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1 南京林业大学南京林业大学 本科毕业设计本科毕业设计 题题目 目 割灌机的设计割灌机的设计 学学院 院 南方学院 专专业 业 机械设计制造及其自动化 学学号 号 N090301107 学生姓名 学生姓名 何玉敏 指导教师 指导教师 周凤芳 职职称 称 讲师 二二 O O O O 一一 三三 年年五月十九日五月十九日 2 割灌机的设计割灌机的设计 摘要摘要 割灌机作为营林机械的一种 用于林地清理 幼林抚育 次生林 改造和森林抚育采伐等割除灌木 杂草 修枝 伐小径木 割竹等作 业 我国灌木树种资源极为丰富 近几年来 为了防沙固沙 保持水 土 改善生态系统 维持生态平衡 正在持续大面积种植灌木 仅内 蒙古鄂尔多斯市就有沙生灌木 1200 多万亩 我国西部地区沙生灌木 资源也非常丰富且集中 根据沙生灌木的生物学特性 每 3 5 年就需 进行平茬 平茬后生长加快 萌发力加强 具有复壮作用 平茬收割 时若手工劳作 其劳动强度大且生产效率低 因此 为了提高生产效 率 割灌机必不可少 而本次设计的侧挂式割灌机就是其中一种简便 快捷的机具 割灌机能切割直径 18cm 以内的多种林木杂草 应尽可能小型便 携 以方便在地区崎岖 起伏不定的山林地带操作 灵活工作 动力 装置应符合国标要求 长期在恶劣的噪声环境中工作会导致职业性耳 聋 并且在 4KHz 附近容易产生听力损失 这是职业性耳聋的特点 所以割灌机工作时应尽量防止噪声过大 并使用消音器 要尽量减小 把手的振动 工作部分采用尼龙丝 圆锯刀片等作为切割部件 关键词关键词 割灌机 减噪 减震 3 BrushBrushBrushBrush cuttercuttercuttercutter designdesigndesigndesign SummarySummarySummarySummary Brush cutter as a silvicultural machinery for woodland clearing tending harvesting forest tending secondary transformation and shrubs such as circumcision weeds pruning cutting small diameter wood cut bamboo and other operations Our shrub rich in natural resources in recent years in order to sand and sand soil and water conservation improve the ecological systems maintain ecological balance ongoing large scale cultivation of shrubs Inner Mongolia Erdos City there is only desert shrubs more than 1 200 acres in western China region desert shrubs resources are very rich and concentrated according to the biological characteristics of desert shrubs every 3 5 years on the need for stubble stubble growth accelerated after germination force to strengthen with rejuvenation effect Stubble harvest if manual labor its labor intensive and low productivity therefore in order to improve production efficiency brush cutter is essential And the design of the side mount cutters is one of simple fast machines Brush cutting diameter 18cm function within a variety of trees weeds small portable as possible in order to facilitate regional rugged mountains fluctuating zone operation flexible working powered device should meet the requirements of national standards long in harsh noise environments work will lead to occupational deafness and prone to hearing loss 4KHz nearby which is the characteristics of occupational deafness so brush cutters work should try to avoid excessive noise and use the silencer handle to