動方程為

在欠阻尼情況，式（4）的解為

其中

式中 ζ為黏性阻尼比，ζ＜1；A為振幅，mm；ωd為有阻尼固有頻率，Hz；ωn為無阻尼固有頻率，Hz。

在初始位移為 0的情況下，碰撞時間由式（10）的最小正根確定

由式（11）求得碰撞時間為

由式（12）、式（13）可知，碰撞時間與系統(tǒng)的質量、剛度系數(shù)、阻尼系數(shù)等固有參數(shù)有關，與碰撞初速度無關，而系統(tǒng)的剛度系數(shù)與阻尼系數(shù)，取決于其結構和材料等。因此，通過改變碰撞系統(tǒng)的結構和接觸材料，可以使系統(tǒng)的剛度系數(shù)降低，阻尼系數(shù)增加，從而降低系統(tǒng)的固有頻率，增加系統(tǒng)的粘性阻尼比，有效延長碰撞接觸時間。在碰撞沖量一定的情況下，碰撞時間的延長，可減小果穗和籽粒粒柄的受力峰值，降低籽粒脫落的數(shù)量。

2 輪式剛柔耦合減損割臺結構設計與工作原理

2.1 結構設計

遵循降低剛度系數(shù)、增加阻尼系數(shù)的設計原則，本文設計了以柔性表面和緩沖彈簧作為柔性結構，設計了輪式剛柔耦合摘穗裝置及割臺。圖5a所示為輪式剛柔耦合減損玉米摘穗割臺的結構示意圖。該割臺包括機架、變速箱、拉莖輥、撥禾鏈、傳動裝置、輪式剛柔耦合摘穗裝置等。割臺變速箱位于機架后部，拉莖輥后端安裝在變速箱上，前端通過拉莖輥支座安裝在機架上；撥禾鏈由主動鏈輪驅動，并由撥禾鏈張緊裝置張緊；輪式耦合摘穗裝置安裝在割臺兩側原摘穗板位置，摘穗輪向內(nèi)。圖5b為輪式耦合摘穗裝置。輪式剛柔耦合摘穗裝置由摘穗輪、摘穗輪軸、支架、支撐軸、壓縮彈簧、彈簧座、彈簧座軸等組成。該裝置整體為杠桿式結構，各部分通過支架連接在一起：摘穗輪與摘穗輪軸位于支架前端，摘穗輪軸與支架之間安裝有軸承；支撐軸位于支架中部，支撐軸兩端通過軸承安裝在機架上；彈簧座通過彈簧座軸安裝在支架后部，緩沖彈簧安裝在彈簧座上，緩沖彈簧上端固定在機架上。在機架上，焊接有限制支架擺動位置的限位塊，以控制摘穗輪在作業(yè)范圍內(nèi)運動。

圖5 輪式剛柔耦合減損玉米摘穗割臺結構示意圖Fig.5 Structure of corn head with wheel type rigid-flexible coupling snapping device

2.2 工作原理

輪式剛柔耦合減損玉米摘穗割臺的工作原理如下：動力由變速箱輸入，變速箱帶動主動鏈輪、被動鏈輪和撥禾鏈運動及拉莖輥轉動；玉米莖稈進入摘穗位置后，被拉莖輥夾住向下拉動，玉米果穗在莖稈的拉力下與摘穗裝置發(fā)生碰撞，由于柔性表面及彈簧的緩沖作用，可將碰撞的能量轉化為彈簧及柔性體的勢能并耗散掉，減少果穗因碰撞造成的籽粒損失；輪式剛柔耦合摘穗裝置在受到玉米果穗壓力時，摘穗輪會因緩沖彈簧壓縮而向下運動，兩側摘穗輪相互靠近，對玉米果穗穗柄部位的夾持作用加強，使果穗易于摘下。玉米莖稈向下運動時與摘穗輪之間為滾動摩擦，較之于板式摘穗機構減小了摩擦力，使拉莖輥的功耗降低；同時，摘穗輪在莖稈的驅動下轉動，將玉米莖稈上脫落的葉片排出，降低摘穗作業(yè)后果穗的含雜率。

