小型电动割草机的设计说明

1、 PAGE44 / NUMPAGES44小型电动割草机的设计目 录 摘要1 关键词1 1前言21.1 研究的目的和意义21.2国外发展现状21.2.1国外牧草收割机的生产研究概况21.2.2国牧草收割机的生产研究概况31.2.3国外牧草收割机械切割部件发展概况4 2 整体方案的确定62.1 收割机类型的选择62.1.1 按切割装置分类62.1.2 往复式割草机分类62.2 方案确定72.3 本章小结8 3 切割系统的设计93.1切割器主要参数分析93.1.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析93.1.2 技术参数的分析和评价1032 凸轮轴的设计103.2.1 凸轮轴的设计103.2.2 确

2、定凸轮轴各段的直径和长度1133 切割装置的设计113.3.1 动刀的结构113.3.2 刀片间隙的调整123.3.3 偏心轮的设计133.3.4 切割装置附件的设计1334 本章小结14 4传动系统的设计1541 传动系统的结构设计和传动比确定154.1.1 传动系统结构设计154.1.2 传动比确定1542 收割机功率需求分析和传动效率164.2.1 收割机的功率分析164.2.2 收割机的传动效率1743 减速器的设计284.3.1 锥齿轮的设计284.3.2 减速箱输入轴的设计和校核224.3.3 曲柄主轴的设计和校核264.3.4 箱体与附件的设计3044 本章小结33 5 输送系统

3、的设计3451 输送带速度计算3452 输送系统参数确定355.2.1 输送系统中带传动的设计355.2.2 拨齿高度和间距375.2.3 输送带高度375.2.4 割台前伸量3753 链传动的设计3754 输送主轴的设计和校核395.4.1 输送主轴的设计395.4.2 确定输送主轴各段的直径和长度405.4.3 轴的受力分析405.4.4 输送主轴的强度校核4155 本章小结41 结论42 参考文献43致45小型电动割草机的设计摘 要：随着农村现代化进程的加快，农业产业结构正朝着多元化的方向发展。20多年来畜牧业发展较快，与之相应的牧草种植面积也不断扩大。目前牧草种植均为中小型牧场，田块大

4、小不一，高低不平，大型牧草收割机械难以在这些地区作业。而中小型牧场资金有限，而且牧草在一个生长期多次收割，急需适合中小型牧场的收获机械。根据收获对象对收割机的各种约束条件和设计原则，本设计确定了小型电动割草机的最佳总体方案和适宜的切割系统主轴转速、切割速比、输送速比等设计参数。该机主要由切割系统、输送系统、传动系统三部分组成，自带动力（2.9kW水冷柴油机）采用立式割台、横向输送。小型电动割草机机结构紧凑，小巧灵活，转移方便且操作简捷，整机通过性能好，适应性强。关键词：牧草；割草机；机械设计；强度计算；双动 The Designof Small Electric MowerAbstract:W

5、ith the quickening course of modernization in the country, the agriculture industrial structure is facing to the multiplex direction. The stock breeding have developed quickly for 20 years, correspondingly the area of the pasture grass have increasingly expanded. At present the pasture grass is the

6、middle or small scale, and the field block size is different, anduneven. Therefore the large-scale pasture grass harvesting machine is difficult to work in these local areas. However the fund of the middle and small scale pasture is limited, the pasture grass have been harvested many times in one ve

7、getal period. So the harvest machines which suit the middle and small scale pasture is needed urgently.According to resembling design principle and various restraint conditions for reaper, the optimal overall scheme of reaper working on hillside and some suitable design parameters such as rotational

8、 speed of main shaft in cutting system, cutting speed index, conveying speed index have been determined. The reaper is mainly composed of cutting, conveying and Transmission system. This machine with self-driven power (the water-cooling diesel engine of 2.9kw) was adopted to vertical header, horizon

9、tal conveying .Keywords:Herbage;Reaper; Machine Design; Strength Evaluation; Double-Propelled1 前言1.1 研究目的与意义我们国家改革开放以来，人民生活水平显著提高，生活的质量也得到了明显的改善，这都归功于经济建设的发展。经济建设的不断加快促进农业产业化机构调整，畜牧业随之突显为主体，在农业经济中所占的比重越来越大。我国的牧草资源丰富，是巨大的天然宝藏，据相关统计我国共有各类天然草二十多种，有33亿亩草原，10亿亩草山坡地，占国土面积的41.7%，居世界第二位，同时我国的秸秆资源也是非常丰富的，可以生

10、产大量的饲草。饲草作为发展畜牧业的物质基础，成为畜牧业发展规模和速度的决定因素12。随着农村现代化进程的加快，农业产业结构正朝着多元化的方向发展。南方农村地处山丘陵区，具有适合奶牛、羊、鹅等畜禽养殖的良好条件，20多年来畜牧业发展较快，与之相应的牧草种植面积也不断扩大。目前牧草种植均为几公顷至几十公顷的中小型牧场，田块大小不一，高低不平，大型电动割草机械难以在这些地区作业，这些地理位置对电动割草机械要求的条件比较高。而大多数中小型牧场运作资金有限，不可能花巨资购置成套的牧草收获机具，而且成套的电动割草机获机械不够灵活，运作大型成套的电动割草机的费用比较高。现在种植牧草的品种主要为黑麦草、紫花苜

