2BJ-3型三行秸秆粉碎播种联合作业机设计说明书

1、前 言第一章 灭茬播种机的总体方案与配置1.1 总体方案本机型号为2BJ-3型，即三行秸秆粉碎播种联合作业机。以50马力轮式拖拉机为主要配套动力。根据本机器完成的各项功能，该机应由动力传送系统、秸秆粉碎装置、播种装置和机架等组成。播种装置是灭茬播种机的主要工作部部件之一，常用的播种装置有条播式、点播式、穴播式。由于这台机子主要用来播玉米所以采用穴播式播种机。根据实际情况采用窝眼轮式排种器作为核心部件，为了提高机器的通用性，播种机的核心部件应是可换的，以适应不同的作物，如：大豆、花生等。 秸秆粉碎装置的主要结构与旋耕机类似，他们唯一的区别是，旋耕机要入土且转速比较低，用刀片的切割能力加上与侧壁的

2、碰撞将土地翻松细化,而我们的粉碎装置是靠高速旋转的动刀把秸秆捡拾起来并且在动刀与定刀作用下将秸秆粉碎，且不入土。只单纯采用切碎辊,其粉碎效果不好,因此,我们加入一喂入轮辅助其工作。传动系统是联系工作装置和拖拉机的纽带，虽然不是主要的工作部件，但是它是不可缺少的部分，相当于人体的血管系统，没有它工作装置将没有动力无法工作。考虑到本机器是两行机且需要两路传动，若都放在一边则整机可能有一边重、一边轻不利于正常行驶和工作，而且局部空间的布置过于复杂，不好安排各个元件，且不美观。综上所述，本机采用两边传动。一路带动秸秆粉碎装置，一路带动喂入轮。 机架是整台机子的骨架，所有的这些部件都要安装在其上面。 1

3、.2 配置形式秸秆粉碎装置、播种装置是本机的主要工作部件，二者呈前后配置，秸秆粉碎装置在前，播种装置在后。配置时应尽可能前后紧凑，缩短机组长度，减小提升难度。为了保证机组性能，配置时着重解决了以下几个问题： 为了使蓬松的小麦秸秆顺利进入秸秆粉碎装置，不造成堵塞，机组前方设置喂入轮 ;.为了控制秸秆粉碎留茬高度，设置可调节高度的支撑轮；、秸秆粉碎装置和播种装置共用机架，播种地轮与机架铰接安装，并用弹簧压紧，保证地轮始终与地面接触，为排种器可靠地提供动力；、秸秆粉碎装置采用了既轻便、粉碎效果又好的弯形动刀； 1.3 工作过程 机组利用拖拉机的三点悬挂装置与拖拉机挂接,利用拖拉机动力输出轴、万向节传

4、动轴、变速箱等传动机构将动力送入喂入轮和秸秆粉碎刀辊轴。喂入轮顺向旋转，向下压茎秆并抛向切碎辊，切碎刀辊逆向旋转，捡拾起茎秆进行粉碎还田。调节支撑轮的高低位置可控制切碎机的留茬高度。播种装置采用箭铲式开沟器，窝眼轮式排种器，排种器的动力来源于播种地轮。开沟器后部设置圆盘式覆土器，播种地轮兼有镇压作用。1. 基本参数的选择与计算（1）、播种行数：3行（2）、播种行距：600mm 根据玉米生长习性，行与行之间必须有足够的间距来满足通风要求，另外考虑农民种植习惯，取mm为宜。（3）、播种株距：250mm行距确定以后，应按照玉米种植亩保苗数的基本要求，计算播种株距。若亩保苗数定为株，平均行距为，则株距

