1、 PAGE44 / NUMPAGES44小型電動割草機的設計目 錄 摘要1 關鍵詞1 1前言21.1 研究的目的和意義21.2國外發展現狀21.2.1國外牧草收割機的生產研究概況21.2.2國牧草收割機的生產研究概況31.2.3國外牧草收割機械切割部件發展概況4 2 整體方案的確定62.1 收割機類型的選擇62.1.1 按切割裝置分類62.1.2 往復式割草機分類62.2 方案確定72.3 本章小結8 3 切割系統的設計93.1切割器主要參數分析93.1.1 往復式切割器影響切割質量的因素分析93.1.2 技術參數的分析和評價1032 凸輪軸的設計103.2.1 凸輪軸的設計103.2.2 確

2、定凸輪軸各段的直徑和長度1133 切割裝置的設計113.3.1 動刀的結構113.3.2 刀片間隙的調整123.3.3 偏心輪的設計133.3.4 切割裝置附件的設計1334 本章小結14 4傳動系統的設計1541 傳動系統的結構設計和傳動比確定154.1.1 傳動系統結構設計154.1.2 傳動比確定1542 收割機功率需求分析和傳動效率164.2.1 收割機的功率分析164.2.2 收割機的傳動效率1743 減速器的設計284.3.1 錐齒輪的設計284.3.2 減速箱輸入軸的設計和校核224.3.3 曲柄主軸的設計和校核264.3.4 箱體與附件的設計3044 本章小結33 5 輸送系統

3、的設計3451 輸送帶速度計算3452 輸送系統參數確定355.2.1 輸送系統中帶傳動的設計355.2.2 撥齒高度和間距375.2.3 輸送帶高度375.2.4 割臺前伸量3753 鏈傳動的設計3754 輸送主軸的設計和校核395.4.1 輸送主軸的設計395.4.2 確定輸送主軸各段的直徑和長度405.4.3 軸的受力分析405.4.4 輸送主軸的強度校核4155 本章小結41 結論42 參考文獻43致45小型電動割草機的設計摘 要：隨著農村現代化進程的加快，農業產業結構正朝著多元化的方向發展。20多年來畜牧業發展較快，與之相應的牧草種植面積也不斷擴大。目前牧草種植均為中小型牧場，田塊大

4、小不一，高低不平，大型牧草收割機械難以在這些地區作業。而中小型牧場資金有限，而且牧草在一個生長期多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。根據收獲對象對收割機的各種約束條件和設計原則，本設計確定了小型電動割草機的最佳總體方案和適宜的切割系統主軸轉速、切割速比、輸送速比等設計參數。該機主要由切割系統、輸送系統、傳動系統三部分組成，自帶動力（2.9kW水冷柴油機）采用立式割臺、橫向輸送。小型電動割草機機結構緊湊，小巧靈活，轉移方便且操作簡捷，整機通過性能好，適應性強。關鍵詞：牧草；割草機；機械設計；強度計算；雙動 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 研究目的與意義我們國家改革開放以來，人民生活水平顯著提高，生活的質量也得到了明顯的改善，這都歸功于經濟建設的發展。經濟建設的不斷加快促進農業產業化機構調整，畜牧業隨之突顯為主體，在農業經濟中所占的比重越來越大。我國的牧草資源豐富，是巨大的天然寶藏，據相關統計我國共有各類天然草二十多種，有33億畝草原，10億畝草山坡地，占國土面積的41.7%，居世界第二位，同時我國的秸稈資源也是非常豐富的，可以生

10、產大量的飼草。飼草作為發展畜牧業的物質基礎，成為畜牧業發展規模和速度的決定因素12。隨著農村現代化進程的加快，農業產業結構正朝著多元化的方向發展。南方農村地處山丘陵區，具有適合奶牛、羊、鵝等畜禽養殖的良好條件，20多年來畜牧業發展較快，與之相應的牧草種植面積也不斷擴大。目前牧草種植均為幾公頃至幾十公頃的中小型牧場，田塊大小不一，高低不平，大型電動割草機械難以在這些地區作業，這些地理位置對電動割草機械要求的條件比較高。而大多數中小型牧場運作資金有限，不可能花巨資購置成套的牧草收獲機具，而且成套的電動割草機獲機械不夠靈活，運作大型成套的電動割草機的費用比較高。現在種植牧草的品種主要為黑麥草、紫花苜

11、蓿，這些品種韌性大，強度高，人工用鐮刀收割時刀口在很短時間就鈍了，農戶常將磨刀磚帶到田頭，經常磨刀，工作效率低下。人員工資高，造成作業成本高，而且牧草在一個生長期多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。 所以我們應該盡快找到一個合適的方法目的在于盡快解決牧草收割的難點3 。牧草收獲機械化技術在北美以與歐洲地區已經有非常成熟的經驗，牧草收獲機械的種類也非常多，而我國的牧草收獲機械化目前仍處于起步階段，牧草收獲機械特別是苜蓿的收獲機械主要是由國外進口。無論是對進口機械還是國產機械，國用戶在購買時都應該慎重，仔細分析每種機器的特點、性能以與適應性，這樣才能更好地使其發揮最大的作用，為我國牧草產業的發

12、展提供強大的裝備支持4。由于我國畜牧機械業起步比較晚，在生產工藝、機械設計、加工設備和自動化控制水平等諸多方面與發達國家存在著一定的差距。主要的原因是我國的牧草收割機的品種不齊全，牧草收割的質量不能夠達標，這樣就會影響牧草的再生長，研究牧草收割技術的人員少，標準不統一，再者農牧民的購買欲望不夠強烈，嚴重影響了牧草收割機的快速發展。發達國家在草原畜牧業各個生產環節大都已機械化5。我國的牧草收割技術設備與發達國家相比有很大的差距，而且大多為仿造產品，品種不全，主要的工作零部件機構參數選擇不當，生產技術不成熟，設備質量欠佳，遠遠不能滿足日益擴大的國草產品生產加工設備市場的需要。提高國產產品質量，開發

