棉稈收獲機定長切斷裝置的設計與仿真分析

趙鵬飛，王旭峰，邢劍飛，劉金秀，胡 燦，王 龍，賀小偉※

（1.塔里木大學機械電氣化工程學院，新疆 阿拉爾 843300；2.自治區教育廳普通高等學校現代農業工程重點實驗室）

0 引言

棉花作為一種重要儲備物資，在新疆種植面積最大，據2019年的統計調查，新疆棉花種植面積達2540.5khm2，占我國棉花產量的76.08%[1]。棉花秸稈作為棉花生產種植的副產品產量巨大，是一種重要的可再生資源[2]。隨著國家對可再生資源提質增效利用政策的發布，棉花秸稈資源得到越來越多的重視，市場上涌現出形式多樣的棉花秸稈收獲機械[3]。但現有棉花秸稈收獲機功能單一，無法滿足市場需求，例如：肥飼料廠需要切碎程度高的秸稈，而造紙行業則需求較為完整的秸稈[4]。為提高對棉稈的進一步利用，丁龍朋設計了鋸片式棉稈切割試驗臺并進行了試驗研究，得出切割轉速、輸送速度和切割器傾角對試驗指標切割功耗和割斷率的影響，設計出合適的棉稈切割臺[5]；宋占華等人結合棉稈切割試驗，對棉花秸稈往復式切割器動刀片進行了優化設計，使切割效率更高[6]。

目前，隨著國家對環境保護的重視與倡導，秸稈焚燒現象已經得到有效控制[7]，然而秸稈還田不適用于木質化程度高的棉花秸稈，高木質化使棉稈無法僅依靠冬休完成降解，不僅不能轉化為能被植物吸收的養分，反而會導致病菌滋生，影響植物正常生長；因此，對于棉花秸稈，機械回收才是最佳之選[8]。現有棉花秸稈收獲機功能相對單一，集不對行剪切、定長切斷和壓縮打捆收獲為一體的收獲機型很少[9-13]。針對上述問題，設計了一種棉花秸稈定長切斷收獲機，實現了棉稈的按需定長切斷收獲。

1 結構組成與工作原理

1.1 結構組成

棉花秸稈定長切斷收獲機如圖1，主要包括機架、導向器、剪切裝置、限深輪、牽引架、撿拾裝置、鏈傳動裝置、螺旋輥筒、切斷裝置、棉稈打捆裝置、液壓推桿裝置和相關傳感器等。

圖1 整機結構示意圖

1.2 工作原理

機具牽引架懸掛在輪式拖拉機的牽引機構上，導向器、剪切裝置、撿拾裝置、鏈傳遞裝置、輸送裝置、定長切斷裝置和棉稈打捆裝置按特定作業順序依次安裝在機架上。

實際作業時，位于最前端的導向器及剪切裝置首先對棉稈進行位置引導和近地表稈部剪切，打頂后冠部蓬松的棉稈在機器前進過程中后仰進入撿拾區，由撿拾裝置撥稈齒挑起拋向切斷區域，位居撿拾裝置兩側后方的螺旋輥筒則在轉動過程中將兩側棉稈向中間傳遞，同時其螺旋轉動使打頂后冠重稈輕的棉稈傾斜轉動，秸稈自身的長度與硬度能夠保證在傾斜轉動時依舊有一定長度的秸稈懸空，這段懸空秸稈的轉動進一步將中間位置收獲的豎直秸稈斜置并壓縮整理，促使中間切斷區棉稈水平鋪放，之后棉稈順利進入切斷區，由間隙星刀與齒刀配合完成切斷，通過控制齒刀工作數量實現定長切斷，輸送帶將切斷后的棉稈送至打捆裝置后，棉稈首先堆積在打捆裝置的下部，隨著進入打捆裝置棉稈數量的增多，堆積在打捆裝置底部的棉稈在輥筒帶動下運動，舊棉稈受自身重力的影響覆壓進入的新棉稈，持續的打滾運動像滾雪球一樣將棉稈打捆。當松散的棉稈充滿整個打捆裝置時，棉稈的持續輸入及輥筒的不斷轉動將松散的棉稈由外向內壓實，形成棉稈捆，當壓縮壓力達到輥筒上壓力傳感器預設上限值時，壓力報警器響起，駕駛員通過控制液壓操縱桿將打捆裝置后艙門支起，排出棉花秸稈捆，同時借用位移傳感器來判斷開合是否達到排出要求，并在開合滿足要求一定時間后關閉艙門，如此循環就可實現棉花秸稈的打捆收獲。

