毕业设计（论文）-自动果树修剪机的结构设计

[6]。例如在南通草地机械有限公司,已成为我国目前生产果树修剪机械的主力,它生产的草地王牌机械设备不仅在国内市场销售,而且还远销发达国家等海外市场。与此同时，一些发达国家先进的果树修剪装置也被纷纷进口，流入了国内的市场。比如美国MTD的园林拖拉机和草坪机械，德国的SOLO和意大利的HARRY等。如今我国城市园林绿化中常见的果树修剪类机械多为自动果树修剪机和车载式修剪装置，自动果树修剪机是园林机械中的美化工具之一，一般手提式自动果树修剪机分双刃绿篱机和单刃绿篱机两种，双刃机主要用于球形绿篱修剪，单刃机主要用于墙状绿篱修剪。而对于果树修剪的设备一般为车载式装置，一般以货车架为承载体，将修剪装置放置于车架上，通过货车移动的方式对高枝进行修剪，如图1-1所示，或者将挖掘机的挖斗替换为修剪的刀具，利用挖掘机装置进行修剪，或者在拖拉机前端悬挂一个修剪刀具的装置来实现修剪。以上几种装置在修剪过程中都有很大的缺点，比如修剪范围小，修剪质量差、产品通用性能差、修剪的效率低、设备结构功能单一等问题。综上所述，国内果树修剪装置设备的品种还比较单一,性能、质量和制造水平与发达国家相比都还比较落后,与国外发达国家之间有着有很大差距,并且国内园林绿化机械化作业的比重还不足,与发达国家全盘机械化程度相比,差距十分明显。仍需要继续努力改进[7]。图1-1车载式绿化树木修剪装置1.2.3发展趋势对于国内外自动果树修剪机的市场来看，我国的自动果树修剪机的技术与一些欧美国家研发的产品存在不小的差距。尤其是在自动化程度方面、自动控制方面、以及自我检测系统方面拥有非常完善的系统。整体性能上是普遍优于国内同类产品的性能。近年来，随着我国经济的高速发展，国家的经济实力日渐雄厚，对于一些农艺设备和园艺设备的重视程度也逐年提升，也相应的出台了很多优惠政策。促使一些发展性企业开始投入更多的人力物力去对自动果树修剪机进行开发和应用，并且小有成效。所以，对于自动果树修剪机的研究没有停止，现在正向着更快更好的方向发展着，相信不久的未来，我国自动果树修剪机产业会在我们这一代人的努力下，能够使自动果树修剪机的发展跻身于世界先进之列，其发展前景一片大好。1.3主要设计内容这次设计的课题是针对园林绿化的车载式高枝修剪机。它主要靠大型柴油机为原始动力，通过轴传动带动四组刀具进行高枝修剪作业。主要包括主传动系统的设计、切割机构的设计和机架的设计。通过查阅有关资料选择相关参数及材料,对原动机，车载底盘，液压系统，机架主体等主要部件进行选型设计。本次设计的目的在于使该装置的设计贴近实际应用，为园林植被的修剪，割灌作业及培育提供更多便利条件。设计出工作平稳，操作简单，割茬整齐，所需功率较小的具有综合性能的修剪机机。为了可以适用于不同的修剪作业，本次设计的自动果树修剪机是一种一体式修剪机，可以用于大面积的修剪灌木高枝的园林作业。对于本次设计的高枝修剪机的研究和设计，首先要对所修剪的植被深入了解，了解其生存环境，植株大小等情况。下面就让我们认识一下我们的割灌对象，只有深入了解了修剪对象，才能更好的为其设计机具，更好的帮助人们解决修剪作业问题。以下是关于园林植被的一些的简介，以柏树作为修剪的研究对象为例：1.柏树为常绿乔木，分布在我国大部分地区，北起内蒙古、吉林，南至广东及广西北部，人工栽培范围几乎遍布全国，是优良的园林绿化树种。柏树为一般对于柏类植物的统称。所以被作为本次设计的修剪对象来做介绍。2.柏树树高一般可达20m左右。柏树分枝稠密，小枝细弱众多，枝叶浓密，树冠完全被枝叶包围，从这一特点来看，该植被的植株比较高达，叶片较小，由于道路两侧的树木经常被修剪，所以一般情况下，植被高度不高于6m。因此在设计修剪类似的植被时，修剪高度需要达到6m以上。1.4本章小结本章首先了解了自动果树修剪机的发展现状，分析了国内自动果树修剪机的发展趋势以及本次设计的意义。分析了本次论文的主要的设计目标，确定了研究的方向和具体的研究内容。本章还以柏树作为修剪对象，了解了其生存环境，植被高度等条件，为后续的自动果树修剪机设计做好准备条件。（1）分析自动果树修剪的工作原理，对目前流行自动果树修剪进行了分析和比较，并根据各结构的特点设计了自动果树修剪的传动方案。