除草机的结构设计

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第1章绪论1.1引言随着国家对环保意识的进一步加强，特别是1998年长江等流域的特大洪水,给世人敲响了警钟,我国政府出台了一系列保护生态环境的政策,禁伐天然林,严格控制砍伐人工林。林业产品结构发生了重大变化,伐木工人变成了营林工人,使得林业部门对林业机械的需求也发生了重大变化;伐木机械需求量急剧减少,以油锯为例,2007年全国油锯销量在4.5万台左右,2008年下降至3.5万台,2009年则降2.5万台,因而营林机械必将有很大的增加。由于营林作业的种类繁多,因而营林机械的种类也很多,本文介绍一种用途广泛、操作简便、使用灵活的营林机械——除草机。除草机，又称打草机、割草机、机动镰，它是靠高速旋转的锋利刀片切割树木枝桠、藤蔓或半木质化草株，因此，其主要用于林地的杂草清除、低矮灌木割除和树木边缘的修剪，以及中幼林抚育、人工林间伐等。在林业方面，抚育间伐是我国林业发展的一项重要工作。据统计，我国全国林区总面积的70%(约80万公顷)是中幼林，其中约80%的中幼林未及时进行抚育，即急待抚育的约53万公顷。目前我国中幼林抚育间伐作业只有少量机械，而大部分靠手工劳动，大斧子、油锯、弯把锯伐木，其劳动强度大、生产效率低已不能适应抚育生产的要求。为了提高工作效率，保证幼林抚育管理任务的完成，必须使割灌机配合工作。随着植树造林的深入，垦区林业已有长足发展，越来越多的人出现在垦区大地上，单靠人工用镰刀抚育管理越来越不适应大面积造林的需要。实践证明，割灌机应用于林业生产，既能减轻工人的劳动强度，又能按季节连续完成各种林业生产任务，节能低耗，是林业生产上一种省工高效的工具。1.2除草机的应用范围1.2.1在园林业的应用除草机在林业上用于林地清理、幼林和成林抚育、次生林抚育改造等多种作业。要以切割直径18cm以内的多种林木和杂草。其结构紧凑、操作灵便,是一种比较理想的抚育机械。使用除草机可减轻劳动强度,提高工效、保证作业质量;可加快中幼林的抚育间伐速度,提高森林经营水平,加快林木生长。

1在园艺方面,可用于绿化草坪的修剪,特别是小面积草坪如公园、城市、公路、学校等,更显其操作的灵活性。1.1.1在农、牧业的应用在农、牧业上除可用于割草外,更主要的功能是用于收割,装上被割物倒向控制装置,便成为一台小型收割机,可割水稻、小麦、黄豆等农作物,装上皮带轮与脱粒机相配,可用于作物脱粒,还可与水泵相配,作排灌用。因其具有一机多用、重量轻转移方便、利用率高、安装简单特点,故更适用于山地、丘陵地区。1.2除草机的发展现状1.2.1国外除草机械发展现状国外对除草机的开发研究较早，起点高，水平亦较高，广泛采用现代科学技术，如工程塑料、CDI无触点电子点火等，整机质量轻，功率大，使用操作灵巧，并形成了系列产品。以德国STIHL公司、SOLO公司为代表的厂家，其产品动力排量从22cc到56.5cc，功率从0.6KW到2.8KW。日本生产的除草机机型号很多,其中Xenoah杰纳亚割灌机有轻、中和重型三种。轻型有QT20和BCF01,中型的有BCD20、BCD29、FBC12、FBC22、FBC24、FBC26、FBC26和FBC28,重型的只有FBC33。其中,工作部分使用尼龙除草丝、圆锯片和除草刀盘,可用于不同高度枝条的收割。1993年日本研制成功了割灌带宽90cm、且能自动调平驾驶座椅的坡地用自行式割灌机。前苏联生产的Cekop-3型除草机可用于幼林的抚育、灌木的采伐和割草等。除草机主要由发动机、传动部分和锯木圆锯片组成。工作时操作人员可将除草机背在肩上,用右手操作机器,左手扶着锯切的树木。前苏联制造的MNC大型除草机装在白俄罗斯型拖拉机上,前部为压灌部分,后部为割灌切碎部分。机器前进时,压灌部分先将灌木压弯压挤在一起,再由割灌装置自根茎处切断,最后由切碎装置将割下的灌木切碎并撒抛在地上,该机可用于大面积的除灌作业。加拿大Windsor公司最近也生产了一种Enso除灌机,它在割灌装置后面加装了除草剂喷洒装置,能同时进行机械和化学抚育,可大大节省化学药剂的喷洒量。此外,中小型的灌木收割机还有瑞典制造的帕尔.特内尔B173和胡斯克法尔165R除草机,后者还带有可以更换的尼龙除草丝转盘。德国制造的FS200AV割灌机上还配