5、应为：（4）、工作幅宽：秸秆粉碎装置的工作幅宽应根据播种行数和行距确定，若按普通使用的行距计算，则工作幅宽确定为1000mm。（5）留茬高度： 留茬高度指秸秆粉碎装置粉碎茎秆时所留根茬高度。秸秆粉碎装置工作时，为了达到较好的秸秆粉碎效果，转速较高，刀片不宜入土作业。用支撑轮来限制留茬高度，支撑地轮的工作位置有级可调，可实现留茬高度从毫米范围内进行调节。（6）机组生产率 机组生产率由机组作业速度和播种行距、播种行数等确定。生产率式中： 取 播种行距 播3行以上海-50拖拉机一档作业为例，V=0.6米秒则生产率以上海-50拖拉机二档作业为例，则生产率表1-2 灭茬播种机的主要技术参数 灭茬播种机型

6、号2BJ-3型配套动力上海-50幅宽1m耕深30-70cm种箱容量3.32L刀片型式弯刀刀片数量（把）32输入转速766r/min刀轴转速1924r/min与主机挂接型式标准三点悬挂（I类）前进速度6.17km/h结构质量200Kg外形尺寸长1560mm宽1122mm高668mm生产率3-6亩/时图1 2BJ-3型破茬播种联合作业机总体配置图1.万向节连轴器 2.喂入轮 3.变速箱 4.秸秆粉碎装置 5.机架6.支撑地轮 7. 种子箱 8.排种器 9. 开沟器 10.覆土器 11.播种地轮第二章 主要工作部件的参数选择与计算2.1 喂入轮 根据总体配置，喂入轮应有一定的离地高度，既不推草，又能

7、正常工作。故取直径为200mm，轴线离地配置高度250mm。为了防止缠草，采用八角面形断面，封闭结构。喂入轮转速根据相关资料和经验数值取2.2 秸秆粉碎装置 本部件的主要参数有秸秆粉碎装置的工作宽度、粉碎刀辊直径和转速。秸秆粉碎装置的工作宽度应满足两行播宽内秸秆全部被粉碎，前面已经给出。粉碎刀辊直径和转速与粉碎秸秆所要求的刀辊线速度有关。2.2.1 刀辊的参数根据相关资料，在刀辊转速一定的情况下，增大甩刀回转半径R能使甩刀刀端的绝对速度增大，即提高切割速度，增大切割惯力，有利于切割；但R增大会使机具整体尺寸增大，刀辊的动不平衡因素增大，由于转动惯量也使功耗增大。通过试验表明，转速和R值搭配应使

8、切割线速度34m/s时为宜。否则工作质量变差，难以达到90%切碎合格率的指标。粉碎小麦秸秆时刀辊线速度应在，取。为了不使刀辊转速过高，取较大的刀辊直径为D=400，则粉碎刀辊转速： n=粉碎秸秆长度需要满足条件：S=其中,R为刀辊半径,已知R=200mm为机器的前进速度,且=1.7m/sV为刀辊线速度,通过前面的计算可知, V=38m/sZ为同一铣切面内的刀片数,在这里取Z=2代入上述公式计算得:S=28.10mm而实际要求上要求小于100(90%以上),所以足够满足要求。2.2.2 刀具设计及选择（1）、刀具结构形式分类目前国内外秸秆还田机的粉碎部件的刀具型式主要有弯刀式(斜切L型)、 锤片

9、式 (直刀型)、锤爪式、鞭式型。如图2-1：1. 直刀型 （b） 弯刀型 （c） 锤爪式 (c) 鞭式 图2-11 直刀片对于小麦秸秆还田，由于小麦秸秆表面光滑，且秸秆细而柔软，所以小麦秸秆的粉碎主要以切断为主，打击为辅，而且小麦秸秆本身质量轻，所以要采取双支撑切割，动定刀片的间隙要小。因此，小麦秸秆还田机以直刀片型为较好。直刀片刃口较锋利，刀片数目也较多，一般以四片为一组。河北省石家庄市所引进的意大利NL系列秸秆还田机就属这种类型。2 L型及其改进型L型刀片其形状为L型，它的工作过程是高速旋转的刀片在打击秸秆的同时产生较大的气流使倒伏的秸秆飘起，在下落过程中被后来的切刀击碎而达到粉碎目的。理

