1、摘要I摘要近年来，我国政府继续加强玉米收获机械化的工作力度，玉米机收呈现出全面发展、加速铺开的良好态势。据统计，我国玉米主产区累计投入玉米联合收获机178万台，机收面积约165亿亩，全国玉米机收水平超过33，以每年超过7个百分点的高速增长，进入高速发展时期。进一步提高玉米收获机械生产效率，特别是简化玉米收获机割台的整体结构，减小能耗已成为玉米收获机械发展的当务之急。本课题通过对现有玉米收获机的分析研究，对玉米摘穗秸秆切断单元体结构进行了优化设计，性能可靠，布局进一步简化，节省成本和降低能耗。该部分主要包括主变速箱，带动拉茎辊和割刀，通过对变速箱的优化设计使得结构紧凑，减少传动链，从而更好的实现
2、作业。本设计对近一步降低小型玉米收获机的成本，普及玉米机收具有十分重要的借鉴意义。关键词玉米收获机割台传动变速箱割刀ABSTRACTIIABSTRACTINRECENTYEARS,OURGOVERNMENTHASCONTINUEDTOINCREASECORNHARVESTMECHANIZATIONEFFORTS,CORNMACHINEINCOMESHOWINGINFULLSWING,ACCELERATETHEDEVELOPMENTOFGOODPOSTUREACCORDINGTOSTATISTICS,THEMAINMAIZEPRODUCINGAREASINCHINAINVESTEDATOTALO
3、F178,000UNITSOFCORNHARVESTERMACHINEINCOMEAREAOFABOUT165MILLIONACRESOFNATIONALCORNMACHINEINCOMELEVELMORETHAN33,WITHTHERAPIDGROWTHOFOVER7PERCENTAYEAR,ENTERTHEPERIODOFRAPIDDEVELOPMENTFURTHERIMPROVETHECORNHARVESTINGMACHINERYPRODUCTIONEFFICIENCY,ESPECIALLYTOSIMPLIFYTHEOVERALLSTRUCTUREOFTHECORNHARVESTERCU
4、T,REDUCEENERGYCONSUMPTIONHASBECOMETHETOPPRIORITYOFTHEDEVELOPMENTOFCORNHARVESTINGMACHINERYTHISISSUETHROUGHANALYSISOFEXISTINGCORNHARVESTER,TWOLINESOFKNAPSACKCUTHARVESTINGMACHINERYTRANSMISSIONPARTSOPTIMIZATIONDESIGN,RELIABLEPERFORMANCE,ANDLAYOUTTOFURTHERSIMPLIFY,SAVECOSTSANDREDUCEENERGYCONSUMPTIONPARTO
5、FTHETRANSMISSIONMAINGEARBOX,DRIVENPULLTHESTEMROLLERANDREELSPROCKETABOUTCUTTINGGEARBOX,MAKESTHECOMPACTTHROUGHTHEDESIGNOFTHEGEARBOXTOREDUCETHETRANSMISSIONCHAINDESIGNEDTOFURTHERREDUCECOSTS,PENETRATIONOFSMALLCORNHARVESTERCORNMACHINEINCOMEHASAVERYIMPORTANTREFERENCEKEYWORDSCORNHARVESTERCUTTINGTABLETRANSMI
6、SSIONGEARBOXCUTTINGKNIFE目录III目录摘要ABSTRACT（英文摘要）目录第一章绪论111课程的背景及意义112我国玉米收割机的发展历程及现状213玉米收获机械化的发展趋势及意义314本课题的主要研究内容515本章小结6第二章总体方案设计721课题的主要参数及技术指标722总体传动方案的确定7221整体方案设计7222各部分传动比确定8223各部分结构初选设计923本章小结10第三章各部分转动的选择设计计算1131锥齿轮参数设计计算11311主变速箱锥齿轮几何参数设计计算11312摘穗辊锥齿轮几何参数设计计算12313拨禾链传动轴锥齿轮几何尺寸设计计算1332链轮参数设
