1全 日 制 普 通 本 科 生 畢 業(yè) 設 計小型谷物割鋪機設計DESIGN OF SMALL SHOP CUTTING MACHINE OF RICE AND WHEAT學生姓名：學 號：年級專業(yè)及指導老師及學 部：提交日期： 2全日制普通本科生畢業(yè)設計誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產權爭議。除文中已經注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。同時，本論文的著作權由本人與湖南農業(yè)大學東方科技學院、指導教師共同擁有。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。畢業(yè)設計作者簽名：年 月 日3目 錄摘要………………………………………………………….………………………………1關鍵詞……………………………………………………………………………………….11 前言…………………………………………………………………………………….12 研究目的和意義……………………………………………………………………….23 研究主要內容………………………………………………………………………….34 整體方案的確定……………………………………………………………………….34.1 整體結構及工作原理…………………………………………………………34.2 小型割鋪機的總體布局………………………………………………………34.2.1 星形撥禾器等布置………………………………………………….…34.2.2 割臺機架的安裝…………………………………………………….……34.2.3 機器重心的配置………………………………………………….………34.2.4 確定整體參數……………………………………………………….……44.2.5 確定小型割鋪機的動力選擇…………………………………………….45 主要零部件的選擇和設計…………………………………………………………….65.1 切割器65.1.1 影響切割性能的因素……………………………………………………65.1.2 切割器種類、應用及其選擇類型………………………………………85.1.3 往復式切割器的構造和工作原理……………………………………….105.2 立式割臺的帶式輸送器…………………………………………………………176 傳動零部件的設計.186.1 傳動方案的確定186.2 傳動裝置的運動和動力參數………………………………………………….196.3 傳動零件的設計…………………………………………………………………196.3.1 帶傳送的設計.196.3.2 鏈傳送的設計.206.3.3 齒輪的設計計算.217 重要零部件的校核…………………………………………………………………….2447.1 小錐齒輪軸的校核247.2 鍵的校核…………………………………………………………………………287.3 重要螺栓的校核…………………………………………………………………288 結論…………………………………………………………………………………….29參考文獻…………………………………………………………………………………….29致謝………………………………………………………………………………………….30附錄………………………………………………………………………………………….315小型谷物割鋪機設計摘 要：本文設計的是一臺小型谷物割鋪機，本設計采用往復式切割器作為主要工作部件，在護刃器的配合下進行有支撐切割，割刀平均速度設計為 1～2m/s。切割性能好，工作可靠,適合性強。本設計采用汽油機做動力，整體重量較輕，方便了農民朋友的田間收割，大大降低了農民的勞動強度。本機采用立式割臺完成對谷物的切割，割斷后的作物莖稈能在側邊堆放整齊。該小型谷物割鋪機結構簡單、操作方便，可以及時有效的完成小麥和水稻的收割任務。關鍵詞：割鋪機；往復式切割器；立式割臺；分禾器Design of Small Shop Cutting Machine of Rice and WheatAbstract: This design is a small rice and wheat Reaper machine, the design of the reciprocating cutter as the main working components, the blade retaining device matched were supported cutting, cutting the average speed is 1 ~ 2m / s design. Cutting performance, reliable work, adaptability