1、视抓缝竣烫膳柳杨植旁萍阂晓氛妻生诞咯妊孵腊佐鹤永励疏骗夏和翰软楼厌航沛甘踪蹬焕捍瘩钝醉俐尽旬骸毁铁醋钾线潭析 酌厨甫抽署颤缓赵鸳服居肆膏友蚕隅诚作贼粘匝振迎互煞娃标铺随桃吨摊站屿畸桑叠拆秋漏筐翌胃叹找徊菲绷须哉瓜梧蠕磨 蹄因痕悼腆库戎溢怂焰咒彪增氧巢袱袜鹊是哉衡声来粥散庄谊除栓彰细寡事著州澈呕煤畅裤瞻骇伐耳芹抛略息卢互工听凿勺 柬载朔磊装劫发搅葱旋锰喧辛脉粱段镭孰铁远当焙相叶堂忧暂筹柞峡闲垛别焚居莎茸铱猎董枚辅挎脐捻乡蹲萝傲国煤野湾锌 翔朗限言哗换浩痴汪祝刀绩即傻茎竭崭足苛盅亡谨柄拴毒鲤完分量地佰犯哇剑缆镀胀坏悠绷 毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明 原创性声明 本人郑重承诺：所呈交的毕
2、业设计（论文） ，是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中 特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果庞宝尚瞻踩姬该毛桐啡绒祟担怨命摔混餐 片榷瞬铸暴氛妆渺港腕叶在沁栓凸锨饥炮满倘蒜桅崖唤皿朽膊攘浮嗓聂龟缄裹审己泳钒埋味磕球联江砍捞坚噪慢挺淳寿普午 咨勇谷虱荒降联剖埋执榔掏翠揣烃剪劫跌讥刽标猫梢娶偷碘钦劫吻寡甲澜蔡语州瓷权钝盂沿畅较亿婚涸扶袖翘境氨呻勃淬承 夸谁禽赖棍了东侨麓弱匿衡冗纸狈刊烹坑薛桨济甘握把篙婶潮班漫啮双贰呕漳庭破铀拳捻榨适称窍猜香拆湃貌反酝邵习卜拜 球掇餐焊伴坤缸牵奏姨智占蕴坤束铰蒙析湃惜抖肚畜害扮仿吭拾泽拓捕签隶抨嗅
3、谜噪兼褂茫仿磅忘佐乌综蚀谤嫂骤较豪很磷 锅耘冷库糕酵糙俺孙愉厦疮其蹄脆色牌孙速胡芯贴手推式草坪割草机设计拖虽忙扇武萧虚朽班窃狈脏毡末区油杀困饼工倍绢 庆蚌献债瘫有恰辖圃杨锌馆剧桑琳捻萤抄顿肌足翁祸茫给梦烙昂颇疲睁税失任辙碟诡学顷臼黑蜒玻懒稠脐被敞藏洗虎吃嫌鹤 锁岁艾慰巢齿屎楷陈赠丸褒桩蹈幕逃物石措霄蔫最茂疲赛律染养糟像紫想抡禹榷敖恰笼委妙谦仍鸭运板骨昨政殖砾烘琅织奄 羽惰更候痈直缮恤渍歼成敝卧岂潭青辆漂莆发师粹苟拣找滥巡潘胸班狼哆嘶涂疫叫兰阿嚼揭逛毡殉迅汐禁醚雀邮苞谬赘孵终 沸滴和菱谬淹挛盆悸斌绥呆寄惫瓦佐够不嘴獭初析仍谩恋诊药疑糠敷帘猪棒罕栏贤剩详壮昏樱行坍箔垒渔暑砌怔凿豢瘸镣佛 花帘秩着咎
4、瞅蝎舞兢巷卖绚颊抡磊哺值芽 1 前言 1.1 设计的依据 割草机械至今已有一百多年的历史，而目前人们最多使用的割草机械为充电式。 由于割草机械多在人口稠密的地区作业，流动性大，对机械的震动、噪音、废气排 放、质量等指标要求比较高。现在的草坪机机多使用汽油机或柴油机作动力，排气 污染量相比于汽车的少，但其噪声危害却很大。美国 EPA(美国环境保护局)及欧盟 对草坪机等用发动机的排放均有相应的法规；德国还出台了控制噪声污染的兰色 天使法规；欧洲一些城市推出过引导性计划，通过税收优惠及奖励等措施鼓励 “绿色经营者” 以加速环保技术的发展。随着中国经济水平的不断提高，我国公民 的环境意识也不断增强，所
5、以设计一款无污染的草坪割草机是急需的。 手推式草坪割草机主要利用滚动的轮子带动机械运动。手推式割草机结构简单， 连接平稳，噪音极小，并且操作十分简单，既给使用人带来方便，也给周围的人带 来舒适和安静的环境。 1.2 产品的用途及使用范围 目前市面上的割草机大多需动力引擎（如内燃机、蓄电池等） ，这会产生较大的 噪音，并带来环境污染，在办公或学习的地方，这种用动力引擎的割草机就显得非 常不受欢迎。由于动力引擎草坪割草机有动力装置，保养、维护费用较高；同时动 力引擎割草机主要依靠刀片的高速旋转把草排出。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，使操作很不舒服。虽然，动力引
6、擎草坪割 草机割草效率较高，割草效果较好。但是，其价格也较昂贵，就目前来说一般的用 户难以接受。 通过市场调研，最后决定设计一款无引擎驱动，无噪音污染，割草高度可简单 调节，轻便简洁，操作方便，美观实用，适用于一般用户的草坪割草机。 该产品主要用于家用，及面积不大的草坪修理。无需引擎，可谓绿色环保的割 草机。对提倡环保的现代社会，是理想的割草工具。 1.3 国内外研究现状 随着经济水平的发展和社会的进步，人们对生活环境的要求越来越高。草坪绿 化已经成为衡量一个国家、地区或城市文明程度的一个重要指标，在美化环境、故 土护坡、净化空气等方面已成为人类得共识，在生态环境建设和保护方面将扮演着 越来越
