茶树修剪机的设计

分类号 TH6 单位代码 11395 密 级 学 号 0805250113 学生毕业设计（论文）题 目茶树修剪机的设计作 者张立奎院 (系)能源工程学院专 业机械设计制造及其自动化指导教师拓耀飞答辩日期2012 年 5 月 27 日榆 林 学 院毕业设计（论文）诚信责任书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文），是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果。毕业设计（论文）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经公开发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人毕业设计（论文）与资料若有不实，愿意承担一切相关的法律责任。 论文作者签名: 年 月 日榆林学院本科毕业设计（论文）摘 要茶树修剪机是基于生产过程中茶树修剪的实际需要而设计的高效茶树修剪设备，主要用于茶树的深修剪和重修剪。本次设计的是手推式茶树修剪机，避免了背负式和手提式的负荷作业。整个设计经历了茶树修剪机总体、传动系统和机架等的设计过程。首先进行茶树修剪机的总体结构设计，包括设计步骤、设计构思和拟定传动方案；其次进入到零部件的选型和设计，依次包括汽油机的型号选择、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核以及机架的设计。其中，设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干，增加了切口的平整度，将对茶树的伤害降到最低；最后阶段进行了零件图和装配图的绘制工作。本次设计的茶树修剪机可以实现茶树的机械化修剪，能降低劳动强度，有效的提高了生产效率，保证鲜叶品质，符合清洁化规模生产的要求，降低了生产成本。关键词：茶树修剪机；传动系统；弧形刀片I榆林学院本科毕业设计（论文）The Design of the Tea Tree TrimmersABSTRACTTea tree pruning machine is designed based on the actual needs of the tea tree pruning in the production process and high tea tree trimming equipment, mainly for deep pruning and heavy pruning of tea.The design of the push tea trimmers can avoid the knapsack and hand-held load operation. The design experience of the tea tree trimmers consist of the transmission system and rack design process in general. Firstly，it needs to conduct overall structural design of the tea tree trimmers, including the design steps, design ideas and the development of the transmission scheme; Secondly，it is going on the selection and design of components, followed by gasoline model to select the ordinary V-belt drive system design, blade design axis of the design check and design of the rack. Among them, the curved blade can lock tea tree branches to increase the flatness of the incision, the design will decrease tea tree damage to a minimum; In the final stage, it has to go on the drawing of the parts and assembly drawings.The designed tea tree trimmers can be mechanized pruning of tea , can also reduce labor intensity, improve