自走式香蕉秸稈粉碎還田機設計與仿真分析*

吳紫晗，李粵，郭超凡，賀寧波，姚德宇，位士全

(海南大學機電工程學院，海口市，570228)

0 引言

我國是世界第三大香蕉生產國，海南省是中國香蕉產業的主要發展地之一[1-2]。據2021年中國統計年鑒，我國香蕉的產量達11 513 kt，海南省香蕉產量達1 129 kt[3]。香蕉具有生長周期短和產量高的特點，若在收獲后不及時對香蕉秸稈進行有效的處理，香蕉秸稈將會大量堆積直至腐爛于田間，這將直接影響香蕉產業的可持續發展。

香蕉秸稈的直徑粗大，含水量高，纖維含量豐富[4-5]，粉碎還田是高效處理秸稈的一種方式。李粵等[6-7]基于滑切防纏原理，設計二級粉碎結構，試驗表明異向雙輥的結構可有效切碎香蕉秸稈根茬。目前，所研發的粉碎還田機多是采用拖拉機三點懸掛裝置牽引傳遞動力從而進行粉碎作業的。因此本文擬設計一種能夠在田間自主行走的香蕉秸稈粉碎還田機。基于此設計思路，通過理論分析確定了機具的主要結構參數，并對粉碎刀片和粉碎過程進行仿真分析，以期在保證秸稈能被有效粉碎的基礎上降低機器的能耗，提升粉碎效果，在研究思路上為南方香蕉種植區秸稈最大成效還田、香蕉秸稈粉碎還田機自動化的發展提供技術參考。

1 整機結構與工作原理

1.1 整機結構

自走式香蕉秸稈粉碎還田機主要由7個部分構成，分別為切割裝置、喂入裝置、輸送裝置、粉碎裝置、機架、傳動裝置和行走裝置。切割裝置通過傳動帶與電動機相連，主要由切割刀軸和切割刀盤構成。傳動裝置固定在機架上，傳動裝置的電動機與行走裝置相連，從而實現機器的自走。喂入裝置包括喂入螺旋刀輥和喂入擋板。輸送裝置主要采用傳送皮帶對香蕉秸稈進行輸送。粉碎裝置主要包括1個中心粉碎刀輥、3個行星粉碎刀輥和滑切粉碎刀片等。整機結構如圖1所示。

圖1 整機結構示意圖Fig. 1 Schematic diagram of the machine1.機架 2.液壓桿 3.進料口 4.輸送帶 5.喂入擋板 6.左旋螺旋刀輥 7.切割刀盤 8.切割刀軸 9.縱向螺旋刀輥 10.右旋螺旋刀輥 11.V型傳動帶 12.行走裝置

1.2 工作原理

自走式香蕉秸稈粉碎還田機在田間工作時，傳動裝置的電動機帶動整個機器穩定運行。作業時，香蕉秸稈首先被切斷裝置切斷，在前進的同時機器對切斷的香蕉秸稈進行螺旋擠壓喂入，香蕉秸稈被一對異向轉動的橫向螺旋刀輥推送至縱向螺旋刀輥，繼而被推送至輸送裝置，經由輸送裝置的傳送帶輸送至粉碎裝置的進料口，粉碎刀片高速旋轉進行粉碎作業，最后經落料口拋撒還田，從而實現香蕉秸稈的機械化粉碎還田。整機主要技術參數如表1所示。

表1 主要技術參數表Tab. 1 Main technical parameters

2 關鍵部件設計與參數確定

2.1 喂入裝置的設計

2.1.1 喂入裝置的位置參數

喂入裝置主要由螺旋刀輥和喂入擋板構成。一對螺旋刀輥水平放置并進行異軸異向的轉動，用于將被切斷的香蕉秸稈向中間擠壓聚集，縱向螺旋刀輥位于橫向螺旋刀輥后方且用于將秸稈向粉碎裝置傳遞，目的是對切斷后的香蕉秸稈保證有效喂入。喂入刀輥的排布方式如圖2所示，參數b為秸稈進入縱向放置的螺旋刀輥的緩沖區間，目的是為了減少縱向螺旋刀輥的工作負荷，本設計中b取490 mm。

圖2 喂入螺旋刀輥排布示意圖Fig. 2 Schematic diagram of the layout of spiral knife roller1.右旋螺旋刀輥 2.縱向螺旋刀輥 3.左旋螺旋刀輥

2.1.2 螺旋刀輥主要結構參數

喂入螺旋刀輥的結構示意圖如圖3所示。在本設計中，喂入螺旋刀輥采用對稱十字排布，以保證能對單壟寬的香蕉秸稈進行粉碎，通過式(1)、式(2)可以確定螺旋刀輥的軸向長度[8]。

L1≥d1+s+σ×h

(1)

(2)

