自动剪枝机设计.docx

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1、摘要灌木修剪作业是水果种植业、花卉园林种植中的一个重要环节，然而在以人工修剪为主的传统式修剪中，生产率低且需要大量的人工参与。为了提高园林管理人员的作业效率，本文决定设计出一个能够瞒住自动化的灌木剪枝机，该剪枝机具仃体积小、制造成本低噪音小等特点。本文首选根据灌木剪枝机的实际工作特点提出剪枝机的工作原理以及结构方案。然后在此基础上通过比较各种传动方案、物动方案以及刀片的结构形式来确定出剪枝机的具体设计方案和有关的参数。对于传动系统以及电机的有关参数本文采用机械设计、机械原理的有关理论方法，计弟出较为合理的技术参数。当以上技术参数设计完毕后，本文还在此基础上利用SoIidWorks建模软件进行J

2、三维建模。本文还重受力的理论基础上分析J切割瑞的运动、速度、受力等机械参数，并在此基础上对电机、传动带进行选型.最后，本设计为了避免工人在使用剪枝机时由于突然触碰到硬物而导致的枝机锯片脱手伤人，本文还创新性地设计了基于加速度陀螺仪和单片机的主动安全保护装芭.关键词：修剪机；切割器；三维建模：机构优化：主动安全保护11研究背景及意义灌木类植物剪枝是园林管理的重要环节，定期的修剪可以调节假物的生长速度、合理分配营养、防止大小年结果以及控制树势（吴良军等2018）。我国地域辽网，地形竟杂，果园修剪机械发展参差不齐，根据果园作业地形，修剪机械分为平地作业机械和丘陵山区果园作业机械，丘陵山地果园地形红杂

3、，手工修剪为主辅以小型化修剪机械，在果园机械化方面整体水平低。对于平地或缓坡地果园，果树修剪机械化程度较低，修剪机械多为小型化修剪机械，大型高效率的修剪机械较少，严重阻碍了我国农业现代化的发展（李树江等2019）。近年来，我国城镇化发展迅速，进城务工的青壮年不断增多（廖文梅等2019）,农村留守人员大都为妇女和老人，农村劳动力日益减少，人工成木高，生产率低，灌木类果树产的、产后成本日益升高，严困阻碍了我国种植产业的发展每年定时的修翦多余的果树等灌木类植物的藤硬、枝Y，可以很好地取得大的丰收和经济效益。1.2 灌木剪枝机国内外发展现状1.1 .1国外发展现状在西方农业机械较为发达的国家，果树的剪

4、枝方法主要有两种方案：一种方案是雌枝逐个修剪，另一种方案是整株几何修剪,单枝修剪就是根据植物的生长特点以及地理环境由人工逐个确定修剪的枝条.整株几何修剪是指在驱动地盘上安装可以移动的外伸作业河，臂端装有液压驶动的切割器,可以对树冠以一定的几何形状进行修剪。该剪枝机的工作原理图和实物图如图IT所示。图1-1圆盘钢式修剪机1.2 .2国内发展现状国内的蚂枝机应用研究开始较晚，所以在很长一段时间市场上的品种卜分单一，并且以生产手动式修剪为主。在修剪方案上，我们国家主要采用单枝的选择修剪。所采用的修剪工具主要是手动的，时于大型的应用环境主要采用气动、或者电动的驱动方式。这类的修剪机械常见的仃TJDH3

5、d2型气动果树修剪机。该类哒的修剪机如图1-2所示。图I-2单.枝怪枝机1.3 论文的主要工作安排主要的设计工作可以总结如下：(1)分析修剪的特点，设计基本的传动结构形式以及刀片等：(2)根据剪切的受力以及速率，确定出剪枝机驱动电机的动力参数;(3)通过SW三维建模软件绘制剪枝机的零件图和装配图:2灌木剪枝机的总体设计2.1灌木剪枝机的剪枝原理灌木剪枝机整机可以分为三部分：切割器（刀具）、传动系统和驱动系统。切割罂是整个机器的动作执行机构，本设计是往更式的切割刀具，灌木的枝条在刀片的剪切力的作用下而发生断裂，进而实现的切削的F1.的。传动系统是将电动机的旋转运动转化为动刀片的往且运动的机构，这

