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42张CAD高清图纸及说明书 NJ系列 小麦 收割机 设计 研发 42 CAD 图纸 说明书 NJ 系列

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内容简介：

车辆系统动力学第50卷，副刊，2012,277289安装不同类型转向架有轨电车的动态特性Teresa Kuba 和Peter Lugner维也纳科技大学力学与机械电子学研究所：车辆系统动力学和生物力学，Wiedner Hauptstrasse 8-10,1040 Vienna Austria(2011.10,24接收，截止到2012.2.5) 由于其有利于乘客和系统运营商的优点，现代有轨电车都按低地板结构设计制造。关于如何实现整列列车低地板结构有不同的结构方案：一种是在转向架结构中用独立车轮代替传统轮对。本次研究中，在整列列车安装独立车轮转向架和安装轮对转向架的典型动态特性通过使用多体仿真模型方法展现出来。因此，本文对带有不同入口布置的曲线轨道仿真结果进行了比较。结果并没有给出一个是支持或反对这些轨道设计的明确结论，但它对安装不同类型转向架的有轨电车的动态特性有了更深刻的了解。 关键词：有轨电车；独立车轮；轮对；不同速度下的曲线特性。1. 引言 城市化不断扩大、环保意识增高和人口数据统计的变化这些仅仅是把当地公共交通变为人们关注焦点的其中一些因素。由于有轨电车不产生废气，与公共交通相比可以运送更多乘客，且更被乘客所接受，因此有轨电车尤其在人口超过100000的城市中扮演着重要角色。现代有轨电车必须满足大量要求，例如可靠性、准时性、舒适性和安全性。为了鼓励更多的人乘坐有轨电车和方便乘客使用，一个低地板入口或低地板结构有轨电车只是这些要求的一部分。出于各种理由，乘客和系统运营商更喜欢低地板结构有轨电车。由于活动不便的乘客也能方便上下车和携带婴儿车或沉重行李不再是累赘,所以有轨电车采用侧面低地板入口结构。系统运营商甚至可以从简化乘客使用而受益，这是因为减少乘客换乘次数使整体操作时间更短。制造商已经尝试通过建造低地板结构有轨电车来满足这些需要（e.g.2）。结果往往会出现新的结构，即一个主要任务就是转向架的设计。一个在整个列车长度上实现低地板结构的方法是使用独立车轮。因此，车轮分别安装在转向架上而且速度也是解耦的（e.g.3,4）。另一种方法是通过齿轮连接两个车轮，这样保证车轮速度相同，就像轮对在工作一样。典型转向架结构是建立在带有同步轴的轮对（e.g.5）上，底板水平面通常取决于轮对轴的内置高度和车轮直径。这就导致车体在坡道上使用所有技术手段。这些转向架的动态特性是不相同的，通过Frank对轮对和轮组进行一些限制性假设，对这些底部驱动设计的理论比较已经进行了。大量转向架结构可能从那些不同轮子或轮对悬挂系统类型中产生，而这个原则已在Schinder7早期研究中阐释过。本文的目的是检测安装不同类型转向架有轨电车的动态特性。因此，通过使用多体仿真软件对独立车轮和传统轮对两种转向架设计在转弯时的影响进行了分析比较。由于转向架设计的特点可能在轨道曲率改变的线路上观察到，因此在两种不同曲线设计的入口和出口进行了检测。2.模型说明 多体仿真软件SIMPACK通过考虑当地地质条件和结构特征，用来模拟两种不同类型转向架或整列有轨电车。利用铁路车辆高度非线性轮对接触的模型是非常必要的。把接触物体之间的非线性接触看做一个力元素，在SIMPACK有一个可用的轮轨模块。这个力元素产生蠕变力，蠕变力是通过接触物体的位置以及它们的速度和相对速度计算得来的。简化的Kalker非线性理论（FASTSIM算法9）就是用来计算接触力的。 在研究中摩擦系数一般取=04，它表示一个理想、干燥的S1002-UIC60剖面配合的轮轨接触。尽管这种剖面配合主要应用于标准轨距铁路，很少用于有轨电车，但由于理想的配合类型还是被采用。进一步理想化可以认为没有铁路。 研究的基础是一整列有轨列车，如图一所示。把五个车体模拟成刚体，车辆连接装置由一个较低带有附加旋转阻尼器的球形接头和一个横向弹性元件组成。第二和第三节车体上面的连接被牵引杆取代。车辆连接装置和车体都是根据装有轮对的有轨电车的已知数据设计而来的。为了允许对两种转向架进行比较，车辆的五个车体和车辆连接装置保持不变，转向架安装独立车轮或轮对。 图一 带有三个转向架的待检有轨电车(安装独立车轮) （a） （b） 图二 安装独立车轮（a）和轮对（b）转向架详细视图 图二展示出安装有独立车轮（a）和轮对（b）动力转向架的详细视图以及前面轮组和前面轮对的拓扑图，而且它们也分别用在SIMPACK软件中。3 研究条件 研究包括一段半径50米向右的曲线轨道（图三）。该曲线设计包括从曲线到直线部分的回旋过渡曲线，由于进入曲线入口的特性和轨道设计的影响同时发生，所以带有不同过渡曲线长度的轨道都经过实验验证，例如35m的和用于有轨电车不设过渡曲线的轨道。轨道本身是标准轨距（1435mm）并没有超高和轨道变宽。为了显示电车整体性能，对三个操作状态进行了检测： 1.运行速度v=7m/s，这将在曲线上产生最大侧向加速度ay=1m/s2，而这是安全极限。2.较高速度v=11.2m/s运行，在转弯时产生侧向加速度ay=2.5m/s2，这已经超出电车正常运行范围，但它允许研究脱轨安全性能和磨损。3.电车走形速度v=2.2m/s，在转弯时产生ay=0.1m/s2的侧向加速度。4. 研究结果 为了证明转向架设计的特点，轨道横向位置、导向力、脱轨系数和摩擦功率作为电车选型转向架的性能指标进行了比较。此外，安有独立车轮转向架和安有轮对转向架比较结果显示前外侧和后内侧的独立车轮存在较大的横向偏差。这个结果是由车轮导向的横向弹性元件产生的。另外，转向架进入中图三 带有35m过渡曲线的待检轨道设计心位置时，它们的恢复特性是不同的。安有轮对的转向架表现出快速衰减的正弦运动，而安有独立车轮的转向架则表现出缓慢的单向重复特性。每个转向架也受到其它转向架在曲线入口和出口时车辆连接装置的影响，而且，安装独立车轮的转向架更被它们的相互影响所干扰。在曲线入口无过渡曲线和附有35m长过渡曲线两种情况中，在曲线内的稳态值没有什么不同。然而，安有轮对的转向架第一外轮的导向力远胜过安有独立车轮的。每个转向架都没有得到充分的扩展，但由于牵引独立车轮的轴箱拉杆的横向灵活性，它可以更好地适应曲线半径的变化。此外，对看作是磨耗指数的摩擦功率也进行了研究。摩擦功率是通过在局部接触坐标系里蠕变力和蠕变速度相乘计算得来的5,图9分别描述了电车以恒定速度7m/s通过曲线时，第二转向架第一轮对或轮组的摩擦功率，这是一拖车转向架。之前讨论过的影响现在同样可以观察到：与设有一个平缓过渡曲线相比，前外车轮在没有过渡曲线的入口处出现一个峰值。纵向位置图九 在0m过渡曲线（上面）和35m过渡曲线（下面）轨道上，电车第二转向架第一轮组和轮对的摩擦功率。正如预期那样，脱轨系数随着速度和横向加速度的增大而不断变大。由于曲率的突然改变，无过渡曲线的曲线轨道比有过渡曲线的曲线轨道有着更高的脱轨系数。在速度11.2m/s时,装有轮对的转向架的Y/Q值在1.2上，因此有脱轨的危险。5. 结论在本次研究中，对装有独立车轮和轮对的两种转向架设计进行了比较，而这些让我们掌握了它们的动态特性以及深入了解它们的优点和缺点。比较是在假设轮轨采用S1002UIC60配合及摩擦程度不变的情况下进行的。尽管所显示的结果也分别被电车的轮对和转向架所采用，但这些特点也可以扩展到列车所有的转向架上。装有独立车轮的转向架对干扰非常敏感和随后表现出一个缓慢复位过程，然而装有轮对的转向架也面对着较大导向力和摩擦功率的问题。此外，也对在曲线入口和出口处轨道设计的定量影响进行了观测。正如预期,两种转向架进入曲线时，没有过渡曲线的轨道有较高的脱轨系数和作用在轨道上的力。但是无过渡曲线的轨道比有过渡曲线的要短，在整个运行过程中也表现出更少的轮轨摩擦能量损失。带有过渡曲线的轨道设计有较小的脱轨系数和在侧向位置时较低的离心力，但由于轨道长度也存在较大的摩擦能量损失。同时也存在影响电车转向架动态特性的其他因素。位于车辆连接装置的改良潜力和参数对转向架的影响还没有进行研究，以及当代替理想轨道而使用不规则轨道时动态特性发生的变化。在实践中，所有上述标准都会对转向架概念设计产生一个非常复杂的过程，而且电车的调整也影响制造工艺。6. 参考文献1 A.Steimel，Elektrische Triebfahrzeuge und ihre Energieversorgung-Grundlagen und Praxis，Vol.II，Oldenbourg Industrieverlag，2006.2 H.Hondius，entwicklung der Nieder- und Mittelflur-Straen- und Stadbahnen，Folge 17，Teil 2，Stadtverkehr 49（2004），pp.6-23. 