13、新結構，無疑會畜牧業發展起到革命性的作用。雖然市場上國外產品質量較好，但價格太高，不太適合國市場的消費水平，所以開發性能良好、自動化程度高、外形輕巧美觀，而且價格適中的國產收割機將是我國牧草收割設備的關鍵機械之一，對促進飼草產業化繼承會起到舉足輕重的作用6。目前，我國牧草的種植收獲主要依靠人工完成，勞動強度大，功效低，有時得不到與時收獲，難以適應規模化、商品化與市場發展的要求。小型牧草收割機普遍得到牧草專業戶的歡迎，能減輕牧草收獲時繁重的體力勞動，同時減少工人割草的時候對牧草的踐踏，還有工人用手工割草時對草根的傷害，使牧草生長的更旺盛，用電動割草機割的草長度一致，便于捆扎和運輸，給剩下的環節帶

14、來了很大的方便。隨著牧草產業的迅速崛起，給牧草機械化發展帶來了新的機遇，小型電動割草機市場需求空間很大，前景廣闊7。1.2 國外發展歷史與現狀1.2.1 國外電動割草機的生產研究概況國外研制和生產牧草收獲機械起步早，發展較快。尤其是美、德、法、意、日等發達國家在該領域處于領先地位。1805年英國工程師托馬斯普拉克特獲得了第一臺割草機的發明專利，那是一臺裝有環形刀身的笨重機器，而且運轉不很理想。在1830年由埃溫馬丁制造的割草機類似于今天使用的手扶滾筒割草機。早期應用普遍的是往復式割草機，為了提高機具的生產率，盡量加大割幅以與提高機具的前進速度。到了20世紀70年代各國開始研制使用旋轉式割草機，

15、利用高速旋轉的割刀對植株進行無支撐切割的工具，具有結構簡單，維護保養時間少，不需要磨刀、換刀等優點。美國約翰迪爾公司和紐荷蘭公司目前是世界上最大的牧草機械制造商，美國約翰迪爾公司牧草機械有 13個品種 49個機型；紐荷蘭公司現生產 12個品種 25個機型3。具有領先地位的產品有牽引式往復割草壓扁機、自走式割草壓扁機，如 NEWHOLLAND471、488、499、1465 型等，其結構特點：配有護刃器和短齒護刃器，根據牧草作物生長情況選用，不發生堵塞現象；能手動或液壓調節切割器護刃器傾角，適用于多石塊、坡地的田間作業；可靠的齒輪箱驅動壓扁輥，不需要調整任何鏈條等優點4。英國的 Hesston

16、往復式割草機，如 1275 型，具有國際領先水平。傳動系統通過變速箱與主傳動軸將動力送到割草機輾壓輪，再經過二級變速箱通過皮帶傳到割刀；采用時間控制，雙動割刀，割刀速度為 1800 行程/分鐘，兩邊各有一個平衡飛輪，以減少振動與幫助割刀切割；其加強型剛性刀桿提供長久維護，護刃器經二次熱處理，使其具有可靠的耐磨性；采用可調浮動彈簧，使割刀能完全自由浮動；方便的護刃角調節，可適合不同地勢與作物狀況等5。世界著名牧草機械制造商約翰迪爾 John Deer 和凱斯 CAS 廠商不斷研制開發新型多功能聯合收獲機械，如 CASE Combine Harvester515，整機性能優異，可收獲 40 多種農

17、作物與牧草，操作方便，可靠耐用，可以毫不費力地應付潮濕倒伏密集的牧草與坡地上的作物6。因此，國外牧草收獲機械研究開發從整機性能上已日益完善。近年來，歐美等天然草場面積較大的發達國家的收割設備更成熟，結構參數更合理，更可靠，生產率也很高。國際著名的農機生產商如美國紐荷蘭、約翰迪爾、凱斯公司，英國福格森公司，國成元公司，德國威格公司和前進公司的收割機都已系列產生，這些設備無論在機械結構、動力配套、液壓系統還是控制系統設計方面都處理得很成功，一些新的設計理論、最新科研成果的應用在這些機械上都有體現。在一些發達國家，如美國牧草收割機已全部實行機械化，由牽引發展成自走式，已發明出機器人式割草機，牧草業已

18、成為國民經濟一大產業8。但由于國外的收獲機械以大型為主，其機具轉彎半徑大，需要地頭長，組織水平要求高，價格昂貴，因此考慮種植方式，作業地塊條件與農牧民經濟發展水平等多種因素，國外電動割草機在我省推廣應用存在很大的局限性。1.2.2 國電動割草機機的生產研究概況我國牧草機械產業化起步晚。與許多的發達國家相比有很大的差距。在50年代末海拉爾機械廠生產出了新型的畜力割草機，同時還生產了引爆單刀割草機。60年代畜牧機械研究所進行了后懸掛雙刀高速割草機的研究，雙動刀高速割草機接近當時國外同類產品先進水平，由于某種原因約十年的時間停止了這方面的研究工作。70年代和分別研制成單圓盤，雙圓盤和四圓盤旋轉式割草