式中：L1——作業寬度，mm；

L——螺旋刀輥空心軸長度，mm；

b——縱向刀輥的預留寬度，mm；

d1——株寬，mm；

s——株距，mm；

σ——秸稈傾倒系數；

h——香蕉秸稈平均高度，mm。

圖3 螺旋刀輥結構示意圖Fig. 3 Schematic diagram of the structure of spiral knife roller1.螺旋刀輥空心軸 2.螺旋刀片

根據海南省香蕉種植區情況可知，株寬d1為800 mm，株距s為1 500 mm，香蕉秸稈平均高度h為1 500～2 000 mm，傾倒系數σ取0.1，代入并結合工作幅寬和能耗的考慮，本設計取L為990 mm。

為了保證螺旋刀輥的工作穩定性，一般將其內、外徑的比值控制在0.5～0.6之間。當比值增大時，空心軸的質量也在增加，從而會增加機器的功耗；當比值過小時，其壁厚太薄，刀輥容易彎曲變形，從而會降低機具的使用壽命，影響粉碎效果。結合已有的裝置，本文設計的空心軸外徑d=180 mm。

在空心軸外徑一定和機器前進速度穩定的情況下，已有機具的田間試驗表明[9]: 承受同等大小載荷的螺旋刀刃，當刀刃外徑D>350 mm時，刀片所受的力矩就越大，容易產生轉矩從而發生變形；當刀刃外徑D<200 mm時，則不能充分割破香蕉秸稈。參考已有機具，本文設計的螺旋刀刃外徑D=280 mm。

螺旋刀刃的厚度t值太小，刀刃切割時極容易變形；t值太大，刀刃增厚則降低了其鋒利程度，影響切割效果。參考之前秸稈粉碎裝置的設計[10]，取刀片厚度t=4 mm。當螺旋刀片的螺距S<80 mm，相鄰刀刃擠壓香蕉秸稈外圓周時，單位面積上秸稈所承受的徑向載荷過小，秸稈纖維易纏繞；若螺距S>120 mm，則不能將秸稈有效切割喂入。綜合考慮，本設計取螺距S=115 mm。

2.2 粉碎裝置參數設計

2.2.1 粉碎裝置主要結構

粉碎裝置是整機的重要結構之一，其主要由滾筒轉動齒輪組、行星齒輪、中心齒輪、中心粉碎刀輥、進料裝置、行星粉碎刀輥、滾筒、落料孔、落料裝置和中心齒輪傳動軸構成。1個中心粉碎刀輥與3個行星粉碎刀輥構成類恒星系統，滾筒與該系統進行相對轉動。圖4為粉碎裝置結構示意圖。

圖4 粉碎裝置結構示意圖Fig. 4 Schematic diagram of the structure of crushing device1.中心齒輪傳動軸 2.落料裝置 3.軸向滾動軸承 4.落料孔 5.滾筒 6.行星粉碎刀輥 7.進料裝置 8.中心粉碎刀輥 9.中心齒輪 10.行星齒輪 11.滾筒轉動齒輪組

香蕉秸稈經輸送帶進入粉碎裝置進料口，粉碎裝置內部由中心齒輪傳動軸傳遞動力，將動力傳遞給3個行星齒輪，行星齒輪帶動行星粉碎刀輥轉動對香蕉秸稈進行粉碎作業，中心粉碎刀輥與行星粉碎刀輥進行反向轉動可以避免秸稈纖維纏繞刀輥的問題[11]。為防止進入粉碎裝置區域的秸稈隨著時間的增加在裝置內堆積，在裝置外部設置一對滾筒轉動齒輪組，滾筒與外部大齒輪上表面焊接為一體，大齒輪上表面與軸向滾動軸承上部焊為一體，滾筒轉動齒輪組將動力傳遞給滾筒，進而帶動滾筒轉動。

2.2.2 粉碎刀輥設計

粉碎刀輥與行星齒輪通過鍵連接。沿粉碎刀輥的軸向方向共設置5個刀盤，刀盤與粉碎刀輥之間通過鍵連接，刀片與刀盤之間通過螺釘連接，每個刀盤上固定3把粉碎刀片，刀片在刀盤上固定的位置由式(3)確定，每個刀盤基于前一組刀盤位置上錯開β角度固定，刀片在軸向上質量分布均勻，從而粉碎作業過程使得粉碎刀輥具有較好的穩定性，如圖5所示。

(3)

式中：m——刀片數量；

γ——刀片在刀盤上固定角度，(°)。

將相關數值代入式(3)，得刀片在刀盤上固定角度γ=120°，錯開角度β=60°。

粉碎刀輥的相對位置參數設計極大程度影響了機器的粉碎效果，其主要包括刀輥軸心水平距離l、刀輥漏料間隙L2、刀輥相鄰粉碎刀片垂直距離S1、刀輥軸向相鄰刀盤連接刀片的同側間距S2、刀輥頂部角度α和刀輥上部圓錐高度H，如圖6所示。

