PAGE1-旋轉割草機的結構設計摘要割草機在日常生活中比較常見，經常可以在現實或者網上看到割草機的出現，割草機的主要作用是用來修剪植被跟草坪等。割草機的出現使工人的除草時間大大降低，不僅節省了人力，還節省了財力，1805年割草機的第一次出現奠定了日后割草機發展的基礎。設計打算讓割草機特點明顯機體積小、操作矯捷，重量輕，工作過程適應性好，主要用來在山區和水田，在需要大、中型割草機的地區，可以解決農民割草的難題。割草機的主體是由行走輪、刀片、刀盤、發動機、控制部分、行走機構扶手等組成。可以預見的是，割草機的未來還是要向高科技邁進的，因為地質環境等的多方面的差異化，市場也需要割草機能夠匹配這種差異化，市場的需求對割草機的發展有著舉足輕重的作用。隨著科學技術的發展，不同地區展現出不同的需要，為了滿足這種需要，不同的割草機相應的出現，這些更能夠滿足不同需要的割草機使得市場更加完善。中國是一個農業大國，農業機械化的發展以及提高農業生產的效率變得極其重要，在對農業機械的設計以及制造中，農作物的產量也受到農業機械的影響。對于割草機而言，其上的刀片通過發動機的高速旋轉獲得較高的速度，從而令得割草的效率大大提高。關鍵詞：割草機；差異化；農業機械；效率目錄TOC\o"1-2"\h\z\u21076摘要 I306601緒論 171182總體方案確定 393912.2割草機類型選擇 330043割草機的設計 4285383.1主要技術指標 4245154動力選擇 6188904.1整機消耗的功率計算 6293754.2柴油機的選擇 7152845傳動裝置設計 8272755.1傳動路線 8209165.2確定傳動裝置的傳動比 8261855.3傳動裝置動力參數的計算 829895.4皮帶輪的設計與計算 9218995.5驗算小帶輪的包角 10244515.6確定V帶根數 1025155.7單根V帶預緊力的計算 10300625.8計算壓軸力 11269896齒輪的設計與計算 12178416.1選擇材料以及確定許用應力 12128166.2按輪齒接觸強度的計算 12111706.3按齒根彎曲強度設計 13318227軸的設計與計算 1596867.1軸的材料選擇 1570487.2軸的最小直徑確定 15216987.3軸的結構設計 15180687.4軸的校核 1649458鍵連接選擇 1957449滾動軸承選用 2085119.1滾動軸承校核 2050529.2割草滾筒轉速計算 21218189.3滾筒直徑計算 2143039.4割草滾筒長度確定 221563810割草機其他部分設計 221577510.1滾筒割草齒設計 22117610.2凹板的設計 233039結論 2432677致謝 2527892參考文獻 261緒論自1805年割草機誕生以來，割草機帶給了我們巨大的改變，割草機的分類也尤為的多。割草機的出現體現了機械在生產生活中的重要作用，使得工作效率大大提高，割草機的工作方式一般分為往復式和旋轉式，并且使用割草機極其方便。通常情況下，當草的長度到達12厘米左右時是最佳的割草時機。但是如果出現因為草的長度超出12厘米許多，可以把割草的步驟分為兩步，第一步是先把上半部分割掉，這時下半部分到達合適的切割長度，第二部就是把下半部分進行切割。這兩部的進行降低了割草機的切割難度，也提高了工作效率。旋轉式割草機的工作方式可以簡單的理解為利用動力源帶動刀片產生較高的速度進而切割雜草、牧草等，刀片速度可達60~90m/s。所以說，旋轉割草機的刀片的選擇是極其重要的，刀片的質量影響著割草機的質量。在割草機工作時，刀片上承受巨大的阻力或者遇到障礙時，割草機要立即停止工作，避免刀片不必要的磨損，并且因為刀片的鋒利，在切割器上加上必要的防護罩，保證安全。割草機在工作時也有一定的局限性，在山間地頭等條件相對惡劣的地區，割草機的重量以及體積等都會造成切個難度的增加，所以在不同的地形下選擇合適的割草機成為割草成功重要的一環。割草機的動力系統的選擇主要有兩種，一種是傳統型動力系統，他在我們日常生活中會比較常見，它主要分為汽油機和柴油機；另外一種屬于新型的動力系統，動力源是蓄電池。這兩種動力上的差異也很明顯，因為傳統型動力系統具有的特點，工作時功率大，并且能夠有較長的工作時間便是它的優點，但隨之帶來的是噪音相對較大，動力輸出帶來的噪音足以影響人們日常生活的缺點，所以這類割草機一般用在對噪音沒有太多要求的場所，能夠避免打擾人們日常起居。第二種以蓄電池作為動力源的割草機特點就是當割草機工作時噪音小并且工作平穩，但因為蓄電池為動力源的緣故相應產生的問題是工作動力小并且持續工作時間短，不適合長時間工作的場所。科學技術的發展使得更多更加智能的產品出現，出現了以太陽能發電為動力源的技術，此技術的出現提高了工作效率又可以替代原產品，減少了能源消耗并且減少環境污染，因為割草機動力源的工作不是燃燒汽油、柴油，所以不會產生溫室氣體，并且新型割草機能有效利用新能源。但是因為需要利用新能源太陽能，所以需要在陽光充足的時候進行工作，對環境要求較高。目前我國現狀面臨的問題是對于草地這方面的機械設備投入嚴重不足，令得多數割草機械制造企業轉產或停產，在于歐美等其他發達國家對比的過程中，可以發現我國的制造手段、基礎機械技術等都有相對較大的差距。2總體方案確定割草機包含的的類型是多種多樣的，對于割草機作出如下要求要求。首先要求割草機對于草坪的碾軋輕，不能對草坪有較大損害割草工作過程中，要對地形的有較強的適應能力，割草結束后，草坪高度要保持一致。割草機對于草坪的高度控制要好，能合理調整割草機的工作范圍。割草工整，在兩次工作過程中銜接平滑。割草機效率高，本身質量要好，零部件通用率高且出現故障后維修方便。易于上手操作、輕便靈活。7.工作工程中產生的草屑能夠收集干凈，避免占用空間或對土地產生影響。2.1割草機的類型定位整機形式為：懸掛式、半喂入割臺形式為：帶攪龍輸送器式臥式割臺割草機形式為：軸流式2.2割草機類型選擇割草機輸送模式分為全喂入和半喂入。綜合因素考慮，本次割草機選擇弓齒半喂入割草機式割草機，下脫式通常適用于半喂入式割草機，選擇下脫式。3割草機的設計3.1主要技術指標1.刀具的使用壽命：720h左右；2.修剪速度：1平每分；3.修剪幅寬：500cm；4.工作效率：最高0.24hm2/h；5.切口平整度：平均80％3.2割草機工作時注意

