添加配重的蔬菜移栽機旋轉式取苗機構動力學分析

葉秉良 唐 濤 俞高紅 易衛(wèi)明 張國鳳

(1.浙江理工大學機械與自動控制學院， 杭州 310018； 2.浙江省種植裝備技術重點實驗室， 杭州 310018)

0 引言

全自動旱地缽苗移栽機將蔬菜、油菜等旱地缽苗移栽到大田中，能夠有效解決農業(yè)勞動力短缺、移栽作業(yè)質量和效率低下等問題，已成為國內外移栽機械研究的熱點和難點[1-5]。目前所研究的自動移栽機構一般由取苗和植苗兩套機構組成，其中植苗機構已經發(fā)展得比較成熟，而自動取苗機構則處于研發(fā)階段，近年來國內外學者對自動取苗機構進行了大量的創(chuàng)新設計與試驗研究工作[6-15]。筆者提出了一種基于具有周期內傳動比二次不等幅較大波動特性、且能實現非勻速連續(xù)傳動的組合式不完全偏心圓-非圓齒輪傳動的行星輪系旋轉式取苗機構[16]，根據取苗機構的設計要求和目標，開展了機構的運動學分析、參數優(yōu)化、仿真分析和試驗[17]，建立了行星輪系取苗機構的動力學模型，編程分析得到機構在一個工作周期內各齒輪嚙合點和旋轉中心受力、鏈條力和支座反力與行星架轉角之間的關系。從文獻[17] 可知，該取苗機構的行星輪系傳動采用了組合式非圓齒輪傳動，機構在一個運轉周期內由兩對非圓齒輪副交替嚙合傳動，在回程階段太陽輪與中間輪上的不完全非圓齒輪傳動嚙合時會產生柔性沖擊，造成機構振動，影響機構運轉的平穩(wěn)性。因此，本文在取苗機構動力學分析與試驗研究的基礎上，應用配重法改進旋轉式取苗機構的結構，以減小機構運轉過程中產生的振動，優(yōu)化機構的動力學性能，并對增加配重后的取苗機構進行動力學虛擬仿真和樣機的動力學試驗，同時，對配重增加前后取苗機構的動力學性能和取苗效果進行比較和分析。

1 取苗機構結構

旋轉式取苗機構包括組合式不完全偏心圓-非圓齒輪行星輪系傳動部分和取苗臂部分(如圖1所示)。傳動部分為一種非勻速連續(xù)運動的行星輪系機構，由兩個行星非圓齒輪1和8、兩個組合式中間齒輪(由中間非圓齒輪2和7分別與中間不完全非圓齒輪3和6固結而成)、組合式太陽輪(與機架固結，由中心不完全非圓齒輪4和不完全偏心圓齒輪5固結而成)以及行星架(齒輪箱)11組成。取苗臂9和10分別固結于行星非圓齒輪1和8，在行星輪帶動下相對于行星架作非勻速轉動。該旋轉式取苗機構在取苗過程中，當行星架轉到取苗時刻時，機構進行取苗動作，取苗臂上的兩個取苗針進入缽苗盤后同時逐漸閉合夾緊缽苗，然后缽苗隨著取苗臂一起離開缽苗盤，完成取苗過程。接著取苗機構進入運苗和推苗過程，運苗即是取苗針夾持缽苗運動的過程；推苗過程，即兩個取苗針完全張開，使缽苗落入植苗機構，實現推苗。在回程階段，取苗針一直保持張開狀態(tài)，直至下一個工作循環(huán)開始。取苗機構完成取苗、運苗、推苗和回程4個工作過程的同時，滿足了取苗作業(yè)所需的運動軌跡和取苗臂姿態(tài)要求[18]。

圖1 組合式不完全偏心圓-非圓齒輪行星輪系取苗機構結構圖Fig.1 Diagram of seedling pick-up mechanism of planetary gear train with combined gear transmission of incomplete eccentric circle gear and non-circular gears1、8.行星非圓齒輪 2、7.中間非圓齒輪 3、6.中間不完全非圓齒輪 4.中心不完全非圓齒輪 5.不完全偏心圓齒輪 9、10.取苗臂 11.齒輪箱(行星架) 12.缽苗盤

2 取苗機構配重設計

2.1 設計思路

根據組合式非圓齒輪行星輪系取苗機構動力學分析可知，組合式太陽輪和組合式中間輪的兩對齒輪副交替嚙合時產生的振動是機構支座反力周期性變化的主要原因。為了不影響取苗臂尖點的運動軌跡和取苗臂姿態(tài)等取苗機構的重要運動學性能，本文在不改變取苗機構參數的前提下，借鑒久保田的高速水稻插秧機構在分插機構兩端增加配重的方式，在取苗機構齒輪箱(即行星架)的兩端添加配重、改進機構的結構以進一步減小機構振動，改善取苗機構的動力學性能，提高取苗機構在運轉過程中的平穩(wěn)性。