(a) 粉碎刀輥結構

(b) 粉碎刀片分布 圖5 粉碎刀輥結構和刀片分布示意圖Fig. 5 Schematic diagram of the structure of crushing knife roller structure and blade1.行星圓柱齒輪 2.粉碎刀片 3.刀盤 4.刀軸

圖6 粉碎刀輥相對位置示意圖Fig. 6 Schematic diagram of the relative position of crushing knife roller1.中心粉碎刀輥 2.粉碎刀片 3.行星粉碎刀輥

刀輥頂部角度α的設置是為了以便進入料斗的香蕉秸稈碎片順著角度滑入粉碎刀片區域，減少打刀現象的發生，本設計取α=60°。漏料間隙L2越大，被粉碎的香蕉秸稈越易拋出，本文取L2=35 mm。高度H的設置是為了給秸稈碎片預留緩沖時間，本設計取H=50 mm。根據已確定的參數，則刀輥的軸心水平距離

l=2H×tanα+L2

(4)

求解并取整可得l=208 mm。本文設計的刀輥相鄰粉碎刀片垂直距離S1為15 mm，相鄰刀盤的刀片同側距離S2為35 mm，切割線速度v為30～48 m/s時可以獲得較優的香蕉秸稈粉碎質量，目前國內粉碎還田裝置的刀具的回轉半徑R一般在240～300 mm范圍內[12]，考慮動平衡等因素，選取回轉半徑為250 mm，即本設計選取粉碎刀輥回轉外徑w=500 mm。

粉碎刀輥的轉速計算公式如式(5)。

(5)

式中：v——粉碎香蕉秸稈的切割線速度，m/s；

ω——粉碎刀輥的角速度，rad/s；

n——粉碎刀輥的轉速，r/min。

求解可得n=1 146～1 834 r/min，本文選取粉碎刀輥的轉速為1 500 r/min進行靜力學分析。

2.2.3 粉碎刀片結構設計

粉碎刀片主要由連接孔、刀柄、刀身、彎折角和刀刃5部分構成，如圖7所示。粉碎刀片與粉碎刀盤之間通過螺釘固定。刀柄與刀身連接處的彎折角τ為30°，使得安裝粉碎刀片時刀柄上表面與粉碎刀盤下表面貼合，此時刀身正好圍繞刀盤轉動。等滑切角式切割刀片在切割纖維含量少的藤莖類秸稈方面效果顯著[13]，滑切角越大，刀片切割莖稈纖維時越不易被纏繞[14]。

基于滑切原理，針對香蕉莖稈纖維含量多的特性，刀片刃口曲線設計了一種變滑切角式切割刀片，在切割時，刀刃對秸稈單位面積產生的壓強最大，能夠保證有效粉碎香蕉秸稈。通過控制粉碎裝置中的中心粉碎刀輥的正反轉，使得粉碎作業有不同效果。將朝著法線內的刃口傾角θ設置為30°，法線向外的刃口傾角λ設置為45°。

圖7 粉碎刀片結構示意圖Fig. 7 Schematic diagram of the structure of crushing blade1.刀身 2.刀刃 3.彎折角 4.連接孔 5.刀柄

3 粉碎刀片的有限元靜力學分析

3.1 建立有限元模型

粉碎刀片直接承受著來自傳動系統的動力和香蕉秸稈的摩擦阻力，其應力和應變直接影響著秸稈的粉碎質量和還田機的工作狀態，對刀片進行靜力學仿真分析，可為刀具實際工作時產生的受力情況提供理論基礎。刀具材料選取為65Mn鋼，65Mn鋼含碳量較高且含有金屬錳。將65Mn作為刀具材料，可以使得刀具的強度和硬度得以提高。

網格數量的多少影響著結果的精度和計算規模的大小。為了保證計算精度，選擇自動劃分法劃分網格，同時通過Sizing來控制網格質量，網格劃分結果如圖8所示。

圖8 粉碎刀片的網格劃分圖Fig. 8 Mesh division of crushing knife

3.2 施加載荷及約束

將刀片連接孔處設置為Fixed Support約束，粉碎刀輥的轉速設置為1 500 r/min，并在空間坐標模式下對粉碎刀片的刀刃處施加力[15]的大小為Fx=55 N，Fy=55 N，Fz=-55 N，結果如圖9所示。

圖9 刀片施加載荷圖Fig. 9 Diagram of the applied load on the knife

3.3 仿真分析結果

通過Static Structural求解得到刀具的應力云圖和變形云圖。從圖10可知，刀片受力后的最大位移為0.159 88 mm，最大位移位置發生在刀片尾部，結合刀片工作實況，該變形在可接受范圍內。從圖11可知，等效應力最大為260.91 MPa，所受應力最大區域為刀片彎折角處，此時應力小于65Mn鋼的屈服強度[σ]=270 MPa，刀片滿足強度條件，材料安全可用。

