割灌機的設計-側掛式-小型便攜手持式割草機 草木 竹【cad高清圖紙和說明書全套】

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南京林業(yè)大學 本科畢業(yè)設計 題  學 專 學  目：割灌機的設計 院：南方學院 業(yè)：機械設計制造及其自動化 號： 學生姓名： 指導教師： 職  稱：講師 二 O 一 三 年  五月十九日  1 割灌機的設計 摘要 割灌機作為營林機械的一種，用于林地清理、幼林撫育、次生林 改造和森林撫育采伐等割除灌木、雜草、修枝、伐小徑木、割竹等作 業(yè)。我國灌木樹種資源極為豐富，近幾年來，為了防沙固沙、保持水 土、改善生態(tài)系統、維持生態(tài)平衡，正在持續(xù)大面積種植灌木，僅內 蒙古鄂爾多斯市就有沙生灌木 1200 多萬畝，我國西部地區(qū)沙生灌木 資源也非常豐富且集中，根據沙生灌木的生物學特性，每 3-5 年就需 進行平茬，平茬后生長加快，萌發(fā)力加強，具有復壯作用。平茬收割 時若手工勞作，其勞動強度大且生產效率低，因此，為了提高生產效 率，割灌機必不可少。而本次設計的側掛式割灌機就是其中一種簡便、 快捷的機具。 割灌機能切割直徑 18cm 以內的多種林木雜草；應盡可能小型便 攜，以方便在地區(qū)崎嶇、起伏不定的山林地帶操作，靈活工作；動力 裝置應符合國標要求；長期在惡劣的噪聲環(huán)境中工作會導致職業(yè)性耳 聾，并且在 4KHz 附近容易產生聽力損失，這是職業(yè)性耳聾的特點， 所以割灌機工作時應盡量防止噪聲過大，并使用消音器；要盡量減小 把手的振動；工作部分采用尼龍絲、圓鋸刀片等作為切割部件。 關鍵詞：割灌機；減噪；減震。 2 Brush cutter design Summary Brush cutter as a silvicultural machinery for woodland clearing, tending, harvesting forest tending secondary transformation and shrubs such as circumcision, weeds, pruning, cutting small diameter wood, cut bamboo and other operations. Our shrub rich in natural resources, in recent years, in order to sand and sand, soil and water conservation, improve the ecological systems, maintain ecological balance, ongoing large-scale cultivation of shrubs, Inner Mongolia Erdos City, there is only desert shrubs more than 1,200 acres, in western China region desert shrubs resources are very rich and concentrated, according to the biological characteristics of desert shrubs, every 3-5 years on the need for stubble, stubble growth accelerated after germination force to strengthen, with rejuvenation effect. Stubble harvest if manual labor, its labor-intensive and low productivity, therefore, in order to improve production efficiency, brush cutter is essential. And the design of the side-mount cutters is one of simple, fast machines. Brush cutting diameter 18cm function within a variety of trees weeds; small portable as possible, in order to facilitate regional rugged mountains fluctuating zone operation, flexible working; powered