為確定添加在取苗機構上的配重塊質量和位置，本文首先求出機構在一個工作循環(huán)中的最大盈虧功，然后根據最大盈虧功求出需增加的配重的轉動慣量；結合機構實際結構建立配重優(yōu)化設計模型，采用窮舉法通過UG軟件求解轉動慣量，并結合ADAMS動力學分析得到配重塊質量，并確定其位置[19]。

2.2 配重優(yōu)化設計

通過取苗機構的動力學分析求出鏈條力[20]，從而求得機構受到的阻力矩為

ML=FLrL

(1)

式中FL——鏈條力rL——鏈輪半徑

機構運轉一個周期的最大盈虧功ΔW為驅動功和阻抗功之差，是求解轉動慣量的關鍵，其計算公式為

(2)

式中T——驅動力矩，電機等轉矩運轉,為6 N·m

φ——行星架角位移

根據式(1)求出取苗機構阻力矩，機構驅動力矩和阻力矩如圖2所示。

圖2 驅動力矩和阻力矩變化曲線Fig.2 Changing curves of drive moment and resistance moment

根據式(2)求出取苗機構在運轉一個工作周期內的最大盈虧功，進而求得機構需增加的轉動慣量JF為

(3)

式中nm——機構平均轉速，為60 r/min

[δ]——機械運轉速度不均勻系數許用值，取1/60

Jε——機構等效轉動慣量,為4.6 kg·m2

根據式(3)計算得到轉動慣量JF為0.43 kg·m2。

為降低該取苗機構振動，改善其動力學性能，需減小機構垂直方向支座反力的方差，故優(yōu)化目標為

(4)

式中n——該取苗機構運轉一個周期內其垂直方向支座反力數

Fyi——第i次計算得到的該機構垂直方向支座反力

從理論上講，影響優(yōu)化目標的主要參數包括配重質量m、配重質心到行星架回轉中心距離R及配重質心方向角α，如圖3所示。但在配重質量m及其質心到行星架回轉中心距離R這兩個參數不變，而只改變配重質心方向角α進行單因素分析時發(fā)現：當配重質心方向線O2O與O1O重合(即α=0°)時，其方差可達到最小。故優(yōu)化參數確定為配重質量m及其質心到行星架回轉中心距離R。

圖3 配重位置示意圖Fig.3 Diagram of counterweight position

根據上述分析可知，配重需安裝在O1O連線上。由于機構結構及配重安裝位置限制，配重質心只能在AB段和A′B′段內，故建立約束條件

99 mm≤R≤117 mm

(5)

JF=2mR2=0.43 kg·m2

(6)

鑒于配重參數變化范圍小，故采用窮舉法，通過UG和ADAMS軟件優(yōu)化得到配重參數。具體步驟為：①使配重質心到行星架回轉中心距離從99 mm開始以步長為1 mm依次增加到117 mm，根據配重轉動慣量約束條件式(6)計算得到每步所對應的配重質量m。②在UG中根據每組配重參數添加配重到原取苗機構三維模型上建立新取苗機構的三維模型，并將其導入到ADAMS軟件進行動力學仿真，得到該組配重參數所對應的垂直方向支座反力及其方差。③比較各組配重參數下所對應的垂直方向支座反力的方差，確定出最小方差所對應的配重參數即為滿足優(yōu)化目標的較優(yōu)參數。應用該方法進行優(yōu)化，當R=102 mm，m=0.21 kg時，該機構垂直方向支座反力方差(即優(yōu)化目標值)最小，為406 N2，因此，該組參數即為優(yōu)化結果。

3 取苗機構動力學仿真

按照配重塊質量和位置，根據取苗機構傳動部分的具體結構，完成配重塊結構設計，在UG中建立配重塊三維實體模型并將其添加到原組合式不完全偏心圓-非圓齒輪行星輪系取苗機構三維實體模型(圖4所示)，將其保存為Parasolid文件并導入到動力學虛擬仿真軟件ADAMS中。為了使取苗機構的動力學虛擬仿真結果更加接近真實狀態(tài)，根據取苗機構的實際情況對殼體、齒輪、撥叉等一些關鍵構件模型進行材料屬性的設定，并在構件間添加相關約束。通過對碰撞副約束的零件進行碰撞參數設定以及對彈簧的彈性系數和預載荷進行參數設置后，在右殼體與地面的旋轉副上添加一個逆時針旋轉的電機，轉速為60 r/min，仿真時間為1 s，步長為360步。對添加配重后的取苗機構虛擬樣機進行動力學仿真分析[21]，驗證添加配重塊后的取苗機構結構設計的正確性。

