圆盘割草机的毕业设计

圆盘割草机的毕业设计内容摘要：

339828 16 —— 刀盘回转角速度 t—— 刀盘转过时间 —— 机器前进速度 外端 b的位移方程 =R = 第 2 刀片的内、外端点的位移方程。 式中 割刀转速是根据切割速度要求而确定的。 试验得出，无支承切割的旋转式切割器在切割牧草时，其刀片线速度应为 70100m/s。 因刀片内端圆周速度最低，故应以该点为基准确定割刀应有的速度。 综前所述，割刀任一点速度均为刀片圆周速度与机器前进速度的合成，故 a 点速度为 由上式可见，当。 即 n=/min 式中 n—— 刀盘转速 Vd—— 刀片应用的切割速度 Vm—— 机器前进速度 r—— 刀片内端半径 圆盘式切割器的切割 图是由多条余摆带所形成的，其带宽近似为刀片长度h，刀片数是根据割刀进距 H(圆盘转一周时机器前进距离 )与在一个进距中各刀片余摆带的纵向宽度之和与 h相等而定。 由于 H=mh， H=6Km/n 则 60Vm/hn 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 17 Vm—— 机器前进速度， Vm=6Km/h h—— 余摆线纵宽 (刀片工作刃线长度 :) n一割刀转速， n=1833r/min m=(60X6)/()= 由于考虑到制造的方便和运转的平衡问题，刀片数量确定为 3片。 切割刀片用 GB699 一 88((优质碳素结构钢》规定的 65Mn 钢制造，刀 刃部分热处理，硬度HRC50— HRC55。 如图 图 32刀片 h 割草机漏割、重割现象与刀盘大小、刀片数、前进速度、刀片伸出高度 h有关。 一般情况下，刀盘直径越大，前进速度越快，刀片伸出高度也愈大。 刀片伸出的最小高度，应等于机具在刀片转过相邻两个刀片夹角的时间内通过的距离，即 h=vt 计算公式为 式中 r= v= 由此可知：刀片伸出最小高度为 35mm，故设计伸出高度为 40mm。 本机切割器为旋转式切割器。 切 割器安装在主轴的下方，主要由刀盘、导草罩、刀片、滑低和和滑底座等组成。 刀盘为截顶圆锥筒，刀片销链在刀盘锥面上，与地面成 15。 倾角，刀盘和导草罩随刀盘轴一起旋转时，刀片甩出割草。 如刀片被打碎或飞出刀盘时，可在直径 1 米之内插入土中以避免事故。 导草罩用来分草和向后输送牧草，滑底和滑底座用于支持切割器在地面上滑行，并可以上下移动以调节割茬高度。 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 18 图 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 19 4 主要工作部件的方案选择及相关参数的确定 图 41 双圆盘割草机传动示意图 动力由拖拉机皮带轮输出，经 皮带轮传至 2轴。 4轴由万向节连接，皮带轮将动力传到锥齿轮，由锥齿轮传至主轴 3，由主轴带动上刀盘旋转，上刀盘带动刀片转动，完成切割任务。 传动比分配 由于柴油机转速为 144Or/min，根据传动方案，本机具为二级传动。 第一级的传动为皮带传动 :第二级传动为锥齿轮传动。 己知拖拉机皮带轮基准直径为 D1=140mm 根据设计要求，初步选取皮带轮基准直径为 D2=110mm D1=140mm D2=110mm n1=1440r/min 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 20 则皮带轮的转速为： n2=（ D1/ D2） Xn1=1833r/min 两个锥齿轮大小相同，传动比为 1, 则转轴速度为 1833r/min。 上刀盘与转轴无相对运动，可知上刀盘的转速与转轴相同且为 1833r/min，则刀片转速也为1833r/min。 功率消耗 旋转式割草机功率消耗受切割速度、机器前进速度以及作物条件等因素的影响而变化。 切割速度过低会产生撕裂作用而增加切割阻力。 切割速度过高，则加大了空气阻力和抛撒牧草的阻力从而增加切割阻力。 不同切割速度和前进速度下，切割所需的功率不同。 当切割速度为 v=70m/s 时，功率与速度的关 系如图。 图 42割草机切割功率消耗 正常作业时，本机基本参数为 : Vg=70m/s, Vj=8km/h 在切割速度 Vg=70m/s， Vj=8km/h 的条件下，割草所需功率为*= 切割茂密牧草时所需功率为切割一般情况下牧草的两倍。 