番茄苗期株間除草機結(jié)構(gòu)設計與分析

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Based on the analysis of the research status of weeding machinery at home and abroad, this paper puts forward the overall design plan of the weeding machine according to the task requirements of field weeding. The inter-plant weeder generally includes two parts: a mobile platform and a weeding mechanism. Focus on the design of the transmission system and steering mechanism of the mobile platform. Through the operation analysis of the weeding process, it is determined that the mobile platform adopts a row-by-row reciprocating operation mode. A transmission system is designed to achieve steady progress in the farmland, and to solve the problem of the weeding equipment in the farmland. Design a set of trapezoidal steering structure. The main technical parameters of the self-propelled vehicle body are determined according to the plant row spacing, seedling height, etc., and the structural parameters of the steering mechanism are determined through theoretical analysis. In order to achieve precise weeding operations, the Delta parallel mechanism is used as the main weeding component to ensure the accuracy of weeding. Through the kinematic analysis of the parallel mechanism, the size parameters of the parallel mechanism are determined, and then the space simulation of the end of the actuator is performed to verify whether the parameters meet the requirements of the weeding operation. Key words: weeding among plants; Parallel mechanism; Trapezoidal steering mechanism 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究背景及意義 1 1.2國外研究現(xiàn)狀 2 1.3國內(nèi)研究現(xiàn)狀 4 1.4現(xiàn)狀分析 6 2技術任務書 7 2.1 研究內(nèi)容 7 2.2 技術路線 8 3總體設計方案 9 3.1移動方式的選擇 9 3.2 傳動系統(tǒng)設計 10 3.3 除草機構(gòu)的選擇 12 4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計 13 4.1 轉(zhuǎn)向方案的確定 13 4.2 轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定 14 4.3步進電機的選擇 15 4.4齒輪齒條的計算 16 5.并聯(lián)機構(gòu)設計及空間分析 25 5.1并聯(lián)機構(gòu)設計 25 5.2空間分析 28 5.3末端執(zhí)行裝置 29 6 總結(jié)與展望 30 6.1 結(jié)論 30 6.2 創(chuàng)新點 30 6.3 展望 30 參 考 文 獻 31 致 謝 33 番茄苗期株間除草機結(jié)構(gòu)設計與分析 1 緒論 1.1 研究背景及意義 番茄又名西紅柿，其色澤鮮亮、形態(tài)飽滿、酸甜適口，既可作水果生食，又可烹制成爽口佳肴，是廣受好評的美味果蔬。番茄富含人體所需的多種營養(yǎng)物質(zhì)、有各種健康養(yǎng)生的功效，被稱為神奇的"菜中之果"，主要功效體現(xiàn)在其作為食物以及入藥調(diào)理兩個方面。番茄富含礦物質(zhì)，維生素C,且而中醫(yī)上主要用于生津止渴、涼血平肝、清熱解毒;而在西醫(yī)的體系中，番茄主要被用于清除自由基、抗氧化衰老、降低膽固醇、預防骨質(zhì)疏松等方面。 番茄這種美味的水果誕生于神秘的亞馬遜熱帶雨林，產(chǎn)量在全世界果蔬中名列前茅，尤其是我國，早已將番茄作為最重要的幾種農(nóng)作物之一加以種植。在政策與人民的配合生產(chǎn)下，我國已經(jīng)一躍成為全世界產(chǎn)量最多、種植面積最大的番茄種植國家，年產(chǎn)量約6515萬噸，占我國蔬菜生產(chǎn)總量的7%左右。我國主要種植的番茄有兩種，一種是紅果番茄，一種是粉紅果番茄。粉紅果番茄主要栽培方式是設施內(nèi)栽培，如大棚等，紅果番茄種植要求較低，主要栽培方式是露天栽培。在我們山西省，兩種類型的番茄都是主要的栽培作物，其比例可以占到全省果蔬栽培面積的12％，產(chǎn)量更是達到了全省果蔬總產(chǎn)量的16％，是我省重要的出口蔬菜之一。