許 威, 尹遜春

(哈爾濱商業(yè)大學(xué),黑龍江 哈爾濱 150028)

我國已經(jīng)成為世界上核桃產(chǎn)量最大的國家之一,據(jù)統(tǒng)計,2020年全國核桃的總種植面積達到267萬hm2,年產(chǎn)量達到300萬t[1-2]。核桃具有極高的營養(yǎng)價值,核桃果仁含有豐富的蛋白質(zhì)和不飽和脂肪酸以及多種人體必需的氨基酸和礦物質(zhì)元素,是重要的藥用植物,經(jīng)濟價值高[3-4]。

在整個核桃生產(chǎn)作業(yè)中,成熟核桃的及時、無損、高效采收是關(guān)鍵,直接影響核桃的儲藏、運輸、加工以及銷售等后續(xù)環(huán)節(jié)。核桃采摘也是生產(chǎn)鏈中最為耗時、費力的一個環(huán)節(jié),采摘費用約占成本的35%～45%[5-6],因此實現(xiàn)核桃的機械化采摘對于核桃產(chǎn)業(yè)有著重要的意義。

目前國內(nèi)外常見的采摘機械可以分為四種:氣流沖擊振動采摘,樹冠振動采摘,樹枝振動采摘以及樹干振動采摘[7]。1961年以來,Jutras與Whitney等人等首次嘗試利用鼓風(fēng)機產(chǎn)生沖擊氣流進行果實采摘的試驗和測試[8-12]。Coppock等較早地研究了樹枝振動采摘技術(shù),他們將旋轉(zhuǎn)的偏心錘產(chǎn)生振動施加在果枝上,對樹枝振動采摘技術(shù)的可行性進行了研究[13-15]。陜西科技大學(xué)研發(fā)了一種背負式、振動方式為樹枝振動的核桃采摘機[16]。東北林業(yè)大學(xué)針對藍莓研究了一種旋轉(zhuǎn)撥盤式的樹冠振動采摘機[17],Amirante 等對橄欖樹進行樹干采摘研究[18-20]。

根據(jù)目前核桃采摘的復(fù)雜性,本文根據(jù)對核桃進行的振動特性研究,提出一種具有自動對心功能的,能夠?qū)崿F(xiàn)分批采摘的振動式核桃采摘機。

1 振動式核桃采摘機的整體結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 整機結(jié)構(gòu)

振動式核桃采摘機械主要是由驅(qū)動裝置、升降裝置、激振裝置、夾持裝置組成。其中,驅(qū)動裝置由車體1與液壓站2構(gòu)成;升降裝置由液壓缸2、大臂4、立柱5、小臂6、連接頭底座7、連接頭8、鉸鏈機構(gòu)9、支撐架10、鐵鏈12組成;激振裝置由激振器框架21、偏心輪23、軸22、汽油機11、聯(lián)軸器13等組成;夾持裝置由液壓缸14、采摘夾手15、固定支座16、固定爪17以及橡膠墊18等組成,如圖1所示。

圖1 采摘機結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 工作原理

工作時,采摘機通過調(diào)節(jié)液壓缸3的伸縮程度,利用機械臂將執(zhí)行機構(gòu)移動到合適的夾持位置,機械臂由大臂4、立柱5、小臂6以及連接頭8組成。其中自平衡鉸鏈連接機構(gòu)9與支撐架10用螺栓連接并通過四條鐵鏈12與激振裝置連接。當(dāng)樹干位于夾持裝置內(nèi)時,控制液壓缸14伸長,從而可以使采摘夾手15收縮,在固定爪17的固定下使采摘夾手15收縮抱緊樹干。在夾持裝置抱緊樹干后,啟動汽油機11,通過聯(lián)軸器13的連接帶動偏心輪支撐軸22旋轉(zhuǎn),從而使偏心輪23旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生激振力。偏心輪產(chǎn)生的激振力使果樹受到強迫振動,振動使核桃做加速度運動,當(dāng)核桃產(chǎn)生的慣性力足夠大時就會脫落。此外,夾持裝置末端安裝有橡膠墊18,當(dāng)發(fā)生振動時,可以有效地減輕夾持裝置對樹體的損傷。

