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1、摘要IAbstractII引言11滚刀式恻草机介绍21.1 研究目的及意义21.1.1 研究的目的21.1.2 研究的意义21.2 国内外发展现状31.3 滚刀式锄草机的特殊要求32滚刀式锄草机设计方案的确定42.1 传动方案的确定42.2 结构方案的确定53主要零、部件选择与设计63.1 电动机的选择63.2 动刀螺旋角的设计63.3 喂入辐的设计73.4 定刀的设计93.4.1 定刀的高度确定93.4.2 定刀刃口形状的确定93.5 超负荷安全装置93.6 抛送机构的设计114主要零、部件的计算124.1 带传动的设计124.1.1 确定计算功率124.1.2 V带类型的选择124.1.3
2、 带轮基础直径的确定和带速的计算124.1.4 V带的中心距和基准长度的确定134.1.5 小带轮上的包角的计算144.1.6 带的根数计算144.1.7 单根带的初拉力的最小值的计算144.1.8 压力轴的计算154.1.9 带轮的结构设计154.2 齿轮的设计154.2.1 齿轮材料、精度等级、齿数的选择154.2.2 按齿面接触强度设计164.3 主轴的设计和强度校核204.3.1 主轴上的功率和转速204.3.2 初步确定周的最小直径214.3.3 主轴的结构设计214.3.4 根据弯矩合成校核轴的强度22结论28参考文献29致谢31摘要我国是一个农业大国，每年能产生将近6亿多吨的秸秆
3、资源，其中将近一半多的数量将作为畜牧业的主要饲料。在加工过程中，必须将秸秆进行处理才能进一步加工，因此出现了滚刀式锄草机。滚刀式锄草机是依靠电机提供动力，通过链式输送器将秸秆传送到压草辐上，经过压草根以及上下喂入辐两次挤压，之后通过定刀的作用，使秸秆不断被切割，最后将被切割好的秸秆通过抛送装置抛送到指定的位置。本设计将滚刀式锄草机的设计理论以及设计方案，其中对滚刀式锄草机的设计包括轴的计算和校核、齿轮的计算和校核、定刀的设计和确定，带传动的计算。将运用机械辅助软件绘制三维模型，二维图纸，以便于将机械的外部轮廓表达出来。关键字：滚刀；锄草机；喂入辐；秸秆；抛送装置AbstractOurcount
4、ryisanagriculturalpower,whichcanproducemorethan600milliontonsofstrawresourceseveryyear,ofwhichnearlyhalfwillbeusedasthemainfeedforanimalhusbandry.Intheprocessingprocess,thestrawmustbedeepprocessing,sothehobtypeguillotineshouldbeborn.Thehobmowerispoweredbyanelectricmotor.Thestrawistransportedtothestr
5、awrollerviaachainconveyor.Thestrawissqueezedtwicethroughthestrawrollerandthetopandbottomfeederrolls,andthenthestrawiscutcontinuouslythroughtheactionofaknife.Thisdesigndescribesthedesigntheoryanddesignschemeofthehobtypehaycutter,Amongthem,thedesignofthehobtypehaycutterincludesthecalculationandcheckof
