玉米收獲機摘穗機構(gòu)設(shè)計

玉米收獲機摘穗機構(gòu)設(shè)計,玉米收獲機摘穗機構(gòu)設(shè)計,玉米,收獲,收成,機摘穗,機構(gòu),設(shè)計 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學(xué) 全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 玉米收獲機摘穗機構(gòu)設(shè)計 CORN HARVEST MACHINE PICKING MECHANISM DESIGN 學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 年級專業(yè)及班級：2009級農(nóng)業(yè)機械化及其自動化(一)班 指導(dǎo)老師及職稱： 學(xué) 院：工學(xué)院 湖南?長沙 提交日期：2013年 5月  湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計 誠 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論設(shè)計是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權(quán)爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計作者簽名： 年 月 日 目 錄 摘要……………………………………………………………………………1 關(guān)鍵詞……………………………………………………………………………1 1前言……………………………………………………………………………2 1.1課題的目的………………………………………………………………………2 1.2國內(nèi)外動態(tài)………………………………………………………………………2 1.2.1國外的發(fā)動態(tài)…………………………………………………………………2 1.2.2國內(nèi)的發(fā)展動態(tài)………………………………………………………………2 1.3玉米收獲機摘穗形式分類………………………………………………………3 1.3.1立式摘穗輥型玉米收獲機……………………………………………………3 1.3.2臥式摘穗輥型玉米收獲機……………………………………………………3 1.3.3摘穗板型玉米收獲機…………………………………………………………4 2 研究的主要內(nèi)容……………………………………………………………………4 2.1摘穗機構(gòu)設(shè)計……………………………………………………………………4 2.2.1 摘穗形式的確定………………………………………………………………4 2.1.2總體方案的擬定………………………………………………………………4 3主要工作部件的設(shè)計………………………………………………………………5 3.1拉莖輥的結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………………………5 3.1.1拉莖輥的直徑設(shè)計……………………………………………………………7 3.1.2拉莖輥的轉(zhuǎn)速、間隙、長度的確定…………………………………………8 3.1.3螺旋筋的設(shè)計…………………………………………………………………8 3.2摘穗板的結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………………………………………………8 3.3拉莖輥、摘穗板具體設(shè)計方案…………………………………………………8 4傳動方案的確定及設(shè)計計算………………………………………………………9 4.1摘穗傳動箱的設(shè)計………………………………………………………………9 4.2軸的校核…………………………………………………………………………12 4.2.1按扭矩初步確定軸徑…………………………………………………………13 4.2.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………………………13 4.2. 3軸的強度校核…………………………………………………………………15 4.3滾動軸承的設(shè)計計算……………………………………………………………16 4.3.1軸承載荷校核…………………………………………………………………17 4.3.2軸承壽命校核…………………………………………………………………17 4.4平鍵的選擇與計算………………………………………………………………17 4.5刮板式輸送裝置的設(shè)計…………………………………………………………18 4.6機架的結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………………………………………………19 5總結(jié)…………………………………………………………………………………20 參考文獻(xiàn)………………………………………………………………………………20 致謝…………………………………………………………………………………21 玉米收獲機摘穗機構(gòu)設(shè)計 學(xué) 生： 指導(dǎo)老師：（湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院，長沙410128） 摘 要：玉米作為我國第二大農(nóng)作物，與之相對應(yīng)的我國玉米收割機發(fā)展比較遲滯。