小型牧草收割機的設計（更新）

小型牧草收割機的設計（更新）,小型,牧草,收割機,設計,更新 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract…………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒 論……………………………………………………………………………1 1.1 研究的目的和意義………………………………………………………………1 1.2國內外發(fā)展現狀…………………………………………………………………2 1.2.1國外牧草收割機的生產研究概況………………………………………2 1.2.2國內牧草收割機的生產研究概況………………………………………3 第2章 整體方案的確定………………………………………………………………6 2.1 收割機類型的選擇………………………………………………………………6 2.2 方案確定…………………………………………………………………………7 2.3 本章小結…………………………………………………………………………8 第3章 切割系統(tǒng)的設計………………………………………………………………9 3.1切割器主要參數分析……………………………………………………………9 3.1.1 往復式切割器影響切割質量的因素分析………………………………9 3.1.2 技術參數的分析和評價………………………………………………10 3．2 凸輪軸的設計……………………………………………………………………10 3.2.1 凸輪軸的設計…………………………………………………………10 3.2.2 確定凸輪軸各段的直徑和長度………………………………………11 3．3 切割裝置的設計…………………………………………………………………11 3.3.1 動刀的結構……………………………………………………………11 3.3.2 刀片間隙的調整………………………………………………………12 3.3.3 偏心輪的設計…………………………………………………………13 3.3.4 切割裝置附件的設計…………………………………………………13 3．4 本章小結…………………………………………………………………………14 第4章 傳動系統(tǒng)的設計………………………………………………………………15 4．1 傳動系統(tǒng)的結構設計和傳動比確定……………………………………………15 4.1.1 傳動系統(tǒng)結構設計……………………………………………………15 4.1.2 傳動比確定……………………………………………………………15 4．2 收割機功率需求分析和傳動效率………………………………………………16 4.2.1 收割機的功率分析……………………………………………………16 4.2.2 收割機的傳動效率……………………………………………………17 4．3 本章小結…………………………………………………………………………33 第5章 輸送系統(tǒng)的設計………………………………………………………………34 5．1 輸送帶速度計算…………………………………………………………………34 5．2 輸送系統(tǒng)參數確定………………………………………………………………35 5.2.1 輸送系統(tǒng)中帶傳動的設計……………………………………………35 5.2.2 撥齒高度和間距………………………………………………………37 5.2.3 輸送帶高度……………………………………………………………37 5.2.4 割臺前伸量……………………………………………………………37 5．3 鏈傳動的設計……………………………………………………………………37 5．4 輸送主軸的設計和校核…………………………………………………………39 5.4.1 輸送主軸的設計………………………………………………………39 5.4.2 確定輸送主軸各段的直徑和長度……………………………………40 5.4.3 軸的受力分析…………………………………………………………40 5.4.4 輸送主軸的強度校核…………………………………………………41 5．