小型玉米收获机割台的研究.doc

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1、摘 要摘 要 玉米作为我国主要粮食之一，也是工业上的重要原料，在我国种植面积已到达1.3亿亩。玉米收获机械化水平的提高，进一步增加玉米收获机械生产效率，特别是简化玉米收获机割台的结构，减小能耗,提高传动效率已成为玉米收获机械发展重中之重。 本设计通过分析研究现有玉米收获机，对两行小型玉米收获机的割台进行了优化设计，进一步简化布局，节省成本，降低能耗，提高传动效率。该传动部分主要包括摘穗辊的变速器，摘穗辊与拨禾轮传动的设计使得结构简单紧凑，效率提高。该设计提高玉米收获机的适应性，对普及玉米机收，降低小型玉米收获机的成本和对我国经济和农业的发展具有重要的现实意义。关键词：玉米收获机，割台，减速器，

2、拨禾轮33AbstractAbstract 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 machinery, especially the simplifie

3、d 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 optimized design of the header row two

4、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 structure, improve the efficiency of. Th

5、e 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 Chinas economy and agriculture. Keywords: corn harvest machine, cutter, reducer, reel目 录目 录摘 要1Abstr

6、act（英文摘要）2第一章 引 言51.1 本课题的目的和意义51.2 国内外现状及发展趋势61.2.1 国外玉米收获机械发展状况61.2.2 国内玉米收获机械发展状况71.3 本课题设计的主要内容81.4 本章小结8第二章 总体方案设计92.1 数据调研92.2 总体方案的拟定92.2.1 整体方案设计92.2.2 传动比的设计102.3 本章小结10第三章 传动部分关键部件结构设计及校核113.1 动力输出链传动的结构设计与校核113.1.1 输出链传动的设计计算113.1.2 链轮的结构设计123.2 摘穗辊变速箱主要零件的结构设计与校核133.2.1 摘穗辊变速箱的总体结构及工作原理1

7、33.2.2 锥齿轮传动的结构设计与校核133.2.3 变速箱输入轴的结构设计与校核173.2.4 键的选择与校核203.2.5 箱体的结构设计213.2.6 输入轴透盖的结构设计223.2.7 输出轴透盖、闷盖的结构设计223.3 拖拉机动力与摘穗辊变速器轴之间链传动的结构设计与校核223.3.1 动力输入传动方案的选择223.3.2 套筒滚子链传动的设计计算223.3.3 链轮的结构设计233.3.4 链传动的张紧方式选择设计233.4 摘穗辊与拨禾轮之间的涡轮蜗杆传动设计233.4.1 计算传动比233.4.2 初选几何参数243.4.3 蜗轮输出转矩243.4.4 载荷系数243.4.

8、5 计算m和q243.4.6 主要几何尺寸253.4.7 蜗杆传动强度及刚度验算253.4.8 蜗杆轴的设计253.4.9 蜗杆轴的校核263.5 本章小结29结 论30参考文献32致 谢 信34第一章 引 言第一章 引 言1.1 本课题的目的和意义 玉米在我国的种植范围较广，是一种高产的粮食作物，玉米的营养价值十分丰富，不仅是重要的粮食作物，也是畜牧业发展的重要饲料，同时是食品业的重要原料。因此，玉米产量对于国民经济的各个方面都有着重要的影响。玉米收获是玉米种植生产的最后环节，也是重要的一个环节。加快玉米收获的机械化能有效节省劳动力，提高效率，对农业生产具有极其重要的意义。 玉米收获机械化是

9、农业机械化的重要组成部分，在“十一五”发展规划中已经将其作为了我国农业机械化发展的主攻方向和重点发展对象。我国玉米收获机械化在国家和各级政府相关单位与部门的支持下，迎来了快速发展的大好历史机遇。 实现玉米收获机械化是一项及其复杂的系统工程，需要将科研、生产、推广、管理等纳入这个大系统，把这些工作紧密地集合在一起。首先要把握住产品开发、推广的方向。我国广大农民朋友需要的是能够满足不同农艺要求及性能可靠、操作简便、易于维修、价格适应不同经济发展水平、机械效率高的系列化玉米收获机械，这就要求有关方面应统一规划和制定不同的发展目标，使得各环节工作协调一致共同发展。其次要依靠科技进步，抓住机遇，稳定推进