device should meet the requirements of national standards; long in harsh noise environments work will lead to occupational deafness, and prone to hearing loss 4KHz nearby, which is the characteristics of occupational deafness, so brush cutters work should try to avoid excessive noise, and use the silencer; handle to minimize vibration; working part nylon filament, such as a circular saw blade cutting parts. Keywords: brush cutter; noise reduction; shock. 3 目錄 引言 第一章  技術任務書 1.1 設計的依據……………………………………………… 1.2 產品的用途及使用范圍………………………………… 1.3 主要技術指標和重要技術參數………………………… 1.4 主要工作原理…………………………………………… 1.5 國內外研究狀況………………………………………… 1.5.1 國內外發(fā)展概述 1.5.2 常見的割灌機械分類及其割灌原理 1.6 離合器的設計……………………………………………  1 1 1 2 2 5 1.6.1 確定總體設計方案…………………………………… 6 1.6.2 確定離合器需要傳遞的扭距 …………………………6 1.6.3 摩擦式離合器摩擦片參數與尺寸計算………………  6 1.6.4 摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數與尺寸計算……8 1.6.5 圓盤摩擦離合器軸平鍵參數與尺寸計算……………… 10 1.7 機構設計與用戶的一致性設計…………………………13 第二章  設計計算說明書 2.1 設計方案論證……………………………………………14 2.1.1 割灌機的設計原理…………………………………  14 2.1.2 方案的選擇………………………………………… 14 4 2.1.3 機構的動力選擇…………………………………… 15 2.2 齒輪的設計………………………………………………16 2.2.1 設計參數……………………………………………16 2.2.2 輪齒的受力分析……………………………………19 2.2.3 齒根彎曲疲勞強度計算…………………………… 20 2.2.4 齒面接觸疲勞強度計算…………………………… 22 2.2.5 曲齒錐齒輪傳動……………………………………23 2.2.6 齒輪箱的降噪研究…………………………………25 2.3 把手振動分析 2.3.1 主要振源分析………………………………………27 2.3.2 把手振動測試與頻譜分析………………………… 28 2.3.3 振動分析小結………………………………………29 3 割灌機的使用注意事項 3.1 使用注意事項………………………………………… 3.2 使用保護用品…………………………………………  31 33 4 結論 致謝 參考文獻 附錄 5 引言 割灌機主要用于草坪修剪、幼林撫育、林地清理，以及果園、牧 場的割草。裝上附件還可用于水稻、小麥等農作物的收割, 是一種用 途廣泛的農林機械。目前, 全世界割灌機的年產量有好幾萬臺。其中 日本是世界上生產和使用割灌機最多的國家之一。我國割灌機的研制 起步較晚，而且產量低，品種少，且基本上都是側掛式割灌機, 已遠 遠不能滿足國民經濟飛速發(fā)展的需要。作為世界農業(yè)大國, 割灌機在 我國潛在著巨大的市場，開發(fā)高性能割灌機已勢在必行。 6 第一章  技術任務書 1.1 設計的依據 割草機主要用在園林方面。割除林中的灌木、雜草以利林木的生 長，行人的走動。近幾年城市草坪的大量種植，一些小草坪的修剪、 樹根周圍等草坪修剪機達不到的地方的草坪修剪都可以用割灌機來 完成。我國灌木樹種資源極為豐富, 近幾年來, 為了防風固沙、保持 水土、改善生態(tài)系統、維持生態(tài)平衡, 正在持續(xù)大面積種植灌木, 我 國西部地區(qū)沙生灌木資源也非常豐富且集中。根據沙生灌木的生物學 特性, 每 3~5 年就需進行平茬,平茬后生長加快, 萌發(fā)力加強, 具有 復壯作用。平茬收割時若手工勞作, 其勞動強度大且生產效率低, 因 此只有使用專業(yè)的割灌機械才能提高生產效率。 