秸秆还田机设计-机械设计制造及自动化专业毕业设计-毕业设计论文.doc

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1、秸秆还田机毕业设计目 录目 录 摘 要 关键词 KEYWORDS 第 1 章 绪 论11.1 科学依据11.2 国内外研究现状21.3 研究内容和方法3第 2 章 秸秆还田机总体方案设计52.1 拖拉机功率的选择52.2 计算传动装置的运动参数62.3 传动部件设计72.3.1 锥齿轮计算72.3.2直齿轮的计算112.3.3轴的设计计算13第 3 章 碎茬工作部件的设计183.1 刀轴机构设计183.2 刀轴强度校核183.3 刀片结构设计223.4 刀片主要结构参数确定223.5 刀片的排列23第 4 章 机组功率消耗及影响因素25第 5 章 结论与讨论265.1 结论265.2讨论26参

2、考文献27致 谢29附 录30摘 要 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的更为高效化，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，本文所研制的秸秆还田机功率消耗小，粉碎率高，适合小规模的秸秆粉碎还田。在对秸秆粉碎及灭茬的基本理论分析的基础上，我们提出了秸秆还田机得具体结构方案设计。采用卧式结构，主要由悬挂装置，变速箱和秸秆粉碎机构组成，拖拉机输出动力经万向节传递给变速箱，变速箱经锥齿轮和直齿轮两级。 减速后带动刀轴进行秸秆粉碎达到秸秆粉碎还田的目的。通过相关软件的

3、模拟试验分析，我们所设计的机器灭茬率达到98%，碎茬抛洒均匀，覆盖率高，作业性能稳定，可以很好的满足农艺要求，秸秆粉碎还田后可直接进行后续播种作业。这个没做吧，不能随便写关键词：保护性耕作，灭茬，秸秆还田机，变速箱碎茬刀，秸秆还田机， 灭茬 ABSTRACTConservation tillage technology is the global development trend of agricultural technologies, The smashed straw technology is one essential technology of the mechanized pr

4、otection cultivation, the use of strawmechanization of farming can be more efficient while strong impetus to the mechanization to fields to avoid burning the straw brought about a series of environmental pollution, this paper developed the power consumption of a small straw machine, crushing rate, s

5、uitable for smashed crushed straw and stubble in the basic theoretical analysis, we have proposed the specific structure of straw machine design. Horizontal structure, mainly by the suspension, gearbox and straw crushed bodies, tractor power output is passed to the transmission through universal joi

6、nts, bevel gears and transmission through double reduction gear drive knife after the crushed straw to straw axis The purpose of breaking land. Through software simulation test analysis, we designed the machine stubble rate of 98%, shed uniform stubble, high coverage and stable operating performance

7、, may well meet the agricultural requirements, straw chopper follow-up after direct seeding Operation all-scale straw chopper.Keywords：保护性耕作，stubble samshing；smashed straw machine；gearbox；碎茬刀 smashed straw machine ；stubble samshing.III 秸秆还田机毕业设计1 绪论使用联合收割机作业，田间作物秸秆较多，给下茬的栽插、播种整地带来不小的困难，目前多采用放火烧的办法处理

8、，既浪费资源又增加了土壤的碱性，同时也造成了环境污染和安全隐患文献插进去（孙文峰，2001）。实施机械化秸秆还田技术，可减少环境污染，改善土壤结构，增加土壤有机质含量，是实现农业可持续发展的重要措施（杨文钰，1999）。将各种秸秆机械化还田是当前秸秆综合利用的主要方式之一，大力推广先进、适用的秸秆还田机械，是发挥农机化在建设社会主义新农村的作用的一项重要内容（吴子岳，2000）。1.1 科学依据1.1.1有机肥源 秸秆中含有大量的有机质、氮磷钾及微量元素。其中豆科作物的秸秆含氮较多，禾科作物的秸秆含钾较丰富，作物秸秆提供的养分占我国有机肥总养分的，是农业生产中重要的有机肥源（陈小兵等，2000

