液壓驅動式油茶果采摘機設計與試驗

饒洪輝 黃登昇 王玉龍 陳 斌 劉木華

(江西農業大學工學院， 南昌 330045)

0 引言

油茶是我國南方特有的木本油料作物，主要分布在我國江西省、湖南省等地，是世界四大木本油料作物之一，具有較高的實用價值[1-2]。江西省作為我國油茶種植的主要省份，近年來油茶種植面積不斷擴大,然而油茶果的采摘依然靠人工完成，未能實現機械化，因此實現油茶果的機械化采摘具有重要意義[3-5]。

國外的林果機械化采摘發展較為成熟，智能化程度較高。主要采用氣吸式、振動式采摘裝置和采摘機器人等，對蘋果、開心果、杏仁、油橄欖、柑橘等進行采摘[6-10]。我國林果機械化正穩步推進，相關科研院所和學者研制出了一些樣機并取得了較好的試驗結果[11-16]。

國外只有東南亞等地有少量油茶果種植，因此油茶果機械化采摘尚無國外文獻報道。國內部分學者進行了相關研究，高自成等[17]應用D-H矩陣變換法建立了油茶果采摘執行機構中采摘齒的空間運動方程，并通過試驗驗證了該機構的可行性。葉霜等[18]對油茶果振動采摘機的執行機構進行了運動仿真，得到了振動采摘頭末端一點的運動位置和速度曲線圖，但并未進行試驗驗證。饒洪輝等[19]設計了一種電動膠輥旋轉式油茶果采摘執行器，試驗表明，該采摘執行器對油茶果采摘率較好，花苞損傷低，但戶外移動不方便，且電機驅動采摘持續時間有限，采摘機的高度調節范圍小，旋轉架轉速不高(30 r/min)，其采摘效率和實用性有待提高。

為進一步提高電動膠輥旋轉式油茶果采摘執行器的采摘效率，本文設計一種可在緩坡地帶行走的液壓驅動式油茶果采摘機，通過分析影響油茶果采摘效果的主要因素，確定采摘機的主要工作參數。并以主要工作參數為因素，以油茶果采摘率和花苞損傷率為指標進行正交試驗，以期在提高采摘效率的同時獲得采摘機較佳的工作參數組合。

1 整機結構與工作原理

1.1 整機結構

液壓式油茶果采摘機主要由膠輥組、上下旋轉架、鏈輪鏈條、齒輪箱、采摘頭執行液壓馬達、采摘頭液壓缸、主臂、副臂、主臂液壓缸、副臂液壓缸、履帶式行走系統等組成。其整體結構如圖1所示，主要參數為：主臂液壓缸行程0～160 mm，副臂液壓缸行程0～330 mm，采摘頭液壓缸行程0～230 mm，采摘機采摘高度范圍900～3 000 mm，采摘頭采摘寬度465 mm，外形尺寸(長×寬)3 000 mm×920 mm。

圖1 液壓驅動式油茶果采摘機結構簡圖Fig.1 Structure diagram of hydraulic-driven picking machine for camellia fruit1.膠輥 2.旋轉架 3.鏈條 4.齒輪箱 5.采摘頭執行液壓馬達 6.采摘頭液壓缸 7.副臂 8.主臂 9.副臂液壓缸 10.主臂液壓缸 11.履帶式行走系統 12.采摘頭、主臂、副臂、液壓馬達控制手柄

1.2 工作原理

采摘機總寬度不大，但長度較長，因此其適宜的油茶種植條件為地勢較為平坦，油茶株行距為4 m×4 m；或緩坡地帶(坡度不大于25°)株行距為3 m×4 m。液壓式油茶果采摘機工作原理如圖2所示，通過控制主臂手柄和動臂手柄將采摘頭調整至樹枝的正向位置，將油門控制閥調至預定轉速位置處并撥動采摘頭執行液壓馬達手柄，液壓馬達開始工作，經傳動系統減速后帶動上下組旋轉架按圖2所示方向旋轉，此時油茶果經碰撞和擠壓掉落，完成采摘過程。

圖2 采摘機工作原理圖Fig.2 Working principle diagram of picking machine

2 油茶果與膠輥相互作用力影響因素分析

油茶果與膠輥相互作用力主要由膠輥與油茶果碰撞時的正壓力和摩擦力組成，為了分析方便，本文將油茶果與膠輥的作用形式簡化成如圖3所示的模型。

由如圖3油茶果受力分析可得

(1)

式中FN1、FN2——上、下膠輥對油茶果表面的正壓力，N

f1、f2——油茶果兩側形成的沿切線方向摩擦力，N

μ——油茶果與膠輥接觸時摩擦因數

α——FN1、FN2與x軸的夾角，(°)