7、计计算15321中间传动链轮设计计算15322升运器链轮设计计算1533变速箱的设计1634轴的设计1635本章小结17第四章校核计算1841主动力箱锥齿轮校核1842割台变速箱锥齿轮校核2043主动力箱轴的校核2344割台动力箱轴校核2545本章总结27第五章设计总结28目录IV51设计总结2852进一步设想28参考文献30致谢31第一章绪论1第一章绪论11课程的背景及意义作为我国重要的粮食作物，玉米又是工业生产的重要原料，我国近30多个省自治区、直辖市都种植玉米，总播种面积近4亿亩，是仅次于水稻和小麦的第三大粮食作物，玉米生产对我国农业生产和国民经济发展具有举重若轻的作用。据国家统计局发布
8、的2011年全国粮食产量公告称，2011年全国三大粮食作物总产量达到51000万吨。其中玉米总产量19000万吨，同比增加1400多万吨。玉米增产反映出我国玉米收获机械的快速发展的良好态势。根据2011年农业部报告，2011年国内各主产区累计投入的玉米联合收获机数量近19万台，机收面积近2亿亩，同比增长4000万亩，全国玉米机械化收获水平超过33，以每年超过7个百分点的高速增长，进入高速发展时期。其中，山东省玉米机收率超过80，基本实现玉米生产的全程机械化。随着中央财政进一步加大购置玉米收获机的补贴力度，玉米收获机进一步推广，给各农机厂家农机企业带来了千载难逢的机遇。同时伴随着农民购机热情的高
9、涨，如何满足广大农民需求，进一步开拓市场，完善玉米收获机的制造水平，在市场竞争中占据优势，已成为各生产企业未来发展的重点。然而，伴随着国际原油价格的不断攀升，国内柴油价格一路飙涨，随之带来的是包括拖拉机玉米收获机在内的广大农机具运作成本的上涨，如何减少农机具的耗油量也成为农机企业和科研单位的难题。同时，广大农民购机热情高涨，大多数农民更倾向于价格便宜，效果好的两行或三行小型背负式穗茎兼收玉米收获机，或者直接将自家拖拉机改装成小型背负式玉米收获机，这就给农机企业带来了新的问题。既是机遇，又是挑战，如何抓住机遇迎接挑战，最好的应对之策就是将现有机型进一步优化升级，化繁为简，降低农机具的生产成本，提
10、高收获效率。两行背负机型4YW2结构比较紧凑，传动方案多样，通过优化设计，简化传动过程，减少传动链，既可以减少传动过程中的能耗，又可以降低制造成本，同时减小机体体积。第一章绪论2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紧凑，传动链进一步减少，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。12我国玉米收割机的发展历程及现状玉米收获机是玉米成熟的时候，用机械来完成对玉米的果实收割及秸秆处理的农业机械工具。这是针对减轻农民收获负担而研发的一种廉价实惠且适
11、合农村的机械普及计划，用来高效的实现玉米的收割作业。它极大的缩短了收获季节的劳动周期，提高农业生产效率，解放了农民的体力劳动。玉米联合收获机一般由分禾装置、摘穗装置、输送装置、果穗输送装置等组成。收获机在前进过程中，割刀把玉米秸秆短，然后摘穗装置通过辊组挤压进行收获。玉米收割机动力的主要来源于拖拉机的液压升降系统，通过控制拖拉机的动力输出，来实现割刀和输送带的分离，输送带和各道停止工作。反之机器处于工作旋转状态。我国农村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，我国的玉米种植有以下几个特点（1）玉米种植地块小（2）玉米种植行距不统一（3）玉米收获期籽粒含水率较高。上世纪60年
12、代我国开始引入玉米联合收获机，如美国CASE公司的联合收获机换装玉米割台，一次作业即可完成玉米的摘穗、果穗脱粒和玉米粒清选等作业。由于种种原因，一直到70年代中后期我国才开始自行研制开发生产玉米收获机。从最初的国外引进设备样板，再到仿制，再到进行改进到消化吸收，最后进行自行设计。到现在为止，我国的玉米收获机已达到极高的水平，并在实践运用中取得了极好的效果。从90年代至今，我国已有近百家单位研制生产玉米收获机，机型近千余种，特别是08年以来，发展态势明显加速，普及程度显著提高，个别地区已实现玉米收获的机械化。目前国内市场主要有以下三种机型第一章绪论31）背负式玉米收获机。又叫披挂式玉米收获机，大
