基于ANSYS的荔枝采收機的設計與有限元分析

李 競,岑光杜,韋 磊,李中淼,韋雨佳,陳 歷

(廣西大學 機械工程學院/廣西制造系統與先進制造技術重點實驗室, 南寧 530004)

0 引言

荔枝是夏季的時令水果,不但營養價值豐富,味道可口,還具有補腦健身、開胃益脾等功效,深受人們喜愛。我國荔枝主要分布于北緯18°～29°范圍內,廣東栽培最多,福建和廣西次之,四川、云南、貴州及臺灣等省也有少量栽培。亞洲東南部也有栽培,非洲、美洲和大洋洲有引種的記錄。我國作為荔枝種植大國,目前荔枝的采摘主要以手工為主,雖然在部分地區已出現輔助采摘工具,但自動化程度不高,采摘效率低。由于荔枝樹高到數米,果實分布不集中,且由于現有的工具缺乏夾持功能,使得采摘荔枝時的人身危險性和荔枝損壞率極高,因此機械化采摘成為我國荔枝產業發展的迫切需求。

為解決以上問題,設計了一種機電一體荔枝采收機。采摘機可綜合荔枝采收的夾持、剪切和傳送操作,全程由電機操控,符合機電一體的理念;同時,采摘機適應性強,采摘過程安全,效率高,降低了勞動強度,實現了半自動化,滿足市場的需求。

1 機構設計與工作原理

1.1 總體設計

機電一體荔枝采收機主要包括機架、前后移動機構、升降機構、上下與左右旋轉機構、傳送機構、夾持機構和剪切機構,其三維模型如圖1所示。

1.2 關鍵構件設計

1.2.1 剪切機構的設計

剪切機構由刀具支撐板、刀具移動塊、帶輪固定板、電動機、絲桿、1對皮帶輪和刀具組成。刀具支撐板與傳送機構的支撐臂相連接,1對皮帶輪分別安裝在夾持機構的刀具定位板上。刀具移動電機固定于刀具支撐板的后側,通過絲桿與刀具移動塊內螺紋配合,在刀具支撐板上前后移動,其上方安裝有刀具工作電機、帶輪、帶輪固定板、刀具。刀具工作電機固定于帶輪固定板的右側,與后側帶輪相連。工作時,刀具移動電機通過絲桿和刀具移動塊的傳動,使得刀具移動塊上的帶輪和刀具均向前移動;刀具工作電機通過帶輪的傳動控制刀具的轉動速度,起到剪切樹枝的作用。

1.2.2 傳送機構的設計

傳送機構由連接板、支撐臂、收集框、滑輪、傳送繩、傳送滑塊和電動機組成,如圖2所示。連接板通過螺栓和螺母與支撐臂相連,且與水平旋轉軸一側焊接,1對滑輪通過銷釘固定于支撐臂上下處,傳送繩繞過1對滑輪與傳送滑塊處繃緊固定。傳送滑塊上焊接有收集框,用來收集采收完的荔枝;之后,收集框克服傳送滑塊與傳送繩的摩擦力,開始下滑到底部,實現一次轉運荔枝的過程。

1.連接板 2.支撐臂 3.收集框 4.滑輪 5.傳送繩 6.傳滑塊 7.電動機

1.3 裝置的主要參數

裝置的主要參數如表1所示。

表1 設計的主要參數

1.4 工藝流程

設計的機電一體荔枝采收機主要通過電機提供驅動力,再以人力操作輔助,其具體的工藝流程為

1.5 工作原理

機電一體荔枝采收機通過機架的萬向輪將裝置推至荔枝樹旁,利用前后移動機構、升降機構,上下與左右旋轉機構對刀具進行精準定位;啟動夾持電動機驅動絲杠,帶動夾具閉合,將荔枝枝干夾持住;啟動兩個剪切電機,一個電機帶動刀具旋轉運動,作為主運動,另一個電機通過帶動相連的絲桿實現刀具的進給運動,將荔枝質感進行切斷;夾具松開后,荔枝自然掉落到傳送機構的收集框中,待收集框中裝滿荔枝后,利用傳送機構將其傳送到下方,實現整個采摘過程。

