1K-50型果园开沟机开沟部件功耗影响因素分析与试验

刘大为，谢方平，叶 强，任述光，李 旭，刘敏章

1K-50型果园开沟机开沟部件功耗影响因素分析与试验

刘大为1,2，谢方平1,2，叶 强1，任述光1,2※，李 旭1,2，刘敏章1

（1. 湖南农业大学工学院，长沙 410128； 2.湖南省智能农机装备重点实验室，长沙 410128）

为探明1K-50型果园开沟机工作参数和双旋耕刀辊结构参数对作业功耗的影响规律，该文建立了分析开沟部件功耗的切土，运、抛土力学模型，得到了开沟部件功耗与整机工作参数、刀辊结构参数以及土壤力学性能之间的函数关系。搭建了基于土槽试验台的开沟部件功耗测试装置，模拟坚实度为950 kPa的葡萄园土壤环境，以刀辊转速、前进速度、开沟深度和刀辊型式为试验因素，进行单因素试验和多因素正交试验，测得旋耕刀辊在不同结构和工作参数下的功率消耗，得到影响开沟部件功率消耗的因素主次顺序为刀辊型式＞前进速度＞刀辊转速＞开沟深度，其功耗较优参数组合为采用3型刀辊，刀辊转速为150 r/min，前进速度为0.06 m/s，开沟深度为0.15 m，测得此时开沟部件平均功耗值约为1.22 kW。将装置正交试验表中各因素值代入功耗解析式，利用MATLAB软件进行数值计算与分析，得到影响功率消耗因素的主次顺序与台架试验结果相同，求得功耗理论值与试验值的相对误差百分比最大为12.86%，最小为2.00%，验证了功耗理论模型具有较高的准确性。该研究可为机具改进和小型林果园开沟机的设计提供参考。

农业机械；功耗；试验；果园开沟机；开沟部件

0 引 言

1K-50型果园开沟机是课题组设计的一种用于中国南方果园低矮狭小环境作业的小型开沟机具，该机设计最大可开沟深度为0.5 m，采用双旋耕轮逆旋方式作业，具有结构紧凑、操作转移方便等特点[1-2]。但在实际使用中发现，机器在土壤坚实度较小的果园作业时，能够满足最大开沟深度要求，而在坚实度较大的葡萄园土壤条件下，单次开沟深度仅为0.2 m左右，存在开沟深度不足，机器振动加剧的情况。相关研究表明：旋耕作业时功率消耗的70～80%与旋耕刀辊的切、抛土过程密切相关，而切、抛土过程的功耗与土壤坚实度、前进速度、刀辊转速、耕作深度、切土节距、刀轴直径等均存在相关性[3-17]。因此，在一定的土壤坚实度条件下，研究该开沟机开沟部件功率消耗的影响因素，有助于进一步优化机器刀辊结构，提高其工作效率。

目前，国内外学者对旋耕开沟基础理论及开沟部件进行了大量的理论分析和试验研究[5-19]。其中功率的计算主要通过理论计算、田间试验和数值分析等方法得出。康建明等[5-6]利用ANSYS软件对开沟刀辊土壤切削过程进行仿真分析，得出开沟刀辊在土壤切削过程中功率消耗的变化规律，结合正交试验明确了影响作业功耗的因素主次为：土壤坚实度＞开沟深度＞刀辊转速，且刀辊转速在200 r/min时，无论前进速度高低，圆盘式开沟机均具有最低的功耗；章慧全等[7]借助半经验公式对潜土逆旋的功率消耗进行分析，其认为在耕深、耕幅要求一定的条件下，旋耕机功率消耗主要由机组前进速度、旋耕刀转速、刀辊半径和旋耕切土比阻等决定；宋建农等[8]通过对刀片切土过程的力分析，建立了计算旋耕阻力的数学模型；彭强吉等[9]通过理论分析和试验，研究了开沟方式、作业参数与功率消耗之间的关系；刘永清等[10]对刀片进行受力分析，以耕作功耗为指标，建立了包含刀片侧切部和正切部在内的潜土逆转旋耕刀片功率消耗的数学模型；汲文峰等[11-13]在实验室土槽中对旋耕–碎茬通用刀片单刀扭矩进行了试验，确定了在旋耕和碎茬作业时，耕深、刀辊转速、机组作业速度对功率消耗的影响；陈翠英等[14-17]对逆转旋耕弯刀切削土壤过程进行分析，探讨了不同工作参数下负荷、能耗特性以及相互关系，获得了单刀理论负荷计算模型等等。但上述研究主要针对标准旋耕刀或单一刀辊结构，鲜有分析不同刀辊结构参数对功率消耗的影响。

