953-茶樹重修剪機的開發(fā)研究,茶樹,修剪,開發(fā),研究,鉆研
第 1 頁 共 21 頁第一章 摘要由于我國種茶歷史悠久，種植地域廣泛，迫切需要機械修剪器具來代替手工修剪機械修剪是解決勞力不足和降低生產(chǎn)成本的根本途徑。而普通修剪機用于重修剪是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。本課題即針對成齡茶樹的深修剪、衰老茶樹的重修剪或臺刈面臨的問題及現(xiàn)有修剪設備的不足，研究出一種全新的茶樹重修剪機械設備，并對整機各結構部件進行協(xié)調，對修剪機所用刀片的材料、結構進行分析，研制配套的傳動系統(tǒng)，相應的帶輪，軸，機架，并進行計算和裝配圖的繪制。關鍵字：機械修剪器具，重修剪，全新的茶樹重修剪機械設備，刀片的材料，傳動系統(tǒng)，帶輪，軸，機架。第二章 前言茶樹修剪是人為地抑制頂端主枝生長優(yōu)勢的措施，可刺激著生部位較低的芽萌發(fā)新技，增強樹勢，培養(yǎng)高產(chǎn)優(yōu)質樹冠。茶樹修剪方法主要有幼齡茶樹的定形修剪、成齡茶樹的輕修剪與深修剪，衰老茶樹的重修剪及臺刈等。成齡茶樹經(jīng)多年采摘和輕修剪后，采樹冠摘面上會形成密集而細弱的分枝，這就是常說的“雞爪枝” ， 這時，茶樹新梢育芽能力減弱，生長乏力，茶葉產(chǎn)量和品質下降，為更新樹冠采摘面，就得采用深修剪技術，剪去密集細弱的雞爪枝層，使茶樹重新抽發(fā)新枝，提高育芽能力，延長茶樹高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)年限。一．緒論深修剪通常剪去冠面 10～15cm 枝梢，目前茶樹的深修剪工作一般用雙人抬修剪機來實施，但雙人抬修剪機比較笨重，且工作效率低。重修剪的對象則是半衰老和未老先衰的茶樹。這種茶樹，雖然骨干枝的抽生能力仍較強，但生產(chǎn)枝的育芽能力已很弱，芽葉瘦小，葉張薄細，輕伸修剪根本不起作用，即使采用深修剪也不能達到目的，這時，就得采用重修剪技術。重修剪茶樹一般在離地 30～40cm處修剪樹干。臺刈則是比重修剪更為徹底的改造樹冠的修剪技術，其對象是嚴重衰老的茶樹，但目的與重修剪相同；茶樹臺刈后，從根頸部抽發(fā)的新枝能重新形成樹冠。重修剪及臺刈由于修剪的茶樹枝干一般較粗，現(xiàn)有的茶樹修剪機械很難擔當大任、不但效率低，而且常出現(xiàn)露枝現(xiàn)象；因此許多地方還在采用人工以砍柴刀對枝干進行砍切修剪，勞動狀況惡劣、勞作水平極其落后，另外人工砍切修剪對茶樹生長是十分不利的。二．國內(nèi)外同類研究概況目前，國內(nèi)科研人員對茶樹的修剪研究多集中于茶樹的輕修剪、中修剪機械研制及應第 2 頁 共 21 頁用上，而在專門用于老茶樹或未老先衰茶樹的重修剪機械的研究與應用上，還基本處于空白狀態(tài)。1、修剪機的研制由于我國種茶歷史悠久，種植地域廣泛，迫切需要機械修剪器具來代替手工修剪，因此國內(nèi)在茶樹修剪機具的研制上，已取得了很大進步，國內(nèi)已有多家單位生產(chǎn)出了多款茶樹修剪機。如南京秦淮園林機械廠生產(chǎn)的單人多功能電動茶樹修剪機，其主要技術參數(shù)為：主機重量：2.5kg；電壓：24v；桿長：110cm；功率：100w ；轉速：6000 轉/分鐘。該機具有環(huán)保節(jié)能，效率高，能耗小，對茶作物無污染等優(yōu)點。浙江省生產(chǎn)的 PSM110 型茶樹修剪機雙人抬跨行作業(yè)機具，由兩把鋸齒型刀片作相對往復運動完成修剪作業(yè)。修剪機的動力選用日本三菱 TL33PVD 型汽油機。當汽油機運轉達到一定速度時，離合器先帶動風機運轉，繼而將動力傳輸?shù)綔p速齒輪箱，減速齒輪與偏心機構設計在同一箱體內(nèi)，通過一級齒輪減速，動力傳到偏心機構，偏心機構上有偏心方向為 180o 的雙 凸臺，帶動連桿驅動刀片作往復運動，完成切割作業(yè)。國外如日產(chǎn)的Ｅ7Ｂ-750 型單人修剪機配日本單缸二沖程 1.03ｋＷ(1.4 馬力)汽油機，采用平刀片往復式切割，切割幅寬 750ｍｍ。具有以下特點：①重量輕、方便于單人操作，平形、弧形樹冠均可使用，適應性很好；②發(fā)動機性能好，操作簡便，機身上設有停車按鈕及汽油機調速控制手柄，刀片動、停、快、慢控制十分方便。