弧線往復式挑膜滾筒凸輪潤滑機構設計與試驗*

劉旋峰，周欣，劉杰，張麗，張海春，蔣永新

(1.新疆農業(yè)大學機電工程學院,烏魯木齊市,830052;2.新疆農業(yè)科學院農業(yè)機械化研究所,烏魯木齊市,830091)

0 引言

自地膜覆蓋技術引入中國以來,該技術以優(yōu)良的增溫保墑效果成為農作物增產的重要保障。然而在帶來農作物種植顯著經(jīng)濟效益增長的同時,由于服役期結束后地膜回收不充分,廢舊地膜在土壤中的殘留量逐年增多,導致土壤板結、水肥輸送能力下降、影響作物根系的發(fā)育和均勻分布,使作物出苗率低甚至不出苗,從而造成農作物大量減產[1-5],給農業(yè)生產和自然環(huán)境帶來嚴重威脅。據(jù)統(tǒng)計,當土壤中地膜殘留達到60 kg/hm2時就會造成農作物減產,針對土壤含殘膜量超過60 kg/hm2時部分種類的農作物減產幅度進行調研,發(fā)現(xiàn)棉花的減產幅度為10%～22%,玉米的減產幅度為11%～23%,瓜蔬類作物減產幅度為15%～59%[6-9]。地膜殘留問題嚴重影響了農業(yè)的提質增效。目前對農用地膜的機械化回收成為治理棉田“白色污染”問題的當務之急,農田殘膜回收設備成為幫助棉花種植可持續(xù)發(fā)展的關鍵設備[10-13]。

為解決農用地膜回收問題,市場上出現(xiàn)了多種不同結構的殘膜回收設備。梁剛等[14]設計了1CMJF-110型殘膜殘茬分離回收機,通過摟膜耙和滾筒拾膜器對殘膜進行收集;趙巖等[15]設計了CMJY-1500型農田殘膜撿拾打包聯(lián)合作業(yè)機,利用撿拾機構中安裝的彈齒進行殘膜收集作業(yè);謝建華等[16]設計了一種導向鏈耙式地表殘膜回收機,利用導向鏈耙式拾膜機構對地表殘膜進行收集。由新疆農業(yè)科學院農業(yè)機械化研究所研制的棉秸稈還田及殘膜回收聯(lián)合作業(yè)機,采用弧線往復式挑膜滾筒對農用地膜進行回收,其機械結構可靠,表層殘膜拾凈率達到86%以上,是“耕前殘膜回收”中的典型機型[17]。殘膜回收作業(yè)的工況復雜、作業(yè)環(huán)境惡劣,在機具作業(yè)時主要工作部件的運動形式為在土壤中進行“攪動”,其凸輪機構是弧線往復式挑膜滾筒完成收膜動作和脫模動作的重要機構,也是磨損較大、故障率較高的部件。凸輪機構出現(xiàn)故障,會導致整個弧線往復式挑膜滾筒內部挑膜齒桿組變形,整個部件嚴重損壞,因此棉秸稈還田及殘膜回收聯(lián)合作業(yè)機的核心部件弧線往復式挑膜滾筒的可靠性還有待進一步提高。

凸輪機構損壞的主要原因是由于滾環(huán)、滾環(huán)軸以及凸輪盤之間沒有得到及時有效的潤滑,長期處于“干摩擦”狀態(tài),機具工作時滾筒內部存有大量沙土、秸稈等雜質,造成滾環(huán)嚴重磨損,滾環(huán)軸與凸輪盤側壁之間由于滾環(huán)無法正常轉動,造成間隙,影響整個部件的正常運轉,整個弧線往復式機構不能順利旋轉而導致部件損壞。由于凸輪機構潤滑困難,使用該機具的農戶采用在使用中定期更換滾環(huán)的方式達到防止?jié)L筒的損壞的目的,不僅增加機具使用成本,而且影響機具作業(yè)效率。因此解決凸輪機構的潤滑問題成為弧線往復式殘膜回收機優(yōu)化改進的重要方面。

