巨菌草切割试验台【机械毕业设计Word+CAD图纸】

1、说明书设计题目： 巨菌草切割试验台 专业年级： 2011级机械设计制造及其自动化 学 号： 116712158 姓名： 指导教师、职称： 2015年 5 月 17 日目 录中文摘要iabstractii第一章 绪论- 3 -1.1 课题来源- 3 -1.2 研究的目的及意义- 3 -1.3 菌草的生长特性- 3 -1.4 研究思路- 3 -1.5 研究内容和方法- 4 -1.5.1 研究内容- 4 -1.5.2 研究方法- 4 -1.6 本章小结- 4 -第 2 章 切割装置的结构设计- 5 -2.1 切割机整机的机构分析- 5 -22 切割机系统运动方案选择- 5 -2.2.1动力机选择-

2、6 -2.2.2执行机构设计- 7 -2.2.3传动方案设计- 7 -2.3 切割装置的结构和功能分析- 8 -2.4 切割装置结构设计方案的确定- 9 -2.4.1 刀轴的设计- 9 -25本章小结- 10 -第三章 传动装置主要零件设计- 11 -3.1锥齿轮的设计计算- 11 -3.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数- 11 -3.1.2按齿面接触强度设计- 11 -3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计- 13 -3.1.4几何尺寸计算- 15 -3.2轴的设计计算- 16 -3.2.1低速轴的设计计算- 16 -3.3轴承的校核- 19 -3.4润滑与密封- 19 -3.4.1滚动轴

3、承的润滑- 19 -3.4.2齿轮的润滑- 20 -3.5 本章小结- 20 -第四章 基于ansys有限元分析- 21 -4.1建立几何模型- 21 -4.2 网格单元的选择及划分- 22 -4.3求解设置- 23 -4.4等效应力分析- 24 -4.5切割机位移云图- 25 -4.6本章小结- 27 -总结语- 28 -参考文献- 29 -致谢- 31 -附录- 32 -中文摘要巨菌草：隶属被子植物门，单子叶植物纲，禾本科，狼尾草属。原产地在北非，由福建省农林大学菌草研究所所长林占熺研究员引进改良培育，在中国大面积获得成功。这是一种适宜在热带、亚热带、温带生长和人工栽培的高产优质菌草。但是

4、目前国内现有的菌草切割装置不多，为了市场需求，本文主要从深入了解巨菌草为依据设计出合理的菌草切割机。主要研究内容和结果如下： 首先，分析了菌草收割机和切割装置的工作原理，对其结构设计方法进行了深入的研究，在对菌草收割机整机和切割装置结构研究的基础上，找出了切割装置设计过程中影响切割性能的主要因素，确定了切割装置合理的设计方案，对切割装置的关键零部件进行了设计。 其次，根据实际工况利用有限元分析软件对切割装置进行了静力学分析，得到了菌草切割机静力的应力变化云图等，分析结果，通过对数据的分析和优化，改善了结构不合理部分。最后，对设计中存在的问题进行了总结，为切割装置的结构进一步改进提供了理论依据。

5、 关 键 词：菌草收割机，切割装置，设计，分析 论文类型：应用研究abstractmembership: anthophyta, jujun grass monocotyledoneae, gramineae, pennisetum. origin in north africa, fujian province by juncao research institute of forestry university researcher lin zhanxi introduction breeding success, in a large area of china. this is a s

6、uitable for tropical, subtropical, temperate growth and artificial cultivation of high yield and quality of grass. but the current domestic existing grass cutting device is not much, for the needs of the market, this article mainly from the in-depth understanding of giant juncao according to the des

7、ign of a reasonable grass cutting machine. the main research contents and results are as follows:first, analysis of the harvester cutting device and juncao working principle, the structure design method is studied, based on the structure of the device and juncao harvester cutting, finds out the main

