秸稈打捆機的設計含15張CAD圖,秸稈,打捆,設計,15,CAD 中文摘要 秸稈打捆機的設計 摘 要 我國自古以來就是農(nóng)業(yè)大國，擁有廣袤的土地，人民在從事農(nóng)業(yè)生產(chǎn)活動中不僅獲得了糧食，還獲得了很多的秸稈資源。秸稈作為可再生資源，在我國大部分地區(qū)都沒有得到重視，其使用情況更是不容樂觀，大部分地區(qū)的做法是將秸稈在田地里直接粉碎還田，有些地區(qū)甚至將秸稈就地焚燒，不僅會影響氣候環(huán)境使全球變暖，甚至有的時候會引發(fā)山林大火，危機人民的生命安全，也造成了資源浪費。而秸稈作為資源使用的前提是要能夠易于收集、運輸。為此需要設計一款符合中國實際情況的秸稈打捆機。為此本文是針對現(xiàn)有的YY5080型秸稈打捆機進行改進設計。 本文開頭先分析了我國目前秸稈資源的利用情況及打捆機的發(fā)展趨勢，研究的背景和意義；對國內(nèi)外秸稈打捆機的發(fā)展狀況進行了簡要介紹。設計的主要內(nèi)容包括對秸稈打捆機的撿拾裝置進行改進，加寬了撿拾機構的作業(yè)幅度及在原有彈齒的基礎上增加了軟彈齒，田地里的秸稈被清理的更加干凈，提高了撿拾效率。改善了喂入裝置，增強了喂入裝置的推送能力。針對上述改進對打捆機的整機結構進行了調(diào)整。對打捆機的傳動系統(tǒng)進行計算及校核。并運用CAD軟件進行輔助設計。該機采用拖拉機后懸掛的方式進行牽引，結構簡單，體積也相對較小，性能良好，容易操作，適合我國這種小農(nóng)經(jīng)濟社會。 關鍵詞：圓捆機；撿拾機構；喂入機構；牽引式 英文摘要 Design of Straw Bale Machine Abstract China has been an agricultural country since ancient times, with a vast land, people engaged in agricultural production activities not only obtained food, but also obtained a lot of straw resources. Straw as a renewable resource in our country, most areas have not been ignored, its usage is not optimistic, most of the region, it is straw returning directly crushing in the fields, some areas even burned straw in situ, that global warming will not only affect climate environment, sometimes even cause wildfires, crisis of people's life safety, It is also a waste of resources. The premise of using straw as a resource is to be easy to collect and transport. Therefore, we need to design a straw baler suitable for China's national conditions. Therefore, this paper is aimed at the existing YY5080 straw baler to improve the design. At the beginning of this paper, the utilization of straw resources in China and the development trend of baling machine are analyzed, and the background and significance of the research are also analyzed. The development of straw baler at home and abroad is briefly introduced. The main content of the design includes improving the picking device of the straw baler, broadening the scope of the picking mechanism and adding soft picking teeth on the basis of the original picking teeth, so that the straw in the field is cleaned more cleanly and the picking efficiency is improved. The feeding device is added to enhance the feeding capacity of the baler. In view of the above improvement, the whole structure of the baler is adjusted. Design and check the driving system and main parts of the baling machine. CAD software is used to assist the design. This machine adopts the way of tractor rear suspension traction, simple structure, relatively small volume, good performance, easy to operate, suitable for our country this kind of smallholder economy and society. Keywords: round baler; Pickup mechanism; Feeding mechanism; Traction type 目錄 1. 