人工林小型履帶采伐機切削力與切削功率的研究

楊春梅，楊 博，宋文龍

(東北林業大學林業與木工機械工程技術中心，哈爾濱150040)

我國的人工林面積居世界首位［1］，但我國的人工林采伐裝備較歐美發達國家相比，還處于落后的地位［2］。履帶式采伐機(小型)是人工林間伐作業中重要的生產設備，伐木機構是其中重要的組成部分。伐木機構主要有鏈鋸式、剪式、鉆式、旋轉刀具式和高壓水式等機構［3］。本文設計的人工林履帶式間伐采伐機的伐木機構采用旋轉刀具的伐木機構，其優點在于刀具比較堅牢，不易損壞、伐木部位較低、切口平滑和無劈裂等損傷木材。

1 旋轉刀具伐木機構的工作原理和組成

旋轉刀具式伐木機構將大功率汽油機的動力利用摩擦式離合器通過皮帶傳動分配給切削主軸，實現了主軸的轉動。旋轉刀具安裝在主軸上，隨著主軸轉動實現伐倒樹木的功能。由于立木的最大切削直徑在120 mm，避免旋轉刀具的直徑過大，與此同時考慮到切削間伐材小徑木時，要求旋轉刀具產生的切削力方向和伐木機構的進給方向相同，設計時旋轉刀具采用雙主軸反向旋轉。此時伐木機雙主軸的旋轉方向相反是一個難點，為了解決之一難點，在通過對不同機器的傳動形式與布局方案的分析后，伐木機構創造性的采用雙面V帶通過中間軸張緊輪的過渡去實現主軸反向。因此本設計的最優結構組成形式，如圖1所示。

圖1 伐木機構結構示意圖Fig．1 Schematic diagram of the logging mechanism

2 旋轉刀具的技術參數

旋轉刀具是伐木機構最重要的組成部分，其性能的好壞直接影響整個采伐機的穩定性和可靠性。根據采伐的加工對象、切削方法、所選定的傳動路線以及主軸的結構形式，旋轉刀具采用實木橫切圓鋸片和雙端銑粉碎刀盤鋸片的組合形式，鋸片安裝方式如圖2所示。利用橫鋸切削的方法對木材進行切削，旋轉刀具的尺寸參數，見表1。

圖2 鋸片安裝示意圖Fig．2 Schematic diagram of the saw blade installation

表1 采伐機組合刀具的參數值Tab．1 Parameter values of the harvester machine combination tool

3 旋轉刀具的切削力與切削功率的研究

旋轉刀具在采伐木材切削時，受到許多因素的影響，如切削厚度、樹種、含水率、切削速度、進給速度、刃口的銳利程度、切削角和后角等，切削力與這種影響因素之間應該具有一定的函數關系［4］。要想建立一個把所有影響因素都包括進去的切削力計算公式，實際上是十分困難的。目前普遍采用的計算方法是建立在實驗數據基礎上，推導出經驗的計算公式。這種方法在實際生產中得到了廣泛的應用。

圖3 橫鋸齒切削示意圖Fig．3 Schematic of cross serrated cutting

旋轉刀具采用橫鋸的方法對立木進行切削，橫鋸齒切削時，如圖3所示，是進給方向垂直于纖維平面的鋸切，橫鋸圓鋸片的切削角通常是采用的斜磨的橫截鋸齒切削木材，撥料的方法對木材進行切削，齒刃切入木材初始，類似用小刀在木材上切出刀痕，相鄰兩個鋸齒先后在木材表面切出兩條平行的齒痕。隨著鋸齒深入木材，前齒面對鋸路內木材的作用力的合力在垂直鋸路的方向上的分力，對兩側已被切開的鋸路中間木材的擠壓，使其沿鋸路底順纖維方向剪切。當鋸齒切入木材的深度足夠大時，分力超過木材的順紋抗剪極限時，鋸路內的這部分木材被剪斷而形成鋸屑［5］。在鋸切的過程中側刃起主要的作用，橫切時的切削力與功率計算與縱切的切削有很大的不同。

橫鋸時單位切削力K根據(1)式來決定［6］:

式中:k為初單位切削力:

松木:k=6．2-1．6b+(0．042-0．0006γ)φ，

樺木:k=8-1．8b+(0．058-0．0008γ)φ，

櫟木:k=10-2．2b+(0．07-0．0010γ)φ;

Cp為變鈍系數;p為系數，隨樹種而不同，見表2。

表2 樹種切削系數值Tab．2 coefficients of P

在斜磨角φ=45°的情況下，橫鋸時的進給力Ff見表3。

表3 橫鋸時的進給力Tab．3 Feed force for crosscutting

以選取橫鋸鋸片一為例，鋸板厚度均為2．5 mm，切削齒刃的寬度為3．5 mm，齒數為100。內孔直徑均為d=30 mm，鋸切主軸的轉速為n=2 800 rpm，進給速度vf=240mm/min。計算時選擇最大鋸切直徑350 mm作為計算參數，圓鋸片的齒形選擇斜磨齒，斜磨齒的特點在于:適當減小斜銼角，鋸齒穩定，耐磨性高，切削功率高，整個鋸切過程穩定性好。并且對齒槽面積影響不大，并且可以提高鋸齒的強度，并且適用于鋸切軟硬的木材，完全符合采伐機設計的基本要求。根據選定的鋸切條件可以求得其的線速度為:

