苹果采摘装置

1、目 录前 言11绪论21.1水果采摘机械的发展21.2水果采摘机械的研究应用现状21.2.1国内研究现状分析21.2.2国外研究现状分析21.3本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路31.3.1设计所设计的任务要求31.3.2设计重点研究的内容31.3.3存在问题的解决思路32苹果采机械移动系统的结构说明32.1工作原理32.2工作过程43电动机的选择计算43.1确定电动机的功率43.2确定电动机型号43.3各级轴转速43.4各轴输入功率43.5各轴的输出功率43.6各轴输入转矩44齿轮的设计54.1确定许用应力54.2按齿面接触强度设计54.3验算齿面接触强度64.4齿轮圆周速度65轴

2、的结构设计计算65.1减速器高速轴设计6轴径与长度与直径6确定轴上圆角及倒角7减速器输入轴（高速轴）的校核75.2减速器低速轴设计10轴的结构设计11轴上零件的周向定位11确定轴上圆角及倒角11减速器输出轴（低速轴）校核116链轮的设计147联轴器的选14小 结15致 谢16参考文献17前 言水果是人类生活不可少的食物，种植面积和产量逐年提高。现在我国已成为世界水果、蔬菜的第一生产大国。到2000年，水果种植面积达867万公顷，占世界面积的8；产量6237万吨，占世界产量的13。苹果和梨的产量连续8年居世界首位，柑桔产量在巴西和美国之后位居第三，荔枝产量占世界的70。蔬菜种植面积达1467万公

3、顷，占世界面积的35；产量4亿吨，占世界产量的66，连续5年居世界第一。目前水果总产量已超过6000万吨，约占全球产量的14左右，成为我国继粮食、蔬菜之后的第三大种植产品，也日益成为农民增收的重要增长点。改革开放以来，特别是1984年水果市场放开之后，国家对水果实行多渠道经营，价格随行就市，农民得到了实惠，极大地调动了果农发展生产的积极性，从而促进了水果生产的迅速发展。“七五以来，水果生产连续保持了十多年高速发展的势头，从生产、加工到销售乃至出口创汇都取得了巨大成绩，在种植业中异军突起，已经成为种植业重要的支柱产业，在农业和农村经济中的作用和地位日益显著主要表现在以下几个方面：1）面积和产量成

4、倍增长，据国家统计局统计1996年全国果园面积发展到853.3多万平方米，总产量达 462.8万吨。分别比1984年增长2.9倍和3.7倍。其中苹果面积298.7万万平方米，产量170.2万吨，分别比1984年增长 3倍和4.8倍；柑桔面积 128万平方米，产量845.7万吨，分别比1984年增长2.2倍和4.6倍；梨的面积为93.1万亩。产量580.7万吨，分别比1984年增长2.1倍和1.8倍我 国水果在世界水果生产中占据重要的位置从1993年开始，我国水果总产量跃居世界第一位(超过印度、巴西和美国)。与同期世界水果产量相比1995年我国水果总产量为1214.6万吨，占世界总产量3987.

5、3万吨的10.6。其中苹果和梨的产量均居世界各国之首，苹果产量占世界总产量 的 28.2 ，梨的产量约占42.6。柑桔占世界总产量的92 ，仅次于巴西和美国，列第三位。2）品种结构明显优化，近年来，各地在发展大宗水果的同时，以市场为导向，以科技为依托，以效益为目标，积极发展名特优新品种。加速低产劣质果园 的改造。从而使品种结构得到明显改善，果品质量不断提高。苹果重点发展了红富士、新红星、乔纳金等优新品种。目前，全国红富士苹果面积已发展到130.5万亩，1996年的产量近600万吨，分别占苹果面积和产量的43.7和35.1；柑桔主要发展 了特早熟和早熟温州蜜柑、芦柑、脐橙、柚类等市场受欢迎的优新

