环保型剪草机设计说明书

PAGEPAGE2环保型剪草机设计说明书目录目录……………………1中文摘要………………3Abstract………………3第1章绪论…………………………3第2章环保型剪草机的概述 22.1环保型剪草机的组成 22.2环保型剪草机的主要机构及其功能 3第3章环保型剪草机方案…………73.1环保剪草机方案布局图………………………73.2环保剪草机方案的比较与选取………………7第4章传动系统的设计……………74.1齿轮传动的设计……………84.2选择材料，确定和及精度等级……………114.3按接触强度进行初步设计………………114.3.1确定中心距…………114.3.2确定模数……………114.3.3确定齿数……………114.3.4计算主要的几何尺寸………………124.3.5校核齿面接触强度……………………124.3.6校核齿根的强度………………………134.3.7齿轮及齿轮副精度的检验项目计算……………………154.3.8确定齿厚偏差代号…………………154.3.9确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值……154.3.10确定齿轮副的检验项目与公差值…………………154.3.11确定齿坯的精度……………………164.4轴的设计……………………174.4.1按扭转强度计算…………17第5章滚刀的设计…………………185.1滚刀的设计…………………185.1.1刀刃的起讫位置…………195.1.2刀刃的前角………………195.1.3刀刃的后角………………215.1.4刀刃的刃倾角…………215.1.5刀刃上任一点位量上搅碎速度…………235.1.6滚刀片的结构……………24第6章生产能力分析………………256.1滚刀的切割能力……………256.2环保型剪草机的生产能力……………………256.3功率消耗………………………25第7章环保剪草机的三维建模………………….….26设计总结………………26鸣谢……………………26参考文献………………26

摘要本文论述了草坪机械—环保型剪草机设计说明书的工作原理、主要技术参数、传动系统、典型零件的结构设计及生产能力分析。课题设计的环保型剪草机，不仅可以用来剪切公园草坪里的，还可以用来剪切球场，荒地等地方的草，该设备采用无动力驱动，结构设计合理，能满足指定场所的剪草需求。。关键词：环保型剪草机设计说明书，剪草，无动力驱动。AbstractTheprinciple,technicalpare-maters,transmitingsystemandmainpartsstructureofmincingma-chinewereintroduced.Theproductingcapacitywasanalysed.KeywordsMincingmachineHoldsplateCuttingbladeTransferaugerThispaperdiscussesthemeatprocessingmachinery-crusherworkingprinciple,maintechnicalparameters,transmissionsystem,thetypicalpartsofthestructuredesignandproductioncapacityanalysis.Smalltwistedpaperbrokenmachineforordinaryhome,notonlycanbeusedformincedmeat,canalsobeusedwithcrushedpeanuts,crushedice,spicesandotherfood,smallpowerrequirements,poweredbythemotordrive,reasonablestructuredesign,canmeetthefamilykitchengenerallymeatfoodconsistingmainlyofmincedrequired.Keywords:meatchopper，reamer绪论中国草坪的发展最初是从秦汉开始的，据《史记》记载，司马相如写的《上林赋》一文中“布结缕，攒泪荷”就是种植结缕草的意思。