玉米秸秆还田机械结构设计

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毕业设计说明书中文摘要

Qq论文资料2604130359 玉米秸秆粉碎还田机设计 摘要 近几年随着玉米产量的大幅度的提高，秸秆、根茬也大量增多，随之出现的问题是清理秸秆、刨根茬，成了农民种地前最头痛的事，为争时争工，不影响秋种的进度，有些农民只好将秸秆就地焚烧。既浪费资源又污染环境。可以把秸秆粉碎后铺撒在地里，既环保又可以改变土壤的理化性。玉米秸秆粉碎还田机就是这样的一种农具，本设计采用均力免震法排列刀，工作时由拖拉机采用后悬挂方式进行耕作。刀具使用Y型刀中间采用齿轮传动和皮带传动相结合的方法。关键词还田机 玉米 设计 - 1 -

毕业设计说明书外文摘要

Design of the Corn straw counters-field Abstract In recent years with the corn yield significant enhancement of straw, root, the increasing number of crop also. The resulting problems is clean up straw, follow chi, became farmers sow the land before headaches. As for work, when does not affect to prepare for the progress of the straw stalk, some farmers had to local burned. Do so just a waste of resources and environmental pollution. We can put it to pieces after the stalks strewn in the field, the environmental protection can alter the soil physicochemical. Corn straw chopper drive is one such farm implements. This design uses shock-free laws are arranged in knife edge, the work by the tractor by way of farming after the suspension. Tool use Y knife among USES the gear transmission and the method of combining the belt transmission. Keyword Counters-field Corn Design

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目 录

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引言 ................................................................ 1 1.1 机械化秸秆还田的目的及意义 .......................................... 1 1.2 机械化还田技术的现状 ................................................ 1 1.3 机械化秸秆还田技术的发展趋势 ........................................ 1 2 3

技术任务书 .......................................................... 2 设计计算说明书 ...................................................... 2

3.1 总体设计 ............................................................ 2 3.1.1 传动机构 ............................................................ 3 3.1.2 工作部件 ............................................................ 3 3.1.3 秸秆还田机刀片的设计几个问题 ........................................ 4 3.1.4 拖拉机的性能参数 .................................................... 5 3.1.5 悬挂设计 ............................................................ 8 3.2 主要工作部件设计计算 ............................................... 10 3.2.1 基本参数计算 ....................................................... 10 3.2.2 锥齿轮的设计计算 ................................................... 11 3.2.3 皮带轮的设计计算 ................................................... 15 3.2.4 轴的设计计算 ....................................................... 18 3.3 性能的校核 ......................................................... 26 3.3.1 爬坡稳定性能指数 ................................................... 26 3.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 ..................................... 27 3.4 使用说明书 ......................................................... 27 4

标准化审查报告 ..................................................... 28

4.1 产品图样的审查 ..................................................... 28 4.2 产品技术文件的审查 ................................................. 28 4.3 标注件的使用情况 ................................................... 28 4.4 审查结论 ........................................................... 28 结论 ..................................................................... 29

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参考文献 ................................................................. 30 致谢 ..................................................................... 31

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玉米秸秆粉碎还田机的设计

1 引言

1.1 机械化秸秆还田的目的及意义

我国作为一个农业大国，对于田间作业趋于机械化是一个必然的发展过程，它可以节约劳动力和提高经济效益。在北方玉米是一种常见的农作物，过去由于认识上、政策上及经济上的原因，基本上农民都是在收获以后直接将秸秆焚烧，这样不仅造成了资源的浪费，还污染了环境，随着科技的发展，生态农业是现代农业的发展方向，作为宝贵资源的秸秆，也开始了被重新利用，而秸秆直接还田就是其中的主要途径之一。

将秸秆粉碎后，铺撒在地里有许多作用：①秸秆还田补充土壤养分。②秸秆还田促进微生物的活动，改善土壤的理化性状。③可以减少化肥的使用量，从而改善环境。④还可以改善农业生态环境。这样不仅可以从分利用资源，还可以改善我们生活的环境。

1.2 机械化还田技术的现状

由于我国国土辽阔，南北方差异较大，各地区的耕作制度和农艺要求不同，同时作物的秸秆也不同，其物理性能和机械性能差异也很大，这就决定了我国机械化秸秆还田技术及配套机具的多样化。在北方多数是以拖拉机牵引并驱动的秸秆还田机，把站立的玉米秸秆就地粉碎后铺撒在地面上，数日后犁翻耕土地时把晾晒的秸秆翻埋入土。