目前，國內(nèi)外對茶樹的輕、中修剪機械的研制及應用均已成熟。并進入大面積應用的推廣期。2、對修剪機的應用研究人工修剪每人 8 小時只能剪 0.02hm2，需付酬金 1750 元/hm 2；采用修剪機修剪，二人8 小時可修剪 0.4hm2，人均工效為手工的 10 倍，與人工相比費用降低了 1312.5 元/hm 2。采用修剪機進行重修剪時，人工重修剪每人 8 小時僅能剪 0.0133hm2，每天工資需 40 元，需付酬金 3000 元/hm 2；用修剪機勉強湊合使用，兩人用雙人修剪機作主修剪，另一人用單人修剪機補修遺留枝與邊枝，三人可修剪 0.2hm2，工效是手剪的 5 倍，生產(chǎn)成本是 1963 元/hm2。與手工相比可降低成本 1037 元/hm 2。1999 年單臨安市的深修剪工作就可節(jié)約勞力1050 工，節(jié)約生產(chǎn)成本 30580 余元；重修剪工作可節(jié)約成本 13820 余元，節(jié)約勞力 800 工。通過以上研究，過婉珍等人認為：機械修剪是解決勞力不足和降低生產(chǎn)成本的根本途徑。而普通修剪機用于重修剪是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。并建議生產(chǎn)廠家能生產(chǎn)專用重修剪機，以滿足用戶需要。華南農(nóng)業(yè)大學的覃松林研究分析了單、雙人茶樹修剪機使用時應該注意的問題，他重點指出，單人修剪機和雙人修剪機不準作老茶樹的深修剪和重修剪，否則機器將嚴重超載而遭到破壞。3．對茶樹重修剪機的研究通過以上科技人員的研究結果可以看出，茶樹修剪機無論是單人型還是雙人型，都難第 3 頁 共 21 頁以承擔起老茶樹的重修剪任務，這迫切需要國內(nèi)的科技工作者研究開發(fā)出一種專門用于老茶樹的重修剪機械。綜觀國內(nèi)外，目前對老茶樹重修剪方面的研究很少，而且研究領域也僅僅側重于重修剪工作對茶樹的影響及效應分析，對重修剪機械的開發(fā)和研制以及應用基本上還處于空白狀態(tài)，本課題的開展將打破該領域的空白局面，屬國內(nèi)首創(chuàng)。第三章 設計任務（一） ． 茶樹修剪是人為地抑制頂端主枝生長優(yōu)勢的措施，可刺激著生部位較低的芽萌發(fā)新技，增強樹勢，培養(yǎng)高產(chǎn)優(yōu)質樹冠。茶樹修剪方法主要有幼齡茶樹的定形修剪、成齡茶樹的輕修剪與深修剪，衰老茶樹的重修剪及臺刈等。（二） 、主要技術指標：1）刀具使用壽命：720h 左右；2）修剪樹高：250cm；3）修剪幅寬：500cm；4）工作效率：最高 0.24hm2/h；5）切口平整度：平均 80％；（四） 、傳動路線的擬定考慮到經(jīng)濟性及機器的整體結構和所需傳動的準確性，我們擬定了整臺機器的示意圖（五） 、設計步驟1.基本結構的確定2.根據(jù)基本結構計算分析各個零部件3.根據(jù)設計說明畫出總裝圖第 4 頁 共 21 頁4.根據(jù)計算結果及總裝圖，畫出各個零件圖第二章．設計分析一．傳動路線的擬定1.對傳動方案的要求 合理的傳動方案，首先應滿足工作機的功能要求，其次還應滿足工作可靠、傳動效率高、結構簡單、尺寸緊湊、重量輕、成本低、工藝性好、使用和維護方便等要求 2.擬定傳動方案 任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要的和最基本的要求。方案一：方案二： 第 5 頁 共 21 頁考慮到經(jīng)濟性及機器的整體結構和傳動所需要的準確性，我們分析決定采用結構比較簡單的帶輪傳動，故我們選擇第一種傳動方案。 二.汽油機的選擇1、已知給定的參數(shù)如下：（1）.切削力 F=200N；（2）.切削最大半徑 R=60mm;（3）.刀片轉速 n=1500r/min;2、汽油機的選擇計算：（如圖）T=FR=200N×0.06m=12N.m/95012/9501.8WPTnkw=′=33.8(.4).22/k′31.(09.)Pw==232.16.3DPk++選擇 2E60C 型汽油機，立軸，水冷，P=7.4KW n=2500r/min,T=53N.m第 6 頁 共 21 頁三.帶Ⅰ的設計1.