我國林木收獲機械產業(yè)化起步晚, 與歐美等發(fā)達國家相比在技 術、制造手段和工藝等方面都還有一定的差距, 主要是產品的品種不 全, 適應性和配套性差,產品的技術水平比較低。 1.2 產品的用途及使用 割灌機，又稱割草機或機動鐮，通過動力不同分為電動和內 燃動力，內燃動力分為二沖程和四沖程汽油機，通過傳動方式不 同分為軟軸傳動和直桿傳動，用途十分廣泛，如園林綠化、庭院 維護、公路清理、森林防火、莊稼收獲等。 1.3 主要技術指標和重要技術參數 （1）整機重量≤8kg 7 2 （3）耳旁噪聲≤90dB （4）修剪灌木雜草株徑：20mm 1.4 主要工作原理 作業(yè)時，發(fā)動機輸出端帶動離合器轉動，由于受到離心力的 作用，離合塊與離合碟產生摩擦力從而使離合碟轉動而帶動傳動 軸轉動，軸的另一端選用直齒圓錐齒輪減速器控制刀片轉速，將 傳動軸的鋁合金套管上的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手 把，橫向擺動硬軸,即可完成切割雜草、灌木等作業(yè)。 1.5 國內外研究狀況 1.5.1 國內外發(fā)展概述 國內：我國園林收獲產業(yè)化起步比較晚，與工業(yè)發(fā)達國家比在技 術，制造手段和工藝方面都有較大差距，主要因為產品品種不全，適 應性和配套性差，產品技術水平比較低。我國割灌機的開發(fā)研究起步 于20世紀60年代，1992年黑龍江省木材采運研究所研制出2G-200型懸 掛式割灌機；遼寧省法庫縣農機推廣站對東風-2型小麥收割機進行了 設計改造，改造9GY-2.3型牧草收割機，實現一機多用；山西省廣靈 縣新特服務部研制成功了檸條收割機和麻黃收割機；福建省林科所研 制成功2GB-081型背負式割灌機；1999年廣西省柳州索羅小型動力機 廠研發(fā)出具有國內先進水平的3GC-1.5割灌機。 國外：國外對割灌機的開發(fā)研究比較早，起點和水平都比較高， 8（2）振動加速度a≤7m/s 廣泛采用現代科學技術。如工程塑料，CDI無觸點電子點火等，機體 質量輕，功率大，操作靈巧，形成系列產品。以德國SHIHL公司，SOLO 公司為代表。日本生產的割灌機型號很多，其中Xenoah杰納亞割灌機 型號最多；前蘇聯生產的Cekop-3型割灌機可用于幼林的撫育，灌木 的采伐和割草等，該機可用于大面積的除灌作業(yè)；此外，中小型的灌 木收割機還有瑞典制造的帕爾.特內爾B173和胡思可法爾165E割灌 機，后者還帶有可以更換的尼龍除草絲轉盤，德國制造的FS200AV割 灌機上還配有減震裝置；英國制造的大型灌木切割機有撒布列除灌 機，12型灌木切碎機，橫軸甩錘式除灌機和水平甩錘式除灌機。目前， 歐美各國幾乎所有的農機公司生產灌木收割機械已經形成系列化，主 要結構和技術性能指標已沒有太大變化，只是在操作舒適性和電子計 算機應用方面有所改進。 1.5.2 常見的割灌機械分類及其割灌原理 營林機械的一種。用于林地清理、幼林撫育、次生林改造和森林 撫育采伐等割除灌木、雜草，修枝，伐小徑木，割竹等作業(yè)。在割灌 機上配備一些可更換的附加裝置或設備,還可用于收割稻麥等農作物, 以及抽水、打穴鉆孔、噴施農藥等作業(yè)。割灌機的研制同小型動力機 械的發(fā)展有密切關系。 第二次世界大戰(zhàn)后， 聯邦德國、美國、瑞典 等生產油鋸的廠家將傳動軸和切割工作部件作為油鋸的附件,供割 草、割灌木使用。在此基礎上,日本引進并研制成便攜式割灌機。 割灌機根據作業(yè)方式可分為 3 種類型。 便攜式割灌機，又分為側掛式和背負式兩種： 9 ①側掛式割灌機采用硬軸傳動，主要由發(fā)動機、傳動系統、離合 器、工作部件、操縱裝置和側掛皮帶等組成。在傳動軸的一端配置 0.75～ 2 千瓦的單缸二沖程風冷汽油機和離心式摩擦離合器；另一 端安裝由減速器和切割刀具組成的工作部件。工作部件的類型很多， 常用的為圓鋸片、刀片或尼龍絲。作業(yè)時，將傳動軸的鋁合金套管上 的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手把，橫向擺動硬軸,即可完 成切割雜草、灌木等作業(yè)。機具重約 6～12 千克,轉速約 4500～5000 轉/分。②背負式割灌機。用軟軸傳動，一般構造與側掛式割灌機相 似，不同的是其發(fā)動機背在操作者背上，切割部件由軟軸傳動，發(fā)動 機功率一般為 0.75～1.2 千瓦。 發(fā)動機與背架之間以兩點聯接并裝 有特制橡膠件以隔振。軟軸為套裝在軟管內的鋼絲撓性軸，用以傳遞 扭矩。軟管為敷有橡膠保護套的金屬編織網包住的鋼帶纏卷的螺紋 管，以防塵土侵入軸內并保持軸表面的潤滑油。