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油菜 切割 抛洒 机构 毕业设计

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湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）中期检查表学 部： 理工学部 学生姓名陈习剑学 号200741929101年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(6)班指导教师及职称吴明亮副教授毕业论文（设计）题目油菜茎秆切割抛洒机构结构设计毕业论文（设计）工作进度已完成的主要内容尚需解决的主要问题刀盘直径与刀盘数的确定刀盘机构尺寸与转速的确定割刀转速的确定功率消耗初步计算主变速箱设计传动比分配及参数确定各轴尺寸确定与轴承带的选择副变速箱设计与算0副变速箱整体计算传动比计算分配设计功率的计算指导教师意见 指导教师签名： 年 月 日检查（考核）小组意见检查小组组长签名： 年 月 日湖南农业大学东方科技学院生产实习成绩考核表毕业学生姓名陈习剑年级专业及班次2007级机械设计制造及其自动化(6)班起讫年月日自20 年 月 日至20 年 月 日实习地点实习内容提要自我总结本人签名： 20 年 月 日实习小组意见：组长签名： 20 年 月 日实习单位意见：实习单位盖章 20 年 月 日实习指导教师意见：指导教师签名： 20 年 月 日系 实 习 领 导 小 组 意 见成绩：评语：签名： 20 年 月 日备注：成绩分优、良、中、及格、不及格五级记载。 本表一式二份，实习结束后由系（部）汇总后交学院教务部：一份进入学生个人档案，一份存学院档案室。湖南农业大学东方科技学院毕业论文（设计）开题论证审批表学生姓名陈习剑学号200741929101年级专业及班级2007级机械设计制造及其自动化(6)班指导教师及职称吴明亮 副教授开题时间2011年 月 日毕业论文（设计）题目油菜茎秆切割抛洒机构结构设计文献综述（选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等）油菜原产中国，俗称“苦菜”，是中国主要油料作物之一，主要分布在长江中下游地区，年种植面积达720万hm，种植面积及产量均居世界第一位 。油菜秸秆主要可用作肥料、饲料、燃料及工业原料 ,我国用作肥料和饲料的油菜秸秆总量不足3亿 ,大量过剩的油菜秸秆没有被利用 ,成为污染环境的一大隐患。从陕西、河北、天津、山东和四川等省市实施油菜秸秆禁烧的情况来看 ,秸秆禁烧的关键是抓好综合利用前综合利用的途径主要有秸秆制沼气 、秸秆氨化微贮做饲料 、作为工业原料 、直接作为燃料 、气化制秸秆煤气、制作建筑板材 、做决餐饭盒、快速腐熟还田和秸秆直接还田等。实践表明,机械化秸秆还田已成为主要的技术措施和手段。油菜秸秆通过机械方式直接还田是增加土壤有机质、培肥地力、改善土壤结构、增强保水保肥能力和改 良土壤的一个重用措施 ,同时也是保护环境、发展生态农业、实现有机农业和可持续发展农业的重要保证。1 国外研究现状由于机械化油菜秸秆还田技术是利用秸秆资源最经济、最有效 的技术 ,具有较大的经济效益、生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早 ,发展较快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利开发的各类机具品种很多 ,能满足不同作物残留秸秆的粉碎还田 ,同类机具换装不同的工作部件可 以对油菜秸秆、玉米秸秆 、小麦秸秆 、水稻秸秆 、甜菜和灌木丛残留物等进行切碎。美国万国公司于 年代初首次在联合收割机上采用切碎机对秸秆进行粉碎还 田 ,其后研制了与拖拉机配套的秸秆切碎机。英国于60 年代初在收获机上对秸秆进行粉碎 ,并采用犁式耙进行深埋 。日本采用的是在半喂人联合收割机后面加装切草装置 ,切碎后的茎秆长度一般为50mm左右 ,一次就能完成收获和秸秆粉碎 。西班牙阿格里克公司研制的立式粉碎机与拖拉机配套,适合于直立玉米 、高粱秸秆以及联合收割机收后抛下的麦秸 、豆秸 、棉秆及杂草等的直接粉碎。此外 ,国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机 ,外壳上有挡板 ,使茎秆撒布均匀 ,同时带有遇到障碍物时起作用的安全机构 。还有一种立式转子切碎机 ,既可用于秸秆切碎,又可用于修剪草坪和灌木丛 。国外秸秆还 田技术 比较完善 ,机具品种多 ,性能可靠 ,但价格昂贵。 2 国内研究现状 目前 ,我国农作物秸秆综合利用技术主要还是还田方式 ,过去由于认识上、政策上及经济上的原因,机械化秸秆还田技术发展较慢 。近年来 ,随着农业生产水平和人民生活水平的提高 ,剩余秸秆越来越多。为了利用宝贵的秸秆资源 ,政府鼓励并且 大力支持发展机械化秸秆还 田技术 。通过消化吸收国外技术 ,结合我国的具体情况,已开发了一些经济实用的机械化秸秆还 田机具。这些机具主要针对我国量大面广的小麦、玉米和水稻秸秆。根据秸秆处理的不同方式 ,我国机械化秸秆还 田技术主要包括秸秆整株还田技术、秸秆粉碎还 田技术、根茬粉碎及耕翻还田技术、联合作业还田技术等。3参考文献1吴明亮，官春云，汤楚宙等.油菜茎秆切割力影响因素实验J.农业工程报 2009（6）：141.2赵韩，黄康，陈科。机械系统设计M.北京：高等教育出版社.2005宁夏工程技术.2009（3）：46.3刘兆明，谢方平，吴明亮.成熟期油菜茎秆力学特征实验研究J.农机化研究.2004.4马永康，张振国，边胤.