5 本章小結…………………………………………………………………………41 結論………………………………………………………………………………………42 參考文獻…………………………………………………………………………………43 致謝………………………………………………………………………………………45 摘 要 隨著農村現代化進程的加快，農業(yè)產業(yè)結構正朝著多元化的方向發(fā)展。20多年來畜牧業(yè)發(fā)展較快，與之相應的牧草種植面積也不斷擴大。目前牧草種植均為中小型牧場，田塊大小不一，高低不平，大型牧草收割機械難以在這些地區(qū)作業(yè)。而中小型牧場資金有限，而且牧草在一個生長期內多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。 根據收獲對象對收割機的各種約束條件和設計原則，本論文確定了小型牧草收割機的最佳總體方案和適宜的切割系統(tǒng)主軸轉速、切割速比、輸送速比等設計參數。該機主要由切割系統(tǒng)、輸送系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)三部分組成，自帶動力（2.9kW水冷柴油機）采用立式割臺、橫向輸送。小型牧草收割機機結構緊湊，小巧靈活，轉移方便且操作簡捷，整機通過性能好，適應性強。 關鍵詞： 牧草；收割機；機械設計；強度計算；雙動  ABSTRACT With the quickening course of modernization in the country, the agriculture industrial structure is facing to the multiplex direction. The stock breeding have developed quickly for 20 years, correspondingly the area of the pasture grass have increasingly expanded. At present the pasture grass is the middle or small scale, and the field block size is different, and uneven. Therefore the large-scale pasture grass harvesting machine is difficult to work in these local areas. However the fund of the middle and small scale pasture is limited, the pasture grass have been harvested many times in one vegetal period. So the harvest machines which suit the middle and small scale pasture is needed urgently. According to resembling design principle and various restraint conditions for reaper, the optimal overall scheme of reaper working on hillside and some suitable design parameters such as rotational speed of main shaft in cutting system, cutting speed index, conveying speed index have been determined. The