1、I摘 要现在农业采摘已采用专业化、集约化和规模化采摘，农业采摘机成为当今世界最具活力的新兴农业机械之一和现代农业机械的亮点。结合我国农业生产的实际需要，针对浆果采摘机农业机械市场的特点，对浆果采摘机进行了研究、开发，设计研制出一种可自动完成对浆果的采摘及收获的机械。课题从浆果采摘机原动部分及传动部分的设计、工作部分的设计、液压系统的设计等多方面详细介绍了研究过程与方法，并给出了安装及维护的注意事项。本设计以拖拉机作为原动机，通过拖拉机的拖拽，实现了浆果采摘机的行驶功能，液压马达为动力源，采用四连杆机构实现了采摘机的采摘功能。针对不同的农业地况，车体设计成可升降的结构。关键词： 浆果采摘机；结构
2、设计；理论计算全套图纸，加 153893706IIAbstractNow agricultural picking has adopted specialized, intensive and large-scale agriculture picking, picking machine becomes the worlds most dynamic emerging agricultural machinery and modern agricultural machinery window. With Chinas agricultural production actual need,
3、 according to berry picking machine agricultural machinery market characteristics, the berry picking machine undertook research, development, design and develop a automatic completion of the berry picking and harvesting machinery.The berry picking machine driving part and a transmission part of the
4、design, part of the design work, the design of hydraulic system and other aspects detailed introduces the study process and method, and gives the installation and maintenance of the matters needing attention.The design of tractor as motive, the tractor drag, realizes the driving function of berry pi
5、cking machine, hydraulic motor as a power source, four connecting rod mechanism is adopted to realize picking machine picking function. In view of the different agricultural condition, body is designed into a lifting structure.Keywords： Berry picking machine; Structure design; Theoretical calculatio
6、nIII目 录摘 要 IAbstractII第 1 章 绪论 .11.1 选题的意义 11.2 采摘机概述 11.2.1 国内外发展情况 .11.2.2 采摘机的简介 .21.2.3 采摘机的主要用途和应用领域 .2第 2 章 总体方案设计 .42.1 总体方案确定 42.1.1 旋转式结构 .42.1.2 摆动式结构 .42.2 方案介绍及选择 52.2.1 旋转式采摘介绍 .52.2.2 摆动式采摘介绍 .52.2.3 采摘方案选择 .6第 3 章 采摘机的结构设计及计算 .73.1 参数初定 73.1.1 车体框架尺寸初定 .73.1.2 接果板总长初定 .73.1.3 摆架机构尺寸初定