2.3 摘穗輪受力及運動分析

輪式剛柔耦合摘穗機構的受力如圖 6所示。果穗在拉莖輥拉力 T的作用下向下運動，其底部對摘穗輪產(chǎn)生壓力Q，Q可分解為切向力Qt和法向力Qn：其中Qt的作用表現(xiàn)為驅動摘穗輪旋轉，Qn表現(xiàn)為驅動緩沖彈簧壓縮，同時摘穗輪還受到果穗的靜摩擦力fs。接觸開始時，Q的切向分力Qt與果穗對摘穗輪的靜摩擦力fs相等，摘穗輪受力平衡，保持靜止；Q的法向分力Qn通過杠桿機構對彈簧產(chǎn)生壓力，使其壓縮，摘穗輪向下運動。摘穗輪表面與果穗表面發(fā)生相對滾動兩側摘穗輪相互靠緊。

隨著果穗對摘穗輪壓力增大，Q的分力Qn、Qt逐漸增加，果穗與摘穗輪的靜摩擦力fs也隨之增大。當Qt達到一個臨界值后，隨著壓力角 α的減小，Qt開始減小，此過程中，Qt與 fs始終保持平衡。直到支架與限位裝置接觸，不再繞軸轉動，滾輪再次達到靜止狀態(tài)，使果穗順利摘下。

圖6 輪式剛柔耦合摘穗機構受力圖Fig.6 Force diagram of wheel type rigid-flexible coupling snapping device

在此過程中，摘穗輪接觸表面產(chǎn)生形變，緩沖彈簧壓縮，果穗的動能一部分轉化為彈簧的勢能，可減少碰撞中能量的釋放，以降低籽粒脫落數(shù)量。

3 關鍵結構參數(shù)設計

3.1 摘穗輪設計

摘穗輪由柔性體、摘穗輪軸、滾動軸承、軸套等組成，用彈性擋圈進行軸向固定。摘穗輪的結構如圖7所示。

圖7 摘穗輪結構示意圖Fig.7 Structure of snapping wheel

摘穗時，摘穗輪因緩沖彈簧壓縮而向下運動，為避免不同植株對摘穗輪作用的相互干涉，將摘穗輪設計為分段方式，每段摘穗輪在莖稈下拉運動及摘穗階段僅與一株莖稈發(fā)生作用。摘穗輪每段的長度 s與玉米株距 B間的關系為

式中θ為割臺傾角，作業(yè)時θ=30°。

玉米種植株距B一般大于130 mm，計算得s不大于150 mm。

在彈簧壓縮到最低點時，輪式剛柔耦合摘穗裝置的支撐軸與摘穗輪軸運動至同一水平面，兩摘穗輪之間的距離達到最小。此時，支架不再繞支撐軸轉動，欲使摘穗能夠在穩(wěn)定狀態(tài)下完成，則應避免摘穗輪轉動。即沿接觸點切線方向上，滿足以下力的平衡關系

式中α為果穗對摘穗輪的壓力角，(°)。

由于靜摩擦力的最大值與動摩擦力相等，因此，在A點，應滿足以下不等式

式中 μs為秸稈與橡膠的最大靜摩擦系數(shù)，為 0.58～0.60[27]，此處取 μs=0.58。

解式（16）得，sin α ≤ 0 .50。

由于當摘穗輪運動到最低點時

式中R為摘穗輪半徑，mm；Dc為玉米穗柄直徑，mm；De為玉米果穗直徑，mm；r為玉米果穗底部圓角半徑，mm。

解式（17），得

經(jīng)測量統(tǒng)計玉米果穗各參數(shù)，粒柄直徑Dc平均值為20 mm，果穗大端直徑De為55 mm，果穗底部圓角r為13 mm，由式（18）得摘穗輪半徑的最大值為22 mm。

