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高大树木修枝机械设计与优化分析,高大,树木,修枝,机械设计,优化,分析
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分类号：分类号：S776.27+4 授予学位单位代码：授予学位单位代码： 10434 研研 究究 生生 学学 号：号：2013110085 山東農業大學山東農業大學 硕硕 士士 学学 位位 论论 文文 高大树木修枝机械设计与优化分析高大树木修枝机械设计与优化分析 Design and Optimization Analysis on High-branch Pruning Machine 2016 年 6 月 6 日 研究生研究生 ： 陈延甫 学 科 专 业陈延甫 学 科 专 业 ： 机械电子工程 研 究 方 向： 机械电子工程 研 究 方 向 ： 机电控制及自动化技术 学院： 机电控制及自动化技术 学院 ： 机械与电子工程学院 指 导 教 师： 机械与电子工程学院 指 导 教 师 ： 苑进（教授） ： 苑进（教授） 万方数据 论 文 提 交 日 期： 论 文 答 辩 日 期： 学 位 授 予 日 期： 学 科 门 类： 答 辩 委 员会主席： 万方数据 关于学位论文原创性和使用授权的声明 本人所呈交的学位论文，是在导师指导下，独立进行科学研究所取得的成果。对在论文研究期间给予指导、帮助和做出重要贡献的个人或集体，均在文中明确说明。本声明的法律责任由本人承担。 本人完全了解山东农业大学有关保留和使用学位论文的规定，同意学校保留和按要求向国家有关部门或机构送交论文纸质本和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权山东农业大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文和汇编本学位论文。 保密论文在解密后应遵守此规定。 论文作者签名：_ 导 师 签 名：_ 日 期：_ 万方数据 万方数据 目 录 中文摘要中文摘要.I Abstract. III 1 绪论绪论.1 1.1 课题研究的背景及意义.1 1.1.1 研究背景.1 1.1.2 研究意义与课题来源.1 1.2 国内外研究现状.2 1.2.1 修枝作业方式国内外发展现状.2 1.2.2 修枝工具发展现状.4 1.3 本文主要研究内容.5 1.4 论文结构.6 2 高大树木修枝机械方案设计高大树木修枝机械方案设计.7 2.1 整机技术参数与设计方案.7 2.1.1 整机技术参数.7 2.1.2 整机设计方案.7 2.2 各系统技术参数及设计方案.8 2.2.1 末端执行器.8 2.2.2 臂架系统.9 2.2.3 回转系统.9 2.2.4 升降系统.9 2.2.5 动态配重系统.9 2.2.6 动力系统.10 3 高大树木修枝机械臂架系统设计与优化分析高大树木修枝机械臂架系统设计与优化分析. 11 3.1 臂架系统结构设计. 11 3.1.1 机械臂结构设计. 11 3.1.2 变幅机构结构设计.12 3.2 机械臂尺寸设计.12 3.3 变幅机构优化设计.13 万方数据 3.3.1 优化目标.14 3.3.2 设计变量.14 3.3.3 约束条件.15 3.3.4 优化设计结果分析.15 3.4 臂架系统静力学分析与优化设计.16 3.4.1 臂架系统虚拟样机的建立.17 3.4.2 模型处理与仿真求解.18 3.4.3 仿真结果分析.19 3.4.4 结构优化与分析.20 3.5 臂架系统动力学仿真及电动缸参数确定.21 4 高大树木修枝机械其它关键系统高大树木修枝机械其它关键系统.25 4.1 高大树木修枝机械末端执行器.25 4.1.1 末端执行器结构设计.26 4.1.2 工作原理及仿真试验.27 4.2 高大树木修枝机械回转系统.29 4.2.1 回转系统结构设计.29 4.2.2 回转系统参数确定.30 4.3 高大树木修枝机械升降系统.31 4.4 高大树木修枝机械动力系统.32 5 高大树木修枝机械动态配重系统高大树木修枝机械动态配重系统.34 5.1 动态配重系统原理.35 5.1.1 电动缸长度推导机械臂夹角.36 5.1.2 机械臂夹角推导倾翻力矩.39 5.1.3 倾翻力矩推导配重块位移.40 5.2 动态配重系统结构设计.40 5.2.1 选定配重块质量的试验研究.41 5.2.2 配重系统机械结构设计.42 5.3 动态配重系统控制流程.44 6 高大树木修枝机械动态特性分析高大树木修枝机械动态特性分析.46 万方数据 6.1 高大树木修枝机械初步建模与工况分析.46 6.2 基于 ADAMS 的整机倾翻仿真试验 .47 6.2.1 模型前处理与仿真.47 6.2.2 结果分析.49 6.3 高大树木修枝机械模态分析与结构优化.50 6.3.1 运输状态下模态分析与结构优化.50 6.3.2 作业状态下模态分析.52 7 样机试制与试验样机试制与试验.55 7.1 样机试制.55 7.2 样机试验.57 7.2.1 样机运动性能试验验证.57 7.2.2 修枝试验.60 8 结论与展望结论与展望.61 8.1 结论.61 8.2 主要创新点.62 8.3 展望.62 参考文献参考文献.63 致谢致谢.66 攻读硕士学位期间的成果攻读硕士学位期间的成果.67 万方数据万方数据山东农业大学硕士学位论文 I中文摘要 林业是我国重要的农业产业之一，人工林面积位居世界首位，而且我国森林资源总量持续增长。林木修枝是森林抚育工程中的重要环节，合理的修枝不仅可以改善林木通风透光条件，增强光合作用，还能有效的减轻病虫害及风雪自然灾害。然而我国林木修枝机械的研究尚处于起步阶段，国内修枝作业尤其高大树木修枝作业方式仍较为原始，修枝工具较为简单。国外对修枝机械的研究起步较早，针对 8m 以下的侧枝，修枝机械配套比较完善、效率高、自动化程度高；而针对 8m 以上的侧枝，修枝机械的自动化程度也相对较低，因此不符合中国林业的实际需求。 为填补我国高枝修枝机械行业空白，优化我国相对简陋的修枝工具，解决国内林业高大树木修枝困难的实际问题。本文设计了一种针对林业高大树木的修枝机械，本机械主要包括升降系统、回转系统、臂架系统、末端执行器、动态配重系统及动力系统六大部分。文中详细阐述了高大树木修枝机械的设计、仿真及优化分析的全部过程。包括高大树木修枝机械整机及各部分的设计方案；高大树木修枝机械各部分的详细设计过程，如末端执行器导向卡锁式修枝护茬锯的结构设计，臂架系统中机械臂的设计与变幅机构铰点位置的优化设计，回转系统的结构设计与参数计算，升降系统与动力系统的计算选型，动态配重系统的设计与控制流程阐述，整机三维模型的建立；基于 ADAMS 的倾翻仿真实验与分析；基于 Workbench 的高大树木修枝机械的有限元分析，如针对臂架系统的静力学分析，针对整机的模态分析，并根据静力学分析与模态分析结果对整机进行了优化设计。 最后根据最终设计方案对相关零部件进行选型、加工，制作了全尺寸样机一台，并进行了样机试验验证。 本机械修枝高度达到15m， 作业半径达到6m， 最大修枝直径10cm，并且该机械可以在修枝的同时进行修枝茬口的养护。具有自动化程度高、操作简单、转弯半径小等优点。 关键词：高大树木修枝机械；参数化设计；动力学分析；有限元分析；优化分析 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 II 万方数据山东农业大学硕士学位论文 III Design and Optimization Analysis on High-branch Pruning Machine Abstract Forestry is one of the most important agricultural industries of China, the plantation area of our country ranks first in the world, whats more, the total amount of forest resources continuous increase. Pruning trees lateral branch is an important part of forest tending project. Reasonable pruning can not only raise photosynthetic rate by improving air and light conditions of forests, but also effectively reduce pests, diseases and wind-snow disaster. However, the research on pruning machinery is still in the initial stage in our country. In our country, the pruning method is still relatively primitive, the pruning tools are also relatively simple, especially for the tall tree pruning. The research on pruning machinery started earlier in developed countries for the lateral branch that below eight meters, their pruning machinery is very complete and high in automation, but its too expensive. For the lateral branch that above eight meters, the degree of automation is relatively low, so the machinery of the other countries cant meet the actual needs of Chinese forestry also. In order to fill the gap in the field of pruning mechanical and optimize simple pruning tools and solve the problem about the tall tree pruning, this thesis designs a new high-branch pruning machine. It mainly includes lifting system, rotation system, boom system, end effector, dynamic counterweight system and power systems. This thesis describes the whole process of design simulation and optimization analysis on high-branch pruning machine in detail. First of all, it includes the purpose and significance of this study, the design scheme of high-branch pruning machine and its each part. Then the detailed design process of the machine and its each part of , such as lifting system, boom system, end effector, dynamic counterweight system, rotation system, especially the parametric