自走式草坪修剪機的設計

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1、 自走式草坪修剪機的設計 The Design of Self-walking Lawn mower 摘 要 隨著我國經(jīng)濟的高速增長，目前我國已經(jīng)成為世界第二大經(jīng)濟體，在這么一個社會背景之下，人民對美好生活的追求會越來越高。近年來，社會文明與生態(tài)文明的可持續(xù)性，可協(xié)調性發(fā)展的呼聲越來越高，而草坪則是社會生態(tài)文明的重要組成部分，是人民追求美好生活的重要基礎。 自走式草坪修剪機一般由行走裝置、傳動裝置、割草裝置以及集草裝置所構成，一次作業(yè)即可完成草坪修剪以及草的收集作業(yè)，一般以效率高、適應性強見長。 本文主要對自走式草坪修剪機的工作原理、主要結構做詳細講解，并重點對傳動機構、剪草裝置

2、做設計、計算、選型以及強度校核工作。對于本次畢業(yè)設計的自走式草坪修剪機的整機裝配圖以及主要部件的零件圖，均會使用AutoCAD進行對其繪制，同時，對于部門不好把握的零件，會使用Creo2.0進行三維建模，方便大家理解。 關鍵詞：自走式 草坪修剪機 傳動機構 Abstract With the rapid growth of our countrys economy, China has now leaped into the second largest economy in the world. Under s

3、uch a social background, the peoples pursuit of a better life is becoming higher and higher. In recent years, the voice of the sustainable development of social civilization and ecological civilization is increasing, and the lawn is an important part of the social ecological civilization, and the im

4、portant foundation for the people to pursue a better life. The self-walking lawn mower is composed of a walking device, a transmission device, a hydraulic system, a lawn mower and a grass collecting device. The lawn pruning and the collection of grass can be completed in one operation. It has the c

5、haracteristics of automation, adaptability and efficiency. This article mainly explains the working principle and main structure of the Self-walking lawn mower, and focuses on the design, calculation, selection and strength checking of the transmission mechanism and the grass cutting device. Using

6、AutoCAD software to draw out the main parts and assembly drawings, and use Creo2.0 to do three-dimensional modeling. Keywords： Self-walking Lawn mower Drive system ii 目 錄 摘 要 ⅰ Abstract ⅱ 1 引言 1 1.1 課題來源 1 1.2 課題研究的目的與意義 1 1.3 國內外草坪修剪機的發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.4 國內草坪修剪機的發(fā)展前景 3 1.5 本課題的設計任務 3

7、 2 自走式草坪修剪機的概述 4 2.1 自走式草坪修剪機的定義 4 2.2 自走式草坪修剪機的基本構造 4 2.3 自走式草坪修剪機的工作原理 5 3 總體設計 6 3.1 發(fā)動機的選擇 6 3.2 傳動機構的確定及其設計 7 3.2.1 傳動方式的確定 7 3.2.2 傳動比分配 8 3.2.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 8 3.2.4 V帶傳動的設計 9 3.2.5 蝸輪蝸桿設計計算 11 3.2.6 齒輪設計計算 14 3.2.7 I軸的設計計算 18 3.2.8 II軸的設計計算 21 3.2.8 旋刀軸的設計計算 23 3.2.9 工作軸的設計計算

8、24 3.3 剪草機構的設計 26 3.3.1 剪草機構的概述 26 3.3.2 旋刀刀片材料的選擇 26 3.3.3 旋刀刀片的設計 27 3.4 其余部件的設計 28 3.4.1 推桿的設計 28 3.4.2 機架的設計 28 3.4.3 萬向輪的設計 29 3.4.5 腳輪的設計 29 3.4.6 刀殼的設計 30 結 論 31 致 謝 32 參考文獻 33 1 引言 1.1 課題來源 本課題來源于XXX機械工程系機械電子工程專業(yè)2018屆畢業(yè)設計選題。 1.2 課題研究的目的與意義 隨著社會的進步，人民生活水平的提高，對美好生活的

9、追求，使得草坪已成為現(xiàn)代社會生態(tài)文明的重要組成部分。然而草坪是高度培育的草地，隨著草坪業(yè)的迅猛發(fā)展，草坪面積不斷擴大，使得草坪的管理已經(jīng)從原始且單一的手工勞作、牲畜勞作走向半自動化、自動化、智能化方向發(fā)展，因此，草坪管理作業(yè)的自動化已經(jīng)成為十分重要的課題。 在中國特色社會主義進入新時代的背景下，人民對美好生活的追求必然會日俞增長，人民對高爾夫球、足球等運動的熱衷程度越來越高；小區(qū)的綠化面積也成為房地產(chǎn)開發(fā)商的主打招牌，因此保持一塊平整漂亮的草地已經(jīng)成為當務之急，而性能良好的草坪修剪機便成為此項工作的關鍵。 1.3 國內外草坪修剪機的發(fā)展現(xiàn)狀 國外：經(jīng)歷了兩次工業(yè)革命的技術沉淀，歐美等發(fā)達

10、國家早在20世紀初期便開始在園林管理等繁重的工作中使用機械節(jié)省勞動力，但那時主要是運用汽車、起重運輸機等機器來進行農(nóng)田物料的運輸以及使用拖拉機來進行土地松整工作。一直到20世紀50年代，各種園林綠化專用器械才逐漸面世，諸如：剪草機、園林拖拉機等。進入20世紀80年代，隨著經(jīng)濟的進一步增長，在歐美等發(fā)達國家中，家家戶戶都有一塊綠色草坪，因此草坪修剪機開始走進大眾的生活，特別是在美國、加拿大等國家中，草坪修剪機已經(jīng)基本普及。 歐洲人普遍有喝牛奶的習慣，因此歐美等國家對牧草收獲機器的研發(fā)起步較早，尤其是在割草機的研制方面，技術已經(jīng)十分成熟，完成了從純人工勞作、使用牲畜勞作到使用拖拉機勞作的過度。

11、 到本世紀初，發(fā)達國家大部分園林綠化工作，從公共綠地到家庭綠地的養(yǎng)護和管理已經(jīng)全面實現(xiàn)機械化作業(yè)，并且向更高層次邁進，諸如智能化草坪修剪機等。 國內：相比國外，我國對于草坪修剪機等園林機器的發(fā)展相對要晚，從20世紀70年代末開始，一些園林機械廠開始生產(chǎn)草坪修剪機等園林機械，但是規(guī)模普遍比較小。直到20世紀90年代，隨著城市綠化面積的增大（2000年時，北京、上海等城市的園林綠化面積已突破3000萬㎡）以及我國草坪業(yè)開始迅猛發(fā)展，由此帶動我國草坪機器制造業(yè)的初步發(fā)展。 國內草坪業(yè)的迅猛發(fā)展著實的帶動了園林機械需求的快速增長，而草坪修剪機則占據(jù)了園林機械中很大的一部分。但由于我國草坪機械制造業(yè)