基于1K-50型果园开沟机采用的双旋耕轮刀辊，为了得到整机工作参数和刀辊结构参数对开沟部件功率消耗的影响规律和各参数间的最优组合，有必要对刀辊和土壤的相互作用过程进行分析，探索其影响因素对作业功耗的动态变化关系。因此，本研究在综合分析国内外相关研究的基础上，通过对双旋耕刀辊作业过程进行动力学分析，利用动量矩定律建立运、抛土功耗模型，提出了计算该刀辊功率消耗的解析式。设计了一种基于室内土槽试验台的开沟部件功耗测试装置，并进行试验测定，借此研究影响开沟部件功率消耗的关键因素，验证分析模型的正确性，以期为机具改进和系列化小型林果园开沟机的设计提供参考。

1 结构与工作原理

1.1 整机及开沟部件结构

1.1.1 整机结构

1K-50果园开沟机主要由动力装置、行走装置（驱动轮可更换，行走时用橡胶轮，工作时用铁轮）、导向与限深装置、挡土导流装置、双旋耕轮、操纵控制机构以及传动装置等组成。整机结构如图1所示。

1.汽油机 2.操纵架 3.驱动轮变速箱 4.档位调节装置 5.旋耕轮变速箱 6.挡土导流板 7.限深轮 8.旋耕刀辊 9.清沟犁 10.驱动轮 11.机架

整机主要技术参数如表1所示。

表1 1K-50型果园开沟机主要技术参数

1.1.2 刀辊结构

由于本开沟机主要针对开深窄沟设计，为了让双旋耕刀轮开出一定宽度的沟，并改善刀辊逆旋深切时对土垡的运、抛土能力，延长刀片切削刃长度，旋耕刀布置时采用了自制弯刀和宽翼刀交错重叠布置方式[2]。预备性试验发现当刀片对土壤的撕裂线倾角（理论上的节距对应的夹角或两刀片切土刃相对旋转中心的夹角）为45°时，破土效果较好，因此，本开沟机刀辊设计刀片间夹角为45°，安装刀片数量为8片。

旋耕刀辊由左、右两个对称的旋耕轮组成，其中旋耕轮主要包含轮毂、辐条、刀座、自制弯刀、自制宽翼刀等部件。自制刀片型式和刀辊整体结构如图2所示。

注：为刀辊直径；0为刀辊宽度；为单侧切削幅宽；1为弯刀切削幅宽；2为宽翼刀切削幅宽；1为弯刀滑切角；2为宽翼刀滑切角；为刀辊半径；1为弯刀弯曲半径；2为宽翼刀弯曲半径；1为弯刀弯折角；2为宽翼刀弯折角

Note:is knife roller diameter;0is knife roller width;is unilateral cutting width;1is tulwar cutting width;2is wide-blade tulwar cutting width;1is tulwar slip cutting angle;2is wide-blade tulwar slip cutting angle;is knife roller radius;1is tulwar bending radius;2is wide-blade tulwar bending radius;1is tulwar bending angle;2is wide-blade tulwar bending angle

1.轮毂 2.幅条 3.刀座 4.变速箱 5.清沟犁 6.自制宽翼刀 7.自制弯刀

1.Wheel 2.Spokes 3.Knife holder 4.Speed changing box 5.Soil cleaning plough 6.Home-made wide-blade tulwar 7.Home-made tulwar

图2 刀辊结构示意图

Fig.2 Structure of knife roller

自制旋耕刀结构参数和刀辊技术参数如表2：

表2 旋耕刀辊技术参数

注：其中刀辊直径、刀辊宽度根据果园开沟的农艺要求确定，刀辊线速度根据机器的前进速度和生产率决定。

Note: Diameter and width of knife roller are determined according to the agricultural requirements of orchard ditching, and the linear speed of knife roller is determined according to the advance speed and productivity of the machine.

