蘋(píng)果采摘機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（三維PROE運(yùn)動(dòng)仿真）

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In order to save human and material resources and improve the economic benefits of fruit farmers, it is of great significance to carry out the research on picking equipment. Apple picker is a kind of agricultural ground mobile picker with great research value and application prospect. In this paper, the overall technology of the picker with mobile function is studied, and its body structure part, arm part and end actuator part are designed in detail. First of all, through the analysis of function and design task, the overall functional framework of Apple picker is established; then, the detailed design and verification of the structure part, arm part and hand grip part of the picker are carried out; finally, the assembly drawing and main parts drawing of the picker are drawn by using the software of atocad. Through this design, the professional knowledge learned in the university will deepen the understanding of knowledge under the practice of combining theory with practice, which will certainly bring great help to the future work. Key words: Apple; picking; arm; hand grasping; car body 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1研究背景及意義 1 1.2 國(guó)內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.1 國(guó)外現(xiàn)狀 1 1.2.2 國(guó)內(nèi)現(xiàn)狀 2 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 3 2.1 蘋(píng)果的數(shù)據(jù)分析 3 2.2方案選定 3 2.2.1行走裝置方案設(shè)計(jì) 3 2.2.2手臂方案設(shè)計(jì) 4 2.2.3末端執(zhí)行器方案設(shè)計(jì) 4 2.2.4驅(qū)動(dòng)方案的選擇 5 第3章 零部件的設(shè)計(jì)與選擇 7 3.1行駛小車設(shè)計(jì) 7 3.1.1主電機(jī)的選擇 7 3.1.2驅(qū)動(dòng)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 8 3.1.3驅(qū)動(dòng)軸及軸承、鍵的設(shè)計(jì) 12 3.1.4車輪設(shè)計(jì) 14 3.2手臂部分設(shè)計(jì) 14 3.2.1電機(jī)的選擇 15 3.2.2大臂的靜力學(xué)分析 19 3.2.3小臂的靜力學(xué)分析 20 3.2.4尺寸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 22 3.2.5回轉(zhuǎn)底座的設(shè)計(jì) 23 3.3末端執(zhí)行器的設(shè)計(jì) 24 3.3.1采摘電機(jī)的選擇 24 3.3.2絲桿螺母副的選型與校核 25 3.3軸承的選擇與校核 28 總 結(jié) 29 參考文獻(xiàn) 30 致 謝 31 32 第1章 緒 論 1.1研究背景及意義 我國(guó)的蘋(píng)果種植面積和產(chǎn)量均占世界的50%以上，而且蘋(píng)果是我國(guó)的四大水果之一。果園種植業(yè)的發(fā)展提高了果園機(jī)械市場(chǎng)的需求。在整個(gè)生產(chǎn)中，由采摘果實(shí)所耗費(fèi)的勞動(dòng)力占據(jù)整個(gè)生產(chǎn)過(guò)程的50％～70％㈣。采摘作業(yè)季節(jié)性相對(duì)強(qiáng)，傳統(tǒng)人工采摘的方式不僅僅易造成果實(shí)損傷。同時(shí)，采摘不及時(shí)將會(huì)導(dǎo)致經(jīng)濟(jì)上的損失。農(nóng)業(yè)勞動(dòng)力向其他行業(yè)轉(zhuǎn)移，人員缺乏，隨著老齡化的增長(zhǎng)，生產(chǎn)成本不斷提高，降低了人們的種植積極性，果園種植業(yè)的發(fā)展受到了制約。為了節(jié)約人力物力，提高果農(nóng)的經(jīng)濟(jì)效益，開(kāi)展采摘器械的研究有重要的意義。 現(xiàn)階段農(nóng)村的土地政策不斷改變使得果農(nóng)的生產(chǎn)成本不斷增加，減少了果農(nóng)的收入。而且隨著社會(huì)的發(fā)展越來(lái)越多的年輕人向城市發(fā)展和生活。我們國(guó)家的人口正在步入老齡化，使的農(nóng)業(yè)勞動(dòng)力出現(xiàn)了短缺的問(wèn)題。 綜上所述，勞動(dòng)力減少和生產(chǎn)效率低是我們現(xiàn)階段必須要解決的問(wèn)題。只有加快蘋(píng)果采摘機(jī)械手的設(shè)計(jì)和改進(jìn)才能夠逐步解決現(xiàn)階段的問(wèn)題，而且隨著我國(guó)種植業(yè)技術(shù)的加快發(fā)展，加大了對(duì)采摘機(jī)械的研究力度。