果園自動(dòng)避障割草機(jī)前架設(shè)計(jì)與仿真

陳凱　田光兆　顧寶興　劉宇峰　魏建勝

摘要：為了解決現(xiàn)有果園割草機(jī)自動(dòng)避障性能較差、避障多為接觸式機(jī)械避障的問(wèn)題，為未來(lái)非接觸式避障割草機(jī)整體的研制而設(shè)計(jì)出1種割草機(jī)前架機(jī)械平臺(tái)。基于ADAMS仿真軟件對(duì)前架進(jìn)行虛擬樣機(jī)仿真，采用響應(yīng)曲面的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法對(duì)前架中以割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體進(jìn)行優(yōu)化前后靜力學(xué)分析對(duì)比，通過(guò)ANSYS Workbench對(duì)優(yōu)化后裝配體進(jìn)行模態(tài)分析。結(jié)果表明，割盤(pán)所受最大應(yīng)力降為0.822 7 MPa，優(yōu)化率為39.82%;擺臂所受最大應(yīng)力降為14.150 0 MPa，優(yōu)化率為39.03%;套筒所受最大應(yīng)力降為15.669 0 MPa，優(yōu)化率為17.89%。優(yōu)化后低階頻率為297.72 Hz，符合設(shè)計(jì)要求。

關(guān)鍵詞：割草機(jī);自動(dòng)避障;虛擬樣機(jī);靜力學(xué)分析;響應(yīng)曲面優(yōu)化;模態(tài)分析

中圖分類號(hào)：S224.1+5

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

文章編號(hào)：1002-1302（2020）02-0226-07

收稿日期：2019-10-22

作者簡(jiǎn)介：陳 凱（1994—），男，江蘇常州人，碩士研究生，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)械智能裝備研究。E-mail：1125021472@qq.com。

通信作者：顧寶興，博士，研究生導(dǎo)師，主要從事農(nóng)業(yè)機(jī)器人方向研究。E-mail：gbx@njau.edu.cn。

果園經(jīng)濟(jì)已成為各地種植業(yè)中的支柱產(chǎn)業(yè)，成為發(fā)展農(nóng)村經(jīng)濟(jì)的主要力量，人們對(duì)果園割草機(jī)的需求日漸強(qiáng)烈[1]。我國(guó)現(xiàn)有果園割草機(jī)多為接觸式機(jī)械避障割草機(jī)，割草效率較低，并且接觸式避障會(huì)損壞細(xì)小果苗，會(huì)受到果苗成長(zhǎng)條件的制約。自動(dòng)割草機(jī)可以節(jié)約大量人力，緩解人工勞動(dòng)強(qiáng)度，能有效提高工作效率。國(guó)外對(duì)割草機(jī)的研究已經(jīng)相當(dāng)成熟，主要用于城市綠化、高爾夫球場(chǎng)草坪割草、家庭花園割草等，但不適用于我國(guó)生草制管理中的果園割草。為了解決這些問(wèn)題，并為未來(lái)智慧農(nóng)業(yè)智能割草提出思路，智能化、非接觸式的果園避障割草機(jī)的設(shè)計(jì)被提上了日程。Wang等介紹了1種新的基于避障和路徑跟蹤控制的割草機(jī)器人的理論和實(shí)踐研究，并提出了基于計(jì)算機(jī)視覺(jué)的割草機(jī)器人控制方法[2-3]。通過(guò)攝像機(jī)采集到的草坪圖像，利用編程提取處理草坪、障礙物的邊界特征來(lái)實(shí)現(xiàn)邊緣分離。但在果園所處的山地丘陵地形中，計(jì)算機(jī)視覺(jué)技術(shù)在室外易受到幾何特征、物理環(huán)境、天氣情況和光線條件的影響，并且搭載計(jì)算機(jī)視覺(jué)技術(shù)的割草機(jī)對(duì)實(shí)時(shí)計(jì)算要求較高，硬件配置要求較高，短時(shí)間內(nèi)很難達(dá)到預(yù)期的除草效果。馮吉等基于激光雷達(dá)信息的履帶式自動(dòng)割草機(jī)進(jìn)行障礙物掃描檢測(cè)，由MATLAB編程完成數(shù)據(jù)處理，試驗(yàn)結(jié)果中激光雷達(dá)掃描得到的角度和距離數(shù)據(jù)與現(xiàn)場(chǎng)實(shí)地測(cè)量數(shù)據(jù)之間最大誤差為3.2%，達(dá)到了障礙物檢測(cè)的目的，表明基于激光雷達(dá)信息的障礙物檢測(cè)方法是合理可行的[4-6]。筆者基于激光雷達(dá)已設(shè)計(jì)出1種非接觸式避障割草算法，如圖1所示，本研究基于此算法設(shè)計(jì)前架模型和非接觸式自動(dòng)避障割草機(jī)模型。

