220 手推式剪草机的设计

手推式剪草机的设计

1 技术任务书

1.1 设计的依据

剪草机械至今已有100多年的历史，目前人们普遍使用的是电动剪草机械。由于剪 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 指标要求较高。现在的剪草机多使用内燃机作动力，排气污染量相对于汽车的较少，但 其噪声危害却很大。美国 EPA(美国环境保护局)及欧盟对割草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 。

手推式剪草机主要利用滚动的轮子带动机械运动。手推式剪草机结构简单，连接平 稳，噪音极小，并且操作十分容易，既给使用人带来方便，也给周围的人带来舒适，安 静的环境。

1.2 产品的用途及使用范围

目前市面上的剪草机大多需动力引擎，这会产生较大的噪音，带来环境污染，在办 公和学习的地方，这种需动力引擎的剪草机就显得非常不受欢迎。由于动力引擎剪草机 有动力装置，保养，维护费用较高；同时动力引擎剪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 作很不舒适。虽然，动力引擎草坪剪草机剪草效率较高，剪草效果较好，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，我们决定设计一种无引擎驱动，无噪音污染，剪草高度可调节，轻便简 洁，操作方便和美观实用适用于一般用户的草坪剪草机。

该产品主要用于家用，及面积不大的草坪修剪。无需引擎，可谓绿色环保的剪草机。 对提倡环保的地域，是理想的剪草工具。

1.3 主要技术指标和重要技术参数

1.3.1 该手推式剪草机的总体设计参数

外形尺寸： 586369200mm ′′ 输入功率：149.1W 轮子转速：113.04/min

r 力矩： 12334.57 T N mm

= g 轮

净质量： 30

M kg ￡ 变速要求：单级刀具，一固定刀片和一活动刀片相互运动 单根剪草载荷： 0.5 f N = 同时剪草量： 500 N ￡ 根

1.3.2 该手推式剪草机的刀具设计参数

表 1-1 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 式剪 草机

往复 切割 240mm 20mm 单动

860r/min

平形

149.1W

113r/min

1 人

30kg

1.4 主要工作原理

本次设计的手推式剪草机主要利用轮子运动传动变速箱中的齿轮实现刀具的往复 运动的功能。手推式剪草机由变速齿轮、端面齿轮、拨杆和剪刀等构件组成，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。由于剪草机变速变矩范围不够大，因此 在刀具的选择上尤其注意以提高剪草机自身效率为重要原则。

剪草机工作时由人推动机器行走，从而使剪草机的后轮1传动，带动与其同在一根 轴上的大齿轮2传动，通过齿轮 2与齿轮 3组成的增速机构使速度得以提升，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，完成剪草动作。如图1—1所示：

图 1—1 机器的运动简图

1.5 国内外研究现状

1.5.1 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剪草机，该产品的问世 在英国受到了广泛的欢迎，随后传人美国。1868年，美国第一台剪草机取得专利，美国 的草坪业也由此起步。不过几年，便有37项有关剪草机的发明获得专利。到1881年， 总共有 4 万多台剪草机被生产和销售 。最初的剪草机均为人力驱动；1890 年，在英国 开始设计有动力驱动的剪草机。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剪草机专利， 尽管剪草机由汽油机驱动， 但整个装置仍由马拉行走。

在草坪修剪机械发展的历史上，第二次世界大战是一个转折点。在20世纪30年代 前后，每年生产的各类剪草机数量约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，促使草坪修剪机械得到迅速发展，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，剪草 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 。剪草机在数 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剪草机诞生； 1978 年，C1arence Noke 研制出了一种可进行草坪修剪编程的剪草机" ；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，Lawn 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。

我国生产剪草机起步较晚，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，草坪剪草 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年的剪草机 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， 剪草机进口量在3．16万台左右；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 1．2 亿～1．3 亿元人民币，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 。

