新型水果采摘機器研制設計

趙雪峰

（山西省農業機械發展中心，山西 太原 030002）

0 引言

水果采摘是水果生產作業中最耗時最費力的一個環節。在此期間需投入的勞力占整個種植過程的50%～70%，采摘作業質量的好壞直接影響到水果的貯藏、加工和銷售，最終影響市場價格和經濟效益[1-3]。研究和開發果蔬收獲的智能機器技術對于解放勞動力、提高勞動生產效率、降低生產成本、保證新鮮果蔬品質，以及滿足作物生長的實時性要求等方面都有促進作用。

1 水果采摘機器的研究意義及國內外現狀

水果收獲具有很強的時效性，屬于典型的勞動密集型工作。由于采摘作業環境和操作的復雜性，水果采摘的自動化程度仍然很低，目前國內水果的采摘作業基本上還是手工完成[4-7]。在很多國家隨著人口老齡化和農業勞動力的減少，勞動力不僅成本高，而且還越來越不容易得到，而人工收獲水果所需的成本在水果的整個生產成本中所占比例竟高達33%～50%，高枝水果的采摘還帶有一定的危險性。因此，實現水果收獲的機械化變得越來越迫切，發展機械化的收獲技術，研究開發水果采摘機器具有重要的意義。

采摘機器是未來智能農業機械化的發展方向，具有廣闊的應用前景[8-11]。我國水果機械化采摘機器現狀：2004年11月1日頒布施行的《中華人民共和國農業機械化促進法》還明確規定國家采取措施鼓勵，扶持農業機械化發展，機械采摘取代手工作業是必然發展趨勢。我國的國家專利中有100種水果采摘器，包括機械式、電動式、氣動式的果品采摘機器，其中有的實現單方向的水果采摘，有的可改變方向能實現全方位的水果采摘。目前，市場上商品化的采摘器品種還比較單一，且價格昂貴、操作不便[12-15]。我國在農業機器人領域的研究始于20世紀90年代中期，相對于發達國家起步較晚，果蔬采摘機器人的研究還處于起步階段，不少院校、研究所都在進行采摘機器人和智能農業機械相關的研究。東北林業大學的陸懷民研制了林木球果采摘機器人，主要由5個自由度機械手、行走機構、液壓驅動系統和單片機控制系統組成。有研究人員運用彩色圖像處理技術和神經網絡理論，開發了草莓揀選機器人，采用氣動驅動器將草莓推到不同的等級方向。浙江大學的應義斌等人完成了水果自動分級機器人的研究開發。

國外水果機械化采摘裝置研究進展及現狀：水果的機械化收獲技術已有40余年的研究歷史，收獲作業自動化和機械化的研究始于20世紀60年代的美國，1968年美國學者Schertz（舍爾茨）和Brown（布朗）首次提出應用機器技術進行果蔬收獲，當時開發的收獲機器樣機幾乎都需要有人參與，因此只能算是半自動化的收獲機械。采用的收獲方式主要是機械振搖式和氣動振搖式，其缺點是果實易損，效率不高，特別是無法進行選擇性的收獲。從20世紀80年代中期開始，隨著電子技術和計算機技術的發展，特別是工業機器人技術、計算機圖像處理技術和人工智能技術的日益成熟，以日本為代表的發達國家，包括美國、英國、法國、荷蘭、以色列、西班牙等國家，都在水果采摘機器方面做了大量的研究工作，涉及到的研究對象主要包括甜橙、蘋果、櫻桃、甜瓜、葡萄、草莓等，試驗成功了多種具有人工智能的收獲采摘機器。應用機器技術進行水果的自動化收獲得到了快速發展。法國是研究果蔬采摘機器人較早的國家之一，由于技術、市場和價格等因素的影響，甜橙和蘋果采摘機器人已經停產，采摘機器的研究工作基本陷于停頓。美國在自動化收獲機器人的研究方面沒有很清晰的戰略，研究工作也基本處于停頓狀態。近年來，日本開展了大量的收獲機器人研究項目，進展很快，但未能真正實現商業化。荷蘭收獲機器人的研究工作走在很多國家的前面，但研究的果蔬種類并不多[16-20]。

2 水果采摘機器方案設計

2.1 果實的生物學特征

通過查閱數據和對果園進行實地調查，發現果樹行與行之間通常會留下一條操作路徑，便于日常管理，經過勘察，果園的地面基本平整，間距一般在3～4 m，果樹高度一般不超過3.5 m，直徑為30～90 cm，果實的質量100～400 g。果樹的強度與其年齡和樹形有很大關系，有的水果表面不是很硬，容易被磕碰破壞，所以在采摘時要注意控制力度，輕輕處理，不可硬拉扯拽，否則果實將會被破壞，嚴重影響水果的保鮮貯藏。

