一種毛竹根挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化

江子和，姚立健，朱世威，陳喜庭，張輝

(浙江農(nóng)林大學(xué)，臨安 311300)

一種毛竹根挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化

江子和，姚立健*，朱世威，陳喜庭，張輝

(浙江農(nóng)林大學(xué)，臨安 311300)

以輕便、高效、可靠為設(shè)計(jì)目標(biāo)，提出了一種毛竹根挖掘機(jī)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化方法。首先依據(jù)文獻(xiàn)和試驗(yàn)選定動(dòng)力源為汽油機(jī)及其型號(hào)，確定二級(jí)齒輪減速器為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，并求取齒輪減速器在滿足約束條件下的最優(yōu)解；其次選擇圓筒旋轉(zhuǎn)磨切機(jī)構(gòu)切割竹鞭，并對(duì)雙螺旋導(dǎo)泥片的起始角度、旋轉(zhuǎn)半徑進(jìn)行分析計(jì)算；最后在Solidworks環(huán)境下建立樣機(jī)三維模型，用simulation模塊對(duì)圓筒旋轉(zhuǎn)磨切機(jī)構(gòu)模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，根據(jù)數(shù)據(jù)的擬合曲線推導(dǎo)出滿足挖掘所需強(qiáng)度的條件同時(shí)質(zhì)量較小的尺寸，并對(duì)該模型進(jìn)行靜態(tài)分析以檢驗(yàn)其強(qiáng)度是否達(dá)到要求。仿真優(yōu)化結(jié)果表明：筒頂鏤空偏移角θ和開口槽的半徑R對(duì)圓筒強(qiáng)度影響較大，但開口槽的距離d對(duì)其影響甚微。最終毛竹根挖掘機(jī)的總質(zhì)量為12 kg，其中執(zhí)行機(jī)構(gòu)最終的質(zhì)量為1.25 kg。該優(yōu)化方法在滿足機(jī)器安全系數(shù)的條件下，能有效減少挖掘機(jī)尺寸、減輕機(jī)器質(zhì)量，滿足毛竹根挖掘生產(chǎn)中對(duì)機(jī)器質(zhì)量及性能的要求。

毛竹根；挖掘；優(yōu)化設(shè)計(jì)；仿真分析

毛竹是我國(guó)栽培面積最廣、經(jīng)濟(jì)價(jià)值最高的竹種，廣泛應(yīng)用于建筑材料、生活工具、工藝品制作等領(lǐng)域。毛竹砍伐留下的竹根自然腐爛時(shí)間約為8～10 a[1-3]，影響新竹生長(zhǎng)，因此需研制一種機(jī)具除去竹根。早在1984年，吳樟森等[4]便完成一款鑿切式毛竹挖根機(jī)的研發(fā)，該機(jī)器通過(guò)偏心連桿機(jī)構(gòu)傳遞汽油機(jī)動(dòng)力，通過(guò)反復(fù)鑿切挖出竹根，但該機(jī)器運(yùn)行的振動(dòng)會(huì)產(chǎn)生較大負(fù)荷，無(wú)法有效地作業(yè)。其設(shè)計(jì)方法也比較簡(jiǎn)單，是在前期進(jìn)行查閱資料和試驗(yàn)基礎(chǔ)上來(lái)設(shè)計(jì)，沒(méi)有仿真分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)。2005年，劉汾陽(yáng)[3]在其竹爪式竹根挖掘機(jī)中采用旋切機(jī)構(gòu)，該機(jī)器通過(guò)汽油機(jī)驅(qū)動(dòng)圓筒刀具在竹根周圍環(huán)切泥土取出竹根，但動(dòng)力源重心與執(zhí)行機(jī)構(gòu)的重心不在一條垂直線上，因此會(huì)導(dǎo)致機(jī)器運(yùn)行時(shí)的不穩(wěn)定而造成較大的功率損失。2011年，北京林業(yè)機(jī)械研究所[5]提出直接采用機(jī)器粉碎竹根的方法，雖然能有效去除竹根，但卻浪費(fèi)了竹根資源。2012年，柴秀洪[6]發(fā)明一種竹樹根挖掘機(jī)，該方案增加了定位針以提高機(jī)器運(yùn)行的穩(wěn)定性。2016年，鄧小雷等[7]對(duì)一種由氣泵驅(qū)動(dòng)的竹根挖掘機(jī)進(jìn)行了試驗(yàn)，該機(jī)器的穩(wěn)定性很好，但體積龐大，不方便在復(fù)雜的竹林坡地上移動(dòng)。常見(jiàn)機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法有利用軟件對(duì)機(jī)構(gòu)仿真分析以及推導(dǎo)數(shù)學(xué)模型，提出對(duì)應(yīng)的優(yōu)化目標(biāo)、優(yōu)化變量及約束條件求機(jī)構(gòu)最優(yōu)解。例如：錢嘯冬等[8]利用ANSYS軟件對(duì)開溝犁的靜力學(xué)、動(dòng)力學(xué)及動(dòng)力消耗進(jìn)行了分析，以驗(yàn)證和優(yōu)化開溝犁的結(jié)構(gòu)；韓力等[9]建立電機(jī)的數(shù)學(xué)模型在約束條件下求得最優(yōu)解；陳進(jìn)等[10]探討風(fēng)力機(jī)成本和輸出能量之間的關(guān)系，建立風(fēng)力機(jī)單位輸出能量成本的數(shù)學(xué)模型，以葉片的形狀參數(shù)弦長(zhǎng)、扭角和相對(duì)厚度為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量，實(shí)現(xiàn)了風(fēng)輪單位能量成本的降低。胡俊峰等[11]提出一種基于其動(dòng)態(tài)特性的優(yōu)化模型并對(duì)復(fù)合橋式微動(dòng)平臺(tái)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