本文分別將摘穗輪半徑R取值為10、15和20 mm進行試驗，并通過試驗結果對摘穗機構結構參數(shù)進行優(yōu)化。

3.2 摘穗輪支架結構參數(shù)設計

摘穗輪支架前端為軸承座，用于安裝軸承和摘穗輪；中部為支撐軸安裝孔，用于將該輪式剛柔耦合摘穗裝置固定在玉米收獲割臺機架上，同時為該機構的運動提供支點；后部為彈簧座軸安裝孔，用于安裝彈簧座軸及緩沖彈簧。

記摘穗輪軸心Oq與支撐軸軸心On連線OqOn長度為l1，該連線與垂直方向的夾角為β；彈簧座軸軸心Ot與支撐軸軸心 On之間連線 OtOn的長度為l2，該連線與 OqOn間的夾角為γ。

摘穗前，摘穗輪位于位置最高的初始點（圖 8a），摘穗輪支架在玉米果穗壓力作用下，繞On點旋轉，隨著壓力持續(xù)增加，當摘穗輪軸心Oq與支撐軸軸心On達到同一水平線時，達到限定位置（圖 8b），緩沖彈簧不再壓縮，輪式剛柔耦合摘穗機構在此處完成摘穗過程。

圖8 摘穗輪支架受力運動圖Fig.8 Force and motion diagram of snapping wheel frame

欲將玉米果穗順利摘下，摘穗前，兩側摘穗輪間的空隙寬度應小于玉米果穗尺寸?？紤]到摘穗輪柔性體及玉米果穗在受到壓力時的彈性變形，該尺寸邊界條件為

式中l(wèi)t為兩側彈簧中心點之間的距離，mm；β0為初始狀態(tài)時OnOq與豎直面之間的夾角，（°）；δ為彈性變形補償量，取δ=15 mm。

當摘穗輪被壓縮至最低點時，兩側摘穗輪的距離達到最小值，摘穗輪間的空隙寬度應大于應滿足以下尺寸邊界條件

此外，為防止輪式剛柔耦合摘穗裝置與撥禾鏈撥指及拉莖輥產(chǎn)生運動干涉，并考慮安全余量，支架在縱向的運動應滿足以下尺寸邊界條件

式中Hs為摘穗輪縱向運動的安全距離，Hs=60 mm。

根據(jù)玉米摘穗割臺的結構尺寸，在不干涉撥禾鏈及其張緊裝置運動的情況下，確定兩側摘穗裝置緩沖彈簧中心點的距離lt為220 mm。同時，確定彈簧松弛狀態(tài)下OnOt的水平距離為30 mm，即l2cosγ=30 mm。

則由式（19）及式（20）可得，當R分別取10、15和20 mm時，l1的最大值分別為60、55和50 mm。對應β0的最小值分別為 56.4°、54.9°和 53.1°。

由式（21），當R分別取為10、15和20 mm時，對應的 β0的最小值為 48.2°、56.9°和 66.2°。

故，當摘穗輪半徑分別為10、15和20 mm時，取β0的值為57°、57°和67°。為使緩沖彈簧的橫向擺動最小，令

計算可得，對應摘穗輪半徑10、15和20 mm時的γ分別為 16.5°、16.5°和 11.5°。

同時可計算不同摘穗輪半徑下的輪式剛柔耦合摘穗裝置初始壓力角 α0、最終壓力角 αe、摘穗輪支架初始傾角β0、摘穗輪支架最終傾角βe如表1所示。

表1 不同摘穗輪半徑下輪式剛柔耦合摘穗裝置結構參數(shù)Table 1 Structural parameters of wheel type rigid-flexible coupling snapping device at different snapping wheel radii

3.3 緩沖彈簧設計

經(jīng)測量，在籽粒含水率為25.5%時，玉米穗柄的拉斷力為288～685 N，平均值為453.9 N。本設計要求在摘穗時，彈簧能夠壓縮到最低位置，故推動緩沖彈簧壓縮的力矩應大于緩沖彈簧反抗支架繞支撐軸轉動的力矩。即

