梳摆式荔枝采收模拟与优化设计

2023-01-28黄卓朗林嘉铨

现代农业装备 2022年6期

李灿，黄卓朗，林嘉铨，李君,2

（1.华南农业大学工程学院，广东广州 510642；2.南方农业机械与装备关键技术教育部重点实验室，广东广州 510642）

0 引言

目前，我国荔枝采收主要以传统的人工采摘为主，其作业劳动强度大、采收效率低、人工费用持续攀升，严重挤压了果农获利空间[1-2]。虽然机械化采收技术易导致果实受到机械损伤，进而影响到鲜食水果的商品化和销售价格，但对于用于后处理加工的水果副产品，其收获具有广泛的应用前景，对于实现产业的节本增效有重要意义。

国内外在水果采收机械的整机结构设计与性能参数优化上开展了大量的研究[3-6]。陈启优等[7]设计了一种芒果采收车，对缓冲及分拣装置进行了仿真分析，结构可靠且不伤果；根据核桃、杏果及枣类果实密集生长特点，汤智辉等[8]设计制造了夹持式振动采收机械，通过高频率低幅度振动特性高效采收，同时减轻对果树损伤；王长勤等[9]对核桃树进行采收试验，通过动力学建模确定了最佳频率和振幅组合，发现振动频率在19～20 Hz 范围内，采净率最高可达到92.6%，同时在夹持和振动过程中对树体无破坏性损伤。在收获机理研究的基础上，BAUGHER等[10]研制自走式苹果收获平台，可在平台上完成摘果作业，果实通过传送通道被运到主传送装置上，从而完成自动装箱；鲍玉东等[11]建立了蓝莓果实和果树虚拟模型，对蓝莓采收过程进行了基于离散元法（EDEM）的数值模拟，对机械采收果实的质量进行了评价。目前，林果采收技术研究多集中在坚果和单果采摘，有关簇状特征分布的荔枝果实的采收机械设计和减损收获机理研究较少。

本文基于振动果实分离采收的原理，设计了一种轻型梳摆式荔枝采收机，模拟荔枝梳刷采收作业过程，通过理论分析和结构优化，设计了一种柔性可展式收集装置，以期为荔枝的机械化采收技术提供一定的参考依据。

1 荔枝采收机结构与工作原理

1.1 荔枝采收机结构

梳摆式荔枝采收机由华南农业大学国家荔枝龙眼产业技术体系团队研制，包括梳摆式采摘装置、冠层仿形调节装置、升降驱动装置、柔性可展式收集装置、控制系统、动力驱动系统和机架等部分，如图1 所示。可展式收集装置主要由定位支撑单元、销轴、可展单元、外齿轮固定支座、纵向移动板、微型马达、外齿轮、中心轮固定支座组成。展开时，如图2（a）所示，动力源输出扭矩，行星齿轮及外连杆绕中心齿轮转动，从而带动定位支撑单元和可展单元实现展开动作；转动角度为360°时，收集装置完全展开；收拢时，如图2（b）所示，电机输出反向动力使行星齿轮构件反向转动复位，同时带动可展单元收拢。收集装置每个可展单元的2根杆件呈一定角度布置，杆件材料采用铝合金，截面形状为矩形。

图1 梳摆式荔枝采收机

图2 收集装置

1.2 工作原理

采收荔枝前，根据柔性梳杆组的作业幅宽（左右轴中心距和轴长形成的矩形区域）将果树合理划分为多个采摘区域。调整采收机与果树冠层之间的距离，控制齿轮链条升降装置带动梳摆式采摘机构上下移动至目标区域，通过电动推杆调节柔性梳杆组与树冠轮廓近似平行，控制电机正转带动Z 形曲柄使与之配合的行星齿轮转动，此时可展单元随行星轮连接杆展开，形成倒伞状承接面。Z 形曲柄通过连杆驱动摇杆往复式正弦摆动，进而使柔性梳杆往复交错运动。挂果枝条在高频激振作用下，果实分离后经伞状承接面通过软管落入集果箱。待目标区域内果实全部采摘完毕，进入下一区域的采收作业。

