《秸秆打捆机的设计》15000字（论文）

秸秆打捆机的设计摘要中国是一个农业大国，每年的秸秆产量十分可观。秸秆是一种宝贵的可再生资源，不仅可用作动物饲料、工业原料，还可用于制气、发电等。但是，在我国大部分农村地区秸秆收集利用的情况并不乐观。在农村，手工捆扎秸秆的现象普遍存在，手工捆扎不仅效率低、工作强度大，还对秸秆收集不完全，造成了极大的资源浪费；大型的秸秆打捆机又无法进入农村小田快进行打捆作业。针对上述问题，为提高秸秆的综合利用率和减轻农民的工作强度，本文设计了一款小型秸秆打捆机，该机结构简单、制作成本低，小型轻便。适合山地丘陵小规模家庭使用。本文包括打捆机配套动力的选取、机架的设计、传动系统的设计，以及主要工作零部件的设计如捡拾器、成捆钢辊的设计。传动系统的设计：采用三级传动，包括锥齿轮传动、带传动、链传动；捡拾器的设计：此次设计采用弹齿式捡拾器，设计参数包括弹齿数量、转速；成捆室钢辊的设计：此次设计采用锯齿式凸起辊筒，设计参数包括辊筒直径、辊筒转速等。本文所设计的钢辊外卷式打捆机捡拾速度快，能为个体农户提供高效、稳定的打捆服务，减轻农民负担，提高农民收入。可为之后小型秸秆打捆机的设计提供借鉴。关键词：秸秆；秸秆打捆机；设计；钢辊外卷式目录1引言 引言1.1研究的目的和意义我国幅员辽阔，南北气候差异明显，为农业的发展提供了得天独厚的地理条件。中国作为一个农业生产大国，其粮食产量居世界前列。不仅如此，我国还拥有极其丰富的秸秆资源，据统计，种植业每年约有51%的农作物转化为秸秆[1]，秸秆年产量达9亿多吨，且还有逐年上升的趋势。其中，玉米秸秆所占比例最大，高达32.5%，稻草和小麦秸秆分别居第二、第三位，占25.1%和18.3%，其余秸秆种类占比均不到5%[2]。秸秆是一种宝贵的可再生资源，且便于包装与运输，发展潜力巨大。目前，我国对于秸秆的利用主要在秸秆饲料化、秸秆直燃发电、造粒燃料等方面[3]，秸秆还有很大的利用价值尚未被开发，例如：利用秸秆生产板材。利用10%的农作物秸秆，就可生产近7000万m3的板材[4]，可以有效地解决木材短缺的问题，保护生态环境；还可以用秸秆制作餐具[5]，这种餐具节能环保，可循环利用。由此可见，我国秸秆资源丰富，而且秸秆还能带来巨大的经济效益和社会效益。但是在我国大部分地区秸秆的综合利用情况并不乐观，据统计，大量的农作物秸秆有40%被农民用作动物饲料，有60%的秸秆被就地焚烧[6]。秸秆焚烧会产生大量的二氧化碳、二氧化硫和可吸入颗粒物，不仅浪费资源，还对环境造成极大的危害。在秸秆回收时，农民大多采用传统的手工捆扎的方式，劳动强度大，工作效率低。针对上述问题，本文设计了一款小型秸秆打捆机，可降低农民劳作强度，提高农民收益。该机结构简单、制作成本低，小型轻便。适合山地丘陵小规模家庭使用。1.2国内外研究现状对秸秆进行综合利用的前提是将秸秆收集起来，因此，秸秆打捆机在此过程中是必不可少的。秸秆打捆机的作用是将散落在田地里的秸秆粉碎，然后压缩成型，打包。降低手工捆扎的劳动强度，提高农民受益。根据成捆形状的不同，秸秆打捆机可分为方捆机和圆捆机两种[7]。1.2.1国外研究现状国外对于秸秆打捆机的研究起步较早，距今以有200多年的历史。20世纪60年代，国外打捆机的发展进入高峰期[8]，期间诞生了许多全球知名企业，例如：克拉斯（CLASS）、纽荷兰（NEWHOLLAND）、约翰迪尔（JOHNDEERE）、库恩（KUHN）等。这些企业生产的秸秆打捆机多为大型机器，机械化、自动化程度高，且售价昂贵，费用大多在150~300万之间。约翰迪尔公司生产的L341大型方捆机，采用双重打结器，即使在高密度以及极端作业条件下也能提供可靠地打结。该机采用由约翰迪尔制造的MegaWideTM捡拾器，拥有2.5米超宽捡拾宽度，且配备有高强度捡拾弹齿，捡拾喂入顺畅，能适应不同的作业环境，工作高效可靠。德国克拉斯公司成立于1913年，目前已成为欧洲第一，世界第四的农机制造厂商。其生产的MARKANT65D打捆机，操作简单，捡拾效率高，打出的草捆紧实可靠。该打捆机可根据用户的不同需求来调节打捆宽度，调节范围在0.4~1.1m[9]之间，该机采用滑动离合器，在秸秆喂入量过大时，自动打滑，用以保护其它零部件免受过载损坏。