minimize vibration working part nylon filament such as a circular saw blade cutting parts KeywordsKeywordsKeywordsKeywords brush cutter noise reduction shock 4 目录目录 引言引言 第一章第一章技术任务书技术任务书 1 11 11 11 1 设计的依据设计的依据 1 1 1 21 21 21 2 产品的用途及使用范围产品的用途及使用范围 1 1 1 31 31 31 3 主要技术指标和重要技术参数主要技术指标和重要技术参数 1 1 1 41 41 41 4 主要工作原理主要工作原理 2 2 1 51 51 51 5 国内外研究状况国内外研究状况 2 2 1 5 11 5 11 5 11 5 1 国内外发展概述国内外发展概述 1 5 21 5 21 5 21 5 2 常见的割灌机械分类及其割灌原理常见的割灌机械分类及其割灌原理 1 61 61 61 6 离合器的设计离合器的设计 5 5 1 6 11 6 11 6 11 6 1 确定总体设计方案确定总体设计方案 6 6 1 6 21 6 21 6 21 6 2 确定离合器需要传递的扭距确定离合器需要传递的扭距 6 6 1 6 31 6 31 6 31 6 3 摩擦式离合器摩擦片参数与尺寸计算摩擦式离合器摩擦片参数与尺寸计算 6 6 1 6 41 6 41 6 41 6 4 摩擦式离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算摩擦式离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算 8 8 1 6 51 6 51 6 51 6 5 圆盘摩擦离合器轴平键参数与尺寸计算圆盘摩擦离合器轴平键参数与尺寸计算 1010 1 71 71 71 7 机构设计与用户的一致性设计机构设计与用户的一致性设计 1313 第二章第二章设计计算说明书设计计算说明书 2 12 12 12 1 设计方案论证设计方案论证 1414 2 1 12 1 12 1 12 1 1 割灌机的设计原理割灌机的设计原理 1414 2 1 22 1 22 1 22 1 2 方案的选择方案的选择 1414 5 2 1 32 1 32 1 32 1 3 机构的动力选择机构的动力选择 1515 2 22 22 22 2 齿轮的设计齿轮的设计 1616 2 2 12 2 12 2 12 2 1 设计参数设计参数 1616 2 2 22 2 22 2 22 2 2 轮齿的受力分析轮齿的受力分析 1919 2 2 32 2 32 2 32 2 3 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算 2020 2 2 42 2 42 2 42 2 4 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 2222 2 2 52 2 52 2 52 2 5 曲齿锥齿轮传动曲齿锥齿轮传动 2323 2 2 62 2 62 2 62 2 6 齿轮箱的降噪研究齿轮箱的降噪研究 2525 2 32 32 32 3 把手振动分析把手振动分析 2 3 12 3 12 3 12 3 1 主要振源分析主要振源分析 2727 2 3 22 3 22 3 22 3 2 把手振动测试与频谱分析把手振动测试与频谱分析 2828 2 3 32 3 32 3 32 3 3 振动分析小结振动分析小结 2929 3 3 3 3 割灌机的使用注意事项割灌机的使用注意事项 3 3 3 3 1 1 1 1 使用注意事项使用注意事项 3131 3 23 23 23 2 使用保护用品使用保护用品 3333 4 4 4 4 结论结论 致谢致谢 参考文献参考文献 附录附录 6 引言引言 割灌机主要用于草坪修剪 幼林抚育 林地清理 以及果园 牧 场的割草 装上附件还可用于水稻 小麦等农作物的收割 是一种用 途广泛的农林机械 目前 全世界割灌机的年产量有好几万台 其中 日本是世界上生产和使用割灌机最多的国家之一 我国割灌机的研制 起步较晚 而且产量低 品种少 且基本上都是侧挂式割灌机 已远 远不能满足国民经济飞速发展的需要 作为世界农业大国 割灌机在 我国潜在着巨大的市场 开发高性能割灌机已势在必行 7 第一章第一章技术任务书技术任务书 1 11 1 设计的依据设计的依据 割草机主要用在园林方面 割除林中的灌木 杂草以利林木的生 长 行人的走动 近几年城市草坪的大量种植 一些小草坪的修剪 树根周围等草坪修剪机达不到的地方的草坪修剪都可以用割灌机来 完成 我国灌木树种资源极为丰富 近几年来 为了防风固沙 保持 水土 改善生态系统 维持生态平衡 正在持续大面积种植灌木 我 国西部地区沙生灌木资源也非常丰富且集中 根据沙生灌木的生物学 特性 每 3 5 年就需进行平茬 平茬后生长加快 萌发力加强 具有 复壮作用 平茬收割时若手工劳作 其劳动强度大且生产效率低 因 此只有使用专业的割灌机械才能提高生产效率 我国林木收获机械产业化起步晚 与欧美等发达国家相比在技 术 制造手段和工艺等方面都还有一定的差距 主要是产品的品种不 全 适应性和配套性差 产品的技术水平比较低 1 21 2 产品的用途及使用产品的用途及使用 割灌机 又称割草机或机动镰 通过动力不同分为电动和内 燃动力 内燃动力分为二冲程和四冲程汽油机 