2有减振装置。拉马尔除灌机悬挂在四轮驱动拖拉机的前方。机器前进时,旋切刀便将前面的灌木切成碎块。英国制造的大型除草机有萨布列除灌机、12型灌木切碎机、横轴甩锤式除灌机和水平甩锤式除灌机。萨布列除灌机的除灌锯片装在向前伸出的悬臂上,为了保持机器的平衡后部装有配重;锯切部分可以根据需要更换,这种除灌机可锯断直径4～20英寸的树木。20世纪90年代,这些先进国家的灌木收割机械陆续进入我国种植基地。国外先进的灌木收割机械技术比较完善,机具品种齐全,性能可靠,但价格昂贵。目前,欧美各国几乎所有的农机公司都生产灌木收割机械且已形成系列化,能满足各种收割作业的需要。其主要结构、技术性能指标至今没有大的变化,只是在操作舒适性和电子计算机应用方面有所改进。20世纪90年代，这些先进国家的灌木收割机械陆续进入我国种植基地。国外先进的灌木收割机械技术比较完善，机具品种齐全，性能可靠，但价格昂贵。目前，欧美各国几乎所有的农机公司都生产灌木收割机械且已形成系列化，能满足各种收割作业的需要。其主要结构、技术性能指标至今没有大的变化，只是在操作舒适性和电子计算机应用方面有所改进。下图1-1为国外生产的除草机。图1-11.1.1国内割灌机械发展现状

3我国林木收获机械产业化起步晚,与欧美等发达国家相比在技术、制造手段和工艺等方面都还有一定的差距,主要是产品的品种不全,适应性和配套性差,产品的技术水平比较低。我国除草机的开发、研究起步于20世纪60年代,目前国内生产厂家仍较少,而且产品质量大,性能落后,品种单一,规格少,不能形成系列产品,无法满足各种用户需求。1992年原国家林业部下达给黑龙江省木材采运研究所“山地清林机的研制”项目,目的在于研制一种重、中型可提高割灌效率与质量的割灌木设备。2G-200型悬挂式割灌机是“山地清林机的研制”项目的阶段性成果,该机主要是为适应营造短周期工业用材林以及人工速生丰产林发展的需要,它是以J-50履带拖拉机为动力,在拖拉机前悬挂具有仿行特点的多圆锯片的中型割灌木设备。辽宁省法库县农机推广站对东风-2型小麦收割机进行了设计改造。由于小麦种植量少,设备使用时间短,该机每年绝大部分时间处于闲置状态,对其设计改造后可收获苜蓿。其主要以东风-2型收割机的主机为动力和行走平台,通过重新设计割台、铺放装置和传动连接装置,改造成9GY-2.3型牧草收割机,达到了收割苜蓿的要求。只要更换割台就可以进行小麦的收割作业。此项研发缩短了苜蓿收割机的研制周期,降低了设计和制造成本,实现了一机多用。山西省广灵县新特服务部研制成功了柠条收割机和麻黄收割机。其主要用途有柠条类丛林灌木的平茬、收割;桑树、茶树更新换代的平茬;冬青、草坪等园林绿化的草和灌木植物的修整;草原牧草(如红柳、沙柳、花棒、踏郎、紫花苜蓿、沙打旺、草木栖、柠条和篙籽等)的收割。福建省林科所研制成功的2GB-081型背负式割灌机具有质量轻、振动小、适应性强、用途广、易于综合配套等特点,非常适合广大农村多种经营使用。广西柳州索罗小型动力机厂1999年研发的3GC-1.5割灌机,主要性能指标具有国内先进水平。该割灌机已在东北林区、各地公园、机关和厂矿等广泛应用。此外,该机还可用于收割南方水稻,深受农民的欢迎。下图1-2，1-3，1-4分别为国内生产的大型割灌机、便携式割灌机和国内外一些割灌机参数及特点的对比。

4图1-2图1-3

5图1-41.1我国除草机的市场及前景1.1.1在林业方面抚育间伐是我国林业发展的一项重要工作,所谓抚育间伐,即是在未成熟的林分中定期而重复地砍伐部分林木,为保留的林木创造良好的环境条件促使其生长发育,一般自幼林郁闭开始到成熟林主伐前的用材要进行3~4次抚育间伐。据统计,我国全国林分总面积的70%(约80万公顷)是中幼林,其中约80%的中幼林未及时进行抚育,即急待抚育的约53万公顷。目前我国中幼林抚育间伐作业只有少量机械,而大部分靠手工劳动大斧子、弯把锯伐木,其劳动强度大、生产效率低已不能适应抚育生产的要求。除草机可以切割直径18cm以内的各种林木和杂草,其结构紧凑、重量轻、操作灵活,是一种理想的抚育机械。国家对林业政策的合理调整,林业系统有一大批产业工人从采伐业转向种植业。国家还将投入资金营造生态环保林,特别是中幼林的改造。按1台1公顷,林业系统对割灌机的总需求量在50万台左右,每年需求量在5万台以上。

