遙控割草機機械部分設計全套（含CAD圖紙）,遙控,割草機,機械,部分,設計,全套,CAD,圖紙 湖南農業(yè)大學東方科技學院 全日制普通本科生畢業(yè)設計 遙控割草機機械部分設計 THE DESIGN OF REMOTE CONTROL LAWN MOWER ABOUT MECHANIC OPPONENT 學生姓名：王虹凱 學 號：200841914722 年級專業(yè)及班級：2008級機械設計制造及其自動化 (7)班 指導老師及職稱：向 陽 副教授 學 部：理工學部 湖南·長沙 提交日期：2012年05月 湖南農業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生 畢業(yè)設計誠信聲明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論文是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權由本人與湖南農業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 畢業(yè)設計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要 1 關鍵詞 1 1 前言 2 1.1 課題研究的目的及意義 2 1.2 課題研究的范圍和技術要求 3 1.3 課題解決的主要問題 3 2 系統(tǒng)主要結構及總體設計 3 2.1 系統(tǒng)功能描述 3 2.2 割草機工作原理 4 2.3 功能解析 4 2.4 遙控割草機整體方案設計 4 2.4.1 遙控割草機驅動方案的選擇 6 2.4.2 割臺方案的選擇 6 2.4.3 調高方案的選擇 6 3 遙控割草機的機械本體設計 6 3.1 車體驅動電機的選擇 6 3.2 遙控割草機車體減速箱的設計 10 3.2.1 各主要部件的選擇 10 3.2.2 分配傳動比 10 3.2.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的設定 10 3.2.4 設計齒輪 11 3.2.5 輸入軸及其軸承裝置、鍵的設計 15 3.2.6 輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計 19 3.2.7潤滑與密封 23 3.2.8 箱體結構尺寸 24 3.2.9割臺設計 24 3.3.0 刀片有關參數(shù)的確定及驅動機參數(shù)的確定 25 3.3.1 割刀的運動分析 25 3.3.2 割刀的轉速確定 26 3.3.3 刀片數(shù)的確定 27 3．3．4 割刀的技術數(shù)據(jù) 27 3．3．5 割草機割草部分驅動機的選擇 28 3．4 遙控割草機體設計 29 3．5 草坪修剪高度調節(jié)機構的設計 30 3. 5. 1 修剪高度調節(jié)范圍的確定 30 3．5. 2 高度調節(jié)機構原理 30 3．5. 3 調高機構的計算 31 3．6 扶手的人機工程學設計 33 4結論 35 參考文獻 35 致 謝 36 遙控割草機機械部分設計 學 生：王虹凱 指導老師：向 陽 （湖南農業(yè)大學東方科技學院，長沙 410128） 摘 要：本文對國內外市場現(xiàn)存的割草機進行了介紹和比較，指出了現(xiàn)在割草機研制過程中需注意的關鍵技術，并結合以往的成功經(jīng)驗和遙控割草機控制系統(tǒng)的要求，進行了遙控機械本體設計。首先，選擇了結構容易實現(xiàn)的三輪車體機構。其后，建立了自動割草機的運動學和動力學模型，并根據(jù)相關計算確定了所需驅動電動機的參數(shù)，并以此為基礎進行了電機選型。再后根據(jù)選擇的電機情況為遙控割草機設計了驅動系統(tǒng)的減速箱。最后，結合遙控割草機的任務特點，為其設計了割草的機構。作為割草機的主體部分，割臺及調高部分技術成熟，性能穩(wěn)定。本文在這方面采用傳統(tǒng)設計理念，和遙控部分配合，做了適當?shù)恼{整。 關鍵詞：遙控；割草機；差速驅動；人機工程學 Design of Remote Control Lawn Mower about Mechanic Opponet Student:Wang HongKai Tutor:Xiang Yang (College of Engineering,Hunan Agricultural Univercity,Changsha 410128,China) Abstract: This article introduces and compares to existing lawn mower , the key technologies and the successful experience for remote control lawn mower development be pointed out, scheme out the mechanical framework of remote control lawn mower. First, chose a simple tricycle structure. Second, establish the kinematics and dynamics model of autonomous robot lawn mower,confirm the driving motor parameters by corresponding calculation, and use those parameters as the basis select the driving motors.