is strong. This design uses the gasoline engine as power, the weight is light, convenient farmer friend fields harvesting, greatly reduce the labor intensity of farmers. This machine adopts a vertical cutting platform of rice and wheat crops stalk after cutting, cut in the side of neatly stacked. The small rice and wheat Reaper machine has the advantages of simple structure, convenient operation, can effectively complete the wheat and rice harvesting task.Key word: The reaper; Reciprocating cutter; Vertical table; Divider61 前言收割機有便攜式收割機、手扶式收割機、臥式割臺收割機、立式割臺收割機。收割機的發(fā)展趨勢是用新型材料以進一步減輕重量；采用低振動發(fā)動機和先進的減振隔振裝置并合理配置機件，以減少振動對人體的危害；提高機械的加工和裝配精度、改進吸排氣系統(tǒng)，以減低噪聲；增設各種安全保護裝置，以提高作業(yè)安全性；在懸掛式割灌機上增設灌木切碎裝置，簡化割下灌木的清理工序。1799 年英國最早出現馬拉的圓盤割刀收割機；1822 年在割刀上方增加了撥禾裝置。1826 年出現采用往復式切割器和撥禾輪的現代收割機雛型，用多匹馬牽引并通過地輪的轉動驅動切割器。1831～1835 年，類似的畜力小麥收割機在美國成為商品；1851年出現能將割倒的禾稈集放成堆的搖臂收割機；1920 年以后由于拖拉機的普遍使用，同拖拉機配套的收割機開始取代畜力收割機 [1]。中國于 1952 年開始生產畜力搖臂收割機和其他類型的畜力收割機；1962 年開始發(fā)展機力臥式割臺收割機和機側放鋪禾稈的立式割臺收割機。為適應北方小麥、玉米間套作地區(qū)收獲小麥的需要，于 1977 年研制成機后放鋪禾稈的立式割臺收割機 [2]。2 研究的目的和意義小型收割機突破了農村無法進入大型收割機收割的作業(yè)瓶頸，推進了收獲作業(yè)的機械化，縮短了勞動周期，并讓人們從繁重的體力勞動解放出來。廣泛用于，收割小麥、水稻、青稞、麻類、豆類等農作物。換上相應的刀具，裝上上下托板和安全的防護罩，還可以收割灌木、牧草、蘆葦及茶園枝頭修剪和花圃。小型收割機配帶汽油動力強勁有力,方便實用,效率高,便于攜帶及野外田地作業(yè)。該汽油機具有噪音低.肅靜性和舒適性等特點.讓各地人們長時間工作都不會感覺疲勞。故，近年來小性谷物收割機發(fā)展很快，技術日臻成熟，結構日趨合理，但進一步發(fā)展面臨著適用性的巨大挑戰(zhàn)。小性谷物收割機有自己獨特的適用性，因而有著自己的市場層次。小型收割機是是山區(qū)農民致富的必用工具，是平原地區(qū)農民致富的過渡產品，是間種套種一年多熟制的依托產品?？v觀現階段部分丘陵山區(qū)的農業(yè)生產，農業(yè)勞動資料仍是以人和畜為主，生產力水平低，生產效率低，對人力和土地等自然資源占用多、消耗大、利用率低，是簡單的傳統(tǒng)的生產工具與落后生產方式的結合。加速發(fā)展現代農業(yè)，全面推進社會主義新農村建設，有著積極的作用。因此，我們首先集中力量發(fā)展重點作物機械化 [3]。丘陵山地水稻種植面積最大，且水田多集中在海拔較低、坡度較小地區(qū)。而小麥，油菜又多以谷物（油）輪作的方式種植在稻田，因此對于稻作區(qū)谷物收割機械的設計不得不提上日程。但是，丘陵山地如不加選擇的全面發(fā)展作物生7產全程機械化，不僅不利于資源的有效利用，還可能事倍功半 [4]。因此，為滿足丘陵山地主要農作物收獲、運輸等重點環(huán)節(jié)機械化的需求，要加快發(fā)展事宜山地梯田，兵制定科學的機械化技術模式，引導丘陵山地有力、有效、有序的發(fā)展資源節(jié)約型、環(huán)境保護性的機械化，促進人與自然的和諧，實現丘陵山地的可持續(xù)發(fā)展。3 研究的主要內容從如何使谷物收割機的適應性好、操作性強等角度去研究。主要包括選用什么動力機構帶動機器行走，利用什么類型的切割，并且做到割斷后的作物莖稈側邊堆放整齊，以利于工作的繼續(xù)順利進行。4 整體方案的確定4.1 整機結構及工作原理該小型谷物割鋪機為手扶自走立式割臺收割機，見圖 1 整機由割臺、底盤、操縱機構等幾部分組成。