馬 巖， 程森杰， 楊春梅， 任長清， 路 遙

(東北林業(yè)大學林業(yè)與木工機械工程技術(shù)中心，黑龍江 哈爾濱150040)

研究與設計

移動式灌木扦插條截段機截段機構(gòu)的設計

馬 巖， 程森杰， 楊春梅， 任長清， 路 遙

(東北林業(yè)大學林業(yè)與木工機械工程技術(shù)中心，黑龍江 哈爾濱150040)

根據(jù)目前人工灌木林撫育及營造林機械較少的現(xiàn)狀，提出了一款移動式灌木扦插條截段機截段機構(gòu)的設計方案。按設計要求確定了截斷機構(gòu)的結(jié)構(gòu)組成，利用三維軟件SolidWorks對截段機構(gòu)進行三維建模，完成擺臂組件及凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計。以切削松木為例，通過計算得出截段機構(gòu)圓鋸片的切削功率為2.1 kW，帶傳動應傳遞的功率為3.67 kW，并完成3 kW三相交流同步發(fā)電機、10馬力(7.35 kW)柴油機的選擇。截段機構(gòu)的設計可為后續(xù)的仿真分析及樣機的制備提供充實的理論依據(jù)，可縮短研制周期及降低生產(chǎn)成本，具有一定的經(jīng)濟效益和社會效益。

灌木截段；結(jié)構(gòu)設計；三維建模；切削功率

沙棘、沙柳等灌木的生存能力極強，由于其獨特的生理特性，對環(huán)境條件具有較為廣泛的適應能力，不僅成為防沙治沙、營林造林的優(yōu)良植被，更是人造板生產(chǎn)的優(yōu)質(zhì)原料，因此得到了大面積的推廣種植[1-3]。根據(jù)第八次全國森林資源清查結(jié)果，我國人工林面積達0.69億hm2，灌木林達0.56億hm2，隨著人工喬灌木林的規(guī)?；N植以及早期營造速生豐產(chǎn)林的陸續(xù)成熟，我國林業(yè)將走向以采收人工林為主的輪伐經(jīng)營時期，但為保證其良好的生長態(tài)勢，促進生物量的積累，保證在2020年實現(xiàn)全國森林覆蓋率達到23 %的目標，在采收輪伐的同時，還需進行撫育及營造林作業(yè)，因此相應的技術(shù)裝備需求也會隨之不斷增加。

傳統(tǒng)的灌木扦插條截段主要通過手柄控制的圓鋸上下進給鋸切，結(jié)構(gòu)簡單，鋸切機構(gòu)大多安裝在固定機架上，驅(qū)動電機等受供電線路限制，不易移動；鋸切的同時還需人工壓料，其自動化程度不高，鋸切效率低，且人工手動操作時，操作人員離鋸片較近，容易發(fā)生危險。因此，設計一款移動式人工及次生林灌木扦插條截段機，整機能夠?qū)崿F(xiàn)靈活移動，適應多種不同地形環(huán)境，實現(xiàn)灌木平茬后就地進行扦插條截段、收獲，對推動我國林業(yè)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展、轉(zhuǎn)變林業(yè)生產(chǎn)方式及節(jié)約勞動成本等具有重大意義[4-5]。

1 移動式灌木扦插條截段機截段機構(gòu)的結(jié)構(gòu)要求

本文設計的截段機構(gòu)既要結(jié)構(gòu)簡單、方便移動，還要保證工作過程的平穩(wěn)可靠，截段效率高，具體設計要求應滿足以下幾點[6-7]：①整機操作簡單，方便移動，可適應不同地形環(huán)境的作業(yè)；②不同種苗和枝條長度是影響扦插條育苗成活率的關(guān)鍵，一般應選用1或2年生直徑在10～30 mm之間的枝條，截段枝條長度為100～200 mm，槎口傾斜角度為30°或45°；③為避免切削過程中槎口被鋸片打裂，保證槎口表面光滑整齊無毛刺，應優(yōu)先采用普通細齒圓鋸片，鋸片切削速度應不低于1 800 r/min；④灌木枝條上的側(cè)枝、樹葉經(jīng)簡單處理，每3～4根打成一捆，便于截段[8-9]。

另外，由于人工及次生林林間地形的特點多為松軟、崎嶇不平的路段，經(jīng)常出現(xiàn)各種突發(fā)狀況，而且林間采伐撫育機械的行走機構(gòu)長期處于惡劣條件下工作，這些都要求移動式灌木扦插條截段機底盤要具有較高的爬坡越障能力，選擇承載底盤時應著重考慮底盤的地面附著力、減振性，以及在復雜地形上的通過能力等要素[10-11]。由于橡膠履帶具有減振性能優(yōu)異、耐腐蝕、在復雜地形上通過能力強等特點，加之考慮到作業(yè)時設備的穩(wěn)定性、附著力等因素，本文所設計的截段機構(gòu)選擇一種小型橡膠履帶底盤。

