小型牧草收割機結構設計

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小型牧草收割機結構設計 第1章 緒 論 1.1 研究目的與意義 我們國家改革開放以來，人民生活水平顯著提高，生活的質量也得到了明顯的改善，這都歸功于經濟建設的發(fā)展。經濟建設的不斷加快促進農業(yè)產業(yè)化機構調整，畜牧業(yè)隨之突顯為主體，在農業(yè)經濟中所占的比重越來越大。我國的牧草資源豐富，是巨大的天然寶藏，據相關統(tǒng)計我國共有各類天然草二十多種，有33億畝草原，10億畝草山坡地，占國土面積的41.7%，居世界第二位，同時我國的秸稈資源也是非常豐富的，可以生產大量的飼草。飼草作為發(fā)展畜牧業(yè)的物質基礎，成為畜牧業(yè)發(fā)展規(guī)模和速度的決定因素[1][2]。 隨著農村現代化進程的加快，農業(yè)產業(yè)結構正朝著多元化的方向發(fā)展。南方農村地處山丘陵區(qū)，具有適合奶牛、羊、鵝等畜禽養(yǎng)殖的良好條件，20多年來畜牧業(yè)發(fā)展較快，與之相應的牧草種植面積也不斷擴大。目前牧草種植均為幾公頃至幾十公頃的中小型牧場，田塊大小不一，高低不平，大型牧草收割機械難以在這些地區(qū)作業(yè)，這些地理位置對牧草收割機械要求的條件比較高。而大多數中小型牧場運作資金有限，不可能花巨資購置成套的牧草收獲機具，而且成套的牧草收割機獲機械不夠靈活，運作大型成套的牧草收割機械的費用比較高?，F在種植牧草的品種主要為黑麥草、紫花苜蓿，這些品種韌性大，強度高，人工用鐮刀收割時刀口在很短時間就鈍了，農戶常將磨刀磚帶到田頭，經常磨刀，工作效率低下。人員工資高，造成作業(yè)成本高，而且牧草在一個生長期內多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。 所以我們應該盡快找到一個合適的方法目的在于盡快解決牧草收割的難點[3] 。 牧草收獲機械化技術在北美以及歐洲地區(qū)已經有非常成熟的經驗，牧草收獲機械的種類也非常多，而我國的牧草收獲機械化目前仍處于起步階段，牧草收獲機械特別是苜蓿的收獲機械主要是由國外進口。無論是對進口機械還是國產機械，國內用戶在購買時都應該慎重，仔細分析每種機器的特點、性能以及適應性，這樣才能更好地使其發(fā)揮最大的作用，為我國牧草產業(yè)的發(fā)展提供強大的裝備支持[4]。 由于我國畜牧機械業(yè)起步比較晚，在生產工藝、機械設計、加工設備和自動化控制水平等諸多方面與發(fā)達國家存在著一定的差距。主要的原因是我國的牧草收割機的品種不齊全，牧草收割的質量不能夠達標，這樣就會影響牧草的再生長，研究牧草收割技術的人員少，標準不統(tǒng)一，再者農牧民的購買欲望不夠強烈，嚴重影響了牧草收割機的快速發(fā)展。發(fā)達國家在草原畜牧業(yè)各個生產環(huán)節(jié)大都已機械化[5]。 我國的牧草收割技術設備與發(fā)達國家相比有很大的差距，而且大多為仿造產品，品種不全，主要的工作零部件機構參數選擇不當，生產技術不成熟，設備質量欠佳，遠遠不能滿足日益擴大的國內草產品生產加工設備市場的需要。提高國產產品質量，開發(fā)新結構，無疑會畜牧業(yè)發(fā)展起到革命性的作用。雖然市場上國外產品質量較好，但價格太高，不太適合國內市場的消費水平，所以開發(fā)性能良好、自動化程度高、外形輕巧美觀，而且價格適中的國產收割機將是我國牧草收割設備的關鍵機械之一，對促進飼草產業(yè)化繼承會起到舉足輕重的作用[6]。 目前，我國牧草的種植收獲主要依靠人工完成，勞動強度大，功效低，有時得不到及時收獲，難以適應規(guī)?；⑸唐坊笆袌霭l(fā)展的要求。小型牧草收割機普遍得到牧草專業(yè)戶的歡迎，能減輕牧草收獲時繁重的體力勞動，同時減少工人割草的時候都牧草的踐踏，還有工人用手工割草時對草根的傷害，使牧草生長的更旺盛，用牧草收割機割的草長度一致，便于捆扎和運輸，給剩下的環(huán)節(jié)帶來了很大的方便。隨著牧草產業(yè)的迅速崛起，給牧草機械化發(fā)展帶來了新的機遇，小型牧草收割機市場需求空間很大，前景廣闊[7]。 1.2 國內外發(fā)展歷史及現狀 1.2.1 國外牧草收割機的生產研究概況 國外研制和生產牧草收獲機械起步早，發(fā)展較快。尤其是美、德、法、意、日等發(fā)達國家在該領域處于領先地位。 1805年英國工程師托馬斯·普拉克內特獲得了第一臺割草機的發(fā)明專利，那是一臺裝有環(huán)形刀身的笨重機器，而且運轉不很理想。在1830年由埃溫·馬丁制造的割草機類似于今天使用的手扶滾筒割草機。早期應用普遍的是往復式割草機，為了提高機具的生產率，盡量加大割幅以及提高機具的前進速度。到了20世紀70年代各國開始研制使用旋轉式割草機，利用高速旋轉的割刀對植株進行無支撐切割的工具，具有結構簡單，維護保養(yǎng)時間少，不需要磨刀、換刀等優(yōu)點。 美國約翰·迪爾公司和紐荷蘭公司目前是世界上最大的牧草機械制造商，美國約翰·迪爾公司牧草機械有 13個品種 49個機型；紐荷蘭公司現生產 12個品種 25個機型[3]。具有領先地位的產品有牽引式往復割草壓扁機、自走式割草壓扁機，如 NEWHOLLAND471、488、499、1465 型等，其結構特點：配有護刃器和短齒護刃器，根據牧草作物生長情況選用，不發(fā)生堵塞現象；能手動或液壓調節(jié)切割器護刃器傾角，適用于多石塊、坡地的田間作業(yè)；可靠的齒輪箱驅動壓扁輥，不需要調整任何鏈條等優(yōu)點[4]。