奚嘉強(qiáng)， 曹有為， 李 欣， 邵 帥

(東北林業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江 哈爾濱 150040)

1 撿拾裝置組成以及原理

彈齒滾筒式撿拾裝置如圖1所示。其主要組成由彈齒、彈齒桿、傳動(dòng)軸、凸輪盤、彈齒滾輪、曲柄、側(cè)護(hù)板組成，彈齒通過螺栓連接在彈齒桿上，彈齒桿在傳動(dòng)軸帶動(dòng)下進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)，彈齒桿兩端連接著曲柄，曲柄在D型彈齒滾輪內(nèi)部運(yùn)動(dòng)，側(cè)護(hù)板則是為保護(hù)秸稈不進(jìn)入撿拾機(jī)構(gòu)內(nèi)部。其主要工作原理是彈齒在傳動(dòng)軸的帶動(dòng)下，開始轉(zhuǎn)動(dòng)并隨著轉(zhuǎn)動(dòng)的同時(shí)進(jìn)行秸稈的抬升、運(yùn)輸，運(yùn)輸?shù)较乱磺懈顧C(jī)構(gòu)中去。

圖1 彈齒滾筒式撿拾裝置

2 主要工作部件及其他部件設(shè)計(jì)

主要的工作部件有彈齒、彈齒桿、傳動(dòng)軸、凸輪盤、彈齒滾輪、曲柄、側(cè)護(hù)板組成。

2.1 彈齒及彈齒桿設(shè)計(jì)

彈齒設(shè)計(jì)：在整機(jī)運(yùn)動(dòng)過程中，彈齒都起著至關(guān)重要的作用。其必須完成玉米秸稈的撿拾、抬升、運(yùn)輸，這就導(dǎo)致彈齒的材料必須具有較高的耐磨性、較好的彈性以及較高的強(qiáng)度。選擇65 Mn合金鋼作為彈齒材料，通過熱處理可以提高材料的性能，先通過淬火處理，淬火后的合金鋼具有極大的內(nèi)應(yīng)力，必須在經(jīng)過回火后才能得到滿足條件的材料。根據(jù)農(nóng)業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，可知彈齒式撿拾裝置彈齒間距的參考范圍為63～100 mm，本文設(shè)定兩彈齒間距為100 mm，彈齒圈內(nèi)徑25 mm，彈齒端部的直徑5 mm，彈齒末端距離為35 mm，彈齒單側(cè)有效的彈齒圈圈數(shù)為3圈，由于帶鉤彈齒的撿拾率高于直桿彈齒撿拾率，根據(jù)資料得知，最佳彎曲彎度為150°。彈齒設(shè)計(jì)如圖2所示。

圖2 彈齒設(shè)計(jì)

彈齒桿設(shè)計(jì)：本文裝置的撿拾幅度為2 400 mm，為了確保傳動(dòng)，彈齒桿長(zhǎng)設(shè)計(jì)為2 500 mm，軸上安裝22個(gè)彈齒，彈齒軸直徑為25 mm，彈齒間距為80 mm，彈齒與彈齒桿上是通過螺紋連接的方式固定的，彈齒桿兩端與曲柄孔相連接，過盈配合，彈齒桿兩端與支撐架的孔間隙配合，彈齒桿設(shè)計(jì)如圖3所示。

圖3 彈齒桿設(shè)計(jì)

2.2 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)

