荞麦为一年生草本植物，生育期短，抗逆性强，极耐寒瘠，当年可多次播种多次收获，并且营养价值很高，所以荞麦的价值越来越被看中。但是相对应的荞麦收割机发展却相对迟滞。本文的出发点正鉴于此，以现有的荞麦收割机为基本，以轻便、简单以及成本低为主要目的，对现有的荞麦收割机进行改进，使改进后的机型能够让农机与农艺得到最大限度的结合。
本文对荞麦收割机的动力、传动、行走及功能转换机构进行了整体的理论研究。分析国内外的各种型号收割机的使用与现状，提出自己的设计方案，并对其中的关键部位进行了设计计算，主要包括锥齿轮、传动机构和动力输入的传动轴的设计，保证了机构运行的可靠性。

关键词: 荞麦收割机设计传动机构动力

Abstract

Buckwheat is an annual herb. It has the short growth period, strong resistance and extremely cold barren. And it can repeat to be seeded and harvested. It has a very high nutritional value, so the value of the buckwheat is increasingly fancied. But the corresponding development of buckwheat harvesters has been relatively sluggish. This is the starting point of view of this article.Based on buckwheat harvesters nowadays, lightweight, simple and low cost are the main popurses to improve the buckwheat harvesters.The improved models make the agricultural and agronomi obtain the combination of the maximum.
The article theoretically researches buckwheat harvester power, transmission, walking and functional conversion mechanism overall and analyzes use of various models of domestic harvesters and the present situation.The article proposes my own dersign,The article also desings and calculates key parts,mainly including the design of bevel gears, transmission and power input shaft,which ensures that the agency reliability.
Key words:buckwheat harvester; design; transmission; power

1 绪论

1.1 荞麦的介绍
荞麦是蓼科荞麦属的植物，普通荞麦和同属的苦荞麦、金荞麦都可以作为粮食。荞麦生长期短，可以在贫瘠的酸性土壤中生长，不需要过多的养分和氮素，下种晚，在比较凉爽的气候下开花。可以作为绿肥、饲料或防止水土流失的覆盖植物。荞麦原产于亚洲，种子呈

