高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析

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高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析.zip

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關(guān) 鍵詞：: 高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì) 優(yōu)化分析

資源描述：: 高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析,高大,樹(shù)木,修枝,機(jī)械設(shè)計(jì),優(yōu)化,分析

內(nèi)容簡(jiǎn)介：: 分類號(hào)：分類號(hào)：S776.27+4 授予學(xué)位單位代碼：授予學(xué)位單位代碼： 10434 研研究究生生學(xué)學(xué) 號(hào)：號(hào)：2013110085 山東農(nóng)業(yè)大學(xué)山東農(nóng)業(yè)大學(xué) 碩碩士士學(xué)學(xué) 位位論論文文高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 Design and Optimization Analysis on High-branch Pruning Machine 2016 年 6 月 6 日研究生研究生：陳延甫學(xué) 科專業(yè)陳延甫學(xué) 科專業(yè) ：機(jī)械電子工程研究方向：機(jī)械電子工程研究方向：機(jī)電控制及自動(dòng)化技術(shù) 學(xué)院：機(jī)電控制及自動(dòng)化技術(shù) 學(xué)院：機(jī)械與電子工程學(xué)院指導(dǎo) 教師：機(jī)械與電子工程學(xué)院指導(dǎo) 教師：苑進(jìn)（教授）：苑進(jìn)（教授）萬(wàn)方數(shù)據(jù) 論文提交日期：論文答辯日期：學(xué) 位授予日期：學(xué) 科門(mén) 類：答辯委員會(huì)主席：萬(wàn)方數(shù)據(jù) 關(guān)于學(xué)位論文原創(chuàng)性和使用授權(quán)的聲明本人所呈交的學(xué)位論文，是在導(dǎo)師指導(dǎo)下，獨(dú)立進(jìn)行科學(xué)研究所取得的成果。對(duì)在論文研究期間給予指導(dǎo)、幫助和做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人或集體，均在文中明確說(shuō)明。本聲明的法律責(zé)任由本人承擔(dān)。本人完全了解山東農(nóng)業(yè)大學(xué)有關(guān)保留和使用學(xué)位論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留和按要求向國(guó)家有關(guān)部門(mén)或機(jī)構(gòu)送交論文紙質(zhì)本和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)可以將本學(xué)位論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫(kù)進(jìn)行檢索，可以采用影印、縮印或其他復(fù)制手段保存論文和匯編本學(xué)位論文。保密論文在解密后應(yīng)遵守此規(guī)定。論文作者簽名：_ 導(dǎo) 師簽名：_ 日期：_ 萬(wàn)方數(shù)據(jù) 萬(wàn)方數(shù)據(jù) 目錄中文摘要中文摘要.I Abstract. III 1 緒論緒論.1 1.1 課題研究的背景及意義.1 1.1.1 研究背景.1 1.1.2 研究意義與課題來(lái)源.1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀.2 1.2.1 修枝作業(yè)方式國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀.2 1.2.2 修枝工具發(fā)展現(xiàn)狀.4 1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容.5 1.4 論文結(jié)構(gòu).6 2 高大樹(shù)木修枝機(jī)械方案設(shè)計(jì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械方案設(shè)計(jì).7 2.1 整機(jī)技術(shù)參數(shù)與設(shè)計(jì)方案.7 2.1.1 整機(jī)技術(shù)參數(shù).7 2.1.2 整機(jī)設(shè)計(jì)方案.7 2.2 各系統(tǒng)技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)方案.8 2.2.1 末端執(zhí)行器.8 2.2.2 臂架系統(tǒng).9 2.2.3 回轉(zhuǎn)系統(tǒng).9 2.2.4 升降系統(tǒng).9 2.2.5 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng).9 2.2.6 動(dòng)力系統(tǒng).10 3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析. 11 3.1 臂架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì). 11 3.1.1 機(jī)械臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì). 11 3.1.2 變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).12 3.2 機(jī)械臂尺寸設(shè)計(jì).12 3.3 變幅機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì).13 萬(wàn)方數(shù)據(jù) 3.3.1 優(yōu)化目標(biāo).14 3.3.2 設(shè)計(jì)變量.14 3.3.3 約束條件.15 3.3.4 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果分析.15 3.4 臂架系統(tǒng)靜力學(xué)分析與優(yōu)化設(shè)計(jì).16 3.4.1 臂架系統(tǒng)虛擬樣機(jī)的建立.17 3.4.2 模型處理與仿真求解.18 3.4.3 仿真結(jié)果分析.19 3.4.4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析.20 3.5 臂架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真及電動(dòng)缸參數(shù)確定.21 4 高大樹(shù)木修枝機(jī)械其它關(guān)鍵系統(tǒng)高大樹(shù)木修枝機(jī)械其它關(guān)鍵系統(tǒng).25 4.1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械末端執(zhí)行器.25 4.1.1 末端執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).26 4.1.2 工作原理及仿真試驗(yàn).27 4.2 高大樹(shù)木修枝機(jī)械回轉(zhuǎn)系統(tǒng).29 4.2.1 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).29 4.2.2 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)參數(shù)確定.30 4.3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械升降系統(tǒng).31 4.4 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)力系統(tǒng).32 5 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng).34 5.1 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)原理.35 5.1.1 電動(dòng)缸長(zhǎng)度推導(dǎo)機(jī)械臂夾角.36 5.1.2 機(jī)械臂夾角推導(dǎo)傾翻力矩.39 5.1.3 傾翻力矩推導(dǎo)配重塊位移.40 5.2 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).40 5.2.1 選定配重塊質(zhì)量的試驗(yàn)研究.41 5.2.2 配重系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì).42 5.3 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)控制流程.44 6 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)特性分析高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)特性分析.46 萬(wàn)方數(shù)據(jù) 6.1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械初步建模與工況分析.46 6.2 基于 ADAMS 的整機(jī)傾翻仿真試驗(yàn) .47 6.2.1 模型前處理與仿真.47 6.2.2 結(jié)果分析.49 6.3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化.50 6.3.1 運(yùn)輸狀態(tài)下模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化.50 6.3.2 作業(yè)狀態(tài)下模態(tài)分析.52 7 樣機(jī)試制與試驗(yàn)樣機(jī)試制與試驗(yàn).55 7.1 樣機(jī)試制.55 7.2 樣機(jī)試驗(yàn).57 7.2.1 樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證.57 7.2.2 修枝試驗(yàn).60 8 結(jié)論與展望結(jié)論與展望.61 8.1 結(jié)論.61 8.2 主要?jiǎng)?chuàng)新點(diǎn).62 8.3 展望.62 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).63 致謝致謝.66 攻讀碩士學(xué)位期間的成果攻讀碩士學(xué)位期間的成果.67 萬(wàn)方數(shù)據(jù)萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 I中文摘要林業(yè)是我國(guó)重要的農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)之一，人工林面積位居世界首位，而且我國(guó)森林資源總量持續(xù)增長(zhǎng)。林木修枝是森林撫育工程中的重要環(huán)節(jié)，合理的修枝不僅可以改善林木通風(fēng)透光條件，增強(qiáng)光合作用，還能有效的減輕病蟲(chóng)害及風(fēng)雪自然災(zāi)害。然而我國(guó)林木修枝機(jī)械的研究尚處于起步階段，國(guó)內(nèi)修枝作業(yè)尤其高大樹(shù)木修枝作業(yè)方式仍較為原始，修枝工具較為簡(jiǎn)單。國(guó)外對(duì)修枝機(jī)械的研究起步較早，針對(duì) 8m 以下的側(cè)枝，修枝機(jī)械配套比較完善、效率高、自動(dòng)化程度高；而針對(duì) 8m 以上的側(cè)枝，修枝機(jī)械的自動(dòng)化程度也相對(duì)較低，因此不符合中國(guó)林業(yè)的實(shí)際需求。為填補(bǔ)我國(guó)高枝修枝機(jī)械行業(yè)空白，優(yōu)化我國(guó)相對(duì)簡(jiǎn)陋的修枝工具，解決國(guó)內(nèi)林業(yè)高大樹(shù)木修枝困難的實(shí)際問(wèn)題。本文設(shè)計(jì)了一種針對(duì)林業(yè)高大樹(shù)木的修枝機(jī)械，本機(jī)械主要包括升降系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、末端執(zhí)行器、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)及動(dòng)力系統(tǒng)六大部分。文中詳細(xì)闡述了高大樹(shù)木修枝機(jī)械的設(shè)計(jì)、仿真及優(yōu)化分析的全部過(guò)程。包括高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)及各部分的設(shè)計(jì)方案；高大樹(shù)木修枝機(jī)械各部分的詳細(xì)設(shè)計(jì)過(guò)程，如末端執(zhí)行器導(dǎo)向卡鎖式修枝護(hù)茬鋸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，臂架系統(tǒng)中機(jī)械臂的設(shè)計(jì)與變幅機(jī)構(gòu)鉸點(diǎn)位置的優(yōu)化設(shè)計(jì)，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與參數(shù)計(jì)算，升降系統(tǒng)與動(dòng)力系統(tǒng)的計(jì)算選型，動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與控制流程闡述，整機(jī)三維模型的建立；基于 ADAMS 的傾翻仿真實(shí)驗(yàn)與分析；基于 Workbench 的高大樹(shù)木修枝機(jī)械的有限元分析，如針對(duì)臂架系統(tǒng)的靜力學(xué)分析，針對(duì)整機(jī)的模態(tài)分析，并根據(jù)靜力學(xué)分析與模態(tài)分析結(jié)果對(duì)整機(jī)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。最后根據(jù)最終設(shè)計(jì)方案對(duì)相關(guān)零部件進(jìn)行選型、加工，制作了全尺寸樣機(jī)一臺(tái)，并進(jìn)行了樣機(jī)試驗(yàn)驗(yàn)證。本機(jī)械修枝高度達(dá)到15m，作業(yè)半徑達(dá)到6m，最大修枝直徑10cm，并且該機(jī)械可以在修枝的同時(shí)進(jìn)行修枝茬口的養(yǎng)護(hù)。具有自動(dòng)化程度高、操作簡(jiǎn)單、轉(zhuǎn)彎半徑小等優(yōu)點(diǎn)。關(guān)鍵詞：高大樹(shù)木修枝機(jī)械；參數(shù)化設(shè)計(jì)；動(dòng)力學(xué)分析；有限元分析；優(yōu)化分析萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 II 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 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 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)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 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 1 1 緒論 1.1 課題研究的背景及意義 1.1.1 研究背景近年來(lái)林業(yè)產(chǎn)業(yè)受到人們?cè)絹?lái)越廣泛的關(guān)注。一方面是因?yàn)榱謽I(yè)是我國(guó)重要的農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)之一，據(jù) 2014 年全國(guó)林業(yè)統(tǒng)計(jì)年報(bào)顯示 2014 年林業(yè)產(chǎn)業(yè)總產(chǎn)值達(dá)到 5.40 萬(wàn)億元，比 2013 年增長(zhǎng) 14.20%；另一方面擴(kuò)大森林覆蓋率是改善我國(guó)自然環(huán)境的重要手段，林業(yè)的可持續(xù)發(fā)展在推進(jìn)生態(tài)文明建設(shè)中擔(dān)任著首要任務(wù)。據(jù)第八次全國(guó)森林資源清查（2009-2013，五年一次）結(jié)果顯示，我國(guó)森林面積達(dá)到 2.08 億公頃，森林覆蓋率 21.63%，其中天然林面積 1.22 億公頃、人工林面積 0.69 億公頃，人工林面積居世界首位（耿國(guó)彪，2014；胡超，2015）。該調(diào)查結(jié)果顯示我國(guó)森林資源總量持續(xù)增長(zhǎng)、質(zhì)量不斷提高、天然林穩(wěn)步增加、人工林快速發(fā)展，由此看出我國(guó)森林資源進(jìn)入了數(shù)量迅速增長(zhǎng)，質(zhì)量不斷提高的快速發(fā)展時(shí)期。然而報(bào)告還指出，與全球森林覆蓋率 31%的平均水平相比較我國(guó)仍然是一個(gè)缺林少綠、生態(tài)脆弱的國(guó)家，人均森林面積僅占世界人均水平的 25%，因此我國(guó)林業(yè)發(fā)展仍然面臨著巨大的壓力與挑戰(zhàn)。綜上所述，我國(guó)林業(yè)正處于高速發(fā)展并且還需要加大發(fā)展力度的狀態(tài)，科技興林變得尤為重要，林業(yè)機(jī)械也到了不得不創(chuàng)新、不得不發(fā)展的時(shí)期（耿國(guó)彪,2014）。相關(guān)研究表明林木修枝是森林撫育工程中的重要環(huán)節(jié)。首先合理的修枝能夠增強(qiáng)樹(shù)木的光合作用、改善林木干形、促進(jìn)林木生長(zhǎng)提高木材質(zhì)量；其次合理的修枝還可以改善森林防火條件，改善林木衛(wèi)生狀況、降低風(fēng)雪災(zāi)害、病蟲(chóng)災(zāi)害發(fā)生的可能性（楊義勇等，2012；秦柱南，2014）。針對(duì)我國(guó)森林撫育面積廣、剪枝作業(yè)量大，目前的修枝工作方式原始、落后，特別是高空剪枝作業(yè)中林木枝條修剪勞動(dòng)強(qiáng)度大、作業(yè)環(huán)境差、危險(xiǎn)性高、裝備缺乏的現(xiàn)狀，本項(xiàng)目旨在研制一種適用于林業(yè)高大樹(shù)木修枝的全新型修枝機(jī)械。 1.1.2 研究意義與課題來(lái)源本項(xiàng)目研制的高大樹(shù)木修枝機(jī)械是一種用于高大樹(shù)木修枝的智能林業(yè)裝備，用以實(shí)現(xiàn)林業(yè)高枝的高效修剪工作。