自动剪枝机设计.docx

摘要灌木修剪作业是水果种植业、花卉园林种植中的一个重要环节，然而在以人工修剪为主的传统式修剪中，生产率低且需要大量的人工参与。为了提高园林管理人员的作业效率，本文决定设计出一个能够瞒住自动化的灌木剪枝机，该剪枝机具仃体积小、制造成本低噪音小等特点。本文首选根据灌木剪枝机的实际工作特点提出剪枝机的工作原理以及结构方案。然后在此基础上通过比较各种传动方案、物动方案以及刀片的结构形式来确定出剪枝机的具体设计方案和有关的参数。对于传动系统以及电机的有关参数本文采用机械设计、机械原理的有关理论方法，计弟出较为合理的技术参数。当以上技术参数设计完毕后，本文还在此基础上利用SoIidWorks建模软件进行J'三维建模。本文还重受力的理论基础上分析J'切割瑞的运动、速度、受力等机械参数，并在此基础上对电机、传动带进行选型.最后，本设计为了避免工人在使用剪枝机时由于突然触碰到硬物而导致的枝机锯片脱手伤人，本文还创新性地设计了基于加速度陀螺仪和单片机的主动安全保护装芭.关键词：修剪机；切割器；三维建模：机构优化：主动安全保护11研究背景及意义灌木类植物剪枝是园林管理的重要环节，定期的修剪可以调节假物的生长速度、合理分配营养、防止大小年结果以及控制树势（吴良军等2018）。我国地域辽网，地形竟杂，果园修剪机械发展参差不齐，根据果园作业地形，修剪机械分为平地作业机械和丘陵山区果园作业机械，丘陵山地果园地形红杂，手工修剪为主辅以小型化修剪机械，在果园机械化方面整体水平低。对于平地或缓坡地果园，果树修剪机械化程度较低，修剪机械多为小型化修剪机械，大型高效率的修剪机械较少，严重阻碍了我国农业现代化的发展（李树江等2019）。近年来，我国城镇化发展迅速，进城务工的青壮年不断增多（廖文梅等2019）,农村留守人员大都为妇女和老人，农村劳动力日益减少，人工成木高，生产率低，灌木类果树产的、产后成本日益升高，严困阻碍了我国种植产业的发展每年定时的修翦多余的果树等灌木类植物的藤硬、枝Y，可以很好地取得大的丰收和经济效益。1.2 灌木剪枝机国内外发展现状1.1 .1国外发展现状在西方农业机械较为发达的国家，果树的剪枝方法主要有两种方案：一种方案是雌枝逐个修剪，另一种方案是整株几何修剪,单枝修剪就是根据植物的生长特点以及地理环境由人工逐个确定修剪的枝条.整株几何修剪是指在驱动地盘上安装可以移动的外伸作业河，臂端装有液压驶动的切割器,可以对树冠以一定的几何形状进行修剪。该剪枝机的工作原理图和实物图如图IT所示。图1-1圆盘钢式修剪机1.2 .2国内发展现状国内的蚂枝机应用研究开始较晚，所以在很长一段时间市场上的品种卜分单一，并且以生产手动式修剪为主。在修剪方案上，我们国家主要采用单枝的选择修剪。所采用的修剪工具主要是手动的，时于大型的应用环境主要采用气动、或者电动的驱动方式。这类的修剪机械常见的仃TJDH3d2型气动果树修剪机。该类哒的修剪机如图1-2所示。图I-2单.枝怪枝机1.3 论文的主要工作安排主要的设计工作可以总结如下：(1)分析修剪的特点，设计基本的传动结构形式以及刀片等：(2)根据剪切的受力以及速率，确定出剪枝机驱动电机的动力参数;(3)通过SW三维建模软件绘制剪枝机的零件图和装配图:2灌木剪枝机的总体设计2.1灌木剪枝机的剪枝原理灌木剪枝机整机可以分为三部分：切割器（刀具）、传动系统和驱动系统。切割罂是整个机器的动作执行机构，本设计是往更式的切割刀具，灌木的枝条在刀片的剪切力的作用下而发生断裂，进而实现的切削的F1.