(完整word版)往复切割器说明书

1 引言
1。

1目前国内畜牧业现状
近几年来，随着畜牧业迅速发展，草原畜牧业中过度放牧和草原过载现象十分严重，形成了草场退化、沙化和碱化,导致草场生态环境恶化，使饲草需求与饲草供给的矛盾更加突出，严重制约了畜牧业的健康发展.另一方面我国草业发展带有比较突出的地域性特点，牧草种植基地大多位于黄河流域及华北、西北，而牧草销售市场多位于华东、华南的奶牛、肉牛饲养密集区。

由于草场分布不均，部分地区因季节性牧草过剩得不到合适的处置而被废弃，浪费了资源，也污染了环境。

目前，我国每年贮草量仅能满足抗灾保畜需要的15%一25％，由于饲草不足造成的牲畜死亡率为5%一6%，有的甚至高达10％。

因此，大力发展牧草生产机械化技术，对恢复草场植被，改善草原生态环境，迅速恢复和提高草原生产力，发展畜牧业至关重要。

1。

2牧草机械的发展现状及发展趋势
国家“十五”计划纲要强调畜牧业的结构调整应该发展食草畜牧业，一些地方已把退耕还草和牲畜养殖作为一种产业。

在“十五”初期全国将建成40多个草场牧业示范项目，160个牧区开发示范项目，建立高质量的草地围栏867万公顷，草地保留面积.02亿公顷，并逐年加大资金投入.草多了，农牧民的工作繁重了，急需加快我国畜牧机械的产业化进程.不仅如此，中国加入WTO后,周边的许多国家，像韩国、日本都是饲料资源短缺的国家,国际市场对牧草、秸杆等饲料的需求会大幅增加。

加入WTO，我国资源成本相对较高的种植业面积可能会适当减少，种植业效益比较下降将促使土地资源和农业生产结构向畜牧业、草业等方面调整，牧草生产和加工产业将面临新的机遇。

“十二五”期间,内蒙古将通过加大草原保护与建设力度，建设全国最大的天然草原保护与治理示范区.通过建立基本草原保护制度，继续实施退牧还草、风沙源治理等生态工程，并采取休牧、轮牧、禁牧等措施,力争到“十二五”末将草原植被盖度提高到４５%。

因此,加快我国我区的牧草秸杆的产业化进程,能为我国我区增加出口创汇,成为国民经济大产业，这在发达国家如美国、加拿大及欧洲的一些国家已得到证实。

1805年英国工程师托马斯·普拉克内特获得了第一台割草机的发明专利，那是一台装有环形刀身的笨重机器,而且运转不很理想。

在1830年由埃温·马丁制造的割草机类似于今天使用的手扶滚筒割草机。

国际著名的农机生产商如美国纽荷兰(NweHollnad)、约翰迪尔(JohnDeer。

）、凯斯公司,英国福格森公司，韩国成元公司，德国威格公司和前进公司的收割机都己系列生产，这些设备无论在机械结构、动力配套、液压系统还是控制系统设计方面都处理的很成功，一些新的设计理论、最新科研成果的应用在这些机械上都有体现，例如在控制系统方面，单片机、可编程控制器P(LC)、工业控制机控制（PIC)等的自动控制手段都得到应用。

如美国纽荷兰生产的八个圆盘旋转式割草机八个圆盘不仅能高效率地割草，还利用成对配置的胶辊，以恒定压力立即将牧草压扁，在地上铺放成草条，使其在自然条件下快速干燥,以便打捆或存储。

再比如美国纽荷兰公司生产的616和617型圆盘割草机多为拖拉机牵引，并转有起保护作用的脱钩安全器，为使
割刀接近地面进行作业，所有机器上装有可调节的浮动系统，从而使割刀与地形相近，降低割茬高度。

