除草机的结构设计

第1章 绪 论引言1998世人敲响了警钟,我国政府出台了一系列保护生态环境的政策,禁伐天然林,严格控门对林业机械的需求也发生了重大变化;伐木机械需求量急剧减少,以油锯为例,20074.520083.5,20092.5由于营林作业的种类繁多,因而营林机械的种类也很多,本文介绍一种用途广泛、操作简便、使用灵活的营林机械——除草机。边缘的修剪，以及中幼林抚育、人工林间伐等。70%(808053低耗，是林业生产上一种省工高效的工具。的应用范围在园林业的应用18cm校等,更显其操作的灵活性。在农、牧业的应用置,便成为一台小型收割机,可割水稻、小麦、黄豆等农作物,装上皮带轮与脱粒机相配,可用于作物脱粒,还可与水泵相配,作排灌用。因其具有一机多用、重量轻转移方便、利用率高、安装简单特点,故更适用于山地、丘陵地区。的发展现状国外除草机械发展现状国外对除草机的开发研究较早，起点高，水平亦较高，广泛采用现代科学技术，如工程塑料、CDISTIHLSOLO56.5cc0.6KW2.8KW。XenoahQT20BCF01,BCD20BCD29FBC12FBC22FBC24FBC26FBC26FBC28FBC33用于不同高度枝条的收割。199390cm驶座椅的坡地用自行式割灌机。Cekop-3MNC压弯压挤在一起,再由割灌装置自根茎处切断,最后由切碎装置将割下的灌木切碎并撒抛在地上,该机可用于大面积的除灌作业。加拿大WindsorEnso草剂喷洒装置,能同时进行机械和化学抚育,可大大节省化学药剂的喷洒量。B173FS200AV有减振装置。拉马尔除灌机悬挂在四轮驱动拖拉机的前方。机器前进时,旋切刀便将前面的灌木切成碎块。124～20209020901-1图1-1国内割灌机械发展现状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。2060产品质量大,性能落后,品种单一,规格少,不能形成系列产品,无法满足各种用户需求。1992年原国家林业部下达给黑龙江省木材采运研究所“山地清林机的研制”项目,目的在于研制一种重、中型可提高割灌效率与质量的割灌木设备。2G-200J-50辽宁省法库县农机推广站对东风-2量少,设备使用时间短,该机每年绝大部分时间处于闲置状态,对其设计改造后可收获苜蓿。其主要以东风-29GY-2.3栖、柠条和篙籽等)的收割。2GB-081强、用途广、易于综合配套等特点,非常适合广大农村多种经营使用。广西柳州索罗19993GC-1.5灌机已在东北林区、各地公园、机关和厂矿等广泛应用。此外,该机还可用于收割南方1-2，1-3，1-4割灌机和国内外一些割灌机参数及特点的对比。图1-4我国除草机的市场及前景在林业方面抚育间伐是我国林业发展的一项重要工作,所谓抚育间伐,即是在未成熟的林分中定期而重复地砍伐部分林木,为保留的林木创造良好的环境条件促使其生长发育,一般自幼林郁闭开始到成熟林主伐前的用材要进行3~4次抚育间伐。70%(8080%5318cm1505在园艺方面30%40%，2005,200030%7,2000200528.253万台左右。在农业方面实现农业机械化是我国在八十年代提出的奋斗目标,目前广泛使用的是大型的联有三分之一的山区丘陵,地形复杂,特别是现在实行了分田到户的生产责任制,丘陵地区的农民田地分散、小块、交通不便,无法使用大型的联合收割机。为了让广大农民从繁重的劳动中解脱出来,发展其它农业经济,特别是南方的“双抢”季节,迫切需要一种小型的、操作简单、价格低,既能收割,又可脱粒的收割机器,而割灌机就满足了10综上所述,除草机在我国具有广泛的市场,加上草原牧场的需求,每年除草机的需求量可达20万台。除草机的发展方向除草机发展到今天,技术水平日益完善,我们只有充分利用现代科技成果才能使国产除草机达到国际先进水平,以便能在加入世贸组织之后,减免进口除草机对我国市场的冲击。根据我国除草机现状,应朝以下两个方面发展:①提高发动机制造水平,林区作业要求的功率较大,要达到2kW以上;而园艺割草相对要求低些,有1kW已能满足使用要求,甚至还可低些;而作为收割、脱粒之用,则要求功率在1.5kW左右。自走式林区除草机设计的意义由于目前国内除草机大多是背负式轻型割灌机，主要用于园林、绿化等地方，功率小，不能用与林区割灌。而大功率除草机都是悬挂在履带式拖拉机上的重型设备，体积庞大，耗油量大，不适合在次生林内清林割灌，也不适合我国国情。因此设计能自走的大功率割灌机势在必行，它能解决背负式割灌机功率小的问题，也能解决机器体积庞大、耗油量大的问题，填补国内此领域的空白。2及农作物收割等作业。工作原理来实现。结构分析整个机器分为四个部分：行走部分、割灌部分、驾驶台以及排障部分。90（904.8KWZS168FB2.9KWZS1P60FA手闸，在自重作用下实现向下运动。驾驶台位于行走部分正上方，通过四组套筒机构与行走部分连接，并且由四个凸轮补偿由行走机构带来的上下震动，通过钢管架和钢丝防护网对操作人员进行保护。驾驶台内设有汽车驾驶座椅，可根据操作人员的身高进行调节。在座椅两边放置了换向操作杆和割灌部分升降控制机构，便于操作。排障部分位驾驶台顶部，由人手动提供动力。排障杆与位与驾驶台后部的铰链连接，以铰链为中心，在限定的区域内旋转，从而实现将前方高灌木拨到割灌机右侧实现其排障的功能，其动力由人通过拉环和钢丝提供，然后回程动力由一跟拉簧提供，如图2-1所示。图2-1自走式除草机本章小结分的结构组成和工作原理进行了介绍，让大家对该设计有一个初步的了解和熟悉。3方案的确定带结构在爬山时都有很大一部分分力白白浪费掉了，所以在方案选择时必须另辟蹊统行走设备自身平衡能力差，越障能力差，爬坡能力更差了，而人就跟它完全相反。是什么原因导致这样的结果呢？研究发现传统行走设备将“脚”紧贴地面，并平行地面向后施加使自身前进的动力，如下图3-1所示。图3-1传统行走设备受力分析图3-2图3-2人的行走方式图山。机构选择确定采用模仿人的行走方式爬山后，在机械原理中寻找能实现这一目的的机构，通过分析，我们认为，平行四边形机构的相对杆始终保持平行﹐且两连杆的角位移﹑角速度和角加速度也始终相等，能够满足我们的设计要求，最后决定选择平行四边形机构，如图3-3所示。图3-3平行四边形机构原理简图平行四边形机构能完全模拟人脚的行走动作，抬起→迈步→落地→支撑→再抬四边形机构。从而达到减少浮动台振动的目的，使得操作人员和割灌部分不会受到颠簸。动力选择33-1发发动机型号发发动机型号ZS168FB机动缸径×行程（mm×mm）68×54排量（ml）194压缩比8.5：1最大输出功率HP(kw)/rmp6.5(4.8)/3600额定功率HP(kw)/rmp5.7(4.2)/3600最大扭矩M.m/rmp13.2/2500燃油容积(L)3.6机油容积(L)0.6最底油耗g/kw.h313空滤器型号半干、油浴、泡沫滤芯点火方式晶体管点火发动机形式OHV25°倾斜、单缸、四冲程传动方式皮带传动减离合方式张紧轮速减速比7器变速档数变速箱机油容量(L)0，1，-1档0.95主要设计参数V=12km/h，A=80mm,每组脚间轴向夹角α=360°/4=90°步长L=2Asin2

