■ 胡志誠 李松開 孫 波*

（1.云南農(nóng)業(yè)大學機電工程學院，云南昆明 650201；2.蒙自市果蔬技術推廣站，云南蒙自 661100）

隨著我國畜牧業(yè)的發(fā)展和養(yǎng)殖規(guī)模的不斷擴大，青貯玉米種植面積不斷增加[1]，收獲機械的需求激增。利用青貯玉米收獲打捆一體機收獲農(nóng)作物時，在收獲的同時也可以打捆，提高了生產(chǎn)效率[2]。但目前青貯玉米打捆收獲機械存在切削不均勻、打捆密度低、壓實度小等問題[3]。傳統(tǒng)滾筒式切碎裝置通用性低[4]，物料的切碎不充分、不均勻，影響了物料打捆密度、飼料的適口性[5]；單一鋼棍打捆機構使草芯初始密度與后續(xù)成捆后草卷密度不一致[6]，導致發(fā)酵時的厭氧環(huán)境內(nèi)外層不一致。為了使青貯玉米切削均勻和打捆包壓實度高、內(nèi)外密度均勻，對青貯玉米切碎和打捆裝置進行了改進設計[7-8]。

1 整機結構

針對丘陵山區(qū)青貯類作物的栽培條件和收獲要求[9]，本研究設計了自走式青貯玉米切碎打捆裝置，裝置如圖1 所示。自走式青貯玉米切碎打捆裝置主要構成有割斷裝置、喂入裝置、切碎裝置、拋送裝置、打捆裝置等。

圖1 青貯玉米收獲機結構

2 切碎裝置設計與分析

傳統(tǒng)的切碎裝置存在漏切、滑切等問題，導致切碎的均勻性低[9-10]，影響飼料的適口性[11]、打捆密度和青貯質(zhì)量[11-12]。在切碎裝置中，圓盤式刀具可利用勢能增加切削力度，但易滑切，甩刀式刀具的物料輸送連續(xù)，但切碎效率低；刀片分為鋸齒形、直刃形、人字形；刀片排列方式分為對頂式、錯齒式[13]。本研究結合上述切碎裝置的結構特點擬設計了不完全圓盤鋸齒式切碎裝置。

2.1 切碎裝置設計

切碎裝置的刀體由三個不連續(xù)的等分圓弧形刀片組成，利用震動較小、線速度高、圓弧運動時所產(chǎn)生慣性較大的正向滑切結構來降低功耗；圓弧形的刀片外形與三角形鋸齒的刀刃，使刀刃與青貯作物莖稈垂直點的切割力達到最大值，可同時進行多點有效切碎，提高了整體工作效率。刀俎之間采用隔套定位，隔套設計成大、中、小三種規(guī)格，可以根據(jù)用戶實際需求改變刀具在軸上的工作位置；在支撐架上安裝彈簧吸收緩沖載荷，切削裝置結構如圖2所示。

圖2 切削裝置結構

當青貯玉米經(jīng)過割斷、滾輪壓片進入切割階段時，被切割的青貯玉米沿著淺綠色箭頭喂入端進入，傳動軸1 沿藍色和紅色回轉箭頭標識方向轉動，帶動軸上刀具2 進行對頂式回轉切碎，然后順著深綠色箭頭方向推送出去。在刀具切碎青貯草片的過程中，若物料中摻有石頭或其他堅硬物，被刀具切到時會對刀具產(chǎn)生反作用力，刀具在特定的轉速下會產(chǎn)生較大振動。鑒于這種情況，本設計在刀具固定支架3 上安裝了彈簧4，彈簧會沿著其上導桿進行伸縮，起到緩沖吸震的作用。

2.2 切碎機構有限元分析

2.2.1 刀片仿真分析

根據(jù)青貯玉米在碎裂過程中所受最大徑向和軸向應力771 N[14]，對有限元模型進行受力分析，以校核刀具的強度和使用壽命。在實際切碎過程中刀片只承受圓周力，將刀具質(zhì)心固定并與其內(nèi)圓環(huán)表面耦合，將初始速度施加于質(zhì)心參考點上，以內(nèi)圓環(huán)軸線為旋轉軸線進行仿真，其運動過程中刀具勢能變化情況如圖3所示。

圖3 45鋼刀片有限元分析

通過圖3 仿真結果，當?shù)毒咿D速為600 r/min 時，仿真得出最大應力為126.7 MPa 時，刀具質(zhì)心軸線與理論軸線徑向偏移距離小至1 mm，屬于有限偏移，說明此結構在切碎轉速為600 r/min 的運行過程中，刀具本身結構不會發(fā)生扭曲變形和軸線偏移。