6、theshaft,thecalculationandcheckofthegear,thedesignanddeterminationofthefixedknifeandthecalculationofthebeltdrive.Inordertoexpresstheoutlineofthemachine,wewillusethemechanicalassistantsoftwaretodrawthree-dimensionalmodelandtwo-dimensionaldrawing.KeyWords:Hob;haycutter;feedingrollers;strawthrowingdevi
7、ce引言农业变得机械化能有效的提高农业的劳动力、农业及机械化也是农业现代化的建设的重要物质基础、农业机械化还是现在社会的生产力的代表。农业科学技术的推广应用的重要载体是农业的机器化，其不仅仅使城镇化建设的速度有了明显的提升，还大力得发展了农业机械，这样使我国的粮食综合生产能力得到有效的保护和提高，与此同时还让我国农民的收入得到了提升，这对我国提倡的建设全面小康社会有着重大的意义，所以说农业变得机械化是农业现代化的必然过程。以下是农业机械化的三个优点：(1)节约劳动成本。用农业机械来进行农业方面的劳动列如播种、施肥、收割等。(2)吸收农村剩余的劳动力。因为农业机器的出现会使一部分人不需要进入田地
8、里进行劳动，从而闲赋在家里。但是这样也出现了商机，列如农业机器的售卖、维修、售后服务等。(3)增加一部分家庭的经济收入。因为劳动力被节省下来，从而使闲下来的人进入其他的行业从而来增加家庭收入。滚刀式锄草机是我国被最早使用农业机械之一，在饲草加工上被广泛的应用，因为我国每年具有大量的秸秆资源将作为农业饲养牲畜的主要饲料。但是目前我国的秸秆利用率还不很特别高，以至于有许多没有被利用到的秸秆，被农民们焚烧，这样不仅仅让环境得到了污染，还让我国浪费了大量的秸秆资源，所以为了让这些秸秆能被有效的利用起来，我们应该不间断的开发新的饲草加工的工具，对节约粮食和改善畜牧业都有着重要的意义。1滚刀式锢草机介绍1
9、.1 研究目的及意义1.1.1 研究的目的随着二十一世纪经济的高速发展，人们对美好事物的要求日益增加，以至于人们生活中对畜牧业产品的需求增加。我国是一个农业大国，未来畜牧业将是其一个主要的发展方向。我国每年约生产将近6亿吨的秸秆，并且有将近其一半的数量将作为农业区的主要饲料。秸秆里面含有百分之三十五到百分之五十的可消化干物质，以及百分之三到百分之八的粗蛋白，特别适合那些反刍动物，列如牛、羊等。世界公认的粮食过关标准为500千克，但是因为我国的耕种土地比较少，人口也比较多，及时粮食的生产量每年都在增加，依旧跟发达国家有一定的差距。在这种情况下将一部分粮食用作于饲料来喂养牲畜不是一个明智的行为。目
10、前为止，已经有了许多的措施来解决用粮食代替饲料的问题。但是对于其中一条利用和开发非常规饲草资源却没有得到充分的重视。“非常规饲草中”数量最为巨大、分布也最为广泛的应属秸秆了，所以将其看做成畜牧业发展的突破口。全球的国家都已经将目光放在了对秸秆的利用和开发上面。由于我国地理环境和人口问题，应该多加利用这些“非常规饲草”，从而减少对粮食的使用。所以我们更要充分的开发秸秆作为饲料来使用，所以我们要对滚刀式恻草机进行传动理论、传动方案、工作原理进行分析、重要零部件的计算和校核、结构的分析、传动相关设计的计算。从而让一款小型滚刀式锄草机适合广大的农村用户，使秸秆资源能被更充分的利用。1.1.2 研究的意
11、义据统计我国每年的将近六亿多吨的秸秆中，其中将近三成是玉米秸秆。如将这些秸秆进行揉碎、切碎、氨化等的技术加工，加工过后的草料可以用来过腹还田，还节约了大量的粮食，秸秆中的含有许多的有机物，可以利用这些有机物来达到培育土地、改善土地。我国秸秆的处理进行了许多的研究。对秸秆的处理不管是化学的，还是物理的。第一道工序都必定会是粉碎或锄切。因为我国大多农民都将秸秆进行焚烧，这样让我们生活的环境得到了污染，还浪费了资源。以至于我国对这些秸秆的利用并不是很充分。所以研制饲草加工机械，提高秸秆的利用率，对我国农业的发展有着重大的意义。1.2 国内外发展现状锄草机是从手动一步一步发展到了电动，在我国三十年代，