本文基于弧線往復式挑膜滾筒的工作原理,設計一種滾環(huán)潤滑機構,實現(xiàn)滾筒內部凸輪盤和滾環(huán)潤滑。并且通過有限元對滾環(huán)潤滑機構進行靜力學分析,同時研究不同工作時長下,對裝配滾環(huán)潤滑機構和未裝配滾環(huán)潤滑機構進行田間對比試驗。

1 弧線往復式挑膜滾筒結構與工作原理

弧線往復式挑膜滾筒結構示意圖如圖1所示,滾筒中挑膜齒組(包括9齒桿組和10齒桿組)、凸輪盤、滾環(huán)滾動機構是完成撿拾動作的主要部件,機具運轉時,動力傳輸?shù)綕L筒骨架后,滾筒骨架繞其中心線轉動,凸輪中軸兩端固定,挑膜齒組經(jīng)由滾筒骨架帶動,滾環(huán)滾動機構嵌入凸輪滑道中滾動,帶動挑膜齒組的伸縮,從而實現(xiàn)挑膜齒的往復式旋轉運動。挑膜齒在伸出的過程中挑起地表殘膜,在縮回的過程中將地表殘膜送至脫卸膜裝置。

圖1 弧線往復式挑膜滾筒結構示意圖

2 弧形挑膜滾筒凸輪潤滑機構的設計

2.1 弧形挑膜滾筒參數(shù)選擇和結構設計

2.1.1 滾筒的直徑和轉速

作業(yè)時,整機行進的距離即回收殘膜的長度、滾筒的外徑、滾筒轉速與整機行進速度是關鍵的設計參數(shù)。前期試驗證明,如果滾筒外徑D偏小則滾筒轉速n1偏高以滿足與機組的工作速度的匹配關系,過高的滾筒轉速容易使大量土壤和雜質被收起,造成回收殘膜含雜量大。當滾筒的線速度V1和整機行進速度V2之比λ取值范圍在1.1～1.2之間時,滾筒的拾凈率最高,即挑膜滾筒的線速度略大于整機行進速度,計算方式如式(1)、式(2)所示。

λ=V1/V2

(1)

n1=λ·V2/π·D

(2)

根據(jù)式(1)、式(2),機具行進速度取配套動力的中速3檔計算,工作速度約8 km/h,拖拉機動力輸出(PTO)720 r/min,計算得出滾筒轉速取值68～75 r/min,滾筒外徑D取值為680～745 mm。實際作業(yè)時,可以根據(jù)作物種植模式和地塊作業(yè)條件選擇工作速度及滾筒轉速,根據(jù)多次試驗的結果以及內部機構布置要求,確定滾筒外徑D為700 mm。

2.1.2 滾筒內部結構設計

滾筒的運動軌跡區(qū)域示意圖如圖2所示,根據(jù)圖2滾筒的運動軌跡,外徑700 mm時,根據(jù)挑膜齒在θ1～θ4四個角度的齒尖軌跡,完成內部凸輪機構的結構設計,其裝配位置關系示意圖如圖3所示。

圖2 滾筒的運動軌跡區(qū)域示意圖

圖3 滾環(huán)與凸輪盤裝配位置關系示意圖

2.2 潤滑機構設計

基于弧線往復式挑膜滾筒的工作原理分析,不但要對固定的凸輪盤內壁進行潤滑,而且完成對滾環(huán)內部的潤滑,因此需要優(yōu)化滾環(huán)滾動機構結構,潤滑機構要實現(xiàn)滾環(huán)軸與滾環(huán)間的潤滑,以及滾環(huán)與凸輪盤內壁間的潤滑。

2.2.1 滾環(huán)滾動機構總成

滾環(huán)滾動機構結構示意圖如圖4所示,該結構由擺臂、滾環(huán)軸、油嘴和滾環(huán)四個部件構成,根據(jù)這四個部件的相對位置與運動關系,分別對其進行結構優(yōu)化設計。

圖4 滾環(huán)滾動機構結構示意圖

2.2.2 擺臂

擺臂增加油孔和環(huán)形加油槽,如圖5所示,潤滑脂通過油嘴從擺臂進油口再進入環(huán)形加油槽,潤滑脂通過環(huán)形加油槽的導動作用,壓入滾環(huán)軸進油孔。

