资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共47页)
编号：105867839
类型：共享资源
大小：2.66MB
格式：ZIP
上传时间：2020-12-11
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
含9张CAD图纸
小型
牧草
收割机
结构设计
CAD
图纸
- 资源描述：
-
小型牧草收割机结构设计【含9张CAD图纸】,含9张CAD图纸,小型,牧草,收割机,结构设计,CAD,图纸
- 内容简介：
-
大连工业大学艺术与信息工程学院2019届本科生毕业设计（论文）大连工业大学艺术与信息工程学院本科毕业设计（论文）题目：小型牧草收割机结构设计子题： 设计（论文）完成日期2020年5月31号学生姓名：王小苗专业：机械工程及自动化班级学号：机械168-15指导教师：尉晓娟评阅人：2020年5月31日大连工业大学艺术与信息工程学院2020届本科生毕业设计（论文） 摘要农村现代化进程的高速发展，农村产业结构发生了重大变化，几年来畜牧养殖业发展迅速，中小型草场应运而生，种植面积逐年增加，由于低山丘陵地形，限制了大型机械的使用，中小型牧场受限于资金的投入，丰产不丰收，基于此本文设计一种适合中小型牧场的收割机械。依据相关的设计原则，并结合具体的作业对象，本文首先调研了国内外牧草收割机的现状，选择收割机类型，确定收割机的总体方案，针对切割系统、传动系统和运输系统，进行了相关参数的设计，参数主要有系统主轴转速、切割速比、输送速比以及油箱等。收割机械由3kW水冷柴油机提供，本文设计小型收割机适用性好，市场前景广阔。关键词： 牧草，收割机，机械设计，强度计算，双动 ABSTRACTWith the quickening course of modernization in the country, the agriculture industrial structure is facing to the multiplex direction. The stock breeding have developed quickly for 20 years, correspondingly the area of the pasture grass have increasingly expanded. At present the pasture grass is the middle or small scale, and the field block size is different, and uneven. Therefore the large-scale pasture grass harvesting machine is difficult to work in these local areas. However the fund of the middle and small scale pasture is limited, the pasture grass have been harvested many times in one vegetal period. So the harvest machines which suit the middle and small scale pasture is needed urgently.According to resembling design principle and various restraint conditions for reaper, the optimal overall scheme of reaper working on hillside and some suitable design parameters such as rotational speed of main shaft in cutting system, cutting speed index, conveying speed index have been determined. The reaper is mainly composed of cutting, conveying and Transmission system. This machine with self-driven power (the water-cooling diesel engine of 2.9kw) was adopted to vertical