10、论上L改进型刀片要比L型刀片粉碎秸秆所需的功耗小30%40%。因为L改进型刀片切割秸秆是斜切，即刀片垂直茎秆纤维。实际上秸秆粉碎还有打击的因素掺杂其中，但综合作用的结果仍然是L改进型刀片功耗小，其次，刀片在工作过程中有时不可避免地要打土。在同等入土深度的情况下，L改进型刀片接触土的总长度要比L型短，这样，L改进型刀片也要较L型省力，所以目前大多数用于小麦、玉米、高粱等高秆作物秸秆还田机的刀片都采用L改进型。目前，此类型刀片已形成标准，代号为JB/T9816-1999。3 T型刀片T型刀片的特点是既有横向切割，又有纵向切割，即在切碎的同时还通过刀柄的刃部将茎秆打裂。由于它的结构复杂所以较多的用于

11、立式的还田机上。4 爪型刀片爪型刀片又称锤爪刀片，它的主要工作原理是利用高速旋转的锤爪来捣碎、撕剪秸秆。由于锤爪质量较大，且重心靠外，旋转时转动惯量很大，粉碎较好。锤爪一般采用高强度耐磨铸钢，强度大耐磨损。由于它旋转时的能量贮存大，常用于大中型秸秆还田机上。河北省石家庄农机厂生产的4Q系列秸秆还田机就是使用的这种刀片。5 鞭式刀片鞭式是近几年才发展起来的一种新刀具，动刀由可绕销轴旋转的多个刀片构成，工作中，遇到突增阻力时，动刀偏转自由度较大，适于复杂地况作业，但工作性能还不清楚。 综上所述，究竟哪一种刀具型式的切碎性能好，且功耗较小，尚没有定论。另一方面，由于秸秆粉碎装置的刀辊是高速旋转的转子

12、，刀辊的不平衡会使机具产生剧烈的振动，还会引起刀轴的挠曲和内应力，使刀轴产生疲劳断裂并会加速轴承、油封的磨损和其它零件的损坏，从而降低机具的工作效率和使用寿命。根据实验结果及实际情况的要求，此秸秆粉碎装置是与东方红-200型拖拉机配套使用的，分析比较上述几种刀片的优缺点，选取L改进型刀片。其结构形式如图2-2所示： 图 2-2 L改进型刀片（2）、刀片的选材及热处理由于秸秆粉碎装置刀片经常与泥土、秸秆等摩擦，工作条件极为恶劣，所以要求选材要好，要有较强的耐磨性和较高的抗冲击韧性，通过比较不同材料的十几种热处理工艺的试验结果，最终筛选出两种材料的热处理工艺，即65Mn合金钢等温处理工艺和28Si

13、MnB合金钢强热化处理工艺，经过这两种处理工艺后，材料的各项技术指标明显提高，表2-1项目工艺材料耐磨性抗冲击韧性常规处理新工艺处理常规处理新工艺处理65Mn306等温处理290以上等温处理354290以上28SiMnB268强热化处理290以上强热化处理316290以上1. 65Mn合金钢等温处理工艺将加工好的刀片加热到830840C保温10分钟后，炉内冷却到250260C时，保温30分钟正火，然后250260C回火2小时。228SiMnB强热化处理工艺将刀片加热到880900C保温10分钟，然后用10%的NaCl水溶液淬火，最后在180200C回火2小时。除此之外，也可采用单面氧炔喷焊工艺

14、，这种工艺加工出的刀片还具有自磨锐性能。(3)、刀片合理密度及最佳排列方式1刀片合理密度通过实验可知，对秸秆粉碎装置，并非刀片数目愈多，粉碎质量愈好，。刀片的数量有一个最佳值，过多或过少都会使粉碎质量下降。刀片数目过少，秸秆没有被充分的切割打击，而使粉碎出的物料块大秆长；刀片数目过多，一方面空载功耗大；另一方面过多的刀片会使被粉碎的物料难以很快排出粉碎室，易造成局部暂时堵塞而影响粉碎。刀片数量的最佳值一般由刀片的密度来确定：刀片密度C= 式中N-刀片总数 L-刀片在主轴上分布的长度对于直刀片型，刀片密度取得大些，一般取C=0.050.07片/,对于L型及L改进型一般取C=0.020.04片/,

