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高大
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高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析,高大,樹木,修枝,機械設計,優(yōu)化,分析
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分類號：分類號：S776.27+4 授予學位單位代碼：授予學位單位代碼： 10434 研研 究究 生生 學學 號：號：2013110085 山東農業(yè)大學山東農業(yè)大學 碩碩 士士 學學 位位 論論 文文 高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析高大樹木修枝機械設計與優(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 科 專 業(yè)陳延甫 學 科 專 業(yè) ： 機械電子工程 研 究 方 向： 機械電子工程 研 究 方 向 ： 機電控制及自動化技術 學院： 機電控制及自動化技術 學院 ： 機械與電子工程學院 指 導 教 師： 機械與電子工程學院 指 導 教 師 ： 苑進（教授） ： 苑進（教授） 萬方數(shù)據 論 文 提 交 日 期： 論 文 答 辯 日 期： 學 位 授 予 日 期： 學 科 門 類： 答 辯 委 員會主席： 萬方數(shù)據 關于學位論文原創(chuàng)性和使用授權的聲明 本人所呈交的學位論文，是在導師指導下，獨立進行科學研究所取得的成果。對在論文研究期間給予指導、幫助和做出重要貢獻的個人或集體，均在文中明確說明。本聲明的法律責任由本人承擔。 本人完全了解山東農業(yè)大學有關保留和使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留和按要求向國家有關部門或機構送交論文紙質本和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權山東農業(yè)大學可以將本學位論文的全部或部分內容編入有關數(shù)據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或其他復制手段保存論文和匯編本學位論文。 保密論文在解密后應遵守此規(guī)定。 論文作者簽名：_ 導 師 簽 名：_ 日 期：_ 萬方數(shù)據 萬方數(shù)據 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 研究意義與課題來源.1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀.2 1.2.1 修枝作業(yè)方式國內外發(fā)展現(xiàn)狀.2 1.2.2 修枝工具發(fā)展現(xiàn)狀.4 1.3 本文主要研究內容.5 1.4 論文結構.6 2 高大樹木修枝機械方案設計高大樹木修枝機械方案設計.7 2.1 整機技術參數(shù)與設計方案.7 2.1.1 整機技術參數(shù).7 2.1.2 整機設計方案.7 2.2 各系統(tǒng)技術參數(shù)及設計方案.8 2.2.1 末端執(zhí)行器.8 2.2.2 臂架系統(tǒng).9 2.2.3 回轉系統(tǒng).9 2.2.4 升降系統(tǒng).9 2.2.5 動態(tài)配重系統(tǒng).9 2.2.6 動力系統(tǒng).10 3 高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)設計與優(yōu)化分析高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)設計與優(yōu)化分析. 11 3.1 臂架系統(tǒng)結構設計. 11 3.1.1 機械臂結構設計. 11 3.1.2 變幅機構結構設計.12 3.2 機械臂尺寸設計.12 3.3 變幅機構優(yōu)化設計.13 萬方數(shù)據 3.3.1 優(yōu)化目標.14 3.3.2 設計變量.14 3.3.3 約束條件.15 3.3.4 優(yōu)化設計結果分析.15 3.4 臂架系統(tǒng)靜力學分析與優(yōu)化設計.16 3.4.1 臂架系統(tǒng)虛擬樣機的建立.17 3.4.2 模型處理與仿真求解.18 3.4.3 仿真結果分析.19 3.4.4 結構優(yōu)化與分析.20 3.5 臂架系統(tǒng)動力學仿真及電動缸參數(shù)確定.21 4 高大樹木修枝機械其它關鍵系統(tǒng)高大樹木修枝機械其它關鍵系統(tǒng).25 4.1 高大樹木修枝機械末端執(zhí)行器.25 4.1.1 末端執(zhí)行器結構設計.26 4.1.2 工作原理及仿真試驗.27 4.2 高大樹木修枝機械回轉系統(tǒng).29 4.2.1 回轉系統(tǒng)結構設計.29 4.2.2 回轉系統(tǒng)參數(shù)確定.30 4.3 高大樹木修枝機械升降系統(tǒng).31 4.4 高大樹木修枝機械動力系統(tǒng).32 5 高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng)高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng).34 5.1 動態(tài)配重系統(tǒng)原理.35 5.1.1 電動缸長度推導機械臂夾角.36 5.1.2 機械臂夾角推導傾翻力矩.39 5.1.3 傾翻力矩推導配重塊位移.40 5.2 動態(tài)配重系統(tǒng)結構設計.40 5.2.1 選定配重塊質量的試驗研究.41 5.2.2 配重系統(tǒng)機械結構設計.42 5.3 動態(tài)配重系統(tǒng)控制流程.44 6 高大樹木修枝機械動態(tài)特性分析高大樹木修枝機械動態(tài)特性分析.46 萬方數(shù)據 6.1 高大樹木修枝機械初步建模與工況分析.46 6.2 基于 ADAMS 的整機傾翻仿真試驗 .47 6.2.1 模型前處理與仿真.47 6.2.2 結果分析.49 6.3 高大樹木修枝機械模態(tài)分析與結構優(yōu)化.50 6.3.1 運輸狀態(tài)下模態(tài)分析與結構優(yōu)化.50 6.3.2 作業(yè)狀態(tài)下模態(tài)分析.52 7 樣機試制與試驗樣機試制與試驗.55 7.1 樣機試制.55 7.2 樣機試驗.57 7.2.1 樣機運動性能試驗驗證.57 7.2.2 修枝試驗.60 8 結論與展望結論與展望.61 8.1 結論.61 8.2 主要創(chuàng)新點.62 8.3 展望.62 參考文獻參考文獻.63 致謝致謝.66 攻讀碩士學位期間的成果攻讀碩士學位期間的成果.67 萬方數(shù)據萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 I中文摘要 林業(yè)是我國重要的農業(yè)產業(yè)之一，人工林面積位居世界首位，而且我國森林資源總量持續(xù)增長。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透光條件，增強光合作用，還能有效的減輕病蟲害及風雪自然災害。然而我國林木修枝機械的研究尚處于起步階段，國內修枝作業(yè)尤其高大樹木修枝作業(yè)方式仍較為原始，修枝工具較為簡單。國外對修枝機械的研究起步較早，針對 8m 以下的側枝，修枝機械配套比較完善、效率高、自動化程度高；而針對 8m 以上的側枝，修枝機械的自動化程度也相對較低，因此不符合中國林業(yè)的實際需求。 為填補我國高枝修枝機械行業(yè)空白，優(yōu)化我國相對簡陋的修枝工具，解決國內林業(yè)高大樹木修枝困難的實際問題。本文設計了一種針對林業(yè)高大樹木的修枝機械，本機械主要包括升降系統(tǒng)、回轉系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、末端執(zhí)行器、動態(tài)配重系統(tǒng)及動力系統(tǒng)六大部分。文中詳細闡述了高大樹木修枝機械的設計、仿真及優(yōu)化分析的全部過程。包括高大樹木修枝機械整機及各部分的設計方案；高大樹木修枝機械各部分的詳細設計過程，如末端執(zhí)行器導向卡鎖式修枝護茬鋸的結構設計，臂架系統(tǒng)中機械臂的設計與變幅機構鉸點位置的優(yōu)化設計，回轉系統(tǒng)的結構設計與參數(shù)計算，升降系統(tǒng)與動力系統(tǒng)的計算選型，動態(tài)配重系統(tǒng)的設計與控制流程闡述，整機三維模型的建立；基于 ADAMS 的傾翻仿真實驗與分析；基于 Workbench 的高大樹木修枝機械的有限元分析，如針對臂架系統(tǒng)的靜力學分析，針對整機的模態(tài)分析，并根據靜力學分析與模態(tài)分析結果對整機進行了優(yōu)化設計。 最后根據最終設計方案對相關零部件進行選型、加工，制作了全尺寸樣機一臺，并進行了樣機試驗驗證。 本機械修枝高度達到15m， 作業(yè)半徑達到6m， 最大修枝直徑10cm，并且該機械可以在修枝的同時進行修枝茬口的養(yǎng)護。具有自動化程度高、操作簡單、轉彎半徑小等優(yōu)點。 關鍵詞：高大樹木修枝機械；參數(shù)化設計；動力學分析；有限元分析；優(yōu)化分析 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 II 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 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 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 1 1 緒論 1.1 課題研究的背景及意義 1.1.1 研究背景 近年來林業(yè)產業(yè)受到人們越來越廣泛的關注。一方面是因為林業(yè)是我國重要的農業(yè)產業(yè)之一，據 2014 年全國林業(yè)統(tǒng)計年報顯示 2014 年林業(yè)產業(yè)總產值達到 5.40 萬億元，比 2013 年增長 14.20%；另一方面擴大森林覆蓋率是改善我國自然環(huán)境的重要手段，林業(yè)的可持續(xù)發(fā)展在推進生態(tài)文明建設中擔任著首要任務。 據第八次全國森林資源清查（2009-2013，五年一次）結果顯示，我國森林面積達到 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（耿國彪，2014；胡超，2015）。該調查結果顯示我國森林資源總量持續(xù)增長、質量不斷提高、天然林穩(wěn)步增加、人工林快速發(fā)展，由此看出我國森林資源進入了數(shù)量迅速增長，質量不斷提高的快速發(fā)展時期。然而報告還指出，與全球森林覆蓋率 31%的平均水平相比較我國仍然是一個缺林少綠、生態(tài)脆弱的國家，人均森林面積僅占世界人均水平的 25%，因此我國林業(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)機械也到了不得不創(chuàng)新、不得不發(fā)展的時期（耿國彪,2014）。 相關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樹木的光合作用、改善林木干形、促進林木生長提高木材質量；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、降低風雪災害、病蟲災害發(fā)生的可能性（楊義勇等，2012；秦柱南，2014）。針對我國森林撫育面積廣、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強度大、作業(yè)環(huán)境差、危險性高、裝備缺乏的現(xiàn)狀，本項目旨在研制一種適用于林業(yè)高大樹木修枝的全新型修枝機械。 1.1.2 研究意義與課題來源 本項目研制的高大樹木修枝機械是一種用于高大樹木修枝的智能林業(yè)裝備，用以實現(xiàn)林業(yè)高枝的高效修剪工作。該機械主要由動力系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、旋轉系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、末端剪枝鋸、動態(tài)配重系統(tǒng)以及電控系統(tǒng)等組成。