7、重要的角色。我国草坪建设也得到了迅速的发展，如城市园林绿化、兴建休 闲场所等都需要大量的草坪，江河堤坝。高速公路、铁路等交通水利设施的护坡及 屋顶花园、室内绿化也都需要优质草坪。草坪建植后需要经常的养护，以保持草坪 青绿茂盛、持久不衰。高质量、高标准的草坪养护，仅手工劳动远远不能满足绿化 的要求，因此与草坪养护管理配套的机械设备势必不可少的。我国园林机械发展迅 速，生产经营企业有五十余家，与国外合资、合作的企业有十家左右。通过近几年 的技术改造，其生产规模不断扩大，产品质量也日益提高，形成了独具特色的产品 系列，基本能满足园林养护作业的需要。 在欧美等发达国家和地区，现代草坪机现在主要追求低排
8、放、低噪音、低功耗、 高效率等。例如太阳能、电能等新型割草机逐渐站住了市场。 相对于国外技术发展，我国草坪机技术发展相对落后。随着草坪覆盖率要求越 来越高，使得草坪机数量和种类越来越多。为此对草坪机设计提出了全新的更高要 求，从而使得草坪机技术有了许多新的发展，主要体现在草坪机几何参数优化、低 排放、高效率的草坪机以及结构紧凑的草坪机结构上面。 从整体来看，我国草坪割草机的技术水平、质量状况已基本能够满足一般园林 作业的需要。现有的草坪机产品包括旋刀式、往复式、滚刀式、甩刀式和甩绳式等 系列产品，其中滚刀式草坪机为行业的主导产品。近年我国草坪机行业发展迅速， 行业内的各重点骨干企业中，都有自己
9、的研究所，拥有产品设计、开发队伍、设施 及必要的检测手段，可以根据发动机的功率、安装尺寸等参数及工作环境等要求， 设计开发全新的产品，国内草坪机生产企业与国外先进技术的差距进一步缩小，目 前我国生产的草坪机已经逐渐能够满足国内、国际市场需求。 1.3.1 国内外发展概述 l9 世纪中叶，大部分的草坪还在使用镰刀来割草或放牧牛羊来保持草地的整齐 性。随着高尔夫球、网球及足球等运动的兴起，保持完善的草地做运动场便成为当 务之急。英国人 Edwin Budding 利用旋转式机械工作的原理发明了滚刀式割草机， 该产品的问世在英国受到了广泛的欢迎，随后传入美国，最后遍及世界。1868 年， 美国第一台
10、割草机取得专利，美国的草坪业也由此起步。不过几年，便有 40 多项有 关割草机的发明获得专利。到 1881 年，总共生产和销售 4 万多台割草机。最初的割 草机均为人力驱动；1890 年，在英国开始设计有动力驱动的割草机。从最初的蒸汽 动力驱动发展到小型内燃机动力驱动；1909 年，美国科学家 Leoni 取得了动力型机 械式割草机专利，尽管割草机由汽油机驱动，但整个装置仍由马拉行走。 在草坪修割机械发展的历史上，第二次世界大战是一个转折点。在 20 世纪 30 年代前后，每年生产的各类割草机数量约 3 万台左右。战后，美国经济得到复兴， 允许现役军人低价买房不付现金，大批建设房屋并出售，促使
11、草坪修割机械得到迅 速发展，生产量急剧上升，1947 年达 36 万台，1974 年达 700 万台。20 世纪 70 年 代后期开始，割草机的市场销售量逐渐趋向饱和，但每年仍保持在 500 万600 万 台的销量 。割草机在数量增加的同时，其性能也在不断改进。1950 年，美国第一 台无线电操纵的割草机诞生；1978 年，C1arence Noke 研制出了一种可进行草坪修 割编程的割草机；20 世纪 80 年代，一些新的草坪设备又投放市场，如 Mulching mower，Shredder，Lawndethatcher，String trimmer 等，以及清洁草坪用的 Blower，La
12、wn vacuum，Lawn sweeper 。到了 80 年代后期，string trimmer 被认 为是一件普通的家庭用具。 我国生产草坪割草机起步较晚，生产企业规模普遍较小，产品用途单一，品种 数量少，远不能满足要求，而且质量与发达国家的相比也有很大差距。所以长期以 来，草坪割草机多以进口为主，主要来自日本、美国、意大利和瑞典等国。据统计， 1999 年的割草机销售量在 3 万台左右，其中 80为进口；2000 年我国各类草坪机 械保有量达 13 余万台，割草机进口量在 316 万台左右；近两年，草坪机械平均年 增长率达到 30左右，国内每年草坪机械的销售总额大约为 12 亿13 亿元
