便携式电锯的设计

便携式电锯的设计摘要随着科技水平的提高，装备的研发和生产得到了多种新型机械设计技术的支持，为其提供了可靠的保障。在未来的工作中，我们需要更加高效地运用各种先进技术来完成各项任务，提高工作效率。在社会发展的进程中，运用各种工具来降低工作负担，是一项至关重要的方向。在现代工业领域中，许多先进制造工艺都与工具有直接关系，而其中最为显着的就是伐木锯机械技术。伐木锯机械，是一款集机械、电子、自动化于一身的独特工具，其独特之处在于能够独立实现自动化操作。便携式电锯是一种高效伐木锯设备。为能够开发出更先进、更方便的手持高枝锯对其选型设计有很大的研究意义。为解决日常生产生活中高空作业及高强度作业的问题，本人结合大学期间学习到的专业知识设计了一种便携式电锯。在本次设计过程中，需要根据实际情况选择合适的电动机和蓄电池的型号，在选择蜗轮蜗杆时，应充分考虑可能由于蜗杆过长造成轴心偏离、传动不平稳、噪音大等问题。关键词：便携电锯；手持；蜗杆目录第1章 绪论11.1 课题研究的思路11.2 国内研究现状21.3 未来的发展方向31.3.1 自动化31.3.2 环保31.3.3 安全41.4 设计内容和要求4第2章 便携式电锯的方案设计62.1 手持式高枝锯的方案介绍62.2 总体设计步骤62.3 总体设计方案72.3.1 初选电动机72.3.2 根据电机参数选择蓄电池72.3.3 设计传动方案72.3.4 设计外壳8第3章 便携式电锯的设计计算93.1 电动机的选择93.2 蜗轮蜗杆的设计与计算93.2.1 蜗轮蜗杆传动的特点93.2.2 选择材料103.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计103.2.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸103.2.5 蜗轮蜗杆受力分析123.2.6 校核齿根弯曲疲劳强度133.3 轴的设计与计算133.3.1 选择材料133.3.2 轴的受力分析143.3.3 轴强度计算163.3.4 轴的刚度计算163.4 轴承寿命校核173.4.1 轴承类型的选择173.4.2 两轴承的径向载荷Fr1和Fr2183.4.3 两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2183.4.4 求轴承当量动载荷P1和P2183.4.5 验算轴承的寿命183.5 管螺纹193.6 锯杆的稳定性校核193.7 链锯的结构19结 论21参考文献22致 谢23保定理工学院本科毕业设计第1章 绪论1.1 课题研究的思路伴随着当前社会的飞速发展，许多环境问题接踵而至，生态环境问题也成为人们关注的焦点问题，人们逐渐认识到绿化对于维护良好的生态环境，具有十分重要的作用。而且随着人们生活水平的提高和人们对生活环境的美化意识的增强，人们对花卉和绿植的需求越来越大。在不断地进行绿化的同时，我们不可避免地要做园林树枝剪枝作业，但是在常规手动锯操作下，不仅难以获得良好的景观效果，而且也达不到应有的生态效果。人工剪草本身就是一项高强度、高难度的工作，随着老龄化程度的加深，这类工作正面临无人可用的窘境。因此，常规手动锯不能适应社会发展的需要，进行了认真的实践与探索，把传统的手工锯通过为其加装电动机及加长杆等设备，使园林工作者可以在地面上剪切树枝，极大地方便了园林高枝的剪切工作,既减少了工作量，又减少了对树体的伤害，一举两得。图1.1高枝锯使用场景图手持高树枝锯片是根据工件的加工需求，利用几个特定的零部件组装而成的。由于生产工艺中的手持高枝锯片的应用价值很高，所以能根据传动功率的大小产生各种类型的运动。