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1题目自行式割草机的设计传动部件、罩壳部件设计院（系）专业学生姓名学号指导教师职称指导教师工作单位起讫日期20年月日20年月日2目录第一章传动部分和罩壳的设计11.1动力的选择11.2动力的分配11.3切割装置传动方案设计及切割器的选择11.4前部传动的设计31.5后部行走轮驱动方案31.6罩壳及割刀的设计41.7制动系统设计51.8草坪割草机的切割装置61.9草坪割草机的结构形式6第二章设计计算82.1带传动的设计及计算82.2减速箱中涡轮、蜗杆的计算112.3链轮的计算142.4割刀轴承的计算162.5轴的计算18第三章设计说明233.1润滑与密封233.2使用、维修与保养23结束语24致谢25参考文献263摘要本设计开发了一种手扶自行式割草机，主要用于中、小面积草坪的修剪。本割草机采用一个四冲程汽油机作为动力装置，其额定功率8kw。割草装置釆用旋刀式，有三个刀盘，并且为前置式。刀盘装有两个万向轮。草屑通过排草通道可以向右排出，也可配备软袋集草器收集。割刀的驱动以及行走轮的驱动均釆用张紧轮张紧的方式进行动力的离合。汽油机经过带传动、减速器、链轮传动三级减速后将动力输出至行走轮。行走速度为1.134m/s。本设计结构简单，布局紧凑，操作方便。关键词:割草机；传动装置；罩壳4ABSTRACTThisdesigndevelopsakindofwalkinglawnmowerthatmainlyusedformediumandsmallarealawnscut.Thislawnmoweradoptsfourofsinglecylinderstrokegasolineengine.Thepowerofthisengineis8kw.Themoweradoptsrotatingcuttingdevice,threecutterheadsinforth.Twouniversalwheelsarefixedonthecutterheads.Thebitsofthegrassaredischargedtotherihgtsidethroughthegrasspassage,italsocanbecollectbyextragrassbag.Tractiondriveadoptsbelts-thewormgeardececelerator-thechaintransmissiontodrivethesystem.Thespeedis1.134m/s.Cuttingknivesandtractionsdrivebothadoptthecompressingwheeltocontrolpowersseparationandreunion.Thestructureofthelawnmowerissimple,theoverallarrangementiscompactanditseasytooperate.Keywords:Lawnmower;transmissiondevice;cutterhead5第一章传动部分和罩壳的设计1.1动力的选择参照已有机型，综合国内汽油机产品，选择188F单缸四冲程汽油机，其功率为8kw。具体参数如下：形式：单缸四冲程强制风冷缸径行程：88排量：89cm2压缩比：8：1额定功率：8kw/3600rpm最大扭矩：19.1nm/2500rpm燃油消耗率：374g/kwh燃油：90#汽油油箱容积：6.5L汽油机经裝在立式曲轴上的皮带轮向前传给割草刀盘，向后传给蜗杆减速器，再由减速器传给链轮，经链轮减速后最后传给驱动轮，其转速为1.134m/s。1.2动力的分配初步估算割草机的总重约为80公斤，根据机械设计手册查得行走轮与地面的摩擦系数1.5，则行走轮与地面的摩檫力为F=fN=1.5809.8=1176N，P=FV=11761.134=1.33kw。由于V带传动效率为0.96，蜗杆传动效率为0.72，链传动效率为0.96，所以从割草机传到后面的功率约为。