【正文】 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 31 a 與大錐齒輪聯(lián)接處的鍵 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 =28mm,輪轂長 L? =30mm,由平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表 [4]查得鍵寬 b =8mm,h =7mm,L =25mm； 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] 查得p?????=70~80 MPa 鍵的工作長度 25 8 17l L b? ? ? ? ?mm 擠壓面高度 / 2 7 / 2 ?? ? ?mm 擠壓應力 52 2 0 . 3 4 1 0 4 0 . 8 2( ) 2 8 3 . 5 1 7p Td h l? ??? ? ?? ??MPa＜ ??? 故安全。m） 16 總彎矩（ N 式中 W —— 軸計算截面的抗彎截面模量 mm3； 33/ 3 2 0 .1W d d??? （ 419） 3332 9 . 5 3 1 0 1 3 . 4 50 . 1 0 . 1 2 8e q e qeq MMWd? ?? ? ? ??MPa＜ ??? 故安 全。 大錐齒輪的受力的大小與小錐齒輪的受力大小一致，即 ?? N ?? N ?? N 鏈輪作用在主軸的壓軸力 1 KF? （ 415） 式中 QK —— 壓軸力系數(shù) ，水平傳動 ? ； F —— 有效圓周力 。 軸段 ① 上安 裝軸承與固定的套筒 ,則直徑為軸承的內(nèi)徑 ,故 1 25d? mm， 1 15 6 21L ? ? ? mm。 軸段 ③ 為軸肩 ,對軸承左端固定 , 為保證軸承的安裝 ,則 3 32d? mm，3 80L? mm。 軸的結構示意圖見 圖 44。 a 齒輪處的軸段上的鍵 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 =14mm,輪轂長 14L?? mm,查平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表 [4]查得鍵寬 b =5mm,h =5mm,L =8mm； 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?????=70～80MPa； 鍵的工作長度 8 5 3l L b? ? ? ? ?mm 擠壓面高度 / 2 5 / 2 ?? ? ?mm 擠壓應力 52 2 0 . 1 5 1 05 3 . 3 2( ) 1 4 2 . 5 3p Td h l? ??? ? ?? ??MPa＜ ? ?P? 故安全。m） 22 2 5 .3 4HVM M M? ? ? 計算彎矩 M （ N 1t a n c o s 1 0 0 1 . 2 9 t a n 2 0 c o s 2 3 3 3 5 . 4 7rtFF ??? ? ? ? ? ? ?N 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 25 圖 43 軸的受力圖 1t a n s i n 1 0 0 1 . 2 9 t a n 2 0 s i n 2 3 1 4 2 . 4atFF ??? ? ? ? ? ? ?N 由軸上受力分析可計算軸上的支反力，最大應力處 1HM 、 1VM 、 M 、 eqM值于下表 42。 （ 3） 軸的受力分析 軸的受力分析見圖 11。 軸段 ④ 上也安裝軸承，故直徑與 ② 的直徑相等，則 4 20d? mm， 4 12L? mm。 由上計算可知求得輸入軸的最小直徑 mind =14mm，該處與小錐齒輪連接，故軸段 ① 的直徑 1d =14mm，該軸上除安裝齒輪外還有固定錐齒輪的套筒，則 1L =14+10+2=16mm。 減速箱輸入軸的設計及強度校核 （ 1） 減速箱輸入軸的設計 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 23 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，取皮帶輪的傳動效率為 ，則計算出皮帶輪和齒輪與軸相聯(lián)地方軸的直徑 300PdAn? （ 410） 式中 P —— 軸傳遞的功率（ kW） ； n —— 軸的轉速 （ r/min） 由前面的計算可知 ?? kW， 1733n? ? r/min 30 2 .7 81 0 3 1 2 .0 61733d ? ? ?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 ? ? 01 7 % 1 2 .9 0dd? ? ?mm 將 d 圓整成 14mm，即 14d? mm。 （ 10）計算大、小齒輪的 ? ?Fa SaFYY? 并加以比較 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 21 ? ?111 2 .9 7 1 .5 3 0 .0 0 7 1640F a S aFYY? ??? ? ?222 2 .4 0 1 .6 7 0 .0 0 6 3640F a S aFYY? ??? 小齒輪的數(shù)值大 。 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 ?。 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 20 （ 5）應力循環(huán)次數(shù) 60 hN njL? （ 47） 式中 n —— 軸的轉速（ 1 1733n? r/min ， 2 738n ? r/min ） ； j —— 齒輪每轉一周時齒面嚙合次數(shù)，取 j =1； L—— 齒輪工作壽命，取 300 小時 。 