纽荷兰BC5070方型打捆机采用Super-Sweep捡拾器，捡拾干净且效率高，柱塞在密封轴承上运行，无论作物的长势如何都能打出致密紧实的草捆。该机配备有独特的Power-PivotPTO，为用户提供了额外的操作空间。BC5070采用重型牵引架、大尺寸动力传动部件和重型喂入系统，能在不同的作业环境下提供可靠的打捆服务。1.2.2国内研究现状相较于西方发达国家，我国对于打捆机的研究起步较晚。20世纪70年代我国开始对圆捆机进行研究，期间由鞍山农机厂生产的9JY-1.8圆捆机[10],虽然能可靠地完成打捆操作，但是存在着油耗高、磨损大、使用寿命短等缺陷，不适合长期使用。随着对保护环境和秸秆综合利用问题的重视，我国加大了对秸秆打捆机的研发力度，现已经能自主生产可靠、高效的打捆机械。与发达国家的差距在逐步缩小，但自主创新较少，主要集中在研发性改进方面[11]。轩禾BR6000-4.0是轩禾第四代重型圆捆机，该机采用2个主驱动辊筒，14个从动辊筒，使得秸秆在打捆室成型效率更高，更稳定；采用5排弹齿式捡拾机构，捡拾速度更快，效率更高且能适应各种生长条件的农作物；配备有德国BEKA油脂润滑系统，采用适应性更好的高压钢管对轴承进行点对点润滑，可以有效保证润滑油顺畅的到达每一个润滑点。潍柴雷沃重工生产的9YF-1.9型秸秆打捆机，具有广泛的适应性，适用于牧草、小麦、水稻和玉米秸秆的打捆作业。该机采用“调心滚子轴承+唇形密封圈+防尘盖”的设计，通过增加钢板的厚度来提升复位拉杆的强度，避免其承受过大的载荷而变形失效。整机采用一次冲压成型的纵梁结构，机架采用全焊接夹具制造，结实耐用稳定性好。9YF-1.9型秸秆打捆机还配备有夜间照明设施，有助于抢农时，为夜间作业提供方便。新疆牧神4KZ-300型自走式秸秆打捆机拥有300厘米超长捡拾宽度，配套110马力拖拉机。整机传动采用先进的内置离合器的方式，工作起来更加稳定可靠；后部安装有摄像头，便于实时监控打捆室内草捆情况；整机中心对称布置，离地间隙≥300mm，高离地间隙可确保穿绳针任何时候都不与地面碰撞，工作起来安全可靠。发动机部分采用国Ⅲ发动机，使其排放量降低且易于维护，保护环境。上述打捆机适合在平整的大田工作，需要配备大功率的拖拉机且价格相对昂贵，是一般农户所承受不起的。本文设计一种适合在山地丘陵小田块工作的打捆机，其结构简单，造价低，可靠性高，使一般农户所能承受，帮助农村个体农户收集秸秆，提高农民收入，减轻农民负担。2设计任务书2.1设计内容2.1.1设计的内容本设计是针对农村小田块设计的，结构简单、方便快捷，满足当地的打捆需要。秸秆打捆机的总体结构设计。秸秆打捆机的总体结构包括配套动力的选取，整体结构（机架）、传动系统以及相关部件的设计如捡拾器、成捆装置辊筒、喂入装置等的设计。（1）捡拾器的设计：捡拾器的功能是将地里的秸秆捡拾起来并喂到输送口，是打捆机主要部件之一，直接影响打捆机的性能。此次设计拟采用弹齿式捡拾机构，设计参数包括弹齿数量、转速等。强度校核计算。（2）传动系统的设计：采用链条、齿轮传动，主要参数包括齿数、传动比、中心距、链节数、链长等。（3）喂入装置的设计：喂入装置的功能是将捡拾器输送的秸秆喂入成捆室。此次设计拟采用曲柄摇杆机构。（4）成捆装置的设计：成捆装置的功能是将秸秆卷压成型，辊筒是成捆装置的主要工作部件，其中钢辊采用锯齿凸起式辊筒，设计参数包括钢辊数量、直径、转速等。强度校核计算等。2.1.2设计的依据秸秆打捆机的主要技术参数：捡拾器的捡拾宽度/m：1.4秸秆打捆机的作业速度4~5km/h：草捆成捆率：≥90%；草捆抗摔率：≥90%；秸秆打捆机使用可靠性：≥90%[12]配套动力：20~30马力拖拉机。秸秆，古称藁，指小麦、玉米等农作物脱离后茎叶的部分。打捆机作业要求秸秆含水率10%～13%；秸秆高度20～1000mm。2.1.3研究技术路线图2-1研究技术路线2.1.4设计任务（1）确定秸秆打捆机工作原理绘制结构简图。（2）确定秸秆打捆机的整体尺寸，绘制主要工作部件捡拾器、辊筒等的零件图。（3）确定整机的传动系统。对锥齿轮传动、带传动、链传动进行设计，完成零件图、三维图的绘制。