其中艷粉3號番茄在2009年通過山西省品種審定,其外觀光滑漂亮,果肉厚,個頭大，豐產(chǎn)性較好，硬度大,耐運輸。 雜草，一直都是番茄生長過程中對其開花結(jié)果危害最大的因素，雜草對于番茄的影響包括但不僅限于搶占了番茄生長過程中所必須的肥料如無機鹽等，還會使番茄生長缺水從而導致番茄產(chǎn)量降低，甚至還會在番茄幼苗時期遮擋番茄生長所必須的陽光。番茄初生長時期，由于芽株較小，地表大片裸露在外,更成為了雜草瘋狂生長的溫床,并且許多對番茄有害的微生物、害蟲等也會在雜草上寄居,對番茄的生長與結(jié)果產(chǎn)生了極大的危害。長時間以來，學者們對于番茄田化學除草進行了多方面的研究，但是隨著人們對綠色生活的追求，化學除草帶來的生態(tài)污染和食品危害越來越不能被大家所接受，但是如果僅僅使用人工除草的方式去除這些影響的話，成本較高，勞動量大，并且也很難取得好的效果，因此，機械除草就成為了人工除草最有效的替代方式。其不僅避免了其他除草技術應用的局限性，還能進一步實現(xiàn)“高產(chǎn)、高效、持續(xù)、環(huán)保”，符合綠色可持續(xù)發(fā)展理念，引起國內(nèi)外眾多學者的關注，受到越來越多的重視。 1.2國外研究現(xiàn)狀 國外對株間機械除草技術的研究起步較早，從20世紀50年代開始展開相關研究，目前已經(jīng)形成了比較完善的除草技術和相對成熟先進的機械裝備。很多株間除草機械已經(jīng)投入實際應用，但是想要使智能、高效的機械除草設備在田間得到廣泛應用，仍有部分差距。如基于機器視覺的機械除草，在實際除草作業(yè)中，農(nóng)田間環(huán)境比較惡劣，有很多因素都會影響其除草效果如光照度和灰塵粒徑等。而對于小株距作物株間除草來說，由于植株株距過小，因此除草機械很難實現(xiàn)高的凈除草率和低的傷苗率[22]。 Narendra S. Chandel等研究開發(fā)了一種拖拉機牽引的大田作物行內(nèi)行間綜合除草的一體化系統(tǒng)[8]并對該系統(tǒng)進行集成與優(yōu)化。該系統(tǒng)在玉米田間除草率可達92.8%，在豇豆田間除草率可達84.1%。該系統(tǒng)還提供了一系列具有靈活性的可調(diào)整的種植密度范圍，并且基于原動機的功率可用性可進一步擴展工作寬度，結(jié)果表明該系統(tǒng)是一個適應性很強的替代方案。 Perez Ruiz M等開發(fā)研制出基于精確里程表傳感器檢測技術的行內(nèi)除草刀自動控制系統(tǒng)[6]，其主要適用于移植農(nóng)作物，如圖1。行內(nèi)除草協(xié)同機器人自動利用地面車輪里程表實時感測來確定一雙微型鋤刀的張開與閉合，以消除行內(nèi)雜草，同時避免損傷種植作物。該系統(tǒng)在加州大學戴維斯分校的移植加工番茄田中進行測驗，測試結(jié)果為當操作者與農(nóng)作物之間的距離在0.5cm內(nèi)，前進速度為1.6km/h的標準差為1.39cm，表明協(xié)同機器人可用于行內(nèi)區(qū)域作物之間的自動精確除草控制，驗證了該系統(tǒng)的可行性。 圖 1番茄除草刀路徑控制系統(tǒng) 圖 2株間除草移動平臺 J. Blasco等提出了一種用于蔬菜作物的行內(nèi)除草機[3]，主要包括移動平臺和六自由度機械臂，如圖2。該平臺包括兩套視覺系統(tǒng)，一套用于獲取和檢測雜草坐標，一套用于重新定位雜草來糾正正慣性擾動，坐標確定后機器人手臂會定位到雜草上方用高壓電殺死雜草。該視覺系統(tǒng)能夠正確定位84%的雜草和99%的生菜。 英國Garford公司和N.D. Tillett等設計開發(fā)了一種新型旋切圓盤中耕除草機[9]，如圖3。該除草機的關鍵部件是由液壓驅(qū)動繞垂直軸旋轉(zhuǎn)的缺口圓盤刀，當視覺系統(tǒng)檢測到雜草信息時，控制拖拉機移動到雜草位置，橫移機構(gòu)開始對刀，除草圓盤刀開始旋轉(zhuǎn)進行除草作業(yè)。該除草機在大田移栽卷心菜田中試驗，結(jié)果表明在作物植株周圍240毫米半徑范圍內(nèi)的作物損害程度角度，雜草除草率在62%-87%。 圖 3 Garford苗間除草機 圖 4 行間除草裝置 M. Norremark等開發(fā)和優(yōu)化一種基于實時運動學全球定位系統(tǒng)（RTK-GPS）的新型無人智能除草系統(tǒng)[5]，該系統(tǒng)包括自走式拖拉機、控制側(cè)移架、基于余擺線運動的8個旋轉(zhuǎn)耙齒。田間試驗證實，該自動除草系統(tǒng)可以可靠地在作物行內(nèi)鋤草，而不會與作物發(fā)生碰撞。 Christian Frasconi設計了一種自動除草機[4]用于實現(xiàn)機械地清除作物行間的雜草，并在作物行間進行選擇性和針對性的交叉燃燒除草。該除草機結(jié)合了一個配備雜草檢測系統(tǒng)的自動地面移動單元，可以通過特定的基于視覺的感知系統(tǒng)進行雜草檢測和作物行檢測。除此之外，該除草機還裝有檢測農(nóng)作物的引導系統(tǒng)，可以避苗用于機械除草的剛性工具損壞玉米植株。通過在玉米地進行實物測試發(fā)現(xiàn)結(jié)果不太理想，仍需改進。 David Reiser等開發(fā)了一種自動行內(nèi)除草機器人[7]，主要用于清除葡萄園行內(nèi)區(qū)域的雜草。這臺除草機器人是在“Humus Planet”旋耕除草機的基礎上研發(fā)的，其整體結(jié)構(gòu)是集成在一個自主電動機器人平臺上的，搭建著用于除草的旋轉(zhuǎn)除草器和能夠定位的基于激光掃描儀的自動追蹤器。對該機器人進行性能測試，結(jié)果為12臺電動除草機器人中有11臺可以在葡萄園中進行自動除草。 BJORN·ASTRAND設計出了一款機器人[2]，主要用于農(nóng)業(yè)方面的除草工作。這種機器人采用了兩種不同的方式以實現(xiàn)對雜草的精確識別和處理，首先其采用了灰度視覺系統(tǒng)，這種系統(tǒng)可以智能識別農(nóng)作物的排布，經(jīng)過分析后為機器人選擇最佳的行進路線，其次，他還采用了基于顏色的視覺系統(tǒng)，能夠在雜草中精確識別出作物并加以規(guī)避。在這兩種視覺系統(tǒng)的精密配合下，最終使該機器實現(xiàn)了雜草的精確處理操作。