穗莖兼收型玉米收獲機莖稈粉碎刀的設計

陳丹陽，馬躍進，郝建軍，趙建國，楊 欣，李建昌，閆 棠

(河北農業大學 機電工程學院，河北 保定 071001)

0 引言

我國是農業大國,玉米是主要的糧食作物之一，玉米年產量呈逐年上升趨勢。2016年，我國玉米年產量高達21 955.4萬t[1]，按產糧和莖稈比為 1∶1.2[2]計算，每年約產出26 346.5萬t的玉米莖稈。由于目前同時收獲果穗和莖稈的玉米收獲機并未進入市場，使得收獲果穗后大量莖稈留置田中，農民為搶時播種將莖稈焚燒。據統計，莖稈焚燒會導致區域PM2.5、CO、NO2日均濃度分別上升4.2、2.9、4.4倍[3]，不僅對環境造成污染而且安全隱患嚴重。

然而，玉米莖稈具有多功能性，可用作飼料、肥料、工業原料及新型能源等[4]，與人民生活息息相關。目前，大部分自走式玉米聯合收獲機只收獲果穗，將莖稈還田，少量的玉米收獲機配有莖稈回收裝置，由于粉碎后的玉米莖稈比較疏松，容積密度小，給運輸造成困難，且未打捆的玉米莖稈一般采用堆放等方式存放，結構疏松、占用空間很大。由此可見，穗莖兼收型玉米聯合收獲機的研制是制約莖稈有效利用的主要問題。

本課題在現有玉米聯合收獲機上增設了粉碎和打捆裝置，研制了可以集摘穗與莖稈粉碎、壓塊功能于一身的多功能玉米聯合收獲機，大大提高了作業效率。該技術既有利于種植業，又有利于促進養殖業發展，提高了農民的經濟效益，對循環經濟的實現、農業可持續發展具有重要作用和意義，是一機投入多方受益、值得推廣的新機型。

莖稈粉碎裝置是穗莖兼收型玉米收獲機的核心工作部件，它將摘穗后的莖稈粉碎，才能將其打成高密度的草捆后再儲存、運輸，其設計成功與否關系到整機性能。為此，根據整機布置要求及文獻資料調研，對粉碎刀進行了設計，并通過三維軟件的應力分析功能對其進行分析，得到了應力應變云圖，驗證了該設計的可行性，為以后的設計提供參考。

1 穗莖兼收型玉米收獲機整機布置方案

整機布置方案如圖1所示。

1. 駕駛室 2.割臺 3.莖稈粉碎機 4. 驅動前輪 5.果穗箱 6. 液壓油箱總成 7.壓塊機圖1 穗莖兼收型玉米收獲機整機布置Fig.1 Arrangement of corn harvester for reaping corn and stalk

由于增加了壓塊裝置，整機的底盤需要進行全新的配置，將發動機、油箱等工作部件置于駕駛室之后、果穗收集箱之下，以節省底盤空間，果穗輸送采用中間輸送方式。莖稈壓塊機安裝在底盤最后位置，莖稈輸送筒將碎莖稈直接輸送到壓塊機的入料口處，壓塊后的莖稈以方捆形式落入田中，以便于后期的運輸和存放。在壓塊機布置完成后，確定果穗收集箱的最終尺寸參數，安裝布置果穗收集倉，完成果穗的收集工作。

莖稈粉碎裝置在驅動前輪之前，在玉米莖稈倒伏之前就對莖稈進行粉碎且避免了驅動前輪的碾壓，解決了玉米莖稈粉碎后含土量高及莖稈倒伏后難以回收等難題。

2 莖稈粉碎機方案設計

莖稈粉碎機作為穗莖兼收型玉米收獲機的核心工作部件，其設計是否合理是決定穗莖兼收型玉米收獲機性能好壞的關鍵因素之一，只有合理的結構和參數設計，才能保證莖稈切碎質量并降低功耗。

2.1 莖稈粉碎機的組成與工作原理

莖稈粉碎機包括碎莖稈輸送器、碎莖稈輸送筒、刀輥及甩刀等，如圖2所示。莖稈粉碎機以前置懸掛安裝連接方式安裝在玉米收獲機驅動前輪與果穗割臺之間，碎莖稈通過莖稈粉碎機的輸送筒將莖稈輸送到打捆機的入料口處。莖稈粉碎機下方設有頂出油缸負責莖稈粉碎機做升降往復運動，通過發動機動力輸出輪傳遞來的動力完成莖稈粉碎、輸送工作。