12、就开始使用受压锄草机。四九年建国以后，手摇式锄草机最先在农村被推广起来，而电动的锄草机实在六十年代被应用，解放了广大劳动人民的双手17。从六十年代到七十年代的这十年间，全国各省各市相继自主研发了一些型号不一的锄草机，由国家相关部门鉴定并投放市场。进去八十年代。由于要就各个型号的锄草机所用的成本不同，国家对系列型号进行了同一的规定，在九十年代国务院规定利用秸秆养蓄，这个举措对我国的畜牧业有着重要的意义。国外的锄草机一直以大型机械为主，具有自动化程度高、通用性好的特点，能有效的提高饲草以及秸秆的加工率。二十世纪八十年代初英国就在秸秆收获机上加上了粉碎机。丹麦、意大利等国家在大功率、多功能的为主的粗
13、饲草料粉碎机的主导下，先后发展各自的不同型号的锄草机。但是这些大型号的锄草机并不适合我国农村用户的需求。13滚刀式锢草机的特殊要求锄草机是我国畜牧业必不可少的食草动物的饲料的主要加工机械，在目前市场上一般被分成了两大类：一类是盘刀锄草机，另一类是滚刀锄草机。而我们今天所要研究的就是滚刀式锄草机2。用来锄切各种秸秆等非常规草料。秸秆作为粗饲草料具有杆节粗大、质地坚硬的特点。如果让牲畜直接食用，将导采食困难、咀嚼费力、消化率低，其新陈代谢也会比较差。因此我们的研究对锄草机也应具有一定的特殊要求：(1)耗能低、生产效率高；(2)工作震动小、工作负荷均匀、切碎量质好；(3)切刀刃磨方便、结构简单、故障
14、少；(4)带有自动的抛出和喂入装置。2滚刀式捌草机设计方案的确定1.1 传动方案的确定在开始对侧草机进行设计的时候，由于没有详细的参考数据，也不能自己对这些数据进行设定，只能对现在已存在的锄草机进行数据上的参考。如表2.1:表2.1-3滚刀锄草机的技术规格型号动刀片数切碎长度配套动力(kw)机质量(kg)生产率(kgh)(mm)ZC-3620-803551500-3000此次设计是借鉴了ZC-3型号的滚刀式锄草机的数据，并设计传动方案：初选择转速为1430rmin的电机，动刀数为3。电机将动力通过带传动传递到主轴上。在通过主轴上的齿轮减速后，将动力传递到下喂入辐。主轴的转速降为715rmin。
15、上喂入辑与下喂入帽之间的摩擦带动是通过草层来完成的，并且为了在不一样的工作负荷下具有一定的压紧力，为了实现上喂入辐的浮动，所以把弹簧和滑块固定在上输入短的左右两侧来帮助固定。下喂入根通过一对齿轮和一个万向联轴器带动压草根的转动，并且防止喂入辐卡死，在其两端加上了弹簧和滑块。为了确保不需要人工来进行进料，本设计采用了链板式输送器。1v2蹦9主链轮103风扇4定刀5链轮 6下喂入辐7上喂入辐8压草辐万向联轴器11齿轮12换向装置13安全离合器14动刀 图2.1滚刀式锄草机传动简图2. 2结构方案的确定由链式上喂入辐、下喂入辐、输送器、压草辑等部分组成喂入机构；由三角皮带、皮带轮、齿轮、万向节、张紧
16、轮等部分组成传动机构；由电动机、传动、齿轮等防护罩组成的防护装置；由动刀、定刀以及抛送叶片等部件组成了切割抛送机构；机架是由左右支架、方架等部件构成的。需要被加工草料通过输送器被传送到压草根上，被压草根挤压后传动到喂入辑上，然后将这些被挤压过的草料送入上喂入辐和下喂入辐进行二次挤压，被挤压两次的草料被送到动刀处。然后通过定刀的作用，草料才能被不断地切割，被切碎的草料会被抛送装置跑送到指定的地方。3主要零、部件选择与设计3.1电动机的选择电动机的选择要参考电源的工作条件，选出最适合的型号。所以选择了Y系列三相交流异步电动机。借鉴了ZC-3的相关数据，通过减速器将主轴转速降为715rmin,并且与
