電動茶園修剪機的設計【19張PDF圖紙+畢業論文+任務書+開題報告】

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Hedge exuberant growth, enhance the density of the canopy shoots, have a good effect, and can meet the requirements of the canopy surface nurturing. Therefore, Hedge trimmer is the growth of the main technical measures. There is an existing hedge trimmers hand some of the weight is too heavy, labor-intensive shortcomings. This paper presents a double-hedgde surface portable reciprocating hedge trimmers, power section using portable structure, using a small internal combusion engine, the power transmitted through the shaft to the working parts are connected with reducer. Using spur gear reducer, reducer will power to the slider-crank mechanism, slider-crank mechanism driven by a reciprocating cutting blade, cutting blade is desgned based on field research with the existing hedgerow planting width corresponding to the width of the plant, single action, double-hedged blade. This article is designed reciprocating hedge trimmer function largely reduce works’neat crown job. This design of this portable reciprocating hedge trimmers have the following characteristics. 1:The body comes generators, power without an external power supply, adaptable, safe operation. 2:Reducing the labor intensity of workers when operating. 3:The job quality is better and stable performance. 4:A multi-purpose machine, both as a hedge trimmer shaping, but also as a lawn edges. 5:Wide. Keywords: Hedge; Trimmers; Reciprocating; Reduce - 16 - 1緒論 1.1 茶園修剪機的發展 1.1.1國內外電展概況 茶園修剪機的知名品牌主要有 STIHL、HUSQVARNA和HOMELITE 等。美國RYOBI公司生產的HT系列茶園修剪機有3個型號,即HT816R、 HT818R和HT822R,都使用工頻交流電動機,HT822R的功率為348 W,重量2.7 kg,修剪枝條最大直徑9.5mm。HUSQVARNA生產的600HEL型茶園修剪機,功率600W,重量3.3 kg,修剪枝條直徑為1.4 cm,割幅55cm。德國STIHL生產的鋸鏈導板式高枝剪,功率0.9 kW,重量6.7 kg,裝在伸縮桿上可用于修剪高 或寬的茶園。日本小松公司生產的E7B70和HT750型，具有體積小、質量輕、噪音小和工作效率高等特點。 我國對于茶園修剪機的研制起步比較早，有如下幾種類型，比如北京園林機械廠研制的以中頻電機動力的雙動往復刀片式，上海園林工具廠研究的電動旋刀式。我國生產的LJ3型便攜式茶園修剪機由二沖程小汽油機驅動,功率0.75kW,切割裝置為雙刀片往復式,每分鐘往復1000次,修剪枝條直徑15mm,割幅500mm,重量8kg。