1.3 設(shè)計要求

(1)采摘要求:主要針對魯中地區(qū),適合行列距3 m以上的核桃果園進行采摘;

(2)夾持要求:主要針對樹干直徑范圍在80～180 mm,最低主干高度在600～1 200 mm的核桃樹;

(3)驅(qū)動要求:利用汽油機驅(qū)動;

(4)振動要求:選用對稱偏心輪產(chǎn)生振動,振動單棵樹的時間大約在30～60 s。

1.4 設(shè)計參數(shù)

(1)采摘機的激振頻率:激振頻率控制在0～28 Hz;

(2)激振力的范圍:激振力在2 500～4 000 N;

(3)選用汽油機型號:選用宗申GB200型汽油機,額定轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,額定功率為4.2 kW,質(zhì)量為16 kg;

(4)夾持高度:夾持高度在350～450 mm。

2 振動式核桃采摘機關(guān)鍵零部件設(shè)計

2.1 激振裝置的設(shè)計

激振裝置最核心的部件是偏心輪以及偏心輪支撐軸。偏心輪在此處選擇半圓式偏心輪,相比非半圓式偏心輪在占據(jù)相同空間下具有更大的偏心距。根據(jù)設(shè)計參數(shù)可知激振力的范圍在2 500～4 000 N,確定偏心輪的偏心半徑。

(1)

式中:ρ——偏心輪所用材料的密度,kg/m3;

n——偏心輪的轉(zhuǎn)速,r/min;

h——偏心輪的厚度,mm;

R1——偏心輪的圓弧半徑,mm。

此處先將偏心輪的厚度確定為40 mm,汽油機額定轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,設(shè)計參數(shù)中的激振力范圍為2 500-4 000 N,代入公式得到偏心輪的半徑在69.67～81.48 mm,此處先將偏心輪的半徑確定為82 mm,具體激振力通過調(diào)節(jié)汽油機轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié),然后對偏心輪支撐軸的最小軸徑進行計算。

(2)

計算得到偏心輪軸的直徑為16.712 mm,根據(jù)現(xiàn)代機械設(shè)計手冊[21]可知對于軸徑d<100 mm,存在一個鍵槽時,軸徑增加5%～7%,由于計算出的軸徑為16.311 mm,因此增加7%后得到偏心輪支撐軸的最小軸徑為17.882 mm,圓整為18 mm。

根據(jù)計算得到偏心輪的示意圖如圖2所示,偏心輪支撐軸的示意圖如圖3所示。

圖2 偏心輪結(jié)構(gòu)示意圖

圖3 軸的結(jié)構(gòu)示意圖

確定了軸的最小直徑后對偏心輪支撐軸的軸承進行選型,如表1所示。

表1 偏心輪支撐軸軸承型號

2.2 夾持裝置的設(shè)計

(1)采摘夾手的結(jié)構(gòu)設(shè)計

本文設(shè)計了一組接觸方式為面接觸的采摘夾手,面接觸會使采摘夾手與樹干之間接觸面積增大,接觸應(yīng)力減小,這種結(jié)構(gòu)可以減小對樹皮的損傷以及對樹體造成的傷害。

此處設(shè)計的采摘夾手分別具有一個夾指與兩個夾指,工作時,兩個采摘夾手在液壓缸的調(diào)節(jié)下,向內(nèi)收縮夾緊樹干,如圖4所示。所研究核桃樹的樹干直徑范圍是80～180 mm,因此兩采摘夾手夾持時最大范圍應(yīng)大于180 mm,此處將采摘夾手的圓弧部分半徑設(shè)為200 mm,采摘夾手寬度40 mm,厚度為45 mm,筋板的厚度為20 mm,筋板與采摘夾手之間的角度為20°,采摘夾手接受示意圖如圖5所示。