17、之相符合的动力要求在2.2、3kW,通过查阅资料可得出V带的传动的效率为96%,所以选用额定电功率为3kW的电动机。电动机的转速也需要一定的要求，如果我们实现将所需的转速进行推算，这样能更方便我们选择一个适合的电动机。但是主轴的转速为715rmin,以至于选择电动时，其转速必须要大于715rmin但也不能过大。综合上述条件，选择的电动机型号为YlOOL2-4电动机。表3.1Y幽?W电动机的技术参数电机型号额定功率kv满载转速/(rmin)额定转速质量kgY100L2-4314302.2383. 2动刀螺旋角的设计本次毕业设计的所采用的是螺旋式动刀。这个动刀的好处：一是切割时能有一个很好地滑切角
18、，二是将每一把刀的切割时间都进行了缩短，三是减少切割草料时的切割功率，并且还具有工作负荷均匀、机械振动较小、切碎质量较高等特点。所以选择一个合适的螺旋动刀对于本设计是至关重要的，通过查找资料得知目前我国的螺旋动刀的螺旋角的范围在18、30。之间。因为在滚刀锄草机中的螺旋动刀的螺旋角与滑切角是一样大的，所以滑切速度随着螺旋角的变大而加快，从而在草料的切割时就越省力。要想能稳定的钳住秸秆让动刀与定刀进行切割，螺旋角一定要满足小于极限的钳住角。钳住角的大小最主要的影响因素为茎秆中含有水分的多少、切割的农作的品种、动刀和定刀的锋利程度。动刀的刀锋锋利时：干麦草的：无叶时2526,有叶时：2728，干谷
19、草：无叶时2528,有叶时3436;青贮玉米杆(含水率65%78%):无叶时4042。，有叶44。46。当动定刀因为磨损变钝时，在切割时就要相比锋利时变得费劲，所以以上的所有农作物秸秆的极限夹角都需要减小812。因为我国当下生产的大部分滚刀式锄草机主要切割的是干草料，兼顾的青草料的加工，所以在设计动刀的螺旋角时,，要以加工干饲料时的极限钳住角为基准进行设计。选好参照角度之后对螺旋角为15、20、25、30的动刀进行时实验和对比，从而发现螺旋角为20的动刀相对比最为适合，可对干、青饲料进行加工，可以满足各项有关标准。3. 3喂入根的设计喂入辐的选择用HT200来铸造，因为HT200具有较好的强度
20、、耐磨性、耐热性。压紧和喂送秸秆是喂入辑的主要作用，喂入辐的喂入性的好坏是根据安装位置和喂入幅的形状、直径来决定的。目前滚刀式恻草机上安装的喂入辑一般分为棘齿形和沟齿形川，两者各有优缺点。棘齿形具有较好的抓取能力，但是容易缠草；沟齿形也有较好的抓取能力，并且缠草的情况也比棘齿形的要好很多，多数被用在小型的锄草机上。喂入辐的直径长短对其造成的影响，直径过短会导致材料喂入困难，还有可能发生缠草的现象；直径过长是让草料不能快速或者接近切割位置。8(100毫米是喂入辐直径最常见的尺寸。定刀与下喂入辑在安装时应该使其的中心面在同一水平上。喂入辐设计要求：(1)要求喂入辐表面带有齿或者沟槽，放着在切割时秸
21、秆、草料被动刀拉出从而形成长草；(2)因为喂入量是有变化的，并不是准确的，所以要求上喂入耨可以上下移动。(3)要满足方便切割，要求上下辐要有一定的压紧力；因为秸秆和草料层的并不是有着固定的厚度，所以为了让秸秆和草料能被均匀的压紧，并且压紧装置应要安装在上喂入辑上，最为常见的压紧装置是弹簧式的压紧装置。在滚刀锄草机中，上喂入辐由下喂入辐带动，下喂入辐是由切割滚筒用齿轮带动的，上下喂入辑的直径De由下面的公式来确定。D=1一，)2(1-CQSo)(3-1)式中：t草层厚度；K-温度系数，;Q(z)-修正时间，s;P草层通过喂入辐的压缩系数；9-一草层与根之间的摩擦角。本设计的取值为0.7,9的取值
22、30,t的取值为70mm,则D=-L=W2=7836mm2(1-COS。)2(l-cos3Q)D8取8Omm喂入辑的直径a和长度b由下式来确定：ab=-(mm260kJZdndc(3-2)式中：Q-锄草机的设计生产率(Kgh);k喂入口的充满系数，K取值范围0.6;1一一秸秆饲草的切断长度(m)；Z-切刀数，Za为3;ng-刀架转速，n4=715mirY押金后的秸秆饲草体积质量，Ye=I20160kgm3根据所查找的资料得知，乘积ab确定后，a的取值范围为l3l4b因为加工和收获的实际生产率为70%,本次设计为L5th,所以C一Q实际Q加-0.7(3-3)Z4=3,n4=715min,Y=14
