小型便攜式割灌機設計-背負式機動除草機 割草機[三維SW]【12張CAD圖紙、說明書完整打包】

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南京林業(yè)大學 本科畢業(yè)設計 題 目： 小型便攜式割灌機設計 學 院： 南方學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 學 號： n090301127 學生姓名： 張丹豐 指導教師： 賈志成 職 稱： 講 師 二O一三年 五 月 南京林業(yè)大學本科畢業(yè)設計說明書 小型便攜式割灌機設計 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，為了防風固沙、保持水土、改善生態(tài)系統(tǒng)、維持生態(tài)系統(tǒng)、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。而本次設計的小型便攜式割灌機就是割灌機中一種簡便、快捷的機具。 割灌機能切割直徑4cm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傷，這是職業(yè)性耳聾的特點，所以割灌機工作是應盡量防止噪聲過大，并使用消音器；要盡量減小割灌機把手的振動；工作部分采用尼龍絲、圓鋸片等做為切割部件。 關鍵詞：割灌機；小型；便攜。 Design of Small portable brush cutter Abstract One of the brush cutter as a forestry machinery, used in forest land clearing, young forest tending, Secondary forest transformation and forest tending cutting, etc. Resect shrubs and weeds, trimming and cutting path cut wood, bamboo and the other works. Shrub species resources are very abundant in China, in recent years, in order to prevent the land, conserve water and soil, improve the ecological system, maintain ecological balance, we are planting large area of shrubs, only the Inner Mongolia Erdos City has about 12000000 mu of sandy shrub, shrub resources in western region of China is also very rich and concentrated. According to the biological characteristics of shrub, it will accelerate growth ,strength sprout and has the effect of rejuvenation after stubble for every 3~5 years. When you are harvesting, manual labor is intensity and low production efficiency, so in order to improve the production efficiency，brush cutter is indispensable. The design of the small portable brush cutter is an easy and fast machine of the brush cutter. Brush cutting diameter 4cm function within a variety of trees and weeds. It should be as small and light, in order to facilitate the rugged terrain undulating forest zone operation, flexible working. Power unit shall comply with the requirements of GB. Long in harsh noise environments can cause occupational deafness, and in the vicinity of 4KH prone hearing loss, which is the characteristics of occupational deafness, so brush cutter