61.1.1在园艺方面从昆明世博会花卉研讨会上了解到，90年代以来，我国草坪业增长率高达30%至40%，至2005年已成为新兴的大产业。按国家建设部规定,2000年城市绿化率要达到30%,城市人均绿地面积要达7平方米,专家按此标准测算,2000年至2005年重点绿化目标有各种堤坝、飞机场、公园、城市居民公共绿地、足球场、高尔夫球场、高速公路边坡等,至少需要植草坪28.25万公顷。在如此大规模的草坪管理、养护,除了需要大量大型剪草车小型草坪剪草机外,割灌机因其操作的灵活性,可以修剪小面积草坪,杂草及陡坡的优点,仍可在草坪养护机械中占有一定的比例,每年需求量在3万台左右。1.1.2在农业方面实现农业机械化是我国在八十年代提出的奋斗目标,目前广泛使用的是大型的联合收割机,主要适用于平原地区大面积农作物收割。由于我国地域辽阔,地理、气候环境复杂多变,农作物的品种繁多,主要有小麦、水稻、高粱、玉米、黄豆等。同时我国有三分之一的山区丘陵,地形复杂,特别是现在实行了分田到户的生产责任制,丘陵地区的农民田地分散、小块、交通不便,无法使用大型的联合收割机。为了让广大农民从繁重的劳动中解脱出来,发展其它农业经济,特别是南方的“双抢”季节,迫切需要一种小型的、操作简单、价格低,既能收割,又可脱粒的收割机器,而割灌机就满足了这种要求。通过对农村市场的促俏,很受农民欢迎预计每年需求量在10万台左右,关键是做好产品的示范宣传,让农民了解这种既实用,又能买得起的产品。综上所述,除草机在我国具有广泛的市场,加上草原牧场的需求,每年除草机的需求量可达20万台。1.2除草机的发展方向除草机发展到今天,技术水平日益完善,我们只有充分利用现代科技成果才能使国产除草机达到国际先进水平,以便能在加入世贸组织之后,减免进口除草机对我国市场的冲击。根据我国除草机现状,应朝以下两个方面发展:①提高发动机制造水平,目前我国小型汽油机工艺水平落后,致使发动机在性能方面受到了限制,重量大、功率小。为此应改进、更换现有的生产设备,包括模具设计、制造加工工艺,以达到减轻重量的目的。②发展多品种的系列产品,根据用户的不同,对除草机的功率的要求也不同,

7林区作业要求的功率较大,要达到2kW以上;而园艺割草相对要求低些,有1kW已能满足使用要求,甚至还可低些;而作为收割、脱粒之用,则要求功率在1.5kW左右。1.1自走式林区除草机设计的意义由于目前国内除草机大多是背负式轻型割灌机，主要用于园林、绿化等地方，功率小，不能用与林区割灌。而大功率除草机都是悬挂在履带式拖拉机上的重型设备，体积庞大，耗油量大，不适合在次生林内清林割灌，也不适合我国国情。因此设计能自走的大功率割灌机势在必行，它能解决背负式割灌机功率小的问题，也能解决机器体积庞大、耗油量大的问题，填补国内此领域的空白。第2章工作原理和结构针对所存在的问题，新型自走式除草机的设计目标首先影视其工作原理及其结构能够在农林等苛刻的作业环境下稳步行走，其次才是通过锯片的工作来完成林区除草及农作物收割等作业。2.1工作原理该新型自走式除草机借鉴仿生学原理，采用平行四边形机构和凸轮机构，由汽油机驱动，既保证整机稳步行走，又能使操作人员和各管机构不受到颠簸。在保证稳步行走的前提下，在整机的前下端安装四个不同平面的锯片，由驾驶台控制杆控制其离地高度，以适应不同路况，它们由垂直轴式汽油机提供动力，从而完成割灌和作物收割等作业。该机的排障功能通过顶部的排障杆使高于机器顶部的灌木倒向机器的右侧来实现。

