煙稈拔稈粉碎機的改進設計與刀輥功耗仿真

張大斌,舒成松,余朝靜,劉維崗,曹 陽,韋建玉

(1.貴州大學 機械工程學院,貴陽 550025;2.廣西中煙工業有限責任公司,南寧 530001)

0 引言

近年來,煙稈的綜合利用和回收已成為煙葉生產過程中的關鍵環節之一,而回收設備功能的單一性、作業效率不高和整體適應性不理想等特點是制約煙稈綜合利用效率提升的重要因素[1-3]。因此,研制一種能夠實現多功能聯合高效作業且適應性強的煙稈機械化回收設備對煙稈的處理和綜合運用具有重要的意義。

對于拔稈設備的研究,目前有以下兩種:一種如4YG-lA型煙稈拔除機[4]和4JD-80型煙草拔除機等[5]通過掘蔸式拔稈刀輥將煙稈拔起后平鋪于田間,再進行二次收集和處理;另一種如JTBG-A型拔稈機[6]可實現拔稈和粉碎等作業功能,但存在山區作業時含土率高、易纏草、粉碎粒徑大等問題。針對此問題,課題組設計了一種具有拔起、拋送、抓取、輸送、去土、粉碎和收集等功能的一體式煙稈拔稈粉碎機[7-8],采用液壓系統進行驅動,通過拔稈刀輥將煙稈拔起并拋送至由多對上下對輥組成的傳輸機構,再傳輸至錘片式粉碎機進行煙稈的粉碎。田間試驗表明:該機具已能滿足作業指標,但在作業時存在振動較大、對輥傳輸機構功耗較高、液壓系統易出故障及高行進速度時會造成一定的堵稈問題。

針對上述問題,對一體式煙稈拔稈粉碎機進行改進設計:利用機械傳動取代液壓傳動,傳動簡單且相對穩定;輸送結構改為單對對輥+鏈網輸送機的輸送方式,解決傳輸機構功耗高和高行進速度時產生的堵稈現象;粉碎機設計為輪盤式高速鋼刀片結構,提高粉碎效率;整機居中布置,消除上一代機具由于偏心布置造成的振動較大的問題。同時,利用EDEM對拔稈刀輥功耗進行數值模擬仿真,以期為二代樣機拔稈機構動力參數的設計提供合理的參考依據。

1 整機結構與工作原理

1.1 總體結構

改進設計后的一體式煙稈拔稈粉碎機能一次完成煙稈的拔起、拋送、抓取、輸送、去土、粉碎和收集等工作,整機結構更緊湊,適應性和作業性能更好。其主要由拔稈刀輥、夾持對輥、鏈網輸送機、輪盤式粉碎機、汽油機、收集箱、機械傳動系統及機架等組成,如圖1所示。其中,輸送機構由夾持送入對輥Ⅰ、鏈網輸送機和喂料口對輥組成;粉碎機采用輪盤式粉碎機,刀輥采用掘蔸式刀輥結構設計;傳動系統采用機械傳動,由牽引拖拉機輸出軸通過萬向聯結軸與分動箱連結提供拔稈刀輥和輸送機構動力,汽油機單獨提供粉碎機動力。

1.拔稈刀輥 2.齒梳 3.萬向聯結軸 4.分動箱 5.汽油機 6.粉碎機 7.收集箱 8.喂料口對輥 9.擺臂 10.機架 11.鏈網輸送機

1.2 工作原理

一體式煙稈拔稈粉碎機由東方紅ME404拖拉機提供牽引動力、拔稈刀輥動力和輸送機構動力。拖拉機輸出軸通過萬向連接軸與拔稈粉碎機分動箱連結,將動力分至左右兩端,并通過鏈輪減速,將動力傳遞至拔稈刀輥和輸送機。夾持送入對輥Ⅰ和喂料口對輥通過鏈傳動的方式與輸送機鏈輪相連實現增速。

作業時,拔稈刀輥在分動箱動力輸出軸的作用下反向旋轉,從煙壟底部開始切削煙壟,并將煙稈的煙蔸從底部刨出,在拔稈橫刀和齒梳的共同作用下將煙稈拋至夾持喂入對輥Ⅰ,該對輥及時地將煙稈送入鏈網輸送機以避免煙稈與刀輥的纏繞、堵塞[7],從而實現煙稈、土壤、雜草等混合物的有效分離和將煙稈的穩定拋入鏈網輸送機。喂料口對輥將輸送機輸入的煙稈夾持喂入粉碎機,通過收集箱對粉碎顆粒進行收集,完成煙稈的連續拔稈、輸送、粉碎和收集的連續穩定作業。

