扭梳式油茶果采摘末端執行器設計與試驗

伍德林 袁嘉豪 李 超 姜 山 丁 達 曹成茂

(安徽農業大學工學院， 合肥 230036)

0 引言

油茶是我國獨有的油料物種，與橄欖、椰子、油棕并稱世界四大木本油料作物[1]。油茶具有極高的營養價值和經濟價值，目前我國油茶種植面積已達5.33×106hm2[2]。但油茶果采摘主要依靠人工，采摘效率低、勞動強度大、成本高，而油茶果適采周期又短，因此限制了油茶產業的發展[3]。

目前，國外林果采摘技術發展較為成熟，已研制了針對蘋果、橄欖、獼猴桃、柑橘、櫻桃等林果的振動采摘裝置和機器人采摘裝置[4-8]。為解決我國機械化采摘林果問題，王克奇等[9]研制了一種擊打式松果采摘機器人，采用旋轉擊打的方式實現松果采摘。劉曉敏等[10]設計了2種規格帶有回轉腕部功能的多自由度3指采摘柔性手爪，通過腕部旋扭分離方式完成采摘。王榮炎等[11]設計了一種小型梳齒往復式杭白菊采摘裝置，利用梳齒梳脫和輥刷清掃作用以及曲柄搖桿機構的急回特性實現杭白菊的采收。這些采摘裝置對生長在丘陵山地、作業環境復雜的油茶采摘并不適用[12]。

針對油茶果機械化采摘問題，國內學者設計了不同類型和不同采摘方式的油茶果采摘裝備，并進行了相關試驗。高自成等[13]研制了齒梳式油茶果采摘機，利用回轉梳齒時對油茶果產生的剪切力實現采摘，并通過試驗驗證了該采摘方式的可行性。羅時挺等[14]研制了一種齒梳撥刀式油茶果采摘裝置，通過撥刀對油茶果產生拉力實現油茶果采摘，并通過試驗證明，該裝置能有效減少花苞損傷，但仍存在對枝條花苞的損傷。饒洪輝等[15]設計了一種電動膠輥旋轉式油茶果采摘裝置，通過上下膠輥對油茶果進行撞擊，膠輥對油茶果產生的拉力大于油茶果結合力，從而實現采摘，試驗表明，采摘效率較好，但膠輥作用時對枝條作用面積較大，因此對枝條的損傷較大。饒洪輝等[16]為提高電動膠輥采摘效率，設計了一種液壓驅動式油茶果采摘機，試驗表明，與電動膠輥采摘相比，其采摘效率提高了80%。高自成等[17]設計了一種懸掛振動式油茶果采摘執行機構，通過對果樹主干施加機械振動，對油茶果產生的慣性力大于油茶果結合力，從而實現采摘，試驗表明，在特定的頻率和高度振動時，落果率較高、落花率較低，但對樹體的損傷較大。伍德林等[18]研制一款搖枝式油茶果采摘裝置，通過對枝條激振，從而實現油茶果的脫落，試驗表明，在最佳參數組合下，油茶果采凈率較高、花苞損傷率較低，但由于花苞結合力小于油茶果結合力，激振仍對花苞產生一定影響。

目前，國內關于油茶果采摘裝置的研究仍處于試驗階段，主要存在對花苞、枝條損傷大的問題，因此末端執行器的設計至關重要。目前研制的油茶果采摘末端執行器采用的激振、齒梳式或膠輥旋轉式采摘方式均局限于單一作用力進行油茶果采摘。由于油茶果花果同期、油茶果結合力大于花苞結合力的特性[19-20]，導致單一作用力無法避免油茶果漏采以及對油茶花苞、枝葉產生損傷的現象。根據油茶果結合力特性，本文提出一種扭梳式油茶果采摘末端執行器，通過扭轉、梳脫和反向扭轉的復合作用方式，以期減小油茶樹枝條、花葉的損傷和脫落。

1 整機結構和工作原理

1.1 整機結構

扭梳式油茶果采摘裝置整體結構如圖1所示，主要由扭梳式末端執行器、伸縮裝置、升降裝置、旋轉裝置、傳輸裝置、電控箱、履帶式移動底盤組成，末端執行器通過連接架連接在伸縮裝置的伸縮液壓缸的最前端。