確定計算功率 CPKA空、輕載起動 重載起動每天工作小時數(shù)/h工 況16 16載荷變動微小液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW ） 、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻載荷） 、通風機（>7.5kW） 、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.4載荷變動很大破碎機（旋轉式。顎式等） 、磨碎機（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8表 8.21 工作情況系數(shù) KA由表 8.21 查得 =1.1 由式（8.12）得A= =1.1×7.4KW=8.14KWCPAK2. 選擇普通 V 帶型號根據(jù) =8.14KW =2500r/min 由圖 8.12 選用 B 型普通 V 帶1n3. 確定帶輪直徑 1d2根據(jù)表 8.6 和圖 8.12 選取 =140mm 且 =140mm>125mm1d1d大帶輪直徑為= / =2500/1500×140=233mm2d1n2按表 8.3 選取標準植 236mm,則實際傳動比 I,從動輪的轉速分別2d為第 7 頁 共 21 頁i= / =236/140=1.692d1= /i=2500/1.69=1479r/minn從動輪的轉速誤差為（1479-1500）/1500×100%=-1.4%在 5%以內(nèi)，為允許值±4.驗算帶速 VV= /60×1000=18m/sp1dn在 5-25m/s 的范圍內(nèi)。5.確定帶的基準長度 和實際中心距 aDL按結構設計要求初定中心距0.7( + )169?第 8 頁 共 21 頁7.確定 V 帶根數(shù) Z由式(8.18)得 Z≧ /CP0()LKAa+根據(jù) =140mm ， =2500r/min 查表 8.10 用內(nèi)插法得1d1n=3.8KW0由式(8.11)得功率增量 為0A=0P1LKn()ik-由表 8.18 查得 =2.6494×bk3?根據(jù)傳動比 i=1.69 查表 8.19 得 =1.1202i則 =2.6494× ×2500（1- ）=0.7KW0PA31- 1.20由表 8.4 查得帶長度修正系數(shù) =0.92 由表 8.11 查得包角系數(shù)LK=0.99 得普通 V 帶的根數(shù)為K?Z=8.14/(3.8+0.7)×0.92×0.99=1.98圓整后得 Z=2 跟8.求初拉力 及帶輪軸上的壓力0FQF由表 8.6 查得 B 型普通 V 帶每米質量 q=0.17kg/m 根據(jù)式(8.19)得單根 V 帶的初拉力為= ×0F52.(1)0.79CPZ-+28= 2.5().2′4-′1第 9 頁 共 21 頁=227.5N由式(8.20)可得作用在軸上的壓力 QF=2 Z1QF01sin2a=2×227×2 69i?=904N9. 設計結果選擇.2 跟 B-4000GB1171-89V 帶 , 中心距 a=505mm ,帶輪直徑=140mm , =236mm ,軸上壓力 =904N1d2d 1QFⅡ帶設計主動輪的轉速 1500r/min,從動DP帶 =7.409kw×h′輪轉速 1500r/min1． 確定計算功率 CKA空、輕載起動 重載起動每天工作小時數(shù)/h工 況16 16載荷變動微小液體攪拌機，通風機，和鼓風機（≤7.5kW ） 、離心式水泵和壓縮機、輕型輸送機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式輸送機（不均勻載荷） 、通風機（>7.5kW） 、旋轉式水泵和壓縮機、發(fā)電機金屬切削床、旋轉篩、劇木機和木工機械1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大制磚機、斗式提升機、往復式水泵和壓縮機、起重機、磨粉機、沖剪機、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載運送機1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.4載荷變動很大破碎機（旋轉式。顎式等） 、磨碎機（球磨、棒磨、管磨） 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8表 8.21 工作情況系數(shù) KA第 10 頁 共 21 頁由表 8.21 查得 =1.1 ，由式（8.12）得AK1.1×7=7.7KWCP=2. 