本研究首先使用虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)果園自動(dòng)避障割草機(jī)前架進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，在動(dòng)力仿真得出的載荷分布基礎(chǔ)上使用ANSYS軟件進(jìn)行靜力學(xué)分析，對(duì)基于響應(yīng)曲面優(yōu)化前后的前架進(jìn)行參數(shù)對(duì)比，最后對(duì)優(yōu)化后的前架進(jìn)行模態(tài)分析。

1 前架動(dòng)力學(xué)仿真分析

本研究使用ADAMS軟件對(duì)前架進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析[7-10]，通過(guò)模擬非接觸式果園自動(dòng)避障割草機(jī)前架避障割草作業(yè)，求出擺臂轉(zhuǎn)動(dòng)副和割草電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)副的載荷譜，為前架進(jìn)行有限元分析提供正確的負(fù)載受力。

如圖2所示，本研究在SolidWorks中設(shè)計(jì)前架的三維模型并裝配，最后導(dǎo)入ADAMS中。

為方便顯示運(yùn)動(dòng)關(guān)系，導(dǎo)入后將圖1線性模組整體刪除，將圖1的構(gòu)件6進(jìn)行布爾和操作簡(jiǎn)化模型。添加模型材料為結(jié)構(gòu)鋼后為各幾何體添加運(yùn)動(dòng)副，定義各幾何體之間的運(yùn)動(dòng)副描述相關(guān)運(yùn)動(dòng)：將擋板設(shè)定固定副模擬固定在拖拉機(jī)車頭，擋板和平架施加鉸鏈連接，將電動(dòng)推桿與擋板和滑塊實(shí)現(xiàn)固定連接，滑塊與平架為滑動(dòng)連接，擺臂電機(jī)套筒、割草電機(jī)和割刀施加轉(zhuǎn)動(dòng)副。設(shè)置了重力加速度方向?yàn)閥軸負(fù)方向。本文割草刀具選擇旋耕刀，其工作時(shí)刀具所受的阻力大小、方向及作用點(diǎn)與土壤物理性狀、耕深、刀具轉(zhuǎn)速、機(jī)具前進(jìn)速度等因素有關(guān)，影響因素繁多復(fù)雜。為簡(jiǎn)化阻力計(jì)算，按如下經(jīng)驗(yàn)公式[11]計(jì)算刀具所受功：

為各運(yùn)動(dòng)副添加驅(qū)動(dòng)：在旋轉(zhuǎn)電機(jī)和套筒轉(zhuǎn)動(dòng)副處施加角速度來(lái)模擬避障角速度的同時(shí)，在割草電機(jī)和割刀的旋轉(zhuǎn)副施加3 000 r/min割草速度。刀具施加均勻阻力F=215 N。本研究對(duì)自由度檢驗(yàn)后的前架以0.3 m/s模擬拖拉機(jī)前進(jìn)速度進(jìn)行仿真時(shí)間為1.5 s、仿真步數(shù)為50步的仿真計(jì)算，得到擺臂電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)副載荷分布如圖3所示。由圖3可知，擺臂旋轉(zhuǎn)副x方向所受最大載荷為x軸負(fù)方向載荷，擺臂旋轉(zhuǎn)副y方向所受最大載荷為y軸正方向載荷，擺臂旋轉(zhuǎn)副z方向所受最大載荷為z軸負(fù)方向載荷，經(jīng)查后處理模塊可知大小分別為 -4 882.6、2 484.79、-5 299.6 N。由圖4可知，割草旋轉(zhuǎn)副x方向所受最大載荷為4 872.08 N，方向?yàn)閤軸正方向;y軸所受最大載荷在y軸負(fù)方向上，為 -2 693.4 N;z軸所受最大載荷在z軸正方向上，為5 310.95 N。