3 A.Brinkmann and T.kasprzyk，Innovative“Rad-Stze”fr modern Niederflur-Schienenfahrzeuge，ZEVrail-Glasers Annalen 131（2007），Tagungsband SFT Graaz，pp.211-223.4 F.Frederich，Horizonte der SpurfhrungDie berwindung des Radsatz，ZEV-Glasers Annalen 124（2000），pp.317-324.5 K.Knothe and S.Stichel，Schienenfahrzeugdynamic，Springer，berlin，2003.6 M.Frank，Radsatz/Radpaar-Ein Prinzipvergleich passiver Spurfhrung，ZEV-Glasers Annalen 128（2004），pp.132-139.7 C.Schindler，Grundlagen der Niederflurtechnik，Der Nahverkehr 20（2007），pp.15-20.8 SIMPACK，available at based on W.Schiehlen（ed.），Multibody Systems Handbook，Springer-Verlag，Berlin，Heidelberg，1990.9 B.Jacobson and J.J.Kalker（eds.），Rolling Contact Phenomena，Springer，Wien，2000.10 K.Kurz，H.Bosch，E.Kurek，H.Weber，H.Bugarcic，and E,Mayer-Plate，Schriftenreihe fr Verkehr und Technik，Band 75，Richtlinien fr die Spurfhrung von Schienenbahnen nach der Verordnung ber den Bau und Betrieb der Straenbahnen（BOStrab）-Spurfhrungs-Richtlinien-Richtlinientext-Erluterungen-Ergnzende Anmerkungen des VDV，Verlag，Bielefeld，1994.11 DIN EN 14363，Bahnanwendungen-Fahrtechnische Prfung fr die fahrtechnische Zulassung von Eisenbahn-fahrzeugen-Prfung des Fahrverhaltens und stationre Versuche，Deutsches Institut fr Normung，Berlin，2005.11 小麦收割机的设计与研发学科、专业： 学 号： 作 者 姓 名： 指 导 老 师： 摘 要 现代农业生产中，各类大中型农业机械已经在大面积作业的场合下普遍使用，但在山地和小面积的工况，大中型农业机械就显得力不从心。为满足此类要求，本文提出了一种人力割麦机的设计思路。设计方案涉及农业机械收割机，通过对比研发，综合考虑传动效率、结构外观设计、收割方式与加工成本，确定最优化的方案。首先对小麦收割机的整体结构与关键组成机构做了具体设计与理论研究，设计内容包括小麦收割机的七大组件，分别为：手把、机架、行走轮、刀盘、传动齿轮组件、换向机构和分麦机构。把手中间可折叠，折叠后收割机整体尺寸会变小，方便包装、运输与放置。机架设计主要考虑机器整体结构的合理与轻便，所以结构尺寸较小，连接简单可靠，所有零件与支板之间采用焊接形式。行走轮直径变小时，中心轴扭矩就会有所变大，所以行走轮直径设计的较小。切割部分采用上下刀盘结构，上刀盘转动时，下刀盘固定不动，切割麦秆主要有上刀盘完成。分麦机构负责拨倒和铺放割断后的麦秆，由下拨盘、中拨盘、上拨盘和行星轮系构成，割断后的麦秆由行星轮系拨出。所有机构选定后，对齿轮啮合、中心轴强度和轴承强度进行校核验证，并使用CAD绘图软件绘制所有零部件的零件图和收割机总装配图。经过实践操作证明了设计出的这台小型收割机满足山地和小面积小麦的收割作业工作。关键词：小麦收割机；设计；校核验证 AbstractModern agricultural production, various types of medium-sized agricultural machinery has been widely used in a large area where the job, but in working conditions and the small mountainous area of medium-sized agricultural machinery becomes powerless. To meet such requirements, we propose a human Reaper machine design ideas.Design involving agricultural machinery harvesters, by comparing the development, considering the transmission efficiency, structural design, the cost of harvesting and processing methods to determine the most optimal solution. First, a key component of the overall structure and organization of wheat harvester made a specific design and theoretical research, design content including wheat harvester seven components, namely: handles, racks, walking round cutter, transmission gear assembly, commutation of wheat agencies and institutions. Intermediate folding handle, folded harvester overall size becomes smaller, convenient packaging, transportation and placement. Rack is designed primarily consider reasonable and the overall structure of the portable machine, so a smaller structure sizes, simple and reliable connection, welded parts and support among all forms of board. Walking wheel diameter becomes smaller, the center would have a larger shaft torque, so walking round design of smaller diameter. Cutting part adopts the structure of the upper and lower cutter when the cutter is rotated under stationary cutter, cut straw mainly on the cutterhead is complete. Reversal of wheat agencies responsible for laying down straw and cut back by lower dial, the dial, the dial and the planetary gear train composed, aside from straw cut after the planetary gear train. After all the institutions selected for gears, the central