割幅一般在 1.5～2 米之間。 手扶式割灌機：由行走輪支承機具重量，由人推動機器前進，由 發(fā)動機驅動工作部件進行切割灌作業(yè)。其構造和工作原理同便攜式割 灌機相似。 懸掛式割灌機：懸掛在拖拉機后面，由動力輸出軸驅動工作部件 旋轉，適用于大面積割灌作業(yè)。主要由機架、鋸片、傳動裝置、懸掛 裝置和推板等組成。割灌作業(yè)時，拖拉機后退行駛，工作速度為 5 公 里／小時,可鋸直徑為 10 厘米的灌木。 割灌機的發(fā)展趨勢是用新型材料以進一步減輕重量；采用低振動 10 發(fā)動機和先進的減振隔振裝置并合理配置機件，以減少振動對人體的 危害；提高機械的加工和裝配精度、改進吸排氣系統，以減低噪聲； 增設各種安全保護裝置，以提高作業(yè)安全性；在懸掛式割灌機上增設 灌木切碎裝置，簡化割下灌木的清理工序。 1.6 離合器的設計 離合器位于發(fā)動機和變速箱之間的飛輪殼內，用螺釘將離合器總 成固定在飛輪的后平面上，離合器的輸出軸就是變速箱的輸入軸。離 合器類似于開關，接合或斷離動力傳遞作用，離合器機構其主動部分 與從動部分可以暫時分離，又可以逐漸接合，并且在傳動過程中還要 有可能相對轉動。離合器的主動件與從動件之間不可采用剛性聯系。 離合器分為電磁離合器、磁粉離合器、摩擦式離合器和液力離合 器。 本次設計選擇摩擦式離合器，其特點更符合本次設計的要求。 如圖1所示的摩擦式離合器： 圖1-1 摩擦式離合器 11 圖1-2 摩擦式離合器三視圖 1.6.1確定總體設計方案 由于滑塊為兩塊，而離合器允許外徑偏小，考慮到便于布置零件， 故采用壓縮彈簧的形式，離心塊與被動盤間隙取為1mm，滿足要求且 便于計算。滑塊離心式摩擦離合器主要用于草坪機械。 1.6.2確定離合器需要傳遞的扭距 離合器安裝軸轉速 n離 = n發(fā) =6000r/min p n  1.5 6000  =2.3875（N ·m） Mf=β · Me max （N ·m） 式中：β≥1—扭距儲備系數，一般β=1.2～2，此處取β=1.2 故 Mf=β · Me max =β·T 工=1.2×2.3875=2.865（N ·m） 1.6.3摩擦式離合器摩擦片參數與尺寸計算 12 根據公式T=9550,可得T工=9550 摩擦盤工作面平均直徑計算公式 DP=(2.5～4）d 摩擦盤工作面外直徑 D1=1.25Dp，摩擦盤工作面內直徑 D2=0.75Dp 但經驗算與校核，所取值不能滿足條件，不能采用。因此，改取 摩擦盤外直徑 D1=120mm，內直徑 D2=90mm 1 1 2 2 摩擦盤寬度 b= D1 ? D2 120 - 90 2 2 =15mm 摩擦面對數 m=1 摩擦盤脫開時所需的間隙取1mm 根據公式 Tc=  KT KmKV  確定計算轉矩 其中 T 為離合器理論轉矩，可取最大工作轉矩，即 T=4.011N ·m, K 為離合器工況系數，根據《機械設計手冊》6-222頁表6-3-3查 表，此處 K 取1.2 Km 為離合器接合頻率系數，根據《機械設計手冊》6-222頁表6-3-4 查表，Km 取1 KV 為 離 合 器 滑 動 速 度 系 數 ， 根 據 公 式 νm=  eDpn 60000  (m/s) = e ×105 × 6000 60000 =32.97(m/s) 根據《機械設計手冊》6-222頁表6-3-5查表，可得 KV=0.924 可得，Tc=  1 . 2 × 4011 1× 0.924  =5209（N ·cm) 壓緊力：Q= 取0.17  2Tc DPμm  ，μ為摩擦面的摩擦系數，本設計采用黃銅，μ 代入后 Q=  2 × 5209 10.5 × 0.17 ×1  =3830（N)  13由公式的DP=（D1+D2）=×（120+90）=105mm = 2 2 8 其中 pp 為許用壓強，根據《機械設計手冊》6-232頁表6-3-16查 -2 K1為摩擦片數修正系數，根據《機械設計手冊》6-238頁表6-3-20 查表，取 K1=1 將參數代入公式得 1 2 2 8 [21] 摩擦面壓強：應滿足 p=  4Q π(D12 - D2 2 )  ≤pp 將已知量代入公式可得 p=  4 × 3830 2 2  -2 根據《機械設計手冊》6-232頁表6-3-16查表，知許用壓強為20～ -2 1.6.4摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數與尺寸計算 1) 原始條件 最小工作載荷 P1=0 N 最大工作載荷 pn = 3830 N 工作行程 h=8 mm 端部結構：端部并緊，磨平，兩端支撐圈各一圈 彈簧材料：碳素彈簧鋼絲 C 級 2）參數計算 初算彈簧剛度 P`：P`=  pn - p1 3830 - 0 h 8  =478.75(N/mm)  14許用傳遞轉矩：應滿足Tcp=1π(D1-D2)DpmμppK1≥Tc 表，本設計取20～40N·cm 因此可知Tcp≥Tc，滿足校核條件。 =37.44N·cm 40N·cm，所以符合。 = 工作極限載荷 Pj ≥ Pn ，故 Pj=3830 N 彈簧材料直徑 d 及彈簧中徑 D 與有關參數 根據 Pj與 D 條件從《機械設計手冊》11-24頁表11-2-19查表得 有效圈數 n：n=  P`d p`  =  1543 478.75  = 3.22 圈 按照《機械設計手冊》11-17頁表11-2-10取標準值為 n=3.25 總圈數 n1=n+2=3.25+2=5.25 圈 彈簧剛度 P`：P`=  P`d 1543 n 3.25  =474.77 N/mm 工作極限載荷下的變形量 Fj =n?j=3.25×2.991=9.72mm ≈ 9.7mm 節(jié)距 t：t=  Fj n  +d=  9.7 3.25  +10=12.98mm 自由高度 H0= nt +1.5d=3.25×12.98+1.5×10=57.2mm 根 據 《 機 械 設 計 手 冊 》 11-17 頁 表 11-2-12 取 標 準 值 為 H0=58mm 彈簧外徑 D2=D+d=40+10=50mm 彈簧內徑 D1=D-d=40+10=30mm 螺旋角ɑ= arctan  t πD  = arctan  12. 98 π × 40  0 展開長度 L：L= πDn1 cosα = π × 40 × 5 . 25 cos 5.897 0 =663.24mm 驗算 15d D Pj ?j Pd` 10 40 4615 2.991 1543 = =5.897 最小載荷時的高度：H1= H0-  P1 P`  =58-  0 263.3  = 58mm 最大載荷時的高度： Hn = H0 - Pn P` = 58- 3830 478.75 =50mm 極限載荷時的高度： Hj = H 0- Pj P` = 58- 3830 478.75  = 50mm 實際工作行程：h=H1-Hn =58-50=8mm 高徑比：b=  H 0 D  =  58 40  =1.45≤2.6 符合條件，不必進行穩(wěn)定性驗算。 1.6.5圓盤摩擦離合器軸平鍵參數與尺寸計算 1）摩擦盤用平鍵參數選擇 根據要求，離合器軸與摩擦片間連接采用平鍵連接。離合器 主動摩擦盤安裝軸直 徑為20mm，查表選用以下尺寸的平鍵： 2）鍵連接的強度計算 σp =  2T Dkl  ≤ σpp 其中 T：為轉矩 T=52090N ·mm D：軸的直徑 D=20mm k：鍵與輪轂的接觸高度 k=2.8mm，即 t2, l：鍵的工作長度(mm)，選用 B 型平鍵，l=L=28mm 16軸的公稱 直徑 d 鍵尺寸 b*h 鍵槽 深度 半徑 軸 t1 轂 t2 最小 最大 17~22 6*6 3.5 2.8 0.16 0.25 長度 L 28 σpp：許用擠壓應力 MPa ，按照《機械設計手冊》5-227 頁表5-3-17查表得 σpp取100~120MPa 代入公式得 σp =  2 × 52090 20 × 2.8 × 28  = 66.441MPa ≤ σpp 滿足校核條件。 3）鍵連接的強度計算 根據題目要求，此處為平鍵的靜聯接，應用的計算公式為 σp =  2T Dkl  ≤ σpp 其中 T：為轉矩 T=52090N ·mm D：軸的直徑 D=25mm k：鍵與輪轂的接觸高度 k=3.3mm，即 t2, l：鍵的工作長度 mm，選用 B 型平鍵，l=L=28mm σpp：許用擠壓應力 MPa ，按照《機械設計手冊》5-2 頁表 5-3-17 查表得 σpp取 100~120MPa 代入公式得 σp =  2 × 52090 25 × 3.3× 28  = 45.1MPa ≤ σpp 滿足校核條件。 4）圓盤摩擦離合器軸承參數與尺寸選用 此處軸承的作用是傳遞軸向力，因此選用推力球軸承。軸直 徑 d=25mm， 按照《機械設計手冊》7-418頁表7-2-94查表，選用以下單 向推力球軸承：此型號推力球軸承滿足離合器使用要求。 5）圓盤摩擦離合器其他參數與尺寸確定 墊片：根據離合器安裝軸尺寸，查《機械設計手冊》5-150 17 頁表5-1-157選取平墊圈 C 級（GB/T95—2002）公稱直徑 d=12mm， 外徑 d2=24mm，內徑 d1=13.5mm，厚度 h=2.5mm 螺栓：根據離合器安裝軸尺寸，查《機械設計手冊》5-86頁表 5-1-83 ，選取 M12的螺栓。 