19、機，這些割草機適合于高密度的人工種植和天然草場收割，具有割茬低等。我國在85年又研制出了六盤全齒式旋轉割草機。20 世紀 80 年代中期以來，我國對草地畜牧業投入嚴重不足，相對支持力度減緩甚至下降，使得許多牧草機械制造企業紛紛轉產或停產，再加上我國與歐美等發達國家存在著技術差距和制造手段、工藝等方面的差距，使得我國與國外同類產品的制造能力和水平的距離進一步拉大，其產品類型只有圓盤式旋轉割草機、后懸掛往復割草機、機引單刀割草機、指盤式摟草機、圓捆、方捆打捆機等，目前，人們多熱衷于討論種植牧草的經濟效益和環境效益，但對于如何實現上述效益，討論研究較少。由于嚴重缺乏適合農牧民的牧草收獲機械，造成農牧

20、民種草豐產不豐收，或豐產欠收。盡管我國牧草收獲機械，在引進、消化的基礎上也初步形成了散草、方捆、圓捆、壓垛、二次加壓打包作業工藝系統，但每種作業機械多數為單一機型，各作業工序間機具與動力配套性差，特別是我國農村實行草畜雙承包到戶生產責任制以后，地塊變小，用戶不能根據自己的經營規模選擇合適的機具，機具使用效益不高，造成供需脫節。 目前，我國生產的牧草收獲機械的主要企業有3家（海拉爾牧業機械總廠、寶昌牧業機械廠和畜牧機械廠）。海拉爾牧業機械總廠是全國牧草收獲機械的最大生產廠家。該廠生產的天然草場和低產人工草場的割、摟產品，技術上比較成熟，且市場占有率高、量大而面廣，但它在種植高產牧草的收割方面競爭

21、力較小。目前地區農機推廣站研制成功新式的二圓盤旋轉牧草收割機，正式通過技術鑒定，準予批量生產，可收割各類高密度的人工種植和天然牧草。在2002年向明公司也自行研制出了圓盤后掛式割草機，它是利用拖拉機輸出的動力和行走裝置進行收割牧草作業。 現在我們研究的方向是趨向方便和省時省力。總體來講我國牧草收獲機械化水平還是很低，產品質量不穩定，品種單一，且草地單位面積擁有整套割、摟、裝、運設備數量與美國相比差距懸殊。1.2.3 國外電動割草機械切割部件發展概況切割部件是電動割草機械的最主要的部件，國外電動割草機械按其切割部件的結構分為往復式和圓盤式割草機；按其行走動力分為牽引式、半懸掛式、懸掛式、自走式割

22、草機;按照割草幅寬可為窄幅和寬幅式割草機。（1）往復式切割器割草機研究發展概況往復式割草機具有最悠久的歷史。它適于收割天然牧草和種植牧草，具有割茬低而整齊，牧草損失少，便于調整使用等優點，其發展過程是從畜力到機引；從牽引到懸掛。其發展趨勢是提高生產效率，一是提高前進速度，二是增加割幅。加大割幅將增加金屬消耗量，因此以提高前進速度更為有利。但為保證切割質量，必須同時提高切割器切割速度。由于切割速度提高，引起割刀往復慣性力大為增加，會造成機器震動和機件損壞，切割高產或濕潤牧草常產生堵刀現象。這種割草機雖有這些缺點，但目前仍作為一種標準機型被國外廣泛使用和大量生產，并且在不斷完善和改進。（2）回轉式

23、割草機研究發展概況近年來，西歐由于種植牧草面積大量增加，并使用大量含氮肥料使牧草高大，茂密而趨于倒伏。因此，回轉式割草機得到迅速發展，它屬無支承切割。切割器刀片安裝在刀盤上，并隨刀盤一起回轉進行割草，其前進速度高，有較高的生產率，不產生堵塞現象，更換刀片簡易，保養方便。但回轉式割草機功率消耗較大，為 106 馬力/米。（普通往復式割草機為 12 馬力/米，雙動刀割草機為 48 馬力/米）工作幅重割區大，割茬不齊，碎草多，且對地面的平坦程度要求較高。在牧草剛度小時易使割茬高度增加，因此較適于高產硬桿牧草，在西歐比較盛行。2 整體方案的確定2.1 割草機類型的選擇2.1.1 按切割裝置分類割草機按

24、其切割裝置來分可分為刀片往復運動和回轉運動兩類。根據相關的資料介紹其兩類割草機在收割時所需的動力不一樣，往復運動的割草機所需的動力較小，所以往復運動的割草機就成為了主流。如圖1所示是兩種割草機在收割時，所需動力的對比8。圖1旋轉式和往復式割草機所需動力的比較Fig1 Comparison of rotating and reciprocating mower required power所以本設計選用的割草機是往復式割草機。2.1.2 往復式割草機的分類往復式割草機主要分為以下幾類：（1）手扶拖拉機配套；又分為前懸掛式和牽引式:；（2）乘座式拖拉機配套；又分為前懸掛式和牽引式；（3）連桿式割草

25、機；采用曲柄輪和連桿驅動的形式；（4）無連桿式割草機；又稱作平衡驅動割草機，通過動刀的往復運動，在此過程中所產生的不平衡又重錘吸收。以上的割草機都是固定式定刀，只有一個動刀，單動刀的運動頻率低，容易卡滯堵塞，難以適應柔性莖桿牧草的切割，而且工作時平衡能力差。雙動刀割草機是兩組刀片相反反向切割。因此驅動裝置和刀片支撐裝置的構造比較復雜，但驅動時動態平衡較優越，刀片的往復次數非常高，所以作業時相對比較快。結合當前養殖業的發展的特點，牧草機械的研制在機型上以小型為主，在研究容上，重點解決勞動強度大，用工多的牧業生產作業，考慮部分牧場的規模等，所以本論文主要設計一種小型輕便的雙動刀的往復式割草機械。2

