【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 （4）= = m/s式中 ——曲柄半徑（mm）；——曲柄轉(zhuǎn)速（r/min）；因?yàn)榍懈钏俦圈? 將（1）、（3）代入整理得 λ= （5）現(xiàn)有割草機(jī) =（～） 代入（5）式得 λ= （6）——?jiǎng)拥度懈叨龋╩m），標(biāo)準(zhǔn)Ⅰ型切割器動(dòng)刀刃高度為 54，代入（6）得λ= = ～為保證切割質(zhì)量，實(shí)際切割速比應(yīng)大于理論切割速比，理論進(jìn)給速度 取機(jī)器穩(wěn)定行駛所允許的最高速度。 技術(shù)參數(shù)的分析和評(píng)價(jià)當(dāng)曲柄主軸轉(zhuǎn)速為 738 r/min，切割器平均速度 =，收割機(jī)平均作業(yè)速度=，切割器選標(biāo)準(zhǔn) I 型，為保證切割質(zhì)量，應(yīng)選擇恰當(dāng)?shù)那懈钏俦?。[3]，本機(jī)在平均工況下 =，故本機(jī)的設(shè)計(jì)是合理的。 凸輪軸的設(shè)計(jì)切割時(shí)為實(shí)現(xiàn)從旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)到雙刀的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，必需有一個(gè)中間傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)就是雙曲柄機(jī)構(gòu)，采用偏心輪式結(jié)構(gòu)，由兩偏心輪和凸輪軸組成。由于本文設(shè)計(jì)的是雙刀割草機(jī)，驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)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(jì)算了。 凸輪軸的設(shè)計(jì)凸 此處省略NNNNNNNNNNNN字。扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)下載！該論文已經(jīng)通過答辯 切割裝置的設(shè)計(jì) 動(dòng)刀的結(jié)構(gòu)切割裝置主要是由一對(duì)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的動(dòng)刀和固定不動(dòng)的支撐部分組成，動(dòng)刀和刀桿做成一體，刀桿和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)相連，用以將動(dòng)力傳遞給動(dòng)刀。固定支撐部分包括刀架，間隙調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)等，工作時(shí)雙刀同時(shí)作往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，對(duì)雙刀間的牧草進(jìn)行收割。動(dòng)刀是切割器的主要工作零件，采用光刃結(jié)構(gòu)，光刃切割省力，割荏整齊，但易磨鈍，工作中需經(jīng)常磨刀，主要用于牧草收割。動(dòng)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。動(dòng)刀的結(jié)構(gòu)如圖3所示。圖3動(dòng)刀的結(jié)構(gòu)Fig3 The knife structure 下動(dòng)刀 上動(dòng)刀 壓板 4 機(jī)架 墊片 螺母 螺栓 墊片圖4刀片的間隙調(diào)整Fig4 The blade gap adjustment 偏心輪的設(shè)計(jì)偏心輪是該機(jī)器的最主要的一個(gè)部件，要想實(shí)現(xiàn)從旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)到雙刀的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)，必需有一個(gè)中間傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)就是雙曲柄機(jī)構(gòu)，采用偏心輪式的結(jié)構(gòu)。偏心輪的結(jié)構(gòu)如圖5所示：圖5偏心輪Fig5 Eccentric gear 切割裝置附件的設(shè)計(jì)壓板 （見圖6）圖6 壓板Fig6 Clamp機(jī)架 （見圖 7）圖7 機(jī)架Fig7 Frame 本章小結(jié)本章主要是分析切割器的參數(shù)，通過原理分析，根據(jù)電動(dòng)割草機(jī)的工作情況計(jì)算出機(jī)器前進(jìn)的速度和割刀切割的速度，同時(shí)進(jìn)行切割裝置的設(shè)計(jì)，切割裝置是牧草收割機(jī)的主要組成部分，其性能影響整個(gè)牧草的收割質(zhì)量。切割裝置的設(shè)計(jì)包括刀片結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、刀片間隙的調(diào)整、偏心輪的設(shè)計(jì)和相關(guān)附件的設(shè)計(jì)。4 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)傳動(dòng)系統(tǒng)將柴油機(jī)的動(dòng)力分別傳送給切割器和輸送系統(tǒng)。 傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和傳動(dòng)比的確定 傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)電動(dòng)割草機(jī)切割系統(tǒng)和輸送系統(tǒng)的工作原理及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，該機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)見圖8。柴油機(jī) 聯(lián)軸器 動(dòng)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(dòng)鏈輪 輸送從動(dòng)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8 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖Fig8 Drive system schematic由圖8可知，動(dòng)力由柴油機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)皮帶輪輸出后經(jīng)皮帶輪4和一對(duì)錐齒輪6兩級(jí)減速，并改變傳動(dòng)方向后傳遞給曲柄主軸。曲柄主軸經(jīng)聯(lián)軸器將動(dòng)力傳遞給凸輪軸帶動(dòng)刀桿及動(dòng)刀做往復(fù)切割運(yùn)動(dòng)；同時(shí)，切割器曲柄主軸經(jīng)一對(duì)小鏈輪8將驅(qū)動(dòng)力傳遞給輸送系統(tǒng)。 傳動(dòng)比確定曲軸主軸的轉(zhuǎn)速 ==m/s （8）往復(fù)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(zhuǎn)速=738 r/min。確定傳動(dòng)比在標(biāo)定工作狀況，柴油機(jī)額定轉(zhuǎn)速=2600r/min,功率=,動(dòng)力經(jīng)皮帶輪輸出分兩路。一路經(jīng)二級(jí)減速后，直接傳遞給曲柄主軸（nⅡ=738r/min）。因此切割系統(tǒng)傳動(dòng)比為： = === （9）式中 —— 一級(jí)皮帶輪減速比； —— 二級(jí)圓錐齒輪減速比。各種傳動(dòng)的傳動(dòng)比[4]： 平帶傳動(dòng)比≤ 5 ；錐齒輪傳動(dòng)比≤ 5； 鏈輪傳動(dòng)比≤ 6 ；根據(jù)相似設(shè)計(jì)法和結(jié)構(gòu)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(jí)減速主動(dòng)小錐齒數(shù)； —— 二級(jí)減速從動(dòng)大錐齒數(shù)。輸送系統(tǒng)傳動(dòng)是通過曲柄主軸中央的小鏈輪，經(jīng)同比傳動(dòng)給輸送主軸，獲得動(dòng)力帶動(dòng)輸送帶橫向輸送。 割草機(jī)功率需求分析和傳動(dòng)效率 割草機(jī)的功率分析割草機(jī)功率包括立式割臺(tái)往復(fù)切割器切割功率和輸送功率。 即： （10）其中 =（kW）[5] （11）式中 —— 機(jī)器前進(jìn)速度（m/s）； —— 機(jī)器割幅（m）； —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（Nm/m2）。經(jīng)測(cè)定，割草= 200～300，[5]所以 ==根據(jù)經(jīng)驗(yàn)輸送系統(tǒng)功率需求為 （12）式中 —— 輸送系統(tǒng)單位割幅所需功率（kW/m）， ～ kW[11]，則=1 = kW（12）式中未考慮傳動(dòng)效率和空轉(zhuǎn)所需的功率，故立式割臺(tái)往復(fù)收割機(jī)最低所需總功率為： kW 割草機(jī)的傳動(dòng)效率切割器的往復(fù)運(yùn)動(dòng)工作是由柴油機(jī)的皮帶輪輸出動(dòng)力，經(jīng)皮帶輪、圓錐齒輪二級(jí)減速見圖9。皮帶輪傳動(dòng)效率取，圓錐齒輪傳動(dòng)效率[11]，則切割系統(tǒng)總的傳動(dòng)效率 圖9 切割系統(tǒng)傳動(dòng)圖Fig9 Cutting system transmission diagram（1）各軸的轉(zhuǎn)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(jī)軸 Nm Ⅰ軸 Nm Ⅱ軸 Nm表1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)Table1 Kinematic and dynamic parameters 軸名參數(shù)電動(dòng)機(jī)軸Ⅰ軸Ⅱ軸轉(zhuǎn)速/（r/min）26001733738功率/（kW）扭矩/（Nm）傳動(dòng)比效率 減速器的設(shè)計(jì) 錐齒輪的設(shè)計(jì):1，可進(jìn)行二級(jí)減速，一級(jí)通過動(dòng)力皮帶輪輸出減速，第二級(jí)因要滿足回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)最終轉(zhuǎn)化為割刀往復(fù)運(yùn)動(dòng)，故設(shè)計(jì)二級(jí)減速為一對(duì)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(jí) 表面因采用淬火處理，故初選7級(jí)精度。