英國的 Hesston 往復式割草機，如 1275 型，具有國際領先水平。傳動系統(tǒng)通過變速箱及主傳動軸將動力送到割草機輾壓輪，再經過二級變速箱通過皮帶傳到割刀；采用時間控制，雙動割刀，割刀速度為 1800 行程/分鐘，兩邊各有一個平衡飛輪，以減少振動及幫助割刀切割；其加強型剛性刀桿提供長久維護，護刃器經二次熱處理，使其具有可靠的耐磨性；采用可調浮動彈簧，使割刀能完全自由浮動；方便的護刃角調節(jié)，可適合不同地勢及作物狀況等[5]。世界著名牧草機械制造商約翰·迪爾 John Deer 和凱斯 CAS 廠商不斷研制開發(fā)新型多功能聯(lián)合收獲機械，如 CASE Combine Harvester515，整機性能優(yōu)異，可收獲 40 多種農作物及牧草，操作方便，可靠耐用，可以毫不費力的應付潮濕倒伏密集的牧草及坡地上的作物[6]。因此，國外牧草收獲機械研究開發(fā)從整機性能上已日益完善。 近年來，歐美等天然草場面積較大的發(fā)達國家的收割設備更成熟，結構參數更合理，更可靠，生產率也很高。國際著名的農機生產商如美國紐荷蘭、約翰迪爾、凱斯公司，英國福格森公司，韓國成元公司，德國威格公司和前進公司的收割機都已系列產生，這些設備無論在機械結構、動力配套、液壓系統(tǒng)還是控制系統(tǒng)設計方面都處理得很成功，一些新的設計理論、最新科研成果的應用在這些機械上都有體現。在一些發(fā)達國家，如美國牧草收割機已全部實行機械化，有牽引發(fā)展成自走式，已發(fā)明出機器人式割草機，牧草業(yè)已成為國民經濟一大產業(yè)[8]。 但由于國外的收獲機械以大型為主，其機具轉彎半徑大，需要地頭長，組織水平要求高，價格昂貴，因此考慮種植方式，作業(yè)地塊條件及農牧民經濟發(fā)展水平等多種因素，國外牧草收獲機械在我省推廣應用存在很大的局限性。 1.2.2 國內牧草收割機的生產研究概況 我國牧草機械產業(yè)化起步晚。與許多的發(fā)達國家相比有很大的差距。在50年代末海拉爾機械廠生產出了新型的畜力割草機，同時還生產了引爆單刀割草機。60年代內蒙古畜牧機械研究所進行了后懸掛雙刀高速割草機的研究，雙動刀高速割草機接近當時國外同類產品先進水平，由于某種原因約十年的時間停止了這方面的研究工作。70年代內蒙古和分別研制成單圓盤，雙圓盤和四圓盤旋轉式割草機，這些割草機適合于高密度的人工種植和天然草場收割，具有割茬低等。我國在85年又研制出了六盤全齒式旋轉割草機。20 世紀 80 年代中期以來，我國對草地畜牧業(yè)投入嚴重不足，相對支持力度減緩甚至下降，使得許多牧草機械制造企業(yè)紛紛轉產或停產，再加上我國與歐美等發(fā)達國家存在著技術差距和制造手段、工藝等方面的差距，使得我國與國外同類產品的制造能力和水平的距離進一步拉大，其產品類型只有圓盤式旋轉割草機、后懸掛往復割草機、機引單刀割草機、指盤式摟草機、圓捆、方捆打捆機等，目前，人們多熱衷于討論種植牧草的經濟效益和環(huán)境效益，但對于如何實現上述效益，討論研究較少。由于嚴重缺乏適合農牧民的牧草收獲機械，造成農牧民種草豐產不豐收，或豐產欠收。盡管我國牧草收獲機械，在引進、消化的基礎上也初步形成了散草、方捆、圓捆、壓垛、二次加壓打包作業(yè)工藝系統(tǒng)，但每種作業(yè)機械多數為單一機型，各作業(yè)工序間機具與動力配套性差，特別是我國農村實行草畜雙承包到戶生產責任制以后，地塊變小，用戶不能根據自己的經營規(guī)模選擇合適的機具，機具使用效益不高，造成供需脫節(jié)。 目前，我國生產的牧草收獲機械的主要企業(yè)有3家（海拉爾牧業(yè)機械總廠、寶昌牧業(yè)機械廠和畜牧機械廠）。海拉爾牧業(yè)機械總廠是全國牧草收獲機械的最大生產廠家。該廠生產的天然草場和低產人工草場的割、摟產品，技術上比較成熟，且市場占有率高、量大而面廣，但它在種植高產牧草的收割方面競爭力較小。 目前甘肅酒泉地區(qū)農機推廣站研制成功新式的二圓盤旋轉牧草收割機，正式通過技術鑒定，準予批量生產，可收割各類高密度的人工種植和天然牧草。 在2002年上海向明公司也自行研制出了圓盤后掛式割草機，它是利用拖拉機輸出的動力和行走裝置進行收割牧草作業(yè)。 現在我們研究的方向是趨向方便和省時省力[13]。 總體來講我國牧草收獲機械化水平還是很低，產品質量不穩(wěn)定，品種單一，且草地單位面積擁有整套割、摟、裝、運設備數量與美國相比差距懸殊。 1.2.3 國內外牧草收割機械切割部件發(fā)展概況 切割部件是牧草收獲機械的最主要的部件，國內外牧草收獲機械按其切割部件的結構分為往復式和圓盤式割草機；按其行走動力分為牽引式、半懸掛式、懸掛式、自走式割草機;按照割草幅寬可為窄幅和寬幅式割草機。 1、往復式切割器割草機研究發(fā)展概況 往復式割草機具有最悠久的歷史。它適于收割天然牧草和種植牧草，具有割茬低而整齊，牧草損失少，便于調整使用等優(yōu)點，其發(fā)展過程是從畜力到機引；從牽引到懸掛。其發(fā)展趨勢是提高生產效率，一是提高前進速度，二是增加割幅。加大割幅將增加金屬消耗量，因此以提高前進速度更為有利。但為保證切割質量，必須同時提高切割器切割速度。由于切割速度提高，引起割刀往復慣性力大為增加，會造成機器震動和機件損壞，切割高產或濕潤牧草常產生堵刀現象。這種割草機雖有這些缺點，但目前仍作為一種標準機型被國內外廣泛使用和大量生產，并且在不斷完善和改進。 