据记载，我国古代大面积使用（建植）草地，是清朝在河北承德“避暑山庄”热河泉以北的“万树园”。欧美等国家的草坪历史晚于中国，但发展较快。二战后，美国经济发展迅速，草坪用途进一步扩大，栽培面积急剧上升，揭开了草坪发展业的新篇章，许多大学和科研单位开展草坪的研究和育种工作，发展突飞猛进。国内外草坪发展趋势及存在问题目前的草坪品种对管理要求非常严格，美国、英国等国家正在培育耐修剪、低矮和抗病性强的品种，至今我们国家还没有自己生产的较优良的冷暖季型草坪种子。由于混播能发挥草种各自的优势，抵抗各种不利因素，增强抗逆性，因此不同草坪品种混播建植仍是草坪建植的发展趋势。近年来，草坪混播的情况越来越多，也出现了很多问题，多数情况下不能达到所期望的目的。如习惯上采用早熟禾、紫羊茅和多年生黑麦草混播，在强光照地区以早熟禾为主，遮阴区以紫羊茅为主。多年生黑麦草可迅速覆盖地面，起保护作用。但最后结果，常常是以黑麦草为主的草坪，有时草坪中几乎看不到早熟禾的存在。根据其工作原理和形式可分为滚刀式、悬刀式和扫雷式三种类型。我国生产剪草机起步较晚,生产企业规模普遍较小,产品用途较为单一,均没有形成规模批量,所以长期以来,草坪剪草机均以进口为主。据统计,到1999年底我国有各种园林机械保有量达10万台,1999年的剪草机销售量在3万台左右,其中80%为进口。冷季型草夏季病虫害发生严重，越冬困难，养护管理压力大，而马尼拉、结缕草、狗牙根等暖季型草坪具有绿色期短、冬季枯黄等缺点。上海市园林科学研究所提出，采取在暖季型草坪矮生百慕达中追播冷季型草坪一年生黑麦草，充分利用矮生百慕达夏季生长良好和一年生黑麦草冬季生长良好的特点，达到四季长绿的目的。但冷季型草坪一般难与暖季型草坪混播。夏季暖季型草生长良好，并要求施用足够氮肥，此时冷季型草则处于不适期，一般不可施用过量氮肥。即冷暖季型草坪草从生理上要求有很大差异。多数情况下，会出现斑块分离现象。因此，目前许多国家已经开始研究以结缕草为主的暖季型草坪，试图从中培育出绿期长的品种。我国草坪业发展的对策第一，加强科研投入，制定发展计划。目前，我们应用的冷暖季型草种大部分靠进口，这需要大量的资金，因此我们要投入大量资金，有计划地在某些农业院校和科研机构进行草坪新品种的培育和开发，生产出自己的优良草坪品种。第二，在发展不同草种混播的同时，推广同类草坪草不同品种之间的混播建植草坪形式。对于单一种植，人们所关心的是它的环境适应性。在同一草坪上，不同位置光照、湿度、温度、施肥、土壤通气性和耐践踏性等变化很大，任何一种草坪草在某一地方超过了适应范围，草坪的质量就会不可避免的下降。由于草种的遗传特性是异质的，因而疾病对单一草坪质量有严重的影响。为了解决这一问题，最好用草坪种内不同品种之间的混播。单一草种不同品种混播时应注意：选择品种之间在发病率、潜在发生病害和对环境的适应性上要有较大差异的品种；不同品种比例适当；至少要选择一个适用于当地条件的品种，至少要有三种以上的品种参与混合。第三，加强草坪管理，定期修剪，提高肥水管理质量，提高病虫草害综合治理水平，使用腐熟有机肥，创造一个有利于草坪草生长而不利于草坪重要有害生物生长发育的环境。草坪修剪高度3－5厘米，可以提高草坪的生长势及其品质，以及抗虫性、抗病性、抗热性。草坪中的重要杂草，一般较草坪植株高，每次修剪，均可剪除其生长点部分，致使杂草不能正常生长和抽穗结实，杂草的生长力和繁殖率均可明显下降。修剪是草坪区别于其它一些植物的特殊要求，草坪业的迅猛发展，意味着草坪剪草机械的大量需求。我国绿化环境使剪草机行业的迅速发展势在必行,为此必须防止为争夺这一市场一哄而起、在低水平低质量上重复建厂生产的不良局面,建议有志于开发这类产品的企业联合起来开发产销对路的产品。在创名牌,上规模,上品种,上档次等方面进行有益的竞争,抓住这个商机,充分利用原有的厂房设备,适当地进行技术改造进行一定规模的生产。根据市场调查发现，剪草机必须符合当今人类对环境保护方面的需求,目前市面上的剪草机大多都是动力引擎这会产生较大的噪音，带来环境污染，在办公和学习的地方，这种动力引擎的剪草机非常不受欢迎。由于动力引擎剪草机有动力装置，保养维护费用较高;同时动力引擎剪草机主要依靠刀片的高速旋转把草割断，通过旋转气流把草排出，因此，对整机的安全性要求较高，操作时也会给工作人员带来强烈的震动，使得操作很不舒服。虽然动力引擎剪草机剪草效率较高，剪草效果较好，但是价格也较昂贵，对于一般的用户难以接受。所以研究一种无引擎驱动且造价较低的剪草机势在必行！第二章环保型剪草机概述2.1环保型剪草机的组成环保型剪草机主要由两两相互啮合的齿轮传动机构、切割机构等组成，如图2－1所示。

