设计说明书

摘要：简述了打捆机的发展概况，研究的必要性和意义。

介绍了圆捆打捆机的工作原理，对其打捆单元传动系统的关键部件进行了结构设计与参数计算。

该机器的研制对我国农业机械化进展起着重要的作用。

关键词：打捆部分，减速器，传动链，辊筒
Abstract：
Briefly describing the development, necessity and significance of the strapping machine. Describes the circular bundle tying machine works, its key components bundled unit carried out the transmission system design and parameter calculation. The machine's progress plays an important role in the development of agricultural mechanization in China.
Key words：bale parts,reducer,transmission chain
目录
1.前言 (1)
2.参数及设计要求 (2)
2.1参数 (2)
2.2设计要求 (2)
3.工作原理 (2)
4.传动路线的确定 (3)
5.设计传动系统 (4)
5.1 选择拖拉机的类型 (4)
5.2确定总传动比和分配传动比 (4)
5.2.1总传动比 (4)
5.2.2分配传动装置传动比 (4)
5.2.3计算传动装置的运动和动力参数 (5)
5.2.3.1 各轴转速 (5)
5.2.3.2各轴输入功率 (5)
5.2.3.3 各轴输入转矩 (5)
5.3圆锥直齿轮的设计 (6)
5.3.1选定齿轮精度等级、材料及确定初步参数 (6)
5.3.2按齿面揭丑疲劳强度设计 (6)
5.3.3按齿根弯曲疲劳强度校核 (7)
5.3.4计算齿轮的主要参数 (8)
5.4 轴的设计计算 (8)
5.4.1 输入轴I轴的参数计算 (8)
5.4.1.1 求输入轴I轴上的功率、转速和转矩 (8)
5.4.1.2 求作用在齿轮上的力 (8)
5.4.1.3 初步确定轴的最小直径 (9)
5.4.2 I轴的结构设计 (9)
5.4.2.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (9)
5.4.2.2轴上的周向定位 (10)
5.4.3求I轴上的载荷及轴的校核 (10)
5.4.4输出轴的参数计算 (12)
5.4.4.1 求输出轴上的功率、转速和转矩 (12)
5.4.4.2求作用在齿轮上的力 (12)
5.4.4.3初步确定轴的最小直径 (12)
5.4.5轴的结构设计 (12)
5.4.5.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (12)
5.4.5.2轴上的周向定位 (13)
5.4.6 求轴上的载荷及轴的校核 (13)
5.5滚动轴承的选择及计算 (15)
5.5.1输入轴滚动轴承的校核 (15)
5.5.2输出轴滚动轴承的校核 (16)
5.6键联接的选择和校核计算 (17)
5.6.1联轴器处的键的选择及校核 (17)
5.6.2校核小圆锥齿轮处的键连接 (17)
5.6.3校核大圆锥齿轮处的键连接 (17)
5.6.4校核链轮处的键连接 (18)
6．设计传动链 (18)
6.1一级传动链的设计 (18)
6.2对链轮的设计 (20)
7. 结束语 (21)
致谢 (22)
参考文献 (23)
1.前言
农作物秸秆是粮食作物和经济作物生产中的副产物，其中含有丰富的氮、磷、钾、微量元素等成分，是一种可供开发与综合利用的资源。

近年来人们对环境保护和再生资源的有效利用越来越重视，作物秸秆资源的利用世界各国备受关注，秸秆综合利用不仅能带动传统农业向现代化农业转型，促进农业生产的可持续发展，而且还能为畜牧、食用菌、能源及加工业等提供大量的廉价原料，促进其向商品化、产业化、规模化方向发展，从而带动农村结构乃至整个农业结构的变革，成为农村经济的一个新的增长点。

随着畜牧业的快速发展, 饲草的用量日益增加，为了减少饲草的贮存空间, 充分利用设备的运载能力, 提高其运输的经济性, 饲草压捆、压块和压饼等压缩生产工艺在国内外得到了广泛的应用, 这给我国饲草机械的发展带来了机遇。

打捆包膜青贮技术是目前世界上先进的青贮技术。

"捆扎包膜"是指将收割好的玉米秸杆、新鲜牧草等各种青绿植物揉碎后，用捆扎机高密度压实打捆，然后用青贮塑料拉伸膜裹包起来，经这样捆扎和包膜的草捆，处于一个最佳的密封发酵环境。