通过传动方式不 同分为软轴传动和直杆传动 用途十分广泛 如园林绿化 庭院 维护 公路清理 森林防火 庄稼收获等 1 31 3 主要技术指标和重要技术参数主要技术指标和重要技术参数 1 整机重量 8kg 8 2 振动加速度 a 7m s 2 3 耳旁噪声 90dB 4 修剪灌木杂草株径 20mm 1 41 4 主要工作原理主要工作原理 作业时 发动机输出端带动离合器转动 由于受到离心力的 作用 离合块与离合碟产生摩擦力从而使离合碟转动而带动传动 轴转动 轴的另一端选用直齿圆锥齿轮减速器控制刀片转速 将 传动轴的铝合金套管上的钩环挂在操作者肩下的背带上 握住手 把 横向摆动硬轴 即可完成切割杂草 灌木等作业 1 51 5 国内外研究状况国内外研究状况 1 5 11 5 1 国内外发展概述国内外发展概述 国内国内 我国园林收获产业化起步比较晚 与工业发达国家比在技 术 制造手段和工艺方面都有较大差距 主要因为产品品种不全 适 应性和配套性差 产品技术水平比较低 我国割灌机的开发研究起步 于20世纪60年代 1992年黑龙江省木材采运研究所研制出2G 200型悬 挂式割灌机 辽宁省法库县农机推广站对东风 2型小麦收割机进行了 设计改造 改造9GY 2 3型牧草收割机 实现一机多用 山西省广灵 县新特服务部研制成功了柠条收割机和麻黄收割机 福建省林科所研 制成功2GB 081型背负式割灌机 1999年广西省柳州索罗小型动力机 厂研发出具有国内先进水平的3GC 1 5割灌机 国外 国外 国外对割灌机的开发研究比较早 起点和水平都比较高 9 广泛采用现代科学技术 如工程塑料 CDI无触点电子点火等 机体 质量轻 功率大 操作灵巧 形成系列产品 以德国SHIHL公司 SOLO 公司为代表 日本生产的割灌机型号很多 其中Xenoah杰纳亚割灌机 型号最多 前苏联生产的Cekop 3型割灌机可用于幼林的抚育 灌木 的采伐和割草等 该机可用于大面积的除灌作业 此外 中小型的灌 木收割机还有瑞典制造的帕尔 特内尔B173和胡思可法尔165E割灌 机 后者还带有可以更换的尼龙除草丝转盘 德国制造的FS200AV割 灌机上还配有减震装置 英国制造的大型灌木切割机有撒布列除灌 机 12型灌木切碎机 横轴甩锤式除灌机和水平甩锤式除灌机 目前 欧美各国几乎所有的农机公司生产灌木收割机械已经形成系列化 主 要结构和技术性能指标已没有太大变化 只是在操作舒适性和电子计 算机应用方面有所改进 1 5 21 5 2 常见的割灌机械分类及其割灌原理常见的割灌机械分类及其割灌原理 营林机械的一种 用于林地清理 幼林抚育 次生林改造和森林 抚育采伐等割除灌木 杂草 修枝 伐小径木 割竹等作业 在割灌 机上配备一些可更换的附加装置或设备 还可用于收割稻麦等农作物 以及抽水 打穴钻孔 喷施农药等作业 割灌机的研制同小型动力机 械的发展有密切关系 第二次世界大战后 联邦德国 美国 瑞典 等生产油锯的厂家将传动轴和切割工作部件作为油锯的附件 供割 草 割灌木使用 在此基础上 日本引进并研制成便携式割灌机 割灌机根据作业方式可分为 3 种类型 便携式割灌机 又分为侧挂式和背负式两种 10 侧挂式割灌机采用硬轴传动 主要由发动机 传动系统 离合 器 工作部件 操纵装置和侧挂皮带等组成 在传动轴的一端配置 0 75 2 千瓦的单缸二冲程风冷汽油机和离心式摩擦离合器 另一 端安装由减速器和切割刀具组成的工作部件 工作部件的类型很多 常用的为圆锯片 刀片或尼龙丝 作业时 将传动轴的铝合金套管上 的钩环挂在操作者肩下的背带上 握住手把 横向摆动硬轴 即可完 成切割杂草 灌木等作业 机具重约 6 12 千克 转速约 4500 5000 转 分 背负式割灌机 用软轴传动 一般构造与侧挂式割灌机相 似 不同的是其发动机背在操作者背上 切割部件由软轴传动 发动 机功率一般为 0 75 1 2 千瓦 发动机与背架之间以两点联接并装 有特制橡胶件以隔振 软轴为套装在软管内的钢丝挠性轴 用以传递 扭矩 软管为敷有橡胶保护套的金属编织网包住的钢带缠卷的螺纹 管 以防尘土侵入轴内并保持轴表面的润滑油 割幅一般在1 5 2 米之间 手扶式割灌机 由行走轮支承机具重量 由人推动机器前进 由 发动机驱动工作部件进行切割灌作业 其构造和工作原理同便携式割 灌机相似 悬挂式割灌机 悬挂在拖拉机后面 由动力输出轴驱动工作部件 旋转 适用于大面积割灌作业 主要由机架 锯片 传动装置 悬挂 装置和推板等组成 割灌作业时 拖拉机后退行驶 工作速度为 5 公 里 小时 可锯直径为 10 厘米的灌木 割灌机的发展趋势是用新型材料以进一步减轻重量 采用低振动 11 发动机和先进的减振隔振装置并合理配置机件 以减少振动对人体的 危害 提高机械的加工和装配精度 改进吸排气系统 以减低噪声 增设各种安全保护装置 以提高作业安全性 在悬挂式割灌机上增设 灌木切碎装置 简化割下灌木的清理工序 1 61 6 离合器的设计离合器的设计 离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内 用螺钉将离合器总 成固定在飞轮的后平面上 离合器的输出轴就是变速箱的输入轴 离 合器类似于开关 接合或断离动力传递作用 离合器机构其主动部分 与从动部分可以暂时分离 又可以逐渐接合 并且在传动过程中还要 有可能相对转动 离合器的主动件与从动件之间不可采用刚性联系 离合器分为电磁离合器 磁粉离合器 摩擦式离合器和液力离合 器 本次设计选择摩擦式离合器 其特点更符合本次设计的要求 