3p=.4kw.96修剪草坪时，在割刀上发生的阻力有三部分：割刀的惯性力、割刀的摩檫阻力、挤压和切割草株的阻力。挤压和切割草株的阻力的影响因素有：草株刚性、草株的粗细和含水率、草株的生长密度、割刀的运动参数以及割刀的结构参数、锐利情况、技术状态等。由于影响因素很多，切割阻力总是经常变化的。大概估计割刀所受的阻力在6080N，所需功率为6kw左右。1.3切割装置传动方案设计及切割器的选择1.3.1切割装置传动方案的设计切割装置釆用前置式，有三个刀盘。汽油机由立轴上的皮带轮，通过皮带6向前传给中间刀盘上的带轮，再通过皮带传给两边的刀盘，使其割刀旋转。其传动过程中，釆用一个固定压紧轮和一个压紧轮组合。固定压紧轮位于刀壳的下方，以防三个刀盘传动中皮带的打滑。压紫轮组合则位于刀盘的上面，当其处于压紧状态时，刀盘中的带轮才能转动，从而带动割刀转动当其处于松开状态时，压紧轮组合上的制动带使刀盘上的带轮无法转动或停止转动，从而停止割草。1.3.2切割器的选择切割器主要有以下几种：旋刀式、滚刀式、甩刀式和往复式。各种切割器的特点如下:（1）旋刀式：一般运动平稳，振动较小，结构简单，刀片制造容易，多用于大多数对于养护要求不高的草坪，应用最为广泛。（2）滚刀式：滚刀加工较为复杂，多用于地面平坦，修剪量小的商用型草坪，国内多用于高尔夫球场，其他场合较少使用。（3）甩刀式：通过铰接在横轴上的甩刀片在离心力的作用下甩开，将茎切断并抛向后方，适用于切割茎杆较粗的杂草。（4）往复式：割刀作往复运动，适用于粗茎草切割，工作速度较高（610km/h）其往复惯性力大，振动大，割茬不够整齐。根据设计任务书的要求以及上述切割器的特点，决定速用旋刀式切割器，与其他切割器相比它更符合设计任务书的要求。旋刀式切割器可以有单刀盘和多刀盘的形式。本设计釆用多刀盘，割幅为720mm。该方案与单刀盘相比，首先刀片的离心力小，对刀片的要求则可以降低，其次相同的转速下，三刀盘的形式可以获得更髙的切割质量。为了防止切割过程中切割不到的区域存在，三刀盘按一定的角度排列，如图1-1：图1-1刀盘的排列由于旋刀切割为无支承切割，要求刀片旋转线速度高达60m/s以上才能将7草切断，所以汽油机驱动刀盘时，需要加速。由于链传动不能用于高速传动，冲击太大，不予釆用，另外传动距离太长，不能釆用齿轮传动，所以选用带传动。带传动不仅可以起到减震和吸震的作用，还可以起到过载保护作用。1.4前部传动的设计由上述刀片的旋转线速度和割幅可算出旋刀的最小转速：60n=409.6r/min2.13vr由于汽油机的额定转速为3600r/min，所以需要通过带轮来加速。初定带轮的传动比为1.5。初选汽油机立轴上的带轮直径为150mm，则小带轮的直径为100mm。其中心距由汽油机和刀盘的尺寸来确定。1.5后部行走轮驱动方案汽油机的额定转速为3600r/min，行走轮直径为280mm，为了使行走轮的转速与人的行走速度相当，为1m/s左右，则需要通过减速才能达到要求。本方案釆用三级传动减速，即带轮传动，减速器和链传动。由行走轮的线速度和直径可算出其转速为：60168.24/in2.vnrr由此可算出总的减速比为3052.7.由于行走轮的转速较低，所以可釆用链轮传动，大链轮安装在行走轮的轴上，驱动行走轮，小链轮则安装在减速器上。由于结构的尺寸限制和紧凑性的要求，大链轮直径不能太大。链轮的减速比初定为3:1。减速箱釆用普通蜗杆涡轮减速器。其不仅能达到减速的目的，还可以使水平方向的传动转变为垂直平面的传动。蜗杆与涡轮间的传动比初定为7.75，中心距为50mm。因为转速较高，传动距离较长，由汽油机至减速箱的传动不可能用链传动和齿轮传动，所以选择带传动。因为总减速比为52.75所以带轮之间的减速比为，取整为2。52.7=.3i带再计算行走轮的线速度。总减速比：1=37.752=46.5汽油机的额定转速为3600r/min，则行走轮的转速360n=7.4r/min5线速度:20.147.v=34/6rnms由上述可知，三级减速分别为：第一级是汽油机立轴上的带轮与减速器上带轮间的传动减速，第二级为蜗杆减速器减速，第三级为链传动减速。