11、蓿，这些品种韧性大，强度高，人工用镰刀收割时刀口在很短时间就钝了，农户常将磨刀砖带到田头，经常磨刀，工作效率低下。人员工资高，造成作业成本高，而且牧草在一个生长期多次收割，急需适合中小型牧场的收获机械。 所以我们应该尽快找到一个合适的方法目的在于尽快解决牧草收割的难点3 。牧草收获机械化技术在北美以与欧洲地区已经有非常成熟的经验，牧草收获机械的种类也非常多，而我国的牧草收获机械化目前仍处于起步阶段，牧草收获机械特别是苜蓿的收获机械主要是由国外进口。无论是对进口机械还是国产机械，国用户在购买时都应该慎重，仔细分析每种机器的特点、性能以与适应性，这样才能更好地使其发挥最大的作用，为我国牧草产业的发

12、展提供强大的装备支持4。由于我国畜牧机械业起步比较晚，在生产工艺、机械设计、加工设备和自动化控制水平等诸多方面与发达国家存在着一定的差距。主要的原因是我国的牧草收割机的品种不齐全，牧草收割的质量不能够达标，这样就会影响牧草的再生长，研究牧草收割技术的人员少，标准不统一，再者农牧民的购买欲望不够强烈，严重影响了牧草收割机的快速发展。发达国家在草原畜牧业各个生产环节大都已机械化5。我国的牧草收割技术设备与发达国家相比有很大的差距，而且大多为仿造产品，品种不全，主要的工作零部件机构参数选择不当，生产技术不成熟，设备质量欠佳，远远不能满足日益扩大的国草产品生产加工设备市场的需要。提高国产产品质量，开发

13、新结构，无疑会畜牧业发展起到革命性的作用。虽然市场上国外产品质量较好，但价格太高，不太适合国市场的消费水平，所以开发性能良好、自动化程度高、外形轻巧美观，而且价格适中的国产收割机将是我国牧草收割设备的关键机械之一，对促进饲草产业化继承会起到举足轻重的作用6。目前，我国牧草的种植收获主要依靠人工完成，劳动强度大，功效低，有时得不到与时收获，难以适应规模化、商品化与市场发展的要求。小型牧草收割机普遍得到牧草专业户的欢迎，能减轻牧草收获时繁重的体力劳动，同时减少工人割草的时候对牧草的践踏，还有工人用手工割草时对草根的伤害，使牧草生长的更旺盛，用电动割草机割的草长度一致，便于捆扎和运输，给剩下的环节带

14、来了很大的方便。随着牧草产业的迅速崛起，给牧草机械化发展带来了新的机遇，小型电动割草机市场需求空间很大，前景广阔7。1.2 国外发展历史与现状1.2.1 国外电动割草机的生产研究概况国外研制和生产牧草收获机械起步早，发展较快。尤其是美、德、法、意、日等发达国家在该领域处于领先地位。1805年英国工程师托马斯普拉克特获得了第一台割草机的发明专利，那是一台装有环形刀身的笨重机器，而且运转不很理想。在1830年由埃温马丁制造的割草机类似于今天使用的手扶滚筒割草机。早期应用普遍的是往复式割草机，为了提高机具的生产率，尽量加大割幅以与提高机具的前进速度。到了20世纪70年代各国开始研制使用旋转式割草机，

15、利用高速旋转的割刀对植株进行无支撑切割的工具，具有结构简单，维护保养时间少，不需要磨刀、换刀等优点。美国约翰迪尔公司和纽荷兰公司目前是世界上最大的牧草机械制造商，美国约翰迪尔公司牧草机械有 13个品种 49个机型；纽荷兰公司现生产 12个品种 25个机型3。具有领先地位的产品有牵引式往复割草压扁机、自走式割草压扁机，如 NEWHOLLAND471、488、499、1465 型等，其结构特点：配有护刃器和短齿护刃器，根据牧草作物生长情况选用，不发生堵塞现象；能手动或液压调节切割器护刃器倾角，适用于多石块、坡地的田间作业；可靠的齿轮箱驱动压扁辊，不需要调整任何链条等优点4。英国的 Hesston

16、往复式割草机，如 1275 型，具有国际领先水平。传动系统通过变速箱与主传动轴将动力送到割草机辗压轮，再经过二级变速箱通过皮带传到割刀；采用时间控制，双动割刀，割刀速度为 1800 行程/分钟，两边各有一个平衡飞轮，以减少振动与帮助割刀切割；其加强型刚性刀杆提供长久维护，护刃器经二次热处理，使其具有可靠的耐磨性；采用可调浮动弹簧，使割刀能完全自由浮动；方便的护刃角调节，可适合不同地势与作物状况等5。世界著名牧草机械制造商约翰迪尔 John Deer 和凯斯 CAS 厂商不断研制开发新型多功能联合收获机械，如 CASE Combine Harvester515，整机性能优异，可收获 40 多种农

17、作物与牧草，操作方便，可靠耐用，可以毫不费力地应付潮湿倒伏密集的牧草与坡地上的作物6。因此，国外牧草收获机械研究开发从整机性能上已日益完善。近年来，欧美等天然草场面积较大的发达国家的收割设备更成熟，结构参数更合理，更可靠，生产率也很高。国际著名的农机生产商如美国纽荷兰、约翰迪尔、凯斯公司，英国福格森公司，国成元公司，德国威格公司和前进公司的收割机都已系列产生，这些设备无论在机械结构、动力配套、液压系统还是控制系统设计方面都处理得很成功，一些新的设计理论、最新科研成果的应用在这些机械上都有体现。在一些发达国家，如美国牧草收割机已全部实行机械化，由牵引发展成自走式，已发明出机器人式割草机，牧草业已