圖5 擺臂潤滑脂油道結構示意圖

2.2.3 滾環(huán)軸

如圖6所示,A口與擺臂環(huán)形加油槽配合,潤滑脂按照箭頭方向從B口溢出,流向滾環(huán)。對C口處加工油道所形成的輔助孔進行封口處理,以防止?jié)櫥瑥腃口溢出。

圖6 滾環(huán)軸潤滑脂油道結構示意圖

機具作業(yè)時,滾環(huán)軸受到扭矩作用,故按照扭矩強度條件計算滾環(huán)軸直徑[18],計算方式如式(3)所示。

(3)

式中:d——軸的直徑,mm;

τT——扭轉切應力,MPa;

P——傳遞的功率,kW;

n——軸的轉速,r/min;

β——空心軸內徑與外徑之比。

滾環(huán)軸材質選擇45鋼,由于該零件在工作中只受扭矩作用且在和平穩(wěn)無軸向載荷,故選取零件的許用扭轉切應力[τT]為25 MPa,由該零件的設計尺寸得到其β為0.3,軸的轉速n取滾環(huán)與滾環(huán)軸的相對轉速45 r/min[19],拖拉機輸出功率為30.9 kW,根據(jù)機具的傳動效率計算得到每根滾環(huán)軸傳遞的功率P為1.28 kW,將上述數(shù)值代入式(1)得到軸的直徑d≥37.98 mm。

2.2.4 滾環(huán)

如圖7所示,滾環(huán)內壁設計有兩種油槽,一種是環(huán)形油槽,與滾環(huán)軸油道B口相連,另外一種是螺旋油槽,主要起到潤滑脂的流動和儲存作用。潤滑脂儲滿中間環(huán)形油槽后,可沿螺旋油槽流動至滾環(huán)兩端環(huán)形油槽。油槽的儲油功能延長了潤滑脂的作用時間,同時溢出的油脂通過滾環(huán)的旋轉可到達滾環(huán)外側,從而潤滑滾環(huán)外壁和凸輪盤內壁。

圖7 滾環(huán)潤滑脂油道結構示意圖

2.3 滾環(huán)潤滑機構靜力學分析

在ANSYS Workbench中對滾環(huán)滾動機構中各零件添加材料屬性,從Engineering Data Source材料庫中選擇結構鋼材料作為本次分析零件的材料,材料密度為7 850 kg/m3,彈性模量為2.09×105MPa,泊松比為0.3。在Connections中設置滾環(huán)滾動機構中各零件的接觸類型,滾環(huán)和滾環(huán)軸接觸類型為無摩擦接觸,其余零件為綁定約束。在Mesh中六面體主導的方法對該機構進行網(wǎng)格劃分,單元格大小設置為5 mm。根據(jù)機構工作時的狀態(tài),對滾環(huán)軸和擺臂圓面添加固定支撐,對擺臂半圓面施加大小為500 N的推力,分析結果如圖8所示。

從圖8可以看出,該機構在工作過程中的最大總變形為2.137 7×10-3mm,最大等效應力為22.469 MPa,最大等效應變?yōu)?.123 5×10-4,均未超出其材料的許用值。

3 田間對比試驗

3.1 試驗條件

試驗于2021年10月在新疆尉犁縣進行,將滾筒的六組挑膜齒組進行改裝,一側滾環(huán)滾動機構采用未潤滑的普通結構,另一側則采用具有潤滑結構的新式機構。配套動力采用東方紅LX954型拖拉機,標定功率70 kW,獨立動力輸出軸轉速為720 r/min。

3.2 試驗方法

試驗開始前分別測量6個滾環(huán)近軸端和近盤端的內徑尺寸和外徑尺寸,采用分段時長作業(yè)的方法進行兩種滾環(huán)結構的對比試驗[20]。

第一時段,累計作業(yè)時長1 h,對所有滾環(huán)進行標記,分別標記與滾環(huán)軸臺接近一端(簡稱“近軸端”)和與凸輪盤內表面接近一端(簡稱“近盤端”),經(jīng)過多次測量,求得該時段內6個滾環(huán)近軸端和近盤端的內徑尺寸和外徑尺寸的平均值。