7、 .73.2 框架的材料选择及重量计算 73.3 传输带链轮 的设计 83.3.1 初选链轮齿数 .83.3.2 确定计算功率 .83.3.4 计算单排链所能传递的功率及链节距 .8IV3.3.5 确定链实际长度及中心距 .83.3.6 计算链速 .93.3.7 计算作用在轴上的压轴力 .93.3.8 按静强度校核链条 .93.3.9 润滑方式的选择 .103.3.10 链轮的结构设计 .103.4 摆架的设计 103.5 轴的设计及计算 103.5.1 选定车轮轴径 .123.5.2 车轮轴的校核 .143.5.3 液压支柱支撑轴校核 .163.6 轴承寿命计算 16第 4 章 液压系统设计
8、 .184.1 液压系统的设计要求 184.2 液压系统的基本回路 184.3 确定液压系统的主要参数 204.3.1 初选工作压力 .204.3.2 计算液压缸的主要结构尺寸 .214.3.3 液压缸工作流量的确定 .224.3.4 确定液压缸的安装方式 .224.3.5 绘制液压系统的工作原理图 .22第 5 章 浆果采摘机的安装与维护 .255.1 安装注意事项 255.2 维护中的注意事项 25结 论 .26致 谢 .27参考文献 .28VCONTENTSAbstract .IChapter 1 Introduction11.1 Significance of topics 11.2
9、Picking machine overview 11.2.1 The development status at home and abroad 11.2.2 Picking machine introduction 21.2.3 Picking machine mainly uses and Applications 3Chapter 2 Scheme design 52.1 Scheme 52.2 Comparison of the trin 72.3 The design features t 8Chapter 3 Calculation of two-way conveyor bel
10、t design 93.1 The primary parameters 93.2 driven form 93.3 Calculation of transmission capacity 103.4 The choice of conveyor belt 103.4.1 Checking with the intensity 113.4.2 with the resistance calculation 123.4.3 Belt tension calculation 133.5 Calculation of traction and motor power 16Chapter 4 Des
11、ign of the main components 174.1 The choice of motor and reducer 174.1.1 Motor Selection 174.1.2 Selection reducer 17VI4.2 Selection and calculation of roller184.2.1 choice of roll diameter 184.2.2 roller spacing 194.2.3 Calculation and check of roller 194.3 The choice of drum 194.3.1 Checking the d
12、iameter of roll204.3.2 Selection drum auxiliary board 214.4 Design of roller shaft 214.5 tensioning device 224.6 cleaning device 224.7 Brake 224.8 installed, uninstall the device structure design 224.9 Selection of Protectors 244.9.1 speed protection device 244.9.2 Deviation protection 24Chapter 5 I