6、品种。目前，山东省的红富士、新红星、乔纳金、嘎拉等优新苹果品种已占苹果面积75以上 。广东省的柑桔因黄龙病 的危害效益有所下降，对此，他们加大了结构调整的力度，开发的重点转向粤西、粤东和粤北山区，因地制宜地发展了荔枝、龙眼、杜果、田柚等热带亚热带名特优水果 ，这既丰富了果品市场，又发展了山区经济。 自20世纪90年代以来，自走式农业机械的田间自动导航、机器视觉与农业机器人研究得到重视，成为探索在农业机械装备中应用智能控制等高新技术研究的重要方向。农业机器人是一种高度自动化智能化的农业机械，它集传感技术、监测技术、人工智能技术、通讯技术、图像识别技术、精密及系统集成技术等多种前沿科学技术于一身，

7、代表了机电一体化的最高水平。作为农业生产领域中新一代的生产工具，农业机器人在提高农业生产力、改变农业生产模式、解决劳动力不足问题等方面显示出极大的优越性。可以说农业机器人的应用将带来农业生产的一次技术革命，推动现代农业的发展。因此，广泛应用以农业机器人为代表的新一代农业机械，抓住机遇，大力发展农业机械化，全面提高农业信息化智能化水平是实现我国农业持续稳定健康发展的必然道路。1绪论水果是果农的一大经济来源，在果实类水果的生产中，需要人工不定时的对果实进行成熟度的判断和收获，并不时地移动梯子，等高或弯腰。虽然大力推广矮化的种树，方便果农的采摘，可是过分矮化的结果会影响果实的产量，不利于提高阳光的利

8、用率。现在许多果树的高度往往超过人的高度，采摘是需要借助板凳、短梯等工具，由于果园地面的不平整而存在安全隐患，同时也影响了采摘效率。因此收获作业是一项劳动强度大，消耗时间长，具有一定风险性的作业。研究开发适合目前生产实际的水果采摘机械不仅很大程度上减轻劳动强度，提高生产效率，而且具有广阔的市场应用前景1。1.1水果采摘机械的发展水果的种类繁多，其生长部位，成熟期等特征差异很大，而且多数果实不耐碰撞。因此，果实收获机械化难度比较大。目前，采收果实的方法主要有手工采收，半机械化采收和机械化采收等方法。半机械化采收时借助于工具，自动升降台车或行间行走拖车，由人工进行采摘。机械化采收效率比较高，但是果

9、实损伤比较严重。采收的果实只要用于果酒，果汁，罐头等，利用机械采收经济效益比较高。对于鲜食果，为使果品具有比较好品质，较长的保鲜期，采用人工或半机械化采收比较好。如图1-1所示，是一种多工位自动升降台，它车是在轮式拖拉机或自走式动力地盘上装设多个作业平台，每个平台上的工作人员从不同位置收果实，平台的升降和位置转移由液压系统完成。机械采收的基本原理：用机械产生的外力，对果柄施加拉，弯，扭等作用，当作用力大于果实与植株的连接力时，果实就在连接最弱处与果柄分离，完成摘果过程。根据摘果作用力的形式不同，才收集主要有气力式和机械式。苹果、桃、梨等在碰撞和挤压的作用下很容易受伤，国内外鲜食苹果一般都采用人

10、工采摘，加工用的苹果一般采用振动采集法收获；杏、李子、枣核樱桃等一般也都采用振动采集法收获。 葡萄一般采用门架跨行式机器来收货。在门架内，每行的两侧装有敲击棒，连续打击藤茎引起的振动使葡萄果实被振落，振落的葡萄掉在鱼尾片式接果架上。层叠安装的鱼尾片是由弹簧加载，形成封闭的托台，当机器跨行前进时，鱼尾片碰到葡萄藤，弹簧受压使鱼尾片张开，藤茎过去后鱼尾片自动闭合。鱼尾片向两侧倾斜，将掉落的葡萄引导到两侧的输送带上，然后送往料箱。 1.2水果采摘机械的研究应用现状1.2.1国内研究现状分析我国水果采摘机械发展缓慢，远远落后于种植业机械的发展，在此领域起步较晚，研究成果也较少。随着国外技术的不断创新与