81.6罩壳及割刀的设计1.6.1罩壳的设计多刀式罩壳是割草机的主要部件，目前多刀式罩壳结构是：罩壳前部位是割草区域，后部位是排草区域，排草区域和割刀区域的顶面为同一个平面，没有明显的排草通道：多把割刀之间为敞开式，只留有一定的空气间隙，这种结构的罩壳，在割刀髙速运转时，割刀之间产生的气流互相干涉，影响了割刀使用效果，且排草也不顺畅，总是发生罩壳堵塞现象。为克服上述技术的不足，本设计对以往的罩壳进行了改进，提供了一种割刀之间无气流干涉、排草更顺畅、性能更好的多刀式罩壳。罩壳具有上顶面和下顶面，其前部是排草通道区域，排草通道具有一顶面，它与后部的顶面不在同一个平面上。后部安装三把割刀，在所述的下顶面上安装三个隔板，每个隔板位于每把割刀之间。将各把割刀的割草区分开,有效避免了各割刀在运转时产生的气流相互千涉现象，气压场分布合理；同时也将割草区和排草区分开，使排草区体积变化明显，加大了排草压力，使排草及时通畅，不易发生堵塞。1.6.2割刀的设计割刀的外形草坪割草机修剪下的草屑，一般可排放在草地上用来增加草坪土壤肥力，也可将其收集在集草容器中，再行处理。旋刀式的割刀在旋转时具有输送草屑的功能，因此不需要专门的输送系统。旋刀装置为长方形，两端有刃口和翼片（如图1-2），作业时刀刃割草，翼片可将刀壳内的空气排出，这时刀壳内形成负压。9图1-2普通旋刀刀片当机器前进切割比较长的草时，刀壳前部下缘会把草按倒，另外当草长得很茂盛时会发生倒伏现象，在这两种情况下，刀壳外面的空气进入刀壳内的同时，可对倒伏的草株起提升作用。这样机器通过后，就可将草坪修剪得比较整齐，从而提高了工作效率。其翼片旋转时相当于混流风叶，它与机壳下表面蜗壳状腔室配合，形成的轴向和纵向旋涡状气流可将刀刃切下的草屑悬浮到气流中，经刀壳气道、排草口和排草通道等有规律地排出或输送到集草箱。其中部分草屑上抛，当草屑再次落下时，又经刀片切割而成很细的草粒，撒铺于草坪或起来。翼片产生的气流还可避免草屑在刀壳内形成堵塞现象。图1-3是一种改进型旋刀的刃口及翼片的视图，其作业时，翼片的气流是向前、向上、向内的，这样草屑就作相应的向前、向上、向内运动。10图1-3改进后割刀的外形当草屑回转落下时又经过刀体部位的刀刃，再次切割草屑，使其成为细小的草粒，最后下落撒落于草坪。这种处理草屑的方式，可生去草屑收集、打包和清除等工作，改善了环境状况，又可使草粒成为草坪的肥料。1.7制动系统设计为使割草机能根据操作者的要求行走和停止，需要设置制动装置。为了防止割草机启动时产生的冲击和停止时的惯性作用带来麻烦，本设计中制动器和行走系统的离合进行联动。在停机状态下，行走轮处于制动状态；当希望机器行走时，只要让行走系统的压紧轮压紧，实现动力的驱动，而同时与压紧轮控制系统联动的制动系统也开始动作，松开制动轮，机器便开始行走。停止时，只要松开压紧轮，此时制动器也恢复制动状态，使机器快速停止。1.8草坪割草机的切割装置切割装置按刀片运动的方式一般分有旋转式和往复式两类。旋转式一般运动较平稳、振动较小、结构简单，被广泛釆用。旋刀式切割器有旋刀式、滚刀式和甩刀式等。往复式切割器使用与粗茎草切割，工作速度较高，但往复惯性大、振动大、割茬不够整齐是其主要缺点。往复式切割器有单动力和双动力两种形式，双动力式往复式的惯性力能相互平衡，切割质量好、消耗功率小，但传动较复杂，刀片间隙不易保证。1.9草坪割草机的结构型式草坪割草机的结构形式一般有手推式、手扶推形式、手扶自行式和坐骑式。手扶推形和手扶自行式目前主要用于小块公共绿地减草、商业草坪和林未，建筑物边界地等处也是用很广。坐骑式一般以园林拖拉机、专用的草坪车或草坪拖拉机为动力。割草装置与拖拉机挂接方式有前置式、后置式、轴间式和侧置式等。坐骑式一般用于较大块的公用绿地、商业草坪和环保草坪等大型草坪的11修剪。生产率高、修剪质量好、劳动强度低、操作舒适。一般均配套有多种养护机具或牵引或悬挂使用，可完成系统全面的草坪养护作业。前置的刀盘装有自位轮，对地面有仿形作用，割刀装置可浮动修剪，对起伏地面适应能力强，割草高度稳定。侧置式多用于公路边坡等跨度，角度和起伏变化较大的环保型草坪修剪，割草装置装在液压臂端，通过液压操纵可进行侧面修剪，后置式一般用于大面积叫粗放的修剪。