牧草割草压扁收获机设计

摘要畜牧业的发展水平反映了一个国家的经济发展水平和技术的进步程度，在一些畜牧业发达国家，畜牧业产值在农业总产值中占有很高的比例，在畜牧业产值中，60%以上是由牧草转化来的，所以牧草生产是畜牧业中最基础的产业，还是一个经济效益很高的产业。但是，我国牧草收获机械化水平低，设备陈旧不能满足收获需求，有时还需要人工收割，使牧草产量和品质下降，缺乏牧草收获机械，以阻碍了草产业的发展。本课题的确定是在收集、分析以往使用经验以及国外同类产品最新技术资料的基础上确定的。研制了一种可以一次完成切割、压扁、集拢铺条三种作业工序的切割压扁机，它的特点是采用了偏心式拨禾轮，将牧草拨入立式割台，并及时推向压扁辊；采用了一对对称反向螺旋凸纹宽幅的橡胶压扁辊和钢制压扁辊，且其纵向有一定的安装角度，提高了压扁效果。本文主要是应用机械设计方法和机械原理对割草压扁机的全部零件进行尺寸研究设计，对主要的传动零部件进行受力分析和强度校核计算，用CAXA电子图板及CAXA实体设计软件进行设计和绘图，初步完成了整机的设计并整理出图纸。关键词：苜蓿；割草压扁机；往复式切割器；偏心拨禾轮AbstractThedevelopmentlevelofanimalhusbandry,reflectanation’seconomicdevelopmentlevelandtechnicalprogress,insomeanimalhusbandrydevelopmentcountries,proportionofoutputvalueanimalhusbandryishighinthetotalagriculturaloutputrates,intheanimalhusbandryproductionvalue,soinanimalhusbandryforageproductionisthefoundationindustry.However,ourcountryforageharvestmechanizationlevelislowandoldequipmentcannotsatisfythedemandharvest,sometimespeopleneedtoharvest,thesemakeforageoutputandqualitydecline,lackofforageharvestmachineryhashinderedthedevelopmentofforageindustry.Thistopicisinthedeterminationofwidelycollection,analysiseverusesthesameproductsabroadexperienceandthelatesttechnologiesaredeterminedonthebasisofdata.Developedakindofcanoncecompletedcutting,wereroundedupshopthreeassignmentofarticleprocesscuttingflatteningmachine,itscharacteristicisthattheeccentricreelstirtheclovertothestandandpushtothecompressionrollerintime;usingapairofsymmetricalcamwiderubberreversespiralcrushedrollerandsteelcrushedroller,andthelongitudinalhavecertaininstallationanglewhichcanraisethecompressionresult.Thepaperfullyappliedmethodofmachinedesignandmachineprinciplestodesignindividualpartsonthefront-mountedhaybine,andperformloadanalyzingandstrengthevaluationonthemainlyshaftsandthewheelgears.ThenthesoftwareofCAXAwereusedtocompletethewholeseriesdrawingsforthemachine.Keywords:medicago;haybine;reciprocatingcutterbar;eccentricwinderTOC\o"1-3"\h\u1.绪论 21.1本课题研究的背景、目的和意义 21.2国内研究现状分析 21.3苜蓿压扁收获机性能的要求 32.苜蓿压扁收获机设计方案的选择 32.1牧草收获机械的性能的要求 32.2立式收割台设计 42.3苜蓿压扁收获机拨禾装置的设计 42.4拨禾轮的工作原理和参数的确定 52.5往复式式切割器的设计 62.6往复式切割器的结构标准化 72.7压扁机构的设计 93.传动系统的设计与分析 93.1传动系统的工作原理 103.2切割器的转速确定 103.3传动比的确定 103.4传动皮带轮的设计计算 124.轴的校核计算 144.1轴的设计 144.2轴承的选择 16结论 18致谢 19参考文献 20引言本课题研究的背景、目的1,1,1研究背景随着我国经济的发展,畜牧业早已从副业变为主业,其占大农业的产值逐步要超过50%(国外发达国家已超过50%),作为畜牧业基础的草业在生产中的地位随之提升,成为种植业产业结构调整的重要组成部分；经济的发展，也带来了农业生态环境的恶化,植被覆盖的重要性引起重视,牧草的的生态功能也逐渐被人们接受和利用。牧草业已成为推进种植业三元结构和生态农业,畜牧业发展的重要支柱产业。随着智力退化草原、退复草原植被、改善和恢复草原生态、提高草原生产能力和大力发展人工草场等国家西部开发和保护政策的实施，国家对畜牧业越来越重视，我国的畜牧业已进入了发展的快车道，开始朝着规模化、机械化和高技术模式发展，伴随着国家对三农的补贴和人工成本的上升，引发了农牧民对畜牧业机械的强烈需求。