式中:D為鋸片直徑，mm;n為鋸片轉速，rpm;v為切削速度，m/s。

(1)求運動遇角 θav。

將數值帶入式(3)中得到 θav=44．8°。

sinθav=0．7。

(2)求變鈍系數Cp。

式中:Δγ為刃口圓半徑增量，其中Δγn=γΔ·L;γmm為刃口初始圓半徑，μm;通常取10μm;γΔ為每切削一米長的木材后刃口圓半徑的增量，μm/m;其中根據不同的樹種γΔ的值也有所差異，見表4。

表4 增量系數γ4值Tab．4 coefficients of γ4

根據不同的鋸切情況，的計算方法不同。

橫鋸鋸切時:

式中:H為鋸路高度，取95 mm;n為鋸片轉速(rpm)，取2 800 rpm;T為工作日時間，取T=2h=120 min;C1為工作日利用系數，C1=0．9;C2為采伐機的時間利用系數，C2=0．9;將公式(6)代入公式(5)中得到Δγn:

將數值帶入公式(4)、公式(7)中得到:Cp=1．91μm。

(3)求初單位切削力k。

當斜磨角時φ=45°，選擇橫鋸鋸切松木，前角γ=90-δ=-25°。

k=6．2-1．4b+(0．042-0．000 6γ)φ (×9．81)。

式中:b為鋸路寬度，取3．5 mm;

k=6．2-1．4 ×3．5+(0．042-0．000 6 ×25)×45=2．515(×9．81)。

(4)求每齒進給量fz。

式中:vf為切削時進給速度，取5 m/min;Z為圓鋸片齒數，取96;n為鋸片轉速，取2 800 rpm;

將數值帶入式(8)中得到fz=0．1 mm/Z。

(5)求p。根據表2得，橫鋸鋸切松木時，p=0．10。

(6)求單位切削力K。

(7)求切削功率pc。

(8)求切削力Fc。

將數值帶入公式(10)中得到Fc=56 N。

(9)求進給力Ff。

若要求進料原動機的功率和切削原動機的功率，則必須考慮機床的傳動效率。所以圓鋸片橫鋸直徑350 mm時切削力和切削功率參數，見表5。

表5 鋸片(350 mm)時參數值Tab．5 Parameter values of the blade(diameter=350 mm)

綜上所述，橫鋸鋸片鋸片三、粉碎鋸片一、粉碎鋸片二、粉碎鋸片三的計算方法同上，這里就不在過多的熬述了，其切削功率、切削力、進給力的數值，見表6。

表6 切削性能參數值Tab．6 Cutting performance parameters

圖4 切削力示意圖Fig．4 Schematic of cutting force

在對木材橫切切削時，鋸片裝在鋸軸上等速旋轉，并且刀具以恒定的進給速度向木材進給。其中每一個橫切鋸片都會產生與進給方向相同的切削力Fc，如圖4所示。那么雙主軸在旋轉切削的過程中對木材產生的切削力Fc合，在不考慮摩擦和夾鋸的情況下，Fc合應該是每個橫切鋸片產生的Fc的矢量和。主軸的切削功率Pc總是每個切削鋸片的切削功率Pc的矢代數和疊加。采伐機構的進給力Ff總應該是克服每個鋸片所需的進給力Ff的矢量和。

Fc合= ∑Fc=2FC1+2FC2+FC3+FC4+2FC5+FC6≈237 N。

Pc合= ∑Pc=2PC1+2PC2+PC3+PC4+2PC5+PC6≈10．2 kW。

Ff合= ∑Ff=2Ff1+2Ff2+Ff3+Ff4+2Ff5+Ff6≈118．6 N。

4 結論

根據人工林小型履帶式采伐機的設計要求，選擇旋轉刀具式的伐木機構，詳細的介紹了伐木機構的工作原理及其組成。根據刀具的技術參數，并計算出旋轉刀具的總切削力為237 N，總切削功率為10．2 kW。根據計算出來的切削參數，同時考慮到機械傳動的效率，可以計算出整個采伐機構所需要最大功率為13 kW，最大進給力為120 N。

旋轉刀具的切削力和切削功率的研究，為整個伐木機構具體功率參數的選擇、合理的結構設計、仿真分析提供了夯實的理論基礎，也為實際樣機成產提供了可靠的實驗數據。與此同時，縮短了采伐機的研制周期，降低生產成本，對我國林業采伐裝備的研制具有一定的參考意義。

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