基于Pro/Mechanica的軌道式割膠機設計及分析

（海南大學 機電工程學院，海口 570228）

0 引言

橡膠樹是重要的經濟作物之一，從中獲取的膠乳由于其具有較好的防水性、可塑性和絕緣性，可加工成多種產品，如粘合劑、膠乳制品和薄膜等[1]。經適當處理后，可獲得良好的密封及防震效果，從而廣泛應用在民用設備、軍事器械上，甚至用到衛星、飛船及火箭等高精度尖端設備中。市場對天然橡膠的巨大需求，使得如何高效從橡膠樹上獲取膠乳變的尤為重要。

割膠機械是獲得天然橡膠的關鍵因素，直接決定橡膠產量、割膠效率、作業強度以及對樹的傷害程度[2～6]。目前割膠機械分為三類，第一類為傳統優化推式手動割膠刀，它在傳統膠刀基礎上添加監測和控制割膠深度的裝置[3]、添加照明裝置以備夜間作業或將刀頭設計為可更換式的[4,5]，但此種割膠刀依然需要專業膠工操作進行，未解決浪費人力及費時等問題；第二類為電動割膠刀[6～9]，此類割膠機械實現了從人力到電力的革新，增加了限位機構、使用電力驅動，提高割膠效率，但由于仍需要人工操作，未實現割膠機械自動化；第三類為自動割膠機[10,11]，此類割膠工具可將機器固定在樹上進行自動控制割膠，通過結構設計實現深度限位、仿形及自動循軌等功能，目前此類割膠工具的研究雖有一定進展，但仍存在機構復雜、故障頻發和成本較高等問題，導致市場應用程度較低。本研究則是對現有的自動割膠機進行優化后的設計，對于割膠軌跡、深度和表面仿形等影響割膠效果的因素均能實現很好的控制，本分析可為智能自動割膠機的設計和改進提供了方法和依據。

1 割膠機結構設計與工作原理

1.1 整機結構

軌道式割膠機主要由執行刀具、載行緊固架和縱向行程機構三部分組成，整機結構如圖1所示。執行刀具的設計使得該部分能夠實現自動循軌以及對割膠深度和角度的控制，從而自動完成割膠過程；載行緊固架用于支撐執行刀具的割膠運動以及使整機固定在膠樹上；縱向行程機構實現在每次割膠完成后讓刀頭相對于割線向下（或向上）移動指定高度，為下次割膠做準備。

圖1 軌道式割膠機整機結構

1.2 工作原理

通過載行緊固架中的可拼接式軌道及夾緊裝置的作用，將機器固定在橡膠樹的相應開割位置，調節刀頭角度后開始自動化割膠過程，割膠機工作的控制線路如圖2所示。

圖2 控制線路圖

由圖2可知，當SB1閉合，啟動執行刀具中的電機M1帶動行星外齒輪繞載行緊固架上的內齒輪轉動，實現循軌正行程割膠。當轉動到行程開關SQ1位置時（即已完成割膠的位置），SQ1的斷開使得與其相對應的常開觸點閉合進而開始回到原來的初始割膠位置，簡稱回位，回位完成后將觸發行程開關SQ2，與其相對應的常開觸點閉合，M2電機使得裝置開始進行升降操作（其中SB2的開閉決定升降模式），完成一周期的割膠過程，即通過對于SB1按鍵的開關實現了割膠自動化的控制，SB2按鍵則用于設置縱向行程機構的工作模式（從下往上割時需要關閉SB2，反之則需打開SB2）。其中熔斷器FU起到短路保護，熱繼電器FR起到過載保護，以免特殊情況發生。

1.3 關鍵部件的設計

載行緊固架由可拼接式軌道、夾緊裝置和兩個行程開關組成，其結構如圖3所示。行程開關SQ1完成了從割膠開始到回位的切換，行程開關SQ2實現了割膠完成后刀具的下移，為下次割膠工作做準備。

圖3 載行緊固架

執行刀具由刀頭、滾輪、行星外齒輪、旋轉裝置和相應機體組成，結構如圖4所示。割膠刀頭設計成V型結構，刀頭和滾輪之間的徑向（刀頭到軌道圓心的方向）可調距離即為限位深度值。由于正行程割膠時，電機會保持刀具機體內部的彈簧處于向外伸趨勢，使得滾輪在樹皮表面的滾動的同時保持上述限位深度值，即達到了仿形的效果，實現刀頭隨樹皮表面起伏而調整彈簧的徑向伸出長度，保證割膠深度的一致性。而旋轉裝置則是用于調節刀頭和水平面的角度，從而減少傷樹程度，實現增加橡膠產量；在反行程回位時，電機不驅動彈簧外伸，彈簧處于原長狀態，即收刀回位。下側的行星外齒輪將與載行緊固架中軌道內齒輪配合，讓執行刀具能夠在軌道上移動，完成弧線割膠工作。

