机械毕业设计1623玉米秸秆组织分离机设计说明书

玉米秸秆组织分离机的设计
目录
1 引言 (1)
1.1 机械化组织分离机的目的及意义 (1)
1.2 机械化还田技术的现状 (1)
1.3 机械化组织分离机技术的发展趋势 (1)
2 技术任务书 (2)
3 设计计算说明书 (2)
3.1 总体设计 (2)
3.1.1 传动机构 (3)
3.1.2 工作部件 (3)
3.1.3 组织分离机机刀片的设计几个问题 (4)
3.1.4 拖拉机的性能参数 (5)
3.1.5 悬挂设计 (8)
3.2 主要工作部件设计计算 (10)
3.2.1 基本参数计算 (10)
3.2.2 锥齿轮的设计计算 (11)
3.2.3 皮带轮的设计计算 (15)
3.2.4 轴的设计计算 (18)
3.3 性能的校核 (26)
3.3.1 爬坡稳定性能指数 (26)
3.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核 (27)
3.4 使用说明书 (27)
4 标准化审查报告 (28)
4.1 产品图样的审查 (28)
4.2 产品技术文件的审查 (28)
4.3 标注件的使用情况 (28)
4.4 审查结论 (28)
结论 (29)
参考文献 (30)
致谢 (31)
玉米秸秆组织分离机设计
摘要近几年随着玉米产量的大幅度的提高，秸秆、根茬也大量增多，随之出现的问题是清理秸秆、刨根茬，成了农民种地前最头痛的事，为争时争工，不影响秋种的进度，有些农民只好将秸秆就地焚烧。

既浪费资源又污染环境。

可以把秸秆粉碎后铺撒在地里，既环保又可以改变土壤的理化性。

玉米秸秆组织分离机就是这样的一种农具，本设计采用均力免震法排列刀，工作时由拖拉机采用后悬挂方式进行耕作。

刀具使用Y型刀中间采用齿轮传动和皮带传动相结合的方法。

关键词分离玉米设计
毕业设计说明书外文摘要
Design of the Corn straw counters-field
Abstract
In recent years with the corn yield significant enhancement of straw, root, the increasing number of crop also. The resulting problems is clean up straw, follow chi, became farmers sow the land before headaches. As for work, when does not affect to prepare for the progress of the straw stalk, some farmers had to local burned.Do so just a waste of resources and environmental pollution.We can put it to pieces after the stalks strewn in the field, the environmental protection can alter the soil physicochemical. Corn straw chopper drive is one such farm implements. This design uses shock-free laws are arranged in knife edge, the work by the tractor by way of farming after the suspension. Tool use Y knife among USES the gear transmission and the method of combining the belt transmission. Keyword Counters-field Corn Design
1 引言
1.1 机械化组织分离机的目的及意义
我国作为一个农业大国，对于田间作业趋于机械化是一个必然的发展过程，它可以节约劳动力和提高经济效益。

在北方玉米是一种常见的农作物，过去由于认识上、政策上及经济上的原因，基本上农民都是在收获以后直接将秸秆焚烧，这样不仅造成了资源的浪费，还污染了环境，随着科技的发展，生态农业是现代农业的发展方向，作为宝贵资源的秸秆，也开始了被重新利用，而秸秆直接还田就是其中的主要途径之一。

将秸秆粉碎后，铺撒在地里有许多作用：①组织分离机补充土壤养分。

②组织分离机促进微生物的活动，改善土壤的理化性状。

③可以减少化肥的使用量，从而改善环境。

④还可以改善农业生态环境。

这样不仅可以从分利用资源，还可以改善我们生活的环境。

1.2 机械化还田技术的现状
由于我国国土辽阔，南北方差异较大，各地区的耕作制度和农艺要求不同，同时作物的秸秆也不同，其物理性能和机械性能差异也很大，这就决定了我国机械化组织分离机技术及配套机具的多样化。

在北方多数是以拖拉机牵引并驱动的组织分离机机，把站立的玉米秸秆就地粉碎后铺撒在地面上，数日后犁翻耕土地时把晾晒的秸秆翻埋入土。

由于机械化组织分离机技术是利用秸秆最经济最有效的技术，具有较大的经济效益、生态效益和社会效益，因此外国在研制和生产方面起步较早，发展较快。

尤其是意大利、英国，德国、法国、日本和西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。

综合国外机械化组织分离机技术比较完善，机具品种较多，性能可靠，但价格昂贵。

1.3 机械化组织分离机技术的发展趋势
虽然我国农具多样化，但就北方而言现在已经在解决秸秆及根茬单项作业的基础上将开发新的联合作业机具，并在一段时间后将会取代单项作业机具。