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内容简介：: ；设计与制造 ) E r l _J _ = 水田作业联合收割机行走装置设计口中国地质大学姜威中国农业机械化科学研究院刘天舒朱维才本文结合 4 L 6 0型全喂入纵向轴流稻麦联合收割机 ( 以下简称 4 L 6 0型)行走装置设计来探讨适合水田作业的联合收割机行走装置的设计方法。 1 适合水田作业联合收割机橡胶履带的选择 ( 1 ) 橡胶履带接地压力。履带的接地压力是影响机器通过性能的主要因素由使用质量与接地面积所确定。：G 2 6 ( k P a ) 式中 P _接地压力 G 机器质量( k g ) 6 履带宽度 ( c m) 接地长度( c m) 4 L 6 0型质量约 3 5 0 0 k g 粮箱容量约 6 6 0 k g 履带宽度为 4 5 e m，接地长度约 1 8 0 e m，则在粮箱充满稻谷状态下的接地压力为： ( 3 5 0 0 + 6 6 0 ) ( 2 4 5 1 8 0 ) = 2 6 ( k P a ) 在粮箱未装稻谷的状态下的接地压力为： P =- 3 5 0 0 ( 2 x 4 5 x 1 8 0 ) = 2 2 ( k P a ) 4 L 6 0型履带的接地压力在 2 2 2 6 k P a 之间虽然超过 2 0 k P a的控制要求但国内对日本与国产履带式水稻联合收割机进行田间实验的结果表明机器只要有足够的离地间隙( 2 5 e m) ，履带接地压力在 2 5 k P a左右时，机具仍具有较好的通过性而地隙小的机器虽然接地压力小于 2 0 k P a ，反而通过性差。4 L 6 0型地隙较大，接地压力虽然略大，但其通过性能仍能符合要求，不会发生下陷。 ( 2 ) 行走装置的轨距。行走装置的轨距 B除受割幅与机身宽度等条件的限制外，还受履带接地长度的制约。根据研究， L B= 1 0 1 2时转向很好， L B = 1 2 1 5时转向良好， L B = I 5 1 7 时，转向中等性能开始下降。4 L 6 0型轨距 B = 1 2 5 c m，履带的接地长度 L - - 1 8 0 c m L B = 1 4 4 ，在 1 + 2 1 5之间，因此，设计的轨距能保证转向性能良好。同时，轨距与机器总体横向稳定性有直接关系在确定轨距值时，还需考虑与机器质心的相对位置确保机器的横向稳定性土壤力学试验表明，同样的接地压力履带宽度与接地长度之间应有一个适当的比值。根据经验 b L应在 0 2 5 0 4 0之间较好， 4 L 6 0型选用履带宽度 6 = 4 5 c m 接地 _：洲下长度 L ： 1 8 0 c m， b L ： 0 2 5 。履带尺寸选择是适当的。 2 行走轮 ( 1 ) 支重轮。采用 5组支重轮分布在履带接地面，使履带的接地压力均匀，支重轮的直径要合适，直径太大，对支重轮的布置不适，直径太小则会增加滚动阻力对橡胶履带而言支重轮的直径和履带的节距 t 大致应保持下述比例： d 0 t =1 5 - 3 0 支重轮之间的距离吉与履带节距应保持一定的关系即三专 t L = 1 5 2 8 ，但不能等于 2 ，否侧履带板节会在两个支重轮之间向上拱起和跳动很大从而降低了行走时履带接地部分的平直度这样一方面容易造成脱轨。另一方面增加了滚动阻力。更坏的是接地压力不均匀，下陷增大。但支重轮间也不能靠得太近，否则会引起积泥挂草两轮片之间至少应留有 3 5 7 0 mm的间隙对 4 L 6 0型， d o = 2 0 0 m m， t = 9 0 m m， L = 2 3 5 m m， d d t = 2 2 2 ， L直 t = 2 5 6 ，这样能使 d o l t 与 L支 t 在合适的范围内。 ( 2 ) 托带轮。托带轮的作用是装在履带上段的下方功用是托住履带，减少上方履带的下垂，减轻履带跳动，并防止履带侧向滑落。由于驱动轮的轮齿卷动履带时有将履带沿驱动轮切线方向甩动的作用当履带离开驱动轮时，这个作用将增加履带的下垂，为了减小下垂，在靠近驱动轮的地方安装一个托带轮。一般将自由下垂量最大的位置作为托带轮的安装位置 ( 3 ) 导向轮及其张紧装置导向轮的直径一般选得比较大，可以使导向轮的直径对履带节距的比值增大，使履带卷动均匀减少冲击。导向轮的张紧装置可根据底盘结构选择目前使用较多的是通过调节螺杆的调整使导向轮前后移动这种结构方便履带拆装、制造简单、操作方便、可靠性高。 ( 4 ) 前角 O l 。及后角 O l 。前角及后角值应根据不同的使用要求而定，减小这些角度，可以增加有效的接地面积使压力和滑移降低并且还能提高机车的行驶平稳性，减少翘头和翘尾现象。但 O l 及 O l 的减小会降低机车的爬坡越埂能力，一般 O l 1 O r 2 ，根据实验所得， O l 1 一般为 1 5 。3 0 o 为的是增大接地长度，减小接地比压当接地维普资讯长度已满足接地比压要求时，可以增大，使机器具有良好的过埂、爬坡及垮沟性能，在 4 L 6 0型中，。增加至 3 5 。。一般为 1 0 o 2 5 o 。驱动轮至支重轮的驱动段长度约等于履带节距的 2 3 2 6 倍过长易导致倒车时脱轨 3 行走齿轮箱行走变速齿轮箱是水田作业收割机行走装置的核心部件设计时主要应遵循以下两条原则： ( 1 ) 满足机器行走速度要求。根据不同挡位的行走速度要求在各挡位选择合理的传动比。4 L 6 0型行走速度图 1 行走变速齿轮箱的传动路线分 3挡传动路线如图 1 所示传动比及行走速度如表 1 所示 ( 2 ) 结构紧凑合理可靠性高，便于维护。行走齿轮箱的结构要与整机相匹配同时要使机器具有足够的离地间隙以便保证良好的通过性 4 L 6 0型在行走齿轮箱两端设有边减机构增大了离地间隙能够在平均深度 2 5 0 mm 的深泥脚田内顺利作业。表 1 传动比及行走速度传动比行走速度 ( k m h ) 4 无级液压驱动的选型计算 ( 1 ) 滚动阻力计算。 f = j xm c x g 式中：产-_滚动阻力系数，根据实验，机器在稻 E t 无明显下陷时取 0 1 ，当下陷 5 1 5 c m时取户0 _ 3 ，当下陷 1 6 2 5 c m时取 0 5 m 整机质量 k g 重力加速度 m s 2 机器在稻田工作时的阻力矩 M=F I xR 式中：R 驱动轮半径， R = 0 1 2 8 m 则每个驱动轮上的阻力矩： Mf = M2 当机器在上述 3种田问状态作业时驱动轮上的阻力矩见表 2 。设计与制造表 2驱动轮上的阻力力矩 ( 2 ) 驱动力矩计算。液压马达发挥的扭矩 M ： M 马 = 5x P q 式中口液压系统压力液压马达排量总效率，一般取叼= 0 9 驱动轮的驱动扭矩轮 M 轮= 7 马i 2 式中行走变速箱减速比在驱动轮上只有当驱动轮的驱动扭矩克服驱动轮上的阻力矩时机器才能在田问正常行走即要求： M轮 x M f 式中 n 安全系数( n 1 ) 4 L 6 0型选用的无级变速器液压马达排量口 = 3 7 mL r ，液压系统压力 P分为 4档一般系统压力 P一般 = 1 5 MP a ；额定系统压力 P额定 = 2 1 MP a ；较高系统压力 P较高 = 2 8 MP a ；撮高系统压力 P最高 = 3 1 5 MP a ；机器在不同挡位不同系统压力下，驱动轮的驱动扭矩如表 3所示。考虑E t 间作业的T作条件保证机器T作的可靠性，表 3 不同挡位和压力下的驱动扭矩值单位： ( N m) 一般系统压力额定系统压力较高系统压力最高系统压力取安全系数 = 1 1 。通过表 3可以看出，当无级变速器在一般系统压力 P 般 = 1 5 MP a状态。路面及田间无明显下陷时机器低挡、中挡与高挡二 r 作正常，当机器在稻 E t 下陷 5 1 5 c m时则机器在高挡工作困难。当机器在稻田下陷 1 6 2 5 c m时。机器在低挡、中挡、高挡均工作困难。当无级变速器在额定系统压力 P蛐定 = 2 1 MP a状态时，在路面、 E t 间地无明显下陷及在稻 E t 下陷 5 1 5 c m时，机器低挡、中挡与高挡工作正常，当机器在稻 E t 下陷 1 6 2 5 c m 时机器在

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