1.2 工作原理

采摘作業時，通過移動整機和旋轉裝置將末端執行器移動到油茶樹最右側，通過控制系統啟動電機轉動絲杠，將兩邊扭梳組件遠離至合適位置，通過升降裝置將末端執行器移動到合適高度，啟動電機，通過鏈輪鏈條調整末端執行器角度，以便其順利伸進有果枝條中，通過伸縮裝置將末端執行器移動插入樹冠中，啟動電機，反向轉動絲杠，使扭梳組件靠近，夾持有果樹枝至合適位置，通過控制系統控制電機帶動鏈輪鏈條使整個扭梳組件在0°～48°范圍內往返轉動，同時控制系統啟動電機帶動梳輥組件在0°～48°往返轉動，作用一段時間后，扭梳組件轉動到最大角度時，松開夾持的枝條，此時由于枝條具有韌性，會進行反轉，從而使得果實產生慣性力脫落。在扭梳組件轉動的過程中，對油茶果產生了扭力和剪力，梳輥轉動的過程中梳齒對油茶果產生撞擊力、剪力、扭轉力，扭梳組件松開枝條時，枝條回彈，弛豫過程中，在恢復力的作用下，油茶果產生慣性力。在多種力的復合作用下使油茶果脫落，完成采摘，保證了落果率，同時由于扭齒間距和梳齒間距都很大，很難作用到花苞，因此幾乎不會對花苞產生損傷，同時扭爪轉動角在0°～48°以及梳輥轉動角在0°～48°，由于樹枝具有柔性體特征，因此樹枝基本沒有損傷。

2 關鍵部件設計和油茶果脫落因素分析

2.1 末端執行器三維模型

末端執行器主要由扭梳組件和梳輥組件構成，其中扭梳組件由轉動軸、絲杠支座、雙向絲杠、扭齒、鏈輪鏈條組成，梳輥組件由梳輥軸、軸承、梳齒組成，其三維模型如圖2所示。

扭齒固定連接在梳輥支座上，梳輥支座通過螺栓固定連接在螺母連接座上，螺母連接座滑動連接在雙向絲杠上，雙向絲杠兩端安裝軸承，軸承通過軸承蓋固定連接在絲杠支座上，絲杠驅動電機通過聯軸器和絲杠的一端固定連接。梳齒均勻分布在梳輥上，梳輥組件通過軸承、軸承端蓋安裝在梳輥支座上，梳輥驅動電機通過聯軸器與梳輥軸的一端固定連接。扭齒間距為50 mm，梳齒上下間距70 mm，一圈分布8排，左右排相互錯開。

2.2 扭梳組件作用原理分析

扭梳組件對油茶果的作用原理如圖3所示。扭梳組件對油茶果有3種作用形式：扭齒單獨作用(圖3b)、梳齒單獨作用(圖3c)、扭齒和梳齒同時作用(圖3d)。

2.3 梳輥組件參數設計

采摘作業時，梳齒間密度以及排布方式直接影響油茶果漏采率，同時梳齒間密度過大或者排布方式不合理，作業時會造成樹枝損傷。測量6年樹齡長林4號、長林40號、長林53號以及7年樹齡湘林210號共4個品種多組油茶果的直徑，得出最大直徑為50.55 mm，最小直徑為23.53 mm，平均直徑為36.043 mm，為保證作用到盡可能多的油茶果，同時盡可能減小對樹枝的損傷，確定梳齒長度為30 mm，梳輥半徑為30 mm，梳齒間距離為70 mm，一圈分布8排，分布形式如圖4所示。這樣既可以得到較大的梳齒間距，保證作業時樹枝有足夠的空間從而減小損傷，同時保證了油茶果不會從梳齒間直接穿過。

2.4 扭梳組件參數設計

為保證扭轉時作用盡可能多的油茶果，同時油茶果脫落后不會卡在扭齒之間，扭齒間距為50 mm，同時為防止油茶果卡在梳輥和梳輥支座中間，梳輥中心軸距離梳輥支座為80 mm。在采摘裝置作業時，雙向絲杠長度決定單次作業范圍，單次作業范圍越大，采摘效率越高，但同時會存在夾抱枝條內部油茶果作用不到，根據油茶樹枝條冠徑，確定絲杠單邊行程為0～200 mm。

