爱华网一、动力机
动力机有汽油发动机和柴油发动机两种。日本生产的各种型式插秧机均采用汽油发动机，其优点为：重量轻(同样马力是柴油机重量的1／3)、启动方便。缺点是油料价格高
(相同功率消耗下)。插秧机所用的小马力汽油发动机，制造工艺要求较高，国内产品使用可靠性差(近几年通过引进技术生产的汽油发动机质量有大幅度提高)，国产2ZT系列插秧机当时采用了柴油发动机。
图6—5 2ZT一9356型水稻插秧机
1．压秧杆2．秧箱3．操向盘4．发动机‘5．行走传动箱6．水田轮7．挂链8．秧船
9．尾轮10．链箱n．栽植臂12．摇杆
注：传动箱在秧箱下面
二、传动系统
将发动机动力传递到各工作部件，主要有两个方向：传向驱动地轮和由万向节传送到传动箱。传动箱又将动力传递到送秧机构和分插机构。分插机构前级传动配有安全离合器，防止秧针取秧卡住时，损坏工作部件。传动箱是传动系统中间环节，又是送秧机构的主要工作部件。传动箱中主动轴上有螺旋线槽(凸轮滑道)，从动轴上固定着滑块，当主动轴转动时，滑块在螺旋线槽作用下横向送动，将主动轴的转动变成滑块和从动轴的移动，该轴的移动即是横向送秧的动力来源。
三、送秧机构
在每次分插机构取秧后，秧苗移动，秧块填补已取秧位置，为下一次取秧做准备。送秧分横向和纵向两种，每横向取完一排秧苗，纵向送秧一次，将秧苗推向下方，为取下一排秧做准备。横向送秧分为连续式和间歇式。间歇式是在每次横向送秧结束后取秧。此时，秧块处于静止位置。从理论上讲，切下秧块比较平整，但是随着单位时间插次提高，间歇式横向送秧振动太大，目前大多已被连续式送秧机构替代。送秧机构与分插机构同步联动，对于曲柄摇杆式分插机构是，曲柄旋转一周，移动一个取秧宽度距离；对于偏心齿轮行星系分插机构，则旋转一周，移动两个取秧宽度距离。
四、栽植机构
栽植机构(或称移栽机构)在插秧机上统称分插机构，是插秧机的主要工作部件之一。目前市场上最常见的分插机构是曲柄摇杆式分插机构和偏心齿轮行星系分插机构(配置高速插秧机上)，其栽植臂的结构、功能和原理大致相同。取秧前，凸轮的作用使推秧杆回收，秧针(秧爪)前部腾出2cm左右位置取秧，当秧针随同秧苗插入土壤中时，凸轮转到缺口处，拨叉在弹簧作用下，推动推秧杆将秧苗推离秧针，直立于土壤中。
五、行走装置
插秧机的行走装置由行走轮和船体两部分组成。常用的行走装置(除船体外)分为四轮、二轮和独轮三种，所用的行走轮都具备以下三个性质：
(1)泥水中有较好的驱动性，轮圈上附加加力板；
(2)轮圈和加力板不易挂泥；
(3)具有良好的转向性能。插秧机到地头要转向180。，因此要求有较好的转向功能。四轮行走装置的转向是由前轮引导的，二轮行走装置由每个轮子的离合制动作用来完成转向，国产2ZT系列插秧机(乘坐式)是依靠独轮转向来完成整机转向。而日本产独轮步行机，是依靠操作者提升浮子摆动扶手完成。
日本插秧机，无论是乘坐式还是步行式插秧机，其船体部分均为分体液力自动控制浮子式，其优点是承重能力强，防陷，消除水浪和防壅泥等性能均较船板式优越，但其液压件加工精度要求高，成本也较船板式高。国产插秧机配置的船板基本上仅适应东北三省水稻种植工作要求，但在泥脚较深和含沙量较少的土壤中，仍然会产生下陷、壅泥、壅水推倒已插秧苗的问题，特别是在南方双季稻地区，春季稻收获后，不可能在平整土地后有两、三天作为土壤沉淀的时间，船板式壅水壅泥的现象十分严重，也曾在结构上采取一些改进措施，但在部分地区仍然不能根本解决壅水壅泥带来的漂秧、埋秧等问题。
第四节分插机构
