毕业设计（论文）-棉花秸秆粉碎还田机的设计（全套图纸）(15页).doc

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1、-毕业设计（论文）-棉花秸秆粉碎还田机的设计（全套图纸）-第 13 页前 言保护性耕作技术是全球农业技术发展的必然趋势，秸秆还田技术是机械化保护性耕作中的一项关键技术，在农忙期间，使用机械化的秸秆还田技术可以使耕作更为高效化，同时有力推动机械化还田技术可以避免由于秸秆焚烧而带来的一系列环境污染。本文所研制棉花秸秆粉碎机还田机粉碎率高，适合大面积田间的秸秆还田。在对秸秆粉碎及灭茬的基本理论分析的基础上，对此机具做了具体结构方案设计。通过拖拉机传动轴将动力经过联轴器传递给变速箱，变速箱经一轴传递给大带轮，再有大带轮经皮带传给小带轮，最终由小带轮带动刀轴旋转达到秸秆粉碎还田的目的。 全套图纸，加15

2、38937061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。在北方棉花是一种常见的经济作物，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一1。将秸秆粉碎后，铺撒在地里有许多作用：秸秆还田补充土壤养分。秸秆还田促进微生物的活动，改善土壤的理化性状。可以减少化肥的使用量，从而改善环境。还可以改善农业生态环境。这样不仅可

3、以从分利用资源，还可以改善我们生活的环境4。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，把站立的棉花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4。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

4、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5。收割农作物和秸秆还田机结合，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

5、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5。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，

6、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7671645876并选用55马力的拖拉机。3整机设计3.1总体设计总体设计示意图如图3-1所示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3-1 总体设计示意图3.2传动机构其功

7、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，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。3.3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3-2所示图3-2 Y型刀示意图3.4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

8、 刀片，也可以用其它刀片替换3。Y型刀片是L型刀片的改进型，其优点体现在：（2）消除应力集中或缓解了拐角处的应力集中。（3）刀片的功耗小，原因是Y型刀切割秸秆斜切，即刀片要省力。此类型刀片已形成标准，代号为ZBB98008-88.（4）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880900。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（农牧与食品机

9、械，2002）。（5）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：刀轴受力均匀，径向受力平衡。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“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3-3所示图3-3 刀得排列示

10、意图特点是：刀轴受力均匀。刀轴旋转时不震动，无需加配重块。3.5悬挂设计牵引点：农具牵引装置和拖拉机机体的连接点。虚牵引点：悬挂机构上拉杆和下拉杆在纵向垂直面或水平面内投影延长的交点，亦称“瞬时转动中心”。悬挂农具工作时，如果作用力的平衡破坏，农具就要绕瞬时转动中心转动。悬挂点：连接悬挂式农具和悬挂机构杆件的铰链点。在农具悬挂设计中心提到悬挂点时，常常是指铰链点的几何中心。连接三角：连接悬挂式农具的上、下悬挂点所得到的几何图形。农具立柱：通常指连接三角形的高a。悬挂轴：指悬挂农具的横梁，其两端德尔轴销与悬挂机构下拉杆的后球铰相连。(1)农具和拖拉机的联结型式牵引力：农具具有独立的行走轮。农具在

11、运输或工作时，其重量均由本身的轮子承受。机组的稳定性好，对不平地面的适应性强。但机动性较差，金属消耗最大。多用于各种宽幅，重型农具。悬挂式：农具在，机动性好，效率高。但稳定性差，使用调整较复杂，对地表的适应运输时全部重量由拖拉机承受。重量轻，结构紧凑性不如牵引式和半悬挂式。广泛应用于各种农具，在大部分场合有取代牵引式的趋势。半悬挂式：农具有自己的行走轮，运输是承受部分重量，另一部分重量由拖拉机承受，其优、缺点介于悬挂式和牵引式农具之间，当大型、重型农具用悬挂式有困难时可用半悬挂式。根据实际情况和以上特点，所以本设计选悬挂式 (2)农具在拖拉机上悬挂的位置后悬挂：特点 农具配置在拖拉机后面，增大

12、驱动轮载荷，提高了牵引性能。拖拉机走在未耕地上，工作后不留轮辙。但不便于观察作业情况，运输时稳定性和操作性较差。前悬挂：农具配置在拖拉机前面，拖拉机走在以工作过的地面上，能满足收获机械要求，但可能使前轮负荷过大，转向费力或轮胎超载。中间悬挂：农具配置在拖拉机前、后轴之间，便于观察作业情况。但装卸费事，农具和拖拉机配套行强，通用性小(新疆农机化，2002)。侧悬挂：农具配置在拖拉机侧面，视线好。但横向稳定性较差，不适于配带较重的农具作业。分组悬挂：农具分几组分别顺次悬挂在拖拉机侧面、前面或后面，机组稳定性较好。根据所设计还田机的特点和以上所说的特点选择后悬挂。(3)农具在拖拉机上悬挂的方法单点悬

13、挂：农具通过拉杆与拖拉机相连，可以在垂直面内一点O自由转动，结构简单。但农具工作性能受地面起伏影响较大，不易控制。拉杆容易和拖拉机发生干涉，O点的位置选择不受限制。常在一些简易的或无专门悬挂系统的拖拉机上用。两点悬挂：两点悬挂点A、B布置在水平面内，农具绕A-B轴线转动杆件，与农具刚性连接，相当于两个单点悬挂并联。悬挂机构通常是专用的。用于没有或不宜采用三点悬挂系统的地方。三点悬挂：农具通过上拉杆和两个下拉杆与拖拉机三点相连。在垂直面和水平面内各有一个瞬时转动中心O1、O2，农具上下左右可自由运动。虚牵引点0、O1的位置不受结构限制。O在农具入土过程中位置有变化有利于农具入土。通用性好，可挂各

