玉米收獲機摘穗機構設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)專心-專注-專業(yè)精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上專心-專注-專業(yè)玉米收獲機摘穗機構設計CORN HARVEST MACHINE PICKING MECHANISM DESIGN學生姓名：誠 信 聲 明本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)論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。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

2、 日 目 錄摘要11.2.12.1摘穗機構設計42.2.1 摘穗形式的確定4 TOC o 1-3 h z u 玉米收獲機摘穗機構設計學 生：彭馳指導老師：翁偉（湖南農業(yè)大學工學院，長沙）摘 要：玉米作為我國第二大農作物，與之相對應的我國玉米收割機發(fā)展比較遲滯。本文的出發(fā)點正鑒于此，著重分析玉米收獲機的摘穗機構，玉米收獲機摘穗機是整個玉米收獲機械的核心部件，它最大程度地決定了玉米成熟期機械收獲作業(yè)質量。本文對玉米收割機摘穗機構進行了整體的機構理論研究。分析國內外的各種型號玉米收割機的不同摘穗方式，選擇一種合理使用的摘穗方式，并對其中的關鍵部位進行了設計計算，主要包括拉莖輥、摘穗板和傳動機構的設計

3、，保證了機構運行的可靠性。關鍵詞：拉莖輥；摘穗板；傳動機構；收獲機Corn harvest machine picking mechanism designStudent：Peng ChiTutor：Wen Wei（college of engineering institute，Hunan Agricultural University，Changsha ，China）Abstract：Corn as the second largest crop in our country, compared with the corresponding development of Chinas co

4、rn harvester of hysteresis. The starting point of this article is in view of this, focusing on the analysis of corn harvester pick guangzhou agency, corn harvester picker is the core parts of the corn harvest machine, it will determine the maximum mechanical harvesting operation quality corn ripenin

5、g stage.In this paper, ear of corn harvester picking mechanism has carried on the overall organization theory research. Analysis of various models at home and abroad different picking ears of corn harvester, choose a reasonable use way of picking ears, and the key parts for the design and calculatio

6、n, mainly including stem roller, pick the ear plate and the transmission mechanism design, ensure the reliability of the operation.Key words: Pull stem roll；Pick the ear plate；Transmission mechanism；harvester1 前言 玉米收獲機是在玉米成熟或接近成熟時，根據農藝要求，用機械來完成對玉米秸稈收割的作業(yè)農機具。 是針對新型能源開發(fā)和減輕農民朋友勞動強度而研究開發(fā)的一種新型農業(yè)機械，一種價格低廉

7、適合農村小四輪普及，配套就能收割玉米秸稈的農業(yè)機械。它縮短了農民朋友的勞動周期，讓人們從繁重的體力勞動解放出來1。玉米收獲機主要由摘穗裝置、果穗輸送裝置、剝苞葉裝置、玉米秸稈和根茬處理裝置組成。用玉米收獲機，一次完成摘穗、剝皮、摘穗，同時進行秸稈處理等多項作業(yè)，然后將不帶苞葉的果穗運到場地，經晾曬后進行脫粒。其工藝流程為：摘穗-剝皮-秸稈處理2。1.1 課題的目的中國的玉米收獲一直處于一個落后的階段，甚至沒有走出模仿與測繪的階段，在玉米種植面積世界第二的中國，急需解決玉米機械收獲的問題,用機械化收獲代替?zhèn)鹘y的手工收獲勢在必行，也是現代農業(yè)發(fā)展的最終形式，這是加快中國農業(yè)機械化的一個重要環(huán)節(jié)和必

8、須的過程。本課題通過理論設計希望能夠為玉米收獲機的研發(fā)提供一些建議，立足中國的玉米機械收獲的現狀，展開研究，盡可能的去除和降低影響玉米摘穗裝置的所有不利因素和條件，盡快實現玉米收割的機械化，推動玉米收獲機械行業(yè)的快速發(fā)展，縮短與歐美發(fā)達國家之間的差距，進而為實現中國的農業(yè)現代化邁向重要的一步。1.2 國內外動態(tài)1.2.1 國外的發(fā)展動態(tài)國外玉米收獲機的研究與生產技術已經成熟，目前美國、德國、烏克蘭、俄羅斯等西方國家，玉米的收獲（包括籽粒和秸稈青貯）已基本實現了全部機械化作業(yè)。由于其種植方式多為一年一季種植，收獲時玉米籽粒的含水率很低，大多數國家均采用玉米摘穗并直接脫粒的收獲方式。如美國的Joh

