新型水果采摘机器研制设计

赵雪峰

（山西省农业机械发展中心，山西 太原 030002）

0 引言

水果采摘是水果生产作业中最耗时最费力的一个环节。在此期间需投入的劳力占整个种植过程的50%～70%，采摘作业质量的好坏直接影响到水果的贮藏、加工和销售，最终影响市场价格和经济效益[1-3]。研究和开发果蔬收获的智能机器技术对于解放劳动力、提高劳动生产效率、降低生产成本、保证新鲜果蔬品质，以及满足作物生长的实时性要求等方面都有促进作用。

1 水果采摘机器的研究意义及国内外现状

水果收获具有很强的时效性，属于典型的劳动密集型工作。由于采摘作业环境和操作的复杂性，水果采摘的自动化程度仍然很低，目前国内水果的采摘作业基本上还是手工完成[4-7]。在很多国家随着人口老龄化和农业劳动力的减少，劳动力不仅成本高，而且还越来越不容易得到，而人工收获水果所需的成本在水果的整个生产成本中所占比例竟高达33%～50%，高枝水果的采摘还带有一定的危险性。因此，实现水果收获的机械化变得越来越迫切，发展机械化的收获技术，研究开发水果采摘机器具有重要的意义。

采摘机器是未来智能农业机械化的发展方向，具有广阔的应用前景[8-11]。我国水果机械化采摘机器现状：2004年11月1日颁布施行的《中华人民共和国农业机械化促进法》还明确规定国家采取措施鼓励，扶持农业机械化发展，机械采摘取代手工作业是必然发展趋势。我国的国家专利中有100种水果采摘器，包括机械式、电动式、气动式的果品采摘机器，其中有的实现单方向的水果采摘，有的可改变方向能实现全方位的水果采摘。目前，市场上商品化的采摘器品种还比较单一，且价格昂贵、操作不便[12-15]。我国在农业机器人领域的研究始于20世纪90年代中期，相对于发达国家起步较晚，果蔬采摘机器人的研究还处于起步阶段，不少院校、研究所都在进行采摘机器人和智能农业机械相关的研究。东北林业大学的陆怀民研制了林木球果采摘机器人，主要由5个自由度机械手、行走机构、液压驱动系统和单片机控制系统组成。有研究人员运用彩色图像处理技术和神经网络理论，开发了草莓拣选机器人，采用气动驱动器将草莓推到不同的等级方向。浙江大学的应义斌等人完成了水果自动分级机器人的研究开发。

国外水果机械化采摘装置研究进展及现状：水果的机械化收获技术已有40余年的研究历史，收获作业自动化和机械化的研究始于20世纪60年代的美国，1968年美国学者Schertz（舍尔茨）和Brown（布朗）首次提出应用机器技术进行果蔬收获，当时开发的收获机器样机几乎都需要有人参与，因此只能算是半自动化的收获机械。采用的收获方式主要是机械振摇式和气动振摇式，其缺点是果实易损，效率不高，特别是无法进行选择性的收获。从20世纪80年代中期开始，随着电子技术和计算机技术的发展，特别是工业机器人技术、计算机图像处理技术和人工智能技术的日益成熟，以日本为代表的发达国家，包括美国、英国、法国、荷兰、以色列、西班牙等国家，都在水果采摘机器方面做了大量的研究工作，涉及到的研究对象主要包括甜橙、苹果、樱桃、甜瓜、葡萄、草莓等，试验成功了多种具有人工智能的收获采摘机器。应用机器技术进行水果的自动化收获得到了快速发展。法国是研究果蔬采摘机器人较早的国家之一，由于技术、市场和价格等因素的影响，甜橙和苹果采摘机器人已经停产，采摘机器的研究工作基本陷于停顿。美国在自动化收获机器人的研究方面没有很清晰的战略，研究工作也基本处于停顿状态。近年来，日本开展了大量的收获机器人研究项目，进展很快，但未能真正实现商业化。荷兰收获机器人的研究工作走在很多国家的前面，但研究的果蔬种类并不多[16-20]。