圖4 夾持裝置示意圖

圖5 采摘夾手結(jié)構(gòu)示意圖

(2)固定夾手的結(jié)構(gòu)設(shè)計

在夾持核桃樹干過程中,并不能限制其發(fā)生左右移動,因此采摘機與核桃樹之間可能會發(fā)生摩擦造成樹皮的損傷,為了避免這一情況,本文在夾持裝置中設(shè)計一種輔助固定夾手,可以起到固定樹干以及自動定心的作用,避免核桃樹干左右移動,減少核桃樹的損傷,如圖6所示。

圖6 固定夾手示意圖

圖中浮動塊4與支座3之間用球螺母連接,因為核桃樹樹干的形狀存在誤差,而球螺母連接的能自動找到合適的角度固定樹干,以保證最大的接觸面積,降低接觸應(yīng)力,防止夾持過程對樹干產(chǎn)生損傷。

2.3 升降裝置的設(shè)計

(1)機械臂的結(jié)構(gòu)設(shè)計

為了保證采摘機振動夾持裝置在采摘過程中與地面平行,以便于對樹干進行準確夾持,保證激振力的有效傳遞,因此本文將機械臂的結(jié)構(gòu)選擇為平行四邊形機構(gòu),如圖7所示。其中大臂尺寸規(guī)格為1050×50×70(長×寬×高,單位:mm),小臂規(guī)格為650×50×70(長×寬×高,單位:mm),立柱規(guī)格為800×120×100(長×寬×高,單位:mm)。

圖7 機械臂結(jié)構(gòu)示意圖

(2)自平衡鉸鏈連接機構(gòu)

由于核桃果園的地勢不平,采摘機在采摘過程中容易發(fā)生傾斜,為了使采摘機在夾持時更加平穩(wěn),本文設(shè)計了一種具有自平衡功能的連接裝置,此裝置由鉸鏈機構(gòu)、銷軸、連接板組成。當(dāng)?shù)孛娌黄綍r,鉸鏈機構(gòu)可以使連接板與地面平行,不會發(fā)生傾斜,自平衡鉸鏈連接機構(gòu)示意圖如圖8所示。

圖8 自平衡鉸鏈連接機構(gòu)示意圖

(3)撓性鐵鏈吸振機構(gòu)

為了防止激振裝置產(chǎn)生的激振力引起采摘機的整機共振,本文選用撓性鐵鏈作為采摘機的隔振裝置,每節(jié)鏈節(jié)為長80 mm、直徑5 mm的橢圓形圓環(huán),鐵鏈由五節(jié)鏈節(jié)組成,鐵鏈的總長度為340 mm,結(jié)構(gòu)如圖9所示。

圖9 撓性鐵鏈吸振機構(gòu)示意圖

2.4 振動式核桃采摘機的總體裝配圖

利用SolidWorks軟件繪制振動式核桃采摘機各個零部件的三維模型,將各個零部件的三維模型進行裝配得到振動式核桃采摘機的裝配圖,如圖10所示。

圖10 振動式核桃采摘機總體裝配圖

3 振動式核桃采摘機的優(yōu)化

3.1 振動式核桃采摘機激振裝置的優(yōu)化

偏心輪是激振裝置的核心,采摘機主要是靠偏心輪的轉(zhuǎn)動產(chǎn)生激振力,因此要對偏心輪進行強度分析,驗證偏心輪是否能承受在高速旋轉(zhuǎn)時所產(chǎn)生的應(yīng)力應(yīng)變。

將偏心輪的三維實體模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中對其進行強度分析[22],如圖11所示。偏心輪的材料為Q235,對應(yīng)的彈性模量為190 GPa,密度為7 800 kg/m3,泊松比0.3,屈服強度為185 MPa。材料特性設(shè)置完成后將偏心輪三維實體模型劃分為尺寸大小為5 mm的網(wǎng)格。