2 基于響應(yīng)曲面優(yōu)化設(shè)計(jì)的靜力學(xué)分析對(duì)比

響應(yīng)曲面優(yōu)化設(shè)計(jì)是優(yōu)化隨機(jī)過(guò)程的統(tǒng)計(jì)學(xué)試驗(yàn)方法。在多元線性回歸的基礎(chǔ)上主動(dòng)收集數(shù)

據(jù)，以獲得具有較好性質(zhì)的回歸方程。建立的復(fù)雜多維空間曲面較接近實(shí)際情況，所需要的試驗(yàn)組數(shù)相對(duì)較少，在系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)中得到廣泛應(yīng)用。本研究針對(duì)前架最主要部件為割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體，通過(guò)確定3個(gè)設(shè)計(jì)輸入變量：割盤(pán)電機(jī)安裝接觸面直徑P1（DS_D1）、擺臂電機(jī)輸出軸配合孔深度P2（DS_extual4）、擺臂的長(zhǎng)度P3（DS_extual2），定義其連續(xù)變化取值區(qū)間來(lái)求解P5（最大等效應(yīng)力），在求解過(guò)程中，最大應(yīng)力始終在15 MPa附近波動(dòng)，說(shuō)明收斂性強(qiáng)，設(shè)計(jì)可靠，系統(tǒng)魯棒性穩(wěn)定。最后將設(shè)計(jì)點(diǎn)與最大輸出參數(shù)3D響應(yīng)面插入到響應(yīng)點(diǎn)和設(shè)計(jì)點(diǎn)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。

如圖5在設(shè)計(jì)點(diǎn)的依次變化中，隨著輸入?yún)?shù)P1、P2在中心組合設(shè)計(jì)類型作用下，最大應(yīng)力值保持在15.5～16.0 MPa之間。將最大應(yīng)力作為新的設(shè)計(jì)點(diǎn)插入到響應(yīng)點(diǎn)，進(jìn)行響應(yīng)曲面求解，求解優(yōu)化設(shè)計(jì)系統(tǒng)圖如圖6所示。

通過(guò)2次使用ANSYS Workbench軟件結(jié)合上文虛擬樣機(jī)仿真得到的擺臂旋轉(zhuǎn)副的載荷譜，對(duì)模型在Workbench中進(jìn)行如下操作：

（1）為模型添加材料。本次優(yōu)化設(shè)計(jì)采用的材料為Structural Steel NL結(jié)構(gòu)鋼，其楊氏模量為2×105 MPa，體積彈性模量為1.667×1011 MPa，泊松比為0.3，剪切模量為7.692 3×1010 MPa，屈服強(qiáng)度為250 MPa。

（2）為模型劃分網(wǎng)格。前架主要由方管和鋼板組成，整體尺寸大于鋼板和方管厚度的2倍，同時(shí)各

圓角也不規(guī)則，為了減少這種現(xiàn)象對(duì)網(wǎng)格劃分帶來(lái)的影響，首先將前架分割成割盤(pán)、擺臂、套筒3個(gè)規(guī)則的個(gè)體，這樣能將各零件的邊界規(guī)劃好，同時(shí)能保證單元連續(xù)。采用Hex20六面體為主，Tet10四面體主要應(yīng)對(duì)螺紋、薄壁、光孔邊緣的網(wǎng)格劃分方法，這樣使得方管中空方孔的壁厚大于每個(gè)劃分單元的2倍，保證方管有2層六面體網(wǎng)格。采用這種方法克服了層單元或者殼單元的二維劃分方法不能真實(shí)反映擺臂上與割頭連接處薄壁的受力情況的不足。采用掃略網(wǎng)格劃分方法，模型網(wǎng)格劃分模型如圖7所示。該裝配體網(wǎng)格劃分了120 148個(gè)節(jié)點(diǎn)、68 280個(gè)單元。