15、而对于T型刀片,C值较小,取C=0.01片/,锤爪式刀片C=0.0060.008片/,刀片分布密度如表2-2指标型号甩刀形式刀片数量(片)工作幅宽()刀片末端回转半经()刀片末端线速度(m/s)刀片密度(片/mm)生产厂家NL(小麦用)直刀型96160028552.690.06意大利NL(小麦用)L改进型32160028552.690.02意大利4JF-150L改进型6015000.04河北赵县、栾城4FY-40L改进型1240025037.960.03河北赵县、无极丰收-2WL改进型48120028045.000.04黑龙江赵光表2-2 几种还田机型的刀片形式及参数2刀片的末端线速度及动能由

16、公式W=mv可以看出，刀片速度的大小直接影响到刀片动能的大小，也就直接关系到粉碎的质量。一般刀片的末端线速度为3050m/s,粉碎小麦秸秆刀片速度可适当高些，速度提高了，刀片的动能就大，粉碎质量也会更好。3刀片的排列方式刀片的排列方式对于秸秆粉碎装置至关重要，合理的排列方式不仅能使它粉碎质量提高，而且还可使秸秆粉碎装置平衡性能好，减轻整机的震动。这一点对于拖拉机来讲也非常重要，秸秆粉碎装置的震动解决不好，不仅机具本身被震坏，对拖拉机的寿命影响也很大。目前大多数秸秆粉碎装置采用加配重的方法解决震动的问题，这样做不仅制造麻烦，而且配重加入后也不同程度的影响粉碎质量。因此，探讨免震的刀片排列方式尤其

17、重要。甩刀片在刀辊轴上的排列是秸秆粉碎装置设计质量和效果好坏的重要素，通过对国内外大量类似还田机的调查研究，我认为动刀(锤爪或甩刀)在刀辊轴上的排列应遵循下列原则:1）、保证刀辊轴在额定转速下动平衡精度等级，降低整机的振动，提高使用可靠性;2）、相邻两动刀(锤爪或甩刀)沿圆周方向的间距尽可能的大，以防止刀间缠草;3）、动刀(锤爪或甩刀)的切削节距尽可能相等，使各动刀(锤爪或甩刀)受力均匀;4）、刀辊轴在工作过程中不使秸秆有向一侧移动的趋势，使粉碎秸秆向后抛洒均匀。甩刀的排列方式有单螺旋线排列、双螺旋排列、星形排列、对称排列等几种。不管哪种排列方式均应满足：刀辊受力均匀，径向受力平衡。相邻两刀片

18、径向夹角要大。单双螺旋线排列有一个共同的弊病，即在粉碎过程中，秸秆侧向移动严重，使整机有“一头沉”现象。根据所要切割秸秆的长度要求，综合以上布置原则，参考实验室的产品，且考虑到刀具的平衡问题，并且参考农业机械设计手册中旋耕机刀具布置结构，确立如下方案，如图2-3： 图2-3 刀片排列展开图（图中“+”为甩刀支架焊合对称中心）2.2.3 刀辊轴动平衡试验刀辊运转时产生的惯性力将在运动中产生附加的动压力，随着刀辊转速的提高，附加动压力将急剧增大，而且惯性力的大小和方向随刀辊的运转作周期性变化，使轴与机架产生强迫振动，因此，JB/TS1235-1994中规定切碎主轴（含刀座）应进行动平衡，通过动平衡

19、试验或者部分地平衡惯性力，尽量减少其有害影响。JB/T6678-1993中规定刀片装配前应按重量分级。刀片重量差不大于10g。同一重量级的刀片装配在同一根刀轴上。组装后按GB/T9239-1998的规定进行了动平衡实验。其不平衡量应符合GBT239-1998刚性转子平衡品质许用不平衡的确定中G16的规定。动平衡实验主要是解决受力问题，其目的测算出在两个预选的平衡基面上应加平衡质量的大小和方向。动平衡试验在动平衡机上进行。其示意图2-4： 1.电机 2.法兰盘 3.左支撑 4.刀辊轴 5.右支撑图2-4 动平衡试验装置示意图动平衡试验采取以下步骤：1) 先将刀轴（不装刀具）进行平衡，通过焊接加重