表2為摘穗輪半徑為10、15和20 mm時緩沖彈簧的使用工況。緩沖彈簧的最大工作載荷約出現(xiàn)在摘穗輪壓縮至最低點時。以實際測量的玉米穗柄拉斷力最小值作為計算依據(jù)，取T=288 N，則Q=144 N，由式（23）計算可得，在摘穗輪半徑分別為10、15和20 mm時，彈簧在最大載荷分別應小于180.89、141.99和110.08 N。

表2 摘穗輪半徑為10、15和20 mm時緩沖彈簧的使用工況Table 2 Working conditions of buffer spring when snapping wheel radius is 10, 15 and 20 mm

同時，為降低摘穗輪在無載荷時的振動，須對彈簧施加一定的預緊力，彈簧的最小工作載荷Pl為20 N。受安裝空間限制，彈簧的外徑D2應不大于30 mm。緩沖彈簧在摘穗過程中受循環(huán)沖擊次數(shù)應大于106次，屬Ⅰ類載荷。

在摘穗過程中，支架繞支撐軸軸心On旋轉的角度為2γ。則彈簧行程的最小長度為

當摘穗輪半徑R為10和15 mm時，求得彈簧的最小行程為17 mm，當摘穗輪半徑R為20 mm時，求得彈簧最小行程為12 mm。彈簧主要參數(shù)的計算與取值[28]如表3所示。

表3 不同摘穗輪半徑下緩沖彈簧主要參數(shù)的計算與取值Table 3 Calculation and values of buffer spring at different snapping wheel radii

由以上計算可知，當摘穗輪半徑為10、15和20 mm時，所用的緩沖彈簧絲粗分別為3、2.5和2.5 mm，中徑22、20和25 mm，彈簧自由高度為65、52和38 mm。

4 試驗與優(yōu)化

4.1 材料與設備

本試驗在自制的玉米摘穗試驗臺上進行，試驗臺包括控制系統(tǒng)、動力平臺、摘穗機架、變速箱、拉莖輥、輪式剛柔耦合摘穗裝置、傳動機構、植株輸送裝置等組成，如圖 9所示。動力由動力平臺輸出，經(jīng)鏈傳動傳遞到變速箱，并由變速箱分配給 2個拉莖輥。植株輸送機構喂入摘穗裝置，輸送機構由手動推動前進。試驗的柔性體采用模具加工，材料為縮合型硅膠，室溫下硬度 58 SHA，抗拉強度4.50 MPa，剪切強度2.02 MPa，斷裂伸長率320%。試驗所用的玉米植株為2018年10月12日采集于吉林大學農(nóng)業(yè)實驗基地。摘穗試驗前，對玉米果穗進行采樣，手動脫粒后，采用LDS-1G型谷物水分測定儀測定玉米籽粒含水率，試驗時籽粒平均含水率為21.8%。試驗時，采用硬紙箱在割臺兩側接納掉落的果穗，以減輕果穗摘下后的碰撞強度，防止籽粒掉落影響損失率的測定。

圖9 臺架優(yōu)化試驗Fig.9 Optimization test on test-bed

4.2 臺架優(yōu)化試驗

為了獲得玉米摘穗籽粒損失最低的結構參數(shù)，本文針對不同尺寸的摘穗輪、不同厚度的摘穗輪柔性體，進行了3個拉莖輥轉速下的玉米摘穗損失試驗。

4.2.1 試驗方法與試驗設計

本試驗通過調(diào)節(jié)電機轉速來控制拉莖輥轉速，依據(jù)玉米收獲機作業(yè)的田間參數(shù)，確定拉莖輥轉速分別為700、800和900 r/min。試驗中所用的摘穗輪共3種不同尺寸，摘穗輪的外徑分別為10、15和20 mm。柔性體對于吸收碰撞能量、降低籽粒損失，具有重要的作用，考慮到摘穗輪的結構強度，摘穗輪軸直徑不能過小，經(jīng)強度計算，柔性體厚度最大可取6 mm，故將摘穗輪表面的柔性體厚度確定為2、4和6 mm進行試驗；其中，摘穗輪半徑為10 mm、柔性體厚度為6 mm時，摘穗輪結構中不含中間軸套和兩端軸套。

