青饲料打捆机的设计

1、前言我国饲草、秸秆等农业生物质资源非常丰富，但是在其商品化生产过程中，首先遇到的问题是这些物料松散，容积密度小，收集、运输困难。这些物料无论在贮存还是运输时，都占用很大的空间，面临严重的运输成本压力1。将饲草压实打捆后再运输，能够有效地降低运输成本，节省饲草贮存空间。另一方面由于, 人工收割，工作效率低, 作业成本高，劳动强度非常大，因此新兴的青饲料种植业急需经济适用的小型青饲料打捆机，所以，研制、开发和推广适合我国农牧区应用的各类青饲料捡拾压捆机以及提高机具的性能对现代草业工程和青饲料收获机械化不断发展具有重要意义，也是青饲料收获工艺和机具系统研究的重要课题2 。青饲料生产机械化是建设我国现

2、代化畜牧业的必要过程。随着我国畜牧业的发展，现有的畜牧养殖规模不断扩大，养殖户对青贮饲料的需求越来越大，我国现有的青贮收获、存储技术难以满足现阶段养殖业的市场需求3 。 针对上述问题，本文设计开发了一种牵引式青贮饲料高密度打捆机。该打捆机配合现有作业设备可以完成青贮饲料打捆的作业过程，该青贮打捆装置，主要由饲草喂入机构、捆绳机构、成捆室、液压机构和传动机构、机架行走部件、压力感应报警机构和密调节机构等组成。本文首先分析了青饲料生产机械化在我国畜牧业发展中的重要作用，综合分析了收获期青贮饲料种植的几何尺寸，青贮饲料的品种、产量、 含水率， 等因素，并且结合当前养殖业发展的新特点,进而确定了生产工

3、艺流程以及总体配置方案。从社会需求可以看出青饲料机械的研制在机型上以中小型为主，在研究内容上，重点解决劳动强度大, 用工多的牧业生产作业。并介绍了打捆机的设计过程。对打捆机的整机参数、工作性能、工作效率、整机工作稳定、性能可靠，安全性、等因素进行了理论验证并且各项指标均达到了设计任务书的要求等，以 YY5080型圆草捆打捆机为研究对象。通过运用PORE三维建模软件和CAD制图软件，设计了青贮打捆装置，通过对圆捆机成捆室的理论分析， 得到影响草捆密度的各种因素之间的关系，为成捆室钢辊的布置和选择提供了理论依据，并在在理论分析的基础上，完成了样机的三维和二维绘图。由于在压捆机的工作部件中，输送喂入

4、机构和成捆室上钢辊的配合运动关系是关键因素，在不影响饲草喂入，并且喂入机构和成捆室上钢辊不发生干涉的情况下，最大限度地提高喂入叉的高度。使圆捆机的喂入叉进入喂入口的时间延长，高度增大，这样饲草能够被充分地喂入到成捆室，从而提高其圆草捆的草捆密度和质量。通过对圆捆机喂入机构和成捆室的分析研究，也为以后的压捆机研究与改进提供了数据支持和理论依据。关键词 ：圆捆机；喂入机构；成捆室；青饲料；牵引式目录 TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark6 o Current Document 引言 1问题的提出1研究目的和意义1可行性分析1国内外研究现状 2本课题需要重点研究的内容

5、、关键的问题及解决的思路3 HYPERLINK l bookmark8 o Current Document 青饲料打捆机的结构及工作原理 5打捆机的结构 5打捆机的工作过程 5打捆机的传动部分 6 HYPERLINK l bookmark10 o Current Document 动力源的选择 7拖拉机的选择 7各级传动比的确定 7运动参数及动力参数计算 7 HYPERLINK l bookmark40 o Current Document 4带传动的设计与计算 9设计功率 9选择带型 9确定大、小带轮的基准直径 9计算带速 9V 带的基准长度和中心距 9验算小带轮包角 10V 带根数 10

6、作用在带轮轴上的压力 10带轮的结构设计 10 HYPERLINK l bookmark64 o Current Document 齿轮传动的设计11选择材料 11齿数选择 11受力分析 12链轮的设计13链轮齿数 13链条节数 13计算功率 13链条节距 14实际中心距 14计算链速 14作用在轴上的压力 14 HYPERLINK l bookmark130 o Current Document 轴的设计 15材料的选择 15轴的最小直径的确定 15轴的结构设计 16按弯扭合成强度条件校核 16精确校核轴的疲劳强度 19 HYPERLINK l bookmark162 o Current D