12、起步較晚，跟國外相比還是存在不小的差距，主要體現(xiàn)如下： 1.草坪機械所使用的的發(fā)動機性能指標與國外先進水平相比存在比較大的差距。目前草坪機械中所使用的的發(fā)動機主要有汽油機、柴油機、電動機三種，其中以汽油機應用最為廣泛以及常見，特別是在中小型草坪機械上。而柴油機主要應用于中大型園林拖拉機上，電動機則主要應用在少數(shù)便攜機械上。在汽油機的使用上，從環(huán)保方面來考慮二沖程汽油機將逐漸被淘汰，因此目前絕大部分的草坪機械所使用的發(fā)動機都是四沖程汽油機。比較著名的品牌有美國的B&S、KOHILER、日本的HONDA、德國的SOLO，而國內目前只有為數(shù)不多的草坪機械汽油發(fā)動機制造廠，如：重慶隆鑫科技股份公司，

13、重慶力帆。但由于制造工藝以及材料方面的限制，其產(chǎn)品質量和性能不能滿足市場上草坪機器的要求。 2.產(chǎn)品品種以及配套機具上的差距。3.68kW是通用小型汽油機品種的一道分水嶺，歐美等發(fā)達國家所研制的通用小型汽油發(fā)動機已經(jīng)涵蓋了3.68kW以內以及以上，而我國通用小型汽油機主要集中在3.68kw（5hp）以內，而大于3.68kw的基本上沒有。 3.產(chǎn)品質量可靠性與外觀質量的差距。我國自主品牌的草坪修剪機，大都采用逆向研發(fā)，既購買國外草坪修剪機，自行拆裝分解再改良制造。因此技術水平相當于國外20世紀90年代的水平，在關鍵性能指標上，如：體積功率、壓縮比、活塞平均速度、平均有效壓力等均低于國外品牌的

14、同類產(chǎn)品，也造成了國產(chǎn)品發(fā)研發(fā)的產(chǎn)品在質量可靠性上跟國外品牌存在比較大的差距，產(chǎn)品外觀質量的設計還有待提高。 1.4 國內草坪修剪機的發(fā)展前景 綜合來看，我國自主品牌在草坪修剪機在產(chǎn)品開發(fā)上還比較單一，在產(chǎn)品的性能、質量、外觀等方面對比外國同類產(chǎn)品還存在較大的差距。 引用《國務院關于加強城市建設的通知》中的要求：到2010年，人均公共綠地面積達到10平方米以上（2005年則為8平方米）。在這里，我以杭州市的城市建設規(guī)劃為例進行說明，如圖1所示： 圖1 杭州市人均公共綠地面積預測圖 總的來講，我國還處于草坪修剪機發(fā)展的初級階段，發(fā)展前景十分廣闊且明朗。 1.5 本課題的設計任務

15、 本課題要求通過對自走式草坪修剪機的主要結構及其實現(xiàn)自走、剪草的工作原理進行深入的研究分析，深入理解其整體系統(tǒng)的結構原理，進行系統(tǒng)總體設計。 1.熟悉自走式草坪修剪機的組成結構以及工作原理。 2.根據(jù)市場需求，設計一種適合公園、校園、廠區(qū)等綠化草坪修剪的設備； 3.進行整機設計和三維建模。設計主要零部件，進行強度、剛度校核； 4.提交所設計的自走式草坪修剪機的整機裝配圖、重要零件圖、三維圖、設計說明書等相關設計分析結果； 5.基本參數(shù)：最大割草高度35mm。 2 自走式草坪修剪機的概述 2.1 自走式草坪修剪機的定義 手扶自走式草坪修剪機是在手扶推行式草坪修剪機的基礎上，增加

16、了行走輪驅動機構，從而構成了手扶自走式草坪修剪機。啟動發(fā)動機，草坪修剪機會自行行走，作業(yè)員只需依靠扶手來進行方向的控制即可，大大降低了作業(yè)員的勞動強度，提高工作效率。 歐美等發(fā)達國家的房子一般都帶有草坪庭院，因此手扶自走式草坪修剪機在國外主要應用于小面積草坪庭院的自娛性修剪工作。由于這種小型草坪修剪機結構簡單、價格低、使用方便靈活， 因此我國園林工作者也大量采用此設備進行草坪的修剪工作，特別適合在公園、校區(qū)、廠區(qū)等地進行草坪修剪工作。 市場上常見的自走式草坪修剪機一般分為旋刀式與滾刀式兩種，這是根據(jù)其修剪形式的不同所進行的分類，通常來講，旋刀式造價會比滾刀式便宜。其中，自走旋刀式草坪修剪機

17、，其適用于草高25-80mm的草坪，而自走滾刀式草坪修剪機，其適用于草高3-80mm的草坪。 根據(jù)課程設計任務書給出的要求，最大割草高度為35mm且從成本方面來考慮，因此在這里選用自走旋刀式草坪修剪機。 2.2 自走式草坪修剪機的基本構造 自走式草坪修剪機是一款市面上常見的園林機器，通常用于草坪的修剪與維護，是高爾夫球場草坪維護的必備工具。其一般由剪草機構（主要是刀片與刀盤）、發(fā)動機、行走機構、扶手、操縱桿所構成。 草坪修剪機分別由動力系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、行走系統(tǒng)、割草系統(tǒng)和操作系統(tǒng)等5大系統(tǒng)所構成。機器自走和割草是通過各系統(tǒng)之間的相互配合來實現(xiàn)。 動力系統(tǒng)：草坪修剪機實現(xiàn)自走以及剪草的

18、根本保證 從草坪修剪機的發(fā)展來看，目前其動力系統(tǒng)主要有兩種形式，一種是傳統(tǒng)內燃機，主要是指小型汽油機或者柴油機。采用傳統(tǒng)內燃機作為動力源，其優(yōu)點是功率大以及持續(xù)作業(yè)時間長，但同時噪音和振動也是其無法回避的缺點。因此，采用傳統(tǒng)內燃機作為動力源的產(chǎn)品適宜在環(huán)境要求不高的場所。 而另一種則是采用蓄電池作為動力源，采用蓄電池作為動力源的草坪修剪機，工作時運行平穩(wěn)，噪聲小，然而功率較低，持續(xù)作業(yè)時間短也是目前有待優(yōu)化的問題。從工作時長來考慮，這里我們選用常規(guī)內燃動力系統(tǒng)。 動力傳遞系統(tǒng)：既將發(fā)動機的動力與運動傳遞給割草裝置與行走機構的媒介。 行走系統(tǒng)：本次畢業(yè)設計的草坪修剪機由一對萬向輪以及一對

