手推式剪草机的设计.docx

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1、1技术任务书1.1设计的依据剪草机械至今已有100多年的历史，目前人们普遍使用的是电动剪草机械。由于剪 草机械多在人口稠密的地区作业，流动性大，对机械的震动、噪音、废气排放、质量等 指标要求较高。现在的剪草机多使用内燃机作动力，排气污染量相对于汽车的较少，但 其噪声危害却很大。美国EPA（美国环境保护局）及欧盟对割草机等用发动机的排放均有 相应的法规；德国还出台了控制噪声污染的兰色天使法规；欧洲一些城市推出过引 导性计划，通过税收优惠及奖励等措施鼓励“绿色经营者”以加速环保技术的发展。手推式剪草机主要利用滚动的轮子带动机械运动。手推式剪草机结构简单，连接平 稳，噪音极小，并且操作十分容易，既给

2、使用人带来方便，也给周围的人带来舒适，安 静的环境。1.2产品的用途及使用范围目前市面上的剪草机大多需动力引擎，这会产生较大的噪音，带来环境污染，在办 公和学习的地方，这种需动力引擎的剪草机就显得非常不受欢迎。由于动力引擎剪草机 有动力装置，保养，维护费用较高；同时动力引擎剪草机主要依靠刀片的高速旋转把草 排出，因此，对整机的安全性要求较高，操作时也会给工作人员带来强烈的震动，使操 作很不舒适。虽然，动力引擎草坪剪草机剪草效率较高，剪草效果较好，但是，其价格 也较昂贵，就目前来说，一般的用户难以接受。通过市场调研，我们决定设计一种无引擎驱动，无噪音污染，剪草高度可调节，轻便简 洁，操作方便和美

3、观实用适用于一般用户的草坪剪草机。该产品主要用于家用，及面积不大的草坪修剪。无需引擎，可谓绿色环保的剪草机。 对提倡环保的地域，是理想的剪草工具。1.3主要技术指标和重要技术参数1.3.1该手推式剪草机的总体设计参数外形尺寸：586x 369 x 200mm输入功率：149W轮子转速：113.04,/min力矩：7轮=12334-57m净质量：M - 30kg变速要求：单级刀具，一固定刀片和一活动刀片相互运动单根剪草载荷：亍=.5 N同时剪草量：N V 500根1.3.2该手推式剪草机的刀具设计参数表1-1刀具设计参数项目 切割切割幅刀片刀片刀片往复刀片器的宽间距 运动频率形状形式形式配套动力

4、操作净重 人数手推往复 240mm 20mm 单动 860r/min 平形式剪切割草机149.1W1 人 30kg113r/min1.4主要工作原理本次设计的手推式剪草机主要利用轮子运动传动变速箱中的齿轮实现刀具的往复 运动的功能。手推式剪草机由变速齿轮、端面齿轮、拨杆和剪刀等构件组成，端面齿轮 和拨杆是一对工作组合。端面齿轮通过自身的转动将旋转方向的力传动给拨杆，引起水 平方向的往复运动，从而使刀具自身往复运动。由于剪草机变速变矩范围不够大，因此 在刀具的选择上尤其注意以提高剪草机自身效率为重要原则。剪草机工作时由人推动机器行走，从而使剪草机的后轮1传动，带动与其同在一根 轴上的大齿轮2传动

5、，通过齿轮2与齿轮3组成的增速机构使速度得以提升，并带动端 面凸轮4 （为了实现几何形状封闭和便于调整，采取两个端面凸轮以背靠背形式装配） 回转，端面凸轮4带动拨杆5运动，通过端面凸轮4与拨杆5组成的转换机构将回转运 动变为直线往复运动，使固定其上的活动刀片与固定在机架上的固定刀片形成相对交错 运动，完成剪草动作。如图11所示：7固定刀片）图1 1机器的运动简图1.5国内外研究现状1.5.1国内外发展概述19世纪中叶，大部分的草坪还在使用镰刀来割草或放牧牛羊来保持草地的整齐性。 随着高尔夫球、网球及足球等运动的兴起，保持完善的草地做运动场便成为当务之急。 英国人Edwin Budding利用旋

