振動(dòng)式林果采收機(jī)的機(jī)械化應(yīng)用與試驗(yàn)研究

木合塔爾·米吉提，瑪依努爾·托乎提，吾爾泥沙·吐尼牙孜

(阿克蘇職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電工程系，新疆 阿克蘇 843000)

0 引言

我國(guó)林果需求與日俱增，從全國(guó)范圍來(lái)看林果種植及產(chǎn)量均呈現(xiàn)快速增長(zhǎng)趨勢(shì)。林果產(chǎn)業(yè)發(fā)展不斷促進(jìn)我國(guó)農(nóng)業(yè)經(jīng)濟(jì)發(fā)展，為我國(guó)農(nóng)民脫貧致富提供有效途徑，并受到相關(guān)部門(mén)重視。

林果整個(gè)種植周期中勞動(dòng)量最大、耗時(shí)最多的環(huán)節(jié)為林果采收作業(yè)，其耗用勞動(dòng)力在整個(gè)種植過(guò)程中占比約為40%。目前，國(guó)外林果采收作業(yè)主要由機(jī)械完成，無(wú)論在效率、成本、安全性等相對(duì)傳統(tǒng)作業(yè)均具有難以比擬的優(yōu)勢(shì)。當(dāng)前應(yīng)用較廣的采摘機(jī)械有機(jī)械振動(dòng)型采收機(jī)、氣力振動(dòng)采收機(jī)，這些自動(dòng)采收機(jī)械直接在傳統(tǒng)人工采收基礎(chǔ)上將效率提升5～10倍。我國(guó)在林果采收中仍以人工為主，采收成本較高，且因采收時(shí)間較為集中還需承受一定風(fēng)險(xiǎn)。例如，核桃、板栗等需要農(nóng)民憑借經(jīng)驗(yàn)對(duì)果實(shí)成熟度及采收時(shí)機(jī)進(jìn)行判斷，在采摘中需通過(guò)木棍等工具進(jìn)行敲打；采摘過(guò)程中出現(xiàn)勞動(dòng)力不足，不僅會(huì)錯(cuò)過(guò)最佳采摘時(shí)機(jī)影響果實(shí)品質(zhì)，還會(huì)導(dǎo)致其產(chǎn)量下降，影響農(nóng)民經(jīng)濟(jì)收入。

我國(guó)果園種植密度大，作業(yè)空間小，若直接引進(jìn)國(guó)外機(jī)械適應(yīng)性不強(qiáng)，因而需要研制可滿(mǎn)足我國(guó)果園種植需求的林果采收機(jī)。

1 振動(dòng)式林果采收機(jī)建模

1.1 采收原理

林果振蕩采收機(jī)工作原理：對(duì)果樹(shù)枝施加外力使其以一定頻率振動(dòng)，果實(shí)在樹(shù)枝帶動(dòng)下做加速振蕩運(yùn)動(dòng)，并在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受到慣性力與果實(shí)與樹(shù)枝結(jié)合力作用，當(dāng)慣性力大于果實(shí)與樹(shù)枝結(jié)合力時(shí)果實(shí)掉落。本文設(shè)計(jì)的振蕩式采收機(jī)為單偏心式振蕩方式，工作過(guò)程中通過(guò)偏心塊做圓周運(yùn)動(dòng)，在此過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生離心力導(dǎo)致果樹(shù)枝出現(xiàn)振蕩。單偏心振動(dòng)機(jī)構(gòu)在工作過(guò)程中可產(chǎn)生x和y兩個(gè)方向作用力Fx、Fy。單偏心塊式激振機(jī)構(gòu)及振蕩力情況如圖1所示。

圖1 偏心塊式激振機(jī)構(gòu)及振蕩力情況Fig.1 Eccentric block excitation mechanism

單偏心振動(dòng)采收機(jī)主體部分為振蕩裝置、行走裝置、升降裝置及夾持裝置。工作時(shí)，其夾持裝置直接與果樹(shù)接觸。本設(shè)計(jì)激振裝置懸掛于行走裝置，且可與果樹(shù)一起振蕩，單偏心振蕩采收機(jī)偏心塊旋轉(zhuǎn)軸與樹(shù)干方向相平行。單偏心塊式振動(dòng)采收機(jī)工作原理如圖2所示。

