【文章內(nèi)容簡介】 意圖。圖2 拉莖輥抓取秸稈的條件Fig2 Pull stem roller scraping of the straw 設(shè)兩拉莖輥為圓柱形斷面，當秸稈在喂入機構(gòu)的作用下與拉莖輥接觸時，拉莖輥對秸稈端部便產(chǎn)生支反力N和抓取力T，拉莖輥能抓取秸稈的條件是Tx＞Nx,即 Tcosa＞Nsina （1）而 T=Nu 式中，u拉莖輥對秸稈的抓取系數(shù)；a對秸稈的起始抓取角。代入上式得 Nucosa＞Nsina （2）簡化得 u＞tana即拉莖輥對秸稈的起始抓取角a的正切值應(yīng)小于對秸稈的抓取系數(shù)u[10]。（2）摘穗板擋下果穗的條件拉莖輥在工作中不斷向后方拉引秸稈，而果穗被摘穗板擋住。當拉引秸稈的力大于秸稈前進阻力和果穗摘斷力時，則果穗被拉斷，落在摘穗板上。滿足此條件的受力分析如下圖所示。 圖3 擠落果穗的受力分析Fig3 Push down the force analysis on the ear設(shè)拉莖輥對秸稈的水平拉引力為Tjx，秸稈進入拉莖輥的阻力為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拉莖輥對秸稈的平均摘取角； Uj拉莖輥對秸稈的抓取系數(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 此處省略NNNNNNNNNNNN字?？劭郏壕牌咭痪哦惆肆懔?另提供全套機械畢業(yè)設(shè)計下載！該論文已經(jīng)通過答辯 摘穗板的結(jié)構(gòu)設(shè)計摘穗板位于拉莖輥的上方，工作寬度與拉莖輥工作長度相同。為減少對果穗的擠傷，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)計方案 根據(jù)以上對拉莖輥原理的分析，并參考國外先進的收獲機型，設(shè)計本機的時，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摘穗段，左右拉莖輥的導(dǎo)向筋旋向相反并且相錯開180放置。其中，拉莖段為整個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，向下快速拉動秸桿以使其達到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。4 傳動方案的確定及設(shè)計計算對于摘穗機構(gòu)傳動部分的設(shè)計，設(shè)計如下所示圖4 傳動部分示意圖Fig3 The transmission part of the schematic 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll 摘穗傳動箱的設(shè)計在拉莖輥的工作過程中，是一對一起工作的，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，由電動機驅(qū)動，并假設(shè)該機器的工作壽命為5年(設(shè)每年工作50天)，兩班制，并且?guī)捷斔蜋C工作平穩(wěn)轉(zhuǎn)向不變。圖5 摘穗傳動箱Fig4 Pick the spike transmission case(1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)①根據(jù)傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。②本變速箱為農(nóng)業(yè)機械配套使用，轉(zhuǎn)速不高，故選用7級精度。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)按齒面接觸強度設(shè)計下面的設(shè)計全部參考機械設(shè)計第二冊上的計算公式[18]。由設(shè)計公式進行試算，即 （4）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值選擇載荷系數(shù)Kt=計算齒輪傳遞的扭矩T1=／n1=／800Nmm=mm由機械設(shè)計手冊選取齒寬系數(shù)=由機械設(shè)計手冊查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=由機械設(shè)計手冊按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa：計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=N2=60n1jLh=60800l (28405)=由機械設(shè)計手冊查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=KHN2=計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1％，安全系數(shù)s=1，由式得（3）計算計算齒輪分度圓直徑dt，代入的值： （5） （8） =計算圓周速度v V= =／s 計算齒寬b b===46mm 計算齒寬與齒高之比b／h模數(shù)： Mt=dt／z1=／24mm= 齒高： h=== b／h= 計算載荷系數(shù)由v=／s，7級精度，得動載系數(shù)kv=.因為是直齒輪，假設(shè) KaFt／b＜100Nmm 得： KHa=Kfa= 使用系數(shù)Ka=1；7級精度，齒輪相對支承非對稱布置時， KHb=+（1+）+ 將數(shù)據(jù)代入后得： KHb=+（1+）+= 由于： b／h=，KHb=，KFb=故載荷系數(shù)： K=KAKVKHakHB== 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓的直徑