2021年1月
农业机械学报
第52卷第1期
doi:10.6041/j.issn.1000⁃1298.2021.01.012
王伯凯1,2 胡志超1,2 曹明珠1,2 张 鹏1,2 于昭洋1,2 张 冲1,2
(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)摘要：针对花生全喂入捡拾收获过程捡拾率低㊁荚果损失率高㊁生产率低等问题，基于花生生物学特点㊁荚柄脱离特性及荚果破损机理，设计了一种轴流式花生捡拾收获机㊂整机采用自走式底盘驱动，配套动力120kW，主要由捡拾装置㊁输送装置㊁摘果装置㊁清选装置㊁底盘系统㊁集果装置等组成，可一次完成对田间条铺花生植株的捡拾㊁输送㊁果蔓脱离㊁果杂清选㊁提升集果等功能㊂在分析整机工作原理的基础上，进行了关键部件结构设计及参数确定，通过动量守恒原理和赫兹接触理论建立捡拾过程的碰撞模型和摘果装置关键参数方程，并对荚果破损和荚柄分离力学模型进行了定量分析，确定以弹齿转速㊁摘果滚筒转速㊁机具前进速度为主要影响因素，并针对 开农61”品种花生进行试验研究㊂ 结果表明，最优参数组合为弹齿转速68r /min㊁摘果滚筒转速447r /min㊁机具前进速度
1.4m /s，对应的捡拾率为98.62%㊁荚果损失率为
2.11%㊁生产率为0.61hm 2/h，捡拾率㊁生产率比优化前分别提高了2.1㊁4.5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㊂
关键词：花生收获机；轴流式；捡拾装置；摘果装置中图分类号:S225.7
文献标识码:A
文章编号:1000⁃1298(2021)01⁃0109⁃10
OSID
:
收稿日期:20200804 修回日期:202010
01
基金项目：中央级公益性科研院所基本科研业务费专项(S2*******)㊁国家重点研发计划项目(2016YFD0702102)和国家现代农业花生
产业技术体系项目(CARS 13)
作者简介：王伯凯(1987 )，男，助理研究员，主要从事农业机械化及其自动化研究,E⁃mail:wangbokai219@163
通信作者：胡志超(1963 )，男，研究员，博士生导师，主要从事农作物收获及产后加工技术装备研究,E⁃mail:zchu369@163
Design and Test of Axial⁃flow Peanut Picking and Harvesting Machine
WANG Bokai 1,2 HU Zhichao 1,2 CAO Mingzhu 1,2 ZHANG Peng 1,2 YU Zhaoyang 1,2 ZHANG Chong 1,2
(1.Nanjing Institute of Agricultural Mechanization ,Ministry of Agriculture and Rural Affairs ,Nanjing 210014,China 2.Key Laboratory of Modern Agricultural Equipment ,Ministry of Agriculture and Rural Affairs ,Nanjing 210014,China )
Abstract :Aiming at the problems of low picking⁃up rate,high pods loss rate and low productivity in the process of picking and harvesting peanuts with full feeding,an axial⁃flow peanut picking⁃up combine harvester was designed.The whole machine was driven by self⁃propelled chassis with supporting power of 120kW.The picking speed,conveying speed,pods picking speed,cleaning frequency,cleaning fan speed and bucket lifting speed were controlled by chain and belt combined transmission.The machine was mainly composed of picking device,conveying device,pods picking device,cleaning device,chassis system,pods collecting device,etc.It could complete the tests of picking,conveying,pods vine separation,pods impurity cleaning,and pods collection in one time,which can reduce labor and cost.On the basis of analyzing the working principle of the whole machine,the structural design and parameter determination of the key parts were carried out.The collision energy model of separation process and the mechanical model of pod⁃handle separation were established by the principle of energy conservation.Based on this equation,quantitative analysis was carried out,and the main influencing factors were the elastic teeth speed,machine forward speed;and picked
speed.The results showed that the significant order of picking⁃up rate was elastic teeth speed,machine forward speed and picked speed;the significant order of pods loss rate was elastic teeth speed,picked speed and machine forward speed;the significant order of productivity influence was machine forward speed,elastic teeth speed and picked speed;the optimal combination was 68r /min for elastic teeth,447r /min for pods picking drum and 1.4m /s for machine forward speed.The corresponding picking⁃up rate was 98.62%,the pods loss rate was 2.11%and the productivity was 0.61hm 2/h.The picking⁃up rate and productivity were 2.1and 4.5percentage
points higher than that before,and the pods loss rate was0.9percentage poins lower than before. Comprehensive performance was obviously improved.It was worth noting that this test was based on the picking⁃up mechanism of axial peanut full feeding harvester,and the test object was only Kainong61”. It was suggested that the performance of different peanut varieties and harvesting equipment with different structures should be discussed in depth.