分插机构是水稻插秧机的主要工作部件，包括分插器和轨迹控制机构，在供秧机构(秧箱和送秧机构)的配合下，完成取秧、分秧和插秧的动作，其工作性能对插秧质量有十分重要的影响。
分插器又称秧针，是直接进行分秧和插秧的零件，有钢针式(分离针)和梳齿式两种。钢针式分插器上还带有推秧器，用于秧苗插入泥土后，把秧迅速送出分离针，使秧苗插牢。轨迹控制机构的作用是控制分秧器，使其按一定的轨迹运动，完成所要求的分、插秧工作，目前多用曲柄摇杆机构，此外还有偏心齿轮行星系机构。
一、曲柄摇杆式分插机构
1．结构曲柄摇杆机构主要由曲柄、摇杆和栽植臂组成(图6-6)，曲柄安装在与机架固定铰接的传动轴上，把传动轴的动力传给栽植臂。摇杆一端连接栽植臂，另一端固定在机架上。栽植臂是一连杆体零件，前端安装分离针。由于摇杆的控制作用，栽植臂把曲柄的圆周运动变为分插秧的特定的曲线运动，带动秧针完成分秧、运秧、插秧和回程等动作。曲柄摇杆式分插机构的工作过程由曲柄、栽植臂、摇杆和机架组成的四连杆机构控制。当曲柄随传动轴旋转时，栽植臂被驱使绕传动轴作偏心转动，但其后端又受摇杆的控制，从而使秧针形成特定的运动轨迹(图6-7)，保证秧针以适当的角度进入秧门分取秧苗，并近似于垂直方向把秧苗插入土中。秧苗入土后，栽植臂中的曲轮卸去对推秧弹簧的压力．于是弹簧推动拨叉使推秧器迅速推出分离针。
图6一6前插式曲柄摇杆分插机沟
l.摇杆2．推秧弹簧3．栽植臂盖4．拨叉5．分离针6．推秧器7．凸轮8．传动轴9．曲柄10．戡植臂
曲柄摇杆式分插机构根据配置方式的不同可分为前插式(又称卧式．图6一6)和后插式(又称立式，图6—8)两种。沿插秧机前进方向，前插式分插机构配置在秧箱的后方，其摇杆与机架铰接点位于曲柄传动轴的后上方，我国2ZT系列插秧机和日本产的乘坐式插秧机基本上采用前插式。后插式分插机构配置在秧箱的前方，其摇杆与机架铰接点位于曲柄传动轴的下方，日本产的一些步行式插秧机采用后插式。
前插式和后插式曲柄摇杆机构，其构造和工作原理基本相同，但秧针的运动轨迹有所不同。图6—7是这两种分插机构秧针运动轨迹示意图，实线部分是秧针相对于插秧机的运动轨迹(相当于插秧机不行驶时秧针的轨迹)，它是一条封闭的环线；虚线部分是秧针的绝对运动轨迹，即插秧机前进和秧针相对于插秧机运动的合成运动轨迹。对于大苗移栽，特别是双季稻的后季稻插秧，由于秧苗较长，前插式容易发生“连桥”现象，即把前面已插秧苗的秧尖，又插到下一株秧苗的根部(图6—7a)，后插式则可避免这种情况。
图6—7曲柄摇杆分插机构
(a)前插式(b)后插式
曲柄摇杆机构插秧频率一般为200～220r／min，加平衡块后，插秧频率可达250～270 r/min。这种分插机构运动平稳、结构简单、密封耐用。其各铰接点均为滚动轴承．以保证转动层灵活和运动轨迹准确。传动轴上安装有牙嵌式安全离合器，在分秧和插秧阻力过大时(如秧针碰到石块、树根等)，可以通过牙嵌斜面压缩弹簧自动切断动力，使栽植臂停止工作，起到保护分插机构的安全作用。
2．分插机构的运动分析两种形式分插机构所建立的运动学和动力学数学模型是相同的，下面以前插式分插机构为例进行分析．在动力学分析中，应注意：驱动力(平衡力)不是假设为力偶矩，而是以实际链条力来分析；铰链点摩擦矩由于凸轮(图6—9中A点)密封圈作用而较大，计入动力学方程；推秧装置在推秧和碰撞过程计入动力学方程，而不是简化为曲柄摇杆机构。
图6—8后插式曲柄摇杆分插机构
1．摇杆2．曲柄3．凸轮4．推秧弹簧5．栽植臂盖6．栽植臂7．拨叉8．分离针9．推秧器
矢量方程：
位移方程：
将两式联立，得到