8、 factors affecting the cutting performance of the cutting device in the design process, the design of cutting device is reasonable, the key parts of the cutting device is designed.secondly, according to the actual condition of cutting device was analyzed using finite element analysis software, the g

9、rass cutting machine static stress variation, the results of the analysis, through the analysis and optimization of the data, improve the unreasonable structure.finally, the existing problems in design are summarized. the structure of cutting device provides a theoretical basis for further improveme

10、nt.key words: grass harvester, cutting device, design, analysistype of thesis: applied research第一章 绪论1.1 课题来源2009年福建省政府决定开展菌草产业发展试点工作,下发了闽政办200982号文件,扶持菌草业积极稳妥发展,使菌草业发展能跨入一个新阶段。1.2 研究的目的及意义食、药用菌产业是福建省农业发展的重点之一,随着农产品的质量安全,生态环境保护,节能减排要求的不断提高,2009年福建省政府决定了开展菌草产业发展试点工作,下发了闽政办200982号文件,扶持菌草业积极稳妥地发展,使菌草业发

11、展能跨入一个新阶段。为了菌草的快速开发和利用,我们对菌草的切割方面作了一些探索，主要以巨菌草的切割为例作为研究对象。1.3 菌草的生长特性巨菌草：隶属于被子植物门，单子叶植物纲，禾本科，狼尾草属。原产地是在北非，由福建省农林大学菌草研究所所长林占熺研究员引进，进行了改良培育，并且在中国大面积获得成功。这是一种适宜在热带、亚热带、温带生长且适合人工栽培的高产优质菌草。巨菌草在温度适宜的地区为多年生植物。植株高大，抗逆性强，产量高，粗蛋白和糖分含量高，直立、丛生，根系发达。在福建、江西等省生长半年，茎粗可达2.5厘米，节间长915厘米。巨菌草光合作用与蒸腾作用之比较低，因此，巨菌草的生长除需要高温

12、外，还需湿润的土壤条件。巨菌草能耐受短期的干旱，但不耐涝。土壤方面，宜选择土层深厚，水源较充足的地方。巨菌草系多年生禾本科直立丛生型的植物,具有较强的分蘖能力。近年来研究表明在不同生态环境下种植示范，其产量、干物质、粗蛋白、粗脂肪等主要经济技术指标都保持了较高的水平，是一种高产优质的刈割型牧草。1.4 研究思路巨菌草的力学性能指标体系有：轴向拉伸强度、径向拉伸强度，轴向压缩强度、径向压缩强度、面内剪切强度、轴向弹性模量、径向弹性模量、主泊松比和剪切弹性模量等。研究思路为：(1)设计计算切割机各个结构所需的合理数据。(2)在已设计合理的切割机的基础上，建立切割机切割巨菌草的系统仿真模型。1.5

13、研究内容和方法1.5.1 研究内容（1）收集菌草特性及切割机械设计制造的相关理论基础知识；（2）提出菌草切割机设计方案,并作方案比较，确定总体方案及相关参数；（3) 完成菌草切割机的主要机构设计；（4) 切割参数选择；（5）绘制图纸并完成设计说明书。1.5.2 研究方法搜集有关设计物件的现实状况或历史状况的材料。通过书籍或网络查找相关的文献资料，并进行整理。通过走访向农业生产人员了解相关情况做最符合生产应用的设计。搜集国内外相关类似的切割机的设计经参考比较做出最符合我们所需要的切割机。1.6 本章小结 本章主要介绍了课题的来源、意义和目的，分析了国内外相关领域的研究现状，明确了课题的研究内容、

14、方法和技术路线。第 2 章 切割装置的结构设计2.1 切割机整机的机构分析1电机 2导轨 3刀盘 4工作台 图 2-1 整机结构简图工作台在直线导轨上左右移动来实现菌草的切割过程，竖直导轨控制切割装置的上下移动来实现不同部位的切割。22 切割机系统运动方案选择现代机器一般都是由动力机，传动系统和执行机构三部分组成。由于设计的多解性和复杂性，在选择机械系统的运动方案时，我们需要考虑的除满足基本的功能要求以外，还需要遵循几项原则。（1） 满足使用要求（2） 满足工艺要求（3） 满足经济要求2.2.1动力机选择1） 动力机类型选择常用动力机的类型和特点见表2-1.在设计机械系统时，我们在选用动力机的