header, horizontal conveying . Keywords: Herbage，Reaper，Machine Design，Strength Evaluation，Double-Propelled目录引言11.1 研究目的与意义11.2 国内外发展历史及现状21.2.1国外牧草收割机现状21.2.2 国内牧草收割机现状2第二章 整体方案的确定42.1 收割机类型的选择42.1.1 按切割装置分类42.1.2 往复式割草机的分类42.2 方案确定4第三章 切割系统的设计63.1 切割器主要参数的分析63.1.1影响切割质量相关因素63.1.2 技术参数的分析和评价83.2 凸轮轴的设计83.2.1 凸轮轴的设计83.2.2凸轮轴参数的确定93.3 切割装置的设计93.3.1 动刀的结构93.3.2 刀片间隙的调整103.3.3 偏心轮的设计103.3.4 切割装置附件的设计10第四章 传动系统的设计114.1 传动系统的结构和相关参数的确定114.1.1 传动系统结构设计114.1.2 传动比确定114.2 收割机功率和效率分析134.2.1 收割机的功率分析134.2.2收割机的传动效率144.3 减速器的设计154.3.1 锥齿轮的设计154.3.2 减速箱设计和校核194.3.3 曲柄主轴的设计及校核244.3.4 箱体及附件的设计29第五章 输送系统的设计325.1 输送带速度计算325.2 输送系统参数确定335.2.1 输送系统中带传动的设计335.2.2 拨齿高度和间距355.2.3 输送带高度355.2.4 割台前伸量36第六章 结论37致谢38参考文献39V引言1.1研究的目的与意义在国家对广大农村调整了产业结构之后，养殖业在内蒙古各产业中所占的比重逐年加大，为了支撑畜牧业的发展，牧草产业发展迅猛，牧草种植面积也相应增加。作为五大牧区的内蒙古，基于牧草的种类丰富和牧草地幅员辽阔等特点，大力发展畜牧业，畜牧业历史悠久，且草资源储量丰富，天然草场面积多达17333万hm2，人工种草留床多达5.73万hm2，其中牧草面积大多53.3万hm2，全国面积第一。由于内蒙古大部分地表形态为低山丘陵地形，因此牧草场的面积不会太大，一般为中小型牧场，上百公顷的草场很少，草场的收割均以人工为主，作业成本高且效率较低，由于牧草场为一年两收或三收，人工劳动强度极大，针对以上问题，内蒙古牧草种植急需适用中小型草场的收割机，查阅相关资料，国内外草场收割机械主要针对大型草场，以切割器的形式为分类标准，对收割机械进行分类，主要有往复式收割机和旋转式收割机，其配套驱动系统950kW，效率1580areh，工作面宽度为26m，且收割后不能有序摆放，针对摊铺、搂草、拾草、打捆等作业需要相应的机具配套使用，使用较为不便。小型牧场受限于运作资金，如果采购配套机具，将大大增加牧草场的经济负担，小型牧草场的投入一般不会太高，如果利用人工对后续牧草摊铺，将大大增加牧草场的成本，稻麦割晒机作为市场上常见的机械设备，其作业对象主要是稻麦作业，目前已经应用于牧草的部分收割，但对于牧草场并不完全使用，紫花苜蓿作为畜禽饲料的主要成分，市场广阔，种植面积逐年增加，在畜禽养殖中居于首要地位，在提高作业效率，降低劳动强度的前提下，针对以上问题，为了平衡牧草场的经济效益，我以牧草收获机械的设计为选题，解决中小型草牧场对于牧草收获机械的需求，基于小动力驱动系统，设计适用于中小型草牧场的小型轻便收割机，伴随着牧草产业的高速发展，本文设计的收割机将具有广阔的市场空间和较高的商用价值411.2 国内外发展历史及现状1.2.1国外牧草收割机现状国外牧草收割机械经过一百多面的发展演变，经历了畜力驱动到机械驱动、单项作业到大型联合收个作业等阶段。上世纪60年代，作为国外牧草机械的黄金时期，完成了人工和畜力作业工具到联合作业机具的转变，美国率先完成了牧草机具的研发，并在国内迅速推广，美国的牧草机具保有量多达70万台，居世界首位。上世纪70年代，全世界范围内牧草机具接近饱和，牧草机具进入瓶颈期，各大机械厂商为了开拓市场，基于产品性能的研究，对牧草机具进行了二次开发，取得了很好的经济效益，由于美国、德国、日本、意大利以及法国等国家的先进的机械生产技术，其牧草机具处于世界领先地位，德国斯通公司开发设计的割晒设备、克拉斯公司的自走式压捆机设备，以及法国库恩旋转割草机设备等，极大地解放了牧草场的生产力。上世纪90年代，美德日等国家的先进牧草机具大量进入我国，我国牧草种植业得到了快速发展，目前，国外牧草收获机械种类丰富、技术相对成熟、性能较为完善，但是产品价格较为昂贵，近年来随机计算机技术的高速发展，牧草收获机械的结构和技术指标没有太大变化，但是在驾驶员舒适度、驾驶员视野以及智能化方便取得了突破。