7、ocument 键与轴承的选择与校核 21键的选择 21键强度校核 21滚动轴承选用 21计算所需的径向基本额定动载荷 21验算轴承的寿命 22总结 23致谢 24 HYPERLINK l bookmark184 o Current Document 参考文献 25工程概况本文首先介绍了青饲料打捆机在我国畜牧业发展中的重要作用，对打捆机的发展趋势，研究的目的和意义，国内外研究现状，工作原理等进行了介绍，对打捆机的动力源选择，传动部分及主要零部件进行了设计计算，并以YY5080型圆捆机为研究对象，通过对其喂入机构和成捆室做研究分析，得出喂入机构的运动规律和草捆的成型机理，并对打捆机的工作过程，整

8、机参数、工作性能、工作效率、整机工作稳定、性能可靠，安全性、等因素进行了理论验证并且各项指标均达到了预期目标，然后根据收获期青贮饲料种植的几何尺寸，青贮饲料的品种、产量、含水率，等因素，从而确定了青饲料打捆机的总体设计与配置方案。通过对市场的调查分析可以看出青饲料机械的研制在机型上以中小型为主，其目的是重点解决劳动强度大，用工多，饲料运输成本高等问题。根据对青饲料打捆机成捆室的理论分析，得到了影响草捆密度的各种因素之间的关系，为成捆室钢辊的布置和钢辊的形状选择提供了理论依据，并在理论分析的基础上对打捆机的工作部件进行合理设计与布置，打捆机的喂入机构和成捆室上钢辊的配合运动关系是关键因素，在不影

9、响饲草喂入，并且在喂入机构和成捆室上钢辊不发生干涉的情况下，最大限度地提高喂入叉的高度。使圆捆机的喂入叉进入喂入口的时间延长，高度增大，这样饲草能够被充分地喂入到成捆室，从而提高其圆草捆的草捆密度和质量。由于以往打捆机草捆密度难以控制，我针对这一问题在打捆机上增加了压力报警器可以使草捆密度基本保持一致。 .4 链条节距由图 9-13 得1.081.08kzz1211.11 HYPERLINK l bookmark70 o Current Document z1919采用单排链，km 1 .0 ，故PC8.4P0C7.57kwKzKm1.11 1(6-3)(6-4)由图 9-11 查得当n4链条

10、，由表9-1 查得，节距实际中心距设中心距可调计算链速时， 20A 链条能传递的功率为10kw 7.57kw ， 故采用 20AP 31.75mm。z1 pn1 v60 100021 31.75 3203.556m/s60000(6-5)6.7 作用在轴上的压力由 FQ 1.2 1.3 F 设 FQ 1.3F 得： TOC o 1-5 h z PC8.4 HYPERLINK l bookmark124 o Current Document F 1000 C 10002362.2N(6-6)V3.556 HYPERLINK l bookmark128 o Current Document FQ

11、1.3F 1.3 2362.2 3070.9N(6-7)7 轴的设计动力从拖拉机传出，由万向传动器传递到轴1 上的小锥齿轮上，再经由轴1 上的小锥齿轮由一级锥齿传动传递到轴2 上， 由轴 2 上的锥齿经过带传动将动力传递给轴3 上的链轮，再由轴 3 上的链轮将动力传动传递到成捆室的各个滚轴上，从而完成青饲料的打捆作用。材料的选择查机械设计（第九版） 表 15-1 得轴得常用材料及其主要力学性能如下表7-1表 7-1 轴的常用材料及其主要力学性能材料硬度/HBS抗拉强度极限BMPa屈服强度极限SMPa弯曲疲劳极限-1MPa剪切疲劳极限-1MPa许用弯牌号热处理毛坯直径/mm曲应力-1MPa备注正

12、火10017021759029525514055应用最广泛45回火100300160217570285245135调制20021725564035527515560100735540355200用于在载荷较40Cr调制10030024128668549033518570大， 而无 很大冲 击得重 要轴。打捆机在工作时，捡草器的转速很高，而且传递的扭矩很大，综合考虑，由机械设计（第九版）表15-1 选出轴的材料选择40 Cr调质处理，硬度为s 540MPa ，抗拉强度极限B 735MPa 弯曲疲劳极限取7.2 轴的最小直径的确定 由公式dA0pn其中P 该轴传递的功率， 6.32 kw；n 该轴

13、的转速， 320 r / min ；A0指轴的材料和承载情况确定常数241-286 HBS ，其屈服疲劳强度极限1 355MPa，-1 200MPa。(7-1)P=6.32kw,n=320r/min 。查表 15-3 得 A0112 97 取 A0 100 带入上式可得1006.321006.32 27mm320考虑到轴上有两个键槽轴径增大10%得d 27 1 10%d 27 1 10%29.7mm(7-2)5 得倍数，故取d 30mm轴的结构设计为了便于整机得装配以及轴上零件的拆卸，故把轴做成阶梯型轴的直径从中间逐渐向两端减小。可依次将轴承和带轮，链轮等从轴端装拆，为了使轴上的零件便于安装，