13、nstallation and maintenance of transport25Conclusion 26Thanks 27References 281第 1 章 绪论1.1 选题的意义蓝莓具有“世界水果之王 ”和“黄金水果”的美誉，由于其保健作用和经济、药用价值，蓝莓产业链必然成为我国林业经济新的增长点。本研究欲引进美国蓝莓自动采摘技术，填补我国在小浆果采摘机械方面的空白，促进林业科技进步，同时也为高附加值的林特产品的种植和推广提供设备支持，解决由于人工采摘效率低造成的阻碍蓝莓种植面积扩大的问题，也解决了人工野蛮采摘对母枝破坏影响来年产量的问题，促进林业生态建设和产业经济发展，促进林业从
14、业者收入提高及人民生活品质的提高。目前国内蓝莓采摘完全是人力手工方式采摘，采摘速度慢，一个熟练的采摘工人一天采摘数量不超过 20 斤。部分地区使用铁丝弯成叉形的简单工具，损失率大( 果实掉落和损坏 )，采摘费用占蓝莓制品总成本的比例约为 33%70%。人工采摘还有一个不容忽视的问题是野蛮采摘，追求采摘效率的结果经常是造成果树的破坏，影响来年的产量。 蓝莓采摘作业的季节性强，成熟期只有 50余天，劳动强度大，不及时采摘成熟果实就会掉落，造成损失。因此在蓝莓果实成熟时期要投用大量的人力进行蓝莓果实采摘。 因此实现蓝莓收获的机械化变得越来越迫切。 结合上述思路设计，设计出一款采摘机。采摘机前部安有采
15、摘机构，采摘机构摆动后，通过杆件对植株的击打使成熟浆果脱离植株，并通过摘果板将果实输送到摘果板两侧的浆果传送带上，在输送带的输送下，将蓝莓运动到收集筐里。由于杆件在击落果实的过程中，势必要破坏母枝，因此本研究在最大程度提高效率的基础上，设法使蓝莓母枝的破坏降低到最少而不影响到来年产量，选出一种对蓝莓果及其母枝破坏小的一种材料。同时要考虑作业环境，设法简化传动结构，最大程度上减轻采摘机重量。1.2 采摘机概述1.2.1 国内外发展情况根据大量文献资料表明，目前在国内，有关蓝莓引种栽培的报道很多，许多科研院所成功引进多种蓝莓进行人工栽培获得成功，并以此建立了众多的2蓝莓种植基地，开始大面积种植蓝莓
16、。然而，针对蓝莓果实采摘机械的科研样机尚无报道。本课题组我课题组承担了 2 项蓝莓采摘机器人的研究课题，开展了蓝莓采摘机器人的研究，在识别和定位、非接触采摘等方面做了一些研究工作，在国内外发表了几篇学术论文，但仍停留在理论层面。机器人采摘成本高，单个果实的方式采摘效率也并不比人工采摘有明显的优势。我课题组受黑龙江省林业厅委托的浆果采摘机研制，模仿人工采摘的梳搂方式，采摘方式稍显粗暴，还不能很好用于实际生产中。总之，国内对于蓝莓采摘技术的研究与开发并没有引起足够的重视 1。蓝莓采摘是蓝莓产业链的瓶颈，蓝莓采摘从人工方式向机械化方式转变已经势在必行。美国是国际上最早研究开发蓝莓采摘机的国家，近几十
17、年来，美国在蓝莓采摘技术上投入了大量的人力和物力，已经基本完成了该项技术的研究开发工作，在九十年代就已经开始投入使用，目前产品摈弃了前期的种种不足，逐步走向成熟，开始批量生产。而在国内既没有这方面的研究，也没有这种设备。在我国，其他采摘收获机械有一定的研究，如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 自由度机械手、行走机构、液压驱动系统和控制系统组成。采摘时,机器人停在距离果树 24m 处,采摘手爪沿着树枝生长方向靠近,然后，采摘手爪的梳齿夹拢果枝,大小臂带动采摘手爪按原路返回,梳下树枝上果实,完成一次采摘。中国计量学院、中国农业大学、吉林大学等单位对苹果、草莓等水果采摘机器人