2.5 油茶果脫落影響因素分析

為了方便分析扭梳采摘油茶果原理，將采摘過程分為扭齒作用、梳齒作用、扭齒和梳齒同時作用、枝條弛豫4個過程。

2.5.1扭齒單獨作用

扭齒與油茶果相互作用力主要由與油茶果碰撞時的正壓力和摩擦力組成，本文將扭齒與油茶果的作用形式簡化成圖5所示的模型。圖5中扭齒與油茶果的接觸點B的位置隨著作用位置的改變在油茶果上移動，O1為扭齒的旋轉中心，O2為點B投影到油茶果中心軸上的點。

當扭梳組件以角速度ω3勻速轉動時，扭齒上B點的速度vB為

vB=ω3R2

(1)

式中R2——點B到旋轉中心O1的距離，m

由于扭梳組件勻速轉動，此時點B的切向加速度aBn=0，法向加速度aBt為

(2)

此時點B所受的力FB為

(3)

式中M1——扭梳組件質量，kg

因此油茶果受到的扭齒壓力Fn1為

(4)

式中α2——線BO1和線BO2的夾角，(°)

油茶果所受的摩擦力Ff1為

(5)

式中μ1——扭齒與油茶果的摩擦因數

當油茶果相對樹枝沒有產生位移時，油茶果受力平衡，可得

(6)

式中MA——油茶果結合力的抗扭力，N·m

L2——點B到油茶果中心軸的距離，m

Fx——油茶果x方向結合力，N

Fy——油茶果y方向結合力，N

當油茶果產生位移時，由油茶果受力可知，油茶果會發生繞點A轉動以及繞z軸轉動。FA為油茶果x方向和y方向結合力的合力，油茶果可視為實心球體，當油茶果繞點A轉動時，油茶果的轉動慣量J1為

(7)

式中m——油茶果質量，kg

r——油茶果半徑，m

當油茶果繞z軸轉動時，油茶果的轉動慣量J2為

(8)

此時，由轉動定律可知

(9)

式中ω4——油茶果繞點A轉動角速度，rad/s

L1——點O2到點A的距離，m

t——時間，s

ω5——油茶果繞z軸轉動角速度，rad/s

隨著油茶果轉動角逐漸增大，果柄連接處發生斷裂，油茶果脫落。當α1越小，作用點B到旋轉中心的距離R2越大，油茶果受到扭齒壓力Fn1越大。由式(3)～(6)、(9)可以看出，影響油茶果脫落的主要因素是扭梳組件轉速、轉動角以及油茶果抗剪力和抗扭力。

2.5.2梳齒單獨作用

梳齒作用在油茶果上時，在撞擊的一瞬間對油茶果產生撞擊力，若油茶果未脫落，梳齒繼續作用在油茶果上，主要對油茶果產生正壓力和摩擦力，對油茶果產生剪切以及扭轉作用，右梳輥作用油茶果形式簡化成圖6所示模型。圖中點C為梳齒與油茶果的接觸點，R3為點C到旋轉中心的距離，R3隨著作用位置的改變而改變。

當梳輥以角速度ω2勻速轉動時，梳齒上點C速度vC為

vC=ω2R3

(10)

由于梳輥勻速轉動，此時點C切向加速度aCn=0，法向加速度aCt為

(11)

此時點C所受力FC為

(12)

式中M2——梳輥質量，kg

因此油茶果受到的梳齒壓力Fn2為

(13)

式中α3——FC方向與線O2C的夾角，(°)

梳齒對油茶果摩擦力Ff2為

(14)

式中μ2——梳齒與油茶果的摩擦因數

當油茶果相對樹枝沒有發生位移時，油茶果受力平衡，可得

(15)

式中L4——點C到油茶果中心軸的距離，m

當油茶果發生位移時，由油茶果受力可知，油茶果會產生繞點A轉動以及繞z軸轉動，如圖3c所示。油茶果可視為實心球體，當油茶果繞點A轉動時，油茶果轉動慣量為J1，當油茶果繞z軸轉動時，油茶果轉動慣量為J2。此時，由轉動定律可知

(16)