20、和钻孔去重校其不平衡。2) 将切刀按重量分级，按照轻重的原则装刀，组装后对刀轴（包括刀轴、刀具）进行平衡。3) 先作低速平衡，以减少离心力，然后在提高转速平衡。当刀辊（包括刀轴、刀具）左、右两端不平衡量小于GBT239-1998刚性转子平衡品质许用不平衡的确定中G相应于不同平衡精度等级G的剩余不平衡率与工作转速关系图。G6.3精度等级的转子对应于2500r/min(远大于本试验刀辊的最高转速)。工作转速的许用不平衡145.63mm/kg时，可视为合格。2.3 播种装置1、排种器排种器是播种机的主要工作部件，其功用是种子箱内的种子能按播种要求定量、均匀地排出，种子经输种管开沟器落入种沟内。为此排

21、种器必须满足以下要求： （1）、排种均匀稳定，能达到排种准确，即每穴数一致，排出间隔相等； （2）、排种过程不损伤种子； （3）、排种均匀性应不受种子箱内存种量的多少、地面起伏不平、行进速度变化因素的影响； （4）、工作可靠，不易阻塞，调节方便，并能迅速的清除排种器内的残种。此次设计采用的是窝眼轮式排种器，材料为低压聚乙烯，直径80mm，圆周上均布8个窝眼。种子筒内的种子靠自重落入旋转着的窝眼轮型孔中。当经过毛刷式刮种器时，多余的种子被刮除，然后进入护种区，转到下方一定位置时，种子靠自重离开型孔，落入种沟内。2、种子箱种子箱必须有足够的容积，以保证在地头加种。前后箱壁的倾角应大于种子与箱壁的摩

22、擦角（一般在55-60度之间）否则将在箱壁存留种子。本机所用种子箱应有较好的密封性，以防碎草等杂物落入种箱，造成堵塞。3、开沟器开沟时要求沟开的直，沟底松软平整，深度一致，不乱土层。种子入土后，要求落籽粒位置准确。覆土时并使细湿土紧靠种子，且应将种子全部覆盖，覆土深度一致，覆土后地表平整。有良好的入土性能，工作可靠，不宜被杂草和湿土堵塞。工作阻力应尽可能的小。所以，选用箭铲式开沟器，较为适合硬茬播种。开沟器用两个U形螺栓固定，可上下调节来适应不同的播种深度要求。4、覆土器覆土器位于开沟器的后方，在开沟器下种之后进行覆土盖种，使种子与湿土接触，把土铺平，以利于保墒和种子发芽。对覆土器的要求如下：

23、覆土严密，能使湿土接触种子，并且湿土和干土基本不混。覆土过程不应破坏种子的分布。本机采用圆盘式覆土器。工作时，有一定的入土深度，并可保证种子与湿土接触。覆土圆盘直径确定为170mm。5、播种地轮播种地轮的主要作用是，为排种器提供动力，保证株距。播种地轮与机架铰接安装，并用弹簧严紧，保证地轮始终与地面接触，为排种器可靠地提供动力。若确定播种地轮与排种器的传动比为2，即地轮转两周，排种器转一周。排种器转过一周，将播下8穴，机组应走过8个株距的距离。若按最小的株距要求计算，则播种地轮的直径确定如下： 考虑地轮工作时的打滑因素，将其圆整为400mm。第三章、传动系统的设计与计算本机传动分为两部分，一是