13、多采用辊式摘穗。作业中同时完成玉米摘穗，输送至粮仓，有些玉米收获机具备茎秆打碎还田或茎秆回收并打捆的功能。价格相对便宜，在5到8万元人民币间，性价比高，由于配套拖机，所以受到广大农民的青睐。代表机型有山东国丰4YW2、天津富康的4YWQ等。2）多行自走型玉米收获机。大多采用拉茎辊板式摘穗机构。作业过程中，一次完成玉米摘穗、剥皮、送至粮仓，茎秆打碎或收集等操作，具有匹配动画里合理，剥皮率高，籽粒损失少，机动灵活等特点，适应性强，可靠性好，但价格相对自走式而言较高。生产厂家较多，很多背负式生产厂家也在转型生产自走式玉米联合收获机，发展前景广阔。代表机型有山东巨明4YZ4型以及春雨4YZ4型玉米联合
14、收获机。3）穗茎兼收型玉米联合收获机。这种机型可以及时的收获青绿秸秆，实现玉米茎穗兼收。雷沃谷神4YZ4为代表机型。13玉米收获机械化的发展趋势及意义就目前我国的农业机械水平来看，我国玉米的机械化水平有了很大发展。根据各地玉米种植的行距、农艺要求等的不同，各科研单位与生产企业研究开发第一章绪论4了许多不同原理不同工艺的机型。但根据我国的实际情况，我国玉米收获机械研发的重点主要是以下几点（1）从收获作业功能上考虑，将重点放在研发穗茎兼收型的玉米联合收获机上。随着我国农业结构的大范围调整，以及畜牧业的发展，收割后的作物秸秆作为饲料饲喂牲畜是秸秆回收利用的自然途径，同时也是秸秆饲料价值的最重要体现。
15、该收获机能一次完成玉米果穗和玉米茎秆的收获，即适应农民传统收获玉米的习惯，同时又增加了茎秆青贮收获，为农村畜牧业的发展提供了丰富的饲料资源，是今后发展的热点之一。（2）对于市场需求较大的悬挂式（背负式）玉米联合收获机应尽快完善3行机型。该种玉米联合收获机能一次性完成玉米摘穗、果穗输送、果穗集箱以及秸秆还田等作业，同时具有结构简单、维修方便、性能可靠、价格适中等优点。该机型能有效的提高农村地区拖拉机动力的利用率，极大缩短农民投资回收期的优点。所以从我国农村现阶段的经营管理模式、经济发展水平和农民朋友购买能力，以及农村现有的可利用动力情况来看，该机型在以后将占有较大的市场份额。3开发与收获机相匹配
16、的割台，实现一机多用化，从而提高机械机具利用效率。目前为止，很多科研单位已开发出与收获机相匹配的玉米割台，与6080马力的收获机进行割台互换。从试验效果来看，农民对这种可互换割台表现出了极大的兴趣，但是由于自走式收获机品种较多，一种机型只有一种配套挂接方式，所以挂接的装置很难标准化。如果生产企业能和割台生产企业合作研发，玉米割台市场需求的潜力将会非常巨大。（4）为适应现阶段我国农村的经济发展，继续完善与提高现有的3行以上自走式玉米联合收获机。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，自走式玉米联合收获机因其机构紧凑、工作作业效率高、工作性能良好等优点，将会得到较大需求。目前自走
17、式玉米联合收获机的研制和开发已被列入国家“十一五”发展规划科技攻关项目。在现有的机型上，完善其三行以上机型的工作作业的可靠性、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大型自走式玉米联合第一章绪论5收割机机型，是我国玉米联合收获机发展的必然选择。玉米收获的机械化是农业机械化的重要的环节，也是我国现阶段农业生产机械化的薄弱环节之一，因此在“十一五”发展规划中把玉米收获的机械化建设作为了我国农业机械化发展的重点发展对象和主攻方向。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、推广等纳入这个大系统，把这些工作紧密地联合在一起。首先要
18、把握住产品开发、推广的方向。我国广大农民朋友要求的是能满足不同农艺要求及性能的可靠性、操作简便、易于维修、价格合适、工作效率高的系统化玉米收获机械，这就要求有关方面能统一规划以及和制定不同的发展目标，从而使得各环节工作能协调一致共同发展。其次要依靠科技进步，抓住机遇，稳定推进。玉米联合收获机在农业机械化生产产品中属于较为复杂的机具，它需要一次完成一系列复杂作业工作，涉及的研发生产技术范围也较广，其在设计和制造方面都有相当的难度，尤其是关键部件的关键技术，不仅需要经过长期的理论研究外，更需要大量的试验改进，无论是技术的开发还是企业的生产都不能逾越生产性试验阶段，科研和技术开发工作都需要加大投入力
