小型悬挂式往复割草机说明书含全套CAD图纸.docx
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小型悬挂式往复割草机说明书含全套CAD图纸
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联系QQ1269408632（含所有CAD图纸）
1驱动方案论证3.
1.1几种典型驱动方案的简介与对比3
1.1.1曲柄连杆机构3
1.1.1摆环机构3
1.1.3摆杆机构3
1.1.4双配重轮机构4
1.2驱动方案总体确定.4.
1.3方案的结构和原理简介4
1.3.1驱动部件4.
1.3.2驱动部件4.
2传动机构设计4.
2.1功率消耗5.
2.2拖拉机型号5.
2.3拖拉机转速6.
2.4皮带选型6.
2.5传动比确定6.
3传动方案的计算6.
3.1各轴的转速6.
3.2各轴输入功率6.
3.3各轴转矩6.
3.4V带及带轮计算.6.
3.5V带安装9.
4轴的设计及其计算9
4.1轴的最小直径计算.9.
4.2各轴直径的选取.9.
4.3轴一的校核10
5曲柄的设计及计算12
5.1曲柄的直径计算12
5.2曲柄的力平衡12
6机架主要尺寸设定13
6.1机架的设计13
6.2挂刀架的设计14
6.3倾斜提升机构设计15
7.结论.16
参考文献1.7
谢辞.18
小型悬挂式往复割草机的传动机构及倾斜
提升机构
摘要：
大力发展畜牧机械化是我国现代畜牧业发展的必要条件，只有
实现机械化，才能真正提高畜牧业的水平，畜牧业的产出增加，牧民的收入提高，生活水平才得以改善。
在畜牧业中牧草的种植，收割，存储等技术都需要改进，农牧民急需适用性能可靠的，价格适中的机械设备，代替手工操作，提高效益，增加收入。
在牧草切割机技术方面，割草机的种类少，构造复杂，维修使用不方便，价格高，基于此本文进行了后悬挂往复式牧草收割机的设计及分析。
其次经过讨论筛选确定了收割机的基本结构，后悬挂往复式割草机，由国产小型拖拉机后侧悬挂带动行进并输出动力，采用偏置式曲柄连杆机构，带动切割。
提升倾斜机构采用传统的液压提升。
关键词：
割草机；后悬挂；曲柄连杆
刖言
我们国家改革开放以来，国民生活水平显著提高，生活质量得到改善，这都归功于经济建设的发展。
经济建设的不断加快促使农业产业化结构调整，草原畜牧业随之突显为主体，在农业经济中所占的比重越来越大。
我国牧草资源丰富，是巨大的天然宝藏，据统计，我国共有各类天然草二十多种，有33亿亩草地，
10亿亩草山坡地。
占国土面积的41.7%,仅次于澳大利亚，居世界第二位，同时也是秸秆资源最为丰富的国家之一，可生产大量的饲草，饲草作为发展畜牧业的物质基础，成为畜牧业发展规模和速度的决定因素。
1驱动方案论证
1.1几种典型驱动方案的简介与对比
图1-1驱动方案简图
a：
曲柄连杆机构；b：
摆环机构；c：
摆杆机构；d：
双配重轮机构1.1.1曲柄连杆机构
连杆与刀杆头采用球铰链，同时在连杆增加以相同意义上的回转副，使他能适应由于护刃器在水平方向的变形、地形的起伏、调节切割器的俯仰等原因而引起的割刀位置和方向上的变动。
该机常用于普通牵引式割草机以及侧悬挂或后悬挂割草机。
1.1.1摆环机构
摆环机构直接安装在切割器的內滑脚上，由拖拉机动力输出轴痛过带轮传动，形成无连杆驱动。
它具有直接驱动的优点，并且结构紧凑，便于加平衡块实现全平衡。
在割草机中使用日益广泛。
1.1.3摆杆机构
由曲柄和两摆杆组成，摆杆之一的端部配有重锤，另一摆杆与刀杆头相连，刀杆头由弹簧片与割刀固定，两摆杆的摆动相差180度，以便进行平衡。
这种机构在平衡后尚剩下一周期性变化的力矩未能平衡。
1.1.4双配重轮机构
由安装在內滑脚的一对对转的平衡配重轮和两个短连杆组成。
两平衡重的垂直分力相互抵消，而水平分力可以近似的全平衡割刀往复惯性力，无不平衡力矩。
它采用在国外进行全平衡的现代割草机。
1.2驱动方案总体确定
根据所要求的后悬挂往复式割草机的性能、割草机对应的人群所能承受的经济能力及分析四种典型驱动方案造价后，决定采用常见的曲柄连杆机构，因为其造价便宜，容易拆卸维修，以至于割草机整机的生产成本就会降低，而且现阶段
曲柄连杆跟我所学过的知识比较吻合，故选取曲柄连杆方案。
1.3方案的结构和原理简介
方案采用皮带轮传动，利用拖拉机动力输出轴作动力源，以曲柄连杆机构带动割刀作往复直线运动，从而完成牧草切割。
