劉永平,許 杰,廖福林,鄧海青,崔潤中

(蘭州理工大學 機電工程學院,蘭州 730050)

0 引言

果園種植業(yè)已經成為各地經濟發(fā)展的支柱產業(yè)及促進農村發(fā)展和提高農民收入的重要途徑[1]。果園雜草過多、過大會造成果樹營養(yǎng)物質與水分的流失,影響了果樹生長和果品質量,因此果園的割草作業(yè)成為新型果園管理中的重要作業(yè)環(huán)節(jié)之一[2]。隨著果園矮砧密植栽培模式的發(fā)展,人工和大型機械果園除草方式局限性凸顯,設計一種能適應果園栽培模式的自動化果園除草的機器人,對促進果園種植業(yè)發(fā)展有著重要意義。

切割部件作為除草機器人的關鍵零部件,對除草效率和機器人的整體能耗有顯著影響。國內外學者對切割部件進行了很多研究,如文獻[3]研究了刀盤的模態(tài),利用ANSYS得到了刀盤的前6階固有頻率和振型,驗證了機器工作時不會發(fā)生共振現象。文獻[2]研究了直線型割刀刃角和厚度對使用性能的影響,并討論了刀具表面處理與磨損壽命的關系。文獻[4]討論了切割器參數與重割率的關系,提出了一種虛擬樣機的設計方法,并通過虛擬正交試驗選擇了最優(yōu)參數方案。上述文獻中對切割部件的研究只針對其自身參數展開,做了一些簡單仿真,未提及建立切割部件的動力學模型。本文在機器人結構設計的基礎上,運用LS_DYNA對切割部件切削土壤的作業(yè)過程進行顯式動力學仿真分析,探討不同結構參數的刀具在作業(yè)過程應力分布、所受阻力及能量消耗,以選擇最優(yōu)的刀具結構,為刀具的優(yōu)化設計提供理論指導。

1 整機結構方案設計

1.1 整機結構

果園除草機器人由機架、轉向機構、升降機構、懸架機構、除草機構及動力電池組等組成,如圖1所示。

1.后輪(主動輪) 2.輪叉 3.輪轂電機 4.車體 5.轉向齒輪齒條 6.轉向電機 7.轉向連桿 8.懸架機構 9.前輪(從動輪) 10.升降架 11.割刀 12.轉角平板 13.分禾器 14.齒輪箱 15.切割電機 16.平面四連桿機構 17.轉角電機 18.絲杠換臺 19.滑塊導軌 20.電池組圖1 果園除草機器人結構圖Fig.1 Structure diagram of orchard weeding robot

除草機器人行走和割草動力均由電池組提供,作業(yè)前可利用絲杠滑臺調節(jié)割茬高度。機器人在電機驅動下開始行走并進行割草翻地作業(yè),行走過程中輪胎經過凸起或坑洼地時懸架彈簧通過伸縮變形保證割刀的平穩(wěn)運行,每一行除草結束后在轉向電機的作用下實現轉向,開展下一回合作業(yè)。

1.2 主要技術參數

除草機器人主要技術參數為:外形尺寸1 010mm×600mm×345mm,割幅600mm,刀盤數2個,刀片數8片,作業(yè)速度3～5km/h,割茬高度調節(jié)范圍0～80mm,翻地深度0～15mm。

1.3 刀盤結構與運動規(guī)律

除草機器人刀盤采用碟裝結構,切割刃線部分為直線刀片,刀片與刀盤用螺栓連接,便于拆裝更換[見圖2(a)],直線刀片與刀盤底部平面成一定夾角α[見圖2(b)]。割刀工作時沿軸線調整一個傾角α,使前部刀片與地面平行進行割草作業(yè),后部刀片與地面成2α夾角,后部刀片可進入地下割除草根和翻地作業(yè),如圖2(c)所示。

1.割刀 2.地面 3.雜草 4.刀盤 5.連接螺栓 6.刀片圖2 刀盤結構簡化幾何模型圖Fig.2 Simplified geometric model diagram of knife disk structure

除草機器人割刀上任一點的作業(yè)速度由機器的前進速度和刀盤的旋轉速度組合而成,所以刀片刃線上任一瞬間的速度為

當ωt+β=π+2kπ(k=0,1,2,…,n)時,則

vj=vjmin=rω-vm

式中vj—刀片刃口的切割速度(m/s);

r—刀片內端半徑(mm);

ω—刀盤的角速度(rad/s);

vm—機器前進速度(m/s);

β—刀片刃線內端點與盤心連線的夾角(直線型割刀β=0°)。

資料顯示,旋轉式無支撐切割時刀片刃口最小極限速度為30m/s,由于刀片用螺栓連接在到盤上,為保證刀片運行平穩(wěn),其工作切割速度必須大于最小極限速度,一般為50～90 m/s,多為65～80 m/s[5]。