1、其他人遠離割草機在割草機工作過程中，非必要人員必須遠離割草機。雖然割草機是可以控制的，但其他因素的影響，例如，割草區域可能相對濕滑。在相對濕滑的區域上，割草機與地面之間的摩擦力相對較小，因此割草機很容易與地面分離。因此在割草過程中，要求割草機周圍不能出現非工作人員，以避免傷害他人。

2、各零部件安裝完整在割草機的運行操作過程中，割草機的零部件要求安裝完整，大部分割草機都裝有的防護罩要特別關注。因為防護罩有葉片，為了避免繩索超出安裝范圍而導致的電機燒毀事件發生，這就要求在使用過程中必須進行防護罩的安裝。

3、在環境潮濕的情況下，禁止使用割草機需要注意的一種情況是，需要使用割草機的情況下，如果環境比較潮濕，這時最好不要使用割草機，特別注意是在下完雨或者草坪澆完水后，因為這種情況下，地面異常濕滑，如果割草機在這時介入工作，濕滑的地面可能導致割草機工作不穩定，影響操作，因此需要在地面情況適合的工作條件下工作。

4、定期清理割草機內部當割草機進行完長時間工作后，需要對割草機的內部進行一系列清洗，因為經過長時間工作，割草機內部必然會有一些影響機器的雜草出現。因為電機是比較容易受這些雜草影響的，如果不把雜草清理掉，尤其影響電機壽命。為了維護割草機的健康，保證可以工作正常進行，于要進行頂起清理割草機的工作。

5、保護好割草機的刀片割草機的刀片是相對脆弱的部分，所以在割草機工作過程中，要特別注意保護好刀片。當割草機工作時，遇到較為茂盛的草的情況時，刀片可能會遇到都塞得情況。此時，割草機前端應果斷向上傾斜，切斷割草機電源。通過這種操作，可以達到保護電機的效果。