式中L3——點O2到點A距離，m

隨著油茶果轉動角逐漸增大，果柄連接處產生斷裂，油茶果脫落。由式(13)～(16)可以看出影響油茶果脫落的主要因素為梳輥轉速、轉動角以及油茶果抗剪力和抗扭力。

2.5.3扭齒和梳齒同時作用

當梳齒和扭齒同時作用在油茶果時，油茶果受力簡化成圖7所示模型。

扭齒和梳齒同時作用在油茶果上時，梳輥以角速度ω2勻速轉動，扭梳組件以角速度ω3勻速轉動，油茶果受到扭齒和梳齒壓力的合力Fn3為

(17)

式中θ——Fn1、Fn2在水平方向的夾角

油茶果所受的摩擦力Ff3為扭齒和梳齒對油茶果摩擦力Ff1、Ff2的合力，計算式為

(18)

當油茶果相對樹枝沒有產生位移時，油茶果受力平衡，可得

(19)

當油茶果產生位移時，由油茶果受力可知，油茶果會產生繞點A轉動以及繞過點A和點O2的軸轉動。油茶果可視為實心球體，當油茶果繞點A轉動時，油茶果轉動慣量為J1，當油茶果繞z軸轉動時，油茶果轉動慣量為J2。此時，由轉動定律可知

(20)

隨著油茶果轉動角逐漸增大，果柄連接處產生斷裂，油茶果脫落。由式(17)～(20)可以看出，影響油茶果脫落的主要因素為扭梳組件和梳輥轉速、轉動角以及油茶果抗剪力和抗扭力。

2.5.4枝條弛豫

當枝條被扭轉到最大角度時，根據胡克定律可知，作用在枝條上的剪切力τ為

(21)

式中G——扭轉模量，MPa

γ——相對扭轉角，(°)

φ——枝條扭轉角，(°)

r1——枝條半徑，m

l——枝條長度，m

末端執行器松開所夾持枝條，此時枝條若未達到彈性極限，在其內部的恢復力作用下恢復到原本的狀態，該過程為枝條的弛豫過程。在這一過程中，最初恢復力等于作用在枝條上的剪切力τ。油茶果運動狀態也隨著枝條運動狀態的改變而改變。當油茶果產生的慣性力大于果柄結合力時，油茶果脫落。因此油茶果是否能脫落主要由松弛前作用在枝條上的最大剪切力τ決定。根據式(21)可知，枝條上最大剪切力τ主要由枝條扭轉模量、枝條相對扭轉角以及旋轉枝條長度決定。枝條相對扭轉角主要由末端執行器旋轉的最大角度決定。因此油茶果脫落主要影響因素有枝條扭轉模量、末端執行器旋轉最大角、旋轉枝條長度。

綜上可知，影響油茶果脫落的因素有扭梳組件和梳輥轉速、轉動角以及油茶果抗剪力和抗扭力、枝條扭轉模量、旋轉枝條長度。

3 控制系統設計

控制系統由硬件部分與軟件部分組成，硬件包括以STM32開發板為核心的控制器、霍爾位置傳感器、觸摸屏以及電動機驅動器，軟件通過LabVIEW對控制程序進行編寫、下載及調試。控制系統由兩個電源模塊供電，傳感器、單片機及電機驅動器控制信號電壓為5 V，電動機驅動器驅動電壓為24 V。整個控制系統采用末端控制原理,由STM32開發板獲取傳感器數據，處理后將方向信號、脈沖數和脈沖頻率傳輸給電機驅動器，從而實現對末端執行器動作的有序控制。圖8為控制系統結構圖。

NJK-8002C型霍爾位置傳感器有兩對，一對安裝在絲杠支座一邊，與電機連接架外側同一邊，用于檢測絲杠上電機連接架張開達到最大位置及復位，防止超出量程；一對安裝在電機連接架內側兩邊，用于檢測電機連接架內側兩邊夾持達到試驗最小位置及復位，試驗確定了電機連接架內側兩邊夾持達到試驗最小位置10～50 mm時可安全有效夾緊樹枝。

3個K25R-C2-GN-XG型異步電機和1個CH/V-750-S型三相異步減速電機作為執行機構的動力源，分別完成接近動作、抓持動作及旋轉動作。1個K25R-C2-GN-XG型異步電機用于控制絲杠上電機連接架運動位置及夾緊距離，2個K25R-C2-GN-XG型異步電機用于控制梳輥反向旋轉48°后正向旋轉48°循環往復；CH/V-750-S型三相異步減速電機用于末端執行裝置整體正向轉動48°，反向轉動48°，從而實現扭轉動作。整體動作使用的變頻驅動器有3個，型號均為AE200H，用于驅動電機按需動作。