升降系統(tǒng)結合臂架系統(tǒng)使修剪高度達到 15m， 工作半徑達到 6m， 導向卡鎖式高枝修剪護茬鋸可以實現(xiàn)最大半徑為 10cm 樹枝萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 2的修剪；簡單有效的結構設計使得該設備可由小型拖拉機、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，通過無線接收器將實時畫面?zhèn)鬏數(shù)斤@示器，研制的智能控制器可實現(xiàn)機械手的姿態(tài)調整和剪枝鋸的精確定位。 該機械具有操作方便、智能高效、安全系數(shù)高等優(yōu)點。項目的順利實施能夠有效解決現(xiàn)有的高空剪枝作業(yè)勞動強度大、工作效率低、操作不便等問題。項目的順利實施為提高我國林業(yè)修枝機械的技術水平、推進產業(yè)化進程及推廣國家森林撫育制度起到關鍵作用。 本課題源于山東省科技發(fā)展計劃項目 “高大樹木剪枝機的研制” （2013GGB01028） ，旨在研制一種新型高大樹木修枝機械及其電控系統(tǒng)。項目主要研究內容如下：首先是基于虛擬樣機的高大樹木修枝機械整機機械結構的設計、優(yōu)化分析與加工；其次是基于運動學逆解的臂架式機械手運動控制方法研究、基于無線視頻的輔助軟件開發(fā)、整機控制器的研制；最后是高大樹木修枝機械的林場試驗。由于本文作者主要負責本課題機械部分，因此除動態(tài)配重系統(tǒng)以外本文不涉及控制方案的確定。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 樹木側枝在樹木生長過程中的特定時期會促進樹木自身發(fā)育，特定時期過后冗余側枝就會對樹木自身的生長起到阻礙作用，消耗過多的養(yǎng)分、不利于通風、病蟲害蔓延、防火條件下降等問題接踵而至。另外城市馬路兩側的樹木側枝過長會導致遮擋交通信號燈等問題。科學合理的人工修枝不僅能夠增強樹木光合作用，促進樹木生長改善樹木干型、提高成材率（Hoogesteger J,1992）；還可以改善林木通風透光條件，減輕病蟲害和風吹雪壓等自然災害（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?shù)娜斯ば拗е聵淦ら_裂、茬口不規(guī)則或茬口過高等問題引起樹木感染形成死結、疤痕，甚至引起大片樹林交叉感染導致樹木死亡。本部分對修枝作業(yè)方式和修枝鋸的國內外現(xiàn)狀進行闡述。 1.2.1 修枝作業(yè)方式國內外發(fā)展現(xiàn)狀 國內修枝作業(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木高處修剪樹枝或手持裝有加長桿的剪枝工具站在地面對側枝進行修剪，甚至手持長桿對冗余側枝敲打進行修整枝條，如圖 1-1 所示。上述方式不僅勞動強度大、效萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 3率低下，而且極有可能引發(fā)墜落側枝砸傷工作人員以及工作人員從高空跌落的危險事件；更重要的是由于加長桿剛度不足，剪枝工具晃動難以定位導致修枝茬口不平滑、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， 這種方式能夠修剪 10m 以上的側枝， 但是這種修枝方式仍應歸結為傳統(tǒng)人力修枝方式，因為其工作方式只是由工作人員架梯攀爬轉變?yōu)榻柚呖兆鳂I(yè)車輔助修枝，這種剪枝工作要有 23 個工作人員同時操作，而且對作業(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)車的機械臂也無法展開；另外在高空操作臺上的工作有著較大的危險性工作人員易疲勞。隨著科技的發(fā)展， 國內也逐漸出現(xiàn)了新的機械化修枝方式。 2006 年湖南農業(yè)大學工程技術學院鄒運梅等研制了一種背負高枝剪切機，其結構如圖 1-2 所示，該機以汽油機作為動力，采用軟軸傳動進而驅動剪枝鋸，一定程度上提高了勞動效率改變了傳統(tǒng)的人力修枝的現(xiàn)狀，但是該機械只能夠修剪高度在 6m 以內的側枝而且勞動強度大（鄒運梅等，2006）。另外國內一些研究機構也正在研發(fā)新型的爬樹修枝機器人結構，如圖 1-3 所示。這種機器人智能化程度高、修枝效果好，但是這種爬樹修枝機器人限制性比較強，只適用于樹干較直樹形；剪枝無選擇性，采用一刀切的剪枝方式；攀爬輪在攀爬過程中會對樹皮造成一定傷害（苑進等，2013）。 圖 1-1 國內常見人力修枝方式 Fig.1-1 Common way of artificial pruning used in China 國外在修枝方式上對機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，這種修枝方式簡單方便、實用性強，效率高。但這類機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 35 萬元購進的德國修枝機械、配套大馬力拖拉機，利用拖拉機傳萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 4動軸驅動該設備的液壓系統(tǒng)并利用液壓動力完成全部工作，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升降平臺之上，通過自動升降進行高空修枝作業(yè)的升降平臺，作業(yè)時各個平臺受其獨立的液壓系統(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，利用絞盤來實現(xiàn)升降功能，作業(yè)高度在 20m 左右，但自動化程度較低。對于 8m 以上的側枝國外同樣研究爬樹修枝機器人，例如日本的星靈公司等（徐軍，2011）。 圖 1-2 背負式高枝剪切機 圖 1-3 爬樹修枝機器人 Fig.1-2 Shoulder type tall trees trimmer Fig.1-3 Tree pruning robot 圖 1-4 德國修枝機械 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、 促進林木生長并獲得干型良好的木材， 應使修枝茬口盡量平整 （特殊樹種除外），茬口盡量控制在 0.52cm 之間，保證樹木修枝茬口盡快愈合。另外為防止修枝茬口積水、腐爛，還要在樹木修后及時進行茬口養(yǎng)護，一般使用 5%的硫酸銅溶液噴涂茬口（張廓玉，1989）。目前側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。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 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小枝條， 并且造價低廉， 使用簡單， 在果農中使用較為普遍。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、 圓盤鋸、鏈鋸及其衍生出的相關電動工具如電鏈鋸、馬刀鋸等，這類修枝工具除圓盤鋸外都能夠實現(xiàn)大直徑側枝的修剪，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，但是均不能在修枝同時實現(xiàn)對茬口的養(yǎng)護，需要由專人負責在修枝以后進行茬口養(yǎng)護工作，大大增加了工作量。因此亟待研制一種新型修枝工具實現(xiàn)在修枝的同時進行茬口養(yǎng)護。 綜上所述，盡管現(xiàn)在人們應對高空剪枝問題有一定的解決方法，但這些方法存在一些較大的缺點與局限性，無法較好的解決高空剪枝的問題。因此當前迫切要求發(fā)明一種能夠靈活地穿梭于林地之間， 操作簡便、 安全高效的能修剪 15m 左右的高空粗大側枝的修枝機械。 1.3 本文主要研究內容 本文研制的一種新型高大樹木修枝機械。操作者在地面上即可實現(xiàn)高大樹木的修枝工作， 修剪高度可達 15m， 方便林間穿行， 能夠有效解決現(xiàn)有高空剪枝作業(yè)勞動強度大、工作效率低、操作不便等問題。 本文主要包括以下內容： （1）高大樹木修枝機械整機與各組成系統(tǒng)的方案設計； （2）高大樹木修枝機械各系統(tǒng)詳細的設計與優(yōu)化分析； （3）高大樹木修枝機械整機動態(tài)特性分析； （4）高大樹木修枝機械樣機試制與試驗； 上述各部分具體工作內容概述如下： （1）在查閱高空作業(yè)機械設計相關文獻的基礎上，根據高大樹木修枝機械實際需求和實際工況，綜合考慮實用性、安全性、經濟性等各方面因素，確定整機設計方案及各組成系統(tǒng)的設計方案。 （2）根據第一部分中確定的整機和各組成系統(tǒng)的設計方案，充分查閱機械設計手冊進行各項設計計算， 結合 AutoCAD、 SolidWorks、 ADAMS、 Workbench 等 CAD、 CAE軟件對各組成系統(tǒng)進行設計。本部分將高大樹木修枝機械六個系統(tǒng)分為三大部分進行詳細介紹。首先是臂架系統(tǒng)，包括對臂架系統(tǒng)的結構設計、變幅機構的參數(shù)化優(yōu)化設計、萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 6臂架系統(tǒng)的靜力學分析與優(yōu)化、臂架系統(tǒng)動力學分析等內容；其次是動態(tài)配重系統(tǒng)，包括動態(tài)配重系統(tǒng)的原理闡述、結構設計以及控制原理的闡述；最后是除臂架系統(tǒng)和動態(tài)配重系統(tǒng)以外的末端執(zhí)行器、 回轉系統(tǒng)、 升降系統(tǒng)、 動力系統(tǒng)等其它關鍵系統(tǒng)設計計算。 （3）根據整機各系統(tǒng)的詳細設計方案，運用 SolidWorks 對機械結構進行虛擬樣機建模，對高大樹木修枝機械進行了動態(tài)特性分析。主要包括基于 ADAMS 的整機作業(yè)狀態(tài)中最危險工況進行穩(wěn)定性仿真試驗與分析以及基于 Workbench 的整機模態(tài)分析與結構優(yōu)化。 （4）根據優(yōu)化后的模型參數(shù)進行零部件選型、繪制加工圖紙并進行全尺寸樣機加工、運動性能驗證和修枝性能試驗驗證。 1.4 論文結構 本論文共分為八個部分： 第一部分為緒論。 論述了本課題的研究目的、 意義及項目來源； 對國內外研究現(xiàn)狀、發(fā)展趨勢、課題的研究背景及課題的主要研究內容及研究思路進行了闡述。 第二部分介紹了高大樹木修枝機械整機及各部分的設計方案。 第三部分介紹了高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)設計與優(yōu)化分析。 第四部分介紹了高大樹木修枝機械其它關鍵系統(tǒng)設計過程。 第五部分介紹了高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng)的設計過程。 第六部分介紹了高大樹木修枝機械動態(tài)特性的分析。 第七部分介紹了樣機的試制及試驗。 第八部分對本文的主要工作進行了總結并提出了一些展望。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 7 2 高大樹木修枝機械方案設計 2.1 整機技術參數(shù)與設計方案 2.1.1 整機技術參數(shù) 在查閱高空作業(yè)機械設計相關文獻的基礎上，綜合考慮林木高度、林木間距、林場工作環(huán)境等高大樹木修枝機械實際需求和實際工況，確定整機技術參數(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）運輸狀態(tài)整機尺寸（長寬高）：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）運輸方式：牽引型 （9）動力來源：交流發(fā)電機 2.1.2 整機設計方案 為使高大樹木修枝機械能夠切實服務于林業(yè)撫育工程，根據上述技術參數(shù)的要求，經過多方調研、討論確定整機應包含機械結構和電控系統(tǒng)兩大系統(tǒng)，其中機械結構中主要包括末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉系統(tǒng)、升降系統(tǒng)（包括底盤、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機控制面板、牽引架等各類輔助機構）、動態(tài)配重系統(tǒng)、動力系統(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電控系統(tǒng)，在此不進行闡述。 