2.2 采摘機器的選型

此次設計的采摘機器是根據工業機械手的特點，考慮到水果采摘的特殊性，經查閱資料，目前工業機械手包括圓柱坐標型機械手、直角坐標型機械手、極坐標型機械手、關節坐標型機械手等。由于水果摘取環境的可變性和復雜性，以及果實分布的隨機性，所以采用關節坐標型機械手來解決采摘機械手臂運動的問題。

圓柱坐標系見圖1，直角坐標系見圖2，極坐標系見圖3，關節坐標系見圖4。

圖1 圓柱坐標系

圖2 直角坐標系

圖3 極坐標系

圖4 關節坐標系

2.3 水果采摘機械手的選擇

通過查閱水果采摘特征的相關資料，水果采摘機械手最適合選用關節坐標型。水果采摘機器具體結構包括盤腰座旋轉、大臂、小臂和腕部的俯仰、旋轉及執行末端5個部分。升降機構安放到底盤，不僅可以增加機器在垂直方向上的工作空間，還可以增加機器的靈活度，所以選擇六自由度串聯式采摘機器。

水果采摘自由度示意圖見圖5。

圖5 水果采摘自由度示意圖

2.4 水果采摘機器方案設計

2.4.1 水果采摘機器設計原則

為了更好地將所設計的機器應用在現實的果園里，在設計過程中要注意下列原則：

（1）采摘機械臂應具備很好的避障能力。

（2）采摘末端執行器應具有很好的通用性，不能損傷果實，提高機器的利用率，降低生產和使用的成本。

（3）采摘機器的操作盡可能簡單，便于使用普及。

2.4.2 水果采摘機器整體結構設計

為了適應果園內地面環境，選擇履帶式移動小車作為采摘機器行走的移動平臺，采用具有較好減震性能的橡膠履帶，可以在凹凸不平的地面上靈活進退，穩定性好，支持面積大，轉向半徑小，能跨越障礙物和原地轉動方向，再配備升降平臺，使采摘機器在垂直方向上的活動自如。機器基座和關節的運動由伺服電機驅動，擺線行星減速器用于減速以增加輸出扭矩。大臂和小臂通過伺服電機旋轉實現俯仰功能。腕部通過兩轉法蘭實現俯仰和旋轉功能。采摘末端通過法蘭相連接，通過同步帶傳動，帶動主動輪傳動，在裝有惰輪情況下可實現相反方向旋轉并帶動刀片相反方向旋轉，實現剪切功能。收集裝置連接在末端執行器的下方，并連接到柔性管，收集到的水果從其上落下，依靠重力通過柔性管道轉移到收集籃。

水果采摘總體結構設計見圖6。

圖6 水果采摘總體結構設計

3 水果采摘機器結構設計及計算

3.1 升降平臺

升降平臺的作用不僅增大了采摘機器的拾取范圍，而且為拾取創造了很大的便利，既可承受人的質量當梯子，也可在不安裝機械臂的條件下隨時移動，工作人員可站在平臺進行人工采摘，提高機器利用率，增加機器的安全性和功能性。

液壓缸的選擇：

（1）液壓缸內徑尺寸為16 mm，活塞桿外徑尺寸為14 mm。

（2）液壓缸的活塞行程按照采摘機器總體尺寸設計要求，選擇行程距離為125 mm，當行程最大時，升降平臺上板到下板的距離是287 mm，當收回到最小行程時，平臺上板到下板的距離是50 mm。

升降平臺結構圖見圖7。

圖7 升降平臺結構圖

3.2 底座旋轉結構設計

底座旋轉通過伺服電機帶動蝸桿轉動，蝸桿帶動蝸輪傳動。選擇的主要原因是其傳動比一般為7～80，而且還具有工作平穩、無噪音、可以自鎖、傳動功率大等特點。

3.2.1 蝸輪蝸桿的計算

蝸輪蝸桿傳動的要求：

輸入功率P=3 kW，電機轉速n=2 000 r/min，傳動比i=30，工作載荷較穩定，但有不大的沖擊，要求壽命Lh為12 000 h。

設計：

（1）選擇蝸桿的傳動類型。根據國標推薦，采用漸開線蝸桿。

（2）選擇蝸輪蝸桿材料。由于蝸桿傳動功率不大，速度適中，接近低速，因此蝸桿可以由45鋼制成，因需要效率高、耐磨性好，蝸桿的螺旋齒表面要求調制處理，可以使蝸桿的綜合性能最好，硬度達到40～55 HRC。考慮到成本，環形齒輪由青銅制成，輪芯由灰鑄鐵HT100制成。

