題目：小型手持式采茶機頁第1章緒論1.1研究的目的和意義自我國各領域技術在近年來都有了一定的發(fā)展以后，我國在機械化方面有了一定發(fā)展的基礎，傳統(tǒng)那種從播種到收割的傳統(tǒng)勞作方式，部分逐漸被機械化農具所取代。機械化智能化等成為了新的發(fā)展方向。傳統(tǒng)的勞作方式隨著社會的發(fā)展逐漸出現(xiàn)了很多的問題。首先是人工成本的逐漸提高，相比于機械勞作，傳統(tǒng)的人工勞作的低效率也逐漸突出。再加上國內茶葉發(fā)展迅速，種植的茶葉也越來越多，人工勞作無法及時的跟上茶葉發(fā)展的步伐。另外就是我國機械化的快速發(fā)展，為農業(yè)勞作的機械化提供了基礎，這些原因致使我國社會對于農業(yè)機械化的呼聲越來越高。強烈的需求也進一步加速了市場的研發(fā)和供應。采茶行業(yè)的整體機械化，一方面降低了用人的成本，提高了勞作效率。另一方面也為我國茶葉行業(yè)的發(fā)展提供了一定的助力。1.2研究背景1.2.1采茶機國內外的發(fā)展階段和成果我國對于采茶機的研究始于1958年，并大體上經歷了三個重要的發(fā)展階段。第一個階段是始于1958年結束于1962年，具體如下：首先要講的是南茶702型（手動往復切割式）采茶機作為這個階段最為突出代表的發(fā)展階段。該階段是由國家研究單位和普通的民用單位所合作，通過這種相互合作共同努力的研制方式，成功研制出了許多不同類型的采茶機。其中最具有代表性的就是南茶的702型，并且在研制成功后就試產了50多臺。后來由于國內研發(fā)經費等很多因素的影響，導致該階段的研制工作處于停滯狀態(tài)。但也有部分單位逆勢而行堅持了下來，后來這些研制成果為我國下一階段的發(fā)展打下了很好地基礎。第二階段開始于1963年結束于1966年，歷時三年。具體如下：該階段的代表成果是NIC型（電動往復切割式）采茶機。促使其發(fā)展的原因是我國茶葉產業(yè)的快速發(fā)展，單純的人工勞作無法適應茶葉產業(yè)的發(fā)展速度。更有效率的機械化采茶重新被市場所關注。由于機械化的迫切性，很多的研制單位不畏艱難，積極吸取了前一階段的經驗并分析總結了失敗的原因，開展了大量的研究和試驗。這一階段的研究使我國采茶機整體的水平步入了一個新的臺階，無論是對采摘原理的更深一步的分析，還是結構技術等方面的提升都取得了較大的進展。該階段研制成果中，較為突出的是中國茶葉研究所協(xié)同部屬有關廠共同研制的NIC電動采茶機。該采茶機在后來的部級鑒定中，奠定了我國首臺定型采茶機的地位。第三階段始于1971年結束于1979年，歷時長達8年，該階段具體如下：以JW型（機動往復切割）采茶機為代表的第三階段。該階段由于之前兩個階段的研究為第三階段積累了大量的經驗和相關技術的生產資料，為第三階段的發(fā)展提供了很大的發(fā)展基礎。第三階段通過前兩個階段的支撐，并在此基礎上積極開展研究，在技術上取得了巨大的發(fā)展。通過這些研究，順利的把我國從研究階段帶入了生產實踐階段。通過這幾年的發(fā)展，我國研究并制造除了十幾種的采茶機。其中通過不同的級別鑒定的就有八種，而其中最具代表性的就是JW型采茶機。國外采茶機的發(fā)展日本是世界上研制采摘機械化最早的國家。日本從1959年開始研發(fā)小型采茶機，并在十幾年后研制出了大型自走式和乘坐式采茶機，并且由于研制的高質量在之后就投入市場使用，并在此基礎上逐漸發(fā)展出往復切割式、水平圓盤刀式、螺旋滾刀式和螺旋滾折式等多種采茶機。多年的研發(fā)和試驗，日本的茶葉收割通過發(fā)展快速實現(xiàn)了高度的機械化。從1929年開始，前蘇聯(lián)就引進了日本的采茶設備。日本在采茶機機械化的進程中比蘇聯(lián)早。從1910年開始，日本就已經開始代替了人力勞作的方式。在1952到1971年期間，日本在研制方面取得了突破性的進展，其先后有回轉式采茶機，背負式機動往復采茶機和雙人抬式采茶機。其中背負往復式采茶機在生產后，就迅速的占據(jù)了日本采茶機總數(shù)的一半。其中僅日本靜岡縣采購的采茶機就從50臺飛速增長到了29600臺。在20世界五六十年代，日本市面上這種試用背負式機動往復類型的采茶機就達到了42000臺之多，而只是靜岡縣該類型的采茶機數(shù)量就達到了29600臺，占了日本全國總量的百分之七十以上。于1966年，市面上出現(xiàn)了雙人抬式采茶機的身影，這種新的采茶機的出現(xiàn)增加了人們對采茶機的認識，該類型采茶機需要人去操作,雖然相比起小型背負式采茶機生產效率極大地提高，但由于其需要人工操作的特點，逐漸被市場淘汰。