2、回轉式割草機研究發(fā)展概況 近年來，西歐由于種植牧草面積大量增加，并使用大量含氮肥料使牧草高大，茂密而趨于倒伏。因此，回轉式割草機得到迅速發(fā)展，它屬無支承切割。切割器刀片安裝在刀盤上，并隨刀盤一起回轉進行割草，其前進速度高，有較高的生產率，不產生堵塞現象，更換刀片簡易，保養(yǎng)方便。但回轉式割草機功率消耗較大，為 10～6 馬力/米。（普通往復式割草機為 1～2 馬力/米，雙動刀割草機為 4～8 馬力/米）工作幅重割區(qū)大，割茬不齊，碎草多，且對地面的平坦程度要求較高。在牧草剛度小時易使割茬高度增加，因此較適于高產硬桿牧草，在西歐比較盛行。  第2章 整體方案的確定 2.1 收割機類型的選擇 2.1.1 按切割裝置分類 割草機按其切割裝置來分可分為刀片往復運動和回轉運動兩類。根據相關的資料介紹其兩類割草機在收割時所需的動力不一樣，往復運動的割草機所需的動力較小，所以往復運動的割草機就成為了主流。如圖2.1所示是兩種割草機在收割時，所需動力的對比[8]。 圖2.1 旋轉式和往復式割草機所需動力的比較 所以本設計選用的割草機是往復式割草機。 2.1.2 往復式割草機的分類 往復式割草機主要分為以下幾類： （1）手扶拖拉機配套；又分為前懸掛式和牽引式。 （2）乘座式拖拉機配套；又分為前懸掛式和牽引式。 （3）連桿式割草機；采用曲柄輪和連桿驅動的形式。 （4）無連桿式割草機；又稱作平衡驅動割草機，通過動刀的往復運動，在此過程中所產生的不平衡又重錘吸收。 以上的割草機都是固定式定刀，只有一個動刀，單動刀的運動頻率低，容易卡滯堵塞，難以適應柔性莖桿牧草的切割，而且工作時平衡能力差。雙動刀割草機是兩組刀片相反反向切割。因此驅動裝置和刀片支撐裝置的構造比較復雜，但驅動時動態(tài)平衡較優(yōu)越，刀片的往復次數非常高，所以作業(yè)時相對比較快。結合當前養(yǎng)殖業(yè)的發(fā)展的特點，牧草機械的研制在機型上以小型為主，在研究內容上，重點解決勞動強度大，用工多的牧業(yè)生產作業(yè)，考慮部分牧場的規(guī)模等，所以本論文主要設計一種小型輕便的雙動刀的往復式收割機械。 2.2 方案確定 通過以上的分析和比較，選用雙動往復式收割機。牧草收割機主要有動力源、切割系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、輸送系統(tǒng)和行走系統(tǒng)組成。 收割機的動力由柴油機提供。選擇單缸兩沖程的柴油機，它的額定功率為2.9kW,轉速為2600r/min,外形尺寸為166×196×208。 切割系統(tǒng)，選用雙刀片往復式。因為單刀片運動時，它的速度不能達到切割牧草所需要的速度，雙刀片割草機的速度是單刀片割草機的兩倍。將回轉運動變?yōu)橥鶑瓦\動采用雙曲柄機構。 傳動系統(tǒng)中動力由柴油機發(fā)動機皮帶輪輸出后，經三角皮帶輪和一對錐齒輪兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸，在經過聯(lián)軸器將動力傳遞給凸輪軸，帶動刀片進行切割，同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪將驅動力傳遞給輸送系統(tǒng)。減速器中采用錐齒輪傳動。 輸送系統(tǒng)采用皮帶傳輸，傳輸帶上裝有撥齒，將牧草輸送到收割機的右側。 行走系統(tǒng)，目前行走系統(tǒng)采用人工推行，暫時不考慮機動行走，這樣也是為了從經濟方面考慮。行走輪的直徑為250mm。 小型牧草收割機要能適應目前主要種植的黑麥草、紫花苜蓿和三葉草等品種。這些品種在形狀、性能上差異較大，切割強度明顯不同，故對牧草切割裝置要求較高，對刀刃型式、切割運動速度及相關參數都要有兼容收割能力。牧草機的動力機型要小巧，工作可靠；操作上要簡單便利，整機輕便，價格低廉。根據以上原則，并結合牧草收割的農藝要求，本論文所設計的小型牧草收割機的主要技術參數： 配套動力：柴油機2.9kW； 割幅： 1 m； 割茬高度：45mm左右； 切割形式：雙動往復式； 適用作物高度：600mm左右； 刀片刃口：平面形； 刀齒間距：39mm； 刀片運動速率：>1800次/min； 前進方式：手扶推行式； 操縱人數：1人； 工效：334m2/h左右。 2.3 本章小結 這一章主要是確定小型牧草收割機總體的設計方案。確定割草機的類型為雙動往復式收割機。其中的切割系統(tǒng)中采用雙動刀片；傳動系統(tǒng)中減速器采用錐齒輪傳動；輸送系統(tǒng)采用帶傳動。這一章主要是設計小型牧草收割機的大體的方案，為以后的設計做準備。  第3章 切割系統(tǒng)的設計 3.1 切割器主要參數的分析 切割器是各種收割機最主要的部件，其工作效率和作業(yè)質量直接影響整機性能。目前割草機上普遍采用往復式和回轉式切割器。因回轉式切割器切割功率消耗大，對地面的平坦程度要求較高，不適應于山地、丘陵、梯田等地段，因此選用普通Ⅰ往復式切割器[2]。在工作時，柴油機輸出回轉動力，經過輸入軸將動力傳輸給曲柄主軸,再經曲柄機構變?yōu)橥鶑瓦\動。 3.1.1 往復式切割器影響切割質量的因素分析 切割速度與進給速度之間的關系，用切割速比來描述。在動刀高度一定時，重割區(qū)和空白區(qū)的大小與機器前進速度和曲柄轉速有密切的關系，其關系用切割進程表示。數學式為 （3.1） 式中 ——機器前進速度（m/s）； ——割刀運動一個行程時間。 