控制系統軟件部分基于LabVIEW平臺開發，軟件控制流程如圖9所示，實現控制扭梳式末端執行裝置的按需動作、數據采集、狀態顯示及人機交互。

4 油茶特性試驗

目前，油茶主要種植于丘陵山地地區，采用適合機械化作業標準化的油茶栽培模式[21]。本文試驗的油茶樹品種為湖南省永州市里灣基地主要種植的油茶良種品系。

4.1 油茶果結合力分析

4.1.1試驗設備

采用HP-50型VICTOR數顯式推拉力計測量果實的抗拉力和抗剪力，最大負荷為50 N，精度為0.01 N，誤差為0.05%，用其峰值保持功能記錄瞬時抗拉力和抗剪力。果實質量測量使用友恒電子天平，最大量程300 g，精度為0.01 g。采用HP-10型安瑞特扭力測試儀測量果實的抗扭力矩，最大負荷為10 N·m，精度為0.001 N·m。采用游標卡尺(分度值為0.02 mm)對果實尺寸進行測量。

4.1.2試驗方法

針對6年樹齡長林4號、長林40號、長林53號以及7年樹齡湘林210號共4個品種，隨機抽取20顆油茶果為1組進行抗拉力測試，隨機抽取20顆油茶果為1組進行抗剪力測試，隨機抽取20顆油茶果為1組進行抗扭力矩測試，為保證試驗的準確性，每次測試進行3組。

(1)抗拉力測試

將油茶果所在的側枝固定，再將油茶果固定在推拉計的夾具上，保證夾具與果柄保持一條直線，勻速緩慢拉動推拉力計，直至油茶果脫落，如圖10a所示，記錄測試的峰值數據。

(2)抗剪力測試

將油茶果所在的側枝和油茶果固定，再將推拉力計配套的鉤子鉤住果柄，保證鉤子與果柄保持垂直，勻速緩慢拉動推拉力計，直至果實脫落，如圖10b所示，記錄測試的峰值數據。

(3)抗扭力矩測試

將油茶果固定在夾具上，再將夾具固定在安瑞特扭力測試儀，如圖11所示，勻速緩慢轉動與油茶果相連的側枝，直至側枝與油茶果分離，記錄扭力測試儀上的峰值數據。

(4)油茶果質量與尺寸測量

將進行過抗拉力、抗剪力、抗扭力矩測量的油茶果去掉果柄后，用電子天平測量其質量，游標卡尺測量其最大直徑，并對應記錄質量和直徑。

4.1.3結果和分析

油茶的生物特性相差較大，經過多次重復測試后，其抗拉力、抗剪力、抗扭力矩的數據基本符合正態分布，剔去較大誤差，取剔除后數據作為依據，得到長林4號、長林40號、長林53號、湘林210號油茶果抗拉力、抗剪力、抗扭力矩結果箱型圖，如圖12所示。

由圖12a可知，湘林210號抗拉力最大值為26.61 N，最小值為11.14 N。長林4號抗拉力最大值為18.18 N，最小值為8.38 N。長林40號抗拉力最大值為21.79 N，最小值為9.27 N。長林53號抗拉力最大值為27.04 N，最小值為17.45 N。

由圖12b可知，湘林210號抗剪力最大值為17.87 N，最小值為11.32 N。長林4號抗剪力最大值為11.45 N，最小值為5.27 N。長林40號抗剪力最大值為15.37 N，最小值為6.17 N。長林53號抗剪力最大值為15.11 N，最小值為8.42 N。

由圖12c可知，湘林210號抗扭力矩最大值為0.041 N·m，最小值為0.018 N·m。 長林4號抗剪力最大值為0.023 N·m，最小值為0.008 N·m。長林40號抗剪力最大值為0.031 N·m，最小值為0.009 N·m。長林53號抗剪力最大值為0.031 N·m，最小值為0.014 N·m。