2 關鍵部件設計

2.1 拔稈刀輥設計

2.1.1 拔稈刀輥結構設計

拔稈刀輥作為一體式煙稈拔稈粉碎機的核心部件,要求其功耗低、工作穩定性好、拔凈率高。刀輥采用掘蔸式設計,逆時針旋轉時將煙稈從煙壟底部掘出,拔凈率高,且對不同的煙壟具有良好的適應性,同時可降低切土和拔稈作業的功耗[9],其結構組成如圖2所示。

2.1.2 彎刀主要參數確定

采用Ⅲ型彎刀進行改進設計作為拔稈刀輥彎刀,其結構如圖3所示。該結構具有較好的滑切性能,作業時,彎刀刀刃切削煙壟并將煙稈和雜草等沿刃口拋出,避免彎刀上纏草,增加其功率消耗。其主要參數包括回轉半徑R、側切刃極徑ρ、滑切角τn、正切部彎折半徑r和工作幅寬B等[10]。

1)彎刀側切刃曲線設計。設計的彎刀側切刃為等進螺旋線,其方程為

ρ=ρ0+a、θ

(1)

其中,ρ0為螺線起點的極徑(mm),a、為極徑增加量(mm),θ為螺線上任意點的極角(rad)。

為避免無刃部分切土,ρ0可由下式求得,即

(2)

其中,S為切土節距(mm),a為耕深(mm),R為彎刀回轉半徑(mm)。

圖3 刀輥彎刀結構圖

第一代樣機設計參數中,切土節距為100mm,回轉半徑為250mm,在田間試驗時,由于刀輥和齒梳的間距較小,造成一部分煙稈尚未被拋送至傳輸對輥而散落在壟間,且壟體部分土壤大量堆積,使拔稈功耗增加。因此,在對彎刀進行參數改進設計時,可適當減小刀輥回轉半徑,本文將其值設計為240mm。

通過計算可得:ρ0=189mm。為使螺旋線能與正切刃圓滑過渡,螺旋線終點處的極徑ρn一般設計為比彎刀回轉半徑小10～20mm,本文取ρn=R-10=230mm。

螺旋線終點的極角θn可由下式求得,即

(3)

其中,τn為螺線終點的滑切角,取值為60°,帶入數值計算得θn=17.7°。

極徑增加量a、的值為

a、=(ρn-ρ0)/θn

(4)

將a、的值帶入式(1),并從0～θn之間分成若干份,取若干個值帶入該式可分別求得對應的ρ值,做出側切刃螺線。

2)正切部彎折半徑。正切部折彎半徑過小時會造成彎折圓弧處易黏土,功率消耗也增加,通常其值大于30mm。根據煙葉種植的土壤特性,正切部折彎半徑取值為r=35mm,田間試驗結果顯示該值能夠較好地滿足拔稈作業要求。

3)工作幅寬。增大彎刀工作幅寬可減少刀輥上彎刀總數,但過大的工作幅寬影響彎刀的剛度和碎土質量,同時造成易鏟草和煙稈的堵塞,根據煙葉種植的農藝要求,正切部折彎半徑取值為B=35mm。

通過上述計算可確定刀輥旋耕刀的主要參數如表1所示。

表1 刀輥旋耕刀主要參數

2.1.3 彎刀排列設計

彎刀的排列切土扭矩、功率消耗、拔稈作業效果均有較大的影響,本文采用4n±2最優雙頭螺旋線排列方式,保證刀輥每轉過360/°Z、有一把彎刀入土,且左右彎刀交替入土,其刀具相位角相差180°。排列的具體參數通過式(5)計算,即

(5)

其中,B為幅寬(mm),L為截面間距(mm),mQ為切削區數,m為截面數,N為總刀數,Bs為實際工作幅寬。

依據煙稈拔稈農藝要求,結合第一代樣機田間試驗結果,得到ΔB=700mm,L=100mm,m=8,N=14,其相繼工作和同一螺旋線上的相位差分別為25.7°和51.4°。