由于机械化秸秆还田技术是利用秸秆最经济最有效的技术，具有较大的经济效益、生态效益和社会效益，因此外国在研制和生产方面起步较早，发展较快。尤其是意大利、英国，德国、法国、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。综合国外机械化秸秆还田技术比较完善，机具品种较多，性能可靠，但价格昂贵。

1.3 机械化秸秆还田技术的发展趋势

虽然我国农具多样化，但就北方而言现在已经在解决秸秆及根茬单项作业的基础上将开发新的联合作业机具，并在一段时间后将会取代单项作业机具。收割农作物和秸秆

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还田机结合，使作业成本大大降低，灵活度也增加。机械化秸秆还田技术得到政府的高度重视和大力支持，虽然还有许多问题但前景还是乐观的。

2 技术任务书

随着人们越来越重视可持续发展和生态环境的保护，农业机械化的装备将得到进一步的发展。例如农业保护性耕作机械，秸秆综合利用装备。对于秸秆还田是重要的秸秆综合利用，根据市场调查粉碎秸秆机一般工作幅宽为1500mm到2000mm之间不等，其动力一般由拖拉机提供，用拖拉机悬挂并驱动，使农具的灵活性增加。由于机械化秸秆还田技术是利用秸秆资源最经济，最有效的技术，最具有经济效益，生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早，发展很快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本、西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利的OMARV公司尤为突出，它的产品配套动力26-132kw工作幅宽1.2-6米。刀片转速1950r/m。美国万国公司（International Harvester Company Co.）,美国埃兹拉。隆达尔有限公司在此方面的研究生产水平均很高。此外，国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机，幅宽6m，刀片可更换，转子最高转速2000r/min,外壳上有挡板，使茎秆撒布均匀，同时带有遇到障碍物的安全机构。综合国外机械化秸秆还田技术，技术比较完善，机具品种多，性能可靠，但价格也昂贵。我们可以借鉴国外现有技术，通过消化吸收，开发出适合我国国情的产品。

一般土地是由一家为单位的耕种，工作面积不会很大，工作量也小，所以一般配套动力为50到65马力的拖拉机。根据以上内容综合得出本人设计一台外形尺寸为767×1645×876并选用55马力的拖拉机

3 设计计算说明书

3.1 总体设计

总体设计示意图如图1所示

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1—箱传动轴 2—变速 3—皮带出动部分 4—粉碎机罩壳 5—工作部件

图1 总体设计示意图

3.1.1 传动机构

其功能是将拖拉机的动力传递到工作部件，进行粉碎作业，它有万向联轴器传动轴、齿轮箱和侧边传动装置组成。

(1) 万向联轴器传动轴连接拖拉机动力输出和齿轮箱输入轴。安装时，带套的夹叉装在粉碎就输入轴端，且必须使两个夹叉的开口处在同一平面内。

(2) 齿轮箱：它内部装有一对圆锥齿轮，起改变方向和增速的作用。

(3) 侧边传动装置：由三角皮带轮组成，采用单侧边传动方式（原因前文已提到），要起传递动力的作用，另外也有起过载保护作用和传动比分配的作用。 3.1.2

工作部件

本机所采用如图一所示的（d）Y型,采用背靠装置。其尺寸如图2所示

图2 Y型刀示意图

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3.1.3 秸秆还田机刀片的设计几个问题

(1)甩刀刀片形状的确定：本秸秆还田机主要选用Y型 刀片，也可以用其它刀片替换。Y型刀片是L型刀片的改进型，其优点体现在：（1）消除应力集中或缓解了拐角处的应力集中;(2)刀片的功耗小，原因是Y型刀切割秸秆斜切，即刀片要省力。所以目前大多数用于玉米、高粱等高秆作物秸秆还田机都采用Y型刀片。此类型刀片已形成标准，代号为ZBB98008-88.

