秸稈還田機設計 機械設計制造及自動化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論

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1、目 錄 目錄Ⅰ 摘要Ⅱ 關鍵詞Ⅱ KEYWORDSⅡ 第 1 章緒論1 1.1 科學依據1 1.2 國內外研究現(xiàn)狀2 1.3 研究內容和方法3 第 2 章 秸稈還田機總體方案設計5 2.1 拖拉機功率的選擇5 2.2 計算傳動裝置的運動參數6 2.3 傳動部件設計7 2.3.1 錐齒輪計算7 2.3.2直齒輪的計算11 2.3.3軸的設計計算13 第 3 章 碎茬工作部件的設計18 3.1 刀軸機構設計18 3.2 刀軸強度校核18 3.3 刀片結構設計22 3.4 刀片主要結構參數確定22 3.5 刀片的排列23 第 4 章 機組功率消耗及影響因

2、素25 第 5 章 結論與討論26 5.1 結論26 5.2討論26 參考文獻27 致謝29 附錄30 摘 要 保護性耕作技術是全球農業(yè)技術發(fā)展的必然趨勢，秸稈還田技術是機械化保護性耕作中的一項關鍵技術， 在農忙期間，使用機械化的秸稈還田技術可以使耕作的更為高效化，同時有力推動機械化還田技術可以避免由于秸稈焚燒而帶來的一系列環(huán)境污染，本文所研制的秸稈還田機功率消耗小，粉碎率高，適合小規(guī)模的秸稈粉碎還田。 在對秸稈粉碎及滅茬的基本理論分析的基礎上，我們提出了秸稈還田機得具體結構方案設計。采用臥式結構，主要由懸掛裝置，變速箱和秸稈粉碎機構組成，拖拉機輸出動力經萬向節(jié)傳遞給變速

3、箱，變速箱經錐齒輪和直齒輪兩級。 減速后帶動刀軸進行秸稈粉碎達到秸稈粉碎還田的目的。通過相關軟件的模擬試驗分析，我們所設計的機器滅茬率達到98%，碎茬拋灑均勻，覆蓋率高，作業(yè)性能穩(wěn)定，可以很好的滿足農藝要求，秸稈粉碎還田后可直接進行后續(xù)播種作業(yè)。這個沒做吧，不能隨便寫 關鍵詞：保護性耕作，滅茬，秸稈還田機，變速箱碎茬刀，秸稈還田機，滅茬 ABSTRACT Conservation tillage technology is the global development trend of agricultural technologies, The smashed straw

4、technology is one essential technology of the mechanized protection cultivation, the use of strawmechanization of farming can be more efficientwhile strong impetus to the mechanization to fields to avoid burning the straw brought about a series of environmental pollution, this paper developed the po

5、wer consumption of a small straw machine, crushing rate, suitable for smashed crushed straw and stubble in the basic theoretical analysis, we have proposed the specific structure of straw machine design. Horizontal structure, mainly by the suspension, gearbox and straw crushed bodies, tractor power

6、output is passed to the transmission through universal joints, bevel gears and transmission through double reduction gear drive knife after the crushed straw to straw axis The purpose of breaking land. Through software simulation test analysis, we designed the machine stubble rate of 98%, shed unifo

7、rm stubble, high coverage and stable operating performance, may well meet the agricultural requirements, straw chopper follow-up after direct seeding Operationall-scale straw chopper. Keywords：保護性耕作，stubble samshing；smashed straw machine；gearbox；碎茬刀smashed straw machine ；stubble samshing .

8、1 緒論 使用聯(lián)合收割機作業(yè)，田間作物秸稈較多，給下茬的栽插、播種整地帶來不小的困難，目前多采用放火燒的辦法處理，既浪費資源又增加了土壤的堿性，同時也造成了環(huán)境污染和安全隱患文獻插進去 （孫文峰，2001）。實施機械化秸稈還田技術，可減少環(huán)境污染，改善土壤結構，增加土壤有機質含量，是實現(xiàn)農業(yè)可持續(xù)發(fā)展的重要措施（楊文鈺，1999）。將各種秸稈機械化還田是當前秸稈綜合利用的主要方式之一，大力推廣先進、適用的秸稈還田機械，是發(fā)揮農機化在建設社會主義新農村的作用的一項重要內容（吳子岳，2000）。 1.1 科學依據 1.1.1有機肥源 秸稈中含有大量的有機質、氮磷鉀及微量元素。其中

