齿盘式棉花秸秆整株拔取收获机设计论文

目 录 摘 要 . II Abstract . III 1 前言 .1 1.1 引言 .1 1.2 棉花秸秆收获理论和技术分析 .1 2 棉柴拉拔阻力的分析 .2 2.1 影响棉柴拉拔阻力的因素及相关分析 .2 2.2 拔棉柴机 设计最大起拔力的确定 .4 3 齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析 .4 3.1 齿盘式棉花秸秆收获机的工作原理 .4 3.2 齿盘拔取棉花秸秆的运动轨迹分析 .5 4 机器的零部件初步设计 .6 4.1 齿盘的结构设计 .6 4.2 限深轮的设计 .7 4.3 传动机构的设计 .7 4.4 机具悬挂方式的选择 .7 5 零部件的设计计算和校核 .7 5.1 拖拉机的选取 .7 5.2 传动锥齿轮的设计及校核 .8 5.3 轴的设计及轴类零件的选取 .9 5.4 机架的设计 . 13 参考文献 . 15 致谢 . 16 II 摘 要 随着我国的棉花种植面积的扩大，拔棉柴的工作已经成为农村一项较重的劳动，为了降低劳动强度，农民对棉花秸秆收获机械的需求正日益迫切。针对目前拔棉柴机工作效率低、漏拔率高、拔断率高、易拥堵、适应性差的问题，本人研究设计了齿盘式棉花秸秆整株拔取收获机。该收获机采用齿盘夹持部件和水平拔取原理，通过力学和运动分析确定工作参数，试验表明，该机作业性能满足农艺要求。 关键词： 齿盘；整株拔取；棉花秸秆收获机 III Abstract With the expanding of cotton planting area in China, the cotton wood to pull a heavy labor, has become a rural farmers demand for cotton straw harvest machinery is becoming more and more urgent. In view of the present cotton wood pull machine has the function of low working efficiency, high leakage rate of pull, pull off rate is high, easy to congestion, poor adaptability problem, I do the research design, whole pull out zigzag disk cotton straw harvester. The harvesting machine adopts the zigzag disk clamping components and levels of extraction principle, working parameters determined by mechanics and motion analysis and tests show that the machine work performance meet the agronomic requirements. Keywords: zigzag disk； pull out as a whole； cotton stem harvester 1 1 前言 1.1 引言 棉花是世界上最重要的粮食作物之一，中国是世界上首屈一指的棉花产区。据统计，国家统计局， 2008 年全国棉花种植 576 万 hm 2 的面积，棉花产量 750 万吨，棉花秸秆产量超过 20 万 t。