【正文】 業(yè)模式，功能日益完善，而且經(jīng)過長時間的摸索和經(jīng)驗積累，其工作模式也發(fā)生了很大的改變。 水草收割機分類及特點水草收割機由動力裝置、切割器、動力推進器、送草裝置、集草箱、船體等組成。因為本次主要設計水下機構，所以下面將從切割器、作業(yè)方式、作業(yè)對象方面進行介紹。切割器的主要構造為兩把刀片，并且至少有一把作往復直線運動，與另一刀片形成相對切割。整個切割器是一個整體，只需一個動力端即可，容易實現(xiàn)同步工作；缺點是對刀具材料和刀具安裝精度要求高，維修不方便。這種切割器的主要構造為旋轉軸的中心固定三四個刀片，工作的時候，刀片繞軸旋轉，不斷切割水草。 根據(jù)切割器在船體的安裝位置分（1）前置式（圖11a）。優(yōu)點是能夠實現(xiàn)割收一體化，水草的漏收率低，缺點是動力輸入端的傳動路線長，不適合剛性軸的工作。切割器安裝在船體的后端，優(yōu)點是船體行進過程中，拖動切割器行走，遇到韌性較大的水草，可以依靠慣性將其拉起，不至于沉頭。（3）側置式（圖11b）。缺點是切割時，必須有無水草區(qū)域，便于船體行走。主要應用于前置式。缺點是需要兩個動力輸入端，動力要求高，結構較為復雜。應用于側置式和后置式的情況。缺點是割收分開作業(yè)，大大降低了工作效率，并且容易造成二次污染。主要收集近海水域的藻類水草。（2）內(nèi)河水草式。水草的生長情況比較復雜，同時考慮到環(huán)境保護的問題，必須將水草及時收集打撈，因此，必須在船體上配備適當?shù)氖占b置，機構比較復雜。大部分產(chǎn)品都采用往復式切割器，并且安裝的位置都是在船體的前部，比較少的情況是采用旋轉式的切割器，這樣有利于避免纏繞等問題的產(chǎn)生。在所有的水草收割機中，由于是多機械輔助工作，所以需要的功率消耗較大(都在13kW以上)，最大的功率接近100 kW。水草收割機的割深都在O～1．7 m之間可調(diào)，割幅比較大(2 m左右)。大型船體不利于整機搬運以及維修。目前市場上的水草收割機一般是大型機械，在大的湖波水域可以進行切割，但不適于在小型水域的作業(yè)。2 水下機構的方案選擇及總體結構設計 水下機構的方案選擇（1）水下清除機構即切割裝置。但由于旋轉式機構傳動機構必須置于水下，切割效率較低，而往復式驅動機構可以置于水上，并且可以選擇合適的刀具參數(shù)來適應不同的環(huán)境，因此選擇往復式。綜上所述，選擇前置往復式切割。機械定位的方式很多，如超聲波定位、通過傳感器定位以及機械定位等。機械定位可以用傳動螺桿，或用滾輪繩索來實現(xiàn)。 機構總體設計（1）往復式切割器由往復運動的割刀和固定不動的支撐部分組成。刀桿頭與傳動機構相連接，用以傳動割刀的動力，支撐部分由護刃器梁、護刃器和鉚接在護刃器上的定刀片、壓刃器和摩擦片等。驅動機構采用牛頭刨床的曲柄滑塊機構。（3）為防止二次污染，需要將水草進行回收，所以另外設計了水草回收裝置，主要由帶輪、傳動軸、軸承座、輸送帶等組成。3 清除機構的設計 切割器概述切割器的工作性能直接影響收割機的工作質量?，F(xiàn)有的收割機械上的切割器有回轉式利往復式兩類；回轉式切割器的特點是：沿滑動作用大，有的還是無支撐切割，因此切割速度高，慣性力易于平衡：但機器結構復雜，割幅較小，而且重量較大，不適于在寬幅多行收割機上采用。但由于慣性力的影響，限制了切割速度的提高，是切割作業(yè)速度受到局限。