当切割器工作过载时，皮带将打滑,
1.3.1驱动部件
方案中以拖拉机输出轴为动力源，带动大带轮，大带轮带动小带轮以至于提高速度。
1.3.2驱动部件
拖拉机动力由带轮提速后，传给曲柄，曲柄上有偏置的连杆，连杆与刀杆头铰链，由此带动割刀做一定距离内做往复运动。
2传动机构设计
根据割刀割副B：
1m
前进速度Vo：
2.2~2.7m/s确定了传动方案
2.1功率消耗
割草机消耗的功率主要分为四种:
Pi割草功率
P2提升切割器的功率
P3拖动切割器功率
P4割草机滚动功率
查表得：
割草机的割草功率
R=BVoLo=1><2.5汇250=0.625kw
提升切割器功率
F2=牛=0.212kw
拖动切割器功率
F3二fcG「fcG2BTVo=0.455kw
割草机滚动功率
P4=0.580kw
总功率P=p+P2+P3+P4=1.872kw
2.2拖拉机型号
根据功率及成本选择国产时风拖拉机SF-250,功率为16.1KW，输出轴转速
为540rmin。
2.3
拖拉机转速
割刀的速度为2.286m/s
30V平302.2861000
n900r/min
S76.2
曲柄的转速为900r/min
查表得此型号的拖拉机转速为540r/min
2.5
传动比确定
900
i1.671.7
540
传动比小于5，合适
3传动方案的计算
3.1各轴的转速
540
n1317.64r/min
1.7
900
n2529.41r/min
1.7
3.2各轴输入功率
查表得万向联轴器传动效率：
0.99
深沟球轴承传动效率：
0.98
带轮传动效率：
0.94
P1=16.10.990.98=15.2kw
P2=15.20.940.98=13.1kw
3.3各轴转矩
161
拖拉机输出轴转矩Td=9550284.73N*m
540
轴一转矩T^Td1.70.980.99=469.61N・m
轴二转矩T^T11.70.940.98=735.43N
3.4V带及带轮计算
查表得工况系数KA=1.221
FCa=PKa=16.11.221=19.6581kw
（P为拖拉机输出轴功率）
根据Pca查手册得V带的型号为C型。
根据n1n2和功率查手册得小带轮直径为dd1=212mm
大带轮直径dd2=355mm
i。
二也二355=1.67，1.7一「67=0.0179=1.79%乞5%dd12121.67
符合传动要求。
带速V9.99m/s_25m/s，带速符合要求。
60"000
根据（dd什dd2）wa0w（dd1+dd2）确定中心距
a0=（dd1dd2）=400mm，初定中心距为400mm
2
所需基准长度Ld=2a0（dd1dd2）-（d^^啦1800mm
24a。
F
实际中心距a二a°丄L±=448.29mm2
小带轮包角a1=180°—宀。
2—ddi汇型=161.72匕90n，包角符合要求。
a兀
查表得V带根数为3根。
单根V带预紧力F。
=50025-1电+Py2=366.4Ng丿zv
K..是包角修正系数，查表3.1-12得C型修正系数0.95
一是V带的线质量，查表3.1-13得C型V带质量0.33
0（
作用在轴上的轴压力=2F0zsin1:
1800N
2
序号
计算项目
符号
单位
参数选定
1
设计功率
Rca
kw
19.6
2
选定带型
C型
3
传动比
■i
1.7
4
小带轮直径
dd1
mm
212
5
大带轮直径
dd2
mm
355
6
带速
V
m/s
9.99
7
初定轴间距
a。
mm
400
8
所需基准长度
Ld
mm
1800
9
实际轴间距
a
mm
448.29
10
小带轮包角
Ct
0
161.72
11
V带根数
Z
3
12
单根V带的预紧力
Fo
N
366.4N
13
作用的轴向力
Fr
N
1800N
表3-1带轮设计计算
3.5V带安装
图3-1带轮的安装带轮安装在轴上，轴由轴承底座固定在机架上，因为包角大小合适，所以不需要张紧轮。
4轴的设计及其计算
4.1轴的最小直径计算
选取轴的材料为40Cr，调质处理。
由手册查表得，取A=112
轴一：
n1=540r/min，R=15.2kw
轴一最小直径为：
d^A03=112315.2=37.45mm
n1'、、540
轴二：
n2=900r/min，P2=13.1kw
轴一的最小直径为：
d2-A?