筆者在前人研究的基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了一種基于環(huán)、磨切原理的竹根挖掘機(jī)，采用MATLAB 2010軟件求取齒輪減速器在滿足約束條件下的最優(yōu)解，并用Solidworks 2014中simulation 模塊對(duì)執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真，根據(jù)仿真數(shù)據(jù)分析各優(yōu)化變量，從而得到執(zhí)行機(jī)構(gòu)的最佳尺寸組合。通過(guò)本方法設(shè)計(jì)的機(jī)器體積小、重量輕，能適合竹林中對(duì)竹根挖掘的需求。

1 毛竹根挖掘機(jī)整體設(shè)計(jì)

1.1 動(dòng)力源選擇

常見(jiàn)的動(dòng)力源有氣泵、電機(jī)和汽油機(jī)，其中電機(jī)和氣泵不便于攜帶且移動(dòng)困難，因此確定汽油機(jī)

為動(dòng)力源。根據(jù)劉汾陽(yáng)[3]對(duì)圓筒挖掘的試驗(yàn)可知，功率為2 kW便可挖掘作業(yè)。同時(shí)，筆者設(shè)計(jì)采用鉆頭外徑160 mm和功率1.9 kW的鉆地機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)，最終得出汽油機(jī)的功率達(dá)到2 kW時(shí)便能切削泥土。參考手冊(cè)選用型號(hào)為1E48F的汽油機(jī)[12]，其參數(shù)如表1所示。

表1 1E48F型汽油機(jī)參數(shù)

1.2 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)

常見(jiàn)的挖掘機(jī)器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有齒輪傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、皮帶輪傳動(dòng)、蝸輪蝸桿、滑塊傳動(dòng)、搖桿機(jī)構(gòu)和偏心激振機(jī)構(gòu)等。為了避免機(jī)器左右晃動(dòng)造成人員危險(xiǎn)及其自身的損傷，排除選用搖桿機(jī)構(gòu)和偏心激振機(jī)構(gòu)。另外，機(jī)器的工作環(huán)境在室外且作用對(duì)象是泥土，其傳動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)該是封閉的，所以進(jìn)一步排除渦輪蝸桿、皮帶輪和鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。

為了讓汽油機(jī)的輸出軸與執(zhí)行機(jī)構(gòu)的重心在同一條垂直線上，選用同軸式的二級(jí)齒輪減速器為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。汽油機(jī)輸出功率P=2.2 kW，其轉(zhuǎn)速為n=7 500 r/min。圓筒切割轉(zhuǎn)速取240～300 r/min比較合適,這樣工作效率較高,工作中提供的扭轉(zhuǎn)力矩也較合適[3]。取輸出轉(zhuǎn)速n1=250 r/min，則總傳動(dòng)比i∑=30，取齒輪的齒寬系數(shù)Φb=1。大齒輪選用45號(hào)鋼，經(jīng)正火處理后的齒面硬度為169～217 HBW；小齒輪選用45號(hào)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后的齒面硬度為229～286 HBW。單向運(yùn)轉(zhuǎn)，單班制，載荷平穩(wěn)，設(shè)計(jì)壽命10 a，每年工作300 d。