第二時段,累計作業(yè)時長4 h,第三時段累計作業(yè)時長8 h,同樣經(jīng)過多次測量,求得滾環(huán)內徑和外徑尺寸的平均值。對這三個時段的內、外徑尺寸進行數(shù)據(jù)對比分析,得出相應結論。

3.3 結果與分析

通過田間試驗分別得出3個時段滾環(huán)內徑和外徑的平均值數(shù)據(jù),結果詳如表1和表2所示。

表1 9齒挑膜齒組滾環(huán)直徑測量結果

表2 10齒挑膜齒組滾環(huán)直徑測量結果

根據(jù)表1和表2的結果可得如下結論。

1) 未使用潤滑機構的滾環(huán)工作時長8 h時,滾環(huán)內徑的最大磨損量為1.64 mm,最小磨損量為1.18 mm,滾環(huán)外徑最大磨損量為1.36 mm,最小磨損量為1.12 mm;使用潤滑機構的滾環(huán)工作時長8 h時,滾環(huán)內徑的最大磨損量為0.71 mm,最小磨損量為0.23 mm,滾環(huán)外徑最大磨損量為0.4 mm,最小磨損量為0.25 mm,使用滾環(huán)潤滑機構可以有效減少磨損量。

2) 近軸端磨損與近盤端磨損情況相比較,未經(jīng)潤滑的滾環(huán),其近軸端磨損明顯大于近盤端,而經(jīng)過潤滑后的滾環(huán),磨損明顯減輕,變化曲線較平緩,近軸端磨損與近盤端磨損相比較,差別不明顯。說明可適當調整近軸端滾環(huán)的熱處理工藝,增加其耐磨性。

3) 滾環(huán)自身相比較,滾環(huán)外徑磨損量小于內徑。由于滾環(huán)內圓與滾環(huán)軸全程處于接觸狀態(tài),而滾環(huán)外圓由于加工精度、載荷方向的變化使得外圓與凸輪盤內壁只是間歇性接觸狀態(tài),因此使得內圓磨損相對嚴重。

4) 9齒與10齒挑膜齒組滾環(huán)相比較,10齒挑膜齒組由于齒數(shù)較多,載荷相對較大,造成滾環(huán)磨損程度較大,但是差別不明顯。

4 結論

1) 當工作速度8 km/h,拖拉機動力輸出(PTO)720 r/min時,計算得出滾筒轉速取值68～75 r/min,筒直徑D取值為680～745 mm,確定關鍵設計參數(shù),完成凸輪及其潤滑機構的設計。通過對滾環(huán)潤滑機構進行靜力學分析得到,該機構在工作過程中的最大總變形為2.137 7×10-3mm,最大等效應力為22.469 MPa,最大等效應變?yōu)?.123 5×10-5,均未超出其材料的許用值,田間試驗中未出現(xiàn)機構損壞的情況,該機構的結構設計合理。

2) 弧線往復式挑膜滾筒潤滑機構改善磨損狀況,延長使用壽命。通過實驗分析滾環(huán)、滾環(huán)軸、凸輪盤三個主要運動部件間的磨損狀態(tài),為機構的優(yōu)化及熱處理工藝的改進提供數(shù)據(jù)參考。滾筒的工作環(huán)境十分惡劣,工作過程中滾筒內部含有大量的沙土,項目組完成了對15臺機具的滾環(huán)潤滑改造,并且進行了為期46天的班次作業(yè)驗證,每臺機具每天平均作業(yè)時常9.6 h。試驗驗證,機具作業(yè)10～12 h,加注一次潤滑脂潤滑,可以避免潤滑脂與沙土混合導致滾環(huán)抱死的情況,滾環(huán)的一個更換周期內一臺機具可增加作業(yè)面積80～87 hm2,滾筒的可靠性明顯提高。

3) 本文對弧線往復式挑膜滾筒潤滑機構做出的改進,雖然一定程度上增加了加工難度和加工成本,但是在很大程度上解決了磨損問題,提高了滾筒的可靠性,延長了機具使用壽命。基于滾筒的結構特點分析,運動部件較多結構相對復雜,要進一步優(yōu)化結構,向機具的智能化方向發(fā)展,設計自動注油系統(tǒng),方便農戶快速完成滾環(huán)的潤滑工序。