搖枝式油茶果采摘機設計與試驗

伍德林 傅立強 曹成茂 李 超 徐艷平 丁 達

(安徽農業大學工學院， 合肥 230036)

0 引言

隨著我國農業產業結構的調整及林果種植面積的不斷擴大，林果產業已成為我國林果產區經濟發展的支柱產業和農民增收致富的新亮點。在林果收獲過程中消耗的勞動力占整個生產過程的33%～50%，勞動力短缺已成為制約林果產業發展的嚴峻問題。歐美、日本等國家多采用樹冠振動式采摘林果[1]，這種方式主要用于大規模收獲，例如美國佛羅里達州柑橘種植者采用連續的冠層振動臺，通過搖動整個柑橘的樹冠采摘柑橘；還有樹干振動式采摘[2]，針對果樹的疏密程度和樹體大小，通常采用高頻率的采摘頭振動果樹的主干，采摘林果。樹冠振動式和樹干振動式采摘雖然工作效率高，但缺點也很明顯：果、枝、葉等會一起被采摘，對樹體造成損傷，更有可能對根系造成不可恢復的損害。近年來我國林果產業取得了快速發展，但機械化采收仍處于研究探索階段[3-5]。

油茶作為我國特有的木本油料樹種，被世界糧農組織優選為健康食用油原料。油茶結果周期約為1年[6]，油茶果采摘期在每年10月中旬，且收獲期較短[7]。目前，國內沒有油茶果機械采摘較為成熟的機型，大規模種植油茶主要依靠人工采摘[8-9]。油茶枝韌性大、承載能力弱，嫩枝較軟[10]，人工采摘時容易折斷枝葉，采摘作業周期長[11-12]，如果采摘不及時，則因天氣潮濕而導致油茶果品質下降[13-16]。油茶果采摘機能夠降低整個農業生產中的成本，推進當地農業的發展[17-18]?；谟筒韫烧鳂I環境復雜、損傷率大和漏采率高的現狀，本文設計一種與油茶樹接觸面積小、對果樹損傷低、采凈率高、制造成本低、結構緊湊的搖枝式油茶果采摘機。

1 結構與工作原理

1.1 主要結構

規范化種植的油茶林株行距為2.5 m×3 m，油茶樹的冠層直徑一般為1.6 m。本文所設計的采摘機整機長為2 m，寬為1.2 m，高為2.5 m，結構如圖1所示，包括行走系統、驅動系統、采摘裝置、收集裝置、傳送裝置、儲存箱、駕駛室、電機以及控制箱。采摘機結構緊湊，可滿足油茶林間行走與采摘要求。

圖1 采摘機結構圖Fig.1 Structure diagram of picking machine1.駕駛室 2.采摘裝置 3.行走機構 4.收集裝置 5.傳送裝置 6.儲存箱 7.電機 8.控制箱

1.2 工作原理

整機工作原理是利用采摘裝置夾持油茶樹枝后進行激振，激振使油茶果產生慣性力，當慣性力大于與樹枝的結合力，油茶果脫落。作業時啟動電機，控制整機的前進、轉向與后退，將采摘機駛入油茶林合適位置，打開收集裝置；控制采摘裝置的采摘臂升降和采摘頭的閉合以及底盤的轉動，移動采摘頭至合適位置，夾持目標油茶枝條；電機的動力通過蝸輪蝸桿減速器傳遞到采摘頭,通過調節電機輸出頻率，改變采摘頭頻率，當采摘頭頻率達到一定值時，采摘頭作用在油茶樹上的激勵產生的慣性力大于油茶果與油茶樹的結合力，油茶果與枝條分離，實現油茶果采摘。油茶果經收集裝置落入傳送裝置，向后傳送落入儲存箱內，完成油茶果的采摘與收集。