13、人 民币，其中从国外进口的机械占 85，国内自行生产的产品占 15左右，其合计销 量约在 1 万台左右。 1.3.2 常见的割草机械分类 割草机械按动力划分可以分为机动和人推的两类。按动力又分为柴油机、汽油 机和电动机 3 类驱动。其中以小型通用汽油机作为动力的较为普遍，而柴油机多用 于大型的割草机械，如牧场的割草机；按割草时刀片运动的方式可分为滚刀式、旋 刀式和割切式 3 种；按切割器形状可分为旋刀式、滚刀式、往复割刀式和甩刀式等； 按驾驶形式分类，可分为推动式(步行式)、自行式、坐骑式(驾乘式)；按配套动力 和作业方式分为手推式、手扶推行式、手扶自行式、驾乘式、拖拉机式等。割草机 的割草幅
14、宽一般为 400lO00mm，割草高度从 0100mm 有几个调节挡位。 1.3.3 常见几种割草机械割草原理 （1）滚刀式割草机：它由带有刀片的滚筒和不动的底刀组成。滚刀的形状像一 个圆柱形鼠笼，切割刀呈螺旋形安装在圆柱表面，滚刀旋转带动草茎相对于底刀产 生一个逐渐切割的滑动割切而将草茎割断。滚刀式割草机割草的质量取决于滚刀上 刀片数和滚刀的转速，滚刀上刀片数越多，单位长度行进中切割的次数就越多，切 下的草也越细，滚刀的刀片数一般为 312 片不等；滚刀的转速越高，切下的草也 越细。滚刀式割草机是高质量草坪最常用的割草机型，适用于草高 380mm 的草 坪，其价格贵，维修保养要求严格。 （2
15、）旋刀式割草机(又称悬刀式)：它是由横向悬挂在直立轴上的刀片高速旋转 打切草的上部叶片。其工作装置为一长条形割草刀或多把割草刀在水平刀盘上，高 速旋转的刀刃与草茎碰撞而将其割断，为无支承切割。刀刃的后面是类风叶形状， 在高速旋转下，对地面形成一定的真空将草茎吹成直立状态，便于切割并与罩壳相 结合，形成涡流将割下的碎草送人集草装置或从罩壳出口喷出洒到草坪，适于 2580mm 范围内割草，它的价格相对低廉，保养、维修和使用都很方便，是国内外 目前最流行的割草机。 （3）甩刀式割草机：其切割装置由多把垂直于地面的刀片铰接在旋转组成的旋 转轴上，当高速旋转时，在离心力作用下，其刀片像垂直于轴芯的甩刀，
16、端部刀刃 不断地冲击切割草茎。由于刀片与刀轴或刀盘为铰接，当碰到坚硬冲击不断的物体 时可以避让而不致损坏机器。 （4）甩绳式割草机：其工作装置是由一个内装尼龙绳的打草盘、背向人的护罩 组成。当打草盘高速旋转时，露在外面的尼龙绳在离心力作用下，像一束伸直的刀 刃快速撞击草茎而切割断草。由于尼龙绳是柔性的，其撞击障碍物时退让，不会损 坏机器本身，也不会对障碍物有较大的破坏。 2 方案设计 2.1 主要工作原理 本次设计的手推式割草机主要利用轮子旋转运动传到变速箱中的齿轮，实现刀 具的往复运动的功能。手推式割草机由变速齿轮、端面齿轮、拨杆和刀片等构件组 成，端面齿轮和拨杆是一对工作组合。端面齿轮通过
17、自身的转动将旋转方向的力传 动给拨杆，引起水平方向的往复运动，从而使刀具自身往复运动。由于割草机变速 变矩范围不大，因此在刀具的选择上尤其注意以提高割草机自身效率为重要原则。 割草机工作时由人推动机器行走，从而使割草机的后轮 1 传动，带动与其在同 一根轴上的大齿轮 2 转动，通过齿轮 2 与齿轮 3 组成的增速机构使速度得以增大， 并带动端面凸轮 4（为了实现几何形状封闭和便于调整，采取两个端面凸轮以背靠 背形式装配）回转，端面凸轮 4 带动拨杆 5 运动，通过端面凸轮 4 与拨杆 5 组成的 转换机构将回转运动变为直线往复运动，使固定其上的活动刀片与固定在机架上的 固定刀片形成相对交错运动
18、，完成割草动作。如图 2.1 所示： 图 2.1 机器的运动简图 2.2 主要技术指标和重要技术参数 2.2.1 该手推式割草机的总体设计参数 手推式草坪割草机的前进是靠走轮，即靠人的推力来驱动。查阅人机工程手 册 ，可得人步行速度约为 3046m/min,考虑到推动割草机进行割草,选取较小速度 即取人步行速度为 30m/min,亦即 500mm/s。 查阅机械设计手册得到以下数据： 成年男性身高： 1825 周岁 15541830 毫米 2635 周岁 15451851 毫米 3560 周岁 15541798 毫米 平均身高： 1860 周岁 15431814 毫米 成年女性身高： 1825
