机械毕业设计1622玉米秸秆粉碎机的设计

本科毕业设计（论文）题目：玉米秸秆粉碎机的设计学院：工学院姓名：学号：一专业：农业机械化及其自动化班级：指导教师:一2014年5月摘要近几年由于国家农业政策的鼓励，我国整个农业形势大好，，玉米产量也大幅度的提高，但随之出现的问题是玉米秸秆也大量增多，清除秸秆成了农民种地前最头痛的事。为不影响农耕，按时播种，同时又省事省力，有些农民就直接将秸秆就地焚烧，这样既浪费资源又污染环境。玉米秸秆粉碎机就是未解决这一问题而产生的。它是将玉米秸秆粉碎并铺撒在田里，这样既环保又达到了很好的增肥效果。该玉米秸秆粉碎机的设计主要依靠三点悬挂与拖拉机相挂接，依靠其牵引本机工作。主要由悬挂部分、齿轮箱、秸秆粉碎部分等组成。关键词秸秆粉碎；还田；设计;ABSTRACTInrecentyears,duetotheencouragementofnationalagriculturalpolicy,China'soverallagriculturalsituationisexcellent,andcornproductionisalsogreatlyimproved,buttheattendantproblemsarealsoalargeincreaseincornstalks,strawbecamecleartheformerpeasantfarmingHeadaches.Doesnotaffectfarming,sowingtime,whileeasyeffort,somefarmersdirectlyinsituburningofstraw,sonotonlywasteresourcesandpollutetheenvironment.Cornstalkshredderisnottosolvethisproblemarising.Afterthestrawchoppershopsprinkleitintheground,sothatenvironmentallyfriendlyandcanchangesoilfertility,fertilitytoachievegoodresults.Thecornstalkshredderdesignedprimarilyrelyonthree-pointsuspensionwitharticulatedtractor,pullingthemachinereliesonitswork.Mainlybythesuspension,gearbox,strawchoppingmechanismandothercomponents.Keywords:Strawchopper;Field;Design;目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要1ABSTRACT2目录31弓1言4\o"CurrentDocument"1.1玉米秸秆粉碎机设计的背景4\o"CurrentDocument"1.2玉米秸秆粉碎机设计的目的及意义4\o"CurrentDocument"2总体结构及基本参数的确定5\o"CurrentDocument"2.1总体结构5\o"CurrentDocument"2.2工作原理5\o"CurrentDocument"2.3拖拉机的选择5\o"CurrentDocument"2.4基本参数计算以及各轴功率、转矩分配62.4.1基本参数的计算62.4.2各轴的功率分配62.4.3各轴的输出转矩7\o"CurrentDocument"2.5玉米秸秆粉碎机主要参数7\o"CurrentDocument"3传动部分主要零件设计8\o"CurrentDocument"3.1带轮主要参数的计算和结构的确定83.1.1几何尺寸的确定8\o"CurrentDocument"3.1.2V带轮的材料，结构的确定9\o"CurrentDocument"3.1.3大、小动带轮的具体尺寸10\o"CurrentDocument"3.2锥齿轮的几何计算和说明10\o"CurrentDocument"3.2.1选定齿轮参数10\o"CurrentDocument"3.2.2按齿面接触强度进行初步设计10\o"CurrentDocument"3.2.3几何尺寸的计算11\o"CurrentDocument"3.2.4校核齿面接触疲劳强度13\o"CurrentDocument"3.2.5校核齿根弯曲疲劳强度14\o"CurrentDocument"3.3轴的设计与校核15\o"CurrentDocument"3.3.1轴的材料选择和最小直径估算15\o"CurrentDocument"3.3.2输入轴的结构设计163.3.4输出轴的结构设计20\o"CurrentDocument"3.3.5输出轴上的载荷与校核21\o"CurrentDocument"4主要工作部件的设计24\o"CurrentDocument"4.1秸秆粉碎刀辊工作原理24\o"CurrentDocument"4.2甩刀的排列方式25\o"CurrentDocument"4.3甩刀的选择25\o"CurrentDocument"5总结26\o"CurrentDocument"主要参考文献27\o"CurrentDocument"致谢281引言1.1玉米秸秆粉碎机设计的背景目前，我国的秸秆开发利用主要是从三个方面来进行的：一是秸秆还田，包括整株和粉碎还田两种；二是作为家畜饲料，包括直接饲喂、粉碎饲喂及氨化、青贮、微贮等处理后饲喂；三是作为相关工业原料利用，如用于造纸、制炭、编织等。近几年由于国家农业政策的鼓励，粮食直补，农机购机补贴等措施的实施，使农业机械化水平的不断提高。我国整个农业形势大好，，玉米产量也大幅度的提高，但随之出现的问题是玉米秸秆也大量增多，清除秸秆成了农民种地前最头痛的事。为不影响农耕，按时播种，同时又省事省力，有些农民就直接将秸秆就地焚烧，这样既浪费资源又污染环境。玉米秸秆粉碎机就是未解决这一问题而产生的。它是将玉米秸秆粉碎并铺撒在田里，这样既环保又达到了很好的增肥效果。我国土地面积广阔，秸秆资源数量巨大，开发价值大，开发利用前景十分可观，真可谓广阔天地，大有作为啊！1.2玉米秸秆粉碎机设计的目的及意义该粉碎机是将玉米秸秆粉碎并铺撒在田里，这样既环保又达到了很好的增肥效果。它是一种在玉米联合收割机以外使用的机械，作业的对象是收获完玉米棒子之后，玉米秸秆还在地里，手工粉碎清理比较麻烦，它很好的弥补了这部分需求，价格适中，适用于中小型的田地，功率也比较适中，应用范围较广，有很好的使用前景。我国农业机械化水平相较以前有了很大的提升，但水平与国际相比还是有很大的距离，所以作为一名学习农业机械的学生来说还有很长的路要走，真可谓任重道远啊！设计玉米秸秆粉碎机只是一个简单的开始，是对自己的一次检验，以后必须更加努力才行。