6、掌控好割草的速度為了達到較為理想的割草效果，我們必須掌握割草的速度。如果遇到草較為茂盛的草的情況，為了保護刀具跟電機，此時必須降低割草速度。如果遇到草較為稀疏的情況，為了提高效率，可以適當提高割草機的速度。

7、不要接觸到其他堅硬物體為了保護割草機的正常工作以及自身使用壽命，不能出現割草機觸碰硬物的情況。例如，草地易出現石頭或者搬磚等硬物，當遇到這種硬物是，為避免不必要的麻煩出現應及時避開，保證工作正常進行。8、注意存放當割草機出現過工作過的情況，應注意妥善保管。應放在干燥通風處，以免損壞割草機部件。

4動力選擇4.1整機消耗的功率計算4.1.1割草機的功率消耗計算當割草機進行工作時，機器本身運行良好。其總功耗用N表示，包括兩個部分：第一部分是克服滾筒空轉所消耗的功率；第二部分是克服割草阻力所消耗的功率（占總功耗的。割草機的功率消耗為：N=+（kW）（4-1）1)其中空轉功率消耗:=+式中：——系數，為克服軸承及傳動裝置的摩擦阻力消耗的功率，B——系數，為克服滾筒轉動時的空氣迎風阻力而消耗的功率，.2)割草功率消耗表示為:對操作過程進行簡單的分析，首先，在割草機進口，草的初速相對較低，而割草機的滾筒相對較高。然后它與草接觸，進入間隙割草，依據動量守恒定律：沖量轉換為動量：，（4-2）—單位時間喂入的谷物量；—綜合搓擦系數，0.7-0.8；—滾筒的切向速度，15m/s。將數據代入N=+得：N=0.52+1.5=2.02（）4.1.2清選裝置的功率消耗的計算清選裝置消耗的功率：其中：——單位時間進入清選裝置的脫出物質量（）；——單位脫出物質量清選篩所需的功率（），上篩：0.4-0.5，下篩：0.25-0.3；——選別能力系數，0.8-0.9。代入數據可得消耗的功率：1.75（）4.2柴油機的選擇通過以上各部分的計算，可以求得割草機所有部分消耗的功率，可用P總表示割草機的總功率消耗為：0.043+2.02+1.75+1=4.813（）根據對機械設計使用手冊進行查閱分析后得知,決定本次選用南昌柴油機廠105系列,所選擇的型號分別為:X2105BC-15,滿載轉速分別為,其最大額定功率分別為16.2,通過數據分析,本次切割草機在動力性能方面的要求已經得到了滿足。 圖4-1X2105BC-15柴油機

5傳動裝置設計5.1傳動路線5.2確定傳動裝置的傳動比總傳動比（5-1）式中—柴油機滿載轉速，1500r/min,則由計算可知，V帶傳動比，V帶傳動比在2-4中間，可以符合要求。分配各級傳動比1)取V帶傳動傳動比為，2)取第1傳動軸傳動比為0.6，3)第2傳動軸傳動比。5.3傳動裝置動力參數的計算 輸出軸額定轉速,割草機滿載作業要求被達到后,得出數據，額定轉速跟輸出軸轉速存在一定關系，可以求得輸出軸轉速為額定轉速乘0.8。1）各軸轉速主傳動軸轉速。主軸與動力輸出軸直聯。第1傳動軸轉速。傳動比可得，按92%效率來計算帶傳動,則割草滾筒轉速。效率可以按92%計算,則第2傳動軸轉速，傳動比是1。按92%效率來計算帶傳動,則風機的轉速，可以不考慮其他，直接安裝風機，則2）各軸功率主傳動軸第1傳動軸式中-帶傳動效率；通過搜查可得0.92。3）各軸轉矩第1傳動軸第2傳動軸5.4皮帶輪的設計與計算5.4.1帶型的選定依據總體方案的設計要求，查閱可得工況系數。計算功率為：根據柴油機的轉速和計算功率，綜合考慮，查閱可以選取SPZ型皮帶。5.4.2帶輪直徑與帶速的確定查資料小帶輪的直徑，得，表示V帶的最小基準直徑，小皮帶輪的直徑是V形皮帶的最小參考直徑。如果太小，皮帶的使用壽命會在一定程度上降低。如果過大，會在一定程度上延長皮帶的使用壽命，相應的皮帶尺寸也會增加。V帶的最小參考直徑如下圖所示。選取小帶輪的直徑。大帶輪的基準直徑，取。上式表示V帶傳動的滑動率，因為數值及其小此時可以選擇將其忽略不計。帶速的計算：代入數據的對于普通的V帶來說，，傳遞的功率小是由于速度太小導致的，離心力過大是由與速度太大導致的，通過上述計算，最終符合基本要求。5.4.3帶的基準長度和軸間距的確定由公式（5-2）代入數據得。所需帶的基準長度為：代入數據得則實際的軸間距為綜上，通過計算可得實際的軸間距為。5.5驗算小帶輪的包角由下式可求帶輪包角：通常，最小不低于，小帶輪包角可以達到要求，所以可以得出張緊輪是不必要增加的。5.6確定V帶根數V帶根數可由以下公式計算：(5-3)其中——功率增量，斟酌傳動比時，當考慮傳動比時，大滑輪上的功率增量較小，在相同的使用壽命條件下，可以提高傳遞功率——包角修正系數，考慮包角不等于時對傳動能力的影響。——帶長修正系數，皮帶長度修正系數考慮了包角不是特定長度時對傳輸能力的影響——單根V帶的基本額定功率。通過查閱相關資料：，=0.99，=0.97，=圓整后取V帶根數5.7單根V帶預緊力的計算根據公式(5-4)=

