小型玉米收獲機割臺的研究

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1、摘 要 摘 要 玉米作為我國主要糧食之一，也是工業(yè)上的重要原料，在我國種植面積已到達1.3億畝。玉米收獲機械化水平的提高，進一步增加玉米收獲機械生產(chǎn)效率，特別是簡化玉米收獲機割臺的結構，減小能耗,提高傳動效率已成為玉米收獲機械發(fā)展重中之重。 本設計通過分析研究現(xiàn)有玉米收獲機，對兩行小型玉米收獲機的割臺進行了優(yōu)化設計，進一步簡化布局，節(jié)省成本，降低能耗，提高傳動效率。該傳動部分主要包括摘穗輥的變速器，摘穗輥與撥禾輪傳動的設計使得結構簡單緊湊，效率提高。該設計提高玉米收獲機的適應性，對普及玉米機收，降低小型玉米收獲機的成本和對我國經(jīng)濟和農(nóng)業(yè)的發(fā)展具有重要的現(xiàn)實意義。

2、 關鍵詞：玉米收獲機，割臺，減速器，撥禾輪 33 Abstract Abstract Maize as a major grain of our country, is also the important raw material in China, the planting area has reached 130000000 mu. But the corn harvest mechanization level is very low, further improve the production efficiency of corn harvesting mach

3、inery, especially the simplified corn harvester cutting table structure, reduce energy consumption, improve the efficiency of transmission has become a corn harvesting machinery development priority among priorities. This design through the analysis of the existing corn harvest machine, the opt

4、imized design of the header row two small corn harvester, further simplify the layout, save costs, reduce energy consumption, improve the efficiency of transmission. The transmission part includes the transmission of snapping roll, snapping roll and reel driving design allows simple and compact stru

5、cture, improve the efficiency of. The design improves the corn harvest machine adaptability, on the popularity of the corn combine, has important practical significance for reducing the cost of a small corn harvester and development of China's economy and agriculture. Keywords: corn harvest machin

6、e, cutter, reducer, reel 目 錄 目 錄 摘 要 1 Abstract（英文摘要） 2 第一章 引 言 5 1.1 本課題的目的和意義 5 1.2 國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 6 1.2.1 國外玉米收獲機械發(fā)展狀況 6 1.2.2 國內(nèi)玉米收獲機械發(fā)展狀況 7 1.3 本課題設計的主要內(nèi)容 8 1.4 本章小結 8 第二章 總體方案設計 9 2.1 數(shù)據(jù)調(diào)研 9 2.2 總體方案的擬定 9 2.2.1 整體方案設計 9 2.2.2 傳動比的設計 10 2.3 本章小結 10 第三章 傳動部分關鍵部件結構設計及校核 11 3.1

7、動力輸出鏈傳動的結構設計與校核 11 3.1.1 輸出鏈傳動的設計計算 11 3.1.2 鏈輪的結構設計 12 3.2 摘穗輥變速箱主要零件的結構設計與校核 13 3.2.1 摘穗輥變速箱的總體結構及工作原理 13 3.2.2 錐齒輪傳動的結構設計與校核 13 3.2.3 變速箱輸入軸的結構設計與校核 17 3.2.4 鍵的選擇與校核 20 3.2.5 箱體的結構設計 21 3.2.6 輸入軸透蓋的結構設計 22 3.2.7 輸出軸透蓋、悶蓋的結構設計 22 3.3 拖拉機動力與摘穗輥變速器軸之間鏈傳動的結構設計與校核 22 3.3.1 動力輸入傳動方案的選擇 22

8、3.3.2 套筒滾子鏈傳動的設計計算 22 3.3.3 鏈輪的結構設計 23 3.3.4 鏈傳動的張緊方式選擇設計 23 3.4 摘穗輥與撥禾輪之間的渦輪蝸桿傳動設計 23 3.4.1 計算傳動比 23 3.4.2 初選幾何參數(shù) 24 3.4.3 蝸輪輸出轉矩 24 3.4.4 載荷系數(shù) 24 3.4.5 計算m和q 24 3.4.6 主要幾何尺寸 25 3.4.7 蝸桿傳動強度及剛度驗算 25 3.4.8 蝸桿軸的設計 25 3.4.9 蝸桿軸的校核 26 3.5 本章小結 29 結 論 30 參考文獻 32 致 謝 信 34 第一章 引 言

9、第一章 引 言 1.1 本課題的目的和意義 玉米在我國的種植范圍較廣，是一種高產(chǎn)的糧食作物，玉米的營養(yǎng)價值十分豐富，不僅是重要的糧食作物，也是畜牧業(yè)發(fā)展的重要飼料，同時是食品業(yè)的重要原料。因此，玉米產(chǎn)量對于國民經(jīng)濟的各個方面都有著重要的影響。玉米收獲是玉米種植生產(chǎn)的最后環(huán)節(jié)，也是重要的一個環(huán)節(jié)。加快玉米收獲的機械化能有效節(jié)省勞動力，提高效率，對農(nóng)業(yè)生產(chǎn)具有極其重要的意義。 玉米收獲機械化是農(nóng)業(yè)機械化的重要組成部分，在“十一五”發(fā)展規(guī)劃中已經(jīng)將其作為了我國農(nóng)業(yè)機械化發(fā)展的主攻方向和重點發(fā)展對象。我國玉米收獲機械化在國家和各級政府相關單位與部門的支持下，迎來了快速發(fā)展的大好