收割农作物和组织分离机机结合，使作业成本大大降低，灵活度也增加。

机械化组织分离机技术得到政府
的高度重视和大力支持，虽然还有许多问题但前景还是乐观的。

2 技术任务书
随着人们越来越重视可持续发展和生态环境的保护，农业机械化的装备将得到进一步的发展。

例如农业保护性耕作机械，秸秆综合利用装备。

对于组织分离机是重要的秸秆综合利用，根据市场调查粉碎秸秆机一般工作幅宽为1500mm到2000mm之间不等，其动力一般由拖拉机提供，用拖拉机悬挂并驱动，使农具的灵活性增加。

由于机械化组织分离机技术是利用秸秆资源最经济，最有效的技术，最具有经济效益，生态效益和社会效益。

因此国外在研制和生产方面起步较早，发展很快。

尤其是意大利、美国、英国、德国、法国、丹麦、日本、西班牙等发达国家在该领域处于领先地位。

意大利的OMARV 公司尤为突出，它的产品配套动力26-132kw工作幅宽1.2-6米。

刀片转速1950r/m。

美国万国公司（International Harvester Company Co.）,美国埃兹拉。

隆达尔有限公司在此方面的研究生产水平均很高。

此外，国外还研制出拖拉机带动的卧式转子切碎机，幅宽6m，刀片可更换，转子最高转速2000r/min,外壳上有挡板，使茎秆撒布均匀，同时带有遇到障碍物的安全机构。

综合国外机械化组织分离机技术，技术比较完善，机具品种多，性能可靠，但价格也昂贵。

我们可以借鉴国外现有技术，通过消化吸收，开发出适合我国国情的产品。

一般土地是由一家为单位的耕种，工作面积不会很大，工作量也小，所以一般配套动力为50到65马力的拖拉机。

根据以上内容综合得出本人设计一台外形尺寸为767×1645×876并选用55马力的拖拉机
3 设计计算说明书
3.1 总体设计
总体设计示意图如图1所示
1—箱传动轴 2—变速 3—皮带出动部分 4—粉碎机罩壳 5—工作部件
图1 总体设计示意图
3.1.1 传动机构
其功能是将拖拉机的动力传递到工作部件，进行粉碎作业，它有万向联轴器传动轴、齿轮箱和侧边传动装置组成。

(1) 万向联轴器传动轴连接拖拉机动力输出和齿轮箱输入轴。

安装时，带套的夹叉装在粉碎就输入轴端，且必须使两个夹叉的开口处在同一平面内。

(2) 齿轮箱：它内部装有一对圆锥齿轮，起改变方向和增速的作用。

(3) 侧边传动装置：由三角皮带轮组成，采用单侧边传动方式（原因前文已提到），要起传递动力的作用，另外也有起过载保护作用和传动比分配的作用。

3.1.2 工作部件
本机所采用如图一所示的（d）Y型,采用背靠装置。

其尺寸如图2所示
图2 Y型刀示意图
3.1.3 组织分离机机刀片的设计几个问题
(1)甩刀刀片形状的确定：本组织分离机机主要选用Y型刀片，也可以用其它刀片替换。

Y型刀片是L型刀片的改进型，其优点体现在：（1）消除应力集中或缓解了拐角处的应力集中;(2)刀片的功耗小，原因是Y型刀切割秸秆斜切，即刀片要省力。

所以目前大多数用于玉米、高粱等高秆作物组织分离机机都采用Y型刀片。

此类型刀片已形成标准，代号为ZBB98008-88.
(2)刀片的材料选择及其热处理：考虑刀片经常与泥土地、秸秆等磨擦，工作条件极其恶劣，所以选材要好，要求有较强的耐磨性和较强的抗冲击韧性。

本机选用20CrMnTi，热处理工艺：将刀片加热至880―900。

c,再保温10分钟。

然后用10%的NaCl 水溶液淬火，最后在180-200。

C回火2小时，可达到3.16ha/g的耐磨性和290J/cm以上的抗冲击韧性。

(3)刀片的排列方式：刀片的排列方式对于秸秆是至关重要的，合理的排列方式不仅能使还田机粉碎质量提高，而且还可以是还田机平衡性能好，减轻还田机的震动。

目前大多数组织分离机机采用加配重块的方法解决振动问题，这样不仅制造烦琐，而且配重块加入后不同程度的影响粉碎质量，而甩刀的排列有单螺线排列，双螺线排列，星形排列，对称排列几种，不管哪种排列均应满足：①刀轴受力均匀，径向受力平衡。