該機(jī)械主要由動(dòng)力系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、末端剪枝鋸、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)以及電控系統(tǒng)等組成。升降系統(tǒng)結(jié)合臂架系統(tǒng)使修剪高度達(dá)到 15m，工作半徑達(dá)到 6m，導(dǎo)向卡鎖式高枝修剪護(hù)茬鋸可以實(shí)現(xiàn)最大半徑為 10cm 樹(shù)枝萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 2的修剪；簡(jiǎn)單有效的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)使得該設(shè)備可由小型拖拉機(jī)、皮卡等中小型牽引車拖拽穿行于林間、城市馬路等工作環(huán)境；位于剪枝鋸前端的攝像頭可采集工作圖像，通過(guò)無(wú)線接收器將實(shí)時(shí)畫(huà)面?zhèn)鬏數(shù)斤@示器，研制的智能控制器可實(shí)現(xiàn)機(jī)械手的姿態(tài)調(diào)整和剪枝鋸的精確定位。該機(jī)械具有操作方便、智能高效、安全系數(shù)高等優(yōu)點(diǎn)。項(xiàng)目的順利實(shí)施能夠有效解決現(xiàn)有的高空剪枝作業(yè)勞動(dòng)強(qiáng)度大、工作效率低、操作不便等問(wèn)題。項(xiàng)目的順利實(shí)施為提高我國(guó)林業(yè)修枝機(jī)械的技術(shù)水平、推進(jìn)產(chǎn)業(yè)化進(jìn)程及推廣國(guó)家森林撫育制度起到關(guān)鍵作用。本課題源于山東省科技發(fā)展計(jì)劃項(xiàng)目 “高大樹(shù)木剪枝機(jī)的研制” （2013GGB01028），旨在研制一種新型高大樹(shù)木修枝機(jī)械及其電控系統(tǒng)。項(xiàng)目主要研究?jī)?nèi)容如下：首先是基于虛擬樣機(jī)的高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、優(yōu)化分析與加工；其次是基于運(yùn)動(dòng)學(xué)逆解的臂架式機(jī)械手運(yùn)動(dòng)控制方法研究、基于無(wú)線視頻的輔助軟件開(kāi)發(fā)、整機(jī)控制器的研制；最后是高大樹(shù)木修枝機(jī)械的林場(chǎng)試驗(yàn)。由于本文作者主要負(fù)責(zé)本課題機(jī)械部分，因此除動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)以外本文不涉及控制方案的確定。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀樹(shù)木側(cè)枝在樹(shù)木生長(zhǎng)過(guò)程中的特定時(shí)期會(huì)促進(jìn)樹(shù)木自身發(fā)育，特定時(shí)期過(guò)后冗余側(cè)枝就會(huì)對(duì)樹(shù)木自身的生長(zhǎng)起到阻礙作用，消耗過(guò)多的養(yǎng)分、不利于通風(fēng)、病蟲(chóng)害蔓延、防火條件下降等問(wèn)題接踵而至。另外城市馬路兩側(cè)的樹(shù)木側(cè)枝過(guò)長(zhǎng)會(huì)導(dǎo)致遮擋交通信號(hào)燈等問(wèn)題。科學(xué)合理的人工修枝不僅能夠增強(qiáng)樹(shù)木光合作用，促進(jìn)樹(shù)木生長(zhǎng)改善樹(shù)木干型、提高成材率（Hoogesteger J,1992）；還可以改善林木通風(fēng)透光條件，減輕病蟲(chóng)害和風(fēng)吹雪壓等自然災(zāi)害（秦柱南，2014；李杰，2010）；另外合理的修枝還可以改善森林防火條件。然而不恰當(dāng)?shù)娜斯ば拗?huì)導(dǎo)致樹(shù)皮開(kāi)裂、茬口不規(guī)則或茬口過(guò)高等問(wèn)題引起樹(shù)木感染形成死結(jié)、疤痕，甚至引起大片樹(shù)林交叉感染導(dǎo)致樹(shù)木死亡。本部分對(duì)修枝作業(yè)方式和修枝鋸的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀進(jìn)行闡述。 1.2.1 修枝作業(yè)方式國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀國(guó)內(nèi)修枝作業(yè)方式大致分為兩種：傳統(tǒng)的人力修枝方式和機(jī)械化修枝方式。目前仍以傳統(tǒng)的人力修枝方式為主，這種修枝方式一般以工作人員手持修枝鋸、修枝剪等工具攀爬到樹(shù)木高處修剪樹(shù)枝或手持裝有加長(zhǎng)桿的剪枝工具站在地面對(duì)側(cè)枝進(jìn)行修剪，甚至手持長(zhǎng)桿對(duì)冗余側(cè)枝敲打進(jìn)行修整枝條，如圖 1-1 所示。上述方式不僅勞動(dòng)強(qiáng)度大、效萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 3率低下，而且極有可能引發(fā)墜落側(cè)枝砸傷工作人員以及工作人員從高空跌落的危險(xiǎn)事件；更重要的是由于加長(zhǎng)桿剛度不足，剪枝工具晃動(dòng)難以定位導(dǎo)致修枝茬口不平滑、不利于修枝茬口愈合，易形成死節(jié)（黃彪，2012）。近幾年隨著高空作業(yè)車的發(fā)展，利用高空作業(yè)車載人修枝方式逐漸發(fā)展起來(lái)，這種方式能夠修剪 10m 以上的側(cè)枝，但是這種修枝方式仍應(yīng)歸結(jié)為傳統(tǒng)人力修枝方式，因?yàn)槠涔ぷ鞣绞街皇怯晒ぷ魅藛T架梯攀爬轉(zhuǎn)變?yōu)榻柚呖兆鳂I(yè)車輔助修枝，這種剪枝工作要有 23 個(gè)工作人員同時(shí)操作，而且對(duì)作業(yè)環(huán)境要求較高，在一些道路狀況不好或林木比較密集的地方，高空作業(yè)車的機(jī)械臂也無(wú)法展開(kāi)；另外在高空操作臺(tái)上的工作有著較大的危險(xiǎn)性工作人員易疲勞。隨著科技的發(fā)展，國(guó)內(nèi)也逐漸出現(xiàn)了新的機(jī)械化修枝方式。 2006 年湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院鄒運(yùn)梅等研制了一種背負(fù)高枝剪切機(jī)，其結(jié)構(gòu)如圖 1-2 所示，該機(jī)以汽油機(jī)作為動(dòng)力，采用軟軸傳動(dòng)進(jìn)而驅(qū)動(dòng)剪枝鋸，一定程度上提高了勞動(dòng)效率改變了傳統(tǒng)的人力修枝的現(xiàn)狀，但是該機(jī)械只能夠修剪高度在 6m 以內(nèi)的側(cè)枝而且勞動(dòng)強(qiáng)度大（鄒運(yùn)梅等，2006）。另外國(guó)內(nèi)一些研究機(jī)構(gòu)也正在研發(fā)新型的爬樹(shù)修枝機(jī)器人結(jié)構(gòu)，如圖 1-3 所示。這種機(jī)器人智能化程度高、修枝效果好，但是這種爬樹(shù)修枝機(jī)器人限制性比較強(qiáng)，只適用于樹(shù)干較直樹(shù)形；剪枝無(wú)選擇性，采用一刀切的剪枝方式；攀爬輪在攀爬過(guò)程中會(huì)對(duì)樹(shù)皮造成一定傷害（苑進(jìn)等，2013）。圖 1-1 國(guó)內(nèi)常見(jiàn)人力修枝方式 Fig.1-1 Common way of artificial pruning used in China 國(guó)外在修枝方式上對(duì)機(jī)械化修枝剪枝的研究起步較早，配套較為齊全（蔡良錐等，2011）。8m 以下的側(cè)枝大都采用較為成熟的修枝工具搭配伸縮手臂，這種修枝方式簡(jiǎn)單方便、實(shí)用性強(qiáng)，效率高。但這類機(jī)械修枝高度一般低于 8m。如圖 1-4 所示，是新疆葉城縣 2014 年花費(fèi) 35 萬(wàn)元購(gòu)進(jìn)的德國(guó)修枝機(jī)械、配套大馬力拖拉機(jī)，利用拖拉機(jī)傳萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 4動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)該設(shè)備的液壓系統(tǒng)并利用液壓動(dòng)力完成全部工作，最大作業(yè)高度 7m，每天可以完成 80100 畝的修枝作業(yè)。另外歐洲還有一種將剪枝工具固定在幾個(gè)升降平臺(tái)之上，通過(guò)自動(dòng)升降進(jìn)行高空修枝作業(yè)的升降平臺(tái)，作業(yè)時(shí)各個(gè)平臺(tái)受其獨(dú)立的液壓系統(tǒng)控制而互不影響，其修枝高度也在 8m 以下；還有鋼索式升降平臺(tái)，利用絞盤(pán)來(lái)實(shí)現(xiàn)升降功能，作業(yè)高度在 20m 左右，但自動(dòng)化程度較低。對(duì)于 8m 以上的側(cè)枝國(guó)外同樣研究爬樹(shù)修枝機(jī)器人，例如日本的星靈公司等（徐軍，2011）。圖 1-2 背負(fù)式高枝剪切機(jī) 圖 1-3 爬樹(shù)修枝機(jī)器人 Fig.1-2 Shoulder type tall trees trimmer Fig.1-3 Tree pruning robot 圖 1-4 德國(guó)修枝機(jī)械 Fig.1-4 Pruning machine of Germany 1.2.2 修枝工具發(fā)展現(xiàn)狀為提高林木材質(zhì)、促進(jìn)林木生長(zhǎng)并獲得干型良好的木材，應(yīng)使修枝茬口盡量平整（特殊樹(shù)種除外），茬口盡量控制在 0.52cm 之間，保證樹(shù)木修枝茬口盡快愈合。另外為防止修枝茬口積水、腐爛，還要在樹(shù)木修后及時(shí)進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)，一般使用 5%的硫酸銅溶液噴涂茬口（張廓玉，1989）。目前側(cè)枝修剪工具可分為剪切式修枝工具和鋸切式修枝工具兩類。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 5剪切式修枝工具主要包括修枝剪及其衍生工具氣動(dòng)修枝剪等，這類修枝工具能夠方便快捷地修剪中低高度的細(xì)小枝條，并且造價(jià)低廉，使用簡(jiǎn)單，在果農(nóng)中使用較為普遍。但是這類剪枝器只能修剪直徑在 4cm 及以下的枝條。鋸切式修枝工具主要包括木鋸、圓盤(pán)鋸、鏈鋸及其衍生出的相關(guān)電動(dòng)工具如電鏈鋸、馬刀鋸等，這類修枝工具除圓盤(pán)鋸?fù)舛寄軌驅(qū)崿F(xiàn)大直徑側(cè)枝的修剪，而且修枝茬口平面較為平整。上述兩類修枝工具各有優(yōu)缺點(diǎn)，但是均不能在修枝同時(shí)實(shí)現(xiàn)對(duì)茬口的養(yǎng)護(hù)，需要由專人負(fù)責(zé)在修枝以后進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)工作，大大增加了工作量。因此亟待研制一種新型修枝工具實(shí)現(xiàn)在修枝的同時(shí)進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)。綜上所述，盡管現(xiàn)在人們應(yīng)對(duì)高空剪枝問(wèn)題有一定的解決方法，但這些方法存在一些較大的缺點(diǎn)與局限性，無(wú)法較好的解決高空剪枝的問(wèn)題。因此當(dāng)前迫切要求發(fā)明一種能夠靈活地穿梭于林地之間，操作簡(jiǎn)便、安全高效的能修剪 15m 左右的高空粗大側(cè)枝的修枝機(jī)械。 1.3 本文主要研究?jī)?nèi)容本文研制的一種新型高大樹(shù)木修枝機(jī)械。操作者在地面上即可實(shí)現(xiàn)高大樹(shù)木的修枝工作，修剪高度可達(dá) 15m，方便林間穿行，能夠有效解決現(xiàn)有高空剪枝作業(yè)勞動(dòng)強(qiáng)度大、工作效率低、操作不便等問(wèn)題。本文主要包括以下內(nèi)容：（1）高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)與各組成系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)；（2）高大樹(shù)木修枝機(jī)械各系統(tǒng)詳細(xì)的設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析；（3）高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)動(dòng)態(tài)特性分析；（4）高大樹(shù)木修枝機(jī)械樣機(jī)試制與試驗(yàn)；上述各部分具體工作內(nèi)容概述如下：（1）在查閱高空作業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)相關(guān)文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，根據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械實(shí)際需求和實(shí)際工況，綜合考慮實(shí)用性、安全性、經(jīng)濟(jì)性等各方面因素，確定整機(jī)設(shè)計(jì)方案及各組成系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案。（2）根據(jù)第一部分中確定的整機(jī)和各組成系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案，充分查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)進(jìn)行各項(xiàng)設(shè)計(jì)計(jì)算，結(jié)合 AutoCAD、 SolidWorks、 ADAMS、 Workbench 等 CAD、 CAE軟件對(duì)各組成系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。本部分將高大樹(shù)木修枝機(jī)械六個(gè)系統(tǒng)分為三大部分進(jìn)行詳細(xì)介紹。首先是臂架系統(tǒng)，包括對(duì)臂架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、變幅機(jī)構(gòu)的參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)、萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 6臂架系統(tǒng)的靜力學(xué)分析與優(yōu)化、臂架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析等內(nèi)容；其次是動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)，包括動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)的原理闡述、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及控制原理的闡述；最后是除臂架系統(tǒng)和動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)以外的末端執(zhí)行器、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)等其它關(guān)鍵系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算。（3）根據(jù)整機(jī)各系統(tǒng)的詳細(xì)設(shè)計(jì)方案，運(yùn)用 SolidWorks 對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)進(jìn)行虛擬樣機(jī)建模，對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行了動(dòng)態(tài)特性分析。主要包括基于 ADAMS 的整機(jī)作業(yè)狀態(tài)中最危險(xiǎn)工況進(jìn)行穩(wěn)定性仿真試驗(yàn)與分析以及基于 Workbench 的整機(jī)模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化。（4）根據(jù)優(yōu)化后的模型參數(shù)進(jìn)行零部件選型、繪制加工圖紙并進(jìn)行全尺寸樣機(jī)加工、運(yùn)動(dòng)性能驗(yàn)證和修枝性能試驗(yàn)驗(yàn)證。 1.4 論文結(jié)構(gòu) 本論文共分為八個(gè)部分：第一部分為緒論。論述了本課題的研究目的、意義及項(xiàng)目來(lái)源；對(duì)國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢(shì)、課題的研究背景及課題的主要研究?jī)?nèi)容及研究思路進(jìn)行了闡述。第二部分介紹了高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)及各部分的設(shè)計(jì)方案。第三部分介紹了高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析。第四部分介紹了高大樹(shù)木修枝機(jī)械其它關(guān)鍵系統(tǒng)設(shè)計(jì)過(guò)程。第五部分介紹了高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過(guò)程。第六部分介紹了高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)特性的分析。第七部分介紹了樣機(jī)的試制及試驗(yàn)。第八部分對(duì)本文的主要工作進(jìn)行了總結(jié)并提出了一些展望。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 7 2 高大樹(shù)木修枝機(jī)械方案設(shè)計(jì) 2.1 整機(jī)技術(shù)參數(shù)與設(shè)計(jì)方案 2.1.1 整機(jī)技術(shù)參數(shù) 在查閱高空作業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)相關(guān)文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，綜合考慮林木高度、林木間距、林場(chǎng)工作環(huán)境等高大樹(shù)木修枝機(jī)械實(shí)際需求和實(shí)際工況，確定整機(jī)技術(shù)參數(shù)如下：（1）作業(yè)高度范圍：515m （2）最大作業(yè)半徑：6m （3）最大修枝直徑：10cm （4）運(yùn)輸狀態(tài)整機(jī)尺寸（長(zhǎng)寬高）：4.21.23.8m（不含牽引架及牽引車）（5）最大消耗功率：6kW （6）工作制：連續(xù) 4h 以上（7）自重： 2500kg （8）運(yùn)輸方式：牽引型（9）動(dòng)力來(lái)源：交流發(fā)電機(jī) 2.1.2 整機(jī)設(shè)計(jì)方案為使高大樹(shù)木修枝機(jī)械能夠切實(shí)服務(wù)于林業(yè)撫育工程，根據(jù)上述技術(shù)參數(shù)的要求，經(jīng)過(guò)多方調(diào)研、討論確定整機(jī)應(yīng)包含機(jī)械結(jié)構(gòu)和電控系統(tǒng)兩大系統(tǒng)，其中機(jī)械結(jié)構(gòu)中主要包括末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)（包括底盤(pán)、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機(jī)控制面板、牽引架等各類輔助機(jī)構(gòu)）、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)等部分，其系統(tǒng)組成如圖 2-1 所示，由于本文不涉及整機(jī)電控系統(tǒng)，在此不進(jìn)行闡述。