design of pivot locations of boom system luffing mechanism and the control method of the dynamic counterweight system. And then the simulation and analysis of the machine by using ADAMS, the finite element analysis of machine which includes Statics analysis and modal analysis. At last it built a full-size prototype and verified the performance of the prototype. The 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 IVmechanical pruning height can up to fifteen meters, operating radius can up to six meters, pruning diameter can up to ten centimeters. It can preserve pruning wounds while pruning tree. It has a high degree of automation, simple operation, small turning radius, etc. Keywords: High-branch pruning machine; parametric design; dynamic analysis; finite element analysis; optimization analysis 万方数据山东农业大学硕士学位论文 1 1 绪论 1.1 课题研究的背景及意义 1.1.1 研究背景 近年来林业产业受到人们越来越广泛的关注。一方面是因为林业是我国重要的农业产业之一，据 2014 年全国林业统计年报显示 2014 年林业产业总产值达到 5.40 万亿元，比 2013 年增长 14.20%；另一方面扩大森林覆盖率是改善我国自然环境的重要手段，林业的可持续发展在推进生态文明建设中担任着首要任务。 据第八次全国森林资源清查（2009-2013，五年一次）结果显示，我国森林面积达到 2.08 亿公顷，森林覆盖率 21.63%，其中天然林面积 1.22 亿公顷、人工林面积 0.69 亿公顷，人工林面积居世界首位（耿国彪，2014；胡超，2015）。该调查结果显示我国森林资源总量持续增长、质量不断提高、天然林稳步增加、人工林快速发展，由此看出我国森林资源进入了数量迅速增长，质量不断提高的快速发展时期。然而报告还指出，与全球森林覆盖率 31%的平均水平相比较我国仍然是一个缺林少绿、生态脆弱的国家，人均森林面积仅占世界人均水平的 25%，因此我国林业发展仍然面临着巨大的压力与挑战。综上所述，我国林业正处于高速发展并且还需要加大发展力度的状态，科技兴林变得尤为重要，林业机械也到了不得不创新、不得不发展的时期（耿国彪,2014）。 相关研究表明林木修枝是森林抚育工程中的重要环节。首先合理的修枝能够增强树木的光合作用、改善林木干形、促进林木生长提高木材质量；其次合理的修枝还可以改善森林防火条件，改善林木卫生状况、降低风雪灾害、病虫灾害发生的可能性（杨义勇等，2012；秦柱南，2014）。针对我国森林抚育面积广、剪枝作业量大，目前的修枝工作方式原始、落后，特别是高空剪枝作业中林木枝条修剪劳动强度大、作业环境差、危险性高、装备缺乏的现状，本项目旨在研制一种适用于林业高大树木修枝的全新型修枝机械。 1.1.2 研究意义与课题来源 本项目研制的高大树木修枝机械是一种用于高大树木修枝的智能林业装备，用以实现林业高枝的高效修剪工作。该机械主要由动力系统、升降系统、旋转系统、臂架系统、末端剪枝锯、动态配重系统以及电控系统等组成。升降系统结合臂架系统使修剪高度达到 15m， 工作半径达到 6m， 导向卡锁式高枝修剪护茬锯可以实现最大半径为 10cm 树枝万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 2的修剪；简单有效的结构设计使得该设备可由小型拖拉机、皮卡等中小型牵引车拖拽穿行于林间、城市马路等工作环境；位于剪枝锯前端的摄像头可采集工作图像，通过无线接收器将实时画面传输到显示器，研制的智能控制器可实现机械手的姿态调整和剪枝锯的精确定位。 该机械具有操作方便、智能高效、安全系数高等优点。项目的顺利实施能够有效解决现有的高空剪枝作业劳动强度大、工作效率低、操作不便等问题。项目的顺利实施为提高我国林业修枝机械的技术水平、推进产业化进程及推广国家森林抚育制度起到关键作用。 本课题源于山东省科技发展计划项目 “高大树木剪枝机的研制” （2013GGB01028） ，旨在研制一种新型高大树木修枝机械及其电控系统。项目主要研究内容如下：首先是基于虚拟样机的高大树木修枝机械整机机械结构的设计、优化分析与加工；其次是基于运动学逆解的臂架式机械手运动控制方法研究、基于无线视频的辅助软件开发、整机控制器的研制；最后是高大树木修枝机械的林场试验。由于本文作者主要负责本课题机械部分，因此除动态配重系统以外本文不涉及控制方案的确定。 1.2 国内外研究现状 树木侧枝在树木生长过程中的特定时期会促进树木自身发育，特定时期过后冗余侧枝就会对树木自身的生长起到阻碍作用，消耗过多的养分、不利于通风、病虫害蔓延、防火条件下降等问题接踵而至。另外城市马路两侧的树木侧枝过长会导致遮挡交通信号灯等问题。科学合理的人工修枝不仅能够增强树木光合作用，促进树木生长改善树木干型、提高成材率（Hoogesteger J,1992）；还可以改善林木通风透光条件，减轻病虫害和风吹雪压等自然灾害（秦柱南，2014；李杰，2010）；另外合理的修枝还可以改善森林防火条件。然而不恰当的人工修枝会导致树皮开裂、茬口不规则或茬口过高等问题引起树木感染形成死结、疤痕，甚至引起大片树林交叉感染导致树木死亡。本部分对修枝作业方式和修枝锯的国内外现状进行阐述。 1.2.1 修枝作业方式国内外发展现状 国内修枝作业方式大致分为两种：传统的人力修枝方式和机械化修枝方式。目前仍以传统的人力修枝方式为主，这种修枝方式一般以工作人员手持修枝锯、修枝剪等工具攀爬到树木高处修剪树枝或手持装有加长杆的剪枝工具站在地面对侧枝进行修剪，甚至手持长杆对冗余侧枝敲打进行修整枝条，如图 1-1 所示。上述方式不仅劳动强度大、效万方数据山东农业大学硕士学位论文 3率低下，而且极有可能引发坠落侧枝砸伤工作人员以及工作人员从高空跌落的危险事件；更重要的是由于加长杆刚度不足，剪枝工具晃动难以定位导致修枝茬口不平滑、不利于修枝茬口愈合，易形成死节（黄彪，2012）。近几年随着高空作业车的发展，利用高空作业车载人修枝方式逐渐发展起来， 这种方式能够修剪 10m 以上的侧枝， 但是这种修枝方式仍应归结为传统人力修枝方式，因为其工作方式只是由工作人员架梯攀爬转变为借助高空作业车辅助修枝，这种剪枝工作要有 23 个工作人员同时操作，而且对作业环境要求较高，在一些道路状况不好或林木比较密集的地方，高空作业车的机械臂也无法展开；另外在高空操作台上的工作有着较大的危险性工作人员易疲劳。随着科技的发展， 国内也逐渐出现了新的机械化修枝方式。 2006 年湖南农业大学工程技术学院邹运梅等研制了一种背负高枝剪切机，其结构如图 1-2 所示，该机以汽油机作为动力，采用软轴传动进而驱动剪枝锯，一定程度上提高了劳动效率改变了传统的人力修枝的现状，但是该机械只能够修剪高度在 6m 以内的侧枝而且劳动强度大（邹运梅等，2006）。另外国内一些研究机构也正在研发新型的爬树修枝机器人结构，如图 1-3 所示。这种机器人智能化程度高、修枝效果好，但是这种爬树修枝机器人限制性比较强，只适用于树干较直树形；剪枝无选择性，采用一刀切的剪枝方式；攀爬轮在攀爬过程中会对树皮造成一定伤害（苑进等，2013）。 图 1-1 国内常见人力修枝方式 Fig.1-1 Common way of artificial pruning used in China 国外在修枝方式上对机械化修枝剪枝的研究起步较早，配套较为齐全（蔡良锥等，2011）。8m 以下的侧枝大都采用较为成熟的修枝工具搭配伸缩手臂，这种修枝方式简单方便、实用性强，效率高。但这类机械修枝高度一般低于 8m。如图 1-4 所示，是新疆叶城县 2014 年花费 35 万元购进的德国修枝机械、配套大马力拖拉机，利用拖拉机传万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 4动轴驱动该设备的液压系统并利用液压动力完成全部工作，最大作业高度 7m，每天可以完成 80100 亩的修枝作业。 另外欧洲还有一种将剪枝工具固定在几个升降平台之上，通过自动升降进行高空修枝作业的升降平台，作业时各个平台受其独立的液压系统控制而互不影响，其修枝高度也在 8m 以下；还有钢索式升降平台，利用绞盘来实现升降功能，作业高度在 20m 左右，但自动化程度较低。对于 8m 以上的侧枝国外同样研究爬树修枝机器人，例如日本的星灵公司等（徐军，2011）。 图 1-2 背负式高枝剪切机 图 1-3 爬树修枝机器人 Fig.1-2 Shoulder type tall trees trimmer Fig.1-3 Tree pruning robot 图 1-4 德国修枝机械 Fig.1-4 Pruning machine of Germany 1.2.2 修枝工具发展现状 为提高林木材质、 促进林木生长并获得干型良好的木材， 应使修枝茬口尽量平整 （特殊树种除外），茬口尽量控制在 0.52cm 之间，保证树木修枝茬口尽快愈合。另外为防止修枝茬口积水、腐烂，还要在树木修后及时进行茬口养护，一般使用 5%的硫酸铜溶液喷涂茬口（张廓玉，1989）。目前侧枝修剪工具可分为剪切式修枝工具和锯切式修枝工具两类。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 5剪切式修枝工具主要包括修枝剪及其衍生工具气动修枝剪等，这类修枝工具能够方便快捷地修剪中低高度的细小枝条， 并且造价低廉， 使用简单， 在果农中使用较为普遍。但是这类剪枝器只能修剪直径在 4cm 及以下的枝条。 锯切式修枝工具主要包括木锯、 圆盘锯、链锯及其衍生出的相关电动工具如电链锯、马刀锯等，这类修枝工具除圆盘锯外都能够实现大直径侧枝的修剪，而且修枝茬口平面较为平整。 上述两类修枝工具各有优缺点，但是均不能在修枝同时实现对茬口的养护，需要由专人负责在修枝以后进行茬口养护工作，大大增加了工作量。因此亟待研制一种新型修枝工具实现在修枝的同时进行茬口养护。 综上所述，尽管现在人们应对高空剪枝问题有一定的解决方法，但这些方法存在一些较大的缺点与局限性，无法较好的解决高空剪枝的问题。因此当前迫切要求发明一种能够灵活地穿梭于林地之间， 操作简便、 安全高效的能修剪 15m 左右的高空粗大侧枝的修枝机械。 1.3 本文主要研究内容 本文研制的一种新型高大树木修枝机械。操作者在地面上即可实现高大树木的修枝工作， 修剪高度可达 15m， 方便林间穿行， 能够有效解决现有高空剪枝作业劳动强度大、工作效率低、操作不便等问题。 本文主要包括以下内容： （1）高大树木修枝机械整机与各组成系统的方案设计； （2）高大树木修枝机械各系统详细的设计与优化分析； （3）高大树木修枝机械整机动态特性分析； （4）高大树木修枝机械样机试制与试验； 上述各部分具体工作内容概述如下： （1）在查阅高空作业机械设计相关文献的基础上，根据高大树木修枝机械实际需求和实际工况，综合考虑实用性、安全性、经济性等各方面因素，确定整机设计方案及各组成系统的设计方案。 （2）根据第一部分中确定的整机和各组成系统的设计方案，充分查阅机械设计手册进行各项设计计算， 结合 AutoCAD、 SolidWorks、 ADAMS、 Workbench 等 CAD、 CAE软件对各组成系统进行设计。