10、玉米联合收获机在农业机械产品中属于复杂程度较高的机具，它需要一次完成一系列复杂作业工作，涉及到的研发生产技术范围也较广，其设计方面与制造方面都有相当的难度，特别是关键部件的关键技术，除了需要经过长期的理论研究外，还需要大量的试验改进，无论是技术开发还是企业生产都不能逾越生产性试验阶段，科研和技术开发工作更需要加大投入力度。第三，农业、农机等相关部门要加强合作，进行机器与农艺相互配套适应性的研究与讨论，在选用玉米品种和确定最佳种植方式（主要包括玉米种植行距的规范化）上，使玉米收割机与农艺最大可能地紧密结合配套，以便于玉米收获机械的大范围大规模推广应用。 机遇挑战更存的同事，抓住机遇迎接挑战最好

11、的应对之策就是将现有机型进一步优化创新，化繁为简，减少生产成本，提高收获效率。两行小型玉米收获机结构比较简单，通过优化设计，简化传动过程，减少传动链，既能减少传动过程中的能耗，又可以降低制造成本，提高玉米收获及秸秆还田作业质量，节能环保，同时减小机体体积。 通过对各类两行背负式玉米收获机的比较分析，本课题结合实际情况，取长补短，在满足收获要求的前提下，对割台传动部分进行了优化改进设计，使得割台结构进一步简化，减少传动链，对小两行的背负式收获机割台的研究具有重要意义，有利于进一步促进完善玉米收获机械化。1.2 国内外现状及发展趋势1.2.1 国外玉米收获机械发展状况 在国外发达国家，玉米收获机械

12、的研究起步比较早，设计制造技术已经相当成熟，进本实现了玉米收获的全程机械化。世界历史上第一台玉米联合收获机是由澳大利亚昆士兰文巴的艾伦（George Hand）于公元一九二一年设计出来的，后来又经过多次完善和改进，随后一些经济发达国家便在之前的研制基础上逐步开始规模化的生产和使用，直至上个世纪五、六十年代已完全完成玉米收获机械化，玉米生产全过程机械化技术体系已经成熟的应用了许多年。根据总体的设计形式，国外玉米收获机主要有两种：一种专门对玉米果穗进行收获，立陶宛、俄罗斯以及欧洲东部一些国家，玉米在收货时玉米籽粒含水量较高，不宜直接进行脱粒，所以应用专门的玉米摘穗机械只进行摘穗；另一种在小麦或水稻

13、联合收割机上直接换置专用的玉米割台，美国、加拿大所在北美地区的玉米为一年一季种植，种植面积很大，且在收获时玉米籽粒的含水率低，一般是在谷物联合收获机上直接脱粒进行收获， 如美国的Case公司、John Deere公司、德国道依茨公司及Mengle公司等生产的玉米联合收获机，绝大多数是在小麦联合收获机上换装玉米割台，并通过调节脱粒滚筒的转速和脱粒间隙进行玉米的联合收获。伴随着高新科技的不断发展，新理念的不断更新，国外玉米联合收割机正在向着专业化、高适应化、智能化、通用性、和人性化的方向发展。随着卫星定位系统、地理信息分析技术和遥感测控系统的不断完善，玉米联合收获机的自动化程度越来越高。 除此之外

14、玉米联合收获机的驾驶操作越来越人性化，更加注重安全性和舒适性。驾驶室内都配置空调，并且加装安全电子安全系统，隔音效果大幅增强。这些机型结构完善、性能先进、可靠性高，直接引进价格比较昂贵，此外这些机型适用的玉米种植农艺、收获时的状态与我国差别较大，不符合我国国情。但其相关结构的设计、参数的选择可以作为借鉴。1.2.2 国内玉米收获机械发展状况 我国大部分地区的玉米种植特点与欧美等农业机械化技术发达国家相比，有以下三个特点：（1）玉米种植地块小杂;（2）种植行距都不统一;（3）玉米收获期籽粒水份高。 我国经历了从引进外国样机试用、仿制、改进到消化吸收、自行设计两个时期，并取得了很好的效果，目前开

