變直徑圓捆打捆機液壓系統設計*

鄧海龍 ， 王成軍 ， 韓 錳

（1.安徽理工大學機械工程學院，安徽 淮南 232001；2.安徽理工大學人工智能學院，安徽 淮南 232001）

0 引言

打捆機回收秸稈效率高、損失小，且投入成本較低，更容易推廣，是目前應用最廣的秸稈回收機具[1]。圓捆機因結構簡單、經濟實用而被廣泛應用，但圓捆機形成草捆的直徑受到壓捆室體積的限制。國內外對這一問題的研究較少，馬斯奇奧（青島）農機制造有限公司[2]在中國農機展上展示了一種依靠高強度膠帶改變草捆直徑的圓捆機；韓錳等[3]針對圓捆打捆機需要換機才能形成不同直徑草捆的問題，基于TRIZ 理論設計了一種依靠液壓系統移動鋼輥改變壓捆室大小的打捆機。打捆機工作存在時間長、強度高、環境差等問題，高強度膠帶需要較大的張緊力，且容易受熱變形，導致使用壽命較短[4]；而液壓系統體積小、剛度大、反應速度快，循環使用的情況下并不影響液壓系統的整體性能。因此，采用液壓系統的變直徑圓捆打捆機擁有更大的發展潛力與空間。

本文根據變直徑圓捆打捆機的實際工作要求與特點，改進打捆機壓捆機構的結構，設計液壓回路，計算液壓元件，通過AMESim 建立液壓系統模型，驗證所設計的液壓系統的合理性。

1 工作原理和結構優化

1.1 工作原理

秸稈在通過輸送輥送入壓捆室的同時鏈條拖動壓輥，使所有鋼輥按照相同的方向同速旋轉。鋼輥的旋轉使秸稈形成一個草芯，隨著越來越多的秸稈進入壓捆室并不斷地旋轉逐漸形成圓形草捆。壓捆室側面的液壓缸通過螺栓與鋼輥連接控制壓捆室大小，當草捆達到規定直徑或當草捆的直徑增大到壓捆室最大直徑時，覆膜后打開壓捆室放出草捆。

1.2 結構優化設計

變直徑圓捆打捆機包括撿拾、喂入、壓捆機構，其中壓捆機構包含前液壓缸、輸送輥、后液壓缸、鋼輥等，其結構如圖1 所示。

圖1 打捆機壓捆機構結構示意圖

液壓缸活塞與鋼輥同軸布置，液壓缸負載較大，容易產生突變載荷，使液壓系統產生較大的壓力及流量沖擊。且壓捆機構需使用22 個液壓缸，數量多，結構復雜，不利于液壓系統的設計。

將液壓缸與鋼輥通過連桿連接，采用一個液壓缸連接兩個鋼棍，可降低液壓系統的復雜程度，提高效率，降低成本。改進后的壓捆機構如圖2 所示，工作時前液壓缸伸出，無桿腔為工作腔；后液壓缸縮回，有桿腔為工作腔。

圖2 改進后打捆機壓捆機構結構示意圖

2 液壓回路的設計

2.1 負載分析

草芯是保證圓捆機順利打捆的關鍵，對后續喂入秸稈有較大的牽帶作用。草芯形成過程中，主要依靠鋼輥對秸稈的摩擦力及后續喂入秸稈的推動力，此時草捆對鋼輥有重力無張力。成型草捆由外向內密度逐漸減小；草捆充實階段，草捆對鋼輥無張力，卷捆所需扭矩緩慢增加；草捆卷壓階段，草捆對壓輥的張力開始出現并呈現緩慢增加后快速上升的趨勢。其中，前壓捆室液壓缸提供推力，后壓捆室液壓缸提供拉力。

2.2 液壓系統原理圖

在打捆機工作過程中要求活塞桿具有相同的速度與位移。由于同一鋼輥上的液壓缸負載、運動方向和位移相同，可采用剛性同步回路[5-6]，如圖3（a）所示。草捆對鋼輥的壓力是均勻分布的，當液壓缸活塞位置不同時，位移大的活塞會承受更大的載荷，使兩液壓缸活塞處于相同位置。

圖3 液壓系統回路

鋼輥由單活塞桿雙作用液壓缸驅動，一端有活塞伸出，另一端沒有活塞，使得液壓缸兩腔有效作用面積不相等。

當工作腔為無桿腔時活塞運動速度v1（m/s）和推力F1（N）分別為：

當工作腔為有桿腔時活塞運動速度v2（m/s）和推力F2（N）分別為：

式中，q為進入液壓缸的流量；D、d分別為液壓缸活塞內徑、活塞桿直徑（mm）；p1為主工作腔壓力（MPa），農業機械選擇壓力10 MPa~16 MPa；p2為回油腔壓力（MPa），計算時可忽略不計。

根據上式可知，在流量相等的情況下，由于面積A1＞A2，所以速度v1＜v2，輸出力F1＞F2。

不同鋼輥上的液壓缸，尤其是前后液壓缸，其負載不同，流量也不同。為保證前后液壓缸在工作時速度相同，課題組采用節流調速回路，使用流量控制閥控制進入液壓缸的流量，如圖3（b）所示。