巳一=112313.1=27.12mm
:
n2■■-900
4.2各轴直径的选取
轴一最小直径为37.45mm，因为轴一有键槽等技术要求，选取最小直径为
50mm。
轴二最小直径为27.12mm，因为轴二有键槽等技术要求，选取最小直径为
32mm。
4.3轴一的校核
图4-1轴一的设计图
■-河-%
63AL
*-
—
Fl曲非I
:
上
r
-^―[
J1
厂
、L
查手册得：
V带轮对轴的径向力Fr1=1800N，转矩T,=469.61103N4mm,
因为其右侧连有万向联轴器，比=312.4N,Fr2=107.3N;
F为0：
竖直方向
■Fr1'FNV1_Fr2~Fnv2=°
B点M为0:
Fr1AB-Fr2BC-FNV2BD=0
F为0：
B点M为0:
-Ft2BCFnhzBD=0
3124疋90
得至UFNH2=—=181.3N，Fnh1=64.24N
155
C截面左侧竖直方向
MV1=-FNV190Fr1126.5=4088.8Nmm
水平方向MH1=FNH190=109.190=5782.3Nmm
其合成弯矩为
M1=MV12MH12=.4088.825782.32=7081.9Nmm
C截面右侧
竖直方向MV2=-FNV265^—73.165=-4093.6Nmm
水平方向MH2二MH1=5782.3Nmm
其合成弯矩为
M2=$Mv22+Mh22=J（-4093.6丫+5782.32=7084.7Nmm
B截面左侧
竖直方向Mv1二Fn36.5=180036.5=12060Nmm
水平方向MH1=0Nmm
B截面右侧
竖直方向
MV2二FnV2155—Fr290H—12064.8Nmm
水平方向MH2=FNH2155-Ft253=181.3155-312.490=0Nmm
危险截面在B截面右侧。
5曲柄的设计及计算
5.1曲柄的直径计算
I4e2
查资料得2r=s1—2e2=75.6、76mm,r=37.6（mm）式中丨为连杆长,\4l-s
e为偏心距，s为割刀行程。
5.2曲柄的力平衡
往复式切割器的割刀有往复惯性力，特别对高速作业的机器（如割草机），
由于曲柄转速高，惯性力颇大（每米割刀惯性力达60--80公斤），使机器产生剧
烈振动而影响零部件的实用寿命和工作质量。
为此对割刀的惯性力进行平衡。
其平衡方法有部分平衡法及全平衡法两种。
一般而言，部分平衡法适用于一般的割
草机。
故对此割草机我们采用部分平衡法。
图5-1曲柄部分力平衡
如图5-1,在曲柄的对面增设配重，利用配重的离心惯性力来平衡割刀的一部分往复惯性力。
该平衡的理论计算是一种近似计算法。
其理论的基础是假设连
杆的1/3部分同销做圆周运动，2/3部分同割刀做往复运动。
在水平方向上惯性力平衡方程式
PdPqCOS二PpCOS
该公式中Pd割刀与2/3连杆部分的往复惯性力，
Pd=MdfMer2cos，Md为割刀的质量，取Md=0.344，Me为连杆的质量,
取Me=0.306，r为曲柄半径，r=0.076，•■为曲柄的角速度，'为曲柄转角。
Pq为连杆1部分的离心惯性力，Pq-^Mer2
33
Pp为加配种后曲柄盘所产生的离心惯性力，Pp=Mp「p・•2,Mp为曲柄盘的
质量，取Mp=0.0385。
rp为曲柄盘重心的旋转半径，取r^0.04
代入上式得
「2、2122
Md+—MegCOS0+—Mer⑷COS©=Mp「pBcos©
I3丿3
上式简化后可得
（2、1
丸Md+—Mer+_Mer=Mprp
3!
3
0.3850.04-0.1020.076
0.18
0.3440.2040.076
即往复惯性力平衡成都为0.18平衡后在垂直方向引起最大平衡惯性力为
Pp-PqW2-知2心850.04672-0.1。
20.。
7667-34kg故只需要在连杆部分消减34KG即可。
6机架主要尺寸设定
6.1机架的设计
因为机架要承重，故选取30302.5的方钢，便于承重与焊合。
如图6-1
图6-1
又根据大带轮与小带路的轴距，我选取600500的方钢焊合。
如图6-2
6.2挂刀架的设计
6-4
挂刀架部分一边与机架相连，一边与割刀相连，该部分结构如图
图6-4
与割刀相连结构如图6-5
图6-5
6.3倾斜提升机构设计
倾斜提升机构采用传统的提升机构，用液压缸来控制割刀的提升，具体设计如图6-6
图6-6
7.结论
经过几个月跟同学的一起设计，我学到了很多割草机的知识，我们的总装图如图7-1。
图7-1
参考文献
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[7]饶应昌.配合饲料技术[M].北京.科学技术文献出版社.1987
[8]Karinakar,S;Basak,S.AgrieulturalMeehaniZationSeenarioinDarjeelingDistrietofwesBengal.ENVIRONMENTANDECOLOGY.01-Jan-2002;
谢辞
通过这次毕业设计，我很有很大的收获，使我系统的复习了大学的各个专业课程，不仅再次学习与应用了绘图软件UG,学会使用工具书，而且培养了综合运用知识的能力。
完成这篇毕业设计，我要感谢我的导师郭老师对我的教导与提点，也要感谢班主任王老师对我的关心与帮助。
是老师给我打下了比较坚实的基础，当我遇到难题时，我的导师引导我不断学习，不断进步，扫去一个个障碍。
才使得我能在设计中更好、更迅速地汲取知识，同时感谢我所有的老师和同学对我的教导与帮助，感谢学校为我提供了良好的学习、实践环境。
在设计的过程中，我对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习、工作过程中我们会更加努力和团结。
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