2 仿真模型的建立

荔枝果实生物学形态结构有关研究表明，荔枝果为多重结构组成的大柔性球形果。根据陈燕等[12-13]对荔枝的硬度测试结果,荔枝鲜果的平均球度为0.97，将果实近似等效为球体。在本研究中,荔枝品种为怀枝,测量其果实直径为39 mm，将果实模型定义为球体,本次仿真设置的荔枝果实硬度为1.63×106Pa，果实弹性模量设置为3.0×105Pa，果实直径设置为39 mm，在EDEM 软件中创建荔枝果实球体颗粒模型，如图3 所示，具体参数如表1 所示。

表1 各材料物理参数设置

图3 荔枝模型

荔枝采收机简图如图1 所示，具体整体尺寸如下：长1 300 mm、宽800 mm、高3 200 mm。升降装置置于采摘机中央，采摘装置侧向布置且可沿两滑轨上下自由移动。采摘装置离底盘高800 mm，收集装置位于采摘装置正下方且两者升降同步进行，其离底盘高度设置为600 mm。荔枝果实下落过程的运动轨迹为平抛运动，以坐果区域果实4 m高为例，果实水平运动最远距离约为490 mm，即荔枝果实在采摘机构正下方490 mm半径内随机分布，水平杆件长度l1为300 mm，竖直平面内杆件长度l2为200 mm，水平杆件和竖直方向的杆件质量分别为m10.621 9 kg，m20.498 5 kg，初始宽度W为30 mm，初始厚度T为30 mm。

在SolidWorks 中建立模型后保存为IGS 格式，通过EDEM2018 中的Geometry 选项卡直接导入IGS格式的几何模型，对现有采收机进行简化处理，省略非采收关键部件后的采收机模型如图4 所示。

图4 荔枝采收机简图

3 可展收集单元碰撞响应及优化分析

3.1 碰撞力分析

依据弹性力学理论可知，通过在多个碰撞力作用下，可得到可展单元的位移变形和动态响应情况。平均碰撞力计算式[14]为

式中：

P——平均碰撞力，N；

M——两物体的折合质量，kg；

K——碰撞恢复系数，取0.4；

Vr0——碰撞前瞬时速度，m/s；

n——接触压力系数，取8.01×104。

最大碰撞力计算式为

式中：

Pmax——最大碰撞力，N。

根据荔枝果树的生长状况和荔枝果实的分布特测得荔枝果实与收集装置碰撞前的最大高度h为2.5 m，因此荔枝果实发生碰撞前的瞬时速度为由公式（1）和（2）可得，实际采收中荔枝果实与收集装置碰撞产生的平均碰撞力为40.77 N，最大碰撞力为Pmax=117.82 N。

3.2 碰撞对可展单元的影响

分析可展单元在碰撞力作用下的响应特性，考察杆件的变形位移和等效应力是否在允许范围内，确保收集装置能最大程度满足实际作业需要。考虑到碰撞位置及单位时间内荔枝果实掉落个数的随机性，现以一个采摘区域中荔枝数量为研究对象，假设40 个果实平均分布在可展单元上，因此单个可展单元分布有5 个作用位置。通过分析多个碰撞力同时作用下可展单元的整体位移变形，判断杆件尺寸是否满足实际作业需要。考虑到连接点处的变形情况对收集装置最终是否产生变形失效的影响最为关键，因此受力点选择的主要原则是：重点选择连接点位置同时兼顾均匀分布，具体受力分布设置如图5所示。可展单元应力分布、应变分布和位移变形仿真结果如图6 所示。

