I割草機機械結構設計關鍵詞：割草機；手推式；簡單輕便；CAD目錄 I 31.1割草機的發展 3 42總體結構方案 2.1設計的主要內容 2.2割草機的工作原理 圖2-1割草機的總裝圖 62.3割草機的總體方案設計 62.4動力機的選擇 63傳動齒輪的設計 7I3.1齒輪傳動的類型 73.2錐齒輪的設計計算 73.3齒輪的設計原則 3.4齒輪材料的選擇和熱處理 3.5割草機行走輪的設計 3割草機傳動軸的設計 3.1軸的概述 3.2割刀軸的設計 3.2.1軸的結構設計 3.2.2按軸的扭轉強度計算 3.2.3按彎扭合成強度條件計算 3.2.4根據彎扭合成強度條件計算 3.3長軸的校核 3.4軸承的選擇及校核 4.割草機割草裝置的設計 4.1刀片材料的選擇 4.4刀片的受力分析 3過去在修乾草坪的過程當中，一般僅僅運用到鐮刀進行手工修剪。現如今，中國經濟正在不斷蓬勃發展，人們的生活質量與日俱增，在此背景下，人們愈發想要看到平坦整齊的草坪，來保持身心愉快。1805年，西方發達國家英國的發明家普拉克內特，曾經首次研發出可自主收割的機器，并重點將其作用于收割谷物，輔助去除雜草。人類僅需推動機器，即可帶動齒輪運轉，從而達到收割雜草的效果。1830年，西方發達國家英國的知名學者比爾·布丁，成功申請到關于滾筒割草機的發明專利。在此之后，1832年，蘭賽姆斯農機企業獲得專利授權，決定量產這種類型的滾筒剪草機3,1902年，西方發達國家英國學者敦恩斯，曾經以內燃機為基礎，研發出更為優良的滾筒式剪草機，這項研究原理持續沿用至今。歐洲等國盛行千槍年，在此期間，割草機逐步獲得相對穩定的迅猛發展。割草機通常又被人們稱之為草坪修剪機，旨在針對草坪以及植被等，進行干凈利落的修剪。其中重點涵蓋刀盤、行走輪、刀片以及相應的控制部分等。其中，刀片位于發動機當中，并在外緣部分層層疊加刀盤以及行走輪。刀片借助于發動機的極高轉速，將能迅速操作起來，有效節約不必要的人力成本。并且效率比人工鋤草提升8至10倍，傷苗率低，除苗清潔率高。我們都認為草坪的作用是美化環境、鞏固土地、凈化空氣。最初的滾刀割草機登場距離現在已經100多年了，原本主要用于牧場的機器發展到數十種，適合各種各樣的場所。在我國，草坪割草機的生產比較落后。生產企業的規模一般很小，產品的國外的進口設備。展帶來了活力。一是機械先進，90%以上的產品進口。實現了從植草到養護、整機生產的全過程機械化。二是產品種類多，系列化程度高。現在我國主要生產的割草分為旋轉盤式和旋轉刃式兩種。滾柱式割草機由刀滾子和固定地板刀具構成。與旋轉式割草機相比，滾子式割草機更有效率。具有更高的自動化水平。主要的缺點是價格比較昂貴，維修保養比較困難。旋轉式除草機是在4割草機旨在針對草坪以及植被等，進行干凈利落的修剪。其中重點涵蓋刀盤、行走輪、刀片以及相應的控制部分等。如果基于切割器種類進行細分，則其一般包含旋刀式、滾刀式以及甩繩式等基本類型。在這之中，滾刀式割草機已經獲得相對(1)旋刀式割草機對于此類割草機而言，其刀片可達的切割速度為60一90m/s。工作過程極為平(2)往復式割草機對于此類割草機而言，其旨在借助于切割器當中所存在的動刀，與定刀之間表現出的剪切運動，來執行割草操作。該類型的割草機在操作時極為干凈利落，并且無需耗費過高的功率。然而，其對外部環境的變化適應性不高，極易發生堵塞現象。故而一般適用于廣闊的單一草場。由于其在運行過程中，通常伴隨著極大的振動，故而切割速度一般不高于3m/s,運行速度通常位于68km/h的范圍內。(3)滾簡式割草機滾筒式割草機因為構造特殊，因此又稱為上傳動旋轉式割草機。每臺滾筒式割草機大都擁有并列的1一4個立式圓柱形或圓錐形滾筒。在這些個滾筒下方裝有刀盤，刀盤裝有絞接的2～6個刀片，為避免避免漏割，相鄰刀盤上刀片的回轉軌跡被設計來有一些重疊量。滾筒的傳動方式為膠帶或維齒輪傳動，大抵能滿足切割要(4)轉盤式割草機轉盤式割草機與其他割草機不同，它的傳動裝置的位置是位于刀盤的下方傾斜一定角度的。