15、形式的时候，主要遵从以下几个方面方面，然后进行分析比较：（1）分析工作机械的负载特性和要求。其中包括我们的工作机械的载荷特性、工作制度、结构布置以及工作环境等。（2）分析动力机本身的机械特性。包括动力机的功率、转矩、转速等特性和动力机所能适应的工作环境。应使动力机的机械特性与工作机械的负载特性相匹配。（3）进行经济性的比较。当同时可用多种类型的动力机进行驱动时，我们就可以从经济性方面来比较出更经济实惠适合我们的动力机，包括能源的供应和消耗、动力机的制造、运行和维修成本的对比等。除了上述三方面外，有些动力机可能还存在对环境的影响较大，出于环保要求，所以对污染性较大的动力机的选择还要考虑对环境的污

16、染， 其中包括噪声污染、振动污染和空气污染等。 表 2-1 常用动力机的类型和特点类型功率驱动效率调速性能结构尺寸对环境影响其他电动机较大高好较大小可满足不同类型机械的工作要求液压马达大较高好小较大易漏油，影响工作效率气动马达小较低好较小小工作稳定性差，噪声大内燃机很大低差大大需要的燃料要求高，结构复杂综上所述，根据比较我们采用电动机为切割机的动力机。2） 电动机选择（1）选择电动机的类型选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，是否有冲击，过载的情况，调速的范围，起动、制动的频繁程度以及电网供电的状况等。由于直流电动机需要的是直流电源，直流电源的要求高，相比较而言，田间工作的切割机，使

17、用交流电会比较方便，而且直流电动机结构复杂，价格也会较高。因此我们采用交流电动机，因为切割工作一般在室外田地间，所以采用三相异步电动机。综合考虑，我们选用y系列电动机，其具有高转矩、高功率、高效率因数的优点，且过载能力强，适用于我们这种要求起动力矩大的切割机。（2）选择电动机的功率标准电动机的容量用额定功率表示。要求电动机的额定功率应该等于或者稍大于工作要求的功率。如果容量小于电动机的工作要求，则可能无法保证工作机的正常运行，或者有可能会导致电动机长期处于过载、发热大而过早损坏；但是容量如果过大的话，那么成本就会相应的增加，并且会因为功率和功率因数的变低而造成过度的浪费。菌草切割机要求额定功率

18、稍大，经过筛选，我们采用额定功率为3kw的型号为y100l1-2的电动机作为我们的动力机。（3）选择电动机的转速同一功率的电动机中，电动机的转速越高，磁极则越少，尺寸、重量也越小，价格也相对越低，但传动装置的总传动比要增大，传动级数增多，且尺寸及重量增大，从而使成本增加。低转速电动机则相反。查机械设计课程设计手册表12-1得到y100l1-2的同步转速为3000r/min。2.2.2执行机构设计执行机构是指最接近被作业工件的一端的机械系统，其中接触作业工件或执行终端运动的构件称为执行机构。常用的机构类型有一下几种： 表 2-2 常用机构的功能特点机构类型功能特点连杆机构由主动件的转动变为从动件

19、的转动、移动、摆动，可以实现一定轨迹、位置要求；运动副为面接触，承载能力大，但平衡困难，不适宜高速凸轮机构由主动件的转动变为从动件的任意运动规律的位移、摆动。但行程不大；运动副为高副，不适宜重载齿轮机构由主动件的转动变为从动件的转动或移动；功率和速度范围大；传动比准确可靠挠性件机构包括带、链、绳传动；一般主动件的转动变为从动件的转动；可实现大距离传动；带传动传动平稳，噪声小，有过载保护；链传动瞬时传动比不准确考虑到切割机是在室外作业，且需要的转速和功率偏大，所以我们采用齿轮机构作为菌草切割机的执行机构。2.2.3传动方案设计传动方案机构简图如下：1电动机；2联轴器；3减速器；4刀具 图 2-2

