毕业设计（论文）-秸秆还田机设计定稿.doc

秸秆还田机毕业设计 I 目目 录录 目目 录录 . 摘摘 要要 . 关键词关键词 . Keywords . 第第 1 章章 绪绪 论论.1 1.1 科学依据.1 1.2 国内外研究现状.2 1.3 研究内容和方法.3 第第 2 章章 秸秆还田机总体方案设计秸秆还田机总体方案设计.5 2.1 拖拉机功率的选择.5 2.2 计算传动装置的运动参数.6 2.3 传动部件设计.7 2.3.1 锥齿轮计算.7 2.3.2 直齿轮的计算.11 2.3.3 轴的设计计算.13 第第 3 章章 碎茬工作部件的设计碎茬工作部件的设计.18 3.1 刀轴机构设计.18 3.2 刀轴强度校核.18 3.3 刀片结构设计.22 3.4 刀片主要结构参数确定.22 3.5 刀片的排列.23 第第 4 章章 机组功率消耗及影响因素机组功率消耗及影响因素.25 第第 5 章章 结论与讨论结论与讨论.26 5.1 结论.26 5.2 讨论.26 参考文献参考文献.27 致致 谢谢.29 附附 录录.30 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 II 摘摘 要要 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。 关键词：保护性耕作，灭茬，秸秆还田机，碎茬刀， ABSTRACT Conservation tillage technology is the global development trend of agricultural technologies, The smashed straw technology is one essential technology of the mechanized protection 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, suitable 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 joints, 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, 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；碎茬刀 . 秸秆还田机毕业设计 III 秸秆还田机毕业设计 1 1 绪论绪论 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，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（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 科学依据科学依据 1.1.1 有机肥源有机肥源 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） 。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，麦秸秆还田还可提高 稻米的品质。 1.1.4 疏松土质疏松土质 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，既有效节约农时，又能解决 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 2 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 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 国内机械化秸秆切碎技术及现状国内机械化秸秆切碎技术及现状 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， 秸秆还田机毕业设计 3 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 研究内容和方法研究内容和方法 1.3.1 研究内容研究内容 （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 研究技术路线研究技术路线 本文的技术路线如下图 1-1 所示 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 4 图图 1-11-1 技术路线图技术路线图 Figure. 1-2 Technology Roadmap 秸秆还田机毕业设计 5 2 秸秆还田机的总体方案设计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： 表表 2-12-1 符号及其说明符号及其说明 Table. 2-1 symbol and its explainnation 符号符号说明符号符号说明 ）（h/kmvm 行进速度 ）（mmR 刀辊旋转半径 )/(,min/ rnsradw）（ 刀辊转速 ）（NQ 刀片切土阻力 ）（mmS切土进距 p N 拖拉机额定功率 ）（mmB耕幅Z每刀盘的齿数 ） ii(B A 焊接（连接刀盘） ）（MNT i 各轴转矩 ）（mmhe 沟底凸梗高度 ）（rad 刀辊转角 12 D 刚体位移矩阵i各级传动比 ）（MNM刀轴所受弯矩 hv PP， 刀轴所受垂直水平力 根据相关的农艺要求，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.20 2.1 拖拉机功率的选择拖拉机功率的选择 依经验公式（中国农业机械化科学研究院，1988）其中 h 是耕BVKN m h1 . 0 e 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 m v m v 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 e N 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 6 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98. 099 . 0 21 ，圆柱齿轮的传动效率 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97 . 0 3 率为，带入数据得 P =13.56KW，符合机具要求。 32 3 1md PP d 图图 2-1 传动示意图传动示意图 Transmission schematic 2.2 计算传动装置的运动和动力参数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min/ r540n1 min/ r 5 . 472 i n n 1 1 2 （2-1）min/9 .421 2 2 3 r i n n 按拖拉机的标准功率 P计算各轴的输入功率，即 m 秸秆还田机毕业设计 7 KWPP 7 . 14 m1 13.98KW （2-2） 3 2 112 PP 13.56KW 2123 PP 各轴的转矩为 （2-3） mN n P T mN n P T mN n P T 9 . 3069550 6 . 2829550 0 . 