水稻聯(lián)合收割機(jī)切流滾筒結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化

張浩天，唐 忠，李耀明，何俊增

(江蘇大學(xué) 農(nóng)業(yè)裝備工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

隨著我國(guó)水稻品種改良及高產(chǎn)雜交稻的推廣，切縱流組合式脫粒分離結(jié)構(gòu)的初脫與復(fù)脫組合方式在適應(yīng)高產(chǎn)水稻收獲中的優(yōu)勢(shì)逐漸體現(xiàn)[1-2]，但現(xiàn)有切流滾筒與縱軸流滾筒在喂入交接口處常出現(xiàn)莖稈喂入不暢等問題，同時(shí)因切流滾筒凹板篩包角為80°～100°，莖稈在切流滾筒脫粒輸送過程中僅占滾筒圓周的1/3左右，使得切流滾筒在脫粒過程中承受較大的偏心負(fù)載并產(chǎn)生較大的偏心振動(dòng)[3]。

為解決切縱流結(jié)構(gòu)交接處易堵塞的難題，迪爾公司[4]研發(fā)出一種具有輸送和脫粒功能的切流式脫粒機(jī)構(gòu)，通過在脫粒滾筒入口側(cè)位置設(shè)置可調(diào)的凹板篩來減少堵塞；徐立章等[5]通過在切流滾筒和縱軸流滾筒之間設(shè)置強(qiáng)制喂入輪來提高物料喂入的順暢性；趙國(guó)良等[6]設(shè)計(jì)了一種偏心式脫粒機(jī)構(gòu)，將滾筒結(jié)構(gòu)和篩網(wǎng)之間構(gòu)造出具有大小可變化的間隙；徐立章等[7]對(duì)聯(lián)合收割機(jī)田間收獲時(shí)橫軸流滾筒軸端振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試，得出滾筒軸承座位置的振動(dòng)頻率為0.49～37.46Hz，軸承座位置振動(dòng)幅值為0～3.5mm。改進(jìn)切流滾筒結(jié)構(gòu)是提高喂入順暢性的一種重要方式，但現(xiàn)有切縱流交界口處仍存在喂入不暢等問題，切流滾筒在脫粒過程中承受較大的偏心負(fù)載，仍會(huì)產(chǎn)生較大的偏心振動(dòng)[8-9]。

本文設(shè)計(jì)了一種具有偏心結(jié)構(gòu)的切流滾筒結(jié)構(gòu)，其脫粒元件在縱軸流滾筒喂入口處會(huì)收回滾筒內(nèi)部，減少了脫粒元件對(duì)物料的回帶作用，從而提高了切流滾筒喂入的順暢性；同時(shí)，偏心結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的力矩平衡了部分物料對(duì)滾筒的阻力矩，減少了切流脫粒滾筒的振動(dòng)。

1 切流滾筒結(jié)構(gòu)與分析

1.1 切流滾筒結(jié)構(gòu)

本文采用的切縱流脫粒分離裝置結(jié)構(gòu)如圖1所示。圖1(a)為切縱流聯(lián)合收割機(jī)的切縱流脫粒裝置，通過對(duì)圖1(a)切流滾筒進(jìn)行測(cè)繪并運(yùn)用Pro/E進(jìn)行三維建模，將切流滾筒結(jié)構(gòu)建模如圖1(b)所示。

(a) 切縱流組合結(jié)構(gòu)

(b) 切流滾筒結(jié)構(gòu)

切流滾筒凹板篩包角為100°，脫粒間隙為25mm，切流滾筒外徑為500mm，切流滾筒設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為800r/min，切流滾筒工作時(shí)轉(zhuǎn)速為760～800r/min，工作狀態(tài)平均功耗約為15kW，峰值狀態(tài)平均功耗約為25kW。

1.2 受載靜力學(xué)分析

1)切流滾筒傳動(dòng)軸。傳動(dòng)軸主要承受脫粒過程中莖稈產(chǎn)生的等效阻力與扭矩作用，且扭矩與傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩近似相等[10]，因此可把傳動(dòng)軸近似為簡(jiǎn)支梁模型。計(jì)算得到正常工作狀態(tài)下傳動(dòng)軸受力為398.14N，峰值狀態(tài)下受力為698.1N。在ANSYS中建立傳動(dòng)軸工作狀態(tài)下載荷與約束，結(jié)果如圖2所示。其中，A、B表示載荷，C、D表示傳動(dòng)軸端約束。

(a) 正常狀態(tài)

(b) 峰值狀態(tài)