柠条收割机的设计与实验J农业机械学报.2007（7）：38.5刘景全.农机实用手册M.北京：人民交通出版社，1998:4-7.6郭重庆，洪钟德.简明机械设计手册M.北京：上海：同济大学出版社，2002.7杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础M.湖南大学出版社，2007.8赵春华，汪玺.手扶式山地牧草收割机传动系统的研究J.甘肃农业大学报.2004（6）：39.9高爱云，付主木，甑济莹.双立轴式玉米秸秆还田装置切碎功耗的实验研究J.农机化研究所.2006（5）.10魏冰阳，蔺公振，杜新武.双立轴圆盘刀玉米秸秆切碎器正交实验J.洛阳工学院报2002（6）11莫鉴国.机械化收获四川油菜生产发展的必然选择J.四川农业科技.2007（8）.12万其号.沙生灌木圆盘切割器切割对比实验D.内蒙古：内蒙古农业科技大学，2007.13任勇康，刘庆福.叶轮式植物秸秆收割机的研究J.吉林农业大学报.2004（26）.14陈晓峰，张东峰.低割茬茎秆收割机的研制J.农业机械化研究.2006（3）15肖念新，李国防，康维民等.高速双动小型牧草机收割机的设计J.农业工程学报.2007（11）.16向家伟，杨连发，李尚平.小型甘蔗收获机切割器实验研究J.农机化研究.2008.学报.2003（4）.注：此表如不够填写，可另加页。研究方案（研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等1研究目的主要针对油菜机械化收获后残留于田间的茎秆严重影响后续耕作的进行这一问题，进行油菜茎秆切割抛洒机构的设计和计算。2工作内容主要有总体方案的确定，传动部分的设计，个主要零部件的设计计算。3研究方法该机构采用双圆盘直线割刀，安装与手扶拖拉机的前部。4预期成果能有效对残留于田间的秸秆进行切碎抛洒，具有质量轻，结构简单，操作简便，田间通过性能好等优点。时间进程安排起止日期阶段工作内容下达任务2010年11月20日-2010年12月31日接受任务，明确任务内容资料查询2011年01月01日-2011年01月04日资料查询，撰写开题报告开题论证2011年01月04日-2011年01月05日开题论证设计计算2011年04月10日-2011年05月10日设计计算中期考核2011年05月10日-2011年05月20日中期考核预审、修改2011年05月20日-2011年05月25日预审、修改设计评审2011年05月25日-2011年06月10日设计评审答辩、归档2011年06月10日前答辩、归档开题论证小组意见 组长签名： 年 月 日专业委员会意见签名： 年 月 日 注：此表意见栏必须由相应责任人亲笔填写。指导教师指导检查学生进行毕业论文（设计）工作情况登记表系（部）名理工学部指导教师姓名：吴明亮时 间地 点指导、检查的主要内容学生签名2011.3.48教S324指导学生熟悉论文资料陈习剑2011.3.108教S324指导切割零部件的设计与抛洒机构的选择陈习剑2011.3.228教S324检查设计计算草稿陈习剑2011.3.298教S324辅导箱体装配图画法陈习剑2011.4.58教S324指正装配图中的不规范画法陈习剑2011.4.148教S324检查零件图装配细则陈习剑2011.4.268教S324检查说明书，要求按规定格式订正陈习剑2011.5.88教S324检查零件图画法陈习剑2011.5.158教S324检查论文所有资料，要求按院要求补齐材料陈习剑2011.5.268教S324检查论文所有材料陈习剑注：此表在每次指导、检查工作时由学生带来，指导教师填写。内容包括学生的学习、工作态度；毕业论文（设计）工作的进展情况；论文（设计）工作中尚需解决的问题等。目 录摘要.1关词 11 前言21.1 国外研究现状21.2 国内研究现状22 整体方案的确定32.1 系统功能分析32.2 秸秆切割机具的选择32.3 刀盘直径与刀盘数的确定42.4 刀盘机构尺寸与转速的确定52.5 割刀转速的确定52.6 功率消耗初步计算63 主变速箱设计63.1 传动比分配及参数确定73.2 各轴尺寸确定与轴承带的选择94 副变速箱设计与算104.1 副变速箱整体计算104.2 传动比计算分配104.3 皮带轮的设计与计算104.3.1 设计功率的计算104.3.2 选定V带型号114.3.3 带轮基准直径与带速114.3.4 确定带的基准长度与轴间距离114.3.5 演算小带轮的包角124.3.6 V带根数的计算.124.3.7 单根V等的预紧力计算124.3.8 轴向力FQ134.4 锥齿轮设计算134.4.1 选材料、热处理、定精度等级134.4.2 初步计算134.4.3 几何尺寸计算134.4.4 齿根弯曲强度校核144.4.5 齿轮的检验项目及其公差计算154.4.6 圆周齿轮轴的工作图164.5 圆柱齿轮传动比的设计计算164.5.1 选定材料及其确定需要应力16 4.5.2 齿轮弯曲强度设计计算17 4.5.3 验证齿面接触强度174.5.4 齿轮的圆周速度174.6 轴的设计计算184.6.1 轴的材料选择184.6.2 轴的结构设计184.7 滚动轴承的强度校核204.7.1 当量动载荷P204.7.2 计算所需要的径向基本动载荷值204.7.3 键连接的选择与强度校核204.8 变数箱的润滑与密封214.8.1 传动件的润滑.214.8.2 滚动轴承的润滑.214.8.3 润滑剂的选择.22 4.8.4 减速器的密封.225 割刀刀盘的设计235.1 圆盘刀片的运动分析235.2 动刀类型对切碎功耗的影响236 刀轴连接方式选择247 结束语258 参考文献25湖南农业大学全日制本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果。