6、转式机械工作的原理发明了滚刀式剪草机，该产品的问世 在英国受到了广泛的欢迎，随后传人美国。1868年，美国第一台剪草机取得专利，美国 的草坪业也由此起步。不过几年，便有37项有关剪草机的发明获得专利。到1881年， 总共有4万多台剪草机被生产和销售。最初的剪草机均为人力驱动；1890年，在英国 开始设计有动力驱动的剪草机。从最初的蒸汽动力驱动发展到小型内燃机动力驱动； 1909年，美国科学家Leoni取得了动力型机械式剪草机专利，尽管剪草机由汽油机驱动， 但整个装置仍由马拉行走。在草坪修剪机械发展的历史上，第二次世界大战是一个转折点。在20世纪30年代 前后，每年生产的各类剪草机数量约3万台左

7、右。战后，美国经济得到复兴，允许现役 军人低价买房不付现金，大批建设房屋并出售，促使草坪修剪机械得到迅速发展，生产 量急剧上升，1947年达36万台，1974年达700万台。20世纪70年代后期开始，剪草 机的市场销售量逐渐趋向饱和，但每年仍保持在500万一600万台的销量。剪草机在数 量增加的同时，其性能也在不断改进。1950年，美国第一台无线电操纵的剪草机诞生； 1978年，Clarence Noke研制出了一种可进行草坪修剪编程的剪草机；20世纪80年 代，一些新的草坪设备又投放市场，如 Mulching mower，Shredder，Lawndethatcher，String trim

8、mer 等，以及清洁草坪用的 Blower，Lawn vacuum，Lawn sweeper。到 了 80 年代后 期, string trimmer被认为是一件普通的家庭用具。我国生产剪草机起步较晚，生产企业规模普遍较小，产品用途单一，品种数量少， 远不能满足要求，而且质量与发达国家的相比也有很大差距。所以长期以来，草坪剪草 机多以进口为主，主要来自日本、美国、意大利和瑞典等国。据统计，1999年的剪草机 销售量在3万台左右，其中80%为进口； 2000年我国各类草坪机械保有量达13余万台， 剪草机进口量在3. 16万台左右；近两年，草坪机械平均年增长率达到30%左右，国内 每年草坪机械的销

9、售总额大约为1. 2亿1. 3亿元人民币，其中从国外进口的机械占 85%，国内自行生产的产品占15%左右，其合计销量约在1万台左右。1.5.2常见的剪草机械分类剪草机械按动力划分可以分为机动和人推的两类。按动力又分为柴油机、汽油机和 电动机3类驱动。其中以小型汽油机作为动力的较为普遍，而柴油机多用于大型的剪草 机械，如牧场的割草机；按剪草时刀片运动的方式可分为滚刀式、旋刀式和剪切式3种； 按切割器形状可分为旋刀式、滚刀式、往复割刀式和甩刀式等；按驾驶形式分类，可分 为推动式（步行式）、自行式、坐骑式（驾乘式）；按配套动力和作业方式分为手推式、手 扶推行式、手扶自行式、驾乘式、拖拉机式等。剪草机

10、的剪草幅宽一般为400lO00mm， 剪草高度从15lOOmm有几个调节挡位。1.5.3常见几种剪草机械剪草原理(1) 滚刀式剪草机其由带有刀片的滚筒和不动的床刀组成。滚刀的形状像一个圆柱形鼠笼，切割刀呈 螺旋形安装在圆柱表面，滚刀旋转带动草茎相对于底刀产生一个逐渐切割的滑动剪切而 将草茎剪断。滚刀式剪草机剪草的质量取决于滚刀上刀片数和滚刀的转速，滚刀上刀片 数越多，单位长度行进中切割的次数就越多，切下的草也越细，滚刀的刀片数一般为3 12片不等；滚刀的转速越高，切下的草也越细。滚刀式剪草机是高质量草坪最常用的剪 草机型，适用于草高380mm的草坪，其价格贵，维修保养要求严格。(2) 旋刀式剪

11、草机(又称悬刀式)它是由横向悬挂在直立轴上的刀片高速旋转打切草的上部叶片。其工作装置为一长 条形剪草刀或多把剪草刀在水平刀盘上，高速旋转的刀刃与草茎碰撞而将其割断，为无 支承切割。刀刃的后面是类风叶形状，在高速旋转下，对地面形成一定的真空将草茎吹 成直立状态，便于切割并与罩壳相结合，形成涡流将割下的碎草送人集草装置或从罩壳 出口喷出洒到草坪，适于25 - 80mm范围内剪草，它的价格相对低廉，保养、维修和使 用都很方便，是国内外目前最流行的剪草机。(3) 甩刀式剪草机其切割装置由多把垂直于地面的刀片铰接在旋转组成的旋转轴上，当高速旋转时， 在离心力作用下，其刀片像垂直于轴芯的甩刀，端部刀刃不断