采用機(jī)械采摘不僅加快了采摘的速度，也能夠及時(shí)采摘降低了果實(shí)的損傷率，同時(shí)也能減少人力，降低生產(chǎn)成本，提高果農(nóng)的收益。因此提高蘋(píng)果采摘的機(jī)械化水平具有很大的意義。 1.2 國(guó)內(nèi)外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1 國(guó)外現(xiàn)狀 在國(guó)外農(nóng)業(yè)采摘機(jī)械手的研究最早是在20世紀(jì)60年代開(kāi)始的，其中美國(guó)是最早進(jìn)行研究水果采摘機(jī)械手的，也是美國(guó)學(xué)者Schertz和Brown在1968年首次提出把機(jī)械手應(yīng)用于果蔬采摘。最早研究出的機(jī)械只是半自動(dòng)化的，研究出的采摘方式大致分為振搖式、撞擊式和切割式三種類型，其中，振搖式是利用外力使樹(shù)體或樹(shù)枝發(fā)生振搖或振動(dòng)，使蘋(píng)果果實(shí)產(chǎn)生加速度，在梗連結(jié)最弱處與果枝分離而掉落。撞擊式是撞擊部件直接撞擊果枝或敲打牽引果枝的棚架振落蘋(píng)果果實(shí)。切割式是將樹(shù)枝或果柄切斷使果實(shí)與果樹(shù)分離的方式，切割式又分為機(jī)械切割式和動(dòng)力切割式。而且這三種采摘方式都存在著容易損傷果實(shí)、效率低和采摘到不成熟果實(shí)的缺點(diǎn)，存在著很大的局限性。此后隨著技術(shù)的發(fā)展，人們才開(kāi)始借助梯子、升降平臺(tái)等工具協(xié)助果蔬的采摘，但是仍然存在著勞動(dòng)密集型的特點(diǎn)。 美國(guó)是全球上最早研究出的，美國(guó)是在1983年成功研究出的第一臺(tái)西紅柿采摘機(jī)械手的；在1987年研究出了柑橘采摘機(jī)械手。此后法國(guó)、英國(guó)、韓國(guó)、日本等國(guó)家陸陸續(xù)續(xù)研發(fā)出了許多果蔬采摘機(jī)械手各式各樣，比如韓國(guó)在1998年研究出了利用傳感器識(shí)別成熟蘋(píng)果并進(jìn)行采摘的蘋(píng)果采摘機(jī)械手。日本研究出里可以采摘西紅柿、草莓、黃瓜等果蔬的一系列果蔬采摘機(jī)械手。 對(duì)于西班牙的柑橘采摘機(jī)器人，西班牙科研人員發(fā)明的柑橘采摘機(jī)器人主體是裝在拖拉機(jī)上的，是由機(jī)械手、和計(jì)算機(jī)，光學(xué)視覺(jué)系統(tǒng)三大部分組成的，可以通過(guò)識(shí)別柑橘的直徑大小、顏色、來(lái)判斷其是否成熟來(lái)決定是否可以采摘。機(jī)器人的采摘速度是非常快的，大約一分鐘就能夠采摘60個(gè)，如果是人工采摘同樣的時(shí)間內(nèi)只能夠采摘8個(gè)左右。而且柑橘采摘機(jī)器人還可以通過(guò)視頻器，對(duì)采摘下來(lái)的柑橘按要求進(jìn)行分類。 1.2.2 國(guó)內(nèi)現(xiàn)狀 國(guó)內(nèi)水果采摘機(jī)械手的研究與國(guó)外相比起步是比較晚的，我們國(guó)家是從20世紀(jì)70年代開(kāi)始研究的，由國(guó)內(nèi)的大學(xué)和研究所帶頭進(jìn)行采摘機(jī)器人和智能農(nóng)業(yè)機(jī)械的研究。我們最早研究出了機(jī)械振動(dòng)式山楂采果機(jī)、氣囊式采果器和手持電動(dòng)式采果器，而且后兩種為輔助人工采摘機(jī)械，采摘效率還是太低后進(jìn)行改進(jìn)。在80年代我們研究出了切割型采摘器，90年代由于種植果樹(shù)的熱潮出現(xiàn)了氣動(dòng)剪枝機(jī)和升降平臺(tái)等機(jī)械。在近30年來(lái)我們國(guó)家的研究有了很大的進(jìn)步，在農(nóng)業(yè)采摘方面有著大量的研究和研究成果。 蘋(píng)果采摘領(lǐng)域方面，在以江南大學(xué)中李想等人研究下設(shè)計(jì)出了一種實(shí)用型欠驅(qū)動(dòng)蘋(píng)果采摘機(jī)器人三指末端執(zhí)行器，并運(yùn)用Unigraphics NX進(jìn)行了機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和三維模型的創(chuàng)建。而且這種新型欠驅(qū)動(dòng)末端執(zhí)行器大大的提高了機(jī)構(gòu)的靈活性和適用性，對(duì)不同尺寸的果實(shí)都具有一定的抓取適用性；西北農(nóng)林科技大學(xué)的宋懷波、張陽(yáng)等人研發(fā)的偏心切割式蘋(píng)果采摘裝置主要是由：偏心式采摘頭、可拆卸伸縮桿和緩沖下落通道三部分組成。偏心式采摘頭采用刀片偏心旋轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)果柄的切割：其伸縮桿可進(jìn)行拆卸來(lái)實(shí)現(xiàn)不同高度蘋(píng)果的采摘：緩沖裝置采用內(nèi)置布條構(gòu)成緩沖通道，降低速度防止蘋(píng)果損傷。該裝置通過(guò)實(shí)現(xiàn)測(cè)得其成功率為92.00%，其受損率為4.70%，提高了采摘效率。 在蘋(píng)果采摘方面，河南職業(yè)技術(shù)學(xué)院在以紹堃等人的研究下，為能夠在溫室大棚內(nèi)采摘設(shè)計(jì)出了一種基于五自由度機(jī)械臂的蘋(píng)果智能采摘機(jī)器人。其主要由定位導(dǎo)航系統(tǒng)，雙目視覺(jué)系統(tǒng)和五自由度機(jī)械臂等組成，可通過(guò)雙目視覺(jué)系統(tǒng)判斷蘋(píng)果的大小和顏色判斷是否成熟，而且五自由度的機(jī)械臂精度是很高的，也進(jìn)行了試驗(yàn)其在9個(gè)不同的高度方位上最大偏差為6.71mm，而且它的采摘效率為94.82%，每采摘一顆大約耗時(shí)9.94s，成功率高采摘效率高。 第2章 總體方案設(shè)計(jì) 2.1 蘋(píng)果的數(shù)據(jù)分析 蘋(píng)果的大小，分布和果樹(shù)的高度等生物學(xué)特征是我們?cè)O(shè)計(jì)采摘機(jī)械手的數(shù)據(jù)支持，決定著如何設(shè)計(jì)采摘機(jī)械手的機(jī)構(gòu)和采摘方式。 