打捆包膜青贮法已成为我国牧草青贮的必然发展趋势。

其实，早在1870 年美国人 Dederik 就研制出人类历史上第一台机械式固定牧草压捆机。

20 世纪 30－40 年代，田间捡拾压捆机被研制成功。

一些国外知名企业如约翰.迪尔、纽荷兰、克拉斯公司等都展出了先进的农业机械，其中相当一部分展品是牧草机械，其先进的产品和技术给中国的农机行业尤其是牧机行业带来相当大的震动。

我国在 70 年代末期，开始从美国、法国和西德等国引进捡拾压捆机，同时开始研制自己的捡拾压捆机，80 年代初期研制成功并投入生产。

近些年国内一些科研院所和高等院校开始研制农业纤维物料高密度压捆机。

目前，农业纤维物料压捆设备主要有机械式和液压式两种。

其中，捡拾压捆机、大圆捆机、小圆捆机等都有生产，圆捆打捆机按其打捆原理主要有内缠绕式和外缠绕式两大类,内缠绕式以长胶带式为主,外缠绕式以短胶带式和钢辊式两种为主。

目前,国内外应用的大型圆捆打捆机以长胶带式为主,国内应用的小型圆捆打捆机以钢辊式为主。

在中国农村进行农作物秸秆打捆时,主要应用的是钢辊式小型圆捆打捆机,其主要优点是结构较简单、价格较低、配套动力较小;其主要缺点是易于堵塞、适用范围小。

目前我国农作物秸秆收获机械处于发展初期，秸秆收获机械化程度较低，国内市场上未见性价比较好的国产产品，而进口产品价格都比较高，不适合国内的消费水平。

所以，开发性能良好、自动化程度高且价格适中的国产打捆机将是我国饲草商品生产的关键设备之一，对促进饲草产业化进程会起到举足轻重的作用,进而推进新农村建设，推动农业机械化进程。

国产打捆机的改进还可以：（1）防止农民因焚烧秸杆而带来的环境污染；（2）增加农民收入，打好后的草捆易于销售，每吨草价为450-900元左右；（3）合理利用资源，打捆后的麦草可以很好的利用，如加工畜禽饲料，制造纤维板材，生产沼气及造纸等用途；带动了相关产业的发展，为相关产业提供了大量的原材料，从而可以节约资源，优化资源配置，达到农业生产文明化。

以后随着科学技术的进一步完善，设备的逐渐成熟，该类农用机械将会逐步推广开来，促进农业的迅速发展，实现经济效益、社会效益和生态效益的共同提高。

2.参数及设计要求
2.1参数
拖拉机输出轴输出功率为37kw，转速为960r/min,初定打捆单元辊筒转速为140r/min,打捆室尺寸为800mm*800mm。

2.2设计要求
根据转速要求初定各传动部分的传动比，通过减速器的设计初步计算出主传动链的各个参数，再设计计算其他链传动部分。

对打捆单元传动部分进行设计,其内容包括:研究主题及设计方案的拟定;设计方法、内容及其分析;设计得出的结果等.
3.工作原理
圆捆打捆机按照其功能应完成捡拾、喂入、成捆、捆绳、卸捆等作业。

它主要由传动系统、捡拾器、喂入机构、成捆室、捆绳机构、液压系统以及卸草器等组成。

圆捆打捆机的工作原理如图1所示。

拖拉机动力通过传动系统传递到各工作部件,在田间作业过程中,随着机器的运转和前进,捡拾器的弹齿将地面草条捡拾起来,经喂入机构送入成捆室,在旋转辊筒的作用下物料旋转形成草芯(图1a)。

随着越来越多的物料进入成捆室并不断旋转逐渐形成圆捆(图1b)。

继续捡拾,物料将在圆捆外圆周上缠绕,形成了外紧内松的圆草捆(图1c)。

圆捆成型达到规定值时机组停止前进,驾驶员操纵捆绳机构进行捆绳作业。

捆绳作业完成后开启后门将草捆经卸草器弹出落到地面(图1d)。

合上后门继续进行下一个圆草捆的卷制作业。

图1 圆捆打捆机作业过程示意图
(a)形成草芯 (b)形成圆捆（c) 圆捆成型（d)卸捆
1.传动系统
2.草条
3.捡拾器
4.喂入机构
5.成捆室
6.液压系统
7.卸草器
8.辊筒
4.传动路线的确定
传动系统的功能是将拖拉机的动力逐级传送到圆捆打捆机的各个工作部件。