本文的出發(fā)點正鑒于此，著重分析玉米收獲機的摘穗機構(gòu)，玉米收獲機摘穗機是整個玉米收獲機械的核心部件，它最大程度地決定了玉米成熟期機械收獲作業(yè)質(zhì)量。 本文對玉米收割機摘穗機構(gòu)進行了整體的機構(gòu)理論研究。分析國內(nèi)外的各種型號玉米收割機的不同摘穗方式，選擇一種合理使用的摘穗方式，并對其中的關(guān)鍵部位進行了設(shè)計計算，主要包括拉莖輥、摘穗板和傳動機構(gòu)的設(shè)計，保證了機構(gòu)運行的可靠性。 關(guān)鍵詞：拉莖輥；摘穗板；傳動機構(gòu)；收獲機 Corn harvest machine picking mechanism design Student：Peng Chi Tutor：Wen Wei （college of engineering institute，Hunan Agricultural University，Changsha 410128，China） Abstract：Corn as the second largest crop in our country, compared with the corresponding development of China's corn harvester of hysteresis. The starting point of this article is in view of this, focusing on the analysis of corn harvester pick guangzhou agency, corn harvester picker is the core parts of the corn harvest machine, it will determine the maximum mechanical harvesting operation quality corn ripening stage. In this paper, ear of corn harvester picking mechanism has carried on the overall organization theory research. Analysis of various models at home and abroad different picking ears of corn harvester, choose a reasonable use way of picking ears, and the key parts for the design and calculation, mainly including stem roller, pick the ear plate and the transmission mechanism design, ensure the reliability of the operation. Key words: Pull stem roll；Pick the ear plate；Transmission mechanism；harvester 1 前言 玉米收獲機是在玉米成熟或接近成熟時，根據(jù)農(nóng)藝要求，用機械來完成對玉米秸稈收割的作業(yè)農(nóng)機具。 是針對新型能源開發(fā)和減輕農(nóng)民朋友勞動強度而研究開發(fā)的一種新型農(nóng)業(yè)機械，一種價格低廉適合農(nóng)村小四輪普及，配套就能收割玉米秸稈的農(nóng)業(yè)機械。它縮短了農(nóng)民朋友的勞動周期，讓人們從繁重的體力勞動解放出來[1]。 玉米收獲機主要由摘穗裝置、果穗輸送裝置、剝苞葉裝置、玉米秸稈和根茬處理裝置組成。用玉米收獲機，一次完成摘穗、剝皮、摘穗，同時進行秸稈處理等多項作業(yè)，然后將不帶苞葉的果穗運到場地，經(jīng)晾曬后進行脫粒。其工藝流程為：摘穗-剝皮-秸稈處理[2]。 1.1 課題的目的 中國的玉米收獲一直處于一個落后的階段，甚至沒有走出模仿與測繪的階段，在玉米種植面積世界第二的中國，急需解決玉米機械收獲的問題,用機械化收獲代替?zhèn)鹘y(tǒng)的手工收獲勢在必行，也是現(xiàn)代農(nóng)業(yè)發(fā)展的最終形式，這是加快中國農(nóng)業(yè)機械化的一個重要環(huán)節(jié)和必須的過程。本課題通過理論設(shè)計希望能夠為玉米收獲機的研發(fā)提供一些建議，立足中國的玉米機械收獲的現(xiàn)狀，展開研究，盡可能的去除和降低影響玉米摘穗裝置的所有不利因素和條件，盡快實現(xiàn)玉米收割的機械化，推動玉米收獲機械行業(yè)的快速發(fā)展，縮短與歐美發(fā)達(dá)國家之間的差距，進而為實現(xiàn)中國的農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化邁向重要的一步。 1.2 國內(nèi)外動態(tài) 1.2.1 國外的發(fā)展動態(tài) 國外玉米收獲機的研究與生產(chǎn)技術(shù)已經(jīng)成熟，目前美國、德國、烏克蘭、俄羅斯等西方國家，玉米的收獲（包括籽粒和秸稈青貯）已基本實現(xiàn)了全部機械化作業(yè)。由于其種植方式多為一年一季種植，收獲時玉米籽粒的含水率很低，大多數(shù)國家均采用玉米摘穗并直接脫粒的收獲方式。如美國的John Deere 公司、Case公司、德國的Mengle公司、道依茨公司等的玉米聯(lián)合收獲機，絕大部分是在小麥聯(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(zhuǎn)速和脫粒間隙進行玉米的聯(lián)合收獲[3]。 