在溫室進行首次試驗，結(jié)果表明機器人能夠清除一排作物內(nèi)的雜草。 Mohd Taufik Bin Ahmad研制了一種蔬菜作物自動行內(nèi)除草機[1]。該機械除草機由集成伺服電機驅(qū)動的皮帶驅(qū)動系統(tǒng)和無刷直流電動機驅(qū)動的旋轉(zhuǎn)齒除草機構(gòu)組成。該驅(qū)動器與機器視覺系統(tǒng)結(jié)合，用于檢測作物種植位置，并控制旋轉(zhuǎn)除草機構(gòu)在不損害作物的情況下執(zhí)行機械除草操作。在蔬菜田間進行試驗，統(tǒng)計結(jié)果表明，齒深和行進速度對除草面積有影響，較深的加工深度和較慢的行進速度可以達到較好的除草效果。 1.3國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國對機械除草的研究起步較晚，雖然進展比較順利，發(fā)展速度快，但是在株間除草機械方面仍與國外差距較大[21]。國內(nèi)現(xiàn)在對于除草機的研究與設計僅僅停留在除草機的某個部分的開發(fā)與優(yōu)化，整體成套的設備研發(fā)很少，并且在國內(nèi)，除草機的介紹大多停留在理論階段，真正能夠進到田間進行實踐的設備很更是稀缺，有關這些方面的新聞報道也很缺乏，這足以證明在我國，除草機的應用還遠沒有那么廣泛，對于相關設備的設計研究以及推廣實踐的程度也差強人意。 Lijun Wang等設計了一種主要由STM32C8T6單片機控制的除草機器人[10]，單片機得到定位信息后，驅(qū)動除草部件到指定位置進行除草。除草執(zhí)行器末端采用六自由度機械手，且機械手的長度可根據(jù)自由度的要求進行調(diào)整。機器人運動采用車輪結(jié)構(gòu)，通過軟件編程和后期調(diào)試實現(xiàn)機器人的直行、轉(zhuǎn)向。 北京林業(yè)大學李燕設計了一種適用于苗圃田間株間除草的設計方案[17]，該除草機能夠?qū)崿F(xiàn)自由轉(zhuǎn)向和行內(nèi)行間同時除草。利用ADAMS對除草機構(gòu)進行運動學仿真分析驗證滿足除草需求、對關鍵零部件進行強度剛度校核驗證其結(jié)構(gòu)滿足力學要求，但是該設計沒有對機器的控制系統(tǒng)進行研究，缺少動力傳動部分并且該設計只適用于均勻分布的作物。 南京林業(yè)大學孫曼麗[20]設計了一種能夠同時在玉米田間進行行間株間高效除草的機器人[20]，如圖4。該機器人利用了機器視覺和GPS，其系統(tǒng)結(jié)構(gòu)包括機器人本體、圖像采集裝置、圖像處理轉(zhuǎn)置（嵌入式控制器）、驅(qū)動轉(zhuǎn)置和除草執(zhí)行器，利用ADAMS和MATLAB對除草機器人末端執(zhí)行裝置的除草運動進行聯(lián)合仿真分析，其不足之處在于并未制作樣機進行實驗，而且在仿真過程中采用剛性建模使得運動仿真結(jié)果存在一定的誤差。 中國農(nóng)業(yè)大學黃小龍、張春龍[15][23]等人采用優(yōu)化設計方法結(jié)合國內(nèi)蔬菜大田種植模數(shù)對鋤草機器人末端執(zhí)行器進行設計，得出最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)組合，還設計了運動速度在0-1.5m/s內(nèi)連續(xù)可調(diào)的四輪移動機器人平臺和液壓系統(tǒng)，該鋤草機器人除草率為95%以上，傷苗率在1.4%左右。田間試驗結(jié)果表明，該機器人除草作業(yè)效果良好，滿足除草作業(yè)的農(nóng)藝要求。 吉林大學韓豹[14]采用理論分析、多目標優(yōu)化、虛擬制造和仿真試驗相結(jié)合的方法分別對水平圓盤株間除草和組合梳齒式株間除草的關鍵零部件進行設計與試驗，在這一基礎上，他發(fā)明了3ZCF -7700型中耕除草施肥機，如圖5，主要用于玉米種植區(qū)域內(nèi)的雜草清除，在進行過多次反復實驗后，數(shù)據(jù)表明玉米行間除草率高達95%左右，行內(nèi)除草率可達到76%左右，滿足除草需求。但是，該研究的作業(yè)單體受機手技術水平的影響，存在一定的誤差，沒有實現(xiàn)自動導向且存在調(diào)校繁瑣，仿形動作平穩(wěn)性差等問題。 圖 5 中耕除草機 圖 6 株間除草裝置 東北農(nóng)業(yè)大學葛玉曉[13]根據(jù)作物根系深、根系發(fā)達的特點設計出了一種可形成四邊形網(wǎng)格狀軌跡的除草裝置，如圖6，利用NX8.0對該裝置進行建模和仿真分析，進行四元二次回歸正交旋轉(zhuǎn)中心組合試驗，建立除草率與傷苗率模型，最后利用Design-Expert8.0.5b進行分析處理得出最優(yōu)試驗組合，參數(shù)結(jié)果表明當梳齒為6根，間距為400mm，作業(yè)速度為2.3m/s時除草率可達84%左右，滿足設計要求。 1.4現(xiàn)狀分析 現(xiàn)階段對于田間雜草的處理方式大體有兩種，分別是行間除草法和株間除草法。針對于行間除草的研究，無論在國內(nèi)國外都有十分成熟的技術，有很成熟的作業(yè)機械與除草技術，但是在株間除草這一領域的研究，還有很大一部分缺陷，主要是由于作物間距離不固定，雜草分布密度較大，且區(qū)域較為分散，在對雜草進行清除時極易對作物根莖部造成不可逆轉(zhuǎn)的傷害，這些問題如果無法解決，株間除草的技術就無法前進，也很難取得理想的研究成果。目前完全研制成功的株間除草整機裝備較少，不管是純機械式還是具有一定自動化的機械式株間除草技術與裝置都是當下研究的熱點[22]。 33 2 技術任務書 2.1 研究內(nèi)容 本課題研究的除草機主要適用于番茄、茄子、辣椒等均勻分布的條狀播作物。為了使研究具有針對性，本文選取番茄作為研究對象，實現(xiàn)番茄株高在200mm以下，行距為300mm-500mm，株距為300mm左右的株間除草。假定除草機最大裝備質(zhì)量為200kg，前進速度為30mm/s。 由于整個除草機比較復雜，工作量較大，因此本課題重點研究車輛本體結(jié)構(gòu)中的轉(zhuǎn)向機構(gòu)與并聯(lián)機構(gòu)。