近年来，由于通过促进政策指导，全国棉花种植面积增加，从而产生大量的棉秆。 棉花秸秆是一种用途非常广泛的宝贵资源，除了可以直接粉碎还田用作有机肥料外，棉花秸秆也可以收获后进行工业化利用。第一，棉花秸秆是一种很好的木材替代品，可用来生产人造纤维板等板材，用作建材、造纸等原料、制作一次性餐具等；第二，棉花秸秆具有较高的营养价值，经过微化处理后蛋白质含量可高达 12，可作为牛、羊的上等饲料；第三，棉花秸秆可用作无公害食用菌的培养基种植蘑菇；第四，棉花秸秆可用作生物质发电厂的原料，采用生物质直燃发电技术发电，也经轧碎和高温热解等过程产生一氧化碳为主的生物质气体，作为新型能源。因此，为了发展 绿色农业，发展农村经济，增加农民收入，棉花秸秆收获回收利用具有重要意义。 我国在 20 世纪 60 年代中期就开始了对棉花秸秆收获机械的研制工作， 70 年代末80 年代初达到高潮，但由于种种原因，都未能形成定型产品生产和推广应用。到了 20世纪 90 年代，棉花秸秆收获机的研制又活跃起来。近几年来，全国各地高等院校、科研院所和企业在过去 30 多年研究的基础上研制了各种棉花秸秆收获机械，按其工作部件的收获原理可分为挖掘式和提拔式；按工作部件结构，提拔式包括链夹式、齿盘式等。由于国内主要棉花种植区的种植农艺要求和模式不同，棉花品种和土壤条件差异较大，所以上述各种棉花秸秆收获机械多数没有大面积推广应用，大多数地区还是人工收获，劳动强度大，生产效率低。农民急需经济实用，高效的棉花秸秆收获机械。 1.2 棉花秸秆收获理论和技术分析 棉根属直根系，分为主根和侧根，侧根又生长支根。大部分的根系分布在耕作层内，在土壤养分、水分和土质合适的情况下，根系生长相当发达。棉花 秸秆机械化收获作业的目的就是通过工作部件完成棉根与土壤的分离。 挖掘式棉花秸秆收获机的工作原理就是通过使用各种结构型式的挖掘部件切断棉花秸秆根系，将棉花秸秆从土壤中挖出。这类收获机的优点是能够有效地将棉花秸秆从土壤中挖出，缺点是由于工作部件要克服棉根切断阻力、土壤耕作阻力和摩擦力等，机具功率消耗大，而且棉根残留多。 2 提拔式棉花秸秆收获机的工作原理就是通过使用各种结构型式的提拔部件将棉花秸秆从土壤中拔出。根据提拔部件的结构型式不同可分为垂直拔出和倾斜（近水平）拔出。棉花秸秆在拉拔过程中，根系要发生断裂，土壤要 产生变形，还要克服根系与土壤的黏着力和摩擦力等，这些阻力综合为拉拔阻力。研究表明棉柴的拉拔阻力随棉柴拉拔时的位移而变化，在松软的土壤中，棉柴从拉拔开始至阻力基本解除所对应的位移可达 140mm；拉拔阻力与棉柴根部直径成正比；土壤越黏重，土壤含水量越小，土壤坚实度也就越高，拉拔阻力也增大。提拔式棉花秸秆收获机的优点是机具消耗功率小，缺点是由于受到棉花生长状况、土壤含水量和坚实度等因素的影响，容易出现拔断和拔不出等现象。在这类收获机中，齿盘式棉花秸秆收获机因具有结构简单、制造成本低、使用操作方便等优点受到农民欢迎 。 2 棉柴拉拔阻力的分析 2.1 影响棉柴拉拔阻力的因素及相关分析 根据山西省运城市农机科研所高级工程师李有田多年的田间试验和实时测量，影响棉柴拉拔阻力的因素主要有以下几点： 1、棉花的根系分布情况； 2、土壤情况和棉花生长情况； 3、棉柴根部直径与起拔力成正相关直线回归关系； 4、土壤含水量和坚实度。 棉秆直径（ mm）左 12.9 右 14.5；土壤含水量（ %） 左 12 右 16； 土壤坚实度（ kg/）左 16.7 右 11.7 图 1 棉柴拉拔阻力 位移曲线 阻力上升阶段 当垂直向上逐渐施力拔起棉柴时，其根部开始克服阻力而向上移动，阻力也逐渐增大。