14、轴端及各轴的端部应有倒角。轴上磨削的轴段应有砂轮越程槽，车制螺纹轴段应有退刀槽。 TOC o 1-5 h z 从左向右依次为第一段轴、第二段轴、第三段轴。第一段轴；轴径d525mm ，l524 mm，车螺纹。第二段轴：轴径d135mm，l1147mm，键槽分别为b h l 8mm 7mm 28mm、b h l 8mm 7mm 45mm。 HYPERLINK l bookmark138 o Current Document 第三段轴；轴径d335mm ，l325mm。 HYPERLINK l bookmark144 o Current Document 第四段轴；轴径d255mm ，l2810m

15、m ，键槽为b h l 16mm 10mm40mm。 HYPERLINK l bookmark146 o Current Document 第五段轴；轴径d430mm，l426mm。捡草器轴结构初定如图7-1 所示：7-1轴的结构示意图按弯扭合成强度条件校核捡草器轴上扭矩得计算如下：T 9550 p 9550 6.32188.6N m(7-3)n320(7-3)Ft Ft 2T d2 188.6 103353429N35径向力：Fr1 1930 .2N轴向力：Fa 100N7.4.2计算轴承支反力如下 水平面 TOC o 1-5 h z d155FQ 120 Fa1-Fr 105 1930.2

16、 120 100- 105RAH222487N (7-4)10001000RBH FQ FR FAH ( 1547 800 101.76)2448.76N(7-5)垂直面Ft 3810RAV = RBV =1905N(7-6)22轴上载荷的计算求轴承上的支反力垂直面内：FNV1 923NFNV2 334N水平面内：FNH1 2509NFNH2 873N画受力简图与弯矩图，如图7-2 所示：载荷水平面 H垂直面 V支反力 F弯矩 MM11781392 692252 191116.7N mmM 21781392 （载荷水平面 H垂直面 V支反力 F弯矩 MM11781392 692252 1911

17、16.7N mmM 21781392 （23714） 2 179710.5N mmT 188600 N mm7.4.3按弯扭合成应力校核轴的强度7-2 受力简图和弯矩图根据上面的数据和轴的机构以及弯矩和扭矩图中可以看出，受载荷最大的面是靠近大带轮的轴承端面，因此求得此截面的弯矩扭矩如表7-2：表 7-2 截面的弯矩扭矩总弯矩扭矩 TFNH1 2509NFNV1 923NFNH2 873NFNV2334NM H 178139N mm进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由上表的MV1 69225N mmM V2 23714N mm数据，以及轴单向旋转，扭转切应

18、力为脉动循环变应力，取=0.6，15-5）公式得caM2 T2W(7-7)M 1caM2 T2W(7-7)M 12T 2W2191116 .70.6 18860030.1 3524.68 MPa -170 MPaca 1179710 .520.6 188600 20.1 35322.59M P a -170 M P a40Cr，调质处理，由机械设计表15-1 可查得 -1=70 MPa，所精确校核轴的疲劳强度(7-8)(7-9)抗弯截面系数：w 0.1d3=0.1 303=2700mm(7-8)(7-9)抗扭截面系数：wT 0.2d3=0.2 303=5400mm3截面上弯矩应力B M /V

19、191116.7/2700 70.8MPa截面上扭转切应力T T 18860034 .9MPaT WT 540040Cr ， 调质处理，查 机械设计表 15-1 查得 B 735MPa -1 200MPa-1335MPa。 TOC o 1-5 h z 截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数及 按机械设计附表3-2 查取，因:r20.067 D 40 1.33经插值后可查得d30d30 HYPERLINK l bookmark22 o Current Document 1.591 .33又由附图3-1 可得轴的材料的敏性系数为：q 0.82q 0.85故有效应力集中系数为：k 1 q (1) 1

20、0.82( 1.59 1)1.48(7-10)轴按磨削加工由机械设计附图3-2 得尺寸系数k 1 q (1) 1 0.85 (1.33 1) 1.28=0.85，由附图3-3 得扭转尺寸系数为=0.93-4 得表面质量系数=0.92轴未经表面强化处理，即=1q3-12）及式（3-14b）得综合系数为：又由碳钢的特性系数：k1K1 1.83Kk 11 1.480.1- 0.2 取 0.150.05-0.1 取 0.05计算安全系数Sca按式（15-6） - （ 15-8）则得：1ka3351.48 36.81.5 0 6.15故该轴在此截面的右侧的强度也是足够的。本机无大的瞬时过载及严重的应力循

