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- 0 -玉米秸秆组织分离机的设计玉米秸秆组织分离机的设计目目录录1引言 .11.1机械化组织分离机的目的及意义 .11.2机械化还田技术的现状 .11.3机械化组织分离机技术的发展趋势 .12技术任务书 .23设计计算说明书 .23.1总体设计 .23.1.1 传动机构 .33.1.2 工作部件 .33.1.3 组织分离机机刀片的设计几个问题 .43.1.4 拖拉机的性能参数 .53.1.5 悬挂设计 .83.2主要工作部件设计计算 .103.2.1 基本参数计算 .103.2.2 锥齿轮的设计计算 .113.2.3 皮带轮的设计计算 .153.2.4 轴的设计计算 .183.3性能的校核 .263.3.1 爬坡稳定性能指数 .263.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 .273.4使用说明书 .274标准化审查报告 .284.1产品图样的审查 .284.2产品技术文件的审查 .28- 1 -4.3标注件的使用情况 .284.4审查结论 .28结论 .29参考文献 .30致谢 .31- 2 -玉米秸秆组织分离机设计摘要 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。玉米秸秆组织分离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 分离 玉米 设计- 3 -毕业设计说明书外文摘要毕业设计说明书外文摘要Design of the Corn straw counters-fieldAbstractIn 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- 4 -1引言引言1.1机械化组织分离机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：组织分离机补充土壤养分。组织分离机促进微生物的活动，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组织分离机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组织分离机机，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。由于机械化组织分离机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。综合国外机械化组织分离机技术比较完善，机具品种较多，性能可靠，但价格昂贵。- 5 -1.3机械化组织分离机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。收割农作物和组织分离机机结合，使作业成本大大降低，灵活度也增加。机械化组织分离机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。对于组织分离机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。由于机械化组织分离机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。综合国外机械化组织分离机技术，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- 6 -3设计计算说明书设计计算说明书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- 7 -图 2 Y 型刀示意图3.1.3组织分离机机刀片的设计几个问题组织分离机机刀片的设计几个问题(1)甩刀刀片形状的确定：本组织分离机机主要选用 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、高粱等高秆作物组织分离机机都采用 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 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。(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。目前大多数组织分离机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“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- 8 -060120180240300360123456789101112131415图 3 刀得排列示意图特点是：刀轴受力均匀。刀轴旋转时不震动，无需加配重块。3.1.4拖拉机的性能参数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 D228下拉杆后球铰宽度 b238链接三角形的高度 H530-680悬挂轴的长度 M800上拉杆连接销直径 d122销孔到台肩距离 l1102上拉杆后球铰直径 D122上拉杆后球铰宽度 b158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推出7500额定1100油缸最大推力（公斤）推入6250悬挂轴的提升能力（公斤）最大1500油缸尺寸及行程（缸径*最100 515 200悬挂机构形式球铰接四连杆机构- 9 -小长度*行程）安全阀开启压130农具联接形式后置双轴三点悬挂表三 拖拉机的参数拖拉机的型号铁牛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（mm）aeh 780 13() 801右七档速度7.76外形尺寸（长宽高） (mm)4108 1934 2520额定功率（马力）55- 10 -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（单边制动）3.7（m）最小转弯距（不制动）5.75(m)表四 悬挂机构的技术参数R 800X2 493下拉杆尺寸R1 400上拉杆固定点坐标Y2 190下悬挂点间距M 800升降臂夹角 X1 285h1 195Y1 -200悬挂轴变化范围h2 895B1 245Lmin 535下拉杆固定点坐标B2 490上拉杆长度Lmax 800油缸固定点坐标X4 438动力输出轴坐标X5 400- 11 -Y4 -264Y5 -62.5B2 154B3 0X3 398L1min 430升降臂转轴坐标Y3 340提升吊杆长度L2max 515悬挂轴在最高点与后轮外援间隙e 145拖拉机后轮半径r 760r1 260升降臂长度r2 140拖拉机后轮中心到地面的距离Rk 720表五 拖拉机动力输出轴技术参数动力输形式半独立式位置后置离地 560旋转方向（朝前进的方向看）顺时针转速（转/分）523花键公称尺寸（键数-外经*内径*键宽）8-38326花间末端到凹端距离40花键工作长度763.1.5悬挂设计悬挂设计牵引点：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。