背负式山地灌木切割机设计（全套图纸） .doc

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1、湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文 背负式山地灌木切割机MOUNTAINBRUSH CUTTERSKNAPSACK学生姓名： 全伟学 号： 200741914317年级专业及班级： 2007级机械设计制造及其自动化(3)班指导老师及职称： 全腊珍 教授湖南长沙提交日期：2011年5月湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确

2、的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录 摘要1关键词11 前言12 设计思想32.1 总体方案设计4 2.1.1 总体结构4 2.1.2 传动路线5 2.1.3 主要技术参数63 动力选取64 传动部分的设计6 4.1 带轮的设计7 4.1.1 设计功率7 4.1.2 选定带型7 4.1.3 确定带轮的基准直径并验算带速8 4.1.4 确定V带的中心距和基准长度8 4.1.5 包角计算8 4.1.6 V带根数计算8 4.1.7 计算单根V带的初拉力得最小值6 4.1.8 计算压轴力7 4.1.9 绘工作图9 4.2 齿轮设计 10

3、4.2.1 试算小齿轮分度圆直径10 4.2.2 确定公式内的各计算数值10 4.2.3 计算圆周速度11 4.2.4 计算齿宽与齿宽齿高之比11 4.2.5 计算载荷系数11 4.2.6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径11 4.2.7 按齿根弯曲强度设计11 4.3 对锥齿轮的强度校核13 4.3.1 选材料、热处理方法、定精度等级13 4.3.2 初步设计13 4.3.3 校核接触强度17 4.3.4 校核齿根弯曲强度校核18 4.3.5 齿轮各检验项目及公差值的计算19 4.4 选择联轴器20 4.4.1 类型选择20 4.4.2 载荷计算20 4.4.3 型号选择21 4.4.

4、4 联轴器的强度效核21 4.5 轴的设计与强度校核计算22 4.5.1 求作用在齿轮上的力 22 4.5.2 按扭转强度条件效核 23 4.5.3 选择轴承 254.5.4 初步计算当量动载荷 264.5.5 求基本额定动载荷 26 4.5.6 滚动轴承的验算 264.6 主轴的设计 26 4.6.1 按扭转初步估算轴径26 4.6.2 轴的结构设计26 4.6.3 轴上受力分析26 4.6.4 求支反力26 4.6.5 轴的强度效核285 支撑杆的设计29 5.1 支撑杆的扭转强度校核305.2 按弯矩强度条件校核306 轴上键的选择及键联接强度校核31 6.1 键的选择准则31 6.2

5、齿轮轴键的选择32 6.2.1 选择键的联接的类型和尺寸32 6.2.2 校核键联接强度327 润滑32 7.1 滚动轴承的润滑328 背架的设计339 其他部件的选择3310 结论 33参考文献34致谢35 背负式山地灌木切割机 学 生：全伟 指导老师：全腊珍（湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128）摘要：为实现切割工作的现代化，国内外研制了不少切割机。然而在切割机系列中，对灌木切割机的研究尚处于薄弱环节，为了减轻广大山林工作者的工作强度，提高工作效率，研究一种用动力代替人工清除的山林灌木切割机具有重要的意义。为了解决以上的问题，我们以汽油机为动力源，动力通过轴传给锥齿轮然后带动圆盘锯

6、切割灌木，切削力度大，可剪40的灌木；采用支撑杆，效果好。关键词：背负式；灌木切割机；灌木；设计；高效率 MountainBrush CuttersKnapsackAuthor：Quan wei Tutor：Quan La-zhen(hunan agricultural university, Oriental institute of technology, changsha 410128) Abstract: To realize the modernization of cutting work at home and abroad, many cutting machines are

7、developed. However, in cutting machine series, the study of shrubs cutter remains weak links, to reduce the mountain forest workers work strength and improve work efficiency, So studying a kind of with the power to replace artificial clear mountain shrub cutting machine has the vital significance.In

8、 order to solve the above problems, we use petrol engine to power sources, the power through the shaft to bevel gear and then drive disc curium cut shrubs, cutting strength big, can cut 40 shrub; Using support bar, the effect is good.Keyword: knapsack; shrubs cutting machine; shrubs; design; efficie