(6—4)
其中，
可求
由于
所以由式6-4可求α3。
XB，YB，α2以及X2，Y2，X3，Y3，XD，YD可求。XD，YD方程为：
对式(6-2)、(6—3)求导后联立得到
对式(6—2)、(6—3)二次求导联立得到：
图6一9分插机构的运动分析
其中
由此X2，Y2，X3，Y3可求。
在对曲柄摇杆式分插机构作动力学分析时，应注意以下几点：
①曲柄摇杆式分插机构动力学分析较之一般曲柄摇杆机构更为复杂，它的栽植臂内含推秧装置，在推秧过程中其随栽植臂运动同时又相对栽植臂转动，在推秧结束时，碰撞缓冲垫。通过试验结果知道，碰撞瞬时，给栽植臂的作用力传递到曲柄转动中心和摇杆轴，使它们产生一个作用力峰值，是不可忽略的，因而不能作为一般的曲柄摇杆机构进行动力学分析。
②平衡力(驱动力)产生的力偶矩在一个周期内时而为正，时而为负，而平衡力是依据链条伸出的两个方向确定的，它没有正负之分。因而不能用矩阵方法求解动力学方程组。用矩阵求动力学方程，势必在平衡力矩为负时，求得链条力为负值，这与实际不符。
③由于其橡胶密封圈作用产生较大铰链点摩擦力矩，忽略它们产生误差，在方程中引入摩擦力矩，则使线性方程组转为非线性，再则有的摩擦力矩的方向在周期内发生变化，以上问题需在计算时作数学和程序编制方面的处理。
④计入以上因素，所建立的模型和计算结果才有可能与试验测定结果比较吻合。
二、偏心齿轮行星系分插机构
行星系齿轮机构对称设置作为插秧机分插机构，每旋转一周可以插秧二次，与曲柄摇杆式分插机构比较，振动小，在提高单位时间插次方面，具有较大潜力。该机构可以有三种齿轮传动形式供选择：圆齿轮传动、非圆(椭圆)齿轮传动和偏心齿轮传动。
圆齿轮传动的优点是加工工艺简单，但有以下缺点：
(1)相对运动工作轨迹为圆，只有在机速较高的情况下其工作轨迹(绝对运动轨迹)一余摆线的摆环，才能满足插秧要求，而栽植株距变大。
(2)其半径为中心齿轮(太阳轮)与第三齿轮中心距离。增加封闭环(在此是圆)高度，势必增大齿轮和机构尺寸。
(3)秧针不能同时满足取秧和插秧。
非圆齿轮行星系分插机构相对运动轨迹为腰果形，其工作轨迹(相对地面)符合插秧要求，秧针的取秧和插秧角度以及封闭环高度也较易满足设计要求，工作平稳，但加工工艺复杂。
偏心齿轮行星系分插机构与非圆齿轮行星系分插机构比较，具有相类似的相对运动轨迹和绝对运动轨迹，在偏心距较大情况下，工作过程齿隙变化大，引起振动，但加工工艺简单。
由于分插机构轴的转速较低(170～180转／分)，在偏心距较小的情况下，齿隙变化也较小。目前市场出售的日本高速插秧机采用了偏心齿轮行星系机构作为分插机构，在机构上附加了消除齿轮的防振装置。
1．结构与工作过程偏心齿轮行星系分插机构如图6—10所示，其栽植臂结构形式与曲柄摇杆式分插机构相近。栽植臂固定在末端齿轮。共5个齿轮，半径相同，齿轮I为太阳轮，固定不动，对称两边分置两对齿轮。靠近太阳轮的为齿轮Ⅱ，两端齿轮为齿轮Ⅲ，推秧凸轮固定在齿轮Ⅲ的轴上，行星系架在转动时，齿轮Ⅲ相对行星系架转动，由于栽植臂随齿轮Ⅲ相对凸轮的转动，带动推秧杆运动而压缩推秧弹簧。在凸轮缺口处，推秧弹簧释放能量，驱动推秧杆将秧苗从秧针上推入土中。由于机构旋转一周插秧两次，在中心轴转速降低(比较曲柄摇杆式)的情况下，单位时间插次反而多，而且取秧速度也有所降低，伤秧率随之减少。
2．偏心齿轮传动的性质
(1)偏心齿轮行星系机构在转动过程中。轴心距大于或等于(φ=O或φ=π时)两圆心距，这个性质对机构的设计是非常重要的。它决定了偏心齿轮两个节圆半径之和小于轴心距，否则在工作中会产生“顶死”现象，即两个齿轮啮合到一定位置，其节圆中心距离小于两节圆半径加齿顶间隙之和。