2总体结构及基本参数的确定2.1总体结构该玉米秸秆还田机主要由动力输入、变速箱、带传动、工作部件秸秆粉碎机构等组成。采用的结构形式为卧式结构，刀轴水平配置，安装在刀轴上的甩刀在纵向垂直面内旋转。粉碎机在工作的时候，依靠三点悬挂装置与拖拉机后输出轴通过万向联轴器相挂接，牵引着该机工作。2.2工作原理粉碎机的工作原理是：在该机工作时，拖拉机输出轴传递的动力经万向节传递给变速齿轮箱，齿轮箱传递动力到带轮。在进行秸秆粉碎作业时，轴通过齿轮箱、大小带轮两级增速后，带动粉碎刀轴上的甩刀高速旋转，把地上的秸秆抓起，使之受到一次切割。当秸秆进到机箱内后，又一次同时受到剪切、搓擦和撕拉的作用，从而得到进一步粉碎，粉碎完后被均匀地抛撒于机后田地中，达到还田的目的。2.3拖拉机的选择配套拖拉机的选择就是发动机的选择，必须依靠粉碎机的要求来进行选择。发动机应有适当的容量来满足要求，如果所选的发动机功率太大，必然会因容量不能充分利用而增加成本，造成功率的浪费；相反，如果容量太小，就不能保证粉碎机的正常粉碎，或使发动机长期处于过载、发热量大的工作状态，导致过早损坏。考虑到功率储备以及传递过程中的功率损失，所以选择的发动机功率必须大于粉碎机的使用功率。家用型的玉米秸秆还田机可选择55~60马力左右中型拖拉机与其配套。2.4基本参数计算以及各轴功率、转矩分配2.4.1基本参数的计算现已知粉碎轴及刀轴的工作转速是n3=1800r/min，拖拉机输出轴的转速n拖=523r/mino所以总的传动比i=二=523/1800=0.291n3锥齿轮的传动比i,=0.5则轴2的转速锥nn2=n1=523/0.5=1046r/minz锥则带轮传动比ni=n2=1046/1800=0.581带n32.4.2各轴的功率分配已知联轴器传动效率门联轴=0.98，锥齿轮8级闭式齿轮传动效率n锥齿轮=0.95，滚动轴承的传动效率门轴承=0.98带轮的传动效率n带轮=0.96。拖拉机的输出功率%=55x0.735x80%=32.34*W（20%用于拖拉机的行驶功率）轴1的输出功率P=P门门=31.06kW10轴承联轴器轴2的输出功率P2=中轴/锥齿轮UK驯轴3的输出功率P=叩带/轴承=27.49kW2.4.3各轴的输出转矩拖拉机输出转矩T=9550p=9550x^234=590.53N-mTOC\o"1-5"\h\z拖n0523轴1的输出转矩T=9550p=9550x3106=567.16N-min1523轴2的输出转矩p2922T=9550p=9550x——=266.78N-m2轴3的输出转矩T=9550P3=9550x27.49=145.85N-m3n318002.5玉米秸秆粉碎机主要参数外型尺寸（毫米）1750X1350X1050作业幅宽（mm）1050抛撒幅宽（mm）1050整机重量（公斤）450粉碎轴转速（转/分）1800粉碎刀数（片）Y型刀30滚筒回转直径（mm）496切碎长度W10cm配套功率55-60马力切碎合格率390%