15、发研制的玉米收获机型可以分为三种类型：自走式机型、牵引式机型、悬挂式机型。与国外不同的是，我国的玉米割台与联合收割机配套作业时通常没有脱粒功能。 自走式机型结构尺寸较大，底盘多为在国内已定型生产的小麦收割机底盘上的改进型，搭配动力为两端输出。前端输出通过中间轴，无级变速，齿轮变速箱驱动收获机行走，工作部件由发动机后端驱动，两者相互独立。代表机型有山东巨明4YZ-4型以及春雨4YZ-4型玉米联合收获机。 牵引式机型只有少数企业开发生产，该机型以轮式或履带式拖拉机为动力，可一次完成摘穗、剥皮及秸秆粉碎等功能。由于机组配置较长转弯行走不便需要单独开割道，因而只在大型农场应用较多，小型地块儿使用较少。

16、代表机型有山东国丰4YW-2、天津富康的4YW-Q等。 悬挂式机型有前悬挂、侧悬挂和后悬挂三种，该机型是我国近年来自行研制的产品。我国玉米收获机的开发，表面上呈现机型很多的局面，除少数企业对具体工作部件进行研发外，大多数企业只是进行整机的研制与生产，众多机型在结构参数和收获工艺上区别不大，相似度高，并且机型种类还不完善。雷沃谷神4YZ-4为代表机型。 目前的玉米种植现状，自走式和悬挂式机型应用较广，其中自走式体型较大，制造成本高对于广大农民而言购买力不够。而悬挂式尤其是前悬挂式，其成本较低结构紧凑，操作方便，其配套的轮式拖拉机在收获完玉米后其他农时可作他用，具有较好的推广前景。从全国范围来看，

17、玉米机械化收获技术的实践与推广仍然处于发展的初始阶段。2005年，我国农村地区玉米收获机械化水平不到3，远远落后于同期小麦收获机械化水平的80、水稻收获机械化水平的35的全国收获机械化水平。我国玉米收获机械化仍然存在着许多必须面对的问题。首先表现在基础核心部件研究不足，很多科研单位与生产企业只是注重整机的研制开发，而忽视基础核心部件的设计研发，从而造成众多机型在收获工艺和机构参数上大同小异、重复制造的问题。其次是产品的稳定性、可靠性差，机器故障频繁，从而造成玉米籽粒破碎率、果穗损失率高等问题。随着现阶段我国农村经济实力的逐步提高和规模经济的逐步发展，玉米收获机因其机构紧凑、工作性能良好、工作作

18、业效率高等优点，将会得到较大需求。目前玉米收获机的研制与完善已被列入国家“十一五” 发展规划科技攻关项目。在现有的机型上，完善其工作作业可靠性、稳定性，并在此基础上应用液压、机械、电气自动化技术结合开发出具有中国特色和较高机械化技术水平的玉米收割机机型，是我国玉米联合收获机发展的必然选择。1.3 本课题设计的主要内容 本文主要完成小型玉米收获机割台的设计，通过了解国内外玉米收获机的现状，结合国内实际情况，进一步优化设计两行机割台部分的传动。课题主要研究：变速箱的设计，其中包括对动力的分配，对摘穗辊的动力输入等。拨禾轮的动力设计，对运动的方向，转速，功率的计算分析。整体的合理性设计，明确不足之地