9、豆科作物的秸稈含氮較多，禾科作物的秸稈含鉀較豐富，作物秸稈提供的養(yǎng)分占我國有機肥總養(yǎng)分的１３％～１９％，是農業(yè)生產中重要的有機肥源（陳小兵等，2000）。農作物秸稈在粉碎還田耕翻后，秸稈在分解過程中進行礦質化，釋放養(yǎng)分，同時還進行腐殖質化，使一些有機質化合物縮合并且脫水，形成更加復雜的腐殖質，從而改善了土壤的結構及保水、透氣、吸水、粘結、保溫等的性狀和能力，提高了土壤的自身調節(jié)水、肥、溫、氣的能力，可將營養(yǎng)元素供下季作物再吸收，從而實現(xiàn)營養(yǎng)元素在土壤、作物之間的良性循環(huán)（劉麗香等，2006）。 1.1.2保墑和調控田間溫濕度 秸稈覆蓋地面，可減少水分的蒸發(fā)，緩沖雨水對土壤的侵

10、蝕，減少地面徑流，加厚了蓄水層的厚度，同時還隔離了陽光對土壤的直射降低地溫（陳利頂等，2000）。 1.1.3抑制雜草 與除草劑配合使用，可提高抑草的作用，研究結果表明，麥秸稈還田還可提高稻米的品質。 1.1.4疏松土質 農作物秸稈粉碎還田使土壤質地疏松，通氣性提高，犁耕比阻減少，貯存水分、養(yǎng)分能力增強（董佑福，侯方安，2003）。土壤有機質、容重和總孔隙度的變化能夠增加土壤有機質含量，降低土壤容重，增加土壤孔隙度。對土壤團聚體和結合態(tài)腐殖質的影響使土壤中的微團聚體提高，小于０．０１ｍｍ的微團聚體減少，對土壤的物理性質和營養(yǎng)條件具有良好的作用（馮云江，1999）。 1

11、.1.5有效增產 根據一些單位進行的秸稈還田試驗結果表明，實行秸稈還田后一般都能增產１０％以上。 總之，將各種秸稈機械化還田，可有效處理秸稈的焚燒問題。夏收夏種季節(jié)秸稈焚燒問題嚴重，而處理秸稈的技術和機具相對成熟，既有效節(jié)約農時，又能解決焚燒問題。大力推廣秸稈的機械化還田不僅是變廢為寶，同時還可以保護環(huán)境使人與自然關系和諧健康的發(fā)展（苗長印，1995）。 1.2 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 1.2.1國外機械化秸稈切碎技術研究現(xiàn)狀 由于機械化的秸稈切碎技術是利用秸稈資源最經濟最有效的技術，最具有經濟效益，生態(tài)效益和社會效益。由于國外在研制和生產方面起步較早，發(fā)展也很快。尤其是意大

12、利、美國、英國、丹麥、德國、法國、西班牙等發(fā)達國家在該領域處于絕對領先地位。意大利的OMARV公司尤為突出，它的產品配套動力26-132kw工作幅寬1.2-6米，刀片的轉速為1950r/m（Takashi Kataoka ，2002）。美國萬國公司International Harvester Company Co.）、美國埃茲拉、隆達爾在此方面的研究生產水平都均很高（M．Salokhe，2002）。此外，國外還研制出了拖拉機帶動的臥式轉子切碎機，幅寬6m，刀片可更換，轉子的最高轉速為2000r/min,外殼上有擋板，使莖稈撒布均勻，而且還帶有遇到障礙物的安全機構。還有一種立式切碎機，既可用于

13、秸稈得切碎，又可用來修剪草坪和灌木叢（K．S．Lee，2003）。綜合國外機械化秸稈切碎技術，技術比較完善，機具品種多，性能可靠，但是價格也很昂貴。我們可以借鑒國外現(xiàn)有技術，通過我們自己的消化吸收，開發(fā)出適合我國國情的產品。 1.2.2國內機械化秸稈切碎技術及現(xiàn)狀 目前，我國農作物秸稈綜合利用技術主要就是切碎的方式，過去由于在認識上，政策上及經濟上的原因，機械化秸稈切碎技術發(fā)展還是比較緩慢的（李競超，2002）。近年來，隨著農業(yè)生產水平的人民生活的提高，剩余秸稈也越來越多（夏萍，2002）。為了利用珍貴秸稈資源，政府鼓勵并且大力支持發(fā)展機械化的秸稈切碎技術，根據秸稈的處理方式不同，我國機械