axis of the strength and bearing strength be checked to verify and use CAD software to draw diagrams and parts harvester general assembly drawings for all components. Operation proved through practice to design a small harvester satisfy this work harvesting operations and a small mountainous area of wheat.Keywords: wheat harvester; design; checking verification目 录摘 要IAbstractII1 绪论11.1课题背景11.2 国内外研究现状21.2.1 国内研究现状21.2.2 国外研究现状61.3 设计内容71.3.1 设计目的71.3.2 设计具体内容72 小麦收割机的整体结构设计92.1 小麦收割机的整体设计方案与分析92.2 小麦收割机的整体设计112.2.1 小麦收割机的整机结构122.2.2 小麦收割机的整体布置132.2.3 小麦收割机的整体参数152.3 本章小结183 小麦收割机各工作部件的设计203.1动力系统设计203.1.1 小麦收割机的动力选择203.1.2 小麦收割机的传动设计213.1.3 小麦收割机行走轮的设计213.2传动系统设计223.2.1 轴的设计与强度校核223.2.2 齿轮的设计和齿轮啮合的相关计算253.2.3 轴承的设计与校核333.3 执行系统设计353.3.1小麦收割机上、下刀盘的设计353.3.2小麦收割机拨麦机构设计373.4 本章小结384 小麦收割机的使用说明及维修保养394.1 小麦收割机收割前的使用说明394.1.1使用方法394.1.2适于收割的土地和种类394.1.3不能收割的因素394.2小麦收割机的维修保养39结 论41致 谢42参考文献4343 1 绪论1.1课题背景千百年来，中国农民一直遵循着“面朝黄土背朝天”的生产方式。由于个体农民承受不起高价格的动力收获机械，而且山区和丘陵地区也不适应动力收获机械。因此，个体农户急需一种价格低廉、效率高、能适宜山区和丘陵地区使用的小型小麦小麦收割机。现代农业生产中各类大中型收割机已得到广泛使用，然这些机械均适用于大片土 地和平坦土地，在山地和小块土地上无法使用，因而在广大的山区和不能连成片的小块土地的麦秆类和豆类作物，还只能由人使用传统的镰刀收割，劳动量大，效率低，作业者很辛苦，必须长时间弯腰操作，极易引发腰肌劳损等疾病。因此需要有一种适宜山地和小块地的收割机，以满足广大山区农民的需求。针对目前尚无适宜山地和小块地使用的麦秆类作物收割机的现状，以及用镰刀收割存在的问题，本实用新型产品提供一种小巧灵活的小麦收割机，既适用于山地和小块地，也适用于大片平地，从而满足广大农村特别是山区农村的需要，填补了这方面的空白。早在60年代，我国就广泛开展过对小麦割麦机的研制。但几乎所有种类的小麦割麦机只使用了很短一段时间,其切割部分是分为两片且成一定角度放置的割刀,刀片上刻有斜齿。茎秆从一进入刀片之间便开始被切割。随茎秆深入，刀片间隙越来越小，对茎秆的挤压作用增强，直到被切断。这种小麦收割机的优点是：重量轻，结构简单，成本低。但这种小麦收割机切割时预先被刀片切断的茎秆只有少数，大部分茎秆还是靠挤压作用切断的，这就要求以大力高速向前推进，才能被切断。这样，普通劳力如妇女、小孩就很难推得动。成熟了的小麦易脱粒，行与行之间麦穗易缠在一起，推进速度快，对茎秆的冲击作用增大，麦穗之间相互拉扯，脱粒损失严重。铺放时也要求有一前冲速度，不然，切断的茎秆容易向前倾倒而使之凌乱。而铺放时又必须停下来再翻倒铺放，所以，这种小麦收割机铺放凌乱不堪。很多地方还须一个人在后面收拾整齐，浪费劳力。由于切割时，大部分茎秆都聚集在刀片底部切断，这样，刀片磨损集中在底部，使这部分刀片磨损很快。而且，刀片磨损以后，切割阻力迅速增加，以致推不动，再切割时就基本是砍切，切割效率大大降低。它还有一个弱点就是对于倒伏的茎秆无法切割。目前，全国小麦收获的机械化水平已经超过60%，尤其在南方平原地区已经得到了广泛的使用。但我国小麦收割机开始使用的时间比较晚，小麦收获机械的发展在20世纪50年代初才开始，近50年以来，在引进、仿制国外畜力收割机的基础上研究、改进、逐步发展起来。并且某些方面已经接近或达到国际先进水平，但总体技术水平与国外先进收割机相比，还有较大的差距1。图1.1 小型微动力收割机国内现有的大型收割机按照麦秆铺放方式分为收割机、割晒机和割捆机，按照被割麦秆的输送方式分为立式收割机和卧式收割机，各类大中小型收割机械在现代农业生产中都已经得到了广泛使用，收割效率高，速度快，节省了大量人力，但此类机械无法在山地和小块的土地上使用。相对大型收割机，小型收割机的设计更随意。而西北的很多小块耕地加之地势的高低不平更适合它，现在国内已经开始尝试着设计制造小型收割机。这些设计适合本地土地环境和生产力的小型收割机，这种收割机维修简单，使用方便，适合多种地形，保养要求低。它一般是个人购买，适合小农户小规模的生产。但原有小型收割机是依靠汽油机为动力，通过传动轴带动锯齿片高速度旋转，从而起到了收割的作用，它的噪音很大，汽油污染严重，剧烈的振动给操作者也带来不适。因此，需要设计一种使用人力并适宜山地高地和小块地的小麦收割机，具有重要的现实意义。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内研究现状我国铺放式收割机是从50年代初期开始的，在引进、仿制、国外畜力收割机的基础上研究、改进、逐步发展起来的。60年代，我国华北、西北地区引进波兰、捷克斯洛伐克等国的畜力摇臂收割机，仿制、改进和自行设计了一些畜力收割机，有代表性的是太谷号和霍邱号自拨式小摇臂畜力收割机，但因结构设计不够完善，工作可靠性差，维修维护不完善以及受我国北方小麦产区畜力条件限制等原因，未能大规模推广，于此同时，以中国农机研究院和吉林四平东风农机厂为主的一些研究、生产单位仿制、自行研制了许多以大中型拖拉机为动力的前悬挂式和后牵引式铺放式收割机，割幅为2.04.9m，代表机型如GS-4.6型、4SX-3.8型等。但这些收割机有很大的局限性，只能将麦子铺放成穗尾相搭接的条铺，适于联合收割机分段收获时拣拾，不适合人工分堆打捆。为适应国内大部分地区分堆打捆的作业要求，50年代后期全国各地开始研制便于人工打捆的铺放式收割机，如卧式割台双帆布转向条放式收割机、上海-108型立式割台收割机等。但因结构设计上的缺陷，实际得到推广的很少。直到70年代，我国南方小麦收割机和北方小麦收割机的研制才开始逐步走向成熟。在借鉴日本立式割台收割机之的优点的基础上，增设了星轮扶禾器，且将割下的作物铺放成与机器前进方向呈90角，以便收集打捆。代表机型有中国农机研究院研制的北京-185型收割机以及后来改进设计的130(140)型、160型等。1980年以后，由中国农机研究院牵头，河南、河北、山东、甘肃、江苏和安徽等省的一些农机研究部门及10多家工厂参加对该类收割机进行了进一步改进设计和大面积收割试验，使其进一步完善，并根据配套动力(主要是手扶和小四轮拖拉机)予以定型2，3。从此护小型铺放式收割机在全国开始大规模的推广，尤其是80年代末、90年代初期，这类收割机在全国得到了较大发展。我国谷物联合收割机是以引进国外机器、技术为基础，通过消化、吸收、仿制、逐步国产化不断发展起来的。目前已形成了大、中、小型并重，牵引式、自走式和拖拉机悬挂式共存，自行研制开发机占主导地位的格局，部分产品已走出国门，进入国际市场。牵引式联合收割机牵引式联合收割机是我国最早投入生产的联合收割机，第一代是北京农业机械厂根据原苏联C-6型样机研制并于1956年正式投产的GT-4.9型联合收割机。该机割幅4.9m，带29.4kw发动机，喂入量2.5kg/s，由东方红- 54/75等大型拖拉机牵引作业，结构上采用了输送带平台式割台、钉齿式脱粒滚筒、回转带式分离装置两级风扇筛子式清选装置、粮箱卸粮且机后设有草车。1963年转由开封联合收割机厂生产，并对分离装置、传动系统和配套动力等进行了改进(改型为GT-4.9B)，其工作性能大大改善，成为60、70年代我国联合收割机保有量最多的机型，该机适合于大地块大面积作业，当时主要用于国营大型农场，应该说在我国大型农场早期小麦收获机械化方面曾发挥了很大作用，但体积庞大，拆卸转移不便，不适合一般农村使用。