【正文】 所以輸送帶速度計算公式 ： TV = 12VmBq VmBhq hk? （ 29） 因牧草稠密 k 取 20，作業(yè)速度為 mV =～ m/s， 則 ： TV = ? ?. 49 120 ??～ =～ m/s 發(fā)動機動力經(jīng)小鏈輪傳給輸送系統(tǒng)主軸，其轉速 n =738r/min 輸送帶輪 D=φ90mm， 因此輸送帶線速度 TV 為 TV = 7 3 8 3 .1 4 9 06 0 6 0 1 0 0 0nD? ??? ?= 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。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。 （相關尺寸的確定參 [4] ） ② 采用凸緣式結構 圖 16 軸承蓋結構 Fig16 Bearing cap structure ③ 尺寸計算 與此對應 的軸承外徑為 42mm，則 2 42D? mm ? ?4 0 . 8 5 0 . 9 3 5 . 7 3 7 . 8DD??～ ～， 取 4 37D? mm 因采用套杯結構， 6S? mm 根據(jù)軸承外徑選 4M6 ，則 3 6d? 故 0 2 32 70D D S d? ? ? ?mm ? ?1 0 32 .5 3 8 6D D d? ? ?～ mm ??， 取 8e? mm 10m? mm b 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 3 52DD?? mm。mm ③ 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 Nm） 22 2 7 .9 3HVM M M? ? ? 計算彎矩 eqM （ N 1000 /F P v? （ 24） 式中 P —— 為傳遞功率（ kW） ； v —— 為鏈速（ m/s） 。 軸段 ⑥ 上安裝軸承蓋 ,故可選與軸 ④ 段直徑相等 ,則 6 25d ? mm， 6 68L? mm。 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 d =16mm,輪轂長 30L?? mm,查平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表 [4]查得鍵寬 b =6mm,h =5mm, L =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 p?????=70～ 80 MPa； 鍵的工作長度 2 2 5 1 7l L b? ? ? ? ?mm 擠壓面高度 / 2 5 / 2 ?? ? ?mm 擠壓應力 52 2 0 . 1 5 1 04 4 . 1 2( ) 1 6 2 . 5 1 7p Td h l? ??? ? ?? ??MPa＜ ? ?P? 故安全。 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 H 垂直面 V 支反力 R （ N） 1 ? 2 ? 1 ? 2 ? 彎矩 M （ N 軸段 ⑤ 上安裝彈 性擋圈以固定它右側的軸承，則取 5 16d? mm， 5 4L? mm。 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 10。 由動載系數(shù)圖查得 vK =； aK —— 嚙合齒對間載荷分配系數(shù)，取 1； FK? —— 齒輪傳動載荷分布不均勻系數(shù)，由齒向載荷分布不均系數(shù)圖查得 ? ? 。 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 。 皮帶輪傳動效率取 1 ?? ，圓錐齒輪傳動效率 2 ? ? [11]，則切割系統(tǒng)總的傳動效率 12 ? ? ?? ? ? ? ?總 圖 9 切割系統(tǒng)傳動圖 Fig9 Cutting system transmission diagram （ 1）各軸的轉速 Ⅰ 軸 12600 17331 .5mnn i? ? ?Ⅰ r/min Ⅱ 軸 21733 7382 .3 5nn i? ? ?ⅠⅡ r/min （ 2）各軸的功率 Ⅰ 軸 01 ?? ? ? ? ?Ⅰ kW Ⅱ 軸 2 2. 78 0. 97 2. 70PP ?? ? ? ? ?Ⅱ Ⅰ kW （ 3）各軸的扭矩 電機軸 00 2 . 99 5 5 0 9 5 5 0 1 0 . 6 52600mPT n? ? ? ?N2i = mnnⅡ=2600738 = （ 9） 式中 1i —— 一級皮帶輪減速比 ； 2i —— 二級圓錐齒輪減速比 。 4 傳動系統(tǒng)的設計 傳動系統(tǒng)將柴油機的動力分別傳送給切割器和輸送系統(tǒng)。如需要完整說明書和 設計 圖紙等 .請聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載！該論文已經(jīng)通過答辯 切割裝置的設計 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。 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 [3]。目前割草機上普遍采用往復式和回轉式切割器。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、切割運動速度及相關參數(shù)都要 有兼容收割能力。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。雙動刀割草機是兩組刀片相反反向切割。（普通往復式割草機為 1～ 2 馬力 /米，雙動刀割草機為 4～ 8 馬力 /米）工作幅重割區(qū)大，割茬不齊，碎草多，且對地面的平坦程度要求較高。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。 在 2020 年上海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(yè)。我國在 85 年又研制出了六盤全齒式旋轉割草機。國際著名的農(nóng)機生產(chǎn)商如美國紐荷蘭、約翰迪爾、凱斯公司，英國福格森公司，韓國成元公司，德國威格公司和前進公司的收割機都已系列產(chǎn)生，這些設備無論在機械結構、動力配套、液壓系統(tǒng)還是 控制系統(tǒng)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(xiàn)。迪爾公司牧草機械有 13 個品種 49 個機型；紐荷蘭公司現(xiàn)生產(chǎn) 12 個品種 25 個機型 [3]。 