撞击式桑葚采摘机设计

推杆设计
由于要防止运动干涉，一方面要防止推杆在回程时会与外壳相撞产生，另一方面 要防止连杆在随圆盘转动时会与外壳发生干涉，鉴于考虑实地操作该机械的需要， 推杆的长度设计为270mm.
圆环推杆设计图
外壳的设计
因为外壳可能会与连杆的运动以及推杆的运动产生干涉，在不发生干涉的情况下设计 出上壳体和下箱体，采用铸造的方法。


国内研究现状与分析
21 世纪是农业机械化向智能化方向发展的重要时期。随着农业生产的规模化、 多样化和精确化，农业生产作业要求逐渐提高，许多作业项目（如蔬菜和水果的挑 选与采摘、蔬菜的嫁接等）都是劳动密集型工作，再加上时令的要求，保证作业质 量成为关键问题；同时，工业生产发展迅猛，农业劳动力将逐渐向社会其他产业转 移；随着人口的老龄化和农业劳动力的减少，农业生产成本也相应提高，这样大大 提高了产品的市场竞争力。果品采摘作业是水果生产链中最耗时、最费力的一个环 节。采摘作业季节性强、劳动强度大、费用高，因此保证果实适时采收、降低收获 作业费用是农业增收的重要途径。由于采摘作业的复杂性，采摘自动化程度仍然很 低。 我国果园采摘机械的研究始于 20 世纪 70 年代，先后研制出与手扶拖拉机配 套的机械振动式山楂采果机、气囊式采果器和手持电动采果器。90 年代开始，市 场的因素带动了果树种植的热潮，众多中小种植户的需求带动了简易采摘器的市场。 其后气动式剪枝机、辅助升降平台等机具相继进入了市场，国内气动剪著名厂商有 台湾郁馨公司的 ST-360 型气动剪。1992 年浙江金华农机所研究了由拖拉机操作 的用于采摘水果的升降机。我国普遍使用的是高枝剪等手工采摘机具，效率低。最 近我国有一些采摘机具的专利，如简易液压机械手（专利号：97210599.9）、果品 采摘器（专利号：97121803.X）。这些专利没有突破采摘效率很低的问题。我国东 北林业大学在国家 863 课题资助下研制了林木球果采摘机械手，但由于采摘效率 低，并且设备复杂，没有实用化。2007-2009 年，新疆农垦科学院和机械装备研究 所研究和开发了机械振动式林果采收机。它主要由果树振摇装置、液压控制系统、 油箱及配重等组成。该采收机工作原理是基于机械振动的果实脱落原理。
相关减速器的设计
相关减速器的设计
因为偏心盘的转速为210r/min,而原动机的转速为1390r/min,传动比为6.6,采用 带传动(i=3)和一级圆柱齿轮减速器,可以达到采摘机构工作时的要求。 运动和动力参数计算将传动装置的两轴由高速到低速依次定位I 轴，Ⅱ轴以及
相关减速器的设计
带传动的设计计算 减速器内传动件的设计 高速轴的设计计算以及校核 低速轴的设计计算以及校核 减速器轴承的校核
撞击式桑葚采摘机结构设计与工作原理
本机构基于曲柄滑块的原理，通过偏心盘转动带动推杆运动，将机械撞击传递给桑 葚果树，果树主干受到这个外加的撞击力会产生强迫振动，树上的桑葚便会以某个 频率振动，它们会受到一个惯性力做加速运动，当惯性力大于桑葚与树枝的结合力 时，桑葚会就与桑葚树在连接较弱处断裂，从而实现桑葚的采摘，完成分离的过程。 设计方案：电动机驱动，皮带轮传动，通过减速器的减速作用之后将力矩传递 给偏心盘机构，偏心圆盘转动产生一个偏心运动，引起连杆运动继而使推杆运动实 现撞击，将果实撞落下来 , 电动机的输出转速和功率想对于汽油机都比较容易控制， 而且电动机机械能的转化率比较高，因此用电动机是合理的。 在充分研究和了解国内机械采摘装置的基础上，通过对国内机械采摘方式的对 比，决定设计撞击式桑葚采摘机进行采摘作业，本机基于曲柄滑块原理，由实际工 作的需要估计撞击力平均为 620N ，撞击的平均速度为 0.7m/s，(撞击所需要的功率 为0.43kw),推杆的行程60mm,偏距为40mm,急回特性系数 K=1.5(θ =36°)、k=1.5， θ =180° k-1/k+1=36°。由此可通过计算得曲柄长度和连杆长度分别为 42mm,92mm, 偏心盘转速为210r/min,采摘机所需功率为0.43 kw。