21、环不对称性，20070.8m0.153.19 HYPERLINK l bookmark156 o Current Document m 70.821.6222Sca S S / S2S26.15 3.19/ 6.152 3.192 2.83(7-11)(7-12)(7-13)7-14)故可略去静强度校核。至此，轴的校验结束, 轴的校验合格。8 键与轴承的选择与校核8.1 键的选择 键连接可分为平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。平键按用途分有三种：普通平键、导向平键和滑键。平键的两侧面为工作面，平键连接是靠键和键槽侧面挤压传递转矩，键的上表面和轮毂槽底之间留有间隙。平键连接具有结构简单

22、、装拆方便、对中性好等优点，因而应用广泛。但本设计采用的是半圆键连接。查表机械设计手册表4-1 ， 参考轴的直径d2 55mm d1 35mm分别选择轴2、 4段为半圆键b h l 16mm 10mm 40mm 、 b h l 10mm 8mm 63mm 。材料为45 钢，其许用挤压应力100-120MPa，取其平均值，110MPa。8.2 键强度校核在本设计中捡草器轴传递的扭矩最大，根据要求，需对捡草器的键连接进行强度校核，因载荷均匀分布，根据平键连接的挤压强度公式：式中： T 为转矩（N mm）；4000T p p dhl8-1 )d 为轴径 （ mm） ； h 为键的高度（ mm） ；

23、l 为键的工作长度（ mm） ； p 为许用挤压（MPa） ；T 188.67N m 188670 N mm将数据带入得：p 4 188670/10 40 55 34.3MPap 110Mpap2 4 188670/ 35 8 63 49.9MPap 110Mpa8-2)8-3)8.3 滚动轴承选用已知装轴承处轴径d 35mm，转速n 320r /min ，查机械设计手册，表6-1 得选用向心推力轴承，选型号为6007，其基本参数为，d 35mm, D 62mm, B 14mm 。基本额定动载荷Cr 16.2KN8.4 计算所需的径向基本额定动载荷 对于向心推力轴承，其径向基本额定载荷Cr (

24、fpp 60nlh 1/ft ) ( 106 )8-4)式中 fp 载荷系数，查表fp取 =1；ppPr 当量动载荷，1239.44N ；ft 温度系数，得ft =1 ；Lh 基本额定寿命，本机预设寿命Lh = 8000h ；n 轴承转速，n 320r / min ； 寿命指数，对滚动轴承=10/3。Cr (11239.44)(60 320 8000/10660 320 8000106)1/3 6637.78N16.2KN故所选轴承符合要求。8.5 验算轴承的寿命8-5)Lh106(Cr/P)10/3/60n 2.5 1048-5)总结通过本次毕业设计，我深深体会到自己在理论知识方面的欠缺，同

25、时也感到自己在知识的运用上也不够灵活，这也说明我在学习知识的过程中存在着一些缺点，总结有以下几点：（ 1 ）在初定方案过程中，由于自己所见实物过少，零部件的尺寸不能确定，使方案进行了多次修改，耽误了大量时间。在计算过程中，对于带轮和齿轮的基本尺寸，计算结果与实际生产加工有偏差，也相应作了修改。（ 2）由于理论知识的欠缺，在做设计的时候，有好多知识已经寻找问题，发现问题，解决问题的能力。断层，还得回头翻课本，查找资料，然后进行设计，浪费了许多时间。（ 3）由于前面学了画图软件后没有进行巩固，在画图时还要一边探索一边画图，对画图有一定影响。通过这次毕业设计，我从中学到了很多，总结如下：（ 1 ）综

26、合运用机械设计基础及其他课程的知识，使学的理论知识得到巩固，加深了对知识的理解。（ 2）学习、掌握一般机械设计的基本思路及设计方法。（ 3）对画图软件有了进一步理解，运用的更加熟练。总的来说，在这次毕业设计中，我收获很多，不要小看在课堂上学的任何一点知识，虽然暂时觉得用不上，但是在以后的日子里，总会用到；所以在以后的日子里要努力学习知识。这次在考虑问题方面也有点片面，所以在以后的生活中，要尽量全面考虑问题，以免造成不必要的麻烦。致谢对于这次毕业设计的完成，首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我将以前学到的知识又重新回顾了一遍，知道了学习的可贵与获取知识的辛勤。承蒙指导老师的耐心指导，使我顺利地完成了毕业设计。在此，深深地感谢指导老师，给予了我耐心的指导和帮助，体现出了他对工作高度负责的精神，特别是王旭峰老师，他利用上班的休息时间赶来为我指导，同时，在周末他也会随时过来检查进度。在整个设计的过程中，他耐心的指导，才使我的设计顺利完成，同时也感谢在这几年中给予我知识的各位老师。参考文献