图2－1环保型剪草机设计说明书结构1.大齿轮2.小齿轮3.中间齿轮4.后小齿轮5.滚刀2.2环保型剪草机的主要机构及其功能2.2.1齿轮传动机构包括大齿轮1、小齿轮2和传动轴1。其作用通过后面大轮的转动传递动力给前面的滚刀，并使剪草机在人力的作用下能够向前行驶。2.2.2切割机构包括滚刀5,传动轴3，其作用是整个设备的核心部件，剪草的功能就是靠滚刀来实现的，滚刀部分设计成上下可调型，通过丝杆来调节滚刀和高低。第3章环保型剪草机方案3.1环保剪草机方案布局图3.1.1方案布局图一图3－1环保型剪草机方案一1.大齿轮2.小齿轮3.中间齿轮4.小V带轮5.滚刀3.1.2方案布局图二1.大齿轮2.小齿轮3.中间齿轮4.后小齿轮5.滚刀3.2环保剪草机方案的比较与选取综观以上两个方案，我们发现两个方案有着彼此的共同点，都是通过人力推动橡胶轮子转动，从而使两两互相啮合的齿轮转动，进而使滚刀转动，但两个方案也有着彼此的不同，从而剪草精度与平稳性方面考利，带传动没有齿轮传动的传动效率高，精度好，例外，V带会严重影响经过修剪后的草的排除，而用齿轮传动，就可以很好地避免那些要求，保证设备运转时的平稳性。所以，综上所述，我们选择方案二为最优方案。以下都是围绕着方案二进行的设计。第4章传动系统的设计4.1齿轮传动的设计由于滚刀只有一种工作转速，则从大齿轮至滚刀的运动路线为定比传动，其总的传动比可通过核算各级传动的速比来得到。滚刀的转速不易太高，因为人的行走能力有限，况且滚刀剪草也需要一定的时间。当速度达到一定值以后，效率反而下降，且速度过高，滚刀容易磨损，导致剪草的质量不高，这样就容易发生漏剪现象，因此滚刀的转速一般在10-20r/min比较适宜。在本机选用15r/min。4.1.1选择材料，确定和及精度等级。参考B1表8－3－24和表8－3－25选择两齿轮材料为：大、小齿轮均为45#钢，并经调质及表面淬火，齿面硬度为45－50HRc；精度等级为6级。按硬度下限值，由BI图8－3－8（d）中的MQ级质量指标查得；由B1图8－3－9（d）中的MQ级质量指标查得；。4.1.2按接触强度进行初步设计4.1.3确定中心距a（按B1表8－3－27公式进行设计）式中：配对材料修正系数Cm＝1（由B1表8－3－28查取）螺旋角系数Aa＝476（由B1表8－3－29查取）载荷系数K＝1.6（参考B1表8－3－27推荐值）小齿轮额定转矩齿宽系数＝0.4（参考B1表8－3－4推荐值）齿数比u=i=2.5许用接触应力（参考B1表8－3－27推荐值）则取a＝80mm4.1.4确定模数m(参考B1表8—3—4推荐表)m=(0.007~4)a=3~10,取m=5mm4.1.5确定齿数z,z初取螺旋角＝13z===29.4取z=72z=μz=218=36取z=36重新确定螺旋角4.1.6计算主要的几何尺寸（按B1表8—3—5进行计算）分度圆的直径d=mz/cos=572/cos=360mmd=mz/cos=5*36/cos=180mm齿顶圆直径d=d+2h=45.7+21.5=370mmd=d+2h=114.3+21.5=190mm端面压力角(查B1表8－3－4)基圆直径d=dcos=cos20.292=350mmd=dcos=348cos20.292=165mm齿顶圆压力角=arccos=34.365=arccos=23.951端面重合度=[z（tg-tg）+z(tg-tg)]=1.9齿宽b=.a＝0.4*80＝32取b＝50mm；b＝50mm齿宽系数===0.7纵向重合度=1.2当量齿数＝31.45＝78.6284.1.7校核齿面接触强度（按B1