带传动设计
a=a＇+(L-L＇)／2=700+(2000-2043)／2=678.5mm 调节范围 a₁=a-0,015L=648.5mm a₂=a+0.03L=738.5mm 求小带轮上的包角 α ₁=180°-（d₂-d₁）／a × 5.求v带根数 Z≥P₁／(P。+△P。)·K₁·K₂ 由表查得 P。=2.61kw k₁=0.962kw k₂=0.96kw △P。=0.56kw Z≥0.6／(2.61+0.56)×0.962×0.96=2,56 取Z=3 180°／π =163.1°〉120°可行
直齿圆柱齿轮传动设计
7.齿轮齿数的选择 Z₁=25，Z₂=i· Z₁=54 8.按齿根弯曲疲劳强度设计 m≥Am³√T₃／(Ψ ·Z₃²）·Yfa·Ysa／[σ f] 系数Am=1.4（查表得，Am=1.34~1.59） 齿形系数Yfa₁＝2.85,Yfa₂=2.25 应力修正系数Ysa₁=1.52 Ysa₂=1.76 查表得σ f lim₁=σ f lim₂=734.48N/M [σ f ₁]=[σ f ₂]=0.7σ lim=0.7×734.48=514N／mm² m≥1.4³√﹙9.58×2.85×2.25)／(0.6×25²×514)=2.86 查表取m=3 分度圆直径d₁=mZ₁=75mm d₂=mZ₂=162mm 中心距 a=½(d₁＋d₂)=118,.5mm 齿宽 b=Ψ d₁=45mm 取b₁=45 mm b₂=40mm 圆周速度v=﹙π ×75×458.75﹚／60000=0.83m./s
撞击式桑葚采摘机总装图
曲柄长度、连杆长度设计
由实际工作需要估计撞击力平均为 620N，撞击的平均速度为 0.7m/s，(撞击所需 要的功率为0.43kw),推杆的行程60mm,偏距为40mm,急回特性系数K=1.5(θ =36°) 由此可以计算得到曲柄长和杆长。
偏置曲柄滑块机构 图
计算曲柄、连杆长时所用的图
国内研究现状与分析
目前国内水果采摘作业基本上都是人工进行，其费用约占成本的 50%-70%， 并且时间较为集中。近年来，国外果园的机械采摘大多是采用振动式采摘机。振 动式采摘机可根据采摘原理大致分为气力振动采摘机和机械振动采摘机。 机械振动采摘机又可分为两种，一是机械推摇振动采收机，一是机械撞击采 收机。目前果园的机械式采摘主要有振摇式、撞击式和切割式三种类型。振摇式 是利用外力使树体或树枝发生振动或振摇，使果实产生加速度，在连接最弱处与 果枝分离而掉落。撞击式是撞击部件直接冲撞果枝或撞击主干来振落果实。切割 式是将树枝或果柄切断使果实与果树分离的方式，又分为机械切割式和动力切割 式。
带传动设计
3.求带速 V=(π·d₁·n)／(60×1000)=(π×100×1390)／(60×1000)=7.28m/s＜25m/s 4.求中心距、带长和小带轮包角。 由 0.7（d₁+d₂）＜a＜2(d₁＋d₂﹚
0.7(100+300)＜a＜2(100+300) 得280＜a＜800mm 初取 a＇=700mm L＇=2a＇+π/2(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²／4a＇=2043mm 由图选取带长L=2000mm
撞击式桑葚采摘机设计
毕业设计主要内容