1929年蘇聯(lián)開始研制采茶機，并引進了日本的采茶機,但由于各種因素的影響，最終并沒有成功。在1930到1965年期間，蘇聯(lián)開展了多種類型的采茶機的研制，其中包括了切割式采茶機。另外就是根據(jù)折斷式采摘原理設計出的采茶機，該采茶機的采茶裝置拋棄了傳統(tǒng)的刀具，而采用一個橡皮做的類似手指的構件來作為采茶裝置。項目初期橡皮指的作用力為450克，由于其作用力的大小只能實現(xiàn)嫩葉的采摘。雖然之后提高了作用力的大小，但由于各種因素的影響，其采摘效果并不理想。前面研究經歷中的磕磕碰碰為后期的研究積累了一定的經驗，于是蘇聯(lián)在1965年又研制出了一款自走式的采茶機，它的作業(yè)方式是模擬采茶時的切割和折斷的采摘方式所研究出來的。該采摘裝置懸掛安裝在拖拉機上面，由柴油機提供動力。但因為機器本身設計的復雜性再加上并沒有滿足預定的采摘質量，導致其逐漸被淘汰。蘇聯(lián)對于折斷式采茶機的研究時間高達47年，盡管在研究期間突破了許多的難題，但由于很多因素的影響以及其本身采摘效果的不理想，一直都停留在研究階段并沒有面向市場。1.2.2采茶機的研究現(xiàn)狀目前國內市面上的采茶機大多采用汽油機作為采茶機的動力來源，該類型的采茶機由于汽油機的原因導致其在作業(yè)時噪音大，并且污染周邊的茶田。并且該類型的采茶機相對結構復雜，其包括送風管道、傳動機構、切割器系統(tǒng)、機架和集葉袋。但隨著國內的發(fā)展，目前市面上出現(xiàn)了一種以電為動力的采茶機。由于舍棄了笨重的汽油機而改用電的原因，大大降低了采茶機的體積和重量。并且由于目前電池技術的之間提高，已經完全能夠提供采茶所需要的動力。但無論是汽油機還是目前興起的電動采茶機，其都在刀具方面選擇了往復式切割。原因是由于相比于其他方式，往復式切割其在采摘質量和茶葉完整率方面都取得了不錯的成績。1.2.3采茶機主要實現(xiàn)的功能通過對小型采茶機的工作原理、結構設計、工藝設計和優(yōu)化的設計的分析。其原理為把電動機的動能經過傳動裝置傳遞到刀具上。讓刀具切割茶葉，實現(xiàn)采茶。

第2章總體方案設計2.1刀具運動方式根據(jù)采摘方式可將其分為四種類型，其分別是：往復切割式、螺旋滾帶式、水平圓盤刀式、螺旋滾折式。分析比較各個刀具，最后我選定了往復式切割作為本次課題的采摘方式。原因如下：通過查閱資料得，往復切割式采茶機的采摘茶葉的完整率達到了75%以上，茶葉的老梗老葉僅為1.3%~3.0%。相比起人工采摘80%的完整率以及1.8%左右老梗老葉，雖然略有差距但已經很接近人工采摘的質量。由此可以看出往復式切割的采摘質量還是非常高的。因此我選用了往復切割式。通過市場的觀察，大多數(shù)采茶機都采用雙刀片往復切割式，通過查閱資料可得。單刀片采茶機，刀片運動頻率低，可能會造成刀片的卡滯和堵塞，不足以適應對茶葉的切割，另外其工作時平衡能力差。而雙刀片往復切割式，由于采用兩個刀片，其在工作的時候，兩個刀片反向切割由于刀具支撐裝置，具有很好平衡能力。而且由于雙刀片，相比于單刀片具有更高的往復運動速度，具有更高的工作效率。而高效率，高平衡以及高穩(wěn)定性決定了其一度受到市場的青睞。鑒于雙刀往復式的優(yōu)點和更好地實用性，所以本論文設計的是雙刀往復切割式的采茶機。2.2方案確定通過上面的分析，確定本次設計選用小型雙刀往復切割式采茶機。小型雙刀往復切割式采茶機主要包括三大系統(tǒng)：動力系統(tǒng)，切割系統(tǒng)和傳動系統(tǒng)。前面提到采茶機的動力由電能提供。經過選擇，我們選用MT-BL64無刷電機為動力源，其額定功率為800W，轉速為3500r/min，可以為采茶機提供足夠的動力源。切割系統(tǒng)則采用雙刀片往復切割式，因為其相比單刀具有更高的效率。因為曲柄機構將電機的旋轉運動變?yōu)榈镀乃街本€往復運動。傳動系統(tǒng)中的動力則由電動機所連接的齒輪傳遞，后傳遞到曲柄機構，將動力傳給刀具，在連接條的作用下實現(xiàn)刀具的往復運動。圖2-1設計流程圖2.3本章小結本章所涉及到的內容主要是小型雙刀往復切割式電動采茶機總體構造的方案設計。首先是說明了往復式切割的優(yōu)點，并對單刀和雙刀做了比較分析，選取了性能更優(yōu)的雙刀往復式切割。傳動系統(tǒng)中采用了最為普遍的齒輪傳動，后通過曲柄結構將旋轉運動轉為直線往復運動。電動機則選用的是MT-BL64無刷電動機相比起有刷電機，其具有噪音小速度快壽命長等特點。本章內容主要為粗略分析采茶機的結構并生成方案，為后面幾章的內容做一個大概的前瞻。