在此次的设计中，主要是将他们所学习到的知识与辅助材料相联系，并将其应用到设计中，对所学的知识进行了极大的强化和加深，从而对其进行了全面的了解，从而对机械系统设计计算的一般流程和方法进行了深入的了解，最终确定了一个正确、合理的执行机构。在整个设计流程中，最主要的就是图纸的绘制。这样既能清晰地展现出该作品的内涵，又能反映出该作品对该作品的了解和掌握程度。所以，便携式电锯就是为满足园艺生产应用需求而研制出来的一款产品。1.2 国内研究现状随着工业化进程的加快，各类修剪锯产品已被大量使用，特别是在园艺修剪方面。正是在这样的发展环境下，出现了各类高树枝锯材的切削加工装备。高树枝修剪锯的出现，使手持高枝锯产品的生产效率得到了很大的提升，并且在园林绿化发展过程中也发挥着良好的作用。手持式高枝修剪锯属于新型锯片，使用简单、操作方便、快捷。由于手持式高枝修剪锯的问世，使得修剪工作的人力资源大大减少，从而使修剪工作更加高效，品质更加优良，适用于大规模修剪。所以，研制一台便携式的高枝修剪锯具有很大的实用价值。我国的发展进步历程跟国外的先进国家大体上是一样的，不过，我国的崛起，也是在一次次失败中摸索出来的，因此，我们自己要牢牢记住那些失败经历。这也是我们国家将来取得光辉成就的关键所在。20世纪60年代，广东医疗器械总厂成功地开发出了手持电锯，标志着中国电锯生产技术的进一步发展。因为性能不佳，外形不美观，自动化程度不高，所以没有应用起来。在我们国家研制出了一台手持高枝修剪锯后，我们的修剪和高空工作都得到了很大的提高。中国目前正处在一个快速发展的社会，城镇化快速发展时期，为了在恰当的时候引进比较适合的新产品，因此生产出了高枝修剪锯，其优良的工作周期具有可重复性。进入20世纪后半叶，随着中国工业化进程的不断加快，中国的市场需求量也越来越大，制造业者必须直面日趋激烈的市场。越来越多的制造商开始投入到生产线上，他们的设备和自动化技术也在飞速发展。目前，中国国内的手持高枝修剪锯厂家已形成了数十个品种的产品，其中包含了多种类型的自动设备。目前，我们的市场上，手持高枝修剪锯的比例正在快速增长。对驱动力、传感以及操作硬件和软件技术进行开发和研究，这不但可以推动手持高枝锯技术的发展和进步，而且还能为操纵机械提供实际应用。手持高枝修剪锯的优点如下。(1)提高了手持高树枝锯片的科学研究水平和水平。目前，手持高枝锯技术已算是一种较为成熟的技术，但其在许多场合仍存在着一定的限制，难以满足工业生产的实际需求。所以，研发出一种全新的手持高树枝切割技术，将成为手持高树枝切割技术的又一个全新的发展趋势。(2)手持高枝修剪锯在发展工作中的使用，通常只限于一个工作。(3)目前开发和改进的手持高树枝锯片。以功能性能为依据，可以看出，它是体积小，重量轻，操作方便的锯种之一，其功率损耗要求较高。目前市场上有多种型号的高枝锯，它们都具有不同程度的功能特点，但是在实际使用过程中却并没有很好地体现出各自的优点与不足。为了能够得到手持式高枝锯所独有的多功能性与高灵活性，较高负载能够协助其达到手持式高枝锯之操控装置多功能性之目的，因此要求手持式高枝锯之体积较小，因此可适用在特殊情况下之使用。(4)手持高枝修剪锯的自适应能力是其最主要的特征之一。只要有特殊的工作需要，就可以用手持高枝修剪锯。这大大减少了生产手持高枝修剪锯的费用。1.3 未来的发展方向目前，国内的园艺机械技术已相对比较完善，但是与德国、美国、日本等国际上比较发达的发达国家相比，差距还很大。目前，手持高枝修剪锯正朝着人性化、自动化、高效、环保和安全的发展趋势发展。1.3.1 自动化通过几年来的努力，我们已经达到了一个较高的水平，但是与工业化水平相比，仍有一定的差距。不过，随著机器人与人工智能的兴起，以及工业自动化的大潮，将来的发展也越来越清晰。