目前在我國采用的是各種茶園修剪機，主要有手持式、背負式和機載自行式等幾種，由于修剪茶園和茶樹造型的作業地點變化較大，多采用以內燃機為動力的設備，也有一些小型的修剪設備以電動機為動力， 1.1.2 對茶園修剪機識 茶園修剪機又稱茶園機，是指以汽油機或電動機為動力用作茶園的修剪、整形等專用的機械，主要用于茶園修剪。茶園修剪機按其動力可分為手持式汽油修剪機和手持式電動修剪機；按刀刃數量又分為單刃茶園修剪機和雙刃茶園修剪機。目前以小型汽油機為動力的茶園剪機是主流產品。 茶園修剪是人為地抑制頂端主枝生長優勢的措施，可刺激著生部位較 低的芽萌電新技，增強樹勢，培養高產優質樹冠。茶園修剪方法主要有幼齡茶園的定形修剪、成齡茶園的輕修剪與深修剪，衰老茶園的重修剪等。我國以往的茶園修剪多是采用人工修枝剪進行的，費時費力，作業質量較差。從70年代中期開始研制茶園修剪機，目前已有單人、雙人和重修剪機等機種。 本文是根據單人修剪機修改進行設計電動式的單人茶樹修剪機，而單人修剪機是由 一人手提操作，主要用于茶園的輕修剪和深修剪，同時,也可用作機械化茶園的修邊，使 茶園行間留出20厘米的間距，以利機器的通過和操作。單人修剪機有機動和電動兩種類型。70 年代中期，中國農業科學院茶葉研究所等單位研制的中頻電動手提式茶園修剪機，就是以汽油機帶動的中頻電電機組為電源，中頻微型電機作動力的電動機型，使用雙動往復刀片，切割幅寬300毫米。但是，使用較多的還是以汽油機為動力的機動型，采用平行往復刀片，切割幅寬750毫米，中國農科院茶葉研究所和安徽省農業機械研究所近年來研制的單人修剪機都屬這種類型。這種修剪機由動力、傳動機構、減速機構等組成。 動力為0.75kw小汽油機．切割器使用往復式刀片，動，往復頻率為1000次/分。整機重量5公斤，工作時由一人手提操作，產生的動力，通過離合器、減速器和偏心凸輪帶動刀片作往復運轉，實現對茶樹的切割，每小時可修剪茶地0.3畝左右。由于使用的汽油機應用了膜片式汽化器，并且吸油裝置采用軟管形式，使進油口在任何時候均可處于油箱內最低處，因此，可保證電動機能正常工作。由于刀片鋒利，轉速高，所以直徑在10毫米以下的枝條，可一刀利落地切斷。修剪后的蓬面整齊，能修剪出所要求的形狀，修剪質量大大超過人工。在我國廣大茶園，尤其在山區中特別適用。 圖1-1 單人手提式茶園修剪機 2系統的設計方案 根據圖1-1修改設計的電動茶園修剪機首先要通過一個動力源將動力傳遞出去。為了讓往復式剪刀片達到所需要的速度，傳遞出去的動力應通過減速機構傳遞給轉換機構再傳遞到執行構件。 圖2-1電動茶園修剪機的結構組成 本文可用的方案可分為蓄電池置于機架桿上和置于背架上兩種，因此該機器有以下幾種可能的方案可供選擇： a電瓶和電機組合，且電瓶和電機都置于機架上的方案,；由于電瓶的能量密度不高不適于較長時間的工作，且電瓶和電機的尺寸空間和重量受到限制因此影響切削的進行。 b將電機置于機架上，考慮到使用時的方便性，把電瓶放在背部背著。這樣不僅整體的空間更大，也使整機更加輕巧，所以此方案為更好。 圖2-2a方案a的設計 圖2-2b方案b的設計 執行機構的方案： 執行機構主要是刀片，刀片有圓盤鋸和往復式刀片，本文采用的是單動雙刃往復式刀片。 圖2-3 往復式刀片 最終的方案： 確定總方案為電機置于機架上，電瓶放在背部背著，刀片為單動雙刃往復式刀片。 2.1總體結構 總體結構由以下幾個方面組成（結構示意圖如圖2-4所示）： （1）動力源： 電動機； （2）減速機構：齒輪減速器； （3）執行機構：往復式刀片機構； （4）傳動機構：主要是轉動軸； 圖2-4 總體布置圖 圖2-4 總體布置圖 2.1.1主要技術參數 剪切力F=100N； 切割幅寬750mm（茶樹寬大約1000mm）； 剪切最大直徑10mm； 刀片切割頻率1000次/min； 整機重8kg（根據所選材料并稱量所得，機器5kg，電瓶3kg） 效率：0.3畝/小時； 3動力選取 修剪過程中的功率： 本文采用無刷直流電動機為動力，刀片為單動雙刃往復式刀片。 由上文提到汽油機式的修剪機功率為0.75KW，由此查找相匹配的無刷式直流電動機功率為0.8KW，電機轉速為4000r/min,由上文結構圖2-1可以了解總體機構為3級傳動，則有η=η1η2η3，根據主要技術參數可知刀片切割頻率為1000次/min因此傳動比取4為合適。 計算傳動裝置傳動比計算為： i=nm/nw=4000/1000=4 n2=n1/i=4000/4=1000r/min n3=n2=1000r/min 電機的選擇所選電機型號：10DK230-12 圖3-2 電機構造圖 4.傳動部分的設計 4.1齒輪設計 該機一天工作8小時，工作年限為10年，鋸切工作較平穩，轉向不變。齒輪傳動有直齒和圓錐齒。