9、n Deere 公司、Case公司、德國的Mengle公司、道依茨公司等的玉米聯合收獲機，絕大部分是在小麥聯合收獲機上換裝玉米割臺，并通過調節(jié)脫粒滾筒的轉速和脫粒間隙進行玉米的聯合收獲3。1.2.2 國內的發(fā)展動態(tài)近二十年來，我國相繼引進了一些國外機型，如美國Case公司的聯合收獲機換裝玉米割臺，一次作業(yè)可完成玉米摘穗、脫粒的作業(yè)。由于我國北方玉米產區(qū)尤其是小麥、玉米一年兩茬輪作種植區(qū)，玉米收獲時籽粒含水率高達35%以上4，采用直接脫粒方式收獲，籽粒破碎率十分嚴重，據1980年9月在河北省欒城縣萬畝方試驗站測定，美國Case公司的1440型聯合收獲機換裝玉米割臺后收獲玉米時，籽粒破碎率平均為1

10、4%，最高達到30%，總損失率達到20%5。而且這種直接脫粒的收獲方式也不利于玉米后熟，使產量降低，并且玉米的莖稈不能粉碎還田或回收利用3。因此這類機具不適應我國兩茬輪作種植區(qū)高含水率玉米的收獲作業(yè)。1.3 玉米收獲機摘穗形式分類1.3.1 立式摘穗輥型玉米收獲機立式摘穗輥型玉米收獲機是指摘穗輥與地面的水平夾角大于60。配置的玉米收獲機，作業(yè)過程：玉米植株從根部被切斷后，由夾持部分夾持送往摘穗部分，最后進入相對旋轉的摘輥中，在擠壓和沖擊的雙重作用下將玉米果穗摘掉；果穗掉落進入升運器被送往果穗箱(或剝皮裝置)，秸稈等則由后面的粉碎裝置粉碎還田，或切碎回收，沒有粉碎裝置的便整株放鋪在地面。這種機型

11、的優(yōu)點是：收獲損失率小、秸稈處理方便。其中玉米收獲機的收獲損失包括落粒損失和落穗損失兩種情況。落粒損失存在于整個的收獲過程中，在摘穗環(huán)節(jié)比重占得最大，這是由摘穗時果穗與摘輥之間的碾壓和碰撞所造成的。立式摘穗輥型玉米收獲機的摘穗輥是前傾的，果穗被摘落后會直接落入到升運器中，沒有經過碾壓過程，因此落粒損失較少。玉米秸稈作為可再生資源，可以粉碎還田，也可以用作燃料、或飼料、還可作為建筑材料和輕工原料等。因此，對玉米收獲后之后的秸稈，處理方式也會有不同的要求。立式摘穗輥相對來說后面的空間開闊，所以配置不同的秸稈處理部件相對簡單。例如，如果安裝粉碎還田的裝置就可實現秸稈的粉碎還田，如果安裝了切碎拋送裝置

12、就可實現莖稈的切段回收，如果安裝鋪放裝置就可實現整株秸稈的回收利用。當然也存在缺點，那就是結構比較復雜并且工作的可靠性不好。1.3.2 臥式摘穗輥型玉米收獲機 臥式摘穗輥型玉米收獲機是指摘穗輥與地面的水平夾角成25。35。左右配置的玉米收獲機。工作過程是：玉米植株通過導錐進入相對旋轉的摘輥中，在與之擠壓和沖擊的共同作用下玉米果穗被摘掉；通過升運器把掉落的果穗送往果穗箱(或剝皮裝置)，秸稈則被放置在地面或被后面的粉碎器粉碎還田6。優(yōu)點：由于結構較為簡單，所以作業(yè)時候的可靠性較高，并且這種機型是目前我國研制和生產的玉米收獲機的主要機型。缺點：作業(yè)時摘穗損失較大并且秸稈處理方式相對單一。由于摘穗輥為