12、地冲击切割草茎。由于刀 片与刀轴或刀盘为铰接，当碰到坚硬冲击不断的物体时可以避让而不致损坏机器。(4) 甩绳式剪草机其工作装置是由一个内装尼龙绳的打草盘、背向人的护罩组成。当打草盘高速旋转 时，露在外面的尼龙绳在离心力作用下，像一束伸直的刀刃快速撞击草茎而切割断草。 由于尼龙绳是柔性的，其撞击障碍物时退让，不会损坏机器本身，也不会对障碍物有较 大的破坏。1.6已经考虑过的若干方案的比较1.6.1手推式剪草机的工作设计方案我们所设计的手推式草坪剪草机首先要通过一个传力构件将人力传递出去。为了让 操作者在正常行走速度下操作，传递出去的力应通过增速机构继续传递。因执行修剪草 动作刀片的相对运动方向与

13、人行进的方向垂直，经前面增速机构传递过来的运动都需要 再经过一级转换机构传递到执行构件。通过分析得到手推式草坪剪草机的组成框图，如图12所示。图12手推式草坪剪草机的组成框图1.6.2其他工作设计方案的比较能实现手推式草坪修草功能的技术原理较多，但各有利弊，具体分析如下：（1）用脚驱动用脚驱动时，一般操作者都需站在或坐在被驱动的机器上用力，这样所设计的修草 机，除了要完成剪草动作外，还要承受操作者的自重，且要有方向控制装置，使机器结 构复杂，尺寸较大，不适合小面积草坪使用。（2）用手驱动用手驱动，可避免用脚驱动时存在的问题，使所设计的机器小巧，且可灵活操作。 因此，我们选择设计手动式修草机。（

14、3）用割的方式即用刀将草截断。但草柔软，且一端自由，采取割的方式将草截断较难实现。（4）用打的方式即用刀片或打草绳将草打断。用此法修草时所需的速度非常高，以其在草还没被打 倒之前将草打断，这样的修草产品已有，但效果不好。（5）用剪的方式即用刀将草剪断，用两个刀片作相对运动的原理较易将草剪断，且不需要很高的速 度。因此，我们选择设计成手动式剪草机。手动的形式又用手摇动和用手推动两种。机械容易实现的是简单的转动和往复直线 运动，如果用手摇动手柄实现执行构件的往复移动，由于剪草机还要靠人力推着向前行 进，操作者要完成的动作过多，操作不方便。要使操作者只通过简单的操作即可完成剪 草动作，可以用手推剪草

15、机向前行驶，靠剪草机轮子的转动将转动运动转变成往复移动 而输出到执行构件。显然设计成手动式草坪剪草机是合理而可行的。根据所查资料，可选用组合一变异法构成初步方案。由前面的分析可知，手动式草 坪剪草机只需要一项运动形式变换功能（即转动变直线往复移动），所以，不必列出矩 阵表后构型。实现转动到直线往复移动变换功能最简单的机构为曲柄滑块机构，直线推 杆盘状凸轮机构和齿轮齿条机构。1）曲柄滑块机构2）直动推杆盘状凸轮机构3）齿轮齿条机构图13机构运动简图1.7关键问题及其解决办法1.7.1增速机构的设计选择增速机构是传递动力及变速的核心机构。它的速度变化直接改变刀具的剪切运动。 我的手推式剪草机采用圆

16、柱凸轮传动机构。可以利用圆盘侧面的形状特征，为此圆盘旋转时通过侧面推动固定在滑块上的拨杆（可横向调整）左右运动，这样就得到了一种新型的凸轮一端面凸轮，其工作原理如图 1 4所示：图14圆柱凸轮传动机构1.7.2几种增速方式的实现比较（1）用组合法实现增速为了让操作者在正常行走速度下操作，传递出去的力应通过增速机构继续传递。由 于转换机构的运动输入构件作定轴转动，这样在剪草机动力输入构件轮子和转换机构的 运动输入构件之间，可以采用链传动，带传动和齿轮传动。为了使所设计的剪草机结构 紧凑，可以采用齿轮传动。而齿轮传动有直齿原著齿轮传动，斜齿圆柱齿轮传动，圆锥 齿轮传动和蜗轮蜗杆传动等。但是蜗轮蜗杆