1.2.2 国内牧草收割机现状上世纪80年代以来，由于我国长期以来对畜牧业投入将对不足，对于牧草机械的开发力度严重不足，导致生产牧草机械制的相关厂家停产或者是转向其它领域，由于和欧美等发达国家在技术和制作工艺上存在较大的差距，大大拉大了国内同类产品生产企业与欧美国家的制造能力和制造水平，目前国内牧草机械产品类型相对单较少，为了加快实现牧草场的经济效益、社会效益以及环境效益，必须加大对牧草机械产品的研发，由于牧草机械的限制，牧草场丰产不丰收或大量草场来不及收割，造成牧民劳动强度极大、经济收益较低，我国在消化、吸收国外先进机械的基础上，研发了相应的牧草收获机械，针对不同的作业流程研发了相应的作业设备，如散草设备、方捆设备、圆捆设备、压垛设备、二次加压打包设备，各作业机械专业性太强，配合度较差，各作业设备与动力系统无法完美配合，大大限制了草牧场的产能，由于生产责任制的推行，草畜承包到户，牧场场地变小，市场上能适用于牧民草场的牧草机械寥寥无几，无法使用相关机械增大增加草牧场收益，供需造成脱节，国内进行牧草机械生产的厂家主要有海拉尔牧业机械总厂、新疆畜牧机械厂和宝昌牧业机械厂。其中海拉尔牧业机械总厂作为全国生产牧草割机械最大的厂商，其产品销量较高、面广量大，但是在针对紫花苜蓿等产量较的草场收割机械方面竞争力不足。第二章 整体方案的确定2. 1 收割机类型的选择2. 1. 1 按切割装置分类目前，以切割装置为分类标准对割草机进行分类，主要有刀片回转运动和刀片往复运动，这两类收割机，在进行牧草收割作业时其动力存在细微差别，在保证可靠性的前提下，动力越小可以有效降低成本，目前市场上往复运动的割草机用用较为广泛，由于其较小的驱动力可以完成往复运动割草机考的驱动，前景广阔。本设计中选择常见的往复式割草机。2. 1. 2 往复式割草机的分类往复式割草机具体可以分为：（1）（2）（3）连杆式割草机；由曲柄轮以及连杆进行驱动。（4）无连杆式割草机；在对刀的循环驱动的过程中，重锤吸收运动过程中产生的不平衡力，因此称其为平衡驱动割草机。上述往复式割草机都是固定单动刀，单动刀运动频率不高，可靠性较低，卡滞堵塞等情况时有发生，且作业过程中平衡能力差，难以对柔性茎杆牧草进行有效切割，双动刀割草机通过对两组刀片有机组合，使其能够反向切割，大大提高了作业效率，目前牧草场多为中小型牧草场，为了解放牧草场的劳动强度，考虑到以上单动刀的一些弊端并结合养殖业发展需求，本文主要对双动刀的往复式收割机械进行设计。2. 2 方案确定基于上述分析和讨论，本文设计的往复式收割机械，主要由动力系统、切割系统、传动机构、行走系统以及输送系统等系统有机组合而成。柴油机提供收割机所需动力，查阅相关资料，选择用额定功率3.0kW、2400r/min转速、186.0186.0200.0mm外形尺寸的单缸两冲程柴油机。一般的单刀片切割无法满足牧草场的切割速度，本文切割系统由双刀片组成，其切割速度比单刀片割草机速度快一倍，通过双曲柄机构完成刀片往复运动和机构回转运动的相互转化。传统系统的工作流程：单缸两冲程柴油机通过皮带轮进行两级减速，即三角皮带轮以及减速器，减速器主要由一对锥齿轮组成，通过以上两个机构改变相应的传动方向，驱动曲柄主轴，曲柄主轴带动联轴器，动力经由联轴器到凸轮轴，最终实现刀片切割作业，一对小链轮接受切割器曲柄主轴传递的动力，最终实现将动力传递到输送系统。输送系统由装有拨齿的皮带组成，主要依靠皮带将切割出来的牧草传输到收割机工作方向的右侧。行走系统，行走轮直径250mm，主要通过人工推行来实现，基于经济方面的原因，本文对机动行走系统暂不考虑。本文设计的小型牧草收割机主要应用对象由有紫花苜蓿、黑麦草以及三叶草等优质高产品种，以上三种牧草的形状、柔韧性以及强度存在明显差异，大大加大了对切割装置性能方面的要求，收割机对于以上三种牧草要具有良好的兼容收割能力，主要考虑刀刃型式以及刀刃回转速度等参数，为了使牧草收割机动力系统小、工作性能要高、操作简单、使用方便、成本较低、整机轻便，并结合与牧草收割的能农艺方面的要求，本文在设计牧草收割机的过程中，主要考虑以下参数：配套动力：柴油机3.0kW；割幅：1 m；割茬高度：55mm左右；切割形式：双动往复式；适用作物高度：600mm左右；刀片刃口：平面形；刀齿间距：39mm；刀片运动速率：1800次/min；前进方式：手扶推行式；操纵人数：1人；工效：33m2/h左右。