圖 2-1 高大樹木修枝機械的系統(tǒng)組成 Fig.2-1 High-branch pruning machine system components 工作原理：高大樹木修枝機械結構示意圖如圖 2-2 所示，高大樹木修枝機械由拖拉萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 8機或皮卡等牽引車牽引至林場等工作環(huán)境后，由操作人員在地面進行操作。控制面板上集成了視頻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)境高清畫面，并操作各類按鈕控制整機的提升、旋轉、末端執(zhí)行器的運動等各類復雜運動。其中動力系統(tǒng)為本機動力來源，為本機各種設備提供電能；升降系統(tǒng)同時具備行走和升降功能， 用于提高整機工作高度； 回轉系統(tǒng)位于升降系統(tǒng)頂端， 連接升降系統(tǒng)和臂架系統(tǒng)，主要用于保證整機水平面內自由度；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，主要用于實現(xiàn)本機修枝護茬功能；動態(tài)配重系統(tǒng)主要用于保證臂架系統(tǒng)平衡性，提高整機穩(wěn)定性。 1.末端執(zhí)行器 2.臂架系統(tǒng) 3.回轉系統(tǒng) 4.升降系統(tǒng) 5.動態(tài)配重系統(tǒng) 6.動力系統(tǒng) 圖 2-2 高大樹木修枝機械結構示意圖 Fig.2-2 Diagram of high-branch pruning machine 2.2 各系統(tǒng)技術參數(shù)及設計方案 本節(jié)將根據整機技術參數(shù)及設計方案對末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)和動力系統(tǒng)的技術參數(shù)及設計方案展開敘述。 2.2.1 末端執(zhí)行器 末端執(zhí)行器是整機功能性系統(tǒng)，其位于臂架系統(tǒng)最末端。主要用于實現(xiàn)高大樹木修枝機械的修枝功能以及修枝同時進行茬口養(yǎng)護的功能。 高大樹木錯綜復雜的側枝情況決定了剪枝鋸工作環(huán)境復雜性，地面上的操作者難以直接判斷高空中待剪側枝具體位置，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)境視頻信號實時傳回到控制面板的顯示器上；此外末端執(zhí)行器還需要有導向功能及卡鎖功能，這樣有利于末端執(zhí)行器自身與樹木之間的相對固定，減輕臂架系統(tǒng)振動；最大修枝直徑要達到 10cm；而且根據樹木修枝的技術要求，末端執(zhí)行器應具有在修枝過程中實時養(yǎng)護茬口的功能。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 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)，在保證其強度的同時需要盡可能輕量化設計，臂架系統(tǒng)自重應控制在 120kg 以內；考慮整機運輸狀態(tài)下的通過性，臂架系統(tǒng)應具備可折疊功能。臂架系統(tǒng)借鑒水泥泵車臂架系統(tǒng)（張亞楠，2014；Y.A. KHULIEF,2001），各機械臂之間串聯(lián)，主要包含底座與四節(jié)機械臂。各機械臂首尾相連，相鄰機械臂之間由電動缸變幅機構驅動，運輸狀態(tài)下處于折疊狀態(tài)，工作狀態(tài)下要求工作半徑達到 6m。第一節(jié)機械臂與底座之間俯仰角范圍 90-210，第二節(jié)機械臂與第一節(jié)機械臂之間俯仰角范圍 90-180， 第三節(jié)機械臂與第二節(jié)機械臂之間俯仰角范圍 0-180， 第四節(jié)機械臂與第三節(jié)機械臂之間偏轉角范圍左右擺動 30（王瑋，2013；楊世文，2012）。 2.2.3 回轉系統(tǒng) 回轉系統(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)在水平面內的旋轉自由度。回轉系統(tǒng)運動構件與臂架系統(tǒng)底座相連，回轉系統(tǒng)固定構件與升降系統(tǒng)頂端相連。因此回轉系統(tǒng)除起到回轉功能以外，還對臂架系統(tǒng)起到支承功能。 由于臂架系統(tǒng)在回轉系統(tǒng)之上，而且處于偏載狀態(tài)，尤其臂架系統(tǒng)完全展開伸直的6m 狀態(tài)下會對整機產生極大傾翻力矩，這要求回轉系統(tǒng)要有較強的承載能力；此外回轉系統(tǒng)應具備自鎖功能，以防止臂架系統(tǒng)發(fā)生失控轉動的情況；功能上還要求其能驅動臂架系統(tǒng)相對于升降系統(tǒng)選轉 360。 2.2.4 升降系統(tǒng) 升降系統(tǒng)主要用于保證整機升降高度以及行走功能。主要包含了本機底盤、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機控制面板、牽引架等各類輔助機構。 林場復雜的工作環(huán)境要求整機有較強的通過性，運輸狀態(tài)下要求其轉彎半徑較小，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)、回轉系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器總重；升降高度 8m，支撐腿撐開能夠防止整機傾翻，保證整機穩(wěn)定性。 2.2.5 動態(tài)配重系統(tǒng) 動態(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)下產生的傾翻力矩，萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 10以保證整機平衡性。 臂架系統(tǒng)在不同姿態(tài)下會產生不同的傾翻力矩，尤其完全水平展開后長達 6m 會產生較大的傾翻力矩，如果不加以平衡會損壞回轉系統(tǒng)甚至導致整機傾翻，因此有必要設計動態(tài)配重系統(tǒng)，要求其能夠根據臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)迅速做出反應，保證臂架系統(tǒng)傾翻力矩一直處于安全范圍以內。 2.2.6 動力系統(tǒng) 動力系統(tǒng)作為整機動力來源，主要用于提供整機各系統(tǒng)所需的電能。 高大樹木修枝機械中有多處都需要電能支持，比如升降系統(tǒng)液壓單元中的液壓泵，回轉支承系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器的驅動電機等。因林場工作環(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，為了提高本機的通用性， 為本機配備 220V 交流發(fā)電機組 （整機作業(yè)狀態(tài)下所需電能不借助牽引車動力） ，滿載連續(xù)工作 4h 以上工作。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 11 3 高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)設計與優(yōu)化分析 高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)主要由臂架系統(tǒng)底座、四節(jié)機械臂、變幅機構、電動缸以及必要的連接件組成。其主要用于提高整機工作高度、保證末端執(zhí)行器的靈活性，增大工作空間， 是整機中最為重要的部分， 因此有必要對臂架系統(tǒng)進行詳細的優(yōu)化與分析。 根據第二章臂架系統(tǒng)設計方案中的要求，臂架系統(tǒng)自重應控制在 120kg 以內，相鄰機械臂之間由電動缸變幅機構驅動，臂架系統(tǒng)應具備可折疊性，運輸狀態(tài)下處于折疊狀態(tài)，工作狀態(tài)下要求工作半徑達到 6m。第一節(jié)機械臂與底座之間俯仰角范圍 90-210，第二節(jié)機械臂與第一節(jié)機械臂之間俯仰角范圍 90-180，第三節(jié)機械臂與第二節(jié)機械臂之間俯仰角范圍 0-180，第四節(jié)機械臂與第三節(jié)機械臂之間偏轉角范圍-30-30。本部分將從臂架系統(tǒng)結構設計、機械臂尺寸設計、變幅機構參數(shù)化優(yōu)化設計、臂架系統(tǒng)靜力學分析與優(yōu)化、臂架系統(tǒng)動力學仿真等幾個方面對臂架系統(tǒng)進行闡述。 3.1 臂架系統(tǒng)結構設計 3.1.1 機械臂結構設計 工業(yè)機器人尤其串聯(lián)機器人已經成為一種在工業(yè)現(xiàn)場廣泛應用的標準設備（王會方，2011），究其原因，其具有結構簡單、成本較低、控制簡單，運動空間較大等優(yōu)點（李明磊，2010）。為保證末端執(zhí)行器的靈活性，使其適用于高大樹木側枝錯綜復雜的工作環(huán)境。臂架系統(tǒng)仿形人體手臂，借鑒串聯(lián)機器人設計經驗（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)機械臂 3.第二節(jié)機械臂 4 第三節(jié)機械臂 5 第四節(jié)機械臂 圖 3-1 機械臂結構簡圖 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)機械臂。各機械臂及底座之間的約束關系如萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 12下：底座及四節(jié)機械臂首尾相連（末端執(zhí)行器固定在第四節(jié)機械臂末端）；第一節(jié)機械臂可繞臂架系統(tǒng)底座進行俯仰，第二節(jié)機械臂可繞第一節(jié)機械臂進行俯仰，第三節(jié)機械臂可繞第二節(jié)機械臂進行俯仰，第四節(jié)機械臂可繞地三節(jié)機械臂進行偏轉。 3.1.2 變幅機構結構設計 變幅機構是高空作業(yè)機械中最常用的機構，它不僅可以擴大機械工作范圍、改善驅動部件受力條件，還可以切實有效的提高工作效率。傳統(tǒng)的三點變幅機構如圖 3-2 中左圖所示，這種變幅機構結構簡單、可靠性強，能夠提供較大的驅動力，適合于大型起重機、挖掘機主臂、裝載機主臂等大噸位設備。但是這種變幅機構結構不夠靈活，很難實現(xiàn)運動構件繞相對靜止構件的大幅轉動；而且驅動缸行程過長，在轉動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 變幅機構示意圖 Fig.3-2 Diagram of luffing mechanism 在一些高空作業(yè)機械中，載荷較小的情況下多采用優(yōu)化后的三鉸點變幅機構（連桿變幅機構），其結構如圖 3-2 中右圖所示，這種變幅機構中驅動缸提供動力，驅動兩個連桿，進而驅動相對運動構件繞相對靜止構件轉動。這種結構鉸點布置緊湊，驅動缸行程縮短、且能夠實現(xiàn)兩構件之間的大角度旋轉，必要時可以超過 180。高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)對靈活性要求更高，承載方面只要承載末端執(zhí)行器和自身重力，并無外加載荷，因此采用這種優(yōu)化后的連桿變幅機構。 3.2 機械臂尺寸設計 根據前期調研討論，決定選用升降高度 8m 的升降平臺，其運輸狀態(tài)下高度約高萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 131.4m。由于整機要求工作高度 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、運輸狀態(tài)下的可折疊性，確定臂架系統(tǒng)機械臂結構尺寸如下： 底座安裝尺寸 1510mm，第一節(jié)機械臂安裝尺寸 2400mm，第二節(jié)機械臂安裝尺寸2316.35mm，第三節(jié)機械臂安裝尺寸 858mm，第四節(jié)機械臂外接末端執(zhí)行器后總尺寸1188.12mm。 根據機械設計經驗可知載荷最大最復雜的地方大都發(fā)生在機械臂鉸點處，為提高機械強度， 本臂架系統(tǒng)中各機械臂鉸點處都進行材料加厚處理設計成接頭與各機械臂主體進行焊接。