24、把拖拉机动力输出轴、万向节传动轴变速箱等传动机构送到喂入轮和切碎机刀辊轴；二是由播种地轮向排种器提供动力。传动路线及传动参数如下：1、 拖拉机动力输出轴()万向节传动轴变速箱、链秸秆粉碎刀辊轴3.1拟定传动方案1、拟定传动机械通常由原动机、传动装置和工作机等三部分组成。传动装置是位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可用以改变转速、转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。传动装置的设计对整机的性能、尺寸、重量和成本都有很大影响，因此应当合理地拟定传动方案。参照现有2BJ3机型的传动方案，并结合我设计的两行灭茬播种机的实际要求。分别拟定了三种方案如下：图3-1 a）、采用和样机一

25、样的传动方案（一边传动）简图如右图3-1：b）、采用双边传动的方案（三齿轮）简图如图3-2：图3-2C）、采用双边传动的方案（半轴换向）简图如图3-3：图3-32、选择传动机构类型选择传动机构类型时应综合考虑各有关要求和工作条件，例如：工作机的功能；对尺寸、重量的限制；环境条件；制造能力；工作寿命与经济性要求等。选择类型的基本原则为：（1）、传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。这是应选用传动效率高的传动机构，如齿轮传动。而对于小功率传动，在满足功能条件下，可选用结构简单、制造方便的形式，以降低初始费用。（2）、载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护

26、问题。如选用带传动、采用弹性联轴器或其它过载保护装置。（3）、传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。但应注意，蜗杆传动效率低，故用于中小功率、间歇工作的场合。（4）、在多粉尘、潮湿、易燃、易爆的场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动，而不选用带传动或摩擦传动。3、多级传动的合理布置许多传动装置往往需要选用不同的传动机构，以多级传动方式组成。合理布置各种传动机构的顺序，对传动装置和整个机器的性能、传动效率和结构尺寸等有直接影响。布置传动机构顺序时应注意以下几个原则：（1）、传动能力较小的带传动及其它摩擦传动宜布置在高速级，有益于整个传动系统结构紧凑、匀称。同时，带传动

27、布置在高速级有利于发挥其传动平稳、缓冲吸振、减小噪声的特点。（2）、闭式齿轮传动、蜗杆传动一般布置在高速级，以减小闭式传动的外廓尺寸、降低成本。开式齿轮传动制造精度低、润滑不良、工作条件差，为减少磨损，一般应放在低速级。（3）、当同时采用直齿轮传动和斜齿轮传动时，应将传动较平稳、动载荷较小的斜齿轮传动布置在高速级。链传动运转不平稳，为减小冲击和振动，一般应将其放在低速级。（4）、当同时采用齿轮传动及蜗杆传动时，宜将蜗杆传动布置在高速级，使啮合面有较高的相对滑动速度，容易形成润滑油膜，提高传动效率。（5）、圆锥齿轮尺寸过大时加工有困难，可将其布置于高速级，并对其传动比加以限制，以减小大锥齿轮的尺

28、寸。4、分析比较、择优选定表3-1破茬播种机的传动方案比较项目方案一方案二方案三结构尺寸较大较小较小传递效率较高低较高工作寿命中等高高成本低高中等连续工作性能较好较好好环境适应性差较好较好综合各方面因素，方案三的可行性更好一些。所以，选择方案三。3.2计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（如图3-3）动力输出轴的转速，；2、各轴的输入功率动力输出轴的功率为万向传动节的效率为；圆锥齿轮 滚动轴承；滚子链传动；联轴器 3、各轴输入扭矩 表3-2总体动力参数表项目动力输出轴轴轴轴轴转速766766148019241924功率22.0521.1719.9111.845.91转矩300263.90

29、128.5058.7730传动比11.9331.3效率0.960.940.893.3锥齿轮传动的设计与计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿轮1）、选用锥齿轮的传动 有换向和增速的功能2）、精度等级选用8级精度3）、材料的选择 由表10-1（机械设计教材）选择大小锥齿轮的材料为20GrMnTi 硬度为58- 63HRC4）、选小锥齿的齿数为15，大锥齿齿数为2、按齿轮接触强度设计 1）、 初取 2）、 3）、取 4）、由表10-6查得材料的弹性影响系数 5）、由图10-21e ，小锥齿轮；大锥齿轮 6）、有式10-13（同上）计算应力循环次数 7）、由图10-19（同上）查得接触疲劳寿命系数