2sinmm（3-1）角速度wv/r12/3.6/56.510359rad/s（3-2）主轴转速N59/60564rpm（3-3）减数比i=n/N=3600/564=6.4 取i=7（3-4）主轴径D主轴径min

P/N4.2/56421.5mm ,取

22mmmin（3-5）min行走部分具体结构如图3-4所示。图3-4行走部分结构图本章小结本章是对除草机行走部分的设计，除草机能否在农林等苛刻的作业环境下稳步行走，是其能否顺利工作的前提条件，也是本设计比较重要的部分；首先通过以往爬上机械和人爬山的原理的比较，选取较为合适的方案；在方案确定之后，从之前学的知识里寻找能实现其功能的机构；前期的准备工作完成后就，就是对行走部分的设计，包括动力的选择，主要设计参数的确定。4除草部分设计方案的确定2.9KWZS1P60FA开手闸，在自重作用下实现向下运动。结构如图4-1所示：图4-1除草部分结构图汽油机输出带轮设计由机械设计手册表8-7查的工作情况系数PA=1.2KAp1.22.93.48kw(4-1 ）V=3.48kw=3600r/min,AV确定带轮的基准直径d1d2根据机械设计手册，初选带轮基准直径由表8-6和表8-8，选d1=100mm计算大带轮的基准直径：1n1d2=n2