19、腳輪所組成。 割草系統(tǒng)：草坪修剪機能對草坪進行修剪的根本保證，根據(jù)所設計的草坪修剪機對草的修剪方式的不同，其組成部件也不同。本次畢業(yè)設計所設計的草坪修剪機為旋刀式，故其割草系統(tǒng)主要是由旋刀刀片以及旋刀軸等部件所組成。 操作系統(tǒng)：草坪修剪機功能的實現(xiàn)，依賴操縱系統(tǒng)對其他四個系統(tǒng)進行相互配合來實現(xiàn)，一般包括：變速箱離合手柄、割草系統(tǒng)手柄、油門控制手柄、變速箱操作桿等。 變速箱離合手柄：原理與汽車變速箱檔桿相同，根據(jù)實際作業(yè)情況，調整適合作業(yè)的轉速。 割草系統(tǒng)手柄：直接控制割臺的運轉和停止。 油門控制手柄：通過油門手柄對草坪修剪機進行調整，可獲得適合用于行走或者剪草的動力。 2.3 自走

20、式草坪修剪機的工作原理 自走旋刀式草坪修剪機是發(fā)動機（傳統(tǒng)內燃機或者電動機）作為動力源，其剪草機構由刀盤和刀具組成，發(fā)動機工作時，其輸出軸透過傳動機構將發(fā)動機的動力與運動傳遞到旋刀軸，旋刀軸帶動旋刀刀片進行旋轉，運用刀片旋轉時產(chǎn)生的切割力對草進行修剪。 通過動力傳動機構將發(fā)動機的動力與運動傳遞給驅動輪，從而驅動整個機器的自動行走，自走式草坪修剪機的自走原理便是如此。 3 總體設計 3.1 發(fā)動機的選擇 根據(jù)課程設計任務書的要求，設計一臺適合在公園、校園、廠區(qū)等地使用的草坪修剪機，因此對草坪修剪機有噪音控制的要求。 本田GX160汽油發(fā)動機作為自走式草坪修剪機的首選發(fā)動機，具有作業(yè)

21、時穩(wěn)定性高，噪聲低，燃油經(jīng)濟性良好，排放低等優(yōu)點。其相關技術參數(shù)如下： 表1 本田 GX160汽油機技術參數(shù) 項目 技術參數(shù) 汽油機型號 GX160 汽油機型式 單缸、四沖程 氣缸直徑（mm） 68 活塞直徑（mm） 45 排量（mL） 163 標定轉速(r/min) 3600 最大功率（ps） 3.0 旋轉方向 逆時針方向（面向輸出軸） 化油器型式 橫置管磁體點火 點火系統(tǒng) 晶體化，無觸點 火花塞編號 NGK:BPR6ES 起動方式 手拉反沖起動 外形尺寸（長寬高）（mm） 304362335 調速器型式 離心重錘式 燃油箱容量

22、（L） 1 凈重（kg） 15.0 3.2 傳動機構的確定及其設計 3.2.1 傳動方式的確定 機械傳動系統(tǒng)是目前在草坪修剪機中使用最廣泛的結構形式。在本次的畢業(yè)設計中，采用了汽油發(fā)動機作為動力源，其轉速達到3600r/min。因為草坪的修剪質量受草坪修剪機前進速度的影響，且作業(yè)時修剪員的步行速度不會太快，所以行走驅動輪的轉速大約只能在90r/min 左右，因此本次所設計的草坪修剪機采用三級傳動方式。 第1級為帶傳動，通過帶將發(fā)動力的動力與運動傳遞給被動帶輪。第2級常采用蝸輪蝸桿減速器傳動，其減速比要大一些。第3級是齒輪傳動，將小齒輪安裝在蝸桿的輸出軸，大齒輪安裝在另一根軸上，軸

23、兩端與驅動輪相連接，使用螺栓將驅動輪與驅動軸進行連接，軸的轉動帶動驅動輪的運動并最終帶動剪草機的走動，從而實現(xiàn)剪草機的自走。 帶傳動主要是指鏈傳動和帶傳動，下面我們就以這兩種傳動方式的優(yōu)缺點進行比較，從而確定本次設計的草坪修剪機的第1級傳動方式。 （1）鏈傳動。鏈傳動是通過鏈條將主動輪的運動和動力傳遞到從動輪。在設備的運轉過程中，鏈條是通過與鏈輪上的牙進行嚙合，從而傳遞動力與運動，故其傳遞平穩(wěn)，不存在打滑，故而鏈傳動以傳動效率高且平均傳動比準確見長；同時鏈傳動功率大，因此其過載能力強，即便是在低速、重載的條件下也能較好地運作；除此之外，鏈傳動還具有很強的環(huán)境適應能力，可在溫度高、灰塵大、有

24、油污、腐蝕性大的環(huán)境下工作；同樣，鏈傳動還是存在比較明顯的缺點的，鏈條與鏈輪嚙合時總是會伴隨著較大的噪音；在鏈條出現(xiàn)磨損的情況下，容易發(fā)生跳齒和脫鏈；又因為鏈條與齒輪間存在嚙合，故其急速反向傳動的性能差。 （2）帶傳動。由于傳動帶本身具有彈性，容易安裝，因此在運作的過程中可起到緩沖、吸收振動的功能，且傳動平穩(wěn)，可在一定程度下減小噪音的分貝；傳動帶一般由橡膠造成，因此其造價成本低；當機械出現(xiàn)過載時，傳動帶一般會產(chǎn)生打滑的現(xiàn)象，可在一定程度上防止其他零件的損壞；然而傳動比不精確也是傳動帶所潛在的問題；因其材質一般為橡膠，故不適宜在高速、易燃的場所下工作，且使用壽命叫傳動鏈要短。 根據(jù)畢業(yè)設計任