具體研究內(nèi)容如下： （1） 針對番茄株間雜草除草問題，根據(jù)其除草任務要求與作業(yè)指標設計一套株間除草機的整體結(jié)構(gòu)方案。 （2）考慮到除草機的作業(yè)方式，為實現(xiàn)在番茄田間自動行走，設計一種可穩(wěn)步向前與自由轉(zhuǎn)向的移動平臺結(jié)構(gòu)方案，主要包含自走式車輛本體的傳動系統(tǒng)與轉(zhuǎn)向機構(gòu)兩部分，再根據(jù)驅(qū)動方式的特點、番茄幼苗高度、田間株距行距等確定自走式車輛本體主要結(jié)構(gòu)參數(shù) （3）為實現(xiàn)除草避苗與精準定位，設計一種滿足除草作業(yè)的除草機構(gòu)。對并聯(lián)機構(gòu)進行運動學分析確定其結(jié)構(gòu)參數(shù)，再利用MATLAB對執(zhí)行器末端工作空間進行模擬驗證其是否滿足株間除草區(qū)域的范圍。 2.2 技術路線 根據(jù)本文的研究內(nèi)容和國內(nèi)外研究現(xiàn)狀，制定技術路線如下所示： 3 總體設計方案 番茄苗期株間除草機大體分為自走式車輛本體和并聯(lián)機構(gòu)兩部分。 自走式小車作為除草機本體，在番茄田間直線行駛、穩(wěn)步向前。 并聯(lián)機構(gòu)用于實現(xiàn)精準定位與除草避苗，位于移動車體的中間區(qū)域。 除草機器人整機工作原理：除草機在作業(yè)過程中，移動平臺沿作物行向前行駛，此時并聯(lián)結(jié)構(gòu)的末端執(zhí)行器位于距地面200mm以上的位置即在植株的上方。當行走到目標位置即雜草區(qū)域時制動停車，執(zhí)行器末端開始從原始位置移動到雜草區(qū)域進行除草作業(yè)，區(qū)域除草完畢時執(zhí)行器末端回到原始位置，輪式小車繼續(xù)向前行駛，當整行除草作業(yè)完畢，四輪小車進行轉(zhuǎn)向，繼續(xù)進行往返式逐行作業(yè)。 3.1移動方式的選擇 本課題所設計的移動平臺用于搭建電動機、除草機構(gòu)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等各種部件并在凹凸不平的番茄田間行走。因此，要求移動平臺具有一定的負載承受能力，且具有良好的穩(wěn)定性能夠平穩(wěn)地在農(nóng)田間行駛。 移動平臺的行走方式主要分為：履帶式和輪式。移動平臺的行走方式直接影響其轉(zhuǎn)彎性能、平穩(wěn)性能、通過性能及能量消耗性，進而影響除草機的作業(yè)效率與作業(yè)安全。因此，需要綜合考慮相關因素來選擇其行走機構(gòu)。各方式的優(yōu)缺點如下： 履帶式行走機構(gòu)：負載能力強、接地比壓小可適用于重型機械，越野能力強可適應復雜路況環(huán)境，穩(wěn)定性極好，爬坡能力大，但其轉(zhuǎn)彎半徑大，轉(zhuǎn)向不靈敏，結(jié)構(gòu)復雜，損耗較快，噪音較大 ，成本較高。 輪式行走機構(gòu)：構(gòu)造簡單，速度較快，反應靈活，機動性突出，運行平穩(wěn)自如，價格低廉，實用性強，運行時輪胎損耗較小，噪音低，易于在田間行走，阻力小，效率高。 綜合考慮，本文選用輪式行走機構(gòu)，其具有較高的轉(zhuǎn)彎靈活性與實用性，可以適應農(nóng)田間凹凸不平的作業(yè)環(huán)境，適宜在田間行走。 機械設計中常見的的輪式移動機構(gòu)大部分可以概括為三輪驅(qū)動、四輪驅(qū)動以及六輪驅(qū)動三個部分，一般使用驅(qū)動輪配合自由輪，或配合轉(zhuǎn)向機構(gòu)，實現(xiàn)整個結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向。三輪小車結(jié)構(gòu)簡易，應用范圍廣泛，但其穩(wěn)定性較差，在載荷分布不均勻的情況下容易發(fā)生前翻并且小車的轉(zhuǎn)動靈活性受三個支撐輪的相對位置和重心位置的影響[11]。六輪小車有較大的負載能力和運行穩(wěn)定性，但其結(jié)構(gòu)繁瑣，常用于載重較大的情況。本文選用四輪結(jié)構(gòu)，其具有良好的支撐穩(wěn)定性和運動靈活性，且結(jié)構(gòu)簡單，成本低。 在除草機車輪的選擇上，考慮到其復雜的工作環(huán)境，小車輪在工作時極易陷入復雜地形如田間土地裂縫等，影響除草機正常運行，故經(jīng)多方面考慮后選擇用大車輪作為除草機車輪。本文選用的車輪，其主要尺寸輪徑D為500mm,輪寬L為105mm，該車輪額定載荷為6300N>200×9.8=1960N。 3.2 傳動系統(tǒng)設計 在這次設計中，我研究的除草機整體驅(qū)動系統(tǒng)由以下幾部分組成，分為除草機驅(qū)動電機，微型減速器，微型聯(lián)軸器以及驅(qū)動輪幾個部分。除草機驅(qū)動電機通過微型聯(lián)軸器與微型減速器相連，驅(qū)動電機提供的動力經(jīng)由微型減速器，通過齒輪嚙合傳動的方式到達驅(qū)動輪，使驅(qū)動輪工作，微型減速器與驅(qū)動輪位于同一根軸上，故而轉(zhuǎn)速相同，軸與輪之間通過平鍵連接的方式進行固定，帶動整個機器人實現(xiàn)各方向運動。 本設計采用雙電機驅(qū)動四輪小車的左右后輪，在小車轉(zhuǎn)向時，可以通過調(diào)整輸入到步進電動機的脈沖信號的頻率以達到較高精度的速度調(diào)節(jié)。當兩電動機輸入不同脈沖信號的頻率時，可以采用差速驅(qū)動的方式較容易地實現(xiàn)除草機的前進后退、左右轉(zhuǎn)向等功能。因此，本文選用步進電動機作為驅(qū)動電機。 驅(qū)動電機選型：車輪與軸承間的摩擦力為 F1=pμd2D2 (3-1) 式中，p——車輪輪壓，p=150Kpa; μ——車輪與軸承的摩擦系數(shù),μ=0.015; D——車輪直徑,D=500mm; d——車輪軸樞直徑,d=50mm。 代入數(shù)據(jù)得,F1= pμdD=150×1000×0.015×50500=225N。 車輪與地面的摩擦力為 F2=N·f (3-2) 式中，N——平臺與地面之間的正壓力，N=1960N； f——土壤地面與車輪之間的摩擦系數(shù)，f=0.1。 代入數(shù)據(jù)得，F(xiàn)2=1960×0.1=196N。 