17、传动的效率低，一般是蜗杆主动，且轴线空 间交错，应用到剪草机械中，会使支撑结构复杂。圆锥齿轮传动的轴线相交，且其中一 个齿轮需悬置，也会使剪草机支撑结构复杂。直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮的轴线相互 平行，支撑结构较简单，同时剪草机的速度不高，载荷也不大，因此，可选择直齿圆柱 齿轮作为增速机构。机构组成方案如图1 5所示:3）带齿条1）带动齿轮增速的曲柄滑块机构图15机构运动简图用异变法实现刀具剪草运动方向与剪草机行进方向垂直，由于刀具的剪切运动方向 与剪草机行进方向垂直，图1-5中1）和2）所示的机构组成方案不能最终满足设计要 求，还需对机构进行进一步构型。方案1利用梅花凸轮（凸轮廓线呈梅花状）

18、和连杆机构来实现滑块在导轨上的往复运动，工作原理如图16所示。图16梅花凸轮传动机构方案2利用圆柱凸轮机构将凸轮轴的旋转运动转化为滑块的往复运动，其工作原理 如图17所示。图17圆柱凸轮传动机构在图16所示的梅花凸轮机构中，为把凸轮的转动变为执行构件的往复移动需增 加一个支点和一个构件两个低副（或一个构件一个高副），这样会增加整个机构的复杂 性，且设计时应该比4短（否则必然会增大梅花凸轮的尺寸，或者引起梅花凸轮边缘 曲线过度较急），这样将减少传送到滑块上的力。图7,图4所示的圆柱凸轮机构和端面 凸轮机构的结构简单，可以考虑作为所设计的剪草机的运动转换机构。但是，我们还希望所设计的剪草机能实现剪

19、草高度的调节。要实现此调节功能，在 图17所示的圆柱凸轮机构中还需要增加一个能使刀架（包括活动刀片和固定刀片） 沿垂直方向移动的移动副，使机构结构变得较为复杂。而图27所示的端面凸轮机构， 可以使推杆沿端面凸轮的任意弦上下运动，从而带动刀架上下运动，易于实现剪草高度 的调节。1.8机构的功能及特点该机采用固定刀片与活动刀片相对错动的剪切原理，结构紧凑，体积小，质量轻， 噪音小、无污染，使用方便、灵活，适合小面积草坪的剪草处理；无需引擎驱动，使用安全、可靠，便于维护；剪草的高度可在1 20mm之间调整，割幅240mm，外形尺寸（长乂宽乂高： 586x369x200mm），质量30kg （材料由4

20、5钢制作）；采用耐用的铸铝底盘和结构件，具有永不生绣、永不卷曲变形的特点；前轮采用万向轮，具有良好的导向性，后轮的一个轮子装上寿命长的球轴承，使剪 草机转弯时易于推动；金属手柄易于折叠，以减少包装尺寸，手柄长度可伸缩，对于不同身高的操作者同 样适用；底盘独特的设计可防止草堵塞出口通道；外观造型美观，更适合家庭用户的审美要求；剪草的效果较理想，且成本低，是小面积草坪修剪的首选产品。1.9机构设计与用户的一致性分析（1）从机构运动的功能出发，按变异一组合法和类比法完成机构的构件和设计；（2）在作品样机加工前，使用三维造型软件进行三维造型、虚拟装配和运动仿真；（3）理论上验证设计的可行性，然后进行样

21、机制作；（4）外观造型新颖，推杆可折叠伸缩，适合家庭用户使用；（5）采用齿轮机构（实现增速），提高整机的工作效率，解决了手动剪草机工作效率 不高的问题；（6）采用端面凸轮机构（运动形式转换机构），将转动转变为直线往复运动，从而满 足剪草运动要求，形状类似冠轮，解决了端面凸轮加工难的问题；（7）采用的剪草高度调节机构，解决了目前手动剪草机不易实现高度调节的问题；（8）产品成本（制造和使用成本）低，符合广大用户购买能力的要求。2.设计计算说明书2.1设计方案论证2.1.1手推式剪草机的设计原理该机构由轮子带动，通过一对单级减速器进行传递转矩，再由端面齿轮和拨杆组合变化运动方向，最终输出往复剪切运动

