甘蔗收割机

我国的甘蔗剥叶仍较多地采用手工作业，从上世纪70年代开始胭脂甘蔗剥叶机械，如广西，广东两省研制的工农-12和5BZ-10甘蔗剥叶机：上世纪90年代，广西农机所和广西大学又研制了4ZB-6A和4ZB-12剥叶机：起剥叶元件采用橡胶或钢丝绳，剥叶机构采用离心式。我国所研制的剥叶机，由于种种原因，均没有得到大量推广应用。而在我国，由于甘蔗大多种植在丘陵地带，不适合采用联合收割机，一般采用整杆式甘蔗收获机。 其剥叶机构工作原理如图1所示。甘蔗在送料轮的带动下，根部向前通过剥叶机构，剥叶元件在剥叶轮的带动下，高速反复打击蔗叶，利用机械力将甘蔗叶和甘蔗茎分离，使蔗叶从甘蔗身上剥离，达到甘蔗剥叶的目的，送料轮和剥叶轮均由剥叶机上的动力驱动，而动力一般就采用目前农村常用的S195柴油机，剥叶元件的材料有钢丝，橡胶等。现有的剥叶机存在剥叶盲区，影响剥叶的含杂率，剥叶元件的寿命也有戴提高，剥叶元件的效率也有戴提高。另外，如何适应不同外径、不同弯曲度、不同长度的甘蔗以及在含杂率和伤皮率之间进行折中，是研究开发甘蔗剥叶机构必须解决的关键问题，这些问题限制了国产甘蔗剥叶机的推广应用。 移栽植物时,常常去掉一部分叶子,其目的是1。在距离底部23厘米剪切是为了减少插秧机的夹紧难度。2。其目的是保证成活。叶子的功能是进行光合作用，蒸腾水份，帮助根系吸收水份、养份。移栽时由于切断了根系，叶片散发的水份就不能及时供应，导致植株失水而不能成活。通过减少叶片数量，而达到防止蒸藤的目的，叶片又担负着光合作用来制造有机营养，这些营养能用来生长新根，从而又能促进成活，因此，在实践中，如果有遮荫或喷水条件时尽可能的多留叶片。或选择休眠期移栽。1虚拟正交试验设计111试验原理试验结果表明, 剥叶过程中剥叶元件在大变形工况下工作, 受到周期性动载荷的作用, 其根部极易产生疲劳断裂且具有较多的随机性, 若剥叶元件既能剥下甘蔗叶,又不伤蔗皮, 且满足一定的耐用度要求, 则剥叶元件的型式和装夹方式必须解决刚性和柔性的矛盾1, 2 。因此, 设计剥叶元件时, 必须同时考虑多个影响因素, 如仅从单因素角度进行分析设计, 所得的结果意义有限; 而对多个因素任意组合进行分析, 工作量太大。所以采用有限元正交试验分析的方法, 以期用最少的花费, 较全面地寻找出剥叶元件最佳的设计参数。在剥叶元件的有限元模拟中, 可把每次有限元计算作为一次试验, 有限元计算的结果与影响剥叶元件受力和变形的多个因素密切相关, 各因素都或多或少对元件的使用性能和寿命产生影响, 各因素重要程度及优化组合都是多因素正交试验要解决的问题。因此, 按照正交试验原理, 合理地构造参数的不同组合, 在AN SYS 上建立剥叶元件的有限元分析模型, 进行有限元分析计算, 并将得到的一系列结果进行正交试验分析, 求出各因素水平的最佳组合2 。112试验设计11211评价指标确定根据正交试验原理, 首先确定评价指标。在剥叶过程中对蔗叶分离起主要作用的是与甘蔗直线前进方向相同的打击力的轴向分量F y , 一般切向分量F x和径向分量F z 数值较小(表1、2 也可说明这一点) ,为了简化试验的分析计算, 只考虑F y 的影响; 而剥叶元件是在非线性、大变形状态下工作, 其根部受到周期性的大应力作用, 极易产生疲劳断裂, 因此选用元件工作时受到的最大应力Rmax和最大打击力分量F ymax作为评价指标。11212影响因素分析影响剥叶元件受力及剥叶效果的因素有: 剥叶元件材料、剥叶滚筒转速、几何结构参数及装夹方式等。考虑到有限元数值模拟分析计算的难易程度及虚拟试验的可靠性, 首先采用部分单因素试验进行分析, 从而确定正交试验的因素水平, 并为有限元分析边界条件及载荷的确定提供依据。1121211剥叶元件材料因素的影响常用的剥叶元件材料有钢丝绳和胶指。钢丝弹性低、韧性低, 单条钢丝组合的剥叶元件钢丝之间相互依赖性小, 在高速摩擦下容易折断, 通常使用直径约为1 mm 的钢丝, 数条钢丝集结成束, 由于钢丝绳之间具有相互依赖性, 可增加其使用寿命。胶指式剥叶元件由橡胶制成, 常用的有菱形胶指和矩形胶指,胶指以一定的间距排列。当装夹剥叶元件的滚筒高速旋转时, 胶指因离心力作用而甩开, 靠柔性打击力和摩擦力对茎秆的梳擦作用将叶片从茎秆上剥离。钢丝绳剥叶元件由于弹性、韧性较差, 打击甘蔗时容易损伤蔗皮, 甘蔗折损率高, 且钢丝绳易产生疲劳脆断。胶指材料由于材质较柔软, 打击甘蔗时, 甘蔗损伤程度较低, 但元件极易磨损。而高分子材料材质轻, 具有较好的强度、刚度、韧性、耐磨性。表1 为3 种不同材料的试验结果。表中Rmax为剥叶元件根部的最大应力; F xmax、F ymax、F zmax分别为元件打击甘蔗时最大打击力的切向分量、轴向分量和径向分量。从试验结果可以看出, 剥叶元件的材料对应力和打击力有显著影响, 刚度较大的材料应力大, 打击力大,而过于柔软的材料打击力较小。由于剥叶元件的选材必须考虑刚度、强度和柔韧性的矛盾, 高分子材料的性能则能较好地满足这方面的要求。前期的疲劳试验也证明, 在相同的工况下, 高分子材料的疲劳寿命比钢丝绳的寿命提高近40% , 比胶指材料延长近30% 3 。所以选择高分子材料作为剥叶元件是合适的。因此, 材料可不作为正交试验影响因素。剥叶滚筒转速的影响剥叶滚筒的转速直接影响剥叶效果和剥叶元件的寿命。在其他因素不变、只改变剥叶滚筒转速时,检测出剥叶元件打击甘蔗的打击力及根部的应力,试验结果如表2 所示。从试验结果可以看出, 剥叶滚筒的转速对剥叶元件根部的应力和打击力有影响,但变化不明显; 转速的增加主要是增加了剥叶元件打击甘蔗的次数, 从而提高剥叶质量。