19、1.4 本章小结 作为我国重要的粮食作物，玉米收获的机械化程度在近几年有很大提高，为适应市场需求，进一步优化两行小机型结构，减小能耗，降低成本，成为摆在农机生产企业前的一个新任务。为此，结合生产实际，取长补短，在满足收获要求的前提下，对割台传动部分进行了优化改进设计，使得割台结构进一步紧凑，适应性好，对小两行的背负式收获机割台具有借鉴意义，有利于促进玉米收获机械的进一步完善。第二章 总体方案设计第二章 总体方案设计2.1 数据调研表2-1 玉米植株数据名称理论数据（mm）设计参考数据(mm)玉米株高100040002000玉米茎粗305040结穗高度3/5玉米株高1200玉米穗直径60706

20、0拖拉机功率为4050kw;割台部分功率2025kw;拖拉机动力输出轴转速：780r/min;升运器转速：340400 r/min;摘穗辊转速：10001200 r/min;拨禾轮：16.541.5 r/min;切割刀的转速：14001500 r/min，适应行距:450800mm;2.2 总体方案的拟定2.2.1 整体方案设计 小型玉米收货机主要由割台总成、秸秆还田机、升运器、集穗箱、前悬挂架、总体传动装置及机架组成。其功能集玉米收获及秸秆粉碎还田于一体，现在大部分机型割台体总成和玉米秸秆粉碎还田装置分开放置单独驱动，完成玉米的收获与秸秆粉碎还田工作。 设计的思路主要是四个并排安装的辊子，辊

21、子1，辊子2，辊子3, 辊子 4 ，每个辊子前端呈圆锥形上每个辊子都带有螺旋式的突出螺纹，辊子1与辊子2的螺纹方向相反平行且相向向内转动，辊子3与辊子4的螺纹方向相反平行且相向向内转动，辊子1与辊子3转动方向相同，辊子2与辊子4转动方向相同，辊子1-辊子2与辊子3-辊子4分别为两个辊子组，这样的设计可以收割两行玉米，当拖拉机向前运动时，两行玉米杆因辊子前得圆锥形状和拨禾器的作用分别进入两组辊子组的缝隙中，玉米杆被辊子组夹住向下运动并且因为螺纹的作用向相对拖拉机运动方向相反的方向运动，这样玉米杆在运动过程中，玉米穗就会被辊子组的作用力拔下，在每组辊子下安装动刀，在玉米杆运动过程中就会被切碎并且还

22、田。 根据分析各部分转速要求，拟定总体传动方案。本文设计的机构拖拉机动力轴输出的动力往上给了摘穗辊减速器，减速器内由一对锥齿轮改变方向，再通过轴传给一对直齿轮，带动摘穗辊转动。往下提供给动刀链轮，直接带动动刀。摘穗辊通过涡轮蜗杆把动力提供给拨禾轮。2.2.2 传动比的设计根据设计任务书要求，拖拉机输出轴转速为780r/min，为保持割台平稳工作，降低其复杂程度，动力通过链轮传动比i=0.780.65的直接带动摘穗辊变速器，摘穗辊转速10001200 r/min，可采用传动比为i=1的一对锥齿轮进行换向传动，并套用俩个传动比i=1的直齿轮连接摘穗辊，变速箱只起到换向作用。拨禾轮转速为200230

23、 r/min，可采用传动比i=5的涡轮蜗杆进行减速并垂直换向传动。2.3 本章小结1、根据设计要求，结合实际情况，提出设计方案；2、根据各部分转速功率要求，确定各部分传动方案，并分配传动比，初选齿轮锥齿轮涡轮蜗杆等；第三章 传动部分关键部件结构设计及校核第三章 传动部分关键部件结构设计及校核3.1 动力输出链传动的结构设计与校核3.1.1 输出链传动的设计计算 根据设计任务书要求，动力传递到变速箱轴，即链传动的初始条件为：拖拉机动力输出轴端安装的链轮转速为n1=760r/min, n2=760r/min,传递功率为P=51.5kW，单班制工作。根据以上条件，进行以下几方面计算，详细见下表表3-

