胡建龙须草收割机设计毕业设计.doc

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1、目 录摘 要11 前言11.1 龙须草的经济价值22 国内外研究情况32.1 国内研究情况42.2 国外研究情况53 课题的研究意义54 总体结构及工作原理54.1 设计思路56 切割系统的设计76.1 仿人工夹持扶草轮的设计76.1.1 凸轮轮廓的设计96.2 切割器的选择设计106.2.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析106.2.2 技术参数的分析和评价117 传动系统的结构设计和传动比的确定127.1 传动系统结构设计127.1.1 传动比确定137.2 收割机功率需求分析和传动效率147.2.1 收割机的功率分析147.2.2 收割机的传动效率157.3 减速器的设计167.3.

2、1 齿轮的设计167.3.2 轴的设计以及校核187.4 滚动轴承的选型及验算267.4.1 计算主动轴轴承267.4.2 计算从动轴轴承267.4.3 键联接的选择及校核267.4.4 联轴器的选择278 链轮传动的设计278.1 计算减速器与曲柄轴之间的链轮传动278.2 曲柄轴与拨草轮之间的链轮传动299 结论30参考文献31致 谢33龙须草收割机的设计摘 要：本文分析比较了国内外龙须草的种植方式，并且结合我国龙须草现有的种植方式和龙须草收割机械的使用现状，对龙须草的生物力学特性及仿生切割机理进行了研究，设计了一款龙须草收割机械。该收割机能减少人力的消耗，提高机械的工作效率，本论文为龙须

3、草收割机械的设计提供了一定的理论依据和技术基础，将会对龙须草的种植和收割起到一定的推动作用。关键词：切割；龙须草；仿人工；The Design of Eulaliopsis Binata Harvester Abstract: In this article ,it analyzes and compares the planting and harvesting of binata at hpme and abroad, combined with the existing planting methods and status quo of harvesting machinery of

4、binata of our country ,the biomechanical properties and biomimetic cutting mechanism of binata was studied,then the author design a kind of harvesting machinery .Therefore, manpower consumption is reduced and the efficiency of the mechanical work is improved ,this thesis provides the theoretical bas

5、is and technical basis for the design of harvesting machinery of binata,it will play a role in promoting the planting and harvesting of binata.Key words: cutting ; eulaliopsis binata; artificial imitation1 前言龙须草（Eulaliopsis binata）系多年生缩根性植物，又名蓑草、拟金菜或羊胡子草。主要分布在中国、印度、菲律宾、阿富汗、越南和缅甸等国家，在我国亚热带分布较广。龙须草富含纤

6、维素,可编织各种工艺品,也是堪与木材媲美的优良造纸原料。开发利用它对节约木材,保护森林资源,提高纸张品位,加速山区农民脱贫致富进程,具有十分重要的意义。龙须草适应范围广、耐旱、耐脊、蓄水固土能力强,因而也是良好的水土保持资源植物。在50年代初开始替代木材用于造纸，1t龙须草可抵2.5 m3木材，龙须草作为理想的草代木原料在造纸工业中发挥出重大作用；龙须草除了做造纸原料外，还大量用于纺绳、编织手工艺品等用途，远销美国、日本、德国、香港等20多个国家和地区；龙须草本身根系发达，叶片茂密，抗逆性和生命力强，具有适应范围广、耐旱、耐脊、蓄水固土能力强等特点，在土壤生态环境较差的沙土、盐碱土、砾石地上均

7、能生长良好，因此被选作南方山丘区水土保持的先锋草种。同时它还是山区群众脱贫致富的一项“短、平、快”绿色产业资源，不与农业争地，开发利用前景十分广阔。胡浩斌等2006年对龙须草里的化学成分进行提取研究发现，在龙须草石油醚提取物中有较强的抑菌作用，具有较高的药用价值和开发前景。在我国主要分布于广西北部、西部、西南部,云南大部,贵州的黔南、黔东南、黔西南及安顺、铜仁等地,四川东部、东北部、南部,湖北西北部,湖南南部、西南部,陕西汉中、安康地区及河南南阳地区。在上述各省、自治区的其它县市及江西、福建、台湾、广东、甘肃、青海、宁夏等省局部地区亦有龙须草的踪迹。其中在云南、广西、贵州、湖南四省区主要分布在