图6—11为图6—10中两偏心齿轮I和Ⅱ，0点和B点为齿轮轴心，O1和02分别为两偏心齿轮中心。当行星系架转过φ角后。其啮合齿数相等，则有
过B点作BB1和过O1点作01B1相交于B1点，使
因为
且
所以
故，
因此，无论行星系架转动到任何位置， 在直角三角形，
也就证明了
(2)对图6—11分析，可以得到齿轮中心距最大值和最小值。
当行星系架转角φ=0和φ=π时，且矢量O1O2和02B处于同方向，O2和B2点重合，三角形02BB1变成一条线段，此时0102=OB，齿轮中心距等于轴心距，处于最大值。
当行星系架转到
时。
010∥02B且矢量001和O2B处于反方向，三角形02BB1中∠02BB1=π(变成02BB1线段)，此时02B1处于最大值。在三角形0102B1中，01O2处于最小值。
图6一l0偏心齿轮行星系分插机构示意图
1．推秩凸轮2．推秧弹簧3．插秧拨杆4．栽植臂壳5．推秧杆6．秧针7、8、9．齿轮I、Ⅱ、Ⅲ10．行星系架
图6 -1l偏心齿轮传动示意图
设齿轮节圆半径为R，
εo为齿顶最小允许间隙，为加工方便，设ε为偏心率，
由性质1知，L>2R，则K＜εo。
(3)两啮合齿轮中心线等分两齿轮轴心连线。
证明这个性质为偏心齿轮行星系机构理论分析建立了基本依据，证明如下：
前面已推得θ1=θ4，可见OA=AB=L／2。
以上推论是对偏心齿轮行星系分插机构齿轮I和齿轮Ⅱ所作分析得到的，实际上如果让行星系架固定不动，齿轮I反向转动，可以得出同样的结论。因此以上三点也是偏心齿轮传动的性质。
3.参数关系通过建立模型，编程计算得到以下关系：
(1)随着行星系架转角φ改变，齿轮中心距与齿轮轴心距之差(K1和K2)的变化规律近似于下移的余弦曲线(图6—12)。K1为轮I(太阳轮)和轮Ⅱ的齿轮中心距与齿轮轴心距之差，K2为轮Ⅱ和轮Ⅲ的齿轮中心距与齿轮轴心距之差。
(2)图6-12表明最大齿轮中心距与轴心距相对偏差K1max与K的关系，以及轨迹封闭环高度H和两倍轴心距L的比值HL(HL—H／2L)与K值的关系。
随着K值增大，Klmax 增大加快，而HL增长变缓，建议取K＜0．14。
(3)通过图6-13，由K值确定最大齿轮间隙，最大齿隙即为轴心距L和齿轮中心距之最大差值K1max，再加上允许最小齿顶间隙。实际加工中，精度要求是一个范围，其基本原则是：在转动过程中，既不会由于轴心距太小而造成齿轮旋转过程中“顶死”，又不会因为轴心距太大，形成齿隙过大，而引起振动，建议在设计中满足以下公式：
式中εd——齿顶间隙最大值。这是一个比较小的范围，除了加工精度要求较高之外，在计算时，K值用e／L，而不用偏心率ε值e／R代替，以免造成误差。
(4)各参数变化与秧针相对运动轨迹的关系
改变ε、α0、φ0、S、R，秧针相对运动轨迹发生变化(图6—14)。
ε为偏心率，α0为秧针与齿轮Ⅲ轴心连线相对各轴心连成的角位移，仍为各轴心连线与x轴(水平线)的初始角位移。在此位置，各齿轮中心与各齿轮轴心连线重合。s为齿轮Ⅲ轴心到秧针尖距离，R为齿轮节圆半径。
各参数值的变化情况见表6—1。
图6-14秧针相对运动轨迹变化图
表6-1各参数的变化
图号
a
b
c
d
e
参数
I号轨迹
Ⅱ号轨迹
Ⅲ号轨迹
ε
O．05
O．15
O．25
α(°)
30
50
70
φ(°)
10
30
50
S(mm)
110
123
136
R(mm)
16
1 9
22