Ⅰ轴（输入到割草机）功率为 P1= n1=1440r/min T1=(9550P1)/n1=（ 9550*） /1440= Ⅱ轴（右轴）：从 V带效率查表得知 = 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 21 P2=P1n1== n2=（ n1d1） /d2=（ 1440140） /110=1883r/min T2=9550P2/n2=*m Ⅲ轴（主轴）： 滚动轴承效率取 万向联轴器： =（一个） /=（ ） /1883=*m 各轴动力和运动参数如下表 1 轴序号 功率 p（ kw） 转速 n（ r/min） 传动比 T（ n*m） Ⅰ 1440 Ⅱ 1883 75 1 Ⅲ 1883 表 1动力和运动参数 带传动设计 由传动方案可知， v带为第一级传动，主动轮 D1为小四轮拖拉机的飞轮，从动轮为割草机动力输入皮带轮 D2，其基准直径为 D2=110mm，又知 D1=140mm，n1=1440r/min，皮带轮传动功率为 P1= i12=D2/D1=110/140= 选取窄 V 带 根据普通 v带选型图，确定选用 SPB 型窄 V带 (1) 验算带速 因 V＜ 25m/s,故带速合适。 （ 3） V 带尺寸选取 根据拖拉机和割草机的结构，初步选取中心距 =950mm 根据公式计算所需基准长 度： /4a0 =(2950+)/2(140+110)+950 =2293mm 由表差值选取带的基准长度为 Ld=2280mm，公称长度 Li=2240mm 计算实际中心距 a： a=/2=[950+(2293 一 2280)]/2= 选取中心距为 a=944mm 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 22 锥齿轮传动设计 锥齿轮传动为第二级传动，其传动比为 1，故主、动齿轮结构尺寸相同。 (1)选择齿轮材料 锥齿轮 (左右各一对 )传送功率为 1/=，故选用 45号钢，齿面淬火硬度 HRC33 一 HRC40，齿坯调质 HRC25HRC29， SHlim=740Mpa 查图得知：SFlim=210Mpa （ 2）初步选定主参数 T=80N*M 代入接触强度设计公式： =1140 =82mm 取 最大模数 m= 选取 m=4 则 Dm=mZ=420=80mm b=== 取 b=17mm =（ ） *80=64mm 线速度 （ 1） 校核计算 按齿面接触疲劳强度校核 齿轮速度按 V=，再选齿轮 /v= 查表得 =＞ =1 按齿根弯曲疲劳强度校核 查表得： 经计算得： 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 23 故安全。 轴的设计 输入轴的两端分别与皮带轮和锥齿轮相连接，且都是悬臂式，轴的材料初步选定为 45 钢调质时， A0=118 取皮带轮的传动效率为 ，则计算出皮带轮和锥齿轮与轴相连接的输入轴的直径，由公式 ≥ =1440r/min 得≥ 由于轴上开键槽，考虑键槽对轴的强度削弱，应增大轴径，一般有一个键槽时，轴颈增大 5%左右，有两个键槽时应增大 10%左右，然后圆整为标准直径，因此圆整成 由于与皮带轮相连接的轴颈较长，且都是悬臂式，与齿轮箱相配，两轴承选用 6007 型。 输入轴的结构如下图所示： 43输入轴机构图 主轴是连接支承齿轮箱与切割器的重要零件，起支撑和传递转矩的作用。 其设计主要是结构设计，之后再经强度校核，直至达到设计要求。 (1)连接齿轮箱，动力由此传入。 (2)设计轴的台阶，通过档圈、锁紧螺母、轴承等轴系零件的作用，将切割器连接在轴下方，然后固定在机座上，保证切割器上刀盘灵活转动，滑底自由转动。 轴的材料选为 45号钢， A。 =118， =3OMPa 主 轴的传动效率为： ≥ mm 由于轴上开键槽，考虑键槽对轴的强度削弱，应增大轴径，一般有一个键槽本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 24 时，轴颈增大 5%左右，有两个键槽时应增大 10%左右，然后圆整为标准直径，因此圆整成 主轴结构图如下图所示 44主轴结构图 二、轴的受力分析与强度校核 1输入轴（左边）的受力分析和载荷 图 45受力简图 锥齿轮的受力分析 /= 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 25 图 46YOZ平面内载荷分布及 YOZ平面的弯矩图 带入数据解得： 本科机械毕业设计论文 CAD 图纸 401339828 26 图 47XOY平面内 载荷分布及 XOY平面的弯矩图 =0 带入数据解得 按第四强度理论校核 带入数据解得： 强度足够 同理校核主轴和左轴的强度满足要求 四连杆挂接机构设计 机具通过平行四连杆机构与小四轮拖拉机前端悬挂起来，同时，通过液压提升四连杆的运动，来实现切割器的起落，根据机具结构和拖拉机结构尺寸，其结构如下图所示。