鄒志勇，別云波，王琪，吳向偉，林萍

基于Solidworks建模及有限元分析的核桃收獲機(jī)的仿真設(shè)計(jì)

鄒志勇1，別云波1，王琪1，吳向偉1，林萍2*

(1.四川農(nóng)業(yè)大學(xué)機(jī)電學(xué)院，四川 雅安 625014；2.鹽城工學(xué)院電氣工程學(xué)院，江蘇 鹽城 224051)

運(yùn)用Solidworks建模，設(shè)計(jì)了一種核桃振動(dòng)收獲機(jī)，主要由夾持裝置、激振裝置及機(jī)架組成，通過激振器中偏心塊運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的激振力作用于核桃樹干上，側(cè)枝上核桃被迫振動(dòng)，產(chǎn)生大于果柄力的拉力，使果柄斷裂、果實(shí)脫落。用UG對(duì)核桃樹進(jìn)行三維建模，導(dǎo)入Workbench進(jìn)行模態(tài)分析，得到核桃樹最適激振頻率為15.41 Hz，夾持裝置夾緊力為3.185 kN。對(duì)激振裝置中偏心塊進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)，通過有限元分析，得偏心塊固有頻率為1 626.1~ 5 072.6 Hz；對(duì)偏心塊結(jié)構(gòu)靜力進(jìn)行分析，其形變?yōu)?.022 mm，應(yīng)變?yōu)?5.12 MPa，偏心塊結(jié)構(gòu)穩(wěn)定，可滿足設(shè)計(jì)要求。

振動(dòng)式核桃收獲機(jī)；激振裝置；模態(tài)分析

傳統(tǒng)的核桃收獲是用竹竿對(duì)樹體側(cè)枝進(jìn)行敲打，效率較低，還存在一定的危險(xiǎn)性，已難以適應(yīng)核桃規(guī)?；N植的需要，推廣核桃的機(jī)械化采收，勢(shì)在必行[1]。目前，大多利用振動(dòng)原理來設(shè)計(jì)核桃采摘機(jī)械。肖勇等[2]研制的便攜式振動(dòng)核桃采摘機(jī)和詹超等[3]設(shè)計(jì)的核桃拍打采摘機(jī)，都通過振動(dòng)果樹側(cè)枝的方式采摘核桃，但采用的動(dòng)力偏小，對(duì)大規(guī)模果園的采收難以勝任，且都直接振動(dòng)三四級(jí)枝條，易對(duì)核桃樹樹體造成損傷，影響第二年的結(jié)果。劉威等[4]研制的全自動(dòng)核桃采摘裝置，通過DGPS定位，對(duì)核桃進(jìn)行識(shí)別采摘，但是整機(jī)的效率偏低，對(duì)核桃的圖像處理上也存在一定的難度。國外的振動(dòng)采摘機(jī)大多為大型自走式機(jī)械，作業(yè)效率高，采凈率可達(dá)90%[5-7]，但對(duì)果園的標(biāo)準(zhǔn)化要求都較高，并不適合現(xiàn)有的核桃密植化種植模式。

筆者針對(duì)當(dāng)前核桃收獲的安全與效率問題，擬設(shè)計(jì)一種基于振動(dòng)原理的核桃收獲機(jī)：首先對(duì)核桃振動(dòng)收獲機(jī)整體建模；然后對(duì)核桃樹建模，通過模態(tài)分析得到樹體固有頻率，最后針對(duì)激振裝置的關(guān)鍵部件偏心塊進(jìn)行參數(shù)設(shè)計(jì)，運(yùn)用有限元分析法分析偏心塊的穩(wěn)定性，偏心塊振動(dòng)頻率需大于采收頻率，且應(yīng)變要小于材料的屈服強(qiáng)度，以穩(wěn)定工作。

1　核桃收獲機(jī)的結(jié)構(gòu)和工作原理

1.1　整機(jī)結(jié)構(gòu)

振動(dòng)式核桃收獲機(jī)由夾持裝置、激振裝置、機(jī)架車座3個(gè)部分組成。用Solidworks三維建模后，導(dǎo)出收獲機(jī)的俯視、正視結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，如圖1所示。

1　小緩沖彈簧；2　橡膠前爪；3　夾持臂；4　夾持液壓缸；5　偏心塊；6　前后伸縮支架；7　伸縮液壓缸；8　旋轉(zhuǎn)液壓缸；9　旋轉(zhuǎn)軸蓋；10　機(jī)架減震彈簧；11　車座；12　上下支撐液壓缸；13　伸縮支撐桿；14　油箱；15旋轉(zhuǎn)支撐架。