18、进行了研究。但是小浆果的采摘与这些果实地采摘有很大地差异，这些采摘都是单个进行的，蓝莓采摘由于果实小而软，识别和定位及采摘较其他水果难，且容易破损，采摘原理本质不同。1.2.2 采摘机的简介采摘机结构为小车型，工作时由拖拉机牵引， “骑着” 蓝莓丛纵向行驶。采摘机前部安采摘机构，采摘杆件摆动后，会震动蓝莓枝干，进而将成熟蓝莓击落到采摘板上，采摘板两侧有传送带，采摘板会将蓝莓果刮落到传送带上，在输送带的输送下，将蓝莓输送到收集筐里。为了减少对蓝莓果的伤害，采摘机构的摆动杆件采用橡胶材质。采摘机构和输送带的动力源是由拖拉机带动的液压马达组成。1.2.3 采摘机的主要用途和应用领域该作品生产成本较低
19、且采摘效率高，可以广泛应用于各种复杂地形的矮3丛蓝莓采摘。同时该采摘机也可应用于其他小浆果的采摘，如黑豆果（黑加仑）、蓝靛果、五味子、树莓等高附加值珍稀林特水果的采摘，适用性广，适应性强。 在我国，随着人们对蓝莓的大量需求，对于蓝莓的引种栽植、商品化种植、大面积栽培才刚刚开始，在国内市场，蓝莓一直处于供不应求的状态。就我省而言，黑龙江省政府已下发了黑龙江省蓝莓产业发展规划 ，目标就是要将黑龙江建设成全国乃至世界著名的蓝莓生产和加工基地。 据统计，我省大小兴安岭地区蕴藏野生蓝莓面积约 245 万亩，产量达 27 万吨，分别占全国和世界野生蓝莓总储量的 90%、30%。从 2009 开始，大兴安岭
20、的加格达奇还组织每年一次的中国国际蓝莓节。这些势必带来蓝莓更大的市场需求空间，所以扩大蓝莓种植面积是一种必然趋势，随之而来的蓝莓采摘机械将会更多的被推广使用，而对于自行式式蓝莓采摘机将会有广阔的市场空间，带来巨大的经济效益。4第 2 章 总体方案设计采摘机的整体结构主要包括：1. 动力系统 2. 整体框架 3. 采摘机构 4. 浆果传送机构 动力系统选用液压马达和液压缸作为动力源。整体框架选用矩形方钢焊接构成。采摘机构由接果板和摇杆机构组成。浆果传送机构选用两个传输带完成传递。2.1 总体方案确定 采摘机的主要采摘机构由接果板和摆架组成，接果板作用主要是将掉落的浆果分送到两侧的传输带上，而摆架
21、是主要采摘部件。设计方案主要对摆架结构进行选择。2.1.1 旋转式结构旋转式采摘机构是由马达带动两侧摆杆旋转，对植株进行打击，使浆果掉落达到采摘的效果。旋转式采摘机构简图如图 2-1 所示：OA B图 2-1 旋转式采摘机构简图图 2.1 中 O 处为液压马达带动的圆盘通过皮带传动分别带动 AB 两处圆5盘转动，AB 两处圆盘上分别均匀的分布采摘杆头。2.1.2 摆动式结构摆动式采摘机构是由液压马达带动两侧摆杆进行往复运动，对植株进行打击，使浆果掉落达到采摘效果。摆动式采摘机构简图如图 2-2 所示：O A BCD EF图 2-2 摆动式采摘机构简图此结构为曲柄摇杆机构，O 处为液压马达带动的
22、圆盘， OA 为曲柄带动DF 摇杆做往复的摆动。左右两摇杆的顶端采用柔韧的橡胶材料。2.2 总体方案介绍及选择2.2.1 旋转式采摘介绍旋转式采摘机是较新的蓝莓采摘机产品，具有自走式大幅 U 形框架，可以跨越一个蓝莓灌木行，车体行走速度、车身高度和收获采摘头都由操作人员来控制，采摘机操作人员利用液压传动装置使得蓝莓采摘机有着广泛的地面行走速度。U 形框架车身，其高度可调节，以适应不同高度的蓝莓灌木丛。旋转式蓝莓采摘机采用旋转式采摘头、履带式果实传输、喷气式果实净化。旋转式采摘头包含 288 个尼龙手指，当旋转采摘头旋转时，采摘手指边振动边象木梳一样穿过蓝莓灌木丛，使得成熟的蓝莓果实在振动的条件
23、下被采摘下来，这种采摘头具有采摘效果好、采摘速度快，但对植株损伤大的特点。2.2.2 摆动式采摘介绍除了转动式采摘机构，蓝莓采摘机还有采用摆动式采摘手臂。这种方式的蓝莓采摘机适合于采摘蓝莓灌木丛比较稀疏以及搭架架起的植被。摆动式采6摘手在摇摆手指的过程中，通过挤压及振动把成熟的果实采摘下来。前后的摆动使采摘植被形成波浪一样的振动。针对不同的蓝莓灌木丛，可以选用不同的摆动手指，以取得更好的采摘效果。采摘手的摆动速度是完全可调节的。这种采摘结构具有结构简易、经济性高，且对植株损伤较小等特点。2.2.3 采摘方案选择在经济性、结构简易程度、对植株伤害大小以及操作控制等多方面考虑，本次设计选用摆动式采