根據(jù)上述實(shí)際條件查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè),推導(dǎo)出數(shù)學(xué)模型，并采用MATLAB 2010軟件中的求最優(yōu)解工具包fmincon求取最優(yōu)解，以保證在滿足約束條件的情況下減速器質(zhì)量最小。減速器的相關(guān)參數(shù)如表2所示。

表2 減速器相關(guān)參數(shù)

注：Z1，高速軸小齒輪齒數(shù)；Z2，中間軸大齒輪齒數(shù)；Z3,中間軸小齒輪齒數(shù)；Z4,低速軸大齒輪齒數(shù)；i1，高速軸與中間軸的傳動(dòng)比；i2，中間軸與低速軸的傳動(dòng)比；m1，高速軸與中間軸齒輪的模數(shù)；m2，中間軸與低速軸齒輪的模數(shù)；a，中心距。

1.3 執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.3.1 旋切圓筒設(shè)計(jì)

根據(jù)毛竹根的外形，選擇可旋切的圓筒為挖掘機(jī)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。選擇100株5年生毛竹進(jìn)行根徑測(cè)量，地點(diǎn)分別為浙江農(nóng)林大學(xué)毛竹科研基地及臨安西徑山竹林內(nèi)，以每20 mm為間隔將根徑從50～190 mm分為7組。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)后得到的根徑分布直方圖如圖1。

圖1 毛竹直徑分布直方圖Fig. 1 Distribution histogram of bamboo diameter

由圖1可知，約83%毛竹根徑分布在110 mm以下。綜合考慮成本和強(qiáng)度等因素，將圓筒的內(nèi)徑 定為110 mm，其材料選定為45號(hào)鋼，將圓筒的壁

厚初定為4 mm，其外徑為118 mm。毛竹根在土壤中的長(zhǎng)度主要分布在0～300 mm之間[13]。為了預(yù)留出一定的空間，這里將圓筒的高度定為350 mm。對(duì)圓筒內(nèi)壁開槽口，可減輕機(jī)器質(zhì)量，便于挖掘時(shí)排出泥土，同時(shí)可以減少阻力。因此以圓筒的中心軸為基準(zhǔn)在圓筒壁上開4個(gè)外形一致的槽口。

在圓筒挖掘時(shí)會(huì)遇到竹鞭，只有斷開竹鞭才能繼續(xù)挖掘，但需要很大的剪切力才可以將毛竹鞭強(qiáng)行剪斷[14]。為減少斷開竹鞭對(duì)動(dòng)力源功率的需求，此處采用磨削原理斷開竹鞭，磨削刀具的結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。圖中，d1為刀具鋸齒的寬度20 mm，d2為鋸齒長(zhǎng)度15 mm。為防止刀具卡死并減小土壤及竹鞭阻力，將鋸齒形狀定為弧形，其半徑R1為21 mm。

圖2 竹鞭磨削刀具結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 2 Structure of bamboo root grinding tool

1.3.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的導(dǎo)泥片設(shè)計(jì)

在圓筒的外壁安裝螺旋導(dǎo)泥片，便于排出泥土取出竹根[15]。螺旋導(dǎo)泥片的寬度要大于成人手掌的厚度15～25 mm，則取其寬度為20 mm。為了增加圓筒向下的掘進(jìn)力，應(yīng)使導(dǎo)泥片刀頭與地面的成一定夾角γ。根據(jù)導(dǎo)泥片排土的臨界條件，可計(jì)算出螺旋角α和夾角γ的取值范圍，最終取α=15°，γ=30°。

為保證挖掘的效率及執(zhí)行機(jī)構(gòu)受力穩(wěn)定性，采用對(duì)稱的雙螺旋導(dǎo)泥片結(jié)構(gòu)。該竹根挖掘機(jī)的示意圖和樣機(jī)圖如圖3和圖4所示。