除草機器人刀盤轉速計算公式為

刀片刃部掃過的軌跡為余擺帶,擺帶的寬度與刀片刃線寬度相同,刀片上任意一點的運動軌跡為余擺線。刀片端點的ADAMS運動仿真軌跡如圖3所示,與理論一致。

圖3 刀片端點的運動軌跡Fig.3 Motion trajectory of blade endpoint

2 仿真模型建立

2.1 割刀有限元模型

在Pro/E軟件中建立割刀三維實體模型,與土壤塊三維模型裝配后轉化為兼容格式后導入Hypermesh軟件對模型質量檢查及網格劃分。割刀單元類型選Shell殼單元,采用單點積分,材料使用65Mn鋼,材料密度7.83×10-3g/mm3,彈性模量2.1×105MPa,泊松比0.3?？紤]到割刀先割后耕的作業(yè)特點,對刀片連接方式進行簡化為一個整體,并設計出不同刃線形狀的刀片(見圖4)分別進行切削仿真分析。

圖4 直線、橢圓弧、圓弧型割刀Fig.4 Straight line, elliptical arc, arc type cutter

2.2 土壤材料模型

土壤由固相、液相和氣相等三相物質4種成分有機地組成,很多應用實例中, 土壤被理想化為連續(xù)介質[6]。本文土壤模型采用LS_DYNA后處理軟件LS_PrePost中提供的MAT_147(*MAT_FHWA_SOIL)材料模型。它是一種針對實體單元且考慮損傷特性的各向同性線彈性材料模型,主要是在Abbo和Sloan的工作基礎上對Mohr-Coulomb準則進行了一些修正[7-9],擴展了空隙水效應、應變率效應、塑性軟硬化等的影響和單元失效刪除。相對于LS_DYNA提供的其他土壤模型,此模型仿真結果更加接近于實際土壤特性條件。修正后的Mohr-Coulomb屈服準則引入了修正系數 Ahyp,其修正后屈服面方程表述為

式中P—壓力;

J2—壓力偏張量的第2不變量;

φ—內摩擦角;

K(θ)—張量平面角函數;

C—粘聚力;

Ahpy—定義修正后屈服面和標準Mohr-Coulomb屈服面之間貼近度的參數(當Ahyp=0時,上式變?yōu)闃藴实腗ohr-Coulomb屈服面)。

結合當地果樹地塊的土壤特性,仿真采用的土壤模型主要參數如表1所示。

表1 土壤材料參數Table 1 Material parameters of soil

土壤模型設計為立方體形狀,三維尺寸為200mm×200mm×140mm。采用Solid實體單元和Lagrange算法,考慮仿真計算的效率和精度,對土壤參與切削的部分網格進行細化,建立完成的切削有限元模型(圓弧型刀為例)如圖5所示。

圖5 切削有限元模型Fig.5 Finite element model of cutting

2.3 邊界條件添加

對兩個部件定義單元類型及賦予材料參數后,為達到預期的仿真效果,還需要添加如下關鍵邊界條件:

1)割刀盤添加y、z方向的位移約束和x、z方向轉動約束,使用載荷曲線來定義刀盤的前進和旋轉速度;

2)仿真過程中割刀要穿過并切開土壤,故定義割刀與土壤為面面接觸的侵蝕類型(*ERODING_SURFACE_TO_SURFACE),定義割刀為目標表面,土壤為接觸表面;

3)由于土壤是無限大的三維實體,為了真實反映其受力效果,在土壤模型的底面及四周面添加無反射邊界條件(*NON_REFLECTING),并約束土壤模型底部面的全部自由度。

3 仿真試驗與分析

3.1 切削過程分析

仿真時間設置50ms,為一個刀片切削土壤過程的周期。割刀初始與土壤非常接近但未接觸[見圖6(a)],仿真開始后刀片與土壤瞬間接觸,土壤在剪切與擠壓的作用下被破壞[見圖6(b)];隨著刀盤的繼 續(xù)運動,土壤被破壞的面積逐漸擴大[見圖6(c)];最后刀片離開土壤,下一個刀片開始切削土壤的過程[見圖6(d)],由切削過程可以看出土壤模型單元逐漸開始失效刪除,土壤表面破碎并向上隆起[見圖6(e)],與實際鋤草過程一致。

