基于槽型凸輪傳動(dòng)的藍(lán)莓采摘機(jī)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)

王海濱 李志鵬 姜雪松 聶宏宇 耿 雷

(1.東北林業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院， 哈爾濱 150040； 2.東北林業(yè)大學(xué)交通學(xué)院， 哈爾濱 150040； 3.東北林業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院， 哈爾濱 150040； 4.黑龍江科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院， 哈爾濱 150027)

0 引言

近年來(lái)，以藍(lán)莓為代表的小漿果因營(yíng)養(yǎng)價(jià)值高而備受青睞，但因手工采摘影響其種植規(guī)模和種植面積的擴(kuò)大，迫切需要藍(lán)莓采摘機(jī)械，以提高采摘效率[1-3]。

美國(guó)是最早研究藍(lán)莓采摘機(jī)械的國(guó)家[4-5]。自1959年首項(xiàng)關(guān)于藍(lán)莓采摘技術(shù)的專(zhuān)利發(fā)表開(kāi)始至今，美國(guó)藍(lán)莓采摘技術(shù)已較為成熟，主要有Korvan、Littau和BEI公司研究和生產(chǎn)藍(lán)莓采摘機(jī)[6-7]，加拿大、澳大利亞、新西蘭、智利等國(guó)家紛紛引進(jìn)該項(xiàng)技術(shù)，現(xiàn)已實(shí)現(xiàn)藍(lán)莓機(jī)械采收[8-10]。我國(guó)藍(lán)莓采摘技術(shù)處于研究開(kāi)發(fā)階段，東北林業(yè)大學(xué)郭艷玲等[11-12]研制出矮叢藍(lán)莓采摘機(jī)，東北農(nóng)業(yè)大學(xué)趙永超等[13-15]研制出小型、便攜氣吸式藍(lán)莓采摘機(jī)，對(duì)于人工種植高叢藍(lán)莓大型采摘機(jī)械的研究國(guó)內(nèi)鮮見(jiàn)報(bào)道[16-20]。

目前，課題組已研制出牽引式藍(lán)莓采摘機(jī)，試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)難以發(fā)揮機(jī)器工作性能，原因在于以曲柄連桿機(jī)構(gòu)為核心的采摘傳動(dòng)裝置僅能保證采摘裝置的起止位置，對(duì)于運(yùn)動(dòng)過(guò)程中各時(shí)刻速度、加速度難以保證按預(yù)定的設(shè)計(jì)要求實(shí)現(xiàn)，需要改變采摘傳動(dòng)裝置的類(lèi)型和運(yùn)動(dòng)形式，以發(fā)揮采摘機(jī)的工作性能[21-26]。鑒于此，本文研制一種高叢藍(lán)莓采摘機(jī)，以槽型凸輪傳動(dòng)裝置作為采摘系統(tǒng)核心部件，按照預(yù)定設(shè)計(jì)要求實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)軌跡，以改善采摘系統(tǒng)工作性能，為藍(lán)莓采摘機(jī)械設(shè)計(jì)提供參考。

1 整機(jī)結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 整機(jī)結(jié)構(gòu)

圖1所示為藍(lán)莓采摘機(jī)整體結(jié)構(gòu)圖，主要由收攏裝置、龍門(mén)框架、行走系統(tǒng)、汽油發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)系統(tǒng)、槽型凸輪傳動(dòng)裝置、采摘末端執(zhí)行裝置等部件組成。

圖1 藍(lán)莓采摘機(jī)整體結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Overall structure diagram of blueberry picking machine1.藍(lán)莓植株 2.收攏裝置 3.傳動(dòng)系統(tǒng) 4.槽型凸輪傳動(dòng)裝置 5.行走系統(tǒng) 6.汽油發(fā)動(dòng)機(jī) 7.指排 8.龍門(mén)框架

1.2 工作原理

藍(lán)莓采收作業(yè)時(shí)，采摘機(jī)騎壟作業(yè)向前行駛，藍(lán)莓植株經(jīng)收攏裝置進(jìn)入龍門(mén)框架內(nèi)，汽油發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)，經(jīng)傳動(dòng)系統(tǒng)調(diào)整轉(zhuǎn)速帶動(dòng)槽型凸輪傳動(dòng)裝置改變運(yùn)動(dòng)形式，驅(qū)動(dòng)采摘系統(tǒng)末端執(zhí)行裝置的工作部件——指排往復(fù)擺動(dòng)，拍打從中經(jīng)過(guò)的藍(lán)莓植株形成振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)藍(lán)莓果實(shí)機(jī)械采摘。