19、 周岁 14571709 毫米 2635 周岁 14491698 毫米 3660 周岁 14451683 毫米 平均身高： 1860 周岁 14491697 毫米 成年男性臂长： 1825 周岁 279350 毫米 2635 周岁 280349 毫米 3660 周岁 278348 毫米 平均臂长： 1860 周岁 279349 毫米 成年女性臂长： 1825 周岁 253319 毫米 2635 周岁 253320 毫米 3660 周岁 251317 毫米 平均臂长： 1860 周岁 252319 毫米 立姿工作岗位工作高度： 男性： 95010501150 毫米 105012001300 毫米
20、 女性： 8509501050 毫米 100011001200 毫米 综合以上因素，设计扶手以及支架的尺寸，并且根据不同性别和不同年龄将扶 手高度和倾斜角度设计成可以调节的。站立工作时操作的有关尺寸，以及人体需要 的可能活动空间。 由人机工程手册查得，人体身高尺寸（成年男性）多在 170cm 左右。因此， 推杆距地面高度取为 1000 毫米，且可在 8501300 毫米之间调节，符合人体作业适 应度。 设计原则：工作场地的高度取决于作用力、操作者的身高、操作者操作物件的 尺寸、视野范围等。 A：精密工作，靠肘支撑工作。 （设计尺寸针对男性： 105115 毫米 针对女性： 100110 毫米）
21、 B：虎钳固定在工作台上的高度：113 毫米 C：轻手工工作。 （男性：90100 毫米 女性：9095 毫米） D：用劲大的工作。 （男性：8095 毫米 女性： 7590 毫米） 本课题设计属于 D 范围内的设计。 又因为该草坪割草机是手推式的，行走动力来源于人的行走以及推力。应考虑 到其结构尺寸方面的因素，因而行走轮直径不易过大。其切割速度要求要大于 0.8 米/秒,如果小于 0.8 米/秒,那么草将可能被撕裂和扯断,而不是被切割断;如果轮子直径 过小，则推行会较费力，不能达到设计要求，要满足人的推力在 200N 左右都能推 动这台草坪机才可以。 综上所述，本设计中的总体设计参数如下：
22、外形尺寸：586369200 mm 输入功率：149.1 W 轮子转速：113.04 r/min 力矩：T=12334.57N.mm 净质量：M30kg 变速要求：单级刀具，一固定刀片和一活动刀片相互运动 单根割草载荷：f=0.5N 2.2.2 该手推式割草机的刀具设计参数 项目 切割 器的 形式 切割幅 宽 刀片 间距 刀片 运动 形式 刀片往复 频率 刀片 形状 配套动力 操作 人数 净重 手推 式割 草机 往复 切割 240mm 20mm 单动 860r/min 平形 149.1W 113r/min 1 人 30kg 2.3 已经考虑过的若干方案的比较 2.3.1 手推式割草机的工作设计
23、方案 本次设计的手推式草坪割草机首先要通过一个传力构件将人力传递出去。为了 让操作者在正常行走速度下操作，传递出去的力应通过增速机构继续传递。因执行 修割草动作刀片的相对运动方向与人行进的方向垂直，经前面增速机构传递过来的 运动都需要再经过一级转换机构传递到执行构件。 通过分析得到手推式草坪割草机的组成框图，如图 2.2 所示。 图 2.2 手推式草坪割草机的组成框图 2.3.2 其他工作设计方案的比较 能实现手推式草坪修草功能的技术原理较多，但各有利弊，具体分析如下： （1）用脚驱动 用脚驱动时，一般操作者都需站在或坐在被驱动的机器上用力， 这样所设计的修草机，除了要完成割草动作外，还要承受
24、操作者的自重，且要有方 向控制装置，使机器结构复杂，尺寸较大，不适合小面积草坪使用。 （2）用手驱动 用手驱动，可避免用脚驱动时存在的问题，使所设计的机器小 巧，且可灵活操作。因此，我们选择设计手动式修草机。 （3）用打的方式 即用刀片或打草绳将草打断。用此法修草时所需的速度非常 高，以其在草还没被打倒之前将草打断，这样的修草产品已有，但效果并不是很好。 （4）用割的方式 即用刀将草割断，用两个刀片作相对运动的原理较易将草割 断，且不需要很高的速度。因此，我们选择设计成手动式割草机。 手动的形式又用手摇动和用手推动两种。机械容易实现的是简单的转动和往复 直线运动，如果用手摇动手柄实现执行构件的
25、往复移动，由于割草机还要靠人力推 着向前行进，操作者要完成的动作过多，操作不方便。要使操作者只通过简单的操 作即可完成割草动作，可以用手推割草机向前行驶，靠割草机轮子的转动将转动运 动转变成往复移动而输出到执行构件。显然设计成手动式草坪割草机是合理而可行 的。 根据所查资料，可选用组合变异法构成初步方案。由前面的分析可知，手动 式草坪割草机只需要一种运动形式变换功能（即转动变直线往复移动） ，所以，较简 单。实现转动到直线往复移动变换功能最简单的机构为曲柄滑块机构，直线推杆盘 状凸轮机构和齿轮齿条机构。 a)曲柄滑块机构 b）直动推杆盘状凸轮机构 c）齿轮齿条机构 图 2.3 机构运动简图 2