2 關鍵部件設計

2.1 采摘裝置

采摘裝置是整機的重要結構之一，其結構如圖2所示。工作原理：調整采摘主臂Ⅰ與采摘主臂Ⅱ控制采摘爪的高度，使采摘爪向目標油茶枝條靠近，夾緊油茶枝條，采摘爪靠底部偏心盤、連桿和上爪板構成的曲柄滑塊機構產生激振效果，作用于油茶枝上，使油茶果隨著油茶枝振動，激振對油茶果產生的加速度使其具有慣性力，當油茶果的慣性力大于果柄的結合力時，油茶果脫落，實現油茶果的采摘。

圖2 采摘裝置結構圖Fig.2 Structure diagram of picking device1.轉盤座 2.轉盤 3、4.液壓缸 5.主臂Ⅰ 6.主臂Ⅱ 7、9.減速器 8.副臂 10.采摘頭

2.2 采摘頭

采摘頭上的液壓升降缸與回油管和壓油管連接，液壓缸內的活塞桿與采摘爪的下爪連接，上爪板分為振動行程區與限位固定區，液壓缸固定在采摘爪上爪的限位固定區，固定架與導板固定焊接，保證液壓缸工作時的穩定性。蝸輪蝸桿減速器通過限位架與上爪板限位固定區底部連接，蝸輪蝸桿通過連軸與偏心盤中心軸承連接，偏心盤上設有距輪盤中心不同位置的限位孔，孔距分別為3.5、4、5 cm，孔距決定采摘頭的振幅。偏心盤與上爪限位固定區使用連桿連接，形成曲柄連桿機構。液壓升降缸的回油管和壓油管與液壓底盤的液壓缸相連，蝸輪蝸桿減速器通過軟軸與電機相連。

采摘頭工作時，控制液壓油從液壓底盤液壓缸內經過壓油管進入液壓升降缸內，抬高活塞桿上的采摘爪下爪，使下爪與上爪閉合夾緊油茶枝，電機經蝸輪蝸桿減速器連軸帶動偏心盤轉動，偏心盤通過連桿將激振力傳遞到上爪限位固定區上，使采摘爪在導板內做上下振動，振動幅度由偏心盤限位孔決定，采摘頭結構如圖3所示。

圖3 采摘頭結構圖Fig.3 Structure diagram of picking head1.采摘爪 2.導板 3.曲柄滑塊機構 4.固定架 5.蝸輪蝸桿減速器 6.液壓升降缸

2.2.1采摘頭設計

(1)采摘爪夾持力分析

為減輕整體質量，選用VP-20-FA3型小型單沖程液壓缸，液壓缸直徑為30 mm，活塞桿直徑為15 mm，活塞桿沖程為50 mm。采摘爪夾持力受到液壓升降缸壓力影響，液壓升降缸拉力和推力為

Fp=p1(S-s)=p1(πR2-πr2)

(1)

Ft=p1S=πp1R2

(2)

式中Fp——液壓升降缸拉力，N

Ft——液壓升降缸推力，N

p1——額定壓力，MPa

S——油缸橫截面積，mm2

s——活塞桿橫截面積，mm2

R——缸筒半徑，mm

r——活塞桿半徑，mm

工作時單沖程液壓缸壓力泵額定壓力p1=4 MPa，油缸半徑R=15 mm，活塞桿半徑r=7.5 mm，代入式(1)、(2)，計算出Fp=2 119.5 N，Ft=2 826 N，因此采摘頭夾持油茶枝時最大壓力為2 826 N。據BROWN等[19]研究表明,直徑在40 mm以內的樹枝的最大承受夾持力約為9 000 N，所以采摘爪夾持時不會對油茶樹枝條造成傷害。

(2)采摘頭曲柄滑塊機構設計

采摘頭的作用是對油茶樹進行夾持和激振，由偏心盤、連桿和上爪板構成的曲柄滑塊機構將動能轉化為激振作用。偏心盤上的限位孔起到調節采摘頭振幅的作用。

以蝸輪蝸桿減速器與偏心盤的連軸為原點O，偏心盤上的孔距lOA作為曲柄，連接孔A和上爪板的連桿長度計作lAB，上爪板B作為滑塊(圖4)。

圖4 曲柄滑塊機構結構圖Fig.4 Structure diagram of crank slider mechanism1.蝸輪蝸桿減速器 2.連桿 3.上爪板 4.限位孔 5.偏心盤