1.2.2 國內(nèi)的發(fā)展動態(tài) 近二十年來，我國相繼引進了一些國外機型，如美國Case公司的聯(lián)合收獲機換裝玉米割臺，一次作業(yè)可完成玉米摘穗、脫粒的作業(yè)。由于我國北方玉米產(chǎn)區(qū)尤其是小麥、玉米一年兩茬輪作種植區(qū)，玉米收獲時籽粒含水率高達(dá)35%以上[4]，采用直接脫粒方式收獲，籽粒破碎率十分嚴(yán)重，據(jù)1980年9月在河北省欒城縣萬畝方試驗站測定，美國Case公司的1440型聯(lián)合收獲機換裝玉米割臺后收獲玉米時，籽粒破碎率平均為14%，最高達(dá)到30%，總損失率達(dá)到20%[5]。而且這種直接脫粒的收獲方式也不利于玉米后熟，使產(chǎn)量降低，并且玉米的莖稈不能粉碎還田或回收利用[3]。因此這類機具不適應(yīng)我國兩茬輪作種植區(qū)高含水率玉米的收獲作業(yè)。 1.3 玉米收獲機摘穗形式分類 1.3.1 立式摘穗輥型玉米收獲機 立式摘穗輥型玉米收獲機是指摘穗輥與地面的水平夾角大于60。配置的玉米收獲機，作業(yè)過程：玉米植株從根部被切斷后，由夾持部分夾持送往摘穗部分，最后進入相對旋轉(zhuǎn)的摘輥中，在擠壓和沖擊的雙重作用下將玉米果穗摘掉；果穗掉落進入升運器被送往果穗箱(或剝皮裝置)，秸稈等則由后面的粉碎裝置粉碎還田，或切碎回收，沒有粉碎裝置的便整株放鋪在地面。 這種機型的優(yōu)點是：收獲損失率小、秸稈處理方便。其中玉米收獲機的收獲損失包括落粒損失和落穗損失兩種情況。落粒損失存在于整個的收獲過程中，在摘穗環(huán)節(jié)比重占得最大，這是由摘穗時果穗與摘輥之間的碾壓和碰撞所造成的。立式摘穗輥型玉米收獲機的摘穗輥是前傾的，果穗被摘落后會直接落入到升運器中，沒有經(jīng)過碾壓過程，因此落粒損失較少。玉米秸稈作為可再生資源，可以粉碎還田，也可以用作燃料、或飼料、還可作為建筑材料和輕工原料等。因此，對玉米收獲后之后的秸稈，處理方式也會有不同的要求。立式摘穗輥相對來說后面的空間開闊，所以配置不同的秸稈處理部件相對簡單。例如，如果安裝粉碎還田的裝置就可實現(xiàn)秸稈的粉碎還田，如果安裝了切碎拋送裝置就可實現(xiàn)莖稈的切段回收，如果安裝鋪放裝置就可實現(xiàn)整株秸稈的回收利用。當(dāng)然也存在缺點，那就是結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜并且工作的可靠性不好。 1.3.2 臥式摘穗輥型玉米收獲機 臥式摘穗輥型玉米收獲機是指摘穗輥與地面的水平夾角成25。~35。。左右配 置的玉米收獲機。工作過程是：玉米植株通過導(dǎo)錐進入相對旋轉(zhuǎn)的摘輥中，在與之?dāng)D壓和沖擊的共同作用下玉米果穗被摘掉；通過升運器把掉落的果穗送往果穗箱(或剝皮裝置)，秸稈則被放置在地面或被后面的粉碎器粉碎還田[6]。 優(yōu)點：由于結(jié)構(gòu)較為簡單，所以作業(yè)時候的可靠性較高，并且這種機型是目前我國研制和生產(chǎn)的玉米收獲機的主要機型。缺點：作業(yè)時摘穗損失較大并且秸稈處理方式相對單一。由于摘穗輥為臥式配置，所以摘落的果穗不能馬上進入果穗升運器，果穗和摘穗輥的接觸時間過長，摘輥會對果穗的反復(fù)沖擊和擠壓，從而造成斷穗和籽粒損傷增加。另外，由于臥輥式玉米收獲機摘穗部件下方的可用空問相對較小，所以對秸稈的多用途處理很難實現(xiàn)[7]。 1.3.3 摘穗板型玉米收獲機 摘穗板是20世紀(jì)70年代以后新興的～種新型摘穗機構(gòu)，它與臥式摘穗輥型收獲機在結(jié)構(gòu)上類似，也是站稈式摘穗，莖稈粉碎還田，或平鋪在田間待回收利用，是在臥式拉莖輥的正上方安裝摘穗板而成。 這種機型的優(yōu)點：摘穗損失率較小，其實摘穗板型玉米收獲機正是為了克服臥式摘穗輥型收獲機存在的摘穗損失大這一缺點而改造設(shè)計而成的。作業(yè)時由摘穗板下面的拉莖輥牽引著莖稈向下，當(dāng)果穗與摘穗板之間接觸時產(chǎn)生沖擊力，果穗便這樣被摘落。過程當(dāng)中果穗與拉莖輥并沒有發(fā)生接觸，所以，從這個角度考慮，它減少了摘穗損失率。缺點：摘穗力量大，拉斷或折斷的秸稈會比較多。摘穗板型玉米收獲機摘穗時依靠的主要是摘穗板在運動中對果穗產(chǎn)生的沖擊。所以當(dāng)果穗上的果柄與秸稈的連接強度大于秸稈間的斷裂強度時，斷秸稈便由此產(chǎn)生。特別是有玉米螟等病蟲害的季節(jié)，斷秸稈會更容易出現(xiàn)。由于斷秸稈在處理上相對困難，會給之后的輸送、剝皮及清選等環(huán)節(jié)帶來不少麻煩。據(jù)有關(guān)試驗數(shù)據(jù)表明證明，摘穗板型收獲機在收獲玉米時，果穗箱中出現(xiàn)的斷秸稈大約20％～30％左右[8]。 2 研究的主要內(nèi)容 分析玉米收獲機的摘穗機構(gòu)，以摘穗板、拉莖輥的方式為主要研究內(nèi)容。確定輸送裝置的形式及其結(jié)構(gòu)參數(shù)，設(shè)計繪制部裝圖和若干零件圖。對工作核心部件摘穗機構(gòu)的摘穗板和拉莖輥進行設(shè)計繪制，對主要零部件進行校核計算。 2.1 摘穗機構(gòu)的設(shè)計 2.1.1 摘穗形式的確定 摘穗機構(gòu)有立式摘穗輥型，臥式摘穗輥型和摘穗板型三種主要型號，每種型號都有不同的特點和適用地況，需要選取一個比較合理的和應(yīng)用較為普遍的結(jié)構(gòu)形態(tài)進行研究和分析改進，因此需要對這三種摘穗機構(gòu)進行分析篩選，選出一種進行理論設(shè)計研究。由拉莖輥與摘穗板組合式的摘穗機構(gòu)，收獲損失小，籽粒破損率低，生產(chǎn)率高，因此選為研究的對象。 