9、nt1 前言在当今社会，追求效率已经是市场经济主宰下的一个普遍的现象。正如工厂会追求效率以求达到最大的利润，政府会追求政府官员办事效率以求在最短的时间内满足群众的需求来塑造一个服务性政府所以，在效率至上的社会中，节省办事所耗费的时间就是金钱，就是生命。在现实生活中，维护山林的绿化正是一件耗费大量人力物力的事情，同时也是一件复杂无比的工作。灌木切割，除虫等，这些过程是一个都不能省的，因此，如何在这些过程中提高灌木切割机机、等工具的科技含量，工作效率，操作性能等，这些都是当今时代所重点研究的课题。为实现切割工作的现代化，国内外研制了不少切割机。这些切割切机可以应用于公共绿化场所、宾馆机关、学校、企

10、业、高尚住宅等。然而在切割机系列中，对灌木切割机的研究尚处于薄弱环节，而现代化灌木切割要求越来越强烈。一是因为树木本身生长的需要，二是因为灌木有些影响总体美观，对山林工作者的工作造成了一定的影响，故这些灌木必须除去。而现有的灌木清除技术仍不够效率，人工劳动强度大，清除效果也不太好（容易残留一些灌木）。由此可见，研究一种用动力代替人工清除的山林灌木切割机具有重要的意义。通过调查，在切割机械中，动力机械的销售，形势年年看好，销售额逐年上升，就长沙而言，今年可望达到150万元，其他地区的销售形势也非常可观，因此灌木切割机具有广阔的是市场前景。就灌木切割机的研制而言，现在尚未发现国外的定型产品及有关研

11、究资料。国内某些园林实业公司曾生产过一些切割机，使用性能欠佳，达不到使用要求，没有被广泛使用，现在厂家已经停产。本设计在一定程度上更加提高了切割机的科技含量，因此，该切割机的设计目的，一方面，是为了能够尽可能的进一步将物理原理和传感、人工智能等的新科学技术应用到各种行政领域和密切的我们的日常生活。这样，在普通的生活中，我们就能够与新科技更加接近，这样在一方面也能促进更多的人进行科学研究，有一定的教育意义。本人从切割机出发，是因为切割机是我们生活中十分普通的一件机器，但在现实中，却往往忽略了最大化地去发挥切割机的功能，为实现切割工作的现代化，国内外研制了不少切割机。这些切割切机可以应用于公共绿化

12、场所、宾馆机关、学校、企业、高尚住宅等。然而在切割机系列中，对灌木切割机的研究尚处于薄弱环节，而现代化灌木切割要求越来越强烈。一是因为树木本身生长的需要，二是因为灌木有些影响总体美观，对山林工作者的工作造成了一定的影响，故这些灌木必须除去。而现有的灌木清除技术仍不够效率，人工劳动强度大，清除效果也不太好（容易残留一些灌木）。由此可见，研究一种用动力代替人工清除的山林灌木切割机具有重要的意义。为了解决以上的问题，我们以汽油机为动力源，动力通过轴传给锥齿轮然后带动圆盘锯切割灌木，切削力度大，可剪40的灌木；采用支撑杆，效果好。2 设计思想这里所设计的灌木切割机首先要通过一个动力源将动力传递出去。为

13、了让圆锯片达到所需要的速度，传递出去的动力应通过减速机构继续传递。经前面减速机构传递过来的动力需再经过转换机构传递到执行构件。通过分析得到灌木切割机的组成框图，如图所示 图1 灌木切割机的组成框图 Fig . 1 The composition of shrub cutter block diagram此机可用的方案有电瓶电机、汽油机作动力两大类，而电瓶电机又可分为电机置于工作杆上和置于背架上两种，汽油动力源式可分为软轴类传动和轴类传动，因此该机器有以下几种可能的方案可供选择。a电瓶电机组合，且电瓶电机都置于背架上的方案,如图2；由于电瓶电机由于电瓶的能量密度不高不适于较长时间的工作，且电机的