30、 8）、计算接触疲劳许应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12（同上）得： 9)、计算 （1）、试算小锥齿轮分度圆直径代入中较小的值=57.162mm（2）、平均分度圆直径 （3）、计算载荷系数 根据，8级精度，由表10-8（同上）查得动载荷 ； ； （4）、按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a（同上） （5）、计算模数m 3、按齿根弯曲强度设计由式10-5（同上）得弯曲强度的设计公式为 1)、确定公式的各计算数值（1）、由图10-20d（同上）查得小锥齿轮的弯曲疲劳强度极限；大锥齿轮的弯曲疲劳强度极限（2）、由图10-18（同上）查得弯曲疲劳寿命系数，（3）、

31、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式10-12（同上）得 （4）、计算载荷系数K （5）、查取齿形系数 由表10-5（同上）查得 由表10-5（同上）查得（6）、计算大小锥齿轮的并加以比较 小锥齿轮的数值较大 2) 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数的4.39并就近元整为标准数值m=4.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小锥齿轮齿数 大锥齿轮的齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿

32、面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算1）、分度圆直径 2)、具体结构尺寸分锥角 齿顶高 齿根高 二、锥齿轮的参数表表3-8名称代号计算公式小齿轮大齿轮模数m4.5压力角20分锥角分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径锥距齿距角顶锥角根锥角分度圆齿厚顶隙当量齿数齿宽传动比3.4万向节部装设计 万向节是将拖拉机后输出轴输出的动力传递给变速箱. 万向节已经标准化,可根据需要自主选定。但在布置万向节传动时，应注意以下几点：1. 为获得均匀的传动速度万向节最好成对使用，并且有相同的轴间夹角。2. 万向节传动的许用最大轴间夹角应按传动形式、转轴的刚

33、度、轴上旋转件的惯性、速度和使用期限等要求而定。3. 万向节传动的各轴应尽可能布置在同一垂直面内。4. 自由伸缩轴应有足够的伸缩量。对于本次设计，可选用可伸缩的万向节为宜，且方轴的长度应根据切碎机在最高和最低位置时方轴与轴套的配合来确定，并且要请注意万向节的安装方向，若方向装反，则会产生响声，引起震动，加剧万向节的损坏，严重时会产生共振，使其无法工作，并造成拖拉机与秸秆还田机的传动系统及其它零部件的损坏。故此，在安装万向节传动时，必须使中间两只节叉的开口处在同一平面内，见图：图 万向节的安装示意图3.5联轴器的选择一、大联轴器1、类型选择根据实际工作状况，选用链条联轴器(GB/T6069-19

34、85)2、载荷计算公称转矩 由表14-1查得，故由式（14-3）得计算转矩为 3、型号选择根据实际状况从GB/T6069-1985中查取链条联轴器CL3联轴器J1B24x38。二、小联轴器计算过程同上，根据实际状况从GB/T6069-1985中查取链条联轴器CL2联轴器J1B20x38。3.6轴承的选择一滚动轴承的工作特性：1 负荷能力滚动轴承的负荷能力与轴承类型和尺寸有关。相同外形尺寸下，滚子轴承的负荷能力为球轴承的1.53倍。滚动轴承的选用，即应该满足外载荷的要求，又应该尽量发挥轴承本身的负荷能力。2 速度特性滚动轴承的工作转速上升到一定限度后，滚动体和保持架的惯性力，以及极小的形状偏差，

35、不仅导致运动状态恶化，而且造成摩擦面间温度升高和润滑剂的性能变化，从而导致滚动体回火或轴承元件的胶合失效。在一定负荷和润滑条件下，滚动轴承所能允许的最高转速称之为极限转速。它与轴承类型、尺寸、精度、油隙、保持架的材料和结构、润滑方式 、润滑剂的性能和用量、负荷的大小和方向以及散热条件等因素有关。一般来说，深沟球和角接触轴承、圆锥滚子轴承具有较高的极限转速。3 调心型轴承由于外壳孔和轴的加工与安装误差，以及受载后轴的挠曲变形，轴和内外圈轴线在工作中不可能保持重合，会产生一定的偏斜，这种偏斜引起轴承内部接触应力的不均匀分布，造成轴承的早期失效。调心球轴承和调心滚子轴承具有良好的调心性能。外球面深沟