为保证传动效率圆捆打捆机整机采用链传动,拖拉机动力输出轴输出的动力由万向节传动轴传递到减速器齿轮箱输入端的小锥齿轮轴，再由输出端的大锥齿轮轴通过主传动链轮经过链传动带动打捆单元各个辊筒转动，动力传动路线如下图：
图2 动力传动路线图
1.万向节传动轴
2.减速器
3.主传动链轮
4.上传动链
5.捡拾器链
6.下传动链
7.辊筒
8.后传动链
9.喂入结构 10.螺旋输送器 11.右螺旋输送器链 12.捡拾器
对应的去掉外罩后的链传动布置如下图所示：
一级主传动链轮
一级从动链轮
二级主动链轮
二级从动链轮
路线为：减速器输出轴上直接安装一个20个齿的主传动链轮，通过链传动将动力传给两个相同的双链轮，双链轮再将动力分两路分别驱动前后链轮组：一路驱动左侧链轮组运动，另一路驱动右侧的链轮组运动。

5.设计传动系统
5.1 选择拖拉机的类型
选择50马力拖拉机拖带作业，即BY504拖拉机。

其主要技术参数是： 发动机型号：498BT-16，SD4100T
发动机型式：式直列、立式、四缸、四冲程、水冷、直喷式燃烧室 标定功率：37(KW)
燃油消耗率：≤255/≤245(g/KW ·h) 轴距：1996 (mm)
最大牵引力：≥18 (KN)
动力输出转速：540和720，或540和960 (rpm) 行驶速度：2.31～26.74 (km/h) 变速箱档位数：8+2
最小离地间隙：315 (mm)
外形尺寸：3920×1770×2100 (mm)
最小使用质量：2365kg （结构质量、油、水、驾驶员质量75kg ） 5.2确定总传动比和分配传动比 5.2.1总传动比
由选定的拖拉机满载转速n m =960r/min 和初定的打捆单元辊筒转速n=140r/min ，可得传动装置的总传动比：
由式a i =n n m
得：a i
=140
960=6.86
5.2.2分配传动装置传动比
初定链传动部分为二级传动，各级传动比为1i =2.74，2i =1，
由式a i =1i 2i 3i 算得；,则3i =2.5
5.2.3计算传动装置的运动和动力参数 5.2.3.1 各轴转速
n Ⅰ=0.1960
=960min r
n Ⅱ=
3
n i =5.2960
=384min r
5.2.3.2各轴输入功率
P1=P d ·η1=37×0.99=36.63KW P2= P Ⅰ·η
2
=37×0.97=35.54KW
其中： η1=0.99，η2=0.97 5.2.3.3 各轴输入转矩
T d =9550m d
n P =9550×96037
=368 N ·m
T1=T d ·η1=9550m d
n P ·η1=9550·96037
·1.0·0.99=364 N ·m
T2= T1·
3
i ·η2=2271×2.5×0.97=884 N ·m
运动和动力参数计算结果整理于表1：
表1 传动装置的运动和动力参数
轴名
功率P （KW ）
转矩T （N ·m ） 转速 （min r ） 传动比i
效率η
输入
输出 输入 输出 拖拉机 37 368 960
1
0.99
Ⅰ轴 36.63 364 960 Ⅱ轴
35.54
884
384
2.5
0.97
5.3圆锥直齿轮的设计
5.3.1选定齿轮精度等级、材料及确定初步参数
圆锥齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度
材料选择 由《机械设计（第四版）》表8-1选择小齿轮材料为40r C (调质)，硬度为260HBW ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为230HBW 。

