【文章內容簡介】 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。第4章 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)。 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41。柴油機 聯(lián)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(tǒng)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(lián)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(tǒng)。 傳動比確定曲軸主軸的轉速 ==m/s （41）往復式切割器割刀平均速度常為 ～ m/s，由公式（8）得== ～ r/min取曲柄主軸轉速=738 r/min。確定傳動比在標定工作狀況，柴油機額定轉速=2600r/min,功率=,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(tǒng)傳動比為： = === （42）式中 —— 一級皮帶輪減速比； —— 二級圓錐齒輪減速比。各種傳動的傳動比[4]： 平帶傳動比≤ 5 ；錐齒輪傳動比≤ 5； 鏈輪傳動比≤ 6 ；根據相似設計法和結構空間位置，取 = 即：=式中 —— 小皮帶輪的直徑（mm）； —— 大皮帶輪的直徑（mm）。由式（9）得 =即 = 式中 —— 二級減速主動小錐齒數(shù)； —— 二級減速從動大錐齒數(shù)。輸送系統(tǒng)傳動是通過曲柄主軸中央的小鏈輪，經同比傳動給輸送主軸，獲得動力帶動輸送帶橫向輸送。 割草機功率需求分析和傳動效率 割草機的功率分析割草機功率包括立式割臺往復切割器切割功率和輸送功率。 即： （43）其中 =（kW）[5] （44）式中 —— 機器前進速度（m/s）； —— 機器割幅（m）； —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（Nm/m2）。經測定，割草= 200～300，[5]所以 ==根據經驗輸送系統(tǒng)功率需求為 （45）式中 —— 輸送系統(tǒng)單位割幅所需功率（kW/m）， ～ kW[11]，則=1 = kW（44）式中未考慮傳動效率和空轉所需的功率，故立式割臺往復收割機最低所需總功率為： kW 割草機的傳動效率切割器的往復運動工作是由柴油機的皮帶輪輸出動力，經皮帶輪、圓錐齒輪二級減速見圖41。皮帶輪傳動效率取，圓錐齒輪傳動效率[11]，則切割系統(tǒng)總的傳動效率 圖41 切割系統(tǒng)傳動圖（1）各軸的轉速Ⅰ軸 r/minⅡ軸 r/min（2）各軸的功率 Ⅰ軸 kW Ⅱ軸 kW（3）各軸的扭矩電機軸 Nm Ⅰ軸 Nm Ⅱ軸 Nm表41 運動和動力參數(shù) 軸名參數(shù)電動機軸Ⅰ軸Ⅱ軸轉速/（r/min）26001733738功率/（kW）扭矩/（Nm）傳動比效率 減速器的設計 錐齒輪的設計:1，可進行二級減速，一級通過動力皮帶輪輸出減速，第二級因要滿足回轉運動最終轉化為割刀往復運動，故設計二級減速為一對圓錐齒輪。選擇材料 兩錐齒輪用40Cr,滲碳淬火齒面硬度5862HRC。選取精度等級 表面因采用淬火處理，故初選7級精度。因為是閉式硬齒面齒輪傳動，故初選小齒輪齒數(shù) 。 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。 齒根彎曲疲勞設計，公式為： （46）（1）齒輪傳遞轉矩 Nm（2）取齒寬系數(shù)，齒寬中點的平均分度圓直徑和模數(shù) ，故。[11]（3）由齒輪的抗彎疲勞極限圖查得大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限 MPa。（4）由抗彎疲勞強度壽命系數(shù)圖查得抗彎疲勞壽命系數(shù)。（5）應力循環(huán)次數(shù) （47）式中 ——軸的轉速（r/min ，r/min ）； ——齒輪每轉一周時齒面嚙合次數(shù)，取=1； ——齒輪工作壽命，取300小時。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)。MPaMPa（7）計算載荷系數(shù) （48）式中 ——工作情況系數(shù)，由使用系數(shù)表[7]查得；——動力載荷系數(shù)。由動載系數(shù)圖查得 =；——嚙合齒對間載荷分配系數(shù)，取1；——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。即（8）查取齒形系數(shù)，由齒形系數(shù)及應力修正系數(shù)查得。（9）查取應力校正系數(shù)，由齒形系數(shù)及應力修正系數(shù)查得 。（10）計算大、小齒輪的 并加以比較小齒輪的數(shù)值大。（11）設計計算mm就近圓整為標準值=2mm。 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmm（2）錐角 （3）根高 （其中 =1 ）（4）齒根角 （5）頂圓直徑mmmm（6）齒根圓直徑 mmmm（7）錐距mm（8）齒根角 故=176。（9）分度圓齒厚mm齒輪強度校核按齒面接觸疲勞強度校核 （48）式中 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，對于標準直齒輪 =；——彈性系數(shù)，由彈性系數(shù)表查得；——接觸疲勞許用應力（MPa）； （49）式中 ——齒輪材料的接觸疲勞極限（MPa）；——接觸疲勞強度壽命系數(shù)，由接觸疲勞強度壽命系數(shù)圖查得； ——接觸疲勞強度最小安全系數(shù)，取 ；MPaMPaMPa＜故二級錐齒輪齒面接觸強度合理。 減速箱輸入軸的設計及強度校核（1）減速箱輸入軸的設計該軸的一端與皮帶輪相聯(lián)，另一端與小錐齒輪相聯(lián)，且都是懸臂式，軸的材料選用45鋼調質時，則計算出皮帶輪和齒輪與軸相聯(lián)地方軸的直徑 （410）式中 ——軸傳遞的功率（kW）；——軸的轉速（r/min）由前面的計算可知kW，r/minmm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mm將圓整成 14mm，即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41。圖42 軸結構示意圖（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。各軸段的長度，主要取決于各零件與軸配合部分的軸向尺寸和零件間必要的軸向間隔的距離。由上計算可知求得輸入軸的最小直徑=14mm，該處與小錐齒輪連接，故軸段①的直徑=14mm，該軸上除安裝齒輪外還有固定錐齒輪的套筒，則 =14+10+2=16mm。 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。故該段的直徑和長度應等于軸承內徑和寬度，即=20mm,右端定位是套筒，其長度比齒輪輪轂寬度小2mm，故=10mm。軸段③為軸肩定位軸承，為保證軸承的軸向固定，則mm，mm。軸段④上也安裝軸承，故直徑與②的直徑相等，則mm，mm。軸段⑤上安裝彈性擋圈以固定它右側的軸承，則取mm，mm。軸段⑥上預留端蓋安裝的尺寸，則mm，mm。軸段⑦上安裝有皮帶輪，考慮到帶輪裝拆方便，故mm，mm。（3）軸的受力分析軸的受力分析見圖11。，轉速=1733r/min ，=18輸入轉矩 Nmm作用在小錐齒輪上的各力： （411）式中 ——小齒輪齒寬中點平均分度圓直徑，； ——齒寬中點平均模數(shù)。則 N式中 ——壓力角，；——小齒輪分度圓錐角，由前面計算可知 。N圖43 軸的受力圖N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42。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）扭矩（Nm）總彎矩（Nm）計算彎矩（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，