的。传动系统是将电动机的旋转运动转化为动刀片的往且运动的机构，这一部分采用变形的多连杆机构来实现。驱动部分是采用的蓄电池带动电动机来实现的。总的来说灌木剪枝机的剪枝原理就是将电机的高速旋转运动转化为动刀片的高速往北运动,进而实现切削。往北式灌木剪枝机的工作原理如图2T所示。图2-1剪枝机的工作原理图本濯木剪枝机采用多连杆的传动方式，在曲柄处增加r一个从动的连杆作为该多连杆机构的虚约束，该虚约束可以在不增加机构运动自由度的前提下提高机构的刚度，进而可以降低机构运动的刚度和振动幅度。同时，本设计采用的是电机驱动，相较于传统的汽油机驱动具有噪音低、振动小、体积小的特点。并且由于该机器是电机所驱动的，所以其转速的控制也较为方便，所以在此基础上设计出了基于加速度陀螺仪和雎片机的主动安全保护装置。该装置能够避免JI人在使用剪枝机时由于突然触碰到硬物而寻致剪枝机锯片脱手伤人。这样该灌木剪枝机就相较于传统的剪枝机具有更加友好的人机安全性。2.2灌木剪枝机的驱动类型剪枝的卵动部分是实现刀具往北运动，进而进行工作的动力来源。选择合适的杂动类型会影响到整个设备的体积、工作效率、噪音大小等方面。对于四枝的驱动方式主要仃以下两种方案。方案一：四冲程汽油机驱动：目前市面上有很多剪枝机都采用的是汽油机驱动，该驱动方式具有马力大，能源补充快的优点。其缺点是噪音大.结构显得笨重。方法二：电动机驱动：该驱动方式是采用的直流电机来代耕发动机进行驱动。该驱动方法具有噪音低、结构简单、携带方便、便于控制等优点。随着电池技术的逐渐发展，锂电电池的质量和体积越来越小，并且其电能容员:完全能够瞒住需要，并且随着快充技术的发展，充电等待时间长等缺点也得到了一定的弥补。所以这里选择电动机作为剪枝机的动力来源。2.3灌木剪枝机传动机构设计由于电机或拧汽油机的输山轴都是输出的转矩，所以不能将其用来直接驱动刀具,这就需要合适的传动机构来进行转换。方案一：液压传动：采用液压泵、液压马达和液压气缸等液压件出并联以汽油或者柴油传递动力。缺点是，成本高：优点是：结构紧凑，体枳轻巧，功耗低。方案二：多连杆传动：采用曲柄滑块机构的变形机构来完成旋转机构转平移运动。由于多连杆可以直接将旋转运动转化的动刀片的平移运动，且可以实现运动的远距离传输，所以这里选用曲柄滑块机构的传动方式。2.4灌木剪枝刀具类型选择切割器是灌木剪枝机的主要部件之一，它实现灌木茎杆切断的执行装置。目前，灌木剪枝机常见的切割器有回转式、往复式、抱刀式。灌木剪枝机的切割器应满足如下的技术要求(1)灌木的枝径应当具有良好的切割质量，尽量保证茬齐、树皮不撕裂：(2)效率高，工作可旌,功耗低，振动相对较低：(3)能够满足灌木各个生长阶段的不同生长状况的切割：由于我们本次所设计的剪枝机属于一种小型手提式的剪枝机，所以采用往复式的切割器较为合适，这是其具有体积小、功耗小、成本低往复式刀具的结构形式如图2-2所示。(D滑动导轨(2)动刀片(3)静刀片(4)支撞板图2-2往复式刀具的结构以上我们确定出来了往纪式的切割器，为了保证我们所设计的刀具能好高效的切断灌木的枝Y，我们还要通过对刀口的受力分析来确定出刀刃力口的形式。如图2-3所示，该图即为刀具在切割过程中的受力简图，其中RF2刀具的两恻所给树枝的力，该力可以分别分解为切向力F,和法向力F,法向力E可以使得树枝被战断，而切向力使得树枝沿刀具划出刀U，所以为了能够保证树枝可以被剪断.