(1)d

36001= （1-0.02）11800

（4-2）由机械设计手册表8-8，取直径系列值d2=200mmVdnV= 11

= 3.14100

=18.84m/s （4-3）601000 601000在5～25m/s的范围内,故带速合适。Va0根据结构需要,取a0=380mm，因为12(d1

)=2(100+200)=600mm （4-4）10.7(d1

)=0.7（100+200）=210mm因为210<380<600，故a0选取合适。Ld0=2a

(dd)2d) 1 2 （4-5）420 1 2 a420=2380+

3.14 (200100)2(100200)+2 4380

≈1237.6mm查机械设计手册表8-2，选基准带长Ld=1250mm计算实际中心距aaa

=380+12501237.6=386mm （4-6）0 2 2安装时所需的最小中心距为amina0.015Ld （4-7）=386-（0.0151250）=367.25mm张紧或补偿伸长所需的最大中心距为amaxa0.03Ld=386+0.031250

（4-8）=423.5mm验算小带轮上的包角180d257.3 （4-9）1 a=18020010057.3386=165.2VZZKAP)KKL因为d1=100mm和n1=3600r/min,由机械设计手册表8-4a，查得单根V带基本额定功率 p0

（4-10）额定功率增量

Kb

(11)K

（4-11）ibK=0.773103b由机械设计手册查得传动比系数Ki=1.121得 △P=0.7731033600（11=0.3kw8-2，KL=0.938-5，KV带根数

1）1.12Z=2根

ZKAP)KKL 3.48(2.280.3)0.930.96=1.51根

（4-12）V带的初拉力的最小值)min(F0

)min

500(2.5Ka

qv2ZV

（4-13）查机械设计手册表8-3，得每米V带的质量,q=0.10kg/m得

)min

2.5

1) 2

0.118.842≈109.6N应使带的实际初拉力F0(F0)min压轴力FP：压轴力的最小值为(FP

)min

2Z

)min

sin2

（4-14）=2109.62sin165.22=435N4-2所示：图4-2小带轮计算结果总结：胶带规格：A型，基准带长1250mm胶带根数：2根带轮直径：100mm,200mm中心距：380mm压轴力：435N带轮轮缘尺寸的确定：基准宽度bd=11.0mm基准线上槽深hamin=2.75mm基准线下槽深hfmin=11.0mm槽间距e=150.3mm1第一槽对称面至端面的距离f=10 1最小轮缘厚 min=6mm带 轮 宽b =(z-1)e+2f=35mm （4-15）外 径 dadd=105.5mm 轮 槽 角 =340中间传动轴的计算确定输入功率P，转速np3n4515-3，p3ndminA0

21.5mm

（4-17）所以取d1=28mm；因为d2段的轴肩为非定位轴肩，所以d2=28+1+1=30mm；因为d3d3d2+2h=d2+（0.0～0.1d=35mm（4-18）d4=30mm；d5=28mm；=1 L L=1 =2 L L=2 3L=26mm；3中间传动轴的校核由于此轴轴向力为自重，故忽略不计，将其视为只受转矩和弯矩的传动轴。中间传动轴零件如图4-3所示：ⅠⅠⅡ图4-3轴结构图4-4所示：AAB图4-4轴受力图a(ab)435(abc)0

（4-19）c(bc)435(abc)0 因为a=42mm; b=40mm; c=42mm;∴由式（4-19）和（4-20）得:FAFB；42FA82FA435(424042)0AF A40=1348.5(N)FB

43512440=1348.5(N)4-5MAN.mm)MB1348.54256637(N.mm)N.mmN.mmN.mm

图4-5轴弯矩图轴受转矩 T9.55106p9.551062.9 15386Nmm （4-21）n 1800T= N.mm校核轴径

图4-6轴的转矩图许用应力 用插入法查得：0b102.5MPa许用应力值 60MPa应力校正系数

b

（4-22）0b 当量弯矩 T15386N（4-23）M2)M2)2

57359.87N

（4-24）M2)M2)2

57359.87Nmm设计的最小直径 dminM'3AM'3A30.1

（4-25）dAdB21.528mm；疲劳强度校核初步分析I、两个截面有较大的应力和应力集中，下面以截面I为例进行安全系数校核。45B650MPa，S360MPa对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数

1bB0.44650286MPa （4-26）1B0.30650195MPa （4-27）0b286486MPa （4-28）01.6195312MPa （4-29） 0b0b