玉米籽粒損失率按照GB/T 21961-2008《玉米收獲機械試驗方法》的規(guī)定測量，其計算按照式（25）進行

式中 SL為籽粒損失率，%；WL為掉落的籽粒質量，g；WZ為籽?？傎|量，g。

本試驗采用三因素三水平 Box-Behnken響應曲面分析法[29]，試驗的因素編碼水平表如表4所示。

表4 試驗因素與水平Table 4 Factors and levels of test

運用 Design-Expert 8.0.6.1軟件進行試驗設計與分析。試驗中每個組合進行3次試驗，每次5株玉米。試驗安排及結果如表5所示。

表5 響應面分析方案及結果Table 5 Regression design of experiment and response values

4.2.2 試驗結果與回歸分析

通過 Design-Expert 8.0.6 軟件進行二次回歸響應分析，得到該試驗影響籽粒損失率為 Y的三元二次響應面回歸模型：

對各一次項、二次項、交互項及回歸模型進行方差分析，結果如表6所示。

該模型的F值為61.82，P值＜0.01，表示該模型具有極強的顯著性。其中，一次項X1、X2、X3，二次項X12、X22、X32及交互項X1X2對該模型的影響較顯著（P＜0.05），而交互項 X1X3、X2X3對模型的影響不顯著，應在回歸模型中剔除。該模型失擬項的P值0.115 5＞0.05，表明模型的失擬項不顯著。故將模型進行優(yōu)化，剔除不顯著項進行再次擬合。得到新模型的F值為63.11，P值＜0.01，失擬項P值為0.096 9，該新模型對試驗結果的擬合具有較好的顯著性和可靠性，以各參數(shù)的實際值替換水平編碼值，得到籽粒損失率與各參數(shù)的擬合關系為

表6 二次響應面回歸模型方差分析Table 6 Variance analysis of quadratic response surface regression model

4.2.3 因素響應面分析

由試驗結果可知，在不同的結構參數(shù)和運動參數(shù)下，輪式剛柔耦合摘穗機構的籽粒損失率差異較大?？赏ㄟ^對試驗結果進行響應面分析，以確定輪式剛柔耦合摘穗機構的最優(yōu)參數(shù)。

圖10為本回歸模型對各因素的響應曲面。由圖10a可知，籽粒損失率隨拉莖輥轉速的增加而增加，籽粒損失率與拉莖輥轉速之間為二次曲線關系?？蓳?jù)此推測，籽粒損失率與碰撞速度的平方成正比，果穗與摘穗部件碰撞造成籽粒損失的實質應為果穗動能向其它能量形式的轉化。籽粒損失率隨摘穗輪半徑的增大先降低后增大，在摘穗輪半徑為15 mm時，不同拉莖輥轉速下的籽粒損失率均達到最低。

由圖 10b可知，籽粒損失率與拉莖輥轉速呈二次曲線關系，隨著拉莖輥轉速增大，籽粒損失率快速增大；籽粒損失率與柔性體厚度呈二次曲線關系，在柔性體厚度為2～4 mm時，籽粒損失率隨柔性體厚度的增加而減少，在柔性體厚度為4～6 mm時，籽粒損失率隨柔性體厚度增大而有所增加。