需要满足如下公式：F*COS()>FCOS()(2-1)由公式2T可以知道，动、定刀片滑切角b和必须小于它们与刀刃法线夹角a,也即在机港进行往笈式切割时，刀具的齿刃应当先刺入茎秆，随即刀片的两恻刃对茎杆滑切，由于齿间距比茎秆直径小很多，等效于像锯齿一样，对茎秆进行连续的切割。因此，在此条件下切割，割刀能牢固的钳住茎秆，且较为省力。参考以往的设计经验，这里将刀具刀刃法线夹角<设计为30度。图2-3受力筒图3剪枝机的动力系统设计3.1动力系统概述动力系统是整个设计工作的核心所在，这一部分包括整个剪枝机的传动参数的设计计算以及电动机的功力、扭矩匹配。为了得出以上的技术参数，这里应当首先分析刀片切削刃的形式以及切削方式等闪素对切削力的影响。3.1.1刀片特性的影响当刀具和濯木的枝条正切时，刀具所受的阻力的方向是垂直于茎秆，这个时候刀刃的厚度越大，刀具所受到的切割阻力也就越大。由于刀具的后角为。,所以刀刃角和前角的互余的关系,也就是说刀刃角越大，刀具的前角就越小，在切割过程中茎杆的切削变形量也就越大，那么切削的阻力也越大。所以，刀刃角的大小时切割力的影响，在往复式切割中应加以综合考虑。参考市场上类似的产品的刀刃形式，这里将刀刃用确定为30度。刀具的结构示意图如图如图3-1所示。.00图3-1刀具的结陶示意图3.1.2切削力的确定由于茎杆的刚度会影响到切削力，这个刚度包括茎秆本身的刚度和支撵引起的抗弯反力。割刀必需克服茎杆的切割阳力才能切断茎秆，所以，要保证切割进行，割刀必须有足够的切割速度（以得到茎杆较大的惯性力）或者是给茎秆以合适的支持，来增大抗弯反力。由于本设计是采用的往史式的切削形式的，刀具部分是分为动刀片和静刀片两部分的。静刀片是与切削机的机架固定的，动刀片是在电机的驱动下做往亚运动，所以在切削过程中於刀片可以起到一定的支撑作用，这在一定程度上又提高了茎杆的刚度。所以在计算切削力的时候可以按照一点支撵切割的方式进行计算，由于依辕定刀来支撑，抗弯阻力弯会增大，惯性力相应会诚小，即动刀速度可以降低。切削力可以用如下的公式进行计算。F割=F弯+F惯F阻(3-0如图3-2所示,该图为刀具的受力的图.由刀具的受力简图可以知道切削过程中阻力主要来自于法向力和切向力。以上切割器所受到的阻力与许多因素有关,比如：茎秆的硬欧、茎秆的径级、茎秆的含水率、茎秆的密度、切割器的运动参数'切劄器的结构参数和刀片的锐利度等。由于以上因索是更杂多变的,所以这里只能根据有关文献确定出一个大致的依，以一般干湿状况下的直径为10举米的灌木枝径为例,在锋利刀片的切断作用下，切断所需要的切削力大约为30牛顿.由于刀具可能同时切削多个淞木技任所以这里先确定动刀处的切削力为50牛顿来进行后续的计算.图3-2刀具的受力简图3. 1.3切割器割刀的平均速度切割器割刀的速度是变化的，实际计算时一般常采用割刀的平均速度V-P可以用如下的公式进行计部:V=-ms(32),15上式中n为曲轴转速：r为曲轴半径；当n=460r/min、r=0.026m时，vp=O.797m.3. 2曲柄连杆机构设计有以上分析可以知道，剪枝机的动刀片是在做周期性的往复运动的，而电机是在做高速的旋转运动。为了实现将电机高速的旋转运动转换为动刀片的往复运动，这里采用曲柄滑块机构来作为转化机构，所以接下的设计工作就是设计出合适的曲柄滑块机构，由于般的灌木的枝干的直径不超过30皂米，所以这里可以认为曲柄滑块机构的行程为30亳米。