實際生產中由于連桿的長度lAB遠大于孔距lOA，激振力F表示為

F=-mlOAω2cos(ωt)

(3)

式中m——曲柄滑塊機構質量，kg

ω——偏心盤角速度，rad/s

t——時間，s

當ωt=n′π時(n′為電機轉速)，上爪板受到的應力最大，最大值為mlOAω2，實際生產中孔距lOA取3.5、4、5 cm，曲柄滑塊機構質量為8.869 kg。曲柄滑塊機構轉矩和電機功率為

T=mlOA

(4)

(5)

式中P2——電機功率，kW

T——曲柄滑塊機構的轉矩，N·m

i——蝸輪蝸桿減速器的減速比

μ——電機使用系數

為選擇合適的電機和減速比，以最大扭矩工作狀態、孔距lOA=0.05 m計算，計算得T≈4.5 N·m。根據式(5)，電機轉速n′為3 000 r/min，蝸輪蝸桿減速器的減速比i為8，電機使用系數μ取1時，電機功率P2約為0.18 kW。

2.2.2油茶枝振動分析

自然條件下油茶枝的分布情況復雜，采摘作業時，采摘頭的動爪和定爪上下均勻對稱分布，作業時樹枝受力沿動定爪均勻分布，且動爪和定爪的寬度遠遠小于樹枝的長度。為方便計算，將油茶枝受力看作沿動定爪中心位置的單點激勵，將油茶枝的受力簡化，如圖5所示。

圖5 油茶枝受力分析Fig.5 Stress analysis of camellia branch

油茶枝受力為

G1=Gcosα

(6)

G2=Gsinα

(7)

式中G——截取油茶枝重力，N

G1——油茶枝法向分力，N

G2——油茶枝徑向分力，N

α——油茶枝重力與法向分力的瞬時角，(°)

采摘爪抓取樹枝時采用隨機抓取，采摘爪影響油茶枝振動時的慣性力。將機械爪的作用力分為徑向作用力和法向作用力，其瞬時振動方程為

F2+G2-εt-vx=max(徑向作用)

(8)

F1+G1-εt-vy=may(法向作用)

(9)

其中

(10)

式中ε——油茶韌性系數

ax——徑向加速度，m/s2

ay——法向加速度，m/s2

vx——徑向速度，m/s

vy——法向速度，m/s

F1——F法向分力，N

F2——F徑向分力，N

θt——采摘爪作用在油茶枝上力F與力F1的瞬時角，(°)

(11)

(12)

式(11)、(12)的解為

Z(t)=Z1(t)+Z2(t)+a

(13)

式中a——常數

齊次方程的通解為

Z1x(t)=Ae-ntsin(θt+α)+a

(14)

Z1y(t)=Ae-ntcos(θt+α)+a

(15)

非齊次方程的特解為

Z2x(t)=Bsin(θt-α)

(16)

Z2y(t)=Bcos(θt-α)

(17)

式中A、B——油茶枝徑向、法向的振動幅度，cm

油茶枝振幅主要受到采摘裝置的曲柄滑塊機構和油茶枝韌性的影響。

徑向振幅和相位角為

(18)

(19)

(20)

法向振幅和相位角為

(21)

(22)

(23)

當采摘裝置的曲柄滑塊機構上偏心盤半徑為3.5 cm，油茶枝振幅為3.5 cm，電機輸出頻率為30 Hz時，將值代入式(8)、(9)，求得振動對油茶枝產生的徑向力約為57.5 N，法向力約為78.2 N，可知對油茶枝產生的力很小，不會對枝條造成損傷。

2.2.3油茶果振動分析

根據對油茶枝的受力分析得知，影響油茶枝振動的主要影響因素是油茶枝的振動幅度和電機輸出頻率，根據油茶枝的受力情況，對油茶果進行受力分析，如圖6(圖中G′為油茶果重力，N)所示。

由圖6可知，油茶果的脫落條件是受到的合力大于果柄結合力，在徑向和法向的脫落條件為

F′2+G′2>Fa

(24)