20、 传动方案机构简图我们采用齿轮传动装置，齿轮传动平稳性较直齿轮好，传递相同的转矩时，虽然结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸振，因此，适合切割机这种高速级的机器。2.3 切割装置的结构和功能分析 目前切割机的切割装置主要有以下几种形式： 1、 往复式切割装置，该型式的切割器具有很好的适应性和通用性，工作稳定，但是往复运动过程中有很大的惯性，切割器振动及噪音都很大、切割速度为减速循环、动能损失大。 2、循环式切割装置，该型式的切割器虽然虽然无惯性，割台振动及噪音小，但是成本较高、应用很少。 3、圆盘式切割装置，该型式的切割器具有结构简单、运动平稳、工作可靠、切割速度高、切割能力强、可与地面成角度入

21、土切割。研究表明，圆盘式切割装置更适合切割类似菌草这种茎秆类植物，而且等滑切角刃线刀片的切割质量较同类圆盘切割刀片有明显优势。切割平稳、功率损耗低等。所以我们采用圆盘式切割装置。图如下： 图2-3 刀盘2.4 切割装置结构设计方案的确定2.4.1 刀轴的设计 图 2-4 刀轴切割机的刀轴是受弯矩和扭矩联合作用的构件，如图所示的刀轴左端为联轴器，有段安装刀盘，可以看出危险截面在刀轴的中间部位。对于圆形轴截面来说，刀轴上所受的弯曲应力和扭转应力分别为= (2-1)= (2-2)式中：m、t 刀轴所受的弯矩和扭矩，nm；w、wt抗弯截面系数和抗扭截面系数，m3。m= (2-3)t=m (2-4)w=

22、 (2-5)wt= (2-6)m的值与t值相等为9.549nm,w为2154.0410-9m3,wt为4308.0810-9m3，则得出=4.4mpa，=2.2mpa。25本章小结本章主要介绍切割机系统的总体设计和一些结构器件的选择。第三章 传动装置主要零件设计3.1锥齿轮的设计计算3.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用锥齿轮传动。2）主要控制切割装置上下移动，要求速度不高，故选用7级精度（gb10095-88）3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。4）选小

23、齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=424=963.1.2按齿面接触强度设计1）由设计计算公式进行试算小齿轮分度圆直径，即d1t （3-1）（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。t1=9.55103nmm （3-2）由机械设计表10-7选取齿宽系数r=0.3。由机械设计图10-20查得区域系数zh=2.5由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa1/2。计算疲劳许用应力h。由机械设计图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim2=550mpa。计算应力循环次数为：n1=

24、60n1jlh=6030001(2830015)=12.96109 (3-3)n2=3.24109 (3-4)由机械设计图10-23取接触疲劳寿命系数khn1=0.90；khn1=0.95。取失效概率为1，安全系数s=1，则：1 = =540 (3-5)2= =523 (3-6)取1和2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=2=523mpa（2） 试算小齿轮分度圆直径d1t (3-7)= mm=36.124mm2）调整小齿轮分度圆直径（1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度vdm1=d1t(1-0.5r)=36.124（1-0.50.3）=30.7054mm (3-8)vm=m/s

25、=4.82m/s (3-9)当量齿轮的齿宽系数d计算齿宽bb=rd1t=0.336.124=44.021mm (3-10)d=b/dm1=44.021/30.7054=1.434 (2)计算载荷系数kh由机械设计表10-2查得使用系数ka=1；根据vm=4.82m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数kv=1.173；直齿锥齿轮轮精度较低，取齿间载荷分配系数1；由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数kh=1.345。故实际载荷系数kh=kakh=11.17311.345=1.58 (3-11)（3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d

