機電一體立式夾持菠蘿采收裝置的有限元仿真與設計

梁 策,李有立,畢天滋,謝紅梅,江 山,戴宛林

(廣西大學 機械工程學院,南寧 530004)

0 引言

菠蘿作為亞熱帶享譽盛名的水果,目前種植菠蘿的國家和地區已達到70個多,年產量大約占世界水果總產量的5%。當前菠蘿的傳統采收主要依靠手工,采收季節性強、勞動強度大、采收效率低,且菠蘿上的刺易傷手,又增加了采收難度,以至于菠蘿的產量難以滿足菠蘿產業日益增長的需求,菠蘿產量與菠蘿需求之間的矛盾愈發強烈。

為解決人工采收菠蘿勞動強度大、采收效率低的問題,設計了一種機電一體立式夾持菠蘿采收裝置。其功能是輔助人工的夾持與折斷,從而提高效率,降低勞動強度。為驗證其輔助人工夾持與折斷的可行性,利用ANSYS workbench對裝置的重要部位進行有限元分析,提前預測重要部位在理論上是否滿足強度和剛度需求。最后,試制一臺樣機模型,通過試驗檢驗理論結果。

1 裝置設計原理及相關參數

1.1 裝置設計原理

機電一體立式夾持菠蘿采收裝置的設計主要完成夾持菠蘿與折斷菠蘿稈莖兩個動作,包括連桿式夾持機構和錐齒輪折斷機構。工作時,以電機作為動力,由連桿式夾持機構夾穩菠蘿,再由錐齒輪折斷機構折斷菠蘿稈莖完成對菠蘿的采收。機電一體立式夾持菠蘿采收裝置如圖1所示。

1.錐齒輪折斷機構 2.U型提升杠桿 3.行走車架 4.支撐腳架

1.1.1 連桿式夾持機構設計原理

工作時,驅動電機帶動主動錐齒輪轉動,從而帶動從動錐齒輪,從動錐齒輪與旋轉主軸配合,以機架為連桿式夾持機構的定位,旋轉主軸與滾動軸承配合轉動;旋轉主軸通過帶動短連桿和鉸接件使外爪連桿圍繞著外爪連桿與機架的鉸接處旋轉,進而將電機軸向的運動轉變為夾持機構打開和閉合的動力,實現夾持和松放的功能。連桿式夾持機構如圖2所示。

1.1.2 錐齒輪折斷機構設計原理

由電機作為動力,帶動錐齒輪嚙合,為錐齒輪折斷機構提供動力。從動錐齒輪與旋轉軸配合,通過套筒和推動連桿將動力傳遞給連桿式夾持機構,與連桿式夾持機構配合,模擬人工掰斷菠蘿稈莖。錐齒輪折斷機構如圖3所示。

1.電機 2.嚙合錐齒輪 3.旋轉主軸 4.外爪連桿 5.橡膠塊

1.扶手 2.軸承座 3.電機 4.支撐平臺 5.推動連桿

連桿式夾持機構的主要參數,如表1所示。

表1 連桿錐齒輪主要參數

錐齒輪折斷機構的主要參數,如表2所示。

表2 折斷錐齒輪主要參數

2 重要部件的有限元分析

將在UG中做好的三維模型導入ANYSY workbench相應模塊中,進行有限元分析,目的是檢驗該裝置在理論上是否滿足實際生產中強度與剛度的需求,為進一步制造樣機打下理論基礎。

2.1 連桿式夾持機構的有限元分析

連桿式夾持機構是裝置的核心,由電機作為動力,把旋轉主軸的軸向轉動,轉化為連桿打開和閉合的運動。連桿式夾持機構在工作過程中作為主要受力部件,在夾持菠蘿時受到菠蘿對其的反作用力;在折斷菠蘿稈莖時,受到菠蘿稈莖對其的反作用力與摩擦力。

2.1.1 建立連桿式夾持機構有限元模型

將連桿式夾持機構的模型進行合理簡化后導入ANYSY workbench相應模塊中。由于在實際工作中,錐齒輪折斷機構需要重復承受壓力與摩擦力,要有足夠的強度與耐磨度,因此使用45鋼為連桿式夾持機構的材料。通過ANSYS Workbench指定材料為45鋼,再通過網格劃分功能對連桿式夾持機構進行網格劃分,得到連桿式夾持機構模型圖如圖4所示。

圖4 連桿式夾持機構模型圖

當連桿式夾持機構夾住菠蘿,轉動電機開始工作時,以錐齒輪折斷機構轉過的每一瞬間為研究對象,視為靜止,則菠蘿整體即可認為是懸臂梁。由摩擦力提供的力矩將菠蘿轉過σ角,一般的菠蘿稈莖的直徑為3～6cm,高度為0.8～1m,橫截面近似為圓。在人工作業時,由于菠蘿稈較脆,常常一掰就斷,折斷角度約為15°,本文設定現夾持的菠蘿果實直徑20cm,與橡膠摩擦因數為0.15,稈莖為4cm,高度為1m,彈性模量為3MPa,則有

σ=MX/EI

I=πa4/64

M=μNR

式中M—摩擦力的力矩;

E—菠蘿秸稈彈性模量;

I—菠蘿秸稈的慣性矩;

X—菠蘿稈的高度;