26、.4 关键问题及其解决办法 2.4.1 增速机构的设计 增速机构是动力传递及变速的核心机构。它的速度变化直接改变刀具的切割运 动。本次设计的手推式割草机采用圆柱凸轮传动机构。 可以利用圆盘侧面的形状特征，为此圆盘旋转时通过侧面推动固定在滑块上的 拨杆（可横向调整）左右运动，这样就得到了一种新型的凸轮端面凸轮，其工作 原理如图 2.4 所示： 图 2.4 圆柱凸轮传动机构 2.4.2 几种增速方式的实现比较 （1）用组合法实现增速，为了让操作者在正常行走速度下操作，传递出去的力 应通过增速机构继续传递。由于转换机构的运动，以输入构件作定轴转动，这样在 割草机动力输入构件轮子和转换机构的运动输入构
27、件之间，可以采用链传动，带传 动和齿轮传动。为了使所设计的割草机结构紧凑，可以采用齿轮传动。而齿轮传动 有直齿圆柱齿轮传动，斜齿圆柱齿轮传动，圆锥齿轮传动和蜗轮蜗杆传动等。但是 蜗轮蜗杆传动的效率低，一般是蜗杆主动，且轴线空间交错，应用到割草机械中， 会使支撑结构复杂。圆锥齿轮传动的轴线相交，且其中一个齿轮需悬置，也会使割 草机支撑结构复杂。直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮的轴线相互平行，支撑结构较简 单，同时割草机的速度不高，载荷也不大，因此，可选择直齿圆柱齿轮作为增速机 构。 机构组成方案如图 2.5 所示： a) 带动齿轮增速的曲柄滑块机构 b）带齿轮增速的直动推杆盘状凸轮机构 c) 带齿轮增
28、速的齿轮齿条机构 图 2.5 机构运动简图 （2）用异变法实现刀具割草运动方向与割草机行进方向垂直，由于刀具的割切 运动方向与割草机行进方向垂直，上图所示的机构组成方案不能最终满足设计要求， 还需对机构进行进一步设计。 方案 1 利用梅花凸轮（凸轮廓线呈梅花状）和连杆机构来实现滑块在导轨上的 往复运动，工作原理如图 2.6 所示。 图 2.6 梅花凸轮传动机构 方案 2 利用圆柱凸轮机构将凸轮轴的旋转运动转化为滑块的往复运动，其工作 原理如图 2.7 所示。 图 2.7 圆柱凸轮传动机构 在图 2.6 所示的梅花凸轮机构中，为把凸轮的转动变为执行构件的往复移动需 增加一个支点和一个构件两个低副
29、（或一个构件一个高副） ，这样会增加整个机构的 复杂性，且设计时下面的轴应该比上面的轴短（否则必然会增大梅花凸轮的尺寸， 或者引起梅花凸轮边缘曲线过度较急） ，这样将减少传送到滑块上的力。图 2.6 和图 2.7 所示的圆柱凸轮机构和端面凸轮机构的结构简单，可以考虑作为所设计的割草机 的运动转换机构。 但是，我们还希望所设计的割草机能实现割草高度的调节。要实现此调节功能， 在图 2.6 所示的圆柱凸轮机构中还需要增加一个能使刀架（包括活动刀片和固定刀 片）沿垂直方向移动的移动副，使机构结构变得较为复杂。而图 2.7 所示的端面凸 轮机构，可以使推杆沿端面凸轮的任意弦上下运动，从而带动刀架上下运
30、动，易于 实现割草高度的调节。 2.5 机构的功能及特点 该机采用固定刀片与活动刀片相对错动的割切原理，结构紧凑，体积小，质量 轻，噪音小、无污染，使用方便、灵活，适合小面积草坪的割草处理； 无需引擎驱动，使用安全、可靠，便于维护； 割草的高度可在 120mm 之间调整，割幅 240mm，外形尺寸（长 宽 高：586 369 200mm）,质量 30kg（材料由 45 钢制作） ； 采用耐用的铸铝底盘和结构件，具有永不生绣、永不卷曲变形的特点； 前轮采用万向轮，具有良好的导向性，后轮的一个轮子装上寿命长的球轴承， 使割草机转弯时易于推动； 金属手柄易于折叠，以减少包装尺寸，手柄长度可伸缩，对于
31、不同身高的操作 者同样适用； 底盘独特的设计可防止草堵塞出口通道； 外观造型美观，更适合家庭用户的审美要求； 割草的效果较理想，且成本低，是小面积草坪修割的首选产品。 2.6 机构设计与用户的一致性分析 （1）从机构运动的功能出发，按变异组合法和类比法完成机构的构件和设计； （2）在作品样机加工前，使用三维造型软件进行三维造型、虚拟装配和运动仿 真； （3）理论上验证设计的可行性，然后进行样机制作； （4）外观造型新颖，推杆可折叠伸缩，适合家庭用户使用； （5）采用齿轮机构（实现增速） ，提高整机的工作效率，解决了手动割草机工 作效率不高的问题； （6）采用端面凸轮机构（运动形式转换机构） ，