1.3 采摘機(jī)設(shè)計(jì)要求

依據(jù)藍(lán)莓采摘作業(yè)形式，得到采摘設(shè)計(jì)要求如下：

(1)采摘收攏裝置寬度大于藍(lán)莓植株寬度。

(2)采摘機(jī)龍門(mén)框架高度大于去除頂枝高度的藍(lán)莓植株。

(3)采摘機(jī)龍門(mén)框架長(zhǎng)度大于藍(lán)莓植株株距。

(4)采摘機(jī)龍門(mén)框架寬度大于種植園壟寬。

(5)采摘末端執(zhí)行元件的擺動(dòng)頻率應(yīng)保證植株振動(dòng)，振落藍(lán)莓果實(shí)。

(6)采摘末端執(zhí)行元件應(yīng)連續(xù)拍打植株持續(xù)振動(dòng)，以提高采摘效率。

(7)采摘末端執(zhí)行元件的擺動(dòng)角速度、角加速度無(wú)突變，使植株所受振動(dòng)為柔性沖擊，而非剛性碰撞。

(8)龍門(mén)框架內(nèi)兩側(cè)的末端執(zhí)行元件對(duì)植株的拍打幅度應(yīng)相同，保證植株兩側(cè)的振動(dòng)幅度相同。

(9)采摘機(jī)的驅(qū)動(dòng)力大于采摘振動(dòng)消耗功率。

2 關(guān)鍵零部件設(shè)計(jì)

由文獻(xiàn)[24]得到，人工種植藍(lán)莓植株壟高0.2～0.4 m、壟距2.0～3.0 m、株距2.5～3.0 m，藍(lán)莓植株高度為1.5～2.0 m；綜合設(shè)計(jì)要求(1)～(4)得到：采摘機(jī)收攏裝置寬度2.8 m、龍門(mén)框架高度2.5 m、龍門(mén)框架長(zhǎng)度3.2 m，由此得到采摘機(jī)外形尺寸(長(zhǎng)×寬×高)為3.2 m×2.8 m×2.5 m，下面對(duì)關(guān)鍵零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)分析。

2.1 采摘傳動(dòng)系統(tǒng)

2.1.1驅(qū)動(dòng)元件選擇

考慮到采摘機(jī)田間作業(yè)，電力驅(qū)動(dòng)不便，采用汽油發(fā)動(dòng)機(jī)作為采摘系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)元件，為采摘系統(tǒng)提供動(dòng)力。由于作業(yè)中的采摘機(jī)對(duì)從中經(jīng)過(guò)的藍(lán)莓植株逐個(gè)拍打，得到汽油發(fā)動(dòng)機(jī)的功率應(yīng)大于單株藍(lán)莓振動(dòng)消耗功率，單株藍(lán)莓消耗功率可表示為

(1)

式中PL——單株藍(lán)莓植株消耗功率，kW

TL——藍(lán)莓植株消耗轉(zhuǎn)矩，N·m

n——采摘系統(tǒng)末端執(zhí)行元件轉(zhuǎn)速，r/min

根據(jù)設(shè)計(jì)要求得到，采摘機(jī)驅(qū)動(dòng)元件功率應(yīng)滿足

(2)

式中P——采摘機(jī)驅(qū)動(dòng)元件功率，kW

η——采摘系統(tǒng)工作效率，取0.8

由文獻(xiàn)[27]得到單株藍(lán)莓振動(dòng)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩為122 N·m；由文獻(xiàn)[17]得到實(shí)現(xiàn)藍(lán)莓果實(shí)振動(dòng)采摘的頻率f范圍為1～4 Hz。由式(1)、(2)計(jì)算得到單株藍(lán)莓振動(dòng)最大消耗功率為3.1 kW，采摘系統(tǒng)消耗功率為3.8 kW。由于采摘機(jī)安裝空間有限，要求汽油發(fā)動(dòng)機(jī)尺寸不宜過(guò)大。根據(jù)設(shè)計(jì)要求(5)、(9)，綜合以上因素，選擇DJ168C型汽油發(fā)動(dòng)機(jī)作為采摘系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)元件，滿足設(shè)計(jì)要求，DJ168C型發(fā)動(dòng)機(jī)外形尺寸(長(zhǎng)×寬×高)為0.35 m×0.31 m×0.33 m、額定功率4.2 kW、額定轉(zhuǎn)速1 450 r/min。