work, it should try to prevent excessive noise, and use the silencer. To minimize vibration handle brush cutter, work part adopts nylon yarn, such as a circular saw blade cutting parts. Key words: brush cutter; small; portable 目 錄 第一章 緒論 1 1.1 引言 1 1.2 國外小型便攜式割灌機發(fā)展概況 1 1.3 國內小型便攜式割灌機發(fā)展概況 4 1.4 本文研究的目的及意義 6 第二章 小型便攜式割灌機的設計方案 7 2.1 小型便攜式割灌機的比較和選擇 7 2.2 小型便攜式割灌機的組成及工作原理 8 第三章 小型便攜式割灌機的機構設計 10 3.1 發(fā)動機的選擇 10 3.2 離合器的設計選擇 10 3.3 傳動軸的設計 16 3.4 減速器的設計計算 18 3.5 小型便攜式割灌機工作頭的設計 25 3.6 小型便攜式割灌機把手的設計 26 3.7 背架、后蓋及機架的設計 27 3.8 小型便攜式割灌機的減振降噪措施 29 第四章 小型便攜式割灌機的計算校核 30 第五章 總結和展望 34 5.1 總結 34 5.2 展望 34 致謝 35 參考文獻 36 附 錄 37 第一章 緒論 1.1 引言 撫育間伐是我國林業(yè)發(fā)展的一項重要工作,所謂撫育間伐,即在未成熟的林分中定期而重復地砍伐部分林木,為保留的林木創(chuàng)造良好的生長環(huán)境,促使其生長發(fā)育,一般自幼林郁閉開始到成林主伐前的用材要進行3～4次撫育間伐,據統(tǒng)計,我國林分總面積的70%( 約80萬hm2) 是中幼林, 其中約80%的中幼林未及時進行撫育,亟待撫育的約53萬hm2。目前我國中幼林撫育間伐作業(yè)只有少量利用機械,大部分還靠手工作業(yè)(大斧子、彎把鋸伐木),其勞動強度大,生產效率低,已不能適應撫育生產的要求[1]。 隨著國家對環(huán)保意識的進一步加強,特別是1998年長江等流域的特大洪水,給世人敲響了警鐘,我國政府出臺了一系列保護生態(tài)環(huán)境的政策,禁伐天然林,嚴格控制砍伐人工林。林業(yè)產品結構發(fā)生了重大變化,伐木工人變成了營林工人,使得林業(yè)部門對林業(yè)機械的需求也發(fā)生了重大變化[2]；伐木機械需求量急劇減少,以油鋸為例,1997年全國油鋸銷量在415 萬臺左右, 1998年下降至315萬臺,預計1999 年至多215萬臺,因而營林機械必將有很大的增加。我國灌木樹種資源極為豐富,灌木林不僅是重要的生態(tài)林, 而且是經濟效益很高的商品林[3]。灌木具有耐干旱、抗風沙、天然更新快、萌發(fā)能力強和根系發(fā)達等特點, 是我國造林綠化的重要樹種, 也是西北地區(qū)防沙治沙和一些特殊自然地理區(qū)植被建設的重要森林群落。同時, 灌木林還是重要的薪炭林、飼料林、工業(yè)原料林和景觀觀賞林,在林業(yè)生產和經營中具有不可替代的地位。大力發(fā)展灌木林, 充分發(fā)揮灌木林在生態(tài)建設、生態(tài)安全、生態(tài)文明中的突出優(yōu)勢, 已經成為經濟和社會可持續(xù)發(fā)展的迫切需要[4]。近幾年來,為了防風固沙、保持水土、改善生態(tài)系統(tǒng)、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[1]。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。 1.2 國外小型便攜式割灌機發(fā)展概況 國外對割灌機的開發(fā)研究較早, 起點高、水平亦較高, 廣泛采用現代科技成果, 如工程塑料、CD I無觸點電子點火等, 整機重量輕、功率大、使用操作靈巧, 并形成了系列產品。以德國ST IHL 公司、SOLO 公司為代表的廠家, 其產品動力排量從22CC到56.5CC，功率從0.6kw到2.8kw。以日本為例，日本生產的割灌機型號很多, 其中Xenoah 杰納亞割灌機有輕、中和重型三種[5]。輕型有QT20 和BCF01,中型的有BCD20、BCD29、FBC12、FBC22、FBC24、FBC26、FBC26 和FBC28,重型的只有FBC33[6]。其中,工作部分使用尼龍除草絲、圓鋸片和除草刀盤,可用于不同高度枝條的收割。1993年日本研制成功了割灌帶寬90cm、且能自動調平駕駛座椅的坡地用自行式割灌機。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。割灌機主要由發(fā)動機、傳動部分和鋸木圓鋸片組成。工作時操作人員可將割灌機背在肩上,用右手操作機器,左手扶著鋸切的樹木[7]。前蘇聯制造的MNC大型除灌機裝在白俄羅斯型拖拉機上,前部為壓灌部分,后部為割灌切碎部分。