參考前人設計經驗（皮云云，2011；吳剛，2012），并進行初步計算，確定將高強度結構鋼 HG70 作為機械臂主體材料，HG70 廣泛用于工程機械、汽車改裝、通用機械、煤炭機械等領域，截面規(guī)格40 60 3mm，第一節(jié)機械臂主體 2090mm，第二節(jié)機械臂主體 2029mm，第三節(jié)機械臂主體 338mm。HG70 力學性能如表 3-1 所示。 表 3-1 HG70 力學性能 Tab.3-1 Mechanical properties of HG70 材料 密度 彈性模量 泊松比 抗拉強度 屈服強度 HG70 37.89g/cm 201GPa 0.3 685MPa 590MPa 3.3 變幅機構優(yōu)化設計 對于高大樹木修枝機械臂架系統(tǒng)的性能而言，系統(tǒng)中的電動缸變幅機構起著至關重要的作用，結構尺寸不僅關系到各電動缸的載荷狀況也關系到整機后期控制方案的復雜程度，因此有必要對變幅機構進行優(yōu)化設計。本節(jié)以第一節(jié)機械臂變幅機構為例對變幅機構進行參數(shù)化優(yōu)化設計。 第一節(jié)機械臂變幅機構如圖3-3所示， 第一節(jié)機械臂通過點O與臂架系統(tǒng)底座連接，連桿 AC 與底座鉸接于點 C，連桿 AD 與第一節(jié)機械臂鉸接于點 D，連桿 AC、連桿 AD和電動缸活塞桿通過點 A 點連接，缸筒和底座鉸接于點 B。 通過分析可以發(fā)現(xiàn)在此變幅機構中鉸點 A、B、C、D 的位置會影響變幅機構的驅動載荷、驅動范圍等性能。以鉸點 A 為例，A 可以在圖 3-3 所示的方形區(qū)域內任意分布，其所處位置不同會導致電動缸載荷不同，而且會影響第一節(jié)機械臂繞底座的轉動范圍。本節(jié)以電動缸變幅機構鉸點位置坐標為設計變量，電動缸載荷最小化為目標函數(shù)，對變幅機構進行優(yōu)化設計，最終獲得更加合理的變幅機構的結構參數(shù)（徐懷玉等，2011；鄭萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 14建榮，2002）。 1.臂架系統(tǒng)底座 2.電動缸 3.連桿 4.第一節(jié)機械臂 圖 3-3 第一變幅機構示意圖 Fig.3-3 Diagram of first luffing mechanism 3.3.1 優(yōu)化目標 優(yōu)化設計過程中在滿足工作要求的前提下，希望電動缸受力的最大值越小越好，所以將電動缸作用力最大值maxF作為分目標函數(shù)之一，為了使電動缸在整個變幅過程中受力較平緩，把電動缸受力平均值avgF作為分目標函數(shù)之二，本次優(yōu)化有兩個優(yōu)化目標，是一個多目標優(yōu)化的問題。優(yōu)化過程中，兩個目標函數(shù)不可能同時趨于最優(yōu)解，同時兩個優(yōu)化結果相互影響，甚至出現(xiàn)相互矛盾的現(xiàn)象。因此，根據兩個分目標函數(shù)的重要程度，本文采用統(tǒng)一目標法對兩個函數(shù)進行處理，其中1s、2s分別代表所占權重，最終得出優(yōu)化目標函數(shù)如下（孔軍等，2011）： 1max2avggs Fs F （3-1） 式中： maxF、avgF代表分目標函數(shù)一、二 1s、2s代表分目標函數(shù)一、二所占權重 3.3.2 設計變量 根據設計要求，如圖 3-3 所示，除 O 點的坐標不變外，其他任一鉸點坐標位置的變化都會影響電動缸載荷狀況，因此將 A、B、C、D 的位置坐標參數(shù)化并選取相應坐標作為設計變量，因為不同變量對優(yōu)化目標影響的敏感度不同，結合此結構實際情況選取如下表 3-2 所示所示的四個鉸點的五個坐標作為設計變量，綜合考慮計算機求解能力，每萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 15個變量取 5 個水平數(shù)。 表 3-2 鉸點坐標參數(shù)化 Tab.3-2 Parameterization of coordinates of hinges 鉸點 X 坐標 Y 坐標 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 對變幅機構進行參數(shù)化優(yōu)化時需要考慮多方面的約束。針對變幅機構的運動情況，主要從以下兩個方面進行約束。 (1)邊界約束 如圖 3-3 中所示鉸點 A 的位置是在某一區(qū)域內變化而并非無限制變化， 因此需要進行邊界約束，根據總體結構布置、電動缸行程等外部因素，確定 5 個設計變量的取值范圍，如表 3-3 所示： (2)變幅范圍約束 為滿足設計要求，在如圖 3-3 所示的坐標系中，第一節(jié)機械臂與臂架系統(tǒng)底座的夾角190210。 表 3-3 設計變量 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)化設計結果分析 根據上述的設計變量、優(yōu)化目標及約束條件，在 ADAMS 中設置設計變量、優(yōu)化目標及約束條件并進行參數(shù)化優(yōu)化設計。通過優(yōu)化分析得到 3125 組解，最優(yōu)一組的變量萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 16取值如表 3-4 所示： 表 3-4 優(yōu)化結果 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優(yōu)化前后電動缸在整個運動過程中載荷的變化情況，運用散點圖對第一節(jié)機械臂電動缸優(yōu)化前后載荷變化過程進行比對，結果如圖 3-4 所示： 圖 3-4 鉸點優(yōu)化前后電動缸驅動力對比 Fig.3-4 Electric cylinder load curve comparison 圖 3-4 中橫坐標為第一節(jié)機械臂與圖 3-3 中坐標系 X 軸正方向的夾角，縱坐標為電動載荷變化情況。仔細分析可以看出，第一節(jié)機械臂繞 O 點轉過 90 度以后，電動缸的載荷變換方向， 經過對比可以看出， 電動缸整個運動過程的載荷均值由優(yōu)化前的 3192.4N降低到 1969.1N，降幅達 38.3%，優(yōu)化后電動缸的受力曲線變化平緩，且最大值降低，載荷波動減小，明顯改善了變幅電動缸的受力狀況，為變幅機構參數(shù)提供了準確參考。 最后運用同樣的方法確定整個臂架系統(tǒng)各部分尺寸參數(shù)，優(yōu)化后的電動缸變幅機構較優(yōu)化前性能都有了大幅度的提高。 3.4 臂架系統(tǒng)靜力學分析與優(yōu)化設計 有限元法是隨著電子計算機的發(fā)展而迅速發(fā)展起來的一種現(xiàn)代計算方法，其基本思想是將連續(xù)求解域有限單元組合體，然后對單元進行力學分析，最后整體分析（陳錫棟等，2010；Hadad H Ramezani.A，2004）。本節(jié)主要利用 Workbench 對高大樹木修枝機萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 17械臂架系統(tǒng)進行靜力學分析與優(yōu)化， 下面對仿真分析流程進行簡單介紹， 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 CAD 軟件的接口， 因此可以將常見 CAD 軟件建立的模型直接導入其中，模型導入之前應進行模型簡化與清理，忽略并刪除對仿真結果影響不大的特征（王小杰，2013；劉果，2012）；模型導入后對模型進行前處理，如劃分網格添加約束、載荷等；前處理完成后利用軟件對其進行仿真求解（徐志堅 2013）；求解完成后對模型性能進行分析，不符合設計要求的情況下應對模型進行二次優(yōu)化設計。 3.4.1 臂架系統(tǒng)虛擬樣機的建立 本節(jié)借助于 SolidWorks 軟件建立高大樹木修枝機械的臂架系統(tǒng)的三維模型。 其三維模型如圖 3-6 所示。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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 高大樹木修枝機械工作狀態(tài)下臂架系統(tǒng)全部伸直的狀態(tài)是臂架系統(tǒng)最危險的工況，此工況下各零部件受力最復雜，變形最嚴重的，因此對此工況進行靜力學分析最具代表性。 參照上述的仿真流程對臂架系統(tǒng)的模型進行模型清理、添加載荷、劃分網格，劃分網格時關鍵件網格進行細化處理，仿真參數(shù)如下所示，具體操作過程此處不再贅述。臂架系統(tǒng)網格劃分結果如圖 3-7 所示（黃柯，2010）。 （1）仿真環(huán)境的設置 設置單位：長度單位 mm、質量單位 kg、力的單位 N、時間單位 s、。 設置重力加速度：方向設為-y 方向、大小設置為29.8m/s； 網格參數(shù)：單元數(shù)：99920；節(jié)點數(shù) 223209； 材料屬性：HG70 約束：對臂架系統(tǒng)底座進行固定約束。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 19 圖 3-7 有限元網格劃分 Fig.3-7 Finite element mesh generation 3.4.3 仿真結果分析 經過靜力學分析得出臂架系統(tǒng)應力云圖如圖 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 可知最大應力發(fā)生在第三節(jié)電動缸處，因為電動缸已經嚴重簡化，并無實際意義，發(fā)生在主要檢查零部件的應力均小于 214MPa，因此符合 HG70 的許用應力。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)機械臂所發(fā)生的變形積累所致，此變形不符合設計要求。經過對各零部件分析發(fā)現(xiàn)第一節(jié)機械臂主體變形嚴重， 其變形圖如圖 3-10 所示最大變形達到 27.764mm，而且第二節(jié)臂左接頭處存在應力集中現(xiàn)象。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 20 圖 3-10 第一節(jié)機械臂主體變形云圖 Fig.3-10 Deformation nephogram 3.4.4 結構優(yōu)化與分析 經過 3.4.3 中的分析可知臂架系統(tǒng)最大變形過大，需要對關鍵部件進行優(yōu)化。通過SolidWorks 對關鍵零部件進行了重新設計，第一節(jié)機械臂主體優(yōu)化前后對比圖如圖 3-11所示；接頭優(yōu)化前后對比圖如圖 3-12 所示。 圖 3-11 第一節(jié)機械臂主體優(yōu)化前后對比圖 Fig.3-11 Manipulator comparison diagram before and after optimization 圖 3-12 接頭優(yōu)化前后對比圖 Fig.3-12 Joints comparison diagram before and after optimization 對優(yōu)化后模型進行靜力學分析，得到應變云圖如圖 3-13 所示。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 21 圖 3-13 臂架系統(tǒng)變形云圖 Fig.3-13 Deformation nephogram 經過分析結構優(yōu)化后第二節(jié)臂左接頭處應力集中現(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。因整機臂架系統(tǒng)伸直長度接近 7000mm，因此 74.8mm 的最大變形量可以接受，這部分變形量無法避免，由此導致的末端執(zhí)行器定位誤差應在后期控制方案中予以補償。另外在作業(yè)過程中應盡量避免最危險工況的出現(xiàn)。 3.5 臂架系統(tǒng)動力學仿真及電動缸參數(shù)確定 通過對臂架系統(tǒng)的結構設計、尺寸設計得出了臂架系統(tǒng)主體結構及主要尺寸，比如各機械臂相對位置關系、機械臂長度、鉸點位置等信息。在此基礎上需要對臂架系統(tǒng)各部件進行詳細設計并進行虛擬樣機三維建模。