圖4 執行刀具

縱向行程機構包括滑塊、絲杠和機架組成。滑塊用于連接并帶動載行緊固架，絲杠與滑塊通過電機M2驅動，互相配合實現縱向的精確移動，升降的距離由時間繼電器KT決定，結構如圖5所示。其中絲杠轉速、設定時間與升降距離成正相關關系：

其中，X為升降距離，n為絲杠轉速，t為時間繼電器所設定的時間，a為絲杠轉一圈滑塊移動的距離。

圖5 縱向行程機構

2 整機模態分析

2.1 模態分析設定

割膠機工作時，振動是影響整機穩定性主要因素，決定能否順利完成割膠作業，模態分析是研究動力學的分析方法，所謂模態是指機械內部的固有振動特性，包括阻尼比、模態振型以及固有頻率，主要用來確定裝置設計結構的振動特性。根據整機的結構特點，可將其看作一個N個自由度的振動系統，即：

上式中各符號為該系統的：[K]為剛度矩陣；[M]為質量矩陣；[f]為阻尼矩陣；[F]為受到的外載荷矩陣；x為位移矢量；t為時間。由于通常假設為不添加外載荷條件下的自由振動，即[F(t)]=0，[f]=0；可將原式化簡為：

由此分析理論可知，N自由度的振動是由許多簡諧運動的加和形成的，即x(t)可以表示為：

式中{xm}為振幅，ωn為振動頻率，Φ為相位角。可求得：

將式(4)、式(5)代入式(3)中得：

由于系統振幅{xm}≠0，則（[M]-ω2n[K]）有非零解，便可以求出第m階系統的固有頻率及對應的模態振型。運用Pro/E建立分析模型，對不影響模態分析的幾何元素進行簡化。利用無縫集成在Pro/E軟件中的Pro/Mechanica模塊，對模型進行模態分析。材料設定：刀頭選用12Cr13，其他部件選用45號鋼。添加位移約束至相應的模型位置，由于模態分析是分析系統的自振特性，與外界荷載無關，因此不需要對模型施加荷載。利用AutoGEM設置參照并進行網格劃分，設定最大元素尺寸為50mm后，對模型的模擬診斷共計創建了27101個元素和8361個節點，詳細參數如表1所示。

表1 模態分析AutoGEM設定參數

2.2 模態分析結果

利用Mechanica分析并研究整機模態計算結果，采用收斂中的單通道自適應方法獲取系統的模態振型及其頻率，各階固有頻率如圖6所示，所對應的振型如圖7所示。由于低階模態振型對系統的動特性有較大影響，所以提取前6階即可判斷是否滿足要求，由圖6的信息可知模態頻率和階次成正相關關系，前6階的模態頻率在40～400Hz的范圍內，其中最小的是第1階固有頻率（41.36Hz）；為保證電機振動頻率低于整個機構的最小固有頻率，達到防止電機與整個機構發生共振的作用，所以裝置中應選取低于1階固有頻率的電機，便可避免機體由于共振造成的破壞；由圖7中仿真分析結果可知，1階振型主要為機體下側的繞x軸的擺動，越靠下側振動幅度越大；2階振型表現為沿x軸的彎曲振動，機體中下部分形變量較大；3、6階振型的主振部位為兩側縱向行程機構繞y軸的交錯彎曲振動，3階為右側彎曲較為嚴重，而6階為左側較為嚴重；4、5階振型的主振部位為右行程結構的下側部分，其中4階表現為沿x軸的搖擺振動，而5階則是繞y軸的彎曲振動，通過各階振型云圖可知，機體的薄弱部分為縱向行程結構的下側，在后續設計過程中需要適當的加固，以提高設備的穩定及安全性。

圖6 模態頻率變化圖

圖7 割膠機的第1～6階模態振型

3 關鍵部件穩態受力分析

3.1 割膠刀頭的分析

割膠刀頭性能決定了整個割膠機切割能力，為簡化機構，減少運算量，只對刀頭部件進行有限元分析。首先創建有限元模型，然后利用無縫集成在Pro/E軟件中的Mechanica模塊，對模型進行穩態受力分析。由于割膠刀頭在作業過程中會承受較大的沖擊和振動，選取強度和韌性較高的不銹鋼材料12Cr13，并設置詳細材料參數，如表2所示。利用AutoGEM設置參照、最大元素尺寸為1mm后，對模型ANSYS的模擬診斷總共總共創建了7916個元素和2125個節點。