26、.2 方案確定通過以上的分析和比較，選用雙動往復式割草機。電動割草機主要有動力源、切割系統、傳動系統、輸送系統和行走系統組成。割草機的動力由柴油機提供。選擇單缸兩沖程的柴油機，它的額定功率為2.9kW,轉速為2600r/min,外形尺寸為166196208。切割系統，選用雙刀片往復式。因為單刀片運動時，它的速度不能達到切割牧草所需要的速度，雙刀片割草機的速度是單刀片割草機的兩倍。將回轉運動變為往復運動采用雙曲柄機構。傳動系統中動力由柴油機發動機皮帶輪輸出后，經三角皮帶輪和一對錐齒輪兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸，在經過聯軸器將動力傳遞給凸輪軸，帶動刀片進行切割，同時，切割器曲柄主軸經

27、一對小鏈輪將驅動力傳遞給輸送系統。減速器中采用錐齒輪傳動。輸送系統采用皮帶傳輸，傳輸帶上裝有撥齒，將牧草輸送到收割機的右側。行走系統，目前行走系統采用人工推行，暫時不考慮機動行走，這樣也是為了從經濟方面考慮。行走輪的直徑為250mm。小型電動割草機要能適應目前主要種植的黑麥草、紫花苜蓿和三葉草等品種。這些品種在形狀、性能上差異較大，切割強度明顯不同，故對牧草切割裝置要求較高，對刀刃型式、切割運動速度與相關參數都要有兼容收割能力。牧草機的動力機型要小巧，工作可靠；操作上要簡單便利，整機輕便，價格低廉。根據以上原則，并結合牧草收割的農藝要求，本論文所設計的小型電動割草機的主要技術參數：配套動力：柴

28、油機2.9kW；割幅： 1 m；割茬高度：45mm左右；切割形式：雙動往復式；適用作物高度：600mm左右；刀片刃口：平面形；刀齒間距：39mm；刀片運動速率：1800次/min；前進方式：手扶推行式；操縱人數：1人；工效：334m2/h左右。2.3 本章小結這一章主要是確定小型電動割草機總體的設計方案。確定割草機的類型為雙動往復式收割機。其中的切割系統中采用雙動刀片；傳動系統中減速器采用錐齒輪傳動；輸送系統采用帶傳動。這一章主要是設計小型電動割草機的大體的方案，為以后的設計做準備。3切割系統的設計3.1 切割器主要參數的分析 切割器是各種割草機最主要的部件，其工作效率和作業質量直接影響整機性

29、能。目前割草機上普遍采用往復式和回轉式切割器。因回轉式切割器切割功率消耗大，對地面的平坦程度要求較高，不適應于山地、丘陵、梯田等地段，因此選用普通往復式切割器2。在工作時，柴油機輸出回轉動力，經過輸入軸將動力傳輸給曲柄主軸,再經曲柄機構變為往復運動。3.1.1 往復式切割器影響切割質量的因素分析切割速度與進給速度之間的關系，用切割速比來描述。在動刀高度一定時，重割區和空白區的大小與機器前進速度和曲柄轉速有密切的關系，其關系用切割進程表示。數學式為 （1）式中 機器前進速度（m/s）；割刀運動一個行程時間。因為往復切割器割刀運動一個行程，曲柄轉動180，其時間為=（2）將（2）代入（1）得 =（

30、3）式中曲柄轉速（r/min）。因牧草稠密多汁，切割阻力大，往復式割草機切割速度應大于 2.15m/s3。但切割速度太大，慣性力增加，引起機器震動，因此選擇適宜切割速度是關鍵，曲柄主軸轉速 738 r/min。曲柄旋轉一周，割刀完成兩個行程，則割刀平均速度為 =（m/s） （4）= = 1.87 m/s式中 曲柄半徑（mm）；曲柄轉速（r/min）；因為切割速比= 將（1）、（3）代入整理得= （5）現有割草機 =（1.11.5） 代入（5）式得 = （6）動刀刃高度（mm），標準型切割器動刀刃高度為 54，代入（6）得= = 0.941.28為保證切割質量，實際切割速比應大于理論切割速比，理

31、論進給速度 取機器穩定行駛所允許的最高速度。3.1.2 技術參數的分析和評價當曲柄主軸轉速為 738 r/min，切割器平均速度 =1.87m/s，收割機平均作業速度=0.99m/s，切割器選標準 I 型，為保證切割質量，應選擇恰當的切割速比。切割速比一般大于1.023，本機在平均工況下 =1.871.02，故本機的設計是合理的。3.2 凸輪軸的設計切割時為實現從旋轉運動到雙刀的往復直線運動，必需有一個中間傳動機構，該機構就是雙曲柄機構，采用偏心輪式結構，由兩偏心輪和凸輪軸組成。由于本文設計的是雙刀割草機，驅動機構的受力情況正好相反，相互抵消，所以凸輪軸平衡能力較好，就不需要校核計算了。3.2

32、.1 凸輪軸的設計凸此處省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請聯系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業設計下載！該論文已經通過答辯3.3 切割裝置的設計3.3.1 動刀的結構切割裝置主要是由一對往復運動的動刀和固定不動的支撐部分組成，動刀和刀桿做成一體，刀桿和傳動機構相連，用以將動力傳遞給動刀。固定支撐部分包括刀架，間隙調節機構等，工作時雙刀同時作往復直線運動，對雙刀間的牧草進行收割。動刀是切割器的主要工作零件，采用光刃結構，光刃切割省力，割荏整齊，但易磨鈍，工作中需經常磨刀，主要用于牧草收割。動刀片是一種易損件，為了保證具有較好的耐磨性和一定的沖擊韌性，刀片