動刀片是主要切割件，形狀為對稱六邊形，兩側為刀刃，刀刃有光刃和齒紋刃兩種，這里選擇光刃。定刀片為支撐件，多為光刃片。圖33 定刀片（3）刀桿。標準型刀桿的斷面寬度為，長度取決于割幅。（4）護刃器（圖34）。為防止護刃器在低割時陷入土中，標準型護刃器的前下部為向上的弧形。壓刃器一般采用35Mn鋼，用半圓頭方頸螺栓與護刃器、摩擦墊片一起固定在切割器粱上，防止割刀在運動中向上抬起，利于割刀的自由往復運動。圖35 壓刃器（6）摩擦片。 往復式切割器的類型往復式切割器的類型是根據(jù)割刀行程、兩相鄰刀片中心線之間的距離和兩個相鄰定定刀片的中心線之間的距離三者的相互關系來分類的。（1）標準型切割器。即：式中：s——割刀行程 t——兩相鄰動刀片中心線距離 to——兩相鄰護刃器中心線距離標準型切割器具有良好的切割性能，而且護刃器之間的距離比較大，對莖稈的粗細適應性較強。（2）非標準型切割器。缺點是如果保持相同的切割速度，其曲柄轉速就較高．割刀往復慣性力大。由于水草莖桿細，所以選用標準型切割器。曲柄連桿機構和曲柄滑塊機構的構造簡單，應用較廣。 驅動機構的工作原理驅動機構的作用是把傳動軸的回轉運動變?yōu)楦畹兜淖褪街本€運動。結構簡圖如圖36所示：圖36 曲柄滑塊機構 驅動機構的設計機構傳動如圖37所示，凸輪轉軸通過軟軸與動力輸入端連接，工作時，動力輸入端通過軟軸向凸輪轉軸輸入轉矩，凸輪轉動通過滑塊帶動搖桿機構擺動。 （2）割刀行程：可調(diào)整割刀行程，銷的最上缺口對準固定螺栓安裝時，割刀行程為90．2mm，最下缺口對準固定螺栓安裝時。 （4）團副器的整列：各護刀器尖端間距應相等，日應在間一水平線上。定刀片應位于問一平而內(nèi)，用直尺檢查。并要注意在矯正護刀器之前先檢查刀桿是否平直。刀片前端應相互接觸，允許少量后端間隙不大于1．5mm。4 定位機構的設計由于在不同的水域，水草的生長情況各不相同，所以在切割水草時切割水草的深度不盡相同。調(diào)整切割深度的方法有很多，如超聲波定位、傳感器、機械定位等。 定位機構的組成現(xiàn)設計的定位裝置（圖41）是通過升降臺繞轉軸的旋轉來實現(xiàn)的。鏈輪通過通過鏈條與船體上的步進電機相連，是定位裝置的動力輸入端。（2）軸3。（3）升降臺側板。（4）軸5。 定位機構的工作原理進行定位時，步進電機通過鏈條、鏈輪將動力輸入到軸端，與軸焊接的滾輪上繞有繩索，繩索的另一端與升降臺側板連在一起。 鏈傳動的設計 鏈傳動簡介（1）鏈傳動的類型鏈傳動是以鏈條為中間傳動件的嚙合傳動。按照用途不同，鏈可分為起重鏈、牽引鏈和傳動鏈三大類。圖42 鏈傳動（2）鏈傳動的特點①和帶傳動相比。 ②和齒輪傳動相比。③只能傳遞平行軸之間的同向運動，不能保持恒定的瞬時傳動比，運動平穩(wěn)性差，工作時有噪聲。 鏈傳動的選擇及設計校核（在以下計算中如無特殊說明，所查閱公示、表格、圖等均出自濮良貴、紀名剛主編《機械設計》第八版）（1）給定參數(shù)傳遞功率輸入軸速度輸出軸速度傳動比初選中心距（2）鏈輪齒數(shù)選擇選擇主動輪齒數(shù)為，則從動輪齒輪（3）鏈條計算與選擇①修正功率工況系數(shù) （查表912）。②鏈條的選擇修正功率 根據(jù)和根據(jù)查圖可選滾子鏈為08A。（6）強度計算作用于軸上的拉力有效圓周力鉸鏈壓強使用壽命（磨損壽命）=校驗合格。其結構設計圖如圖43所示：圖43 鏈輪 軸的結構設計 軸的應用與分類（1）軸及其作用軸是組成機械的主要零件之一。因此，軸的主要功用是支承回轉零件及傳遞運動和動力。