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手推式 割草机 设计 CAD 图纸 说明书

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内容简介：

手推式割草机 摘 要：割草机是农、牧、园艺和园林等行业必备的一种常用机械,但适合面积狭小、形状不规则或地形复杂的地段且操作使用便捷、灵活的小型手推式割草机却很少见。为此,在研究我国广泛应用的一些割草机技术的基础上,设计了简单实用的手推式割草机,其特点是结构简单、轻便、工作头前伸和支架高度可调;本文介绍了,手推式割草机的总体结构、工作原理、电机选择及传动比的计算相关机构的校核。实验结果表明,该机具有操作容易、使用和携带方便、转向灵活等特点,能有效降低劳动强度。关键词：割草机; 设计; 手推式;简单；轻便Lawn Mower Goes on Type Abstract：Mowing - machine is a type of machine in normal service agriculture. But hand-push minimowing - machine which is suited close - quarter or irregularity area or complex land form and easy application is absence. Based on technic of mowing- machine which extensive used at our country, a type of simple and utility portable hand-push mowing - machine was designed. The features are simple structure and lightweight and protrusive working parts and dajustable support element. This paper explanted gross structure of hand-push minimowing - machine and operating principle and selecting motor and calculation drive ration and design cutting knife. The result of testing indicate that hand-push minimowing - machine operated easy and transported convenience and turned quickly, decreased amount of labour.Key words: Mowing Machine；Design；Hand-push；Simple；Lightweight目 录摘 要： .1关键词： .11 绪论 .21.1 割草机的发展历史 .21.2 我国割草机的发展 .21.2.1 发展状况 .21.2.2 存在问题 .31.3 手推式割草机的使用 .31.3.1 设计用途 .31.3.2 注意事项 .32 割草机概述 .42.1 割草机的分类 .42.2 割草机割草的基本要求 .42.3 手推式割草机的结构特点 .53 割草机的总体方案设计和动力机的选择 .73.1 总体方案设计 .73.2 动力机的选择 .74 割草机传动部分设计 .84.1 齿轮传动的类型 .84.2 锥齿轮的计算 .84.3 齿轮的设计准则 .124.4 齿轮的材料选择及其热处理 .124.5 按齿根弯曲疲劳强度进行设计 .124.6 割草机行走车轮设计 .135 割草机割草机构的设计 .165.1 刀片材料的选择 .175.2 刀片的切割过程 .176 轴的设计 .186.1 轴的概述 .186.2 割刀轴的设计 .186.2.1 轴的结构设计 .186.2.2 按轴的扭转强度计算 .186.2.3 按弯扭合成强度条件计算 .196.2.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 .216.2.5 按轴的疲劳强度条件进行精确校核 .226.3 长轴的校核 .247 轴承的选择及校核 .247.1 轴承的选择 .247.2 轴承的校核 .24参考文献 .26致 谢 .2711 绪论1.1 割草机的发展历史在割草机问世之前，草坪的修剪主要工具是镰刀，放牧牛羊也是保持草地平整的重要方法。随着高尔夫球、网球及足球等运动的兴起，人们拥有平整美观的草地做运动场地的要求越来越迫切。