本部分将高大树木修枝机械六个系统分为三大部分进行详细介绍。首先是臂架系统，包括对臂架系统的结构设计、变幅机构的参数化优化设计、万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 6臂架系统的静力学分析与优化、臂架系统动力学分析等内容；其次是动态配重系统，包括动态配重系统的原理阐述、结构设计以及控制原理的阐述；最后是除臂架系统和动态配重系统以外的末端执行器、 回转系统、 升降系统、 动力系统等其它关键系统设计计算。 （3）根据整机各系统的详细设计方案，运用 SolidWorks 对机械结构进行虚拟样机建模，对高大树木修枝机械进行了动态特性分析。主要包括基于 ADAMS 的整机作业状态中最危险工况进行稳定性仿真试验与分析以及基于 Workbench 的整机模态分析与结构优化。 （4）根据优化后的模型参数进行零部件选型、绘制加工图纸并进行全尺寸样机加工、运动性能验证和修枝性能试验验证。 1.4 论文结构 本论文共分为八个部分： 第一部分为绪论。 论述了本课题的研究目的、 意义及项目来源； 对国内外研究现状、发展趋势、课题的研究背景及课题的主要研究内容及研究思路进行了阐述。 第二部分介绍了高大树木修枝机械整机及各部分的设计方案。 第三部分介绍了高大树木修枝机械臂架系统设计与优化分析。 第四部分介绍了高大树木修枝机械其它关键系统设计过程。 第五部分介绍了高大树木修枝机械动态配重系统的设计过程。 第六部分介绍了高大树木修枝机械动态特性的分析。 第七部分介绍了样机的试制及试验。 第八部分对本文的主要工作进行了总结并提出了一些展望。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 7 2 高大树木修枝机械方案设计 2.1 整机技术参数与设计方案 2.1.1 整机技术参数 在查阅高空作业机械设计相关文献的基础上，综合考虑林木高度、林木间距、林场工作环境等高大树木修枝机械实际需求和实际工况，确定整机技术参数如下： （1）作业高度范围：515m （2）最大作业半径：6m （3）最大修枝直径：10cm （4）运输状态整机尺寸（长宽高）：4.21.23.8m（不含牵引架及牵引车） （5）最大消耗功率：6kW （6）工作制：连续 4h 以上 （7）自重： 2500kg （8）运输方式：牵引型 （9）动力来源：交流发电机 2.1.2 整机设计方案 为使高大树木修枝机械能够切实服务于林业抚育工程，根据上述技术参数的要求，经过多方调研、讨论确定整机应包含机械结构和电控系统两大系统，其中机械结构中主要包括末端执行器、臂架系统、回转系统、升降系统（包括底盘、行走系统、支撑腿、整机控制面板、牵引架等各类辅助机构）、动态配重系统、动力系统等部分，其系统组成如图 2-1 所示，由于本文不涉及整机电控系统，在此不进行阐述。 图 2-1 高大树木修枝机械的系统组成 Fig.2-1 High-branch pruning machine system components 工作原理：高大树木修枝机械结构示意图如图 2-2 所示，高大树木修枝机械由拖拉万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 8机或皮卡等牵引车牵引至林场等工作环境后，由操作人员在地面进行操作。控制面板上集成了视频显示器以及各类按键，可以从显示器上看到末端执行器传输的作业环境高清画面，并操作各类按钮控制整机的提升、旋转、末端执行器的运动等各类复杂运动。其中动力系统为本机动力来源，为本机各种设备提供电能；升降系统同时具备行走和升降功能， 用于提高整机工作高度； 回转系统位于升降系统顶端， 连接升降系统和臂架系统，主要用于保证整机水平面内自由度；臂架系统主要用于提高末端执行器的灵活性，增大工作空间；末端执行器位于臂架系统最末端，主要用于实现本机修枝护茬功能；动态配重系统主要用于保证臂架系统平衡性，提高整机稳定性。 1.末端执行器 2.臂架系统 3.回转系统 4.升降系统 5.动态配重系统 6.动力系统 图 2-2 高大树木修枝机械结构示意图 Fig.2-2 Diagram of high-branch pruning machine 2.2 各系统技术参数及设计方案 本节将根据整机技术参数及设计方案对末端执行器、臂架系统、回转系统、升降系统、动态配重系统和动力系统的技术参数及设计方案展开叙述。 2.2.1 末端执行器 末端执行器是整机功能性系统，其位于臂架系统最末端。主要用于实现高大树木修枝机械的修枝功能以及修枝同时进行茬口养护的功能。 高大树木错综复杂的侧枝情况决定了剪枝锯工作环境复杂性，地面上的操作者难以直接判断高空中待剪侧枝具体位置，因此要求末端执行器具备可视化功能，能将末端执行器所处的环境视频信号实时传回到控制面板的显示器上；此外末端执行器还需要有导向功能及卡锁功能，这样有利于末端执行器自身与树木之间的相对固定，减轻臂架系统振动；最大修枝直径要达到 10cm；而且根据树木修枝的技术要求，末端执行器应具有在修枝过程中实时养护茬口的功能。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 92.2.2 臂架系统 臂架系统主要用于保证末端执行器的灵活性，增大工作空间，是整机中最为重要的部分。 由于臂架系统处于高空作业状态，在保证其强度的同时需要尽可能轻量化设计，臂架系统自重应控制在 120kg 以内；考虑整机运输状态下的通过性，臂架系统应具备可折叠功能。臂架系统借鉴水泥泵车臂架系统（张亚楠，2014；Y.A. KHULIEF,2001），各机械臂之间串联，主要包含底座与四节机械臂。各机械臂首尾相连，相邻机械臂之间由电动缸变幅机构驱动，运输状态下处于折叠状态，工作状态下要求工作半径达到 6m。第一节机械臂与底座之间俯仰角范围 90-210，第二节机械臂与第一节机械臂之间俯仰角范围 90-180， 第三节机械臂与第二节机械臂之间俯仰角范围 0-180， 第四节机械臂与第三节机械臂之间偏转角范围左右摆动 30（王玮，2013；杨世文，2012）。 2.2.3 回转系统 回转系统位于臂架系统底座底端，连接升降系统与臂架系统，主要用于保证臂架系统在水平面内的旋转自由度。回转系统运动构件与臂架系统底座相连，回转系统固定构件与升降系统顶端相连。因此回转系统除起到回转功能以外，还对臂架系统起到支承功能。 由于臂架系统在回转系统之上，而且处于偏载状态，尤其臂架系统完全展开伸直的6m 状态下会对整机产生极大倾翻力矩，这要求回转系统要有较强的承载能力；此外回转系统应具备自锁功能，以防止臂架系统发生失控转动的情况；功能上还要求其能驱动臂架系统相对于升降系统选转 360。 2.2.4 升降系统 升降系统主要用于保证整机升降高度以及行走功能。主要包含了本机底盘、行走系统、支撑腿、整机控制面板、牵引架等各类辅助机构。 林场复杂的工作环境要求整机有较强的通过性，运输状态下要求其转弯半径较小，具有一定越障能力；工作状态下升降系统还要其能承受臂架系统、回转系统、动态配重系统、末端执行器总重；升降高度 8m，支撑腿撑开能够防止整机倾翻，保证整机稳定性。 2.2.5 动态配重系统 动态配重系统主要用于平衡臂架系统及末端执行器在工作状态下产生的倾翻力矩，万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 10以保证整机平衡性。 臂架系统在不同姿态下会产生不同的倾翻力矩，尤其完全水平展开后长达 6m 会产生较大的倾翻力矩，如果不加以平衡会损坏回转系统甚至导致整机倾翻，因此有必要设计动态配重系统，要求其能够根据臂架系统不同姿态迅速做出反应，保证臂架系统倾翻力矩一直处于安全范围以内。 2.2.6 动力系统 动力系统作为整机动力来源，主要用于提供整机各系统所需的电能。 高大树木修枝机械中有多处都需要电能支持，比如升降系统液压单元中的液压泵，回转支承系统、臂架系统、动态配重系统、末端执行器的驱动电机等。因林场工作环境较为特殊，属于野外作业，而牵引车较难提供如此大功率的电能输出，为了提高本机的通用性， 为本机配备 220V 交流发电机组 （整机作业状态下所需电能不借助牵引车动力） ，满载连续工作 4h 以上工作。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 11 3 高大树木修枝机械臂架系统设计与优化分析 高大树木修枝机械臂架系统主要由臂架系统底座、四节机械臂、变幅机构、电动缸以及必要的连接件组成。其主要用于提高整机工作高度、保证末端执行器的灵活性，增大工作空间， 是整机中最为重要的部分， 因此有必要对臂架系统进行详细的优化与分析。 根据第二章臂架系统设计方案中的要求，臂架系统自重应控制在 120kg 以内，相邻机械臂之间由电动缸变幅机构驱动，臂架系统应具备可折叠性，运输状态下处于折叠状态，工作状态下要求工作半径达到 6m。第一节机械臂与底座之间俯仰角范围 90-210，第二节机械臂与第一节机械臂之间俯仰角范围 90-180，第三节机械臂与第二节机械臂之间俯仰角范围 0-180，第四节机械臂与第三节机械臂之间偏转角范围-30-30。本部分将从臂架系统结构设计、机械臂尺寸设计、变幅机构参数化优化设计、臂架系统静力学分析与优化、臂架系统动力学仿真等几个方面对臂架系统进行阐述。 3.1 臂架系统结构设计 3.1.1 机械臂结构设计 工业机器人尤其串联机器人已经成为一种在工业现场广泛应用的标准设备（王会方，2011），究其原因，其具有结构简单、成本较低、控制简单，运动空间较大等优点（李明磊，2010）。为保证末端执行器的灵活性，使其适用于高大树木侧枝错综复杂的工作环境。臂架系统仿形人体手臂，借鉴串联机器人设计经验（刘慧萍，2012），其原理图如图 3-1 所示。 1.臂架系统底座 2.第一节机械臂 3.第二节机械臂 4 第三节机械臂 5 第四节机械臂 图 3-1 机械臂结构简图 Fig.3-1 Structure diagram of manipulators 臂架系统包括臂架系统底座以及四节机械臂。各机械臂及底座之间的约束关系如万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 12下：底座及四节机械臂首尾相连（末端执行器固定在第四节机械臂末端）；第一节机械臂可绕臂架系统底座进行俯仰，第二节机械臂可绕第一节机械臂进行俯仰，第三节机械臂可绕第二节机械臂进行俯仰，第四节机械臂可绕地三节机械臂进行偏转。 3.1.2 变幅机构结构设计 变幅机构是高空作业机械中最常用的机构，它不仅可以扩大机械工作范围、改善驱动部件受力条件，还可以切实有效的提高工作效率。传统的三点变幅机构如图 3-2 中左图所示，这种变幅机构结构简单、可靠性强，能够提供较大的驱动力，适合于大型起重机、挖掘机主臂、装载机主臂等大吨位设备。但是这种变幅机构结构不够灵活，很难实现运动构件绕相对静止构件的大幅转动；而且驱动缸行程过长，在转动角度较大的情况下需要双油缸以增加稳定性（陈子昂等，2012；罗要西，2012）。 图 3-2 变幅机构示意图 Fig.3-2 Diagram of luffing mechanism 在一些高空作业机械中，载荷较小的情况下多采用优化后的三铰点变幅机构（连杆变幅机构），其结构如图 3-2 中右图所示，这种变幅机构中驱动缸提供动力，驱动两个连杆，进而驱动相对运动构件绕相对静止构件转动。这种结构铰点布置紧凑，驱动缸行程缩短、且能够实现两构件之间的大角度旋转，必要时可以超过 180。高大树木修枝机械臂架系统对灵活性要求更高，承载方面只要承载末端执行器和自身重力，并无外加载荷，因此采用这种优化后的连杆变幅机构。 3.2 机械臂尺寸设计 根据前期调研讨论，决定选用升降高度 8m 的升降平台，其运输状态下高度约高万方数据山东农业大学硕士学位论文 131.4m。由于整机要求工作高度 15m，工作半径 6m，综合考虑升降高度、工作半径、臂架系统工作状态下的灵活性、运输状态下的可折叠性，确定臂架系统机械臂结构尺寸如下： 底座安装尺寸 1510mm，第一节机械臂安装尺寸 2400mm，第二节机械臂安装尺寸2316.35mm，第三节机械臂安装尺寸 858mm，第四节机械臂外接末端执行器后总尺寸1188.12mm。 