（4）对键、传动轴、轴承等零件进行强度校核。2.2设计简介2.2.1打捆机的结构打捆机整体结构示意图如下图2-1所示1-万向节输入轴2-万向节3-牵引架4-捡拾器5-捡拾器壳体6-轮胎7-液压杆8-液压杆9-液压杆210-输送机构11-动力输出轴12动力输入轴图2-1打捆机的整体结构示意图2.2.2打捆机的工作原理打捆机的工作原理如下图所示，拖拉机的动力通过万向节、齿轮减速箱和链条传递到打捆机的各个工作部件。在田间作业过程中，随着打捆机的前进，捡拾器上的弹齿将散落在土地里的秸秆捡拾起来，经输送机构进入成捆室，成捆室中的钢辊快速旋转，使秸秆逐步成型，如图（a）所示。随着进入成捆室的秸秆逐步增多，钢辊不停旋转慢慢使秸秆卷成圆捆，如图（b）所示。继续捡拾，秸秆将在圆捆外圆周上缠绕，形成外紧内松的圆捆，如图（c）所示。完成捆绳作业后，打捆机后门开启将圆捆卸出并滚落至地面，如图（d）所示。合上后门后，机组继续前进，进行下一个圆捆的捡拾打捆作业。图2-2打捆机的工作过程2.2.3打捆机传动系统的设计打捆机传动路线如图2-3所示，拖拉机通过万向节传动轴、锥齿轮箱、V带和链条将动力传递给打捆机的各个工作部件。图2-3打捆机传动路线示意图主要设计思路:拖拉机的动力通过万向节传递给一对相互垂直啮合的锥齿轮，经锥齿轮进行第一次减速；锥齿轮再将动力传递给轴上连接的带轮，带轮通过V带将动力传递给连接在捡拾器上的带轮和链轮，进行第二次减速；然后捡拾器上的链轮通过链条将动力传递到成捆室上的各个旋转辊筒上，使各个辊筒同步旋转，完成增速从而进行打捆操作。3动力源的选择3.1拖拉机的选择东方红ME300型拖拉机参数由表3-2所示。机型配套功率整机尺寸（mm）行驶速度（km/h）动力输出轴转速（r/min）ME30030马力3520×1485×26402.07-27.08540/720（选装540/1000）表3-2东方红ME300型拖拉机参数3.2各级传动比的确定东方红ME300型拖拉机PTO输出转速nm=540r/min，该打捆机额定功率10.1KW，打捆机完成打捆操作所需功率8.9KW,打捆室中钢辊转速n4ia=初定锥齿轮为一级传动，传动比为i1=1.2；带传动为二级传动，传动比为i2=2.8。链传动为三级传动3.3运动参数及动力参数计算3.3.1计算各轴转速设连接主动锥齿轮的轴为轴Ⅰ，转速为n1；连接从动锥齿轮的轴为轴Ⅱ，转速为n2；连接从动带轮的轴为轴Ⅲ，转速为n3；辊筒轴为轴Ⅳ，转速为n4。n1=拖拉机满载转速n2=n3=n4=3.3.2计算各轴的输入功率锥齿轮的传动效率η=0.97~0.98，本文取锥齿轮的传动效率η1=0.97；带传动的传动效率η2=0.95；链传动的传动效率P2=P1=P0=3.3.3计算各轴转矩轴Ⅰ的转矩Td=9550轴Ⅱ的转矩T2=轴Ⅲ的转矩T3=轴Ⅳ的转矩T4=4设计计算说明书4.1设计方案论证根据草捆成型的类型，秸秆打捆机可分为放捆机和圆捆机；而圆捆打捆机又可分为外卷式和内卷式两种。方案一方捆式打捆机放捆机打出的草捆密度较大，打出的草捆便于运输和储存，相较于圆捆机，方捆机的作业质量更加优秀[13]。但是，与圆捆机相比，方捆机更适合在平坦的大田中作业，且价格相对较高，不适于本地区的个体农户所使用。方案二内卷式打捆机机内卷式打捆机包括长皮带式打捆机和链栅式打捆机。工作过程中皮带磨损较大，使其使用寿命降低；内卷式打捆机防雨性能较差，不利于通风干燥，使其在闲时存放难度较高。方案三钢辊外卷式打捆机钢辊外卷式圆捆机主要由捡拾器、传动系统、喂入机构、成捆室等组成[14]。钢辊外卷式打捆机相较于内卷式打捆机，使用寿命长，工作可靠。其结构简单，外紧内松有助于提高防雨性能，闲时方便存放。外卷式打捆机适合本地区个体农户打捆作业。综上所述，此次设计选择方案三。4.2捡拾器的设计此次设计的捡拾器如图4-1所示，弹齿如图4-2所示1-弹齿2-弹齿套筒3-定位销4-开口销5-捡拾轴固定架6-捡拾轴图4-1捡拾器图4-2弹齿捡拾器是打捆机的主要工作部件之一[15]，捡拾器的主要功能是将散落在田地里的作物秸秆收集起来。捡拾器的性能直接影响打捆机的工作效率和可靠性，因此，对于打捆机捡拾器的设计是十分有必要的。