單螺桿干法膨化機,螺桿,膨化
第一章 摘要
由于我國種茶歷史悠久，種植地域廣泛，迫切需要機械膨化器具來代替手工單螺桿干法膨化機械膨化是解決勞力不足和降低生產(chǎn)成本的根本途徑。而普通單螺桿干法膨化機用于重膨化是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。本課題即針對成齡的深膨化、衰老的重膨化或臺刈面臨的問題及現(xiàn)有膨化設備的不足，研究出一種全新的重單螺桿干法膨化機械設備，并對整機各結構部件進行協(xié)調，對單螺桿干法膨化機所用刀片的材料、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：
機械膨化器具，重膨化，全新的重單螺桿干法膨化機械設備，刀片的材料，傳動系統(tǒng)，帶輪，軸，機架。
第二章 前言
膨化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。膨化方法主要有幼齡的定形膨化、成齡的輕膨化與深膨化，衰老的重膨化及臺刈等。
成齡經(jīng)多年采摘和輕膨化后，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，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，就得采用深膨化技術，剪去密集細弱的雞爪枝層，使重新抽發(fā)新枝，提高育芽能力，延長高產(chǎn)穩(wěn)產(chǎn)年限。
一．緒論
深膨化通常剪去冠面10～15cm枝梢，目前的深膨化工作一般用雙人抬單螺桿干法膨化機來實施，但雙人抬單螺桿干法膨化機比較笨重，且工作效率低。
重膨化的對象則是半衰老和未老先衰的。這種，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，輕伸膨化根本不起作用，即使采用深膨化也不能達到目的，這時，就得采用重膨化技術。重膨化一般在離地30～40cm處膨化樹干。臺刈則是比重膨化更為徹底的改造樹冠的膨化技術，其對象是嚴重衰老的，但目的與重膨化相同；臺刈后，從根頸部抽發(fā)的新枝能重新形成樹冠。重膨化及臺刈由于膨化的枝干一般較粗，現(xiàn)有的單螺桿干法膨化機械很難擔當大任、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膨化，勞動狀況惡劣、勞作水平極其落后，另外人工砍切膨化對生長是十分不利的。
二．國內外同類研究概況
目前，國內科研人員對的膨化研究多集中于的輕膨化、中單螺桿干法膨化機械研制及應用上，而在專門用于老或未老先衰的重單螺桿干法膨化機械的研究與應用上，還基本處于空白狀態(tài)。
1、單螺桿干法膨化機的研制
由于我國種茶歷史悠久，種植地域廣泛，迫切需要機械膨化器具來代替手工膨化，因此國內在單螺桿干法膨化機具的研制上，已取得了很大進步，國內已有多家單位生產(chǎn)出了多款單螺桿干法膨化機。
如南京秦淮園林機械廠生產(chǎn)的單人多功能電動單螺桿干法膨化機，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型單螺桿干法膨化機雙人抬跨行作業(yè)機具，由兩把鋸齒型刀片作相對往復運動完成膨化作業(yè)。單螺桿干法膨化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，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，完成膨化作業(yè)。
國外如日產(chǎn)的Ｅ7Ｂ-750型單人單螺桿干法膨化機配日本單缸二沖程1.03ｋＷ(1.4馬力)汽油機，采用平刀片往復式膨化，膨化幅寬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，國內外對的輕、中單螺桿干法膨化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、對單螺桿干法膨化機的應用研究
人工膨化每人8小時只能剪0.02hm2，需付酬金1750元/hm2；采用單螺桿干法膨化機膨化，二人8小時可膨化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/hm2。采用單螺桿干法膨化機進行重膨化時，人工重膨化每人8小時僅能剪0.0133hm2，每天工資需40元，需付酬金3000元/hm2；用單螺桿干法膨化機勉強湊合使用，兩人用雙人單螺桿干法膨化機作主膨化，另一人用單人單螺桿干法膨化機補修遺留枝與邊枝，三人可膨化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/hm2。1999年單臨安市的深膨化工作就可節(jié)約勞力1050工，節(jié)約生產(chǎn)成本30580余元；重膨化工作可節(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：機械膨化是解決勞力不足和降低生產(chǎn)成本的根本途徑。而普通單螺桿干法膨化機用于重膨化是屬于破壞性使用，一般不宜提倡。并建議生產(chǎn)廠家能生產(chǎn)專用重單螺桿干法膨化機，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、雙人單螺桿干法膨化機使用時應該注意的問題，他重點指出，單人單螺桿干法膨化機和雙人單螺桿干法膨化機不準作老的深膨化和重膨化，否則機器將嚴重超載而遭到破壞。