8、海拔2600m以下的山地,而在湖北、四川、陕西、河南多相对集中地分布于海拔800m以下。龙须草富含纤维素,可编织各种工艺品,也是堪与木材媲美的优良造纸原料。开发利用它对节约木材,保护森林资源,提高纸张品位,加速山区农民脱贫致富进程,具有十分重要的意义。龙须草适应范围广、耐旱、耐脊、蓄水固土能力强,因而也是良好的水土保持资源植物。1.1 龙须草的经济价值作为造纸原料：龙须草收获部分无茎无节,全草可用于造纸。从各种理化性质看,它都是堪与木材媲美的优质造纸原料,远为其它草类纤维所不及。它纤维含量高(56.78%)、灰分含量低、杂细胞少、多戊糖含量较多,因而制浆收获率高,打浆比较容易;其木素含量比木材

9、低,使制浆过程更显简单、漂白容易;其纤维细而长,长宽比高达202,有利于增加纸张的抗张强度、耐破度和耐折度;而且其纤维细胞壁的初生壁呈网状排列、次生壁中层不分层、外层较厚有8一9层,故具有厚薄不匀、层次多少不一的特征,进而在厚薄相间之处出现类似于皱纹的折纹,使之用于生产手工用纸也能产生一些“润墨”效果。故龙须草既可作为机制纸又可作为手工纸的原料。如湖北汉阳造纸厂1960年就用龙须草生产凸版印刷纸、复写原纸,近年来又在陕西洋县投资50万元以扶持洋县龙须草生产基地、帮助建厂,并每年从洋县购进6000t原料以生产高档出口纸。丹江口市是湖北省的龙须草主要产地之一,市委市政府将开发利用龙须草作为全市农村

10、脱贫、财政过亿的支柱产业来抓。四川、湖北的一些手工纸厂早就用龙须草配以麻浆抄制供书画用的传统手工纸。其它如云南大理、下关、河口,贵州凯里、贵阳、都匀、兴义、惠水、河南中牟、四川成都、重庆等造纸厂都以龙须草或部分以龙须草为原料依托,产生了很好的经济效益。龙须草叶片狭长、韧性好、是良好的编织材料且编织品具有能任意折叠、草色洁白、柔软轻便、冬暖夏凉的特点。在古代龙须草就被用来搓制草绳、编织蓑衣、草鞋、凉席等物。湖南的龙须草席在北宋就已是远近闻名的产品,现今更是在国际国内市场上享有很高的声誉。近年来广大产地山民又开发出了更多更好的编织产品,行销国内外。如草帽、提包、提篮、书包、床垫、枕套、及飞机、轿车

11、、沙发的靠垫、座垫和宾馆、饭店用的草毯等。作为人造丝、人造棉的原材料,在云南等地亦有悠久的历史,且原料转化率不低于80%。 1.3栽培技术简单,宜接经济效益可观，龙须草至今仍保持着很强的野生适应性,而且它作为一种经济资源植物具有栽培技术易学易会、投资小、见效快、效益高的特点。具体表现为(l)繁殖方式多样:既可以种子萦殖(其中还有直播、容器育苗、苗床育苗几种方式),又可以分莞族殖,且可移栽定植时间长,它可以在春、夏、秋3个季节多次移栽。(2)栽培管理简易:龙须草移栽定植不讲究特殊技术,只需在雨季抢时移栽即可,成活率很高;定植后除每年的中耕施肥及间或进行的补苗与老莞改造外,无需更多的田间管理,田间