電動茶園修剪機為往復式剪刀切，沖擊較小，工作速度不是很高，故可選用7級精度。根據[1]選擇直齒圓柱齒輪為45號鋼。硬度為240HBS，而齒輪的材料為20Cr，并經調質及表面淬火，齒面硬度為56-60HRC，精度等級為7級。按硬度下限值，由[1]中圖10-21（d）中的MQ級質量指標查的Бlim1=Бlim2=600MPa；由[2]圖10-20（d）中的MQ級質量指標查得 БEF1=БEF2=420Mpa, БFlim1=БFlim2=200MPa 選小齒輪齒數Z1=14，大齒輪齒數Z2=4×14=56 4.1.1試求小齒輪分度圓直徑 由[1]中設計計算公式（10－9a） 進行試算。既; d1t≥2.323(KtT1/?d·u+1/u·ZHZE/[H])? (4-1) 4.1.2計算載荷系數 根據V=4.68m/s，7級精度，由[1]圖10-8查得動載荷系數Kv=1.14 直齒輪KHa=KFa=1.2,由[1]表10-2查得使用系數Ka=2 由[1]表10-4查得7級精度，小齒輪相對于支承非對稱布置時，KHb=1.423 由b/h=11.17/2.79=4.00，KHb =1.423查[1]圖10-13得KFb=1.38 故 : K=Ka×Kv×KHa×KHb=2×1.14×1.2×1.423=3.89 4.1.3按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 由式[1]（10-10a）得 m=d1/z1=26.46/18=1.47 (4-6) 4.1.4按齒根彎曲強度設計 由式[1]（10-5）得彎曲強度的設計公式為 m≥(2KT1/Φd·(YFaYsa/[БF]))1/3 (4-7) 確定公式內的各計算數值 1）由[1]圖10-2c查得БFE1=420MPa；БFE2=420MPa； 2）由[1]圖10-18查得系數KFN1=0.87；KFN2=0.90； 取安全系數S=1.4，由式（10-12）得 [δF]1= KFN1δFE1/S=(0.87×420)/1.4=261 [δF]2= KFN2δFE2/S=(0.90×420)/1.4=270 載荷系數 K=3.77 3）查齒形系數 YFa1= 2.91；YFa2=2.236； 4）查應力校正系數 由[1]表10-5查得 Ysa2=2.45 Ysa1=1.53； 5）計算大、小齒輪的[БF]并加以比較 YFa1Ysa1/[δF]1=(2.91×1.53)/261=0.01956 YFa2Ysa2/[δF]2=(2.236×1.754)/270=0.01453 小齒輪的數值大 設計計算 m≥(2KT1/Φd·(YFaYsa/[БF]))1/3 (4-8) =1.289 綜合分析考慮，取 m=1.5 d1=21mm 算出小齒輪齒數 Z1=d1/m=21/1.5=14 大齒輪的齒數 Z2=uZ1=4×14=56 這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足了接觸疲勞強度，又滿足了齒根疲勞強度。 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 d1=z1m=14×1.5=21 d2=z2m=56×1.5=84　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 a=(d1+d2)/2=52.5　　　　　　　　 計算齒輪寬度 b=Φdd1=0.5×21=10.5 B1=6 B2=8 驗算 Ft=2T1/d1=2×3300/27=102.22N KaFt/b=2×102.22/13.5=15.14N/mm<100N/mm 假設成立，計算有效。 4.2軸的設計與強度校核計算 4.2.1求作用在齒輪上的力 因已知大小齒輪的分度圓直徑分別為 d1=z1m=14×1.5=21 d1=z1m=56×1.5=84 所以大小齒輪上的垂直切向力分別為： Ft1=2T1/d1=354 Ft2=2T2/d2=81 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據[1]表26.3-2，取A01=130，A02=115，于是得 d1min=A01(P1/n1) 1/3 =9.210mm (4-9) d2min=A02(P2/n2) 1/3 =7.985mm (4-10) 軸的最小直徑顯然是在安裝齒輪的地方。而這兩端還開出兩個鍵槽，因此軸的直徑在以上基礎上還應當增加15%，再將軸圓整為標準直徑。加上增量的軸直徑為：d=9.645mm。 軸的結構設計 已知齒輪軸的最小直徑為：9.645mm，將值圓整為標準值，取10mm,查機械設計手冊選取裝軸承處的直徑為12mm。