18基本尺寸 /mm d 25 D 42 T 11 基本額定載荷 / kN Ca 15.2 C0a 30.2 最小載荷常數 A 0.005 極限轉速 r/min 脂 4300 油 6000 質量 /kg W 0.055 軸承代號 51000型 51105 其他尺寸 /mm D1 26 D1 42 r 0.6 安裝尺寸 /mm da 35 Da 32 r a 0.6 1.7 機構設計與用戶的一致性設計 ·從機構運動的功能出發(fā)，按變異—組合法和類比法完成機構的 構件和設計； ·在作品樣機加工前，使用三維造型軟件進行三維造型、虛擬裝 配和運動仿真； ·理論上驗證設計的可行性，然后進行樣機制作； ·外觀簡單美觀，拆裝方便，質量輕，適合家庭用戶使用； ·噪聲降低，振動降低，大大減少對操作者的傷害； ·采用齒輪機構（實現減速），提高整機的工作效率，解決了普通 割灌機工作效率不高的問題； ·采用的割灌高度調節(jié)機構，解決了目前手動割灌機不易實現高 度調節(jié)的問題； ·產品成本（制造和使用成本）低，符合廣大用戶購買能力的要 求。 19 第二章  設計計算說明書 2.1 設計方案論證 2.1.1 割灌機的設計原理 側掛式割灌機采用硬軸傳動， 主要由發(fā)動機、 傳動系統、 離合器、工作部件、操縱裝置和側掛皮帶等組成。在傳動軸的一 端配置 0.75～ 2 千瓦的單缸二沖程風冷汽油機和離心式摩擦離 合器；另一端安裝由減速器和切割刀具組成的工作部件。工作部 件的類型很多，常用的為圓鋸片、刀片或尼龍絲。作業(yè)時，發(fā)動 機輸出端帶動離合器轉動，由于受到離心力的作用，離合塊與離 合碟產生摩擦力從而使離合碟轉動而帶動傳動軸轉動，軸的另一 端選用直齒圓錐齒輪減速器控制刀片轉速，將傳動軸的鋁合金套 管上的鉤環(huán)掛在操作者肩下的背帶上，握住手把，橫向擺動硬軸, 即可完成切割雜草、灌木等作業(yè)。 2.1.2 方案的選擇 套管采用小直徑薄型鋁合金管，操縱把手用鋁套管，傳動軸 采用拉光圓鋼，一頭為 M7 螺紋與離合碟相連，另一端為直齒圓 錐齒輪的小齒輪相連，這樣大大簡化了結構，減輕了質量。 套管內置五只帶橡膠套的滾針軸承，大大減少了傳動軸傳遞 到套管的振動，離合器與套管之間用減振器隔開，以消除發(fā)動機 傳到把手處的振動。 用偏置式把手，使得側掛后刀片位于人體的正前方，方便操 20 作者，同時，操縱把手可繞夾持中心旋轉，并可任意調整操作者 與桿身的位置，以適應工作時的自然姿勢。 一體式油門把手采用油門鎖定、啟動及?；鹧b置，以確保油 門不會因誤操作而高速空轉、啟動時保持一定的油門開度及突遇 緊急情況時可迅速?；?。 采用外形美觀的偏置式防護罩有效地擋住切割時甩出的雜 草。 掛鉤一側加襯板，以減少機具與人的摩擦，加厚加寬背帶及 襯里，可大大減輕操作者長時間工作的疲勞。 2.1.3 機構的動力選擇 配套發(fā)動機的選擇是整機的關鍵，整機要求以割草為主，同 時也能割灌，這樣就需要發(fā)動機功率在 1kW 左右，排量在 30 到 40 之間，同時質量在 3kg 左右。 在此，動力選擇如下： 型號 型式 排量 最大功率 最大扭矩 油箱容積 化油器 點火方式  1E36F； 單缸、風冷、二沖程汽油機； 33.6cc； 1.1kW/7500r/min； 1.7N·m/5000-6000r/min； 0.6L； 泵膜式，泵式加濃； 無觸點飛輪磁電機點火；  21 磁電機 燃油牌號 潤滑油牌號 火花塞型號 啟動方式 質量  TCI； 90 號汽油； 二沖程專用潤滑油 L-ERA； M7； 自回式手拉繩啟動； 2.88kg。 2.2 齒輪設計過程 減速器在原動機和工作機或執(zhí)行機構之間起匹配轉速和傳 遞轉矩的作用，在現代機械中應用極為廣泛。減速器按用途可分 為通用減速器和專用減速器兩大類，兩者的設計、制造和使用特 點各不相同。選用減速器時應根據工作機的選用條件，技術參數， 動力機的性能，經濟性等因素，比較不同類型、品種減速器的外 廓尺寸、傳動效率、承載能力、質量、價格等，選擇最適合的減 速器。減速器是一種相對精密的機械，使用它的目的是降低轉速， 增加轉矩。 本次設計所使用的減速器為錐齒輪減速器，由于工作要求的 不同，錐齒輪傳動可設計成不同的形式。而這次設計的小型便攜 式割灌機使用的是常用的軸交角的標準直齒錐齒輪傳動的強度 [22] 2.2.1 設計參數 直齒錐齒輪傳動是以大端參數為標準值的。在強度計算時， 則以齒寬中點處的當量齒輪作為計算的依據。對軸交角 120°的 22計算。 直齒錐齒輪傳動，其齒數比 u、錐距 R、分度圓直徑 d 1 、 d 2 、平 均分度圓直徑 dm1、 dm 2 、當量齒輪的分度圓直徑 dv1、 dv 2之間的關 系分別為 u =  z 2 z1  =  d 2 d1  = cot ? 