2 截段機構(gòu)的組成與工作原理

截段機構(gòu)是移動式灌木扦插條截段機的核心部件，是保證扦插條質(zhì)量的關(guān)鍵。木工圓鋸機的許多結(jié)構(gòu)形式都是鋸切主軸固定在機架上不動，再通過動力傳遞實現(xiàn)圓鋸片高速轉(zhuǎn)動鋸切被加工件，這種動力傳遞方式依靠的是內(nèi)燃機或電機直接進行驅(qū)動或通過帶傳動帶動鋸切軸旋轉(zhuǎn)。本文設計的移動式灌木扦插條截段機主要是在林間作業(yè)，設計時選用的動力為柴油機[12-13]。

為達到截段目的，依據(jù)設計要求，該機截段機構(gòu)采用的鋸切形式為帶傳動帶動鋸切主軸旋轉(zhuǎn)，鋸切主軸安裝在擺臂上，擺臂另一端固定鉸接，利用凸輪機構(gòu)作為擺臂的驅(qū)動機構(gòu)實現(xiàn)鋸切主軸隨擺臂擺動，凸輪機構(gòu)的動力源為普通三相異步電機。三相異步電機由一臺三相交流同步發(fā)電機供電，利用SolidWorks建模后的截段機構(gòu)如圖1所示。

圖1 截段機構(gòu)1.電瓶；2.柴油機；3.三相交流同步發(fā)電機；4.蝸輪蝸桿減速電機；5.擺臂；6.凸輪；7.行程開關(guān)；8.集條斗；9.圓鋸片；10.安裝架

截段機構(gòu)的工作原理為：柴油機作為移動式灌木扦插條截段機動力傳動機構(gòu)的動力源，經(jīng)皮帶傳動將動力分別傳遞給鋸切主軸和三相交流同步發(fā)電機；三相交流同步電機將柴油機的一部分動力轉(zhuǎn)化為電能，驅(qū)動電機轉(zhuǎn)動，再經(jīng)蝸輪蝸桿減速器減速，蝸輪蝸桿減速器上的凸輪與鋸切擺臂接觸組成平面高副，進而將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為上下擺動；圓鋸片安裝在鋸切主軸的一端，鋸切主軸的另一端裝有帶輪，在柴油機的驅(qū)動下，主軸隨鋸切擺臂上下擺動實現(xiàn)對灌木枝條的間歇式鋸切[14-15]。

3 截段機構(gòu)關(guān)鍵部件設計與計算

3.1 擺臂組件結(jié)構(gòu)設計

扦插條的截段主要由擺臂組件實現(xiàn)。鋸切主軸安裝在擺臂上，為懸臂結(jié)構(gòu)，鋸切主軸套在軸承內(nèi)，由軸承座固定在擺臂自由端，該軸系選用成對密封深溝球軸承，在主要承受徑向力的同時，也能夠承受一定量的軸向載荷，成對的軸承套在自制的軸承座內(nèi)，可以承受較大的力，軸承座通過焊接方式固定在擺臂上，軸承座兩端設有軸承端蓋起密封作用，同時也便于軸系的潤滑及拆卸。圓鋸片、皮帶輪安裝在鋸切主軸上，保證鋸切主軸受力均勻。擺臂固定端與擺臂支撐座鉸接，由于擺臂上下往復擺動，為保證其擺動順暢，減少銷軸在工作過程中的磨損，擺臂固定端同樣嵌有軸承。擺臂組件如圖2所示。

圖2 擺臂組件

根據(jù)鋸片切削功率及對擺臂組件的結(jié)構(gòu)分析可知，在扦插條的截段過程中，為了保證扦插條的加工效率和加工質(zhì)量，鋸片不僅需要具備較大的切削力，還要具有一定的恒定轉(zhuǎn)速。因此，鋸片的動力傳遞采用普通窄V帶，并通過與柴油機皮帶輪匹配(兩個帶輪的直徑比為1∶1.44)來達到鋸片1 800 r/min的轉(zhuǎn)速，保證鋸片正常工作[16]。另外，在擺臂自由端裝有彈簧壓座，其在灌木枝條進入鋸口前起壓持作用。擺臂組件結(jié)構(gòu)布置如圖3所示。