σ—菠蘿轉過的角度;

a—菠蘿稈莖直徑;

μ—橡膠與菠蘿果實摩擦力;

R—菠蘿果實橫向半徑;

N—菠蘿果實受到的壓力。

通過以上計算求得,連桿式夾持機構在折斷菠蘿稈莖的瞬間每個外爪連桿受到189N的壓力,28.35N的摩擦力時,能將菠蘿摘下。

2.1.2 連桿式夾持機構夾持菠蘿時的有限元分析

在連桿式夾持機構夾持住菠蘿果實時,外爪連桿為與菠蘿果實接觸部分,此時在4個外爪連桿上施加189N的壓力,以模擬夾持時菠蘿果實對其的反作用力,由此得出如圖5和圖6所示的夾持應力云圖與夾持變形云圖。

通過夾持應力云圖可知:在夾持菠蘿果實時外爪連桿最大受力為1.544MPa,遠小于45鋼的許用應力335MPa。且由夾持變形應力云圖可知:其最大變形為0.004 492 6mm,小于外爪連桿許用撓度0.45mm,因而在夾持時連桿式夾持機構是安全的。

圖6 連桿式夾持機構夾持變形云圖

clamping mechanism

2.1.3 連桿式夾持機構折斷菠蘿時的有限元分析

在連桿式夾持機構折斷菠蘿稈莖時,外爪連桿受到菠蘿對其的反作用力和摩擦力,此時模擬折斷過程在4個外爪連桿上施加189N的壓力與28.35N的摩擦力,由此得出圖7、圖8所示的折斷應力云圖與折斷變形云圖。

圖7 連桿式夾持機構折斷應力云圖

圖8 連桿式夾持機構折斷變形云圖

通過折斷應力云圖可知,在夾持菠蘿果實時外爪連桿最大受力為20.863MPa,遠小于45鋼的許用應力335MPa,且由夾持變形應力云圖可知,其最大變形為0.044 31mm,小于外爪連桿許用撓度0.45mm,因而在夾持時連桿式夾持機構是安全的。

2.2 錐齒輪折斷機構的有限元分析

錐齒輪折斷機構在工作過程中主要通過齒輪嚙合,將動力傳送給連桿式夾持機構折斷菠蘿稈莖,在工作過程中從動錐齒輪為連桿式夾持機構提供扭矩,為主要受力部分,因此對從動錐齒輪進行有限元分析極具代表性。

2.2.1 建立從動錐齒輪的有限元模型

將從動錐齒輪的模型導入ANYSY workbench相應模塊中。由于在實際工作中,從動錐齒輪需要承受交變應力及扭矩,需要足夠的疲勞強度與耐磨度,因此使用結構鋼為從動錐齒輪的材料。通過ANSYS Workbench指定材料為結構鋼,再通過自動網格劃分功能對連桿式夾持機構進行網格劃分,得到從動錐齒輪有限元模型圖如圖9所示。

在折斷過程中,由從動錐齒輪把扭矩傳遞給連桿式夾持機構,由扭矩守恒定律可知:從動錐齒輪的扭矩即為連桿式夾持機構折斷菠蘿稈莖時的扭矩,將2.835N·m施加在從動錐齒輪上,進行有限元分析。

2.2.2 從動錐齒輪工作時的有限元分析

從動錐齒輪在菠蘿折斷的一瞬間受到2.835N·m轉矩的作用,將其施加在從動錐齒輪上,由此得出了圖10、圖11所示的從動錐齒輪應力云圖和從動錐齒輪變形云圖。

通過應力云圖可知:在從動錐齒輪工作的時候,最大應力為178.67MPa,小于結構鋼的屈服強度215MPa。由變形應力云圖可知:其最大變形為0.010 829mm,小于結構鋼彈性形變極限0.114mm,因而在工作時從動錐齒輪是安全的,進而可知錐齒輪折斷機構是合理且安全的。

圖10 從動錐齒輪應力云圖

圖11 從動錐齒輪變形云圖

3 試制與試驗

經過ANSYS有限元分析驗證了該裝置的連桿式夾持機構與錐齒輪折斷機構在理論上滿足實際生產中強度與剛度的需求,能夠較好地完成輔助人工采收菠蘿。經過對實地采收環境進行嚴格的調查確定了零件的相關參數,試制了一臺實物樣機,以檢測其實際工作效果,如圖12和圖13所示。

圖12 裝置整體實物圖

圖13 裝置部分實物圖

為檢驗裝置實際各項性能能否滿足生產所需,在菠蘿地進行性能測試,一共進行3組,每組采摘20個菠蘿。試驗結果如表3所示。

表3 測試結果

由測試結果得機電一體立式夾持菠蘿采收裝置在實際操作中菠蘿破損率在5%以下,生產效率為14s/顆,成功采摘率在95%以上,符合實際生產需求。

4 結論

運用ANSYS Workbench對機電一體立式夾持菠蘿采收裝置進行有限元分析,對其重要部件連桿式夾持機構與錐齒輪折斷機構做應力及變形情況分析。以連桿式夾持機構夾持及折斷狀態下應力及變形情況、錐齒輪折斷機構中從動錐齒輪的應力應變情況為代表,校核其強度及剛度。最后,通過裝置的試制和試驗得出其強度剛度滿足實際需求,具有良好的可靠性及合理性。