14、化秸稈切碎主要包括秸稈整株切碎技術、秸稈粉碎切碎技術、根茬粉碎及耕翻切碎技校術和聯(lián)合作業(yè)切碎技術（相俊紅，2005）。我國近幾年來才開始研制田間秸稈粉碎切碎機器，而且以硬秸稈為主（主要是玉米、高粱等作物的秸稈），國內起步較早的北方地區(qū)，由于當地農業(yè)生產發(fā)展的需要，要求解決玉米留茬、秸稈的粉碎切碎，河北、山東、山西、河南、陜西、天津等省市先后研制出了多種玉米、高粱等秸稈切碎機，通過消化吸收國外的先進技術，比較成功地解決了硬秸稈的田間粉碎切碎機具問題，并且對這一類機具的工作原理、結構參數、運動參數展開了分析研究（趙大勇,李明金，2006）。 1.2.3機械化秸稈切碎技術發(fā)展趨勢 由于我

15、國幅員遼闊，南北差異很大，各地區(qū)耕作制度和農藝要求也不同，同時不同作物秸稈的物理性能和機械性能差異也很大，這就決定了我國機械化秸稈切碎技術及配套機具的多樣化，不可能以兩機具一統(tǒng)天下。以下幾方面是將來的發(fā)展趨勢： ⑴ 高割茬稻麥秸稈的切碎技術及機具是難點，也是一個熱點，它重點解決稻麥兩熟地區(qū)，高割茬給耕整地區(qū)和后續(xù)作物的生長帶來了難題，直刀型刀片多支承切割秸稈切碎機具是開發(fā)方向之一（呂興達，2000）。 ⑵ 北方在解決秸稈及根茬 單項作業(yè)的基礎上將開發(fā)新的聯(lián)合作業(yè)機具現(xiàn)已起步，將逐漸取代單項作業(yè)機具。 ⑶ 水田秸稈切碎技術將會另辟蹊徑，水田旋耕埋草機和水田埋草驅動耙是一個發(fā)展方向。 ⑷

16、秸稈及高茬翻埋機具有廣闊的市場，無論是翻埋秸稈還是高茬，都是大部分翻地機具所不能適應的，甚至因堵塞面無法作業(yè)，研制新型的秸稈及高茬翻耕機具也是一個方向。 ⑸ 聯(lián)合收割機附帶的切碎裝置是作物收獲和秸稈切碎的有機結合，使作業(yè)成本大大下降，并且靈活方便，是最有前途的秸稈切碎方式之一。 總之，機械化秸稈切碎這個領域前景樂觀，但面臨課題也比較多，得到政府的高度重視和大力支持，現(xiàn)在正是開發(fā)這一技術的大好時機。 1.3 研究內容和方法 1.3.1研究內容 （1）確定還田機的整體功能 （2）還田機的結構設計 （3）秸稈還田機的主要結構參數的設計和校核 1.3.2研究方法 本文

17、研究的秸稈還田機的主要功能是對秸稈及碎茬進行有效的粉碎還田，達到較高的覆蓋率，秸稈還田機的基本參數和性能參數符合農藝要求，因此我們需要設計合理的主機機構和部件，來實現(xiàn)不同的功能。例如要使機具具有較高還田覆蓋率就需要將刀片的結構和機具的結構及運動參數相結合，為了使機具耕經濟節(jié)能，就需要對機具的傳動、運動等部分進行優(yōu)化設計、使機具結構緊湊、工作質量高。經過對機具的功能分析和部件設計后，將要采用適宜的連接承載部件使得機器的各個功能部件得以合理的組合搭配，在完成了上述的幾個步驟后就進入到了各個主要部件的校核階段以滿足工作時的強度要求。 在設計過程中，需要使用CAD、Proe等主要軟件及數學軟件，借助

18、理論分析和時間相結合的方法，對機械整體結構和性能參數進行輔助設計，對刀片、刀軸及一些重要的位置參數進行設計，并設計出秸稈還田機使其能實現(xiàn)它的功能。 1. 3.3研究技術路線 本文的技術路線如下圖1-1所示 圖1-1 技術路線圖 Figure. 1-2 Technology Roadmap 2 秸稈還田機的總體方案設計 本文所設計的秸稈還田機采用的中間傳動，利用變速箱將拖拉機輸出軸的輸出功率自碎茬機中間軸傳遞到刀軸并進行碎茬還田，滿足所需要的性能要求。機具的主輸出動力與銀鋼牌YG180T型拖拉機配套，主要由刀輥、中間齒輪傳動箱、機架以及一些擋板懸掛部件等組成，為了計算和研究的方便，