Key words:peanut harvester;axial⁃flow type;picking⁃up device;pickup device
0 引言
花生是我国重要的油料作物和经济作物㊂目
前，我国花生主产区收获仍以小型挖掘机为主，耗
时㊁耗力，效率低㊁成本高，严重制约了花生产业的
发展[1-6]㊂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㊂由于花生品种及晾晒
后秧蔓含水率不同，导致捡拾率低㊁荚果损失率高(包括捡拾荚果掉落和捡拾㊁摘果过程中的荚果破损)㊁生产率低下，这已经成为我国花生生产亟待解决的难题㊂
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㊂国外有KMC㊁AMADAS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㊁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]㊂陈中玉等[8]进行了弹齿式花生捡拾收获机关键结构研究，在花生捡拾㊁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
一次完成花生捡拾㊁输送㊁摘果㊁清选㊁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㊁低损摘果㊁清选等方面取得了突破㊂轴流式花生捡拾收获机能减轻整机重量㊁降低成本，但目前对其整机结构组配㊁参数优化和对收获质量的影响研究较少㊂
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㊁优化其结构参数及试验参数㊁提高综合
质量提供理论基础和数据支撑㊂
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㊂轴流式花生捡拾收获机主要参数如表1所示,
亲子沟通培训师
整机结构如图2所示，主要由捡拾装置㊁输送装置㊁魔音组合
摘果装置㊁清选装置㊁底盘系统㊁提升装置㊁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
图1 全喂入收获捡拾技术路线图
Fig.1 Road map of pickup operation of full feed
harvesting technology
输送㊁果蔓脱离㊁果杂清选㊁提升集果等工序㊂
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 参数数值
整机尺寸(长×宽×高)/(mm×mm×mm)4320×2100×3850配套动力/kW120
捡拾机构直径/mm900
捡拾机构长度/mm2500
摘果滚筒长度/mm1100
振动筛倾角/(°)30~45(可调)提升量/(kg㊃s-1)2.
5
图2 轴流式花生捡拾收获机轴测图
Fig.2 Axonometric drawings of axial⁃flow peanut
picking and harvesting machine
1.捡拾装置
2.螺旋输送器
3.链耙式输送器
4.驾驶室
5.驱动轮
6.清选装置
7.转向轮
8.提升装置
9.集秧箱 10.集果箱 11.摘果装置
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㊁除杂后的净荚果由提升装置导入果箱，碎秧㊁杂余由负压风机引入集秧箱㊂尾部碎秧㊁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㊂
011农 业 机 械 学 报 2021年
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㊁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,mm㊂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~
2.6mm，平均为2.1mm，单个荚果的质量在1.5~
3.4g，平均为2.5g，由于荚果在机械化捡拾过程中极易损伤㊁脱落，了解其力学特性可为捡拾机构的参数设计提供参考㊂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
4.0~7.2N，果壳临界破损力一般为24.2~40.6
N㊂
图3 花生挖掘后摊铺晾晒示意图
Fig.3 Schematic of spreading and drying peanuts after digged
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㊁落果及荚果损伤㊂捡拾质量也直接影响后续摘果㊁清选的质量㊂捡拾装置(图4)主要由左侧板㊁捡拾弹齿㊁弧形护罩㊁弹齿座㊁传动轴㊁压秧杆㊁支撑圆盘㊁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㊁弹齿直径及弧形护罩间距㊂捡拾装置作用是有序捡秧㊁平稳输秧及平顺送秧，需要解决的主要问题是荚果漏捡㊁落果及荚果损伤
㊂
图4 捡拾装置轴测图
Fig.4 Axonometric drawing of picking⁃up mechanism
1.左侧板
2.捡拾弹齿
3.弧形护罩
4.弹齿座
5.传动轴
6.压秧杆
7.支撑圆盘
8.右侧板
9.链轮
2.2.1 弹齿与秧蔓㊁荚果作用力学分析
弹齿与秧蔓㊁荚果的作用如图5所示㊂荚
柄脱
图5 捡拾装置原理图
Fig.5 Schematic of pickup mechanism
离㊁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㊁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㊁荚果与秧蔓的缠绕交织混合力，导致秧蔓㊁荚果被弹齿组件捡拾㊂此过程中部分荚果受弹齿挑拨冲击㊁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㊂
为探寻影响花生荚柄的脱离㊁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
图6 花生荚果受力简图
Fig.6 Mechanical diagram of peanut pods
1.荚果
2.捡拾弹齿
3.弹齿安装座
速度v m 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v j ，即在极短时间内，花生荚果的速度
由0迅速增大到v j ，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F j ，根据动量定理，符
合关系式[11-15]
m t v t =(k 1m 1+m t )v j
(1)
F j =m 1v j Δt
(2)其中
Δt =d
k
v
(3)
式中 m t 弹齿质量，取0.41kg
v t 撞击时弹齿线速度,m /s
1