14、种农具7。根据本设计的要求，选用三点悬挂，因为通用性好。(4)农具工作位置的调节方式和特点根据选用悬挂的方式和还田机的特点选用高度调节原理：悬挂机构在农具工作中呈自由状态，对农具不起控制作用。农具1的工作位置由本身的支持轮2决定。调节丝杆可以改变农具的工作深度。特点：工作可靠，便于调整。农具的工作位置不受土壤阻力变化影响，耕深一致性好。支持轮有一定的仿形作用，但轮子本身滚动要消耗动力增加结构重量支持轮下方的局部起伏和下陷深度会改变农具的工作位置。4主要工作部件设计计算4.1基本参数计算（1）传动比分配刀轴的工作转速为 所以总转动比取（2)功率分配拖拉机输出功率一轴输出功率二轴输出功率三轴输出功

15、率拖拉机输出转矩一轴输出转矩二轴输出转矩三轴输出转矩4.2锥齿轮的设计计算（1)考虑到锥齿轮所受载荷较大，所以决定采用硬齿面闭式传动，大小齿轮均用20CrMnTi材料。齿面渗碳后淬火,齿面硬度5862HRC。查图得 (查表得)（查表得）取 则 （与的误差不大于5%） 大端模数 取 m=5mm 取b=34（2）校核计算按齿面接触疲劳强度校核（查表得）（8级精度及）（查图得）（查表得） 所以安全按齿根弯曲强度校核 （查图得） （查图得）（查图得） （查表得） 安全 （查表得） 安全表4-1轮的基本参数小齿轮大齿轮节锥角（分度圆锥角）大端分度圆直径85200锥距 R109.25109.25齿宽 b3

16、434齿顶高8.118.11齿根高2.892.89齿顶高直径99.93206.35齿顶角4.25/1.524.25/1.52顶锥角27.2871.22（3）箱座壁厚=0.0125()+1=0.0125(70+125)+18,故取=8mm箱盖凸缘厚度 =12mm箱座凸缘厚度 b=12mm箱底座凸缘厚度 =20mm地脚螺钉数目n=底凸缘周长之半/2003004,取n=4地脚旁连接螺钉直径 =0.018()+112, 取盖与座连接螺栓直径 =(0.50.6), 取 轴承端盖螺钉直径 =(0.40.5) , 取=6轴承旁凸台半径 =c2=12铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15大齿轮顶圆与内箱壁距离

17、 11.2, 取1=10mm齿轮端面与内箱壁距离 20.5, 取2=5mm轴承端盖外径=D+(55.5),由于结构的特殊性,取D30306=108mm,D30308=135140mm4.3皮带轮的设计计算(1)基本参数传递功率转速(2)定V带型号和带轮直径工作情况系数计算功率选带型号得为C型小带轮直径大带轮直径取（3）计算带长求取中心距 取带长 基准长度 取(4)求中心距和包角小带轮包角（5）求带根数带速传动比带根数由表得 由表得由表得 由表得取Z=7根（6）求轴上载荷张紧力取对于新安装的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

18、轴是由于v30m/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、D3315，所以由表得(7)主动轮是的设计计算 取 槽宽轴径 所以选择孔板式。（8）从动轮的设计计算 取 槽宽轴径 取所以为腹板式4.4轴的设计计算（1）一轴的设计与校核 求输出轴上的功率、转速和转矩(2）初步确定轴的最小直径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，

19、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。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，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，4.2h0.07d，谷取h=7，则轴环处的直径d5-6=89mm，轴宽度b1.4

20、h，取l5-6=12mm。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。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，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；同样万向节与轴连接，选用平键键槽长为25mm。如图4-1图4-1一轴示意图轴的强度校核计算齿轮受力：拖拉机作用在轴上的力大齿 大齿轮受力 转矩圆周力径向力轴向力受力图如图4-2所示图4-2 一轴受力弯矩图计算支承反力

21、水平反力垂直反力总弯矩扭矩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：由表得=60MPa,因此 故安全。（4）二轴的设计和校核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于是得输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取，小齿轮轮毂宽为所以取，小齿轮与轴用平键连接由于传动距离较长，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，皮带轮与轴采用联接则，如图4-3所示图4-3 二轴示意图（5）二轴的

22、强度校核N小轮直径Nmm小轮受力；转矩Nm圆周力N径向力=2135.71N轴向力计算支承反力水平反力垂直力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选定轴的材料为45钢，调质处理由表查得a=60Mpa,因为a故安全(6)刀轴的设计输出轴上的功率p3=29.866KW，转速n3=1600r/min,转矩T3=178262.688Nmm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mm，；因为小带轮的轮毂B=185mm所以。选取O基本标准精度级得单列圆锥

23、滚子轴承30318尺寸为故，。如图4-5所示图4-5 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于是得由于最小直径与轴承相连接，故, ,草图如图4-6所示图4-6 右刀轴轴头示意图（7)刀轴的校核；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。故满足。对轴的校核由于 皮带轮直轮；皮带轮圆周力皮带轮径向力刀具作业时间所受阻力N 图4-8 刀轴受力弯矩图计算水平面反力垂直反力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，因为故安全5性能的校核5.1爬坡稳定性能指数