夾持裝置通過液壓缸帶動(dòng)連桿，對(duì)前爪進(jìn)行拉伸與閉合，使得裝置能夠夾持樹干，并在前爪處設(shè)計(jì)一個(gè)減震彈簧裝置，以保護(hù)樹干。

激振裝置位于夾持裝置后，包括3組偏心塊組，通過液壓馬達(dá)帶動(dòng)，可產(chǎn)生前后、左右2種振動(dòng)形式，可通過調(diào)節(jié)液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速，改變激振器的振動(dòng)頻率，能夠針對(duì)不同樹形調(diào)節(jié)頻率，以達(dá)到最佳的振動(dòng)采摘效率。

機(jī)架車座起支撐與連接收獲機(jī)的作用，機(jī)架通過2對(duì)減震彈簧與激振器相連接，有利于減少激振器對(duì)核桃振動(dòng)收獲機(jī)的影響，防止機(jī)架受到振動(dòng)而產(chǎn)生機(jī)械磨損及零件松動(dòng)；機(jī)架也能通過液壓缸及滑桿，做出對(duì)整個(gè)激振器和夾持裝置的旋轉(zhuǎn)和前進(jìn)、后退等動(dòng)作；而車座上的液壓缸則可升降收獲機(jī)，實(shí)現(xiàn)6個(gè)自由度采摘核桃。

1.2　工作原理

首先，夾持臂在液壓缸的帶動(dòng)下，向夾持臂的中心點(diǎn)收縮，并夾住核桃樹主干，隨后激振裝置中的偏心塊在液壓馬達(dá)的帶動(dòng)下旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的激振力使核桃樹干隨著夾持裝置一起振動(dòng)，核桃果實(shí)在被振動(dòng)過程中產(chǎn)生一定的加速度，產(chǎn)生慣性力，當(dāng)這種慣性力大于核桃果實(shí)與果柄之間的連接力時(shí)，核桃果實(shí)發(fā)生脫落，即實(shí)現(xiàn)核桃的振動(dòng)收獲。

2　核桃樹體的建模

振動(dòng)采摘時(shí)核桃樹體受力如圖2所示。

圖2　核桃樹體受力分析

1為果實(shí)重力沿果柄方向的分力；1為果實(shí)與果柄連接處的法向慣性力；2為果實(shí)與果柄連接處的切向慣性力[8]；3為果柄拉力，即果實(shí)與果柄之間的結(jié)合力。

在振動(dòng)收獲的過程中，果實(shí)與果柄的分離主要是由1與其余力結(jié)合產(chǎn)生總拉力，2并不參與的結(jié)合，若2足夠大，使得連接果柄的主干樹枝折斷，則可不考慮2的作用[9-10]。欲使果實(shí)與果柄脫離，需滿足＜1+1=1+·cos，其中1=1=2，(·cos+2)＞。1為1的法向加速度；當(dāng)果柄拉力3小于拉力時(shí)，將會(huì)拉斷果柄，果實(shí)脫落，其1與1大小由果實(shí)擺動(dòng)角決定。

在四川省石棉縣永豐核桃種植合作社，隨機(jī)選取10株種植時(shí)間和生長環(huán)境相同，但樹形各異的‘川早1號(hào)’核桃樹，測(cè)量樹體參數(shù)，結(jié)果平均樹高4 508 mm，平均側(cè)枝直徑6.3 mm，平均主干直徑80.7 mm，1.3 m處樹干平均直徑130.9 mm。

核桃樹側(cè)枝質(zhì)量較輕，振動(dòng)收獲作業(yè)時(shí)擺動(dòng)較小，核桃樹的主干較粗壯，因而用振動(dòng)收獲機(jī)對(duì)其進(jìn)行振動(dòng)收獲作業(yè)。用UG對(duì)核桃樹體進(jìn)行三維樹體建模，尋求核桃樹主干的固有頻率。