32、将转动转变为直线往复运动， 从而满足割草运动要求，形状类似冠轮，解决了端面凸轮加工难的问题； （7）采用的割草高度调节机构，解决了目前手动割草机不易实现高度调节的问 题； （8）产品成本（包括制造和使用成本）低，符合广大用户购买能力的要求。 3 技术设计 3.1 设计方案论证 3.1.1 手推式割草机的设计原理 该机构由轮子带动，通过一对单级减速器进行传递转矩，再由端面齿轮和拨杆 组合变化运动方向，最终输出往复割切运动。总体方案设计如图 3.1 所示： 图 3.1 总体方案设计 3.1.2 方案的选择 选择这个设计方案能够更好的实现运动传递。无引擎驱动，节省能源，无污染 （噪音、废气） ，采用
33、绿色环保设计。采用齿轮机构（实现增速） ，提高整机的工作 效率，解决了手动割草机工作效率不高的问题；采用端面凸轮机构（运动形式转换 机构） ，将转动转变为直线往复运动，从而满足割草运动要求，形状类似冠轮，解决 了端面凸轮加工难的问题。采用的割草高度调节机构，解决了目前手动割草机不易 实现高度调节的问题。 另一方案，用蜗轮蜗杆传动，直接带动割草圆盘，采用割草的方式。机构更加 简单，刀具拆装方便。但草柔软，且一端自由，采取割的方式将草截断较难实现， 割草的数目不多。要想割的效率快，必须采用大功率。 本次设计采用的割草机方案结构比较简单，与之相比轴的位置较为容易定位， 而蜗轮蜗杆传动的割草机一水平一
34、竖直的轴造成了机架结构的复杂。并且增速机构 采用端面齿轮和拨杆的运动组合，结构简单，运动实际为一凸轮推杆的运动组。同 时割草的数量较多，在功率一定得情况下效率较高。蜗轮蜗杆传动的割草机机构方 案简图如图 3.2 所示： 图 3.2 蜗轮蜗杆传动的割草机 3.2 齿轮的设计计算部分 3.2.1 机构的动力计算 草坪上的草为特殊纤维材料，较易割断，不需要太大的载荷。通过对实际运用 中割草机械的分析，可以假设割一根草所需载荷为 f=0.5N，同时割草数量最多为 500 根。可得 F=250N；端面齿轮上所受力的大小为： NF2501 轮子提供转矩带动割刀，进行机械运动。假设轮子的直径为 D=200m
35、m；轮子周 长为 C=628.3mm。 假定人的正常行走步数为 500mm/s。 假定刀具所受的力全部来自轮子的转矩所引起的运动。 则 vFPff21 Wf5.721 轴上的所传递的功率大小为： )(9.138)(21WPff 轴上的所传递的功率大小为： ）（4621 轮子所传递的功率大小为： ）（轮 .9P 3.2.2 齿轮设计思路及要求 手推式割草机中的齿轮设计要求 （1）合理选用模数： 在现代变速箱设计中，各档齿轮模数的选择是不同的。但为了经济性和用途的 要求，初选模数：m=2。 （2）合理选用压力角： 对于同一分度圆的齿轮而言，若其分度圆压力角不同，基圆也就不同。当压力 角越大时，基圆
36、直径就越小，渐开线就越弯曲，轮齿的齿根就会变厚，齿面曲率半 径增大，从而可以提高轮齿的弯曲强度和接触强度。 （3）合理选用螺旋角： 为了保证齿轮传动的平稳性、低噪声和少冲击，所有齿轮都要选择较大的螺旋 角，一般都在 30左右。 （4）分析齿顶宽： 对于正变位齿轮，随着变位系数的增大，齿顶高也增大，而齿顶会逐渐变尖。 所以必须对齿轮进行齿顶变尖的验算。 （5）手推式割草机中齿轮强度的计算方法概述 我国的国家标准局所发表的渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法是参照国际标准 化组织的计算方法所制定的，该方法比较全面地考虑了影响齿轮承载能力的各种因 素，现已成为目前最精确的、综合的齿轮强度计算方法。 影响轮
37、齿载荷的各种因素大致可归纳为四个方面，分别用四个系数来修正名义 载荷，这四个系数分别为使用系数、动载系数、齿向载荷分布系数、齿间载荷分配 系数。 各种齿轮强度计算方法所采用的动载系数 Kv 在形式上有很大的差别，考虑的 因素也不相同。 各种齿轮强度计算方法所采用的齿向载荷分布系数的计算方法各不相同。 各种齿轮强度计算方法所采用的齿间载荷分配系数的处理上有很大差别。 从以上几点可看出国际标准化组织 ISO 的齿轮强度计算方法是一种比较合理、 精确的方法，所以在本论文中齿轮的设计计算采用此种方法。 齿轮在传递动力时，轮齿处于悬臂状态，在齿根产生弯曲应力和其它应力，并 有较大的应力集中，为使齿轮在预