因為往復切割器割刀運動一個行程，曲柄轉動180°，其時間為 = （3.2） 將（3.2）代入（3.1）得 = （3.3） 式中 ——曲柄轉速（r/min）。 因牧草稠密多汁，切割阻力大，往復式割草機切割速度應大于 2.15m/s[3]。但切割速度太大，慣性力增加，引起機器震動，因此選擇適宜切割速度是關鍵，曲柄主軸轉速 738 r/min。曲柄旋轉一周，割刀完成兩個行程，則割刀平均速度為 =（m/s ） （3.4） = = 1.87 m/s 式中 ——曲柄半徑（mm）； ——曲柄轉速（r/min）。 因為切割速比λ= 將（3.1）、（3.3）代入整理得 λ= （3.5） 現有割草機 =（1.1～1.5） 代入（3.5）式得 λ= （3.6） ——動刀刃高度（mm），標準Ⅰ型切割器動刀刃高度 為 54，代入（3.6）得 λ= = 0.94～1.28 為保證切割質量，實際切割速比應大于理論切割速比，理論進給速度 取機器穩(wěn)定行駛所允許的最高速度。 3.1.2 技術參數的分析和評價 當曲柄主軸轉速為 738 r/min，切割器平均速度 =1.87m/s，收割機平均作業(yè)速度=0.99m/s，切割器選標準 I 型，為保證切割質量，應選擇恰當的切割速比。切割速比一般大于1.02[3]，本機在平均工況下 =1.87>1.02，故本機的設計是合理的。 3.2 凸輪軸的設計 切割時為實現從旋轉運動到雙刀的往復直線運動，必需有一個中間傳動機構，該機構就是雙曲柄機構，采用偏心輪式結構，由兩偏心輪和凸輪軸組成。由于本文設計的是雙刀割草機，驅動機構的受力情況正好相反，相互抵消，所以凸輪軸平衡能力較好，就不需要校核計算了。 3.2.1 凸輪軸的設計 凸輪軸的動力是經曲柄主軸通過聯(lián)軸器傳動動力，故該軸的輸入功率是2.45kW，軸的材料選用40Cr調質，=112～97，=35～55MPa，軸的轉速n=738r/min，則計算軸的最小軸徑： （3.7） 取，MPa 則： mm 由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此 將圓整成16mm。 軸的結構示意圖見圖3.1。 圖3.1 凸輪軸的結構示意圖 3.2.2 確定凸輪軸的各段直徑和長度 由圖可知軸段上最小直徑在凹槽處，故④段的直徑即mm， mm。 軸段①是和曲柄主軸聯(lián)接的聯(lián)軸器，根據聯(lián)軸器中許用的直徑，取mm， mm。 軸段②是定位軸肩，取mm， mm。 軸段③是安裝偏心輪，根據偏心輪的直徑和厚度可得mm， mm。 軸段⑤上是圓螺母，故mm， mm。 3.3 切割裝置的設計 3.3.1 動刀的結構 切割裝置主要是由一對往復運動的動刀和固定不動的支撐部分組成，動刀和刀桿做成一體，刀桿和傳動機構相連，用以將動力傳遞給動刀。固定支撐部分包括刀架，間隙調節(jié)機構等，工作時雙刀同時作往復直線運動，對雙刀間的牧草進行收割。 動刀是切割器的主要工作零件，采用光刃結構，光刃切割省力，割荏整齊，但易磨鈍，工作中需經常磨刀，主要用于牧草收割。動刀片是一種易損件，為了保證具有較好的耐磨性和一定的沖擊韌性，刀片一般用合金鋼制成，刃部需淬火。 動刀的工作與結構如圖3.2所示。 圖3.2 動刀的結構 3.3.2 刀片間隙的調整 主要是動刀之間的間隙調整，雙刀都開有導向槽，用螺栓與壓板和機架聯(lián)系起來，間隙靠螺母6來調整，一般不超過0.5mm間隙。見圖3.3。 1、 下動刀 2、上動刀 3、壓板 4 機架 5、墊片 6、螺母 7、螺栓 8、墊片 圖3.3刀片的間隙調整 3.3.3 偏心輪的設計 偏心輪是該機器的最主要的一個部件，要想實現從旋轉運動到雙刀的往復直線運動，必需有一個中間傳動機構，該機構就是雙曲柄機構，采用偏心輪式的結構。 偏心輪的工作和結構如圖3.4所示。 圖3.4 偏心輪 3.3.4 切割裝置附件的設計 1、壓板 （見圖3.5） 圖3.5 壓板 2、機架 （見圖 3.6） 圖3.6 機架 3.4 本章小結 本章主要是分析切割器的參數，通過原理分析，根據牧草收割機的工作情況計算出機器前進的速度和割刀切割的速度，同時進行切割裝置的設計，切割裝置是牧草收割機的主要組成部分，其性能影響整個牧草的收割質量。切割裝置的設計包括刀片結構的設計、刀片間隙的調整、偏心輪的設計和相關附件的設計。  第4章 傳動系統(tǒng)的設計 傳動系統(tǒng)將柴油機的動力分別傳送給切割器和輸送系統(tǒng)。 4.1 傳動系統(tǒng)的結構設計和傳動比的確定 4.1.1 傳動系統(tǒng)結構設計 根據牧草收割機切割系統(tǒng)和輸送系統(tǒng)的工作原理及結構特點，該機的傳動系統(tǒng)見圖4.1。 1、柴油機 2、聯(lián)軸器 3、動力輸入皮帶輪 4、輸入軸大皮帶輪 5、小錐齒輪 6、 大錐齒輪 7、輸送主動鏈輪 8、輸送從動鏈輪 9、偏心輪 10、輸送帶輪 Ⅰ、減速箱輸入軸 Ⅱ、曲柄主軸 Ⅲ、凸輪軸 Ⅶ、 輸送主軸 圖4.1 傳動系統(tǒng)簡圖 由圖4.1可知，動力由柴油機發(fā)動機皮帶輪輸出后經皮帶輪3、4和一對錐齒輪5、6兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸。曲柄主軸經聯(lián)軸器將動力傳遞給凸輪軸帶動刀桿及動刀做往復切割運動；同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪7、8將驅動力傳遞給輸送系統(tǒng)。 