割臺是收割機的主要工作部分，該機屬于側向輸送側向鋪放型，其割臺主要有傳輸帶、拔禾星輪、切割器、分禾器、鋪禾桿和后擋板等組成。所謂立式割臺，就是指割臺臺面的位置基本呈現直立狀(常略有傾斜)。立式割臺可以配置在小動力底盤的前方，有人步行操作。底盤行走部分采用羅賓 EY15-3D 型號驅動，行走輪采用特制的人字鋼輪制成，有利于增加行走時對土壤的附著力，實現谷物的收割機的行走與停止采用牙嵌式離合器傳輸動力 [5]。在布置工作部件的相互位置和尺寸時，除了考慮各工作部件的生存率平衡和各部件的參數確定，注意交接過度部位的設計，保證收割機的均勻連續(xù)，避免出現超負荷的部件和生產不應該有的損失。同時，還要整車的結構盡量緊湊，本設計充分考慮了以上情況，從水稻、小麥的實際生長情況和丘陵山地田間作業(yè)的復雜情況進行分析，確定了谷物割鋪機的整體尺寸。4.2 小型割鋪機的總體布置本小型割鋪機總體布置的特點：割臺和汽油機的重心落在輪軸上，這樣就會減少操作者的勞作強度。該機器的行走輪只布置兩個，由于重量較輕，操作者可以方便的實現機器的掉頭和轉向，采用立式割臺位于行走輪橫軸的正前方，輸送鏈平行于切割器，水平布置在后擋板上。采用汽油機作為動力，同時實現切割和側向傳送 [6]。如圖14.2.1 星形拔禾器、切割器、分禾器、輸送鏈的相互布置星形拔禾器和分禾器裝配成一整體結構，位于切割器正上方，水平布置，切割器的位置需要根據具體情況（作物的倒狀、高度、濕度等）考慮，輸送裝置在后擋板上水平布置，具體的位置參數詳見后面的設計說明。84.2.2 割臺與機架的安裝割臺與機架之間用螺栓安裝，可以方便拆裝，在機架上鉆有多個對稱的螺紋孔，孔間間距為 20mm，通過對割臺安裝高度的調節(jié)來實現對割茬高度的調節(jié)。4.2.3 機器重心的配置1.撥禾星形輪 2.切割器 3.減速器 4.皮帶輪 5.汽油機 6.離合器手柄 7.扶手 8.油門閥 9.行走輪圖 1 總裝配圖Fig1 Feneral layout在配置各工作部件的同時，還需要考慮機器的重心位置，為了使操作者操作省力簡單，使整個機器的重心盡量分布在輪軸上。4.2.4 確定整體參數（1）割幅：2 行收割；（2）前進速度：2～6km/h；（3）割后茬高 100mm（可調） ；?（4）割斷后的作物莖稈側邊堆放；（5）生產率：0.2～0.3k㎡/h；收割機的總長、總高、總高由總布置草圖確定，還必須要求起到滿足機動性、靈活性和穩(wěn)定性的要求 [7]。本設計中取總長為 2210mm，總高 915mm，總寬 700mm，整機重量約為 60kg。4.2.5 確定小型割鋪機的動力選擇(1)驅動輪功率。驅動輪在松軟的土壤中做直線運動，在驅動輪上作用的力有以下幾個：91)機體作用在驅動輪上垂直載荷和驅動輪的自重之和 Q；2)機體作用在驅動輪上的反作用力 F；驅動輪在土壤中滾動時，土壤在輪胎的支撐面上也產生反作用力，所產生的全部法向反作用力的合記為 R，它的作用線可近似的看作是通過驅動輪圓心 O，將 R 分解成垂直分為 和水平分力 ，如（圖 2） [8]。yx由參考文獻中平衡方程得： ??0xP?0y??0oM即 xQ?yRPkydxar??M其中 m1850.2brod ????（1） 76bra2ok?對于?式兩邊同時除 ，得 ，其中的 其實就是驅動輪的驅動krkyxka???RkrM力 。于是有 ，得 。kFyxrRP???PQK N12?故驅動輪的功率為 ，傳動效率0.9w8.51.026vk ?W，所以原動機需要提供相應的功率為85.9.08.960. 42???。 w15/1210圖 2 行走輪受力圖Fig2 By trying to walk round(2)切割器的功率。由經驗值可得每米割幅消耗的功率為一馬力，此收割機的割幅約為 0.7 米，故消耗的功率為 0.7 馬力即為 0.5145kw，傳動效率，則原動機需要提供相應的功率為 。795.0.8906.32???? kw647.095.14.0?(3)輸送帶的功率。由經驗得傳輸帶的功率約為 0.5kw，傳動效率，故原動機需要提供相應的功率為 。841.096.709.22 k59.0841./因此，原動機所要生產的功率最小值為 ，所以根據實際k39647.059.1.0??情況選擇羅賓 EY-3D 型號的汽油機，額定轉速為 ，額定功率為 2kw。 r/min35 主要零部件的選擇和設計5.1 切割器切割器的切割性能與桿莖的物理機械性質、割刀特性、切割方式、切割速度等有關。5.1.1 影響切割性能的因素（1）莖桿剛度的影響。切割原理：無支撐切割-使用動力直接切割莖桿 [9]。切割原理應用：1）直徑細、剛度小的谷物桿，取雙支撐切割較好，切割時桿彎曲較小，近剪切狀態(tài)，省力。2）直徑粗、剛度大的玉米桿，取單支撐切割。