10、歷史機遇。 實現(xiàn)玉米收獲機械化是一項及其復雜的系統(tǒng)工程，需要將科研、生產(chǎn)、推廣、管理等納入這個大系統(tǒng)，把這些工作緊密地集合在一起。首先要把握住產(chǎn)品開發(fā)、推廣的方向。我國廣大農(nóng)民朋友需要的是能夠滿足不同農(nóng)藝要求及性能可靠、操作簡便、易于維修、價格適應不同經(jīng)濟發(fā)展水平、機械效率高的系列化玉米收獲機械，這就要求有關方面應統(tǒng)一規(guī)劃和制定不同的發(fā)展目標，使得各環(huán)節(jié)工作協(xié)調(diào)一致共同發(fā)展。其次要依靠科技進步，抓住機遇，穩(wěn)定推進。玉米聯(lián)合收獲機在農(nóng)業(yè)機械產(chǎn)品中屬于復雜程度較高的機具，它需要一次完成一系列復雜作業(yè)工作，涉及到的研發(fā)生產(chǎn)技術范圍也較廣，其設計方面與制造方面都有相當?shù)碾y度，特別是關鍵部件的

11、關鍵技術，除了需要經(jīng)過長期的理論研究外，還需要大量的試驗改進，無論是技術開發(fā)還是企業(yè)生產(chǎn)都不能逾越生產(chǎn)性試驗階段，科研和技術開發(fā)工作更需要加大投入力度。第三，農(nóng)業(yè)、農(nóng)機等相關部門要加強合作，進行機器與農(nóng)藝相互配套適應性的研究與討論，在選用玉米品種和確定最佳種植方式（主要包括玉米種植行距的規(guī)范化）上，使玉米收割機與農(nóng)藝最大可能地緊密結合配套，以便于玉米收獲機械的大范圍大規(guī)模推廣應用。 機遇挑戰(zhàn)更存的同事，抓住機遇迎接挑戰(zhàn)最好的應對之策就是將現(xiàn)有機型進一步優(yōu)化創(chuàng)新，化繁為簡，減少生產(chǎn)成本，提高收獲效率。兩行小型玉米收獲機結構比較簡單，通過優(yōu)化設計，簡化傳動過程，減少傳動鏈，既能減少傳動過

12、程中的能耗，又可以降低制造成本，提高玉米收獲及秸稈還田作業(yè)質(zhì)量，節(jié)能環(huán)保，同時減小機體體積。 通過對各類兩行背負式玉米收獲機的比較分析，本課題結合實際情況，取長補短，在滿足收獲要求的前提下，對割臺傳動部分進行了優(yōu)化改進設計，使得割臺結構進一步簡化，減少傳動鏈，對小兩行的背負式收獲機割臺的研究具有重要意義，有利于進一步促進完善玉米收獲機械化。 1.2 國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.2.1 國外玉米收獲機械發(fā)展狀況 在國外發(fā)達國家，玉米收獲機械的研究起步比較早，設計制造技術已經(jīng)相當成熟，進本實現(xiàn)了玉米收獲的全程機械化。世界歷史上第一臺玉米聯(lián)合收獲機是由澳大利亞昆士蘭文巴的艾倫

13、（George Hand）于公元一九二一年設計出來的，后來又經(jīng)過多次完善和改進，隨后一些經(jīng)濟發(fā)達國家便在之前的研制基礎上逐步開始規(guī)?；纳a(chǎn)和使用，直至上個世紀五、六十年代已完全完成玉米收獲機械化，玉米生產(chǎn)全過程機械化技術體系已經(jīng)成熟的應用了許多年。根據(jù)總體的設計形式，國外玉米收獲機主要有兩種：一種專門對玉米果穗進行收獲，立陶宛、俄羅斯以及歐洲東部一些國家，玉米在收貨時玉米籽粒含水量較高，不宜直接進行脫粒，所以應用專門的玉米摘穗機械只進行摘穗；另一種在小麥或水稻聯(lián)合收割機上直接換置專用的玉米割臺，美國、加拿大所在北美地區(qū)的玉米為一年一季種植，種植面積很大，且在收獲時玉米籽粒的含水率低，一般是在

14、谷物聯(lián)合收獲機上直接脫粒進行收獲， 如美國的Case公司、John Deere公司、德國道依茨公司及Mengle公司等生產(chǎn)的玉米聯(lián)合收獲機，絕大多數(shù)是在小麥聯(lián)合收獲機上換裝玉米割臺，并通過調(diào)節(jié)脫粒滾筒的轉速和脫粒間隙進行玉米的聯(lián)合收獲。伴隨著高新科技的不斷發(fā)展，新理念的不斷更新，國外玉米聯(lián)合收割機正在向著專業(yè)化、高適應化、智能化、通用性、和人性化的方向發(fā)展。隨著衛(wèi)星定位系統(tǒng)、地理信息分析技術和遙感測控系統(tǒng)的不斷完善，玉米聯(lián)合收獲機的自動化程度越來越高。 除此之外，玉米聯(lián)合收獲機的駕駛操作越來越人性化，更加注重安全性和舒適性。駕駛室內(nèi)都配置空調(diào)，并且加裝安全電子安全系統(tǒng)，隔音效果大幅

15、增強。這些機型結構完善、性能先進、可靠性高，直接引進價格比較昂貴，此外這些機型適用的玉米種植農(nóng)藝、收獲時的狀態(tài)與我國差別較大，不符合我國國情。但其相關結構的設計、參數(shù)的選擇可以作為借鑒。 1.2.2 國內(nèi)玉米收獲機械發(fā)展狀況 我國大部分地區(qū)的玉米種植特點與歐美等農(nóng)業(yè)機械化技術發(fā)達國家相比，有以下三個特點：（1）玉米種植地塊小雜;（2）種植行距都不統(tǒng)一; （3）玉米收獲期籽粒水份高。 我國經(jīng)歷了從引進外國樣機試用、仿制、改進到消化吸收、自行設計兩個時期，并取得了很好的效果，目前開發(fā)研制的玉米收獲機型可以分為三種類型：自走式機型、牽引式機型、懸掛式機型。與國外不同的是，我國