由圖10c可知，在不同柔性體厚度下，籽粒損失率最小時，摘穗輪半徑均在15 mm左右；在不同的摘穗輪半徑下，籽粒損失率在柔性體厚度為4 mm左右時達到最低。

圖10 交互作用對籽粒損失率的影響Fig.10 Effects of interactive factors on grain loss rate

綜合以上分析，籽粒損失率最低時，輪式剛柔耦合摘穗機構的結構參數(shù)為：摘穗輪半徑15 mm，柔性體厚度4 mm。此時，由式（27）得，籽粒損失率最小值出現(xiàn)在x1為668 r/min處，在試驗范圍內(nèi)，籽粒損失率隨拉莖輥轉速降低而減小。但分析函數(shù)曲線可發(fā)現(xiàn)，拉莖輥轉速小于700 r/min時，隨著轉速降低，邊際遞減效應顯現(xiàn)，籽粒損失率并無明顯減少，反而拉莖輥轉速過低會影響機器作業(yè)效率。因此，拉莖輥轉速的最優(yōu)值為700 r/min。即輪式剛柔耦合摘穗機構的結構和運動最優(yōu)參數(shù)為拉莖輥轉速700 r/min，摘穗輪半徑15 mm，柔性體厚度4 mm。

4.3 驗證試驗

本試驗分別對板式摘穗機構和輪式剛柔耦合摘穗機構進行不同含水率下玉米的摘穗試驗，測定籽粒損失率。對于板式摘穗機構而言，綜合考慮經(jīng)濟效益和籽粒損失的情況下，拉莖輥的最佳轉速為600～750 r/min之間[22]，本試驗拉莖輥轉速取為700 r/min。板式摘穗機構為國內(nèi)某廠家生產(chǎn)，拆除多余結構，割臺上部僅保留摘穗板，該割臺拉莖輥為六棱形，輥長 750 mm，拉莖段長度為636 mm，拉莖段外徑為 100 mm，摘穗板為彎板，長度800 mm，折彎角度10°，摘穗入口間隙36 mm，最小間隙26 mm；輪式剛柔耦合摘穗機構的拉莖輥結構參數(shù)與上述參數(shù)相同，轉速為700 r/min，采用半徑15 mm的摘穗輪，摘穗輪表面柔性體厚度為4 mm。試驗用玉米在手工收割后采用 3種不同方式貯存，經(jīng)谷物水分測定儀測定，籽粒含水率分別為21.8%、16.7%和13.4%，每組試驗進行3次，每次10個玉米植株，試驗結果如表7所示。

由表 7可知，在各含水率下，輪式剛柔耦合摘穗機構的籽粒損失率與板式摘穗機構相比，均有較大幅度的降低，當籽粒含水率分別為21.8%、16.7%和13.4%時，籽粒損失率平均降低幅度分別達53.4%、48.6%和47.0%。試驗中，摘穗輪未發(fā)生破壞及變形，亦未發(fā)生明顯纏草現(xiàn)象。故輪式剛柔耦合摘穗機構對于玉米收獲割臺具有較好的降低籽粒損失的效果。

表7 輪式剛柔耦合摘穗與板式摘穗對比試驗結果Table 7 Results of contrast test between wheel type rigid-flexible coupling snapping device and stripper plates

5 結 論

1）通過對果穗、籽粒受力分析及碰撞模型的分析，確定改變摘穗機構的結構參數(shù)及材料可降低碰撞力的峰值，從而提出輪式剛柔耦合減損玉米摘穗裝置，并對摘穗輪、支架和緩沖彈簧進行了結構設計與參數(shù)計算。

2）采用Box-Behnken響應曲面分析法對不同拉莖輥轉速下的摘穗輪尺寸、柔性體厚度進行了優(yōu)化試驗，確定了輪式剛柔耦合摘穗機構的最優(yōu)參數(shù)：拉莖輥轉速700 r/min，摘穗輪半徑15 mm，柔性體厚度為4 mm。并進行了籽粒含水率分別為21.8%、16.7%和13.4%下的輪式剛柔耦合摘穗機構最優(yōu)參數(shù)同板式摘穗機構的摘穗對比試驗，輪式剛柔耦合摘穗機構的籽粒損失率分別降低了53.4%、48.6%和47.0%，表明該結構可有效降低玉米摘穗割臺的籽粒損失率。