reaper is mainly composed of cutting, conveying and Transmission system. This machine with self-driven power (the water-cooling diesel engine of 2.9kw) was adopted to vertical header, horizontal conveying . Keywords: Herbage; Reaper; Machine Design; Strength Evaluation; Double-Propelled 第1章 緒 論 1.1 研究目的與意義 隨著農村現代化進程的加快，農業(yè)產業(yè)結構正朝著多元化的方向發(fā)展。南方農村地處山丘陵區(qū)，具有適合奶牛、羊、鵝等畜禽養(yǎng)殖的良好條件，20多年來畜牧業(yè)發(fā)展較快，與之相應的牧草種植面積也不斷擴大。目前牧草種植均為幾公頃至幾十公頃的中小型牧場，田塊大小不一，高低不平，大型牧草收割機械難以在這些地區(qū)作業(yè)，這些地理位置對牧草收割機械要求的條件比較高。而大多數中小型牧場運作資金有限，不可能花巨資購置成套的牧草收獲機具，而且成套的牧草收割機獲機械不夠靈活，運作大型成套的牧草收割機械的費用比較高?，F在種植牧草的品種主要為黑麥草、紫花苜蓿，這些品種韌性大，強度高，人工用鐮刀收割時刀口在很短時間就鈍了，農戶常將磨刀磚帶到田頭，經常磨刀，工作效率低下。人員工資高，造成作業(yè)成本高，而且牧草在一個生長期內多次收割，急需適合中小型牧場的收獲機械。 所以我們應該盡快找到一個合適的方法目的在于盡快解決牧草收割的難點[3] 。 目前，我國牧草的種植收獲主要依靠人工完成，勞動強度大，功效低，有時得不到及時收獲，難以適應規(guī)模化、商品化及市場發(fā)展的要求。小型牧草收割機普遍得到牧草專業(yè)戶的歡迎，能減輕牧草收獲時繁重的體力勞動，同時減少工人割草的時候都牧草的踐踏，還有工人用手工割草時對草根的傷害，使牧草生長的更旺盛，用牧草收割機割的草長度一致，便于捆扎和運輸，給剩下的環(huán)節(jié)帶來了很大的方便。隨著牧草產業(yè)的迅速崛起，給牧草機械化發(fā)展帶來了新的機遇，小型牧草收割機市場需求空間很大，前景廣闊[7]。 1.2 國內外發(fā)展歷史及現狀 1.2.1 國外牧草收割機的生產研究概況 國外研制和生產牧草收獲機械起步早，發(fā)展較快。尤其是美、德、法、意、日等發(fā)達國家在該領域處于領先地位。 近年來，歐美等天然草場面積較大的發(fā)達國家的收割設備更成熟，結構參數更合理，更可靠，生產率也很高。國際著名的農機生產商如美國紐荷蘭、約翰迪爾、凱斯公司，英國福格森公司，韓國成元公司，德國威格公司和前進公司的收割機都已系列產生，這些設備無論在機械結構、動力配套、液壓系統(tǒng)還是控制系統(tǒng)設計方面都處理得很成功，一些新的設計理論、最新科研成果的應用在這些機械上都有體現。在一些發(fā)達國家，如美國牧草收割機已全部實行機械化，有牽引發(fā)展成自走式，已發(fā)明出機器人式割草機，牧草業(yè)已成為國民經濟一大產業(yè)[8]。 但由于國外的收獲機械以大型為主，其機具轉彎半徑大，需要地頭長，組織水平要求高，價格昂貴，因此考慮種植方式，作業(yè)地塊條件及農牧民經濟發(fā)展水平等多種因素，國外牧草收獲機械在我省推廣應用存在很大的局限性。 1.2.2 國內牧草收割機的生產研究概況 目前甘肅酒泉地區(qū)農機推廣站研制成功新式的二圓盤旋轉牧草收割機，正式通過技術鑒定，準予批量生產，可收割各類高密度的人工種植和天然牧草。 在2002年上海向明公司也自行研制出了圓盤后掛式割草機，它是利用拖拉機輸出的動力和行走裝置進行收割牧草作業(yè)。 現在我們研究的方向是趨向方便和省時省力[13]。 總體來講我國牧草收獲機械化水平還是很低，產品質量不穩(wěn)定，品種單一，且草地單位面積擁有整套割、摟、裝、運設備數量與美國相比差距懸殊。  