1. 汽油機(jī); 2. 減速器; 3. 扶手; 4. 圓筒; 5. 雙螺旋導(dǎo)泥片;6. 導(dǎo)泥片刀片; 7.竹鞭磨削刀具圖3 毛竹根挖掘機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 3 Structure schematic diagrams of bamboo root excavator

圖4 毛竹根挖掘機(jī)樣機(jī)圖Fig. 4 Prototype of bamboo root excavator

2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)仿真分析

2.1 圓筒筒頂?shù)男螤罘治?/p>

本設(shè)計(jì)采用Solidworks 2014的Simulation模塊仿真，此模塊搭建仿真環(huán)境簡(jiǎn)單便捷，仿真的速度也比較快。將圓筒的筒頂鏤空以進(jìn)一步減小了圓筒的質(zhì)量，有對(duì)稱和不對(duì)稱兩種鏤空形狀可供選擇。對(duì)兩種形狀進(jìn)行仿真分析后得到等效應(yīng)力云圖如圖5所示。圖中可見(jiàn)，圖5b圓盤的橫梁危險(xiǎn)部位明顯少于圖5a，且其最大應(yīng)力為468.871 328 MPa小于圖5a的最大應(yīng)力498.963 808 MPa,故采用不對(duì)稱鏤空方案。

圖5 筒頂?shù)牡刃?yīng)力云圖Fig. 5 Equivalent stress plot of top of cylinder

2.2 執(zhí)行機(jī)構(gòu)關(guān)鍵變量尺寸分析

筒頂鏤空偏移角θ、開口槽的半徑R、距離d的含義如圖6所示。這3個(gè)關(guān)鍵變量的尺寸變化影響機(jī)器的質(zhì)量和強(qiáng)度。令S=(σb-σ0)/σb，式中：S表示圓筒材料強(qiáng)度與圓筒受力強(qiáng)度之差和圓筒材料強(qiáng)度的比率，%；σb為材料的屈服強(qiáng)度，Pa；σ0為受力強(qiáng)度，Pa。為保證圓筒強(qiáng)度足夠且質(zhì)量小，則令20%≤S≤25%。

圖6 圓筒的優(yōu)化變量圖Fig. 6 Optimiation variables of cylinder

在許可的范圍內(nèi)將θ、R和d3個(gè)關(guān)鍵變量各量化為3個(gè)可選尺寸，則所有可能的組合有3×3×3=27個(gè)，以下通過(guò)動(dòng)力學(xué)分析選出在滿足安全系數(shù)S的條件下圓筒質(zhì)量最小的組合。各關(guān)鍵變量可取數(shù)據(jù)見(jiàn)表3。

表3 關(guān)鍵變量尺寸組合

2.3 動(dòng)力學(xué)分析

2.3.1 圓筒的動(dòng)載荷分析

圓筒運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)主要阻力有土壤對(duì)導(dǎo)泥片刀頭、竹鞭磨削刀具的抗剪切力以及圓筒內(nèi)外筒壁的摩擦力。由文獻(xiàn)[16]毛竹林土壤的相關(guān)力學(xué)參數(shù)可得毛竹林土壤的抗剪強(qiáng)度如表4所示。

表4 毛竹林地土壤抗剪強(qiáng)度

由切應(yīng)力計(jì)算公式τ=F/A可知，圓筒與土壤的接觸面積變化，隨之土壤抗剪切力變化，此處取剪切力最大來(lái)分析。接觸面積通過(guò)Solidworks工具測(cè)量得到，經(jīng)過(guò)計(jì)算圓筒的受力匯總見(jiàn)表5。

表5 圓筒的受力參數(shù)

2.3.2 圓筒動(dòng)力學(xué)仿真

用Solid works的有限元分析插件對(duì)圓筒的簡(jiǎn)化模型進(jìn)行三角形的網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小控制為4 mm。則圓筒網(wǎng)格模型共劃分成74 159個(gè)節(jié)點(diǎn)、398 70個(gè)單元，網(wǎng)格模型如圖7a所示，圓筒作業(yè)時(shí)的載荷分布見(jiàn)圖7b所示。