3传动部分主要零件设计3.1带轮主要参数的计算和结构的确定3.1.1几何尺寸的确定计算的项目计算的内容计算的结果确定计算功率查书中带传动表8-7工况系数为K=1.2P=KP,P=27.49P=KP=1.2*27.49ca《「32.988选取带型ca由书上图8-11P=32.988,n=1800r/min选用C带选取小带轮直径ca3由设计手册初选出小带轮直径dd1=224mm大带轮直径dd2=idd1i=1.72d/385.54,圆整为400mm带轮带速V=函dini160x1000V1=21.11m/s；5m/s<V1<30m/s,合适初选中心距。00.7(d+d)<a<2(d+d)d1d20d1d2初选中心距436.8<a0<1248初选“0=600mm带初步基准长度Ld0兀L-2a+三(d+d)+(dM)2d002dld24a妇0Ld0=2193.6mm带基准长度Ld由表8-2得：L=2000mm实际中心距a机a+~^d002a=a-0.015xLmind0a=a+0.03xL’。a=504mma=474mma=564mmmax小带轮包角a=180。-20^180。-4114x571aa=160。.3。a1>90。

带的根数由小带轮直径和转速，查8-4a得P0由表8-4b查得S由表8-5取包角系数孔由表8-2取长度系数KLP=7.9kw0AP=1.35kw0K=0.95Kl=0.88带的根数z—p!\p+Ap)kk一ooalz=4.266z取5计算初拉力查设计手册得带长度质量q=0.3kg/m(F)—500(25-,Pca+qv20minKaZV(F).=452.4N;应使带的实际初拉力F>(F)00min带的压轴力.a(F)=2z(F)siipmin0min2(Fp)■=3564N3.1.2V带轮的材料，结构的确定带速V<30m/s时的带传动，其带轮内一般用HT1500或HT200制造，高速时应使用钢制造，。由于该机带速为V=21.11m/s，故带轮材料选用HT200。在设计带轮结构时，应使所选的带轮易于制造，可以避免因制造而产生过大的内应力，重量要轻。V带轮的结构形式和基准直径有关，当带轮基准直径d<2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时，可采用实心式；d当dd<300mm时，可采用腹板式；当ddV300mm，同时D「d>100mm时，可采用孔板式；当dd>300mm时，可采用轮辐式。由上表可知，d=224mm；d=400mm，则：小带轮可以1采用腹板式t大带轮可以采用轮辐式查表得：C型V带轮轮槽截面尺寸：基准宽度bd=19mm，基准线上槽深h.=4.8mm，基准线下槽hf.=14.3mm，槽间距。=25.5士0.5mm，槽边距fmin=16mm，带轮宽度B=QT）e+2/（z一轮槽数），夕卜径da=dd+2七3.1.3大、小动带轮的具体尺寸A小带轮：轴颈尺寸d=40mm，分度圆直径ddi=224mm,d「234mm,B=132mm,L=80mm,d「80mm,C'=33mm.B大带轮：轴颈尺寸D=50mm，分度圆直径d=400mm，d=410mm,h=55.43mm,d2a21h=0.8h=44.34mm,b=0.4h=22.17mm,b=0.8b=17.74mm,211121f1=0.2h1=11.086mm,f2=0.2h「8.87mm。3.2锥齿轮的几何计算和说明3.2.1选定齿轮参数大齿轮和小齿轮材料都选为20Cr，渗碳淬火，硬度均为56-62HRC。齿轮精度等级为6级，按传动装置的设计方案，选择闭式传动直齿锥齿轮由表查的：齿轮接触疲劳强度极限：5h临=1500MPa齿轮弯曲疲劳强度极限：5尸临=5fe=460MPa3.2.2按齿面接触强度进行初步设计对于闭式的齿轮可按齿面接触强度公式设计查表得到公式：d>965C：一也1~r1mW"2+1(1—0.5、)2。夫15h上载荷系数K=2.4额定转矩T=9550乙=9550x3106=567.16N-mi七523齿数比u="1=523/1046=0.5；n2齿宽系数4r=0.3(、=0.25-0.3)