圖 2-1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械的系統(tǒng)組成 Fig.2-1 High-branch pruning machine system components 工作原理：高大樹(shù)木修枝機(jī)械結(jié)構(gòu)示意圖如圖 2-2 所示，高大樹(shù)木修枝機(jī)械由拖拉萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 8機(jī)或皮卡等牽引車牽引至林場(chǎng)等工作環(huán)境后，由操作人員在地面進(jìn)行操作?？刂泼姘迳霞闪艘曨l顯示器以及各類按鍵，可以從顯示器上看到末端執(zhí)行器傳輸?shù)淖鳂I(yè)環(huán)境高清畫(huà)面，并操作各類按鈕控制整機(jī)的提升、旋轉(zhuǎn)、末端執(zhí)行器的運(yùn)動(dòng)等各類復(fù)雜運(yùn)動(dòng)。其中動(dòng)力系統(tǒng)為本機(jī)動(dòng)力來(lái)源，為本機(jī)各種設(shè)備提供電能；升降系統(tǒng)同時(shí)具備行走和升降功能，用于提高整機(jī)工作高度；回轉(zhuǎn)系統(tǒng)位于升降系統(tǒng)頂端，連接升降系統(tǒng)和臂架系統(tǒng)，主要用于保證整機(jī)水平面內(nèi)自由度；臂架系統(tǒng)主要用于提高末端執(zhí)行器的靈活性，增大工作空間；末端執(zhí)行器位于臂架系統(tǒng)最末端，主要用于實(shí)現(xiàn)本機(jī)修枝護(hù)茬功能；動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)主要用于保證臂架系統(tǒng)平衡性，提高整機(jī)穩(wěn)定性。 1.末端執(zhí)行器 2.臂架系統(tǒng) 3.回轉(zhuǎn)系統(tǒng) 4.升降系統(tǒng) 5.動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng) 6.動(dòng)力系統(tǒng) 圖 2-2 高大樹(shù)木修枝機(jī)械結(jié)構(gòu)示意圖 Fig.2-2 Diagram of high-branch pruning machine 2.2 各系統(tǒng)技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)方案本節(jié)將根據(jù)整機(jī)技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)方案對(duì)末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)和動(dòng)力系統(tǒng)的技術(shù)參數(shù)及設(shè)計(jì)方案展開(kāi)敘述。 2.2.1 末端執(zhí)行器末端執(zhí)行器是整機(jī)功能性系統(tǒng)，其位于臂架系統(tǒng)最末端。主要用于實(shí)現(xiàn)高大樹(shù)木修枝機(jī)械的修枝功能以及修枝同時(shí)進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)的功能。高大樹(shù)木錯(cuò)綜復(fù)雜的側(cè)枝情況決定了剪枝鋸工作環(huán)境復(fù)雜性，地面上的操作者難以直接判斷高空中待剪側(cè)枝具體位置，因此要求末端執(zhí)行器具備可視化功能，能將末端執(zhí)行器所處的環(huán)境視頻信號(hào)實(shí)時(shí)傳回到控制面板的顯示器上；此外末端執(zhí)行器還需要有導(dǎo)向功能及卡鎖功能，這樣有利于末端執(zhí)行器自身與樹(shù)木之間的相對(duì)固定，減輕臂架系統(tǒng)振動(dòng)；最大修枝直徑要達(dá)到 10cm；而且根據(jù)樹(shù)木修枝的技術(shù)要求，末端執(zhí)行器應(yīng)具有在修枝過(guò)程中實(shí)時(shí)養(yǎng)護(hù)茬口的功能。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 92.2.2 臂架系統(tǒng) 臂架系統(tǒng)主要用于保證末端執(zhí)行器的靈活性，增大工作空間，是整機(jī)中最為重要的部分。由于臂架系統(tǒng)處于高空作業(yè)狀態(tài)，在保證其強(qiáng)度的同時(shí)需要盡可能輕量化設(shè)計(jì)，臂架系統(tǒng)自重應(yīng)控制在 120kg 以內(nèi)；考慮整機(jī)運(yùn)輸狀態(tài)下的通過(guò)性，臂架系統(tǒng)應(yīng)具備可折疊功能。臂架系統(tǒng)借鑒水泥泵車臂架系統(tǒng)（張亞楠，2014；Y.A. KHULIEF,2001），各機(jī)械臂之間串聯(lián)，主要包含底座與四節(jié)機(jī)械臂。各機(jī)械臂首尾相連，相鄰機(jī)械臂之間由電動(dòng)缸變幅機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)，運(yùn)輸狀態(tài)下處于折疊狀態(tài)，工作狀態(tài)下要求工作半徑達(dá)到 6m。第一節(jié)機(jī)械臂與底座之間俯仰角范圍 90-210，第二節(jié)機(jī)械臂與第一節(jié)機(jī)械臂之間俯仰角范圍 90-180，第三節(jié)機(jī)械臂與第二節(jié)機(jī)械臂之間俯仰角范圍 0-180，第四節(jié)機(jī)械臂與第三節(jié)機(jī)械臂之間偏轉(zhuǎn)角范圍左右擺動(dòng) 30（王瑋，2013；楊世文，2012）。 2.2.3 回轉(zhuǎn)系統(tǒng) 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)位于臂架系統(tǒng)底座底端，連接升降系統(tǒng)與臂架系統(tǒng)，主要用于保證臂架系統(tǒng)在水平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)自由度?；剞D(zhuǎn)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)構(gòu)件與臂架系統(tǒng)底座相連，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)固定構(gòu)件與升降系統(tǒng)頂端相連。因此回轉(zhuǎn)系統(tǒng)除起到回轉(zhuǎn)功能以外，還對(duì)臂架系統(tǒng)起到支承功能。由于臂架系統(tǒng)在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)之上，而且處于偏載狀態(tài)，尤其臂架系統(tǒng)完全展開(kāi)伸直的6m 狀態(tài)下會(huì)對(duì)整機(jī)產(chǎn)生極大傾翻力矩，這要求回轉(zhuǎn)系統(tǒng)要有較強(qiáng)的承載能力；此外回轉(zhuǎn)系統(tǒng)應(yīng)具備自鎖功能，以防止臂架系統(tǒng)發(fā)生失控轉(zhuǎn)動(dòng)的情況；功能上還要求其能驅(qū)動(dòng)臂架系統(tǒng)相對(duì)于升降系統(tǒng)選轉(zhuǎn) 360。 2.2.4 升降系統(tǒng) 升降系統(tǒng)主要用于保證整機(jī)升降高度以及行走功能。主要包含了本機(jī)底盤(pán)、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機(jī)控制面板、牽引架等各類輔助機(jī)構(gòu)。林場(chǎng)復(fù)雜的工作環(huán)境要求整機(jī)有較強(qiáng)的通過(guò)性，運(yùn)輸狀態(tài)下要求其轉(zhuǎn)彎半徑較小，具有一定越障能力；工作狀態(tài)下升降系統(tǒng)還要其能承受臂架系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器總重；升降高度 8m，支撐腿撐開(kāi)能夠防止整機(jī)傾翻，保證整機(jī)穩(wěn)定性。 2.2.5 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng) 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)主要用于平衡臂架系統(tǒng)及末端執(zhí)行器在工作狀態(tài)下產(chǎn)生的傾翻力矩，萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 10以保證整機(jī)平衡性。臂架系統(tǒng)在不同姿態(tài)下會(huì)產(chǎn)生不同的傾翻力矩，尤其完全水平展開(kāi)后長(zhǎng)達(dá) 6m 會(huì)產(chǎn)生較大的傾翻力矩，如果不加以平衡會(huì)損壞回轉(zhuǎn)系統(tǒng)甚至導(dǎo)致整機(jī)傾翻，因此有必要設(shè)計(jì)動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)，要求其能夠根據(jù)臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)迅速做出反應(yīng)，保證臂架系統(tǒng)傾翻力矩一直處于安全范圍以內(nèi)。 2.2.6 動(dòng)力系統(tǒng) 動(dòng)力系統(tǒng)作為整機(jī)動(dòng)力來(lái)源，主要用于提供整機(jī)各系統(tǒng)所需的電能。高大樹(shù)木修枝機(jī)械中有多處都需要電能支持，比如升降系統(tǒng)液壓?jiǎn)卧械囊簤罕?，回轉(zhuǎn)支承系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器的驅(qū)動(dòng)電機(jī)等。因林場(chǎng)工作環(huán)境較為特殊，屬于野外作業(yè)，而牽引車較難提供如此大功率的電能輸出，為了提高本機(jī)的通用性，為本機(jī)配備 220V 交流發(fā)電機(jī)組（整機(jī)作業(yè)狀態(tài)下所需電能不借助牽引車動(dòng)力），滿載連續(xù)工作 4h 以上工作。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 11 3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)主要由臂架系統(tǒng)底座、四節(jié)機(jī)械臂、變幅機(jī)構(gòu)、電動(dòng)缸以及必要的連接件組成。其主要用于提高整機(jī)工作高度、保證末端執(zhí)行器的靈活性，增大工作空間，是整機(jī)中最為重要的部分，因此有必要對(duì)臂架系統(tǒng)進(jìn)行詳細(xì)的優(yōu)化與分析。根據(jù)第二章臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案中的要求，臂架系統(tǒng)自重應(yīng)控制在 120kg 以內(nèi)，相鄰機(jī)械臂之間由電動(dòng)缸變幅機(jī)構(gòu)驅(qū)動(dòng)，臂架系統(tǒng)應(yīng)具備可折疊性，運(yùn)輸狀態(tài)下處于折疊狀態(tài)，工作狀態(tài)下要求工作半徑達(dá)到 6m。第一節(jié)機(jī)械臂與底座之間俯仰角范圍 90-210，第二節(jié)機(jī)械臂與第一節(jié)機(jī)械臂之間俯仰角范圍 90-180，第三節(jié)機(jī)械臂與第二節(jié)機(jī)械臂之間俯仰角范圍 0-180，第四節(jié)機(jī)械臂與第三節(jié)機(jī)械臂之間偏轉(zhuǎn)角范圍-30-30。本部分將從臂架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、機(jī)械臂尺寸設(shè)計(jì)、變幅機(jī)構(gòu)參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)、臂架系統(tǒng)靜力學(xué)分析與優(yōu)化、臂架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真等幾個(gè)方面對(duì)臂架系統(tǒng)進(jìn)行闡述。 3.1 臂架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1.1 機(jī)械臂結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 工業(yè)機(jī)器人尤其串聯(lián)機(jī)器人已經(jīng)成為一種在工業(yè)現(xiàn)場(chǎng)廣泛應(yīng)用的標(biāo)準(zhǔn)設(shè)備（王會(huì)方，2011），究其原因，其具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、成本較低、控制簡(jiǎn)單，運(yùn)動(dòng)空間較大等優(yōu)點(diǎn)（李明磊，2010）。為保證末端執(zhí)行器的靈活性，使其適用于高大樹(shù)木側(cè)枝錯(cuò)綜復(fù)雜的工作環(huán)境。臂架系統(tǒng)仿形人體手臂，借鑒串聯(lián)機(jī)器人設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)（劉慧萍，2012），其原理圖如圖 3-1 所示。 1.臂架系統(tǒng)底座 2.第一節(jié)機(jī)械臂 3.第二節(jié)機(jī)械臂 4 第三節(jié)機(jī)械臂 5 第四節(jié)機(jī)械臂圖 3-1 機(jī)械臂結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fig.3-1 Structure diagram of manipulators 臂架系統(tǒng)包括臂架系統(tǒng)底座以及四節(jié)機(jī)械臂。各機(jī)械臂及底座之間的約束關(guān)系如萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 12下：底座及四節(jié)機(jī)械臂首尾相連（末端執(zhí)行器固定在第四節(jié)機(jī)械臂末端）；第一節(jié)機(jī)械臂可繞臂架系統(tǒng)底座進(jìn)行俯仰，第二節(jié)機(jī)械臂可繞第一節(jié)機(jī)械臂進(jìn)行俯仰，第三節(jié)機(jī)械臂可繞第二節(jié)機(jī)械臂進(jìn)行俯仰，第四節(jié)機(jī)械臂可繞地三節(jié)機(jī)械臂進(jìn)行偏轉(zhuǎn)。 3.1.2 變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 變幅機(jī)構(gòu)是高空作業(yè)機(jī)械中最常用的機(jī)構(gòu)，它不僅可以擴(kuò)大機(jī)械工作范圍、改善驅(qū)動(dòng)部件受力條件，還可以切實(shí)有效的提高工作效率。傳統(tǒng)的三點(diǎn)變幅機(jī)構(gòu)如圖 3-2 中左圖所示，這種變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、可靠性強(qiáng)，能夠提供較大的驅(qū)動(dòng)力，適合于大型起重機(jī)、挖掘機(jī)主臂、裝載機(jī)主臂等大噸位設(shè)備。但是這種變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)不夠靈活，很難實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)構(gòu)件繞相對(duì)靜止構(gòu)件的大幅轉(zhuǎn)動(dòng)；而且驅(qū)動(dòng)缸行程過(guò)長(zhǎng)，在轉(zhuǎn)動(dòng)角度較大的情況下需要雙油缸以增加穩(wěn)定性（陳子昂等，2012；羅要西，2012）。圖 3-2 變幅機(jī)構(gòu)示意圖 Fig.3-2 Diagram of luffing mechanism 在一些高空作業(yè)機(jī)械中，載荷較小的情況下多采用優(yōu)化后的三鉸點(diǎn)變幅機(jī)構(gòu)（連桿變幅機(jī)構(gòu)），其結(jié)構(gòu)如圖 3-2 中右圖所示，這種變幅機(jī)構(gòu)中驅(qū)動(dòng)缸提供動(dòng)力，驅(qū)動(dòng)兩個(gè)連桿，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)相對(duì)運(yùn)動(dòng)構(gòu)件繞相對(duì)靜止構(gòu)件轉(zhuǎn)動(dòng)。這種結(jié)構(gòu)鉸點(diǎn)布置緊湊，驅(qū)動(dòng)缸行程縮短、且能夠?qū)崿F(xiàn)兩構(gòu)件之間的大角度旋轉(zhuǎn)，必要時(shí)可以超過(guò) 180。高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)對(duì)靈活性要求更高，承載方面只要承載末端執(zhí)行器和自身重力，并無(wú)外加載荷，因此采用這種優(yōu)化后的連桿變幅機(jī)構(gòu)。 3.2 機(jī)械臂尺寸設(shè)計(jì) 根據(jù)前期調(diào)研討論，決定選用升降高度 8m 的升降平臺(tái)，其運(yùn)輸狀態(tài)下高度約高萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 131.4m。由于整機(jī)要求工作高度 15m，工作半徑 6m，綜合考慮升降高度、工作半徑、臂架系統(tǒng)工作狀態(tài)下的靈活性、運(yùn)輸狀態(tài)下的可折疊性，確定臂架系統(tǒng)機(jī)械臂結(jié)構(gòu)尺寸如下：底座安裝尺寸 1510mm，第一節(jié)機(jī)械臂安裝尺寸 2400mm，第二節(jié)機(jī)械臂安裝尺寸2316.35mm，第三節(jié)機(jī)械臂安裝尺寸 858mm，第四節(jié)機(jī)械臂外接末端執(zhí)行器后總尺寸1188.12mm。