1805 年英国人普拉克内特发明了第一台收割谷物并能切割杂草的机器，由人推动机器，通过齿轮传动带动旋刀割草，这就是旋刀割草机的雏形。1830 年，英国纺织工程师比尔.布丁取得了滚筒割草机的专利，1832 年兰赛姆斯农机公司开始批量生产滚筒割草机，1902 年英国人伦敦恩斯制造了内燃机做动力的滚筒式割草机，其原理至今还在使用。在西方发达国家，20 世纪初期，割草机就得到了快速的发展。改革开放以来，我国的草坪业由兴起到长足发展，只有十几年的时间，却为草坪机械业的发展带来了勃勃生机 。首先是机械先进，90%以上为进口产品，其次外从草坪建植到养护生产环节机械配套齐全，基本上实现了全程机械化，其三是产品品种多、系列化程度高。而在草坪机械中割草机发展最快，我国引进使用的割草机有美国和日本等十几个国家的几十种机型，我国也已经开始生产割草机，目前国内外所用的割草机种类繁多，其分类方法也多样化。1.2 我国割草机的发展1.2.1 发展状况据调查，国内生产割草机的厂家大约有50家左右。多数为园艺系统的公司以及转产割草机的机械厂。市场上草坪修剪机的品牌很多，有进口的产品，也有国内制造和中外合资的，从功率2.6-1.2千瓦，剪幅从43.2-127厘米。国内的生产厂家主要有：中美合资江苏淮阴泛亚园林机械有限公司，生产立特牌-NEAT 草坪割草机，占国内市场的 50%，现年产 5000 台。目前正着手进行年产 5 万台割草机的技术改造，其动力选用日本本田发动机。目前，我国已经研制开发出来草坪割草机试验台，草坪割草机为现代城市绿化的重要设备，目前市场上国产的机器均有一定的市场，但质量参差不齐。对于草坪割草机的安全指标，仅有检测方法，没有现成的撞击试验专用设备。为了对其进行科学的测试，北京市农机试验鉴定推广站研制成功草坪割草机专用试验台。该试验台自动化程度高，采用了气动传动技术、机电安全锁定机构及气动调速技术，可对国内各型2草坪割草机进行安全性能试验，能够完成草坪机的撞击试验和刀片护罩强度试验。试验结果表明，该专用试验台达到国内先进水平，检测快捷，安全性高。1.2.2 存在问题国内割草机械市场发展缓慢，我国草坪机械产品全线接受检验，应用中暴露出些质量问题。对此，有关专家认为，当前我国畜牧机械产品质量水平低的原因有以下几个方面。目产品技术水平低。割草机械产品技术水平高低是衡量该行业整体科学技术水平的重要标志之一。一段时间内，由于资金投入严重不足，技术创新的原动力、研发能力、技术模仿步伐放缓甚至停顿。我国已定型的割草机械大部分属国外上世纪的技术水平，20 多年来基本没有什么大的改进与创新。缺乏应有的售后服务体系。 专家分析认为，造成割草机械产品质量水平低的原因有多方面，但缺乏资金投入和人才短缺是造成研发能力和生产制造工艺水平低的关键所在。1.3 手推式割草机的使用1.3.1 设计用途目前，大型生态园的绿地设计已是房地产开发团中一个重要环节，草地是绿化的一种重要形式。目前，庭院里修整草地通常使用身背柴油机作动力，采用尼龙绳甩打草叶；或者是使用电动、柴油机的割草机，这种割草机体积大、噪音大，适用于空旷大草坪，易夹草出故障，遇到石块可能使刀片断裂，发生事故。随着国内人们生活水平的提高，人们对居住的绿化水平要求越来越高，尤其带花园的别墅不断增加，更需要开发一种适合小面积草地、无噪音的手推式割草机。本次设计的手推割草机是专为家庭庭院及私人花园设计的，不适用于公共设施、公园、运动场、道路、农场和林场等场合。1.3.2 注意事项1）不可以将手动割草机用于割除攀藤植物、屋顶或阳台上的青草等，那样有可能伤害到身体。2）每次使用之前都需要进行一次检查，确认所有的螺栓、螺母、工具都没有磨损或损坏，对于磨钝或损坏了的刀片应当更换。3）再检查一下要割草的草坪表面，要清除干净石头、木块、电线等其他坚硬的物体，这些物品碰到刀具时会飞甩出去而无法控制。34）旁边有人，尤其是儿童和动物的时候，不要使用该割草机。5）割草时一定要穿用防滑底做成的结实靴子。6）旋转的刀片转筒可能会造成人身伤害，刀片转筒和操作人员之间的安全距离是通过导杆隔开的，一定要一直保持这个安全距离。在堤岸或斜坡上割草时尤其要注意，一定要顺着斜坡的方向割。7）当后退拉动割草机时要特别小心，有绊倒的危险。8）任何时候都不要将手或脚放在运动部件的上方或下方。9）如果刀具或割草机遇到障碍或坚硬的物体时，一定要适当全面地检查割草机。10）只有在能见度好，视野清晰的时候才可以进行工作。2 割草机概述2.1 割草机的分类按切割器类型可以分为旋刀式、往复式、滚刀式、甩刀式、甩绳式。其中，应用最多的是滚刀式割草机和往复式割草机。往复式割草机割茬低而整齐，草坪损失少，单位割幅的金属用量和功率消耗低，因而成本较低。