同時為保障人身安全，當面臨的阻力過大或遇障礙時刀片會向后和滾筒式割草機類似相鄰刀盤上刀片的回轉軌跡被設計來有一些重疊量。刀盤一般由齒輪傳動并且相鄰刀盤被設計成轉向相反。結構緊湊，傳動平穩、可靠。5課題內容主要包括：(1)設計小型割草機整體結構；(2)滿足其基本功能的同時，實現功能多樣化；(3)對割草機進行力學分析。具體要求：1.完成個割草機的整體結構設計并畫出設計裝配圖以及零件圖。2.完成割草機的力學分析。3.完成畢業設計說明書的編寫，正文字數在10000字左右。這次設計的手推式割草機主要由提供能源的蓄電池和提供動力的電動機、行駛輪、主體車架、扶手架和割草機構構成。除草機以移動電源接通電動機為動力，由電機產生動力通過傳動系統將動力傳遞給割草裝置。行駛機構用手推車。由電機旋轉帶動長軸旋轉，然后長軸將動力傳遞至錐齒輪，具有兩個角度的錐齒輪改變動力的方向，最后傳遞至割草裝置，通過將割草裝置安裝在軸上的切刀盤，使切刀旋轉，完成割草作業。這個設計方案的特征是操作簡便，使用和攜帶方便。轉變方向靈敏，能有效降低勞動強度。主體重量較低只有20kg左右。傳動部分構造簡單，維護方便。6圖2-1割草機的總裝圖割草高度：30~60mm計中為了滿足割草需求割草裝置的轉速應保持在3000r/min,所以為了滿足設計需求選擇電機型號為Y80M-2-2的電機，其基本參數如下：轉速：2830r/min7功率因數：0.84安裝尺寸：125mm×100mm×50mm中興高：80mm3傳動齒輪的設計本次研究設計的這種手推式割草機的主要是設計傳動系統部分，割草機的傳動系統主要是由帶動電機帶動長軸高速轉動然后通過一對特殊的弧型錐齒輪把電機動力從長軸改變方向然后傳遞到割刀軸上，由帶動切刀軸上的圓盤切割刀高速旋轉運動來從而達到割草的主要目的，傳動系統部分的設計主要是對弧型錐齒輪的設計。3.1齒輪傳動的類型1)在一些農業機械、工程機械和簡單工程機械設備中，有一些傳動齒輪不是自帶機械外殼，齒輪完全可以暴露從內在外，這就可以叫開式齒輪傳動。這種齒輪傳動容易以只適合低速傳動。2)一般用于生產汽車、機床、航空民用發動機等的箱體齒輪機械傳動都必須是直接安裝在精密機械加工和完全密封的封閉箱體中，這就可以叫做封閉式箱體齒輪機械傳動，又稱箱式齒輪箱。與開式或半開式電機相比，它不僅具有最保護性能條件，而且精度很高主要是適用于重要場合。本次研究設計的新型手推式自動割草機由于割草傳動齒輪零件整體尺寸相對較式容易嚴重損壞其使用壽命，因此割草齒輪機的傳動系統選擇采用閉式齒輪傳動。一.確定設計計算的基本參數1.大小齒輪的材料選擇45號調質鋼。2.齒輪為8級精度。82.計算小齒輪傳遞的轉矩3.查表選取齒寬系數R=0.30。6.根據循環次數公式N=60njL計算應力循環次數N?=60n?jL=60×3000×1×10×8×300=×17.查圖得接觸疲勞壽命系數8.查圖得解除疲勞極限應力9.計算解除疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數SH=1.09d?=mz?=20×2=40mm;d?按脈動循環變應力確定許用應力4.校核彎曲強度根據彎曲強度條件公校核圖3-1錐齒輪的結構圖3.3齒輪的設計原則在轉動齒輪的前齒面上。主要技術故障表現形式主要有脆性彎折、齒面腐蝕、齒面齒輪減速驅動的動力強度系數計算通常是以表軟齒面(HBS≤350)齒輪閉合傳動齒輪失效傳動：一般來說失效型傳動是由于點面面受侵蝕，所以通常根據機械接觸疲勞強度曲疲勞強度計來檢查其傳動承載能力。硬齒面(HBS>350)的故障閉形檢查齒輪裝載傳動：一般發生故障的齒輪形狀主要是齒輪牙根牙齒折斷，根據齒輪牙根的彎曲疲勞強度值來設計齒輪幾何傳動尺寸，以及硬齒面上的接觸疲勞強度值來檢查齒輪裝載傳動能力齒輪結構材料對整個齒輪的運動承載能力和齒輪結構部件尺寸的大小影響很大，合理的正確選擇齒輪材料已經是當前齒輪結構設計的重要研究內容之一。從齒輪故障的形狀可以看出，在設計齒輪傳遞時，為了防止齒面磨損、防止腐蝕、防止膠合以及防止塑性變形的能力，應使齒面具有足夠的強度。