24、1 动力链传动的设计计算计算项目计算内容及结果选择齿轮齿数动力输出链轮齿数动力输出轴端链轮无需较高的线速度，定齿数为z1=21 传动比第一传动长轴输入端齿数 i= n1 /n2=780 / 1200=0.65z2=21选取链节距初定中心距取a=20p链节数工作情况系数小链轮齿数系数多排链排数系数传动功率链节距确定实际中心距中心距计算作用轴上的载荷链速有效拉力轴上载荷 定润滑方式润滑方式Lp = = =63.2取链接数为64KA=1.2(见参考文献【1】14.4节)kz=1.11，见参考文献【1】表14.2kp=1，见表14.3P0kw根据P032.4kw、n1=780r/min，由参考文献【1

25、图14.17查出选用16A滚子链即p=25.4a=546.1v=F1=1000P/v=100030/6.76=4437.8N根据图v、p由参考文献【1】图14.23查出采用压力喷油润滑3.1.2 链轮的结构设计图3-2传动轴末端链轮 链轮通常由轮缘、轮辐和轮毂组成。常用的结构形式可分为四种：小链轮可以制成整体式，中等尺寸的链轮可以制成幅板式，有些链轮可以采用焊接结构，尺寸较大的链轮经常采用装配式结构。 传动轴末端链轮无需厚度要求，保证与动力输出轴端链轮轴线平行在一平面即可，其结构设计如图3-2所示。3.2 摘穗辊变速箱主要零件的结构设计与校核3.2.1 摘穗辊变速箱的总体结构及工作原理 图3

26、3 主传动箱结构图 主传动箱主要由以下结构组成：输入轴、输出轴、输入轴锥齿轮z=20、输出轴锥齿轮z=20、一对直齿轮、套筒、输出轴透盖、输出轴闷盖、输入轴透盖、橡胶密封圈、轴端挡板、键、箱体、箱盖、油塞及联接件组成，具体结构见图3-3。 工作原理：要求动力经由变速箱后转速不变换向传递。动力传递至减速箱输入轴，使得输入轴转动，输入轴通过键连接带动其上的输入轴锥齿轮转动，通过锥齿轮的啮合传动带动输出轴转动，传动比设计为i=1:1，实现动力的90度换向，所传递动力的转速不变，输出轴安装直齿轮，带动一对摘穗辊转动。3.2.2 锥齿轮传动的结构设计与校核 动力经拖拉机动力输出轴端输出后传递到主传动输

27、入端，传递至锥齿轮处，功率需计算各阶段的损失，如下： 设计的齿轮传动初始条件为：设计为闭式直齿锥齿轮传动，轴交角，输入轴齿轮悬臂支撑，输出轴齿轮两端支撑，传递功率为P=41.88kw，输入轴齿轮转速为760r/min，传动比i=1，工作时载荷平稳，长期单向运转，可不考虑寿命因素。直齿锥齿轮加工多为刨齿加工，不适合采用硬齿面。输入轴、输出轴齿轮都选用40Cr，调质处理，硬度为260HB。计算步骤如下：计算项目计算内容及结果齿面接触疲劳强度计算齿数z和精度等级使用寿命动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K转矩弹性系数节点区域系数接触疲劳极限接触最小安全系数接触寿命系数许用接触应力输入轴

28、齿轮大端分度圆直径验算圆周速度及确定传动主要尺寸大端模数m实际大端分度圆直径d锥距R齿宽b齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数应力修正系数重合度系数齿间载荷分配系数载荷系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算取，估计由1表12.6选8级精度由1表12.9查得，=1由1表12.9查得，=1.17由1表12.10查得，估计100N/mm (1表12.19) (见1式12.6) (见1式12.10)=由1表12.20及注3，取得K=2.87526255由1表12.12查得=189.8由1图12.16查得=2.5由1图12.17c查得=800MPa由1表12.14查得=1.05由题

29、意=1取=0.3119.6=101.66=由1表12.3查得m=6取整为b=26由1图12.30查得=0.25+=0.25+=0.7由1表12.10查得K=3.27由1图12.23c查得=600MPa由1表12.14查得=1.25由已知条件知道=1由1图12.25查得=1=387MPa对圆锥齿轮进行受力分析得到结论如下： 功率：Kw (式3.4.1) 转矩：N.m (式3.4.2) 圆周力：N (式3.4.3) 径向力： (式3.4.4) 轴向力： (式3.4.5)3.2.3 变速箱输入轴的结构设计与校核 根据设计要求，该轴上锥齿轮较小，考虑到箱体结构，可将次轴设计成锥齿轮轴，轴身分为三个阶梯