图5 可展单元受力分布情况

图6 可展单元静力学分析结果

碰撞力作用下，可展机构所受最大应力为9.45e+07 Pa，最大应变量为1.34e-06 m，最大变形位移为4.13e-07 m。根据机械设计手册可知，工业铝材强度为2.0e+08 Pa。试验分析表明，冲击载荷作用下，可展单元最大应力为9.447e+07 Pa，小于2.0e+08 Pa，同时应变量和变形位移均在弹性变化范围内。

试验表明，冲击作用下，倒伞状可展收集装置未出现变形失效现象,可展收集机构能实现大量果实的同时采收。

3.3 可展单元尺寸优化设计

3.3.1 共振失效的影响因素

采收作业时，冲击载荷与下落高度、果实数量及碰撞位置有关。若受力点处产生的共振频率数值为装置固有频率时，收集装置出现共振现象，进一步导致结构产生变形失效[15-16]。可展单元的质量和刚度是结构固有频率的主要影响因素，而杆件的质量分布和刚度特性取决于其宽度、厚度的具体数值。

采用ANSYS Workbench 软件进行模态分析，对水平杆件矩形末端添加固定约束，水平杆件绕X、Y、Z 轴转动自由度施加固定约束，沿X、Y 轴移动自由度施加固定约束，释放沿Z 轴的移动自由度；2 个杆件连接处只释放沿Z 轴移动和绕Z 轴转动的自由度；竖直方向杆件自由度约束情况和水平杆件的设置相同。对结构前四阶模态进行分析，通过分别改变杆件的宽度和厚度，整理对比频率变化情况。其结果如表2 和表3 所示。

表2 宽度与固有频率关系

表3 厚度与固有频率关系

分析表明，杆件宽度和厚度对结构固有频率和刚度影响显著，是收集装置发生共振失效的主要影响因素。同时宽度和厚度直接影响可展单元的强度，因此，在满足强度、刚度和稳定性的情况下，确定可展单元尺寸的最优组合以提高装置灵活性。

3.3.2 参数优化模型建立

以可展单元质量M 为待优化对象，结合设计变量宽度W 和厚度T，建立目标函数式

式中：

M——平均碰撞力，N；

W——杆件宽度，mm；

T——杆件厚度，mm；

l1——水平面杆长，mm，数值取300；

l2——竖直面杆长，mm，数值取200；

p——应力值，Pa。

优化约束条件：尺寸约束20 mm ≤W≤29 mm，20 mm≤D≤29 mm；变形位移约束-20 mm≤s≤20 mm；应力范围0＜p≤2e+08 Pa；

在参数优化（DOE）界面[17-18]中设置输入参数为宽度W、厚度T，输出参数为最大等效应力、最大等效应变、最大位移变形、杆件质量。输入变量变化类别设置为离散，设置{20，21，22，23，24，25}共5 个水平。

3.3.3 优化参数组合结果分析

根据优化设计的数学模型，建立响应曲面优化条件，去除无效组合点后求解。当组合点为（20，20）时，最大等效应力p=2.06e+08 Pa＞2.0e+08 Pa，表明该点为可展单元发生变形失效的临界点。试验表明，当宽度W为21 mm、厚度T为21 mm 时，可展单元最大应力在应力范围内，变形位移较小且质量大幅减轻。对比结构固有频率和工作频率如表4 所示。优化值与设计初始值对比结果如表5 所示。

表4 结构固有频率与工作频率对比

表5 优化值与设计初始值对比

对比分析表明，优化后的可展单元在满足强度、刚度和稳定性的情况下，整体质量减轻0.43 kg，收集装置总体减轻2.56 kg。

4 采收过程模拟分析

4.1 仿真分析

根据不同高度将果树划分为5 个平面，将不同的挂果分布区域用平行于地面的若干个长方形来表示，建立果树等效模型。柔性梳棒组设置为水平正弦摆动，摆幅为0.78 rad，在geometries 选项卡下分别给左右轴添加运动方式，在Add Kinematic 中选择正弦曲线转动（Sinusoidal Rotation）；左右轴中提前角（offset）均设为45 deg，表示两轴左右两侧摆动的幅度均为45°。为达到柔性梳杆交错运动的最优采摘效果，左轴Displacement Magnitude 设置为45 deg，右轴则为-45 deg[19]。