慣性阻力為 F3=G·ag (3-3) 式中，a——加速度，取a=0.15m/s2。 代入數(shù)據(jù)得F3=200×9.8×0.159.8=30N。 所需動力為 Fi=Fall綜合阻力 (3-4) 則有F=F1+F2+F3=225+196+30=451N。 扭矩為 T=F?D2 (3-5) 式中，F(xiàn)?——電機最小驅(qū)動力，由于安裝兩個電機分別驅(qū)動，因此，F(xiàn)?=F/2=225.5N； D——車輪直徑,D=500mm。 代入數(shù)據(jù)得，T=225.5×500×12×10?3≈60N·m。 因此，選用85HB118HK20-504減速步進電機，根據(jù)矩頻曲線圖可知，當力矩M為70 N·m時，對應的轉(zhuǎn)速為n=11r/min,則輸出功率為 P=M·2πf=70×2×3.14×11/60≈80.6W 線速度為 v=2πrn=Dπn=0.5×3.14×11/60=0.3m/s 微型減速器減速比為1:10。 3.3 除草機構(gòu)的選擇 伴隨著科學技術的不斷進步，曾經(jīng)的小農(nóng)耕作的農(nóng)業(yè)生產(chǎn)方式已經(jīng)成為過去，活在歷史書里，要構(gòu)建新的農(nóng)業(yè)生產(chǎn)勞作方式，才能夠避免我們在經(jīng)濟全球化的浪潮中敗下陣來，才能真正跟上世界農(nóng)業(yè)發(fā)展的潮流，才能真正將中國農(nóng)業(yè)大國的地位帶到全世界面前。我國農(nóng)業(yè)水平正在飛速發(fā)展，以往的簡單勞作方式已經(jīng)拋棄，轉(zhuǎn)而向資源節(jié)約型，環(huán)境友好型的精準農(nóng)業(yè)大步前進。精準農(nóng)業(yè)，又叫精細農(nóng)作、精確農(nóng)業(yè)是源自美國的一種新型農(nóng)業(yè)，是當今世界農(nóng)業(yè)發(fā)展的潮流，是未來農(nóng)業(yè)發(fā)展的重要方向。精準機械式除草方式是精細農(nóng)作的重要研究課題之一，株間智能除草設備的研制也將促進向現(xiàn)代化作業(yè)方式的轉(zhuǎn)變，實現(xiàn)投入低、效率高、可持續(xù)的農(nóng)業(yè)生產(chǎn)。 株間除草技術的一個重要難題在于準確定位，現(xiàn)實意義是除草避苗。由于一般的除草機械很難保證不損傷秧苗，因此本文除草機的主要部件選用Delta并聯(lián)機構(gòu)，主要依據(jù)其精度高的特點。該并聯(lián)機構(gòu)不僅可以把株間的雜草去除掉還能避開幼苗使幼苗不受損傷，可以幫助人類完成繁瑣單調(diào)重復的工作，使田間除草變得更加精細、更加智能化，為科學種田提供了所需要的定位技術手段，便于進行農(nóng)田科學管理。Delta機器人在1985年由法國Clavel博士首次提出并命名的[16]，它是由三條支鏈構(gòu)成的三角形結(jié)構(gòu)形式的并聯(lián)機器人，它被稱為“最成功的并聯(lián)機器人設計”，是目前的熱門機型，受到國內(nèi)外眾多學者的關注。該機器人具有運動精度高、靈活性強等特點。 4 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設計 4.1 轉(zhuǎn)向方案的確定 方案一： 電機驅(qū)動錐齒輪以嚙合轉(zhuǎn)動的方式將動力輸出至不完全錐齒輪，使得連桿發(fā)生擺動，帶動右梯形臂發(fā)生一定程度的限位擺動，從而拉動右車輪進行偏轉(zhuǎn)，通過橫拉桿，使得左車輪發(fā)生同步偏轉(zhuǎn)。 不足之處：結(jié)構(gòu)復雜，不緊湊，傳動動力小。 方案二：電機帶動轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)動，通過齒輪齒條轉(zhuǎn)向副將電機的轉(zhuǎn)動變?yōu)辇X條軸的往復運動，通過帶動轉(zhuǎn)向橫拉桿進而引起搖桿的擺動，使車輪發(fā)生偏轉(zhuǎn)。 不足之處：逆效率高，會發(fā)生反沖現(xiàn)象 方案三：通過齒輪齒條轉(zhuǎn)向器將電機的轉(zhuǎn)動改變?yōu)檗D(zhuǎn)向直拉桿的平動，轉(zhuǎn)向直拉桿在進行平動運動時，通過轉(zhuǎn)動副帶動節(jié)臂，使其做出相應的擺動，進而由節(jié)臂帶動左側(cè)梯形臂，從而實現(xiàn)了使梯形臂上的左車輪做轉(zhuǎn)向運動。而在另一側(cè)同樣由轉(zhuǎn)向節(jié)臂帶動轉(zhuǎn)向橫拉桿，驅(qū)動右側(cè)梯形臂帶動右車輪，實現(xiàn)其轉(zhuǎn)向運動。 通過對比，本文選用方案三。該方案具有結(jié)構(gòu)簡單、效率高、成本低等優(yōu)點。機構(gòu)中的轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)可以使車輪在轉(zhuǎn)向過程中進行純滾動，輪胎損耗小，使用壽命長，提高小車的穩(wěn)定性。 4.2 轉(zhuǎn)向梯形參數(shù)的確定 此小車的前軸距D為900mm，轉(zhuǎn)向節(jié)跨距M為500mm，軸距L為1600mm。 主銷偏移距a 一般在10-30mm之間，本文取a=20mm。 根據(jù)經(jīng)驗公式 α=arcsin(LR?a) (4-1) 得，轉(zhuǎn)向輪外輪轉(zhuǎn)角α=29°。 根據(jù)阿克曼核心公式 cotα-cotβ=ML (4-2) 即轉(zhuǎn)向內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角 β=arccot(cotα-ML) (4-3) 代入數(shù)據(jù)得，β= arccot(cot29°-5001600)=34°，滿足內(nèi)輪最大轉(zhuǎn)角βmax≤45°。 在對轉(zhuǎn)向梯形的設計中，轉(zhuǎn)向梯形臂γ其值一般在0.11M-0.15M之間，即55≤γ≤75，取γ=75mm。 轉(zhuǎn)向機構(gòu)的初始角即梯形底角θ應滿足 arctan(1.2LM)≤θ≤80° (4-4) 則有，arctan(1.2×1600500)≈75°≤θ≤80°，取θ=75°。