电动修剪机可以市电或蓄电池作为能源，电动机为动力驱动剪草机作业的草坪机械，这是一种符合环保要求的剪草机。电动剪草机使用方便、噪声小、无排烟，只需少量维护保养，是家庭草坪养护的理想工具。太阳能作为能源的修剪机以其节省能源、保护环境、节省时间的优势将成为未来草坪修剪机的方向。太阳能修建机采用碳纤维太阳能仪表板，能量转换较高效且对环境友好的镍氢电池、电子元件集成块等先进技术。气垫旋刀式草坪修剪机是靠安装在蜗壳内壁的离心式风机和高速旋转形成的气流托起整机进行修剪的割草机，托举高度即为留草高度。一般以低压直流电动机或二冲程汽油机为动力。气垫式割草机无需设置行走机构，工作时，浮在草坪表面的上方，适用于起伏不平的地面作业，可胜任对草坪边角地带的修剪。对于普通修减机难以作业的坡地，使用气垫式修剪机时，操作者可以站在坡顶上，用绳索牵引机器边爬坡边修剪，当放松绳索时，靠机器的自重一边下滑一边修剪。由于机器工作不接触地面，修剪前进阻力小，大大节省了能源。12第二章设计计算2.1带传动的设计及计算2.1.1前部带传动的设计及计算设计功率Pd：由机械设计查表13-1-16得：=1.1=AKDPA16Kw小带轮转速：1n540/minr根据、，由图13-1-2选取窄V带DP1传动比i：,由表13-1-11选取小带轮基准直径,大带轮直径.52ni10d2150d带速v：18.26/max35/60dpsvs初定中心距:0a1300.7(12)(12)dad即05基准长度：dL210120()2()54.4dddLaa实际中心距a：06.383822d小带轮包角：1218057.da根据带型、及i由表13-1-21选取，单根V带额定功率1dn16.2Pkw由表13-1-21查得：0.98ak由表13-1-22查得：LKV带根数：取为1160.987.2dLPZ单根V带初张紧力:0F由表13-1-23查得：m.7kg/202.5(1)dPFvKZ2.60.78.60.598.N作用在轴上的力：rF10max12.2sin20.56sin40.75.5.47rrFZN2.1.2中间割刀带轮与两边割刀带轮的传动取V带传动效率：带=0.9614设计功率：dP设计功率60.91.23AKKW带轮转速154/minnr根据和，由图13-1-2选取窄V带dP传动比：i=1带轮基准直径10d带轮v：1max28.6/35/60dnsvs中心距由割刀的尺寸及罩壳的形状决定：中心距0a小带轮包角：15长度L26402r174d根据带型、及i由表13-1-19选取，单根V带额定功率：1n1.Pkw由表13-1-21查得：查得：;0.82aK由表13-1-22查得：.94LV带根数：取为1160.4.28.daLPZ单根V带张紧力:0F由表13-1-23查得：.7/mkg202.5(1)dPFvKZ2.90.78.615.86N作用在轴上的力：rF151r0maxr150=2sin=2.sin=27.3.5736FZN2.1.3后部带传动的计算设计功率:dP12dAKkw带轮转速：n1360/minr根据和，由图13-1-1选取窄V带dP1传动比20.5in由表13-1-10选取小带轮直径,大带轮直径163d215d带速V：1max63060.8/5/pdnvsvs初定中心距：012120.7()()dd即03.67a基准长度：dL210120()2()79.44dddLaa由表13-1-6选为800dL实际中心距a：00879.042525.da小带轮包角：12187.36.9da16根据带型、和i由表13-1-19选取，单根V带额定功率1dn12.7pkw由表13-1-21查得：0.96K由表13-1-22查得：8LV带根数：110.5432.796.dLPZ单根V带初张紧力：0F由表13-1-23查得：m=0.07kg/m2022.5(1).0.71.867.496.8dPFmvKZN作用在轴上的力：rF105.92sin27.4sin13.62rFZmax.5.3690rN2.2减