19、度。第三，农业、农机等相关部门需要加强合作，进行机器与农艺互相配套的适应性研究与讨论，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，使得玉米收割机与农艺最大可能地紧密结合，以便玉米收获机械的大范围大规模的推广应用。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号历史机遇。玉米收获机械研究科研单位和生产企业应发挥自己的科研与技术优势，深入实地调查，加大科研力量与资金的投入，从而实现农民增收增产和企业持续发展的双赢，为我国实现玉米收获机械化作出贡献。14本课题的主要研究内容通过了解国内外玉米收获机的现状，结合实际情况，对玉米联合收获机摘穗秸秆切断
20、单元体结构进行优化设计。本课题对变速箱传动进行的部分改进设计以及割刀的设计，从而实现拨禾链轮和割刀的同轴不同速的转动。课题主要研究内容包括1、对变速箱进行优化设计改进，从而通过变速箱实现同一动力输出多个动力，对割台各部件运动方向，转速，功率进行分析计算，主要是摘穗辊，拨禾链及中置升运器的动力输入部分。第一章绪论62、对动力进行非配，将传动的部分设计成变速箱，完成变速箱的设计。3，检查设计合理性，指出不足，并进行进一步设想。14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了极大提高，为适应市场需求，进一步优化玉米收割单元体，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
21、。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，传动链进一步减少，适应性好，对玉米联合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7第二章总体方案设计21课题的主要参数及技术指标拖拉机功率为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340400R/MIN拉径辊转速10001200R/MIN拨禾链动力链轮200230R/MIN适应行距450800MM机具的安全性达到GB16151121996农业机械安全运行技术条件谷物联合收割机的标准要求22总体传动方案的确
22、定221整体方案设计本设计为玉米收获机割台传动部分的改进优化设计，根据玉米收获机的结构要求，割台动力来源于拖拉机动力输出轴，割台位于拖拉机前方，如下图，割台的主要工作部件包括拉茎辊，拨禾链，中置升运器及切碎刀四部分。根据各部分转速要求，确定总体传动方案。根据实际应用实例，拖拉机主轴将动力传给给割台动力箱，再由动力箱改变传动方向，并带动其它部分工作，本设计也采用此种方案。根据对多种玉米收获机械的总结研究，发现不少两行机的传动比较繁琐，动力箱输出后的传动链很复杂，齿轮过多且裸露在箱体外，或链轮过多传动不可靠，为解决这一问题，本设计采用链轮带动变速箱，将复杂的齿轮传动链简化到变速箱内。同时由同一个变
23、速箱即主变速箱同时带动摘穗辊及拨禾链，并通过轴传动，带动割刀，从而使结构简化。如下图，本设计中动力箱由拖拉机主轴带动，动力箱内部由多对锥齿轮改变方向，输出轴上侧连接两个链轮，后侧通过一对锥齿轮来完成拉茎辊的动力输出。再在右侧通过一对直齿轮把动力传给下面的动力输出轴。下面的动力输出轴再通过一对锥齿轮将动力向后传动，带动刀的旋转。第二章总体方案设计8图表1总装图表2变速箱右视图222各部分传动比确定根据设计要求，拖拉机输出轴转速为780R/MIN，为保持割台平稳工作，降低其复杂程度主动力箱只起到换向作用，主动力箱结构简单，内部由一对齿数相同的锥齿轮带动，输出转速也为780R/MIN；升运器转速的设
24、第二章总体方案设计9计要求为340400R/MIN由动力输出轴动过链轮直接带动，传动比I19523；为节约成本，在选择链轮时尽量选择相同的链轮，割台各部分工作转速不大，功率在20KW以下,结合实际情况，本设计中割台变速箱输入轴转速也为780R/MIN，所以两箱之间链传动传动比I1摘穗辊转速10001200R/MIN，可采用传动比为I078065的一对锥齿轮进行加速并垂直换向传动，拨禾链动力链轮转速为200230R/MIN，由于输出轴输出后还有向前传动轴和变相锥齿轮，固减速箱中锥齿轮的传动比达到15左右即可。223各部分结构初选设计1）主动力箱主动力箱主要起到换向作用，为一级锥齿轮变速箱，结构比
