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1、题 目：作物根茬收获机总体设计姓 名：班级学号：0608054201指导教师： 毕 业 论 文（设 计）用 纸摘 要针对农作物根茬的挖掘、拣拾、清理及积聚。首先，本文提出了用箭形松土铲、钝角弯刀、离心甩刀和螺旋搅轮完成农作物根茬收获的方案；其次，建立PRO/E三维模型进行了运动仿真和动力学分析；最后，该机以5km/h的前进速度进行田间试验后，实际表明根茬漏拾率应不超过5% ,根茬破碎率不超过5%，耕作幅宽为2.1m，生产率大于13000m2，能够初步完成农作物根茬收获的任务。该机的应用必将提高农作物根茬收集的效率，节约大量的农村劳动力。关键词： 根茬漏拾率；根茬破碎率；收集；佳木斯大学教务处
2、第 II 页毕 业 论 文（设 计）用 纸AbstractChoose ten, to check up and accumulate specifically for crops stubble excavating. The primo , the main body of a book have brought forward a knife with arrow shape ripping shovel , the obtuse angle scimitar , the centrifugation have flung and helix stir a wheel accomplis
3、hing the scheme that crops gains batch; Motion emulation and kinetic methods of analysis the secondary , building-up PRO/E 3-D model have been carried out; Reality indicates root miss and not picking up rates should not exceed 5% batch , stubble broken rate does not exceed 5% after the at last , tha
4、t machine carry out a field experiment with 5 km/h make ones way speed,cultivation width 13000 m2, can for 2.1 ms , efficacy greater than the first step accomplishes the mission that crops gains batch. Be the machine applications turn to be going to certainly improve crops the efficiency collecting
5、batch, saves large amount of rural labor.Keywords： The stubble misses and does not pick up rates; Stubble broken rate; Collect;毕 业 论 文（设 计）用 纸目 录摘 要IAbstractII第 1 章绪 论1第 2 章作物根茬收获机的基本结构组成3第 3 章作物根茬收获机传动方案的拟定53.1设计参数要求：53.2方案的选择53.2.1方案163.2.2方案263.3方案对比分析7第 4 章作物根茬收获机的传动系统参数计算94.1参数计算9第 5 章作物根茬收获机的动
6、力计算105.1各传动副效率105.2动力分配105.2.1拖拉机动力输出轴的额定输出功率：105.2.2第轴及小锥齿轮Z动率，转速和扭矩：105.2.3大锥齿轮Z2的功率轨迹的扭矩为：105.2.4第轴功率轨迹和扭矩为：115.2.5第轴Z3链轮功率、转速和扭矩为：115.2.6第轴Z4链轮功率、转速和扭矩为：115.2.7第轴Z5链轮（随轮轴）功率、转速和扭矩，故不校核115.2.8第轴功率轨迹和扭矩为：115.2.9第轴Z6齿轮功率：115.2.10第轴Z7链轮功率、转速和扭矩为：125.2.11第轴功率轨迹和扭矩为：125.2.12第轴（随轮轴）的传递扭矩，故不校核125.2.13第轴