2.1.2 總體方案的擬定 為了與國內(nèi)的實際情況相匹配，不能一味照搬國外的數(shù)據(jù)，因此，需要實際的考察國內(nèi)的農(nóng)用動力機械，主要是指與摘穗機構(gòu)配合的拖拉機的馬力等配套設(shè)施。因為中國農(nóng)村多以小型拖拉機形式為主，所以本設(shè)計主要從簡單的小馬力的拖拉機作為動力源進行設(shè)計。 與拖拉機聯(lián)接方式：懸掛式； 摘穗輥型式：摘穗板拉莖輥組合 配套動力：18—25馬力拖拉機； 工作行數(shù)：2行： 作業(yè)速度：4—6(km／h) 圖1 整機示意圖 Fig1 The whole machine schematic diagram 1.邊傳動箱 2.摘穗傳動箱 3.拉莖輥 4.果穗輸送機 5.摘穗板 6.機架 1. Edge transmission case 2. Pick the spike transmission case 3. Pull stem roll 4. Ear conveyor 5. Pick the ear plate 6. The chassis 整機采用懸掛式作業(yè)方式，摘穗部件采用摘穗板拉莖輥的組合方式。其工作過程如下：分禾器從根部將莖稈扶正并導(dǎo)向撥禾鏈。撥禾鏈將莖稈引向摘穗板和拉莖輥的間隙中。每行有一對拉莖輥；將莖稈強制向下方拉引。在拉莖輥的上方設(shè)有兩塊摘穗板。兩板之間的間隙（可調(diào)）較果穗直徑為小，便于將果穗摘落。 3 主要工作部件的設(shè)計 3.1 拉莖輥的結(jié)構(gòu)設(shè)計 在設(shè)計拉莖輥之前，我們需要了解的是拉莖輥的工作原理和一些必要的參數(shù)情況，下面將逐一介紹。 拉莖輥一般由前后兩段組成，前段為帶螺紋的錐體，主要起引導(dǎo)和輔助喂入作用。后段為拉莖段，其斷面形狀有四葉輪形、四棱形、六棱形等幾種[9]。 玉米收獲機需要完成摘穗過程的基本條件 （1）能抓取莖稈的基本條件，下圖所示為拉莖輥抓取玉米莖稈時的簡化示意圖。 圖2 拉莖輥抓取秸稈的條件 Fig2 Pull stem roller scraping of the straw 設(shè)兩拉莖輥為圓柱形斷面，當(dāng)秸稈在喂入機構(gòu)的作用下與拉莖輥接觸時，拉莖輥對秸稈端部便產(chǎn)生支反力N和抓取力T，拉莖輥能抓取秸稈的條件是Tx＞Nx,即 Tcosa＞Nsina （1） 而 T=Nu 式中，u----拉莖輥對秸稈的抓取系數(shù)； a----對秸稈的起始抓取角。 代入上式得 Nucosa＞Nsina （2） 簡化得 u＞tana 即拉莖輥對秸稈的起始抓取角a的正切值應(yīng)小于對秸稈的抓取系數(shù)u[10]。 （2）摘穗板擋下果穗的條件 拉莖輥在工作中不斷向后方拉引秸稈，而果穗被摘穗板擋住。當(dāng)拉引秸稈的力大于秸稈前進阻力和果穗摘斷力時，則果穗被拉斷，落在摘穗板上。滿足此條件的受力分析如下圖所示。 圖3 擠落果穗的受力分析 Fig3 Push down the force analysis on the ear 設(shè)拉莖輥對秸稈的水平拉引力為Tjx，秸稈進入拉莖輥的阻力為Njx，拉斷果穗所需的力為Rg，則拉斷果穗的條件為 Tjx—Njx＞Rg／2 （3） 即 Tjcosa—Njsina＞Rg／2 Nj（Ujcosa—sina）＞Rg／2 Nj= Njx／cosa Njy（Uj—tana）＞Rg／2 式中，a----拉莖輥對秸稈的平均摘取角； Uj----拉莖輥對秸稈的抓取系數(shù)； Rg----果穗的拉斷力，R=385～527N（前者為果穗從穗柄上的拉斷力，后者為果穗連同穗柄從秸稈上的拉斷力）； NJY----拉莖輥對秸稈的垂直擠壓力，與秸稈壓縮率成正比，與拉莖輥間隙的選擇有關(guān)。 3.1.1 拉莖輥的直徑設(shè)計 拉莖輥的直徑和工作間隙直接影響拉莖輥對莖稈的抓取能力和摘穗效果，有兩種情況，其一直徑大，則有利于莖桿的抓取，但秸稈容易拉斷，形成斷秸稈多。其二如果直徑過小，則會對莖稈的抓取能力有所降低，根據(jù)田間的試驗和預(yù)試驗的結(jié)果表明，拉莖輥的直徑選取80～102毫米的時候摘穗效果達(dá)到最好，在本設(shè)計中，取拉莖輥直徑為80[11]。 3.1.2 拉莖輥的轉(zhuǎn)速、間隙、長度的確定 據(jù)有關(guān)數(shù)據(jù)顯示，拉莖輥的線速度v是拉莖輥能保證正常工作的重要因素，當(dāng)v過小時，容易對拉莖輥輥造成堵塞；當(dāng)v過高時，會增加落損失。一般將拉莖輥的轉(zhuǎn)速定位800～1022轉(zhuǎn)／分，本設(shè)計取800轉(zhuǎn)／分，拉莖輥的水平傾角與臥式摘穗輥相近，為25?！?5。，拉莖輥的間隙可調(diào)，為20～30毫米。拉莖輥前段為帶螺旋的錐體，起引導(dǎo)和輔助喂入作用，后段為拉莖段，防止秸稈堵塞，拉莖輥的工作長度在各機型上差別較大，但多數(shù)為600～800毫米，考慮到本摘穗機構(gòu)較小，取長度600mm[12]。 3.1.3 螺旋筋的設(shè)計 螺旋筋一般是焊接或者直接鑄造在拉莖輥體上的螺旋突起，在設(shè)計的理論上，它分別起到兩個作用，一是有效的向下拉伸玉米的莖稈并使之順利的通過拉莖輥輥，二是起到一個類似螺旋推進器的作用，使玉米莖稈向后運動而不會出現(xiàn)堵塞情況[13]。所以需要螺旋筋的升角與玉米莖稈在拉輥間的運動存在有很大關(guān)系。同時螺旋筋升角的選擇還與摩擦角有關(guān)。 玉米莖稈運動在拉莖輥間隙，產(chǎn)生的向后的動力主要是靠螺旋筋旋轉(zhuǎn)側(cè)面而產(chǎn)生的推力，此時的情況相當(dāng)于玉米莖稈滑動在螺旋筋上，因此螺旋筋的升角必須要小于玉米莖稈相對于螺旋筋的自鎖摩擦角，否則將會發(fā)生自鎖現(xiàn)象[14]。