饲草生产是畜牧业中最基础的产业，还是一个经济效益较高的产业。国内外生产实践证明，饲草生产要实现高效益可持续发展，必须满足两个条件：一是经营规模足够大；二是生产加工要实现机械化。这是发达国家发展饲草生产的共同经验。因此大力发展我国饲草生产机械装备，实现饲草生产机械化，在我国的畜牧业发展中具有特殊的地位和重要的现实意义。黑龙江省冬季气候寒冷,最低温度达-45℃,从国外和国内其他地区引进的优良牧草品种很难在黑龙江省越冬。目前在黑龙江省推广种植的品种主要有肇东苜蓿、龙牧801紫花苜蓿、龙牧803紫花苜蓿、龙牧806紫花苜蓿和东北羊草、早熟沙打旺、早熟苦荬菜等几个当家品种，黑龙江省苜蓿草保有面积为30万亩(1亩≈667m2),年产干草在15万吨左右。但是，牧草收获机械化水平低，设备陈旧不能满足收获需求，有时还需要人工收割，使牧草产量和品质下降，缺乏牧草收获机械，已阻碍了草产业的发展。目前，我国关于牧草收获机械的研究正处在利用引进和自主研发阶段，我国自主生产的割草机一般不带压扁辊，仿形能力也比较差，像红三叶、苜蓿等豆科饲草的收获，大多数都是采用国外的机器。国外的切割压扁机价格高，对配套条件要求高，不符合我国现阶段的国情。因此，确立了研究设计切割压扁机的项目，考虑到我国的人工草场多为中小型的，准备设计一种能够用中型拖拉机驱动使用的切割压扁机。1.1.2研究目的苜蓿是豆科牧草，含有较多的胶体物质和较少的碳水化合物而不易青贮，刈割的苜蓿必须及时干燥，否则就会发霉变质甚至腐烂，致使动物无法食用。青干草是草产品流通的主要形式，同时也是发展绿色畜牧业的重要的蛋白质资源。目前，已开发的牧草产品有草粉、草颗粒、草块、草饼、草捆、叶块、叶粒和浓缩叶蛋白等。牧草产品在国际、国内均具有非常广阔的市场，亚洲已成为世界上最大的苜蓿产品进口市场，年总需求量240—255万吨，其中，紫花苜蓿是生产量和销售量最大的牧草产品，在美国已成为仅次于小麦、玉米和水稻的第四大农作物，成为美国农业的支柱产业。优质青干草获得的条件之二牧草调制。饲草收割后，不经过调制处理，田间自然干燥，在阳光的直射下和体内酶的共同作用下，所含的胡萝卜素、维生素、叶绿素等大部分被分解掉，总物质损失在20%～30％，维生素损失在50%以上，还有如果不经调制处理，加长了在田间的干燥时间，影响后续作业，加大了牧草被雨淋的概率，雨淋后饲草营养损失更大，下表1-1是割草调制和牧草的干燥图。表1-1割草调制和牧草干燥速度图从表中可已看出，经过压扁的牧草的干燥时间明显缩短。为使苜蓿草能适时刈割，提高苜蓿在田间晾晒时的干燥速度，又要保证苜蓿茎和叶的干燥速度达到基本同步，必须研制割草压扁机。牧草机械的研究现状切割压扁机是一种将不同种类的牧草切割调制的收获机械。主要用于豆科类牧草的收割、调制、放铺晾晒作业。它能将田间的牧草作物切割，通过拨禾轮输送喂入、折弯碾压、集拢铺条等作业工序，将牧草作物整齐规则的铺放成条，以备后续作业。1.2.1国外研究现状国外对牧草压扁技术的研究已有80多年的历史，牧草切割压扁技术在北美以及欧洲地区已经有非常成熟的经验，割草压扁机的种类也非常多。目前，国外的牧草收获机械都采用压扁技术来缩短牧草的干燥时间，从而获得优质青干草。国外20世纪30年代，就已经开始发展牧草的压扁技术，压扁机开始出现并且逐渐应用于生产实践，这种压扁机工作原理是将割草机割下的牧草捡拾起来，同时给压扁铺放。对于牧草，一般切割后立即压扁效果最好，失水的牧草不易被压扁且易缠绕，另外压扁机是单向作业的，压扁机收获牧草增了收获机型]。进入20世纪60年代，能够同时完成切割、压扁、集拢铺条的切割压扁机开始生产应用，经过研究和发展，切割压扁机技术日渐成熟，大多数牧草收获机械都使用切割压扁机，其中代表性的是美国和加拿大生产的往复式的切割压扁机、欧洲各国生产的旋转式的切割压扁机。进入20世纪90年代以来，畜牧业发达的国家，开始把高新技术运用到牧草收获机械中，大大的提高了切割压扁机的高效、复合作业，机器的生产率、通用性、适应性显著提高，随着电子和液压等先进技术大量采用，对操作的舒适性、割茬高度的一致性等等方面大大改进。国外先进的切割压扁机的种类非常多，如约翰•迪尔公司、纽荷兰公司、克拉斯公司生产的切割压扁机。1.2.2国内研究现状我国草业机械化事业起步较晚、发展缓慢，牧草机械化生产水平低。20世纪40～50年代，只是生产一些仿制的机械化和半机械化牧草收获机具。20世纪60～80年代，国家开始重视畜牧业生产，畜牧业生产机械化方向开始注意引进、消化、吸收国外先进的技术，牧草生产机械化从单向作业到注重成套作业发展。20世纪80～90年代自主发展阶段，国家一系列政策的实施，农牧民的生产积极性空前高涨，开始大量购买牧草收获机械，极大促进了牧草机械的生产研究，这一时期国内生产的割草机一般都不带压扁机并且仿形效果也不好，进口的切割压扁机占据着大部分市场。21世纪以来，国家加大了对畜牧业的支持力度，一些国内的畜牧机械生产商，开始投入资金和科研，开始生产切割压扁机，达到了国外90年代的水平。代表机型有新疆机械研究院生产的牵引式和自走式割草压扁机，上海世达尔现代农机公司生产的割草压扁机等。课题研究内容和方法研究内容（1）研究不同类型的拨禾轮对牧草收获的影响因素，研究确定拨禾轮系统的参数和结构尺寸。（2）研究不同类型切割器对牧草切割质量的影响因素，研究确定切割器的类型和切割器参数。（3）研究不同类型压扁辊对牧草压扁效果的影响规律，研究确定压扁类型和结构尺寸。（4）研究不同类型仿形机构和地形对割台仿形效果的影响规律，研究确定仿形装置类型和结构尺寸。（5）根据结构和工作要求设计确定传动方案、传动比和总的功耗。1.3.2研究方法（1）利用检索方法迸行中外文献资料收集。（2）国内外部分牧草收获机械调查研究。（3）利用机械设计理论进行计算。（4）利用计算机软件(AutoCAD和CAXA实体设计)进行设计，绘制图纸。