12、除草一般只要在头3年进行,3年后龙须草形成优势种群,其它杂草难以大量蔓延,而且由于叶片纤维含量高,田间基本上无危险性病虫害。(3)收获贮运方便:在全国大部分地区只需秋季收获l次,收获过程简单,只需将龙须草齐基部割下打成捆即可出售,托运及贮藏期也无需防鼠防虫,只避雨淋即可。(4)投入低、见效快、收益高:龙须草无论是育苗移栽还是分莞移栽,第2年皆可受益,第3年进入收获高峰期,自然状态下分莞移栽的收获高峰可持续7年,育苗移栽可持续10一12年，实行科学管理则可以实现一次定植永续利用。可见种龙须草的直接投资仅为种植初始的用种与开荒、移栽用工及定植后的施肥 (一次约150一450元/ha)与管理,免去了

13、常规作物一年一度的育苗移栽、抗旱排演、杀虫治病等。龙须草野生状态下亩产量50kg左右,栽培状态下200kg左右,科学栽培可达800一IO00kg,龙须草的现行收购价一般为400一500元/t。因此对龙须草的开发和利用，在节约木材、水土保持、保护森林资源、促进三农建设提高农民收入等方面都具有十分重要的意义。2 国内外研究情况2.1 国内研究情况国内对龙须草研究与应用从80年代中期开始，大部分科研工作者主要从植物分类、造纸性能、栽培管理、形态剖析、基本生物学特性等方面进行相关研究。而对龙须草进行生物力学特性及机械化收割试验等方面的研究几乎属于空白。资料文献表明，我国科研工作者在近二十年来对作物切割

14、性能进行了大量研究：1995年倪长安等8对几种型式的圆盘切割器切割玉米茎秆进行了试验研究，分析了工作参数对切割性能的影响，为圆盘式切割器的设计提供了依据；1996年蔺公振等9对铡草机的切割器工作性能进行了试验研究，分析了结构参数和运动参数的合理性选择方法； 1998年韩正晟等10对回转带式切割器和齿形链式切割器进行了试验研究，研究表明切割器适于小麦、水稻等细茎秆作物和牧草的收割；2005年杨坚等11-13、2007年刘庆庭、向家伟等14-20 2011年黄汉东等21对甘蔗作物的切割开展了大量的试验研究、虚拟仿真和有限元分析，对茎秆切割过程进行了高速摄像分析研究，构建了甘蔗切割力学模型并分析了甘

15、蔗切割作用机理，为甘蔗收割机的研制提供了理论基础和技术指导；2007年马永康等22对柠条收割机切割器进行设计与试验，找到了适合柠条收割的复合式切割器结构型式与参数。2007年廖庆喜等23-24对芦竹收割机进行了研制，研究发现采用锯齿型切割器对芦竹进行切割是可靠的；2007年熊永森等25对小型往复式果园割草机进行了设计和试验研究，研究结果该机型适应于果园的割草作业；2009年赵春花等26对牧草茎秆的力学特性进行了试验研究，对牧草的拉伸和剪切（砍切、斜切和滑切）的最大载荷、应力、应变和弹性模量等力学指标进行了测试，研究结果为设计牧草收获机、打捆机及深加工等机具提供了理论依据。之后徐秀英等27对小型

16、牧草收获机双动切割装置进行了改进设计，解决了小型牧草收获机单动刀工作时存在的平衡能力差、切割速度低等问题；2010年赵湛等28对超级稻茎秆进行了切割力学试验，分析了切割速度、切割位置以及切割刀具组合对茎秆切割力和功耗的影响。2010年沈培玉等29应用Fluent软件及RNG k-湍流模型对农产品物料高速切割粉碎流场进行了数值模拟与试验，对切割粉碎区内物料的压力、运动速度、剪切应变率等性能参数进行了相应分析。2011年李耀明等30对玉米茎秆往复切割力学特性进行了试验与分析研究，分析了削切角、切割速度、切割位置、茎秆外皮与节点等因素对切割力及功耗的影响，研究为玉米茎秆切割器的设计提供了理论依据。现

