小型自走悬挂式往复割草机的设计.docx

1、，-czj-lJ»通牵引式割草机以及侧悬挂或后悬挂割草机。1.1.1摆环机构摆环机构直接安装在切割器的内滑脚上，由拖拉机动力输出轴痛过带轮传动，形成无连杆驱动。它具有直接驱动的优点，并且构造紧凑，便于加平衡块实现全平衡。在割草机中使用日益广泛。1.1.3摆杆机构由曲柄和两摆杆组成，摆杆之一的端部配有重锤，另一摆杆与刀杆头相连，刀杆头由弹簧片与割刀固定，两摆杆的摇摆相差180度，以便进展平衡。这种机构在平衡后尚剩下一周期性变化的力矩未能平衡。1.1.4双配重轮机构由安装在内滑脚的一对对转的平衡配重轮和两个短连杆组成。两平衡重的垂直分力相互抵消，而水平分力可以近似的全平衡割刀往复惯性力，

2、无不平衡力矩。它承受在国外进展全平衡的现代割草机。1.2马区动方案总体确定依据所要求的后悬挂往复式割草机的性能、割草机对应的人群所能承受的经济力量及分析四种典型驱动方案造价后，打算承受常见的曲柄连杆机构，由于其造价廉价，简洁拆卸修理，以至于割草机整机的生产本钱就会降低，而且现阶段曲柄连杆跟我所学过的学问比较吻合，应选取曲柄连杆方案。1.3方案的构造和原理简介方案承受皮带轮传动，利用拖拉机动力输出轴作动力源，以曲柄连杆机构带动割刀作往复直线运动，从而完成牧草切割。当切割器工1.3.1驱动部件方案中以拖拉机输出轴为动力源，带动大带轮，大带轮带动小带轮以至于提高速度。1.3.2驱动部件拖拉机动力由带

3、轮提速后，传给曲柄，曲柄上有偏置的连杆，连杆与刀杆头饺链，由此带动割刀做肯定距离内做往复运动。2传动机构设计依据割刀割副B：Im前进速度V2.2、2.7m/s,确定了传动方案。1：拖拉机输出轴；2：带轮；3：曲柄机构；4：连杆机构；5：切割2.1功率消耗割草机消耗的功率主要分为四种:P割草功率P提升切割器的功率P拖动切割器功率3P割草机滚动功率查表得：割草机的割草功率P=BVL=1x2.5x250=0.625kw100提升切割器功率F=0.212kw拖动切割器功率P=(fG+fG+BT)V=0.455kw3 c1c20割草机滚动功率P=0.580kw4总功率P=P+P+P+P=1.872kw1

4、2342.2拖拉机型号依据功率及本钱选择国产时风拖拉机SF-250,功率为16.1KW,输出轴转速为540r/min。2.3拖拉机转速割刀的速度为2.286m/s即平.;30.2.2861000_咐/响S762曲柄的转速为900r/min查表得此型号的拖拉机转速为540r/min2.4皮带选型依据拖拉机的型号功率，选择用V带。900=1.67u1.7540传动比小于5,适宜3传动方案的计算3.1各轴的转速540n1=了7=317.64r/min900._27LC八J3.2各轴输入功率查表得万向联轴器传动效率：0.99深沟球轴承传动效率：0.98带轮传动效率：0.94p=16.1x0.99x0.

5、98=15.2kw1p=15.2x0.94x0.98=13.1kw23.3各轴转矩拖拉机输出轴转矩T=955016,1=284.73Nmd540轴一转矩T=Tx1.7x0.98x0.99=469.61Nmd轴二转矩T=Tx1.7x0.94x0.98=735.43Nm13.4V带及带轮计算查表得工况系数K=1.221AP=PxK=16.1x1.221=19.6581kwCAA（P为拖拉机输出轴功率）依据P查手册得V带的型号为C型。CA依据nn和功率查手册得小带轮直径为d=212mm12di大带轮直径d=355mmd21驱动方案论证31.1几种典型驱动方案的简介与比照31.1.1曲柄连杆机构31.