[1] Third, based on the selected driving motors, design a gear box for the remote control lawn mower.Finally, design a special adjustable cutting mechanism for the robot according to its lawn trimming task.The construction technique of mowing platform and turning up, which are the main part of my lawn mower, is mature degree and reliable performance. In this respect, my text applies a conventional technology and makes some appropriate readjustments to adapt to remote control.[2] At the end of the text, I finish ergonomics design of hand holding bracket and the adaptive design of chassis. Keywords: remote control; lawn mower; differential driving; man-machine engineering 1 前言 1.1 課題研究的目的及意義 伴隨著各國城市城區(qū)的綠化程度的提高，許多的高爾夫球場，足球草坪場，街道草坪等公共綠地都需要進行維護。在維護作業(yè)中，以草皮的修剪工作最為繁重，不僅枯燥而且重復性強。而在割草工作中消耗人力和物力最大的就是在人力跟隨上。為了降低草坪維護的勞動強度和成本，西方國家曾導出了一系列改進機型。其技術比較成熟，且性能比較完善的為乘坐式草坪割草機。雖很大程度降低了勞動的強度，為了將人從人力跟隨中解脫出來。近年來，一些國家提出了用現(xiàn)代電子技術和智能控制技術改造和提升草坪機械產(chǎn)業(yè)的戰(zhàn)略，希望在不久的將來更加聰明的割草機取代傳統(tǒng)的割草機。所以遙控割草機就應運而生了。 遙控割草機的研究不但滿足了市場需求，而且具有一定的學術價值。遙控割草機屬于新型的新一代機電一體化產(chǎn)品，需要單片機等相關技術的配合。怎樣實現(xiàn)動力輸出變化與微電子遙控穩(wěn)定，有效結合及在遠程遙控后機械所面臨的細部的環(huán)境并對此作出的反應是本課題的重點。本課題也是進一步深入的研究，制造可大批量生產(chǎn)的智能割草機的技術基礎[3]。 如今，草坪業(yè)已經(jīng)成為了我國的新興產(chǎn)業(yè)。根據(jù)統(tǒng)計，上世紀80年代中期注冊第一家草坪公司來，歷經(jīng)90年代的迅速發(fā)展后，目前從事草坪或草坪相關產(chǎn)業(yè)的公司已超過5000家，其中年經(jīng)營額在500萬以上的有50多家。在我國，草坪機械和灌溉公司有10家，草坪基本上已經(jīng)在全國城市園林綠化、運動場建設中普遍運用。經(jīng)過多年的快速發(fā)展后，草坪行業(yè)逐漸從高峰期過渡到平緩期。草坪行業(yè)從此進入了一個緩慢、穩(wěn)定也是積蓄力量的時期。這樣促使了草坪行業(yè)開始由一個勞動密集型到了知識密集型的轉變時期，尤其是草坪的修建維護工作，迫切需要一種效率更高，并且人員消耗和能源消耗更低的草坪機械。但是，國外自動割草機器設備價格貴和技術壟斷的制約了我國在智能草坪機械這方面的推廣進度。為此，我們必須依靠自己的力量和經(jīng)驗來研究具有自己特色的遙控割草機。 綜上，遙控割草機的研究具有很重要的商業(yè)價值、一定學術價值和積極的社會價值，它也能展現(xiàn)出我國機電一體化技術的發(fā)展水平。因此，對遙控割草機的研究是十分必要的。 1.2 課題研究的范圍和技術要求 本課題研究主要是關于割草機機械部分的設計和計算，要用現(xiàn)有的科技成果和經(jīng)驗來完成機械部分的設計，而且能夠和遙控部分有機結合，從而來完成遙控割草機的整體設計。由于本課題研究割草機本身構造不復制，所以本課題的研究對技術方面要求比較高。機械方面掌握的機械原理，基礎理論力學，空氣動力學，刀具相關知識即可。機械的驅動部分運用匯合力串行排列，這要加強對電動機和汽油機的工作的原理和類別，以及多種機械知識的綜合運用。 1.3 課題解決的主要問題 （1）遙控割草機的割草部件及其傳動系統(tǒng)的設計和計算； （2）遙控割草機本體驅動方案的設計及計算； （3）遙控割草機的外觀設計和人機工程學設計； （4）遙控割草機的為調節(jié)部件設計及計算； （5）遙控割草機在遠程的環(huán)境中突發(fā)情況的相應動作部件的設計及計算。 2 系統(tǒng)主要結構及總體設計 遙控割草機的主要結構有框架，電池，配電器，遙控器，驅動機構，轉向驅動機構，機械傳動機構，割刀等裝置組成。遙控割草機是機電一體化的產(chǎn)品，以實際的需求為出發(fā)點，合理的選擇遙控割草機的本體選型方案，割臺系統(tǒng)方案和調高件選擇等多方面的內容，最后給定設計主要參數(shù)。