23、0kgm2Qx=I.5,根据公式(3-2)和(3-3)得：ab=0.00590.0158m2参照上面公式得出的结果ab取值0.0158m2,又因为a=l3l4b,所以a=80mm,b=240mm。实际进草高度h=(0.30.6)a=(0.30.6)x80=2448(mm),h取45mm。实际进草宽度C=(0.30.6)b=(0.30.6)x240=72204(mm),c取150mm.34定刀的设计3.4.1定刀的高度确定滚刀式压草机工作时，喂入辐将压缩草料放入切碎辐中，草料的品种和生产率直接影响草料压缩后的厚度。材料被压缩后可以形成中间面，理论分析的结果是，草料被压缩后的中间面与辐轴中心的安装
24、面重叠时，切断时中间面以上的草料首先被被动刀向外侧挤出，中间面上的草料直接被切断，中间面以下的草料被被动刀向下输送。所以被推送进喂入辐以后处出现以上的情况，草料被切割的长度也比较均匀。经过以上的情况分析，动刀对草料的拉送作用是否大于推压作用取决于刀尖的位置是否高于材料的中心面。较低时，拉送大于推送，较高时，草料的推送大于拉送。但是，这两种情况都会引起超长率和剪切率的上升。影响超长率的原因很多，定刀的配置高度也很难用纯粹的理论解析方法解决，因此需要进行实验性的比较。动刀位于滚筒的中心线时，分为以下4种情况，分别为20mm、30mm、40mm、50mmo切割饲草的生产率为0.11.2th经过比较得
25、到的结果表明，在以上的四种情况下20mm是定刀的最佳位置，在此位置时功率消耗的最少，综合性的指数也是最好的。3. 4.2定刀刃口形状的确定我国现有的滚刀式锄草机具有开刃定刀、矩形定刀两种定刀片12。矩形定刀：具有四条棱边均可为刀的特点，当一条边经过磨损变的不锋利后，可以换另一条边继续工作，所以矩形定刀为90的工作角，容易磨损，消耗也比较大。开刃刀：其工作角为70度75度之间，由5毫米的镒钢板制作的。所以两种道具相对比还是开刃定刀具符合本设计。3.5超负荷安全装置草料喂入的不均匀是因为人工喂料所导致的，输送的草料不均匀可能导致滚筒堵塞，部件损坏，因此必须安装过载安全装置。目前，带有过载安装保护装
26、置的滚刀式恻草机通常是大型滚刀式锄草机，以离合器和喂入辐反转装置型号提供，发生过载时，离合器手柄连续移动两次即可使停止运动、反转运动，可以将里面的堵塞物退出。但是我国为了简化机构，小型的恻草机一般就不设置安全保护装置，给用户带来的体验并不是特别的好，如果给小型锄草机安装超负荷保护装置，这种保护装置多为安全建保护，当负荷达到一定的值时，保护键就会断开，机器就会停止工作，如果要重新启动就要换新的保护键，这种方式费时费力，严重的影响了生产率。为了解决上述缺点，在喂入辐主轴上安装安全牙嵌式离安全合器，通过牙嵌内置安全离合器的动力传送到下喂入辐，当进料过载啮合时，牙嵌离合器开始滑动，切断喂入辐的动力，对
27、不同草料有着不同的调节方式，制造成本低，操作方便。超负荷安全作用的牙嵌式安全离合器如图3.1。出现压草辐和喂草辐被卡死不动的这种情况，我们能把草料有效的、及时的、毫不费力的退出来，所以要安装逆装置。切断动力后，只要扳动特殊的把手，就可以反转装置，使卡掉在里面的草料退胡来。以便于正常工作。反转装置的工作流程是：把齿轮1、2和大齿轮看成一个固定的整体，当机器正常工作时，四个齿轮都在正常工作。但是如果发生卡死情况时，把扳手向下扳动。让小齿轮与齿轮2相啮合，带动大齿轮转动，然而齿轮1就开始空转不参加工作，从而使机器反转，可以将所加的物料退出来。其装置结构如图3.2。图3.2反向装置3.6抛送机构的设计