7、Z8齿轮功率：125.2.14第轴Z9链轮（随轮轴）的传递扭矩，故不校核125.2.15第轴Z10链轮功率，转速和扭矩为：125.2.16第轴功率，（随轮轴）转速和扭矩，故不校核12第 6 章作物根茬收获机各个零部件的选择与设计146.1圆锥直齿轮的强度计算146.1.1齿轮的材料、精度和齿数选择14齿轮的材料、精度和齿数选择146.2圆柱直齿轮的强度计算176.2.1齿轮的材料、精度和齿数选择176.2.2设计计算176.3链轮的强度计算196.3.1第一对链轮主要尺寸的设计计算196.3.2第二对链轮的主要参数的计算206.3.3第三对链轮的主要参数的计算216.4轴、联轴器及轴承的选择和
8、计算226.4.1轴的结构设计236.4.2轴承的选择236.4.3联轴器的选择246.5升降装置的选择与设计256.5.1升降装置的技术要求256.5.1.1液压缸的受力分析256.5.1.2液压缸的选择与设计26结 论28参考文献29致 谢30附录131附录233佳木斯大学教务处 第 33 页毕 业 论 文（设 计）用 纸第 1 章 绪 论农业机械化随着时代的前进，科技的创新，将逐渐摆脱粗放型农业机械化发展模式，而正趋向一种节约型农业机械化发展模式。作为一项革命性的新型农业技术，生物质能源的开发和利用都是有时代性的，有其强烈的社会、生态和经济原因。在此背景下，我们对农作物的根茬收集和合理利
9、用做了大量的调研工作。随后，王俊发教授提出了作物根茬收获机的整体方案，并通过农机教研组的共同努力，现已研制出了试验样机。在下一步的试验之后，针对所出现的问题做一解决后，本机预计能够做到：对农作物根茬不大于20cm的进行收集作业。将为广大农户和农场解决作物根茬收集的问题，节约大量的劳动力；为发电厂、沼气发酵提供能源和原料。该作物根茬收获机可与55.1473.5KW（75100）级各型号拖拉机配套。主要适于大型联合收割机作业后的玉米、高粱等留茬作物。在一台主机上不需要拆装，就能够完成作物根茬的挖掘、拣拾、部分清理及聚集多种农田作业。该机的主要工作参数：1、机组前进速度：5km/h；2、挖掘耕深：2
10、25mm；3、拣拾最大耕深：150mm；4、设计幅宽：四行作业，210mm；本设计中我的主要工作内容：1、 提出总体方案设计，进行比较分析，绘制工作总图；2、 齿轮传动、链传动、轴、轴承及液压升降的设计；3、 利用三维建模软件（pro/e 4.0）建立作物根茬收获机三维模型；4、 根据工作总图和三维模型进行（AuToCAD）二维工程图纸的绘制；通过设计，该机在工作中，由挖掘铲将作物根茬犁倒，铺放在垄两侧；经拣拾齿拾起，随拣拾轮输送；再经清茬齿离心甩到集茬螺旋胶轮；随同螺旋片聚集在一行。本课题将初步解决农作物根茬的收集问题。预期成果：因具备根茬收集的功能特点，投入生产后能产生较好的经济效益和社会
11、效益。作物根茬收获机的PRO/E三维模型图图 第 2 章 作物根茬收获机的基本结构组成作物根茬收获机是由传动装置、挖掘器、拣拾轮、清茬轮、集茬螺旋胶轮和辅助装置组成。作物根茬由挖掘铲犁倒，铺放在垄两侧；经拣拾齿拾起，随拣拾轮输送；再经清茬齿离心甩到集茬螺旋胶轮；随同螺旋片聚集在一行。拣拾轮、清茬轮和集茬螺旋胶轮之间的配合是关键；拣拾齿、清茬齿及螺旋片的设计是本课题的重点。作物根茬收获机有四大主要部件：挖掘铲、拣拾齿、清茬齿和螺旋胶轮。挖掘铲，应具有犁根和翻茬能力。据此，我们选用了箭形松土铲来完成根茬的挖掘任务。箭形松土铲能够将根茬地表一下须根犁断，并将根茬推倒在垄两侧，完全与农田断开连接，为拣
