弹齿滚筒式捡拾装置的结构设计

2022-03-08奚嘉强曹有为

林业机械与木工设备 2022年2期

奚嘉强，曹有为，李欣，邵帅

(东北林业大学机电工程学院，黑龙江哈尔滨 150040)

1 捡拾装置组成以及原理

弹齿滚筒式捡拾装置如图1所示。其主要组成由弹齿、弹齿杆、传动轴、凸轮盘、弹齿滚轮、曲柄、侧护板组成，弹齿通过螺栓连接在弹齿杆上，弹齿杆在传动轴带动下进行转动，弹齿杆两端连接着曲柄，曲柄在D型弹齿滚轮内部运动，侧护板则是为保护秸秆不进入捡拾机构内部。其主要工作原理是弹齿在传动轴的带动下，开始转动并随着转动的同时进行秸秆的抬升、运输，运输到下一切割机构中去。

图1 弹齿滚筒式捡拾装置

2 主要工作部件及其他部件设计

主要的工作部件有弹齿、弹齿杆、传动轴、凸轮盘、弹齿滚轮、曲柄、侧护板组成。

2.1 弹齿及弹齿杆设计

弹齿设计：在整机运动过程中，弹齿都起着至关重要的作用。其必须完成玉米秸秆的捡拾、抬升、运输，这就导致弹齿的材料必须具有较高的耐磨性、较好的弹性以及较高的强度。选择65 Mn合金钢作为弹齿材料，通过热处理可以提高材料的性能，先通过淬火处理，淬火后的合金钢具有极大的内应力，必须在经过回火后才能得到满足条件的材料。根据农业机械设计手册，可知弹齿式捡拾装置弹齿间距的参考范围为63～100 mm，本文设定两弹齿间距为100 mm，弹齿圈内径25 mm，弹齿端部的直径5 mm，弹齿末端距离为35 mm，弹齿单侧有效的弹齿圈圈数为3圈，由于带钩弹齿的捡拾率高于直杆弹齿捡拾率，根据资料得知，最佳弯曲弯度为150°。弹齿设计如图2所示。

图2 弹齿设计

弹齿杆设计：本文装置的捡拾幅度为2 400 mm，为了确保传动，弹齿杆长设计为2 500 mm，轴上安装22个弹齿，弹齿轴直径为25 mm，弹齿间距为80 mm，弹齿与弹齿杆上是通过螺纹连接的方式固定的，弹齿杆两端与曲柄孔相连接，过盈配合，弹齿杆两端与支撑架的孔间隙配合，弹齿杆设计如图3所示。

图3 弹齿杆设计

2.2 传动轴设计

捡拾器主轴转速增大，喂入量也随之增大，弹齿顶点的速度越大，对玉米秸秆的冲击力越大，同时凸轮滑道的磨损也越严重[4-6]，满足喂入量的条件下，应该尽可能减小。主轴转速捡拾器工作效率以及可靠性由它的直径所确定，即通过计算得出的最小直径。除了最小直径的设计以外，首先确保整机工作的稳定性，转速设计在60 r/min；其次，因为捡拾的对象是玉米秸秆，虽然存在冲击力，但是影响不大，但因为捡拾幅度为2 400 mm，长度偏长，且需要两端两点支撑，主轴长度设计为2 500 mm；考虑到轴的强度、刚度、硬度、耐磨性以及热处理工艺成本等综合因素，查询机械设计手册，采用45钢，热处理方式为调质处理。经过调质处理后的45钢其硬度为217～255 HBW，强度极限640 MPa，屈服极限δs=355 MPa，弯曲疲劳强度δ-1=275 MPa[3]，主轴的最小直径dmin计算：

(1)

式中：C为通过主轴的材料和工作载荷确定的，经过查表确定为120；dmin为主轴最小直径，mm；P为捡拾器功率，kW；n为主轴转速，r/min。

带入数据，得dmin=39 mm，取40 mm。考虑本轴的作用，确定轴为6段，确定各段直径：由d1=dmin+2h，h=(0.07～0.1)dmin，代入数据可得d1=48 mm，同理可得d2=56 mm，d3=64 mm，轴4段与轴2段取相同的值即d4=d2，轴5段与轴最小直径段取相同的值即d5=dmin。确定各段的长度：得总长L=2 600 mm，L1=80 mm，L2=100 mm，L3=80 mm，L4=2 184 mm，L5=80 mm，L6=76 mm，最后经校核该轴符合要求如图4所示。

