【正文】 級精度。m（2）取齒寬系數(shù)，齒寬中點的平均分度圓直徑和模數(shù) ，故。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(shù)。（11）設計計算mm就近圓整為標準值=2mm。 由于與皮帶輪相聯(lián)的軸徑較長，且是懸臂式，與減速箱體相配，見圖41。 軸段②上安裝滾動軸承，因軸上零件安裝的是錐齒輪，軸定位時采用一對角接觸球軸承，選用7004AC型角接觸球軸承。軸段⑤上安裝彈性擋圈以固定它右側(cè)的軸承，則取mm，mm。，轉(zhuǎn)速=1733r/min ，=18輸入轉(zhuǎn)矩 N表42 減速器輸入軸支承點反作用力載荷水平面垂直面支反力（N） 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， （412）查軸的常用材料及其主要機械性能表可知45鋼調(diào)質(zhì)時，MPa ，根據(jù)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； （413）＜故安全。b皮帶輪軸段上的鍵①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；②確定鍵的尺寸 根據(jù)軸徑=16mm,輪轂長mm,查平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=6mm,=5mm,=22mm；③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查=70～80 MPa；鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa＜故安全。 圖44 曲柄主軸的結構示意圖(2)確定軸的各段直徑和長度根據(jù)軸上零件的定位,為了便于拆裝,軸上最小直徑選在⑧段, ⑧段上安裝的是彈性當圈,即mm，mm。軸段⑥上安裝軸承蓋,故可選與軸④段直徑相等,則mm，mm。軸段⑨上安裝聯(lián)軸器，便于安裝與定位，取= 20mm，=52mm。 （416）式中 ——為傳遞功率（kW）；——為鏈速（m/s）。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43。m）計算彎矩（Nb與鏈輪聯(lián)接處的鍵①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵；②確定鍵的尺寸 根據(jù)軸徑=22mm,輪轂長mm,由平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=6mm, =6mm, =32mm；③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查得=70~80 MPa鍵的工作長度 mm擠壓面高度 mm擠壓應力 MPa＜ 故安全。mm③確定型號 查設計手冊，選取凸緣聯(lián)軸YL5，它的公稱扭矩為63 Nc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(jīng)驗設計關系在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。（相關尺寸的確定參[4] ）②采用凸緣式結構圖48 軸承蓋結構③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(jù)軸承外徑選4M6 ，則故mmmm，取mmmmb曲柄主軸的軸承蓋①材料選用鑄鐵HT150，結構尺寸如圖17所示； ②采用凸緣式結構；③尺寸計算 與此對應的軸承外徑為52mm，則mm。，取mm。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。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。所以輸送帶速度計算公式： = （52）因牧草稠密取20，作業(yè)速度為=～ m/s，則：==～ m/s發(fā)動機動力經(jīng)小鏈輪傳給輸送系統(tǒng)主軸，其轉(zhuǎn)速=738r/min輸送帶輪D=φ90mm，因此輸送帶線速度為== m/s 輸送系統(tǒng)參數(shù)確定其主要參數(shù)有輸送帶尺寸、撥齒高度、間距，輸送帶高度和割臺前伸量等。（10）帶的截面積 （53）式中 ——工況系數(shù)，查工況系數(shù)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(shù)，；——傳動布置系數(shù)。c輪轂尺寸 取mm。 割臺前伸量輸送帶齒頂與動刀頂端的水平距離為割臺前伸量，適宜的前伸量=100mm。兩鏈輪是同比傳動，即=1 則。驗算鏈輪輪轂孔徑 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查鏈輪輪轂孔的最大許用直徑＜ 合理初定中心距 根據(jù)結構要求，則mm。 