26、1t=36.124=38.55mm (3-12)相应的齿轮模数mm=1.61mm (3-13)3.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由机械设计得弯曲强度的设计公式为 （3-14）确定公式内的各计算数值试选kft=1.3计算由分锥角1=arctan（24/96）=14.036与2=90-14.036=75.964，可以得出当量齿数zv1=z1/cos1=24/cos(14.036)=24.74，zv2=z2/cos(75.964)=396.69。由机械设计图10-17查取齿形系数得yfa1=2.62；yfa2=2.11。由机械设计图10-18查取应力校正系数得ysa1=1.59；ysa2=1.89。由

27、机械设计图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限flim1=500mpa；大齿轮的弯曲强度极限flim2=380mpa；由机械设计图10-22查取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85，kfn2=0.88；取弯曲疲劳安全系数s=1.7，则 (3-15) (3-16)计算大、小齿轮的并加以比较= (3-17)= (3-18)因为大齿轮的数值大于小齿轮，所以取=0.0202（2）试算模数 (3-19)=1.78mm1）调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度vd1=m1z1=1.7824=42.72mm (3-20)dm1=d1(1-0.5r)=42.72（1-0.50.3）=36.

28、312mm (3-21)vm=m/s=5.701m/s (3-22)计算齿宽bb=rd1=0.342.72=52.059mm (3-23) (2)计算载荷系数kf由机械设计表10-2查得使用系数ka=1；根据vm=5.701m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数kv=1.12；直齿锥齿轮轮精度较低，取齿间载荷分配系数1；由机械设计表10-4用插值法查得kh=1.340，则有kf=1.270。故载荷系数kf=kakf=11.1211.270=1.4224 (3-24)(3)计算得齿轮模数为m=mt=1.834 mm (3-25)按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数为m=

29、2 mm，按照接触疲劳强度计算得的分度圆直径为d1=38.55 mm,算得小齿轮齿数z1=d1/m=38.55/2=19.275。取z1=20,可得大齿轮齿数z2=uz1=420=80。3.1.4几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=z1m=202=40mm (3-26)d2=z2m=802=160mm (3-27) 2）计算分锥角1=arctan(1/u)=arctan(20/80)=14.036 (3-28) 2=90-14.036=75.964 (3-29)3）计算齿轮宽度b=rd1 m=mt=46.62 mm (3-30) 取b1=b2=47mm。3.2轴的设计计算3.2.1低速轴的设计

30、计算传动装置的总传动比要求应为i=nm/nw （3-31）式中，nm为电动机满载转速，r/min；nw为执行机构转速，r/min。查手册表12-1可知电动机满载转速为2870r/min，设机构转速为750r/min，则有i=3.8。我们的转动装置从电动机到工作机有三轴，从左到右一次定为、轴1）各轴转速ni=nm =2870 r/min (3-32)nii=ni/ii =2870/0.97=2958r/min (3-33)niii=nii/iii =2958/3.9=758 r/min (3-34)式中，nm为电动机满载转速，r/min；ni、nii、niii分别为、轴的转速，r/min；轴为高

31、速轴，轴为低速轴；ii、iiii依次为、轴与、轴间的传动比。若取传动效率=0.97，则功率piii=p2=30.97=2.91 kw (3-35)tiii=9550=95500.0038=36.66 nm (3-36)2）初步估算轴的最小轴径= （3-37）确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢（调质），由机械设计表153，取a0=112由前面的计算得piii=2.91kw，niii=758r/min3）计算最小轴径= =17.54mm (3-38)最小直径轴安装联轴器处轴。为了使轴的直径与联轴器的孔径相适应，因此需要选择适当的联轴器型号电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴的转速较