图4 主轴设计

捡拾装置的转速轴设计以及整机移速设计：在设计捡拾器传动轴的转速时，应尽量减小传动轴转速。其一，传动轴的速度过快会降低捡拾作业的稳定性；其二，传动轴转速越快，弹齿顶尖的速度也会越大，对秸秆的冲击力也会大，同时凸轮轨道槽摩擦也会严重。

式(6)中：σd1为第1层的噪声估计，该阈值规则只需要对第一层的噪声进行估计，大大节省了阈值去噪过程中计算阈值的时间，同时只要挑拣相宜的阈值处理公式，该阈值选取方法的去噪质量将高于其它方法.

弹齿旋转一周喂入的体积V为：

(2)

式中：R1为滚筒半径，180 mm；R2为捡拾半径，300 mm；l为捡拾宽度，2 400 mm。

旋转一周的填入量m为：

m=ρ0KV

(3)

式中：ρ为玉米秸秆堆积密度，一般30～50 kg/m3，取40 kg/m3；K为填充因子，取0.08。

由式(2)、式(3)得到计算结果：V=0.57 m3，m=1.824 kg。

本文的捡拾装置的设计捡拾量为6 700 kg/h，则转速n：

(4)

式中：Q为设计捡拾量，kg/h；m为旋转一周的填入量，kg。

前进速度V和弹齿主轴轴转速N的公式：

(5)

式中：V为整机运动时速度，m/s；n为弹齿转速，r/min；r为弹齿传动轴半径，m；l为弹齿总长度，m；α为主轴中心线与弹齿间角度，°。

计算结果得V=2 m/s。

2.3 其他部件设计

传动轴与弹齿杆的传动设计：本文通过圆盘结构来带动弹齿轴转动。主轴通过平键与圆盘固定连接，主轴转动时带动圆盘转动，从而带动弹齿杆转动。根据机械设计手册，圆盘材料确定为Q235，通过校核，圆盘的刚度和强度满足要求，如图5所示。

图5 圆盘设计

曲柄设计：曲柄在捡拾机构中起到不可或缺的作用，连接弹齿和豆形滑道，豆形滑道控制弹齿轴以及弹齿的运动轨迹，从而使弹齿完成捡拾、搬运以及空转的动作。曲柄与弹齿通过曲柄上的孔与轴过盈配合。曲柄设计如图6所示。

图6 曲柄设计

凸轮轨道设计：凸轮轨道对捡拾效果起着至关重要的作用，其控制着弹齿的运动轨迹。通过前文调查，目前国内打捆机的凸轮轨迹大多数是模仿国外的，主要包括豆形、心脏形等。本文采用豆形，豆形滑道的特点弹齿在豆形直线或者近似直线可以较快的完成捡拾、向后推送以及收齿的动作。凸轮轨道总厚度为30 mm，轨道宽度为40 mm，轨道内壁厚度为10 mm，外壁厚度为5 mm，凸轮轨道通过螺纹连接固定在捡拾器的侧护板上，如图7所示。

图7 凸轮轨道

3 弹齿有限元分析

3.1 弹齿SolidWorks建模

根据有限单元法的思想，研究刀片可以提取一个单元进行研究，故建立一个刀片的三维模型，通过Solidworks 生成相应文件，进行相应尺寸标注，保存为x_t格式，导入Ansys。

3.2 静力学分析

通过对刀片模型作有限元 Ansys求解得到相应结果，找出刀具受力薄弱部分在切削时加以保护。等效应力云图、总变形云图、等效应变云图分别如图8、图9、图10所示。弹齿的各部位应力分布不均，最大应力发生在弹齿圈根部，大小为 5.185 5 e8 Pa，换算得518.55 MPa，远小于65 Mn合金钢的许用应力 690 MPa；应力主要集中在弹齿圈根部到弹齿端部之间。弹齿最大应变在弹齿圈根部，大小近似为0；最大变形位于弹齿端部的顶端，大小约为11.3 mm，小于弹齿的理论许用挠度17 mm，位移变形量从弹齿端部顶端到弹齿圈位移逐渐减小。此静力学分析结果表明弹齿的刚度和强度符合机械设计要求。