輸送主軸的設計及強度校核 輸送主軸的設計割草機的輸送主軸是通過曲柄軸中間小鏈輪傳遞給動力，由前面的計算，軸的材料選40Cr調(diào)質(zhì)鋼，A0=112～97 ，[τ]=35～55 MPa，軸的轉(zhuǎn)速為n=738r/min，則計算軸的最小軸徑。軸段②上安裝皮帶輪，則②段的直徑和長度等于皮帶輪輪轂的孔徑和長度，即 =18mm，=34mm。軸段⑥上安裝鏈輪，則該段的直徑和長度為鏈輪輪轂孔直徑和長度，=mm， =36 mm。 輸送主軸的受力分析軸的受力圖見20。輸送主軸小鏈輪上的圓周力和軸壓力與曲柄主軸的小鏈輪受力大小一致，即NN由軸上受力分析可計算軸上的支反力、最大應力N N N圖53輸送主軸的受力圖 輸送主軸的強度校核由上面的彎矩圖分析可知最大應力在右端軸承處， （54）查軸的常用材料及其主要機械性能表[6]可知40Cr調(diào)質(zhì)時MPa根據(jù)值查軸的許用彎曲應力表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； （55）MPa＜ 故安全。第6章 結論論文所研究的割草機是一種小型的電動割草機。切割器的往復運動頻率已達到或超過國際上先進機型1650次/min的運動速度，已達2000次/min，在相同的時間里切割刀切割牧草的面積明顯比以前的割幅大。維護、保養(yǎng)運輸方便、經(jīng)濟。不論在學習上，還是在生活上，我都得到了老師和同學的幫助與支持，在此表示深深的感謝。在本論文的進展中，任老師還及時提出了我設計中不合理的地方，并為這次設計提供了許多有價值的指導，在設計中從選題、審圖、修改及定稿的每一個環(huán)節(jié)無不凝聚了老師大量的心血和汗水，在此表示誠摯的感謝！ 最后，感謝我的家人對我的支持和理解。附錄4：總裝配圖。附錄2：減速器裝配圖。在學術上老師是一位嚴謹求實、認真負責的人。隨著牧草產(chǎn)業(yè)的迅速崛起，給牧草機械化發(fā)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。（3）小型電動割草機的減速器采用的是錐齒輪傳動，改變傳動方向。本論文所設計的小型電動割草機能適當?shù)臏p輕牧草收獲時繁重的體力勞動，同時也符合電動割草的農(nóng)藝要求，其主要特點如下：（1）小型電動割草機機結構緊湊，小巧靈活，轉(zhuǎn)移方便且操作簡捷，整機通過性能好，適應性強，可收割山川、丘陵、梯田，套種田等中小塊牧草，且對草地無任何負作用，克服以往機械連年使用使草地退化的缺點。并根據(jù)相關參數(shù)進行輸送主軸的設計。帶的預緊力一般為= MPa，且主從動輪的直徑相同，=180176。軸段⑧是軸承內(nèi)圈定位的軸肩，故=26mm，=28mm。軸段④是軸承內(nèi)圈定位的軸肩，則根據(jù)軸承定位尺寸mm，mm。該軸的結構示意圖見19。 則 圓整為整數(shù)并取偶數(shù)，則鏈條長度m理論中心距mm鏈速m/s滾子鏈鏈輪尺寸（1）鏈輪材料選用45（2）鏈輪齒數(shù)（3）配用鏈條的節(jié)距，滾子外徑mm （4）分度圓直徑 mm（5）齒頂圓直徑mmmm取mm（6）齒根圓直徑mm（7）分度圓弦齒高mmmm取mm。設計功率 （54）式中 ——工況系數(shù)，查工況系數(shù)表得 ；——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)，查小鏈輪齒數(shù)系數(shù)得 ；——多排鏈排數(shù)系數(shù)，查多排鏈排數(shù)系數(shù)得 =1。選用滾子鏈傳動。 撥齒高度和間距 撥齒高度根據(jù)輸送能力確定，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1～2 薄板制成，故取撥齒間距 =142mm。（12）作用在軸上的力N式中 ——帶的預緊應力，MPa。（2）帶輪的直徑mm參平帶輪的直徑表選mm（3）帶速＜=30m/s（4）兩個帶輪直徑相同，同比傳動，即mm（5）軸間距 根據(jù)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(shù)＜其中 ——帶輪數(shù) 。即 （51）式中 ——機器前進速度；——機器作業(yè)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）。第5章 輸送系統(tǒng)的設計割草機的輸送系統(tǒng)直接影響著收獲質(zhì)量。 本章小結本章主要是設計整個裝置的傳動系統(tǒng)，確定傳動系統(tǒng)比的分配，計算出切割系統(tǒng)和行走系統(tǒng)的功率需求和傳動效率。根據(jù)軸承外徑選4M8，則故mmmm，取 mmmm。d減速器的潤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及密封圈。 箱體及附件的設計(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。(6)確定聯(lián)軸器的類型和相關尺寸①選用凸緣式聯(lián)軸器②計算轉(zhuǎn)矩 工作轉(zhuǎn)矩為 N故需要確定它們的類型及尺寸，以及校核強度。m）扭矩（N計算得 m/s N