许用接触应力E]=。.98.=0.9x1500=1350MPa材料配对系数C=1（两者材料相同，均为20Cr钢）m初算结果dl>965x1=148.25mm■2.4x567.16__30.52+1(1—0.5x0.3)2x0.3x11350】3.2.3几何尺寸的计算齿数取q=24,勺=气=0.5x24=12分锥角5=arctan上=arctan2=63.43°1u52=E—5]=90°—63.43°=26.57°大端模数d—1z1148.2524=6.178mm,取dl>965x1=148.25mm大端模数d—1z1148.2524=6.178mm,取m=6.5mm大端分度圆直径错误！未找到引用源。牛=mJ-l*mmd=mz=78mm齿宽中点分度圆直径d,”1=”一%)、=?："d=d(1—0.59)=66.3mm外锥距R=———1——=87.210mm2sin51中锥距R=R(1—0.59)=74.129mmTOC\o"1-5"\h\zmR齿宽b=9-R=26.163mm,取b=27mm切向变为系数x,]=0X22=0,高变位系数错误！未找到引用源。X1=0X2大端齿顶高大端齿根高h=m(1+x)=6.5mm大端齿顶高大端齿根高h=6.5mmh=m(1.2—x)=7.8mmf11h=7.8mmf2

d=d+2h-cos6=159.13mm大端齿顶圆直径Z1Ja1*冠顶距d=d+2h-cos6=89.63mma22a22冠顶距齿根角ChL…0=arctan-R1=5.11°9=5.11°f2齿顶角0=0=5.11°1/11。错误！未找到引用源。0=0=5.11顶锥角6=6+0=68.54°6、=62+02=31.68°根锥角6=6-0=58.32°6f2=62-02=21.46°A=~2-h-sin6=33.186mmA^2=2-h2-sing2=75.092mmH=A—A=50mm轮冠距11k1H=A-A=15mm安装距取A一:：186""（考虑到齿轮结构情况，以及轮冠距H的测量方便）A=90.092mm2安装距大端分度圆弧齿厚nS=m?+2xtana+x)=10.210mmS=10.210mm2S2S1=S](1--^)=10.203mm分度圆弦齿厚1—.S2f…S2=S2(1-^^)=10.181mm22S2cos6一”h=h+14d1—1=6.575mm分度圆弦齿高S2cos6h=h+2=6.799mm2z=z/cos6=54当量齿数V111z=z/cos6=13d=d/cos8=296.451mm当里齿轮分度圆直径v1m11d=d/cos8=74.129mmh=h-'tan°a1=5.293mmam1a12齿宽中点齿顶高h=h-'tan°a2=5.293mmam2a22d=d+2h=307.037mmva1v1am1当量齿轮顶圆直径d2=d2+2h2=84.715mm齿宽中点模数m=m.^m=5.525mmmRdb1=d1-cosa=278.573mm当量齿轮基圆直径d=d-cosa=69.658mm啮合线长度△.匚—-i—7.厂1~-j—、d+d.g=0.5(d2—d2+d2—d2)—viv2•sinavavaivbiva2vb22g=25.287mmva端面重合度8=g-va=1.6vam•%•cosam3.2.4校核齿面接触疲劳强度强度条件：8/[8^]已知：8=5Z也<[8]H£\，d「"(1-0.5巾夫眺H载荷系数K=2.41Z=189.8MPa2E额定转矩T=9550乙=9550x3106=567.16N-min5231齿数比u=n=523/1046=0.5；n2

齿宽系数4r=0.3(、=0.25〜0.3)算得：8h=1332.567MPa许用接触应力[8]=8#4imZZZZHSXLvRHlimZ=1;Z=0.975;Z=0.948;Z=0.978=1500MPaVSim=1MPa[8T=1344.86MPaH即得出：8h=1332.567MPa<[8」，满足强度要求。3.2.5校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲强度载荷系数：K=fKg七二2.4、曰止z=z/cos8=54:z=z/cos8=13785由机械设计手册，圆锥齿轮部分可知f=2.78f=2.18s=1.548s=1.785a1a2a1a2确定许用应力"fn=0.92"fn2=0.95取安全系数SF=1.4°FN1=320MPa°FN2=340MPa由齿轮为单向运转，按脉动循环变应力确定许用应力