2.2 粉碎機設計

粉碎機采用輪盤式結構,主要由切碎軸、動刀安裝架、動刀片、轉動飛輪滾筒、皮帶輪、外殼體及出料口等部件組成,如圖4所示。該結構便于加工、易于安裝、結構緊湊,滾筒上可安裝多個切刀,從而每個動刀的轉速一致,能夠獲得粒徑均勻的粉碎秸稈。粉碎機工作時,煙稈經過喂料對輥進入粉碎腔,對輥對秸稈起限位和喂入作用;在粉碎腔入料口下底面安裝有定刀,秸稈在入料口處受到安裝在轉子上高速旋轉的動刀與定刀配合產生的剪切作用,從而被切成碎片。

1)粉碎機構刀輥轉速確定。粉碎機構刀輥轉速的高低是影響秸稈粉碎效果和粉碎效率的主要參數之一。任何秸稈的切割都有一定的速度要求,相關資料表明:切斷煙稈等秸稈的線速度在13.6～30 m/s之間[10,12]。因此,可根據下式計算出粉碎機刀輥主軸轉速,即

(6)

其中,v2為粉碎秸稈的切割線速度(m/s),r為動刀片刃線的回轉半徑(m),n2為粉碎機構刀輥主軸轉速(r/min)。

r取150mm,根據煙稈的切割特性,v2取25m/s,計算可得n2=1 590r/min。

1.動刀片 2.定刀 3.轉動飛輪滾筒 4.帶輪 5.出料口

2)刀片參數確定。粉碎刀的刃角越小,刀刃越鋒利,切削性能越好,但硬度小,易卷刃、易磨損,參考自磨刃刀片的設計原理和設計參數,刀片的刃角取30°,使其具有自磨刃效果。

刀片的厚度會影響刀片質量、轉動慣量和變形量,隨著厚度的增大,刀片質量與轉動慣量隨之增大,變形量減小。由于對煙稈進行粉碎時采用滾筒式直刀粉碎方式,所以需要較大的轉動慣量,且刀片需要較好的抗變形性能。因此,刀片厚度取為10mm,長度為300mm。

3) 粉碎刀安裝參數確定。動定刀之間的安裝位置關系如圖5所示。將定刀安裝在入料口下底板處,在秸稈切碎過程中首先起到對秸稈的支撐作用,其次與動刀配合對秸稈進行剪切。當定刀位于轉子中心軸上方時,動刀在切碎過程中會對秸稈產生向外的推力,影響秸稈的喂料力度,增大功耗[13];當定刀與中心軸水平時,動刀與秸稈進行垂直切割,切割力度大,但粉碎刀沒有將切斷后的秸稈帶入粉碎腔的分力,完全靠喂料口對輥的傳輸作用進行喂料,因此秸稈切斷后喂入效果較差;當定刀位于轉子中心軸下方時,在粉碎過程中,動定刀之間形成一定夾角,動刀在秸稈喂入方向會產生分力,利于秸稈的喂入。

根據農業機械手冊[14]可知

H=d+rvm/vd

(7)

其中,H為定刀相對主軸中心的距離(mm),d為秸稈直徑(mm),r為動刀片刃線的回轉半徑(mm),vm為喂料速度(m/s),vd為動刀刃線速度(m/s)。

圖5 動定刀位置關系

2.3 輸送機構設計

一體式煙稈拔稈粉碎機輸送機構由夾持喂入上下對輥、鏈網輸送機及喂料口對輥組成,如圖6所示。

1.刀輥 2.齒梳 3.夾持喂入對輥Ⅰ下輥 4.夾持喂入對輥Ⅰ上輥

刀輥反向旋轉切削煙壟將煙稈從底部掘出,在與齒梳的共同作用下拋送至夾持喂入對輥,在夾持喂入輥上輥順時針旋轉、下輥逆時針旋轉的共同作用下,將煙稈夾持送入輸送機構;喂料口對輥將鏈網輸送機輸送的煙稈喂入粉碎機進行粉碎。其中,喂料口對輥上輥采用浮動式設計,保證適應不同直徑的煙稈。