撿拾器主軸轉(zhuǎn)速增大，喂入量也隨之增大，彈齒頂點(diǎn)的速度越大，對(duì)玉米秸稈的沖擊力越大，同時(shí)凸輪滑道的磨損也越嚴(yán)重[4-6]，滿足喂入量的條件下，應(yīng)該盡可能減小。主軸轉(zhuǎn)速撿拾器工作效率以及可靠性由它的直徑所確定，即通過計(jì)算得出的最小直徑。除了最小直徑的設(shè)計(jì)以外，首先確保整機(jī)工作的穩(wěn)定性，轉(zhuǎn)速設(shè)計(jì)在60 r/min；其次，因?yàn)閾焓暗膶?duì)象是玉米秸稈，雖然存在沖擊力，但是影響不大，但因?yàn)閾焓胺葹? 400 mm，長(zhǎng)度偏長(zhǎng)，且需要兩端兩點(diǎn)支撐，主軸長(zhǎng)度設(shè)計(jì)為2 500 mm；考慮到軸的強(qiáng)度、剛度、硬度、耐磨性以及熱處理工藝成本等綜合因素，查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，采用45鋼，熱處理方式為調(diào)質(zhì)處理。經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后的45鋼其硬度為217～255 HBW，強(qiáng)度極限640 MPa，屈服極限δs=355 MPa，彎曲疲勞強(qiáng)度δ-1=275 MPa[3]，主軸的最小直徑dmin計(jì)算：

(1)

式中：C為通過主軸的材料和工作載荷確定的，經(jīng)過查表確定為120；dmin為主軸最小直徑，mm；P為撿拾器功率，kW；n為主軸轉(zhuǎn)速，r/min。

帶入數(shù)據(jù)，得dmin=39 mm，取40 mm?？紤]本軸的作用，確定軸為6段，確定各段直徑：由d1=dmin+2h，h=(0.07～0.1)dmin，代入數(shù)據(jù)可得d1=48 mm，同理可得d2=56 mm，d3=64 mm，軸4段與軸2段取相同的值即d4=d2，軸5段與軸最小直徑段取相同的值即d5=dmin。確定各段的長(zhǎng)度：得總長(zhǎng)L=2 600 mm，L1=80 mm，L2=100 mm，L3=80 mm，L4=2 184 mm，L5=80 mm，L6=76 mm，最后經(jīng)校核該軸符合要求如圖4所示。

圖4 主軸設(shè)計(jì)

撿拾裝置的轉(zhuǎn)速軸設(shè)計(jì)以及整機(jī)移速設(shè)計(jì)：在設(shè)計(jì)撿拾器傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速時(shí)，應(yīng)盡量減小傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速。其一，傳動(dòng)軸的速度過快會(huì)降低撿拾作業(yè)的穩(wěn)定性；其二，傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速越快，彈齒頂尖的速度也會(huì)越大，對(duì)秸稈的沖擊力也會(huì)大，同時(shí)凸輪軌道槽摩擦也會(huì)嚴(yán)重。

式(6)中：σd1為第1層的噪聲估計(jì)，該閾值規(guī)則只需要對(duì)第一層的噪聲進(jìn)行估計(jì)，大大節(jié)省了閾值去噪過程中計(jì)算閾值的時(shí)間，同時(shí)只要挑揀相宜的閾值處理公式，該閾值選取方法的去噪質(zhì)量將高于其它方法.

彈齒旋轉(zhuǎn)一周喂入的體積V為：

(2)

式中：R1為滾筒半徑，180 mm；R2為撿拾半徑，300 mm；l為撿拾寬度，2 400 mm。

旋轉(zhuǎn)一周的填入量m為：

m=ρ0KV

(3)

式中：ρ為玉米秸稈堆積密度，一般30～50 kg/m3，取40 kg/m3；K為填充因子，取0.08。

由式(2)、式(3)得到計(jì)算結(jié)果：V=0.57 m3，m=1.824 kg。

本文的撿拾裝置的設(shè)計(jì)撿拾量為6 700 kg/h，則轉(zhuǎn)速n：

(4)

式中：Q為設(shè)計(jì)撿拾量，kg/h；m為旋轉(zhuǎn)一周的填入量，kg。

前進(jìn)速度V和彈齒主軸軸轉(zhuǎn)速N的公式：

(5)

式中：V為整機(jī)運(yùn)動(dòng)時(shí)速度，m/s；n為彈齒轉(zhuǎn)速，r/min；r為彈齒傳動(dòng)軸半徑，m；l為彈齒總長(zhǎng)度，m；α為主軸中心線與彈齒間角度，°。

計(jì)算結(jié)果得V=2 m/s。

2.3 其他部件設(shè)計(jì)