4.1.2 傳動比確定 1、曲軸主軸的轉速 = m/s （4.1） 往復式切割器割刀平均速度常為 1.6～2.0 m/s，由公式（4.1）得 = = 631.58～789.5 r/min 取曲柄主軸轉速=738 r/min。 2、確定傳動比 在標定工作狀況，柴油機額定轉速=2600r/min,功率=2.9kW,動力經皮帶輪輸出分兩路。一路經二級減速后，直接傳遞給曲柄主軸（nⅡ=738r/min）。因此切割系統(tǒng)傳動比為： = ·===3.52 （4.2） 式中 —— 一級皮帶輪減速比； —— 二級圓錐齒輪減速比。 各種傳動的傳動比[4]： 平帶傳動比≤ 5 ；錐齒輪傳動比≤ 5； 鏈輪傳動比≤ 6 ； 根據相似設計法和結構空間位置，取 =1.5 即： = 式中 —— 小皮帶輪的直徑（mm）； —— 大皮帶輪的直徑（mm）。 由式（4.2）得 = 即 = 式中 —— 二級減速主動小錐齒數； —— 二級減速從動大錐齒數。 輸送系統(tǒng)傳動是通過曲柄主軸中央的小鏈輪，經同比傳動給輸送主軸，獲得動力帶動輸送帶橫向輸送。 4.2 收割機功率需求分析和傳動效率 4.2.1 收割機的功率分析 收割機功率包括立式割臺往復切割器切割功率和輸送功率。 即： （4.3） 其中 = （kW） （4.4） 式中 —— 機器前進速度（m/s）； —— 機器割幅（m）； —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（N·m/m2）。 經測定，割草= 200～300，所以 ==1.94 根據經驗輸送系統(tǒng)功率需求為 （4.5） 式中 —— 輸送系統(tǒng)單位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.22～0.25 kW，則 =0.22×1 = 0.22 kW （4.5）式中未考慮傳動效率和空轉所需的功率，故立式割臺往復收割機最低所需總功率為： kW 4.2.2 收割機的傳動效率 切割器的往復運動工作是由柴油機的皮帶輪輸出動力，經皮帶輪、圓錐齒輪二級減速見圖4.2。皮帶輪傳動效率取 ，圓錐齒輪傳動效率 [11] ，則切割系統(tǒng)總的傳動效率 圖4.2 切割系統(tǒng)傳動圖 （1）各軸的轉速 Ⅰ軸 r/min Ⅱ軸 r/min （2）各軸的功率 Ⅰ軸 kW Ⅱ軸 kW （3）各軸的扭矩 電機軸 N·m Ⅰ軸 N·m Ⅱ軸 N·m 表4.1 運動和動力參數 軸名 參數 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 轉速/（r/min） 2600 1733 738 功率/（kW） 2.9 2.78 2.70 扭矩/（N·m） 10.65 15.32 34.94 傳動比 1.5 2.35 效率 0.96 0.97 4.3 減速器的設計 4.3.1 錐齒輪的設計 為了實現切割系統(tǒng)總傳動比3.52:1，可進行二級減速，一級通過動力皮帶輪輸出減速，第二級因要滿足回轉運動最終轉化為割刀往復運動，故設計二級減速為一對圓錐齒輪。 1、選擇材料 兩錐齒輪用40Cr,滲碳淬火齒面硬度58-62HRC。 2、選取精度等級 表面因采用淬火處理，故初選7級精度。 3、因為是閉式硬齒面齒輪傳動，故初選小齒輪齒數 。 4、閉式硬齒面齒輪傳動，采用齒根彎曲疲勞強度設計公式，齒面接觸疲勞強度校核公式。 5、 齒根彎曲疲勞設計，公式為： （4.6） （1）齒輪傳遞轉矩 N·m （2）取齒寬系數，齒寬中點的平均分度圓直徑和平均模數 ， 故 。 （3）由齒輪的抗彎疲勞極限圖查得大、小齒輪的抗彎疲勞強度極限 MPa。 （4）由抗彎疲勞強度壽命系數圖查得抗彎疲勞壽命系數。 （5）應力循環(huán)次數 （4.7） 式中 ——軸的轉速（r/min ，r/min ）； ——齒輪每轉一周時齒面嚙合次數，取=1； ——齒輪工作壽命，取300小時。 則 （6）計算抗彎疲勞許用應力，錐齒輪彎曲疲勞強度安全系數。 MPa MPa （7）計算載荷系數 （4.8） 式中 ——工作情況系數，由使用系數表查得； ——動力載荷系數。 因小圓錐節(jié)圓線速度 m/s 故 由動載系數圖查得 =1.11； ——嚙合齒對間載荷分配系數，取1； ——齒輪傳動載荷分布不均勻系數，由齒向載荷分布不均系數圖查得。 即 （8）查取齒形系數，由齒形系數及應力修正系數查得，。 （9）查取應力校正系數，由齒形系數及應力修正系數查得 ，。 （10）計算大、小齒輪的 并加以比較 小齒輪的數值大。 （11）設計計算 mm 就近圓整為標準值=2mm。 6、 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 mm mm （2）錐角 （3）根高 （其中 ） mm （4）齒根角 mm （5）頂圓直徑 mm mm （6）齒根圓直徑 mm mm （7）錐距 mm （8）齒根角 故=3.0052° （9）分度圓齒厚 mm 7、齒輪強度校核 按齒面接觸疲勞強度校核 （4.9） 式中 ——節(jié)點區(qū)域系數，對于標準直齒輪 =2.5； ——彈性系數，由彈性系數表查得； ——接觸疲勞許用應力（MPa）； （4.10） 式中 ——齒輪材料的接觸疲勞極限（MPa）； ——接觸疲勞強度壽命系數，由接觸疲勞強度壽命系數圖查得； ——接觸疲勞強度最小安全系數，取 ； MPa MPa MPa＜ 故二級錐齒輪齒面接觸強度合理。 