在成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体应经发表或是撰写过的作品成果。对本文的研究作出贡献的个人与集体在文中均做了明确的说明并表示谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日油菜茎秆切割抛洒机构学 生：陈习剑指导老师：吴明亮（湖南农业大学工学院 长沙 410128）摘 要:主要针对油菜机械化收获后残留于田间的茎秆严重影响后续耕作的进行这一问题，进行油菜茎秆切割抛洒机构的设计和计算。工作内容主要有总体方案的确定，传动部分的设计，个主要零部件的设计计算。该机构采用双圆盘直线割刀，安装与手扶拖拉机的前部，能有效对残留于田间的秸秆进行切碎抛洒，具有质量轻，结构简单，操作简便，田间通过性能好等优点。关键词:切割；抛洒；茎秆；油菜；粉碎Rape Stalks Cutting Throwing Institutions Structure DesighStudent :Chen XijianTutor:Wu Mingliang(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128) Abstract: Ater harvesting mechanization mainly aime at zhe rape off zhe residual in zhe serious influence subsequent cutvation ,zhe problem of rapeseed stalk cutting throwing organization design and calculation.Work is main content of zhe overall plan ,design,each part of zhe design and calculation of main components . Zhe organization uses double disc line installed in tractor ,sticking to remain in front, effectively in zhe straw, has droppe to chop light quality,simple structure,conwenient operation,zhe field through good performance,etc.Key words: Cut ;Drip;Stalk ;Colo rapa; Broken to piecesbroken1 前言油菜原产中国，俗称“苦菜”，是中国主要油料作物之一，主要分布在长江中下游地区，年种植面积达720万hm，种植面积及产量均居世界第一位 。油菜秸秆主要可用作肥料、饲料、燃料及工业原料 ,我国用作肥料和饲料的油菜秸秆总量不足3亿 ,大量过剩的油菜秸秆没有被利用 ,成为污染环境的一大隐患。从陕西、河北、天津、山东和四川等省市实施油菜秸秆禁烧的情况来看 ,秸秆禁烧的关键是抓好综合利用前综合利用的途径主要有秸秆制沼气 、秸秆氨化微贮做饲料 、作为工业原料 、直接作为燃料 、气化制秸秆煤气、制作建筑板材 、做决餐饭盒、快速腐熟还田和秸秆直接还田等。实践表明,机械化秸秆还田已成为主要的技术措施和手段。油菜秸秆通过机械方式直接还田是增加土壤有机质、培肥地力、改善土壤结构、增强保水保肥能力和改 良土壤的一个重用措施 ,同时也是保护环境、发展生态农业、实现有机农业和可持续发展农业的重要保证。1.1 国外研究现状由于机械化油菜秸秆还田技术是利用秸秆资源最经济、最有效 的技术 ,具有较大的经济效益、生态效益和社会效益。因此国外在研制和生产方面起步较早 ,发展较快。尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。意大利开发的各类机具品种很多 ,能满足不同作物残留秸秆的粉碎还田 ,同类机具换装不同的工作部件可 以对油菜秸秆、玉米秸秆 、小麦秸秆 、水稻秸秆 、甜菜和灌木丛残留物等进行切碎。美国万国公司于 年代初首次在联合收割机上采用切碎机对秸秆进行粉碎还 田 ,其后研制了与拖拉机配套的秸秆切碎机。英国于60 年代初在收获机上对秸秆进行粉碎 ,并采用犁式耙进行深埋 。日本采用的是在半喂人联合收割机后面加装切草装置 ,切碎后的茎秆长度一般为50mm左右 ,一次就能完成收获和秸秆粉碎 。西班牙阿格里克公司研制的立式粉碎机与拖拉机配套,适合于直立玉米 、高粱秸秆以及联合收割机收后抛下的麦秸 、豆秸 、棉秆及杂草等的直接粉碎。此外 ,国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机 ,外壳上有挡板 ,使茎秆撒布均匀 ,同时带有遇到障碍物时起作用的安全机构 。还有一种立式转子切碎机 ,既可用于秸秆切碎,又可用于修剪草坪和灌木丛 。国外秸秆还 田技术 比较完善 ,机具品种多 ,性能可靠 ,但价格昂贵。 1.2 国内研究现状 目前 ,我国农作物秸秆综合利用技术主要还是还田方式 ,过去由于认识上、政策上及经济上的原因,机械化秸秆还田技术发展较慢 。近年来 ,随着农业生产水平和人民生活水平的提高 ,剩余秸秆越来越多。为了利用宝贵的秸秆资源 ,政府鼓励并且 大力支持发展机械化秸秆还 田技术 。通过消化吸收国外技术 ,结合我国的具体情况,已开发了一些经济实用的机械化秸秆还 田机具。