18、成为国民经济一大产业8。但由于国外的收获机械以大型为主，其机具转弯半径大，需要地头长，组织水平要求高，价格昂贵，因此考虑种植方式，作业地块条件与农牧民经济发展水平等多种因素，国外电动割草机在我省推广应用存在很大的局限性。1.2.2 国电动割草机机的生产研究概况我国牧草机械产业化起步晚。与许多的发达国家相比有很大的差距。在50年代末海拉尔机械厂生产出了新型的畜力割草机，同时还生产了引爆单刀割草机。60年代畜牧机械研究所进行了后悬挂双刀高速割草机的研究，双动刀高速割草机接近当时国外同类产品先进水平，由于某种原因约十年的时间停止了这方面的研究工作。70年代和分别研制成单圆盘，双圆盘和四圆盘旋转式割草

19、机，这些割草机适合于高密度的人工种植和天然草场收割，具有割茬低等。我国在85年又研制出了六盘全齿式旋转割草机。20 世纪 80 年代中期以来，我国对草地畜牧业投入严重不足，相对支持力度减缓甚至下降，使得许多牧草机械制造企业纷纷转产或停产，再加上我国与欧美等发达国家存在着技术差距和制造手段、工艺等方面的差距，使得我国与国外同类产品的制造能力和水平的距离进一步拉大，其产品类型只有圆盘式旋转割草机、后悬挂往复割草机、机引单刀割草机、指盘式搂草机、圆捆、方捆打捆机等，目前，人们多热衷于讨论种植牧草的经济效益和环境效益，但对于如何实现上述效益，讨论研究较少。由于严重缺乏适合农牧民的牧草收获机械，造成农牧

20、民种草丰产不丰收，或丰产欠收。尽管我国牧草收获机械，在引进、消化的基础上也初步形成了散草、方捆、圆捆、压垛、二次加压打包作业工艺系统，但每种作业机械多数为单一机型，各作业工序间机具与动力配套性差，特别是我国农村实行草畜双承包到户生产责任制以后，地块变小，用户不能根据自己的经营规模选择合适的机具，机具使用效益不高，造成供需脱节。 目前，我国生产的牧草收获机械的主要企业有3家（海拉尔牧业机械总厂、宝昌牧业机械厂和畜牧机械厂）。海拉尔牧业机械总厂是全国牧草收获机械的最大生产厂家。该厂生产的天然草场和低产人工草场的割、搂产品，技术上比较成熟，且市场占有率高、量大而面广，但它在种植高产牧草的收割方面竞争

21、力较小。目前地区农机推广站研制成功新式的二圆盘旋转牧草收割机，正式通过技术鉴定，准予批量生产，可收割各类高密度的人工种植和天然牧草。在2002年向明公司也自行研制出了圆盘后挂式割草机，它是利用拖拉机输出的动力和行走装置进行收割牧草作业。 现在我们研究的方向是趋向方便和省时省力。总体来讲我国牧草收获机械化水平还是很低，产品质量不稳定，品种单一，且草地单位面积拥有整套割、搂、装、运设备数量与美国相比差距悬殊。1.2.3 国外电动割草机械切割部件发展概况切割部件是电动割草机械的最主要的部件，国外电动割草机械按其切割部件的结构分为往复式和圆盘式割草机；按其行走动力分为牵引式、半悬挂式、悬挂式、自走式割

22、草机;按照割草幅宽可为窄幅和宽幅式割草机。（1）往复式切割器割草机研究发展概况往复式割草机具有最悠久的历史。它适于收割天然牧草和种植牧草，具有割茬低而整齐，牧草损失少，便于调整使用等优点，其发展过程是从畜力到机引；从牵引到悬挂。其发展趋势是提高生产效率，一是提高前进速度，二是增加割幅。加大割幅将增加金属消耗量，因此以提高前进速度更为有利。但为保证切割质量，必须同时提高切割器切割速度。由于切割速度提高，引起割刀往复惯性力大为增加，会造成机器震动和机件损坏，切割高产或湿润牧草常产生堵刀现象。这种割草机虽有这些缺点，但目前仍作为一种标准机型被国外广泛使用和大量生产，并且在不断完善和改进。（2）回转式

23、割草机研究发展概况近年来，西欧由于种植牧草面积大量增加，并使用大量含氮肥料使牧草高大，茂密而趋于倒伏。因此，回转式割草机得到迅速发展，它属无支承切割。切割器刀片安装在刀盘上，并随刀盘一起回转进行割草，其前进速度高，有较高的生产率，不产生堵塞现象，更换刀片简易，保养方便。但回转式割草机功率消耗较大，为 106 马力/米。（普通往复式割草机为 12 马力/米，双动刀割草机为 48 马力/米）工作幅重割区大，割茬不齐，碎草多，且对地面的平坦程度要求较高。在牧草刚度小时易使割茬高度增加，因此较适于高产硬杆牧草，在西欧比较盛行。2 整体方案的确定2.1 割草机类型的选择2.1.1 按切割装置分类割草机按

24、其切割装置来分可分为刀片往复运动和回转运动两类。根据相关的资料介绍其两类割草机在收割时所需的动力不一样，往复运动的割草机所需的动力较小，所以往复运动的割草机就成为了主流。如图1所示是两种割草机在收割时，所需动力的对比8。图1旋转式和往复式割草机所需动力的比较Fig1 Comparison of rotating and reciprocating mower required power所以本设计选用的割草机是往复式割草机。2.1.2 往复式割草机的分类往复式割草机主要分为以下几类：（1）手扶拖拉机配套；又分为前悬挂式和牵引式:；（2）乘座式拖拉机配套；又分为前悬挂式和牵引式；（3）连杆式割草

