切收机的优化设计

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1、切收机的优化设计切收机的优化设计1 优化设计的描述本设计主要是对整机的工作效率进行优化设计，影响整机工作效率的因素主要有整机的行走速度和链板式工作部件的工作尺寸。本优化设计是在不改变原有的 186 风冷柴油机(标定转速 3600r/min;连续输出功率为 57kW)、行走变速箱和工作部件变速箱的情况下，通过改变链板式工作部件的工作尺寸来改变 1 次取土作业的工作宽度。合理地设计工作部件工作宽度和刀板的厚度，以达到最佳的取土效果。3 驱动牵引力数学模型驱动牵引力主要是由发动机产生的转矩 Ttq 和地面附着系数 决定的。整机的驱动牵引力不仅受驱动力的影响，而且它还受到轮胎与地面的附着条件的限制。地

2、面对轮胎切向反作用力的极限值称为附着力 F，在硬路面上与驱动轮法向反作用力 Fz 成正比，即 FXmax=F=Fz(1)其中， 称为附着因数，它是由路面和轮胎决定的。由推荐值可知在干燥的土路上 的取值为 0506。为了简化模型计算，认为整机的重力由驱动轮支撑。通过已有实验样机推测整机质量为400500kg，由此可以计算附着力 F=XXN。此时，可知整机提供的最大驱动力 Ft=F=XXN。4 工作阻力数学模型整机工作过程中的阻力包括:一是由于机器在行走过程中产生的滚动阻力 F 滚;二是链板式刀组切土阻力 F 切。所以工作阻力为 Ff=F 滚+F 切(2)41 滚动阻力模型滚动阻力等于滚动阻力系数

3、与车轮负荷之乘积，其计算公式4为 F 滚=fW 其中，滚动阻力因数 f 根据推荐值选取f=00076+0ua4(3)其中，行进速度在 36m/min，计算时可忽略不计，即 F 滚=000764000=304N42 刀板切土阻力模型在切土过程中，作用在刀板上的主要阻力包括:土壤变形力、速率不连续所发生的力、土壤惯性力和外摩擦力。下面对刀板面进行受力分析，受力图如图 2 所示。421 刀板面上的压缩力土垡 OOBA 在刀板面上的压缩应变为 =1sinsin(+)(4)刀板面上的压缩应力 P0=f()，其中 f()可由土样的压缩试验得出。根据 Jaky 定律6 ，侧向应力 Pg 与正向应力 P0 的

4、关系为Pg=P0(1sin)，这样作用在刀板表面 OA 上的法向压缩力为 PG1=bL2f()(1sin)=bL2f(1sin)sin(+)(1sin)(5)设在刀板上 AC 段的土垡所受法向压力的分布为自 A 点起按直线关系下降至 0，因而在 AC 段，刀板面上的法向压力为 PG2=05b(HL2)(1sin)f1sinsin(+)(6)作用在刀板面上的总法向土垡压缩力为 PG=PG1+PG2=05b(H+L2)(1sin)f1sinsin(+)(7)422 侧刃剪切力在图 2 中，作用在剪失效面 AB 上 A 点的法向压力为 A=P0(1sin)，而在 AB 线上任意一点 P(AP=y)处

5、的正压力为y=P0(1sin)(Ly)L，将此式 Y 作为 n 代入剪强动力方程 ln=C1+C2lnr+C3(1+C4n)得lny=C1+C2ln+C31+C4P0(1sin)(Ly)L(8)即侧刃剪切力为 Psh=L0ydy=eC1L2C21+C4P0(1sin)C3+11C4P0(1+C3)(1sin)(9)4232 区的土壤加速惯性力土壤加速惯性力主要发生在 3 区，任取一行平行于刀板板面的平面 N，交 2 的边界和 4 的边界线于 j(如图 3 所示)，i 处土壤速度为零，j 处土壤速度为 Uf;设速度从 i 到 j 为线性均匀加速，且方向不变，则惯性力为Pa=bHDwU2sings