2.3.1 對輥設計及參數分析

1)對輥直徑。在煙稈傳輸過程中,對輥的尺寸參數對煙稈的抓取、輸送和粉碎有著重要的影響[7]。對輥直徑過小,將會造成纏草、打滑和堵稈等;而直徑相對較大時,煙稈能準確地進入鏈網輸送機,作業性能較好。因此,將最小對輥直徑作為煙稈穩定傳送的依據,以夾持喂入對輥為例進行受力分析,如圖7所示。

圖7 夾持喂入輥受力分析

煙稈喂入夾持對輥時,受到兩輥之間的擠壓力F,此時產生的摩擦力為μ·F,對輥要能完成將煙稈送入鏈網輸送機,則必須滿足

2Fsinα≤2μ·Fcosα

(8)

故

μ=tgφ≥tgα,即φ≥α

式中α—擠壓力與兩輥軸心的扎角;

φ—煙稈與夾持對輥表面的摩擦角。

μ—煙稈與夾持對輥表面的動摩擦因數。

對喂入夾持對輥進行受力分析,設煙稈半徑為r,上下對輥間的間距為2e,則

O1O2=2R+2e=2Rcos2α+2r

(9)

因φ≥α,可得對輥最小直徑為

(10)

煙稈喂入夾持對輥表面摩擦角φ=17°～27°,設計時,根據煙稈傳輸特性,本文取φ=20°,取r=20mm,e=15mm,計算可得夾持喂入對輥直徑為R≥21.5mm。

高低溫測試主要是為了測試玻璃鋼中間管在高低溫環境下的復合材料耐高、低溫能力以及粘接性能。測試時要求將玻璃鋼中間管放置在高低溫箱中，控制高低溫箱的溫度在-45 ℃～55 ℃溫度范圍內變化，連續8天。8天后對產品進行外觀檢查，如外觀檢查沒有發現明顯缺陷，可進行下一步的極限載荷試驗和疲勞載荷試驗。

2)對輥轉速。喂料口對輥的轉速根據粉碎機的作業指標、粉碎機轉速和喂入輥半徑確定。設刀盤上前后兩把刀切削煙稈時煙稈前進的距離為s,則s等于喂入對輥外圓周單位時間滾過的線位移除以粉碎機單位時間內切削的次數[15],根據粉碎粒徑L≤40mm可知,s≤40mm,可求得喂入輥的最大轉速為

(11)

其中,nw為喂入輥轉速(r/min),nr為粉碎機刀盤轉速(r/min),N為刀盤上安裝動刀的數量,Dw為喂入輥直徑(mm)。

將nr=1 590r/min、Dw=90mm、N=2帶入式(11)中可求得喂料口對輥轉速為451r/min。

同時,根據課題作業指標和拔稈作業農藝要求,為避免煙稈的堵塞,夾持喂入對輥的線速度需大于刀輥的線速度,刀輥設計回轉半徑為R=240mm,設計轉速為n1=110r/min,可求出夾持喂入對輥的轉速nj為

njRj≥n1R=26.4

(12)

根據對輥工作過程分析,確定夾持對輥直徑Dj=120mm,可求得nj≥440r/min,設計取值與喂料對輥轉速相同,可得nj=440r/min。

2.3.2 鏈網輸送機結構設計

鏈網輸送機主要完成由夾持對輥處拋送過來的煙稈的輸送,采用此結構代替原來的多對對輥的輸送機構,避免在機組高速行進時跟煙稈同時進入輸送對輥造成的堵稈現象,同時該結構還具有良好的去土效果。已加工的鏈網輸送機構主要由導槽、限位調節軸承、機架、輸送鏈、張緊輪和輸送網組成,如圖8所示。

1.導槽 2.限位調節軸承 3.機架 4.輸送鏈 5.張緊輪 6.輸送網

(13)

其中,n1為輸送機轉速;v1為輸送機線速度;r1為鏈輪z7外徑,采用16A鏈條,節距為25.4mm,其外徑為112mm。通過計算可得輸送機鏈輪的轉速為64r/min。