25、机；采用曲柄轮和连杆驱动的形式；（4）无连杆式割草机；又称作平衡驱动割草机，通过动刀的往复运动，在此过程中所产生的不平衡又重锤吸收。以上的割草机都是固定式定刀，只有一个动刀，单动刀的运动频率低，容易卡滞堵塞，难以适应柔性茎杆牧草的切割，而且工作时平衡能力差。双动刀割草机是两组刀片相反反向切割。因此驱动装置和刀片支撑装置的构造比较复杂，但驱动时动态平衡较优越，刀片的往复次数非常高，所以作业时相对比较快。结合当前养殖业的发展的特点，牧草机械的研制在机型上以小型为主，在研究容上，重点解决劳动强度大，用工多的牧业生产作业，考虑部分牧场的规模等，所以本论文主要设计一种小型轻便的双动刀的往复式割草机械。2

26、.2 方案确定通过以上的分析和比较，选用双动往复式割草机。电动割草机主要有动力源、切割系统、传动系统、输送系统和行走系统组成。割草机的动力由柴油机提供。选择单缸两冲程的柴油机，它的额定功率为2.9kW,转速为2600r/min,外形尺寸为166196208。切割系统，选用双刀片往复式。因为单刀片运动时，它的速度不能达到切割牧草所需要的速度，双刀片割草机的速度是单刀片割草机的两倍。将回转运动变为往复运动采用双曲柄机构。传动系统中动力由柴油机发动机皮带轮输出后，经三角皮带轮和一对锥齿轮两级减速，并改变传动方向后传递给曲柄主轴，在经过联轴器将动力传递给凸轮轴，带动刀片进行切割，同时，切割器曲柄主轴经

27、一对小链轮将驱动力传递给输送系统。减速器中采用锥齿轮传动。输送系统采用皮带传输，传输带上装有拨齿，将牧草输送到收割机的右侧。行走系统，目前行走系统采用人工推行，暂时不考虑机动行走，这样也是为了从经济方面考虑。行走轮的直径为250mm。小型电动割草机要能适应目前主要种植的黑麦草、紫花苜蓿和三叶草等品种。这些品种在形状、性能上差异较大，切割强度明显不同，故对牧草切割装置要求较高，对刀刃型式、切割运动速度与相关参数都要有兼容收割能力。牧草机的动力机型要小巧，工作可靠；操作上要简单便利，整机轻便，价格低廉。根据以上原则，并结合牧草收割的农艺要求，本论文所设计的小型电动割草机的主要技术参数：配套动力：柴

28、油机2.9kW；割幅： 1 m；割茬高度：45mm左右；切割形式：双动往复式；适用作物高度：600mm左右；刀片刃口：平面形；刀齿间距：39mm；刀片运动速率：1800次/min；前进方式：手扶推行式；操纵人数：1人；工效：334m2/h左右。2.3 本章小结这一章主要是确定小型电动割草机总体的设计方案。确定割草机的类型为双动往复式收割机。其中的切割系统中采用双动刀片；传动系统中减速器采用锥齿轮传动；输送系统采用带传动。这一章主要是设计小型电动割草机的大体的方案，为以后的设计做准备。3切割系统的设计3.1 切割器主要参数的分析 切割器是各种割草机最主要的部件，其工作效率和作业质量直接影响整机性

29、能。目前割草机上普遍采用往复式和回转式切割器。因回转式切割器切割功率消耗大，对地面的平坦程度要求较高，不适应于山地、丘陵、梯田等地段，因此选用普通往复式切割器2。在工作时，柴油机输出回转动力，经过输入轴将动力传输给曲柄主轴,再经曲柄机构变为往复运动。3.1.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析切割速度与进给速度之间的关系，用切割速比来描述。在动刀高度一定时，重割区和空白区的大小与机器前进速度和曲柄转速有密切的关系，其关系用切割进程表示。数学式为 （1）式中 机器前进速度（m/s）；割刀运动一个行程时间。因为往复切割器割刀运动一个行程，曲柄转动180，其时间为=（2）将（2）代入（1）得 =（

30、3）式中曲柄转速（r/min）。因牧草稠密多汁，切割阻力大，往复式割草机切割速度应大于 2.15m/s3。但切割速度太大，惯性力增加，引起机器震动，因此选择适宜切割速度是关键，曲柄主轴转速 738 r/min。曲柄旋转一周，割刀完成两个行程，则割刀平均速度为 =（m/s） （4）= = 1.87 m/s式中 曲柄半径（mm）；曲柄转速（r/min）；因为切割速比= 将（1）、（3）代入整理得= （5）现有割草机 =（1.11.5） 代入（5）式得 = （6）动刀刃高度（mm），标准型切割器动刀刃高度为 54，代入（6）得= = 0.941.28为保证切割质量，实际切割速比应大于理论切割速比，理

31、论进给速度 取机器稳定行驶所允许的最高速度。3.1.2 技术参数的分析和评价当曲柄主轴转速为 738 r/min，切割器平均速度 =1.87m/s，收割机平均作业速度=0.99m/s，切割器选标准 I 型，为保证切割质量，应选择恰当的切割速比。切割速比一般大于1.023，本机在平均工况下 =1.871.02，故本机的设计是合理的。3.2 凸轮轴的设计切割时为实现从旋转运动到双刀的往复直线运动，必需有一个中间传动机构，该机构就是双曲柄机构，采用偏心轮式结构，由两偏心轮和凸轮轴组成。由于本文设计的是双刀割草机，驱动机构的受力情况正好相反，相互抵消，所以凸轮轴平衡能力较好，就不需要校核计算了。3.2