24、摘机构。采摘机构由往复运动的柔韧材料杆件，以及摘果板构成。通过杆件对植株的击打使成熟浆果脱离植株，并通过摘果板将果实输送到摘果板两侧的浆果传送带上，进而实现浆果的采摘。7第 3 章 采摘机的结构设计及计算3.1 参数初定3.1.1 车体框架尺寸初定：初定车体长 =1500mm；车体宽 =1300mm；车体高 =1800mm。LB总H3.1.2 接果板总长初定：接果板长度初定 =1450mm.J3.1.3 摆架机构尺寸初定：摆杆长度 =1000mm；初定摆杆摆角 =30s因为设计时未知量较多，故对重要参数进行初选，在以后章节中有校核或选择说明。3.2 框架的材料选择及重量计算车体框架材料选择 Q
25、235 矩形钢管，如图 3-1：HBtR图 3-1 矩形钢示意图图中尺寸： =100mm； =50mm； =3mm； =7mm；HBtR矩形钢的理论重量 =6.69kg/m。M估算车体框架总重量 ；KgBL96.12502463总车体框架链接方式选用焊接方式。83.3 传输带链轮的设计初选传输带链轮直径 D=80mm，则车轮的转速应为 min/9.8401.3256v106n2 rR由于电机转速和车轮转速几乎相同，故传动比为 1。3.3.1 初选链轮齿数由机械设计 表 6-6 查得 ，则从动链轮齿数7 91Z92Z3.3.2 .确定计算功率 cP由于载荷比较平稳，由机械设计 查表 6-3 得工
26、况系数 =1.0，因此 7 K= =0.75kwK0P初定中心距，确定链条链节数 Lp：初定中心距 ,则链节数Pa2042212010 ZaZpaL取 Lp = 423.3.4 计算单排链所能传递的功率 及链节距 P0由机械设计 表 6-5 查得小链轮齿数系数 Kz=1.0,选择单排链，由7机械设计 表 6-4 查得多排链系数 Kp=1.0由机械设计 图 6.14 查得长度系数 =0.98 故所需传递的功率为 LKkw7.0198.510 PZCKP根据额定功率和转速查机械设计 图 6.13 选择滚子链的型号为712A，由表 6-1 查得链节距 P=19.05mm链标记为：12A62GB/T1
27、243-19973.3.5 确定链实际长度 L 及中心距 aL=LpP/1000=4219.05/1000=0.8mm9mZZLZLPaP 1.492*8224 111 3.3.6 计算链速 snV/1.065.91061 3.3.7 计算作用在轴上的压轴力 Q圆周力 F=1000 /V=（10000.75 ）/0.11=6818N0P按平均布置查机械设计 取压轴力系数7 15.QK有 NFKQ.840615.3.3.8 .按静强度校核链条由于链条处于低速重载传动中，其静强度占主要地位。由参考文献 5知，链条静强度计算式：(3-1)pfctAnFKQn式中 静强度安全系数；n工况系数，查表12
28、-2-3 取 ；AK0.1A链条极限拉伸载荷， =31.1kN；Q有效圆周力， ；tF kN8.6.75v10PFt离心力引起的力， ，其中 为链条质量，可由c 2cq机械设计手册 表12-2-9查得：q=1.50kg/m； 时， 可以6 sm/4vcF忽略。悬垂力， ，其中 为系数，由机械fF10)sin(qgaKFff fK设计手册 查图12-2-3得： ， 为中心距， ， 为两6 f 419.0轮中心线对水平面的倾角， ，则N3.104.58.9210)sin( qgaKff；10许用安全系数， 。pn84pn代入数据得： pfctA nFKQ5.413.06符合强度要求。3.3.9 润
29、滑方式的选择根据链速 v=0.11m/s 和链节距 P=19.05mm，按图 6.16 查得润滑方式为人工定期润滑。3.3.10 链轮的结构设计链轮的结构选为整体式，材料为 45 钢，热处理为淬火、回火，齿面硬度4050HRC。由机械设计手册 表 14.2-19 查得主要结构尺寸如下图：664 68562714图 3-2 链轮结构图3.4 摆架的设计摆架结构为曲柄摇杆机构，液压马达转盘为转动件，带动摆杆作往复的摆动。最简单的平面连杆机构由四个构件组成，称为平面四杆机构。它的应用十11分广泛，而且是组成多杆机构的基础 2。图 3-3 平面四杆机构的分类图 3经过设计计算摆架的结构如图 3-4 所