②相邻两刀片径向夹角要大。

单双螺线排列有一个共同的弊病，即在粉碎过程中秸秆测向移动现象严重，使还田机有“一头沉”现象。

根据以上几种排列方式的利弊得出一种新的排列方法————均力免震法。

排列方式如图3所示
123456789101112131415
60
120
180
240
300
360
图3 刀得排列示意图
特点是：①刀轴受力均匀。

②刀轴旋转时不震动，无需加配重块。

3.1.4 拖拉机的性能参数
表一悬挂机构的技术参数
下拉杆后球铰孔径D2 28 下拉杆后球铰宽度b2 38 链接三角形的高度H 530-680 悬挂轴的长度M 800 上拉杆连接销直径d1 22 销孔到台肩距离l1 102 上拉杆后球铰直径D1 22 上拉杆后球铰宽度b1 58
表二拖拉机悬挂装置升降机构的特性
升降机构形式液压分置式液压油泵型号CB-32型齿轮泵分配器形式型滑阀式液压油缸形式型双作用式
油缸最大推力（公斤）推出7500
悬挂轴的提升
能力（公斤）
额定1100 推入6250 最大1500
油缸尺寸及行
程（缸径*最小长度*行程）100515200
⨯⨯悬挂机构形式球铰接四连杆机构
安全阀开启压130 农具联接形式后置双轴三点悬挂
表三拖拉机的参数
拖拉机的型号 铁牛—55 后轮配重（公斤） 150（重块）210（流水） 发动机额定功率 55马力 一档速度、传动比 1.37 296.89 牵引力（公斤） 1400 二档速度、传动比 1.69 241.29 结构重量（公斤） 2900 三档速度、传动比 2.15 189.96 最小使用重量 3300公斤 四档速度、传动比 3.52 115.54 前轮分配重量 1100公斤 五档速度、传动比 4.82 84.41 后轮分配重量 2200公斤 六档速度 6.32 重心坐标a e h ⨯⨯（mm ） 78013()801⨯⨯右 七档速度 7.76 外形尺寸（长宽高） 410819342520⨯⨯ (mm) 额定功率（马力） 55 前轮轮距（b ） 1200-1800（mm ） 额定转速 1500 后轮轮距（b1） 1200-1800(mm) 最大扭矩（公斤/米） 4115 轴距（L ） 2493(mm) 离地间隙（h1） 450(mm) 最小转弯距（单边制
动）
3.7（m ）
最小转弯距（不制动） 5.75(m)
表四 悬挂机构的技术参数
下拉杆尺寸R 800
上拉杆固定点坐标
X2 493 R1 400 Y2 190
下悬挂点间距M 800 升降臂夹角α０
下拉杆固定点
坐标
X1 285
悬挂轴变化范围
h1 195 Y1 -200 h2 895 B1 245
上拉杆长度
Lmin 535 B2 490 Lmax 800
油缸固定点坐标
X4 438
动力输出轴坐标
X5 400 Y4 -264 Y5 -62.5 B2 154 B3 0
升降臂转轴坐标X3 398
提升吊杆长度
L1min 430 Y3 340 L2max 515
悬挂轴在最高点与后轮
外援间隙
e 145 拖拉机后轮半径r 760
升降臂长度r1 260
拖拉机后轮中心到地面
的距离
Rk 720 r2 140
表五拖拉机动力输出轴技术参数
动力输形式半独立式位置后置离地560
旋转方向（朝前进的方
顺时针转速（转/分）523 向看）
花键公称尺寸（键数-
8-38×32×6 花间末端到凹端距离40 外经*内径*键宽）
花键工作长度76
3.1.5 悬挂设计
牵引点：农具牵引装置和拖拉机机体的连接点。

虚牵引点：悬挂机构上拉杆和下拉杆在纵向垂直面或水平面内投影延长的交点，亦称“瞬时转动中心”。

悬挂农具工作时，如果作用力的平衡破坏，农具就要绕瞬时转动中心转动。

悬挂点：连接悬挂式农具和悬挂机构杆件的铰链点。

在农具悬挂设计中心提到悬挂点时，常常是指铰链点的几何中心。

连接三角：连接悬挂式农具的上、下悬挂点所得到的几何图形。

农具立柱：通常指连接三角形的高a。

悬挂轴：指悬挂农具的横梁，其两端德尔轴销与悬挂机构下拉杆的后球铰相连。

(1)农具和拖拉机的联结型式
牵引力：农具具有独立的行走轮。

农具在运输或工作时，其重量均由本身的轮子承受。

机组的稳定性好，对不平地面的适应性强。

但机动性较差，金属消耗最大。

多用于各种宽幅，重型农具。

悬挂式：农具在运输时全部重量由拖拉机承受。

重量轻，结构紧凑，机动性好，效率高。

但稳定性差，使用调整较复杂，对地表的适应性不如牵引式和半悬挂式。

广泛应用于各种农具，在大部分场合有取代牵引式的趋势。

半悬挂式：农具有自己的行走轮，运输是承受部分重量，另一部分重量由拖拉机承受，其优、缺点介于悬挂式和牵引式农具之间，当大型、重型农具用悬挂式有困难时可
用半悬挂式。