32、高，为减小起动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器。我们采用lx4弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速与工作机常不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此，常需选用无弹性元件的联轴器。我们采用柱销联轴器。4）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案根据设计要求，现选用图所示的装配方案。图3-1 联轴器（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、为了满足联轴器的轴向定位要求，、ii、轴联轴器两端需制出一轴肩，故取直径di=22mm，dii=28mm，di

33、ii=35mm。初步选择滚动轴承。轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，轴承7007c，其尺寸为ddt=35mm62mm14mm。5）轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由机械设计的表6-1查得平键截面bh=6mm6mm，键槽使用键槽铣刀加工，长为26mm，且为了保证联轴器与轴配合良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是以过度配合来保证的，此处的轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计表15-2，取ii轴左端倒角为0.845，轴右端倒角为1.0457）求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承

34、的支点位置时，应从手册中查取a值（参看机械设计图15-23）。对于7007c角接触球轴承，由机械设计课程设计手册查得a=18.3mm。而作为简支梁的轴的支承跨距213mm。可以看出轴的中间截面是轴的危险截面。现将计算出的危险截面处的mh、mv及m的值列于下表。表3-1截面c的支反力、弯矩及扭矩数值载荷水平面h垂直面支反力fffnh1=490n,fnh2=490n,fnv1=209.17n,fnv2=-209.17n弯矩mmh=24378.9nmmmv1=10370.6nmmmv2=-10370.6nmm总弯矩m1=m2= =26493 nmm扭矩tt1=19760nmm8）按弯扭合成应力校核轴

35、的强度进行校核时，通常只要校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据机械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力= =54.9mpa (3-39)前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1=60mpa。因此ca-1,故安全。3.3轴承的校核由于要同时承受轴向力和径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，因此在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取右轴承进行校核，故p=693.92n。 (3-40)预期计算轴承的寿命（按工作10年，年工作200天，4小时工作制），则有：=10x200x4=8000

36、h (3-41)右轴承所需的基本额定动载荷c=16.93kn (3-42)查机械设计课程设计表6-6可知，7007c型角接触球轴承的额定动载荷cr=18.5kn。此，ccr,故安全；同理左边轴承ccr，也安全。3.4润滑与密封因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式3.4.1滚动轴承的润滑高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，因此选用油润滑中的飞溅润滑较合适，查机械设计课程设计手册中表71，选用全损耗系统用油代号为l-an15的润滑油，适

37、用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。低速轴上的轴承由于转速都不太高，采用脂润滑，查机械设计表72，选用钙基润滑脂代号为1号的润滑脂，因有较好的抗水性，适用于农业机械设备轴承的润滑。3.4.2齿轮的润滑为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用l-an100。3.5 本章小结本章节主要是设计计算切割机上的主要零器件，通过计算得出更合理科学的数据，以便完善菌草切割机设计有缺陷的部分。第四章 基于ansys有限元分析有限元分析（fea，finite element analysis）里有数学近似的方法对真实物理系（几

38、何和载荷工况）进行模拟。还里有简单而又相互作用的元素，即单元，就可以用有限数量的未知量去逼近无限未知量的真实系统。目前有限元法已经成功应用于许多领域，在我国科研院所和工程界较为流行和广泛使用的大型有限元软件主要是 msc，ansys，abaqus，adina，dynaform等。本课题选用 ansys，因为 ansys 是国际上最著名的显示动力学分析软件，是一种比较齐全的显式动力分析的软件。有限元分析可分成三个阶段，前置处理，计算求解和后置处理。分析流程图如下：4.1建立几何模型模型导入，通过 ansys 与三维软件之间的接口进行几何模型的导入，几何模型如图所示：4.2 网格单元的选择及划分网