4.2.1捡拾器的设计参数此次设计采用弹齿式捡拾器。设计参数如下表所示表4-1捡拾器主要参数项目数值捡拾器捡拾宽度/mm1400弹齿间距/mm58捡拾器转速（r/min）160弹齿长度/mm200各排弹齿固轴定轴夹角90°弹齿杆数4弹齿固定轴半径/mm60弹齿回转半径/mm275弹齿固定轴回转半径/mm270弹齿套筒离地间隙/mm80弹齿总数/个44捡拾器的弹齿在工作过程中，需完成捡拾，升运，卸料等工作过程。四排弹齿固定轴，共44个弹齿，可以将地面上的秸秆捡拾的更干净，提高作业效率，又能有效的降低堵塞[18]。4.2.2弹齿的固定方式弹齿在弹齿固定轴上采用定位销定位；弹齿在弹齿套筒中采用开口销定位（如上图4-1所示）。4.2.3捡拾轴固定架的设计图4-3捡拾轴固定架捡拾轴固定架的主要作用是将弹齿固定轴固定。中间孔径80mm；共4个捡拾固定轴，呈90°分布。中间键槽深度80mm。4.3辊筒的设计此次设计的辊筒如图4-4所示图4-4辊筒辊筒是将秸秆压缩成型的主要工作部件。钢辊外卷式圆捆机主要应用两种形式的辊筒，一是菱形凸起式辊筒；二是锯齿形凸起式辊筒[19]。此次设计采用锯齿形表面凸起辊筒。辊筒的设计参数如下表4-2所示表4-2辊筒的主要参数项目数值辊筒直径/mm200辊筒转速（r/min）210辊筒长度/mm1450端轴直径/mm30凸起数量/个14相邻凸起角度70°锯齿角度45°圆孔直径/mm10辊筒数量/个12材料冷轧碳素钢板该机装有12个同步转动的辊筒，可以使打出的草捆更加紧实。此次设计选用冷轧碳素钢板作为辊筒的材料，冷轧碳素钢板具有良好的耐热性和热反应性，可有效地提高秸秆打捆机的使用寿命。适合个体农户长期使用。4.4输送机构的设计输送机构的主要功能是将捡拾器捡拾的秸秆输送到打捆机的成捆室，使秸秆压缩成型。4.4.1输送机构示意图此次设计的输送机构如下图4-5所示1-输送轴2-输送弹齿3-轴承4-链轮图4-5输送机构4.2.2输送机构的主要技术参数技术参数如表4-3所示表4-3输送机构技术参数项目数值输送轴长度/mm1445输送弹齿总长度/mm365捡拾弹齿直径/mm10链轮齿数21输送轴转数（r/min）210轴承型号GB292-94S7205捡拾弹齿转折半径/mm110链条型号20A离地间隙/mm804.4带传动的设计与计算带传动的结构如图4-6所示1-主动小带轮2-皮带3-大带轮图4-6带传动4.4.1确定计算功率Pca由《机械设计中》[20]（以后用表均出自本书）表8-8得工作情况系数KAPca=4.4.2选择V带的带型根据Pca=11.76kw,n4.4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7、图8-11和表8-9取小带轮的基准直径d（2）验算C型带速v。按下式验算带的速度v=π×d因为v<30m/s，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据下式。计算大带轮的基准直径dd2=i×根据表8-9，取标准直径dd24.4.4确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）根据下式，初定中心距a0（2）由下式计算带所需的基准长度。Ld0≈2a =2×700+由表8-2选带的基准长度Ld（3）按下式计算实际中心距a。a≈a按式（8-24），中心距的变化范围为696.78~781.45mm4.4.5验算小带轮上的包角α1α14.4.6计算V带的根数（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=200mm和n1根据n1=540rpm，i=2.8和C型带，查表8-5得查表8-6得Ka=0.93，查表8-2得Pr（2）计算V带的根数z。z=Pca由上计算得出，V带根数取为4。4.4.7计算单根V带的初拉力F0由表8-3得C型带的单位长度质量q=0.300kg/m，所以F0={500×2.5−0.93×11.76作用在轴上的压力为：FP=2z4.4.8主要设计结论选用C型普通V带4根，带基准长度2715mm。