1.2 工作原理

如图1和图2所示，开沟机作业时，动力通过皮带轮经离合器分两路输出，一路通过旋耕轮变速箱带动旋耕刀辊逆旋开沟，另一路通过驱动轮减速装置使驱动轮带动机器前进。当开沟机按图1所示从右往左方向行驶时，刀辊顺时针旋转切土，土垡随刀片旋转抛出，与挡土板碰撞后撒向沟的两侧。操作者可以通过调节限深轮上的螺栓杆来控制开沟深度；调节挡土导流板的角度与开度以保证土块抛向沟的两侧，而不至于被带回沟内；转向时可通过离合器先将旋耕轮动力脱离，再下压操纵架，借助倒档带动驱动轮转向、调头；安装在旋耕轮变速箱下的小清沟犁，可以将沟中因变速箱遮挡造成的漏耕带犁碎，再由旋耕轮刀片抛出，从而减少沟中碎土残留；开沟机驱动轮更换成铁轮后，与旋耕轮等宽，能在所开沟中行走，并根据沟深不同要求，开沟机能够在沟中来回作业直至沟深满足需要。

2 开沟部件作业功耗分析

开沟机作业过程中，旋转的刀辊切削土壤的过程就是使土垡与基土分离、改变位置并获得一定速度的过程，当沟中土壤抛撒在沟的两旁时最终完成了能量的转换。在旋耕机的总功率消耗中，以切土和抛土功率消耗为主，占总功率消耗的70%～80%[3-4]。因此，可以通过分析切土功耗P，运、抛土功耗P，以二者之和乘以系数作为消耗的总功率。

2.1 力学模型的建立

2.1.1 切土功耗

切土过程中，旋耕刀一方面克服土壤的剪切强度并与接触面产生摩擦，这种沿接触面切线的力对刀辊转轴的力矩即为切土所要克服的阻力矩，克服阻力矩对土垡做功的过程需要消耗能量。另一方面，刀片正切面与土壤挤压，产生压土阻力，在忽略土壤变形的情况下，可以认为压土阻力不做功，不直接消耗功率，但压土阻力会影响到切土阻力与摩擦力的大小。宋建农等[8]的研究表明，切土过程中刀片所受的阻力由刃口的切土阻力、正切面挤压土壤产生的压土阻力和土壤与刀片的摩擦阻力组成，其中压土阻力F可用以下经验公式表示

式中K为压土阻力系数，由试验确定，其与土壤的力学特性、切土速度、垡片厚度和刀片正切面棱边的曲线长度有关；为刀片幅宽，m；为刀片滑切角，rad；0为刀片安装角，rad，刀片安装好后，在切土过程中0为恒定值；=/v为旋耕速比；为刀辊半径，m；为旋转角速度，rad/s；v为机器前进速度，m/s；=，即刀片回转半径与铅垂方向的夹角，rad。

垡片的厚度及刀辊转角大小都随刀片切土位置变换，因此，切土过程中压土阻力也随刀片切土位置变化。摩擦阻力F1与土壤特性和刀片接触面的正压力有关，可由式（2）给出

F1=CA+KF（2）

式中C为土壤黏着系数，kPa；为刀片正切面面积，m2；K为刀片和土壤的摩擦系数。

切土阻力F2作用于刃口，方向与切土速度相反，可用以下经验公式[17]近似表示

式中K为切土阻力系数，kPa，其与刀片形状、几何参数、切土速度和土壤力学特性有关，由试验确定；为切土节距；为刀辊上刀片数。

刀片切土过程中，一方面随机器前进，获得牵连速度v，即机器前进速度。另一方面绕刀轴旋转，相对随机器前进的平移坐标系作定轴转动，刀片端点的切土速度可表示为

因此，切土功率P为

由式（5）可知，影响切土功率的因素除土壤的力学性质外，切土速度是主要影响因素，旋耕速比、切土节距、切土深度等作业参数都会影响功耗，因为它们都会影响到垡片厚度和圧土阻力。另外，刀片的结构参数如：滑切角、侧切刃长度等也会影响切土功率消耗。