在ANSYS中，采用第三和第四強(qiáng)度理論對(duì)傳動(dòng)軸強(qiáng)度進(jìn)行靜力學(xué)分析。由傳動(dòng)軸的應(yīng)力及應(yīng)變分析可得：傳動(dòng)軸在工作狀態(tài)和峰值狀態(tài)下的總變形為0.001 6mm和0.002 9mm；變形由施加約束位置開始向中間逐漸變大，在軸中段出現(xiàn)最大值。傳動(dòng)軸在工作狀態(tài)下整體應(yīng)力為1.2MPa，在滑動(dòng)軸承座約束臨界處及兩端幅盤安裝位置處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大值為10.63MPa；在峰值狀態(tài)下整體應(yīng)力為2.1MPa，在滑動(dòng)軸承座約束臨界處及兩端幅盤安裝位置處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大值為18.64MPa。

2)脫粒桿齒。切流滾筒工作時(shí)，脫粒元件直接與水稻接觸承受莖稈阻力。脫粒元件安裝在幅盤上，因此在軸兩端施加固定端約束。工作狀態(tài)下每個(gè)釘齒受到的平均載荷為16.59N，峰值狀態(tài)下每個(gè)釘齒受到的平均載荷為63.46N。脫粒元件在工作狀態(tài)及峰值狀態(tài)下的受載與約束狀態(tài)如圖3所示。其中，A表示約束，其余表示載荷。

(a) 正常狀態(tài)

(b) 峰值狀態(tài)

采用第三和第四強(qiáng)度理論對(duì)脫粒桿齒強(qiáng)度進(jìn)行靜力學(xué)分析后得知：脫粒元件在工作狀態(tài)及峰值狀態(tài)下的總變形為0.14mm和0.24mm，變形由脫粒元件兩端開始向中間逐漸變大，在中間3個(gè)釘齒末端出現(xiàn)最大值；工作狀態(tài)下釘齒上分布應(yīng)力為1.91MPa，在齒桿上存在應(yīng)力集中，最大為17.03MPa；峰值狀態(tài)下，釘齒上分布應(yīng)力為3.2MPa，在齒桿上存在應(yīng)力集中且最大為29.87MPa。

3)滾筒輻盤。切流滾筒凹板篩包角為100°，在工作過程中同時(shí)有3排脫粒元件與莖稈接觸，假設(shè)中間位置的脫粒元件承受總載荷的1/2，兩側(cè)的脫粒元件各承受總載荷的1/4，且載荷垂直作用于釘齒。通過計(jì)算得到，工作狀態(tài)下輻盤切向受力為23.05N，徑向受力為130.70N，峰值狀態(tài)下輻盤切向受力為40.41N，徑向受力為229.17N。建立切流滾筒輻盤受載與約束模型如圖4所示。其中，A表示端幅盤，B表示釘齒，F(xiàn)表示作用于釘齒的載荷。

(a) 兩端側(cè)輻盤

(b) 中間輻盤

采用第三和第四強(qiáng)度理論對(duì)輻盤強(qiáng)度進(jìn)行靜力學(xué)分析后得知：在工作狀態(tài)和峰值狀態(tài)下，兩端幅盤整體變形分別為0.002 5mm和0.004 4mm；在載荷作用處存在應(yīng)力集中，且沿徑向應(yīng)力不斷增加，在施加約束處達(dá)到最大，工作狀態(tài)和峰值狀態(tài)下的最大應(yīng)力分別為4.19MPa和7.35MPa。

通過ANSYS仿真分析得知切流滾筒傳動(dòng)軸、脫粒桿齒、中間輻盤和端側(cè)輻盤的強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求。

1.3 約束模態(tài)及振型分析

切流滾筒的模態(tài)分析采用自動(dòng)劃分網(wǎng)格方式[11-12]，在實(shí)際工況中，切流滾筒安裝在滑動(dòng)軸承座上，且有3排脫粒元件受到莖稈作用，因此在Workbench中傳動(dòng)軸兩端施加圓柱面約束，在3排脫粒元件上施加載荷。其中，切流滾筒切向自由，限制軸向和徑向自由度，切流滾筒工作狀態(tài)受載與約束模型如圖5所示。

圖5 切流滾筒工作狀態(tài)受載與約束模型

通過對(duì)切流滾筒在ANSYS軟件中進(jìn)行約束模態(tài)分析后，提取仿真結(jié)果的前6階模態(tài)及振型，結(jié)果如表1所示。

表1 切流滾筒約束模態(tài)及振型

由表1可得：切流滾筒前6階固有頻率在14.51～164.71Hz之間，振型主要表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)、彎曲及軸向竄動(dòng)。隨著約束模態(tài)階次的增加，切流滾筒固有頻率也不斷增加，其中第2、3階固有頻率值接近，其振型也相似，4～6階固有頻率值接近，振型相似。