第三章 切割系统的设计3.1 切割器主要参数的分析 切割机作为本文设计牧草收割机的主要机构，牧草收割机的性能主要受到切割机的工作效率和切割质量的影响，目前市场上切割器主要有往复式和回转式两种类型，考虑到回转式切割器对地形和动力系统要求较高，在平坦地形运行较好，但对于复杂地形如山地、丘陵等，效率较低，基于此并查阅相关资料，本文针对复式切割器选用普通型2，在整机运行过程中。动力由柴油机提供，柴油机产生的动力驱动输入轴，输入轴带动曲柄主轴，最终经由曲柄机构将动力转换为往复运动。3.1.1影响切割质量相关因素切割速比作为影响切割质量最重要的因素，切割速比通常为切割速度和进给速度的比值，动刀高度在具体系统中为定值，机器前进速度和曲柄转速能够对割草机的重割区和空白区产生影响，其影响程度通常用切割进程来表示，切割进程得计算如下： （3.1） 式中 机器前进速度（m/s）； 割刀运动一个行程时间。切割器割刀运动一个行程内，用时为t，曲柄转动半周。 = （3.2）将（3.2）代入（3.1）得 = （3.3）式中 曲柄转速（r/min）。由于牧草具有稠密多汁，因此复式割草机切割对牧草进行切割时，阻力较大，因此切割速度不应小于2.15m/s3。如果切割速度过快势必会增大割草机械的惯性，导致机械发生振动，因此，对于切割速度的选择极为重要，根据已知条件：曲柄转速738 r/min，割刀完成一个循环，曲柄转动一周，因此割刀平均速度，可以通过以3.4式进行计算： =（m/s ） （3.4）= = 1.87 m/s式中 曲柄半径（mm）； 曲柄转速（r/min）。因为切割速比= 将（3.1）、（3.3）代入整理得 = （3.5）现有割草机 =（1.11.5） 代入（3.5）式得 = （3.6）切割刀刃高度，单位mm，本文中选用的标准型刀刃高度=54mm，代入（3.6）得= = 0.941.28考虑到切割时，所受到牧草的阻力，确保牧草切割效果，实际进给速度比略大于理论计算值，理论计算值取机械正常工作时，计算得出的速度最大值。3.1.2 技术参数的分析和评价本文中切割机选用标准I型、根据以智条件：曲柄主轴转速738 r/min，机械作业速度=0.99m/s，切割机平均速度=1.87m/s，为了确保对于牧草具有良好的切割效果，切割速比极为重要，查阅相关资料。切割速比不小于1.02，因此本文中切割速比为=1.871.02，因此，上述参数的选择较为合理。3.2 凸轮轴的设计需要设计一个中间传动机构，将动力系统的旋转运动转化为收割系统的往复直线运动，本文是通过双曲柄机构来实现的，具体是由一个凸轮轴和两个偏心轮构成的偏心轮式结构。根据牛顿力学定律，在本文中驱动机构受到相互作用力，大小相等，防线相反，因此凸轮轴处于平衡状态，可以省去校核。3.2.1 凸轮轴的设计动力系统通过曲柄主轴的联轴器将动力传递到凸轮轴，凸轮轴材质为40Cr，通过计算，凸轮轴功率为2.45kW，=11297，=3555MPa，轴的转速n=738r/min，则计算轴的最小轴径： （3.7）取，MPa 则：mm由于凸轮轴上键槽的存在，键槽能够削弱凸轮轴的强度，因此需要通过增大轴径来增大凸轮轴强度，通常情况下存在一个键槽时，需要增大3%的轴径，存在两个键槽时，需要增大7%的轴径，本设计中凸轮轴为标准直径，因此凸轮轴直径为：将圆整成16mm。图3.1为凸轮轴结构。 图3.1凸轮轴结构3.2.2凸轮轴参数的确定通过分析可以知道，凸轮轴的凹槽处直径最小，根据图3-1，轴段为凹槽处其直径和长度分别为mm， mm。轴段通过联轴器和曲柄主轴相连，通过查阅联轴器直径的相关资料，本文中轴段直径和长度分别为mm， mm。轴段是凸轮轴的轴肩，起定位作用，取mm， mm。偏心轮安装在轴段位置，本文中偏心轮的直径和厚度分别为：mm， mm。轴段上是圆螺母，故mm， mm。3.3 切割装置的设计3.3.1 动刀的结构切割机构主要包括2个直线运动的动刀机构和动刀支撑机构两个主要机构，一般将动刀和刀杆做成一个机构，传动机通过刀杆作用于动刀，动刀支撑机构主要有：间隙调节机构和刀架等机构组成，正常工作时，收割机通过双刀的往复直线运动，完成牧草的收割。切割器的主要功能构件为动刀，考虑到牧草收割对刀刃的磨损较小，本文中选择省力的光刃结构的动刀，割荏整齐，便于后续工艺操作，为了在切割过程中防止动刀磨损破坏，动刀材质一般为合金钢，刃部采用淬火工艺进行锻造。图3.2为动刀工作结构示意图。图3.2 动刀的结构3.3.2 刀片间隙的调整切割机构由一对动刀组成。动刀开有导向槽，通过螺母6对动刀之间的间隙进行调整，动刀之间的间隙不大于0.5mm，螺栓与机架连接。3.3.3 偏心轮的设计偏心轮作为切割机的重要组成部分，将动力系统的旋转运动转化为收割系统的往复直线运动，本文是通过双曲柄机构来实现的，具体是由一个凸轮轴和两个偏心轮构成的偏心轮式结构。