2609550 3 3 3 2 2 2 1 1 1 2.3 传动部件的设计传动部件的设计 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，pa/M B pa/M S 对于本机中，取小锥齿轮齿数，大锥齿轮齿数由机械设计 P20121z124izz 112 公式（10-5） （2-4） 3 aa 2 2 1 2 1 1uz)5 . 01 ( 4 m F SF RR YYKT 当量齿数公式 （2-5） 2 2 2 2 2 1 2v 2 1 2 2 2 1 1v z zzz cos z z z zzz cos z z 1）.计算得到，28zv136zv2 a.由机械设计 P200 的表 10-5 查表可得 齿 形 系 数 43 . 2 55 . 2 2a1a FF YY； 应力校正系数66 . 1 61. 1 2a1a SS YY； 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,500 1 Mpa FE 轮的弯曲强度极限pa500 2 M FE 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 8 c.由机械设计 P206 的图 10-18 可以得到88. 086. 0 21 FNFN KK， d.由机械设计 P205 的表 10-7 取4 . 0 d 取弯曲疲劳极限 S=1.4，则可得下面的式子： （2-6） pa29.314 4 . 1 50088. 0 pa14.307 4 . 1 50086 . 0 22 2 11 1 M S K M S K FEFN F FEFN F 分别计算大小齿轮的，并加以比较可得下面的结果 1 11a F SaF YY = 1 11a F SaF YY 0131 . 0 14.307 6 . 143 . 2 0128. 0 3 . 314 66. 143 . 2 2 22a F SaF YY 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） K KKKK VA 由机械设计 P193 表 10-2 查得,由 P194 图 10-8 可得,由 P195 表 10-31 A K05. 1 V K 及 P196 表 10-4 可得25 . 1 1 FF KK， 代入则可得313 . 1 K 由则可得 3 aa 2 2 1 2 1 1uz)5 . 01 ( 4 m F SF RR YYKT =4.83 （2-8）3 222 5 0131 . 0 115 . 1 12)4 . 05 . 01 (4 . 0 10826 . 2 313. 14 m 取 m=5mm，则可以得到 （2-9） mm120524mzd mm110521mzd 22 11 计算齿轮宽度 秸秆还田机毕业设计 9 （2-10）44.336 .834 . 0d 6 .8376 . 0 110 2 1u d 2 1 R R R 圆整后取 35b35b 21 ， 由机械设计 P227 的 10-25 得齿面接触强度的校核公式 （2-11） H RR HEH KT ud)5 . 01 ( 4 zz 3 1 2 1 前面已查表得出小齿轮的接触疲劳极限为 1150Mpa 由 （2-12）s/m11 . 3 100060 54011014 . 3 100060 nd v 11 =738.78 15. 1110)4 . 05 . 01 (4 . 0 10826 . 2 313 . 1 4 2 8 . 189 ud)5 . 01 ( 4 zz 32 5 3 1 2 1 RR HEH KT 显然 H =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s/m11 . 3 100060 54011014 . 3 100060 nd v 11 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 表表 2-22-2 锥齿轮几何计算锥齿轮几何计算 Table.2-2Table.2-2 GeometryGeometry calculatecalculate ofof bevelbevel geargear 计算公式 名称代号 小齿轮大齿轮 分度圆锥角=41.2 1 =48.8 2 齿顶高 a hmmmhhh a aa 5 21 齿根高 f h mmmchhh a ff 6)( 21 分度圆直径=110mm 1 d =120mm 2 d 齿顶圆直径 a d =1 111 cos2 aa hdd 17.5mm 222 cos2 aa hdd =mm 齿根圆直径 f d 111 cos2 ff hdd =101.0mm 222 cos2 ff hdd =126.59mm 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 10 锥距RR=89.8mm 齿顶角 a 收缩顶隙传动=0.0557Rha aa /tantan 21 =3.188 21aa 齿根角 f =0.0668Rhf ff /tantan 21 =3.823 21ff 分度圆齿厚=7.85 2 m s 顶隙 =1 当量齿数 v z 111 cos/zzv =27.9 222 cos/zzv =36.44 当量齿数比 v u=36.44/27.9=1.306 12/vvv zzu 平均模数 m m=4.17)5 . 01 (/ 11Rmm mzdm 平均分度圆直径 m d=91.67mm =100mm)5 . 01 ( 11Rm dd 2m d 顶锥角 a 收缩顶隙传动=43.388 111aa =51.988 222aa 根锥角 f =38.012 111ff =44.977 222ff 当量齿轮分度圆 半径 v r =73.098 =91.09 1 1 1 cos2 d rv 2 2 2 cos2 d rv 当量齿轮齿顶圆 半径 va r=78.098 =96.09 111avva hrr 222avva hrr 秸秆还田机毕业设计 11 2.3.2 直齿轮的计算直齿轮的计算 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 表表 2-32-3 齿轮材料选取齿轮材料选取 Table.Table. 2-32-3 GearGear materialmaterial selectionselection （1）选取小齿轮的齿数为 25，则大齿轮的为28 （2-13） 3 z 234 izz 按齿面接触强度设计 （2）由机械设计 P203 式 10-9a 可得 （2- 3 2 d 1 t 1 ) u 1u 32 . 2 d H E ZKT （ 14） 本机中我们选取载荷系数2 . 1 t K 小齿轮的转速 T =2.6010 1 5 mmN 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 ，小齿轮的接触疲劳强度极限 2 1 d pa8 .1891MZE ，弹性影响系数齿宽系数 pa600pa600 2lim1lim MM HH 限，大齿轮的接触疲劳极 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） 8 h21 108 . 610300821 5 . 47260jLn60）（N 8 8 2 101 . 6 12 . 1 108 . 6 N 查表取 98 . 0 95. 0 21 HNHN KK； 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则有 （2-16） pa58860098. 