这些机具主要针对我国量大面广的小麦、玉米和水稻秸秆。根据秸秆处理的不同方式 ,我国机械化秸秆还 田技术主要包括秸秆整株还田技术、秸秆粉碎还 田技术、根茬粉碎及耕翻还田技术、联合作业还田技术等。2 总体方案的拟定、比较、选定2.1 系统功能分解 为了实现油菜茎秆的切割抛洒，切割机构必须带有动力，发动机需要经过变速机构将动力传给切割机构；切割机构前进时，切割部分应能根据行走部分的速度采取对应的切割速度切割，这就需要切割机构有调节机构。经过分析，得到油菜茎秆进行切割与抛洒时的功能树，如图（1）图（1）油菜茎秆切割抛洒机构的功能树Figure 2 Sqtlks of rapeseed cutting trees of throwing institutions funktion2.2 秸秆切割机具的选择 秸秆切割机具分为卧式和立式两种。卧式秸秆切割机具主要通过机械结构进行改进:一是动力通过一组卧式圆盘刀进行秸秆粉碎；二是动力通过灭茬刀轴逆转进行秸秆灭茬还田耕作。立式秸秆切割机采用立轴式结构 ，立轴上面几层安装甩刀或固定刀，通过打击与切割相结合的方式粉碎秸秆立轴的下部安装固定切茬刀切碎地下根茬实现秸秆粉碎和灭茬两项作业，但其结构复杂使用安全性差 功率分配上存在互相牵制等问题。综上比较我们选择卧式秸秆切割。 通过图（1）可知，切割机构包括动力部分、行走部分、变数部分、切割部分、地盘部分，根据功能寻找可能的功能载体，形功能载体如表格（1）由表(2)知道，一共有4X2X3X4X2X4=768种方案可以供选择。根据设计书中要求，切割机在野外作业，所以我们选择水冷柴油机，在田间行走时，地面地势多变，故选择手扶式转向与轮式行走；由于不仅要满足切割功能，还要实现抛洒功能，且必须拥有一定的切割速度，故采用回转式切割。动力由柴油机的三角皮带输出后，通过V带传递到位于发动机下方的减速箱，减速箱将动力分为两部分，一部分直接传给行走轮，一部分传给锥齿轮，驱动切割器高速切割抛洒，整机结构初定如图（2）表（1）油菜茎秆切割抛洒机构采用的功能组合方案Table 2 stalks rapeseed throwing institutions morphological matrix cutting序号分功能 功能解A驱动风冷柴油机水冷柴油汽油机电动机B行走轮式履带C切割往复式回转式甩刀式D结构后置中置前置后置E转向圆盘手扶F传动链传动带传动齿轮传动同步带序号abcd1 操作扶手 2采油机 3锥齿轮箱 4刀盘主轴 5刀盘 6仿形板 7减速箱输入皮带图（2）油菜茎秆切割抛洒机构结构示意图Figure 2 Rapeseed throwing institiution structure schematic tem cutting2.3 刀盘直径与刀盘数的确定 刀盘直径的大小将影响旋转收割机的功率消耗当刀盘直径过小时， 功率消耗和收获损失量都将减小，但是刀盘直径过小，同一工作幅宽所需的刀盘数将增加，从而增加了传动机构的复杂性，而且转速过高时将影响机器的稳定性上传动旋转式收割机的刀盘直径一般为600900 mm，刀盘为1 4 个，刀片为24片根据设计任务书给定的数据与要求采用组合式主轴倾斜安装，刀片的直径为D=495mm 2.4 刀盘的机构尺寸与转速确定 根据设计要求与前面所知，油菜茎秆切割抛洒机的工作效率为0.3-0.25hm2/h，采用的行走方式为人工手扶式，设人的速度为1m/s，圆盘的直径为D，刀具的切割速度Vg=50m/s，且0.3hm2/h=0.3x104/3600=0.83m2/s 本机中选择刀盘的直径为D=495mm2.5 割刀转速的确定 割刀转速是根据切割速度要求而确定的。试验得出，无支撑切割的旋转式切割器在切割牧草时，其刀片线速度为 25 90m/s。因刀片内端圆周速度最低，故应以该点为基准，确定割刀应有的速度如图（3）所示综前所述，割刀任一点速度均为刀片圆周速度与机器前进速度的合成，故 a点的速度Vg2=r2w2+Vm2+2rwVmCOS(wt+)当COS(wt+)= +2K时Va取最小值，此时rw-Vj=Vg (2)令Vg=Vgmin 此时w=Vd+Va/ r转速n=30(Vg+Vj)/ r （3）取前进速度Vj=1.11m/s，刀片根部刃口半径为225mm=0.225m,带入公式（3）得转速为： n=2169.176r/min 取整数n=2170 r/min式中： Vg - 刀片根部刃口速度，m/s ; Vgmin - 刀片根部刃口最小速度，m/s ; r - 刀片根部刃口半径，m; w - 刀片回转角速度，rad/s; Vj - 机器前进速度，m/s;2.6 功率消耗初步计算根据动力学原理，刀盘空转消耗的功率为 （4） （5）其中公式中 m-刀盘质量，0.867kg； W-刀盘转动的角速度，227rad/s J-转动惯量；R-刀片的半径25mm.代入公式可得P1=1.65kw切割作物秸秆消耗的功率计算公式为： （6）公式中 - 机器前进的速度，m/sA - 切割机切割幅度，m J0 - 切割每平方米所需的功率，j/m取=4km/h=1.1m/s，A=1m, J0=490j/m2,则通过计算可得： 则油菜茎秆切割抛洒机构总功率，选取采油机的型号为180，具体参数如下表.表（2） 180采油机性能参数Table 2 The performance parameters o 180 diesel engine名称参数名称参数型式单缸、立式、四冲程压缩比23燃烧方式涡流式冷却方式水冷缸径*行程80X85启动方式手摇1小时标准功率（kw）5.66润滑方式飞溅12小时标准功率（kw）5.35生产厂峨眉山柴油厂标准转速（r/min）2200燃烧消耗率（g/kwh） 278.83 主变速箱设计主轴为了适应在田间和道路行走的需要，在档位上应该有两个前进挡，两个后退档和一个空挡。