機器前進時,壓灌部分先將灌木壓彎壓擠在一起,再由割灌裝置自根莖處切斷,最后由切碎裝置將割下的灌木切碎并撒拋在地上,該機可用于大面積的除灌作業(yè)。加拿大Windsor 公司最近也生產了一種Enso 除灌機,它在割灌裝置后面加裝了除草劑噴灑裝置, 能同時進行機械和化學撫育, 可大大節(jié)省化學藥劑的噴灑量[8]。此外,中小型的灌木收割機還有瑞典制造的帕爾特內爾B173 和胡斯克法爾納165R 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割灌機上還配有減振裝置[3]。 德國制造的克拉馬爾除灌機懸掛在四輪驅動拖拉機的前方。機器前進時, 旋切刀便將前面的灌木切成碎塊。英國制造的大型灌木切割機有薩布列除灌機、12 型灌木切碎機、橫軸甩錘式除灌機和水平甩錘式除灌機。薩布列除灌機的除灌鋸片裝在向前伸出的懸臂上,為了保持機器的平衡后部裝有配重; 鋸切部分可以根據需要更換, 這種除灌機可鋸斷直徑4～20英寸的樹木。20世紀90年代,這些先進國家的灌木收割機械陸續(xù)進入我國種植基地。國外先進的灌木收割機械技術比較完善, 機具品種齊全,性能可靠,但價格昂貴。目前, 歐美各國幾乎所有的農機公司都生產灌木收割機械且已形成系列化,能滿足各種收割作業(yè)的需要[9]。其主要結構、技術性能指標至今沒有大的變化,只是在操作舒適性和電子計算機應用方面有所改進。 如圖1所示，是德國生產的產品型號FS-120的割灌機 圖1 FS120型便攜式割灌機 如圖2所示，是日本小松背負式割灌機 圖2 日本本田GX-35背負式割灌機 如圖3所示，是日本生產的自走式割灌機：本田GXV160割灌機，發(fā)動機采用頂尖的OHV技術，大大改善空氣、燃料和溫度的控制，在輸出達5.5匹的馬力之同時，省油20%~30%,比一般草坪機所采用的側置式氣門發(fā)動機更省油達50%。 圖3 本田GXV160割灌機 1.3 國內小型便攜式割灌機發(fā)展概況 我國割灌機的開發(fā)、研究起步于20世紀60年代,目前國內生產廠家仍較少, 而且產品質量大,性能落后,品種單一, 規(guī)格少,不能形成系列產品,無法滿足各種用戶需求[10]。 1992年原國家林業(yè)部下達給黑龍江省木材采運研究所“山地清林機的研制”項目, 目的在于研制一種重、中型可提高割灌效率與質量的割灌木設備。2G- 200 型懸掛式割灌機是“山地清林機的研制”項目的階段性成果, 該機主要是為適應營造短周期工業(yè)用材林以及人工速生豐產林發(fā)展的需要,它是以J- 50履帶拖拉機為動力,在拖拉機前懸掛具有仿行特點的多圓鋸片的中型割灌木設備。 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。由于小麥種植量少, 設備使用時間短, 該機每年絕大部分時間處于閑置狀態(tài),對其設計改造后可收獲苜蓿。其主要以東風-2型收割機的主機為動力和行走平臺,通過重新設計割臺、鋪放裝置和傳動連接裝置,改造成9GY- 2.3型牧草收割機,達到了收割苜蓿的要求。只要更換割臺就可以進行小麥的收割作業(yè)。此項研發(fā)縮短了苜蓿收割機的研制周期, 降低了設計和制造成本,實現了一機多用。 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。其主要用途有檸條類叢林灌木的平茬、收割; 桑樹、茶樹更新換代的平茬; 冬青、草坪等園林綠化的草和灌木植物的修整;草原牧草( 如紅柳、沙柳、花棒、踏郎、紫花苜蓿、沙打旺、草木棲、檸條和篙籽等)的收割。 福建省林科所研制成功的2GB- 081型背負式割灌機具有質量輕、振動小、適應性強、用途廣、易于綜合配套等特點,非常適合廣大農村多種經營使用。廣西柳州索羅小型動力機廠1999 年研發(fā)的3GC- 1.5割灌機,主要性能指標具有國內先進水平。該割灌機已在東北林區(qū)、各地公園、機關和廠礦等廣泛應用。此外,該機還可用于收割南方水稻,深受農民的歡迎。 從以上可以看出，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[12]。我國割灌機的開發(fā)、研究起步于20世紀60年代,目前國內生產廠家仍較少,而且產品質量大,性能落后,品種單一,規(guī)格少,不能形成系列產品,無法滿足各種用戶需求。而我過割灌機的開發(fā)、研究較晚, 起步于60年代,都停留在仿制的基礎上。主要用于灌木的清除及一些硬質雜草的清除。如圖4所示，采用1E40F-6型發(fā)動機，風冷二沖程發(fā)動機形式，發(fā)動機功率：2.3KW/6500-7000r/min，發(fā)動機排量為52CC，汽化品形式為浮子式，質量為9.5Kg。該機主要用于園林綠化、庭院維護、公路清理等。 圖4 1E40F-6 型便攜式割灌機 如圖5所示，也是我國生產的便攜式割灌機 圖5 HHGT-005A割灌機 我國便攜式割灌機在市場上的應用是很廣泛的，在林業(yè)方面，撫育間伐是我國林業(yè)發(fā)展的一項重要工作[11], 所謂撫育間伐, 即是在未成熟的林分中定期而重復地砍伐部分林木, 為保留的林木創(chuàng)造良好的環(huán)境條件,促使其生長發(fā)育,一般自幼林郁閉開始到成熟林主伐前的用材要進行3～4次撫育間伐。