25、较简单。锥齿轮选择设计选择正交传递的等顶隙收缩齿。考虑传动比，传动类型和强度，I1,选择，M5传动链轮选择设计根据传动比I1,功率略小于20KW，根据转速为780R/MIN,初定链轮齿数Z17选择链号16A，节距P2540下升运器链轮初选设计传动比为2左右，由于传动精度要求较低，功率相对较小，初选主变速箱升运器输出链轮Z13,链号12A，节距P1905下升运器大连轮同样选择链号12A，节距P1905,齿数Z292割台变速箱结构较为复杂，主动力轴带动一根摘穗辊周和两根拨禾链轴，都为直齿锥齿轮传动。摘穗辊锥齿轮初选设计考虑传动比，传动类型和强度，选择，M4I063，选择正交传递的等顶隙收缩齿；摘穗
26、辊直齿轮初选设计根据中心距，A105,M5拨禾链传动锥齿轮初选设计考虑传动比，传动类型和强度，选择,M4I141,选择正交传递的等顶隙收缩齿3长传动轴；传动链轮选择设计根据传动比I1,功率略小于20KW，根据转速为780R/MIN,初定链轮齿数Z17选择链号16A，节距P2540上升运器链轮初选设计传动比为2左右，由于传动精度要求较低，功率相对较小，初选主变速箱升运器输出链轮Z13,链号12A，节距P19051224ZZ127Z217Z117Z224Z1221ZZ第二章总体方案设计1023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
27、配传动比，初选齿轮链轮等；3、绘出如下的传动示意图第三章各部分传动的选择设计计算11第三章各部分转动的选择设计计算31锥齿轮参数设计计算311主变速箱锥齿轮几何参数设计计算名称代号/单位计算公式齿轮1大齿2齿数IZ2424大端模数M/MM5齿数比U12ZZU1分锥角I/OZZARCTANU1ARCTAN2114545大端锥距R/MM11SIN/5MZ0R8485齿宽系数RRBR一般3141R，常取031/3齿宽B/MM10M,3R0MIN2545大端齿距P/MMMP15708齿顶高系数AH1齿隙系数C02压力角O20大端分度圆直径MM/DIIIMZD120120大端齿顶高MM/HAIAAIMH
28、H55大端齿根高MM/HFICHMHAFI66大端全齿高IH/MMFIAIIHHH1111齿根角FI/OR/HARCTANFIFI40464046齿顶角AI/O等顶隙收缩40464046第三章各部分传动的选择设计计算12F1A2F2A1顶锥角AI/OAIIAI49044904根锥角FI/OFIIFI40964096大端齿顶圆直径AID/MMIAIIAICOS2HDD1270712707冠顶距AIA/MMIAIIAISINHRCOSA5646456464大端分度圆弧齿厚IS/MM2/MSI78547854大端分度圆弦齿厚I_S/MM6D/SSS2I3II_I785785大端分度圆弦齿高AI_H/
29、MM4D/COSSHHII2IAIAI_5090850908根据以上数据，查阅手册，在满足设计条件的前提下，考虑锥齿轮在箱体中的位置，确定锥齿轮的几何尺寸。312摘穗辊锥齿轮几何参数设计计算名称代号/单位计算公式主动齿轮从动齿轮齿数IZ2717大端模数M/MM4齿数比U12ZZU0629分锥角I/OZZARCTANU1ARCTAN211578322大端锥距R/MM11SIN/5MZ0R6381齿宽系数RRBR一般3141R，常取031/3齿宽B/MM10M,3R0MIN19143大端齿距P/MMMP1256齿顶高系数AH1齿隙系数C02第三章各部分传动的选择设计计算13压力角O20大端分度圆直
30、径MM/DIIIMZD10868大端齿顶高MM/HAIAAIMHH44大端齿根高MM/HFICHMHAFI4848大端全齿高IH/MMFIAIIHHH8888齿根角FI/OR/HARCTANFIFI430430齿顶角AI/O等顶隙收缩F1A2F2A1430430顶锥角AI/OAIIAI62203640根锥角FI/OFIIFI53602780大端齿顶圆直径AID/MMIAIIAICOS2HDD112267477冠顶距AIA/MMIAIIAISINHRCOSA30615187大端分度圆弧齿厚IS/MM2/MSI78547854大端分度圆弦齿厚I_S/MM6D/SSS2I3II_I628627大端分