推进工业自动化的发展，既能推进传统产业的转型，又能提高国家的产业信息化水平，具有很大的发展空间。国家明确指出，在本世纪的头20年中，基本完成了工业化，并积极推动了信息化进程，并指出，实现工业化和现代化的进程，离不开信息化这一不可或缺的关键因素。信息化水平已成为一个国家综合国力的重要标志之一。自动化作为连接信息化和工业化的桥梁和纽带，针对国内传统工业的滞后状态，国家将积极推进技术改革，促进国内工业技术向多元化、自动化和智能化的方向不断发展。我国自动化控制技术的运用，是国民经济众多行业技术水平发展与提高的重要途径，也是政府改造传统产业，构建自动化工业体系和高新技术产业的主要推动力量，具有很大的发展潜力。但是，当前中国的经济增速仍在持续高速上升，中国工业发展水平不断提高，工业现代化水平的提高已成为促进我国工业发展的重要抓手。加速我国企业科技发展的客观动力，提升现代化设备的作业水平，提升其在世界上的竞争实力。其中一种高枝切割技术，是一种在机械工程学中非常重要的一个分支，涵盖了所有的电锯应用。随着国家产业的迅速发展，对人体检测器的要求也就愈来愈高。一般的高枝锯床设备，因其昂贵、庞大、前期投入、较高的机器品质、较低的耦合度而受到限制。由于高树枝锯切机程序设计的难度较大，限制了其在生产中的应用与普及。所以，在我们现有的低成本，小体积，轻重量的情况下，高枝锯结构小巧玲珑，易于使用，具有很好的市场潜力1.3.2 环保进入21世纪后，随着我国对环境问题的关注和对我国相关的立法、法规的不断健全，对我国的城市园林工程机械的环保工作提出了更高的要求。在进入本区域之前，所有的机械设备都要达到相应的废气及噪声标准。为此，各大工业公司都开始或正着手研发、生产“绿色”、环保、环保的园艺机械，以达到环保、环保、环保的目的。尽管二冲程汽油发动机具有结构简单、比例低等优点，但由于其噪声大、环境污染大等缺点，正逐步被四冲程汽油发动机所替代。新一代低声、低污染的燃油产品已面世。因此，环境保护设备的工作特性就成了衡量环境保护设备品质的一个主要标准。1.3.3 安全机械安全与工人的生命安全、企业的财产安全密切相关。在可持续发展中起着至关重要的作用。根据近年来的研究现状和技术分析推断，机械安全的发展趋势是：进一步发展机械故障专家诊断系统；开发智能化诊断仪器及设备。对机械故障诊断的理论方法作了进一步的改进与研究；加强对各种新技术在机械安全装置上应用的开发与研究工作。机械安全检测技术进一步提高；机械安全设计；建立机械安全保障体系，等等。1.4 设计内容和要求在日常的生产和生活中，电锯是一种经常被应用到的机械工具，它由动力部分、连接部分、传动部分以及工作部分四个主要部分构成，它的结构紧凑，锯杆可以在任何时候被拆除，因此它的操作十分便捷。该系统以一台直流蓄电池电动机为动力源，运用蜗轮蜗杆机构把动力传递给锯头，以达到切割树木的效果。图2.1效果图此电锯主要应用场合有学校、公园、道路绿植较高树桠的修剪，以及一些高危险地区树枝的修剪。本次设计的电锯总长3.3米，重量为7Kg，输出功率为60W。在该电锯设计过程中，我需要掌握蜗轮蜗杆、轴等零部件的设计及运算以及相关方面知识，同时我需要熟练使用AutoCAD等软件的应用。8第2章 便携式电锯的方案设计2.1 手持式高枝锯的方案介绍本课题的手持高枝修剪锯的研究方法：首先，参考有关高树枝锯片的发展和研究的数据，对此进行了设计，并对其进行了理论设计和计算，同时，对其主要零件的强度和刚性进行了检验，使之达到了实用的需要，而且其结构牢固，经久耐用。按锯的机构划分，以下是三种可供比较的方案：方案一为液压剪式锯，系统由液压缸体驱动，固定刃口与移动刃口作为切割机构。