11、提高，我国在此方面也在进步。但是由于地域性，生产模式等等各方面的限制，机器人采摘技术在我国发展困难。所以基于我国的果农的要求来说经济性，操作简单，适合山上作业成为重点。所以相继出现了很多半自动水果采摘机械手（水果采摘器）的发明。但是在技术上还是不够成熟，容易伤果。目前在我国采摘水果时主要以人工为主，一般有三种方式：（1）果农直接用手采摘；（2）用主干自制的一端开口夹摘；（3）直接用手棍装上镰刀头钩采。以上几种方式存在缺点如下，就地中采摘方法而言，如果果树比较高，树枝又比较脆，照此方法既不安全又容易伤害果树；第二种采摘方式只适合果柄比较长的果子的采摘，但又容易使果柄脱落摔坏果实；第三种采摘方式的

12、缺点是水果容易在蒂处断开落在地上摔坏，枝条的扭断处茬口断裂，影响果枝的成长。所以结合我国实际设计新型的水果采摘器成为很重要的项目。国外研究现状分析随着计算机和自动控制技术的迅速发展，农业机械迈入高度自动化，智能化时期。机器人已经渗入到农业生产中，特别是在设施农业的生产过程中。最早采摘果实的方法是采用机械振摇式和气动振摇式，而美国学者Schertz和Brown于1986年首先提出应该用机器人技术采摘果实。在日本和欧美等发达国家在果实采摘机器人方面已取得了较大的发展。采摘机器人是典型的复杂的光电一体化产品，工作环境是非结构的开放系统，涉及到多门学科知识，不确定的因素给采摘机器人的研制带来了很大的困

13、难。采摘机器人在一定程度上和环境下代替了人类的的工作，但是它的使用并没有达到广泛应用的结果，这主要存在两个关键的问题：（1）采摘机器人智能化的程度没有达到农业生产的要求。农业生产的特点需要机器人具有相当高的只能和柔性的生产的能力以适应复杂的非结构环境；（2）机器人的成本高，而且其工作季节性强，机器人的使用效率很低。所以这一系列的采摘机械由于技术等方面不够成熟和完善，存在过时容易损坏，效率不高以及容易采摘到不成熟的果实的缺点，而最重要的是成本高。但是随着科学技术的不断发展，又由于随着人口老龄化和农村劳动力日益减少，机器人采摘水果将是一种趋势和最终机械。1.3本课题需要重点研究的、关键的问题及解决

14、的思路设计所设计的任务要求有以下几个成功设计出苹果采摘器移动系统应任务要求：（1）采摘器能准确灵活的移动。（2）能在果林工作，操作简便，经济实惠。设计重点研究的内容本课题重点研究采摘器的动力机构和传动机构。在工作时应方便操作。存在问题的解决思路苹果采摘器固定在小车上和小车形成一个整体，小车的动力和传动机构能正常工作。用电流大小控制小车的速度。小车和采摘器可以在转向机构的作用下随意转向。苹果采摘器可以用农机09届学哥张伟的水果采摘机的设计。2苹果采机械移动系统的结构说明图1 苹果采摘机械的传动示意图1.机器支架 2.机器主动轮轴 3.大链轮 4.小链轮 5.联轴器 6.一级减速器 7.电动机2.