圖4 添加配重后的取苗機構動力學仿真結果Fig.4 Dynamics simulation results of seedling pick-up mechanism after addition of counterweight

圖6 添加配重塊后的取苗機構動力學試驗Fig.6 Dynamics test of seedling pick-up mechanism after addition of counterweight

圖5為安裝配重前后取苗機構動力學仿真得到的支座反力變化曲線。根據ADAMS仿真分析得到的取苗機構支座反力變化曲線，計算得到支座反力的最大幅值和方差，如表1所示。根據圖5和表1數據，可以得知取苗機構在安裝配重塊后，在x、y方向上的支座反力均較安裝配重前有所改善，取苗機構x方向支座反力最大幅值從350 N降為314 N,減小了10.3%，其方差從4 011 N2降為2 276 N2,減小了43.3%；y方向支座反力的最大幅值從75 N降為65 N,減小了13.3%，方差從624 N2降為406 N2,減小了34.9%。表明安裝配重后取苗機構動力學性能得到了改善。

圖5 取苗機構動力學仿真支座反力變化曲線Fig.5 Dynamics simulation curves of bearing reaction force of seedling pick-up mechanism

表1 安裝配重前后取苗機構支座反力仿真結果對比Tab.1 Comparison of simulation results of bearing reaction force of seedling pick-up mechanism before and after addition of counterweight

4 取苗機構試驗

旱地缽苗移栽機工作時，移栽機構的振動直接影響移栽機的工作穩(wěn)定性和移栽質量。為檢驗安裝配重后樣機的動力學特性，加工出配重塊實物并將其安裝到原旋轉式取苗機構樣機上，并將安裝配重后的取苗機構樣機搭建到試驗臺上開展樣機的動力學試驗[22-24]。圖6所示為搭建的取苗機構動力學試驗臺，壓電式力傳感器與機構支座固聯，將支座反力轉化為電荷信號并放大傳輸至數據采集分析軟件，利用該軟件將支座反力隨時間的變化的數據記錄下來進行處理分析。通過比較分析試驗得到的取苗機構支座反力數據，研究取苗機構樣機的動力學特性和振動規(guī)律。

圖7 安裝配重后取苗機構支座反力試驗曲線Fig.7 Test curves of bearing reaction force of seedling pick-up mechanism after addition of counterweight

圖7和表2分別為安裝配重前后取苗機構動力學試驗所得到的支座反力變化曲線和計算得到的支座反力最大幅值及方差。根據圖7和表2，安裝配重后的取苗機構動力學試驗x方向支座反力的最大幅值從409 N降為369 N,減小了9.8%，其方差從5 126 N2降為3 391 N2，減小了33.8%；y方向支座反力的最大幅值從77 N降為69 N，減小了10.4%，其方差從553 N2降為398 N2，減小了28%。試驗表明安裝配重后取苗機構樣機的動力學性能得到了改善，與仿真分析結果吻合。

表2 安裝配重前后取苗機構支座反力試驗結果對比Tab.2 Comparison of test results of bearing reaction force of seedling pick-up mechanism before and after addition of counterweight

如圖8所示，開展取苗機構添加配重后的取苗試驗。取苗對象為魚腥草缽苗，在電機轉速為50、40、30 r/min時，每次取苗128株，分別成功取出108、113、122株，其取苗成功率分別為84.3%、88.2%、95.3%。而在安裝配重前取苗機構的取苗成功率分別為83.6%、87.5%、93.8%。取苗試驗結果表明安裝配重塊后取苗機構的成功率得以提高，機構配重設計正確有效。

圖8 添加配重后的取苗試驗Fig.8 Seeding test after addition of counterweight

5 結束語

采用添加配重、改進機構結構的方法改善了組合式非圓齒輪行星輪系取苗機構的動力學性能，建立配重優(yōu)化設計模型，采用窮舉法，應用UG和ADAMS軟件優(yōu)化，得到配重質量為0.21 kg，配重質心向徑為102 mm。設計了配重塊，并建立安裝配重后取苗機構虛擬樣機和物理樣機，開展機構樣機的動力學性能虛擬仿真和臺架試驗，并分別與安裝配重前進行了比較和分析。試驗結果表明，安裝配重后取苗機構x、y方向支座反力最大幅值分別降低了9.8%和10.4%，其方差分別降低了33.8%和28%，取苗機構的動力學性能得到了改善，其工作平穩(wěn)性得到提高。