31、度圆弦齿高AI_H/MM4D/COSSHHII2IAIAI_405412根据以上数据，查阅手册，在满足设计条件的前提下，考虑锥齿轮在箱体中的位置，确定锥齿轮的几何尺寸。313拨禾链传动轴锥齿轮几何尺寸设计计算名称代号/单位计算公式小齿轮大齿轮齿数IZ1724大端模数M/MM4齿数比U12ZZU141第三章各部分传动的选择设计计算14分锥角I/OZZARCTANU1ARCTAN21135315469大端锥距R/MM11SIN/5MZ0R5882齿宽系数RRBR一般3141R，常取031/3齿宽B/MM10M,3R0MIN17646大端齿距P/MMMP1256齿顶高系数AH1齿隙系数C02压力角O
32、20大端分度圆直径MM/DIIIMZD6896大端齿顶高MM/HAIAAIMHH44大端齿根高MM/HFICHMHAFI4848大端全齿高IH/MMFIAIIHHH8888齿根角FI/OR/HARCTANFIFI46654665齿顶角AI/O等顶隙收缩F1A2F2A146654665顶锥角AI/OAIIAI39985935根锥角FI/OFIIFI30655002大端齿顶圆直径AID/MMIAIIAICOS2HDD745310062冠顶距AIA/MMIAIIAISINHRCOSA45693074大端分度圆弧齿厚IS/MM2/MSI628628大端分度圆弦齿厚I_S/MM6D/SSS2I3II_I
33、62746278第三章各部分传动的选择设计计算15大端分度圆弦齿高AI_H/MM4D/COSSHHII2IAIAI_412406根据以上数据，查阅手册，在满足设计条件的前提下，考虑锥齿轮在箱体中的位置，确定锥齿轮的几何尺寸。32链轮参数设计计算321中间传动链轮设计计算功率P20KW转速780R/MIN查表选择16A，节距P2540的链轮，其余尺寸计算如下表名称代号/单位公式计算结果链轮齿数Z17链号16A滚子直径1D/MM1588分度圆直径D/MMZ180SINPDO13823齿顶圆直径AD/MM1AMAXD25P1DD1AMINDPZ611DD取150齿根圆直径FD/MM1FDDD1223
34、5量柱直径RD/RD1D12235极限偏差0010量柱测量距RMDDZ90DCOSM1RMINOR15332极限偏差0025322升运器链轮设计计算功率P10KW转速360R/MIN查表选择12A，节距P1191的链轮，其余尺寸计算如下表名称代号/单位公式计算结果链轮齿数Z13链号12A滚子直径1D/MM1191第三章各部分传动的选择设计计算16分度圆直径D/MMZ180SINPDO796齿顶圆直径AD/MM1AMAXD25P1DD1AMINDPZ611DD取88齿根圆直径FD/MM1FDDD6769量柱直径RD/RD1D1191极限偏差0010量柱测量距RMDDZ90DCOSM1RMINOR
35、9092极限偏差002533变速箱的设计主变速箱为一级锥齿轮变速箱，只改变动力传动的速度方向，结构较为简单，根据设计要求，结合实际情况，通过对各种背负式玉米收获机的考察总结，主变速箱按手册上以及圆锥齿轮减速器的结构进行设计，动力输入轴较短，轴承位于一侧，动力输出轴较长，箱体一侧固定在机架上；箱体选用HT200，箱体与水平面平行。主变速箱通过四个螺栓固定在机架上，与水平面平行，将拖拉机动力轴传来的动力在水平面改变90度方向。割台变速箱结构较为复杂，动力主轴带动三根从动轴，且都为直齿锥齿轮传动，摘穗辊轴与拨禾链输出轴不在一个平面内，两轴间夹角90度，根据以上要求，结合实际，本箱体设计类似于自走式摘
36、穗板式割台动力箱结构，主轴较长，卫视结构紧凑，摘穗辊与锥齿轮做成齿轮轴，但拨禾链传动轴若也设计成齿轮轴，则无法安装，箱体紧贴机架，与主动力箱成30度角，左右两个割台变速箱结构对称，内部零件完全一样，只是箱体成对称结构，材料选择HT200。割台变速箱通过八个螺栓固定在机架的焊板上，与水平面成30度角，动力箱通过链轮传递给割台变速箱，通过内部变速，并且改变速度方向，带动摘穗辊轴和拨禾链传动轴。34轴的设计1）主变速箱动力输入轴的设计第三章各部分传动的选择设计计算17动力输入轴较为简单，轴上有一锥齿轮，轴的小端输入动力，轴端用键连接接盘，接盘与万向节联轴器相连，轴的大端连接锥齿轮，用圆螺母加紧缩挡圈