6、1.1摆环机构31.1.3摆杆机构31.1.4双配重轮机构41. 2驱动方案总体确定41.3方案的构造和原理简介41.3.1驱动部件41.3.2驱动部件42传动机构设计41功率消耗52.2拖拉机型号52.3拖拉机转速62.4皮带选型6i=-355=1.67，1.7-1.67=0.0179=1.79%<5%。d2121.67d1符合传动要求。带速V=nddini=9.99m/s<25m/s，带速符合要求。60x1000依据(d+d)WaOW2Id+d)确定中心距dld2dld2a=(d+d)=400mm,初定中心距为400mm0d1d2所需基准长度L/a/(d4d)2地=1800mm

7、d02dld24a0实际中心距a=a+Ld-Ld=448.29mmo2小带轮包角a=i80«-d_dd2di乂18。=161.72企90”包角符合要求。ian查表得V带根数为3根。单根V带预紧力F=5002,5-1|PcapV2=366.4N°K以v'K是包角修正系数，查表3.1-12得C型修正系数0.95P是V带的线质量，查表3.1-13得C型V带质量0.33I作用在轴上的轴压力F=2Fzsinai_1800Nr02序号计算工9呈符号13传动比4小带轮直pCA2选定带Z妙径ikw19.6C型dd11.7212mm5大带轮直径dd2mm带轮设计计6带速Vm/s7初定

8、轴间距a0mm8所需基准长度Ldmm9实际轴间距amm10小带轮包角n11V带根数z单根V带的预紧12作用的轴向力13表3-19.991800448.2931800N400161.72366.4N11图3-1带轮的安装带轮安装在轴上，轴由轴承底座固定在机架上，由于包角大小合适，所以不需要张紧轮。4轴的设计及其计算4.1轴的最小直径计算选取轴的材料为40Cr,调质处理。由手册查表得，取A=112o轴一：n=540r/min，P=15.2kw11轴一最小直径为：di-A。：=112x1就=37.45mm轴二:n=900r/min，P=13.1kw22轴一的最小直径为：12n227.12mmd2&g

9、t;A_|-2-112x4.2各轴直径的选取轴一最小直径为37.45mm，由于轴一有键槽等技术要求，选取最小直径为50mmo轴二最小直径为27.12mm，由于轴二有键槽等技术要求，选取最小直径为32mm。4.3轴一的校核ALAL图4-1轴一的设计图13FNV2FNV2图4-2轴一受力及弯矩分析图查手册得：V带轮对轴的径向力F=1800N，转矩r1T=469.61x103N.mm，由于其右侧连有万向联轴器，F=312.4N，112F=107.3N；r2竖直方向F为0：_F+F-F-F=0r1NV1r2NV2B点M为0：FAB-FBC-FBD=0r1r2NV2得到F=18°°x

10、36.5-90x90=37j6伽壬=530.4NNV2155NV1143传动方案的计算63.1各轴的转速63.2各轴输入功率63.3各轴转矩61F为0：一F+F11NH1水平方向+F=0_NH2B点M为0：_FBC+FBD=Ot2NH2得到F=312,4x90=181.3N=64.24NNH2155NH1C截面左侧竖直方向M=-F-90+Fx126.5=4088.8N-mmV1NV1rl水平方向M=F90=109.1x90=5782.3NmmH1NH1其合成弯矩为M=M2+M2=4088.82+5782.32=7081.9NmmH11V1c截面右侧竖直方向M=-FV2水平方向M=MH2其合成弯

11、矩为竖直方向M=-FV2水平方向M=MH2其合成弯矩为x65=73.1x65=4093.6NmmNV2=5782.3N-mmH1M=尸2+M2=$4093.6X+5782.32=7084.7Nmm2V2H2B截面左侧M=尸2+M2=$4093.6X+5782.32=7084.7Nmm2V2H2B截面左侧竖直方向M=F36.5=1800x36.5=12060NmmV1rl水平方向M=ON-mmH1B截面右侧竖直方向M=Fx155-Fx90=-12064.8N.mmV2NV2r2水平方向M=F-155-Fx53=181.3x155-312.4x90=0N-mmH2NH2t215危急截面在B截面右侧

12、。5曲柄的设计及计算5.1曲柄的直径计算查资料得2r=s¥_4=75.6n76mm，r=37.6（mm）式中i为连丫4b-S2杆长，e为偏心距，s为割刀行程。5.2曲柄的力平衡往复式切割器的割刀有往复惯性力，特别对高速作业的机器如割草机），由于曲柄转速高，惯性力颇大（每米割刀惯性力达60-80公斤），使机器产生猛烈振动而影响零部件的有用寿命和工作质量。为此对割刀的惯性力进展平衡。其平衡方法有局部平衡法及全平衡法两种。一般而言，局部平衡法适用于一般的割草机。故对此割草机我们承受局部平衡法。Pq=-J-rutPdPd=（虬+-yMe），32cos<pPp=Mprp3图5-1曲柄局部