4.3.2 減速箱輸入軸的設計及強度校核 1、減速箱輸入軸的設計 該軸的一端與皮帶輪相聯(lián)，另一端與小錐齒輪相聯(lián)，且都是懸臂式，軸的材料選用45鋼調質時，取皮帶輪的傳動效率為0.96，則計算出皮帶輪和齒輪與軸相聯(lián)地方軸的直徑 （4.11） 式中 ——軸傳遞的功率（kW）； ——軸的轉速（r/min） 由前面的計算可知kW，r/min mm 由于軸上開鍵槽，考慮鍵槽對軸的強度削弱，應增大軸徑，一般有一個鍵槽時，軸徑增大3%左右，有兩個鍵槽時應增大7%左右，然后圓整為標準直徑，因此 mm 將圓整成 14mm，即mm 由于與皮帶輪相聯(lián)的軸徑較長，且是懸臂式，與減速箱體相配，見圖4.3。 圖4.3 軸結構示意圖 2、確定輸入軸各段的直徑和長度 各軸段的直徑是在扭轉強度計算而得的最小直徑的基礎上，考慮軸上零件的軸向定位及裝拆要求，由軸端起逐段加以確定。 各軸段的長度，主要取決于各零件與軸配合部分的軸向尺寸和零件間必要的軸向間隔的距離。 由上計算可知求得輸入軸的最小直徑=14mm，該處與小錐齒輪連接，故軸段①的直徑=14mm，該軸上除安裝齒輪外還有固定錐齒輪的套筒，則 =14+10+2=16mm。 軸段②上安裝滾動軸承，因軸上零件安裝的是錐齒輪，軸定位時采用一對角接觸球軸承，選用7004AC型角接觸球軸承。故該段的直徑和長度應等于軸承內徑和寬度，即=20mm,右端定位是套筒，其長度比齒輪輪轂寬度小2mm，故=10mm。 軸段③為軸肩定位軸承，為保證軸承的軸向固定，則 mm，mm。 軸段④上也安裝軸承，故直徑與②的直徑相等，則 mm ，mm。 軸段⑤上安裝彈性擋圈以固定它右側的軸承，則取 mm， mm。 軸段⑥上預留端蓋安裝的尺寸，則 mm， mm。 軸段⑦上安裝有皮帶輪，考慮到帶輪裝拆方便，故mm， mm。 3、軸的受力分析 軸的受力分析見圖4.4。 因為軸的輸入功率為2.78kW，轉速=1733r/min ，=18 輸入轉矩 N·mm 作用在小錐齒輪上的各力： （4.12） 式中 ——小齒輪齒寬中點平均分度圓直徑，； ——齒寬中點平均模數，。 則 N 式中 ——壓力角，； ——小齒輪分度圓錐角，由前面計算可知 。 N 圖4.4 軸的受力圖 N 由軸上受力分析可計算軸上的支反力，最大應力處 、、、值于下表4.2。 表4.2 減速器輸入軸支承點反作用力 載荷 水平面 垂直面 支反力（N） 彎矩（N·m） 扭矩（N·m） 15.32 總彎矩（N·m） 計算彎矩（N·m） （ 式中） 4、輸入軸的強度校核 由上面的彎曲應力圖知B處截面為最大應力處， （4.13） 查軸的常用材料及其主要機械性能表可知45鋼調質時，MPa ，根據值查軸的許用彎曲應力表查得軸的許用彎曲應力 MPa 式中 ——軸計算截面的抗彎截面模量mm3； （4.14） ＜ 故安全。 由于割草機工作季節(jié)強，一荏一般一周多，故不需對其精確校核疲勞強度。 5、確定軸上鍵的類型和尺寸 軸上零件的周向固定采用鍵，故在錐齒輪與皮帶輪的軸段上開鍵槽。 (1)齒輪處的軸段上的鍵 ①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵； ②確定鍵的尺寸 根據軸徑=14mm,輪轂長mm,查平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=5mm,=5mm,=8mm； ③強度驗算 確定許用應力 由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查=70～80MPa； 鍵的工作長度 mm 擠壓面高度 mm 擠壓應力 MPa＜ 故安全。 （2）皮帶輪軸段上的鍵 ①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵； ②確定鍵的尺寸 根據軸徑=16mm,輪轂長mm,查平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=6mm,=5mm,=22mm； ③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查=70～80 MPa； 鍵的工作長度 mm 擠壓面高度 mm 擠壓應力 MPa＜ 故安全。 4.3.3 曲柄主軸的設計及校核 1、曲柄主軸的設計 收割機的切割器動力輸入主軸一端與大錐齒輪相聯(lián)，另一端與小鏈輪相聯(lián)傳送切割的動力，由前面的功率計算可知=2.70kW，錐齒輪傳動的效率為0.97,軸的材料選則40Cr調質，， MPa，軸的轉速=738r/min。 軸的最小直徑 （4.15） 取 ， MPa ，則 mm 由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此 將圓整成18mm。 軸的結構示意圖見圖4.5。 圖4.5 曲柄主軸的結構示意圖 2、確定軸的各段直徑和長度 根據軸上零件的定位,為了便于拆裝,軸上最小直徑選在⑧段, ⑧段上安裝的是彈性當圈,即mm， mm。 軸段⑦上安裝小鏈輪,則mm， mm。 軸段④安裝軸承,其直徑和長度等于相應軸承的內徑和寬度,選用6025型深溝球軸承,則mm， mm。 軸段③為軸肩,對軸承左端固定,為保證軸承的安裝,則mm， mm。 軸段⑥上安裝軸承蓋,故可選與軸④段直徑相等,則mm， mm。 軸段⑤上也是安裝彈性擋圈,則mm， mm。 軸段②上安裝錐齒輪,則mm， mm。 軸段①上安裝軸承與固定的套筒,則直徑為軸承的內徑,故mm， mm。 