分別對(duì)核桃樹的主干和側(cè)枝設(shè)置彈性模量、泊松比及密度。參照文獻(xiàn)[10]，確定木質(zhì)材料的彈性模量為1.330 GPa，泊松比為0.3，密度為936.86 kg/m3。對(duì)核桃樹模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對(duì)核桃樹體模型施加載荷以及約束，設(shè)定樹體模型的模態(tài)分析求解階數(shù)為12。由于12階中相鄰階的模態(tài)振型差別小，因而選取振型變化較大的圖形觀察其模態(tài)的變化，6階模態(tài)振型如圖3所示。

a、b、c、d、e、f分別為第1、3、5、7、9、11階模態(tài)振型。

第1、3、5、7、9、11階模態(tài)振型中固定頻率分別為1.57、3.50、5.35、6.76、10.30、15.41 Hz。1階模態(tài)振型中，樹體頂端樹枝處已經(jīng)出現(xiàn)了彎曲形變；5階模態(tài)振型中，核桃樹側(cè)枝受到振動(dòng)，明顯向下產(chǎn)生形變；11階模態(tài)振型中，核桃樹體形變量大，且主干頂端嚴(yán)重彎曲變形。

側(cè)枝在5階模態(tài)振型中的形變量最大，而主干則是在11階模態(tài)振型中的形變量最大。根據(jù)樹枝相應(yīng)形變的變化量，判斷核桃樹體最適的采摘頻率，可避開對(duì)主干傷害最大的共振頻率，防止對(duì)整個(gè)核桃樹共振損傷。

對(duì)核桃樹建模模型進(jìn)行諧響應(yīng)分析，其12階的頻率響應(yīng)如圖4所示。

圖4　樹體模態(tài)的壓力和位移頻率響應(yīng)

從壓力頻率響應(yīng)看到，當(dāng)頻率為11.5 Hz與15.4 Hz時(shí)，出現(xiàn)了2個(gè)峰值，并且在11.5 Hz時(shí)的應(yīng)力最大，在15.4 Hz時(shí)應(yīng)力相對(duì)較小；在位移頻率響應(yīng)中，頻率為15.4 Hz時(shí)的位移量最大，由此看出核桃樹在11.5 Hz時(shí)發(fā)生了共振。為了保護(hù)樹體不受共振產(chǎn)生損傷，對(duì)核桃采摘的最適頻率宜選擇15.4 Hz。

3　關(guān)鍵部件的設(shè)計(jì)

3.1　夾持裝置

夾持頭呈弧形，可增加包裹樹干的面積，減少對(duì)樹皮的損傷。連桿通過銷釘連接起來，而連桿又與前爪固定相連接，其縫隙中放置有2個(gè)小型減震彈簧，整個(gè)夾持臂的夾持動(dòng)作通過2個(gè)夾持液壓缸控制開合程度。

夾持裝置先控制2個(gè)液壓缸進(jìn)行伸長的動(dòng)作，從而帶動(dòng)夾持臂動(dòng)作，前爪也向內(nèi)收縮，當(dāng)夾持臂達(dá)到樹干相應(yīng)的直徑，產(chǎn)生相應(yīng)的夾緊力后，液壓缸停止伸長，因前爪呈弧形，其前爪上橡膠具有一定的彈性，在擠壓力的作用下，橡膠產(chǎn)生形變，緊緊包裹住樹干，能增大整個(gè)夾持裝置對(duì)樹干直接接觸的面積，減少由于機(jī)械振動(dòng)對(duì)整個(gè)核桃樹體造成磨損或折斷；在前爪與連桿之間的小型減震彈簧能夠減少樹干反饋給核桃收獲機(jī)的反作用力，從而保護(hù)收獲機(jī)。

依據(jù)文獻(xiàn)[11]，夾持裝置的夾緊力為，≥123123·Mg。式中：1、2、3分別為安全系數(shù)、工況系數(shù)，方位系數(shù)，M為夾持裝置質(zhì)量。核桃振動(dòng)收獲機(jī)的工作環(huán)境一般，取1=1.5；振動(dòng)對(duì)象為核桃樹，樹體為靜態(tài)，取2=1，3=1.25。利用Solidworks軟件對(duì)夾持裝置進(jìn)行分析，添加模型材料屬性，在20 ℃、密度7.85 g/cm3、彈性模量210 GPa、泊松比0.31時(shí)，得到夾持裝置質(zhì)量170 kg，其夾緊力為3.185 kN。至此，選取ROB50X350- CA-Y型液壓缸，壓力為7 MPa，缸徑50 mm，桿徑25 mm，最大行程350 mm。

3.2　激振裝置

激振裝置包括偏心塊、旋轉(zhuǎn)軸蓋、激振箱和機(jī)架減震彈簧。每組偏心塊由相對(duì)應(yīng)的液壓馬達(dá)控制，旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的激振力傳遞到夾持裝置上，使夾持裝置隨之振動(dòng)，從而帶動(dòng)樹體振動(dòng)。