1.5.2 常见的剪草机械分类

剪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。其中以小型汽油机作为动力的较为普遍，而柴油机多用于大型的剪草 机械，如牧场的割草机；按剪草时刀片运动的方式可分为滚刀式、旋刀式和剪切式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。剪草机的剪草幅宽一般为400～lO00mm， 剪草高度从15～lOOmm有几个调节挡位 。

1.5.3 常见几种剪草机械剪草原理

（1）滚刀式剪草机

其由带有刀片的滚筒和不动的床刀组成。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剪切而 将草茎剪断。滚刀式剪草机剪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3～ 12片不等；滚刀的转速越高，切下的草也越细。滚刀式剪草机是高质量草坪最常用的剪 草机型，适用于草高3～80mm 的草坪，其价格贵，维修保养要求严格。

（2）旋刀式剪草机(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 条形剪草刀或多把剪草刀在水平刀盘上，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 25~80mm 范围内剪草，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剪草机。

（3）甩刀式剪草机

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，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）甩绳式剪草机

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。

1.6 已经考虑过的若干方案的比较

1.6.1手推式剪草机的工作设计方案

我们所设计的手推式草坪剪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。因执行修剪草 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剪草机的组成框图，如图1—2所示。

图 1—2 手推式草坪剪草机的组成框图

1.6.2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，除了要完成剪草动作外，还要承受操作者的自重，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）用割的方式

即用刀将草截断。但草柔软，且一端自由，采取割的方式将草截断较难实现。 （4）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，但效果不好。

（5）用剪的方式

即用刀将草剪断，用两个刀片作相对运动的原理较易将草剪断，且不需要很高的速 度。因此，我们选择设计成手动式剪草机。

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往复移动，由于剪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剪 草动作，可以用手推剪草机向前行驶，靠剪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剪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 坪剪草机只需要一项运动形式变换功能（即转动变直线往复移动），所以，不必列出矩 阵表后构型。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。

1)曲柄滑块机构 2）直动推杆盘状凸轮机构

3）齿轮齿条机构

图 1—3 机构运动简图

1.7 关键问题及其解决办法

1.7.1 增速机构的设计选择

增速机构是传递动力及变速的核心机构。它的速度变化直接改变刀具的剪切运动。 我的手推式剪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 1—4所示：

图 1—4 圆柱凸轮传动机构

1.7.2 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 于转换机构的运动输入构件作定轴转动，这样在剪草机动力输入构件轮子和转换机构的 运动输入构件之间，可以采用链传动，带传动和齿轮传动。为了使所设计的剪草机结构 紧凑，可以采用齿轮传动。而齿轮传动有直齿原著齿轮传动，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，应用到剪草机械中，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，也会使剪草机支撑结构复杂。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，同时剪草机的速度不高，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1—5所示：

1) 带动齿轮增速的曲柄滑块机构 2）带齿轮增速的直动推杆盘状凸轮机构

3) 带齿轮增速的齿轮齿条机构

图 1—5 机构运动简图

用异变法实现刀具剪草运动方向与剪草机行进方向垂直，由于刀具的剪切运动方向 与剪草机行进方向垂直，图 1-5 中 1）和 2）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构型。

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1—6所示。

图 1—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1—7所示。

图 1—7 圆柱凸轮传动机构

在图 1—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（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 1 l

应该比 2 l 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7，图4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剪草机的运动转换机构。

但是，我们还希望所设计的剪草机能实现剪草高度的调节。要实现此调节功能，在 图 1—7 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动，易于实现剪草高度 的调节。

1.8 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剪切原理，结构紧凑，体积小，质量轻， 噪音小、无污染，使用方便、灵活，适合小面积草坪的剪草处理；

无需引擎驱动，使用安全、可靠，便于维护；

剪草的高度可在 1—20mm 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，使剪 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；