（3）对自动果树修剪机方案进行了分析，并对各部件的参数进行了计算和校核。考虑机器的整体和各部分是否有机统一，最后进行参数化建模。（4）基于Solidworks软件的得到自动果树修剪的结构等参数，最后生成二维装配图和零件图用于指导加工过程第2章果树修剪机的总体方案设计 2.1车载式果树修剪机行走机构选择由于人工种植的柏树的生存环境各异，主要种植在园林两侧，对于行走似的转场要求较高。所以对柏树的自动果树修剪机应该具备以下几种技术方面的要求：（1）因为园林两侧及中间地区种植情况各异，对于自动果树修剪机的载体车辆应具有一定的高速转场能力，以及低速行驶能能力和良好的通过性。（2）因为柏树的高度较高，集中在5~6m，所以为了提高修剪机的整体使用性能能，控制割茬高度，定期定时修剪是和有必要的。因此修剪机必须可以调整割刀箱的高度位置和宽度位置，以满足不同条件下的修剪工作任务。（3）因为机器工作的环境不同，而且需要长时间工作。所以在选择刀片时，需要选择高性能刀具，并且需要对切割片进行防护。（4）切割刀头箱必须可以自由的升降，并且可以在遇到其他异物时，可以使刀片升降。（5）对于结构上要力求简单，维修上要方便，技术上要可靠。2.2整体设计方案的确定2.2.1设计的原则和技术要求设计的原则性要求如下：第一，收割具有季节性，自动果树修剪机一般要与动力装置分开，形成独立模块，以便在非修剪季节时使用载体车辆，因而在设计时，把自动果树修剪机总成与载体车辆分开，修剪所需要的动力由单独的发动机提供。第二，根据树灌宽度来设计切割的刀头箱，刀头箱长度定为1.5m。2.2.2确定设计方案根据对柏树等生存特点的要求。市面上的自动果树修剪机器很难满足目前的修剪要求。主要表现在以下两个方面：结构简单，控制高度不够，修剪范围能力受限，并且很容易在工作时出现侧翻；人工修剪费时费力，而且很难达到修剪平整的要求。2.2.3果树修剪机的结构方案确定自动果树修剪机的结构主要由切割装置、动力机构、液压单元、行走机构等部分组成，在设计时要合理确定其结构设计和相应的技术参数。自动果树修剪机架的确定：修剪机底盘的上安装了修剪机折臂机构，采用折叠升降结构，可调整其工作宽度和工作高度以便达到合适的施工高度和幅度。修剪装置的确定：修剪机架的前端是修剪装置，由液压马达单独驱动切割刀片，完成修剪动作。刀头运动方式的选择：修剪刀头与机构折臂连接的方式是通过旋转油缸，旋转油缸的旋转动作是通过液压动能驱动旋转油缸来实现旋转，进而完成修剪宽度和角度的调整。切割刀片选择：由于工作时间较长，轻度较高，并且木质的韧性也较高，无形中增加了切割难度。所以刀片选择条件要求：锋利、强度高、经济性好等。综合上述条件，高速钢刀片最为合适。设计时选择6mm厚度的高速工具钢刀片作为修剪刀具。用五十铃载货车作为其行走载体，这样的设计方案就具有转场快、工作效率高、速度可以调整等特点。2.3自动果树修剪机的原理和工作流程自动果树修剪机的四大部分分别是：行走部分、动力机构、升降机构、传动机构、执行机构。所以在设计时，应尽量提高其工作的可靠性，操作上要简单便捷，并且还要节约能耗，省人工。以下是自动果树修剪机具体的工作流程：首先，启动发动机，通过控制升降油缸来改变臂的位置，进而改变其高度和宽度，通过调整俯仰油缸来改变刀头箱的水平夹角，来调整具体的修剪角度。其次，载体底盘行走，发动机启动后，车辆行走实现整机的位移动作，实现切割。通过控制和调整变速箱的档位来实现速度的调整，即切割速度的调整。第三，修剪机底盘旋转，本机构采用涡轮蜗杆减速设计，其旋转的工作原理是通过液压驱动马达的旋转，驱动蜗轮蜗杆减速机的动作，实现底盘旋转的目的，同时这种设计具有很好的自锁性。第四，高枝修剪机原理，设备在进行切割前，调整好修剪的高度、宽度以及俯仰角度，并且使车辆与植被的距离调整到合适位置。液压马达通过液压原动力驱动刀片高速旋转，马达转动则刀片实现切割动作。并且液压马达的动力来源使发动机的另一端输出与液压泵连接，给液压系统供液压油，驱动液压马达动作，实现正反转动作。2.4主传动系统方案确定2.4.1传动系统方案一、自动果树修剪机的动力来源是独立发动机驱动液压泵提供的液压能，传动传递给各工作部件的，其传动系统主要包括以下三种:修剪机的主传动、修剪机构传动和调整机构传动。