2.1.2 运土与抛土功耗

设被切下的土垡在抛出前为一个整体，其在纵剖面的外形为相距π/时间间隔内的两条余摆线的部分与长度为切土节距的一直线段围成。垡片在刀片作用下从静止开始运动，忽略土垡沿刀轴线方向的运动，则土垡作平面运动，运动过程中其质心速度及角速度增加，动能增加，这一过程中需要克服滑动摩擦力和重力对刀辊转轴的力矩做功，消耗功率。当土垡对刀片正切面的法向压力为零时，土垡离开刀片，其质心作斜抛运动。

为获得运土与抛土过程中垡片质心速度，将动参考系固定在刀辊上，轴为刀辊转轴，轴沿机器前进方向，轴沿铅锤方向，如图3所示。动系一方面以机器前进速度作平移，另一方面，绕刀辊轴线旋转，即牵连运动为平面运动，牵连速度为机器前进速度与土垡质心C处的圆周速度的矢量和。

为简化分析模型，设刀辊正切面近似为一平面，侧切刃棱边近似为一直线，由速度合成定理可知

式中v、v、v分别为质心的绝对速度、牵连速度与相对速度，m/s；、分别为坐标轴正向单位矢量；为土垡质心处的圆周半径，m，取土垡的厚度为节距的一半，则=−/2。

运土过程中，土垡对刀辊动轴的动量矩

式中J为土垡对其质心轴的转动惯量，kg∙m2/s。

注：为刀片滑切角，rad；为刀辊旋转角速度，rad/s；v为机器前进速度，m/s；=，即刀片回转半径与铅垂方向的夹角，rad；v为土垡质心的相对速度，m/s。

Note:is a slide-cutting angle for the cutter, rad;is the rotary angular velocity of knife roller;vis the forward speed of the machine, m/s;,=,is the included angle between the rotary radius of the blade and the vertical direction of the lead, rad;vis the relative velocity of centroid of furrow slice, m/s.

图3 土垡质心绝对速度分析

Fig.3 Absolute velocity analysis of furrow slicecenter

假设作用在质点系上的外力矩为M，其为土垡与旋耕刀片摩擦力矩及重力对刀辊转轴力矩之和。则对土粒质点系应用相对刀辊中心轴（动轴）的动量矩定理可得

带入式（7），得到

式（9）表明：运土与抛土消耗的功率取决于机器前进速度及土垡质心相对刀片的速度，相对速度的变化率及刀片转角。

此时，运、抛土功耗可表示为

由式（10）可知，运、抛土功耗主要取决于刀辊转动角速度、机器前进速度以及滑切角。此外，由于摩擦系数、刀辊半径等因素间接影响到了运土过程中土垡相对正切面的运动速度，也将影响运、抛土功耗大小。

2.1.3 开沟部件作业功耗

为计算式（10）中土垡质心的相对加速度，对土垡在刀片上的运动过程进行动力学分析。假定刀片的正切面为平面，则土垡质心的相对运动为铅垂面内沿正切面方向的直线运动，运土过程中土垡所受重力×，正切面法向约束力，与相对滑动方向相反的滑动摩擦力，沿圆周径向指向外的牵连法向惯性力，垂直于正切面的指向外的科氏惯性力，因土垡只在正切面上相对滑动，惯性力偶矩为0，如图4所示。

注：FN为刀片正切面所受的法向约束力，N；Fd为与土垡滑动方向相反的摩擦力，N；Fe为土垡所受的法向惯性力，N；Fk为土垡所受的科氏惯性力，N；mg为土垡所受的重力，N。