因?yàn)槭情]式硬齒面齒輪傳動(dòng)，故初選小齒輪齒數(shù) 。 閉式硬齒面齒輪傳動(dòng)，采用齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式，齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核公式。 齒根彎曲疲勞設(shè)計(jì)，公式為： （13）（1）齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 Nm（2）取齒寬系數(shù)，齒寬中點(diǎn)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(qiáng)度極限 MPa。（4）由抗彎疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)圖查得抗彎疲勞壽命系數(shù)。（5）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （14）式中 ——軸的轉(zhuǎn)速（r/min ，r/min ）； ——齒輪每轉(zhuǎn)一周時(shí)齒面嚙合次數(shù)，取=1； ——齒輪工作壽命，取300小時(shí)。則（6）計(jì)算抗彎疲勞許用應(yīng)力，錐齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。MPaMPa（7）計(jì)算載荷系數(shù) （15）式中 ——工作情況系數(shù)，由使用系數(shù)表[7]查得；——?jiǎng)恿d荷系數(shù)。由動(dòng)載系數(shù)圖查得 =；——嚙合齒對(duì)間載荷分配系數(shù)，取1；——齒輪傳動(dòng)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(yīng)力修正系數(shù)查得。（9）查取應(yīng)力校正系數(shù)，由齒形系數(shù)及應(yīng)力修正系數(shù)查得 。（10）計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較小齒輪的數(shù)值大。（11）設(shè)計(jì)計(jì)算mm就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值=2mm。 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)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(qiáng)度校核按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核 （16）式中 ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)直齒輪 =；——彈性系數(shù)，由彈性系數(shù)表查得；——接觸疲勞許用應(yīng)力（MPa）； （17）式中 ——齒輪材料的接觸疲勞極限（MPa）；——接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，由接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)圖查得； ——接觸疲勞強(qiáng)度最小安全系數(shù)，取 ；MPaMPaMPa＜故二級(jí)錐齒輪齒面接觸強(qiáng)度合理。 減速箱輸入軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核（1）減速箱輸入軸的設(shè)計(jì)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(diào)質(zhì)時(shí)，則計(jì)算出皮帶輪和齒輪與軸相聯(lián)地方軸的直徑 （18）式中 ——軸傳遞的功率（kW）；——軸的轉(zhuǎn)速（r/min）由前面的計(jì)算可知kW，r/minmm由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度削弱，應(yīng)增大軸徑，一般有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大3%左右，有兩個(gè)鍵槽時(shí)應(yīng)增大7%左右，然后圓整為標(biāo)準(zhǔn)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(zhǎng)，且是懸臂式，與減速箱體相配，見圖10。圖10 軸結(jié)構(gòu)示意圖Fig10 Schematic diagram of shaft structure（2）確定輸入軸各段的直徑和長(zhǎng)度各軸段的直徑是在扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算而得的最小直徑的基礎(chǔ)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(zhǎng)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