原稿！！玉米秸秆粉碎还田机的设计【开题报告+毕业论文+CAD图纸】
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玉米
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- 1 - 玉米秸秆粉碎还田机的设计 1 引言 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：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。这样不仅可以从分利用资源，还可以改善我们生活的环境。 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田技术比较完善，机具品种较多，性能可靠，但价格昂贵。 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。收割农作物和秸秆- 2 - 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 1500000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 的产品配套动力 26片转速 1950r/m。美国万国公司（ o.） ,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/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 7671645 876并选用 55马力的拖拉机 3 设计计算说明书 体设计 总体设计示意图如图 1所示 - 3 - 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 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。 作部件 本机所采用如图一所示的（ d） 采用背靠装置。其尺寸如图 2所示 图 2 Y 型刀示意图 - 4 - 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 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 刀片要省力。所以目前大多数用于玉米、高粱等高秆作物秸秆还田机都采用 类型刀片已形成标准，代号为 (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20处理工艺：将刀片加热至 880 900。 c,再保温 10分钟。然后用 10%的 后在 180C 回火 2 小时，可达到 g 的耐磨性和 290J/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 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“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 0601201802403003601 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15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。 - 5 - 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 8 下拉杆后球铰宽度 8 链接三角形的高度 H 530挂轴的长度 M 800 上拉杆连接销直径 2 销孔到台肩距离 02 上拉杆后球铰直径 2 上拉杆后球铰宽度 8 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 分配器形式 型滑阀式 液压油缸形式 型双作用式 油缸最大推力（公斤） 推出 7500 悬挂轴的提升能力（公斤） 额定 1100 推入 6250 最大 1500 油缸尺寸及行程（缸径 *最小长度 *行程） 100 515 200 悬挂机构形式 球铰接四连杆机构 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 - 6 - 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 引力（公斤） 1400 二档速度、传动比 构重量（公斤 ） 2900 三档速度、传动比 小使用重量 3300公斤 四档速度、传动比 轮分配重量 1100公斤 五档速度、传动比 轮分配重量 2200公斤 六档速度 心坐标 a e h （ 7 80 1 3( ) 80 1右 七档速度 形尺寸（长宽高） 4108 1934 2520 (额定 功率（马力） 55 前轮轮距（ b） 1200 额定转速 1500 后轮轮距（ 1200最大扭矩（公斤 /米） 4115 轴距（ L） 2493(离地间隙（ 450(最小转弯距（单边制动） m） 最小转弯距（不制动） m) 表 四 悬挂机构的技术参数 - 7 - 下拉杆尺寸 R 800 上拉杆固定点坐标 493 400 190 下悬挂点间距 M 800 升降臂夹角 下拉杆固定点 坐标 285 悬挂轴变化范围 195 895 245 上拉杆长度 535 490 800 油缸固定点坐标 438 动力输出轴坐标 400 5 2 154 0 升降臂转轴坐标 398 提升吊杆长度 430 340 515 悬挂轴在最高点与后轮外援间隙 e 145 拖拉机后轮半径 r 760 升降臂长度 260 拖拉机后轮中心到地面的距离 720 140 表 五 拖拉机动力输出轴技术参数 - 8 - 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 内径 *键宽） 832 6 花间末端到凹端距离 40 花键工作长度 76 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 - 9 - 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。 (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 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， 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 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 具上下左右可自由运动。虚牵引点 0、 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。 - 10 - 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。 要工作部件设计计算 本参数计算 (1)传动比分配 刀轴的工作转速为 1600 / 10 5 2 3 / m i nn n r 所以总转动比 12/ 5 2 3 / 1 6 0 0 0 . 3 2 7i n n 12i i i 取 1 2 1 12 2 3/ 5 2 3 / 0 . 4 2 5 1 2 3 0 . 5 8 0 / m i n/ 1 2 3 0 . 5 8 9 / 1 6 0 0 0 . 7 6 9n n i r ni n n (2)功率分配 拖拉机输出功率 0 5 5 0 . 7 3 5 8 5 % 3 4 . 3 6p k w 一轴输出功率 10 = . 3 . 9 . 9 = . 0 联 轴 承= = 3 4 3 6 1 0 8 0 8 3 3 0 k w 二轴输出功率 21 齿 轮 轴 承= = 3 3 . 0 0 0 . 9 6 0 . 9 8 2 = 3 1 . 1 1 0 k w 三轴输出功率 32带 轮= = 3 1 . 1 1 0 0 . 9 6 = 2 9 . 8 6 6 k w 拖拉机输出转矩 0 0 0 3 4 . 3 6 1 / 5 2 3T p n =9550000 / =9550000 =轴输出转矩 - 11 - 1 1 1T p n=9550000 / =9550000 23=轴输出转矩 2 2 2T p n=9550000 / =9550000 41429. 轴输出转矩 3 3 3T p n=9550000 / =9550000 600= 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 20面渗碳后淬火 , 齿面硬度 58 62查图得 l i m 1300H M p a 920F M p a li m 2 920F M p a (2)由简化计算初步选定主要参数 1 1 19 5 5 0 / 9 5 5 0 3 3 . 0 / 5 2 3 6 0 2 . 5 8 1 .T p n N m (查表 得 ) （查表 得 ） 2213 3122( l i m ) ( )6 0 2 . 5 8 1 1 . 2 5 1 . 21 1 4 0 1 1 4 0 2 0 51 0 . 5 0 . 4 2 5 0 . 3 1 3 0 0 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 取 1 40Z 2 0 . 4 2 5 4 0 1 7Z 则 2117 0 . 4 2 540 （与 i 的误差不大于 5%） 大端模数 11205 5 . 1 2 540m 取 m=52 1 7 5 8 5 m m m - 12 - 1 1240a r c t a n a r c t a n 6 6 5 8 1 217Z 2 9 0 6 6 5 8 1 2 2 3 1 4 8 11205 1 1 1 . 3 82 s i n 2 s i n 6 6 5 8 1 2 m m 0 . 3 0 . 3 1 1 1 . 3 8 3 3 . 4 1 取 b=34 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 0 5 1 7 4 . 2 5m R f m m 11 1 7 4 . 2 5 5 2 3 4 . 7 7 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s (3)校核计算 1）按齿面接触疲劳强度校核 112 0 0 0 2 0 0 0 6 0 2 . 5 8 6 9 1 6 . 2 71 7 4 . 2 5 1 8 9 （查表 得 ） （ 8级精度及 1 4 . 7 7 5 0 2 . 3 8 5 /1 0 0 1 0 0vz ） 2110 . 4 2 5( 1 0 . 5 )6 9 1 6 . 2 7 1 . 2 5 1 . 3 1 . 2 0 . 4 4 10 . 4 2 5 1 8 9 . 8 4 5 5 . 9 53 4 2 0 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 0 . 4 4t m e K u （查图 得 ） （查表 得 ） l i ml i mm i 0 0 1 . 1 8 1 . 1 1 6 8 7 . 41 w M p l i m m i 8 7 . 4/ 3 . 74 5 5 . 9 5H H H 所以安全 2）按齿根弯曲强度校核 11140 1 0 2 . 2 5c o s c o s 6 6 5 8 1 2 - 13 - 22217 1 8 . 4 7c o s c o s 2 3 1 4 8 1 2 （查图 得 ） 1 2 （查图 得 ） （查图 得 ） 1 11(1 0 . 5 ) K K 6 9 1 6 . 2 7 1 . 2 5 1 . 3 1 . 2 2 . 1 8 2 5 4 . 3 33 4 4 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) M p a 22112 . 