=5.8計算壓軸力根據公式(5-5)(5-6)其中——為正常預緊力的1.5倍。代入數據

6齒輪的設計與計算6.1選擇材料以及確定許用應力根據總體設計方案，考慮各個因素選取傳動部件，本設計方案選用直齒輪。考慮到割草機需要更高的動力來源，大齒輪選用硬齒面，同樣的小齒輪也選用硬齒面。大齒輪和小齒輪的材料選取40Cr。為了使齒輪具有良好的機械性能，采用了淬火回火和表面淬火工藝。齒面硬度為49～56HRC。因為輪齒在工作時沒有什么變化，其本身不再磨削，所以選用7級精度。6.2按輪齒接觸強度的計算根據公式(6-1)計算相關數據1）試選載荷系數；2)計算小齒輪傳遞的轉矩:3）查閱資料選取齒寬系數；4）查閱資料材料的彈性影響系數5）根據齒面硬度數據，可以求得大齒輪與小齒輪的接觸疲勞強度極限分別是6）計算應力循環次數7)查資料可以得出接觸疲勞壽命系數8)計算接觸疲勞許用應力，失效概率取1％，而安全系數S＝1，得計算1）計算小齒輪分度圓直徑，取用中的值2）計算圓周速度3）計算齒寬4）計算齒寬與齒高之比模數齒高5）計算載荷系數

速度，精度定7級，查資料可得動載系數;

可以假設，,齒間載荷分布系數；利用系數可以從數據中得到；

齒向載荷分配系數的接觸強度；根據試驗數據，利用輪齒載荷分布系數計算出彎曲疲勞強度.所以載荷系數6）分度圓直徑可根據載荷系數實際修正值計算7）計算模數6.3按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為(6-2)確定公式內的各計算數值分別查找大齒輪和小齒輪，通過資料，查看彎曲疲勞和壽命系數的資料；

2）由資料可得彎曲疲勞壽命系數；。

3）求彎曲疲勞許用應力

可以把彎曲疲勞安全系數定義為S＝1.4，可求4）計算載荷系數K5）查取齒形系數由手冊查得齒形系數。6）查取應力校正系數由手冊得應力校正系數。7）計算大小齒輪的然后進行相應的對比小齒輪的數值大。設計計算根據齒面接觸疲勞強度計算的系數m大于根據齒根疲勞強度計算公式計算的系數m。齒輪系數m主要取決于彎曲強度確定的載荷力，但齒面接觸疲勞強度確定的載荷力與齒輪直徑（即齒數與齒數的乘積）有關，系數1.64由彎曲強度確定。最接近的四舍五入為參考值，M=2mm，根據接觸強度計算分度圓直徑，。取取幾何尺寸計算