第3章切割系統(tǒng)的設計3.1切割器主要參數(shù)分析作為最主要的部件切割器，該部件的質量和穩(wěn)定性對于采茶機整體的工作效率有直接的影響，所以切割部件的選擇和設計就顯得尤為重要。從切割部件的穩(wěn)定性高效性等角度考慮，我最終決定使用雙刀往復切割式。在小型采茶機的工作過程中，由電動機輸出動力，在再經過齒輪傳動部分，把動力傳遞給曲柄主軸。然后曲柄機構把旋轉運動轉換為直線上的往復切割運動。再轉換為刀具的動力，從而實現(xiàn)采茶機代替人力采摘茶葉的過程。3.1.1往復切割式切割器影響切割質量的因素分析在描述切割速度與進給速度之間的關系的時候，可以采用切割速比的方式來表達。當?shù)毒叩母叨萮不能發(fā)生變化的時候，重割區(qū)和空白區(qū)的大小與機器前進的速度和曲柄轉速就有很重要的關系，它們的關系用切割進程H表示，數(shù)學公式為：=t（3-1）上式中的——機器前進速度（m/s）t——刀具運動一個行程的時間通過查閱，往復切割式采茶機切割速度的最佳設計參數(shù)為0.33m/s0.51m/s。為增加一定時間內采茶機的作業(yè)量，采茶機的前進速度應該不小于0.3m/s，考慮到多種因素，人正常使用采茶機時速度不大于0.5m/s，所以切割器前進的速度在0.3m/s~0.5m/s之間。在實際生產中，實際切割速度與最佳切割速之間的比達到最佳，才能夠保證達到理想的切割質量。從而達到市場對切割機整體效率的要求。3.2切割裝置的設計切割裝置的構成主要是：曲柄機構，雙刀往復切割式刀具，起到固定支撐作用的連接條。曲柄機構通過一個連桿把動力傳給與連桿另一端相連的刀具。固定支撐部分包括集葉板與連接條等。連接條除了可以固定集葉板，還可以起到讓刀具水平穩(wěn)定運動的作用。手持式電動采茶機作業(yè)的時候，刀具在水平方向向相反的方向做往復直線運動。從而實現(xiàn)對刀具之間的茶葉進行收割的作用，完成采集茶葉的作用。3.2刀具結構的設計刀具是切割裝置最重要的部分。本次設計使用了刀刃結構，從而達到平整且省力的切割茶樹的目的。但這種結構也有一定的缺陷，例如經常使用會使刀面不再鋒利，因此在使用一段時間后就要重新打磨，使其變得鋒利。另外也要保證它不容易折斷，所以要求其要具有一定的韌性。因此為了保證其韌性，我們選用合金鋼作為制作刀具的材料，并對其進行淬火，保證其的韌性。刀具的結構如圖3-1所示。圖3-1刀具的結構圖3.3切割器系統(tǒng)各零件的建模與裝配3.3.1零件的建模分析切割系統(tǒng)的運作方式和結構，對系統(tǒng)中的部件進行建模。切割器系統(tǒng)是有一個類似于曲柄滑塊的機構構成。偏心輪和連桿分別如圖3-3，圖3-4所示；導向板為如圖3-5所示。圖3-3偏心輪偏心輪的作用是將回轉運動變?yōu)樗街本€運動。圖3-4連桿連桿的作用是將能量傳遞給刀具。圖3-5導向板導向板的作用是讓刀具按照設計要求進行水平往復直線運動。3.3.2曲柄機構的三維裝配圖曲柄機構三維裝配圖如下圖3-6。圖3-6曲柄機構的三維裝配圖曲柄機構由偏心齒輪，一對連桿，一對刀具構成。其作業(yè)的構思是偏心齒輪通過與上一級齒輪嚙合，從而傳遞力，使自己進行回轉運動，后通過連桿，把回轉運動轉為水平方向的往復直線運動，再加上導向板的支撐和固定，從而實現(xiàn)設計所要求的運動方式。3.4本章小結本章對切割系統(tǒng)做了一個系統(tǒng)的分析，并簡要分析了參數(shù)。通過對其在采茶過程中的工作方式進行分析，并結合實際的工作環(huán)境和具體的情況設計了手持式電動采茶機的移動速度和對茶葉進行收割的速度。并同時通過分析對切割裝置進行了設計。作為手持式電動采茶機的重要構成要素，所設計的結構的好壞和實際工作狀況都第一時間反映在了收割茶葉的品質上。切割系統(tǒng)的設計包括了刀具結構、導向板、偏心輪和一些相關附件的設計。同時對各個零件進行了建模并完成了相互之間的裝配。

第4章傳動系統(tǒng)的設計傳動系統(tǒng)連接了動力系統(tǒng)和切割系統(tǒng)，將動力系統(tǒng)的力以所設計的方式傳遞給切割系統(tǒng)，從而實現(xiàn)手持式電動采茶機完成它的作用。4.1傳動系統(tǒng)的結構設計和傳動比確定4.1.1傳動比的確定1曲柄主軸的轉速曲柄主軸通過連桿，把動力傳遞給刀具，實現(xiàn)刀具的運動，而這種運動的特點如圖4-1所示圖4-1曲柄滑塊機構滑塊速度V為：（4.1）由于有兩個刀片所以切割器的切割速度,R=8mm,L=70mm通過查閱資料得采茶機的刀具往復切割平均速度為0.33~0.51m/s, 由公式（4.1）反推可得：曲柄主軸的轉速為235.8r/min。