33、一般用合金鋼制成，刃部需淬火。動刀的結構如圖3所示。圖3動刀的結構Fig3 The knife structure1、 下動刀 2、上動刀 3、壓板 4 機架 5、墊片 6、螺母 7、螺栓 8、墊片圖4刀片的間隙調整Fig4 The blade gap adjustment3.3.3 偏心輪的設計偏心輪是該機器的最主要的一個部件，要想實現從旋轉運動到雙刀的往復直線運動，必需有一個中間傳動機構，該機構就是雙曲柄機構，采用偏心輪式的結構。偏心輪的結構如圖5所示：圖5偏心輪Fig5 Eccentric gear3.3.4 切割裝置附件的設計1、壓板 （見圖6）圖6 壓板Fig6 Clamp2、機架

34、（見圖 7）圖7 機架Fig7 Frame3.4 本章小結本章主要是分析切割器的參數，通過原理分析，根據電動割草機的工作情況計算出機器前進的速度和割刀切割的速度，同時進行切割裝置的設計，切割裝置是牧草收割機的主要組成部分，其性能影響整個牧草的收割質量。切割裝置的設計包括刀片結構的設計、刀片間隙的調整、偏心輪的設計和相關附件的設計。4 傳動系統的設計傳動系統將柴油機的動力分別傳送給切割器和輸送系統。4.1 傳動系統的結構設計和傳動比的確定4.1.1 傳動系統結構設計根據電動割草機切割系統和輸送系統的工作原理與結構特點，該機的傳動系統見圖8。1、柴油機 2、聯軸器 3、動力輸入皮帶輪 4、輸入軸大

35、皮帶輪 5、小錐齒輪 6、 大錐齒輪 7、輸送主動鏈輪 8、輸送從動鏈輪 9、偏心輪 10、輸送帶輪 、減速箱輸入軸 、曲柄主軸 、凸輪軸 、 輸送主軸圖8 傳動系統簡圖Fig8 Drive system schematic由圖8可知，動力由柴油機發動機皮帶輪輸出后經皮帶輪3、4和一對錐齒輪5、6兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸。曲柄主軸經聯軸器將動力傳遞給凸輪軸帶動刀桿與動刀做往復切割運動；同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪7、8將驅動力傳遞給輸送系統。4.1.2 傳動比確定1、曲軸主軸的轉速=m/s （8）往復式切割器割刀平均速度常為 1.62.0 m/s，由公式（8）得= 631.

36、58789.5 r/min取曲柄主軸轉速=738 r/min。2、確定傳動比在標定工作狀況，柴油機額定轉速=2600r/min,功率=2.9kW,動力經皮帶輪輸出分兩路。一路經二級減速后，直接傳遞給曲柄主軸（n=738r/min）。因此切割系統傳動比為：= =3.52 （9）式中 一級皮帶輪減速比； 二級圓錐齒輪減速比。各種傳動的傳動比4： 平帶傳動比5 ；錐齒輪傳動比5； 鏈輪傳動比6 ；根據相似設計法和結構空間位置，取 =1.5 即：=式中 小皮帶輪的直徑（mm）； 大皮帶輪的直徑（mm）。由式（9）得 =即= 式中 二級減速主動小錐齒數； 二級減速從動大錐齒數。輸送系統傳動是通過曲柄主軸

37、中央的小鏈輪，經同比傳動給輸送主軸，獲得動力帶動輸送帶橫向輸送。4.2 割草機功率需求分析和傳動效率4.2.1 割草機的功率分析割草機功率包括立式割臺往復切割器切割功率和輸送功率。 即：（10）其中 =（kW）5（11）式中 機器前進速度（m/s）；機器割幅（m）； 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（Nm/m2）。經測定，割草= 200300，5所以 =1.94根據經驗輸送系統功率需求為 （12）式中 輸送系統單位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.220.25 kW11，則=0.221 = 0.22 kW（12）式中未考慮傳動效率和空轉所需的功率，故立式割臺往復收割機最低所需總功率為： k

38、W4.2.2 割草機的傳動效率切割器的往復運動工作是由柴油機的皮帶輪輸出動力，經皮帶輪、圓錐齒輪二級減速見圖9。皮帶輪傳動效率取，圓錐齒輪傳動效率11，則切割系統總的傳動效率 圖9 切割系統傳動圖Fig9 Cutting system transmission diagram（1）各軸的轉速軸 r/min軸 r/min（2）各軸的功率 軸 kW 軸 kW（3）各軸的扭矩電機軸 Nm 軸 Nm 軸 Nm表1 運動和動力參數Table1Kinematic and dynamic parameters軸名參數電動機軸軸軸轉速/（r/min）26001733738功率/（kW）2.92.782.70扭

39、矩/（Nm）10.6515.3234.94傳動比1.52.35效率0.960.974.3 減速器的設計4.3.1 錐齒輪的設計為了實現切割系統總傳動比3.52:1，可進行二級減速，一級通過動力皮帶輪輸出減速，第二級因要滿足回轉運動最終轉化為割刀往復運動，故設計二級減速為一對圓錐齒輪。1、選擇材料兩錐齒輪用40Cr,滲碳淬火齒面硬度58-62HRC。2、選取精度等級 表面因采用淬火處理，故初選7級精度。3、因為是閉式硬齒面齒輪傳動，故初選小齒輪齒數 。4、閉式硬齒面齒輪傳動，采用齒根彎曲疲勞強度設計公式，齒面接觸疲勞強度校核公式。齒根彎曲疲勞設計，公式為：（13）（1）齒輪傳遞轉矩 Nm（2）取