1）計算分度圓直徑2）計算中心距3）計算齒輪寬度驗算符合要求。

7軸的設計與計算7.1軸的材料選擇軸的材料通常情況下分為碳鋼與合金鋼，考慮到兩種材料的價格，在常用的材料中，碳鋼是較為常用的，并且可以用熱處理提高其材料性能。當割草機進行工作時，可以發現軸的轉速相當高，并且可以傳遞相當大的扭矩，考慮到相關因素，軸的材料45號鋼，調質處理，相關參數可以表示為，硬度，接觸疲勞強度極限550-620Mpa，彎曲疲勞極限410-480Mpa。7.2軸的最小直徑確定由公式(7-1)其中——該軸傳遞的功率，；——該軸的轉速，；——指軸的材料和承載情況確定常數已知，，通過查閱資料可以得出，代入上式可得選。7.3軸的結構設計軸一般情況下是梯形的，這么設計的目的在于可以方便拆卸軸上的零件。軸的直徑從軸的中部到端部逐漸減小。齒輪和軸可以從軸的上端依次安裝和拆卸。為便于在軸上安裝零件，軸端和每個軸的端部應倒角。軸的磨削段應有砂輪超程槽，車削螺紋段應有砂輪超程槽。每個軸截面的直徑，如果軸截面有匹配要求，可以使用標準直徑。軸承、齒輪等標準件的軸徑應符合標準件的內徑系列。套筒、螺母和軸端擋圈軸向固定時，為保證螺母靠近零件端面，零件軸段長度應小于輪轂長度。割草機軸的初始結構如下圖7-1軸的結構圖7.4軸的校核7.4.1軸上載荷的計算求軸承上的支反力垂直面內： 水平面內：通過數據畫出受力簡圖與彎矩圖，所示：在第四種力理論支持下，忽略了鍵槽的影響表7-1受力分析載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T軸安全。圖7-1受力簡圖和彎矩圖7.4.2校核軸強度分別校核軸承上扭矩、最大彎矩以及截面強度，=0.6,軸的計算應力為：根據前期軸的選擇合適,為45號鋼調質處理由資料表查得=60Mpa因此<,所以安全。7.4.3精確校核軸的疲勞強度抗彎截面系數：==抗扭截面系數：==截面上彎矩應力：截面上扭矩應力：軸材料為45鋼，調質，查閱資料，。理論應力集中系數及根據資料可得：經插值后可查得=1.59=1.33通過資料可以查得軸材料敏性系數為：故有效應力集中系數為：=1+(-1)=1+0.85(1.33-1)=1.28由機械資料可得尺寸系數=0.85,扭轉尺寸系數=0.9由附圖查得表面質量系數==0.92軸沒有表面硬化處理，所以=1，由此綜合系數值為又由碳鋼的特性系數：=0.1-0.2取=0.15=0.05-0.1取=0.75計算安全系數：>S=1.5故安全8鍵連接選擇鍵連接可分為平鍵連接、半圓鍵連接、楔鍵連接和切向鍵連接。平鍵連接具有結構簡單、對中性好等優點，因此得到大量應用。本設計采用的是平鍵連接。查表機械設計手冊表分別選擇軸1、2段平鍵b×h×L=6mm×6mm×20mm、b×h×L=10mm×8mm×22mm。材料為45號鋼，許用擠壓應力，可以選取平均值，。在這種設計情況下，傳遞扭矩最大的是割草機的軸。依據要求，檢查割草機軸鍵連接的強度，因為載荷分布均勻，根據平鍵連接的擠壓強度公式：(8-1)其中：T為轉矩（N·mm）；