带轮的基准直径dd1=200mm，dd2=560mm,中心距控制在696.784.5锥齿轮的设计与计算锥齿轮的结构如图4-4所示1-小锥齿轮2-大锥齿轮图4-4锥齿轮传动4.5.1选定齿轮类型、精度等级材料及齿数（1）选用标准直齿锥齿轮轮传动，压力角取为20°。（2）打捆机属于农用机械，参考表10-7，选用8级精度。（3）材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBW，大齿轮为45钢（调质），齿面硬度240HBW。（4）选取小齿轮的齿数z1=17，大齿轮齿数z24.5.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式试算小齿轮分度圆直径d1t≥1）确定此公式中各个参数的值。①试选KHt②选取齿宽系数ϕR③计算重合度系数Zε由分锥角δ1=arctanδ2=可得当量齿数Zv1=Zv2由此得到当量齿轮的重合度αa1αa2εav=Zv1=1.622 重合系数Zε④计算扭矩T⑤计算接触疲劳许用应力σH计算接触疲劳许用应力σH。由图10-21c查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限为σ由下式计算应力循环次数N1N2由图10-19查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.88,σHσH取σH1和σH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即⑥查表10-6查得材料弹性影响系数ZE⑦区域系数ZZH2）试算小齿轮的分度圆直径，将数据代入（4-24）d（2）调整分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度vdm1=vm②当量齿轮的齿宽系数ϕb=ϕϕd2）实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA②根据vm=3.373m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KHα④由表10-4用插值法查得8级精度、小锥齿轮悬臂时，得齿向载荷分配系数KHβ由此，得到实际载荷系数KH=3）由下式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1H及相应的齿轮模数mH4.5.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由下式试算模数，即mt1）确定公式中的各参数值。①试选KFt②重合度系数YεYε③由表10-5查得齿形系数YFa1=2.97,YFa2=2.80;应力修正系数YSa1=1.52，YSa2=1.55。由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KσF1σF2YFa1YYFa2Y取二者较小的及0.02312）试算模数，将数据代入（4-32）式m（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度v；d1dm1vm②齿宽b；b=ϕϕd③齿宽与中点齿高之比mmℎm=(2bℎm2）计算实际载荷系数KF①根据v=2.284m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv②直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KFα③由表10-4用插值法查得KHβ=1.293，于是KF3）由下式，可按实际载荷系数算得齿轮的模数mF=及相应的小齿轮分度圆直径d1F=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mH和小齿轮分度圆直径d1H分别大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数mF和小齿轮分度圆直径d1F。