它的作业速度一般为 68km/h。提高割刀的往复次数并解决割刀的全平衡问题后，作业速度可以提高到1012km/h。往复式割草机适用于切割直立而生长密度不过分高的草坪。旋转式割草机工作平稳，对草坪的适应性强，特别适用于稠密、倒伏、缠连的牧草，能以816km/h 的作业速度工作，生产率高。但是结构复杂，价格高，单位割幅功率消耗大。按配套动力和作业方式分可以分为：为手推式、手扶随行式、手扶自行式、坐骑式和拖拉机悬挂式割草机。按动力驱动方式主要分为人畜力驱动、发动机驱动和电力驱动三种形式割草机。其中，以发动机驱动的割草机最多，发动机多为单缸汽油机。太阳能割草机虽然已有生产，但应用较少。动力驱动的割草机按牵引方式或悬挂方式可分为前置式、侧置式、后置式、中置式割草机。目前，也有旋刀式手推随行式割草机，大部分采用中置悬挂，而滚刀手推随行式割草机多采用前置式挂接，大型的割草机则采用混合牵引方式。72.2 割草机割草的基本要求不论是哪一种类型的割草机对草坪修剪的基本要求是一样的：41）割草高度可根据要求调整，适应高度调整范围大，当草坪要求修剪很低能达到要求。2）割草整齐、平整，同一行程前后割草高度一致，两次作业行程衔接平滑、无接茬。3）对地形的适应能力强，仿行能力强，随地形变化前后剪草高度一致。4）割草机对草坪碾压轻、伤害少。5）草屑收集干净，或被切割部分细碎性能好（草屑撒在草坪中当肥料时） ，以便于洒落在草坪下及时腐烂。6）割草机质量好，故障少，节省燃料、效率高。7）易于操作、轻便灵活、维修调试方便，零部件通用性和互换性好。8）正确掌握修剪草坪的时间并且制定科学的修剪高度和修剪频率。2.3 手推式割草机的结构特点本次设计的手推式割草机主要由汽油机、行走轮、支架、扶手架和割草机构组成，割草机构是一种割刀动力旋转工作头，它是在形似两个淋浴莲蓬头对合而成的a、b 壳体内，由连接螺栓作为中心死轴，轴上装带有滚珠轴承的双面圆弧锥齿轮副；一面为齿轮副 I，同轴安装在壳体 a 内，齿轴与小型汽油机的驱动轴花键连接，壳体端口连接支承管；另一面为齿轮副 II，同轴安装在壳体 b 内，齿轴伸出端口外；圆盘割刀由开有花键槽的托盘和压盘夹住，套装在齿轴上，用螺母逼紧固定，头部装上割刀。 （如图 2-1）图 2-1 割草机内部结构示意图Fig2-1 Lawn mower internal structure schematic drawing52.4 手推式割草机的工作原理割草机以移动式汽油机作为动力，由汽油机驱动传动齿轮和割草装置。行走机构采用手推车架。汽油机转动带动长轴，长轴转动传递到弧形齿轮，两个呈角度的弧形齿轮改变转动的方向，最后转动传递到割草装置，割草装置通过安装在轴上的割刀盘带动割刀旋转完成割草作业。图 2-4 割草部件Fig 2-4 Cutting grass parts 图 2-4-1 整体示意图Fig 2-4-1 Overall schemes63）本设计方案的特点是：（1）.操作容易、使用和携带方便；（2）.转向灵活,能有效降低劳动强度；（3）.整机重量较低。（4）.传动部分结构简单，维护方便。（5）.割草动作没有撕扯，对草坪更有益。3 割草机的总体方案设计和动力机的选择3.1 总体方案设计手推式割草机是由人手推动的。查阅人机工程手册 ，人步行速度约为35千米/时，即4864米/分，考虑到要推动割草机进行切割，选取人的步行速度为48米/分，即0.8米/秒。确定割草机的各项参数：割草机的整体宽度：713mm割草高度：3060mm集草类型：就地洒落3.2 动力机的选择选用的汽油机 1E139F参数如下汽油机型号 1E139F 汽油机型式 单缸、风冷二冲程最大功率 1.4/6500kw/r/min 噪声 101dB(A)最高稳定转速 9000r/min 排量 33.6cc油箱容积 1.0L 点火方式 无触点化油器型式 膜片式 起动方式 反冲起动传动轴型式 硬轴 背带型式 双肩背带净重 7.7kg 汽油机包装箱尺寸（mm）33030230074 割草机传动部分设计本次设计的手推式割草机的传动部分主要是长轴带动锥齿轮转动，锥齿轮带动另一锥齿轮转动并且改变方向，最后传到到割刀转动，将草坪上多余高度的草割断。传动部分的设计主要是对齿轮的设计。4.1 齿轮传动的类型齿轮传动就装置形式分：1）开式、半开式传动在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地浸入油池中，则称为半开式齿轮传动。它工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。2）闭式传动而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体(机匣)的，这称为闭式齿轮传动(齿轮箱)。