根據(jù)勾股定理，轉(zhuǎn)向橫拉桿b≈461mm。 由最小傳動角約束條件知， cosδmin?2cosθ+cos?(θ+α)(cosδmin?cosθ)cosθ-2×γM≥0 (4-5) 代入數(shù)據(jù)得， 則有δmin≥57.38°>δmin=40°,滿足最小傳動角條件。 4.3步進電機的選擇 選用57HK行星減速步進電動機，其靜力矩為2.0N·cm,轉(zhuǎn)動慣量為480g·cm2,減速比為1:5. 1.計算慣量匹配問題 假設移動負載為5kg，移動位移為30mm，移動時間為2s，應保證負載慣量/電機慣量<廠家慣量比，電機慣量一般取5。 負載慣量為 J=mD24 (4-6) 式中，D——小齒輪分度圓直徑, D=15.3mm； m——質(zhì)量，由于步進電機加速時間通常為0.2s,因此可得出vmax=130m/s。加速度a=vt=130×10.2≈0.17m/s2。安全系數(shù)μ=2，即F=（f+ma）×μ=（0+5×0.17）2=1.7N，得到m≈0.17kg。 代入數(shù)據(jù)得，負載慣量J=mD24=9.95kg·mm2=0.0995 kg·cm2， 轉(zhuǎn)動慣量J1=0.09955=0.0199kg·cm2=19.9 g·cm2<480 g·cm2。 2.計算轉(zhuǎn)矩匹配問題 轉(zhuǎn)矩公式為 T=F·r (4-7) 其中，r——小齒輪分度圓半徑, r=D/2; F——力，F(xiàn)=1.7N。 代入數(shù)據(jù)得，轉(zhuǎn)矩T =1.7×15.3/2≈13.6 N·mm=1.36 N·cm<2.0 N·cm 由此可見，滿足條件。 根據(jù)57HB64HK20-304減速步進電機的矩頻曲線圖，可知，當力矩M為1.9 N·m時，對應的轉(zhuǎn)速為10r/min,則輸出功率P=M·2πf=1.9×2×3.14×10/60≈20W。 4.4齒輪齒條的計算 1.齒輪種類、齒輪精度、制造材料以及齒輪齒數(shù)的選擇 （1）選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合。直齒圓柱齒輪與直齒齒條在進行嚙合運動時，其運行平穩(wěn)性會受到結(jié)構(gòu)影響而下降，對齒輪造成較大磨損且會產(chǎn)生運行噪音；而斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條在嚙合時具有更大的重合度，有較小的噪音與碰撞，傳動也更加平穩(wěn)。因此，經(jīng)過多方對比，決定本研究選用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條。 （2）通過查閱手冊可知，當工作機器為農(nóng)用機器時，應選擇的精度在8-11之間。因此，選用8級精度。 （3）齒輪制造材料選擇。小齒輪的制造材料確定為16Mn45(滲碳淬火)硬度在54-62HRC之間。齒條的制造材料為45#(表面淬火)硬度為56HRC。 （4）初選小齒輪的齒數(shù)z1=6。齒輪齒條機構(gòu)中的齒條濟源半徑是無限大，即齒條是齒數(shù)趨于無窮大的齒輪，因此，齒條齒數(shù)z2=∞ （5）初選螺旋角β=12°，壓力角α=20°，齒輪轉(zhuǎn)速n1=10r/min。 （6）假定工作壽命為5年（設每年工作280天），每天工作8小時。 2.按齒面接觸疲勞強度設計齒輪轉(zhuǎn)速n1=10r/min （1）通過設計計算公式試算齒輪分度圓直徑，即 d1t≥32KHtT1Φdu+1u（ZHZEZεZβ[σH]）2 (4-8) 式中，KHt——載荷系數(shù)，KHt在1.2-1.4之間，試選KHt=1.2； ZH ——區(qū)域系數(shù)； Zε ——接觸疲勞強度用重合系數(shù)； Zβ ——螺旋角系數(shù)； T——小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩； [σH]——接觸疲勞許用應力。 1）計算區(qū)域系數(shù)ZH ZH=2cosβbcosαtsinαt (4-9) 式中， αt——端面壓力角， αt=arctantanαncosβ (4-10) 即 αt= arctantan20°cos12°=arctan0.37=20.3° βb——基圓螺旋角， βb=arctan?(tanβcosαt) (4-11) 即 βb=arctan(tan12°×cos12°)=arctan(0.1997)=11.3° 代入數(shù)據(jù)得，ZH=2.44 2）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Zε Zε=4?εα31?εβ+εβεα （4-12） 式中，εα——斜齒端面重合度， εα=z1tanαt1?tanαt+z2（tanαt2?tanαt）2π (4-13) 其中， αt1=arccosz1cosαtz1+2?an?cosβ=arccos6×cos20.3°6+2×1×cos12°=44.987° αt2=arccosz2cosαtz2+2?an?cosβ=arccos∞×cos20.3°∞+2×1×cos12°=20.3° 即， εα==6×tan44.987°?tan20.3°+∞×tan20.3°?tan20.3°）2π=0.6 εβ ——軸向重合度， εβ=Φdz1tanβπ (4-14) 其中，Φd——齒寬系數(shù)，通過查表可知Φd的取值范圍是0.4-0.6，本設計選Φd=0.5， 即， εβ=0.5×6×tan12°π=0.2 代入數(shù)據(jù)得， Zε =4?0.631?0.2+0.20.6=1.24=1.11 3）螺旋角系數(shù)Zβ為 Zβ=cosβ=cos12°=0.989 (4-15) 4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T 為 T=9.55×106×Pn1 (4-16) 式中，P——輸出功率，P=20W=0.02KW n1 ——齒輪轉(zhuǎn)速，n1=10r/min 代入數(shù)據(jù)得，T=19100N·mm 5）計算接觸疲勞許用應力 [σH]=KHNσHlim1S (4-17) 式中，σHlim1——齒輪接觸疲勞極限，σHlim1=1500Mpa； S——安全系數(shù)，取失效概率為1%，S=1； KHN——接觸疲勞壽命系數(shù)，根據(jù)應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jL?