JF，北欧领先的牧草收割机制造商。

JF圆盘收割机，以其操作简单、维修方便、独特的防碰撞装置、先进的挂钩装置和合理高效的压扁装置，减少机械对牧草留茬的压力，使牧草更快、更健康再生，收割效率业界领先，以尽可能低的成本产生尽可能高的效益。

1。

3 国内割草机械存在的不足
由于我国的牧草收割技术设备与发达国家相比有很大差距,而且多为仿造产品，品种不齐全，主要的工作零部件结构参数选择不当，生产技术不成熟，设备质量欠佳,远不能满足日益扩大的国内草产品生产加工设备市场需要。

‘提高国产收割机的质量，开发新结构，无疑会对畜牧业发展起到革命性作用.虽然市场上国外产品质量较好，但价格太高，每台牧草收割机售价在10万元至几十万元以上，不适合国内消费水平，所以开发性能良好、自动化程度高、外型轻巧美观而且价格适中的国产收割机将是我国牧草收割设备的关键机械之一，对促进饲草产业化进程会起到举足轻重的作用.
我国现有的割草机跟国外先进设备相比还存在着许多问题。

一些发达国家的收割机自动化程度很高，美国John Deeer 1209型割草机的自动控制、自动检测技术很先进，从提供给用户的故障分析及维修材料看，其技术很完善，性能很好.荷兰的HERDER公司、英国的Rolbe公司相继开。

发出水中割草机，其液压系统、U型切割器和驱动系统都很新颖。

而我国由于研究人员较少,投入的资金短缺，一直以来较落后于发达国家。

近几年来，国家开始大量投入人力、物力研究此技术，虽然取得很大进步，但仍然存在很多问题:
（1)现有的割草机类型不适合收割各种草种，不适应各种地面的要求。

(2）割茬高度较高，牧草损失较大.
(3)刀片耐磨度低,换刀次数频繁。

(4）刀具变形次数多，受力分析不够精确。

（5)割草质量还不够理想,割长草时常有漏割现象.
（6）结构设计不够准确，受力不均衡。

（7)选用适合的材料，降低机架的结构重量。

（8）机器的仿形能力差，运动不平稳。

1。

4 设计的目的
我国由于研究人员较少,投入的资金短缺，一直以来较落后于发达国家。

近几年来，国家开始大量投入人力、物力研究此技术，虽然取得很大进步.但我国的牧草收割技术设备与发达国家相比还有很大差距.目前，使用的割草机多数是往复式割草机，由于它的切割性能较好,功率消耗低，价格便宜,使用调整方便等特点，在生产上得到普遍应用,往复式切割器式割草机适用于收割天然牧草和种植牧草，具有割茬低而整齐、牧草损失少、便于调整使用等优点.但当作业速度大时,震动较大，零件容易损失或损坏.切割高产或湿润牧草时，常产生堵刀现象.基于以上缺点,我们确定往复式切割器试验台的设计研究项目,考虑到往复式切割器切割过程中的一些不足，故
通过往复式切割器试验台的设计来测试往复式割草机切割器的工作性能。

1.5设计的内容
本文主要研究往复式切割器试验台设计的切割器调整机架部分部分，因为往复式切割器式割草机作业速度大时，震动较大，零件容易损失或损坏.切割高产或湿润牧草时,常产生堵刀现象等一些缺点和不足主要集中在切割器部分，故此为核心设计部分，通过设计往复式切割器随试验台的整体移动和配合关系，来检测往复式切割器在不同切割速度和行走速度时在土槽试验台上的工作性能，以及加传感器测试割刀的振动,以及受力情况。

其主要设计内容如下：
（1）以现有的往复式切割器式割草机的切割作业过程为理论基础，确定出往复式切割器的工作性能。

（2）通过了解现有往复式切割器的各种类型的结构特点，确定所要研究的切割器的设计结构方案，设计参数，绘制技术图纸。

（3）参照其他农用机械土槽试验台的设计确定出往复式切割器试验台的主体结构和设计参数
（4）通过设计计算确定动力输出方案、传动装置、切割器驱动机构和切割器调整机架的升降装置，切割器倾斜调整机构。

