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(jī)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)?，F(xiàn)代農(nóng)業(yè)工程重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室）

0 引言

棉花作為一種重要儲(chǔ)備物資，在新疆種植面積最大，據(jù)2019年的統(tǒng)計(jì)調(diào)查，新疆棉花種植面積達(dá)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(duì)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(chǎng)上涌現(xiàn)出形式多樣的棉花秸稈收獲機(jī)械[3]。但現(xiàn)有棉花秸稈收獲機(jī)功能單一，無法滿足市場(chǎng)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(duì)棉稈的進(jìn)一步利用，丁龍朋設(shè)計(jì)了鋸片式棉稈切割試驗(yàn)臺(tái)并進(jìn)行了試驗(yàn)研究，得出切割轉(zhuǎn)速、輸送速度和切割器傾角對(duì)試驗(yàn)指標(biāo)切割功耗和割斷率的影響，設(shè)計(jì)出合適的棉稈切割臺(tái)[5]；宋占華等人結(jié)合棉稈切割試驗(yàn)，對(duì)棉花秸稈往復(fù)式切割器動(dòng)刀片進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，使切割效率更高[6]。

目前，隨著國家對(duì)環(huán)境保護(hù)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(huì)導(dǎo)致病菌滋生，影響植物正常生長(zhǎng)；因此，對(duì)于棉花秸稈，機(jī)械回收才是最佳之選[8]?，F(xiàn)有棉花秸稈收獲機(jī)功能相對(duì)單一，集不對(duì)行剪切、定長(zhǎng)切斷和壓縮打捆收獲為一體的收獲機(jī)型很少[9-13]。針對(duì)上述問題，設(shè)計(jì)了一種棉花秸稈定長(zhǎng)切斷收獲機(jī)，實(shí)現(xiàn)了棉稈的按需定長(zhǎng)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(zhǎng)切斷收獲機(jī)如圖1，主要包括機(jī)架、導(dǎo)向器、剪切裝置、限深輪、牽引架、撿拾裝置、鏈傳動(dòng)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(jī)結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 工作原理

機(jī)具牽引架懸掛在輪式拖拉機(jī)的牽引機(jī)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(zhǎng)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(jī)架上。

實(shí)際作業(yè)時(shí)，位于最前端的導(dǎo)向器及剪切裝置首先對(duì)棉稈進(jìn)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(jī)器前進(jìn)過程中后仰進(jìn)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(dòng)過程中將兩側(cè)棉稈向中間傳遞，同時(shí)其螺旋轉(zhuǎn)動(dòng)使打頂后冠重稈輕的棉稈傾斜轉(zhuǎn)動(dòng)，秸稈自身的長(zhǎng)度與硬度能夠保證在傾斜轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)依舊有一定長(zhǎng)度的秸稈懸空，這段懸空秸稈的轉(zhuǎn)動(dòng)進(jìn)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(jìn)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(shí)現(xiàn)定長(zhǎng)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(jìn)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(dòng)下運(yùn)動(dòng)，舊棉稈受自身重力的影響覆壓進(jìn)入的新棉稈，持續(xù)的打滾運(yùn)動(dòng)像滾雪球一樣將棉稈打捆。當(dāng)松散的棉稈充滿整個(gè)打捆裝置時(shí)，棉稈的持續(xù)輸入及輥筒的不斷轉(zhuǎn)動(dòng)將松散的棉稈由外向內(nèi)壓實(shí)，形成棉稈捆，當(dāng)壓縮壓力達(dá)到輥筒上壓力傳感器預(yù)設(shè)上限值時(shí)，壓力報(bào)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(shí)借用位移傳感器來判斷開合是否達(dá)到排出要求，并在開合滿足要求一定時(shí)間后關(guān)閉艙門，如此循環(huán)就可實(shí)現(xiàn)棉花秸稈的打捆收獲。

1.3 主要技術(shù)參數(shù)

移動(dòng)式機(jī)組的理論生產(chǎn)率：

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

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

2 切斷裝置設(shè)計(jì)

2.1 切斷裝置總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

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(shí)現(xiàn)對(duì)齒刀的固定，通過調(diào)整彈簧的安裝數(shù)量可以控制實(shí)際工作齒刀數(shù)，滿足多長(zhǎng)度定長(zhǎng)切斷要求。當(dāng)間隙星刀通過鏈傳動(dòng)獲得動(dòng)力后順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，其刀具間隙與作業(yè)齒刀交錯(cuò)可以完成棉稈的定長(zhǎng)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?jī)善慕切堑督M成一個(gè)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(dòng)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(jì)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(gè)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(shí)際工作數(shù)量調(diào)整秸稈切斷長(zhǎng)度以滿足不同的收獲要求。為防止棉稈切斷時(shí)出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，設(shè)計(jì)有9個(gè)呈圓周排列的咬合齒，根據(jù)前期對(duì)新疆阿克蘇地區(qū)棉稈直徑的測(cè)量統(tǒng)計(jì)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(jì)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(jì)中咬合齒取20°，使棉稈在切斷作業(yè)時(shí)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(shí)起到緩解沖擊的作用，進(jìn)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(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