9、）。农作物秸秆在粉碎还田耕翻后，秸秆在分解过程中进行矿质化，释放养分，同时还进行腐殖质化，使一些有机质化合物缩合并且脱水，形成更加复杂的腐殖质，从而改善了土壤的结构及保水、透气、吸水、粘结、保温等的性状和能力，提高了土壤的自身调节水、肥、温、气的能力，可将营养元素供下季作物再吸收，从而实现营养元素在土壤、作物之间的良性循环（刘丽香等，2006）。1.1.2保墒和调控田间温湿度 秸秆覆盖地面，可减少水分的蒸发，缓冲雨水对土壤的侵蚀，减少地面径流，加厚了蓄水层的厚度，同时还隔离了阳光对土壤的直射降低地温（陈利顶等，2000）。1.1.3抑制杂草 与除草剂配合使用，可提高抑草的作用，研究结果表明，麦

10、秸秆还田还可提高稻米的品质。1.1.4疏松土质 农作物秸秆粉碎还田使土壤质地疏松，通气性提高，犁耕比阻减少，贮存水分、养分能力增强（董佑福，侯方安，2003）。土壤有机质、容重和总孔隙度的变化能够增加土壤有机质含量，降低土壤容重，增加土壤孔隙度。对土壤团聚体和结合态腐殖质的影响使土壤中的微团聚体提高，小于的微团聚体减少，对土壤的物理性质和营养条件具有良好的作用（冯云江，1999）。1.1.5有效增产 根据一些单位进行的秸秆还田试验结果表明，实行秸秆还田后一般都能增产以上。 总之，将各种秸秆机械化还田，可有效处理秸秆的焚烧问题。夏收夏种季节秸秆焚烧问题严重，而处理秸秆的技术和机具相对成熟，既有效

11、节约农时，又能解决焚烧问题。大力推广秸秆的机械化还田不仅是变废为宝，同时还可以保护环境使人与自然关系和谐健康的发展（苗长印，1995）。1.2 国内外发展现状1.2.1国外机械化秸秆切碎技术研究现状由于机械化的秸秆切碎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。由于国外在研制和生产方面起步较早，发展也很快。尤其是意大利、美国、英国、丹麦、德国、法国、西班牙等发达国家在该领域处于绝对领先地位。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，刀片的转速为1950r/m（Takashi Kataoka ，2002）。美国万国公司In

12、ternational 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都均很高（MSalokhe，2002）。此外，国外还研制出了拖拉机带动的卧式转子切碎机，幅宽6m，刀片可更换，转子的最高转速为2000r/min,外壳上有挡板，使茎秆撒布均匀，而且还带有遇到障碍物的安全机构。还有一种立式切碎机，既可用于秸秆得切碎，又可用来修剪草坪和灌木丛（KSLee，2003）。综合国外机械化秸秆切碎技术，技术比较完善，机具品种多，性能可靠，但是价格也很昂贵。我们可以借鉴国外现有技术，通过我们自己的消化吸收，开发出适合我国国情的产品。1.2.2国内机械化秸秆切

13、碎技术及现状目前，我国农作物秸秆综合利用技术主要就是切碎的方式，过去由于在认识上，政策上及经济上的原因，机械化秸秆切碎技术发展还是比较缓慢的（李竞超，2002）。近年来，随着农业生产水平的人民生活的提高，剩余秸秆也越来越多（夏萍，2002）。为了利用珍贵秸秆资源，政府鼓励并且大力支持发展机械化的秸秆切碎技术，根据秸秆的处理方式不同，我国机械化秸秆切碎主要包括秸秆整株切碎技术、秸秆粉碎切碎技术、根茬粉碎及耕翻切碎技校术和联合作业切碎技术（相俊红，2005）。我国近几年来才开始研制田间秸秆粉碎切碎机器，而且以硬秸秆为主（主要是玉米、高粱等作物的秸秆），国内起步较早的北方地区，由于当地农业生产发展的