Fx——油茶果所受上、下膠輥作用力的合力沿水平方向的分力，N

圖3 油茶果與膠輥作用模型Fig.3 Interaction model between camellia fruit and rubber roller

由式(1)可得油茶果受膠輥作用后脫落的力學條件為

(FN1+FN2)cosα+μsinα(FN1+FN2)≥F1

(2)

式中F1——油茶果與果柄的結合力，N

上下組膠輥最小間距d與膠輥直徑關系式為

d=L-(2R+D)

(3)

式中L——上、下膠輥組旋轉中心距，mm

R——膠輥組旋轉半徑，mm

D——膠輥直徑，mm

當d變小，其它條件不變時，膠輥對油茶果的正壓力FN1、FN2將增大，由式(2)可知，油茶果所受上、下膠輥作用力的合力沿水平方向的分力將增大。

當膠輥旋轉架角速度ω增大，其它條件不變時，油茶果受膠輥撞擊脫離的速度v將變大，油茶果與膠輥作用時間也將變短，由動量定理得

FΔt=m1(v-v0)

(4)

式中m1——油茶果質量，g

v0——被膠輥喂入的初始速度，m/s

v——油茶果脫離速度，m/s

Δt——油茶果與膠輥作用時間，s

F——油茶果受膠輥作用后的合力，N

由式(4)可知，當膠輥旋轉架角速度ω增大時，油茶果受膠輥撞擊脫離的速度v將變大，油茶果受膠輥作用后的合力將增大。

當膠輥直徑D增大時，膠輥的質量將增大，其它條件保持不變時，膠輥對油茶果的采摘力也將增大。因此，油茶果所受膠輥作用的采摘力影響因素主要有上下膠輥間距、膠輥旋轉架轉速和膠輥直徑。

3 油茶果與膠輥相互作用力仿真分析

3.1 三維模型的建立

由于采摘機采摘時油茶果與膠輥作用過程較為復雜，為了分析不同因素對油茶果與膠輥相互作用力(即油茶果受膠輥的碰撞力)的變化規律，本文借助ADAMS軟件對油茶果與膠輥作用規律進行建模仿真。

由于采摘頭模型較為復雜，在ADAMS中建立三維模型較為繁瑣，為此本文在SolidWorks軟件中建立油茶果與旋轉架的三維模型，并利用ADAMS軟件與SolidWorks的接口將SolidWorks中建立的三維模型直接導入ADAMS中進行分析，導入的三維模型如圖4所示。

圖4 旋轉架與油茶果接觸模型Fig.4 Contact model between rotary frame and camellia fruit1.上旋轉架 2.膠輥 3.油茶果 4.下旋轉架

3.2 材料屬性定義

直接在ADAMS軟件材料庫中選擇steel作為上下旋轉架各個組件的材料，油茶果的材料屬性由文獻[20]可知，各種材料屬性設置如表1所示。

表1 材料屬性Tab.1 Material property

3.3 約束和驅動添加

如圖5所示，分別添加旋轉架各個組件直徑的固定副JOINT_1～JOINT_10，回轉軸與大地之間的旋轉副JOINT_11、JOINT_12；在旋轉副上添加旋轉驅動。圖中所示的兩個旋轉驅動在設置轉速時，上旋轉架驅動取正值，下旋轉架取負值，即大小相等、方向相反。通過沖擊函數法分別設置上、下兩膠輥與油茶果之間的接觸力,其剛度k計算公式為

(5)

其中

式中R1、R2——兩碰撞物體的半徑

υ1、υ2——兩物體的泊松比

E1、E2——兩物體的彈性模量

圖5 添加約束和驅動界面Fig.5 Interface of adding constraints and drivers

3.4 仿真結果與分析

3.4.1不同轉速下油茶果所受接觸碰撞力

當模型油茶果直徑30 mm、上下組膠輥間距15 mm、膠輥直徑為30 mm時，在旋轉副JOINT_11、JOINT_12上添加旋轉驅動轉速分別為10、30、50、70 r/min。圖6所示為不同轉速下油茶果所受到的接觸碰撞力變化曲線。

圖6 不同轉速下油茶果受到的碰撞力變化曲線(d=15 mm)Fig.6 Impact force curves of camellia fruit at different rotational speeds (d=15 mm)

由圖6可知，隨著轉速的不斷提高，油茶果所受的接觸碰撞力在不斷增加。從油茶果脫落臨界條件來看[17](縱向拉斷力3.92 N、橫向拉斷力3.36 N)，轉速在10 r/min時，油茶果受到的最大碰撞力為5.287 N,因此在間距15 mm時旋轉架轉速應大于10 r/min。