大量研究也表明, 小型甘蔗收获机剥叶机构转速在1 000 rm in左右时剥叶质量、剥叶效率较高, 因此转速这一影响因素也可以不作为正交试验的因素, 从而可以简化有限元的分析计算。结构参数及装夹方式的影响结构参数主要有元件横截面几何形状、尺寸及虑的是满足元件的柔性及其加工性能, 因此, 这两个因素也不列入考虑的范畴,只取元件的长度作为影响因素之一。剥叶元件装夹方式主要因素有: 元件装夹的排数、装夹的螺旋角、前角、交错深度, 这几个因素对元件的受力和变形均有影响, 且不同的组合将会产生不同的结果, 因此均列为影响因素。根据以上的分析, 选取剥叶元件的长度L 、元件装夹的排数m、装夹的螺旋角B、前角A及交错深度h 作为影响因素, 影响因素水平依据单因素试验的结果选取。正交试验水平表如表3 所示, 表中各因素编码值分别为A 、B 、C、D、E , 为五因素三水平的试验。选用L 18 (23) 7 型正交表4 , 第一列和最后两列不用, 列于表4, 在18 次试验中, 每个因素的各个水平出现了相同的次数(6 次) , 且任意因素各个水平的搭配均出现, 即水平均匀、搭配均匀, 这18 次试验可以代表全面试验的243 次试验, 较全面地反映了各因素、各水平对指标的影响情况。2试验结果分析211有限元计算及试验结果的方差分析根据建立的正交表合理地构造参数的不同组合以进行有限元分析计算, 可把每次有限元计算作为一次试验。由于剥叶元件特殊的结构、材料及工作情况, 进行有限元分析时必须考虑材料非线性、接触非线性、几何大变形非线性, 有限元分析模型的建立及边界条件是在材料性能试验和单因素试验分析的基础上经过反复分析计算确定的, 从而保证分析结果具有较高的精确性。有限元计算及方差分析结果见表4。表中K i 表示因素的第i 个水平6 次试验结果的和, S 为各因素离差的平方和, F 为各因素的平均离差平方和与误差平均离差平方和的比值, F 临界值为从F 分布表中查出的临界值。212结果分析由表4, 对2 个指标试验分析结果分别进行分析。由于要求打击力足够大、应力尽可能小, 故得出2 个好的方案: 对于应力是A 1B 1C3D 1E 1, 对于打击力是A 2B 2C3D 3E 3。这两个方案不完全相同, 对一个指标是好方案, 而对另一个指标却不一定是好方案,因此需要对每一个因素进行综合平衡分析, 找出对各个指标都较好的一个共同方案5 。(1) 剥叶元件的长度L 对应力有显著影响, 但不是影响最大的因素, 其水平为1 时最好; 对打击力,L 是影响最大的因素, 水平取2 为最好。由于打击力F y 必须要足够大以确保蔗叶的正常剥离, 故水平取2。( 2) 螺旋角B 对应力有显著影响, 但不是影响最大因素, 水平取1 为好; 螺旋角对F x 有较大影响,适当的F x 有利于蔗叶的剥离。前期的研究中也发现当螺旋角不为零时, 剥叶机可大大节省空载功率2 。由于螺旋角对应力不是最显著因素, 只要使得最大应力不超过材料的疲劳极限应力即可。螺旋角对打击力F y 无显著影响, 其水平可任意选取。综合考虑,选取水平为3。(3) 排数m 对应力有显著影响, 但不是影响最大的因素, 水平取3 为好; m 对打击力无显著影响。综合考虑应力、材料的节省、元件装夹的空间限制,因素m 水平取2。(4) 交错深度h 对应力有显著影响, 但不是最大的影响因素, 水平取1 为好; h 对打击力亦有显著影响, 取3 为好。根据前期的试验研究, 打击力足够即可, 过大反而会造成甘蔗的损伤。对各试验结果进行比较分析发现, 当h 取1 时, 大部分已有足够的打击力, 而最大应力仍低于疲劳极限范围。故因素h 取水平1。(5) 前角A对应力是影响最大的因素, 水平取1为好, 但负前角的剥叶元件剥叶效果较差, 对打击影响也较大, 水平以取3 为好, 但此时剥叶元件所受的应力较大, 元件很容易折断。为保证一定的剥叶效果, 降低甘蔗的损伤率, 以及减小剥叶元件的最大应力, 综合考虑水平取2 为好。通过对各因素指标影响的综合分析, 得到较优方案为: A 2B 3C2D 1E 2。由于分析出来的较优方案在已经做过的18 次试验中没有出现, 为了最终确定所得到的试验方案A 2B 3C2D 1E 2 是否是最好的方案, 对优选出来的最优方案进行有限元分析计算和试验验证。结果表明该较优方案能保证足够的打击力而剥叶元件根部所受的最大应力不大, 有限元分析结果与试验结果也基本相符。3结束语利用正交试验的合理性, 结合高效、快速的AN SYS 有限元分析进行虚拟正交试验, 有限元分析模型的建立、边界条件的确定、载荷的施加均是在单因素试验研究的基础上经过反复分析计算得到,从而保证虚拟试验具有较高的精确性, 通过对正交试验结果的方差分析, 优选出剥叶元件结构参数、装夹方式的最佳组合, 该方法不失为一种有效、可靠、快捷的试验设计方法。3.1.1甘蔗收割机的整体组成概述整个收割机由扶蔗装置、提升装置、切顶装置、转向装置、根切装置、剥叶装置、切断装置、支撑装置、动力控制系统、鼓风系统、行走部（包括底盘，支撑架、轮子等）、司机室等部分组成。1、扶蔗装置：是一种螺旋装置。收割机的左右各一个螺旋，中间还分配有一个短的螺旋装置。两边的螺旋用以扶持还没收割的邻近甘蔗，防止其干扰正在收割的两排甘蔗；中间的短螺旋装置则将两排正在收割的甘蔗分开。2、提升装置：由两排可旋转的链条组成，每一个链条都在各自的两个链轮和张紧装置间围绕成环形，而且链条采用变形链节，链上有齿，用来抓住甘蔗杆。这两个链条间的横向距离是有限制的以利于扶持提升正在收割的两排倒伏的甘蔗杆（不倒当然更好）。链的速度与收割机在甘蔗地里前进的速度是相等的（V=V0）。3、切顶装置：切顶装置下端装上犁刀，此犁刀既可以在垄沟前进运动，又可以初步扶起到下的甘蔗。