切流滾筒第1階固有頻率值為14.51Hz，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為870.8r/min。由于切流滾筒設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為800r/min，工作狀態(tài)轉(zhuǎn)速為760～800 r/min，且工作轉(zhuǎn)速頻率與固有頻率比值為0.8～1.2便會(huì)產(chǎn)生共振[13]，現(xiàn)有的切流脫粒滾筒轉(zhuǎn)速位于共振區(qū)內(nèi)，這與實(shí)際工況下出現(xiàn)振動(dòng)情況相符。因此，提高切流脫粒滾筒的固有頻率，避免發(fā)生共振，可保證切流滾筒的作業(yè)性能。

2 偏心切流滾筒設(shè)計(jì)

2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

由于切流滾筒在工作狀態(tài)和峰值狀態(tài)下的功耗分別為15kW及25kW，切流滾筒等效扭矩分別為179.06N·m和314.14N·m，取峰值載荷314.14N·m進(jìn)行偏心設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核。設(shè)計(jì)切流滾筒傳動(dòng)軸材料選用45號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，由于扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，通過計(jì)算可得切流滾筒傳動(dòng)軸直徑最小為38.2mm；依據(jù)脫粒元件的工作條件，其材料選取40Cr調(diào)質(zhì)鋼，設(shè)計(jì)偏心距為65mm，脫粒滾筒直徑為360mm；脫粒元件長(zhǎng)度為175mm，脫粒元件直徑為13mm。偏心軸只起支撐作用而不傳遞動(dòng)力，選取偏心軸的材料為45號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，直徑為35mm。依據(jù)切流滾筒、傳動(dòng)軸與支撐半軸的長(zhǎng)度，計(jì)算可得偏心軸長(zhǎng)度為609mm。

依據(jù)切流滾筒、傳動(dòng)軸與支撐半軸的長(zhǎng)度，偏心軸長(zhǎng)度為609.2mm，由于偏心軸產(chǎn)生的力矩可平衡切流滾筒脫粒過程中阻力矩，偏心軸與水平面的偏心角計(jì)算公式為

M=mg·e·cosθ

(1)

式中M—偏心平衡力矩；

m—偏心質(zhì)量；

g—重力加速度；

e—偏心距；

θ—偏心角。

由式(1)計(jì)算可得：當(dāng)設(shè)計(jì)的偏心切流滾筒傳動(dòng)軸直徑為39mm、偏心角為40°、偏心距為65mm時(shí)，偏心切流滾筒工作狀態(tài)下可以平衡7.2%的莖稈阻力矩，峰值狀態(tài)下可以平衡4.8%的莖稈阻力矩。

為保證偏心切流滾筒旋轉(zhuǎn)過程中不出現(xiàn)脫粒元件的死角，將脫粒元件I設(shè)計(jì)為Y型，相鄰兩齒桿夾角分別為80°和145°；脫粒元件II也采用Y型，相鄰兩齒桿夾角分別為100°和160°；脫粒元件I和II在偏心傳動(dòng)軸上均勻間隔分別布置10組，中心距為25mm；傳動(dòng)軸長(zhǎng)度為600mm，偏心軸長(zhǎng)度為330mm、直徑為35mm，支撐軸長(zhǎng)度為170mm、直徑為35mm。脫粒元件I、II及偏心傳動(dòng)軸的裝配結(jié)構(gòu)如圖6所示。

(a) 脫粒元件I (b) 脫粒桿齒II (c) 偏心傳動(dòng)軸

在脫粒滾筒脫粒元件I和II上設(shè)計(jì)有滾筒推板，滾筒推板總數(shù)為6個(gè)，在右幅盤、左幅盤上均勻分布，滾筒推板長(zhǎng)度為730mm、高度為60mm，距切流脫粒滾筒旋轉(zhuǎn)中心為175mm。偏心切流脫粒元件及滾筒推板裝配結(jié)構(gòu)如圖7所示。

(a) 偏心切流脫粒元件

(b) 滾筒推板結(jié)構(gòu)

所設(shè)計(jì)的切流滾筒凹板篩中心與切流滾筒旋轉(zhuǎn)中心在水平方向相距50mm、在豎直方向相距20mm，形成脫粒間隙為10～60mm。將脫粒元件I、II和偏心傳動(dòng)軸、滾筒推板結(jié)構(gòu)裝配成偏心切流滾筒結(jié)構(gòu)[14]，結(jié)果如圖8所示。

圖8 偏心切流滾筒總裝配結(jié)構(gòu)