3．對重單螺桿干法膨化機的研究
通過以上科技人員的研究結果可以看出，單螺桿干法膨化機無論是單人型還是雙人型，都難以承擔起老的重膨化任務，這迫切需要國內的科技工作者研究開發(fā)出一種專門用于老的重單螺桿干法膨化機械。
綜觀國內外，目前對老重膨化方面的研究很少，而且研究領域也僅僅側重于重膨化工作對的影響及效應分析，對重單螺桿干法膨化機械的開發(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，屬國內首創(chuàng)。
第三章 設計任務
（一）． 膨化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。膨化方法主要有幼齡的定形膨化、成齡的輕膨化與深膨化，衰老的重膨化及臺刈等。
（二）、主要技術指標：
1）刀具使用壽命：720h左右；
2）膨化樹高：250cm；
3）膨化幅寬：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
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：
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
選擇2E60C型汽油機，立軸，水冷，P=7.4KW n=2500r/min,T=53N.m
三.帶Ⅰ的設計
1.確定計算功率
工 況
KA
空、輕載起動
重載起動
每天工作小時數(shù)/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>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
==1.1×7.4KW=8.14KW
2. 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
3. 確定帶輪直徑
根據(jù)表8.6和圖8.12選取=140mm 且=140mm>125mm
大帶輪直徑為
=/=2500/1500×140=233mm
按表8.3選取標準植236mm,則實際傳動比I,從動輪的轉速分別為
i=/=236/140=1.69
=/i=2500/1.69=1479r/min
從動輪的轉速誤差為
（1479-1500）/1500×100%=-1.4%
在5%以內，為允許值
4.驗算帶速V
V=/60×1000=18m/s
在5-25m/s的范圍內。
5.確定帶的基準長度和實際中心距a
按結構設計要求初定中心距
0.7(+)
7.確定V帶根數(shù)Z
由式(8.18)得Z≧/
根據(jù)=140mm ，=2500r/min 查表8.10用內插法得
=3.8KW
由式(8.11)得功率增量為
=
由表8.18查得=2.6494×
根據(jù)傳動比i=1.69 查表8.19得=1.1202
則=2.6494××2500（1-）=0.7KW
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)=0.99 得普通V帶的根數(shù)為
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
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
=×
=
=227.5N
由式(8.20)可得作用在軸上的壓力
=2Z
=2×227×2
=904N
9. 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=904N
Ⅱ帶設計
主動輪的轉速1500r/min,從動輪轉速1500r/min
1． 確定計算功率
工 況
KA
空、輕載起動
重載起動
每天工作小時數(shù)/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>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
1.1×7=7.7KW
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
3. 確定帶輪基準直徑
根據(jù)表8.6和圖8.12選取=125mm ,且為B型V帶最小直徑
大帶輪直徑為：
=×125=125mm
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：
從動輪的轉速誤差率為：
×100%=0
在±5%以內，為允許值。
4. 驗算帶速V
在5-25m/s范圍內
5. 確定帶的基準長度和實際中心距a
按結構設計要求初定中心距
0.07（）<<()
175<<500
取=200mm
由式(8.15)得
=792.5mm
由表8.4選取基準長度=800mm
a≈
=
=
6. 校驗小帶輪包角
由式(8.17)得
=
7. 確定V帶根數(shù)Z
根據(jù)=125mm =1500r/min ,查表8.10用內插法得
由式(8.11)得功率增量為
由表(8.18)查得
根據(jù)傳動i=1 ，查表8.19得=1則
=0
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)