根据机械设计经验可知载荷最大最复杂的地方大都发生在机械臂铰点处，为提高机械强度， 本臂架系统中各机械臂铰点处都进行材料加厚处理设计成接头与各机械臂主体进行焊接。参考前人设计经验（皮云云，2011；吴刚，2012），并进行初步计算，确定将高强度结构钢 HG70 作为机械臂主体材料，HG70 广泛用于工程机械、汽车改装、通用机械、煤炭机械等领域，截面规格40 60 3mm，第一节机械臂主体 2090mm，第二节机械臂主体 2029mm，第三节机械臂主体 338mm。HG70 力学性能如表 3-1 所示。 表 3-1 HG70 力学性能 Tab.3-1 Mechanical properties of HG70 材料 密度 弹性模量 泊松比 抗拉强度 屈服强度 HG70 37.89g/cm 201GPa 0.3 685MPa 590MPa 3.3 变幅机构优化设计 对于高大树木修枝机械臂架系统的性能而言，系统中的电动缸变幅机构起着至关重要的作用，结构尺寸不仅关系到各电动缸的载荷状况也关系到整机后期控制方案的复杂程度，因此有必要对变幅机构进行优化设计。本节以第一节机械臂变幅机构为例对变幅机构进行参数化优化设计。 第一节机械臂变幅机构如图3-3所示， 第一节机械臂通过点O与臂架系统底座连接，连杆 AC 与底座铰接于点 C，连杆 AD 与第一节机械臂铰接于点 D，连杆 AC、连杆 AD和电动缸活塞杆通过点 A 点连接，缸筒和底座铰接于点 B。 通过分析可以发现在此变幅机构中铰点 A、B、C、D 的位置会影响变幅机构的驱动载荷、驱动范围等性能。以铰点 A 为例，A 可以在图 3-3 所示的方形区域内任意分布，其所处位置不同会导致电动缸载荷不同，而且会影响第一节机械臂绕底座的转动范围。本节以电动缸变幅机构铰点位置坐标为设计变量，电动缸载荷最小化为目标函数，对变幅机构进行优化设计，最终获得更加合理的变幅机构的结构参数（徐怀玉等，2011；郑万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 14建荣，2002）。 1.臂架系统底座 2.电动缸 3.连杆 4.第一节机械臂 图 3-3 第一变幅机构示意图 Fig.3-3 Diagram of first luffing mechanism 3.3.1 优化目标 优化设计过程中在满足工作要求的前提下，希望电动缸受力的最大值越小越好，所以将电动缸作用力最大值maxF作为分目标函数之一，为了使电动缸在整个变幅过程中受力较平缓，把电动缸受力平均值avgF作为分目标函数之二，本次优化有两个优化目标，是一个多目标优化的问题。优化过程中，两个目标函数不可能同时趋于最优解，同时两个优化结果相互影响，甚至出现相互矛盾的现象。因此，根据两个分目标函数的重要程度，本文采用统一目标法对两个函数进行处理，其中1s、2s分别代表所占权重，最终得出优化目标函数如下（孔军等，2011）： 1max2avggs Fs F （3-1） 式中： maxF、avgF代表分目标函数一、二 1s、2s代表分目标函数一、二所占权重 3.3.2 设计变量 根据设计要求，如图 3-3 所示，除 O 点的坐标不变外，其他任一铰点坐标位置的变化都会影响电动缸载荷状况，因此将 A、B、C、D 的位置坐标参数化并选取相应坐标作为设计变量，因为不同变量对优化目标影响的敏感度不同，结合此结构实际情况选取如下表 3-2 所示所示的四个铰点的五个坐标作为设计变量，综合考虑计算机求解能力，每万方数据山东农业大学硕士学位论文 15个变量取 5 个水平数。 表 3-2 铰点坐标参数化 Tab.3-2 Parameterization of coordinates of hinges 铰点 X 坐标 Y 坐标 POINT_A DV_1 DV_2 POINT_B DV_3 -0.8 POINT_C 0.0 DV_4 POINT_D DV_5 0.0 3.3.3 约束条件 对变幅机构进行参数化优化时需要考虑多方面的约束。针对变幅机构的运动情况，主要从以下两个方面进行约束。 (1)边界约束 如图 3-3 中所示铰点 A 的位置是在某一区域内变化而并非无限制变化， 因此需要进行边界约束，根据总体结构布置、电动缸行程等外部因素，确定 5 个设计变量的取值范围，如表 3-3 所示： (2)变幅范围约束 为满足设计要求，在如图 3-3 所示的坐标系中，第一节机械臂与臂架系统底座的夹角190210。 表 3-3 设计变量 Tab.3-3 Design variables 变量 初始值 最小值 最大值 水平数 DV_1 0.3 0.26 0.36 5 DV_2 -0.3 -0.36 -0.26 5 DV_3 0.3 0.01 0.35 5 DV_4 -0.2 -0.25 -0.13 5 DV_5 0.2 0.13 0.25 5 3.3.4 优化设计结果分析 根据上述的设计变量、优化目标及约束条件，在 ADAMS 中设置设计变量、优化目标及约束条件并进行参数化优化设计。通过优化分析得到 3125 组解，最优一组的变量万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 16取值如表 3-4 所示： 表 3-4 优化结果 Tab.3-4 Optimization results DV_1 DV_2 DV_3 DV_4 DV_5 最大值 均值 0.36 -0.36 0.35 -0.13 0.25 3166.3N 1969.1N 为直观的显示出铰点优化前后电动缸在整个运动过程中载荷的变化情况，运用散点图对第一节机械臂电动缸优化前后载荷变化过程进行比对，结果如图 3-4 所示： 图 3-4 铰点优化前后电动缸驱动力对比 Fig.3-4 Electric cylinder load curve comparison 图 3-4 中横坐标为第一节机械臂与图 3-3 中坐标系 X 轴正方向的夹角，纵坐标为电动载荷变化情况。仔细分析可以看出，第一节机械臂绕 O 点转过 90 度以后，电动缸的载荷变换方向， 经过对比可以看出， 电动缸整个运动过程的载荷均值由优化前的 3192.4N降低到 1969.1N，降幅达 38.3%，优化后电动缸的受力曲线变化平缓，且最大值降低，载荷波动减小，明显改善了变幅电动缸的受力状况，为变幅机构参数提供了准确参考。 最后运用同样的方法确定整个臂架系统各部分尺寸参数，优化后的电动缸变幅机构较优化前性能都有了大幅度的提高。 3.4 臂架系统静力学分析与优化设计 有限元法是随着电子计算机的发展而迅速发展起来的一种现代计算方法，其基本思想是将连续求解域有限单元组合体，然后对单元进行力学分析，最后整体分析（陈锡栋等，2010；Hadad H Ramezani.A，2004）。本节主要利用 Workbench 对高大树木修枝机万方数据山东农业大学硕士学位论文 17械臂架系统进行静力学分析与优化， 下面对仿真分析流程进行简单介绍， 其流程如图 3-5所示。 图 3-5 仿真分析流程 Fig.3-5 Flowchart of simulation analysis Workbench 拥有多种常见 CAD 软件的接口， 因此可以将常见 CAD 软件建立的模型直接导入其中，模型导入之前应进行模型简化与清理，忽略并删除对仿真结果影响不大的特征（王小杰，2013；刘果，2012）；模型导入后对模型进行前处理，如划分网格添加约束、载荷等；前处理完成后利用软件对其进行仿真求解（徐志坚 2013）；求解完成后对模型性能进行分析，不符合设计要求的情况下应对模型进行二次优化设计。 3.4.1 臂架系统虚拟样机的建立 本节借助于 SolidWorks 软件建立高大树木修枝机械的臂架系统的三维模型。 其三维模型如图 3-6 所示。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 18 图 3-6 SolidWorks 环境下臂架系统三维模型 Fig.3-6 3D model of boom system in SolidWorks 3.4.2 模型处理与仿真求解 高大树木修枝机械工作状态下臂架系统全部伸直的状态是臂架系统最危险的工况，此工况下各零部件受力最复杂，变形最严重的，因此对此工况进行静力学分析最具代表性。 参照上述的仿真流程对臂架系统的模型进行模型清理、添加载荷、划分网格，划分网格时关键件网格进行细化处理，仿真参数如下所示，具体操作过程此处不再赘述。臂架系统网格划分结果如图 3-7 所示（黄柯，2010）。 （1）仿真环境的设置 设置单位：长度单位 mm、质量单位 kg、力的单位 N、时间单位 s、。 设置重力加速度：方向设为-y 方向、大小设置为29.8m/s； 网格参数：单元数：99920；节点数 223209； 材料属性：HG70 约束：对臂架系统底座进行固定约束。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 19 图 3-7 有限元网格划分 Fig.3-7 Finite element mesh generation 3.4.3 仿真结果分析 经过静力学分析得出臂架系统应力云图如图 3-8 所示，变形云图如图 3-9 所示。 图 3-8 臂架系统应力云图 Fig.3-8 Stress nephogram 图 3-9 臂架系统变形云图 Fig.3-9 Deformation nephogram 由图 3-8 可知最大应力发生在第三节电动缸处，因为电动缸已经严重简化，并无实际意义，发生在主要检查零部件的应力均小于 214MPa，因此符合 HG70 的许用应力。由图 3-9 中臂架系统末端执行器处发生的最大变形为 134.99mm，此变形是由臂架系统底座以及四节机械臂所发生的变形积累所致，此变形不符合设计要求。经过对各零部件分析发现第一节机械臂主体变形严重， 其变形图如图 3-10 所示最大变形达到 27.764mm，而且第二节臂左接头处存在应力集中现象。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 20 图 3-10 第一节机械臂主体变形云图 Fig.3-10 Deformation nephogram 3.4.4 结构优化与分析 经过 3.4.3 中的分析可知臂架系统最大变形过大，需要对关键部件进行优化。通过SolidWorks 对关键零部件进行了重新设计，第一节机械臂主体优化前后对比图如图 3-11所示；接头优化前后对比图如图 3-12 所示。 图 3-11 第一节机械臂主体优化前后对比图 Fig.3-11 Manipulator comparison diagram before and after optimization 图 3-12 接头优化前后对比图 Fig.3-12 Joints comparison diagram before and after optimization 对优化后模型进行静力学分析，得到应变云图如图 3-13 所示。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 21 图 3-13 臂架系统变形云图 Fig.3-13 Deformation nephogram 经过分析结构优化后第二节臂左接头处应力集中现象消失；末端最大变形量减小为74.8mm，较优化之前减小 45%，效果明显。因整机臂架系统伸直长度接近 7000mm，因此 74.8mm 的最大变形量可以接受，这部分变形量无法避免，由此导致的末端执行器定位误差应在后期控制方案中予以补偿。另外在作业过程中应尽量避免最危险工况的出现。 3.5 臂架系统动力学仿真及电动缸参数确定 通过对臂架系统的结构设计、尺寸设计得出了臂架系统主体结构及主要尺寸，比如各机械臂相对位置关系、机械臂长度、铰点位置等信息。在此基础上需要对臂架系统各部件进行详细设计并进行虚拟样机三维建模。