=60×10×1×（5×280×8×2）=1.344×107， 在圖中查得KHN=1.3。 代入數(shù)據(jù)得，[σH]=KHNσHlim1S=1.3×15001=1950Mpa。 因此，試算出的齒輪分度圓直徑為 d1t≥32×1.2×191000.5∞6+1∞62.44×180×1.11×0.98919502≈15.7mm （2）調(diào)整齒輪分度圓直徑 d1H=d1t3KHKHt (4-18) 式中，KHt——載荷系數(shù)， KHt=1.2； KH——實際載荷系數(shù)， KH=KAKvKHαKHβ (4-19) 其中，KA——使用系數(shù)，當原動機為電動機且載荷狀態(tài)為均勻平穩(wěn)時，查表可知KA=1； KHβ——齒向載荷分布系數(shù)，通過查表可得到接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KHβ =1.15； Kv——動載系數(shù)，圓周速度v為 v=πd1tn160×1000=π×15.7×1060×1000=0.008m/s， 齒寬b為 b=Φdd1t=0.5×15.7=7.85mm， 因此，可根據(jù)圓周速度v和8級精度，在圖 動載系數(shù)Kv中查得Kv=1； KHα——齒間載荷分配系數(shù)，根據(jù)齒輪的圓周力Ft1為 Ft1=2T1/d1t=2×19100/15.7=2433N, KAFt1b=1×2433/7.85=309.95N/mm>100N/mm, 當精度等級為8級，查表可知斜齒圓柱齒輪的KHα=1.4。 代入數(shù)據(jù)得，載荷系數(shù)KH=KAKvKHαKHβ=1×1×1.4×1.15=1.61。 因此，計算按實際載荷系數(shù)得出的分度圓直徑為 d1H =15.7×31.611.2=17.31mm； 對應的齒輪模數(shù)為 mnH=d1Hcosβ/z1=17.31×cos12°/6=2.82mm 3.按齒根彎曲疲勞強度校核 （1）試算齒輪模數(shù)，即 mnt≥32KFtT1YεYβCOSβ2Φdz12 YFS[σF] (4-20) 式中，KFt——載荷系數(shù)，KFt在1.2-1.4之間，試選KFt=1.2； Yε——彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)； Yβ——彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)； YFS——復合齒數(shù)系數(shù)； [σF]——彎曲疲勞許用應力。 1) 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)Yε。 εαv= εαcosβb2 = 0.6cos11.3°2 = 0.62 Yε =0.25+0.75εαv=0.25+0.750.62=1.46 2) 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) Yβ Yβ=1-εββ120°=1-0.2×12°120° =0.98 3）計算YFS[σF] 其中，YFS——復合齒數(shù)系數(shù)，YFS=3.32 [σF]——彎曲疲勞許用應力， [σF]=KFNσflim1S (4-21) 式中，KFN——彎曲疲勞壽命系數(shù)，由圖可得KFN=1.32 σFlim1——小齒輪的齒根彎曲疲勞極限，由圖可查得σFlim1=500Mpa S——彎曲疲勞安全系數(shù)，S=1.4 代入數(shù)據(jù)得， [σF]=1.32×5001.4=660 Mpa，YFS[σF] =3.32660=0.00664 因此， mnt≥32×1.2×19100×1.46×0.98×cos12°20.5×62×0.00664 =2.6 （2）調(diào)整齒輪模數(shù) mnF=mnt3KFKFt (4-22) 式中，KFt——載荷系數(shù)，KFt在1.2-1.4之間，試選KFt=1.2； KF——載荷系數(shù)， KF=KAKvKFαKFβ (4-23) 其中，KA——使用系數(shù)，當原動機為電動機且載荷狀態(tài)為均勻平穩(wěn)時，查表可得KA=1； Kv——動載系數(shù)； KFα——齒間載荷分配系數(shù)； KFβ——齒向載荷分布系數(shù)，查表可得KFβ=1.15。 1）計算動載系數(shù)Kv，圓周速度v為 v=πd1n160×1000 (4-24) 式中，n1 ——齒輪轉(zhuǎn)速，n1=10r/min； d1——試算分度圓直徑， d1=mntz1cosβ=2.6×6cos12°=15.95mm 因此， v=π×15.95×1060×1000=0.00835m/s 齒寬b為 b=Φdd1t=0.5×15.95=7.975mm 寬高比b/h，其中， h=(2?an?+cn?) mnt =(2×1+0.25)×2.6=5.85mm 可得， b/h=7.975/5.85=1.36 根據(jù)圓周速度v=0.00835m/s和8級精度，在圖中查得Kv=0.4。 2）計算齒間載荷分配系數(shù)KFα 齒輪的圓周力Ft1為 Ft1=2T1/d1t=2×19100/15.95=2394.98N KAFt1b=1×2394.98/7.975=300.3N/mm>100N/mm 查表可知當精度等級為8級，斜齒圓柱齒輪的KFα=1.4。 代入數(shù)據(jù)得，載荷系數(shù)KF=KAKvKFαKFβ=1×1.4×0.4×1.15=0.644。 因此，按實際載荷系數(shù)求得的齒輪模數(shù)為 mnF=2.6×30.6441.2=2.11mm 取mn=2.5mm。 4.齒輪參數(shù) 齒輪齒數(shù)z1=6，模數(shù)mn=2.5mm，螺旋角β=12°，壓力角α=20°，齒頂高系數(shù)?a?=1，頂隙系數(shù)cn?=0.25 根據(jù)最小變位系數(shù)計算公式 Xmin≥?a?