19、現(xiàn)將下文將要用到的主要符號及說明列表如下表2-1所示： 表2-1 符號及其說明 Table. 2-1 symbol and its explainnation 符號 符號說明 符號 符號說明 行進速度 刀輥旋轉半徑 刀輥轉速 刀片切土阻力 切土進距 拖拉機額定功率 耕幅 每刀盤的齒數 焊接（連接刀盤） 各軸轉矩 溝底凸梗高度 刀輥轉角 剛體位移矩陣 各級傳動比 刀軸所受彎矩 刀軸所受垂直水平力 根據相關的農藝要求，本設計中機具耕深取5到10cm，配套拖拉機的動力為20馬

20、力，行進速度為0.85m/s.[20] 2.1 拖拉機功率的選擇 依經驗公式（中國農業(yè)機械化科學研究院，1988）其中h是耕深，本機取h=5cm，是機組前進速度，本機取=0.85m/s，B是耕幅，根據農藝要求本機選取B=1.5m，K本機取15，將以上數據帶入可以得到=9.6KW，根據國家耕作機械標準規(guī)定，執(zhí)行機械功率消耗要小于發(fā)動機標定的85%（中國農業(yè)機械化科學研究院，1988），所以取拖拉機功率為14.7KW拖拉拉機即可滿足要求。 查表可得軸承的傳動效率為，錐齒輪的傳動效率（機械設計手冊編委會，2005），所以拖拉機傳輸到刀軸的功率為，帶入數據得P=13.56KW，符合機具要求。

21、圖2-1傳動示意圖 Transmission schematic 2.2計算傳動裝置的運動和動力參數 動力輸出軸的轉速為，所以中間齒輪箱及側邊齒輪箱的各軸轉速為 （2-1） 按拖拉機的標準功率P計算各軸的輸入功率，即 13.98KW （2-2） 13.56KW 各軸的轉矩為 （2-3） 2.3傳動部件的設計 2.

22、 3.1錐齒輪的設計計算 由于其轉速不高，本機選用7級精度直齒圓柱齒輪傳動（GB10095-88），再由機械設計P191表10-1確定大小錐齒輪的材料均為40Cr，熱處理均采用表面淬火，它們的強度極限為1150，屈服極限為700，齒面硬度為286HBS，對于本機中，取小錐齒輪齒數，大錐齒輪齒數由機械設計P201公式（10-5） （2-4） 當量齒數公式 （2-5） 1）.計算得到， a.由機械設計P200的表10-5查表可得 齒 形 系 數 應力校正系數

23、 b.由機械設計P208圖10-20可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲強度極限 c.由機械設計P206的圖10-18可以得到 d.由機械設計P205的表10-7取 取彎曲疲勞極限S=1.4，則可得下面的式子： （2-6） 分別計算大小齒輪的，并加以比較可得下面的結果 = 顯然小齒輪的數值要略大一些 計算載荷系數 由機械設計P192的10-2式子可得 （2-7） 由機械設計P193表10-2查得,由P194圖10-8可得,由P195表10-3及P196表10-4可得 代入

24、則可得 由則可得 =4.83 （2-8） 取m=5mm，則可以得到 （2-9） 計算齒輪寬度 （2-10） 圓整后取 由機械設計P227的10-25得齒面接觸強度的校核公式 （2-11） 前面已查表得出小齒輪的接觸疲勞極限為1150Mpa 由 （2-12） =738.

25、78 顯然=738.781150Mpa，因此按照彎曲強度設計的錐齒輪安全。[25] 由，按照7級精度查得錐齒輪速度小于8m/s，因此設計的速度是合理的。[26] 錐齒輪參數如表2-2所示 表2-2 錐齒輪幾何計算 Table.2-2 Geometry calculate of bevel gear 名稱 代號 計算公式 小齒輪 大齒輪 分度圓錐角 =41.2 =48.8 齒頂高 齒根高 分度圓直徑 =110mm =120mm 齒頂圓直徑 =117.5mm =mm 齒根圓直徑 =101.0mm

26、 =126.59mm 錐距 R R=89.8mm 齒頂角 收縮頂隙傳動=0.0557 =3.188 齒根角 =0.0668 =3.823 分度圓齒厚 =7.85 頂隙 =1 當量齒數 =27.9 =36.44 當量齒數比 =36.44/27.9=1.306 平均模數 =4.17 平均分度圓直徑 =91.67mm =100mm 頂錐角 收縮頂隙傳動=43.388 =51.988 根錐角 =38.012 =44.977 當量齒輪分度圓半徑 =73.098 =91.09

