切收機的優化設計
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1優化設計的描述
本設計主要是對整機的工作效率進行優化設計，影響整機工作效率的因素主要有整機的行走速度和鏈板式工作部件的工作尺寸。本優化設計是在不改變原有的186風冷柴油機(標定轉速3600r/min;連續輸出功率為5．7kW)、行走變速箱和工作部件變速箱的情況下，通過改變鏈板式工作部件的工作尺寸來改變1次取土作業的工作寬度。合理地設計工作部件工作寬度和刀板的厚度，以達到最佳的取土效果。3驅動牽引力數學模型驅動牽引力主要是由發動機產生的轉矩Ttq和地面附著系數φ決定的。整機的驅動牽引力不僅受驅動力的影響，而且它還受到輪胎與地面的附著條件的限制。地面對輪胎切向反作用力的極限值稱為附著力Fφ，在硬路面上與驅動輪法向反作用力Fz成正比，即FXmax=Fφ=Fzφ(1)其中，φ稱為附著因數，它是由路面和輪胎決定的。由推薦值可知在干燥的土路上φ的取值為0．5～0．6。為了簡化模型計算，認為整機的重力由驅動輪支撐。通過已有實驗樣機推測整機質量為400～500kg，由此可以計算附著力Fφ=2000N。此時，可知整機提供的最大驅動力Ft=Fφ=2000N。4工作阻力數學模型整機工作過程中的阻力包括:一是由于機器在行走過程中產生的滾動阻力F滾;二是鏈板式刀組切土阻力F切。所以工作阻力為Ff=F滾+F切(2)4．1滾動阻力模型滾動阻力等于滾動阻力系數與車輪負荷之乘積，其計算公式［4］為F滾=fW其中，滾動阻力因數f根據推薦值選取f=0．0076+0．000056ua［4］(3)其中，行進速度在3～6m/min，計算時可忽略不計，即F滾=0．0076×4000=30．4N4．2刀板切土阻力模型在切土過程中，作用在刀板上的主要阻力包括:土壤變形力、速率不連續所發生的力、土壤慣性力和外摩擦力。下面對刀板面進行受力分析，受力圖如圖2所示。4．2．1刀板面上的壓縮力土垡OO＇B＇＇A在刀板面上的壓縮應變為ε=1－sinβsin(α+β)(4)刀板面上的壓縮應力P0=f(ε)，其中f(ε)可由土樣的壓縮試驗得出。根據Jaky定律［6］，側向應力Pg與正向應力P0的關系為Pg=P0(1－sinφ)，這樣作用在刀板表面OA上的法向壓縮力為PG1=bL2f(ε)(1－sinφ)=bL2f(1－sinβ)sin(α+β)(1－sinφ)(5)設在刀板上AC段的土垡所受法向壓力的分布為自A點起按直線關系下降至0，因而在AC段，刀板面上的法向壓力為PG2=0．5b(H－L2)(1－sinφ)f1－sinβsin(α+β[])(6)作用在刀板面上的總法向土垡壓縮力為PG=PG1+PG2=0．5b(H+L2)(1－sinφ)f1－sinβsin(α+β[])(7)4．2．2側刃剪切力在圖2中，作用在剪失效面AB上A點的法向壓力為σA=P0(1－sinφ)，而在AB線上任意一點P'(AP'=y)處的正壓力為σy=P0(1－sinφ)(L－y)L，將此式σY作為σn代入剪強動力方程lnτ=C1+C2lnr+C3(1+C4σn)得lnτy=C1+C2lnγ+C31+C4P0(1－sinφ)(L－y)[]L(8)即側刃剪切力為Psh=∫L0τydy=eC1L2γC2［1+C4P0(1－sinφ)］C3+1－1C4P0(1+C3)(1－sinφ)(9)4．2．3Ω
2區的土壤加速慣性力