40、齒寬系數，齒寬中點的平均分度圓直徑和模數，故。11（3）由齒輪的抗彎疲勞極限圖查得大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限 MPa。（4）由抗彎疲勞強度壽命系數圖查得抗彎疲勞壽命系數。（5）應力循環次數 （14）式中 軸的轉速（r/min ，r/min ）；齒輪每轉一周時齒面嚙合次數，取=1；齒輪工作壽命，取300小時。則（6）計算抗彎疲勞許用應力，錐齒輪彎曲疲勞強度安全系數。MPaMPa（7）計算載荷系數（15）式中工作情況系數，由使用系數表7查得；動力載荷系數。由動載系數圖查得 =1.11；嚙合齒對間載荷分配系數，取1；齒輪傳動載荷分布不均勻系數，由齒向載荷分布不均系數圖查得。即（8）查取齒形系數，由

41、齒形系數與應力修正系數查得，。（9）查取應力校正系數，由齒形系數與應力修正系數查得 ，。（10）計算大、小齒輪的 并加以比較小齒輪的數值大。（11）設計計算mm就近圓整為標準值=2mm。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）錐角 （3）根高 （其中 =1 ）（4）齒根角 （5）頂圓直徑mmmm（6）齒根圓直徑 mmmm（7）錐距mm（8）齒根角 故=3.0052（9）分度圓齒厚mm7、齒輪強度校核按齒面接觸疲勞強度校核（16）式中節點區域系數，對于標準直齒輪 =2.5；彈性系數，由彈性系數表查得；接觸疲勞許用應力（MPa）；（17）式中 齒輪材料的接觸疲勞極限（MPa）；接觸疲勞強度壽

42、命系數，由接觸疲勞強度壽命系數圖查得；接觸疲勞強度最小安全系數，取 ；MPaMPaMPa故二級錐齒輪齒面接觸強度合理。4.3.2 減速箱輸入軸的設計與強度校核（1）減速箱輸入軸的設計該軸的一端與皮帶輪相聯，另一端與小錐齒輪相聯，且都是懸臂式，軸的材料選用45鋼調質時，取皮帶輪的傳動效率為0.96，則計算出皮帶輪和齒輪與軸相聯地方軸的直徑 （18）式中 軸傳遞的功率（kW）；軸的轉速（r/min）由前面的計算可知kW，r/minmm由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對軸的強度削弱，應增大軸徑，一般有一個鍵槽時，軸徑增大3%左右，有兩個鍵槽時應增大7%左右，然后圓整為標準直徑，因此mm將圓整成 14mm，即

43、mm。由于與皮帶輪相聯的軸徑較長，且是懸臂式，與減速箱體相配，見圖10。圖10 軸結構示意圖Fig10 Schematic diagram of shaft structure（2）確定輸入軸各段的直徑和長度各軸段的直徑是在扭轉強度計算而得的最小直徑的基礎上，考慮軸上零件的軸向定位與裝拆要求，由軸端起逐段加以確定。各軸段的長度，主要取決于各零件與軸配合部分的軸向尺寸和零件間必要的軸向間隔的距離。由上計算可知求得輸入軸的最小直徑=14mm，該處與小錐齒輪連接，故軸段的直徑=14mm，該軸上除安裝齒輪外還有固定錐齒輪的套筒，則 =14+10+2=16mm。軸段上安裝滾動軸承，因軸上零件安裝的是錐齒

44、輪，軸定位時采用一對角接觸球軸承，選用7004AC型角接觸球軸承。故該段的直徑和長度應等于軸承徑和寬度，即=20mm,右端定位是套筒，其長度比齒輪輪轂寬度小2mm，故=10mm。軸段為軸肩定位軸承，為保證軸承的軸向固定，則mm，mm。軸段上也安裝軸承，故直徑與的直徑相等，則mm，mm。軸段上安裝彈性擋圈以固定它右側的軸承，則取mm，mm。軸段上預留端蓋安裝的尺寸，則mm，mm。軸段上安裝有皮帶輪，考慮到帶輪裝拆方便，故mm，mm。（3）軸的受力分析軸的受力分析見圖11。因為軸的輸入功率為2.78kW，轉速=1733r/min ，=18輸入轉矩 Nmm作用在小錐齒輪上的各力： （19）式中 小齒

45、輪齒寬中點平均分度圓直徑，；齒寬中點平均模數，。則 N式中 壓力角，；小齒輪分度圓錐角，由前面計算可知 。N圖11 軸的受力圖Fig11 Axial forceN由軸上受力分析可計算軸上的支反力，最大應力處 、值于下表4.2。表2減速器輸入軸支承點反作用力Table 2 The input shaft of the speed reducer bearing reaction force載荷水平面垂直面支反力（N）彎矩（Nm）扭矩（Nm）15.32總彎矩（Nm）計算彎矩（Nm） （ 式中）（4）輸入軸的強度校核由上面的彎曲應力圖知B處截面為最大應力處，（20）查軸的常用材料與其主要機械性能表可

46、知45鋼調質時，MPa，根據值查軸的許用彎曲應力表查得軸的許用彎曲應力 MPa式中軸計算截面的抗彎截面模量mm3；（21）故安全。由于割草機工作季節強，一荏一般一周多，故不需對其精確校核疲勞強度。（5）確定軸上鍵的類型和尺寸軸上零件的周向固定采用鍵，故在錐齒輪與皮帶輪的軸段上開鍵槽。a 齒輪處的軸段上的鍵選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；確定鍵的尺寸 根據軸徑=14mm,輪轂長mm,查平鍵聯接的剖面和鍵槽尺寸表4查得鍵寬=5mm,=5mm,=8mm；強度驗算 確定許用應力 由鍵聯接的許用應力和壓強表6查=7080MPa；鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa故安全。b皮帶輪軸段上的鍵選