第2章 整體方案的確定 2.1 收割機類型的選擇 割草機按其切割裝置來分可分為刀片往復運動和回轉運動兩類。根據相關的資料介紹其兩類割草機在收割時所需的動力不一樣，往復運動的割草機所需的動力較小，所以往復運動的割草機就成為了主流。如圖2.1所示是兩種割草機在收割時，所需動力的對比[8]。 圖2.1 旋轉式和往復式割草機所需動力的比較 所以本設計選用的割草機是往復式割草機。 2.2 方案確定 通過以上的分析和比較，選用雙動往復式收割機。牧草收割機主要有動力源、切割系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)、輸送系統(tǒng)和行走系統(tǒng)組成。 收割機的動力由柴油機提供。選擇單缸兩沖程的柴油機，它的額定功率為2.9kW,轉速為2600r/min,外形尺寸為166×196×208。 切割系統(tǒng)，選用雙刀片往復式。因為單刀片運動時，它的速度不能達到切割牧草所需要的速度，雙刀片割草機的速度是單刀片割草機的兩倍。將回轉運動變?yōu)橥鶑瓦\動采用雙曲柄機構。 傳動系統(tǒng)中動力由柴油機發(fā)動機皮帶輪輸出后，經三角皮帶輪和一對錐齒輪兩級減速，并改變傳動方向后傳遞給曲柄主軸，在經過聯(lián)軸器將動力傳遞給凸輪軸，帶動刀片進行切割，同時，切割器曲柄主軸經一對小鏈輪將驅動力傳遞給輸送系統(tǒng)。減速器中采用錐齒輪傳動。 輸送系統(tǒng)采用皮帶傳輸，傳輸帶上裝有撥齒，將牧草輸送到收割機的右側。 行走系統(tǒng)，目前行走系統(tǒng)采用人工推行，暫時不考慮機動行走，這樣也是為了從經濟方面考慮。行走輪的直徑為250mm。 小型牧草收割機要能適應目前主要種植的黑麥草、紫花苜蓿和三葉草等品種。這些品種在形狀、性能上差異較大，切割強度明顯不同，故對牧草切割裝置要求較高，對刀刃型式、切割運動速度及相關參數都要有兼容收割能力。牧草機的動力機型要小巧，工作可靠；操作上要簡單便利，整機輕便，價格低廉。根據以上原則，并結合牧草收割的農藝要求，本論文所設計的小型牧草收割機的主要技術參數： 配套動力：柴油機2.9kW； 割幅： 1 m； 割茬高度：45mm左右； 切割形式：雙動往復式； 適用作物高度：600mm左右； 刀片刃口：平面形； 刀齒間距：39mm； 刀片運動速率：>1800次/min； 前進方式：手扶推行式； 操縱人數：1人； 工效：334m2/h左右。 2.3 本章小結 這一章主要是確定小型牧草收割機總體的設計方案。確定割草機的類型為雙動往復式收割機。其中的切割系統(tǒng)中采用雙動刀片；傳動系統(tǒng)中減速器采用錐齒輪傳動；輸送系統(tǒng)采用帶傳動。這一章主要是設計小型牧草收割機的大體的方案，為以后的設計做準備。  第3章 切割系統(tǒng)的設計 3.1 切割器主要參數的分析 3.1.1 往復式切割器影響切割質量的因素分析 切割速度與進給速度之間的關系，用切割速比來描述。在動刀高度一定時，重割區(qū)和空白區(qū)的大小與機器前進速度和曲柄轉速有密切的關系，其關系用切割進程表示。數學式為 （3.1） 式中 ——機器前進速度（m/s）； ——割刀運動一個行程時間。 因為往復切割器割刀運動一個行程，曲柄轉動180°，其時間為 = （3.2） 將（3.2）代入（3.1）得 = （3.3） 式中 ——曲柄轉速（r/min）。 因牧草稠密多汁，切割阻力大，往復式割草機切割速度應大于 2.15m/s[3]。但切割速度太大，慣性力增加，引起機器震動，因此選擇適宜切割速度是關鍵，曲柄主軸轉速 738 r/min。曲柄旋轉一周，割刀完成兩個行程，則割刀平均速度為 =（m/s ） （3.4） = = 1.87 m/s 式中 ——曲柄半徑（mm）； ——曲柄轉速（r/min）。 