12、拾做好准备。拣拾齿，应具有入土和拣拾根茬的能力。据此，我们选用了L形钝角弯刀，并进行了改进，将过度段改为一段圆弧；对碎土面制成柔钝面，以减除对根茬的破碎；拣拾齿以810cm间距横向排列和90四行环形分布在拣拾轮上，根据作物根茬的株距确定拖拉机以5km/h前进速度和拣拾轮以120r/min转速进行配合，就能够基本将犁倒的根茬全部拾起。清茬齿，应具有一定的清理根茬上黏附的土壤、将根茬从拣拾轮中分离及离心甩出根茬的能力。据此，我们设计出了一种小弧度的离心甩刀，将表面制成柔钝面。根茬随拣拾齿转动遇到清茬齿，清茬轮与拣拾轮转向相反，清茬齿能够顺向将根茬拨出拣拾轮，并随即将其甩出与螺旋胶轮碰撞，将一部分土
13、壤清理掉了。这样，即清理掉了根茬上的土壤，又完成了将根茬从拣拾轮中分离出来的作业。螺旋胶轮，应具有推倒和聚集根茬的能力。据此，我们设计出了一种螺距为400mm,螺旋半径为160mm的螺旋胶轮。根据玉米根茬的长度不超过20cm，预计该螺旋胶轮能够将根茬由两侧推挤到中央，并不发生堵塞现象。有根据螺距越大消耗功率就越大，螺距确定为二倍的根茬长度。这样，预计该螺旋胶轮能够完成根茬的聚集功能。除此之外，作物根茬收获机的传动部件我们选用了齿轮传动和链传动。首先，通过一对圆锥齿轮减速和一对圆柱齿轮换向。圆锥齿轮减速实现了将拖拉机动力输出轴的高转速降低，并增加了拣拾轮的扭矩；圆柱齿轮的换向，实现了拣拾轮和清茬
14、轮顺向配合，减轻了清茬齿的负荷，避免了打齿现象。其次，根据拣拾轮、清茬轮及螺旋胶轮之间的工作距离比较大，工作环境恶劣等条件，它们之间采用链传动。通过三组链传动实现了拣拾轮、清茬轮及螺旋胶轮的动力传动和作业配合。 作物根茬收获机通过三点悬挂与拖拉机连接，主要起牵引作用；而整机的全部重量由两个前升降轮和两个后随动轮承担。首先，依据整机的重量约2吨，我们将对升降液压缸进行设计；其次，根据作物根茬收获机非工作时的条件，挖掘铲离地高度设计为250mm，以避免其通过地头小路时，对拣拾轮和挖掘铲造成损坏，以挖掘铲离地高度为准，我们还进行了地轮的选择和地轮架的设计；最后，根据根茬从螺旋胶轮排出时不发生堵塞的条
15、件，我们把引茬板的离地高度初定为150mm,并把随动轮架设计成可调，根据根茬长度不同，我们在实际使用时进行调试。根据农业机械的技术要求，我们对辅助板件和梁选用通用钢材进行焊接制成，以降低成本。综上所述，基本上介绍了作物根茬收获机的组成部分、技术要求和工作原理。第 3 章 作物根茬收获机传动方案的拟定作物根茬收获机状态动力分为挖掘部分消耗的牵引功率和转动部分消耗的功率两部分之和，总功率应不大于58.8KW(约75马力)拣拾轮、清茬轮及螺旋搅轮的动力由拖拉机动力输出轴输出，经一对圆锥齿轮、右侧边两对链轮传动和左侧边一对圆柱直齿轮、链轮传动来完成。其圆柱直齿轮是改变清茬轮转向的作用。设计的作物根茬收
16、获机方案应满足如下性能、性质要求：3.1 设计参数要求：1、拖拉机输出轴转速： 540 r/min 变速箱输出转速 180 r/min 拣拾轮转速： （90）120 r/min 清茬轮转速：（150）180 r/min 集茬螺旋转速： （150）120 r/min2、铲深：225mm 拣拾深度：150 mm 地轮深度：（150）可调3、本机为四行作业，工作幅宽 2.1m4、技术要求： 、作物根茬收获机与拖拉机采用三点悬挂牵引，两个升降前轮和两个后随动轮共同承担整机重量，作业时万向传动轴偏置角度不得大于15，田间过埂拣拾齿离地高度150250mm，此时万向传动轴角度不得大于30。切断动力后，作物
17、根茬收获机最大提升高度达拣拾齿离地250mm以上。、要求作物根茬收获机生产率大于13000m2,根茬漏拾率不大于5%，根茬破碎率不大于5%。、要求结构简单可靠，保证各项性能指标。、设计时考虑加工工艺性和装配工艺性，尽量使用标准件、通用件，以降低制造成本。3.2 方案的选择为了使设计的作物根茬收获机既能满足多项指标，又能结构合理，造价低，在市场上具有一定的先进性为此拟定二套方案对此进行分析：3.2.1 方案1 图1.方案.1 Fig.1 动力由拖拉机动力输出轴输出，经一对圆锥齿轮、右侧边两对带轮传动和左侧边一对圆柱直齿轮、带轮传动。圆柱直齿轮是改变清茬轮转向的作用，并且完成根茬拾茬、清茬及集茬的