螺旋的旋转用动力来驱动，可以选择液压马达。切顶装置还有带齿顶的滚筒，滚筒用来击打已经切掉的甘蔗顶部，不让其垂直下落影响切顶以及提升工作的正常进行。切顶装置的旋转也用液压马达来实现，旋转的速度与收割机的行进的速度有一定的关系。在甘蔗提升到一定高度时，切顶刀将顶部切掉，切顶装置可以随高度调整；4、转向装置：有两段引导环和一个拨轮，通过此拨轮拨动甘蔗转向，通过引导环来引导甘蔗穿过切顶装置并将切过顶的甘蔗绕过提升主链上面的链轮，旋转180度，朝着收割机的运动方向_推动切顶后的甘蔗向中心移动。5、根切装置：含根切刀和相关零件，还有许多向上甩的肋片，用来横向的把根切过的甘蔗的根部甩开。该装置能够在甘蔗转过的同时，切掉甘蔗根部。同时带有向上甩的肋片将根抛向一个带有螺旋齿的鼓，使根向甘蔗剥叶入口移动，同时甘蔗顶部向前倒在一根横柱上。6、剥叶装置：在旋转的轮上固定叶片，用来剥掉甘蔗杆上的叶子。带螺旋的鼓将甘蔗均分，使其一根根地向剥叶入口移动，剥叶装置的入口放置两个旋转方向相反的轮，用以把甘蔗杆喂入剥叶装置。一旦到入口就将起拉如剥叶装置，开始剥叶。7、切断装置：它安放在剥叶装置和传递用的传送带之间，用来把剥叶后的甘蔗切断进入运载车。8、支撑装置：用以支撑螺旋扶蔗装置和提升装置，主要以机构为主。它邻近并安装在收割机的前端，用来支撑根切过的甘蔗并防止甘蔗的顶部掉到地面上。9、动力控制系统：整个系统采用动力驱动，运动主要以液压驱动为主。10、鼓风系统：一种鼓风机用于把旋转的叶片从甘蔗杆上剥离下来叶子的吹走，并让其回到地里再利用。11、传送装置：传送带把剥叶后的甘蔗杆传送到装载车内的装置。12、行走部：包括底盘，支撑架、轮子等。3.1.2甘蔗收割机各部件的工作流程现在我们所设计的双排甘蔗收割机能够同时很好的实现各个部件的运动协调，适应操作，适时控制。1、收割机在收割到甘蔗后，在机器的正前方有三个螺旋扶蔗装置，左右各一的长螺旋扶蔗装置是用来把临近的甘蔗与正在收割的甘蔗分开，防止不同收割状态的甘蔗发生干涉，保证收割过程顺畅，而中间的短螺旋装置的作用是把；两排正在收割的甘蔗分开，为接下来的收割工作打下基础。甘蔗进入收割机扶蔗装置就标志着收割过程正式开始，只有它无障碍的的工作，才能保证后续工作的顺利进行。2、经过扶蔗装置扶持后，相临排的还未收割的甘蔗与正在收割的甘蔗行分开了，相互之间不会发生干涉。但甘蔗杆仍然还在原地，并且没有完整的保持直立或者是保持相互平行，仍然处于倒伏，半倒伏状态。此时就需要一个提升装置把甘蔗杆提升到合适的位置。该装置由两排可旋转的链条组成，每一个链条都在各自的两个链轮和张紧装置间围绕成环形，链条采用变形链节，链上有齿，用来抓住甘蔗杆。这两个链条间的横向距离是有限制的以利于扶持提升正在收割的两排倒伏的甘蔗杆（不倒当然更好）。在链轮的带动下，把甘蔗提升到适当位置，根据驾驶室的操作者的判断来决定切顶的高度。链条的切向速度与收割机相对地面的速度大小相等，保证动作紧凑。3、在驾驶室的操作者发现甘蔗杆提升到一定的高度后，在马达的带动下一直处于旋转状态的切顶刀把甘蔗的顶端部分切掉。切顶装置还有带齿顶的滚筒，滚筒用来击打已经切掉的甘蔗顶部，不让其垂直下落影响切顶以及提升工作的正常进行。在甘蔗提升到一定高度时，切顶刀将顶部切掉，而切掉的顶部经过鼓风机的风力作用，回到田间，被掩埋，腐烂后可作为肥料再次利用，这样就不会有手工收割的弊病，集体处理甘蔗叶子，又费一道工序，而且极有可能变成浪费而不利用这些叶子。更重要的一点就是切顶装置可以随高度调整。4、在切顶_装置的下方，有一个带有两个引导环和一个拨轮的转向装置，通过此拨轮拨动甘蔗转向，通过引导环来引导甘蔗穿过切顶装置并将切过顶的甘蔗绕过提升主链上面的链轮，旋转180度，以2倍收割机的运行速度向中心移动朝着收割机的运动方向推动切顶后的甘蔗向中心移动。5、在甘蔗转过的同时，进行根切操作，根部将自由地落入泥土中，而就在同一时间，设在根切装置的一个抛射装置把甘蔗抛射到一个带有螺旋齿的鼓轮，使根部向剥叶装置的轮和传送带的作用下，将甘蔗杆带到主传送带上，而入口是一个前大后小的渐缩性入口。主传送带在马达的带动下顺时针旋转，而位于甘蔗上方的剥叶轮逆时针旋转，对根部先入的甘蔗进行剥叶，而且和传送带共同产生的摩擦力推动了甘蔗前进。当然如果有必要当甘蔗杆上的叶子大部分清除后进行切断操作，使其为一定的长度，便于后续加工。7、最后，经过传送装置的传送带把剥过叶的甘蔗杆传送到装载车内。这样整个甘蔗的收割过程就完成了。这整个收割过程如果用一个流程的形式来表达，就是这样的：实时观察扶蔗装置提升装置切顶装置转向装置根切装置剥叶装置切断装置3.2 甘蔗收割机的实现原理3.2.1 甘蔗收割机的实现原理图3.2.2 甘蔗收割机的实现原理 根据图2-1所示的甘蔗收割机整体结构极其配合运作关系，我们就有了一个整体的立体印象。图2-1显示了双排甘蔗收割机的结构方案。该收割机可以收割倒伏的和半倒伏的热带甘蔗，对绿甘蔗更为见效。收割机能够将甘蔗放到适当的位置以更高效的进行切顶和根切。通过双排甘蔗收割机的横放方位，进来的甘蔗被扶蔗装置拨开并均匀地分布后通过收割机入口，然后以比收割机的前进速度更快的速度线性地与行距平行通过收割机，以利于更高效地剥叶。斜成70度的角。当收割机进入一块甘蔗地进行收割时，收割机上最前端左右各一的螺旋扶蔗装置将扶持还没收割的邻近甘蔗并将其与正在收割的甘蔗行分开。最初的两排甘蔗被收割后，收割机在随后进行的每次收割时，其中一边（通常是左边）螺旋装置是不活动的，而另一边（通常是右边）的螺旋装置仍然扶持还没收割的邻近甘蔗并将其与正在收割的甘蔗行分开。每个螺旋扶蔗装置都包含有一个与地面成45 度到55度角之间的卷轴（参看图3-1）。