于是拉莖輥的材料用封閉的無縫管做主體，外面為45#方剛做成的斜筋，這里螺旋筋的升角選取為25。。 3.2 摘穗板的結(jié)構(gòu)設(shè)計 摘穗板位于拉莖輥的上方，工作寬度與拉莖輥工作長度相同。為減少對果穗的擠傷，常將摘穗板的邊緣制成圓弧形。摘穗板的間隙可調(diào)，入口間隙為22～35毫米，出口間隙為28～40毫米[15]。 3.3 拉莖輥、摘穗板具體設(shè)計方案 根據(jù)以上對拉莖輥原理的分析，并參考國外先進的收獲機型，設(shè)計本機的時，拉莖輥由兩部分組成剛。前段為帶螺旋的導(dǎo)向錐，后段為拉莖端。如圖所示導(dǎo)向錐為拉莖輥輥的導(dǎo)向部分，它的上面是焊接的導(dǎo)向筋具有導(dǎo)向作用，可將玉米秸桿向右輸送進摘穗段，左右拉莖輥的導(dǎo)向筋旋向相反并且相錯開180放置。其中，拉莖段為整個拉莖輥的核心工作部件，絕大部分的果穗摘取段在橫拉莖上完成。它的上面分別焊有主螺旋筋、橫拉莖筋[16]。 (1)螺旋筋具有向后、向下拉動秸桿的作用，并有一定的摘穗作用。 (2)橫拉莖筋的作用，向下快速拉動秸桿以使其達(dá)到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。 4 傳動方案的確定及設(shè)計計算 對于摘穗機構(gòu)傳動部分的設(shè)計，設(shè)計如下所示 圖4 傳動部分示意圖 Fig3 The transmission part of the schematic 1.邊傳動箱輸入動力 2.鏈輪 3.直齒輪 4.軸承N205 5.拉莖輥 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll 4.1 摘穗傳動箱的設(shè)計 在拉莖輥的工作過程中，是一對一起工作的，所以他們的轉(zhuǎn)速是一樣的。齒輪的齒數(shù)也一樣。具體的數(shù)據(jù)為：與之配合的出輪輻已知輸入功率P1=5kw，小齒輪轉(zhuǎn)速，N1=800r／rain，齒數(shù)比u=1，由電動機驅(qū)動，并假設(shè)該機器的工作壽命為5年(設(shè)每年工作50天)，兩班制，并且?guī)捷斔蜋C工作平穩(wěn)轉(zhuǎn)向不變。 圖5 摘穗傳動箱 Fig4 Pick the spike transmission case (1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) ①根據(jù)傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。 ②本變速箱為農(nóng)業(yè)機械配套使用，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度。 ③材料選擇。選擇齒輪材料為45#，齒面滲碳淬火，硬度為40’45HRC。 ④選取齒輪齒數(shù)Z1=Z2=24` (2)按齒面接觸強度設(shè)計 下面的設(shè)計全部參考機械設(shè)計第二冊上的計算公式[18]。 由設(shè)計公式進行試算，即 （4） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 選擇載荷系數(shù)Kt=1.3 計算齒輪傳遞的扭矩 T1=95.5105P1／n1=95.51055／800N·mm=5.969104N·mm 由機械設(shè)計手冊選取齒寬系數(shù)=0.4 由機械設(shè)計手冊查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 由機械設(shè)計手冊按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa： 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=N2=60n1jLh=60800l (28405)=1.536108 由機械設(shè)計手冊查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=0.90 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)s=1，由式得 （3）計算 計算齒輪分度圓直徑dt，代入的值： （5） （8） =115.52mm 計算圓周速度v V= =4.83m／s 計算齒寬b b==0.4115.52mm=46mm 計算齒寬與齒高之比b／h 模數(shù)： Mt=dt／z1=115.52／24mm=4.8mm 齒高： h=2.25mt=2.254.8mm=10.8mm b／h=4.25 計算載荷系數(shù) 由v=3.53m／s，7級精度，得動載系數(shù)kv=.1.12 因為是直齒輪，假設(shè) KaFt／b＜100Nmm 得： KHa=Kfa=1.2 使用系數(shù)Ka=1；7級精度，齒輪相對支承非對稱布置時， KHb=1.12+0.18（1+0.6）+0.2310-3b 將數(shù)據(jù)代入后得： KHb=1.12+0.18（1+0.60.42）0.42+0.2310-384.433=1.166 由于： b／h=4.25，KHb=1.423，KFb=1.35 故載荷系數(shù)： K=KAKVKHakHB=11.121.21.166=1.56 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓的直徑， 計算模數(shù)m； m=d1／z1=122／24=5mm （4）幾何尺寸計算 計算分度圓直徑： d1=d2=mz=245mm=120mm 計算中心距： a=（d+d2）=（120+120）／2=120mm 計算齒輪寬度 b=d1=0.4120mm=48mm 取B1=B2=48mm 驗算 =978.5N N／mm=20.38N／mm＜100 N／mm 結(jié)論：合格。 