28、被切碎的物料通常都被抛送装置抛出去，减少人工清理的劳动力。滚刀样式的锄草机常用的投掷装置一般分为两种形式：一种是在滚筒上安装抛叶片，稻草在切断的同时被抛出。另一种在滚筒轴的一侧有风扇，切碎的材料被风扇叶片扔出。传送距离与风扇的直径直接相关，因此直径越大，传送距离越远。本设计采取的抛送装置是风筒，风扇一体式。尽管滚筒的结构比较复杂，但是其为了保证物料能被抛送一个较远的距离。滚筒有着较高的转速，其消耗的功也就比较大，但在一定的程度上减小了设计成本和机械的体积，经过反复的实验，在电动机的带动下完全可以将被切碎的物料抛出大于1米的距离，所以这个抛送装置完全可以安装在本设计中。本科论文4主要零、部件的计
29、算4.1 带传动的设计4.1.1 确定计算功率得知工作情况系数K4=1.11,P4=K4P=3.3kW(4T)式中：K4-工作情况系数P-传递的额定功率4.1.2 V带类型的选择根据算出的功率P4以及转速n的数据，参考带的型号选择表IlO中选V用A型。如图4.1:J5 15 45 63 S IO 125 lt ) 25 M3 34) Cl SD KMI l5 | 4)计算功率Pe(kW)图4.1V带型号选择图4.1.3 带轮基础直径的确定和带速的计算(1)基础直径的确定：小带轮的基础直径dai可取90mm10。根据公式:(4-2)式中：Ck大带轮的基础直径E-滑动率，取值范围(1%2%)n1-
30、主动轮的转速n2一从动轮的转速dti=-(1-f)=90(1-O.O2)=17MmmW2715(2),上面计算中取值为2%所以d2可取值180mm。带速V的计算：带速：Un皿马60l()00(4-3)计算出的带速为6.74ms小于25ms,所以合适。4.1.4 V带的中心距和基准长度的确定(I)V带中心距计算公式10:0.7(dn+d42)a02(d+d42)(4-4)根据公式(4-4)可以初步的确定中心距为：0.7(90+180)=189a02(90+180)=540mm参考设计要求，要求结构紧凑，所以“取了一个偏小的值30OnInL(2)带的基准长度公式为10:71(4-5)2x300+(
31、90+180)+嘿黑带入相对应的数值LdQ2%*%+心)+=24可确定基准长度L2=1120mm!l0。(3)实际中心距公式：(4-6)式中：a-实际中心距L4-基准长度= 300 +1120-10312= 344.5在设计中要考虑误差的存在。带传动中存在带轮的制造误差、传送带的长短误差、带的弹性误差以及其它误差等，所以中心距的可变动范围为amn=a-0.015Lamx=a+0.03La,所以中心距的可变范围为327.7mma8269N04. 1.9带轮的结构设计根据参考文献能够确定下来轮毂和轮辐的尺寸，轮槽的截面尺寸大小是按照了GB/T13575.192中的A槽型进行设计的。取A型槽基准宽度
32、为b4=Ilmm,基准线上槽深h。=3mm,基准线下槽深he=9mm,f=9mm,e=15mm,=34oV型皮带工作一定时间后，皮带会磨损或塑性变形，产生松弛。安装张紧带轮的张紧装置以使带传动正常地动作。4.2齿轮的设计锄草机的正常工作是由主轴到下喂入辐之间的三对齿轮来进行传动的。第一次减速是由小齿轮和齿轮1完成的。齿轮1、2相互啮合完成反向传动。齿轮2和大齿轮完成了下一次的减速。在整个工作过程中完成了两次的减速运动。出草的长度被定为l=24mm0根据公式可得出：从而得到的下喂入辐的转速113=205min它的传动比为3.49。分配其传动比i2=230,i=L52,另一个周的转速是311rm0
33、直齿锥齿轮的轴交角为90。z2=55,Z3=84o4.2.1齿轮材料、精度等级、齿数的选择根据传动方案，齿轮传动选择了直齿圆柱齿轮。在工作中转速不高，所以齿轮精度选择了7级。小齿轮的齿面硬度为280HBS,材料为40Cr(调质)，大齿轮的齿面硬度为240HBS,材料为45钢(调质)，两者的材料硬度差了40HBSl22。参考上面的数据，可算介齿轮1、2的齿数分别为：4. 2.2按齿面接触强度设计计算齿面接触强度23:式中：Zr-弹性影响系数齿宽系数T齿轮的扭矩K1载荷分布系数(1)公式内的各个数值的确定载荷系数试选为Kl=L3。小齿轮传递的扭矩：r=9.5510e=9.55=3846Ww选取齿宽