圖2 單偏心塊式振動(dòng)采收機(jī)工作原理Fig.2 Working principle of single eccentric block vibration harvester

1.2 采收機(jī)—果樹(shù)采摘?jiǎng)恿W(xué)模型

結(jié)合振動(dòng)式林果采收機(jī)工作原理建立采收機(jī)—果樹(shù)動(dòng)力學(xué)模型：①將果樹(shù)等效為彈簧，通過(guò)等效彈性系數(shù)及阻尼系數(shù)描述果樹(shù)力學(xué)特性；②采收機(jī)在工作過(guò)程中與果實(shí)為剛性連接，忽略振動(dòng)阻尼對(duì)系統(tǒng)的影響，將系統(tǒng)轉(zhuǎn)化為動(dòng)力學(xué)模型。將系統(tǒng)中果樹(shù)水平方向位移x作為坐標(biāo)系，系統(tǒng)位移如圖3所示。

圖3 采收機(jī)—果樹(shù)動(dòng)力學(xué)模型Fig.3 Harvester fruit dynamics model

根據(jù)圖3對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，如圖4所示。

(a) x方向 (b) y方向圖4 系統(tǒng)受力分析圖Fig.4 Mechanical analysis of the system

根據(jù)圖3和圖4建立系統(tǒng)微分方程：

偏心塊慣性力為

采收機(jī)慣性力為

果樹(shù)慣性力為

彈性力為

fkx=kx，fky=ky

阻尼力為

fcx=cx，fcy=cy

式中fx、fy—偏心塊在x、y方向慣性力；

f1x、f1y—采收機(jī)(除偏心塊)在x、y方向慣性力；

f2x、f2y—果樹(shù)在x、y方向慣性力；

fkx、fky—系統(tǒng)在x、y方向彈性力；

fcx、fcy—系統(tǒng)在x、y方向阻尼力；

m—偏心塊質(zhì)量；

m1—采收機(jī)(不含偏心塊)質(zhì)量；

m2—夾持處果樹(shù)等效質(zhì)量；

k、c、r、ω—分別為彈性系數(shù)、阻尼系數(shù)、偏心距、工作頻率；

x、y—x、y方向樹(shù)干偏離位移；

L—采收機(jī)轉(zhuǎn)軸至果樹(shù)中心距。

根據(jù)力的平衡，x、y方向合力為0，則有

cx+kx=0

對(duì)其進(jìn)行整理得出微分方程有

x方向：Mx+cx+kx=mrω2sinωt

y方向：My+cy+ky=mrω2sinωt

M=m1+m2+m

從屬性上看振動(dòng)力為簡(jiǎn)諧函數(shù)，因此有

x(t)=Axsin(ωt-θx)y(t)=Aycos(ωt-θy)

式中Ax、Ay—x、y方向穩(wěn)態(tài)振幅；

θx、θy—x、y方向相位差角。

通過(guò)變換可得出x方向穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，即

運(yùn)用通種方法可求得x方向穩(wěn)態(tài)響應(yīng)為

將振幅值和相位差值寫(xiě)作統(tǒng)一表達(dá)方式為

在此基礎(chǔ)上可得出

由此可知，系統(tǒng)振動(dòng)軌跡為圓，半徑為A。采收機(jī)振動(dòng)果樹(shù)造成果實(shí)振動(dòng)模型，如圖5所示。

圖5 果實(shí)振動(dòng)模型Fig.5 Fruit vibration model

在該模型中建立以懸掛點(diǎn)o'為原點(diǎn)的相對(duì)坐標(biāo)系x'o'y'，將果實(shí)在振蕩過(guò)程中的擺角φ作為廣義坐標(biāo)，將果實(shí)看作質(zhì)點(diǎn)，則是在xoy中絕對(duì)坐標(biāo)為