同品種油茶抗拉力、抗剪力、抗扭力矩差異較大，不同品種之間結合力差異同樣較大，但抗拉力主要集中在10～25 N之間，抗剪力主要集中在5～15 N之間，抗扭力矩主要集中在0.015～0.030 N·m之間。由此可知油茶果抗拉力遠大于抗剪力以及抗扭力矩。

長林4號、長林40號、長林53號、湘林210號油茶果質量和直徑箱型圖，如圖13所示。

由圖13a可知，湘林210號油茶果最大質量為64.6 g，最大直徑為51.52 mm，最小質量為25.8 g，最小直徑為40.12 mm。長林4號油茶果最大質量為26.6 g，最大直徑為34.71 mm，最小質量為11.0 g，最小直徑為24.84 mm。長林40號油茶果最大質量為23.2 g，最大直徑為36.01 mm，最小質量為10.4 g，最小直徑為24.13 mm。長林53號油茶果最大質量為43.2 g，最大直徑為46.01 mm，最小質量為20.6 g，最小直徑為34.60 mm。

可知不同品種油茶果大小相差較大，湘林210號油茶果是4個品種里最大的，其自身大小差異也比較大，長林53號油茶果大小略小于湘林210號，長林4號和長林40號油茶果大小差異較小，遠小于長林53號油茶果。

4.2 油茶枝條扭轉試驗

4.2.1試驗設備和材料

采用美特斯SANS微機控制電子扭轉試驗機測定6年樹齡長林4號、長林40號、長林53號以及7年樹齡湘林210號掛果枝條在扭轉力偶作用下受力和變形量的關系，扭轉試驗機型號為CTT1103，最大扭矩為1 000 N·m，電壓220 V，功率0.75 kW，準確度等級為1級，游標卡尺(分度值為0.02 mm)測量枝條直徑、標距。

4.2.2試驗方法

隨機剪取長林4號、長林40號、長林53號以及湘林210號不同生長區域掛果枝條多根。去除枝條上的葉子、花苞、油茶果和葉鞘，只留下枝條部位，截取合適的枝條長度，將節間作為枝條兩頭[22]。枝條兩頭節間稍微削平，以保證試驗機可以夾緊枝條。將枝條兩端用扭轉試驗機配合特制夾具夾緊，測量直徑和標距，打開試驗程序，輸入直徑和標距，啟動機器勻速轉動，當枝條斷裂，機器自動停止運行，生成試驗報告。

4.2.3試驗結果與分析

圖14為不同枝條扭矩扭角關系曲線，長林4號枝條直徑為5.13 mm，標距為10.1 cm，長林40號直徑為7.35 mm，標距為15.4 cm，長林53號直徑為6.92 mm，標距為10.8 cm，湘林210號直徑為8.02 mm，標距為17.6 cm。

由圖14可知，枝條扭轉試驗時，隨著扭角的不斷增大，枝條承受的扭矩增大，枝條能承受的最大扭矩在峰值處。另外，剛開始時斜率較大呈線性，扭角與扭矩成正比，為彈性變形階段，枝條產生屈服效應。屈服階段結束后，斜率開始下降，扭矩繼續增大，此時枝條產生不均勻塑性變形，到達最高點時枝條斷裂。

扭轉模量G計算式為

(22)

(23)

式中MP——枝條試驗過程中產生的扭矩，N·m

IP——極慣性矩，mm4

d——枝條直徑，mm

L0——枝條標距，mm

扭轉強度τs計算式為

(24)

式中WP——枝條扭轉系數

扭轉剛度θ計算式為

(25)

由圖14a可知，長林4號枝條發生彈性變形時扭角為0.227 63°，扭矩為0.099 25 N·m，彈性段終點扭角為28.667 58°，扭矩為0.166 64 N·m，發生斷裂時扭角為256.892 94°，扭矩最大值為0.307 54 N·m。計算可知，長林4號扭轉模量G=3.52 MPa，扭轉強度τs=11.60 MPa，扭轉剛度θ=1.28×103rad/m。

由圖14b可知，長林40號枝條發生彈性變形時的扭角為0.113 9°，扭矩為0.105 37 N·m，彈性段終點扭角為37.447 62°，扭矩為0.576 48 N·m，發生斷裂時扭角為117.556 11°，扭矩最大值為0.871 77 N·m。計算可知，長林40號扭轉模量G=6.79 MPa，扭轉強度τs=11.19 MPa，扭轉剛度θ=4.49×102rad/m。