引言 - 1 - 1.1選題背景、意義 - 1 - 1.2秸稈打捆機國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 - 1 - 1.2.1國外研究現(xiàn)狀 - 1 - 1.2.2國內(nèi)研究現(xiàn)狀 - 2 - 1.3秸稈打捆機的發(fā)展前景 - 3 - 2. 技術任務書 - 4 - 2.1結構及工作原理概括 - 4 - 2.2關鍵問題及解決措施 - 5 - 3 .設計計算說明書 - 6 - 3.1. 撿拾裝置 - 6 - 3.1.1撿拾裝置結構分析 - 6 - 3.1.2撿拾裝置基本參數(shù)的選擇與關鍵部件的設計 - 8 - 3.2 喂入機構 - 13 - 3.2.1喂入機構功能 - 13 - 3.2.2改進后喂入機構 - 14 - 3.2.3喂入機構的轉速 - 15 - 3.3 打捆室 - 16 - 3.3.1工作原理 - 16 - 3.3.2打捆室結構 - 16 - 3.3.3打捆室輥筒的轉速 - 16 - 3.4 傳動系統(tǒng)設計 - 17 - 3.4.1動力選擇及確定傳動比 - 17 - 3.4.2減速器的設計計算 - 18 - 3.4.3鏈傳動的設計 - 26 - 3.4.4軸的設計 - 27 - 4. 使用說明書 - 34 - 5. 標準化審查報告（BS） - 35 - 5.1產(chǎn)品圖樣及技術文件的完整性 - 35 - 5.2綜合評價 - 35 - 6. 結論 - 36 - 參考文獻 - 37 - 致謝 - 39 - 1. 引言 1.1選題背景、意義 我國是農(nóng)業(yè)大國，擁有廣袤的土地。農(nóng)業(yè)活動不僅生產(chǎn)了大量的糧食，而且還產(chǎn)生了大量的農(nóng)作物秸稈，因此我國是世界上秸稈資源最豐富的國家之一[1]。然而在我國大部分地區(qū)都沒有得到重視，其使用情況更是不容樂觀。大部分地區(qū)的做法是將秸稈在田地里直接粉碎還田，這樣的做法帶來了資源浪費的后果；有些地區(qū)甚至將秸稈就地焚燒，不僅會影響氣候環(huán)境使全球變暖，甚至有的時候會引起山林大火，危機人民的生命安全。幾乎每年一到春耕時節(jié)，我們都能在電視上或手機上看到某些地區(qū)由于焚燒秸稈而引起火災；而最讓我印象深刻的就是2019年在四川涼山大火中犧牲的19位消防員。實際上，秸稈作為最具潛力的可再生之源之一，加工后可以給人民帶來很大的經(jīng)濟效益。當前我國秸稈綜合利用途徑主要有“肥料化、飼料化、燃料化、基料化和原料化”5大類[1]。但是，農(nóng)作物秸稈分散，季節(jié)性強，貯存運輸困難，這些問題若得不到解決就更不用說秸稈的綜合利用。所以，根據(jù)我國地域的實際情況，設計一款結構簡單、體積小適合于我國國情的秸稈打捆機，對我國秸稈資源的高效利用及促進我國農(nóng)業(yè)機械化水平的發(fā)展有重要的作用。 1.2秸稈打捆機國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1國外研究現(xiàn)狀 西方一些發(fā)達國家很早以前就開始了對秸稈打捆機的研究，最早的一些國家已經(jīng)有200多年的發(fā)展歷史。悠久的發(fā)展歷史使得其擁有形式多種多樣、尺寸多樣、功能良好的打捆機，能夠適用于不同情況下的作業(yè)環(huán)境，主要的生產(chǎn)商包括約翰迪爾、凱斯、庫恩、克拉斯等。庫恩LSB1270型方捆機是法國庫恩公司生產(chǎn)的一款適用于多種作業(yè)條件的大型智能化方捆打捆機；約翰迪爾F441R圓捆機是約翰迪爾公司生產(chǎn)的一款適用于多種作物秸稈撿拾打捆的圓捆打捆機[2]。由其國家的地理環(huán)境較為平坦且農(nóng)場居多，因此國外的大多數(shù)公司生產(chǎn)的是適用于大塊土地作業(yè)的大中型打捆機。另外，國外打捆機在智能化程度、制作技術上都比國內(nèi)要先進很多，但其價格昂貴多在100萬~300萬之間[1]。 國外打捆機撿拾機構的發(fā)展相對較早，已經(jīng)經(jīng)歷了100多年的歷程。國外撿拾打捆機大部分應用彈齒滾筒式撿拾裝置進行作業(yè)，各大農(nóng)機廠商生產(chǎn)的成品結構類似、品種齊全、系類完整，能夠應用于各種秸稈打捆機以及與撿拾集垛車相配合，不但能用來撿拾牧草，而且還適和于撿拾各種農(nóng)作物的秸稈。美國、德國和前蘇聯(lián)在打捆機領域的。研究起步較早，約翰.迪爾、克拉斯、凱斯紐荷蘭等公司很早就開始研制適用于撿拾牧草的打捆機撿拾喂入機構。例如美國約翰迪爾公司研制的彈齒式撿拾機構彈齒間距較小，能夠充分撿拾密度高、短小的草條，且撿拾機構上設計的壓草桿機構可以防止撿拾的草條飛濺到各處，有效提高撿拾凈度。德國克拉斯公司為提高撿拾效率而研制出了具有彈齒尖端鉤形設計的撿拾喂入機構。總之，國外撿拾機構已經(jīng)發(fā)展多年，產(chǎn)品日出成熟，各大農(nóng)機公司都有了自己獨特的技術和產(chǎn)品。 1.2.2國內(nèi)研究現(xiàn)狀 我國關于打捆機的研究相比于國外要晚很多，研究發(fā)展緩慢沒有形成系統(tǒng)，現(xiàn)階段的主要還是測繪和模仿國外已有的機器。我國現(xiàn)階段的生產(chǎn)廠家正處于學習國外階段，結合了國內(nèi)市場的實際情況以及農(nóng)戶使用后反饋的實踐情況，逐漸形成了適用于本國國情的秸稈打捆機，目前國內(nèi)的主要生產(chǎn)廠家有福田雷沃、東方紅、華德農(nóng)機等[1]。