22、。总体方案设计如图21所示：图2-1总体方案设计2.1.2方案的选择选择这个设计方案能够更好的实现运动传递。无引擎驱动，节省能源，无污染（噪 音、废气），采用绿色环保设计。采用齿轮机构（实现增速），提高整机的工作效率，解 决了手动剪草机工作效率不高的问题；采用端面凸轮机构（运动形式转换机构），将转 动转变为直线往复运动，从而满足剪草运动要求，形状类似冠轮，解决了端面凸轮加工 难的问题。采用的剪草高度调节机构，解决了目前手动剪草机不易实现高度调节的问题。另一方案，用蜗轮蜗杆传动，直接带动割草圆盘，采用割草的方式。机构更加简单， 刀具拆装方便。但草柔软，且一端自由，采取割的方式将草截断较难实现，割

23、草的数目 不多。要想割的效率快，必须采用大功率。我采用的剪草机方案结构比较简单，与之相比轴的位置较为容易定位，而蜗轮蜗杆 传动的割草机一水平一竖直的轴造成了机架结构的复杂。并且增速机构采用端面齿轮和 拨杆的运动组合，结构简单，运动实际为一凸轮推杆的运动组。同时剪草的数量较多，在功率一定得情况下，剪得方式始终比割得方式效率高。蜗 轮蜗杆传动的割草机机构方案简图如图22所示：2.2齿轮的计算部分2.2.1机构的动力计算草坪上的草为特殊纤维材料，较易剪断，不需要太大的载荷。通过实际运用中割草 机械的分析，可以假设剪一根草所需载荷为f = $N，同时剪草数量最多为500根。可 得F=250N；端面齿轮

24、上所受力的大小为：Fi = F2 =125N轮子提供转矩带动剪刀，进行机械运动。假设轮子的直径为D = 2mm ；轮子周长为 C = 628.3mm假定人的正常行走步数为500mm 1 s。假定刀具所受的力全部来自轮子的转矩所引起的运动。则。广 * X V 72WP =( 七 1 + Pf 2)/ = 138.9Wi，/门P = P /= 146.1W,/nn41 2，=p = 149.1W/n-2轴I上的所传递的功率大小为:轴上的所传递的功率大小为: 轮子所传递的功率大小为：轮2.2.2齿轮设计思路及要求手推式剪草机中的齿轮设计要求（1）合理选用模数：在现代变速箱设计中，各档齿轮模数的选择是

25、不同的。但为了经济性和用途的要求， 初选模数：m = 2。（2）合理选用压力角：对于同一分度圆的齿轮而言，若其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力角越 大时，基圆直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半径增大， 从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。合理选用螺旋角：为了保证齿轮传动的平稳性、低噪声和少冲击，所有齿轮都要选择较大的螺旋角， 一般都在30左右。（3）分析齿顶宽：对于正变位齿轮，随着变位系数的增大，齿顶高也增大，而齿顶会逐渐变尖。所以 必须对齿轮进行齿顶变尖的验算。（4）手推式剪草机中齿轮强度的计算方法概述我国的国家标准局所发表的渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法是参

26、照国际标准化 组织的计算方法所制定的，该方法比较全面地考虑了影响齿轮承载能力的各种因素，现 已成为目前最精确的、综合的齿轮强度计算方法。影响轮齿载荷的各种因素大致可归纳为四个方面，分别用四个系数来修正名义载 荷，这四个系数分别为使用系数、动载系数、齿向载荷分布系数、齿间载荷分配系数。 各种齿轮强度计算方法所采用的动载系数Kv在形式上有很大的差别，考虑的因素也不 相同。各种齿轮强度计算方法所采用的齿向载荷分布系数的计算方法各不相同。各种齿轮强度计算方法所采用的齿间载荷分配系数的处理上有很大差别。由于汽车变速箱的工作特性，使得轮齿的载荷是波动的，对于这种不稳定载荷的情 况。从以上四点可看出国际标准

27、化组织ISO的齿轮强度计算方法是一种比较合理、精确 的方法，所以在本论文中齿轮的设计计算采用此种方法。齿轮在传递动力时，轮齿处于悬臂状态，在齿根产生弯曲应力和其它应力，并有较 大的应力集中，为使齿轮在预定的寿命期内不发生断齿事故，必须使齿根的最大应力小 于其许用应力。2.2.3.齿轮设计过程（1）输出转矩设计：转速 n = %.5 X 60 = 113.04/min轴 I 上的转速 t nX =339-12 r /minp计算轮子传递的转矩轮一, * 6匕可得：=12334.57轴i上的转矩为：厂E 2 =3911.095（2）齿轮的参数设计：选择齿轮材料、热处理、精度等级及其齿数剪草机为一般