2.1.2采摘傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

圖2所示為采摘傳動(dòng)系統(tǒng)圖。由于DJ168C型汽油發(fā)動(dòng)機(jī)為臥式安裝，為實(shí)現(xiàn)預(yù)定的采摘振動(dòng)輸出頻率范圍，得到采摘傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求為：立軸輸出；輸出軸轉(zhuǎn)速范圍60～240 r/min。

圖2 采摘傳動(dòng)系統(tǒng)圖Fig.2 Diagrams of plucking transmission system1.龍門(mén)框架 2.汽油發(fā)動(dòng)機(jī) 3.齒輪副 4.蝸輪蝸桿減速器 5.槽型凸輪傳動(dòng)裝置 6.V帶傳動(dòng)裝置 7.機(jī)械無(wú)級(jí)變速器

由此得到采摘系統(tǒng)減速比范圍i為6～24；傳動(dòng)系統(tǒng)變速比ix=4。為實(shí)現(xiàn)立軸輸出采用蝸輪蝸桿減速器改變傳動(dòng)方向，綜合系統(tǒng)傳動(dòng)比和安裝空間要求，選用WPWKO120型蝸輪蝸桿減速器作為傳動(dòng)系統(tǒng)末端元件連接槽型凸輪，WPWKO120型蝸輪蝸桿減速器的減速比i4為1/10；為調(diào)速方便，選用MBL55型機(jī)械無(wú)級(jí)變速器調(diào)節(jié)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速，MBL55型變速器減速比為5、額定功率為5.5 kW、輸入軸最高轉(zhuǎn)速為1 400 r/min，得到機(jī)械無(wú)級(jí)變速器的減速比i2為1/5～1/1，符合設(shè)計(jì)要求。

為便于安裝調(diào)試，采用齒輪副連接汽油發(fā)動(dòng)機(jī)和機(jī)械無(wú)級(jí)變速器，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和機(jī)械無(wú)級(jí)變速器轉(zhuǎn)速，設(shè)計(jì)齒輪副的齒輪齒數(shù)分別為18和21，得到齒輪副3減速比i1為18/21；采用V帶傳動(dòng)裝置連接機(jī)械無(wú)級(jí)變速器和蝸輪蝸桿減速器輸入軸以實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)過(guò)載保護(hù)，依據(jù)系統(tǒng)減速比范圍和其它元件減速比，得到V帶傳動(dòng)裝置的減速比i3為2，根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求采用傳動(dòng)方案如圖3所示，由圖3得到系統(tǒng)調(diào)速范圍為：n=npi1i2i3i4，計(jì)算得50～248 r/min，輸出調(diào)速頻率f為0.83～4.13 Hz，滿足采摘振動(dòng)頻率范圍要求。

圖3 采摘傳動(dòng)系統(tǒng)方案Fig.3 Plucking transmission system scheme

2.2 槽型凸輪傳動(dòng)裝置

為使采摘傳動(dòng)裝置各元件按預(yù)定軌跡運(yùn)動(dòng)，采用槽型凸輪傳動(dòng)裝置作為采摘系統(tǒng)傳動(dòng)裝置，得到如圖4所示的采摘系統(tǒng)傳動(dòng)裝置原理圖。

圖4 采摘系統(tǒng)傳動(dòng)裝置原理圖Fig.4 Schematic diagram of transmission of picking system1.槽型凸輪 2.推桿 3.直線軸承座 4.左側(cè)搖桿

根據(jù)采摘設(shè)計(jì)要求(6)，為保持振動(dòng)連續(xù)性，要求執(zhí)行元件在擺角極限位置停留時(shí)間短，得到凸輪遠(yuǎn)休止角、近休止角均為10°；根據(jù)蝸輪蝸桿減速器輸出軸直徑設(shè)定凸輪基圓半徑為50 mm，根據(jù)采摘系統(tǒng)安裝位置得到凸輪行程為400 mm，得到如表1所示的凸輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)參數(shù)。

表1 槽型凸輪傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of groove cam transmission device