如福田雷沃公司生產(chǎn)的MF3040型秸稈打捆機，該款打捆機整機采用中間牽引的方式，而且應用了縱軸線對稱設計方法，增強了該機的行駛穩(wěn)定性，同時縮小了掉頭空間，其更加適合于我國土地分散的實際情況。我國自主研發(fā)的打捆機在形狀上與國外相似，但其在工作性能上相差很大。存在技術不夠完善、缺乏理論指導的問題，現(xiàn)階段的主要生產(chǎn)方式是仿制國外的產(chǎn)品，所以國內(nèi)生產(chǎn)的打捆機在很多性能上都比不上國外生產(chǎn)的秸稈打捆機產(chǎn)品。使得我國自主生產(chǎn)的打捆機在最終成捆率、物料產(chǎn)品密度上等都比國外的成品要低，這直接造成了秸稈、草物料壓縮成捆時密度不能精確的調(diào)節(jié)控制，草捆與草捆之間的密度、尺寸等差異較大、散捆率較高[22]。另外現(xiàn)有技術中的打捆機基本包括撿拾裝置，較少有剪切的裝置，基本沒有對農(nóng)作物秸稈進行碾壓的裝置，秸稈在田中堆積一段時間后，秸稈就會貼合在地面上，增加了撿拾的難度，一般會造成撿拾不完全的情況，而且撿拾過后的秸稈韌性較大，打捆的時候圓捆比較蓬松，不利于運輸?shù)?，秸稈從田間撿拾過后一般還會帶有一定的土壤，導致圓捆重量增大及作為飼料使用時適口性變差。 我國的打捆機撿拾機構大多數(shù)也采用彈齒滾筒式撿拾機構，但是其主要是靠仿制國外現(xiàn)有的模型。由于缺乏相關的基礎知識，因此其在結構、凸輪滑道輪廓線形狀、工作參數(shù)上存在沒有統(tǒng)一標準的問題。在彈齒滾筒式撿拾機構理論研究方面，我國多為模仿照抄國外的先進技術，對撿拾機構的整體設計、定向滾輪滑道的形狀研究及與其配套的相關參數(shù)的選擇還沒有找到實用的方法。很多農(nóng)機工作者分析時設計時大所采用傳統(tǒng)的方法，如圖解法和解析法，沒有實用的設計方法，但是對于撿拾裝置的工作要求有了共識，即撿拾損失率要小，使遺留在耕地里的秸稈最少；結構簡單緊湊，動作連續(xù)性、均勻性好，功耗小。雖然我國在借鑒外國先進的撿拾機構的影響下發(fā)展迅速，但目前與國外還是存在一定的差距。 1.3秸稈打捆機的發(fā)展前景 我國目前在秸稈打捆機的研究方面與國外存在著很大的差距。目前我國打捆機在作業(yè)中易出現(xiàn)撿拾不干凈、喂入口易堵塞的問題。所以為了使打捆機更好的工作，提高作業(yè)效率，獲得更好的使用性能。因此需要對國產(chǎn)中小型鋼棍圓捆機結構進行改進，通過改善撿拾機構，可以將秸稈清理的更加干凈。增強其適應性，使之能更好的應用于秸稈打捆回收工作。目前國家也非常重視對秸稈資源的利用，而利用的條件就先要做好收集工作，因此秸稈打捆機在我國的發(fā)展前景十分廣闊。 2. 技術任務書 本次設計的目的是設計秸稈打捆機。本次設計的是由25馬力的拖拉機牽引的小型秸稈打捆機，對牧草或者經(jīng)聯(lián)合收獲機收獲后的秸稈進行打捆作業(yè)。本設計主要包括撿拾裝置、喂入裝置、打捆室、傳動系統(tǒng)。對秸稈打捆機的撿拾裝置進行改進，加寬了撿拾機構的作業(yè)幅度及在原有彈齒的基礎上增加了軟彈齒，提高了撿拾效率。改善了喂入裝置，增強了喂入機構的推送物料的能力。針對上述改進對打捆機的整機結構進行了調(diào)整。對打捆機的傳動系統(tǒng)及主要零部件進行設計及校核。最終需借助CAD軟件完成整機裝配圖及主要零部件零件圖的繪制及完成15000字左右設計說明說的撰寫。 2.1結構及工作原理概括 本次設計的秸稈打捆機的機構如圖1所示。該機主要包括牽引桿1、撿拾裝置2、喂入裝置3、打捆室4、機架5、傳動系統(tǒng)6。該機由25馬力的拖拉機牽引工作，工作時動力由拖拉機輸入經(jīng)傳動系將動力傳送至各工作部件。撿拾裝置將秸稈從田地里撿起，輸送至喂入機構，經(jīng)喂入機構將秸稈送入打捆室，在打捆室完成對秸稈的打捆工作。本次設計的秸稈打捆機的撿拾幅寬為1200mm,打捆所得到的圓捆直徑為500mm,長度為800mm。要求其作業(yè)效率達到10000kg/h。 圖1 2.2關鍵問題及解決措施 針對現(xiàn)有打捆機撿拾漏料的問題，對其進行改進，采用在原有彈齒的基礎上增加了軟彈齒，并且縮短彈齒間的距離的方式，提高了打捆機的撿拾效率。 針對打捆機喂入口易堵塞的問題，對其進行改進，采用增加喂入輥的方式增強其喂入能力。 3 .設計計算說明書 3.1. 撿拾裝置 3.1.1撿拾裝置結構分析 3.1.1.1撿拾裝置整體結構 彈齒滾筒式撿拾裝置的結構如下圖（圖2）。 圖2 1、護板 2、滾輪盤 3、彈齒 4、曲柄 5、定向凸輪盤 6、中間軸 滾輪盤與中間軸用鍵連接的方式固定在其兩端，并隨中間軸旋轉，周向均勻分布的彈齒桿固接在滾輪盤的安裝孔中，彈齒沿軸向以一的定間距用螺栓連接在彈齒桿上，擁有特殊外形的定向凸輪盤固接在滾輪盤外側的支撐板上。曲柄的一端與滾輪連接，另一端通過固接的方式與彈齒桿相連接，當滾輪盤旋轉時彈齒桿帶動滾輪沿定向凸輪盤的軌跡滾動，以實現(xiàn)彈齒按預定的軌跡轉動，當彈齒轉動至滾筒下面時，彈齒從護板中伸出，撿拾秸稈并帶動秸稈一起運動，將秸稈運至輸送喂入器，當彈齒運動到滾筒上方時，彈齒將秸稈推送至下一機構并且將彈齒縮回。有時會發(fā)生秸稈纏繞滾筒的現(xiàn)象，為了避免此現(xiàn)象，在其外側安裝有滾筒護板；在滾筒護板之間留有縫隙，以使彈齒順利伸出進行工作。 撿拾裝置各部件的選材，40Cr合金鋼為中碳調(diào)質(zhì)鋼，且其價格不昂貴、容易加工處理、經(jīng)過一定的熱處理后其性能變得更加良好。因此本文中彈齒桿和中心軸的材料選擇40Cr合金鋼。因為彈齒對與材料的強度、柔韌性、和可塑性的要求比較高，故彈齒的材料選擇為油淬火—回火碳素彈簧鋼絲。Q235A碳素鋼，其含碳量適中，擁有不錯的焊接性、熱加工性及延展性。其在生活中的應用十分廣泛，撿拾裝置其他部件對材料的性能要求沒有特殊要求，故撿拾裝置其他部件的材料選擇使用Q235A碳素結構鋼。 3.1.1.2撿拾機構的工作工程 撿拾機構作為圓捆打捆機重要的工作機構，其安裝在打捆機整體結構的前面部分，安裝與牽引拖拉機傳動軸和齒輪箱的下面，是最先與秸稈接觸的機構。