3.3.4 切割装置附件的设计1、压板 2、机架 第四章 传动系统的设计为了确保切割器和输送系统都能获得相应的动力，需要对设计传动系统。4.1 传动系统的结构和相关参数的确定4.1.1 传动系统结构设计传动系统直接和切割系统和输送系统相连，因此参考其工作原理和结构特点，本文中传统系统的设计，如图4.1所示。图4.1 传动系统简图通过分析传动系统的结构，柴油机动力系统通过皮带轮3、4和锥齿轮5、6，经过两级减速后，由于皮带轮和锥齿轮改变了传动方向，实现动力系统驱动曲柄主轴，曲柄主轴上的联轴器带动凸轮轴，实现刀杆和动刀的往复直线运动，切割器曲柄主轴通过链轮7、8，实现驱动力向输送系统的传递。4.1.2 传动比确定1、曲轴主轴的转速 = m/s （4.1）本设计中为1.62.0 m/s，由公式4.1，计算曲柄主轴转速。= = 631.58789.5 r/min取曲柄主轴转速=738 r/min。2、确定传动比正常工况下，柴油机额定功率=3kW，转速=2500r/min皮带轮将动力分为两路，一路经由二级减速，传递到曲柄主轴,n=738r/min。本文中切割系统传动比按式4.2进行计算。 = =3.52 （4.2）式中 一级皮带轮减速比； 二级圆锥齿轮减速比。各种传动的传动比4：平带传动比 5 ；锥齿轮传动比 5；链轮传动比 6 ；通过对其空间结构位置的分析，依据物理学中的相似原理=1.5，即：= 式中 小皮带轮直径长度（mm）； 大皮带轮的直径（mm）。由式（4.2）得 = 即 = 式中 二级减速结构中，主动轮齿数； 二级减速结构中，从动轮齿数。4.2 收割机功率和效率分析4.2.1 收割机的功率分析收割机功率主要由切割系统的切割功率和输送系统输送功率组成，即： （4.3）其中 = （kW） （4.4）式中 机器前进速度（m/s）； 机器割幅（m）； （Nm/m2）。经测定，割草= 200300，所以 =1.94根据经验输送系统功率需求为 （4.5）式中 割幅功率（kW/m），一般为0.220.25 kW，因此=0.221 = 0.22 kW考虑到空转的功率和传动的效率问题，收割机总功率最小为：kW4.2.2 收割机的传动效率柴油机的皮带轮驱动切割器进行往复直线运动，皮带轮、圆锥齿轮的二级减速结构如图4.2所示，查阅相关资料皮带轮效率、圆锥齿轮效率 11，因此切割系统总的传递效率为：图4.2 切割系统传动图（1）各轴的转速轴 r/min轴 r/min（2）各轴的功率 轴 kW 轴 kW（3）各轴的扭矩电机轴 Nm 轴 Nm 轴 Nm表4.1 运动和动力参数轴名参数电动机轴轴轴转速/（r/min）25001733738功率/（kW）3.02.782.70扭矩/（Nm）10.6515.3234.94传动比1.52.35效率0.960.974.3 减速器的设计4.3.1 锥齿轮的设计为了实现切割系统总传动比3.52:1，需要经过皮带轮的一级减速和圆锥齿轮的二级减速，通过圆锥齿轮改变动力传递方向。1、材料的选择；锥齿轮材质为40Cr，锻造方式为渗碳淬火工艺，满足58-62HRC的齿面硬度。2、精度等级的确定，锥齿轮表面采用淬火工艺，因此精度初选为7级。3、锥齿轮传动方式为闭式硬齿面，查阅相关资料，确定小齿轮齿数。 4、锥齿轮传动方式为闭式硬齿面，曲疲劳强度类型为齿根弯曲、接触疲劳强度为齿面接触。5、齿根弯曲疲劳设计，公式为： （4.6）（1）齿轮传递转矩 Nm（2）为齿宽系数，平均模数，本文中选择，由此可以计算齿宽中点的平均分度圆直径， 因此平均模数为。（3）大、小齿轮的抗弯疲劳强度极限可以通过查阅齿轮抗弯疲劳极限图，得到强度极限均为MPa。（4）抗弯疲劳寿命系数，通过出查阅抗弯疲劳强度寿命系数图个文献资料，本设计中，寿命系数均为。（5）应力循环次数 （4.7）式中 轴的转速（r/min ，r/min ）；齿轮一个周期内，齿面啮合次数，取=1； 齿轮工作寿命，取300小时。则（6）由前文可知，计算抗弯疲劳许用应力： MPaMPa（7）计算载荷系数 （4.8）式中 工作情况系数，通过查阅使用系数表，； 动力载荷系数。因小圆锥节圆线速度m/s故 由动载系数图查得 =1.11；载荷分配系数，本设计为1；在齿轮传动过程中，载荷分布不均匀程度，通过查阅齿向载荷分布不均系数图，得。即（8）齿形系数，通过查阅齿形系数表、应力修正系数表，。（9）应力校正系数，查表得：，。（10）计算大、小齿轮的 并加以比较小齿轮的数值大。（11）设计计算mm就近圆整为标准值=2mm。