2.4 傳動系統設計

一體式煙稈拔稈粉碎機的傳動系統如圖9所示。拖拉機動力輸出軸通過萬向傳動軸將動力傳遞到拔稈粉碎機分動箱,分動箱將動力分至左右兩側,分別帶動拔稈刀輥鏈輪(z20)和鏈式輸送機鏈輪(z6)使拔稈刀輥和輸送機工作。其中,z3、z4、z5、z6為二級減速機構鏈輪。在鏈式輸送機前軸上安裝鏈輪(z11)帶動對輥1下輥和齒梳工作,對輥1上下輥之間通過一對直齒圓柱齒輪(z16、z15)嚙合實現動力傳遞。其中,z11、z12、z13、z14為二級增速機構鏈輪。在鏈式輸送機的后軸一端上安裝鏈輪z21與z22、z23、z24組成增速機構實現鏈輪的同向增速,另一端先通過鏈輪z25、z26實現一級增速,再通過齒輪z27、z28實現反向增速,驅動喂料口上對輥驅動軸,驅動軸與喂料口上對輥通過鏈輪(z29、z30)實現動力同向傳遞。粉碎機由宗申188F汽油機(功率8.3kW)采用帶傳動的方式單獨提供動力。

1.萬向傳動軸 2.分動箱 3.齒梳 4.鏈式輸送機 5.對輥1下對輥

牽引拖拉機為東方紅ME404拖拉機,動力輸出軸最大轉速為720r/min,穩定輸出時約為640r/min,而分動箱內圓錐齒輪z1/z2=2∶1,則鏈輪z3、z19的轉速為320r/min。

由前節計算可知:輸送機鏈輪z7的轉速為64r/min。由前面計算可知:喂料口和夾持對輥轉速均為451r/min,拔稈刀輥轉速為110r/min,求出各齒輪的傳動比為

(14)

(15)

(16)

(17)

根據以上傳動比,結合安裝尺寸,可計算出各齒輪、鏈輪的齒數并選型。

3 拔稈刀輥功耗仿真分析

3.1 刀輥功耗理論計算

機具在作業時,拔稈刀輥反向旋轉切削煙壟,將煙稈從根部拋出并在拔稈橫刀和齒梳的共同作用下將煙稈送入夾持喂入對輥,整個過程影響拔稈刀功率消耗的主要因素為旋耕刀切削土壤時的切削阻力和摩擦阻力及拔稈橫刀拋土產生的阻力所做的功。由于目前尚未有對煙稈拔稈粉碎機功率的定量計算方法,只能借鑒工作原理與拔稈粉碎機類似的潛土旋耕機的經驗公式來近似表達拔稈刀輥的功率消耗模型,該經驗公式描述的功耗主要由切土功耗和拋土功耗兩部分組成,其表達式為[15]

(18)

其中,η為旋耕機傳動功率,η=0.8～0.9;p0為旋耕切土比阻(N/m2),與土壤特性、含水率、耕深、切土節距等諸多因素有關,采用實測數據;vd為刀輥外周線速度(m/s);R為刀輥半徑(m);n為刀輥轉速(r/min);δ為耕前土壤密度(kg/m3),采用實測數據;B為耕幅(m);d為耕深(cm);vm為機組前進速度(m/s)。

結合農業機械手冊,參照貴州地區煙草種植條件及土壤環境:d=20cm,vm=0.37m/s,B=0.7m,R= 0.24m,n=110r/min,η=0.9,p0=4.1×104N/m2,δ=2.05×103kg/m3,計算得拔稈刀輥的功率消耗為p拔稈刀輥=2.85kW。

3.2 拔稈刀輥切削煙壟數值模擬仿真分析

1)仿真模型的建立及參數設置。將拔稈刀輥在SolidWorks中按標準尺寸建模后導入EDEM中,設定拔稈刀輥前進速度為0.37m/s,方向為Z軸正方向;旋轉速度為110r/min,方向為-Y軸方向;運動時間均為1～3.5s,X軸正方向為重力加速度方向,大小為9.81m/s2。仿真中拔稈刀輥采用與實際相符的45鋼,選擇半徑為5mm的球體顆粒作為煙壟土壤顆粒模型,計算出滿足煙壟尺寸要求的顆粒數為290 000顆。設置顆粒總數為290 000顆,顆粒生成速度1m/s,方向為X軸正向,生成速率為300 000顆/s,類型為Virtual。選擇土壤顆粒之間、土壤顆粒與拔稈刀輥、土壤顆粒與土槽接觸模型為Hert-Mindin wit Bonding接觸模型,仿真參數按表1設置,設置仿真時間為3.5s,仿真步長為瑞麗時步的20%,即3.738 42e-05s,記錄數據時間間隔為0.01s,得到拔稈刀輥-煙壟的仿真模型