3）切割速度 0.3-0.6m/s，麥桿壓扁撕破，阻力由大減小；切割速度0.6m/s，桿壓扁撕破現象消失，阻力減小緩慢；切割速度一般取 0.8m/s 以上。4）無支承切割時，參考文獻應該TBCAPP??d（2）（切割力） （慣性力） （反彈力）將莖桿視為懸臂梁，據材力：為增大慣性力和反彈力，應降低割茬，提高切割速度。（2）莖桿纖維方向性的影響 [10]1）橫切（如圖 4 a）：切割面和切割方向與莖桿軸線（纖維方向）垂直。2）斜切（如圖 4 b）：切割面積和軸線（纖維方向）偏斜，切割方向與軸線垂直。113）削切（如圖 4 c）切割面與切割方向均與軸線偏斜。說明：橫切阻力和功耗最大；斜切均降低 30-40%；削切阻力降低 60%，功耗降30%。 （3）滑切對切割阻力的影響 [11]1）砍切（如圖 5 a）：刀刃沿垂直于刃線方向切入莖桿。2）滑切（如圖 5 b）：刀刃沿刃線的垂線偏 角切入莖桿。??圖 3 三種切割方式Fig3 Three kinds of cutting methods圖 4 三種切割方向Fig4 Three kinds of cutting direction3）切割阻力： CSP?312圖 5 兩種切割刀法Fig5 Two cutting technique of using knife式中：P-切割阻力S-滑坡長度（切向位移）刀刃沿刃線方向移距C-常數試驗測得的數據如表 1：表 1 刀刃滑切長度和切割阻力Table1 Blade slide cut length and cutting resistance滑切長度 S（mm） 切割阻力 P(N)1.5 62.5 55.0 410.0 25.1.2 切割器種類、應用以及選擇類型總要求：割茬整齊、無漏割、功率消耗小、震動小、結構簡單、適應性廣。（1）往復式。往復式運動結構簡單、適應性廣，適合于谷物收獲、牧草收獲，6-10km/h，但往復式慣性力大，振動大 [12]。圖 6 普通Ⅰ型 圖 7 普通Ⅱ型 Fig6 Ordinary Ⅰ type Fig7 Ordinary Ⅱ type圖 8 低割型13Fig6 Low cut type1)普通Ⅰ型，如圖 6：m2.7to?S式中： 割刀行程； 動刀間距； 定刀（護刃器）間距。?t?ot05to）、（19）（說明：①切割速度高，適應粗、細桿，國際上廣泛應用于麥類作物、牧草。莖桿傾斜度大，割茬高。②切割能力強、割茬低，適應水稻，立式割臺。③粗莖作物，玉米和高粱等作物。2)普通Ⅱ型，如圖 7：ot2?S說明： 和 與Ⅰ型相同，S 為Ⅰ型 2 倍，往復運動頻率低，往復慣性力小，用于小型收割機和聯(lián)收機 [13]。3)低割型，如圖 8：）（ in6m4.152zto?S說明：莖桿傾斜量小，割茬低，應用于大豆和牧草，對粗桿效果差。（2）圓盤式（如圖 9） 。圓盤式切割器的割刀在水平面（或有少許傾斜）內作回轉運動，因而運轉較平穩(wěn)，振動較小。該切割器按有無支承部件來分，分無支承切割式和有支承切割式兩種 [14]。14a.單盤式 b.三盤集束式 c.盤式 d.鏈式刀片多組 e.圓盤式1.刀盤架 2.刀片 3.送草盒 4.撥草筐圖 9 圓盤式切割器Fig9 Dise-type cutter（3）甩刀回轉式（如圖 10） 。該切割器的刀片鉸鏈在水平橫軸的刀盤上，在垂直平面（與前進方向平行）內回轉。其圓周速度為 ，為無支承切割式，切割m/s705?能力強，適于高速作業(yè)，割茬也較低。目前，多用于牧草收割機和高稈作物的莖桿切碎機上。a 玉米莖桿切碎機 b.牧草切割機 c.刀片圖 10 甩刀回轉式切割器Fig10 Sling knife rotary cutter綜合以上所述，選擇往復式切割器普通Ⅰ型。155.1.3 往復式切割器的構造和工作原理（1）構造及標準化（如圖 11）圖 11 往復式切割器Fig11 Reciprocating cutter1）動刀片：對稱 6 邊形、兩側刃、光刀或齒刃， （光刃切割省力，割茬高、需后刃；齒刃不需后刃，切割阻力大，廣泛使用）①刃角 i：影響切割阻力和使用壽命。當 i 由 14°上升至 20°時，切割阻力上升15%，i 下降，刀口磨損快，易崩裂，不可靠，常取 19°（光刃）齒刃常取 23°-25°。②光刃被磨后為使其高度 h 不變，前端留寬 b， ；齒刃 b 較小。m165??③材料：TS 或 Tq，熱處理刃部寬度 10-15mm，HRC50-60；非淬火區(qū) HRC35 刃片厚2-3mm；6-7 齒/cm。2）定刀件：支承件、光刃。3）護刃器：保護定刀片位置，保護割刀、分禾，與定刀刃構成兩點支承。使用鑄鐵或鍛鋼。4）壓刃器：保護刃片間隙（動與定刀）間隙：前 0.05mm 后 1.1.5mm材料：沖壓鋼板，能彎曲變形以調間隙5）摩擦片：位于壓刃器下方，有垂直于水平兩支承面，起引導作用，當摩擦片磨損時，可增墊片或前移墊片，以調整刀片間隙 [15]。