速箱中涡轮、蜗杆的计算2.2.1减速箱中涡轮、蜗杆的计算参考机械设计手册表14-4-8，其主要参数为：中心距50a模数2.m传动比7i蜗杆头数14Z蜗杆分度圆直径25d涡轮齿数27.31i蜗杆直径系数10.5qm涡轮变位系数2x蜗杆分度圆柱导程角：1tan0.4Zq21.817蜗杆节圆柱导程角124tan0.0(5)Zqx23.9蜗杆轴向齿形角（阿基米德圆柱蜗杆）蜗杆法向齿形角：ntantcosta20cos1.803418.7顶隙C:0.25.Cm顶隙系数一般取齿顶高系数取1ha蜗杆、涡轮齿顶高、：1ah2122.5()ahmx蜗杆、涡轮齿根高：、1fh2f122()(0.)534ffhaCx蜗杆、涡轮分度圆直径、：1d21220.537.dqmZ蜗杆、蜗杆节圆直径、：1d2122()0(.5).57.5dqx蜗杆齿顶圆直径、涡轮唯圆直径：1ad2ad122()(0).5307.28aadqmh18蜗杆、涡轮齿根圆直径、：1fd2f11225397.4.6ffdh蜗杆轴向齿距785xPm蜗杆轴向齿厚0.3.92S蜗杆法向齿厚：ncos3.925cos1.864nxS齿杆分度圆法向弦齿高2.5nhm蜗杆螺纹部分长度L：查表14-4-68(9.5031)2.50.7L涡轮外圆最大直径max280.52.d涡轮轮缘宽度1.6.31b涡轮咽喉母圆半径22gar涡轮齿根圆弧半径：f210.5.0.53.51.fardm2.3链轮的计算2.3.1链轮传动计算取V带传动效率：=0.96带涡轮传动效率为：.72传动功率138Pkw传动比i=3（考虑到传动比的合理分配和结构紧凑的要求）小链轮齿数19Z大链轮齿数2357i设计功率:由表12-2-3查得工况系数为1.01.08.dAPKkw19小链轮轴孔直径：kd根据和由图12-2-2选取链条06B，节距P=9.525，取，验算小0P1n18kd链轮轴孔直径，由表12-2-6查得，满足要求。kmax29kdmaxk初定中心距：0a0min1ax.2().2194.514.788576ZiP以节距计的初定中心距：节02.9.p由表12-2-7查得K=36.58，则链条节数为：120195736.582.4.2ppZKLa圆整为偶数84，避免出现过度链节。链条长度849.50.810pLPm计算实际中心距a：因为，所以12Z12()cpaZK由表12-2-8查得，aK0.4a则9.5(84957).8c实际中心距c0.2.021.0.42388cca链条速度v：V=106PnZsm/705.162.934为中速链传动。有效圆周力为Ft：Ft=NV95708.3作用在轴上的力Ft:20FNtKA249150.15.2.3.2链轮基本参数和主要参数的确定小链轮基本参数:小链轮齿数Z1=19配用链条节距P=9.525滚子外径d1=6.35排距Pt=10.24小链轮主要尺寸：分度圆直径86.57)19/0sin(2.)/180sin(ZPd齿顶圆直径（三圆弧一直线齿形）2.)/cot(54.9)/cot(54.0Pda齿根圆直径df=d-d1=57.86-6.35=51.51分度圆弦齿高ha=0.27P=0.279.525=2.57齿侧凸缘直径dg：dg其中h2=8.2679.46.02.18cothZ大链轮基本参数大链轮齿数Z1=57配用链条节距P=9.525滚子外径d1=6.35排距Pt=10.24大链轮主要尺寸：分度圆直径d=8.172)5/80sin(.9)/180sin(1ZP齿顶圆直径（三圆弧一直线齿形）取为178。.)/cot(4.529)/cot(54.0Pda齿根圆直径（df=d-d1=172.88-6.35）=166.53分度圆弦齿高ha=0.27P=0.27=2.57.