图1.2 迪马3228小麦收割机60年代以后，国内不少单位也曾针对农村条件，研制过许多体积较小、转移较方便、适合较小地块作业的牵引式联合收割机，如4K-2.5 M、丰收一3.5 M型收割机等，但因设计不够完善，存在问题较多，有的未投产，有的也只有少量生产。70年代以后，依兰收割机厂、中国农机研究院和有关单位借鉴从国外引进和我国仿制的联合收割机的结构优点，先后研制了几种性能比较理想的小割幅(2.2-2.5m)牵引式联合收割机，代表机型有五七-2.2型、4LQ-2.5型、新疆2.5A型、丰收-2.5型等，使我国牵引式联合收割机趋于成热，这些牵引式联合收割机的主要结构特点是采用了螺旋式割台、双滚简(钉齿式和纹杆式)脱粒装置、栅格式分离凹板、键式逐稿器、风扇筛子式清选装置，使脱粒、分离，清选性能显著改善，而且割幅小，售价较低，便于拆卸转移，适于农村使用，零件的通用化和标准化程度也有较大提高。与牵引式联合收割机相比，自走式联合收割机具有能自行开道收割、作业灵活、转移方便、使用不受现有拖拉机动力的限制等突出优点。我国从50年代就开始进行自走式联合收割机的试验研究，第一代产品是在引进原苏联CK-3型自走式联合收割机技术资料后，由四平联合收割机厂等单位合作仿制、1965年投产的东风ZKBD-3型自走式联合收割机。该机割幅4m，喂入最3kg/s，采用了螺旋式仿形割台、双滚筒脱粒装置、键式逐稿器、风扇筛子式清选装置，井设有悬挂式集草箱，工作性能良好，是50年代末、60年代初期较先进的机型。从60年代末开始，生产厂家对该机进行了不断改进设计和试验研究，并陆续推出了一些新机型。70年代末、80年代初，在东风ZKB-5型的基础上，进一步改进设计，研制了东风LZ-5型大型自走式联合收割机(发动机功率88.2kw，喂入量5kg/s)，这是我国产量最大、保有量最多的大型自走式联合收割机。与此同时，一些大喂入量、双滚筒大型自定式联合收割机如新疆-5型、北大荒-6型也相继研制成功，但生产不多。70年代，许多单位还进行了大型轴流滚筒自走式小麦联合收割机的试验研究，但均未获得成功。图1.3 双力3588广谱联合收割机80年代，我国引进国外技术，研制、开发了一些技术上比较先进的大型自走式联合收割机，如佳木斯、开封联合收割机厂生产的JL-1055型、JL-1065型、JL-1075型联合收割机(该系列收割机操纵系统较先进，配有多种割幅不同、收割不同作物的专用割台，还备有小麦脱粒装置、履带行走装置等多种附件)、四平联合收割机厂生产的SL-E512型、SL-E514型联合收割机等。根据我国农村的实际，国内从70年代开始研制、开发中小型自走式联合收割机，80年代以来，这类收割机得到丁长足的发展。70年代研制开发的代表性机型有丰收-3.3型、丰收-3.0型、北京K-1.5型、北京4LZ-2.5型等；80年代研制开发的代表性机型有东风ZKB-58型、新疆-3型、北大荒-3.0型等4-3。这些机型多属传统结构，共同特点是体积较小，售价较低，适合一般农村条件。80年代末、90年代初，我国与德国克拉斯等国外先进收割机制造公司联合和自行研制开发的中、小型自走式联合收割机进一步完善了传动系统与工作部件的设计，成功地运用了轴流滚筒式脱粒装置，如KC-070型、新疆-2型，JL-3060型等。这些机型的割幅一般在2-2.5m，喂入量约2kg/s左右，发动机功率为36.8-44.1kw，收获质最良好，机器整体结构简单紧凑，小巧灵活，道路的通过性和对作物的适应性好，转移方便，较适合当前我国广大农村的经济条件、生产力发展水平和土地经营方式等状况，几年来，一直保持产销两旺的发展态势，己成为目前我国收割机市场的主体和跨区作业的主要机型4,5。1.2.2 国外研究现状国外收割机比较有代表性的国家和地区为欧美和日本等地，欧美多为全喂入脱粒，机型大，生产率高，适合较大规模的生产条件，日本则以中小型收割机为主，多采用半喂入，机型小，生产率相对较低。图1.4 国外最新小麦联合收割机大型，喂入量一般为5-6公斤/秒，高者达10-20公斤/秒。所配发动机的功率一般为120-150马力，高者达250马力左右，从而提高了效率，降低投资和使用成本，节省了能源。据约翰迪尔公司的有关资料分析，喂入量为1.5-2公斤/秒的机器与喂入量为6-7公斤/秒的机器相比，单位生产率所配的发动机的功率和机器购置费用要高一倍。七十年代末期，北美几家公司研制了几种轴流型联合收割机。这种机器收割效率高，适于收割干燥地区的小麦、大豆，玉米，籽粒破碎率低。但对收获潮湿小麦适应性差，能源消耗较多，未能推广。欧洲几家公司现在研制出一些新型联合收割机，这些新机型采用了传统型脱粒装置，用离心分离装置替代逐稿器，提高了联合收割机的效率，如克拉斯(Class)公司研制了一种带有多轮式分离装置的联合收割机D0116cs，据称喂入量可达10公斤/秒以上。斯佩里-新荷兰(Sperry-New Holland)公司研制成一种采用传统脱粒装置，加分离轮和轴流式分离装置的联合收割机TF42型和TF44型。1.3 设计内容1.3.1 设计目的毕业设计是在我们学完了大学的全部基础课、技术基础课以及专业课之后进行的。这是我们在进行工作之前对所学各课程的一次深入的综合性的实践与复习，也是一次理论联系实际的训练，因此，它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过本次毕业设计，应该得到下述各方面的锻炼(1)能熟练运用机械制造工艺设计中的基本理论及在生产实习中学到的实践知识，正确地解决一个零件在加工中的定位、夹紧以及工艺路线安排、工艺尺寸确定等问题，保证零件的加工质量。(2)提高结构设计的能力。通过夹具的训练，应当获得根据被加工零件的加工要求，设计出高效、省力、经济合理而且能保证加工质量的夹具能力。(3)绘制加工示意图，掌握表达工艺加工方案的方法。(4)学会使用手册及图表数据。掌握与本设计有关的各种资料的名称、出处、能够做到熟练运用。就我个人而言，通过这次设计，基本上掌握了零件机械加工工艺规程的设计，机床专用夹具等工艺装备的设计等。并学会了使用和查阅各种设计数据、手册、和国家标准等。最重要的是综合运用所学理论知识，解决现代实际工艺设计问题，巩固和加深了所学到的东西。并在设计过程中，学到了很多课堂上没有学到的东西。在设计过程中，由于对零件加工所用到的设备的基本性能和加工范围缺乏全面的了解，缺乏实际的生产经验，导致在设计中碰到了许多的问题。但在我们小组成员的共同努力下，我们通过请教老师和咨询同学，翻阅数据、查工具书，解决设计过程中的一个又一个问题。在这个过程中，使我对所学的知识有了进一步的了解，也了解了一些设计工具书的用途，同时，也锻炼了相互之间的协同工作的能力。在以后的学习生活中，我将继续刻苦努力，不断提高自己。1.3.2 设计具体内容本次设计的题目是“小麦收割机的设计与研发”，通过设计小麦收割机结构，绘制其装配图，零件图，并以说明书的形式说明。其具体内容如下：(1)熟悉小麦收割机各个机构的构成；(2)完成小麦收割机动力驱动系统设计与研发； (3)完成小麦收割机传动系统、执行机构的设计；(4)完成小麦收割机整体机构的设计； (5)熟练应用CAD软件绘制零件图和装配图； (6)撰写设计说明书、外文资料翻译。 2 小麦收割机的整体结构设计总体设计包括收割机的生产率、割幅、作业速度的决定；切割方式、动力行走方式等的选择；切割装置与动力传动部件、行走轮的配置关系；割台上分禾器、拨麦盘，倒麦盘装置的形式的选择与相互配置关系，以及机器平衡稳定性等的核算等。所有这些不仅互相关联、互相影响，而且都要满足农业生产和农业机械化的要求。本设计方案首先确定为一种小麦割麦机，即利用人向前的推力使收割机前进并使刀盘转动,刀盘转动的速度能达到切割麦秆效果。其目的是用于山坡地和小块地上，并且实用省力。设计方案首先确定行走轮、支架、传动部件、刀盘、换向机构和倒麦秆部件组成。2.1 小麦收割机的整体设计方案与分析整机设计方案一主要对收获方式和切割方式进行了设计，如图2.1所示。主要是在支承架两腰上装带有轴的轴承架，轴承架上装的引导轮的支承筋一端与波浪形导槽谷底和外轮圈接点处相接，支承筋另一端与轴承架相接，支承架的两腰下端与下剪板相接，上剪板与拨杆的各一端相接，拨杆的各另一端与波浪形导槽相接触，压紧弹箦片通过上剪板与下剪板相接。1上下剪板 2螺栓 3压紧弹簧片 4固定杆 5拨杆 6挡板 7支承筋 8支撑架 9轴 10端盖 11拨杆 12行走轮 13波浪形导槽 14固定环 15倒向杆 16插管 17手推把 18外轮圈 19引导轮图2.1 切割式小麦收割机的结构图工作原理:用手推动手把使收割机向前运动，引导轮开始转动，波浪形导槽带动拨杆左右摆动，拨杆的摆动使上剪板在下剪板上来回做剪切运动，剪断麦秆，达到割倒麦秆的目的。该方案考虑了整体的设计，但其传动过于复杂，在小型收割机上难以很好的实现，机器行走速度较慢时剪板剪切速度也会变慢，剪切力度变小，有卡住的可能性，并且没有考虑小麦的铺放整齐，所以这个整体方案被否决。