15、1工作原理电动机转动经过减速器减速，带动主动轮转动。2.2工作过程其一般工作过程是：电动机工作经联轴器把动力传到减速器上，减速器减速后小链轮转动，小链轮给链条一个动力，带动大链轮转动，大链轮带动主动轮转动。3.电动机的选择计算3.1确定电动机的功率电动机所需工作功率为 = KW 因 = KW 因此 P= KW （4-1）所以初步定为电动机功率为4 KW。 3.2确定电动机型号 选型号ZLC1000-100S直流，性能如下页表所示：表1 型号ZLC1000-100S直流性能表电动机型号额定功率kw电动机额定电压V电动机满载转速 r/min电动机重量Kg总传动比减速器传动比 ZLC1000-100

16、S4603807.3104电动机主要外型和安装尺寸列下表：中心高H外型尺寸L×（AC2AD）×HD地脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×41表2 电动机主要外型和安装尺寸3.3各级轴转速 轴 n=572 r/min 轴 n=144.8 r/min （4-2）3.4各轴输入功率 轴 P=P×= P×=4×0.96=3.84KW （4-3） 轴 P= P×= P

17、5;×=4×0.97×0.97=3.76KW （4-4）3.5 各轴的输出功率： 其输入功率乘以轴承的效率0.97 轴：P= P×3.84×0.973.72KW （4-5） 轴：PP×3.76×0.973.64KW （4-6）3.6各轴输入转矩电动机输出转矩：T=9550×=3.98NM (4-7) 、轴输入转矩：轴：T= T×i×= T×=3.98×0.99=3.94 NM (5-1)轴：T= T×i×= T×i××=3.9

18、4×3.95×0.97=15.1 NM (5-2)各轴输出转矩：轴：T= T×= 3.94×0.98=3.86 NM （5-3）轴：T= T×= 15.1×0.98=14.80 NM （5-4）运动和动力参数结果整理于下表：轴名输入效率P（KW）输出效率P（KW）输入转矩T（NM）输出转矩T（NM）转速n r/min传动比i效率 电动机轴轴轴 3.843.7643.723.643.9415.13.983.8614.8380380951410.960.940.96表3 运动和动力参数4.齿轮的设计已知：载荷变化不大，传动比i=4，小齿轮

19、轴转速n=n=380 r/min，传动功率P=3.84KW4.1确定许用应力，采用软齿面的组合小齿轮用38SiMnMo调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为250HBS。因=730MP，=620 MP，S=1.25故 = M P （5-5）= M P （5-6）因=600 M P，=510 M P，S=1.6故 = M P （5-7） = M P （5-8）4.2按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.4，齿宽系数=1.0。小齿轮上的转矩T=9.55×10×=9.55×10×=64112N （5-9）取1

20、88。66.6mm （5-10）齿数： Z=20 Z=3.95×20 =79 实际传动比 i=3.95 （5-11）齿宽 b=取b=61mm b=60mm 法向模数m= （6-1）取M=3 实际= Z m=20×360 mm = Zm=79×3237mm （6-2）中心距：=297mm （6-3）取=300mm4.3验算齿面接触强度 由图11-8得 =2.18 Y=2.1 由图11-9得Y =1.82 Y=1.92=MP （6-4）MP （6-5） 安全4.4齿轮圆周速度 （6-6） 对照表11-2选8级精度合宜的.5.轴的结构设计计算5.1减速器高速轴设计轴径与

21、长度与直径由结构可知，各轴轴径与长度如下： 段： 段：因为是轴肩定位，所以轴肩的高度为h=0.07×30+2=4.1mmd=38mm 轴承的选择： A）选用深沟球轴承，型号为6008，其参数如下：d=40 mm（内径）, D=68mm（外径）, B=15mm（宽）B）轴承端盖的选择：选择凸缘式联轴承端盖（根据结构）HT150. （查机械设计表 11-10 ） e=13, eeD=68mm, 螺钉直径d=6mm, 螺钉个数：4其参数如下：d=d+1=7mm （6-7）D=D+2.5d=83mm （6-8）D2 =D+2.5d=832.5×10=108mm （6-9）e=1.2