本文的是以作者調研并結合對國內外最新資料為基礎并在遙控割草機自身性能特點而是進行設計。 2.1 系統(tǒng)功能描述 遙控割草機用于遠程割草控制，是現(xiàn)在一定范圍內通過單片機控制和草機按要求完成修剪草坪的工作。 圖1 遙控割草機的設計任務及功能構成 Fig .1 The mission and function formation of remote control lawn mower 2.2 割草機工作原理 割草機按割草方式可以分為推進式、坐騎式（乘坐式）、手推隨行式（自走式）和拖拉機懸掛式（或牽引式）等幾種割草機。雖然這些割草機在功能上不夠完善，但是性能穩(wěn)定，并以發(fā)展出序列，有一定的技術基礎。本遙控割草機以推進式和手推式割草機的機構為基礎，遙控割草機的驅動由電動機完成，電動機連接減速器帶動刀具旋轉割草，此過程中產(chǎn)生的回轉氣流把割下來的草帶出，電機軸通過鏈傳動方式和聯(lián)軸器聯(lián)接，再通過減速箱的輸出軸帶動電動機行走，通過小電動機和轉向機構由遙控來控制其轉向，以期達到遙控割草的目的。 2.3 功能解析 遙控割草機的設計需要完成設計割臺、驅動機構、控制系統(tǒng)等。本次設計側重于遙控割草機機械部分設計，則在本文中只呈現(xiàn)機械部分的設計，其機械部分的功能分解后的功能如圖所示 圖2 遙控割草機的功能圖 Fig .2 Function-tree of remote control lawn mower 2.4 遙控割草機整體方案設計 本文以遙控割草機性能的要求為側重點，配合控制部分，進行遙控割草機的本體驅動方案的選擇，以及割臺方案和調高方案的選擇。文中下面的部分就是圍繞這部分展開。 圖3 驅動方式的選擇 Fig 3 Driving mode selection of mower 2.4.1 遙控割草機驅動方案的選擇 遙控割草機為戶外作業(yè)的移動性機器，為此有許多可供參考的驅動方案。其中應用作為廣泛的是履帶式、輪式、和足式等。較平整的路面應用較多的是輪式和履帶式，而特殊的、條件相對惡劣的環(huán)境運用較多的是足式。割草機一般在條件較好的草坪上作業(yè)，結合其工作要求割草機選用輪式驅動方式。 輪式驅動方式按輪子的數(shù)目可分為三輪、四輪和六輪，能夠滿足一般需求，其應運也相對較為廣泛，如圖3（a），（b）所示。四輪式的穩(wěn)定性好，承載能力比較大，但是結構相對來說復雜，如圖3（c），（d）所示。六輪式和四輪式相類似，并且具有更高的承載能力、柔性和穩(wěn)定性，大部分用于未知環(huán)境的探測。按轉向方式的不同，輪式驅動方式又可以分為差動轉向式和鉸軸轉向式這兩種，差動轉向式如圖3（b），（d）所示，這種方式是在車體兩側的驅動輪上都裝有不同的控制電機，靠兩輪的速度比來實現(xiàn)車體的轉向。鉸軸轉向式如圖3（a），（c）所示，這種方式是轉向輪裝在轉向鉸軸上，轉向電機通過減速器和機械連桿機構控制鉸軸從而用來控制轉向輪的轉向[3]。 由于遙控割草機屬于小型機械，要求盡可能選擇簡潔、控制難度低的驅動方案。綜上，選擇了典型的三輪差動的驅動方式，如圖3中的（d）所示。此方式的特點是運動靈活、結構簡單和能夠實現(xiàn)零半徑轉彎，其不足和之處在于實現(xiàn)兩電機同步轉動對電機的同軸度及控制系統(tǒng)的精度要求比較高。 2.4.2 割臺方案的選擇 傳統(tǒng)的割草機雖然功能不夠完善，比如體力輸出大、工作環(huán)境惡劣（塵土飛揚、噪音大），但是性能穩(wěn)定并以發(fā)展出序列，有一定的標準化基礎。推進式和手推式結構簡單、成本低及應用較為廣泛，可供選擇的配件較多。如果用遠程控制能夠彌補工作環(huán)境惡劣的缺點，在本文中研究的遙控割草機以手推式和推進式割草機結構為基礎，對其行走系及其他結構完成改進。推進式和手推式的主體部分就是割臺，二者割臺部分也十分相似。市場上采用這種結構的也較多。如果對割臺進行新研發(fā)：一是研究的周期會很長，增加了額外的開支；二是沒有對應的廠商制造基礎，產(chǎn)品零件配換困難，產(chǎn)品廣度上的再開發(fā)也艱難；再者短期內采用大量沒時間積累的產(chǎn)品很難在質量上保證。此遙控割草機的割臺部分直接借用了傳統(tǒng)割草機的割臺，適當做部分調整，兼顧整機的性能。 2.4.3 調高方案的選擇 目前，對草坪割草機的割茬高度調節(jié)機構主要有兩種。一種是前后輪同時聯(lián)動的四連桿調節(jié)機構。其優(yōu)點是調節(jié)敏捷簡便、結構簡單，許多割草機都運用此結構；缺點是其參數(shù)的設計和選擇比較困難，合理的選擇與否直接影響機器的作業(yè)質量。另一種是分別獨立調節(jié)割草機的前后輪來改變切割平面到地面的距離，起到了調節(jié)割茬高度的目的。其優(yōu)點是能夠夠很好的保證割刀的旋轉平面與地面之間平行；缺點是調節(jié)機構的數(shù)量增加了，調節(jié)相對而言較復雜，且生產(chǎn)成本高。本文中的遙控割草機選用的是四連桿調節(jié)機構。 3 遙控割草機的機械本體設計 圖4 驅動輪受力圖 Fig 4 Force Analysis of driving 遙控割草機本體采用四輪小車機構設計，前輪是有導向作用的車輪，兩后輪為兩電機利用差動的原理分別驅動的驅動輪，其優(yōu)點是：實現(xiàn)控制簡單，只要分別控制后兩輪驅動電機的轉速和轉角，能夠準確的控制遙控割草機的動作，轉彎靈活，尤其是能實現(xiàn)零半徑轉彎，有利于遙控割草機在行走的過程中對路面障礙進行實時避障。 