為進一步驗證滿足油茶果脫落的速度條件，設定當模型油茶果直徑30 mm、膠輥直徑為30 mm、上下組膠輥間距為25 mm時，在旋轉副JOINT_11、JOINT_12上添加10、12、14 r/min的轉速，得到圖7所示的油茶果接觸碰撞力變化曲線。

圖7 不同轉速下油茶果受到的碰撞力變化曲線(d=25 mm)Fig.7 Impact force curves of camellia fruit at different rotational speeds (d=25 mm)

由圖7可知，當d為25 mm時，轉速在10 r/min時受到的最大接觸碰撞力為1.3 N；轉速在12 r/min時最大接觸碰撞力為2.7 N；轉速在14 r/min最大接觸碰撞力為4.2 N。因此d為25 mm時要使得油茶果脫落，需將轉速提高到14 r/min。

綜合以上兩個仿真結果得出：當膠輥直徑和油茶果直徑不變時，隨著膠輥間距的增大，油茶果脫落所需的旋轉架理論轉速也將增大。

3.4.2不同膠輥直徑下油茶果所受接觸碰撞力

當油茶果直徑30 mm，上、下組膠輥間距15 mm，旋轉架轉速為50 r/min時，設定膠輥直徑分別為25、30、35 mm，圖8所示為油茶果受到的碰撞接觸力曲線。

圖8 不同膠輥直徑下油茶果受到的碰撞力變化曲線Fig.8 Impact force curves of camellia fruit at different rubber roller diameters

由圖8可知，隨著膠輥直徑的不斷增大，油茶果所受到的接觸碰撞力在逐漸增大，可見膠輥直徑大小對油茶的采摘有直接的影響。

3.4.3不同間距下油茶果所受接觸碰撞力

當油茶果直徑為30 mm、膠輥直徑30 mm、旋轉架轉速為50 r/min時，間距分別為15、20、25 mm時，油茶果受到的碰撞接觸力曲線如圖9所示。

圖9 不同間距下油茶果受到的碰撞力變化曲線Fig.9 Impact force curves of camellia fruit at different rubber roller gaps

由圖9可知，隨著間距的不斷增大，油茶果所受的接觸碰撞力在逐漸減小，且隨著間距的擴大，油茶果所受最大接觸碰撞力的時間也在向后推移，可知間距的大小對油茶果的采摘起關鍵性作用。

4 采摘試驗

4.1 試驗條件與設備

圖10 采摘試驗Fig.10 Picking test

2018年10月22日在江西省林科院國家高產油茶林基地進行室外試驗，選擇6棵掛果數量較多、分布茂盛的贛無1油茶品種作為采摘對象。該油茶林基地果樹之間分布較為密集，油茶果樹與油茶花樹交錯分布。茶樹高在3～5 m之間，用游標卡尺測得贛無1品種油茶果直徑分布在12～38 mm，平均直徑約25 mm，油茶花苞直徑約8 mm，油茶樹枝之間交錯狀分布且分布較為密集。

試驗前通過數字式光電轉速表測量采摘頭的執行液壓馬達轉速，并在油門處對旋轉架轉速45、55、65 r/min進行標定。每組膠輥安裝有直徑為20、25、30 mm膠輥各1個。試驗設備包括：采摘樣機、收集裝置、游標卡尺、AR926型數字式光電轉速表等。

試驗選用型號為BMR125的液壓馬達作為采摘頭驅動馬達，其主要參數如表2所示。

室內試驗在江西農業大學工程訓練中心進行，分別從2棵贛無1油茶樹上摘取長勢相近的18枝油茶樹枝，每枝均長有花苞和油茶果。

表2 液壓馬達主要參數Tab.2 Main parameters of hydraulic motor

試驗情況如圖10所示，圖10a、10b為室外試驗圖，圖10c、10d為室內試驗圖。

4.2 影響因素和評價指標

4.2.1試驗影響因素

由前面的分析和仿真試驗可知，油茶果采摘時受膠輥作用的采摘力影響因素有膠輥間距、膠輥旋轉架轉速和膠輥直徑等。

膠輥間距應綜合考慮油茶果和花苞直徑。一方面，膠輥間距應小于油茶果直徑，間距越小，油茶果脫落的機率越大。另一方面，膠輥間距應大于油茶花苞直徑，且間距越大，油茶花苞在采摘時脫落損傷越少。

膠輥旋轉架轉速過低將會直接影響油茶果的采摘效果，由前面的仿真試驗可知，要使油茶果脫落，旋轉架轉速不應小于14 r/min；轉速過高將會導致旋轉架和膠輥在轉動過程中對油茶花苞和枝葉造成損傷。因此膠輥架轉速應在減少花苞和枝葉損傷的同時盡量增大。