6、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmm（2）锥角 （3）根高 （其中 ）mm（4）齿根角 mm（5）顶圆直径mmmm（6）齿根圆直径 mmmm（7）锥距mm（8）齿根角 故=3.0052（9）分度圆齿厚mm7、齿轮强度校核的核算 （4.9）式中 节点区域系数，标准直齿轮 =2.5；弹性系数，通过查阅弹性系数 ；接触疲劳许用应力（MPa）； （4.10）式中 接触疲劳极限（MPa）；寿命系数，查表得：；最小安全系数，通常；MPaMPa MPa通过以上分析可以知道，二级锥齿轮参数设计较为合理。4.3.2 减速箱设计和校核1、减速箱输入轴的设计输入轴一端连接皮带轮，另一端连接小锥齿轮，且均为悬臂式铰接，轴材质为45#调质钢，有前文可知皮带轮效率0.96，基于此，通过式4.11可以计算皮带轮和齿轮与输入轴连接的直径。 （4.11）式中 轴传递的功率（kW）； 轴的转速（r/min）由前面的计算可知kW，r/minmm考虑到输入轴上键槽能够削弱凸轮轴的强度，因此需要通过增大轴径来增大凸轮轴强度，通常情况下存在一个键槽时，需要增大3%的轴径，存在两个键槽时，需要增大7%的轴径，本设计中轴为标准直径，因此凸轮轴直径为：mm将圆整成 14mm，即mm 由图4.3可知，和皮带轮相连的是轴为较长的悬臂式，为了能够配合减速箱：图4.3 轴结构示意图2、确定输入轴相关参数基于对各轴段扭转强度的计算，得到各轴段的最小直径基础上，考虑到定位和装拆等因素，从轴端依次叠加计算。各轴段长度的影响因素有：零件和零件之间的间隙距离、零件和轴相连接部分的尺寸。通过上述对各参数的计算，小锥齿轮连接的输入轴=14mm，因此的直径=14mm，考虑到固定锥齿轮的套筒长度以及小锥齿轮长度，因此 =14+10+2=16mm。 滚动轴承安装在轴段处，轴上对锥齿轮的安装定位时，选用7004AC型轴承，该型号轴承由一对角接触球构成，因此对于轴段长度的计算，应考虑轴承的内径和宽度，有前文可知=20mm，轴端依靠套筒进行定位，套筒长度小于轮毂宽度约2mm，=10mm。定位轴承位于轴段，主要起轴肩定位作用，为了确保轴向定位，mm，mm。轴段的功能与轴段相同，其直径、轴段长相等，即：mm ，mm。弹性挡圈安装在轴段上，主要起固定右侧轴承的作用，则取mm， mm。预留端盖安装在轴段上，其预留尺寸，为mm，mm。皮带轮安装在轴段上，为了便于带轮装拆，因此mm，mm。3、轴的受力分析图4.4为轴受力分析示意图因为轴的输入功率为2.78kW，转速=1733r/min ，=18输入转矩 Nmm作用在小锥齿轮上的各力： （4.12）式中 小齿轮平均分度圆直径，；平均模数，。则 N式中 压力角，； 小齿轮分度圆锥角，有前文可知。N图4.4 轴的受力图N通过对轴各处的受力分析，计算相应的支反力，最大应力值为、，具体如下表4.2所示。表4.2减速器输入轴支应力统计载荷水平面垂直面支反力（N） 弯矩（Nm）扭矩（Nm）15.32总弯矩（Nm）计算弯矩（Nm） （ 式中）4、输入轴的强度校核经过上述的讨论和分析，输入轴的最大应力位于B截面，此时 （4.13）本设计中轴的材质为45#调质钢，通过查阅相关的性能表可知，MPa ，结合许用弯曲应力表，得到轴许用弯曲应力MPa式中 B截面的抗弯截面模量mm3； （4.14）故安全。考虑到牧草的季节性强，产量高，因此输入轴的疲劳强度不需要精确核算。5、确定轴上键的类型和尺寸键用来对轴上的零件进行固定，其锥齿轮与皮带轮轴段，键槽也位于此处。(1)齿轮处的轴段上的键选择键的类型，查阅相关资料，本设计中选用A型普通平键；轴径=14mm，轮毂长mm,查阅键槽尺寸表4，并结合联接处平键剖面图，得到键宽=5mm,=5mm,=8mm；强度验算，基于许用应力值，查阅由键联接参数表6查=7080MPa；得到键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。（2）皮带轮轴段上的键选择键的类型，考虑实际情况，本文选择普通平键，类型为A；确定键的尺寸 根据前文计算所得数据，轴径=16mm，轮毂长mm,查阅键槽尺寸表4，并结合联接处平键剖面图，得到键宽=6mm,=5mm,=22mm；强度验算 在得到许用应力值，查阅由键联接参数表6查=7080 MPa；键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa故安全。4.3.3 曲柄主轴的设计及校核1、曲柄主轴的设计切割系统的主要机构切割器通过轴提供动力，输入轴两端分别连接大锥齿轮和小链轮，由前文计算可知=2.70kW，锥齿轮效率为0.97,轴的材料选则40Cr调质， MPa，轴的转速=738r/min。