13、臥式配置，所以摘落的果穗不能馬上進入果穗升運器，果穗和摘穗輥的接觸時間過長，摘輥會對果穗的反復沖擊和擠壓，從而造成斷穗和籽粒損傷增加。另外，由于臥輥式玉米收獲機摘穗部件下方的可用空問相對較小，所以對秸稈的多用途處理很難實現7。1.3.3 摘穗板型玉米收獲機摘穗板是20世紀70年代以后新興的種新型摘穗機構，它與臥式摘穗輥型收獲機在結構上類似，也是站稈式摘穗，莖稈粉碎還田，或平鋪在田間待回收利用，是在臥式拉莖輥的正上方安裝摘穗板而成。這種機型的優(yōu)點：摘穗損失率較小，其實摘穗板型玉米收獲機正是為了克服臥式摘穗輥型收獲機存在的摘穗損失大這一缺點而改造設計而成的。作業(yè)時由摘穗板下面的拉莖輥牽引著莖稈向下

14、，當果穗與摘穗板之間接觸時產生沖擊力，果穗便這樣被摘落。過程當中果穗與拉莖輥并沒有發(fā)生接觸，所以，從這個角度考慮，它減少了摘穗損失率。缺點：摘穗力量大，拉斷或折斷的秸稈會比較多。摘穗板型玉米收獲機摘穗時依靠的主要是摘穗板在運動中對果穗產生的沖擊。所以當果穗上的果柄與秸稈的連接強度大于秸稈間的斷裂強度時，斷秸稈便由此產生。特別是有玉米螟等病蟲害的季節(jié)，斷秸稈會更容易出現。由于斷秸稈在處理上相對困難，會給之后的輸送、剝皮及清選等環(huán)節(jié)帶來不少麻煩。據有關試驗數據表明證明，摘穗板型收獲機在收獲玉米時，果穗箱中出現的斷秸稈大約2030左右8。2 研究的主要內容分析玉米收獲機的摘穗機構，以摘穗板、拉莖輥的

15、方式為主要研究內容。確定輸送裝置的形式及其結構參數，設計繪制部裝圖和若干零件圖。對工作核心部件摘穗機構的摘穗板和拉莖輥進行設計繪制，對主要零部件進行校核計算。2.1 摘穗機構的設計2.1.1 摘穗形式的確定摘穗機構有立式摘穗輥型，臥式摘穗輥型和摘穗板型三種主要型號，每種型號都有不同的特點和適用地況，需要選取一個比較合理的和應用較為普遍的結構形態(tài)進行研究和分析改進，因此需要對這三種摘穗機構進行分析篩選，選出一種進行理論設計研究。由拉莖輥與摘穗板組合式的摘穗機構，收獲損失小，籽粒破損率低，生產率高，因此選為研究的對象。2.1.2 總體方案的擬定 為了與國內的實際情況相匹配，不能一味照搬國外的數據，

16、因此，需要實際的考察國內的農用動力機械，主要是指與摘穗機構配合的拖拉機的馬力等配套設施。因為中國農村多以小型拖拉機形式為主，所以本設計主要從簡單的小馬力的拖拉機作為動力源進行設計。與拖拉機聯接方式：懸掛式；摘穗輥型式：摘穗板拉莖輥組合配套動力：1825馬力拖拉機；工作行數：2行：作業(yè)速度：46(kmh)圖1 整機示意圖Fig1 The whole machine schematic diagram1.邊傳動箱 2.摘穗傳動箱 3.拉莖輥 4.果穗輸送機5.摘穗板 6.機架1. Edge transmission case 2. Pick the spike transmission case

17、3. Pull stem roll 4. Ear conveyor 5. Pick the ear plate 6. The chassis整機采用懸掛式作業(yè)方式，摘穗部件采用摘穗板拉莖輥的組合方式。其工作過程如下：分禾器從根部將莖稈扶正并導向撥禾鏈。撥禾鏈將莖稈引向摘穗板和拉莖輥的間隙中。每行有一對拉莖輥；將莖稈強制向下方拉引。在拉莖輥的上方設有兩塊摘穗板。兩板之間的間隙（可調）較果穗直徑為小，便于將果穗摘落。3 主要工作部件的設計3.1 拉莖輥的結構設計在設計拉莖輥之前，我們需要了解的是拉莖輥的工作原理和一些必要的參數情況，下面將逐一介紹。拉莖輥一般由前后兩段組成，前段為帶螺紋的錐體，主要