通過(guò)調(diào)研得到如下蘋(píng)果生物學(xué)特征及參數(shù)： 由于不同地區(qū)的環(huán)境都有著差以，所以我們將以河北省省內(nèi)的蘋(píng)果種植園為研究對(duì)象，進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，蘋(píng)果園內(nèi)標(biāo)準(zhǔn)種植應(yīng)為樹(shù)行距為2-3×4-5此為科學(xué)種植，實(shí)際中果園中種植間距大約為3m左右，行距大約為3.5m。蘋(píng)果樹(shù)樹(shù)高最高在3m，樹(shù)枝據(jù)地面最低為0.8米，蘋(píng)果樹(shù)冠幅在2.0到2.5m范圍內(nèi)。由于我們蘋(píng)果種植種類較多但是眾多種類中屬紅富士品種種植面積最廣，也最受歡迎。本文將以紅富士蘋(píng)果為例進(jìn)行數(shù)據(jù)分析如表格1紅富士數(shù)據(jù)表。 表格 2-1紅富士蘋(píng)果數(shù)據(jù)表 指標(biāo) 最小值 平均值 最大值 蘋(píng)果直徑/mm 55 80 120 蘋(píng)果重量/g 75 140 290 果梗直徑/mm 1.3 2.5 5.1 2.2方案選定 2.2.1行走裝置方案設(shè)計(jì) 本次設(shè)計(jì)的蘋(píng)果采摘機(jī)行走裝置車體結(jié)構(gòu)采用的四輪結(jié)構(gòu)，總體設(shè)計(jì)方案如圖2-1所示。采摘裝置的車體的驅(qū)動(dòng)輪作為移動(dòng)機(jī)構(gòu)，與前臂和后臂轉(zhuǎn)動(dòng)相協(xié)調(diào)，增加了采摘裝置運(yùn)動(dòng)靈活性。 采摘裝置車體左右兩邊驅(qū)動(dòng)輪各有永磁式直流電機(jī)驅(qū)動(dòng)，通過(guò)控制系統(tǒng)協(xié)調(diào)配合，控制前軸和后軸的速度、力矩，可實(shí)現(xiàn)原地360°轉(zhuǎn)向，前進(jìn)時(shí)的自由轉(zhuǎn)向，隨時(shí)調(diào)解爬坡時(shí)的力矩大小。在車體主驅(qū)動(dòng)輪前端是慣性軸，與主動(dòng)軸配合，保證采摘裝置運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)。 圖2-1 蘋(píng)果采摘機(jī)車體結(jié)構(gòu)組成 2.2.2手臂方案設(shè)計(jì) 本次設(shè)計(jì)的機(jī)械手要求：機(jī)械手臂可實(shí)現(xiàn)6個(gè)自由度，分別是腰部回轉(zhuǎn)，大臂俯仰，小臂俯仰，手腕擺動(dòng)，手腕回轉(zhuǎn)，手抓伸縮并且采用關(guān)節(jié)式結(jié)構(gòu)，因此選定的設(shè)計(jì)方案如下： 其由三個(gè)電機(jī)驅(qū)動(dòng)關(guān)節(jié)轉(zhuǎn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)機(jī)械手臂上下移動(dòng)，手臂整體回轉(zhuǎn)有底部回轉(zhuǎn)電機(jī)實(shí)現(xiàn)；機(jī)械手爪具有3個(gè)自由度，分別是手爪回轉(zhuǎn)，手爪伸縮、手爪夾持；手爪回轉(zhuǎn)由電機(jī)驅(qū)動(dòng)，手爪伸縮、夾持由電動(dòng)的正反接驅(qū)動(dòng)絲杠螺母移動(dòng)實(shí)現(xiàn)。 2.2.3末端執(zhí)行器方案設(shè)計(jì) 末端執(zhí)行器是蘋(píng)果采摘機(jī)械手采摘裝置的主要執(zhí)行部件，與蘋(píng)果進(jìn)行直接接觸，其末端執(zhí)行器設(shè)計(jì)的好壞關(guān)系到采摘效果和采摘效率，設(shè)計(jì)一個(gè)好的采摘器可以大大降低生產(chǎn)成本，提高工作效率。現(xiàn)有的蘋(píng)果采摘機(jī)械手末端執(zhí)行器主要分為三種： （1）抓拉式采摘器 目前市場(chǎng)上售賣(mài)的末端采摘器大部分為兩指或三指的機(jī)械鉗爪式。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，是模擬人手進(jìn)行設(shè)計(jì)的，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便。但是它是通過(guò)拽拉的方式采摘的，直接與蘋(píng)果接觸，容易損傷蘋(píng)果。 （2）吸附式末端采摘器 吸附式末端采摘器用于一定形狀，表皮光滑，較為堅(jiān)硬的水果，如梨，蘋(píng)果，橙子等水果。吸附式可根據(jù)工作原理將其分為磁力吸附和真空吸附兩種。 （3）剪切式末端采摘器 最簡(jiǎn)單的剪切采摘器主要有夾持裝置和剪切裝置組成。夾持裝置完成蘋(píng)果的采和收兩過(guò)程，剪切裝置完成蘋(píng)果的剪切即摘這一環(huán)節(jié)。定位要求較高，采摘效率較低，不適合采摘。 表2-1 采摘方式比較表 類型 優(yōu)點(diǎn) 缺點(diǎn) 抓拉式 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、操作方便、效率高 對(duì)枝條和花蕾傷害稍大 吸附式 定位要求低、動(dòng)作靈敏 需要配備真空形成裝置，笨重不方便攜帶，造價(jià)較高。 剪切式 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操作方便，對(duì)果實(shí)和枝條的傷害較小 定位要求高，效率較低，不方便收集。 通過(guò)上述對(duì)比，本次設(shè)計(jì)的為手持式采摘機(jī)械手，因此吸附式不適合。而抓拉式、剪切式各有優(yōu)缺點(diǎn)，為了設(shè)計(jì)出合適的末端執(zhí)行器，本次采用抓拉式與剪切式組合的形式，即：如下圖2-2所示，采用半球形采摘爪，采摘爪前端設(shè)置剪切刀刃，且刀刃尺寸范圍較寬。工作時(shí)，采摘爪握住蘋(píng)果時(shí)，刀刃夾緊蘋(píng)果柄剪斷。這種結(jié)構(gòu)，既可以避免抓拉式末端執(zhí)行器對(duì)枝條和花蕾的傷害，也可以降低剪切式末端執(zhí)行器定位要求高，效率較低的缺點(diǎn)。 圖2-2 末端執(zhí)行器結(jié)構(gòu)方案簡(jiǎn)圖 2.2.4驅(qū)動(dòng)方案的選擇 目前這類機(jī)械手的驅(qū)動(dòng)源主要是采用氣壓驅(qū)動(dòng)、電驅(qū)動(dòng)、液壓驅(qū)動(dòng)這三種[10]。 （1）氣動(dòng)壓力是一個(gè)壓縮空氣驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)來(lái)驅(qū)動(dòng)致動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)，空氣壓縮機(jī)通常被用作動(dòng)力源。氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)器過(guò)載安全，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，污染少，成本低，通過(guò)調(diào)節(jié)空氣流量，可以實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速，但大尺寸設(shè)備的運(yùn)行速度不穩(wěn)定，定位精度不高，抓小舉行力。 （2）液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)來(lái)驅(qū)動(dòng)流體壓力致動(dòng)器的輸出力來(lái)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定，固有的高效率，響應(yīng)速度快，速度很簡(jiǎn)單，可以在很寬的范圍內(nèi)無(wú)級(jí)調(diào)速，但容易漏油，污染，高成本，高定位精度比空氣，但比電機(jī)低，流體溫度和粘度變化影響傳輸性能。 （3）電動(dòng)驅(qū)動(dòng)模式包括步進(jìn)電機(jī)，直流伺服電機(jī)，交流伺服電機(jī)和步進(jìn)電機(jī)和力矩電機(jī)等驅(qū)動(dòng)器類型。步進(jìn)電機(jī)具有控制簡(jiǎn)單，響應(yīng)速度快，可靠，無(wú)累積誤差等。伺服電機(jī)轉(zhuǎn)子慣量，良好的動(dòng)態(tài)特性，采摘裝置由一個(gè)伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的構(gòu)成與運(yùn)行精度高，調(diào)速范圍廣，速度快，運(yùn)行平穩(wěn)，可靠性高，易于控制等特點(diǎn)。 基于步進(jìn)電機(jī)的這些優(yōu)點(diǎn)本設(shè)計(jì)中采用步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)。 綜合上述2.2.1~2.2.4提出的方案可以得到本次設(shè)計(jì)的蘋(píng)果采摘自動(dòng)裝置總體方案如下圖2-2所示。其六個(gè)自由度分別通過(guò)1、2、3、4、5、6各機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)：1、腰部回轉(zhuǎn)；2、大臂俯仰；3、小臂俯仰；4、手腕俯仰；5、手腕回轉(zhuǎn)；6、手抓伸縮。其中2、3、4處關(guān)節(jié)采用電機(jī)驅(qū)動(dòng)，通過(guò)諧波輪減速器減速。 圖2-3 蘋(píng)果采摘機(jī)總體結(jié)構(gòu)圖 第3章 零部件的設(shè)計(jì)與選擇 3.1行駛小車設(shè)計(jì) 3.1.1主電機(jī)的選擇 （1）采摘裝置在平直的路上行駛 蘋(píng)果采摘機(jī)在跨越平面的溝槽或在平面移動(dòng)，假設(shè)其速度最大，且勻速前進(jìn)，則取 根據(jù)采摘裝置爬坡情況的分析， , 機(jī)器在平面狀況下， 因而選取P=80W作為采摘裝置的最大輸出功率。 根據(jù)計(jì)算的蘋(píng)果采摘機(jī)的最大輸出功率為80W,輸出轉(zhuǎn)矩為22.1N.M,輸出轉(zhuǎn)速為56.2r/min。 因?yàn)橹绷麟姍C(jī)啟動(dòng)性能好，過(guò)載性能強(qiáng)，可承受頻繁沖擊、制動(dòng)和反轉(zhuǎn)，允許沖擊電流可達(dá)額定電流的3到5倍。另外在使用過(guò)程中可攜帶或可移動(dòng)的蓄電池，干電池作為供電電源，操作輕巧與方便。根據(jù)直流電機(jī)這些性能，滿足主驅(qū)動(dòng)輪頻繁受沖擊，制動(dòng)和反轉(zhuǎn)的要求，滿足采摘裝置要攜帶移動(dòng)電池的要求，因而則選擇90ZY54型號(hào)的直流永磁電機(jī)，其參數(shù)如下： 額定功率 92 額定轉(zhuǎn)矩 0.6 額定轉(zhuǎn)速 1500 電流 7 電壓 12 允許正反轉(zhuǎn)速差 150 因?yàn)? 則 因?yàn)? 則 又 則選取 3.1.2驅(qū)動(dòng)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1、選精度等級(jí)、材料和齒數(shù) 采用7級(jí)精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即 1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）小齒輪相對(duì)兩支承對(duì)稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 （6）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計(jì)算圓周速度v 計(jì)算齒寬b 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計(jì)算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù) 假設(shè)，由表查得 由表6.2查得使用系數(shù).05 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計(jì)算模數(shù)ｍ 3、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 （1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.2，由式得 計(jì)算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計(jì)算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.83，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝4mm 