（3）根據齒面接觸疲勞強度設計。按照閉式蝸桿傳動的設計標準，先設計齒面接觸疲勞強度，檢查齒根彎曲疲勞強度。由下式，傳動中心距：

①確定蝸輪上的T2，取Z2=2，效率為0.8，故：

②確定系數K，因蝸輪蝸桿的工作載荷較穩定，轉速不高，所以取載荷分布不均勻系數Kβ=1，使用系數KA=1.15，動載系數KΓ=1.05，故

③確定系數ZE，因蝸輪選用的材料是青銅，蝸桿選用的材料是45鋼傳動達到減速的效果和增扭的目的，故ZE=160 MPa。

④確定系數Zρ，先設蝸桿分度圓直徑d1和a傳動中心距的比值d1/a=0.30，得Zρ=2.9。

⑤確定應力[σH]，因蝸輪材料為青銅ZCu-Sn10P1，其加工為金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45 HRC，故蝸輪的基本允許用應力[σH]=268 MPa。

由于設計的整體尺寸及設計傳動的要求，取中心距a=180 mm，因i=30取模數m=5，蝸桿分度圓直徑d1=50 mm，這時d1/a=0.28，查表得接觸系數Z＇ρ=3.1，因Z＇ρ＜Zρ，所以上述結果可用。

（4）蝸輪蝸桿的參數和幾何尺寸。

用插值法fv=0.020 4，ψv=1.168 7，代入式中得η=0.855=85.5%，大于估計值，所以不需要重算。

（7）精確等級公差確定。

從GB/T 10089—1988圓柱蝸桿，蝸輪精度中選擇7級精度，側隙種類為f，標注為8f，GB/T 10089—1988。

（8）繪制蝸桿、蝸輪圖。

蝸桿見圖8，蝸輪見圖9。

圖8 蝸桿

圖9 蝸輪

3.2.2 底盤旋轉蝸輪軸的設計計算

旋轉蝸輪軸的功率P3=3×0.855=2.565 kW，轉速為n3=40 r/min。

（1）確定軸的最小直徑。按下式初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調制處理，根據表查得A0=120，計算得dmin=48 mm。

（2）軸的結構設計。根據軸向定位來確定軸的各段直徑和長度

①選取軸的最小直徑為d1=70 mm，為了滿足端蓋的要求，選長度L1=23 mm。

②初步選擇滾動軸承，因軸承主要承受徑向載荷，故選擇深溝球軸承，根據軸的最小直徑d1=70 mm，由軸承目錄初步選擇0基本游隙組，標椎精度等級的深溝球軸承6215，尺寸為d×D×T=75 mm×130 mm×25 mm，所以d2=75mm，L2=50 mm，右端軸承采用套筒定位。

③選安裝齒輪處的直徑d3=76 mm，齒輪的左端采用套筒定位，右端采用軸肩定位，齒輪輪轂的寬度100 mm，為了將齒輪壓緊，軸端部位應略短于輪轂寬度，取L3=99mm。齒輪另一端采用軸肩定位，軸肩高度h＞0.07 d，取h=22 mm，則軸環處的直徑d4=120 mm，軸環寬度L4=25 mm。

④為了滿足裝配要求，再做一個d5=175 mm，L5=15.5 mm，為了滿足傳動要求，設計調心滾子軸承，初步選擇0基本游隙組，標椎精度等級的調心滾子軸承16032，尺寸為d×D×T=160 mm×240 mm×25 mm，所以d6=160 mm，L6=63 mm，左端有軸肩定位，右端有旋轉底盤定位。

⑤齒輪和軸采用平鍵連接來軸向定位，由機械設計手冊查表得平鍵b×h=22 mm×14 mm，鍵槽要求用鍵槽銑刀加工，長度應略小于輪轂長度，由機械手冊查得優先數列取90 mm，同時齒輪與軸配合應具有良好的對稱性，所以選擇齒輪輪轂和軸的配合為基孔過度配合H7/n6，滾動軸承與軸向定位是由過度配合來保證的，選取軸的直徑尺寸公差為j7。

（3）彎扭合成應力校核的強度。進行校核時，校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，軸單向旋轉的扭轉切應力為脈動循環變應力，取α=0.6，軸上的計算應力