工作中既承受彎矩又承受扭矩的軸稱為轉軸。只承受彎矩而不承受扭矩的軸稱為心軸。只承受扭矩而不承受彎矩（或彎矩很?。┑妮S稱為傳動軸。曲軸通過通過連桿可以把旋轉運動改變?yōu)橥鶑椭本€運動，或作相反的運動變換。光軸形狀簡單，加工容易，應力集中源少，但軸上的零件不易裝配及定位；階梯軸則正好與光軸相反。直軸一般都制成實心的。~，以保證軸的剛度和扭轉穩(wěn)定性。它是由許多鋼絲分層卷繞而成的，具有良好的撓性，可以把回轉運動靈活地傳到不開敞的空間位置。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。合金鋼比碳鋼具有更高的力學性能和更好的淬火性能。在一般工作溫度下（低于200攝氏度），各種碳鋼和合金鋼的彈性模量均相差不多，因此在選擇鋼的種類和決定鋼的熱處理方法時，所根據(jù)的是強度與耐磨性，而不是軸的彎曲或扭轉剛度。各種熱處理（如高頻淬火、滲碳、滲氮、氰化等）以及便面處理（如噴丸、滾壓等），對提高軸的抗疲勞強度都有著顯著的效果。（2）軸的結構軸的結構主要決定于以下因素：軸載機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝性等。設計時，必須針對不同的情況進行具體的分析。（3）軸的支承結構該機構中，軸的支承采用滾動軸承。①滾動軸承的結構：滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承滾動零件的。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點。內(nèi)圈用來和軸頸配合，外圈用來和軸承座孔裝配。當內(nèi)、外圈相對轉動時，滾動體即在內(nèi)、外圈的滾道上滾動。軸承內(nèi)、外圈上的滾道，有限制限制滾動體沿軸向位移的作用。如果沒有保持架，則相鄰的滾動體轉動時將會由于接觸處產(chǎn)生較大的相對滑動速度而引起磨損。根據(jù)軸承滾動體的不同，可將滾動軸承分為球軸承、圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承等。在選用過程中，主要考慮的因素有軸承的載荷、軸承的轉速、軸承的調(diào)心性能、軸承的安裝和拆卸。在選擇過程中要綜合考慮各方面的影響，選擇最合適的軸承。合理的軸承配置應考慮軸在機器中有正確的位置、防止軸向竄動以及軸受熱膨脹后不致將軸承卡死等因素。其中雙支點各單向固定方式常用兩個反向安裝的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，兩個軸承各限制絲杠在一個方向的軸向移動；一支點雙向固定，另一端支點游動方式常用在工作溫度較高，跨度較大的場合，作為固定支承的軸承應能承受雙向軸向載荷，故內(nèi)外圈都要固定。 軸3的設計與校核 軸3的設計計算（在以下軸的計算中如無特殊說明，所查閱公示、表格、圖等均出自濮良貴、紀名剛主編《機械設計》第八版）（1）求軸3上的功率P，轉速n和轉矩T==0kw=20r/min=9550=9550=（2）求作用于鏈輪及滾輪上的力已知鏈輪的分度圓直徑為：=有效圓周力：==取壓軸力系數(shù)：則壓軸力：由于滾輪上的壓軸力無法明確計算出，且方向在升降臺位置改變時會發(fā)生變化，但經(jīng)過估算每個滾輪上的壓軸力大小不會超過400。若在此假設下校核合適，則可以保證軸的強度條件。（3）初步確定軸的最小值先按式