ADAMS 具有强大的动力学仿真分析功能（王铁军，2006），但是 ADAMS 前处理模块的三维建模功能较差，无法快捷地完成复杂模型的建模工作， 本节借助于 SolidWorks 软件建立高大树木修枝机械的臂架系统的三维模型，其三维模型如图 3-6 所示。 在 Solidworks 软件中， 将建立的臂架系统模型保存为 parasolid 格式的文件然后打开ADAMS/view，选择如图 3-14 所示的 File Import 将 parasolid 格式的文件导入其中（李增刚，2007）。 图 3-14 ADAMS 模型导入界面 Fig.3-14 File import interface of ADAMS 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 22导入到 ADAMS 中的模型零件只是按原来的位置关系独立的存在于 ADAMS 环境中， 原来在 SolidWorks 中定义的约束都不复存在，因此必须通过添加约束将他们重新装配起来（王惠科，2010；马庆忠，2014）。 （1）仿真环境的设置 设置单位：将长度单位设置为 m、质量单位设置为 kg、力的单位设置为 N、时间单位设置为 s、角度单位设置为度。 设置重力加速度：方向设为-y 方向、大小设置为29.8m/s （2）前处理 添加质量属性、约束与驱动：为虚拟样机各部件添加质量属性，并添加各部件之间约束关系。以底座与第一节机械臂为例。底座与地面之间添加固定副；底座与第一电动缸筒之间，底座与第一节机械臂之间，底座与连杆之间，第一节臂与连杆之间，连杆与电动缸杆之间添加旋转副；电动缸筒与电动缸杆之间添加滑动副，最终得到臂架系统在ADAMS环境下虚拟样机如图3-15所示。 图 3-15 ADAMS 环境下臂架系统虚拟样机 Fig.3-15 Virtual prototype of boom system in ADAMS 为在动力学仿真过程中测得电动缸最大载荷，设置电动缸驱动函数，使臂架系统各节机械臂依次展开，使由初始位置运动到最危险位置，如图3-16所示。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 23 图 3-16 臂架系统运动过程 Fig.3-16 Movement Process of boom system 根据此动作为驱动赋予驱动函数如表3-5所示。在滑动副上添加直线驱动。四个驱动的驱动函数如下表。 表 3-5 驱动函数 Tab.3-5 Driving function 驱动 位置 驱动函数 MOTION_1 第一电动缸 STEP(time, 0.0, 0.0, 5.0, 0) MOTION_2 第二电动缸 STEP(time, 5.0, 0.0, 35.0, 0.35) MOTION_3 第三电动缸 STEP(time,35.0, 0.0, 65.0, 0.39) MOTION_4 第四电动缸 STEP(time, 65.0, 0.0, 75.0,-0.07) +STEP(time, 75, 0.0, 85.0,0.1) （3）仿真结果 经过动力学仿真，可以得出四个驱动所需要的载荷，四个电动缸驱动载荷如图3-17所示：经过分析可以看出第一节电动缸MOTION_1最大载荷为6235.6489 N，第二节电动缸MOTION_2最大载荷为5185.4037N，第三节电动缸MOTION_3最大载荷为2227.9849N，MOTION_4此时载荷较小，因此采用普通电动推杆驱动。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 24 图 3-17 电动缸载荷曲线 Fig.3-17 Load curves of electric cylinders 经过分析上述仿真结果，确定三个伺服电动缸参数如表3-6所示。 表 3-6 电动缸规格参数 Tab.3-6 Specification parameters of electric cylinders 电动缸 安装尺寸 mm 行程 mm 载荷 kN 刹车 安装方式 额定速度 mm/s 一号 1040 535 7 二号 855 350 7 三号 861 390 3 有 后端叉铰 前端关节轴承 50mm/s 可调 万方数据山东农业大学硕士学位论文 25 4 高大树木修枝机械其它关键系统 本章将根据第二章中整机及各部分技术参数和设计方案对高大树木修枝机械中除臂架系统及动态配重系统之外的其它关键系统进行详细的设计与分析，除传统设计方法外，还使用了AutoCAD、SolidWorks、ADAMS等先进的CAD、CAE软件辅助方法。下面将对高大树木修枝机械末端执行器、回转系统、升降系统、动力系统的设计过程和方法进行阐述。 4.1 高大树木修枝机械末端执行器 树木修枝是林业抚育工程的重要环节。树木修枝有着严格要求，树木留茬不当或修枝茬口养护不合理会严重影响树木发育甚至引起茬口腐烂造成树木病变。各种树木修枝对留茬高度和茬口质量要求不同，如速生杨树若留下较长的枝茬就容易在茬口处积水，腐烂成洞；生长缓慢的松柏愈合能力差，若修成平滑的茬口势必造成茬口过大不能很快愈合进而导致病害引起茬口腐烂，所以在修剪中、大枝时(一般伤口直径在2cm-3cm以上)，必须在修剪后的茬口处喷涂消毒液进行茬口保护（张廓玉，1989；张利梅，2010）。 根据第二章末端执行器设计方案中的要求，为适应高大侧枝错综复杂的工作环境，并防止整机在修剪过程中振动过大，本锯具有导向功能、对侧枝的卡锁功能、实时茬口养护功能、可视化功能。本节设计了一种新型的末端执行器导向卡锁式高枝修剪护茬锯，其外形如图4-1所示，主要包括壳体机构、夹持机构、修枝机构和茬口养护机构四部分，下面将对各部分一一展开说明。 1 壳体机构 2 夹持机构 图 4-1 导向卡锁式修枝护茬锯 Fig.4-1 Guide-latch wound-conservation pruning saw 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 264.1.1末端执行器结构设计 林业高枝修剪护茬锯主要包括壳体结构、夹持机构、修枝机构和茬口养护机构等四部分（苑进等，2014）。 （1）壳体机构决定了剪枝锯外形，主要用于包覆整机内部结构，提高修枝锯安全性，其结构如图4-1所示，包括了壳体、轴承检修盖、锯片检修盖、摄像头安装支架等一系列零部件，以方便安装摄像头等装置和轴承、锯片的检修工作；另外壳体上与储药锯片相对的一侧设有两个排屑口以便于及时排出修枝过程中产生的木屑，壳体前端为带齿虎口，这种结构对剪枝锯具有导向功能。 （2）夹持机构主要用于在修剪过程中夹持侧枝，以减轻在末端执行器工作时整机的振动，其结构如图4-1所示。包括两个安装在壳体机构上的夹持爪、夹持弹簧以及与之相配合的夹持闸线、夹持推杆。夹持推杆拽动夹持闸线可以使夹持爪夹紧侧枝，夹持弹簧可以使夹持爪复位。 （3）修枝机构主要用于实现修枝工作，其结构如图4-2所示，主要包括电机、锥齿轮、同轴齿轮、导板弹簧、连杆、导板、滑块、储药锯片、偏心轮、圆柱齿轮。 电机位于壳体内为剪枝锯提供用于往复运动的动力；轴承安装在壳体机构的圆形凹槽中；锥齿轮安装在电机轴末端；同轴齿轮由一个锥齿轮和圆柱齿轮按照上下顺序配合安装构成并安装在壳体上，同轴齿轮上侧的锥齿轮和安装在电机上的锥齿轮啮合；导板可活动的连接在轴承上可绕其转动，导板末端设有一滑槽，滑槽侧壁开有修枝闸线连接孔， 导板远滑槽端设有弹簧挂接点和偏心轮安装轴， 偏心轮安装轴轴心与轴承轴心重合；偏心轮下侧安装有圆柱齿轮并连接为一体，偏心轮和圆柱齿轮安装在偏心轮安装轴上并可绕偏心轮安装轴转动，偏心轮下侧的圆柱齿轮和同轴齿轮下侧的圆柱齿轮啮合；连杆一端为环形，另一端开有销孔，连杆环形内壁与偏心轮配合安装；滑块安装在导板上的滑槽内并可在滑槽内往复运动，滑块上开有销孔和锯片安装孔，滑块上的销孔通过销子与连杆上的销孔配合将连杆和滑块安装在一起；储药锯片一端开有锯片安装孔且两侧开有储液槽可以暂时存储药液并防止药液回流到内腔，储药锯片通过锯片安装孔与滑块连接，可以随滑块做往复运动；修枝闸线一端连接在导板滑槽上并能拖动其绕轴承转动；导板弹簧一端挂接在导板的弹簧挂接点上，另一端挂接在体壳，常态为收缩状态，工作时被拉长，剪枝完成后可以使导板复位。 往复运动：由电机提供动力，经过轮系传动使偏心轮旋转，偏心轮的旋转运动通过万方数据山东农业大学硕士学位论文 27连杆转换为滑块在导板上的往复运动，滑块的往复运动带动储药锯片作往复运动。 锯切运动：剪枝闸线拉动导板带动锯片作剪切运动。 1910112 34 5678 1 电机、2 锥齿轮、3 同轴齿轮、4 导板弹簧、5 连杆、6 导板、7 滑块、 8 扇形喷头、9 储药锯片、10 偏心轮、11 圆柱齿轮 图 4-2 修枝机构示意图 Fig.4-2 Diagram of pruning mechanism （4）茬口养护机构主要应用于修枝以后及时进行茬口养护，包括扇形喷头、输药管、药液箱。扇形喷头安装在储药锯片的正上方，确保喷头工作时喷出的药液恰好喷洒在储药锯片上，以便于在储药锯片工作的同时为其提供药液；储药锯片的往复运动恰好能将药液均匀涂抹于修枝茬口上。来自药液箱的高压药液可以由人工手动控制或自动控制。 4.1.2工作原理及仿真试验 （1）工作原理及过程 工作准备：操作人员将用于养护茬口的药液装于药液箱中；将修枝护茬锯通过主体连接块安装在加长杆或机械臂末端，并固定好推杆；寻找作业对象，将待修枝条卡在壳体带齿虎口内；夹持推杆带动闸线克服夹持弹簧弹力使夹持爪夹紧待修树枝。 修枝和茬口护理同步进行工作过程： 修枝过程：电机启动带动电机末端的锥齿轮转动，锥齿轮的转动带动同轴齿轮进而偏心轮转动，偏心轮的转动带动连杆进而带动滑块在导板的滑槽内作往复运动，储药锯片在滑块的带动下作往复运动；修枝推杆启动牵引修枝闸线，在修枝闸线的带动下导板万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 28绕轴承转动，锯片对枝条施加压力，在锯片压力和往复运动的共同作用下对枝条进行切割，与此同时修枝弹簧被拉伸。 茬口养护：在修枝工作的同时药液箱中的药液通过输药管的输送由扇形喷头喷出，恰好喷在锯片背部，锯片的往复运动过程将药液涂抹在了茬口上。 复位：作业结束后拉伸状态下的导板弹簧将导板拉回原位，夹持弹簧使夹持爪恢复原位，最终实现复位。 (2)虚拟样机仿真试验 图 4-3 ADAMS 环境下的三维模型 Fig.4-3 3D model in ADAMS 如图4-3所示将剪枝锯模型导入到ADAMS中对其加载相应约束，并为电机加载2600r/min的旋转速度，得出储药锯片沿导板方向位移时间曲线如图4-4所示，由图4-4中曲线可知剪枝锯有效行程约为25mm，符合设计要求，而且其运动过程中位移变化平缓证明运动过程中无过强冲击，ADAMS仿真的具体操作方法在第三章中已有叙述。 图 4-4 锯片位移曲线 Fig.4-4 Displacement curve of the blade 万方数据山东农业大学硕士学位论文 294.2 高大树木修枝机械回转系统 经过前面的设计最终确定了臂架系统及末端执行器的结构尺寸等参数，然而臂架系统缺少了整体在水平面内的旋转自由度，因此有必要为臂架系统设计一个回转系统。回转系统位于臂架系统底座底端，连接升降系统与臂架系统。 4.2.1回转系统结构设计 由于臂架系统固定在回转系统之上，因此要求回转系统具有较强的承重能力；另外臂架系统的质心不在回转系统的旋转轴上，载荷处于偏载状态，尤其臂架系统完全伸直展开的6m状态下会产生极大倾翻力矩。综上，回转系统所受载荷如图4-5所示，这要求回转系统要有较强的承载能力。此外回转系统应具备自锁功能，以防止臂架系统发生失控转动的情况； 功能上还要求其能驱动臂架系统相对于升降系统进行360旋转运动。 1 固定构件、2 运动构件 图 4-5 回转系统载荷分布图 Fig.4-5 Load distribution of rotation system 为提高本系统控制精度，本回转系统优先选用闭环控制的步进电机进行驱动，步进电机断电后的自锁功能有限，因此本系统的自锁功能不应仅仅依赖于步进电机。经过查看相关文献总结经验，本文选用了蜗轮蜗杆式回转支承，其结构如图4-6所示。 