茶树修剪机的设计

PAGE茶树修剪机的设计DESIGNOFTEATREETRIMMERS目录摘要 1关键词 11前言 21.1研究的意义 21.2国内外研究现状 22总体方案设计 32.1设计要求 32.2结构设计及工作原理 33设计分析 43.1传动方案的确定 43.1.1对传动路线的要求 43.1.2选择传动方案 43.2驱动机的选择 53.2.1确定参数 53.2.2汽油机的选择计算 53.3带Ⅰ的设计 53.3.1确定计算功率 53.3.2选择普通V带型号 63.3.3确定带轮直径 63.3.4验算带速V 63.3.5确定带的基准长度和实际中心距a 63.3.6校验小带轮包角 73.3.7确定V带根数Z 73.3.8求初拉力及带轮轴上的压力 83.3.9设计结果 83.4带Ⅱ的设计 83.4.1确定计算功率 93.4.2选择普通V带型号 93.4.3确定带轮基准直径 93.4.4验算带速V 93.4.5确定带的基准长度和实际中心距 93.4.6校验小带轮包角 103.4.7确定V带根数Z 103.4.8求初拉力及带论轴上的压力 113.4.9计算结果 113.5轴Ⅰ的设计 113.5.1轴的计算 123.5.2轴的校验 133.5.3轴承的选择 143.5.4键的选用 153.6轴Ⅱ的设计 153.6.1轴的计算 153.6.2轴的校验 163.6.3轴承的选择 173.6.4键的选用 184刀片的设计及材料的选择 184.1刀片的结构设计 184.2材料的选择 185总结 19参考文献 19致谢 20附录 20PAGE19茶树修剪机的设计摘要：中国作为茶叶生产大国，茶树修剪机的科技含量还不是很高，随着社会的发展，茶树修剪机也从重量型以及复杂型逐渐向轻巧型转变，从大功率向小型功率型转变，耗油也越来越少，动力也越来越强劲，故障率也越来越低。为很快适应社会的发展以及作为大国的责任，中国有足够的潜力和能力来做好这件事，作为中国人，我们应该认识到研究茶树修剪机的重要性，本课题即针对老龄茶树修剪、在茶树修剪过程中面临的问题及现有茶树修剪机的不足，研究出一种全新的茶树修剪机械设备，并对整机各结构部件进行协调，提高茶树修剪效率.关键词：茶树；修剪机；效率DesignofTeaTreeTrimmers(OrientalScience＆TechnologyCollegeofHunanAgriculturalUniversity,Changsha410128,China)Abstract：China,asthelargestproduceroftea,butteapruningmachinehasnotveryhightechnologycontent,withthedevelopmentofsociety,thetea-treepruningmachineischangedfromtheheavyandcomplextypetothelight,thepowerfromthebigtosmall,fuelconsumptionusageamountislessandless,powerhasbecomeincreasinglystrong,thefailurerateisgettinglowerandlower,ToadaptquicklytothedevelopmentofChina，andtheresponsibilityasabigcountry,Chinahasenoughpotentialandcapacitytodothis,asChinesepeople,weshouldrecognizetheimportanceofteatreetrimmers.Thesubjectisonagingteapruning,theexistingproblemsinpruningprocessandthedefectofpresentedteacuttingmachine,wedevelopedanewmechanicalequipmentforpruningtea,coordinatedallstructurepartsofthemachine,toimprovetheefficiencyofteaplantpruning.Keywords:teatree;pruningmachine;efficiency1前言茶树修剪机是随着茶的出现而出现并发展起来的，因为我们对茶的需求，所以我们得种植茶树，茶树修剪机就是伴随着茶的发展而发展起来的，是一种生产力，能让我们更好的养茶护茶，能让我们更加轻松的种出大量的茶，它为我们带来了方便。