14、需要，要求解决玉米留茬、秸秆的粉碎切碎，河北、山东、山西、河南、陕西、天津等省市先后研制出了多种玉米、高粱等秸秆切碎机，通过消化吸收国外的先进技术，比较成功地解决了硬秸秆的田间粉碎切碎机具问题，并且对这一类机具的工作原理、结构参数、运动参数展开了分析研究（赵大勇,李明金，2006）。1.2.3机械化秸秆切碎技术发展趋势 由于我国幅员辽阔，南北差异很大，各地区耕作制度和农艺要求也不同，同时不同作物秸秆的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切碎技术及配套机具的多样化，不可能以两机具一统天下。以下几方面是将来的发展趋势： 高割茬稻麦秸秆的切碎技术及机具是难点，也是一个热点，它重点解

15、决稻麦两熟地区，高割茬给耕整地区和后续作物的生长带来了难题，直刀型刀片多支承切割秸秆切碎机具是开发方向之一（吕兴达，2000）。 北方在解决秸秆及根茬 单项作业的基础上将开发新的联合作业机具现已起步，将逐渐取代单项作业机具。 水田秸秆切碎技术将会另辟蹊径，水田旋耕埋草机和水田埋草驱动耙是一个发展方向。 秸秆及高茬翻埋机具有广阔的市场，无论是翻埋秸秆还是高茬，都是大部分翻地机具所不能适应的，甚至因堵塞面无法作业，研制新型的秸秆及高茬翻耕机具也是一个方向。 联合收割机附带的切碎装置是作物收获和秸秆切碎的有机结合，使作业成本大大下降，并且灵活方便，是最有前途的秸秆切碎方式之一。 总之，机械化秸秆切碎

16、这个领域前景乐观，但面临课题也比较多，得到政府的高度重视和大力支持，现在正是开发这一技术的大好时机。1.3 研究内容和方法1.3.1研究内容（1）确定还田机的整体功能（2）还田机的结构设计（3）秸秆还田机的主要结构参数的设计和校核1.3.2研究方法 本文研究的秸秆还田机的主要功能是对秸秆及碎茬进行有效的粉碎还田，达到较高的覆盖率，秸秆还田机的基本参数和性能参数符合农艺要求，因此我们需要设计合理的主机机构和部件，来实现不同的功能。例如要使机具具有较高还田覆盖率就需要将刀片的结构和机具的结构及运动参数相结合，为了使机具耕经济节能，就需要对机具的传动、运动等部分进行优化设计、使机具结构紧凑、工作质量

17、高。经过对机具的功能分析和部件设计后，将要采用适宜的连接承载部件使得机器的各个功能部件得以合理的组合搭配，在完成了上述的几个步骤后就进入到了各个主要部件的校核阶段以满足工作时的强度要求。在设计过程中，需要使用CAD、Proe等主要软件及数学软件，借助理论分析和时间相结合的方法，对机械整体结构和性能参数进行辅助设计，对刀片、刀轴及一些重要的位置参数进行设计，并设计出秸秆还田机使其能实现它的功能。1. 3.3研究技术路线本文的技术路线如下图1-1所示 图1-1 技术路线图 Figure. 1-2 Technology Roadmap 2 秸秆还田机的总体方案设计 本文所设计的秸秆还田机采用的中间传

18、动，利用变速箱将拖拉机输出轴的输出功率自碎茬机中间轴传递到刀轴并进行碎茬还田，满足所需要的性能要求。机具的主输出动力与银钢牌YG180T型拖拉机配套，主要由刀辊、中间齿轮传动箱、机架以及一些挡板悬挂部件等组成，为了计算和研究的方便，现将下文将要用到的主要符号及说明列表如下表2-1所示： 表2-1 符号及其说明 Table. 2-1 symbol and its explainnation符号符号说明符号符号说明行进速度刀辊旋转半径刀辊转速刀片切土阻力切土进距拖拉机额定功率耕幅每刀盘的齿数焊接（连接刀盘）各轴转矩沟底凸梗高度刀辊转角刚体位移矩阵各级传动比刀轴所受弯矩刀轴所受垂直水平力 根据相关的