轴上两边各有一个滚动椎，以右边的滚动椎为例，它恰好位于正在收割的甘蔗行与收割机右边那一甘蔗行间的沟面上。犁刀辅助分离邻行的未收割甘蔗行和正在收割的甘蔗行。支撑装置和提升装置，用于适时改变螺旋装置和底座之间的角度（等同于与地面之间的角度）。当收割机在田间行走时，侧架使分离了的甘蔗杆不干涉收割机的收割进程。中间的螺旋装置同样带有犁刀，用于分开（至少是部分分开）两排正在收割的甘蔗，并辅助地将甘蔗喂入两边的扶持提升链。为了使所有的甘蔗杆在同一个高度下被切割，每排甘蔗都被向相反方向旋转的主提升链和边链扶持提升。当收割机在甘蔗地运行时，链齿夹持和提升已经与提升链转向中心成半倒伏或倒伏的甘蔗。这样每行甘蔗都被提升和分离了，因此，当用顶部装置21切顶的时候，所有的甘蔗杆都大体平行。如图2-1所示，每个切顶装置都包含一个前倾的碎鼓，该碎鼓上有许多轴向的布满四周的钉齿，用来击打甘蔗叶和甘蔗梢，该动作与切顶同时发生。顶部高度可以由调整液压油驱动顶部提升机构使切顶装置沿导轨上下运动。朝相反方向旋转的碎鼓将甘蔗梢和甘蔗叶从收割机中心线向外推出。左右各一的顶部屏蔽将切碎了的甘蔗梢和甘蔗叶掷于垄沟中便于车轮和辗过。最初的两排甘蔗被收割完后，右边的螺旋装置将右行的正在收割的甘蔗和邻近的尚未收割的甘蔗行分离开如2-1所示，当收割机在田间行走时，卷轴与地面之间所成的角度是可调的，且通常在45度到55度之间。中心提升链和边链将甘蔗杆从各自行提升起来并集中在一起，使所有甘蔗杆与提升链转向中心排成一线，而提升链转向中心与收割行的轴向中心平行，实际上并排于收割行各自的纵向中心。如图2-1所示，右边螺旋向上和右排甘蔗行成一定角度，在收割机运行的过程中，用于正在收割的甘蔗和未收割甘蔗之间的分离。在甘蔗达到螺旋顶端前，这个距离比甘蔗的叶子的平均长度还要长，以至于未收割行甘蔗的叶子不会与邻近的甘蔗发生干涉，取而代之是被中间的分离螺旋和主链条分开。收割机可以自由地在田间收割而不会损坏邻近收割机的尚未收割的甘蔗。如上所示，左右两边的螺旋同时保证了收割机的正常工作。为了保证绿甘蔗的高效去顶，转向装置用来保证每一根甘蔗绕过切顶装置。每一转向装置都是安装在机体上的。在驾驶室的操作者可以根据甘蔗的高度，适当确定切顶装置的高度。每一个转向装置可以在甘蔗去顶后，在收割机运行的方向上，将甘蔗顶部直接脱离收割机。如果没有转向装置驱使甘蔗通过切顶装置，部分甘蔗就可能会被卡住，并且拖出切顶装置。在甘蔗切顶后，转向装置以两倍的速度迅速改变甘蔗的运行方向，以致于甘蔗切顶后没有直线移动的距离。转向装置包括一个拨动轮和和两个引导环，两个引导环迅速改变甘蔗传输方向180，把甘蔗顶部移到收割机的中心，在收割机前进的方向上绕过收割机旋转中心链链轮180，从而确保了切顶后的甘蔗向收割机前进的方向上倒。这项操作确保了甘蔗顶部有自由而不受约束的路径，通过此路径，绕过上链轮，移出切顶的甘蔗。在转向的同时，使甘蔗发生根切。甘蔗进入收割机后，首先，中心驱动链旋转并带动甘蔗到一个支撑位置进行切顶操作，然后转向和切根，最后进入剥叶装置的入口。转向装置迫使甘蔗的顶部通过切顶装置，在甘蔗转向根切的同时扔掉已切的甘蔗顶部。已经去根、去顶的甘蔗被输送到剥叶装置的入口。并且不会和输入收割机的未去顶和未根切的甘蔗发生干涉，这样甘蔗在进入切顶装置到根切结束的整个过程中，拨动轮非常成功地配合了收割装置的工作。拨动轮位于切顶装置的下方，支撑着甘蔗，并使甘蔗平稳地通过切顶装置。拨动轮的线速度与输送甘蔗到切顶装置的速度相等。因此拨动轮接收到链条传送的甘蔗而不至于损伤甘蔗。实际上，在收割机前进的过程中，驱动链以相对地面的同一速度移动。因此，由于链的速度相对地面与收割机的速度相等，甘蔗的上部沿着驱动链的中心线保持原位，拨动的一个功能是让切掉的顶部以相对于收割机两倍速度离开收割机，另一个功能是让甘蔗以适当速度进入收割机。为了减少叶子在提升链前端的堆积，剥叶装置的顶轮到底轮之间应该设计一定的长度。盖板在回到收割机前端之前一直覆盖着回转链，从而防止了叶子在链条的前端堆积，阻塞链条。盖板至少延伸一定的长度以使链条的各部分不被叶子阻塞。随着收割机的便捷化，切顶装置远离收割机的前端，切顶之前后，操作者都可以实时观察。在收割机将甘蔗输送到剥叶装置入口前，使得已切顶的甘蔗移动一定的距离。提升装置移动双排收割甘蔗到收割机的前端中心，进而保证操作者能判断去顶的高度。切顶工作完成后，进行切根操作，每一个根切装置还相应装备一个甘蔗底部抛射装置，把根切的甘蔗根部抛向带有螺旋齿的鼓，正是通过这个鼓把甘蔗杆准确的移动到剥叶装置的入口处。每排输入的甘蔗在被喂轮抓住前，移向收割机的中心，每个喂轮制成弹性加载的轮子，以使一对喂轮对输入的甘蔗产生挤压力而不至于损伤甘蔗杆。此外，喂轮还可以用来把甘蔗传送到收割机机体。甘蔗被根切后被紧凑的输入剥叶装置的入口，在剥叶装置中高效的进行剥叶，于是，甘蔗被均匀地输送到剥叶装置的入口，这就限定了第一对喂轮与根切刀之间的空间。一个水平背喂轮被安装在涡卷的提升链的后面。在涡卷把甘蔗杆挤进的时候，喂轮抓住甘蔗杆，把甘蔗杆卷进去。甘蔗杆从转向装置出来之后，就会倒下，顶端倒在一个支撑上，根部就倒在根切装置的底板上。根切装置的鼓轮上安装有螺旋，保证了把甘蔗向收割机的中心移动，从而进入剥叶装置的入口。当甘蔗通过收割机机体的时候对整根甘蔗进行清理。整个甘蔗杆的清理是由剥叶装置来完成的，叶子被掷回田间，被覆盖后进行再利用。整个甘蔗的清理装置是由一个弹性剥叶装置构成，它被安装在一个传送带的上方。传送带接收从喂轮输入的甘蔗，在甘蔗通过此传送带的过程中，剥叶装置除去杆上的叶子。剥叶装置由一个转轴和许多重复分布的弹性齿构成，剥叶弹性杆径向分布在轮轴上。此装置能够高效地进行剥叶，并且不损坏甘蔗杆。