因為切割速比λ= 將（3.1）、（3.3）代入整理得 λ= （3.5） 現有割草機 =（1.1～1.5） 代入（3.5）式得 λ= （3.6） ——動刀刃高度（mm），標準Ⅰ型切割器動刀刃高度 為 54，代入（3.6）得 λ= = 0.94～1.28 為保證切割質量，實際切割速比應大于理論切割速比，理論進給速度 取機器穩(wěn)定行駛所允許的最高速度。 3.1.2 技術參數的分析和評價 當曲柄主軸轉速為 738 r/min，切割器平均速度 =1.87m/s，收割機平均作業(yè)速度=0.99m/s，切割器選標準 I 型，為保證切割質量，應選擇恰當的切割速比。切割速比一般大于1.02[3]，本機在平均工況下 =1.87>1.02，故本機的設計是合理的。 3.2 凸輪軸的設計 3.2.1 凸輪軸的設計 凸輪軸的動力是經曲柄主軸通過聯(lián)軸器傳動動力，故該軸的輸入功率是2.45kW，軸的材料選用40Cr調質，=112～97，=35～55MPa，軸的轉速n=738r/min，則計算軸的最小軸徑： （3.7） 取，MPa 則： mm 由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此 將圓整成16mm。 軸的結構示意圖見圖3.1。 圖3.1 凸輪軸的結構示意圖 3.2.2 確定凸輪軸的各段直徑和長度 由圖可知軸段上最小直徑在凹槽處，故④段的直徑即mm， mm。 軸段①是和曲柄主軸聯(lián)接的聯(lián)軸器，根據聯(lián)軸器中許用的直徑，取mm， mm。 軸段②是定位軸肩，取mm， mm。 軸段③是安裝偏心輪，根據偏心輪的直徑和厚度可得mm， mm。 軸段⑤上是圓螺母，故mm， mm。 3.3 切割裝置的設計 3.3.1 動刀的結構 動刀的工作與結構如圖3.2所示。 圖3.2 動刀的結構 3.3.2 刀片間隙的調整 主要是動刀之間的間隙調整，雙刀都開有導向槽，用螺栓與壓板和機架聯(lián)系起來，間隙靠螺母6來調整，一般不超過0.5mm間隙。見圖3.3。 1、 下動刀 2、上動刀 3、壓板 4 機架 5、墊片 6、螺母 7、螺栓 8、墊片 圖3.3刀片的間隙調整 3.3.3 偏心輪的設計 偏心輪是該機器的最主要的一個部件，要想實現從旋轉運動到雙刀的往復直線運動，必需有一個中間傳動機構，該機構就是雙曲柄機構，采用偏心輪式的結構。 偏心輪的工作和結構如圖3.4所示。 圖3.4 偏心輪 3.3.4 切割裝置附件的設計 1、壓板 （見圖3.5） 圖3.5 壓板 2、機架 （見圖 3.6） 圖3.6 機架 3.4 本章小結 本章主要是分析切割器的參數，通過原理分析，根據牧草收割機的工作情況計算出機器前進的速度和割刀切割的速度，同時進行切割裝置的設計，切割裝置是牧草收割機的主要組成部分，其性能影響整個牧草的收割質量。切割裝置的設計包括刀片結構的設計、刀片間隙的調整、偏心輪的設計和相關附件的設計。  第4章 傳動系統(tǒng)的設計 傳動系統(tǒng)將柴油機的動力分別傳送給切割器和輸送系統(tǒng)。 4.1 傳動系統(tǒng)的結構設計和傳動比的確定 4.1.1 傳動系統(tǒng)結構設計 根據牧草收割機切割系統(tǒng)和輸送系統(tǒng)的工作原理及結構特點，該機的傳動系統(tǒng)見圖4.1。 1、柴油機 2、聯(lián)軸器 3、動力輸入皮帶輪 4、輸入軸大皮帶輪 5、小錐齒輪 6、 大錐齒輪 7、輸送主動鏈輪 8、輸送從動鏈輪 9、偏心輪 10、輸送帶輪 Ⅰ、減速箱輸入軸 Ⅱ、曲柄主軸 Ⅲ、凸輪軸 Ⅶ、 輸送主軸 圖4.1 傳動系統(tǒng)簡圖 4.1.2 傳動比確定 1、曲軸主軸的轉速 = m/s （4.1） 往復式切割器割刀平均速度常為 1.6～2.0 m/s，由公式（4.1）得 = = 631.58～789.5 r/min 取曲柄主軸轉速=738 r/min。 2、確定傳動比 在標定工作狀況，柴油機額定轉速=2600r/min,功率=2.9kW,動力經皮帶輪輸出分兩路。一路經二級減速后，直接傳遞給曲柄主軸（nⅡ=738r/min）。因此切割系統(tǒng)傳動比為： = ·===3.52 （4.2） 式中 —— 一級皮帶輪減速比； —— 二級圓錐齒輪減速比。 