如图1所示的摩擦式离合器 图1 1 摩擦式离合器 12 图1 2 摩擦式离合器三视图 1 6 11 6 1确定总体设计方案确定总体设计方案 由于滑块为两块 而离合器允许外径偏小 考虑到便于布置零件 故采用压缩弹簧的形式 离心块与被动盘间隙取为1mm 满足要求且 便于计算 滑块离心式摩擦离合器主要用于草坪机械 1 6 21 6 2确定离合器需要传递的扭距确定离合器需要传递的扭距 离合器安装轴转速离n 发n 6000r min 根据公式 n p T9550 可得 T 工 9550 6000 1 5 2 3875 N m Mf maxeM N m 式中 1 扭距储备系数 一般 1 2 2 此处取 1 2 故 Mf maxeM T 工 1 2 2 3875 2 865 N m 1 6 31 6 3摩擦式离合器摩擦片参数与尺寸计算摩擦式离合器摩擦片参数与尺寸计算 13 摩擦盘工作面平均直径计算公式 DP 2 5 4 d 摩擦盘工作面外直径 D1 1 25Dp 摩擦盘工作面内直径 D2 0 75Dp 但经验算与校核 所取值不能满足条件 不能采用 因此 改取 摩擦盘外直径 D1 120mm 内直径 D2 90mm 由公式的 DP 2 1 D1 D2 2 1 120 90 105mm 摩擦盘宽度 b 2 DD21 2 90 120 15mm 摩擦面对数 m 1 摩擦盘脱开时所需的间隙取1mm 根据公式 Tc VmKK KT 确定计算转矩 其中 T 为离合器理论转矩 可取最大工作转矩 即T 4 011N m K 为离合器工况系数 根据 机械设计手册 6 222页表6 3 3查 表 此处 K 取1 2 Km 为离合器接合频率系数 根据 机械设计手册 6 222页表6 3 4 查表 Km 取1 KV为 离 合 器 滑 动 速 度 系 数 根 据 公 式 m 60000 nDp m s 60000 6000105 32 97 m s 根据 机械设计手册 6 222页表6 3 5查表 可得 KV 0 924 可得 Tc 924 0 1 4011 2 1 5209 N cm 压紧力 Q m D T2 P c 为摩擦面的摩擦系数 本设计采用黄铜 取0 17 代入后 Q 117 05 10 52092 3830 N 14 许用传递转矩 应满足Tcp 8 1 D1 2 D 2 2 mDp1pKp Tc 其中 pp为许用压强 根据 机械设计手册 6 232页表6 3 16查 表 本设计取20 40N cm 2 K1为摩擦片数修正系数 根据 机械设计手册 6 238页表6 3 20 查表 取 K1 1 将参数代入公式得 Tcp 8 1 12 2 92 10 5 1 0 17 40 1 8828 N cm 因此可知Tcp Tc 满足校核条件 21 摩擦面压强 应满足 p D D 4Q 2 2 2 1 pp 将已知量代入公式可得 p 9 12 38304 22 37 44 N cm 2 根据 机械设计手册 6 232页表6 3 16查表 知许用压强为20 40N cm 2 所以符合 1 6 41 6 4摩擦式离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算摩擦式离合器圆柱螺旋压缩弹簧参数与尺寸计算 1 原始条件 最小工作载荷 P1 0 N 最大工作载荷 pn3830 N 工作行程 h 8 mm 端部结构 端部并紧 磨平 两端支撑圈各一圈 弹簧材料 碳素弹簧钢丝 C 级 2 参数计算 初算弹簧刚度 P P h p 1np 8 0 3830 478 75 N mm 15 工作极限载荷n jPP 故jP 3830 N 弹簧材料直径 d 及弹簧中径 D 与有关参数 根据jP与 D 条件从 机械设计手册 11 24页表11 2 19查表得 有效圈数 n n p P d 75 478 1543 3 22 圈 按照 机械设计手册 11 17页表11 2 10取标准值为 n 3 25 总圈数 n1 n 2 3 25 2 5 25 圈 弹簧刚度 P P n P d 25 3 1543 474 77 N mm 工作极限载荷下的变形量jF n j 3 25 2 991 9 72mm 9 7mm 节距 t t n Fj d 25 3 7 9 10 12 98mm 自由高度 H0 nt1 5d 3 25 12 98 1 5 10 57 2mm 根据 机械设计手册 11 17页表11 2 12取标准值为 H0 58mm 弹簧外径 D2 D d 40 10 50mm 弹簧内径 D1 D d 40 10 30mm 螺旋角 D t arctan 40 98 12 arctan 5 897 0 展开长度 L L cos Dn 1 0 897 5cos 25 5 40 663 24mm 验算 dD jP jPd 104046152 9911543 16 最小载荷时的高度 H1 H0 P P1 58 3 263 0 58mm 最大载荷时的高度 0nH H 58 P Pn 75 478 3830 50mm 极限载荷时的高度 0jH H 58 P Pj mm50 75 478 3830 实际工作行程 h H1 Hn 58 50 8mm 高径比 b D H0 40 58 1 45 2 6 符合条件 不必进行稳定性验算 1 6 51 6 5圆盘摩擦离合器轴平键参数与尺寸计算圆盘摩擦离合器轴平键参数与尺寸计算 1 摩擦盘用平键参数选择 根据要求 离合器轴与摩擦片间连接采用平键连接 离合器 主动摩擦盘安装轴直 径为20mm 