根据实际情况和以上特点，所以本设计选悬挂式
(2)农具在拖拉机上悬挂的位置
后悬挂：特点农具配置在拖拉机后面，增大驱动轮载荷，提高了牵引性能。

拖拉机走在未耕地上，工作后不留轮辙。

但不便于观察作业情况，运输时稳定性和操作性较差。

前悬挂：农具配置在拖拉机前面，拖拉机走在以工作过的地面上，能满足收获机械要求，但可能使前轮负荷过大，转向费力或轮胎超载。

中间悬挂：农具配置在拖拉机前、后轴之间，便于观察作业情况。

但装卸费事，农具和拖拉机配套行强，通用性小。

侧悬挂：农具配置在拖拉机侧面，视线好。

但横向稳定性较差，不适于配带较重的农具作业。

分组悬挂：农具分几组分别顺次悬挂在拖拉机侧面、前面或后面，机组稳定性较好。

根据所设计还田机的特点和以上所说的特点选择后悬挂。

(3)农具在拖拉机上悬挂的方法
单点悬挂：农具通过拉杆与拖拉机相连，可以在垂直面内一点O自由转动，结构简单。

但农具工作性能受地面起伏影响较大，不易控制。

拉杆容易和拖拉机发生干涉，O 点的位置选择不受限制。

常在一些简易的或无专门悬挂系统的拖拉机上用。

两点悬挂：两点悬挂点A、B布置在水平面内，农具绕A-B轴线转动杆件，与农具刚性连接，相当于两个单点悬挂并联。

悬挂机构通常是专用的。

用于没有或不宜采用三点悬挂系统的地方。

三点悬挂：农具通过上拉杆和两个下拉杆与拖拉机三点相连。

在垂直面和水平面内各有一个瞬时转动中心O1、O2，农具上下左右可自由运动。

虚牵引点0、O1的位置不受结构限制。

O在农具入土过程中位置有变化有利于农具入土。

通用性好，可挂各种农具。

根据本设计的要求，选用三点悬挂，因为通用性好。

(4)农具工作位置的调节方式和特点
根据选用悬挂的方式和还田机的特点选用高度调节
原理：悬挂机构在农具工作中呈自由状态，对农具不起控制作用。

农具1的工作位置由本身的支持轮2决定。

调节丝杆可以改变农具的工作深度。

特点：工作可靠，便于调整。

农具的工作位置不受土壤阻力变化影响，耕深一致性好。

支持轮有一定的仿形作用，但轮子本身滚动要消耗动力增加结构重量支持轮下方的局部起伏和下陷深度会改变农具的工作位置。

3.2 主要工作部件设计计算
3.2.1
基本参数计算
(1)传动比分配
刀轴的工作转速为1600/min r 10523/min n n r == 所以总转动比
12/523/16000.327i n n ===
12i i i =⨯
取10.425i =
211223/523/0.4251230.580/min /1230.589/16000.769
n n i r n i n n ======
(2)功率分配 拖拉机输出功率
0550.73585%34.36p kw =⨯⨯=
一轴输出功率
10=.3.9.9=.0p p ηη⨯⨯⨯联轴承==343610808330kw
二轴输出功率
21p p ηη⨯⨯⨯⨯齿轮轴承==33.000.960.982=31.110kw
三轴输出功率
32p p η⨯⨯带轮==31.1100.96=29.866kw
拖拉机输出转矩
00034.361/523T p n ⨯=9550000/=9550000=627433.174N.mm
一轴输出转矩
111T p n ⨯⨯=9550000/=955000033.0/523=602581.262N.mm
二轴输出转矩
222T p n ⨯⨯=9550000/=955000031.110/1230.589=241429.51N.mm
三轴输出转矩
333T p n ⨯⨯=9550000/=955000029.866/1600=178262.688N.mm
3.2.2
锥齿轮的设计计算
(1)考虑到锥齿轮所受载荷较大，所以决定采用硬齿面闭式传动，大小齿轮均用20CrMnTi
材料。