由圖14c可知，長林53號枝條產生彈性變形時扭角為0.102 2°，扭矩為0.102 31 N·m，彈性段終點扭角為35.557 84°，扭矩為0.576 48 N·m，發生斷裂時扭角為106.887 44°，扭矩最大值為0.605 28 N·m。計算可知，長林53號扭轉模量G=3.57 MPa，扭轉強度τs=9.27 MPa，扭轉剛度θ=7.54×102rad/m。

由圖14d可知，湘林210號枝條發生彈性變形時扭角為0.110 5°，扭矩為0.105 79 N·m，彈性段終點扭角為26.553 49°，扭矩為0.253 02 N·m，發生斷裂時扭角為232.892 18°，扭矩最大值為0.637 75 N·m。計算可知，湘林210號扭轉模量G=2.41 MPa，扭轉強度τs= 6.30 MPa，扭轉剛度θ=6.52×102rad/m。

由圖14可知，不同品種油茶枝條扭轉模量在2～7 MPa之間，不同品種的油茶枝條彈性段終點基本集中在25°～40°之間，但扭轉試驗機在扭矩未超過0.1 N·m時沒有記錄枝條扭轉角，因此彈性段開始前，枝條已經轉動一定角度，枝條一旦扭轉超過極限角，會產生不均勻塑性變形，受到損傷，無法恢復，為保證枝條不發生損傷，在作業時枝條扭轉角不得超過50°，而轉動角越大，油茶果越容易脫離，因此確定扭梳組件和梳輥轉動角為48°。

5 性能試驗

5.1 整機試驗及評價指標

2020年10月，選用長林53號油茶樹進行整機性能試驗，如圖15所示。整機參數如表1所示。

表1 采摘機主要作業參數Tab.1 Main operating parameters of picking machine

根據油茶果結合力，計算可知扭梳組件轉速不小于10 r/min，梳輥轉速不小于60 r/min，油茶果才會脫落。選取長勢相似的多棵油茶樹分別以不同扭轉轉速、不同梳脫轉速以及作用時間進行采摘性能試驗。

以采凈率以及花苞損傷率作為評價指標[23]。試驗前夾持枝條上的總掛果數量為N1和花苞數為N2，試驗后枝條上剩余的油茶果數量為N3和花苞數為N4。采凈率P1計算式為

(26)

花苞損傷率P2計算式為

(27)

5.2 試驗結果與分析

5.2.1扭梳組件轉速的影響

在固定梳輥轉速為80 r/min，作業時間為10 s的工況下，進行扭梳組件轉速的單因素試驗，扭梳組件轉速分別為10、20、30、40、50 r/min，試驗結果如圖16所示。

由圖16可知，隨著扭梳組件轉速的增加，采凈率、花苞損傷率逐漸升高。當扭梳組件轉速增大，作用在油茶果上的力變大，油茶果更易脫落，枝條在弛豫過程中，油茶果產生的慣性力也更大，油茶果和花苞更容易脫落。當扭轉轉速達到40 r/min后采凈率變化很小，同時花苞損傷率明顯增高，因此扭梳組件轉速在25～35 r/min采摘性能較優。

5.2.2梳輥轉速的影響

在固定扭梳組件轉速為30 r/min，作業時間為10 s的工況下，進行梳輥轉速的單因素試驗，梳輥轉速分別為60、70、80、90、100 r/min，試驗結果如圖17所示。

由圖17可知，隨著梳輥轉速的增加，采凈率、花苞損傷率逐漸升高。當梳輥轉速增大，作用在油茶果上的力變大，同時梳輥對油茶枝條產生的激振作用隨著轉速的增大而加強，油茶果和花苞更易脫落。當梳輥轉速達到90 r/min后，采凈率變化很小，同時花苞損傷率明顯增高，因此梳輥轉速在75～85 r/min采摘性能較優。

5.2.3作業時間的影響

在固定扭梳組件轉速為30 r/min、梳輥轉速為80 r/min的工況下，進行作業時間的單因素試驗，作業時間分別為5、10、15、20、25 s，試驗結果如圖18所示。