修剪是人为地抑制顶端主枝生长优势的措施，可刺激着生部位较低的芽萌发新技，增强树势，培养高产优质树冠。茶树修剪方法主要分为幼龄茶树的定形修剪、成龄茶树的轻修剪与深修剪，衰老茶树的重修剪等。成龄茶树经多年采摘和轻修剪后，采树冠摘面上会形成密集而细弱的分枝，这时，茶树新梢育芽能力减弱，生长乏力，茶叶产量和品质下降，为更新树冠采摘面，就得采用深修剪技术，剪去密集细弱的枝层，让茶树再次发芽抽枝，增强孕育能力，提高茶叶生产率。1.1研究的意义深修剪通常剪去冠面10～15cm枝梢，目前茶树的深修剪工作一般用双人抬修剪机来实施，但双人抬修剪机比较笨重，且工作效率低。重修剪的对象则是半衰老和未老先衰的茶树。这种茶树，虽然骨干枝的抽生能力仍较强，但生产枝的育芽能力已很弱，芽叶瘦小，叶张薄细，轻伸修剪根本不起作用，即使采用深修剪也不能达到目的，这时，就得采用重修剪技术。重修剪茶树一般在离地20～50cm处修剪树干。台刈则是比重修剪更为彻底的改造树冠的修剪技术，其对象是严重衰老的茶树，但目的与重修剪相同；茶树台刈后，从根颈部抽发的新枝能重新形成树冠。重修剪及台刈由于修剪的茶树枝干一般较粗，现有的茶树修剪机械很难担当大任、不但效率低，而且常出现露枝现象；因此许多地方还在采用人工以砍柴刀对枝干进行砍切修剪，劳动状况恶劣、劳作水平极其落后，另外人工砍切修剪对茶树生长是十分不利的。所以对茶树修剪机的设计迫在眉睫，市场需求量大。1.2国内外研究现状国内已有多家单位生产出了多款茶树修剪机。如南京秦淮园林机械厂生产的单人多功能电动茶树修剪机；该机具有环保节能，效率高，能耗小，对茶作物无污染等优点。浙江省生产的PSM110型茶树修剪机双人抬跨行作业机具，由两把锯齿型刀片作相对往复运动完成修剪作业。修剪机的动力选用日本三菱TL33PVD型汽油机。当汽油机运转达到一定速度时，离合器先带动风机运转，继而将动力传输到减速齿轮箱，减速齿轮与偏心机构设计在同一箱体内，通过一级齿轮减速，动力传到偏心机构，偏心机构上有偏心方向为180º的双凸台，带动连杆驱动刀片作往复运动，完成切割作业。国外如日产的Ｅ7Ｂ-750型单人修剪机配日本单缸二冲程1.03ｋＷ(1.4马力)汽油机，采用平刀片往复式切割，切割幅宽750ｍｍ。具有以下特点：①重量轻、方便于单人操作，平形、弧形树冠均可使用，适应性很好；②发动机性能好，操作简便，机身上设有停车按钮及汽油机调速控制手柄，刀片动、停、快、慢控制十分方便。目前，国内外对茶树的轻、中修剪机械的研制及应用均已成熟。并进入大面积应用的推广期。但是华南农业大学的覃松林研究分析了单、双人茶树修剪机使用时应该注意的问题，他重点指出，单人修剪机和双人修剪机不准作老茶树的深修剪和重修剪，否则机器将严重超载而遭到破坏。通过以上研究结果可以看出，茶树修剪机无论是单人型还是双人型，都难以承担起老茶树的深修剪任务，这迫切需要国内的科技工作者研究开发出一种专门用于成龄茶树的深修剪机械。2总体方案设计2.1设计要求a.茶树修剪成型机的研究b.研究树修剪器的结构、材料及茶叶枝叶被修剪时修剪机刀片的运动分析主要受力零件的强度或寿命校核计算c.行总体设计，画出总体结构图和部件图及零件图d.完成课题内容，进行设计计算说明书一份e.茶树修剪机的工作路线图、装配图、部件图和相关零件图，三张零号图纸。2.2结构设计及工作原理茶树修剪是人为地抑制顶端主枝生长优势的措施，可刺激着生部位较低的芽萌发新技，增强树势，培养高产优质树冠。茶树修剪方法主要有幼龄茶树的定形修剪、成龄茶树的轻修剪与深修剪，衰老茶树的重修剪及台刈等。。机动修剪机械按工作头的型式可分为锯式和剪；按修剪机动力的类型上又可分四种：①汽动；②液压传动；③电动；④以小型汽油机为动力。采用低能耗、低污染的专用汽油机，开发环保型修剪工具。切割装置采用水平高旋转钩刀切割，可实现水平旋转切割的机构有曲柄连杆机构、曲柄滑框机构、摆环机构、行星齿轮传动机构、带轮机构，分析比较采用带轮传动机构来实现其传动方式。3设计分析3.1传动路线的确定3.1.1对传动方案的要求

