【文章內容簡介】 文） 6 第 2 章 整體方案的確定 割草機類型的選擇 按切割裝置分類 割草機按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 21 所示是兩種割草機在收割時，所需動力的對比 [8]。 圖 21 旋轉式 和往復式割草機所需動力的比較 所以本設計選用的割草機是往復式割草機。 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(tài)平衡較優(yōu)越，刀片的往復次數非常高，所以作業(yè)時相對比較快。結合當前養(yǎng)殖業(yè)的發(fā)展的特點，牧草機械的研制在機型上以小型為主，在10203010 20 30 40 50 60力動的需所割收生草重往復式割草機旋轉式割草機沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 7 研究內容上，重點解決勞動強度大，用工多的牧業(yè)生產作業(yè)，考慮部分牧場的規(guī)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。 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,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?yōu)橥鶑瓦\動采用雙曲柄機構。 傳動系統中動力由柴油機發(fā)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、切割運動速度及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：柴油機 ； 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 ； 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 8 操縱人數： 1 人 ； 工效： 334m2/h 左右 。 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。 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 9 第 3 章 切割系統的設計 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(yè)質量直接影響整機性能。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 Ⅰ 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?yōu)橥鶑瓦\動。 往復式切割器影響切割質量的因素分析 切割速度 pV 與進給速度 mV 之間的關系，用切割速比來描述。在動刀高度 h一定時，重割區(qū)和空白區(qū)的大小與機器前進速度 mV 和曲柄轉速有密切的關系，其關系用切割進程 H 表示。數學式為 mH V t?? （ 31） 式中 mV —— 機器前進速度（ m/s） ； t —— 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 180176。，其時間為 t t=30n （ 32） 將（ 2）代入 （ 1） 得 H =30mVn （ 33） 式中 n —— 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 [3]。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pV 為 pV =15rn（ m/s） （ 34） pV = 738 3815 1000?? = m/s 式中 r —— 曲柄半徑（ mm） ； 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 10 n —— 曲柄轉速（ r/min） ； 因為切割速比 λ= pmVV 將（ 31）、（ 33）代入整理得 λ= 2rH （ 35） 現有割草機 H =（ ～ ） h 代入（ 35）式得 λ= 2( )r h～ （ 36） h —— 動刀刃高度（ mm） ， 標準 Ⅰ 型切割器動刀刃高度 h 為 54，代入（ 36）得 λ= 2 38( ) 54? ?～= ～ 為保證切割質量，實際切割速比應大于理論切割速比，理論進給速度 mV 取機器穩(wěn)定行駛所允許的最高速度。 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 pV =， 收割機平均作業(yè)速度 mV =， 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 [3]， 本機在平均工況下 /PmVV?? =，故本機的設計是合理的。 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。 凸輪軸的設計 凸輪軸的動力是經曲柄主軸通過聯軸器傳動動力，故該軸 的輸入功率是，軸的材料選用 40Cr 調質， 0A =112～ 97， ??? =35～ 55MPa， 軸的轉速n=738r/min，則計算軸的最小軸徑： 300PdAn? （ 37） 取 0 100A? ， [ ] 40? ? MPa 則 ： 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 11 30 2 .4 51 0 0 1 4 .9 2738d ??mm 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 0(1 7 % ) 1 5 .3 7dd? ? ? 將 d 圓整成 16mm。 軸的結構示意圖見圖 31 所示。 圖 31 凸輪軸的結構示意圖 確定凸輪軸的各段直徑和長度 由圖可知軸段上最小直徑在凹槽處，故 ④ 段 的直徑即 4 16d? mm， 4 2L? mm。 軸段 ① 是和曲柄主軸聯接的聯軸器，根據聯軸器中許用的直徑，取1 20d? mm， 152L? mm。 軸段 ② 是定位軸肩，取 2 28d? mm， 2 43L? mm。 軸段 ③ 是安裝偏心輪，根據偏心輪的直徑和厚度可得 3 20d? mm， 3 20L? mm。 軸段 ⑤ 上是圓螺母，故 5 20d? mm， 5 42L? mm。 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。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。 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，刀片一般用合金鋼制成，刃部需淬火。 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 12 動刀的結構如圖 32 所示 。 圖 32 動刀的結構 下動刀 上動刀 壓板 4 機架 墊片 螺母 螺栓 墊片 圖 33 刀片的間隙調整 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 34 所示 ： 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 13 圖 34 偏心輪 切割裝置附件的設計 壓板 （見圖 35） 圖 35 壓板 機架 （見圖 36） 圖 36 機架 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。切割裝沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 14 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。 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 15 第 4 章 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。 傳動系統的結構設計和傳動比的確定 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及結構特點 ， 該 機的 傳動系統見圖 41。 柴油機 聯軸器 動力輸入皮帶輪 輸入軸大皮帶輪 小錐齒輪 大錐齒輪 輸送主動鏈輪 輸送從動鏈輪 偏心輪 輸送帶輪 Ⅰ 、減速箱輸入軸 Ⅱ 、曲柄主軸 Ⅲ 、凸輪軸 Ⅶ 、 輸送主軸 圖 41 傳動系統簡圖 由圖 8 可知，動力由柴油機發(fā)動機皮帶輪輸出后經皮帶輪 4 和一對錐齒輪 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及動刀做往復切割運動；同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪 8 將驅動力傳遞給輸送系統。 傳動比確定 曲軸主軸的轉速 pV = 260rn? = 30rn? m/s （ 41） 往復式切割器割刀平均速度常為 ～ m/s， 由 公式 （ 8）得 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 16 n = 330 30 ( ~ 2)38 10PVr ??? ? = ～ r/min 取曲柄主軸轉速 nⅡ =738 r/min。 確定傳動比 在標定工作狀況，柴油機額定轉速 mn =2600r/min,功率 mP =,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（ nⅡ =738r/min）。因此切割系統傳動比 i 為： i = 1i 2i = mnnⅡ= 2600738= （ 42） 式中 1i —— 一級皮帶輪減速比 ； 2i