2.2 受載靜力學(xué)分析

由于偏心切流滾筒工作過程中脫粒元件直接與物料接觸，承受物料阻力時(shí)只有伸出的3排脫粒元件承受阻力，故在整個(gè)偏心切流滾筒分析中，只在3排釘齒上施加載荷。經(jīng)計(jì)算，工作狀態(tài)下每根桿齒上所受的載荷為36.19N，峰值狀態(tài)下每個(gè)釘齒所受載荷為63.46N；整個(gè)偏心切流滾筒繞中心軸旋轉(zhuǎn)，故在其兩端施加切向自由的圓柱面約束。偏心切流滾筒受載及約束模型如圖9所示。

(a) 受載整體模型

(b) 受載方向

通過在ANSYS中對(duì)偏心切流滾筒進(jìn)行靜力學(xué)仿真分析，結(jié)果如圖10所示。

圖10 偏心切流滾筒靜力學(xué)仿真結(jié)果

由仿真結(jié)果知：偏心切流滾筒在工作狀態(tài)下的總變形為2.46mm，總形變數(shù)值由中心軸向外部逐漸增大，最大形變出現(xiàn)在與物料接觸的釘齒末端。依據(jù)第三強(qiáng)度理論校核，整個(gè)偏心切流滾筒上分布應(yīng)力為99.3MPa。在工作狀態(tài)下，按照第四強(qiáng)度理論校核，整個(gè)偏心切流滾筒上分布應(yīng)力為86.4MPa。經(jīng)ANSYS分析得知，所設(shè)計(jì)的偏心切流滾筒結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求。

2.3 約束模態(tài)及振型分析

偏心切流滾筒的網(wǎng)格劃分采用自動(dòng)劃分方式，在實(shí)際工作中，傳動(dòng)軸兩端靠滑動(dòng)軸承支撐，偏心切流滾筒直接安裝在滑動(dòng)軸承座上；因此需要在傳動(dòng)軸兩端施加圓柱面約束。其中，切向自由，限制軸向和徑向自由度，具體施加約束狀態(tài)如圖11所示。其中，A、B為圓柱面約束。

圖11 偏心切流滾筒約束模態(tài)模型

通過對(duì)偏心切流滾筒進(jìn)行約束模態(tài)分析，可得偏心切流滾筒第1～6階模態(tài)振型，其第1階模態(tài)振型如圖12所示。由模態(tài)仿真可得偏心切流滾筒前6階模態(tài)及振型結(jié)果如表2所示。

由表2可得:偏心切流滾筒前6階固有頻率在25.59～100Hz之間，振型主要表現(xiàn)為彎曲、扭轉(zhuǎn)、軸向竄動(dòng)；隨著階次的增加，固有頻率的值也不斷增加；3～5階固有頻率值接近，其振型也相似。

圖12 偏心切流滾筒第1階模態(tài)振型

表2 模態(tài)分析結(jié)果

由此可見，偏心切流滾筒的轉(zhuǎn)速頻率12.67～13.33Hz小于偏心切流滾筒的第1階固有頻率25.59Hz。同時(shí)，偏心切流滾筒在將物料喂入到縱軸流滾筒時(shí)，因偏心軸的作用脫粒桿齒收回脫粒滾筒內(nèi)，減少了對(duì)莖稈的回帶作用。

3 結(jié)論

1)通過對(duì)原有切流滾筒結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析得知:切流滾前6階固有頻率在14.51～164.71Hz之間，振型主要表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)、彎曲、軸向竄動(dòng)。切流滾筒的1階固有頻率值為14.5Hz，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速為870.8r/min；切流滾筒工作轉(zhuǎn)速為760～800r/min，則原切流脫粒滾筒的轉(zhuǎn)速位于共振區(qū)內(nèi)。

2)對(duì)切流滾筒結(jié)構(gòu)進(jìn)行了偏心結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，傳動(dòng)軸直徑為39mm、偏心距為65mm、偏心角為40°、偏心軸直徑為35mm、長(zhǎng)度為609mm、脫粒元件直徑和長(zhǎng)度分別為13mm和175mm，因切流滾筒重心偏移產(chǎn)生的力矩平衡了7.2%的物料產(chǎn)生的阻力矩，同時(shí)提高了切縱流脫粒結(jié)構(gòu)在交界口處喂入的順暢性。

3)對(duì)設(shè)計(jì)的偏心切流滾筒結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)和模

態(tài)分析得知:脫粒元件最大總變形為0.017mm，整體應(yīng)力小于3.9MPa，在施加約束處存在應(yīng)力集中，最大為34.2MPa；滾筒推板最大總變形約為2.1mm，整體應(yīng)力小于62MPa，設(shè)計(jì)強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求，且避開了脫粒過程中滾筒的共振區(qū)。