- 12 -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：农具在运输时全部重量由拖拉机承受。重量轻，结构紧凑，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。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。- 13 -(3)农具在拖拉机上悬挂的方法单点悬挂：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，可挂各种农具。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。3.2主要工作部件设计计算3.2.1基本参数计算基本参数计算(1)传动比分配刀轴的工作转速为 1600 / minr10523 / minnnr所以总转动比12/523/16000.327inn12iii取10.425i - 14 -211223/523/0.4251230.580 / min/1230.589/16000.769nnirninn(2)功率分配拖拉机输出功率055 0.735 85%34.36pkw一轴输出功率10=.3.9.9 =.0p p联轴承= =34 361 0 8 0 8 33 0kw二轴输出功率21pp齿轮轴承=33. 00 0. 96 0. 982=31. 110kw三轴输出功率32pp带轮=31. 110 0. 96=29. 866kw拖拉机输出转矩00034.361/523Tpn=9550000 /=9550000=627433. 174N . m m一轴输出转矩111Tp n=9550000/=9550000 33. 0/ 523=602581. 262N . m m二轴输出转矩222Tpn=9550000/=9550000 31. 110/ 1230. 589=241429. 51N . m m三轴输出转矩333Tpn=9550000/=9550000 29. 866/ 1600=178262. 688N . m m3.2.2锥齿轮的设计计算锥齿轮的设计计算(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 lim1300HMpa lim1920FMpalim 2920FMpa(2)由简化计算初步选定主要参数- 15 -1119550/9550 33.0/523602.581 .TpnN m(查表得)1.25AK （查表得）1.2K0.3R22133122(lim) ()602.581 1.25 1.2114011402051 0.50.425 0.3 1300(1 0.50.3)AfeRHRT K KDu 取 140Z 20.425 4017Z 则 （与 的误差不大于 5%）21170.42540ZuZi 大端模数 取 m=5mm112055.12540feDmmmZ2217 585feDZ mmm11240arctanarctan66 581217feZZ29066 581223148fe11205111.382sin2 sin66 5812fefeDRmm 取 b=340.30.3 111.3833.41bR11(1 0.5)(1 0.5 0.3) 205174.25mRfeDDmm11174.25 5234.77/60 100060 1000mD nvm s(3)校核计算1）按齿面接触疲劳强度校核1120002000 602.586916.27174.25tmmTFND- 16 -（查表得）189.8EZMpa（8 级精度及）1.3vK 14.77 502.385/100100vzm s2110.425(1 0.5)6916.27 1.25 1.3 1.20.44 10.425 189.8455.9534 205(1 0.5 0.3)0.44tmAHEfeRF K KuZbDu（查图得）1.8NZ 1.1wZ （查表得）min1HSlimlimmin1300 1.18 1.11687.41HNHHZ ZwMpaS 所以安全limmin1687.4/3.7455.95HHHHSS2）按齿根弯曲强度校核11140102.25coscos66 5812dnfZZ2221718.47coscos23148dnfZZ （查图得）12.18FY22.75FY （查图得）11.02SrY20.88SrY（查图得）1.18NY 1xY 11(1 0.5)tmAvFFRF K K KYbm6916.27 1.25 1.3 1.22.18254.3334 4 (1 0.5 0.3)Mpa 22112.75254.33320.832.18FFFFYMpaYlim1lim11920 1.18 11064.311.02FNXFSrY YY- 17 -lim 2lim 22920 1.18 11233.640.88FNXFSrY YY （查表得） 安全lim11min11064.314.181254.33FFFFSS （查表得） 安全lim 22min21233.643.851320.83FFFFSS表六轮的基本参数小齿轮大齿轮节锥角（分度圆锥角）fe2314866 5812大端分度圆直径feD85200锥距 R109.25109.25齿宽 b3434齿顶高ihd8.118.11齿根高gh2.892.89- 18 -齿顶高直径diD99.93206.35齿顶角4.25/1.524.25/1.52顶锥角di27.2871.22（5）箱座壁厚=0.0125()+1=0.0125 (70+125)+18,故取 =8mm12mmdd箱盖凸缘厚度 =12mm1b11.5箱座凸缘厚度 b=12mm1.5箱底座凸缘厚度 =20mm2b2.5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fd12mmdd12fd 盖与座连接螺栓直径 =(0.50.6), 取 2dfd28dmm轴承端盖螺钉直径 =(0.40.5) , 取=63dfd3d轴承旁凸台半径 =c2=121R铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15大齿轮顶圆与内箱壁距离 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),2D3d由于结构的特殊性,取 