本機(jī)具結(jié)合實(shí)際工作情況及傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)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(dòng)，鏈傳動(dòng)系統(tǒng)在正常工作時(shí)不僅要保證機(jī)具能夠正常的傳動(dòng)工作，還要保證機(jī)具傳動(dòng)系統(tǒng)具備足夠的可靠性，因此，傳動(dòng)鏈條、鏈輪均采用45鋼，并經(jīng)過熱處理使其滿足鏈傳動(dòng)系統(tǒng)剛度要求[16]。傳動(dòng)示意圖如圖5。

圖5 傳動(dòng)示意圖

由圖5可知：變速箱與拖拉機(jī)后傳動(dòng)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(dòng)比為i1=0.6，則變速箱傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速為576 r/min；變速箱傳動(dòng)軸輸出動(dòng)力后由小齒輪與小鏈輪傳向機(jī)構(gòu)前后兩部分，其中小鏈輪傳動(dòng)比i2=0.84，小齒輪傳動(dòng)比i3=1.74，小鏈輪經(jīng)鏈輪將動(dòng)力傳遞到螺旋滾筒與撿拾裝置，傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)，傳動(dòng)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(dòng)，經(jīng)鏈傳動(dòng)與偏心搖臂連桿將動(dòng)力傳入，鏈傳動(dòng)傳動(dòng)比為i6=0.22，剪切裝置動(dòng)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(dòng)，傳動(dòng)比為i7=0.23，輸送裝置、打捆裝置鏈輪與動(dòng)力輸入小鏈輪型號(hào)相同，傳動(dòng)比i8=1，故輸送裝置與打捆裝置的動(dòng)力軸轉(zhuǎn)速均為582 r/min，最終轉(zhuǎn)速滿足實(shí)際需求。

4 切斷裝置的有限元分析

ANSYS有限元軟件是功能強(qiáng)大的計(jì)算機(jī)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(duì)復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)、結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)、剛體動(dòng)力學(xué)等進(jìn)行分析模擬，為本設(shè)計(jì)棉花秸稈定長(zhǎng)切割打捆收獲機(jī)的關(guān)鍵部件有限元分析提供良好平臺(tái)[18]。

本棉花秸稈定長(zhǎng)切割打捆收獲機(jī)在引導(dǎo)裝置對(duì)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(duì)該棉稈收獲機(jī)能否正常運(yùn)行至關(guān)重要，為此對(duì)切斷裝置進(jìn)行有限元靜力學(xué)分析與壽命分析，以檢測(cè)其性能是否達(dá)標(biāo)。

4.1 有限元靜力學(xué)分析

本文應(yīng)用ANSYS Workbench2020R2對(duì)切斷裝置進(jìn)行有限元分析，利用Solid works軟件對(duì)整機(jī)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(qiáng)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(duì)切斷裝置分析的準(zhǔn)確性，將網(wǎng)格劃分為單元數(shù)8 925、節(jié)點(diǎn)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(duì)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(yàn)關(guān)鍵零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與材料選用是否合理，為機(jī)具的進(jìn)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(shí)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(shí)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(diǎn)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(jìn)一步擴(kuò)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(duì)切斷裝置模型進(jìn)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(duì)于切斷裝置而言，疲勞壽命以最小壽命為關(guān)注點(diǎn)，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(shí)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(shí)會(huì)出現(xiàn)疲勞損傷點(diǎn)，而其余部分壽命均超過10萬次以上，滿足實(shí)際使用要求。

5 結(jié)論

（1）該機(jī)在棉稈不對(duì)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(zhǎng)切斷于一體，實(shí)現(xiàn)棉稈按需定長(zhǎng)切斷作業(yè)，達(dá)到按照企業(yè)需求長(zhǎng)度復(fù)合要求的棉花秸稈。

（2）該機(jī)前進(jìn)速度為3~5 km/h，經(jīng)計(jì)算得理論生產(chǎn)率為0.6~1 hm2/h，并對(duì)整機(jī)鏈傳動(dòng)轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算，得出各主要部件的轉(zhuǎn)速，其中剪切動(dòng)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(jī)轉(zhuǎn)速滿足作業(yè)需求。

（3）對(duì)該棉稈收獲機(jī)的核心工作部件切斷裝置進(jìn)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(shí)出現(xiàn)單個(gè)疲勞損傷點(diǎn)。綜合靜力學(xué)與疲勞壽命分析結(jié)果可知，該機(jī)切斷裝置設(shè)計(jì)符合要求。