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：

专业：农业机械化及其自动化

班级：

指导教师：

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;

ABSTRACT

In recent years, due to the encouragement of national agricultural policy, China's overall agricultural situation is excellent, and corn production is also greatly improved, but the attendant problems are also a large increase in corn stalks, straw became clear the former peasant farming Headaches . Does not affect farming, sowing time, while easy effort, some farmers directly in situ burning of straw, so not only waste resources and pollute the environment. Corn stalk shredder is not to solve this problem arising. After the straw chopper shop sprinkle it in the ground, so that environmentally friendly and can change soil fertility, fertility to achieve good results.

The corn stalk shredder designed primarily rely on three-point suspension with articulated tractor, pulling the machine relies on its work. Mainly by the suspension, gearbox, straw chopping mechanism and other components.

Keywords：Straw chopper ; Field; Design;

目录

摘要 (1)

ABSTRACT (2)

目录 (3)

1引言 (4)

1.1玉米秸秆粉碎机设计的背景 (4)

1.2玉米秸秆粉碎机设计的目的及意义 (4)

2总体结构及基本参数的确定 (5)

2.1总体结构 (5)

2.2工作原理 (5)

2.3拖拉机的选择 (5)

2.4基本参数计算以及各轴功率、转矩分配 (6)

2.4.1基本参数的计算 (6)

2.4.2 各轴的功率分配 (6)

2.4.3 各轴的输出转矩 (7)

2.5玉米秸秆粉碎机主要参数 (7)

3传动部分主要零件设计 (8)

3.1带轮主要参数的计算和结构的确定 (8)

3.1.1几何尺寸的确定 (8)

3.1.2 V带轮的材料，结构的确定 (9)

3.1.3大、小动带轮的具体尺寸 (10)

3.2锥齿轮的几何计算和说明 (10)

3.2.1选定齿轮参数 (10)

3.2.2按齿面接触强度进行初步设计 (10)

3.2.3几何尺寸的计算 (11)

3.2.4校核齿面接触疲劳强度 (13)

3.2.5校核齿根弯曲疲劳强度 (14)

3.3轴的设计与校核 (15)

3.3.1轴的材料选择和最小直径估算 (15)

3.3.2输入轴的结构设计 (16)

3.3.4输出轴的结构设计 (20)

3.3.5输出轴上的载荷与校核 (21)

4主要工作部件的设计 (24)

4.1秸秆粉碎刀辊工作原理 (24)

4.2甩刀的排列方式 (25)

4.3甩刀的选择 (25)

5总结 (26)

主要参考文献 (27)

致谢 (28)

1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：—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/min 。

所以总的传动比

581.01800/1046min

/10465.0/52325

.0291.01800/5233

2

123

1

===

=======

n n i r i n

n i n n i 带锥锥则带轮传动比

的转速

则轴锥齿轮的传动比

2.4.2 各轴的功率分配

已知联轴器传动效率

8

.90=联轴η，锥齿轮8级闭式齿轮传动效率

5.90=锥齿轮η，滚动轴承的传动效率8.90=轴承η带轮的传动效率9

6.0=带轮n 。

拖拉机的输出功率

kW P 34.32%80735.0550=??=（20%用于拖拉机的行驶功率） 轴1的输出功率

W

P P k 06.3101==联轴器轴承ηη

轴2的输出功率

kW P P 22.291

2==锥齿轮轴承ηη

轴3的输出功率

kW

P P 49.2723==轴承带轮ηη

2.4.3 各轴的输出转矩 拖拉机输出转矩

m N n p T ?=?==53.59052334

.3295509550

00拖

轴1的输出转矩

m N n p T ?=?==16.56752306.3195509550

11I

轴2的输出转矩

m N n p T ?=?==78.266104622.2995509550

222

轴3的输出转矩

m N n p T ?=?==85.145180049

.2795509550

333

2.5玉米秸秆粉碎机主要参数

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

3.1.2 V 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 d <2.5d （d 为安装带轮的轴的直径，mm ）时，可采用实心式；

当d d ≤300mm 时，可采用腹板式；

当d d ≤300mm ，同时D 1-d 1≥100mm 时，可采用孔板式； 当d d >300mm 时，可采用轮辐式。 由上表可知，d d1=224mm ；d d2=400mm ，则：