撿拾機構的主要作用是將地面上平鋪的草條或者農(nóng)作物秸稈進行撿拾并且將其提升，傳送至喂入機構，最后輸送之打捆室進行打捆。 當撿拾機構工作時由齒輪箱輸出動力，經(jīng)鏈輪組將動力傳送至撿拾機構的主軸上，從而使彈齒轉動，完成秸稈的撿拾工作。其工作原理是撿拾機構的彈齒輥在傳動軸的帶動下運動，使彈指獲得巨大的切向力和沖擊力，將整條的草條或者經(jīng)過粉碎的秸稈從田地里撿起，輸送之打捆室進行打捆作業(yè)。撿拾機構的運動主要由三個相互銜接的部分組成：放齒運動、輸送秸稈運動及收齒運動。 放齒運動階段：這一階段滾筒盤勻速轉動，通過曲柄的定向運動帶動彈齒輥實現(xiàn)預計的軌跡。曲柄和彈齒輥之間采用固定連接，圓盤帶動彈齒輥轉動，與曲柄聯(lián)接的滾子沿定向輪盤運動，從而實現(xiàn)彈齒輥上的彈齒按一定的軌跡運動。當彈齒轉動至滾筒下面時，彈齒伸出護板，開始撿拾地面的秸稈。 輸送秸稈運動階段：滾輪盤繼續(xù)轉動，彈齒將秸稈從地面撿起，并攜帶秸稈升至一定位置，當提升至滾筒的上面時，彈齒通過做平動將秸稈送至下一階段，秸稈被推送至喂入機構處，完成了輸送秸稈階段。 收齒運動階段：彈齒沿水平方向推送秸稈一段時間后，彈齒從秸稈物料中快速抽出縮回到護板內(nèi)，以使彈齒與秸稈快速分離，完成收齒運動。至此完成了撿拾機構的一個運動周期，如此往復循環(huán)，進行撿拾作業(yè)。 3.1.1.3撿拾效果的影響因素 彈齒的運動狀態(tài)取決于特征參數(shù)及彈齒的運動規(guī)律，通過對彈齒端部位移、速度、加速度的分析能夠了解到，撿拾效率的決定因素是特征參數(shù)及凸輪形狀。由式（1）知，值的大小取決于機器前進速度的大小、滾筒的旋轉角速度和凸輪機構參數(shù)；除此之外還有一些其他的影響因素，如沿軸向彈齒桿數(shù)量和彈指端部離地的最小間隙d[3]。取彈齒端部與地面間的最小間隙值為20mm，以防止彈齒與地面接觸而碰傷[15]。 （2—1） 式中： 3.1.2撿拾裝置基本參數(shù)的選擇與關鍵部件的設計 3.1.2.1撿拾裝置基本參數(shù)的選擇 （1）撿拾工作幅寬 撿拾機構工作寬度的選擇需要考慮田間秸稈或者牧草的鋪放情況。查閱相關資料，了解到對于牧草撿拾打捆機，一般撿拾寬度在1200~1600mm就可滿足作業(yè)要求。對于玉米秸稈等較高秸稈的作物，通常玉米秸稈的平鋪寬度在1600~1800mm（各地區(qū)不同玉米品種秸稈的高度各有差別），撿拾幅寬一般不低于1800mm。本文是針對牧草、經(jīng)過大型聯(lián)合收獲機作業(yè)后的秸稈或經(jīng)過簡單粉碎的秸稈進行打捆作業(yè)。針對現(xiàn)存的YY5080型秸稈打捆機進行改進，其作業(yè)寬度為800mm，其撿拾寬度偏小，為提高打捆機的打捆效率，按實際情況，初步選定其作業(yè)幅寬為1200mm，并根據(jù)作業(yè)幅寬選擇撿拾器軸及彈齒桿的長度為1200mm和1000mm。 （2）彈齒滾筒轉速的確定 根據(jù)上面選擇，撿拾器的作業(yè)寬寬度為，彈齒的長度為，滾筒半徑為。根據(jù)查相關文獻，現(xiàn)假定喂入量，假設撿拾裝置轉動一圈的喂入為圓柱形。 撿拾器旋轉一圈的喂入體積為： （2—2） 撿拾器旋轉一周的喂入量為： （2—3） 式中： 代入數(shù)值的V=0.348, 再由公式 （2—4） 得 即得到在此喂入量下主軸轉速取整為120r/min。 （3）打捆機前進速度的確定 撿拾機構的彈齒在運動過程中，若不同彈齒輥處的彈齒不能夠很好的銜接可能會發(fā)生漏料或者堵塞的情況，軸向相鄰彈齒間能否很好的銜接取決于彈齒的圓周速度和打捆機的速度。若要使撿拾達到最高效率，則需要保證前一組彈齒與后一組彈齒之間的連貫性。設滾筒的旋轉周期為T，則兩彈齒的間隔為T/4。 此時機組前進的位移是： （2-5） 此時滾筒轉過的路程為： （2-6） 其中 避免漏料和堵塞的情況責應使即。 帶入數(shù)據(jù)得V<4.08m/s。 所以按一般機器的工作速度設置其工作速度為V=5km/h。 （4）彈齒的設計參數(shù) 目前國內(nèi)外大多數(shù)秸稈打捆機的撿拾裝置的彈指多采用直線型的撿拾線，彈指是一條直鋼筋。由于耕地不可能是完全平整的，則使用此撿拾機構只能撿拾壟臺上的秸稈，無法完成壟溝中的秸稈的撿拾工作。通過在撿拾器的彈指端頭附加軟彈指構成復合性彈指撿拾器。這樣在撿拾器運行時，由原有彈齒完成壟臺的秸稈撿拾，在加長軟彈指觸及地面時，加長軟彈指向后彎曲避免與地面直接觸碰，然后在其彈力的作用下恢復原狀，當加長軟彈指與壟溝中的秸稈觸碰時，加長軟彈指將壟溝中的秸稈彈出，壟溝中的秸稈也被送到喂入機構，實現(xiàn)壟溝、壟臺面的秸稈都能被撿起。 彈指在工作時需要插入秸稈中，并且完成秸稈的舉升和推送，因此彈齒需要擁有優(yōu)質(zhì)的的彈性的同時還要有一定的強度。而對于加長的軟彈齒來說其對其材料的彈性要求更高，要求其在工作過程中觸及地面是能夠做出超過90度的彎曲時而其結構不會遭到破壞，之后還能夠恢復原狀。所以設計參照機械設計標準，選用GB4860型號，材料為油淬火—回火碳素彈簧鋼絲。原有彈齒設計主要參數(shù)如下表2.1。 表2.1彈指主要參數(shù)參照國標設計 項目名稱 計量單位 要求數(shù)值 實際設計 彈簧外徑 mm 40~42 40 彈齒長度 mm 197~203 200 彈簧鋼絲直徑 mm 4.95~5.05 5 彈簧末端彎曲 mm 30~50 35 單側最少有效圈數(shù) 圈 4 4.5 此處加長軟彈齒是指由更細的鋼絲制作，其直徑為3mm的鋼絲彎成圈數(shù)為2的扭簧結構，加長軟彈齒的簧圈直徑取為20mm，加長軟彈齒的長度為30mm。加長軟彈齒端部有和原彈齒相同的撿拾挑頭。這里所述的加長軟彈齒的一端通過擠壓連接固定在原彈齒的端部，擠壓連接指的是將需要連接的兩個彈齒的直線部分伸入金屬套筒中，然后將金屬套筒壓扁，就可將彈齒的端頭緊緊的咬合在一起。其結構如下圖（圖3）。 