傳動(dòng)軸與彈齒桿的傳動(dòng)設(shè)計(jì)：本文通過圓盤結(jié)構(gòu)來帶動(dòng)彈齒軸轉(zhuǎn)動(dòng)。主軸通過平鍵與圓盤固定連接，主軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)帶動(dòng)圓盤轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)彈齒桿轉(zhuǎn)動(dòng)。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，圓盤材料確定為Q235，通過校核，圓盤的剛度和強(qiáng)度滿足要求，如圖5所示。

圖5 圓盤設(shè)計(jì)

曲柄設(shè)計(jì)：曲柄在撿拾機(jī)構(gòu)中起到不可或缺的作用，連接彈齒和豆形滑道，豆形滑道控制彈齒軸以及彈齒的運(yùn)動(dòng)軌跡，從而使彈齒完成撿拾、搬運(yùn)以及空轉(zhuǎn)的動(dòng)作。曲柄與彈齒通過曲柄上的孔與軸過盈配合。曲柄設(shè)計(jì)如圖6所示。

圖6 曲柄設(shè)計(jì)

凸輪軌道設(shè)計(jì)：凸輪軌道對(duì)撿拾效果起著至關(guān)重要的作用，其控制著彈齒的運(yùn)動(dòng)軌跡。通過前文調(diào)查，目前國(guó)內(nèi)打捆機(jī)的凸輪軌跡大多數(shù)是模仿國(guó)外的，主要包括豆形、心臟形等。本文采用豆形，豆形滑道的特點(diǎn)彈齒在豆形直線或者近似直線可以較快的完成撿拾、向后推送以及收齒的動(dòng)作。凸輪軌道總厚度為30 mm，軌道寬度為40 mm，軌道內(nèi)壁厚度為10 mm，外壁厚度為5 mm，凸輪軌道通過螺紋連接固定在撿拾器的側(cè)護(hù)板上，如圖7所示。

圖7 凸輪軌道

3 彈齒有限元分析

3.1 彈齒SolidWorks建模

根據(jù)有限單元法的思想，研究刀片可以提取一個(gè)單元進(jìn)行研究，故建立一個(gè)刀片的三維模型，通過Solidworks 生成相應(yīng)文件，進(jìn)行相應(yīng)尺寸標(biāo)注，保存為x_t格式，導(dǎo)入Ansys。

3.2 靜力學(xué)分析

通過對(duì)刀片模型作有限元 Ansys求解得到相應(yīng)結(jié)果，找出刀具受力薄弱部分在切削時(shí)加以保護(hù)。等效應(yīng)力云圖、總變形云圖、等效應(yīng)變?cè)茍D分別如圖8、圖9、圖10所示。彈齒的各部位應(yīng)力分布不均，最大應(yīng)力發(fā)生在彈齒圈根部，大小為 5.185 5 e8 Pa，換算得518.55 MPa，遠(yuǎn)小于65 Mn合金鋼的許用應(yīng)力 690 MPa；應(yīng)力主要集中在彈齒圈根部到彈齒端部之間。彈齒最大應(yīng)變?cè)趶楜X圈根部，大小近似為0；最大變形位于彈齒端部的頂端，大小約為11.3 mm，小于彈齒的理論許用撓度17 mm，位移變形量從彈齒端部頂端到彈齒圈位移逐漸減小。此靜力學(xué)分析結(jié)果表明彈齒的剛度和強(qiáng)度符合機(jī)械設(shè)計(jì)要求。

圖8 等效應(yīng)力云圖

圖9 總變形云圖

圖10 等效應(yīng)變?cè)茍D

4 結(jié)語

從理論角度設(shè)計(jì)彈齒滾筒式撿拾裝置，不僅確定了它的重要參數(shù)包括撿拾量為6 700 kg/h、傳動(dòng)軸的最小半徑40 mm、轉(zhuǎn)速為60 r/min以及整機(jī)的移動(dòng)速度為2 m/s，而且還設(shè)計(jì)出主要零部件，并對(duì)其中彈齒進(jìn)行了有限元分析，此靜力學(xué)分析結(jié)果表明彈齒的剛度和強(qiáng)度符合機(jī)械設(shè)計(jì)要求。