查表选用以下尺寸的平键 轴的公称 直径 d 键尺寸 b h键槽 深度半径 轴 t1毂 t2最小最大 17 226 63 52 80 160 25 长度 L28 2 键连接的强度计算 ppp Dkl T2 其中 T 为转矩 T 52090N mm D 轴的直径 D 20mm k 键与轮毂的接触高度 k 2 8mm 即 t2 l 键的工作长度 mm 选用 B 型平键 l L 28mm 17 pp 许用挤压应力MPa 按照 机械设计手册 5 227 页表5 3 17查表得pp 取100 120MPa 代入公式得ppp MPa441 66 28 8 2 20 52090 2 满足校核条件 3 键连接的强度计算 根据题目要求 此处为平键的静联接 应用的计算公式为 ppp Dkl T2 其中 T 为转矩 T 52090N mm D 轴的直径 D 25mm k 键与轮毂的接触高度 k 3 3mm 即 t2 l 键的工作长度 mm 选用 B 型平键 l L 28mm pp 许用挤压应力MPa 按照 机械设计手册 5 2 页表 5 3 17 查表得pp 取 100 120MPa 代入公式得ppp MPa1 45 28 3 3 25 52090 2 满足校核条件 4 圆盘摩擦离合器轴承参数与尺寸选用 此处轴承的作用是传递轴向力 因此选用推力球轴承 轴直 径 d 25mm 按照 机械设计手册 7 418页表7 2 94查表 选用以下单 向推力球轴承 此型号推力球轴承满足离合器使用要求 5 圆盘摩擦离合器其他参数与尺寸确定 垫片 根据离合器安装轴尺寸 查 机械设计手册 5 150 18 页表5 1 157选取平垫圈 C 级 GB T95 2002 公称直径 d 12mm 外径 d2 24mm 内径 d1 13 5mm 厚度 h 2 5mm 螺栓 根据离合器安装轴尺寸 查 机械设计手册 5 86页表 5 1 83 选取 M12的螺栓 基本尺寸 mm d25 D42 T11 基本额定载荷 kN Ca15 2 C0a30 2 最小载荷常数A0 005 极限转速 r min 脂4300 油6000 质量 kgW0 055 轴承代号51000型51105 其他尺寸 mm D126 D142 r0 6 安装尺寸 mm da35 Da32 r a0 6 19 1 71 7 机构设计与用户的一致性设计机构设计与用户的一致性设计 从机构运动的功能出发 按变异 组合法和类比法完成机构的 构件和设计 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 理论上验证设计的可行性 然后进行样机制作 外观简单美观 拆装方便 质量轻 适合家庭用户使用 噪声降低 振动降低 大大减少对操作者的伤害 采用齿轮机构 实现减速 提高整机的工作效率 解决了普通 割灌机工作效率不高的问题 采用的割灌高度调节机构 解决了目前手动割灌机不易实现高 度调节的问题 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 20 第二章第二章设计计算说明书设计计算说明书 2 12 1 设计方案论证设计方案论证 2 1 12 1 1 割灌机的设计原理割灌机的设计原理 侧挂式割灌机采用硬轴传动 主要由发动机 传动系统 离合器 工作部件 操纵装置和侧挂皮带等组成 在传动轴的一 端配置 0 75 2 千瓦的单缸二冲程风冷汽油机和离心式摩擦离 合器 另一端安装由减速器和切割刀具组成的工作部件 工作部 件的类型很多 常用的为圆锯片 刀片或尼龙丝 作业时 发动 机输出端带动离合器转动 由于受到离心力的作用 离合块与离 合碟产生摩擦力从而使离合碟转动而带动传动轴转动 轴的另一 端选用直齿圆锥齿轮减速器控制刀片转速 将传动轴的铝合金套 管上的钩环挂在操作者肩下的背带上 握住手把 横向摆动硬轴 即可完成切割杂草 灌木等作业 2 1 22 1 2 方案的选择方案的选择 套管采用小直径薄型铝合金管 操纵把手用铝套管 传动轴 采用拉光圆钢 一头为 M7 螺纹与离合碟相连 另一端为直齿圆 锥齿轮的小齿轮相连 这样大大简化了结构 减轻了质量 套管内置五只带橡胶套的滚针轴承 大大减少了传动轴传递 到套管的振动 离合器与套管之间用减振器隔开 以消除发动机 传到把手处的振动 用偏置式把手 使得侧挂后刀片位于人体的正前方 方便操 21 作者 同时 操纵把手可绕夹持中心旋转 并可任意调整操作者 与杆身的位置 以适应工作时的自然姿势 一体式油门把手采用油门锁定 启动及停火装置 以确保油 门不会因误操作而高速空转 启动时保持一定的油门开度及突遇 紧急情况时可迅速停火 采用外形美观的偏置式防护罩有效地挡住切割时甩出的杂 草 挂钩一侧加衬板 以减少机具与人的摩擦 加厚加宽背带及 衬里 可大大减轻操作者长时间工作的疲劳 2 1 32 1 3 机构的动力选择机构的动力选择 配套发动机的选择是整机的关键 整机要求以割草为主 同 时也能割灌 这样就需要发动机功率在 1kW 左右 排量在 30 到 40 之间 同时质量在 3kg 左右 在此 动力选择如下 型号1E36F 型式单缸 风冷 二冲程汽油机 排量33 6cc 最大功率1 1kW 7500r min 最大扭矩1 7N m 5000 6000r min 油箱容积0 6L 化油器泵膜式 泵式加浓 点火方式无触点飞轮磁电机点火 22 磁电机TCI 燃油牌号90 号汽油 润滑油牌号二冲程专用润滑油 L ERA 火花塞型号M7 启动方式自回式手拉绳启动 质量2 88kg 2 22 2 齿轮设计过程齿轮设计过程 