1.輸送筒 2.莖稈粉碎機殼 3.減速箱 4.張緊輪 5.懸掛支臂 6.皮帶輪 7.懸掛臂 8.固定懸掛臂的軸套 9.甩刀 10.油缸 11.固定油缸的軸圖2 莖稈粉碎機及連接件Fig.2 Stalk pulverizes and fittings

由于割臺的限制，莖稈粉碎機的活動空間有限。根據此活動空間，設計莖稈粉碎機的外殼尺寸。莖稈粉碎機的外殼尺寸確定后，莖稈粉碎裝置的運動范圍就確定了。基于以上因素限制及國際無縫鋼管的規格制定，最終確定刀輥的回轉外徑為140mm。莖稈粉碎裝置包括粉碎刀和刀輥，之后設計粉碎刀的結構尺寸，使其達到粉碎效果好且消耗功率低的效果。

2.2 莖稈收獲生產率

華北地區玉米單產平均為5 500kg/hm2[1]，玉米莖稈干產量與玉米籽粒產量之比為1.2∶1，故莖稈產量為6 600kg/hm2。在收獲時，玉米莖稈不能完全收獲，以80%玉米莖稈回收，20%玉米莖稈殘茬還田[5]來計算，收集的莖稈質量為6 600×0.8=5 280kg/hm2。

玉米收獲時莖稈含水率平均為64.98%[6]，根據本機設計方案，莖稈收獲時含水率較高，取含水率為70%，于是得到莖稈產量為qi=5 280/0.7 =7 542.86kg/hm2。

莖稈收獲生產率的計算公式為[7]

Qj=0.1qjBjvj

(1)

式中Bj—工作幅寬(m)；

qj—莖稈產量(kg/hm2)；

vj—整機行進速度(km/h)。

計算得Qj=9 051.43kg/h。

3 粉碎刀的設計及分析

莖稈粉碎機的粉碎刀片是粉碎裝置的重要工作部件，經常與泥土、石塊及其它田間雜質接觸摩擦，工作條件極為惡劣，且由于其轉速一般較高，需要承受很大的沖擊力才能達到粉碎莖稈的目的。因此，粉碎刀的質量直接影響莖稈粉碎機的粉碎質量和可靠性。

3.1 粉碎刀類型的選擇

粉碎刀按結構形式可分為直刀型、錘爪型及甩刀型。其中，甩刀型又包括L型及其改進型刀、T型刀、Y型甩刀型及鞭式[8]，如圖3所示。

直刀型 錘爪型 Y型刀

T型刀 L型及其改進型刀 鞭式刀圖3 各種粉碎刀類型Fig.3 Various types of grinding blade

直刀型粉碎性能較好、質量小、消耗功率較小，由于需要組合使用且排列較密，成本較高；錘爪式粉碎性能好，但其質量大、消耗功率大、成本高；Y型刀粉碎性能較好、質量小、消耗功率小、撿拾性能好，但結構復雜；T型刀粉碎效果好、質量較小，但成本較高；L及其改進型粉碎效果較好、質量小、功率小、成本較低，且以打擊為主；鞭式粉碎質量較好、工作效率高，但其消耗功率高、成本高。

莖稈粉碎多以打擊粉碎為主，切割為輔，其工作原理是通過高速旋轉的刀片打擊莖稈，從而達到粉碎目的。綜合成本與效率多方面因素，Y型刀與L型及其改進型刀滿足設計要求，本設計選擇L型及其改進型刀，并將兩片刀組合成Y型。這樣設計既吸取了Y型刀撿拾效果好的優勢，又改善了Y型刀的不足，當刀片遇到砂石等較硬沖擊時還可以通過兩片刀的擺動來減小刀座及刀輥的沖擊力。

L改進型刀片切割莖稈時用斜切的方式，即刀片與莖稈纖維成一定斜角，而L型刀片切割莖稈是橫斷切，即刀片垂直莖稈纖維。理論上，L改進型刀片比L型刀片粉碎莖稈所需的功耗小30%～40%[9]。因而，本設計選用L改進型刀片。

3.2 粉碎刀受力分析

當粉碎刀高速旋轉時，在離心力的作用下處于徑向射線的位置，與刀輥形成一個旋轉整體。粉碎刀切割莖稈時，切割阻力使粉碎刀產生偏轉，切割過后，甩刀在離心力的作用下恢復到原位。粉碎刀的受力狀態如圖4所示。