它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。本次设计的手推式割草机割草总成部分尺寸比较小，传动齿轮尺寸和质量比较小，转速比较高，且没有防护罩，如果选用开式容易损坏其寿命，因此齿轮传动选用闭式传动。4.2 锥齿轮的计算（1） 选定齿轮的类型、精度等级，材料及齿数1）按传动方案简图所示传动方案，选用锥齿圆柱齿轮传动。2）割草机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。3）材料选择。由机械设计原理表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr 硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 号钢，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 Z1=24,则大齿轮齿数12.5113. 224122iZZ 取 Z2=52。（2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算， 即8 (1)3211)(12HEHdttZZuuTKd确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数6 . 1tK2）由图 10-30 选取区域系数433. 2HZ3）由图 10-26 查得。65. 1,87. 0,78. 021214）许用接触应力 (2)MpaSKHHNH5406009 . 01lim11 (3)MpaSKHHNH5 .52255095. 02lim22 (4)PaHHHM25.5312/ )5 .522540(2/ )(21其余参数与齿轮相同。（3）计算1） 试算小齿轮分度圆直径 d1t,由计算公式得 mmZZuuTKdHEHdtt62.57)25.5318 .189433. 2(2 . 32 . 465. 1110948. 96 . 12)(123243211 2） 计算圆周速度 v smndVd/4 . 010006042.13562.5714. 310006031(5)3） 计算齿宽 b mmdbt62.5762.57111(6)4）计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 (7)mmZdmtnt33. 22414cos62.57cos011 齿高 (8)mmmht24. 533. 225. 225. 2 b/h=57.62/5.24=10.99 5) 计算载荷系数9根据 V=0.4m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1.02，由表 10-3 查得Kv，由表 10-2 查得使用系数，由表 10-4 查得锥齿轮与直齿4 . 1FHKK1AKHK轮的计算公式相同，故 bdKdH3221023. 0)6 . 01 (18. 002. 1 将数据代入后得 323. 11023. 0)6 . 01 (18. 002. 1322bdKdH 由 b/h=10.99，KH=1.323 查图 10-13 得 KF=1.3;故载荷系数 74. 13 . 1323. 102. 10 . 1HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 (9)mmkkddtt34.596 . 174. 162.5733117）计算模数 m mmzdm40. 22414cos34.591cos10(10)（4）按齿根弯曲强度计算由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 (11)32121)(cos2FSFdnYYZYKTm计算式中各参数计算载荷系数 K 67. 138. 12 . 101. 10 . 1FFVAKKKKK(12)2）根据纵向重和度从图 10-28 查得螺旋角影响系数,903. 188. 0Y 3）计算当量齿数 (13)37.26cos24cos3311ZZV (14)14.57cos52cos3322ZZV4）查取齿形系数由表 10-5 查得34. 2;65. 212FFYY105）查取应力校正系数 由表 10-5 可查得72. 1;58. 121SSYY 6）计算大、小齿轮的并加以比较FSFYY (15)01379. 057.30358. 165. 211FSFYY (16)01685. 086.23872. 134. 