16、的玉米割臺與聯(lián)合收割機配套作業(yè)時通常沒有脫粒功能。 自走式機型結構尺寸較大，底盤多為在國內(nèi)已定型生產(chǎn)的小麥收割機底盤上的改進型，搭配動力為兩端輸出。前端輸出通過中間軸，無級變速，齒輪變速箱驅(qū)動收獲機行走，工作部件由發(fā)動機后端驅(qū)動，兩者相互獨立。代表機型有山東巨明4YZ-4型以及春雨4YZ-4型玉米聯(lián)合收獲機。 牽引式機型只有少數(shù)企業(yè)開發(fā)生產(chǎn)，該機型以輪式或履帶式拖拉機為動力，可一次完成摘穗、剝皮及秸稈粉碎等功能。由于機組配置較長轉彎行走不便需要單獨開割道，因而只在大型農(nóng)場應用較多，小型地塊兒使用較少。代表機型有山東國豐4YW-2、天津富康的4YW-Q等。 懸掛式機

17、型有前懸掛、側懸掛和后懸掛三種，該機型是我國近年來自行研制的產(chǎn)品。我國玉米收獲機的開發(fā)，表面上呈現(xiàn)機型很多的局面，除少數(shù)企業(yè)對具體工作部件進行研發(fā)外，大多數(shù)企業(yè)只是進行整機的研制與生產(chǎn)，眾多機型在結構參數(shù)和收獲工藝上區(qū)別不大，相似度高，并且機型種類還不完善。雷沃谷神4YZ-4為代表機型。 目前的玉米種植現(xiàn)狀，自走式和懸掛式機型應用較廣，其中自走式體型較大，制造成本高對于廣大農(nóng)民而言購買力不夠。而懸掛式尤其是前懸掛式，其成本較低結構緊湊，操作方便，其配套的輪式拖拉機在收獲完玉米后其他農(nóng)時可作他用，具有較好的推廣前景。 從全國范圍來看，玉米機械化收獲技術的實踐與推廣仍然處于發(fā)展的初始階段。

18、2005年，我國農(nóng)村地區(qū)玉米收獲機械化水平不到3％，遠遠落后于同期小麥收獲機械化水平的80％、水稻收獲機械化水平的35％的全國收獲機械化水平。我國玉米收獲機械化仍然存在著許多必須面對的問題。首先表現(xiàn)在基礎核心部件研究不足，很多科研單位與生產(chǎn)企業(yè)只是注重整機的研制開發(fā)，而忽視基礎核心部件的設計研發(fā)，從而造成眾多機型在收獲工藝和機構參數(shù)上大同小異、重復制造的問題。其次是產(chǎn)品的穩(wěn)定性、可靠性差，機器故障頻繁，從而造成玉米籽粒破碎率、果穗損失率高等問題。 隨著現(xiàn)階段我國農(nóng)村經(jīng)濟實力的逐步提高和規(guī)模經(jīng)濟的逐步發(fā)展，玉米收獲機因其機構緊湊、工作性能良好、工作作業(yè)效率高等優(yōu)點，將會得到較大需求。目前玉米收

19、獲機的研制與完善已被列入國家“十一五” 發(fā)展規(guī)劃科技攻關項目。在現(xiàn)有的機型上，完善其工作作業(yè)可靠性、穩(wěn)定性，并在此基礎上應用液壓、機械、電氣自動化技術結合開發(fā)出具有中國特色和較高機械化技術水平的玉米收割機機型，是我國玉米聯(lián)合收獲機發(fā)展的必然選擇。 1.3 本課題設計的主要內(nèi)容 本文主要完成小型玉米收獲機割臺的設計，通過了解國內(nèi)外玉米收獲機的現(xiàn)狀，結合國內(nèi)實際情況，進一步優(yōu)化設計兩行機割臺部分的傳動。 課題主要研究：變速箱的設計，其中包括對動力的分配，對摘穗輥的動力輸入等。撥禾輪的動力設計，對運動的方向，轉速，功率的計算分析。整體的合理性設計，明確不足之地。 1.4 本章小結

20、 作為我國重要的糧食作物，玉米收獲的機械化程度在近幾年有很大提高，為適應市場需求，進一步優(yōu)化兩行小機型結構，減小能耗，降低成本，成為擺在農(nóng)機生產(chǎn)企業(yè)前的一個新任務。 為此，結合生產(chǎn)實際，取長補短，在滿足收獲要求的前提下，對割臺傳動部分進行了優(yōu)化改進設計，使得割臺結構進一步緊湊，適應性好，對小兩行的背負式收獲機割臺具有借鑒意義，有利于促進玉米收獲機械的進一步完善。 第二章 總體方案設計 第二章 總體方案設計 2.1 數(shù)據(jù)調(diào)研 表2-1 玉米植株數(shù)據(jù) 名稱 理論數(shù)據(jù)（mm） 設計參考數(shù)據(jù)(mm) 玉米株高 1000~4000 2000 玉米莖粗 30~50 4