x=x0±lsinφ，y=y0+lcosφ

將系統(tǒng)動(dòng)能及勢(shì)能表示為

v=-mglcosφ

式中x0、y0—果實(shí)相對(duì)懸掛點(diǎn)在x,y方向位移。

結(jié)合拉氏函數(shù)及拉格朗日方程可得出果實(shí)動(dòng)力學(xué)方程為

設(shè)ω'為樹(shù)枝任意位置振動(dòng)頻率，A'為樹(shù)枝任意位置振振幅，則可將動(dòng)力學(xué)方程求解為

在此基礎(chǔ)上求得林果脫落條件為

式中N—果柄結(jié)合力。

2 振動(dòng)式林果采收機(jī)總體設(shè)計(jì)方案

2.1 設(shè)計(jì)要求

本文設(shè)計(jì)振動(dòng)式林果采收機(jī)采用偏心式機(jī)械振動(dòng)方式，振動(dòng)力、振幅、振動(dòng)頻率等可根據(jù)實(shí)際需求進(jìn)行調(diào)節(jié)。振動(dòng)機(jī)構(gòu)安裝在行走裝置上，設(shè)定密植型果園種植參數(shù)為(行距×株距)m2=(3×2)m2,行走裝置可在該區(qū)間自由活動(dòng)且具備一定爬坡及越溝能力。振動(dòng)式林果采收機(jī)在行走過(guò)程中可對(duì)其量測(cè)果蔬進(jìn)行震蕩采收林果，并可根據(jù)實(shí)際情況實(shí)現(xiàn)對(duì)振蕩機(jī)高度調(diào)節(jié)，以便于適應(yīng)不同需求作業(yè)。夾持裝置在夾取樹(shù)干過(guò)程中既要保證林果有效掉落，又不會(huì)對(duì)樹(shù)干造成組織損傷。該機(jī)技術(shù)指標(biāo)如表1所示。

表1 振動(dòng)式林果采摘機(jī)技術(shù)指標(biāo)

2.2 總體設(shè)計(jì)方案

我國(guó)密植果園可作業(yè)空間較小，因此在使用引進(jìn)機(jī)械化過(guò)程中必須注重其對(duì)作業(yè)空間適應(yīng)性。振動(dòng)式林果采收機(jī)如圖6所示。主要由激振機(jī)構(gòu)、夾持裝置、振動(dòng)臂、升降裝置、卷?yè)P(yáng)裝置、發(fā)電機(jī)、行走履帶等結(jié)構(gòu)組成，如圖6所示。

圖6 振動(dòng)式林果采摘機(jī)總體設(shè)計(jì)圖Fig.6 The overall design of vibration type fruit picking machine

2.3 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2)偏心塊結(jié)構(gòu)。本文偏心塊為半圓式結(jié)構(gòu)，從力學(xué)特性而言半圓可產(chǎn)生比扇形更大激振力。結(jié)構(gòu)組成為層疊式，共有2組，每組2片，安裝于電機(jī)伸出軸。通過(guò)3D仿真對(duì)其質(zhì)量屬性進(jìn)行分析，得出偏心塊質(zhì)量為6.4kg，偏心距47mm，如圖7所示。

圖7 偏心塊結(jié)構(gòu)Fig.7 Eccentric block structure

3)夾持機(jī)構(gòu)。采用杠桿式夾持結(jié)構(gòu)，如圖8所示。由圖8可知：通過(guò)夾持主臂和動(dòng)臂構(gòu)成杠桿，采用氣缸作為驅(qū)動(dòng)裝置，夾持過(guò)程簡(jiǎn)單易行，受振蕩影響小，并可根據(jù)樹(shù)干直徑調(diào)節(jié)夾持尺寸。為降低夾持裝置對(duì)果樹(shù)組織傷害，采用橡膠材質(zhì)夾板。

4)振動(dòng)頭。振動(dòng)頭懸臂部分采用仿真關(guān)節(jié)式結(jié)構(gòu)，根據(jù)實(shí)際需求設(shè)計(jì)懸臂調(diào)節(jié)范圍在2～5m之間，由懸臂1和懸臂2組成，長(zhǎng)度分別為550mm和1 000mm。其3D結(jié)構(gòu)圖如圖9所示。

圖8 夾持機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖Fig.8 Structure of clamping mechanism

圖9 振動(dòng)頭結(jié)構(gòu)圖Fig.9 Structure of vibration head

5)升降機(jī)構(gòu)。升降機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖如圖10所示。

圖10 升降機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖Fig.10 Structure of lifting mechanism