各種傳動的傳動比[4]： 平帶傳動比≤ 5 ；錐齒輪傳動比≤ 5； 鏈輪傳動比≤ 6 ； 根據相似設計法和結構空間位置，取 =1.5 即： = 式中 —— 小皮帶輪的直徑（mm）； —— 大皮帶輪的直徑（mm）。 由式（4.2）得 = 即 = 式中 —— 二級減速主動小錐齒數； —— 二級減速從動大錐齒數。 輸送系統(tǒng)傳動是通過曲柄主軸中央的小鏈輪，經同比傳動給輸送主軸，獲得動力帶動輸送帶橫向輸送。 4.2 收割機功率需求分析和傳動效率 4.2.1 收割機的功率分析 收割機功率包括立式割臺往復切割器切割功率和輸送功率。 即： （4.3） 其中 = （kW） （4.4） 式中 —— 機器前進速度（m/s）； —— 機器割幅（m）； —— 切割每平方米面積的莖稈所需的功率（N·m/m2）。 經測定，割草= 200～300，所以 ==1.94 根據經驗輸送系統(tǒng)功率需求為 （4.5） 式中 —— 輸送系統(tǒng)單位割幅所需功率（kW/m）， 一般取0.22～0.25 kW，則 =0.22×1 = 0.22 kW （4.5）式中未考慮傳動效率和空轉所需的功率，故立式割臺往復收割機最低所需總功率為： kW 4.2.2 收割機的傳動效率 切割器的往復運動工作是由柴油機的皮帶輪輸出動力，經皮帶輪、圓錐齒輪二級減速見圖4.2。皮帶輪傳動效率取 ，圓錐齒輪傳動效率 [11] ，則切割系統(tǒng)總的傳動效率 圖4.2 切割系統(tǒng)傳動圖 （1）各軸的轉速 Ⅰ軸 r/min Ⅱ軸 r/min （2）各軸的功率 Ⅰ軸 kW Ⅱ軸 kW （3）各軸的扭矩 電機軸 N·m Ⅰ軸 N·m Ⅱ軸 N·m 4.3 本章小結 本章主要是設計整個裝置的傳動系統(tǒng)，確定傳動系統(tǒng)比的分配，計算出切割系統(tǒng)和行走系統(tǒng)的功率需求和傳動效率。根據傳動比進行錐齒輪的設計，確定錐齒輪的有關參數，并進行校核計算。箱體設計中主要進行箱體結構的分析和確定箱體的結構尺寸；附件設計中包括軸承蓋的設計和套杯的設計。軸承蓋的設計主要確定其類型、結構和尺寸；套杯的設計主要是結構分析和尺寸的確定。  第5章 輸送系統(tǒng)的設計 收割機的輸送系統(tǒng)直接影響著收獲質量。立式割臺往復式切割器其輸送系統(tǒng)不僅應即時將切割的牧草輸送到一側，還應鋪放均勻整齊，形成一定的形狀和厚度，以利于干燥。因此，本研究試驗的目的是選擇合理的輸送速度和輸送機構。 5.1 輸送帶速度計算 合理的輸送速度應使輸送帶單位時間內輸送的牧草量等于收割機同時間內收割的牧草量，如圖5.1所示。 即 （5.1） 式中 ——機器前進速度； ——機器作業(yè)幅寬(=1m)； ——輸送帶速度； ——牧草層厚度（拔齒高度）； ——牧草生長密度（株/M2）； ——牧草在輸送帶上的集密度（株/M2）。 圖5.1 輸送帶 取=/，為牧草積集系數 所以輸送帶速度計算公式 = （5.2） 因牧草稠密取20，作業(yè)速度為=1.46～1.99 m/s，則 ==1.46～1.99 m/s 發(fā)動機動力經小鏈輪傳給輸送系統(tǒng)主軸，其轉速=738r/min 輸送帶輪D=φ90mm，因此輸送帶線速度為 ==3.48 m/s 5.2 輸送系統(tǒng)參數確定 其主要參數有輸送帶尺寸、撥齒高度、間距，輸送帶高度和割臺前伸量等。 5.2.1 輸送系統(tǒng)中帶傳動的設計 1、選用膠帆布平帶傳動。 2、帶輪的直徑 mm 參平帶輪的直徑表選mm 3、帶速 ＜=30m/s 4、兩個帶輪直徑相同，同比傳動，即mm 5、軸間距 根據結構確定=1020mm 6、所需帶長 mm （未考慮接頭長度） 7、帶輪包角 ＞ 8、曲撓次數 ＜ 其中 ——帶輪數 。 9、帶厚 按膠帆布平帶規(guī)格選標準值，則mm。 10、帶的截面積 （5.3） 式中 ——工況系數，查工況系數表得； ——膠帶單位截面積所能傳遞的基本額定功率，查膠帆布帶單位截面積傳遞的基本額定功率kW； ——包角修正系數，查表22.1-32得； ——傳動布置系數，查表22.1-33得。 