2.2.1凸輪運(yùn)動(dòng)曲線

藍(lán)莓采摘作業(yè)時(shí)，為達(dá)到采摘機(jī)采摘熟果、保留青果的采摘目的，要求采摘轉(zhuǎn)動(dòng)裝置的輸出速度、加速度曲線連續(xù)變化無(wú)突變，保證采摘末端執(zhí)行裝置拍打藍(lán)莓植株無(wú)沖擊作用，得到推桿運(yùn)動(dòng)形式應(yīng)滿足以上要求。

由于推桿運(yùn)動(dòng)規(guī)律依賴(lài)于凸輪運(yùn)動(dòng)曲線，凸輪運(yùn)動(dòng)曲線主要包括多項(xiàng)式運(yùn)動(dòng)曲線和三角函數(shù)運(yùn)動(dòng)曲線。其中，一次曲線、二次曲線在推程、回程起止點(diǎn)存在瞬間加速度有突變，為剛性沖擊；余弦曲線在推程、回程起止點(diǎn)加速度有突變，因數(shù)值有限為柔性沖擊；正弦曲線在推程、回程階段加速度無(wú)突變，但在加工中因各曲線銜接點(diǎn)難于保證圓角過(guò)渡，影響其局部運(yùn)動(dòng)規(guī)律；五次曲線推桿在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的速度、加速度無(wú)突變，即無(wú)剛性沖擊、也無(wú)柔性沖擊，滿足設(shè)計(jì)要求(7)，可作為凸輪傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)曲線。五次凸輪曲線表達(dá)式為

(3)

式中h——凸輪行程，m

φ——凸輪轉(zhuǎn)角，φ∈[0,2π)，rad

δ0——凸輪推程運(yùn)動(dòng)角，rad

δ01——凸輪遠(yuǎn)休止角，rad

δ02——凸輪近休止角，rad

s1(φ)為推桿推程運(yùn)動(dòng)曲線；s2(φ)為推桿遠(yuǎn)休止運(yùn)動(dòng)曲線；s3(φ)為推桿回程運(yùn)動(dòng)曲線；s4(φ)為推桿近休止運(yùn)動(dòng)曲線。

其中，推程曲線s1(φ)和回程曲線s3(φ)可表示為

sj(φ)=C0+C1φ+C2φ2+C3φ3+C4φ4+C5φ5
(j=1,3)

(4)

式中Ci——推桿運(yùn)動(dòng)多項(xiàng)式系數(shù)(i=0，1，…,5)

因推程曲線s1(φ)和回程曲線s3(φ)未知，下面對(duì)其求解。分析凸輪運(yùn)動(dòng)規(guī)律得到，凸輪在推程起點(diǎn)、終點(diǎn)滿足邊界條件

(5)

將式(4)代入式(5)得到非齊次線性方程組

DtCt=Ht

(6)

式中ω——凸輪角速度，rad/s

下角標(biāo)t表示推程。

求解式(6)得到五次凸輪推程曲線多項(xiàng)式為

(7)

同理，在回程起點(diǎn)、終點(diǎn)滿足邊界條件

(8)

將式(4)代入式(8)得到非齊次線性方程組

DhCh=Hh

(9)

其中

下角標(biāo)h表示回程。求解非齊次線性方程組(式(9))得出待定系數(shù)Ci(i=0,1,2,3,4,5)，代入式(4)，化簡(jiǎn)整理得到五次凸輪曲線回程多項(xiàng)式s3(φ)為

(10)

依據(jù)凸輪設(shè)計(jì)參數(shù)，采用Matlab軟件對(duì)求解得到的凸輪運(yùn)動(dòng)曲線式(7)、(10)，編程得到圖5所示的推桿位移曲線、推桿運(yùn)動(dòng)速度曲線、加速度曲線。

圖5 推桿運(yùn)動(dòng)曲線Fig.5 Putter movement curves

2.2.2凸輪廓形曲線

為求解槽型凸輪廓形曲線，基于反轉(zhuǎn)法原理得到圖6所示任意時(shí)刻t的凸輪傳動(dòng)裝置圖。

圖6 任意時(shí)刻凸輪傳動(dòng)裝置分析圖Fig.6 Analysis of cam gear at any time t

由圖6得到

(11)