3.2.1偏心塊選取

偏心塊采用扇型結(jié)構(gòu)，安裝在激振箱中3根軸上，每軸安裝1組，每組2塊偏心塊，位于同一相位、同一水平上，如圖5所示。

圖5　偏心塊的結(jié)構(gòu)

考慮到核桃樹體生長過程中會(huì)出現(xiàn)一定程度的彎曲，因而在兩軸激振器中間，增加了1組偏心塊，以防止在較彎曲核桃樹干采摘過程中樹體發(fā)生折斷。在激振箱中的偏心塊全部轉(zhuǎn)動(dòng)，其中偏心塊1、6逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，偏心塊3、4順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，2組偏心塊相位相差180°，這時(shí)激振器產(chǎn)生2倍于左右方向偏心力；與此同時(shí)，偏心塊2逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)，偏心塊5順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，這組偏心塊的左右方向偏心力被抵消，產(chǎn)生前后方向偏心力，第3組偏心塊與前2組偏心塊共同產(chǎn)生的偏心力，作用于樹干上。由于第1、2組產(chǎn)生了2倍的左右方向偏心力，而第3組產(chǎn)生了前后方向偏心力，樹干在這2組偏心力的作用下產(chǎn)生振動(dòng)，從而合成了類似于橢圓形的運(yùn)動(dòng)軌跡。由于每棵核桃樹的彎曲程度不同，則可以通過橢圓的短徑方向的偏心力對(duì)彎曲方向上進(jìn)行夾持振動(dòng)采摘，能夠保護(hù)樹干在彎曲方向上受到的偏心力不至于對(duì)樹干造成再次彎曲傷害。

這種偏心塊結(jié)構(gòu)還能進(jìn)行普通單、雙軸偏心塊獨(dú)立的運(yùn)轉(zhuǎn)方式，以滿足在左右、前后方向上的激振方式；并且通過上下、單雙層進(jìn)行獨(dú)立及疊加旋轉(zhuǎn)，可以增大其激振方式的偏心力，以調(diào)整激振裝置的振幅。

3.2.2偏心塊參數(shù)的確定

根據(jù)張合軍等[13]對(duì)偏心塊及偏心距的描述，計(jì)算偏心塊結(jié)構(gòu)尺寸。

偏心塊的材料選用Q235鋼，密度=7.85 g/cm3，彈性模量210 GPa，泊松比0.31，則偏心塊質(zhì)量為。

參考激振裝置的結(jié)構(gòu)尺寸與安裝要求，偏心塊的內(nèi)孔半徑0取20 mm，偏心塊小圓半徑2、偏心塊厚度分別為32 mm、40 mm，可得出偏心塊大圓半徑1=134 mm。

在一組偏心塊組中產(chǎn)生的最大激振力max為1個(gè)偏心塊產(chǎn)生的慣性力大小4的2倍，其中2π，1=0.5 kg·m，=25 Hz，代入計(jì)算得：

max=24=212=12.36 kN。

由離心力可求得核桃樹干在偏心塊的作用下瞬時(shí)的位移n。

式中：max為核桃樹振動(dòng)過程中最大振幅；為偏心塊相對(duì)于平衡位置的相位角。偏心塊的頻率超過核桃樹干的頻率時(shí)，核桃樹的振幅也相應(yīng)增大。當(dāng)核桃樹最大振幅max為10 mm，核桃樹干發(fā)生最大位移，達(dá)到較好的振動(dòng)效率，核桃果實(shí)在此刻最容易脫落，完成收獲。

3.3　偏心塊有限元分析

用UG進(jìn)行偏心塊三維建模。使用四面體網(wǎng)格劃分方法對(duì)偏心塊的三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，添加約束，偏心塊由于只在Z方向上發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)，得到最適采摘頻率為15.4 Hz，添加轉(zhuǎn)速為500 rad/s的旋轉(zhuǎn)載荷。

從偏心塊模態(tài)振型(圖6)中可以看到，偏心塊在1階到6階頻率為1 626.1~5 072.6 Hz，遠(yuǎn)大于偏心塊運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激振頻率，因而不會(huì)發(fā)生共振，可保證偏心塊的穩(wěn)定性。