3.1 車體驅動電機的選擇 根據(jù)遙控割草機的行走部分的要求，選擇的電動機要具備廣調速功能，并具有沖擊，確定選用直流無刷電機。 驅動電機的功率由割草機的質量M、運行的速度v、驅動輪的直徑d來確定。分析和計算割草機的受力情況時，假設遙控割草機在平地上直線加速行駛，不考慮行駛過程中的空氣阻力。 遙控割草機驅動輪受力如圖4所示，其中Mt，為作用在驅動輪的驅動力矩， P1為驅動輪上的載荷，N1為地面對驅動輪的法向作用反力，m1為驅動輪的質量，X1為驅動軸對驅動輪的阻力，U1為地面對驅動輪的切向反作用力。假設割草機的加速度為，對應車輪的角加速度為。 由wi=可得 =， （i=1,2） ri為車輪半徑 根據(jù)平衡條件 U1－X1=m1 M1－Mn－U1r1=J1 Mn為驅動輪滾動阻力力矩，其值為Mn=N1e1 為驅動輪的轉動慣量 聯(lián)立和式得 X1+（m1+） [3] (1) 由此可見，實際驅動力要克服三種阻力，即由驅動軸傳來的阻力X1、驅動輪本身的加速阻力m1和驅動輪本身的滾動阻力。而后者由旋轉質量產(chǎn)生的加速阻力和由平移質量產(chǎn)生的加速阻力m，dv組成。 遙控割草機的從動輪受力如圖5所示，其中P2為從動輪上的載荷，m2為從動輪的質量，N2為地面對從動輪的法向反作用力，U2為地面對從動輪的切向反作用力，X2為從動輪的推力。 根據(jù)平衡條件 X2－U2=m2 Mt－Mf1－U1R1= J1 圖5 從動輪受力圖 Fig 5 Force Analysis of following Mf2為從動輪滾動阻力力矩，其值為Mf2=N2e2; J2為驅動輪的轉動慣量。 由上式可得 X2=+（m+） 由此可知，從動輪在推動時需要克服兩種阻力：即從動輪的滾動阻力和從動輪的加速阻力。而后者又由平移質量產(chǎn)生的加速阻力m2和由旋轉質量產(chǎn)生的加速阻力組成。 遙控割草機車體框架受力圖如圖6所示， 根據(jù)平衡條件得 圖6 車體框架受力圖 Fig. 6 Force Analysis of mower body X1－X2= m2 其中mA為車身質量 由式可得 =++（M++） 其中，遙控割草機的總體質量M= m1+ m2+mA 由此可知，遙控割草機的驅動力是用來克服車輪的滾動阻力、平移質量的加速阻力和車輪旋轉質量的加速阻力。所以驅動力必須大于滾動阻力才能加速行駛，如果驅動力小于滾動阻力則遙控割草機無法啟動，則有 ≥+ 當驅動力增大到一定值的時候，驅動輪與地面會發(fā)生滑移現(xiàn)象，為此，增大驅動力只能使驅動輪加速旋轉，地面切向反作用力U1不會增加，電機經(jīng)過減速后達到驅動軸的力矩Mt之后，根據(jù)要求的行駛速度v，并且考慮機構的傳動效率，初步確定單個電動機的功率Pt Pt=KMt 其中，K為安全系數(shù) 取遙控割草機車體40Kg,驅動輪直徑200mm，行走速度3.5Km/h，安全系數(shù)為2，則選擇的電機的功率約為174W，輸出轉矩1.96Nm，目前市場上的直流電動機并沒有符合該特性的電機產(chǎn)品，可選擇性能與之相近的電動機，利用減速箱來實現(xiàn)預期的目標。 按照遙控割草機的實際需求和要求，選擇佛朗克電機廠生產(chǎn)的FBL—92F系列的直流電動機，所選用的電機型號為FBL—92F30061RS。該電機參數(shù)如表1所示，其中外形和實物圖為圖7所示。 表1 電機基本性能參數(shù) Table 1 Parameter for electromotor 型號 FBL—92F 輸出轉速 600r/min 輸出轉矩 3.18Nm 最大轉矩 6.37Nm 額定電壓 36v 額定電流 6.94A 最大電流 13.89A 極對數(shù) 4 表2 電機外形尺寸參數(shù) Table2 Electromotor`s size D E F G K N R T Y M 4-4S X 12 30 4 9.5 27 83h7 12 2 90 104 4- 87.5 圖7 電機實物圖 Fig7 Electromotor 3.2 遙控割草機車體減速箱的設計 3.2.1 各主要部件的選擇 表3 減速器部件選擇 Title3 Selection of gearbox 目的 過程分析 結論 齒輪 斜齒輪傳動平穩(wěn) 斜齒輪 軸承 此減速器軸承所受軸向力不大 球軸承 聯(lián)軸器 傳動軸變速頻繁，有沖擊 彈性套柱銷聯(lián)軸器 3.2.2 分配傳動比 初步選定遙控割草機的移動速度約為3Km/h，兩驅動輪直徑為d=200mm，則后輪的轉速為 nr=92.9r/min 選定的電機的實際轉速為600r/min，則需要設計一個減速比約為6.45左右的減速器以控制速度。查《機械設計課程設計手冊》可知單機減速傳動比為4～6，為了使遙控割草機的減速器結構簡單，并且又能使遙控割草機的行走性能不受阻礙，選擇減速器的傳動比為6.則驅動輪的轉速為100r/min。假設車輪作純滾動時，小車的行駛速度為v=n實=100r/min×3.14×0.2m=1.05m/s 結論：i=6 3.2.3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的設定 由傳動比計算得i=6，假設電機的輸入軸0軸、減速器輸入軸1軸、輸入軸2、輸出軸3軸、車輪軸4軸的轉速分別為n0、n1、n2、n3、；對應于0軸和其余各軸的輸入功率分別為P0、P1、P2、P3；對應于0軸和其余各軸的輸入轉矩分別為T0、T1、T2、T3；相鄰兩個軸之間的傳動比分別為i01、i12、i23；相鄰兩軸的傳動效率分別為、、。 