1.3 主要技術參數

移動式機組的理論生產率：

式中W—移動式機組的理論生產率（hm2/h）；B—機組的構造幅寬（m）；v—機組的理論速度（km/h）。

該機具工作幅寬B=2.05 m，機組理論前進速度v為3~5km/h，根據式（1）計算理論生產率為0.6~1.0hm2/h。整機主要技術參數如下：

2 切斷裝置設計

2.1 切斷裝置總體結構設計

如圖2，切斷裝置包括底板、彈簧、調節軸、齒刀、間隙星刀、齒輪、刀軸和固定座。刀軸與固定在調節軸上的彈簧實現對齒刀的固定，通過調整彈簧的安裝數量可以控制實際工作齒刀數，滿足多長度定長切斷要求。當間隙星刀通過鏈傳動獲得動力后順時針旋轉，其刀具間隙與作業齒刀交錯可以完成棉稈的定長切斷。

圖2 切斷裝置軸側圖

2.2 間隙星刀

如圖3，間隙星刀由兩片形狀相同的5 mm厚四角星狀65Mn彈簧鋼刀組成，其中心到尖端距離R為175mm，兩片星刀中間間隙為5.2 mm，略寬于厚度5 mm的齒刀，以保證完美配合完成棉稈剪切。每兩片四角星刀組成一個間隙星刀，各間隙星刀間通過厚度為54 mm的壓環固定于動力軸承上，導程T為69 mm，為緩解棉稈切斷作業中產生的沖擊力和沖擊力矩、提高切斷效率，采用螺旋排列方式，將間隙星刀以螺旋角為86.4°分布，計算公式如公式（2）。

圖3 間隙星刀示意圖

式中β—螺旋角，°；R—間隙星刀半徑，mm；T—導程，mm。

2.3 齒刀

如圖4，齒刀厚5 mm，共有兩個安裝固定位，分別是刀軸固定位與彈簧固定槽，可通過控制齒刀的實際工作數量調整秸稈切斷長度以滿足不同的收獲要求。為防止棉稈切斷時出現打滑現象，設計有9個呈圓周排列的咬合齒，根據前期對新疆阿克蘇地區棉稈直徑的測量統計結果得知，棉稈地表截面直徑范圍為6~20 mm，大部分為13mm左右，因此本設計中齒刀的咬合齒齒寬L=20mm，咬合齒過小不利于棉稈從刀齒中脫出，易造成回帶纏輥，過大則失去效果，棉稈段和鋼材間摩擦角a0=29.1°[15]，在本設計中咬合齒取20°，使棉稈在切斷作業時卡在咬合齒內不打滑，切斷后又能很快從咬合齒脫離，有效提高切斷效率，前端的彈簧還能夠在齒刀承受沖擊力過大時起到緩解沖擊的作用，進一步提高刀具的使用壽命。

圖4 齒刀結構示意圖

3 傳動系統設計

本機具結合實際工作情況及傳動系統的設計要求，剪切裝置、撿拾裝置、螺旋滾筒、切斷裝置、輸送裝置及打捆裝置均選用鏈傳動，鏈傳動系統在正常工作時不僅要保證機具能夠正常的傳動工作，還要保證機具傳動系統具備足夠的可靠性，因此，傳動鏈條、鏈輪均采用45鋼，并經過熱處理使其滿足鏈傳動系統剛度要求[16]。傳動示意圖如圖5。

圖5 傳動示意圖

由圖5可知：變速箱與拖拉機后傳動軸連接，后輸出軸轉速為960 r/min，通過變速箱調速，其傳動比為i1=0.6，則變速箱傳動軸的轉速為576 r/min；變速箱傳動軸輸出動力后由小齒輪與小鏈輪傳向機構前后兩部分，其中小鏈輪傳動比i2=0.84，小齒輪傳動比i3=1.74，小鏈輪經鏈輪將動力傳遞到螺旋滾筒與撿拾裝置，傳動比為i4=1.1，所以螺旋滾筒與撿拾裝置的轉速為532 r/min；小齒輪將動力輸送給切割裝置、剪切裝置、輸送裝置和打捆裝置，切割裝置由大齒輪直接驅動，傳動比為i5=0.44，轉速約為441 r/min；剪切裝置同樣由大齒輪驅動，經鏈傳動與偏心搖臂連桿將動力傳入，鏈傳動傳動比為i6=0.22，剪切裝置動力軸轉速為220 r/min；輸送裝置與打捆裝置均由與大齒輪同軸的小鏈輪帶動，傳動比為i7=0.23，輸送裝置、打捆裝置鏈輪與動力輸入小鏈輪型號相同，傳動比i8=1，故輸送裝置與打捆裝置的動力軸轉速均為582 r/min，最終轉速滿足實際需求。

4 切斷裝置的有限元分析

ANSYS有限元軟件是功能強大的計算機輔助工程軟件，可以求解多種力學相關問題[17]。Workbench是ANSYS公司提出的協同仿真環境，能對復雜機械系統的結構靜力學、結構動力學、剛體動力學等進行分析模擬，為本設計棉花秸稈定長切割打捆收獲機的關鍵部件有限元分析提供良好平臺[18]。

