摘要配營養、防止大小年結果以及控制樹勢(吳良軍等2018)。我國地域遼闊，地形復雜，果2019)。近年來，我國城鎮化發展迅速，進城務工的青壯年不斷增多(廖文梅等2019),由人工逐個確定修剪的枝條。整株幾何修剪是指在驅動地盤上安裝可以移動的外伸作業作原理圖和實物圖如圖1-1所示。圖1-1圓盤鋸式修剪機圖1-2單枝修枝機1.3論文的主要工作安排2灌木剪枝機的總體設計2.1灌木剪枝機的剪枝原理灌木剪枝機整機可以分為三部分：切割器(刀具)、傳動系統和驅動系統。切割器是連桿機架滑動導軌圖2-1剪枝機的工作原理圖2.2灌木剪枝機的驅動類型2.3灌木剪枝機傳動機構設計2.4灌木剪枝刀具類型選擇要求由于我們本次所設計的剪枝機屬于一種小型手提式的剪枝機，所以采用往復式的切割器較為合適，這是其具有體積小、功耗小、成本低。往復式刀具的結構形式如圖2-2所示。(1)滑動導軌(2)動刀片(3)靜刀片(4)支撐板以上我們確定出來了往復式的切割器，為了保證我們所設計的刀具能夠高效的切斷灌木的枝丫，我們還要通過對刀口的受力分析來確定出刀刃刃口的形式。如圖2-3所示，該圖即為刀具在切割過程中的受力簡圖，其中F,F?刀具的兩側所給樹枝的力，該力可以分別分解為切向力F,和法向力F,法向力F,可以使得樹枝被截斷，而切向力使得樹枝沿刀由公式2-1可以知道，動、定刀片滑切角β和必須小于它們與刀刃法線夾角α,也即由于齒間距比莖稈直徑小很多，等效于像鋸齒一樣，對莖稈進行連續的切割。因此，在此條件下切割，割刀能牢固的鉗住莖稈，且較為省力。參考以往的設計經驗，這里將刀具刀刃法線夾角α設計為30度。圖2-3受力簡圖3剪枝機的動力系統設計3.1動力系統概述3.1.1刀片特性的影響加以綜合考慮。參考市場上類似的產品的刀刃形式，這里將刀刃角確定為30度。刀具的結構示意圖如圖如圖3-1所示。圖3-1刀具的結構示意圖3.1.2切削力的確定大，慣性力相應會減小，即動刀速度可以降低。切削力可以用如下的公式進行計算。如圖3-2所示，該圖為刀具的受力簡圖，由刀具的受力簡圖可以知道切削過程中阻力主要來自于法向力和切向力。以上切割器所受到的阻力與許多因素有關，比如：莖稈的硬度、莖稈的徑級、莖稈的含水率、莖稈的密度、切割器的運動參數、切割器的結構參數和刀片的銳利度等。由于以上因素是復雜多變的，所以這里只能根據有關文獻確定出一個大致的值，以一般干濕狀況下的直徑為10毫米的灌木枝徑為例，在鋒利刀片的切斷作用下，切斷所需要的切削力大約為30牛頓。由于刀具可能同時切削多個灌木枝徑所以這里先確定動刀處的切削力為50牛頓來進行后續的計算。圖3-2刀具的受力簡圖3.1.3切割器割刀的平均速度用如下的公式進行計算：上式中n為曲軸轉速；r為曲軸半徑；3.2曲柄連桿機構設計有以上分析可以知道，剪枝機的動刀片是在做周期性的往復運動的，而電機是在做高速的旋轉運動。為了實現將電機高速的旋轉運動轉換為動刀片的往復運動，這里采用曲柄滑塊機構來作為轉化機構。所以接下的設計工作就是設計出合適的曲柄滑塊機構。由于一般的灌木的枝干的直徑不超過30毫米，所以這里可以認為曲柄滑塊機構的行程為30毫米。設滑塊行程為a,a=30毫米。并初選曲柄滑塊機構的行程速比系數為1.5,導路的偏距設計為20毫米，設偏距為e,e=30毫米。接下來根據壓力角的計算公式3-3計算出該曲柄滑塊機構的極位夾角為θ。θ為極位夾角；將曲柄滑塊機構的行程速比系數K=1.5帶入公式3-3中可以得到采用以上初選數據所得到的壓力角為36度。當確定出曲柄滑塊機構的滑塊行程和偏距以及行程速比系數后即可以采用做圖法設計曲柄滑塊機構的連桿長度。3.3電動機參數計算接下來討論電機的選型，我們可以知道的是電動機是已經是相對系列化的產品，我們可以通過查閱相關手冊就可以的到其有關數據。