32、.1 凸轮轴的设计凸此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩3.3 切割装置的设计3.3.1 动刀的结构切割装置主要是由一对往复运动的动刀和固定不动的支撑部分组成，动刀和刀杆做成一体，刀杆和传动机构相连，用以将动力传递给动刀。固定支撑部分包括刀架，间隙调节机构等，工作时双刀同时作往复直线运动，对双刀间的牧草进行收割。动刀是切割器的主要工作零件，采用光刃结构，光刃切割省力，割荏整齐，但易磨钝，工作中需经常磨刀，主要用于牧草收割。动刀片是一种易损件，为了保证具有较好的耐磨性和一定的冲击韧性，刀片

33、一般用合金钢制成，刃部需淬火。动刀的结构如图3所示。图3动刀的结构Fig3 The knife structure1、 下动刀 2、上动刀 3、压板 4 机架 5、垫片 6、螺母 7、螺栓 8、垫片图4刀片的间隙调整Fig4 The blade gap adjustment3.3.3 偏心轮的设计偏心轮是该机器的最主要的一个部件，要想实现从旋转运动到双刀的往复直线运动，必需有一个中间传动机构，该机构就是双曲柄机构，采用偏心轮式的结构。偏心轮的结构如图5所示：图5偏心轮Fig5 Eccentric gear3.3.4 切割装置附件的设计1、压板 （见图6）图6 压板Fig6 Clamp2、机架

34、（见图 7）图7 机架Fig7 Frame3.4 本章小结本章主要是分析切割器的参数，通过原理分析，根据电动割草机的工作情况计算出机器前进的速度和割刀切割的速度，同时进行切割装置的设计，切割装置是牧草收割机的主要组成部分，其性能影响整个牧草的收割质量。切割装置的设计包括刀片结构的设计、刀片间隙的调整、偏心轮的设计和相关附件的设计。4 传动系统的设计传动系统将柴油机的动力分别传送给切割器和输送系统。4.1 传动系统的结构设计和传动比的确定4.1.1 传动系统结构设计根据电动割草机切割系统和输送系统的工作原理与结构特点，该机的传动系统见图8。1、柴油机 2、联轴器 3、动力输入皮带轮 4、输入轴大

35、皮带轮 5、小锥齿轮 6、 大锥齿轮 7、输送主动链轮 8、输送从动链轮 9、偏心轮 10、输送带轮 、减速箱输入轴 、曲柄主轴 、凸轮轴 、 输送主轴图8 传动系统简图Fig8 Drive system schematic由图8可知，动力由柴油机发动机皮带轮输出后经皮带轮3、4和一对锥齿轮5、6两级减速，并改变传动方向后传递给曲柄主轴。曲柄主轴经联轴器将动力传递给凸轮轴带动刀杆与动刀做往复切割运动；同时，切割器曲柄主轴经一对小链轮7、8将驱动力传递给输送系统。4.1.2 传动比确定1、曲轴主轴的转速=m/s （8）往复式切割器割刀平均速度常为 1.62.0 m/s，由公式（8）得= 631.

36、58789.5 r/min取曲柄主轴转速=738 r/min。2、确定传动比在标定工作状况，柴油机额定转速=2600r/min,功率=2.9kW,动力经皮带轮输出分两路。一路经二级减速后，直接传递给曲柄主轴（n=738r/min）。因此切割系统传动比为：= =3.52 （9）式中 一级皮带轮减速比； 二级圆锥齿轮减速比。各种传动的传动比4： 平带传动比5 ；锥齿轮传动比5； 链轮传动比6 ；根据相似设计法和结构空间位置，取 =1.5 即：=式中 小皮带轮的直径（mm）； 大皮带轮的直径（mm）。由式（9）得 =即= 式中 二级减速主动小锥齿数； 二级减速从动大锥齿数。输送系统传动是通过曲柄主轴

37、中央的小链轮，经同比传动给输送主轴，获得动力带动输送带横向输送。4.2 割草机功率需求分析和传动效率4.2.1 割草机的功率分析割草机功率包括立式割台往复切割器切割功率和输送功率。 即：（10）其中 =（kW）5（11）式中 机器前进速度（m/s）；机器割幅（m）； 切割每平方米面积的茎秆所需的功率（Nm/m2）。经测定，割草= 200300，5所以 =1.94根据经验输送系统功率需求为 （12）式中 输送系统单位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.220.25 kW11，则=0.221 = 0.22 kW（12）式中未考虑传动效率和空转所需的功率，故立式割台往复收割机最低所需总功率为： k

38、W4.2.2 割草机的传动效率切割器的往复运动工作是由柴油机的皮带轮输出动力，经皮带轮、圆锥齿轮二级减速见图9。皮带轮传动效率取，圆锥齿轮传动效率11，则切割系统总的传动效率 图9 切割系统传动图Fig9 Cutting system transmission diagram（1）各轴的转速轴 r/min轴 r/min（2）各轴的功率 轴 kW 轴 kW（3）各轴的扭矩电机轴 Nm 轴 Nm 轴 Nm表1 运动和动力参数Table1Kinematic and dynamic parameters轴名参数电动机轴轴轴转速/（r/min）26001733738功率/（kW）2.92.782.70扭