由于齿轮模数的大小主要取决于齿根弯曲疲劳强度，而齿轮直径的大小主要取决于接触疲劳强度，可取由弯曲疲劳强度算得的模数6.193mm,选择标准模数z1=取z1=19，则大齿轮齿数z24.5.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=d2=（2）计算分锥角δ1=arctanδ2=90°（3）计算齿轮宽度b=ϕR取b14.5.5主要设计结论齿数z1=19，z2=23，模数m=8mm，压力角α=20°，分锥角δ4.6链传动的设计与计算链传动的结构如图4-3所示图4-3链传动示意图4.6.1选择链轮齿数取小链轮齿数z1=19,大链轮的齿数z24.6.2确定计算功率由《机械设计》表9-6查得工作情况系数KA=1.1，主动链轮齿数系数Pca=4.6.3选择链条型号和节距根据Pca=7.57KW，n14.6.4计算链节数和中心距设中心距可调，初定中心距a0Lp0取链长节数Lp查《机械设计》表9-7采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1amax=4.6.5计算链速v,确定润滑方式v=n1由v=2.12m/s和链号20A，查《机械设计》图9-13可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。4.6.6计算压轴力Fp有效圆周力为：Fe=1000链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15Fp≈4.6.7主要设计结论链条型号20A：链轮齿数z1=19，z2=25；链节数4.7机架的设计选用焊接机架，焊接机架耐用、成本低。机架长度：2110mm；机架宽度：1505mm；机架高度：1150mm。轮板部分，轮板长度210mm；轮板宽度200mm；轮板高度320mm。行走轮半径344mm。5动力输出轴的设计与校核已知轴Ⅱ的上的功率P1=9.8KW，转速T2=9.55×5.1求作用在齿轮上的力因已知低速级大锥齿轮的分度圆直径为d=mz=8×23mm=184mm（5-2）Ft=Fr=Fa=5.2初步确定轴的最小直径轴的材料Q235A、20Q275、354540Cr、35SiMn、3Cr13[τrτ15~2520~3525~4535~55A149~126135~112126~103112~97表5-1轴常用的几种材料的[τrτ]及A选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表7-1，取A0=112，根据公式初步确定轴Ⅱ的最小直径，带入数据得dmini=5.3动力输出轴的结构设计（1）轴的最左端安装大锥齿轮，大锥齿轮右端采用套筒定位，轴端直径取套筒的直径D=50mm，套筒厚度35mm，大锥齿轮厚度55.87mm，为了使大锥齿轮便于安装，轴的长度应略短于35+55.87mm=90.87mm，现取lⅠ−Ⅱ（2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，因此选用圆锥滚子轴承。采用标准系列轴承，轴承代号为30212，查《机械设计手册》[21]，得30212轴承的基本尺寸为d×D×T=60mm×110mm×22mm。故取dⅡ−Ⅲ=60mm，（3）主轴径的直径dⅢ−Ⅳ=68.8mm,长度（4）轴Ⅳ-Ⅴ段安装30212圆锥滚子轴承，轴承左端采用轴肩定位，定位高度为4.4mm，轴承右端采用轴承盖定位，轴承盖厚度为28mm。故dⅣ−Ⅴ=60mm,（5）轴Ⅴ-Ⅵ段安装主动小带轮，主动小带轮厚度为108.50mm，为了便于小带轮的安装，此段轴的轴径长度应略短于小带轮的厚度，因此取lⅤ−Ⅵ=106.50mm,（6）轴上零件的周向定位。小带轮在轴上的周向定位采用平键连接，因dⅤ−Ⅵ=50mm，查得平键截面b×h=14mm×9mm，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与小带轮的配合有良好的对中性，故选择小带轮轮毂与轴的配合为（7）确定轴上圆角的尺寸参考表《机械设计》表15-2，取轴Ⅰ-Ⅱ段的圆角为1.6mm；轴Ⅱ-Ⅲ段的圆角为2.0mm；轴Ⅳ-Ⅴ段的圆角为2.0mm；轴Ⅴ-Ⅵ的圆角为1.6mm。