6、一部分采用变形的多连杆机构来实现。驱动部分是采用的蓄电池带动电动机来实现的。总的来说灌木剪枝机的剪枝原理就是将电机的高速旋转运动转化为动刀片的高速往北运动,进而实现切削。往北式灌木剪枝机的工作原理如图2T所示。图2-1剪枝机的工作原理图本濯木剪枝机采用多连杆的传动方式，在曲柄处增加r一个从动的连杆作为该多连杆机构的虚约束，该虚约束可以在不增加机构运动自由度的前提下提高机构的刚度，进而可以降低机构运动的刚度和振动幅度。同时，本设计采用的是电机驱动，相较于传统的汽油机驱动具有噪音低、振动小、体积小的特点。并且由于该机器是电机所驱动的，所以其转速的控制也较为方便，所以在此基础上设计出了基于加速度陀螺

7、仪和雎片机的主动安全保护装置。该装置能够避免JI人在使用剪枝机时由于突然触碰到硬物而寻致剪枝机锯片脱手伤人。这样该灌木剪枝机就相较于传统的剪枝机具有更加友好的人机安全性。2.2灌木剪枝机的驱动类型剪枝的卵动部分是实现刀具往北运动，进而进行工作的动力来源。选择合适的杂动类型会影响到整个设备的体积、工作效率、噪音大小等方面。对于四枝的驱动方式主要仃以下两种方案。方案一：四冲程汽油机驱动：目前市面上有很多剪枝机都采用的是汽油机驱动，该驱动方式具有马力大，能源补充快的优点。其缺点是噪音大.结构显得笨重。方法二：电动机驱动：该驱动方式是采用的直流电机来代耕发动机进行驱动。该驱动方法具有噪音低、结构简单、

8、携带方便、便于控制等优点。随着电池技术的逐渐发展，锂电电池的质量和体积越来越小，并且其电能容员:完全能够瞒住需要，并且随着快充技术的发展，充电等待时间长等缺点也得到了一定的弥补。所以这里选择电动机作为剪枝机的动力来源。2.3灌木剪枝机传动机构设计由于电机或拧汽油机的输山轴都是输出的转矩，所以不能将其用来直接驱动刀具,这就需要合适的传动机构来进行转换。方案一：液压传动：采用液压泵、液压马达和液压气缸等液压件出并联以汽油或者柴油传递动力。缺点是，成本高：优点是：结构紧凑，体枳轻巧，功耗低。方案二：多连杆传动：采用曲柄滑块机构的变形机构来完成旋转机构转平移运动。由于多连杆可以直接将旋转运动转化的动刀

9、片的平移运动，且可以实现运动的远距离传输，所以这里选用曲柄滑块机构的传动方式。2.4灌木剪枝刀具类型选择切割器是灌木剪枝机的主要部件之一，它实现灌木茎杆切断的执行装置。目前，灌木剪枝机常见的切割器有回转式、往复式、抱刀式。灌木剪枝机的切割器应满足如下的技术要求(1)灌木的枝径应当具有良好的切割质量，尽量保证茬齐、树皮不撕裂：(2)效率高，工作可旌,功耗低，振动相对较低：(3)能够满足灌木各个生长阶段的不同生长状况的切割：由于我们本次所设计的剪枝机属于一种小型手提式的剪枝机，所以采用往复式的切割器较为合适，这是其具有体积小、功耗小、成本低往复式刀具的结构形式如图2-2所示。(D滑动导轨(2)动刀

10、片(3)静刀片(4)支撞板图2-2往复式刀具的结构以上我们确定出来了往纪式的切割器，为了保证我们所设计的刀具能好高效的切断灌木的枝Y，我们还要通过对刀口的受力分析来确定出刀刃力口的形式。如图2-3所示，该图即为刀具在切割过程中的受力简图，其中RF2刀具的两恻所给树枝的力，该力可以分别分解为切向力F,和法向力F,法向力E可以使得树枝被战断，而切向力使得树枝沿刀具划出刀U，所以为了能够保证树枝可以被剪断.需要满足如下公式：F*COS()FCOS()(2-1)由公式2T可以知道，动、定刀片滑切角b和必须小于它们与刀刃法线夹角a,也即在机港进行往笈式切割时，刀具的齿刃应当先刺入茎秆，随即刀片的两恻刃对

11、茎杆滑切，由于齿间距比茎秆直径小很多，等效于像锯齿一样，对茎秆进行连续的切割。因此，在此条件下切割，割刀能牢固的钳住茎秆，且较为省力。参考以往的设计经验，这里将刀具刀刃法线夹角设计为30度。图2-3受力筒图3剪枝机的动力系统设计3.1动力系统概述动力系统是整个设计工作的核心所在，这一部分包括整个剪枝机的传动参数的设计计算以及电动机的功力、扭矩匹配。为了得出以上的技术参数，这里应当首先分析刀片切削刃的形式以及切削方式等闪素对切削力的影响。3.1.1刀片特性的影响当刀具和濯木的枝条正切时，刀具所受的阻力的方向是垂直于茎秆，这个时候刀刃的厚度越大，刀具所受到的切割阻力也就越大。由于刀具的后角为。,所