22FSFYY大齿轮的数值大。设计计算： mmYYZYKTmFSFdn62. 101685. 065. 1241cos1024. 388. 067. 12)(cos2322432121对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲强度计算的模数， 取 mn=2,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳算得的分度圆直径 d1=57.62 来计算应有的齿数。于是有:，取94.27214cos62.57cos011nmdZ281Z大齿轮齿数 ，取 Z2=60。64.592813. 2122ZiZ这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（5）几何尺寸计算1）计算中心距 mmmnZZa72.9014cos22)6028(cos2)21(0将中心距圆整为 91mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角 075.149122)6028(arccos2)21(arccosamnZZ因 值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径HZK =58mmmmmZdn91.5775.14cos228cos10111 =125mmmmmZdn09.12475.14cos260cos022 计算齿轮宽度mmdbd91.5791.57114.3 齿轮的设计准则齿轮传动是靠齿与齿的啮合进行工作的，轮齿是齿轮直接参与工作的部分，所以齿轮的失效主要发生在轮齿上。主要的失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合以及塑性变形等。齿轮传动的失效形式不大可能同时发生，但却是互相影响的。例如齿面的点蚀会加剧齿面的磨损，而严重的磨损又会导致轮齿折断。在一定条件下，由于上述第一、二种失效形式是主要的，因此设计齿轮传动时，应根据实际工作条件分析其可能发生的主要失效形式，以确定相应的设计准则。齿轮传动的强度计算是根据齿轮可能出现的失效形式进行的。对一般齿轮传动，目前广泛采用的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度两种计算方法足以确定其承载能力。由于本次设计的手推割草机的齿轮传动属闭式传动且属于高速传动的硬齿面，因此需按齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。4.4 齿轮的材料选择及其热处理为了保证齿轮工作的可靠性，提高其使用寿命，齿轮的材料及其热处理应根据工作条件和材料的特点来选取。对齿轮材料的基本要求是：应使齿面具有足够的硬度和耐磨性，齿心具有足够的韧性，以防止齿面的各种失效，同时应具有良好的冷、热加工的工艺性，以达到齿轮的各种技术要求。一般要求的齿轮传动可采用软齿面齿轮。为了减小胶合的可能性，并使配对的大小齿轮寿命相当，通常使小齿轮齿面硬度比大齿轮齿面硬度高出 30-50HBS。这是因为小齿轮受载荷次数比大齿轮多，且小齿轮齿根较薄，强度低于大齿轮。为使两齿轮的轮齿接近等强度，小齿轮的齿面要比大齿轮的齿面硬一些。对于高速、重载或重要的齿轮传动，可采用硬齿面齿轮组合，齿面硬度可大致相同。综上所述，选择大小齿轮材料均为 20CrMnTi，渗碳后淬火处理，强度极限为1100Mpa，屈服极限为 850Mpa，齿芯部硬度为 300HBS。4.5 按齿根弯曲疲劳强度进行设计齿坯基本参数的确定：121） 、轴交角与传动比 ，是根据齿轮副的传动要求确定的。i2） 、根据齿轮副所要传递的功率、扭矩，利用经验公式或图表确定小轮外端的节圆直径和小轮齿数（不小于 5） 。弧齿锥齿轮的外端模数 m 可以根据公式1d1z确定。11zdm 3） 、大轮的齿数计算后圆整，且大轮与小轮的齿数之和不小于 9012z iz 4） 、齿面宽 b 的确定。查表，一般选择为外锥距。%305） 、根据大轮和小轮的旋转方向确定齿轮的旋向。齿轮的旋转方向是根据传动要求确定的，它的选择要保证齿轮副在啮合的过程中有互相推开的轴向力。6） 、为了保证齿轮副具有一定的重合度，应选择合适的螺旋角，一般选择位 35度。可以根据经验表格来选取适当的螺旋角，并可根据公式计算相应的重合度。B 为齿宽，为外锥距，为中点锥距，为内锥距，为端面重合度。eRRiRFm ieieFRRbRR1R12bK3FeF)(31KPRmtgKtgF7） 、压力角的确定。压力角一般有 16、19、20、21.5、22.5、25 度等，弧齿锥齿轮一般用 20 度。