軸段⑨上安裝聯(lián)軸器，便于安裝與定位，取= 20mm， =52mm。 3、曲柄主軸的受力分析 曲柄主軸的受力見圖4.6。 圖4.6 曲柄主軸的受力圖 因為軸的輸入功率為2.70kW，用于輸送系統(tǒng)功率是0.25kW，則切割系統(tǒng)的功率為2.45kW，主軸的轉速為nⅡ=738 r/min。 大錐齒輪的受力的大小與小錐齒輪的受力大小一致，即 N N N 鏈輪作用在主軸的壓軸力 （4.16） 式中 ——壓軸力系數 ，水平傳動 ； ——有效圓周力。 （4.17） 式中 ——為傳遞功率（kW）； ——為鏈速（m/s）。 （4.18） 式中 ——為鏈輪齒數； ——鏈輪轉速（r/min）； ——為鏈條節(jié)距 （mm）。 計算得 m/s N N 4、曲柄主軸的強度校核 由上面的彎曲應力圖4.6知處錐齒輪截面為最大應力處， （4.19） 查軸的常用材料及其主要機械性能表[6]可知40Cr調質時，MPa，根據值查軸的許用彎曲應力表查得軸的許用彎曲應力MPa。 式中 ——軸計算截面的抗彎截面模量 mm3； （4.20） MPa＜ 故安全。 由軸上受力分析可計算軸上的支反力，最大應力處 、、、值于下表4.3。 表4.3曲柄主軸的支承點反作用力 載荷 水平面 垂直面 支反力（N） 彎矩（N·m） 扭矩（N·m） 16 總彎矩（N·m） 計算彎矩（N·m） （ 式中） 5、確定曲柄主軸上鍵的類型與尺寸 軸上零件的周向固定采用鍵聯(lián)接，在曲柄主軸上與大錐齒輪、鏈輪和聯(lián)軸器聯(lián)接的地方采用鍵聯(lián)接。故需要確定它們的類型及尺寸，以及校核強度。 （1）與大錐齒輪聯(lián)接處的鍵 ①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵； ②確定鍵的尺寸 根據軸徑=28mm,輪轂長=30mm,由平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=8mm,=7mm,=25mm； ③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查得=70~80 MPa 鍵的工作長度 mm 擠壓面高度 mm 擠壓應力 MPa＜ 故安全。 （2）與鏈輪聯(lián)接處的鍵 ①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵； ②確定鍵的尺寸 根據軸徑=22mm,輪轂長mm,由平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=6mm, =6mm, =32mm； ③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查得=70~80 MPa 鍵的工作長度 mm 擠壓面高度 mm 擠壓應力 MPa＜ 故安全。 （3）與聯(lián)軸器聯(lián)接處的鍵 ①選擇鍵的類型 選A型普通平鍵； ②確定鍵的尺寸 根據軸徑=20mm,輪轂長=50mm, 由平鍵聯(lián)接的剖面和鍵槽尺寸表[4]查得鍵寬=6mm, =6mm, =40mm； ③強度驗算 確定許用應力由鍵聯(lián)接的許用應力和壓強表[6]查=125~150 MPa 鍵的工作長度 mm 擠壓面高度 mm 擠壓應力 MPa＜ 故安全。 6、確定聯(lián)軸器的類型和相關尺寸 （1）選用凸緣式聯(lián)軸器 （2）計算轉矩 工作轉矩為 N·mm 查表[6]得工作情況系數 故計算轉矩 N·mm （3）確定型號 查設計手冊，選取凸緣聯(lián)軸YL5，它的公稱扭矩為63 N·mm,允許的軸孔直徑在mm之間。 4.3.4 箱體及附件的設計 1、箱體的設計 （1）箱體的材料 箱體一般用灰鑄鐵HT200或HT250制造。 （2）箱體的結構分析 箱體是支承和固定減速器及保證傳動件嚙合精度的重要機件，其重量約占減速器總重量的50%，對減速器的性能、尺寸、重量和成本均有很大的影響。 （3）箱體的結構尺寸 通過其中的傳動件，軸和軸系部件的結構尺寸，按經驗設計關系在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。見圖4.7和4.8。 （4）減速器的潤滑和密封 本文所設計的減速器是小型的，可采用脂潤滑，選用二硫化鉬鋰；軸伸出端密封采用軸承蓋及密封圈。 圖4.7 上箱體 圖4.8 下箱體 2、減速器附件的設計 （1）固定減速箱輸入軸的軸承蓋 ①材料選用鑄鐵HT150，結構尺寸如圖4.9所示。（相關尺寸的確定參[4] ） ②采用凸緣式結構 圖4.9 軸承蓋結構 ③尺寸計算 與此對應的軸承外徑為42mm，則mm ，取mm 因采用套杯結構，mm 根據軸承外徑選4×M6 ，則 故mm mm ，取mm mm （2）曲柄主軸的軸承蓋 ①材料選用鑄鐵HT150，結構尺寸如圖4.10所示。 ②采用凸緣式結構 圖4.10 曲柄主軸中軸承蓋結構 ③尺寸計算 與此對應的軸承外徑為52mm，則mm ，取mm 根據軸承外徑選4×M8，則 故mm mm ，取 mm mm （3）套杯的設計 在減速器中的輸入軸上兩個軸承組合在一起，應采用套杯使軸承的固定和拆裝更為方便，套杯的結構，形狀及軸向尺寸視需要而定，套杯的內徑即為軸承的外徑，套杯的厚度取S=6mm。 4.4 本章小結 本章主要是設計整個裝置的傳動系統(tǒng)，確定傳動系統(tǒng)比的分配，計算出切割系統(tǒng)和行走系統(tǒng)的功率需求和傳動效率。