表4 減速器基本參數(shù) Table4 Basic parameters of gearbox 軸號 電動機 0軸 圓柱減速器 1軸 2軸 工作機 3軸 轉速n(r/min) n0=600 n1=600 n2=100 n3=100 功率P（W） P0=200 P1=198 P2=196 P3=194 轉矩T（Nm） T0=3.18 T1=3.15 T2=18.7 T3=18.5 兩軸聯(lián)接 聯(lián)軸器 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比i i01=1 i12=6 i23=1 傳動效率 =0.99 =0.99 =0.99 3.2.4 設計齒輪 （1）選精度等級、材料和齒數(shù) 1.選用斜齒圓柱齒輪 2.選用8級精度 3.材料選擇。大小齒輪的材料均為45鋼（表面淬火），硬度為48HRC， 4.選小齒輪的齒數(shù)為Z1=19，大齒輪的齒數(shù)為Z2=i×Z1=6×19=114,取Z2=114.由于齒輪傳動比較大且為整數(shù)，在工作過程中，長時間和同樣位置齒輪嚙合，不利于齒輪的維護，所以將齒輪2的齒數(shù)設定為112，傳動比約為5.85，誤差小于1%。 選取螺旋角。初步選定螺旋角 按下式計算，即 d1t[4] (2) （2）按齒輪面接觸強度設計 確定公式內各計算數(shù)值 1.先試選=1.1 2.查圖表得，選取的區(qū)域系數(shù)=2.337 3.查圖得=0.78 =0.88 =+=1.66 4.小齒輪的傳遞轉矩 =3.15Nm=3.15Nmm 5.從表中選取齒寬系數(shù) 6.查表得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MPa 7.由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa 8.計算接觸強度的許用應力 取失效的概率為1%，安全系數(shù)為S=1.1，得 == 計算 試算小齒輪分度圓的直徑d,由計算公式得，d1t=19.53mm 計算圓周速度 =0.618m/s 計算齒寬b及模數(shù)m b==0.4519.53=8.76mm m==0.999mm 計算縱向重合度 =0.832=0.8320.4519tan15=1.906 計算載荷系數(shù) 已知系數(shù)=1.35 根據(jù)七級精度，查得動載荷系數(shù)=1.058 查得 =1.000 =1.646 故載荷系數(shù) =2.351 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式可得 =19.7mm 計算模數(shù) ==1mm 結論： （3）按齒根彎曲強度設計 由式 ，確定計算得參數(shù) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角的影響系數(shù) 計算當量齒數(shù) 查取齒形系數(shù)，查表得 查取應力校正系數(shù)，查表得 查表得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由表查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10—12得 計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大，故應校核小齒輪的彎曲強度。 設計計算 （3） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)小于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取m=1.0mm，可滿足彎曲強度。 結論：齒數(shù) （4）幾何尺寸計算 計算中心距 將中心距圓整為69mm 按圓整后的中心距修正螺旋角 由于值改變不多，故參數(shù)等不需修正。 計算大小齒輪的分度圓直徑 計算大小齒輪的齒根圓直徑 計算齒輪寬度 圓整后取 結論： 中心距 螺旋角 分度圓直徑 齒根圓直徑 齒輪寬度 （5）驗算 （1）驗算齒輪彎曲強度 （2）齒輪圓周速度 對照表可知選用8級精度是合適的[5]。 3.2.5 輸入軸及其軸承裝置、鍵的設計 （1） 輸入軸上的功率，轉速 （2） 求作用在車輪上的力 （3）初步選定軸的最小直徑 選擇軸的材料為45鋼，調質處理。查表，取則由式2初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處的軸的最小直徑，此處要開鍵槽，所以校正值，聯(lián)軸器的計算轉矩查表14-1取，則 查《機械設計手冊》（軟件版），選用GB/T 3852-1997中的LT2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為16000N。半聯(lián)軸器的孔徑12,軸孔長度L=20,J型軸孔，A型鍵，聯(lián)軸器主動端的代號為LT2 12*12 GB5014-1985，對應的，軸段1的直徑，軸段1上的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔的長度稍長，故取，輸入軸的最小直徑應該確定為12。 （4）軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案（如圖8所示） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初選型號6002的深溝球軸承 參數(shù)如下： 基本額定動載荷 圖8 輸入軸 Fig.8 The input axle 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 初選型號6002的深溝球軸承 參數(shù)如下： 基本額定動載荷，基本額定靜載荷，再加上中間齒輪端面到殼體壁的距離9，則，軸段5的長度是軸承寬度加上齒輪端面到殼體的距離，所以取。 軸段3上安裝齒輪，由于齒輪和軸半徑小，可將軸與齒輪作為一體，成為齒輪軸。故，齒寬，故取。 查《機械設計手冊》可得，軸承蓋凸緣厚度 ，取聯(lián)軸器輪轂端離。 鍵聯(lián)結 聯(lián)軸器，選擇圓頭平鍵 。 軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 故 圖9 輸入軸受力圖 Fig.9 Figure of the input axle under force 總支承反力 畫彎矩圖 畫轉矩圖 校核軸的強度 最小直徑剖面處，由于彎矩大，有轉矩，還有鍵槽產(chǎn)生的應力集中，故此 為危險剖面 軸傳遞的轉矩 危險截面的當量彎矩 假如認為軸的切應力是脈動循環(huán)應力，取折合系數(shù)，得 軸的材料為45鋼，進行調質處理，查表得 ，，都大于對應的安全值，所以危險截面安全[5]。 按彎矩合成應力校核軸的強度 對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合的 則 查表15-1得，，為此，所以安全。 校核鍵的聯(lián)結強度 聯(lián)軸器：[5] （4） 由表查得 ，所以強度滿足要求。 校核軸承的壽命 軸承載荷 軸承1：徑向： 軸向： 軸承2：徑向： 軸向： 查表得 由表查得徑向的當量動載荷 徑向基本額定動載荷的計算 由于軸的結構要求兩端選擇相同尺寸的軸承，而，則軸承的徑向當 量動載荷 為依據(jù)。因為軸承收輕微沖擊，查表得，其工作溫度正常， 查表得。則：=952.29N 查手冊得軸承徑向基本額定動載荷。又，所以選6002深溝 球軸承符合要求[6]。 從表13-3中查得預期計算壽命 結論：選用HL1型彈性銷聯(lián)軸器 軸的尺寸（： 校核結果：軸校核安全，鍵校核安全，軸承選用6002深溝球軸承， 校核安全。壽命（h）為 3.2.6 輸出軸及其軸承裝置、鍵的設計 輸出軸上的功率，轉速，轉 求作用在車輪上的力 初步確定軸的最小直徑 選則軸的材料為45鋼，進行正火處理。選取于是初步估算軸的 小直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，因為此處要開鍵槽，取，聯(lián)軸器的計算轉矩，查表得，所以 從《機械設計手冊》（軟件版），為了配合同步帶輪，通過計算，初步取輸出軸的直徑為12。 軸的結構設計 擬定軸上零件的裝配方案（如圖10所示） 圖 10 輸出軸 Fig 10 The output axle 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器上的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，軸肩的 度h=0.07,所以取2段的直徑 初選型號為6004的深溝球軸承 參數(shù)如下： 基本額定動載荷 基本額定靜載荷 故：，軸段7的長度和軸承寬度一樣，取。 軸段4上安裝齒輪，為了齒輪的安裝，應略大于，所以選取=25，齒輪左端采用套筒固定，為了使套筒端面頂在齒輪左端面上，軸段4的長度應比齒輪轂長略短，若轂長和齒寬相同，已知齒寬b=9,則取 齒輪右端用肩來固定，可以確定軸段5的直徑，軸肩的高度現(xiàn)取，，所以取，為了減小應力集中的問題，考慮右軸承的拆卸，軸段6的直徑應根據(jù)6004深 溝球軸承的定位軸肩直徑來確定，即。 取齒輪的端面與機體內壁間留有足夠的間距H，取H=10，取軸承的寬度，所以 ?，F(xiàn)取齒輪齒寬的中間威力的作用點，可得： 鍵的聯(lián)結 齒輪：選平鍵 鍵b×h×1=8mm×7mm×7mm T=4.0mm t1=3.3mm r=0.25 軸的受力分析 畫軸的受力簡圖 圖11 輸出軸受力圖 Fig.11 Figure of the output axle under force 計算支承反力 在水平面上 在垂直面上 總支承反力 畫彎矩圖M1H=M2H=F1H×L2=2585.28N.mm 故 畫轉矩圖 校隊軸的強度 C剖面左側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，故C剖面左側危險剖面 軸的材料為45鋼，正火處理。查得都大于相應值，故危險截面安全。 按彎矩合成應力校盒軸的強度 對于單向轉動的轉軸，通常轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)a=0.6，則 查得因此，故安全。 校核鍵連接強度 聯(lián)軸器： 查表得故強度足夠。 