12、以刀刃角和前角的互余的关系,也就是说刀刃角越大，刀具的前角就越小，在切割过程中茎杆的切削变形量也就越大，那么切削的阻力也越大。所以，刀刃角的大小时切割力的影响，在往复式切割中应加以综合考虑。参考市场上类似的产品的刀刃形式，这里将刀刃用确定为30度。刀具的结构示意图如图如图3-1所示。.00图3-1刀具的结陶示意图3.1.2切削力的确定由于茎杆的刚度会影响到切削力，这个刚度包括茎秆本身的刚度和支撵引起的抗弯反力。割刀必需克服茎杆的切割阳力才能切断茎秆，所以，要保证切割进行，割刀必须有足够的切割速度（以得到茎杆较大的惯性力）或者是给茎秆以合适的支持，来增大抗弯反力。由于本设计是采用的往史式的切削形

13、式的，刀具部分是分为动刀片和静刀片两部分的。静刀片是与切削机的机架固定的，动刀片是在电机的驱动下做往亚运动，所以在切削过程中於刀片可以起到一定的支撑作用，这在一定程度上又提高了茎杆的刚度。所以在计算切削力的时候可以按照一点支撵切割的方式进行计算，由于依辕定刀来支撑，抗弯阻力弯会增大，惯性力相应会诚小，即动刀速度可以降低。切削力可以用如下的公式进行计算。F割=F弯+F惯F阻(3-0如图3-2所示,该图为刀具的受力的图.由刀具的受力简图可以知道切削过程中阻力主要来自于法向力和切向力。以上切割器所受到的阻力与许多因素有关,比如：茎秆的硬欧、茎秆的径级、茎秆的含水率、茎秆的密度、切割器的运动参数切劄器

14、的结构参数和刀片的锐利度等。由于以上因索是更杂多变的,所以这里只能根据有关文献确定出一个大致的依，以一般干湿状况下的直径为10举米的灌木枝径为例,在锋利刀片的切断作用下，切断所需要的切削力大约为30牛顿.由于刀具可能同时切削多个淞木技任所以这里先确定动刀处的切削力为50牛顿来进行后续的计算.图3-2刀具的受力简图3. 1.3切割器割刀的平均速度切割器割刀的速度是变化的，实际计算时一般常采用割刀的平均速度V-P可以用如下的公式进行计部:V=-ms(32),15上式中n为曲轴转速：r为曲轴半径；当n=460r/min、r=0.026m时，vp=O.797m.3. 2曲柄连杆机构设计有以上分析可以知

15、道，剪枝机的动刀片是在做周期性的往复运动的，而电机是在做高速的旋转运动。为了实现将电机高速的旋转运动转换为动刀片的往复运动，这里采用曲柄滑块机构来作为转化机构，所以接下的设计工作就是设计出合适的曲柄滑块机构，由于般的灌木的枝干的直径不超过30皂米，所以这里可以认为曲柄滑块机构的行程为30亳米。设滑块行程为a,a=30亳米。并初选曲柄滑块机构的行程速比系数为1.5,导路的偏距设计为20富米，设偏距为e,e=30名米。接下来根据压力角的计算公式3-3计算出该曲柄滑块机构的极位夹角为。上式中：K为曲柄滑块机构的行程速比系数，这里选为1.5;为极位夹角：珞曲柄滑块机构的行程速比系数K=1.5带入公式3-3中可以得到采用以上初选数据所得到的压力角为36度.当确定出曲柄滑块机构的滑块行程和偏即以及行程速比系数后即可以采用做图法设计曲柄滑块机构的连杆长度。(1)首先做5,C2等于滑块行程H。接着做以C的底边做等腰三角形，并使等腰三角形的顶角为20。(3)接着以0为圆心，J。为半径做圆。(4)接卜来做2的平行线，使二者的距离为偏距的长度。并使该直线与圆交于A点。至耻匕作图完毕。设曲柄滑块机构的曲柄长为1.连杆长为1.并列出如卜的计算公式。将从以上图中量的有关数据代入到公郑，蹴可以得到曲柄长I为谑米，连杆山的80亳米。3. 3电动机参数计算接