图 4-6 蜗轮蜗杆式回转支承 Fig.4-6 Slewing ring by worm gear 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 30这种回转支承包括蜗杆、壳体、回转支承等部件。蜗轮蜗杆回转支承集成度高、占用空间小；只能蜗杆带动蜗轮而不能反向传动，自锁性能可靠，能够轻易地获得较大的减速比（蒋桂平等，2014）。基于上述特性，蜗轮蜗杆回转支承被广泛应用于高空作业机械、光伏发电设备、起重机等工程机械中。 4.2.2回转系统参数确定 （1）回转支承选型 根据臂架系统重量及尺寸参数确定使用SE7-73-16R型回转支承（围栏型-73:1-直径16驱动安装孔），其参数如表4-1所示。 表 4-1 回转支承规格参数 Tab.4-1 Specification parameters of slewing ring 特征 描述 减速比 i 73:1 输出转矩 1500N m 倾覆力矩 13500N m 轴向静动载荷 133kN32kN 径向静动载荷 53kN28kN 精度等级 0.2 自锁 是 自重 21kg （2）步进电机选型 此应用环境下应主要考虑启动转矩以及蜗轮蜗杆传动效率问题。 将臂架系统各部件简化为简单形状，在其伸直状态下求整个臂架系统对回转系统旋转轴的转动惯量； 211200kg mniiJJ （4-1） 式中：n代表臂架系统零部件数量 臂架系统启动力矩： 600N mMJ （4-2） 式中：代表臂架系统启动时加速度，rad/s2 回转支承输入端所需转矩 万方数据山东农业大学硕士学位论文 31021.0N mMMi （4-3） 式中：i回转系统减速比 回转系统效率 综合考虑开始忽略掉的摩擦转矩，采用86步进电机经6倍减速器后驱动。最终回转系统实物图如图4-7所示。 图 4-7 回转系统 Fig4-7 Rotation system 4.3 高大树木修枝机械升降系统 升降系统主要用于提升整机工作高度， 根据设计参数15m的工作高度需求以及臂架系统参数确定升降系统需要升降8m，为方便本文的展开，本文中升降系统包含了本机底盘、行走系统、支撑腿、整机控制面板、牵引架等各类辅助机构。 林场复杂的工作环境要求整机有较强的通过性，运输状态下要求其转弯半径较小，具有一定越障能力；工作状态下升降系统还要其能承受臂架系统、回转系统、动态配重系统、末端执行器总重；升降高度8m，支撑腿撑开能够防止整机倾翻，保证整机稳定性。 综合整机工作环境的要求，升降系统决定采用剪叉式升降方式。剪叉式升降方式运输状态体积小、运动灵活，工作状态下与桅柱式升降方式相比稳定性好，承载能力较强（孙振杰，2012）。经过对臂架系统及回转系统的计算决定使用升降8m、承载500kg的SJY-0.5-8剪叉式升降平台，并对其底盘进行改造，其参数如表4-2。升降系统三维模型如图4-8所示。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 32表 4-2 升降系统规格参数 Tab.4-2 Specification parameters of lifting system 特征 描述 升降高度 8m 载重 500kg 外形尺寸 2200mm1500mm1350mm 额定电压功率 220V2.2kW 图 4-8 升降系统 Fig.4-8 Lifting system 4.4 高大树木修枝机械动力系统 因高大树木修枝机械需要野外作业，综合各系统所需功率及高大树木修枝机械中有多处都需要电能支持，比如升降系统液压单元中的液压泵，回转支承系统、臂架系统、动态配重系统、末端执行器的驱动电机等。动力系统作为整机动力来源，要为各系统提供电能。因林场工作环境较为特殊，属于野外作业，而牵引车较难提供如此大功率的电能输出， 为了提高本机的通用性， 为本机配备220V交流发电机组 （不借助牵引车动力） ，满载连续工作4小时以上。 综合上述要求，经过计算选用常柴CCGF7500D汽油发电机如图4-9所示，其具体参数如表4-3所示。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 33 图 4-9 汽油发电机 Fig.4-9 Gasoline generator 表 4-3 动力系统规格参数 Tab.4-3 Specification parameters of gasoline generator 特征 描述 额定功率 6.0kW 额定电压 220V 连续 50%负载工作时长 8h 尺寸 690525570mm 自重 88kg 启动方式 电启动 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 34 5 高大树木修枝机械动态配重系统 高大树木修枝机械在修枝过程中由于臂架系统的伸缩会产生较大的倾翻力矩，而且臂架系统在不同姿态下产生的倾翻力矩是不断变化的。过大的倾翻力矩会影响回转支承的旋转甚至破坏回转支承，另外整机升降平台部分承载偏载能力有限，如果不对此倾翻力矩予以平衡会导致整机倾翻；另外实时变化的倾翻力矩更会加速回转支承的疲劳失效。因此为高大树木修枝机械设计配重系统是十分必要的。 1 配重、2 平衡臂、3 塔身、4 起重臂 图 5-1 塔吊示意图 Fig.5-1 Diagram of tower crane 如图5-1所示，这是一种经典的塔式起重机（塔吊/tower crane），塔吊尖的功能是承受两侧臂架拉绳及平衡臂拉绳传来的上部荷载（吕明，2008；张佳福，2008），并通过回转塔架、转台、承座等的结构部件直接通过转台传递给塔身结构（谢瑞，2009）。正如图5-1中所示，为平衡塔吊起重臂所产生的倾翻力矩在起重臂的另一侧设置了平衡臂，并在平衡臂的末端放置了配重块，这是配重应用的经典案例。常见的塔吊都是使用上图5-1所示的固定静态配重方式，因为塔吊本身是一个复杂桁架结构，弯曲力矩的变换都在金属桁架上进行；其次塔吊有着非常严格的使用规范，重物、塔身之间的水平距离和额定载荷值有严格的规定以确保大多数情况下两侧的重心落在塔身范围内；另外与本课题中的高大树木修枝机械不同的是塔吊的底座是巨大钢筋混凝土基座，其本身有较大的抗倾翻能力。即便如此，每年塔吊因超载斜拉引起的倾翻事件依然不断，因此本文设计了一种实时动态配重系统。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 355.1 动态配重系统原理 在高大树木修枝机械动态配重系统中，臂架系统不同姿态所产生的倾翻力矩的大小为输入量，配重块的位移为输出量。因直接测量臂架系统不同姿态所产生的倾翻力矩比较难，即便是安装传感器也比较昂贵，因此本文将电动缸长度作为此系统输入量，将配重块的位移作为输出量，其原理图如图5-2所示。 图 5-2 动态配重原理图 Fig.5-2 Schematic diagram of dynamic counterbalance 首先根据机械臂不同姿态下各个电动缸的伸长量推导出各电动缸对应变幅机构中角度转动量： ( ),(1, 2,3)iif li （5-1） 式中：il第i号电动缸长度 i第i节机械臂与1i节机械臂之间的夹角 再根据臂架系统不同姿态下各机械臂的之间的夹角推导出臂架系统所产生的倾翻力矩： 123( ,)Tg （5-2） 式中：T臂架系统倾翻力矩 配重系统位移可由倾翻力矩求得配重块位置： ( )XQ T （5-3） 式中：X配重块理论位置 综上可以根据各电动缸的伸缩量确定整个臂架系统所产生的倾翻力矩，根据倾翻力矩可以得到动态配重所需要的移动量。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 365.1.1电动缸长度推导机械臂夹角 1）第一节机械臂变幅机构关系计算 图 5-3 第一变幅机构结构图 Fig.5-3 Structure diagram of first luffing mechanism 第一节机械臂变幅机构结构尺寸如图5-3所示，为方便计算，现把已知量标为小写字母。 1lAB ，nBC ，pAC ，CDq，rDE，tAE ，EDF 在三角形ABC中： 2221arccos/2ACBpnlp n （5-4） 在三角形ACD中： ACDACB （5-5） 2222cosADpqpqACD （5-6） 将（5-5）代入式（5-6）得： 22212ADpqpq pnlp n22（+- ）/2 （5-7） 22cosarccos2cosqpACDADCpqpqACD （5-8） 将（5-4）、（5-5）代入（5-8）得： 万方数据山东农业大学硕士学位论文 37 2221222221()/2arccos2()/2qp pnlpnADCpqpq pnlpn （5-9） 在三角形ADE中： 222arccos()/2ADEADrtAD r （5-10） 将（5-7）代入（5-10）得： 22222122212arccos22pqpq pnlp nrtADErpqpq pnlp n2222（+- ）/2（+- ）/2 （5-11） 所以 1CDFADCADE （5-12） 式中ADC、ADE在（5-9）、（5-11）中已给出。 2）第二变幅机构关系计算 图 5-4 第二变幅机构结构图 Fig.5-4 Structure diagram of second luffing mechanism 第二节机械臂变幅机构结构尺寸如图5-4所示，为方便计算，现把已知量标为小写字母。 2ABl，BCa，ACb，BCD，ACE 在三角形ABC中： 2222arccos/2ACBablab （5-13） 22222arccos/2DCEACBablab （5-14） 3）第三变幅机构关系计算 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 38 图 5-5 第三变幅机构结构图 Fig.5-5 Structure diagram of third luffing mechanism 第三节机械臂变幅机构结构尺寸如图5-5所示，为方便计算，现把已知量标为小写字母。 3ACl，ABn，BCp，CFq，BEr，EFt，ABD，DBE 在三角形ABC中： 2223arccos/2ABCnplnp （5-15） 在三角形BCE中： CBEDBEABCABDABC （5-16） 222222233coscoscoscossinsincos/2sin1/2CBEABCABCABCnplnpnplnp（5-17） 因为ABC所以（5-17）中sinABC取正值， 222cosCEprprCBE （5-18） 22cosarccos2cosrpCBEBECprprCBE （5-19） 将不含未知量的cosCBE代入式（5-19）， 万方数据山东农业大学硕士学位论文 3922222223322222222233cos/2sin1/2arccos2cos/2sin1/2rpnplnpnplnpBECprprnplnpnplnp （5-20） 在三角形CEF中： 222222222222223322222222233arccos/22cos/2sin1/2arccos22cos/2sin1/2CEFtCEqt CEtprprnplnpnplnpqtprprnplnpnplnp（5-21） BEF的变化值就是两节简化后竖直机械臂之间的夹角： 3BEFBECCEF （5-22） 式中:常量BEF初始值 5.1.2机械臂夹角推导倾翻力矩 图 5-6 机械臂尺寸示意图 Fig.5-6 Dimension diagram of manipulators 各机械臂之间尺寸示意图如图5-6所示，根据示意图可得出倾翻力矩与各机械臂之间夹角之间的函数关系： 11223311,012112,1123112,1123,2123sinsinsinsinsinsinTG DG DG DG LGLLGLLL （5-23） 式中：iL第i节机械臂的长度 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 40 iG简化后第i节机械臂所受重力 iD第i节机械臂质心到臂架系统底座的距离 ,1i iL代表第i节机械臂质心到第i节臂与1i节臂的铰点关节处的长度 5.1.3倾翻力矩推导配重块位移 图 5-7 配重块尺寸示意图 Fig.5-7 Dimension diagram of counterweight block 配重块尺寸示意图如图5-7示，动态配重位移： 00gTm XXmg （5-24） 式中：m配重块质量 0m配重系统机架质量 5.2 动态配重系统结构设计 高大树木修枝机械配重系统机械机构的主要功能是使配重沿水平方向进行往复运动，以达到调整臂架系统倾翻转矩的目的。