F′1+G′1>Fb

(25)

式中F′2——油茶枝受到的徑向分力，N

G′2——油茶果受到的徑向分力，N

Fa——果柄徑向結合力，N

F′1——油茶枝受到的法向分力，N

G′1——油茶果受到的法向分力，N

Fb——果柄法向結合力，N

油茶果徑向脫落力方程和法向脫落力方程為

(26)

(27)

由式(26)、(27)可知，影響油茶果脫落的主要因素為油茶枝的振動幅度和電機輸出頻率，可為進一步的作業參數選擇提供參考。

2.3 橫梁架

橫梁架是采摘機的核心承重結構。在整機裝配中，采摘裝置通過螺栓安裝在橫梁架上，工作時采摘裝置的全部重量作用于橫梁架上，如圖7所示。

圖7 橫梁架結構圖Fig.7 Structure diagram of beam frame

橫梁架由長600 mm、寬50 mm、高80 mm、壁厚5 mm的兩個槽鋼組成，槽鋼間距為520 mm。

橫梁架承受油茶果采摘機采摘裝置的載荷，采摘裝置的重力約為3 000 N，每根橫梁架的一側均受Z向載荷1 500 N。將模型簡化為橫梁架的一側分別均勻受到采摘裝置重力的一半(F3、F4)，以及駕駛室前端的支持力F5和F6，如圖8所示。

圖8 橫梁架受力分析Fig.8 Stress analysis beam frame

對橫梁架做彎曲強度變形分析，根據撓曲線方程計算撓度公式為

(28)

式中x——受力點的位置，m

w——撓度，mm

Ga——采摘裝置重力，N

E——鋼彈性模量，GPa

l——橫梁架中點到支點距離，m

a′——受力點到首端的距離，m

b——受力點到末端的距離，m

I——慣性矩，kg·m2

E=200 GPa，a′=b=l，Ga約為3 000 N，求得橫梁架的彎曲變形結果為w=0.000 5 mm，普通鋼材的許用彎曲撓度最大為長度的1/300，槽鋼長600 mm，該橫梁架的許用彎曲撓度為2 mm，所以采摘裝置安裝在橫梁架上遠小于橫梁架的最大許用彎曲撓度。

3 采摘試驗

3.1 試驗內容

根據前期預試驗，以及油茶枝和油茶果振動分析結果，采摘機基本滿足采摘需求，同時確定采摘裝置的采摘時間、電機輸出頻率、振動幅度以及采摘爪的夾持位置(采摘爪夾持油茶枝的夾持中心到油茶樹冠層距離)為油茶果采凈率和花苞損傷率的主要影響因素。采摘機在實現油茶果高采凈率的同時還需要降低對油茶花苞的損傷。油茶花苞的數量會影響來年坐果量，所以油茶果采凈率和花苞損傷率是判斷采摘機性能的主要因素[20]。

通過對采摘裝置的采摘時間、電機輸出頻率、振動幅度以及采摘爪的夾持位置4個可控采摘影響因素進行四因素三水平正交試驗，確定最高油茶果采凈率和較低花苞損傷率的作業參數組合。其中電機輸出頻率與采摘頭的振動頻率比值等于減速比。當電機輸出頻率大于20 Hz時，油茶脫落，電機輸出頻率大于40 Hz時，采摘機整機會發生輕微振動，為保證安全性，電機輸出頻率調節范圍為20～40 Hz。電機輸出頻率選取25、30、35 Hz 3個水平。通過正交試驗結果分析得到不同作業參數對油茶果采凈率和花苞損傷率的影響程度。

3.2 試驗條件

2019年10月20日—11月1日在湖南省永州市和衡陽市油茶林基地對5～8年生的成熟期“湘林號”、“華鑫號”和“華金號”油茶樹進行田間試驗(圖9)，兩處油茶林基地均具有適合機械作業的油茶林間距，可以更準確地驗證采摘機的性能。選擇不同電機輸出頻率、振動幅度和采摘爪的夾持位置進行采摘，記錄相關作業參數和作業時間。開始作業前統計枝條上油茶果和花苞數量，作業后再次統計枝條上油茶果和花苞數量，若出現樹枝折斷，將折斷枝上的花苞個數計入花苞損傷率。