压力角太小减小了齿轮的强度，并容易发生根切，但柔性增大；压力角太大容易使得齿顶变尖，降低重合度。小轿车为了降低噪声、运转平稳，采用小压力角。载重汽车一般用大的压力角，以增大齿轮的强度。8） 、齿顶高系数、顶隙系数与侧隙。查表，一般当小轮齿数12 时，齿顶高系1z数为 0.85，顶隙为 0.188，则工作齿高系数为 1.7，全齿高系数为 1.888。侧隙查表选取。9） 、变位系数的选择。根据传动比与齿轮的齿数查表。参数确定如下：1）选用弧齿锥齿轮传动;齿轮精度为 8 级;2）计算齿轮传递的转矩。由于汽油机的最高转速 n1=6500 r/min，根据传动比 i=2.13，则小齿轮的转速为n2=6500/2.13=3050r/min，大齿轮功率近似 P=1.4kw4.6 割草机行走车轮设计割草机的行走轮由内齿轮和轮胎组成。内齿轮根据前面的设计要求材料选取 45钢。轮胎在此不仅仅与内齿轮轮配合，也是与地面抓合产生动力的关键所在，因此轮13胎的大小尺寸应与割草机的整体形状和尺寸紧紧相连。轮胎的外径是 =260mm,而其具体形状是参照现代机械设备设计手册中驱动轮的形状尺寸，外圈材料为橡胶。选取外轮直径：=260mm,由公式 n=v/D得：外轮的转速n=48 103/260 3.1458r/min。行走轮的具体结构及尺寸如图 4-1、4-2。图 4-3 行走轮效果图Fig 4-3 Wheel rendering14图 4-4 行走轮Fig 4-4 Wheel材料选择依据：45号钢为优质碳素结构用钢,硬度不高易切削加工,模具中常用来做模板、梢子、导柱等,但须热处理。调质处理后零件具有良好的综合机械性能，广泛应用于各种重要的结构零件，特别是那些在交变负荷下工作的连杆、螺栓、齿轮及轴类等。但表面硬度较低，不耐磨。可用调质表面淬火提高零件表面硬度。随着现代工业的飞速发展,仪器设备的功率越来越大,转速越来越快,振动和噪声的危害也越来越突出。振动和噪声不仅影响产品质量和操作精度、缩短产品寿命、危及安全性,而且污染环境，影响人身健康。因此,掌握振动与噪声控制技术是各国工业发展面临的重大课题。消除振动和噪声的有效方法之一是减少振动源的振动和隔离振动的传递。目前广泛使用的方法是利用橡胶材料与骨架材料(如金属、纤维、工程塑料等)复合制成的功能装置或特殊的橡胶粘弹性高阻尼材料来消除振动源的振动冲击和吸收噪声。这种橡胶减震功能装置已广泛应用于飞机、舰船、汽车、火车和建筑工程等方面以及仪器仪表的振动隔离。橡胶材料减震主要承受压缩应力、剪切应力和扭转力矩以及两种或两种以上应力的复合作用,在保证机车的高速性、舒适性和安全性方面起着重要作用。155 割草机割草机构的设计手推式割草机的割草机构如图 5-1 和 5-2 所示 图 5-1 刀片Fig5-1 blade图 5-2 托盘压盘Fig5-2 Tray pressure plate16割草机割草机构由压盘、托盘和刀片组成，刀片在压盘和托盘中间，在压盘外面，由螺母扭紧固定。5.1 刀片材料的选择割草机刀片必须采用高强度优质钢材，经过特殊热处理工艺保证刀片有较高的强度、锋利度、耐磨性、抗冲击韧性。刀架及刀片外形应该符合空气动力学要求，尽量减少运动时的空气阻力，以降低功率消耗。装配、调整刀具时，必须保证两端力矩平衡，以减少振动和噪声。刀片材料选用优质合金钢。在普通碳素钢基础上添加适量的一种或多种合金元素而构成的铁碳合金。根据添加元素的不同，并采取适当的加工工艺，可获得高强度、高韧性、耐磨、耐腐蚀、耐低温、耐高温、无磁性等特殊性能。5.2 刀片的切割过程在刀片割草的过程中，刀片和草是一对矛盾。要弄清切割过程的实质，必须先了解这两方面的性质和特点，才能进一步分析它们的相互作用。草的横截面呈扁平或槽型。非均匀体在不同方向上的机械性能并不相同（称为各向异性） ，这是与均匀材料（各向同性）显著不同的特点。草的刚度很小，极易弯曲，到一定挠度时，就会失去稳定而弯折。利用工具所施加的压力来破坏材料相互之间联系使之分离的机械加工过程，都称之为“切” 。刀片的切割过程同刀具切削金属的过程及冲模冲剪材料的过程本质是不同的。刀片的断面呈薄的楔形，前后两个刃磨面组成的楔角的顶部就是刃口。刀片的“切割”过程同“切削”及“冲剪”之不同，在于前者是利用刃口对材料产生很大的单位应力，使刃口穿透入被切材料之中来破坏材料。齿刀片的切割过程是，刀片以齿尖刺穿草面，将其断面分割开；随着齿尖的继续插入，由于草的强度各向异性的特点，纤维之间很容易沿横向被撕开，因而受到削弱。草被齿尖刺入后也不会再沿刀刃向外滑出，所以被割断。176 轴的设计6.1 轴的概述轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此，轴的主要功用是支撑回转零件及传递动力和运动。