甘蔗在剥叶清洗处理后通过输送带进入切断装置，此时的甘蔗杆可以有三种传送方式供用户选择：全茎、半茎和长段。该装置安放在剥叶装置和传递用的传送带之间，用来把剥叶后的甘蔗切断成用户期待的长度，并把切断后的甘蔗节送入特定的储存间。如前所述，在甘蔗的剥叶过程中，都最大限度地保护甘蔗杆不被损坏以免甘蔗糖份损失，所以将切断工作安排在最后进行，这样就可以减少甘蔗液的流失以及糖汁的变质。而且在实际中，通常都是在整个绿甘蔗被清理干净后，接着被切成到英寸的典型长段。这里需要提出的一点是，该切断方式不需要像传统的收割机切断那样，为了获得较高的清理效率，把甘蔗切成很短的多段，这样就对甘蔗的糖分损失很大，是一个很大的浪费。而选择较长的甘蔗段有助于减少切断过程中损失的甘蔗糖分，同时也将减少甘蔗的损坏。最后，经过传送装置的传送带把清理干净了的甘蔗杆传送到装载车内。这样，整个甘蔗的收割过程就完成了。4.2.2链传动的设计设计滚子链传动时首先应了解其原始设计数据和工作条件，包括使用场合、传动功率、载荷性质、小链轮转速、大链轮转速或传动比、传动布置方式、外廓尺寸限制要求、可能采用的润滑及张紧装置等。在设计工作中，重要的是要抓住主要失效方面进行和计算，并且对其它因素综合考虑以便按具体工作条件设计出正确的传动。（一）链传动的特点链传动是一种具有中间挠性件的非共轭啮合传动，链轮的齿形可以有较大的灵活性，可作传动用、输送用、曳引提升用以及许多结构巧妙的性能特异的专门用途。由于它具有使用速度已达40m/s，效率可达99%。本设计中所采用的是滚子链传动。（二）滚子链传动的主要失效形式由于设计、制造、使用等多方面的差异，链传动的失效形式是多种多样的，但主要有：1、链条疲劳破坏：在闭式链传动中，正常润滑条件下，链条元件受变应力作用，经过一定的循环次数，链板发生疲劳断裂，滚子套筒发生冲击疲劳破坏。疲劳破坏是决定链传动能力的主要因素。2、链条铰链磨损：这是常见的失效形式之一。主要产生在销轴与套筒间的滑动表面，磨损使链条外链节变长但内链节节距几乎不受磨损的影响，各链节节距的不均匀性增加，平均节距增大，滚子与链轮齿廓的啮合点逐渐向齿顶外移，终致产生跳齿和掉链。磨损使链条总长伸长，从而使链边垂度变大，增大动载荷、发生振动、引起跳齿、加大噪声以及其他破坏，如打坏链箱、链边互相碰撞、销轴因磨损削弱而断裂等。润滑对链条铰链影响较大。开式传动、工作条件恶劣、润滑不良、链条铰链比压过大等均会加剧链条铰链的磨损，降低其使用寿命。3、链条铰链胶合：润滑不当或转速过高时，组成铰链副的销轴和套筒的摩擦表面易发生胶合破坏。胶合限定了链传动的极限链。4、链条静强度破断：低速重载的链条当过载时，易发生静强度不足而破断。5、多次冲齿破断：反复起动、制动、反转或受重复冲击载荷时，滚子和套筒产生冲击破断。6、链条零件早期破断：外链板和销轴、内链板和套筒啮合松动，使配合处严重磨损；链板侧磨；开口销等止锁零件剪断、轮齿顶部将滚子顶碎等多由于链条质量差，安装使用不合理造成。链轮齿廓磨损或塑性变形会影响传动的平稳性和链条的寿命。一般链轮寿命为链条寿命的2倍以上，故应按链条寿命和强度进行设计。滚子链的额定功率曲线是链传动选择计算的基本依据。（三）链传动设计注意事项1、通常最佳的中心距范围是链条节距的3050倍，但链条在小链轮上的包角应不小于。本设计中，链条的中心距是已知的。2、张紧时，松边下垂度为中心距值的1%2%，有振动、冲击或倾斜传动时宜取小值。（四）确定设计结构尺寸由于该提升装置很有可能会与扶蔗装置、切顶装置、转向装置，特别是切顶装置发生干涉，所以在设计链传动尺寸时，必须与同组成员商量，经过配合调整后确定，所以含有比较高的实际配合性，有些尺寸也是根据同组人员相互的各机构相互配合后确定的。1、侧面尺寸（即收割机行进方向的平面）由于提升装置与水平面所成的角可调，调整范围一般取为之间；主动链轮轴与底座之间的垂直距离也可调，调节范围为之间。取角度为、高度为进行设计，则链轮中心线在提升链中心线方向的投影长为：2、正面尺寸（即与收割机行进方向垂直的平面）为了工作需要，更好地进行夹持提升，两个链条与两链条间的中心线所成的角度有所偏差，偏差范围为（不等于）之间。令中心链条与该平面水平方向的夹角初取为进行设计，则链中心长为；边链与该方向的夹角初取为进行设计，则链中心距长为由于两链轮的中心距较长，要设置张紧链轮才能使整个装置顺利工作，而且张紧轮还可以调节链与水平面间的张角。根据工作状况需要以及和扶蔗装置、切顶装置间的相互配合关系，故中心距就应适当取大一些。（五）链轮及链条的具体设计1、链轮的有关重要名词术语（1） 链轮分度圆链轮上能被链条基本节距等分的圆，其直径。分度圆是进行各项理论计算用的基本圆。（2） 链轮分度圆节距在链轮分度圆上，对应中心角为的弦长，简称链轮节距。链轮分度圆节距的大小，同链轮基本节距相等。（3） 链轮齿顶圆链轮上能直接测量到的最大圆，其直径为。（4） 链轮齿根圆链轮齿槽底部所在的圆，其直径为。（5） 链轮齿廓线（即链轮齿形齿廓面同端面的交线）。（6） 链轮作用角链条同链轮齿廓线接触点处的法线与链节中心线间的夹角，称为链轮作用角。它的大小决定了轮齿传递有效工作拉力的能力。（7） 链轮齿形角链轮齿廓线的切线之间的夹角称为齿形角。对直边齿形链轮来说，当齿沟中心不分离时，链轮作用角与链轮齿形半角数值相同。（8） 链轮齿廓工作段在正常工作过程中，链条与轮齿实现接触的一段链轮齿廓线。（9） 齿沟圆弧中心角当齿廓齿沟段为圆弧时，其所对的中心角为齿沟圆弧中心角，简称齿沟角，它的一半称齿沟半角。2、链轮齿数的选定当工作条件要求采用齿数很少的链轮时，则可设计具有小作用角的非标准齿形链轮；当工作条件要求采用齿数很大的链轮时，则也可设计具有较高齿高的非标准齿形链轮，以保持有较大的节距许用磨损伸长率。