在田间作业时使用的是低速前进挡和后退档，道路转移时使用的是高速前进挡和后退档，油菜茎秆切割抛洒机构的变速箱示意图如图（4）所示。 其中，动力输出轴套有课绕动力输出轴传动的传动齿轮1（各轴齿轮从下至上依次为1、2、3）；动力输入轴上还设有花键段，花键段上安装有可同拨叉拨动的变数齿轮2；变速齿轮2和传动齿轮之间还有牙嵌离合器。第一中间轴，且第一中间轴上套有可与动力输入轴的传动齿轮1啮合的传动齿轮1；由第一中间轴的传动齿轮1带动旋转并滑动换向齿轮2；第一中间轴上还设有和第一中间轴传动齿轮固定连接、并可与输入轴的变速齿轮2啮合的传动齿轮3.第二中间轴为固定轴，并且第二中间轴上套有双联齿轮，1和2双联齿轮1、2的一个齿轮为可与换向齿轮2啮合的主要齿轮，另一齿轮为向下一级传递动力的从动齿轮。 其动力传递路线说明如下；前进挡：轴变速齿轮2传动齿轮3换向齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮2轴传动齿轮1输出前进挡：轴变速齿轮2变速齿轮2牙嵌入插入传动齿轮1传动齿轮1换向齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮2轴传动齿轮1输出；倒档挡：轴变速齿轮2变速齿轮2传动齿轮3换向齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮1输出；倒档挡变速齿轮2变速齿轮2牙嵌入插入传动齿1传动齿轮1换向齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮2轴传动齿轮2轴传动齿轮1轴传动齿轮1输出；3.1 传动比分配及参数的确定根据表（2）180柴油机参数可知其标准转速为2200r/min,而作为田间的行车机械，根据设计书的要求，选择行走的速度为4km/s。考虑切割机部件的整体安装、机械的田间通过能力及人员的操作舒适性，选择车轮高度为700mm。设车轮的行车速度为nw 。 nw =Vj/d=400/600.7=30.33rad/min此时，总传动比 I总=2200/30.33=72.54。常见的传动方式传动比如表（4）表3 各种传动中每级传动比参考值Table 3 Per level in all kinds of transmission ratio of reerence传动类型传动比传动类型传动比平带传动5锥齿轮传动5（开式）V带传动7锥齿轮传动7（单级减速器）圆柱齿轮传动8（开式）蜗杆传动1560（开式）圆柱齿轮传动46（单级）蜗杆传动840（单级减速器）圆柱齿轮传动39（单级外啮合）链传动6在设计两级或是多级减速器时，合理的分配各级传动比，是设计中的一个重要问题，它直接影响到减速器的外廓尺寸、重量大小及润滑条件，各级传动比分配一般有如下原则： 1）使各级的传动能力大致相等（一般指齿面接触强度）； 2）是减速器获得最小的外形尺寸和重量；3）是各级传动的大齿轮侵入油中的深度大概相等，并且安装方便；4）各传动零件间不会发生干涉和碰撞，并且安装方便。根据以上原则，在设计展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级大齿轮有相近的浸油深度，有： i1=（1.11.5）i 2 （8）其中i1高速级传动比 i 2低速级传动比 则根据整体要求，设定传动比为：i带=2.1 i1=3.1 i2=3.05 i3=3.01 i4=1.21 。根据传动比计算公式，有n1=n/ i带=2200/2.1=1047.62r/mn2= n1/ i1=1047.62/3.1=337.94 r/mn3= n2/ i2=337.94 /3.05=110.8 r/mn4= n3/ i3=110.8 /3.01=36.81r/mn5= n4/ i4=36.81/1.21=30.42 r/m查机械设计手册可得，方案中各个传动机构的效率如下：表（4）方案中各个传动机构效率Table 4 In each transmission eficency传动效率轴承V带圆柱齿轮锥齿轮0.990.960.970.955各轴功率的计算：由公式 p=p总 （9） P1 = p1=5.350.960.99=5.08kwP2 = p2=5.080.99=5.03 kwP3 = p3=5.030.99=4.98 kwP4 = p4=4.980.99=4.93 kwP5 = p5=4.930.99=4.88 kw各轴扭矩计算T1=9550P1/n1=95505.08/1047.62=46.31Nm （10）同样有 T2=142.45 Nm T3=429.23 Nm T4=1279 Nm T5= 1532Nm对上述计算结果进行整理，列表如下：主变速箱各轴转矩和功率Table 5 Main geabox each shaft torque and power柴油机轴轴轴轴轴转速22001047.62337.94110.836.8130.42功率5.355.085.034.984.934.88转矩35.1646.31142.15429.33127915323.2 各轴尺寸确定和轴承的选择：轴的直径:d=Ao3p/n 其中A0的取值为126103,可求出最小直径 将轴、的功率与转速分别代入上公式可得各自最小直径，和轴承(1)轴为动力输入轴,直径为20mm轴长135mm两端轴承型号为6004；(2)轴为中间齿轮轴，直径为30mm轴长142mm两端轴承型号为6006；(3)轴为中间齿轮轴，直径为40mm轴长142mm两端轴承型号为6008；(4)轴为中间齿轮轴，直径为55mm轴长97.75mm两端轴承型号为6011；(5)轴为动力输出轴，直径为60mm轴长650mm两端轴承型号为6212；4 副变速箱设计计算4.1 副变速箱整体计算设计在油菜茎秆切割机构中，锥齿轮箱和旋转刀轴是切割器的主要部件，也是这次设计的关键部分。