(2)刀片的材料选择及其热处理：考虑刀片经常与泥土地、秸秆等磨擦，工作条件极其恶劣，所以选材要好，要求有较强的耐 磨性和较强的抗冲击韧性。本机选 用20CrMnTi，热处理工艺：将刀片加热至880―900。c,再保温10分钟。然后用10%的NaCl水溶液淬火，最后在180-200。C回火2小时，可达到3.16ha/g的耐磨性和290J/cm以上的抗冲击韧性。

(3)刀片的排列方式：刀片的排列方式对于秸秆是至关重要的，合理的排列方式不仅能使还田机粉碎质量提高，而且还可以是还田机平衡性能好，减轻还田机的震动。目前大多数秸秆还田机采用加配重块的方法解决振动问题，这样不仅制造烦琐，而且配重块加入后不同程度的影响粉碎质量，而甩刀的排列有单螺线排列，双螺线排列，星形排列，对称排列几种，不管哪种排列均应满足：①刀轴受力均匀，径向受力平衡。②相邻两刀片径向夹角要大。单双螺线排列有一个共同的弊病，即在粉碎过程中秸秆测向移动现象严重，使还田机有“一头沉”现象。根据以上几种排列方式的利弊得出一种新的排列方法————均力免震法。排列方式如图3所示

060120180240300360123456789101112131415

图3 刀得排列示意图

特点是：①刀轴受力均匀。②刀轴旋转时不震动，无需加配重块。

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3.1.4 拖拉机的性能参数

表一 悬挂机构的技术参数

下拉杆后球铰孔径D2 28 下拉杆后球铰宽度b2 38 链接三角形的高度H 530-680 悬挂轴的长度M 800 上拉杆连接销直径d1 22 销孔到台肩距离l1 102 上拉杆后球铰直径D1 22

上拉杆后球铰宽度b1 58 表二 拖拉机悬挂装置升降机构的特性

升降机构形式 液压分置式 液压油泵型号 CB-32型齿轮泵 分配器形式 型滑阀式 液压油缸形式 型双作用式 油缸最大推力（公斤） 推出 7500 悬挂轴的提升能力（公斤） 额定 1100 推入 6250 最大 1500 油缸尺寸及行程（缸径*最小长度*行程） 100?515?200 悬挂机构形式 球铰接四连杆机构 安全阀开启压 130 农具联接形式

表三 拖拉机的参数

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后置双轴三点悬挂 拖拉机的型号 铁牛—55 后轮配重（公斤） 150（重块）210（流水） 发动机额定功率 55马力 一档速度、传动比 1.37 296.89 牵引力（公斤） 1400 二档速度、传动比 1.69 241.29 结构重量（公斤） 2900 三档速度、传动比 2.15 189.96 最小使用重量 3300公斤 四档速度、传动比 3.52 115.54 前轮分配重量 1100公斤 五档速度、传动比 4.82 84.41 后轮分配重量 2200公斤 六档速度 6.32 重心坐标a?e?h（mm） 780?13(右)?801 七档速度 7.76 外形尺寸（长宽高） 4108?1934?2520 (mm) 额定功率（马力） 55 前轮轮距（b） 1200-1800（mm） 额定转速 1500 后轮轮距（b1） 1200-1800(mm) 最大扭矩（公斤/米） 4115 轴距（L） 2493(mm) 离地间隙（h1） 450(mm) 最小转弯距（单边制3.7（m） 动）

表四 悬挂机构的技术参数

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最小转弯距（不制动） 5.75(m)

?fe1?arctanZ140'\?arctan?66?5812 Z217'\?'\ ?fe2?90??66?5812?23148R?Dfe1205??111.38mm

2sin?fe12?sin66?58'12\b?0.3R?0.3?111.38?33.41 取b=34

Dm1?(1?0.5?R)Dfe1?(1?0.5?0.3)?205?174.25mm

v??Dm1n160?1000???174.25?52360?1000?4.77m/s

(3)校核计算

1）按齿面接触疲劳强度校核

Ftm?ZE?189.8Mpa（查表得） Kv?1.3（8级精度及

2000T12000?602.58??6916.27N Dm1174.25vz14.77?50??2.385m/s） 100100?H?0.425ZEFtmKAK?u2?1bDfe1(1?0.5?R)u6916.27?1.25?1.3?1.20.44?1?455.9534?205(1?0.5?0.3)0.44

?0.425?189.8?ZN?1.8（查图得） Zw?1.1

SHmin?1（查表得）

?Hlim??HlimZNZw1300?1.18?1.1SHmin?1?1687.4Mpa

SH??Hlim/?H?1687.4?3.7?SHmin 所以安全

455.952）按齿根弯曲强度校核

Zdn1?Z140??102.25

cos?f1cos66?58'12\- 16 -

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Zdn2?Z217??18.47 ?cos?f2cos231'48\YF1?2.18 YF2?2.7（查图得）5 YSr1?1.02 YSr2?0.88（查图得） YN?1.18（查图得） Yx?1