2)仿真結果及分析。拔稈刀輥反轉切削煙壟時,刀輥一邊隨粉碎機前進,一邊旋轉完成煙壟的拋土。在設定時間范圍內,拔稈刀輥切削煙壟的過程如圖10所示。

(a) T=1.08s

(b) T=2.47s

利用EDEM后處理模塊生成拔稈刀輥切削煙壟仿真的扭矩曲線圖,得到煙壟切削過程中的扭矩值隨時間變化如圖11所示。在T=1.0s后,隨著拔稈刀輥的旋轉切入,刀輥開始接觸煙壟,在旋耕刀和拔稈橫刀作用下對煙壟進行破壞并切入煙壟,拔稈刀輥扭矩值由0N·m逐漸增大,之后拔稈刀輥完全切入煙壟,實現刀輥的穩定切土拋土作業,其扭矩值也趨于穩定,并大體呈周期性循環的規律,具有峰值且呈周期交替變化,大小為36～60N·m,平均扭矩值為43N·m,峰值出現在拔稈橫刀切入壟底時。

圖11 拔稈刀輥切削扭矩值

拔稈刀輥切削煙壟功耗主要包括旋耕刀和拔稈橫刀破土消耗的能量及拔稈刀輥自身運動的動能。利用EDEM后處理模塊中扭矩T和水平分力Fz仿真數據求解出拔稈刀輥切削煙壟的功率曲線,如圖12所示。

圖12 拔稈刀輥切削功耗

由圖12可知:隨著拔稈刀輥逐漸切削進入煙壟,刀輥切削功耗逐漸增加,最后趨于穩定,功耗變化趨勢與扭矩值變化趨勢一致。在1～2s時,拔稈刀輥開始運動并逐漸切入煙壟,刀輥切削煙壟功耗呈不斷增大趨勢;在2～3.5s之間,拔稈刀輥完全切入煙壟,刀輥開始穩定切削煙壟,此時切削功耗趨于穩定,數值為1.5～3.8kW,平均值為3.02kW,與由旋耕機經驗公式得到的推導值誤差為5.63%。誤差來源除土壤特性和工作條件略有差異之外,還由于潛土旋耕機的經驗公式計算出的功率只考慮到旋耕刀切土和拋土造成的消耗,而拔稈刀棍的橫刀在切土和拋土過程中還會產生一部分的功率消耗,所以仿真平均值略比計算理論值偏大。因此,利用離散元仿真模擬方法來研究拔稈刀輥切削煙壟的功耗是合理可行的,同時也驗證了該仿真切削模型的正確性。

4 結論

1)介紹了一體式煙稈拔稈粉碎機的結構及工作原理,并對拔稈刀輥參數、粉碎機結構、輸送機構和傳動系統等關鍵部件分別進行了改進設計,形成新一代的拔稈粉碎機樣機。

2)通過設計與分析,確定了最優雙螺旋排列下拔稈刀輥的彎刀的參數:回轉半徑R=240mm,正切部彎折半徑r=35mm,工作幅寬b=35mm,轉速為110r/min。輪盤式粉碎機的主要參數為:主軸轉速為1 590r/min,刀片厚度為10mm,長度為300mm。另外,設計出由齒梳、夾持喂入對輥Ⅰ、鏈網輸送機和喂料口對輥組成的傳輸機構,確定了夾持喂入對輥的直徑Dj=120mm,喂料口對輥的直徑Dw=90mm,夾持喂入輥和喂料口對輥轉速nj=451r/min,鏈網輸送機的轉速為64r/min,并完成機械傳動系統的設計和各傳動部件傳動比的計算。

3)通過借鑒潛土旋耕機的經驗公式推導出拔稈刀輥的功率消耗的理論值為2.85kW。同時,進行拔稈刀輥切削煙壟時扭矩和功耗的EDEM數值模擬仿真,結果表明:刀輥穩定切削煙壟時的作業平均功耗為3.02kW,與由旋耕機經驗公式得到的推導值誤差為5.63%。造成誤差的主要原因為潛土旋耕機經驗公式計算出的功率值尚未考慮到拔稈橫刀造成的功率消耗,驗證了理論計算結果的可靠性。