其中

式中xA——任意時(shí)刻t推桿頂點(diǎn)A在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的x軸坐標(biāo)值，m

yA——任意時(shí)刻t推桿頂點(diǎn)A在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的y軸坐標(biāo)值，m

xA0——t=0時(shí)刻推桿頂點(diǎn)A在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的x軸坐標(biāo)值，m

yA0——t=0時(shí)刻推桿頂點(diǎn)A在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的y軸坐標(biāo)值，m

RθO——任意時(shí)刻t的凸輪轉(zhuǎn)角矩陣

將式(11)展開(kāi)得到凸輪理論廓形曲線S0(x,y)參數(shù)方程為

(12)

其中

式中e——凸輪偏心距離，m

r0——凸輪基圓半徑，m

s0——推桿近休止階段距凸輪中心的x軸方向距離，m

s(t)——推桿任意時(shí)刻t的位移，m

圖7所示為槽型凸輪內(nèi)外廓曲線示意圖，圖中凸輪偏心距為e、凸輪滾子半徑為rr，凸輪理論曲線為S0(x,y)，凸輪內(nèi)側(cè)輪廓曲線為S1(x1,y1)，外側(cè)輪廓曲線為S2(x2,y2)。

圖7 槽型凸輪內(nèi)外廓形曲線示意圖Fig.7 Schematic diagram of internal and external profile curves of groove cam

假定凸輪內(nèi)外廓曲線方程為f(X,Y,φ)，得到凸輪輪廓曲線方程為

(13)

式中X——凸輪內(nèi)外輪廓曲線在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的x軸坐標(biāo)值，m

Y——凸輪內(nèi)外輪廓曲線在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的y軸坐標(biāo)值，m

將式(12)代入式(13)，得出槽型凸輪內(nèi)外廓形曲線參數(shù)方程為

(14)

式中Xi——凸輪內(nèi)外廓曲線在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的x軸坐標(biāo)值，m

Yi——凸輪內(nèi)外廓曲線在采摘系統(tǒng)坐標(biāo)系下的y軸坐標(biāo)值，m

其中，對(duì)于凸輪內(nèi)廓曲線i=1，取“-”號(hào)；對(duì)于凸輪外廓曲線i=2，取“+”號(hào)。依據(jù)槽型凸輪參數(shù)采用Matlab對(duì)式(12)、(14)編程得到槽型凸輪廓形曲線如圖8所示。

圖8 槽型凸輪廓形曲線Fig.8 Groove cam profile curves

采用Pro/E軟件對(duì)槽型凸輪進(jìn)行參數(shù)化建模，利用Z軸聯(lián)動(dòng)數(shù)控立式銑床切削加工得到槽型凸輪如圖8c所示。

2.2.3凸輪傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

圖9 槽型凸輪傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)圖Fig.9 Structure diagrams of groove cam transmission1.推桿 2.龍門(mén)框架 3.導(dǎo)向塊 4.直線軸承座 5.槽型凸輪 6.凸輪輥軸 7.凸輪輥?zhàn)?8.左側(cè)指排 9.推桿連接件 10.推桿輥?zhàn)?11.滑塊 12.左側(cè)指排轉(zhuǎn)軸

圖9所示槽型凸輪傳動(dòng)裝置，為減小推桿往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)摩擦損耗，將直線軸承安裝在直線軸承座內(nèi)安置在推桿兩端；為防止推桿在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中轉(zhuǎn)動(dòng)，在推桿兩側(cè)設(shè)置導(dǎo)向塊導(dǎo)向，由于推桿低速運(yùn)行，故導(dǎo)向塊采用脂潤(rùn)滑；為改變推桿運(yùn)動(dòng)形式，在推桿連接件下方安裝推桿輥?zhàn)?，使推桿輥?zhàn)釉诨瑝K的槽內(nèi)滑動(dòng)，將推桿直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為滑塊繞軸往復(fù)擺動(dòng)；此外，因農(nóng)田土壤凸凹不平，采摘機(jī)作業(yè)中的采摘機(jī)會(huì)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)顛簸，使凸輪輥?zhàn)赢a(chǎn)生傾斜，容易卡在凸輪壓力角最大位置妨礙系統(tǒng)運(yùn)轉(zhuǎn)，為此加工凸輪輥?zhàn)硬㈦p邊倒角，套在凸輪輥軸上，凸輪輥?zhàn)优c凸輪輥軸之間涂以潤(rùn)滑脂，凸輪的槽內(nèi)涂以潤(rùn)滑脂，防止運(yùn)行中的凸輪發(fā)生卡夾現(xiàn)象。