37、锁紧，轴承受径向力较小，选用深沟球轴承。2）主变速箱动力输出轴的设计动力输出轴带动三个链轮，轴由轴上锥齿轮带动，轴两端带动链轮，通过键连接，轴颈都在30以上，固选用平键连接，轴端通过轴端挡圈和螺栓固定，轴承与齿轮，轴承与链轮间通过调整套筒调整位置。3）割台变速箱主轴的设计为割台变速箱动力输入轴，轴端通过链轮带动，该轴要带动三对锥齿轮，锥齿轮通过轴肩固定，根据摘穗辊和拨禾链的空间位置确定锥齿轮位置，从而设计出割台变速箱主轴的的结构。4）割台变速箱摘穗辊轴的设计根据设计要求，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，分别安放轴承、直齿锥齿轮和摘穗辊，另一根锥齿轮轴
38、由此轴通过直齿轮带动。5）割台变速箱拨禾链传动轴设计考虑到箱体结构，为便于安装，不做成锥齿轮轴，轴的两端固定两锥齿轮，用圆螺母加紧缩挡圈锁紧。35本章小结1、根据传动比功率要求，计算出各锥齿轮基本参数2、根据传动比功率要求，计算出各链轮基本参数3、通过本章计算可校正数据的合理性第四章校核计算18第四章校核计算41主动力箱锥齿轮校核选用闭式的直齿锥齿轮传动，轴交角为90，直齿锥齿轮刨齿加工，不宜采用硬齿面。两齿轮选用20CRMNTI,齿面调质处理，硬度为240HB280HB,取平均硬度为260HB。计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强度计算选取齿数Z和精度等级使用寿命AK动载系数VK齿间载荷分
39、配系数HK齿向载荷分布系数K载荷系数K转矩1T弹性系数EZ节点区域系数HZ接触疲劳极限取1Z24，2ZI1Z24由齿轮表面硬度根据机械设计手册，根据工作情况特性根据精度等级及圆周速度估算ATKF/B100N/MMCOS121II071COS2211I0711VZ11COSZ3382VZ22COSZ338V18832（1211VVZZ）COS173重合度系数Z43V087HK21Z1/087一轮两端支撑另一轮悬臂，经查表KAVHKKKK1351171321881T9550PN955025780310根据齿轮材料查表齿轮为0变位1Z24,2Z24选取精度8级AK135VK117Z087HK132K
40、188K3921T16480NMMEZ1898MPA第四章校核计算19LIMH接触最小安全系数MINHS接触寿命系数NZ许用接触应力H小轮大端分度圆直径1D验算圆周速度及ATKFB齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数FYH1LIM11MINHNHZS7101105H2LIM22MINHNHZS7101105根据锥齿轮齿宽取R1D2231H47105RREHKTIZZZ11105MRDD（10503）13066111061MM11601000MMVDN111061760601000442M/S与估计值接近112TMFTD216480111061310763NBRRR112SIND21121COSRD42
41、98MMATKFB737N/MM100N/MMY025075/V025075173由ATKFB100N/选取FK1YKAVFKKKKHZ25LIM1H660MPALIM2H660MPAMINHS1051NZ2NZ10H1676MPAH2676MPAR031D12066MM验算结果与原估计相符1FY2722FY225第四章校核计算20应力修正系数SY重合度系数Y齿间载荷分配系数FK载荷系数K弯曲疲劳极限LIMF弯曲最小安全系数MINFS弯曲寿命系数NY尺寸系数XY许用弯曲应力F验算结果1351171471881FLIM11MINFNXFYYS60010101252F60010101251F47K
42、1T1FY1SYY/R105R1ZM21I2F1F2211FSFSYYYY2370225207272165所选齿轮强度符合要求1SY1652SY189Y068FK147K437LIM1F600MPALIM2F600MPAMINFS12512NNYY10XY101F480MPA2F480MPA1F2370MPA1F2F2370MPA2F42割台变速箱锥齿轮校核摘穗辊轴锥齿轮校核，选用闭式的直齿锥齿轮传动，轴交角为90，直齿锥齿轮刨齿加工，不宜采用硬齿面。两齿轮选用40CR,齿面调质处理，硬度为240HB280HB,取平均硬度为260HB。计算项目计算内容计算结果齿面接触疲劳强第四章校核计算21度