19、农艺要求，本设计中机具耕深取5到10cm，配套拖拉机的动力为20马力，行进速度为0.85m/s.202.1 拖拉机功率的选择依经验公式（中国农业机械化科学研究院，1988）其中h是耕深，本机取h=5cm，是机组前进速度，本机取=0.85m/s，B是耕幅，根据农艺要求本机选取B=1.5m，K本机取15，将以上数据带入可以得到=9.6KW，根据国家耕作机械标准规定，执行机械功率消耗要小于发动机标定的85%（中国农业机械化科学研究院，1988），所以取拖拉机功率为14.7KW拖拉拉机即可满足要求。查表可得轴承的传动效率为，锥齿轮的传动效率（机械设计手册编委会，2005），所以拖拉机传输到刀轴的功率为

20、，带入数据得P=13.56KW，符合机具要求。 图2-1传动示意图 Transmission schematic 2.2计算传动装置的运动和动力参数动力输出轴的转速为，所以中间齿轮箱及侧边齿轮箱的各轴转速为 （2-1）按拖拉机的标准功率P计算各轴的输入功率，即13.98KW （2-2）13.56KW各轴的转矩为 （2-3）2.3传动部件的设计2. 3.1锥齿轮的设计计算 由于其转速不高，本机选用7级精度直齿圆柱齿轮传动（GB10095-88），再由机械设计P191表10-1确定大小锥齿轮的材料均为40Cr，热处理均采用表面淬火，它们的强度极限为1150，屈服极限为700，齿面硬度为286HBS

21、，对于本机中，取小锥齿轮齿数，大锥齿轮齿数由机械设计P201公式（10-5） （2-4）当量齿数公式 （2-5）1）.计算得到，a.由机械设计P200的表10-5查表可得齿 形 系 数 应力校正系数b.由机械设计P208图10-20可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限c.由机械设计P206的图10-18可以得到d.由机械设计P205的表10-7取取弯曲疲劳极限S=1.4，则可得下面的式子： （2-6）分别计算大小齿轮的，并加以比较可得下面的结果=显然小齿轮的数值要略大一些计算载荷系数由机械设计P192的10-2式子可得 （2-7）由机械设计P193表10-2查得,由P194图10-

22、8可得,由P195表10-3及P196表10-4可得代入则可得由则可得=4.83 （2-8）取m=5mm，则可以得到 （2-9）计算齿轮宽度 （2-10）圆整后取由机械设计P227的10-25得齿面接触强度的校核公式 （2-11）前面已查表得出小齿轮的接触疲劳极限为1150Mpa由 （2-12）=738.78显然=738.781150Mpa，因此按照弯曲强度设计的锥齿轮安全。25由，按照7级精度查得锥齿轮速度小于8m/s，因此设计的速度是合理的。26锥齿轮参数如表2-2所示表2-2 锥齿轮几何计算Table.2-2 Geometry calculate of bevel gear名称代号计算公

23、式小齿轮大齿轮分度圆锥角=41.2 =48.8 齿顶高齿根高 分度圆直径=110mm =120mm 齿顶圆直径=117.5mm =mm齿根圆直径 =101.0mm =126.59mm锥距RR=89.8mm齿顶角收缩顶隙传动=0.0557=3.188齿根角 =0.0668=3.823分度圆齿厚=7.85顶隙=1当量齿数=27.9=36.44当量齿数比=36.44/27.9=1.306平均模数=4.17平均分度圆直径=91.67mm =100mm顶锥角收缩顶隙传动=43.388=51.988根锥角 =38.012=44.977 当量齿轮分度圆半径=73.098 =91.09当量齿轮齿顶圆半径=78

24、.098 =96.09 2.3.2直齿轮的计算同上面锥齿轮一样，选取7级精度，由机械设计P191表2-3两个之论的材料选取如表2-3所示 表2-3 齿轮材料选取 Table. 2-3 Gear material selection项目材料牌号热处理方法强度极限屈服极限齿面硬度齿轮340Cr调质700500286齿轮440Cr调质700500286（1）选取小齿轮的齿数为25，则大齿轮的为28 （2-13）按齿面接触强度设计（2）由机械设计P203式10-9a可得 （2-14）本机中我们选取载荷系数小齿轮的转速T=2.6010同上面锥齿轮选择步骤一样，分别由机械设计上面表格得到，小齿轮的接触疲劳

