小型电动割草机的设计_毕业设计(编辑修改稿)

小型电动割草机的设计_毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

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 pV =， 收割机平均作业速度 mV =， 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 [3]， 本机在平均工况下 /PmVV =， 故本机的设计是合理的。 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。 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 切割装置的设计 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 structure 下动刀 上动刀 压板 4 机架 垫片 螺母 螺栓 垫片 图 4刀片的间隙调整 Fig4 The blade gap adjustment 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 gear 切割装置附件的设计 压板 （见图 6） 图 6 压板 Fig6 Clamp 机架 （见图 7） 图 7 机架 Fig7 Frame 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。 传动系统的结构设计和传动比的确定 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及结构特点 ， 该 机的 传动系统见图 8。 柴油机 联轴器 动 力输入皮带轮 输入轴大皮带轮 小锥齿轮 大锥齿轮 输送主动链轮 输送从动链轮 偏心轮 输送带轮 Ⅰ 、减速箱输入轴 Ⅱ 、曲柄主轴 Ⅲ 、凸轮轴 Ⅶ 、 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 4 和一对锥齿轮 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及动刀做往复切割运动；同时，切割器曲柄主轴经一对小链 轮 8 将驱动力传递给输送系统。 传动比确定 曲轴主轴的转速 pV = 260rn = 30rn m/s （ 8） 往复式切割器割刀平均速度常为 ～ m/s， 由 公式 （ 8）得 n = 330 3 0 (1 .6 ~ 2 )3 8 1 0PVr   = ～ r/min 取曲柄主轴转速 nⅡ =738 r/min。 确定传动比 在标定工作状况，柴油机额定转速 mn =2600r/min,功率 mP =,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（ nⅡ =738r/min）。 因此切割系统传动比 i 为： i= 1i 2i = mnnⅡ=2600738 = （ 9） 式中 1i —— 一级皮带轮减速比 ； 2i —— 二级圆锥齿轮减速比。 各种传动的传动比 [4]： 平带传动比 i ≤ 5 ；锥齿轮传动比 i ≤ 5； 链轮传动比 i ≤ 6 ； 根据相似设计法和结构空间位置，取 1i = 即： 1i = 21DD 式中 1D —— 小皮带轮的直径（ mm） ； 2D —— 大皮带轮的直径（ mm）。 由式 （ 9）得 2i =1  即 2i = 21znzn 式中 1z —— 二级减速主动小锥齿数 ； 2z —— 二级减速从动大锥齿数。 输送系统传动是通过曲柄主轴中央的小链轮，经同比传动给输送主轴，获得动力带动输送带横向输送。 割草机功率需求分析和传动效率 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 1P 和输送功率 2P。 即： 12P P P （ 10） 其中 1P = 0102mVBL （ kW） [5] （ 11） 式中 mV —— 机器前进速度（ m/s） ； B —— 机器割幅（ m） ； 0L —— 切割每平方米面积的茎秆所需的功率（ Nm/m2）。 经测定，割草 0L = 200～ 300， [5]所以 1P = 1 202020 = 根据经验输送系 统功率需求为 2 bP PB （ 12） 式中 bP —— 输送系统单位割幅所需功率（ kW/m） ， 一般取 ～ kW[11]，则 2P =1 = 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： 12 1. 94 0. 22 2. 16P P P    kW 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 1  ，圆锥齿轮传动效率 2   [11]，则切割系统总的传动效率 12       总 图 9 切割系统传动图 Fig9 Cutting system transmission diagram （ 1）各轴的转速 Ⅰ 轴 12600 17331 .5mnn i  Ⅰ r/min Ⅱ 轴 21733 7382 .3 5nn i  ⅠⅡ r/min （ 2）各轴的功率 Ⅰ 轴 01     Ⅰ kW Ⅱ 轴 2 2. 78 0. 97 2. 70PP     Ⅱ Ⅰ kW （ 3）各轴的扭矩 电机轴 00 2 . 99 5 5 0 9 5 5 0 1 0 . 6 52600mPT n   Nm Ⅰ 轴 2 . 7 89 5 5 0 9 5 5 0 1 5 . 3 21733PT n   ⅠⅠ ⅠNm Ⅱ 轴 2 . 7 09 5 5 0 9 5 5 0 3 4 . 9 4738PT n   ⅡⅡ ⅡNm 表 1 运动和动力参数 Table1 Kinematic and dynamic parameters 轴名 参数 电动机轴 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 转速 n /（ r/min） 2600 1733 738 功率 P /（ kW） 扭矩 T /（ Nm） 传动比 i 效率  减速器的设计 锥齿轮的设 计 为了实现切割系统总传动比 :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。 选择材料 两锥齿轮用 40Cr,渗碳淬火齿面硬度 5862HRC。 选取精度等级 表面因采用淬火处理，故初选 7 级精度。 因为是闭式硬齿面齿轮传动 ， 故初选小齿轮齿数 1 2 11 8 , 4 2z z iz  则。 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 2221 41 0 . 5 1 F a S aFRR YYKTm zu     （ 13） （ 1）齿轮传递转矩 5 5 51112 . 7 89 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 0 . 1 5 1 01733PT n       Nm （ 2 ）取齿宽系数  ，齿宽中点的平 均分度圆直径 md 和模数 m    0 . 5 / 1 0 . 5mRd d R b R d   ， 故  1 。 [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 12lim lim 800FF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 60 hN njL （ 14） 式中 n —— 轴的转速（ 1 1733n  r/min ， 2 738n  r/min ） ； j —— 齿轮每转一周时齿面啮合次数，取 j =1； L—— 齿轮工作寿命，取 300 小时。 则 71 6 0 1 7 3 3 1 3 0 0 3 .1 2 1 0N       72 6 0 7 3 8 1 3 0 0 1 .3 3 1 0N       （ 6）计算抗弯疲劳许用应力，锥齿轮弯曲疲劳强度安全系数 。 111l im 1 80 0 6401. 25NFF FYS     MPa 222 l im 1 800 640NFF FYS     MPa （ 7）计算载荷系数 K A v a FK K K K K （ 15） 式中 AK —— 工作情况系数 ， 由使用系数表 [7]查得  ； vK —— 动力载荷系数。 由动载系数图查得 vK =； aK —— 啮合齿对间载荷分配系数，取 1； FK —— 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 1 . 7 5 1 . 1 1 1 1 . 3 6 2 . 6 4A v a FK K K K K       （ 8）查取齿形系数，由齿形系数及应力修正系数查得1 ，2 。 （ 9）查取应力校正系数 ， 由齿形系数及应力修正系数查得 1  ， 2 。 （ 10）计算大、小齿轮的  Fa SaFYY 并加以比较  111 2 .9 7 1 .5 3 0 .0 0 7 1640F a S aFYY   222 2 .4 0 1 .6 7 0 .0 0 6 3640F a S aFYY  小齿轮的数值大。 （ 11）设 计计算  53 2224 2 . 6 4 0 . 1 5 1 0 0 . 0 0 7 1 1 . 8 4 41 8 0 . 3 1 0 . 5 0 . 3 2 . 3 5 1m   。