4.2 軸的校核 傳動軸示意圖如下 圖6 主傳動軸 Fig5 The main drive shaft 如圖所示傳動軸的剛度和強度是否滿足要求是整個變速箱能否正常工作的核心。所以，本文對軸的剛度和強度進行理論分析和計算。 鏈輪傳遞的功率p=6馬力，齒輪傳遞的功率p=3馬力，轉(zhuǎn)速n=800r／min，齒輪的齒寬B=26mm，齒數(shù)z=24，模數(shù)=4. 4.2.1 按扭矩初步確定軸徑 選擇軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，得材料械性能數(shù)據(jù)為： =650MPa，=360MPa，=270MPa =155MPa，E=2.15105 MPa 初步計算軸徑，由于材料為45鋼，取A=115，則得 dmin==21.2mm 考慮到加鍵，需將其軸徑增加，故取直徑為25mm。 4.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 選擇軸承為圓柱滾子軸承N205型[20]，為便于軸承的裝配，取軸承處的直徑Ⅰ為25mm，軸肩的尺寸設(shè)計為91mm 裝齒輪處的軸徑Ⅱ為25mm，適合直齒輪的安裝，選擇的平鍵尺寸為bxhxL=8mmx7mmx48mm，軸肩應(yīng)該比其長，取d2的尺寸為134mm 在Ⅲ處選擇圓柱滾子軸承N206型，根據(jù)其尺寸，可取Ⅲ為34mm，Ⅲ段長42mm 在Ⅳ處要進行軸肩定位，故尺寸大于Ⅲ，取36mm，根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，取軸環(huán)寬度為32mm。 在Ⅴ處軸要與拉莖輥進行配合，選擇的平鍵尺寸為bxhxL=10mmx8mmx30mm，取該處軸徑34mm，長度長于L，取40mm。 （1）軸的受力分析 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1==26360N.m 齒輪的圓周力 Ft==549.17N 齒輪的徑向力 Fr= Fttanan=549.17tan20。=199.88N 鏈輪所產(chǎn)生的圓周力 Fo==576.81N （2）求支反力 在水平平面內(nèi)的支反力 由ΣMA=0 得 Rcy（a+b）-Fra=0 （7） Rcy==58.79N RAY=Fr-RCY=199.88-58.79=141.09N 在垂直平面內(nèi)的支反力 由ΣMA=0 得 Fta-RCZ(a+b)=0 （8） RCZ==161.52N 由ΣM=0得 RAZ=Ft-RCZ=549.17-161.52=387.65N 由于F0的作用，在支點A,C的支反力 由ΣM=0 得： F0c-RAO(a+b)=0 （9） RAO==757.77N Rco=Fo+RAO=576.81+757.77=1334.58N 作彎矩和扭矩圖 齒輪的作用力在水平平面的彎矩 MBZ=RAZa=387.65 0.03=11.63 N.m 齒輪的作用力在垂直平面的彎矩 MBY=RAYa=141.090.03=4.23 N.m 由齒輪作用力在B截面作出的最大合成彎矩 M．B==12.38 N.m 由Fo作用而作出的彎矩 MBO=Foc=576.810.134=77.29 N.m 該彎矩的作用平面不定，但當(dāng)其與上述合成彎矩共面時是最危險情況。這時其彎矩為二者之和，則截面B的最大合成彎矩為 MB=M.B+MBO=12.38+38.65=51.03 N.m 計算扭矩 T1=26.36 N.m T2=79.08 N.m 圖7 扭矩圖 Fig6 The torque figure 4.2.3 軸的強度校核 （1）確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖、扭矩圖如下圖所示，截面C處彎矩最大，且有軸承配合引起的應(yīng)力集中；截面B處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應(yīng)力集中，故屬于危險截面。現(xiàn)對B截面進行強度校核。 （2）安全系數(shù)校核計算 由于該軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動循環(huán)的剪應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅值為： 式中 W——抗彎斷面系數(shù)，由機械設(shè)計手冊得 由于是對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力m=0， =2.62 式中一45鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，得=270MPa K一正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)， K=1.5，按配合K=1.6，故取K=1.6 一表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)過車削加工，由機械設(shè)計手冊查得=0.90 ε一尺寸系數(shù)，由機械手冊查得 ε=0.89[22] 剪應(yīng)力幅值為 =4.72MPa 式中 Wp—抗扭斷面系數(shù) 由機械手冊查得： Wp=2.79cm3=2.7910-6m3 式中—45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限， =155MPa K—剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，K=2.5 —表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)過車削加工后，得=0.90 ε一尺寸系數(shù)，由機械手冊查得 ε=0.89[23] —平均應(yīng)力折算系數(shù)，查得=0.21 軸B截面的安全系數(shù) =2.34 S=1.3—2.5 結(jié)論：該B截面是安全的 此時軸的校核已經(jīng)完成。 