-zsinα22cosβ3 (4-25) 可得，Xmin≥0.6，則取變位系數(shù)為Xn=0.6。 齒頂高 ha=mn(?an?+Xn)=2.5×(1+0.6)=4mm (4-26) 齒根高 hf=mn(?an?+cn??Xn)=2.5×(1+0.25?0.6)=3.125mm(4-27) 齒高 h= ha+hf=4+1.625=5.625mm (4-28) 分度圓直徑 d1=mnz1cosβ=2.5×6/cos12°=15.3mm (4-29) 齒頂圓直徑 da=d1+2ha=15.3+2×4=23.3mm (4-30) 齒根圓直徑 df=d1-2hf=15.3-2×1.625=12.05mm (4-31) 基圓直徑 db=d1 cosα=15.3×cos20°=14mm (4-32) 5.齒條計算 齒輪中心到齒條基準線的距離 H=d12+Xnmn=15.3/2+0.6×2.5=9.15mm (4-33) 齒條直線運動的速度 v=πdn60=π×15.3×1060=8mm/s (4-34) 齒條模數(shù) mn=2.5mm 試算齒條長度 L=4πd1=4×3.14×15.3=192.168mm (4-35) 則齒條齒距 Pn=πm=3.14×2.5=7.85mm (4-36) 齒條齒數(shù) z2=L/Pn+0.5=192.168/7.85+0.5=24.98≈25 (4-37) 進而可得出實際齒條長度 L1=z2Pn=25×7.85=196.25mm (4-38) 取齒條長度為200mm。 6．齒條參數(shù) 齒條齒數(shù)z2=25，模數(shù)m=2.5mm，齒條長度L=200mm 齒條的齒形角等于齒輪分度圓壓力角等于嚙合角α'=20° 變形系數(shù)Xn=0，齒頂高系數(shù)?a?=1，頂隙系數(shù)cn?=0.25 齒條齒頂高 ?a2=?a?m=2.5×1=2.5mm （4-39） 齒根高 ?f2=m(?an?+cn??Xn)=2.5×(1+0.25?0)=3.125mm（4-40） 齒高 h= ?a2+?f2=2.5+3.125=5.625mm （4-41） 齒條齒寬 b2=Φdd1=0.5×15.3=7.65mm （4-42） 取b2=10mm。 3.5其余桿長的確定 根據(jù)小車的整體尺寸與轉(zhuǎn)向要求確定其余桿長參數(shù)：轉(zhuǎn)向節(jié)臂為65mm，轉(zhuǎn)向直拉桿為310.3mm。 5 并聯(lián)機構(gòu)設計及空間分析 5.1并聯(lián)機構(gòu)設計 1.結(jié)構(gòu)分析 DELTA并聯(lián)機器人由兩個平臺組成：靜平臺和動平臺。為減小主動臂的質(zhì)量，使機構(gòu)運動更加具有靈活性，將伺服電機安裝在靜平臺。而動平臺的下面裝有末端執(zhí)行器。兩個平臺之間通過3條完全相同的運動鏈相連接，每條運動鏈中有一個由4個球鉸與2個從動臂組成的平行四邊形閉環(huán)，此閉環(huán)與主動臂相連，主動臂與靜平臺之間通過轉(zhuǎn)動副連接[18]。 圖中：1 靜平臺、2 伺服電機、3 主動臂、4攝像頭、5 運動鏈、6 伸縮桿、7 靜平臺 2.自由度計算 根據(jù)Kutzbach Grubler公式[16]，即 F=6(n-g-1)+i=1gfi （4-43） 式中，g——總運動副數(shù)，g=15； N——總構(gòu)件，n=11； fi——第i個運動副的自由度數(shù)，其中球面副數(shù)為12，球面副的自由度數(shù)為3；轉(zhuǎn)動副數(shù)為3，轉(zhuǎn)動副的自由度數(shù)為1，此外，還有6個冗余自由度。 代入數(shù)據(jù)得，自由度F=6×（11-15-1）+3×12+1×3-6=3。因此，該形式DELTA并聯(lián)機器人具有3個平移自由度，消除了旋轉(zhuǎn)自由度，使得機構(gòu)工作空間擴大，運動奇異點削減。 3.參數(shù)定義 在進行運動學分析時，可將機構(gòu)簡化，如圖所示。其中，主動臂AiBi用la表示；從動臂BiCi用lb表示；電機主動臂對靜平臺的張角用θi表示；靜平臺各頂點到靜坐標系原點O的長度用R表示；動平臺各頂點到動坐標系原點O?的長度用r表示；動坐標系的原點相對于靜坐標系的位置矢量用[x y z]T表示。 4.運動學分析 假設靜坐標系原點O與靜平臺各頂點 Ai的連線|OAi|到靜坐標系X軸的角度為ηi，根據(jù)幾何學關系，可得到 ηi=4i?36π (i=1,2,3) （4-44） 將ηi代入運動學方程 [R+lasinθi?rcosηi?x]2+[R+lasinθi?rsinηi?y]2+?lacosθi?z2=lb2 （4-45） 整理可得到x、y關于z的表達式， 即 x=E1z+F1y=E2z+F2 （4-46） 其中， E1=B13C23?B23C13A2B13?A1B23 （4-47） F1=B13D2?B23D1A2B13?A1B23 （4-48） E2=A2C13?A1C23A2B13?A1B23 （4-49） F2=A2D1?A1D2A2B13?A1B23 （4-50） B13=B1+B3 （4-51） B23=B2+B3 （4-52） C13=C1-C3 （4-53） C23=C2-C3 （4-54） D1=12(A12+B12+C12?B32?C32) （4-55） D2=12(A22+B22+C22?B32?C32) （4-56） A1=32(R+lasinθ1?r) （4-57） B1 =12(R+lasinθ1?r) （4-58） C1=la cosθ1 （4-59） A2=32(R+lasinθ2?r) （4-60） B2=12(R+lasinθ2?r) （4-61） C2=la cosθ2 （4-62） A3=1 （4-63） B3=R+lasinθ3?r （4-64） C3=la cosθ3 （4-65） z=?b?b2?4ac2a （4-66） 5.參數(shù)確定 并聯(lián)結(jié)構(gòu)各部件尺寸的大小直接決定執(zhí)行器末端的工作區(qū)域范圍。現(xiàn)給定并聯(lián)機構(gòu)的尺寸參數(shù)如下：主動臂轉(zhuǎn)角θi的變化范圍是3°-112.6°，主動臂la=300mm；從動臂lb=700mm；