设滑块行程为a,a=30亳米。并初选曲柄滑块机构的行程速比系数为1.5,导路的偏距设计为20富米，设偏距为e,e=30名米。接下来根据压力角的计算公式3-3计算出该曲柄滑块机构的极位夹角为«。上式中：K为曲柄滑块机构的行程速比系数，这里选为1.5;为极位夹角：珞曲柄滑块机构的行程速比系数K=1.5带入公式3-3中可以得到采用以上初选数据所得到的压力角为36度.当确定出曲柄滑块机构的滑块行程和偏即以及行程速比系数后即可以采用做图法设计曲柄滑块机构的连杆长度。(1)首先做5,C2等于滑块行程H。接着做以C的底边做等腰三角形，并使等腰三角形的顶角为20。(3)接着以0为圆心，J。为半径做圆。(4)接卜来做"2的平行线，使二者的距离为偏距的长度。并使该直线与圆交于A点。至耻匕作图完毕。设曲柄滑块机构的曲柄长为1.连杆长为1.并列出如卜的计算公式。将从以上图中量的有关数据代入到公郑，蹴可以得到曲柄长I为谑米，连杆山的80亳米。3. 3电动机参数计算接下来讨论电机的选型，我们可以知道的是电动机是已经是相对系列化的产品，我们可以通过查阅相关手册就可以的到其有关数据.所以在实际选择电机的时候只要确定出电机所需功率、转速以及电机的使用环境就可以按照有关选型表格进行选型.这里假设操作人员在进行修剪的移动速度为01米每秒,也就是说V=O.1M/S.所选用的刀片数目为15个,也即Z=150刀片往复运动的速度一般为200次每分钟，根据曲柄滑块的运动特点，电机轴的转速也为200转每分钟。当然有r电机的计算转速还是不够的，这里还要估算出的电机的功率,以为电机的选至提供一个较为合理的参考。为了计算电机的功率这里首先计算工作机所需功率。参阅机械设计手册可以知道功率计弟公式：P=*(3-5)I(XM)式中：P为所需功率；F为刀具处受力数值：V为刀具处的速度：根据有关文献可以知道刀具处受力数值可以取约50为牛顿，刀具处的速度可以利用如下公式进行计免：犷丹聿(3-6)上式中：V为刀具的线速度；1.为刀具的做工行程长度：T为刀具单次行程的时间；取为刀盘的工行程长度为50意米。将以上数据带入公式3-6可以得到刀片在切割处的线速度为2米每秒，所需功率P为0.39KW。整个机器的传动功率可以用如下公式进行计算：=2nn3(3-7)上式中：Q为带轮联轴器的传动效率，取为0.96;明为带传动的传动效率，取为0.98；n2为连杆的连接校链处的传动效率，取为0.96将有关传动效率数据带入公式3-7可以知道总传动效率约为O.80。电动机所需的功率可以用如下公式进行计算“P、Pj-(3-8)H将以上所得数据带入到公式3-8可以得到电动机所需功率为O.487KWo考虑到机器的工作环境较为宽松.所以根据以上数据选择减速电动机参数如下：电动机的型号：YI051.1-1.电机融定功率为：0.5kw.电机满我输出转速为：4OOrZmin.3.4带传动系统设计计算3.4.1概述(1)带传动的特点相对于其他减速机构，带传动的刚度小，属于挠性传动，具有过我保护作用，所以我们将带传动作为电机与曲轴的传动方式较为合适。3.4.2普通V带传动设计(1)带传动的具体设计由上一节分析可以知道，电机轴的输出功率为05KW.这里选取安全系数为1.2。可以得到带传动所儒要传递的功率为06KR.根据机械设计手册中有关V带选表可以选择传动带的带型为C型的普通V带“同时根据机械设计手册的表格中指出，普通C型带在进行传动的时候，其小带轮的基准直径不能小于45亳米。