34、系数为1。(三知材料的弹性影响系数Z1898屋根据齿面的硬度，得知大、小齿轮的接触面疲劳强度分别为550MPa600MPao计算应力循环次数：N1=60njL4得出Nl=3.089109,N2=1.343x10。得接触疲劳强度寿命系数KUnFa89Kme=0.95叫。接触疲劳应力的计算。安全系数为S=I,失效概率取1%,其计算公式为:(4-15)算出o=534MPaM2=522MPao(2)计算小齿轮的分度圆直径dlt初次计算，将oH最小值带入公式。心32伶亨(岛尸(4_16)得出d,%8.94mn圆周速度V的计算。叫IV601000(4-17)得出v=1.83ms齿宽b的计算bi(4-18)
35、得出b=48.94mm0齿宽与齿高之日上称的计算模数计算公式：/W,=zI(4-19)式中：m-齿轮的模数齿轮的齿数d-齿轮分度圆直径齿高计算公式：(4-20)h=2.25tn,根据公式(4-19)(4-20)可算出e=10.66。It载荷系数的计算。通过7级精度，v=1.83ms,查询图10-8查得动载荷系数=L09;直齿轮，Km=K=I根据参考文献表102KE可查得使用系数K4=1;用插值法在表10-4中查出7级精度、小齿轮在相对支撑非对称布置时,Kp=1.418oh4R94,根据厂,=o.66Kw=I418,得出KW=I35:根据载荷系数的计算公式:K=K4K1KhaKnp(4-21)式
36、中：K,-使用系数Ky动载系数K一一齿间载荷分配系数Kp齿向载荷分布系数得出K=L546分度圆的直径可由通过实际的载荷系数校正而计算出来，4=喑(4-22)得出分度圆直径为51.85mm。模数的计算，根据公式(4T9)可计算出m=2.16mm。(3)根据齿根弯曲强度设计。通过完全强度的设计公式：w,te(4-23)%ZJ%式中：Gr-弯曲疲劳许应用力K-弯曲寿命系数Y.应力校对系数将公式内各个数值进行确定。根据参考文献10图10-2OC可查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限mz=0.88 通过公式Gra=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度Gra=380MPa。根据参考文献IO图10T8,弯曲疲劳寿命系
37、数Km=O.85;K(4-24)弯曲疲劳许应用力的计算。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,凡卜华根据公式(4-24)得出。r=3035MPo7=238.8APa载荷系数的计算根据公式(4-21)可读出K=1.472查取齿形系数Yra1=2.65;Yraz=2.30|18o查取应力校对系数Ys=158;Ys2=1.71518o大、小齿轮的沁并加以比较。lri2.65x1.58303.57= O.O137(2.30x1.715238.86-0.0165大齿轮的数值大。根据设计公式:.(4-25)3f计算得出m1.48mm.比较计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的系数大于由齿根弯曲强度计算的系数，齿轮系
38、数m的大小主要依赖于由弯曲强度决定的负荷能力，因此由齿面接触疲劳强度决定的负荷能力仅与齿轮直径(即系数与齿数的乘积)有关，由弯曲强度计算的系数接近1.48,标准值m=1.5接触强度算得的分度圆直径d1=51.84mm,算出小齿轮的齿数。Z1=-=见丝二34.56Wl,w15取Z=35大齿轮齿数ZW3x35=805,故Z2取81。将齿轮传动设计成这个样子，不仅满足了齿面接触疲劳强度，还满足了齿根弯曲疲劳强度，实现了紧凑的结构，节约了材料，避免了浪费。(4)几何尺寸的计算分度圆直径的计算根据(4-19)公式可推导出分度圆直径为：di=z,m=351.5=52.5mmd2=Z2m=811.5=121