14、尺寸又受重量限制因此扭矩的大小也因此而受到限制，从而影响切削的进行。b电瓶电机组合，将电机置于背架上的软轴传动方案, 如图3；由于软轴传动效率不如轴，且国内外软轴应用较少，所以此方案不合适c动力源采用汽油机，将汽油机置于背架上的轴传动方案如图4；汽油机由于功率大、体积小、质量小且能输出大的扭矩。相对电瓶电机的动力源有明显的优势，考虑到使用时的方便性，采用轴传动的方案。将减速器置于背架上的以汽油机为动力源的方案为最优的方案。 图2 电瓶电机轴传动组合图 Fig . 2 Battery motor shaft driving combination figure 图3 电瓶电机软轴轴传动组合图 F

15、ig . 3 Battery motor soft shaft shaft driving combination figure 图4 汽油机轴传动组合图Fig . 4 Gasoline engine shaft driving combination figure21 总体方案设计21.1 总体结构总体结构由以下几个方面组成（结构示意图如下所示）：（1）动力源：指汽油机（2）减速机构：指减速器;（3）转换机构：由联轴器，轴，锥齿轮轴组成；（4）执行机构：指圆盘锯（5）支撑件：主要指切割机机身及背架；（6）切割机高度调节机构：由控制杆和背架带组成；（7）传动机构：主要是转动轴；1.汽油机 2.

16、减速器 3.联轴器 4.传动轴 5.支撑杆6.锥齿轮 7.I型六角开槽螺母 8.圆锯盘 9.端盖图5 结构示意图Fig . 5 Structure schematic drawing2.1.2 传动路线背负式山地灌木切割机的传动路线如图6所示，由（汽油机）产生的动力经过带传动到（减速机）上，在经（联轴器）传递到主轴上，再经过一对（锥齿轮）传动将动力传递到执行机构（圆锯盘）上。从此种传动方案上可以看出有以下几种优点：（1）传动路线简单，紧凑，而且还能很好的保证大小齿轮的传动比，从而保证切割的速度。（2）使用齿轮机构，传动效率高。1.动力源 2.V带 3.减速器 4.联轴器 5.主轴 6.执行机构

17、图6 传动简图Fig . 6 Transmission diagram 2.1.3主要技术参数剪切力F=4.2N，剪切最大直径mm，效率：2亩/小时3、动力选取切割过程中的功率：本机采用汽油机为动力，圆盘踞锯片，最高转速约在1000r/min左右，总效率=0.87，为从动力源到圆锯片之间传动机构和轴承效率，由查的V带传动。滚动轴承，圆柱齿轮传动，圆锥齿轮传动。故Pd=P/=2.56/0.87=2.8查资料选择汽油机选择型号为1E40F（风冷单缸二冲程）汽油机转速在3000-6500r/min左右，因此传动比选3-5之间，取4为合适计算传动装置传动比和分配各级传动比1）、传动装置总传动比 各轴输

18、出功率按汽油机额定功率计算各轴输入功率PPo=2.8 =2.430.970.97=2.21KW =2.210.970.96=2.04KW=2.04.960.97=1.98KW各轴的转矩4.传动部分的设计4.1带轮设计汽油机与减速器之间用普通V带传动，汽油机额定功率为2.8kw，转速,减速器的输入转速，冲击较小，每天工作8小时。4.1.1设计功率根据工作情况由表8-7查的工况系数， （4-1）4.1.2选定带型根据和，由图8-11选定Z型计算传动比4.1.3确定带轮的基准直径并验算带速V小带轮基准直径由表8-6和表8-8取小带轮基准直径带速 （4-2）大带轮基准直径 dd2=60mm4.1.4

19、确定V带的中心距a和基准长度初定轴间距 （4-3）取 所需V带基准长度 (4-5)查表8-2选取 实际轴间距 121mm (4-6)4.1.5 包角计算 (4-7)4.1.6 V带根数计算单根V带的基本额定功率：根据和由表84a得Z型V带的P1=0.26kw额定功率的增量 根据 和 由表84b得Z型V带的根据查表8-5得根据查表8-2的K=0.87所以V带的根数 (4-8)=2.96/0.98=3所以取3根.4.1.7 计算单根V带的初拉力得最小值 (4-9)由表8-3查得Z型带，所以 (4-10)=165N4.1.8 计算压轴力Fp压轴力的值为 Fp=2Zsina/2=990N4.1.9 绘