这里.招带传动的小带轮的基准直径选择为50毫米。又由于以上讨论，确定带传动的传动比为二，所以大带轮的计兑公式可以利用公式：=Mgo)上式中i为传动比，d为小带轮的基准直径。将数据带入公式370可以得到大带能的基准式径为100亳米。接下来脸电带速.以便于进行下一步选型,根据机械设计手册可知带传动带速的计算公式为:V=d,n,(3-11)6010(X)将以上数据带入可以知道小带轮的线速度为21米每秒,小于机械设计手册中限定的5米每秒，所以该选择是可以使用的。接下来计算带的菸准长度。由基准长度的计算公式：4=2ao(dj+)+(”产(3T2)上式中：1.为带的基准长度：d为带轮的基准长度：a为初选的中心距：上式中a0为带的中心距离，考虑到装配的方便，这里初取中心距为200电米。将以上数据带入公式5-3可以斛到带的暴准长度为960亳米。根据普通V带长度系列选型标准，这里选择V带的标准长度为100O脸米.然后根据选取的标准基准长度重新计兑带轮之间的中心跟。根据公式：a三o0+%J”(3-13)上式中：a为实际中心距：a0为初选中心距：1.4为带的基准长度：1.a为带的初选基准长度：将以上数据带入到公式3-13可以知道带轮的实际中心距为220充米。由于小带轮的基准互径为50温米且其带轮的转速为400将每分钟，S阅有关数据手册以及根据公式3-9可以知道Z型带在该工作状况下单根带所能传递的功率约为0.9KW.由于总传递功率约为0.5KW,所以这里选择带的根数为1根，4连杆有限元分析4.1有限元方法简介有限元法也称为有限元单元法,它是一种求解场问题数值解的方法。它的主要思想是将一个连续的、具有无限多个向由度的物体离散成为具有有限个自由度且按一定方式相互连接的单元，使一个无限自由度问题转化为有限个自由度的问题,通过有限单元法可以方便快速地进行发动机连杆的静力学分析,进而可以得到发动机连杆在I：作的过程中应力分布情况与应变情况，并未其疲劳分析提供一定基础。4.2连杆的受力分析由以上的分析可以知道，往发式切割器中驱动割刀运动的机构是采用的曲柄连杆机构，为了保证该机构能够运动运行，在曲柄连杆机构上一般还采用辅助加强杆来提高机器运动的刚度,如图47所示，该图即为该曲柄连杆机构的简图，图中角即为机构的压力角。由以上所给出的初始条件以及有关计算可知给机构的最大压力角为-36度。根据计算连杆力的计算公式F=As-（4-1）cos（）可以知道.连杆中的力等于刀具所受到的力除以最大压力角的余弦值,将有关数据代入到公式4-1中可以得到连杆中所受到的最大轴向力为62牛顿“由于该力的计弟中所用的有效力是以上所给出的理论切削力，相对较小，且没有考虑到机构的惯性力，所以在进行有限元分析应力时需要适当的放大该力以确保所设计的连杆足够的安全.由于该力较小，一般为了设计与加工需要，所选择的连杆的厚度尺寸相对较大，这里选择安全系数为4.也会S=4所以实际的计免力可以用如下公式计电得出.F实=F*S（4-2）将有关数据代入到公式4-2中可以得到计算力为248牛顿，图4-1曲柄连杆机构简图4. 2连杆的有限元分析由于连杆在翦枝机工作中会高速运动，传递较大的轴向力，并还会受到一定的冲击，为了保证我们所设计的连杆是足够安全的，这里需要针对连杆进行有限元分析，确定出连杆上哪里的应力最大，进而确定连杆是否处于安全的状态。为了便于分析，我们可以将与连杆接触其他的零部件进行简化、删减。与连杆所接触或固连的其它零部件采用添加约束或者给予受力来进行描述。