优点是液压驱动范围可相对较长、切割力相对较大、一般适用于小功率修枝机械、也可用于大功率车载式立木修枝机修枝和整型树冠。方案二为圆锯片式切削机构并由机械传动，通常用于固定式木材切削机械或者小型整枝机械4。方案三为链式锯切削机构，它适于活动锯切，例如用于伐木的油锯和用于打枝作业的小手持式高枝锯机。在修枝机的切割机构中，因为它的工作目标是立木的枝条，所以，假如使用剪式作业的话，工作时就不能持续地进行下去，每当碰到一个树枝，就必须要停下来执行剪切的操作，之后再向上去寻找下一个树枝，如此反复。所以，剪式的切割机构并不适合用于连续工作的立木修枝机。当然，在绿化和树木的修剪方面，与立木的修剪是有区别的，因为要修的枝条非常多，而且要进行持续的切割，所以可以使用剪切切割机制。而在圆锯片型切割机制中，有一个不足之处，那就是圆锯片相对较细，而立木整枝机则是在进行转动切割，切割的表面是圆柱形而非平面，锯片很容易被弯折，所以，圆锯片型切割机制并不适合在持续工作的整枝机上使用。链锯式的切削机构能够实现更多的切割面，更大的树枝的直径，更小的链导板，与圆弧面的锯切模式相匹配，所以，将第三方案链式锯的切削机构用作整机的工作机构，是一种较为合理的结构。2.2 总体设计步骤便携式电锯的工作原理：动力源由一台直流电动机驱动，包括手提式高树枝锯的动力部件、驱动部件和运动部件；使用无级变速系统机构下降其速度，通过功率大小来改变电机的工作电源，从而控制便携式电锯的速度。其构造十分精巧，锯杆可以在任何时候更换，操作十分简便。这种便携式电动高枝锯的特点是：它的质量很轻，效率很高，而且抗干扰能力很强；使用寿命很长，而且还很节约能源；结构很简单，运转很平稳，这样就可以让锯条有节律地进行工作，给许多园林工作者带来了很大的帮助。根据传动原理用CAD画出原理图：图2.1传动原理图2.3 总体设计方案2.3.1 初选电动机直流电动机具有优良的调速特征，启动性能好，过载性能强又可便捷携带，使用起来简单便捷。根据机器的使用环境以及性能要求初选电动机：表2.1电动机型号ZYT60-JB80功率电压电流转速减速比60w12v9.5A2300r/min1:52.3.2 根据电机参数选择蓄电池表2.2蓄电池型号型号额定电压长宽高重量6-FM-3.512V144mm65mm65mm2Kg2.3.3 设计传动方案蜗轮蜗杆可以实现大传动比的交错传动，而且传动稳定，振动冲击和噪音都很低，所以选择了蜗轮蜗杆机构来进行传动。2.3.4 设计外壳根据表2.3所示，可以选择长为40毫米，壁厚3.5毫米的空心钢管轴套作为防护。表2.3空心钢管的型号产品部分参数（GB/T3094-2000）边长/mm壁厚/mm截面面积/cm理论重量kg/M惯性矩/cm4截面模数/cm3403.54.93.8511.165.5845.494.5614.376.8456.985.4816.567.8767.555.9315.347.675047.095.5625.5610.2258.586.7329.8111.9369.957.8133.3513.34711.218.836.2314.49812.359.738.5115.4160510.588.354.5718.19613.359.6961.8220.61714.011168.0322.68815.5512.2173.2824.43第3章 便携式电锯的设计计算3.1 电动机的选择直流电动机是将直流电能转换为机械能的电动机。它以其优良的速度调节特性，被越来越多地用于电驱动系统。按照励磁方式可将DC电动机分为三类，分别是永磁、他励和自励。其中，自励有并励，串励，复励三种。直流电动机有以下几个特点：(1)调速性能优异，速度变化幅度大，高、低速度之比值通常可以达到1：200，精密的伺服系统可以达到1：10000；并且调整性能稳定，易于操作。