7 5 2 5 4 . 3 3 3 2 0 . 8 32 . 1 8 p l i m 1l i m 119 2 0 1 . 1 8 1 1 0 6 4 . 3 11 . 0 2F N l i m 2l i m 229 2 0 1 . 1 8 1 1 2 3 3 . 6 40 . 8 8F N l i m 11 m i 1 0 6 4 . 3 1 4 . 1 8 12 5 4 . 3 3 （查表 得 ） 安全 l i m 22 m i 1 2 3 3 . 6 4 3 . 8 5 13 2 0 . 8 3 （查表 得 ） 安全 表六 轮的基本参数 - 14 - 小齿轮 大齿轮 节锥角（分度圆锥角） 23148 66 5812 大端分度圆直径 85 200 锥距 R 宽 b 34 34 齿顶高 根高 顶高直径 顶角 锥角 5） 箱座壁厚 =2+1=(70+125)+1 8,故取 =8盖凸缘厚度 1b=12座凸缘厚度 b=12底座凸缘厚度 2b=20脚螺钉数目 n=底凸缘周长之半 /200300 4,取 n=4 地脚旁连接螺钉直径 2+1 12, 取 12 盖与座连接螺栓直径 2d=(.6)取 2 8d 轴承端盖螺钉直径 3d=(取3d=6 轴承旁凸台半径 1R=2 - 15 - 铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 取 1=10轮端面与内箱壁距离 2 取 2=5承端盖外径 2D=D+(5d, 由于结构的特殊性 ,取 0830308=135140 皮带轮的设计计算 (1)基本参数 传递功率 2 转速 2 1 2 3 0 . 5 8 9 / m i 3 1 6 0 0 / m i (2)定 工作情况系数 计算功率 2 1 . 3 3 1 . 1 1 4 0 . 4 4 3 P k w 选带型号得为 小带轮直径 3 200D 大带轮直径 2 3 3 2( 1 ) / ( 1 0 . 0 1 ) 2 0 0 1 6 0 0 / 1 2 3 0 . 5 8 4 2 5 7 . 4 4D D n n m m 取 2 257D （ 3）计算带长 23( ) / 2 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 2 2 2 8 . 5 D m m 23( ) / 2 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 2 2 8 . 5D D m m 求取中心距 2 3 0 2 30 . 7 ( ) 2 ( )D D a D D 03 1 9 1 4a 取 0 500a - 16 - 带长 220 0 2 8 . 52 2 2 8 . 5 2 5 0 0 1 7 1 9 . 1 1500 a m 基准长度 取 2000dL (4)求中心距和包角 0 2 0 0 0 1 7 1 9 . 1 15 0 0 6 4 0 . 4 422a m m m i n 0 . 0 1 5 6 4 0 . 4 4 0 . 0 1 5 2 0 0 0 6 1 0 . 4 5da a L m m m a x 0 . 0 3 6 4 0 . 4 4 0 . 0 3 2 0 0 0 7 0 0 . 4 5da a L m m 小带轮包角 2 2 31 8 0 6 0 ( ) /D D a 1 8 0 6 0 ( 2 5 7 2 0 0 ) / 6 4 0 . 4 4 1 7 4 . 6 5 1 2 0 (5)求带根数 带速 33 / 6 0 1 0 0 0 2 0 0 1 6 0 0 / 6 0 1 0 0 0 1 6 . 7 6 /v D n m s 传动比 1 2 3 0 . 5 8 9 / 1 6 0 0 0 . 7 6 9i 带根数由表 得 0 由表 得 由表 得 由表 得 0 004 0 . 4 4 3 6 . 6 3( ) ( 6 . 0 7 0 . 9 4 ) 0 . 9 8 9 0 . 8 8 P K K 取 Z=7根 (6)求轴上载荷 张紧力 220 m i n ( 2 . 5 ) ( 2 . 5 0 . 9 8 9 ) 4 0 . 4 4 6( ) 5 0 0 5 0 0 0 . 3 1 6 . 7 6 3 4 7 . 6 20 . 9 8 9 7 1 6 . 7 6q vK z v 取 gq k m 20 1 7 4 . 6 62 s i n 2 7 3 4 7 . 6 2 s i n 4 8 6 1 . 4 022QF z F N 对于新安装的 于运转后的 拉力应为 F0）传动作用在轴上的压轴是 - 17 - 20 1 7 4 . 6 62 s i n 2 7 3 4 7 . 6 2 s i n 4 8 6 1 . 4 022PF z F 由于 取 h=7，则轴环处的直径 9宽度 b 2 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16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=8知滚动轴承宽度 T=齿轮的大端分度圆直径 B=85 34 ( 8 0 7 6 ) 3 3 . 5 8 1 6 4 6 1 . 5l T s a m m 67 8 5 1 6 1 0 1l B a m m 齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接，按 1 2b h m m m m ，键槽用键槽铣刀加工长为 63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 76样万向节与轴连接，选用平键1 4 9b h m m m m 键槽长为 25图 4 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 / 1 6 3 3 0 0 0 / 1 6 2 0 6 2 . 