初选小齿轮齿数26，大齿轮齿数z=2.5×26=65。

则u=2.5。

取齿宽系数
ψR
=0.3，初估齿轮的平均圆周速度
m 估
v =7.5m/s
按无限寿命设计，取寿命系数
==N1N2Z Z 1
由《机械设计（第四版）》图8-20a,查MQ 线得σ=H lim 1a 700MP σ=H lim 2a 560MP ;
参
照
表
8-11
，
取
H
S =1;
由
式
（
8-14
）
得
[]l i
m
1
1170017001
H N H a a H
Z MP MP S σσ⨯=
=
=,[]lim2225601
5601H N H a a
H Z MP MP S σσ⨯===
5.3.2按齿面揭丑疲劳强度设计
小齿轮转矩T=3.64
5
10⨯N mm ∙ 由《机械设计（第四版）》表8-4按多缸内燃机驱动，载荷平稳查得 1.25A K =；按七
级精度和速度，查图8-11，取 1.17v K =；由小齿轮悬臂布置，取 1.75
K β=；则载荷系数为
1.25 1.17 1.75
2.56
A v K K K K β==⨯⨯=
由《机械设计（第四版）》表8-6得 190E a
Z MP =；由图8-16得 2.5H Z =
由式（8-37）得小齿轮直径
()[]()2
2
51331224.71 4.71 2.56 3.6410190 2.556010.510.50,30.3 2.5E H H R R KT Z Z d mm u σψψ⎛⎫⨯⨯⨯⨯⎛⎫
≥= ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭--⨯⨯⨯⎝⎭ =181.35mm 验算平均圆周速度
()()11
11
10.5181.3510.50.3960
/7.75/601000
601000
601000
R m m d n d n v m s m s
πψππ-⨯⨯-⨯⨯=
=
=
=⨯⨯⨯
与初估
m
v 基本相符。

模数
11181.35 6.97526d m mm mm z =
== 取标准模数7m mm =
5.3.3按齿根弯曲疲劳强度校核
按无限寿命设计，取寿命系数
121N N Y Y ==
由《机械设计（第四版）》图8-25a 得lim1290F a MP σ=, lim2220F a MP σ=;由图8-30
得尺寸系数
120.98x x Y Y ==；参照表8-11取安全系数 1.4F S =;由式（8-16）得许用弯曲
应力
[]l i m 11
112229010.984061.4F N x F a a
F Y Y MP MP S σσ⨯⨯⨯=
==
[]l i m 22
222222010.983081.4F N x F a a
F Y Y MP MP S σσ⨯⨯⨯=
==
分度圆锥角 1
o t c o t 2.5
21.802148'
a r c u a r c δ︒︒
==== 2a r c t a n a r c t a n 2.568.20
6812'
u δ︒︒
==== 则当量齿数为
11'
126
28.0cos cos 2148v z z δ︒===
22'
265175.0cos cos6812v z z δ︒===
由《机械设计（第四版）》图8-18取齿形系数
1 2.57Fa Y =,
2 2.16Fa Y =
由图8-19取应力修正系数 1
21.62, 1.82Sa Sa Y Y
==
由《机械设计（第四版）》式（8-38）得齿根弯曲应力
()11
1
12
23214.7110.51
F a S a F R R KTY Y z m u σψψ=
-+ ()5
2
232
4.712.563.64102.571.62
0.310.5
0.326
72.51
a MP ⨯⨯⨯⨯⨯
=
⨯-⨯⨯⨯
⨯+
[]
1
135.03406a F a
M P M P σ=<=
222
111 2.16 1.82135.03 2.57 1.62Fa Sa F F a
Fa Sa Y Y MP Y Y σσ⨯==⨯⨯
[]
2
127.50308a F a
M P M P σ=<
=
结论：齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。

5.3.4计算齿轮的主要参数
大端分度圆直径
11726182d mz mm mm ==⨯=
22765455d mz mm mm ==⨯=
分度圆锥角 1
o t c o t 2.5
21.802148'
a r c u a r c δ︒︒
==== 21906812'δδ︒︒
=-=
锥距
221182
11 2.5245.02522d R u mm mm =
+=+=
尺宽
245.02581.633R b mm mm ≤
== 取整为b=82mm
5.4 轴的设计计算
5.4.1 输入轴I 轴的参数计算
5.4.1.1 求输入轴I 轴上的功率、转速和转矩
135.54P k w = 1960/m i n n r = 5
1 3.6410T N m m =⨯∙
5.4.1.2 求作用在齿轮上的力
已知高速级小圆锥齿轮的平均直径为
111(10.5)(10.5)726(10.50.3)m R R d d mz mm ψψ=-=-=⨯⨯-⨯
154.7mm =
5
111'111'11122 3.64104706154.7
tan cos 4706tan 20cos 21481590.5tan sin 4706tan 20sin 6812636t m r t x t T F N N
d F F N
F F N
αδαδ︒︒⨯⨯====∙∙=⨯︒⨯==∙∙=⨯︒⨯=
5.4.1.3 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第四版）》式（11-2）得实心圆轴直
径的设计式为
3
P d C n ≥，由表11-3选C=110，则3136.63
11037.03960d mm mm
≥⨯=，轴
断面上有一个键槽时轴径应增大4%，则137.034%38.51d mm mm ≥⨯=，输入轴的最小直
径为安装联轴器的直径
12
d ，为了使所选的轴直径12d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选
取联轴器型号。

