小型电动割草机的设计

小型电动割草机的设计

学 院：继续教育学院专 业：机械设计制造及其自动化考 号：学 生 姓 名：指 导 教 师：

011413102800 王正华 刘力

2014 年 6 月

毕业论文指导教师审阅意见

题目： 评语： 指导教师： （签字） 年 月 日

毕业设计（论文）答辩成绩评定

专业毕业设计（论文）第 答辩委员会于

年 月 日审定了 班级 学生的毕业设计（论文）。

设计（论文）题目：

设计（论文）说明书共 页，设计图纸 张。

毕业设计（论文）答辩委员会意见：

成 绩：

专业毕业设计（论文）答辩委员会

主任委员 （签字）

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内多次收割，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。

本论文所设计的小型电动割草机能适当的减轻牧草收获时繁重的体力劳动，同时也符合电动割草的农艺要求，其主要特点如下：

（1）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，可收割山川、丘陵、梯田，套种田等中小块牧草，且对草地无任何负作用，克服以往机械连年使用使草地退化的缺点。

（2）小型电动割草机的切割装置采用往复式双动刀切割器，这对收获黑麦草为主的柔性茎秆特性的牧草品种具有较好的适应性。切割器的往复运动频率已达到或超过国际上先进机型1650次/min的运动速度，已达2000次/min，在相同的时间里切割刀切割牧草的面积明显比以前的割幅大。刀片与刀杆构成一体，避免了刀片和刀杆在高速运动时，动作不一，出现晃动，并且刀片采用光刃，切割牧草的阻力小，割茬平整。

（3）小型电动割草机的减速器采用的是锥齿轮传动，改变传动方向。 （4）小型电动割草机整机性好，基本都是通用标准件，普通材料制成，易造耐用。维护、保养运输方便、经济。小型电动割草机技术参数和性能指标已达到了预定的要求。

关键词： 牧草；割草机；机械设计；强度计算；双动

目 录

第1章 前言 ............................................................................................................... 1

1.1 研究目的与意义 ........................................................................................... 1 1.2 国内外发展历史及现状 ............................................................................... 2

1.2.1 国外电动割草机的生产研究概况 .................................................... 2 1.2.2 国内电动割草机机的生产研究概况 ................................................ 3 1.2.3 国内外电动割草机械切割部件发展概况 .......................................... 4

第2章 整体方案的确定 ............................................................................................. 6

2.1 割草机类型的选择 ......................................................................................... 6

2.1.1 按切割装置分类 ................................................................................... 6 2.1.2 往复式割草机的分类 ........................................................................... 6 2.2 方案确定 ......................................................................................................... 7 2.3 本章小结 ......................................................................................................... 8 第3章 切割系统的设计 ............................................................................................. 9

3.1 切割器主要参数的分析 ................................................................................. 9

3.1.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析 .......................................... 9 3.1.2 技术参数的分析和评价 ..................................................................... 10 3.2 凸轮轴的设计 ............................................................................................... 10

3.2.1 凸轮轴的设计 ..................................................................................... 10 3.2.2 确定凸轮轴的各段直径和长度......................................................... 11 3.3 切割装置的设计 ........................................................................................... 11

3.3.1 动刀的结构 ......................................................................................... 11 3.3.2 偏心轮的设计 ..................................................................................... 12 3.3.3 切割装置附件的设计 ......................................................................... 13 3.4 本章小结 ....................................................................................................... 13 第4章 传动系统的设计 ........................................................................................... 15

4.1 传动系统的结构设计和传动比的确定 .................................................... 15

4.1.1 传动系统结构设计 ........................................................................... 15 4.1.2 传动比确定 ......................................................................................... 15 4.2 割草机功率需求分析和传动效率 ............................................................... 16

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第3章 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Ⅰ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Vp与进给速度Vm之间的关系，用切割速比来描述。在动刀高度h一定时，重割区和空白区的大小与机器前进速度Vm和曲柄转速有密切的关系，其关系用切割进程H表示。数学式为

H?V （3-1） m?t式中 Vm——机器前进速度（m/s）；

t——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t t=

将（2）代入（1）得 H=

30Vm （3-3） n30 （3-2） n式中 n——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/s[3]。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

Vp为

rn Vp =（m/s） （3-4）

15Vp=

738?38= 1.87 m/s

15?1000式中 r——曲柄半径（mm）；

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n——曲柄转速（r/min）； 因为切割速比λ=

VpVm将（3-1）、（3-3）代入整理得

2r （3-5） H λ=

现有割草机 H=（1.1～1.5）h 代入（3-5）式得 λ=

2r （3-6）

(1.1～1.5)hh——动刀刃高度（mm），标准Ⅰ型切割器动刀刃高度h为 54，代入（3-6）

得

λ=

2?38= 0.94～1.28

(1.1～1.5)?54为保证切割质量，实际切割速比应大于理论切割速比，理论进给速度 Vm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 Vp=1.87m/s，收割机平均作业速度Vm=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1.02[3]，本机在平均工况下??VP/Vm =1.87>1.02，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。 3.2.1 凸轮轴的设计