ADAMS 具有強大的動力學仿真分析功能（王鐵軍，2006），但是 ADAMS 前處理模塊的三維建模功能較差，無法快捷地完成復雜模型的建模工作， 本節(jié)借助于 SolidWorks 軟件建立高大樹木修枝機械的臂架系統(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ADAMS/view，選擇如圖 3-14 所示的 File Import 將 parasolid 格式的文件導入其中（李增剛，2007）。 圖 3-14 ADAMS 模型導入界面 Fig.3-14 File import interface of ADAMS 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 22導入到 ADAMS 中的模型零件只是按原來的位置關系獨立的存在于 ADAMS 環(huán)境中， 原來在 SolidWorks 中定義的約束都不復存在，因此必須通過添加約束將他們重新裝配起來（王惠科，2010；馬慶忠，2014）。 （1）仿真環(huán)境的設置 設置單位：將長度單位設置為 m、質量單位設置為 kg、力的單位設置為 N、時間單位設置為 s、角度單位設置為度。 設置重力加速度：方向設為-y 方向、大小設置為29.8m/s （2）前處理 添加質量屬性、約束與驅動：為虛擬樣機各部件添加質量屬性，并添加各部件之間約束關系。以底座與第一節(jié)機械臂為例。底座與地面之間添加固定副；底座與第一電動缸筒之間，底座與第一節(jié)機械臂之間，底座與連桿之間，第一節(jié)臂與連桿之間，連桿與電動缸桿之間添加旋轉副；電動缸筒與電動缸桿之間添加滑動副，最終得到臂架系統(tǒng)在ADAMS環(huán)境下虛擬樣機如圖3-15所示。 圖 3-15 ADAMS 環(huán)境下臂架系統(tǒng)虛擬樣機 Fig.3-15 Virtual prototype of boom system in ADAMS 為在動力學仿真過程中測得電動缸最大載荷，設置電動缸驅動函數(shù)，使臂架系統(tǒng)各節(jié)機械臂依次展開，使由初始位置運動到最危險位置，如圖3-16所示。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 23 圖 3-16 臂架系統(tǒng)運動過程 Fig.3-16 Movement Process of boom system 根據此動作為驅動賦予驅動函數(shù)如表3-5所示。在滑動副上添加直線驅動。四個驅動的驅動函數(shù)如下表。 表 3-5 驅動函數(shù) Tab.3-5 Driving function 驅動 位置 驅動函數(shù) MOTION_1 第一電動缸 STEP(time, 0.0, 0.0, 5.0, 0) MOTION_2 第二電動缸 STEP(time, 5.0, 0.0, 35.0, 0.35) MOTION_3 第三電動缸 STEP(time,35.0, 0.0, 65.0, 0.39) MOTION_4 第四電動缸 STEP(time, 65.0, 0.0, 75.0,-0.07) +STEP(time, 75, 0.0, 85.0,0.1) （3）仿真結果 經過動力學仿真，可以得出四個驅動所需要的載荷，四個電動缸驅動載荷如圖3-17所示：經過分析可以看出第一節(jié)電動缸MOTION_1最大載荷為6235.6489 N，第二節(jié)電動缸MOTION_2最大載荷為5185.4037N，第三節(jié)電動缸MOTION_3最大載荷為2227.9849N，MOTION_4此時載荷較小，因此采用普通電動推桿驅動。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 24 圖 3-17 電動缸載荷曲線 Fig.3-17 Load curves of electric cylinders 經過分析上述仿真結果，確定三個伺服電動缸參數(shù)如表3-6所示。 表 3-6 電動缸規(guī)格參數(shù) Tab.3-6 Specification parameters of electric cylinders 電動缸 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 1040 535 7 二號 855 350 7 三號 861 390 3 有 后端叉鉸 前端關節(jié)軸承 50mm/s 可調 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 25 4 高大樹木修枝機械其它關鍵系統(tǒng) 本章將根據第二章中整機及各部分技術參數(shù)和設計方案對高大樹木修枝機械中除臂架系統(tǒng)及動態(tài)配重系統(tǒng)之外的其它關鍵系統(tǒng)進行詳細的設計與分析，除傳統(tǒng)設計方法外，還使用了AutoCAD、SolidWorks、ADAMS等先進的CAD、CAE軟件輔助方法。下面將對高大樹木修枝機械末端執(zhí)行器、回轉系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動力系統(tǒng)的設計過程和方法進行闡述。 4.1 高大樹木修枝機械末端執(zhí)行器 樹木修枝是林業(yè)撫育工程的重要環(huán)節(jié)。樹木修枝有著嚴格要求，樹木留茬不當或修枝茬口養(yǎng)護不合理會嚴重影響樹木發(fā)育甚至引起茬口腐爛造成樹木病變。各種樹木修枝對留茬高度和茬口質量要求不同，如速生楊樹若留下較長的枝茬就容易在茬口處積水，腐爛成洞；生長緩慢的松柏愈合能力差，若修成平滑的茬口勢必造成茬口過大不能很快愈合進而導致病害引起茬口腐爛，所以在修剪中、大枝時(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行茬口保護（張廓玉，1989；張利梅，2010）。 根據第二章末端執(zhí)行器設計方案中的要求，為適應高大側枝錯綜復雜的工作環(huán)境，并防止整機在修剪過程中振動過大，本鋸具有導向功能、對側枝的卡鎖功能、實時茬口養(yǎng)護功能、可視化功能。本節(jié)設計了一種新型的末端執(zhí)行器導向卡鎖式高枝修剪護茬鋸，其外形如圖4-1所示，主要包括殼體機構、夾持機構、修枝機構和茬口養(yǎng)護機構四部分，下面將對各部分一一展開說明。 1 殼體機構 2 夾持機構 圖 4-1 導向卡鎖式修枝護茬鋸 Fig.4-1 Guide-latch wound-conservation pruning saw 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 264.1.1末端執(zhí)行器結構設計 林業(yè)高枝修剪護茬鋸主要包括殼體結構、夾持機構、修枝機構和茬口養(yǎng)護機構等四部分（苑進等，2014）。 （1）殼體機構決定了剪枝鋸外形，主要用于包覆整機內部結構，提高修枝鋸安全性，其結構如圖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；另外殼體上與儲藥鋸片相對的一側設有兩個排屑口以便于及時排出修枝過程中產生的木屑，殼體前端為帶齒虎口，這種結構對剪枝鋸具有導向功能。 （2）夾持機構主要用于在修剪過程中夾持側枝，以減輕在末端執(zhí)行器工作時整機的振動，其結構如圖4-1所示。包括兩個安裝在殼體機構上的夾持爪、夾持彈簧以及與之相配合的夾持閘線、夾持推桿。夾持推桿拽動夾持閘線可以使夾持爪夾緊側枝，夾持彈簧可以使夾持爪復位。 （3）修枝機構主要用于實現(xiàn)修枝工作，其結構如圖4-2所示，主要包括電機、錐齒輪、同軸齒輪、導板彈簧、連桿、導板、滑塊、儲藥鋸片、偏心輪、圓柱齒輪。 電機位于殼體內為剪枝鋸提供用于往復運動的動力；軸承安裝在殼體機構的圓形凹槽中；錐齒輪安裝在電機軸末端；同軸齒輪由一個錐齒輪和圓柱齒輪按照上下順序配合安裝構成并安裝在殼體上，同軸齒輪上側的錐齒輪和安裝在電機上的錐齒輪嚙合；導板可活動的連接在軸承上可繞其轉動，導板末端設有一滑槽，滑槽側壁開有修枝閘線連接孔， 導板遠滑槽端設有彈簧掛接點和偏心輪安裝軸， 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動，偏心輪下側的圓柱齒輪和同軸齒輪下側的圓柱齒輪嚙合；連桿一端為環(huán)形，另一端開有銷孔，連桿環(huán)形內壁與偏心輪配合安裝；滑塊安裝在導板上的滑槽內并可在滑槽內往復運動，滑塊上開有銷孔和鋸片安裝孔，滑塊上的銷孔通過銷子與連桿上的銷孔配合將連桿和滑塊安裝在一起；儲藥鋸片一端開有鋸片安裝孔且兩側開有儲液槽可以暫時存儲藥液并防止藥液回流到內腔，儲藥鋸片通過鋸片安裝孔與滑塊連接，可以隨滑塊做往復運動；修枝閘線一端連接在導板滑槽上并能拖動其繞軸承轉動；導板彈簧一端掛接在導板的彈簧掛接點上，另一端掛接在體殼，常態(tài)為收縮狀態(tài)，工作時被拉長，剪枝完成后可以使導板復位。 往復運動：由電機提供動力，經過輪系傳動使偏心輪旋轉，偏心輪的旋轉運動通過萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 27連桿轉換為滑塊在導板上的往復運動，滑塊的往復運動帶動儲藥鋸片作往復運動。 鋸切運動：剪枝閘線拉動導板帶動鋸片作剪切運動。 1910112 34 5678 1 電機、2 錐齒輪、3 同軸齒輪、4 導板彈簧、5 連桿、6 導板、7 滑塊、 8 扇形噴頭、9 儲藥鋸片、10 偏心輪、11 圓柱齒輪 圖 4-2 修枝機構示意圖 Fig.4-2 Diagram of pruning mechanism （4）茬口養(yǎng)護機構主要應用于修枝以后及時進行茬口養(yǎng)護，包括扇形噴頭、輸藥管、藥液箱。扇形噴頭安裝在儲藥鋸片的正上方，確保噴頭工作時噴出的藥液恰好噴灑在儲藥鋸片上，以便于在儲藥鋸片工作的同時為其提供藥液；儲藥鋸片的往復運動恰好能將藥液均勻涂抹于修枝茬口上。來自藥液箱的高壓藥液可以由人工手動控制或自動控制。 4.1.2工作原理及仿真試驗 （1）工作原理及過程 工作準備：操作人員將用于養(yǎng)護茬口的藥液裝于藥液箱中；將修枝護茬鋸通過主體連接塊安裝在加長桿或機械臂末端，并固定好推桿；尋找作業(yè)對象，將待修枝條卡在殼體帶齒虎口內；夾持推桿帶動閘線克服夾持彈簧彈力使夾持爪夾緊待修樹枝。 修枝和茬口護理同步進行工作過程： 修枝過程：電機啟動帶動電機末端的錐齒輪轉動，錐齒輪的轉動帶動同軸齒輪進而偏心輪轉動，偏心輪的轉動帶動連桿進而帶動滑塊在導板的滑槽內作往復運動，儲藥鋸片在滑塊的帶動下作往復運動；修枝推桿啟動牽引修枝閘線，在修枝閘線的帶動下導板萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 28繞軸承轉動，鋸片對枝條施加壓力，在鋸片壓力和往復運動的共同作用下對枝條進行切割，與此同時修枝彈簧被拉伸。 茬口養(yǎng)護：在修枝工作的同時藥液箱中的藥液通過輸藥管的輸送由扇形噴頭噴出，恰好噴在鋸片背部，鋸片的往復運動過程將藥液涂抹在了茬口上。 復位：作業(yè)結束后拉伸狀態(tài)下的導板彈簧將導板拉回原位，夾持彈簧使夾持爪恢復原位，最終實現(xiàn)復位。 (2)虛擬樣機仿真試驗 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入到ADAMS中對其加載相應約束，并為電機加載2600r/min的旋轉速度，得出儲藥鋸片沿導板方向位移時間曲線如圖4-4所示，由圖4-4中曲線可知剪枝鋸有效行程約為25mm，符合設計要求，而且其運動過程中位移變化平緩證明運動過程中無過強沖擊，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 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 294.2 高大樹木修枝機械回轉系統(tǒng) 經過前面的設計最終確定了臂架系統(tǒng)及末端執(zhí)行器的結構尺寸等參數(shù)，然而臂架系統(tǒng)缺少了整體在水平面內的旋轉自由度，因此有必要為臂架系統(tǒng)設計一個回轉系統(tǒng)。回轉系統(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回轉系統(tǒng)結構設計 由于臂架系統(tǒng)固定在回轉系統(tǒng)之上，因此要求回轉系統(tǒng)具有較強的承重能力；另外臂架系統(tǒng)的質心不在回轉系統(tǒng)的旋轉軸上，載荷處于偏載狀態(tài)，尤其臂架系統(tǒng)完全伸直展開的6m狀態(tài)下會產生極大傾翻力矩。綜上，回轉系統(tǒng)所受載荷如圖4-5所示，這要求回轉系統(tǒng)要有較強的承載能力。此外回轉系統(tǒng)應具備自鎖功能，以防止臂架系統(tǒng)發(fā)生失控轉動的情況； 功能上還要求其能驅動臂架系統(tǒng)相對于升降系統(tǒng)進行360旋轉運動。 