為從微觀上研究刀具切碎的硬度效果[15]，將刀具模型導入ABAQUS有限元軟件，配置其常用45鋼材料屬性為：抗拉強度σb≥400 MPa，屈服強度σs≥250 MPa；60Mn 鋼材料屬性為：抗拉強度σb≥695 MPa，屈服強度σs≥410 MPa。以數(shù)字化方式顯示動力學動態(tài)切割模擬如圖4及圖5所示。根據(jù)分析結果評估刀具切割性能。

圖4 45鋼刀具切割秸稈分析

圖5 60Mn鋼刀具切割秸稈分析

由圖4和圖5刀具切碎時的應力可知，60Mn 鋼比45 鋼表現(xiàn)出更好的力學狀態(tài)和更好的切碎效果。為了直觀比較和了解刀具在整個作業(yè)過程中應力變化趨勢，將圖3、圖4 和圖5 刀具所受應力隨時間的變化趨勢擬合為圖6刀具空轉與切碎應力散點圖。

圖6 刀具空轉與切碎應力擬合散點圖

該裝置的最大應力為126.7 MPa，小于材料本身最小塑性變形應力241 MPa，因此能保證刀具的設計強度[16]。刀具在轉速為353.2 r/s時，切碎產(chǎn)生瞬時最大應力為831 MPa，被切材料產(chǎn)生最大應力為1.111 MPa；通過材料斷裂時阻抗勢能變化36.570 MJ→36.592 MJ→36.582 MJ，結合結構瞬態(tài)加速度對結構的演化損傷，位移、相對位移、隨機振動和絕對加速度對系統(tǒng)的沖擊響應式為[17]：

式中：K——控制裂紋強度阻抗因子；

μ——剛度系數(shù)；

v1——泊松系數(shù)；

G——切碎過程中總能量。

得出刀具材料最小阻抗因子K為1 446.4，K值越大刀具發(fā)生斷裂變形的概率就越小。通過式(1)推出影響切碎效果的主要因素為材料本身剛度即含水率，也即泊松比，含水率越小泊松比越大，秸稈越難以切斷；次要因素為秸稈本身橫截面積，即秸稈本身所具有的硬度。

2.2.2 固定支架仿真分析

減震架安裝于青貯收獲機上，用于支撐刀架，主要起到緩沖吸震作用，在保證結構本身有一定剛度的同時要具有一定的韌性[16]，對其預應力下的約束實施模態(tài)分析[17]。預載荷施加位置如圖7a所示，仿真結果如圖7b 所示，作為減震架只考慮剛體共振[18]，具體頻率信息取前6 階次，其對應階次/頻率變化分布如圖8所示。

圖7 預載荷條件下減震架模態(tài)剛體云圖

圖8 減震架階次/頻率

從圖8 可知，1～6 階次對應的頻率分別為38、57、58、68、85、121 Hz。根據(jù)階次/頻率走向可以清晰看出，支撐架剛體模態(tài)頻率遠離其共振頻次46 Hz，僅在第6 階次時頻率與低階彈性體模態(tài)頻率之間的過渡界限時變化才會劇烈。因此，實際安裝中應該增加彈簧剛度，以達到支架減震的目的。

2.3 刀具數(shù)量與切碎均勻性關系分析

2.3.1 切碎試驗

以收獲季節(jié)的青貯玉米為切削對象，刀盤以1 000 r/min 轉速運行，分別應用刀具數(shù)量為28、29、30、31、32 進行切碎試驗，從圖9 所示的切碎效果可以看出32 把刀具較28 把刀具切碎的青貯物料更充分、更均勻。

圖9 青貯玉米切碎情況

2.3.2 刀具數(shù)量與切碎均勻性的關系

試驗僅測試刀具數(shù)量從28把到32把時切碎均勻性的關系。經(jīng)過測量分析得到刀具數(shù)量與切碎均勻性關系如圖10 所示。在刀具切碎速度不變的條件下，當?shù)毒邤?shù)量從28把增加到30把時，秸稈切碎均勻性快速增長，當?shù)毒邤?shù)量從30把增加到32把時，秸稈切碎均勻性增長趨勢變緩，由此表明并不是刀具數(shù)量越多越好，應根據(jù)刀具安裝軸長度與所需切碎長度合理選擇。

圖10 刀具數(shù)與秸稈切碎均勻性關系

2.3.3 切碎均勻性與打捆密度線性關系

應用對數(shù)正態(tài)坐標系繪制青貯物料切碎均勻性和單位圓草捆密度之間的關系，結果表明切碎均勻性和單位圓草捆密度間呈現(xiàn)線性關系。數(shù)據(jù)如圖11所示。

圖11 切碎均勻性與單位圓捆密度間線性分析

3 打捆裝置設計與分析

3.1 打捆裝置設計

打捆裝置的設計有助于切碎的青貯物料成捆[19]、提高草料之間的緊實度，利于存貯、搬運和保存飼料的營養(yǎng)成分[20]。根據(jù)擬打圓草捆尺寸（直徑600 mm×長500 mm）設計長882 mm、寬728 mm、高530 mm 打捆倉外形。為了增加摩擦力、增大成捆效率，將打捆倉鋼輥設計為帶有橡膠套的鋼輥，表面設計成“人”字形紋路。