减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传 递转矩的作用 在现代机械中应用极为广泛 减速器按用途可分 为通用减速器和专用减速器两大类 两者的设计 制造和使用特 点各不相同 选用减速器时应根据工作机的选用条件 技术参数 动力机的性能 经济性等因素 比较不同类型 品种减速器的外 廓尺寸 传动效率 承载能力 质量 价格等 选择最适合的减 速器 减速器是一种相对精密的机械 使用它的目的是降低转速 增加转矩 本次设计所使用的减速器为锥齿轮减速器 由于工作要求的 不同 锥齿轮传动可设计成不同的形式 而这次设计的小型便携 式割灌机使用的是常用的轴交角的标准直齿锥齿轮传动的强度 计算 22 2 2 12 2 1 设计参数设计参数 直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值的 在强度计算时 则以齿宽中点处的当量齿轮作为计算的依据 对轴交角 120 的 23 直齿锥齿轮传动 其齿数比 u 锥距 R 分度圆直径1d 2d 平 均分度圆直径1md 2md 当量齿轮的分度圆直径1vd 2vd之间的关 系分别为 21 22 tancot 11 d d z z u a 大 小齿轮均选用 45 钢 选用 8 级精度 选取1z 16 2z 22 则 u 16 22 1 375 02737 36 22 16 2 1 arctan1 z z 97263 53 16 22 1 2 arctan2 z z mmd161 mmd222 2 1 22 2 1 2 2 2 1 u d dd R b 计算得mmR601 13 R b d d d dmm 5 01 2 2 1 1 c 令 R b R 称为锥齿轮传动的齿宽系数 通常取35 0 25 0 R 最常用的值为3 0 于是 Rmdd 5 01 d 计算得 7649 185 01 6472 135 01 22 11 Rem Rem dd dd 当量直齿圆柱齿轮的分度圆半径vr与平均分度圆直径md的关 系式为 cos2 m v d r e 现以mm表示当量直齿圆柱齿轮的模数 亦即锥齿轮平均分度 圆上齿轮的模数 简称平均模数 则当量齿数vz为 24 cos z m d z m v v f 当量齿轮的齿数比 2 1 2 u z z u v v v g 显然 为使锥齿轮不致发生根切 应使当量齿数不小于直齿圆 柱齿轮的根切齿数 另外 由式 d 极易得出平均模数mm和 大端模数 m 的关系为 Rmmm 5 01 h 计算得0 85295mm mm 顶隙 c c me 0 2 1 0 2mm 大端齿顶高 ha1 1 x1 me 1 0 18 1 1 18mm ha2 0 82mm 大端齿根高 hf1 1 c x1 me 1 0 2 0 18 1 1 02mm hf2 1 c x2 me 1 0 2 0 18 1 1 38mm 全齿高 h 2 c me 2 0 2 1 2 2mm 齿根角 f1 Re h arctan 1f 4 28884 0 f2 e 2 R arctan fh 5 79358 0 齿顶角 a1 f2 5 79358 0 a2 f1 4 28884 0 顶锥角 1a 11a36 02737 0 5 793580 41 820950 2a22a 53 97263 0 4 288840 58 261470 根锥角 f111f36 02737 0 4 288840 31 738530 22f 2f53 97263 0 5 793580 48 179050 大端齿顶 圆直径 cosh2 d d11a1e1ae16 2 1 18 0 808736 17 909mm cosh2 d d22a2e2ae22 2 0 82 0 588171 22 965mm 25 当量齿数 cos z z 1 1 1v19 784mm cos z z 2 2 2v37 404mm 当量齿轮分度圆 dv1 dm1 u 1 u2 16 875mm dv2 u 2d v1 31 904mm 当量齿轮根圆 dvb1 dv1cos 15 857mm dvb2 dv2cos 29 980mm 当量齿轮传动中心距 av d d 2 1 2v1v24 390mm 2 2 22 2 2 轮齿的受力分析轮齿的受力分析 直齿锥齿轮齿面上所受的法向载荷nF通常都视为集中作用 在平均分度圆上 即在齿宽中点法向截面NN Pabc 平面 内 与圆柱齿轮一样 将法向载荷nF分解为切于分度圆锥面的周向分 力 圆周力 tF及垂直于分度圆锥母线的分力 F 再将力 F分解 为径向分力1rF及轴向分力1aF 小锥齿轮轮齿上所受各力的方向 如图 10 2 所示 各力的大小分别为 图 2 1 直齿锥齿轮的轮齿受力分析 1 12 m t d T F 211costanatrFFF 211sintanrtaFFF cos t n F F 26 式中 1rF与2aF及1aF与2rF大小相等 方向相反 2 2 32 2 3 齿根弯曲疲劳强度计算齿根弯曲疲劳强度计算 直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似地按平均分度圆处的当 量圆柱齿轮进行计算 因而可直接沿用式 F SaFat SaFOF bm YYKF Y 得 F m SaFat F bm YYKF 直齿锥齿轮的载荷系数同样为 KKKKKvA 其中使用系数 AK可查表得到 取25 1 AK 动载系数vK可按图 10 