发动机动力经皮带传动到牙嵌式离合器，经离合器结核后传递到锥齿轮箱，通过锥齿轮传动改变动力的传动方向，在通过三对互相啮合的圆柱齿轮进行双圆盘切割器的切割，副变速箱的结如构图（5） 4.2 传动比计算分配 通过上面的设计和计算，得知发动机的转速是2200r/mim，刀盘主轴转速为2170r/min,由此可得锥齿轮的总传动比为i=2200/2170=1.014。参照表（4）传动比的选取，为了使锥齿轮箱的结构简单，带传动的传动比就为锥齿轮的总传动比，后续的锥齿轮传动和圆柱齿轮的传动比都为1。4.3 皮带轮的设计计算4.3.1 设计功率的计算根据总体方案的选择，选用180号柴油机，12小时标准功率为P =5.35kw ，转速为2200r/min。机器正常工作的吧时间小于10h/d。查表13.8，可得工作情况系数KA=1.1。有关功率的计算 Pc=KAP=5.331.1=5.88 kw （11）4.3.2 选定V带带型根据计算功率比Pc和发动机的转速n，根据图13-15，选择采用SPZ型皮带。4.3.3 带轮基准直径和带速的确定 小带轮的直径通过查机械设计手册，有dd1ddmin，其中ddmin为V带最小的基准直径，如果dd1过小，则带的弯曲应力过大而导致带的寿命降低；反之，虽能延长带的寿命，但带的传动的外廓尺寸却随之增大。V带最小基准直径参考值如表（7）所示。表（6）V带最小的基准直径Table 7 Vbelt wheel diameter minimum standards型号YZSPZASPZBSPBCSPCDEddmin2050637590125140200200355500选取小带轮直径dd1=75mm大带轮基准直径dd2=i dd1(1-)=1.01475=76.05mm （12） 式中为V带传动的滑动率，由于值很小，在一般计算中不予考虑。对于带速计算有： （13） 带入数据计算有：=8.635、对于普通V带，式中Vmax=525，过小则传递功率过小，过大则离心率大，该计算结果符合设计要求。4.3.4 确定带的基准长度和轴间距由公式 0.7（dd1+ dd2 （14） 代入数据，初步确定轴间距为200mm所需带的基准长度 （15）带入数据得 =637.15mm实际间距 （16）代入数据得实际轴间距=196.425mm4.3.5 演算小带轮的包角 (17）=179.70一般1200,最小不低于900，若1较小应增大或用张紧轮8。则小带轮包角适合，不需要使用张紧轮。4.3.6 V带根带的计算V带根数按下列的公式计算9： （18） -功率增量，考虑传动比i1时，带在大带轮上的弯曲应力最小，故在寿命相同的情况下，可以增大传递的功率。Ka-包角修正系数，考虑包角不等于1800时对传动能力的影响。K0-带长修正系数，考虑带长不为特定长度时对传动能力的影响。P0-单根V带的基本额定功率。查表13-6、表13-7、表13-2和表13-3可得9+；=0.30 =0.82 代入上式有：圆整后取V带的条数为Z=34.3.7 单根V带的预紧力计算有公式F0=式中m-V带每米长的质量（kg/m），查表86-1-34，得m=0.12kg/m代入数据得：F0=179.184.3.8 作用在轴的力FQ（压轴力） （19） （20）式中 FQmax-是考虑到新带处预紧力为正常预紧力的1.5倍。则有 4.4 锥齿轮设计计算本次计算，已知条件为传递的功率为P=5.08kw ，传动比为1，主轴转速2170r/min，考虑农业机械工作特征，使用时间按5000小时计算。4.4.1 选材料、热处理，定精度等级两锥齿轮传动比1，只起到改变方向的作用，所以两锥齿轮完全相同。齿轮材料选20Cr渗碳、淬火，齿面硬度为5662HRC；由图6-5-8（d）查得接触疲劳极限Hlim=1500MPa，由图6-5-9查的弯曲疲劳极限Hlim=500MPa；采用6级精度，即：6CGB11365，齿面粗糙度。4.4.2 初步设计选用直齿锥齿轮，按接触疲劳进行初步设计，即： （21）考虑到后续传动箱的整体设计，取d1=90mm4.4.3 几何尺寸计算齿数 取Z1=40，Z2= uZ1=40 1=40 （22）分锥角1=arctan1/u= arctan1=450=2 （23）模数 m=d1/z1=90/40=2.25 取模数为m=2.25 （24）分度圆直径 d1=d2=mz=2.25x40=90 （25）齿宽中点分度圆直径 （26）外锥距 （27）中锥距 （28） 齿宽 （29）齿顶高 （30）式中1 为径向变位系数齿根高 （31） 顶圆直径 （32） 齿根角 （33） 齿顶角 顶锥角 （34）根锥角 （35）冠顶角 （36）安装距，取A=50.23mm（考虑齿轮的结构情况，以及轮冠距H的测量方便）轮冠距H=AAk=50.2343.237mm （37）分度圆齿厚 （38）式中t为切向变为系数分度圆弦齿厚 （39）分度圆弦齿厚 （40） 当量齿数 （41）当量齿轮的分度圆直径 （42） 齿宽中点齿顶高 （43）当量齿顶圆直径 （44）齿宽中点模数 mRm/R=2.13mm （45）当量齿轮基圆直径 （46）啮合线长度 （47）断面重合度4.4.4 齿根弯曲强度校核强度条件 计算齿根应力 （48） 式中 （见表6-5-85） （见表6-5-88 （见表6-5-85）（见表6-5-85） （见表6-5-50） （见表6-5-85） （见表6-5-14）（见表6-5-89） （见表6-5-20） （见表6-5-85）则许用接触应力 （49） 式中 （见表6-5-89） （见表6-5-89） （见表6-5-26） （按Ra=0.8 插图6-5-25）（见表6-5-24）则结论 满足齿根弯曲强度。