2 水果采摘机器方案设计

2.1 果实的生物学特征

通过查阅数据和对果园进行实地调查，发现果树行与行之间通常会留下一条操作路径，便于日常管理，经过勘察，果园的地面基本平整，间距一般在3～4 m，果树高度一般不超过3.5 m，直径为30～90 cm，果实的质量100～400 g。果树的强度与其年龄和树形有很大关系，有的水果表面不是很硬，容易被磕碰破坏，所以在采摘时要注意控制力度，轻轻处理，不可硬拉扯拽，否则果实将会被破坏，严重影响水果的保鲜贮藏。

2.2 采摘机器的选型

此次设计的采摘机器是根据工业机械手的特点，考虑到水果采摘的特殊性，经查阅资料，目前工业机械手包括圆柱坐标型机械手、直角坐标型机械手、极坐标型机械手、关节坐标型机械手等。由于水果摘取环境的可变性和复杂性，以及果实分布的随机性，所以采用关节坐标型机械手来解决采摘机械手臂运动的问题。

圆柱坐标系见图1，直角坐标系见图2，极坐标系见图3，关节坐标系见图4。

图1 圆柱坐标系

图2 直角坐标系

图3 极坐标系

图4 关节坐标系

2.3 水果采摘机械手的选择

通过查阅水果采摘特征的相关资料，水果采摘机械手最适合选用关节坐标型。水果采摘机器具体结构包括盘腰座旋转、大臂、小臂和腕部的俯仰、旋转及执行末端5个部分。升降机构安放到底盘，不仅可以增加机器在垂直方向上的工作空间，还可以增加机器的灵活度，所以选择六自由度串联式采摘机器。

水果采摘自由度示意图见图5。

图5 水果采摘自由度示意图

2.4 水果采摘机器方案设计

2.4.1 水果采摘机器设计原则

为了更好地将所设计的机器应用在现实的果园里，在设计过程中要注意下列原则：

（1）采摘机械臂应具备很好的避障能力。

（2）采摘末端执行器应具有很好的通用性，不能损伤果实，提高机器的利用率，降低生产和使用的成本。

（3）采摘机器的操作尽可能简单，便于使用普及。

2.4.2 水果采摘机器整体结构设计

为了适应果园内地面环境，选择履带式移动小车作为采摘机器行走的移动平台，采用具有较好减震性能的橡胶履带，可以在凹凸不平的地面上灵活进退，稳定性好，支持面积大，转向半径小，能跨越障碍物和原地转动方向，再配备升降平台，使采摘机器在垂直方向上的活动自如。机器基座和关节的运动由伺服电机驱动，摆线行星减速器用于减速以增加输出扭矩。大臂和小臂通过伺服电机旋转实现俯仰功能。腕部通过两转法兰实现俯仰和旋转功能。采摘末端通过法兰相连接，通过同步带传动，带动主动轮传动，在装有惰轮情况下可实现相反方向旋转并带动刀片相反方向旋转，实现剪切功能。收集装置连接在末端执行器的下方，并连接到柔性管，收集到的水果从其上落下，依靠重力通过柔性管道转移到收集篮。

水果采摘总体结构设计见图6。

图6 水果采摘总体结构设计

3 水果采摘机器结构设计及计算

3.1 升降平台

升降平台的作用不仅增大了采摘机器的拾取范围，而且为拾取创造了很大的便利，既可承受人的质量当梯子，也可在不安装机械臂的条件下随时移动，工作人员可站在平台进行人工采摘，提高机器利用率，增加机器的安全性和功能性。

液压缸的选择：

（1）液压缸内径尺寸为16 mm，活塞杆外径尺寸为14 mm。

（2）液压缸的活塞行程按照采摘机器总体尺寸设计要求，选择行程距离为125 mm，当行程最大时，升降平台上板到下板的距离是287 mm，当收回到最小行程时，平台上板到下板的距离是50 mm。

升降平台结构图见图7。

图7 升降平台结构图

3.2 底座旋转结构设计

底座旋转通过伺服电机带动蜗杆转动，蜗杆带动蜗轮传动。选择的主要原因是其传动比一般为7～80，而且还具有工作平稳、无噪音、可以自锁、传动功率大等特点。

3.2.1 蜗轮蜗杆的计算

蜗轮蜗杆传动的要求：

输入功率P=3 kW，电机转速n=2 000 r/min，传动比i=30，工作载荷较稳定，但有不大的冲击，要求寿命Lh为12 000 h。

设计：

（1）选择蜗杆的传动类型。根据国标推荐，采用渐开线蜗杆。

（2）选择蜗轮蜗杆材料。由于蜗杆传动功率不大，速度适中，接近低速，因此蜗杆可以由45钢制成，因需要效率高、耐磨性好，蜗杆的螺旋齿表面要求调制处理，可以使蜗杆的综合性能最好，硬度达到40～55 HRC。考虑到成本，环形齿轮由青铜制成，轮芯由灰铸铁HT100制成。