自动果树修剪机构传动主要作用是给切割器传输动力，执行切割任务。柴油发动机与液压油泵连接，使其向外部部件提供液压能。为刀头箱的液压马达提供动力来源，液压马达与3个切割刀轴连接，使锯片转动，完成切割作业。二、调整机构传动部分的作用主要是调整修剪架体的高度和宽度。该动作系统是由液压缸来完成升降和伸缩功能的。2.4.2车载底盘的分析与选择行走方式的选是轮式行走方式。底盘材料是Q345矩形管，整体的车身框架结构使底盘的重量进一步减轻，这样对于行走就更加灵活机动。为了使自动果树修剪机能够顺利行走，本设计选取车载式行走方式，这种行走机构不但重量轻，运行可靠。车载底盘的结构分析与选择。车载行走机构主体是五十铃载货车总成。修剪机底盘与车辆支撑机架的连接方式是通过U性卡连接。图2-1自动果树修剪机的设计方案图中，1——修剪刀头；2——第三节臂；3——第二节臂；4——第一节臂；5——机架；6——液压缸系统；7——发动机；8——车体2.4.3工作速度设计自动果树修剪机的工作速度是根据修剪条件所限制的。其主要影响因素有枝条的硬度和韧性、枝条的密度大小以及施工路面的好坏所决定的。但是一般情况下，修剪机的行驶速度控制在5km/h以内。2.5本章小结本章根据柏树的生长和环境特点,分析了各种施工条件下高枝修剪机的使用情况。同时还分析了车载式自动果树修剪机的性能和特点,确定了车载式自动果树修剪机的结构设计方案符合设计的各项要求;并且还主要介绍了车载式自动果树修剪机的工作原理，为后续章节的设计奠定了基础。

第3章果树修剪机装置的液压系统及计算3.1果树修剪机的切割机构结构组成主要包括：底盘部分、宽度调节部分、高度调节部分，俯仰部分、刀头箱部分组成。本设计选择的是液压控制系统来控制整个切割装置的动作液压系统由发动机的机械能通过液压油泵转化为液压能。液压油通过发动机带动液压泵向电磁阀的进油口供应一定油压的液压油，液压油经过电磁控制阀的吸合来改变液压油的方向。经过控制阀的液压油通过分路进入液压马达或者油缸的进油口，进而实现马达的转动或者油缸的运动。液压油再经过回油口经散热器、过滤器回液压油箱。当液压马达或油缸不动作时且发动机带动液压泵工作，此时液压油直接回油箱。液压油如果油压过大，液压油经电磁溢流阀直接回油箱。这是本次设计的液压控制系统。该液压系统的组件一般由液压油箱、液压油泵、电磁换向阀液压马达和液压油缸、液压油风冷散热器及液压油管和液压接头等组成。3.2功率的计算和选型根据切割刀片切割条件，当刀片切割线速度为60~90m/s时，对果树悬浮的枝干修剪性能较好，取切刀的外径D=450mm，则刀片的转速范围为：（3.1）因此本文取刀片的转速n=3000r/min，根据GM5齿轮马达系列选型手册，选择GM5-10高速液压马达，其nmax=4000r/min，nmin=600r/min；转速位于工作的要求范围内，其额定的工作压力Pe=21Mpa。此时刀片的线速度为：（3.2）在切割果树时刀片承载载荷F=30~50N，本文取F=40N，则所需的工作功率为：（3.3）则液压马达GM5-10应分配的功率为：（3.4）式中，——刀片传递效率，取=0.95；因此其所需的工作扭矩为：T=9550P/n=9550×3/3000=9.5Nm（3.5）GM5-25的液压齿轮马达在工作压力Pe=21Mpa下其承受的额定扭矩Te=33.4Nm,根据Te>T=9.5Nm,因此液压泵的选型满足使用要求。表3-1GM5系列液压齿轮马达的参数选型表型号公称排量ml/r额定压Pe/Mpa最高转速nmax最低转速nmin理论扭Te/NmGM5-5520400080016.5GM5-882165027.1GM5-101060033.4GM5-1616330050053.2GM5-202020310063.43.3液压缸的设计计算3.3.1液压缸的结构类型液压缸的类型图3.1双作用单活塞杆液压缸油压汽缸采用双重作用单活塞油压汽缸，活塞在行程末端被缓冲，由于在工作过程中需要交替运动，因此油缸被活塞头分成两个腔室，侧面有两个油输入可以实现交互运动。因此，双作用单活塞式广泛应用于中小型的液压缸中。钢筒的连接结构在设计中，上缸采用螺母的连接形式，下缸与机架采用法兰连接方式，结构简单，易于加工，装卸方便，上缸装有前螺母，下缸装有后法兰。