(2)具有优良的调速特性，变速范围大，高低转速之比一般可达1：200，高精度的随动控制可达1：10000；而且调节效果好，使用方便。(3)采用便携式或移动式储能器，以干电池为动力，既简便又省力。(4)相对于异步电机，在相同功率和转速下，DC电机的尺寸更小，功率更大，效率更高。在对电机进行选择的时候，我查阅了很多的信息，目前，在市场上使用的直流式电机还不多，经过研究，我最终选定了一个具有12 V，功率为60 w，电流为9.5 A，转速为2300r/min的ZYT60-JB80型直流蓄电池电机。图3.1电动机示意图3.2 蜗轮蜗杆的设计与计算3.2.1 蜗轮蜗杆传动的特点(1)能够实现大传动比交错传动，传递动力和远动。(2)传动平稳，振动冲击和噪声均比较小。(3)因其具有自锁功能，可作为减速装置，减速传动时，齿数比u的范围为5=u=70,最常用的15=u=50。1该设计使用单级蜗杆减速器（蜗杆上置式），蜗轮蜗杆选用的是普通圆柱蜗杆传动（ZA蜗杆）3.2.2 选择材料蜗轮使用的是20CrMnTi，因为想要更高的效率，更好的耐磨性，所以对蜗轮齿面进行了淬火，然后进行了精磨制和珩磨，其硬度在45-55 HRC之间。该蜗轮所采用的是一种镀锡的GCuSn12的铸锡铜，它是以砂模浇铸而成的。3.2.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计理念，首先根据齿面接触疲劳强度进行设计计算，然后再验算齿根疲劳强度8。由式m2d1KT2（480Z2H）2 （式3-1）（1）确定作用在蜗轮的上的扭矩T2T2=T1utanrtan(r+p)=43T1（2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数K=1；根据工作类型选取使用系数KA=1.2；动载系数KV取1.05。K=KAKVK=1.211.051.25（3）确定蜗轮齿数Z2Z2=69（4）确定许用接触应力HH=ZE9400T2Kd1d22=131.5940043T11.2522.41382=143.1T1（5）计算m2d1值m2d11.2543T1（48070143.1T1）218.18因Z1=2，故从表中取模数m=2，蜗杆分度圆直径d1=22.4mm。3.2.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）中心距a=d1+d22=22.4+2692=80（2）蜗杆蜗杆头数：Z=1，模数：m=2分度圆直径：d1=22.4mm，齿根圆直径df1=17.6mm喉圆直径：da1=d1+2mha1=22.4+221=26.4mm齿顶高：ha1=mha1=21=2mm齿根高：hf1=mha1C=210.2=2.4mm齿高：h1=ha1+hf1=22.4=4.4mm齿宽：b1取3.28mm表3.1蜗杆参数表名称符号数值名称符号数值头数Z1模数m2齿根圆直径df117.6mm喉圆直径da126.4mm分度圆直径d122.4mm齿顶高ha12mm齿高h14.4mm齿根高hf12.4mm（3）蜗轮齿数：Z2=69分度圆直径：d2=mZ2=269=138mm喉圆直径：da2=d2+2ha2=138+21.8=141.6mm齿顶高：ha2=（da2d2）/2=（141.6138）/2=1.8mm齿根高：hf2=21+0.1+0.2=3.6mm齿高：h2=ha2+hf2=1.8+3.6=5.4mm蜗轮齿根圆直径：df2=d22Hf2=138-23.6=130.8mm顶圆直径：de2da2+2m=141.6+22=145mm，取de2=144mm齿宽：b20.75da1=0.7526.4=19.8，取b2=18mm表3.2 蜗轮参数表名称符号数值名称符号数值齿数Z269模数m2分度圆直径d2138mm喉圆直径da2141.6mm齿顶高ha21.8mm齿根高hf23.6mm齿高h25.4mm齿根圆直径df2130.8mm顶圆直径de2144mm齿宽b218mm由于其与蜗轮之间存在较高的滑移速率，其破坏方式以啮合、点蚀、磨损为主，极少数出现屈曲断裂。