合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、传动效率高、结构简单、尺寸紧凑、重量轻、成本低、工艺性好、使用和维护方便等要求3.1.2拟定传动方案任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。方案一：图1机构传动简图一Fig1.Thesketchofmachinetransimission方案二：图2机构传动简图二Fig2.Thesketchofmachinetransimission考虑到经济性及机器的整体结构和传动所需要的准确性及经济性，我们分析决定采用结构比较简单的带轮传动，故我们选择第一种传动方案。3.2驱动机的选择3.2.1确定参数如下：（1）切削力F=200N；（2）切削最大半径R=60mm;（3）刀片转速n=1500r/min;图3刀片示意图Fig3.Thesketchofblade3.2.2汽油机的选择计算T=FR=200N×0.06m=12N.m选择TL33PVD型汽油机，立轴，水冷，P=7.4KWn=2500r/min,T=60N.m，启动方式为反冲动，点火方式为无触点点火。3.3带Ⅰ的设计3.3.1确定计算功率由机械设计第八版查得=1.1由公式（1）得==1.1×7.4KW=8.14KW（1）3.3.2选择普通V带型号根据=8.14KW，=2500r/min，由机械设计第八版查得选用B型普通V带3.3.3确定带轮直径根据要求，查表选取=140mm且=140mm>125mm大带轮直径为=/=2500/1500×140=233mm(2)选取标准植=236mm,则实际传动比i、从动轮的转速分别为:i=/=236/140=1.69(3)=/i=2500/1.69=1479r/min(4)从动轮的转速误差为（1479-1500）/1500×100%=-1.4%在5%以内，为允许值3.3.4验算带速VV=/60×1000=18m/s(5)在5-25m/s的范围内。3.3.5确定带的基准长度和实际中心距a按结构设计要求初定中心距0.7(+)<a<2(+)263<a<752初定a=500mm由公式(6)得=2+(+)/2+/4(6)=2×500+p(140+236)/2+(236-140)^2/(4×500)=1590.5mm由选取基准长度=1600mma≈+(-)/2=500+(1600-1590.5)/2（7）=505mm中心距范围=a-0.015=505-0.015×1600=481mm=a+0.03=505+0.03×1600=553mm3.3.6校验小带轮包角=-/a×（8）=-(236-140)/505×=>3.3.7确定V带根数Z由公式(9)得Z≧/（9）根据=140mm，=2500r/min查《机械设计》用内插法得=3.8KW由公式（10)得功率增量`为：=（10）由《机械设计》查得=2.6494×根据传动比i=1.69，查得=1.1202则=2.6494××2500（1-）=0.7KW由《机械设计》查得带长度修正系数=0.92，包角系数=0.99得普通V带的根数为：由公式（9）得Z=8.14/(3.8+0.7)×0.92×0.99=1.98圆整后得Z=2跟3.3.8求初拉力及带轮轴上的压力图4带及轴的受力图Fig4.Theforcesketchofbeltandaxle查得B型普通V带每米质量q=0.17kg/m根据公式(11)得单根V带的初拉力为=×（11）=227.5N由公式（12）可得作用在轴上的压力（12）=2Z=2×227×2=904N3.3.9设计结果选择2跟B-4000GB1171-89V带,中心距a=505mm,带轮直径=140mm,=236mm,轴上压力=904N3.4带Ⅱ的设计主动轮的转速1500r/min,从动轮转速1500r/min3.4.1确定计算功率由《机械设计》查得=1.1，由公式（1）得1.1×7=7.7KW3.4.2选择普通V带型号根据=7.7KW，，选用B型普通V带3.4.3确定带轮基准直径根据《机械设计》选取=125mm,且为B型由公式（13）大带轮直径为：=×125=125mm（13）选取标准值为125mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：（14）从动轮的转速误差率为：×100%=0在±5%以内，为允许值。