1.4本课题机器设计参数该课题所研制的牧草收割机将达到下列技术经济指标：（1）割刀往返次数1700次/min；（2）切割器的切割速度≥1.6m/s；（3）机器作业速度≥11.5km/h；（4）牧草收获总损失率≤1.5％；（5）收割牧草的平均割茬高度≤10cm；（6）纯工作时间生产率为26亩/h；（7）割幅≤166cm；（8）使用可靠性系数≥O.92；（9）动力消耗≤30kW/m；（10）牧草品种为紫花苜蓿。2割草压扁机整体方案的确定2.1收获对象的特点及其对割草压扁机机械性能的要求2.1.1收获对象的特点收获对象为紫花苜蓿，紫花苜蓿是世界上栽培最早、面积最广，最重要的饲草原料之一，它属于豆科牧草，不仅产草量高，草质优良，而且富含蛋白质、多种维生素和矿物质，其干物质中粗蛋白含量为15%～25%，相当于豆饼的一半，比玉米高1～1.5倍，有“牧草之王”的美称。紫花苜蓿是多年生豆科牧草，每年可多次收割且适口性好，收获量大，具有很好的饲用价值，可做精饲料作用品。苜蓿这类含有较多的胶体性物质和较少的碳水化合物，不适合青贮，收割后如果不采取任何措施而自然干燥，容易受到微生物的作用而腐败变质，使动物的适口性变差，因此，苜蓿收获需采用割草压扁机来进行收获。2.1.2收获对象对割草压扁机机械性能的要求为满足紫花苜蓿的收获要求，所设计的割草压扁机应满足以下技术要求：（1）适时收获。由于紫花苜蓿的最佳收割时间为孕蕾期，这个时间只有10～15天，收获过早会降低牧草的产量，收获过迟，苜蓿中的蛋白质和胡萝卜素大量流失而降低苜蓿的营养成分，降低适口性，降低产品质量，同时还会影响苜蓿的次年生长。（2）为提高牧草收获量，割茬高度适当。在不影响下一阶段或者第二年生长的情况下，应尽量降低割茬的高度，因此，切割器应紧贴地面，并能够很好的适应地形的起伏变化。（3）由于牧草稠密多汁需要低割，因此，切割器的切割速度要比收割谷物时要快。往复式割草机割刀运动的平均速度为1.6～2.0m/s，紫花苜蓿的最低切割速度要大于1.6m/s。（4）压扁辊的压力要适中。对苜蓿来说，最佳情况是90％的茎杆被轻微压扁，而叶片不破损。压辊压力过大，除增大功率消耗和加快零件的磨损外还会导致叶子干燥过快，当茎杆晾干时叶子会从杆上脱落，从而造成苜蓿营养损失。（5）在天然牧场工作时，割草压扁机的工作条件比较恶劣，刃口应具有自磨性能（采用齿纹刃），刀具应具有保护装置。（6）割下来的牧草能均匀铺放在地面上，且厚度应适当，易于干燥。（7）结构简单，使用维修方便，技术经济指标先进。2.2方案的确定割草压扁机按照切割部件的结构分类，可分为往复式切割压扁机和圆盘式切割压扁机；按照行走动力驱动方式分类，可分为自走式、牵引式、悬挂式；按照压扁方式进行分类，有橡胶辊、钢辊和捶片式之分。根据上述牧草对切割压扁机性能的要求，收集、分析以往使用经验以及国外同类产品最新技术资料的基础上，借鉴了其它切割压扁机的设计原理方案，确定了该割草压扁机的设计方案和总体结构，包括动力机构、动力传送系统、控制机构以及刀头装置等。其工作原理为：割草压扁机结合动力时，通过减速器和传动机构，驱动拨禾轮、切割器以及压扁辊转动。随着拖拉机的前进，分禾器先将收割与不割的牧草分开，然后拨禾轮将要割的牧草拨入割台，同时将切割器割下的牧草通过导草板推入压辊．被压扁的牧草在束草装置的束缚下形成一定形状的草条铺放于四轮车的车轮中间，完成收获的全过程。3立式割台的设计割台是苜蓿压扁收获机的重要组成部分，是机器的核心部件之一。本割台采用立式，具有以下功能：苜蓿切断、输送，压扁，给输送装置输入动力，给输送装置、压扁装置提供安装平台。立式割台主要部件包括切割器、分禾拨禾器、压扁辊，输送器，提升装置。4割草压扁机拨禾装置的设计研究损失率是衡量牧草收获质量的最主要的一项指标。损失率是评价收获质量的重要指标之一。拨禾轮位于割台前方，它功能是及时的把要切割的饲草茎秆向切割器方向引导，在收获倒伏作物时，要在引导过程中将其扶正；在切割器切割作物时，扶持禾杆、防止倾倒，以顺利完成切割，最后由拨禾轮上的弹齿和拨禾板把割断的牧草及时推向压扁辊，以免牧草堆积在切割器上，防止堵刀影响下阶段的切割。因此，拨禾轮系统能降低牧草损失率、提高工作质量和效率。4.1拨禾轮的类型拨禾轮按结构的不同可分为普通式和偏心式。（1）普通式拨禾轮结构简单，重量相对较轻，制造成本较低，大多数应用于割晒机及中小型联合收割机上，但其对倒伏作物的适应能力较差，对收获作物的打击严重。它由拨板、辐条、拉筋、轴和轴承、支臂及支杆等组成。工作时，拨禾轮相对机器作回转运动，拨板则起到拨禾、扶禾切割和拨送禾秆的作用。图4-1普通式拨禾轮图4-2偏心式拨禾轮（2）偏心拨禾轮它由带弹齿的管轴、主辐条（左、右两组）、辐盘、副辐条、偏心盘、偏心吊杆、支承滚轮和调节杆等组成。有关试验证明：采用偏心拨禾轮收获作物较普通拨禾轮可提高生产率20～30％，减少损失40～50％。该割草压扁机采用偏心式拨禾轮。图4-3偏心拨禾轮工作原理图1.轴管2.副辐条3.偏心辐盘4.辐盘5.主辐条偏心拨禾轮结构及工作原理a．偏心拨禾轮的组成：1.管轴2.剧辐条3．偏心辐盘4.辐盘5．主辐条有轴孔。b．拨禾轮工作原理是，弹齿随机器前进直线运动，同时又绕拨禾轮轴座回转运动，因此拨禾轮弹齿相对地面生长的作物是两种晕的的合成。为了使弹齿进入禾从后面对作物有后拨的作用，运动绝对速度应该向后，即拨禾轮弹齿的圆周速度大于机器前进的速度，运动轨迹应为余摆线。拨禾轮回转的圆周速度与机器前进速度的比值为。当机器作业时，即能保持平移的弹齿插入作物，扶持适量的茎干，同时切断茎干以避免对作物的打击和回带作用。同时,拨齿的方向始终是垂直插入草中，水平将草拨向后方，通过旋转将牧草拨入切割器割断，并将已割苜蓿推向压扁辊。4.2拨禾轮的工作原理和参数确定4.2.1拨禾板的运动分析拨禾板是拨禾轮的主要工作部件，拨禾轮工作时，拨板随机器前进直线运动，同时又绕拨禾轴作回转运动，因此拨禾轮拨板相对地面生长的作物是这两种运动的合成。为了使拨板进入禾丛后对谷物有向后拨送作用，运动绝对速度应向后，即拨禾轮拨齿的圆周线速度大于机器的前进速度，其运动轨迹为余摆线。