在动参考系中，列土垡质心相对运动微分方程：

式（11）为非线性微分方程，利用MATLAB编程求其数值解。因土垡在正切面上运动的时间极短，可以忽略运动过程中的变化，利用切断垡片瞬时，垡片整体绕轴转动可得到此问题的初始条件。理论上，当F=0时，土粒质点离开刀片正切面而实现抛土，但抛土时间的确定也需要求解一个非线性微分方程，为克服这一困难，可通过对抛土过程进行高速摄影，确定土垡被完整切下到被抛出的时间Δ，绘出这段时间内土垡质心相对刀片的速度。

1K-50果园开沟机的刀片后倾角（即滑切角）=30°，当取刀辊半径=0.3 m，切土深度=0.2 m，机器前进速度v=0.06 m/s时，利用MATLAB软件可以求得刀辊转速分别为=120、150、180 r/min时土垡质心的相对速度（v）随转角（相对于切土结束位置）变化的关系线图，如图5所示。

图5 运土时不同转速下质心相对速度

由图5可知，土垡在刀片上运动时，由刀尖向根部滑动的过程中，由于离心力及滑动摩擦力的作用，其相对刀片的速度逐渐减小，近似线性变化，说明在运土与抛土过程中，随着刀辊转角的变化，阻力矩在减小，单刀运土至抛土过程中功耗也在减小。同时，也表明运动过程中牵连惯性力起主导作用，刀辊转速越大相对速度斜率越大，表明其相对速度下降越快。

设开沟过程中，前一刀片开始运土，后一刀片刚好开始切土，则作业功耗为两者之和。综合式（5）、式（10），可求得作业功耗的计算式为

由（12）式可知，在土壤力学性能确定的情况下，影响旋耕切、抛土功耗的因素主要有旋耕刀辊的结构参数（如：滑切角、侧切刃长度，刀辊半径，刀片数目）以及机器的作业参数（如：旋耕速比=Rω/v，刀辊转速及机器前进速度v等）。

当旋耕刀的结构确定时，影响开沟功率消耗的因素主要为刀辊半径、刀片数量、机器的前进速度、刀辊转速和土垡质量。由于土垡质量≈宽，=[3,8]，可知当开沟宽度宽一定时，功率消耗主要与机器前进速度，刀辊半径、刀片数目、转速以及开沟深度有关，而刀辊直径和刀片数直接决定了刀辊的型式。因此，可以选取前进速度、刀辊转速、刀辊型式和开沟深度4个因素作为评价影响开沟部件功率消耗的指标因素。

3 台架试验与结果分析

3.1 试验台的搭建

利用湖南农业大学工学院农业机械装备研究室的土槽试验台搭建开沟部件功耗试验装置。功耗试验装置主要由试验台支撑小车、电磁电动机调速器、扭矩转速显示仪、扭矩传感器、传动链、中间传动轴、旋耕轮变速装置、挡土导流装置、反转双旋耕轮开沟部件、深度定位装置、电磁调速电机等组成，如图6所示。

1.试验台支撑小车 2.电磁电动机调速器 3.农机扭矩转速显示仪 4.扭矩转速传感器 5.链传动 6.中间传动轴 7.旋耕轮变速装置 8.挡土导流装置 9.反转双旋耕轮开沟部件 10.深度定位装置 11.电磁调速电机

土槽牵引车的前进速度及旋耕刀辊转速由无级电磁调速电机（11 kW）的调速器控制。电动机输出的动力经链传动传递给旋耕轮从而带动刀辊工作；设计的电机输出转速与刀辊转速之比为1.9；功耗试验台可在土槽牵引台车作用下沿导轨滚动；电动机输出的扭矩、转速等信号集中显示在农机扭矩转速显示仪上（扭矩传感器型号为CYB-80S，量程0～1 kN·m）；开沟深度由试验台上的深度定位板调节；旋耕刀辊通过插销固定在刀轴上，可装拆以安装不同型式的刀辊。