25、務書的要求，本次設計的草坪修剪機主要應用于公園、學校、廠區(qū)等場所，對噪音控制有要求，因此選擇帶傳動作為傳動方式。 3.2.2 傳動比分配 1）總傳動比 本次畢業(yè)設計所設計的自走式草坪修剪機，選用Honda GX160汽油機其滿載轉速為ng、行走輪的轉速為n； ∴傳動裝置總傳動比為：n1=ngn=360089=40.4 2）分配傳動裝置傳動比：i=i帶i蝸i齒 分配到各級傳動比因為帶傳動比的合理范圍為2-4，故取i帶=2.1；因齒輪傳動比一般為36且大小齒輪齒數(shù)互為質數(shù)，取i齒=3.2；從而得出蝸輪傳動比i蝸=6。 3.2.3 傳動裝置的運動和動力參數(shù) 從帶輪傳動到輪子走動各級傳

26、動效率選?。? η帶=0.96；η蝸=0.95；η軸承=0.98；η齒=0.97； 1）發(fā)動機： 轉速：n0=3600r/min 輸入功率：P0=Pd=2.61kW 輸出轉矩：T0=9.55106Pdn0=9.551062.613600=6.90103N?mm 2）蝸輪蝸桿軸： 轉速：n桿=n0i帶=36002.1=1714r/min 輸入功率：P桿=P0η帶=2.910.96=2.51kW 輸入轉矩：T桿=T0η帶i帶= 6.901030.962.91=1.39104N?mm 3）1軸： 轉速：n= 輸入功率：P=P =2.34KW 輸入轉矩：T=7.76N

27、4）2軸： 轉速：n 輸入功率：P =2.22KW 輸入轉矩：T=7.76=2.36 5）旋刀軸： 轉速：n 輸入功率：P=P =1.27 =1.31KW 輸入轉矩：T =9.55=3.48 3.2.4 V帶傳動的設計 1）確定計算功率PC 根據(jù)《機械設計》教材表5-9查的工礦系數(shù)KA =1.0，故有： PC=KAP=1.03.0=3.0Kw 2）選擇V帶型號 根據(jù)計算功率PC和發(fā)動機轉速n1由《機械設計》教材圖5-9和5-10，選用Z帶。 3）確定帶輪的基準直徑dd1和dd2 ①初選小輪直徑dd1 根據(jù)《機械設計》教材表5-10，取dd1=63mm

28、②驗算帶速v，有： v==11.87m/s 因帶速v=11.87m/s滿足5-25m/s范圍內，故帶速合適。 ③計算大輪直徑dd2 dd2=i帶dd1=2.163=132.3mm 故取dd2=140mm 4）確定中心距a和帶長Ld ①初選中心距a0 根據(jù)《機械設計》教材，一般初定中心距a0為 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），故取a0=340mm ②初算帶長LC和確定帶長Ld Lc2a+ =2（140+63）+ =948mm 根據(jù)《機械設計》教材表5-6和表5-7確定基準長

29、度Ld=1000mm ③確定中心距a a V帶傳動通常設計成中心距可調的，結合實際情況，后續(xù)我們需要對V帶進行安裝、更換和調試工作，以及修正因V帶的松弛而帶來的初拉力缺失，故其中心距的變化范圍為： amin=a-0.015Ld=366-0.0151000=351mm amax=a+0.03Ld=366+0.031000=396mm 5）驗算小輪包角α 6）確定V帶根數(shù)Z ①計算單根V帶的許用功率[P0] 根據(jù)《機械設計》教材表5-3可得，P0=0.47kW； 根據(jù)《機械設計》教材表5-4可得，△P0=0.06kW； 根據(jù)《機械設計

30、》教材表5-4可得，KL=1.06； 根據(jù)《機械設計》教材表5-4可得，Kα=0.95； ∴[P0]=（P0+△P0）KLKα =（0.47+0.06）1.060.95 ≈0.53kW ②計算V帶根數(shù)z Z≥PC/[P0]=5.6 ∴取Z=6 7）確定初拉力F0 根據(jù)《機械設計》教材表5-2得知Z型帶的單位長質量q=0.06kg/m，所以 F0=500（2.5-Kα）PcKαzv+qv2 =500（2.5-0.95）30.95611.87+0.0611.872 =43N 8）計算帶對軸的壓力FQ FQ=2F0sinα2=2

31、6430.99 =510.84N 3.2.5 蝸輪蝸桿設計計算 1）選擇蝸桿傳動類型 本次畢業(yè)設計選用漸開線蝸桿 ZI，其選用根據(jù)來自于國家推薦性標準 GB/T10089-1998 2）選擇材料 蝸桿的材料選用45鋼，結合經(jīng)驗并基于蝸桿傳動的功率以及速度來考慮；因希望效率高，耐磨性好，故蝸桿螺旋面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪采用金屬模的制造方法，并選用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1作為其材料；基于零件的制造成本以及節(jié)省貴重材料的用量來考慮，采用青銅作為蝸輪的齒圈的材料，而輪芯則選用廉價且不貴重的灰鑄鐵HT100； 3）按齒面接觸疲勞

32、強度進行設計 根據(jù)蝸桿傳動設計準則的要求，先對齒面接觸疲勞強度進行設計，再對齒根彎曲疲勞強度進行校核。 傳動中心距：a≥3KT輪ZEZρσH2 根據(jù)傳動比i蝸選取Z1=6 ，故取效率η=0.95,則： T輪=9.55106 P桿n輪=9.551062.510.9517146=7.96104N?mm ②確定載荷系數(shù)K ∵動作載荷較穩(wěn)定 ∴取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1； 由《機械設計》教材表7-8選取使用系數(shù)KA=1.15；鑒于轉速不高，所受沖擊力不大，可取動載系數(shù)KV=1.05 K=KAKβKV=1.1511.05≈1.21 ③確定彈性影響系數(shù)ZE 根據(jù)本次畢業(yè)設計的實際情況

33、，由鑄錫磷青銅制造而成的蝸輪與鋼材質的蝸桿相配合： ∴ZE=160MPa ④確定接觸系數(shù)Zρ 根據(jù)設計經(jīng)驗，先假設蝸桿分度圓直徑d1與傳動中心距α的比值d1α=0.35，結合《機械設計》教材圖7-14可知，Zρ=2.9； ⑤確定許用接觸應力[σH] 結合本次設計的實際情況，蝸輪采用金屬模的制造方法，并且選用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1作為其材料，蝸桿硬度＞45HRC，查閱《機械設計》教材表7-10可得，蝸輪的基本許用應力[σH]=268MPa。 應力循環(huán)次數(shù)： 601=2.06 壽命系數(shù)： =0.917 則：=0.917=245 ⑥計算中心距 =56mm