30、示，摆杆长度设计为 1000mm，摆杆通过轴承座与车体相连接，两摆杆由长 800mm 的杆相连，使三杆之间可以有相对运动，左边摆杆通过长 430mm 杆与液压马达转盘相连。液压马达的转速为 ，摆杆的摆角 摆杆的摆动频率为sr/5.230。5.2f430800 1603001000图 3-4 摆架的平面简图123.5 轴的设计及计算3.5.1 选定车轮轴径轴的材料选择 45调质，其主要的力学性能如下：材料牌号：45热处理：调质毛坯直径（mm）:60硬度（HBS）：217255抗拉强度MPa：650屈服点MPa：360弯曲疲劳极限MPa：270扭转疲劳极限MPa：155许用静应力MPa：260许用
31、疲劳应力MPa：180270备注：应用最广泛初算轴径 d3nPA(3-2) 13式中 轴传递的功率， ；PkW1%984P轴的转速， ；nr/min71i与轴的材料及相应的 值有关的系数。查文献4表 15-3 得ATp=118。将上述数据代入公式(3-5)得 m5014783d确定车轮轴的直径和长度如图 3-5：1 段： ， ；m31d251L2 段： ， ；40203 段： ， ；5334 段： ， ；467425 210 20 673 334723530图 3-5 车轮轴确定液压支柱支撑轴的直径和长度如图 3-6:1 段： ， ；m361d251L2 段： ， ；402673 段： ， ；
32、5303144 段： ， ；m304d354L25 67 10 3516233M271.555 30-0.020-0.05033 40-0.020-0.050M361.5图 3-6 液压支柱支撑轴3.5.2 车轮轴的校核这种校核计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度。在已知轴的外形、尺寸及载荷的基础上，既可通过分析确定出一个或几个危险截面（这时不仅要考虑弯曲应力和扭转切应力的大小，而且还要考虑应力集中和绝对尺寸等因素影响的程度） ，按式求出计算安全系数并使其稍大于或至少等于设计安全系数 S，既(3-3)pSS2ca仅有法向应力时，应满足(3-4)pmaK1仅有扭转切应力时，应满足(3-5)
33、pmaSS1式中 按疲劳强度计算的许用安全系数；pS对称循环应力下的材料1弯曲疲劳极限， ；2N/15对称循环应力下的材料扭转疲劳极限， ；1 2N/m、 弯曲和扭转时的有效应力集中系数；K、 材料拉伸和扭转的平均应力折算系数；、 弯曲应力的应力幅和平均应力， ；am 2/、 扭转应力的应力幅和平均应力， ；表 3-1 应力特性表循环特性 应力名称 弯 曲 应 力 扭 转 应 力应 力 幅 ZMamxPaZTmx对称循环平均应力 00应 力 幅 a2mx pa2mx脉冲循环平均应力 aa说 明M、T 轴危险截面上的弯矩和扭矩，Nm、 轴危险截面的抗弯和抗扭截面系数，Zp 3cNm85.2TN1
34、430dFtN8antrNm541075631lM37.2549.01maKS.712.49851maKS16查表可得 6.1pS满足疲劳强度要求。3.5.3 液压支柱支撑轴校核由于液压支柱支撑轴所受扭矩特别小，所以按只考虑弯矩作用情况计算。Nm735T 51.2349.181maKS查表可得 5.1pS满足疲劳强度要求。3.6 轴承寿命计算输入端轴承寿命计算 根据文献3表 13-3，取轴承的预期工作寿命 h60hL轴承所受径向力2mtrF(3-6)17由于轴承只受径向力，所以当量动载荷 rFP基本额定动载荷 c(3-6)610hnL根据输入端内径和基本额定动载荷选择轴承类型轴承的基本额定寿命
35、 h10pcnL60若 ,则轴承满足要求。10hL表 3-2 轴承参数表参数/型号 NJ2217E NJ2215E NJ2220E 22220C NJ2232EP2321 2611 21348 22177 5766210/3 10/3 10/3 10/3 10/3C 16044 15031 25211 23180 43109hL7103.26103.6105.8102.4106.518第 4 章 液压系统设计4.1 液压系统的设计要求在液压传动与控制的机械设备或装备中，其液压系统使用具有连续流动性的液压油等工作介质，通过液压泵将原动机的机械能转换成液体的压力能，经过压力、流量、方向等各种控制阀