2確定傳動比當手持式電動采茶機實際工作時在，電機的額定轉速為。動力通過齒輪傳動曲柄主軸的轉速為因此傳動系統(tǒng)的傳動比為:（4.2）各種傳動的傳動比：圓柱齒輪傳動比。設計題目為小型手持式采茶機，因此要考慮采茶機的體積，分析后與電機相連的齒輪齒數(shù)選擇為9個。當它的齒數(shù)為9時，其值低于標準漸開線齒輪的最小齒數(shù)17。因為，且，，所以。我取=28，因此===3.11。由式（4.2）得：即：式中（二級減速主動小齒輪齒數(shù)）（二級減速從動大齒輪齒數(shù)）4.2手持式自動采茶機的功率需求分析和傳動效率4.2.1手持式自動采茶機功率分析手持式自動采茶機的功率。切割器功率為。其中（KW）（4.3）式中（機器進給速度（m/s））B（機器割幅（m））（每切割平方米面積茶葉所消耗的功率（Nm/））經過分析測定得，一平方米面積的草所消耗的功率為200~300，經過觀察得出茶葉的半徑明顯大于草的半徑，并且比起草更硬。則切割一平方米面積的茶葉所消耗的功率大于草的功率，大約為400左右所。又因為采茶機的割幅（B）為0.26m，因此由上述公式可計算出采茶機所消耗的功率為0.44KW。4.2.2手持式自動采茶機的傳動效率刀具的運動是由無刷電機直接連接齒輪，后通過齒輪傳遞。通過查閱得其傳遞效率如下表4-1可得。傳動部分的總傳動效率為：0.92表4-1機械傳動效率概略值傳動類別精度、結構及潤滑效率圓柱齒輪傳動7級精度（油潤滑）8級精度（油潤滑）0.980.97滾動軸承球軸承滾子軸承0.99（一對）0.98（一對）各軸的轉速：r/minr/min各軸的功率：各軸的扭矩：電機軸一軸二軸表4-2傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表參數(shù)電動機軸一軸二軸轉速n/(r/min)35001125235.8功率P/(KW)0.80.7680.738扭矩T/(N.mm)2182651929900傳動比i3.114.77--效率0.960.96--4.3減速器的設計4.3.1高度變位齒輪的設計考慮到切割總傳動比，對傳動部分設計為兩對高度變位齒輪。（一）一軸的齒輪設計1.一軸的齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)和變位系數(shù)。按圖4-1的傳動方案，選用高度變位直齒圓柱齒輪傳動，壓力角定為20°。因為采茶機為農用機器，精度參考下圖，選用8級精度。表4—3各類機器所用齒輪傳動的精度等級范圍機器類型精度等級范圍機器類型精度等級范圍汽輪機3~6拖拉機6~8金屬切割機床3~8通用減速器6~8航空發(fā)動機4~8鍛壓機床6~9輕型汽車5~8起重機7~10重載汽車7~9農用機器8~11齒輪材料的選擇。通過查表，小齒輪選用40，滲碳淬火齒面硬度58-62HRC，大齒輪則選用45鋼（調質），齒面硬度240HBS。選擇小齒輪的齒數(shù)，所以大齒輪的齒數(shù)為，取。變位系數(shù)的選擇。使用標準齒條型刀具對齒輪加工，為了避免被加工齒輪的根部發(fā)生根切現(xiàn)象，應該保證齒條刀具的齒頂線不超過極限嚙合點。通過查資料可得結合機械設計書[14]上的公式可得避免被加工齒輪發(fā)生根切現(xiàn)象的最小變位系數(shù)為：（4.4）已知，，把它們帶入公式（4.4）得：我取小齒輪的變位系數(shù)。2．根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計（1）由公式試算模數(shù)，即（4.5）確定公式中的各個參數(shù)試選。由公式計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。（4.6）其中（4.7）所以計算。通過查詢書[14]的數(shù)據(jù)可得齒形系數(shù)、。通過查詢書[14]可得應力修正系數(shù)、。通過查詢書[14],查可得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。通過查詢機械設計書[14]可得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù),由公式（10-14）得由于大齒輪的大于小齒輪，所以取試計算模數(shù)(4.8)3.調整齒輪模數(shù)（1）為計算實際載荷系數(shù)的數(shù)據(jù)做準備。圓周速度v。齒寬b。寬高比b/h。