2.3 雙搖桿傳動(dòng)裝置

圖10 雙搖桿傳動(dòng)裝置原理圖Fig.10 Schematic diagram of double rocker transmission1.左側(cè)指排轉(zhuǎn)軸 2.連桿 3.左側(cè)指排 4.右側(cè)指排 5.右側(cè)指排轉(zhuǎn)軸

分析圖1得到圖10所示的采摘系統(tǒng)末端執(zhí)行裝置原理圖，從圖10中可看出，采摘系統(tǒng)末端執(zhí)行裝置為雙搖桿機(jī)構(gòu)，根據(jù)采摘設(shè)計(jì)要求(8)得到兩側(cè)指排的起始角度、終止角度應(yīng)相同，以保證對(duì)植株的拍打幅度相同。依據(jù)文獻(xiàn)[28-29]，采用“角平分線法”設(shè)計(jì)雙搖桿機(jī)構(gòu)，得到雙搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)參數(shù)如表2所示。

此外，為增大位于雙搖桿傳動(dòng)裝置正中間處的藍(lán)莓枝條的振動(dòng)激勵(lì)，將雙搖桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)為圖10所示差動(dòng)運(yùn)行機(jī)構(gòu)，兩側(cè)指排對(duì)應(yīng)的擺角數(shù)值關(guān)系如表2的前兩行所示；為防止兩側(cè)指排在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中相互抵消對(duì)藍(lán)莓樹(shù)枝的振動(dòng)激振，沿植株生長(zhǎng)高度方向?qū)蓚?cè)指排的相對(duì)位置錯(cuò)開(kāi)100 mm，實(shí)現(xiàn)藍(lán)莓機(jī)械振動(dòng)采摘。圖11所示為采摘系統(tǒng)末端執(zhí)行裝置結(jié)構(gòu)圖，圖中兩側(cè)指排材料為電木，指排直徑20 mm。

表2 雙搖桿機(jī)構(gòu)參數(shù)Tab.2 Parameters of double rocker mechanism

圖11 雙搖桿傳動(dòng)裝置Fig.11 Diagram of double rocker transmission1.左側(cè)指排轉(zhuǎn)軸 2.連桿 3.右側(cè)指排轉(zhuǎn)軸 4.右側(cè)指排 5.左側(cè)指排 6.龍門(mén)框架

3 采摘機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真分析

3.1 仿真環(huán)境搭建

以槽型凸輪內(nèi)外廓形設(shè)計(jì)曲線為基礎(chǔ)，通過(guò)Matlab編程提取數(shù)據(jù)點(diǎn)坐標(biāo)，得到槽型凸輪設(shè)計(jì)點(diǎn)云數(shù)據(jù)，導(dǎo)出得到*.txt文檔，導(dǎo)入到ADAMS中建立槽型凸輪(圖12)。

圖12 點(diǎn)云數(shù)據(jù)建立的槽型凸輪Fig.12 Slot cam set up with point cloud data

采用Pro/E軟件對(duì)采摘機(jī)進(jìn)行參數(shù)化建模，通過(guò)Mech/pro模塊將模型導(dǎo)入到ADAMS中，與凸輪模型合并，設(shè)置采摘機(jī)各組成零部件的材料和連接設(shè)置(表3)，得到采摘機(jī)模型(圖13)，完成仿真環(huán)境搭建。

表3 藍(lán)莓采摘機(jī)動(dòng)力學(xué)模型連接設(shè)置Tab.3 Blueberry picker dynamic model connection settings

3.2 采摘系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真

圖14所示為凸輪傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真曲線，從圖中可看出推桿行程、速度、加速度曲線呈周期變化，與凸輪五次曲線運(yùn)動(dòng)規(guī)律相一致。且推桿加速度曲線無(wú)間斷點(diǎn)、過(guò)渡平滑得出凸輪傳動(dòng)裝置在運(yùn)行過(guò)程中能夠按照預(yù)定設(shè)計(jì)規(guī)律運(yùn)轉(zhuǎn)，且傳動(dòng)平穩(wěn)，無(wú)剛性沖擊和柔性沖擊，符合采摘設(shè)計(jì)要求。