18、起引導和輔助喂入作用。后段為拉莖段，其斷面形狀有四葉輪形、四棱形、六棱形等幾種9。玉米收獲機需要完成摘穗過程的基本條件（1）能抓取莖稈的基本條件，下圖所示為拉莖輥抓取玉米莖稈時的簡化示意圖。圖2 拉莖輥抓取秸稈的條件Fig2 Pull stem roller scraping of the straw 設兩拉莖輥為圓柱形斷面，當秸稈在喂入機構的作用下與拉莖輥接觸時，拉莖輥對秸稈端部便產生支反力N和抓取力T，拉莖輥能抓取秸稈的條件是TxNx,即 TcosaNsina （1）而 T=Nu 式中，u-拉莖輥對秸稈的抓取系數；a-對秸稈的起始抓取角。代入上式得 NucosaNsina （2）簡化得 u

19、tana即拉莖輥對秸稈的起始抓取角a的正切值應小于對秸稈的抓取系數u10。（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 TjxNjxRg2 （3）即 TjcosaNjsinaRg2 Nj（Ujcosasina）Rg2 Nj= Njxco

20、sa Njy（Ujtana）Rg2 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； Rg-果穗的拉斷力，R=385527N（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。3.1.1 拉莖輥的直徑設計拉莖輥的直徑和工作間隙直接影響拉莖輥對莖稈的抓取能力和摘穗效果，有兩種情況，其一直徑大，則有利于莖桿的抓取，但秸稈容易拉斷，形成斷秸稈多。其二如果直徑過小，則會對莖稈的抓取能力有所降低，根據田間的試驗和預試驗的結果表明，拉莖輥的直徑選取80102毫米的時候摘穗效果達到最好，在本設計

21、中，取拉莖輥直徑為8011。3.1.2 拉莖輥的轉速、間隙、長度的確定please contact Q give you more perfect drawings據有關數據顯示，拉莖輥的線速度v是拉莖輥能保證正常工作的重要因素，當v過小時，容易對拉莖輥輥造成堵塞；當v過高時，會增加落損失。一般將拉莖輥的轉速定位8001022轉分，本設計取800轉分，拉莖輥的水平傾角與臥式摘穗輥相近，為25。35。，拉莖輥的間隙可調，為2030毫米。拉莖輥前段為帶螺旋的錐體，起引導和輔助喂入作用，后段為拉莖段，防止秸稈堵塞，拉莖輥的工作長度在各機型上差別較大，但多數為600800毫米，考慮到本摘穗機構較小，取

22、長度600mm12。3.1.3 螺旋筋的設計 螺旋筋一般是焊接或者直接鑄造在拉莖輥體上的螺旋突起，在設計的理論上，它分別起到兩個作用，一是有效的向下拉伸玉米的莖稈并使之順利的通過拉莖輥輥，二是起到一個類似螺旋推進器的作用，使玉米莖稈向后運動而不會出現堵塞情況13。所以需要螺旋筋的升角與玉米莖稈在拉輥間的運動存在有很大關系。同時螺旋筋升角的選擇還與摩擦角有關。 玉米莖稈運動在拉莖輥間隙，產生的向后的動力主要是靠螺旋筋旋轉側面而產生的推力，此時的情況相當于玉米莖稈滑動在螺旋筋上，因此螺旋筋的升角必須要小于玉米莖稈相對于螺旋筋的自鎖摩擦角，否則將會發(fā)生自鎖現象14。于是拉莖輥的材料用封閉的無縫管做主

23、體，外面為45#方剛做成的斜筋，這里螺旋筋的升角選取為25。3.2 摘穗板的結構設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，入口間隙為2235毫米，出口間隙為2840毫米15。3.3 拉莖輥、摘穗板具體設計方案 根據以上對拉莖輥原理的分析，并參考國外先進的收獲機型，設計本機的時，拉莖輥由兩部分組成剛。前段為帶螺旋的導向錐，后段為拉莖端。如圖所示導向錐為拉莖輥輥的導向部分，它的上面是焊接的導向筋具有導向作用，可將玉米秸桿向右輸送進摘穗段，左右拉莖輥的導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