在不同的土壤，不同的土壤含水量和土壤压实度的条件下，曲线的斜率是不同的，粘重土壤，土壤水分含量小，土壤坚实度较高的曲线斜率越大，而在高水含量的土壤，土壤松软，曲线比较平缓，位移与抗拔力变化较小。 3 阻力下降阶段在干硬的土壤中生长的植物，当抗拔力达到最大，主根和侧根几乎同时被拉断，因此抗拔力明显下降，少量的根和根的抗拉强度和土壤分离表明只有很小的阻力。而在松软、含水量较大土壤生长的植株在拉拔过程中，主根和侧根逐渐在较细的部位被拉断，所以 阻力的下降比较缓慢，其相应的位移过程也就较长。对松软的土壤从拉拔开始至阻力基本解除对应的位移可达 14mm。 根据 2004 年 11 月在永济市东安头大队五队随机进行的棉柴起拔力与根部直径实测资料（见表 1），绘制 D-P 散点图。 表 1 东安头大队所测棉柴根部直径 D 与起拔力 P 依次表 求回归方程 式中 N 实测点数 N=58； L 离散值； D 根部直径（ mm）： P 起拔力（ kg）； B 回归系数： a 常数，最小起拔力（ kg） 由此可以计算： 4 图 2 D-P 散点回归直线图 回归方程式为 为了检验回归方程与 D-P 散点图的相关程度，可用下式求相关系数 r 根据相关系数的检验，棉花根系直径 D 和棉秆拉力 P 高度相关。这表明，生长在土壤的物理状态和棉更均匀，直径和根在拉力棉杆之间的关系是线性回归。 近年来所测棉柴的回归系数 b 的范围是在 28 之间， a 在 +2031 之间。 2.2 拔棉柴机设计最大起拔力的确定 根据苏丹国一棵棉株从同一穴中好几棵棉株中拔出来最大起拔力为 1000N。喀土穆大学的 Tawfig F Demian 研究，一棵单独的棉柴起拔力为 1210N。 我国拔棉柴季节一般在 11 月中下旬，这时的土壤含水量主要由 10 月、 11 月的降雨量所控制。以 2004 年在永济市东安头大队所测数据为依据，因为棉柴直径、棉柴起拔力均是连续性变异，所以其分布为正态分布。如我们要求拔起 95%的棉柴，则在 95%的范围内的最大起拔力为。 式中 起拔力标准差，根据计算。 分布值，由设计手册查得 2.004 3 齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析 3.1 齿盘式棉花秸秆收获机的工作原理 5 齿盘式棉花秸秆收获机主要由齿盘、机架、 限深轮和动力传动部件构成。如图 3所示。 图 3 齿盘式棉花秸秆收获机结构示意图 1、 机架 2、限深轮 3、动力传动部件 4、齿盘 其工作原理为：拖拉机带动机器向前运动，限深轮旋转通过动力传动部件带动齿盘旋转，齿盘上的三角刃槽钳住棉花秸秆，在拖拉机的前进推力与齿盘的旋转拉拔力双重作用下，将棉花秸秆从土壤中拔出。 3.2 齿盘拔取棉花秸秆的运动轨迹分析 以左齿盘为例，分析其运动状况。齿盘工作时，齿盘一面旋转，一面随拖拉机前进，因此齿盘上所夹持的棉花秸秆的绝对运动是齿盘旋转和拖拉机前进两种运动的合成，其运动轨迹是摆线。建立坐标系（如图 4 所示）。 图 4 齿盘夹持棉秆点的运动 6 X 轴正方向与拖拉机前进方向一致， Y 轴正向为右。设拖拉机前进速度为，齿盘旋转角速度为，齿盘转速为，齿盘夹持棉秆点的半径为，分析齿盘夹持棉秆点开始时位于齿盘正前方位置与 X 轴正向重合，则齿盘夹持棉秆点的运动方程为： 式中 t 代表时间，单位为 s。 上式表示了齿盘夹持棉秆点的绝对运动，其运动轨迹随着的不同而具有不同的形状和特性。将上式对时间求导数，可求得齿盘夹持棉秆点在 X 轴和 Y 轴方向上的分速度。 4 机器的零部件初步设计 4.1 齿盘的结构设计 根据齿盘式棉花秸秆收获机拔取棉花秸秆的运动分析，齿盘是夹持棉花秸秆的重要部分，齿盘的主要参数有齿形夹角和齿盘半径，根据棉花品种的不同，棉花秸秆根部离地 10cm处的直径在 1525cm之间，齿形夹角过大，不利于将棉花秸秆钳住拔出，齿形夹角过小则容易将棉花秸秆夹断，根据有关研究，齿形夹角确定为 30 角。