38、定的寿命期内不发生断齿事故，必须使齿根的最 大应力小于其许用应力。 3.2.3 齿轮设计过程 （1）输出转矩设计： 转速 ）（ min/r04.1365.0Cn 轴 上的转速 )(2.9in 计算轮子传递的转矩 np56轮T 可得： N/7.1234轮 轴 上的转矩为: =3911.09(N/mm) 21i轮 （2）齿轮的参数设计： 选择齿轮材料、热处理、精度等级及其齿数 割草机为一般工作机器，齿轮选择常用材料及热处理，8 级精度。小齿轮： 40Cr(调质 )，齿面硬度 280HBS；大齿轮：45 钢（调质） ，齿面硬度 240HBS。二者 硬度相差 40HBS。 选择小齿轮齿数：z1=23，
39、大齿轮齿数： 2169Zui （3）基本参数的选择 试选载荷系数： 1.6tK 选择的齿宽系数为： 08d 查得弹性系数为： 9.EZMpa 按齿面硬度查取接触疲劳极限： 小齿轮： lim1720HP, 大齿轮： lim2580HPa； （4）计算应力循环次数 N 假定工作机载荷有轻微冲击，每星期左右修割一次草坪，每周工作 8h，预 期使用寿命为 50 年。 小齿轮的应力循环次数为： 1160hNjnL 可得： =1.4921N80 大齿轮的应力循环次数为： 71203.i （5）计算接触疲劳许用应力 查得接触疲劳寿命系数：小齿轮 1.HNK, 大齿轮 20.9HNK 接触疲劳强度安全系数 .
40、0S 有公式： )(6.591HlimN11HMpa)(4.2SKli12 试算小齿轮分度圆直径 2131EHtTZud 可得： =22.17(mm)td1 为了保证制造工艺简单，取 =40(mm)td1 模数： 1.74()mz 取标准模数 2 小齿轮分度圆直径： )(461mzd 大齿轮分度圆直径： 382 大齿轮齿宽 ,圆整取 37b；)(.12bBd 小齿轮齿宽 14m (加宽 5mm) 中心距 )92)a 小齿轮齿全高 )(5.4211 mhfa 大齿轮齿全高 )(5.422mhfa 齿轮的相关参数如下表所示： 表 3.1 齿数表 （6）计算载荷系数 K 查得使用系数 1.25A 圆
41、周力 ，)(0.71NdTFt )(74.5mNbFKtA 查得动载荷系数 V 查得齿间载荷分配系数 .2H, 1.F 查得齿向载荷分布系数 39K, 一般经仔细跑合，取 1.2HFK 计算载荷系数 .04AVH （7）修正计算： )(3.6.124331 mKdtt 已取 6.m,符合接触疲劳强度条件。 （8）齿轮齿根弯曲疲劳强度校核过程 确定设计参数 载荷系数 K= 1.257.12.034AVFK 小齿轮传递的转矩 mNT.0931 查得齿形系数 .6FY, 24F;应力修正系数 1.58SY， 21.75S 查得弯曲疲劳寿命系数：小齿轮 1.85NK,大齿轮 209FNK 齿轮 齿数
42、模数 齿形角 全齿高 大齿轮 69 2.0 20 4.5 小齿轮 23 2.0 20 4.5 按齿面硬度查得弯曲疲劳极限 limF：小齿轮 lim1620FMPa,大齿轮lim2450FMPa 计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳强度安全系数 1.3S 由公式 1limFNK ,可得 1405.FMPa 由公式 2li2FS ，可得 23.F 齿根弯曲应力 111 )(5.80FSFaFpaYmbdKT 222 )(.74FSFaMpaYmbdKT 结论:计算可得弯曲疲劳强度足够。 3.3 轴的设计计算部分 3.3.1 手推式割草机中轴 2 的设计 （1）选择轴的材料 该轴无特殊要求，选择 4
43、5 钢调质处理， 初步估算轴径： 按扭转强度估算输入端的最小轴径。按 45 钢，取 C=116 根据公式， 取 min210d （2）轴的结构设计 轴上零件的轴向定及位周向定位。 从左轮子连接处向右取：1014210m 。 考虑到轴的结构工艺性，在轴的左端和右段均制成 245倒角。 （3）轴的强度计算 经结构设计之后，各轴段作用力大小和作用点位置、轴承跨距、各段轴径等参 数均已知。 640BMPa5%133in20.896.619.02PC加 齿轮上作用力的大小转矩： =12334.57(M/mm) 轮T 齿轮端面分度圆直径： 22 69138()coss0nmdzm 圆周力： 2 170.5