拨禾轮回转的圆周速度与机器前进速度之比为拨禾速比，用λ表示。其线环宽度因A值大小而改变：λ值越大，拨板引导和扶持作物的功能越强，割台切割作物量越大，其线环越宽，但λ值太大，则拨齿和拨板拨禾时打击作物力量过；反之，图4-4偏心拨禾轮拨齿运动轨迹图4-5拨齿的运动分析λ值越小则线环越小，拨禾能力越弱，增加了收割台的损失。若λ=1时，则线环宽度为零，这时拨禾板不能起拨禾作用。拨禾板轨迹可用方程表示，设以拨禾轮轴心0I对地面的投影点为坐标原点0，以地面线沿前进方向为x轴，以过原点向上垂线为Y轴建立直角坐标系。并令拨板由水平位置开始逆时针方向旋转，则压板端点的坐标方程为：式中—拨禾轮半径，305mm；—机器前进速度，2.15～4.16m/s；—拨禾轮角速度，14.95rad/s；—拨板由水平转过的时间；—拨禾轮安装高度，564mm；—割茬高度，80mm。故，将各个数值代入公式得：取上式对时间的导数，得到拨板水平分速度及竖直分速度随拨板水平转过的时间的方程式：4.2.2拨禾轮对牧草的作用（1）拨齿的入禾角和拨禾轮高度分析为了减少拨齿对牧草的碰击，以减少击落损失，要求拨禾轮拨齿开始接触作物时，其绝对速度垂直向下，也就是说拨齿进入禾丛时其水平分速度应为零()，即：移项得图4-6拨禾轮高度分析满足此条件的拨禾轮安装高度可由下式导出而为牧草的自然高度，则上式可写成式中—拨禾轮半径，305mm—作物高度(500—600mm)—割茬高度，80mm。则拨禾轮的安装高度为564—664mm，可通过改变调节杆的在拨禾轮架上的位置来进行调整。拨禾轮高度除满足上述条件(拨齿入禾丛时水平分速度为零)外，还应使拨板转竖直状态时拨齿作用在被割取禾杆的重心稍上方，以利于拨齿推禾和防止挑起禾杆。但在实际工作中，由于作物条件多变，往往上述两项要求难以同时都得到满足，则需要根据当时作物状况确定主、次要求进行调整。（2）拨齿作用范围和拨禾轮水平位置分析拨齿的工作过程如图4-7所示。拨齿由vx=0之点进入禾丛，随后将禾杆拨入切割器，当拨齿转至竖直状态，切割器将禾杆割断后，拨齿沿圆弧轨迹(因禾杆已上台，拨齿对禾杆的运动为圆弧轨迹)将禾杆推向割台。由此分析可知，拨齿的作用范围硝是线环宽度的一半，即：（为线环宽度）拨禾轮前后位置对收获倒伏作物和向割台推送己切割作物有较大影响，若将拨禾轮轴心前移，则可增加拨齿的作用范围，但对倒伏作物的扶起作用较大，但对已切割作物的推送作用较小，反之则扶起作用较小而推送作用较大。因此调整时要根据情况灵活掌握。一般来说．收获直立作物时，拨禾轮轴应位于割刀正上方附近，收获顺向倒伏作物时，应将拨禾轮前移并适当降低高度，收获逆向图4-7偏心拨禾轮拨禾范围分析倒伏作物时，应将拨禾轮稍许后移，防止拨禾板将倒伏作物推压到割台下面。拨禾轮的前后位置调整，可通过移动拨禾轮在支架上的安装位置来实现。4.2.3拨禾轮直径的确定拨禾轮直径，系根据拨板进入禾丛时其水平分速度为零及支持切割时拨板作用在禾杆重心稍上方的两个条件而确定。从图4-8可以看出下列关系式：式中—拨禾轮半径—作物高度（500～600mm）—割茬高度（80mm）图4-8拨禾轮直径的确定因此式中：—拨禾轮直径—拨禾速比，将最大值600mm代入上式得拨禾轮的最大直径，因偏心拨禾轮的拨齿较长(一般为200mm)，起到了加大拨禾轮直径的作用。因此在直径选择上，一般较计算值为小，故取拨禾轮直径为610mm。割草压扁机切割系统的分析研究5.1切割器的选择切割器的性能应满足如下要求，即切割顺利、割茬整齐、无漏割、不堵刀、震动小、功率消耗小、结构简单和适应性广。根据切割器结构及工作原理的不同可分为：往复式、圆盘式、甩刀式等。（1）往复式切割器。其割刀作往复运动，结构较简单，适应性较广是当前国内外收获机械上应用最广泛的一类切割器，基本上已经标准化。它能适应一般或较高作业速度（6～10km/h）的要求，工作质量较好，通常切割速度为1.6～2m/s，对于高速作业的割草机切割速度可以达到2m/s以上。（2）圆盘式切割器。圆盘式切割器的割刀在水平面（或有少许倾斜）内作回转运动，因而运转较平稳，振动较小。圆盘式切割器的割刀圆周速度较高为25～50m/s,可适应10～25km/h的高速作业，最低割茬可达3～5cm，工作可靠性较强，惯性力易平衡，震动较小，结构简单，但其功率消耗较大、回转半径较小、不适合宽幅切割。近年来在牧草收割机上多采用双盘或多组圆盘式切割器，因此圆盘式切割器在割草机上应用的越来越多。（3）甩刀式切割器。该切割器的刀片铰链在水平横轴的刀盘上，在垂直平面（与前进方向平行）内回转。利用刀片的线速度以无支撑切割原理切割植株，割刀线速度达50～90m/s，切割能力较强，适用于高速作业，割茬也较低。多用于青饲收获和草坪割草，目前在饲草收获中应用范围较小。往复式切割器结构简单、工作可靠、适应能力强、作业幅宽大、纵向尺寸小。往复式割草压扁机所需拖拉机配套动力相对较小，幅宽可选择范围大，机械造价相对较低，投资较小，所以割草压扁机选用往复式切割器。5.1.1往复式切割器的构造往复式切割器由往复运动的割刀和固定不动的支承部分组成。割刀由刀杆、动少J片和刀杆头等铆合而成。刀杆头与传动机构相连接，用以传递割刀的动力。固定部分包括护刃器梁、护刃器、铆合在护刃器上的定刀片、压刃器和摩擦片等。工作时割刀作往复运动，其护刃器前尖将谷物分成小束并引向割刀，割刀在运动中将禾秆推向定刀片进行剪切。（1）动刀片:它是主要切割件,两侧为刀刃。刀刃的形状有光刃和齿纹刃两种。光刃切割较省力，割茬较整齐，但使用寿命较短，工作中需经常磨刀。齿纹刃刀片则不需磨刀，虽切割阻力较大，但使用较方便。在谷物收割机和联合收获机上多采用齿纹刃。而牧草收割机由于牧草密、湿，切割阻力较大，多采用光刃刀片。刀刃的刃角i对切割阻力和使用寿命影响大，当刃角i由增至度时，切割阻力增加15%。刃角太小时，刀刃磨损快，而且容易崩裂，工作不可靠。一般取刃角为。齿纹刃刀片的刃角i=。