从啮合和受力情况来考虑，滚子链传动的最少齿数为9，但在具体选定时，还应注意下列各点：（1） 考虑转速高低的影响原则上转速较高时，应选用较大的以使传动平稳，因此，荐用最少齿数为：对于高转速的链轮 Z1min=25,链轮齿应淬硬对于中等转速的链轮 Z1min=17（2） 当传动空间尺寸许可时，考虑使传动有较长的使用寿命，推荐小链轮的齿数为Z1=25，小链轮齿数推荐选用奇数齿，它们和偶数的链节相啮合可使磨损比较均匀。本设计中，根据整体布局空间和中心距的大小，选定主动链轮齿数Z1=25考虑具体工作情况要求，本设计中取传动比。i=3则从动链轮齿数Z2= Z1*3=753、分度圆直径 根据整体配合情况和工作情况要求，初取主动链轮分度圆直径为d=150mm。4、链轮（或链条）节距根据分度圆直径公式（3-1）得链轮节距p = d *sin(180 / Z) = 18.75mm因为链轮分度圆节距与链条节距是相等的，而链条节距是链条的基本特性参数。滚子链的节距一般推荐按计算和小链轮转速在额定功率曲线上选定适当的节距。为使结构紧凑、传动平稳，应争取选用节距较小的链条。速度高、功率大时，可选用小节距的多排链。选用多排链时，应注意到它们对脏污和偏差是比较敏感的。所以根据参考4 图33.2-5选取节距的TG190型（即12-A）型单排滚子链。其基本参数如下：节距：p=19.05mm 滚子直径 d1min=11.91mm.内链节内宽：b1min=12.57mm 销轴直径：d2max=5.96mm内链板高：h2max=18.08mm 外链节外宽：b2=22.66mm联结销轴：L1=12.7mm ： L2=14.8mm过渡销轴：L3=29.95mm 每米重量： q=1.6 kg/m最低破断载荷：Q=3200 kg滚子链结构如图4-2所示：图4-2 滚子链结构图5、根据链条的节距，分度圆直径调整为d=151.99mm6、链轮轴孔最大直径和齿侧凸缘最大直径参考6 表8-60得，链轮轴孔最大直径为 DKmax=88mm，齿侧凸缘最大直径或排间槽最大直径 dh=130mm7、齿顶圆直径8、齿根圆直径d f =d- d r =151.99-11.91=140.08mm（ dr为配用链条滚子外径）9、链轮端面齿型设计一个设计完善的链轮齿形主要应满足三个方面的要求，即啮合要求、使用要求、工艺性与精度要求。为满足这些要求，链轮齿形的设计必须遵循如下原则：保证链条顺利地啮入与啮出；具有足够的容纳链条节距伸长的能力；具有合理的作用角；齿廓曲线与链传动的工况相适应；有利于啮入和防止因链条跳动而掉链；加工工艺性好等。标准规定了链轮的最大齿槽形状和最小齿槽形状，实际齿槽形状在最大、最小范围内可调，因而链轮齿廓曲线的相应形状可以有很大的灵活性，凡在两个极限齿槽形状之间的各种标准齿形均可采用。试验和使用表明，齿槽形状在一定范围内变动，在一般工况下对链传动的性能不会有很大影响。这样安排不仅为不同使用要求情况时，选择齿形参数留有较大的余地，有为研究发展更为理想的新齿形创造了条件，各种标准齿形的链轮之间也可以进行互换。本设计中的链轮端面齿形为国标GB1244-76，所采用的凹形端面齿形，如下图所示：aa为齿沟圆弧，abc是齿廓工作板（ab-圆弧，bc-直线），cd为齿顶圆弧。工作板各点的作用角沿齿高向上（由a 到b）逐渐减小， 值随着齿数增多而增大，有利于齿数多的链轮在包角内有更多的齿数传递拉力。凹齿形的接触应力比直线齿形和凸齿形的均小，当新链条在a点啮合时，凹齿形啮入就位时的冲击较其他齿形大；随着链条磨损节距增大，啮合点到达b、c点时，就位冲击将较其他齿形小。该齿形用标准刀具加工，按3R GB1244-85规定创造。滚子链链轮端面齿形如图4-3所示：图4-3 滚子链链轮端面齿形10、链轮轴面齿型设计参考4 表33.2-12得，滚子链轮轴面齿型尺寸为节距：p=19.05mm ； 倒角宽度：g=2.4mm ；倒角深度：h=9.5mm ； 倒角圆弧半径：r 4=20.3mm；圆角半径：r5=0.5mm ； 齿宽： b=11.7mm排距：P t=22.78 mm滚子链链轮的轴面齿形如图4-4所示图4-4 滚子链链轮轴面齿形11、链节数初定中心距 a0=40p根据中心距公式， 得链条节数6、马达选用根据链轮转速和所要传递的功率选用马达。由前面的计算知传动功率，链轮转速，并适当考虑选用轴径较小、重量较轻的马达。参考6选用QJM型液压马达，此型号的马达有如下特点：（1）该型号马达的滚动体用一只钢球代替了一般内曲线液压马达所用的两只以上滚轮和横梁，因而结构简单、工作可靠，体积、重量显著减小。（2）运动副惯量小，钢球结实可靠，故该型马达可以在较高转速和冲击载荷下连续工作。（3）摩擦副少，配油轴与转子内力平衡，球塞副通过自润滑复合材料制成的球垫传力，并具有静压平衡和良好的润滑条件，采用可自动补偿磨损的软性塑料活塞环密封高压油，因而具有较高的机械和容积效率，能在很低的转速下稳定运转，启动力矩较大。（4）因结构具有的特点，该马达所需回油背压较低，一般需，转速越高，背压应越大。（5）配油轴与定子钢性连接，故该马达进出油管允许用钢管连接。（6）该型马达具有二级和三级变排量，因而具有较大的调速范围。（7）结构简单，拆修方便，对清洁度无特殊要求，油的过滤精度可按配套油泵的要求选定。（8）除壳转和带支承型外，液压马达的出轴一般只允许承受转矩，不能承受径向和轴向外力。（9）带“Se”和“SeZ”型液压马达，其启动和制成可用人工控制也可自动控制，控制压力较低，制成转矩大，操作方便，可靠。