18、功能，此种方案的工作特色：带传动，结构简单，带轮制造容易，造价低，但传动效率低。而且，动力经两侧传动，不需要中间防漏装置。（见图1）。3.2.2 方案2 图2.方案2 Fig.2 动力由拖拉机动力输出轴输出，经一对圆锥齿轮、右侧边两对链轮传动和左侧边一对圆柱直齿轮、链轮传动。圆柱直齿轮是改变清茬轮转向的作用，并且完成根茬拾茬、清茬及集茬的功能，此种方案的工作特色： 功率消耗小、工作环境恶劣等特点；与齿轮传动相比，制造与安装精度低、成本低廉、结构轻便等特点；适合作物根茬收获机工作要求。3.3 方案对比分析方案1、侧边采用带传动，结构简单，安装方便，但传动效率低，功率损失大。方案2、侧边采用链传动
19、，结构简单，安装方便，传动精度高，有其带传动和齿轮传动的优点，而且能在比较恶劣的环境下工作。农业机械不是交通工具，不需要经常变速和换向。清茬轮通过一对齿轮换向，实现了与拣拾轮的顺向配合，减少了清茬齿的负荷，避免了打齿现象。农业机械常常一季节只使用一个作业项目，不需要经常拆装。方案2比方案1功率损失低、效率高，因此，方案2更切合实际的需要，所以方案2为选用方案。第 4 章 作物根茬收获机的传动系统参数计算传动系统的作用是把拖拉机的动力传出来，驱动地轮行走和驱动工作机构工作；要求全机结构紧凑，因此各级传动速比不宜过大；要求降低造价，因此轴数和齿轮数均不宜过多，力求尽量节省。114.1 参数计算结构
20、见图（2），其中Z3 、Z10采用较小的齿数，为了减小侧链轮外径尺寸，以尽可能作物根茬收获机的整体尺寸。根据换向齿轮直径D190mm，确定齿数为40。清茬齿数Z5、Z7的齿数待总体结构尺寸确定后再定，根据任务书要求，按照方案2的传动路线，进行了各轴的动力分配，其参数分别在表1、表2中：表1轴次轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z5Z718541218暂不定暂不定传动比31.51总传动比4.5转速r/min540180120120表2轴次轴轴轴轴轴齿数Z1Z2Z3Z4Z6Z8Z9Z101854121840401812传动比31.512/3总传动比3转速r/min540180120120180第 5 章
21、 作物根茬收获机的动力计算作物根茬收获机正转进行拣拾集茬和反转进行清茬时，消耗功率最大，而在挖掘根茬作业时消耗的功率较小，也就是说，设在低速档作业时，消耗的功能较大，在高速当时，消耗的功率较小，因此，动力计算只需要对低速传动进行计算，表1和表2是低速运动路线传动，故我按低速运转情况进行计算。5.1 各传动副效率圆锥齿轮传动 1=0.96 圆柱齿轮 2=0.96 滚柱轴承 3=0.98球轴承 4=0.99 万向节 5=0.96 链传动 6=0.97 5.2 动力分配5.2.1 拖拉机动力输出轴的额定输出功率：根据有关资料和经验估算，其额定输出功率为：P额= 0.8N发= 0.848 KW= 38
22、.4 0KW (5.1)n= 540 r/min5.2.2 第轴及小锥齿轮Z动率，转速和扭矩：P1= P额35 =38.400.980.96= 36.13 KW (5.2)n1= 540 r/minT1= 9.55106 (5.3)PZ1=nZ1= 540 r/minTZ1= (5.4) 5.2.3 大锥齿轮Z2的功率轨迹的扭矩为：Pz2=Pz1nz2= (5.5)TZ2= (5.6)5.2.4 第轴功率轨迹和扭矩为：p=PZ2 (5.7)n= nZ2 = 180 r/minT=9.55 (5.8)5.2.5 第轴Z3链轮功率、转速和扭矩为：PZ3= p=33.31KWnZ3=n= 180 r
23、/min T Z3=T=1.77106 5.2.6 第轴Z4链轮功率、转速和扭矩为：PZ4= (5.9) (5.10)TZ4= (5.11)5.2.7 第轴Z5链轮（随轮轴）功率、转速和扭矩，故不校核5.2.8 第轴功率轨迹和扭矩为：P=n= nZ4 = 120 r/minT=9.55 (5.12)5.2.9 第轴Z6齿轮功率：PZ6=（随轮轴）转速和扭矩，故不校核5.2.10 第轴Z7链轮功率、转速和扭矩为：PZ7= (5.13)TZ7= (5.14)5.2.11 第轴功率轨迹和扭矩为：P=N= nZ7 = 120 r/minT=9.55 (5.15)5.2.12 第轴（随轮轴）的传递扭矩，