小带轮可以采用腹板式，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b d =19mm ， 基准线上槽深h amin =4.8mm ， 基准线下槽h fmin =14.3mm ， 槽间距mm e 5.05.25±=，槽边距mm f 16min =， 带轮宽度f e Z B 2)1(+-=（Z —轮槽数）， 外径a d a h d d 2+=

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d d1=224mm,d a1=234mm, B=132mm, L=80mm,d 1=80mm,C`=33mm. B 大带轮：

轴颈尺寸D=50mm ，分度圆直径d d2=400mm ，d a2=410mm, h 1=55.43mm, h 2=0.8h 1=44.34mm, b 1=0.4h 1=22.17mm, b 2=0.8b 1=17.74mm, f 1=0.2h 1=11.086mm, f 2=0.2h 2=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：MPa H 1500lim =δ 齿轮弯曲疲劳强度极限 ： MPa FE F 460lim ==δδ

3.2.2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：

[]

3

2

2

2

1

1)5.01(1965H R R m u KT C d δφφ-+≥

载荷系数 K=2.4 额定转矩 m N n p T ?=?==16.567523

06.3195509550

11I 齿数比 5.01046/5232

1

===

n n u ； 齿宽系数3.0=R φ (3.0~25.0=R φ)

许用接触应力 []MPa H H 135015009.09.0lim =?==δδ 材料配对系数1=m C （两者材料相同，均为20Cr 钢） 初算结果

[]

3

2

2

2

13503.0)3.05.01(15.016

.5674.219651???-+??≥d =148.25mm

3.2.3几何尺寸的计算

齿数取12245.0,24121=?===uz z z 分锥角 ?===43.632arctan 1

arctan

1u

δ ?=?-?=-∑=57.2643.639012δδ 大端模数 mm m mm z d m 5.6,178.624

25.14811====

取 大端分度圆直径 错误！未找到引用源。

mm

mz d mm mz d 781562211====

齿宽中点分度圆直径

mm

d d mm d d R m R m 3.66)5.01(6.132)5.01(2211=-==-=φφ

外锥距 mm d R 210.87sin 21

1

==

δ

中锥距 mm R R R m 129.74)5.01(=-=φ 齿宽 mm b mm R b R 27,163.26==?=取φ

切向变为系数 01=t X 02=t X , 高变位系数 错误！未找到引用源。 01=X 02=X 大端齿顶高

mm

h mm x m h a a 5.65.6)1(211==+=

大端齿根高

mm

h mm x m h f f 8.78.7)2.1(211==-=

大端齿顶圆直径

mm

h d d mm h d d a a a a 63.89cos 213.159cos 222221111=?+==?+=δδ

齿根角

?

=?

==11.511.5arctan 211f f f R

h θθ

齿顶角

?

==?==11.511.52211f a f a θθθθ错误！未找到引用源。

顶锥角

?

=+=?

=+=68.3154.68222111θδδθδδa a a

根锥角

?

=-=?=-=46.2132.58222111θδδθδδf f f

冠顶距 m m

h d A m m h d A a k a k 092.75sin 2

186.33sin 2

221

2112

1=?-==?-=

δδ

安装距 取

mm

A mm

A 092.90186.8321== （考虑到齿轮结构情况，以及轮冠距H 的测量方便）

轮冠距

mm

A A H mm

A A H k k 1550222111=-==-=

大端分度圆弧齿厚 m m

S m m

x x m S t 210.10210.10)tan 22

(2111==++=απ

分度圆弦齿厚

m m d S S S m m

d S

S S 181.10)61(203.10)61(2

22

2

2

221

2

111=-

==-=

分度圆弦齿高 mm

d S h mm

d S h h a a a a 799.64cos 575.61

4cos 2

2

2

2221

2

111=+==+=δδ 当量齿数

13

cos /54

cos /222111====δδz z z z v v

当量齿轮分度圆直径

mm

d d mm d d m v m v 129.74cos /451.296cos /222111====δδ

齿宽中点齿顶高

m m

b h h m m b h h a a am a a am 293.52

tan 293.52

tan 2

22

1

11=-==-

=θθ

当量齿轮顶圆直径 mm h d d mm

h d d am v va am v va 715.842037.3072222111=+==+=

齿宽中点模数 mm R

R m m m

m 525.5=?