轴的最小直径 （4.15）取 ， MPa ，则mm由于凸轮轴上键槽的存在，键槽能够削弱凸轮轴的强度，因此需要通过增大轴径来增大凸轮轴强度，通常情况下存在一个键槽时，需要增大3%的轴径，存在两个键槽时，需要增大7%的轴径，本设计中凸轮轴为标准直径，因此凸轮轴直径为：因此将圆整成18mm。轴结构的示意图，见图4.5。 图4.5 曲柄主轴示意图2、确定轴的各段直径和长度为了便于对轴上各两件的拆装，要对各零件进行准确定位，通过计算可以知道轴段的直径最小，弹性当圈也安装在轴段上，因此mm，mm。轴段上安装小链轮,则mm，mm。轴承安装在轴段上,其直径和长度受限于轴承的尺寸，本设计中选用的轴承类型为深沟球轴承，型号为6025型，因此则mm，mm。轴肩安装在轴段上,起到固定轴承左端的作用,为了确保安装方便，mm， mm。轴承盖安装在轴段上，与轴段尺寸一致,因此mm，mm。弹性挡圈安装在轴段上，则mm，mm。轴段上安装锥齿轮,则mm，mm。轴承与固定的套筒安装在轴段上，因此轴段的直径和轴承内径一致,即mm，mm。联轴器安装在轴段上，便于联轴器的安装与定位，= 20mm，=52mm。3、曲柄主轴的受力分析曲柄主轴具体受力分析，见图4.6。图4.6 曲柄主轴的受力图本设计中轴额定功率为2.70kW，主轴转速n=738 r/min，主轴输入的动力分为两路，由于输送系统功率0.25kW，则切割功率为2.45kW。根据牛顿运动学理论，大小锥齿轮受同样大小的力，因此N N N链轮作用在主轴的压轴力 （4.16）式中压轴力系数 ，当作水平传动时，；有效圆周力。 （4.17）式中 为传递功率（kW）；为链速（m/s）。 （4.18）式中 为链轮齿数； 链轮转速（r/min）；为链条节距 （mm）。计算得 m/s N N4、曲柄主轴的强度校核有图4.6弯曲应力图，可知最大应力位于锥齿轮截面： （4.19）本设计中轴的材质为40Cr，通过查阅相关的机械性能表6，可得MPa，然后依据的数值，查阅许用弯曲应力表得到MPa。式中 锥齿轮截面抗弯截面模量mm3； （4.20）MPa 故安全。由上述受力分析，通过计算可以求得轴上各点的支反力，支反力最大处、的如下表4.3所示。由轴上受力分析可计算轴上的支反力，最大应力处 、值于下表4.3。表4.3主轴支承点反作用力统计表载荷水平面垂直面支反力（N） 弯矩（Nm）扭矩（Nm）16总弯矩（Nm）计算弯矩（Nm） （ 式中）5、确定曲柄主轴上键的类型与尺寸通过键将零件固定在轴上，曲柄主轴、大锥齿轮、链轮和联轴器等构件均通过键进行连接，因此确定键类型和尺寸和核算强度是进行下一步设计的基础。（1）与大锥齿轮联接处的键键的选型，查阅相关资料，本设计中选用A型普通平键；键尺寸，根据前文分析结果，轴径=28mm，轮毂长=30mm,查阅键槽尺寸表4，并结合联接处平键剖面图，得到键宽=8mm,=7mm,=25mm；强度验算，基于许用应力值，查阅由键联接参数表6得到=7080 MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力MPa 故安全。（2）与链轮联接处的键键的选型，查阅相关资料，本设计中选用A型普通平键；键尺寸的确定，根据前文分析结果，轴径=22mm，轮毂长=36mm,查阅键槽尺寸表4，并结合联接处平键剖面图，得到键宽=6mm, =6mm, =32mm；强度验算，基于许用应力值，查阅由键联接参数表6得到=7080 MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa 故安全。（3）与联轴器联接处的键键的选型，查阅相关资料，本设计中选用A型普通平键；键尺寸的确定，根据前文分析结果，轴径=20mm，轮毂长=50mm,查阅键槽尺寸表4，并结合联接处平键剖面图，得到键宽=6mm, =6mm, =40mm；强度验算，基于许用应力值，查阅由键联接参数表6得到=125150MPa键的工作长度 mm挤压面高度 mm挤压应力 MPa 故安全。6、确定联轴器的类型和相关尺寸（1）选用凸缘式联轴器（2）计算转矩 工作转矩为 Nmm查表6得工作情况系数 故计算转矩 Nmm（3）型号的确定，查阅相关资料并对比相关类型的机械，轴类型为凸缘联轴，型号为YL5，其公称扭矩63 Nmm，轴孔允许直径mm。4.3.4 箱体及附件的设计1、箱体的设计（1）箱体的材料箱体一般用灰铸铁HT200或HT250制造。