1 = tan ? 2  （a） 大、小齒輪均選用 45 鋼，選用 8 級精度，選取 z1=16， z 2 =22， 則 u=  22 16  =1.375 ó 1 = arctan ó 2 = arctan z1 z 2 z 2 z1  = = 16 22 22 16 = 36.02737° ， = 53.97263°， d1 ≈ 16mm， d 2 = 22mm 2 2 R = ? ? + ? ? = d 1 ? 2 ? ? 2 ? 計算得 R = 13.601mm  u 2 + 1 2  （b） dm1 d 1  =  dm 2 d 2  = 1 ? 0.5  b R  （c） 令 ?R = b R ，稱為錐齒輪傳動的齒寬系數，通常取 ?R = 0.25 ~ 0.35 ， 最常用的值為 ? = 0.3 于是 dm = d (1 ? 0.5?R)  （d） ?dm1 = de1(1 ? 0.5?R) = 13.6472 ?dm 2 = de 2(1 ? 0.5?R) = 18.7649 當量直齒圓柱齒輪的分度圓半徑 rv 與平均分度圓直徑 dm 的關 系式為 rv =  dm 2 cos ?  （e） 現以 mm 表示當量直齒圓柱齒輪的模數，亦即錐齒輪平均分度 圓上齒輪的模數（簡稱平均模數），則當量齒數 zv 為 23?d1? ?d2? 計算得? zv =  dv mm  =  z cos ?  （f） 當量齒輪的齒數比 uv =  zv 2 zv1  = u 2  （g） 顯然，為使錐齒輪不致發(fā)生根切，應使當量齒數不小于直齒圓 柱齒輪的根切齒數。另外，由式（d）極易得出平均模數 mm 和 大端模數 m 的關系為 mm = m(1 ? 0.5?R)  （h） 計算得 mm = 0.85295mm 頂隙：c=c*me=0.2×1=0.2mm 大端齒頂高：ha1=(1+x1）me=(1+0.18)×1=1.18mm,ha2=0.82mm 大端齒根高：hf1=(1+c*-x1)me=（1+0.2-0.18)×1=1.02mm hf2=(1+c*-x2)me=（1+0.2+0.18)×1=1.38mm 全齒高：h=(2+c*)me=（2+0.2)×1=2.2mm 齒根角：θf1= arctan θf2= arctan  hf 1 Re hf 2 Re  0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 圓直徑： dae1 = de1 + 2ha1 cos δ1 = 16+2×1.18×0.808736=17.909mm dae2 = de2 + 2ha 2 cos δ2 = 22+2×0.82×0.588171=22.965mm 24=4.28884 =5.79358 齒頂角：θa1=θf2=5.79358，θa2=θf1=4.28884 頂錐角：δa1=δ1+θa1=36.02737+5.79358=41.82095 δa2=δ2+θa2=53.97263+4.28884=58.26147 根錐角：δf1=δ1-θf1=36.02737-4.28884=31.73853 δf2=δ2-θf2=53.97263-5.79358=48.17905大端齒頂 當量齒數： zv1 =  z1 cos δ1  = 19.784mm， zv 2 =  z 2 cos δ 2  = 37.404mm 當量齒輪分度圓：dv1=dm1  u 2 + 1 u  2 當量齒輪根圓：dvb1=dv1cosɑ=15.857mm，dvb2=dv2cosɑ=29.980mm 1 2 2.2.2 輪齒的受力分析 直齒錐齒輪齒面上所受的法向載荷 Fn 通常都視為集中作用 在平均分度圓上，即在齒寬中點法向截面 N ? N（Pabc 平面）內。 與圓柱齒輪一樣，將法向載荷 Fn 分解為切于分度圓錐面的周向分 力（圓周力） Ft 及垂直于分度圓錐母線的分力 F ' ,再將力 F ' 分解 為徑向分力 Fr1 及軸向分力 Fa1。小錐齒輪輪齒上所受各力的方向 如圖 10-2 所示，各力的大小分別為 圖 2-1 直齒錐齒輪的輪齒受力分析 Ft =  2T 1 dm1 Fr1 = Ft tan á cos? 1 = Fa 2 Fa1 = Ft tan á sin ? 1 = Fr 2 Fn = Ft cos á  25 =16.875mm，dv2=udv1=31.904mm 當量齒輪傳動中心距：av=(dv1+dv2)=24.390mm 式中， Fr1 與 Fa 2及 Fa1與 Fr 2 大小相等，方向相反。 