图 5.1 四杆调幅机构 1 前轮；2 前轮摆臂；3 连杆；4 传动轴及割刀；
5 发动机；6 后轮摆臂；7 机器罩壳；8 后轮 工作原理：调节机构的固定铰接支承点固定在机器罩壳上，可绕轴心转动，即图上 的 01、O2 两点。当扳动调节手柄时，后轮摆臂 R2、K2 绕 O2 转动，并通过活动铰接 点 B、A 及连杆 S 带动前轮摆臂 R1、K1 绕 O1 转动，从而使割草机前、后轮的轮心 P1 和 P2 相对地面同时有升起或降落的趋势，带动机器罩壳上的固定支承点 O1 和 O2 跟 随起降，达到高度调节的目的。K1、K2 及 S 与 O1 与 O2 的连线则构成四连杆调节机构。 方案 2：轮子与机架固定调节刀具距离地面的高度。这种方法能保证刀具竖直向上 向上运动。其结构如 5.2，5.3 所示：
4.3.2 刀片固定轴的直径和长度的设计
刀片受力分析，根据 HR241 割草机的得到割草机的所受的的力矩为 2.1N.m，安全系
数取 1.44 M=2.93N.m
M=F×L 平均/2 F=11.8N
（4.4） （4.5）
P=FV=0.944KW
（4.6）
刀具连接轴的材料选择为 40Cr，调质处理。由机械设计表 15-3 得 A0=105
根据以上的要求选择刀具外形如图 4.1 所示：
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4.3 刀片连接装置的设计
图 4.1 刀具
4.3.1 刀片连接装置原理的设计
刀片要在行往工作场地时，可以不用旋转，节约能源；刀具与动力机断开时刀具应 在 3S 内停止。刀具与传动轴相联接的地方采用电磁式离合制动器。其结构如图 4.3 所示：
η行=η离合器×η带×η锥齿×η2
×η 直齿
13/2
轴承
=0.99×0.95×0.95×0.972×0.9813/2
=0.757
(3.3) (3.4)
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所以
Pw 刀=0.98Kw PW 行=1.02Kw
Pw=Pw 刀+Pw 行=2Kw
(3.5)
由此，选用汽油机功率为 2Kw，转速 3100 r/min 。
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第一章 前 言
1.1 概述
本次毕业设计的题目是随行旋刀式草坪割草机，排草方式为侧排式。本割草机的设 计要求符合 LYT 1202-1997 草坪割草机技术条件的所有要求。
割草机的动力源为汽油机，直接在市场上进行采购。在汽油机的带动下通过执行机 构带动刀具进行高速旋转，实现割草的功能。执行机构中带有离合器和制动器，实现割 草机在不割草的时候能独立行走。制动器能在切断离合器的电源时制动器开始工作，实 现刀具 3S 内停止旋转。割草机适应不同的工作环境，割草幅度的要求也不同，通过调 高装置实现不同割草幅度。割草的幅度的调节范围为 15mm—75mm 分为 15 档进行调节。 通过减速装置把汽油机的旋转速度降下来。在最后一根轴的带动下前轮做圆周运动，从 而实现割草机向前运动。割草机有在平地行走，在疏密不同的草地进行工作，因此需要 不同的行进速度，通过调节不同齿轮的啮合实现割草机不同的行进速度。割草机行走速 度分为 3 档，分别为 0.6m/s，1m/s，1.5m/s。 调高跟调档装置都是通过人工转动手柄 进行调节的。根据本国的工业现状、对割草机的需求和本人的水平设计的割草机转向调 节方式为人工调节把手通过万向轮实现转向。割草机的整体机架是采用焊接机架。
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图 2.1 割草机的传动原理图 图 2.1 为割草机的主俯视图的机械原理图，开启动力机人不能及时扶住手把，因此 需要通过离合器把动力传向一轴。一轴把动力分成两部分，1 通过离合器传给刀具，2 经过带轮传递给第二轴。因为轴的旋转方向竖直向下，行走动力要求是水平旋转，通过 锥齿轮，改变转向，动力传递给第三轴。割草机在不同的工作环境需要不同的行走速度， 三轴上装有三联滑移齿轮，调节不同的齿轮啮合得到不同的行走速度。因割草机的行走 速度比较小，汽油机的转速比较大，传动比比较大，并且需要改变轴的旋转方向，得到 割草机所需的正确地行走方向。因此中间还需要一级的齿轮传动。动力从四轴经过直齿 轮齿轮传给五轴，五轴传给割草机的前轮，带动割草机的向前行走。
1.2 行走传动系统的设计与选择
割草机的原动机具有很高的旋转速度，因此需要通过减速装置把旋转速度降下来。 减速方案有两种：1 带传动——锥齿轮——变速齿轮——变向齿轮；2 链传动—— 锥齿轮——变速齿轮——变向齿轮。两种方案在第一级的传动方式不一样，方案一种带 轮传动传动的结构简单，传动平稳价格低廉，和缓冲吸震作用。链传动无弹性打滑具有 准确的平均传动比，传动效率高作用在轴上的径向力比较小，能在比较恶劣的环境下工 作。链传动的缺点是不能保持恒定的传动比；磨损后易发生跳齿，工作有噪声不适合在 高速传动中。刀具需要动力机有较高的旋转速度，并且两套传动系统共用一个动力机， 需要减速传动系统对动力机冲击小。综合考虑后选择方案 1。 割草机的传动方原理图如图 2.1 所示：
（3.2）