（5）以满足实验效果设计焊接试验台机架
2 方案的确定
2.1 割刀驱动电动机的选择
关于YCT系列电磁调速电动机的说明：
YCT系列电磁调速电动机是一种简单可靠、价廉交流无级调速装置.它由Y系列三相电动机、电磁转差离合器和控制器组成，电磁调速电动机广泛应用于恒转矩载场合，特别适宜在递减转矩负载中使用（例如离心式风机和水泵），有较明显节电效果。

它能在规定的告诉范围内均匀地无级调速、并能输出额定转矩。

电机在运行中，当负载转矩变动时，可通过控制器的速度负反馈系统自动调节离合器的励磁电流,使输出转速基本上保持不变。

基本原理:YCT系列电磁调速异步电动机的无级调速是由电磁铁转差离合器来完成的，它有两
个旋转部分，圆筒形电枢和爪形磁极,两者没有机械联接，电枢由拖动电机带动并与同步旋转，当激磁线圈通入直流电后，工作气隙中产生磁场，电枢切割磁力线产生感应电势并形成涡流,由涡流产生的磁场与磁极磁场相互作用，产生电磁力，使爪形磁极和电枢作同一方向旋转(但始终保持一定的转速差)，从而输出转矩，输出轴转向与拖动电机方向一致，改变激磁电流的大小，可以方便地调节输出转速。

特点：
1、交流无级调速，具有速度反馈的自动调节系统，速度变化率低于百分之三.
2、结构简单、使用维护方便、价格低廉。

3、无失控区、调速范围广，最大可达十比一。

4、控制功率小，便于自控、群控、遥控。

5、起动性能好,起动力矩大，起动平滑.
产品规格及技术数据
图1
用于电磁调速电动机的控制器是一种带有速度负反馈的可控硅调压装置,供给电磁转差离合器励磁线圈激磁功率。

反馈量的大小可以在控制面板上进行调整，以适合不同机械特性硬度要求。

本控制器只作单台电机的手动操作调整。

型号JD1A-11JD1-40JD1A-90电源电压、频率—220V 10% 50—60Hz 最大输出定额（直流）90V 3.15A90V 5A 90V 8A 可控电机功率0.55-11KW15-40KW45—160KW
图2
根据设计所需我们选择JD1A—11电磁调速电动机控制器满足要求。

由于往复式切割器的割幅功率消耗为1.5kw/m,所选切割器的割幅为2。

1米，故所要消耗的功率为p=1。

5 ×2.1=3。

15 kw,为了满足调速的目的，选择YCT系列电磁调速电动机，考虑到带传动装置、轴承装置、曲柄滑块机构的功率损耗
带传动的效率ηd=0.95,轴承效率ηc=0。

92，总效率η=0。

92×0。

95=0。

874 ,p0=p/η=3。

15/0.874=3.604kw ，由此电动机所需的功率至少为3.604kw才能满足切割要求。

从上面的YCT电磁调速电动机中我们选择型号YCT180-4A，拖动电动机功率4kw,调速范围为125—1250r/min，额定转矩25.2N·m，实际上由于带传动带速要求的限制，电动机的调速范围仅限于955 r/min至1259 r/min。

由带的传动的传动比为1。

3，可得曲柄的调速范围为735 r/min至961 r/min.由切割器割刀的平均速度计算公式Vp=rn／15 由此可得Vp的调节范围为1.87m／s至2.44m／s.曲柄连杆机构驱动的割刀，其割刀平均速度为1。

6m／s至2。

0m ／s。

高速割草机的割刀平均速度达2。

0m／s以上。

2.2 小架升降机构的选择
丝杆升降机，SWL系列蜗轮四杆升降机是一种基础起重部件，符合JB/T8809—1998（原JB/ZQ4391—86)标准.承载能力2.5—120T。