?F1?FtmKAKvK?6916.27?1.25?1.3?1.2YF1??2.18?254.33Mpa

bm(1?0.5?R)34?4?(1?0.5?0.3)?F2?YF22.75?F1??254.33?320.83Mpa YF12.18?'Flim1??'Flim2?SF1?SF2??Flim1YNYXYSr1??920?1.18?1?1064.31

1.02920?1.18?1?1233.64

0.88?Flim2YNYXYSr2?'Flim11064.31??4.18?SFmin?1 （查表得） 安全 ?F1254.33?'Flim21233.64??3.85?SFmin?1 （查表得） 安全 ?F2320.83

表六轮的基本参数

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小齿轮 大齿轮 节锥角（分度圆锥角）?fe 23?1'48\ 66?58'12\ 大端分度圆直径Dfe 85 200 锥距 R 109.25 109.25 齿宽 b 34 34 齿顶高hdi 8.11 8.11 齿根高hg 2.89 2.89 齿顶高直径Ddi 99.93 206.35 齿顶角? 4.25/1.52 4.25/1.52 顶锥角?di 27.28 71.22 （5）箱座壁厚 δ=0.0125(d1m?d2m)+1=0.0125?(70+125)+1?8,故取δ=8mm 箱盖凸缘厚度 b1=1.5?1=12mm 箱座凸缘厚度 b=1.5?=12mm 箱底座凸缘厚度 b2=2.5?=20mm

地脚螺钉数目n=底凸缘周长之半/200~300?4,取n=4 地脚旁连接螺钉直径 df=0.018(d1m?d2m)+1?12, 取df?12 盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5~0.6)df, 取 d2?8mm 轴承端盖螺钉直径 d3=(0.4~0.5) df, 取d3=6 轴承旁凸台半径 R1=c2=12

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铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15

大齿轮顶圆与内箱壁距离 Δ1>1.2δ, 取Δ1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离 Δ2>0.5δ, 取Δ2=5mm 轴承端盖外径

D2=D+(5~5.5)d3,

由于结构的特殊性,取D30306=108mm,D30308=135~140mm 3.2.3

皮带轮的设计计算

(1)基本参数 传递功率

p2?31.11kw

转速

n2?1230.589r/min n3?160r0/m in(2)定V带型号和带轮直径 工作情况系数KA?1.3

计算功率PC?KA?P2?1.3?31.11?40.443kw 选带型号得为C型 小带轮直径D3?200mm 大带轮直径

D2?(1??)D3n3/n2?(1?0.01)200?1600/1230.584?257.44mm

取D2?257mm （3）计算带长

Dm?(D2?D3)/2?(257?200)/2?228.5mm ??(D2?D3)/2?(257?200)/2?28.5mm

求取中心距

0.7(D2?D3)?a0?2(D2?D3) 319.9?a0?914 取a0?500mm

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带长

?228.52L???Dm?2a0????228.5?2?500??1719.11mma0500

基准长度 取Ld?2000mm (4)求中心距和包角

a?a0?Ld?L2000?1719.11?500??640.44mm22

amin?a?0.015Ld?640.44?0.015?2000?610.45mm amax?a?0.03Ld?640.44?0.03?2000?700.45mm

小带轮包角

?2?180??60?(D2?D3)/a?180??60??(257?200)/640.44?174.65??120?

(5)求带根数 带速

v??D3n3/60?1000???200?1600/60?1000?16.76m/s

传动比

i?1230.589/1600?0.769

带根数由表得P0?6.07kw 由表得K??0.989

由表得KL?0.88 由表得?P0?0.94kw

z?PC40.443??6.63(P0??P0)K?KL(6.07?0.94)0.989?0.88

取Z=7根 (6)求轴上载荷 张紧力

(F0)min?500(2.5?K?)Pc(2.5?0.989)?40.446?qv2?500??0.3?16.762?347.62

K?zv0.989?7?16.76取q?0.3kg/m

174.66?FQ?2zF0sin?2?7?347.62sin?4861.40N22

?2对于新安装的V带初拉力应为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min。带传动作用在轴上的压轴是

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174.66?FP?2zF0sin?2?7?347.62sin?4861.4022

?2由于v<30m/s，故带轮材料采用HT200可满足要求，为减轻带轮的重量，采用轮幅式， 同样由于大小带轮直径小于500mm,因为D2、D3<315，所以由表得

