【正文】 傾斜輸送鏈的傾斜角度不大，所以作物經(jīng)過輸送鏈末端時，按過橋底板延長線與滾筒表面切線所成的夾角方向想凹板喂入，當本設計中的傾斜輸送鏈主動軸至滾筒中心的的垂直距離 H 不大，幾乎于起在同一 水平位置上，故獲得較大的凹板包角，有利于脫粒和分離性能的提高，但作物的喂入不夠連續(xù)、流暢。凹板出口處過度柵條的配置情況，對脫出物的分離和進入逐稿器的部位有很大影響。脫出物近似按照凹版出口的切鄉(xiāng)位置飛出，當碰的襖逐稿論后改變方向，基本上按照想碰葉片的切線方向散射開來。 本設計機中采用逐稿器為但片鍵式逐稿 器，逐稿器的總寬度有收 縮比和喂入量來確定的，本設計中逐稿器寬度為 比滾筒的寬度略寬，清選裝置是采用逐高器下面安裝的風扇進行的，詳細參數(shù)見風扇部分。 7．機器重心的配置 在培植各工作部件的同時，還需要考慮機器的重心位置，使各輪軸的負荷分配合理，本設計中采用了輪式收割機的方式，驅(qū)動輪承受了整機重量的 60%，操向輪的載荷有點大，為了減輕操縱力，在操向系統(tǒng)中設置操向加力裝置。前后輪承受的重量均小于其額定承受能力。機器左端安裝的傾斜輸送鏈，但由于傾斜輸送鏈質(zhì)量不大，約為整車的 5%左右，而且在收割機的右端布 置有接糧平臺，基本上平衡了左端輸送鏈的質(zhì)量。聯(lián)合收割機的中心高度是影響整車穩(wěn)定性的最重要因素，本設計中，由于輪距的寬度不大，離地間隙 250mm，量使機構(gòu)緊湊，總高控制在 之內(nèi)，基本上保證了整車的穩(wěn)定性。本機的駕駛工作條件：此水稻收割機的駕駛坐椅安裝在中間位置，在后輪軸斜上部，有利于整車的重心平衡和擴大駕駛員視野以及提高駕駛的舒適度。總體布置還需要考慮使用，調(diào)節(jié)和維修的方便性，本設計中脫粒工作部件和清糧裝置以及集糧推運器都裝在薄壁鋼板內(nèi)，頂面可以掀開，進行觀察，發(fā)現(xiàn)問題，和修理。為了便于駕駛員的操作， 對各手柄和腳踏板的位置以及行程的設計都是按照拖拉機標準設計，手柄的最大行程不超過 200mm 最大操縱力小于 100N，腳踏板的行程不超過 50mm，踏板上的操縱力小于 200N。 （三）、確定整體參數(shù) ：本設計喂入量為 q=— ：初設為 B = ： 由于 q=BVmW（ 1+1/β ） /C （※） 式中 Vm 為機器前進的速度， m/s； W 為作物單位面積產(chǎn)量， kg/畝，取 450kg/畝； β 為喂入的谷粒和莖桿之比，簡稱谷草比，取 β =1； C=1333 將以上數(shù)據(jù)帶入※中可以求得 Vm=— （ m/s） 由※式可以知道，當其他條件不變時，割幅 B 和前進速度之間成反比關(guān)系。對于既定的設計喂入量，是選擇叫小割幅配以較快的前進速度，還是采用較大割幅配以較低的速度，要根據(jù)情況具體分析，從谷物聯(lián)合收割機的本身的結(jié)構(gòu)來看，隨著割幅的增大，整體的尺寸和重量也要增大；隨著前進速度的提高，行走消耗的功率也要增大，發(fā)動機的馬力和重量也要增加，從使用條件來看，如果在小塊田里作業(yè)，割幅太大會運轉(zhuǎn)不方便，如果聯(lián)合收割機使用的地區(qū)的平均田塊面積較大，用較 大的割幅和較低的速度可以減少機器往返運行的次數(shù)，減少行走的功率消耗并縮短地頭轉(zhuǎn)彎所花費的空行時間，提高經(jīng)濟效果，而南方的田塊正是平均面積不大，應選用小割幅的收割機。 ，分離器尺寸和收縮比： 對全喂入谷物聯(lián)合收割機的工作部件的研究指出，逐稿器的分離損失率是限制聯(lián)合收割機喂入量的關(guān)鍵。逐稿器的分離損失率與莖桿層的厚度有密切關(guān)系，當其他條件不變時，隨著喂入量的增加，莖桿層變厚，損失率加大，當喂入量超過額定值時，損失率急劇增加。谷粒在莖桿層中占的體積很小，可以忽略不計，則逐稿器上莖桿層的厚度 h 可按下式求 得。 h=（ 1δ ） q/Bzηγ Vz 式中 h 為莖桿在自然狀態(tài)時的厚度， m； q 機器作物的喂入量， kg/s； δ為谷物中谷粒的含量，一質(zhì)量百分比計， δ =β /（ 1+β ） （ β 為谷草比） Bz 為逐稿器寬度，本設計中由于采用了割幅為 ，滾滾同長度取為 ； η 為逐稿器寬度利用系數(shù)，取為 ； γ 為莖桿在自然狀態(tài)時的容重，經(jīng)查相關(guān)的專業(yè)書籍，水稻的容重大約為 30kg/m3 為莖桿層沿逐稿器 運動的平均速度，一般情況下， Vz=。將數(shù)據(jù)代入上式中，可以求得 h=—— 之間。分離器寬度為 。 5. 軸距、輪距，接地壓力和最小離地間隙 聯(lián)合收割機的軸距 B0 主要根據(jù)使用地區(qū)的地形條件，考慮整機通過性，機動性和穩(wěn)定性的要求，經(jīng)過與同 類機器比較后，同過總體不止而最后確定的，輪式聯(lián)合收割機的軸距，與 整機的機動性和穩(wěn)定行有密切的關(guān)系?？s小軸距可以減小轉(zhuǎn)彎半徑，提高機動性，但會使縱向 穩(wěn)定性邊壞。縱向穩(wěn)定性是用聯(lián)合收割機上坡（下坡）使，通過重心鉛垂線與地面的交點不超過前輪與地面接觸點時坡度角來衡量的，次聯(lián)合收割機體積不大，中心不高，為了使機器在作業(yè)時運轉(zhuǎn)靈活，又要滿足穩(wěn)定性的要求，本設計取 1250mm。 聯(lián)合收割機的輪距的確定也要根據(jù)使用地區(qū)的地形條件，考慮整機通過性，機動性和穩(wěn)定性的要求，經(jīng)過與同類機器比較后，同過總體不止而最后確定的，輪式聯(lián)合收割機的軸距，與整機的機動性和穩(wěn)定行性有密切的關(guān)系。也要通過汽車的總體布置確定，輪距應當小于總車寬度，本設計中去輪距為 。聯(lián)合收割機的最小離地間隙與整機的通過性能有密切的關(guān)系，最小離地間隙一般不小于 250~300mm。 6. 總長、總高、總寬 收割幾的總長、總高、總寬由總布置草圖確定。還必須要求起滿足機動性，靈活性和穩(wěn)定性的要求。本設計中取總長為 4380mm，總高 1880mm，總寬 1540mm。 外形尺寸，既長、寬、高主要取決于割臺、脫糧裝置、駕駛室以及離地間隙、輪子大小、軸距、論距等尺寸，本設計的聯(lián)合收割機的總體尺寸在上面已經(jīng)說明了。參照同類不見的重量資料，估計本車重量在 1 噸左右。根據(jù)總體布置圖計算出本聯(lián)合收割機的中心大約在距離前軸為70mm，距離后軸為 550mm，且基本上落在縱向的中心線上。根據(jù)此重心位置可以計算出前輪既導向輪所承受的重量為 44%，后輪所承受的重量為 56%。 （四）、 確定水稻聯(lián)合收割機的動力選擇 水稻聯(lián)合 收割機除了要克服行走阻力外，還需要克服各工作部件的阻力。