课程设计说明书

目录。课程设计任务书3

课程设计任务4

设计内容4设计方案4

功率分析4设计参数5

传动机构6计算传动比6

计算动力参数6

割刀受力和运动分析7

割刀转速的确定8

刀片数的确定9

不漏割条件9

构造和工作原理9

带传动设计10

锥齿轮的计算11

轴的设计计算12

切割器的设计计算14

收获与心得16

参考文献17

机械装备设计》课程设计。

任务书。一目的。

通过《机械装备设计》的课程设计进一步加深对《农业机械学》和《机械装备设计》课程内容的学习，了解和掌握农业机械的一般设计过程和方法，培养学生独立科研工作能力，为毕业设计和今后工作奠定基础。

二内容。针对目前我国农业工程领域和农业生产的实际问题，结合《机械装备设计》课程的要求，就感兴趣的问题进行研究，在课程**的基础上，完成一种农业机械或农业工程装备的方案可行性分析及总体方案设计或关键部件设计。

三课程设计提交内容与形式。

课程设计完成后，提交课程设计说明书，总体方案设计图1张或关键部件部装图1张，零件图3－5张。

一、设计任务：设计旋转切割器式割草机。

二、设计的内容。

本文主要研究单圆盘旋转式割草机的结构特点、应用特性以及作业操作过程。割草机的应用普遍被看好，因为饲草业的发展会带动畜牧业的机械化，割草机的作用显而易见。现在旋转式割草机多以多圆盘形式居多，多功能的联合收割机也较多，这些类型结构复杂，**昂贵，维修不便，都不太适合我国现代畜牧业家庭承包制。

基于这些，国家投资研制新型割草机，以便农牧民的使用，机器代替手工操作，提高生产效率，增加收入。研究的内容有：

1) 以现有的旋转式割草机的切割作业过程为理论基础，确定出单圆盘割草机的切割理论依据。

2)通过了解现有割草机的各种类型的结构特点，确定本款割草机的设计结构方案，计算设计参数，绘制技术图纸。

3)研究割草机的运动与受力情况，验证设计参数。

三、设计方案。

根据旋转式割草机的作业要求及切割特点，初步确定三种方案即托盘式、支撑轮式和弹簧减振仿形式旋转割草机。

第一种方式即托盘式，就是在旋转刃盘下面放上一个固定托盘，以免刀盘遇到高处直接接触地面，刀嵌入泥土里，无法继续切割，易损坏刀片。但是，这种结构仿形效果不理想，下面的托盘一旦被障碍物卡住，切割机就会倾斜，不能正常工作，会影响切割草的质量，也影响割茬高度，同时不灵活，此结构不可取。

第二种方式即支撑轮式，就是在割草机的后侧方放置一个小车轮，目的是支撑，割草机以及起到仿形的作用。这种结构切割比较灵活，仿形作用也可以，支撑不稳，容易倾斜，没有减振作用，此结构也不可取。

第三种方式就是最后确定下来的弹簧减振仿形式，在三点悬挂装置a与b的节点之间放上一个压簧，起到减振仿形的作用，靠悬挂装置升降臂来调节割茬高度，效果比较理想，也满足了旋转式割草机的作业要求，也符合无支撑切割的理论要求，此结构基本可取。

悬挂机构是拖拉机和机具之间挂接机构，用来连接悬挂机具，并调节机具使其保持正确的工作位置。机具在拖拉机上有两种悬挂方式：三点悬挂和两点悬挂。

本款割草机采用三点悬挂，所谓三点悬挂是指拖拉机的悬挂杆件a, b, c三点铰接在拖拉机上。这种悬挂方式可使割草机相对拖拉机的摆动量小，当割草机工作在水平面内稍有偏移时能够自动回位，所以割草机的直线行驶性能较好。但正因为机具相对拖拉机不易偏摆，转向时反而会引起操纵困难，当拖拉机悬挂宽幅、重型机具作业时尤其严重，三点悬挂在中、小马力拖拉机上广泛应用。

四、功率分析。

割草机的功率p包括旋转切割器切割功率prc,输送功率p2和行走系统的行走功率p3。

即 :p=prc+p2+p3

拖拉机悬挂式旋转切割机(机械驱动式)在凸凹不平的倾斜草地上作业时的切割功率prc,用下式计算。

式中f—旋转切割机的牵引阻力系数；

w—旋转切割机的重量，kg

f—切刀的切割阻力，kgf;

r—切割器的半径，m;

n—拖拉机动力输出轴的转速，rpm;

i—传动系统的总传动比；

一旋转切割机的机械效率。

另外旋转切割机在平坦的草地上的切割功率pc可用下式计算。

p= vmbl0/102(kw)

式中vm—机器前进速度(m/s);

b—机器割幅(m);

l。—切割每平方米面积的茎杆所虚功率(nm/m2);

经测定牧草lo=200—300m

初定机器前进速度为vm—10km/h，割幅b=0.88m，l0=300，计算得。

pc= 7.189kw

根据经验可知p2，输送系统功率需求为。

p2=pbb

式中pb—输送系统单位割幅所需功率(kw/m)。

一般经验知0.22—0.5kw。

行走系统的行走**率按经验数据，当轮式机器行走速度为4km/h，切割机每吨重耗用功率为1—2.3kw，则因本机自重为160kg.其行走功率p3=0.24kw.