WOrkbenCh有限元分析所用的几何模型简化原则主要包括以下几点：1 .简化后的几何模型必须保留其主要的力学和结构特征2 .可以充分真实的展现实际部件的力学特性：3对于有限元分析的重要部位做到不简化或者尽量少简化，4对于非重要部位、同时对于分析结果的精度影响较小的部位可以进行较大的简化。根据以上原则可以将该模型简化为如图4T所示的样式。图4T轴的模型简化接卜.来我们为主轴模型赋予材料参数，有以上我们选择的材料为结构钢40Cr,并对连杆毛坯进行正火处理，并经过渗碳淬火，小端及杆部调质。该连杆材料的力学性能如表4.1所示”表11材料的力学性能表材料名称弹性模量E泊松比屈服极限抗拉极限Structura1.stee1.2.11E+110.31685MPa885MPa在有限元分析中，有限元网格的划分是非常歪要的一个环节，因为划分的网格质欹将直接影响到有限元分析的精度和计算时间。如果网格尺寸过大，可施导致计算不收敛，甚至计算失败：如果网格尺寸过于细小，将花大量的时间进行计算，从而浪贷计算资源，在有限元前处理领域，高质量的网格划分仍然是关注的重点。由于本模型结构较为简单，这里采用ANSYS内置的网格划分I：具对单元进行划分，设置Re1.eVaMeCenIer参数为Fine。设置EIementSiZe为1名米“其它的为默认值,进行网格划分，划分后的实际效果如图4-2所示.图4-2划分效果如图当网格划分完毕后就可以给连杆施加支撑和受力并进行仿IG分析可以发现，该连杆主要传递传递轴向力，连杆的两端是采用的轴承进行支捶.所以常要在连杆安装的轴面上添加圆柱支撵,并将轴向和径向固定,在轴的切向上给予自由度.图4-3分析结果图有分析云图可以发现，轴上所受的应力最大的地方主要集中在连杆的轴孔内侧，最大应力为4.O1.Mpiu由于所选材料的屈服极限为685MPa,所以连杆的足修安全的。5主动安全保护装置5. 1需求分析传统的剪枝机起闭开关是采用撼动开关，当剪枝机在作业的过程中发生突发事件时难以及时将电路关闭来达到安全保护的目的。由于以上缺陷，剪枝机在发生由于硬物卡置导致剪枝机脱手飞出事一件十分危险的事情“为了以免以上危险事件的发生，这里需要设计出一款具有主动安全保护的装置，在剪枝机出现由于硬物卡置导致电机卡死或者剪枝机脱手飞出时能够及时关闭机器，进而实现主动安全保护的作用。5.2工作原理由于电机卡死时，电机的工作电流会出点迅速上升的特点，目该电流会远远超出额定电流，所以，可以利用该原理设计这部分的保护奘翼，对于剪枝机脱手飞出时的主动保护，可以根据剪枝机在飞出时会产生一个较大的加速度，在剪枝机机架上安装一个加速度传感器,实时监测剪枝机的加速度变化状5:加速为I大于某一阀值时就切断电源就能实现该保护。5. 3保护装宜硬件设计5.1.1 STCI5F2K604片机主要特性STC15F单片机属于51系列单片机的类型范囹，由于该类单片机低廉的价格，较高的性价比以及广泛的用户群使得该系列单片机广受大家的喜爱与追捧。单片机属于控制器级别的计算机，它的技术的突破在很大程度上促进了自动化领域的发展.5. 3.2单片机的中断系统STCI5F单片机的中断系统有六个中断源，一共两个个优先级，可实现二级中断嵌套。用户使用的时候只要打开总中断，打开对应的中断开关，当有优先级别的时候，用户还可以根据需求设计对应的优先级别.一般情况下单片机的外部中断采用其自带的IOU即可触发，当对应的K)口检测到下降沿时即可进入中断函数，进而有优先执行中断函数的代码程序。