3.4.4验算带速V在5-25m/s范围内3.4.5确定带的基准长度和实际中心距按结构设计要求初定中心距0.07（）<<()175<<500取=200mm由公式(15)得（15）=792.5mm选取基准长度=800mm==3.4.6校验小带轮包角由公式(16)得（16）=3.4.7确定V带根数Z（17）根据=125mm=1500r/min,用内插法得由式(8.11)得功率增量为（18）查得根据传动i=1，查得=1则=0查得带长度修正系数，包角系数得普通V带根数圆整得Z=23.4.8求初拉力及带论轴上的压力图5带及轴的受力图Fig5.Theforcesketchofbeltandaxle查得B型普通V带的每米质量q=0.17kg/m,根据公式(19)得单根V带的初拉力为：（19）==284N由公式(20)可得作用在轴上的压力为：(20)=1136N3.4.9计算结果选用2根B-GB1171-89V带，中心距a=200mm,带轮直径，轴上压力3.5轴Ⅰ的设计3.5.1轴的计算（1）选择轴的材料，确定许用应力因我们设计的轴对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，查得强度极限，再由表15-2查得许用弯曲应力（2）按扭强度估算轴径由《机械设计手册》查得,又公式(21)得（21）因最小轴径处有键槽存在，故将估算增大3%～5%取为19.1mm～21.1mm由设计手册查得标准直径（3）设计轴的结构并绘制机构草图a.确定各轴段直径根据设计手册公式（22）取h=2.5mm初选轴承6307的直径根据轴承的内径决定取为的直径也是根据轴承来定取为b.确定各轴段长根据汽油机高度及整机结构，轴的总长为520mm轴段Ⅰ的长度可以根据所选带轮宽螺母厚度及安装结构确定为125mm轴段Ⅱ的长度根据轴承座端面和带轮的距离确定为26mm轴段Ⅲ的长度轴承宽得21mm轴段Ⅶ用装刀片，可根据刀片的厚度，螺母和垫片的厚度确定轴长为50mm轴段Ⅴ的长也为轴承宽21mm轴段Ⅵ的长和轴段Ⅱ的一样为26mm最后留下的长度就为轴段Ⅳ的长3.5.2轴的校验以B为基点，在以C点为基点：（23）（24）（25）(26)弯曲应力(27)查得，满足，故轴的设计满足要求。图6轴=1\*ROMANI的载荷分析图Fig6.Theanalysediagramofaxle=1\*ROMANIload3.5.3轴承的选择应所以只要边的轴承可用即可初选轴承6307GB/T276-1994，查表得基本额定功率为轴的预期寿命取为查表得(28)(29)故6307滚动轴承满足要求3.5.4键的选用根据结构选用10×110普通A型平键3.6轴Ⅱ的设计3.6.1轴的计算（1）选择轴的材料，确定许用应力因我们设计的轴对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，由表15-1查得强度极限，再由表15-2查得许用弯曲应力（2）按扭强度估算轴径查得,又由公式（21）得因最小轴径处有键槽存在，故将估算增大3%～5%取为18.8～20.06mm由设计手册查得标准直径（3）设计轴的结构并绘制机构草图a.确定各轴段直径根据设计手册公式取h=2.5mm初选轴承6307的直径根据轴承的内径决定取为的直径也是根据轴承来定取为b.确定各轴段长根据汽油机高度及整机结构，轴的总长为470轴段Ⅰ的长度可以根据所选带轮宽螺母厚度及安装结构确定为66轴段Ⅱ的长度根据轴承座端面和带轮的距离确定为27轴段Ⅲ的长度轴承宽得21mm轴段Ⅶ用装刀片，可根据刀片的厚度，螺母和垫片的厚度确定轴长为50轴段Ⅴ的长也为轴承宽21mm轴段Ⅵ根据轴承座端面和带轮的距离确定为26mm最后留下的长度就为轴段Ⅳ的长3.6.2轴的校验以B为基点，在以C点为基点：弯曲应力查表得，满足，故轴的设计满足要求。图7轴=2\*ROMANII的载荷分析图Fig7.Theanalysediagramofaxle=2\*ROMANIIload3.6.3轴承的选择由所以只要边的轴承可用即可初选轴承6307GB/T276-1994，查表得基本额定功率为轴的预期寿命取为查表得故6307滚动轴承满足要求表1轴承参数Tab.1Bearingparameters轴承代号d(mm)D（mm）B(mm)60373580213.6.4键的选用根据结构选用10×56普通A型平键。4