表8—3—10校核）强度条件：[]计算应力：=ZZZZZ=式中：名义切向力F===2044N使用系数K=1（由B1表8—3—31查取）动载系数=（）式中V=A=83.6B=0.4C=6.57=1.2齿向载荷分布系数K=1.35（由B1表8—3—32按硬齿面齿轮，装配时检修调整，6级精度K非对称支称公式计算）齿间载荷分配系数（由B1表8—3—33查取）节点区域系数=1.5（由B1图8—3—11查取）重合度的系数（由B1图8—3—12查取）螺旋角系数（由B1图8—3—13查取）弹性系数（由B1表8—3—34查取）单对齿齿合系数Z=1=＝＝245.5MPa许用应力：[]=式中：极限应力=1120MPa最小安全系数=1.1（由B1表8—3—35查取）寿命系数=0.92（由B1图8—3—17查取）润滑剂系数=1.05（由B1图8—3—19查取，按油粘度等于350）速度系数=0.96（按由B1图8—3—20查取）粗糙度系数=0.9（由B1图8—3—21查取）齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度45HRC，由B1图8—3—22查取）尺寸系数=1（由B1图8—3—23查取）则：[]==826MPa满足[]4.1.8校核齿根的强度（按B1表8—3—30校核）强度条件：[]许用应力：=；式中：齿形系数=2.61，=2.2（由B1图8—3—15（a）查取）应力修正系数，（由B1图8—3—16（a）查取）重合度系数=1.9螺旋角系数=1.0（由B1图8—3—14查取）齿向载荷分布系数==1.3（其中N=0.94，按B1表8—3—30计算）齿间载荷分配系数=1.0（由B1表8—3—33查取）则=94.8MPa==88.3MPa许用应力：[]=（按值较小齿轮校核）式中：极限应力=350MPa安全系数=1.25（按B1表8—3—35查取）应力修正系数=2（按B1表8—3—30查取）寿命系数=0.9（按B1图8—3—18查取）齿根圆角敏感系数=0.97（按B1图8—3—25查取）齿根表面状况系数=1（按B1图8—3—26查取）尺寸系数=1（按B1图8—3—24查取）则[]=满足，〈〈[]验算结果安全4.1.9齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮）4.1.10确定齿厚偏差代号确定齿厚偏差代号为：6KLGB10095—88（参考B1表8—3—54查取）4.1.11确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值（参考B1表8—3—58查取）第Ⅰ公差组检验切向综合公差，==0.063+0.009=0.072mm,(按B1表8—3—69计算，由B1表8—3—60，表8—3—59查取)；第Ⅱ公差组检验齿切向综合公差，=0.6（）=0.6（0.009+0.011）=0.012mm，（按B1表8—3—69计算，由B1表8—3—59查取）；第Ⅲ公差组检验齿向公差=0.012（由B1表8—3—61查取）。4.1.12确定齿轮副的检验项目与公差值（参考B1表8—3—58选择）对齿轮，检验公法线长度的偏差。按齿厚偏差的代号KL，根据表8—3—53的计算式求得齿厚的上偏差=-12=-120.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-160.009=-0.144mm；公法线的平均长度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108cos-0.72=-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144cos+0.720.036sin=-0.126mm；按表8—3—19及其表注说明求得公法线长度=87.652，跨齿数K=10，则公法线长度偏差可表示为：对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距a=80mm，由表查得8—3—65查得=；检验接触斑点，由表8