齿侧凸缘直径dg:dg其中h2=8.263.167.024.180cothZP2.3.3链轮结构及尺寸小链轮：采用整体式钢制小链轮轮毂厚度：h=K+dk/6+0.01d=4.8+264.86.5701.6轮毂长度：L=3.3h=3.315.6=27.2721轮毂直径：dghdkh8.34.218齿宽：5793.0.bf大链轮：采用腹板式单排铸造链轮轮毂厚度：6.158.720.62.1.6/5.dhk轮毂长度：44L轮毂直径：52dkh圆角半径：38.0.90.PR腹板厚度：t=7.92.4割刀轴承的计算2.4.1割刀轴承的计算选用角接触球轴承，型号为7205C，Cr=16.5kN，=10.5KN,轴上带轮受rC0径向载荷，Fr=326.06N，带轮n=5400r/min，轴承预期寿命13000h，带轮和轴的重量为：10kg9.8=98N。轴承的受力图2-1如下：图2-1轴承受力图计算如下：轴向载荷NFr2.41906.35428.75.961轴向力初取e=0.4NeFra69.25.41.0983872211220253.15.6927.3301CFa由表13-5得：，再计算：e.482e.91dNr07375012Fe.16.39.2a481Nd.62025.15.38.7021CFa因为两次计算的的值相差不大，因此确定，0FaC1e0.482e0.39,NFa7.4021N3.26求轴承的当量动载荷P1和P222165.0.49;59.8.eFraer由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1：37.1,4.0YX对轴承2：28因轴承运转中有轻度冲击，按表13.6，取1.pf)(111FaYrXfP=N52.967)0.437.2845.0)(22rfP=.14).19.123验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算；21PhhLCnL58.130)52.967(5406)(016故所选轴承可满足寿命要求。2.5轴的计算2.5.1中间割刀轴的计算及校核求轴上的功率P，转速n和转矩T：因为汽油机传递给前面的功率为6kw，而带轮传动效率为0.96，所以，P=kw76.59.0汽油机额定转速3600mir带轮的传动比为1.5in540.136nNT7.1869初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45，调质处理，根据表15-3，取，02A33min05.7612.84PdA轴上有键槽，轴径应增大7，d=13.8，由于结构性的要求取为20mm。图2-2中间割刀轴24带轮采用轴肩定位，轴承内圈用轴肩和套筒定位，外圈用轴承挡圈定位。为了满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩；-段需安装轴承，综合安装轴承的尺寸，取-的直径为25mm，轴承内圏用右端轴肩和套筒定位，外圈用轴用挡圈固定，根据轴承的安装尺寸，取-段的直径为30mm；-段和-段相同；因为右端需安装刀片，则右端有一凸台和一段螺柱，具体尺寸如零件图。滚动轴承，釆用角接触球轴承7205C轴上零件的定位带轮和轴均采用平键连接，按由手册查得平键截面-dbh=6mm6mm（GB1095-79），键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，带轮轮毂与轴的配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径均为R1。割刀轴的校核图2-3割刀轴校核图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中看出，截面B危险截面，现将计算出的截面B处的M、T如下：支反力F:r1=745.28FNr2=419.F弯矩M：r6m扭矩T:0.按弯扭合成应力校核轴的强度，本校核只校核危险截面B的强度，根据表15-5及上述数值，取=0.6轴的计算应力为：2222ca()17.6(0.18)=0.9a4TMPW25由表15-4得：32dbt()=W-32306.5(03.)64.072m前已选轴的材料为45，调制处理，由表15-1查得：，故安全160MPa1ca左右两个割刀轴的设计计算求轴上的功率P，转速n和转矩T因为功率平均分配给三个割刀，带轮的传动效率为0.96，则功率5.76=091.8432kw3转速n4/mi转矩.T5.7Nm初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调制处理，根据表15-3，取，0126A33min01.8426.50PdA考虑到轴上有键槽，轴径应增大7%，所以18.