1 固定構件、2 運動構件 圖 4-5 回轉系統(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，本回轉系統(tǒng)優(yōu)先選用閉環(huán)控制的步進電機進行驅動，步進電機斷電后的自鎖功能有限，因此本系統(tǒng)的自鎖功能不應僅僅依賴于步進電機。經過查看相關文獻總結經驗，本文選用了蝸輪蝸桿式回轉支承，其結構如圖4-6所示。 圖 4-6 蝸輪蝸桿式回轉支承 Fig.4-6 Slewing ring by worm gear 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 30這種回轉支承包括蝸桿、殼體、回轉支承等部件。蝸輪蝸桿回轉支承集成度高、占用空間小；只能蝸桿帶動蝸輪而不能反向傳動，自鎖性能可靠，能夠輕易地獲得較大的減速比（蔣桂平等，2014）。基于上述特性，蝸輪蝸桿回轉支承被廣泛應用于高空作業(yè)機械、光伏發(fā)電設備、起重機等工程機械中。 4.2.2回轉系統(tǒng)參數(shù)確定 （1）回轉支承選型 根據臂架系統(tǒng)重量及尺寸參數(shù)確定使用SE7-73-16R型回轉支承（圍欄型-73:1-直徑16驅動安裝孔），其參數(shù)如表4-1所示。 表 4-1 回轉支承規(guī)格參數(shù) Tab.4-1 Specification parameters of slewing ring 特征 描述 減速比 i 73:1 輸出轉矩 1500N m 傾覆力矩 13500N m 軸向靜動載荷 133kN32kN 徑向靜動載荷 53kN28kN 精度等級 0.2 自鎖 是 自重 21kg （2）步進電機選型 此應用環(huán)境下應主要考慮啟動轉矩以及蝸輪蝸桿傳動效率問題。 將臂架系統(tǒng)各部件簡化為簡單形狀，在其伸直狀態(tài)下求整個臂架系統(tǒng)對回轉系統(tǒng)旋轉軸的轉動慣量； 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)啟動力矩： 600N mMJ （4-2） 式中：代表臂架系統(tǒng)啟動時加速度，rad/s2 回轉支承輸入端所需轉矩 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 31021.0N mMMi （4-3） 式中：i回轉系統(tǒng)減速比 回轉系統(tǒng)效率 綜合考慮開始忽略掉的摩擦轉矩，采用86步進電機經6倍減速器后驅動。最終回轉系統(tǒng)實物圖如圖4-7所示。 圖 4-7 回轉系統(tǒng) Fig4-7 Rotation system 4.3 高大樹木修枝機械升降系統(tǒng) 升降系統(tǒng)主要用于提升整機工作高度， 根據設計參數(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，本文中升降系統(tǒng)包含了本機底盤、行走系統(tǒng)、支撐腿、整機控制面板、牽引架等各類輔助機構。 林場復雜的工作環(huán)境要求整機有較強的通過性，運輸狀態(tài)下要求其轉彎半徑較小，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)、回轉系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器總重；升降高度8m，支撐腿撐開能夠防止整機傾翻，保證整機穩(wěn)定性。 綜合整機工作環(huán)境的要求，升降系統(tǒng)決定采用剪叉式升降方式。剪叉式升降方式運輸狀態(tài)體積小、運動靈活，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（孫振杰，2012）。經過對臂架系統(tǒng)及回轉系統(tǒng)的計算決定使用升降8m、承載500kg的SJY-0.5-8剪叉式升降平臺，并對其底盤進行改造，其參數(shù)如表4-2。升降系統(tǒng)三維模型如圖4-8所示。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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 高大樹木修枝機械動力系統(tǒng) 因高大樹木修枝機械需要野外作業(yè)，綜合各系統(tǒng)所需功率及高大樹木修枝機械中有多處都需要電能支持，比如升降系統(tǒng)液壓單元中的液壓泵，回轉支承系統(tǒng)、臂架系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)、末端執(zhí)行器的驅動電機等。動力系統(tǒng)作為整機動力來源，要為各系統(tǒng)提供電能。因林場工作環(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， 為了提高本機的通用性， 為本機配備220V交流發(fā)電機組 （不借助牽引車動力） ，滿載連續(xù)工作4小時以上。 綜合上述要求，經過計算選用常柴CCGF7500D汽油發(fā)電機如圖4-9所示，其具體參數(shù)如表4-3所示。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 33 圖 4-9 汽油發(fā)電機 Fig.4-9 Gasoline generator 表 4-3 動力系統(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%負載工作時長 8h 尺寸 690525570mm 自重 88kg 啟動方式 電啟動 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 34 5 高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng) 高大樹木修枝機械在修枝過程中由于臂架系統(tǒng)的伸縮會產生較大的傾翻力矩，而且臂架系統(tǒng)在不同姿態(tài)下產生的傾翻力矩是不斷變化的。過大的傾翻力矩會影響回轉支承的旋轉甚至破壞回轉支承，另外整機升降平臺部分承載偏載能力有限，如果不對此傾翻力矩予以平衡會導致整機傾翻；另外實時變化的傾翻力矩更會加速回轉支承的疲勞失效。因此為高大樹木修枝機械設計配重系統(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，這是一種經典的塔式起重機（塔吊/tower crane），塔吊尖的功能是承受兩側臂架拉繩及平衡臂拉繩傳來的上部荷載（呂明，2008；張佳福，2008），并通過回轉塔架、轉臺、承座等的結構部件直接通過轉臺傳遞給塔身結構（謝瑞，2009）。正如圖5-1中所示，為平衡塔吊起重臂所產生的傾翻力矩在起重臂的另一側設置了平衡臂，并在平衡臂的末端放置了配重塊，這是配重應用的經典案例。常見的塔吊都是使用上圖5-1所示的固定靜態(tài)配重方式，因為塔吊本身是一個復雜桁架結構，彎曲力矩的變換都在金屬桁架上進行；其次塔吊有著非常嚴格的使用規(guī)范，重物、塔身之間的水平距離和額定載荷值有嚴格的規(guī)定以確保大多數(shù)情況下兩側的重心落在塔身范圍內；另外與本課題中的高大樹木修枝機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，因此本文設計了一種實時動態(tài)配重系統(tǒng)。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 355.1 動態(tài)配重系統(tǒng)原理 在高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng)中，臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產生的傾翻力矩的大小為輸入量，配重塊的位移為輸出量。因直接測量臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產生的傾翻力矩比較難，即便是安裝傳感器也比較昂貴，因此本文將電動缸長度作為此系統(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 動態(tài)配重原理圖 Fig.5-2 Schematic diagram of dynamic counterbalance 首先根據機械臂不同姿態(tài)下各個電動缸的伸長量推導出各電動缸對應變幅機構中角度轉動量： ( ),(1, 2,3)iif li （5-1） 式中：il第i號電動缸長度 i第i節(jié)機械臂與1i節(jié)機械臂之間的夾角 再根據臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)下各機械臂的之間的夾角推導出臂架系統(tǒng)所產生的傾翻力矩： 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 綜上可以根據各電動缸的伸縮量確定整個臂架系統(tǒng)所產生的傾翻力矩，根據傾翻力矩可以得到動態(tài)配重所需要的移動量。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 365.1.1電動缸長度推導機械臂夾角 1）第一節(jié)機械臂變幅機構關系計算 圖 5-3 第一變幅機構結構圖 Fig.5-3 Structure diagram of first luffing mechanism 第一節(jié)機械臂變幅機構結構尺寸如圖5-3所示，為方便計算，現(xiàn)把已知量標為小寫字母。 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： 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 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）第二變幅機構關系計算 圖 5-4 第二變幅機構結構圖 Fig.5-4 Structure diagram of second luffing mechanism 第二節(jié)機械臂變幅機構結構尺寸如圖5-4所示，為方便計算，現(xiàn)把已知量標為小寫字母。 2ABl，BCa，ACb，BCD，ACE 在三角形ABC中： 2222arccos/2ACBablab （5-13） 22222arccos/2DCEACBablab （5-14） 3）第三變幅機構關系計算 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 38 圖 5-5 第三變幅機構結構圖 Fig.5-5 Structure diagram of third luffing mechanism 第三節(jié)機械臂變幅機構結構尺寸如圖5-5所示，為方便計算，現(xiàn)把已知量標為小寫字母。 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） 因為ABC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）， 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 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)簡化后豎直機械臂之間的夾角： 3BEFBECCEF （5-22） 式中:常量BEF初始值 5.1.2機械臂夾角推導傾翻力矩 圖 5-6 機械臂尺寸示意圖 Fig.5-6 Dimension diagram of manipulators 各機械臂之間尺寸示意圖如圖5-6所示，根據示意圖可得出傾翻力矩與各機械臂之間夾角之間的函數(shù)關系： 11223311,012112,1123112,1123,2123sinsinsinsinsinsinTG DG DG DG LGLLGLLL （5-23） 式中：iL第i節(jié)機械臂的長度 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 40 iG簡化后第i節(jié)機械臂所受重力 iD第i節(jié)機械臂質心到臂架系統(tǒng)底座的距離 ,1i iL代表第i節(jié)機械臂質心到第i節(jié)臂與1i節(jié)臂的鉸點關節(jié)處的長度 5.1.3傾翻力矩推導配重塊位移 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，動態(tài)配重位移： 00gTm XXmg （5-24） 式中：m配重塊質量 0m配重系統(tǒng)機架質量 5.2 動態(tài)配重系統(tǒng)結構設計 高大樹木修枝機械配重系統(tǒng)機械機構的主要功能是使配重沿水平方向進行往復運動，以達到調整臂架系統(tǒng)傾翻轉矩的目的。