—3—64查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于70%；检验齿轮副的切向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据B1表8—3—58的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3—59及B1表8—3—60计算与查取）；检验齿切向综合公差=0.0228mm（根据B1表8—3—58的表注3，由B1表8—3—69，B1表8—3—59计算与查取）。对箱体，检验轴线的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm（由B1表8—3—63查取）。4.1.13确定齿坯的精度要求按B1表8—3—66和8—3—67查取。根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为33mm，其尺寸和形状公差均为6级，即0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。（如图4-4）图4-4大齿轮简图4.2轴的设计4.2.1按扭转强度的计算用实心轴式中:d－轴的直径，mmT－轴传递的转矩，N.mmP－轴传递的额定功率，kwn－轴的转速，r/min[]－轴材料的许用切应力，Mpa30A－系数，见【1】表4－1－8，这里取120根据上面公式计算，齿轮轴的最小直径d＝30mm；大齿轮轴的最小直径d＝30mm依据结构，设计如图图4－5齿轮轴滚刀设计滚刀的作用是切割草料。它的内边为圆柱状，刀刃的安装方向应与滚动旋向相同。滚刀的规格有2刃、3刃、4刃、6刃、8刃。滚刀用ZG65Mn材料制造，淬火硬度为HRC55-60，刃口要锋利，与样板配合平面应平整、光滑。5.1滚刀的设计滚刀的几何参数对所绞出草的颗粒度以及产品质量有着很大的影响，现对十字刀片的各主要几何参数进行设计。十字刀片如图(5－1)所示。其每一刃部的搅碎(指切割草的)线速度分布亦如该图所示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度。图5-1滚刀片示意图及每一叶刀片上速度分布其值为：（）式中：－刀片刃部任一点的线速度m／s；n－刀片的旋转速度rpm；－刀片刃部任一点至旋转中心的距离mm；r－刀刃起始点半径mm；R—刀刃终止点半径mm；再从任一叶刀片的横截面上来看[图(5-1)A—A截面]，其刃部后角较大，而前角及刃倾角都为零。因此，该刀片的几何参数(角度)不尽合理。故再将以一叶刀片的与网眼扳相接触的一条刀刃为对象，分析刀片上各参数的作用及其影响，设计各参数。5.1.1刀刃的起讫位置搅碎时，环保型剪草机设计说明书的十字刀片作旋转运动。从式[I]可以看出，在转速一定的条件下，刀刃离旋转中心点越远，则搅碎(指切割草的)线速度越快。并且在螺杆进科速度也一定的条件下，假定搅碎时刀片所消耗的功全部转化为热能，则任一与网眼板相接触的刀刃，在单位时间内产生的热量为：式中：Q－单位时间内任一与网眼板相接触的刀刃切割草所产生的热量（J／s）F－铰草时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N）（参见第二部分刀刃的前角式[4])－任一刀刃切割草的线速度（m／s）所以，搅碎(切割草)的线速度越快，则所产生的热量也越大，因此搅碎的线速度不能很高。根据经验，我们知道一般搅碎时刀刃切割草的钱速度处在30一90m／min之间最为理想，因此由这些数据可估算出刀刃的起讫位置，即刃的起点半径和终点半径R。根据式[1]得：[3]我们已知十字刀片得转速n＝326r/min当时，，＝30m/min=0.5m/s当时，，R＝圆整后取:r=15mmR=45mm5.1.2刀刃的前角当十字刀片搅碎时，其任一与网限板相接触的刀刃上的受力情况如图(5-2)所示。