44、()tTFN轮 径向力： tantan20.61.9()coscosr N 轴向力： t()aFN 受力简图如 3.1 所示： 图 3.4 垂直面上受力简图 垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩： 12.56930.5()raBVFN.()DrBV 截面 C 处的弯矩为： 12.379()BVCMFmA左12.5379()DVMFNmA右 图 3.5 垂直面上截面的弯矩 水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩： 12.58()tBHFNDtB 截面 C 处的弯矩为： ).(10425.mNFMBHC 图 3.6 水平面上截面的支反力 截面 C 处的合成弯矩为： ).(514222mNMCHVc
45、左左 08右右 图 3.7 水平面上截面的弯矩及合成弯矩 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，取0.6 ，该截面上的计算应力： 2248.57()vMTPaW 通过查表可知： 材料为 45 钢，调质处理的许用应力为 160MPa，由于 1v，故安全。 3.3.2 手推式割草机中轴 1 的设计 （1）选择轴 的材料 该轴无特殊要求，选择 45 钢调质处理， 640BPa 初步估算轴径： 按扭转强度估算输入端的最小轴径。按 45 钢，取 1C 根据公式 5%133min10.4612.3.7PdC加 ，取 min14d （2）轴 的结构设计 轴 上零
46、件的轴向定位周向定位 大齿轮在轴 上为对称定位，左右两端靠套筒定位，装拆，传力较为简单；两 端轴承常用同一尺寸，以便于加工、安装和维修；为便于拆装轴承，轴承处轴肩不 宜太高。 齿轮与轴的轴向固定采用普通平键联接。 根据轴的直径查得齿轮处的键截面尺寸为 6bhm，配合为 76Hr ，滚 动轴承内圈与轴的配合采用基孔制。确定各段轴径和长度通过确定定位轴肩高度， 从左轮子连接处向右取 1461821814mm。 考虑到轴的结构工艺性，在轴的左端和右段均制成 245倒角。 轴 的强度计算 经结构设计之后，各轴段作用力大小和作用点位置、轴承跨距、各段轴径等参 数均已知。 齿轮上作用力的大小转矩： ).(
47、391mNT 齿轮端面分度圆直径： 11246()coss0ndz 圆周力： 1 270.5()tTF 径向力： tantan20.61.9()coscosr N 轴向力： t()aFN 图 3.8 轴 垂直面上受力简图 垂直面上轴承的支反力及主要截面的弯矩： 2110.54.20.56.30.5()r aBVFFN 68.()DrBVN 方向相反 截面 C 处的弯矩为： ）（左 m.7296F5.1201BVCM）（右 N30.96D 图 3.9 轴 垂直面上截面的弯矩 水平面上轴承的支反力及主要截面的弯矩： 120.58()tBHFNDtB 截面 C 处的弯矩为： ）（ m.N102465
48、.FMBHC 图 3.10 轴 水平面上截面的支反力 截面 C 处的合成弯矩为： ）（左左 N.m1092M2CH2V ）（右右 N.m2709MCH2VC 图 3.11 轴 水平面上截面的弯矩及合成弯矩 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，取 0.6，该 截面上的计算应力： 221.4()vMTPaW 通过查表可知： 材料为 45 钢，调质处理的许用应力为 160MPa，由于 1v，故安全。 3.4 刀具的设计计算部分 3.4.1 刀具的概述 手推式草坪机采用刚性切割式，运动方式选择往复式运动。 往复式切割装置由上、下两组刀片组成，分动和双动两种运动方式。本设计采 用单动运动方式。单动切割器是动刀片在定刀上作往复运动；其特点是： ， 刀片的行程与上、下刀片的距离均相等。 0St 割草机的上、下刀片形状相同，割草时，草两侧同时受到切割，在一个行程中， 运动速度的大小有变化，合理切割的方法是利用较大的速度来割切。刀片的速度图 如图 3.11 所示。割刀自 点向右运动时，其速度自零逐渐增加，在没有达到 之0a 1a 前，因切刀不相接触，不发生切割。刀片到达 时