39、矩/（Nm）10.6515.3234.94传动比1.52.35效率0.960.974.3 减速器的设计4.3.1 锥齿轮的设计为了实现切割系统总传动比3.52:1，可进行二级减速，一级通过动力皮带轮输出减速，第二级因要满足回转运动最终转化为割刀往复运动，故设计二级减速为一对圆锥齿轮。1、选择材料两锥齿轮用40Cr,渗碳淬火齿面硬度58-62HRC。2、选取精度等级 表面因采用淬火处理，故初选7级精度。3、因为是闭式硬齿面齿轮传动，故初选小齿轮齿数 。4、闭式硬齿面齿轮传动，采用齿根弯曲疲劳强度设计公式，齿面接触疲劳强度校核公式。齿根弯曲疲劳设计，公式为：（13）（1）齿轮传递转矩 Nm（2）取

40、齿宽系数，齿宽中点的平均分度圆直径和模数，故。11（3）由齿轮的抗弯疲劳极限图查得大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限 MPa。（4）由抗弯疲劳强度寿命系数图查得抗弯疲劳寿命系数。（5）应力循环次数 （14）式中 轴的转速（r/min ，r/min ）；齿轮每转一周时齿面啮合次数，取=1；齿轮工作寿命，取300小时。则（6）计算抗弯疲劳许用应力，锥齿轮弯曲疲劳强度安全系数。MPaMPa（7）计算载荷系数（15）式中工作情况系数，由使用系数表7查得；动力载荷系数。由动载系数图查得 =1.11；啮合齿对间载荷分配系数，取1；齿轮传动载荷分布不均匀系数，由齿向载荷分布不均系数图查得。即（8）查取齿形系数，由

41、齿形系数与应力修正系数查得，。（9）查取应力校正系数，由齿形系数与应力修正系数查得 ，。（10）计算大、小齿轮的 并加以比较小齿轮的数值大。（11）设计计算mm就近圆整为标准值=2mm。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）锥角 （3）根高 （其中 =1 ）（4）齿根角 （5）顶圆直径mmmm（6）齿根圆直径 mmmm（7）锥距mm（8）齿根角 故=3.0052（9）分度圆齿厚mm7、齿轮强度校核按齿面接触疲劳强度校核（16）式中节点区域系数，对于标准直齿轮 =2.5；弹性系数，由弹性系数表查得；接触疲劳许用应力（MPa）；（17）式中 齿轮材料的接触疲劳极限（MPa）；接触疲劳强度寿

42、命系数，由接触疲劳强度寿命系数图查得；接触疲劳强度最小安全系数，取 ；MPaMPaMPa故二级锥齿轮齿面接触强度合理。4.3.2 减速箱输入轴的设计与强度校核（1）减速箱输入轴的设计该轴的一端与皮带轮相联，另一端与小锥齿轮相联，且都是悬臂式，轴的材料选用45钢调质时，取皮带轮的传动效率为0.96，则计算出皮带轮和齿轮与轴相联地方轴的直径 （18）式中 轴传递的功率（kW）；轴的转速（r/min）由前面的计算可知kW，r/minmm由于轴上开键槽，考虑键槽对轴的强度削弱，应增大轴径，一般有一个键槽时，轴径增大3%左右，有两个键槽时应增大7%左右，然后圆整为标准直径，因此mm将圆整成 14mm，即

43、mm。由于与皮带轮相联的轴径较长，且是悬臂式，与减速箱体相配，见图10。图10 轴结构示意图Fig10 Schematic diagram of shaft structure（2）确定输入轴各段的直径和长度各轴段的直径是在扭转强度计算而得的最小直径的基础上，考虑轴上零件的轴向定位与装拆要求，由轴端起逐段加以确定。各轴段的长度，主要取决于各零件与轴配合部分的轴向尺寸和零件间必要的轴向间隔的距离。由上计算可知求得输入轴的最小直径=14mm，该处与小锥齿轮连接，故轴段的直径=14mm，该轴上除安装齿轮外还有固定锥齿轮的套筒，则 =14+10+2=16mm。轴段上安装滚动轴承，因轴上零件安装的是锥齿

44、轮，轴定位时采用一对角接触球轴承，选用7004AC型角接触球轴承。故该段的直径和长度应等于轴承径和宽度，即=20mm,右端定位是套筒，其长度比齿轮轮毂宽度小2mm，故=10mm。轴段为轴肩定位轴承，为保证轴承的轴向固定，则mm，mm。轴段上也安装轴承，故直径与的直径相等，则mm，mm。轴段上安装弹性挡圈以固定它右侧的轴承，则取mm，mm。轴段上预留端盖安装的尺寸，则mm，mm。轴段上安装有皮带轮，考虑到带轮装拆方便，故mm，mm。（3）轴的受力分析轴的受力分析见图11。因为轴的输入功率为2.78kW，转速=1733r/min ，=18输入转矩 Nmm作用在小锥齿轮上的各力： （19）式中 小齿

45、轮齿宽中点平均分度圆直径，；齿宽中点平均模数，。则 N式中 压力角，；小齿轮分度圆锥角，由前面计算可知 。N图11 轴的受力图Fig11 Axial forceN由轴上受力分析可计算轴上的支反力，最大应力处 、值于下表4.2。表2减速器输入轴支承点反作用力Table 2 The input shaft of the speed reducer bearing reaction force载荷水平面垂直面支反力（N）弯矩（Nm）扭矩（Nm）15.32总弯矩（Nm）计算弯矩（Nm） （ 式中）（4）输入轴的强度校核由上面的弯曲应力图知B处截面为最大应力处，（20）查轴的常用材料与其主要机械性能表可