27、當量齒輪齒頂圓半徑 =78.098 =96.09 直齒輪的計算 同上面錐齒輪一樣，選取7級精度，由機械設計P191表2-3兩個之論的材料選取如表2-3所示 表2-3 齒輪材料選取 Table. 2-3 Gear material selection 項目 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 齒面硬度 齒輪3 40Cr 調質 700 500 286 齒輪4 40Cr 調質 700 500 286 （1）選取小齒輪的齒數為25，則大齒輪的為28 （2-13） 按齒面接觸強度設計 （2）由機械設計P203式10-9a可

28、得 （2-14） 本機中我們選取載荷系數 小齒輪的轉速T=2.60×10 同上面錐齒輪選擇步驟一樣，分別由機械設計上面表格得到，小齒輪的接觸疲勞強度極限 應力循環(huán)次數計算（假設齒輪一年工作100天，使用年限為15年） （2-15） 查表取 取失效概率為1%，安全系數S=1，則有 （2-16） 由齒輪的分度圓計算公式（楊可楨 ,程光蘊，2001），則小齒輪的分度圓直徑 =93.51 圓周速度<8m/s,按照7級精度速度的設計要求因此設計的速度符合要求 模數 h=2.2

29、5m=8.42 同錐齒輪載荷系數一樣，查表得 所以 校正分度圓直徑，由機械設計P204式10-10a則 93.51×=100.5 （2-17） 模數m= 按齒根彎曲強度計算，有機械設計P201式10-5則有 （1）. （2-18） （2）同錐齒輪計算查表可得 （3）小齒輪的疲勞強度極限，大齒輪的為，查表得彎曲疲勞壽命系數 （4）取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則大小齒輪的疲勞需用應力分別為

30、 （2-19） （5）計算大小齒輪的并加以比較則 = （2-19） 顯然小齒輪的要略大一點 （6）依機械設計P192式10-2得 代入則有 對比兩種情況下得到的m的結果，顯然接觸疲勞強度的模數要大于齒根彎曲疲勞計算的模數，又齒輪的模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定，因此選取m=4，則有： a. b.中心距 （2-21） c.小齒輪分度圓直徑 mm

31、 （2-22） d.大齒輪分度圓直徑 mm e.齒輪寬度 （2-23） 因此選取齒寬 2.3.3軸的設計計算 本設計的還田機中共有三根軸，動力輸出軸1，中間箱輸出軸2和刀軸3，由于它們的校核原理是一樣的，因此在此處只列出刀軸和中間傳動軸進行校核。 （1）材料選取 我們選取45鋼并進行調質處理 （2）作用在齒輪上的力 由前面已經求出的相關參數可得： 小齒輪的分度圓直徑分別計算 （2-24） （楊敏琴，1994） （3

32、）估算輸出軸的最小直徑，依機械設計P370式15-2則： （2-25） 畫出軸的零件圖的簡圖如下圖2-2所示 圖2-2 軸結構圖 Figure.2-2 structure of the spindle (1)擬定軸上零件裝配方案 裝配方案詳見裝配圖 (2)根據軸向定位要求確定軸各段直徑和長度 a.因為軸承受有徑向力和軸向力的作用存在，因此本設計選用選用角接觸球軸承，根據工作需要和d=40mm，通過查詢相關資料，選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7009C，其基本尺寸為d*D*B=45mm

33、*75mm*19mm。 b.Ⅰ-Ⅱ段軸用于安裝軸承，套筒等，故取直徑=40mm，齒輪端面距離箱體內壁a=20mm，故取=35mm。 Ⅱ-Ⅲ段安裝低速級錐齒輪,為便于安裝，故取=56mm，齒輪輪轂為60mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=50mm Ⅲ-Ⅳ段為分隔兩齒輪段，直徑為=66mm，為滿足配合要求，長度為=25mm。 Ⅳ-Ⅴ段安裝高速級大齒輪，可取直徑可取為=56m，取=50mm。 (3)軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計》P106表6-1查得平鍵截面b*h=14mm×9mm，長為40mm。同樣，按由《機械設計》P106

34、表6-1查得平鍵截面b*h=14mm*9mm，長為40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6. (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2×,各軸肩處的圓角半徑詳見零件圖。 (5)軸上載荷的計算 圖2-3變速箱主動軸受力分析 Figure.2-3 Force analysis of power axle 通過查表得到a=18mm，所以L1=43.8，L2=120，L3=33.8 代入下式有: 1）水平支反力 =4435.238N

35、 （2-26） =5350N 2）垂直支反力 ==998.536N （2-27） =1863.634N 3）水平彎矩 =4435.238×43.8=194263.4244N·mm （2-28） =5350×33.8=186914N·mm 4）垂直彎矩 =998.536×43.8=4375.88N·mm （2-29） =1863.634×33.8=62990.83N·mm 5）總彎矩 =N·mm