齒根彎曲疲勞設計，公式為： ? ? ? ?13 2221 41 0 .5 1 F a S aFRR YYKTm zu ??? ??? ???? ?? （ 46） （ 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 選擇材料 兩錐齒輪用 40Cr,滲碳淬火齒面硬度 5862HRC。m Ⅰ 軸 895 50 95 50 15 .321733PT n? ? ? ?ⅠⅠ ⅠN 即： 沈陽工業(yè)大學本科生畢業(yè)設計（論文） 17 12P P P?? （ 43） 其中 1P = 0102mVBL（ kW） [5] （ 44） 式中 mV —— 機器前進速度（ m/s） ； B —— 機器割幅（ m） ； 0L —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（ N 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） 。 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(jīng)皮帶輪輸出分兩路。 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 41。 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(diào)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(xiàn)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。固定支撐部分包括刀架，間隙調(diào)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。 軸段 ② 是定位軸肩，取 2 28d? mm， 2 43L? mm。 凸輪軸的設計 凸輪軸的動力是經(jīng)曲柄主軸通過聯(lián)軸器傳動動力，故該軸 的輸入功率是，軸的材料選用 40Cr 調(diào)質(zhì)， 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。 技術參數(shù)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(zhì)量，應 選擇恰當?shù)那懈钏俦取Ｆ鋾r間為 t t=30n （ 32） 將（ 2）代入 （ 1） 得 H =30mVn （ 33） 式中 n —— 曲柄轉速（ r/min）。 往復式切割器影響切割質(zhì)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。 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(tǒng)的設計 切割器主要參數(shù)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(zhì)量直接影響整機性能。 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。 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。減速器中采用錐齒輪傳動。 切割系統(tǒng)， 選用雙刀片往復式。 方案確定 通過以上的分析和比較，選用雙動往復式 割草 機。 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。根據(jù)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。但回轉式割草機功率消耗較大，為 10～ 6 馬力 /米。這種割草機雖有這些缺點，但目前仍作為一種標準機型被國內(nèi)外廣泛使用和大量生產(chǎn)，并且在不斷完善和改進。其發(fā)展趨勢是提高生產(chǎn)效率，一是提高前進速度，二是增加割幅。 國內(nèi)外電動割草機械切割部件發(fā)展概況 切割部件是 電動割草 機械的最主要的部件，國內(nèi)外 電動割草 機械按其切割部件的結構分為往復式和圓盤式割 草機；按其行走動力分為牽引式、半懸掛式、懸掛式、自走式割草機 。 目前甘肅酒泉地區(qū)農(nóng)機推廣站研制成功新式的二圓盤旋 轉牧草收割機，正式通過技術鑒定，準予批量生產(chǎn)，可收割各類高密度的人工種植和天然牧草。盡管我國牧草收獲機械，在引進、消化的基礎上也初步形成了散草、方捆、圓捆、壓垛、二次加壓打包作業(yè)工藝系統(tǒng)，但每種作業(yè)機械多 數(shù)為單一機型，各作業(yè)工序間機具與動力配套性差，特別是我國農(nóng)村實行草畜雙承包到戶生產(chǎn)責任制以后，地塊變小，用戶不能根據(jù)自己的經(jīng)營規(guī)模選擇合適的機具，機具使用效益不高，造成供需脫節(jié)。 70 年代內(nèi)蒙古和新疆分別研制成單圓盤，雙圓盤和四圓盤旋轉式割草機，這些割草機適合于高密度的人工種植和天然草場收割，具有割茬低等。 國內(nèi)電動割草機機的生產(chǎn)研究概況 我國牧草機械產(chǎn)業(yè)化起步晚。 近年來，歐美等天然草場面積較大的發(fā)達國家的收割設備更成熟，結構參數(shù)更合理，更可靠，生產(chǎn)率也很高。傳動系統(tǒng)通過變速箱及主傳動軸將動力送到割草機輾壓輪，再經(jīng)過二級變速箱通過皮帶傳到割刀；采用時間控制，雙動割刀，割刀速度為 1800 行程 /分鐘，兩邊各有一個平衡飛輪，以減少振動及幫助割刀切割；其加強型剛性刀桿提供長久維護，護刃器經(jīng)二次熱處理，使其具有可靠的耐磨性；采用可調(diào)浮動彈簧，使割刀能完全自由浮動；方便的護刃角調(diào)節(jié)，