據統(tǒng)計,我國全國林分總面積的70%(約80萬公頃)是中幼林, 其中約80%的中幼林未及時進行撫育, 即急待撫育的約53 萬公頃。目前我國中幼林撫育間伐作業(yè)只有少量機械, 而大部分靠手工勞動,大斧子、彎把鋸伐木,其勞動強度大、生產效率低,已不能適應撫育生產的要求[12]。在園藝方面，從昆明世博會花卉研討會上了解到,90年代以來,我國草坪業(yè)增長率高達30%至40%,預計至2005年將發(fā)展成為新興大產業(yè)。按國家建設部規(guī)定,2000年城市綠化率要達到30%,城市人均綠地面積要達7平方米,專家按此標準測算,2000年至2005 年重點綠化目標有各種堤壩、飛機場、公園、城市居民公共綠地、足球場、高爾夫球場、高速公路邊坡等, 至少需要植草坪28125 萬公頃。在如此大規(guī)模的草坪管理、養(yǎng)護, 除了需要大量大型剪草車、小型草坪剪草機外,割灌機因其操作的靈活性,可以修剪小面積草坪,雜草及陡坡的優(yōu)點,仍可在草坪養(yǎng)護機械中占有一定的比例,每年需求量在3萬臺左右[13]。在農業(yè)方面，實現農業(yè)機械化是我國在八十年代提出的奮斗目標, 目前廣泛使用的是大型的聯合收割機, 主要適用于平原地區(qū)大面積農作物收割。由于我國地域遼闊, 地理、氣候環(huán)境復雜多變, 農作物的品種繁多, 主要有小麥、水稻、高粱、玉米、黃豆等。同時我國有三分之一的山區(qū)丘陵, 地形復雜, 特別是現在實行了分田到戶的生產責任制, 丘陵地區(qū)的農民田地分散、小塊、交通不便, 無法使用大型的聯合收割機[3]。為了讓廣大農民從繁重的勞動中解脫出來, 發(fā)展其它農業(yè)經濟, 特別是南方的“雙搶”季節(jié), 迫切需要一種小型的、操作簡單、價格低, 既能收割, 又可脫粒的收割機器, 而割灌機就滿足了這種要求。通過對農村市場的促俏, 很受農民歡迎。預計每年需求量在10萬臺左右, 關鍵是做好產品的示范宣傳, 讓農民了解這種既實用, 又能買得起的產品。 綜上所述，便攜式割灌機在我國具有廣泛的市場，割灌機發(fā)展到今天, 技術水平日益完善, 我們只有充分利用現代科技成果才能使國產割灌機達到國際先進水平,并在市場上占有一席之地。 1.4 本文研究的目的及意義 隨著國家對環(huán)保意識的進一步加強,我國政府出臺了一系列保護生態(tài)環(huán)境的政策, 禁伐天然林, 嚴格控制砍伐人工林。林業(yè)產品結構發(fā)生了重大變化, 伐木工人變成了營林工人, 使得林業(yè)部門對林業(yè)機械的需求也發(fā)生了重大變化;伐木機械的需求量急劇減少,那么營林機械必將有很大的增加。由于營林作業(yè)的種類繁多, 因而營林機械的種類也很多,割灌機作為營林機械的一種，其用途廣泛、操作簡便、使用靈活的特點，必然大受歡迎。目前, 全世界割灌機的年產量約為300多萬臺。日本是世界上生產和使用割灌機最多的國家之一, 產量高，出口廣泛。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[14]。 本次課題研究的是小型便攜式割灌機，從國產的小型便攜式割灌機情況來看，除了設計割灌機的結構和部件方案的選擇外，可以在以下兩個方面進行設計創(chuàng)新：減輕機具的震動以及在機具質量上的減輕。另外，不同類型的割灌機，都有著不同程度上的噪聲[15]，因此，減少機體工作時的噪聲，從而減少對操作者的傷害，也是設計的一個重要部分。 第二章 小型便攜式割灌機的設計方案 2.1 小型便攜式割灌機的比較和選擇 割灌機根據作業(yè)方式可分為3種：便攜式割灌機，手扶式割灌機和懸掛式割灌機。便攜式割灌機又分為側掛式和背負式兩種：側掛式割灌機采用硬軸傳動，背負式割灌機采用軟軸傳動；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)。 目前割灌機的使用范圍較廣，如在林區(qū)進行人工林間伐，打割帶，在葦場收割蘆葦，但大多還是在園林綠化中用來切割雜草、修剪草坪。隨著國家對生態(tài)環(huán)境的重視，全民環(huán)保意識的增強，對園林綠化機械的需求也在逐步加大，因而用于園林綠化的輕型割灌機的需求也在大幅增加，綜觀園林機械市場，我們不難發(fā)現也不可否認，國外的割灌機占領著絕大部分市場，從最早的小松、STIHL、ALPINA、MCCULLOCH，到SOLO、Husqvama等，再到Efco、Jonsered等，大大小小十幾個品牌，紛紛進占中國市場，中國有著非常大的市場，同時由于我們遭受了環(huán)境破壞所帶來的惡果，國家正加倍地保護環(huán)境，由此所帶來的無限商機使得國外企業(yè)源源不斷地進入，要想沖出重圍，在園林機械市場上立足，并與世界列強抗衡是非常困難的，但也不是不可能，關鍵在于我們如何取長補短，并迎頭趕上[16]。 