自走式乘坐式采茶机主要由茶叶采摘装置、茶叶收集储存装置、采摘器升降和平移装置、底盘移动装置组成，参考现有采茶机的整机尺寸以及山地茶园茶叶种植情况，运用solidworks进行三维建模，采茶机的总体尺寸小于1.8 m × 0.6 m × 1.5 m。其结构如图2所示。底盘移动装置为采茶机提供行走功能，为实现攀爬较大角度陡坡，以及松软或湿滑路面的移动能力，采用履带式的移动方式，提供较大的地面接触面积和摩擦力，保证自走式采茶机的通过性能和稳定性。采摘器升降和平移装置可以让茶叶采摘装置在垂直方向和水平方向上下或左右移动，以适应不同宽度和高度的茶笼，增大采茶机的应用范围。茶叶收集存储装置的作用是将摘下的茶叶进行收集和存储，其采用风力吹送能最大程度上避免对茶叶造成损伤。茶叶采摘装置负责将可采摘茶叶切下，同时应尽量避免切到茶叶叶片，保证茶叶的完整性。

图2. 自走式采茶机三维建模图

自走式采茶机主要由底盘移动装置、采摘器升降和平移装置、茶叶采摘装置、茶叶收集储存装置组成，如图3。

自走式采茶机集茶叶采摘、茶叶收集、茶叶存储和整机移动为一体，具有采摘效率高、茶叶完整度高、使用成本低等特点。采茶机使用电力驱动，启动后，操作控制面板，控制底盘移动装置将采茶机移动到两行茶笼之间；然后根据茶树的高度调节采摘器升降装置将茶叶采摘装置移动到合适的高度，再由茶笼的宽度，调节采摘器平移装置将茶叶采摘装置水平移动到适当位置；接着启动茶叶采摘装置和收集装置，最后以一定的速度控制采茶机平稳地向前走，即可完成一行茶笼的采摘，其工作流程如图3所示。

图3. 自走式采茶机工作流程图

茶叶采摘剪切力学分析可以得出茶叶采摘时所需的力学参数，而剪切力学参数则是科学合理设计采茶机的基础。影响茶叶剪切力学参数的因素较多，如：茶叶种类、剪切位置、季节、气候条件等。因此，充分考虑和分析影响茶叶剪切力学参数的因素，找到合适的剪切参数，对提高茶叶采摘效率和保证茶叶质量有很大的帮助。

对茶叶采摘剪切力影响最大的是剪切位置，不同的剪切位置，茎梗的横截面积不同，所需的剪切力差别也较大。采摘茶叶时，不同的剪切位置，对应不同的茶叶等级，目前，茶叶主要划分为三个等级，分别为：一芽一叶、一芽二叶、一芽三叶，参考曹望成等人对茶树新梢力学试验机的研制 [ 5 ]，不同等级的茶叶，其平均剪切面积和剪切力如表1所示。

表1. 不同等级茶叶剪切面积与平均剪切力 [ 5 ]

茶叶采摘时所需的剪切力由剪切茶叶茎梗的理论剪切力和茶叶采摘装置运行时的阻力组成。在润滑良好、工作正常的情况下，采摘装置运行阻力是很小的，因此，采摘剪切力主要由理论剪切力决定，在采摘茶叶时，大部分情况是一片切割刀片同时切割多株茶叶，因此可用切割多株茶叶时的平均剪切力等效为理论剪切力。

切割器是茶叶采摘机中的关键执行部件，主要功能是切割茶叶茎秆，因此，切割器的工作性能将直接影响采茶机的采摘效率和茶叶质量。在机械采摘中有三种方式，分别为：往复切割式、旋转滚刀式、水平勾刀式，我们对其中的旋转滚刀式切割器进行了以下运动分析。如图5

图4. 双刀滚切式切割器

双滚切刀工作时，有两个方向的分运动，一个是采茶机前进的速度v，另一个是双滚切刀的旋转角速度 ω ，所以，双滚切刀的绝对运动是两种运动的合成，其运动方程为：

X = R ( cos θ + v u θ ) (3.1)

Y = R sin θ (3.2)

式中：R–双滚切割刀的工作半径；

θ –时间t内双滚切刀转过的角度， θ = 2 ω t 。

根据双滚刀的运动方程，绘制出滚刀的运动轨迹，其运动轨迹为摆线 [ 6 ]，如图5所示。

图5. 双刀滚切式切割器上一点轨迹

采茶机工作性能参数确定后，采茶机前进速度v和滚切刀角速度 ω 为定值，则双滚切刀刀刃处的圆周速度u为：

U = ω R (3.3)