轴的结构如下图5-1所示ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅠⅡⅢⅣⅤⅥ图5-1动力输出轴5.4动力输出轴强度的校核（1）垂直面支座约束反力RAV=（2）最大弯矩在锥齿轮截面上Mv=（3）水平面支座约束反力RAH=（4）最大弯矩在锥齿轮轴截面上，其数值为MH=合成弯矩，最大合成弯矩在锥齿轮轴截面上M=M轴的扭矩T2按弯扭合成应力校核轴的强度轴校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，危险截面为从动锥齿轮的安装截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力σca=前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得σ−1=60MPa。因此，σca5.5精确校核轴的疲劳强度截面Ⅴ左侧抗弯截面系数W=0.1dⅣ抗扭截面系数WT=0.2截面Ⅴ左侧的弯矩M=57939.58×67.50−40.5067.50截面Ⅴ上的扭矩T截面Ⅴ上的弯曲应力σb=截面Ⅴ上的扭转切应力τT=先前选定的轴的材料为45钢（调质处理）。由《机械设计》表15-1查得σB=640MPa，σ−1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及αr按照《机械设计》附表2-3查取。因rdασ=2.2又由附图3-1可得45号钢材料的敏感系数为qσ=0.82由上述数据可算得有效应力集中系数kσ=1+kτ=1+由附图3-2查得尺寸系数εσ=0.67；由附图3-3得扭转尺寸系数轴按照磨削加工，由附图3-4可得表面质量系数β轴没有经过表面强化处理，即βqKσ=Kr=又由3-1节及3-2节得碳钢的特性系数为：φσ=0.1~0.2φτ=0.05~0.1，于是，计算安全系数Sca值，Sσ=SτSca=故截面Ⅴ左侧安全，按同样的方法可知截面Ⅴ右侧的强度也是足够的。本次设计没有大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，因此，可以略去轴的静强度校核，至此，动力输出轴的设计计算即告结束（有更高要求时，可做进一步的研究）。6键、轴承的选择与校核6.1键的选择键是一种标准件，通常用来实现轴与齿轮轮毂之间的周向固定以传递扭矩，键的主要类型有平键连接、半圆键连接、楔键连接和切向键连接。圆头平键适合放在轴上用键槽铣刀铣出的键槽中，圆头平键在键槽中轴向固定良好。因此，此次键的设计采用圆头平键。键的主要尺寸为其界面尺寸（键宽b×键高h表示）与长度L，键的截面尺寸主要由轴的直径所确定，键的长度L一般按轮毂的长度确定，即键长等于或略短于轮毂长度。安装键的轴端直径dⅤ−Ⅵ=50mm，根据《机械设计》表6-1，查得键的截面尺寸b×h=14mm×9mm，键长选择标准系列，6.2键的强度校核键的主要失效形式是工作面被压溃，一般不会出现键被剪断的情况。因此，通常只按接触面上的挤压力进行强度校核。假设载荷在键的工作平面上均匀分布，普通平键的强度校核由下式进行计算：σbs=式中： T—传递的转矩，N∙mk—键与轮毂的接触高度，k≈0.5h，此处h为键的高度，mm。l—键的工作长度，mm。其中圆头平键l=L−b，这里的L为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm。σbs—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，将数据代入上述公式得σ先前选择的键的材料为钢，由《机械设计》表6-2查得静载荷时σbs=120~150MPa；轻微冲击时σbs=100~120MPa；冲击时σbs=60~90MPa。按照上述强度校核标准，此次设计所有的键均满足此标准。