5 N 大齿 11( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 2 0 0 1 7 0d m m 大齿轮受力 转矩 1 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 m m - 20 - 圆周力 1 1 12 / 2 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 / 1 7 0 7 0 8 9 . 1 9 d N 径向力 11 t a n c o 7 0 8 9 . 1 9 t a n 2 0 0 . 4 7 9 1 2 3 5 . 9 4 N 轴向力 11 t a n s i n 7 0 8 9 . 1 9 t a n 2 0 0 . 8 7 9 2 2 6 8 . 0 4 N 受力图如图 5所示 图 5 一轴受力弯矩图 计算支承反力 水平反力 11 1 8 4 . 5 / 2 ( 1 0 6 . 6 3 8 1 8 4 . 5 ) 1 8 4 . 5 3 8 1 8 4 . 5 Q F F a 2 0 6 2 . 5 3 2 9 . 1 1 2 3 5 . 9 4 1 8 4 . 5 2 2 6 8 . 0 4 1 8 4 . 5 / 22 2 2 . 5 2 1 0 6 . 6 3 8 3 8 / 2 1 8 4 . 5 3 8 Q F F 2 0 6 2 . 5 1 0 6 . 6 1 2 3 5 . 9 4 3 8 2 2 6 8 . 0 4 3 8 / 22 2 2 . 5 垂直反力 1 1 8 4 . 5 / 2 2 2 . 5 7 0 8 9 . 1 9 1 8 4 . 5 / 2 2 2 . 5 5 8 7 8 . 4 5 t N 2 3 8 / 2 2 2 . 5 7 0 8 9 . 1 9 3 8 / 2 2 2 . 5 1 2 1 0 . 7 4 t N - 21 - 总弯矩 222 5 6 9 9 0 . 7 8 2 2 3 3 8 1 . 1 3 4 0 5 0 4 . 5 9 m m 扭矩 1 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2T N m m 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=的计算为： 2 2 2 213( ) 3 4 0 5 0 4 . 5 9 ( 0 . 6 6 0 2 5 8 1 . 2 6 2 ) 1 4 . 4 80 . 1 1 7 0a T M P a M P 由表 得 =60此 故安全。 （ 2）二轴的设计和校核 1) 2 3 1 0P K W 2 1 2 3 0 . 5 8 9 / m i 2 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1T N m m 2)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 12于是得 233m i n 023 1 . 1 11 1 2 3 2 . 8 91 2 3 0 . 5 8 9 m 输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取 1233d ，小齿轮轮毂宽为12(1 1 所以 (3 3 3 9 l 取 1235l ， 小 齿 轮 与 轴 用 平 键 连 接1 0 8 2 8b h L 由于传动距离较长，所以左右定位用 15:1锥度。小锥齿右边用螺母位，电带轮左边用螺母 带轮与轴采用 1 0 8 0 1 0 9 6 7 9联接则，如图 6所示 图 6 二轴示意图 3)二轴的强度校核 2 / 1 6 3 1 1 1 0 / 1 6 1 9 4 4 . 3 7 5F Q F N 小轮直径 22( 1 0 . 5 ) ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 8 5 7 2 . 2 5Rd m d N 轮受力；转矩 - 22 - 2 N m 圆周力 2 2 22 / 2 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1 / 7 2 . 2 5 6 6 8 3 . 1 7F t T d m N 径向力 22t a n c o sF n F t 6 6 8 3 . 1 7 t a n 2 0 0 . 8 7 8o =向力 22t a n s i n 1 1 6 5 . 1 6LF a F t N 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 3 22( 7 7 8 3 2 ) 2 5 / 2 832R F a F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 ( 7 7 8 3 2 ) 2 1 3 5 . 7 1 2 5 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 24 227 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 2 832R F Q F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 7 7 2 1 3 5 . 7 ( 2 5 8 3 2 ) 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 N 垂直力 3 2 2 27 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 2 832 F r F a d 1 9 4 4 . 3 7 5 7 7 2 1 3 5 . 7 ( 2 5 8 3 2 ) 1 1 6 5 . 1 6 7 2 . 2 5 / 2832 - 23 - 3 2 2 5 / 8 3 2 6 6 8 3 . 1 7 2 5 / 8 3 2 2 0 0 . 8 2 t N 4 2 ( 2 5 8 3 2 ) / 8 3 2 6 6 8 3 . 