整机设计方案二主要是对总体传动和倒麦机构的一个设计方案，如下图2.2所示。1手把 2手把折叠结 3支架固定片 4支承杆 5支架 6换向杆套 7防滑齿 8平面拨齿 9支架固定片 10行走轮轴套 11行走轮 12轴套 13传动轴 14主传动拨齿 15刀盘托板 16传动轴固定座 17传动齿轮组件 18分麦秆条 19麦秆导出轨 20割刀 21平面转动齿 22上刀盘 23下刀盘 24分割齿 25拨麦盘中心轴 26下拨麦盘 27上拨麦盘 28花盘支架 29花盘传动齿 30倒麦秆花盘 31轴套 32换向拨叉 33换向定位杆 34方向固定簧 35换向拨杆 36换向手柄图2.2 小麦收割机的结构图本方案中，小麦收割机由行走轮、支架、传动部件、刀盘、换向机构和倒麦秆部件组成，行走轮轴装于行走轮轴套中，行走轮轴套为整机 基础件，其他机件都通过连接件固定在行走轮轴套上。支架上装有拨麦盘和倒麦秆花盘。传动部 件有传动轴、齿轮组和主传动拨齿。刀盘由上、下刀盘组成，上刀盘上有割刀，下刀盘上有分割齿，割刀和分割齿构成切割工作副。工作时推动行走轮前行，通过传动部件带上刀盘转动进行切割，倒麦秆部件将割断的麦秆推向空地。工作原理:将换向手柄扳向左边，换向机构将主传动拨齿推向右边，此时主传动拨齿与右边行走轮平面拨齿啮合，将刀盘抬高离地面数公分，对准欲割麦秆，推动收割机，行走轮向前转动，与主传动拨齿啮合的行走轮平面拨齿带动主传动 拨齿转动，主传动拨齿带动小齿轮转动，继而大齿轮同步转动，大齿轮拨动上刀盘的平面转动齿转动，上刀盘转动，其割刀与不转动的下刀盘分割齿对麦秆进行切割，同时上刀盘的转 动使拨麦盘中心轴转动，上下拨麦盘、倒麦秆花盘一起转动，使割掉的麦秆倒向已割完的空地。收割机行走至麦地端头时，将收割机掉头，换向手柄扳向右边，主传动拨齿与左边的行走轮平面拨齿啮合，即可进行同样的作业。在本方案中，基本上能够实现动力的转换，传动较简单，切割原理简单明确。整体结构布局合理，换挡机构可以随时切换刀盘切割方向，并使拨麦盘随之变换拨动方向，可以有效的解决小麦铺放方式和方向。综合考虑，选用方案二为最终方案。2.2 小麦收割机的整体设计我的设计思路主要是解决刀片寿命低、切割阻力大的问题，所以拟采用圆盘刀为动力切割，定刀为一直刀支持切割，两刀上都刻有斜齿。设计使它们可以自磨锐，首要问题是圆盘刀能否切割?为讨论这个问题，我设计了一种简单的圆盘小麦收割机。设计流程如图2.3所示。整体功能设计动力系统传动系统执行系统收割机的动力选择齿轮的设计和齿轮啮合相关计算车架的设计传动轴的设计和有关强度校核收割机倒麦机构的设计收割机上、下刀盘的设计所有零件的零件图图2.3 收割机结构设计流程图2.2.1 小麦收割机的整机结构小麦收割机包括手把、机架和机轮，还包括刀盘传动齿轮组件、换向机构和分麦秆、倒麦秆部件，手把下段为支承杆，所述机架包括支架和行走轮轴套，支承杆下端焊接在行走轮轴套上，行走轮轴套是整机的基础件，其中装有行走轮轴，行走轮轴两端装有行走轮，即支承整机重量和行走的机轮，行走轮侧缘上制有平面拨齿，支架上装有拨麦盘中心轴、花盘传动齿和倒麦秆花盘，拨麦盘中心轴上端装有上拨麦盘，中部装有下拨麦盘，支架上部固定在手把支承杆上，下部支杆焊接在行走轮轴套上；所述刀盘由上刀盘和下刀盘组成，上刀盘与拨麦盘中心轴下端连接，其上制有割刀和平面转动齿，平面转动齿与传动齿轮组件的大齿轮啮合，下刀盘装在刀盘托板上，其上制有分割齿，刀盘托板通过连接件固定在行走轮轴套上，上刀盘割刀与下刀盘分割齿构成切割工作副；所述传动齿轮组件包括传动轴、齿轮组和主传动拨齿，传动轴后端装于轴套中，前段置于传动轴固定座中，传动轴前端装有大齿轮，大齿轮与上刀盘的平面转动齿啮合，传动轴中 部装有小齿轮，小齿轮与主传动拨齿啮合，主传动拨齿与行走轮侧缘上的平面拨齿啮合，主传动拨齿装在活动支架上；所述换向机构包括换向手柄、方向固定簧、换向拨杆、换向拨叉 和换向定位杆，换向拨叉与主传动拨齿连接 ；所述分麦秆、倒麦秆部件为连接在换向拨杆上的分麦秆条、上下拨麦盘和与拨麦盘中心轴联动的花盘传动齿、倒麦秆花盘。小麦收割机装配图如下图2.4所示。图2.4 小麦收割机装配图2.2.2 小麦收割机的整体布置 方案二具体概述：小麦割麦机包括手把、机架、机轮，刀盘传动齿轮组件、换向机构和分麦秆、倒麦秆部件，手把下端为支承杆。机架：包括支架和行走轮轴套，支承杆下端焊接在行走轮轴套上，行走轮轴套是整机的基础件，其中装有行走轮轴，行走轮装与行走轮轴两段，即支承整机重量和行走的机轮，行走轮侧缘上制有平面拨齿，支架上装有拨麦盘中心轴、花盘传动齿和倒麦秆花盘，拨麦盘中心轴上端装有上拨麦盘，中部装有下拨麦盘，支架上部固定在手把支承杆上，下部支杆焊接在行走轮轴套上。刀盘(执行机构)：刀盘由上刀盘和下刀盘组成，上刀盘与拨麦盘中心轴下端连接，其上制有割刀和平面转动齿，平面转动齿与传动齿轮组件的大齿轮啮合，下刀盘装在刀盘托板上，其上制有分割齿，刀盘托板通过连接件固定在行走轮轴套上，上刀盘割刀与下刀盘分割齿构成切割工作副。传动机构：包括传动轴、齿轮组和主传动拨齿，传动轴后端装于轴套中，前段置于传动轴固定座中，传动轴前端装有大齿轮，大齿轮与上刀盘的平面转动齿啮合，传动轴中部装有小齿轮，小齿轮与主传动拨齿啮合，主传动拨齿与行走轮侧缘上的平面拨齿啮合，主传动拨齿装在活动支架上。换向机构：换向机构包括换向手柄、方向固定簧、换向拨杆、换向拨叉和换向定位杆，换向拨叉与主传动拨齿连接。分禾机构：包括分麦秆、倒麦秆部件为连接在换向拨杆上的分麦秆条、上下拨麦盘和与拨麦盘中心轴联动的花盘传动齿、倒麦秆花盘。具体实施方案：结合附图说明本实用新型的具体实施方式，如图2.2所示，整体结构包括手把机架和机轮、刀盘、传动齿轮组件、换向机构和分麦秆、倒麦秆部件。手把1用手把折叠结2与支撑杆4连接，手把折叠结2为铰链结构，手把1可向上折叠，手把折叠结2焊接在支承杆上，支承杆4下端焊接在行走轮轴套10上，机架由支架5和行走轮轴套10构成，行走轮轴套10是整机的基础件，其中装有行走轮轴，行走轮11即为支承整机重量和行走的机轮，内有轮幅，外缘有防滑齿7，其侧缘上制有平面拨齿8，支架5为钢管焊接件，上部的支架固定片3焊接在支承杆4上，下部支杆通过支架固定片9焊接在行走轮轴套10上，支架5上部和中部斜撑杆前端的交点上装有轴套31，轴套31中装有拨麦秆中心轴25，上下轴套分别装有上拨麦盘27和下拨麦盘26，支架5前上部的花盘支架28上装有花盘传动齿29和倒麦秆花盘30，花盘传动齿29与上拨麦盘27下方的小齿轮啮合，使倒麦秆花盘30与上拨麦盘27 联动。刀盘由上刀盘22与下刀盘23组成，上刀盘22与拨麦盘中心轴25连接，其上制有割刀20和平面转动齿21，平面转动齿21与转动齿轮组件17的大齿轮啮合，下刀盘23装在刀盘托板15上，其上制有分割齿24,刀盘托板15通过连接件固定在行走轮轴套10上，下刀盘23不转动，上刀盘22转动，上刀盘22的割刀20与下刀盘23的分割齿24相对转动，构成切割工作副，上刀盘22通过刀盘中心托调整上下刀盘的间隙，保证切割需要。传动齿轮组件17包括传动轴13、大齿轮、小齿轮和主传动拨齿14，传动轴13后端装于焊接在行走轮轴套10上的轴套12中，前段置于传动轴固定座16上，传动轴13 前端装有大齿轮，大齿轮与上刀盘22的平面转动齿21啮合，传动轴13中部装有小齿轮，小齿轮与主传动拨齿14啮合，主传动拨齿14与行走轮11侧缘上的平面拨齿8啮合，主传动拨齿14装在活动支架37上。分麦秆、倒麦秆部件有连接在换向拨杆35上的分麦秆条18、麦秆导出轨19、花盘传动齿29、倒麦秆花盘30以及装于拨麦盘中心轴25上的上拨麦盘27和下拨麦盘26。分麦秆条18将要收割的麦秆收入刀盘部位，继而被割断，割断的麦秆被上下拨麦盘拨向一边，然后被倒麦秆花盘30拨出，整齐地铺放在空地上。2.2.3 小麦收割机的整体参数(1)设计喂入量本设计喂入量为。(2)割幅割幅根据耕作制度、生产规模、田地大小、收获习惯、脱粒方式和可能供应的动力机而定。而有时动力机及整机重量几乎是决定性的因素，表2.1为经验数据，可供设计参考。表2.1 根据动力机功率决定割幅动力机功率(马力)整机重量(公斤)割幅(米)34200左右1.01012500左右1.51.82030150018002.03.040502000以上4.05.0割幅大小还有保证收割机轮子不压未割的小麦和铺放的小麦杆，割幅还应满足如下关系：式中：为两驱动轮外侧宽；割台超出驱动轮外侧的余量。综合考虑，先设定割幅=1.2m(3)作业速度根据耕作制度、稻麦种类、田块大小、田面平整、潮湿程度和操作者劳动强度而定，其经验值见表2.2。