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)可知載荷最大最復(fù)雜的地方大都發(fā)生在機(jī)械臂鉸點(diǎn)處，為提高機(jī)械強(qiáng)度，本臂架系統(tǒng)中各機(jī)械臂鉸點(diǎn)處都進(jìn)行材料加厚處理設(shè)計(jì)成接頭與各機(jī)械臂主體進(jìn)行焊接。參考前人設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)（皮云云，2011；吳剛，2012），并進(jìn)行初步計(jì)算，確定將高強(qiáng)度結(jié)構(gòu)鋼 HG70 作為機(jī)械臂主體材料，HG70 廣泛用于工程機(jī)械、汽車改裝、通用機(jī)械、煤炭機(jī)械等領(lǐng)域，截面規(guī)格40 60 3mm，第一節(jié)機(jī)械臂主體 2090mm，第二節(jié)機(jī)械臂主體 2029mm，第三節(jié)機(jī)械臂主體 338mm。HG70 力學(xué)性能如表 3-1 所示。表 3-1 HG70 力學(xué)性能 Tab.3-1 Mechanical properties of HG70 材料密度彈性模量泊松比抗拉強(qiáng)度屈服強(qiáng)度 HG70 37.89g/cm 201GPa 0.3 685MPa 590MPa 3.3 變幅機(jī)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì) 對(duì)于高大樹(shù)木修枝機(jī)械臂架系統(tǒng)的性能而言，系統(tǒng)中的電動(dòng)缸變幅機(jī)構(gòu)起著至關(guān)重要的作用，結(jié)構(gòu)尺寸不僅關(guān)系到各電動(dòng)缸的載荷狀況也關(guān)系到整機(jī)后期控制方案的復(fù)雜程度，因此有必要對(duì)變幅機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。本節(jié)以第一節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)為例對(duì)變幅機(jī)構(gòu)進(jìn)行參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)。第一節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)如圖3-3所示，第一節(jié)機(jī)械臂通過(guò)點(diǎn)O與臂架系統(tǒng)底座連接，連桿 AC 與底座鉸接于點(diǎn) C，連桿 AD 與第一節(jié)機(jī)械臂鉸接于點(diǎn) D，連桿 AC、連桿 AD和電動(dòng)缸活塞桿通過(guò)點(diǎn) A 點(diǎn)連接，缸筒和底座鉸接于點(diǎn) B。通過(guò)分析可以發(fā)現(xiàn)在此變幅機(jī)構(gòu)中鉸點(diǎn) A、B、C、D 的位置會(huì)影響變幅機(jī)構(gòu)的驅(qū)動(dòng)載荷、驅(qū)動(dòng)范圍等性能。以鉸點(diǎn) A 為例，A 可以在圖 3-3 所示的方形區(qū)域內(nèi)任意分布，其所處位置不同會(huì)導(dǎo)致電動(dòng)缸載荷不同，而且會(huì)影響第一節(jié)機(jī)械臂繞底座的轉(zhuǎn)動(dòng)范圍。本節(jié)以電動(dòng)缸變幅機(jī)構(gòu)鉸點(diǎn)位置坐標(biāo)為設(shè)計(jì)變量，電動(dòng)缸載荷最小化為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)變幅機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終獲得更加合理的變幅機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)（徐懷玉等，2011；鄭萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 14建榮，2002）。 1.臂架系統(tǒng)底座 2.電動(dòng)缸 3.連桿 4.第一節(jié)機(jī)械臂圖 3-3 第一變幅機(jī)構(gòu)示意圖 Fig.3-3 Diagram of first luffing mechanism 3.3.1 優(yōu)化目標(biāo) 優(yōu)化設(shè)計(jì)過(guò)程中在滿足工作要求的前提下，希望電動(dòng)缸受力的最大值越小越好，所以將電動(dòng)缸作用力最大值maxF作為分目標(biāo)函數(shù)之一，為了使電動(dòng)缸在整個(gè)變幅過(guò)程中受力較平緩，把電動(dòng)缸受力平均值avgF作為分目標(biāo)函數(shù)之二，本次優(yōu)化有兩個(gè)優(yōu)化目標(biāo)，是一個(gè)多目標(biāo)優(yōu)化的問(wèn)題。優(yōu)化過(guò)程中，兩個(gè)目標(biāo)函數(shù)不可能同時(shí)趨于最優(yōu)解，同時(shí)兩個(gè)優(yōu)化結(jié)果相互影響，甚至出現(xiàn)相互矛盾的現(xiàn)象。因此，根據(jù)兩個(gè)分目標(biāo)函數(shù)的重要程度，本文采用統(tǒng)一目標(biāo)法對(duì)兩個(gè)函數(shù)進(jìn)行處理，其中1s、2s分別代表所占權(quán)重，最終得出優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)如下（孔軍等，2011）： 1max2avggs Fs F （3-1）式中： maxF、avgF代表分目標(biāo)函數(shù)一、二 1s、2s代表分目標(biāo)函數(shù)一、二所占權(quán)重 3.3.2 設(shè)計(jì)變量根據(jù)設(shè)計(jì)要求，如圖 3-3 所示，除 O 點(diǎn)的坐標(biāo)不變外，其他任一鉸點(diǎn)坐標(biāo)位置的變化都會(huì)影響電動(dòng)缸載荷狀況，因此將 A、B、C、D 的位置坐標(biāo)參數(shù)化并選取相應(yīng)坐標(biāo)作為設(shè)計(jì)變量，因?yàn)椴煌兞繉?duì)優(yōu)化目標(biāo)影響的敏感度不同，結(jié)合此結(jié)構(gòu)實(shí)際情況選取如下表 3-2 所示所示的四個(gè)鉸點(diǎn)的五個(gè)坐標(biāo)作為設(shè)計(jì)變量，綜合考慮計(jì)算機(jī)求解能力，每萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 15個(gè)變量取 5 個(gè)水平數(shù)。表 3-2 鉸點(diǎn)坐標(biāo)參數(shù)化 Tab.3-2 Parameterization of coordinates of hinges 鉸點(diǎn) X 坐標(biāo) Y 坐標(biāo) 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 約束條件對(duì)變幅機(jī)構(gòu)進(jìn)行參數(shù)化優(yōu)化時(shí)需要考慮多方面的約束。針對(duì)變幅機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況，主要從以下兩個(gè)方面進(jìn)行約束。 (1)邊界約束如圖 3-3 中所示鉸點(diǎn) A 的位置是在某一區(qū)域內(nèi)變化而并非無(wú)限制變化，因此需要進(jìn)行邊界約束，根據(jù)總體結(jié)構(gòu)布置、電動(dòng)缸行程等外部因素，確定 5 個(gè)設(shè)計(jì)變量的取值范圍，如表 3-3 所示： (2)變幅范圍約束為滿足設(shè)計(jì)要求，在如圖 3-3 所示的坐標(biāo)系中，第一節(jié)機(jī)械臂與臂架系統(tǒng)底座的夾角190210。表 3-3 設(shè)計(jì)變量 Tab.3-3 Design variables 變量初始值最小值最大值水平數(shù) 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 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果分析根據(jù)上述的設(shè)計(jì)變量、優(yōu)化目標(biāo)及約束條件，在 ADAMS 中設(shè)置設(shè)計(jì)變量、優(yōu)化目標(biāo)及約束條件并進(jìn)行參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)。通過(guò)優(yōu)化分析得到 3125 組解，最優(yōu)一組的變量萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 16取值如表 3-4 所示：表 3-4 優(yōu)化結(jié)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 為直觀的顯示出鉸點(diǎn)優(yōu)化前后電動(dòng)缸在整個(gè)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中載荷的變化情況，運(yùn)用散點(diǎn)圖對(duì)第一節(jié)機(jī)械臂電動(dòng)缸優(yōu)化前后載荷變化過(guò)程進(jìn)行比對(duì)，結(jié)果如圖 3-4 所示：圖 3-4 鉸點(diǎn)優(yōu)化前后電動(dòng)缸驅(qū)動(dòng)力對(duì)比 Fig.3-4 Electric cylinder load curve comparison 圖 3-4 中橫坐標(biāo)為第一節(jié)機(jī)械臂與圖 3-3 中坐標(biāo)系 X 軸正方向的夾角，縱坐標(biāo)為電動(dòng)載荷變化情況。仔細(xì)分析可以看出，第一節(jié)機(jī)械臂繞 O 點(diǎn)轉(zhuǎn)過(guò) 90 度以后，電動(dòng)缸的載荷變換方向，經(jīng)過(guò)對(duì)比可以看出，電動(dòng)缸整個(gè)運(yùn)動(dòng)過(guò)程的載荷均值由優(yōu)化前的 3192.4N降低到 1969.1N，降幅達(dá) 38.3%，優(yōu)化后電動(dòng)缸的受力曲線變化平緩，且最大值降低，載荷波動(dòng)減小，明顯改善了變幅電動(dòng)缸的受力狀況，為變幅機(jī)構(gòu)參數(shù)提供了準(zhǔn)確參考。最后運(yùn)用同樣的方法確定整個(gè)臂架系統(tǒng)各部分尺寸參數(shù)，優(yōu)化后的電動(dòng)缸變幅機(jī)構(gòu)較優(yōu)化前性能都有了大幅度的提高。 3.4 臂架系統(tǒng)靜力學(xué)分析與優(yōu)化設(shè)計(jì) 有限元法是隨著電子計(jì)算機(jī)的發(fā)展而迅速發(fā)展起來(lái)的一種現(xiàn)代計(jì)算方法，其基本思想是將連續(xù)求解域有限單元組合體，然后對(duì)單元進(jìn)行力學(xué)分析，最后整體分析（陳錫棟等，2010；Hadad H Ramezani.A，2004）。本節(jié)主要利用 Workbench 對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 17械臂架系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)分析與優(yōu)化，下面對(duì)仿真分析流程進(jìn)行簡(jiǎn)單介紹，其流程如圖 3-5所示。圖 3-5 仿真分析流程 Fig.3-5 Flowchart of simulation analysis Workbench 擁有多種常見(jiàn) CAD 軟件的接口，因此可以將常見(jiàn) CAD 軟件建立的模型直接導(dǎo)入其中，模型導(dǎo)入之前應(yīng)進(jìn)行模型簡(jiǎn)化與清理，忽略并刪除對(duì)仿真結(jié)果影響不大的特征（王小杰，2013；劉果，2012）；模型導(dǎo)入后對(duì)模型進(jìn)行前處理，如劃分網(wǎng)格添加約束、載荷等；前處理完成后利用軟件對(duì)其進(jìn)行仿真求解（徐志堅(jiān) 2013）；求解完成后對(duì)模型性能進(jìn)行分析，不符合設(shè)計(jì)要求的情況下應(yīng)對(duì)模型進(jìn)行二次優(yōu)化設(shè)計(jì)。 3.4.1 臂架系統(tǒng)虛擬樣機(jī)的建立本節(jié)借助于 SolidWorks 軟件建立高大樹(shù)木修枝機(jī)械的臂架系統(tǒng)的三維模型。其三維模型如圖 3-6 所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 18 圖 3-6 SolidWorks 環(huán)境下臂架系統(tǒng)三維模型 Fig.3-6 3D model of boom system in SolidWorks 3.4.2 模型處理與仿真求解高大樹(shù)木修枝機(jī)械工作狀態(tài)下臂架系統(tǒng)全部伸直的狀態(tài)是臂架系統(tǒng)最危險(xiǎn)的工況，此工況下各零部件受力最復(fù)雜，變形最嚴(yán)重的，因此對(duì)此工況進(jìn)行靜力學(xué)分析最具代表性。參照上述的仿真流程對(duì)臂架系統(tǒng)的模型進(jìn)行模型清理、添加載荷、劃分網(wǎng)格，劃分網(wǎng)格時(shí)關(guān)鍵件網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化處理，仿真參數(shù)如下所示，具體操作過(guò)程此處不再贅述。臂架系統(tǒng)網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖 3-7 所示（黃柯，2010）。（1）仿真環(huán)境的設(shè)置設(shè)置單位：長(zhǎng)度單位 mm、質(zhì)量單位 kg、力的單位 N、時(shí)間單位 s、。設(shè)置重力加速度：方向設(shè)為-y 方向、大小設(shè)置為29.8m/s；網(wǎng)格參數(shù)：?jiǎn)卧獢?shù)：99920；節(jié)點(diǎn)數(shù) 223209；材料屬性：HG70 約束：對(duì)臂架系統(tǒng)底座進(jìn)行固定約束。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 19 圖 3-7 有限元網(wǎng)格劃分 Fig.3-7 Finite element mesh generation 3.4.3 仿真結(jié)果分析經(jīng)過(guò)靜力學(xué)分析得出臂架系統(tǒng)應(yīng)力云圖如圖 3-8 所示，變形云圖如圖 3-9 所示。圖 3-8 臂架系統(tǒng)應(yīng)力云圖 Fig.3-8 Stress nephogram 圖 3-9 臂架系統(tǒng)變形云圖 Fig.3-9 Deformation nephogram 由圖 3-8 可知最大應(yīng)力發(fā)生在第三節(jié)電動(dòng)缸處，因?yàn)殡妱?dòng)缸已經(jīng)嚴(yán)重簡(jiǎn)化，并無(wú)實(shí)際意義，發(fā)生在主要檢查零部件的應(yīng)力均小于 214MPa，因此符合 HG70 的許用應(yīng)力。由圖 3-9 中臂架系統(tǒng)末端執(zhí)行器處發(fā)生的最大變形為 134.99mm，此變形是由臂架系統(tǒng)底座以及四節(jié)機(jī)械臂所發(fā)生的變形積累所致，此變形不符合設(shè)計(jì)要求。經(jīng)過(guò)對(duì)各零部件分析發(fā)現(xiàn)第一節(jié)機(jī)械臂主體變形嚴(yán)重，其變形圖如圖 3-10 所示最大變形達(dá)到 27.764mm，而且第二節(jié)臂左接頭處存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 20 圖 3-10 第一節(jié)機(jī)械臂主體變形云圖 Fig.3-10 Deformation nephogram 3.4.4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化與分析經(jīng)過(guò) 3.4.3 中的分析可知臂架系統(tǒng)最大變形過(guò)大，需要對(duì)關(guān)鍵部件進(jìn)行優(yōu)化。通過(guò)SolidWorks 對(duì)關(guān)鍵零部件進(jìn)行了重新設(shè)計(jì)，第一節(jié)機(jī)械臂主體優(yōu)化前后對(duì)比圖如圖 3-11所示；接頭優(yōu)化前后對(duì)比圖如圖 3-12 所示。圖 3-11 第一節(jié)機(jī)械臂主體優(yōu)化前后對(duì)比圖 Fig.3-11 Manipulator comparison diagram before and after optimization 圖 3-12 接頭優(yōu)化前后對(duì)比圖 Fig.3-12 Joints comparison diagram before and after optimization 對(duì)優(yōu)化后模型進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到應(yīng)變?cè)茍D如圖 3-13 所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 21 圖 3-13 臂架系統(tǒng)變形云圖 Fig.3-13 Deformation nephogram 經(jīng)過(guò)分析結(jié)構(gòu)優(yōu)化后第二節(jié)臂左接頭處應(yīng)力集中現(xiàn)象消失；末端最大變形量減小為74.8mm，較優(yōu)化之前減小 45%，效果明顯。因整機(jī)臂架系統(tǒng)伸直長(zhǎng)度接近 7000mm，因此 74.8mm 的最大變形量可以接受，這部分變形量無(wú)法避免，由此導(dǎo)致的末端執(zhí)行器定位誤差應(yīng)在后期控制方案中予以補(bǔ)償。另外在作業(yè)過(guò)程中應(yīng)盡量避免最危險(xiǎn)工況的出現(xiàn)。 3.5 臂架系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真及電動(dòng)缸參數(shù)確定通過(guò)對(duì)臂架系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、尺寸設(shè)計(jì)得出了臂架系統(tǒng)主體結(jié)構(gòu)及主要尺寸，比如各機(jī)械臂相對(duì)位置關(guān)系、機(jī)械臂長(zhǎng)度、鉸點(diǎn)位置等信息。在此基礎(chǔ)上需要對(duì)臂架系統(tǒng)各部件進(jìn)行詳細(xì)設(shè)計(jì)并進(jìn)行虛擬樣機(jī)三維建模。ADAMS 具有強(qiáng)大的動(dòng)力學(xué)仿真分析功能（王鐵軍，2006），但是 ADAMS 前處理模塊的三維建模功能較差，無(wú)法快捷地完成復(fù)雜模型的建模工作，本節(jié)借助于 SolidWorks 軟件建立高大樹(shù)木修枝機(jī)械的臂架系統(tǒng)的三維模型，其三維模型如圖 3-6 所示。