棉稈收獲機定長切斷裝置的設(shè)計與仿真分析

趙鵬飛，王旭峰，邢劍飛，劉金秀，胡 燦，王 龍，賀小偉※

（1.塔里木大學(xué)機械電氣化工程學(xué)院，新疆 阿拉爾 843300；2.自治區(qū)教育廳普通高等學(xué)校現(xiàn)代農(nóng)業(yè)工程重點實驗室）

0 引言

棉花作為一種重要儲備物資，在新疆種植面積最大，據(jù)2019年的統(tǒng)計調(diào)查，新疆棉花種植面積達2540.5khm2，占我國棉花產(chǎn)量的76.08%[1]。棉花秸稈作為棉花生產(chǎn)種植的副產(chǎn)品產(chǎn)量巨大，是一種重要的可再生資源[2]。隨著國家對可再生資源提質(zhì)增效利用政策的發(fā)布，棉花秸稈資源得到越來越多的重視，市場上涌現(xiàn)出形式多樣的棉花秸稈收獲機械[3]。但現(xiàn)有棉花秸稈收獲機功能單一，無法滿足市場需求，例如：肥飼料廠需要切碎程度高的秸稈，而造紙行業(yè)則需求較為完整的秸稈[4]。為提高對棉稈的進一步利用，丁龍朋設(shè)計了鋸片式棉稈切割試驗臺并進行了試驗研究，得出切割轉(zhuǎn)速、輸送速度和切割器傾角對試驗指標切割功耗和割斷率的影響，設(shè)計出合適的棉稈切割臺[5]；宋占華等人結(jié)合棉稈切割試驗，對棉花秸稈往復(fù)式切割器動刀片進行了優(yōu)化設(shè)計，使切割效率更高[6]。

目前，隨著國家對環(huán)境保護的重視與倡導(dǎo)，秸稈焚燒現(xiàn)象已經(jīng)得到有效控制[7]，然而秸稈還田不適用于木質(zhì)化程度高的棉花秸稈，高木質(zhì)化使棉稈無法僅依靠冬休完成降解，不僅不能轉(zhuǎn)化為能被植物吸收的養(yǎng)分，反而會導(dǎo)致病菌滋生，影響植物正常生長；因此，對于棉花秸稈，機械回收才是最佳之選[8]。現(xiàn)有棉花秸稈收獲機功能相對單一，集不對行剪切、定長切斷和壓縮打捆收獲為一體的收獲機型很少[9-13]。針對上述問題，設(shè)計了一種棉花秸稈定長切斷收獲機，實現(xiàn)了棉稈的按需定長切斷收獲。

1 結(jié)構(gòu)組成與工作原理

1.1 結(jié)構(gòu)組成

棉花秸稈定長切斷收獲機如圖1，主要包括機架、導(dǎo)向器、剪切裝置、限深輪、牽引架、撿拾裝置、鏈傳動裝置、螺旋輥筒、切斷裝置、棉稈打捆裝置、液壓推桿裝置和相關(guān)傳感器等。

圖1 整機結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 工作原理

機具牽引架懸掛在輪式拖拉機的牽引機構(gòu)上，導(dǎo)向器、剪切裝置、撿拾裝置、鏈傳遞裝置、輸送裝置、定長切斷裝置和棉稈打捆裝置按特定作業(yè)順序依次安裝在機架上。