表2.2 收割机作业速度经验值收割稻麦种类收割机作业速度(米/秒)稻 田割易掉粒籼稻0.751.0割梗稻1.01.3麦田小麦放铺1.21.5小麦割晒1.21.8根据公式： (2.1)式中：机器前进速度，m/s；作物单位面积产量,kg/亩，取450kg/亩；喂入谷粒和茎杆之比，简称谷草比，取=1；=1333 。将以上数据带入式(2.1)中可以求得 ：=0.350.65(m/s)由式可以知道，当其他条件不变时，割幅和前进速度之间成反比关系。对于既定的设计喂入量，根据情况具体分析，对比采用小割幅配以较快的前进速度，还是采用较大割幅配以较低的速度。从小麦收割机的本身的结构来看，随着割幅的增大，整体的尺寸和重量也要增大；随着前进速度的提高，行走消耗的功率也要增大，小麦收割机所需要的动力也要增加。从使用条件来看，如果在小块田里作业，割幅太大会运转不方便，如果小麦收割机使用的地区的平均田块面积较大，用较大的割幅和较低的速度可以减少机器往返运行的次数，减少行走的功率消耗并缩短地头转弯所花费的空行时间，提高经济效果，而北方的田块面积一般不大，所以，应选用小割幅的收割机。(4) 割刀速度和机器前进速度小麦收割机工作时，收割机向前运动，行走轮拨动齿轮传递动力，通过传动机构将动力传至收割机刀盘，上刀盘做快速旋转运动，下刀盘不动。上刀盘快速转动做圆周运动时，其绝对速度是圆周速度。上刀盘的速度和机器前进的速度的关系可以用进距来表示(既割刀完成一次行程的时间内机器前进的距离)： (2.2) 式中：机器前进速度，m/s；齿轮组的转速，r/min；齿轮组角速度。也可以用气割速度比表示割刀速度与机器前进速度之间的关系6，7。割刀平均速度，m/s；机器前进速度，m/s；割刀行程，mm；割刀进距，mm。上刀盘在实际工作中，如果切割速度比过小，则割断刃口不整齐，切割质量不稳定，容易发生茎杆折断、拉断等；若过大，则可能发生重割，或造成机器的振动加剧。根据大量实验总结出经验数据：当前进速度在1m/s左右时，如果切割速度比为1.6，不会发生割断刃口不齐或切割质量不稳定的现象；但临界切割速度比是随机器前进速度表化而改变的，若令=1.0m/s的临界切割速度比为。则： =0.5m/s 时，=(1.21.4)；=2.0m/s 时，=(0.81.0) (5)小麦收割机下刀盘托的直径，拔麦盘尺寸和收缩比对全喂入小麦收割机的工作部件的研究指出，上下刀盘的分离损失率是限制小麦收割机喂入量的关键。上下刀盘的分离损失率与茎杆层的厚度有密切关系，当其他条件不变时，随着喂入量的增加，茎杆层变厚，损失率加大，当喂入量超过额定值时，损失率急剧增加。小麦在茎杆层中占的体积很小，可以忽略不计，则上下刀盘上茎杆层的厚度可按下式求得。 (2.3)式中茎杆在自然状态时的厚度，m；机器作物的喂入量，kg/s；谷物中谷粒的含量，以质量百分比计， (为谷草比)逐稿器宽度，本设计中由于采用了割幅为0.4m，小麦收割机下刀盘托的跨距为0.31m; 上下刀盘之间的宽度利用系数，取为0.7；茎杆在自然状态时的容重，由经验值得，小麦的容重约为； 茎杆层沿逐稿器运动的平均速度，一般情况下=0.4m/s。将数据代入上式中，可以求得 =0.010.15m之间。下拨麦盘的直径为308mm，中拨麦盘的直径为342mm，上拨麦盘的直径为360mm。(6) 轴距、轮距、接地压力和最小离地间隙联合收割机的轴距主要根据使用地区的地形条件，考虑小麦收割机整机通过性，机动性和稳定性的要求，经过与同类机器比较后，通过总体布置最后确定，轮式小麦收割机的轴距，与整机的机动性和稳定行有密切的关系。缩小轴距可以减小转弯半径，提高机动性，但会使纵向稳定性变坏。纵向稳定性是用联合收割机上坡(下坡)时通过重心铅垂线与地面的交点不超过前轮与地面接触点时坡度角来衡量的，本设计方案收割机体积不大，中心不高，为了使机器在作业时运转灵活，又要满足稳定性的要求，本设计取78mm。 轮距的确定也要根据使用地区的地形条件，考虑整机通过性，机动性和稳定性的要求，经过与同类机器比较后，通过总体布置最后确定，轮式联合收割机的轴距，与整机的机动性和稳定行性有密切的关系。也要通过小麦收割机的总体布置确定，轮距应当小于总车宽度，本设计中取轮距为96mm。小型收割机的最小离地间隙与整机的通过性能有密切的关系，最小离地间隙一般不小于5080mm。(7) 总体尺寸小麦收割机的总长、总高、总宽由最后的总装配图确定。作为小型机械还必须要满足机动性，灵活性和稳定性的要求。本设计中取总长为559mm，总高291mm，总宽157mm。(8)外形尺寸确定和中心估算 外形尺寸的长、宽、高主要取决于割麦盘、行走机构、作业者以及离地间隙、行走轮大小、中心轴距、行走轮间距等尺寸，本设计的小麦收割机的总体尺寸以确定。估定小麦收割机的重量在20kg，根据最后的总装图计算得出本小麦收割机的中心约在中心轴套上，且距上刀盘约50mm，根据此重心位置可以计算出传到动力的导向轮所承受的重量为73%，另一个行走轮轮所承受的重量为27%。2.3 本章小结本章首先提出了两个收割机的初级设计方案，综合考虑传动效率、结构外观、收割方式与加工成本，确定最合理方案。选定为方案二，方案选定后，对收割机整体结构做了概述，收割机包括七大部分，分别为：手把、机架、机轮、刀盘、传动齿轮组件、换向机构和分禾机构，并对每部分做了具体介绍。然后确定收割机整体参数，包括：设计喂入量、割幅、作业速度、割刀速度和机器前进速度、小麦收割机下刀盘托的直径、拔麦盘尺寸和收缩比、合收割机的轴距、总体尺寸、外形尺寸确定和中心估算。整体参数确定完之后，规划设计流程，绘制设计流程图。3 小麦收割机各工作部件的设计3.1动力系统设计3.1.1 小麦收割机的动力选择小麦收割机除了要克服行走阻力外，还需要克服各工作部件的阻力。由于田间土壤、地形的变化，行走速度的差异、作物生长情况和湿度的变化以及杂草等因素的影响，使小麦收割机的工作符合是不稳定的，所需的功率经常在变化。为此，考虑小麦收割机动力的时候，不仅要根据功率的平均值，还要考虑到符合最严重时所需要功率的最大值，让人有足够的储备功率，以小麦收割机在各种条件下都能正常工作。小麦收割机的符合不稳定的特点，不仅使功率消耗经常在变化，而且对工作质量有很大的影响，因为当符合发生变化时，使的小麦收割机上下刀盘的转速也相应随之改变，而工作部件转速的改变，将直接影响小麦收割机的切割质量、分离损失和子粒破碎率，因此要特别注意小麦收割机负荷变化引起的转速变化量，使其不超过一定的范围。在推动小麦收割机的时候要考虑调速特性，选择工作点；在传动设计中，则应该使传动系统（齿轮）具有足够的转动惯量，一克服瞬时增大的阻力。下面计算各部分的功率。行走轮,在牵引力的作用下，策划能够手垂直载荷的行走轮，沿着地面均匀转动时，压入土中一定深度，并在地面留下轮辙，如上图所示，此时，土壤与轮子接触处有土壤对轮子的法向反作用力的合力和切向摩擦力的合力。此外还有作用与轮子轴套中的摩擦力矩。通常 很小，可以忽略不计。法向反作用力垂直于轮缘并通过轮心，设他作用与 点， 点的论心的水平距离为。和的合理为，其水平分量为，垂直分量为。若在某一瞬时外力出与平衡状态，则，；，；，；整车质量跃为20kg,故又(为轮子滚动阻力系数，这里取)主动轮：主动轮的受力情况,当忽略掉,时其平衡方程式：且 总的扭矩为取车的平均速度为即行走部分所需的功率为。3.1.2 小麦收割机的传动设计齿轮传动是利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动。齿轮传动根据曲轴的相对位置和轮齿的方向，可分为直齿圆柱齿轮传动、斜齿圆柱齿轮传动、人字齿轮传动、锥齿轮传动、交错轴斜齿轮传动；根据齿轮的工作条件，可分为开式齿轮传动式齿轮传动、半开式齿轮传动、闭式齿轮传动；齿轮传动按齿轮的外形可分为圆柱齿轮传动、锥齿轮传动、非圆齿轮传动、齿条传动和蜗杆传动8，12。齿轮传动有以下优点：(l)能够使用的圆周速度和功率范围广；(2)传动效率较高；(3) 传动比稳定；(4)使用寿命长；(5)工作可靠性高； (6)可实现平行轴、任意角相交轴和任意角交错轴之间的传动。考虑到小麦收割机工作最主要的可靠性和平稳性，对农业机械的寿命要求已经传动效率高，本设计方案的传动方式选择齿轮传动。本设计涉及齿轮传动过程：主传动拨齿与右边行走轮平面拨齿啮合，行走轮转动时,与主传动拨齿啮合的行走轮平面拨齿带动主传动拨齿转动，主传动拨齿带动小齿轮转动，继而大齿轮同步转动，大齿轮拨动上刀盘的平面转动齿转动，上刀盘转动。3.1.3 小麦收割机行走轮的设计本次设计的小麦收割机最大的特点就是采用旱田叶轮驱动，其主要目的就是增加土壤的附着力，它是由多根45号钢经过焊接而成的，其结构如下图3.1所示。图3.1 小麦收割机行走轮内盘是用来装轴承的孔径为15mm，外圈是由两跟圆钢经过压弯焊接而成的，6根圆钢的两端分别焊接在内盘和外圈上，其直接为311mm，圆钢的外面等分焊接8块板，每块板上焊接3块爪板，与直径方向成大约25度角，该论的特点就是在田间工作附着力好，维修方便，结构简单，缺点就是不能在陆地上行驶不便，为了能够满足弄户的需要，可以配带2个橡胶轮胎。