17、有文献资料表明，大部分在对切割器的研究主要针对高、粗、硬特性的作物进行研究，或者是矮、细、嫩特性的作物进行切割研究。而对柔韧性好、纤维多、茎秆细长、植株地面生长特征凌乱复杂等特点的作物切割研究基本上没有，龙须草相对其他作物有非常大的区别，由于其自身特性纤维长、柔韧性好，传统的切割装置和切割方法难以正常实施机械化收割作业，田间试验表明在用传统的切割器进行收割时会出现系列问题，比如缠草、刀片磨损、切割割茬不整齐、单株切割不完整等问题。2.2 国外研究情况 目前国外主要有印度对龙须草有一定的研究，主要体现在对龙须草的水土保持、农艺性状、生物学特性、病虫寄主等方面的研究31-35。3 课题的研究意义邹

18、冬生等2000年在对龙须草的叶片横切面进行显微观察发现，茎秆里含有大量的韧性纤维，正是该韧性纤维的存在造就了龙须草的优良造纸性能。但是由于目前大部分采用手工收割，由于龙须草茎秆自身物理特性的特点，人工收割时劳动强度大、生产率低（人均12分地/天）。我国在龙须草种植开发的研究较晚，因此我国现有龙须草种植面积仅为宜种面积的6%。近年来龙须草作为一种可再生的优质造纸原料，得到了当地各级政府的高度重视，因此逐步被列为重点扶持开发对象，随着龙须草的大面积种植和推广，高强度的收割作业已经难以适应当前生产的发展。据实地了解，各地种植户曾经尝试用手持式机械切割器对龙须草进行切割，由于龙须草的优良的柔韧性，在收

19、割作业时出现收割刀缠草现象严重、刀片磨损快、刀片更换频繁、作业效果不理想且作业成本高等诸多问题，最终都以失败告终。而另一方面龙须草到了成熟季节农艺要求必须在短时间内收割完，以保持良好的生物特性，目前随着生产规模的扩大，以往的纯手工收割已经难以应付现有的生产，龙须草收割环节成为制约龙须草大面积种植生产发展的瓶颈。 因此本选题对龙须草的生物力学特性及仿生切割机理进行研究和设计，可以为龙须草收割机的设计提供理论依据，为实现龙须草的机械化收割奠定技术基础，提高机械工作效率，减少人力损耗，对龙须草的大面积种植推广将起到重要的推进作用。4 总体结构及工作原理4.1 设计思路本课题设想从龙须草茎秆的生物力学

20、特性入手，在掌握其自身物理性能特性的前提下，从切割机理研究出发，通过模拟人工切割龙须草的方式来提高切割支撑效果，改变传统作物茎秆被动自然状态下的切割为主动夹持状态下的切割，对具有高韧性多纤维细长茎秆特征的龙须草茎秆实施仿人工切割原理，最终提高切割效果。同时对仿人工切割机理进行研究，最终为龙须草收割机械的设计提供技术指导和理论依据。4.2 工作原理仿人工切割：在机组的前方设有两个扶草轮，扶草轮的下方设有伸缩梳整拨齿，通过同步异向的转动，实现对匍匐地面的龙须草茎秆的扶持、拉伸、推送、夹持等动作，最后实现对茎秆的向上梳理和柔性夹持作用，在扶草轮的后下方设有切割器，跟进的切割器刀片完成对夹持状态的茎秆

21、实施有效切割，切断后的茎秆在扶草轮的夹持作用下向后上方推送，通过中间拨草轮的中间传送最后送至集草箱，完成对龙须草茎秆的仿人工切割作业。总体结构简图如下图：1.扶手2.集草箱3.从动皮带轮4.输送带5.已割龙须草6.底轮7.中间拨草轮8.主动扶草轮9.从动扶草轮10.伸缩拨草杆11.未割龙须草12.伸缩拨草杆13.往复式切割器14.动力及变速箱15.主动皮带轮16底盘17.地表1.Armrest 2. Hay box3. The driven pulley 4. Conveyor belt 5. Cut agrimony etc.canbe fasten 6. Bottom round stra

22、w7. At the end of round dial among grass round 8. Take the initiative to help grass round 9. Driven rotary wheel grass 10. Telescopic dial 11. Grass stem not cut 12.agrimony etc.canbe fasten the scale dial straw 13. Reciprocating cutter 14. Power and transmission 15.driving pulley 16 chassis 17. The