按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取　 大齒輪齒數(shù)　取 4、幾何尺寸計(jì)算 （1）計(jì)算分度圓直徑 （2）計(jì)算中心距 （3）計(jì)算齒寬寬度取B2=15mm, B1=15mm 5.5驗(yàn)算 合適 圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下： 序號(hào) 名稱 符號(hào) 計(jì)算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 20，20 2 模數(shù) m 4mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 3.1.3驅(qū)動(dòng)軸及軸承、鍵的設(shè)計(jì) （1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表11.3，取，于是得： 該處開(kāi)有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。取；。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 （a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長(zhǎng)度。 (b) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承6205，故，，軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 (c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=47mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級(jí)齒輪間位置配比，取，。 4）軸上零件的周向定位 查機(jī)械設(shè)計(jì)表，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面。 （2）強(qiáng)度校核計(jì)算 1）求作用在軸上的力 已知高速級(jí)齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》（軸的設(shè)計(jì)計(jì)算部分未作說(shuō)明皆查此書(shū)）式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于6205型深溝球軸承，由手冊(cè)中查得a=16mm。因此，軸的支撐跨距為L(zhǎng)1=72mm。 根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù) ，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力 已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是過(guò)渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 3.1.4車輪設(shè)計(jì) 車輪采用實(shí)心橡膠輪胎，直徑選用240mm能夠滿足行駛要求。 3.2手臂部分設(shè)計(jì) 3.2.1電機(jī)的選擇 本機(jī)械手臂有無(wú)個(gè)電機(jī)，分別是手臂回轉(zhuǎn)電機(jī)，大小臂關(guān)節(jié)電機(jī)、手抓回轉(zhuǎn)電機(jī)、手抓俯仰電機(jī)，此處以手臂回轉(zhuǎn)電機(jī)為例進(jìn)行選擇計(jì)算，其他電機(jī)的選擇類似。 （1）手腕回轉(zhuǎn)電機(jī)的選擇 ------被采摘蘋(píng)果質(zhì)量， ------末端執(zhí)行器的質(zhì)量， ------手腕的質(zhì)量， ------蘋(píng)果重心到銷軸中心之間的距離， ------銷軸中心到手腕與手臂連接處的距離， ------手腕回轉(zhuǎn)時(shí)其中心軸到與之相連手臂中心軸之間的夾角 設(shè)系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩為,整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為，則 對(duì)回轉(zhuǎn)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)回轉(zhuǎn)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)回轉(zhuǎn)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為： 經(jīng)過(guò)分析得到時(shí)，即手腕和手臂處于同一條軸線時(shí)，整個(gè)手腕受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩最大。此時(shí)， 同時(shí)，為了使末端執(zhí)行器在實(shí)際的采摘作業(yè)中有更好的適應(yīng)性能可以將計(jì)算出來(lái)的理論上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩乘以一個(gè)系數(shù)，則機(jī)構(gòu)的實(shí)際轉(zhuǎn)矩為： 根據(jù)算出來(lái)的轉(zhuǎn)矩，初選型號(hào)為 （2）手腕擺動(dòng)電機(jī)的選擇 ------被采摘蘋(píng)果質(zhì)量， ------末端執(zhí)行器的質(zhì)量， ------手腕的質(zhì)量， ------手腕電機(jī)， ------蘋(píng)果重心到銷軸中心之間的距離， ------銷軸中心到手腕與小臂連接處的距離， ------手腕擺動(dòng)的夾角 設(shè)系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩為,整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為，則 對(duì)擺動(dòng)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)擺動(dòng)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)擺動(dòng)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)擺動(dòng)軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為： 經(jīng)過(guò)分析得到時(shí)，即手腕和手臂處于同一條軸線時(shí)，整個(gè)手腕受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩最大。