具有结构紧凑、体积小、重量轻、动力源广泛、噪音小、安装方便、使用灵活、功能多、配套形式多、可靠性高、使用寿命长等优点。

用途该产品可广泛用于机械、冶金、建筑、化工、医疗、文化卫生等各个行业。

能按一定程序准确地控制调整提升或推进的高度，可以用电动机或其它动力直接带动，也可以手动。

最高输入转速1500r/min，最大提升速度2.7m/min。

有不同的结构型式和装配方式，提升高度按用户的要求制造.该装置可以自锁
根据小架升降的要求选择SWL2.5型丝杆升降机作为小架的升降机构，同时满足了切割器的升降以改变割茬高度
图4
2。

3 切割器驱动机构
往复式切割器的驱动装置使割刀实现往复运动，常采用曲柄连杆机构、摆环机构、曲柄摆环机
构或液压马达。

曲柄连杆机构曲柄转速一般为750至1000r/min ，由它驱动的切割器割幅可以达到2m 以上。

曲柄滑块机构由曲柄，连杆和割刀组成.曲柄回转时通过连杆带动割刀作往复运动。

连杆有木制和金属制两种,通常采用木制连杆,当割刀阻塞时连杆可能折断,保护其他零件不受损伤。

又由于曲柄滑块机构机构具有结构简单、制造容易、造价低廉等，基于以上的原因选择曲柄滑块机构为切割器驱动机构。

示意图:
o
A
B
ωt
ω
x
y
图5
2.4倾斜调整机构
当地形状态不同时，用来调节切割器仰俯.一般在平地工作时，切割器可水平或下俯，以利于低割。

地面不平时,切割器应上仰，避免护刃器插入土中。

调节范围：上仰角为15°,下俯角5°－10°。

结构示意图如下：
图6
2.5 传动装置的设计
这里我们选择了带传动，带传动不仅满足传动比的要求，而且因电机速度较高，带传动还有缓冲吸震，过载保护的作用。

V带传动允许的传动比大,结构紧凑,大多数V带均已标准化。

V带轮因基准直径较小，选择实心式，材料为HT150。

采用的带传动的张紧是定期改变中心距的方法来调节带的初拉力,使带重新张紧。

2.6测试部分
为了达到试验台设计的目的，需要对一些参量进行测量，这里需要测量的量有轴上的转矩，连杆的受力,动刀片的线速度和振动以及受力状况。

安装传感器进行测量。

测试轴上转矩，运用磁电式传感器，简称感应式传感器。

它把被测物理量的变化转变为感应电动势。

动刀片的振动，使用的事电涡流传感器,该传感器的工作原理是电涡流效应。

连杆的受力的测量用压电式传感器,压电式传感器的工作原理是物质的压电效应
动刀片的线速度的测量,用到两个光电传感器.
在动刀片上加一个应变片以测量动刀所受的力，分析其受力情况.
在调整架的顶部安装一个高清摄像头，用于监测观察割刀运动的状况。

3 传动装置的设计
3.1割刀驱动带传动的设计
由前面的方案确定中已选择的变磁调速电机的电动机的功率为p=4kw，转速可调范围为125至1250转每分钟，传动比设为1。

3
1.确定计算功率p ca
由工况系数表查得工作情况系数K A=1。

1,故p ca＝1。

1×4＝4.4kw
2.选择V带的带型
根据p ca、n可由选型图选用A型带
3。

确定带轮的基准直径d d1，取小带轮的基准直径d d1＝100mm
验算带速V max＝πd d1n max/60×1000＝3。

14×100×1250/60×1000＝6.54m/s
V min＝πd d1n min/60×1000＝3。

14×100×125／60×1000＝0.654m/s 因为带速要满足5m/s﹤V﹤30m/s ，故最小转速不满足带速要求。

要满足带速要求的最小转速为
n＝60×1000×5／πd d1＝60×1000×5／3.14×100＝955r/min
由此可得电动机的调速范围只能为955 r/min至1250r/min才能满足带速要求。