24、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計計算對于摘穗機構傳動部分的設計，設計如下所示圖4 傳動部分示意圖Fig3 The transmission part of the schematic 1.邊傳動箱輸入動力 2.鏈輪 3.直齒輪 4.軸承N2055.拉莖輥 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4

25、. Bearing N205 5. Pull stem roll4.1 摘穗傳動箱的設計在拉莖輥的工作過程中，是一對一起工作的，所以他們的轉速是一樣的。齒輪的齒數也一樣。具體的數據為：與之配合的出輪輻已知輸入功率P1=5kw，小齒輪轉速，N1=800rrain，齒數比u=1，由電動機驅動，并假設該機器的工作壽命為5年(設每年工作50天)，兩班制，并且?guī)捷斔蜋C工作平穩(wěn)轉向不變。圖5 摘穗傳動箱Fig4 Pick the spike transmission case(1)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。本變速箱為農業(yè)機械配套使用，轉速不高，故選用7級精度。

26、材料選擇。選擇齒輪材料為45#，齒面滲碳淬火，硬度為4045HRC。選取齒輪齒數Z1=Z2=24(2)按齒面接觸強度設計下面的設計全部參考機械設計第二冊上的計算公式18。由設計公式進行試算，即 （4）確定公式內的各計算數值選擇載荷系數Kt=1.3計算齒輪傳遞的扭矩T1=95.5105P1n1=95.51055800Nmm=5.Nmm由機械設計手冊選取齒寬系數=0.4由機械設計手冊查得材料的彈性影響系數ZE=189.8由機械設計手冊按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa：計算應力循環(huán)次數N1=N2=60n1jLh=60800l (28405)=1.由機械設計手冊查得接觸疲勞壽

27、命系數KHN1=KHN2=0.90計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數s=1，由式得（3）計算計算齒輪分度圓直徑dt，代入的值： please contact Q give you more perfect drawings 將數據代入后得： KHb=1.12+0.18（1+0.60.42）0.42+0.2310-384.433=1.166 由于： bh=4.25，KHb=1.423，KFb=1.35故載荷系數： K=KAKVKHakHB=11.121.21.166=1.56 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓的直徑， 計算模數m； m=d1z1=12224=5mm （4）幾何尺寸計算

28、計算分度圓直徑： d1=d2=mz=245mm=120mm 計算中心距： a=（d+d2）=（120+120）2=120mm 計算齒輪寬度 b=d1=0.4120mm=48mm 取B1=B2=48mm驗算 =978.5N Nmm=20.38Nmm100 Nmm 結論：合格。4.2 軸的校核傳動軸示意圖如下圖6 主傳動軸Fig5 The main drive shaft 如圖所示傳動軸的剛度和強度是否滿足要求是整個變速箱能否正常工作的核心。所以，本文對軸的剛度和強度進行理論分析和計算。鏈輪傳遞的功率p=6馬力，齒輪傳遞的功率p=3馬力，轉速n=800rmin，齒輪的齒寬B=26mm，齒數z=24

29、，模數=4.4.2.1 按扭矩初步確定軸徑選擇軸的材料為45鋼，調制處理，得材料械性能數據為： =650MPa，=360MPa，=270MPa=155MPa，E=2.15105 MPa 初步計算軸徑，由于材料為45鋼，取A=115，則得dmin=21.2mm 考慮到加鍵，需將其軸徑增加，故取直徑為25mm。4.2.2 軸的結構設計根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度選擇軸承為圓柱滾子軸承N205型20，為便于軸承的裝配，取軸承處的直徑為25mm，軸肩的尺寸設計為91mm裝齒輪處的軸徑為25mm，適合直齒輪的安裝，選擇的平鍵尺寸為bxhxL=8mmx7mmx48mm，軸肩應該比其長，取d2的