凸轮轴的动力是经曲柄主轴通过联轴器传动动力，故该轴的输入功率是2.45kW，轴的材料选用40Cr调质，A0=112～97，???=35～55MPa，轴的转速n=738r/min，则计算轴的最小轴径： d0?A03P （3-7） n取A0?100，[?]?40MPa 则：

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d0?10032.45?14.92mm 738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

d?(1?7%)d0?15.37

将d圆整成16mm。

轴的结构示意图见图3-1所示。

图3-1 凸轮轴的结构示意图

3.2.2 确定凸轮轴的各段直径和长度

由图可知轴段上最小直径在凹槽处，故④段的直径即d4?16mm，

L4?2mm。

轴段①是和曲柄主轴联接的联轴器，根据联轴器中许用的直径，取

d1?20mm， L1?52mm。

轴段②是定位轴肩，取d2?28mm，L2?43mm。

轴段③是安装偏心轮，根据偏心轮的直径和厚度可得d3?20mm，

L3?20mm。

轴段⑤上是圆螺母，故d5?20mm，L5?42mm。

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，刀片一般用合金钢制成，刃部需淬火。

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动刀的结构如图3-2所示。

图3-2动刀的结构

1、 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3-3刀片的间隙调整

3.3.2 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3-4所示：

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图3-4偏心轮

3.3.3 切割装置附件的设计

1、压板 （见图3-5）

图3-5 压板

2、机架 （见图 3-6）

图3-6 机架

3.4 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

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表4-1 运动和动力参数

轴名 参数 转速n/（r/min） 功率P/（kW） 扭矩T/（N·m） 传动比i 效率? 电动机轴 2600 2.9 10.65 1.5 0.96 Ⅰ轴 1733 2.78 15.32 2.35 0.97 Ⅱ轴 738 2.70 34.94 4.3 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 z1?18,则z2?iz1?42。 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。

5、

m?3齿根弯曲疲劳设计，公式为：

4KT1z12?R?1?0.5?R?2?YFaYSa? （4-6） ????2?u?1??F??（1）齿轮传递转矩

T1?95.5?105?P2.781m ?95.5?105??0.15?105N·

n11733（2）取齿宽系数?R?0.3，齿宽中点的平均分度圆直径dm和模数mm

dm?d?R?0.5b?/R??1?0.5?R?d，故mm??1?0.5?R?m。[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

?Flim??Flim?800MPa。

12（4）由抗弯疲劳强度寿命系数图查得抗弯疲劳寿命系数YN1?YN2?1.0。

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（5）应力循环次数

N?60njLh （4-7）

式中 n——轴的转速（n1?1733r/min ，n2?738r/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

N1?60?1733?1?300?3.12?107 N2?60?738?1?300?1.33?107

（6）计算抗弯疲劳许用应力，锥齿轮弯曲疲劳强度安全系数SF?1.25。

???F1??????F2???YN1?Flim1SFYN2?Flim2SF?1?800?640MPa 1.251?800?640MPa 1.25?（7）计算载荷系数K

K?KAKvKaKF? （4-8）

式中 KA——工作情况系数，由使用系数表[7]查得KA?1.75；

Kv——动力载荷系数。 由动载系数图查得Kv =1.11；

Ka——啮合齿对间载荷分配系数，取1；

KF?——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KF??1.36。

即

K?KAKvKaKF??1.75?1.11?1?1.36?2.64

（8）查取齿形系数，由齿形系数及应力修正系数查得YFa1?2.97。

YFa2?2.40。

（9）查取应力校正系数，由齿形系数及应力修正系数查得 YSa1?1.53。

YSa2?1.67。

（10）计算大、小齿轮的

YFaYSa??F? 并加以比较

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YFa1YSa1??F1???2.97?1.53?0.0071

6402.40?1.67?0.0063

640YFa2YSa2??F2?小齿轮的数值大。 （11）设计计算

m?4?2.64?0.15?105318?0.3??1?0.5?0.3?222.35?12?0.0071?1.844mm

就近圆整为标准值m=2mm。 6、

几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1?z1m?18?2?36mm d2?z2m?42?2?84mm

（2）锥角

?1?arctan?z1/z2??23?20? ?2?90???1?66?40?