光刃刀片为使其磨刀后刃部高度不变，刀片前端顶宽b，一般b=14-16mm，齿纹刃刀片其b值较小些。刀片一般用工具钢(T8.T9)制成，刃部经热处理，热处理宽度为10-15mm,淬火带硬度为HRC50-60，非淬火区不得超过HRC35。刀片厚度为2-3mm。每厘米刀刃长度上有6-7个齿，刀刃厚度不超过0.15mm。（2）定刀片:定刀片为支承件，一般为光刃，但当动刀片采用光刃时，为防止茎秆向前滑出也可采用齿刃。国外部分机器护刃器上没有定刀片，由锻钢护刃器支持面起支承切割的作用。（3）护刃器:护刃器的作用是保持定刀片的正确位置、保护割刀、对禾秆进行分束和利用护刃器上舌与定刀片构成两点支承的切割条件等。其前端呈流线形并少许向上或向下弯曲，后部有刀杆滑动的导槽。护刃器一般为可锻铸铁或锻钢、铸钢等制成，可铸成单齿一体，或双齿一体或三齿一体。单齿一体损坏后易于更换，但安装和调节较麻烦，现多采双齿护刃器。（4）压刃器:为了防止割刀在运动中向上抬起和保持动刀片与定刀片正确的剪切间隙(前端不超过0-0.5mm，后端不大于1一1.5mm)，在护刃器梁上每隔30-50厘米装有压刃器(在割草机上每间隔20-30厘米)。它为一冲压钢板或韧铁件，能弯曲变形以调节它与割刀的间隙。（5）摩擦片:部分切割器在压刃器下方装有摩擦片，用以支承割刀的后部使之具有垂直和水平方向的两个支承面，以代替护刃器导槽对刀杆的支承作用。当摩擦片磨损时，可增加热片使摩擦片抬高或将其向前移动。装有摩擦片的切割器，其割刀间隙调节较方便。（6）护刃器间距：护刃器起着保护刀片和引力茎秆的作用，往复式切割器切割茎秆分两个过程，首先是被动力刀片推至护刃器间隔中间产生横向弯曲；其次是随机器前进产生纵向弯曲，这都会使切割力增加，而茎秆切割最大弯曲取决于护刃器间隔，间隔以大于68.3mm为宜，故取72mm。（7）动刀片间隔动刀片间隔取决于刀片尺寸和切割速度。英雌优化设计了刀片结构尺寸。达到了增加切割速度以减少切割阻力的目的。5.1.2割刀传动系统传动系统的结构如图5-1所示，该机构属于曲柄摇杆一摇杆滑块机构，ABC是曲柄摇杆机构，DEF为摇杆滑块机构。当曲柄均匀回转时，割刀动刀片作往复运动，完成切割任务。在农业机械设计中已获应用摆块轴承座连接为球头铰链或球面轴承。曲柄应顺时针转动，正常工作转速是500r/min。该传动机构在摇杆摆动的两极限位置的连线应通过曲柄的回转中心，这样的传动布置能使割刀在往返行程的平均速度相等，对割刀传动有利。摇杆摆动角度的大小，对割刀的加速度显然有较大的影响，当其他的参数一定时，摇杆摆角越大，割刀加速度越大，会引起割台较大的振动，应控制在一定范围内。图5-1割刀的传动结构原理图5.1.3往复式切割器参数分析往复式切割器必须要有一定的切割速度才能对饲草顺利切割。切割速度太低，切割冲击力不够，会导致割茬不齐或割不断茎秆而堵刀；反之，虽然切割阻力变小，但割刀惯性力增大，会引起机组剧烈震动。故切割速度要适宜。往复式切割器基本上已经标准化，切割器分为三种型式:（1）Ⅰ型切割器：其，动刀片为光刃，刀片水平倾角为，护刃器为单齿，设有摩擦片。用于割草机。（2）Ⅱ型切割器：其，动刀片为纹齿刃，护刃器为双齿，设有摩擦片。用于玉米联合收割机。（3）Ⅲ型切割器：其，动刀片为齿纹刃，护刃器为双齿，无摩擦片。用于玉米联合收割机。所以苜蓿压扁收获机，选用往复式Ⅰ型切割器。5.1.4影响往复式切割器工作的因素割刀进距会影响切割图中重割区及漏割区的面积，当进距增大时，切割图变长，漏割区增加，而重割区减少;反之，则相反。此外，动刀片的刃部高度也影响到切割图的形状。刃部高度增大时，漏割区减小，而重割区增加;反之，则相反。由于现在使用于联合收割机上的切割器都己标准化，所以本文主要讨论割刀进距(即机器前进速度和割刀曲柄转速)对往复式切割器的工作性能影响。5.1.5切割器的参数分析与选取切割速度Vc与进给速度Vm，它们之间的关系用临界切割速度比来描述，由运动关系可知道，要想运动的两道之间即不重割，也不漏割则要使前刀尖A和后刀尖B的运动轨迹重合此时的切割速度Vcp与进给速度Vap的比值临界切割速度比λp而，，将其代入整理后得式中：—刃间节数，即相邻两动刀刃间的链节个数取偶数；—链节距，mm；—动刀有效切割高度，mm；—滑切角，大约30°。这些参数均为切割器的基本参数，符合设计的要求。图5-2割刀示意图5.2切割压扁机压扁系统的设计研究5.2.1压扁机构的设计苜蓿叶子小、茎杆粗，叶子与茎杆的水分蒸发不一致时，会出现叶子风干现象，使叶子从茎杆上脱落，造成草质量损失。为了解决这一问题，我们设计了压扁系统，把割下的苜蓿的茎杆及时压扁或压裂，使充满汁液的植物细胞暴露出，加速了水分的蒸发过程，从而加速了苜蓿的干燥，大大减少相应的作业费用、能量消耗以及缩短青贮饲料所需的时间。5.2.2压扁机构参数的确定压扁输送机构装在收割台的中下方，压扁辊的结构如图5-3所示。其工作部件是由两个水平的、彼此作相对方向转动的人字型橡胶挤压辊及摆动梁组成。上压草辊(直径为Φ180mm)安装于摆动粱上，摆动梁一端用铰链固定于机架立柱上，另一端用弹簧拉紧，弹簧拉力在300～350N，将摆动梁拉压于焊图5-3压辊结构在立柱上的定位档块上。下压草辊(直径为Φ200mm)采用可调滑块机构，使滑块在导轨内上、下滑动，根据进草量自动调节压扁输送辊的间隙。上、下压草辊之间的间隙为1～1.5mm(可调)，当牧草通过此处时，草秆被碾压而向后顺利输送。5.2.3压扁辊技术性能分析紫花苜蓿茎秆长(500mm～600mm)，又易倒伏，有些倒伏的苜蓿，从地面还没有被割断，草秆就被送入压扁输送辊，叶子将会被捋掉或缠绕。针对这种状况，分析了切割器与压扁输送辊的斜线距离，确定了要割的牧草前端伸过压扁输送辊的长度不大于辊周长的1/2，故切割器与压扁输送辊的斜线距离不小于400mm，而牧草缠绕压草辊与压扁输送辊的摩擦系数、线速度有关。所以，牧草长度小于压扁输送辊周长不易发生缠绕。