對于小型便攜式割灌機而言，其類型不同，作業(yè)對象、作業(yè)地點就有差異，操作起來也有所差別。以下是對側掛式和背負式的比較：（1）側掛式割灌機采用硬軸傳動， 主要由發(fā)動機、傳動系統(tǒng)、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)[17]。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。 對于一些崎嶇山地，便攜式割灌機更能發(fā)揮起作用，而以軟軸傳動的背負式割灌機，在作業(yè)時更加靈巧、方便。 2.2 小型便攜式割灌機的組成及工作原理 2.2.1 小型便攜式割灌機的組成 本次課題研究的小型便攜式割灌機為背負式割灌機。背負式割灌機由背負和機具兩大部分組成。背負部分為動力部分, 包括發(fā)動機，背負架和離合器等。機具部分包括軟軸傳動組、工作桿齒輪箱操縱手把及切割裝置等。其結構簡圖如圖6所示， 1.軟軸傳動組 2.離合器 3.發(fā)動機 4.油箱 5.背墊 6.背帶 7.切割裝置 8.齒輪箱 9.保護罩 10.工作桿 11.前把手 12.背負架 13.后把手 圖6 便攜式割灌機結構簡圖 2.2.2 小型便攜式割灌機的工作原理 小型便攜式割灌機的工作原理比較簡便，利用背負架將動力部分背在操作者身后,發(fā)動機及離合器可繞底座支承軸線作水平方向轉動, 以適應工作時工作桿角度的不斷變化。操作者通過安裝在工作桿上的手油門控制發(fā)動機的供油量來調整轉速。當發(fā)動機的轉速接近工作轉速時, 自動離心式離合器的飛塊在離心力的作用下, 克服彈簧拉力與離合碟結合, 帶動軟軸旋轉, 軟軸又通過聯軸節(jié)帶動工作桿內的硬軸轉動, 并經過齒輪箱內一對螺旋錐齒輪的減速換向, 使切割裝置做逆時針方向旋轉, 進行切割作業(yè)。需轉移作業(yè)地點時, 可關小手油門, 發(fā)動機轉速下降, 離合器的飛塊由于彈簧的拉力與離合碟分離, 切割裝置停止轉動, 發(fā)動機處于怠速狀態(tài)。 割灌機作業(yè)前，必須進行一系列檢查和準備工作。將機器停止在水平位置上，首先檢查燃油箱和冷卻水箱，打開水箱蓋，按手冊要求加入適量的冷卻水，蓋上水箱蓋，打開油箱蓋，加入符合要求的燃油，燃油不要加得太滿，蓋上并擰緊油箱蓋。 第三章 小型便攜式割灌機的機構設計 3.1 發(fā)動機的選擇 發(fā)動機一般選用風冷二沖程，發(fā)動機怠速為3000r/min，輸出功率為1.25kw，排量為40-50cc，油箱容量1.2升。 發(fā)動機的工作原理如下：發(fā)動機氣缸體上有三個孔，即進氣孔、排氣孔和換氣孔，這三個孔分別在一定時刻由活塞關閉。其工作循環(huán)包含兩個行程：1.第一行程：活塞自下止點向上移動，三個氣孔同時被關閉后，進入氣缸的混合氣被壓縮；在進氣孔露出時，可燃混合氣流入曲軸箱。2.第二沖程：活塞壓縮到上止點附近時，火花塞點燃可燃混合氣，燃氣膨脹推動活塞下移作功。這時進氣孔關閉，密閉在曲軸箱內的可燃混合氣被壓縮；當活塞接近下止點時排氣孔開啟，廢氣沖出；隨后換氣孔開啟，受預壓的可燃混合氣沖人氣缸，驅除廢氣，進行換氣過程。如圖7所示，是發(fā)動機的結構圖： 圖7 發(fā)動機結構圖 3.2 離合器的設計選擇 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8所示的摩擦式離合器： 圖8-1 摩擦式離合器 圖8-2 摩擦式離合器三視圖 (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?；瑝K離心式摩擦離合器主要用于草坪機械。 (2).確定離合器需要傳遞的扭距 離合器安裝軸轉速==6000r/min 根據公式,可得T工=9550=2.3875（Nm） Mf=β（Nm） 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 =β·T工=1.2×2.3875=2.865（Nm） (2) .摩擦式離合器摩擦片參數與尺寸計算 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 由公式的DP=（D1+D2）=×（120+90）=105mm 摩擦盤寬度b===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=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=(m/s) ==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==5209（Ncm) 壓緊力：Q=，μ為摩擦面的摩擦系數，本設計采用黃銅，μ取0.17 代入后Q==3830（N) 許用傳遞轉矩：應滿足=π(D12-D22)≥Tc 其中pp為許用壓強，根據《機械設計手冊》6-232頁表6-3-16查表，本設計取20～40Ncm-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 =π×（122-92)×10.5×1×0.17×40×1=8828(Ncm) 因此可知≥，滿足校核條件[21]。 