缸底结构缸底底部结构通常采用整体式、可拆卸式的平底结构和圆底结构，平底结构易于加工，轴向长度短，结构简单；圆形底部的整体结构受到比底部更好的应力，但是缸壁的厚度通常较大，作用于缸底部的压力低于缸壁，因此本次设计选用整体式平底结构。3.4缸体结构的基本参数确定3.4.1缸体的参数缸体的内径:（注：本文公式来源于文献[10][11]）根据前文液压马达的选型，取最大工作压力P=25Mpa，以大臂处的油缸计算为例，取其推力为F=105N，取其行程L1=600mm，则缸体的内径为:==（3.6）式中；F1——油缸的最大压力，取100kN；P——液压系统最大压力为25MPa；则油缸对大臂的压力：（3.7）式中，——工作效率，取0.8；按标准取整=80mm；主缸活塞杆直径：==（3.8）式中，F2——油缸最小压力，取40kN；则油缸对大臂的拉力为：（3.9）按标准取整=50mm；油缸的实际压力:=（3.10）油缸的实际回程力:=（3.11）3.4.2各缸动作时的流量油缸进油流量与排油流量：(1)快速时的活塞腔进油流量=（3.12）式中，V1——快进速度，取100mm/s;（2）快速时的活塞腔的排油流量==（3.13）（3）工作行程的进油流量==（3.14）工作时承受较大的载荷，V2——工作速度，取25mm/s；（4）工作行程的排油流量==（3.15）（5）回程时的进油流量==（3.16）式中，V1——回程速度，取50mm/s;（6）回程时的排油流量==（3.17）快速时的活塞腔进油流量最大，因此则油缸所需的油量经换算可得：（3.18）3.4.3缸筒的设计计算表3-2缸筒所选材料型号抗拉强度≥／MPa屈服强度≥／MPa缸筒壁厚≥／%45#61036014筒壁厚计算公式:=++（3.19）式中，--为钢筒外径公差余量，M；--为腐蚀余量，M当～0.3时，用使用公式:=（3.20）式中，--为缸筒材料强度要求的最小强度，Mpa--试验压力，16M时，取=1.25PP—管内最大工作压力为25Mpa--钢筒材料的许用应力，Mpa,=/n--钢筒材料的抗拉强度，Mpa因此取安全系数n=4，则（3.21）因此取缸筒壁厚=6mm(3.22)当时，应该使用抗屈服强度更高的材料。筒壁厚校核额定工作压力,应该低于油缸缸筒的极限值,以保证其安全.=0.35（3.23）式中，——外径，92mm；D——内径，80mm；同时应避免塑性变形的发生:=2.3320=115.7MPa（3.24）式中，--缸筒完全塑性的变形压力,--材料屈服强度MPa--钢筒耐压试验压力，MPa=39.3～48.6MPa（3.25）缸筒的暴裂压力=2.3610=196MPa（3.26）3.2.4缸筒底部的设计缸筒底部厚度缸筒底部为平面时:0.4330.433（3.27）式中，——筒底内径（内安装导向套），80mm。--筒底厚，取mm核算缸底部分强度缸底进油孔直径为φ16.5cm，按照米海耶夫公式计算缸底的应力：Ψ==（3.28）==86.2MPa（3.29）按这种方法计算[]=610MPa，<[]，所以安全。3.3.3活塞杆直径d的校核表3.3活塞杆所选材料型号≥／MPa≥／MPa≥／%45MnB10308359活塞杆直径d:（3.30）本文取活塞杆直径d=50mm，满足要求。式中，F—活塞杆上的作用力；—活塞杆材料的许用应力，=/1.4本文共四组液压油缸，以大臂油缸计算为例，大臂油缸行程L1=600mm，其余油缸分别取行程L2=500mm，D2=80mm；L3=400mm，D3=80mm；L4=200mm，D4=63mm。所以根据液压马达的流量Q=10ml/r，本文采用三个刀片，由液压马达分别独立式驱动，均匀间隔475mm分布，同时整体结构中还需要液压油缸参加工作，则液压马达所需的总流量为：(3.31)式中，——液压管路的流动效率，取=0.75Q2——液压油缸的流量，经上文计算，取Q2=10ml/r，本文共四个油缸；可以算出液压泵的总排量为280ml/r,根据经验值可以确定液压系统选择cb-32/10的双联齿轮泵。