47、擇鍵的類型 選A型普通平鍵；確定鍵的尺寸 根據軸徑=16mm,輪轂長mm,查平鍵聯接的剖面和鍵槽尺寸表4查得鍵寬=6mm,=5mm,=22mm；強度驗算 確定許用應力由鍵聯接的許用應力和壓強表6查=7080 MPa；鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa故安全。4.3.3 曲柄主軸的設計與校核(1)曲柄主軸的設計收割機的切割器動力輸入主軸一端與大錐齒輪相聯，另一端與小鏈輪相聯傳送切割的動力，由前面的功率計算可知=2.70kW，錐齒輪傳動的效率為0.97,軸的材料選則40Cr調質， MPa，軸的轉速=738r/min。軸的最小直徑（22）取 ， MPa，則mm由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽

48、對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此將圓整成18mm。軸的結構示意圖見圖12。圖12 曲柄主軸的結構示意圖Fig12 Schematic diagram of crank spindle structure(2)確定軸的各段直徑和長度根據軸上零件的定位,為了便于拆裝,軸上最小直徑選在段, 段上安裝的是彈性當圈,即mm，mm。軸段上安裝小鏈輪,則mm，mm。軸段安裝軸承,其直徑和長度等于相應軸承的徑和寬度,選用6025型深溝球軸承,則mm，mm。軸段為軸肩,對軸承左端固定,為保證軸承的安裝,則mm，mm。軸段上安裝軸

49、承蓋,故可選與軸段直徑相等,則mm，mm。軸段上也是安裝彈性擋圈,則mm，mm。軸段上安裝錐齒輪,則mm，mm。軸段上安裝軸承與固定的套筒,則直徑為軸承的徑,故mm，mm。軸段上安裝聯軸器，便于安裝與定位，取=20mm，=52mm。(3)曲柄主軸的受力分析曲柄主軸的受力見圖13。圖13 曲柄主軸的受力圖Fig13 The crank shaft by the attempt因為軸的輸入功率為2.70kW，用于輸送系統功率是0.25kW，則切割系統的功率為2.45kW，主軸的轉速為n=738 r/min。大錐齒輪的受力的大小與小錐齒輪的受力大小一致，即N N N鏈輪作用在主軸的壓軸力 （23）式

50、中壓軸力系數 ，水平傳動 ；有效圓周力。（24）式中 為傳遞功率（kW）；為鏈速（m/s）。（25）式中 為鏈輪齒數；鏈輪轉速（r/min）；為鏈條節距（mm）。計算得 m/s N N(4)曲柄主軸的強度校核由上面的彎曲應力圖13知處錐齒輪截面為最大應力處， （26）查軸的常用材料與其主要機械性能表6可知40Cr調質時，MPa，根據值查軸的許用彎曲應力表查得軸的許用彎曲應力MPa。式中軸計算截面的抗彎截面模量 mm3；（27）MPa 故安全。由軸上受力分析可計算軸上的支反力，最大應力處 、值于下表4.3。表3曲柄主軸的支承點反作用力Table3Crank shaft bearing react

51、ion force載荷水平面垂直面支反力（N）彎矩（Nm）扭矩（Nm）16總彎矩（Nm）計算彎矩（Nm） （ 式中）(5)確定曲柄主軸上鍵的類型與尺寸軸上零件的周向固定采用鍵聯接，在曲柄主軸上與大錐齒輪、鏈輪和聯軸器聯接的地方采用鍵聯接。故需要確定它們的類型與尺寸，以與校核強度。a與大錐齒輪聯接處的鍵選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；確定鍵的尺寸 根據軸徑=28mm,輪轂長=30mm,由平鍵聯接的剖面和鍵槽尺寸表4查得鍵寬=8mm,=7mm,=25mm；強度驗算 確定許用應力由鍵聯接的許用應力和壓強表6查得=7080 MPa鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力MPa 故安全。b與鏈輪聯接處的

52、鍵選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；確定鍵的尺寸 根據軸徑=22mm,輪轂長mm,由平鍵聯接的剖面和鍵槽尺寸表4查得鍵寬=6mm, =6mm, =32mm；強度驗算 確定許用應力由鍵聯接的許用應力和壓強表6查得=7080 MPa鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa 故安全。c與聯軸器聯接處的鍵選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；確定鍵的尺寸 根據軸徑=20mm,輪轂長=50mm, 由平鍵聯接的剖面和鍵槽尺寸表4查得鍵寬=6mm, =6mm, =40mm；強度驗算 確定許用應力由鍵聯接的許用應力和壓強表6查=125150 MPa鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa 故安全。(6

53、)確定聯軸器的類型和相關尺寸選用凸緣式聯軸器計算轉矩 工作轉矩為 Nmm查表6得工作情況系數 故計算轉矩 Nmm確定型號 查設計手冊，選取凸緣聯軸YL5，它的公稱扭矩為63 Nmm,允許的軸孔直徑在mm之間。4.3.4 箱體與附件的設計(1)箱體的設計a箱體的材料箱體一般用灰鑄鐵HT200或HT250制造。b箱體的結構分析箱體是支承和固定減速器與保證傳動件嚙合精度的重要機件，其重量約占減速器總重量的50%，對減速器的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影響。c箱體的結構尺寸通過其中的傳動件，軸和軸系部件的結構尺寸，按經驗設計關系在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。見圖14和圖15。d減速器的潤