因为该轮胎的安装十分方便。3.2传动系统设计3.2.1 轴的设计与强度校核轴是组成机器的主要零件之一。一切作回转运动的传动零件(例如齿轮、蜗轮等)，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作中既承受弯矩又承受扭矩的轴称为转轴。这类轴在各种机器中最为常见。只承受弯矩而不承受扭矩的轴称为心轴。心轴又分为传动心轴和固定心轴两种。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是45钢。在本设计中考虑到产品的廉价性及实用性，轴的材料采用45钢。轴的定位与固定方法轴肩、轴环：结构简单、定位可靠，可承受较大轴向力。常用于齿轮、带轮、链轮、联轴器等的轴向定位。套筒：结构简单、定位可靠，轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹。所以不影响轴的疲劳强度。一般用于零件间距离比较小的场合，以免结构重量。轴的转速很高时不宜采用。轴端挡板：使用于心轴的轴端固定。弹性挡圈：结构简单紧凑，只能承受很小的轴向力，常用于固定滚动轴承。紧定螺钉：使用于轴向力很小、转速很低或者仅为防止零件偶然轴向滑动的场合。为了防止螺钉松动，可加锁圈。锁紧挡圈：结构简单，但不能承受较大的轴向力。常用于光轴上零件的固定。轴的加工和装配工艺性进行轴的设计时，除了考虑前面的各种因素外，同时还应考虑便于轴的加工、测量、装配和维修。通常要注意以下几个主要的方面：考虑加工工艺所必须的结构要素(如中心孔、螺纹退刀槽、砂轮越程槽等)；合理确定轴于零件的配合性质、加工精度和表面粗糙度等；且定各段轴的长度时应尽量使结构紧凑，同时还应保证零件所需要的滑动距离、装拆或者调整所需要的空间，并注意转动零件不得于其他零件相撞，与轮毂配装的轴段长度一般小于轮毂23，以保证定位轴向定位可靠。除特殊要求外，一般轴上所有零件都应无过盈地达到配合部位。为便于导向和避免擦伤配合面，轴的两端及有过盈配合的台阶处应制成倒角；为了减少加工刀具的种类和提高劳动生产率，轴的倒角、圆角、键槽等尽可能取相同尺寸，或者尽量减少不同尺寸的倒角、圆角、退刀槽等。小麦收割机行走轮轴设计如下图3.2所示。图3.2 收割机行走轮轴的设计轴分为三段。轴的两段安装行走轮，端口和行走轮中心焊接在一起，即焊死，不考虑以后拆装，因为本件为农业机械，设计使用年限绝对能满足报废要求。定位靠轴端定位，轴承安装在轴的中间段两侧，要求有表面粗糙度为Ra1.6，定位靠轴肩定位，轴的中间段较长为132mm。行走轴套与主轴套内，主轴套长度为行走轮轴中间段长度加上两个轴承的宽度，起到封闭和固定轴承的作用。轴有各种破坏形式，如疲劳、腐蚀、磨损、撞击、微动和蠕变等，但轴的破坏多数属于疲劳破坏，据统计，机器零件的破坏中由80%的损坏是属于疲劳破坏，而轴类零件的破坏的比例则更高一些。疲劳破坏分高周(高循环)疲劳、低周(低循环)疲劳、微动疲劳和表面疲劳等。高周疲劳属于低应力(低于材料屈服限，甚至弹性极限)、长寿命(循环次数一般大于104 或105)的情况下的疲劳破坏，是最常见的一种。通常简称为疲劳。轴的疲劳破坏多属此类。轴的截面变化处(如轴肩、键槽和环槽等)，会产生应力集中，疲劳破坏往往在此发生，轴的工作表面应力最大，也会出现疲劳破坏，在轴的结构设计中，应尽量降低应力集中和提高轴的表面质量。降低应力集中的主要措施有加大圆角半径、加内凹圆角、盲孔改为通孔、孔上倒角、键槽底部加圆角以及增大过盈配合处的直径等等。疲劳强度安全系数校核的目的是校核轴对疲劳破坏的抵抗能力，它是在经过轴的初步计算核结构设计后，根据其实际尺寸，承受的弯矩、转矩图，考虑应力集中，表面状态，尺寸影响等因素及轴材料的疲劳极限，计算轴的危险截面处的安全系数值是否满足许用安全系数值。轴的疲劳强度是根据长期作用在轴上的最大变载荷(其载荷循环次数部小于104)来计算的，危险截面应是受力较大，截面较小及应力集中较严重的既实际应力较大的若干各截面。通一个截面上有几个应力集中源，计算时应选取对轴影响最大的应力源。校核公式如下： (3.1) (3.2) (3.3)式中只考虑弯矩作用时的安全系数；按疲劳强度计算的许用安全系数；对称循环应力下得材料弯曲疲劳极限,；对称循环应力下得材料扭转疲劳极限,；、弯曲和扭转时得有效应力集中系数；表面质量系数；只考虑扭矩作用时得安全系数；弯曲和扭转时得尺寸影响系数；材料拉伸和扭转得平均应力折算系数；弯曲应力幅和平均应力。轴的强度不能满足要求时，应尽可能采取改进轴的结构，通过降低应力集中的方法解决，或采用不同的热处理及表面强化处理等工艺措施，或加大轴径，改变轴的材料来解决。轴的材料内部可能存在不同程度的裂纹或其他缺陷。一般裂纹的尺寸小于临界值时，暂时影响不大，但在长期交变应力作用下，裂纹会稳态扩展，直至达到临界值时，发生脆性破坏。所有对于重要的轴，除了进行上述计算和检查表面质量外，还应对内部进行无损探伤。如发现缺陷，应根据断裂力学计算或经验判断其寿命，决定其是否可用。经过对该轴的弯曲、疲劳、静强度等各个方面的校核过后，确定了该轴的安全性。由于本设计为收割机，其工作的受力情况受到很多的因素的制约，所以其交变应力是经常变化的非周期性应力。不能使用常规方法校核计算。根据经验以及农业机械对零件强度的要求，本行走轮轴应该能满足使用要求。3.2.2 齿轮的设计和齿轮啮合的相关计算本小麦收割机设计上盘刀切割时速度约为。上盘刀直径为292mm，则其角速度为： (3.4)由式推出， =6.850 rads，而齿轮组的转速等于动刀盘的转速，为254.6 rmin。人推动小麦收割机的速度为0.2m/s，而由于小型机械对外形尺寸的限制，齿轮不能太大，传动过程不能过于繁多，否则会增加重量、提高成本。但也不能太小，否则齿轮轴会与动刀相碰。本设计选用模数为2mm的1对齿轮，传动比为13，小齿轮分度圆直径为71 mm，大齿轮分度圆直径为100mm，两齿轮轴中心距为153mm。因圆盘刀半径为90.5mm，安装大齿轮处轴的半径为10 mm。90.5+ 10=100.5 mm 153mm所以，轴不会与上刀盘相碰，并且大齿轮直径小于圆盘刀的直径，不会使收割机外形尺寸增大，设计选择合理。 (1)齿轮设计的一般步骤14-201)根据给定的工作条件，选取合适的齿轮材料、热处理方法及精度等级，确定齿轮的接触疲劳许用应力和弯曲疲劳许用应力；2)根据设计准则进行设计计算，确定小齿轮的分度圆直径或模数；3)选择齿轮的基本参数，计算主要几何尺寸；4)校核齿轮齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度；5)确定齿轮的结构尺寸，绘制齿轮工作图。(2)齿轮的选择及计算13,14设计已知第一级传动比为，手动执行，双向转动，载荷平稳。工作时间为5小时，一年30个工作日，单班制工作，每班1小时，设计计算如下：1)选择齿轮材料及精度要求选择硬齿面齿轮设计，考虑到齿轮在小麦收割机中，主要受到转矩的作用，其主要失效形式是齿根疲劳折断，故应按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，然后校核齿面接触疲劳强度。大小齿轮材料均为45钢，表面淬火。小齿轮硬度为55HRC，大齿轮硬度为50HRC。初步估计齿轮的线速度为10m/s，由表3-1选择9级精度。行走轮的速度为0.71m/s。表3-1 各类机械所用的齿轮传动的精度等级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机36拖拉机68金属切削机床38通用减速器68航空发动机48锻压机床69轻型汽车58起重机710载重汽车79农业机械8112)确定齿轮许用应力齿轮的许用接触应力公式： (3.5)式中：齿轮的许用接触应力,；接触疲劳寿命因数(N为应力循环次数，。其中n为齿轮转速(r/min)；j齿轮转一周时同侧齿面的啮合次数；齿轮工作寿命，h；试验齿轮在持久寿命内失效概率为的接触疲劳极限；接触疲劳强度安全因数；齿轮的许用弯曲应力，MPa。齿轮的许用弯曲应力公式： (3.6)式中，弯曲疲劳寿命因数； 试验齿轮在持久寿命内失效概率为的弯曲疲劳极限；弯曲疲劳强度安全因数。由参考文献15机械设计查得， 。查得数据为： 则应力循环次数： h 由参考文献机械设计查得 由式(3.5)、式(3.6)，求得许用应力 3)按弯曲疲劳强度进行设计齿根弯曲疲劳强度计算设计公式为 (3.7)式中，齿轮的法向模数，mm；载荷因数； 主动轮上的理论转矩，N.mm；齿轮齿数；齿形修正因数；应力修正因数；齿宽因数。