圓盤切割式劍麻采摘裝置設計與仿真*

任甲輝，支騰，李法堂，樊秋菊，武濤

(1. 華南農業大學工程學院，廣州市，510642；2. 華南農業大學，南方農業機械與裝備關鍵技術教育部重點實驗室，廣州市，510642)

0 引言

劍麻是世界上重要的硬質纖維作物，主要種植在非洲、亞洲、南美洲等地區[1]。2019年，全球劍麻種植面積約2 356.7 khm2，我國劍麻種植面積約256.7 khm2，位居世界第三[2]。但是我國劍麻收割以人工為主，勞動強度大、效率低、收割成本高。較低的劍麻收割機械化水平，嚴重制約我國劍麻產業的發展[2-3]。

收割是劍麻生產過程中最難實現機械化的瓶頸環節。市場上尚未出現過成熟的劍麻收割機，但相關學者進行了一些研究。蔡毅等設計了一種平臺式劍麻收割機，該機主要由工作平臺、分葉機構、割葉機構和液壓控制系統等組成。工作時，平臺由拖拉機牽引，平臺上安裝的分葉機構可將未成熟的麻葉收攏包裹成圓柱狀，由割葉機構控制旋轉刀具的割葉運動軌跡，自上往下切割。萬榮知等[4]設計了一種爪式開合劍麻收割機，該機由小推車、盤型鋸片、兩個工作爪等組成。工作時，兩個工作爪閉合后形成一個正六邊形的環形且具有切削能力的封閉區域，該環形的切削部分自下往上勻速切割麻葉。任曉志等研制了一臺多自由度劍麻收割裝置，該機由動力部分、進給部分、擺動角度和高度調節部分組成。工作時，通過調節桿控制進給量、左右擺動量和上下高度，通過錐齒輪機構帶動刀具旋轉進行切割。Majaja等[5]提出一種自走式劍麻聯合收割機，該機由橫向切割元件、垂直輸送機和水平輸送機組成，工作時，橫向切割元件將葉片從劍麻莖干上移開，垂直輸送機將新切割的葉片移動到水平輸送機上，水平輸送機再將葉片輸送至田間運輸車內。以上研究可為劍麻收割機結構及參數設計提供參考，但實際投入使用的劍麻收割裝置尚未有相關報道。

本文針對劍麻機械化收割難題，基于劍麻葉片物理特性及收割工藝特點，通過對關鍵部件的受力及運動分析，設計了一種圓盤切割式劍麻采摘裝置。運用ANSYS對圓盤刀具進行靜力學和模態分析，以刀具回轉半徑和安裝角度為試驗因素，刀具底部的最大應力和刀具頂部的最大形變量為評價指標開展兩因素三水平正交仿真試驗，進而優化刀具結構參數。以期為劍麻收割機的設計提供理論和技術參考。

1 劍麻植株物理特性參數

1.1 植株的特性參數

本文試驗選用劍麻品種為“東一號”，于2021年3月在廣東湛江采集。選擇成熟的劍麻植株對其進行物性參數測量，采用5點取樣法進行田間取樣，每個取樣點隨選取30株劍麻，測量參數取平均值，植株及田間種植情況如表1所示。

表1 劍麻種植及植株特性參數Tab. 1 Planting and plant characteristic parameters of sisal hemp

1.2 力學特性參數

切割麻葉時，為避免葉片因刀具推擠而扭曲，導致刀具割葉效果不佳。本文對劍麻葉片進行力學特性分析，測定劍麻葉片的彎曲力學特性，為本設計提供理論基礎。劍麻葉片力學性能試驗在華南農業大學土槽實驗樓進行，試驗設備采用WDW-20型萬能試驗機(精度0.01 N，最大試驗力為10 kN)、夾具、游標卡尺等。

劍麻葉片可分為上、中、下三個部分，由于麻葉在下部切割，因此試驗截取劍麻葉片下部200 mm段。葉片彎曲試驗樣品平均長度120 mm、寬度10.58 mm、厚度10.9 mm，含水率為84.31%。采用三點彎曲法進行試驗。試驗時，將樣品水平放置在試驗機壓頭和夾具之間，夾具左右跨距為80 mm，試驗機壓頭位于樣品中點，下壓速度為5 mm/min，試驗中由萬能試驗機自動完成加載、卸載及數據采集與分析。每組試驗重復15次取平均值，測得劍麻葉片的抗彎強度范圍值為0.35～0.52 MPa，平均值0.36 MPa，標準差0.08，變異系數0.21。

2 整機結構及工作原理

2.1 整機結構

劍麻收割機主要由圓盤切割式劍麻采摘裝置、垂直進給機構、旋轉機構、伸縮連接機構(第一液壓缸和第二液壓缸)、水平轉向機構、駕駛室及四輪行走底盤等組成，圓盤切割式劍麻采摘裝置主要有夾持機構、圓盤切割機構和傳動系統等組成，如圖1所示。