圖3 擺臂組件結(jié)構(gòu)布置1.擺臂支撐座；2.滾子；3.圓鋸片；4.鋸切主軸；5.軸承端蓋；6.彈簧壓座；7.軸承座；8.大帶輪；9.擺臂；10.張緊輪

3.2 切削功率計算

由于受切削量、刀具以及被加工木材材質(zhì)等多種因素的影響，木材的切削加工計算是一個非常復雜的過程，因此要得到一個將所有影響因子都包含在內(nèi)的精確鋸切計算公式很難實現(xiàn)。一般情況下，木工鋸機的切削計算多以實驗數(shù)據(jù)為基礎，在不考慮特殊條件的情況下推導出經(jīng)驗計算公式。

根據(jù)加工對象、加工方法及所設計的鋸切結(jié)構(gòu)，設定截段機構(gòu)的切削條件為：選取厚度2 mm、內(nèi)孔直徑25.4 mm、外徑300 mm、齒刃寬度3.2 mm、齒數(shù)96的細齒圓鋸片，鋸片以設定轉(zhuǎn)速1 800 r/min來鋸切灌木枝條。依據(jù)已設計完成自動進料機構(gòu)的進料節(jié)拍以及截段要求，取鋸片進給速度vf=2 m/min。

在林區(qū)作業(yè)時，為方便參數(shù)的選擇與計算，以硬質(zhì)木的松木為例，進行鋸片切削參數(shù)計算。

根據(jù)上述指定參數(shù)求得刀具的線速度為：

(1)

式中：D為鋸片直徑，D=300 mm；n為鋸片轉(zhuǎn)速，n=1 800 r/min。

(1)運動遇角θav：

(2)

式中：C為鋸片中心到鋸切最低點的高度，C=100 mm；R為鋸片半徑，R=150 mm；H為鋸切最大高度，設定要截段的灌木枝條經(jīng)簡單處理后，每根枝條最大直徑30 mm，每捆4根，如圖4所示，則鋸切的最大高度為：

(3)

圖4 鋸切最大高度示意圖

(2)變鈍系數(shù)Cp：

(4)

式中：rnm為刃口初始圓半徑，此處取10 μm；L為切削長度(m)；rΔ為切削單位長度木材后的刃口圓半徑增量，此處取0.001 μm/m。

L的計算方法因切削條件不同而有所改變，橫鋸鋸切時：

(5)

式中：T為工作日連續(xù)工作時間，T=120 min；C1為工作日利用系數(shù)，C1=0.9；C2為截段機的時間利用系數(shù)，此處取0.9。

最后將數(shù)值代入式(4)，得：Cp=1.60。

(3)初單位切削力k[17]：

當選擇的鋸片斜磨角φ=45°時，取前角γ=-25°，則根據(jù)經(jīng)驗公式計算得：

k=[6.2-1.4b+(0.042-0.0006γ)φ]

(×9.81 MPa)=2.515(×9.81 MPa)

(6)

(4)每齒進給量fz：

(7)

式中：Z為鋸片齒數(shù)，Z=96。

(5)單位切削力K：

(8)

式中：當選擇橫鋸鋸切時，p=0.10。

(6)切削功率Pc：

(9)

傳動效率η=0.7～0.85，取η=0.8；安全系數(shù)K=1.2～1.8，取K=1.4。則為圓鋸片提供動力的帶傳動需傳遞的功率為：

3.3 凸輪結(jié)構(gòu)設計

通過以上分析可知，鋸片進給速度vf=2 m/min(約0.03 m/s)，鋸切加工過程中擺臂組件的上下進給要求平穩(wěn)。擺臂組件的運動屬于低速輕載，考慮到凸輪機構(gòu)簡單可靠、容易設計，多用于受力較小的控制機構(gòu)，能夠?qū)崿F(xiàn)從動件的預期運動，因此選擇凸輪機構(gòu)作為擺臂動力機構(gòu)來控制擺臂組件的上下進給運動。為了實現(xiàn)截段機構(gòu)整體緊湊，本設計采用盤形凸輪機構(gòu)，為減少運動過程中的摩擦損耗，避免受到較大作用力，選用滾子作為從動件。另外，為盡量減少凸輪及滾子在工作過程中的磨損，提高使用壽命，在保證接觸應力符合要求的情況下，對加工后的表面應進行化學熱處理，并在裝配完成后進行跑合，從而提高接觸表面硬度。擺臂動力機構(gòu)如圖5所示。