1805 年英國工程師托馬斯 我國的牧草收割技術 設備與發(fā)達國家相比有很大的差距，而且大多為仿造產(chǎn)品，品種不全，主要的工作零部件機構參數(shù)選擇不當，生產(chǎn)技術不成熟，設備質量欠佳，遠遠不能滿足日益擴大的國內草產(chǎn)品生產(chǎn)加工設備市場的需要?，F(xiàn)在種植牧草的品種主要為黑麥草、紫花 苜蓿，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(nóng)戶常將磨刀磚帶到田頭，經(jīng)常磨刀，工作效率低下。 DoublePropelled 1 前言 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(jīng)濟建設的發(fā)展。而中小型牧場資金有限 ， 而且牧草在一個生長期內多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。 根據(jù)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(tǒng)主軸轉速、切割速比、輸送速比等設計參數(shù)。經(jīng)濟建設的不斷加快促進農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)化機構調整，畜牧業(yè)隨之突顯為主體，在農(nóng)業(yè)經(jīng)濟中所占的比重越來越大。人員工資高，造成作業(yè)成本高，而且牧草在一個生長期內多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。提高國產(chǎn)產(chǎn)品質量，開發(fā)新結構，無疑會畜牧業(yè)發(fā)展起到革命性的作用。普拉克內特獲得了第一臺割草機的發(fā)明專利，那是一臺裝有環(huán)形刀身的笨重機器，而且運轉不很理想。具有領先地位的產(chǎn)品有牽引式往復割草壓扁機、自走式割草壓扁機，如 NEWHOLLAND47 48 49 1465 型等，其結構特點：配有護刃器和短齒護刃器，根據(jù)牧草作物生長情況選用，不發(fā)生堵塞現(xiàn)象；能手動或液壓調節(jié)切割器護刃器傾角，適用于多石塊、坡地的田間作業(yè)；可靠的齒輪箱驅動壓扁輥，不需要調整任何鏈條等優(yōu)點 [4]。在一些發(fā)達國家，如美國牧草收割機已全部實行機械化， 由 牽引發(fā)展成自走式，已發(fā)明出機器人式割草機，牧草業(yè)已成為國民經(jīng)濟一大產(chǎn)業(yè) [8]。 20 世紀 80 年代中期以來，我國對草地畜牧業(yè)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(yè)紛紛轉產(chǎn)或停產(chǎn)，再加上我國與歐美等發(fā)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(chǎn)品的制造能力和水平的距離進一步拉大，其產(chǎn)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(jīng)濟效益和環(huán)境效益，但對于如何實現(xiàn)上述效益，討論研究較少。 現(xiàn)在我們研究的方向是趨向方便和省時省力 。但為保證切割質量，必須同時提高 切割器切割速度。在牧草剛度小時易使割茬高度增加，因此較適于高產(chǎn)硬桿牧草，在西歐比較盛行。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(tài)平衡較優(yōu)越，刀片的往復次數(shù)非常高，所以作業(yè)時相對比較快。將回轉運動變?yōu)橥鶑瓦\動采用雙曲柄機構。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。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 Ⅰ 往復式切割器 [2]。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。固定支撐部分 包括刀架，間隙調節(jié)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。 傳動系統(tǒng)的結構設計和傳動比的確定 傳動系統(tǒng)結構設計 根據(jù)電動割草 機切割系統(tǒng)和輸送系統(tǒng)的工作原理及結構特點 ， 該 機的 傳動系統(tǒng)見圖 8。 各種傳動的傳動比 [4]： 平帶傳動比 i ≤ 5 ；錐齒輪傳動比 i ≤ 5； 鏈輪傳動比 i ≤ 6 ； 根據(jù)相似設計法和結構空間位置，取 1i = 即： 1i = 21DD 式中 1D —— 小皮帶輪的直徑（ mm） ； 2D —— 大皮帶輪的直徑（ mm） 。m Ⅰ 軸 2 . 7 89 5 5 0 9 5 5 0 1 5 . 3 21733PT n? ? ? ?ⅠⅠ ⅠN 齒根彎曲疲勞設計，公式為： ? ? ? ?13 2221 41 0 . 5 1 F a S aFRR YYKTm zu ??? ??? ???? ?? （ 13） （ 1）齒輪傳遞轉矩 5 5 51112 . 7 89 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 0 . 1 5 1 01733PT n? ? ? ? ? ? ? ?N 即 1 . 7 5 1 . 1 1 1 1 . 3 6 2 . 6 4A v a FK K K K K ?? ? ? ? ? ? （ 8）查取齒形系數(shù)，由齒形系數(shù)及應力修正系數(shù)查得1 ?，2 ?。 7654321 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及裝拆要求，由軸端起逐段加以確定。 軸段 ⑥ 上預留端蓋安裝的尺寸，則 6 20d ? mm， 6 28L? mm。m） HM ? ? 扭矩 T （ N 曲柄主軸的設計及校核 (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(lián)，另一端與小鏈輪相聯(lián)傳送切割的動力，由前面的功率計算可知 P =，錐齒輪傳動的效率為 ,軸的材料選則 40Cr 調質， 0 112 97A ? ～ ， [ ] 35 55? ? ～ MPa， 軸的轉速 n =738r/min。 軸段 ⑤ 上也是安裝彈性擋圈 ,則 5 18d? mm， 5 4L? mm。 1160 1000z n pv ? ? （ 25） 式中 1z —— 為鏈輪齒數(shù) ； n —— 鏈輪轉速（ r/min） ； p —— 為鏈條節(jié)距（ mm） 。m） ? ?22 M aT?