166）標準化：（GB1209-1213-75）便于組織專業(yè)化生產、零配件供應Ⅰ型： 動刀光刃m2.76to?Ⅱ型： 動刀齒刃，護雙齒有摩片Ⅲ型： 動刀齒刃，護雙齒無摩片（2）傳動機構。特點：將回轉運動變?yōu)橥鶑瓦\動?；谶@個特點，立式割臺收割機多采用偏置曲柄滑塊機構以實現這一特點（如圖 12）：圖 12 曲柄滑塊機構Fig12 Slider-crank mechanism（3）工作原理和參數分析1）刀片幾何形狀分析往復式切割器是將作物莖桿夾持在動、定刀片之間進行剪切。動刀片的幾何形狀對切割器的可靠性和功率消耗有較大的影響。參數：切割角 α；刃部高 h；刀底寬 a；刀頂寬 b。①當 a 一定時， （α 決定 h；α 決定切割阻力） 。α↑，h↓，阻力↓， （如圖13）圖 13 切割 10 株小麥的阻力變化曲線17Fig13 Cutting 10strains the resistanse curve of wheat②當 α↑↓時，莖桿夾持不穩(wěn)定，切割不可靠。③刀片鉗住莖桿的條件如圖14，莖稈在動刀片及定刀片的夾持中，在兩刀刃的接觸點 A、B 處對莖 稈有正壓力 N1、N2 和摩擦力 F1、F2（F1＝N1tgφ1，F2 ＝N2tgφ 2）。如用 R1 表示 N1 與 F1 的合 力，用 R2 表示 N2 與 F2 的合力，則莖稈被夾住的條件為：兩刃口作用于莖稈的合力 R1 與 R2必在同一直線上 [16]。從圖14 中的三角形 OAB 可看出θ +φ1＋φ2＝π式中φ 1——動刀片對莖稈的摩擦角φ 2——定刀片對莖稈的摩擦角 四邊形 OACB 中看出∠OAC＝∠OBC=π／2α＋β≤φ 1+φ 2式中 α ——動刀片的切割角β ——定刀片的切割角 經測定，帶齒的動刀片與光刃的定刀片配合對小麥莖稈的摩擦角之和為φ 1+φ 2＝45－52°?，F有Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ型切割器的動刀片的α角為 29°，定刀片β角為 6°15ˊ，其α ＋β ＝35°15ˊ，均符合夾持切割的條件。從幾何關系可看出動刀片的刃部高度與α 角等參數的關系h=(a—b)/tgα圖 14 刀片鉗住莖桿的受力分析Fig14 Blade grips live stem force analysis182）割刀運動分析曲柄連桿機構的割刀運動（如圖 15）圖 15 割刀運動分析Fig15 Cutter movement analysis擺環(huán)機構的割刀運動 擺環(huán)機構的割刀位移、速度和加速度的方程式（推導從略）為X=－σ rcosω tVx=μ rω sinω t ax=γ rω 2cosωt (3)則割刀位移、速度、加速度與曲柄轉角關系（如表 2） [17]表 2 割刀位移、速度、加速度與曲柄轉角的關系Table 2 Air displacement，Velocity，Acceleration and Crank corner relationshipt??0?9?180?270?360X r?r?r?xV?r??r?a2r02r02r?3）切割速度分析19試驗指出：在割刀鋒利、割刀間隙正常（動、定刀片間的間隙為 0－0.5mm）的條件下， 切割速度在 0.6－0.8m/s 以上時能順利地切割莖稈；若低于此限，則割茬不整齊并有堵刀 現象。①普通Ⅰ型切割器的切割速度（如圖 16）：圓弧 是割刀在切割莖稈過程中的切割速度范圍一般大于 1.2m/s。baV?從（圖 16a）看出，普通Ⅰ型切割器的割刀速度利 用較好，因而切割性能較強。圖 16 普通Ⅰ型Fig16 Ordinary type Ⅰ②普通Ⅱ型切割器的切割速度（如圖 17）普通Ⅱ型切割器的切割速度圖的特點是：割刀在一個行程中與兩個定刀片相遇，因而 有兩個切割速度范圍，分別為 va1－vb1 及 va2－vb2。從兩個范圍的速度看，雖沒有包括最大 割刀速度，但仍屬于較高速度區(qū)段，因而切割性能尚好。③低割型切割器的切割速度（如圖 18）割刀在一個行程中與三個定刀片相遇，因而有三個切割 速度范圍：va1－vb1、va2－vb2 及 va3－vb3，其中 va1=0，vb3＝0，因而切割性能較差，工作中常 有部分莖稈被撕裂和撕斷，并有時出現塞刀。20圖 17 普通Ⅱ型Fig17 Ordinary type 圖 18 切割器Fig18 Low cut type④切割平均速度(4)15nr30s62p??V式中：n——割刀曲柄速度r——割刀曲柄半徑S——割刀行程割刀平均速度 ，也是用來確定割刀曲柄轉速的重要參數之一，其選取應根據pV機器作 業(yè)性質而定。如割草機及收割機，因切割對象較青、濕，而且負荷較重，應取較大值；谷物聯(lián)合收獲機，因切割對象較干、脆，負荷較輕，可取較小值。其一般范圍為1-2m/s [18]。4）割刀進距對切割器性能的影響進距：割刀運動一個行程（是）時，機器前進的距離。