6.3滚动轴承的选择以知装轴承的轴径dⅣ−Ⅴ=dⅡ−Ⅲ=60mm，转速n2=450r/min6.4计算所需的径向基本额定动载荷对于圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷按下式计算Cr=式中：fp—载荷系数，查得fPr—当量动载荷，ft—温度系数，查得fLh—基本额定寿命，本机预设寿命Ln—轴的转速，n=450r/min。ε—寿命系数，对于滚动轴承ε=3。把上述数据代入公式C故所选轴承合适，按照上述强度校核标准，此次所选的轴承均满足。7使用说明书7.1概述本次设计的秸秆打捆机适用于山西丘陵小田块地区，可为个体农户提供高效、可靠地打捆作业。为了提高小型打捆机的作业速度，此次设计的捡拾器采用4排弹齿机构。本次设计适用于畜牧、农业；适用于小麦、牧草、稻类等农作物的秸秆。7.2预期用途该打捆机捡拾宽度1.4m，适用于小麦、牧草、稻类等农作物。打捆室尺寸800×1400mm，机具前进速度4~5km/h。可打出致密紧实的草捆，解决个体农户的秸秆收集问题。7.3主要技术参数主要技术参数如下表7-1所示表7-1小型秸秆打捆机的主要技术参数项目参数外形尺寸（长×宽×高mm）2110×1505×1150整机重量kg700捡拾宽度mm1400额定功率KW8.9草捆尺寸mm800×1400动力方式拖拉机牵引作业速度km/h4~5草捆重量kg20~50配套动力（马力）20~30生产效率（捆/h）30-507.4操作技术要点7.4.1使用打捆机前的注意事项（1）打捆机使用前应调整其主要工作部件，包括：捡拾器离地高度的调整；捡拾器和喂入辊间隙的调整；链条、皮带等部位松紧度的调整。（2）检查各零部件是否能正常运行，如若不能正常运转应立即停机检修。（3）检查各零部件的润滑情况，应及时添加润滑油液。7.4.2作业过程注意事项（1）驾驶人员应具备较高的操作水平，在打捆作业过程中，打捆机应居中行驶，以防止打出的草捆出现大头现象。（2）在作业过程出如捡拾器出现堵塞现象，应立即停止作业，检查并清理堵塞物。（3）作业过程中拖拉机前进速度应保持在4~5km/h。（4）打捆机在卸捆时，后面禁止站人，以免被草捆擦伤。7.5打捆机的保养（1）打捆机作业完成后应及时清理捡拾器、辊筒上残留的秸秆；清理带轮、链轮上的灰尘。（2）定期检查打捆机上各个零件的紧固情况。如有松动及时修理。（3）定时检查各个零件的润滑情况，及时添加润滑油。（4）打捆机不工作时，应将其至于阴凉干燥处，避免太阳的暴晒。7.6常见故障及其解决方法打捆机可能出现的故障和排除方法如表7-2所示表7-2可能出现的故障及排出方法故障类型故障原因解决方法捡拾器出现堵塞秸秆含水率高、机具行驶速度快选择合适的作业时间降低机具行驶速度打出的草捆为锥形未行驶在秸秆堆中央行驶在秸秆堆中央秸秆厚度均匀滚筒转捡拾器不转捡拾器的安全螺栓被切断更换安全螺栓捡拾器转辊筒不转安全螺栓被切断更换安全螺栓8标准化审查报告8.1产品图样、技术文件的完整性该打捆机图样和设计文件完整，齐全。共有图纸16张，A0装配图1张；A2装配图1张；A技术文件包括：技术任务书、设计计算说明书、使用说明书和标准化审查报告。8.2产品图样和技术文件的贯标情况8.2.1产品图样符合GB10609.1技术制图标题栏排[22]GB4457.3机械制图字体GB10609.4技术制图对缩微原件的要求GB4457.4机械制图图线明细栏中的字体符合GB4457.3中的要求明细栏的线型按GB4457.4中规定的粗实线和细实线的要求绘制GB/T1182-1196形状和位置公差通则、定义、符号和表示方法GB/T16671-1996形状和位置公差最大实体要求、最小实体要求和可逆要求GB/T1800-1804极限与配合GB/T1031-1995表面粗糙度8.2.2产品性能符合GB/T14290-2008圆草捆打捆机NY/T1353-2007农业机械作业质量标准编写准则JB/T5160-2010牧草捡拾器8.2.3设计中的标准件GB86-88方头短圆柱锥端紧缩螺钉GB/T5014-2017LX型弹性柱销联轴器JB/T1718-2008通用垫片JB/ZQ4761-2006锁紧螺钉R1轮胎[R1-10.0/80-12-TL]GB/T1096-79普通平键GB/T297-94圆锥滚子轴承GB/T292-94S72