82.1结构分析整个机器分为四个部分：行走部分、割灌部分、驾驶台以及排障部分。行走部分由汽油机、张紧轮、减数器、机架以及四组八个轴向间隔90度的平行四边形机构组成（由于其工作起来类似于动物的“脚”，在以后的叙述中统一为“脚”）。八只脚分别位于行走部分动力的两侧，每侧四个，轴向间隔90度，通过爪牙式离合器与行走部分动力输出轴相连。每侧四只脚交替着地，保证了任何时刻内，两侧各有至少一只脚着地，确保机器平衡。行走部分动力由一个4.8KW的宗申ZS168FB型汽油机提供动力，经过张紧轮离合器，传到齿轮减数箱，最后通过轴向减数器两面输出。割灌部分由汽油机、皮带轮、中间传动轴、机架、控制机构以及四个不同平面的锯片叠加而成。动力由一个2.9KW的ZS1P60FA型垂直轴式汽油机提供。经过两条三角带传到中间传动轴上并将速度降低一半，再分别传到锯片上，达到了在狭小的空间里变速并传递动力的设计初衷。锯片离地面的高低由位于割灌部分机架两侧的两套平行四边形机构，通过手闸钢丝的牵引实现平行向上运动，并通过棘轮有级提升。松开手闸，在自重作用下实现向下运动。驾驶台位于行走部分正上方，通过四组套筒机构与行走部分连接，并且由四个凸轮补偿由行走机构带来的上下震动，通过钢管架和钢丝防护网对操作人员进行保护。驾驶台内设有汽车驾驶座椅，可根据操作人员的身高进行调节。在座椅两边放置了换向操作杆和割灌部分升降控制机构，便于操作。排障部分位驾驶台顶部，由人手动提供动力。排障杆与位与驾驶台后部的铰链连接，以铰链为中心，在限定的区域内旋转，从而实现将前方高灌木拨到割灌机右侧实现其排障的功能，其动力由人通过拉环和钢丝提供，然后回程动力由一跟拉簧提供，如图2-1所示。

9图2-1自走式除草机2.1本章小结本章介绍了该除草机的工作原理，并对其结构进行了概述，对整个机器的四个部分的结构组成和工作原理进行了介绍，让大家对该设计有一个初步的了解和熟悉。第3章行走部分设计3.1方案的确定由于目前国内外林业机械没有任何能爬上山的小型机械设备，传统的轮结构跟履带结构在爬山时都有很大一部分分力白白浪费掉了，所以在方案选择时必须另辟蹊径，寻找一套更适合爬山的机构。将传统机械行走设备和人对比不难发现，在平地上行走，传统行走设备比人有优势，而在山地上行走时情况截然相反了。在山地上，传

10统行走设备自身平衡能力差，越障能力差，爬坡能力更差了，而人就跟它完全相反。是什么原因导致这样的结果呢？研究发现传统行走设备将“脚”紧贴地面，并平行地面向后施加使自身前进的动力，如下图3-1所示。图3-1传统行走设备受力分析图而人行走时是先将一只脚抬起，然后向前方迈出，最后落地支撑，这样绝大多数分力用来抬升人体重心，完成爬山动作，如下图3-2所示。图3-2人的行走方式图对比二者，发现人的行走方式更适合爬山，所以确定方案为模仿人的行走方式爬山。3.1机构选择确定采用模仿人的行走方式爬山后，在机械原理中寻找能实现这一目的的机构，通过分析，我们认为，平行四边形机构的相对杆始终保持平行﹐且两连杆的角位移﹑角速度和角加速度也始终相等，能够满足我们的设计要求，最后决定选择平行四边形

11机构，如图3-3所示。图3-3平行四边形机构原理简图平行四边形机构能完全模拟人脚的行走动作，抬起→迈步→落地→支撑→再抬起。考虑平衡问题，必须选择多组平行四边形配合动作才能实现，而且相互之间不能干涉，所以又引入了曲轴，曲轴各曲柄之间在轴向方向上有固定的角度，这就保证了相互之间不干涉。我们模仿发动机中的曲轴机构，采用了曲柄组合成组合式曲轴平行四边形机构。由于平行形变形机构行走时会产生垂直方向的震动，因此设计了凸轮补偿机构。凸轮补偿机构由四副相同的凸轮机构组成，他们分布在驾驶台的四个支点上。凸轮每旋转一角度都会在竖直方向对驾驶台作位移补偿，该位移补偿量决定于底部行走机构在行进使所产生的竖直方向的位移，即底部机架向上产生位移时，凸轮补偿机构必需使驾驶台在相反的方向上相对于底部机架产生同样大小的位移。通俗地讲就是底部机架往上移多少，驾驶台就相反地往下移多少，这样就使得驾驶台相对地面位移为零，从而达到减少浮动台振动的目的，使得操作人员和割灌部分不会受到颠簸。3.1动力选择在市场中调查中发现，可以买到带离合器和带3个档位减数箱的耕田机，考虑到制造成本，因此购买其动力系统进行改装。其参数如表3-1所示：发发动机型号宗申ZS168FB机动缸径×行程（mm×mm）68×54表3-1耕田机工作参数表