23、 surface图1 龙须草收割机结构图Fig l Binata harvester structure diagram5 整体方案确定本设计的任务是结合龙须草自身的物理特性要求及生长特点，采用仿人工切割方式对其进行收割，完成对收割机的收割原理方案、动力选型、传动系统和关键工作部件设计进行规范设计。龙须草收割机主要有动力系统，切割系统，传动系统，输送系统和行走系统等组成。收割机的动力由汽油机提供。选择单缸四冲程汽油机，它的最大输出功率为3.5KW，连续输出功率为3.2KW，标定转速为3600（rpm）,逆时针旋向，外形尺寸为385365325。切割系统选用单刀片往复运动，将回旋运动变为往复运动

24、采用曲柄连杆机构，借鉴现有的谷物联合收割机的切割装置进行改进设计。传动系统中动力由汽油机进过单级圆柱齿轮减速器和链轮减速，改变传动方向以后，传递给曲柄主轴，再通过连杆机构带动动刀片做往复切割运动。另外曲柄主轴经过链轮组带动主动扶草轮运动；主轴通过一对链轮带动运送装置运动；中间拨草轮通过主动扶草轮经过一对链轮带动。运送系统采用皮带运输，皮带上装有拨齿将龙须草运送到后方的集草箱中。行走系统目前行走系统采用人工推行，暂时不考虑机动行走，行走轮的直径为250mm。人的正常行走速度为3-5千米/小时。龙须草收割机由于采用放人工夹持，对切割装置要求不是很高，但对切割运动速度及相关参数要有兼容收割能力。收割

25、机的动力机型要小巧，工作可靠；操作上要简单便利，整机轻便，价格低廉。根据以上原则，并结合龙须草收割机的农艺要求，本论文所设计的龙须草收割机的主要技术参数：配套动力：汽油机3.2kW；割幅： 1 m；割茬高度：45mm左右；切割形式：往复式；刀片刃口：平面形；刀齿间距：39mm；前进方式：手扶推行式；操纵人数：1人；工效：334m2/h左右。6 切割系统的设计6.1 仿人工夹持扶草轮的设计龙须草由于茎秆物料特性表现出韧性好、纤维长等特点，因此传统的切割装置无法适应机械化收割。通过模拟人工切割龙须草的方式来提高切割支撑效果，改变传统作物茎秆被动自然状态下的切割为主动夹持状态下的切割，对具有高韧性多

26、纤维细长茎秆特征的龙须草茎秆实施仿人工切割原理，最终提高切割效果，对扶草轮进行仿人工设计，其内部结构示意图如下所示： 1.伸缩拔草杆 2.固定限制挡环 3.弹簧 4.压环5.套筒 6.滚珠 7.固定凸轮轴 8.扶草轮9.伸缩轨迹1. Pulling weeds telescopic rod 2. Fixed limit baffle ring 3.spring 4. pressure ring 5. The sleeve 6. ball 7. Fixed camshaft 8. help grass round 9. Expansion path图2 扶草轮内部结构Fig2 Help shea

27、ves internal structure工作时，主动扶草轮由曲柄主轴经过一对链轮传递动力，而中间的凸轮轴固定不动，主动轮与从动轮端部有一对相互啮合的大齿圈，工作时做同步异向运动，带动伸缩拨草杆，实现模仿人工拨草夹持动作。其结构示意图如下： 图3 扶草轮外部结构Fig3 Help sheaves external structure扶草轮的半径r=250mm,转速为n,根据单位时间内扶草轮加持草的宽度与前进速度关系： Vm2rncosA（1）式中为扶草轮的安装角度，在 =0-45n2.29 取整数n=3r/s=180r/min6.1.1 凸轮轮廓的设计 此处省略NNNNNNNNNNNN字。如