齒輪 [6] （5） 查表得故強度足夠 校核軸壽命 軸承載荷 軸承1 徑向：Fr1=199.14（N） 軸向：Fa1=43.3（N） 軸承2 徑向：Fr2=258.8（N） 軸向：Fa2=43.3（N） 由表查得e=0.34而 查表可得徑向當量動載荷 計算所需的徑向基本額定動載荷Cr1 因軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，今P r1= P r2，故軸承的徑向當量動載荷P r1為計算依據(jù)。因受輕微沖擊，查表得F p=1.1；工作溫度正常，查表得f t=1。 所以 查表13-3得預期計算壽命 結論： 軸的尺寸（mm）： d1=16 d2=20 d3=25 d4=28 d5=24 d6=20 d7=12 l1=46 l 2=25 l 3=8 l 4=5 l 5=5 l 6=11 l 7=12 校核結論： 軸校核安全 鍵校核安全 軸承選用6004深溝球軸承，校核安全壽命Lh=12973 h 3.2.7潤滑與密封 （1）潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油 飛濺潤滑。I， II軸的速度因子dn＜(1.5～3)×105mm·r/min，查機械設計手冊 可選用鈉基潤滑劑2號 （2）密封方式的選擇 由于I，II，III王軸與軸承接觸處的線速度v<10m/s，所以采用氈圈密封 （3) 潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油N200 號潤滑，軸承選用ZGN～2潤滑脂[7]。 3.2.8 箱體結構尺寸 表5減速器箱體結構尺寸表 Fable 5 Size table of gearbox’s structure 目的 分析過程 結論 機座壁厚δ δ=0.025a+5 8mm 機蓋壁厚δ1 δ1=0.025a+5 8mm 機座凸緣壁厚 b=l.5δ 12mm 機蓋凸緣壁厚 b1=l.5δ 12 mm 機座底凸緣壁厚 b 2=2.5δ 20mm 地腳螺釘直徑 df= 036a+12 14 mm 地腳螺釘數(shù)目 a<250，n=4 4 mm 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=0.75 dr 10mm 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 d2=(0.5～0.6) df 8mm 聯(lián)接螺栓d2間距 L=150~200 150 mm 軸承蓋螺釘直徑 d3 =(0.4～0.5) df 4mm 窺視孔螺釘直徑 d4=(0.3～0.4) df 6mm 定位銷直徑 d=(0.7～0.8)d2 6mm 軸承旁凸臺半徑 R 14ram 軸承蓋螺釘分布圓直徑 D1=D+2。5d3 D1 1=47mm (D為軸承孔直徑) D12：57mm 軸承座凸起部分端面直徑 D2=D1+2．5d3 D21=62mm D22=72mm 大齒頂圓與箱體內壁距離△1 △1 >1．2 L0mm 齒輪端面與箱體內壁距離△2 △2>δ 9 mm 兩齒輪端面距離 A 4=20 20 mm df，d1，d2至外機壁距離 CI=I.2d+(5～8) Clf=20mm Cl l=16mm C12=14mm df，d1，d2至凸臺邊緣距離 C2 C2f=18mm C2 l=14mm C22=12mm 機殼上部(下部)凸緣寬度 K=C1+C2 Kl=38mm K2=26mm K2=26mm 軸承孔邊緣到螺釘dl中心線距離 e=(1～1.2)d1 10.5mm 軸承座凸起部分寬度 L1~Clf+C2f+(3～5) 38 mm 吊環(huán)螺釘直徑 dq=0．8df 12mm 3.2.9割臺設計 遙控割草機的割臺設計要求是能夠適應小面積草坪各種品種草的修剪，在草 坪修剪高度范圍內能實現(xiàn)有級調節(jié)，確保草坪修剪質量(衡量指標：平整度、割 樁的平滑度)，盡可能提高工作效率；減小修剪費用。割臺部分的設計需與行走 部分和電器遙控很好的結合起來實現(xiàn)上述要求，其尺寸及重量要求盡可能小，為 了確保遙控割草機的動力性要求，所設計的割臺部分質量不得超過25kg，同時 盡可能讓裝配好的遙控割草機的重心在遙控割草機的底盤面上的投影離運動中 心近一些以確保遙控割草機具有較好的動力學性能[8]。 目前草坪機械主要有兩個基本類型：滾刀式修剪機和旋刀式修剪機，而滾刀 價格較高，且要求嚴格的保養(yǎng)，所以割臺部分采用旋刀式設計，即以高速水平旋 轉的刀片把草割下。所設計割草機構的刀片由汽油機驅動。圍繞遙控割草機的設 計要求，經(jīng)分析割臺部分的設計主要包括：汽油機參數(shù)的確定、刀片有關參數(shù)的 確定、草坪修剪高度調節(jié)機構的設計等。 3.3.0 刀片有關參數(shù)的確定及驅動機參數(shù)的確定 對于采用單個刀片的割草機而言，其刀片的直徑等于割幅，割幅指的是割草 機運行一次所能割掉的草坪寬度。刀片相關的參數(shù)為：刀片的直徑Q(mm)、根 部刃口半徑r(mm)(如圖所示)以及刀片的位置；汽油機的主要參數(shù)為：汽油機的 轉速n(r／min)與功率P(w)．． 3.3.1 割刀的運動分析 圓盤式割草機的割刀運動是刀盤的水平旋轉與機器前進運動所合成的。刀片 某一點對地面的軌跡為余擺線(如圖所示)，刀片刃線對地面所掃過的面積為余擺 帶，其帶寬與刃部長度相近似。刀片任意一點的位移可用方程式表示。設刀盤中 心為坐標原點O，水平向右為X軸，、垂直向上(機器前進方向)Y軸。令刀盤逆 時針轉動，角速度為。則相臨刀片各內、外端點的位移方程如下： (1)刀片內端a的位移方程。 Xa=7。