為軸徑（mm）；

為鍵的高度（mm）；

為鍵的工作長度（mm）；

為許用擠壓應力（MPa）；代入數據得<可以實現設計要求。

9滾動軸承選用已知裝軸承處軸徑，轉速，查相關資料，選用圓錐滾子軸（GB/T276-1994摘錄）,選型號為30208，其基本參數為，。基本額定動載荷。9.1滾動軸承校核根據上述數據，可計算：圓周力徑向力軸向力9.1.1當量動載荷計算該圓錐滾子軸承受兩個力分別是，和的作用，需要做出當量動載荷P。由下式可求：(9-1)其中表示徑向系數，表示軸向系數。因為<0.37所以9.1.2徑向基本額定動載荷的確定圓錐滾子軸承，確定徑向基本額定載荷(9-2)式中—載荷系數，查表取=1；—當量動載荷，1239.44N；—溫度系數，查表得=1；—基本額定壽命，本機預設壽命=8000h；—軸承轉速，650；—壽命指數，對滾子軸承。<故所選軸承符合要求。9.1.3驗算軸承的壽命>8000h經過校核，分別對比兩軸承的使用壽命均在設計壽命之上，綜上，設計的軸承是合適的。9.2割草滾筒轉速計算通過滾筒的有效直徑可以把滾筒的轉速計算出來。當滾筒轉速大于12m/s時，脫粒率可達99%以上。但是，如果滾筒轉速過高，脫粒效率沒有明顯提高，只會加劇谷物在滾筒上的不穩定性，增加谷物的損失。當滾筒周轉時間過長時，從而增加了割草機的時間，降低了產品的性能。速度：。通過圓周速度V的確定，滾筒的轉速可求。 （1)式中D——滾筒直徑（不包括弓齒高度）；H——弓齒的高度，取。滾筒轉速取9.3滾筒直徑計算滾筒環D的直徑由兩個條件決定，這兩個條件旨在防止滾筒纏繞草和滾筒在莖部的最大允許滾動角度,可以表示為：其中L——下作物的長度mm；l——作物喂入深度,通常情況下大于400mm；ɑ——滾筒允許包角,通常情況下為120o。一般情況下，宜選擇較大的直徑，因為農物探進量很大，喂入損失小；當進料口弧度較大時，可提高進料性能；凹面篩面大，可拆卸性強；轉動慣量大，工作穩定，過載調整好；凹板曲率小，切割腔內斷桿少，有利于降低功耗。L取1200mm，l取300mm。則由上式可得：，由上式可得：。滾筒直徑，根據齒頂計算，齒根直徑為。半喂入式割草機的選取，莖稈纏繞是不足為慮的，滾筒的直徑可以取400mm(不含弓齒高）。9.4割草滾筒長度確定割草機滾筒長度可以受到進給速度的限制，并且弓齒總數也影響著滾筒長度。半喂入式割草機工作時，其工作強度是相當大的。采用600-1000mm。本機設計滾筒長度為700mm。

10割草機其他部分設計10.1滾筒割草齒設計10.1.1弓齒形狀選擇弓齒的形狀通常有兩類，分別是V形和U形。通過研究，當V形拱的頂角為22o，U形齒弧越大，功耗越低，斷耳率越低。在本設計中，決定采用三重齒作為割草齒，從而達到滾筒不容易纏草的優點，使割草機的工作質量得到提高。弓齒采用45鋼，淬火件硬度HRC45-55。10.1.2弓齒的排列半喂入式割草機滾筒的拱齒呈斜線排列，此排列特點可以達到生產效率提高、運行穩定的特點。在本設計中，我們采用了斜線的結構。弓形齒螺旋布置的目的不僅是為了在割草過程中實現均布載荷，而且是為了促進泥石流沿軸向流動。因此，根據螺旋區的布置來選擇拱齒的布置。它分為三個方面。第一段為梳棉區，可以達到滾筒總長度的10%-15%。梳齒材料為6-8mm鋼絲，用于梳棉機的導梳和推梳。梳齒安裝在滾筒進料端的錐面上。第二段是割草區，占滾筒總長度的70-75%。鋼絲直徑為5-6mm，分為兩個區域。前部占總長度的40-45%。由于作物初入割草間隙，工作量較大，安裝了加強齒。第三個區域是排風區域，僅占滾筒總長度的8-10%。鋼絲直徑為5-6mm。在割草機工作過程中，為了排草能力的加強，齒距約為60mm，齒形與割草機相同。10.1.3相關參數的計算螺旋排列的列數：。弓齒軸向間距：。弓齒數：。10.2凹板的設計10.2.1凹板類型的確定凹板可以分為編織篩式和柵格式兩種，分別對比兩種不同的凹版，如圖10-1。圖10-1編織篩式與柵格式的比較綜上所述，經過比較采用柵格式凹板。10.2.2凹板直徑的確定凹板的直徑與生產率成正比，但不是直線的。根據凹板的直徑，生產能力和實際生產情況，凹模直徑為490毫米.對于割草機來說，圓柱形凸起與凹形圓鋼之間的間隙。10.2.3凹板與滾筒之間間隙的計算如果進口和出口之間的距離太小，而且很有可能進行回采，那么如果這一距離太小，它可以很容易地引起堵塞。如果入口的間隙太大）>30mm。如果圓筒的間隙是30毫米，間隙為10毫米。進出口的間隙逐漸從30毫米縮小到10毫米。割草區為3-8mm，間隙為6mm。結論初期，老師分發題目以及各種資料，初步了解了課題的相關知識，對于割草機的發展以及現今狀況有了一定的認識。對于文獻資料以及搜索的知識進行初步的整理，腦中有了大體的概念。根據割草機的原理以及相應的課題要求，確定旋轉時割草機設計的