校核弯曲强度Kfn°fn0.92x320FL4=210MPaFN..T0.95校核弯曲强度Kfn°fn0.92x320FL4=210MPaFN..T0.95x3401.4=231MPa2KTYL_FY—Sa1a\°F=bm2(1—0.5七J2Z2KTYY1Fa2M°f_bm2(1—0圳rJ2Z1=1.185MPa<L1=1.071MPa<L°F3.3轴的设计与校核3.3.1轴的材料选择和最小直径估算调制处理。根据此粉碎机的工作条件，初选轴的材料为45钢，按扭转强度法进行最小直径估算，即：调制处理。根据机械设计手册查的:轴1、轴2各取A0=115各轴直径的最小值为：一.:Dd=A3,与=44.87mm\"1d.=AJ%=34.89mm>2

3.3.2输入轴的结构设计3.3.2.1装配方案如图所示3.3.2.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：带轮的直径为200mm，齿轮的分度圆直径为52.5mm，第一阶的长度取55mm（留出5mm安装端盖），由于有两个键槽，所以直径取24mm，根据齿轮的精度7级，可选用平键，由于靠近轴端面与带轮的轮毂连接，所以常选择单圆头平键C型，根据直径查表6-1取键的键宽X键高8X6，键长取40mm；校核键连接的强度：键的材料一般为钢许用应力查表6-2[b]=110MPap键的工作长度ll=L-b*0.5l=41mm键与轮毂键槽的接触高度kk=0.5hk=3mm计算挤压强度bp2000Tb=pkldb=30.236Mpa没有超过许用应力，键的强度满足，所以键选择8x6x45的型号的键第二阶梯是为了装端盖直径取26mm，考虑带轮的轮毂要与轴承端盖有一定的距离，所以长度取45mm,；第三阶梯的直径根据轴承的内径取30mm与轴承相对应，初选轴承类型6006型30X72X19轴承的右端用套筒定位轴承与齿轮，长度取40mm，套筒的长度取19mm；第四阶的长度取小于齿轮的宽度，取50mm,长度取33mm；，这选择使用平键，由于齿轮不在轴的两端，所以使用圆头平键，选用10x8x40的键

校核齿轮上键连接的强度：键的材料一般为钢许用应力查表6-2[b]=110MPap键的工作长度ll=L-bl=30mm键与轮毂键槽的接触高度kk=0.5hk=4mm计算挤压强度bp2000Tb=pkldb=22.539Mpa没有超过许用应力，键的强度满足，所以键选择10X8X40的型号的键第五阶为了定位齿轮，可取大点40mm，轴肩的直径可取36mm；第六阶考虑到齿轮能够与中间轴上的齿轮很好的啮合，定位右边的轴承取130mm，直径取33mm；最后，轴承与左边的轴承一样配对出现直径30mm，长度取稍长与轴承的长度取17mm。3.3.3输入轴上的载荷与校核首先根据结构图作出轴的计算简图，查手册得轴承的支点位置a=20mm，因此，作为简支梁的轴的弯矩图和扭矩图，如图所示。3.3.3.1计算作用在齿轮上的力F=艾=2X567160=855攸d132.6ml

径向力g=Ftanacos6轴向力F=Ftanasin6F1=F2=427NF=F2=304N由方程FNH/FNHF1=F2=427NF=F2=304N由方程FNH/FNH2=Ft1M=0C（F）带入数据得：FNH1+FNH2=1279102F+1279x65=0NH1计算得出：FNV1+FNV2=F1M=0C（F）七1f2=427169x75=102F+367x502NV1F=—627N气庭=1906NF=—118NF^2=485NMH=50F]=1279x50=63950N.mmFa1dm1=169x75=6337.5N.mm22Mv=102F^1=118x102=12036N.mm3.3.3.2按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面(既危险截面c)的强度。根据机械设计手册，查的，取a=0.6，轴的计算应力为：\：'M2+(aT)2v;650732+(0.6x47962)2b===11.12MPacaW0.1x403前已选定轴的材料为45钢，并做调质处理，查得I"-1L60^"，因此^ca<"—11故安全。3.3.3.3校核输入轴的疲劳强度

其中设计安全系数S取1.5,载荷水平面H垂直面V支反力F=—627NNH1Fnh2=1906NF^1=—118NFw2=485N弯矩MMh=63950N.mmM^=12036N.mm总弯矩M=』Mh+M^=\l639502+120362=65073N.mm扭矩T=T=47962N.mmi抗弯截面系数W=0.1D3W=2700mm3抗扭截面系数W=0.2D3TW=5400mm3T弯曲应力mb=bW5=M=28.41MPabW扭转应力TT=TWTt=—=8.26MPaTWT查表15-1材料选用45b=640MPab=275MPa—1t1=155MPa轴上环槽处的理论应力集中系数查表得2mmr/d=0.074D/d=1.111a=1.8a=1.4轴的材料敏性系数q=0.82^=0.85有效应力集中系数k=1+q(a—1)k=1+q(a—1)k=1.656k=1.34尺寸系数sb=0.85扭转尺寸系数七=0.9表面质量系数P=p=0.92