具體尺寸如圖所示： 圖10 軸結構圖 4.2.2按扭轉條件校核 τT=T/WT≈95000/.2d3≤[τT] (4-11) 式中：τT——扭矩切應力，單位為MPa T——軸所受的扭矩，單位MPa WT——軸的抗扭截面系數，單位mm3 n——軸的轉速，單位r/min P——軸傳遞的功率，單位為KW； d——計算截面處軸的直徑，單位為mm [τT]——許用扭轉切應力，單位為MPa 注：[τT]式中值是考慮了彎矩影響而降低了許用扭轉切應力。 在下列情況時，[τT]取較大值,A0取較小值：彎矩較小或只受扭矩作用、載荷平穩、無軸想載荷或只喲較小的軸向載荷、減速器的低速軸、軸只作單向旋轉、；反之，[τT]取較小值，[τT]取較大值。 作彎矩圖 分別按水平和垂直方向計算各力產生的彎矩. 水平方向 Mh=990×16=14.4N.m 垂直方向 Mv=146×20=3.0N.m 最大扭矩為 τT=8.05N.m 圖11 彎矩及扭矩圖 4.2.3選擇軸承 由[2]表28.2-6選取6302型深溝球軸承。（d=15mm，D=42mm寬度13mm） 4.2.4初步計算當量動載荷 根據式P=fp·Fr，按[1]表13-6，fp=1.0-1.4，取fp=11.4 故P=fp·Fr＝1.2×285＝342N (4-14) 4.2.5求基本額定動載荷 根據[1]式（13-6），求軸承應有的基本額定動載荷值 C=Pz(60nLn1/106)1/2 =85.45KN (4-15) 4.2.6滾動軸承的驗算 此軸承的基本額定靜載荷C0=5.08kN。驗算如下： 1）求當量動載荷 p=1.2×285=342N 2）驗算6302軸承的壽命，根據式 Lh=(106/60n)(c/p)z=12.65×106h>24000h (4-16) 由此可見，軸承的壽命高于預期計算壽命，符合要求。 5 背架的設計及其他部件的選擇 1）根據減速器和電動機得尺寸來初步確定背架的外型 2) 保護罩 3) 齒輪罩 4) 背帶 5) 控制架 6）蓄電池的選擇 圖5 配電接線 6 結論 畢業設計是我們專業課程綜合應用實踐訓練，是從事職業工作前一個必不少的過程。我今天認真的進行畢業設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。 說實話，畢業設計真的有點累。然而，當我一著手清理自己的設計成果，慢慢回味這幾個月的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消。雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中“春眠不知曉”的感悟。 通過畢業設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心，細致。畢業設計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂：有幾次次因為不小心我計算出錯，只能毫不留情地重來．但一想起全臘珍教授平時對我們耐心的教導，想到今后自己應當承擔的社會責任，想到世界上因為某些細小失誤而出現的令世人無比震驚的事故，我不禁時刻提示自己，一定呀養成一種高度負責，認真對待的良好習慣。這次畢業設計使我在工作作風上得到了一次難得的磨練， 短短幾個月的畢業設計，使我發現了自己所掌握的知識是真正如此的缺乏，自己綜合應用所學的專業知識能力是如此的不足，幾年來的學習了那么多的課程，今天才知道自己并不會用。想到這里，我真的心急了，老師卻對我說，這說明畢業設計確實使你有收獲了。老師的親切鼓勵了我的信心，使我更加自信。 最后，我要感謝我的指導老師教授，是您嚴厲批評喚醒了我，是您的敬業精神感動了我，是您的教誨啟發了我，是您的期望鼓勵了我，我感謝老師您今天又為我增添了一幅堅硬的翅膀。今天我為你們而驕傲，明天你們為我而自豪。 參考文獻 [1]西北工業大學機械原理及機械零件教研室.機械設計第八版.高等教育出版社.2002：395-773. 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[16] 劉晉春,趙家齊，趙萬生.特種加工[M].北京: 機械工業出版社,2004. 致 謝 畢業設計是對我們知識運用能力的一次全面的考核，也是對我們進行科學研究基本功的訓練，培養我們綜合運用所學知識獨立地分析問題和解決問題的能力，為以后撰寫專業學術論文和工作打下良好的基礎。 本次設計能夠順利完成，首先我要感謝我的母校，是她為我們提供了學習知識的土壤，使我們在這里茁壯成長；其次我要感謝工學院的老師們，他們不僅教會我們專業方面的知識，而且教會我們做人做事的道理。最后感謝校方為我們提供一個良好的環境，使本次設計圓滿完成。