图3.2cb-32/10的双联齿轮泵结构图3.4柴油发动机的确定1）设计已知条件根据以上条件，可以得知马达传递功率P=3kW，油缸所需功率为750W，则所需总功率为：2)设计功率Pd=KA*P=18kw式中，工况系数KA=1.5（查工况系数表）3）根据发动机的效率一般为80%，可知所需发动机功率为根据以上计算可以确定整机功率可知，液压马达传递的实际功率一般工作条件下，液压系统的传递效率为60%~70%，所以整个液压系统从发动机所获得的功率Py=P60%~P因此选择4缸柴油发动机符合设计要求，选择华东4DBY4柴油发动机490带离合器，柴油机的转速2400rpm，其额定功率为40kw图3.3华东4DBY4柴油发动机490带离合器3.5修剪刀具的液压油缸的选择与计算确定系统压力P，初选液压工作压力：压力的选择要根据载荷大小（即F）和设备类型而定，还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。

具体选择参考下表。根据主机类型选择液压执行器的设计压力：设计的修剪机为全液压系统，系统压力25MPa。：初选缸径D/杆径d

选择好设计压力后，即P可知的，负载大小F又是可知的，则用公式得出S受力面积，再根据受力面积计算出油缸的缸径，设水平推力为F：F=PA=P/4*D2*3.14*A式中，F——活塞杆伸出时的理论推力，NP——工作压力，取25Mpa（0.098Mpa=1Kg/cm2）D——油缸缸径（mm）已知油缸拉力F,行程s=200mm，变幅高度h=95mm，刀头箱质量m=100kg，由公式F*s=mgh得出F自重=950N。设置外部因素负载F外=3000N，又由F=F自重+F外=3950N=PA,其中P为压力25Mpa，A为油缸伸出时的截面积，得出A=πD24，取D=63mm，则A=3115.665mm2已知系统压力P=25MPa，缸径63mm，杆径35mm根据F=P*F=25*3.14*632÷4=77931N>F=20232.5N收回时的拉力：F1=P*π(D2-d2)4（3.36根据工作压力，初选缸径63mm，杆径35mm，行程200mm的油缸符合设计要求。（参考图4-4连杆运动示意图）

第4章切割刀片转轴的计算4.1主轴的设计与校核1)切割刀片转轴上的功率P=3KW,转速n=3000r/min，转矩T=9.5N·m;2）初步确定轴的最小直径所选轴的材料为45#钢，并进行表面淬火处理，先按式（3-10）估算轴的最小直径，取A0=120，则轴的最小直径为：d1≥A0输入轴的最小直径需要考虑轴的应力集中对轴强度的影响，主轴上安装键与法兰相连，同时需要开凹槽以固定刀板，因此需要将最小轴径增加10%：(4.2)本文取最小轴径为26mm；图4.1切割刀片主轴的结构简图4.2主轴的结构设计4.2.1主轴的结构尺寸(1)为满足与连接油泵轴向定位的要求，轴段1内中心开键槽由于与油泵连接，内空心孔径取D=18mm，采用双圆头普通平键连接，其截面尺寸为B×H=5×6mm，键长为L=32mm取D1=38mm，L1=17mm，同时其右侧设置轴肩以便对轴承进行定位。（2）初步选择滚动轴承根据定位要求第2段安装轴承，取D2=30mm，由于轴承仅承受径向力，故选用深沟球轴承6206，选择0级基本游隙组、单列轴承、标准精度等级；它的尺寸是dxDxT=30mmx62mmx28mm。轴段2的轴长取L2=40mm。切刀主轴的支撑段第3段为主轴的支撑段，根据切割刀片转轴整体结构尺寸进行设计，取D3=28mm，长度L3=33mm；而第4段作为轴承的另一支撑端点，与第2段尺寸相同，D4=30mm，L4=40mm，选用的轴承采用单支点各双向固定的支撑形式。转轴法兰安装部分第5段用于安装转轴法兰，取D5=28mm，L5=46mm，通过在轴段上开键槽以实现对法兰的周向固定，采用双圆头普通平键连接，用键槽铣刀加工，其截面尺寸为B×H=8×7mm，键长为L=35mm；同时，为保证法兰与轴的配合，尺寸公差选为H6/h6。轴向固定段第6段由于固定转轴法兰的周向移动，根据GB6181，选择M24的螺母，取D6=26mm；L6=41mm；在其轴段左端留有退刀槽，其最小轴径为26mm，同时取轴端倒角为245。