圖1 劍麻收割機示意圖

2.2 工作原理

劍麻收割機的主要技術參數如表2所示。圖2是劍麻收割機田間收割模擬。

表2 劍麻收割機的主要技術參數Tab. 2 Main technical parameters of sisal hemp harvester

圖2 劍麻收割機田間收割模擬

工作時，首先，收割機駛入劍麻壟溝，水平轉向機構轉向使收割臂對準劍麻中心，第一液壓缸外推，第二液壓缸下降，使采摘裝置到達劍麻根部；然后，旋轉機構調整采摘裝置的姿態，打開夾持機構夾住劍麻；最后，驅動圓盤刀具高速旋轉，同時驅動垂直進給機構帶動切割裝置完成自下而上的割葉工作。一次割葉完成后，夾持機構打開，第一液壓缸收縮，Z向進給機構帶動采摘裝置下降，機器移動到下一棵劍麻進行收割。

3 關鍵部件設計

劍麻采摘方式有單葉切割和環切兩種。劍麻呈蓮花狀斜向上散射生長，成熟葉片一般與地面成15°～45°夾角。收割時，一般要求距離莖稈20～50 mm進行一周切割。結合劍麻生長特性和機械收割效率，本文選擇環切的采摘方式，采用開合式夾持機構。切割機構按切割方式可分為往復式、旋轉式和剪切式[6-7]。考慮到劍麻葉片韌、硬的物理特性，為減少切割阻力和刀具震動，本文選擇旋轉式切割。圓盤切割機構作為該裝置最重要的組成部件之一，其中圓盤刀具的結構及運行參數顯著影響著收割效果[8]，本文重點對刀具的結構、回轉半徑和轉速進行設計計算。

3.1 夾持機構設計

夾持機構在收割過程中對切割效率起到非常重要的作用，是采摘裝置的重要組成部件之一。其作用是夾持劍麻和安裝圓盤切割機構，需要滿足快速穩定夾持，將刀具切割范圍控制在一定區域，既能準確切割麻葉，又不損傷莖稈。本設計的夾持機構主要由伺服電機、渦輪蝸桿和開合式機械手等組成，如圖3所示。機械手用來夾持劍麻和安裝圓盤刀具，蝸輪蝸桿用來控制機械手的開合，通過調節機械手夾持半徑來控制圓盤刀具與劍麻切割部位之間的距離。

圖3 圓盤切割式劍麻采摘裝置結構示意圖

根據劍麻植株物理特性測試，劍麻莖稈直徑為250～350 mm，實際切割部位直徑為270～400 mm。因此，外拐角為90°，內拐角圓弧半徑為160 mm，控制夾持時開合角度在90°～150°，經計算，此時機械手的包攏直徑在320～450 mm，符合預期范圍。

3.2 圓盤切割機構設計

圓盤切割機構由電機、同步齒輪、同步帶、同步輪、刀軸和圓盤刀具等組成，其中圓盤刀具(圖4)由刀盤和刀具組成。刀盤用來安裝刀具，帶動刀具旋轉切割，因此設計為圓盤形。刀具結構對麻葉切割效果有重要影響，決定了切割阻力的大小，由高略契金力學常數定理知，切割阻力與刀刃的形狀和刀刃有效切割弧長有關[6]。為了增加有效切割弧長，降低切割阻力和功率消耗，本文設計一種凹刃刀。刀刃角決定了刀具的鋒利性，刀刃角越小刀具越鋒利，但不利于磨損，易變鈍。為了增加刀刃的耐磨性，又保持其鋒利性，本刀具刀刃角為26.7°，材料選用高速鋼。

圖4 圓盤刀具結構示意圖

3.2.1 結構參數設計

圓盤刀具結構參數對劍麻葉片切割受力有較大影響[9]。刀具在刀盤上的安裝角度影響刀具的切割受力和振動，根據劍麻葉片力學性能分析和張琪琪等[10]對劍麻切割力學性能分析知，刀具與地面成30°左右夾角側面切割時，刀具切削應力較小。因此設計刀具安裝角度為30°，試驗范圍為28°～32°。

劍麻葉片切割分為接觸和切割兩個過程，在切割接觸時，劍麻葉片受刀具的打擊力FN和刀具作用在葉片內部的摩擦力Ff。圖5為刀具切割劍麻葉片的受力分析。將作用在刀刃鍥面上的壓力FN1和摩擦力Ff分解到x方向(刀片運動方向)和y方向，建立刀具切割劍麻力學模型。則刀具切割力∑Fx為

(1)