production efficiency, at the same time, it can ensure the quality of fresh leaves, in line with the requirements of the clean-scale production and even reduce production costs.Key words：Tea tree trimmers; Transmission system ; Curved blade III榆林学院本科毕业设计（论文）目 录摘 要IABSTRACTII1 绪论11.1设计目的及意义11.2 国内外发展现状11.2.1 国内发展现状11.2.2 国外发展现状21.3 设计的主要技术指标32 设计构思52.1 设计步骤52.2 机器的结构构思52.3 拟定传动方案63 零部件的选型和设计73.1汽油机型号的选择73.1.1 汽油机的功率计算73.1.2 选取的汽油机型号83.2 普通V带传动系统的设计83.2.1 带的设计93.2.2 带的设计123.2.3 带轮的设计133.2.4 带轮的设计143.2.5 带轮和的设计153.3 刀片的设计153.3.1 刀片材料的选择163.3.2 刀片的结构设计163.3.3 刀片加工路线的制定173.4 轴的设计和校核183.4.1 轴的设计183.4.2 轴的设计223.4.3 轴的设计253.5 机架的设计283.5.1机框的设计283.5.2 机头的设计293.5.3 机架的结构图303.5.4 机架高度的调节31结 论33参考文献35致 谢37附 录39附录A 带的设计过程39附录B 轴的设计过程43III榆林学院本科毕业设计（论文）1 绪论1.1设计目的及意义茶叶是我国传统的经济作物。据2010年茶叶蓝皮书指出：2009年中国茶园种植面积达186万hm2，产茶量135万吨，居世界第一；茶叶出口30.3万吨，创汇7.05亿美元，总量和金额连续6年创历史新高。中国茶叶经济进入了快速发展阶段，产业规模不断扩大1。但在目前情况下，大多数的茶农对茶树的深修剪或重修剪一般都采用的是人工用大剪刀进行修剪，这样不仅劳动强度大而且生产效率非常低。所以茶农迫切需要茶树修剪机来对茶树进行深修剪和重修剪。本次设计就是想研发出一种手推式茶树修剪机，避免了手提式或背负式的负荷作业，能有效的提高生产效率，保证鲜叶品质，实现高要求的清洁化规模生产，降低劳动强度，降低生产成本。同时，设计的弧形刀刃能锁紧茶树枝干，增加了切口的平整度，将对茶树的伤害降到最低。1.2 国内外发展现状1.2.1 国内发展现状我国采茶机械研究开发工作始于1958年，至今已走过50多年漫长曲折的历程。1965年以前，主要是根据我国茶园特点对采茶机的采摘原理而动力类型进行反复的研究和选择。此后，采茶机的研制工作在我国各产茶省普遍展开。到70年代后期，先后提出过十多种单人采茶机型，并组织过几次全国性的对比实验，但最终因这些机具动力、软轴不过关和机器本身制造质量水平不高，未能在生产中大量应用。到70年代末期，受日本机械化茶树修剪的影响，我国开始了茶树修剪机的研制。这一时期开发的数种平形、弧形往复切割式以及各种轻、深、重茶树修剪机，因机具的动力需向日本引进，而且还受制造厂企业规模的限制，部分零部件的质量欠稳定，因此推广应用进展较慢。80年代末期，我国开始与国外合资生产茶树修剪机，在杭州和长沙先后组建了浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落后茶叶园林机械有限公司。这两家合资企业均从日本进口零部件进行装配成台，为了抓住这一契机，农业部等部门自80年代末期开始，一方面组织各主要采茶省的有关机械厂家对茶树修剪机的生产技术进行引进、吸收，加速国产茶树修剪机的发展速度，另一方面大力抓推广应用工作，从而使我国的茶树修剪机机械化事业步入了新的发展阶段。为了满足国内茶区对茶树修剪机的需求，我国有关部门十分重视和支持国内有关厂家采取多种形式生产茶树修剪机。例如完全国产、主件进口配件国产和散件进口国内组装等。浙江川崎茶叶机械有限公司和长沙落合茶叶园林机械有限公司为进口日本散件在国内组装修剪机的中外合资厂家，而杭州采茶机械厂、南昌飞机制造公司、宁波电机厂、无锡扬名采茶机厂，福州建新农机厂和泰州林业机械厂等，以零部件全部国产或个别零件进口，大部分零部件式生产茶树修剪机。我国茶树修剪机械化事业之所以长期徘徊不前，主要原因之一是国产的修剪机械质量不过关，这主要是我国小型动力机、机械加工、技术设备水平低和原材料质量不高等综合因素造成的。近几年来，国内有关部门认真总结了经验教训，开始重视对国外茶树修剪机技术的消化吸收，从而设计开发了符合我国国情的茶树修剪机械，并形成了自己的特色，加之国内综合工业的水平的不断提高，使我国国产的茶树修剪机械现已接近国外进口同类机械的水平。