30、分别安放轴承、直齿锥齿轮和摘穗辊，另一根锥齿轮轴由此轴通过直齿轮带动受力图垂直面剪力图水平面剪力图垂直面弯矩图水平面弯矩图合成弯矩图当量弯矩图计算项目计算内容计算结果计算齿轮受力转矩圆周力径向力轴向力画出该轴的受力图计算支撑反力水平面反力垂直面反力画水平面受力图画垂直面受力图画轴弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图画轴转矩图轴受转矩转矩图许用应力许用应力值应力校正系数画当量弯矩图当量转矩当量弯矩当量弯矩图校核轴颈轴径=9.55 =2179500112.2 =3135.5tan200.89 =3135.5tan200.45 =0.25217590011040140+66=0+=0=0100

31、14075=0图图图图合成弯矩插入法查表计算=102.5=60=60102.5=1950N=315.5N=105.7N=53.6N=79.5N=74.3N与假设方向相反=270.4N=390N=145NT=5600N=0.59=1081N第一点=4378第二点=6481=27.1340=23.735此轴设计符合安全强度要求3.2.4 键的选择与校核输入轴锥齿轮安装轴段键的选择及校核：传递的转矩T =232425 Nmm轴的直径d =42 mm键的类型A型键的截面尺寸bh =12x8 mm键的长度L =25 mm键的有效长度L0 =13.000 mm接触高度k =3.200 mm载荷类型静载荷许

32、用应力p =135 MPa计算应力p =121.629 MPa校核计算结果 满足输出轴锥齿轮安装轴段键的选择：传递的转矩T =152425 Nmm轴的直径d =42 mm键的类型A型键的截面尺寸bh =12x8 mm键的长度L =25 mm键的有效长度L0 =13.000 mm接触高度k =3.200 mm载荷类型静载荷许用应力p =180 MPa计算应力p =174.479 MPa校核计算结果 满足输出轴直齿轮安装轴段键的选择：传递的转矩T =152425 Nmm轴的直径d =30 mm键的类型C型键的截面尺寸bh =10x8 mm键的长度L =45 mm键的有效长度L0 =40.000 m

33、m接触高度k =3.200 mm载荷类型静载荷许用应力p =135 MPa计算应力p =79.388 MPa校核计算结果 满足3.2.5 箱体的结构设计 如图所示，箱体为铸造后加工件，加工面主要为轴承支撑孔，端盖安装面，箱盖安装面以及各个螺纹孔、通孔等。设计过程中参考机械零件设计手册中相关箱体的结构设计。该箱体须自行加工或定制。原因为：现有变速箱结构复杂，不适合安装于割台架焊合体上。为节省成本便于安装，传动箱设计为四方体形状，该箱体具有加工制造成本低，结构简凑、安装方便的特点。3.2.6 输入轴透盖的结构设计图3-4 输入轴透盖 输入轴透盖设计参考机械零件设计手册即参考文献【2】P750页。具

34、体结构如右图所示。3.2.7 输出轴透盖、闷盖的结构设计图3-5 输出轴透盖、闷盖 输出轴透盖及输出轴闷盖设计参考机械零件设计手册即参考文献【2】P750页。输出轴透盖安装有O型密封圈，保证轴承在密封的环境下工作；输出轴闷盖将轴承封闭在箱体轴承座孔中，具体结构如图所示。输出轴透盖、端盖安装时应该注意密封。保证轴承及箱内齿轮等零件在良好的润滑条件下工作。3.3 拖拉机动力与摘穗辊变速器轴之间链传动的结构设计与校核图3-6 割台动力输入传动3.3.1 动力输入传动方案的选择 根据设计要求即图3-6所示传动比及转速要求，设计动力输出轴及割台动力输入轴的链传动。如图所示，主传动箱输出端装有22齿链轮，