實際作業(yè)時，位于最前端的導(dǎo)向器及剪切裝置首先對棉稈進行位置引導(dǎo)和近地表稈部剪切，打頂后冠部蓬松的棉稈在機器前進過程中后仰進入撿拾區(qū)，由撿拾裝置撥稈齒挑起拋向切斷區(qū)域，位居撿拾裝置兩側(cè)后方的螺旋輥筒則在轉(zhuǎn)動過程中將兩側(cè)棉稈向中間傳遞，同時其螺旋轉(zhuǎn)動使打頂后冠重稈輕的棉稈傾斜轉(zhuǎn)動，秸稈自身的長度與硬度能夠保證在傾斜轉(zhuǎn)動時依舊有一定長度的秸稈懸空，這段懸空秸稈的轉(zhuǎn)動進一步將中間位置收獲的豎直秸稈斜置并壓縮整理，促使中間切斷區(qū)棉稈水平鋪放，之后棉稈順利進入切斷區(qū)，由間隙星刀與齒刀配合完成切斷，通過控制齒刀工作數(shù)量實現(xiàn)定長切斷，輸送帶將切斷后的棉稈送至打捆裝置后，棉稈首先堆積在打捆裝置的下部，隨著進入打捆裝置棉稈數(shù)量的增多，堆積在打捆裝置底部的棉稈在輥筒帶動下運動，舊棉稈受自身重力的影響覆壓進入的新棉稈，持續(xù)的打滾運動像滾雪球一樣將棉稈打捆。當(dāng)松散的棉稈充滿整個打捆裝置時，棉稈的持續(xù)輸入及輥筒的不斷轉(zhuǎn)動將松散的棉稈由外向內(nèi)壓實，形成棉稈捆，當(dāng)壓縮壓力達到輥筒上壓力傳感器預(yù)設(shè)上限值時，壓力報警器響起，駕駛員通過控制液壓操縱桿將打捆裝置后艙門支起，排出棉花秸稈捆，同時借用位移傳感器來判斷開合是否達到排出要求，并在開合滿足要求一定時間后關(guān)閉艙門，如此循環(huán)就可實現(xiàn)棉花秸稈的打捆收獲。

1.3 主要技術(shù)參數(shù)

移動式機組的理論生產(chǎn)率：

式中W—移動式機組的理論生產(chǎn)率（hm2/h）；B—機組的構(gòu)造幅寬（m）；v—機組的理論速度（km/h）。

該機具工作幅寬B=2.05 m，機組理論前進速度v為3~5km/h，根據(jù)式（1）計算理論生產(chǎn)率為0.6~1.0hm2/h。整機主要技術(shù)參數(shù)如下：

2 切斷裝置設(shè)計

2.1 切斷裝置總體結(jié)構(gòu)設(shè)計

如圖2，切斷裝置包括底板、彈簧、調(diào)節(jié)軸、齒刀、間隙星刀、齒輪、刀軸和固定座。刀軸與固定在調(diào)節(jié)軸上的彈簧實現(xiàn)對齒刀的固定，通過調(diào)整彈簧的安裝數(shù)量可以控制實際工作齒刀數(shù)，滿足多長度定長切斷要求。當(dāng)間隙星刀通過鏈傳動獲得動力后順時針旋轉(zhuǎn)，其刀具間隙與作業(yè)齒刀交錯可以完成棉稈的定長切斷。

圖2 切斷裝置軸側(cè)圖

2.2 間隙星刀

如圖3，間隙星刀由兩片形狀相同的5 mm厚四角星狀65Mn彈簧鋼刀組成，其中心到尖端距離R為175mm，兩片星刀中間間隙為5.2 mm，略寬于厚度5 mm的齒刀，以保證完美配合完成棉稈剪切。每兩片四角星刀組成一個間隙星刀，各間隙星刀間通過厚度為54 mm的壓環(huán)固定于動力軸承上，導(dǎo)程T為69 mm，為緩解棉稈切斷作業(yè)中產(chǎn)生的沖擊力和沖擊力矩、提高切斷效率，采用螺旋排列方式，將間隙星刀以螺旋角為86.4°分布，計算公式如公式（2）。

圖3 間隙星刀示意圖

式中β—螺旋角，°；R—間隙星刀半徑，mm；T—導(dǎo)程，mm。

2.3 齒刀

如圖4，齒刀厚5 mm，共有兩個安裝固定位，分別是刀軸固定位與彈簧固定槽，可通過控制齒刀的實際工作數(shù)量調(diào)整秸稈切斷長度以滿足不同的收獲要求。為防止棉稈切斷時出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，設(shè)計有9個呈圓周排列的咬合齒，根據(jù)前期對新疆阿克蘇地區(qū)棉稈直徑的測量統(tǒng)計結(jié)果得知，棉稈地表截面直徑范圍為6~20 mm，大部分為13mm左右，因此本設(shè)計中齒刀的咬合齒齒寬L=20mm，咬合齒過小不利于棉稈從刀齒中脫出，易造成回帶纏輥，過大則失去效果，棉稈段和鋼材間摩擦角a0=29.1°[15]，在本設(shè)計中咬合齒取20°，使棉稈在切斷作業(yè)時卡在咬合齒內(nèi)不打滑，切斷后又能很快從咬合齒脫離，有效提高切斷效率，前端的彈簧還能夠在齒刀承受沖擊力過大時起到緩解沖擊的作用，進一步提高刀具的使用壽命。