查《机械设计（第四版）》表14-2，按四缸内燃机驱动，取 2.1A K =，则联轴器的计算转矩1 2.13647.64c A T K T N m N m ==⨯∙=∙，查《机械设计课程设计》表
17-2，选HL4
1
J 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N m ∙，半联轴器的孔径d=40mm ，
故取1240d mm -=，半联轴器轴孔长度L=84mm ，故取12l
-=84mm 。

5.4.2 I 轴的结构设计
5.4.2.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径
2345d mm -=.
初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据2345d mm -=，由《机械设计课程设计》表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承
30210，其尺寸为
509021.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，则345650d d mm --==，3422l mm -=。

这对轴
承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表15-1查得30210型轴承的定位轴肩高度3h mm =，因此取
4556d mm -=。

取安装齿轮处的轴段6-7的直径
6744d mm -=；为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略
短于轴承宽度，故取
5620l mm -=。

轴承端盖的总宽度为20mm 。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm ，故取
2350l mm -=
锥齿轮轮毂宽度为87mm ，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取6784l mm -=。

由于2b a L L ≈，故取
4594l mm -=
5.4.2.2轴上的周向定位
圆锥齿轮的周向定位采用普通平键连接，按
67
d -由《机械设计（第四版）》表5-1查得
平键截面128b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm ，同时为保证齿轮与轴
配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为7
6H r ；滚动轴承与轴的周向定位是由
过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。

5.4.3求I 轴上的载荷及轴的校核
表2 轴承处的受力及弯扭矩
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
32.410AH F N =⨯ 37.110AV F N =⨯ 30.810CH F N =⨯ 32.410CV F N =⨯
弯矩M
194400H M N mm =∙
284800M N mm H =∙
1277300V M N mm =∙
2249100V M N mm =∙
总弯矩
225111 2.9310max V M M M M N mm H ==+=⨯∙
扭矩T
53.6410T N mm =⨯∙
绘制弯矩扭矩图：
垂直面弯矩图
水平面弯矩图
总弯矩图
扭矩图
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的计算应力
()
2
552
22
113
2.9510(0.6
3.6410)()
29.20.150ca a a
M T MP MP W
ασ⨯+⨯⨯+=
=
=⨯
前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第四版）》表15-1查得
[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

5.4.4输出轴的参数计算
5.4.4.1 求输出轴上的功率、转速和转矩
235.54P kw = 2384/m i n n r = 5
2
8.8410T N mm =⨯∙ 5.4.4.2求作用在齿轮上的力
()()2210.545510.50.3386.75m R d d mm mm ψ=∙-⨯=⨯-⨯=
52223'2223'222228.84104571386.75
tan cos 4.5710tan 20cos6812618tan sin 4.5710tan 20sin 68121544.6t m r t x t T F N N
d F F N N F F N N
αδαδ︒︒︒︒⨯⨯=====⨯⨯⨯===⨯⨯⨯=
5.4.4.3初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计（第四版）》表11-3选C=110，由式
（11-2）得实心圆轴直径的设计式为 3
P d C n ≥= 335.54
11049.76384mm mm ⨯=，轴断面
上有一个键槽时轴径应增大4%，则249.764%51.75d mm mm ≥⨯=，轴段最细处是安
装链轮处,初选链轮齿数z=20，查机械设计手册得轮毂长度为83mm ，对应轴径为d=55mm ，
故787855,83d mm l mm --==。

5.4.5轴的结构设计
5.4.5.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据125655d d mm --=>，由《机械设计课程设计》表15-1中初步选取0
基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承，其尺寸为
6512024.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，125665d d mm --==。

齿轮左侧的左轴承采用套筒
进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表15-7查得30213型轴承的定位轴肩高度
3.5h mm =，因此取套筒直径37mm ，且套筒长度为（0.6-1.0）δ，取为8mm ，则12l -=32mm 。

取安装齿轮的轴段
23
d - =68mm ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮
轮毂长104mm ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取
23100l mm -=，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度0.07h d >，故取h=3mm ，则轴环处的直径为3474d mm -=。

箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取5667196,34,l mm l mm --==
4530l mm -= ，3433l mm -=。

5.4.5.2轴上的周向定位
圆锥齿轮和链轮的周向定位均采用普通平键连接，按
23
d -由《机械设计（第四版）》表
5-1查得圆锥齿轮处平键截面2012b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm ；链轮处平键截面为1610b h mm mm ⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm ；轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为
76
H r ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合
来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。

5.4.6 求轴上的载荷及轴的校核
表3 轴承处的受力及弯扭矩
绘制弯扭矩图：
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F
3066.8AH F N = 3619.8AV F N = 16289.8CH F N =
951.2CV F N =
弯矩M
123228476.6412716.61273105H H H M N mm
M N mm M N mm
=∙=∙=∙
12269675.1222115.1V V M N mm M N mm
=∙=∙
总弯矩 22max 3331273105H V M M M M N mm ==+=∙
扭矩T 58.8410T N mm =⨯∙
根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=，轴的
总弯矩图
扭矩图 垂直面弯矩图
水平面弯矩图
计算应力
22252
313
()1273105(0.68.8410)50.20.165ca a a
M T MP MP W ασ++⨯⨯===⨯
前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第四版）》表15-1查得
[][]1160,ca MPa σσσ--=<，故安全。

5.5滚动轴承的选择及计算 5.5.1输入轴滚动轴承的校核
初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为509021.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，e=0.42,Y=1.4,
r
C =73.2kw ，轴
向力为30.6410x F N
=⨯,
37.110AV F N =⨯,
32.410AH F N =⨯,
30.810CH F N
=⨯ ,
32.410CV F N =⨯
则
22322
3
127.4910, 2.5310R AV AH R CV CH F F F N F F F N =+=⨯=+=⨯
则轴承内部轴向力为
3
113
227.49102675,22 1.42.5310903.622 1.4R S R S F F N N Y F F N N Y ⨯===⨯⨯===⨯方向为水平向右
，方向为水平向左
轴有向右运动趋势，1轴承放松，二轴承被压紧，则有：
112675A S F F N == 213315A A x F F F N =+=
1126750.367490A R F e F ==<，由《机械设计（第四版）》表12-10查得X=1，Y=0；则
1p F =
1
R F =7490N
223315
01.312530A R F e F ==>，由《机械设计（第四版）》表12-10查得X=0.4，Y=1.4；则
22225300.43315 1.45653p R A F F X F Y N N N
=∙+∙=⨯+⨯=
两端轴承选用相同型号，由于
21
p p F F <，故应按
1
p F 进行计算。

圆锥滚子轴承
ε
=10
3；由《机械设计（第四版）》表12-7查得温度系数
T f =
1.0；查
表12-8，载荷性质系数
P f =
1.1，则轴承寿命：
10
6
6
3
10101017320025034100006060960 1.17490T h P P f C L h h h
n f F ε
⎛⎫⨯⎛⎫
=
=⨯=> ⎪ ⎪⨯⨯⎝⎭
⎝⎭
故此轴承合格，符合寿命要求。

5.5.2输出轴滚动轴承的校核
初步选择滚动轴承，由《机械设计课程设计》表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30213，其尺寸为307220.75d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，e=0.4,Y=1.5，
r
C =120kw ，轴向力为
1545x F N = 3066.8AH F N =，3619.8AV F N =，
16289.8CH F N =，951.2CV F N =
则
2222
124744.3,16317.5R AV AH R CV CH F F F N F F F N
=+==+=
则轴承内部轴向力为
11224744.3
1581.4,22 1.516317.55439.222 1.5R S R S F F N N Y F F N N Y =
==⨯===⨯方向为水平向右，方向为水平向左
轴有向左运动趋势，1轴承被压紧，二轴承放松，则有：
126984.2A x S F F F N =+=，225439.2A S F F N ==
116984.2 1.470.44744.3A R F e F ==>=，由《机械设计（第四版）》表12-10查得X=0.4，Y=1.5；
则
1114744.30.46984.2 1.512374p R A F F X F Y N N N
=∙+∙=⨯+⨯=
225439.2
0.330.416317.5A R F e F ==<=，由《机械设计（第四版）》表12-10查得X=1，Y=0；则
2216317.5p R F F N
==
两端轴承选用相同型号，由于
21
p p F F >，故应按
1
p F 进行计算。