圖15所示為雙搖桿裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真曲線，從圖5a可看出兩側(cè)指排擺角呈周期變化，相位差為180°，差動(dòng)運(yùn)行，在采摘裝置工作時(shí)能夠?qū)崿F(xiàn)跌宕起伏的振動(dòng)，一側(cè)激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)未平息，另一側(cè)產(chǎn)生的振動(dòng)又起，形成周期變化的時(shí)變力場(chǎng)。從圖15b、15c可看出，任意時(shí)刻兩側(cè)指排擺角速度、加速度相等，對(duì)藍(lán)莓植株兩側(cè)樹(shù)枝產(chǎn)生的振動(dòng)效果相同，使藍(lán)莓植株產(chǎn)生持續(xù)而平穩(wěn)的振動(dòng)，實(shí)現(xiàn)藍(lán)莓振動(dòng)采摘。

3.2.1凸輪行程影響分析

圖16所示為凸輪行程對(duì)指排擺角運(yùn)動(dòng)學(xué)特性影響分析曲線，從圖中可看出，隨著凸輪行程的增加，兩側(cè)指排擺角范圍、角速度、角加速度不斷增大。即凸輪行程與指排擺角范圍、速度、加速度成正比。

圖13 ADAMS下采摘機(jī)模型Fig.13 Modeling of picker under ADAMS

3.2.2連桿長(zhǎng)度影響分析

圖17所示為連桿長(zhǎng)度對(duì)右側(cè)指排擺角運(yùn)動(dòng)學(xué)特性影響分析曲線，從圖中可看出，隨著連桿長(zhǎng)度的增加，右側(cè)指排擺角范圍不變；隨著連桿長(zhǎng)度的增加，右側(cè)指排擺動(dòng)起始角增加，擺角速度、加速度減小。即連桿長(zhǎng)度不影響指排擺角范圍，影響右側(cè)指排的擺動(dòng)起始角、擺動(dòng)角速度和角加速度，與擺動(dòng)起始角成正比，與角速度、角加速度成反比。

3.2.3凸輪轉(zhuǎn)速影響分析

圖18所示為采摘裝置驅(qū)動(dòng)元件轉(zhuǎn)速對(duì)指排擺角運(yùn)動(dòng)學(xué)特性影響分析曲線，從圖中可看出，隨著驅(qū)動(dòng)元件轉(zhuǎn)速的增加，指排擺角速度、加速度不斷增大。即采摘裝置驅(qū)動(dòng)元件轉(zhuǎn)速與指排擺角速度、加速度成正比。

圖14 凸輪裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真曲線Fig.14 Kinematics simulation curves of cam device

圖15 雙搖桿裝置運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真曲線Fig.15 Kinematic simulation curves of double rocker device

3.3 采摘系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真

圖19所示為采摘裝置兩側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩曲線。從圖中看出，兩側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩曲線變化趨勢(shì)相同，負(fù)載轉(zhuǎn)矩不同，原因在于采摘裝置工作時(shí)，左側(cè)指排經(jīng)連桿驅(qū)動(dòng)右側(cè)指排，使得左側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩大于右側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩。

圖16 凸輪行程對(duì)指排運(yùn)動(dòng)學(xué)特性的影響Fig.16 Effects of cam stroke on kinematics of finger row

圖17 連桿長(zhǎng)度對(duì)右側(cè)指排運(yùn)動(dòng)學(xué)特性的影響Fig.17 Effects of link length on kinematics characteristics of right finger row

圖18 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)左側(cè)指排運(yùn)動(dòng)學(xué)的特性影響Fig.18 Influence of cam speed on kinematics characteristics of left finger row

圖19 兩側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩對(duì)比Fig.19 Comparison of load torque of two sides finger row

圖20所示為凸輪行程對(duì)指排負(fù)載力矩影響分析曲線，圖21所示為凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)指排負(fù)載力矩影響分析曲線。從圖中可看出，隨著凸輪行程的增加，指排負(fù)載力矩增大；隨著凸輪轉(zhuǎn)速的增加，指排負(fù)載力矩增大。即，凸輪行程與指排負(fù)載力矩成正比，凸輪轉(zhuǎn)速與指排負(fù)載力矩成正比。