从式3.3中可以看出，双滚切刀的绝对运动轨迹与采茶机前进速度v和双滚切刀角速度 ω 的比值呈正比关系，而工作半径R不会对双滚切刀的运动轨迹造成影响，轨迹的形状由

v u

决定。

双滚切刀两刀片间隔180˚安装时，其滚动切割图如图6所示。其中，I为第1把切割刀的刀刃口运动轨迹，II为第2把切割刀刀刃口的运动轨迹，h为留茬高度，l为切割茶叶的长度，R为双滚切刀的工作半径。1与3线间的面积ICFG以及2与4线间面积ABFH分别表示轨迹I与轨迹II滚刀旋转1圈应该切割的芽叶区段。

双滚切刀切割茶叶长度l为：

L = R − R sin θ = R ( 1 − v u ) (3.4)

图6. 双滚切刀切割图

式(3.4)可知，当滚刀R一定时，滚切刀理论上合理切割芽叶的最大长度只与v/u有关，v/u愈小，摆环愈大，l也增大。一般来说，要求切割的茶青愈长，R也应愈大；而滚刀的工作半径越大，对切割芽叶长度的适应性就越好。但如果工作半径R过大，会将离刀底较远而又处于切割区的茶叶打碎，同时留茬高度h越高，能使进入切割区的茶叶尽快被切割，有利于降低茶叶破碎率。结合可采摘茶叶的平均长度，可以确定双滚切刀工作半径 R = 50   mm ， h = 25   mm ，切刀长度 L = 580   mm 。

通过上述分析，可以得出采茶机移动速度与切割刀转速的比值是影响双滚切刀切割质量的关键因素。参考上海农机所绘制的双滚刀v/u切割图，分析出双滚切刀v/u = 1/4.6左右时的切割效果最好，在保证茶叶采摘效率的同时，提高茶叶的完整率。而参考李长虹等人对便携式双滚切刀采茶机运动分析的研究 [ 5 ]，发现v/u取值在[0.275, 0.4]之间的茶叶完整率最高，且理论上当v/u = 0.3时，茶叶的破碎率为0，即取v/u = 0.3。参考自走式采茶机工作的移动速度为0~4 km/h，考虑采茶机的工作效率和采摘质量，取 v = 2   km / h = 0.556   m / s 。则双滚切刀的圆周速度u为：

U = v 0.3 = 0.556 0.3 = 1.853   m s (3.5)

双滚切刀的转速n为：

N = v 2 π R = 1.853 2 × 0.05 π = 5.901   r s = 354.076   r min (3.6)

式中：R–双滚切刀旋转半径， R = 0.05   m 。

双滚切刀旋转一周移动距离S为：

S = 2 π R v u = 2 × 0.05 π × 0.3 = 0.094   m (3.7)

双滚切刀切割茶叶长度l为：

L = R ( 1 − v u ) = 0.05 × ( 1 − 0.3 ) = 0.035   m (3.8)

结合3.1节对茶叶切割特性分析，参考曹望成等人对茶树新梢剪切力学特性的研究中 [ 7 ] 提出的最大理论剪切力计算公式：

F 0 = F × D × A (3.9)

F 0 = 2.59 × 2500 × 30 × 0.556 × 0.58 67.814 = 925.925   N

式中：F₀–切割器最大理论剪切力；

F–茶叶的平均剪切力， F = 2.59   N ；

D–采摘面上的可采摘茶叶密度，一般在2000~3500个/m²内选取，取D = 2500个/m²；

A–切割区面积， A = 30 v L f ，f为切割频率 f = 2 π u R = 67.814   Hz 。

最大理论切割功率P₀为：

P 0 = F 0 u 1000 = 925.925 × 1.853 1000 = 1.715   kW (3.10)

通过上述分析计算，得出了茶叶采摘装置的运动和工作参数，如表2所示。

表2. 茶叶采摘装置的运动和工作参数

为了让采摘器能够有选择性的去采摘不同高度、不同大小的茶叶，我们增加了升降和平移装置分别由两根交叉垂直的丝杆和轨道、两个涡轮蜗杆减速器、以及两个驱动电机组成，其结构如图7所示。