B?(z?1)e?2f?(7?1)?25.5?2?16?185mm

(7)主动轮是的设计计算

?dd1?257mm f?16mm ??38

hamin?4.8m hfmin?14.3mm fmin?10mm

bd?19mm 取ha?5mm hf?15mm f?10mm B?185mm

槽宽

b?bd?2hatan(?/2)?19?2?5?tan19??22.41mm

dw?dd1?2ha?257?2?5?267mm

轴径d?40mm L?205mm

d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?40?72~80 D1?dd1?2hf?2f?257?2?15?2?10?207mm

D1?d1?207?72?135mm?100mm

所以选择孔板式。 （8）从动轮的设计计算

?dd2?200mm f?16mm ??38

hamin?4.8mm hfmin?14.3mm fmin?10mm

bd?19mm 取ha?5mm hf?15mm f?10mm B?185mm

槽宽

b?bd?2hatan(?/2)?19?2?5?tan19??22.4mm

dw?dd2?2ha?200?2?5?210mm

轴径d?80mm

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d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?80?144~160 取d1?144mm

D1?dd2?2hf?2f?200?2?15?2?10?150mm

D1?d1?150?144?6?100

所以为腹板式 3.2.4

轴的设计计算

（1）一轴的设计与校核

1）求输出轴上的功率、转速和转矩

p1?33.0kw n1?523r/min T1?602581.262N.mm

2）初步确定轴的最小直径

先按式（15-3）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取A0=112，于是得

dmin?A03p133.0?1123?44.59mmn1523

输入轴的最小直径显然是安装万向节的直径d1-2，为了使所选的轴直径d1-2与万向节的孔径相适应。故需同时选择万向节的型号。

查表得，根据输入功率为33.0kw，所以选择带槽柠檬管节叉尾部。万向节的孔径d1=50mm,故取d1-2=50mm，l1=30mm。 3）轴的结构设计

①为了满足万向节的轴向定位要求1-2轴段右端需制出一 轴肩，故1-2段的直径d1-2=57mm。

②初步选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d1-2=57mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精确级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为d?D?T?60mm?130mm?33.5mm，故d3-4=d7-8=60 mm，而l7-8=33.5mm。左端滚动轴承采用轴肩进行定位，定位轴肩高度为h，

0.07d?h?0.1d

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0.7?60?h?0.1?60

4.2

取安装齿轮的轴段4-5的直径d4-5=75mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽为l=(1-1.2)d6-7(图10-39)，所以l=(75-90),取l=80mm。为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取l4-5=76mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，谷取h=7，则轴环处的直径d5-6=89mm，轴宽度b>1.4h，取l5-6=12mm。

④取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=33.5mm，小齿轮的大端分度圆直径B=85mm。

l3?4?T?s?a?(80?76)?33.5?8?16?4?61.5mm

l6?7?B?a?85?16?101mm

齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接，按d4-5由表查的平键截面

b?h?20mm?12mm，键槽用键槽铣刀加工长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良

好的中性，故选择齿轮与轴毂与轴的配合为

H7；同样万向节与轴连接，选用平键n6b?h?14mm?9mm键槽长为25mm。如图4

图4 一轴示意图

⑤轴的强度校核

计算齿轮受力：拖拉机作用在轴上的力FQ?F1/16?33000/16?2062.5N 大齿

dm1?(1?0.5?R)d1?(1?0.5?0.3)?200?170mm

大齿轮受力 转矩

T1?602581.262N.mm

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圆周力

Ft1?2T1/dm1?2?602581.262/170?7089.19N

径向力

Fr1?Ft1?tan??cos?

?7089.19?tan20??0.479?1235.94N

轴向力

Fa1?Ft1?tan??sin??7089.19?tan20??0.879?2268.04N

受力图如图5所示

图5 一轴受力弯矩图

计算支承反力 水平反力

FR1'?FQ(106.6?38?184.5)?Fr1?184.5?Fa?184.5/2?38?184.5

2062.5?329.1?1235.94?184.5?2268.04?184.5/2222.5

?1085.44N

FQ?106.6?Fr?38?Fa?38/2184.5?38

2062.5?106.6?1235.94?38?2268.04?38/2?222.5

?1005.55N

FR2'?垂直反力

FR1''?Ft?184.5/222.5?7089.19?184.5/222.5?5878.45N FR2''?Ft?38/222.5?7089.19?38/222.5?1210.74N

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总弯矩

M?256990.782?223381.12?340504.59N.mm

扭矩

T1?602581.262Nmm

进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据以上数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取a=0.6轴的计算为：