12排量（ml）194压缩比8.5：1最大输出功率HP(kw)/rmp6.5(4.8)/3600额定功率HP(kw)/rmp5.7(4.2)/3600最大扭矩M.m/rmp13.2/2500燃油容积(L)3.6机油容积(L)0.6最底油耗g/kw.h313空滤器型号半干、油浴、泡沫滤芯点火方式晶体管点火发动机形式OHV25°倾斜、单缸、四冲程传动方式皮带传动减离合方式张紧轮速减速比7器变速档数变速箱机油容量(L)0，1，-1档0.953.1主要设计参数设计行走速度V=12km/h，初步确定曲柄两孔中心距为A=80mm,共四组脚,每组脚间轴向夹角α=360°/4=90°步长L=2´A´sina2=2´80´sin45=113mm（3-1）角速度w=v/r=12/3.6/56.5´103=59rad/s（3-2）主轴转速N=59/2p´60=564rpm（3-3）减数比i=n/N=3600/564=6.4取i=7

13（3-4）主轴径Dmin=A3P/N=11034.2/564=21.5mm,取D=22mmmin（3-5）行走部分具体结构如图3-4所示。图3-4行走部分结构图3.1本章小结本章是对除草机行走部分的设计，除草机能否在农林等苛刻的作业环境下稳步行走，是其能否顺利工作的前提条件，也是本设计比较重要的部分；首先通过以往爬上机械和人爬山的原理的比较，选取较为合适的方案；在方案确定之后，从之前学的知识里寻找能实现其功能的机构；前期的准备工作完成后就，就是对行走部分的设计，包括动力的选择，主要设计参数的确定。第4章除草部分设计4.1方案的确定由于林区作业情况比较恶劣，所以要求割灌部分机构简单、可靠、易于维护。因此确定如下方案。动力由一个2.9KW的ZS1P60FA型垂直轴式汽油机提供。经过两条三角带传到中间传动轴上并将速度降低一半，再分别传到锯片上，达到了在狭小的空间里变速并传递动力的设计初衷。锯片离地面的高低由位于割灌部分机架两侧的两套平行四边形机构，通过手闸钢丝的牵引实现平行向上运动，并通过棘轮有级提升。松

14开手闸，在自重作用下实现向下运动。结构如图4-1所示：图4-1除草部分结构图4.1汽油机输出带轮设计（1）计算设计功率Pca由机械设计手册表8-7查的工作情况系数PA=1.2Pca=KA´p=1.2´2.9=3.48kw(4-1）（2）选择V带的类型根据设计功率Pca=3.48kw和带轮转速n1=3600r/min,由机械设计手册图8-11，初选胶带类型为A型普通V带。（3）确定带轮的基准直径d1，d2根据机械设计手册，初选带轮基准直径由表8-6和表8-8，选d1=100mm计算大带轮的基准直径：

151nd2=n2(1-e)d36001´mm=（1-0.02）100=1961800（4-2）由机械设计手册表8-8，取直径系列值d2=200mm（1）验证带速VpdnV=11=3.14´100´3600=18.84m/s（4-3）60´100060´1000在5～25m/s的范围内,故带速合适。（2）确定V带的中心距a0根据结构需要,取a0=380mm，因为12(d+d2)=2(100+200)=600mm（4-4）10.7(d+d2)=0.7（100+200）=210mm因为210<380<600，故a0选取合适。（3）计算带的基准长度LdLd0=2a+p(d(d-d)2+d)+12（4-5）42012a0=2´380+3.14(200-100)2´(100+200)+24´380≈1237.6mm查机械设计手册表8-2，选基准带长Ld=1250mm（4）计算实际中心距aa»a+Ld-Ld0=380+1250-1237.6=386mm（4-6）022安装时所需的最小中心距为amin=a-0.015Ld（4-7）=386-（0.015´1250）=367.25mm张紧或补偿伸长所需的最大中心距为amax=a+0.03Ld=386+0.03´1250（4-8）

16=423.5mm（1）验算小带轮上的包角a1a=180-d2-d1´57.3（4-9）1a=180-200-100´57.3386=165.2（2）计算V带的根数ZZ=PcaKAPPr(P0+DP0)KaKL因为d1=100mm和n1=3600r/min,由机械设计手册表8-4a，查得单根V带基本额定功率p0=2.28kw（4-10）额定功率增量DP0=Kbn1(1-1)K（4-11）ib由机械设计手册查得弯曲影响系数K=0.773´10-3由机械设计手册查得传动比系数Ki=1.121得△P=0.773´10-3´3600（1-=0.3kw由机械设计手册表8-2，查得带长系数KL=0.93由机械设计手册表8-5，查得包角系数Ka=0.96得窄V带根数1）1.12取Z=2根Z=PcaKAPPr(P0+DP0)KaKL=3.48(2.28+0.3)´0.93´0.96=1.51根（4-12）