= 当量齿轮基圆直径 mm d d mm

d d v vb v vb 658.69cos 573.278cos 2211=?==?=αα 啮合线长度

m m

g d d d d d d g va v v vb va vb va va 287.25sin 2

)(5.02

12

2222121=?+-

-+-=α

端面重合度 6.1cos =??=

α

επm va

va m g

3.2.4校核齿面接触疲劳强度

强度条件：][H H δδ≤ 已知：][)5.01(52

311

H R

R E

H u d KT Z δφφδ≤-= 载荷系数 K=2.4

2

18.189MPa Z E = 额定转矩 m N n p T ?=?==16.567523

06.3195509550

11I 齿数比 5.01046/5232

1

===

n n u ；

齿宽系数3.0=R φ (3.0~25.0=R φ)

a

567.1332MP H =δ算得：

许用接触应力

MPa

MPa S MPa

Z Z Z Z Z Z Z Z S H H H R v L X R

v L X H H H 86.1344][1150097

.0;948.0;975.0;1][lim lim lim

lim

========

δδδδ

即得出：

][567.1332H H MPa δδ≤=，满足强度要求。

3.2.5校核齿根弯曲疲劳强度

（1）确定弯曲强度载荷系数： K =

A K V K F K αF K β=2.4

当量齿数：

13

cos /54

cos /222111====δδz z z z v v

(2) 由机械设计手册，圆锥齿轮部分可知

1

a F Y =2.78

2

a F Y =2.18

1

a S Y =1.548

2

a S Y =1.785

确定许用应力

1

FN K =0.92 2

FN K =0.95

取安全系数F S =1.4

1

FN

σ=320MPa

2

FN

σ=340MPa

由齿轮为单向运转，按脉动循环变应力确定许用应力

即1F σ????

=

11

FN FN F

K S σ=0.92320

1.4?=210MPa

2F σ????=22

FN FN F

K S σ=0.953401.4?=231MPa

(3)校核弯曲强度

1

F σ=

()11

12

21

210.5a a F S R KTY Y bm Z φ-=1.185MPa<1F σ???

?

2

F σ=

()22

12

21

210.5a a F S R KTY Y bm Z φ-=1.071MPa<2F σ???

?

满足弯曲强度，以上所选参数合适。

3.3 轴的设计与校核

3.3.1

轴的材料选择和最小直径估算

根据此粉碎机的工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。

按扭转强度法进行最小直径估算，即： 3

0n

P A d ≥ 根据机械设计手册查的： 轴1、轴2各取1150=A 各轴直径的最小值为:

m m n p A d m m n p A d 89.3487.443

2

2

0min 23

1

1

0min 1====

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×键高8×6

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30×72×19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40810??的键

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20a mm =，

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

N d T F m t 85546

.132567160

22111=?==

1

11111sin tan cos tan δαδαt a t r F F F F ==轴向力径向力

12427r a F F N == 12304a r F F N ==

由方程

()121

0NH NH t C F F F F M +==

()121

NV NV r C F F F F M +==

带入数据得：

1211279

1021279650NH NH NH F F F

+=+?=

12142775

169102367502NV NV NV F F F +=?

=+?

计算得出：

126271906NH NH F N

F N =-= 12118485NV NV F N

F N =-=

即各弯矩分别为：

15012795063950.H t M F N mm ==?=

1175

1696337.5.22a m D F d M N mm =

=?=

110211*********.V NV M F N mm ==?=

3.3.3.2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0.6α=，轴的计算应力为：

11.12ca MPa

σ=

=

=

前已选定轴的材料为45钢，并做调质处理， 查得

[]160MPa σ-=，因此[]1ca σσ-<，故安全。

3.3.3.3校核输入轴的疲劳强度