（3）根据齿面接触疲劳强度设计。按照闭式蜗杆传动的设计标准，先设计齿面接触疲劳强度，检查齿根弯曲疲劳强度。由下式，传动中心距：

①确定蜗轮上的T2，取Z2=2，效率为0.8，故：

②确定系数K，因蜗轮蜗杆的工作载荷较稳定，转速不高，所以取载荷分布不均匀系数Kβ=1，使用系数KA=1.15，动载系数KΓ=1.05，故

③确定系数ZE，因蜗轮选用的材料是青铜，蜗杆选用的材料是45钢传动达到减速的效果和增扭的目的，故ZE=160 MPa。

④确定系数Zρ，先设蜗杆分度圆直径d1和a传动中心距的比值d1/a=0.30，得Zρ=2.9。

⑤确定应力[σH]，因蜗轮材料为青铜ZCu-Sn10P1，其加工为金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45 HRC，故蜗轮的基本允许用应力[σH]=268 MPa。

由于设计的整体尺寸及设计传动的要求，取中心距a=180 mm，因i=30取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50 mm，这时d1/a=0.28，查表得接触系数Z＇ρ=3.1，因Z＇ρ＜Zρ，所以上述结果可用。

（4）蜗轮蜗杆的参数和几何尺寸。

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

（7）精确等级公差确定。

从GB/T 10089—1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为f，标注为8f，GB/T 10089—1988。

（8）绘制蜗杆、蜗轮图。

蜗杆见图8，蜗轮见图9。

图8 蜗杆

图9 蜗轮

3.2.2 底盘旋转蜗轮轴的设计计算

旋转蜗轮轴的功率P3=3×0.855=2.565 kW，转速为n3=40 r/min。

（1）确定轴的最小直径。按下式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调制处理，根据表查得A0=120，计算得dmin=48 mm。

（2）轴的结构设计。根据轴向定位来确定轴的各段直径和长度

①选取轴的最小直径为d1=70 mm，为了满足端盖的要求，选长度L1=23 mm。

②初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向载荷，故选择深沟球轴承，根据轴的最小直径d1=70 mm，由轴承目录初步选择0基本游隙组，标椎精度等级的深沟球轴承6215，尺寸为d×D×T=75 mm×130 mm×25 mm，所以d2=75mm，L2=50 mm，右端轴承采用套筒定位。

③选安装齿轮处的直径d3=76 mm，齿轮的左端采用套筒定位，右端采用轴肩定位，齿轮轮毂的宽度100 mm，为了将齿轮压紧，轴端部位应略短于轮毂宽度，取L3=99mm。齿轮另一端采用轴肩定位，轴肩高度h＞0.07 d，取h=22 mm，则轴环处的直径d4=120 mm，轴环宽度L4=25 mm。

④为了满足装配要求，再做一个d5=175 mm，L5=15.5 mm，为了满足传动要求，设计调心滚子轴承，初步选择0基本游隙组，标椎精度等级的调心滚子轴承16032，尺寸为d×D×T=160 mm×240 mm×25 mm，所以d6=160 mm，L6=63 mm，左端有轴肩定位，右端有旋转底盘定位。

⑤齿轮和轴采用平键连接来轴向定位，由机械设计手册查表得平键b×h=22 mm×14 mm，键槽要求用键槽铣刀加工，长度应略小于轮毂长度，由机械手册查得优先数列取90 mm，同时齿轮与轴配合应具有良好的对称性，所以选择齿轮轮毂和轴的配合为基孔过度配合H7/n6，滚动轴承与轴向定位是由过度配合来保证的，选取轴的直径尺寸公差为j7。

（3）弯扭合成应力校核的强度。进行校核时，校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，轴单向旋转的扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴上的计算应力