2.3.3 圓筒安全系數(shù)分析

對(duì)表3中27個(gè)尺寸組合進(jìn)行動(dòng)載荷仿真分析，得到各組合的安全系數(shù)S如表6所示。

圖7 圓筒分析模型Fig. 7 Analysis model of cylinder

θ/(°)(R，d)/mm(28，40)(28，45)(28，50)(32，40)(32，45)(32，50)(36，40)(36，45)(36，50)30035260427603962043140446204096-08963-08027-0703035022100211402087024100221602098-09827-08537-0758940003650039400319004870045600481-09818-08533-07583

從表6中選擇6組數(shù)據(jù)擬合θ、R、d和S的關(guān)系曲線，其圖形分別見(jiàn)圖8a、b和c。

圖8 θ、R和d與S的關(guān)系圖Fig. 8 Relationship of θ, R, d and S

從圖8中擬合曲線圖可知，當(dāng)S為0.20時(shí)，筒頂鏤空偏移角θ大約在35°左右，且開口槽的半徑R大約為32 mm，開口槽的距離d對(duì)安全系數(shù)的影響較小。由表6可知，當(dāng)θ=35°，R=32 mm，d=40 mm時(shí)，安全系數(shù)S=0.241 0,滿足設(shè)計(jì)要求，此時(shí)圓筒質(zhì)量為1.25 kg。

2.4 靜力學(xué)分析

毛竹根挖掘機(jī)中產(chǎn)生靜載荷的機(jī)構(gòu)主要有：汽油機(jī)、減速器、扶手和圓筒自身。汽油機(jī)、減速器和扶手的靜載荷經(jīng)過(guò)儀器測(cè)量獲得，圓筒的靜載荷由Solid works軟件計(jì)算得到。各機(jī)構(gòu)靜載荷數(shù)據(jù)如表7所示。

表7 各機(jī)構(gòu)的靜載荷

2.5 靜動(dòng)力學(xué)分析結(jié)論

最終經(jīng)過(guò)仿真分析得到該組合的靜載荷和動(dòng)載荷等效應(yīng)力云圖、圓筒的總體變形圖和等效應(yīng)變?cè)茍D如圖9、10所示。

1)由圖9動(dòng)力學(xué)分析云圖的結(jié)果可知：圓筒的最大應(yīng)力和最大應(yīng)變均發(fā)生在開口槽的邊沿以及圓筒筒頂?shù)奈ｋU(xiǎn)點(diǎn)，最大的應(yīng)力為402.267 MPa，最大的應(yīng)變?yōu)? 474×10-3。圓筒的形變主要發(fā)生在圓筒下端竹鞭磨削刀具部分，最大的形變量為2.140 mm。

2)由圖10靜力學(xué)分析的結(jié)果可知：圓筒的最大形變、最大體積變形和最大應(yīng)變均發(fā)生在插銷連接的軸套上，最大總體積變形為2.14×10-2mm，最大的應(yīng)力為24.867 MPa，最大的應(yīng)變?yōu)?.102×10-5。靜力學(xué)分析結(jié)果表明：雖然軸套的變形量為整個(gè)機(jī)器中最大，但其值小于0.1 mm，可忽略不計(jì)，因此圓筒在靜置時(shí)強(qiáng)度足夠且無(wú)明顯形變。

圖9 圓筒的動(dòng)力學(xué)分析云圖Fig. 9 Dynamics analysis nephogram of cylinder

圖10 圓筒的靜力學(xué)分析云圖Fig. 10 Statistical analysis nephogram of cylinder

3)從圖8a中可知θ和S可視為線性相關(guān)而且斜率比較大，說(shuō)明θ是影響S的主要因素之一。安全系數(shù)S為0.20時(shí)θ在35°～36°之間波動(dòng)，說(shuō)明選擇的θ=35°是合適的。從圖8b中可知，R和S呈曲線關(guān)系，即非線性關(guān)系，并且S隨R的波動(dòng)幅度比較大。R在增加時(shí)S是先達(dá)到極大值才開始逐漸減小，結(jié)合應(yīng)力云圖可知在R在28～30 mm時(shí)，θ對(duì)結(jié)果的影響大于R；R在30～36 mm時(shí)，R才處于主導(dǎo)地位。因此，圖8b中應(yīng)為遞減圖形，卻呈現(xiàn)為先遞增后遞減的情況。當(dāng)S為0.20時(shí)R在28和32 mm附近波動(dòng)，R為28 mm時(shí)質(zhì)量較大可以排除。R最合適的尺寸在32 mm左右，則取R=32 mm是正確的。從圖8c中可以看出，d在遞增時(shí)S的波動(dòng)是比較小的，則d是影響S的次要因素；而且從每次有限元分析的應(yīng)力云圖可知，紅色主要分布在圓筒的筒頂以及側(cè)壁部位，也證明S的主要影響因素為R和θ。