54、滑和密封本文所設計的減速器是小型的，可采用脂潤滑，選用二硫化鉬鋰；軸伸出端密封采用軸承蓋與密封圈。圖14 上箱體Fig14 Box圖15 下箱體Fig15 The lower box(2)減速器附件的設計a固定減速箱輸入軸的軸承蓋材料選用鑄鐵HT150，結構尺寸如圖16所示。（相關尺寸的確定參4 ）采用凸緣式結構圖16 軸承蓋結構Fig16 Bearing cap structure尺寸計算 與此對應的軸承外徑為42mm，則mm，取mm 因采用套杯結構，mm 根據軸承外徑選4M6 ，則故mmmm，取mmmmb曲柄主軸的軸承蓋材料選用鑄鐵HT150，結構尺寸如圖17所示；采用凸緣式結構；尺寸計算

55、與此對應的軸承外徑為52mm，則mm。，取mm。 根據軸承外徑選4M8，則故mmmm，取 mmmm。圖17曲柄主軸中軸承蓋結構Fig17 Bearing cap structure of crank spindle尺寸計算與此對應的軸承外徑為52mm，則mm。，取mm。 根據軸承外徑選4M8，則故mmmm，取 mmmmc套杯的設計在減速器中的輸入軸上兩個軸承組合在一起，應采用套杯使軸承的固定和拆裝更為方便，套杯的結構，形狀與軸向尺寸視需要而定，套杯的徑即為軸承的外徑，套杯的厚度取S=6mm。4.4 本章小結本章主要是設計整個裝置的傳動系統，確定傳動系統比的分配，計算出切割系統和行走系統的功率需

56、求和傳動效率。根據傳動比進行錐齒輪的設計，確定錐齒輪的有關參數，并進行校核計算。箱體設計中主要進行箱體結構的分析和確定箱體的結構尺寸；附件設計中包括軸承蓋的設計和套杯的設計。軸承蓋的設計主要確定其類型、結構和尺寸；套杯的設計主要是結構分析和尺寸的確定。5輸送系統的設計割草機的輸送系統直接影響著收獲質量。立式割臺往復式切割器其輸送系統不僅應即時將切割的牧草輸送到一側，還應鋪放均勻整齊，形成一定的形狀和厚度，以利于干燥。因此，本研究試驗的目的是選擇合理的輸送速度和輸送機構。5.1 輸送帶速度計算合理的輸送速度應使輸送帶單位時間輸送的牧草量等于收割機同時間收割的牧草量，如圖18所示。即（28）式中機

57、器前進速度；機器作業幅寬(=1m)；輸送帶速度；牧草層厚度（拔齒高度）；牧草生長密度（株/M2）；牧草在輸送帶上的集密度（株/M2）。 圖18 輸送帶Fig18 Conveyor取=/，為牧草積集系數。所以輸送帶速度計算公式：=（29）因牧草稠密取20，作業速度為=1.461.99 m/s，則：=1.461.99 m/s發動機動力經小鏈輪傳給輸送系統主軸，其轉速=738r/min輸送帶輪D=90mm，因此輸送帶線速度為=3.48 m/s5.2 輸送系統參數確定其主要參數有輸送帶尺寸、撥齒高度、間距，輸送帶高度和割臺前伸量等。5.2.1 輸送系統中帶傳動的設計(1)選用膠帆布平帶傳動。(2)帶輪

58、的直徑mm參平帶輪的直徑表選mm(3)帶速=30m/s(4)兩個帶輪直徑一樣，同比傳動，即mm(5)軸間距 根據結構確定=1020mm(6)所需帶長mm （未考慮接頭長度）(7)帶輪包角(8)曲撓次數其中帶輪數 。(9)帶厚 按膠帆布平帶規格選標準值，則mm。(10)帶的截面積（30）式中工況系數，查工況系數表得；膠帶單位截面積所能傳遞的基本額定功率，查膠帆布帶單位截面積傳遞的基本額定功率kW；包角修正系數，查表22.1-32得；傳動布置系數，查表22.1-33得。mm2(11)帶寬mm選取標準值，則=12mm。(12)作用在軸上的力N式中 帶的預緊應力，MPa。(13)帶輪的結構與尺寸a帶輪

59、的材料30m/s，選用HT200b孔徑，取=18mm取mm。c輪轂尺寸取mm。d輪緣寬度查平帶輪的直徑、結構形式和輻板厚度表得，取 mme輻板厚度s，取mmf輪緣尺寸輪緣厚度 mm因為動刀切割速度= 1.87m/s，為能與時將牧草輸送出，據算得輸送帶最高線速度為= 3.48m/s。5.2.2 撥齒高度和間距 撥齒高度根據輸送能力確定，因本設計切割速度1.87m/s，需較高的輸送能力，故撥齒高取為=50mm，齒形上窄下寬，呈梯形，水平安裝由厚12 薄板制成，故取撥齒間距 =142mm。5.2.3 輸送帶高度輸送帶高度（即拔齒中心線距割刀的距離）為50mm。5.2.4 割臺前伸量輸送帶齒頂與動刀頂

60、端的水平距離為割臺前伸量，適宜的前伸量=100mm。5.3 鏈輪傳動的設計輸送系統的動力是經曲柄主軸中的鏈輪傳遞給輸送主軸的鏈輪，并帶動皮帶輪轉動，故計算鏈輪傳動的參數值。選用滾子鏈傳動。小鏈輪齒數 （），應參照鏈速和傳動比選取 推薦 。兩鏈輪是同比傳動，即=1 則。緊鏈輪的齒數 。設計功率（31）式中 工況系數，查工況系數表得 ；小鏈輪齒數系數，查小鏈輪齒數系數得 ；多排鏈排數系數，查多排鏈排數系數得 =1。則 kW鏈條節距選用根據設計功率和小鏈輪轉速由小鏈輪齒數標準A系列滾子鏈的額定功率曲線圖選用合適的節距，選用08A系列的鏈子則mm。驗算鏈輪輪轂孔徑 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查鏈輪輪轂