4.2.2試驗指標

該樣機研制的目的是在提高油茶采摘率的同時，降低油茶果花苞損傷。考慮試驗時油茶果樹枝呈交錯狀分布狀態，難以對花苞數進行準確統計。以單位時間內油茶果采摘數量來估算采摘效率，由于室內采摘試驗每枝油茶枝果實數量少，不宜統計采摘效率，因此戶外試驗主要驗證指標為油茶果采摘率，并估算采摘效率，室內試驗驗證指標為采摘率和花苞損傷率。

4.3 試驗結果及分析

4.3.1試驗方案

試驗以上下組膠輥間距、旋轉架轉速、膠輥直徑作為影響因素，分別設置3個水平,采用正交試驗表L9(34)進行9次試驗，每次試驗重復2次取平均值。室外試驗時用收集傘收集油茶果以便統計其個數，每次試驗操作時間為15 s，試驗因素水平如表3所示。

表3 試驗因素水平Tab.3 Test factors and levels

4.3.2試驗結果

室外試驗方案及極差分析結果如表4所示。

表4 試驗結果與極差分析(室外)Tab.4 Experimental design and result

由表4極差分析結果得：RA=0.019，RB=0.007，RC=0.008，三因素中膠輥間距極差大于另外兩因素，是主要影響因素，膠輥直徑和旋轉架轉速極差相近，均為次要因素。由表4計算采摘效率，其平均值為210個/min。第3、7次試驗油茶果采摘數量多，而第9次試驗油茶果采摘數量較少，主要是因為采摘時油茶果枝掛果過密或過稀造成的。由于試驗因素中有膠輥旋轉架轉速，一般情況下，膠輥旋轉架轉速越高，其它條件相同時，相同數量的油茶果采收時間越短，采摘效率越高。

室內試驗結果和極差分析如表5所示。

表5 試驗結果與極差分析(室內)Tab.5 Experimental result and range analysis

由表5極差分析結果可知，三因素對油茶果采摘率影響的主次順序為：膠輥間距、旋轉架轉速、膠輥直徑；對油茶花苞損傷率影響的主次順序為：膠輥直徑、膠輥間距、旋轉架轉速。另外由表4可知室外試驗油茶果采摘率在90%以上，由表5可知，室內試驗平均采摘率為83.6%，平均花苞損傷率為11.3%。綜合室內外試驗結果可知樣機的油茶果采摘率較高，花苞損傷率較小。

4.4 最優方案

根據室內試驗結果，以采摘率和花苞損傷率為評價指標，采摘率和花苞完好率各占50%的權重，用綜合評分法確定最優方案，評價結果見表6。計算公式為

(6)

(7)

(8)

式中Y1——室內試驗采摘率，%

Y2——室內試驗花苞損傷率，%

Y——綜合得分

表6 綜合評分結果Tab.6 Result of comprehensive scoring

由表6可知，得分最高的組合是A1B2C2和A2B1C2。結合室外試驗，組合A1B2C2比A2B1C2的室外采摘率更高，因此針對贛無1油茶品種確定的最優方案為:A1B2C2，即上下組膠輥間距15 mm、轉速55 r/min、膠輥直徑30 mm。在此組合下，液壓驅動式采摘機的旋轉架轉速比電動膠輥旋轉式油茶果采摘執行器(30 r/min)提高了83.33%，因而其采摘效率得到了明顯提高。平均采摘效率為210個/min。

5 結論

(1)為提高電動膠輥旋轉式油茶果采摘執行器的采摘效率，設計了一種液壓驅動式油茶果采摘機。

(2)分析了油茶果與膠輥相互作用力的主要影響因素，并通過仿真試驗得出了不同因素對油茶果和膠輥相互作用力的影響規律。

(3)影響油茶果采摘率的主要因素依次為上下組膠輥間距、旋轉架轉速、膠輥直徑；影響花苞損傷率的主要因素依次為膠輥直徑、膠輥間距、旋轉架轉速。

(4)樣機采摘試驗表明：當油茶果的平均直徑在25 mm左右、油茶花苞直徑在8 mm左右時，綜合考慮采摘率和花苞損傷率，采摘機工作參數最佳組合為：上下組膠輥間距15 mm、旋轉架轉速55 r/min、膠輥直徑30 mm。在此組合下，該采摘機旋轉架轉速比電動膠輥旋轉式油茶果采摘執行器提高了83.33%，采摘效率明顯提高，其平均采摘效率為210個/min。