圖3 （5）彈齒間距及彈齒個數(shù)的選擇 打捆機在撿拾作業(yè)過程中要盡量減少漏物料的情況，本文所設計的撿拾器含有4根彈齒輥。為了達到良好的撿拾效果，彈指的間距不應該選擇過大，過大則容易引起秸稈脫落而降低撿拾效率。其間距也不應該過小，間距過小則容易導致因秸稈堆積在護板的縫隙間而造成堵塞。根據(jù)國內(nèi)外各種類型的圓捆機、方捆機的撿拾機構彈指的間距，并查閱農(nóng)業(yè)機械設手冊，了解到彈齒式撿拾裝置彈齒間距的參考范圍在63~120mm。根據(jù)本設計的打捆機作業(yè)對象是經(jīng)過揉絲處理的特點，最終確定本設計選擇的彈齒間距為66mm，并據(jù)此確定彈齒輥上安裝孔的距離為132mm。根據(jù)前面所確定的撿拾工作寬度確定每根彈齒輥上安裝有8根間距相同的彈齒。 3.1.2.2撿拾機構關鍵零部件的設計 （1）滾筒圓盤 撿拾機構的工作過程是由主軸帶動滾輪盤轉動，而且滾輪盤的尺寸大小也就影響了彈齒式撿拾機構的徑向尺寸的大小。從機構學的角度來考慮，其尺寸選擇的不宜過小，以免降低運動的靈活性，但也需注意其尺寸也不宜選擇過大，過大則導致機構看起來過于笨重。參考農(nóng)業(yè)機械設計手冊及YY5080型秸稈打捆機，本文取滾輪盤的直徑為330mm。圓盤轉動中心距彈齒輥的中心即為彈齒輥的轉動半徑，取其值為93mm。 （2）定向凸輪盤的設計 查閱相關資料發(fā)現(xiàn)在以前的一些研究中，有人提出應用解析法對定向凸輪滑道設計的想法，但其缺點是其計算量太大，且其結果的精確度也尚沒有定論[30]。通過分析國內(nèi)外機型發(fā)現(xiàn)，雖然其定向滾輪盤參數(shù)有所不同，但其原理類似。現(xiàn)在的定向凸輪盤滑道從形狀上可以將其分為豆形和心形兩類。兩種滑道各有各的優(yōu)點，心形滑道的圓弧段數(shù)多，所以滾輪對滑道的沖擊力小，能夠減小對滑道的磨損。豆形的優(yōu)點是擁有直線段，在此處彈齒結束舉升和輸送運動后能夠及時的縮回，與物料脫離。本次設計的為豆形滑道。 本文使用作圖的方式，利用CAD軟件中的擬合命令。用單個彈齒的轉動軌跡進行繪制。彈齒和曲柄之間為固接的連接方式，因此將其看為一個整體，繞圓心等分位24份，之后通過平移和旋轉命令移動各彈齒的位置使其達到理論的軌跡，之后用曲線命令進行擬合，即可得到定向凸輪軌道的軌跡。（圖4） 圖4 （3）兩側滾筒護板和保護柵板的設計 滾筒護板分布于撿拾機構的兩端，其尺寸應該能夠將兩端的部件包裹起來，以防止撿拾機構的滾筒圓盤和定向滾輪盤受到破壞。另外，撿拾機構的滾筒護板用固接的方式與機架相連接，所以其尺寸應該略大于滾輪圓盤的尺寸，取其輪廓的大圓直徑為370mm。保護柵的功能是杜絕在作業(yè)中物料掉入撿拾器內(nèi)，而影響工作。因此取圓弧段的直徑為372mm?？紤]到彈齒要伸出，因此設計時相鄰柵板間的距離要能夠使彈齒通過。 3.2 喂入機構 3.2.1喂入機構功能 秸稈打捆機存在喂入口易堵塞的問題，其主要原因是機器喂入機構的喂入能力不夠強大，其次是在作業(yè)過程中秸稈容易沉積在卷捆室的底部，這兩個原因共同導致了秸稈打捆機喂入口易堵塞的問題。在此，為增強喂入裝置的推送能力，改善了喂入裝置，改進后的喂入裝置主要由喂入上輥和喂入下輥組成。 在秸稈打捆機喂入口增加喂入對輥裝置能夠增強打捆機的喂入能力，加快彈齒撿拾機構所撿拾秸稈的喂入速度。該裝置不僅能夠起到導送秸稈的作用，還能夠加快秸稈進入卷捆室的速度。當秸稈的喂入量較少時，秸稈主要與喂入對輥的下輥接觸，這是主要有喂入下輥起作用。當秸稈大量喂入時，秸稈才會與喂入對輥的上輥接觸，從而喂入上輥才會對秸稈產(chǎn)生推送力，此時，喂入對輥共同作用，大大增強喂入機構的喂入能力，從而減少秸稈打捆機喂入堵塞的問題。 3.2.2改進后喂入機構 喂入上輥結構：喂入上輥為喂入總長為800mm的圓輥,沿喂入上輥軸線方向等間距安裝11個高度為24mm的圓環(huán)，圓環(huán)的外徑為150mm，圓輥直徑為126mm。為進一步增強喂入上輥的喂入能力，在每個圓環(huán)上等角度分布12個齒刀，齒刀端點的旋轉半徑為82.5mm。當秸稈的喂入量特別大時，上輥的齒刀還可以起到對秸稈進行粉碎的作用，使物料變得更加短小，更容易進入卷捆室和在成捆室迅速形成圓捆。喂入上輥如下圖所示（圖5）。 喂入下輥結構：喂入下輥為喂入總長為800mm的圓輥，沿喂入下輥的圓周方向等角度分布12條橫向條紋，每條橫向條紋的高度為8.5mm、寬度為4mm。在下輥上增加橫向條紋的主要作用是增大秸稈和鋼棍之間的摩擦力，進而增強其喂入能力。喂入下輥如下圖所示（圖6）。 上下喂入輥轉軸之間的距離為240mm。 圖5 圖6 3.2.3喂入機構的轉速 近似認為喂入裝置的喂入體積為圓柱形，其喂入體積V： （3—1） （3—2） 則上下喂入輥旋轉一圈的運料量為m： （3—3） 式中——上下喂入輥旋轉中心連線的一半，0.175m; ——上喂入輥的回轉小徑，0.063m; ——下喂入輥的回轉小徑，0.070m； ——喂入部分寬度，800mm； ——秸稈堆積密度，取; K——喂入部分的填充因子，取0.08。 將上述數(shù)據(jù)代入式中計算得出：、，m=0.645kg。 喂入裝置在單位時間內(nèi)的喂入量應大于撿拾量10000kg/h，才能減少堵塞現(xiàn)象的發(fā)生，故喂入裝置的最小轉速為： （3—4） 式中：Q——設計撿拾量，kg/h; m——旋轉一周的填充量，kg； 經(jīng)過圓整后，旋轉喂入裝置的轉速取259r/min。 綜上所訴，旋轉喂入裝置的轉速最好大于或等于259r/min，本文設計其轉速為260r/min。 3.3 打捆室 3.3.1工作原理 本文設計的秸稈打捆機為牽引式的，在拖拉機的牽引下在田地里進行作業(yè)，通過萬向節(jié)將拖拉機的動力傳送到后面的打捆機，從而帶動打捆機工作。