3 結(jié) 論

1)以質(zhì)量為重點(diǎn)研究毛竹根挖掘機(jī)，使得機(jī)器體積小適合在茂密的竹林地移動(dòng)作業(yè)。

2)在減速器設(shè)計(jì)過(guò)程中，根據(jù)減速器齒輪的疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度推導(dǎo)其數(shù)學(xué)模型，以齒輪材料的許用疲勞和彎曲強(qiáng)度等為約束優(yōu)化減速器，優(yōu)化后其中心距減小大約23.9%。此設(shè)計(jì)方法節(jié)約了設(shè)計(jì)周期滿足可靠性的同時(shí)也保證了減速器的設(shè)計(jì)要求。圓筒經(jīng)過(guò)動(dòng)力學(xué)及靜力學(xué)仿真分析優(yōu)化后，與初始樣機(jī)的圓筒相比質(zhì)量有了大幅度的下降。在仿真分析過(guò)程中，當(dāng)鏤空偏移角θ和開口槽半徑R小幅度變化都會(huì)對(duì)圓筒強(qiáng)度造成較大的影響，但開口槽距離d對(duì)圓筒強(qiáng)度的影響甚小。筆者根據(jù)有限個(gè)仿真數(shù)據(jù)的擬合曲線，驗(yàn)證了圓筒的最終尺寸，有效地縮短了設(shè)計(jì)周期。

3)毛竹挖掘機(jī)在作業(yè)時(shí)受力情況比較復(fù)雜，此處在動(dòng)力學(xué)仿真分析的時(shí)候忽略了一些因素，與實(shí)際情況有一定偏差。毛竹根挖掘機(jī)只是進(jìn)行了仿真分析，還需進(jìn)行必要的試驗(yàn)驗(yàn)證。

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Design and optimization of bamboo root excavator

JIANG Zihe, YAO Lijian*, ZHU Shiwei, CHEN Xiting, ZHANG Hui

(ZhejiangA&FUniversity,Lin’an311300,Zhejiang,China)

Taking the machine performance in aspects of portability, efficiency and reliability as the design goal，the optimal design method of bamboo root excavator was proposed. Firstly, according to the references and experiment, the gasoline engine and its model was designated as power machine. Then the two gear reducer was chosen as transmission mechanism, and the optimum solution of gear reducer was figured out under constraint condition. Secondly, the rotation grinding mechanism of cylinder was chosen to grind bamboo root, at the same time, the starting angle and the rotational radius of the double helix exhaust mud plate were analyzed to figure out the data of them. Finally, the 3D model of the prototype was established in Solidworks 2014 environment, and the simulation module of the software was used to analyze the dynamic simulation of all the models. The size meeting the yield strength requirements while with light weight was inferred out in accordance with the fitting curve, and then the selected model was checked whether achieved the strength requirements by statistical analysis. The simulated results show that the drift deflection angle (θ) of the cylinder top and the radius (R) of the opening groove have a great influence on the strength of the cylinder, but the distance (d) of the opening groove has little effect on the cylinder. At last the total mass of the bamboo root excavator is 12 kg, and the final weight of the actuator is 1.25 kg. The optimization method can effectively reduce the size and the weight of the excavator under the condition of the safety factor machine, so it can meet the requirement of machine quality and performance in the production of bamboo root.

bamboo root；excavator；optimal design；simulation analysis

2016-10-04

2017-03-27

浙江省林業(yè)科研成果推廣項(xiàng)目(2015B09)。

江子和, 男，研究方向?yàn)闄C(jī)電一體化。通信作者：姚立健，男，副教授。E-mail:yao2008@zafu.edu.cn

S24；S237

A

2096-1359(2017)04-0121-07