此時(shí)， 同時(shí)，為了使末端執(zhí)行器在實(shí)際的采摘作業(yè)中有更好的適應(yīng)性能可以將計(jì)算出來(lái)的理論上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩乘以一個(gè)系數(shù)，則機(jī)構(gòu)的實(shí)際轉(zhuǎn)矩為： 根據(jù)算出來(lái)的轉(zhuǎn)矩，初選型號(hào)為 （3）小臂俯仰電機(jī)的選擇 本設(shè)計(jì)中，機(jī)械關(guān)節(jié)實(shí)現(xiàn)小臂與大臂的連接，通過(guò)大臂相對(duì)固定，使小臂沿x軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)，該關(guān)節(jié)所承載的力為手爪和電機(jī)的重量，工件的重量以及小臂的重量。 ------末端執(zhí)行器的質(zhì)量， ------手腕電機(jī)的質(zhì)量， ------小臂的質(zhì)量， ------末端執(zhí)行器到手腕的距離， -----小臂的長(zhǎng)度， ------小臂俯仰的夾角 設(shè)系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩為,整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為，則 對(duì)小臂俯仰軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)小臂俯仰軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 對(duì)小臂俯仰軸處的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為 整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為： 經(jīng)過(guò)分析得到時(shí)，即手腕和手臂處于同一條軸線時(shí)，整個(gè)手腕受到的負(fù)載轉(zhuǎn)矩最大。此時(shí)， 總力矩： 根據(jù)算出來(lái)的轉(zhuǎn)矩，初選型號(hào)為 （4）大臂俯仰電機(jī)的選擇 本設(shè)計(jì)中的機(jī)械關(guān)節(jié)實(shí)現(xiàn)大臂與腰部之間的連接，通過(guò)腰部的相對(duì)固定，使大臂沿x軸方向的俯仰，其原理圖如下： m1——手腕和末端的質(zhì)量：m1=2.5kg m2——手臂的質(zhì)量：m2=1.5kg m3——大臂的質(zhì)量：m3=2kg l1——手腕到小臂的距離：l1=60mm l2——小臂的長(zhǎng)度：l2=300mm l3——大臂的長(zhǎng)度：l3=400mm θ——俯仰的角度：θ=0°時(shí)，轉(zhuǎn)矩最大 設(shè)系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩為,整個(gè)系統(tǒng)的負(fù)載轉(zhuǎn)矩為，則 m1對(duì)小臂連接軸的轉(zhuǎn)矩： m2對(duì)大臂連接軸的轉(zhuǎn)矩： m3對(duì)大臂連接軸的轉(zhuǎn)矩： 負(fù)載轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，可看作一物體繞其一邊軸的軸運(yùn)動(dòng)。因此其運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為 若單片機(jī)每秒發(fā)50個(gè)脈沖，步進(jìn)電機(jī)初始的步距角為1.8° 則 所以負(fù)載運(yùn)動(dòng)時(shí)最大的轉(zhuǎn)速為每秒90°，最大加速度即 慣性力矩 M02——負(fù)載運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的慣性力矩 總力矩： 故電機(jī)的選擇為 （5）腰部回轉(zhuǎn)電機(jī)的選擇 根據(jù)分析腰部所受的負(fù)載轉(zhuǎn)矩和大臂所受的負(fù)載轉(zhuǎn)矩一致，故可選用相同的電機(jī) RV減速器選擇RV-6E型號(hào)，減速比為30 3.2.2大臂的靜力學(xué)分析 在做受力分析前，設(shè)：旋轉(zhuǎn)臂與大臂間夾角為α；大臂與小臂間夾角為β；小臂與副臂間的夾角為γ；大臂的重力為G0=160 N；小臂的重力為G1=180 N；副臂與采摘頭的重力為G2=260 N。然后做出受力分析圖，如圖3.4。 圖3.4大臂受力分析圖 1.求出F1 其中O點(diǎn)為旋轉(zhuǎn)臂的支撐點(diǎn)，所以LAO=810mm；θ為F與與AO之間的夾角。 對(duì)A點(diǎn)進(jìn)行受力分析得： （3.1） 根據(jù)斜三角形邊角關(guān)系得： （3.2） 把已知的參數(shù)數(shù)值和公式3.2代入公式3.1中可求出F1得大小。 2.求F1x；F1y；FAx；FAy 如圖3.5上所示 ，將A點(diǎn)受的力和F1受力分解。 則根據(jù)圖可得： F1x=F1cosθ；F1y=F1sinθ。 （3.3） 由受力平衡可知： FAx+F1x=0； （3.4） FAy+F1y=G0+G1+G2。 （3.5） 聯(lián)合公式3.3、3.4、3.5得出F1x、F1y、FAx、FAy。 為了求出最大受力情況，我們可以取運(yùn)動(dòng)到最大范圍時(shí)的取值，則α=1600；β=1600；γ=1800上面我們已經(jīng)得出采摘臂1的長(zhǎng)度為1660 mm，采摘臂2的長(zhǎng)度為1710 mm；副臂長(zhǎng)度為1120 mm。則可以求出： F1=1950 N；F1x=663 N；F1y=1883.56 N；FAx=-663 N；FAy=-383.56 N。 