21、0 結穗高度 3/5玉米株高 1200 玉米穗直徑 60~70 60 拖拉機功率為40—50kw;割臺部分功率20—25kw; 拖拉機動力輸出軸轉速：780r/min; 升運器轉速：340—400 r/min; 摘穗輥轉速：1000—1200 r/min; 撥禾輪：16.5—41.5 r/min; 切割刀的轉速：1400—1500 r/min， 適應行距:450—800mm; 2.2 總體方案的擬定 2.2.1 整體方案設計 小型玉米收貨機主要由割臺總成、秸稈還田機、升運器、集穗箱、前懸掛架、總體傳動裝置及機架組成。其功能集玉米收獲及秸稈粉碎還田于一體，

22、現(xiàn)在大部分機型割臺體總成和玉米秸稈粉碎還田裝置分開放置單獨驅(qū)動，完成玉米的收獲與秸稈粉碎還田工作。 設計的思路主要是四個并排安裝的輥子，輥子1，輥子2，輥子3, 輥子 4 ，每個輥子前端呈圓錐形上每個輥子都帶有螺旋式的突出螺紋，輥子1與輥子2的螺紋方向相反平行且相向向內(nèi)轉動，輥子3與輥子4的螺紋方向相反平行且相向向內(nèi)轉動，輥子1與輥子3轉動方向相同，輥子2與輥子4轉動方向相同，輥子1-輥子2與輥子3-輥子4分別為兩個輥子組，這樣的設計可以收割兩行玉米，當拖拉機向前運動時，兩行玉米桿因輥子前得圓錐形狀和撥禾器的作用分別進入兩組輥子組的縫隙中，玉米桿被輥子組夾住向下運動并且因為螺紋的作用

23、向相對拖拉機運動方向相反的方向運動，這樣玉米桿在運動過程中，玉米穗就會被輥子組的作用力拔下，在每組輥子下安裝動刀，在玉米桿運動過程中就會被切碎并且還田。 根據(jù)分析各部分轉速要求，擬定總體傳動方案。本文設計的機構拖拉機動力軸輸出的動力往上給了摘穗輥減速器，減速器內(nèi)由一對錐齒輪改變方向，再通過軸傳給一對直齒輪，帶動摘穗輥轉動。往下提供給動刀鏈輪，直接帶動動刀。摘穗輥通過渦輪蝸桿把動力提供給撥禾輪。 2.2.2 傳動比的設計 根據(jù)設計任務書要求，拖拉機輸出軸轉速為780r/min，為保持割臺平穩(wěn)工作，降低其復雜程度，動力通過鏈輪傳動比i=0.78—0.65的直接帶動摘穗輥變速器，摘穗輥

24、轉速1000—1200 r/min，可采用傳動比為i=1的一對錐齒輪進行換向傳動，并套用倆個傳動比i=1的直齒輪連接摘穗輥，變速箱只起到換向作用。撥禾輪轉速為200—230 r/min，可采用傳動比i=5的渦輪蝸桿進行減速并垂直換向傳動。 2.3 本章小結 1、根據(jù)設計要求，結合實際情況，提出設計方案； 2、根據(jù)各部分轉速功率要求，確定各部分傳動方案，并分配傳動比，初選齒輪錐齒輪渦輪蝸桿等； 第三章 傳動部分關鍵部件結構設計及校核 第3章 傳動部分關鍵部件結構設計及校核 3.1 動力輸出鏈傳動的結構設計與校核

25、 3.1.1 輸出鏈傳動的設計計算 根據(jù)設計任務書要求，動力傳遞到變速箱軸，即鏈傳動的初始條件為：拖拉機動力輸出軸端安裝的鏈輪轉速為n1=760r/min, n2=760r/min,傳遞功率為P=51.5kW，單班制工作。根據(jù)以上條件，進行以下幾方面計算，詳細見下表 表3-1 動力鏈傳動的設計計算 計算項目 計算內(nèi)容及結果 選擇齒輪齒數(shù) 動力輸出鏈輪齒數(shù) 動力輸出軸端鏈輪無需較高的線速度，定齒數(shù)為z1=21 傳動比 第一傳動長軸輸入端齒數(shù) i= n1 /n2=780 / 1200=0.65 z2=21 選取鏈節(jié)距 初定中心距

26、 取a=20p 鏈節(jié)數(shù) 工作情況系數(shù) 小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 多排鏈排數(shù)系數(shù) 傳動功率 鏈節(jié)距 確定實際中心距 中心距 計算作用軸上的載荷 鏈速 有效拉力 軸上載荷 定潤滑方式 潤滑方式 Lp = = =63.2取鏈接數(shù)為64 KA=1.2(見參考文獻【1】14.4節(jié)) kz=1.11，見參考文獻【1】表14.2 kp=1，見表14.3 P0kw 根據(jù)P032.4kw、n1=780r/min，由參考文獻【1】圖14.17查出選用16A滾子鏈即

27、p=25.4 a== =546.1 v= F1=1000P/v=100030/6.76=4437.8N 根據(jù)圖v、p由參考文獻【1】圖14.23查出采用壓力噴油潤滑 3.1.2 鏈輪的結構設計 圖3-2傳動軸末端鏈輪 鏈輪通常由輪緣、輪輻和輪轂組成。常用的結構形式可分為四種：小鏈輪可以制成整體式，中等尺寸的鏈輪可以制成幅板式，有些鏈輪可以采用焊接結構，尺寸較大的鏈輪經(jīng)常采用裝配式結構。 傳動軸末端鏈輪無需厚度要求，保證與動力輸出軸端鏈輪軸線平行在一平面即可，其結構設計如圖3-2所示。 3.2 摘穗輥變速箱主要零件的結構設計與校