mm2 11、帶寬 mm 選取標準值，則=12mm。 12、作用在軸上的力 N 式中 ——帶的預緊應力，MPa。 13、帶輪的結構與尺寸 （1）帶輪的材料≤ 30m/s，選用HT200 （2）孔徑，取=18mm 取mm。 （3）輪轂尺寸 取mm。 （4）輪緣寬度 查平帶輪的直徑、結構形式和輻板厚度表得，取 mm （5）輻板厚度s，取mm （6）輪緣尺寸 輪緣厚度 mm 因為動刀切割速度= 1.87m/s，為能及時將牧草輸送出，據算得輸送帶最高線速度為= 3.48m/s。 5.2.2 撥齒高度和間距 撥齒高度根據輸送能力確定，因本設計切割速度1.87m/s，需較高的輸送能力，故撥齒高取為=50mm，齒形上窄下寬，呈梯形，水平安裝由厚1～2 薄板制成，故取撥齒間距 =142mm。 5.2.3 輸送帶高度 輸送帶高度（即拔齒中心線距割刀的距離）為50mm。 5.2.4 割臺前伸量 輸送帶齒頂與動刀頂端的水平距離為割臺前伸量，適宜的前伸量=100mm。 5.3 鏈輪傳動的設計 輸送系統(tǒng)的動力是經曲柄主軸中的鏈輪傳遞給輸送主軸的鏈輪，并帶動皮帶輪轉動，故計算鏈輪傳動的參數值。 1、選用滾子鏈傳動。 2、小鏈輪齒數 （），應參照鏈速和傳動比選取 推薦 。 3、兩鏈輪是同比傳動，即=1 則。 4、張緊鏈輪的齒數 。 5、設計功率 （5.4） 式中 ——工況系數，查工況系數表得 ； ——小鏈輪齒數系數，查小鏈輪齒數系數得 ； ——多排鏈排數系數，查多排鏈排數系數得 =1。 則 kW 6、鏈條節(jié)距選用根據設計功率和小鏈輪轉速由小鏈輪齒數標準A系列滾子鏈的額定功率曲線圖選用合適的節(jié)距，選用08A系列的鏈子則mm。 7、驗算鏈輪輪轂孔徑 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑，查鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 ＜ 合理 8、初定中心距 根據結構要求，則mm。 9、鏈長節(jié)數 （5.5） 式中 ——以節(jié)數表示的中心距初定值，； —— 系數 ，。 則 圓整為整數并取偶數，則 10、鏈條長度 m 11、理論中心距 mm 12、鏈速 m/s 13、滾子鏈鏈輪尺寸 （1）鏈輪材料選用45 （2）鏈輪齒數 （3）配用鏈條的節(jié)距，滾子外徑mm （4）分度圓直徑 mm （5）齒頂圓直徑 mm mm 取mm （6）齒根圓直徑 mm （7）分度圓弦齒高 mm mm 取mm。 （8）齒側凸緣直徑 式中 ——內鏈板高度，mm； 取mm。 5.4 輸送主軸的設計及強度校核 5.4.1 輸送主軸的設計 收割機的輸送主軸是通過曲柄軸中間小鏈輪傳遞給動力，由前面的計算，輸送系統(tǒng)的功率為0.25kW，軸的材料選40Cr調質鋼，A0=112～97 ，[τ]=35～55 MPa，軸的轉速為n=738r/min，則計算軸的最小軸徑。 （5.6） 取A0=100 ， [τ]=40 MPa ，則 mm 由于軸上開鍵槽,考慮鍵槽對軸的強度削弱,應增大軸徑,一般有一個鍵槽時,軸徑增大3%左右,有兩個鍵槽時應增大7%左右,然后圓整為標準直徑,因此 將圓整成10mm。 該軸的結構示意圖見5.2。 圖5.2輸送主軸的結構示意圖 5.4.2 確定各軸段的直徑和長度 由示意圖可知軸上零件的定位及拆裝順序，即可由此得出軸段最小直徑在①處，①上安裝圓螺母以固定皮帶輪則①段直徑=mm，=36mm。 軸段②上安裝皮帶輪，則②段的直徑和長度等于皮帶輪輪轂的孔徑和長度，即 =18mm，=34mm。 軸段③上安裝軸承及外圈定位的軸承端蓋，軸承選用6204型的深溝球軸承，則該段的軸徑等與軸承的內徑值，查《機械設計實踐》，得=20mm，=60mm。 軸段④是軸承內圈定位的軸肩，則根據軸承定位尺寸mm，mm。 軸段⑤上安裝彈性擋圈以定位鏈輪，故mm，=mm。 軸段⑥上安裝鏈輪，則該段的直徑和長度為鏈輪輪轂孔直徑和長度，=mm， =36 mm。 