34、 取中心距，因，從《機械設計》教材表7-2中取模數(shù)m=3.15，蝸桿分度圓直徑，這時d1a=0.56，從《機械設計》教材圖7-14中可查的接觸系數(shù)Zp=2.57，因為<,因此以上結果可用。 4）蝸桿蝸輪的主要參數(shù)和幾何尺寸 ①蝸桿 軸向齒距；直徑系數(shù)；齒頂圓直徑=； 齒根圓直徑；導程角；蝸桿軸向齒厚 ②蝸輪 蝸輪齒數(shù)35；變位系數(shù)； 蝸輪分度圓直徑； 蝸輪喉圓直徑115.7； 蝸輪齒根圓直徑； 蝸輪咽喉母圓半徑 5）校核齒根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù) 根據(jù)， 從《機械設計》教材圖7-15中可查的齒形系數(shù)。 螺旋角系數(shù)； 許用彎曲應力 從《機械設計》教材表7-11

35、中查得，由ZcuSn10P1所制造的蝸輪的基本許用彎曲應力為 壽命系數(shù)： ∴彎曲強度滿足 6）精度等級公差和表面粗糙度的確定 因本次畢業(yè)設計采用蝸桿傳動（屬于通用機械減速）作為動力傳遞機構，查閱國標GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988，公差項目及表面粗糙度用H7/u6配合。 7）熱平衡核算 摩擦損耗產(chǎn)生的熱流量 從箱體外壁散發(fā)到周圍空氣中的熱量 按熱平衡條件可得 S 由剪草機外形尺寸為外形尺寸：1870 620 7300mm 故符合要求 3.2.

36、6 齒輪設計計算 1）選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級 根據(jù)畢業(yè)設計要求，采用圓柱斜齒輪傳動；選用40Cr作為小齒輪的制造材料，調質處理，平均硬度為280HBS，同時選用45鋼作為大齒輪的制造材料，正火處理，齒面硬度為240HBS；選用8級精度。 2）按齒面接觸疲勞強度初步計算齒輪參數(shù) 由于所設計的齒輪傳動方式屬于閉式軟齒面齒輪傳動，故先對齒面接觸疲勞強度進行設計，參考《機械設計》教材式6-26進行計算，即： d 式中各參數(shù)為： ①試選載荷系數(shù)K=1.3； ②計算小齒輪的轉矩： T1=9.55106P1/n1=7.76104N?mm ③根據(jù)《機械設計》教材表6-7取齒寬系

37、數(shù)=1.0； ④取Z1=18，Z2=i齒Z1=57.6，取Z2=58，初選螺旋角=14；根據(jù)《機械設計》教材式6-22可得： ⑤由=14，查《機械設計》教材圖6-20得：區(qū)域系數(shù)ZH=2.433； ⑥查《機械設計》教材表6-3得：彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa ⑦許用接觸應力由《機械設計》教材式6-18，既按σH=σHlimZNSH計算： 查閱《機械設計》教材圖6-14(d)(c)可得，其接觸疲勞強度極限為：=600MPa，=550MPa； ⑧由《機械設計》教材式6-20得應力循環(huán)次數(shù)： 查《機械設計》教材圖6-16(曲線1)得接觸疲勞壽命系數(shù)：ZN1=0.97，

38、ZN2=0.99; ⑨計算接觸疲勞許用應力 取安全系數(shù)SH=1.0，則： σH1=σHlim1ZN1SH=6000.971.0=82MPa σH2=σHlim2ZN2SH=5500.991.0=544.5MPa σH=σH2=82MPa ⑩初算小齒輪的分度圓直徑d1t，得： d1t =43.18mm 3）確定傳動尺寸 ①計算圓周速度 v===0.66m/s，故8級精度合用； ②計算載荷系數(shù)K。各系數(shù)選擇如下： 查《機械設計》教材表6-1得使用系數(shù)KA=1.0； 由v=0.66m/s，8級精度，查《機械設計》教材圖6-6得動載系數(shù)KV=1.05； 查閱《機械設計》教

39、材表6-2，可得齒間載荷分配系數(shù)為Kα=1.4； 查《機械設計》教材圖6-10得齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.45； 由《機械設計》教材式6-2得： K=KAKVKαKβ=1.01.051.41.45=2.13； ③對d1t進行修正： d=d=43.18=47.4mm ④確定模數(shù)mn mn===2.71，故取為標準模數(shù)mn=3mm； ⑤計算中心距 a==93.9mm 圓整為a=94mm； ⑥精算螺旋角 =arccos=arccos=14.81 因值在允許范圍內，故與值相關的數(shù)據(jù)不需要修正； ⑦精算分度圓直徑 d1=mnZ1cosβ=2.221cos14=47.1mm；

40、d1=mnZ2cosβ=2.267cos14=140.9mm ⑧計算齒輪寬度 b=46.8=46.8mm 圓整后取B1=47mm，B2=52mm； 4）校核齒根彎曲強度 根據(jù)《機械設計》教材式6-27，得： 式中各參數(shù)如下： ①K、T1、b、d1、mn、εα值同前； ②由當量齒數(shù) ZV1===19.7；ZV2==63.5； 查《機械設計》教材表6-4得查取齒形系數(shù)YFa1=2.821，YFa2=2.263；應力校正系數(shù)YSa1=1.57，YSa2=1.736； ③斜齒輪的縱向重合度為 =0.318=0.318118tan14=1.43 由《機械設計》教材圖6-21

41、得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88； ④計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》教材圖6-15(d)(c)得彎曲疲勞強度極σFlim1=500MPa， σFlim2=380MPa； 查《機械設計》教材圖6-17得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=0.98，YN2=0.99； 取YST=1.0安全系數(shù)S=1.4，則有： σF1=2KT1bd1mnεαYFa1Ysa1Yβ=22.137.7610446.847.131.592.8211.570.88 ≈122.54MPa<σF1 σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=122.542.2631.7362.8211.57=108.69MP

42、a<σF2 所以滿足齒根彎曲疲勞強度。附上齒輪相關參數(shù)表： 表3 齒輪相關參數(shù) 名稱 符號 計算公式及說明 法面模數(shù) 端面模數(shù) 法面壓力角 端面壓力角 螺旋角 齒頂高 齒根高 全齒高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 基圓直徑 中心距 3.2.7 I軸的設計計算 1）選擇軸的材料 因該軸無特殊要求，故選用調質處理的45鋼，查閱《機械設計》教材表8-2可知，σb=640MPa； 2）求輸出軸的功率P1、轉速n1以及