打捆機在前進的過程中將已經(jīng)收獲后鋪放在田地里的秸稈通過撿拾裝置和喂入機構送到打捆室，在打捆室內(nèi)秸稈沿鋼棍表面周向運動，到達最高點后回拋，通過一段時間的往復卷繞累積之后就會形成旋轉草心，草心逐漸充滿整個打捆室，后續(xù)喂入的秸稈在旋轉草心的帶動作用和打捆室內(nèi)部鋼棍的共同作用下，逐漸形成高密度的圓形草捆。 3.3.2打捆室結構 打捆室主要由卷捆鋼棍系統(tǒng)和側壁組成。本文是設計的打捆室包括11個卷捆鋼棍，其中前打捆室有3個卷捆鋼棍，卷捆后室主要由7個卷捆鋼棍組成。打捆室卷捆鋼棍的材料為45鋼。 3.3.3打捆室輥筒的轉速 由前文知凸輪回轉中心距=160mm，打捆室直徑D=0.5m，打捆室滾筒的直徑為d=0.15m。撿拾器彈齒的轉速為=120r/min。則撿拾器彈齒端點線速度為： （4—1） 草條進入打捆室的最大速度與撿拾器彈齒端點線速度相等，并且草捆在打捆室內(nèi)的最小邊緣線速度與草條進入打捆室的最大速度相等[7]，即，則草捆在打捆室的最小轉速為： （4—2） 物料捆在打捆室是靠物料與輥筒之間的摩擦力帶動，因此物料捆線速度應等于輥筒的線速度，即。因為 （4—3） 所以滾筒的最小轉速為： （4—4） 考慮到在打捆過程中存在打滑的現(xiàn)象，為使草捆能夠更順利的成型，將取打捆室輥筒的轉速為[7]。 秸稈打捆機還包括液壓放捆裝置、捆繩機構、報警裝置等等在本文中不作為重點研究對象，所以不進行重點敘述。 3.4 傳動系統(tǒng)設計 3.4.1動力選擇及確定傳動比 傳動系統(tǒng)的設計思路：動力由拖拉機通過萬向節(jié)傳動給減速器，減速器的另一端連接著鏈輪，此鏈輪將動力傳遞到前打捆室頂部鋼棍的鏈輪上及喂入下輥的鏈輪上。然后前打捆室鏈輪通過鏈條將動力傳動到后打捆室的鋼棍上，喂入下輥的鏈輪通過鏈條將動力傳到撿拾裝置上。 根據(jù)國內(nèi)外秸稈打捆機機型的動力匹配，及我國國產(chǎn)的拖拉機機型，選擇25馬力的拖拉機作為進行牽引，其動力輸出轉速為=540r/min。由上文知撿拾裝置的轉速為=120r/min，喂入裝置的轉速為=260r/min，打捆室鋼棍的轉速為=200r/min。 初步設定減速器傳動為一級傳動，傳動比為；喂入輥到打捆室的傳動為二級傳動，傳動比為，喂入輥到撿拾機構的傳動為二級傳動，傳動比為。 由計算知其傳動比不大，，所以根據(jù)減速器的設計原則，為使減速器的結構更為緊湊，此處采用單級傳動。由本設計的需求知，其要求減速器單輸入、單輸出，且需要其將輸入動力轉過90度角度，因此采用標準直齒錐齒輪進行傳動，二軸的布置方式成T形分布。 各軸的輸入功率p： （5—1） （5—2） （5—3） 式中：——萬向節(jié)傳動軸的傳動效率，0.99； ——對滾動軸承的傳動效率，0.98； ——齒輪的嚙合效率，0.95； ——鏈輪的傳動效率，0.95； ——拖拉機動力輸出軸的輸出功率，18.38kw; 、、——小錐齒輪軸、大錐齒輪軸、撿拾裝置的輸入功率，kw。 由以上代入數(shù)據(jù)得：、、 各軸的輸入轉矩為： （5—4） 代入上面的數(shù)據(jù)得：、、 3.4.2減速器的設計計算 選用標準直齒錐齒輪傳動，壓力角取為α=20°，選用7級精度。由機械設計課本表10—1小齒輪的材料選擇40cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度取280HBW；大齒輪材料選擇45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBW。 取小齒輪齒數(shù)Z1=20，則大錐齒輪齒數(shù)，取Z2=41。 3.4.2.1按齒面接觸疲勞強度設計 [1] 試算小齒輪分度圓直徑d1t： （5—5） 式中：——載荷系數(shù)，取其值為1.3； ——小錐齒輪輸入轉矩， ——齒寬系數(shù)，取其值為0.3； ——區(qū)域系數(shù)，計算得其值為2.5； ——材料彈性影響系數(shù)，查表10—6為； ——傳動比，2.07； ——接觸疲勞強度重合度系數(shù)； ——接觸疲勞許用應力； 1) 計算重合度系數(shù)： 分錐角： （5—6） （5—7） 當量齒數(shù)： （5—8） （5—9） 當量齒輪的重合度： （5—10） （5—11） （5—12） 代入數(shù)據(jù)得=1.732 重合度系數(shù)： （5—13） 2) 計算接觸疲勞許用應力： 查機械設計教材圖10-21得小錐齒輪和大錐齒輪的接觸疲勞極限分別，。 應力循環(huán)次數(shù)： （5—14） （5—15） 式中：——小齒輪轉速；（r/min） ——齒輪每轉一圈時，同一齒面的嚙合次數(shù)； ——齒輪的工作壽命；(h) 查機械設計課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 取失效概率為，安全系數(shù)，則 （5—16） （5—17） 取，中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即。 將上訴數(shù)據(jù)代入計算得： （5—18） [2] 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 按實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑： （5—19） 式中：——載荷系數(shù)，取其值為1.3； ——實際載荷系數(shù) 實際載荷系數(shù)： （5—20） 式中：——使用系數(shù)，1； ——動載系數(shù)，1.12； ——齒間載荷分配系數(shù)，1； ——齒向載荷分布系數(shù)，1.300； 代入數(shù)據(jù)計算得=1.456。 所以按實際動載荷系數(shù)算得分度圓直徑 （5—21） 相應的齒輪模數(shù)為： （5—22） 3.4.2.2按齒根彎曲疲勞強度設計 [1] 試算模數(shù) （5—23） 式中：——載荷系數(shù)； ——小錐齒輪輸入轉矩； ——重合度系數(shù)； ——齒形系數(shù)； ——應力修正系數(shù)； ——齒寬系數(shù)； ——齒根彎曲疲勞極限； 1) 試選=1.3. 