毕业设计--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： 1001班
指导教师：职称：副教授
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 (1)
目录 (2)
1引言 (3)
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 (7)
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
21
23
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
96
.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 mm
h d A mm 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 mm
S mm
x x m S t 210.10210.10)tan 22
(2111==++=απ
分度圆弦齿厚
mm d S S S mm
d S
S S 181.10)61(203.10)61(2
22
2
2
2212
111=-
==-=
分度圆弦齿高 mm
d S h 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 /54cos /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
mm
b h h mm 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
mm
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 /54cos /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:
mm n p A d mm 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校核键连接的强度：键的材料一般为钢 许用应力 查表6-2
MPa p 110][=σ
键的工作长度l
l =L-b*0.5
l =41mm
键与轮毂键槽的接触高度k k=0.5h
k=3mm
计算挤压强度p σ
kld
T
p 2000=
σ p σ=30.236Mpa
没有超过许用应力，键的强度满足，所以键选择4568⨯⨯的型号的键
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
校核齿轮上键连接的强度：键的材料一般为钢 许用应力 查表6-2
MPa p 110][=σ
键的工作长度l
l =L-b
l =30mm
键与轮毂键槽的接触高度k k=0.5h
k=4mm
计算挤压强度p σ
kld
T
p 2000=
σ p σ=22.539Mpa
没有超过许用应力，键的强度满足，所以键选择40810⨯⨯的型号的键
第五阶为了定位齿轮，可取大点40mm ，轴肩的直径可取36mm ；第六阶考虑到齿轮能够与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
综合系数
1
1
11
-+
=
-+=τ
ττ
τσ
σ
σ
σβεβεk K k K
542.1035.2==τσK K
碳钢的特性系数
05.01.0==τσϕϕ
计算安全系数
2
21
1
τστ
στττσσστϕττσϕσσS S S S S K S K S ca m
a m
a +=
+=
+=--
5.1188.39
6.1119.3>===ca S S S τσ
故 安全
3.3.4输出轴的结构设计
3.3.
4.1装配方案如图所示
3.3.
4.2 确定轴的直径和长度：
第一、五处安装轴承，第三阶段安装锥齿轮，第四阶段安装套筒，定位轴承；第六阶段与小带轮相连。

轴上有两个键槽，最小的直径为右端带轮处，宽度取72mm ，安装轴承的直径取80mm ，轴承选用61016型号 1412580⨯⨯， 第二阶直径取88mm 长度取41mm ，
第三阶定位右边的齿轮， 键选用1101425⨯⨯。

第四阶安装套筒固定齿轮，套筒的长度取27mm 。

第六阶安装轴承与带轮相连，键槽选用561118⨯⨯，选用单圆头平键。

3.3.5输出轴上的载荷与校核
3.3.5.1计算作用在齿轮上的力
N d T F m t 766.8043804
.6626678
22222=⨯==
1
11111sin tan cos tan δαδαt a t r F F F F ==轴向力径向力
带轮的径向力：
N
d T F 16286/20tan 21==
两个轴承的水平压力：
N F N
F 28486151211=-=
3.3.5.2画弯矩，扭矩图
由于竖直上只有轴承的重力，所以只考虑水平面上的情况，弯矩144000N.mm
3.3.5.3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）的强度。

根据上表中的数值，查机械设计手册，并取0.6α=，轴的计算应力为：
11.12 ca MPa
σ===前已选定轴的材料为45钢调质处理，
查得[]
1
60MPa
σ
-
=
，因此
[]
1
ca
σσ
-
<
，故安全。

3.3.5.4校核轴的疲劳强度
4主要工作部件的设计
4.1秸秆粉碎刀辊工作原理
玉米秸秆首先被拖拉机前横梁推斜，机组再行进一段距离后，秸秆还田机横梁 A 点就抵住玉米秸秆，由于拖拉机的地隙高于秸秆还田机的喂入口高度，A 点起一定的支承作用，这时甩刀砍切秸秆比在纯无支承状态砍切要好一些。