并对丝杆的受压稳定进行分析计算，根据茶叶采摘装置的结构设计，进行建模分析后可知其质量 M n 约为23 kg，则升降装置的轴向载荷 F 0 为：

F 0 = M n g (3.11)

F 0 = 23 × 9.8 = 225.4   N

通常实际工程中设计升降丝杆时，一般取计算载荷为实际载荷的2~3倍，考虑到升降装置还需承受平移部分的重量，所以取计算载荷 F m = 3 F 0 = 676.2   N ，设计滑台轴向工作速度 v m = 0.003   m / s ，行程 S m = 700   mm 。

图7. 升降平移装置

1) 丝杆受压稳定性计算

升降丝杆两端径向和轴向约束，因此可看作两端固定，长度系数 μ = 0.5 。

① 惯性半径i

i = d 3 4 (3.12)

i = 7.500 4 = 1.875

② 丝杆柔度 λ s

Λ s = μ S m i (3.13)

λ s = 0.5 × 700 1.875 = 186.667 > 100

③ 临界载荷 F c r

F c r = π 2 E I ( μ S m ) 2 (3.14)

F c r = π 2 × 2.06 × 10 5 × 155.315 ( 0.5 × 700 ) 2 = 2575.165   N

式中：E–丝杆材料的拉压弹性模量， E = 2.06 × 10 5   MPa ；

I–丝杆危险截面的惯性矩， I = π d 3 4 64 = 155.315   mm 4 。

⑤ 丝杆稳定性条件

正常情况下，丝杆所承受的轴向力必须小于临界载荷，即丝杆的稳定性条件为：

S s c = F c r F m ≥ S s (3.15)

S s c = 2575.165 676.2 = 3.808

式中： S s –丝杆稳定性安全系数，对于传力螺杆， S s = 3.5 ~ 5.0 。

3.5 < S s c = 3.808 < 5.0 ，即丝杆满足受压稳定性要求。

采茶机整机质量为 M = 260   kg ，茶叶收集箱容积为158.42 dm³，则茶叶收集箱装满时，茶叶质量约为20 kg。假设驾驶员质量为60 kg，则采茶机空载时总质量 M 0 = 320   kg ，满载时采茶机的总质量 M 1 = 340   kg 。

1) 质心计算

① 空载时质心

质心至前支撑点的距离 B 0 = 343.12   mm ；

质心至后支撑点的距离 A 0 = 542.22   mm ；

质心至地面的距离 h 0 = 349.77   mm 。

② 满载时质心

质心至前支撑点的距离 B 0 = 358.63   mm ；

质心至后支撑点的距离 A 0 = 524.78   mm ；

质心至地面的距离 h 0 = 347.62   mm 。

2) 稳定性计算

① 空载时稳定性计算

参考文献 [ 8 ]，保证采茶机爬坡时不纵向翻倾的条件是：

A 0 h 0 > δ = 0.7

式中： δ 为滑转率

将上述数值代入得：

542.22 349.77 = 1.55 > 0.7 (4.1)

参考文献 [ 8 ]，保证采茶机在无横向坡度转弯时，不横向翻倾的条件是：

A 2 h 0 > δ = 0.7 (4.2)

式中：a为轨距， a = 542   mm 。

将上述数值代入得：

542 2 × 349.77 = 0.77 > 0.7

② 满载时稳定性计算

保证采茶机爬坡时不纵向翻倾的条件是：

A 0 h 0 > δ = 0.7 (4.3)

式中： δ 为滑转率

将上述数值代入得：

524.78 347.62 = 1.51 > 0.7

保证采茶机在无横向坡度转弯时，不横向翻倾的条件是：

A 2 h 0 > δ = 0.7 (4.4)

式中：a为轨距， a = 542   mm 。

将上述数值代入得：

542 2 × 347.62 = 0.78 > 0.7

通过分析履带稳定性计算，履带式移动装置满足行走稳定性要求。

通过对采茶机的履带移动装置稳定分析，空载时：采茶机爬坡时不纵向翻倾的条件是 δ 滑转率为0.7，计算结果1.55 > 0.7，在无横向坡度转弯时，不横向翻倾，计算结果0.77 > 0.7；满载时：爬坡时不纵向翻倾计算结果1.51 > 0.7，无横向坡度转弯时，不横向翻倾计算结果0.78 > 0.7；结果表明履带移动装置满足行走稳定性要求。