圆锥滚子轴承
ε
=10
3；由《机械设计（第四版）》表12-7查得温度系数
T f =
1.0；查
表12-8，载荷性质系数
P f =
1.1，则轴承寿命：
106
6
3
10
101017320024278100006060960 1.116317.5T h P P f C L h h h n f F ε
⎛⎫⨯⎛⎫==⨯=> ⎪ ⎪⨯⨯⎝⎭
⎝⎭
故此轴承合格，符合寿命要求。

5.6键联接的选择和校核计算 5.6.1联轴器处的键的选择及校核
根据联轴器处的轴颈及其长度， 由《机械设计（第四版）》表5-1选得键的尺寸为
12856b h l mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯， 由表5-2查的许用挤压应力120p a MP σ⎡
⎤=⎣⎦ 转矩 T=
5
3.6410a MP ⨯ 键工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm
键与键槽的工作高度k=h/2=8/2mm=4mm 挤压应力
522 3.641010344440p a a
T MP MP kld σ⨯⨯===⨯⨯
则
p p σσ⎡⎤<⎣⎦
结论 键连接满足强度条件 5.6.2校核小圆锥齿轮处的键连接
根据小圆锥齿轮处的轴颈及其长度， 由《机械设计（第四版）》表5-1选得键的尺寸
为12856b h l mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯, 由表5-2查的许用挤压应力120p a
MP σ⎡⎤=⎣⎦
转矩 T=
5
3.6410a MP ⨯ 键工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm
键与键槽的工作高度k=h/2=8/2mm=4mm 挤压应力
522 3.64109444444p a a
T MP MP kld σ⨯⨯===⨯⨯
则
p p σσ⎡⎤<⎣⎦ 结论 键连接满足强度条件 5.6.3校核大圆锥齿轮处的键连接
根据大圆锥齿轮处的轴颈及其长度， 由《机械设计（第四版）》表5-1选得键的尺寸
为201280b h l mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯， 由表5-2查的许用挤压应力110p a
MP σ⎡⎤=⎣⎦
转矩 T=
5
8.8410a MP ⨯ 键工作长度l=L-b=80mm-20mm=60mm
键与键槽的工作高度k=h/2=12/2mm=6mm 挤压应力
5228.84107266068p a a
T MP MP kld σ⨯⨯===⨯⨯
则
p p σσ⎡⎤<⎣⎦
结论 键连接满足强度条件 5.6.4校核链轮处的键连接
根据链轮处的轴颈及其长度， 由《机械设计（第四版）》表5-1选得键的尺寸为
161070b h l mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯， 由表5-2查的许用挤压应力125p a
MP σ⎡⎤=⎣⎦
转矩 T=
5
8.8410a MP ⨯ 键工作长度l=L-b=70mm-16mm=54mm
键与键槽的工作高度k=h/2=10/2mm=5mm 挤压应力
5228.841011855455p a a
T MP MP kld σ⨯⨯===⨯⨯
则
p p σσ⎡⎤<⎣⎦
结论 键连接满足强度条件
6．设计传动链
6.1一级传动链的设计
已知：p=35.54kw ，n=384r/min,i=2.7
选择链轮尺寸：初估链速v=3-8m/s ，由《机械设计（第四版）》表10-5知取
121z =则
大链轮齿数取2121 2.756.7z z i =∙=⨯=，取整为2
57z =
确定链节距和中心距： 初定中心距 a0=40p
链节距
2
012210222p a z z z z p L p a π+-⎛⎫=++ ⎪
⎝⎭
2
21572405721
2402p p p p π+⨯-⎛⎫=++
⎪⎝⎭
=118.28 取整
p
L =120节。

由《机械设计（第四版）》表10-6取工作情况系数k 1.2A =；由表10-7估计工作点位
于所选链的功率曲线过顶点纵线左侧，得
1.08
1.08
1z 20k 1.06
1919z ⎛⎫
⎛⎫
=== ⎪ ⎪
⎝⎭
⎝⎭
与
z
k 计算原则相同，得链长系数
0.26
0.26
L 120k 1.05
100100p L ⎛⎫⎛⎫
=== ⎪
⎪⎝⎭
⎝⎭
采用单排链，则由《机械设计（第四版）》表10-8取多排链系数
m k 1.0=
所需额定功率
0 1.235.54
38.32
1.06 1.05 1.0A Z L m K P P kw kw K K K ⨯=
==⨯⨯
根据p0及n1由《机械设计（第四版）》图10-12选20A 滚子链；由表10-1查表得
p=31.75mm ，工作点位置于前面初估相符。