(5)??mmn3026VVH??(6)），（?式中：Vm——機器前進度n——割刀曲柄轉速ω——割刀曲柄角速度割刀進距的大小，直接影響到動刀(刃部)對地面的掃描面積——切割圖，因而對切割器性能影響較大。它也是確定切割器曲柄轉速的另一重要參數。切割圖的繪制步驟：21①先在圖上畫出兩個相鄰定刀片的中心線和刃線的軌跡（即縱向平行線）。②按給定的參數（Vm及 n）計算割刀進距 H，并畫出動刀片原始和走過兩個行程后的位置。③以動刀片原始位置的刃部 A 點為基準，用作圖法畫出該點的軌跡線。④按 A 點的軌跡圖型，在 AB 及 CD 兩刃線的端點畫出其軌跡線，即得動刀片刃部在兩 個行程中對地面的掃描圖形——切割圖（圖19）。由（圖19）可見，在定刀片軌跡線內的作物被護刃器及定刀片推向兩側，在相鄰兩定 刀片之間的面積為切割區(qū)。在切割區(qū)中有三種面積：⑤一次切割區(qū)（Ⅰ）：在此區(qū)內的作物被動刀片推至定刀片刃線上，并在定刀片支持 下切割。其中大多數莖稈沿割刀運動方向傾斜，但傾斜量較小，割茬較低。⑥重切區(qū)（Ⅱ）：割刀的刃線在此區(qū)通過兩次，有可能將割過的殘茬重割一次。因而 浪費功率。⑦空白區(qū)（Ⅲ）：割刀刃線沒有在此區(qū)通過。該區(qū)的谷物被割刀推向前方的下一次的 一次切割區(qū)內，在下一次切割中被切斷。因而莖稈的縱向傾斜量較大，割茬較高，且由于 切割較集中，切割阻力較大。如 空白區(qū)太長，有的莖稈被推倒造 成漏割。割刀平均速度 Vp和割刀進距 H 都是確定割刀曲柄轉速 n 的重要參數。因此 在設計中，要兼顧兩者要求確定曲柄轉速。5）切割器功率計算(7))kgwN（??式中 —機速（m/s）mVB —割幅（m）—切割每平方米面積莖需功率 （小麥 =100-200)oL2m/?oL—空轉功率（0.6-1.1kw/m 割幅）kN—切割功率g22圖19 切割圖Fig19 Cutting figure5.2 立式割臺的帶式輸送器立式割臺輸送器布置在切割器后方的垂直面內，立式割臺收割機工作時，靠機器前進的推力使作物壓縮積聚、互相支持來進行切割，割下的作物由于其慣性力而緊貼在輸送帶上。輸送帶一般有上下兩條，帶上間隔地裝有木制或鐵皮制成的撥齒，將谷物橫向撥出鋪放。一般配手扶拖拉機的小型立式割臺收割機，步行操作機器的前進速度一般在1m/s，本設計取 =1m/s。mV立式割臺動刀片頂部與下輸送帶撥齒頂部之間的距離叫做割刀前伸量，記為 。?它是一個重要的參數，選擇不當就會造成“先送后割”，這種情況就會造成禾桿折斷或傾倒而堵塞 [19]。要使作物先被切割器割下，再由輸送帶撥送，割刀前伸量應大于割刀往復一次前進的距離，即：23(8)n30mV??式中： —機器前進的速度（m/s）mVn—切割器的曲柄軸轉速（rad/min）要使立式割臺的輸送器均勻、連續(xù)的輸送，必須能及時地將割下的谷物全部帶走，根據這個要求可確定輸送器的運動參數和主要結構參數之間的關系：設： —作物在田間的生長密度1?—輸送帶上谷物的壓縮密度2B—割幅h—撥齒高—機器前進速度mV—輸送帶速度s令 為速度比， 為莖桿壓縮系數，則上述不等式為：??21q??(9)qhBV?ms?根據國內小型收割機的經驗，一般 在1.2-1.5之間，本設計取 =1.5m/s。sV6 傳動零部件的設計6.1 傳動方案的確定本設計主要由三個運動組成：一是往復式切割器的切割運動，這一過程通過曲柄滑塊機構來實現；二是輸送鏈的水平輸送運動，這個運動通過鏈條的傳動來完成；三是行走輪的運動，通過齒輪傳動來完成。傳動方案如圖20。6.2 傳動裝置的運動和動力參數汽油機： m306.59min,/360,2 ????? NnPTrnkwPooodo（10）軸1： 28.1r/i12i9.110101 ??，，?軸2： 3n950n93nk825 22122 ????T，，24圖20 傳動方案Fig20 Transmission scheme軸3： m89.24n950r/min62inkw726.1 333323 ?????? NPTP，，?軸4： 57585 4414414 ，，軸5： 7.1r/i.i. 5555 ?，，軸6： 936n90n8nkw766566 ????? NPTP，，?軸7： m8.42r/mi3.i40.1 773737 ?，，6.3 傳動零件的設計6.3.1 帶傳動的設計（1）參考文獻，首先確定計算功率。 其中 ：工作情況PKA??ca AK，kw2?系數，取為1.1。所以， kw2.1.ca??P（2）選擇V帶的型號。根據 選用A型帶。360r/minnoca和 轉 速（3）確定帶輪的基準直徑并驗算V1）初選小帶輪的基準直徑 。75d1?， 取2)驗算帶速V/s14.0637506nd1??V（11）因為5m/sV30m/s，故帶速合適。