已經(jīng)得到了軸的安全性結(jié)論，但是我們并不能直接的看到軸的各個部位的受力情況，只能憑空想象其中的受力情況，會給有關(guān)軸的研究和分析帶來一定的困難和阻礙，不利于研究工作的下一步進行。以此為出發(fā)點，為了解決這一問題，根據(jù)以上計算結(jié)果，為了更直接的看到軸的各部分的受力情形，需要繪制一個軸的載荷分布圖7。從該圖中可以將計算數(shù)據(jù)變的非常直觀化，這樣可以更明顯的看到各部分的受力大小、扭矩的大小和危險截面。圖7中提供了軸的示意圖，軸的受力簡化圖和軸的受力分析圖。使抽象的數(shù)據(jù)具體化。通過該圖我們可以直觀的看到軸的各個部份所承受載荷的緊密程度、扭矩的大小，可以為后續(xù)的繼續(xù)分析工作提供一個較好的借鑒和參考。同時也可以為以后關(guān)于傳動軸部分的改進提供一個良好的前提。 4.3 滾動軸承的設(shè)計計算 已知裝軸處軸徑d1=25mm，d2=34mm，轉(zhuǎn)速n=800r／min，選用圓柱滾子軸承N205E，軸承支座反力Ra=757.77N，Rc=1334.58N據(jù)此可分別求出裝配在A，C處兩個軸承所承受的徑向載荷Far、Fbr Far=Ra=757.77N Fbr=Rb=1334.58N 4.3.1 軸承載荷校核 對深溝球軸承，其徑向基本額定載荷 (10) 式中Cr—基本額定載荷，查表6-2[24]的Cr=27.5KN —載荷系數(shù)，查表16-6取=1 P—當(dāng)量動載荷 —溫度系數(shù)，查表8-14的=1 —基本額定壽命，本機預(yù)設(shè)壽命=6000h N—軸承轉(zhuǎn)速，n=800 r／min ε—壽命指數(shù)，對球軸承ε=10／3 將以上數(shù)據(jù)代入上式，得 得 P==3787.8N 故在規(guī)定的條件下，N205E，N206E軸承可承受的最大徑向載荷為3787.8N，大于軸承實際承受的徑向載荷Fbr=1334.58N。故所選軸承合格 4.3.2 軸承壽命校核 當(dāng)量動載荷 P=fp（XFr+XFa） (11) 式中 Fr—徑向載荷， Fa—軸向載荷，兩軸承的軸向載荷均為0N 查表8-17的X=1 于是可計算兩軸承的當(dāng)量動載荷： Pa= fpXFar=11757.77=757.77N Pb=fpXFbr=111334.58=1334.58N 驗算軸承的壽命Lh Lah==3.16105h＞8000h Lbh==5.75104h＞8000h 由壽命校核結(jié)果可以看出兩軸承的壽命均大于設(shè)計壽命，故所選軸承合格。 4.4 平鍵的選擇與計算 （1） 類型選擇 ：選A型鍵 （2） 尺寸選擇：查表4-1選擇軸1、2段平鍵bhL=10mm8mm80mm、5段平鍵bhL=8mm7mm30mm （3）強度驗算:查表得需用應(yīng)力σp=60MPa 1、2段鍵與鍵槽接觸長度：l=L-b=70mm =22.59MPa＜=60MPa 式中d—鍵槽處的軸徑 h—平鍵的寬度 T—轉(zhuǎn)矩 5段鍵與鍵槽接觸長度：l=L-b=22mm =27.38MPa＜=60MPa 由校核結(jié)果可得鍵的擠壓應(yīng)力均小于許用擠壓應(yīng)力，故此鍵能安全工作。 4.5 刮板式輸送裝置的設(shè)計 刮板式輸送裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計 本機采用刮板式輸送裝置為果穗的輸送方式，輸送裝置由輸送槽體、主動軸和被動軸、主被動鏈輪及滾子鏈和滾子鏈上方安裝的橡膠刮板組成。輸送槽體由鋼板、帶鋼、角鐵焊合而成，是輸送槽的主骨架其中，輸送槽主動鏈輪位于升運器前端，被動鏈輪在后端。 （2） 擋板式升運器的工作參數(shù)的確定 由相關(guān)資料實驗得輸送機額定功率為2馬力 由整機的作業(yè)速度和玉米的實際株距確定其速度為2.8m/s 根據(jù)統(tǒng)計資料可知，玉米穗長度一般情況下不超過200毫米，故可定輸送槽的寬度為230毫米左右。 圖7 刮板式輸送裝置 Fig7 Scraper conveyer 1.主動鏈輪 2.主動軸 3.輸送槽體 4.被動軸 5.橡膠刮板 1. The drive sprocket 2. Drive shaft 3. Conveying tub 4. Driven shaft 5. Rubber scraper 4.6 機架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 本機的機架由支撐架，機架板組成，摘穗板固定在機架上。機架德文前端用來固定傳動箱，機架的中部放置拉莖輥和刮板式運輸裝置，在下部分安放撥禾鏈輪以及撥禾箱等。機架在設(shè)計的時候出了在固定位置和承重的部位采用方鋼外，其他的部位一般采用一定厚度的鋼板即可滿足需要，這樣可以降低配重，使得整機的結(jié)構(gòu)更加合理化，機架結(jié)構(gòu)如下圖所示[25]。 圖8 機架圖 Fig8 Frame figure 因為本設(shè)計主要針對摘穗部分進行設(shè)計，所以關(guān)于機架的設(shè)計就此簡單的介紹。 