【文章內容簡介】 339828 16 —— 刀盤回轉角速度 t—— 刀盤轉過時間 —— 機器前進速度 外端 b的位移方程 =R = 第 2 刀片的內、外端點的位移方程。 式中 割刀轉速是根據(jù)切割速度要求而確定的。試驗得出，無支承切割的旋轉式切割器在切割牧草時，其刀片線速度應為 70100m/s。因刀片內端圓周速度最低，故應以該點為基準確定割刀應有的速度。綜前所述，割刀任一點速度均為刀片圓周速度與機器前進速度的合成，故 a 點速度為 由上式可見，當 。即 n=/min 式中 n—— 刀盤轉速 Vd—— 刀片應用的切割速度 Vm—— 機器前進速度 r—— 刀片內端半徑 圓盤式切割器的切割 圖是由多條余擺帶所形成的，其帶寬近似為刀片長度h，刀片數(shù)是根據(jù)割刀進距 H(圓盤轉一周時機器前進距離 )與在一個進距中各刀片余擺帶的縱向寬度之和與 h相等而定。 由于 H=mh， H=6Km/n 則 60Vm/hn 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 17 Vm—— 機器前進速度， Vm=6Km/h h—— 余擺線縱寬 (刀片工作刃線長度 :) n一割刀轉速， n=1833r/min m=(60X6)/()= 由于考慮到制造的方便和運轉的平衡問題，刀片數(shù)量確定為 3片。切割刀片用 GB699 一 88((優(yōu)質碳素結構鋼》規(guī)定的 65Mn 鋼制造，刀 刃部分熱處理，硬度HRC50— HRC55。如圖 圖 32刀片 h 割草機漏割、重割現(xiàn)象與刀盤大小、刀片數(shù)、前進速度、刀片伸出高度 h有關。一般情況下，刀盤直徑越大，前進速度越快，刀片伸出高度也愈大。刀片伸出的最小高度，應等于機具在刀片轉過相鄰兩個刀片夾角的時間內通過的距離，即 h=vt 計算公式為 式中 r= v= 由此可知：刀片伸出最小高度為 35mm，故設計伸出高度為 40mm。 本機切割器為旋轉式切割器。切 割器安裝在主軸的下方，主要由刀盤、導草罩、刀片、滑低和和滑底座等組成。刀盤為截頂圓錐筒，刀片銷鏈在刀盤錐面上，與地面成 15。傾角，刀盤和導草罩隨刀盤軸一起旋轉時，刀片甩出割草。如刀片被打碎或飛出刀盤時，可在直徑 1 米之內插入土中以避免事故。導草罩用來分草和向后輸送牧草，滑底和滑底座用于支持切割器在地面上滑行，并可以上下移動以調節(jié)割茬高度。 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 18 圖 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 19 4 主要工作部件的方案選擇及相關參數(shù)的確定 圖 41 雙圓盤割草機傳動示意圖 動力由拖拉機皮帶輪輸出，經(jīng) 皮帶輪傳至 2軸。 4軸由萬向節(jié)連接，皮帶輪將動力傳到錐齒輪，由錐齒輪傳至主軸 3，由主軸帶動上刀盤旋轉，上刀盤帶動刀片轉動，完成切割任務。 傳動比分配 由于柴油機轉速為 144Or/min，根據(jù)傳動方案，本機具為二級傳動。第一級的傳動為皮帶傳動 :第二級傳動為錐齒輪傳動。 己知拖拉機皮帶輪基準直徑為 D1=140mm 根據(jù)設計要求，初步選取皮帶輪基準直徑為 D2=110mm D1=140mm D2=110mm n1=1440r/min 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 20 則皮帶輪的轉速為： n2=（ D1/ D2） Xn1=1833r/min 兩個錐齒輪大小相同，傳動比為 1, 則轉軸速度為 1833r/min。上刀盤與轉軸無相對運動，可知上刀盤的轉速與轉軸相同且為 1833r/min，則刀片轉速也為1833r/min。 功率消耗 旋轉式割草機功率消耗受切割速度、機器前進速度以及作物條件等因素的影響而變化。切割速度過低會產生撕裂作用而增加切割阻力 。切割速度過高，則加大了空氣阻力和拋撒牧草的阻力從而增加切割阻力。不同切割速度和前進速度下，切割所需的功率不同。當切割速度為 v=70m/s 時，功率與速度的關 系如圖。 圖 42割草機切割功率消耗 正常作業(yè)時，本機基本參數(shù)為 : Vg=70m/s, Vj=8km/h 在切割速度 Vg=70m/s， Vj=8km/h 的條件下，割草所需功率為*= 切割茂密牧草時所需功率為切割一般情況下牧草的兩倍。 