28、核 3.2.1 摘穗輥變速箱的總體結構及工作原理 圖3-3 主傳動箱結構圖 主傳動箱主要由以下結構組成：輸入軸、輸出軸、輸入軸錐齒輪z=20、輸出軸錐齒輪z=20、一對直齒輪、套筒、輸出軸透蓋、輸出軸悶蓋、輸入軸透蓋、橡膠密封圈、軸端擋板、鍵、箱體、箱蓋、油塞及聯(lián)接件組成，具體結構見圖3-3。 工作原理：要求動力經(jīng)由變速箱后轉速不變換向傳遞。動力傳遞至減速箱輸入軸，使得輸入軸轉動，輸入軸通過鍵連接帶動其上的輸入軸錐齒輪轉動，通過錐齒輪的嚙合傳動帶動輸出軸轉動，傳動比設計為i=1:1，實現(xiàn)動力的90度換向，所傳遞動力的轉速不變，輸

29、出軸安裝直齒輪，帶動一對摘穗輥轉動。 3.2.2 錐齒輪傳動的結構設計與校核 動力經(jīng)拖拉機動力輸出軸端輸出后傳遞到主傳動輸入端，傳遞至錐齒輪處，功率需計算各階段的損失，如下： 設計的齒輪傳動初始條件為：設計為閉式直齒錐齒輪傳動，軸交角，輸入軸齒輪懸臂支撐，輸出軸齒輪兩端支撐，傳遞功率為P=41.88kw，輸入軸齒輪轉速為760r/min，傳動比i=1，工作時載荷平穩(wěn)，長期單向運轉，可不考慮壽命因素。 直齒錐齒輪加工多為刨齒加工，不適合采用硬齒面。輸入軸、輸出軸齒輪都選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HB。計算步驟如下： 計算項目 計算內(nèi)容及結果 齒

30、面接觸疲勞強度計算 齒數(shù)z和精度等級 使用壽命 動載系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 齒向載荷分布系數(shù) 載荷系數(shù)K 轉矩 彈性系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 接觸疲勞極限 接觸最小安全系數(shù) 接觸壽命系數(shù) 許用接觸應力 輸入軸齒輪大端分度圓直徑 驗算圓周速度及 確定傳動主要尺寸 大端模數(shù)m 實際大端分度圓直徑d 錐距R 齒寬b 齒根彎曲疲勞強度計算 齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) 重合度系數(shù) 齒間載荷分配系數(shù) 載荷系數(shù) 彎曲疲

31、勞極限 彎曲最小安全系數(shù) 彎曲壽命系數(shù) 尺寸系數(shù) 許用彎曲應力 驗算 取，估計由 [1]表12.6選8級精度 由[1]表12.9查得，=1 由[1]表12.9查得，=1.17 由[1]表12.10查得，估計>100N/mm ([1]表12.19) (見[1]式12.6) (見[1]式12.10) = 由[1]表12.20及注3，取得 K==2.87 526255 由[1]表12.12查得=189.8 由[1]圖12.16查得=2.5 由[1]圖12.17c查得==800MPa 由[1]表12.14查得

32、=1.05 由題意==1 取=0.3 119.6 =101.66 = 由[1]表12.3查得m=6 取整為b=26 由[1]圖12.30查得 =0.25+ =0.25+=0.7 由[1]表12.10查得 K==3.27 由[1]圖12.23c查得=600MPa 由[1]表12.14查得=1.25 由已知條件知道=1 由[1]圖12.25查得=1 =387MPa< 對圓錐齒輪進行受力分析得到結論如下： 功率：Kw (式3.4.1) 轉矩：N.m (式3.4.2) 圓周力

33、：N (式3.4.3) 徑向力： (式3.4.4) 軸向力： (式3.4.5) 3.2.3 變速箱輸入軸的結構設計與校核 根據(jù)設計要求，該軸上錐齒輪較小，考慮到箱體結構，可將次軸設計成錐齒輪軸，軸身分為三個階梯，分別安放軸承、直齒錐齒輪和摘穗輥，另一根錐齒輪軸由此軸通過直齒輪帶動 受力圖 垂直面剪力圖 水平面剪力圖 垂直面彎矩圖 水平面彎矩圖 合成彎矩圖 當量彎矩圖 計算項目 計

34、算內(nèi)容 計算結果 計算齒輪受力 轉矩 圓周力 徑向力 軸向力 畫出該軸的受力圖 計算支撐反力 水平面反力 垂直面反力 畫水平面受力圖 畫垂直面受力圖 畫軸彎矩圖 水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖 合成彎矩圖 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 轉矩圖 許用應力 許用應力值 應力校正系數(shù) 畫當量彎矩圖 當量轉矩 當量彎矩 當量彎矩圖 校核軸頸 軸徑 =9.55×× =2×179500÷112.2 =3135.5×tan20°×0.89 =3135.5×tan20°×0.45 =0.25×2×175

35、900÷110 ×40－×140+×66=0 +－=0 ＋－－=0 ×100－×140＋×75=0 圖 圖 圖 圖 合成彎矩 插入法查表計算 =102.5 =60 =60÷102.5 =1950N㎜ =315.5N =105.7N =53.6N =79.5N =﹣74.3N 與假設方向相反 =270.4N =390N =145N T=5600N·㎜ =0.59 =1081N·㎜ 第一點=4378 第二點=6481 =27.13㎜＜40㎜ =23.7㎜＜35