30、尺寸為134mm在處選擇圓柱滾子軸承N206型，根據其尺寸，可取為34mm，段長42mm在處要進行軸肩定位，故尺寸大于，取36mm，根據結構要求，取軸環(huán)寬度為32mm。在處軸要與拉莖輥進行配合，選擇的平鍵尺寸為bxhxL=10mmx8mmx30mm，取該處軸徑34mm，長度長于L，取40mm。 （1）軸的受力分析軸傳遞的轉矩 T1=26360N.m 齒輪的圓周力 Ft=549.17N 齒輪的徑向力 Fr= Fttanan=549.17tan20。=199.88N 鏈輪所產生的圓周力 Fo=576.81N （2）求支反力在水平平面內的支反力由MA=0 得Rcy（a+b）-Fra=0 （7）Rcy

31、=58.79N RAY=Fr-RCY=199.88-58.79=141.09N 在垂直平面內的支反力由MA=0 得 Fta-RCZ(a+b)=0 （8） RCZ=161.52N 由M=0得 RAZ=Ft-RCZ=549.17-161.52=387.65N 由于F0的作用，在支點A,C的支反力由M=0 得： F0c-RAO(a+b)=0 （9） RAO=757.77N Rco=Fo+RAO=576.81+757.77=1334.58N 作彎矩和扭矩圖齒輪的作用力在水平平面的彎矩MBZ=RAZa=387.65 0.03=11.63 N.m齒輪的作用力在垂直平面的彎矩 MBY=RAYa=141.09

32、0.03=4.23 N.m 由齒輪作用力在B截面作出的最大合成彎矩 MB=12.38 N.m 由Fo作用而作出的彎矩 MBO=Foc=576.810.134=77.29 N.m 該彎矩的作用平面不定，但當其與上述合成彎矩共面時是最危險情況。這時其彎矩為二者之和，則截面B的最大合成彎矩為 MB=M.B+MBO=12.38+38.65=51.03 N.m 計算扭矩T1=26.36 N.m T2=79.08 N.m 圖7 扭矩圖Fig6 The torque figure 4.2.3 軸的強度校核（1）確定危險截面 根據軸的結構尺寸及彎矩圖、扭矩圖如下圖所示，截面C處彎矩最大，且有軸承配合引起的應力

33、集中；截面B處彎矩最大，且有齒輪配合與鍵槽引起的應力集中，故屬于危險截面?，F對B截面進行強度校核。（2）安全系數校核計算由于該軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉矩引起的為脈動循環(huán)的剪應力。彎曲應力幅值為： 式中 W抗彎斷面系數，由機械設計手冊得 由于是對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力m=0， =2.62 式中一45鋼彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限，得=270MPaK一正應力有效應力集中系數， K=1.5，按配合K=1.6，故取K=1.6一表面質量系數，軸經過車削加工，由機械設計手冊查得=0.90一尺寸系數，由機械手冊查得 =0.8922剪應力幅值為 =4.72MPa式中 Wp抗扭斷面系數由機械手冊

34、查得：Wp=2.79cm3=2.7910-6m3 式中45鋼扭轉疲勞極限， =155MPa K剪應力有效應力集中系數，K=2.5 表面質量系數，軸經過車削加工后，得=0.90 一尺寸系數，由機械手冊查得 =0.8923平均應力折算系數，查得=0.21軸B截面的安全系數 =2.34S=1.32.5結論：該B截面是安全的此時軸的校核已經完成。已經得到了軸的安全性結論，但是我們并不能直接的看到軸的各個部位的受力情況，只能憑空想象其中的受力情況，會給有關軸的研究和分析帶來一定的困難和阻礙，不利于研究工作的下一步進行。以此為出發(fā)點，為了解決這一問題，根據以上計算結果，為了更直接的看到軸的各部分的受力情形

35、，需要繪制一個軸的載荷分布圖7。從該圖中可以將計算數據變的非常直觀化，這樣可以更明顯的看到各部分的受力大小、扭矩的大小和危險截面。圖7中提供了軸的示意圖，軸的受力簡化圖和軸的受力分析圖。使抽象的數據具體化。通過該圖我們可以直觀的看到軸的各個部份所承受載荷的緊密程度、扭矩的大小，可以為后續(xù)的繼續(xù)分析工作提供一個較好的借鑒和參考。同時也可以為以后關于傳動軸部分的改進提供一個良好的前提。4.3 滾動軸承的設計計算已知裝軸處軸徑d1=25mm，d2=34mm，轉速n=800rmin，選用圓柱滾子軸承N205E，軸承支座反力Ra=757.77N，Rc=1334.58N據此可分別求出裝配在A，C處兩個軸承