圖10 刀片的變形云圖Fig. 10 Deformation of the knife

圖11 刀片的應力云圖Fig. 11 Schematic diagram of equivalent stress of knife

4 粉碎過程的模擬試驗

4.1 模型參數設置

建立香蕉秸稈—粉碎刀片參數化模型。由于香蕉秸稈在切割和喂入階段已進行了初步的粉碎，將仿真模型的香蕉秸稈直徑設置為30 mm。在不對仿真效果造成太大影響的前提下，仿真秸稈模型長度設置為100 mm，從而減少仿真時間。根據其他作物秸稈的特性[16]，香蕉秸稈部分參數選取如表2所示。

表2 香蕉秸稈仿真模型材料參數Tab. 2 Banana straw simulation model material parameters

4.2 試驗方案設計及結果

采用ANSYS Workbench LS-Dyna模塊仿真模擬粉碎刀片切割香蕉秸稈的具體過程[17]，選取刀片刀端線速度A、刀具切割角度B作為試驗因素，以香蕉秸稈所受的最大應力C和能量損耗Q作為指標，香蕉秸稈所受的最大應力即是香蕉秸稈發生斷裂時的應力值，能量損耗是指粉碎刀片切斷香蕉秸稈所消耗的功，其影響著機器的工作狀態和效果。試驗因素水平編碼表如表3所示，試驗方案及結果如表4所示。

表3 因素水平編碼表Tab. 3 CodingTable of experimental factors and levels

表4 試驗方案及結果Tab. 4 Test scheme and results

4.3 結果分析

為定量研究試驗因素對試驗指標的影響，以此找出最佳參數組合。對試驗數據進行處理得出兩個單因素對試驗指標影響的趨勢圖如圖12所示。

(a) 刀端線速度對試驗指標的影響

(b) 切割角度對試驗指標的影響 圖12 各試驗因素對試驗指標影響趨勢圖Fig. 12 Trend diagram of the effects of each test factor on the test indexes

從表4和圖12(a)分析可得，隨著粉碎刀片的線速度A的增大，應力C和能量損耗Q也隨之增大。秸稈所受的應力越大，秸稈越易斷裂。當線速度達到30 m/s 之后，應力雖然仍有上升趨勢，但上升幅度明顯降低，反而會增加能量損耗。在實際作業過程中為降低能量損耗，應在保證秸稈能被有效粉碎的情況下，參數盡量選取較小值，配合折線圖走向，本文選取的優化刀片刀端線速度為30 m/s。

從表4和圖12(b)分析可得，隨著切割角度B的增大，秸稈所受的應力C也隨之增大，這是因為隨著切割角度的增大，秸稈隨著粉碎刀片運動的時間逐漸變長，更有助于切削秸稈，當切割角度為15°時，秸稈所受的應力最大。秸稈所受的應力越大，相應地刀具的切割阻力越大，功耗就會隨之上升。在實際作業中應該在保證秸稈粉碎率的情況下，再綜合考慮能耗等因素，因此本文選取的優化刀具切割角度為15°。綜上所述，本文最終選取的優化組合為A2B3，即:刀端線速度為30 m/s，切割角度為15°，此時秸稈所受最大應力為12.885 2 MPa，能量損耗為3.50 J。

5 結論

針對香蕉秸稈體積粗大，韌性強的特點，本文設計了一款能夠在田間獨立行走的香蕉秸稈粉碎還田機，可以對香蕉秸稈進行切割、喂入、輸送、粉碎和拋撒作業，并通過理論分析對各關鍵部件結構和位置參數研究。

1) 通過對各關鍵部件結構參數的研究: 粉碎刀輥和刀片排列分布，粉碎刀輥的相對位置設計，確定螺旋喂入刀輥的結構參數，粉碎刀輥和粉碎刀片最優組合參數；并設計了一種變滑切粉碎刀片，將朝著法線內的刃口傾角θ設置為30°，法線向外的刃口傾角λ設置為45°。

2) 利用ANSYS Workbench對粉碎刀片進行靜力學仿真分析。結果表明，在正常工作下，粉碎刀片的最大等效應力為260.91 MPa，最大形變為0.159 88 mm，承受的等效應力低于材料的屈服強度，總變形在合理范圍內，結構設計合理，能夠保證作業的穩定性和可靠性。

3) 對粉碎裝置進行仿真模擬試驗，以刀片刀端線速度A、刀具切割角度B作為試驗因素，以秸稈所受最大應力C和能量損耗Q作為指標，進行二因素三水平試驗，確定最優參數組合為刀片刀端線速度為30 m/s、切割角度為15°，此時最大應力為12.885 2 MPa，能量損耗為3.50 J。