張 權 ,陳嘉豪 ,郭天水 ,梅寶東 ,徐 斌 ,滕建輝 ,楊 慶 ,劉平奇 ,范云智 ,董其晉 ,時 玲
(1.云南農業(yè)大學,云南 昆明 650201;2.玉溪市煙草公司通??h分公司,云南 玉溪 652700)
煙草是我國重要的經濟作物,世界上35%的煙草都生產于我國,我國煙草產量和種植面積居世界前列,云南煙草種植量更是在我國排名第一。在我國國民經濟的發(fā)展過程中,煙草種植及其加工品起到了舉足輕重的作用,是我國財政收入的重要來源[1-2]。我國煙草種植面積高達100 萬hm2,1 hm2煙地能生產4 500 kg~5 000 kg 煙葉,每年產生煙稈225 t~300 t。作為煙葉收獲后的副產物,煙稈具有重要的經濟效益[3-4]。煙稈的切割、輸送、粉碎裝置是煙稈收獲的重要部件,對煙稈清理機整機的性能和作業(yè)質量影響很大[5-6]。基于以上背景,課題組開展了一種煙稈清理粉碎機械的設計。
煙稈清理粉碎機能一次性完成煙稈的清理、輸送、粉碎和拋送等工作,其主要由圓盤鋸刀、輸送輥、輸送鏈網、粉碎機、分動箱及機架等組成,總機結構如圖1所示。
圖1 煙稈清理粉碎機結構圖
整機采用前懸掛拖拉機掛接煙稈清理粉碎機,拖拉機前置PTO 傳動軸與分動箱連接提供動力。作業(yè)時,通過調節(jié)限深輪使圓盤鋸刀至合適高度,然后將煙稈從底部切斷,輸送輥將切斷的煙稈輸送至輸送鏈網,輸送鏈網將去土后的煙稈送至粉碎機進行粉碎,粉碎后的煙稈顆粒從出料口拋出,完成清理、輸送、粉碎和拋送等工作。
圓盤鋸刀結構設計如下。
煙稈清理裝置由兩個對稱設置的圓盤鋸刀組成,作業(yè)時,兩個圓盤鋸刀支撐并鉗住煙稈,圓盤鋸刀通過回轉作用切斷煙稈。其切割受力分析如圖2所示[7]。為了方便計算,假設煙稈為理想圓柱體,并且在切稈過程中煙稈不發(fā)生變形。
圖2 煙稈切割受力分析圖
由圖2 受力分析可知,圓盤鋸刀對煙稈的作用力為:對煙稈的切向摩擦力、夾持力T和對煙稈的法向支反力、支撐力N,將夾持力T和支撐力N分別沿著x軸方向和y軸方向分解,得到沿著y軸方向阻止煙稈進入切割入口的推力Ny和拉煙稈進入切割入口的拉力Ty,以及沿著x軸方向的壓縮力Nx+Tx??梢缘贸鰣A盤鋸刀鉗住煙稈的條件為:
式中,f——煙稈與鋸刀的摩擦系數(shù);α——鋸刀與煙稈的初始夾持角,°;β——圓盤鋸刀鋸齒的角度,°;γ——煙稈與圓盤鋸刀的摩擦角,°。
要保證圓盤鋸刀在切割煙稈時能將煙稈夾持,需要圓盤鋸刀的初始夾持角小于煙稈與圓盤鋸刀的摩擦角。假設煙稈直徑固定不變,由圖2可得:
式中,r——兩圓盤鋸刀的中心距離,mm;D——圓盤鋸刀直徑,mm;d——煙稈被切割部位直徑,通過測量,取d=30 mm。
由煙稈與圓盤鋸刀的摩擦系數(shù)f=0.3~0.6 可得,γ=arctanγ=16°~31°,由于圓盤鋸刀結構的限制,圓盤鋸刀對煙稈的初始夾持角α一般在35°~40°之間。為了保證圓盤鋸刀能夾持煙稈,要求圓盤鋸刀鋸齒的角度β>α-γ。本文選用直徑180 mm、厚度2.5 mm、60齒的鋸片,兩圓盤鋸刀的重疊量為20 mm,即兩圓盤鋸刀中心距r=160 mm。
查閱相關資料可知,煙稈等秸稈切割所需線速度為20 m/s[8],圓盤鋸刀轉速為:
式中,V1——圓盤鋸刀刃線速度,m/s;n——圓盤鋸刀轉速,r/min;D——圓盤鋸刀直徑,mm。
將D=180 mm、V1=20 m/s 代入式中,計算可得圓盤鋸刀轉速n≈2 122 r/min。
2.2.1 輸送輥設計