22、d=7.2mm（其中：m=2e,取m=15） （6-10）则轴端盖：L=e+m=7.2+15=22.2mm （6-11）故段轴长：L=76mm 段：属于非轴肩定位h=（12）mmd=40mm L=20mm段：d=48mm L=10mm段：d=d=66.6mm L=65mm段：d=40mm d=18mm图2 高速轴的示意图轴的结构设计拟定轴上的装配方案图3 高速轴的装配方案齿轮、轴套、挡油环、左轴承及端盖从左边装入；挡油环、右轴承及轴承端盖从右边装入。（A）据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，2轴段需制出一轴肩，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加脂润滑的要求，取端

23、盖的外端面与大带轮的右端面间的距离=30mm,故取 L=50mm 取2段轴的直径为d38mm，L=70 mm（B）选用轴承因轴承承受有径向力和轴向力作用，故选用深沟球轴承，型号为6008，其参数如下：d=40 mm（内径）, D=68mm（外径）, B=15mm（宽） 即尺寸为： （7-1）因此3段d=40mm L=40mm （C）取安装齿轮的4段处的轴段直径为d=65mm （D）选用脂润滑，故轴承6008端面到壳体的距离取5mm。（E）右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6008轴承的定位轴肩高度=3.8mm，由于 定位轴肩的宽度等于齿轮端面到壳体内壁距离，范围为6-8mm，取6mm，即

24、 取d=48mm （7-2）d=d=40mm，L=18mm至此已经初步确定了轴的各段直径及其长度。确定轴上圆角及倒角参考表15-2 取轴端倒角为：5.1.4减速器输入轴（高速轴）的校核已知：轴的结构：L=253mm，K=150 mm齿轮的啮合力：圆周力： （8-1）径向力： （8-2）法向力： （8-3）作用在轴左端联轴器上外力F= （8-4）求垂直面的支承反力 F= （8-5）F= FF=602.23-281.42=320.81 （8-6）求水平面的支承反力F=F= （8-7）F力在支点产生的反力F= （8-8）F=F+ F=3659.21+1956.80N =5616.01 （8-9）绘垂

25、直面的弯矩图（图b）M= F （8-10）M= F （8-11）绘水平面的弯矩图（图c）M= F （8-12）F力产生的弯矩图（图d）M=F×K=3659.21×150=548.882 Nm （8-13）a-a截面F力产生的弯矩为：M= F （8-14）图4高速轴校核图求合成弯矩图（图e）考虑到最不利的情况，把M与直接相加。M=+ M=（）=396.19 （9-1）M=+M= Nm=394.25 （9-2）M= M=548.882 求轴传递的转矩（图f）T=F× （9-3）求危险截面的当量弯矩从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M= （10-1）取折合系数=0

26、.6，代入上式得M=396.36计算危险截面处轴的直径轴材料为40#刚，调质处理，由表153查得=650 MP，由传动外廓尺寸不致过dmm （10-2）考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4，故d=1.04×40.42=42.04粗取轴径为48，合适，安全。5.2减速器低速轴设计由高速轴及整体结构，低速轴结构如下：（45号钢）图5低速轴的示意图其中：砂轮越程槽：b=3 mm，h=0.4 mm，r=1.0 mm联轴器的选择：T=KT （查表17-1得K=1.2） T=415.03NmT= KT=1.2×415.03=498 Nm （10-3）转速：n=n=144.8 （A) 选用

27、轴承 选用深沟球轴承，型号为6011，其参数如下：d=55 mm（内径）, D=90mm（外径）, B=18mm（宽）。因此4段d=55mm L=12mm（B）轴承端盖的选择：选择凸缘式联轴承端盖（根据结构）HT150. （查表11-10） e=13, ee 轴承外径D=90mm 螺钉直径d=8mm, 螺钉个数：6其参数如下：d=9mmD=D+2.5d=90+20=110mm D = D+2.5d=110+20=130mm其中：m=2e,取m=20则轴端盖：L=e+m=10+20=30mmL=21mm 段：d58mm L57mm段：d55mm 36mm段：属于轴肩定位 d52mm L=60mm