按照承受载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既能承受弯矩又能承受扭矩的称为转轴。只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为心轴。只承受扭矩而不承受弯矩的轴称为传动轴。还有很多种不同的分类方法，在此就不一一列出。6.2 割刀割刀轴的设计6.2.1 轴的结构设计已知轴的最小直径为：9.7mm 将此值圆整为标准值。取为 10mm,查机械设计手册选取轴承安端的直径为 10mm。具体尺寸如图示： 图 6-1 割刀轴结构图 Figure 6-1 Cuts the cutter bar structure drawing6.2.2 按轴的扭转强度计算这种方法是只按轴所承受的扭矩来计算轴的强度；如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的办法以考虑。在作轴的结构设计时，通常用这种方法以初步估算轴径。轴的扭转强度条件为： TTtdnpWT32 . 09550000式中：T 扭转切应力，单位为 MPa； T 轴所受的扭矩，单位 Nmm；18 WT 轴的抗扭截面系数，单位为 mm3； n 轴的转速，单位为 r/min； p 轴传递的功率，单位为 KW； d 计算截面处轴的直径，单位为 mm； T 许用扭转切应力，单位为 MPa；查机械设计手册得t=155MPa t= =2.64MPat=155MPa3262 . 0102919550000 轴的直径合格6.2.3 按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。一般轴用这种方法计算即可。其计算步骤如下： 轴的计算简图（即力学模型）轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中心点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关，深沟球轴承支反力的作用点就在轴承的中心线上与轴垂直。 在作计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷（若为空间力系，应把空间力分解为圆周力、径向力和轴向力，然后把它们全部转化到轴上） ，并将其分解为水平和垂直分力，然后求出各支承处的水平反力和垂直反力。a) 作出弯矩图 根据上述简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果作出水平面上的弯矩 MH 图和垂直面上的弯矩 MV 图；然后按下式计算总弯矩并作出 M 图； 22VHMMMb) 作出扭矩图如下图 13 所示c) 校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足19的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 224ca 通常由弯矩所产生的弯曲应力 是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭矩切应力 则常常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 ，则计算公式 224ca 式中的弯曲应力为对称循环应力。当扭矩切应力为静应力时，取 =0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取 =0.6；若扭矩切应力亦为对称循环变应力时，则取=1； 对于直径为 D 的圆轴，弯曲应力，扭转切应力，将 和WMWTWTT2 代入上式，则轴的弯扭合成强度条件为 1222224WTMWTWMca式中：ca 轴的计算应力，单位为 MPa； M 轴所承受的弯矩，单位为 Nmm； T 轴所受的扭矩，单位为 Nmm； W 轴的抗弯截面系数，单位为 mm3； -1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力；查表选取；轴主要是承受是扭矩，承受很少的弯矩，受力简图如下图所示图 6-2 轴受力简图Figure 6-2 Axis stress diagram20根据轴的计算简图作出轴的弯矩图与扭矩图： 图 6-3 弯矩图 Figure 6-3 Bending-moment diagram 图 6-4 扭矩图 Figure 6-4 Torque chartMmax=37.68NM Tmax=140.52N.M6.2.4 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在弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据上式及上求数值，并取 =0.6，轴上的计算应力3222222261 . 