在 Solidworks 軟件中，將建立的臂架系統(tǒng)模型保存為 parasolid 格式的文件然后打開(kāi)ADAMS/view，選擇如圖 3-14 所示的 File Import 將 parasolid 格式的文件導(dǎo)入其中（李增剛，2007）。圖 3-14 ADAMS 模型導(dǎo)入界面 Fig.3-14 File import interface of ADAMS 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 22導(dǎo)入到 ADAMS 中的模型零件只是按原來(lái)的位置關(guān)系獨(dú)立的存在于 ADAMS 環(huán)境中，原來(lái)在 SolidWorks 中定義的約束都不復(fù)存在，因此必須通過(guò)添加約束將他們重新裝配起來(lái)（王惠科，2010；馬慶忠，2014）。（1）仿真環(huán)境的設(shè)置設(shè)置單位：將長(zhǎng)度單位設(shè)置為 m、質(zhì)量單位設(shè)置為 kg、力的單位設(shè)置為 N、時(shí)間單位設(shè)置為 s、角度單位設(shè)置為度。設(shè)置重力加速度：方向設(shè)為-y 方向、大小設(shè)置為29.8m/s （2）前處理添加質(zhì)量屬性、約束與驅(qū)動(dòng)：為虛擬樣機(jī)各部件添加質(zhì)量屬性，并添加各部件之間約束關(guān)系。以底座與第一節(jié)機(jī)械臂為例。底座與地面之間添加固定副；底座與第一電動(dòng)缸筒之間，底座與第一節(jié)機(jī)械臂之間，底座與連桿之間，第一節(jié)臂與連桿之間，連桿與電動(dòng)缸桿之間添加旋轉(zhuǎn)副；電動(dòng)缸筒與電動(dòng)缸桿之間添加滑動(dòng)副，最終得到臂架系統(tǒng)在ADAMS環(huán)境下虛擬樣機(jī)如圖3-15所示。圖 3-15 ADAMS 環(huán)境下臂架系統(tǒng)虛擬樣機(jī) Fig.3-15 Virtual prototype of boom system in ADAMS 為在動(dòng)力學(xué)仿真過(guò)程中測(cè)得電動(dòng)缸最大載荷，設(shè)置電動(dòng)缸驅(qū)動(dòng)函數(shù)，使臂架系統(tǒng)各節(jié)機(jī)械臂依次展開(kāi)，使由初始位置運(yùn)動(dòng)到最危險(xiǎn)位置，如圖3-16所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 23 圖 3-16 臂架系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)過(guò)程 Fig.3-16 Movement Process of boom system 根據(jù)此動(dòng)作為驅(qū)動(dòng)賦予驅(qū)動(dòng)函數(shù)如表3-5所示。在滑動(dòng)副上添加直線驅(qū)動(dòng)。四個(gè)驅(qū)動(dòng)的驅(qū)動(dòng)函數(shù)如下表。表 3-5 驅(qū)動(dòng)函數(shù) Tab.3-5 Driving function 驅(qū)動(dòng) 位置驅(qū)動(dòng)函數(shù) MOTION_1 第一電動(dòng)缸 STEP(time, 0.0, 0.0, 5.0, 0) MOTION_2 第二電動(dòng)缸 STEP(time, 5.0, 0.0, 35.0, 0.35) MOTION_3 第三電動(dòng)缸 STEP(time,35.0, 0.0, 65.0, 0.39) MOTION_4 第四電動(dòng)缸 STEP(time, 65.0, 0.0, 75.0,-0.07) +STEP(time, 75, 0.0, 85.0,0.1) （3）仿真結(jié)果經(jīng)過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真，可以得出四個(gè)驅(qū)動(dòng)所需要的載荷，四個(gè)電動(dòng)缸驅(qū)動(dòng)載荷如圖3-17所示：經(jīng)過(guò)分析可以看出第一節(jié)電動(dòng)缸MOTION_1最大載荷為6235.6489 N，第二節(jié)電動(dòng)缸MOTION_2最大載荷為5185.4037N，第三節(jié)電動(dòng)缸MOTION_3最大載荷為2227.9849N，MOTION_4此時(shí)載荷較小，因此采用普通電動(dòng)推桿驅(qū)動(dòng)。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 24 圖 3-17 電動(dòng)缸載荷曲線 Fig.3-17 Load curves of electric cylinders 經(jīng)過(guò)分析上述仿真結(jié)果，確定三個(gè)伺服電動(dòng)缸參數(shù)如表3-6所示。表 3-6 電動(dòng)缸規(guī)格參數(shù) Tab.3-6 Specification parameters of electric cylinders 電動(dòng)缸安裝尺寸 mm 行程 mm 載荷 kN 剎車安裝方式額定速度 mm/s 一號(hào) 1040 535 7 二號(hào) 855 350 7 三號(hào) 861 390 3 有后端叉鉸前端關(guān)節(jié)軸承 50mm/s 可調(diào) 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 25 4 高大樹(shù)木修枝機(jī)械其它關(guān)鍵系統(tǒng) 本章將根據(jù)第二章中整機(jī)及各部分技術(shù)參數(shù)和設(shè)計(jì)方案對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械中除臂架系統(tǒng)及動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)之外的其它關(guān)鍵系統(tǒng)進(jìn)行詳細(xì)的設(shè)計(jì)與分析，除傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法外，還使用了AutoCAD、SolidWorks、ADAMS等先進(jìn)的CAD、CAE軟件輔助方法。下面將對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械末端執(zhí)行器、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過(guò)程和方法進(jìn)行闡述。 4.1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械末端執(zhí)行器樹(shù)木修枝是林業(yè)撫育工程的重要環(huán)節(jié)。樹(shù)木修枝有著嚴(yán)格要求，樹(shù)木留茬不當(dāng)或修枝茬口養(yǎng)護(hù)不合理會(huì)嚴(yán)重影響樹(shù)木發(fā)育甚至引起茬口腐爛造成樹(shù)木病變。各種樹(shù)木修枝對(duì)留茬高度和茬口質(zhì)量要求不同，如速生楊樹(shù)若留下較長(zhǎng)的枝茬就容易在茬口處積水，腐爛成洞；生長(zhǎng)緩慢的松柏愈合能力差，若修成平滑的茬口勢(shì)必造成茬口過(guò)大不能很快愈合進(jìn)而導(dǎo)致病害引起茬口腐爛，所以在修剪中、大枝時(shí)(一般傷口直徑在2cm-3cm以上)，必須在修剪后的茬口處噴涂消毒液進(jìn)行茬口保護(hù)（張廓玉，1989；張利梅，2010）。根據(jù)第二章末端執(zhí)行器設(shè)計(jì)方案中的要求，為適應(yīng)高大側(cè)枝錯(cuò)綜復(fù)雜的工作環(huán)境，并防止整機(jī)在修剪過(guò)程中振動(dòng)過(guò)大，本鋸具有導(dǎo)向功能、對(duì)側(cè)枝的卡鎖功能、實(shí)時(shí)茬口養(yǎng)護(hù)功能、可視化功能。本節(jié)設(shè)計(jì)了一種新型的末端執(zhí)行器導(dǎo)向卡鎖式高枝修剪護(hù)茬鋸，其外形如圖4-1所示，主要包括殼體機(jī)構(gòu)、夾持機(jī)構(gòu)、修枝機(jī)構(gòu)和茬口養(yǎng)護(hù)機(jī)構(gòu)四部分，下面將對(duì)各部分一一展開(kāi)說(shuō)明。 1 殼體機(jī)構(gòu) 2 夾持機(jī)構(gòu) 圖 4-1 導(dǎo)向卡鎖式修枝護(hù)茬鋸 Fig.4-1 Guide-latch wound-conservation pruning saw 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 264.1.1末端執(zhí)行器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 林業(yè)高枝修剪護(hù)茬鋸主要包括殼體結(jié)構(gòu)、夾持機(jī)構(gòu)、修枝機(jī)構(gòu)和茬口養(yǎng)護(hù)機(jī)構(gòu)等四部分（苑進(jìn)等，2014）。（1）殼體機(jī)構(gòu)決定了剪枝鋸?fù)庑?，主要用于包覆整機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)，提高修枝鋸安全性，其結(jié)構(gòu)如圖4-1所示，包括了殼體、軸承檢修蓋、鋸片檢修蓋、攝像頭安裝支架等一系列零部件，以方便安裝攝像頭等裝置和軸承、鋸片的檢修工作；另外殼體上與儲(chǔ)藥鋸片相對(duì)的一側(cè)設(shè)有兩個(gè)排屑口以便于及時(shí)排出修枝過(guò)程中產(chǎn)生的木屑，殼體前端為帶齒虎口，這種結(jié)構(gòu)對(duì)剪枝鋸具有導(dǎo)向功能。（2）夾持機(jī)構(gòu)主要用于在修剪過(guò)程中夾持側(cè)枝，以減輕在末端執(zhí)行器工作時(shí)整機(jī)的振動(dòng)，其結(jié)構(gòu)如圖4-1所示。包括兩個(gè)安裝在殼體機(jī)構(gòu)上的夾持爪、夾持彈簧以及與之相配合的夾持閘線、夾持推桿。夾持推桿拽動(dòng)夾持閘線可以使夾持爪夾緊側(cè)枝，夾持彈簧可以使夾持爪復(fù)位。（3）修枝機(jī)構(gòu)主要用于實(shí)現(xiàn)修枝工作，其結(jié)構(gòu)如圖4-2所示，主要包括電機(jī)、錐齒輪、同軸齒輪、導(dǎo)板彈簧、連桿、導(dǎo)板、滑塊、儲(chǔ)藥鋸片、偏心輪、圓柱齒輪。電機(jī)位于殼體內(nèi)為剪枝鋸提供用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力；軸承安裝在殼體機(jī)構(gòu)的圓形凹槽中；錐齒輪安裝在電機(jī)軸末端；同軸齒輪由一個(gè)錐齒輪和圓柱齒輪按照上下順序配合安裝構(gòu)成并安裝在殼體上，同軸齒輪上側(cè)的錐齒輪和安裝在電機(jī)上的錐齒輪嚙合；導(dǎo)板可活動(dòng)的連接在軸承上可繞其轉(zhuǎn)動(dòng)，導(dǎo)板末端設(shè)有一滑槽，滑槽側(cè)壁開(kāi)有修枝閘線連接孔，導(dǎo)板遠(yuǎn)滑槽端設(shè)有彈簧掛接點(diǎn)和偏心輪安裝軸，偏心輪安裝軸軸心與軸承軸心重合；偏心輪下側(cè)安裝有圓柱齒輪并連接為一體，偏心輪和圓柱齒輪安裝在偏心輪安裝軸上并可繞偏心輪安裝軸轉(zhuǎn)動(dòng)，偏心輪下側(cè)的圓柱齒輪和同軸齒輪下側(cè)的圓柱齒輪嚙合；連桿一端為環(huán)形，另一端開(kāi)有銷孔，連桿環(huán)形內(nèi)壁與偏心輪配合安裝；滑塊安裝在導(dǎo)板上的滑槽內(nèi)并可在滑槽內(nèi)往復(fù)運(yùn)動(dòng)，滑塊上開(kāi)有銷孔和鋸片安裝孔，滑塊上的銷孔通過(guò)銷子與連桿上的銷孔配合將連桿和滑塊安裝在一起；儲(chǔ)藥鋸片一端開(kāi)有鋸片安裝孔且兩側(cè)開(kāi)有儲(chǔ)液槽可以暫時(shí)存儲(chǔ)藥液并防止藥液回流到內(nèi)腔，儲(chǔ)藥鋸片通過(guò)鋸片安裝孔與滑塊連接，可以隨滑塊做往復(fù)運(yùn)動(dòng)；修枝閘線一端連接在導(dǎo)板滑槽上并能拖動(dòng)其繞軸承轉(zhuǎn)動(dòng)；導(dǎo)板彈簧一端掛接在導(dǎo)板的彈簧掛接點(diǎn)上，另一端掛接在體殼，常態(tài)為收縮狀態(tài)，工作時(shí)被拉長(zhǎng)，剪枝完成后可以使導(dǎo)板復(fù)位。往復(fù)運(yùn)動(dòng)：由電機(jī)提供動(dòng)力，經(jīng)過(guò)輪系傳動(dòng)使偏心輪旋轉(zhuǎn)，偏心輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過(guò)萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 27連桿轉(zhuǎn)換為滑塊在導(dǎo)板上的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，滑塊的往復(fù)運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)儲(chǔ)藥鋸片作往復(fù)運(yùn)動(dòng)。鋸切運(yùn)動(dòng)：剪枝閘線拉動(dòng)導(dǎo)板帶動(dòng)鋸片作剪切運(yùn)動(dòng)。 1910112 34 5678 1 電機(jī)、2 錐齒輪、3 同軸齒輪、4 導(dǎo)板彈簧、5 連桿、6 導(dǎo)板、7 滑塊、 8 扇形噴頭、9 儲(chǔ)藥鋸片、10 偏心輪、11 圓柱齒輪圖 4-2 修枝機(jī)構(gòu)示意圖 Fig.4-2 Diagram of pruning mechanism （4）茬口養(yǎng)護(hù)機(jī)構(gòu)主要應(yīng)用于修枝以后及時(shí)進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)，包括扇形噴頭、輸藥管、藥液箱。扇形噴頭安裝在儲(chǔ)藥鋸片的正上方，確保噴頭工作時(shí)噴出的藥液恰好噴灑在儲(chǔ)藥鋸片上，以便于在儲(chǔ)藥鋸片工作的同時(shí)為其提供藥液；儲(chǔ)藥鋸片的往復(fù)運(yùn)動(dòng)恰好能將藥液均勻涂抹于修枝茬口上。來(lái)自藥液箱的高壓藥液可以由人工手動(dòng)控制或自動(dòng)控制。 4.1.2工作原理及仿真試驗(yàn) （1）工作原理及過(guò)程工作準(zhǔn)備：操作人員將用于養(yǎng)護(hù)茬口的藥液裝于藥液箱中；將修枝護(hù)茬鋸?fù)ㄟ^(guò)主體連接塊安裝在加長(zhǎng)桿或機(jī)械臂末端，并固定好推桿；尋找作業(yè)對(duì)象，將待修枝條卡在殼體帶齒虎口內(nèi)；夾持推桿帶動(dòng)閘線克服夾持彈簧彈力使夾持爪夾緊待修樹(shù)枝。修枝和茬口護(hù)理同步進(jìn)行工作過(guò)程：修枝過(guò)程：電機(jī)啟動(dòng)帶動(dòng)電機(jī)末端的錐齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，錐齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)同軸齒輪進(jìn)而偏心輪轉(zhuǎn)動(dòng)，偏心輪的轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)連桿進(jìn)而帶動(dòng)滑塊在導(dǎo)板的滑槽內(nèi)作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，儲(chǔ)藥鋸片在滑塊的帶動(dòng)下作往復(fù)運(yùn)動(dòng)；修枝推桿啟動(dòng)牽引修枝閘線，在修枝閘線的帶動(dòng)下導(dǎo)板萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 28繞軸承轉(zhuǎn)動(dòng)，鋸片對(duì)枝條施加壓力，在鋸片壓力和往復(fù)運(yùn)動(dòng)的共同作用下對(duì)枝條進(jìn)行切割，與此同時(shí)修枝彈簧被拉伸。茬口養(yǎng)護(hù)：在修枝工作的同時(shí)藥液箱中的藥液通過(guò)輸藥管的輸送由扇形噴頭噴出，恰好噴在鋸片背部，鋸片的往復(fù)運(yùn)動(dòng)過(guò)程將藥液涂抹在了茬口上。復(fù)位：作業(yè)結(jié)束后拉伸狀態(tài)下的導(dǎo)板彈簧將導(dǎo)板拉回原位，夾持彈簧使夾持爪恢復(fù)原位，最終實(shí)現(xiàn)復(fù)位。 (2)虛擬樣機(jī)仿真試驗(yàn) 圖 4-3 ADAMS 環(huán)境下的三維模型 Fig.4-3 3D model in ADAMS 如圖4-3所示將剪枝鋸模型導(dǎo)入到ADAMS中對(duì)其加載相應(yīng)約束，并為電機(jī)加載2600r/min的旋轉(zhuǎn)速度，得出儲(chǔ)藥鋸片沿導(dǎo)板方向位移時(shí)間曲線如圖4-4所示，由圖4-4中曲線可知剪枝鋸有效行程約為25mm，符合設(shè)計(jì)要求，而且其運(yùn)動(dòng)過(guò)程中位移變化平緩證明運(yùn)動(dòng)過(guò)程中無(wú)過(guò)強(qiáng)沖擊，ADAMS仿真的具體操作方法在第三章中已有敘述。圖 4-4 鋸片位移曲線 Fig.4-4 Displacement curve of the blade 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 294.2 高大樹(shù)木修枝機(jī)械回轉(zhuǎn)系統(tǒng) 經(jīng)過(guò)前面的設(shè)計(jì)最終確定了臂架系統(tǒng)及末端執(zhí)行器的結(jié)構(gòu)尺寸等參數(shù)，然而臂架系統(tǒng)缺少了整體在水平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)自由度，因此有必要為臂架系統(tǒng)設(shè)計(jì)一個(gè)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)?；剞D(zhuǎn)系統(tǒng)位于臂架系統(tǒng)底座底端，連接升降系統(tǒng)與臂架系統(tǒng)。 4.2.1回轉(zhuǎn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由于臂架系統(tǒng)固定在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)之上，因此要求回轉(zhuǎn)系統(tǒng)具有較強(qiáng)的承重能力；另外臂架系統(tǒng)的質(zhì)心不在回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)軸上，載荷處于偏載狀態(tài)，尤其臂架系統(tǒng)完全伸直展開(kāi)的6m狀態(tài)下會(huì)產(chǎn)生極大傾翻力矩。綜上，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)所受載荷如圖4-5所示，這要求回轉(zhuǎn)系統(tǒng)要有較強(qiáng)的承載能力。