17（1）计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min(F0)min=500(2.5-1)KaPca+qv2ZV（4-13）查机械设计手册表8-3，得每米V带的质量,q=0.10kg/m得(F0)min=500(2.50.96-1)´3.482´18.84+0.1´18.842≈109.6N应使带的实际初拉力F0>(F0)min压轴力FP：压轴力的最小值为(FP)min=2Z(F0)minsina12（4-14）=2´109.6´2´sin165.22=435N（1）小带轮结构设如图4-2所示：图4-2小带轮计算结果总结：胶带规格：A型，基准带长1250mm胶带根数：2根带轮直径：100mm,200mm中心距：380mm压轴力：435N（2）带轮轮缘尺寸的确定：

18基准宽度bd=11.0mm基准线上槽深hamin=2.75mm基准线下槽深hfmin=11.0mm槽间距e=15±0.3mm-1第一槽对称面至端面的距离f=10+2最小轮缘厚dmin=6mm带轮宽b=(z-1)e+2f=35mm（4-15）外径da=dd+2ha=105.5mm（4-16）轮槽角j=3404.1中间传动轴的计算确定输入功率P，转速np3n先初步计算轴的最小直径。先选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=125，于是得dmin=A0=21.5mm（4-17）所以取d1=28mm；因为d2段的轴肩为非定位轴肩，所以d2=28+1+1=30mm；因为d3段的轴肩为定位轴肩，所以d3=d2+2h=d2+2（0.07～0.1）d=35mm；（4-18）d4=30mm；d5=28mm；

19=15LL=34mm；=24LL=32mm；3L=26mm；4.1中间传动轴的校核由于此轴轴向力为自重，故忽略不计，将其视为只受转矩和弯矩的传动轴。中间传动轴零件如图4-3所示：ⅠⅡ图4-3轴结构图（1）计算支承反力，轴的受力如图4-4所示：AB图4-4轴受力图FA´a-FB(a+b)+435(a+b+c)=0（4-19）FB´c-FA(b+c)+435(a+b+c)=0（4-20）因为a=42mm;b=40mm;c=42mm;∴由式（4-19）和（4-20）得:FA=FB；42FA-82FA+435´(42+40+42)=0AF=435´12440

20=1348.5(N)FB=435´12440=1348.5(N)（1）画轴的弯矩图4-5MA=1348.5´42=56637(N.mm)MB=1348.5´42=56637(N.mm)N.mmN.mm（2）画轴的转矩图4-6图4-5轴弯矩图轴受转矩T=9.55´106p=9.55´106´2.9=15386N×mm（4-21）n1800T=N.mm（3）校核轴径图4-6轴的转矩图许用应力用插入法查得：[s0b]=102.5MPa许用应力值[s-1b]=60MPa应力校正系数a=[s-1b]=60=0.59（4-22）[s0b]102.5当量弯矩aT=0.59´15386=9077.74N×mm（4-23）M2+(aT)2MA¢==57359.87N×mm（4-24）M2+(aT)2MB¢==57359.87N×mm

21设计的最小直径dmin=28mmM'3A0.1[s-1b]57359.8730.1´60轴径dA===21.5（4-25）dA=dB=21.5<28mm；（1）疲劳强度校核初步分析I、II两个截面有较大的应力和应力集中，下面以截面I为例进行安全系数校核。轴材料选用45钢调质，sB=650MPa，sS=360MPa对称循环疲劳极限脉动循环疲劳极限等效系数s-1b=0.44sB=0.44´650=286MPa（4-26）t-1=0.30sB=0.30´650=195MPa（4-27）s0b=1.7s-1b=1.7´286=486MPa（4-28）t0=1.6t-1=1.6´195=312MPa（4-29）sj=2s-1b-s0bs0b=2´286-486486=0.18（4-30）jt=2t-1-t0t0=2´195-312312=0.25（4-31）截面I上的应力弯矩M1=1348.5´42=56637(N.mm)弯曲应力幅

22Mo=s=1=56637aW0.1´283=25.8MPa（4-32）弯曲平均应力sm=0扭转切应力TWt==T153860.2´283=3.5MPa（4-33）扭转应力幅和平均切应力ta=tm=t=3.5=1.75MPa22（4-34）D=30=1.07因在此截面处，有轴直径变化，过度圆角半径r=2mm，由d28，r=2=0.07d28和sB=650MPa，经查（查值法）ks=1.77，kt=1.31如果一个截面上有多种产生应力集中的结构，则分别求出其有效应力集中系数，从而取最大值。表面状态系数查得b=0.92(Ra=3.2mm,sB=650MPa)由附录表6查得es=0.88,er=0.81弯曲安全系数设为无限寿命，kN=1S=kNs-1boksbessa+jssm（4-35）=6.85=1´2861.31´25.80.92´0.88扭转安全系数