13、力平衡如图5-1,在曲柄的对面增设配重，利用配重的离心惯性力来平16衡割刀的一局部往复惯性力。该平衡的理论计算是一种近似计算法。其理论的根底是假设连杆的1/3局部同销做圆周运动,2/3局部同割刀做往复运动。在水平方向上惯性力平衡方程式P+Pcos。=Pcos。dqP该公式中p割刀与2/3连杆部分的往复惯性力，dP=（M+nM）rw2cos（|），M为割刀的质量，取M=0.344，M为连杆dd3edde的质量，取M=0.306，r为曲柄半径，r=0.076，（o为曲柄的角速度，e巾为曲柄转角。P为连杆1局部的离心惯性力，P=1Mr（o2q3q3eP为加配种后曲柄盘所产生的离心惯性力，P=ME2,

14、M为ppppp曲柄盘的质量，取M=0.0385。r为曲柄盘重心的旋转半径，取r=0.04ppp代入上式得（21M+M1rw2cos（|）+Mrco2cos（）=Mrcoscostf）d3eJ3epp上式简化后可得（211/M+M'r+Mr=Mr3eJ3eppMLpHc:0.385>0.04-0.102）0.076=0_'M+2M）r（°344+0-204）x0.076Id3c；即往复惯性力平衡成都为0.18平衡后在垂直方向引起最大平衡惯性力为1PP=Mrco2Mrco2=0.385x0.04x6720.102x0.076x672=34kgPqPP3c故只需要在连

15、杆局部消减34KG即可。6机架主要尺寸设定6.1机架的设计由于机架要承重，应选取30x30x2.5的方钢，便于承重与焊合。如图6-1图6-1又依据大带轮与小带路的轴距，我选取600x500的方钢焊合o如图6-218275图6-2割草机为后悬挂，故需要挂杆，机架完整构造如图6-33.4 V带及带轮计算6V带安装94轴的设计及其计算94.1轴的最小直径计算94.2各轴直径的选取93轴一的校核105曲柄的设计及计算161曲柄的直径计算165.2曲柄的力平衡166机架主要尺寸设定184. 1机架的设计186.2挂刀架的设计206.3倾斜提升机构设计207.结论21参考文献22谢辞256.2挂刀架的设计

16、挂刀架局部一边与机架相连，一边与割刀相连，该局部构造如图6-4与割刀相连构造如图6-5图6-56.3倾斜提升机构设计倾斜提升机构承受传统的提升机构，用液压缸来把握割刀的提升，具体设计如图6-6图6-67.结论经过几个月跟同学的一起设计，我学到了很多割草机的学问，我图7-1参考文献1张龙.机械设计课程设计手册M.北京.国防工业出版社.2006.5濮良贵，纪名冈土机械设计.第八版丽.西北工业大学.高等训练出22版社.2006成大先.机械设计手册.单行本/机械传动S.北京.化学工业出版社.2004.1东北农学院.畜牧业机械化国.北京.中国农业出版社.1981.13 蒋恩臣.畜牧业机械化.国.北京.中

17、国农业出版社.2005.1王天麟.畜牧机械M.北京.农业出版社.19884 饶应昌.协作饲料技术M.北京.科学技术文献出版社.1987Karinakar,S;Basak,S.AgrieulturalMeehaniZationScenarioinDarjeelingDistrictofwesBengal.ENVIRONMENTANDECOLOGY.01-Jan-2002;23通过这次毕业设计，我很有很大的收获，使我系统的复习了大学的各个专业课程，不仅再次学习与应用了绘图软件UG,学会使用工具书，而且培育了综合运用学问的力量。完成这篇毕业设计，我要感谢我的导师郭教师对我的训练与提点，也要感谢班主任

18、王教师对我的关心与帮助。是教师给我打下了比较坚实的根底，当我遇到难题时，我的导师引导我不断学习，不断进步，扫去一个个障碍。才使得我能在设计中更好、更快速地吸取学问，同时感谢我全部的教师和同学对我的训练与帮助，感谢学校为我供给了良好的学习、实践环境。在设计的过程中，我对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的生疏。培育了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论学问和应用生产实际学问解决工程实际问题的力量，在设计的过程中还培育出了我们的团队精神，大家共同解决了很多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地生疏到了自己在学问的理解和承受应用方面的缺乏，在今后的学习、工作过程中我们会更加努力和团结。毕业设计给我留下的不只是一项设计，更多的是我从中学到的知识和阅历，最实际的一个价值就是：为我将来找工作有了一个重要的缺码。在我今后的工作，学习中，我都会不断的利用到这次毕业设计所获得的学问，更加的完善自己，超越自己，让自己的生活大放荣耀。25小型自走悬挂式往复割草机的设计摘要：大力进展畜牧机械化是我国现代畜牧业进展的必要条件，只有实现机械化，才能真正提高畜牧业的水平，畜牧业的产出增加，牧民的收入提高，生活水平才得以改善。在畜牧业中