此外回轉(zhuǎn)系統(tǒng)應(yīng)具備自鎖功能，以防止臂架系統(tǒng)發(fā)生失控轉(zhuǎn)動(dòng)的情況；功能上還要求其能驅(qū)動(dòng)臂架系統(tǒng)相對(duì)于升降系統(tǒng)進(jìn)行360旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 1 固定構(gòu)件、2 運(yùn)動(dòng)構(gòu)件圖 4-5 回轉(zhuǎn)系統(tǒng)載荷分布圖 Fig.4-5 Load distribution of rotation system 為提高本系統(tǒng)控制精度，本回轉(zhuǎn)系統(tǒng)優(yōu)先選用閉環(huán)控制的步進(jìn)電機(jī)進(jìn)行驅(qū)動(dòng)，步進(jìn)電機(jī)斷電后的自鎖功能有限，因此本系統(tǒng)的自鎖功能不應(yīng)僅僅依賴于步進(jìn)電機(jī)。經(jīng)過(guò)查看相關(guān)文獻(xiàn)總結(jié)經(jīng)驗(yàn)，本文選用了蝸輪蝸桿式回轉(zhuǎn)支承，其結(jié)構(gòu)如圖4-6所示。圖 4-6 蝸輪蝸桿式回轉(zhuǎn)支承 Fig.4-6 Slewing ring by worm gear 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 30這種回轉(zhuǎn)支承包括蝸桿、殼體、回轉(zhuǎn)支承等部件。蝸輪蝸桿回轉(zhuǎn)支承集成度高、占用空間?。恢荒芪仐U帶動(dòng)蝸輪而不能反向傳動(dòng)，自鎖性能可靠，能夠輕易地獲得較大的減速比（蔣桂平等，2014）?；谏鲜鎏匦?，蝸輪蝸桿回轉(zhuǎn)支承被廣泛應(yīng)用于高空作業(yè)機(jī)械、光伏發(fā)電設(shè)備、起重機(jī)等工程機(jī)械中。 4.2.2回轉(zhuǎn)系統(tǒng)參數(shù)確定（1）回轉(zhuǎn)支承選型根據(jù)臂架系統(tǒng)重量及尺寸參數(shù)確定使用SE7-73-16R型回轉(zhuǎn)支承（圍欄型-73:1-直徑16驅(qū)動(dòng)安裝孔），其參數(shù)如表4-1所示。表 4-1 回轉(zhuǎn)支承規(guī)格參數(shù) Tab.4-1 Specification parameters of slewing ring 特征描述減速比 i 73:1 輸出轉(zhuǎn)矩 1500N m 傾覆力矩 13500N m 軸向靜動(dòng)載荷 133kN32kN 徑向靜動(dòng)載荷 53kN28kN 精度等級(jí) 0.2 自鎖是自重 21kg （2）步進(jìn)電機(jī)選型此應(yīng)用環(huán)境下應(yīng)主要考慮啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩以及蝸輪蝸桿傳動(dòng)效率問(wèn)題。將臂架系統(tǒng)各部件簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)單形狀，在其伸直狀態(tài)下求整個(gè)臂架系統(tǒng)對(duì)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； 211200kg mniiJJ （4-1）式中：n代表臂架系統(tǒng)零部件數(shù)量臂架系統(tǒng)啟動(dòng)力矩： 600N mMJ （4-2）式中：代表臂架系統(tǒng)啟動(dòng)時(shí)加速度，rad/s2 回轉(zhuǎn)支承輸入端所需轉(zhuǎn)矩萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 31021.0N mMMi （4-3）式中：i回轉(zhuǎn)系統(tǒng)減速比回轉(zhuǎn)系統(tǒng)效率綜合考慮開(kāi)始忽略掉的摩擦轉(zhuǎn)矩，采用86步進(jìn)電機(jī)經(jīng)6倍減速器后驅(qū)動(dòng)。最終回轉(zhuǎn)系統(tǒng)實(shí)物圖如圖4-7所示。圖 4-7 回轉(zhuǎn)系統(tǒng) Fig4-7 Rotation system 4.3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械升降系統(tǒng) 升降系統(tǒng)主要用于提升整機(jī)工作高度，根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)15m的工作高度需求以及臂架系統(tǒng)參數(shù)確定升降系統(tǒng)需要升降8m，為方便本文的展開(kāi)，本文中升降系統(tǒng)包含了本機(jī)底盤(pán)、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機(jī)控制面板、牽引架等各類輔助機(jī)構(gòu)。林場(chǎng)復(fù)雜的工作環(huán)境要求整機(jī)有較強(qiáng)的通過(guò)性，運(yùn)輸狀態(tài)下要求其轉(zhuǎn)彎半徑較小，具有一定越障能力；工作狀態(tài)下升降系統(tǒng)還要其能承受臂架系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器總重；升降高度8m，支撐腿撐開(kāi)能夠防止整機(jī)傾翻，保證整機(jī)穩(wěn)定性。綜合整機(jī)工作環(huán)境的要求，升降系統(tǒng)決定采用剪叉式升降方式。剪叉式升降方式運(yùn)輸狀態(tài)體積小、運(yùn)動(dòng)靈活，工作狀態(tài)下與桅柱式升降方式相比穩(wěn)定性好，承載能力較強(qiáng)（孫振杰，2012）。經(jīng)過(guò)對(duì)臂架系統(tǒng)及回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的計(jì)算決定使用升降8m、承載500kg的SJY-0.5-8剪叉式升降平臺(tái)，并對(duì)其底盤(pán)進(jìn)行改造，其參數(shù)如表4-2。升降系統(tǒng)三維模型如圖4-8所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 32表 4-2 升降系統(tǒng)規(guī)格參數(shù) Tab.4-2 Specification parameters of lifting system 特征描述升降高度 8m 載重 500kg 外形尺寸 2200mm1500mm1350mm 額定電壓功率 220V2.2kW 圖 4-8 升降系統(tǒng) Fig.4-8 Lifting system 4.4 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)力系統(tǒng) 因高大樹(shù)木修枝機(jī)械需要野外作業(yè)，綜合各系統(tǒng)所需功率及高大樹(shù)木修枝機(jī)械中有多處都需要電能支持，比如升降系統(tǒng)液壓?jiǎn)卧械囊簤罕?，回轉(zhuǎn)支承系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器的驅(qū)動(dòng)電機(jī)等。動(dòng)力系統(tǒng)作為整機(jī)動(dòng)力來(lái)源，要為各系統(tǒng)提供電能。因林場(chǎng)工作環(huán)境較為特殊，屬于野外作業(yè)，而牽引車較難提供如此大功率的電能輸出，為了提高本機(jī)的通用性，為本機(jī)配備220V交流發(fā)電機(jī)組（不借助牽引車動(dòng)力），滿載連續(xù)工作4小時(shí)以上。綜合上述要求，經(jīng)過(guò)計(jì)算選用常柴CCGF7500D汽油發(fā)電機(jī)如圖4-9所示，其具體參數(shù)如表4-3所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 33 圖 4-9 汽油發(fā)電機(jī) Fig.4-9 Gasoline generator 表 4-3 動(dòng)力系統(tǒng)規(guī)格參數(shù) Tab.4-3 Specification parameters of gasoline generator 特征描述額定功率 6.0kW 額定電壓 220V 連續(xù) 50%負(fù)載工作時(shí)長(zhǎng) 8h 尺寸 690525570mm 自重 88kg 啟動(dòng)方式電啟動(dòng) 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 34 5 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng) 高大樹(shù)木修枝機(jī)械在修枝過(guò)程中由于臂架系統(tǒng)的伸縮會(huì)產(chǎn)生較大的傾翻力矩，而且臂架系統(tǒng)在不同姿態(tài)下產(chǎn)生的傾翻力矩是不斷變化的。過(guò)大的傾翻力矩會(huì)影響回轉(zhuǎn)支承的旋轉(zhuǎn)甚至破壞回轉(zhuǎn)支承，另外整機(jī)升降平臺(tái)部分承載偏載能力有限，如果不對(duì)此傾翻力矩予以平衡會(huì)導(dǎo)致整機(jī)傾翻；另外實(shí)時(shí)變化的傾翻力矩更會(huì)加速回轉(zhuǎn)支承的疲勞失效。因此為高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)配重系統(tǒng)是十分必要的。 1 配重、2 平衡臂、3 塔身、4 起重臂圖 5-1 塔吊示意圖 Fig.5-1 Diagram of tower crane 如圖5-1所示，這是一種經(jīng)典的塔式起重機(jī)（塔吊/tower crane），塔吊尖的功能是承受兩側(cè)臂架拉繩及平衡臂拉繩傳來(lái)的上部荷載（呂明，2008；張佳福，2008），并通過(guò)回轉(zhuǎn)塔架、轉(zhuǎn)臺(tái)、承座等的結(jié)構(gòu)部件直接通過(guò)轉(zhuǎn)臺(tái)傳遞給塔身結(jié)構(gòu)（謝瑞，2009）。正如圖5-1中所示，為平衡塔吊起重臂所產(chǎn)生的傾翻力矩在起重臂的另一側(cè)設(shè)置了平衡臂，并在平衡臂的末端放置了配重塊，這是配重應(yīng)用的經(jīng)典案例。常見(jiàn)的塔吊都是使用上圖5-1所示的固定靜態(tài)配重方式，因?yàn)樗醣旧硎且粋€(gè)復(fù)雜桁架結(jié)構(gòu)，彎曲力矩的變換都在金屬桁架上進(jìn)行；其次塔吊有著非常嚴(yán)格的使用規(guī)范，重物、塔身之間的水平距離和額定載荷值有嚴(yán)格的規(guī)定以確保大多數(shù)情況下兩側(cè)的重心落在塔身范圍內(nèi)；另外與本課題中的高大樹(shù)木修枝機(jī)械不同的是塔吊的底座是巨大鋼筋混凝土基座，其本身有較大的抗傾翻能力。即便如此，每年塔吊因超載斜拉引起的傾翻事件依然不斷，因此本文設(shè)計(jì)了一種實(shí)時(shí)動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 355.1 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)原理在高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)中，臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產(chǎn)生的傾翻力矩的大小為輸入量，配重塊的位移為輸出量。因直接測(cè)量臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產(chǎn)生的傾翻力矩比較難，即便是安裝傳感器也比較昂貴，因此本文將電動(dòng)缸長(zhǎng)度作為此系統(tǒng)輸入量，將配重塊的位移作為輸出量，其原理圖如圖5-2所示。圖 5-2 動(dòng)態(tài)配重原理圖 Fig.5-2 Schematic diagram of dynamic counterbalance 首先根據(jù)機(jī)械臂不同姿態(tài)下各個(gè)電動(dòng)缸的伸長(zhǎng)量推導(dǎo)出各電動(dòng)缸對(duì)應(yīng)變幅機(jī)構(gòu)中角度轉(zhuǎn)動(dòng)量： ( ),(1, 2,3)iif li （5-1）式中：il第i號(hào)電動(dòng)缸長(zhǎng)度 i第i節(jié)機(jī)械臂與1i節(jié)機(jī)械臂之間的夾角再根據(jù)臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)下各機(jī)械臂的之間的夾角推導(dǎo)出臂架系統(tǒng)所產(chǎn)生的傾翻力矩： 123( ,)Tg （5-2）式中：T臂架系統(tǒng)傾翻力矩配重系統(tǒng)位移可由傾翻力矩求得配重塊位置： ( )XQ T （5-3）式中：X配重塊理論位置綜上可以根據(jù)各電動(dòng)缸的伸縮量確定整個(gè)臂架系統(tǒng)所產(chǎn)生的傾翻力矩，根據(jù)傾翻力矩可以得到動(dòng)態(tài)配重所需要的移動(dòng)量。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 365.1.1電動(dòng)缸長(zhǎng)度推導(dǎo)機(jī)械臂夾角 1）第一節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)關(guān)系計(jì)算圖 5-3 第一變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 Fig.5-3 Structure diagram of first luffing mechanism 第一節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)尺寸如圖5-3所示，為方便計(jì)算，現(xiàn)把已知量標(biāo)為小寫(xiě)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）將（5-5）代入式（5-6）得： 22212ADpqpq pnlp n22（+- ）/2 （5-7） 22cosarccos2cosqpACDADCpqpqACD （5-8）將（5-4）、（5-5）代入（5-8）得：萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 37 2221222221()/2arccos2()/2qp pnlpnADCpqpq pnlpn （5-9）在三角形ADE中： 222arccos()/2ADEADrtAD r （5-10）將（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）中已給出。 2）第二變幅機(jī)構(gòu)關(guān)系計(jì)算圖 5-4 第二變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 Fig.5-4 Structure diagram of second luffing mechanism 第二節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)尺寸如圖5-4所示，為方便計(jì)算，現(xiàn)把已知量標(biāo)為小寫(xiě)字母。 2ABl，BCa，ACb，BCD，ACE 在三角形ABC中： 2222arccos/2ACBablab （5-13） 22222arccos/2DCEACBablab （5-14） 3）第三變幅機(jī)構(gòu)關(guān)系計(jì)算萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 38 圖 5-5 第三變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖 Fig.5-5 Structure diagram of third luffing mechanism 第三節(jié)機(jī)械臂變幅機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)尺寸如圖5-5所示，為方便計(jì)算，現(xiàn)把已知量標(biāo)為小寫(xiě)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?yàn)锳BC所以（5-17）中sinABC取正值， 222cosCEprprCBE （5-18） 22cosarccos2cosrpCBEBECprprCBE （5-19）將不含未知量的cosCBE代入式（5-19），萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 3922222223322222222233cos/2sin1/2arccos2cos/2sin1/2rpnplnpnplnpBECprprnplnpnplnp （5-20）在三角形CEF中： 222222222222223322222222233arccos/22cos/2sin1/2arccos22cos/2sin1/2CEFtCEqt CEtprprnplnpnplnpqtprprnplnpnplnp（5-21） BEF的變化值就是兩節(jié)簡(jiǎn)化后豎直機(jī)械臂之間的夾角： 3BEFBECCEF （5-22）式中:常量BEF初始值 5.1.2機(jī)械臂夾角推導(dǎo)傾翻力矩圖 5-6 機(jī)械臂尺寸示意圖 Fig.5-6 Dimension diagram of manipulators 各機(jī)械臂之間尺寸示意圖如圖5-6所示，根據(jù)示意圖可得出傾翻力矩與各機(jī)械臂之間夾角之間的函數(shù)關(guān)系： 11223311,012112,1123112,1123,2123sinsinsinsinsinsinTG DG DG DG LGLLGLLL （5-23）式中：iL第i節(jié)機(jī)械臂的長(zhǎng)度萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 40 iG簡(jiǎn)化后第i節(jié)機(jī)械臂所受重力 iD第i節(jié)機(jī)械臂質(zhì)心到臂架系統(tǒng)底座的距離 ,1i iL代表第i節(jié)機(jī)械臂質(zhì)心到第i節(jié)臂與1i節(jié)臂的鉸點(diǎn)關(guān)節(jié)處的長(zhǎng)度 5.1.3傾翻力矩推導(dǎo)配重塊位移圖 5-7 配重塊尺寸示意圖 Fig.5-7 Dimension diagram of counterweight block 配重塊尺寸示意圖如圖5-7示，動(dòng)態(tài)配重位移： 00gTm XXmg （5-24）式中：m配重塊質(zhì)量 0m配重系統(tǒng)機(jī)架質(zhì)量 5.2 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 高大樹(shù)木修枝機(jī)械配重系統(tǒng)機(jī)械機(jī)構(gòu)的主要功能是使配重沿水平方向進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)，以達(dá)到調(diào)整臂架系統(tǒng)傾翻轉(zhuǎn)矩的目的。設(shè)計(jì)此結(jié)構(gòu)主要參考數(shù)控機(jī)床進(jìn)給系統(tǒng)采用螺旋傳動(dòng)，將步進(jìn)電機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為配重塊的直線運(yùn)動(dòng)。原理圖如圖5-8所示。 