齿面渗碳后淬火,齿面硬度58—62HRC 。

查图得l i m
1300H Mpa σ= lim 1920F Mpa σ= lim 2920F Mpa σ= (2)由简化计算初步选定主要参数
1119550/955033.0/523602.581.T p n N m ==⨯=
1.25A K =(查表得)
1.2K β=（查表得）
0.3R φ=
2213
3122
(lim)()602.581 1.25 1.2
1140114020510.50.4250.31300(10.50.3)A fe R H R T K K D u βφσφ⨯⨯===-⨯⨯⨯-
取 140Z = 20.4254017Z =⨯
= 则
2117
0.42540
Z u Z =
= （与i 的误差不大于5%） 大端模数
11205
5.12540fe D m mm Z =
== 取 m=5mm 2217585fe D Z m mm ==⨯=
1'"
1240arctan
arctan 66581217
fe Z Z δ=== '"'"
29066581223148
fe δ=-= 11205
111.382sin 2sin 6658'12"
fe fe D R mm δ=
==⨯
0.30.3111.3833.41b R ==⨯= 取b=34
11(10.5)(10.50.3)205174.25m R fe D D mm φ=-=-⨯⨯=
11
174.25523
4.77/601000
601000
m D n v m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯
(3)校核计算
1）按齿面接触疲劳强度校核
1120002000602.58
6916.27174.25
tm m T F N D ⨯=
== 189.8E Z Mpa =（查表得） 1.3v K =（8级精度及
1 4.7750 2.385/100100
vz m s ⨯==） 211
0.425(10.5)6916.27 1.25 1.3 1.20.441
0.425189.8455.95
34205(10.50.3)0.44
tm A H E
fe R F K K u Z bD u
βσφ+=-⨯⨯⨯+=⨯⨯
=⨯-⨯
1.8N Z =（查图得） 1.1w Z =
min 1H S =（查表得）
lim lim min
1300 1.18 1.1
1687.41
H N H H Z Zw Mpa S σσ⨯⨯=
=
=
lim min 1687.4
/ 3.7455.95
H H H H S S σσ==
=> 所以安全
2）按齿根弯曲强度校核
11140
102.25cos cos 6658'12"
dn f Z Z δ=
==
22217
18.47cos cos 231'48"
dn f Z Z δ=
==
1 2.18F Y =
2 2.75F Y =（查图得） 1 1.02Sr Y = 20.88Sr Y =（查图得） 1.18N Y =（查图得） 1x Y =
11(10.5)tm A v F F R F K K K Y bm βσφ=
-6916.27 1.25 1.3 1.2
2.18254.33344(10.50.3)
Mpa ⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯-⨯
2211 2.75
254.33320.832.18
F F F F Y Mpa Y σσ=
=⨯= lim 1lim 11
920 1.181
'1064.311.02F N X
F Sr Y Y Y σσ⨯⨯===
lim 2lim 22
920 1.181
'1233.640.88
F N X
F Sr Y Y Y σσ⨯⨯=
=
=
lim 11min 1'1064.31
4.181254.33
F F F F S S σσ=
==>= （查表得） 安全 lim 22min 2'1233.64 3.851320.83
F F F F S S σσ=
==>= （查表得） 安全
表六轮的基本参数
小齿轮 大齿轮
节锥角（分度圆锥角）fe δ
231'48" 6658'12"
大端分度圆直径fe D
85 200
锥距 R 109.25 109.25
齿宽 b 34 34
齿顶高i hd
8.11 8.11
齿根高g h
2.89 2.89
齿顶高直径di D
99.93 206.35
齿顶角θ
4.25/1.52 4.25/1.52
顶锥角di δ
27.28 71.22
（5）箱座壁厚
δ=0.0125(12m m d d +)+1=0.0125⨯(70+125)+1≥8,故取δ=8mm 箱盖凸缘厚度 1b =11.5δ=12mm 箱座凸缘厚度 b =1.5δ=12mm 箱底座凸缘厚度 2b =2.5δ=20mm
地脚螺钉数目n=底凸缘周长之半/200~300≥4,取n=4 地脚旁连接螺钉直径 f d =0.018(12m m d d +)+1≥12, 取12f d = 盖与座连接螺栓直径 2d =(0.5~0.6)f d , 取 28d mm = 轴承端盖螺钉直径 3d =(0.4~0.5) f d , 取3d =6 轴承旁凸台半径 1R =c2=12
铸造过渡尺寸 k=3,R=5,h=15
大齿轮顶圆与内箱壁距离 Δ1>1.2δ, 取Δ1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离 Δ2>0.5δ, 取Δ2=5mm 轴承端盖外径
2D =D+(5~5.5)3d ,
由于结构的特殊性,取D30306=108mm,D30308=135~140mm 3.2.3
皮带轮的设计计算
(1)基本参数 传递功率
231.11p kw =
转速
21230.589/min n r = 31600/m i n
n r = (2)定V 带型号和带轮直径 工作情况系数 1.3A K =
计算功率2 1.331.1140.443C A P K P kw =⨯=⨯= 选带型号得为C 型 小带轮直径3200D mm = 大带轮直径
2332(1)/(10.01)2001600/1230.584257.44D D n n mm ε=-=-⨯=
取2257D mm = （3）计算带长
23()/2(257200)/2228.5m D D D mm =+=+= 23()/2(257200)/228.5D D mm ∆=-=-=
求取中心距
230230.7()2()D D a D D +≤≤+ 0319.9914a ≤≤ 取0500a mm =
带长
22
0028.52228.525001719.11500m L D a mm
a ππ∆=+++=⨯+⨯+=
基准长度 取2000d L mm = (4)求中心距和包角
020001719.11500640.4422d L L a a mm --=+
=+=
min 0.015640.440.0152000610.45d a a L mm =-=-⨯= max 0.03640.440.032000700.45d a a L mm =+=+⨯=
小带轮包角
22318060()/D D a α=--18060(257200)/640.44174.65120=-⨯-=>
(5)求带根数 带速
33/6010002001600/60100016.76/v D n m s ππ=⨯=⨯⨯⨯=
传动比
1230.589/16000.769i ==
带根数由表得0 6.07P kw = 由表得0.989K α=
由表得0.88L K = 由表得00.94P kw ∆=
0040.443
6.63
()(6.070.94)0.9890.88C L P z P P K K α=
==+∆+⨯
取Z=7根 (6)求轴上载荷 张紧力
220min (2.5)(2.50.989)40.446
()500
5000.316.76347.620.989716.76
c K P F qv K zv αα--⨯=+=⨯+⨯=⨯⨯
取0.3/g q k m =
2
0174.66
2sin
27347.62sin
4861.402
2Q F zF N α==⨯⨯=
对于新安装的V 带初拉力应为1.5（F0）min ；对于运转后的V 带，初拉力应为1.3（F0）min 。