28、需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩图4 图解法设计凸轮轮廓Fig4 Graphical method based on cam profile6.2 切割器的选择设计切割器是各种收割机最主要部件，其工作效率和作业质量直接影响整机性能。目前割草机上普遍采用往复式和回转式切割器。因回转式切割器消耗功率大，对地面的平坦程度较高，不适用于山地、丘陵和梯田等地段，因此选用普通往复式切割器。在工作时，汽油机输出回旋动力，经过输入轴将动力传递给曲柄主轴，再经曲柄连杆机构变为往复运动。6.2.1 往复式切割器影响切割质量的因素分析切割速度

29、与进给速度之间的关系，用切割速比来描述。在动刀高度一定时，重割区和空白区的大小与机器前进速度和曲柄转速有密切的关系，其关系用切割进程表示。数学式为（2）式中 机器前进速度（m/s）；割刀运动一个行程时间。因为往复切割器割刀运动一个行程，曲柄转动180，其时间为=（3）将（3）代入（2）得 = （4）式中 曲柄转速（r/min）。往复式割草机切割速度应大于 2.15m/s。但切割速度太大，惯性力增加，引起机器震动，因此选择适宜切割速度是关键，曲柄主轴转速 720r/min。曲柄旋转一周，割刀完成两个行程，则割刀平均速度为 =（m/s ）（5）= =1.82 m/s式中 曲柄半径（mm）；曲柄转速

30、（r/min）。因为切割速比= 将（2）、（4）代入整理得=（6）现有割草机 =（1.11.5） 代入（6）式得= （7）动刀刃高度（mm），标准型切割器动刀刃高度 为 54，代入（7）得= = 0.941.28为保证切割质量，实际切割速比应大于理论切割速比，理论进给速度 取机器稳定行驶所允许的最高速度。6.2.2 技术参数的分析和评价当曲柄主轴转速为 720 r/min，切割器平均速度 =1.82m/s，收割机平均作业速度=0.99m/s，切割器选标准 I 型，为保证切割质量，应选择恰当的切割速比。切割速比一般大于1.02，本机在平均工况下 =1.831.02，故本机的设计是合理。 6.2.

31、3 割刀的传动机构切割装置主要是由一对往复运动的动刀和固定不动的支撑部分组成，动刀和刀杆做成一体，刀杆和传动机构相连，用以将动力传递给动刀。固定支撑部分包括刀架，间隙调节机构等，工作时动刀作往复直线运动，对刀间的作物进行收割。动刀是切割器的主要工作零件，采用光刃结构，光刃切割省力，割荏整齐，但易磨钝，工作中需经常磨刀，主要用于龙须草收割。动刀片是一种易损件，为了保证具有较好的耐磨性和一定的冲击韧性，刀片一般用合金钢制成，刃部需淬火。具体装配尺寸见CAD图。切割装置的工作与结构示意图所示： 1.曲柄 2.曲柄主轴 3.连杆机构 4.切割机构1. The crank 2.crank shaft 3

32、. Linkage 4. Cutting mechanism图5 往复式切割器Fig5 Reciprocating cutter7 传动系统的结构设计和传动比的确定传动系统将汽油机的动力分别传送给切割器和输送系统。7.1 传动系统结构设计 根据龙须草收割机切割系统和输送系统的工作原理及结构特点，该机的传动系统见图。1、汽油机2、联轴器 3、小齿轮 4、链轮 5、大齿轮6、输出主轴7、链轮组8、扶草轮9、链轮、汽油机输出轴、减速器输入轴、减速器输出轴 、曲柄主轴 、扶草轮轴 、拨草轮轴 、输送带主动轴1、gasoline engine 2、the coupling 3、small gear4、s

33、procket5、big gear6、output shaft 7、 chain 8、taking grass round9、 sprocket 、gasoline engine output shaft 、reducer input shaft 、gear reducer output shaft 、 crank spindle 、taking grass axles 、 dial shaft 、conveyor belt drive shaft图6 传动系统简图Fig6 Transmission system diagram由图可知，动力由汽油机发动机经一对圆柱齿轮3、5和一对链轮两级减速