2) 計算重合度系數(shù)： （5—24） 3) 計算 由機械設計課本表10—5查得齒形系數(shù)、。應力修正系數(shù)、；齒根彎曲疲勞極限、；彎曲疲勞壽命系數(shù)、；取彎曲疲勞安全系數(shù)。 則得： （5—25） （5—26） （5—27） （5—28） 因為，所以取 帶入數(shù)據(jù)計算得： （5—29） [2] 調(diào)整齒輪模數(shù) 按實際載荷載荷系數(shù)求齒輪模數(shù)： （5—30） 計算實際載荷系數(shù)： （5—31） 式中：——使用系數(shù)，1； ——動載系數(shù)，1.12； ——齒間載荷分配系數(shù)，1； ——齒向載荷分配系數(shù)，1.262； 代入數(shù)據(jù)得實際載荷系數(shù)： （5—32） 則： （5—33） 相應的小齒輪分度圓直徑： （5—34） 由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于齒根彎曲疲勞強度，而齒輪直徑的大小主要取決于齒面接觸疲勞強度，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)=4.705mm，就近選擇標準模數(shù)m=4.5。按照齒面接觸疲勞強度算得分度圓直徑=126.484mm，算出小齒輪齒數(shù)： （5—35） 圓整后取=29，則大齒輪的齒數(shù)為，圓整后取=61。 3.4.2.3幾何尺寸計算 計算分度圓直徑： （5—36） 計算分錐角： （5—37） 計算齒輪寬度： （5—38） 取 主要設計結論：齒數(shù)、；模數(shù)m=4.5mm；壓力角α=20°，分錐角、；齒寬；小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪采用45鋼（調(diào)質(zhì)）;齒輪按7級精度設計。 表5.1齒輪參數(shù)總結與計算 符號名稱 計算公式 小錐齒輪 大錐齒輪 模數(shù)m 4.5mm 4.5mm 齒數(shù)z 29 61 齒寬b 44mm 44mm 分度圓直徑d 130.5mm 274.5mm 分錐角 錐距R 146.25mm 146.25mm 齒頂高 4.5mm 4.5mm 齒高 9.9mm 9.9mm 齒根高 5.4mm 5.4mm 齒頂圓直徑 138.25mm 279.57mm 齒根角 齒頂角 齒距p 14.14mm 14.14mm 當量齒數(shù) 33 119 3.4.3鏈傳動的設計 （1）材料選擇 由鏈輪的工作特性要求鏈輪要具有一定的耐磨性和強度，由于小鏈輪與鏈條嚙合的次數(shù)較多，所以一般小鏈輪的選材較大齒輪要好。參考《機械設計（第10版）》表9—5小鏈輪選擇20鋼（調(diào)質(zhì)），大連輪選擇普通灰鑄鐵（調(diào)質(zhì)）。 （2）選擇鏈輪齒數(shù) 由上文知軸的功率，，傳動比。查閱《機械設計（第10版）》知鏈節(jié)數(shù)通常為偶數(shù)，為使鏈條和鏈輪磨損均勻，常取鏈輪齒數(shù)為基數(shù)，并盡可能與鏈節(jié)數(shù)互質(zhì)。 本文選擇，則大鏈輪齒數(shù)為，圓整后，則實際的傳動比是，其與原傳動比的誤差遠小于，故合理。 （3）計算功率 查《機械設計（第10版）》表9—6，取工作情況系數(shù)，主動鏈輪齒數(shù)系數(shù)，采用單排鏈，則功率為： （5—39） （4）選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù)功率，及轉速、，查《機械設計（第10版）》圖9—11，選擇鏈號為12A，節(jié)距 （5）鏈條節(jié)數(shù)及中心距 初選中心距，則鏈節(jié)數(shù)： （5—40） 所以取鏈節(jié)數(shù)。設中心間距可調(diào)。 （6）計算鏈速及確定潤滑方式 （5—41） 由工作條件及鏈速最終選擇采用人工定期潤滑的方式。 （7）計算壓軸力 有效圓周力： （5—42） 壓軸力系數(shù)取，則 （5—43） 3.4.4軸的設計 3.4.4.1小錐齒輪軸的設計 （1）確定小齒輪軸上的功率、轉速和轉矩： =540r/min （2）選取軸的材料及確定軸的最小直徑 查《機械設計（第10版）》表15—3，軸的材料選擇40Cr,經(jīng)滲碳處理，其硬度為241-286HBW，抗拉強度極限、屈服強度極限彎曲疲勞極限、剪切疲勞極限，許用彎應力。 由公式： （6—1） 式中：P—小錐齒輪軸傳遞的轉矩； n——小錐齒輪軸的轉速； ——軸的材料和承載情況確定常數(shù)，取其值為126； 將上訴數(shù)據(jù)代入得。萬向節(jié)聯(lián)軸器與小錐齒輪軸相連接的的直徑為最小直徑，選取131型花鍵萬向節(jié)，其孔徑為50mm,所以取dI=50mm，聯(lián)軸器與軸配合的長度為30mm。 （3）小錐齒輪軸的結構設計 軸第一段的直徑為50mm，由軸的受力，本文選取圓錐滾子軸承作為支撐件，因為dI=50mm，查機械設計手冊，選取30212型號的圓錐滾子軸承，其尺寸是，因此軸段II與軸段VI的直徑取為dII=dVI=60mm，由于第VI段軸的末端的倒角為C2，所以LVI=26mm；右端軸承采用軸肩定位，查閱手冊知30212軸承定位的高度為h=4.5mm，所以軸段V的直徑為dV=69mm；軸段III的用于安裝錐齒輪其直徑為dIII=65mm 錐齒輪的右端采用軸肩進行定位，軸肩的高度取為h=6mm,因此軸段IV的直徑為dIV=77mm，取其長度LIV=12mm；錐齒輪的左端用套筒進行定位，已知錐齒輪輪轂的寬度為60mm，為了是定位更可靠，取軸的第III段的長度為LIII=58mm?？紤]箱體的總體尺寸后取LV=222mm。小錐齒輪的結構示意圖如下圖所示（圖7）。 圖7 （4）軸的受力分析及校核 a．