（2）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)和8級精度，通過查圖可得動載系數(shù)。通過，，查表可得齒間載荷分配系數(shù)。通過查書[14]，用插值法的方法查得,結合，可以查圖得。則載荷系數(shù)為（4.9）通過公式（4.5），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)（4.10）就取圓整為標準值。齒輪幾何尺寸計算如下表4-4表4-4齒輪幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑可得：（2）計算齒頂高可得：計算齒根高可得：計算齒頂圓直徑可得：計算齒根圓直徑可得：計算中心距可得：4.齒輪強度校核按齒面接觸疲勞強度（1）確定公式中的各個參數(shù)值計算小齒輪的傳遞轉矩。由于小齒輪作懸臂布置，所以由表4-5選取齒寬系數(shù)。由查書[14]可得區(qū)域系數(shù)。④由查書[14]可得材料的彈性影響系數(shù)。⑤由書[14]上公式計算得接觸疲勞強度用重合系數(shù)。表4-5圓柱齒輪的齒寬系數(shù)裝置情況兩支承相對于小齒輪作對稱布置兩支承相對于小齒輪作不對稱布置小齒輪做懸臂布置0.9~1.4（1.2~1.9）0.7~1.15（1.1~1.65）0.4~0.6（4.11）⑥計算接觸疲勞許用應力[]。通過查書[14]可得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為MPa、MPa。通過公式（4.12）計算應力循環(huán)次數(shù)：（4.12）通過書[14]可得接觸疲勞壽命系數(shù)、取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1,由公式（4.13）計算公式得：（4.13）因此一軸的高度變位齒輪符合接觸疲勞強度要求。（二）二軸的齒輪設計1.二軸選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)和變位系數(shù)。（1）按圖4-1的傳動方案，選用高度變位直齒圓柱齒輪傳動，與上面的壓力角一致，也是20°。（2）由于手持式自動采茶機為農用機器，故參考上面的表4-1，得出結論為8級精度。（3）材料的選擇。根據(jù)查詢書[14]的表可得，選擇小齒輪材料為40Cr，滲碳淬火齒面硬度58-62HRC，大齒輪的材料則選用為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（4）選擇小齒輪的齒數(shù)，所以大齒輪的齒數(shù)為，取。變位系數(shù)的選擇。在用標準齒條形刀具對齒輪進行加工的時候，為避免被加工齒輪的根部發(fā)生根切現(xiàn)象，應該保證齒條刀具的齒頂線不超過極限嚙合點。由可得(4.14)結合可得避免被加工齒輪發(fā)生根切現(xiàn)象的最小變位系數(shù)為：(4.15)已知，，把它們帶入公式（4.15）可得：我取小齒輪的變位系數(shù)。2．根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計（1）由公式試算模數(shù)，即確定公式中的各個參數(shù)試選。由公式計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。其中所以計算。通過查書[14]可得齒形系數(shù)、。通過查書[14]可得應力修正系數(shù)、。通過查書[14]可得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。通過資料可得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù),由公式（4-16）得（4.16）（4.17）由于大齒輪的大于小齒輪，所以取試計算模數(shù)（4.18）3.調整齒輪模數(shù)為計算出實際載荷系數(shù)的數(shù)據(jù)做準備。圓周速度v。齒寬b。寬高比b/h。計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)和8級精度，通過查圖可得動載系數(shù)。通過，，查表可得齒間載荷分配系數(shù)。通過查書[14]的表，并運用插值法的方法查得,結合，可以查資料得。則載荷系數(shù)為(4.19)通過書[14]上公式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)(4.20)取圓整為標準值2。