根据以上情况，本设计中选用型号为QJM0010.063Z的液压马达，其基本参数如下：排量：q= 0.064 L/rev ； 额定压力；p1=10 mpa尖峰压力：p2=16 mpa ； 转速范围：n=8 600 r/min额定输出转矩：T=95 Nm ； 轴径：d=25 mm ；最大功率：Pmax=1.4 kw ； 键：bh=108（七）链传动的张紧链条在使用过程中因磨损而逐渐伸长，结果使得松边垂度增大，发生振跳、爬高和跳齿等现象。为了调节链条松边的垂度，增加小链轮的啮合包角，补偿链条磨损产生的伸长，应把链条适当的张紧。对于反复起动或逆转以及载荷不稳定、有冲击、振动等使用场合，这更是十分必要的。合理的张紧对提高链传动的工作能力和延长使用寿命均有良好的效果。本装置张紧轮采用弹簧自动张紧。（八）链传动的润滑链传动的润滑至关重要。合理的润滑能大大减轻链条铰链的磨损，延长使用寿命。如果给油充分，它能增强冷却效果，降低传动噪音，减缓啮合冲击，避免铰链的早期胶合。对链条工作时铰链润滑状态的实验研究表明，润滑充分的链传动，其铰链内部在相对回转瞬间可以形成流体动压承载油膜，此油膜将销轴和套桶隔开，形成间歇的液体润滑状态。这一性质已成为现代链传动额定功率曲线或额定功率表的制定基础之一。反之，如果润滑不良，链传动的工作能力或使用寿命是会大受影响的。由此所述，润滑对于链传动是十分重要的。通常链传动的润滑方式规定有四种：（1）用油刷或油壶人工定期润滑；（2）滴油润滑；（3）油浴润滑或飞溅润滑；（4）油泵压力喷油润滑。仅按链速来选用相应的润滑方式是欠妥的。研究表明，即使链速相同，节距大时更易发生胶合等毛病。当采用一般润滑油有困难时，例如在机器中使用滴油或油浴有问题时，或周围环境恶劣、温度很高、泥浆四溅时，则可采用润滑脂或固体润滑剂。根据本装置的具体情况，本设计用刷子或油壶人工周期加油，加油处在链条松边的内外链节的侧隙之间。每班（8h）加油一次。由于该装置的周围环境恶劣、故采用润滑脂润滑。（九）链条的静强度计算链条的静强度计算就是从链条的极限拉伸载荷（即破断载荷）出发，选用适当的安全系数来限定链条的工作能力。这种方法比较简单和方便，不过有时不免笼统和保守。规定不同的许用安全系数可以表示不同的含义：它可以是考虑静强度的，也可以是条件性地考虑铰链磨损或链条元件疲劳的。本设计要强调的则是链条的静强度计算。如果不考虑动载荷，链条的紧边拉力由三部分组成，即有效圆周力、离心力引起的拉力和悬垂拉力。链条静强度的安全系数计算实质，乃是链条紧边拉力与链条极限拉伸载荷的比较，其计算式为式中 n 静强度安全系数；Q 链条极限拉伸载荷，单位 N；KA工作情况系数；F t 有效圆周力，单位 N；F c 离心力引起的拉力，单位 N；F f 悬垂拉力，单位 N；n r 许用安全系数。对滚子链来说， 的取值应考虑下列几点：（1）链条的屈服点接近于它的极限拉伸载荷；（2）在开始屈服前后，板孔与销轴、套桶的联结牢固度开始下降；（3）存在啮入冲击以及多边形效应和爬链、跳齿等所引起的动载荷；（4）存在尖峰载荷的可能性；（5）链轮的径向跳动使链条周期性张紧；（6）多排时各排载荷分配的不均匀性等。所以许用安全系数一般为，平均取为6。如果按最大尖峰载荷来代替 进行计算时，则许用安全系数。对于速度较低、从动系统惯性较小、或者不太重要的传动、或者力的确定比较准确时，可取较小值。链条的静强度安全系数计算法常用于低速链，这是因为低速链的载荷一般较大，静强度占有主要地位。通常把链速视为低速链。如果对这种低速链也按疲劳来考虑，用额定功率曲线图来选择计算链条，则结果常常是不经济的。因为在额定功率曲线上的每条曲线，相应的条件性安全系数，显然比前述的静强度安全系数为大。所以低速链用静强度安全系数来选择计算时常常可以得到尺寸较小的链条，比较经济。考虑疲劳或磨损的条件性安全系数计算法的应用也很常见。特别应指出的是，当进行有限寿命计算时，若所要求的使用寿命过短，使用功率过高，则链条的静强度验算是比不可少的。综上所述，链条的静强度、疲劳强度和耐磨性等计算要结合传动的具体工作条件来选用，一种方法不能排斥其他方法，所以链传动的工作能力应按计算得出的最小值酌定。比如，对于润滑和密封良好的链传动，应首先按疲劳来计算，然后按静强度和磨损来验算。经校核链条的静强度满足要求。（十）链传动的维护一般在实际操作中达到以下几个要求，就能充分发挥链传动的使用性能：（1） 传动的各个链轮应当保持良好的共面性，链条通道应保持畅通；（2） 链条松边垂度应保持适当；（3） 经常保持良好的润滑；（4） 链条链轮应保持良好的工作状态；前已述及，链轮不共面会发生侧磨以及锁止零件被剪掉、铆头松脱、链板腰部爬到齿顶上去等等现象。这主要是由于安装不准，或者由于链轮在轴上发生移动，或者由于轴承磨损而使轴与链轮发生摆动。有时在停车检查时共面性很好，但一受载荷就发生侧磨，这是因为轴与支承部分的刚度不足，应设法加强。外链板和销轴端部的可见性损伤，表明传动系统的通道上发生了某种阻碍、磕碰、摩擦或干涉。发生这种情况时，应立即采取措施，消除磕碰摩擦的原因：有时是链条太松，有时是箱体变形。链传动的正常磨损会使链条逐渐伸长，结果使松边可能太松，垂度可能过大。在经常性的检修工作过程中，应注意把它列为一个重要项目来检查。如果发现太松，在中心距可调或有张紧装置的情况下，就应重新适当张紧；如果中心距不可调，也没有张紧装置，则可减去一两个链节来重新张紧。适当张紧对于链轮来说也是防止或减缓齿轮过快磨损的一种方法，因为让磨损了的链条继续使用可能松边剧烈跳动、爬高、跳齿，从而促使轮齿也很快损坏；当然还可能发生磕碰链箱等现象。在保养维修过程中，及时剔除已损坏的链节和换上新链节，对大规格的链条来说可延长寿命，在经济上也是合算的。不过换修工作只限于有数的几节。如果换修次数太多，则表示整根链条的寿命已经到头，不如把整根链条换掉，免得停车时间过长，影响生产。