*（3）根高 （其中 ha=1 c*?0.25 ）

*ha?ham?2mm

（4）齿根角

*hf?(ha?c*)m?1.25m?2.5mm

（5）顶圆直径

da1?d1?2hacos?1?39.68mm da2?d2?2hacos?2?85.56mm

（6）齿根圆直径

df1?d1?2hfcos?1?31.58mm

df2?d2?2hfcos?2?82.12mm

（7）锥距R

R?mz12?z22/2?45.96mm

（8）齿根角 ?f

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tan?f?hf/R?0.0525

故?f=3.0052° （9）分度圆齿厚

s??m/2?3.14mm

7、齿轮强度校核 按齿面接触疲劳强度校核 ?H?ZHZE4KT1?R?1?0.5?R?du312???H? （4-8）

式中 ZH——节点区域系数，对于标准直齿轮ZH =2.5；

ZE——弹性系数，由弹性系数表查得ZE?189.8N/mm2；

??H?——接触疲劳许用应力（MPa）；

??H???HlimZNSH （4-9）

式中 ?Hlim——齿轮材料的接触疲劳极限（?Hlim1??Hlim2?1400MPa）；

ZN——接触疲劳强度寿命系数，由接触疲劳强度寿命系数图查得

ZN1?ZN2?1.1；

SH——接触疲劳强度最小安全系数，取 SH?1；

??H?1??Hlim1ZN1/SH?1540MPa ??H?2??Hlim2ZN2/SH?H1?2.5?189.8?H2?2.5?189.82?1540MPa

4?2.64?0.15?1050.3??1?0.5?0.3??36?2.353?1225MPa＜??H?1 ?564MPa＜??H?2

4?2.64?0.34?1050.3??1?0.5?0.3??84?2.3532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及强度校核

（1）减速箱输入轴的设计

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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 d0?A03P （4-10） n式中 P——轴传递的功率（kW）；

n——轴的转速（r/min）

由前面的计算可知P??2.78kW，n??1733r/min

d0?103?32.78?12.06mm 1733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

d??1?7%?d0?12.90mm

将d圆整成 14mm，即d?14mm。

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4-1。

1234567

图4-2 轴结构示意图

（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及装拆要求，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dmin=14mm，该处与小锥齿轮连接，故轴段①的直径d1=14mm，该轴上除安装齿轮外还有固定锥齿轮的套筒，则L1 =14+10+2=16mm。

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(2)减速器附件的设计 a固定减速箱输入轴的轴承盖

①材料选用铸铁HT150，结构尺寸如图4-8所示。（相关尺寸的确定参[4] ） ②采用凸缘式结构

图4-8 轴承盖结构

③尺寸计算 与此对应的轴承外径为42mm，则D2?42mm D4??0.85～0.9?D?35.7～37.8，取D4?37mm 因采用套杯结构，S?6mm 根据轴承外径选4×M6 ，则d3?6

故D0?D2?2S?2.5d3?70mm

D1?D0??2.5～3?d3?86mm e?1.2d3?7.2，取e?8mm

m?10mm

b曲柄主轴的轴承盖

①材料选用铸铁HT150，结构尺寸如图17所示； ②采用凸缘式结构；

③尺寸计算 与此对应的轴承外径为52mm，则D3?D?52mm。 D4??0.85～0.9?D?44.2～46.8，取D4?46mm。

根据轴承外径选4×M8，则d3?8

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故D0?D?2.5d3?72mm

D2?D0??2.5～3?d3?92mm e?1.2d3?9.6，取 e?8mm

m?10mm。

D4d3DD0D 3meD2

图4-9曲柄主轴中轴承盖结构

③尺寸计算 与此对应的轴承外径为52mm，则D3?D?52mm。

D4??0.85～0.9?D?44.2～46.8，取D4?46mm。 根据轴承外径选4×M8，则d3?8 故D0?D?2.5d3?72mm

D2?D0??2.5～3?d3?92mm e?1.2d3?9.6，取 e?8mm

m?10mm

c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，形状及轴向尺寸视需要而定，套杯的内径即为轴承的外径，套杯的厚度取S=6mm。

4.4 本章小结

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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。

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第5章 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内输送的牧草量等于收割机同时间内收割的牧草量，如图18所示。

即

VmBq1?VThq2 （5-1） 式中 Vm——机器前进速度；

B——机器作业幅宽(B=1m)； VT——输送带速度；

h——牧草层厚度（拔齿高度）；

q1——牧草生长密度（株/M2）；

q2——牧草在输送带上的集密度（株/M2）。

图5-1 输送带 取k=q1/q2，为牧草积集系数。 所以输送带速度计算公式： VT=

VmBq1VmB? （5-2）

hq2hk因牧草稠密k取20，作业速度为Vm=1.46～1.99 m/s，则：

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VT=

?1.461.～49??1=1.46～1.99 m/s

20?0.05发动机动力经小链轮传给输送系统主轴，其转速n=738r/min 输送带轮D=φ90mm，因此输送带线速度VT为

n?D738?3.14?90?=3.48 m/s 6060?1000VT=

5.2 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）带轮的直径d1

d1??1100～1350?3P0.25??1100～1350?3?76.68～94.12mm n1738参平带轮的直径表选d1?90mm （3）带速v

v??d1n160?1000?3.14?90?738?3.48＜vmax=30m/s

60?1000（4）两个带轮直径相同，同比传动，即d1?d2?90mm （5）轴间距 根据结构确定a=1020mm （6）所需带长L

L?2a??2?d1?d2??d?d??214a2?2322.6mm （未考虑接头长度）

（7）带轮包角a1

a1?180??d2?d1?57.3?180?＞150? a（8）曲挠次数y

y?1000mv?2.704＜ymax L其中 m——带轮数 ymax?6～10。 （9）带厚

???～?d1?2.25～3

?4030?

38

?11?

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/yssd.html