4.4.5 齿轮的检验项目及其公差计算锥齿轮的精度等级：6C GB 11365 对齿轮：齿轮的累积公差 Fp=32um （查表6-5-99）齿轮的累积公差 （查表6-5-98）齿形相对误差的偏差 （查表9-5-100）切向综合公差 （查表9-5-100计算）纵向综合公差 （查表9-5-101计算）齿厚上偏差 （查表9-5-93计算）齿厚公差 （查表9-5-96计算）对齿轮副：接触斑点 沿齿长方向 50%-70%沿齿高方向 50%-70% （查表6-5-102） 最小法向侧隙 （查表6-5-95）最大法向侧隙式中 （查表9-5-96计算）则齿圈轴向位移的极限偏差 （查表6-5-104）轴间距极限偏差 （查表6-5-103）轴交角极限偏差 （查表6-5-94）4.4.6 圆周齿轮轴的工作图 根据圆锥齿轮尺寸，按照表表6-5-80圆锥齿轮的结构形式，结合后续副变速箱的装配，确定主动锥齿轮为齿轮轴，见图6图（6）圆锥齿轮轴的工作图 Figure 6 Tapered gear axle4.5 圆柱齿轮传动设计计算根据之前的设计和计算，采用斜齿圆柱齿轮最为最终传动，其传动功率为P=5.88kw，传动比i=1，主轴转速n1=2200r/min，使用采油机作为动力来源，载荷有中等冲击，结构要求紧凑。本设计中采用三级齿轮传动传动计算过程如下所示（设计参考机械设计基础教材）。4.5.1 选定材料及确定需用应力因为要求结构紧凑故采用硬齿面组合：四个齿轮结构均相同，材料采用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56-60HRC， （表11-1）。.取， （表11-1）， （表11-1）。 （50） （51）4.52 按轮齿弯曲强度设计计算齿轮按6级精度制造。载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数（表11-6）。主动轮转矩T=28077Nmm初选螺旋角 =150根据设计要求,油菜茎秆切割机构的割幅L=1000mm,两圆盘刀片之间的间隔l=10mm,圆盘刀片直径D=495mm因采用的是标准齿轮，则有齿轮分度圆直径：d=L-D/3=168.333 （52）表7参照标准模数如下表Table 7 series standard module1.522.53456810121620253240502.753.253.53.754.55.56.59111418222836取法向模数为mn=4则有齿数 选出齿数Z=41 确定螺旋角 （53）齿形系数 查图11-8得 YFa=2.45。由图11-9得Ysa=1.66进行弯曲强度校核，应有法向模数 （54）中心距 （55）齿宽 取b=50mm （56）4.53 验证齿面接触强度 所以安全4.5.4 齿轮的圆周速度 （57）对照表11-2，选6级制造精度是合适的。4.6 轴的设计计算4.6.1 轴的材料选择减速器在工作时，各轴的转速和扭矩均相等，轴的转速很高，且传递的扭矩较大，综合考虑，参照表911-1选择45钢调制处理，硬度为197286HBS，接触疲劳强度极限620MPa，弯曲疲劳极限=410480MPa。 确定轴的最小直径由公式 （58）式中 P-该轴传递的功率，KW n-该轴的转速，r/min C-指轴的材料和承载情况确定的常数。已知 P=5.08KW，n=2200r/min，查表（9）11-2可得C=128，代入公式得 选取d=20mm4.6.2 轴的结构设计制造安装要求：为了便于轴上零件的拆卸，常将轴做成阶梯型。轴的直径从轴端逐渐向中间增大，可依次将齿轮、套筒、上端滚动轴承、轴承盖和带轮从轴的上端拆卸，另一段滚动轴承从下端拆卸。为了使轴的零件易于安装，轴端以及各轴的端部应有倒角。轴上磨削的轴段应有砂轮越程槽；车制螺纹的轴段应有退刀槽。各段直径和长度的确定：凡配有要求的轴段，应尽量采用标准直径，安装滚动轴承、轴联器、密封圈等标准件的轴径，应符合各标准件内径系列的规定。套筒的内径，应与相配的轴径采用并采用过渡配合。采用套筒、螺母、轴端挡圈作轴向固定时，应把装配零件的轴段长度做得比零件轮毂23mm，以确保套筒、螺母或轴端挡圈能紧靠零件断面。第二轴 拟定轴上的零件装配方案，根据整体设计，刀轴第轴安装时倾斜一定的角度，该轴不仅承受轴向载荷，还有一定的径向载荷，属于径向和轴向载荷的联合载荷，选择角接触轴承，根据最小直径和安装轴承盖和齿轮的要求，初步确定轴长和轴肩，轴端倒角为1450+，各轴间处的倒角半径为R2.初步确定轴结构如下所示：图7轴的尺寸参数Figure 7shaft structure尺寸如下：表8轴的尺寸参数Table 8 shaft dimension parameter table长度34608426106直径3034403230轴承选的是6006C（GB/T292-1994）d=30mm D=55mm B=13mm。第三轴第三轴作为两惰轮的传动轴，考虑到副变速箱整体质量的分布，中间轴安装两个齿轮，结构较为简单的轴承的选择和第三轴相同，同为角接触轴承，据最小直径和安装轴承盖以及齿轮带的要求，初步确定轴长和轴肩，轴端倒角为1450，各轴间倒角半径为R2. 