4.2.2主轴的强度计算首先作出主轴的计算简图：图4.2主轴的计算简图根据，(4.3)可得轴承的支承反力分别为：，(4.4)则B截面左右两侧的弯矩分别为：，(4.5)因此以B截面左侧的弯矩最大，以其进行轴的结构强度计算:由于输入主轴上还同时受到扭矩T的作用，主轴所传递的扭矩为：T=9.5N·m=9500Nmm；此采用弯扭组合强度来校核轴，取危险截面B的左侧强度进行校核，由于输入轴正反转，取，则有：MPa(4.6)由《机械设计》表15-1，查得[，因此次，故安全。4.2.3主轴的刚度校核由于在修剪果树时，其受力较小，故本文先对主轴的结构强度进行校核，然后分析其刚度要求，45#钢的许用扭应力τp=25Mpa（查表得），剪切弹性模量G＝79.4GPa时的B值109-91.5，每米许用扭转角ϕpΔd=7.0mm，带入下列公式得：d1=17.23Tτ所以取直径17.2mm的45#钢实心轴符合设计要求。4.3轴承及键的选择校核4.3.1轴承的设计计算求两轴承受到的径向载荷轴承1：；轴承2：轴承1承受的载荷较大，以其为例进行校核，取轴承的载荷系数=1.2，则轴承1的当量载荷为：（4.8）轴承厂家查得，深沟球轴承6206的当量载荷Cr=19500N，额定转速n=3000rpm；轴承类型为深沟球轴承，系数ε=3则轴承的寿命计算公式为：h>L(4.9)通过以上设计和计算得知，所选择的轴段的直径为30mmmm，轴承可选择深沟球轴承6206可以达到设计要求。4.3.2键的设计计算普通平键连接的强度条件为：（4.10）式中：——传递的转矩；k——键与轮毂键槽的接触高度，，此处h为键的高度，mm；l——键的工作长度，mm；d——轴的直径，mm；——键、轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，，见下表：表4-1许用挤压应力许用挤压应力连接工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击静连接钢120-150100-12060-90铸铁70-8050-6030-45则液压油泵与刀片主轴的连接键为：（4.11）则转轴法兰与刀片主轴的连接键为：（4.12）选择键的材料为45钢，可知键的强度满足设计要求。4.4机架的结构动作介绍机架主要由支撑底座、一节臂、二节臂、三节臂、刀头箱组成。机架臂选用150x100x8mm的矩形管，连接板材料均为16Mn。结构选择为折叠结构。其动作形式为：支撑底座旋转是通过底部的回转支撑实现的；底座油缸向外伸出，一节臂起升，机架向车身外部运动，完成伸出动作，反之向外进入工作区域；二节臂油缸向外伸出时，三节臂之后结构，向上移动，反之，向内侧运动；三节臂油缸向外伸出时，刀头箱向下移动，反之向上移动；刀头旋转油缸完成刀头的旋转动作；最后利用液压马达进行切割动作。4.4.1俯仰刀头箱的结构设计俯仰机构是对刀头箱进行提升或下放的结构，其结构形式如图4-3所示。油缸工作时，推动弧形板的连杆结构，实现产品的上升与下降。用液压缸进行控制。提升后提升液压缸用液压锁或单向阀锁紧，下放一般采用重力下放，下放后提升液压缸处于浮动或锁止状态。有的下放后液压缸仍保持一定压力，从而具有向下加压功能，即通过液压缸的作用使清土铲除具有自重外还额外得到一个由液压缸产生的向下的作用力，保持刀头箱与修剪对象成一定的角度（图4-3）。=图4-3俯仰结构下图4-4为铰链四杆机构，已知AB=230mmBC=210mmCD=110mmDA=110mm，构件1为原动件。形成四杆机构的条件是需要满足杆长条件:最短杆与最长杆长度之和小于或等于其余两杆长度之和。在铰链四杆机构中,如果某个转动副能够成为整转副,则它所连接的两个构件中,必有一个为最短杆,并且四个构件的长度关系满足杆长之和条件。在有整转副存在的铰链四杆机构中,最短杆两端的转动副均为整转副,因为L1+L4=230+110=340mmL2+L3=210+110=320mm，L1+L4≥L2+L3且构件1为连架杆，所以构件1能成为曲柄。当固定构件4时，得曲柄摇杆机构。2）用作图法可得出构件3的最大摆角θmax；R如图3-4所示图4-4连杆结构示意图4-5连杆运动示意图最大摆角θmax=54∘