摩擦面壓強：應滿足p=≤pp 將已知量代入公式可得p==37.44 Ncm-2 根據《機械設計手冊》6-232頁表6-3-16查表，知許用壓強為20～40Ncm-2，所以符合。 （3）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 P 1= 0 N 最大工作載荷 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` = = = 478.75( N / mm) 工作極限載荷 ，故 =3830 N 彈簧材料直徑 d 及彈簧中徑 D 與有關參數 根據 與 D 條件從《機械設計手冊》11-24 頁表 11-2-19 查表得 d D ?j Pd` 10 40 4615 2.991 1543 有效圈數 n ： n=== 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`= == 474.77 N / mm 工作極限載荷下的變形量 = n ?j= 3.25 × 2.991 = 9.72mm 9.7mm 節(jié)距 t ： t =+d=+10= 12.98mm 自由高度 H0= 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===5.8970 展開長度 L： L=== 663.24mm 3）驗算 最小載荷時的高度： H1= H0-=58 -= 58mm 最大載荷時的高度： --=50mm 極限載荷時的高度： -- 實際工作行程： h = H1- H n = 58 - 50 = 8mm 高徑比： b ==1.45 ≤ 2.6 符合條件，不必進行穩(wěn)定性驗算。 (4) 圓盤摩擦離合器軸用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： 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 2）鍵連接的強度計算 其中 T：為轉矩 T=52090N.mm D：軸的直徑 D=20 mm 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 ：許用擠壓應力，按照《機械設計手冊》5-227頁表 5-3-17 查表得取 100~120MPa 代入公式得 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 其中 T：為轉矩 T=52090Nmm D：軸的直徑 D=25 mm 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 ：許用擠壓應力，按照《機械設計手冊》5-227頁表 5-3-17 查 表得取 100~120MPa 代入公式得 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： 基本尺寸 /mm d 25 D 42 T 11 基本額定載荷 / 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 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 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。 3.3 傳動軸的設計 傳動軸是一個高轉速、少支承的旋轉體，因此它的動平衡是至關重要的。一般傳動軸在出廠前都要進行動平衡試驗，并在平衡機上進行了調整。對前置引擎后輪驅動的車來說是把變速器的轉動傳到主減速器的軸，它可以是好幾節(jié)的，節(jié)與節(jié)之間可以由萬向節(jié)連接。傳動軸是由軸管、伸縮套和萬向節(jié)組成。伸縮套能自動調節(jié)變速器與驅動橋之間距離的變化。萬向節(jié)是保證變速器輸出軸與驅動橋輸入軸兩軸線夾角的變化，并實現兩軸的等角速傳動。 本文設計的小型便攜式割灌機是以軟軸傳動的，由發(fā)動機輸出，軟軸傳遞到輸出軸，進行工作頭的。如圖9所示為軟軸與傳動軸的結構圖： 圖9-1 傳動部分結構圖 圖9-2 傳動部分三視圖 3.4 減速器的設計計算 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最常用的軸交角的標準直齒錐齒輪傳動的強度計算[19]。 （一）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。