3.2.3小臂的靜力學(xué)分析 圖3.6小臂受力分析圖 1、求F2 根據(jù)斜三角形邊角關(guān)系得： （3.6） 對(duì)B點(diǎn)有： （3.7） 聯(lián)合公式3.6和3.7可以求出F2=1562.7 N。 2、求F2x；F2y；FBx；FBy 如圖3.6上所示 ，將b點(diǎn)受的力和F2受力分解。由圖可知： （3.8） 由受力平衡可知： （3.9） （3.10） 聯(lián)合公式3.8、3.9、3.10得出： =781.4 N；=1353.3 N；=-781.4 N；=-313 N。 3.分析大臂受力情況時(shí)，大臂還受到另外的兩個(gè)來(lái)自上下電機(jī)的旋轉(zhuǎn)力矩提供的力、，如圖3.8所示。 圖3.8大臂力F3F4分析圖 由圖可以得出： ；。 （3.11） ；。 （3.12） 取d=900、e=1000分析圖中角度關(guān)系可以得出： b=α-d、c=β-e。 （3.13） 此時(shí)，我們并不知道、的大小，需要進(jìn)一步分析才可以得出。 因?yàn)榇蟊凼芰ζ胶?，所以我們?duì)大臂上面的力全部正交分解，如圖 所示?？梢缘贸鲆韵陆Y(jié)論。 (3.14) （3.15） 通過(guò)公式3.11、3.12、3.13、3.14、3.15可得出：F3x=-105 N；F3y=-1540 N；F4x=-135 N；F4y=165 N。 3.2.4尺寸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 根據(jù)荷載分析，大小臂的結(jié)構(gòu)尺寸如下圖所示： 3.2.5回轉(zhuǎn)底座的設(shè)計(jì) 采摘臂的底座分為傳動(dòng)裝置、固定裝置，底座的傳動(dòng)裝置是用來(lái)控制旋轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)動(dòng)，本設(shè)計(jì)傳動(dòng)裝置選用的標(biāo)準(zhǔn)件伺服電機(jī)，即為腳架式軸輸出單齒條螺旋擺動(dòng)電機(jī)。擺動(dòng)缸的原理是通過(guò)齒條帶動(dòng)齒輪，將電機(jī)的往返直線運(yùn)動(dòng)，轉(zhuǎn)化成軸的正反方向的擺動(dòng)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，同時(shí)把往返運(yùn)動(dòng)的旋轉(zhuǎn)力轉(zhuǎn)化成齒輪軸的輸出扭矩[9]。 螺旋擺動(dòng)電機(jī)是一種特殊的電機(jī)，其利用大螺旋升角的螺旋副實(shí)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，輸出軸的中間棒與缸體固定，活塞內(nèi)表面螺旋齒與螺旋棒的螺旋齒嚙合，輸出軸的螺旋棒表面形狀與活塞外表面形狀相同[8]。所以，轉(zhuǎn)動(dòng)軸套內(nèi)部的壓力下，活塞順著中間棒向上運(yùn)動(dòng)的情況下還做著旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并且輸出軸也一起做著旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使擺動(dòng)缸的運(yùn)動(dòng)方式得到實(shí)現(xiàn)。螺旋擺動(dòng)缸的特點(diǎn)有構(gòu)造緊密、占的空間體積小、安全性能好、方便搭配、旋轉(zhuǎn)的空間范圍大、輸出的工作扭矩大等。 固定裝置是用來(lái)固定旋轉(zhuǎn)臂以及傳動(dòng)裝置，即旋轉(zhuǎn)臂的支座，如圖3-10所示。 圖3-10 底座 3.3末端執(zhí)行器的設(shè)計(jì) 3.3.1采摘電機(jī)的選擇 （1）電機(jī)類型的選擇 選擇電機(jī)主要是利用電機(jī)工作時(shí)產(chǎn)生的力和力矩，直接驅(qū)動(dòng)負(fù)載或者通過(guò)減速機(jī)構(gòu)間接地去驅(qū)動(dòng)負(fù)載。使用電機(jī)作為動(dòng)力來(lái)源，提高了工作效率，同時(shí)這也是目前最為普遍的方式。伺服電機(jī)比步進(jìn)電機(jī)體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，力矩大，反應(yīng)速度快，精準(zhǔn)度高，噪音小，壽命長(zhǎng)，應(yīng)用廣泛所以我們將采用伺服電機(jī)。 （2）電機(jī)型號(hào)選擇 而B(niǎo)F系列伺服電動(dòng)機(jī)為反應(yīng)式伺服電動(dòng)機(jī)，具備以上的所有條件，我們選用了型號(hào)我們選用了型號(hào)GA12-N10電壓范圍為8-12V的絲杠電機(jī)。的反應(yīng)伺服電動(dòng)機(jī)作為主運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力源，該機(jī)功率為20W。 的反應(yīng)伺服電動(dòng)機(jī)作為主運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力源，該機(jī)功率為20W。選用時(shí)主要有以下幾個(gè)步驟： 初選電機(jī)型號(hào)，并從手冊(cè)中查到步距角,由于 綜合考慮，我初選了，可滿足以上公式。 步進(jìn)電機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩Mjmax是指電機(jī)的定位轉(zhuǎn)矩。步進(jìn)電機(jī)的名義啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩Mmq與最大靜轉(zhuǎn)矩Mjmax的關(guān)系是： Mmq= 伺服電機(jī)空載啟動(dòng)是指電機(jī)在沒(méi)有外加工作負(fù)載下的啟動(dòng)。步進(jìn)電機(jī)所需空載啟動(dòng)力矩按下式計(jì)算： 式中：Mkq為空載啟動(dòng)力矩；Mka為空載啟動(dòng)時(shí)運(yùn)動(dòng)部件由靜止升速到最大快進(jìn)速度折算到電機(jī)軸上的加速力矩；Mkf為空載時(shí)折算到電機(jī)軸上的摩擦力矩；為由于絲桿預(yù)緊折算到電機(jī)軸上的附加摩擦力矩。 