28、工作机器，齿轮选择常用材料及热处理，8级精度。小齿轮：40Cr（调 质），齿面硬度280HBS；大齿轮：45钢（调质），齿面硬度240HBS。二者硬度相差40HBS。选择小齿轮齿数：z1=23，大齿轮齿数：Z2=Z广iiZi = 69（3）基本参数的选择试选载荷系数：K,T.6选择的齿宽系数为：广0.8查得弹性系数为：巳=189哭顺。按齿面硬度查取接触疲劳极限：小齿轮：。H1M 720MPa ,大齿轮： H阮2=580MPa；（4）计算应力循环次数N假定工作机载荷有轻微冲击，每星期左右修剪一次草坪，每周工作8h，预期使用寿 命为50年。小齿轮的应力循环次数为：可得：吐=1.492乂 108大齿

29、轮的应力循环次数为：（5）计算接触疲劳许用应力查得接触疲劳寿命系数：小齿轮KHN1 = 1.02,大齿轮KHN2 = 0.92接触疲劳强度安全系数k =1.0 = NS .血1 = 591.6MPa(hsh i=2 6 62 MPa可得：d = 22.17 mm1td1t试算小齿轮分度圆直径(1)(2)(3)H为了保证制造工艺简单，取d1t= 40mmm = i = 1.74( mm)模数： 取标准模数m=2(mm)小齿轮分度圆直径:d = mz = 46mm大齿轮分度圆直径:d = mz = 138mm大齿轮齿宽B2 = b Ml = 36,8mm，圆整取b = 37mm ；小齿轮齿宽Bi

30、= 42mm (加宽5mm)(d + d )/a = i 2= 92mm中心距，2小齿轮齿全高 h1 = hai + hf 1 = 2 + 25 = 4,5mm 大齿轮齿全高 h = h + h = 2 + 2.5 = 4.5mm 齿轮的相关参数如下表所示：齿轮齿数模数齿形角全齿高大齿轮692.0204.5小齿轮232.0204.5表2-1齿数表(6) 计算载荷系数K查得使用系数Ka I.25圆门力 F = 2d = 17.5NK 125 x170 = 5.74 %查得动载荷系数Kv =1.17查得齿间载荷分配系数Kha = 1.2 , KFa = 1.2查得齿向载荷分布系数，T39, 一般经

31、仔细跑合，取Kh广Kfp= 1.2计算载荷系数K =疑凡.、广2.034(7) 修正计算：d1 d1 j% = 402.3町=43.33mm已取七=46 mm 43.33mm，符合接触疲劳强度条件。(8) 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核过程确定设计参数载荷系数 K- KKyKF K 耶=1.25 x 1.17 x1.2 x1.2 = 2.034小齿轮传递的转矩T1=3911-09Nmm查得齿形系数*oa = 2.69 , *a2 = 2.24 ;应力修正系数妇1 =1.58，妇2小5查得弯曲疲劳寿命系数：小齿轮Kfn 1 = 0.85,大齿轮Kfn 2 = .9按齿面硬度查得弯曲疲劳极限 Flim

32、:小齿轮 F lim1 = 620MPa ,大齿轮 f .450MPa计算弯曲疲劳许用应力AI取弯曲疲劳强度安全系数氏=1.3匚1 K = FN1F lim1由公式F 1 早，可得F卜4054MPat 1 =尸忡。印血2由公式F 2s,，可得Lf2=311.5MPa齿根弯曲应力= 2YY= 80.5MPa 1 = 2YY= 74.2MPaF1 bd m Fa1 Sa 1F 1 F2 bd m Fa1 Sa 1F 2结论:计算可得弯曲疲劳强度足够。2.3轴的计算部分2.3.1手推式剪草机中轴的设计(1) 选择轴的材料该轴无特殊要求，选择45钢调质处理,640MPa初步估算轴径：按扭转强度估算输入

33、端的最小轴径。按45钢，取C = 116d = C pi = 11630.1389 = 8.615四9.05根据公式 min2腥 1339.12，取dmin2 =10mm(2) 轴的结构设计轴 上零件的轴向定及位周向定位。从左轮子连接处向右取：10成质 T 12mm T 14mm T 12mm T 10mm。考虑轴的结构工艺性：考虑到轴的结构工艺性，在轴的左端和右段均制成2X 45。倒 角。(3) 轴的强度演算经结构设计之后，各轴段作用力大小和作用点位置、轴承跨距、各段轴径等参数均 已知。齿轮上作用力的大小转矩：7轮=1233457Ndimd = mn z = - 69 = 138(mm)齿轮