设计此结构主要参考数控机床进给系统采用螺旋传动，将步进电机的回转运动转化为配重块的直线运动。原理图如图5-8所示。 1 步进电机支架、2 联轴器、3 螺母、4 配重、5 滑块、6 导轨、7 丝杆、8 轴承 图 5-8 配重系统结构原理图 Fig.5-8 Schematic diagram of counterbalance system 步进电机支架、轴承、直线导轨分别固定在机架相应位置上，步进电机固定在其支万方数据山东农业大学硕士学位论文 41架上，由步进电机提供动力，经联轴器将电机输出的旋转运动传递给丝杆，丝杆带动螺母沿丝杆轴向直线运动进而带动配重直线运动，通过步进电机的正反转实现配重块的往复运动。 5.2.1选定配重块质量的试验研究 为确定配重系统的总质量，需要确定臂架系统所能产生的倾翻力矩的范围。将在SolidWorks中建立的臂架系统模型导入ADAMS软件中作前期处理 （具体方法上面已有论述，此处不再赘述），并为前三个电动缸添加驱动函数，将驱动函数中固定时间内的伸长量设置为变量DV_1、DV_2、DV_3，每个因素取五个水平，如表5-1所示，依据此方法将三个电动缸所加载的驱动函数参数化。在底座处建立倾翻力矩测量。 表 5-1 试验因素参数 Tab.5-1 Parameters experimental factor 变量名 伸长量初始值/m 伸长量最大值/m 水平数 一号缸 DV_1 0 0.45 5 二号缸 DV_2 0 0.35 5 三号缸 DV_3 0 0.39 5 通过上述方法由此可以得到三因素五水平的125种机械臂不同工况下所产生的最大倾翻力矩，测出每种工况下的倾翻力矩即可得出，实验样本集如表5-2所示，详细步骤此处不再赘述。 表 5-2 试验样本集 Tab.5-2 Test sample set 设计变量 倾翻力矩 试验号 1/mx 2/mx 3/mx /N mT 1 0.4500 0.0000 0.0000 678.08 2 0.4500 0.0000 -0.0975 701.59 50 0.3375 0.3500 0.3900 1092.60 125 0.0000 0.3500 0.3900 1686.40 经过上述试验研究倾翻力矩变化范围在424.16N m到1686.40N m之间，规定平衡万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 42臂长度1m，综合考虑平衡臂、直线导轨、轴承、步进电机、步进电机支架等固定件自身重量，约需要100kg的动态配重块。 5.2.2配重系统机械结构设计 （1）滑块、导轨及丝杆选型 动态配重块质量约为100kg，且为动载荷，选择SBR30S直线导轨、搭配四个滑块。查阅文献可知此型号直线导轨其摩擦系数0.002-0.004之间（耿宝龙，2012）。 本配重平台水平安装，考虑极端状况，假设最大出现5偏角。滑块受力分析如图5-9所示： G sinGcos91NaF （5-25） G=1000NFaFN 图 5-9 配重块受力分析 Fig.5-9 Force analysis of counterweight block 选择Tr30 6梯形丝杆，参数如表5-3所示。 表 5-3 丝杆规格参数 Tab.5-3 Specification parameters of silk pole 大径 d 螺距 P 小径 d1 中径 d2 螺纹牙高 牙顶间隙 螺母厚度 30mm 6mm 24mm 27mm 3.5mm 0.5mm 38mm 耐磨性校核（杨可桢等，2006）： 291d0.8mm=0.8mm2.3mmP2 5.5aF （5-26） 式中2d理论螺纹中径，mm P螺旋副许用压强，MPa 恰好符合耐磨性要求 （2）步进电机选型 步进电机快速加速启动时输出转矩按照下式计算（王正君，2001）： 万方数据山东农业大学硕士学位论文 43qamfMMM （5-27） 式中：amM快速启动时折算到电机轴上的加速转矩，N m fM折算到电机轴上的摩擦转矩，N m amM的计算 max/t1.02ammLMJJn （5-28） 式中：mJ、LJ电机轴及负载转动惯量，2kg m t电机升速时间，s maxn电机所达到的最高转速，r/min 电机轴转动惯量暂且忽略，仅考虑负载转动惯量， 2262623210 (kg m )=10 (kg m )8.8826 10 (kg m )22LvPJmmn（5-29） 式中：v配重块移动速度，mm/min n丝杆转速，r/min m配重块质量，kg P丝杆螺距，mm 将式（5-29）代入式（5-28）得出： max/1.028.05N mammLMJJnT （5-30） fM的计算 2tan/2=tan 4.059.9827/2295.75N mmfaaMFdF（5-31） 式中：螺纹升角2=arctan4.05Pd 当量摩擦角=arctan5 55f 将（5-31）、（5-30）代入（5-27）得出步进电机快速加速启动时输出转矩： 8.0540.296 N m=8.35N mqamfMMM （5-32） 步进电机高速启动转矩与保持力矩系数取0.8，保持力矩： 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 448.35/0.810.44N mjmM （5-33） 最终选择86型两相四拍步进电机，保持力矩12N m。 根据上部分所选零部件型号，添加辅助部件，如轴承、联轴器、电机支架等，在Solidworks 中进行三维建模如图5-10所示： 图 5-10 动态配重系统三维图 Fig.5-10 3D model of dynamic counterbalance 5.3 动态配重系统控制流程 如前所述，在高大树木修枝机械动态配重系统中，直接测量臂架系统不同姿态所产生的倾翻力矩比较难。因此本文将电动缸长度作为此系统输入量，将配重块的位移作为输出量。本节主要阐述配重系统控制流程。 动态配重控制系统流程图如图5-11所示。 图 5-11 动态配重系统控制流程图 Fig.5-11 Control flow chart of dynamic counterbalance 万方数据山东农业大学硕士学位论文 45首先获取伺服电动缸伸长状态信号il，并将其转换为相邻机械臂之间夹角i： ( )iif l， 1,2,3i （5-1） 式中：il第i号电动缸长度 i第i节机械臂与1i节机械臂之间的夹角 将相邻机械臂之间夹角i转换为臂架系统倾翻力矩T： ( )iTg， 1,2,3i （5-2） 式中：T臂架系统倾翻力矩 倾翻力矩T计算出配重块理论位置X： ( )XQ T （5-3） 式中：X配重块理论位置 计算出配重块理论位移量X： 0XXX （5-34） 式中：0X配重块实时位置信号0X； 设定倾翻力矩安全阈值，配重块位置偏差安全阈值X，并将X与X对比。如果XX，配重电机不动作，配重块不运动，否则配重电机带动配重块运动X，进而实现动态配重系统的控制，使臂架系统倾翻力矩一直处于安全范围内。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 46 6 高大树木修枝机械动态特性分析 高大树木修枝机械各部分的详细结构与尺寸参数在第三、四、五章中均得以确定，为检验高大树木修枝机械整机及系统动态特性是否能够满足设计要求，有必要对整机进行动态特性仿真试验与分析。 6.1 高大树木修枝机械初步建模与工况分析 根据前面章节的计算设计、仿真分析与优化，整机主要结构均得以确定，最终根据实际需求进行辅助零部件的设计，最终得到高大树木修枝机械整机结构并在SolidWorks环境下对高大树木修枝机械进行虚拟样机建模，整机模型如图6-1所示，其中左图为运输状态，右图为工作状态。 图 6-1 高大树木修枝机械三维模型 Fig.6-1 3D model of high-branch pruning machine 高大树木修枝机械工作状态下升降系统的提升导致整机重心大幅度提高，臂架系统处于伸展状态产生较大倾翻力矩。如果升降系统中包含的支撑腿设计不合理整机有倾翻的危险，因此研究作业状态下整机稳定性具有重要意义。 整机作业状态下支撑腿打开方式如图6-2所示：四根支撑腿关于中轴线两两对称，支撑腿与底盘夹角135， 四根支撑腿之间前后距离2851.37mm， 左右距离2409.06mm。作业状态下， 支撑腿打开时轮胎与地面之间无接触力， 所有载荷均作用在四个支撑腿上。 万方数据山东农业大学硕士学位论文 47 图 6-2 支撑腿尺寸示意图 Fig.6-2 Dimension diagram of supporting leg 经过分析，作业状态下最危险工况应为升降系统升到最高状态（重心最高），并且臂架系统水平伸直绕回转系统旋转一周（倾翻力矩最大）。考虑极端情况，本节研究动态配重不起作用的状态下整机的稳定性。整机倾翻应表现为前后倾翻与左右倾翻。 6.2 基于 ADAMS 的整机倾翻仿真试验 对整机的倾翻当真分析属于多体动力学范畴，多体动力学由经典力学发展而来，主要包括多刚体动力学及多柔体动力学， 本文主要研究前者 （王殿龙，2006； 王阳阳，2011） 。因此本文使用机械系统动力学自动分析ADAMS软件对整机进行仿真分析。 高大树木修枝机械虚拟样机在章节6.1中已经建立，具体的模型简化，前处理步骤本文不再赘述。 6.2.1模型前处理与仿真 （1）仿真环境的设置 设置单位：长度单位mm、质量单位kg、力的单位N、时间单位s、角度单位度。 设置重力加速度：方向设为-y方向、大小设置为29.8m/s。 （2）约束与驱动 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 48结合样机实际情况为模型加载约束，如臂架系统各机械臂之间添加旋转副，回转系统固定构件与运动构建之间添加旋转副，电动缸运用移动副（杨松，2013）。 本仿真实验需要升降平台升高到最大高度，臂架系统伸直并由回转系统驱动使其绕回转系统由其初始位置顺时针旋转360度，按照本方案为相应约束添加驱动，具体驱动信息如下表所示： 表 6-1 驱动函数 Tab.6-1 Driving function 驱动 位置 驱动函数 MOTION_1 升降系统驱动 STEP(time,0.0, 0.0, 20.0, 100.0) MOTION_2 一号电动缸 0.0*time MOTION_3 二号电动缸 STEP(time, 20.0, 0.0,300, 350.0) MOTION_4 三号电动缸 STEP(time, 30.0, 0.0, 40.0, 390.0) MOTION_5 回转系统 STEP(time, 40.0, 0.0d, 60.0, 360d) （3）接触力 左前侧支撑腿与地面之间添加接触力CONTACT_1；左后侧支撑腿与地面之间添加接触力CONTACT_2；右侧支撑后腿与地面之间添加接触力CONTACT_3；右侧支撑前腿与地面之间添加接触力CONTACT_4； 最终ADAMS中模型如图6-3所示，其中样机模型最下方BOX为大地。 图 6-3 ADAMS 环境下臂架系统虚拟样机 Fig.6-3 Virtual prototype of high-branch pruning machine in ADAMS 万方数据山东农业大学硕士学位论文 496.2.2结果分析 经过对整机仿真分析，提取四个支撑腿与地面Y向接触力变化情况如图6-4所示： 图 6-4 接触力曲线 Fig.6-4 Contact force curve （1）根据曲线变化情况分析其变化情况可以分为以下六个阶段。 