5 總結(jié) 該課題設(shè)計的玉米摘穗機構(gòu)主要有摘穗部件和傳動箱組成，主要完成玉米果穗的摘取過程，本次設(shè)計結(jié)論： 1、該機的摘穗方式為拉莖輥與摘穗板的組合方式，其中拉莖輥并沒有采用傳統(tǒng)的四棱形或四葉輪式，而是參照摘穗輥的形式，充分利用摘穗輥拉莖能力強，工作效率高的特點。同時與摘穗板的結(jié)合可以最大限度的減少對果穗的沖擊，實現(xiàn)效率的最大化。 2、對主要的傳動機構(gòu)進行設(shè)計分析，對直齒輪和主傳動軸進行受力分析，并進行設(shè)計和校核。 3、繪制出各零件圖和裝配圖，撰寫設(shè)計說明說。 參考文獻(xiàn) [1]李寶筏.農(nóng)業(yè)機械學(xué)[J].湖南農(nóng)機，2009(13)：188 [2]張立才.淺談玉米機械收獲技術(shù)發(fā)展對策[J].中國農(nóng)機監(jiān)理，2008，(3)：34～35 [3]孫進良，劉師多，丁慧玲.我國玉米收獲機械化的應(yīng)用現(xiàn)狀與展望[J].農(nóng)機化研究，2009,(3):35 [4]涂銘昌.玉米收獲機發(fā)展現(xiàn)狀、存在問題及解決途徑[J].湖南農(nóng)機,學(xué)術(shù)版，2008，(2):45 [5]于志剛,王洪濤.我國玉米收獲機械化分析[J].農(nóng)機使用與維修，2008，(6)：82～83 [6]曹文,丁俊華,李在臣.玉米摘穗裝置的設(shè)計研究[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2009，(1)：40～44 [7]崔黎明.提高玉米聯(lián)合收獲機的適應(yīng)性和可靠性[J].農(nóng)機機械，2001，(1)：34～40 [8]劉長福,孫秉榮.玉米收獲機適應(yīng)性影響因素及解決方法探討[J].漢中科技，2008，(6)：66 [9]侯鈞.皮帶輸送機的設(shè)計和改制[J].內(nèi)蒙古農(nóng)業(yè)科技，2006，(B12)：70～71 [10]張明濤,呂新民，劉洋.玉米摘穗裝置的研究設(shè)計[J].農(nóng)機化研究，2008，(3)：116～118 [11]劉水長，張勇，李磊.我國玉米機械化收獲現(xiàn)狀及對策[J].農(nóng)機化研究.2008，(10)：120 [12]陳紅杰,王賓.玉米收獲機的區(qū)域適用性問題分析[J].農(nóng)機科技推廣，2009，(2)：59～6l [13]盛宏達(dá),陸志偉.發(fā)展玉米收獲機械化有待解決的問題[J].農(nóng)機使用與維修，2008，(2)：66 [14]張士軍.臥、立式玉米收獲機淺議[J].山東農(nóng)機，2002，(5)：9～10 [15]劉長福,孫秉榮.玉米收獲機適應(yīng)性影響因素及解決方法探討[J].漢中科技，2008，(6)：88 [16]董偉權(quán),馬興.我國現(xiàn)行玉米收獲機械標(biāo)準(zhǔn)執(zhí)行中存在問題的探討[J].農(nóng)業(yè)科技與裝備，2009,(3)；78～80 [17]宋林平.玉米收獲機的分類與摘穗機構(gòu)[J].農(nóng)機推廣與安全，2006，(5)：26～28 [18]中國農(nóng)業(yè)機械化科學(xué)研究院，農(nóng)業(yè)機械設(shè)計手冊(M)：北京：機械工業(yè)出版社，1988：27～30 [19]實用機械設(shè)計手冊上冊，中國農(nóng)業(yè)機械研究院編，北京：機械工業(yè)出版社，1985：99～100 [20]胡偉.我國玉米收獲機械化發(fā)展分析[J].農(nóng)業(yè)技術(shù)與裝備，2008，(1)：16～17 [21]董佑福.我國玉米收獲機械化發(fā)展研究報告[J].當(dāng)代農(nóng)機，2008，(9)：16～18 [22]籍俊杰，劉煥新，郝金魁，吳海巖.聚焦玉米收獲機械化：國內(nèi)外玉米收獲機械發(fā)展綜述 [J].當(dāng)代農(nóng)機，2006，(4)：17～21 [23]玉石.國外玉米收獲機械應(yīng)用現(xiàn)狀和技術(shù)特點[J].當(dāng)代農(nóng)機，2009，(8)：14 [24]閆洪余，陳曉光，吳文福.玉米收獲機械分類解析[J].農(nóng)機化研究，2007，(10)：213～215 [25]于志剛，王洪濤.我國玉米收獲機械化分析[J].農(nóng)機使用與維修，2008，(6)：82～83 致 謝 本論文是在翁偉老師的悉心指導(dǎo)和熱情關(guān)懷下完成的。經(jīng)過半個學(xué)期的學(xué)習(xí)和探索，終于完成了本次任務(wù)。在設(shè)計過程中確實遇到過很多的困難，許多知識是自己不知道或者不明白的，許多數(shù)據(jù)是自己茫然所措的，這個時候就是考驗我們的獨立處理問題的能力，既要查閱前人的文獻(xiàn)來吸取教訓(xùn)，又要大膽敢于肯定自己的新想法。在做畢業(yè)設(shè)計期間由于本人自身知識上的盲點和不足，致使設(shè)計工作走了不少彎路，在翁偉老師的大力幫助和指導(dǎo)下，許多問題才得以解決。 同時也衷心感謝工學(xué)院的老師四年來的教誨，使我完成了人生中的一次充電，在了解專業(yè)知識的同時學(xué)會了思考問題的能力和思維的方式。 在本次設(shè)計中，由于本人只是水平有限，難免存在許多錯誤與不足，敬請各位老師與同學(xué)批評指正，我將汲取經(jīng)驗努力改正，再次對各位老師和同學(xué)們表示衷心的感謝！ 22