25、强度极限应力循环次数计算（假设齿轮一年工作100天，使用年限为15年） （2-15）查表取取失效概率为1%，安全系数S=1，则有 （2-16）由齿轮的分度圆计算公式（杨可桢 ,程光蕴，2001），则小齿轮的分度圆直径=93.51圆周速度8m/s,按照7级精度速度的设计要求因此设计的速度符合要求模数h=2.25m=8.42同锥齿轮载荷系数一样，查表得所以校正分度圆直径，由机械设计P204式10-10a则93.51=100.5 （2-17）模数m=按齿根弯曲强度计算，有机械设计P201式10-5则有（1）. （2-18）（2）同锥齿轮计算查表可得（3）小齿轮的疲劳强度极限，大齿轮的为，查表得弯曲疲

26、劳寿命系数（4）取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则大小齿轮的疲劳需用应力分别为 （2-19）（5）计算大小齿轮的并加以比较则= （2-19）显然小齿轮的要略大一点（6）依机械设计P192式10-2得代入则有对比两种情况下得到的m的结果，显然接触疲劳强度的模数要大于齿根弯曲疲劳计算的模数，又齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定，因此选取m=4，则有：a.b.中心距 （2-21）c.小齿轮分度圆直径mm （2-22）d.大齿轮分度圆直径mme.齿轮宽度 （2-23）因此选取齿宽 2.3.3轴的设计计算 本设计的还田机中共有三根轴，动力输出轴1，中间箱输出轴2和刀轴3，由于它们的校核原理是一样的

27、，因此在此处只列出刀轴和中间传动轴进行校核。（1）材料选取我们选取45钢并进行调质处理（2）作用在齿轮上的力由前面已经求出的相关参数可得：小齿轮的分度圆直径分别计算 （2-24）（杨敏琴，1994）（3）估算输出轴的最小直径，依机械设计P370式15-2则： （2-25） 画出轴的零件图的简图如下图2-2所示 图2-2 轴结构图Figure.2-2 structure of the spindle(1)拟定轴上零件装配方案装配方案详见装配图 (2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度a.因为轴承受有径向力和轴向力的作用存在，因此本设计选用选用角接触球轴承，根据工作需要和d=40mm，通过查询相

28、关资料，选用0基本游隙组、标准精度等级的角接触球轴承7009C，其基本尺寸为d*D*B=45mm*75mm*19mm。b.-段轴用于安装轴承，套筒等，故取直径=40mm，齿轮端面距离箱体内壁a=20mm，故取=35mm。 -段安装低速级锥齿轮,为便于安装，故取=56mm，齿轮轮毂为60mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=50mm -段为分隔两齿轮段，直径为=66mm，为满足配合要求，长度为=25mm。 -段安装高速级大齿轮，可取直径可取为=56m，取=50mm。 (3)轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计P106表6-1查得平键截面b*h=1

29、4mm9mm，长为40mm。同样，按由机械设计P106表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为2,各轴肩处的圆角半径详见零件图。(5)轴上载荷的计算 图2-3变速箱主动轴受力分析 Figure.2-3 Force analysis of power axle 通过查表得到a=18mm，所以L1=43.8，L2=120，L3=33.8代入下式有:1）水平支反力=4435.238N （2-26）=

30、5350N2）垂直支反力=998.536N （2-27）=1863.634N3）水平弯矩=4435.23843.8=194263.4244Nmm （2-28）=535033.8=186914Nmm4）垂直弯矩=998.53643.8=4375.88Nmm （2-29）=1863.63433.8=62990.83Nmm5）总弯矩=Nmm （2-30）=Nmm(6) 按照弯扭合成应力来校核轴的强度根据机械设计P373式15-5，则轴上-段为危险截面，=56mm，取=0.6，则轴的计算应力=46.003MPa因此轴是安全的3碎茬工作部分部件设计3.1 刀轴的机构设计 刀轴中间部分采用无缝焊接，两端分