3.2 参数确定及测试原理

功耗试验原理流程图如图7所示[19-25]。

图7 功耗试验原理流程图

试验过程中，待机组稳定工作后，由扭矩转速传感器测得旋耕刀辊刀轴扭矩及转速，沿台车前进方向用数码相机同步录下显示仪的读数。

在开沟部件试验台的试验过程中，作业功耗可按公式（13）计算。

式中为试验过程中扭矩转速传感器测得的扭矩，N·m；为试验过程中旋耕刀辊的转速，r/min（由扭矩转速传感器测得的电动机转速除以传动比所得）；为双旋耕刀辊开沟功耗，kW；为传动效率，取0.9。

3.3 试验设计与结果分析

为了验证试验装置的设计及开沟部件作业功耗的理论分析结果，以作业功耗为试验指标，以刀辊转速、前进速度、开沟深度和刀辊型式为评价因素，模拟葡萄园土壤环境开沟（为重复试验，需事先用一定重量的压力板对已耕作的土壤进行压实，再结合土壤坚实度测试仪持续测定，保证每次试验的土壤坚实度为950 kPa左右，测得试验土壤的含水率为21.7%，与葡萄园土壤环境基本相符），进行单因素试验和4因素3水平正交试验[26-28]。

相关试验研究表明，在其他条件一定的情况下，适当增大切土节距可以使得功耗降低[3]。由于=/，因此，当、一定时，减小可以使得增大，或、一定时，增大亦可增大。由此可见，同一直径、不同刀片数或不同直径、同一刀片数的刀辊型式对功耗的影响不同。考虑到1K-50开沟机设计可开沟深度为0.5 m，实际开沟深度约为0.1～0.3 m，按照经验公式=（1.2～1.4）估算[2]，试验过程中选用刀辊直径为0.42和0.6 m，刀片数分别为4和8片作为刀辊型式的指标参数，具体布置如表3所示。

表3 刀辊型式说明

试验现场如图8所示。

图8 功耗试验现场图

3.3.1 单因素试验设计与结果分析

结合前述1K-50型果园开沟机的旋耕刀辊结构及参考文献描述[18]，对于轻型和中型林果园土壤，开沟机刀辊线速度建议值为4～6 m/s，考虑到不同的刀辊直径，试验选取刀辊转速范围为90～210 r/min；通过对葡萄园农户的调研及果园开沟机市场的研究分析，开沟机设计的前进速度为0.06～0.08 m/s，试验选取前进速度范围为0.05～0.08 m/s；由于开沟机在葡萄园的实际开沟深度约为0.1～0.3 m，考虑到刀辊转速和前进速度的取值范围，为确保完成既定开沟深度，应适当缩小取值范围，试验选取开沟深度范围为0.1～0.2 m；同一刀辊的单因素试验均选用1型刀辊。

以功耗为试验因素，选取刀辊转速=180 r/min、前进速度v=0.06 m/s、开沟深度=0.1 m、1型刀辊为4个水平值。即转速–功耗的单因素试验采用1型刀辊，在前进速度为0.06 m/s、开沟深度为0.1 m情况下进行；前进速度–功耗的单因素试验采用1型刀辊，在转速为180 r/min、开沟深度为0.1 m的情况下进行；开沟深度-功耗单因素试验采用1型刀辊，在转速为180 r/min、前进速度为0.08 m/s的情况下进行的；刀辊型式–功耗单因素试验是在前进速度为0.06 m/s、开沟深度为0.1 m，不同转速和刀辊型式情况下进行的。试验数据经Origin软件处理后得到以下图形，如图9所示。

图9 单因素试验影响关系图

从上述关系图中不难看出，在相关实验条件下，开沟部件的功率消耗随着各影响因素值的增大而增大。其中图9a可以看出，随着刀辊转速的增大，功耗随之增大，当刀辊转速为120～180 r/min时，功耗值近似线性变化；从图9b中可以看出，当前进速度为0.06～0.08 m/s时，功耗的变化最显著；从图9c可以看出，随着开沟深度增加（0.1～0.2 m），刀辊的功耗均也随之增大。图9d可以看出，在相同转速情况下，1型刀辊是3种类型刀辊中所需切土功耗最大的，2型次之，3型最小。