所以在實際選擇電機的時候只要確定出電機所需功率、轉速以及電機的使用環境就可以按照有關選型表格進行選型。這里假設操作人員在進行修剪的移動速度為0.1米每秒，也就是說V=0.1M/S,所選用的刀片數目為15個，也即Z=15。刀片往復運動的速度一般為200次每分鐘，根據曲柄滑塊的運動特點，電機軸的轉速也為200轉每分鐘。當然有了電機的計算轉速還是不夠的，這里還要估算出的電機的功率，以為電機的選型提供一個較為合理的參考。為了計算電機的功率這里首先計算工作機所需功率。參閱機械設計手冊可以知道功率計算公式：F為刀具處受力數值；V為刀具處的速度；根據有關文獻可以知道刀具處受力數值可以取約50為牛頓，刀具處的速度可以利用如下公式進行計算：L為刀具的做工行程長度；T為刀具單次行程的時間；取為刀盤的工行程長度為50毫米。將以上數據帶入公式3-6可以得到刀片在切割處的線速度為2米每秒。所需功率P為0.39KW。整個機器的傳動功率可以用如下公式進行計算：上式中：η為帶輪聯軸器的傳動效率，取為0.96;η,為帶傳動的傳動效率，取為0.98;η?為連桿的連接鉸鏈處的傳動效率，取為0.96將有關傳動效率數據帶入公式3-7可以知道總傳動效率約為0.80。電動機所需的功率可以用如下公式進行計算。將以上所得數據帶入到公式3-8可以得到電動機所需功率為0.487KW?？紤]到機器的工作環境較為寬松，所以根據以上數據選擇減速電動機參數如下：電動電機額定功率為：0.5kw。電機滿載輸出轉速為：400r/min。3.4帶傳動系統設計計算(1)帶傳動的特點相對于其他減速機構，帶傳動的剛度小，屬于撓性傳動，具有過載保護作用，所以我們將帶傳動作為電機與曲軸的傳動方式較為合適。3.4.2普通V帶傳動設計(1)帶傳動的具體設計由上一節分析可以知道，電機軸的輸出功率為0.5KW,這里選取安全系數為1.2?？梢缘玫綆鲃铀枰獋鬟f的功率為0.6KW。根據機械設計手冊中有關V帶選表可以選擇傳動帶的帶型為C型的普通V帶。同時根據機械設計手冊的表格中指出，普通C型帶在進行傳動的時候，其小帶輪的基準直徑不能小于45毫米。這里將帶傳動的小帶輪的基準直徑選擇為50毫米。又由于以上討論，確定帶傳動的傳動比為二，所以大帶輪的計算公式可以上式中i為傳動比，d為小帶輪的基準直徑。將數據帶入公式3-10可以得到大帶輪的基準直徑為100毫米。接下來驗算帶速，以便于進行下一步選型，根據機械設計手冊可知帶傳動帶速的計算公式為：將以上數據帶入可以知道小帶輪的線速度為2.1米每秒，小于機械設計手冊中限定的5米每秒，所以該選擇是可以使用的。接下來計算帶的基準長度。由基準長度的計算公式：上式中：L為帶的基準長度；d為帶輪的基準長度；a為初選的中心距；上數據帶入公式5-3可以得到帶的基準長度為960毫米。根據普通V帶長度系列選型標準，這里選擇V帶的標準長度為1000毫米。然后根據選取的標準基準長度重新計算帶輪之間的中心距。根據公式：上式中：a為實際中心距；a?為初選中心距；L?為帶的基準長度；La為帶的初選基準長度；將以上數據帶入到公式3-13可以知道帶輪的實際中心距為220毫米。由于小帶輪的基準直徑為50毫米且其帶輪的轉速為400轉每分鐘，查閱有關數據手冊以及根據公式3-9可以知道Z型帶在該工作狀況下單根帶所能傳遞的功率約為0.9KW。由于總傳遞功率約為0.5KW,所以這里選擇帶的根數為1根。4連桿有限元分析4.1有限元方法簡介有限元法也稱為有限元單元法，它是一種求解場問題數值解的方法。它的主要思想是將一個連續的、具有無限多個自由度的物體離散成為具有有限個自由度且按一定方式相互連接的單元，使一個無限自由度問題轉化為有限個自由度的問題。通過有限單元法可以方便快速地進行發動機連桿的靜力學分析，進而可以得到發動機連桿在工作的過程中應力分布情況與應變情況，并未其疲勞分析提供一定基礎。