設計此結構主要參考數(shù)控機床進給系統(tǒng)采用螺旋傳動，將步進電機的回轉運動轉化為配重塊的直線運動。原理圖如圖5-8所示。 1 步進電機支架、2 聯(lián)軸器、3 螺母、4 配重、5 滑塊、6 導軌、7 絲桿、8 軸承 圖 5-8 配重系統(tǒng)結構原理圖 Fig.5-8 Schematic diagram of counterbalance system 步進電機支架、軸承、直線導軌分別固定在機架相應位置上，步進電機固定在其支萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 41架上，由步進電機提供動力，經聯(lián)軸器將電機輸出的旋轉運動傳遞給絲桿，絲桿帶動螺母沿絲桿軸向直線運動進而帶動配重直線運動，通過步進電機的正反轉實現(xiàn)配重塊的往復運動。 5.2.1選定配重塊質量的試驗研究 為確定配重系統(tǒng)的總質量，需要確定臂架系統(tǒng)所能產生的傾翻力矩的范圍。將在SolidWorks中建立的臂架系統(tǒng)模型導入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），并為前三個電動缸添加驅動函數(shù)，將驅動函數(shù)中固定時間內的伸長量設置為變量DV_1、DV_2、DV_3，每個因素取五個水平，如表5-1所示，依據此方法將三個電動缸所加載的驅動函數(shù)參數(shù)化。在底座處建立傾翻力矩測量。 表 5-1 試驗因素參數(shù) Tab.5-1 Parameters experimental factor 變量名 伸長量初始值/m 伸長量最大值/m 水平數(shù) 一號缸 DV_1 0 0.45 5 二號缸 DV_2 0 0.35 5 三號缸 DV_3 0 0.39 5 通過上述方法由此可以得到三因素五水平的125種機械臂不同工況下所產生的最大傾翻力矩，測出每種工況下的傾翻力矩即可得出，實驗樣本集如表5-2所示，詳細步驟此處不再贅述。 表 5-2 試驗樣本集 Tab.5-2 Test sample set 設計變量 傾翻力矩 試驗號 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 經過上述試驗研究傾翻力矩變化范圍在424.16N m到1686.40N m之間，規(guī)定平衡萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 42臂長度1m，綜合考慮平衡臂、直線導軌、軸承、步進電機、步進電機支架等固定件自身重量，約需要100kg的動態(tài)配重塊。 5.2.2配重系統(tǒng)機械結構設計 （1）滑塊、導軌及絲桿選型 動態(tài)配重塊質量約為100kg，且為動載荷，選擇SBR30S直線導軌、搭配四個滑塊。查閱文獻可知此型號直線導軌其摩擦系數(shù)0.002-0.004之間（耿寶龍，2012）。 本配重平臺水平安裝，考慮極端狀況，假設最大出現(xiàn)5偏角。滑塊受力分析如圖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，MPa 恰好符合耐磨性要求 （2）步進電機選型 步進電機快速加速啟動時輸出轉矩按照下式計算（王正君，2001）： 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 43qamfMMM （5-27） 式中：amM快速啟動時折算到電機軸上的加速轉矩，N m fM折算到電機軸上的摩擦轉矩，N m amM的計算 max/t1.02ammLMJJn （5-28） 式中：mJ、LJ電機軸及負載轉動慣量，2kg m t電機升速時間，s maxn電機所達到的最高轉速，r/min 電機軸轉動慣量暫且忽略，僅考慮負載轉動慣量， 2262623210 (kg m )=10 (kg m )8.8826 10 (kg m )22LvPJmmn（5-29） 式中：v配重塊移動速度，mm/min n絲桿轉速，r/min m配重塊質量，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的計算 2tan/2=tan 4.059.9827/2295.75N mmfaaMFdF（5-31） 式中：螺紋升角2=arctan4.05Pd 當量摩擦角=arctan5 55f 將（5-31）、（5-30）代入（5-27）得出步進電機快速加速啟動時輸出轉矩： 8.0540.296 N m=8.35N mqamfMMM （5-32） 步進電機高速啟動轉矩與保持力矩系數(shù)取0.8，保持力矩： 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 448.35/0.810.44N mjmM （5-33） 最終選擇86型兩相四拍步進電機，保持力矩12N m。 根據上部分所選零部件型號，添加輔助部件，如軸承、聯(lián)軸器、電機支架等，在Solidworks 中進行三維建模如圖5-10所示： 圖 5-10 動態(tài)配重系統(tǒng)三維圖 Fig.5-10 3D model of dynamic counterbalance 5.3 動態(tài)配重系統(tǒng)控制流程 如前所述，在高大樹木修枝機械動態(tài)配重系統(tǒng)中，直接測量臂架系統(tǒng)不同姿態(tài)所產生的傾翻力矩比較難。因此本文將電動缸長度作為此系統(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。 動態(tài)配重控制系統(tǒng)流程圖如圖5-11所示。 圖 5-11 動態(tài)配重系統(tǒng)控制流程圖 Fig.5-11 Control flow chart of dynamic counterbalance 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 45首先獲取伺服電動缸伸長狀態(tài)信號il，并將其轉換為相鄰機械臂之間夾角i： ( )iif l， 1,2,3i （5-1） 式中：il第i號電動缸長度 i第i節(jié)機械臂與1i節(jié)機械臂之間的夾角 將相鄰機械臂之間夾角i轉換為臂架系統(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 計算出配重塊理論位移量X： 0XXX （5-34） 式中：0X配重塊實時位置信號0X； 設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對比。如果XX，配重電機不動作，配重塊不運動，否則配重電機帶動配重塊運動X，進而實現(xiàn)動態(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。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 46 6 高大樹木修枝機械動態(tài)特性分析 高大樹木修枝機械各部分的詳細結構與尺寸參數(shù)在第三、四、五章中均得以確定，為檢驗高大樹木修枝機械整機及系統(tǒng)動態(tài)特性是否能夠滿足設計要求，有必要對整機進行動態(tài)特性仿真試驗與分析。 6.1 高大樹木修枝機械初步建模與工況分析 根據前面章節(jié)的計算設計、仿真分析與優(yōu)化，整機主要結構均得以確定，最終根據實際需求進行輔助零部件的設計，最終得到高大樹木修枝機械整機結構并在SolidWorks環(huán)境下對高大樹木修枝機械進行虛擬樣機建模，整機模型如圖6-1所示，其中左圖為運輸狀態(tài)，右圖為工作狀態(tài)。 圖 6-1 高大樹木修枝機械三維模型 Fig.6-1 3D model of high-branch pruning machine 高大樹木修枝機械工作狀態(tài)下升降系統(tǒng)的提升導致整機重心大幅度提高，臂架系統(tǒng)處于伸展狀態(tài)產生較大傾翻力矩。如果升降系統(tǒng)中包含的支撐腿設計不合理整機有傾翻的危險，因此研究作業(yè)狀態(tài)下整機穩(wěn)定性具有重要意義。 整機作業(yè)狀態(tài)下支撐腿打開方式如圖6-2所示：四根支撐腿關于中軸線兩兩對稱，支撐腿與底盤夾角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， 支撐腿打開時輪胎與地面之間無接觸力， 所有載荷均作用在四個支撐腿上。 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 47 圖 6-2 支撐腿尺寸示意圖 Fig.6-2 Dimension diagram of supporting leg 經過分析，作業(yè)狀態(tài)下最危險工況應為升降系統(tǒng)升到最高狀態(tài)（重心最高），并且臂架系統(tǒng)水平伸直繞回轉系統(tǒng)旋轉一周（傾翻力矩最大）。考慮極端情況，本節(jié)研究動態(tài)配重不起作用的狀態(tài)下整機的穩(wěn)定性。整機傾翻應表現(xiàn)為前后傾翻與左右傾翻。 6.2 基于 ADAMS 的整機傾翻仿真試驗 對整機的傾翻當真分析屬于多體動力學范疇，多體動力學由經典力學發(fā)展而來，主要包括多剛體動力學及多柔體動力學， 本文主要研究前者 （王殿龍，2006； 王陽陽，2011） 。因此本文使用機械系統(tǒng)動力學自動分析ADAMS軟件對整機進行仿真分析。 高大樹木修枝機械虛擬樣機在章節(jié)6.1中已經建立，具體的模型簡化，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)境的設置 設置單位：長度單位mm、質量單位kg、力的單位N、時間單位s、角度單位度。 設置重力加速度：方向設為-y方向、大小設置為29.8m/s。 （2）約束與驅動 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 48結合樣機實際情況為模型加載約束，如臂架系統(tǒng)各機械臂之間添加旋轉副，回轉系統(tǒng)固定構件與運動構建之間添加旋轉副，電動缸運用移動副（楊松，2013）。 本仿真實驗需要升降平臺升高到最大高度，臂架系統(tǒng)伸直并由回轉系統(tǒng)驅動使其繞回轉系統(tǒng)由其初始位置順時針旋轉360度，按照本方案為相應約束添加驅動，具體驅動信息如下表所示： 表 6-1 驅動函數(shù) Tab.6-1 Driving function 驅動 位置 驅動函數(shù) MOTION_1 升降系統(tǒng)驅動 STEP(time,0.0, 0.0, 20.0, 100.0) MOTION_2 一號電動缸 0.0*time MOTION_3 二號電動缸 STEP(time, 20.0, 0.0,300, 350.0) MOTION_4 三號電動缸 STEP(time, 30.0, 0.0, 40.0, 390.0) MOTION_5 回轉系統(tǒng) STEP(time, 40.0, 0.0d, 60.0, 360d) （3）接觸力 左前側支撐腿與地面之間添加接觸力CONTACT_1；左后側支撐腿與地面之間添加接觸力CONTACT_2；右側支撐后腿與地面之間添加接觸力CONTACT_3；右側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 Fig.6-3 Virtual prototype of high-branch pruning machine in ADAMS 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 496.2.2結果分析 經過對整機仿真分析，提取四個支撐腿與地面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）根據曲線變化情況分析其變化情況可以分為以下六個階段。 階段一，時間：0s-20s；現(xiàn)象：四個接觸力曲線基本無變化；解釋：此階段處于升降臺提升時間。 階段二，時間：20s-40s；現(xiàn)象：左前側支撐腿、右前側支撐腿與地面接觸力下降，左后側支撐腿、右后側支撐腿與地面接觸力上升；解釋：此階段機械臂逐漸展開重心后移。 階段三，時間：40s-45s；現(xiàn)象： 左前側支撐腿、左后側支撐腿與地面接觸力上升，右前側支撐腿、右后側支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從后側逐漸轉動到左側。 