253）計算大帶輪的直徑，取 。 m2573id12??24d?（12）（4）確定V帶的中心距和基準長度1）由 ，初定中心距 。)(.0212d1da??）（ m30ao2）從表中選擇基準長度 。0L3）計算實際中心距 ，圓整為316mm 5.128913doo ????（5）計算帶的根數1）單根V帶的額定功率由 ，同時查表有 0.43kwP1.6kPr/min3607d oo??，， 查 表 得和KKLL 71)(9.24. r ???????，，（13）2）計算帶的根數根， 取 2645.137.tca??ZPZ（14）（6）計算單根V帶的拉力最小值NKPF34.86qvz5.02camino ??????）（）（（15）（7）計算壓軸力36215sin34.862sinz21op ??）（（16）6.3.2 鏈傳動的設計（1）參考文獻 [20]，首先選擇鏈輪齒數取小鏈輪齒數 231.273.i1712 ????? ZZZ ， 取， 大 齒 輪 的 齒 數（2)確定計算功率查表得 ， 單 排 鏈 ， 則 計 算 功 率， 5.4.ZAKkw96.3825.14.ca ????PZA（17)（3）選擇鏈條型號和節(jié)距根據 m7.120r/min120nkw96.ca? PAP， 其 節(jié) 距查 表 可 選和(4）計算鏈節(jié)數和中心距初選中心距 (18)40a,635~87.12)5~35~3 oo ????取（）（ P相應的鏈節(jié)數 840.8popLL， 取26查表得中心距系數 m406a2503.f1 ??。 則 轉 動 的 最 大 中 心 距(5）計算鏈速V， 鏈 速 合 適 。/s15m/8.46706n1 ????PZ(6）計算壓軸力有效圓周力 (19)NVF23.10e ??鏈輪水平布置時的壓軸力系數 (20)NFKKPFP4685ep??， 則6.3.3 齒輪的設計計算 （1）選定齒輪的類型、精度等級，材料及齒數1）按傳動方案簡圖所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）小型谷物割鋪機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度。3）材料選擇。齒輪材料的種類很多在選擇時應考慮的因素也很多。這里由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr 硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 號鋼，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。選小齒輪齒數 Z1=24,則大齒輪齒數 8.762.34122???iZ取 Z2=77。（2）按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算， 即3211 )][(2. HEdtt ZuTKd????? (21)確定公式內的各計算數值：試選載荷系數 3.1?t，1）計算小齒輪傳遞的轉矩15541 09.09. .26pTnmn????(22)2）由表 10-7 選擇齒寬系數 d?3）由表 10-6 查得材料的的彈性影響系數為 2/18.9MpaZE?4）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 paH60lim??；大齒輪的接觸疲勞強度極限 ;502limMpaH??5）由式（10-13）計算應力循環(huán)次數81 1046.3)5082(1660 ???hjLnN 27882110346???iN(23)6）由圖 10-19 查得接觸疲勞強度壽命系數 9.1HNK； 95.02?HN7）接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數（10-12）得 MpaSHNH54069.0][1lim1 ????K.2.][2li2(24)8） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入[σH]中較小的值m ZuTdHEdtt 396.5).281(.341098.32.)][(123.1 ?????????(25)9）計算圓周速度 vsnV/9.81069.54.3106???(26)10) 計算齒寬 b 齒寬系數為 1mdt 36.59.??? (27)11）計算齒寬與齒高之比 b/h模數 mZdtt 725.4936.1?，齒高 mmht 13.6725.25. ???b/h=65.936/6.13=10.67。12) 計算載荷系數根據圓周速度 V=8.9m/s，7 級精度，由圖 10-8 查得動載荷系數 ?Kv1.18直齒輪，假設 mNbFKtA/10/?。