计算大带轮的基准直径。

d d2= id d1=1。

3×100＝130mm
由普通V带轮的基准直径系列表选标准值132mm。

4．确定V带的中心距a和基准长度L d
由公式0.7（d d2+ d d1）≤a0≤2（d d2+ d d1）初定中心距400mm。

计算带所需的基准长度
L d0≈2a0+（d d2+ d d1）×π/2 + （d d2—d d1）2/4a0
＝2×400+3.14×2×(100+132）+(132-100）2/4×400
＝1164.88mm
由V带的基准长度系列表选取带的基准长度L d＝1120mm
a= a0+（L d- L d0)/2=400+（1120-1164。

88）/2=377.56mm
a min=a—0.015 L d =377。

56—0。

015×1120=360.76mm
a max=a+0。

03 L d=377.56+33。

6=411。

16mm
中心距的变化范围360。

76mm至411.16mm
5。

验算小带轮上的包角α1
α1 =180—(d d2—d d1)×57。

3°／a＝180—(132—100）×57。

3°／377.56≈175°≥90°6。

计算带的根数z
计算单根V带的额定功率p r。

由d d1=100mm和n=955r/min至1250r/min,查表得p0=1.14kw
由n，i和A型带，查表得Δp0=0.10kw
查表得Kα=0。

99 K L=0.91
p r =（p0+Δp0）×Kα×K L=（1.14+0。

10）×0。

99×0.91=1.12kw
计算V带的根数z z= p ca/p r=4.4/1.12=3.92
取四根
7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min
由表查得A型带的单位长度质量q=0。

1kg/m,
又由于调速电机的原因取大带轮的一个基准转速860r/min。

由传动比为1。

3可得小带轮的转速为1118 r/min
可得V=πd d1n/60×1000=3。

14×100×1118／60×1000＝5。

85
所以；
（F0）min=500×（2.5- Kα）p ca /zv Kα+qv2
=500×(2.5-0。

99) ×4。

4/0.99×4×5.85+0.1×5。

85×5.85 ＝143。

4+3。

4
=146.8 N
应使带的实际初拉力F0≥（F0)min
8。

计算压轴力F p
压轴力的最小值为(F p）min=2z(F0）min sinα1/2
=2×4×146.8×sin175°／2
=1173.2N
9。

带轮结构设计
根据带轮的基准直径和带轮的转速，选取带轮的材料为HT150，因为转速不是很高,由于大小带轮的基准直径均不大，故均选实心式,带轮的轮槽与V带的型号相对应，V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使v带工作面的夹角发生变化。

为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40°,通常做成32°、34°、36°、38°，在这里我们选择34°。

大小带轮的结构尺寸示意图如下图所示
图7 小带轮
图8 大带轮
3。

2 割刀驱动传动轴的设计
1．选择轴的材料
由于轴作中等旋转在860r/min上下波动，故轴的材料选择45，调质处理
2. 初选轴的直径A0 =120 p=0.95×p0=0。

95×4=3。

8kw
由公式d≥A0
所求d应为受扭部分的最细处的最小直径,当轴上有键槽时，应适当加大轴径选轴的最小直
径为30mm。

3. 轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
图9
轴的基本结构如上图所示，从左至右每个轴段上零件的安装顺序为轴端定位圆螺母,带轮，滑动轴承（型号H2040），曲柄盘。

根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径
从左至右第一个轴段,为了满足带轮的轴向定位要求，第一个轴段安装定位圆螺母，型号GB/T 812 M30×1.5,圆螺母的右端用轴肩定位，定位轴肩的高度h一般为h=（0。