剪草的效果较理想，且成本低，是小面积草坪修剪的首选产品。

1.9 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，解决了手动剪草机工作效率 不高的问题；

（6）采用端面凸轮机构（运动形式转换机构），将转动转变为直线往复运动，从而满 足剪草运动要求，形状类似冠轮，解决了端面凸轮加工难的问题；

（7）采用的剪草高度调节机构，解决了目前手动剪草机不易实现高度调节的问题； （8）产品成本（制造和使用成本）低，符合广大用户购买能力的要求。

2.设计计算说明书

2.1 设计方案论证

2.1.1手推式剪草机的设计原理

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，最终输出往复剪切运动。总体方案设计如图2—1所示：

图 2-1 总体方案设计

2.1.2 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 决了手动剪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，从而满足剪草运动要求，形状类似冠轮，解决了端面凸轮加工 难的问题。 采用的剪草高度调节机构， 解决了目前手动剪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。

我采用的剪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。

同时剪草的数量较多，在功率一定得情况下，剪得方式始终比割得方式效率高。蜗 轮蜗杆传动的割草机机构方案简图如图2—2 所示：

图 2—2 蜗轮蜗杆传动的割草机

2.2 齿轮的计算部分

2.2.1机构的动力计算

草坪上的草为特殊纤维材料，较易剪断，不需要太大的载荷。通过实际运用中割草 机械的分析，可以假设剪一根草所需载荷为 0.5 f N = ，同时剪草数量最多为500根。可 得F=250N ；端面齿轮上所受力的大小为： 12 125 F F N

== 轮子提供转矩带动剪刀，进行机械运动。假设轮子的直径为 200 D mm = ；轮子周长 为 628.3 C mm

= 。

假定人的正常行走步数为 500/ mm 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 1

21 f f P P F v ==′ 1 72.5 f P W

= 轴I 上的所传递的功率大小为：

12 ()

138.9 f f P P P W

h I + =

= 轴 P 上的所传递的功率大小为： 12 146.1 P P W h h I == P ?

轮子所传递的功率大小为：

2

149.1 P P W

h =

= P

轮 2.2.2齿轮设计思路及要求

手推式剪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： 2 m = 。 （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。 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。 （3）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。

（4）手推式剪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。 由于汽车变速箱的工作特性，使得轮齿的载荷是波动的，对于这种不稳定载荷的情 况。

从以上四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。 2.2.3.齿轮设计过程 （1）输出转矩设计：

转速

113.04/min 0.560 C n r == ′ P 轴I 上的转速 339.12/min

n n i r I =′= P

计算轮子传递的转矩 6

9.5510 P T n =′′ 轮

可得： 12334.57 T N mm

= g 轮

轴I 上的转矩为:

12

3911.09 T T N mm

i h h I =

= ′ P

g （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

剪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，大齿轮齿数： 211 69 Z uZ iZ

=== （3）基本参数的选择 试选载荷系数： 1.6

t

K = 选择的齿宽系数为： 0.8 d f

= 查得弹性系数为： 189.8 E Z Mpa = 按齿面硬度查取接触疲劳极限：

小齿轮： lim1 720 H MPa s = , 大齿轮： lim 2 580 H MPa s = ； （4）计算应力循环次数N

假定工作机载荷有轻微冲击，每星期左右修剪一次草坪，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： 11 60 h

N jn L = 可得：

8 1 1.49210 N =′ 大齿轮的应力循环次数为：

7

1 2 3.7310

N N 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 1.02 HN K = , 大齿轮 2 0.92

HN K = 接触疲劳强度安全系数 [ ]

1.0

H S = 有公式：

[ ] [ ]

1lim1

1

591.6 HN H H H K MPa S s s == （1）

[ ] [ ]

2lim 2

2 662.4 HN H H H K MPa

S s s =

= （2）

试算小齿轮分度圆直径 [ ] 2

1 3 1

2 1 E H t H KT Z Z u d d u f s ?? ± 3′ ?÷ ?÷ è? （3）

可得： 1 22.17

t d mm = 为了保证制造工艺简单，取 1 40

t d mm =

模数：

1 1 1.74()

d

m mm z == 取标准模数 2() m mm

= 小齿轮分度圆直径： 11 46 d mz mm == 大齿轮分度圆直径： 22 138 d mz mm

== 大齿轮齿宽 21 36.8 d B b d mm f

=== ,圆整取 37 b mm = ； 小齿轮齿宽 1 42 B mm = (加宽5mm) 中心距

( )