43、扭矩T1 由前面算得P1=2.34kW，n1=286r/min，T1=7.76104N?mm 3)初步估算最小直徑 根據(jù)《機械設計》教材式8-2，對軸的最小軸徑進行初步估算：查閱《機械設計》教材表8-4，當軸的材料為45鋼時，取 C=112，于是得： 由于輸出軸的最小軸徑處為聯(lián)軸器安裝段，且軸上開有鍵槽，會對軸的強度造成一定的削弱，故應將軸徑增大5%-7%，即取d=22.8mm； 4)軸的結構設計 ①擬定軸上零件的裝配方案，如圖2所示： ②據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1、Ⅰ-Ⅱ段安裝聯(lián)軸器，從聯(lián)軸器與軸的配合方面來考慮，同時選擇聯(lián)軸器的信號是必需的，這樣才可

44、以保證聯(lián)軸器的孔徑與安裝軸的軸徑相吻合。從設計手冊上查的采用30206圓錐滾子軸承聯(lián)軸器，其尺寸為：dDT=255216，故d=25mm，右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取78mm所以L=94mm； 2、II-III段安裝渦輪，已知其寬度為27mm，從套筒與大齒輪之間的配合來考慮，故此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，則取L=25mm，d=31mm； 3、III-IV段為蝸輪、小齒輪的軸向定位，此段軸長度應取L=185mm，d=36mm； 4、IV-V段為小齒輪的軸向定位段，由其寬度為50mm可取L=47mm，d=31mm； 5、V-VI段為軸承安裝段，本次畢業(yè)設計所設計的自走式草坪修剪機采用單

45、列圓錐滾子軸承30205，軸的左端則通過套筒與齒輪之間的配合進行定位，取套筒長度為28.75mm，則：L=47mm，d=25mm； ③軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機械設計》教材表6-1查得平鍵bhL=10820， 按d得平鍵截面bhL=10836其與軸的配合均為H7n6。軸承與軸之間通過渡配合進行連接，故此處軸的直徑尺寸公差為m6。 ④考慮軸的結構工藝性 從軸的結構工藝性方面來考慮，從《機械設計》教材圖8-13可得軸肩處的圓角半徑r的值，軸端倒角取c=2mm；為便于加工，齒輪、半聯(lián)軸器處的鍵槽布置在同一母線上。 5）計算齒輪上作用力的大小 ①已

46、知軸I小齒輪和蝸輪的分度圓直徑為：d1=45.3mm，d2=110mm，而 F===3246N F=F=3246=1222N F=Ftan=3246=858N 同理可解得：Ft2=1411N，F(xiàn)r2=514N，F(xiàn)a2=0； ②計算軸承的支反力 已知截面C是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的M，M和M的值如下： F=2930N； F=1727N；F=1048N； F=688N； M=161150N?mm； M=57640 N?mm；M=77074 N?mm； M==171148 N?mm； M==178632 N?mm； T1=7.76104N?mm ③按彎扭合成應力校核

47、軸的強度 從上面的計算式可知，當量彎矩最大的是截面C， ∴對截面C進行強度校核，取α=0.6，則： 查《機械設計》教材表8-2，得[]=60Mpa，，故安全。 3.2.8 II軸的設計計算 1）選擇軸的材料 結合本次畢業(yè)設計的課題，對該軸并無特殊要求，故選用45鋼作為其材料，調質處理，查《機械設計》教材表8-2可知，σb=640MPa； 2）求輸出軸的功率P3、轉速n3以及扭矩T3 由前面算得P1=2.22kW，n1=89r/min，T1=2.36105N?mm 3)初步估算最小直徑 初步對軸的最小軸徑進行估算，此步驟的依據(jù)為《機械設計》教材式8-2；由《機械設計》教材

48、表8-4，當選取軸的材料為45鋼時，取 C=112，于是得： 軸徑應增大5%-7%，故d=30mm； 4）軸的結構設計 ①擬定軸上零件的裝配方案，如圖3所示： ②據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1、I-II段為與輪子連接段，同時由機器總體寬度d=30mm,L=110mm； 2、II-III段是與圓錐滾子軸承和套筒，其中軸承d,套筒長度取28.74，故L 35mm； 3、II-IV段為大齒輪連接段，由前面知其寬度為45mm，為使套筒端面與大齒輪實現(xiàn)可靠的壓緊，軸段應略短于齒輪，輪轂寬度取L=43mm，mm； 4、VI-V段為軸肩定位，軸肩高度，故取m，dVI-V=

49、46mm， L=10mm； 5、V-VI段為剩余軸段長度，得L=33mm,=40mm； 6、VI-VII段為套筒與圓錐滾子軸承的連接，圓錐滾子軸承尺寸d35,套筒長度以為28.75，故得L=47mm，==35mm； 7、VII-VIII為輪子鏈接，故取L=110mm,=30mm； ③軸上零件周向定位 采用平鍵連接作為齒輪與軸之間的定位方法，取mm，由《機械設計》教材表6-1得平鍵=,其配合均為H7h6，軸承與軸之間通過渡配合進行連接，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 ④考慮軸的結構工藝性 結合本

50、次畢業(yè)設計的課題，從軸的結構工藝性方面來考慮，由《機械設計》教材圖8-13可知軸肩處的圓角半徑r的值，軸端倒角取c=2mm；為便于加工，齒輪、半聯(lián)軸器處的鍵槽布置在同一母線上。 5）計算齒輪上作用力的大小 ①已知齒輪的分度圓直徑為d=136.7mm，而： Ft=2T3d1=22.36105136.7=3453N Fr=Fttanαncosβ=3453tan20cos14.81=1300N Fa=Fttanβ=3453tan14.81=913N ②計算軸承的支反力 已知截面C是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的M，M和M的值如下： F=2956N；F=497N；F=1282N； F

51、=18N； M=156668 N?mm；M=67946 N?mm；M=5671 N?mm M==170767 N?mm； M==156771 N?mm； T=2.36 N?mm； ③按彎扭合成應力校核軸的強度 從上面的計算式可知，當量彎矩最大的是截面C， ∴對截面C進行強度校核，取α=0.6，則： σca=M12+αT32W=1707672+0.623600020.1403=34.7MPa 查《機械設計》教材表8-2，得[]=60Mpa，，故安全。 3.2.8 旋刀軸的設計計算 1）選擇軸的材料 該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼，查《機械設計》教