39、格的划分是有限元分析的最重要环节，网格划分的好坏与计算的精度和速度有直接的关系。网格划分分为三个步骤：定义单元、选择材料、划分网格。基本网格的划分主要分为自由网格和映射网格两种类型，由于映射网格(六面体网格)比自由网格(四面体网格)质量高，对网格要求比较高的情况下，计算比自由网格更容易收敛些。映射网格和自由网格在同样网格尺寸，数量上少很多，花费的时间也相对较短。对于简单的结构，映射网格的划分比较容易，但是对于复杂的形状，映射网格划分起来会比较麻烦，花的时间比较多。考虑以上因素，切割机采用六面体的网格划分。切割机有限元模型如图所示：4.3求解设置求解过程如图所示：4.4等效应力分析切割机切割过程

40、应力云图如图所示：4.5切割机位移云图位移云图主要表示切割机整体移动切割的过程，也表示变形的大小。切割机位移云图如图所示：4.6本章小结本章节主要是利用有限元软件建立切割机的仿真模型，进一步验证我们所涉及的切割机的可行性。总结语本文主要是围绕巨菌草的切割来展开对巨菌草各种生长特性及切割时需要需要注意的问题，进行调查和查阅与课题相关的文献资料，简单了解了国内外巨菌草收割机的研究现状以及菌草收割技术的研究进展，主要对切割机的结构进行了设计，得出主要结论如下： 1 ） 对菌草切割机切割装置和控制装置的关键零部件进行结构设计，通过设计计算得出合理的个零部件数据，使切割机更加完善。2 ） 利用有限元分析

41、软件建立切割机整体结构的有限元模型，得出了菌草切割机的应力云图、切割装置的位移云图等，验证了切割装置结构的可行性。 通过此次对菌草切割机的深入研究，发现还有很多部分有待进一步完善，主要有以下方面： 1） 本文对切割装置和控制装置都还没做到更加详细的结构设计，具体的细节还需要进一步完善； 2 ） 由于条件限制只是将切割机进行了简化有限元模型，所以还忽略了菌草本身的质地，而且理论上的仿真研究和实际的田间试验就有一定的差距； 3 ） 菌草在实际切割时少考虑了地域不同、切割装置振动等切割的影响，这对切割装置的切割质量也有一定的影响。 在今后的研究中要对切割装置的结构参数(刀片数量、刀片刃角、刀片切割角

42、等)和运动参数(机车的前进速度、刀盘转速等)以及地面不平度，地域不同和切割振动等因素共同考虑的情况下进行综合研究，研制出适合我国地域特点的成熟的巨菌草切割机。 参考文献1葛宜元,王金武,王金峰. 水稻整株秸秆还田机刀轴可靠性灵敏度分析及优化j. 农业工程学报,2009,10:131-134.2李鹏. 甘蔗收割机切割装置的虚拟设计d.河南科技大学,2013.3蒲明辉. 小型甘蔗收割机虚拟设计及仿真d.广西大学,2005.4陈国晶. 单圆盘甘蔗收割机切割器切割破头率影响因素的试验研究与机理分析d.广西大学,2006.5周勇,区颖刚,莫肈福. 斜置式甘蔗切割喂入装置设计及试验j. 农业工程学报,20

43、12,14:17-23.6罗瑶,杨文敏,李锐锋,陈聪,朱咸磊. 青蒿收割机切割机构的设计与分析j. 机械研究与应用,2012,06:20-22.7刘兆朋. 圆盘式苎麻切割器的设计及试验研究d.湖南农业大学,2011.8廖宜涛. 基于有限元法的锯齿式芦竹切割器切割机理研究d.华中农业大学,2007.9苏健. 片式元件切割机结构设计与有限元分析d.哈尔滨工业大学,2007.10朱凌宏,吴小明. 动平衡减振切割机结构设计j. 机械传动,2013,02:109-111.11 kathirvel k, manian r, anathakrishnan d, et al. survey of agricultural accidents in tamil naduc. /humanizing work and work environment(hwwe 2001). 2003: 471-47712 schembri m g, mckenzie n j, connor a, et al. further advances in automating base cutter height controlc. /proceedings of the 2000. conference of the australian society