5.3束草装置的设计经过压扁输送辊压扁的牧草即将铺放于机具的后面，铺放宽度如不规范，拖拉机的轮胎将会碾压在草上，造成部分牧草粘土，由此会影响牧草质量，也不便于牧草收集和打捆。因此，在压辊的后方设计束草装置如图5-4所示。束草装置由束草架和束草板两部分构成，并安装于割草压扁机机架上。为达到束草效果，图5-4束草装置束草板倾斜一定角度焊接在束草架上，使得两侧的束草装置形成倒喇叭口状。经由压扁输送辊输出的牧草被抛送至倒喇叭口状束草装置，向机具后方流出，形成条带状的草条，均匀铺放于已割完的牧草割茬上，草条宽度(800mm)不大于拖拉机轮距内侧距离，以便利牧草的收集。6割草压扁机传动系统的分析研究6.1传动系统方案设计及主轴转速确定6.1.1传动系统的方案的设计由于割草压扁机要完成拨禾、切割、压扁等对牧草收获复式作业，传动系统的设计比较复杂，要求结构紧凑，功率消耗低，工作运行平稳。为此，根据割草压扁机的拨禾轮传动部分、切割传动部分和压扁传动部分的要求完成的工作及结构特点，并参照机械设计手册选定如图的传动系统。传动系统的工作原理图6-1传动工作原理图在苜蓿压扁收获中，一系列的要完成：拨禾，切割，压扁，铺成条状。所以要求设计紧凑消耗少，以及达到平衡等。动力由拖拉机输出。由拨禾轮4将苜蓿拨倒，通过往复式割刀进行切割，牧草堆积到集草平面，上下压扁辊转动，挤压牧草，最后铺放成条。6.1.2切割器的转速确定苜蓿植株较矮，茎干水分较多，所以收割时要求低割且需要的载荷较大，所以收割机要求割刀转速快，割茬低，一边切割速度要到7～20m/s，切割器转速n=580r/min。6.2传动比及参数的确定收割机在工作状态下，要完成拨禾、切割、压扁和铺放成条这一系列的工作，为了满足割草压扁机的工作要求，拨禾速度、切割速度和压扁速度，则要求合理的传动比。6.2.1切割系统的传动比的确定20马力拖拉机柴油机输出皮带轮的转速=2200r/min，功率是15kw，带动割草压扁机上的皮带轮传动，传动比为：其中--割草压扁机上皮带轮的直径--柴油机输出皮带轮的直径动力通过转速箱后，传递给切割器的主动轴，到达减速箱转速所以传动比i为：式中，根据相似设计法和结构特点，取：式中：—小斜齿轮的齿数—大斜齿轮的齿数—小锥齿轮的齿数—大锥齿轮的齿数取，，，.可得中间齿轴上的转速，切割器主轴转速达到要求。由于轴的选材为Q235号钢，所以查机械设计手册可知Q235的许用扭切应力为，，。经校核设计的轴符合要求，可发以正常工作。6.2.2压扁系统传动比的确定为了解决牧草的压扁的干燥，从而设计压扁输送机构。切割器的切割速度较高，避免切割牧草的堆积，所以压扁速度应该较高些。压扁辊主轴的转速应该是机器前进速度的三倍以上，式中：—上压辊齿轮轮齿数—输入轴齿轮的齿数—上压扁辊转速由上式可求得上压扁辊转速。由于上、下压扁辊的圆周速度相同，即：上压辊=下压辊=由公式得下压辊链轮的转速为：下压辊链轮的传动比：式中：—下压辊链轮齿数—下压辊转速由上式可以得出下压辊链轮齿数6.2.3拨禾轮传动比的确定苜蓿被拨入割台后，则需要及时的到达压扁辊，一般拨禾的转速不超过150r/min，链轮的传动比不能大于7。式中：。，由此可以得出拨禾带的转速6.3功率需求和传动效率的确定苜蓿压扁收获机的功率包括切割器的切割功率，拨禾功率，压扁系统的压扁功率。6.3.1切割系统的功率消耗使刀片能最大限度的切割，取割副大约1.6m。所以链轮的圆周力为：所以，切割需要的功率为：动力由皮带过带轮传递给切割系统，取皮带的传动效率，斜齿圆柱齿轮的传动效率，锥齿圆柱齿轮的传动效率为，带轮的传动效率。可得总效率为：所以切割系统的功率6.3.2压扁系统功耗及传动效率由于牧草茎、叶干燥速度不一样，所以设计人字型压扁辊将切割的牧草及时均匀压扁。压辊的压力根据经验为0.39N/mm。所以功率：式中：—压辊长度（1200mm）—压辊压力（0.39N/mm）—上下压辊接触点（8.12m/s）由于压扁系统是由减速箱输入轴上的链轮带动的，所以压扁系统传动效率为：所以，压扁系统的功率为6.3.3拨禾系统功率及传动效率拨禾系统所需要的功率较小，其计算公式是：式中：—拨禾轮的单位宽度切向力，经验为40—拨禾轮的宽度，约为1.55—拨禾轮的圆周速度，4.56所以可以得出拨禾系统是由减速箱输出轴上的带轮带动，总传递效率取皮带传动效率，直齿圆柱齿轮的传动效率，锥齿圆柱齿轮的传动效率，所以传递给拨禾轮的总效率：则拨禾系统的功率为6.3.4切割压扁机所需的总功率切割压扁机所需的总功率即：6.4传动设计计算6.4.1主动轴传出的皮带轮组小带轮转速2400r/min，大带轮转速2100r/min,。（1）V带型号的选择：V带型号应根据计算功率和小带轮转速来选取，。计算功率是根据传递的功率，并考虑载荷的性质以及每天运转时间的长短等因素来确定的。（1）式中：—计算功率，；—传递的额定功率，；—工作情况系数。其中：=，，则计算出=。（2）确定带轮的基准直径、：初选主动带轮的基准直径。根据V带型号，选取1为B型140mm，则根据传动比算出=160mm。（3）确定中心距和带的基准长度：根据传动结构需要初定中心距。（2）则最小=210mm。确定后，由带传动几何关系，按下式计算所需带的基准带长：（3）得出=891.48。根据选取和最相近的V带的基准长度，则=900mm。再根据来计算实际中心距。由于V带传动的中心距是可以调整的，故可采用下式做近似计算：（4）计算得最小中心距=214mm。（4）验算主动轮上的包角：（5）计算得=，符合要求。（5）确定带的根数（6）式中：——包角系数，考虑包角不同时的影响系数；——长度系数，考虑带的长度不同时的影响系数；——单根V带所能传递的功率，；——单根V带时的功率增量，。计算得=2根。6.4.2减速轴到压扁输送辊的皮带轮组小带轮转速558.5r/min，传动比2.5，则大带轮转速为233r/min。（1）=2，根据公式（1）可得。（2）确定带轮的基准直径、：初选主动带轮的基准直径。根据V带型号，选取为A型112mm，则根据传动比算出=280mm。