36、，送至执行器(液压缸、液压马达或摆动液压马达) 中，转换为机械能去驱动负载这样的液压系统一般都是由动力源、控制阀、执行器、液压附件及液压工作介质等部分所组成。浆果采摘机采用液压元件作为动力输出，所以液压系统是温室采摘车的一个重要组成部分，液压系统的设计要同整机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际出发，有机地结合传动形式，充分发挥液压传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的液压传动系统。4.2 液压系统的基本回路由于液压传动体积小、重量轻、结构紧凑，能无级调速，操纵简便，运转平稳工作可靠等优点，近年来在国内外各种类型的起重机上已经得到广泛的应用。虽然本
37、课题所要设计的浆果采摘机与起重机有些差别，但是根据现有的起重机的液压系统的成熟的经验，我们可以加以借鉴，以下是关于液压系统的基本回路的分析性介绍。一个复杂的液压系统仍然是由一些基本回路所组成，液压回路要使用液压泵、液压缸或液压马达、液压阀、管路、油箱等各种液压元件，显然，液压回路的功能和性能将直接取决于液压元件的安排连接或组合方式。通常将能够实现某种特定功能的液压元件的组合，成为液压基本功能回路，简称液压基本回路。毋庸置疑，了解和掌握现有液压基本回路的构成、特点及工作原理，是液压系统分析和设计的基础。调压回路，调压回路的作用是限定系统的最高压力，防止系统的工作超载。19如图 4-1 所示为起重
38、机主油路调压回路，它是用溢流阀来调整压力的，由于系统压力在油泵的出口处较高，所以溢流阀设在油泵出油口侧的旁通邮路上，油泵排出的油液到达 A 点后，一路去系统，一路去溢流阀，这两路是并联的，当系统的负载增大油压升高并超过溢流阀的调定压力时，溢流阀开启回油，知道油压下降到调定值为止。该回路对整个系统起保护作用。卸荷回路，当执行机构不工作时，应是油泵输出的油液在极低的压力下流回油箱，减少功率消耗，油泵的这种工况称为卸荷。卸荷的方法很多，起重机上多用换向阀卸荷，如图 4-2 所示为利用滑阀机能的卸荷回路，当执行机构不工作是三位四通换向阀阀芯处于中间位置，这时进油口 P 与回路扣 O 相通，油液流回油箱
39、卸荷，图中 M、H、K 型滑阀机都能实现卸荷。限速回路，限速回路也称平衡回路，起重机的起升马达、变幅油缸在下降过程中，由于卸荷与自重重力的作用，有产生超速的趋势，运用限速回路可可靠的控制其下降速度。如图 4-3 所示常见的限速回路。当吊钩起升时，压力油经右侧平衡阀的单向阀通过，油路通畅，当吊钩下降时，左侧通油，但右侧平衡阀回油通路封闭，马达不能转动，只有当左侧进油压力达到开启压力，通过控制油路打开平衡阀形成回油通路，马达才能转动使重物下降，如在重力作用下马达发生超速运转，则造成进油路供油不足，油压降低，使平衡阀芯开口关小，回油阻力增大，从而限定重物下降的速度。图 4-1 液压回路 图 4-2
40、卸荷回路 图 4-3 限速回路锁紧回路，又称位置保持回路，其功能是液压执行器能在不工作时切断其进出油液通道，确切地保持在既定位置上，而不会因外力而移动。起重机执行机构经常需要在某个位置保持不动，如支腿变幅与伸缩油缸等，这样必须把执行元件的进口油路可靠地锁紧，否则便会发生“坠臂 ”或“软腿”危险。在起重机20的锁紧回路中除用平衡阀锁紧外，还用液控单向阀锁紧。浆果采摘机的液压系统将根据具体的功能要求选择上述液压基本回路绘制液压系统原理图。4.3 确定液压系统的主要参数根据对采摘机升降系统的结构力学分析，可以看出液压执行元件在工作过程中载荷变化情况，为确定系统及各执行元件的参数提供依据。液压系统的主