初选定轴的材料为45钢，要求有良好的综合性能，所以需要调制处理，经查机械手册的[σ-1]=60 MPa，因σca＜[σ-1]，故安全。

（4）绘制底盘旋转轴。底盘旋转轴见图10。

图10 底盘旋转轴

3.3 大臂俯仰结构设计

大臂的俯仰是通过电机旋转驱动，带动摆线针轮行星减速器，达到所需扭矩。大臂是整个水果采摘机器的重要组成部分，其刚度会直接影响整个机器的精度。由于大臂结构复杂，将其等效为简单的杆件模型时，力学解析上的误差很大。为了准确地检查采摘机器的刚度和强度，目前大多数使用ANSYS软件的有限元分析，计划在后续阶段中深入学习。

采摘机器的大臂负责机器本体的手臂、手腕和末端负载，具有最大的力和力矩。要求具有较高的结构强度，其材料为球墨铸铁，由于其结构复杂，焊接不能保证其精度和强度，为了满足未来大规模生产的需要，采用铸造工艺，然后进行每个参考面的精密加工。

大臂俯仰结构见图11。

图11 大臂俯仰结构

3.4 小臂俯仰结构设计

小臂的俯仰也是通过电机旋转驱动，并且摆线行星减速器实现所需的扭矩，其原理是行星齿轮传动，在大多数情况下取代了两级，三级普通圆柱齿轮减速器或圆柱蜗杆减速器，具有高速比、结构紧凑、体积小、运动平稳、噪音低、寿命长等优点。小臂的俯仰使水果采摘机器臂更加灵活，可以更好的实现避障能力。其材料为球墨铸铁，因为球墨铸铁的综合性能最好，可达到小臂所承受的强度和刚度，在设计时应将向导性、质量及转动惯量考虑在内，除了要求臂部结构紧凑和质量轻外，还要采取一定的缓冲措施。

小臂俯仰结构见图12。

图12 小臂俯仰结构

3.5 腕部的结构设计

水果采摘机器的手腕是用来连接末端执行器、手臂和支撑末端执行器，能处于空间的任意位置。这次设计的腕部具有2个自由度，分别实现俯仰和旋转，在设计中要注意：必须结构紧凑，质量轻，动作灵活平稳，定位精度高，强度刚度高。

两自由度腕部是由B关节和R关节构成的BR腕部，或者由2个B关节来构成BB腕部。因2个B关节是轴的平行，故减为一个自由度，导致自由度的退化，只形成了一个自由度的手腕，所以采用最为常见的BR手腕。

腕部结构设计见图13。

图13 腕部结构设计

3.6 水果采摘机器末端执行器设计

3.6.1 末端执行器设计的原则和方案

水果采摘末端执行器因根据采摘环境和采摘方法严格来设计和计算，通过可行性研究和参数计算最后经过比较找到合适拣选水果的计划，详细计算。在设计中，要实现这一目的，也要考虑到选择末端执行器的成本尽可能低，机械结构简单易用。按果根的分离方式分为吸附式、抓住式和剪根式。根据摘取器的驱动方式分为机械式、电动式和气动式。对比各个方式的优缺点后，选择了剪切式来收集水果。该机器的动力源是气动马达，采摘执行端通过切割球刀片切割果柄，然后将水果通过柔性管道输送到收集篮中。其机器通过设计一个180°采摘的半球形刀片来完成，并可以在采摘的1周内使用相同的间隙宽度，间隙边缘锋利，水果采摘方便，可实现果实的固定和果枝的切割，保证采摘器的手指不是拾捡器的手指也使得水果采摘更加安全方便。

半球式末端执行器见图14。

图14 半球式末端执行器

结合了仿生学原理和实践采摘，选择吞咽口作为研究对象的过程。蛇吞食物的行为分2个阶段：第一阶段是把嘴从张开到咬住的阶段，第二阶段是咬住食物到吞下的阶段。将这2个阶段与采摘水果相结合，参照蛇嘴设计采摘末端执行器的结构，简化为闭环连杆，采用气动马达作为动力源直接带动半球式刀片实现剪切水果的作业，整体结构比较简单，保护人体不受伤害，刀体可180°旋转，无死角采摘。