23S=kNt-1atkttbet+jttm（4-36）=55.6复合安全系数=1´1951.31´1.75+0.25´1.750.92´0.81SaSS2a+S2tS=t5.072+55.62=5.07´55.6（4-37）S=5.05>1.5[S]由以上计算说明，轴是完全符合要求的。4.1中间传动轴轴承的校核轴承选取为30206型圆锥滚子轴承，经查手册，轴承主要性能参数如下：r，C=43.2´103N，0YC0r=50.5´103NN=6000r/min（脂润滑），e=0.37，Y=1.45，0=0.9，计算步骤及结果如下：（1）确定轴向力：由于中间传动轴是竖直工作，而且轴上只有两个皮带轮，而且Fr1=1348.5NFr2=1348.5N（方向与Fr1相反）G=50N所以确定轴承2被压紧，故Fa1=Fr12Y（4-38）=1348.52´1.6

24=421.4NFa2=Fr1+G2Y（4-39）=471.4N（1）计算轴承1、2的当量动载荷Fa1=421.4=0.31£eFr11348.5Fa2=471.4=0.35£eFr21348.5查机械手册表13-5得X1=1，Y1=0X2=1，Y2=0冲击载荷系数fd，考虑中等冲击，经查fP=1.5当量动载荷（4-40）（4-41）P1=fP(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5´（1´1348.5+0´421.4）=2022.75NP2=fP(X2Fr2+Y2Fa2)=1.5´(1´1348.5+0´471.4)=2022.75N（2）算轴承寿命验算因P1=P2，只计算轴承I寿命106C（4-42）（4-43）Lh=n106=(r)eP110(43200)3（4-44）18002022.75=15015251>105h（3）静载荷验算

25X0，Y0查机械设计手册得X0=0.6，Y0=0.5当量静载荷P0r1=X0Fr1+Y0Fa1（4-45）=0.6´1348.5+0.5´421.4=1019.8NP0r1=Fr1=1348.5NP0r2=X0Fr2+Y0Fa2=0.6´1348.5+0.5´471.4=1044.8N（4-46）P0r2=Fr2=1348.5N取大者P0r1=1348.5N，P0r2=1348.5N安全系数S0正常使用滚子轴承。查得S0=2.5计算额定静载荷（1）许用转速验算C0¢r1=S0P0r1=2.5´1348.5=3371.25NC0r>C0¢r1（4-47）1载荷系数fCr1=43200=21.4（4-48）P1Cr12022.75=43200=21.4P22022.75经查f11=f12=0.85，载荷分布系数f2Fa1Fr1Fa2=421.4=0.311348.5=471.4=0.35（4-49）Fr21348.5

26经查f21=f22=0.8，许用转速N1=N2=f11f21N0=0.85´0.8´6000=4080r/min均大于工作转速1800r/min，故轴承满足要求。4.1中间轴的键的选择和校核根据轴的直径d=28mm，所以查表6-1得，选取平键b´h=8´7，选取L=28mm（比轮毂宽度小些）；键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[sp]=100～120MPa；取其平均值[sp]=110MPa；键的工作长度l=L-b=28-8=20mm；（4-50）键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5´7=3.5mm；（4-51）2T´1032´56637´103由sp===57.8MPa£[sp]；（4-51）kld3.5´20´28所以键的选择合适。4.2本章小结本章主要对割灌机的割灌部分进行了设计，由于割灌机所处的工作环境恶劣，所以对割灌部分要求简单、可靠且易于维护，应该依据此来设计。对于割灌机的割灌部分，最重要的是中间传动轴，其连接着动力输出系统和切割锯片，是割灌机能否正常工作的关键，本章对中间传动轴及其相关的零件进行了计算和校核。

27第5章驾驶台设计5.1方案确定结构如图5-1所示。

28图5-1驾驶台结构图1套筒2轧滚3棘轮4升降控制杆5转向控制杆6座椅7护罩8钢丝网驾驶台位于行走部分正上方，套筒1与行走部分的导杆相连接，轧滚2与行走部分的凸轮补偿机构连接，套筒1与轧滚2使驾驶台与行走部分水平方向相对位置固定，并使其且具有垂直方向的自由度，便于行走时平稳。升降控制杆4的下端与割灌部分的四连杆相连接，利用杠杆原理，通过掰动控制杆4上端手柄，实现割灌部分的垂直方向的升降，并利用割灌部分自重和棘轮机构3完成有级升降的固定。转向控制杆5也是利用杠杆原理，其下端通过钢丝拉线与行走部分的爪牙式离合拨叉相连接，控制离合器的离与合，从而实现差速转向。座椅6利用现有成熟技术，直接购买汽车驾驶员座椅，可根据驾驶员的身高进行调节，使其更方便、舒适的操作，同时减少了制造成本以及相关的设计计算。护罩7位与行走部分脚的正上方，将行走过程中产生一切烟尘、杂物与驾驶台隔离。钢丝网8位与驾驶台的前方，并与水平面成75度夹角，扩大了驾驶员的视野，并保障驾驶员在割灌作业过程中的安全。设计中考虑到结构林区实际状况，以及人机工程学原理，将驾驶台设计成结构简单、外观尺寸较小、防护能力强、安全可靠的结构。