齒輪的幾何尺寸計算如下表4-6表4-6齒輪幾何尺寸的計算(1）計算分度圓直徑可得：(4.21)（2）計算齒頂高可得：(4.23)計算齒根高可得：(4.24)計算齒頂圓直徑可得：(4.25)計算齒根圓直徑可得：(4.26)計算中心距可得：(4.27)4.齒輪強度校核按齒面接觸疲勞強度(4.28)（1）確定公式中的各個參數(shù)值計算小齒輪的傳遞轉矩。由于小齒輪作懸臂布置，所以由表4-7選取齒寬系數(shù)。表4-7圓柱齒輪的齒寬系數(shù)裝置情況兩支承相對于小齒輪作對稱布置兩支承相對于小齒輪作不對稱布置小齒輪做懸臂布置0.9~1.4（1.2~1.9）0.7~1.15（1.1~1.65）0.4~0.6由圖查得區(qū)域系數(shù)。④由書[14]的表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。⑤由書[14]的公式（10-9）計算的接觸疲勞強度用重合系數(shù)。(4.29)⑥計算接觸疲勞許用應力[]。通過圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為MPa、MPa。通過公式（4.12）計算應力循環(huán)次數(shù)：通過查表可得接觸疲勞壽命系數(shù)、取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1,由書[14]上公式（4.13）得：因此二軸的高度變位齒輪符合接觸疲勞強度要求。4.3.2傳動部分中一軸的的設計及強度的校核（1）一軸的設計在日常設計中減速器中的軸幾乎都為階梯型軸，為方便配合，在軸上有相關要求的軸段直徑一般選用標準尺寸，這樣的好處是加工和檢測的便利性。同時考慮到拆裝的便利性，所對應配合的軸段應設計軸肩。軸肩分為兩種：定位和非定位。定位軸肩的特點是對軸上的零件進行可靠定位。通過查閱可得，定位軸肩的高度h一般取為，其中d為配合軸段的直徑。比起定位軸設計規(guī)定的嚴格，非定位軸想比并沒有嚴格的設計規(guī)定。通常取1~3mm。和齒輪相互匹配的軸段，其設計的長度通常比起輪轂的寬度要少2mm左右。這樣設計的原因在于，考慮到齒輪的固定性，可以讓齒輪更好的被固定。為了方便軸承更加方便的拆卸，軸承的定位軸肩高度必須通過相關的標準來確定。在對軸的實際設計過程中，我們依據(jù)軸所受的扭矩來估算軸的最小軸徑。軸的扭轉強度條件為：強度條件：MPa（4.30）式中扭轉切應力，MPa；軸所受的扭矩，N.mm；軸的抗扭截面系數(shù)，；軸的轉速，r/min；軸傳遞的功率，KW；計算截面處軸的直徑，mm;許用扭轉切應力，MPa,見表4-8。通過公式可以計算出軸的直徑，下面是設計的公式：(mm)（4.31）該公式中的，,通過查表4-8可得。表4-8軸常用的幾種材料的及值軸的材料Q233A、20Q235、35（）45、35SiMn、38SiMnMo、15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97根據(jù)分析得，由于它的直徑小于100mm，故軸徑要增大5%~7%，所以該軸段的直徑為,根據(jù)設計軸時用的標準，。（2）一軸各個軸段的直徑與長度d3軸段為軸肩定位齒輪，為了實現(xiàn)齒輪的穩(wěn)定，軸肩的定位高度一般取（0.07~0.1）d，再通過查閱資料確定軸的標準尺寸。最后結果為d3軸段直徑為12.5mm。d2軸段上所選的軸承型號是608，得到d2軸段的直徑為8mm。d5軸段和d2軸段相同，有一個型號為608的深溝球軸承，得出d5軸段的直徑與d2相同。d4軸段起到了軸肩定位的作用，因此選擇型號為608的深溝球軸承。同時考慮到定位的作用以及使用時方便拆卸的因素，（該軸段最大直徑要小于軸承的安裝尺寸）。得出d4軸段的直徑比d2高出2mm。d1軸段的長度，通過查閱相關的手冊可以得出，與齒輪相匹配的軸段上的長度應該比齒輪輪轂的寬度要短2~3mm，目的是為了更加方便可靠的使齒輪更加穩(wěn)定不會在運動中發(fā)生偏離。輪轂的長度為12mm，所以d1軸段的長度為在輪轂的長度上減少2-3mm。在分析d2軸段的長度時，因為有一個深溝球軸承和套筒。以及為了讓齒輪更好地被固定的所考慮到的距離。最后得出d2軸段的長度為11mm。軸的受力分析由前面計算過的數(shù)據(jù)得軸的輸入功率為0.768KW，轉速為1125r/m，所以一軸的轉矩為作用在一軸齒輪上的力的計算：高速級中的大齒輪的分度圓直徑為低速級中的小齒輪的分度圓直徑為(4.32)（3）軸的受力分析，如下圖4-4所示。