36、球轴承，其球面外径与外壳孔的凹球面相配合，调心范围大。比较这两种类型轴承如表4-3：径向负荷性能调心性调心滚子轴承优优调心球轴承中优二、 滚动轴承类型选择原则1. 轴转速较高，负荷不大，而旋转精度要求较高时，宜用球轴承，如：0000型、6000型。2. 转速较低且负荷较大或冲击负荷时，宜用滚子轴承，如2000型、3000型。3. 支点垮距大，轴的变形大或多支点轴，宜用调心轴承，如1000型、3000型和69000型。根据以上原则及分析，参考机械设计手册，选用调心球轴承。 第四章、典型零件的强度校核 4.1 传动系的轴的校核 一、一轴的强度校核 根据已知条件列出力平衡方程： 大齿轮传递给小齿轮的

37、扭矩为=128.50可得出： V面；对A点 H面：对A点： 精确校核轴的疲劳强度 (1) 由于B面所受应力最大，故校核B面安全即可。 (2) 截面B右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面B右侧的弯矩M为 M=71.60扭矩为 T=128.50截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表可查的 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按表查取。因，经插值后可查的 查表可知，轴的材料的敏性系数为 有效应力集中系数按式 查表尺寸系数 扭转尺寸系数 轴按磨削加工，表面质量系数 轴未经表面强化处理，即，则综合系数碳钢的特性系数 于是，计算安全系数值，按式 故可知其安全 截面左侧不

38、受扭转应力，所受应力小于右侧，右侧安全 故左侧省去校核.该轴因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故略去静强度校核，至此，轴的设计校核结束。 4.2两端键的校核1、右端键的校核(键)键、轴和轮毂的材料都是钢，查表得许用挤压应力，取其平均值键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度则： 满足强度要求第五章 机组校核5.1 油缸提升能力的校核已知上海-50拖拉机的最大提升力在下悬挂点后610处可达；现估算2BJ3播种联合作业机重，整机重心取在下悬挂点后， (以下悬挂点为原点)，则机组重量相对于下悬挂点的扭矩为： 而当拖拉机达到最大提升力时，作用在下悬挂点后610处相对于下悬挂点的扭矩为： 所以 ，

39、即机组的重量没有超出油缸的提升能力。5.2 机组纵向稳定性的校核图6-1 计算轴向载荷示意图1.已知图3-2中的各个参数为： ()2.计算拖拉机纵向稳定性储备利用系数 当0.4时，机组才能有良好的纵向稳定性和操纵性，由上式得=0.320.4,即机组的纵向稳定性和操纵性是满意的。最大爬坡角度的计算1.拖拉机机组上坡时的受力如下图所示：2.忽略拖拉机的滚动摩擦阻力，则最大坡度较的正弦值式中 。图6-2 拖拉机组上坡时的受力简图图中拖拉机重心的高度 农机具重心的高度查资料=4.5 计算：则 =3. 根据要求，当拖拉机在最大坡度上时，其前轴的静载荷不应小于拖拉机在水平路况下空载时前轴静载荷的20%，即 又=2128(1)又 可得 0.2=0.24605=921 (2)所以 由(1)和(2)得 即拖拉机悬挂该农具之后能满足稳定性要求。第六章 经济技术分析6.1 生产成本的概算和市场售价的预测根据目前各种材料的市场价，预计每台该种机型的播种部装部分的制造成本为300360元，破茬部分制造成本在630700元之间，其他部分总计约500元左右，合计每台机子的制造成本在14301560元左右。考虑目前各种破茬机、播种机的市场售价和本机型的制造成本，以及该种机型目前在市场上空缺，而且它省时、省力又高效，因此相对于单一性能的破茬机、播种机来说具有一定的市场竞争潜