得普通V帶根數(shù)
圓整得Z=2
8. 求初拉力及帶論軸上的壓力
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：
=284N
由式(8.20)可得作用在軸上的壓力為：
=1136N
9. 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
四．軸Ⅰ的設計
（一）.軸的計算
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
2. 按扭強度估算軸徑
根據(jù)表13.1得 ,又由式(13.2)得
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
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
取h=2.5mm
初選軸承6307
的直徑根據(jù)軸承的內徑?jīng)Q定取為
的直徑也是根據(jù)軸承來定 取為
b.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
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
以B為基點 ，
在以C點為基點：
查表13.1得，滿足，故軸的設計滿足要求。
(三).軸承的選擇
應 所以只要邊的軸承可用即可
初選軸承6307 GB/T276-1994 按文獻8-23，基本額定功率為
軸的預期壽命取為 查表得
故6307滾動軸承滿足要求
(四). 鍵的選用
根據(jù)結構選用10×110 普通A型平鍵
Ⅱ軸的設計
（一）.軸的計算
4. 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
5. 按扭強度估算軸徑
根據(jù)表13.1得 ,又由式(13.2)得
因最小軸徑處有鍵槽存在，故將估算增大3%～5%取為18.8～20.06mm
由設計手冊查得標準直徑
6. 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
取h=2.5mm
初選軸承6307
的直徑根據(jù)軸承的內徑?jīng)Q定取為
的直徑也是根據(jù)軸承來定 取為
b.確定各軸段長
根據(jù)汽油機高度及整機結構，軸的總長為470mm
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66mm
軸段Ⅱ的長度根據(jù)軸承座端面和帶輪的距離確定為27mm
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根據(jù)軸承座端面和帶輪的距離確定為26mm
最后留下的長度就為軸段Ⅳ的長
(二).軸的校驗
以B點為基點：
在以C點為基點：
查表13.1得，滿足，故軸的設計滿足要求。
（三）.軸承的選擇
應 所以只要邊的軸承可用即可
初選軸承6307 GB/T276-1994 按文獻8-23，基本額定功率為
軸的預期壽命取為 查表得
故6307滾動軸承滿足要求
（四）.鍵的選用
根據(jù)結構選擇10×56的普通A型平鍵
五．刀片結構的設計及材料的選擇
1.刀片的結構采用用圓盤形的刀盤，兩邊有裝有兩個對稱的刀片，刀片示意圖入圖所視：
2.材料的選擇：
刀片在高速的環(huán)境下工作，且在剪切過程中，刀片會受到很大的擠壓力，摩擦也會很厲害，需要的硬度也比較高。根據(jù)這些我們決定選擇W18Cr4V
W18Cr4V是應用最廣泛的高速鋼，其性能只要有：熱處理硬度可達63-66HRC，抗彎強度可達3500MPa，可磨性好。其優(yōu)點：通用性強，工藝成熟。
熱處理的主要特點：淬火加高溫（1200攝氏度），以及回火時溫度高（560攝氏度）左右、次數(shù)多達三次左右。采用高淬火溫度是為了讓難溶的特殊炭化物能充分溶入奧氏體，最終使馬氏體中W、Mo、V等含量足夠高，保證其熱硬性足夠高；回火溫度
心 得 體 會
經(jīng)過自己和小組成員的共同努力，終于將畢業(yè)設計完成了。
在這次畢業(yè)設計過程中，我們遇到了許許多多的問題，一遍又一遍的計算，一遍又一遍的修改，一遍又一遍的推敲機械結構，由于一開始對結構的設計不太完美，導致我們走了很多彎路。后來，在完全沒老師的指導下，我們進一步對結構進行了修改和推敲，并得到了比較完善的框架結構。
盡管這次設計的時間是短暫的，但是對我來說，收獲卻是很大的，俗話說的好“學到用時方狠少”，以前，我們只知道學知識，但是對知識的吸收和利用并不多，這次畢業(yè)設計，讓我們再次溫習了以前學過的知識，并聯(lián)系起來，運用在自己的設計中。同時也對知識有了進一步的鞏固，不僅讓我們對的生長和膨化有了進以步的了解，而且也讓我們對office軟件，和計算機繪圖軟件AutoCAD等工具軟件有了熟練的掌握
參 考 文 獻
[1]
《機械零件設計手冊》，吳宗澤，機械工業(yè)出版社，2003年11
[2]
《互換性與測量技術基礎》，陳于萍，機械工業(yè)出版社，2003年10
[3]
《機械制圖》李澄，吳天生，聞百橋，高等教育出版社，1997年7
[4]
《機械設計基礎》。陳立德，高等教育出版社2000年8
[5]
《機械設計手冊》，聯(lián)合編寫化學工業(yè)出版社，1981年1
[6]
《工程力學》，張定華 ，高等教育出版社， 2000年8
第21頁 共21頁