圖4-4一軸的受力分析圖（4）軸的受力計算：求軸垂直面的支承反力：求軸水平面的支承反力：軸上的合成彎矩圖：一軸的強度校核由上面的計算可以看出C截面的應力是最大的，(4.33)選用的材料為40，并且經過了調質的處理，通過查表的，式中的M為C截面的合成彎矩。W為軸的抗彎截面系數(shù)，由于截面是一個齒輪軸，取截面的直徑為12.5mm，W的計算公式為：(4.34)所以W為191.74，一軸是單向旋轉的，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，故取。把這些數(shù)據(jù)代入公式（4.33）得：4.3.3減速器部分軸承的校核減速器的各軸軸承的參數(shù)如表4-9。（1）通過受力分析，計算出軸承所受的力，因為軸承所受的軸向力，A點處的軸承的載荷相當于A點處所受到的徑向力：表4-9減速器部分所選軸承的主要參數(shù)軸的名稱軸承代號d/mmD/mmB/mmC/KN電機軸606z61762.19一軸608z82273.32二軸608z82273.32同理可得，D點處的軸承的載荷等于D點處所受到的徑向力：由于在D點的軸承受的徑向力要比在A點受到的徑向力大，所以按D點的徑向力來計算軸承的壽命，通過查閱資料可知軸承的基本額定壽命為：(4.35)式中C(軸承的基本額定動載荷（N）)P(軸承的當量動載荷（N）)N(軸承的轉速（r/min）)(指數(shù))由于我選用的是深溝球軸承，所以這個指數(shù)為3（查資料可得），把上面的數(shù)據(jù)代入公式(4.35)可得基本額定壽命為：因為這個值大于機器的預期壽命4000h，所以選的該深溝球軸承合理。二軸就只是一個偏心的齒輪，軸承的當量動載荷P為，又因為，所以。軸承的轉速為235.8r/m，軸承的基本額定動載荷為3320N，把這些數(shù)據(jù)代入公式（4.35）可得：因為這個值遠大于機器的預期壽命4000h,所以選的該深溝球軸承合理。電機軸是一個懸臂布置，軸承的當量動載荷為齒輪的徑向力：所以軸承的，所以該軸承合理。4.3.4一軸上鍵的選擇與校核1.鍵的設計類型：經過查閱，初步篩選為A型普通平鍵；2.鍵的尺寸的選擇設計：由于鍵處于軸徑為10mm的軸段上，該軸段長度為10mm，然后通過查閱資料得鍵的寬度b為3mm，高度h為3mm，長度為8mm；3.鍵的強度校核：設計中鍵、輪轂都是用的45鋼，所以[p]取45鋼的許用應力為120MPa。鍵的工作長度為l=L?b=8?3=5mm鍵與輪轂的接觸高度k為k擠壓應力為>[p]，故不合格。綜上所述選用B型鍵，除了工作長度的變化外，其他數(shù)據(jù)與A型鍵一樣。它的工作長度為8mm。通過查閱計算得相對應的擠壓應力為108.65MPa其值小于120MPa，故合格。因此最終使用的鍵的詳細數(shù)據(jù)為寬度b為3mm，高度h為3mm，長度為8mm的B型鍵。4.4對連桿的工藝規(guī)程設計1.連桿的結構連桿是所設計的采茶機中的重要部件之一。它的結構如下圖4-5所示。其作用為將曲柄主軸所傳過來的能量傳遞給刀具，進而實現(xiàn)將旋轉運動轉化為刀具的往復直線運動的作用。另外所設計的曲柄主軸為偏心圖輪，通過這種結構可以實現(xiàn)刀具的水平直線運動。圖4-5連桿的結構圖確定連桿的材料與毛坯通過查閱資料，我們發(fā)現(xiàn)連桿在設計中大多都是選用45鋼為制作材料，因此連桿的材料使用45鋼。之后通過調質處理增加其本身的強度和使用時的抗沖擊能力。另外查閱得，對于小批量量少的單件生產，可以簡單地采用胎膜和自由鍛造的方式降低成本。連桿機械加工的工藝過程工序流程圖如表4-10所示。表4-10工序流程圖工序號工序名稱工序內容工藝裝備5--鍛造--10銑銑連桿上下連個端面，每面留磨量0.5mm銑床15去毛刺20粗磨以一大平面定位，磨另一個大平面，保證中心相對稱磨床25鉆以基面為定位，鉆、擴、鉸小頭孔鉆床30鉆以小孔定位，鉆擴、鉸大頭孔鉆床40銑以兩孔定位，銑側面銑床45檢驗4.5本章小結本章對課題中所設計的采茶機的傳動部分進行了設計，其主要涉及到的內容為：初始階段，我們對兩對高度等變位齒輪進行了設計。步驟如下：首先通過齒根的彎曲疲勞強度為依據(jù)，計算設計除了齒輪的模數(shù)。考慮到實際生活中采茶機的便攜性，我們初步選取齒輪的齒數(shù)為9。后通過分析校核了齒輪的接觸疲勞強度。接下來，就是對軸的設計，內容包括軸的每個軸段的直徑與長度，并進行了受力分析和強度校核。之后對選擇的軸承完成了校核。對軸上的鍵進行了相關的選型工作，并同時對他校核。最后視圖和資料對連桿進行了簡單的工藝分析。