本棉花秸稈定長切割打捆收獲機在引導裝置對棉稈引導后，由剪切裝置將棉稈剪斷，再經撿拾裝置撿拾到切斷裝置按需切斷，最后由打捆裝置將棉稈打捆收獲，切斷裝置的性能對該棉稈收獲機能否正常運行至關重要，為此對切斷裝置進行有限元靜力學分析與壽命分析，以檢測其性能是否達標。

4.1 有限元靜力學分析

本文應用ANSYS Workbench2020R2對切斷裝置進行有限元分析，利用Solid works軟件對整機三維建模后，將剪切裝置的另存為.x_t中性文件保存并導入Workbench軟件中。定義切斷裝置間隙星刀和齒刀的材料為65Mn彈簧鋼，密度為7 810 kg/m3，彈性模量為2.06×105 MPa，屈服強度為430 MPa，泊松比為0.3，以保證切斷裝置刀具的剛度與耐久度滿足作業需求。為提高對切斷裝置分析的準確性，將網格劃分為單元數8 925、節點數41 338的密集網格，并施加如圖6所示載荷和約束，最后使用Static Structural對切斷裝置兩刀具分別模擬分析，以顯示間隙星刀與齒刀在模擬外載荷作用下的等效應力和總變形，如圖7、圖8、圖9和圖10。根據模型求解的結果檢驗關鍵零部件的結構設計與材料選用是否合理，為機具的進一步優化提供理論參考。

圖6 鏟切刀受力方向圖

圖7、圖8分別為間隙星刀的等效應力云圖與總變形云圖。由圖可知間隙星刀等效應力出現在實際工作部分，與棉花秸稈切斷直接接觸區域承受等效應力最大，為41.40 MPa，而其總變形則以星刀刀尖處最大，并向中心逐漸遞減，最大為0.029mm，間隙星刀承受的最大等效應力與總變形均小于所選材料65Mn彈簧鋼的承受極限。

圖7 間隙星刀等效應力云圖

圖8 間隙星刀總變形云圖

圖9、10分別為齒刀的等效應力分析云圖與總變形云圖，由圖可知齒刀等效應力與間隙星刀相同，均出現在實際工作部分，與棉花秸稈切斷直接接觸區域承受等效應力最大，為88.72 MPa，而其總變形以齒刀頂端最大，為0.047 mm，齒刀承受的最大等效應力與總變形也小于所選材料65Mn彈簧鋼的承受極限。

圖9 齒刀等效應力云圖

圖10 齒刀總變形云圖

4.2 有限元疲勞壽命分析

疲勞失效是一種常見失效，指材料、零件在重復加載下，在某些點產生局部的永久性損傷，并在一定循環次數后形成裂紋、或使裂紋進一步擴展直到完全斷裂的現象[19]。在載荷作用下構件產生疲勞破壞所需的應力或應變的循環次數即為疲勞壽命[20]。

本文利用Workbench中的疲勞工具“Fatigue tool”對切斷裝置模型進行疲勞壽命分析[21]。在“Solution”中插入“Fatigue Tool-Life”并定義“Mean Stress Curves”理論作為子模型的疲勞壽命分析的方法，分析結果如圖11、圖12。

圖11 間隙星刀疲勞壽命云圖

圖12 間隙星刀疲勞壽命云圖

對于切斷裝置而言，疲勞壽命以最小壽命為關注點，從圖11可知，間隙星刀的最小及最大循環次數均在10萬次以上，即需要循環10萬次以上才可能使其發生疲勞破壞，而在實際作業中，間隙星刀加載受力一次相當于齒刀加載受力四次，所以齒刀的壽命更加關鍵；由12可知，齒刀在循環847140次時會出現疲勞損傷點，而其余部分壽命均超過10萬次以上，滿足實際使用要求。

5 結論

（1）該機在棉稈不對行引導、近地表剪切、撿拾移位、壓縮打捆的基礎上集定長切斷于一體，實現棉稈按需定長切斷作業，達到按照企業需求長度復合要求的棉花秸稈。

（2）該機前進速度為3~5 km/h，經計算得理論生產率為0.6~1 hm2/h，并對整機鏈傳動轉速進行計算，得出各主要部件的轉速，其中剪切動力軸轉速220 r/min、撿拾裝置轉速532 r/min、切斷裝置的轉速為441 r/min、輸送裝置與打捆轉速均為582 r/min，整機轉速滿足作業需求。

（3）對該棉稈收獲機的核心工作部件切斷裝置進行了有限元靜力學分析與壽命分析，得出間隙星刀與齒刀在模擬工作條件下最大等效應力分別為41.40 MPa和88.72MPa，而最大總變形分別為0.029mm和0.046mm，二者所承受最大等效應力與總變形均低于所選材料的承受極限，疲勞壽命分析則表明間隙星刀在循環加載受力100 000次以上可能出現疲勞損傷，齒刀則在循環加載847 140次時出現單個疲勞損傷點。綜合靜力學與疲勞壽命分析結果可知，該機切斷裝置設計符合要求。