式中：q——比壓值；

l——有效切割刃口長度，mm；

u——摩擦系數；

α——刀刃角，(°)。

參考Majaja等[5]對劍麻葉片力學特性測量，將相關數據代入式(1)，經計算得∑Fx=107 N。

為了保證刀具有合理的切割范圍，避免刀具切割麻葉時損傷劍麻莖稈。圖6為圓盤刀具與劍麻的位置關系，刀具中心到劍麻莖稈中心的距離lO O1等于刀具切割半徑ROA與劍麻中心到葉片切割點A的距離RO1A之和，應當小于刀具回轉半徑R3與莖稈半徑R1之和，大于刀盤半徑R2與莖稈半徑R1之和，即

R2+R1

(2)

圖5 刀具切割受力分析

圖6 刀具與劍麻的位置關系

綜合考慮夾持機構可夾持的范圍和圓盤刀具在夾持機構上的安裝位置，代入相關數據，經設計計算，確定了各刀具的結構參數，如表3所示。

表3 刀具結構參數Tab. 3 Structure parameters of the cutter

3.2.2 運動參數設計

刀具工作時，刀片的運動可視為繞刀盤中心軸線的圓周運動和沿垂直進給方向的直線運動的合成。以刀盤中心為原點O建立直角坐標系，如圖7所示。A(x，y，z)為刀片切割軌跡上的任意一點，在t時刻，A點的空間運動方程

(3)

式中：v0——沿垂直進給機構的直線運動速度，m/s；

t——時間參數，s。

將式(3)微分可得

(4)

刀片切割任意一點在平面內的絕對速度v和在空間內的絕對速度vj計算如式(5)、式(6)所示。

(5)

(6)

由式(6)可知，刀具垂直向上的運動速度和刀盤轉速為影響切割作業的關鍵運動參數。為了避免漏割，同時兼顧收割機質量及效率，根據測量的劍麻葉片力學性能，最終確定刀具垂直方向的進給速度為0.05～0.1 m/s。圓盤刀具切割屬于低速有支撐的切割，參考文獻[11]圓盤刀切割設計，最低速度為400 r/min。結合伺服電機的扭矩和轉速，設計圓盤刀具的轉速為 800 r/min。

圖7 刀具在XY平面的運動分析

4 圓盤刀具的有限元分析

4.1 仿真模型的構建

本文以大圓盤刀具為研究對象，按照上述圓盤刀具的結構及參數設計(刀具安裝角為30°，刀具最大回轉半徑為110 mm)，使用UG建立其三維模型，文件保存成.stp格式，導入ANSYS Workbench仿真模塊。添加模型材料，刀具的材料決定了刀具的工作強度，為了增強刀具的強度及耐磨性，選用高速鋼(Q345)[12]，材料參數如表4所示。

表4 材料參數Tab. 4 Material parameters

采用ANSYS Workbench中的Mesh模塊對模型進行網格劃分，選用四面體網格，劃分網格數目為135 080 個，如圖8所示。仿真時，網格數越多，計算精度越高，效率越低。本模型網格質量(skewed-faces=0.64)較優，繼續增加網格數量，網格評價指標參數變化較小，因此選擇此模型網格進行后續仿真計算。

圖8 網格模型

4.2 靜力學分析

創建靜力學模型，以刀盤底部為固定端創建約束，根據刀具的實際切割受力，將刀具切割力作用于刀片上下表面。由壓強公式可得刀具在切割過程中切割力所形成的負荷。

(7)

式中：P——割葉時刀具切割力所形成的負載，Pa；

S——割葉時刀具與葉片接觸面積，S=748 mm2。

代入數據，經計算得P=1.43×105Pa。

4.2.1 應力應變分析

由刀具等效應力應變云圖9可知，刀具的最大應力為10.43 MPa，最大受力點為刀具底部；刀具最大變形量為0.11 mm，最大變形位置為頂部。

(a) 等效應力

4.2.2 疲勞壽命分析

高次循環應力作用下，刀具工作應力低于材料的屈服應力，屬于高周疲勞[13]，因此使用名義應力法進行刀具疲勞壽命的預測。利用Miner累計損傷理論和材料的S-N曲線估算刀具的使用壽命。

在ANSYS材料庫中輸入材料參數(表4)，生成材料的S-N曲線并用于疲勞分析，如圖10所示。

圖10 材料的S-N曲線

由刀具安全系數云圖和使用壽命云圖(圖11)知，刀具在工作過程中的最小安全系數等于最大安全系數，安全系數為15遠大于1，表明該結構工作時安全可靠；刀具在規定工況下的最小循環次數為1010，刀具進入了機械設計疲勞曲線的無限壽命階段[13]，即認為刀具使用壽命能夠滿足使用需求。