由以上的分析可以知道，往復式切割器中驅動割刀運動的機構是采用的曲柄連桿機構，為了保證該機構能夠運動運行，在曲柄連桿機構上一般還采用輔助加強桿來提高機器運動的剛度。如圖4-1所示，該圖即為該曲柄連桿機構的簡圖，圖中角α即為機構的壓力角。由以上所給出的初始條件以及有關計算可知給機構的最大壓力角為-36度。根據計算連桿力的計算公式可以知道，連桿中的力等于刀具所受到的力除以最大壓力角的余弦值，將有關數據代入到公式4-1中可以得到連桿中所受到的最大軸向力為62牛頓。由于該力的計算中所用的有效力是以上所給出的理論切削力，相對較小，且沒有考慮到機構的慣性力，所以在進行有限元分析應力時需要適當的放大該力以確保所設計的連桿足夠的安全。由于該力較小，一般為了設計與加工需要，所選擇的連桿的厚度尺寸相對較大，這里選擇安全系數為4,也會S=4。所以實際的計算力可以用如下公式計算得出。將有關數據代入到公式4-2中可以得到計算力為248牛頓。4.2連桿的有限元分析以上原則可以將該模型簡化為如圖4-1所示的樣式。接下來我們為主軸模型賦予材料參數，有以上我們選擇的材料為結構鋼40Cr,并對連所示。材料名稱彈性模量E泊松比μ屈服極限抗拉極限在有限元分析中，有限元網格的劃分是非常重要的一個環節，因為劃分的網格質量將直接影響到有限元分析的精度和計算時間。如果網格尺寸過大，可能導致計算不收斂，甚至計算失??；如果網格尺寸過于細小，將花大量的時間進行計算，從而浪費計算資源。在有限元前處理領域，高質量的網格劃分仍然是關注的重點。由于本模型結構較為簡單，這里采用ANSYS內置的網格劃分工具對單元進行劃分，設置RelevanceCenter參數為Fine。設置ElementSize為1毫米。其它的為默認值，進行網格劃分，劃分后的實際效果如圖4-2所示。圖4-2劃分效果如圖當網格劃分完畢后就可以給連桿施加支撐和受力并進行仿真。分析可以發現，該連桿主要傳遞傳遞軸向力，連桿的兩端是采用的軸承進行支撐。所以需要在連桿安裝的軸面上添加圓柱支撐，并將軸向和徑向固定，在軸的切向上給予自由度。w圖4-3分析結果圖5主動安全保護裝置5.1需求分析5.2工作原理5.3保護裝置硬件設計5.3.2單片機的中斷系統5.3.3單片機最小系統電路圖5-1單片機最小系統或者3.3V這兩個標準。圖5-2所示，電路的核心就是一個12兆赫茲的石英晶體震蕩器，在該器件的周圍還并聯一對30PF的陶瓷電容來進行震蕩的控制。在該電路的一對的信號輸出口連接于單片機的38號接口與39號接口。當單片機需要采用其內部的時鐘的時候，我們可以將片外石英晶體的一對信號輸出端的導線分別與XTAL1和XTAL2連接，當我們需要使用外部的時鐘信號時，即將XTAL1接受片外時鐘的脈沖信號，XTAL2則處于懸空狀態。(3)復位電路：單片機的第三部分就是復位電路，該部分電路在單片機正常運行的時候是用不上的，其作用就是當單片機的由于某些突發狀況而引起的程序卡死或者程序跑飛時可以通過該功能模塊來使單片機重新回到程序的最初的位置。總的來說復位電路屬于一種安全保護機制，可以在單片機的運行出現故障時保障其可以快速的回到正常運轉狀態，這對單片機的使用具有重要意義。STC15F單片機具有一個RST引腳，當該引腳在連續的兩個時鐘周期都具有低電平時，單片機就會進行復位操作。如圖5-3所示，該圖就是單片機的復位電路的原理圖。5.4控制信號采集5.4.1剪枝機加速度信號采集輸出到其主I2C或SPI端口。該芯片的工作原理圖如圖5-4所示。的靈敏度3一4加速度計圖5-4MPU-6050工作原理圖5.4.2電機電流信號采集出端輸出的直流電壓給轉換器進行轉換?；魻栯娏鱾鞲衅髟砣鐖D5-5所示。副補借電流圖5-5霍爾電流傳感器原理圖5.5保護裝置軟件設計保護裝置從控制方法上來說就是通過傳感器時刻監測剪枝機在工作是機