11第1期 王伯凯等：轴流式花生捡拾收获机设计与试验
k 1 碰撞瞬间荚果个数，取5m 1 单个荚果平均质量,kg Δt 碰撞时间,s
v 弹齿撞击瞬间平均速度,m /s
d k 荚果果壳厚度，为0.81~2.78mm
当弹齿组转速为60r /min 时,v j 为2.86m/s，则由式(1)~(3)可得碰撞后瞬间共同速度为2.86m/s，由于2.86m /s <v <2.91m /s，则Δt 为0.00027~
0.00097s，单个荚果平均质量为0.0025kg，则由式(2)可得F j 为7.3~26.48N㊂
心中有支欢乐的歌捡拾碰撞瞬间，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]
μ1(F j -k 2m 2g sin δ)-F b -k 2m 2g cos δ≤0
(4)
式中 k 2 碰撞瞬间植株个数，取2
μ1 荚果与弹齿接触动摩擦因数，取0.5m 2 单株被撞击荚果的平均个数
F b 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 /s 2
由式(4)可得F j ≤14.18N 时，荚果落果率较低㊂
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60r /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50~90r /min㊂2.2.2 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㊁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㊂
花生荚果三轴尺寸如图8所示，其三轴尺寸定
义为：长度x j (x 方向)㊁厚度y j (y 方向，两子叶结合
面的垂直方向)㊁宽度z j (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
d <y j
d <z j 2k z +3d ≤ìîíïï
ï
S
(5)
图7 弧形护罩间隙对荚果影响示意图Fig.7 Influence diagram of arc shield gap on pods
图8 花生荚果三轴尺寸图Fig.8 Triaxial size diagram of peanut pods
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 k z 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25㊁12㊁13mm，而植株平均长度为400mm，因此，取d 为10mm，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k z 为150mm㊂
核酸分子杂交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㊁进秧口㊁钉齿摘果滚筒㊁导流板㊁凹板筛㊁排秧口㊁螺旋输送器㊁主带轮构成(图9)㊂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㊂
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㊁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㊁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㊂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 ㊁凹版筛间距L 1㊁摘果钉齿排数
211农 业 机 械 学 报 2021年
图9 摘果装置轴测图
Fig.9 Axonometric drawing of pods picked device
1.进秧口机架
2.进秧口
3.主带轮
4.底筛
5.传动轴
6.螺旋输送器传动轴
7.凹板筛
8.螺旋输送器
9.排秧口 10.排秧口机架 11.导流板 12.顶罩
图10 摘果装置工作原理图
Fig.10 Schematic of working principle of pods picked device
1.主带轮
2.进秧口
3.带果秧蔓
4.摘果钉齿
5.秧蔓轨迹
6.导流板
7.排秧口
8.去果残秧
9.荚果 10.碎叶 11.螺旋输送器 12.逐稿器 13.凹板筛
M 3㊁摘果滚筒转速n 等㊂
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
N 1cos θ-F l -f 1-k 3m 1g cos θ≥0
f 1=μ2N 1sin {
θ
(6)
式中 N 1 荚果受秧蔓合力,N
θ 导流板导流角,(°)F l 果柄㊁荚果分离力,N
f 1 导流板对荚果的摩擦力,N k 3 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24.2~40.6N，结合式(6),N 1应满足
F l +k 2m 1g cos θ
cos θ-μ2sin θ
≤N 1≤24.2N
(7)
由于m 1较小，可忽略不计，而果柄的临界脱落
力一般在0.8~7.2N,F l 取最大值7.2N，荚果与导流板的动摩擦因数μ2为0.5，代入式(7)得θ≤40°,
为加强摘果效率同时考虑摘果效果，本设计取35°
㊂图11 荚柄脱离时荚果受力简图
Fig.11 Schematic of pod forced by guide plate
1.左侧板
2.导流板
3.荚果
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㊂摘果时间越长，摘果率就越大㊂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]
L =(a
Z K
)
-1+2l 1
(8)山河之恋
式中 a 齿迹距,mm
Z 单排摘果钉齿个数K 螺线头数
l 1 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25~50mm，结合
滚筒空间布置，取l 1=25mm,a =40mm，则可得摘果滚筒长度为1210mm㊂
摘果滚筒直径为
D =
M 3S 3
π
+2h 2(9)
式中 h 2 摘果钉齿高度,mm
S 3 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400~600mm，结合田间试验取D 为500mm㊂
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F 0应满足F 0=d [
2
5
4
πE *4ρ(D πn )]
215
bd 0
angolaλ1F 2≤F 0≤λ2F {
3
(10)
3
11第1期 王伯凯等：轴流式花生捡拾收获机设计与试验
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