1)輸送輥尺寸確定。輸送輥的直徑會對煙稈的輸送以及粉碎效果產生重要的影響。輸送輥直徑越大,其與煙稈的接觸面積越大,輸送時的穩(wěn)定性越好。輸送輥的直徑越小,機組的結構越緊湊,但是過小的直徑會導致煙稈打滑,甚至不能輸送煙稈。因此,在保證煙稈的穩(wěn)定輸送的前提下,輸送輥尺寸要足夠小。輸送輥輸送煙稈時的受力分析,如圖3所示。
圖3 輸送輥輸送煙稈受力圖
因為輸送輥之間形成的輸送間隙c小于煙稈直徑d,所以煙稈受到輸送輥的抓取力G和壓力M,沿y軸和x軸方向將抓取力G和壓力M分解,可得到沿x軸方向的阻力Gx和拉力Mx,沿y軸方向的壓縮力Gy+My??傻贸鲚斔洼佪斔蜔煻挼臈l件為[9]:
式中,ζ——輸送輥對煙稈的初始喂入角,°;u——輸送輥與煙稈的摩擦系數(shù);η——輸送輥對煙稈的摩擦角,°。
通過對輸送輥的工作過程進行分析,可知:
式中,c——輸送間隙,mm;A——輸送輥中心距,mm;L——輸送輥直徑,mm;d——煙稈喂入前直徑,mm;i——煙稈的壓縮比。
輸送輥直徑越大,對煙稈的初始輸送角越大,輸送效果越好,但直徑過大,機組的尺寸也過大;輸送輥直徑過小會導致無法輸送煙稈,在保證輸送輥能穩(wěn)定輸送煙稈的前提下,輸送輥的直徑應當盡可能小。輸送輥與煙稈的摩擦系數(shù)u=0.3~0.5,即η=17°~27°,這里取η=20°,煙稈的壓縮比i=0.5,煙稈直徑d=30 mm,可計算出輸送輥直徑L≥64 mm。
2)輸送輥轉速確定。輸送輥轉速由煙稈顆粒粒徑、粉碎機主軸轉速和輸送輥半徑確定,設相鄰兩把動刀切割煙稈時煙稈前進的距離為s,即煙稈顆粒粒徑大小,則輸送輥轉速與粉碎粒徑、粉碎機主軸轉速和輸送輥半徑之間的關系為:
式中,Q——動刀片數(shù)量;n1——粉碎裝置主軸轉速,r/min;n2——輸送輥轉速,r/min;L——輸送輥直徑,mm。
查閱相關資料可知煙稈等秸稈切割所需線速度為20 m/s,粉碎機主軸轉速為:
式中,V2——動刀片線速度,m/s;n1——粉碎裝置主軸轉速,r/min;R——動刀片刃線回轉半徑,mm。
動刀片回轉半徑R=200 mm,計算可得,粉碎裝置主軸轉速n1≈955 r/min。
查閱相關資料可知煙稈顆粒粒徑s=20 mm 時壓縮效果最好[10-13],將n1=955 r/min,Q=4,L=64 mm代入式(6)中,可得輸送輥轉速n2≈380 r/min。
2.2.2 輸送鏈網設計
輸送鏈網將煙稈進一步輸送,可以同時對多根煙稈進行輸送喂入,同時還能去除煙稈上的泥土。輸送鏈網結構如圖4 所示,主要包括主動鏈輪、從動鏈輪、輸送網鏈條、輸送網、張緊裝置等。本文的輸送鏈網通過浮壓裝置的壓縮彈簧自動調整夾持力大小,可以根據(jù)不同煙稈直徑改變夾持力大小,防止煙稈在運輸過程中打滑,提高了輸送網運輸?shù)姆€(wěn)定性[10]。
圖4 輸送鏈網結構圖
輸送網選用1 2 A 傳動鏈條,鏈網參數(shù):節(jié)距19.05 mm,滾子直徑11.91 mm,網孔直徑30 mm,銷軸直徑5.96 mm,抗拉強度62.6 kN。
2.2.3 鏈輪直徑設計
輸送鏈網鏈輪的直徑分析原理與輸送輥相同,因此輸送鏈網鏈輪直徑滿足H≥64 mm。鏈輪直徑與鏈輪齒數(shù)的關系為:
式中,C——鏈輪周長,mm;z——鏈輪齒數(shù);p——鏈條節(jié)距,mm。
鏈傳動中,鏈輪的最小齒數(shù)應滿足z≥17,在保證鏈輪能夠夾持住煙稈的前提下,為了使機組結構緊湊,鏈輪直徑應盡量小,因此取鏈輪齒數(shù)z=17,鏈輪直徑H=103 mm。