2.2.3 齒根彎曲疲勞強度計算 直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度可近似地按平均分度圓處的當 量圓柱齒輪進行計算。因而可直接沿用式 óF = óFOYSa =  KFtYFaYSa bm  ≤ [óF ]得 óF = KFtYFaYSa bmm ≤ [óF ] 直齒錐齒輪的載荷系數同樣為 K = KAKvKáKa ,其中使用系數 KA 可查表得到，取 KA = 1.25；動載系數 Kv 可按圖 10-3 中低一級 的精度線及 vm(m / s )查取； 圖 2-2 動載系數 KV 值 齒尖載荷分配系數 KHá 及 KFá 可取為 1；齒向載荷分布系數可按下 式計算 KHa = KFa = 1.5KHabe 式中， KHabe 是軸承系數，可從圖 10-4 中查取。 引入式（h），得 óF =  KFtYFaYSa bm(1?0.5?R )  ≤ [óF ]  （1） 26 KA=1.25； KV =1.16； KFβ = KHβ = 1.65； KFα = KHα = 1.0；Ft=350N YFa 、 YSa 分別為齒形系數及應力校正系數，按當量齒輪 zv 。 表 2-1 軸承系數 KHabe 表 2-3 齒形系數 YFa 及應力校正系數 YSa 引入式（b），得 b = R?R = d 1?R  u 2 + 1 2  = mz1?R  u 2 + 1 2 并將 Ft =  2T 1 dm1  =  2T 1 mmZ 1  =  2T 1 m(1 ? 0.5?R)Z 1 27應 用 小輪和大輪的支承 兩者都是兩端軸 承 一個兩端支承一 個軸臂 兩者都是懸臂 飛機 1.00 1.10 1.25 車輛 1.00 1.10 1.25 工業(yè)用、船舶用 1.10 1.25 1.50 z(zv) 23 24 25 26 27 28 YFa 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 YSa 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 z(zv) 17 18 19 20 21 22 YFa 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 YSa 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 代入上式可得 m ≥ 3  4KT 1 2 2  1  2  YFaYSa  （2） 式(1)為設計計算公式；式（2）為校核計算公式。兩式中óF 、 [óF ]的單位為 MPa ，m 的單位為 mm，其余各符號的意義和單位同 前。 2.2.4 齒面接觸疲勞強度計算 直齒錐齒輪的齒面接觸疲勞強度，仍按平均分度圓處的當量 圓柱齒輪計算，工作齒即為錐齒輪的寬度 b。按式計算齒面接觸 疲勞強度時，式中的綜合曲率為 1 ?ó  =  1 ?v1  =  1 ?v 2 得 1 ?ó  =  2 cos ? 1 ? ?1 + dm1 sin á ?  1 ? ? uv ?  （j） 將式（j）即 uv = u 2， cos? 1 = L = b ，得  u u 2 + 1  等代入下式，并令接觸線長度 óH =  Pca ?ó  · ZE =  KFt 2 cos ? 1 ? 1 ? ?1 + 2 ? · ZE = ZEZH b cosá dm1 sin á ? u ?  4KT 1  2 3  ≤ [óH ] 對 á = 20°的直齒錐齒輪， ZH = 2.5，于是可得 óH = 5ZE  KT 1 ?R(1 ? 0.5?R)  2  3  ≤ [óH ]  （3） 28?R(1?0.5?R)z ?R(1?0.5?R)d1u d 1 ≥ 2.923  H  2  1  R  2  （4） 式（3）為設計計算公式；式（4）為校核計算公式。兩式中óF 、 [óF ]的單位為 MPa ，m 的單位為 mm，其余各符號的意義和單位同 前。 復合齒形系數：YFS1=4.5；YFS2=4.45， 重合度系數： Yε =0.25+  0 . 75 εVα  =0.71， 1 4 l' bm 2 b b l bm  = 1 載荷分配系數：YLS= Z 2LS =1 齒根彎曲應力計算值： σF1 = 784N/mm  2 σF2 = σF1  YFS2 YFS1  = 775N/mm  2 齒根許用彎曲應力： σFP = σFE SF min YNTYδrelTYRrelTYX ， 齒根抗彎疲勞強度基本值： σFE = 1200 N / mm 2 ， 壽命系數： YNT = 1，長期工作，取為無限壽命設計 相對齒根圓角敏感系數： RδrelT = 1