振動(dòng)頭通過(guò)安裝板與直線滑塊相連，采收機(jī)采收時(shí)通過(guò)卷?yè)P(yáng)機(jī)帶動(dòng)鋼絲繩牽引振動(dòng)頭帶動(dòng)滑塊進(jìn)行上下滑動(dòng)，實(shí)現(xiàn)對(duì)振動(dòng)頭高度進(jìn)行調(diào)節(jié)，并在光軸兩側(cè)安裝傳感器進(jìn)行限位。

3 振動(dòng)式林果采收機(jī)試驗(yàn)研究

為研究本文描述的采收機(jī)采收性能，選取西北某核桃林場(chǎng)展開(kāi)試驗(yàn)研究。為提高試驗(yàn)可信度，本試驗(yàn)選取12棵長(zhǎng)勢(shì)相同且均已成熟的核桃樹(shù)，相關(guān)特征參數(shù)如表2所示。

表2 核桃樹(shù)特征參數(shù)

使用本文研究的偏心振動(dòng)式林果采收機(jī)，設(shè)置其激振頻率為10、15、18、20Hz幾個(gè)試驗(yàn)值，每個(gè)試驗(yàn)值均重復(fù)試驗(yàn)3次，試驗(yàn)夾持位置為距地面800mm處樹(shù)干。對(duì)試驗(yàn)中不同激振頻率下的振幅進(jìn)行記錄，振幅以?shī)A持點(diǎn)為基準(zhǔn)。

1)采凈率。采收機(jī)振動(dòng)采收后記錄落地果實(shí)數(shù)量，并將未落地的果實(shí)通過(guò)人工采收方式打落，統(tǒng)計(jì)打落數(shù)量，進(jìn)行采凈率計(jì)算，則有

式中pr—采凈率；

Nr—采收機(jī)振動(dòng)落果數(shù)；

Nu—采收機(jī)振動(dòng)未落果數(shù)。

2)激振頻率對(duì)全振幅影響。利用SAS軟件對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，檢驗(yàn)全振幅顯著性，并利用方差分析對(duì)采凈率進(jìn)行回歸分析，確定可靠性。

在顯著性水平0.05下激振頻率會(huì)對(duì)全振幅造成顯著性影響，決定系數(shù)水平達(dá)到0.945，激振頻率10、15、18、20 Hz幾個(gè)試驗(yàn)值差異顯著，如表3所示。全振幅隨激振頻率水平提升而增大，增幅隨激振頻率提升而逐漸減緩。

3)激振頻率對(duì)采凈率影響。試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明:顯著性水平0.05下激振頻率會(huì)對(duì)采凈率造成顯著性影響，決定系數(shù)水平達(dá)到0.994，激振頻率10、15、18、20 Hz幾個(gè)試驗(yàn)值差異顯著(見(jiàn)表4)，未脫落果實(shí)大多為未成熟果實(shí)。

表3 激振頻率與全振幅關(guān)系試驗(yàn)數(shù)據(jù)

表4 激振頻率與采凈率關(guān)系試驗(yàn)數(shù)據(jù)

4)采凈率回歸分析。設(shè)振蕩頻率為f，回歸模型為Pr=B0+B1f+B2f2。其中，B0、B1為系數(shù)。在此基礎(chǔ)上得出回歸方差分析表及回歸參數(shù)估計(jì)及其t檢表，如表5和表6所示。

表5 回歸方差分析表

表6 回歸參數(shù)估計(jì)及其t檢表

求得回歸方程為

Pr=-122.390+17.990f-0.360f2

采凈率隨激振頻率增加而增加，結(jié)合果樹(shù)損傷控制激振頻率在19～20Hz范圍，采凈率90%～95%。

4 結(jié)論

針對(duì)密植型果園作業(yè)空間,設(shè)計(jì)了偏心振動(dòng)式林果采收機(jī)，主要結(jié)構(gòu)為振蕩裝置、行走裝置、升降裝置及夾持裝置。根據(jù)實(shí)際采收情況建立系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)相關(guān)參數(shù)及采摘過(guò)程展開(kāi)研究，為采收機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。在動(dòng)力學(xué)模型基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)總體結(jié)構(gòu)，并通過(guò)試驗(yàn)研究采收機(jī)性能及工作特性，得出了采凈率隨激振頻率增加而增加，若果樹(shù)損傷控制激振頻率在19～20Hz范圍，采凈率90%～95%。

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