1 步進(jìn)電機(jī)支架、2 聯(lián)軸器、3 螺母、4 配重、5 滑塊、6 導(dǎo)軌、7 絲桿、8 軸承圖 5-8 配重系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理圖 Fig.5-8 Schematic diagram of counterbalance system 步進(jìn)電機(jī)支架、軸承、直線導(dǎo)軌分別固定在機(jī)架相應(yīng)位置上，步進(jìn)電機(jī)固定在其支萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 41架上，由步進(jìn)電機(jī)提供動(dòng)力，經(jīng)聯(lián)軸器將電機(jī)輸出的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)傳遞給絲桿，絲桿帶動(dòng)螺母沿絲桿軸向直線運(yùn)動(dòng)進(jìn)而帶動(dòng)配重直線運(yùn)動(dòng)，通過(guò)步進(jìn)電機(jī)的正反轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)配重塊的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。 5.2.1選定配重塊質(zhì)量的試驗(yàn)研究為確定配重系統(tǒng)的總質(zhì)量，需要確定臂架系統(tǒng)所能產(chǎn)生的傾翻力矩的范圍。將在SolidWorks中建立的臂架系統(tǒng)模型導(dǎo)入ADAMS軟件中作前期處理（具體方法上面已有論述，此處不再贅述），并為前三個(gè)電動(dòng)缸添加驅(qū)動(dòng)函數(shù)，將驅(qū)動(dòng)函數(shù)中固定時(shí)間內(nèi)的伸長(zhǎng)量設(shè)置為變量DV_1、DV_2、DV_3，每個(gè)因素取五個(gè)水平，如表5-1所示，依據(jù)此方法將三個(gè)電動(dòng)缸所加載的驅(qū)動(dòng)函數(shù)參數(shù)化。在底座處建立傾翻力矩測(cè)量。表 5-1 試驗(yàn)因素參數(shù) Tab.5-1 Parameters experimental factor 變量名伸長(zhǎng)量初始值/m 伸長(zhǎng)量最大值/m 水平數(shù) 一號(hào)缸 DV_1 0 0.45 5 二號(hào)缸 DV_2 0 0.35 5 三號(hào)缸 DV_3 0 0.39 5 通過(guò)上述方法由此可以得到三因素五水平的125種機(jī)械臂不同工況下所產(chǎn)生的最大傾翻力矩，測(cè)出每種工況下的傾翻力矩即可得出，實(shí)驗(yàn)樣本集如表5-2所示，詳細(xì)步驟此處不再贅述。表 5-2 試驗(yàn)樣本集 Tab.5-2 Test sample set 設(shè)計(jì)變量傾翻力矩試驗(yàn)號(hào) 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 經(jīng)過(guò)上述試驗(yàn)研究?jī)A翻力矩變化范圍在424.16N m到1686.40N m之間，規(guī)定平衡萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 42臂長(zhǎng)度1m，綜合考慮平衡臂、直線導(dǎo)軌、軸承、步進(jìn)電機(jī)、步進(jìn)電機(jī)支架等固定件自身重量，約需要100kg的動(dòng)態(tài)配重塊。 5.2.2配重系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）滑塊、導(dǎo)軌及絲桿選型動(dòng)態(tài)配重塊質(zhì)量約為100kg，且為動(dòng)載荷，選擇SBR30S直線導(dǎo)軌、搭配四個(gè)滑塊。查閱文獻(xiàn)可知此型號(hào)直線導(dǎo)軌其摩擦系數(shù)0.002-0.004之間（耿寶龍，2012）。本配重平臺(tái)水平安裝，考慮極端狀況，假設(shè)最大出現(xiàn)5偏角?；瑝K受力分析如圖5-9所示： G sinGcos91NaF （5-25） G=1000NFaFN 圖 5-9 配重塊受力分析 Fig.5-9 Force analysis of counterweight block 選擇Tr30 6梯形絲桿，參數(shù)如表5-3所示。表 5-3 絲桿規(guī)格參數(shù) Tab.5-3 Specification parameters of silk pole 大徑 d 螺距 P 小徑 d1 中徑 d2 螺紋牙高牙頂間隙螺母厚度 30mm 6mm 24mm 27mm 3.5mm 0.5mm 38mm 耐磨性校核（楊可楨等，2006）： 291d0.8mm=0.8mm2.3mmP2 5.5aF （5-26）式中2d理論螺紋中徑，mm P螺旋副許用壓強(qiáng)，MPa 恰好符合耐磨性要求（2）步進(jìn)電機(jī)選型步進(jìn)電機(jī)快速加速啟動(dòng)時(shí)輸出轉(zhuǎn)矩按照下式計(jì)算（王正君，2001）：萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 43qamfMMM （5-27）式中：amM快速啟動(dòng)時(shí)折算到電機(jī)軸上的加速轉(zhuǎn)矩，N m fM折算到電機(jī)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩，N m amM的計(jì)算 max/t1.02ammLMJJn （5-28）式中：mJ、LJ電機(jī)軸及負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，2kg m t電機(jī)升速時(shí)間，s maxn電機(jī)所達(dá)到的最高轉(zhuǎn)速，r/min 電機(jī)軸轉(zhuǎn)動(dòng)慣量暫且忽略，僅考慮負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)慣量， 2262623210 (kg m )=10 (kg m )8.8826 10 (kg m )22LvPJmmn（5-29）式中：v配重塊移動(dòng)速度，mm/min n絲桿轉(zhuǎn)速，r/min m配重塊質(zhì)量，kg P絲桿螺距，mm 將式（5-29）代入式（5-28）得出： max/1.028.05N mammLMJJnT （5-30） fM的計(jì)算 2tan/2=tan 4.059.9827/2295.75N mmfaaMFdF（5-31）式中：螺紋升角2=arctan4.05Pd 當(dāng)量摩擦角=arctan5 55f 將（5-31）、（5-30）代入（5-27）得出步進(jìn)電機(jī)快速加速啟動(dòng)時(shí)輸出轉(zhuǎn)矩： 8.0540.296 N m=8.35N mqamfMMM （5-32）步進(jìn)電機(jī)高速啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩與保持力矩系數(shù)取0.8，保持力矩：萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 448.35/0.810.44N mjmM （5-33）最終選擇86型兩相四拍步進(jìn)電機(jī)，保持力矩12N m。根據(jù)上部分所選零部件型號(hào)，添加輔助部件，如軸承、聯(lián)軸器、電機(jī)支架等，在Solidworks 中進(jìn)行三維建模如圖5-10所示：圖 5-10 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)三維圖 Fig.5-10 3D model of dynamic counterbalance 5.3 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)控制流程如前所述，在高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)中，直接測(cè)量臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產(chǎn)生的傾翻力矩比較難。因此本文將電動(dòng)缸長(zhǎng)度作為此系統(tǒng)輸入量，將配重塊的位移作為輸出量。本節(jié)主要闡述配重系統(tǒng)控制流程。動(dòng)態(tài)配重控制系統(tǒng)流程圖如圖5-11所示。圖 5-11 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)控制流程圖 Fig.5-11 Control flow chart of dynamic counterbalance 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 45首先獲取伺服電動(dòng)缸伸長(zhǎng)狀態(tài)信號(hào)il，并將其轉(zhuǎn)換為相鄰機(jī)械臂之間夾角i： ( )iif l， 1,2,3i （5-1）式中：il第i號(hào)電動(dòng)缸長(zhǎng)度 i第i節(jié)機(jī)械臂與1i節(jié)機(jī)械臂之間的夾角將相鄰機(jī)械臂之間夾角i轉(zhuǎn)換為臂架系統(tǒng)傾翻力矩T： ( )iTg， 1,2,3i （5-2）式中：T臂架系統(tǒng)傾翻力矩傾翻力矩T計(jì)算出配重塊理論位置X： ( )XQ T （5-3）式中：X配重塊理論位置計(jì)算出配重塊理論位移量X： 0XXX （5-34）式中：0X配重塊實(shí)時(shí)位置信號(hào)0X；設(shè)定傾翻力矩安全閾值，配重塊位置偏差安全閾值X，并將X與X對(duì)比。如果XX，配重電機(jī)不動(dòng)作，配重塊不運(yùn)動(dòng)，否則配重電機(jī)帶動(dòng)配重塊運(yùn)動(dòng)X，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)的控制，使臂架系統(tǒng)傾翻力矩一直處于安全范圍內(nèi)。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 46 6 高大樹(shù)木修枝機(jī)械動(dòng)態(tài)特性分析高大樹(shù)木修枝機(jī)械各部分的詳細(xì)結(jié)構(gòu)與尺寸參數(shù)在第三、四、五章中均得以確定，為檢驗(yàn)高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)及系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性是否能夠滿足設(shè)計(jì)要求，有必要對(duì)整機(jī)進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性仿真試驗(yàn)與分析。 6.1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械初步建模與工況分析根據(jù)前面章節(jié)的計(jì)算設(shè)計(jì)、仿真分析與優(yōu)化，整機(jī)主要結(jié)構(gòu)均得以確定，最終根據(jù)實(shí)際需求進(jìn)行輔助零部件的設(shè)計(jì)，最終得到高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)結(jié)構(gòu)并在SolidWorks環(huán)境下對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行虛擬樣機(jī)建模，整機(jī)模型如圖6-1所示，其中左圖為運(yùn)輸狀態(tài)，右圖為工作狀態(tài)。圖 6-1 高大樹(shù)木修枝機(jī)械三維模型 Fig.6-1 3D model of high-branch pruning machine 高大樹(shù)木修枝機(jī)械工作狀態(tài)下升降系統(tǒng)的提升導(dǎo)致整機(jī)重心大幅度提高，臂架系統(tǒng)處于伸展?fàn)顟B(tài)產(chǎn)生較大傾翻力矩。如果升降系統(tǒng)中包含的支撐腿設(shè)計(jì)不合理整機(jī)有傾翻的危險(xiǎn)，因此研究作業(yè)狀態(tài)下整機(jī)穩(wěn)定性具有重要意義。整機(jī)作業(yè)狀態(tài)下支撐腿打開(kāi)方式如圖6-2所示：四根支撐腿關(guān)于中軸線兩兩對(duì)稱，支撐腿與底盤(pán)夾角135，四根支撐腿之間前后距離2851.37mm，左右距離2409.06mm。作業(yè)狀態(tài)下，支撐腿打開(kāi)時(shí)輪胎與地面之間無(wú)接觸力，所有載荷均作用在四個(gè)支撐腿上。萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 47 圖 6-2 支撐腿尺寸示意圖 Fig.6-2 Dimension diagram of supporting leg 經(jīng)過(guò)分析，作業(yè)狀態(tài)下最危險(xiǎn)工況應(yīng)為升降系統(tǒng)升到最高狀態(tài)（重心最高），并且臂架系統(tǒng)水平伸直繞回轉(zhuǎn)系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)一周（傾翻力矩最大）。考慮極端情況，本節(jié)研究動(dòng)態(tài)配重不起作用的狀態(tài)下整機(jī)的穩(wěn)定性。整機(jī)傾翻應(yīng)表現(xiàn)為前后傾翻與左右傾翻。 6.2 基于 ADAMS 的整機(jī)傾翻仿真試驗(yàn) 對(duì)整機(jī)的傾翻當(dāng)真分析屬于多體動(dòng)力學(xué)范疇，多體動(dòng)力學(xué)由經(jīng)典力學(xué)發(fā)展而來(lái)，主要包括多剛體動(dòng)力學(xué)及多柔體動(dòng)力學(xué)，本文主要研究前者（王殿龍，2006；王陽(yáng)陽(yáng)，2011）。因此本文使用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)分析ADAMS軟件對(duì)整機(jī)進(jìn)行仿真分析。高大樹(shù)木修枝機(jī)械虛擬樣機(jī)在章節(jié)6.1中已經(jīng)建立，具體的模型簡(jiǎn)化，前處理步驟本文不再贅述。 6.2.1模型前處理與仿真（1）仿真環(huán)境的設(shè)置設(shè)置單位：長(zhǎng)度單位mm、質(zhì)量單位kg、力的單位N、時(shí)間單位s、角度單位度。設(shè)置重力加速度：方向設(shè)為-y方向、大小設(shè)置為29.8m/s。（2）約束與驅(qū)動(dòng) 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 48結(jié)合樣機(jī)實(shí)際情況為模型加載約束，如臂架系統(tǒng)各機(jī)械臂之間添加旋轉(zhuǎn)副，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)固定構(gòu)件與運(yùn)動(dòng)構(gòu)建之間添加旋轉(zhuǎn)副，電動(dòng)缸運(yùn)用移動(dòng)副（楊松，2013）。本仿真實(shí)驗(yàn)需要升降平臺(tái)升高到最大高度，臂架系統(tǒng)伸直并由回轉(zhuǎn)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)使其繞回轉(zhuǎn)系統(tǒng)由其初始位置順時(shí)針旋轉(zhuǎn)360度，按照本方案為相應(yīng)約束添加驅(qū)動(dòng)，具體驅(qū)動(dòng)信息如下表所示：表 6-1 驅(qū)動(dòng)函數(shù) Tab.6-1 Driving function 驅(qū)動(dòng) 位置驅(qū)動(dòng)函數(shù) MOTION_1 升降系統(tǒng)驅(qū)動(dòng) STEP(time,0.0, 0.0, 20.0, 100.0) MOTION_2 一號(hào)電動(dòng)缸 0.0*time MOTION_3 二號(hào)電動(dòng)缸 STEP(time, 20.0, 0.0,300, 350.0) MOTION_4 三號(hào)電動(dòng)缸 STEP(time, 30.0, 0.0, 40.0, 390.0) MOTION_5 回轉(zhuǎn)系統(tǒng) STEP(time, 40.0, 0.0d, 60.0, 360d) （3）接觸力左前側(cè)支撐腿與地面之間添加接觸力CONTACT_1；左后側(cè)支撐腿與地面之間添加接觸力CONTACT_2；右側(cè)支撐后腿與地面之間添加接觸力CONTACT_3；右側(cè)支撐前腿與地面之間添加接觸力CONTACT_4；最終ADAMS中模型如圖6-3所示，其中樣機(jī)模型最下方BOX為大地。圖 6-3 ADAMS 環(huán)境下臂架系統(tǒng)虛擬樣機(jī) Fig.6-3 Virtual prototype of high-branch pruning machine in ADAMS 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 496.2.2結(jié)果分析經(jīng)過(guò)對(duì)整機(jī)仿真分析，提取四個(gè)支撐腿與地面Y向接觸力變化情況如圖6-4所示：圖 6-4 接觸力曲線 Fig.6-4 Contact force curve （1）根據(jù)曲線變化情況分析其變化情況可以分為以下六個(gè)階段。階段一，時(shí)間：0s-20s；現(xiàn)象：四個(gè)接觸力曲線基本無(wú)變化；解釋：此階段處于升降臺(tái)提升時(shí)間。階段二，時(shí)間：20s-40s；現(xiàn)象：左前側(cè)支撐腿、右前側(cè)支撐腿與地面接觸力下降，左后側(cè)支撐腿、右后側(cè)支撐腿與地面接觸力上升；解釋：此階段機(jī)械臂逐漸展開(kāi)重心后移。階段三，時(shí)間：40s-45s；現(xiàn)象：左前側(cè)支撐腿、左后側(cè)支撐腿與地面接觸力上升，右前側(cè)支撐腿、右后側(cè)支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從后側(cè)逐漸轉(zhuǎn)動(dòng)到左側(cè)。階段四，時(shí)間：45s-50s；現(xiàn)象：左前側(cè)支撐腿、右前側(cè)支撐腿與地面接觸力上升，左后側(cè)支撐腿、右后側(cè)支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從左側(cè)逐漸轉(zhuǎn)動(dòng)到前側(cè)。階段五，時(shí)間：50s-55s；現(xiàn)象：右前側(cè)支撐腿、右后側(cè)支撐腿與地面接觸力上升，左前側(cè)支撐腿、左后側(cè)支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從前側(cè)逐漸轉(zhuǎn)動(dòng)到右側(cè)。