1.2.2 国外发展现状国外对茶树修剪机的研制工作起步比较早。在茶树修剪机械的研制与开发过程中，尤以日本、前苏联等一些茶叶种植发达国家研究的较深，开发的重修剪机型号也较多。例如，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：重量轻，方便单人操作，平形、弧形树冠均可使用，适应性好；发动机性能好，操作简便，机身上设有停车按钮及汽油机调试控制手柄，刀片动、停、快、慢控制十分方便。早在80年代末期，日本川崎茶机和落合茶机公司先后进入中国，在国内引进组装采茶机和茶树修剪机等，基本上占领了中国的茶树修剪机市场，取得了良好销售业绩2。此外，日本的小松和德国施蒂尔等园林绿化修剪机也在中国茶园中得到大量推广应用，还有日本共立、新大华、本田，意大利红叶、美国百力通、台湾海马等。目前，国外对茶树的轻、中修剪机械的研制及应用均已成熟，并进入大面积应用推广期。1.3 设计的主要技术指标本次设计的主要技术指标如下： （1）刀具的使用寿命：420h左右（2）修剪树高：50-70cm（3）修剪幅宽：500cm（4）工作效率：最高0.24hm2/h；（5）切口的平整度：平均80%2 设计构思 2.1 设计步骤（1） 查阅大量的茶树和茶树修剪设备的相关文献（2） 根据机器的技术指标、工作场所等进行设计分析（3） 初步确定整台机器的结构, 拟定传动方案（4） 具体零部件的选型、设计校核（5） 装配图和零件图的绘制2.2 机器的结构构思目前，茶树修剪机都是在户外工作，动力不宜选取电动机，一般首选小型的汽油机。在能达到动力输出要求的前提下，为了降低生产成本，传动方式首选普通V带传动。为了达到设计幅宽的要求，在机架的前排并列的安置了三个刀片及带轮结构，在轴的两端安装轴承可以实现轴的固定。考虑到要降低劳动强度，可以采用手推式作业，将设计的各个构件装置在机架上。并且，在机架的前端可以装上机头，有利于修剪作业。综合考虑上述技术指标、机器的经济性和所需传动的准确性，拟定了整台机器的示意图1汽油机 2带轮 3V带 4轴 5机头 6刀片 7定位销 8机架把手图2-1 机器的示意图注：在图中刀片（6）的位置处，垂直纸面并列的安置了三个刀片及带轮结构。2.3 拟定传动方案根据上述的结构构思，拟定了两种传动方案。以下图中的三个刀片结构是垂直于纸面并列安置在机架上的，以求达到设定的修剪幅宽。方案一：图 2-2 第一种传动方案方案二：图2-3 第二种传动方案方案一中的动力直接通过V带，从汽油机输送到带轮上，方案二的动力则是通过联轴器和减速器传输到带轮上的，提高了机器的生产成本，同时也增大了机器的结构尺寸。因此，从机器整体结构的紧凑性、经济性和传动所需要的准确性方面考虑，决定采用第一种传动方案。3 零部件的选型和设计基于上述设计构思确定的传动方案，接下来就可以进行具体零部件的设计。本章的主要内容包括汽油机型号的选取、普通V带传动系统的设计、刀片的设计、轴的设计校核和机架的设计。其中，V带传动系统的设计包括带的设计和带轮的设计两部分内容。3.1汽油机型号的选择查阅茶树修剪的相关资料，确定刀片的切削力、转速和切削半径，基于上述参数可以计算出刀片的功率，进而可以选定汽油机的型号。确定有关参数如下：（1）刀片的切削力F=100N；（2）刀片切削的最大半径R=50mm；（3）刀片转速n=1500r/min；（4）每级普通平带的传动效率1=0.94； (5) 汽油机的效率；图3-1 刀片示意图3.1.1 汽油机的功率计算 3.1.2 选取的汽油机型号查阅文献7，选择由上海三菱重工业（上海）有限公司生产的型号为GM182LN的汽油机，启动方式为反冲起动器或电起动器，额定功率P=3.3kw，额定转速n1=1800r/min,扭矩T=23.1N.m,外形尺寸为317.5354.5353mm，净重15.8kg。3.2 普通V带传动系统的设计普通V带传动系统的设计主要内容包括：带、带的设计以及相应带轮的设计。各带及带轮在传动机构中的位置如图3-2所示：图3-2 带及带轮示意图图由于带和带的设计要求一样，故只需设计带。以下公式、查阅的图表如不特别说明，均来自文献8。3.2.1 带的设计（1）确定计算功率Pca1表3-1工作情况系数KA 工 况 KA空、轻载起动重载起动每天工作小时数/h1616载荷变动微小液体搅拌机，通风机，和鼓风机（7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻型输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀载荷）、通风机（7.5kW）、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机1.21.31.41.41.51.4载荷变动很大破碎机（旋转式。颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8 由表3-1查得Ka=1.1，由文献中公式得 （3-1）（2）选择普通V带的型号根据Pca1=3.63kw，n1=1800r/min，查阅文献中普通V带选型图，选用A型普通V带。（3）确定带轮的直径dd1和dd2查阅文献，选取dd1=125mm，并且。大带轮的直径为 根据普通V带轮的标准直径系列表，选取标准值dd2=150mm。则实际的传动比 从动轮的转速为=1500r/min从动轮的转速误差为：在5%的范围内，为允许值。（4）验算带速V1由带速公式得 （3-2）=11.8m/s。在530m/s的范围内，故带的速度大小合适。（5）定带的基准长度Ld1和实际中心距ai按结构设计要求初定中心距，由初选带传动的中心距公式得：0.7（dd1+dd2）a012(dd1+dd2) （3-3）代入数据得： 192.5mma0190o,故包角的大小合适。（7）确定V带的根数Z1根据dd1=125mm，n1=1800r/min,查文献中V带基本额定功率表，用插值法得：P01=2.255kw。查文献中表得，带长度修正系数KL1=0.93。查得包角修正系数Ka1=0.99。根据传动比i=1.2，查V带额定功率的增量表得，。由确定带的根数公式得： （3-7） 圆整后得Z1=2。 （8）求初拉力F01及带轮上的压力FP1查得A型普通V带每米质量q=0.10kg/m。根据公式得单根V带I的最小初拉力为 （3-8） =131.2N对于新安装的V带，初拉力 带作用于轴上的压轴力公式为 （3-9） =786.9N（9）设计结果对于带I,选择2根型号为A-1250GB/T11544-1997的皮带，中心距为ai=409mm，带轮直径dd1=125mm，dd2=150mm，轴上的压力FP1=786.9N。3.2.2 带的设计（1）带上的功率为P1=P2=3.1kw主动轮的转速为nI=1500r/min,从动轮的转速为nII=1500r/min。（2）确定计算功率Pca2表3-2 工作情况系数KA 工 况KA空、轻载起动重载起动每天工作小时数/h1616载荷变动微小液体搅拌机，通风机，和鼓风机（7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻型输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀载荷）、通风机（7.5kW）、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机1.21.31.41.41.51.4载荷变动很大破碎机（旋转式。颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8由表3-2得KA=1.1，带上的功率为Pca2=KAP1=3.4kw 由于以下计算过程与上述相同，故略去。详细计算过程见附录一，这里只给出计算结果。（3）计算结果 对于带II,选用2根A-1000GB/T11544-1997的皮带，中心距aI=300mm，带轮的直径ddI=125mm，ddII=125mm，轴上的压力FP2=769.2N。表3-2 带明细表型号根数Z中心距a/mm轴压力Fp/N带I A-1250GB/T11544-19972409786.9带A-1000GB/T11544-19972300769.23.2.3 带轮的设计 由设计文献可知，当带轮基准直径时，带轮采用腹板式。 为了使V带工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，V带轮轮槽的工作面夹角做成了34o40o。查文献6中表5.3-39得，带轮宽B=（z-1）e+2f (3-10)式中：z-轮槽数；e-槽间距，mm；f-槽边距，mm；取e=15mm，f=11mm，代入数据得2轮槽的带轮宽度B1=37mm。参照文献8中图8-14（b），即可得到V带轮的结构及尺寸公式，进而得到带轮的结构及尺寸如下图所示图3-3 带轮的结构图其中技术上要求铸造带轮的轮槽工作面不应有砂眼、气孔，其他部分不应有缩孔等铸造缺陷。3.2.4 带轮的设计带轮的设计步骤与带轮的相同，为了便于加工，带轮的结构、加工方法以及表面粗糙度均与带轮相同，不同的是带轮的基准直径，结构图如下图3-4 带轮的结构图3.2.5 带轮和的设计由于带轮和的基准直径相同，安装处的轴直径相同（见下文），为了便于加工，取用和带轮完全相同的带轮。3.3 刀片的设计刀片是个核心部件，现在国产刀片的寿命一般在300h以上。其设计内容主要包括材料的选择、结构的设计以及加工工艺的制定。