41、要参数是压力和流量，它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。压力决定于外载荷，流量决定于液压执行元件的运动速度和结构尺寸。4.3.1 初选工作压力压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低，势必要加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料消耗角度看也不经济；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封、制造精度也要求很高，必然提高设备成本。具体选择见表 4-1 和表 4-2。表 4-1 按卸荷选择工作压力载荷/KN 5 510 120 2030 3050 50工作压力/MPa
42、0.81 1.52 2.53 34 45 57表 4-2 各种机械常用的系统工作压力机床机械类型磨床 组合机床 龙门刨床 拉床农业机械，小型工程机械，建筑机械，液压凿岩机液压机，重型机械，起重运输机械工作压力/MPa 0.82 35 28 810 1018 2032根据力学分析，计算出油缸在初始起升位置处的所需推力最大，并且为了安全可靠，将推力放大为T=l5KN来进行相关选型计算。所以根据表4-1所示，载荷为15KN时，系统的工作压力不需要很大，但如果完全按照表4-1来选取液21压系统的工作压力，则必然造成执行元件的结构尺寸过大，不适应浆果采摘机的实际使用空间。另外根据表4-2可以知道农业机械
43、，小型工程机械的工作压力在10-l8MPa之间所以先初选系统的工作压力为p= 10MPa。4.3.2 计算液压缸的主要结构尺寸浆果采摘机的车体升降液压系统的执行机构是由油缸完成的，油缸举升，使其变幅，到达举升的目的。根据客户的使用要求，为了降低成本，现用升降平台上常见的单作用式活塞缸又称为柱塞缸作为执行机构。单作用式活塞缸只利用液压力推动活塞向着一个方向运动，而反向运动则依靠重力或弹簧力等实现。在本课题的液压系统中，车体的上升依靠单作用活塞缸的油缸推力，工作平台的下降则利用载荷的重力实现。根据上章计算液压缸的最大推力，知道了在车体初始起升时，油缸需要的推力最大，此时的活塞杆所需要承受的外部载荷
44、也是最大。1. 液压缸内径D的计算 设 为液压缸进油口处的工作压力， 为液压缸进油口处受压面积，且：pA(4-1)42D式中 液压缸内径，也为活塞直径设 为液压缸工作效率，当活基杆向外仲出时，液压缸提供的推力 为： F(4-2)pAF根据市场调研，实际工作中液压缸的工作效率 , 因为工作条0.754件不算恶劣，所以选择液压缸的工作效率 。又由之前的计算得知液压75.0缸的最大举升力 KN， =10MPa,将数值代入式 (4-1)、式 (4-2), 则得到15F液压缸内径 50.5mm。液压缸直径 D 按国际规定的液压缸的有关标准进行圆整，如与标准液压缸参数接近，最好选用标准液压缸，免于自行设计
45、加工。经查表可得，=50mm, 为了避免泄漏，柱塞直径 (活塞杆直径 )也为 =50mm。d2. 液压缸长度的计算 由前面对液压系统的详细分析得知，车体升降机构在最低位置时油缸处于为未工作状态，其中车轮支架与水平方向的夹角为 =8。当车体升降机构在最高位置时油缸处于为极限工作状态，其中车轮支架与水平方向的夹角为22=40。由装配图中通过作图法可以量得，当油缸处于为未工作状态时，油缸长度为：=808mm1S当油缸处于极限工作状态时，油缸长度为：=953mm2所以，液压缸的行程是：145mm1S4.3.3 液压缸工作流量的确定计算液压缸工作需的流量出以下公式计算可得(4-3)tdQ42式中 液压缸行程（dm）；S柱塞直径（ dm）；d柱塞全伸出所规定的时间（min）；t额定流量（L/min）；Q考虑到车体上升的平稳性，选取车体上升1米所需要的时间为15秒，则平台上升速度为66.7mm/s,。所以根据柱塞直径 =50mm, 柱塞完全伸出所规定的d时间为 =305, 液压缸行程 =145mm。将数据代入公式 (4-3), 求得液压缸所tS需的额定工作流量为：= =0.57（L/min）tdQ425.04124.3.4 确定液压缸的安装方式液压缸与机架的安装方式有支座式、轴销式、法兰式、耳环式、球头式等。其中支座式、法兰式适用于缸筒与机架间没有相对运动