36、 （2-30） =N·mm (6) 按照彎扭合成應力來校核軸的強度 根據《機械設計》P373式15-5，則軸上Ⅱ-Ⅲ段為危險截面，=56mm，取α=0.6，則軸的計算應力 ==46.003MPa 因此軸是安全的 3碎茬工作部分部件設計 3.1 刀軸的機構設計 刀軸中間部分采用無縫焊接，兩端分別焊接軸頭用來支撐刀軸，其中左右刀軸起支撐作用，中間刀軸起到的是傳遞力矩的作用，刀軸上任意兩個刀盤對應的側面距離為100mm，為了盡量避免漏耕現(xiàn)象的發(fā)生，在同一刀盤上兩側的刀片要采取相對安裝而不是背靠背的安裝形式，刀盤的厚度為8mm，刀片厚度也為8mm，因此兩側面上左右彎刀外側距離為22

37、4mm。由上述的數據，通過計算可以得到單刀的耕幅為100mm，刀尖距離為10mm。鑒于本機的機器是比較小型的還田機，耕幅我們設計的為1.2m，因此確定刀盤的數量為10其中刀軸上刀盤每個有2個刀齒，因此總刀片數量為20（夏萍,江家伍，2005）。 （1）依空心軸公式則有下式： （3-1） 其中P是刀軸的傳遞功率，n是刀軸的轉速，是刀軸的外徑和內徑之比 （2）我們取帶入則有(機械設計P370) =mm （3）刀軸內徑 d=D×β=97.5×0.7=68mm

38、 (3-2) 綜合以上計算得到數據，我們可以得到刀軸的內徑為68mm，外徑為97.5mm，壁厚為14.25mm。 3.2刀軸強度校核 還田機在工作的時候，影響其力矩的主要因素有土壤狀況，刀片結構，耕深，機組行進速度以及轉速等的影響，而且刀片的排列方式的不同，刀軸受到的力矩也是不斷變化。為了方便計算，刀軸強度的校核按照經驗方法進行確定，如下圖3-1所示，切削阻力Q在刀軸的均布載荷，其中（李慶軍，李雙福，2001），即刀片阻力作用點的平均半徑r與刀輥的旋轉半徑R的關系是0.9倍的關系 圖3-1 刀軸受力圖 Figu

39、re.3-1resisitance of the blade spimdle 由下式 (3-3) 通過計算可以得出 雖然每個刀片的位置，安裝方向不同，但刀片入土的狀態(tài)是在入土的時候僅有一把刀片入土，因此可把其力學模型進行簡化以方便分析，如下圖3-2所示。 圖3-2 刀軸受力示意圖 Figure.3-2 sketch map of the blade spindle pressed 本機中設計的刀盤數量為10，其中兩端刀盤距離支撐點A，B的距離分別我30mm和

40、28mm，中間刀盤間的距離為100mm，將這10個刀盤一次編號為1到10，假設i個刀盤的刀片作用于刀軸時， （1）A和B兩支撐點受力為 (3-4） （2）截面所受的彎矩為 （3-5） 分析上面的式子，可以得出：刀軸在水平和垂直方向的彎矩都是兩段線性方程，并且都在x=L位置取得最大值為 （3-6） 對該式求最大值，當處M取得最大值，最大值為，彎矩圖如下所示

41、圖3-3刀軸彎矩扭矩圖 Figure.3-3 the bending moment and the torque diagram of the spindle 1)危險斷面的合成彎矩 （3-7） 2)抗彎截面模量 （3-8） 3)依第三強度理論，則有 = （3-9） 4)軸的計算應力為 （3-10） 顯然根據強度的校核，刀軸是安全的 3.3刀片的結構設計

42、 滅茬機在工作的時候依靠刀片的合成運動來完成對根茬的粉碎還田，刀片是機器與土壤接觸的直接部件，因此刀片的設計直接影響了機器的工作效率，功耗以及使用壽命等性能，刀片主要由正切面，側切面和過渡面這三部分組成。 還田機的刀齒有剛性和彈性兩大類，剛性刀又可以分為直刀，L形刀，錐爪型，T型，Y型等幾個類型（中國農業(yè)機械化科學研究院，1988），如下圖所示 圖3-4刀齒類型圖 Figure. 3-4 tooth type map 對上述幾種刀片的性能分析 直刀型適用于小麥、水稻等比較細軟、質輕的秸稈，L型的適用于牧草、甜菜等軟而脆的作物，錐爪型的刀片質量大，轉動慣量也比較大、