52、材表8-2可知，σb=640MPa； 2）求輸出軸的功率P1、轉速n1以及扭矩T1 由前面算得P3=1.48kW，n3=3600r/min，T3=3.48103N?mm 3)初步估算最小直徑 初步對軸的最小軸徑進行估算，此步驟的依據(jù)為《機械設計》教材式8-2；再由《機械設計》教材表8-4，當選取軸的材料為45鋼時，取 C=112； ∴dmin=C3P3n3=11231.483600=8.33mm； 故軸的最小直徑應大于8.33mm。 4）軸的結構設計，如圖4所示： 圖4 旋刀軸 5）軸的校核：對旋刀軸進行扭轉剛度校核計算 旋刀軸受的扭矩，由前面計算可得 T； 形角用

53、每米長的扭轉角來表示軸的扭轉變，階梯軸的扭轉角的計算公式為： =5.73 式中： Ti——階梯軸第 i 段上所受的扭矩（N?mm）； G——軸的材料的剪切彈性模量（MPa），對于鋼材G =8.1104 MPa； ——階梯軸第i段幾面的極慣性矩，對于圓軸I=； ——階梯軸第i段的長度（mm）； Z——階梯軸受扭轉作用的軸段數(shù)； 根據(jù)上式算得旋刀軸的扭轉角為：=0.93 為軸的扭轉剛度條件，其中，為每米長的允許扭轉角，軸的適用場合為其影響因素。對于一般傳動軸可取 =0.51()/m ；對于精密傳動軸，可取=0.250.5()/m ；對于精度要求不高的軸，>1()/m。在割草機工作

54、軸的傳動中，因為是一般傳動，所以取 =0.51()/m。 計算結果：滿足強度條件，安全。 3.2.9 工作軸的設計計算 1）軸的材料選擇 材料是合金結構鋼40MnB，調質處理，硬度為28HRC，, ， 2）軸徑的初步計算 根據(jù)軸的扭轉強度條件： ,式中： ——扭轉相應切力，； ——軸所受的扭矩，； ——軸的抗扭截面系數(shù)，； ——軸的轉速，； ——軸傳遞的功率，； ——計算截面處軸的直徑，。 已知。其中A0=395500000.2τT； 得d=39550000P0.2τTn=395500000.2τT3Pn=A03Pn 因為此工作軸是采用花鍵與旋刀軸進行連接

55、，故其是一根空心軸 ∴ 式中：——空心軸的內徑與外徑之比，通常取=0.5-0.6； 已知P =1.25，n=3600 r/min，軸的材料選用 40MnB， 。 將其代入式中，得實心軸軸徑； 空心軸軸徑。 從計算結果來看，輸出軸的實心部分最小軸徑d≥7.73mm；空心部分最小軸徑d≥7.90mm； 3）軸的結構設計（如圖5所示）： 圖5 工作軸 3.3 剪草機構的設計 3.3.1 剪草機構的概述 自走旋刀式草坪修剪機的剪草機構，主要由旋刀刀片與旋刀軸所組成，旋刀刀片通過螺紋圓柱銷定位用螺母固定在旋刀軸上，旋刀軸通過花鍵與發(fā)動機輸出軸連接，發(fā)動機主軸旋轉時，帶動旋刀

56、軸旋轉，從而使旋刀做切割工作，其結構如圖6所示： 圖6 剪草機構 3.3.2 旋刀刀片材料的選擇 修剪是現(xiàn)代草坪管理中非常重要的一環(huán)，而刀片材料的選擇則對修剪的質量起到至關重要的作用。 同時，刀片是草坪修剪機中的易損件，它不僅受到切割阻力的沖劑，還受到草和泥沙的強烈摩擦，還不可避免的會碰到草皮上的石頭、鐵罐等，這就要求刀片不僅要有較高的韌性，還要有較高的耐磨性。 本次畢業(yè)設計刀片的材料選用65Mn，等溫淬火后硬度為42-50HRC。 3.3.3 旋刀刀片的設計 1）旋刀刀刃最小長度的確定 本次畢業(yè)設計所設計的旋刀式草坪修剪機是無支承切割（如圖右），切割時有切割力Pd，莖稈的

57、慣性力PAB和PBC及莖稈的反彈力PT等。為了提高草坪修剪機在進行草坪修剪工作時的可靠性，應使基桿反彈力與之和莖稈慣性力大于或等于旋刀的切割力，即：Pd≤PAB+PBC+PT 若將莖桿視為一端固定的懸臂梁，根據(jù)材料力學分析可知：為增大慣性力和莖桿的反彈力，除需盡可能的降低割茬外，還應提高切割速度，根據(jù)試驗資料，對細莖桿的草切割速度應達到60m/s，粗一些的草的切割速度可低一些。 查閱相關文獻后，可知要使自走旋刀式草坪修剪機在進行草坪修剪工作的過程中不產(chǎn)生漏切等現(xiàn)象，其各項參數(shù)必須滿足如下關系式： hmin=60Vm/Z?n 式中： hmin為刀刃的最小長度（mm）； Vm為機器前進速

58、度（m/s）； Z為刀片數(shù)； n為切割轉速（r/min）； 故其最小刀刃長度為： hmin=60Vm/Z?n=601.5/23600=0.0125=12.5mm 2）旋刀轉速的確定 自走旋刀式草坪修剪機，因其在進行草坪的修剪工作時，圓周速度最低點位于刀刃的內端點處，故應以刀刃的內端點作為校核旋刀切割速度的基準點。經(jīng)驗表明，刀刃的內端點的最小切割速度V內mim應大于60m/s，才能保證在進行草坪的修剪工作時，刀刃各點均能將草切斷，既：V內mim=r內ω-Vm 式中： r內為刀刃內端點處的回轉半徑（m）； ω為旋刀角速度（1/s）； Vm為機器前進速度（m/s）； 根據(jù)經(jīng)驗表

59、明最小切割速度V內mim一般為60--95 m/s，但是為了使刀盤工作轉速不至于過高，現(xiàn)取V內mim=90 m/s。 旋刀刀片如圖7所示： 圖7 旋刀刀片 3.4 其余部件的設計 3.4.1 推桿的設計 推桿由鋼管（合金結構鋼Q345）以及推桿套兩部分所組成，可根據(jù)作業(yè)員的身高進行調節(jié)。 3.4.2 機架的設計 1）機架材料的選擇 低合金結構鋼Q345做成的結構用冷彎空心型鋼 2）機架的結構說明 機架設計成上、下機架兩部分，并通過銷軸的調節(jié)來為實現(xiàn)對剪草高度的調節(jié) 3）銷軸的選擇 ①銷軸材料的選擇 銷軸材料選用35鋼，調質處理，硬度為28~38HRC，表面氧化。