圖4 粉碎刀受力分析Fig.4 Force analysis for grinding blade

由圖4可知

T×b=m×g×a×sinβ+

m×ω2×R1×a×sinβ+f×m×ω2×ρ×r

刀輥上的正壓力時最大值產生于β=0時，此時，摩擦力矩=f×m×ω2×ρ×r作用在粉碎刀上相對于粉碎刀銷軸的力矩方程式可寫成

(2)

式中β—刀具工作偏轉角(°)；

ω—刀軸回轉角速度(rad/s)；

ρ—刀具質心離刀軸回轉中心距離(mm)；

T—作用在刀具端部的切割阻力(N)；

b—刀具所受切割阻力的力臂；

m—刀具質量(g)；

f—摩擦因數，f=0.15；

R1—刀片回轉半徑(mm)；

a—刀具質心離銷軸中心的距離(mm)；

g—重力加速度(m/s2)；

L—銷軸中心離刀軸中心的距離(mm)。

莖稈粉碎機工作時，偏轉角過大，不利于粉碎，也將造成莖稈的割茬高度增加，由式(2)可知:

1)當粉碎刀幾何尺寸及安裝尺寸一定時，增大質量m，β將減小，因此粉碎刀的m值不宜過小。

2)由粉碎刀結構可知，當m值一定，增大ρ值時，a值也將增大，那么β將減小。所以，在粉碎刀質量一定的情況下，把粉碎刀的質量重心向刀端移動，同樣可以獲得減小甩刀偏轉角的效果。

3.3 粉碎刀的結構參數

粉碎刀的結構參數主要有彎折角φ、正切面刃角i、滑切角β、彎曲半徑r、切削寬度L、刃厚b、刀輥半徑R[9]，如圖5所示。

圖5 粉碎刀結構參數Fig.5 Structural parameters of grinding blade

1)彎折角φ，即粉碎刀正切面與側切面夾角。彎折角過大，會使刀尖容易接觸到土壤或根茬，粉碎刀受力增加，加速其磨損，降低刀具使用壽命；彎折角過小，粉碎刀切割莖稈時首先在彎折處接觸莖稈，之后滑向側切刃，使刀輥易阻塞，切割阻力增大。

2)正切面刃角i。i減小，粉碎刀鋒利，功耗小，但i過小會使刀具壽命降低。

3)滑切角β。滑切角為正值時，滑切角過大，切割阻力增大，粉碎作用減小；滑切角為負值時，粉碎刀易纏草，刀輥易阻塞。

4)彎曲半徑r。粉碎刀彎曲處要有合適的彎曲半徑，這主要從制造工藝及刀具強度來考慮，過小的r會使粉碎刀彎曲處強度降低，降低刀具使用壽命。

5)切削寬度L。應從粉碎質量出發，綜合機具結構、材料強度和功耗等方面綜合考慮L值。切削寬度大可減少粉碎刀的排數，但單刀阻力增大，沿彎曲處易打斷；切削寬度小，粉碎效率低，漏茬現象嚴重，需增加粉碎刀組數，結構復雜。

6)刃厚b。當正切面刃角i與刀片厚度確定后，刃厚就確定了。

7)刀輥半徑R。該半徑已確定為140mm。

3.4 粉碎刀結構尺寸的確定

由以上兩節分析可知，粉碎刀的結構尺寸與諸多因素相關，以下逐一對各個尺寸進行確定：

1)由式(2)可知：提高甩刀質量可以減小甩刀偏轉角。刀片質心的位置基本不受刀片厚度的影響，甩刀厚度一般為6～8mm[10]。經過市場調研，甩刀更換非常復雜，而且更換后的甩刀與之前使用過的甩刀在質量及性能方面存在較大差異，容易造成刀輥的不平衡。另外，由于對甩刀進行大開刃，因此本文設計采用8mm，防止刀片變形，保證較高的安全系數，提高甩刀的使用壽命。

2)刀片寬度。考慮刀對切碎莖稈的氣流輸送，防止刀片在工作過程中產生變形，通常刀片寬度為30～100mm[11]，為了提高撿拾率，刀片寬度取70mm。

3)彎折角。江蘇農林職業技術學院劉永華老師對L形刀折彎角170°、160°、150°、135°作過對比試驗，試驗結果表明，135°L形刀片的采集率最大，但對折彎角為135°～90°沒有經過試驗[12]。

根據式(2)可知：應將刀片的重心位置向刀端移動，以保證刀輥的平衡。利用軟件的分析功能來檢驗刀片的重心位置，以銷孔處為原點，彎折角為135°時重心坐標為(9.975，-93.920，35.000)，彎折角為120°時重心坐標為(8.740，-95.317，35.000)。由此可見，彎折角越大，重心離刀端越近，因此選取彎折角為135°。