D30306=108mm,D30308=135140mm3.2.3皮带轮的设计计算皮带轮的设计计算(1)基本参数传递功率231.11pkw转速- 19 - 21230.589 / minnr31600 / minnr(2)定 V 带型号和带轮直径工作情况系数1.3AK 计算功率21.3 31.1140.443CAPKPkw选带型号得为 C 型小带轮直径3200Dmm大带轮直径2332(1)/(1 0.01)200 1600/1230.584257.44DD nnmm取2257Dmm（3）计算带长23()/ 2(257200)/ 2228.5mDDDmm23()/ 2(257200)/ 228.5DDmm 求取中心距 230230.7()2()DDaDD 取0319.9914a0500amm带长 220028.52228.52 5001719.11500mLDamma 基准长度 取2000dLmm(4)求中心距和包角02000 1719.11500640.4422dLLaammmin0.015640.440.015 2000610.45daaLmmmax0.03640.440.03 2000700.45daaLmm小带轮包角22318060 ()/DDa18060(257200)/640.44174.65120(5)求带根数带速- 20 -33/60 1000200 1600/60 100016.76/vD nm s传动比1230.589/16000.769i 带根数由表得 由表得06.07Pkw0.989K由表得 由表得0.88LK 00.94Pkw0040.4436.63()(6.070.94)0.989 0.88CLPzPP K K取 Z=7 根(6)求轴上载荷张紧力 220min(2.5)(2.50.989) 40.446()5005000.3 16.76347.620.989 7 16.76cKPFqvK zv 取0.3/gqkm20174.662sin2 7 347.62sin4861.4022QFzFN 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20174.662sin2 7 347.62sin4861.4022PFzF 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(1)2(7 1) 25.52 16185Bzefmm (7)主动轮是的设计计算 1257ddmm16fmm38 min4.8ahmmin14.3fhmmmin10fmm 取 19dbmm5ahmm15fhmm10fmm185Bmm槽宽2tan(/ 2)192 5 tan1922.41dabbhmm - 21 -122572 5267wadddhmm 轴径 40dmm205Lmm1(1.82)(1.8 2) 4072 80dd11222572 152 10207fDddhfmm 1120772135100Ddmmmm 所以选择孔板式。（8）从动轮的设计计算 2200ddmm16fmm38 min4.8ahmmmin14.3fhmmmin10fmm 取 19dbmm5ahmm15fhmm10fmm185Bmm槽宽2tan(/ 2)192 5 tan1922.4dabbhmm 222002 5210wadddhmm 轴径80dmm 取1(1.8 2)(1.8 2) 80144 160dd1144dmm12222002 152 10150fDddhfmm 11150 1446100Dd所以为腹板式3.2.4轴的设计计算轴的设计计算（1）一轴的设计与校核1）求输出轴上的功率、转速和转矩133.0pkw1523 / minnr1602581.262 .TN mm2）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- 22 -A0=112，于是得133min0133.011244.59523pdAmmn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6013033.5dD Tmmmmmm轴承采用轴肩进行定位，定位轴肩高度为 h，0.070.1dhd0.7 600.1 60h4.2h0.07d，谷取 h=7，则轴环处的直径 d5-6=89mm，轴宽度 b1.4h，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。34(8076)33.58 16461.5lTsamm 6785 16101lBamm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2012b hmmmm- 23 -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76Hn键槽长为 25mm。如图 4149b hmmmm图 4 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1/1633000/162062.5QFFN大齿 11(1 0.5)(1 0.5 0.3) 200170mRddmm大齿轮受力 转矩1602581.262 .TN mm圆周力1112/2 602581.262/1707089.19tmFTdN径向力11tancosrtFF7089.19 tan200.4791235.94N轴向力11tansin7089.19 tan200.8792268.04atFFN受力图如图 5 所示- 24 -图 5 一轴受力弯矩图计算支承反力水平反力11184.5/ 2(106.638 184.5)184.538 184.5RrFFQFFa2062.5 329.1 1235.94 184.52268.04 184.5/ 2222.5 1085.44N2106.63838/ 2184.538rRFQFFaF 2062.5 106.6 1235.94 382268.04 38/ 2222.5 1005.55N垂直反力1184.5/ 222.57089.19 184.5/ 222.55878.45RFFtN238/ 222.57089.19 38/ 222.51210.74RFFtN总弯矩22256990.78223381.1340504.59 .MN mm扭矩1602581.262TNmm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：222213()340504.59(0.6 602581.262)14.480.11 70caMaTMPaMPaW由表得=60MPa,因此 故安全。