图5-2与网眼板相接触的刀刃的受力分析根据图5-2可知：其值为：因为刀刃与网眼板的摩擦力为：草与前刀面的摩擦力为：整理得：[4]式中：F－铰草时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N）—刀片搅碎时草的剪切抗力（N）－刀刃与网眼板的摩擦系数－草被剪切时与前刀面的摩擦系数－刀片的前角（）－网眼板作用于刀刃上的压力（N）－草被切割时作用于前刀面的压力（N）由于式中：－草的抗剪应力，与草的质地有关－草被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关所以与草的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，可以看成为常量，故令。由于是网眼板作用于刀刃上的压力，可以看为刀片的预紧压力，是常量，故令。是刀片切割草时，草对前刀面的压力与速度v有关，故令。简化式[4]得：[5]从式[5]和式[2]可知，刀刃前角的大小，直接影响着搅碎过程中的切割力，以及切割草时所产生的温度。在刀片旋转速度以及螺杆进料速度都一定的情况下，前角大，切割草所需的力和切割草所产生的热都小；反之，则大。但前角很大时，则因刀具散热体积小而使切割草时所产生的温度不能很快冷却。因此，在一定的条件下，前角有一合理的数值范围：一般取：(草质软取大值，反之取小值)5.1.3刀刃的后角刀刃后角的目的：一是减小后刀面与网眼板(包括三眼板)表面的摩擦；二是在前角不变的情况下，增大后角能使刀刃锋利。刀片磨损后将使刀刃变钝，使草在搅碎(切割)过程中变形能增加，同时由于磨损后刀片的后角基本为零，加大了刀片与网眼扳的摩擦，两者都使搅碎过程中产生的热量增多。另外，在同样的磨钝标准VB下，后角大的刀片由新用到钝所磨去的金属体积较大[如图5-3所示]。这说明增大后角可提高刀片的耐用度，但同时也带来的问题是刀片的NB磨损值大(反映在刀体材料的磨损过大这一方面)，并且刀刃极度也有所削弱，故后角也有一合理的数值范围：一般取：(草质软取大值反之取小值)图5-3后角与VB、NB的关系5.1.4刀刃的刃倾角从分析由前刀面和后刀面所形成的刀刃来得知刀倾角对刀片性能的影响情况。在任一叶刀片的法剖面内，当把刀刃放大看时，可以把刀刃看成是一段半径为的圆弧[图5－4]，由于刀刃有刃倾角，故在线速度方向剖面内的刀刃将变成椭圆弧(斜剖刀刃圆柱所得)图5-4刃倾角与刀刃锋利度椭圆的长半径处的曲率半径，即为刀刃实际纯圆半径。其关系为：[6]由此可见，增大刀倾角的绝对值，可减小刀刃的实际钝圆半径，这就说明增大刃倾角就可使刀刃变得较为锋利。一旦刀刃的起讫半径r及R确定后，其最大初始刃倾角就可确定了[参见图5-5]：图5-5[7]初始刃倾角按下式计算：[见图5-6]图5-6初始刃倾角计算用示意图[8]式中：r－刀刃起始点半径(mm)；R－刀刃终止点半径(mm)；b－叶刀片外端宽度（mm）;－初始刃倾角；5.1.5刀刃上任一点位量上搅碎速度由于有了刃倾角，故刀刃上任一点相对于网眼板的速度，将可以分解为垂直于刃的法向速度分量和平行于刃的切向速度分量。[参见图5-7]即：其值为：图5－7刀刃上任一点的速度示意图又因为：所以：整理得（）式中：－刀刃上任一点位置的法向速度分度m／s；－刀刃上任一点位置的切向速度分量m／s；－刀刃上任一点至刀片旋转中心距离mm；－刀刃的初始刃倾角；－与刀刃相切的圆计算半径mm；R－刀刃的终点半径mm；r－刀刃的起点半径mm；5.1.6刀片的结构根据以上对滚刀各个几何参数的分析，得出滚刀的结构图（图5-8），此滚刀的特点：后角取4，刀片的寿命较长；前角取30，以减小搅碎所需的力及功率；增加刃倾角，以提高刀刃的锋利度；采用全圆弧形的前刀面结构，以改善刀刃的强度；采用可换式刀片结构，以节约刀体材料并可选用不同几何参数刀片。图5－82刃、4刃、8刃滚刀生产能力分析6.1滚刀的切割能力切刀的切割能力，可用下式计算：式中：F－滚刀切割能力（）；n－滚刀转速（r/min）;326r/minD－挤草样板外径（mm）；168mm－孔眼总面积与样板面积之比，一般取0.3－0.4；取0.4Z－滚刀刃数；取6.2环保型剪草机设计说明书的生产能力G生产能力G（kg/h）：式中：－被切割1kg物料的面积，其值与孔眼