Ⅰ軸（輸入到割草機）功率為 P1= n1=1440r/min T1=(9550P1)/n1=（ 9550*） /1440= Ⅱ軸（右軸）：從 V帶效率查表得知 = 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 21 P2=P1n1== n2=（ n1d1） /d2=（ 1440140） /110=1883r/min T2=9550P2/n2=*m Ⅲ軸（主軸）： 滾動軸承效率取 萬向聯(lián)軸器： =（一個） /=（ ） /1883=*m 各軸動力和運動參數(shù)如下表 1 軸序號 功率 p（ kw） 轉速 n（ r/min） 傳動比 T（ n*m） Ⅰ 1440 Ⅱ 1883 75 1 Ⅲ 1883 表 1動力和運動參數(shù) 帶傳動設計 由傳動方案可知， v帶為第一級傳動，主動輪 D1為小四輪拖拉機的飛輪，從動輪為割草機動力輸入皮帶輪 D2，其基準直徑為 D2=110mm，又知 D1=140mm，n1=1440r/min，皮帶輪傳動功率為 P1= i12=D2/D1=110/140= 選取窄 V 帶 根據(jù)普通 v帶選型圖，確定選用 SPB 型窄 V帶 (1) 驗算帶速 因 V＜ 25m/s,故帶速合適。 （ 3） V 帶尺寸選取 根據(jù)拖拉機和割草機的結構，初步選取中心距 =950mm 根據(jù)公式計算所需基準長 度： /4a0 =(2950+)/2(140+110)+950 =2293mm 由表差值選取帶的基準長度為 Ld=2280mm，公稱長度 Li=2240mm 計算實際中心距 a： a=/2=[950+(2293 一 2280)]/2= 選取中心距為 a=944mm 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 22 錐齒輪傳動設計 錐齒輪傳動為第二級傳動，其傳動比為 1，故主、動齒輪結構尺寸相同。 (1)選擇齒輪材料 錐齒輪 (左右各一對 )傳送功率為 1/=，故選用 45號鋼，齒面淬火硬度 HRC33 一 HRC40，齒坯調質 HRC25HRC29， SHlim=740Mpa 查圖得知：SFlim=210Mpa （ 2）初步選定主參數(shù) T=80N*M 代入接觸強度設計公式： =1140 =82mm 取 最大模數(shù) m= 選取 m=4 則 Dm=mZ=420=80mm b=== 取 b=17mm =（ ） *80=64mm 線速度 （ 1） 校核計算 按齒面接觸疲勞強度校核 齒輪速度按 V=，再選齒輪 /v= 查表得 =＞ =1 按齒根彎曲疲勞強度校核 查表得： 經(jīng)計算得： 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 23 故安全。 軸的設計 輸入軸的兩端分別與皮帶輪和錐齒輪相連接，且都是懸臂式，軸的材料初步選定為 45 鋼調質時， A0=118 取皮帶輪的傳動效率為 ，則計算出皮帶輪和錐齒輪與軸相連接的輸入軸的直徑，由公式 ≥ =1440r/min 得≥ 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，軸頸增大 5%左右，有兩個鍵槽時應增大 10%左右，然后圓整為標準直徑，因此圓整成 由于與皮帶輪相連接的軸頸較長，且都是懸臂式，與齒輪箱相配，兩軸承選用 6007 型。輸入軸的結構如下圖所示： 43輸入軸機構圖 主軸是連接支承齒輪箱與切割器的重要零件，起支撐和傳遞轉矩的作用。其設計主要是結構設計，之后再經(jīng)強度校核，直至達到設計要求。 (1)連接齒輪箱，動力由此傳入。 (2)設計軸的臺階，通過檔圈、鎖緊螺母、軸承等軸系零件的作用，將切割器連接在軸下方，然后固定在機座上，保證切割器上刀盤靈活轉動，滑底自由轉動。 軸的材料選為 45號鋼， A。 =118， =3OMPa 主 軸的傳動效率為： ≥ mm 由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對軸的強度削弱，應增大軸徑，一般有一個鍵槽本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 24 時，軸頸增大 5%左右，有兩個鍵槽時應增大 10%左右，然后圓整為標準直徑，因此圓整成 主軸結構圖如下圖所示 44主軸結構圖 二、軸的受力分析與強度校核 1輸入軸（左邊）的受力分析和載荷 圖 45受力簡圖 錐齒輪的受力分析 /= 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 25 圖 46YOZ平面內載荷分布及 YOZ平面的彎矩圖 帶入數(shù)據(jù)解得： 本科機械畢業(yè)設計論文 CAD 圖紙 401339828 26 圖 47XOY平面內 載荷分布及 XOY平面的彎矩圖 =0 帶入數(shù)據(jù)解得 按第四強度理論校核 帶入數(shù)據(jù)解得： 強度足夠 同理校核主軸和左軸的強度滿足要求 四連桿掛接機構設計 機具通過平行四連桿機構與小四輪拖拉機前端懸掛起來，同時，通過液壓提升四連桿的運動，來實現(xiàn)切割器的起落，根據(jù)機具結構和拖拉機結構尺寸，其結構如下圖所示