初選定軸的材料為45鋼，要求有良好的綜合性能，所以需要調制處理，經查機械手冊的[σ-1]=60 MPa，因σca＜[σ-1]，故安全。

（4）繪制底盤旋轉軸。底盤旋轉軸見圖10。

圖10 底盤旋轉軸

3.3 大臂俯仰結構設計

大臂的俯仰是通過電機旋轉驅動，帶動擺線針輪行星減速器，達到所需扭矩。大臂是整個水果采摘機器的重要組成部分，其剛度會直接影響整個機器的精度。由于大臂結構復雜，將其等效為簡單的桿件模型時，力學解析上的誤差很大。為了準確地檢查采摘機器的剛度和強度，目前大多數使用ANSYS軟件的有限元分析，計劃在后續階段中深入學習。

采摘機器的大臂負責機器本體的手臂、手腕和末端負載，具有最大的力和力矩。要求具有較高的結構強度，其材料為球墨鑄鐵，由于其結構復雜，焊接不能保證其精度和強度，為了滿足未來大規模生產的需要，采用鑄造工藝，然后進行每個參考面的精密加工。

大臂俯仰結構見圖11。

圖11 大臂俯仰結構

3.4 小臂俯仰結構設計

小臂的俯仰也是通過電機旋轉驅動，并且擺線行星減速器實現所需的扭矩，其原理是行星齒輪傳動，在大多數情況下取代了兩級，三級普通圓柱齒輪減速器或圓柱蝸桿減速器，具有高速比、結構緊湊、體積小、運動平穩、噪音低、壽命長等優點。小臂的俯仰使水果采摘機器臂更加靈活，可以更好的實現避障能力。其材料為球墨鑄鐵，因為球墨鑄鐵的綜合性能最好，可達到小臂所承受的強度和剛度，在設計時應將向導性、質量及轉動慣量考慮在內，除了要求臂部結構緊湊和質量輕外，還要采取一定的緩沖措施。

小臂俯仰結構見圖12。

圖12 小臂俯仰結構

3.5 腕部的結構設計

水果采摘機器的手腕是用來連接末端執行器、手臂和支撐末端執行器，能處于空間的任意位置。這次設計的腕部具有2個自由度，分別實現俯仰和旋轉，在設計中要注意：必須結構緊湊，質量輕，動作靈活平穩，定位精度高，強度剛度高。

兩自由度腕部是由B關節和R關節構成的BR腕部，或者由2個B關節來構成BB腕部。因2個B關節是軸的平行，故減為一個自由度，導致自由度的退化，只形成了一個自由度的手腕，所以采用最為常見的BR手腕。

腕部結構設計見圖13。

圖13 腕部結構設計

3.6 水果采摘機器末端執行器設計

3.6.1 末端執行器設計的原則和方案

水果采摘末端執行器因根據采摘環境和采摘方法嚴格來設計和計算，通過可行性研究和參數計算最后經過比較找到合適揀選水果的計劃，詳細計算。在設計中，要實現這一目的，也要考慮到選擇末端執行器的成本盡可能低，機械結構簡單易用。按果根的分離方式分為吸附式、抓住式和剪根式。根據摘取器的驅動方式分為機械式、電動式和氣動式。對比各個方式的優缺點后，選擇了剪切式來收集水果。該機器的動力源是氣動馬達，采摘執行端通過切割球刀片切割果柄，然后將水果通過柔性管道輸送到收集籃中。其機器通過設計一個180°采摘的半球形刀片來完成，并可以在采摘的1周內使用相同的間隙寬度，間隙邊緣鋒利，水果采摘方便，可實現果實的固定和果枝的切割，保證采摘器的手指不是拾撿器的手指也使得水果采摘更加安全方便。

半球式末端執行器見圖14。

圖14 半球式末端執行器

結合了仿生學原理和實踐采摘，選擇吞咽口作為研究對象的過程。蛇吞食物的行為分2個階段：第一階段是把嘴從張開到咬住的階段，第二階段是咬住食物到吞下的階段。將這2個階段與采摘水果相結合，參照蛇嘴設計采摘末端執行器的結構，簡化為閉環連桿，采用氣動馬達作為動力源直接帶動半球式刀片實現剪切水果的作業，整體結構比較簡單，保護人體不受傷害，刀體可180°旋轉，無死角采摘。