齿盘半径过大则结构强度弱，过小则影响夹持工作长度，设计齿盘直径为 500cm（如图 5）。 图 5 齿盘结构示意图 齿盘厚度为 2cm，材料选用 HT350，正火处理消除内应力，去除毛刺飞边，锐角倒钝，经过计算，强度满足拉拔需求。 7 4.2 限深轮的设计 限深轮是驱动齿盘旋转的动力所在，限深轮直径过小，传动力矩小，影响齿盘正常工作，设计限深轮直径为 500mm，并在轮外缘焊有高度为 10mm 的齿板，防止限深轮工作时打滑（如图 6）。 图 6 限深轮结构示意图 4.3 传动机构的设计 限深轮驱动齿盘旋转采用锥齿轮传动，强度高，工作可靠。根据前述齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析，当，齿盘的旋转拉拔力的前进方向分力与拖拉机前进推动力方向一致，有利于将棉花秸秆从土壤中拔出，设计传动机构的传动比为。 4.4 机具悬挂方式的选择 根据前述齿盘式棉花秸秆收获机的运动分析，当时，在齿盘的旋转拉拔力与拖拉机前进推动力的作用下，将棉花秸秆从土壤中向前拔出，为了使齿盘对棉花秸秆的旋转拉拔顺畅，防止棉花秸秆在齿盘前堆积过多影响作业，收获机与拖拉机的连接采用前悬挂的方式。 5 零部件的设计计算和校核 5.1 拖拉机的选取 8 棉花的一般都是两行平行种植，行距在 60cm左右，所以齿盘式棉花秸秆收获机整机宽度设计在 1m左右。所以据此查阅拖拉机手册选择了东风 DF-12 型手扶拖拉机。该拖拉机详细参数如下表： 表 2 东风 DF-12 型手扶拖拉机参数 5.2 传动锥齿轮的设计及校核 机器传动部分选用一对传动比为的渐开线直齿圆锥齿轮，基本参数如下：， ,。由于是农机齿轮，取精度为 10。查机械设计手册得： 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数 齿形系数 应力校正系数 （小轮） 应力校正系数 （大轮） 齿轮材料选用 HT350 硬度为 197269HBS 查得 对于开式齿轮，只需要按弯曲强度进行初步计算即可： 啮合关系如图所示： 9 图 7 直齿圆锥齿轮啮合示意图 经过计算得此对直齿圆锥齿轮满足传动需求。 5.3 轴的设计及轴类零件的选取 齿盘轴材料选用 HT350，轴系零件装配如下图： 10 图 8 齿盘轴及轴上零件装配示意图 齿盘式棉花秸秆收获机工作时，齿盘的三角刃槽夹取棉花秸秆旋转并且在拖拉机的前进推力下向前运动，这个过程中，齿盘轴的受力主要是径向力，所以轴承的选取比较关键。考虑到大部分的受力都是径向力，故选择深沟球轴承。这里根据阶梯轴直径的不同选择了两款深沟球轴承， 6005 和 6008。参数如下： 型号： 105 108 品牌： HRT HRT 内圈： 6005 6008 外圈： 6005 6008 内径： 25.000 mm 40.000 mm 外径： 47.000 mm 68.000 mm 厚度： 12.000 mm 15.000 mm 段为装配 6005 轴承，根据轴的直径设计公式： 故设计为 25mm； 轴肩处与轴承座沉孔平面平齐，以此实现轴承的轴向定位，定位轴肩的高度 h 一般取为。 轴肩 h 取 2mm； 11 段装配齿轮，中间开有的 A 型键槽，键槽长度为 20mm，有装配键的轴段直径一般增大 3%5%。 