綜上所述得到：凸輪行程與兩側(cè)指排擺角范圍、速度、加速度成正比；連桿長(zhǎng)度與右側(cè)指排擺動(dòng)起始角成正比，與角速度、角加速度成反比；驅(qū)動(dòng)元件轉(zhuǎn)速與兩側(cè)指排擺角速度、加速度成正比。兩側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩曲線變化趨勢(shì)相同，負(fù)載轉(zhuǎn)矩不同，左側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩大于右側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩；凸輪行程與兩側(cè)指排負(fù)載力矩成正比，凸輪轉(zhuǎn)速與兩側(cè)指排負(fù)載力矩成正比。

圖20 凸輪行程對(duì)指排負(fù)載力矩的影響Fig.20 Effect of cam stroke on finger row drive torque

圖21 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)指排負(fù)載力矩的影響Fig.21 Effect of cam speed on finger row drive torque

4 采摘試驗(yàn)

4.1 條件與方法

為對(duì)比分析機(jī)器的采摘效率和采果質(zhì)量，在遼寧省丹東市五龍背藍(lán)莓種植園分別對(duì)槽型凸輪采摘機(jī)和牽引式采摘機(jī)進(jìn)行藍(lán)莓采摘試驗(yàn)(圖22)，設(shè)置兩臺(tái)機(jī)器的行走速度和指排拍打頻率相同，以便分析。同時(shí)計(jì)算人工采摘效率，對(duì)比機(jī)采、人采效率比值。

圖22 藍(lán)莓采摘機(jī)Fig.22 Blueberry picker

4.2 試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

選擇3位技術(shù)嫻熟的工人進(jìn)行藍(lán)莓采摘，得到人工采摘效率均值為0.35 kg/min。表4所示為采摘機(jī)采摘原始數(shù)據(jù)(作業(yè)20 s)。依據(jù)文獻(xiàn)[24]，對(duì)表4中的試驗(yàn)數(shù)據(jù)處理得到統(tǒng)計(jì)結(jié)果。因同一樣地、同一品種、相同樹(shù)齡的成熟藍(lán)莓果實(shí)質(zhì)量相差甚微，故未成熟果實(shí)脫落率、成熟果實(shí)采凈率和果實(shí)損壞率均以果實(shí)質(zhì)量比值計(jì)算得到。

表4 試驗(yàn)數(shù)據(jù)Tab.4 Test raw data

對(duì)比分析得到：藍(lán)莓機(jī)械采摘效率優(yōu)于人工采摘效率，為人工采摘效率的13倍；槽型凸輪采摘機(jī)的未成熟果實(shí)脫落率、成熟果實(shí)采凈率和果實(shí)損壞率明顯低于牽引式采摘機(jī)，這是由于槽型凸輪采摘機(jī)在采摘過(guò)程中，凸輪驅(qū)動(dòng)推桿帶動(dòng)兩側(cè)指排拍打藍(lán)莓植株無(wú)剛性沖擊，故采摘的果品質(zhì)量明顯優(yōu)于牽引式采摘機(jī)，與理論分析結(jié)果一致。即，槽型凸輪采摘機(jī)的采果質(zhì)量?jī)?yōu)于牽引式采摘機(jī)，采摘效率為人工采摘效率的13倍。

5 結(jié)論

(1)設(shè)計(jì)了一種藍(lán)莓采摘樣機(jī)，主要由收攏裝置、龍門(mén)框架、行走系統(tǒng)、采摘傳動(dòng)系統(tǒng)、槽型凸輪傳動(dòng)裝置和末端執(zhí)行裝置組成。

(2)在ADAMS環(huán)境下，通過(guò)對(duì)采摘機(jī)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析得出：凸輪行程與兩側(cè)指排擺角范圍、速度、加速度成正比；連桿長(zhǎng)度正比于右側(cè)指排擺動(dòng)起始角，與擺角速度、加速度成反比；驅(qū)動(dòng)元件轉(zhuǎn)速與兩側(cè)指排擺角速度、加速度成正比；左側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩大于右側(cè)指排負(fù)載轉(zhuǎn)矩；兩側(cè)指排負(fù)載力矩正比于凸輪行程、正比于凸輪轉(zhuǎn)速。

(3)用所研制的樣機(jī)進(jìn)行藍(lán)莓采摘試驗(yàn)，對(duì)比分析得到：機(jī)器采摘效率是人工采摘效率的13倍，槽型凸輪采摘機(jī)的采果質(zhì)量?jī)?yōu)于牽引式采摘機(jī)。