圖4 齒刀結(jié)構(gòu)示意圖

3 傳動系統(tǒng)設(shè)計

本機具結(jié)合實際工作情況及傳動系統(tǒng)的設(shè)計要求，剪切裝置、撿拾裝置、螺旋滾筒、切斷裝置、輸送裝置及打捆裝置均選用鏈傳動，鏈傳動系統(tǒng)在正常工作時不僅要保證機具能夠正常的傳動工作，還要保證機具傳動系統(tǒng)具備足夠的可靠性，因此，傳動鏈條、鏈輪均采用45鋼，并經(jīng)過熱處理使其滿足鏈傳動系統(tǒng)剛度要求[16]。傳動示意圖如圖5。

圖5 傳動示意圖

由圖5可知：變速箱與拖拉機后傳動軸連接，后輸出軸轉(zhuǎn)速為960 r/min，通過變速箱調(diào)速，其傳動比為i1=0.6，則變速箱傳動軸的轉(zhuǎn)速為576 r/min；變速箱傳動軸輸出動力后由小齒輪與小鏈輪傳向機構(gòu)前后兩部分，其中小鏈輪傳動比i2=0.84，小齒輪傳動比i3=1.74，小鏈輪經(jīng)鏈輪將動力傳遞到螺旋滾筒與撿拾裝置，傳動比為i4=1.1，所以螺旋滾筒與撿拾裝置的轉(zhuǎn)速為532 r/min；小齒輪將動力輸送給切割裝置、剪切裝置、輸送裝置和打捆裝置，切割裝置由大齒輪直接驅(qū)動，傳動比為i5=0.44，轉(zhuǎn)速約為441 r/min；剪切裝置同樣由大齒輪驅(qū)動，經(jīng)鏈傳動與偏心搖臂連桿將動力傳入，鏈傳動傳動比為i6=0.22，剪切裝置動力軸轉(zhuǎn)速為220 r/min；輸送裝置與打捆裝置均由與大齒輪同軸的小鏈輪帶動，傳動比為i7=0.23，輸送裝置、打捆裝置鏈輪與動力輸入小鏈輪型號相同，傳動比i8=1，故輸送裝置與打捆裝置的動力軸轉(zhuǎn)速均為582 r/min，最終轉(zhuǎn)速滿足實際需求。

4 切斷裝置的有限元分析

ANSYS有限元軟件是功能強大的計算機輔助工程軟件，可以求解多種力學(xué)相關(guān)問題[17]。Workbench是ANSYS公司提出的協(xié)同仿真環(huán)境，能對復(fù)雜機械系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)、結(jié)構(gòu)動力學(xué)、剛體動力學(xué)等進行分析模擬，為本設(shè)計棉花秸稈定長切割打捆收獲機的關(guān)鍵部件有限元分析提供良好平臺[18]。

本棉花秸稈定長切割打捆收獲機在引導(dǎo)裝置對棉稈引導(dǎo)后，由剪切裝置將棉稈剪斷，再經(jīng)撿拾裝置撿拾到切斷裝置按需切斷，最后由打捆裝置將棉稈打捆收獲，切斷裝置的性能對該棉稈收獲機能否正常運行至關(guān)重要，為此對切斷裝置進行有限元靜力學(xué)分析與壽命分析，以檢測其性能是否達標。

4.1 有限元靜力學(xué)分析

本文應(yīng)用ANSYS Workbench2020R2對切斷裝置進行有限元分析，利用Solid works軟件對整機三維建模后，將剪切裝置的另存為.x_t中性文件保存并導(dǎo)入Workbench軟件中。定義切斷裝置間隙星刀和齒刀的材料為65Mn彈簧鋼，密度為7 810 kg/m3，彈性模量為2.06×105 MPa，屈服強度為430 MPa，泊松比為0.3，以保證切斷裝置刀具的剛度與耐久度滿足作業(yè)需求。為提高對切斷裝置分析的準確性，將網(wǎng)格劃分為單元數(shù)8 925、節(jié)點數(shù)41 338的密集網(wǎng)格，并施加如圖6所示載荷和約束，最后使用Static Structural對切斷裝置兩刀具分別模擬分析，以顯示間隙星刀與齒刀在模擬外載荷作用下的等效應(yīng)力和總變形，如圖7、圖8、圖9和圖10。根據(jù)模型求解的結(jié)果檢驗關(guān)鍵零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與材料選用是否合理，為機具的進一步優(yōu)化提供理論參考。