所以，在封闭型齿轮中，一般以蜗轮齿面的啮合与点蚀为依据。图3.2 蜗轮示意图3.2.5 蜗轮蜗杆受力分析电动机转矩:T1=9550Pn （作为参数） （式3-2）蜗轮转矩:T2=T1utanrtan(r+p)=43T1蜗杆圆周力（蜗轮轴向力）Ft1=Fx22T2d11 Ft1=Fx2=89.17T1蜗杆传动效率:1=tantan(+)=0.624 蜗杆轴向力（蜗轮圆周力）: Fx1=Ft12T1dm2=625.8 T1蜗杆径向力（蜗轮径向力）:Fr1=Fr2=Fx1tan=227.77T1法相力:Fn=Fr1sinn=665.95T13.2.6 校核齿根弯曲疲劳强度H15000KT2m2d1Z22=150001.2543T12222.4692=150.6T1H=ZE9400T2Kd1d22=131.5940043T11.2422.41382=143.1T1由于HH，所以弯曲强度是满足的。蜗杆轴的最大挠度：y1=Ft12+Fr1248EIL3ylimE-弹性模量 E=207000N/mm2；L-蜗杆两支撑的跨距：L=（1.3-1.5）a=112mmI-I=d1464=3.1422.4264=12352mm4ylim-极限挠度调质蜗杆：ylim=0.01m;T1=9550P1n1iy1=0.00214mmylim=0.01m=0.02mmy1ylim因此，该蜗轮的刚性达到了设计的要求。由这只蜗杆的最大挠度，可求出该电机的最大输出扭矩：T17.14Nm3.3 轴的设计与计算3.3.1 选择材料主轴材质是45钢，表面要使用到淬火工艺。齿轮的轴向确定方位使用套筒以及轴肩。轴的输入端直径D=200mm（毫米）。3.3.2 轴的受力分析蜗杆所在轴的受力分析：图3.3蜗杆所在轴的受力分析示意图蜗轮所在轴的受力分析：图3.4蜗轮所在轴的受力分析示意图轴承支撑反力：（1）在Xz平面上：RAx=Ft2l2la=339.6T1；RBx=Ft2RAy=286.3T1；RDz=Ft1l4lb=57T1；REZ=Ft1RDz=32.17T1（2）在Yz平面上：RAy=Ft2d12+Fa2l2la=37.66T1；RBy=Fr2l1+Fa2d12la=37.64T1（3）在Xy平面上： RDy=Fa1d22Fr1l4lb=238T1；REy=Fa1d22+Fr1l3lb=465.88T1所以：（T1为参数）RA=RAX2+RAy2=339.62+37.662T1=341.68T1RB=RBx2+RBy2=286.32+37.642T1=306T1RD=RDz2+RDy2=572+2382T1=244.73T1RE=REZ2+REy2=32.172+465.882T1=469T13.3.3 轴强度计算公式为：d3104M2+(T)2w1314 （式3-3）式中： M弯矩Nm T转矩Nm1314经查表为0.984支反力、弯矩图、转矩图如上图所示蜗杆所在轴的强度计算：d3104289.55+(0.6T1)13010.984=10.94T1d(17mm)蜗轮所在轴的强度计算：d310442.322+(0.6T1)13010.984=15.06T1d(35mm)其中T1=0.764Nm由于参数T1的范围是T17.14Nm，但轴强度计算可知蜗杆轴直径是17mm，蜗轮所在轴直径为35mm只使用于电动机转矩小于等于1.55Nm的场合，若需要更大的转矩，还要设计新轴。