36、㎜ 此軸設計符合安全強度要求 3.2.4 鍵的選擇與校核 輸入軸錐齒輪安裝軸段鍵的選擇及校核： 傳遞的轉矩 T =232425 N·mm 軸的直徑 d =42 mm 鍵的類型 A型 鍵的截面尺寸 b×h =12x8 mm 鍵的長度 L =25 mm 鍵的有效長度 L0 =13.000 mm 接觸高度 k =3.200 mm 載荷類型 靜載荷 許用應力 [σp] =135 MPa 計算應力 σp =121.629 MPa 校核計算結果 σ≤[σ] 滿足 輸出軸錐齒輪安裝軸段鍵的選擇： 傳遞的轉矩 T =152425 N·mm 軸的直徑

37、 d =42 mm 鍵的類型 A型 鍵的截面尺寸 b×h =12x8 mm 鍵的長度 L =25 mm 鍵的有效長度 L0 =13.000 mm 接觸高度 k =3.200 mm 載荷類型 靜載荷 許用應力 [σp] =180 MPa 計算應力 σp =174.479 MPa 校核計算結果 σ≤[σ] 滿足 輸出軸直齒輪安裝軸段鍵的選擇： 傳遞的轉矩 T =152425 N·mm 軸的直徑 d =30 mm 鍵的類型 C型 鍵的截面尺寸 b×h =10x8 mm 鍵的長度 L =45 mm 鍵的有效長度 L0 =40.000 mm

38、 接觸高度 k =3.200 mm 載荷類型 靜載荷 許用應力 [σp] =135 MPa 計算應力 σp =79.388 MPa 校核計算結果 σ≤[σ] 滿足 3.2.5 箱體的結構設計 如圖所示，箱體為鑄造后加工件，加工面主要為軸承支撐孔，端蓋安裝面，箱蓋安裝面以及各個螺紋孔、通孔等。設計過程中參考機械零件設計手冊中相關箱體的結構設計。該箱體須自行加工或定制。原因為：現(xiàn)有變速箱結構復雜，不適合安裝于割臺架焊合體上。為節(jié)省成本便于安裝，傳動箱設計為四方體形狀，該箱體具有加工制造成本低，結構簡湊、安裝方便的特點。 3.2.6 輸入軸透蓋的結構設計 圖

39、3-4 輸入軸透蓋 輸入軸透蓋設計參考機械零件設計手冊即參考文獻【2】P750頁。具體結構如右圖所示。 3.2.7 輸出軸透蓋、悶蓋的結構設計 圖3-5 輸出軸透蓋、悶蓋 輸出軸透蓋及輸出軸悶蓋設計參考機械零件設計手冊即參考文獻【2】P750頁。輸出軸透蓋安裝有O型密封圈，保證軸承在密封的環(huán)境下工作；輸出軸悶蓋將軸承封閉在箱體軸承座孔中，具體結構如圖所示。輸出軸透蓋、端蓋安裝時應該注意密封。保證軸承及箱內(nèi)齒輪等零件在良好的潤滑條件下工作。 3.3 拖拉機動力與摘穗輥變速器軸之間鏈傳動的結構設計與校核 圖3-6 割臺動力輸入傳動 3.3.1 動力輸入傳動方案的選

40、擇 根據(jù)設計要求即圖3-6所示傳動比及轉速要求，設計動力輸出軸及割臺動力輸入軸的鏈傳動。如圖所示，主傳動箱輸出端裝有22齒鏈輪，傳遞功率經(jīng)計算為33.1kw，動力輸出軸轉速為760r/min，割臺動力輸入軸轉速為1056r/min，單班制工作。 3.3.2 套筒滾子鏈傳動的設計計算 設計計算參照本章3.1.2中套筒滾子鏈的計算項目及步驟由于計算步驟多有重復，詳細計算過程此處省略，經(jīng)計算根據(jù)P032.4kw、n1=760r/min，由參考文獻【1】圖14.17查出選用12A滾子鏈即p=19.05主傳動輸出端鏈輪齒數(shù)z=22，采用雙排套筒滾子鏈傳動。 3.3.3 鏈輪的結構

41、設計 圖3-7 雙排鏈輪 如右圖所示，雙排鏈輪齒形設計參考GB1244-76 即三弧一直線齒形；鏈輪的結構設計為整體型，軸面齒形參照GB1244-76設計。鏈輪與主傳動箱輸出軸采用鍵連接，斷面采用軸端擋板固定。 3.3.4 鏈傳動的張緊方式選擇設計 張緊方式參考本章圖3-3所示結構。 3.4 摘穗輥與撥禾輪之間的渦輪蝸桿傳動設計 圖3-8渦輪蝸桿傳動 設計原則：根據(jù)摘穗輥與撥禾輪的中心距及倆者的轉速傳動比，然后從渦輪蝸桿傳動中心距的標準值系列表中選取中心距的標準系列值，再從經(jīng)驗公式先估算相關參數(shù)值，估算后在參考標準值系列表，確定標準

42、值。 3.4.1 計算傳動比 上式中：為蝸桿轉速，為渦輪轉速 3.4.2 初選幾何參數(shù) 查看蝸輪蝸桿參數(shù)推薦值表[1]，i=40時，選=4；則= 160； 3.4.3 蝸輪輸出轉矩 [2] [3] [3] [4] [5] 式中：，分別為蝸桿軸輸入功率，轉速。為螺旋副嚙合效率；為軸承效率，滾動軸承時取；為攪油及濺油效率，；μ為嚙合摩擦系數(shù)；為標準圓盤滾子試件摩擦系數(shù)；Rz為設計蝸桿的齒面粗糙度；Rz0為標準圓盤試件的表面粗糙度；代入數(shù)據(jù)得η=0.76 所以 3.4.4 載荷系數(shù) [6] 上式中：K為載荷系數(shù)；K1為動載荷系數(shù)，當蝸輪圓周