34、向后传递给曲柄主轴。曲柄主轴经多个链轮组将动力传递给扶草轮和输送带，另外通过端部的曲柄带动刀杆及动刀做往复切割运动。7.1.1 传动比确定（1)曲轴主轴的转速= m/s （8）往复式切割器割刀平均速度常为 1.62.0 m/s，由公式（8）得= = 631.58789.5 r/min取曲柄主轴转速=720 r/min。（2）确定传动比在标定工作状况，汽油机额定转速=3600r/min,功率=3.2kW,动力经过二级减速后，直接传递给曲柄主轴（n=720r/min）。因此切割系统传动比为：= =5 （9）式中 一级圆柱齿轮减速比； 二级链轮轮减速比。表1 各种传动的传动比Table 1 The

35、various transmission of transmission rati 传动类型传动比传动类型传动比平带传动V带传动圆柱齿轮传动：1） 开式2） 单级减速器3） 单级外啮合和内啮合行星减速器578 46 39锥齿轮传动1） 开式2） 单级减速器蜗杆传动1） 开式2） 单级减速器链传动摩擦轮传动53 1560 84065（3）分配各级传动的传动比根据各种传动的传动比选择合适的传动比，选择=5 则=1 即=5（10）式中 单级圆柱齿轮减速主动小锥齿数； 单级圆柱齿轮减速从动大锥齿数。=1（11）式中主动链轮的齿数从动链轮的齿数输送系统传动和切割系统是通过曲柄主轴上的链轮传递动力带动。汽

36、油机的动力经过单级圆柱齿轮一级减速就能达到需求的转速。7.2 收割机功率需求分析和传动效率7.2.1 收割机的功率分析收割机功率包括立式割台往复切割器切割功率和输送功率。 即： （12）其中 = （kW）（13）式中 机器前进速度（m/s）； 机器割幅（m）； 切割每平方米面积的茎秆所需的功率（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 （14）式中 输送系统单位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.220.25 kW，则=0.221 = 0.22 kW（7.5）式中未考虑传动效率和空转所需的功率，故立式割台往复收割机最低所需总功率为： kW7.2.

37、2 收割机的传动效率切割器的往复运动工作是由汽油机经联轴器、单级圆柱齿轮减速器、链轮传动，联轴器传动效率取=0.990.995，单级圆柱齿轮减速器传动效率 =0.970.98 ，滚子链的传动效率=0.96则切割系统总的传动效率 =.=0.990.970.96=0.92（15）（1）各轴的转速轴:=3600 r/min轴:=3600r/min轴:=720r/min（2）各轴的功率 轴: P =3.2kW 轴: P= .=3.168 kW 轴:= P.=3.07kW（3）各轴的扭矩,扭矩公式T=9550（16）轴: T=9550=9550=8.49Nm轴:T =9550=9550=8.404Nm

38、轴:T =9550=9550=40.72 Nm表2 运动和动力参数Table 2 Motion and power parameters参数轴轴轴转速/（r/min）36003600720功率P/（kW）3.23.1683.07扭矩T/（Nm）8.498.40440.72传动比 15效率 0.990.977.3 减速器的设计7.3.1 齿轮的设计(1)齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线圆柱齿轮。小齿轮选用40,调质，齿面硬度为260HBS ，大齿轮选用钢调质，齿面硬度为 225HBS，查表，取 =636 =518 =185 =146(2)齿轮

39、精度按GB/T100951998，选择8级(3)初步设计齿轮传动的主要尺寸轴的传动比i=5，转速=3600r/min,传动功率P=3.168kw齿轮按8精度制造。取载荷系数齿宽系数小齿轮上转矩T=8404Nmm在加速器中，齿数比u=i=5,中心距a(u+1)= (5+1)=86.4mm（17）取=25，则=i =525=125，则模数m=1.152mm（18）取标准值m=1.25，确定中心距：a=（+）=（25+125）=93.75mm（19）齿宽 b=a=0.493.75=37.5mm（20）取 =38mm =45mm校核轮齿弯曲强度：查表得=2.64 ,=2.15 ;=1.58 ,=1.8