31、别焊接轴头用来支撑刀轴，其中左右刀轴起支撑作用，中间刀轴起到的是传递力矩的作用，刀轴上任意两个刀盘对应的侧面距离为100mm，为了尽量避免漏耕现象的发生，在同一刀盘上两侧的刀片要采取相对安装而不是背靠背的安装形式，刀盘的厚度为8mm，刀片厚度也为8mm，因此两侧面上左右弯刀外侧距离为224mm。由上述的数据，通过计算可以得到单刀的耕幅为100mm，刀尖距离为10mm。鉴于本机的机器是比较小型的还田机，耕幅我们设计的为1.2m，因此确定刀盘的数量为10其中刀轴上刀盘每个有2个刀齿，因此总刀片数量为20（夏萍,江家伍，2005）。（1）依空心轴公式则有下式： （3-1）其中P是刀轴的传递功率，n是

32、刀轴的转速，是刀轴的外径和内径之比（2）我们取带入则有(机械设计P370)=mm（3）刀轴内径d=D=97.50.7=68mm (3-2)综合以上计算得到数据，我们可以得到刀轴的内径为68mm，外径为97.5mm，壁厚为14.25mm。3.2刀轴强度校核 还田机在工作的时候，影响其力矩的主要因素有土壤状况，刀片结构，耕深，机组行进速度以及转速等的影响，而且刀片的排列方式的不同，刀轴受到的力矩也是不断变化。为了方便计算，刀轴强度的校核按照经验方法进行确定，如下图3-1所示，切削阻力Q在刀轴的均布载荷，其中（李庆军，李双福，2001），即刀片阻力作用点的平均半径r与刀辊的旋转半径R的关系是0.9倍

33、的关系 图3-1 刀轴受力图Figure.3-1resisitance of the blade spimdle由下式 (3-3)通过计算可以得出 虽然每个刀片的位置，安装方向不同，但刀片入土的状态是在入土的时候仅有一把刀片入土，因此可把其力学模型进行简化以方便分析，如下图3-2所示。图3-2 刀轴受力示意图Figure.3-2 sketch map of the blade spindle pressed本机中设计的刀盘数量为10，其中两端刀盘距离支撑点A，B的距离分别我30mm和28mm，中间刀盘间的距离为100mm，将这10个刀盘一次编号为1到10，假设i个刀盘的刀片作用于刀轴时，（1）

34、A和B两支撑点受力为 (3-4）（2）截面所受的弯矩为 （3-5） 分析上面的式子，可以得出：刀轴在水平和垂直方向的弯矩都是两段线性方程，并且都在x=L位置取得最大值为 （3-6）对该式求最大值，当处M取得最大值，最大值为，弯矩图如下所示图3-3刀轴弯矩扭矩图Figure.3-3 the bending moment and the torque diagram of the spindle1)危险断面的合成弯矩 （3-7）2)抗弯截面模量 （3-8）3)依第三强度理论，则有= （3-9）4)轴的计算应力为 （3-10）显然根据强度的校核，刀轴是安全的3.3刀片的结构设计 灭茬机在工作的时候依

35、靠刀片的合成运动来完成对根茬的粉碎还田，刀片是机器与土壤接触的直接部件，因此刀片的设计直接影响了机器的工作效率，功耗以及使用寿命等性能，刀片主要由正切面，侧切面和过渡面这三部分组成。 还田机的刀齿有刚性和弹性两大类，刚性刀又可以分为直刀，L形刀，锥爪型，T型，Y型等几个类型（中国农业机械化科学研究院，1988），如下图所示 图3-4刀齿类型图Figure. 3-4 tooth type map对上述几种刀片的性能分析 直刀型适用于小麦、水稻等比较细软、质轻的秸秆，L型的适用于牧草、甜菜等软而脆的作物，锥爪型的刀片质量大，转动惯量也比较大、打击性能好但缺点是其功耗也比较大，主要适用于大中型机具厂