齒輪芯部應具有足夠的韌性和強度，使齒根彎曲或斷裂。因此，對齒輪材料性能的基本要求是，齒面硬度高，齒芯十分堅韌。同時材料具有良好的機械加工和熱處理工藝性。最后低成本符合經濟性要求。由于割刀的頭的轉速較大，所以大小齒輪的轉速也比較大所以材料選擇合金鋼。因為大小齒的轉速相差不大，齒面硬度可大致相同，因此大小齒均選用20CrMnTi。經滲碳消光處理后，屈服極限為850mpa,齒芯硬度為300hbs。割草機移動的行走輪是由內部的齒輪和一個輪胎部件組成。依據上面的弧型錐齒輪的設計，內部的齒輪由45號鋼齒輪制成。輪胎不僅與內部的齒輪結構相匹配，而且還是保持割草機穩定割草的關鍵。因此，輪胎的整體尺寸需求要與電動割草機的輪胎整體結構形狀和使用尺寸要求相匹配，因此輪胎外徑的選擇非常重要取φ=300mm。因為割草機需要能夠適應各種大小型割草的環境，所以輪胎外圈用的材料一般選用環氧橡膠。其具體驅動車輪的模型設計參考了《機械設計手冊》。行走輪結構示意圖如下：圖3-2輪胎的示意圖在本次設計過程當中，旨在將軸的基本設計細分為兩大內容，其中涵蓋結構設進行科學合理的及時判定。其一般基于安裝零件以及軸的制造工藝等方面的要求。假設軸的構造設計不合理，不僅僅影響軸的性能以及裝在軸上零件的性能，而旦會大大放大軸的制作成本，影響往軸上裝配零件的難易度。故而對于軸的整體設計而除此之外，軸的工作能力計算實則即針對軸所表現出的剛度等基本參數，進行相對深入的細致計算。在絕大多數情況下，軸所含有的工作能力，一般取決于軸所表現出的強度。故而在此過程中，應當首先針對軸所表現出的強度，進行科學精準一般情況下，可能會存在某些必須含有應好剛性的軸。在此情況下，僅僅對其進行強度計算遠遠不夠，還需進行相應的剛度計算，從而切實預防在實際工作的過程當中，出現尤為顯著的彈性變形。除此之外，對于某些不得不進行高速運轉的特綜上所述，能夠對軸產生一系列影響的基本因素趨于多樣化，故而結構形式的合理選擇，一般取決于特定的情況。從這一角度來看，軸所表現出的結構形式，并不存在規范化的標準。在實際設計的過程當中，僅需滿足下述條件即可：1.軸及其所涉及的諸多零件，必須處于規定的精確位置；2.安裝于軸當中的零件，應當易于3.2割刀軸的設計3.2.1軸的結構設計已知軸的最小直徑為9.70mm,四舍五入圖3-1割刀軸CAD圖3.2.2按軸的扭轉強度計算該方法僅通過軸抗扭矩強度來計算軸的強度。如果還有較大的彎曲力矩，可以通過減少扭轉應力的方法來考慮。作為軸的結構設計，一般使用這種方法初步估計軸直徑。軸的扭轉強度條件如下所示。式中：TT扭轉切應力，單位為MPa;T軸所受的扭矩，單位N●mm;WT軸的抗扭截面系數，單位為mm3n軸的轉速，單位為r/min;p軸傳遞的功率，單位為KW;d計算截面處軸的直徑，單位為mm;[τT]許用扭轉切應力，單位為MPa;查《機械設計手冊》得[tt]=155MPa計算割刀軸的功率P?=P?η=1.1Kw×0.75×0.90=0割刀軸實際轉速：n?=n1i=2865r/min計算割刀軸最小直徑：取割刀軸最小徑d?=26mm軸的直徑合格3.2.3按彎扭合成強度條件計算功率P?=0.7425Kw實際轉速n?=2865r/min轉矩T?=2475N.MM齒寬d?=60mm2.Ft=2T?/d?=2×2475÷60=82.5NF?=Ft×tan20°=82.5N×tan20°=29.3N取KA=1.5L?和L?分別為1185mm和162mm所以Tca=kAT?=1.5×2475N.MM所以可以求得FNHI=72.5NFNH2=10N可以計算得到FNv1=19.3NFNv2=10NM軸所承受的彎矩，單位為N●mm;T軸所受的扭矩，單位為N●mm;W軸的抗彎截面系數，單位為mm3軸受力簡圖根據軸的受力分析圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖：扭矩圖3.2.4根據彎扭合成強度條件計算進行校核時，只需要校核軸上承受的彎扭合成強度小于彎矩和扭矩的截面(即危險截面)的強度。