24、故不校核5.2.13 第轴Z8齿轮功率： (5.16)（随轮轴）的传递扭矩，故不校核5.2.14 第轴Z9链轮（随轮轴）的传递扭矩，故不校核5.2.15 第轴Z10链轮功率，转速和扭矩为：PZ10=TZ10= (5.17)5.2.16 第轴功率，（随轮轴）转速和扭矩，故不校核PZ=表5轴次动力轴轴轴输出轴轴Z1轴Z2Z3轴Z4Z5Z6P功率（KW）38.4036.1335.4133.3133.9933.3132.3131.3131.3131.67N转速（r/min）540540540180180180120120120120T扭矩(Nmn）6.391056.261051.771061.8106
25、1.771062.551062.571062.57106轴次轴轴轴轴Z7轴Z8Z9轴Z10P功率（KW）30.4130.7228.9028.9028.9027.7528.03N转速（r/min）120120120120120180180T扭矩(Nmn）2.421062.441062.571062.231062.23106第 6 章 作物根茬收获机各个零部件的选择与设计本章主要对传动系统的零部件的强度进行了校核，如齿轮、链轮、轴、轴承、联轴器及液压缸。并选择了标准件的型号和安装方式，还做了结构设计。6.1 圆锥直齿轮的强度计算6.1.1 齿轮的材料、精度和齿数选择根据同类型结构，大小齿轮构造选用
26、20CrMnTi表面渗碳淬火P191表10-1硬度 HRC选用5662HBSP191表10-1齿轮精度用8级，轮齿表面粗糙度为Ra1.6硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀Z1=18 Z2=54i= (6.1)齿轮的材料、精度和齿数选择没计准则 按齿轮齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核；设计参数直齿锥齿轮传动是以大端参数为标准值的。在强度计算时，则以齿宽中心处的当量齿轮作为计算的依据。齿数比： (6.2)锥距： (6.3) (6.4)令，称为锥齿轮传动的齿宽系数。通常取，最常用的值为。于是 当量分度圆半径： 当量齿数：当量齿数的齿数比： 平均模数：轮齿的受力分析 (6.5) (6.6)
27、按齿面接触疲劳强度设计；P227式（10-26） (6.7) (6.8)选取材料的接触疲劳极限应力为：P209图10-21 选取材料的弯曲劳极限应力为：P209图10-20 应力循环次数N由P207式10-19计算 (6.9) 由P201P210式计算得 则 (6.10)接触疲劳寿命系数P207图10-19ZN1=0.97 ZN2=0.95弯曲疲劳寿命系数P206图10-18 YN1=0.9 YN2=0.92取失效率为1%，接触疲劳安全系数SHmin=1.1, 弯曲疲劳安全系数SHmin=1.4,又YST=2.0,试选Kt=1.3;由P203式10-12,求许用接触应力和弯曲应力； (6.11
28、)=79.94mm (6.12) (6.13)P194查图10-8得Kv1=1.01P193由表10-2得KA=1.25P195由表10-3、4得， P192由式10-2 修正， (6.14) (6.15)取得标准模数m=7mm；齿数取Z1=18,等于最小根切齿数。6.2 圆柱直齿轮的强度计算6.2.1 齿轮的材料、精度和齿数选择根据同类型结构，大小齿轮构造选用20CrMnTi表面渗碳淬火P191表10-1硬度HRC选用5662HBSP191表10-1齿轮精度用8级，轮齿表面粗糙度为Ra1.6硬齿面闭式传动，失效形式为点蚀Z3=40 Z4=40i=6.2.2 设计计算没计准则 按齿轮齿面接触疲