圖6 土壤切削過程Fig.6 Soil cutting process

由圖6可知:隨著土壤的破壞,刀片在進入土壤過程中最大等效應力逐漸減小,在刀片全部進入土壤后割刀的等效應力在一個穩(wěn)定值處上下波動。仿真運行時間0.5ms時,割刀與土壤初始接觸,此時最大等效應力為3.55MPa;運行時間12.5ms時,刀片大部分進入土壤,此時等效應力最大值為2.39MPa;運行時間25ms時,刀片全部進入土壤,此時最大等效應力為1.66MPa;運行時間41ms時,刀片切出土壤,下一個刀片開始進入,此時最大等效應力為3.28MPa。由仿真過程可以看出:割刀所受等效應力未出現較大波動,整個切削過程比較平穩(wěn),且割刀所受最大等效應力主要集中在刀片與刀盤連接處以及刀盤與刀軸連接處,符合實際情況。

3.2 能耗與阻力分析

切削過程中,割刀的總能耗包括維持割刀前進和旋轉運動的動能及割刀切削土壤產生的內能。當機器以穩(wěn)定的速度作業(yè)時,割刀的動能基本保持不變,其功率消耗主要隨著土壤的破壞變形而變化。不同刃線形狀的割刀總功耗變化規(guī)律如圖7所示。

圖7 割刀總功耗曲線Fig.7 Total power consumption curve of cutter

在切削初始,割刀的總功耗有一個急劇上升階段,直線型割刀上升最快,圓弧和橢圓弧型割刀功耗上升隨后變緩,圓弧型割刀功耗上升相對更加緩慢;但隨著切削的進行,能耗達到一定值后變化逐漸趨于平穩(wěn)。這是由于土壤顆粒被初始破壞后相互之間的凝結力變小,割刀能量消耗變化減小,穩(wěn)定切削后功耗在7.1kW左右輕微波動。切削過程中,刀具受到土壤的作用力為切削阻力,3種割刀切削阻力變化規(guī)律類如圖8所示。

圖8 割刀切削阻力曲線Fig.8 Cutting resistance curve of cutter

切削開始后,刀片接觸土壤的面積不斷增大,此時刀片克服土壤的彈性變形,切削阻力由零逐漸增到最大值;發(fā)生初始失效后,土壤出現軟化效應,割刀受到的切削阻力逐步減小;形成穩(wěn)定切削后,切削阻力在一個穩(wěn)定值附近波動,此時直線型割刀切削阻力平均值為10.6N、橢圓弧型割刀平均阻力9.8N、圓弧型割刀平均阻力為8.7N。分析可知:在穩(wěn)定切削時,3種割刀功耗基本相同,切削阻力相差較小,但在初始切削階段,圓弧型割刀功耗變化更加平穩(wěn),切削阻力最大值和穩(wěn)定后的平均值相對較小。

3.3 平面圓弧刀與立體圓弧曲面刀對比分析

平面刀切削仿真分析結果與實際切削過程基本一致,說明了切削模擬仿真的可行性。為了設計和選擇出性能更加優(yōu)良的割刀,采用切削模擬仿真的方法對比分析平面圓弧割刀和立體圓弧曲面割刀的性能。為使結果準確有效,采用控制變量的原理,即立體刀的材料、結構、運動參數和作業(yè)的土壤參數均與平面圓弧刀一致。立體圓弧曲面割刀結構如圖9所示。

圖9 立體圓弧曲面割刀Fig.9 Three-dimensional arc surface cutter

對立體式曲面割刀進行模擬仿真,得到其功耗和切削阻力變化規(guī)律如圖10所示。

圖10 立體圓弧曲面割刀功耗和切削阻力Fig.10 Power consumption and cutting resistance of three-dimensional arc surface cutting knife

由圖10可知:立體式圓弧曲面割刀切割穩(wěn)定后平均總功耗為9.8kW左右,平均切削阻力為18.1N左右;平面圓弧割刀切割穩(wěn)定后平均總功耗為9.8kW,平均切削阻力為8.7kW,均小于立體圓弧曲面割刀。由此可知,平面型割刀工作時所受切削阻力小,功率消耗低。因此,割刀設計時在滿足強度和切削要求的前提下,首選首選平面型割刀,平面型割刀中優(yōu)選圓弧型割刀片。

4 結論

1)介紹了一種輪式果園除草機器人的結構,用Pro/E軟件建立了機器人各零部件三維模型,分析了機器作業(yè)時割刀的速度組成,并用ADAMS軟件對裝配體進行了運動仿真,驗證了理論的正確性。

2)采用顯式動力學分析軟件LS_DYNA建立了土壤材料模型和不同割刀結構的切削有限元數值仿真模型,模擬了土壤切削過程,直觀展示了割刀作用下土壤的變形破壞過程。

3)對切削仿真結果分析研究表明:割刀切削功耗和切削阻力在切削初始會隨著時間的增加而增大;當形成穩(wěn)定切削時,兩個指標都會在一個穩(wěn)定值附近波動。通過對比分析,得出平面圓弧型割刀為設計時優(yōu)先考慮的結論,從而為除草刀具的設計選型提供了理論依據。