36、所承受的徑向載荷Far、FbrFar=Ra=757.77N Fbr=Rb=1334.58N4.3.1 軸承載荷校核對深溝球軸承，其徑向基本額定載荷 (10)式中Cr基本額定載荷，查表6-224的Cr=27.5KN載荷系數，查表16-6取=1P當量動載荷溫度系數，查表8-14的=1基本額定壽命，本機預設壽命 QUOTE =6000hN軸承轉速，n=800 rmin壽命指數，對球軸承=103將以上數據代入上式，得 得 P=3787.8N故在規(guī)定的條件下，N205E，N206E軸承可承受的最大徑向載荷為3787.8N，大于軸承實際承受的徑向載荷Fbr=1334.58N。故所選軸承合格4.3.2 軸承

37、壽命校核當量動載荷 P=fp（XFr+XFa） (11)式中 Fr徑向載荷， Fa軸向載荷，兩軸承的軸向載荷均為0N查表8-17的X=1 于是可計算兩軸承的當量動載荷： Pa= fpXFar=11757.77=757.77N Pb=fpXFbr=.58=1334.58N驗算軸承的壽命Lh Lah=3.16105h8000h Lbh=5.75104h8000h由壽命校核結果可以看出兩軸承的壽命均大于設計壽命，故所選軸承合格。4.4 平鍵的選擇與計算（1） 類型選擇 ：選A型鍵（2） 尺寸選擇：查表4-1選擇軸1、2段平鍵bhL=10mm8mm80mm、5段平鍵bhL=8mm7mm30mm（3）強

38、度驗算:查表得需用應力 QUOTE =60MPa1、2段鍵與鍵槽接觸長度：l=L-b=70mm QUOTE =22.59MPa=60MPa式中d鍵槽處的軸徑 h平鍵的寬度T轉矩5段鍵與鍵槽接觸長度：l=L-b=22mm=27.38MPa=60MPa由校核結果可得鍵的擠壓應力均小于許用擠壓應力，故此鍵能安全工作。4.5 刮板式輸送裝置的設計刮板式輸送裝置的結構設計本機采用刮板式輸送裝置為果穗的輸送方式，輸送裝置由輸送槽體、主動軸和被動軸、主被動鏈輪及滾子鏈和滾子鏈上方安裝的橡膠刮板組成。輸送槽體由鋼板、帶鋼、角鐵焊合而成，是輸送槽的主骨架其中，輸送槽主動鏈輪位于升運器前端，被動鏈輪在后端。（2）

39、 擋板式升運器的工作參數的確定由相關資料實驗得輸送機額定功率為2馬力由整機的作業(yè)速度和玉米的實際株距確定其速度為2.8m/s根據統計資料可知，玉米穗長度一般情況下不超過200毫米，故可定輸送槽的寬度為230毫米左右。圖7 刮板式輸送裝置Fig7 Scraper conveyer1.主動鏈輪 2.主動軸 3.輸送槽體 4.被動軸 5.橡膠刮板1. The drive sprocket 2. Drive shaft 3. Conveying tub 4. Driven shaft 5. Rubber scraper4.6 機架的結構設計本機的機架由支撐架，機架板組成，摘穗板固定在機架上。機架德文前

40、端用來固定傳動箱，機架的中部放置拉莖輥和刮板式運輸裝置，在下部分安放撥禾鏈輪以及撥禾箱等。機架在設計的時候出了在固定位置和承重的部位采用方鋼外，其他的部位一般采用一定厚度的鋼板即可滿足需要，這樣可以降低配重，使得整機的結構更加合理化，機架結構如下圖所示25。圖8 機架圖Fig8 Frame figure 因為本設計主要針對摘穗部分進行設計，所以關于機架的設計就此簡單的介紹。5 總結該課題設計的玉米摘穗機構主要有摘穗部件和傳動箱組成，主要完成玉米果穗的摘取過程，本次設計結論： 1、該機的摘穗方式為拉莖輥與摘穗板的組合方式，其中拉莖輥并沒有采用傳統的四棱形或四葉輪式，而是參照摘穗輥的形式，充分利用摘穗