小型牧草收割机结构设计【含9张CAD图纸+PDF图】
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艺术与信息工程学院毕业设计中期方案 题目：小型牧草收割机设计 子题： 专业： 机械工程及自动化 指导教师： 尉晓娟 学生姓名： 王小苗 班级-学号：机械168-15 2019年 12 月31日第1章引言在国家对广大农村调整了产业结构之后，养殖业在青海省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。作为五大牧区的青海省，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573万hm2，其中紫花苜蓿作为优质牧草，留床面积大多533万hm2，全国面积第一。由于青海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，青海省牧草种植亟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。1.2 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2章体方案的确定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、186186200mm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3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，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4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
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