3 中低一级 的精度线及 smvm 查取 图 2 2 动载系数VK值 齿尖载荷分配系数 HK及 FK可取为 1 齿向载荷分布系数可按下 式计算 beHFHKKK 5 1 式中 beHK 是轴承系数 可从图 10 4 中查取 引入式 h 得 F Rm SaFat F b YYKF 5 01 1 27 KA 1 25 VK 1 16 K K H F1 65 K K H F1 0 Ft 350N FaY SaY分别为齿形系数及应力校正系数 按当量齿轮vz 应用 小轮和大轮的支承 两者都是两端轴 承 一个两端支承一 个轴臂 两者都是悬臂 飞机1 001 101 25 车辆1 001 101 25 工业用 船舶用1 101 251 50 表 2 1轴承系数beHK vzz 171819202122 FaY 2 972 912 852 802 762 72 SaY 1 521 531 541 551 561 57 vzz 232425262728 FaY 2 692 652 622 602 572 55 SaY 1 5751 581 591 5951 601 61 表 2 3 齿形系数FaY及应力校正系数SaY 引入式 b 得 2 1 2 1 2 1 2 1 u mz u dRbRRR 并将 1 1 1 1 1 1 5 01 222 Zm T Zm T d T F Rmm t 28 代入上式可得 F SaFa RR YY uz KT m 3 22 1 2 1 15 01 4 2 式 1 为设计计算公式 式 2 为校核计算公式 两式中F F 的单位为aMP m 的单位为 mm 其余各符号的意义和单位同 前 2 2 42 2 4 齿面接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度计算 直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度 仍按平均分度圆处的当量 圆柱齿轮计算 工作齿即为锥齿轮的宽度 b 按式计算齿面接触 疲劳强度时 式中的综合曲率为 21 111 vv 得 vmud 1 1 sin cos21 1 1 j 将式 j 即 2 uuv 1 cos 2 1 u u 等代入下式 并令接触线长度 bL 得 H RR HEE m t E ca H u KT ZZZ udb KF Z P d 3 1 2 1 2 1 1 5 01 41 1 sin cos2 cos 对 20 的直齿锥齿轮 5 2 HZ 于是可得 H RR EH u KT Z d 3 1 2 1 5 01 5 3 29 3 2 1 2 1 5 01 92 2 u KT d R H EZ 4 式 3 为设计计算公式 式 4 为校核计算公式 两式中F F 的单位为aMP m 的单位为 mm 其余各符号的意义和单位同 前 复合齿形系数 YFS1 4 5 YFS2 4 45 重合度系数 Y 0 25 V 75 0 0 71 锥齿轮系数 YK l b b l 1 4 1 bm 2 bm 1 载荷分配系数 YLS 2 LS Z 1 齿根弯曲应力计算值 1F784N mm 2 Y Y 1FS 2FS 1F2F775N mm 2 齿根许用弯曲应力 XRrelTrelT NT minF FE FPYYYY S 齿根抗弯疲劳强度基本值 2 FEmm N1200 寿命系数 1 YNT 长期工作 取为无限寿命设计 相对齿根圆角敏感系数 1 RrelT 相对齿根表面状况系数 1 RRrelT 尺寸系数 Y Y2x1x1 最小安全系数 4 1 SminF 许用弯曲应力值 2FP1FP857N mm 2 齿根弯曲强度校核结果 1FP1F 2FP2F 6 7mn 时 采用齿轮与轴分开为两个零件的 结构 如低速轴与大齿轮 此时齿轮与轴的周向固定平键联接 轴上零件利用轴肩 轴套和轴承盖作轴向固定 轴承是利用齿轮 旋转时溅起的稀油 进行润滑 箱座中油池的润滑油 被旋转的 齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上 沿内壁流到分箱面坡口后 通过 导油槽流入轴承 当浸油齿轮圆周速度 2m s 时 应采用润 滑脂润滑轴承 为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂 可采用挡油 环将其分开 为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内 在轴承端 盖和外伸轴之间装有密封元件 箱体 箱体是减速器的重要组成部件 它是传动零件的基座 应具有足够的强度和刚度 箱体通常用灰铸铁制造 对于重载或 有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体 单体生产的减速器 为了简化工艺 降低成本 可采用钢板焊接的箱体 灰铸铁具有 很好的铸造性能和减振性能 为了便于轴系部件的安装和拆卸 箱体制成沿轴心线水平剖分式 上箱盖和下箱体用螺栓联接成一 体 轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔 而轴承座旁的凸台 31 应具有足够的承托面 以便放置联接螺栓 并保证旋紧螺栓时需 要的扳手空间 减速器附件 为了保证减速器的正常工作 除了对齿轮 轴 轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外 还应考虑到为减 速器润滑油池注油 