固定轨道上滑动。为了使设计过程更加简便和便于控制，采用无偏距的对心曲柄滑块机构，机构简图如图2.4与图2.5所示。考虑空间位置布局，设定主刀具的曲柄滑块机构的压力角?z?8?，侧刀具的曲柄滑块机构的压力角为?c?12?。
图2.4 主刀具曲柄滑块机构传动简图
图2.5 侧刀具曲柄滑块机构传动简图
3. 设计计算
3.1 发动机选择
设刀具工作时单刃所需最大切削力为45N，则： 主刀具切削力Fz?45?14?630N；
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侧刀具切削力Fc?45?8?2?720N；
曲柄滑块机构结构与从动杆受力情况如上图2.4与图2.5所示，则刀具最大切削力位置处，主、侧刀具驱动连杆（曲柄滑块机构结构从动杆）受力：
Fz1?Fzcos(?z)?630cos(8?)?636NFc1?Fc
?736Ncos(?c)?720cos(12?)
主、侧刀具驱动连杆所需扭矩为：
Tz?636*0.5?31.8N?m
Tc?736*0.5?36.8N?m
（T?T）?nP0?cz?3.6kW则刀具运动切削所需功率为 9550设计方案中共有10组齿轮传动，齿轮的机械传动效率取
?cl?0.97，发动机输出功率P?P0/?cl10?4.9kW。
考虑中间轴承等结构的传递效率，取发动机额定输出功率5.2kW。
根据现有汽油发动机的性能参数，本设计选取的汽油发动机的型号及相关参数如下：
额定功率5.2KW;最大功率6KW ;转速3600r/min；单缸，空冷，
电启动；6.0L油箱；外形尺寸为380×430×410 mm；重量25㎏。
3.2 传动比分配
刀具传动机构总传动比为i总?n额3600??7.2 nw500 7
方案中通齿轮进行两级减速传动，设定一级减速传动比为
i1?3，二级减速传动比为i2?i总?2.4。 i11) 各轴转速计算：
发动机轴为轴为轴Ⅰ，一级减速两轴为轴Ⅱ（高速轴）、轴Ⅲ（低速轴），二级减速两轴为轴Ⅳ（高速轴）、轴Ⅴ（低速轴），侧刀具传动轴轴Ⅵ。则：
n1?n2?nw?3600r/min
n3?n4?n23600??1200r/mini13
n5?n41200??500r/min i22.4n6?n5?500r/min
2) 按发动机额定功率计算各轴输入功率：
P1?P额?5.2kW
只考虑齿轮传动效率时，Pi?Pi?1??cl
则： 表3.1 各轴输入功率 单位：kW P1 P2 P3 P4 P5 P6 5.2 5 4.89 4.75 4.6 4.4 3) 各轴转矩计算
由Ti?9550?pi、Ti?1?Ti（i为奇数）得 ni 表3.2 各轴传递转矩为 单位：N.m
T1 13.8
T2 13.38 T3 38.94 T4 37.77 T5 87.93 T6 85.29 8
4) 根据《机械设计》中公式（15－2）得轴的直径为
d?A03Pn
A0?3式中，A0——
值112；
95500000.2???T?，查《机械设计》中表（15－3），取
P——轴传递的功率，单位kW； n——轴的转速，单位r/min。
表3.3 各轴的直径为 单位：mm
d1≥ 13 d2≥ 13 d3≥ 18 d4≥ 18 d5≥ 24 d6≥ 24 3.3 初选齿轮
1) 选择材料、精度
a . 按图3.3所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
b .本绿化修剪机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）
c . 材料选择。查机械设计教材图表（P75表6-2），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 2) 初定齿轮参数
设定齿轮模数均为m?4，一级减速小齿轮齿数z1?23，二级减速小齿轮齿数z3?17，则有减速齿轮对数据如下：
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表3.4 减速齿轮设计数据表 单位：mm
小齿轮数 大齿轮数 分度圆直径/mm 中心距/mm 齿宽/mm 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 一级减速 i1?3 23 55 93 229 156 20 25 二级减速 i2?2.4 17 51 68 204 136 25 30 4. 总结
在设计过程中重新温习了很多已经有些淡忘的机械设计知识，通过完全机械传动完成了刀具的结构设计和三面同时修剪的传动要求，基本实现了原定目标。
不足之处主要在于，纯机械式的传动，增加了整体结构与机构的复杂性，设计过程中工作量很大，设计只完成了主体方案，给定初始数值，但确实校核及优化，同时齿轮与轴想过的结构没有细化。
有很多不足，但是也还是学到了很多知识，也在过程中与同组
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人员从无到有，讨论、争吵、合作、互助，最终完成了原定的基本目标。
参考文献：
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制作．2009
[6] 《道路绿化带液压剪枝机的研究与设计》 向北平著．液压与气动．
2008
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