阶段一，时间：0s-20s；现象：四个接触力曲线基本无变化；解释：此阶段处于升降台提升时间。 阶段二，时间：20s-40s；现象：左前侧支撑腿、右前侧支撑腿与地面接触力下降，左后侧支撑腿、右后侧支撑腿与地面接触力上升；解释：此阶段机械臂逐渐展开重心后移。 阶段三，时间：40s-45s；现象： 左前侧支撑腿、左后侧支撑腿与地面接触力上升，右前侧支撑腿、右后侧支撑腿与地面接触力下降；解释：此阶段臂架系统从后侧逐渐转动到左侧。 阶段四，时间：45s-50s；现象： 左前侧支撑腿、右前侧支撑腿与地面接触力上升，左后侧支撑腿、右后侧支撑腿与地面接触力下降；解释：此阶段臂架系统从左侧逐渐转动到前侧。 阶段五，时间：50s-55s；现象： 右前侧支撑腿、右后侧支撑腿与地面接触力上升，左前侧支撑腿、左后侧支撑腿与地面接触力下降；解释：此阶段臂架系统从前侧逐渐转动到右侧。 阶段六，时间：55s-60s；现象： 左后侧支撑腿、右后侧支撑腿与地面接触力上升，万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 50左前侧支撑腿、左前侧支撑腿与地面接触力下降；解释：此阶段臂架系统从右侧逐渐转动到后侧。 整个仿真过程中未出现支撑腿接触力为零（支撑腿离地）的情况证明整机稳定性符合要求。 （2）经过对四条曲线分析，取5s时四个支撑腿Y向支撑力，其总和： 1/g= 5411.4+6503.0+6780.0+5181.1 /9.8kg2436.3kgniimF （6-1） 由式6-1可知整机总重约2436.3kg，所以高大树木修枝机械总重第二章中对整机自重2500kg的要求。 6.3 高大树木修枝机械模态分析与结构优化 为进一步研究高大树木修枝机械的动态特性，需要对高大树木修枝机械进行模态分析。下面分别对运输状态下的和作业状态下的高大树木修枝机械进行模态分析。模态分析过程中对模型的简化更加彻底，只关注整机的主体结构和质量，忽略大部分曲面、圆角等特征。 6.3.1运输状态下模态分析与结构优化 在Workbench中选择模态分析模块导入运输状态下的整机模型， 除模型简化比静力学分析更加彻底以外，其他设置与静力学分析中相似，因此不再阐述对模型的处理。 运输状态下的网格化模型如图6-5所示。 图 6-5 有限元网格划分 Fig.6-5 Finite element mesh generation 经过分析得出高大树木修枝机械前六阶振型如图6-6至图6-11所示， 与之对应的前万方数据山东农业大学硕士学位论文 51六阶固有频率如表6-2所示。 图 6-6 运输状态一阶振型 图 6-7 运输状态二阶振型 Fig.6-6 First modal shape Fig.6-7 Second modal shape 图 6-8 运输状态三阶振型 图 6-9 运输状态四阶振型 Fig.6-8 Third modal shape Fig.6-9 Fourth modal shape 图 6-10 运输状态五阶振型 图 6-11 运输状态六阶振型 Fig.6-10 Fifth modal shape Fig.6-11 Sixth modal shape 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 52表 6-2 固有频率表 Tab.6-2 Natural frequency 阶数 1 2 3 4 5 6 固有频率 （Hz） 2.5302 4.8866 6.2952 6.5668 7.7253 8.4024 运输状态下的外部振源主要是车辆路面形成的激振，当前城市路面、乡村路面激振频率一般低于3Hz（李耀明等，2013）。而整机运输状态下的模态分析显示，其一阶固有频率恰好在这一范围内，由一阶振型图6-6可以看出机械臂振动最严重的。为避免振动对机械臂的损坏，有必要优化结构，为其设计运输托架。优化后的整机模型如图6-12所示。 图 6-12 高大树木修枝机械三维模型 Fig.6-12 3D model of high-branch pruning machine 6.3.2作业状态下模态分析 与章节6.3.1中相似，将作业状态为危险工况下的整机模型导入到Workbench中，划分网格后的模型如图6-13所示。 图 6-13 有限元网格划分 Fig.6-13 Finite element mesh generation 万方数据山东农业大学硕士学位论文 53经过分析得出整机前六阶振型如图6-14至图6-19所示，与之对应的前六阶固有频率如表6-3所示。 图 6-14 作业状态一阶振型 图 6-15 作业状态二阶振型 Fig.6-14 First modal shape Fig.6-15 Second modal shape 图 6-16 作业状态三阶振型 图 6-17 作业状态四阶振型 Fig.6-16 Third modal shape Fig.6-17 Fourth modal shape 图 6-18 作业状态五阶振型 图 6-19 作业状态六阶振型 Fig.6-18 Fifth modal shape Fig.6-19 Sixth modal shape 高大树木修枝机械作业状态下外部振源主要是汽油发电机及剪枝锯，所选汽油发电机激振频率为25Hz左右，剪枝锯振动频率为10Hz左右，与整机作业状态下固有频率相差较远因此不会造成共振。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 54表 6-3 固有频率表 Tab.6-3 Natural frequency 阶数 1 2 3 4 5 6 固有频率 （Hz） 0.84587 1.0508 1.4389 1.6333 4.1509 5.8192 万方数据山东农业大学硕士学位论文 55 7 样机试制与试验 基于前面章节对高大树木修枝机械各部分的设计优化与仿真分析，已经确定了各部分结构与尺寸参数。本章根据上述参数对各部件进行了出图、选型与机械加工、运动性能试验验证。 7.1 样机试制 参阅高空作业机械相关技术标准，严格按照高大树木修枝机械技术要求，对不同模块出图制定了加工工艺，完成了样机的加工与装配。高大树木修枝机械各模块样机如下所示。主要部件实物图如图所示。臂架系统及末端执行器系统如图7-1所示。 图 7-1 臂架系统及末端执行器 Fig.7-1 Boom system and end effector 根据表3-6中确定的电动缸规格参数，定制加工电动缸如图7-2所示。 图 7-2 电动缸 Fig.7-2 Electric Cylinders 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 56根据章节4.2中对回转系统的设计，加工回转系统总成如图7-3所示，采用86步进电机经6倍减速器后驱动回转支承。 图 7-3 回转系统 Fig.7-3 Rotation system 根据章节4.3中对升降系统机械结构的设计要求，确定升降系统如图7-4所示。 图 7-4 升降系统 Fig.7-4 Lifting system 根据章节5.2中对动态配重系统参数的确定，加工动态配重系统如图7-5所示，由步进电机经联轴器驱动配重块沿直线导轨运动。 图 7-5 动态配重系统 Fig.7-5 Dynamic counterbalance system 万方数据山东农业大学硕士学位论文 57对各部分进行组装得到整机装配体如图7-6所示。 图 7-6 高大树木修枝机械 Fig.7-6 High-branch pruning machine 7.2 样机试验 样机加工完成后，对样机进行了试验验证，主要包括样机运动性能试验验证和剪枝试验验证两部分。 7.2.1样机运动性能试验验证 （1）理论可达空间 章节2.2.1中整机技术参数要求本机械工作高度5m-15m，工作半径6m。根据此设计参数全文展开了高大树木修枝机械的设计，本部分根据上述设计方案确定了本机末端执行器的理论可达空间（即整机作业范围），其过程如下。 仅考虑臂架系统的情况下，因为前三节机械臂均为俯仰运动，第四节机械臂绕第三节机械臂为左右偏转30，且第四节臂左右偏转对作业区间影响较小，暂不考虑其对作业区间的影响。三节臂均处于竖直状态下时第三节臂绕第二节臂俯仰0-180，末端执行器的运动轨迹如图7-7中a图中弧形实线所示；第二节臂绕第一节臂俯仰角转动90-180，弧形实线所扫过的区域如图7-7中b图实线包围区域所示；第一节臂绕底俯仰90-210所扫过的区域7-7中c图实线包围区域所示。 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 58 图 7-7 臂架系统作业区间 Fig.7-7 Working space of boom system 综合考虑升降系统升降高度达到8m， 回转系统的360旋转以及地面对作业空间的干涉等问题，以回转系统旋转轴线在水平面上的竖直方向的投影点作为原点，最终得出整机作业区间图如图7-8所示。 36002468m-2-4024681210141618mhmax 图 7-8 高大树木修枝机械作业区间 Fig.7-8 Working space of High-branch pruning machine 万方数据山东农业大学硕士学位论文 59图中红线框出区域为整机在一个平面内末端执行器理论可达区间，由于回转系统的存在此区域可以旋转360形成一个空间为整机作业区间。由作业区间图可以看出，本机作业高度达到16m，作业半径达到6m以上。 （2）样机运动性能试验验证 样机加工完成后，对样机进行了运动性能试验验证，在试验过程中使样机做出具有代表性的极限动作，如机械臂水平伸直状态、第一节机械臂后仰状态（第一节机械臂与臂架系统夹角大于180）等，以证明样机运动性能的可靠性。部分试验照片如图7-9、图7-10所示，经试验验证样机能够完成预计动作，满足了设计要求。 图 7-9 运动性能试验 Fig.7-9 Movement performance test 图 7-10 运动性能试验 Fig.7-10 Movement performance test 万方数据高大树木修枝机械设计与优化分析 607.2.2修枝试验 完成样机运动性能试验验证后， 对整机修枝功能进行了实验验证， 如图7-11为修枝实验过程，图7-11中右侧照片为修剪的侧枝，经实验验证样机能够完成预计修枝功能，满足了设计要求。 图 7-11 修枝试验 Fig.7-11 Pruning test 万方数据山东农业大学硕士学位论文 61 8 结论与展望 8.1 结论 本文主要根据林业高枝修剪的需求设计了一款工作高度15m、工作半径6m、修枝半径10cm的高大树木修枝机械，并运用CAD、CAE等技术对高大树木修枝机械进行仿真试验与优化分析最终加工全尺寸样机一台。本文主要研究总结如下： （1）在查阅高空作业机械设计相关文献的基础上，根据实际需求确定了高大树木修枝机械整机设计方案。主要包括末端执行器、臂架系统、回转系统、升降系统、动态配重系统、动力系统等几部分；根据整机设计方案对整机各部分进行详细设计、分析与优化。 计算确定了臂架系统机械臂规格与尺寸，机械臂主体材料选用HG70；对臂架系统中变幅机构的铰点位置进行了参数化优化设计，优化设计前后电动缸载荷均值比优化前降低38.3%；运用Workbench等软件对高大树木修枝机械进行了有限元分析与优化。经过静力学分析发现臂架系统最大变形134.99mm，并有局部应力集中现象，不符合设计要求； 对关键零部件进行了优化设计后通过静力学分析发现臂架系统最大变形减小到74.8mm，较优化之前减小45%，而且应力集中现象消失；对臂架系统进行了虚拟样机建模与动力学仿真得出了三个主要电动缸的载荷变化情况，为电动缸选型等工作提供了理论依据。 设计了一款新型导向卡锁式林业高枝修剪护茬锯，能够在修枝的同时进行茬口养护，修枝直径10cm，并对其进行了虚拟样机仿真试验，锯片有效行程25mm；计算并确定了回转系统、升降系统、动力系统的具体结
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