(a) 安全系數云圖

4.3 模態分析

刀具前6階振型圖，如圖12所示。刀具各階固有頻率、最大變形量和變形位置，如表5所示。

(a) 1階振型 (b) 2階振型 (c) 3階振型

(d) 4階振型 (e) 5階振型 (f) 6階振型

表5 前6階振型圖分析結果Tab. 5 Analysis results of the first 6 vibration mode diagrams

圓盤刀具在切割作業時，受外界激勵的影響會產生振動。當刀具固有頻率與受激勵工作頻率接近時，刀具發生共振產生較大變形，從而對機具造成嚴重損害[14-15]。為避免刀具發生共振，對其進行模態分析，獲取刀具的固有頻率。模態分析可在自由狀態或有約束條件下進行[16]，本文選擇自由狀態下的刀具，在ANSYS中設置6階模態進行求解。

由各階振型圖可知，振動主要表現為刀片的擺動和扭曲變形，最大變形量為236.17 mm，振動變形的位置為刀片頂端，說明此處較為薄弱。

綜上，通過對刀具進行靜力學和模態分析知，當刀具受力時，刀具底部產生了應力集中，刀具的頂部變形量最大；當刀具自由振動時，刀具的頂部產生了明顯的擺動和扭曲變形，且變形量較大。因此，需要適當調整刀具結構，以減小刀具底部的應力集中和頂部的變形。

5 圓盤刀具結構的優化

刀具長度和安裝角度對刀具的變形和受力有著重要影響。為了探明刀具長度和安裝角度對刀具的變形和受力產生的影響，并得到刀具結構的較優參數組合。本文以大圓盤刀具為研究對象，以刀具底部的最大應力和刀具頂部的最大形變量為評價指標，刀具回轉半徑和安裝角度為試驗因素進行兩因素三水平正交仿真試驗。試驗因素及水平如表6所示。

表6 試驗因素和水平Tab. 6 Test factors and levels

仿真試驗結果表明：刀具安裝角度越大，刀具底部應力和頂部扭曲變形就越大；刀具回轉半徑越大，刀具頂部的擺動和扭曲變形就越大；當刀具安裝角度為28°，回轉半徑為105 mm時，刀具的各評價指標最優。

最優參數組合的仿真結果表明：刀具最大應力為9.38 MPa遠小于材料的許用應力(345 MPa)[12]，滿足剛度要求；刀具最大變形量為0.09 mm遠小于實際應用中不超過3 mm的要求[17-18]，滿足強度要求；安全系數最小值為15遠大于1，最小循環次數為1010進入了無限壽命區，該結構安全可靠，能夠滿足使用壽命要求。

模態分析中，刀具頂端的擺動和扭曲變形明顯減小，最大變形量為203.76 mm。由于低階振頻對機具結構的破壞性最大，因此重點研究一階頻率是否引起刀具的共振[19]。刀具的固有頻率與臨界轉速的關系如式(8)所示。

ni=60fi

(8)

式中：fi——第i階的固有頻率，Hz；

ni——第i階的臨界轉速，r/min。

此時，第一階頻率f1=285.41 Hz，經計算得n=17 100 r/min，工程中一般認為外在的激勵頻率達到一階固有頻率的75%要引起重視[19]。因此，刀具的極限轉速N=0.75n=0.75×17 100=12 825 r/min，刀具在極限轉速內，均不會發生共振。本文設計刀具工作轉速為800 r/min，遠小于極限轉速，故不會發生共振。

6 結論

針對劍麻人工收割勞動強度大、效率低、成本高的問題，本文基于劍麻葉片物理特性及收割工藝特點，設計了一種圓盤切割式劍麻采摘裝置，并進行了仿真優化試驗。

1) 對該裝置的結構及工作參數進行了理論分析和計算，確定了刀具轉速為800 r/min，刀具安裝角為28°～32°，大圓盤刀具回轉半徑為105～115 mm。

2) 以刀具回轉半徑和安裝角為試驗因素，刀具底部的最大應力和刀具頂部的最大形變量為評價指標進行正交仿真試驗。仿真試驗結果表明：刀具的安裝角度越大，刀具底部應力和頂部扭曲變形就越大；刀具回轉半徑越大，刀具頂部的擺動和扭曲變形就越大；當刀具安裝角度為28°，回轉半徑為105 mm時，刀具的各評價指標最優。

3) 較優參數組合的仿真結果表明：刀具的最大變形量為0.09 mm，最大應力為9.38 MPa遠小于刀具材料的最小屈服強度345 MPa；安全系數最小值為15遠大于1，最小循環次數為1010進入了無限壽命區；根據刀具模態分析知，刀具工作轉速800 r/min遠小于極限轉速，在該狀態下不會發生共振。