eos(wz+β) Ya =k+rsin(wf+β) 式中 r=刀片內端半徑； β刀片內外端點對盤的連線夾角； w…刀盤回轉角速度： t…一刀盤轉過時間： Vm…一機器前進速度 式中a---相臨刀片夾角 圖12 切割曼度分析 圖13 刀片運動軌跡 Fig.12 Analysis ofme cutting speed Fig.13 Pqth of the razor’s movement 3.3.2 割刀的轉速確定 刀片割草主要是利用其線速度，使刀片將草迅速、整齊地切斷，因此，在刀 片的中間部位沒有刀刃，割草部位主要是利用其半徑外部的約1／3長度，割刀 半徑和速度的確定與參與切割的刀片刃部的極限速度有關。因刀片內端圓周速度 最低，故應以該點為基準確定割刀應有的速度(如圖所示)。 綜前所述，割刀任一點速度均為刀片圓周速度與機器前進速度的合成，故a點速度為 [9] （6） 由上式可見，當時，Va最小。 即 令 式中n -----刀盤轉速： Vd -----刀片應有的切割速度； Vm-----機器前進速度，Vm≈3.6km/h r-----刀片內端半徑，r≈0.35m 根據(jù)研究資料，莖稈無支撐切割時，刀片根部刃口處最低極限速度30 m／s，由于旋轉式割草機的刀片都是銷連在刀盤上，為了使刀片工作穩(wěn)定，切割速度應大于最低極限速度，一般為40—90 m／s，為了刀盤工作轉速不至于過高，現(xiàn)取V=40 m／s。 3.3.3 刀片數(shù)的確定 圓盤式切割器的切豁圖是由多條余擺帶所形成的，其帶寬近似為刀片長度 h，刀片數(shù)是根據(jù)割刀進距H(圓盤轉一周時機器前進距離)與在一個進距中各刀 片余擺帶的縱向寬度之和mh相等而定[10]。 由于H=mh H=Vm60／n 則m=60Vm／hn 式中 vm----機器前進速度，vm≈3．6km／h h----余擺線縱寬(刀片工作刃線長度：0.058m) n----割刀轉速，n=3100r／min m---- (60×3.6)(0.035×3100) 由上式計算，再考慮到割刀平衡問題，刀片的數(shù)量確定為1片。 3.3.4 割刀的技術數(shù)據(jù) 割刀直徑 Q=350mm 割刀最小轉速 n=3100r／min 割刀數(shù)量 1片 割刀刃口長度 L=58m 吞吐量 0.35平方米 割草刀片材料選用45#鋼，刀片厚度為4mm，并在其上面噴焊0.3mm厚的Ni60合金粉末，最后刀片的質量為0．36kg，如圖14所示。 裝配、調整刀具時，保持兩端力矩平衡，以減少振動和噪聲。刀片的形式對于割草機性能有重要的影響，固結式刀片結構簡單，制造容易，但草坪表面必須清潔無雜物，否則剛性刀片會將石頭等障礙物拋向操作者或周圍?；罱j式刀片用鉸接方式與刀盤連接，即刀片可繞鉸接點任意轉動，刀盤旋轉時，在離心力作用下刀片甩開，當遇到障礙時刀片可繞鉸接軸轉動而讓開障礙物。而且活絡式刀片適用于各品種草。故在遙控割草機中，選用活絡式刀片，如圖所示。 刀片刃口平面的另一側制成向上翹起的風扇翼片形，使刀片構成一混流式風機的葉輪，與臺殼內腔的形狀相配合，在剪草時形成軸向、徑向和切向氣流。軸向氣流能將草株吸起直立，增強了草株的抗彎力，有利于切割[11]。 圖14 刀片 Fig.14 The razors 3.3.5 割草機割草部分驅動機的選擇 割草機割草部分的驅動機一般選用單缸四行程或二行程小汽油機，功率多為3、8kw，四行程發(fā)動機雖然重量較二行程的大，但由于其工作穩(wěn)定性高、噪聲低、油耗小、排放的污染少，正逐步替代二行程發(fā)動機，已成為。旋刀式割草機的主要機型。四行程汽油機的轉速一般為3000~4000r／min，發(fā)動機全部采用風冷。汽油機功率選擇與割草機器人的前進速度以及割幅等有關。 割草機的功率P包括旋轉切割器切割功率Pl和行走系統(tǒng)的行走功率P2即： P=F1+P2 旋轉切割機在平坦的草地上的切割功率P1可用下式計算： 式中 Vm一機器前進速度(m／s)： B一機器割幅(m)； Lo一切割每平方米面積的草所需要功率(Nm／m2) 經(jīng)資料查得L0=1 50~300 m 機器前進速度Vm約為3.6km／h，割幅B=0．35m，Lo=270，計算得 P1=3．34kw 由以上電機計算功率可得P2=400W 因上式中未考慮傳動功率和空轉所需的功率。因此單圓盤旋轉割草機最低所需總功率： P=p1+P2=3.74kw 經(jīng)計算并結合整機性能后選型為本田HODA—GXVl60垂直軸通用汽油機該汽油機參數(shù)如表所示。 表6汽油機參數(shù) Table 6 Parameter of petrol engine 產(chǎn)品編號 310001 品名 本田HODA—GXVl60垂直軸通用汽油機 發(fā)動機型號 GXVl 60 發(fā)動機型式 單缸、四沖程、強制空氣冷卻 氣缸直徑(mm) 活塞行程(mm) 68 45 壓縮比 8：1 點火方式 晶體管磁體點火(無觸點) 起動方式 手拉反沖起動 排量(m1) 163 凈重(kg) 15.5 尺寸.(長X寬x高) 420X365X355 (mm) 標定功率 4．0KW(5．5PS)／3600rp 最大扭矩(kgm／mm) 1.1／2,500 (ps／rpm) 輸出軸直徑 24 安裝尺寸(mm) 158×132 (mm) 3.4 遙控割草機車體設計 綜合遙控割草機的工作特點和需求，遙控割草機車體需具有以下特點： (1)底盤距地平面高度約為30—90ram； (2)為了車輪能接觸地表，車輪寬度盡可能