而且初選電機(jī)型號(hào)時(shí)應(yīng)滿足步進(jìn)電動(dòng)機(jī)所需空載啟動(dòng)力矩小于步進(jìn)電機(jī)名義啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩，即： MkqMmq=λMjmax 計(jì)算Mkq的各項(xiàng)力矩如下： ①加速力矩 ②空載摩擦力矩 ③附加摩擦力矩 3.3.2絲桿螺母副的選型與校核 （1）型號(hào)選擇 （a）根據(jù)使用和結(jié)構(gòu)要求 選擇滾道截面形狀，滾珠螺母的循環(huán)方式和預(yù)緊方式； （b）計(jì)算普通絲杠副的主要參數(shù) ①根據(jù)使用工作條件，查得載荷系數(shù)=1.0系數(shù)=1.5； ②計(jì)算當(dāng)量轉(zhuǎn)速 ③計(jì)算當(dāng)量載荷 ④初步確定導(dǎo)程 ，取4mm ⑤計(jì)算絲桿預(yù)期工作轉(zhuǎn)速 ⑥計(jì)算絲桿所需的額定載荷 （c）選擇絲桿型號(hào) 根據(jù)初定的和計(jì)算的，選取導(dǎo)程為4mm，額定載荷大于的絲桿。查普通絲杠型號(hào)表知，本次選定的普通絲杠螺母副型號(hào)為：GD801-1 由表2-9得絲杠副數(shù)據(jù)： 公稱直徑 導(dǎo)程 （2）校核計(jì)算 （a）臨界轉(zhuǎn)速校核 校核合格。 （b）由于此絲桿是豎直放置，且其受力較小，溫度變化較小。所以其穩(wěn)定性、溫度變形等在此也沒(méi)必要校核。 （c）普通絲桿的預(yù)緊 預(yù)緊力一般取當(dāng)量載荷的三分之一或額定動(dòng)載荷的十分之一。即： 其相應(yīng)的預(yù)緊轉(zhuǎn)矩 （d）穩(wěn)定性驗(yàn)算 絲杠一端軸向固定，采用深溝球軸承和雙向球軸承，可分別承受徑向和軸向的負(fù)荷。另一端游動(dòng)，需要徑向約束，采用深溝球軸承，外圈不限位，以保證絲杠在受熱變形后可在游動(dòng)端自由伸縮，如下圖。 ① 由于一端軸向固定的長(zhǎng)絲杠在工作時(shí)可能會(huì)發(fā)生失穩(wěn)，所以在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)驗(yàn)算其安全系數(shù)S，其值應(yīng)大于絲杠副傳動(dòng)結(jié)構(gòu)允許安全系數(shù)[S] 絲杠不會(huì)失穩(wěn)的最大載荷稱為臨界載荷 式中，E為絲杠材料的彈性模量，對(duì)于鋼E=206Gpa；l為絲杠工作長(zhǎng)度（m）；為絲杠危險(xiǎn)截面的軸慣性矩（）；為長(zhǎng)度系數(shù)，取。 安全系數(shù) 查表2-10，[S]=2.5～3.3，S>[S]，絲杠是安全的，不會(huì)失穩(wěn)。 ② 高速絲杠工作時(shí)有可能發(fā)生共振，因此需驗(yàn)算其不發(fā)生共振的最高轉(zhuǎn)速——臨街轉(zhuǎn)速。要求絲杠的最大轉(zhuǎn)速。 臨街轉(zhuǎn)速按下式計(jì)算： 式中：為臨界轉(zhuǎn)速系數(shù)，見(jiàn)表2-10，本題取， 即：，所以絲杠工作時(shí)不會(huì)發(fā)生共振。 ③ 此外普通絲杠副還受值的限制，通常要求 3.3軸承的選擇與校核 （1）軸承選擇 因?yàn)檩S承受一定的軸向力的作用，所以選用角接觸軸承。 軸左側(cè)：從《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》中表15-3中查得軸承的型號(hào)為：6000。外形尺寸為：d1=10mm，D1=24mm，B1=8mm。 （2）軸承校核 1）按承載較大的滾動(dòng)軸承選擇其型號(hào)，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計(jì)算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 2）徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 動(dòng)載荷為，查得，則有 ，滿足要求。 總 結(jié) 蘋(píng)果采摘機(jī)是一種極具研究?jī)r(jià)值和應(yīng)用前景的農(nóng)用地面移動(dòng)采摘裝置，本論文對(duì)具有移動(dòng)功能的采摘機(jī)進(jìn)行了總體技術(shù)的研究，并主要對(duì)其車體結(jié)構(gòu)部分、手臂部分、末端執(zhí)行器部分進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)和論證，本論文完成的主要工作如下： （1）通過(guò)功能和設(shè)計(jì)任務(wù)的分析，確立了蘋(píng)果采摘機(jī)總體功能構(gòu)架，初步制定了小型蘋(píng)果采摘機(jī)的總體組成和性能指標(biāo)。 （2）在非結(jié)構(gòu)環(huán)境下，移動(dòng)平臺(tái)是小型蘋(píng)果采摘機(jī)實(shí)現(xiàn)復(fù)雜地形運(yùn)動(dòng)的功能載體，本文采用了后輪驅(qū)動(dòng)的驅(qū)動(dòng)輪式移動(dòng)機(jī)構(gòu)，并具有可獨(dú)立控制的前擺，具有較強(qiáng)的地形適應(yīng)能力。 （3）通過(guò)對(duì)比多種采摘執(zhí)行裝置，最終確定采用半球式抓爪的結(jié)構(gòu)，模仿人類手來(lái)采摘蘋(píng)果。 設(shè)計(jì)中，我對(duì)蘋(píng)果采摘機(jī)的工作原理、基本結(jié)構(gòu)、性能要求進(jìn)行了比較詳細(xì)的分析，針對(duì)蘋(píng)果采摘機(jī)中采用的驅(qū)動(dòng)輪、減速器、電動(dòng)機(jī)等也進(jìn)行了必要的闡析。 對(duì)于本文研究的蘋(píng)果采摘機(jī)，是一個(gè)復(fù)雜的采摘裝置系統(tǒng)，在總體設(shè)計(jì)中，由于能力和精力有限，研究?jī)?nèi)容還是很初步的，由于本人水平和能力有限，文中難免存在有疏漏和不妥之處，敬請(qǐng)老師給予批評(píng)和指正。 參考文獻(xiàn) [1] 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第5版）[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2008. 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