带传动作用在轴上的压轴是
2
0174.662sin 27347.62sin 4861.4022P F zF α==⨯⨯=
由于v<30m/s ，故带轮材料采用HT200可满足要求，为减轻带轮的重量，采用轮幅式， 同样由于大小带轮直径小于500mm,因为D2、D3<315，所以由表得
(1)2(71)25.5216185B z e f mm =-+=-⨯+⨯=
(7)主动轮是的设计计算
1257dd mm = 16f mm = 38ϕ=
min 4.8a h m = min 14.3f h mm = min 10f mm =
19d b mm = 取5a h mm = 15f h mm = 10f mm = 185B mm =
槽宽
2tan(/2)1925tan1922.41d a b b h mm ϕ=+=+⨯⨯=
1225725267w a d dd h mm =+=+⨯=
轴径40d mm = 205L mm =
1(1.8~2)(1.8~2)4072~80d d ==⨯=
1122257215210207f D dd h f mm =--=-⨯-⨯=
1120772135100D d mm mm -=-=>
所以选择孔板式。

（8）从动轮的设计计算
2200dd mm = 16f mm = 38ϕ=
min 4.8a h mm = min 14.3f h mm = min 10f mm =
19d b mm = 取5a h mm = 15f h mm = 10f mm = 185B mm =
槽宽
2tan(/2)1925tan1922.4d a b b h mm ϕ=+=+⨯⨯=
2220025210w a d dd h mm =+=+⨯=
轴径80d mm =
1(1.8~2)(1.8~2)80144~160d d ==⨯= 取1144d mm =
1222200215210150f D dd h f mm =--=-⨯-⨯=
111501446100D d -=-=<
所以为腹板式
3.2.4 轴的设计计算
（1）一轴的设计与校核
1）求输出轴上的功率、转速和转矩
133.0p kw =
1523/min n r =
1602581.262.T N mm =
2）初步确定轴的最小直径
先按式（15-3）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表取A0=112，于是得
133min 0133.011244.59523p d A mm n ===
输入轴的最小直径显然是安装万向节的直径d1-2，为了使所选的轴直径d1-2与万向节的孔径相适应。

故需同时选择万向节的型号。

查表得，根据输入功率为33.0kw ，所以选择带槽柠檬管节叉尾部。

万向节的孔径d1=50mm,故取d1-2=50mm ，l1=30mm 。

3）轴的结构设计
①为了满足万向节的轴向定位要求1-2轴段右端需制出一
轴肩，故1-2段的直径d1-2=57mm 。

②初步选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d1-2=57mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精确级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为6013033.5d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，故d3-4=d7-8=60 mm ，而l7-8=33.5mm 。

左端滚动轴承采用轴肩进行定位，定位轴肩高度为h ，
0.070.1d h d <<
0.7600.160h ⨯<<⨯
4.2<h<6，取h=5故d6-7=80mm 。

取安装齿轮的轴段4-5的直径d4-5=75mm ；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽为l=(1-1.2)d6-7(图10-39)，所以l=(75-90),取l=80mm 。

为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取l4-5=76mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d ，谷取h=7，则轴环处的直径d5-6=89mm ，轴宽度b>1.4h ，取l5-6=12mm 。

④取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s ，取s=8mm 。

已知滚动轴承宽度T=33.5mm ，小齿轮的大端分度圆直径B=85mm 。

34(8076)33.5816461.5l T s a mm -=+++-=+++=
678516101l B a mm -=+=+=
齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接，按d4-5由表查的平键截面
2012b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的中性，故选择齿轮与轴毂与轴的配合为76
H n ；同样万向节与轴连接，选用平键149b h mm mm ⨯=⨯键槽长为25mm 。