40、2齿轮弯曲强度（按最小齿宽计算）（21）（22）计算齿轮的圆周速度:（23）查表知选取8级精度齿轮是合适的。表3 齿轮的结构参数Table 3 The structural parameters of the gear单位（mm）小齿轮大齿轮齿数z25125分度圆直径d31.25156.25模数m1.251.25齿顶高h1.251.25齿根高h1.56251.5625齿顶圆直径d33.75158.75齿根圆直径d28.12153.12齿宽45387.3.2 轴的设计以及校核（1）选择轴的材料和热处理方式选择轴的材料为45钢，正火处理，其机械性能查表得， （2）初算轴的最小直径选C=110,则主

41、动轴轴的最小直径为（24）轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5，变为11.07mm。此段轴的直径和长度应与联轴器相符，联轴器选用LT1型弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为12mm,与轴配合部分长度为20mm，故轴输入端直径去12mm。（25）从动轴轴的最小直径显然是安装链轮的直径，需开键槽，故将最小轴径增加5，变为18.732mm。取整为20mm。（3）主动轴的结构设计：轴上零件的定位、固定和装配。单级减速器中，可将此轮安排在箱体的中央，相对两轴承对称布置。两轴承以轴肩定位，而周向固定则采用过度配合或过盈配合，联轴器用轴肩进行轴向定位，而用A型平键周向固定。确定轴的

42、各段直径和长度:段为轴的输入端直径为12mm，其长度应比联轴器轴孔的长度略短一些，取L=18mm段轴轴径d=21mm，（由机械手册查得轮毂孔的倒角=2.5mm，取轴肩高度h=4.5mm，故d=+2h=12+24.5=21mm，考虑通过带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离来确定，由此取段轴长度为=55mm。 、段轴直径d=25mm，主要是按轴承内径尺寸系列来确定。初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6305，其内径为25mm，宽度为17mm，故=19mm,=17mm。 段轴与齿轮一体基轴直径去d=30mm，齿宽为45mm，留一定的轴肩距各10mm，故

43、=65mm。 图7 齿轮轴的强度校核Fig7 The strength check of the gear shaft主动轴的强度校核：轴的支撑跨度为L=82mm计算齿轮受力： 圆周力= =28.4041000/31.25=537.86N（26）径向力Fr=Fttan=537.86tan200=195.77N（27）轴向力：由于选深沟球轴承求水平面支反力268.93N（28）绘制水平面弯矩图1.102610（N.mm）（29）求垂直面支反力：由得（30）195.77/82=97.89N由得（31）195.77-97.89=97.88N（32）绘制垂直面弯矩图：截面C左侧弯矩97.8982/2=

44、4.0110（N.mm）（33）右侧弯矩97.8982/2=4.0110（N.mm）（34）绘制合成弯矩图:根据（35）1.1710（N.mm）绘制弯矩图3058.9（N.mm）（36）绘制当量弯矩图（37）由当量弯矩图和结构图可知，C处是危险截面，此处可将轴的扭矩剪应力看做脉动循环，取则C截面：1.1810（N.mm）强度校核4.37（MP）=55（MP）（38）故轴的强度足够。（4）从动轴的结构设计：轴上零件的定位、固定和装配。单级减速器中，可将此轮安排在箱体的中央，相对两轴承对称布置齿轮右边以轴肩定位，左边用套筒进行轴向固定，其周向固定靠A型平键做周向固定。两轴承分别以以轴肩定位，而周向固定则采用过度配合或过盈配合，链轮用轴肩进行轴向定位，而用A型平键周向固定。确定轴的各段直径和长度:段轴安装链轮，所选的链轮的轮毂直径d=20mm，输入端直径为20mm，其长度L=25mm。 段轴轴径d=28mm，（由机械手册查得轮毂孔的倒角=2.5mm，取轴肩高度h=4mm，故d=+2h=20+24=28mm，考虑通过带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度，并考虑到链轮和箱体外壁应有一定距离来确定，由此取段轴长度为=55mm。 段轴直径d=30mm，主要是按轴承内径尺寸系列来确定。初选轴承类型为深沟球轴承，型号为6306，其内径为3