M2?(aT1)2340504.592?(0.6?602581.262)2?ca??MPa?14.48MPa3W0.11?70

由表得[?]=60MPa,因此?ca< [?]故安全。 （2）二轴的设计和校核

1)P2?31.110KW n2?1230.589r/min T2?241429.511Nmm 2)初步确定轴的最小直径。

先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=112于是得

dmin?A03P231.11?112?3?32.89mm n21230.589输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取d1?2?33，小齿轮轮毂宽为

l?(1?1.2)d1?2所以l?(33~39.l1?2?35mm，小齿轮与轴用平键连接取b?h?L?10?8?28由于传动距离较长，所以左右定位用15:1锥度。小锥齿右边用螺母

M30GB54-76定位，电带轮左边用螺母M24GB-76，皮带轮与轴采用10?80GB1096?79联接则，如图6所示

图6 二轴示意图

3)二轴的强度校核

FQ?F2/16?31110/16?1944.375N

小轮直径

dm2?(1?0.5?R)d2?(1?0.5?0.3)?85?72.25N·mm

小轮受力；转矩

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T2?241429.5N·m

圆周力

Ft2?2T2/dm2?2?241429.511/72.25?6683.17N

径向力

Fn?Ft2?tan?cos?2?6683.17?tan20o?0.878=2135.71N

轴向力

FaL?Ft2tan?sin?2?1165.16N

受力图如图7所示

图7 二轴受力弯矩图

计算支承反力 水平反力

FR3'?Fa(77?832)?Fr?25?Fa2?dm2/2832

1944.375?(77?832)?2135.71?25?1165.16?72.25/2?832

?2137.91N

FR4'?FQ?77?Fr2(25?832)?Fa2?dm2/2832

1944.375?77?2135.7?(25?832)?1165.16?72.25/2?832

?2329.24N

垂直力

FR3'?FQ?77?Fr2(25?832)?Fa2?dm2/2832

1944.375?77?2135.7?(25?832)?1165.16?72.25/2?832

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毕业设计

?2329.24

FR3''?Ft2?25/832?6683.17?25/832?200.82N

FR4''?Ft2(25?832)/832?6683.17?(25?832)/832?6883.97N

进行校核时通常只校核轴与承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取a=0.6

M2?(aT)2175403.142?(0.6?241429.511)2?6.63Mpa ?ca??3W0.1?70选定轴的材料为45钢，调质处理由表查得[a]=60Mpa,因为?ca<[a]故安全 (3)刀轴的设计

输出轴上的功率p3=29.866KW，转速n3=1600r/min,转矩T3=178262.688N·mm 1)初步确定轴的最小径。 左轴头的设计

先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理根据取A0=112于是得

33dmin?A03Pn?112?29.866?29.71mm1600

d1?2?75mm，d3?4?80mm；因为小带轮的轮毂B=185mm所以l3?4?185mm。选取O基

本标准精度级得单列圆锥滚子轴承30318尺寸为d?D?T?90?190?46.5故

d5?6?90mm

l5?6?46.5mm，d6?7?100mm，l6?7?10mm。如图8所示

图8 左刀轴轴头示意图

右轴头的设计

先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理取A0=112于是得

33dmin?A03Pn?112?29.866?29.71mm1600

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由于最小直径与轴承相连接，故d1?2?90mm,l1?2?46.5mm ,草图如图9所示

图9 右刀轴轴头示意图

2)刀轴的校核； ①对无缝钢管校核

尺寸大小D=140mm，壁厚取5.5，其材料选用20号刚通过冷拨而成。

??d/D?(140?2?5.5)/140?0.92；

Wt???1403?(1?0.924)/16?152725.23mm3

?max?T/n?Wt?9.55?106?29.866/1600?152725.23 ?1.17Mpa?[?T]故满足。 ②对轴的校核

由于P3?29.866KW T3?178262.688皮带轮直轮D3?200mm； 皮带轮圆周力

Ft3?2T3/D?2?178262.688/200?1782.63N

皮带轮径向力

Fr3?FQ?29.866?103/16?1866.63N

刀具作业时间所受阻力

F阻=T/R?178262.688/(40/2?15o)?810.28N

受力如图10所示

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?15Mpa 毕业设计

图10 刀轴受力弯矩图

计算水平面反力

FR1'?FQ?(150?529.3?773.4?239.3)?f阻（773.4+239.3)+f阻?239.3529.3?773.4?239.3

FQ?150?f阻?529.3?f阻?（529.3?773.4）529.3?773.4?239.3

1866.63?150?810?529.3?810?（529.3?773.4）=529.3?773.4?239.3

=2595.56N

FR2'?=?813.85N

垂直反力

FR2''=?Ft1?1501782.63?150????173.41N15?215?2

Ft3?(150?15?2)?1956.04N15?2

FR1''?进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取a=0.6轴的计算应为

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M2?(aT)238.71652?(0.6?178262.688)2?ca??W0.1?703 ?11.71Mpa