故设计为 30mm； 考虑到机器的装配协调性，跨度设计为 256mm； 段装配 6008 轴承，直径为 40mm； 轴肩处同样与轴承座沉孔平面平齐，以此实现轴承轴向定位，轴肩 h 为 4mm； 直径为 30mm，轴端正中心开有 M10、深 10mm的螺纹孔，以此装配齿盘的连接板； 整根轴的长度为 433mm。 由于齿盘轴在机器工作时是处于竖直状态旋转，且上下两端跟轴承都是以基孔制过盈配合，所以即使跨度再大，受到的弯矩扭矩也极小，无需进行强度和刚度校核，在此进行齿盘轴上键连接强度校核和轴承寿命计算： 传递到轴系部件上的转矩： 校核键连接的强度： 式中： 工作面的挤压应力， MPa； 传递的转矩， N mm； d 轴的直径， mm； l 键的工作长度， mm， A 型， L、 b 为键的公称长度，键宽； k 键与毂槽的接触高度， mm， k=h/2； 许用挤压应力， MPa，查阅机械设计手册知，静连接，材料为钢，有轻微冲击，。 所以： ；校核通过。 校核轴承寿命： 22 1 1 2 8 0 . 2 9 1 . 6 2 4 3 . 3 1 6 6 9 . 5 7raF X F Y F N 式中： F 当量动载荷， N ； 12 22 ar FF 、 轴承的径向载荷和轴向载荷，2 2 21 2 8 0 . 2 9 , 2 4 3 . 3raF R N F N YX、 动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由 0 . 3 7 , 1 , 1 . 6arF e X YF 1066311 0 1 0 1 . 0 4 3 3 0 0 5278616 0 6 0 4 2 2 1 . 5 1 6 6 9 . 5 7ThPfCLhn f F 式中： hL 轴承的基本额定寿命， h ； hL 轴承的预期寿命，三年三班，每年按 300 天计， 5 8 3 0 0 2 2 4 0 0 0hLh ； C 轴承的基本额定动载荷，查设计手册 4 3 .3rC kN ； Pf 载荷系数，中等冲击， 8.12.1Pf ，取 5.1Pf ； ，校核通过。 限深轮轴及其轴类零件装配关系图如下： 图 9 限深轮轴及其轴上零件装配示意图 限深轮轴的设计原则与上述齿盘轴一致，故在此省略计算步骤，可参考齿盘轴设计步骤。 段为装配较小的圆锥齿轮，故直径设计为 30mm； 轴肩处实现小齿轮的轴向定位， h=2mm； 段为光轴，其上无零件装配，跨度为 250mm，直径为 34mm； 段装配 6008 轴承，直径为 40mm， 轴肩处与轴承座沉孔平面平齐，以此实现轴承轴向定位， h=3mm； 直径为 34mm； 13 中间开有的 A 型键槽，键槽长度为 90mm，装配有限深轮，限深轮右端面开有直径为 10mm的通孔，以装配开口销固定限深轮的轴向移动， 直径设计为 30mm； 整根轴的长度为 510mm。 轴上零件的校核过程同上述，经计算满足工作需求。 考虑到段跨度较大且中间无支撑这里需要计算此段轴的弯曲形变： 这里段可以看做中间受竖直向下力的简支梁， F 等于段轴自重； 查阅机械设计手册得 HT350 的密度为，求得。 挠曲线微分方程及端截面转角为： 图 10 轴段受力简图 计算得，几乎为零，所以段 250mm的跨度所产生的弯曲变形对机器工作影响可忽略不计。 5.4 机架的设计 机架部分选用空心方钢，壁厚为 10mm，机架简图如下： 14 图 11 机架结构简图 机架连接部分采用焊接工艺，是左右对称型的，左右两边是内孔直径为 38mm的圆筒，设置有直径为 40mm的沉孔以此实现轴承的轴向定位。机架正前方设计有的连接板以连接拖拉机悬挂部分。机架主体高度为 760mm，以适应东风 DF-12 型拖拉机；主体长度为 1080mm，适应棉田宽度；装配好零部件后，正前方向齿盘中心距为 60m