如图4
图4 一轴示意图
⑤轴的强度校核
计算齿轮受力：拖拉机作用在轴上的力1/1633000/162062.5Q F F N ===
大齿
11(10.5)(10.50.3)200170m R d d mm φ=-=-⨯⨯=
大齿轮受力 转矩
1602581.262.T N mm =
圆周力
1112/2602581.262/1707089.19t m F T d N ==⨯=
径向力
11tan cos r t F F αδ=⨯⨯
7089.19tan 200.4791235.94N =⨯⨯=
轴向力
11tan sin 7089.19tan 200.8792268.04a t F F N αδ=⨯⨯=⨯⨯=
受力图如图5所示
图5 一轴受力弯矩图
计算支承反力
水平反力
11184.5/2
'(106.638184.5)184.538184.5R r F FQ F Fa =++-⨯-⨯+ 2062.5329.11235.94184.52268.04184.5/2
222.5⨯-⨯-⨯=
1085.44N =
2106.63838/2
'184.538r R FQ F Fa F ⨯⨯+-⨯=
+ 2062.5106.61235.94382268.0438/2222.5⨯+⨯-⨯=
1005.55N = 垂直反力
1''184.5/222.57089.19184.5/222.55878.45R F Ft N =⨯=⨯=
2''38/222.57089.1938/222.51210.74R F Ft N =⨯=⨯=
总弯矩
22256990.78223381.1340504.59.M N mm =+=
扭矩
1602581.262T Nmm =
进行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根据以上数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取a=0.6轴的计算为：
2222
13()340504.59(0.6602581.262)14.480.1170ca M aT MPa MPa W σ++⨯===⨯
由表得[σ]=60MPa,因此ca σ< [σ]故安全。

（2）二轴的设计和校核
1)231.110P KW = 21230.589/min n r = 2241429.511T Nmm =
2)初步确定轴的最小直径。

先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=112于是得
233min 0231.1111232.891230.589
P d A mm n ==⨯= 输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取1233d -=，小齿轮轮毂宽为12(1 1.2)l d -≈-所以(33~39.l =取
1235l mm -=，小齿轮与轴用平键连接10828b h L ⨯⨯=⨯⨯由于传动距离较长，所以左右定位用15:1锥度。

小锥齿右边用螺母M30GB54-76定位，电带轮左边用螺母M24GB-76，皮带轮与轴采用1080109679GB ⨯-联接则，如图6所示
图6 二轴示意图
3)二轴的强度校核
2/1631110/161944.375FQ F ===N
小轮直径
22(10.5)(10.50.3)8572.25R dm d φ=-=-⨯⨯=N ·mm
小轮受力；转矩
2241429.5T =N ·m
圆周力
2222/2241429.511/72.256683.17Ft T dm ==⨯=N
径向力
22tan cos Fn Ft αδ=⨯6683.17tan 200.878o =⨯⨯=2135.71N
轴向力
22tan sin 1165.16L Fa Ft N αδ==
受力图如图7所示
图7 二轴受力弯矩图
计算支承反力
水平反力
322(77832)25/2'832R Fa Fr Fa dm F ++⨯-⨯= 1944.375(77832)2135.71251165.1672.25/2832⨯++⨯-⨯=
2137.91N =
242277(25832)/2'832R FQ Fr Fa dm F ⨯⨯+-⨯= 1944.375772135.7(25832)1165.1672.25/2832⨯+⨯+-⨯=
2329.24=N
垂直力
322277(25832)/2'832Q R F Fr Fa dm F ⨯⨯+-⨯= 1944.375772135.7(25832)1165.1672.25/2832⨯+⨯+-⨯=
2329.24=
32''25/8326683.1725/832200.82R F Ft N =⨯=⨯=
42''(25832)/8326683.17(25832)/8326883.97R F Ft N =+=⨯+=
进行校核时通常只校核轴与承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取a=0.6
22()M aT ca W δ+=223175403.14(0.6241429.511)0.170
+⨯=⨯ 6.63Mpa = 选定轴的材料为45钢，调质处理由表查得[a]=60Mpa,因为ca δ<[a]故安全
(3)刀轴的设计
输出轴上的功率p3=29.866KW ，转速n3=1600r/min,转矩T3=178262.688N ·mm
1)初步确定轴的最小径。

左轴头的设计
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理根据取A0=112于是得
333min 029.86611229.711600P d A mm n ==⨯=
1275d -=mm ，3480d mm -=；因为小带轮的轮毂B=185mm 所以34185l mm -=。

选取O 基本标准精度级得单列圆锥滚子轴承30318尺寸为9019046.5d D T ⨯⨯=⨯⨯故5690d mm -=
5646.5l mm -=，67100d mm -=，6710l mm -=。

如图8所示
图8 左刀轴轴头示意图
右轴头的设计
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理取A0=112于是得
333min 029.86611229.711600P d A mm n ==⨯=
由于最小直径与轴承相连接，故1290d mm -=,1246.5l mm -= ,草图如图9所示
图9 右刀轴轴头示意图
2)刀轴的校核；
①对无缝钢管校核
尺寸大小D=140mm ，壁厚取5.5，其材料选用20号刚通过冷拨而成。