ca- 25 -（2）二轴的设计和校核1) 231.110PKW21230.589 / minnr2241429.511TNmm2)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233min0231.1111232.891230.589PdAmmn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1233d所以取，小齿轮与轴用平键连接12(1 1.2)ld(33 39.6)l 1235lmm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10 8 28b hL 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 6 所示10 80109679GB图 6 二轴示意图3)二轴的强度校核N2/1631110/161944.375FQF小轮直径Nmm22(1 0.5)(1 0.5 0.3) 8572.25Rdmd小轮受力；转矩Nm2241429.5T 圆周力N2222/2 241429.511/72.256683.17FtTdm径向力=2135.71N22tancosFnFt6683.17tan200.878o轴向力22tansin1165.16LFaFtN- 26 -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322(77832)25/ 2832RFaFrFadmF1944.375 (77832)2135.71 25 1165.16 72.25/ 28322137.91N242277(25832)/ 2832RFQFrFadmF1944.375 772135.7 (25832) 1165.16 72.25/ 2832 N2329.24垂直力322277(25832)/ 2832QRFFrFadmF1944.375 772135.7 (25832) 1165.16 72.25/ 28322329.243225/8326683.17 25/832200.82RFFtN42(25832)/8326683.17 (25832)/8326883.97RFFtN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=0.622()MaTcaW223175403.14(0.6 241429.511)0.1 706.63Mpa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ca- 27 -(3)刀轴的设计输出轴上的功率 p3=29.866KW，转速 n3=1600r/min,转矩 T3=178262.688Nmm1)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333min029.86611229.711600PdAmmnmm，；因为小带轮的轮毂 B=185mm 所以。选取 O 基1275d3480dmm34185lmm本标准精度级得单列圆锥滚子轴承 30318 尺寸为故90 190 46.5dD T5690dmm，。如图 8 所示5646.5lmm67100dmm6710lmm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333min029.86611229.711600PdAmmn由于最小直径与轴承相连接，故, ,草图如图 9 所示1290dmm1246.5lmm- 28 -图 9 右刀轴轴头示意图2)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。；/(1402 5.5)/1400.92d D 343140(1 0.92 )/16152725.23Wtmm max/T n Wt69.55 1029.866/1600 152725.231.17TMpa15Mpa故满足。对轴的校核由于 皮带轮直轮；329.866PKW3178262.688T 3200Dmm皮带轮圆周力332/2 178262.688/ 2001782.63FtTDN皮带轮径向力3329.866 10 /161866.63QFrFN刀具作业时间所受阻力N =/178262.688/(40/ 2 15 )810.28oFTR 阻受力如图 10 所示- 29 -图 10 刀轴受力弯矩图计算水平面反力1(150529.3773.4239.3)529.3773.4239.3QRFfF阻阻（773. 4+239. 3)+f239. 3=2595.56N2150529.3529.3773.4529.3773.4239.3QRFffF阻阻（）1866.63 150810 529.3 810529.3773.4=529.3773.4239.3（）=813.85N垂直反力21221501782.63 150=173.411515RFtFN 1322(150 15)1956.0415RFtFN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- 30 - 22()MaTcaW22338.7165(0.6 178262.688)0.1 7011.71Mpa，因为故安全 60Mpa ca3.3性能的校核3.3.1爬坡稳定性能指数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，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20好。规定大于 20.定义爬坡稳定性指数 （1）11Zmax10020ZupgradeRcR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 NR1z-爬坡行驶状态，悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面的载荷 Nsmaxs12max1(a)cos(h +)sinsszwG bwG hRL (3300 780767 1343)cos20(3300 801 767 472)sin202458169.85Nsmaxs1max1maxacosh sinZwwRL3300 780cos203300 801sin20608.32458N将得数带入式（1）中得169.8510027.920608.3upgradeC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提升能力储备达到 83%，故悬挂机构油缸提升能力足够。maxmax75 12.64100%833575ZZlifeZPPCP- 31 -3.4使用说明书（1）作业时，应先将还田机提升到刀离地面 2025 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 12 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