01405206 . 03768024WaTMWaTWMca21=52.52MPa-1 前已选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 -1=60MPa。故安全。6.2.5 按轴的疲劳强度条件进行精确校核这种校核计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度。在已知轴的外形、尺寸及载荷的基础上，即可通过考虑分析确定出一个或几个危险截面（这时不仅要考虑弯曲应力和扭转切应力的大小，而且要考虑应力集中和绝对尺寸等因素的影响程度） ，求出计算全安系数 Sca 并应使其稍大于或至少等于设计安全系数 S，即SSSSSsca22仅有法向应力时，应满足SKSm1仅有扭转切应力时，应满足SKSma1设计安全系数数值可按下述情况选取。S=1.31.5，用于材料均匀，载荷与应力计算精确时；S=1.51.8，用于材料不够均匀，计算精确度较低时；S=1.82.5，用材料均匀性及计算精确度很低，或轴的直径大于 200mm 时。 轴的直径最小处在两端装齿轮和带轮的地方，因为轴的直径最小所以最有可以成为危险截面。 第一个危险截面处右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1253=1562.5mm3 抗扭截面系数 W T=0.2d3=0.2263=3125mm3 截面左侧的弯矩为：M=37.68NM 截面上的扭矩为：T=140.52NM 按第三强度理论：22 -1MPaTMW125.935 .15621405203768012222 轴的材料为 45 钢，调质处理。由表查 -1=275mpa B=640Mpa -1=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计附表 3-2 查取。因r/d=1/26=0.038 ,D/d=30/26=1.15,经插值后可查得 = 2.14 = 1.7又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数这q =0.6 q=0.65故有效应力集中系数按式684. 1114. 26 . 0111qk455. 117 . 165. 0111qk由附图 3-2 得尺寸系数 =0.8 ；由附图 3-3 得扭转尺寸系数 =0.95。轴按精车加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 =0.8轴未经表面强化处理，即 q=1，则按式得综合系数值为355. 218 . 018 . 0684. 111kK78. 118 . 0195. 0455. 111kK又得碳钢的特性系数=0.1 =0.05于是计算安全系数 Sca 值按式则得8 .2701 . 02 . 4355. 22751maKs59.212845. 705. 02845. 778. 11551maKssssSSsca89.1759.218 .2759.218 .272222故其可以安全。236.3 长轴的校核长轴只受到扭转的作用，因此需按扭转应力来校核轴的强度。长轴的扭矩： /min9549 1.495492056N mm 6500KWrPTn由强度条件，最小截面为边长为 5 的正方形截面。查材料力学p96 表得 maxmaxTWa=0.208 maxmax33205679.070.208 5TMpaabh对于钢材来说，许用剪应力一般按（0.6-0.8）b/n，n 为安全系数查机械设计实用手册P770 表得 40Cr 的 b=750Mpa计算得，满足强度条件。 max故长轴安全。7 轴承的选择及校核7.1 轴承的选择根据轴承中摩擦性质的不同，滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗小，机械效率高，易起动；尺寸标准化，具有互换性，便于安装拆卸，维修方便；精度高，转速高，磨损小，使用寿命长；适用于大批量生产，质量稳定可靠，生产效率高等优点，因此在一般机器中应用较广，但滚动轴承也有噪音大、径向尺寸过大、轴承座的结构比较复杂、成本较高等缺点。7.2 轴承的校核按照轴承样本或设计手册选择 6000 Q，其额定动载荷=15.0kN, 额定静载荷rC=10.0kN。轴承寿命可由式OrC