茶树修剪机的设计Word文档下载推荐.docx
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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.Thesketchofblade
3.2.2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V
V=/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<
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=1600mm
a≈+（-）/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=553mm
3.3.6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
=904N
3.3.9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=904N
3.4带Ⅱ的设计
主动轮的转速1500r/min,从动轮转速1500r/min
3.4.1确定计算功率
由《机械设计》查得=1.1，由公式
（1）得
1.1×
7=7.7KW
3.4.2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V带最小直径
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
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=2
3.4.8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）
=1136N
3.4.9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）
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