圖9 油茶果采摘試驗現場Fig.9 Test field of camellia fruit picking

3.3 油茶果采凈率與花苞損傷率計算

油茶果采凈率是指采摘油茶果時脫落油茶果個數占這棵樹總油茶果個數的比例，總油茶果個數等于采摘作業時油茶果脫落個數和未脫落個數之和。采凈率計算公式為

(29)

式中P——油茶果采凈率，%

ω1——采摘時油茶果脫落個數

ω2——采摘時未脫落油茶果個數

采摘機在工作過程中同時要避免損傷花苞。采摘作業前統計油茶樹上花苞總數，作業后統計花苞的脫落個數?；ò鷵p傷率計算公式為

(30)

式中Q——花苞損傷率，%

f1——采摘作業后花苞的脫落個數

f2——采摘作業前花苞的總數

3.4 結果與討論

采摘機作業后效果如圖10所示，正交試驗結果如表1所示。由表1可知，影響油茶果采凈率和花苞損傷率的主要因素是電機輸出頻率B，即采摘頭的振動頻率，頻率越高油茶果采凈率也越高，但是花苞損傷率也隨之增加；其次是采摘頭振幅C，振幅越大，油茶果采凈率也越高，同時花苞損傷率也會增加；對油茶果采凈率和花苞損傷率影響較小的因素是采摘爪夾持位置D和采摘裝置采摘時間A。

圖10 采摘機作業后效果Fig.10 Effect after picking machine operation

表1 正交試驗結果Tab.1 Orthogonal test results

由表1可以得出，油茶采摘的最佳工作參數組合是A2B3C3D3，即采摘裝置的采摘時間為10 s(A2)、電機輸出頻率為35 Hz(B3)、采摘頭振幅為5 cm(C3)及采摘爪的夾持位置在10～20 cm之間(D3)。試驗時油茶果采凈率最高，為95.2%，此時花苞損傷率為17.2%。根據前期調研，人工采摘花苞損傷率在30%左右，因此該采摘方案的花苞損傷率遠低于人工采摘損傷，且油茶果采凈率達到95.2%，該采摘方式可行。

在試驗過程中，樹枝有輕微磨損，如圖11所示。樹枝基本不會折斷，且油茶枝在種植的過程中每年都需要修剪，以保證油茶樹的開花與座果率，因此該機械采摘對枝條的損傷基本符合采摘要求。由于該裝置仍處于試驗階段，離真正油茶果機械化采摘尚有一定差距，花苞損傷率需要繼續降低，需進一步優化作業參數，優化夾持材料，本文的作業參數組合為進一步優化提供了參考。

圖11 采摘機作業后枝條磨損情況Fig.11 Branch wear after picking machine operation

4 結論

(1)設計了一款搖枝式油茶果采摘機，該采摘機采摘裝置中采摘頭的振幅為3.5、4、5 cm，可調；電機輸出頻率20～40 Hz，可調。

(2)采摘頭夾持油茶枝時最大壓力為2 826 N，振動對樹枝產生的徑向力約為57.5 N、法向力約為78.2 N，該裝置夾持和振動均不會對枝條造成損傷。承載主要載荷的橫梁架彎曲變形為0.000 5 mm，遠小于橫梁架的最大許用彎曲撓度，橫梁架安全可靠。

(3)對油茶果采凈率和花苞損傷率影響最大的因素是電機輸出頻率B，即采摘頭振動頻率，其次是采摘頭振幅C，影響較小的因素是采摘爪夾持位置D和采摘裝置采摘時間A。

(4)采摘機最佳作業參數組合為：采摘裝置的采摘時間10 s、電機輸出頻率35 Hz、采摘頭振幅5 cm及采摘爪夾持位置10～20 cm，此時油茶果采凈率為95.2%，花苞損傷率為17.2%。