對軸交角的直齒錐齒輪傳動，其齒數比u、錐距R（圖10-1）、分度圓直徑、、平均分度圓直徑、、當量齒輪的分度圓直徑、之間的關系分別為 圖10-1 直齒錐齒輪傳動的幾何參數 （a） 大、小齒輪均選用45鋼，選用8級精度，選取=16，=22，則u==1.375 ， ， ， （b） 計算得 （c） 令，稱為錐齒輪傳動的齒寬系數，通常取，最常用的值為。于是 （d） 計算得 由圖10可找出當量直齒圓柱齒輪的分度圓半徑與平均分度圓直徑的關系式為 （e） 現以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），則當量齒數為 （f） 當量齒輪的齒數比 （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）極易得出平均模數和大端模數m的關系為 （h） 計算得 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==4.288840 θf2==5.793580 齒頂角：θa1=θf2=5.793580，θa2=θf1=4.288840 頂錐角：36.027370+5.793580=41.820950 53.972630+4.288840=58.261470 根錐角：36.027370-4.288840=31.738530 -53.972630-5.793580=48.179050 大端齒頂圓直徑：16+2×1.18×0.808736=17.909mm 22+2×0.82×0.588171=22.965mm 當量齒數：19.784mm，37.404mm 當量齒輪分度圓直徑：dv1=dm1=16.875mm， dv2=u2dv1=31.904mm 當量齒輪根圓直徑：dvb1=dv1cosɑ=15.857mm，dvb2=dv2cosɑ=29.980mm 當量齒輪傳動中心距：av=24.390mm （二）輪齒的受力分析 直齒錐齒輪齒面上所受的法向載荷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（Pabc平面）內。與圓柱齒輪一樣，將法向載荷分解為切于分度圓錐面的周向分力（圓周力）及垂直于分度圓錐母線的分力,再將力分解為徑向分力及軸向分力。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10-2 直齒錐齒輪的輪齒受力分析 式中，與及與大小相等，方向相反。 （三）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。因而可直接沿用式得 直齒錐齒輪的載荷系數同樣為,其中使用系數可查表得到，??；動載系數可按圖10-3中低一級的精度線及查取； 圖10-3 動載系數值 齒尖載荷分配系數及可取為1；齒向載荷分布系數可按下式計算 式中，是軸承系數，可從圖10-4中查取。 引入式（h），得 （1） KA=1.25；=1.16；1.65；1.0；Ft=350N 、分別為齒形系數及應力校正系數，按當量齒輪查圖10-5。 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 圖10-4 軸承系數 17 18 19 20 21 22 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 23 24 25 26 27 28 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 圖10-5 齒形系數及應力校正系數 引入式（b），得 并將 代入上式可得 （2） 式(1)為設計計算公式；式（2）為校核計算公式。兩式中、的單位為，m的單位為mm，其余各符號的意義和單位同前。 （四）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 得 （j） 將式（j）即，等代入下式，并令接觸線長度，得 對的直齒錐齒輪，，于是可得 （3） （4） 式（3）為設計計算公式；式（4）為校核計算公式。兩式中、的單位為，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：=0.25+=0.71， 錐齒輪系數：YK=1 載荷分配系數：YLS==1 齒根彎曲應力計算值：784N/mm2 775N/mm2 齒根許用彎曲應力：， 齒根抗彎疲勞強度基本值：， 壽命系數：，長期工作，取為無限壽命設計 相對齒根圓角敏感系數： 相對齒根表面狀況系數： 尺寸系數：1 最小安全系數： 許用彎曲應力值：857N/mm2 齒根彎曲強度校核結果：；；通過 （五）曲齒錐齒輪傳動較之前錐齒輪傳動具有重合度大、承載能力高、傳動效率高、傳動平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，因而獲得了日益廣泛的應用。 減速器的基本結構有三大部分： 1、 齒輪、軸及軸承組合 ：小齒輪與軸制成一體，稱齒輪軸，這種結構用于齒輪直徑與軸的直徑相關不大的情況下，如果軸的直徑為d，齒輪齒根圓的直徑為df，則當df-d≤6～7mn時，應采用這種結構。而當df-d>6～7mn時，采用齒輪與軸分開為兩個零件的結構，如低速軸與大齒輪。