当然，有时为了维修机器运转，必须对链条多次修理；但是应当尽可能早的时间内更换链条，而且应当更换整根链条而不是更换其中的一部分。5 转向装置的设计转向装置是甘蔗收割机的一个很重要的工作部件，它能够保证绿甘蔗的高效去顶。每一个转向装置可以在甘蔗去顶后，在收割机运行的方向上，将甘蔗顶部直接脱离收割机。如果没有转向装置驱使甘蔗通过切顶装置的话，部分甘蔗就可能会被卡住，并且拖出切顶装置。在甘蔗切顶后，转向装置以两倍的速度迅速改变甘蔗的运行方向，使得甘蔗切顶后没有直线移动的距离，便于后续工作的顺利进行。5.1 转向装置的组成和工作原理5.1.1转向装置的组成转向装置的结构比较简单，包括两个引导环，一个拨动轮和一个动力装置即马达。引导环在拨动轮的上下各固定一个，起到导向的作用，并且推动甘蔗杆在收割机前进的方向倒下。拨动轮拨动甘蔗杆绕着引导管旋转180 度。整个转向装置通过两块托板固定在提升装置的支撑板上，引导环则固定在机架上。转向装置的结构如图所示(图5-1)。甘蔗转向，通过引导环来引导甘蔗穿过切顶装置并将切过顶的甘蔗绕过提升主链的主动链轮链轮，旋转180度，以2倍收割机的运行速度朝着收割机的运动方向推动切顶后的甘蔗向中心移动，使甘蔗切顶后没有直线移动的距离。每一个转向装置可以在甘蔗去顶后，在收割机运行的方向上沿着自由而不受约束的路径将甘蔗顶部直接脱离收割机。从而不会使甘蔗被卡住，甚至被拖出切顶装置。在甘蔗切顶后，转向装置以两倍的速度迅速改变甘蔗的运行方向，以致于甘蔗切顶后没有直线移动的距离，同时也确保了切顶后的甘蔗向收割机前进的方向上倒。从甘蔗的收割路径来看，甘蔗进入收割机后，首先，中心驱动链旋转并带动甘蔗到一个支撑位置进行切顶操作，然后转向和切根，最后进入剥叶装置的入口。转向装置迫使甘蔗的顶部通过切顶装置，在甘蔗转向根切的同时扔掉已切的甘蔗顶部。已经去根、去顶的甘蔗被输送到剥叶装置的入口。并且不会和输入收割机的未去顶和未根切的甘蔗发生干涉，这样甘蔗在进入切顶装置到根切结束的整个过程中，拨动轮非常成功地配合了收割装置的工作。拨动轮位于切顶装置的下方，支撑着甘蔗，并使甘蔗平稳地通过切顶装置。拨动轮的线速度与输送甘蔗到切顶装置的速度相等。因此拨动轮接收到链条传送的甘蔗而不至于损伤甘蔗。实际上，在收割机前进的过程中，驱动链以相对地面的同一速度移动。因此，由于链的速度相对地面与收割机的速度相等，甘蔗的上部沿着驱动链的中心线保持原位，其实拨动轮的一个功能是让切掉的顶部以相对于收割机两倍速度离开收割机，另一个功能是让甘蔗以适当速度进入收割机。5.2 转向装置的重要零件设计过程5.2.1动力装置的选择在该装置中，动力装置用来带动拨动轮以两倍链速旋转，由前计算知，链轮的转速为，所以该动力装置也可以选用本设计中选用型号为QJM0010.063Z的液压马达，其基本参数如下：排量：q= 0.064 L/rev ； 额定压力；p1=10 mpa尖峰压力：p2=16 mpa ； 转速范围：n=8 600 r/min额定输出转矩：T=95 Nm ； 轴径：d=25 mm最大功率：Pmax=1.4 kw ； 键：bh=1085.2.2拨动轮的设计拨动轮的设计没有什么现成的标准，都是根据工作要求和装配的需要进行设计，设计过程也主要是涉及到拨动轮叶片是否会和其他机构发生干涉，是否能够顺利实现拨动甘蔗杆的功能要求，所以不能设计得过长，也不能设计得过短。根据提升装置的整体布局，在安装拨动轮处的地方，从拨动轮轮心开始沿着机器运行方向的空间距离为；从拨动轮轮心开始与机器运行方向上到边链底版的空间距离为。为了使拨动轮叶片不与其发生干涉，并且能够顺利实现拨动甘蔗杆的功能要求，设定拨动轮叶片的长度为。并采用三叶片式结构，就能顺利的实现功能了。拨动轮的结构如图5-2所示：排刷式剥叶元件的优化设计方法排刷式剥叶元件是离心式小型甘蔗收获机械的关键部件，剥叶过程中，剥叶元件受到周期性动载荷的作用，在循环大变形的工况下工作，其根部受到周期性大应变作用，极易产生疲劳破损。一直以来，剥叶元件的研究没有太大的进展，这也是适用于丘陵地带的整杆式小型甘蔗联合收割机至今没有研制成功的主要制约因素之一。国内外研究及统计资料表明，影响剥叶效果及剥叶元件寿命的主要因素有剥叶滚筒的旋转速度、剥叶元件的材料、结构参数及装夹方式。由于这些因素互相制约，从理论上进行分析设计具有较大的难度，若用物理试验的方法也费时、费力。本文采用数值模拟正交试验的方法对此进行了分析研究，试验结果证明这是一种高效的优化设计方法。1 数值模拟正交试验的设计11 正交试验表头的设计排刷式剥叶元件是通过离心式的工作方式使蔗叶剥离的，即是通过高速旋转的剥叶元件对蔗茎推挤、摩擦、打击，使蔗叶脱离。图1所示为装夹排数为两排的剥叶元件工作时的力学模型简图。图中，L为剥叶元件长度，y为元件装夹的前角，x为交错深度。还有一个参数 装夹螺旋角没有在图中表示，装夹螺旋角是指剥叶滚筒上剥叶元件的排列不是沿滚筒母线一字排开，而是与叶滚筒的母线成一个beita角度。这些参数以及剥叶滚筒的转速、剥叶元件的材料都是影响剥叶元件打击力和应力的重要因素。很明显，这是一个多因素多目标的优化设计问题，为此采用有限元数值模拟正交试验的方法对其进行分析研究。根据有关研究资料和前期试验结果 ，剥叶元件是在非线性大变形状态下工作，其根部受到周期性大应力作用，因此选用工作时元件根部受到的最大应力为一个评价指标；剥叶元件打击甘蔗的打击力F可以分解为切向力F 轴向力F法向力F ，由于对蔗叶分离起主要作用的力是F ，所以取F一 作为另一评价指标。对于评价的因素和水平的选取，可以从剥叶元件的材料、剥叶滚筒的转速、剥叶元件的结构参数和装夹方式等几个方面考虑。经分析，选用剥叶元件的长度、元件的装夹方式(交错深度、螺旋角