表2 割膠刀頭材料參數

對刀頭施加保持深度的固定邊界條件，在割膠接觸側添加1KN均布載荷，對整體添加9.8m2/s的重力場，利用Mechanica模塊進行穩態受力分析計算，得到割膠刀頭的mises應力和位移的仿真分析結果，如圖8所示。由圖8(a)可知應力極值危險點出現在V型刀頭的外緣邊上，其中σmax=269.9MPa，由于合金刀具鋼12Cr13屬于高強度鋼材，屈服極限較高，且沒有明顯的屈服階段，則將產生0.2%塑性應變時的應力做為條件屈服極限，查表可知12Cr13的σ0.2=345MPa，即σmax＜σ0.2，模型的最大應力值小于條件屈服極限值，故刀頭的模型設計滿足實際情況的使用要求，選材料為12Cr13較為合理；由圖8(b)所示，刀頭發生位移的極值在10～4mm的數量級，已可忽略不計，這是由于采用V型的刀頭結構可以增大切割時散熱面積，并對已切割橡膠樹皮進行導流，有效減小割膠阻力，防止刀頭發生破壞。

圖8 刀頭穩態分析結果

3.2 載行緊固架的分析

載行緊固架不僅要承載刀具的重量，還需要其軌道內齒條與行星輪作用，從而帶動執行刀具作業；由于整個割膠機作業效果取決于刀具的穩定性，而刀具的穩定又是由載行緊固架決定的，所以對其進行受力分析，探究結構形式與選材是否滿足工作要求。創建分析模型，賦予材料參數，由于此部件上表面受到周期性壓力，需要有高的疲勞強度、耐磨性，選取平均含Si量0.2%、平均含Mn量0.65%的45號鋼，設置詳細材料參數，如表3所示。設置參照屬性，定義最大元素尺寸為20mm，劃分模型為11480個元素和3389個節點。

表3 載行緊固架材料參數

對載行緊固架的兩側端面添加固定邊界條件；并對作業區域施加某一時刻的工作載荷，其中包括緊固架與執行刀具接觸部分上表面受到的1MPa壓力，以及軌道內圓弧面受到的反向作用壓力1MPa；分析得到模型的mises應力和位移的云圖，如圖9所示。由圖9(a)可知，模型應力的最大值出現在執行刀具下側并靠近內軌道齒條處，其中σmax=12.38MPa，查表可知45號鋼的σs=355MPa，σmax＜＜σs即模型最大應力值遠小于材料的許用應力值，可知載行緊固架的模型設計滿足割膠工況要求。由圖9(b)可知，模型位移形變的最大值出現在緊固架外環表面與執行刀具的接觸處，Xmax=0.0128mm，由于目前割膠作業要求的縱向厚度為1.8～2.2mm[12]，可知最大位移與實際割膠縱向厚度相差百倍級別，載行緊固架的變形不會影響到割膠效果，所以緊固架結構形式也滿足支撐與保持割膠縱向厚度的要求。綜合上述應力和位移兩方面的分析，載行緊固架的結構滿足割膠工作要求，選材料為45號較為合理。

圖9 載行緊固架穩態分析結果

4 結論

1）軌道式割膠機在功能方面不僅實現了兩個按鍵控制整個自動化割膠過程，而且通過機器內部結構實現了對多個影響橡膠產量因素的控制，包括由滾輪和刀具組成限位裝置，實現刀頭在樹表面仿形割膠，并可保持割膠深度一致；執行刀具上的旋轉裝置用于調整割膠角度。

2）對整機的模態分析得到了第1階的固有頻率為41.36Hz，裝置中的電機參數選取低于1階固有頻率的，便可避免機體的破壞，從而提高設備的穩定及安全性；從模態振型中可知機體的薄弱部分為縱向行程結構的下側，在后續改進設計過程中需要適當的加固。

3）載行緊固架選用45號鋼、刀頭選用12Cr13，并通過Pro/Mechanica對這兩個關鍵部件模型進行穩態受力分析，得到模型受力最大值均小于對應的許用值，產生的位移變形量均不影響正常作業，進一步證明了本割膠機結構設計的可行性。