此時齒輪與軸的周向固定平鍵聯接，軸上零件利用軸肩、軸套和軸承蓋作軸向固定。軸承是利用齒輪旋轉時濺起的稀油，進行潤滑。箱座中油池的潤滑油，被旋轉的齒輪濺起飛濺到箱蓋的內壁上，沿內壁流到分箱面坡口后，通過導油槽流入軸承。當浸油齒輪圓周速度υ≤2m/s時，應采用潤滑脂潤滑軸承，為避免可能濺起的稀油沖掉潤滑脂，可采用擋油環(huán)將其分開。為防止?jié)櫥土魇Ш屯饨缁覊m進入箱內，在軸承端蓋和外伸軸之間裝有密封元件。 2、 箱體：箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。箱體通常用灰鑄鐵制造，對于重載或有沖擊載荷的減速器也可以采用鑄鋼箱體。單體生產的減速器，為了簡化工藝、降低成本，可采用鋼板焊接的箱體。灰鑄鐵具有很好的鑄造性能和減振性能。為了便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體制成沿軸心線水平剖分式。上箱蓋和下箱體用螺栓聯接成一體。軸承座的聯接螺栓應盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸臺，應具有足夠的承托面，以便放置聯接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。 3、 減速器附件：為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 如圖11所示為錐齒輪軸： 圖11 錐齒輪軸 3.5 小型便攜式割灌機工作頭的設計 本文研究的小型便攜式割灌機可用三角刀片，尼龍絲等進行切割，將其安裝在工作頭上便可進行工作，刀片轉速3000r/min，切割直徑4cm以內的灌木、雜草。如圖12所示： 圖12-1 刀片 圖12-2-1 工作頭3D圖 圖12-2-2 工作頭三視圖 3.6 小型便攜式割灌機把手的設計 本文研究了手柄的寬度、握持點的空間位置對最大水平操作力的影響。因為在林地作業(yè)時, 當鋸片切割灌木時, 需要較大的水平操作力, 水平操作力的大小直接影響作業(yè)時的身體平衡。如果操作力過大會導致人體失衡而引起跌倒, 特別是在噪聲、振動、熱負荷以及重量負荷的綜合作用下, 人體的平衡功能會受到影響。如果有較大的橫向水平力作用于身體, 其跌倒?jié)撛谖ｋU性會增加。因此, 以減少水平操作力為目的的手柄與操作者的人機幾何關系研究具有重要的意義[20]。 手柄寬度、前后距離以及握持高度對操作力都有顯著的影響, 并且手柄寬度、前后距離與握持高度具有顯著的交互作用。因此, 小型便攜式割灌機前后把手的人機界面參數的合理化直接影響操作力,對操作者的疲勞、穩(wěn)定性、安全性以及作業(yè)效率產生影響[21]。 如圖13所示左右把手圖： 圖13-1 左右把手 圖13-2 U型手柄三視圖 3.7 背架、后蓋及機架的設計 背架是承載割灌機的重要載體，操作者通過背架能更方便的攜帶割灌機并高效的進行作業(yè)，背架還有固定機具，減震防震的效果[22]。如圖14所示為此次設計的背負背架： 圖14-1 背負背架 圖14-2 背負背架三視圖 機殼是本次設計的小型便攜式割灌機的重要組成部分，不但起著固定保護機體的作用，還要考慮到發(fā)動機工作時的散熱問題，如圖15所示為本次設計的機殼部分： 圖15-1 機殼 圖15-2 后蓋 機架位于整個設計的底端，有著不可替代的作用，它固定著整個機體，又承載著整機的重力，保護著油箱[13]，如圖16所示為本次設計的機架： 圖16-1 機架 圖16-2 機架三視圖 3.8 小型便攜式割灌機的減振降噪措施 小型便攜式割灌機雖然工作靈巧、方便，但相對的也會產生噪聲，對操作者有較大影響，高速運轉的傳動件所產生的機械噪聲是整機的主要噪聲源之一。 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傷，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[3]。 第四章 小型便攜式割灌機的計算校核 （1） 確定離合器需要傳遞的扭矩 由最大輸出扭矩為5209，b≥1─扭矩儲備系數，故發(fā)動機最大輸出扭矩。 （2） 初定結合轉速： 因結合轉速 這里系數取1.25，由發(fā)動機怠速 計算得 （3） 確定離合器結構形式： 由初始給定數據條件，離心塊數量為2，即Z=2； 確定被動盤直徑D=120mm,壁厚取2mm，離合器離心塊與被動盤間隙，因摩擦配合為石棉——石棉，石棉厚度取為4mm，則被動盤半徑R=60-2-6-1=51mm； 由離心塊質心半徑選取范圍，再結合初步確定的離心塊結構和形狀，初步選r=45mm； 離心塊與被動盤材料均選45號鋼，由于摩擦配合為石棉——石棉， 故離心塊與被動盤結合面均貼一層石棉，摩擦系數f選為0.5. （4） 初定離心塊質量： 離心塊質量須滿足兩個條件： ① 結合轉速時 式中： ─結合轉速n2時離心塊產生的離心力； ─彈簧對離心塊張緊力的徑向分力； ─結合轉速n2時的角速度