4.4.2轴的受力计算1）取集中载荷作用与支座作用中心点受力点位置按照机械设计手册选取。知R=800/2=400mm，L力矩T=GL重心=100*10*400mm/1000=400N*m最大周向力：Ft=Fr*sinθ轴向力Fa=0N，求水平面支反力FA、FC和弯矩MH，图3-5弯矩图ΣA=0,Fr*LΣC=0,FA*(代入公式得FA=500N，FC=500NMAH=Fr*MCH=Fr1*3）求垂直面支反力FAV、FCV和弯矩MHV，见图3-5FAV=Ft1•RLAB=454•15MAv=Fcv*LBC代入公式得：MAV=3.1N*m，MCV=3.1N*m4）计算合成弯矩，做合成弯矩图，见图4-4.1MB=MAH2+MAV2，MMB=57.6N*m，MC=57.6N*m5)计算转矩T1，做转矩图（T1=T=400N*m)6)计算当量弯矩Me，取α=0.5做当量弯矩图，见MBe=02+(aT1)2代入公式得MBe=200N*m,MAe=208.3N*m,MCe=208.3N*m7)按弯扭合成应力校核轴的强度截面B当量弯矩最大，故截面A/C为可能危险截面。查表得σ-1p=90MPaσBe=MAeW=机械设计手册如表4-2所示表4-2轴的许用弯曲应力单位：MPa材料σbσ＋1bpσ0bpσ－1bp碳素钢600200955570023011065合金钢80027013075100033015090所以合金钢30mm轴的强度符合设计要求，弯矩图如3-5所示：图4-6弯矩图（二）缓冲实心轴的扭转刚度的计算公式如下：取T=400N·m，材料选用合金钢进行表面淬火处理，其许用扭应力τp=45Mpa（查表得），剪切弹性模量G＝79.4GPa时的B值109~则可以知道d=28.99mm每米许用扭转角ϕp=3≥1Δd=0，带入下列公式：d1=17.23Tτp实心轴的扭转刚度轴径的公式如下：d2=9.34Tϕp则可以知道d=26.6∼28.3mm，取最大值30mm为最小轴径设计值。所以直径30mm的合金钢符合设计要求。4.5本章小结本章确定了主传动系统的形式，确定了车载式行走作为机构的行走方式。并对主要切割机构的旋转轴进行了强度校核计算，以及对轴承、液压马达等进行了选型。通过以上的计算和选型，对本次设计的认识更近一步。以下是果树修剪机的技术参数。表4-3高枝修剪机的技术参数基础车/底盘车载式载货车底盘外形尺寸6500×1800×2300mm修剪工作速度1-5km/h柴油发动机40Kw/2400rpm液压系统工作压力16MPa电磁阀电压24vDC修剪宽度1500mm最高修剪高度6800mm最低修剪高度地面以下2500mm整机重量5200kg刀片转速3000r/min

第五章基于Solidworks的建模与分析5.1Solidworks建模简介Solidworks作为第一个以windows为基础开发的三维CAD系统，因为该项技术符合CAD新时代下的发展，solidworks在市场上十分的成功。SolidWorks以简单、稳定、创新为基准不断的改进创新为设计师设计提供了便利。Solidworks可以动态的查看装配部件的运动情况，并可以对零件进行动态干涉分析，还可以进行仿真分析。在对果树自动修剪机进行三维建模时主要有标准建模、简单建模、复杂建模3种主要类型。（1）标准几何体建模就是在通过图形设计特征直接输入生成所需的形状，例如球体、正方体等。（2）简单几何体需要先进行二维草图绘制然后在进行由二维转换三维的步骤例如拉伸、扫描等生成所需要的实体。（3）复杂的几何图形需要完成简单几何体的绘制在通过凹台、腔体等命令生成所需要的三维几何体。在进行设计建模时一定要注意整体布局，确定好的布局有利于对果树自动修剪机的配合和位置关系的确定。5.2果树自动修剪机的总装图先通过建立各个零件图，然后对齿轮传动、带轮传动、机架及相应机构等建立分别的零件与组件Solidworks三维模型，然后通过相应的配合关系及装配图特征，如镜像、线性阵列等，再配以相应的配合关系，最终的果树自动修剪机的三维模型如图5.1所示：(a)主视图（b）轴侧视图图5-1果树修剪机的总装配图5.3修剪机身底部旋转装置的设计5.3.1传动系统的设计图5-2修剪机身底部旋转装置机身底部旋转采用摆线液压马达HMR400，额定工作压力为12Mpa，配以ST-HZ03液压回转减速机，减速机的减速比为5.8，输出转数为5~40r/min，取40r/min，马达排量为375ml，满足本文授粉机的使用要求。