43、速度時K1取1.0；K2為嚙合質(zhì)量系數(shù)，查表得0.95；K3為小時載荷率系數(shù)，查表得0.78；K4為環(huán)境溫度系數(shù)，查表得1.09；K5為工作情況系數(shù)，查表得1.0；K6為風扇系數(shù)，查表得0.92。 代入數(shù)據(jù)得： 3.4.5 計算m和q [7] 代入數(shù)據(jù)： 查表取 m=4 q=10 3.4.6 主要幾何尺寸 mm mm mm 3.4.7 蝸桿傳動強度及剛度驗算 確定許用接觸應力σHp 采用錫青銅蝸輪：[8] 分別查滑動速度曲線表，滑動速度影響系數(shù)表及壽命系數(shù)得 所以 確定許用接觸應力σH 代入數(shù)據(jù)得： 可見,所以接觸強度足夠。 3.

44、4.8 蝸桿軸的設計 蝸桿軸的材料選擇及確定許用應力 考慮蝸桿軸主要傳遞我輪的轉矩，為普通用途中小功率減速傳動裝置。因此，蝸桿材料選用45鋼，正火處理，,。 初步估算軸的最小直徑 由=40mm 取dmin=30mm 確定各軸段的直徑和長度 根據(jù)各個零件在軸上的定位和裝拆方案確定軸的形狀及直徑和長度,如圖3-9所示。 圖3-9 蝸桿軸 左端軸徑由軸承內(nèi)圈孔來決定，考慮到軸轉速較高，選用深溝球軸承，型號為61806，B=7mm，d=30mm，D=42mm。因此，軸徑d1=30mm，=50mm，=20mm。軸的總長為108mm。 3.4.9 蝸桿軸的校核

45、 ⑴ 作用在蝸桿軸上的載荷 由公式得： 則圓周力： 軸向力： 徑向力: 圖3—10蝸桿軸向受力分析 切向力： ⑵ 計算支反力 圖3-11 軸的水平面支反力 水平面支反力（如圖3-11）： 垂直面支反力： ⑶ 彎矩計算 水平面彎矩（如圖3-12）: 圖3-12 水平彎矩圖 圖3-13 垂直彎矩圖 圖3-14 合成彎矩圖 垂直面彎矩(如圖3-13)： 合成彎矩（如圖3-14）： ⑷ 彎扭合成強度校核 截面C處當量彎矩： 可得 故蝸桿軸的強度

46、足夠。 3.5 本章小結 本章主要進行了拖拉機動力輸出鏈傳動的設計計算、摘穗輥變速箱中輸入軸、輸出軸的選擇計算、變速箱的結構設計及主要零部件的設計計算、摘穗輥與撥禾輪傳動設計計算等工作。 設計計算過程中先進行了初步的尺寸設計，然后繪制總裝圖進行結構設計，然后進行零部件的結構的二次設計并完成校核工作。設計過程中采用了機械設計手冊軟件版、CAXA、UG等軟件進行輔助設計，盡量以最優(yōu)化的結構完成任務要求的設計工作。 結 論 結 論 所設計的變速箱內(nèi)部結構主要根據(jù)機械零件設計手冊進行結構設計，相關校核參考機械設計課本以及材料力學課本，為保證不干涉機組工作方便安裝、節(jié)省成本等，變速箱箱體

47、采用結構形式簡單的方形結構，箱蓋省去了冗余的結構采用板式箱蓋。該變速箱采用1:1的傳動比進行，雖然僅僅達到了動力換向的目的，但是可以換裝不同鏈輪在不超載的情況下滿足不同機型的功率要求。 所設計的變速箱的結構設計參考了璽豐農(nóng)業(yè)機械有限公司的圖片資料，通過一副深溝球軸承支撐，軸承固定于長套筒空心軸內(nèi)，軸承端蓋結構盡量設計的和主傳動箱通用以便節(jié)省制造成本。 所設計的總體傳動部分是針對雷沃歐豹拖拉機的結構形式進行設計的，故而相關結構只能在該種拖拉機型上使用，通用性不強，這與現(xiàn)今拖拉機廠家沒有統(tǒng)一的外形結構尺寸有關。 通過對小型玉米收獲機割臺的理論研究與分析，結合生產(chǎn)實際情況，查閱相關資料，了解

48、相關技術，在改進的基礎上完成了此次設計課題，并得到以下相關結論： 1、對現(xiàn)有機型割臺的研究分析很重要，通過實際考察分析，找出現(xiàn)有機型分的不足，分析其原因，發(fā)現(xiàn)現(xiàn)有機型傳動鏈過于復雜，功率消耗大，空間結構混亂，占用空間大且噪聲大，運轉不平穩(wěn)，但現(xiàn)有機型能完成玉米收獲工作，摘穗輥、升運器的空間位置固定，設計時應充分考慮，在不改變各部件工作位置的前提下進行改進設計。 2、為解決傳動鏈復雜問題，經(jīng)過分析考察，設計變速箱帶動摘穗輥和摘穗輥給撥禾輪提供動力，這樣解決了傳動過于復雜，齒輪暴露在外面等問題，這也是此設計的進步之處，本設計對割臺變速箱的改進主要在此。 3、根據(jù)設計要求，經(jīng)過計算，初步確定各