由表 10-3 查得 2.1??FHK由表 10-2 查得使用系數 25.?A由表 10-4 查得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，bdH3210.)6.01(8. ??????將數據代入后得28483.1023.)6.01(8.2??????bdKH??由 b/h=10.67，KHβ=1.483 查圖 10-13 得 KFβ=1.38;故載荷系數 62.48.15.??HVA13）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得mkdtt 53.7.16239.31 ?14）計算模數 mz.245.7?（3） 按齒根彎曲強度計算由式得彎曲強度的設計公式為321)][(FSdKZTm???? (28)首先確定公式內的各計算數值1）由圖 10-20C 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 PaFEM501?；大齒輪的彎曲疲勞強度極限 PaFEM3802??；2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數 8.,.21NFNK；3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式（10-12）得PaFENF MSK57.304.1850][11 ????(29)PaFEF 86.2.][224） 計算載荷系數 K4.3.1.51?????FVA5）查取齒形系數由表 10-5 查得 26.;65.21??FY6）查取應力校正系數 由表 10-5 可查得 74.1;8.21?SS。7）計算大、小齒輪的 ][F??并加以比較2901379.5.3862][1??FSY??64][2?FS 大齒輪的數值大。設計計算mm08.2164.240.34????(30)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲強度計算的模數， 由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數 2.08 并就近圓整為 m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 d1=76.53,算出小齒輪齒數305.2761?mdZ大齒輪齒數： 9302.12???iZ，取 Z2=96。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費 [21]。（4）幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑 mZd0.75.231???m49622）計算中心距 ad 5.172)()(21??3）計算齒輪寬度 mbd75????取 B2=75mm,B1=80mm（5）驗算 ??751024.31dTFt864NmN bKtA //.75864??，合適。307 重要零部件的校核7.1 小錐齒輪軸的校核（1）參考文獻，首先初步確定小錐齒輪的最小直徑。根據公式 可3ominpd??A得軸的最小直徑 ，選擇材料為 45 鋼，作調質處理。m062.15din?（2）小錐齒軸的結構設計相對應的軸的結構，如圖 19圖21 軸Fig21 Shaft1）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為滿足鏈輪的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端制出軸肩，左端采用錐齒端面定位，同理為了滿足鏈輪的軸向定位要求，Ⅴ-Ⅳ軸段左端需制出一軸肩，右端采用鏈輪端面定位，為了滿足軸承的軸向點位要求，Ⅱ-Ⅲ軸段和Ⅳ-Ⅴ軸段的中間需制出一軸肩，Ⅳ-Ⅴ軸段右端采用軸承端蓋定位。初步選擇軸承，考慮到主要承受徑向載荷，同時也承受不小的軸向載荷，故選用圓錐子軸承，參照工作要求并根據 ，由軸承產品目錄中初步選取圓錐20mⅠ-?d滾子軸承 30204，其尺寸為 ，故 ，中3.1547??BD20mⅠ-?d間用擋環(huán)進行軸向補償。由于要在軸上布置兩個鍵槽，軸的直徑應該增大 10%-15%, 即 16.568-17.321mm，取安裝錐齒的軸段的直徑 。取安裝鏈輪的軸段直徑 dⅤ-18-?dⅣ=18mm ，鏈輪的左端用軸肩定位。2）軸上零件的周向定位軸的周向定位采用平鍵連接，按 ，由機械零件手查的平鍵截面18mⅠ-?d，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 23mm，同時為了保證錐齒與軸的配m6hb??