295.1本章小结驾驶台是机器操作人员工作的地方，所以应该充分考虑其安全可靠性和舒适性;设计中的凸轮补偿机构是减少机构行走时带来的震动，钢管架和钢丝防护网对操作人员进行保护，座椅可根据操作人员升高进行调节，这些都是从安全、舒适的角度考虑设计的。第6章排障部分设计6.1方案确定结构如图6-1所示。

30图6-1排障部分结构图1排障杆2拉环3转轴4套筒5拉簧排障杆1位于驾驶台顶部，一端与套筒4焊接，并套在转轴3上，另一端悬空，伸出机器前方，工作时由绕转轴逆时针转35度，然后回到起始位置，完成一次排障过程。拉环2通过钢丝与排障杆1连接，连接点位于排障杆中间位置。排障作业时，驾驶员用右手向下拉动拉环2，即可带动排长杆绕转轴3转动，完成排障作业。转轴3位与驾驶台后方一跟立管上，一端与立管焊接，另一端与套筒4连接，提供排障杆作业时的支撑反力以及旋转中心。套筒4外部与排障杆焊接，内部与转轴连接，为排障杆提供铰接约束，并防止排障杆自锁。拉簧5一端连在驾驶台上，另一端与排障杆连接，提供排障杆回程所需动力。设计过程中参照了链式分料机构、平带式排障机构（哈尔滨林业机械研究所），由于本机安装位置及空间太狭小，无法安装链式分料机构。由于排障速度限制，无法使用平皮带式排障机构。故采用此排障机构。

316.1本章小结排障装置是一种更为人性化的设计，它为操作人员提供了良好的视野，让其可以更顺利的完成林区的割灌工作，保证了工作的效率。结论本次设计完成了：（1）林区自走式除草机整体设计，考虑到方案的可行性、实用性体积、重量、

32制造工艺、制造成本、人性化以及可操作性。（1）除草部分动力传动设计计算，以及具体结构设计。（2）对弯曲强度主轴进行设计计算，对轴承进行了强度校核。本次设计尚未很好解决的问题：（1）控制割灌部分升降的四连杆以及手闸工作的可靠性。（2）排障部分的结构设计。（3）各操作杆的人性化设计。通过这次比较完整的割灌机的设计，我认识到了单纯的理论知识学习和实际设计之间的差距。通过这次毕业设计既锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际应用问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图等其他专业能力的水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且使我的毅力，意志力以及耐力都得到了不同程度的提高。这些都是我希望得到的也是毕业设计的目的所在。虽然毕业设计内容繁多，过程繁琐，但我的收获也是非常的多。各种设计方案的适用条件，各种零部件的选用标准，我都是随着设计的不断深入而不断熟悉并学会应用的。从毕业设计中学来的这些宝贵的知识和经验，必然会让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。本次设计参考了许多资料，吸取了其优点，并在考虑我国实际的基础上完成了自走式除草机的设计，表达了自己的设计思想，完成了设计任务。但是由于缺乏生产和设计经验，问题一定很多，这些都需要老师改正，使之更合乎生产实际。参考文献[1]梁桂清.我国除草机的现状和发展前景[J].广西机械,2000(1):24-25.

33[1]许汶祥.新型除草机的设计研制[J].林业机械与木工设备,2002,30(2):10-11.[2]刘晋浩,王丹.谈国内外人工林抚育机械的现状及发展趋势[J].森林工2006,22(3):13-14.[3]王燕,王述洋.除草机械发展现状及趋势[J].林业机械与木工设备2007,10(35),4-5.[4]刘勤,黄晓山,刘易善,刘玉敏,李东玫.2G-200型悬挂式除草机的研制[J].林业科技,2002,(5).[5]陈永康.2GB-081型背负式割滩机的研制[J].林业机械与木工设备.2002,3:10-11.[6]刘冬梅,阮凯林.新型自走式除草机结构分析[J].林业机械与木工设备2007,12(35),18-19.[7]丁玉兰.人机工程手册[M].化学工业出版社，2008[9]朱龙根.简明机械零件设计手册[M],2002[10]陆元章.现代机械设备设计手册[M],机械工业出版社，2000[11]罗圣国.机械设计课程设计手册[M],高等教育出版社，2007[12]毛谦德.机械设计师手册[M],机械工业出版社，2006[13]徐灏等.机械设计手册[M],机械工业出版社，2003[14]MotoTanaka,SeijiSato.FXSeriesGeneral-PurposeWire-CutElectrical-DischargeMachines.[15]TamitsuKimura,KatsunoriSawahata,TakahiroSsto.DevelopmentofHighPerformanceCoatedWiceElectrodesforHigh-SpeedCuttingandAccurateMachining.