49、機構的基本尺寸參數(shù)，由這些參數(shù)設計出各部分結構。 4、通過理論校核計算，驗證設計的合理性，并且通過對箱體，傳動軸的繪制及總裝配圖的繪制，確定各部分結構的合理性。 設計過程中出現(xiàn)的問題，進一步的設想： 1、撥禾輪的動力是否可以由拖拉機直接供給，減少能耗與損失，有待驗證。 2、該設計可進一步設計計算切碎刀軸的速度，該傳動設計中，切碎刀軸可由動力軸直接帶動，也可由變速箱軸帶動，兩種方案均符合空間和傳動設計要求，具體哪一種更為合理有待進一步計算。 3、制造出樣機，通過田間作業(yè)實驗進一步優(yōu)化設計，改進不足，完善本設計。 4、由于條件有限，本設計僅停留在理論分析上，并且只對小型機器的改進，收獲

50、效率應該還可以提高。 參 考 文 獻 參考文獻 [1] 邱宣懷 郭可謙等.機械設計.國防工業(yè)出版社，1996，10 [2] 王蘭美 殷昌貴.畫法幾何及工程制圖.北京：機械工業(yè)出版社（機械類），2007,8 [3] 楊黎明 黃凱等.機械零件設計手冊.國防工業(yè)出版社，1984，7 [4] 尚書旗 董右福.玉米聯(lián)合收獲機原理與應用.教育科學出版社，2006，10 [5] 韓進紅 遲彥孝.互換性與技術測量.北京：機械工業(yè)出版社，2010，1 [6] 魯山文化.UG NX7 中文版從入門到精通.北京：機械工業(yè)出版社，2010，8 [7] 劉鴻文.材料力學I.北京：高等教育出版社

51、，2004,1 [8] 劉鴻文.材料力學II.北京：高等教育出版社，2004,1 [9] 李寶茂.農(nóng)業(yè)機械學.中國農(nóng)業(yè)出版社，2003,2 [10] 中國農(nóng)業(yè)機械化科學研究院.農(nóng)業(yè)機械設計手冊.機械工業(yè)出版社，1988,2 [11] 鄧文英 郭曉鵬.金屬工藝學.高等教育出版社，1999,11 [12] 張春偉 倪長安等.玉米收獲機撥禾鏈及攪龍裝置主要結構和運動參數(shù)研究[ J ].河南科技大學學報，2007，6 [13] 鄒嵐 卓杰強等.我國玉米收獲機發(fā)展前景分析[ J ].農(nóng)機化研究，2008，4 [14] 張明濤 呂新民.玉米撥禾鏈及攪龍裝置的研究設計[ J ].農(nóng)機

52、化研究，2008，3 [15] 陳志 韓增德等.不分行玉米收獲機分禾器適應性試驗[ J ].農(nóng)業(yè)機械學報，2008，1 [16] 楊富營 余泳昌等.4YW-2型玉米收獲機的性能改進與試驗分析[ J ].農(nóng)業(yè)工程學報，2007，12 [17] 郝付平 陳志.國內(nèi)外玉米收獲機械研究現(xiàn)狀及思考[ J ].農(nóng)機化研究，2007，10 [18] 高煥文 李洪文等.我國輕型免耕播種機研究[ J ].農(nóng)業(yè)機械學報，2008，4 [19] 高煥文 李洪文等.保護性耕作的發(fā)展[J].農(nóng)業(yè)機械學報，2008，9 [20] 馬洪亮 高煥文等.驅(qū)動圓盤刀切斷玉米秸稈和根茬的土槽試驗[ J ].

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54、ps Research, v 87, n 2-3, May 10, 2004, p131-154 致 謝 信 致 謝 信 本次的小型玉米收獲機割臺的畢業(yè)設計歷時十五個周，整個設計過程都是在我的指導老師刁培松教授的精心指導下完成的。從機械原理方案的設計和選擇、系統(tǒng)的結構設計和計算到AutoCAD和UG繪制裝配圖、零件圖，最后完成畢業(yè)論文，其間每一過程都得到刁培松老師的細心指導。刁老師經(jīng)常在百忙之中安排學生答疑，從最開始的原理方案的選擇，到結構的設計，再到最后繪圖過程，每個環(huán)節(jié)都對學生嚴格要求并對學生不理解的地方細心指導，兢兢業(yè)業(yè)地為我們排憂解難，多次指出我們設計中的錯誤，并講耐

55、心解錯誤的原因，使我們能及時改正錯誤。刁老師學識淵博，治學嚴謹，思維敏捷，使我受益匪淺，幫助我們開拓設計思路，精心點撥、熱忱鼓勵。對工作認真負責，不僅治學嚴謹而且為人師表，堪稱良師益友，教給我們的不僅是知識還有待人處世的積極態(tài)度。在此，向刁培松老師表示最衷心的感謝和最誠摯的敬意。 在整個設計過程中，大部分設計時間都是在學校內(nèi)進行的，本次畢業(yè)設計的完成過程中，尤其是設計前期長時間在機械原理設計和機械構造設計過程中，還得到了幾位師哥師姐的幫助，在此向他們表示衷心的感謝。 同學之間相互指點，在一起討論問題，交換意見，使我受益非淺。在此感謝幫助過我的同學。 在整個設計過程中，設計過程中所用到的工具書、參考資料等，都是由學校圖書館提供，因為對學校圖書館的很多相關圖書的查閱，我從中得到了很多設計方面的專業(yè)知識和設計方面的數(shù)據(jù)，感謝學校給予我們良好的工作與學習環(huán)境感謝，也感謝學校圖書館所有工作人員的默默支持。 感謝大學四年來對我學習、生活的關心和幫助的所有老師及共同走過四年同窗的同學。在這里請接受我誠摯的謝意！ 最后還要感謝所有的答辯老師，你們辛苦了，在百忙之中還有抽時間來指導我們的畢業(yè)設計，在此向你們表示衷心的感謝！