20、工作图图7 带轮工作图 Fig . 7 Working drawingpulley4.2 齿轮设计该机一天工作8小时，工作年限为10年，锯切工作较平稳，转向不变。齿轮传动有直齿和圆锥齿。切割机为圆锯切，冲击较小，工作速度不是很高，故可选用7级精度。根据选择直齿圆柱齿轮为号钢。硬度为240HBS，而圆锥齿轮的材料为 20Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为56-60HRC，精度等级为7级。按硬度下限值，由中图10-21（d）中的MQ级质量指标查的；由图10-20（d）中的MQ级质量指标查得，选小齿轮齿数=18，大齿轮齿数=418=724.2.1 试算小齿轮分度圆直径由中设计计算公式（109a）

21、进行试算。既 (4-11)4.2.2 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数=1.32) 小齿轮传递的转矩 3) 由中表10-7选取齿宽系数=0.5 (4-12)由图10-19查得接触疲劳系数，4) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 =22.34mm (4-13)4.2.3 计算圆周速度 V=3.1422.344000/601000=4.68m/s (4-14)4.2.4 计算齿宽与齿宽齿高之比 b=0.522.34=11.17mm模数 m=22.34/18=1.24mm (4-15)齿高 h=2.251.24=2.79mm b/h=11.17/2.

22、79=4.004.2.5 计算载荷系数根据V=4.68m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.14直齿轮,由表10-2查得使用系数Ka=2由表10-4查得7级精度，小齿轮相对于支承非对称布置时，=1.423由b/h=11.17/2.79=4.00，=1.423查图10-13得=1.38故载荷系数 K=KaKv=21.141.21.423=3.894.2.6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（10-10a）得 m=d1/z1=26.46/18=1.47 (4-16)4.2.7 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (4-17)确定公式内的各计算数值1）由图

23、10-2c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得载荷系数 K=3.774）查取齿形系数 ；5）查取应力校正系数由表10-5查得Ysa2=2.45；6）计算大、小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大设计计算 (4-18)=0.889综合分析考虑，取 m=1.5 d1=27mm算出小齿轮齿数=d1/m=27/1.5=18大齿轮的齿数=u Z1=418=72这样设计出来的齿轮传动，即满足了接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度。几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度=

24、15 =20验算Ft=2/=21380/27=102.22NKaFt/b=2102.22/13.5=15.14N/mm100N/mm假设成立，计算有效。4.3 锥齿轮的强度校核4.3.1 选材料、热处理方法、定精度等级大小齿轮材料均为20Cr,渗碳，硬度均为56-62HRC；由图10-21（e）查得，由10-20（d）查得；采用7级精度,齿面粗糙度 4.3.2 初步设计选用直齿锥齿轮，按接触疲劳强度进行初步设计,材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40H BS。选小齿轮齿数=18,则=184=72按齿面接触

25、疲劳强度设计 公式： (4-19)1)确定公式内的各计算值查得材料弹性影响系数。按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限2)查得接触批量寿命系数3)计算接触疲劳许用应力 4)试选，查得所以 5)试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得=25.64mm几何尺寸计算1)齿数 取 =1.8，=782)计算圆周速度v V=3.1425.644000/601000=5.36m/s3)计算载荷系数根据V=5.36m/s, 7级精度,查得所以 4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：d1=26.31mm5)计算模数m= /=26.31/18=1.46按齿根弯曲疲劳强度设计 公式： m

26、 (4-20)确定公式内的各计算值1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度。2)查得弯曲疲劳寿命系数3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则，4)载荷系数 K=2.315)节圆锥角6）当量齿数Zv1=18/cos18.435=22Zv2=72/cos71.565=2167) 查取齿形系数 8) 查取应力校正系数 9) 计算大小齿轮的 ,并加以比较。 大齿轮的数值大。设计计算 m=2.014 (4-21)综合分析考虑，取m=3mm,=23=234=92 =323=691)计算大端分度圆直径=69=m=923=2762)计算节锥顶距3)节圆锥角4)大端齿顶圆直径da1