由于田間土壤、地形的變化，行走速度的差異、作物生長情況和濕度的變化以及雜草等因素的影響，使聯(lián)合收割機的工作符合是不穩(wěn)定的，所需的功率經(jīng)常在變化。為此，選擇發(fā)動機的時候，不僅要根據(jù)功率的平均值，還要考慮到符合最嚴重時所需要功率的最大值，讓發(fā)動機有足夠的儲備功率，以保證聯(lián)合收割機在各種條件下都能正 常工作。谷物聯(lián)合收割機的符合不穩(wěn)定的特點，不僅使功率消耗經(jīng)常在變化，而且對工作質(zhì)量有很大的影響，因為當符合發(fā)生變化時，使的發(fā)動機的工作不見的轉(zhuǎn)速也相應隨之改變，而 工作部件轉(zhuǎn)速的改變，僵直界影響機器的切割質(zhì)量、脫粒損失、分離損失和子粒破碎率，因此沒，應該控制發(fā)動機和工作不見由于負荷變化引起的轉(zhuǎn)速變化量，使其不超過一定的范圍。在選擇發(fā)動機的時候要研究它的調(diào)速特性，選擇工作點；在傳動設計中，則應該使傳動系統(tǒng)（滾筒）具有足夠的 轉(zhuǎn)動慣量，一克服瞬時增大的阻力。下面計算個部分的功率。 １、行走部分 圖 31 行走輪：如圖 31，在牽引力的作用下，策劃能夠手垂直載荷 Q 的行走論，沿著地面均勻轉(zhuǎn)動時，壓入土中一頂深度 Z0，并在地面流下輪轍，如上圖所示，此時，土壤與輪子接觸處有土壤對輪子的法向反作用力的合力 N 和切向摩擦力的合力 T。此外還有作用與輪子周套中的摩擦力矩 Mm。通常 Mm 很小，可以忽略不計。法向反作用力 N 垂直于輪緣并通過輪心，社他作用與 A 點， A 點的論心的水平距離為 rd。 N 和 T 的合理為 R，其水平分量為 Rx，垂直分量為 Ry。若在某一 瞬時外力出與平衡狀態(tài)，則 ∑ Fx=0， PRx=0； ∑ Fy=0， QRy=0 ∑ MA=0， PrdQd=0 整車質(zhì)量躍為 噸故 Q=1200/4=300kg 又 Rx=fz Q（ fz 為輪子滾動阻力系數(shù)，這里取fx=） Rx=300 =90kg P=Rx=90k 主動輪：主動輪的受力情況如下圖所示 ： 當忽略掉 M,時其平衡方程式： Pt— （ Fz+Rx） =0 Q— Ry=0 Mq— （ Pt— Rx） rd— Ryd=0 且 Rx=Q Fz=300 =150kg Pt=150+90=240kg Mq=（ 240150） +300 =46+30=76kgm 總的扭矩為 M=2Mq=2 76=1520Nm 取車的平均速度為 w=Mθ =1520*= 即行走部分所需的功率為 。 （二）、工作部分 1. 滾筒部分所需要的功率，由經(jīng)驗公式可以求得，滾筒的功率約為2kw。 2. 又后面章節(jié)所計算的割臺螺旋推運器的功率約為 。 3. 集糧螺旋推運器的功率為 。 4. 割刀工作部分的功 率經(jīng)過標準查得約為 1kw。 5. 風扇工作功率由后面風扇章節(jié)求得約為 。 由所計算的每個功率的總和，可以求得是需要的柴油機的額定功率，選擇柴油機的額定功率為 ，轉(zhuǎn)速 2200r/min，最大扭矩為 柴油機的儲備功率為 二、各工作部件的設計 （一）、切割器 1．選用標準型（國標 Ⅱ 型）既單刀距行程型（ S=t=t=）其切割速度系數(shù)見表為 切割 速度 m/s 始切 速度 Vz 終切 速度 平均切割速度 v 最大切割速度vmax 割刀平均速度 v 系數(shù) K 2．割刀速度和機器前進速度的關(guān)系 收割機工作時，割刀一面做往復運動，一面做前進運動，其絕對速度是著兩種速度的合成。