46、知45钢调质时，MPa，根据值查轴的许用弯曲应力表查得轴的许用弯曲应力 MPa式中轴计算截面的抗弯截面模量mm3；（21）故安全。由于割草机工作季节强，一荏一般一周多，故不需对其精确校核疲劳强度。（5）确定轴上键的类型和尺寸轴上零件的周向固定采用键，故在锥齿轮与皮带轮的轴段上开键槽。a 齿轮处的轴段上的键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=14mm,轮毂长mm,查平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=5mm,=5mm,=8mm；强度验算 确定许用应力 由键联接的许用应力和压强表6查=7080MPa；键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。b皮带轮轴段上的键选

47、择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=16mm,轮毂长mm,查平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=6mm,=5mm,=22mm；强度验算 确定许用应力由键联接的许用应力和压强表6查=7080 MPa；键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。4.3.3 曲柄主轴的设计与校核(1)曲柄主轴的设计收割机的切割器动力输入主轴一端与大锥齿轮相联，另一端与小链轮相联传送切割的动力，由前面的功率计算可知=2.70kW，锥齿轮传动的效率为0.97,轴的材料选则40Cr调质， MPa，轴的转速=738r/min。轴的最小直径（22）取 ， MPa，则mm由于轴上开键槽,考虑键槽

48、对轴的强度削弱,应增大轴径,一般有一个键槽时,轴径增大3%左右,有两个键槽时应增大7%左右,然后圆整为标准直径,因此将圆整成18mm。轴的结构示意图见图12。图12 曲柄主轴的结构示意图Fig12 Schematic diagram of crank spindle structure(2)确定轴的各段直径和长度根据轴上零件的定位,为了便于拆装,轴上最小直径选在段, 段上安装的是弹性当圈,即mm，mm。轴段上安装小链轮,则mm，mm。轴段安装轴承,其直径和长度等于相应轴承的径和宽度,选用6025型深沟球轴承,则mm，mm。轴段为轴肩,对轴承左端固定,为保证轴承的安装,则mm，mm。轴段上安装轴

49、承盖,故可选与轴段直径相等,则mm，mm。轴段上也是安装弹性挡圈,则mm，mm。轴段上安装锥齿轮,则mm，mm。轴段上安装轴承与固定的套筒,则直径为轴承的径,故mm，mm。轴段上安装联轴器，便于安装与定位，取=20mm，=52mm。(3)曲柄主轴的受力分析曲柄主轴的受力见图13。图13 曲柄主轴的受力图Fig13 The crank shaft by the attempt因为轴的输入功率为2.70kW，用于输送系统功率是0.25kW，则切割系统的功率为2.45kW，主轴的转速为n=738 r/min。大锥齿轮的受力的大小与小锥齿轮的受力大小一致，即N N N链轮作用在主轴的压轴力 （23）式

50、中压轴力系数 ，水平传动 ；有效圆周力。（24）式中 为传递功率（kW）；为链速（m/s）。（25）式中 为链轮齿数；链轮转速（r/min）；为链条节距（mm）。计算得 m/s N N(4)曲柄主轴的强度校核由上面的弯曲应力图13知处锥齿轮截面为最大应力处， （26）查轴的常用材料与其主要机械性能表6可知40Cr调质时，MPa，根据值查轴的许用弯曲应力表查得轴的许用弯曲应力MPa。式中轴计算截面的抗弯截面模量 mm3；（27）MPa 故安全。由轴上受力分析可计算轴上的支反力，最大应力处 、值于下表4.3。表3曲柄主轴的支承点反作用力Table3Crank shaft bearing react

51、ion force载荷水平面垂直面支反力（N）弯矩（Nm）扭矩（Nm）16总弯矩（Nm）计算弯矩（Nm） （ 式中）(5)确定曲柄主轴上键的类型与尺寸轴上零件的周向固定采用键联接，在曲柄主轴上与大锥齿轮、链轮和联轴器联接的地方采用键联接。故需要确定它们的类型与尺寸，以与校核强度。a与大锥齿轮联接处的键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=28mm,轮毂长=30mm,由平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=8mm,=7mm,=25mm；强度验算 确定许用应力由键联接的许用应力和压强表6查得=7080 MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力MPa 故安全。b与链轮联接处的

52、键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=22mm,轮毂长mm,由平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=6mm, =6mm, =32mm；强度验算 确定许用应力由键联接的许用应力和压强表6查得=7080 MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa 故安全。c与联轴器联接处的键选择键的类型 选A型普通平键；确定键的尺寸 根据轴径=20mm,轮毂长=50mm, 由平键联接的剖面和键槽尺寸表4查得键宽=6mm, =6mm, =40mm；强度验算 确定许用应力由键联接的许用应力和压强表6查=125150 MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa 故安全。(6

53、)确定联轴器的类型和相关尺寸选用凸缘式联轴器计算转矩 工作转矩为 Nmm查表6得工作情况系数 故计算转矩 Nmm确定型号 查设计手册，选取凸缘联轴YL5，它的公称扭矩为63 Nmm,允许的轴孔直径在mm之间。4.3.4 箱体与附件的设计(1)箱体的设计a箱体的材料箱体一般用灰铸铁HT200或HT250制造。b箱体的结构分析箱体是支承和固定减速器与保证传动件啮合精度的重要机件，其重量约占减速器总重量的50%，对减速器的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影响。c箱体的结构尺寸通过其中的传动件，轴和轴系部件的结构尺寸，按经验设计关系在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。见图14和图15。d减速器的润

