【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 受力分析 Fig3 Push down the force analysis on the ear 設(shè)拉莖輥對(duì)秸稈的水平拉引力為 Tjx，秸稈進(jìn)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(duì)秸稈的平均摘 取角； Uj拉莖輥對(duì)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(duì)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)。 拉莖輥的直徑設(shè)計(jì) 8 此處省略 NNNNNNNNNNNN 字。如需要完整說(shuō)明書(shū)和 設(shè)計(jì) 圖紙等 .請(qǐng)聯(lián)系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)下載！該論文已經(jīng)通過(guò)答辯 摘穗板的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘穗板位于拉莖輥的 上方，工作寬度與拉莖輥工作長(zhǎng)度相同。為減少對(duì)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]。 拉莖輥、摘穗板具體設(shè)計(jì)方案 根據(jù)以上對(duì)拉莖輥原理的分析，并參考國(guó)外先進(jìn)的收獲機(jī)型，設(shè)計(jì)本機(jī)的時(shí)，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(jìn)摘穗段，左右拉莖輥的導(dǎo)向筋旋向相反并且相錯(cuò)開(kāi) 180 放置。其中，拉莖段為整個(gè)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(dòng)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(dòng)秸桿以使其達(dá)到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。 4 傳動(dòng)方案的確定及設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)于摘穗機(jī)構(gòu)傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)如下所示 9 12345 圖 4 傳動(dòng)部分示意圖 Fig3 The transmission part of the schematic N205 輥 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll 摘穗傳動(dòng)箱的設(shè)計(jì) 在拉莖輥的工作過(guò)程中，是一對(duì)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(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，并假設(shè)該機(jī)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(jī)工作平穩(wěn)轉(zhuǎn)向不變。 10 直齒輪拉莖輥 圖 5 摘穗傳動(dòng)箱 Fig4 Pick the spike transmission case (1)選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù) ① 根據(jù)傳動(dòng)方案，選取直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 ② 本變速箱為農(nóng)業(yè)機(jī)械配套使用，轉(zhuǎn)速不高，故選用 7 級(jí)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(qiáng)度設(shè)計(jì) 下面 的設(shè)計(jì)全部參考機(jī)械設(shè)計(jì)第二冊(cè)上的計(jì)算公式 [18]。 由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行試算，即 23112 . 3 2 t Et HKT Zd d ?? ? ????? ???? （ 4） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 選擇載荷系數(shù) Kt= 計(jì)算齒輪傳遞的扭矩 T1=? 105P1／ n1=? 105? 5／ 800Nmm=? 104Nmm 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選取齒寬系數(shù) d? = 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得材料的彈性影響系數(shù) ZE= 12aMP 11 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 ? Hlim1=600MPa： 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=N2=60n1jLh=60? 800? l? (2? 8? 40? 5)=? 108 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=KHN2= 計(jì)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 ? ? ? ? l i m12 0 . 9 0 6 0 0 5 4 0H N HHH K M P a M P aS??? ? ? ? ? ? （ 3） 計(jì)算 計(jì)算齒輪分度圓直徑 dt，代入 ? ?H? 的值： ? ? 2131 2 t Et dHKT Zd ?? ? ????? ???? （ 5） （ 8） = 計(jì)算圓周速度 v V= 160 1000tdn?? =／ s 計(jì)算齒寬 b b= tdd? ? =? =46mm 計(jì)算齒寬與齒高之比 b／ h 模數(shù)： Mt=dt／ z1=／ 24mm= 齒高： h==? = b／ h= 計(jì)算載荷系數(shù) 由 v=／ s， 7 級(jí)精度，得動(dòng)載系數(shù) kv=. 因?yàn)槭侵饼X輪，假設(shè) KaFt／ b＜ 100Nmm 得： KHa=Kfa= 使用系數(shù) Ka=1； 7 級(jí)精度，齒 輪相對(duì)支承非對(duì)稱(chēng)布置時(shí)， KHb=+（ 1+ 2d? ） 2d? +? 103b 將數(shù)據(jù)代入后得： KHb=+（ 1+? ） +? 103? = 12 由于： b／ h=， KHb=， KFb= 故載荷系數(shù)： K=KAKVKHakHB=1? ? ? = 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓的直徑， 3 / 1 2 2ttd d K K m m?? 計(jì)算模數(shù) m； m=d1／ z1=122／ 24=5mm （ 4） 幾何尺寸計(jì)算 計(jì)算分度圓直徑： d1=d2=mz=24? 5mm=120mm 計(jì)算中心距： a=（ d+d2） =（ 120+120）／ 2=120mm 計(jì)算齒輪寬度 b= d? d1=? 120mm=48mm 取 B1=B2=48mm 驗(yàn)算 112t TF d? = 1 ?? N／ mm=／ mm＜ 100 N／ mm 結(jié)論：合格。 軸的校核 傳動(dòng)軸示意圖如下 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 圖 6 主傳動(dòng)軸 Fig5 The main drive shaft 如圖所示傳動(dòng)軸的剛度和強(qiáng)度是否滿足要求是整個(gè)變速箱能否正常工作的核心。所以，本文對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行理論分析和計(jì)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 13 的齒寬 B=26mm，齒數(shù) z=24，模數(shù) =4.