35、传递功率经计算为33.1kw，动力输出轴转速为760r/min，割台动力输入轴转速为1056r/min，单班制工作。3.3.2 套筒滚子链传动的设计计算 设计计算参照本章3.1.2中套筒滚子链的计算项目及步骤由于计算步骤多有重复，详细计算过程此处省略，经计算根据P032.4kw、n1=760r/min，由参考文献【1】图14.17查出选用12A滚子链即p=19.05主传动输出端链轮齿数z=22，采用双排套筒滚子链传动。3.3.3 链轮的结构设计图3-7 双排链轮 如右图所示，双排链轮齿形设计参考GB1244-76即三弧一直线齿形；链轮的结构设计为整体型，轴面齿形参照GB1244-76设计。链轮

36、与主传动箱输出轴采用键连接，断面采用轴端挡板固定。3.3.4 链传动的张紧方式选择设计 张紧方式参考本章图3-3所示结构。3.4 摘穗辊与拨禾轮之间的涡轮蜗杆传动设计 图3-8涡轮蜗杆传动 设计原则：根据摘穗辊与拨禾轮的中心距及俩者的转速传动比，然后从涡轮蜗杆传动中心距的标准值系列表中选取中心距的标准系列值，再从经验公式先估算相关参数值，估算后在参考标准值系列表，确定标准值。3.4.1 计算传动比上式中：为蜗杆转速，为涡轮转速3.4.2 初选几何参数 查看蜗轮蜗杆参数推荐值表1，i=40时，选=4；则= 160；3.4.3 蜗轮输出转矩2 3 3 4 5 式中：，分别为蜗杆轴输入功率，转速。为

37、螺旋副啮合效率；为轴承效率，滚动轴承时取；为搅油及溅油效率，；为啮合摩擦系数；为标准圆盘滚子试件摩擦系数；Rz为设计蜗杆的齿面粗糙度；Rz0为标准圆盘试件的表面粗糙度；代入数据得=0.76所以3.4.4 载荷系数 6上式中：K为载荷系数；K1为动载荷系数，当蜗轮圆周速度时K1取1.0；K2为啮合质量系数，查表得0.95；K3为小时载荷率系数，查表得0.78；K4为环境温度系数，查表得1.09；K5为工作情况系数，查表得1.0；K6为风扇系数，查表得0.92。代入数据得：3.4.5 计算m和q7代入数据：查表取 m=4 q=103.4.6 主要几何尺寸mmmmmm3.4.7 蜗杆传动强度及刚度验

38、算 确定许用接触应力Hp采用锡青铜蜗轮：8分别查滑动速度曲线表，滑动速度影响系数表及寿命系数得 所以确定许用接触应力H代入数据得：可见,所以接触强度足够。3.4.8 蜗杆轴的设计 蜗杆轴的材料选择及确定许用应力 考虑蜗杆轴主要传递我轮的转矩，为普通用途中小功率减速传动装置。因此，蜗杆材料选用45钢，正火处理，,。 初步估算轴的最小直径由=40mm取dmin=30mm 确定各轴段的直径和长度根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状及直径和长度,如图3-9所示。 图3-9 蜗杆轴左端轴径由轴承内圈孔来决定，考虑到轴转速较高，选用深沟球轴承，型号为61806，B=7mm，d=30mm，D=42

39、mm。因此，轴径d1=30mm，=50mm，=20mm。轴的总长为108mm。3.4.9 蜗杆轴的校核 作用在蜗杆轴上的载荷由公式得：则圆周力： 轴向力：径向力:图310蜗杆轴向受力分析切向力： 计算支反力 图3-11 轴的水平面支反力水平面支反力（如图3-11）：垂直面支反力： 弯矩计算水平面弯矩（如图3-12）:图3-12 水平弯矩图图3-13 垂直弯矩图图3-14 合成弯矩图垂直面弯矩(如图3-13)：合成弯矩（如图3-14）： 弯扭合成强度校核截面C处当量弯矩： 可得故蜗杆轴的强度足够。3.5 本章小结本章主要进行了拖拉机动力输出链传动的设计计算、摘穗辊变速箱中输入轴、输出轴的选择计算