其在传动机构中的位置可见图3-5所示：图3-5 刀片示意图3.3.1 刀片材料的选择刀片在高速的环境下工作，在剪切过程中，会受到很大的摩擦力和挤压力。因此，制造刀片的材料要具有较高的硬度、耐磨性及韧性，基于上述要求，查阅文献6中表2.8-38，选择牌号为W18Cr4V的高速工具钢作为刀片的材料。 W18Cr4V是应用最广的高速工具钢，其性能有：具有较高的硬度，热处理后硬度可达到63-66HRC,抗弯强度可达到3500MPa，易于磨削加工。优点：通用性好，工艺成熟。3.3.2 刀片的结构设计 刀片的结构采用圆形的刀盘，两边装有两个对称的刀片，刀片是一次性铸造而成的，滚刀在高速旋转的同时与树干紧密接触，将树干一层层刨削掉。由于刀刃有一个半径为30mm的弧度，能很好的锁紧树干，顺势把树枝割断，降低了撕裂度，增加了切口的平整度。其结构示意图如下：. . 图3-6 刀片结构示意图 3.3.3 刀片加工路线的制定 高速工具钢的加工工艺已经成熟，完全可以加工出上述结构的刀片。刀具从选材到包装，经过精细打磨，需要30多道工序才能完成。（1） 刀具制造工序流程剪板（开料）冲坯 打唛冲眼调直迫刀热处理水磨（单面、双面磨）打砂（打刀背、打刀面、打刀柄）抛光（机抛）开刃口（机械开刃口）打披锋钉刀注塑批水口改刀打水磨砂带除腊表面处理。（2） 刀具的热处理工艺刀具的热处理工艺：根据刀具结构的特殊性及使用要求，对刀具进行热处理时需先进行调质处理，调质硬度2832HRC。待半精加工完成后，再进行表面渗氮处理，渗氮层厚度0.40.6mm，硬度600750HV。热处理后应保证刀具不变形，达到设计精度要求。3.4 轴的设计和校核本章轴的设计主要包括轴I、轴II、轴III和轴IV的设计及校核。各轴在传动机构中的位置见图3-7。图3-7 轴示意图3.4.1 轴的设计（1）轴的设计计算P4=P12=3.30.94=3.1kw1）选择轴的材料，确定许用应力由于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，由文献8中轴的常用材料及其主要力学性能表查得抗拉强度极限=640MPa，许用弯曲应力=60MPa。2）按扭转强度估算轴的最小直径DI查得A0=112cm。由轴的直径公式可得 (3-11) =14.3mm对于d100mm的轴，最小轴径处有1个键槽时，应将轴径增大5%7%，为15.0mm15.3mm。取DI=20mm。3）设计轴的结构并绘制机构草图a.确定各轴段的直径带轮的另一端需要轴肩定位，由DI=20mm，轴肩高度h1=（0.070.1）DI =（1.42.0）mm。取h1=3mm,则DII=DI+2h1=26mm。直径为DII处的轴段是一轴环，轴环的宽度L11.4h1=2.4mm，取L1=26mm。再由h2=（0.070.1）DII=（1.822.6）mm。 取h2=2mm，则DIII=DII+2h2=30mm，这段轴是用来安装轴承的。查文献6中表4.2-57，初步选用型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，轴承宽度B=23mm，轴承内圈安装尺寸damin=39mm，轴承内圈端面直径d48.6mm轴肩的高度。取DIV=42mm，第V段轴也是来安装轴承的，故DV=DIII=30mm。轴承另一端需要轴肩定位，daminDIVd，综合考虑此处定位。由于轴承的安装需要和刀片保持一定距离，取第VI段轴的直径为DVI=DII=26mm。第VII段轴是用来安装刀片的，为了便于加工，取第VII段轴的直径为DVII=DI=22mm。综上所述:DI=DVII=20mmDII=DVI=26mmDIII=DV=30mmDIV=42mmb.确定各轴段长度根据汽油机的高度及整机结构，确定轴的总长为400mm。由上述带轮的设计可知，带轮的宽度B1=37mm。查阅文献6中高强度垫圈表3.2-92（GB/T 3632-1995），垫圈选用钢结构用扭剪型螺栓用垫圈，最大厚度Smax=4.8mm。直径为DI处的轴段主要是用来安装2个2轮槽的带轮轮槽的带轮，根据带轮宽度、垫圈的厚度以及安装的结构确定此处的轴长LI=140mm。直径为DII处的轴段长度，可以根据设计经验，确定轴承端面和带轮的距离为LII=24mm。直径为DIII处的轴段长度是轴承的宽度LIII=B=23mm。直径为D7处的轴段是用来安装刀片，根据刀片的厚度、螺母的长度以及垫片的厚度确定轴长为LVII=50mm。直径为D5处的轴段也是用来安装轴承，长度LV=23mm。直径为D6处的轴段和D2处一样长LVI=24mm。最后留下的轴长就是第4段轴的长度了，LIV=116mm。轴的最终尺寸如下图所示：图3-8 轴结构图（2）轴的校核图3-9 轴的作用力示意图基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度。