34、端面分度圆直径：2 cos & 2 cos0F = 27轮=170.05( N)圆周力：d 2F = F anr = 170.05 tan20 = 61.9(N)径向力：-cos &cos0轴向力：TF x E卜0(N)受力简图如32所示:垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩:F = F X 122.5 + F X 69 = 30.95(N)bv 122.5 +122.5Fdv = F - Fbv = 30.95(N)截面 C 处的弯矩为：Mcv左 = Fbv X 122.5 = 3791(m)水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩:F =七122,5 = 85( N)bh 122.5 +122

35、.5截面 C 处的弯矩为：Mch=bh X 122.5 T0412( Vm)MC左=Mc 左2 + Mg2 = 11081(0暨)M右 =M 右 2 + Mg 2 = 11081W 暨）图26水平面上截面的弯矩及合成弯矩：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，取a二。.6，该截 面上的计算应力:=48.57( MPa)JM 2 +(aT b - V通过查表可知：材料为45钢，调质处理的许用应力为卜一i = 60MPa，由于-I，故安全。2.3.2手推式剪草机中轴I的设计（1）选择轴I的材料该轴无特殊要求，选择45钢调质处理，b= 640MPa初步估算

36、轴径：按扭转强度估算输入端的最小轴径。按45钢，取C = 116d = C JP- = 1163，0.1461 =12.64 加咬13.27根据公式质腥1打13.04，取dmim =14mm（2）轴I的结构设计轴I上零件的轴向定位周向定位大齿轮在轴I上为对称定位，左右两端靠套筒定位，装拆，传力较为简单；两端轴 承常用同一尺寸，以便于加工、安装和维修；为便于拆装轴承，轴承处轴肩不宜太高。齿轮与轴的轴向固定采用普通平键联接。根据轴的直径查得齿轮处的键截面尺寸为贝h = 6mmx 6mm，配合为H7r6，滚动 轴承内圈与轴的配合采用基孔制。确定各段轴径和长度通过确定定位轴肩高度，从左轮 子连接处向右

37、取 14mm 16mm 18mm 22mm 18mm 16mm 14mm。考虑轴的结构工艺性：考虑到轴的结构工艺性，在轴的左端和右段均制成2 x 450倒角。 轴I的强度演算经结构设计之后，各轴段作用力大小和作用点位置、轴承跨距、各段轴径等参数均 已知。齿轮上作用力的大小转矩：Ti =3911Nmmd = mn z = - 23 = 46（mm） 齿轮端面分度圆直径：1 cos 3 1 cos00圆周力:F =号=170.05( N)1径向力:F = F anr = 170.05 tan20= 61.9(n) r t cos pcos0轴向力:F = F x tan p = 0(N)图27轴1

38、垂直面上受力简图垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩：八 F x 120.5 - F x 24.5 + F x 120.5 + F x 216.5F = 2 122 5122 51= 130.5( N)、=FFbv= 686(N)方向相反截面 C 处的弯矩为：MCV左=Fbv x 120.5 - F1 x 96 = 3725(N*)Mc 右=F x 96 - Fdv x 120.5 = 20266(Nm)图28轴I垂直面上截面的弯矩水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩:F = F x120.5 = 85(N) bh120.5 +120.5Fdh = F - Fh = 85(N)截面c处的弯矩为

39、：叫广七疽120-5-10246(-)图29轴I水平面上截面的支反力截面C处的合成弯矩为：M 左=M 左2 + McH2 = 10902(Nmm)M 右 =yj M 右 2 + M 2 = 22709( Nm)图210轴1水平面上截面的弯矩及合成弯矩按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，取a= 0.6，该截 面上的计算应力：、:M 2 +(aTb =21.44( MPa)通过查表可知：材料为45钢，调质处理的许用应力为一i=60MPa，由于 v一1 ，故安全。2.4刀具的设计计算部分2.4.1刀具的概述手推式剪切机采用刚性切割式，运动方式选择往复式运

40、动。往复式切割装置由上、下两组刀片组成，分动和双动两种运动方式。本设计采用单 动运动方式。单动切割器是动刀片在定刀上作往复运动；其特点是：S = f = f0，刀片的 行程与上、下刀片的距离均相等。剪切机的上、下刀片形状相同，剪切时，草两侧同时受到切割，在一个行程中，运 动速度的大小有变化，合理切割的方法是利用较大的速度来剪切。刀片的速度图如图2 11所示。剪刀自ao点向右运动时，其速度自零逐渐增加，在没有达到ai之前，因切 刀不相接触，不发生切割。刀片到达a1时，两刀刃开始接触，这时匕1称为始切速，然 后刀片继续向右运动而进入切割，直到刀片到达C1时，两刀刃相向接触完毕，这以后不 再切割，这