2.2.4 鏈條鏈節(jié)數(shù)確定
鏈條鏈節(jié)數(shù)為:
式中,E——鏈條鏈節(jié)數(shù);b——主動鏈輪與被動鏈輪的中心距,mm;p——鏈條節(jié)距,mm;z1——主動鏈輪齒數(shù);z2——從動鏈輪齒數(shù)。
選取鏈輪中心距b=30p=571.5 mm,解得E≈77。為了避免使用過渡鏈節(jié),取鏈節(jié)數(shù)E為偶數(shù),因此取E=78。
2.2.5 浮壓裝置設計
浮壓裝置能使輸送鏈網之間形成一定的夾持間隙及夾緊力,是輸送網上的一種自調節(jié)機構。上輸送網上設置有浮壓裝置,如圖5 所示,浮壓裝置由浮壓板、壓縮彈簧、螺紋導桿、限位塊、限位螺母以及調節(jié)螺母構成。螺紋導桿一端與浮壓板鉸接,螺紋導桿上依次套有調節(jié)螺母、壓縮彈簧、限位塊和限位螺母,其中,調節(jié)螺母和限位螺母通過螺紋與螺紋導桿連接,限位塊固定在鏈板上,浮壓板在壓縮彈簧作用下擠壓輸送網。作業(yè)前,通過擰動調節(jié)螺母,可以調節(jié)上下輸送鏈網之間的預夾緊力;通過擰動限位螺母,可以調節(jié)輸送鏈網之間的夾持間隙。作業(yè)時,煙稈通過擠壓輸送網,從而擠壓浮壓板,浮壓板帶動螺紋導桿以及螺紋導桿上的調節(jié)螺母,調節(jié)螺母和限位塊擠壓壓縮彈簧,根據(jù)夾持煙稈直徑的不同,壓縮彈簧自動調節(jié)上下輸送鏈網之間的夾緊力。
圖5 浮壓裝置結構圖
2.2.6 張緊裝置設計
輸送鏈網工作時,兩對主動鏈輪通過兩幅鏈條帶動兩對從動鏈輪進行夾持運輸,作業(yè)前需要調節(jié)輸送鏈網之間張緊程度,才能確保合理的夾持間隙和夾緊力,防止煙稈在運輸過程中滑落。作業(yè)時,若輸送鏈網過緊,會使夾持間隙過大,甚至無法夾持煙稈,從而導致浮壓裝置失效;若輸送鏈網過松,鏈條與鏈輪不能有效配合傳動,且輸送鏈網之間可能會直接接觸,從而加速輸送鏈網磨損。因此,需要設計張緊裝置,使其能夠在作業(yè)前調節(jié)輸送鏈網的張緊程度。輸送鏈網張緊裝置結構如圖6 所示,包括張緊輪、滑軌、機架、螺栓和螺母。機架上設置有滑軌,張緊輪可在滑軌上滑動,螺栓一端固定在張緊輪上,另一端穿過機架上的圓孔,通過兩個螺母擰緊固定,張緊輪為從動輪。通過擰動兩個螺母改變螺栓的位置,從而改變主動鏈輪與從動鏈輪的中心距,進而調節(jié)輸送鏈網的張緊程度。
圖6 輸送鏈網張緊裝置結構示意圖
2.2.7 輸送鏈網鏈輪轉速確定
輸送煙稈時,輸送鏈網線速度與輸送輥線速度相等,即:
式中,n2——輸送輥轉速,r/min;L——輸送輥直徑,mm;n3——輸送鏈網轉速,r/min;H——輸送鏈輪直徑,mm。
將n2=380 r/min,L=64 mm,H=103 mm 代入式中,可得輸送鏈網鏈輪轉速n3≈236 r/min。
粉碎裝置轉子結構如圖7 所示,主要由動刀片、甩刀、風扇等構成。工作時,煙稈從喂料口喂入,經過動刀切割成小段并進入粉碎室由甩刀進行粉碎,粉碎后的物料通過風扇產生的氣流從出料口排出。
圖7 粉碎裝置轉子結構圖
本文采用L 型甩刀,甩刀結構如圖8 所示,4 對甩刀旋轉對稱設置,通過軸銷與刀座連接,甩刀工作時在刀座上往復擺動。刀刃兩側開刃,刃口角度為45°,刀片厚度為4 mm,折彎角度為150°。
圖8 甩刀結構示意圖