圖6　偏心塊6階模態(tài)振型

偏心塊的等效彈性應(yīng)變?nèi)鐖D7所示，整體形變?nèi)鐖D8所示，結(jié)果表明，偏心塊旋轉(zhuǎn)中心處所受應(yīng)力最大，為55.12 MPa，遠(yuǎn)比偏心塊材料Q235的屈服強(qiáng)度(235 MPa)??；在偏心塊的外側(cè)弧邊形成的形變量最大，為0.022 mm，比偏心塊尺寸小，表明偏心塊的參數(shù)設(shè)計(jì)合理，能夠在采摘作業(yè)時(shí)保持穩(wěn)定。

圖7　偏心塊模型等效彈性應(yīng)變

圖8　偏心塊模型總體等效應(yīng)力

4　結(jié)論

根據(jù)振動(dòng)采摘原理，建立了振動(dòng)式核桃收獲機(jī)的三維模型。對(duì)核桃樹進(jìn)行三維建模，并進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果表明，‘川早1號(hào)’核桃樹最適振動(dòng)頻率為15.4 Hz。

經(jīng)計(jì)算，夾持裝置夾緊力為3.185 kN，選用型號(hào)為ROB50X350-CA-Y液壓缸；激振裝置的偏心塊，設(shè)計(jì)由3組偏心塊組成，能根據(jù)每組不同初始相位與運(yùn)轉(zhuǎn)兩兩組合，實(shí)現(xiàn)前后、左右的振動(dòng)，并且能增大2倍的振幅。分析得偏心塊的固定頻率為1 626.1~ 5 072.6 Hz，遠(yuǎn)大于系統(tǒng)產(chǎn)生的頻率；通過靜力學(xué)分析，偏心塊形變?yōu)?.022 mm，應(yīng)變?yōu)?5.12 MPa，小于偏心塊材料Q235的屈服強(qiáng)度，能夠穩(wěn)定工作。

該收獲機(jī)體積較小，并未裝備果實(shí)收集裝置，因此還需進(jìn)一步設(shè)計(jì)果實(shí)收集裝置，以實(shí)現(xiàn)核桃采摘和收集功能的一體化。

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Simulation design of walnut harvester based on Solidworks modeling and finite element analysis

ZOU Zhiyong1, BIE Yunbo1, WANG Qi1, WU Xiangwei1, LIN Ping2*

(1.College of Mechanical and Electronic, Sichuan Agricultural University, Ya’an, Sichuan 625014, China; 2.School of Electrical Engineering, Yancheng Institute of Technology, Yancheng, Jiangsu 224051, China)

A walnut vibrating harvester was designed based on Solidworks for 3D modeling,which is mainly composed of the clamping device, the exciting device and the frame.The eccentric block running in the shakergenerates the exciting force, which acts on the trunk of the walnut to vibrate the walnut on the side branch. When the pulling force greater than the stem force, the fruit stem could be break to cause the fruit to fall off.The 3D model of the walnut tree was set up by using UG and was imported into workbench for modal analysis. The optimum excitation frequency was obtained at 15.41 Hz with the clamping force of 3.185 kN. The eccentric block was designed and its natural frequency was revealed to be 1 626.1-5 072.6 Hz by finite element analysis. The static analysis of the eccentric block structure shows that the deformation is 0.022 mm and the strain is 55.12 MPa. The structure of the eccentric block is stable, which meets the design requirements.

walnut vibrating harvester; excitation device; modal analysis

S225.93

A

1007-1032(2020)05-0616-07

鄒志勇，別云波，王琪，吳向偉，林萍．基于Solidworks建模及有限元分析的核桃收獲機(jī)的仿真設(shè)計(jì)[J]．湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2020，46(5)：616-622．

ZOU Z Y, BIE Y B,WANG Q, WU X W, LIN P. Simulation design of walnut harvester based on Solidworks modeling and finite element analysis[J]. Journal of Hunan Agricultural University(Natural Sciences), 2020, 46(5): 616-622.

http://xb.hunau.edu.cn

2019-09-11

2020-07-08

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目(31601227、31501221、61803325)；江蘇省自然科學(xué)基金項(xiàng)目(BK20161310、BK20181049)；國家住房和城鄉(xiāng)建設(shè)部項(xiàng)目(2016-K1-09)

鄒志勇(1984—)，男，湖南衡陽人，碩士研究生，副教授，主要從事農(nóng)業(yè)工程理論與技術(shù)研究，zouziyong111@163.com；*通信作者，林萍，博士，副教授，主要從事農(nóng)業(yè)工程理論與技術(shù)研究，binglvcha007@126.com

責(zé)任編輯：羅慧敏

英文編輯：吳志立