以B为基点，由MB=0得：FNC139-Fp1270+Fp2208+Fr84=0由Fy=0得： Fr+FNB+Fp1-FNC-Fp2=0式中：Fr=100N,Fp1=787N，Fp2=769N代入数据解得：FNB=199.5N（）,FNC=317.5N()根据文献9中的知识，绘制的弯矩图和扭矩图如下图3-10 轴力矩图从弯矩图和扭矩图可以看出C点和D点是危险截面，需要校核。C点在竖直面内：弯矩： MVC=Fr223+FNB13950031N.mm扭矩: TC=9.5510619737N.mm由轴的弯扭合成强度公式得： (3-12)式中：0.6；代入数据得： 19MPa60MPaD点在竖直面内：弯矩： MVD=Fr292+FNB208-FND6948789N.mm扭矩: TC=9.5510619737N.mm代入数据得： 47MPa60MPa故轴的设计满足要求。(3) 轴承的选择和校核因FNBFNC，所以只要C处的轴承可用即可。由FNC=317.5N,n2=1500r/min，查文献6，初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，基本额定动载荷C=47500N。由轴承的基本额定动载荷公式得： (3-13)式中:；查阅文献8，取轴承的预期计算寿命Lh=18000h。查文献8，取载荷系数fp=1.8，则滚动轴承的当量动载荷。代入数据得： C1=6718NCr 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。(4) 轴承的定位 三个轴承的轴向定位方式相同，现只设计轴I上的轴承定位。 首先设计了安装轴和轴承的支架，再根据轴承的外形尺寸而设计出了轴承座，最终将轴承座通过12个直径为7mm的螺栓固定在轴承支架上，进而就可以固定轴承了。轴承座的结构图如下： 图3-11 轴承座结构图 轴承在机架上的定位图如下： 图3-12 轴承座定位图（5）键的选择考虑到此处连接需要结构简单、装拆方便、对中性要好，故选用平键连接。查阅文献6中普通平键型式尺寸表5.1-32，选用键6110GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。3.4.2 轴的设计（1） 轴的功率计算 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的要求，故选用45钢并经调质处理，其抗拉强度极限，许用弯曲应力=60MPa由于以下的设计步骤和内容与轴相似，故这里只给出轴的结构图和校核的过程（详细的设计过程请见附录二）2）轴的最终结构尺寸如下图所示：图3-13 轴结构图（2）轴的校核图3-14 轴的作用力示意图基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度以B为基点，由MB=0得：FNC139-Fp2230+Fp2193+Fr84=0 由Fy=0得：Fr+FNB+Fp2-FNC,-Fp2=0 式中: Fr=100N,Fp2=769N代入数据解得：FNB=44.3N（），FNC=144.3N()绘制的弯矩图和扭矩图如下图3-15 轴力矩图从弯矩图和扭矩图可以看出C点和D点是危险截面，但C点轴的直径大于D点的，所以只需要校核D点D点在竖直面内：弯矩： MVD=Fr277+FNB193-FNC5428458N.mm扭矩: TC=9.5510618463N.mm式中：0.6； 代入数据得： 38MPa60MPa故轴的设计满足要求。(3）轴承的选择和校核因FNBFNC，所以只要C的轴承可用即可。由FNC=144.3N,n3=1500r/min，初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，基本额定动载荷C=47500N,式中：；取轴承的预期计算寿命=18000h。取载荷系数fp=1.8，则滚动轴承的当量动载荷P2=FNC fp =1.8144.3260N。代入数据得：C2=3054NCr。 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。(4） 键的选择查阅文献，选用键690GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。3.4.3 轴的设计1）轴的功率计算 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的要求，故选用45钢并经调质处理，其抗拉强度极限，许用弯曲应力=60MPa2）轴的最终尺寸如下图所示：图3-16 轴结构图（2） 轴的校核图3-17 轴的作用力示意图基于上述示意图，按照弯扭合成应力公式校核轴的强度以b为基点，由Mb=0得：FNc139-Fp2193+Fr84=0由Fy=0得：Fr+FNb+Fp2-FNc=0其中：Fr=100N，Fp2=769N代入数据解得：FNb=138.3N（），FNc=1007.3N()根据材料力学中的知识，绘制的弯矩图和扭矩图如下图3-18 轴力矩图从弯矩图和扭矩图可以看出c点是危险截面，需要校核。