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。

1 總機設計

1.1 結構設計

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

1.2 工作原理

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。

2 關鍵部件的設計

2.1 切稈裝置設計

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 輸送裝置設計

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。

2.3 粉碎裝置設計

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

3 仿真分析

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

3.1 圓盤鋸刀的仿真分析

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

3.2 輸送輥的仿真分析

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

3.3 動刀片的仿真分析

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

3.4 甩刀的仿真分析

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

4 結論

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。