27、=d1+2m cos18.425=74.692mmda2=d2+2mcos71.565=268.425mm5)齿宽4.3.3 校核接触强度强度条件计算接触应力 (4-22)式中 式中 则 则 许用接触应力式中 则 结论： 4.3.4 校核齿根弯曲强度校核强度条件计算齿根应力 (4-23)式中 ， ， 则 许用接触应力 式中 ， 则 结论：，满足齿根弯曲度。4.3.5 齿轮各检验项目及公差值的计算（小齿轮）精度等级：6C GB 11365 对齿轮：齿距累计公差 齿剧极限偏差 齿形相对误差的公差 切向综合公差 一齿切向综合公差 齿厚上偏差 ，齿厚公差 ，最小法向间隙 最大法向间隙 式中 ，则 齿圈

28、轴向位移极限偏差 轴间距极限偏差 轴交角极限偏差 图8 圆锥齿轮轴工作图 Fig . 8 Working drawing bevel gear shaft根据小齿轮尺寸，按照机械设计表圆锥齿轮的结构形式，确定小齿轮结构为齿轮轴。技术要求：渗碳淬火后齿面硬度5662HRC；其余6.3未注明圆角半径R=2mm；未注倒角为。4.4 选择联轴器4.4.1 类型选择初步选择套筒联轴器，其可分为圆锥销联轴器，平键和半圆键联轴器和花键联轴器4.4.2 载荷计算公称转矩 由表14-1查得Ka=1.2，故由式（14-1）得计算转矩为 (4-24)4.4.3类型选择经综合考虑，选择半圆键联轴器。从中表29.2-3

29、中查的半圆键套筒联轴器的许用转矩为28,许用最大转速为3750r/min，重量为0.13Kg，轴径d=14mm，D=25mm，L=45mm.l=10mm。紧定螺钉尺寸M58。4.4.4 联轴器的强度效核圆锥销连接 = N/mm (4-25)平键和半圆键联接 = N/mm (4-26)花键联接 = N/mm (4-27)以上三式中 Tc联轴器的计算转矩 N.mm K键与套筒上键槽接触的高度 mm Z花键齿数 D，d花键的内径和外径 mm d套筒内径径 mm C花键齿顶倒角 d圆锥销的平均直径mm r花键的平均半径，r=mm h花键齿的工作高度，h= mm l键或花键的工作长度 mm 键或花键联接

30、的许用挤压应力，可取=60-100N/mm。经计算得 = N/mm故能达到要求4.5 轴的设计与强度校核计算从前面的计算中已经求出了功率为2.8KW，转速为1000r/min， ，齿轮轴上的功率是,2.6KW，转速为1000r/min，4.5.1 求作用在齿轮上的力因已知大小齿轮的分度圆直径分别为所以大小齿轮上的垂直切向力分别为： 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表26.3-2，取A01=130，A02=115，于是得 (4-28) (4-29)轴的最小直径显然是在安装齿轮和与联轴器相连的地方。而这两端还开出两个键槽，因此轴的直径在以上基础上还应当增加15%，再将轴圆

31、整为标准直径。加上增量的轴直径为：d1=10.485mm；d2=9.645mm。轴的结构设计已知齿轮轴的最小直径分别为：10.485mm和9.645mm，将值圆整为标准值，分别取为11mm和10mm,查机械设计手册选取装轴承处的直径分别为15mm，12mm。具体尺寸如图所示：图9 轴结构图Fig . 9 Shaftstructure图10 轴结构图Fig . 10 Shaftstructure4.5.2 按扭转强度条件效核 (4-30)式中：扭矩切应力，单位为MPa轴所受的扭矩，单位MPa轴的抗扭截面系数，单位轴的转速，单位r/min轴传递的功率，单位为KW；计算截面处轴的直径，单位为mm许用扭转切应力，单位为MPa注：式中值是考虑了弯矩影响而降低了许用扭转切应力。在下列情况时，取较大值,取较小值：弯矩较小或只受扭矩作用、载荷平稳、无轴想载荷或只哟较小的轴向载荷、减速器的低速轴、轴只作单向旋转、；反之，取较小值，取较大值。作弯矩图分别按水平和垂直方向计算各力产生的弯矩.水平方向Mh=99016=14.4N.m垂直