综合系数气牛十-1bbK上+[-1t8PK=2.035K=1.542碳钢的特性系数甲=0.1p°=0.05计算安全系数S=b-1bKb+中bS=——^4tKt+中tS=T£S」^CJS2+S2S=3.19S=11.96S^=3.188>1.5故安全3.3.4输出轴的结构设计卜3.3.4.2确:轴的直径和长度:3.3.4.1装配方案如图所示第一、五处安装轴承，第三阶段安装锥齿轮,）第四阶段安装套筒，定位轴承；

段与小带轮相连。轴上有两个键槽，最小的直径为右端带轮处，宽度取72mm，安装轴承的卜3.3.4.2确:轴的直径和长度:直径取80mm，轴承选用61016型号80x125x14第二阶直径取88mm长度取41mm，第三阶定位右边的齿轮，键选用25X14X110。第四阶安装套筒固定齿轮，套筒的长度取27mm。第六阶安装轴承与带轮相连，键槽选用18X11X56，选用单圆头平键。3.3.5输出轴上的载荷与校核3.3.5.1计算作用在齿轮上的力F=艾=2X26678=804.766N12d266.3804径向力F=Ftanacos6轴向力F=Ftanasin6带轮的径向力：罕览知20/=16286N两个轴承的水平压力:F=—15NF2=28486N3.3.5.2画弯矩，扭矩图由于竖直上只有轴承的重力，所以只考虑水平面上的情况，弯矩144000N.mm3.3.5.3按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（既危险截面）的强度。根据上表中的数值，查机械设计手册，并取a=0.6，轴的计算应力为：

(M2+(aT)2(650732+(0.6x47962»0.1X403b==0.1X403ca前已选定轴的材料为45钢调质处理，查得站1L60MPa，因此^ca<E1故安全。3.3.5.4校核轴的疲劳强度弯矩MMh=63950N.mmMv=12036N.mm总弯矩M=,Mh+M2=J639502+120362=65073N.mm扭矩T=T=47962N.mm1抗弯截面系数W=0.1D3W=34300mm3抗扭截面系数W=0.2D3TW=68600mm3T弯曲应力Mb=——bWb=M=41.90MPabW扭转应力TT=TWTt=—=19.65MPaTWT查表15-1b=735MPab=355MPa-1T=200MPa-1轴上环槽处的理论应力集中系数查表r取2mmr/d=0.074D/d=1.111a=1.8a=1.4轴的材料敏性系数q=0.82([=0.85

有效应力集中系数k=1+q(a-1)k=1+q(a-1)k=1.656k=1.34尺寸系数8b=0.85扭转尺寸系数8t=0.9表面质量系数附图P=p=0.92综合系数K=匕+上-1。8PbbK=匕+—-1t8PK=2.035K°=1.542碳钢的特性系数甲=0.1pb=0.05计算安全系数bS=1bKb+中bTS=1tKt+中ts一三S”^cJS2+S2S=8.37S=11.96Sca=6.85>1.5故安全4主要工作部件的设计4.1秸秆粉碎刀辊工作原理玉米秸秆首先被拖拉机前横梁推斜，机组再行进一段距离后，秸秆还田机横梁A点就抵住玉米秸秆，由于拖拉机的地隙高于秸秆还田机的喂入口高度，A点起一定的支承作用，这时甩刀砍切秸秆比在纯无支承状态砍切要好一些。目前，秸秆还田机基本都是采用锤爪、弯刀等以高速砍、切、撞、搓、撕的方式将玉米秸秆直接粉碎还田。粉碎工作部件的旋转方向与机具前进方向相反，粉碎部件是该机的核心工作部件。粉碎刀辊的转速、甩刀的配制方式及数量是直接影响秸秆粉碎性能的主要参数。甩刀数量越多，甩刀的线速度越大。对秸秆的粉碎效果越好。考虑动力的匹配以及作业的安全性，选用了卧式结构。20把锤爪式甩刀按螺旋线均匀分布在刀轴上。刀盘回转直径D=512mm；刀