29、劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核；按齿面接触疲劳强度设计；P203式（10-9）选取材料的接触疲劳极限应力为：P209图10-21 选取材料的弯曲劳极限应力为：P208图10-20 应力循环次数N由P206式10-13计算由P201P210式计算得 则接触疲劳寿命系数P206图10-19ZN1=1 ZN2=1弯曲疲劳寿命系数P206图10-18 YN1=YN2=1取失效率为1%，得接触疲劳安全系数SHmin=1, 弯曲疲劳安全系数SHmin=1.4,又YST=2.0,试选Kt=1.3;由P203式10-12,求许用接触应力和弯曲应力； P194查图10-8得KV=1.05P193由表10-
30、2得KA=1.35P195由表10-3、4得，P192由式10-2 修正取得标准模数m=5mm；齿数取Z6=40 B1=35mm B2=30mm6.3 链轮的强度计算6.3.1 第一对链轮主要尺寸的设计计算动力经变速箱后，将动力传递到拣拾轮。根据实际经验，拣拾齿最大动土深度不大于垄沟深度，约150mm,功率消耗不大于P=20KW，转速n1=180r/min,传动比i=1.5,载荷平稳。为了减小根茬收获机的整体尺寸，中心距 a9,大链轮的齿数Z2=iZ1=1.512=18。2、确定计算功率由表9-6查得KA=1.3，由图9-13查得KZ=2.25，双排链，则计算功率为 (6.16)3、选择链条型
31、号和节距根据及查图9-11，可选24B-1。查表9-1，链条节距为p=38.1mm.4、计算链节数和中心距初选中心距。取。相应的链长节数为(6.17)取链长Lp=64查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为 (6.18)5、计算链速,确定润滑方式 (6.19)由和链号24B-1，根据农业机械工作条件，可知应采用定期人工润滑。6、计算压轴力有效圆周力为： (6.20)链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为 (6.21)6.3.2 第二对链轮的主要参数的计算动力经拣拾轮轴，将其分别传动给清茬轮和集茬螺旋轮。清茬轮主动链轮的动力由随动换向齿轮传递，功率消耗不是很大，P10KW,转速n1=
32、120r/min,传动比i=2/3,载荷平稳，为了减小根茬收获机的整体尺寸，中心距 a9。2、确定计算功率由表9-6查得KA=1.3，由图9-13查得KZ=1.45，单排链，则计算功率为 3、选择链条型号和节距根据及，减小整机尺寸，查图9-11，可选24B-1。查表9-1，链条节距为p=38.1mm 。4、计算链节数和中心距初选中心距。取。相应的链长节数为取链长L=42查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为5、计算链速,确定润滑方式 由和链号24A-1，根据农业机械工作条件，可知应采用定期人工润滑。6、计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为6.3.3 第三
33、对链轮的主要参数的计算动力经拣拾轮轴，将其分别传动给清茬轮和集茬螺旋轮。集茬螺旋轮主动链轮的动力由拣拾轮传递，根据集茬螺旋轮的螺距和根茬收获机的前进速度，功率消耗P10KW,转速n1=120r/min,传动比i=1,载荷平稳，为了减小根茬收获机的整体尺寸和拣拾轮、清茬轮及集茬螺旋轮之间的结构合理，中心距 a9,大链轮的齿数Z2=iZ1=118=18。2、确定计算功率由表9-6查得KA=1.3，由图9-13查得KZ=1.45，单排链，则计算功率为 3、选择链条型号和节距根据及查图9-11，可选24B-1。查表9-1，链条节距为p=38.1mm.4、计算链节数和中心距初选中心距。取。相应的链长节数