40、变速箱的结构设计及主要零部件的设计计算、摘穗辊与拨禾轮传动设计计算等工作。设计计算过程中先进行了初步的尺寸设计，然后绘制总装图进行结构设计，然后进行零部件的结构的二次设计并完成校核工作。设计过程中采用了机械设计手册软件版、CAXA、UG等软件进行辅助设计，尽量以最优化的结构完成任务要求的设计工作。结 论结 论 所设计的变速箱内部结构主要根据机械零件设计手册进行结构设计，相关校核参考机械设计课本以及材料力学课本，为保证不干涉机组工作方便安装、节省成本等，变速箱箱体采用结构形式简单的方形结构，箱盖省去了冗余的结构采用板式箱盖。该变速箱采用1:1的传动比进行，虽然仅仅达到了动力换向的目的，但是可以

41、换装不同链轮在不超载的情况下满足不同机型的功率要求。 所设计的变速箱的结构设计参考了玺丰农业机械有限公司的图片资料，通过一副深沟球轴承支撑，轴承固定于长套筒空心轴内，轴承端盖结构尽量设计的和主传动箱通用以便节省制造成本。所设计的总体传动部分是针对雷沃欧豹拖拉机的结构形式进行设计的，故而相关结构只能在该种拖拉机型上使用，通用性不强，这与现今拖拉机厂家没有统一的外形结构尺寸有关。通过对小型玉米收获机割台的理论研究与分析，结合生产实际情况，查阅相关资料，了解相关技术，在改进的基础上完成了此次设计课题，并得到以下相关结论：1、对现有机型割台的研究分析很重要，通过实际考察分析，找出现有机型分的不足，分析

42、其原因，发现现有机型传动链过于复杂，功率消耗大，空间结构混乱，占用空间大且噪声大，运转不平稳，但现有机型能完成玉米收获工作，摘穗辊、升运器的空间位置固定，设计时应充分考虑，在不改变各部件工作位置的前提下进行改进设计。2、为解决传动链复杂问题，经过分析考察，设计变速箱带动摘穗辊和摘穗辊给拨禾轮提供动力，这样解决了传动过于复杂，齿轮暴露在外面等问题，这也是此设计的进步之处，本设计对割台变速箱的改进主要在此。3、根据设计要求，经过计算，初步确定各机构的基本尺寸参数，由这些参数设计出各部分结构。4、通过理论校核计算，验证设计的合理性，并且通过对箱体，传动轴的绘制及总装配图的绘制，确定各部分结构的合理性

43、设计过程中出现的问题，进一步的设想：1、拨禾轮的动力是否可以由拖拉机直接供给，减少能耗与损失，有待验证。2、该设计可进一步设计计算切碎刀轴的速度，该传动设计中，切碎刀轴可由动力轴直接带动，也可由变速箱轴带动，两种方案均符合空间和传动设计要求，具体哪一种更为合理有待进一步计算。3、制造出样机，通过田间作业实验进一步优化设计，改进不足，完善本设计。4、由于条件有限，本设计仅停留在理论分析上，并且只对小型机器的改进，收获效率应该还可以提高。参 考 文 献参考文献1 邱宣怀 郭可谦等.机械设计.国防工业出版社，1996，102 王兰美 殷昌贵.画法几何及工程制图.北京：机械工业出版社（机械类），2007,83 杨黎明 黄凯等.机械零件设计手册.国防工业出版社，1984，74 尚书旗 董右福.玉米联合收获机原理与应用.教育科学出版社，2006，105 韩进红 迟彦孝.互换性与技术测量.北京：机械工业出版社，2010，16 鲁山文化.UG NX7 中文版从入门到精通.北京：机械工业出版社，2010，87 刘鸿文.材料力学I.北京：高等教育出版社