(.7)9.轴的结构设计图2-4左右两个割刀轴带轮采用轴肩定位，轴承内圈用轴肩和套筒定位，外圈用轴承挡圈定位。为了满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩；-段需安26装轴承，综合安装轴承的尺寸，取-的直径为25mm，轴承内圏用右端轴肩和套筒定位，外圈用轴用挡圈固定，根据轴承的安装尺寸，取-段的直径为30mm；-段和-段相同；因为右端需安装刀片，则右端有一凸台和一段螺柱，具体尺寸如零件图。滚动轴承，釆用角接触球轴承7205C轴上零件的定位带轮和轴均采用平键连接，按由手册查得平键截面-dbh=6mm6mm（GB1095-79），键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，带轮轮毂与轴的配合为H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径均为R1。2.5.2涡轮轴的计算求轴上的功率P，转速n和转矩T功率=1.38kw转速n24r/mi转矩.T95056320.Nm初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理，根据表15-3，取，07A33min01.826.524Pd考虑到轴上有键槽，轴径应增大7%，所以1.5(.7).轴的结构设计轴承内圈用轴肩定位，外圈用轴承端盖固定，带轮和涡轮采用轴肩定位。-轴段需安装一轴承，右端需制出一轴肩，综合轴承的安装尺寸，取-的直径为28mm，-段是安装一涡轮，根据其安装尺寸，取轴段的长度为37mm，-段和-段一样长，长度为15mm。-段需安装一涡轮，所以左端有一轴肩，根据带轮的尺寸取-段轴的直径为20mm。具体尺寸见零件图。27图2-5涡轮轴选用圆锥滚子轴承轴上零件的定位带轮、涡轮和轴均采用平键连接，按由机械设计手册查得平键截d-面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；按由机械设计手d-册查得平键截面bh=6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为18mm。带轮轮毂与轴的配合为H7/k6，涡轮轮毂与轴的配合是H7/r6，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径均为R1。第三章设计说明3.1润滑与密封由参考文献2选择轴承的润滑。dn最大处为刀盘处，由dn=255400=135000mm.r/mm,所以所有滚动轴承选用脂润滑。轴承端盖处釆用橡胶垫片来密封，而端盖孔与轴一律釆用间隙密封，并在间隙处涂润滑脂，一律釆用钙基脂。3.2使用、维修与保养使用与维修：1、操作人员作业时要求穿上合格的劳动防护服装；282、作业前应检查机器各传动及旋转部分的防护罩是否完整、正确地安装；3、机器在启动和行走前应处于离合器分离位置；4、每次使用前应检查机油油位是否在油尺刻度线内，若不在，则加至油标尺的满刻度线；5、每天停机后，清理整机表面的油污及灰坐，并用热水洗净刀片上的树脂和草渍，擦干并及时整修。检查外部紧固螺母是否紧固；长期不使用时，应做如下保养：1、汽缸内注入少量润滑油；2、减速器换新润滑油；3、刀片修磨后涂上黄油；4、放于千燥通风处。结束语草坪在园林建设中占有重要的地位，是一种特殊的草地，要保证草坪的高标准、高质量需要投入大量的劳力，而单一时手工劳动远不能满足要求，由此草坪割草机不断发展，品种繁多
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