c点在竖直面内：弯矩： MVc=Fr223+FNb13941524N.mm扭矩: Tc=9.5510617190N.mm式中：；代入数据得： 16MPa60MPa故轴的设计满足要求。（3）轴承的选择和校核因FNbFNc，所以只要c处的轴承可用即可。由FNc=144.3N,n4=1500r/min，初选型号为6406 GB/T 276-1994的轴承，基本额定动载荷C=47500N。式中：；取轴承的预期计算寿命Lh=18000h。取载荷系数fp=1.8，则滚动轴承的当量动载荷代入数据得： C3=21293NCr。 故6406滚动轴承满足轴的使用要求。（4）键的选择选取键640GB/T 1096-2003的圆头普通A型平键。3.5 机架的设计 在完成上述设计后，可根据以上设计内容确定机架的结构和尺寸。主要内容包括以下几个方面的设计：机框和机头的设计，加上上述带和轴的尺寸。机框是用来放置汽油机、安置机头和车轮支撑轴的，进而才能安装传动轴、带轮和带。基于设计参数，综合考虑，就可以设计出机架的整体结构尺寸。3.5.1机框的设计（1）设计参数1）修剪幅宽为500mm2）汽油机量15.8kg，外形尺寸317.5354.5353mm3）人的身高估计为160cm（2）设计过程根据汽油机的外形尺寸可以定出安装动力处的位置尺寸，由于人的身高为160mm，斜坡处的水平长度为277mm，故倾斜角为安装支撑轴处的直径选为标准系列内的51mm，修剪幅宽为500mm，故机框的宽度为500mm，其他尺寸的设计参见非标件的设计，这里过程略去。设计的机框的结构尺寸如下所示图3-19 机框3.5.2 机头的设计机头的作用是在修剪机向前移动的过程中，将茶树的枝干分开，使其更好地与刀片接触，刀片可以锁紧枝干，降低切口的撕裂度。机头的材料选用40Cr的钢材，厚度取为10mm，长度就是修剪幅宽500mm。为了在夹角的最低处能将枝干固定住，便于刀片的切割，留出了一定的弧度，故机头夹角设计为58o。最终的机头结构图如下所示：3-20 机头3.5.3 机架的结构图最终机架的结构图如下所示：图3-21 机架的结构图3.5.4 机架高度的调节 为了实现茶树修剪机高度的调节，设计一系列不同规格直径的车轮，这样就可以实现修建高度的自调了。车轮直径的尺寸系列有：1400mm，1200mm，1000mm三种规格。结 论这次毕业设计，从总体上来讲，主要可以分为两个阶段：第一个阶段是以查阅大量的资料为基础，进行总体设计和零部件的设计。首先要确定茶树修剪机的总体的结构和传动方案，再进入到零部件的设计。整个设计过程中，对公式的应用比较多，加上大量的计算和参阅资料，感觉比较枯燥，大多结构与尺寸都要计算或借鉴可靠的设计原则经验而得出。主要是刀片和机架都是非标件，结构很难确定，为此我专门了解了刀具的设计资料，最终采用弧形的刃口来切割茶树枝干，可以降低对茶树的损伤。机架的结构尺寸只能根据技术指标和设计的各个零部件的尺寸来确定。第二个阶段是图纸的绘制以及设计说明书的编写。这个阶段我需要完成刀具和带轮的零件图以及装配图的绘制。对机械制图和公差配合等知识要求较高，先需要查阅大量的资料，然后再根据设计好的尺寸结构进行绘制和标注。这次设计中不足之处在于自己设计方面的知识很匮乏，导致我设计过程进展的很困难。例如：在设计机架时，我只能根据绪论里的技术指标以及设计好的各个零部件的尺寸来确定机架的尺寸，尤其在设计各个零件之间如何固定连接很困难。设计期间，我过得非常充实，在一次次解决困难的过程中，我一次次体会到解决难题后的喜悦。通过这次设计提高了我收集资料的能力、思维能力、解决问题的能力以及绘图等各方面的能力。 参考文献1 胡健，何增富，詹国祥等茶树修剪采摘机械的现状及展望J农业装备技术，2011，37（5）：21.2 权启爱我国茶叶机械化的发展现状与展望J中国茶叶，2006，28（6）：4-8.3 潘周光，毛文茶树重修剪机的研制概况J林业机械与木工设备，2008，36（7）：6-8.4 权启爱国内采茶机械化的新进展J茶叶机械杂志，1994，（1）：14-16，37.5 周章添，谭小红，潘周光茶树重修剪机研制进展及改进设计J茶叶杂志，2008，34（2）：111-114.6 王少怀，徐东安，高红霞机械设计实用手册M北京：机械工业出版社，20097 王建军，谭旭光，孙祖梅等内燃机及配附件产品供应目录M北京：机械工业出版社，20108 濮良贵机械设计M北京：高等教育出版社，20069 刘鸿文材料力学M北京：高等教育出版社，200411 甘永立几何量公差与检测M上海：上海科学技术出版社，200812 朱冬梅，胥北澜，何建英等画法几何及机械制图M北京：高等教育出版社，200813 赵健，张红松，胡仁喜等Autocad 2009中文版教程机械设计实例M北京：机械工业出版社，200914 JB/T 56742007茶树修剪机S北京：机械工业出版社，2007.15 赵程，杨建民机械工程材料M北京：机械工业出版社，200916 陆玉，冯立艳机械设计课程设计M北京：机械工业出版社，2010.