将中心距设计为可调节的，不必计算实际中心距。

可取a ≈0a =
40p=1270mm
链速
12138435.54/ 4.06/6000060000z np v m s m s
⨯⨯===
与初估链速v=3-8m/s 相符，符合设计要求。

工作拉力F
1000100035.54
F=
8753.6974.06p N N v ⨯==
作用在轴上的载荷
Q A F =1.2K F=1.2 1.28753.697=12605N
⨯⨯
根据链节距p 及链速v 由《机械设计（第四版）》图10-13可知一采用油浴或飞溅润滑。

6.2对链轮的设计
已知：
k f 203mm d 55mm p 31.75mm d 183.95mm
分，，，====d
由《机械设计手册》可知： 齿顶圆a d
[]a d p 0.54c o t 180/z
217.5m m
（）=+=
齿根圆
f
d f r d d d =184mm =-
轮毂厚度h k h 9.5d /60.01d 20.7mm =++= 轮毂长度L L=4h=82.8mm 轮毂直径
n
d n k d d 2h 55220.796.4mm =+=+⨯=
圆角半径R R=0.04p=1.27mm 腹板厚度t t=14.3mm
7. 结束语
秸秆打捆包膜机符合市场要求，设计可靠，效率高，工作时间长，能极大减轻农民的劳动强度，对产品的质量提供可靠的保障。

随着新的农业工业生产模式和新技术的应用，秸秆包膜机将更广泛的应用于国内农业生产中。

本次毕业设计基本结束，回顾这几个月来的日子里除了收获的喜悦外更多的是艰辛。

在此毕业设计过程中我学到了很多机械设计等多方面的新知识，使我对许多曾经学过的知识有了更深的认知而且运用更加熟练了，感到自己的知识充实了许多。

同时也感觉到自己的知识水平还有很大不足之处，需要在以后的工作和学习中继续学习，不断地充实自己，丰富自己的知识，提高实际工作能力，为社会为国家贡献自己的一份微薄的力量。

在本次设计过程中，我深深的感觉到作任何工作都是那样的艰辛，作任何事都要付出辛劳的，任何成功都是来之不易的，都是要付出艰辛的劳动，使汗水的结晶。

本次设计我获得了双丰收。

其一，经历了一次系统的设计，为以后的学习和工作带来无穷的帮助，获得了丰富的知识。

其二，深刻体会了精诚合作金石为开的道理，体会到个人的成功离不开他人的帮助和支持，同时也学会了独立思考和工作，不能过分的依赖别人。

我的整个身心获得了锻炼和提高。

本设计结合已有的打捆包膜机的资料并在基础上进行设计，从明确任务到以后的资料收集，确定方案，设计绘图及写设计书，经历了反复的思考讨论，设计环环相扣，容不得丝毫的马虎草率。

但由于水平有限，经验不足，设计中错误与不妥之处在所难免，一些部分来不及细致思考，造成了本次设计的缺憾和不足，希望广大老师和读者给予指正。

总之，这次毕业设计不但是大学生活的总结，也是新生活的开始，使我终生受益。

我的大学生活得到了圆满结束！
愿老师和同学永远幸福！
致谢
本设计的完成要衷心的感谢赵树朋老师、王家忠老师等在设计期间给予我的莫大的支持和帮助。

在设计期间，我得到了老师的悉心指导和真诚关怀，老师活跃开阔的思维，对知识敏锐的洞察力，对科研的浓厚兴趣，忘我敬业的精神，平易近人的工作作风，无时无刻不在感染着和激励着学生不断开拓和进取。

老师为学生创造了良好的设计条件和环境，他的理论和实践相结合的设计课题，把我引入一个更加广阔的学习领域，为我的专业知识开创了一片新的天空。

另外，再设计中受水平的限制.经验的不足，在某些方面难免存在一些错误，不成熟和不妥之处，对一些部件考虑的不细致，造成本次设计的缺陷和不足，恳请各位老师，专家批评给予指正，不吝赐教，在此表示感谢！感谢给予我帮助的同学，他们的帮助使我受益匪浅！
衷心感谢答辩委员会全体老师仔细审阅设计，并提出宝贵意见。

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