（3）為模型施加載荷。施加對(duì)電機(jī)座端面的壓力大小為34 N，由動(dòng)力學(xué)求解得知，擺臂電機(jī)與套筒轉(zhuǎn)動(dòng)副施加最大載荷7 622.3 N，割刀電機(jī)與割盤(pán)轉(zhuǎn)動(dòng)副施加最大載荷7 700.7 N，設(shè)置套筒底端為Fixed Support，施加載荷圖如圖8所示。最后在Inertial選項(xiàng)中沿著y軸負(fù)方向設(shè)置標(biāo)準(zhǔn)重力加速度。

（4）分別對(duì)優(yōu)化前后的模型進(jìn)行靜力學(xué)求解[12-14]，得到如圖9所示的優(yōu)化前后割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體和各個(gè)組成構(gòu)件的零件的應(yīng)力云圖?；陧憫?yīng)曲面優(yōu)化前割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體所受最大應(yīng)力為擺臂所受最大應(yīng)力，但在整個(gè)擺臂過(guò)程中擺臂是核心部件，所受的變形和應(yīng)力越小，整個(gè)割草動(dòng)作越穩(wěn)定。優(yōu)化后，割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體所受最大應(yīng)力為套筒所受最大應(yīng)力為15.669 0 MPa，擺臂所受應(yīng)力為 14.150 0 MPa，滿足設(shè)計(jì)要求。各構(gòu)件與裝配體所受最大應(yīng)力優(yōu)化前后參數(shù)如表1所示。

3 優(yōu)化后前架模態(tài)分析

模態(tài)分析是一種研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特征的近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程領(lǐng)域中的應(yīng)用，主要用于確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)規(guī)律，得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和各階振型，也是各類動(dòng)力學(xué)分析的基礎(chǔ)[15-18]。根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)方程如下：

根據(jù)振動(dòng)理論，一個(gè)多自由度振動(dòng)系統(tǒng)，通常情況下其低階固有頻率對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)力特性影響起決定性作用，而高階固有頻率可以忽略考慮。裝配體的前6階模態(tài)分析如圖10示。前6階頻率的各項(xiàng)參數(shù)分析如表2所示。由表2可知，割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體的低階頻率為297.72 Hz。研究中采用的割草電機(jī)和擺臂電機(jī)為四相電機(jī)，在此頻率上計(jì)算電機(jī)轉(zhuǎn)速4 465.8 r/min。因本研究選用的電機(jī)最大轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，小于 4 465.8 r/min。無(wú)論在割草或擺臂工況下，電機(jī)頻率避開(kāi)297.72 Hz，不會(huì)產(chǎn)生如圖10所示的振型和形變量，滿足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

本研究在SolidWorks中進(jìn)行非接觸式果園自動(dòng)避障割草機(jī)的建模、設(shè)計(jì)、裝配，在ADAMS中對(duì)非接觸式果園自動(dòng)避障割草機(jī)的前架添加運(yùn)動(dòng)副約束和驅(qū)動(dòng)進(jìn)行虛擬樣機(jī)仿真，得到擺臂旋轉(zhuǎn)副和割刀旋轉(zhuǎn)副的載荷大小，為前架中割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體的靜力學(xué)分析提供了基礎(chǔ)。

本研究通過(guò)響應(yīng)曲面優(yōu)化設(shè)計(jì)的方案，割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體所受最大應(yīng)力降為 15.669 0 MPa，相對(duì)于優(yōu)化前，優(yōu)化率為32.49%。割盤(pán)、擺臂和套筒所受應(yīng)力優(yōu)化率分別為39.82%、39.03%、17.89%。優(yōu)化后降低了最大等效應(yīng)力，成功地將最大等效應(yīng)力的作用處從擺臂關(guān)鍵部件轉(zhuǎn)移到非重要部件上，提升了避障的穩(wěn)定性。

本研究對(duì)基于Response Surface優(yōu)化設(shè)計(jì)后的割盤(pán)、擺臂和套筒組成的裝配體進(jìn)行模態(tài)分析，得到前6階的模態(tài)頻率、振型、變形量，驗(yàn)證了設(shè)計(jì)的合理性。

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