1 7 ( 2 5 8 3 2 ) / 8 3 2 6 8 8 3 . 9 7 t N 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=2()M a 2231 7 5 4 0 3 . 1 4 ( 0 . 6 2 4 1 4 2 9 . 5 1 1 )0 . 1 7 0 选定轴的材料为 45钢，调质处理由表查得 a=60为 a故安全 (3)刀轴的设计 输出轴上的功率 速 600r/矩 )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 12 于是得 3 3 3m i n 0 2 9 . 8 6 61 1 2 2 9 . 7 11600 m 1275d 34 80d ；因为小带轮的轮毂 B=185以 34 185l 。选取 O 基本标准精度级得单列圆锥滚子轴承 30318 尺寸为 9 0 1 9 0 4 6 . 5d D T 故56 90d 56 4 6 ， 67 100d ， 6710l 。如图 8所示 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 12 于是得 3 3 3m i n 0 2 9 . 8 6 61 1 2 2 9 . 7 11600 m - 24 - 由于最小直径与轴承相连接，故 12 90d , 12 ,草图如图 9所示 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=140厚取 材料选用 20 号刚通过冷拨而成。 / ( 1 4 0 2 5 . 5 ) / 1 4 0 0 . 9 2 ； 3 4 31 4 0 ( 1 0 . 9 2 ) / 1 6 1 5 2 7 2 5 . 2 3W t m m m a x /T n W t 69 . 5 5 1 0 2 9 . 8 6 6 / 1 6 0 0 1 5 2 7 2 5 . 2 3 1 TM 15 故满足。 对轴的校核 由于 3 2 9 6P K W 3 1 7 8 2 6 2 8T 皮带轮直轮 3 200D ； 皮带轮圆周力 332 / 2 1 7 8 2 6 2 . 6 8 8 / 2 0 0 1 7 8 2 . 6 3F t T D N 皮带轮径向力 33 2 9 . 8 6 6 1 0 / 1 6 1 8 6 6 . 6 3QF r F N 刀具作业时间所受阻力 = / 1 7 8 2 6 2 . 6 8 8 / ( 4 0 / 2 1 5 ) 8 1 0 . 2 8 R 阻 N 受力如图 10 所示 - 25 - 图 10 刀轴受力弯矩图 计算水平面反力 1 ( 1 5 0 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4 2 3 9 . 3 ) 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4 2 3 9 . 3 阻 阻（ f 2 1 5 0 5 2 9 . 3 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4 2 3 9 . 3 f 阻 阻 （ ） 1 8 6 6 . 6 3 1 5 0 8 1 0 5 2 9 . 3 8 1 0 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4= 5 2 9 . 3 7 7 3 . 4 2 3 9 . 3 （ ） = 垂直反力 21221 5 0 1 7 8 2 . 6 3 1 5 0 = 1 7 3 . 4 11 5 1 5R 1322(1 5 0 1 5 ) 1 9 5 6 . 0 415R 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=的计算应为 - 26 - 22()M a 2233 8 . 7 1 6 5 ( 0 . 6 1 7 8 2 6 2 . 6 8 8 )0 . 1 7 0 60 ，因为 故安全 能的校核 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 20 ，此时机纵向稳定性小于爬坡稳定性指数表征，该指数越大越好。规定大于 11 Z m a x 1 0 0 2 0Zu p g r a d e （ 1） 式中 ： 载荷 N 挂农具时拖拉机前轴垂直地面的载荷 N s m a x s 1 2 m a a ) c o s ( h + ) s i w G b w G ( 3 3 0 0 7 8 0 7 6 7 1 3 4 3 ) c o s 2 0 ( 3 3 0 0 8 0 1 7 6 7 4 7 2 ) s i n 2 024581 6 9 . 8 5 N s m a x s 1 m a x1 m a x a c o s h s i nZ 3 3 0 0 7 8 0 c o s 2 0 3 3 0 0 8 0 1 s i n 2 0 6 0 8 . 32458 N 将得数带入式（ 1）中得 1 6 9 . 8 5 1 0 0 2 7 . 9 2 06 0 8 . 3u p g r a d 所以机组满足纵向稳定性要求，不需要增加配重块。 拉机悬挂机构油缸提升能 力校核 铁牛 用 油缸，其最大推入推出力 250N、 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。 m a xm a 1 2 . 6 4 1 0 0 % 8 3 3 575 - 27 - 用 说明书 （ 1）作业时，应先将还田机提升到刀离地面 20 25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 1 2 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，
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