22864864860.18 （4-30）

0

21953123120.25 （4-31）截面I上的应力弯矩M1N.mm)弯曲应力幅M 1

56637a W 0.1（4-32）弯曲平均应力 m0扭转切应力

T T

（4-33）扭转应力幅和平均切应力

am

3.51.75MPa2 2 （4-34）D30

1.07因在此截面处，有轴直径变化，过度圆角半径r，由d 28 ，r 2

0.07d 28 和B650MPa，经查（查值法）k1.77k1.31如果一个截面上有多种产生应力集中的结构，则分别求出其有效应力集中系数，从而取最大值。表面状态系数查得0.92(Ra3.2m,B650MPa)6

0.88,r0.81kN1S kN1b

am

（4-35）=6.85

12861.31 0.920.88扭转安全系数S kN1

m

（4-36）=55.6复合安全系数

11951.31 1.750.251.750.920.81SaSS2aS2S2aS25.07255.625.07255.62

（4-37）S5.05]由以上计算说明，轴是完全符合要求的。中间传动轴轴承的校核轴承选取为30206型圆锥滚子轴承，经查手册，轴承主要性能参数如下：r，C 43.2103r，，，

C0r

50.5103N N

600r/mi（脂润滑e=0.37Y=1.45，0=0.9，计算步骤及结果如下：确定轴向力：由于中间传动轴是竖直工作，而且轴上只有两个皮带轮，而且Fr11348.5NFr21348.5N（方向与Fr1相反）G50N2被压紧，故Fa1

（4-38）21.6=421.4NFa2

Fr1G（4-39）=471.4N1、2421.40.311348.52471.40.352 1348.5查机械手册表13-5得 X11，0X21，0fdfP1.5当量动载荷

（4-40）（4-41）fP(X1Fr1)=1.5 （11348.5+0421.4）=2022.75NfP(X222)=1.5 (11348.5+0471.4)=2022.75N算轴承寿命验算 因，只计算轴承I寿命106 C

（4-42）（4-43）Lhn16

( r)P110(43200)310

（4-44）18002022.75=15015251 105h静载荷验算X0，Y0 查机械设计手册得 X0，当量静载荷X0（4-45）=0.6 1348.5+0.5421.4=1019.8NN2X022=0.6 1348.5+0.5471.4=1044.8N

（4-46）22N取大者 N，2N安全系数S0 正常使用滚子轴承。查得S02.5许用转速验算

r1S00r12.51348.53371.25NC0rCr1

（4-47）1载荷系数f 1

43200

21.4

（4-48）Cr1

2022.75 43200

21.42022.75经查 载荷分布系数f2

2

421.40.311348.5471.40.35

（4-49）2 1348.5经查 f21f22，许用转速N1N2f11f21N0=0.850.86000=4080r/min均大于工作转速1800r/，故轴承满足要求。中间轴的键的选择和校核d=28mm，6-1bh=8L=28mm（比轮毂宽度小些；6-2许用挤压应力p100～120MPa；取其平均值[p]110MPa；键的工作长度l=L-b=28-8=20mm； （4-50）键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm； （4-51）103 256637103由p

57.8MPap]； （4-51）kld 3.52028所以键的选择合适。本章小结工作的关键，本章对中间传动轴及其相关的零件进行了计算和校核。第5章 驾驶台设计方案确定结构如图5-1所示。图5-1驾驶台结构图1套2 轧滚3 棘轮4 升降控制杆5 杆6 座7 护罩8 钢丝网1212并使其且具有垂直方向的自由度，便于行走时平稳。44完成有级升降的固定。5拨叉相连接，控制离合器的离与合，从而实现差速转向。6调节，使其更方便、舒适的操作，同时减少了制造成本以及相关的设计计算。7875单、外观尺寸较小、防护能力强、安全可靠的结构。本章小结驾驶台是机器操作人员工作的地方，所以应该充分考虑其安全可靠性和舒适性;设计的。6方案确定结构如图6-1所示。图6-1排障部分结构图1排障杆2 环3 4 筒5 14335212，334供排障杆作业时的支撑反力以及旋转中心。45力。设计过程中参照了链式分料机构、平带式排障机构（哈尔滨林业机械研究所，使用平皮带式排障机构。故采用此排障机构。本章小结更顺利的完成林区的割灌工作，保证了工作的效率。结 论本次设计完成了：林区自走式除草机整体设计，考虑到方案的可行性、实用性体积、重量、制造工艺、制造成本、人性化以及