土壤加速慣性力主要發生在Ω3區，任取一行平行于刀板板面的平面N，交Ω2的邊界和Ω4的邊界線于j(如圖3所示)，i處土壤速度為零，j處土壤速度為Uf;設速度從i到j為線性均勻加速，且方向不變，則慣性力為Pa=bHDwU2sinαgsin2(α+β)(10)式中Dw—土壤容重［6］。．2．4土垡沿刀板的摩擦阻力刀板法向力為Pn=(Psh+Pa)cos(90－α－β)+PG其中，PG為刀板面上的總法向土垡壓縮力。應用動摩擦阻力方程式Pf=C'+AlnV+σntgφn，并將土壤沿刀板面運動速度Ue和刀板法向力Pn代入，得Pf=bHC'+AlnVsinβsin(α+β)+Pntgφn(11)4．2．5刀板總水平阻力綜上可得出Px=P0sinα+(Psh+Pa)cosβ+Pfcosα+P0(12)4．2．6模型計算結果根據土樣試驗所得P0=f(ε)曲線和動力剪強方程的參數C1，C2，C3，C
3值及動力粘附摩擦方程的參數
C'at，A，φa值，代入式(12)計算結果如圖4所示。經過分析計算結果發現在切削速度、切削深度和切削角度一定的情況下，切削總水平阻力與切削寬度成線性關系。在優化設計中，切削寬度要求為90～100cm。從計算結果圖上來看切削寬度在90～100cm范圍內水平總切削阻力大概在1．5～1．8kN。為了提高切收土壤效率，可以選擇切削寬度為100cm。當切削寬度在100cm時，通過圖4可知切削過程中切削總水平阻力大約在1．8kN左右。4．3切削力與刀具厚度的關系上述切削阻力數學模型沒有考慮刀具厚度對切削阻力的影響。在刀具斷面面積，切削深度都相同的條件下，通過對具有不同寬厚比的刀具，切割相同土壤時的切削阻力進行比較，可以看出刀具形狀對切削阻力的影響。試驗采用了斷面面積為10cm2而厚度分別為0．2，0．25，0．3，0．35，0．4，0．45cm的刀具。通過對土壤進行連續地切割(切削角為90°)，得到了各刀具所受阻力隨切深變化的數據，圖5和圖6為當深度為10，15cm時的切削阻力二次回歸曲線。從圖5和圖6可見，當切削刀具作用于土壤的面積一定時，存在著合理選擇刀具寬厚比的問題，若刀具斷面尺寸選擇得當，可減小切削阻力。通過優化分析，可以選取厚度為0．35cm的切土板，這樣可以達到降低切削阻力的效果。
4功率和驅動力校核
4．1功率校核在確定行走速度為6m/min和切土工作寬度為100cm的情況下，對發動機的功率進行校核。發動機輸出的功率主要用于行走驅動和切土過程，行進過程的阻力包括滾動阻力和切土阻力，即Ff=F滾+F=1830．4N，行進速度為6m/min時，所消耗功率為P1=Ffv=183．04W;碎土提升高度約為1．1m，按碎土密度200kg/m3計算，碎土提升功率為8W;鏈板刀組中主動軸鏈輪的節徑為151．873mm，額定轉速為180r/min，故切削線速度為1．43m/s，按切削力1800N計算切土功率P3=Ffv=2574W。合計所需的功率為P=P1+P2+P3=2765．04W。而186風冷柴油發動機的連續輸出功率為5700W，所以此發動機的功率滿足整機需求。5．2驅動力校核在行進過程中，由地面提供的最大附著力為2000N，而整機在切土的整個過程中所受到的最大阻力在1800N左右，即使考慮該工作過程沖擊較為嚴重，且存在土層內容物不確定等因素。186風冷柴油發動機也有足夠的驅動力驅動整機行進。
5結論
通過建立驅動力數學模型確定最大驅動力，對刀板進行受力分析，通過對樣土進行壓縮試驗，在切削深度、切削角度確定的情況下確定切削阻力與刀具寬度的關系，并在設計要求范圍內確定最優的刀具工作寬度。通過用不同厚度的刀具連續切割相同面積的土壤獲得切削阻力與刀具厚度的關系，從而確定刀板的最佳厚度。在樣土壓縮試驗過程中，由于測量工具的局限性以及測量過程存在系統誤差和隨機誤差，導致結果有偏差，但是在允許范圍內。今后需要對試驗方法進行修改完善，以達到最優效果。
作者：袁永偉 弋景剛 姜海勇 王澤河 單位：河北農業大學機電工程學院