34、为65.2取链长L=66查表9-7得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为5、计算链速,确定润滑方式 由和链号24B-1，根据农业机械工作条件，可知应采用定期人工润滑。6、计算压轴力有效圆周力为：链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为：6.4 轴、联轴器及轴承的选择和计算6.4.1 轴的结构设计在变速箱中的第轴、第轴为第轴传递动力，结构由变速箱和输出轴的结构尺寸决定，其结构可知；而第轴不传递扭矩，只要求起到换向的作用；故轴的设计计算不做介绍。由于第轴、第轴和第轴的尺寸较大且其上要安装工作部件的特殊要求， 同时，从经济性和实用性上进行考虑，只需选用45号钢，进行调质处理就可以达到使用时的要求。
35、其结构基本相同，这里我们只对第轴结构进行了设计。第轴为拣拾轮轴，其跨度较大，中间受均布载荷，且其上均布安装拣拾齿。因此，设计成中间直径较大的空心圆辊筒，两端采用半轴头焊接。结构图如下：6.4.2 轴承的选择在本设计中, 第轴、第轴上有轴向力作用,故选择圆锥滚子轴承。根据外形尺寸和轴径要求，我们从参考书中选择30208圆锥滚子轴承。第轴、第轴、第轴、第轴不受轴向力的作用，只有径向力的作用，故选择球轴承。根据外形尺寸和轴径要求，我们从参考书中选择UCFU 208和UCFU 212带方形座球轴承。下面以变速箱的30208圆锥滚子轴承为例：1、本机器轴承的失效形式大致有两种：、点蚀 由于滚动轴承受载后
36、各滚动体的受力大小不同。对于回转的轴承，滚动体与内外环间产生变化的接触应力，工作若干时间后，各元件接触表面上都可能发生接触疲劳磨损， 点蚀现象。 、磨粒磨损 由于本机处在多尘条件下工作，滚动体与内外环有产生磨粒磨损。速度越高，发热及粘度磨损将越严重。 2、本设计为保证轴承正常工作，合理设计轴承考虑了下列几个问题：轴承的固定。轴承与相关零件的配合。轴承的润滑与密封。提高轴承系统的刚度。、轴承采用两端固定由于变速箱轴是在普通工作温度下的箱体上，R400MM，所以采用较简单的两端固定方式，每个轴承分别传递轴向力和径向力。可采用圆锥滚子轴承，为了允许轴工作时有少量的热膨胀，轴承安装留有0.250.4M
37、M的间隙,间隙量用垫片或调整螺钉调节，轴承在轴上用轴肩和端盖定位，定位端面与轴线保持一定的垂直度。、滚动轴承的配合滚动轴承的轴向固定和径向游隙的大小，是通过轴承与轴承座的配合达到的。径向游隙不仅关系到轴承的运转精度，同时影响它的寿命，轴承内部负载的分布规律只在径向游隙为零时才能实现。、提高轴承的刚度增加轴承的刚度对提高旋转精度，减少震动噪声和保证寿命十分有利，设计中考虑了轴和轴承座的变形，所以采用对称布置的轴承座，通过加金属垫圈，内外圈分别装不同的套筒。、滚动轴承的润滑和密封本机器采用脂润滑，润滑脂的添充量不超过轴承空间的1/31/2。由于本机器速度较低，工作温度在50度以下，采用钙基脂。由于
38、滚动轴承的线速度较低，采用接触式密封，O型密封圈，轴接触部分的硬度在40HRC以上，表面粗糙度。6.4.3 联轴器的选择1、刚性联轴器根据第二轴两个半轴的轴颈D=40mm，选择了刚性YL4型联轴器。2、万向联轴器根据输出轴D1=35mm、6花键连接和变速箱D2=38mm、8花键连接；选择了WS7和WS8型型十字轴万向联轴器。6.5 升降装置的选择与设计升降装置是为了确保机具达到农机具作业标准耕深；针对不同的农作物，农户或农场技术人员能够方便快捷的调试作业耕深，来完成不同农作物的根茬收获任务。6.5.1 升降装置的技术要求为了满足作物根茬收获机耕作深度的标准，升降装置应有如下的技术要求：1、保证机具安全行走，在非工作时，拣拾齿离地高度不小于150mm；2、保证机具作业标准，在工作时，拣拾轮的耕深为垄沟深度，挖掘铲的耕深为225mm；3、保证机具能够适应不同农作物，升降机构有一定的调节范围；6.5.1.1 液压缸的受力分析以作物根茬收获机的总重量约2吨作为液压缸的计算依据，根据其实际工作情况，对液压缸在两个极点位置进行受力分析。1、机具升起时，机组处于非工作状态，受力分析如图3所示：图3此种状态下，液压缸的法向分力应大于机具在一个支撑轮上所受的重力：；这样，才能够保证机具安全行驶。根据图3已知的参数，液压缸未伸出时的长度:l=L-S=230mm (7.1) 推力：