图4-2ST-HZ03液压回转减速机的结构尺寸由于机械臂底座需要的转速较低，通常为因此再通过一对直齿轮驱动，取主动齿轮Z1=15，齿轮的减速比取为i=6.8，则从动齿轮齿数（4-1）将其取整选为Z2=102，则机授粉机身的转速为：（4-2）液压马达的流量为：（4-3）液压马达的功率计算如下：（4-4）5.3.2齿轮的设计计算选择小齿轮材料为，齿面硬度，大齿轮材料为（调质），齿面硬度为，选用7级精度，直齿圆柱齿轮传动，压力角。（1）试算小齿轮分度圆直径，即（4-5）1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的转矩：（4-6）③小齿轮看作悬臂布置，选取齿宽系数φd=0.5④由图查取区域系数ZH=2.4⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2⑥计算重合度系数（4-7）则重合度系数为（4-8）⑦计算接触疲劳许用应力[H]查表得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa，计算小齿轮应力循环次数：（4-9）（中间大齿轮有三处啮合点）大齿轮应力循环次数：（4-10）查取接触疲劳寿命系数:取失效概率为1%,安全系数S=1,得:（4-11）（4-12）取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮分度圆直径（4-13）（2）调整小齿轮分度圆直径1）在计算实际负载系数前的数据准备①圆周速度v（4-15）②齿宽b（4-16）2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1。②根据v=0.145m/s、7级精度，由图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力：（4-17）（4-18）查表得齿间载荷分配系数KHα=1.5。④由表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂布置时，KH=1.184。则载荷系数为：（4-19）3）可得按实际负载系数算得分度圆直径（4-20）及相应的齿轮模数，模数取为标准值m=6mm。5.3.3按齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件（4-21）查表得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，这里为了节省篇幅，仅给出计算：验算大小齿轮齿根疲劳弯曲疲劳极限：（4-22）（4-23）故满足要求，几何尺寸的确定：（1）计算分度圆直径（4-24）（4-25）（2）计算中心距（4-26）（3）计算齿轮宽度（4-27）取b1=b2=60mm5.4输入轴系的设计5.4.1齿轮轴的设计与校核1)输入转轴上的功率P=326.8W,转速n=40r/min，转矩T=78N·m;2）初步确定轴的最小直径所选轴的材料为45#钢，并进行表面淬火处理，先按式（4-28）估算轴的最小直径，取A0=120，则轴的最小直径为：d1≥A0输入轴的最小直径需要考虑轴的应力集中对轴强度的影响，主轴上安装键与齿轮相连，因此需要将最小轴径增加10%：(4-29)本文取输入轴径为50mm；5.4.2键的设计计算输入轴采用双圆头普通平键与齿轮相连，平键的截面尺寸为B*H=14mm*9mm，键长L=45mm，根据普通平键连接的强度条件为：（4-30）式中：——传递的转矩；k——键与轮毂键槽的接触高度，，此处h为键的高度，mm；l——键的工作长度，mm；d——轴的直径，mm；——键、轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，，见下表：表4-1许用挤压应力许用挤压应力连接工作方式键或毂、轴的材料载荷性质静载荷轻微冲击冲击静连接钢120-150100-12060-90铸铁70-8050-6030-45（4-31）选择键的材料为45钢，可知键的强度满足设计要求。