根據上面計算的數值，取α=0.6。計算軸上的應力根據軸的材料為45號調質鋼，查表得σ-1=60MPa。所以設計的軸安全。出長軸的扭矩強度由強度條件：可知，最小截面是正方行截面其邊長為5,查表得圖3-2長軸的結構圖3.4軸承的選擇及校核根據軸承的設計手冊選擇軸承6000Q,得到參數：額定動載荷Cr=15.0kN,額定靜載荷Cor=10.0kN。軸承壽命可由進行承受徑向載荷的作用，所以P=F,查表取ft=1,fp=1.2,取ε=3。計算相對軸向載荷對應的e值和Y值，查表對深溝球軸承取fo=11.3,計算相對軸向載荷11.3×200/10000=0.226,計算得到的相對軸向載荷在表中處于0.172~0.345之間，所以對應e的值為0.19~0.22,Y值為2.30~1.99。用線性插值法計算Y的值：計算得到X=0.56Y=2.203計算當量動載荷P:計算6200深溝球軸承的使用壽命：4.割草機割草裝置的設計圖4-1刀片圖4-2托盤壓盤割草機割草機構由壓盤、托盤和刀片組成，刀片在壓盤和托盤中間，在壓盤外有高的耐磨性、鋒利性、耐磨性、消耗性和抗沖擊性。阻力和能耗，為避免刀具裝配和調整過程中的振動和噪聲，必須保證兩端聯軸器的一個或多個碳碳合金金屬元素而一起構成的復合4.2刀片的切割過程刀刃在割草的過程中，刀刃和草是矛盾的。要弄清切草的斷面是扁的還是溝的。不均勻體在不同方向上的機械性質不同(稱為各向異性)。這是與均質材料(各向同性)明顯不同的特征。草的剛度小，極易彎曲，利用施加在工具材料上的機械壓力來打破工具材料之間的關系并將它們分開，這一過程也叫“切削”,刀具直接切削的過程不同于用刀具切削沖頭金屬的過程和切削沖頭金屬的過程。由前后兩個刃構成的楔角前端為作為“切削”和“切削”的區別，前者是利用刃口對材料產生大的單位應力，刃口切齒的切斷過程是，刀尖刺入草面，然后分割斷面于草的強度各向異性的特征，纖維之間橫向撕裂減弱。在本次設計過程當中，旨在將刀片材質選定為鋼材，至少彎曲試驗過程如下：首先，本文借助于16毫米半徑的角度的合理選擇，詳見表4-1表4-1刀片厚度所應該滿足的彎曲角度角度非平刀片由于種種原因，我們在實驗時選用時，必須將彎曲中心和刀片中心保持相同。在這之中，支承距離L需要通過下述公式，進行細致計算：需要注意的是，如果手推式割草機當中的刀片，所表現出的不平衡量已經滿足M的情況下，則割草機必須在--小時內，保持不受任何影響的穩定運行。在上述公式中：M一旨在代表刀片不平衡量，單位為kg.m;d-旨在代表刀尖圓的實際直徑，單位為m。還需注意的是：(1)刀尖所表現出的最大線速度，不得高于96.5m/s.(2)如果以手推式割草機為例，當其割草范圍的實際寬度，不超600mm的情況下，則刀片制動時間不得高于3S;(3)通常情況下，如果在最大行走速度低于13km/h的情況下，則單位制動距離應該滿足0.19m,反之則需要基于下述公式進行細致計算：在上述公式中：S一旨在代表制動距離，單位為m;V一旨在代表行走速度，單位為km/h旋摶切割刀在工作中受到切割物體的阻力f?、電機轉動的旋轉切割力Fn、刀片自重向心力FG及刀片對物體的摩擦力f2的四種力的作用。所以作出刀片工作中的受力分析圖如下：圖4-3刀片的受力分析圖割草機逐漸開始取代人為除草和手動割草，特別是草坪的全液壓拖拉機，可以達出現自動化程度最高、操作更舒適的草坪機，進入21世紀，我國的草坪割草機仍以手扶式割草機為主，這是上世紀80年代發達國家的水平，在國外已被淘汰。我們必須研究和跟蹤西方國家園藝機械的發展歷史，吸取教訓，縮小中國與西方國家在產品水平上的差距。進入21世紀以來，隨著我國國民經濟的快速發展，我國雜草產業保持了多年的快速增長，隨著2012年我國加入WTO,雜草產業的出口形勢也令人欣慰。除草機行業通常會出現蕭條和利潤下降的局面。2009年，隨著我國經濟刺激計劃的出臺和全球經濟的走出困境，我國雜草產業逐步從金融危機中復蘇，步入良性發展道路。2010年以來，全球經濟復蘇前景面臨