3.2 打捆裝置工作原理

打捆裝置[21-23]的鋼輥安裝位置及鋼輥間動力傳遞路線如圖12 所示。當青貯物料經(jīng)切碎后進入左打捆倉室1 后，傳動軸2 通過草芯形成鋼輥4 上的同步帶3，帶動鋼輥形成草芯。與此同時，傳動軸同步帶使得浮動成捆機構5 上鋼輥轉動，輔助草芯成捆；當草捆體積擴充到右打捆倉時，傳動軸通過同步帶將動力輸送給右打捆倉室6 上鋼輥輔助草捆完成打捆。在打捆完成后，左打捆倉上成捆鋼輥8 輔助草捆完成最后的壓實，并通過喂入清理鋼輥7 開始清理喂入口。當青貯玉米完成打捆成型后，鎖扣將釋放右打捆倉室9，使得草捆從打捆倉室內(nèi)釋放出去。

圖12 打捆裝置結構

3.3 傳動軸扭矩分析

傳動軸作為打捆倉重要的動力輸入傳動零件。為了保證工作過程中不失效，根據(jù)打捆過程中輸入力矩與打捆傳動產(chǎn)生的阻力矩進行傳動軸剛度分析，驗證傳動是否失效。分析結果如圖13所示,在實際傳動過程中軸承所產(chǎn)生的應力變形量為0.051 21 mm，屬于固體有限變形，證明傳動軸設計合理[24]。

圖13 打捆倉傳動軸扭矩分析

3.4 青貯材料在打捆裝置中運動分析

根據(jù)成捆后青貯材料堆積在整個打捆倉中的狀態(tài)，分析打捆倉內(nèi)青貯材料在堆積成捆過程的受力情況，如圖14 所示。由青貯材料徑向和軸向剪切試驗可知，青貯材料徑向剪切力矩大于軸向剪切力矩，故僅需考慮秸稈在倉內(nèi)徑向剪切力矩。

圖14 打捆倉簡化力學模型

當青貯物料在倉內(nèi)鋼輥的帶動下，克服自重和秸稈自摩擦力在倉內(nèi)回轉，同時在鋼輥擠壓下不斷形成圓草捆時，草捆模型所受力矩之和為：

聯(lián)合式（2）、式（3）、式（5）求解得到：

式中：T——秸稈在打捆倉內(nèi)沿運動方向的力矩（N·m）；

F——秸稈在打捆倉內(nèi)垂直運動方向上合力（N）；

Fn——秸稈垂直于同步帶的力（N）；

y——壓縮變形系數(shù)（或壓縮變形量）（mm）；

a——x方向上的壓縮變形量(mm)；

b——y方向上的壓縮變形量(mm)；

G——秸稈質(zhì)量(kg)；

θ——同步帶下平面與水平面方向夾角（°）；

δ——同步帶上平面與水平方向夾角；δ≤31°；

μ——秸稈與鋼輥間摩擦系數(shù)。

根據(jù)式（6）得到，θ越大青貯物料所受運動合力F越大，即物料在倉內(nèi)擠壓成捆時力矩與θ有關。物料在成捆過程中，合力F不僅起到輸送作用，還起到擠壓成捆作用，因此合力F直接影響青貯物料的壓實度。

青貯打捆機在使用改進后的切碎、打捆裝置后，成捆密度由原來的440 kg/m3提高到550 kg/m3左右，性能比較好。

4 結論

本試驗以青貯玉米為研究對象，對切碎裝置、打捆裝置進行設計、仿真，結果如下。

① 通過對切碎裝置的刀體、刀片、可變位安裝的定位改進設計，可以滿足不同作物對切碎條件的需求，根據(jù)不同切碎情況改變刀具的安裝位置，提高了機具的可操作性；在減震架上安裝彈簧的同時減小支架本身重量，不僅能起到共振緩沖的作用，同時可存貯勢能，使安裝在上面的刀具可以利用支架自振勢能增加切削力。

② 通過仿真，以實際工作條件進行約束、角速度賦予，對刀具進行動力學仿真分析，新設計的刀具能很好地完成切碎工作。根據(jù)刀具與切碎材料的動力學分析，得出影響切碎主要因素為秸稈含水率，次要因素為秸稈切削厚度；同時比較兩種刀具材料對切碎的影響，得出60 Mn 鋼比較45 鋼擁有更好的切碎效果。

③ 經(jīng)試驗切碎刀具在32 把時切碎均勻性最佳，達91%；結合切碎均勻性和打捆密度間的線性關系分析，可知切碎均勻性與成捆密度之間密切相關。

④ 橡膠“人字形”鋼輥設計，能有效增大軸面間輥壓摩擦力，提高了打捆的密度。