（3）确定中心距和带的基准长度：根据传动结构需要初定中心距。据式（2）计算可得=275mm。确定后，由带传动几何关系，按下式计算所需带的基准带长：根据式（3）得=1191mm，根据选取和最相近的V带的基准长度，则=1250mm。再根据来计算实际中心距。由于V带传动的中心距是可以调整的，根据式（4）得最小中心距=305mm。（4）验算主动轮上的包角：根据式（5）得：，符合要求。（5）确定带的根数：根据式（6）计算得：=根。6.4.3动轴到拨禾轮的带轮组小带轮转速533r/min，则大带轮转速为192r/min，则传动比为2.5。（1）=1.6，根据公式（1）可得=2.08。（2）确定带轮的基准直径、：初选主动带轮的基准直径。根据V带型号，选取为A型100mm，则根据传动比算出=278mm，根据标准带轮直径，选择=280mm。（3）确定中心距和带的基准长度：根据传动结构需要初定中心距。根据式（2）计算可得=266mm。确定后，由带传动几何关系，按下式计算所需带的基准带长：根据式（3）得=1159mm，根据选取和最相近的V带的基准长度，则=1250mm。再根据来计算实际中心距。由于V带传动的中心距是可以调整的，根据式（4）得最小中心距=312mm。（4）验算主动轮上的包角：根据式（5）得：，符合要求。（5）确定带的根数：根据式（6）计算得：=2根。6.4.4锥齿轮的设计计算=1\*GB4㈠选精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆锥齿轮（2）精度等级选7级精度（3）材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数=2\*GB4㈡按齿面接触强度设计由设计公式=1\*GB3①确定公式各值（1）试选载荷系数（2）小齿轮转矩（3）齿宽系数（4）由表10-6查材料的弹性影响系数（5）由图10-21d，按齿面硬度查小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限（6）由式10-13计算应力循环次数（7）由图10-19取接触疲劳寿命系数，（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数,由式10-12得：=2\*GB3②计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中取较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数齿高所以（5）计算载荷系数=1\*GB3①由图10-8查动载荷系数;=2\*GB3②直齿轮;=3\*GB3③由表10-2查使用系数;=4\*GB3④;=5\*GB3⑤。（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得：（7）计算模数取=3\*GB4㈢按齿根弯曲强度校核=1\*GB3①;=2\*GB3②，，;=3\*GB3③查表10-5，,;=4\*GB3④；=5\*GB3⑤，，,,,,因此：,因为，所以，符合要求。=4\*GB4㈣几何尺寸计算=1\*GB3①计算分度圆直径=2\*GB3②计算齿轮宽取6.4.5斜齿轮的设计计算=1\*GB4㈠选精度等级、材料及齿数（1）精度等级选7级精度；（2）材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数；（4）选取螺旋角、初选螺旋角。=2\*GB4㈡按齿面接触强度设计由设计公式=1\*GB3①确定公式各值（1）试选载荷系数（2）由图10-30选取区域系数（3）由图10-26查得，，则（4）由表10-7，（5）由表10-6查材料的弹性影响系数（6）由图10-21d，按齿面硬度查小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限（7）由式10-13计算应力循环次数（8）由图10-19取接触疲劳寿命系数，（9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数,由式10-12得：=2\*GB3②计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中取较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）计算齿宽与齿高之比模数齿高所以（5）计算纵向重合度（6）计算载荷系数=1\*GB3①使用系数;=2\*GB3②根据，7级精度，由图10-8查动载系数;=3\*GB3③=4\*GB3④;=5\*GB3⑤。（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得：（7）计算模数取=3\*GB4㈢按齿根弯曲强度校核=1\*GB3①;=2\*GB3②；=3\*GB3③查表10-5，,，由图10-28查；=4\*GB3④；=5\*GB3⑤，，，,,,,因此：,因为，所以，符合要求。=4\*GB4㈣几何尺寸计算=1\*GB3①计算中心距将中心距圆整为154mm=2\*GB3②按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、、等不必修正。=3\*GB3③计算分度圆直径=4\*GB3④计算齿轮宽取，7轴的设计计算苜蓿压扁收获机的传动系统中共有三个轴，分别：动力输入轴，中间轴，动力输出轴。