36、。Y型主要适合于玉米，高粱等秸秆，这类秸秆粗而脆，刚度较好，粉碎主要以打击和切割相结合为主。T型使用于小灌木。通过对这几种刀具的性能分析本设计选取L型的刀片作为碎茬机的刀片（李庆军，李双福，2005）。3.4 刀片的主要结构参数确定（1） 弯折角，即刀得正切面与侧切面的夹角。弯折角过大时刀尖首先接触土壤或根茬使刀得受力增加，降低了刀具的使用寿命，过小则刀具在工作的时候首先在玩着处接触土壤或者根茬容易使刀辊堵塞，切割阻力增大。（2） 正切面刃角，随着刃角的减小，刀具将变得锋利，功耗小但这样会减小刀具的使用寿命，增大时效果相反（3） 滑切角如图所示，角度增大则会使切割阻力增大，碎茬作用减小，减小到

37、0的时候则除茬入土性差，滑切角为负值时刀具缠草，会使刀辊堵塞（4） 弯曲半径，除茬刀弯曲处要有合适的弯曲半径r，过小将使刀具的弯曲强度降低，减少了碎茬刀的使用寿命。（5） 切削宽度，增大宽度会减少刀得排数但增大单刀阻力，沿弯曲处易打断，过小又导致碎茬率低下。（6） 刃厚，当刃厚大于0.6mm时碎茬性能显著下降，在疏松土壤中尤其严重，所以刀具应该比旋耕刀的刃口更加锋利一些，刃厚控制在0.6mm以内。（7） 刀辊半径，还田机在工作的时候，在机器前进速度和除茬深度一定的前提下，应该尽量选择小转速，大回转半径。 综上所述，对于本机选取的刀片参数为：弯折角为112，滑切角为5，弯曲半径为30mm，刀辊半

38、径250mm，刃厚为0.5到1mm，切削宽度86mm，其简图如下图3-5所示（河北省农业机械化研究所，1992）。图3-5 除茬刀简图Figure . 3-5 picture of the crop knife 3.5 刀片的排列3.5.1刀片的排列方式直接影响了耕作质量和功率消耗，为了使机组能够最大效率的工作，刀片的排列应该遵循以下几个原则（陈忠亮,郭红等，2000）：（1） 刀片在左右刀辊上分别按螺旋线规则排列，两刀辊的旋向相反（2） 左右刀辊上对称位置出的刀片按规定次序依次入土（3） 在回转一周的过程当中，同一相角只有一把刀入土，而且应该是左右刀片交错顺序入土以保证工作的稳定（4） 在同

39、一回转平面内，若要配置两把以上的刀片，每把刀片的切土比应当相等（5） 制造及装配要方便，功率消耗尽量小（6） 刀盘或者稻作应便于刀齿的安装3.5.2刀片的排列方式有双线当向螺旋排列，人字形排列，V字型排列等，在本机中采取双线双向的排列方式（1） 将刀盘从左至右进行排序，由于每个侧面都有10把刀并且他们的排列方式一样，因此我们只需要研究一个侧面上的刀片即可（2） 刀片排列原理图如下图所示图3-6 刀片排列原理图Figure . 3-6 elements of the blades arrangement（3） 画出刀齿螺旋排列展开图，图下图所示，横坐标表示角度值，相邻两线的夹角为18表3-1 偏

40、转角度表Table .3-1 deflection angle table编号12345678910度数07214436108162541261890(4) 实体排列效果图如下所示，该种排列方法的特点是每个切入角的刀片数量为1，刀片为双线双向排列，符合现有旋耕机械的排列原则，当然还可以进一步通过实验优化设计来确定最优的排列方式使刀轴受力均匀效率最高。图3-7 刀片排列展开图Figure .3-7 ichnography of the blades arrangements 4 机组功率消耗及影响因素秸秆还田机在工作的时候，功率主要消耗在刀辊上，刀辊所受的总阻力由各个刀片所受的阻力合成，还田机的功率消耗收到机组本身的结构参数，性能参数和外界土壤条件的等几个方面因素的影响，这3个主要