階段四，時間：45s-50s；現(xiàn)象： 左前側支撐腿、右前側支撐腿與地面接觸力上升，左后側支撐腿、右后側支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從左側逐漸轉動到前側。 階段五，時間：50s-55s；現(xiàn)象： 右前側支撐腿、右后側支撐腿與地面接觸力上升，左前側支撐腿、左后側支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從前側逐漸轉動到右側。 階段六，時間：55s-60s；現(xiàn)象： 左后側支撐腿、右后側支撐腿與地面接觸力上升，萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 50左前側支撐腿、左前側支撐腿與地面接觸力下降；解釋：此階段臂架系統(tǒng)從右側逐漸轉動到后側。 整個仿真過程中未出現(xiàn)支撐腿接觸力為零（支撐腿離地）的情況證明整機穩(wěn)定性符合要求。 （2）經過對四條曲線分析，取5s時四個支撐腿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可知整機總重約2436.3kg，所以高大樹木修枝機械總重第二章中對整機自重2500kg的要求。 6.3 高大樹木修枝機械模態(tài)分析與結構優(yōu)化 為進一步研究高大樹木修枝機械的動態(tài)特性，需要對高大樹木修枝機械進行模態(tài)分析。下面分別對運輸狀態(tài)下的和作業(yè)狀態(tài)下的高大樹木修枝機械進行模態(tài)分析。模態(tài)分析過程中對模型的簡化更加徹底，只關注整機的主體結構和質量，忽略大部分曲面、圓角等特征。 6.3.1運輸狀態(tài)下模態(tài)分析與結構優(yōu)化 在Workbench中選擇模態(tài)分析模塊導入運輸狀態(tài)下的整機模型， 除模型簡化比靜力學分析更加徹底以外，其他設置與靜力學分析中相似，因此不再闡述對模型的處理。 運輸狀態(tài)下的網格化模型如圖6-5所示。 圖 6-5 有限元網格劃分 Fig.6-5 Finite element mesh generation 經過分析得出高大樹木修枝機械前六階振型如圖6-6至圖6-11所示， 與之對應的前萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 51六階固有頻率如表6-2所示。 圖 6-6 運輸狀態(tài)一階振型 圖 6-7 運輸狀態(tài)二階振型 Fig.6-6 First modal shape Fig.6-7 Second modal shape 圖 6-8 運輸狀態(tài)三階振型 圖 6-9 運輸狀態(tài)四階振型 Fig.6-8 Third modal shape Fig.6-9 Fourth modal shape 圖 6-10 運輸狀態(tài)五階振型 圖 6-11 運輸狀態(tài)六階振型 Fig.6-10 Fifth modal shape Fig.6-11 Sixth modal shape 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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 運輸狀態(tài)下的外部振源主要是車輛路面形成的激振，當前城市路面、鄉(xiāng)村路面激振頻率一般低于3Hz（李耀明等，2013）。而整機運輸狀態(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，由一階振型圖6-6可以看出機械臂振動最嚴重的。為避免振動對機械臂的損壞，有必要優(yōu)化結構，為其設計運輸托架。優(yōu)化后的整機模型如圖6-12所示。 圖 6-12 高大樹木修枝機械三維模型 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)為危險工況下的整機模型導入到Workbench中，劃分網格后的模型如圖6-13所示。 圖 6-13 有限元網格劃分 Fig.6-13 Finite element mesh generation 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 53經過分析得出整機前六階振型如圖6-14至圖6-19所示，與之對應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 高大樹木修枝機械作業(yè)狀態(tài)下外部振源主要是汽油發(fā)電機及剪枝鋸，所選汽油發(fā)電機激振頻率為25Hz左右，剪枝鋸振動頻率為10Hz左右，與整機作業(yè)狀態(tài)下固有頻率相差較遠因此不會造成共振。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 55 7 樣機試制與試驗 基于前面章節(jié)對高大樹木修枝機械各部分的設計優(yōu)化與仿真分析，已經確定了各部分結構與尺寸參數(shù)。本章根據上述參數(shù)對各部件進行了出圖、選型與機械加工、運動性能試驗驗證。 7.1 樣機試制 參閱高空作業(yè)機械相關技術標準，嚴格按照高大樹木修枝機械技術要求，對不同模塊出圖制定了加工工藝，完成了樣機的加工與裝配。高大樹木修枝機械各模塊樣機如下所示。主要部件實物圖如圖所示。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 根據表3-6中確定的電動缸規(guī)格參數(shù)，定制加工電動缸如圖7-2所示。 圖 7-2 電動缸 Fig.7-2 Electric Cylinders 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 56根據章節(jié)4.2中對回轉系統(tǒng)的設計，加工回轉系統(tǒng)總成如圖7-3所示，采用86步進電機經6倍減速器后驅動回轉支承。 圖 7-3 回轉系統(tǒng) Fig.7-3 Rotation system 根據章節(jié)4.3中對升降系統(tǒng)機械結構的設計要求，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 根據章節(jié)5.2中對動態(tài)配重系統(tǒng)參數(shù)的確定，加工動態(tài)配重系統(tǒng)如圖7-5所示，由步進電機經聯(lián)軸器驅動配重塊沿直線導軌運動。 圖 7-5 動態(tài)配重系統(tǒng) Fig.7-5 Dynamic counterbalance system 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 57對各部分進行組裝得到整機裝配體如圖7-6所示。 圖 7-6 高大樹木修枝機械 Fig.7-6 High-branch pruning machine 7.2 樣機試驗 樣機加工完成后，對樣機進行了試驗驗證，主要包括樣機運動性能試驗驗證和剪枝試驗驗證兩部分。 7.2.1樣機運動性能試驗驗證 （1）理論可達空間 章節(jié)2.2.1中整機技術參數(shù)要求本機械工作高度5m-15m，工作半徑6m。根據此設計參數(shù)全文展開了高大樹木修枝機械的設計，本部分根據上述設計方案確定了本機末端執(zhí)行器的理論可達空間（即整機作業(yè)范圍），其過程如下。 僅考慮臂架系統(tǒng)的情況下，因為前三節(jié)機械臂均為俯仰運動，第四節(jié)機械臂繞第三節(jié)機械臂為左右偏轉30，且第四節(jié)臂左右偏轉對作業(yè)區(qū)間影響較小，暫不考慮其對作業(yè)區(qū)間的影響。三節(jié)臂均處于豎直狀態(tài)下時第三節(jié)臂繞第二節(jié)臂俯仰0-180，末端執(zhí)行器的運動軌跡如圖7-7中a圖中弧形實線所示；第二節(jié)臂繞第一節(jié)臂俯仰角轉動90-180，弧形實線所掃過的區(qū)域如圖7-7中b圖實線包圍區(qū)域所示；第一節(jié)臂繞底俯仰90-210所掃過的區(qū)域7-7中c圖實線包圍區(qū)域所示。 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(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)升降高度達到8m， 回轉系統(tǒng)的360旋轉以及地面對作業(yè)空間的干涉等問題，以回轉系統(tǒng)旋轉軸線在水平面上的豎直方向的投影點作為原點，最終得出整機作業(yè)區(qū)間圖如圖7-8所示。 36002468m-2-4024681210141618mhmax 圖 7-8 高大樹木修枝機械作業(yè)區(qū)間 Fig.7-8 Working space of High-branch pruning machine 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 59圖中紅線框出區(qū)域為整機在一個平面內末端執(zhí)行器理論可達區(qū)間，由于回轉系統(tǒng)的存在此區(qū)域可以旋轉360形成一個空間為整機作業(yè)區(qū)間。由作業(yè)區(qū)間圖可以看出，本機作業(yè)高度達到16m，作業(yè)半徑達到6m以上。 （2）樣機運動性能試驗驗證 樣機加工完成后，對樣機進行了運動性能試驗驗證，在試驗過程中使樣機做出具有代表性的極限動作，如機械臂水平伸直狀態(tài)、第一節(jié)機械臂后仰狀態(tài)（第一節(jié)機械臂與臂架系統(tǒng)夾角大于180）等，以證明樣機運動性能的可靠性。部分試驗照片如圖7-9、圖7-10所示，經試驗驗證樣機能夠完成預計動作，滿足了設計要求。 圖 7-9 運動性能試驗 Fig.7-9 Movement performance test 圖 7-10 運動性能試驗 Fig.7-10 Movement performance test 萬方數(shù)據高大樹木修枝機械設計與優(yōu)化分析 607.2.2修枝試驗 完成樣機運動性能試驗驗證后， 對整機修枝功能進行了實驗驗證， 如圖7-11為修枝實驗過程，圖7-11中右側照片為修剪的側枝，經實驗驗證樣機能夠完成預計修枝功能，滿足了設計要求。 圖 7-11 修枝試驗 Fig.7-11 Pruning test 萬方數(shù)據山東農業(yè)大學碩士學位論文 61 8 結論與展望 8.1 結論 本文主要根據林業(yè)高枝修剪的需求設計了一款工作高度15m、工作半徑6m、修枝半徑10cm的高大樹木修枝機械，并運用CAD、CAE等技術對高大樹木修枝機械進行仿真試驗與優(yōu)化分析最終加工全尺寸樣機一臺。本文主要研究總結如下： （1）在查閱高空作業(yè)機械設計相關文獻的基礎上，根據實際需求確定了高大樹木修枝機械整機設計方案。主要包括末端執(zhí)行器、臂架系統(tǒng)、回轉系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動態(tài)配重系統(tǒng)、動力系統(tǒng)等幾部分；根據整機設計方案對整機各部分進行詳細設計、分析與優(yōu)化。 計算確定了臂架系統(tǒng)機械臂規(guī)格與尺寸，機械臂主體材料選用HG70；對臂架系統(tǒng)中變幅機構的鉸點位置進行了參數(shù)化優(yōu)化設計，優(yōu)化設計前后電動缸載荷均值比優(yōu)化前降低38.3%；運用Workbench等軟件對高大樹木修枝機械進行了有限元分析與優(yōu)化。經過靜力學分析發(fā)現(xiàn)臂架系統(tǒng)最大變形134.99mm，并有局部應力集中現(xiàn)象，不符合設計要求； 對關鍵零部件進行了優(yōu)化設計后通過靜力學分析發(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%，而且應力集中現(xiàn)象消失；對臂架系統(tǒng)進行了虛擬樣機建模與動力學仿真得出了三個主要電動缸的載荷變化情況，為電動缸選型等工作提供了理論依據。 設計了一款新型導向卡鎖式林業(yè)高枝修剪護茬鋸，能夠在修枝的同時進行茬口養(yǎng)護，修枝直徑10cm，并對其進行了虛擬樣機仿真試驗，鋸片有效行程25mm；計算并確定了回轉系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、動力系統(tǒng)的具體結
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