圖5 擺臂動力機構(gòu)1.電機；2.蝸輪蝸桿減速器；3.盤型凸輪

根據(jù)以上分析，對滾子從動件盤形凸輪機構(gòu)的設計如下：盤形凸輪以等角速回轉(zhuǎn)運動時，與滾子固定連接的擺臂組焊件相應地做上下往復擺動，從而保證了鋸切過程中的切削穩(wěn)定性。經(jīng)打捆后的灌木枝條單捆直徑最大約為72 mm，本文選用直徑300 mm的細齒圓鋸片，為在鋸切過程中一次完成木料的切斷，防止灌木枝條側(cè)枝阻礙進料，擺臂的行程選定為98 mm。為了實現(xiàn)擺臂擺動頻率與送料速度的匹配以完成鋸切，送料機構(gòu)的送料時間與鋸切時間之和應為凸輪的一個轉(zhuǎn)動周期?；跀[臂行程及鋸片的進給速度，并考慮到傳動裝置的位置關(guān)系，設定盤形凸輪的基圓半徑r=60 mm，由于盤形凸輪做等速回轉(zhuǎn)運動，最終可得到如圖6所示的凸輪輪廓曲線及從動件位移曲線，再依據(jù)凸輪的設計方法進行分配設計[18]。

圖6 凸輪輪廓及從動件位移曲線

3.4 截段機構(gòu)外購件型號選擇

在選擇盤形凸輪機構(gòu)動力方面，采用常規(guī)的三相異步電機為其提供充足動力已不現(xiàn)實，但采用柴油機為其提供動力又會提高截段機構(gòu)的復雜程度，本設計根據(jù)兩種動力方式的結(jié)構(gòu)特點，采用三相交流同步發(fā)電機為電動機提供電力，再經(jīng)蝸輪蝸桿減速器減速的形式為盤形凸輪機構(gòu)提供動力。另外，已設計完成的自動上料機構(gòu)采用與凸輪機構(gòu)相同的結(jié)構(gòu)形式獲取動力，最終選用功率為3 kW、STC系列的三相同步交流發(fā)電機。

已知皮帶傳動的效率約為η=90%，則柴油機為三相交流同步發(fā)電機提供的功率至少應為3.34 kW，同時，柴油機傳遞到鋸切主軸的鋸切功率為3.67 kW，因此，本設計最終選用某公司生產(chǎn)的功率為10馬力(7.35 kW)、轉(zhuǎn)速為2 600 r/min的柴油機作為截段機構(gòu)的動力源。

4 小 結(jié)

移動式灌木扦插條截段機主要針對的是目前灌木營造林機械少、移動不方便等問題而設計的。本文依據(jù)移動式灌木扦插條截段機截段機構(gòu)的設計要求，確定其基本結(jié)構(gòu)，詳細介紹了該機工作原理及組成。并以松木為例，計算出截段機構(gòu)圓鋸片的切削功率為2.1 kW，帶傳動應傳遞的功率為3.67 kW，并完成了擺臂組件、凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計以及3 kW三相交流同步發(fā)電機、10馬力(7.35 kW)柴油機的選擇。本設計結(jié)構(gòu)緊湊，操作方便，為截段機構(gòu)的合理設計及后續(xù)樣機的制備提供了理論依據(jù)。

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(責任編輯 張雅芳)

Design and Research on the Cutting Structureof Mobile Bush Cuttings Cutters

MA Yan， CHENG Sen-jie， YANG Chun-mei， REN Chang-qing， LU Yao

(Forestry and Woodworking Machinery Engineering Technology Center，Northeast Forestry University， Harbin Heilongjiang 150040，China)

Based on the current situation in which there are fewer machines intended for artificial shrub tending or afforestation，a design scheme for mobile bush cuttings cutter is put forward.According to the design requirements，structure composition of the cutting structure is determined and 3D software SolidWorks is used for 3D modeling of the cutting structure，with the structural design of the swing arm assembly，cam and other key parts completed.Taking pine cutting for example，based on calculation，the cutting power of the cutting structure circular saw blades is 2.1 kW and the power of that the belt drive should transfer is 3.67 kW，with the selection of 3 kW three-phase AC synchronous generators and 10HP(about 7.35 kW)diesel engines completed.The design of the cutting structure can provide a substantial theoretical basis for the subsequent simulation analysis and prototype preparation，while shortening the development cycle and reducing production costs，with certain economic and social benefits.

bush cutting；structure design；3D modeling；cutting power

2016-09-09

國家林業(yè)行業(yè)公益專項項目(201504508)

馬 巖(1954-)，男，教授，博士生導師，碩士，主要從事機械設計及理論的研究，E-mail：myan@vip.163.com。

S776.2

A

2095-2953(2017)01-0008-04