選擇普通 V 帶型號根據(jù) =7.7KW 由圖 8.12 選用 B 型普通 V 帶C150/minnr3. 確定帶輪基準直徑 d2根據(jù)表 8.6 和圖 8.12 選取 =125mm ,且為 B 型 V 帶最小直徑1大帶輪直徑為：= ×125=125mm2d150n按表 8.3 選取標準值為 125mm ,則實際傳動比 i ,從動輪的實際轉速分別為：215di20/minnri=從動輪的轉速誤差率為：×100%=0150-在±5%以內(nèi)，為允許值。4. 驗算帶速 V在 5-25m/s 范圍125109.8/606dnmsP′==′內(nèi)5. 確定帶的基準長度 和實際中心距 a dL按結構設計要求初定中心距 00.07（ ）7. 確定 V 帶根數(shù) Z0()CLPKa3+D根據(jù) =125mm =1500r/min ,查表 8.10 用內(nèi)插法得1d1n03.2kW=由式(8.11)得功率增量 為P01()biKnD-由表(8.18)查得 32.649-=′10根據(jù)傳動 i=1 ，查表 8.19 得 =1 則i=001()biPKnD=-由表 8.4 查得帶長度修正系數(shù) ，由圖 8.11 查得包角系數(shù)0.97L=Ka=1得普通 V 帶根數(shù)7.1.32Z=′圓整得 Z=2第 12 頁 共 21 頁8. 求初拉力 及帶論軸上的壓力0FQF由表 8.6 查得 B 型普通 V 帶的每米質量 q=0.17kg/m ,根據(jù)式(8.19)得單根 V 帶的初拉力為：250.(1)PCFqvZvK=-+a70.72′′989.8=284N由式(8.20)可得作用在軸上的壓力為：120sin2QFZa==1136N9. 計算結果選用 2 根 B-GB1171-89V 帶，中心距 a=200mm ,帶輪直徑，軸上壓力15,15ddm=2136QFN=第 13 頁 共 21 頁四．軸Ⅰ的設計（一）.軸的計算0.947.DPKW′=′=1. 選擇軸的材料 ，確定許用應力因我們設計的軸對材料無特殊要求，故選用 45 鋼并經(jīng)調質處理，由表 13.4查得強度極限 ，再由表 13.2 查得許用彎曲應力650BMPas 1[]60bMPa-s=2. 按扭強度估算軸徑根據(jù)表 13.1 得 ,又由式(13.2)得178c=~337(01)18.950Pd mn3 =~20.因最小軸徑處有鍵槽存在，故將估算增大 3%～5%取為 19.1mm～21.1mm由設計手冊查得標準直徑 12m=3. 設計軸的結構并繪制機構草圖a.確定各軸段直徑根據(jù)設計手冊公式 125dm= 1(0.7.)hd=~52m取 h=2.5mm2130dh=+初選軸承 6307的直徑根據(jù)軸承的內(nèi)徑?jīng)Q定取為3 35dm?的直徑也是根據(jù)軸承 來定 取為4dmina453=62071db.確定各軸段長根據(jù)汽油機高度及整機結構，軸的總長為 520mm軸段Ⅰ的長度可以根據(jù)所選帶輪寬螺母厚度及安裝結構確定為 125mm第 14 頁 共 21 頁軸段Ⅱ的長度根據(jù)軸承座端面和帶輪的距離確定為 26mm軸段Ⅲ的長度軸承寬得 21mm軸段Ⅶ用裝刀片，可根據(jù)刀片的厚度，螺母和墊片的厚度確定軸長為50mm軸段Ⅴ的長也為軸承寬 21mm軸段Ⅵ的長和軸段Ⅱ的一樣為 26mm最后留下的長度就為軸段Ⅳ的長（二）.軸的校驗312369042rQFN=--=以 B 為基點 ， r386.57.5rCrF′-′+′41在以 C 點為基點： 3358.27160.5rBrF′-′′=401N=...rMlmN左 ′32653726m右1041058.右 左=+=+=669.59. .5PTn′0′2222()48(.6)97.MeTNa′3871.0.ce MaWs==′2().6452670.eATma′3710.e Pas==′查表 13.1 得 ，滿足 ，故軸的設計滿足要求。1[]6bM- 1[]eb-s￡第 15 頁 共 21 頁(三).軸承的選擇應 所以只要 邊的軸承可用即可BCF
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