28、段：d45mm L=67mm轴的结构设计拟定轴上的装配方案图6 低速轴的装配方案齿轮、轴套、挡油环、左轴承及端盖从左边装入；档油环、右轴承及轴承端盖从右边装入。（A）据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，2轴段需制出一轴肩，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加脂润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离=30mm,故取 L=70mm取2段轴的直径为d=52mm，L=70mm（B）选用轴承因轴承承受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承，型号为6011，其参数如下：d=55 mm（内径）, D=90mm（外径）, B=18mm（宽） 即尺寸为： （11

29、-1）因此3段d=55mm L=36mm （C）取安装齿轮的4段处的轴段直径为d=58mm 已知齿轮的轮毂的宽度为60mm，为了使轴套端面可靠的压紧齿轮，此轴段直径应短于轮毂宽度，故 L=57mm（D)选用脂润滑，故轴承端面到壳体的距离取6.5mm。（E）右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6011轴承的定位轴肩高度=5mm，由于定位轴肩的宽度等于齿轮端面到壳体内壁距离，范围为8-10mm，取8mm，即 。取d=12mm为了满足载荷平稳，故d=d=55mm，L=21mm。至此已经初步确定了轴的各段直径及其长度。轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接。按轴的第4段d=58mm查表6-

30、1得 平键的截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，户选取齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴直径公差为m6.确定轴上圆角及倒角参考表15-2 取轴端倒角为：减速器输出轴（低速轴）校核已知：L= 336mm，K=157 mm，d=38 mm。图7低速轴校核图齿轮的啮合力：圆周力： （13-1）径向力： （13-2）轴向力： （13-3） 垂直面的支承反力（图b）F=N （13-4）F= FF=571.04-84.861=486.18 N （13-5）求水平面的支承反力（图c）F=F=N （13-6）绘垂直面的弯矩图

31、（图b）M= FN m （13-7）M= FNm （13-8）绘水平面的弯矩图（图c）M= FNm （13-9）求合成弯矩图（图e）Ma=。 （13-10）M=Nm （13-11）M= = Nm （13-12）求轴传递的转矩（图f）T= F× Nm （13-13）求危险截面的当量弯矩校正系数=-1/0=0.6T=0.6×29.06=17.436 Nm （13-14）从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M= （13-15）计算危险截面处轴的直径轴材料为45号钢，调质处理，由表151查得=640 MP， （13-16）由表151查的许用弯曲应力=55 MP，则dmm （13

32、-17）考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5，故d=1.05×14.07=14.77 mm 取轴径58mm，合适，安全。6. 链轮的设计初步设计机械支架的主动轮的轮轴直径为45mm。大小链轮的传动比为2.24。因为小链轮和减速器的低速轴配合，所以轮孔直径为45mm。用机械工程师软件知道以上数据可以查询到以下数据，并且可以绘出CAD图。小轮的尺寸如下： 齿数为20 轮宽为60mm，齿宽为12mm，链齿宽8.7mm 齿的倒角为1.69×45° 小链轮和低速轴的用键固定，键宽14mm，长60mm。大链轮的尺寸如下： 齿数为44，轮宽为45mm，轮板宽8mm，中间对称打6孔

33、，孔心半径为181mm，链齿宽为8.7mm， 齿的倒角为1.69×45°， 大链轮和机器主动轮轮的用键固定，键宽14mm，长60mm。两链轮间的中心距为976mm，链节距为31.75mm，链速为2.75m/s。7 .联轴器的选择本设计的联轴器的选择主要是电动机轴与减速器的输入主轴的联结，根据文献6中的表12-1 Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电动机的型号为Y132M1-6，可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度E和直径D分别是80和38。又本设计的高速轴的直径计算最小值为30mm。根据文献6表8-2凸缘联轴器,最后确定电动机与减速器的输入轴间的联轴器选择为GY5型。小 结此次毕业设计所设计的题目是“苹果采摘机械的移动系