排油 检查油面高度 加工及拆装检修时箱 盖与箱座的精确定位 吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计 2 1 62 1 6 齿轮箱的降噪研究齿轮箱的降噪研究 随着割灌机日益广泛的使用以及人们对劳动保护意识的增 强 其噪声对人体的危害越来越引起人们的重视 根据国外资料 统计 当工作环境噪声超过90dB A 耳聋的发病率呈急剧上升 趋势 国际标准化组织 ISO 规定每天暴露8小时持续噪声允许值 为90dB 噪声级每增加3dB A 暴露时间应减半 但最高不得 超过115dB A 齿轮箱噪声分析 割灌机齿轮箱由箱体 齿轮 轴承 轴等零件组成 高速运 转的传动件所产生的机械噪声是整机的主要噪声源之一 研究齿 轮箱噪声产生的原因及控制方法对整机降噪具有重要的意义 从割灌机齿轮箱的噪声激励流程图 图2 中可以看出 齿 轮箱的噪声源来自齿轮和轴承的振动 这些声源在传播过程中 又激励箱体辐射空气噪声 因此 直接控制齿轮和轴承的噪声强 度是齿轮箱降噪最有效 最根本的方法 32 噪声产生机理 图2 3表示一对啮合的传动齿轮 齿轮副在传动过程中 整 个啮合线上齿廓间相对滑动速度的大小是随着啮合位置的不同 而改变 以啮合的起点A和终点C的相对滑动速度最大 在节圆切 点B处为零 同时相对滑动速度的方向也在B处开始改变 由于两 齿面间具有相对滑动并存在滑动摩擦力 这种摩擦力的大小和方 向的改变导致了齿轮的节线冲力 其大小和持续时间与齿轮的传 递力 齿面的摩擦系数和相对滑动速度等因素有关 齿轮在传递扭矩时 由于受到力的作用 必然会产生一定程 度的弹性变形 这就使后面新啮合的齿得不到理论齿廓的平滑 接触 再加上齿轮的制造误差 安装误差等原因 导致齿轮在运 转中发生齿与齿之间的碰撞并产生啮合冲力 其大小与齿轮的 类型 设计参数和加工精度等因素有关 在齿轮啮合过程中 节线冲力和啮合冲力是齿轮振动和噪 声的激振源 此外 提高齿轮加工精度 增加研磨工艺 都能降低齿轮 噪声 轴承的降噪 齿轮箱轴承噪声主要由轴承圈的波纹度 椭圆度及滚珠的圆 度等几何形状误差及表面质量引起的 若滚道表面或滚珠上出现 毛刺 伤痕 锈斑等缺陷时 会引起强烈的高频噪声 合理选用 轴承类型及配合精度是轴承降噪的关键 割灌机齿轮箱采用向心 33 球轴承对降噪较为有利 因为轴的转速高 轴向力小 向心球 轴承对装配精度等反应不如其他类型轴承敏感 轴承内 外圈的 配合选择 尤其是外圈与支承孔的配合至关重要 配合过紧 不 但提高了传声性 还会使滚道变形 径向间隙减小 导致噪声的 增大 配合适当能使轴承与支承孔接触处的油膜对外圈振动产生 阻尼 从而减小噪声 此外 适当提高轴承精度也十分必要 箱体降噪措施 由图2 4可知 箱体虽然不是噪声源 但由于它具有较大的 辐射面 很容易被其它噪声源激励并产生振动向外辐射空气噪 声 若齿轮的啮合频率或轴承的振动频率与箱体的固有频率相同 或接近时会产生共振 发出强烈的噪声 因此 在设计箱体时应 注意提高箱体的密闭性 使它尽量隔绝空气噪声的传播 箱体尺 寸应尽可能紧凑 以减少声辐射面积 箱体应具有合适的壁厚 使箱体的固有频率远离噪声源的频率 结论 割灌机齿轮箱的降噪方法归纳起来主要是从声源及传播途 径两方面采取措施 最直接 最有效的手段是控制声源 2 22 2 把手振动分析把手振动分析 2 2 12 2 1 主要振源分析主要振源分析 发动机振动 发动机的振动主要来自发动机曲柄连杆机 构的周期性往复惯性力 34 割灌机传动轴引起的振动 割灌机的传动轴是个高速转 动的部件 在多个中间轴承的约束下 任何偏心或弯曲都会造 成振动 离合器各部分偏心引起的振动 割灌机一般采用离心式 离合器 由 2 4 块离心块组成 当发动机转速超过离合器转速 时 离心块在离心力作用下开始克服弹簧的约束 与离合碟结 合传递动力离合块之间微小的质量之差在高速运转过程中都会 产生较大的不平衡惯性力而产生振动 减速器引起的振动减速器的齿轮齿侧间隙过大和过小都 会增加振动 其精度和装配精度对振动影响很大 主动齿轮轴 与传动轴的同心度同样影响振动的大小 圆锯片引起的振动圆锯片在工作过程中会产生 颤抖 现象 因其薄而大易产生变形 使其工作稳定性变差 产生振 动 2 2 22 2 2 把手振动测试与频谱分析把手振动测试与频谱分析 于是对割灌机进行了手感振动测试 加速度计安装位置按 GB T14179 93 割灌机手感振动测定方法 进行 在三个方向 上进行振动频谱分析 最后合成 测试分怠速 切割高速空转 三种工况进行 利用声频式转速表控制发动机转速 三向加速度 计 B K4321 拾到信号后 通过电荷放大器 B K2635 放大 后磁带记录仪 TEACXR310C 记录 分析仪 HP3852A 进行数 据采集分析 详见仪器方框图 35 图 2 5 2 2 32 2 3 振动分析小结振动分析小结 对割灌机把手振动频谱的分析表明 在不同转速下 把 手上振动图谱在两倍工频处出现振动峰值 其由发动机往复惯 性力引起因此 割灌机的把手振动值主要由发动机的振动引起 要减小割灌机振动 应主要从减小发动机振动着手 一般对发动机不平衡惯性力引起振动的研究都只分析到两 倍工频处引起的振动峰 从振动频谱可以看出 二倍工频以上 的振动值虽很大 但随着频率增大 计算手感振动量的计权值 很小 故此振动对人体的影响较小 可以忽略不计 发动机从启动到全速工作或从全速到停机过程中 在某 个转速会发生剧烈抖动 这是中间传动轴通过临界转速时表现 出来的固有特征 割灌