43、打擊性能好但缺點是其功耗也比較大，主要適用于大中型機具廠。Y型主要適合于玉米，高粱等秸稈，這類秸稈粗而脆，剛度較好，粉碎主要以打擊和切割相結合為主。T型使用于小灌木。通過對這幾種刀具的性能分析本設計選取L型的刀片作為碎茬機的刀片（李慶軍，李雙福，2005）。 3.4 刀片的主要結構參數確定 （1） 彎折角，即刀得正切面與側切面的夾角。彎折角過大時刀尖首先接觸土壤或根茬使刀得受力增加，降低了刀具的使用壽命，過小則刀具在工作的時候首先在玩著處接觸土壤或者根茬容易使刀輥堵塞，切割阻力增大。 （2） 正切面刃角，隨著刃角的減小，刀具將變得鋒利，功耗小但這樣會減小刀具的使用壽命，增大時效果相反

44、（3） 滑切角如圖所示，角度增大則會使切割阻力增大，碎茬作用減小，減小到0的時候則除茬入土性差，滑切角為負值時刀具纏草，會使刀輥堵塞 （4） 彎曲半徑，除茬刀彎曲處要有合適的彎曲半徑r，過小將使刀具的彎曲強度降低，減少了碎茬刀的使用壽命。 （5） 切削寬度，增大寬度會減少刀得排數但增大單刀阻力，沿彎曲處易打斷，過小又導致碎茬率低下。 （6） 刃厚，當刃厚大于0.6mm時碎茬性能顯著下降，在疏松土壤中尤其嚴重，所以刀具應該比旋耕刀的刃口更加鋒利一些，刃厚控制在0.6mm以內。 （7） 刀輥半徑，還田機在工作的時候，在機器前進速度和除茬深度一定的前提下，應該盡量選擇小轉速，大回轉半徑。

45、 綜上所述，對于本機選取的刀片參數為：彎折角為112，滑切角為5，彎曲半徑為30mm，刀輥半徑250mm，刃厚為0.5到1mm，切削寬度86mm，其簡圖如下圖3-5所示（河北省農業(yè)機械化研究所，1992）。 圖3-5 除茬刀簡圖 Figure . 3-5 picture of the crop knife 3.5 刀片的排列 刀片的排列方式直接影響了耕作質量和功率消耗，為了使機組能夠最大效率的工作，刀片的排列應該遵循以下幾個原則（陳忠亮,郭紅等，2000）： （1） 刀片在左右刀輥上分別按螺旋線規(guī)則排列，兩刀輥的旋向相反 （2） 左右刀輥上對稱位置出的刀片按規(guī)定次序依次入

46、土 （3） 在回轉一周的過程當中，同一相角只有一把刀入土，而且應該是左右刀片交錯順序入土以保證工作的穩(wěn)定 （4） 在同一回轉平面內，若要配置兩把以上的刀片，每把刀片的切土比應當相等 （5） 制造及裝配要方便，功率消耗盡量小 （6） 刀盤或者稻作應便于刀齒的安裝 刀片的排列方式有雙線當向螺旋排列，人字形排列，V字型排列等，在本機中采取雙線雙向的排列方式 （1） 將刀盤從左至右進行排序，由于每個側面都有10把刀并且他們的排列方式一樣，因此我們只需要研究一個側面上的刀片即可 （2） 刀片排列原理圖如下圖所示 圖3-6 刀片排列原理圖 Figure . 3-6 elements of

47、 the blades arrangement （3） 畫出刀齒螺旋排列展開圖，圖下圖所示，橫坐標表示角度值，相鄰兩線的夾角為18 表3-1 偏轉角度表 Table .3-1 deflection angle table 編號 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 度數 0 72 144 36 108 162 54 126 18 90 (4) 實體排列效果圖如下所示，該種排列方法的特點是每個切入角的刀片數量為1，刀片為雙線雙向排列，符合現(xiàn)有旋耕機械的排列原則，當然還可以進一步通過實驗優(yōu)化設計來確定最優(yōu)的排列方式使刀軸受力均勻效率最高。