階段六，時(shí)間：55s-60s；現(xiàn)象：左后側(cè)支撐腿、右后側(cè)支撐腿與地面接觸力上升，萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 50左前側(cè)支撐腿、左前側(cè)支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從右側(cè)逐漸轉(zhuǎn)動(dòng)到后側(cè)。整個(gè)仿真過(guò)程中未出現(xiàn)支撐腿接觸力為零（支撐腿離地）的情況證明整機(jī)穩(wěn)定性符合要求。（2）經(jīng)過(guò)對(duì)四條曲線分析，取5s時(shí)四個(gè)支撐腿Y向支撐力，其總和： 1/g= 5411.4+6503.0+6780.0+5181.1 /9.8kg2436.3kgniimF （6-1）由式6-1可知整機(jī)總重約2436.3kg，所以高大樹(shù)木修枝機(jī)械總重第二章中對(duì)整機(jī)自重2500kg的要求。 6.3 高大樹(shù)木修枝機(jī)械模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化為進(jìn)一步研究高大樹(shù)木修枝機(jī)械的動(dòng)態(tài)特性，需要對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行模態(tài)分析。下面分別對(duì)運(yùn)輸狀態(tài)下的和作業(yè)狀態(tài)下的高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行模態(tài)分析。模態(tài)分析過(guò)程中對(duì)模型的簡(jiǎn)化更加徹底，只關(guān)注整機(jī)的主體結(jié)構(gòu)和質(zhì)量，忽略大部分曲面、圓角等特征。 6.3.1運(yùn)輸狀態(tài)下模態(tài)分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化在Workbench中選擇模態(tài)分析模塊導(dǎo)入運(yùn)輸狀態(tài)下的整機(jī)模型，除模型簡(jiǎn)化比靜力學(xué)分析更加徹底以外，其他設(shè)置與靜力學(xué)分析中相似，因此不再闡述對(duì)模型的處理。運(yùn)輸狀態(tài)下的網(wǎng)格化模型如圖6-5所示。圖 6-5 有限元網(wǎng)格劃分 Fig.6-5 Finite element mesh generation 經(jīng)過(guò)分析得出高大樹(shù)木修枝機(jī)械前六階振型如圖6-6至圖6-11所示，與之對(duì)應(yīng)的前萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 51六階固有頻率如表6-2所示。圖 6-6 運(yùn)輸狀態(tài)一階振型圖 6-7 運(yùn)輸狀態(tài)二階振型 Fig.6-6 First modal shape Fig.6-7 Second modal shape 圖 6-8 運(yùn)輸狀態(tài)三階振型圖 6-9 運(yùn)輸狀態(tài)四階振型 Fig.6-8 Third modal shape Fig.6-9 Fourth modal shape 圖 6-10 運(yùn)輸狀態(tài)五階振型圖 6-11 運(yùn)輸狀態(tài)六階振型 Fig.6-10 Fifth modal shape Fig.6-11 Sixth modal shape 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 52表 6-2 固有頻率表 Tab.6-2 Natural frequency 階數(shù) 1 2 3 4 5 6 固有頻率（Hz） 2.5302 4.8866 6.2952 6.5668 7.7253 8.4024 運(yùn)輸狀態(tài)下的外部振源主要是車輛路面形成的激振，當(dāng)前城市路面、鄉(xiāng)村路面激振頻率一般低于3Hz（李耀明等，2013）。而整機(jī)運(yùn)輸狀態(tài)下的模態(tài)分析顯示，其一階固有頻率恰好在這一范圍內(nèi)，由一階振型圖6-6可以看出機(jī)械臂振動(dòng)最嚴(yán)重的。為避免振動(dòng)對(duì)機(jī)械臂的損壞，有必要優(yōu)化結(jié)構(gòu)，為其設(shè)計(jì)運(yùn)輸托架。優(yōu)化后的整機(jī)模型如圖6-12所示。圖 6-12 高大樹(shù)木修枝機(jī)械三維模型 Fig.6-12 3D model of high-branch pruning machine 6.3.2作業(yè)狀態(tài)下模態(tài)分析與章節(jié)6.3.1中相似，將作業(yè)狀態(tài)為危險(xiǎn)工況下的整機(jī)模型導(dǎo)入到Workbench中，劃分網(wǎng)格后的模型如圖6-13所示。圖 6-13 有限元網(wǎng)格劃分 Fig.6-13 Finite element mesh generation 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 53經(jīng)過(guò)分析得出整機(jī)前六階振型如圖6-14至圖6-19所示，與之對(duì)應(yīng)的前六階固有頻率如表6-3所示。圖 6-14 作業(yè)狀態(tài)一階振型圖 6-15 作業(yè)狀態(tài)二階振型 Fig.6-14 First modal shape Fig.6-15 Second modal shape 圖 6-16 作業(yè)狀態(tài)三階振型圖 6-17 作業(yè)狀態(tài)四階振型 Fig.6-16 Third modal shape Fig.6-17 Fourth modal shape 圖 6-18 作業(yè)狀態(tài)五階振型圖 6-19 作業(yè)狀態(tài)六階振型 Fig.6-18 Fifth modal shape Fig.6-19 Sixth modal shape 高大樹(shù)木修枝機(jī)械作業(yè)狀態(tài)下外部振源主要是汽油發(fā)電機(jī)及剪枝鋸，所選汽油發(fā)電機(jī)激振頻率為25Hz左右，剪枝鋸振動(dòng)頻率為10Hz左右，與整機(jī)作業(yè)狀態(tài)下固有頻率相差較遠(yuǎn)因此不會(huì)造成共振。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 54表 6-3 固有頻率表 Tab.6-3 Natural frequency 階數(shù) 1 2 3 4 5 6 固有頻率（Hz） 0.84587 1.0508 1.4389 1.6333 4.1509 5.8192 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 55 7 樣機(jī)試制與試驗(yàn) 基于前面章節(jié)對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械各部分的設(shè)計(jì)優(yōu)化與仿真分析，已經(jīng)確定了各部分結(jié)構(gòu)與尺寸參數(shù)。本章根據(jù)上述參數(shù)對(duì)各部件進(jìn)行了出圖、選型與機(jī)械加工、運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證。 7.1 樣機(jī)試制參閱高空作業(yè)機(jī)械相關(guān)技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)，嚴(yán)格按照高大樹(shù)木修枝機(jī)械技術(shù)要求，對(duì)不同模塊出圖制定了加工工藝，完成了樣機(jī)的加工與裝配。高大樹(shù)木修枝機(jī)械各模塊樣機(jī)如下所示。主要部件實(shí)物圖如圖所示。臂架系統(tǒng)及末端執(zhí)行器系統(tǒng)如圖7-1所示。圖 7-1 臂架系統(tǒng)及末端執(zhí)行器 Fig.7-1 Boom system and end effector 根據(jù)表3-6中確定的電動(dòng)缸規(guī)格參數(shù)，定制加工電動(dòng)缸如圖7-2所示。圖 7-2 電動(dòng)缸 Fig.7-2 Electric Cylinders 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 56根據(jù)章節(jié)4.2中對(duì)回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，加工回轉(zhuǎn)系統(tǒng)總成如圖7-3所示，采用86步進(jìn)電機(jī)經(jīng)6倍減速器后驅(qū)動(dòng)回轉(zhuǎn)支承。圖 7-3 回轉(zhuǎn)系統(tǒng) Fig.7-3 Rotation system 根據(jù)章節(jié)4.3中對(duì)升降系統(tǒng)機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)要求，確定升降系統(tǒng)如圖7-4所示。圖 7-4 升降系統(tǒng) Fig.7-4 Lifting system 根據(jù)章節(jié)5.2中對(duì)動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)參數(shù)的確定，加工動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)如圖7-5所示，由步進(jìn)電機(jī)經(jīng)聯(lián)軸器驅(qū)動(dòng)配重塊沿直線導(dǎo)軌運(yùn)動(dòng)。圖 7-5 動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng) Fig.7-5 Dynamic counterbalance system 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 57對(duì)各部分進(jìn)行組裝得到整機(jī)裝配體如圖7-6所示。圖 7-6 高大樹(shù)木修枝機(jī)械 Fig.7-6 High-branch pruning machine 7.2 樣機(jī)試驗(yàn) 樣機(jī)加工完成后，對(duì)樣機(jī)進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，主要包括樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證和剪枝試驗(yàn)驗(yàn)證兩部分。 7.2.1樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證（1）理論可達(dá)空間章節(jié)2.2.1中整機(jī)技術(shù)參數(shù)要求本機(jī)械工作高度5m-15m，工作半徑6m。根據(jù)此設(shè)計(jì)參數(shù)全文展開(kāi)了高大樹(shù)木修枝機(jī)械的設(shè)計(jì)，本部分根據(jù)上述設(shè)計(jì)方案確定了本機(jī)末端執(zhí)行器的理論可達(dá)空間（即整機(jī)作業(yè)范圍），其過(guò)程如下。僅考慮臂架系統(tǒng)的情況下，因?yàn)榍叭?jié)機(jī)械臂均為俯仰運(yùn)動(dòng)，第四節(jié)機(jī)械臂繞第三節(jié)機(jī)械臂為左右偏轉(zhuǎn)30，且第四節(jié)臂左右偏轉(zhuǎn)對(duì)作業(yè)區(qū)間影響較小，暫不考慮其對(duì)作業(yè)區(qū)間的影響。三節(jié)臂均處于豎直狀態(tài)下時(shí)第三節(jié)臂繞第二節(jié)臂俯仰0-180，末端執(zhí)行器的運(yùn)動(dòng)軌跡如圖7-7中a圖中弧形實(shí)線所示；第二節(jié)臂繞第一節(jié)臂俯仰角轉(zhuǎn)動(dòng)90-180，弧形實(shí)線所掃過(guò)的區(qū)域如圖7-7中b圖實(shí)線包圍區(qū)域所示；第一節(jié)臂繞底俯仰90-210所掃過(guò)的區(qū)域7-7中c圖實(shí)線包圍區(qū)域所示。萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 58 圖 7-7 臂架系統(tǒng)作業(yè)區(qū)間 Fig.7-7 Working space of boom system 綜合考慮升降系統(tǒng)升降高度達(dá)到8m，回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的360旋轉(zhuǎn)以及地面對(duì)作業(yè)空間的干涉等問(wèn)題，以回轉(zhuǎn)系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)軸線在水平面上的豎直方向的投影點(diǎn)作為原點(diǎn)，最終得出整機(jī)作業(yè)區(qū)間圖如圖7-8所示。 36002468m-2-4024681210141618mhmax 圖 7-8 高大樹(shù)木修枝機(jī)械作業(yè)區(qū)間 Fig.7-8 Working space of High-branch pruning machine 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 59圖中紅線框出區(qū)域?yàn)檎麢C(jī)在一個(gè)平面內(nèi)末端執(zhí)行器理論可達(dá)區(qū)間，由于回轉(zhuǎn)系統(tǒng)的存在此區(qū)域可以旋轉(zhuǎn)360形成一個(gè)空間為整機(jī)作業(yè)區(qū)間。由作業(yè)區(qū)間圖可以看出，本機(jī)作業(yè)高度達(dá)到16m，作業(yè)半徑達(dá)到6m以上。（2）樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證樣機(jī)加工完成后，對(duì)樣機(jī)進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證，在試驗(yàn)過(guò)程中使樣機(jī)做出具有代表性的極限動(dòng)作，如機(jī)械臂水平伸直狀態(tài)、第一節(jié)機(jī)械臂后仰狀態(tài)（第一節(jié)機(jī)械臂與臂架系統(tǒng)夾角大于180）等，以證明樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能的可靠性。部分試驗(yàn)照片如圖7-9、圖7-10所示，經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證樣機(jī)能夠完成預(yù)計(jì)動(dòng)作，滿足了設(shè)計(jì)要求。圖 7-9 運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn) Fig.7-9 Movement performance test 圖 7-10 運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn) Fig.7-10 Movement performance test 萬(wàn)方數(shù)據(jù)高大樹(shù)木修枝機(jī)械設(shè)計(jì)與優(yōu)化分析 607.2.2修枝試驗(yàn) 完成樣機(jī)運(yùn)動(dòng)性能試驗(yàn)驗(yàn)證后，對(duì)整機(jī)修枝功能進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，如圖7-11為修枝實(shí)驗(yàn)過(guò)程，圖7-11中右側(cè)照片為修剪的側(cè)枝，經(jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證樣機(jī)能夠完成預(yù)計(jì)修枝功能，滿足了設(shè)計(jì)要求。圖 7-11 修枝試驗(yàn) Fig.7-11 Pruning test 萬(wàn)方數(shù)據(jù)山東農(nóng)業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文 61 8 結(jié)論與展望 8.1 結(jié)論本文主要根據(jù)林業(yè)高枝修剪的需求設(shè)計(jì)了一款工作高度15m、工作半徑6m、修枝半徑10cm的高大樹(shù)木修枝機(jī)械，并運(yùn)用CAD、CAE等技術(shù)對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行仿真試驗(yàn)與優(yōu)化分析最終加工全尺寸樣機(jī)一臺(tái)。本文主要研究總結(jié)如下：（1）在查閱高空作業(yè)機(jī)械設(shè)計(jì)相關(guān)文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，根據(jù)實(shí)際需求確定了高大樹(shù)木修枝機(jī)械整機(jī)設(shè)計(jì)方案。主要包括末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動(dòng)態(tài)配重系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)等幾部分；根據(jù)整機(jī)設(shè)計(jì)方案對(duì)整機(jī)各部分進(jìn)行詳細(xì)設(shè)計(jì)、分析與優(yōu)化。計(jì)算確定了臂架系統(tǒng)機(jī)械臂規(guī)格與尺寸，機(jī)械臂主體材料選用HG70；對(duì)臂架系統(tǒng)中變幅機(jī)構(gòu)的鉸點(diǎn)位置進(jìn)行了參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化設(shè)計(jì)前后電動(dòng)缸載荷均值比優(yōu)化前降低38.3%；運(yùn)用Workbench等軟件對(duì)高大樹(shù)木修枝機(jī)械進(jìn)行了有限元分析與優(yōu)化。經(jīng)過(guò)靜力學(xué)分析發(fā)現(xiàn)臂架系統(tǒng)最大變形134.99mm，并有局部應(yīng)力集中現(xiàn)象，不符合設(shè)計(jì)要求；對(duì)關(guān)鍵零部件進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)后通過(guò)靜力學(xué)分析發(fā)現(xiàn)臂架系統(tǒng)最大變形減小到74.8mm，較優(yōu)化之前減小45%，而且應(yīng)力集中現(xiàn)象消失；對(duì)臂架系統(tǒng)進(jìn)行了虛擬樣機(jī)建模與動(dòng)力學(xué)仿真得出了三個(gè)主要電動(dòng)缸的載荷變化情況，為電動(dòng)缸選型等工作提供了理論依據(jù)。設(shè)計(jì)了一款新型導(dǎo)向卡鎖式林業(yè)高枝修剪護(hù)茬鋸，能夠在修枝的同時(shí)進(jìn)行茬口養(yǎng)護(hù)，修枝直徑10cm，并對(duì)其進(jìn)行了虛擬樣機(jī)仿真試驗(yàn)，鋸片有效行程25mm；計(jì)算并確定了回轉(zhuǎn)系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動(dòng)力系統(tǒng)的具體結(jié)

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