使用SolidWorks 建立圓盤鋸、輸送輥、動刀片、甩刀的三維實體模型,通過SolidWorks Simulation對其進行靜力學分析。材料屬性表如表1 所示。
表1 材料屬性表
圓盤鋸刀材料選用Q195,圓盤鋸刀安裝在傳動軸上,在圓盤鋸刀與傳動軸連接處添加固定約束,圓盤鋸刀刃口處受煙稈的反作用力,由煙稈徑向剪切力學特性可知,切割煙稈的最大剪切力為1 800 N,在刃口處添加載荷。
圓盤鋸刀網格劃分結果為單元大小2.117 54 mm,節(jié)總數(shù)96 409,單元總數(shù)57 055。
圓盤鋸刀靜力學分析如圖9 所示,圓盤鋸刀最大應變?yōu)?.097×10-6,最大應力為2.102 MPa,最大應變與最大應力集中在圓盤鋸刀與傳動軸的連接處,其最大應力小于Q195 的屈服強度195 MPa,圓盤鋸刀強度符合設計要求。
圖9 圓盤鋸刀靜力學分析
輸送輥材料選用45 號鋼,輸送輥安裝在機架上,在輸送輥兩端處添加固定約束,輸送輥徑向受來自煙稈的反作用力,查閱資料可知,煙稈運輸夾持力為800 N[14],在輸送輥下輥面添加徑向載荷。輸送輥網格劃分結果為單元大小4.763 78 mm,節(jié)總數(shù)71 732,單元總數(shù)48 317。
輸送輥靜力學分析如圖10 所示,輸送輥最大應變?yōu)?.301×10-5,最大應力10.08 MPa,最大應變與最大應力分布在輸送輥中間以及輸送輥與機架的連接處,其最大應力小于45 號鋼的屈服強度355 MPa,輸送輥強度符合設計要求。
圖10 輸送輥靜力學分析
動刀片材料選用45 號鋼,動刀片通過螺釘安裝在粉碎軸上,因此在動刀片的螺紋孔處添加固定約束,動刀片刃口處受煙稈的反作用力,由煙稈徑向剪切力學特性可知,切割煙稈的最大剪切力為1 800 N,在刃口處添加法向載荷。
動刀片網格劃分結果為單元大小2.318 03 mm,節(jié)總數(shù)93 733,單元總數(shù)54 855。
動刀片靜力學分析如圖11 所示,動刀片最大應變?yōu)?.101×10-5,最大應力為10.67 MPa,最大應變與最大應力集中在動刀片與粉碎軸的連接處,其最大應力小于45 號鋼的屈服強度355 MPa,動刀片強度符合設計要求。
圖11 動刀片靜力學分析
動刀片材料選用65Mn,甩刀通過軸銷安裝在軸銷座上,因此在甩刀的銷孔處添加固定約束,甩刀側邊受煙稈的反作用力,切割煙稈的最大剪切力為1 800 N,在甩刀側邊處添加法向載荷。
甩刀網格劃分結果為單元大小4.34 mm,節(jié)總數(shù)13 975,單元總數(shù)7 491。
甩刀靜力學分析如圖12 所示,甩刀最大應變?yōu)?.863×10-4,最大應力為103.1 MPa,最大應變與最大應力集中在甩刀與甩刀座連接處,其最大應力小于65Mn的屈服強度430 MPa,甩刀強度符合設計要求。
圖12 甩刀靜力學分析
課題組針對云南煙田煙稈清理問題,采用切割煙稈的方式,提出了一種適用于云南煙田的煙稈清理粉碎機,并對整機的切稈裝置、粉碎裝置、輸送裝置進行了研究和分析。對煙稈清理粉碎機關鍵部件(圓盤鋸刀、輸送輥、動刀片及甩刀)進行了仿真分析,通過SolidWorks 建立煙稈清理粉碎機關鍵部件的三維模型,使用SolidWorks Simulation插件對其進行靜應力分析,據(jù)前文對煙稈清理粉碎機關鍵部件運動學及動力學的分析,對各關鍵部件添加約束。通過對煙稈清理粉碎機關鍵部件進行仿真分析,驗證了其結構強度符合設計要求。