[?]?60Mpa，因为?ca?[?]故安全

3.3 性能的校核

3.3.1

爬坡稳定性能指数

爬坡行驶状态下，拖拉机前轴垂直地面的载荷减小，存在翻倾危险。一般道路规定的最大坡度角??20?，此时机纵向稳定性小于爬坡稳定性指数表征，该指数越大越好。规定大于20.定义爬坡稳定性指数

cupgrade?R1Z?100?20? （1） R1Zmax式中：R1Z max-爬坡行驶状态下悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面载荷N

R1z-爬坡行驶状态，悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面的载荷N

R1z?(wsa?Gsb)cos?max?(wsh1+Gsh2)sin?max

L(3300?780?767?1343)cos20??(3300?801?767?472)sin20?? 2458?169.85Nwsacos?max?wsh1sin?max3300?780cos20??3300?801sin20?R1Zmax???608.3N

L2458将得数带入式（1）中得

Cupgrade?169.85?100?27.9?20 608.3所以机组满足纵向稳定性要求，不需要增加配重块。 3.3.2

拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核

铁牛-55使用YG-100型油缸，其最大推入推出力PZmax分别为6250N、7500N，油缸提升能力储备指数

Clife?PZmax?PZ75?12.64??100%?83?35PZmax75提升能力储备达到83%，故悬挂机构油缸提升能力足够。

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毕业设计

3.4 使用说明书

（1）作业时，应先将还田机提升到刀离地面20—25厘米高度（提升位置不能过高，以免万向节偏角过大造成损坏）接合动力输出轴，转动1—2分钟，挂上作业挡，缓慢松放离合器踏板，使用铁牛—55拖拉机与之相配套，同时操作液压升降调节手柄，使还田机逐步降至所需要的留茬高度，随之加大油门，投入正常作业。

（2）作业时，禁止刀打土，防止无限增加扭矩而引起故障。若发现刀打土时，应调整地轮离地高度或拖拉机上悬挂拉杆长度。

（3）操作人员要首先熟悉机具的性能，按使用说明书操作机具。

（4）使用前变速箱内应加注30号齿轮油，油面高度以大齿轮浸入油面三分之一为宜。

（5）万向节安装应注意以下三点：

1）应保证机具在工作提升时，方轴与套管及两端十字架不顶死、又有足够的配合长度。

2）万向节装配位置及方向应正确，若方向装错，会产生响声及强烈震动，并加剧万向节的损坏。

3）与铁牛55、60配套时，油缸的固定支撑杆应改为扁铁，以免万向节转动时相互碰撞。

4 标准化审查报告

4.1 产品图样的审查

玉米秸秆粉碎还田机的设计已经基本完成，现以具备全套图纸和一线基本数据，根据有关规定，对其进行标注化审查，结果如下：

（1）产品的图样完整、统一、表达准确清楚、图样清楚。符合GB4440-84、GB-83的规定。

（2）产品图样公差与配合的选择与标准符合GB/T1800、3-1998的规定。

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（3）产品图样的编号符合JB/T5054.5-2000产品图样及设计的完整性。

（4）图纸的标题栏与明细栏符合GB/T10609. 1-1989GB/T10690. 2-1989的规定。 （5）产品图样粗糙度的标注符合GB131-83的规定。 （6）产品图样焊缝的代号符合GB324-80的规定。

4.2 产品技术文件的审查

（1）产品的技术文件名称、术语符合ZB/TJ01和0351-90及有关标准的规定。 （2）量和单位符合GB3100—GB3102-93的规定。 （3）技术文件所用的编码符合JB/T8823-1998的规定。