圖11 Workbench偏心輪模型

偏心輪在采摘機工作過程中繞偏心輪支撐軸旋轉(zhuǎn),因此只存在一個旋轉(zhuǎn)自由度,添加圓柱約束。在ANSYS中離心力無法加載,所以施加旋轉(zhuǎn)載荷Rotational Velocity代替離心力,根據(jù)設(shè)計參數(shù)可知汽油機的額定轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,因此旋轉(zhuǎn)載荷確定為1 800 rpm,分析結(jié)果如圖12所示。

圖12 偏心輪強度分析結(jié)果圖

從圖12中可以看出偏心輪的最大變形發(fā)生在偏心輪的邊緣處,并且最大變形量約為5.5×10-4mm,最大塑性變形量約為1.6×10-5mm,這兩個變形都相對較小,不會影響偏心輪的正常旋轉(zhuǎn)。從等效應(yīng)力圖中可以看出最大應(yīng)力發(fā)生在偏心輪與偏心輪支撐軸連接的位置,最大應(yīng)力約為3.089 8 MPa,遠小于材料的屈服強度,偏心輪滿足強度與安全性要求。

在機械設(shè)計過程中不僅僅要滿足設(shè)計要求,還要在滿足要求的前提下盡可能地節(jié)約材料,盡可能的降低生產(chǎn)成本,此處將偏心輪的厚度減小到30 mm,又因為偏心輪的厚度影響激振力的大小,根據(jù)激振力計算公式:

(3)

在偏心輪厚度減小的情況下,激振力不變的最有效方法是增大偏心輪的半徑,通過計算得到偏心輪的半徑為89.6 mm,將其圓整為90 mm,對其進行強度分析,結(jié)果可知優(yōu)化后的偏心輪受到的最大應(yīng)力遠小于材料的屈服強度,并且偏心輪的體積423.741 cm3變成382.647 cm3,質(zhì)量由3.326 kg減少為3.004 kg,質(zhì)量與體積都減少了9.7%,在不降低激振力的前提下,降低了生產(chǎn)成本,節(jié)約了材料。

3.2 振動式核桃采摘機夾持裝置的優(yōu)化

在夾持過程中,采摘夾手受到液壓缸的推力以及激振力的反作用力,因此我們需要對采摘夾手進行強度分析。

將采摘夾手的三維實體模型導(dǎo)入ANSYS Workbench,如圖13所示。由于兩個采摘夾手受到的載荷相同,本文對其中一個進行分析。對其進行材料屬性添加,采摘夾手的材料為合金鋼,彈性模量為210 GPa,密度為7 800 kg/m3,泊松比0.3,屈服強度為620 MPa。對采摘夾手的三維實體模型劃進行網(wǎng)格劃分。

圖13 采摘夾手三維實體模型

對銷軸處施加圓柱約束,采摘夾手受到的激振力的反作用力為4 000 N,液壓缸的推力為2 250 N,因此對采摘夾手施加約束載荷分析,結(jié)果如圖14所示。

從圖14采摘夾手的最大變形發(fā)生在筋板與采摘夾手連接處以及采摘夾手的末端,最大變形量分別為7.7×10-2mm、1.8×10-4mm,此兩者發(fā)生的變形較小,不會對采摘夾手造成損傷。從圖中c可以看出采摘夾手受到的最大應(yīng)力發(fā)生在筋板與圓弧部分的連接處,最大應(yīng)力約為24.249 MPa,小于材料的許用應(yīng)力,采摘夾手不會發(fā)生變形、斷裂,滿足設(shè)計要求。

機械設(shè)計過程中,在能夠達到預(yù)期標準的情況下,還要降低材料的浪費,減少成本。在此處將采摘夾手的寬度改為30 mm,厚度改為40 mm,筋板厚度改為10 mm,并且對筋板與采摘夾手之間的角度進行研究,對角度為15°、18°、20°、23°、25°、27°時采摘夾手受到的最大應(yīng)力進行分析,分析結(jié)果如圖15所示。