3.6.2 末端执行器的设计计算

水果采摘末端执行器是由12 V、30 W直流减速机、同步带、刀具和刀架等组成，电路由12 V电池来提供电源，通过可以改变电流方向的自锁开关控制60 r/min的直流减速机转动，减速机的输出轴上配同步带轮，皮带用于传动以将动力从马达传递到齿轮结构，主动轮带动从动轮，从动轮带动刀架旋转，带动刀片旋转，但2个刀架各自朝着反方向运动，形成像剪刀一样的剪切，使得2个叶片沿彼此相反的方向旋转。正转能有效切开水果枝干，反转可防止卡刀，达到退刀的功能。

同步带传动有齿轮传动、链传动和皮带传动的各种优点于一体，可根据材料分为氯丁橡胶加纤维绳同步带和聚氨酯加钢丝同步带，因其工作特点应选择氯丁橡胶加纤维绳同步带。根据齿轮的形状分为梯形齿同步带和圆齿同步带2种类型，同步带传动具有精确的传动比、无滑差、比例恒定、传动精确和平稳、可吸收冲击、噪音低，具有广泛的传动速比，通常高达1∶10，允许线速度高达50 m/s，传动效率高，一般可达98%～99%，传递功率从几瓦到数百千瓦。同步带的设计要求：其传动比i=1.1，传动功率Pm=0.03 kW，小带轮转速=60 r/min，中心距=300 mm，设计确定带及带轮。设计计算如下：

式中：K0——载荷修正系数K0=1.2；

Pm——工作电机的功率Pm=0.03 kW。

Pd=K0Pm=1.2×0.03=0.036 kW.

根据同步带传动的设计功率Pd和小带轮转速n，由同步带选型图来确定所需的型号和节距，查表得：选用同步带得型号为L型带，节距Pd=9.525 mm。

根据同步带的最小齿数确定，选小带轮齿数Z1=12，大齿轮齿数Z2=i×Z1=1.1×12=12，所以Z1=12，Z2=13。

根据机械手册查得带节线长度Lp=723.9mm，齿数Zb=76。

根据inv为渐开线，inv函数就是inv渐开线函数，

剪刀式末端执行器见图15。

图15 剪刀式末端执行器

3.7 电机的计算与选型

n=750，i=25，满足这次设计大臂的要求及转动角度。由扭矩和功率公式可得

p＞2.78 kW，根据机械手册查得，选择MFDHTA390伺服电机。

3.8 轴承的选择、润滑及密封

轴承的选择不仅要考虑直径的因素，还要考虑轴承的性能，设计轴上的径向载荷大，轴向载荷小，轴和壳体存在变形大和定心差的问题，所以采用球面滚子轴承、深沟球轴承、单向推力轴承、调心轴承和深沟轴承主要承受径向载荷，也能承受少量的双向载荷。

润滑对于滚动轴承很重要，可用作散热器，减少接触应力，吸收振动，还能防止生锈。轴承润滑有油润滑和脂润滑，主要与轴承的转速有关，使用滚动轴承的dn值（d是滚动轴承的内径，n为轴承转速）表示轴承转速的大小。由于其转速是经过减速器减速的，其速度非常低，小于810 r/min。由脂润滑形成的润滑膜具有高强度，可承受大负荷，不易丢失，易于密封。主要关注的性能为锥入度和滴点，轴承的dn值较小。因此，选择锥形穿透率较小的脂润滑。轴承密封设计用于防止灰尘、水、酸性气体和其他碎屑进入轴承并防止润滑剂溢出，使用非接触式密封。

4 结语

水果采摘机器，有利于降低果农的劳动强度，保证了水果实时收获和质量，对提高果园的机械化水平具有重要意义。总结如下：①在结构设计中，升降台可以使其灵活度更高，大臂采用蜗轮蜗杆减速增扭来实现要不得转动，大小臂的俯仰和腕部的旋转俯仰均使用电机的旋转带动摆线针轮行星减速器来实现，末端执行器采用剪刀式，用直流减速电机带动同步带，同步带带动齿轮，最终实现剪刀式的剪切。②通过对轮式底盘和履带底盘的分析比较，发现现有轮式底盘很难满足水果采摘设计的要求，因此选用适用于果园作业的履带式底盘，既可以在凹凸不平的地面行走，稳定性好，也可以跨越障碍物，支撑面积大，转向半径小，还可以实现原地转向。③今后可以尝试在原有机器平台上加上视觉反馈，通过虚拟场景和网络逐步实现对采摘机器的远程监测和控制，进一步完善控制方式和控制结构。