（4）技术文件的完整性符合JB/T5054.5-2000的规定及农机部门的有关具体要求。

4.3 标注件的使用情况

本设计所用的紧固件均采用标准的螺栓，材料及材料代号也符合国家标准和部颁标准的相关规定。

4.4 审查结论

经过对玉米秸秆粉碎还田机的标准化审查，认为该设计基本贯彻了国家最新颁发的各种标准，图纸和设计文件完整齐全，符合标准化的要求。

结论

还田机的工作幅宽为1500mm，使用55马力的拖拉机后悬挂工作，工作部分是Y型刀，秸秆成一定倾斜角，喂入性能好。使工作 间隙在定刀处突然减小，甩刀与秸秆将发生相对运动，利用定刀刃口粉碎。在田间转移行驶状态时，各杆参数不变的情况下，满足悬挂犁由耕作位置提升到运输位置，符合各种性能要求。因为本次设计采用了免震法排列甩刀，所以在工作和运输期间不会出现震动，也不需要增加配重块，工作幅宽适中轻巧便捷，在田间具有很强的灵活性。本设计的悬挂装置不是中间悬挂，有些偏差。虽然对工作时有一定的影响，但是不影响重心的位置。总体不会对装置的平稳行有什么影响。在本次设计中对变速箱的设计时，由于转速变化较大，对齿轮的要求也会增加，

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毕业设计

这样就会增加成本。以后可以采用别的方法来改本转速和转动方向。

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参考文献

[1] 纪名刚，陈国定，吴立言.机械设计[M].北京：高等教育出版社2006.5. [2] 王万钧，胡中任.实用机械设计手册下[M].北京：中国农业机械出版社1985.7. [3] 中国农业机械化科学研究院编.农业机械设计手册.北京：机械工业出版社，1988.4 [4] 李宝筏.农业机械学[M].北京：中国农业出版社2003.8.

[5] 曾正明主编.机械工程材料手册：金属材料[M].北京：机械工业出版社，2003. [6] 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[M].北京：高等教育 出版社2006.5. [7] 张良成.材料力学[M].北京：中国农业出版社2006.12. [8] 孙恒，陈作模.机械原理[M].北京：高等教育出版社2006.5. [9] 王玉顺.农业机械专业课程设计指导书[BD].

[10] 范崇夏，温琴美主编.国家标准机械制图应用示例图册，中国标准出版社，1988 [11] 孙恒.机械原理[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [12] 王金武.互换性与测量技术[M].中国农业出版社2007.12 [13] 黄健求.机械制造技术基础[M].机械工业出版社1999 [14] 刘朝儒.机械制图[M].北京：高等教育出版社2001 [15] 李爱华.工程制图基础[M].北京：高等教育出版社2003

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毕业设计

致 谢

在这做毕业设计的过程中，我学到了很多，许多人也帮助了我。首先我要感谢我的指导老师，是他不停的督促我，在设计中告诉我不同的传动连接方式，使我学会了许多东西，尤其是想问题和解决问题的思路，对我以后有很大的帮助。还有我的同学，随时都会帮助我，这次最大收获是掌握了Autocad制图。谢谢他们帮助了我，使我顺利的完成毕业设计。

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目 录

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引言 ................................................................ 1 1.1 机械化秸秆还田的目的及意义 .......................................... 1 1.2 机械化还田技术的现状 ................................................ 1 1.3 机械化秸秆还田技术的发展趋势 ........................................ 1 2 3

技术任务书 .......................................................... 2 设计计算说明书 ...................................................... 2

3.1 总体设计 ............................................................ 2 3.1.1 传动机构 ............................................................ 3 3.1.2 工作部件 ............................................................ 3 3.1.3 秸秆还田机刀片的设计几个问题 ........................................ 4 3.1.4 拖拉机的性能参数 .................................................... 5 3.1.5 悬挂设计 ............................................................ 8 3.2 主要工作部件设计计算 ............................................... 10 3.2.1 基本参数计算 ....................................................... 10 3.2.2 锥齿轮的设计计算 ................................................... 11 3.2.3 皮带轮的设计计算 ................................................... 15 3.2.4 轴的设计计算 ....................................................... 18 3.3 性能的校核 ......................................................... 26 3.3.1 爬坡稳定性能指数 ................................................... 26 3.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 ..................................... 27 3.4 使用说明书 ......................................................... 27 4

标准化审查报告 ..................................................... 28

4.1 产品图样的审查 ..................................................... 28 4.2 产品技术文件的审查 ................................................. 28 4.3 标注件的使用情况 ................................................... 28 4.4 审查结论 ........................................................... 28

毕业设计

结论 ..................................................................... 29 参考文献 ................................................................. 30 致谢 ..................................................................... 31

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