07～0.1）d,此处轴肩的高度选为2.5mm.第二个轴段用于安装带轮，左端用圆螺母轴向定位，轴肩高度为2。

5mm，第三个轴段安装滑动轴承（H2040），第四个轴段是光轴，第五个轴段安装滑动轴承，第六个轴段用于安装曲柄盘.
根据轴向定位的要求,如图不知所示，每段轴都要制出轴肩,安装圆螺母的轴段直径为30mm，应定位要求，第二段轴段用于安装带轮，轴端直径为35mm，第三和第五段安装滑动轴承，轴端直径选为40mm，光轴部分直径选为45mm，安装曲柄盘部分轴段轴径选为30mm。

3.按弯扭合成应力校核轴的强度
轴上受力分析
轴所受的力有带轮的压轴力，切割器运动的切割阻力经过连杆、曲柄作用在轴上的力,以及两个滑动轴承的支撑反力。

带轮的压轴力Fp＝1173.2N
将压轴力分解为X与Y方向
Fpx=Fp×sin15°＝1173。

2×sin15°＝303N
Fpy＝Fp×cos15°＝1173.2×cos15°＝1133。

2N
计算切割器运动的切割阻力经过连杆、曲柄作用在轴上的力
图10
F43为刀片切割阻力
F43＝N（1＋sinγ＋u×cosγ＋u）
γ＝arctan（tanδcosλ)
N—作物对刀片刃口的垂直作用力
u-刀片与作物茎秆间的摩擦系数
N＝1.5kg／m
U＝0.2
λ—切断角28°40′
δ—刃角18°-25°
经计算F43＝54N
θ＝arctan（16／49)＝18.6°
由力学分析如上图所示：
F43＝F23x＝F32x＝54N
F23max＝54／cos18。

6°＝57N
F23＝F12＝F21＝F14＝F41
F14y=F14×sin18。

6°＝18。

2N
F14x＝F14×cos18.6°＝54N
M＝F21×L＝57×36＝2052N·mm
带轮的压轴力Fp＝1173。

3N
将其分解为x，y方向的分力
F1v＝Fp×sin15°＝1173。

2×sin15°＝303N
F1H＝=Fp×cos15°＝1173.2×cos15°＝1133.2N 力学模型
图11 F1V＋Fc2v－Fc1v－F14y＝0
F1v×227－Fc1v×167＋F14y×149＝0
Fc1v＝428N
Fc2v＝143.2N
作出垂直方向上的弯矩图：
图12 Mvmax＝18180N·m
水平方向力学模型
图13 F1H＋Fc2H＋F14x－Fc1H＝0
F1H×60－Fc2H×167－F14x×316＝0
Fc2H＝305N
Fc1H＝1492。

2N
图14 MHmax＝67980N·mm
Mmax
·m
T1=950000P/n＝9550000×3。

8／860＝42。

192N·m
T2＝20.52 N·m
图15
图16扭矩图：T＝T1＋T2＝42。

192N·m＋20。

52 N·m＝62.712 N·m＝62712N·mm W=πd3÷32=0。

1×303=2700mm3
σca=
=29。

55Mpa
轴的材料为45钢，调质处理，由表查得［σ﹣1]=60 Mpa,因此σca＜[σ﹣1］，故安全。

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机械原理.高等教育出版社，2006.
致谢
借此论文完稿之际，我要感谢我的导师李林教授,数月来，在导师的精心指导和亲切关怀下，完成了该毕业设计的选题、设计,实施和完善.李林老师对学术的严谨和精益求精的工作作风给我留下了深刻的印象,受益匪浅。

在此我也要感谢我的班主任老师田海清老师，感谢田老师在思想上、学业上和人生态度等方面给予我的谆谆教诲，这些教导在我今后的学习和工作中将不断影响我和激励我。

由衷感谢曾经帮助过我的所有老师，衷心地感谢为评阅本论文而付出宝贵时间和辛勤劳动的老师和教授们！
最后,感谢我的同学，他们对本设计的各种有益建议和帮助,使我的设计在讨论中不断获得进展.另外，感谢我的亲人，在他们的帮助和关怀下才得以完成学业.。