4)刃角。在沖擊式無支撐情況下，在設計刀片結構尺寸時，刀片刃角不易過小。刃角建議選擇在20°～40°。參考旋耕機刀片和實踐經驗，選擇傾斜線與水平方向之間的夾角為20°[13]。

5)材料選擇。選用65Mn材料制造刀片，采用熱處理工藝方案為:淬火(加熱溫度830～840℃,時間為10min)，等溫淬火(溫度250～260℃,時間大于或等于30分鐘)，回火(溫度250～260℃,時間2h)[14]。 根據以上設計計算以及結合現有粉碎刀的模型結構，確定粉碎刀的最終尺寸:彎折角φ為135°，正切面刃角i為20°，切削寬度L為37.5mm，刃厚b為8mm，彎曲半徑r為30mm，如圖6所示。

圖6 粉碎刀結構尺寸參數Fig.6 Structural parameters of grinding blade

3.5 粉碎刀應力分析

3.5.1 定義材料及網格劃分

應力分析前首先對粉碎刀的材料進行設置，材料屬性如表1所示。

表1 材料屬性表

之后設置網格，網格的劃分數量直接影響計算精度，網格劃分越多，計算精度越高，但求解越慢。本文采用h—收斂，優化最大數設置為0，網格平均元素大小為0.1，最小元素大小為0.1，分級系數為1.5，最大轉角為60°。由于粉碎刀的主要工作部位為刀刃部分，因此對該部分進行局部網格控制，設置元素大小為2mm，如圖7所示。共得到9 106個節點，4 423個元素，由圖7可以看出刀刃部分的網格劃分明顯比其他部分要細。

圖7 粉碎刀網格劃分Fig.7 Divide the grid for grinding blade

3.5.2 添加載荷和約束

Burmistrova測得莖稈切碎力為7.0～18.4N/mm[15]，由于要分析粉碎刀的最大受力情況，故本文在有限元分析中將作用在動刀刃上的垂直均布載荷q取最大值18.4N/mm，即對粉碎刀的刀刃上添加2 400N的力。設定重力的方向，所添加力在圖7中以箭頭形式標出，添加孔銷約束，全部準備工作完成后對粉碎刀進行有限元分析。

3.5.3 分析結果

通過三維軟件的應力分析功能，得到粉碎刀的等效應力、位移及安全系數分布云圖，如圖8所示。

圖8 粉碎刀應力分布云圖Fig.8 Stress distribution of grinding blade

從等效應力分布云圖中可以看出：應力最大值在銷孔處，為475MPa。粉碎刀采用的材料為65Mn，該材料的屈服強度為785MPa。因最大應力值小于材料的屈服強度，故該設計滿足強度要求。從位移分布云圖可以看到：變形最大部位為粉碎刀刀端，變形從刀端向銷孔方向依次減小。粉碎刀的總長度為1 650mm，而位移最大值為0.848mm，變形量對于粉碎刀長度來說是個非常小的值，因此粉碎刀的設計滿足剛度要求。

從安全系數分布云圖可以發現：粉碎刀整體安全性能較好，安全系數最小值在銷孔附近。這是因為銷孔處是粉碎刀的固定處，粉碎刀所承受的力最終大部分由該部位承擔，該處的安全系數值為1.7。在一般的設計中，安全系數的值一般大于1.5[16]，可見粉碎刀的設計滿足安全條件。

4 樣機試制

根據以上設計，委托玉龍農機對粉碎刀進行了試制，并完成莖稈粉碎機的試制，將其裝配刀山東奧泰機械廠生產的玉米聯合收獲機底盤上，如圖9所示。該樣機進行田間試驗，配套拖拉機動力為92kW，工作時刀片離地面約5cm(在設計的運動范圍內)，保證留茬高度在9～12cm，工作幅寬為16.5cm。試驗結果表明：該設計能夠滿足莖稈收獲要求，且粉碎刀未發生明顯的變形，莖稈未發生阻塞現象，驗證了該設計的合理性。

圖9 樣機試制Fig.9 Manufacturing prototype

5 結論

1)通過理論計算、文獻調研及三維軟件的輔助設計功能,在滿足整機布置以及莖稈粉碎、輸送作業要求的前提下，對粉碎刀進行參數設計。

2) 通過應力分析，對粉碎刀的強度、剛度及安全系數進行校核，驗證了設計的可行性。

3) 通過樣機試制和田間試驗，再次驗證了設計的合理性。

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