48、圖3-7 刀片排列展開圖 Figure .3-7 ichnography of the blades arrangements 4 機組功率消耗及影響因素 秸稈還田機在工作的時候，功率主要消耗在刀輥上，刀輥所受的總阻力由各個刀片所受的阻力合成，還田機的功率消耗收到機組本身的結構參數，性能參數和外界土壤條件的等幾個方面因素的影響，這3個主要因素任何一個發(fā)生變化都會對還田機的功率消耗產生影響，其中刀輥轉速n，機組行進速度V，刀輥轉速半徑R，耕深Ha等參數是影響機組功率消耗的直接因素，外部條件如土壤的硬度、堅實度對功率消耗也有一定的影響（肖麗,樊建柱，1996）。 （1）刀輥的轉速n影響

49、 當切土進距一定時，刀輥轉速越大，功率消耗就越大。因為當刀輥轉速增大時，刀片與土壤所產生的阻力就會增大（阻力與速度平方成正比），因此可近似認為旋耕消耗與刀輥轉速成2次函數關系。 （2）切土進距S的影響 增大切土進距可以使功率消耗降低，由于在耕作單位體積的土壤時，切削的總面積會隨著切土進距的增大而減小，從而達到了減少功率消耗的目的。 （3）耕深的影響 機組作業(yè)功率與耕深間近似存在線性關系，因此耕深的增加會使功率消耗降低。 （4）刀輥旋轉半徑的影響 從刀片的旋轉半徑速度關系看，還田機的拋擲功率與刀輥的半徑平方成正比。 （5）行進速度 在刀軸轉速保持不變

50、的情況下，還田機所需的功率隨著行進速度的增減而近似線性增大。 綜合以上的幾個主要因素，我們可以得出：在滿足碎茬要求的前提下，盡量降低刀輥的轉速，加大切土進距，盡量減小刀輥半徑兵使之與耕深的數值近似相等這一章可以放在緒論，單獨放在一章不合適，不是我們做的內容 。 5 結論與討論 5.1結論 （1） 本文著重闡述了還田機的研究目的和意義并指出了秸稈還田機的研究有利于環(huán)保和生態(tài)環(huán)境的可持續(xù)發(fā)展，有利于耕作的機械化。但是，由于我國現(xiàn)階段秸稈還田機的研究相對于其他一些發(fā)達國家起步比較晚，研究理論也相對比較匱乏，因此本文介紹了還田機的國內外研究現(xiàn)狀，發(fā)展趨勢以及存在的一些問題，有利于以后

51、在這方面的研究。 （2） 通過查閱文獻并進行分析，確定本機的整體結構基本參數，S=150mm，V=2.1km/h，n=472r/min，B=2m （3） 本文對秸稈還田的傳動系統(tǒng)進行了設計、校核，校核過程采用了先進的理論進行校核，因此本機的設計參數可靠性比較高。 （4） 刀軸時秸稈還田機的重要承載部件，也是輸出的重要部分，本文對刀軸進行了設計和校核計算，確定了危險截面并進行了校核計算和繪制了其彎矩圖。 5.2討論 （1） 刀片的排列方式有很多種，由于知識面和篇幅的局限，本文只列舉出了一種，這樣是不能確定出來最佳的滿足功能要求的刀片，要確定不同方式的優(yōu)劣有以下幾種主要方法：a，采用理

52、論計算，對刀軸刀片進行受力分析；b采用計算機軟件，對刀軸不同的排列方式進行模擬仿真；c，采用試驗的方法對不同的刀軸排列進行研究來確定最佳的排列方式 （2） 由于時間和條件有限，本文僅提出了一些部件設計方法并沒有進行性能參數的優(yōu)化設計，也未對模型進行求解，模型的求解可以采用MATLAB等軟件中的優(yōu)化模塊 （3） 本文未能確定整機結構的合理性，也沒有對其進行效果分析，我們可以采用Proe等軟件對其結果進行靜態(tài)，動態(tài)仿真以校核征集的設計參數，同時在條件允許的條件下我們還可以通過試驗的方法來對其可靠性進行研究。 參考文獻 [1]楊文鈺,王蘭英.作物秸稈還田的現(xiàn)狀與展望[J].四川農業(yè)大學學報,

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62、 relation to Quasi—static Deformation[J],Journal of Agricultural Engineering Research,1999,73(2):199～206 致 謝 本課題是在指導老師汲文峰的精心指導下完成的，從課題的選擇刀機具的設計及論文的完善和校正都傾注了老師巨大的心血，在此，向老師表示衷心的感謝！同時向所有關心，支持過我的領導，老師及同學送上最衷心的祝福和最美好的祝愿。 感謝各位老師在百忙之中對本論文進行評閱，謝謝。 附錄 1.秸稈還田機總裝圖 2.減速箱 3.刀片 4.錐齒輪 5.直齒輪零件圖 6.軸零件圖 7 支撐輪零件圖