致 谢本次毕业设计能够顺利地完成，我要感谢那些所有给予我关心和帮助的人。首先，我要向我的指导老师拓耀飞老师致以由衷的感谢和诚挚的敬意，他的指导为我提供了设计的主题思想，设计过程中，他给予了我最直接的指导和帮助，耐心的向我传授设计的方法和思路。无论是理论的运用，还是零部件的设计计算，他都及时给予我指点，解答疑惑，使我能更深入、更快的开展设计工作。在设计说明书的编写过程中，他给我提出了宝贵的意见，并且给与细致的指导，使其得以不断的改进和完善。在此，谨向拓老师致以衷心的感谢和敬意！其次，我要感谢的是我的同伴们同设计组的所有同学。在整个设计过程中，遇到不清楚的地方，大家一起讨论、翻阅资料、出谋划策，寻求最佳的解决方案。正是有他们的帮助，整个设计过程才能进行的那么顺利。再次，我要感谢的是大学四年里所有教过我的老师和我们的辅导员，感谢他们四年来对我的谆谆教诲和和真心的关怀。我还要感谢我们08级机械专业所有的同学，有你们的陪伴，我的大学生活才会更加的丰富多彩。最后要感谢的是我的家人，是他们养育了我，教我做人做事的道理。没有他们的辛苦付出，没有他们的无私的支持和关怀，我不可能安心、顺利的完成大学学业。在这里向敬爱的家人表达深深的谢意！ 附 录附录A 带的设计过程带II在传动系统中的位置可见图A1 图A1（1）带上的功率为P1=P2=3.1kw主动轮的转速为nI=1500r/min,从动轮的转速为nII=1500r/min（2）确定计算功率Pca2表A1 工作情况系数KA 工 况KA空、轻载起动重载起动每天工作小时数/h1616载荷变动微小液体搅拌机，通风机，和鼓风机（7.5kW）、离心式水泵和压缩机、轻型输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀载荷）、通风机（7.5kW）、旋转式水泵和压缩机、发电机金属切削床、旋转筛、剧木机和木工机械1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵和压缩机、起重机、磨粉机、冲剪机、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载运送机1.21.31.41.41.51.4载荷变动很大破碎机（旋转式。颚式等）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.8由表A3-2得KA=1.1。Pca2=KAP1=3.4kw 由于以下计算过程与上述相同，故略去。详细计算过程见附录一，这里只给出计算结果。（3）选择普通V带的型号根据Pca2=3.4kw，nI=1500r/min,选用A型普通V带。（4）确定带轮基准直径ddI、ddII选取ddI=125mm，且ddI=125mm75mm。大带轮直径为：=125mm。选取标准值为125mm，则实际的传动比为I，从动轮的实际转速分别为：=1 =1500r/min从动轮的转速误差率为： 在5%的范围内，为允许值。（5）验算带速V2由式得 =9.8m/s在530m/s的范围内，故带的速度大小合适。（6）确定带的基准长度Ld2和实际中心距aI按结构设计要求初定中心距a02由相应计算公式得0.07（ddI+ddII）a022(ddI+ddII)代入数据得：175mma0290o,故小带轮的包角大小合适。（8）确定V带的根数Z2根据ddI=125mm，nI=1500r/min,用插值法得：P02=2.255kw。带长度修正系数KL2=0.89，包角修正系数Ka2=1。根据传动比I=1，查表得额定功率增量为：。=1.7圆整后得带II的根数为：Z2=2。（9）求初拉力F02及带轮上的压力FP2查得A型普通V带的每米质量为q=0.10kg/m。单根V带II的最小初拉力(F0)min2为 = =128.2N对于新安装的V带，初拉力(F0)2=1.5(F0)min2=1.5128.2=192.3N。作用于轴上的轴压力FP2= = =769.2N（10）计算结果 对于带II,选用2根A-1000GB/T11544-1997的皮带，中心距aI=300mm，带轮的直径ddI=125mm，ddII=125mm，轴上的压力FP2=769.2N。附录B 轴的设计过