目前，秸秆还田机基本都是采用锤爪、弯刀等以高速砍、切、撞、搓、撕的方式将玉米秸秆直接粉碎还田。

粉碎工作部件的旋转方向与机具前进方向相反，
粉碎部件是该机的核心工作部件。

粉碎刀辊的转速、甩刀的配制方式及数量是直接影响秸秆粉碎性能的主要参数。

甩刀数量越多,甩刀的线速度越大。

对秸秆的粉碎效果越好。

考虑动力的匹配以及作业的安全性, 选用了卧式结构。

20把锤爪式甩刀按螺旋线均匀分布在刀轴上。

刀盘回转直径D=512mm；刀轴转速n=1800r/min；甩刀的最大线速度v=40m/s。

4.2甩刀的排列方式
甩刀的排列方式会对刀辊转动时的平衡、物料在粉碎室内的分布状态等有着极大的影响。

因此，甩刀在刀辊上的排列方式，应将物料在粉碎室宽度内分布的均匀，不会向一侧推移，并且有利于转轴保持动平衡。

常见的排列方式有螺旋线的排列、对称式排列、交错平衡式排列等三种方式。

本机选用螺旋线式排列方式。

4.3甩刀的选择
（1）甩刀的刀型
甩刀的刀型选择的是Y型刀，它的优点是消除了或者缓解了甩刀拐角处的集中应力；刀片的功率消耗小，Y型刀是斜粉碎切动秸秆，所以到达了省力的效果。

从现在来看，大多数秸秆还田机都会采用这种刀型。

（2）甩刀的材料
考虑到甩刀的工作环境恶劣，常常和秸秆、泥土等接触，需要有很强的耐磨性和抗冲击韧性。

所以，考虑以上因素，本机选用20CrMnTi。

5总结
在做毕业设计的半年来，从开始的无从下手，通过上图书馆查书，上网查资料，向老师、同学请教，渐渐地有了大致框架，再到后来又遇到了难题，做不下去了，种种问题，再慢慢的融入其中，找到门路。

其实是关键是心态，调整好自己很重要，心态好了，就都顺利了。

通过此次做毕业设计，对大学四年的总体知识进行了的梳理和检验，让自己重新认识了自己，发现了以前知识学习的不足与盲点。

继而去弥补不足与缺憾，从而提升自己。

此设计由于本人水平有限，设计当中难免会有一些错误和不足，还望查看的老师，同学们批评指正。

主要参考文献
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[2] 濮良贵,纪名刚.机械设计（第八版）. 北京：高等教育出版社.2012
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[3] 王大康，卢颂峰.机械设计课程设计. 北京工业大学出版社.2000
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[5] 李艳.多功能玉米秸秆还田机的研制.山东农业大学硕士论文.2007
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[10] 王勇,周鲁进.玉米秸秆粉碎还田技术 .《现代农业科技》2009 年第20 期
[11] 李宝筏 .农业机械学. 中国农业出版社 .2003
[12] 沈再春 .农产品加工机械与设备 . 中国农业出版社 . 2013
[13] 李艳等 .新型玉米灭茬旋耕机的设计.农机化研究.2007
致谢
首先要感谢的是我的指导老师肖老师，没有她的积极鼓励和悉心指导，设计不可能这么顺利完成。

在这设计的半年来，无论是在学习上还是在生活上，自己都得到了很大的提升，对大学四年的总体知识进行了的梳理和检验，让自己重新认识了自己，发现了以前知识学习的不足与盲点。

感谢同学、室友的支持与帮助。

感谢在学校四年里，所有的任课老师对我的悉心教导，感谢学校对我的培养，感谢哪些无私帮助过我的所有同学、朋友们。

谢谢。

感谢我的父母、亲人们一直以来无微不至的关心和照顾。

祝愿你们身体健康，工作顺利，生活的永远幸福、快乐。