5. 3.3单片机最小系统电路单片机最小的工作系统，也可以简称为单片机最小系统。它是指能够支推单片机完成最基本的指令运行的所必须的最基本的电路。一般情况下他包含三大块，他们分别为晶振时钟电路、电源供电电路以及驻位电路，如图5-1所示。该图就为单片机最小系统。图51单片机最小系统(1)电路的第一部分就是电源，电源这个卜分便于理解，电子设备都需要给其提供一定的电能，这一点与我们的家用电器并无区别。目前市场上常用的单片机的供电电压为5V或者3.3V这两个标准“本设计所采用的为STCI5F单片机，该款的微处理器需要电压为5V.从单片机引脚图可以知道，该通片机四十号引脚与二十号引脚分别为单片机的供电引脚，四十号引脚接的电压是+5V,一般在电路中标位VCC或者VDD,火含义就是电源的正极，单片机的笫二I号引脚接的就是电源的地，一般电路图中常标为GND,它的含义就是电源的负极。单片机四十号引脚与二十号引脚之间还并联一个电解电容，它的作用就是电源源波，保证单片机的供电的稔定。晶体震荡时钟电路：STCI5F单片机的内部自带一组晶体震荡时钟电路在使用的时候单片机可以直接可以从单片机内部采集分频时钟信号。当然，为了整个系统的可以更加稳定的工作，本设计还在其外部设置晶体震荡时钟电路，堆片机的晶振电路如图5-2所示，电路的核心就是个12兆赫兹的石英晶体震荡器，在该器件的周围还并联一对30PF的陶瓷电容来进行熊荡的控制，在该电路的一对的信号输出口连接于单片机的38号接口与39号接口当通片机需要采用其内部的时钟的时候，我们可以将片外石英晶体的一对信号输出端的导线分别与XTA1.I和XTA1.2连接，当我们需要使用外部的时钟信号时，即将XTA1.I接受片外时钟的脉冲信号，XTA1.2则处于悬空状态。图5-2晶体震荡电路(3)复位电路：单片机的第三部分就是笈位电路,该部分电路在单片机正常运行的时候是用不上的，其作用就是当单片机的由于某些突发状况而引起的程序卡死或者程序跑飞时可以通过该功能模块来使单片机重新回到程序的最初的位置。总的来说如位电路属于一种安全保护机制，可以在单片机的运行出现故障时保障其可以快速的回到正常运转状态，这对单片机的使用具有也要意义.STC15F单片机具有一个RST引脚，当该引脚在连续的两个时钟周期都具有低电平时，单片机就会进行复位操作.如图5-3所示，该图就是单片机的复位电路的原理图。图53复位电路5. 4控制信号采集5.4. 1剪枝机加速度信号采集由以上分析可以知道，为了保证剪枝机突然脱手飞出而不发生伤人事件，这就要保证剪枝机的锯片在脱手的瞬间能够及时停止工作.所以这里需要采用加速度传感瑞检测四技机的加速度来实现该功能。加速度传感器芯片采用MPU6050。MPU-6000(6050)是一款整合性6轴运动处理组件，相较于多组件方案，免除了组合陀螺仪与加速器时间轴之差的问题，减少J'大量的封装空间。当连接到三轴磁强计时，MPU-60X0提供完整的9轴运动融合输出到其主2C或SP1.端口。该芯片的工作原理图如图5-4所示。U4一上15MMA726O12'w*XO1.T14.(SIEPYOCrT3AGSE1.1.,2为低电平,GSF1.1.方Wr选杼MMAT26()最高GSE1.2加速度计的灵敏度VSSZ轴电压信号图57MPU4050工作原理图5.4.2电机电流信号采集本设计中的电流检测电路采用霍尔电流传感器为核心元件。