圖6 鏟切刀受力方向圖

圖7、圖8分別為間隙星刀的等效應(yīng)力云圖與總變形云圖。由圖可知間隙星刀等效應(yīng)力出現(xiàn)在實際工作部分，與棉花秸稈切斷直接接觸區(qū)域承受等效應(yīng)力最大，為41.40 MPa，而其總變形則以星刀刀尖處最大，并向中心逐漸遞減，最大為0.029mm，間隙星刀承受的最大等效應(yīng)力與總變形均小于所選材料65Mn彈簧鋼的承受極限。

圖7 間隙星刀等效應(yīng)力云圖

圖8 間隙星刀總變形云圖

圖9、10分別為齒刀的等效應(yīng)力分析云圖與總變形云圖，由圖可知齒刀等效應(yīng)力與間隙星刀相同，均出現(xiàn)在實際工作部分，與棉花秸稈切斷直接接觸區(qū)域承受等效應(yīng)力最大，為88.72 MPa，而其總變形以齒刀頂端最大，為0.047 mm，齒刀承受的最大等效應(yīng)力與總變形也小于所選材料65Mn彈簧鋼的承受極限。

圖9 齒刀等效應(yīng)力云圖

圖10 齒刀總變形云圖

4.2 有限元疲勞壽命分析

疲勞失效是一種常見失效，指材料、零件在重復(fù)加載下，在某些點產(chǎn)生局部的永久性損傷，并在一定循環(huán)次數(shù)后形成裂紋、或使裂紋進一步擴展直到完全斷裂的現(xiàn)象[19]。在載荷作用下構(gòu)件產(chǎn)生疲勞破壞所需的應(yīng)力或應(yīng)變的循環(huán)次數(shù)即為疲勞壽命[20]。

本文利用Workbench中的疲勞工具“Fatigue tool”對切斷裝置模型進行疲勞壽命分析[21]。在“Solution”中插入“Fatigue Tool-Life”并定義“Mean Stress Curves”理論作為子模型的疲勞壽命分析的方法，分析結(jié)果如圖11、圖12。

圖11 間隙星刀疲勞壽命云圖

圖12 間隙星刀疲勞壽命云圖

對于切斷裝置而言，疲勞壽命以最小壽命為關(guān)注點，從圖11可知，間隙星刀的最小及最大循環(huán)次數(shù)均在10萬次以上，即需要循環(huán)10萬次以上才可能使其發(fā)生疲勞破壞，而在實際作業(yè)中，間隙星刀加載受力一次相當(dāng)于齒刀加載受力四次，所以齒刀的壽命更加關(guān)鍵；由12可知，齒刀在循環(huán)847140次時會出現(xiàn)疲勞損傷點，而其余部分壽命均超過10萬次以上，滿足實際使用要求。

5 結(jié)論

（1）該機在棉稈不對行引導(dǎo)、近地表剪切、撿拾移位、壓縮打捆的基礎(chǔ)上集定長切斷于一體，實現(xiàn)棉稈按需定長切斷作業(yè)，達到按照企業(yè)需求長度復(fù)合要求的棉花秸稈。

（2）該機前進速度為3~5 km/h，經(jīng)計算得理論生產(chǎn)率為0.6~1 hm2/h，并對整機鏈傳動轉(zhuǎn)速進行計算，得出各主要部件的轉(zhuǎn)速，其中剪切動力軸轉(zhuǎn)速220 r/min、撿拾裝置轉(zhuǎn)速532 r/min、切斷裝置的轉(zhuǎn)速為441 r/min、輸送裝置與打捆轉(zhuǎn)速均為582 r/min，整機轉(zhuǎn)速滿足作業(yè)需求。

（3）對該棉稈收獲機的核心工作部件切斷裝置進行了有限元靜力學(xué)分析與壽命分析，得出間隙星刀與齒刀在模擬工作條件下最大等效應(yīng)力分別為41.40 MPa和88.72MPa，而最大總變形分別為0.029mm和0.046mm，二者所承受最大等效應(yīng)力與總變形均低于所選材料的承受極限，疲勞壽命分析則表明間隙星刀在循環(huán)加載受力100 000次以上可能出現(xiàn)疲勞損傷，齒刀則在循環(huán)加載847 140次時出現(xiàn)單個疲勞損傷點。綜合靜力學(xué)與疲勞壽命分析結(jié)果可知，該機切斷裝置設(shè)計符合要求。