第5章手持式采茶機主要結構的運動仿真5.1手持式采茶機運動仿真的意義通過對仿真功能的學習，并通過軟件對所設計的手持式電動采茶機進行三維建模和仿真，就可以通過軟件直接看到所設計的電動采茶機在實際的生產中它的運動方式和各個部件之間的關聯(lián)，有利于讓自己更加的了解所設計的機構的不足之處。當發(fā)現(xiàn)所設計的結構有不合理之處就可以很容易發(fā)現(xiàn)，并且根據(jù)仿真情況準確的進行改正，這樣可以降低成本節(jié)約設計所需要的時間。5.2手持式自動采茶機運動仿真的主要內容手持式電動采茶機中的傳動部分和切割器系統(tǒng)的仿真具體如下圖5-1所示?？傮w結構中，通過無刷電機傳動動力，后通過齒輪將動力傳到二級減速的傳動部分，再傳到曲柄機構，將旋轉運動轉變?yōu)樗椒较虻耐鶑椭本€運動，從而實現(xiàn)刀具的水平往復切割。如圖5-1所示圖5-1傳動部分和切割器系統(tǒng)仿真圖仿真的操作過程如下：1.手動定義部件；2.根據(jù)部件的實際情況確定運動副。3.由于無刷電機帶動齒輪運動，可以直接定義齒輪為驅動，代替無刷電機。定義其速度為3000r/min。4.設置解決方案中的為1min，350步；5.設置完成后，根據(jù)播放動畫分析仿真的具體狀況，并根據(jù)仿真中的問題改善三維結構。并再次進行仿真直到完成為止。5.3手持式自動采茶機運動仿真的操作方法和步驟（一）1.在UG軟件中打開設計好的小型手持式采茶機的三維模型，選擇“運動”模塊；2.鼠標點擊新建仿真，進入仿真工作界面。如圖5-2所示。圖5-2仿真界面（二）創(chuàng)建連桿L001-L0071.選擇齒輪一為L001；2.選擇齒輪二，鍵，齒輪軸為L002；3.其余連桿機構依次創(chuàng)建。如下圖5-3所示為各桿部件。圖5-3各桿部件圖（三）創(chuàng)建運動副J001-J0111.選擇連桿L001，分析所設計的實際運動創(chuàng)建其為旋轉副命名為J001，在“驅動”模塊中添加驅動初速度為3000r/m，完成轉動副J001，如下圖5-4所示。圖5-4旋轉副J0012.選擇連桿02和03為一個整體，新建旋轉副J002。選擇連桿L003的原點為內圓弧的中心點、根據(jù)運動情況，定位矢量的方向。3.連桿L003也是一個齒輪，同上面的相同，不同之處是不添加驅動模塊，新建J003。4.其余的旋轉副我整理成了一張表格，如下表5-1所示表5-1各個運動副的標號運動副類型連桿嚙合連桿J001旋轉副L001--J002旋轉副L002--J003旋轉副L003--J004旋轉副L004L003J005旋轉副L004L005J006旋轉副L006L004J007旋轉副L006L007J008滑動副L005--J009滑動副L007--（四）耦合副的創(chuàng)建1.選擇連桿L001和L002創(chuàng)建耦合副J010,如下圖5-5所示圖5-5耦合副J010

2.擇連桿L002和L003創(chuàng)建耦合副J011，如下圖5-6所示圖5-6耦合副J011.設置解算方案如圖5-7，1min，400步，重力方向為向下，即z軸正方向。圖5-7解決方案圖求解并查看動畫，如下圖5-8所示。圖5-8動畫圖到此就完成了整體的仿真，后通過播放可查看整體機構的設計狀況。

第6章結論本次畢業(yè)設計的內容是手持式自動采茶機，通過本次設計我明白了采茶機的發(fā)展狀況。本課題所設計的采茶機是由電機取代傳統(tǒng)的汽油機，通過無刷電機帶動齒輪后通過曲柄機構在導向板的支撐作用下將旋轉運動轉換為水平直線運動。本次課題分析設計了手持式電動采茶機的總體結構和其中的部件。其中有傳動系統(tǒng)，切割系統(tǒng)和動力系統(tǒng)。并在便攜美觀的前提下設計了手持式采茶機的主要及結構。并根據(jù)課題要求完成了三維建模，二維建模以及零件圖圖紙。同時在最后對齒輪的具體參數(shù)進行了設計，并對其軸鍵的強度進行了校核。隨著近年來我國各個領域技術的發(fā)展，一些新的技術和理念成為了整個社會的熱點。我相信在未來關于手持式自動采茶機的設計，無論在結構上還是材料和動力便攜性方面都會有非常大的提升。并且隨著智能化的發(fā)展，采茶機未來可能會完全舍棄人力，依靠機器人和算法來完成采茶工作。并會不斷地提高采茶機的采摘效率，切割的完整率等。經過本次課題，從開始的資料收集，信息查閱到后來的計算，設計，畫圖和仿真。以及加工工藝的設計。我完整的經歷了一個產品的設計開發(fā)到最后的完成，深入了解了一件產品的誕生流程。同時對大學四年所學習的知識也做了一個回顧和學習。在實際中去使用