39、.5mm中心距的计算根据公式a=3二上A(4-26)2式中：a-一齿轮的中心距d-齿轮的分度圆直径得出中心距Q=87mm0齿轮宽度的计算根据公式(4-18)可得出b=52.5mm。B2取53mm,B1取55mm。大齿轮与介齿轮2相关尺寸的计算。zf=l.52X81=123.12,W123分度圆直径：根据公式(4-18)可计算d3=Z3m=1845mm中心距:出+乩184.5+121.5Uy=-=153WW根据公式(4-26)得出222齿轮宽度取B3=50mmo图表4.1是四个齿轮的相关数据。表4.1雌相关参数名称齿数模数(mm)分度圆直径(mm)材料齿轮宽度(mm)小齿轮351.552.540
40、Cr55介齿轮1811.5121.545钢53介齿轮2811.5121.545钢53大齿轮1231.5184.545钢504.3主轴的设计和强度校核4.3.1主轴上的功率和转速假设滑动轴承在工作过程中润滑正常，通过查询机械设计手册变重表1-7将V带的传动效率定位0.96,电动机的额定功率P=3KW,则主轴上的功率：P=0.963KW=2.88KW(4-27)主轴转矩:4.3.2初步确定轴的最小直径首先将轴的最小直径按照初步估计的值导入计算。按照锄草机的实际情况，所以轴的材料选取为45钢，调质处理。取A=112,根据公式式中：P-轴传递的功率A压强n-轴的转速算出dmin=35mmo4.3.3主
41、轴的结构设计(1)在主轴上的中间安装动刀架和风扇叶片结合体，动刀架的两侧是滑动轴承，滑动轴承的一侧是电动机向主轴传递动力的大皮带轮，另一侧是主轴向切断机构传递动力的小齿轮。(2)根据零件的大小和轴向定位要求，决定轴各段长度的直径和长度。为了更好地满足皮带轮轴向的定位要求，d1-n=35mm,由于dd0.07d,d-m=40mm,h=6mm,因此，dm-v=52mmo滚轮右侧有轴肩，高度为6mm,因此轴环的直径为dy-v=64mmo其长度lv,y=20mm。轴V-VI段尺寸与轴11-III段尺寸相同。轴Vlwn段取dv.m=35mm,lv-m=40mmo具体结构图如图4:图4.2轴的具体结构图(
42、5)轴上零件的周向定位。齿轮、滚筒和皮带轮的周向定位用平键连接。按dm-n表61,平键截面bxh=16mmxlmm,键槽经键端铳刀加工，长度为100mm,同时齿轮与轴的配合为了确保良好的对中性故选择配合为躯，皮带轮、锥齿轮和轴相连接，平键为IOmmX8mmx35mm0滚动轴承和轴的周向定位保证了不合理的配合。其中轴的公差为m6。4.3.4根据弯矩合成校核轴的强度(1)计算轴的载荷。轴上分别是大皮带轮部、刀架部、轴承部、小齿轮部受力的位置。其中刀架与主轴间转矩：T=9.55X1063-75?-=3.01104JVmm715(4-30)动刀架和主轴之间作用的圆周力：rT38467F=-=I67.2/VR230动刀架重G=mg=300N,小带轮对轴的作用力Fp2=1384V,分解为水平和竖直面上的两个分力:Fr2=Fp=Fcos450=978V大带轮对轴的作用力竖直向下为Fm=7884N计算水平面的支反力。由2Mg得24:-&x(40+240)-/*3” (i21-冲=02J(4-31)得F=72N;由2F=0得F1m+F2+&-Fm=O(4-32)得Fm=I294N。(3)水平弯矩的计算：Mcu=FtEX(401240)二2Q4N】(4-33)f78+40、MBHFBHX121j=6.0610r*Nmm(4)计算垂直面的支反力。根据2NOW:尸“x(40+24d)+(mg+%