3.6.2 末端執行器的設計計算

水果采摘末端執行器是由12 V、30 W直流減速機、同步帶、刀具和刀架等組成，電路由12 V電池來提供電源，通過可以改變電流方向的自鎖開關控制60 r/min的直流減速機轉動，減速機的輸出軸上配同步帶輪，皮帶用于傳動以將動力從馬達傳遞到齒輪結構，主動輪帶動從動輪，從動輪帶動刀架旋轉，帶動刀片旋轉，但2個刀架各自朝著反方向運動，形成像剪刀一樣的剪切，使得2個葉片沿彼此相反的方向旋轉。正轉能有效切開水果枝干，反轉可防止卡刀，達到退刀的功能。

同步帶傳動有齒輪傳動、鏈傳動和皮帶傳動的各種優點于一體，可根據材料分為氯丁橡膠加纖維繩同步帶和聚氨酯加鋼絲同步帶，因其工作特點應選擇氯丁橡膠加纖維繩同步帶。根據齒輪的形狀分為梯形齒同步帶和圓齒同步帶2種類型，同步帶傳動具有精確的傳動比、無滑差、比例恒定、傳動精確和平穩、可吸收沖擊、噪音低，具有廣泛的傳動速比，通常高達1∶10，允許線速度高達50 m/s，傳動效率高，一般可達98%～99%，傳遞功率從幾瓦到數百千瓦。同步帶的設計要求：其傳動比i=1.1，傳動功率Pm=0.03 kW，小帶輪轉速=60 r/min，中心距=300 mm，設計確定帶及帶輪。設計計算如下：

式中：K0——載荷修正系數K0=1.2；

Pm——工作電機的功率Pm=0.03 kW。

Pd=K0Pm=1.2×0.03=0.036 kW.

根據同步帶傳動的設計功率Pd和小帶輪轉速n，由同步帶選型圖來確定所需的型號和節距，查表得：選用同步帶得型號為L型帶，節距Pd=9.525 mm。

根據同步帶的最小齒數確定，選小帶輪齒數Z1=12，大齒輪齒數Z2=i×Z1=1.1×12=12，所以Z1=12，Z2=13。

根據機械手冊查得帶節線長度Lp=723.9mm，齒數Zb=76。

根據inv為漸開線，inv函數就是inv漸開線函數，

剪刀式末端執行器見圖15。

圖15 剪刀式末端執行器

3.7 電機的計算與選型

n=750，i=25，滿足這次設計大臂的要求及轉動角度。由扭矩和功率公式可得

p＞2.78 kW，根據機械手冊查得，選擇MFDHTA390伺服電機。

3.8 軸承的選擇、潤滑及密封

軸承的選擇不僅要考慮直徑的因素，還要考慮軸承的性能，設計軸上的徑向載荷大，軸向載荷小，軸和殼體存在變形大和定心差的問題，所以采用球面滾子軸承、深溝球軸承、單向推力軸承、調心軸承和深溝軸承主要承受徑向載荷，也能承受少量的雙向載荷。

潤滑對于滾動軸承很重要，可用作散熱器，減少接觸應力，吸收振動，還能防止生銹。軸承潤滑有油潤滑和脂潤滑，主要與軸承的轉速有關，使用滾動軸承的dn值（d是滾動軸承的內徑，n為軸承轉速）表示軸承轉速的大小。由于其轉速是經過減速器減速的，其速度非常低，小于810 r/min。由脂潤滑形成的潤滑膜具有高強度，可承受大負荷，不易丟失，易于密封。主要關注的性能為錐入度和滴點，軸承的dn值較小。因此，選擇錐形穿透率較小的脂潤滑。軸承密封設計用于防止灰塵、水、酸性氣體和其他碎屑進入軸承并防止潤滑劑溢出，使用非接觸式密封。

4 結語

水果采摘機器，有利于降低果農的勞動強度，保證了水果實時收獲和質量，對提高果園的機械化水平具有重要意義。總結如下：①在結構設計中，升降臺可以使其靈活度更高，大臂采用蝸輪蝸桿減速增扭來實現要不得轉動，大小臂的俯仰和腕部的旋轉俯仰均使用電機的旋轉帶動擺線針輪行星減速器來實現，末端執行器采用剪刀式，用直流減速電機帶動同步帶，同步帶帶動齒輪，最終實現剪刀式的剪切。②通過對輪式底盤和履帶底盤的分析比較，發現現有輪式底盤很難滿足水果采摘設計的要求，因此選用適用于果園作業的履帶式底盤，既可以在凹凸不平的地面行走，穩定性好，也可以跨越障礙物，支撐面積大，轉向半徑小，還可以實現原地轉向。③今后可以嘗試在原有機器平臺上加上視覺反饋，通過虛擬場景和網絡逐步實現對采摘機器的遠程監測和控制，進一步完善控制方式和控制結構。