12 92 2

d d a mm

+ =

= 小齿轮齿全高 1

11 2 2.5 4.5 a f h h h mm

=+=+= 大齿轮齿全高 2

22 2 2.5 4.5 a f h h h mm

=+=+= 齿轮的相关参数如下表所示：

表 2-1 齿数表

（6）计算载荷系数 K 查得使用系数 1.25

A K = 圆周力 1 1 2 170.05 t T F N d == ，

1.25170.05 5.74 37 A t K F N b mm ′ == 查得动载荷系数 1.17 V K

= 查得齿间载荷分配系数 1.2 H K a = , 1.2

F K a = 查得齿向载荷分布系数 1.39 K b = , 一般经仔细跑合，取 1.2

H F K K b

b == 齿轮 齿数 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

计算载荷系数

2.034

A V H H K K K K K a b == （7）修正计算： 3 3 11 2.034 4043.33 1.6 t t

K

d d mm K 3== 已取 1 4643.33 d mm mm

=> ,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= 1.25 1.17 1.2 1.2 2.034

A V F F K K K K a b

=′′′= 小齿轮传递的转矩 1 3911.09 T N mm

=· 查得齿形系数 1 2.69 F

Y a = , 2 2.24 F Y a = ?应力修正系数 1 1.58 S Y a = ， 2 1.75 S Y a = 查得弯曲疲劳寿命系数：小齿轮 1 0.85 FN K = ,大齿轮 2 0.90

FN K = 按齿面硬度查 得弯曲疲劳极限 lim F s ： 小齿轮 lim1 620

F MPa s = , 大齿轮 lim 2 450 F MPa

s = 计算弯曲疲劳许用应力 [ ]

F s

取弯曲疲劳强度安全系数 [ ]

1.3

F S = 由公式

[ ] [ ]

1lim1

1

FN F F F K S s s = ,可得

[ ] 1 405.4 F MPa

s = 由公式

[ ] [ ]

2lim 2

2 FN F F F K S s s =

，可得 [ ]

2 311.5 F MPa

s = 齿根弯曲应力

[ ] 1

111 1 1 2 80.5 F F S F KT Y Y MPa bd m a a s s =

=￡ g g [ ] 1 211 2

1 2 74.2 F F S F KT Y Y MPa bd m

a a s s ==￡ g g 结论:计算可得弯曲疲劳强度足够。

2.3 轴的计算部分

2.3.1手推式剪草机中轴 P 的设计 （1）选择轴

P 的材料 该轴无特殊要求，选择45钢调质处理， 640 B MPa s = 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 116

C = 根据公式 5%

1 3 3 min

2 1 0.1389 1168.6159.05 339.12 P d C n ===? 加 ，取 min 2 10

d mm = （2）轴

P 的结构设计 轴

P 上零件的轴向定及位周向定位。 从左轮子连接处向右取：

1012141210 mm mm mm mm mm ???? 。

考虑轴的结构工艺性：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

P 的强度演算 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： 12334.57 T N mm

= g 轮

齿轮端面分度圆直径： 22 2 69138()

cos cos 0 n

m d z mm b === ° 圆周力：

2 2 170.05()

t T

F N d == 轮 径向力：

tan tan 20 170.0561.9()

cos cos0 n r t F F N a b ° === °

轴向力： tan 0() a t F F N b =′= 受力简图如3—2所示：

图 2—3 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：

122.569 30.95() 122.5122.5

r a BV F F F N ′+′ =

= + 30.95()

DV r BV F F F N =-= 截面C 处的弯矩为： 122.53791() BV CV M F N mm =′= g

左 122.53791()

DV CV M F N mm =′= g 右

图 2—4 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：

122.5 85()

122.5122.5

t BH F F N ′

=

= + 85()

DH t BH F F F N =-= 截面C 处的弯矩为： 122.510412() CH BH M F N mm

=′= g