割草机刀具工作过程中 Pd 刀 max=0.94KW；
预计割草机的质量为 60Kg，地面摩擦系数 0.6，割草机的轮子选用 D=400mm，最大
行走速度为 1.5m/s，割草机有时要爬坡因此取 Pd 行 max=0.772Kw；
效率η按下式计算：
η刀=η
2
×η3/2
离合器
轴承=0.99
2
×0.98=0.9605
1.主轴 2.键 3.磁轭 4.线圈 5.转子 6.离合制动片 7.制动块 8.牵引弹簧片组 9.刀坐 10 刀片 图 4.2 电磁式离合制动器
其工作原理如下： 主轴通过平键与转子相连，电磁铁与制动块通过螺钉与制动块固联并最终于机架固 联。离合制动片通过牵引弹簧片组与刀座相联。发动机与主轴相连，转子跟着转动，当 电磁铁处于断开状态离合制动片在牵引弹簧片组的作用下与压在制动块上，刀片处于制 动状态。合上电磁离合器电源。再点次日的作用下离合制动片与制动块相脱离，刀片解
d执行 ≥ A0 3√pn刀刀 = 7mm （4.7）
轴上开有一个键槽且 d≤100mm 轴直径增大 5%-7%轴直径选择为 8mm。最小直径在轴 与螺母相连接处。因该处的螺纹主要是固定作用，不传递扭矩。螺纹选择 M8。 轴的零件的装配方式方式，各轴段的直径跟长度如图 4.3 所示，轴的长度直径按定 位要求设计。
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脱制动，继而离合器制动片被吸合在转子摩擦面上，在摩擦力的作用下岁主轴转动刀片 处于工作状态，断开电磁铁电源离合制动片与转子相脱离，并在牵引弹簧片组及其重力 的作用下与制动块相结合，刀片处于制动过程，刀片很快停止。电磁式刀片离合制动器 依靠摩擦力来传递力矩，刀片工作时撞击到草坪中的边缘或者树桩石头等物体产生巨大 冲击时会使离合器在很短时间内因过载而打滑，从而防止转动件的损坏。
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第三章 动力机的选择
选择动力机机的内容包括：动力机的类型，结构形式，容量和转速。
3.1 选择动力机的类型和结构形式：
割草机在工作过程中连续工作时间比较长，行走范围比较宽广，有一定的冲击，可 以排除使用电动机。割草机在工作过程中所需的动力比较小，允许有小幅的震动，但噪 声不能太大，环境污染比较小，选择汽油机机。根据汽油机的价格，转速的要求，动力 要求，选用二缸汽油机。
1.1 执行机构的选择与设计
割草机工作时刀具刃部需要比较高的线速度，刀具工作时需要比较高的旋转速度。 因此动力从原动机传出后在不减速的状态下直接带动刀具进行旋转。割草机在驶往工作 场地时不需要刀具进行工作。割草机草在工作过程中有时会打到石子、树枝。如果刀具 直接跟动力机相连接，刀具容易崩刃，刀具的寿命不长，因此执行机构中的离合器执； 刀具与动力机相脱离时应实现 3S 内停止转动，执行机构中包含有制动装置。
4.2.2 刀片刃长的选择
根据割草机在工作过程中不产生漏割时应满足的条件参数，刀刃最小长度
L1min=60Vm/（Z×n）
（4.1）
其中 Vm 为割草机的前进速度； Z 为刀片总刃数；
n 为刀具的旋转速度。
L1min=60×1.5/(2×3100)=14.52mm
（4.2）
以刀刃内端点处圆周速度最低，以改点为基准来校核刀的切割速度。
不是很平坦，负载有一定的变化，工作若干年后出现老化现象，因此选择的汽油机的容
量要有一定的盈余。
汽油机功率为
Pd=Pw /η
（3.1）
式中：Pd------工作机实际需要的汽油机输出功率,Kw；
Pw-----工作机所需输入功率，Kw;
η-----电动机至工作机之间传动装置的总效率。
工作机所需功率
Pd =P 刀+P 行走
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图 4.3 执行机构轴的设计
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第五章 割草调幅机构的设计
割草机在不同的工作环境中草预留长度也不一样，需要设计调高机构进行割幅的调 节。
5.1 割幅调节方案的选择
方案 1：四连杆式草坪割草机割机调高机构。刀具固定在机架上，调节轮子与机架 的距离。其原理图 5.1 所示：
V 刀 min=r 刀ω- V=78.19m/s
（4.3）
刀具在切割时会有磨损刀刃长度选大点选择 20mm。
4.2.3 刀片的其他要求设计
割草机集草方式外排式，刀具带有翼片，刀具旋转过程中，形成气流，带动割下来 的草从割草机的右边排出。翼片的另一个作用是把被压倒的草扶直，提高割草的质量。 刀片上装有螺母工作部位与安装部位的连接处用圆弧进行过渡。
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第四章 执行机构的设计
4.1 执行机构的要求
割草机对刀片的硬度要求为 HRC45-50；在刀片撞击试验中刀片或者零件不应该有任 何损坏和脱落；刀片在安装时尽量保持水平，或者略微的前倾，防止二次切割，提高割 草质量；割草机的噪音由动力机跟刀具造成的，刀具产生的噪音应小于 100dB；刀具的 线速度为 60m/s-100m/s；关闭动力机之后刀具应在 3s 内停止。