在此只设计此轴，它使用于转速750r/min,功率可从60w-121w的电动机。3.3.4 轴的刚度计算在设计蜗轮蜗杆时蜗杆轴的刚度已经校核，在此只校核蜗轮所在轴的刚度。表3.3挠度与偏转角挠度y安装蜗轮的轴y=（0.02-0.05）mt偏转角 rad安装齿轮的轴 =0.001等截面轴的挠度和偏转角的计算公式：ymax=Fav123EI （式3-4）v1=b1323ab （式3-5）I=d464 （式3-6）支点A：A=Fb6EIll2b2支点B：B=Fa6EIl(l2a2)ymax=Fr22+Ft22av123EI=227.772+625.822T10.0420.2632070003.140.35464(0.042+0.075)=0.02056T1y由于支点A的偏转角大于支点B的偏转角，所以由支点A的偏转角来校核支点A：A=Fb6EIll2b2=Fr22+Ft220.007562070003.140.0354640.0117(0.11720.0752)=0.00016T1(T1=0.764)A因此蜗轮所在轴刚度满足要求。3.4 轴承寿命校核3.4.1 轴承类型的选择滚动轴承是广泛使用的现代机器零件。根据轴承中摩擦性质的不同，可以把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。与滑动轴承比较，由于滚动轴承的摩擦因数小，动力消耗少，易于启动等优点，所以滚动轴承已标准化，因此，滚动轴承的使用，只要根据轴承类型和尺寸的正确选择特定的工作条件，再根据承载能力验算轴承。因为轴承需要承受较大的轴向载荷以及径向载荷，并且能够在较高转速下正常工作，因此我决定采用一对角接触球轴承。连接曲柄的轴上的角接触轴承寿命校核：已知轴上齿轮所受力有：圆周力Fte=625.8T1; 径向力Fre=227.77T1; 轴向力Fae=89.17T1齿轮转速:n=2300/min；齿轮分度圆直径:d=138mm；轴承预期寿命:Lh=1500h。3.4.2 两轴承的径向载荷Fr1和Fr2Fr1V=FreaFaed2a+b=227.77T142.2289.17T1138242.22+75.14=29.5T1Fr1v=FreFr1V=198.27T1Fr1H=aa+bFte=42.22117.36625.8T1=225.13T1Fr2H=FteFr1H=625.8T1225.13T1=400.67T1Fr1=Fr1V2+Fr2H2=227T1Fr2=Fr1v2+Fr22=447T13.4.3 两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2通过对蜗轮受力分析得知产生轴向力朝向轴承2的方向，所以根据受力平衡知：Fa1=0，Fa2=Fae=89.17T13.4.4 求轴承当量动载荷P1和P2其中(e1=0.401 e2=0.422)Fa1Fr1=0e1Fa1Fr1=89.17T1447T1=0.20P1，所以按轴承2的受力大小验算：Lh=10660n(cP2)=10660750(19500670.5T1)3=546632T13T1为参数其范围:0.764-7.14NmLhmin=5466307.143=1501.7Lh所以轴承满足寿命要求。如果想要提高轴承的性能以及使用寿命，轴承的滚动体与滚道就必须要有合理的空隙，否则会降低轴承的使用寿命，也会降低其工作性能。轴承使用油脂润滑。油脂润滑具有高的润滑强度，能够承载大的负载，不会有损耗，易于密封，一次加油脂能够保持很长的一段时间，适用于一些不方便频繁加入润滑剂的地方，或者是不允许润滑油损耗而导致对产品造成污染的工业机器。