軸的受力簡圖如下圖所示（圖a）： 萬向節(jié)聯(lián)軸器距左端支撐軸承中點的距離； 左端支撐軸承中點距小錐齒輪的中心的距離； 小錐齒輪的中心距右端軸承中點的距離。 b．計算小錐齒輪的受力 計算齒寬中點直徑： （6—2） 圓周力： （6—3） 徑向力： （6—4） 軸向力： （6—5） c．計算軸的支反力： 水平面支反力（圖b）： （6—6） 代入數(shù)據(jù)解得：、 垂直面支反力（圖d）: （6—7） 代入數(shù)據(jù)解得：、 d．計算彎矩并做彎矩圖 軸水平面內(nèi)的彎矩：（圖c） 截面3處的彎矩： （6—8） 垂直面內(nèi)的彎矩：（圖e） 截面3處的彎矩： （6—9） 總彎矩：（圖f） 截面3處的總彎矩： （6—10） e．做扭矩圖：（圖g） （6—11） f．根據(jù)彎扭合成應力校核軸的強度 由總彎矩圖可以看出軸的危險截面在3截面處，此處的彎扭合成應力為： （6—12） 由軸的材料為40Cr,經(jīng)滲碳處理，其許用彎應力，因此，滿足要求，所以此設計合理。 3.4.4.2大錐齒輪軸的設計 （1）確定小齒輪軸上的功率、轉速和轉矩： =260r/min （2）選取軸的材料及確定軸的最小直徑 同上訴小錐齒輪軸的選材方法相同，此處大錐齒輪軸的材料選擇40Cr,經(jīng)滲碳處理，許用彎應力。 由公式： （6—13） 式中：P—大錐齒輪軸傳遞的轉矩； n——大錐齒輪軸的轉速； ——軸的材料和承載情況確定常數(shù)，取其值為126； 將上訴數(shù)據(jù)代入得。綜合考慮后確定軸的直徑為dI=56mm （3）大錐齒輪軸的結構設計 大錐齒輪軸的設計如圖：（圖8） 圖8 （4）軸的受力分析及校核 大椎齒輪軸的受力分析及校核同上面小錐齒輪軸的分析過程相同，其受力圖、彎矩圖、扭矩圖如下。 （5）根據(jù)彎扭合成應力校核軸的強度 由總彎矩圖可以看出軸的危險截面在3截面處，由計算知3截面處的總彎矩為545.72N?m,扭矩為505.55N?m,此處的彎扭合成應力為： （6—26） 由軸的材料為40Cr,經(jīng)滲碳處理，其許用彎應力，因此，滿足要求，所以此設計合理。 4. 使用說明書 （1）在使用打捆機作業(yè)前要檢查打捆機與牽引拖拉機是否連接牢固，避免工作時發(fā)生意外。 （2）使用打捆機進行作業(yè)時，要提前調(diào)節(jié)好撿拾裝置與地面的高度，避免彈齒與地面接觸而損毀。 （3）在打捆作業(yè)需要轉彎時，由于其采用牽引的方式要注意降低速度，避免發(fā)生側翻。 （4）定期檢查牽引桿及萬向節(jié)聯(lián)軸器等連接部件，避免因有損毀而引發(fā)意外。 （5）打捆機的工作人員應當依據(jù)作業(yè)環(huán)境的不同，控制恰當?shù)淖鳂I(yè)速度。 （6）定期對打捆機的工作部件進行檢察，及時更換損毀部件。 （7）作業(yè)后要定期清掃秸稈打捆機中的剩余雜物，機器維修后要進行清洗磨合。 （8）在全部作業(yè)完成后，要對秸稈打捆機進行維護并存放在干燥的地方。 5. 標準化審查報告（BS） 5.1產(chǎn)品圖樣及技術文件的完整性 秸稈打捆機的設計至此已完工，擁有整套的裝配圖及零件圖和一些設計的基本參數(shù)，依據(jù)相關規(guī)定，進行標準化審查，結果如下： （1）產(chǎn)品圖樣和設計文件符合下列標準 GB/T 1.3—1997 標準化工作導則； GB/T 10609.1—1989 技術制圖 標題欄； GB/T 10609.2—1989 技術制圖 明細欄； GB/T 14690—1989 技術制圖 比例； GB/T 17825.2—1999 CAD 文件管理 基本格式； GB/T 1182—1184—1996 形狀和位置公差通則、定義、符號及圖樣表示法； JB/T 5054.4—2000 產(chǎn)品圖樣及設計文件 編號原則。 （2）產(chǎn)品圖樣及設計文件編號原則符合以下標準 GB/T 17710—1999 數(shù)據(jù)處理校驗碼系統(tǒng)； JB/T 5054.8—1991 產(chǎn)品圖樣及設計文件通用和借用文件管理辦法； JB/T 8823—1998 機械工業(yè)企業(yè)計算機輔助管理信息分類編碼導則； JB/T 5054.4—2000 產(chǎn)品圖樣及設計文件編號原則。 5.2綜合評價 本設計已基本完工，設計圖紙和基本參數(shù)完整，產(chǎn)品圖樣及技術文件基本符合國家標準、行業(yè)標準的規(guī)定，內(nèi)容完整，符合生產(chǎn)條件能夠投入生產(chǎn)。 6. 結論 秸稈打捆機的設計任務已經(jīng)完成，設計的產(chǎn)品能夠實現(xiàn)預期設想的功能。本設計從理論上能夠實現(xiàn)增強秸稈打捆機撿拾效率，及增強打捆機喂入能力的目標。本設計整體機器結構簡單，體積也相對較小，性能良好，容易操作，適合我國這種小農(nóng)經(jīng)濟社會。主要得到以下結論： （1）秸稈打捆機采用拖拉機后懸掛牽引的方式進行作業(yè)，秸稈打捆機的工作幅寬為1200mm，可以用于牧草、小麥秸稈、大型聯(lián)合收獲機收割后的秸稈或經(jīng)一定粉碎后的秸稈進行撿拾打捆。 （2）對秸稈打捆機的撿拾裝置進行改進，在原有彈齒的基礎上增加了軟彈齒，且將彈齒間的距離縮短為66mm，將秸稈撿拾的更加干凈，提高了打捆機的撿拾效率。 （3）改善了秸稈打捆機的喂入機構，增加了喂入上輥，改善了喂入裝置的推送物料的能力。 （4）傳動系統(tǒng)大致設計為兩部分，一部分為減速器傳動，另一部分鏈傳動。合理設計了齒輪箱及鏈輪以達到各裝置設定的轉速。 參 考 文 獻 [1] 于興娜，耿端陽，王傳申，張國棟，趙娜. 國內(nèi)外秸稈打捆機發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢分析[J].農(nóng)機使用與維修.2020.6. 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