在Simulator 求解器中设置时间步长、仿真时间和网格尺寸[20]。Rayleigh 时间步长是根据颗粒半径、密度等物理参数自动计算，只需指定固定时间步长，一般为Rayleigh 时间步长的20%～40%。为保证仿真的连续性，这里设置为20%。总的仿真时间设置为10 s，数据写出间隔设置为0.01 s。颗粒半径大小影响网格单元尺寸，较合适的网格边长为最小粒子半径的2 倍，同时需确保网格的数量不少于1×105，这里网格尺寸设置为荔枝果实半径的2 倍。

在仿真动画中截取了采摘工作开始时t=1 s 时到采摘结束t=9 s 的全过程画面,如图7 所示。当采收机完成采收工作后,与果树分离后的大部分果实掉落在收果箱内。采收在1 s 时，如图7（a）所示，此时颗粒工厂中等效的矩形平面开始生成颗粒；在2 s 时，如图7（b）所示，此时柔性梳棒组同时向内转动采摘果实；在3～8 s 时，如图7（c）～7（h）所示，此时观察到荔枝果实落入收果箱时同时也发生反弹运动；在9 s 时，如图7（i）所示，此时梳摆装置复位至合适位置，完成采收，记录果实动能随时间变化趋势、果实自身能量数量分布关系。

图7 模拟采收过程

4.2 果实损伤评价

对不同高度范围共5 个区域果实的动能变化进行追踪，采收过程中果实动能随时间变化趋势如图8所示。试验表明，梳摆式采收过程中果实能量变化趋势与果实空间分布位置、果实运动方式无关，大量果实能量变化趋势具有一致性。根据荔枝果实动能变化趋势可知，荔枝单果二次碰撞后动能趋于稳定，其动能损失完全转化为果实变形能。因此，基于果实自身能量数值对果实损伤程度进行评价。

图8 荔枝果实动能—时间曲线

仿真中设置颗粒总数为780 颗，承接果实个数为734 颗，计算可得仿真中采收机的承接率为94.10%。有效果实及其能量分布情况如图9 所示。因为单果变形能=果实总变形能/果实数量，将图中离散的果实数量按能量划分为11 个小组，表示为Ai，i=1，2…11。参照损伤评价标准，将计算出的单果能量进行分类，求出的不同损伤程度中数量占比如表6 所示。

图9 荔枝果实总能量—数量分布

表6 果实能量分布及损伤评价

续表

试验表明，无损伤果实所占比例最大为A4+A5+A6=85.15%，其次为轻度损伤果实，占比为A1+A7=12.13%。在优选工作参数组合(梳摆频率为19 Hz，梳棒间距为100 mm，梳棒重合度为60%)下，机械采收荔枝果实的损伤率为14.85%。

5 试验结果与分析

为了验证EDEM 仿真模型的准确性和虚拟仿真的合理性,以及评价梳摆式荔枝采收机工作参数组合优化的合理性，2021 年6 月30 日，在广东省从化区凤二村荔枝园进行梳摆式荔枝采收试验，试验选用品种为矮化的“怀枝”，荔枝树行距3 m,株行距4 m,平均树高3.2 m,冠幅3 m,试验的对象为荔枝树外围生长的荔枝果实，田间试验及工作效果如图10 所示。田间试验表明，在梳摆频率为19 Hz，梳棒间距为100 mm，梳棒重合度为60%的优选工作参数组合下，荔枝采收机收集装置的荔枝承接率为92.86%，损伤率为8.31%,与仿真模拟基本相符，说明建立的EDEM 的模型在一定程度上是具有准确性和有效性。