6、in2(+)(10)式中 Dw土壤容重6 。24 土垡沿刀板的摩擦阻力刀板法向力为 Pn=(Psh+Pa)cos(90)+PG 其中，PG 为刀板面上的总法向土垡压缩力。应用动摩擦阻力方程式 Pf=C+AlnV+ntgn，并将土壤沿刀板面运动速度 Ue 和刀板法向力 Pn 代入，得Pf=bHC+AlnVsinsin(+)+Pntgn(11)425 刀板总水平阻力综上可得出 Px=P0sin+(Psh+Pa)cos+Pfcos+P0(12)426 模型计算结果根据土样试验所得 P0=f()曲线和动力剪强方程的参数 C1，C2，C3，C3 值及动力粘附摩擦方程的参数Cat，A，a 值，代入式(12

7、)计算结果如图 4 所示。经过分析计算结果发现在切削速度、切削深度和切削角度一定的情况下，切削总水平阻力与切削宽度成线性关系。在优化设计中，切削宽度要求为 90100cm。从计算结果图上来看切削宽度在 90100cm 范围内水平总切削阻力大概在 1518kN。为了提高切收土壤效率，可以选择切削宽度为 100cm。当切削宽度在 100cm 时，通过图 4 可知切削过程中切削总水平阻力大约在 18kN 左右。43 切削力与刀具厚度的关系上述切削阻力数学模型没有考虑刀具厚度对切削阻力的影响。在刀具断面面积，切削深度都相同的条件下，通过对具有不同宽厚比的刀具，切割相同土壤时的切削阻力进行比较，可以看出

8、刀具形状对切削阻力的影响。试验采用了断面面积为 10cm2 而厚度分别为02，025，03，035，04，045cm 的刀具。通过对土壤进行连续地切割(切削角为 90)，得到了各刀具所受阻力随切深变化的数据，图 5 和图 6 为当深度为10，15cm 时的切削阻力二次回归曲线。从图 5 和图 6 可见，当切削刀具作用于土壤的面积一定时，存在着合理选择刀具宽厚比的问题，若刀具断面尺寸选择得当，可减小切削阻力。通过优化分析，可以选取厚度为 035cm 的切土板，这样可以达到降低切削阻力的效果。4 功率和驱动力校核41 功率校核在确定行走速度为 6m/min 和切土工作宽度为 100cm 的情况下，

9、对发动机的功率进行校核。发动机输出的功率主要用于行走驱动和切土过程，行进过程的阻力包括滚动阻力和切土阻力，即 Ff=F 滚+F=18304N，行进速度为 6m/min 时，所消耗功率为 P1=Ffv=18304W;碎土提升高度约为 11m，按碎土密度 200kg/m3 计算，碎土提升功率为 8W;链板刀组中主动轴链轮的节径为151873mm，额定转速为 180r/min，故切削线速度为143m/s，按切削力 1800N 计算切土功率 P3=Ffv=2574W。合计所需的功率为 P=P1+P2+P3=276504W。而 186 风冷柴油发动机的连续输出功率为 5700W，所以此发动机的功率满足整

10、机需求。52 驱动力校核在行进过程中，由地面提供的最大附着力为 XXN，而整机在切土的整个过程中所受到的最大阻力在 1800N 左右，即使考虑该工作过程冲击较为严重，且存在土层内容物不确定等因素。186 风冷柴油发动机也有足够的驱动力驱动整机行进。5 结论通过建立驱动力数学模型确定最大驱动力，对刀板进行受力分析，通过对样土进行压缩试验，在切削深度、切削角度确定的情况下确定切削阻力与刀具宽度的关系，并在设计要求范围内确定最优的刀具工作宽度。通过用不同厚度的刀具连续切割相同面积的土壤获得切削阻力与刀具厚度的关系，从而确定刀板的最佳厚度。在样土压缩试验过程中，由于测量工具的局限性以及测量过程存在系统误差和随机误差，导致结果有偏差，但是在允许范围内。今后需要对试验方法进行修改完善，以达到最优效果。