座尔传感器具有良好的抗干扰能力和线性度.反应速度快，频带宽，电流的过我能力强等优点,因此广泛应用于工业电流检测领域.本设计中采用的霍尔传感器为型，输入直流电流输出电压电流转换比较大，可以适应大电流范围的需求。采样到的电流经霍尔传感罂转换后，将电流信号转化为电压信号，输出端输出的直流电压给转换器进行转换。彼尔电流传感器原理如图5-5所示。图5-5戕尔电流传照器原理图5.5保护装置软件设计保护装巴从控制方法上来说就是通过传感涔时刻监测剪枝机在工作是机壳的加速度,但是这里不包括生力加速度.当除重力加速度以外的其他方向上的加速到达到一定阀值时就霜要立马切断电机的供电电源，在机构R1.力的作用下实现停止，进而实现主动保护的效果。保护装置软件设计的程序流程图如图5-6所示。开始读取加速度数据切断电源V结束图5-6软件设计程序流程图6工作总结与展望6.1工作总结本文首先对往笈式潴木修剪机提出了总体方案设计，即以电机作为动力来源，以往更式三角锯齿刀片作为执行刀具，以曲柄滑块机构作为动力传输的结构。整机主要由机架、切割系统、割刀的驱动机构等构成。通过列举几种不同的切割器、传动系统和于动仿形机构的方案，选出较优的组合，并对此进行So1.idWorkS三维建模。分析/切割器的运动、速度、受力和割刀惯性力的平衡，最后为避免工人在使川剪枝机时由于突然碰到硬度而导致剪枝机锯片脱手伤人，本文还创新性地设计基于加速度陀螺仪和单片机的主动安全保护装置。6.2改进分析由于本设计所采用的电机是直流电机，电机的启停是直接采用嗯动开关来控制的，所以电机速度是刀具所受法向力的函数，且不可主动调节。以上设计虽具有结构简单成本低的特点，但是由于缺乏电机调速系统，所以电机的输出功率就不能根据实际工作状况来实际调节，这就在一定程度上造成电能的浪费，所以将来增加变频调节装置来节省电量是一个改进方向。参考文献“武博文，刘云玲，何雉奎，刘亚佳，宋坚利.国内外果树剪枝装备的应用现状及发展趋势J.河北果树,2019(04):1-3+6.2.葡葡叶幕修剪机田间作业显身手J.西北园艺(统合)，2019(05):61.刘李逵，董万福，陈羽立，林李柔.种电动摘果剪枝机的设计J广西农业机械化，2019(04):23.4周天文，徐红，刘佳丽，王超.两翼转刀式葡葫熨梢剪枝机的设计IJ1.农业开发与装备，2019(03):101-102.5陈致欣.浅谈果树剪枝机械化及自动化研究进展北南方农机，2019,50(05):50.6唐兴隆，孙志强，王虹.小型电驱气动剪枝机的多功能化研究J农业开发与装备,2018(11):107-108.7尚忠，王小凯，钱栋伟，李春燕，于俊萍，孙奎军,3PJXI韵萄熨季剪枝机电控液压系统的设计U1.农业机械,2018(09):91-96.8束钱，耿晓阳，宋月鹏，高东升，柳洪洁，王征.带夹持机构的锯切式革果剪枝机设计J中国农机化学报，2018,39(08):9-16.9祝思文，李丽.淡气动果树剪枝机的使用和保养J.农机使用与维修，2018(04):册.10.国内首台葡萄剪枝机在山东研发成功U1.农业科技与信息，2017(21):89.H陈魁，李您，纳斯哈提，王茂博.3PJ-I型龙门葡萄剪枝机的研制口J.中国农机化学报，2017,38(02):28-33.12张德学，闵令强，李青江，刘学峰，任冬梅，张翠英，梁荣庆PJS-I型两翼式葡萄剪枝机的设计J1.农业装备与车辆工程，2016,54(02):77-81.