割刀速度和機器前進的速度的關(guān)系可以用進距來表示（既割刀完成一次行程的時間內(nèi)機器前進的距離）： H=Vm*Л /w=30Vm/n 式中 Vm 表示機器前進速度， m/s； n 表示曲柄轉(zhuǎn)速， r/min； w 表示曲柄角速度。也可以用氣割速度比 λ q 表示割刀速度與機器前進速度之間的關(guān)系。 λ q=Vjd/Vm=（ Sn/30） /（ Hn/30） =S/H Vjd 表示割刀平均速度， m/s； Vm 表示機器前進速度， m/s； S 表示割刀行程， mm； H 表示割刀進距， mm。 切割器在實際工作中，如果切割速度比 λ q 過小，則割樁不整齊，切割質(zhì)量不穩(wěn)定（發(fā)生莖桿折斷、拉斷等）；若 λ q 過大，則可能發(fā)生重割，或造成機器的振動加劇。根據(jù)許多學者實驗得：當前進速度 Vm 在 1m/s 左右時，如果切割速度比 λ q》 ，沒有發(fā)生割樁不齊或切割質(zhì)量不穩(wěn)定的現(xiàn)象；但臨界切割速度比 λ l 是隨機器前進速度表化而改變的，若令 Vm=。則： Vm=， λ l=（ ~） λ l。 Vm=， λ l=（ ~） λ l。 （二）、撥禾輪 本設計選用偏心撥禾輪，適合南方水稻收割用，收割直立和一 般倒伏的作物，也使用于本設計的臥式割臺聯(lián)合收割機。 撥禾輪運動軌跡的形狀，決定于撥禾輪的圓周速度 Vy 與機器前進速度 Vm 的比值 λ =Vy/Vm； λ 為撥禾速度比。只有當 λ 》 1 時，才有可能將作物莖桿引向割刀配合切割，并在割斷后繼續(xù)的向后推送莖桿，一面在割刀上發(fā)生堆積和堵塞。 λ? 1 時，撥禾輪的工作情況才是正常的。撥禾輪的工作過程，每塊撥禾輪從開始接觸未割的作物，直到將已經(jīng)割的作物向后推送并淤滯脫離接觸，著是他完 整的工作過程，要時撥禾輪具有良好的工作質(zhì)量，除了滿足 λ? 1 外，還 應 該 滿 足工 作 過 程中 的 不 同階 段 的 要求 ， 撥禾 輪 在 插入 作 物 叢時，起速度應該垂直向下，這樣對蕙部的沖擊最小，可以減少脫粒損失；切割時，撥禾輪應該扶持作物莖桿，以配合進行切割，避免切割器將莖桿向前推倒；莖桿割斷后，撥禾板要繼續(xù)穩(wěn)定的向后推送，既要清掃割刀，喲要防止作物向前翻倒或被想上挑起，造成損失。 1. 要使撥禾輪沿垂直方向插入作物叢撥禾輪軸的安裝高度就必 2. 須滿足 H=Lh+（ R/λ ） R 為撥禾輪的半徑， h 表示割刀離地高度， L 為作物高， H 為撥禾輪軸安 裝高度。由此可以知道，在工作中，如果撥禾輪速度比 λ 、撥禾輪半徑 R 和割刀離地高度 h 一定，則收割不同高度的作物時，就要求撥禾輪的安裝高度需要調(diào)整。 2. 清掃割刀和 穩(wěn)定推送 的條件當 莖桿被割 斷后，要求 撥禾輪繼續(xù)起推送作用，使其離開割刀，比擬感整齊的向后鋪放在各臺上，如果此時撥禾輪的作用點位于已割作物中心的稍上方，就能將莖桿穩(wěn)定的想后推送 ，直到與 撥禾輪圓 周相切的位 置，如果撥 禾輪的作用點過高，清掃割刀的作用將減弱，如果撥禾輪的作用點在重心之下，則 割斷的 作物很可 能回繞 在撥禾板 向前翻到 或被挑 起，早成損失。已割斷作物 的中心位置，一 般在頂部向下的 1/179。處，設已割部分長 L1，則 l=l1/3 。因此，要求撥禾板作用在割斷作物的中心點以上，則應該保證 H≥ R+2/3（ Lh） ：