由圖18可知，隨著作業時間的增加，采凈率、花苞損傷率逐漸升高。主要是因作業時間的增加，采摘裝置傳遞到油茶枝條的能量隨之增加，油茶果和花苞更易脫落。當作業時間達到15 s后，采凈率變化很小，同時花苞損傷率明顯增高，作業時間在8～12 s之間采摘性能較優。

5.3 正交試驗

為研究扭梳式油茶果采摘末端執行器不同的作業參數組合對油茶果采凈率和花苞損傷率的影響，選取梳齒轉速、扭齒轉速、作業時間為參數變量，選取扭梳組件轉速為25～35 r/min、梳輥轉速為75～85 r/min、作業時間為8～12 s對長林53號油茶樹進行三因素三水平正交試驗。試驗因素水平如表2所示，正交試驗結果如表3所示。

表4為正交試驗結果的極差分析，以油茶果采凈率作為評價指標時，較優水平為扭梳組件轉速A3(35 r/min)、梳輥轉速B3(85 r/min)、作業時間C3(12 s)，扭梳組件轉速對油茶果采凈率的影響最大，其次是作業時間，最后是梳輥轉速；以花苞損傷率作為評價指標時，較優水平為扭梳組件轉速A1(25 r/min)、梳輥轉速B2(80 r/min)、作業時間C1(8 s)，扭梳組件轉速對花苞損傷的影響最大，其次是作業時間，最后是梳輥轉速。

表2 正交試驗因素水平Tab.2 Factors and levels of orthogonal experiment

表3 正交試驗結果Tab.3 Results of orthogonal test

表4 極差分析Tab.4 Range analysis

圖19為作業后效果圖。由于各試驗因素對油茶果采凈率和花苞損傷率的較優參數組合不一致，采用綜合評分法對正交試驗結果進行分析[24]。油茶果采凈率隸屬度u1和花苞損傷率隸屬度u2計算公式為

(28)

式中S——指標值

Smax——指標最大值

Smin——指標最小值

采收時首先保證較高的油茶果采凈率，其次保證較低的花苞損傷率，選取油茶果采凈率加權因子為0.6，花苞損傷率加權因子為0.4，綜合分數u計算式為

u=0.6u1+0.4u2

(29)

計算結果如表5所示。

綜合分數極差分析如表6所示。由表6可知，扭梳組件轉速對綜合分數影響最大，其次是梳輥轉速，最后是作業時間。最優工作參數組合為A3B3C3，即扭梳組件轉速為35 r/min、梳輥轉速為85 r/min、作業時間為12 s。

表6 綜合分數極差分析 Tab.6 Range analysis of comprehensive scores

5.4 驗證試驗

表7為油茶果采摘末端執行器在最佳參數組合下驗證試驗結果，油茶果采凈率平均值為93.37%，花苞損傷率平均值為13.16%。

表7 驗證試驗結果 Tab.7 Results of verification test

6 結論

(1)設計了扭轉和梳脫相結合的油茶果采摘裝置，通過對油茶果產生多種作用力實現采摘，由于扭齒和梳齒間距較大，因此有效降低了對花苞的損傷。

(2)通過理論分析末端執行器對油茶果的作用過程，得出影響油茶果脫落的主要因素為扭梳組件和梳輥轉速、轉動角及油茶果抗剪力和抗扭力矩、枝條扭轉模量。

(3)同品種油茶果的抗拉力、抗剪力、抗扭力矩差異較大，不同品種之間結合力差異同樣較大，抗拉力主要集中在10～25 N之間，抗剪力主要集中在5～15 N之間，抗扭力矩主要集中在0.015～0.030 N·m之間。油茶果抗拉力大于抗剪力，遠大于抗扭力矩。不同品種油茶枝條扭轉模量在2～7 MPa之間，枝條扭轉不可超過50°。

(4)性能試驗表明，扭梳式油茶采摘裝置在扭梳組件轉速為25～35 r/min、梳輥轉速為75～85 r/min、作業時間為10～20 s工況下的采凈率較高，花苞損傷率較低。通過正交試驗得出，扭梳組件轉速對綜合分數影響最大，其次是梳輥轉速、作業時間，最優工作參數組合扭梳組件轉速35 r/min、梳輥轉速為85 r/min、作業時間12 s。驗證試驗表明，最優工作參數組合工況下的油茶果采凈率平均值為93.37%，花苞損傷率平均值為13.16%。