軸段⑦上也是安裝彈性擋圈以定位鏈輪，故==18mm，==4mm。 軸段⑧是軸承內圈定位的軸肩，故=26mm，=28mm。 軸段⑨上安裝軸承，即=20mm，=12mm。 5.4.3 輸送主軸的受力分析 軸的受力圖見5.3。 因為鏈輪輸入的動力為0.25kW，輸送主軸的轉速n=738r/min，由此可計算出輸送帶輪上的圓周力F N 由于輸送帶輪為平帶，寬=12mm，帶厚=3mm，故帶的截面積=36。帶的預緊力一般為=1.8 MPa，且主從動輪的直徑相同，=180°，則作用在軸上的壓力Q1 N 輸送主軸小鏈輪上的圓周力和軸壓力與曲柄主軸的小鏈輪受力大小一致，即 N N 由軸上受力分析可計算軸上的支反力、，最大應力 N N N 圖5.3輸送主軸的受力圖 5.4.4 輸送主軸的強度校核 由上面的彎矩圖分析可知最大應力在右端軸承處， （5.7） 查軸的常用材料及其主要機械性能表[6]可知40Cr調質時MPa根據值查軸的許用彎曲應力表得軸的許用彎曲應力MPa 式中 ——軸計算截面的抗彎截面模量mm3； （5.8）MPa＜ 故安全。 5.5 本章小結 本章主要是進行輸送系統(tǒng)的設計，確定輸送帶的速度，輸送帶尺寸，拔齒高度和間距，輸送帶高度和割臺前伸量的值，設計輸送系統(tǒng)中的帶傳動和鏈傳動。并根據相關參數進行輸送主軸的設計。在設計軸時確定了各軸段的直徑和長度及校核計算。  結 論 本論文所研究的割草機是一種小型的牧草收割機。目前，我國牧草的種植收獲主要依靠人工完成，勞動強度大，功效低，難以適應規(guī)?；笆袌霭l(fā)展的要求。本論文所設計的小型牧草收割機能適當的減輕牧草收獲時繁重的體力勞動，同時也符合牧草收割機的農藝要求，其主要特點如下： （1）小型牧草收割機機結構緊湊，小巧靈活，轉移方便且操作簡捷，整機通過性能好，適應性強，可收割山川、丘陵、梯田，套種田等中小塊牧草，且對草地無任何負作用，克服以往機械連年使用使草地退化的缺點。 （2）小型牧草收割機的切割裝置采用往復式雙動刀切割器，這對收獲黑麥草為主的柔性莖稈特性的牧草品種具有較好的適應性。切割器的往復運動頻率已達到或超過國際上先進機型1650次/min的運動速度，已達2000次/min，在相同的時間里切割刀切割牧草的面積明顯比以前的割幅大。刀片與刀桿構成一體，避免了刀片和刀桿在高速運動時，動作不一，出現晃動，并且刀片采用光刃，切割牧草的阻力小，割茬平整。 　?。?）小型牧草收割機的減速器采用的是錐齒輪傳動，改變傳動方向。 （4）小型牧草收割機整機性好，基本都是通用標準件，普通材料制成，易造耐用。維護、保養(yǎng)運輸方便、經濟。小型牧草收割機技術參數和性能指標已達到了預定的要求。 隨著牧草產業(yè)的迅速崛起，給牧草機械化發(fā)展帶來了新的機遇，小型牧草收割機市場需求空間很大，前景廣闊。  參考文獻 [1]曾德芳等.牧草在發(fā)展畜牧業(yè)中的地位[EB/OL].中國牧業(yè)網，2003. 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[15]PIGGOT T M.The cataloguer’s way through AACR2:from document receipt to document retrieval[M].London:The Library Association,1990.  致 謝 畢業(yè)的日子日益臨近，回想起四年的學習生活，頗有感觸。不論在學習上，還是在生活上，我都得到了老師和同學的幫助與支持，在此表示深深的感謝。 首先感謝我的指導老師劉穎老師。在學術上劉老師是一位嚴謹求實、認真負責的人。她在百忙之中，高瞻遠矚，為我選定課題，對我的課題給予了大量的指導，提出很多寶貴的意見。 在本論文的進展中，劉老師還及時提出了我設計中不合理的地方，并為這次設計提供了許多有價值的指導，在設計中從選題、審圖、修改及定稿的每一個環(huán)節(jié)無不凝聚了老師大量的心血和汗水，在此表示誠摯的感謝！ 最后，感謝我的家人對我的支持和理解。 31