0 pa57060095 . 0 2lim2 2 1lim1 1 M S K M S K HHN H HHN H 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3 40Cr 调质 700500286 齿轮4 40Cr 调质 700500286 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 12 由齿轮的分度圆计算公式 3 2 d 1 t 1 ) u 1u 32 . 2 d H E ZKT （ （杨可桢 ,程光蕴，2001） ， 则小齿轮的分度圆直径 =93.51 3 2 5 t 1 ) 570 8 . 189 1.12 12. 2 1 106 . 22 . 1 32 . 2 d（ 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s/m3 . 2 100060 nd v 2t 1 度符合要求 模数74 . 3 25 51.93 z d m 1 t 1 h=2.25m=8.42 同锥齿轮载荷系数一样，查表得25. 142 . 1 11 v HHFH KKKKK， 所以49 . 1 42 . 1 105 . 1 1 HHVA KKKKK 校正分度圆直径，由机械设计 P204 式 10-10a 则 93.51=100.5 （2-17）3 t t 11 dd K K 3 2 . 1 49 . 1 模数 m= 1 1 z d 4 25 5 .100 按齿根弯曲强度计算，有机械设计 P201 式 10-5 则有 （1）. （2-18） 3 aa 2 1d 1 z 2 m F SFY YKT （2）同锥齿轮计算查表可得 63. 158 . 1 50 . 2 65 . 2 2a1a 2a1a SS FF YY YY ， ， （3）小齿轮的疲劳强度极限，大齿轮的为，查表得pa500 1 M FE pa500 2 M FE 弯曲疲劳寿命系数25. 088 . 0 85 . 0 d21 ，取， FNFN KK （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） pa 3 . 314 4 . 1 50088 . 0 pa 6 . 303 4 . 1 50085. 0 22 11 M S K M S K FEFN F FEFN F 秸秆还田机毕业设计 13 （5）计算大小齿轮的并加以比较则 1 aa F SFY Y = 1 1Sa1a F F YY 0138. 0 6 .303 58 . 1 65 . 2 （2-19） 013 . 0 3 . 314 63 . 1 5 . 2 2 2Sa2a F F YY 显然小齿轮的要略大一点 （6）依机械设计 P192 式 10-2 得313 . 1 25 . 1 105 . 1 1 FFVA KKKKK 代入则有 3 aa 2 1d 1 z 2 m F SFY YKT 83 . 3 0138 . 0 25.40 106 . 2313 . 1 2 m 3 2 5 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.25 4 5 . 100 m d z t 1 3 2812. 125izz 234 b.中心距 （2-21）mm106 2 42825 2 mzz 21 ）（）（ c.小齿轮分度圆直径 mm （2-22）100425mzd 31 d.大齿轮分度圆直径 mm112428mzd 42 e.齿轮宽度 （2-23）mm401004 . 0db 1d 因此选取齿宽mm40 21 BB 2.3.3 轴的设计计算轴的设计计算 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，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 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 14 （2）作用在齿轮上的力 由前面已经求出的相关参数可得： mm10826 . 2 min/ r 5 . 472n98.13 5 222 NTKWP， 小齿轮的分度圆直径分别计算，mm100d1，则有：，轴向力，径向力圆周力 nrt FFF 3 5 1 2 t 10652 . 5 100 10826 . 2 2 d 2 T F （2-24）NFF205720tan10652 . 5 tan 3 mtr （杨敏琴，1994）N F F6014 20cos 10652. 5 cos 3 t n （3）估算输出轴的最小直径，依机械设计 P370 式 15-2 则： （2-25） 5 . 32 5 . 472 98.13 105 n d 33 0t P A 画出轴的零件图的简图如下图 2-2 所示 图图 2-2 轴结构图轴结构图 Figure.2-2 structure of the spindle (1)(1)拟定轴上零件装配方案拟定轴上零件装配方案 装配方案详见装配图 (2)(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度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 III d 秸秆还田机毕业设计 15 a=20mm，故取=35mm。 III l -段安装低速级锥齿轮,为便于安装，故取=56mm，齿轮轮毂为 60mm， IIIII d 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 IIIIIl -段为分隔两齿轮段，直径为=66mm，为满足配合要求，长度为 IVIII d =25mm。 IVIII l -段安装高速级大齿轮，可取直径可取为=56m，取=50mm。 VIV d VIV l (3)(3)轴上零件的周向定位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 IIIII d 截面 b*h=14mm9mm，长为 40mm。同样，按由机械设计P106 表 6-1 查得 VIV d 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 7 6 H n 的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6. (4)(4)确定轴上圆角和倒角尺寸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。45 (5)(5)轴上载荷的计算轴上载荷的计算 华中农业大学 2011 届本科毕业论文 16 图图 2-3 变速箱主动轴受力分析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） 321 33322 1 )( LLL LFLLF F tt NH =5350N 1322NHttNH FFFF 2）垂直支反力 =998.536N （2-27） 321 33322 1 )( LLL LFLLF F rr NV =1863.634N 1322NVrrNV FFFF 3）水平弯矩 =4435.23843.8=194263.4244Nmm （2-28） 111 LFM NHH =535033.8=186914Nmm 322 LFM NHH 秸秆还田机毕业设计 17 4）垂直弯矩 =998.53643.8=4375.