7.1动力输入轴的设计（1）求轴的功率、转速和转矩,，（2）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取,则：取（3）轴的结构设计=1\*GB3①Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取，取=2\*GB3②初步选滚动轴承选单列圆锥滚子轴承，由工作要求和，初步选取0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，故，，，，=3\*GB3③小锥齿轮内孔，所以，小锥齿轮，，=4\*GB3④挡油板，宽度，由，所以，（4）轴上零件周向定位轴的周向定位均采用平键连接，按，由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm；小锥齿轮与轴连接，选用平键为，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。7.2中间轴的设计（1）求轴的功率、转速和转矩,，（2）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取,则：（3）轴的结构设计=1\*GB3①取大锥齿轮内孔，故，取小斜齿圆柱齿轮内孔，故=2\*GB3②初步选滚动轴承选单列圆锥滚子轴承，由工作要求和，初步选取0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，=3\*GB3③大锥齿轮，所以=4\*GB3④小斜齿圆柱齿轮，，=5\*GB3⑤挡油板，宽度，所以=6\*GB3⑥挡油板，宽度，所以（4）轴上零件周向定位由，选用平键，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；由，选用平键，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。7.3输出轴的设计（1）求轴的功率、转速和转矩,，（2）初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取,则：（3）轴的结构设计=1\*GB3①取，=2\*GB3②大斜齿圆柱齿轮,=3\*GB3③初步选滚动轴承选单列圆锥滚子轴承，由工作要求和，初步选取0基本游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为，=4\*GB3④=5\*GB3⑤=6\*GB3⑥=7\*GB3⑦挡油板，宽度，所以=8\*GB3⑧取，，，（4）轴上零件周向定位由，选用平键，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；由，选用平键，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（5）求作用在齿轮上的力大斜齿轮分度圆直径，，则：（6）求轴上的载荷=1\*GB3①首先根据轴的结构图做出轴的计算简图=2\*GB3②根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出截面B处、及的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力，，弯矩总弯矩扭矩（7）按弯矩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和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为45钢，调制处理,由表15-1查，因此，故安全。(8)精确校核轴的疲劳强度=1\*GB3①判断危险截面截面C、=5\*ROMANV、D只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以C、=5\*ROMANV、=6\*ROMANVI、D均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面=2\*ROMANII、=3\*ROMANIII处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大，截面=2\*ROMANII的应力集中的影响和截面=3\*ROMANIII相近，但截面=2\*ROMANII不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面B也不必校核；截面=4\*ROMANIV显然更不必校核；由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面=3\*ROMANIII左右两侧即可。=2\*GB3②截面=3\*ROMANIII左侧抗弯截面系数；抗扭截面系数；截面=3\*ROMANIII左侧的弯矩M为：；截面=3\*ROMANIII上扭矩；截面上的弯曲应力；截面上的扭矩切应力；轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，，；截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取，因，，经插值后可查得，；又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数，；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：由附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数；轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为；轴未经表面强化处理，即；按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为：又由3-1及3-2得碳钢的特性系数：取取于是，计算安全系数值，按式（15-6）～（15-8）得：故可知其安全。=3\*GB3③截面=3\*ROMANIII右侧抗弯截面系数；抗扭截面系数；截面=3\*ROMANIII左侧的弯矩M为：；截面=3\*ROMANIII上扭矩；截面上的弯曲应