/(1402 5.5)/1400.92d D ∂==-⨯=；
343140(10.92)/16152725.23Wt mm π=⨯⨯-=
max /T n Wt τ=⨯=69.551029.866/1600152725.23⨯⨯⨯ 1.17[]
T Mpa τ=< 15Mpa =
故满足。

②对轴的校核
由于329.866P KW = 3178262.688T =皮带轮直轮3200D mm =；
皮带轮圆周力
332/2178262.688/2001782.63Ft T D N ==⨯=
皮带轮径向力
3329.86610/161866.63Q Fr F N ==⨯=
刀具作业时间所受阻力
=/178262.688/(40/215)810.28o F T R =+=阻N
受力如图10所示
图10 刀轴受力弯矩图
计算水平面反力
1(150529.3773.4239.3)'529.3773.4239.3Q R F f F ⨯++++⨯=++阻阻（773.4+239.3)+f 239.3
=2595.56N 2150529.3529.3773.4'529.3773.4239.3Q R F f f F ⨯-⨯-⨯+=
++阻阻（） 1866.63150810529.3810529.3773.4=529.3773.4239.3⨯-⨯-⨯+++（）
=813.85N - 垂直反力
21221501782.63150''=173.411515R Ft F N φφ-⨯⨯=-=-
1322(15015)''1956.0415R Ft F N φφ⨯+=
= 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力取a=0.6轴的计算应为
22()M aT ca W δ+= 22
338.7165(0.6178262.688)0.170+⨯=⨯ 11.71Mpa =
[]60Mpa δ=，因为[]ca δδ<故安全
3.3 性能的校核
3.3.1 爬坡稳定性能指数
爬坡行驶状态下，拖拉机前轴垂直地面的载荷减小，存在翻倾危险。

一般道路规定的最大坡度角20α=，此时机纵向稳定性小于爬坡稳定性指数表征，该指数越大越好。

规定大于20.定义爬坡稳定性指数
11Zmax
10020Z upgrade R c R =⨯> （1） 式中：R 1Z max -爬坡行驶状态下悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面载荷N
R1z-爬坡行驶状态，悬挂农具时拖拉机前轴垂直地面的载荷N
s max s 12max 1(a )cos (h +)sin s s z w G b w G h R L
αα--= (33007807671343)cos 20(3300801767472)sin 20
2458
169.85N ⨯-⨯-⨯+⨯== s max s 1max 1max a cos h sin Z w w R L αα-=3300780cos 203300801sin 20608.32458
N ⨯-⨯== 将得数带入式（1）中得
169.8510027.920608.3
upgrade C =⨯=> 所以机组满足纵向稳定性要求，不需要增加配重块。

3.3.2 拖拉机悬挂机构油缸提升能力校核
铁牛-55使用YG-100型油缸，其最大推入推出力P Zmax 分别为6250N 、7500N ，油缸
提升能力储备指数
提升能力储备达到83%，故悬挂机构油缸提升能力足够。

max max 7512.64100%833575
Z Z life Z P P C P --==⨯=>
3.4 使用说明书
（1）作业时，应先将还田机提升到刀离地面20—25厘米高度（提升位置不能过高，以免万向节偏角过大造成损坏）接合动力输出轴，转动1—2分钟，挂上作业挡，缓慢松放离合器踏板，使用铁牛—55拖拉机与之相配套，同时操作液压升降调节手柄，使还田机逐步降至所需要的留茬高度，随之加大油门，投入正常作业。

（2）作业时，禁止刀打土，防止无限增加扭矩而引起故障。

若发现刀打土时，应调整地轮离地高度或拖拉机上悬挂拉杆长度。

（3）操作人员要首先熟悉机具的性能，按使用说明书操作机具。

（4）使用前变速箱内应加注30号齿轮油，油面高度以大齿轮浸入油面三分之一为宜。

（5）万向节安装应注意以下三点：
1）应保证机具在工作提升时，方轴与套管及两端十字架不顶死、又有足够的配合长度。

2）万向节装配位置及方向应正确，若方向装错，会产生响声及强烈震动，并加剧万向节的损坏。

3）与铁牛55、60配套时，油缸的固定支撑杆应改为扁铁，以免万向节转动时相互碰撞。

4 标准化审查报告
4.1 产品图样的审查
玉米秸秆组织分离机的设计已经基本完成，现以具备全套图纸和一线基本数据，根据有关规定，对其进行标注化审查，结果如下：
（1）产品的图样完整、统一、表达准确清楚、图样清楚。

符合GB4440-84、GB-83的规定。

（2）产品图样公差与配合的选择与标准符合GB/T1800、3-1998的规定。