根據傳動比進行錐齒輪的設計，確定錐齒輪的有關參數，并進行校核計算。箱體設計中主要進行箱體結構的分析和確定箱體的結構尺寸；附件設計中包括軸承蓋的設計和套杯的設計。軸承蓋的設計主要確定其類型、結構和尺寸；套杯的設計主要是結構分析和尺寸的確定。  第5章 輸送系統(tǒng)的設計 收割機的輸送系統(tǒng)直接影響著收獲質量。立式割臺往復式切割器其輸送系統(tǒng)不僅應即時將切割的牧草輸送到一側，還應鋪放均勻整齊，形成一定的形狀和厚度，以利于干燥。因此，本研究試驗的目的是選擇合理的輸送速度和輸送機構。 5.1 輸送帶速度計算 合理的輸送速度應使輸送帶單位時間內輸送的牧草量等于收割機同時間內收割的牧草量，如圖5.1所示。 即 （5.1） 式中 ——機器前進速度； ——機器作業(yè)幅寬(=1m)； ——輸送帶速度； ——牧草層厚度（拔齒高度）； ——牧草生長密度（株/M2）； ——牧草在輸送帶上的集密度（株/M2）。 圖5.1 輸送帶 取=/，為牧草積集系數 所以輸送帶速度計算公式 = （5.2） 因牧草稠密取20，作業(yè)速度為=1.46～1.99 m/s，則 ==1.46～1.99 m/s 發(fā)動機動力經小鏈輪傳給輸送系統(tǒng)主軸，其轉速=738r/min 輸送帶輪D=φ90mm，因此輸送帶線速度為 ==3.48 m/s 5.2 輸送系統(tǒng)參數確定 其主要參數有輸送帶尺寸、撥齒高度、間距，輸送帶高度和割臺前伸量等。 5.2.1 輸送系統(tǒng)中帶傳動的設計 1、選用膠帆布平帶傳動。 2、帶輪的直徑 mm 參平帶輪的直徑表選mm 3、帶速 ＜=30m/s 4、兩個帶輪直徑相同，同比傳動，即mm 5、軸間距 根據結構確定=1020mm 6、所需帶長 mm （未考慮接頭長度） 7、帶輪包角 ＞ 8、曲撓次數 ＜ 其中 ——帶輪數 。 9、帶厚 按膠帆布平帶規(guī)格選標準值，則mm。 10、帶的截面積 （5.3） 式中 ——工況系數，查工況系數表得； ——膠帶單位截面積所能傳遞的基本額定功率，查膠帆布帶單位截面積傳遞的基本額定功率kW； ——包角修正系數，查表22.1-32得； ——傳動布置系數，查表22.1-33得。 mm2 11、帶寬 mm 選取標準值，則=12mm。 12、作用在軸上的力 N 式中 ——帶的預緊應力，MPa。 13、帶輪的結構與尺寸 （1）帶輪的材料≤ 30m/s，選用HT200 （2）孔徑，取=18mm 取mm。 （3）輪轂尺寸 取mm。 （4）輪緣寬度 查平帶輪的直徑、結構形式和輻板厚度表得，取 mm （5）輻板厚度s，取mm （6）輪緣尺寸 輪緣厚度 mm 因為動刀切割速度= 1.87m/s，為能及時將牧草輸送出，據算得輸送帶最高線速度為= 3.48m/s。 5.2.2 撥齒高度和間距 撥齒高度根據輸送能力確定，因本設計切割速度1.87m/s，需較高的輸送能力，故撥齒高取為=50mm，齒形上窄下寬，呈梯形，水平安裝由厚1～2 薄板制成，故取撥齒間距 =142mm。 5.2.3 輸送帶高度 輸送帶高度（即拔齒中心線距割刀的距離）為50mm。 5.2.4 割臺前伸量 輸送帶齒頂與動刀頂端的水平距離為割臺前伸量，適宜的前伸量=100mm。 5.3 鏈輪傳動的設計 輸送系統(tǒng)的動力是經曲柄主軸中的鏈輪傳遞給輸送主軸的鏈輪，并帶動皮帶輪轉動，故計算鏈輪傳動的參數值。 1、選用滾子鏈傳動。 2、小鏈輪齒數 （），應參照鏈速和傳動比選取 推薦 。 3、兩鏈輪是同比傳動，即=1 則。 4、張緊鏈輪的齒數 。 5、設計功率 （5.4） 式中 ——工況系數，查工況系數表得 ； ——小鏈輪齒數系數，查小鏈輪齒數系數得 ； ——多排鏈排數系數，查多排鏈排數系數得 =1。 則 kW 6、鏈條節(jié)距選用根據設計功率和小鏈輪轉速由小鏈輪齒數標準A系列滾子鏈的額定功率曲線圖選用合適的節(jié)距，選用08A系列的鏈子則mm。 7、驗算鏈輪輪轂孔徑 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 ＜ 合理 8、初定中心距 根據結構要求，則mm。 9、鏈長節(jié)數 （5.5） 式中 ——以節(jié)數表示的中心距初定值，； —— 系數 ，。 則 圓整為整數并取偶數，則 10、鏈條長度 m 11、理論中心距 mm 12、鏈速 m/s 13、滾子鏈鏈輪尺寸 （1）鏈輪材料選用45 （2）鏈輪齒數 （3）配用鏈條的節(jié)距，滾子外徑mm （4）分度圓直徑 mm （5）齒頂圓直徑 mm mm 取mm （6）齒根圓直徑 mm （7）分度圓弦齒高 mm mm 取mm。 （8）齒側凸緣直徑 式中 ——內鏈板高度，mm； 取mm。 5.4 輸送主軸的設計及強度校核 5.4.1 輸送主軸的設計 收割機的輸送主軸是通過曲柄軸中間小鏈輪傳遞給動力，由前面的計算，輸送系統(tǒng)的功率為0.25kW，軸的材料選40Cr調質鋼，A0=112～97 ，[τ]=35～55 MPa，軸的轉速為n=738r/min，則計算軸的最小軸徑。 （5.6） 取A0=100 ， [τ]=40 MPa ，則 mm 由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此 將圓整成10mm。 該軸的結構示意圖見5.2。 圖5.2輸送主軸的結構示意圖 5.4.2 確定各軸段的直徑和長度 由示意圖可知軸上零件的定位及拆裝順序，即可由此得出軸段最小直徑