单圆盘旋转割草机最低所需总功率：

p=prc+p2+p3=7.189+0.5+0.24=7.929kw

由此确定拖拉机的动力为15-20马力左右。

五、设计参数。

1．传动机构。

传动机构包括十字万向联轴器，两级变速装置。十字万向联轴器与拖拉机输出轴连接，它由半联轴器轴叉、十字块、塞销、套筒、销杆、圆锥销等组成。其作用是将拖拉机动力输出轴的动力传递给皮带轮；其特点是允许有一定的位移，能适应位置不断变化的情况下传递动力，当拖拉机左右转弯时，能够正常传递动力。

图：十字联轴器。

两级变速装置分为，皮带轮传动和圆锥齿轮传动。

皮带轮传动的优点：

1)带传动是具有中间挠性件的一种传动，所以能缓和载荷冲击；

2)运行平稳无噪声；

3)制造和安装精度不像啮合传动那样严格：

4)过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏；

5)可增加带长以适应中心距较大的工作条件(可达15米)。

圆锥齿轮传动的特点：

1)圆锥齿轮(特别是大直径、大模数的圆锥齿轮)加工困难，所以一般只在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小大锥齿轮的直径和模数。

2)斜齿轮传动机构的平稳性较直齿轮传动好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。

3)开式齿轮传动的工作环境一般较差，润滑条件不好，磨损严重，寿命较短，应布置在低速级。

2．计算传动比。

由选定的动力装置的满载转速n1和计算的收割的转速n2可得传动装置的总传动比为。

所以圆盘收割机的总传动比为：

传动比分配为：带传动比、圆锥齿轮传动比分别为i1=2和i2 =1.852。

3．计算动力参数。

0轴(动力输出轴)

po = pd = 20.953kw

no =nm= 540r/min

to=9550po/n0=9550×20.95/540=370.50n·m

轴〔小皮带轮与大齿轮的轴)

p1=p×η1 =20.953× 0 .96 = 19 .769kw

n1=540×2=1080r/min

t1=9550 p1/n1 =9550×19.769/1080=174.8n·m

轴(小齿轮与切割器的轴)

p2=p1×η2=19.769×0.96=18.978kw

n2=n1×1.852=1080×1.852=2000r/min

t2=9550p2/n2=9550×18.978/2000=90.62n·m

4．割刀受力和运动分析。

割刀的切割力是一合力，由牵引力、径向外拉力和切割阻力组成。

牵引力 ff=f·p/vmkgf

径向外拉力f0=（1-ｒ）e=u/r

切割阻力f与切割功率成比例，前两种力几乎为定值，变化的力就是切割阻力，受牧草种类、牧草植株密度、地面的坡度以及风力等因素的影响。

圆盘式割草机的割刀运动是刀盘的水平旋转与机器前进运动所合成的。刀片某一点对地面的轨迹为余摆线(如图2-2所示)，刀片刃线对地面所扫过的面积为余摆带，其带宽与刃部长度相近似。

刀片任意一点的位移可用方程式表示。设刀盘中心为坐标原点0，水平向右为x轴，垂直向上(机器前进方向)y轴。令刀盘逆时针转动，角速度为ω，则相临刀片各内、外端点的位移方程如下：

1)第1刀片内端a的位移方程。

式中r—刀片内端半径；

—刀片内外端点对盘的连线夹角；

—刀盘回转角速度；

t—刀盘转过时间；

vm—机器前进速度；

2)外端b的位移方程。

式中r—刀片外端半径；

式中α一相临刀片夹角。

5．割刀的转速确定。

割刀转速是根据切割速度要求而确定的。试验得出，无支撑切割的旋转式切割器在切割牧草时，其刀片线速度应为81--83m/s。因刀片内端圆周速度最低，故应以该点为基准确定割刀应有的速度。

综前所述，割刀任一点速度均为刀片圆周速度与机器前进速度的合成，故a点速度为：

由上式可见，当ωt+β=2kπ（k = 0.1.2...n) 时，va最小。即。

vamin.=rω-vm

令vd=vamin.

=（vd+va）/r

n=30（vd+vm）/πr=2000r/min

式中n—刀盘转速；

vd—刀片应有的切割速度。

vm—机器前进速度，vm =5.5km/h=1.528m/s(在草原地带一般工作速度);

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