3.5 管螺纹管螺纹是指为实现管道连接而设计的螺丝，由于受到子壁厚限制及密封要求，与紧固螺丝存在较大差异，其规格系列也跟管道规格系列相对应。目前国际上使用的管螺纹主要分为两种，一种是55度惠氏管螺纹，英国人所创，目前主要用于欧洲和英联邦各国，并已被国际标准化组织所采纳；一种是60度布氏管螺纹，主要用于美国人，主要用于北美洲和美国工业。通常使用的是55度的管螺纹，因此我选择的是55度的管螺纹。3.6 锯杆的稳定性校核杆的柔度：压杆为一端固定，另一端自由取：=2I=ia=d4=304=7.5=LI=2X1.5X1037.5=400顶杆材料：1=EP=85.9因为1，所以此杆属于细长杆计算临界力：Pc=2EIUL2=3.1422101033.146421.5103=600103(N)100N所以此杆稳定性合适。3.7 链锯的结构链式锯切削机构，它适用于活动锯切，例如用于伐木的油锯和用于打枝作业的小手持式高枝锯机。锯链式的切削机构能够实现更多的切割面，更大的树枝的直径，更小的链导板，与圆弧面的锯切模式相匹配。图3.5锯头的示意图锯头的CAD图：图3.6链锯的结构23结 论通过对整体的设计计算，再加上设计完成后的实际工作效果，对电锯作出以下结论：首先，在设计之前，将手锯换为电锯，以电力为能源，将整个花园的能源消耗，降到最低。而且电机的噪声，比汽油发动机要小很多。地面的晃动，也小了很多，这对花匠们的工作，绝对是一种极大的改善。同时，整个高树枝锯齿的重量也减轻了不少，更加的方便。其次，在电锯头部的选取上也有很大的进步。在此以前，绿化工程中所使用的大部分都是带齿的锯条，这种锯条不但工作效率低下，并且在使用过程中容易产生损耗，造成了较高的费用。此次设计，将常规的齿轮锯改为链条锯，不但可以提升高树枝锯的工作效率，还可以比齿轮锯更持久，可以长期连续工作，极大地满足了园艺工人的需要。但是，本次设计仍然存在着一些缺陷：在设计的过程中，存在了一些数据缺乏的问题。由于时间的限制，在传动轴的选择过程中，由于缺乏实际数据的采集和树枝直径的计算，我们只能通过阅读书籍并按照理论选择传动轴，这可能会对高枝锯的实际工作产生一定的影响，因为理论数据并不适用于所有工作。只有将理论和实践相结合，才可以更完美。通过毕业设计，更加深了我对机械设计的感性认识和理性认识，也提高了我自己的动手能力，独立思考能力和解决实际问题的能力，同时也培养了我们的团队合作精神，使我们认识到和他人协作的重要，为我们将来步入社会打下了坚实的基础。这次毕业设计，使我更加清醒的意识到：学校培养我们是为让我们学以致用，将所学的知识应用于实践并将其转化为生产力。我们在工作和学习中，要不断用理论指导实践，以实践检验理论，在反复的学习与实践中不断摸索，总结经验，积累教训，从而不断提高和完善自己，并以自己的实际行动回报老师回抱社会，为祖国的建设尽上自己的一份力量。参考文献1. 濮良贵.机械设计M.高等教育出版社，2019.2. 郭克希.王国建.机械制图M.北京：机械工业出版社,2014.3. 张建民.机电一体化系统设计(第五版)M.高等教育出版社，2020.4. 霍光青.王乃康.立木整枝机设计方法与主要参数的研究J.北京林业大学学报，2007.5. 丁洪生.荣辉.机械原理M.北京理工大学出版社，2016.6. 康积龙.多功能园艺修枝机械手臂的设计与特性分析J.森林工程，2019.7. 孙慧.新型机械手结构设计研究J.农村牧区机械化，2018.8. 吴宗泽.机械设计课程设计手册M.高等教育出版社，2018.9. 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