3.3.2 正交试验设计与结果分析

为了考察各因素对功耗的影响，减少不必要的试验次数，在单因素试验基础上，利用L9(34)正交表，作4因素3水平正交试验，正交试验因素水平布置如表4。

表4 正交试验因素和水平

每组试验测试2次，共完成18组试验，其试验结果如表5所示。

表5 正交试验结果

为分析各影响因素间的主次关系，对功耗结果取平均值后进行极差分析，如表6。

表6 正交试验极差分析

分析表5的功耗值和表6中值可知，影响开沟部件功率消耗的因素主次顺序为刀辊型式＞前进速度＞刀辊转速＞开沟深度，其中刀辊型式是影响开沟功耗的主要因素，其次是刀辊转速和前进速度，而开沟深度的大小相对前三者影响相对较小。考虑到功耗越小越好，试验求得各因素对试验指标影响的最优方案为3111，即采用3型刀辊，以120 r/min旋转，前进速度为0.06 m/s，开沟深度为0.1 m时，功耗最低。

3.3.3 正交试验方差分析

由于极差分析不能体现室内土槽试验过程及试验结果测量中必然存在的误差大小，因此，利用SPSS软件对正交试验结果进行方差分析，如表7所示。

表7 正交试验方差分析

注：“*”显著；“**”极显著。

Note: “*”shows significant; “**”shows extremely significant.

由表7可见，刀辊型式、前进速度和刀辊转速因子水平的改变对功耗的影响为极显著。试验结果的方差分析所得因素主次关系与上述极差分析所得结论相同，说明极差分析的结果准确，误差影响不大。

由于分析出来的最优方案未在正交试验已经做过的9组试验中出现，与它较接近的是第4组试验（3122），虽然和不是处于最好的水平，但和对功耗的影响在4个因素中是最小的，从实际结果来看，第4组试验结果的功耗最小，说明选择该方案作为较优方案符合实际，再考虑到功耗的影响因素较多以及田间试验的复杂性，取第4组试验参数为最优方案[29-30]。

3.4 数值计算结果与分析

已知机器开沟宽度为0.25 m，刀片滑切角均为30°，测得刀片单侧切削幅宽≈0.1 m，试验土壤密度≈1 800 kg/m3，土壤粘着系数C≈8.0 kPa，刀片和土壤的摩擦系数K≈0.32，切土阻力系数K≈1.85 kPa。利用L9(34)正交表，将上述台架试验的试验因素水平值分别代入到公式（12），利用MATLAB软件对解析式进行数值计算，并对结果进行极差分析，如表8所示。

表8 数值计算结果与极差分析

由表8的数值计算结果与分析可知：对开沟部件功耗的影响因素中，刀辊型式＞前进速度＞刀辊转速＞开沟深度，与台架试验结果相同。

对比相同因素值下表5和表9中的功耗数据，求得开沟部件在相同作业条件下，功耗数值计算的理论值与台架试验实测值之间相对误差分别为9.23%、4.64%、5.97%、2.00%、12.86%、1.84%、7.60%、7.38%、12.77%，验证了该功耗分析模型具有较高的准确性。

4 结论与讨论

本文针对1K-50型果园开沟机开沟部件进行功耗的理论分析与试验研究，得到的结论如下：

1）建立了分析双旋耕刀辊开沟部件功耗的切土，运、抛土力学模型，得到了开沟部件功耗与整机工作参数、刀辊结构参数以及土壤力学性能之间的函数关系。

2）搭建了基于土槽试验台的开沟部件功耗测试装置，模拟土壤坚实度为950 kPa的土壤环境，进行单因素试验和多因素正交试验。测得旋耕刀辊在不同结构和工作参数下的功率消耗，得到影响开沟部件功率消耗的因素主次顺序为刀辊型式＞前进速度＞刀辊转速＞开沟深度，其功耗较优参数组合可选取3122方案，即采用3型刀辊，刀辊转速为150 r/min，前进速度为0.06 m/s，开沟深度为0.15 m，测得此时开沟部件的平均功率消耗约为1.22 kW。