60、 ②銷軸的選用 結合本次畢業(yè)設計的要求，選用銷軸630（GB/T 882-2000），開口銷（GB/T 91-2000）。草坪修剪機在進行實際作業(yè)時產(chǎn)生的振動等現(xiàn)象會對銷軸產(chǎn)生一定沖劑，在查閱相關資料后，取許用剪切應力，許用壓應力，抗拉強度。 4）銷軸的強度校核 發(fā)動機的質量為15kg,燃油箱容量為1L，裝滿燃油時燃油質量為0.725kg，上機架材料采用16Mn。其質量為1.6kg。故作用在每個銷軸上的力為： F=15+1.6+0.725104=43.31N 銷軸工作面的擠壓應力： σp=F2ad=43.312206=0.18Mpa； 計算結果： σp≤σpp的強度條件，安全；

61、銷軸的剪切應力：τ=F2πd24=43.3123.14624=0.77MPa； 計算結果： T≤Tp的強度條件，安全； 銷軸的彎曲應力：σb≈Fa+0.5b40.1d3=4320+0.51840.163=13.42MPa； 計算結果： σb≤σbp的強度條件，安全。 3.4.3 萬向輪的設計 行走輪的尺寸應與草坪修剪機的整體形狀和尺寸緊緊相連。結合自走旋刀式草坪修剪機的整體設計方案并根據(jù)國標GB/T 14688-1993等相關數(shù)據(jù)，本次畢業(yè)設計的草坪修剪機，其前輪采用萬向輪，以方便草坪修剪機的轉向從而提高草坪修剪機在進行草坪的修剪工作時的靈活性，后輪則采用腳輪形式。 萬向輪的外徑是

62、?=160mm，參照《機械設計手冊》中工業(yè)腳輪的形狀和尺寸，本次畢業(yè)設計的萬向輪采用支架（材料：HT200）裝配方式，并將萬向輪支架焊接在機架上。 3.4.5 腳輪的設計 輪子材料是聚甲醛POM，支架材料為HT200，由于萬向輪和腳輪的支架結構尺寸不相同，為了是機架在平地上保持水平，取腳輪的外徑為170mm，其具體形狀參照《機械設計手冊》中工業(yè)車輪的形狀和尺寸。結構采用腳輪支架裝配，同樣焊接在割草機底部底部。 3.4.6 刀殼的設計 1）刀殼材料的選用 刀殼材料選用HT100，選用依據(jù)是HT100有一定的強度，抗壓強度非常高，有良好的吸振性、減振性和潤滑性，有良好的切削加工性與鑄造性

63、，可用于制造外罩、手把等形狀簡單、對強度無要求的零件。 2）刀殼的結構說明 為了便于安裝，以及提高穩(wěn)定性，減少草坪修剪機在工作時產(chǎn)生的振動與噪音，將刀殼設計成上方下圓，在刀殼的頂部預留四個孔，通過螺母鏈接的方式將其固定在機架上，起到安全防護和收集草屑的作用。在外殼的一端有延伸的排草口。 從上文刀片設計部分可看出，刀片設計成對角線兩端向上折彎的形狀，使得刀片旋轉產(chǎn)生的氣流可將刀刃切下草屑懸浮到氣流中，再經(jīng)由排草口排出刀殼，就地灑落。從而避免出現(xiàn)草屑在刀殼內堵塞的現(xiàn)象。 結 論 本次畢業(yè)設計依據(jù)任務書的要求，設計了一臺適用于學校、校區(qū)、工廠的自走式草坪修剪機，由于設備能夠自行行走，大

64、大減輕了勞動者的工作強度，既有線鍛煉又修整草坪。 通過近兩個月來的深入學習與研究，目前已經(jīng)完成了畢業(yè)設計，取得了結論性的進展，主要有如下幾點： 1、通過查閱相關文獻，以歐美等發(fā)達國家草坪修剪機的發(fā)展現(xiàn)況作對比，明白了我國在草坪修剪機的研制方面與發(fā)達國家的差距，同時也看到了我國在草坪修剪機的發(fā)展上的廣闊前景。 2、明白了自走式草坪修剪機的工作原理、結構組成以及每個結構的作用； 3、結合實際，對自走式草坪修剪機的傳動機構做出了具體的設計與計算，分別是：第1級V帶傳動、第2級蝸輪蝸桿傳動、第3級齒輪傳動；通過這次的畢業(yè)設計，加深了我對機械設計的思路與過程的認識 4、使用AutoCAD對自走

65、式草坪修剪機進行零件圖、裝配圖的繪制，進一步提高了軟件的熟練度 5、使用Creo2.0對所設計的自走式草坪修剪機進行動畫仿真，提高了我的軟件使用能力。 通過本次畢業(yè)設計，使我對機械設計有了更深的理解，不再是僅僅停留在課本上，而是結合課本深入到實踐中；并且掌握了自走式草坪修剪機的設計方法與步驟，尤其是傳動機構部分，我相信我所掌握的技能必定會對我以后的工作產(chǎn)生幫助。 同時，由于本人水平有限，畢業(yè)設計中也確實存在一些可以再次改進與優(yōu)化的地方，總的來講，通過畢業(yè)設計，整合大學四年所學的專業(yè)知識，做到理論聯(lián)系實際，讓我獲良多！ 致 謝 光陰似箭，日月如梭！四年的大學生活轉眼即將走到頭，本次

66、畢業(yè)設計是我作為一名學生最后的一份作業(yè)。在這里，非常感謝我的母校XXX的辛勤培育，感謝學校給我們提供了優(yōu)質的教學環(huán)境與強大的師資力量。通過這一次的畢業(yè)設計，讓我真正做到了理論與實踐的結合，受益良多。 俗話說得好，萬事開頭難。說句實在話，對于畢業(yè)設計如何做，一開會我真的毫無頭緒，再加上畢業(yè)設計與能否按時畢業(yè)掛鉤，我心里的壓力其實挺大的。在這里，我非常感謝我的指導老師XXX先生的耐心指導，他的指點讓我對于這個畢業(yè)設計要如何開展有了清晰的思路，同時對于畢業(yè)論文的編寫、以及答辯的相關準備，他都給出了專業(yè)且具有高度的建議；同時也感謝給我?guī)А豆こ虉D學》的XXX老師，《機械設計》的XXX老師，《互換性與測量技術》的XXX老師等，沒有這些課程做基礎，是無法完成畢業(yè)設計，感謝你們！ 同時，在做畢業(yè)設計的過程中，自身難免遇到很多一時想不通的問題，在這里非常感謝給予我指