圖15 筋板角度不同時采摘夾手受到的最大應(yīng)力

根據(jù)圖15可知筋板與采摘夾手之間的角度為23°時采摘夾手受到的最大應(yīng)力最小,因此將筋板與采摘夾手之間的角度設(shè)置為23°,優(yōu)化后的采摘夾手受到的最大應(yīng)力小于材料的許用值。采摘夾手的質(zhì)量由10.198 kg減少到6.468 kg,體積由1 324.378 cm3減少到839.935 cm3,體積質(zhì)量均減少了36.6%,在不降低采摘夾手強度的前提下,降低了生產(chǎn)成本,節(jié)約了材料。

4 振動式核桃采摘機振動效果驗證

將采摘機模型轉(zhuǎn)為.x-t格式并導(dǎo)入ADAMS中[23],各零件之間進行固定連接,偏心輪與軸之間也為固定連接;將樹干設(shè)置為柔性體;在偏心輪軸處加旋轉(zhuǎn)副,如圖16所示。

圖16 ADAMS采摘機模型圖

4.1 振動式核桃采摘機工作平穩(wěn)性驗證

對旋轉(zhuǎn)副處添加馬達motion,此處轉(zhuǎn)速的單位是d*time,意為1秒鐘轉(zhuǎn)多少度,根據(jù)設(shè)計參數(shù)汽油機的額定轉(zhuǎn)速為1 800 r/min,因此將轉(zhuǎn)速確定為10 800*time,對采摘機進行仿真,得到偏心輪在轉(zhuǎn)速相同、轉(zhuǎn)向相反時,樹干質(zhì)心在X與Y方向的速度曲線,如圖17所示,質(zhì)心的軌跡變化圖如圖18所示。

圖17 樹干質(zhì)心處的速度曲線圖

圖18 樹干質(zhì)心處的軌跡變化圖

在圖中可以看出在X方向兩偏心輪主要做直線往復(fù)運動;Y方向僅在靠近Y軸處產(chǎn)生較小的力,有較小的速度產(chǎn)生;振動開始時核桃樹的質(zhì)心波動范圍較大,當(dāng)振動穩(wěn)定后,質(zhì)心的運動軌跡變得平穩(wěn)。

可見,本研究所設(shè)計的振動式核桃采摘機工作時,振動穩(wěn)定后核桃樹質(zhì)心運動軌跡平穩(wěn),采摘機工作平穩(wěn)性較好。

4.2 振動式核桃采摘機采摘性能驗證

激振力能否滿足條件是使核桃脫落的重要前提,因此需要驗證偏心輪產(chǎn)生的激振力能否達到采摘的需求。觀察偏心輪在轉(zhuǎn)動時產(chǎn)生的慣性力大小,如圖19所示。

圖19 偏心輪慣性力曲線圖

根據(jù)圖19可知偏心輪產(chǎn)生的激振力大致分布于3 900～4 100 N之間,基本符合理論計算中所設(shè)計偏心輪產(chǎn)生4 000 N的力,此時核桃果梗處受到的拉斷力大于九成熟核桃的果梗結(jié)合力,小于七成熟核桃的拉斷力,能夠?qū)崿F(xiàn)分批采摘。

綜上所述,本研究所設(shè)計的振動式采摘機能夠完成分批采摘的要求,采摘效果較好。

5 結(jié)論

本文依據(jù)采摘機、核桃樹體和核桃果實的振動特性,結(jié)合采摘機的作業(yè)環(huán)境和采摘對象的物理特性等,設(shè)計了一種樹干振動式核桃采摘機。該采摘機能夠?qū)崿F(xiàn)核桃果實的分批次采摘,并且采摘過程中不會對樹體和樹根造成損傷,采摘效率高、適用范圍廣。該采摘機有效提升了核桃果實的采摘效率,降低了核桃果實采摘的勞動強度和采摘成本,提升了核桃果實的市場競爭力,增加了農(nóng)民的經(jīng)濟收入。本研究所運用的設(shè)計方法也可以為其他林果采摘機械設(shè)備的開發(fā)與研究提供借鑒。