41、时匕1称为终切速。由匕1到匕1为切割速度的变化范围。由图211可知，匕1 大于终切速匕1。图211切割速度的变化在切割过程中，有些草是在被一刀刃顶斜着推向另一刀刃和剪切机前进而向前倾斜状态下切割的，使草丛表面稍欠平整。2.4.2刀具的运动分析刀片一个行程时间内机器前进的距离称为切刀的进程，以H表示，切刀一秒钟内运动的绝对距离为:=20 x 3 x 6 x0.5 x10.6283=286.49mmy = v x t = 500mm式中：V 机器的前进速度UPt1刀具水平运动的距离C轮子的周长t =匕 x 1 = = 0.07 s一个行程所需要的时间为：0 x286.49一个行程运动的绝对距离：x

42、 = 20mmy = v x t = 35mm可得切刀的进程H为：H = Vm x t0 = 35mm由于端面齿轮旋转一周刀具往复运动6次，刀具行程运动呈现对称的加速减速运动， 速度由0哭 -01 - 0 Zs变化，从0到达七1的所需的时间与七1到达0的时间均为 0.035s。运动分析可知，刀具呈现匀加速运动，运动方程式为:v = a x 0.035 a1a x 0.0352 = t1可得：v = 571.43mm / s a = 16326.5mm / s 2切刀的平均速度:0 + 571.432=285.7mm / sV6 p 0.571m将切刀的平均速度Vp与机器的前进速度？的比值6称为

43、刀机速比。据类似的茶树修剪机和采茶机的试验分析，可得动力转速较小的手推式剪草机传动的效率较高。2.4.2刀具的结构尺寸及相关参数刀片是切割装置的主要部件，由于使用条件和运动参数的不同，使刀片的参数随不 同的机型而有些差异。表22手推式剪草机的主要参数项目切割切割幅刀片刀片刀片往复刀片配套动力操作净重器的宽间距运动频率形状人数形式形式手推往复240mm20mm单动860r/min平形149.1W1人30kg式剪切割113r/min草机切割角的增大使切口变得不整齐。当刀片行程在13.545mm时，刀片的切割角0和 楔角6不影响剪草的质量。往复式刀刃的切割角0和楔角6如图212所示。()试验分析可知

44、行程与剪草质量的关系：刀片的刀距行程对剪草的质量没有显著的影响。剪草质量比较好的行程在20mm 40mm，碎片也相应较少。切割间距在10 30mm时，切口平整;切割间距在30mm以上时，切口就不平整；切割间距大于40mm时，采摘面就象抓采样的，漏采的也增多。切割速度比与正常草芽叶、碎片的关系手推式剪切机刀片的切割速度比在2.5以下时，正常芽叶多，碎片少。对采摘质量 没有大的影响。对类似作物的试验，任何往复刀片，当切割速度比在2.5以下时，正常 芽叶稍有减少的趋势；切割速比在2.5 10时，剪草质量无明显的差别。切割速度比在小于3时，剪草面切口出现明显的不平整。表23往复式刀片的主要技术参数 刀

45、片 动刀片往复式刀片20mm定刀片项目刀间距刀高 切割角刀角硬度（HRC）35mm14 4038。55 60642.5端面齿轮及拨杆的设计部分2.5.1端面齿轮和拨杆的概述手推式剪草机中端面齿轮和拨杆一对运动组合类似于凸轮和推杆，而拨杆的运动直 接影响其刀具的往复运动。由拨杆在端面齿轮凹凸曲面上的规则运动，从而带动刀具的 运动。2.5.2端面齿轮和拨杆的运动分析端面齿轮的形状如图213所示:对拨杆的运动要求为：当端面齿轮转过26时，推杆上升20mm； 0端面齿轮再转过26时，拨杆下降20mm； 0推杆继续转过8时，拨杆又停止不动。0运动状态如图214所示。图214运动分析图拨杆在端面齿轮130处安装，图中a与b为拨杆上升对应的端面齿轮所旋转的角度26o，c为8。在端面齿轮上拨杆与端面齿轮接触点旋转的角度所对应的行程为：026a =兀 d x= 29.5mm360八8c =兀 d x= 9.1mm360式中d为拨杆与端面齿轮接触点在端面齿轮上离中心