（2）箱体的结构分析箱体在保证传动件传动精度的前提下，起到支承和固定减速器的作用，整个减速器一半的重量为箱体重量，箱体的结构是否合理，对减速器的性能、成本影响较大。（3）箱体的结构尺寸依据前文中中传动件、轴系部件以及轴的尺寸，依靠经验，在对减速器草图绘制的过程中，确定箱体结构和尺寸。（4）减速器的润滑和密封本设计中选用小型减速器，可以通过选用二硫化钼锂，对其进行脂润滑，选用轴承盖和密封圈对轴伸出部分进行密封。2、减速器附件的设计（1）固定减速箱轴承盖材料选用铸铁HT150。（相关尺寸的确定参4 ）采用凸缘式结构尺寸计算，查阅相关资料，轴承外径尺寸为42mm，因此mm ，取mm。因采用套杯结构，mm根据轴承外径选4M6 ，则故mmmm，取mmmm（2）曲柄主轴的轴承盖材质型号为HT150，工艺为铸铁，具体结构尺寸见图4.10。采用凸缘式结构图4.10轴承盖结构尺寸示意图尺寸计算，查阅相关资料，轴承外径尺寸为52mm，因此mm ，取mm根据轴承外径选4M8，则故mmmm，取 mmmm（3）套杯的设计为了便于拆卸和固定减速器输入轴上的两个轴承，本文通过套杯结构来实现，套杯的结构尺寸以及形状要和实际情况相结合，轴承的外径一般和套杯的内径一样，套杯厚度一半设为S=6mm。第五章 输送系统的设计牧草收获质量的好坏与输送系统的优良密切相关，本设计中输送系统不仅要将切割出的牧草输送指定位置，还要根据要求完成牧草的摆铺，利于晾晒，因此本章主要确定合理输送速度，选择合适的输送结构。5.1 输送带速度计算在图5.1中我们可以看出，输送速度的计算要考虑单位时间内，收割机收割速度和输送系统输送的量保持一致。即 （5.1）式中 机器前进速度；机器作业幅宽(=1m)；输送带速度；拔齿高度（牧草层厚度）；牧草生长密度（株/M2）；输送带上，牧草密集程度（株/M2）。 图5.1 输送带取=/，为牧草积集系数所以输送带速度计算公式 = （5.2）查阅相关资料，并结合工程实际，牧草稠密=20，传送带输送速度=1.461.99 m/s，因此=1.461.99 m/s通过小链轮将发动机动力，传递给系统主轴，转速=738r/min根据前文相关数据，输送带轮D=90mm，因此输送带线速度： =3.48 m/s5.2 输送系统参数确定输送系统参数包括拨齿高度、输送带高度、送带尺寸以及割台前伸量等。5.2.1 输送系统中带传动的设计1、选用胶帆布平带传动。2、带轮的直径mm因此带轮直径为mm3、带速=30m/s4、由于两个带轮同比传动，因此直径相同，即mm5、轴间距 根据结构确定=1020mm6、所需带长mm （未考虑接头长度）7、带轮包角8、曲挠次数其中 带轮数 。 9、带厚 以胶（帆）布平带规格标准为依据，选择标准值，即mm。10、带的截面积 （5.3）式中 工况系数，查表得；单位截面积胶带传递的额定功率，查表kW；包角修正系数，查表22.1-32得；传动布置系数，查表22.1-33得。 mm211、带宽mm选取标准值，则=12mm。12、作用在轴上的力N式中 传送带的预紧力，MPa。13、带轮的结构与尺寸（1）带轮的材料 30m/s，选用HT200（2）孔径，取=18mm取mm。（3）轮毂尺寸 取mm。（4）轮缘宽度通过查阅平带轮直径表、平带轮结构形式表和平带轮辐板厚度表，得，取 mm（5）辐板厚度s，取mm（6）轮缘尺寸轮缘厚度 mm由前文计算可知，动刀切割速度= 1.87m/s，输送带为了配合动刀及时，运输牧草，通过计算求得，=3.48m/s。本设计中动刀切割速度= 1.87m/s，输送带为了配合动刀，及时将牧草输送出，故最高线速= 3.48m/s。5.2.2 拨齿高度和间距皮带的运输能力决定了拨齿高度，本设计中= 1.87m/s，动刀切割速度较高，因此皮带输送能力较高，基于此，拨齿高=50mm，整体呈梯形结构，上窄下宽，在水平方向装有1-2块薄板，因此拨齿间距 =142mm。5.2.3 输送带高度拔齿中心线距割刀的距离称为输送带高度，用表示，本设计中=50mm。5.2.4 割台前伸量割台前伸量（输送带齿顶与动刀顶端的水平距离），用表示，本设计中=100mm。第六章 结论本文针对中小型牧草场生产面临的主要问题，设计了小型牧草收割机，大大解放了牧草场的生产力，降低了牧草场的劳动强度，本文主要研究内容如下：（1）首先查阅相关资料，了解了国内外牧草场收割机的研究现状，然后针对实际情况确定了小型牧草收割机整体方案为复式双动刀切割器，然后针对小型牧草收割机的切割系统、传动系统以及输送系统的相关参数进行了设计和核算。（2）
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号