54、滑和密封本文所设计的减速器是小型的，可采用脂润滑，选用二硫化钼锂；轴伸出端密封采用轴承盖与密封圈。图14 上箱体Fig14 Box图15 下箱体Fig15 The lower box(2)减速器附件的设计a固定减速箱输入轴的轴承盖材料选用铸铁HT150，结构尺寸如图16所示。（相关尺寸的确定参4 ）采用凸缘式结构图16 轴承盖结构Fig16 Bearing cap structure尺寸计算 与此对应的轴承外径为42mm，则mm，取mm 因采用套杯结构，mm 根据轴承外径选4M6 ，则故mmmm，取mmmmb曲柄主轴的轴承盖材料选用铸铁HT150，结构尺寸如图17所示；采用凸缘式结构；尺寸计算

55、与此对应的轴承外径为52mm，则mm。，取mm。 根据轴承外径选4M8，则故mmmm，取 mmmm。图17曲柄主轴中轴承盖结构Fig17 Bearing cap structure of crank spindle尺寸计算与此对应的轴承外径为52mm，则mm。，取mm。 根据轴承外径选4M8，则故mmmm，取 mmmmc套杯的设计在减速器中的输入轴上两个轴承组合在一起，应采用套杯使轴承的固定和拆装更为方便，套杯的结构，形状与轴向尺寸视需要而定，套杯的径即为轴承的外径，套杯的厚度取S=6mm。4.4 本章小结本章主要是设计整个装置的传动系统，确定传动系统比的分配，计算出切割系统和行走系统的功率需

56、求和传动效率。根据传动比进行锥齿轮的设计，确定锥齿轮的有关参数，并进行校核计算。箱体设计中主要进行箱体结构的分析和确定箱体的结构尺寸；附件设计中包括轴承盖的设计和套杯的设计。轴承盖的设计主要确定其类型、结构和尺寸；套杯的设计主要是结构分析和尺寸的确定。5输送系统的设计割草机的输送系统直接影响着收获质量。立式割台往复式切割器其输送系统不仅应即时将切割的牧草输送到一侧，还应铺放均匀整齐，形成一定的形状和厚度，以利于干燥。因此，本研究试验的目的是选择合理的输送速度和输送机构。5.1 输送带速度计算合理的输送速度应使输送带单位时间输送的牧草量等于收割机同时间收割的牧草量，如图18所示。即（28）式中机

57、器前进速度；机器作业幅宽(=1m)；输送带速度；牧草层厚度（拔齿高度）；牧草生长密度（株/M2）；牧草在输送带上的集密度（株/M2）。 图18 输送带Fig18 Conveyor取=/，为牧草积集系数。所以输送带速度计算公式：=（29）因牧草稠密取20，作业速度为=1.461.99 m/s，则：=1.461.99 m/s发动机动力经小链轮传给输送系统主轴，其转速=738r/min输送带轮D=90mm，因此输送带线速度为=3.48 m/s5.2 输送系统参数确定其主要参数有输送带尺寸、拨齿高度、间距，输送带高度和割台前伸量等。5.2.1 输送系统中带传动的设计(1)选用胶帆布平带传动。(2)带轮

58、的直径mm参平带轮的直径表选mm(3)带速=30m/s(4)两个带轮直径一样，同比传动，即mm(5)轴间距 根据结构确定=1020mm(6)所需带长mm （未考虑接头长度）(7)带轮包角(8)曲挠次数其中带轮数 。(9)带厚 按胶帆布平带规格选标准值，则mm。(10)带的截面积（30）式中工况系数，查工况系数表得；胶带单位截面积所能传递的基本额定功率，查胶帆布带单位截面积传递的基本额定功率kW；包角修正系数，查表22.1-32得；传动布置系数，查表22.1-33得。mm2(11)带宽mm选取标准值，则=12mm。(12)作用在轴上的力N式中 带的预紧应力，MPa。(13)带轮的结构与尺寸a带轮

59、的材料30m/s，选用HT200b孔径，取=18mm取mm。c轮毂尺寸取mm。d轮缘宽度查平带轮的直径、结构形式和辐板厚度表得，取 mme辐板厚度s，取mmf轮缘尺寸轮缘厚度 mm因为动刀切割速度= 1.87m/s，为能与时将牧草输送出，据算得输送带最高线速度为= 3.48m/s。5.2.2 拨齿高度和间距 拨齿高度根据输送能力确定，因本设计切割速度1.87m/s，需较高的输送能力，故拨齿高取为=50mm，齿形上窄下宽，呈梯形，水平安装由厚12 薄板制成，故取拨齿间距 =142mm。5.2.3 输送带高度输送带高度（即拔齿中心线距割刀的距离）为50mm。5.2.4 割台前伸量输送带齿顶与动刀顶

60、端的水平距离为割台前伸量，适宜的前伸量=100mm。5.3 链轮传动的设计输送系统的动力是经曲柄主轴中的链轮传递给输送主轴的链轮，并带动皮带轮转动，故计算链轮传动的参数值。选用滚子链传动。小链轮齿数 （），应参照链速和传动比选取 推荐 。两链轮是同比传动，即=1 则。紧链轮的齿数 。设计功率（31）式中 工况系数，查工况系数表得 ；小链轮齿数系数，查小链轮齿数系数得 ；多排链排数系数，查多排链排数系数得 =1。则 kW链条节距选用根据设计功率和小链轮转速由小链轮齿数标准A系列滚子链的额定功率曲线图选用合适的节距，选用08A系列的链子则mm。验算链轮轮毂孔径 链轮轮毂孔的最大许用直径，查链轮轮毂