43、计算选取齿数Z和精度等级使用寿命AK动载系数VK齿间载荷分配系数HK齿向载荷分布系数K载荷系数K转矩1T弹性系数EZ节点区域系数HZ接触疲劳极限LIMH接触最小安全系数MINHS接触寿命系数NZ许用接触应力H取1Z27，2ZI1Z17由齿轮表面硬度根据机械设计手册，根据工作情况特性根据精度等级及圆周速度估算ATKF/B100N/MMCOS121II032COS2211I0681VZ11COSZ97432VZ22COSZ3467V18832（1211VVZZ）COS173重合度系数Z43V087HK21Z1/087一轮两端支撑另一轮悬臂，经查表KAVHKKKK1351171321881T9550
44、PN9550246760310根据齿轮材料查表齿轮为0变位H1LIM11MINHNHZS71011Z27,2Z17选取精度8级AK135VK117Z087HK132K188K3921T12690NMMLIM1H350MPALIM2H520MPAMINHS1051NZ2NZ10H1648MPAH2648MPA第四章校核计算22小轮大端分度圆直径1D验算圆周速度及ATKFB齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数FY应力修正系数SY重合度系数Y齿间载荷分配系数FK载荷系数K弯曲疲劳极限LIMF弯曲最小安全系数MINFS105H2LIM22MINHNHZS6801105根据锥齿轮齿宽取R1D2231H47105
45、RREHKTIZZZ11105MRDD（10503）13066111061MM242M/S与估计值接近112TMFTDBRRR112SIND21121COSRD4298MMATKFB737N/MM100N/MMY025075/V025075173由ATKFB100N/选取FK1YKAVFKKKK1351171471881FLIM11MINFNXFYYS60010101252F5701010125R031D8974MM验算结果与原估计相符1FY2722FY2251SY1652SY189Y068FK147K437LIM1F600MPALIM2F570MPA第四章校核计算23弯曲寿命系数NY尺寸系数
46、XY许用弯曲应力F验算1F47K1T1FY1SYY/R105R1ZM21I47437175900272165068031050324552242F1F2211FSFSYYYY2370225207272165所选齿轮强度符合要求MINFS12512NNYY10XY101F480MPA2F576MPA1F324MPA1F2F462MPA2F43主动力箱轴的校核主动力箱动力输出轴校核1轴上的圆锥滚子轴承内圈由轴肩、套筒固定，外圈由轴端透盖固定，轴的动力输入端用键连接联轴器法兰。（2）轴的材料为45号钢，调质处理，B650AMPS360AMP3第一段轴，直径为40，根据法兰尺寸，长度设为80；第二段轴
47、颈直径为46，长度根据结构设为129；第三段轴颈需要安装锥齿轮、轴承以及大连轮，根据轴承的标准公称内径选取轴的直径为40，根据安装的合理结构，长度设为142，第四段轴安装小链轮，轴端挡圈固定，直径为30，长度为46。按许用弯曲应力计算的方法校核该轴的强度轴力图第四章校核计算24剪力图合成弯矩图计算项目计算内容计算结果计算成形连接处的受力转矩NP10559T611T30609NMM2T30609NMM3T61218NMM计算支承受力水平面反力1470429465500465429465465RF2470429465500465429465465RFR1F470NR2F470N垂直面反力11000
48、415429465465RF21000465465429429465465RF1RF759N2RF6432N水平面受力图垂直面受力图第四章校核计算25画轴弯矩图合成弯矩图见上图许用应力许用应力值MPA5102B0，MPA60B1应力校正系数510260B0B1059画当量弯矩图当量转矩T059130562T05926112T21568NMM2T32606NMM见图42H当量弯矩22TMM1M37880NMM2M35110NMM校核轴径轴径I33I1BM75110D010160ID2637MM30MM此轴设计符合安全强度要求44割台动力箱轴校核受力图第四章校核计算26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