图8轴的结构图Figure 8 shat strucure尺寸参数如下表：表 10 轴尺寸参数Table 10 shaftimeension parameter table 长度34602960106 直径3034403430第轴在设计时和第类似，由于传动路线已经位于整个副变速箱中间，所以轴上只安装一个齿轮，结构较为简单。第轴是刀轴的最终转动轴，接受第传递过来的动力，除了少一个锥齿轮的安装轴颈之外，和第轴的结构相同。4.7 滚动轴承的强度校核在本设计中，选取锥齿轮的圆锥滚子轴承进行校核强度，由上述设计和计算，已知滚动轴承校核所需值如下：圆周力 （58）径向力 （59）轴向力 （60）要求使用寿命 4.71 当量动载荷P因该圆锥滚子轴承受和的作用，必须先求出当量动载荷P。计算时使用的径向系数X、径向系数Y要根据值取。由表6-7得轴承的径向额定静载荷） 查表916-11得e=0.68因e，据表16-11查的X=0.41 Y=0.87得 （61）即在轴承在径向力和轴向力作用下使用寿命，相当于在纯径向载荷为221.19作用的使用寿命。4.72 计算所需要的径向基本额定动载荷值由式 （62）上式中查表16-9；（查表16-8，因为工作温度不高）。所以远小于63.5KN。所以该轴承的选择符合设计要求。4.7.3 键连接的选择和强度校核本设计中，第轴传递的扭矩最大，而根据安装的尺寸要求，轴安装锥齿轮的键连接需要进行强度校核。安装轴的d=32mm,查表10-9，得该键的尺寸如下表所示：表10键的尺寸参数Table 10 key size parametersbhL T 备注1082528077轮毂材料为45钢，由表查得许用挤压力=100120MPa求其平均值，p=110MPa因载荷为均匀分布，根据平键连接的挤压强度条件有 （63）所以有符合设计要求4.8 变速箱的润滑和密封4.8.1 传动件的润滑油池的润滑：适用于齿轮圆周速度V12m/s的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮侵入油中的深度为12个齿高为宜，速度高时还要浅些，在0.7个齿高上下，但至少有10mm，速度低时，允许侵入1/61/3的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应该小于3050mm。以免太深会激起沉淀在箱底的油泥。油池中应该保持一定的油量，油量可按每千瓦约350700cm3来确定，在大功率时使用最小值。4.8.2 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴承的润滑应尽量可能利用传动件的润滑来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计中采用润滑脂润滑，并且在轴内侧设置挡油环以免油池中的稀油进入轴承而使润滑脂稀释。4.8.3 润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动内型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。轴负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油，轴承负荷小、温度低、转速高时，应采用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用HT40，HT50号机械油也可以采用HL30，HL20。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量占轴承室空间的1/32/3。4.8.4 减速器的密封减速器的密封是为了防止漏油和外界的灰尘和水进入。常见的漏油部分有分箱面、轴头、端盖及视孔盖。分箱面得密封，可在箱体剖分面开回油槽，加密封垫；轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶和唇形密封圈，本设计中，下伸轴的密封必须可靠，采用双J型无骨架油封对称安装。5 切割刀盘的设计5.1 圆盘刀片的运动形式分析利用圆盘式刀片实现油菜切割，刀片是绕垂直直轴线水平的旋转，并且做平移运动。因此刀片的运动是两次运动的合成。每刀片的切割面积是刀刃两边端点形成的两条摆线。各种回旋式切割器的结果虽不同，但工作原理是相近的，其运动参数和几何参数分析如下图所示。圆盘绕轴O回转，并沿X轴朝前运动。在切割过程中，刀刃AB划出的轨迹是两根相邻的、并行的余摆线，第二把刀片的刃口AB,划出另外两根余摆线。 假设切割器工作时整个刀刃均参与切割，则刀刃在水平面 O x y面内扫过的面积为两条平行的余摆线所封闭。下一相邻刀刃扫过的面积又由下两条平行余摆线所封闭。两个刀刃通过的面积交叉区为重割区，图8所示 1区(单阴影区) ，由于该区作物已被前一刀片切割，第2刀在重割区内只是空行。在两刀片切割区之间的面积为漏割区，图3所示2区( 双阴影区)，该区内的作物全部漏割。 图9 回转式切割器切割图Figure 9 rotary cutter cut figure5.2 动刀类型对切碎功耗的影响双立轴式油菜茎秆切割抛洒机构的动力一般采用圆盘式，圆盘式动刀片有直刀片、星齿片和锯齿片3种形式，直线式刀片为矩形刀片，刀片刃角450，星齿片由标型动刀片。矩形刀片和标型动刀片鉚接在刀片上，锯齿形刀片为整体结构，齿高6mm。由实验结果，无论油菜茎秆直径为多少，直线刀的切碎功耗都小于锯齿刀和星齿刀。因此，动刀选用切碎功耗较小的直线刀。如果动刀片采用平行四边形光刃刀片，刃口角为450；材料选65Mn，经高频等温淬火，硬度达到HRC60，可满足实际情况要求。刀片如图10所示。图10 矩形光刃片Figure