3）将试验台正交试验方案各参数水平值代入功耗解析式，利用MATLAB软件进行数值计算与分析，得到影响功率消耗因素的主次关系与台架试验结果相同，求得功耗理论值与试验值的相对误差最大为12.86%，最小为2.00%，验证了功耗理论模型具有较高的准确性。

考虑到功耗的影响因素较多以及预制土壤进行台架试验的复杂性，文中未对正交试验结果的最优方案进行试验验证，还存在不完善之处，有待下一步的测定与分析。

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Analysis and experiment on influencing factors on power of ditching parts for 1K-50 orchard ditching

Liu Dawei1,2, Xie Fangping1,2, Ye Qiang1, Ren Shuguang1,2※, Li Xu1,2, Liu Minzhang1

(1410128;2410128)

1K-50 orchard ditching machine with the characteristics of compact structure and convenient operation and transfer has been developed to use in the low and narrow environment of orchards in southern China, which operated in the way of double rotary tillage wheel structure and reverse rotary cutting of soil. In the application process of 1K-50 orchard ditching machine, it was found that the machine could meet the requirement of maximum ditching depth 0.5 m in orchards with small soil solidity, while in vineyards with large soil solidity, the maximum ditching depth was about 0.2 m, and there was aggravated machine vibration. It is necessary to explore the factors which have an effect on the process of cutting and throwing soil, and then optimize the working parameters and structural parameters of the knife roller. In this paper, a mechanical model of cutting, transporting and throwing soil was established to analyze the power consumption of the ditching parts, and obtain the functional relationship between the power consumption of the ditching parts and the working parameters of the whole machine, the structural parameters of the knife roller and the mechanical properties of the soil. A testing device for power consumption of trenching components based on soil tank test bench was built to simulate the soil environment of vineyard with the solidity of 950 kPa. Roller speed, forward speed, ditching depth and type of the knife roller as test factors were selected, and effects of the factors on power consumption were studied under different structural parameters and working conditions by the single factor test, and four-factor and three-level orthogonal experimental design. The factors affecting power consumption of ditching components in order were the type of knife rollers > forward speed > speed of knife rollers > depth of ditching. Through range analysis of data, the optimal combination of parameters for power consumption was obtained by the3type knife roller, the speed of the knife roller of 150 r/min, the forward speed of 0.06 m/s and the ditching depth of 0.15 m. Under the optimal combination parameters, the average power consumption of the ditching parts is about 1.22 kW. The horizontal values of each group of test factors in the orthogonal test table were substituted into the power consumption analytic formula. The power consumption values were calculated numerically by using the software of MATLAB, and the range analysis was carried out. The primary and secondary order of the factors affecting power consumption was the same as that of the bench test results. Under the same conditions, the power consumption between the numerical calculation values and the bench test values were obtained. The maximum and the minimum relative errors were 12.86% and 2.00% respectively. It verified that the theoretical model of power consumption had high accuracy. The research can provide the reference for improving the machine and designing the small-scale trencher in forest orchard.

agricultural machinery; power consumption; experiment; orchard ditching machine; ditching parts

刘大为，谢方平，叶 强，任述光，李 旭，刘敏章. 1K-50型果园开沟机开沟部件功耗影响因素分析与试验[J]. 农业工程学报，2019，35(18)：19－28.doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.18.003 http://www.tcsae.org

Liu Dawei, Xie Fangping, Ye Qiang, Ren Shuguang, Li Xu, Liu Minzhang. Analysis and experiment on influencing factors on power of ditching parts for 1K-50 orchard ditching[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2019, 35(18): 19－28. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2019.18.003 http://www.tcsae.org

2019-06-12

2019-08-24

湖南省教育厅科学研究项目（16B118）；湖南省科技计划项目（2016NK2120）

刘大为，副教授，主要从事农业机械创新设计与试验研究。Email：liudawei8361@163.com

任述光，副教授，博士，主要从事农业机械计算机辅助分析，Email：shgren2005@yahoo.com.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2019.18.003

S222.3

A

1002-6819(2019)-18-0019-10