2 理論計算及受力分析

2.1 剪切機構的受力分析

分析剪切機構的刀具受力,如圖3所示。

圖3 刀具受力簡圖

已知剪切刀具材料為45鋼,屈服強度σs=215MPa,彈性模量E=215GPa,安全系數s=1.5,刀具直徑80mm。

1)畫出彎矩圖。以刀具軸線為x軸線,以刀具底部為x軸原點畫出彎矩圖,如圖4所示。

彎矩為

M=F·X(a≤X≤b)
M=F·Lab(b≤X)
Mmax=F·Lab=0.549 92N·m

圖4 刀具彎矩圖

2)計算最大彎曲正應力。

對z軸的慣性矩為

抗彎截面系數為

最大彎曲正應力為

3)校核刀具的強度。許用彎曲應力為

通過計算,σmax遠遠小于許用彎曲應力[σ]。由此可知,刀具強度是滿足要求,能起到切割樹枝的作用。

2.2 傳送機構的受力分析

2.2.1 傳送繩的受力分析

根據已知的傳送機構的輸出數據,基于動力學模型,進行力學分析。傳送機構采用的電動機額定功率Pn為150W,轉速n為300r/min。

1)確定整機工作功率Pd。

Pd=Pn·KA

其中,KA為工作情況系數。已知傳送機構的KA=1.1,可得工作功率Pd=495W。

2)確定傳送繩速率v和帶輪包角α。

式中D—帶輪直徑。

代入公式,可得速率v=12.6m/s。

式中L0—軸間距。

由于傳送機構D1=D2=80mm,可得α=180°。考慮到傳送繩張緊時的偏移,取α=184°。

3)確定傳送繩預緊力F0、帶輪軸所受壓力Fr和有效壓力Fc。

式中z—傳送繩條數,取z=2。

代入數據,求得F0=39.5N,Fr=158.0N,Fc=39.3N。

4)確定傳送繩兩邊拉力F1、F2。

代入數據,求得F1=177.7N,F2=38.4N。

5)確定皮帶輪所受的扭矩T。

T=9550·Pn/n

代入相關電動機數據,求得T=1.43kN/m。

2.2.2 傳送籃的受力分析

分析傳送籃的受力,將其視作質點,作出受力簡圖,如圖5所示。

圖5 傳送籃受力簡圖

根據受力簡圖可知

G=mg=f·cosθ

其中,μ為摩擦因數;Fr為帶輪軸所受壓力。

3 ANSYS有限元分析

將UG建立的三維模型導入ANYSY Workbench相應模塊中,進行有限元分析。設定材料為45鋼、灰鑄鐵等,進行網格劃分,六面體大小5mm,節點數527 948,元素數247 230,如圖6所示。分析的過程中,著重以關鍵部位傳送機構為主要研究對象,進行具體分析。

圖6 網格劃分圖

傳送機構的的力學性能最為關鍵。根據理論計算的帶輪受力、傳送繩受力等數據,仿真分析其應力與應變,結果如圖7～圖9所示。

圖7 帶輪的應力云圖

圖8 帶輪的應變云圖

圖9 傳送機構的應變云圖

由結果可知:最大應力作用在傳送繩拉力較大的一端與帶輪的接觸位置,大小為33.72GPa,小于材料的許用應力;最大應變值為0.000 62mm,也小于材料的許用應變。所以,傳送機構滿足剛度與強度要求。

4 裝置的試制與試驗

4.1 樣機試制

經過理論設計計算及有限元分析關鍵部位設計的合理性,試制了1臺實物樣機,如圖10所示。

4.2 實地試驗

為檢驗裝置各項性能能否滿足生產所需,分別選取近處(100m)和遠處(200m)進行實地試驗,結果如表2所示。

由表2可知:設計的機電一體荔枝采收機能大大縮短采摘時間,在長期連續采摘的情況下,采摘速度大約為4s左右,縮短了63.3%的工作時間;采摘成功率維持在95.1%以上。

5 結論

通過理論計算及運用ANSYS Workbench,對機電一體荔枝采收機進行有限元分析,對其刀具和傳送機構等重要部位做應力及變形情況分析,校核其強度及剛度。最后,通過裝置的試制和實地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。