1.研究的背景、意义及现状 2.撞击式桑葚采摘机结构设计与工作原理 3.减速器的设计以及采摘机构总体传动方案的评述 4.主要部件的校核




5.总结
研究背景与意义

中国的水果产量约占全球总产量的16%，中国不仅是生产水果的大国，也是消费水 果的大国，目前林果种植业对采收机械化的需求很大，采摘机构的研发和设计有不错 的市场前景和很大的发展空间，特色林木果品属于劳动密集型农产品，竞争优势显著， 国内外对此需求很大。近几年来我国特色果品无论从种植面积还是总体的产量来说都 在不断增加，果品的出口量每年都在递增，一些极具特色的果品培育基地从规模和数 量来说在与日俱增，正在快速发展。 我国水果采摘业绝大多数还依赖于人工，由于果实成熟的时间短，就几个月的时 间，整个工作周期劳动强度很大，农民手工采摘时不仅要付出大量的时间和精力，而 且稍有不慎就会损伤果实降低果品质量，效率不高，如果采摘不及时还会造成经济上 的损失。撞击式桑葚采摘机作为我国林果产业研究的一部分，它能够快速高效地采摘 桑葚，相比于人工采摘效果较好，它克服了人工采摘效率过低的缺点，降低了桑葚的 采摘成本，减轻了果农的劳动强度，缩短了整个采摘环节所花费的时间。 本装置设计目的：实现采摘桑葚机械化，提高采摘桑葚的效率，降低其成本
桑葚采摘机下箱体设计图
桑葚采摘机机盖设计图
相关减速器的设计
减速器传动方案的评述 第一个方案：一级带传动和一级闭式圆柱齿轮传动
Hale Waihona Puke 优点：传动平稳，结构简单，加工制造较容易，可将轴分布在不同的平面上以减少外形尺 寸，带传动可以适应繁重的工作要求与恶劣的工作环境，齿轮相对轴承不对称，载荷沿齿 向分布不均匀，轴需有较大刚度。
带传动设计
1.选择V 带型号 由公式P₁=K·P₂确定带传动的计算功率 查得 k=1.2 而p=0.5kw P₁=1.2×0.5=0.6KW 结合n=1390r/min 由图可选取窄V 带SPA 2.确定带轮直径 由表的注2选取d₁=100mm d₂=i×d₁=3×100=300mm(符合标准系列）
第二个方案：采用闭式一级传动 缺点：长期连续运转条件下，蜗杆传动效率低，功率损失大，不经济。所以减速器的设计 选择方案一，原动机通过带传动和一级圆柱齿轮传动来实 现相应转速的调控。 电动机的选择 （一）电动机工作条件：按工作要求和条件：载荷较平稳，三相交流电，选用三相笼型异 步电动机，Y型，灰尘较大，所以选用封闭式结构。 （二）选择电动机的容量 电动机所需要的功率 P=0.7 ×620N=0.43 0.43 /(0.96×0.96×0.96×0.96×0.98)=0.53 (0.96为轴承传递效率，0.98为一对齿轮传递效率 0.96为带传动效率）
42mm,连杆长为92mm。
偏心盘的设计

由实际工作的需要，曲柄圆盘设计的直径 =160mm,厚度为23mm,距离圆盘中心 42mm处螺纹连接一M16受剪螺栓，受剪螺栓与连杆始端采用轴承（6001）连接， 连杆末端与推杆始端同样采用一 M18受剪螺栓连接，推杆始端采用轴承(6002) 连接。为什么曲柄会偏心盘形式：当它的实际尺寸很小但要求曲柄传递的动 力较大时，通常可以把它做成圆盘，一方面加工起来简单，另一方面其刚度 强度会明显增强。
减速器内传动件的设计(齿轮）
项目 小齿轮转矩 齿轮转速 工作制 工作条件 条件和参数 19.84N·M n₁=458.75r/min n₂=210.4r/min
拆旧期8年，每年工作300天，每天工作16个小时 闭式传动，工作机载荷较平稳，原动机为电动机 大齿轮20CrMnTi 渗碳淬火+低温回火
齿轮的材料 小齿轮20CrMnTi 热处理方法 渗碳淬火+低温回火 齿面硬度 56～62HRC 56～62HRC
偏心盘代替曲柄的曲柄滑块机构图
采摘头设计
采摘夹头是将推杆所生的撞击效果传递给桑葚主干的部件，所示，一端与推杆通 过螺钉相连。我们之所以采用外开U 型的方式去设计采摘夹头，主要的原因是为 了方便采摘者将夹头与不同尺寸的主干接触，因为采摘杆这样去设计其实是能够 保证采摘工作者能准确的夹持住不同尺寸的桑葚树主干，工作运用起来简单方 便 。采摘操作前将其采摘头固定在桑葚树主干上，因为要不去损伤树皮，所以 在内侧装上质地软的防撞材料，材料选用橡胶。采摘头的质量不可以太大，否则 会影响撞击、振落桑葚的效果，为了减轻重量，用铝合金来制造采摘头，如图所 示，设计的采摘夹头的总质量 3kg。
齿轮传动精度 模数 齿数 齿宽 25 45mm m=3 54
7级
40mm
直齿圆柱齿轮传动设计
一、设计直齿圆柱齿轮传动 1.输入功率=0.46KW 2.主动轮转速 n=458.75r/min 3.主动轮传递转矩T=9.58N·m 4.选齿轮材料及热处理方法 大、小齿轮均用20CrMnTi, 渗碳淬火+低温回火 ，硬度为56～62HRC 5.选择齿宽系数Ψ =0.6（硬齿面，不对称分布，直齿轮，轴刚度大，载荷稳定） 6.选齿轮精度 查表选7级精度
带传动设计
6.计算轴上的压力 F。=500P₁／ZV(2.5／k₁-1)+qv² 查表得q=0.12kg/m =28.3N 则轴上压力为 F=2F。Zsinα ₁/2=167.96N 7.计算实际中心距 Α =arccos（d₂-d₁）／2a 由几何关系得： L=2√a²－[(d₂-d₁)/2]²+π d₁(1﹣2α /360)+π d₂×2α /360 带入得 a=662mm