3 液壓系統的計算

變直徑圓捆打捆機的主要技術參數如表1 所示。

表1 主要技術參數

3.1 液壓缸的計算

液壓缸的負載力在運動過程中是變化的，設計中只需考慮最大負載力。最大負載發生在草捆直徑最大時的后液壓桿上，后液壓缸有桿腔為工作腔。鋼輥主要承受草捆的重力與張力[7]，張力是對壓輥的徑向力，而重力可分解為對壓輥的徑向力與圓周力，計算時只需考慮鋼輥所受的徑向力G，液壓缸與壓輥受力圖如圖4 所示。式中，m為草捆的質量（kg）；α為重力與徑向力的夾角（°）；R為草捆張力（N）。

圖4 液壓缸與壓輥受力圖

由此可得液壓缸負載：

式中，β為壓捆室與鋼輥中心點連線和液壓缸軸線的夾角。

由有桿腔為工作腔可得：

式中，A1＝πD2/4，即無桿腔活塞的有效面積（m2）；A2＝π（D2-d2）/4，即有桿腔活塞的有效面積（m2）；Fmax為液壓缸的最大負載力（N）；ηcm為液壓缸機械效率，一般取0.90~0.97。

3.2 液壓泵的計算

液壓泵的主要參數是泵的最大壓力和最大流量[8]。

1）泵的最大壓力取決于執行原件的最大工作壓力，即：

式中，p1＝25 MPa，即液壓缸的最大工作壓力（MPa）；∑Δp＝0.5 MPa，即系統進油路上的總壓力損失（MPa）。

2）對于多個液壓缸同時動作的系統，液壓缸的最大流量應為：

式中，qV為系統所需流量；K 為系統的泄露系數，一般取為同時動作的液壓缸的最大總流量（m3/s）。

此液壓系統共12 個液壓缸，其中包括4 個前液壓缸，8 個后液壓缸，單個液壓缸的流量：

式中，V為液壓缸工作速度（m/s），取V＝0.05 m/s；得：

取最大流量qV＝140 L/min，來計算液壓泵排量：

式中，n為電機轉速，n＝1 460 r/min；η 為電機效率，η＝0.95。

4 仿真分析

在AMESim 平臺[9]中搭建打捆機構液壓系統模型，如圖5 所示。

圖5 液壓系統仿真模型圖

設置仿真時間為10 s；設置液壓泵的額定壓力為30 MPa、公稱排量為100 mL/r；設置液壓缸內徑和活塞桿外徑尺寸分別為D＝80 mm，d＝56 mm；設置液壓缸活塞行程為0~200 mm；設置三位四通換向閥中位時間1 s、右位時間5 s、左位時間4 s；設置溢流閥、減壓閥、單向閥等控制液壓系統各個支路流量與壓力；設置初始狀態，前液壓缸活塞縮回，后液壓缸活塞伸出，得到前后液壓缸活塞位移曲線圖及速度曲線圖，分別如圖6、圖7 所示。

圖6 液壓缸活塞位移曲線圖

圖7 液壓缸活塞速度曲線圖

由液壓缸活塞位移曲線圖與速度曲線圖可知，前后液壓缸活塞在工作時位移總體保持一致，從1 s開始運動，到5 s 左右停止，其瞬時速度與平均速度全都符合要求。5 s 到6 s 時活塞桿達到行程終點，停止運動，此時活塞速度為零。隨后換向閥換向，液壓缸開始卸壓，活塞逐漸返回初始位置。觀察活塞位移與速度曲線圖發現，活塞在返回途中位移與速度不一致，后液壓缸活塞的速度明顯大于前液壓缸活塞。

液壓缸工作腔流量曲線圖如圖8 所示。由圖8 可知，返回途中前液壓缸無桿腔與后液壓缸有桿腔流量相同。由于前液壓缸載荷較小，所以使用減壓閥降低該液壓系統支路的壓力，而減壓閥屬于單向閥，液壓油無法反向流通，同時由于返回途中進出油口改變，導致液壓缸工作腔的流量改變。考慮到活塞返回時的位移與速度對工作狀態沒有影響，為了保持液壓系統的簡潔高效，對此不再作改動。

圖8 液壓缸工作腔流量曲線圖

5 結論

本文改進變直徑圓捆打捆機壓捆機構，使其結構更加簡單，穩定性能更好。通過分析液壓缸的工作狀態，設計了一套由剛性同步回路與節流調速回路共同組成的液壓系統，所設計的液壓系統能使所有液壓缸活塞以相同的速度勻速移動。

分析工作時液壓缸的負載，使用液壓缸內徑為80 mm、活塞桿外徑為56 mm、工作行程為0~200 mm的液壓缸。分析運動過程，使用額定壓力為30 MPa、公稱排量為100 mL/r 的單向定量液壓泵。最后通過AMESim搭建液壓系統仿真模型，設置模型參數進行仿真，結果表明在工作狀態液壓缸活塞的速度為0.05 m/s，符合工作要求。仿真結果證明改進的壓捆機構與所設計的液壓系統是可行且有效的，為后續變直徑圓捆打捆機的實際應用提供了一定的參考依據[10]。