齿轮传递的转矩 (3.8)载荷因数 查机械设计基础表7-8，选择齿数和齿宽系数选择小齿轮的齿数则大齿轮的齿数考虑到齿轮传动为不对称布置及硬齿面，见机械设计基础表7-12，选取计算齿轮的模数 查机械设计基础表7-11，得 将上式中的大值0.0085代入(3.7)，得：见机械设计基础表7-1，选取齿轮标注模数。4)计算大小齿轮的几何尺寸齿轮分度圆直径： (3.9)轮齿顶圆直径： (3.10)齿根圆直径： (3.11)啮合齿轮中心距： (3.12) 式中：齿轮齿数，个；模数，mm；齿轮分度圆直径，mm；齿轮齿顶圆直径，mm；齿轮齿根圆直径，mm；齿顶高系数；顶隙系数；两啮合齿轮中心距，mm。由式(3.9)、(3.10)、(3.11)、(3.12)，得：取、5)校核齿面接触疲劳强度 查表7-9，得 (2)设计已知第三级传动比为，旋转执行，双向转动，载荷平稳。工作时间为5小时，一年30个工作日，单班制工作，每班1小时，设计计算如下：由于上一级传动齿轮为主动轮，经过校核和计算后满足使用要求。故则内齿轮参数较大必然也符合要求。可知行齿数为，则另一个齿轮齿数为：两齿轮的几何尺寸由式(3.9)、(3.10)、(3.11)、(3.12)计算如下：取、(3)设计已知第二级传动比为，旋转执行，双向转动，载荷平稳。工作时间为5小时，一年30个工作日，单班制工作，每班1小时，设计计算如下：1) 选择齿轮材料及精度要求选择硬齿面齿轮设计，考虑到齿轮在此吊篮提升机中，主要受到转矩的作用，其主要失效形式是齿根疲劳折断，故应按齿根弯曲疲劳强度进行设计计算，然后校核齿面接触疲劳强度。由机械设计基础表7-4查得，大小齿轮均为45钢，表面淬火。小齿轮硬度为55HRC，大齿轮硬度为50HRC。初步估计齿轮的线速度为10m/s，由表7-7选择9级精度。行走轮的速度为m/s。2) 确定齿轮许用应力如机械设计基础图7-28、7-31所示，查得由机械设计基础表7-10，查得应力循环次数： 由机械设计基础图7-27、图7-30查得由式(3.5)、式(3.6)，求得许用应力3) 按弯曲疲劳强度进行设计小齿轮传递的转矩由上一级传动可知第二级传动的输入转矩等于第一级传动的输出转矩 载荷因数查机械设计基础表7-8，选择齿数和齿宽系数选择小齿轮的齿数则大齿轮的齿数,考虑到齿轮传动为不对称布置及硬齿面，见机械设计基础表7-12，选取：计算齿轮的模数查机械设计基础表7-11，得，将上式中的大值0.0085代入式(3.7)，得见机械设计基础表7-1，选取齿轮标注模数。4) 计算大小齿轮的几何尺寸由式(3.9)、(3.10)、(3.11)、(3.12)得取、5) 校核齿面接触疲劳强度查机械设计基础表7-9 ，得3.2.3 轴承的设计与校核(1) 轴承种类的选择查机械设计课程设计手册(GB/T276-1944)滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承6202、滚针轴承NA4901和深沟球轴承6182。本设计中主要采用深沟球轴承。深沟球轴承由一对套圈、一组保持架、一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。该类轴承主要用来承受径向载荷，但也可以承受一定量的任意方向的轴向载荷，但轴向载荷不能过大。当在一定的范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触球轴承的性质，还可以承受较大的轴向载荷。深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或轴套的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当轴套和轴(或外圈对内圈)相对有倾斜时，仍可以正常的工作，但必然会降低轴承的使用寿命。(2) 轴承的计算与校核小麦收割机选用了一对深沟球轴承6202支承，已知轴的转速r/min，轴上齿轮作用于轴的轴向力N而轴承的径向载荷N。工作是中度冲击，脂润滑，正常工作温度，预期寿命h，设计计算步骤 (3.13) 式中，轴承寿命，h；考虑工作温度影响引入的温度因数；额定动载荷，kN；考虑机器振动和冲击引入的载荷因数；轴承所受的当量动载荷，kN； 轴承转速，r/min；寿命指数，对于球轴承=3，对于滚子轴承=10/3。动量载荷P的计算公式 (3.14)式中，径向动载荷因数；径向载荷；轴向动载荷因数；轴向载荷。1)确定6204轴承的主要性能参数查阅设计手册得：； 。通过计算：查阅设计手册得：2)确定系数经过计算：查阅设计手册得：、3)计算当量动载荷由式(3.14)得N4)计算轴承寿命通过机械设计基础查表11-9、11-10可知：载荷因数、温度因数，又因为6203是深沟球轴承，寿命因数，故由式(3.13)有：h5)验算轴承是否合适该轴承满足使用要求。3.3 执行系统设计3.3.1小麦收割机上、下刀盘的设计(1)小麦收割机下刀盘的设计随着收割面积的增加，刀片发生磨损，刃口也逐渐磨钝。刀片用钝后，切割阻力增大，割庄也杂乱不齐。通过选用合适的材料和热处理工艺，可以提高刀刃的耐磨性。但由于和切割对象及切割元件之间的不断磨擦，刀刃仍不可避免会发生磨损。因此比较理想的设计是使刀刃在工作中产生自动磨锐的效果。研究表明，在软的(弹性的)被切割材料中包含着硬的夹杂物，一些来自被吸留的矿物微粒，如：大多数的植物组织里面含有氧化硅晶体，而在植株的表面，则有对于刃口材料起着磨料作用的石英微粒，材料中这种微粒越多，单位时间里通过刃口表面的微粒也就越多，这些微粒在材料阻力的作用下，被紧紧地压在刃口的表面上，在刃口表面上单位比压越高。所引起的磨损也就越大。利用刃口表面对支承元件及切割材料之间的摩擦，可以控制它不同部位的磨损速率，并可以利用这个来改变刃的形状。以达到自磨锐的目的。小麦收割机的下刀盘在工作过程中，其顶面常与被挤压的禾秆摩擦，所以比侧面要磨得快，又因茎秆难免要被卡入动、定刀片之间隙间而被拉断，这样反复摩擦的结果，是刃口很容易出现圆角而被磨钝。凋查资料表明，在北方地区磨粒磨损严重的情况下，割麦时，小麦的下刀盘的平均寿命仅为l0l33 hm2m割幅。如果采用表面化学热处理的方法，45号钢液体渗硼工艺，渗层厚为008015 mm，使定刀片刃口的侧边得到硬化，经大量对比试验，小麦下刀盘的寿命可大幅度提高。实践证明：小麦收割机下刀盘的侧边和顶面存在硬度差时，可利用茎秆对它的摩擦，使其顶面的磨损速率大于侧边的磨损速率，从而推迟刃口圆角的出现以达到自磨锐的目的。我所设计的小麦收割机的刀盘上刻有斜齿，这样一开始定刀就可预先切割一部分茎秆，从而减小上下刀盘间的压力，否则，切割集中在上刀盘与下刀盘的结合处时，切割阻力很大，磨损也大，从而降低刀片寿命。下刀盘如下图3.3所示。图3.3 小麦收割机下刀盘 (2)小麦收割机上刀盘的设计光刃刀片切割阻力小，在切割负荷较重的割草机上，一般用光刃刀片。而齿刃刀片切割阻力稍大，而且制造齿纹费用要增加，但在收割稻、麦等作物时，能延长使用寿命；在紧张的收割季节可以避免磨刀，节省农时。因此，我们采用齿刃刀片。动刀片以齿尖刺穿茎秆的外表，将其断面分开，随齿尖的继续刺人，根据茎秆强度各向异性，纤维之间容易被撕开 因而受到削弱。茎秆刺入后也容易从两个刃口的张角向外滑脱，在定刀片配合下，茎秆在刀片间隙处被折弯，然后，齿根卡住茎秆的纤维，将其从截面处拉断。上刻齿刀和下刻齿刀的功率消耗对比试验结果表明，随工作时间的延长，下刻齿刀片的功率消耗逐渐增长，而上刻齿刀片的功率消耗几乎不变或略有降低的趋势。试验结果表明，等深齿纹的沟槽较深，有利于形成齿刃的自磨锐。齿纹动刀自磨锐的机理如下：割断的茎秆短暂地站立在动刀片顶面上，而在茎秆的外表及断口上，有细微的硬磨粒，若齿纹沟槽的方向与茎秆在动刀顶面上的相对运动方向相近，则经茎秆多次反复扫动，在磨粒作用下，就使齿槽断面均匀磨损并得以向刀片顶面延伸。显然，如齿纹不垂直刺人茎秆(刀齿与定刀不垂直)，则沟槽的两侧磨损速率不同。使齿刃磨钝 由于我们采取使定刀与前进方向成角布置，所以，动刀上刀齿的方向与半径成角，以达到自磨锐的目的。下刀盘如下图3.4所示。图3.4 小麦收割机下刀盘综上，圆盘刀我们采用上刻齿，等深齿纹；刀片材料用20号钢；热处理工艺用渗碳。3.3.2小麦收割机拨麦机构设计本设计选用偏心拨麦盘，由上拨麦盘、倒麦花盘、花盘过度轮、拨麦花盘支架组成。起到拨倒割断的麦秆并整机铺放的作用。分麦秆、倒麦秆部件为连接在换向拨杆上的分麦秆条、上下拨麦盘和与拨麦盘中心轴联动的花盘传动齿、倒麦秆花盘。三级拨麦盘分别为小拨麦盘、中拨麦盘、上拨麦盘，其尺寸由收割机整体尺寸和经验值得出，半径分别154mm、171mm、180mm。将割断的麦秆由上到下卡定后，各拨麦盘在上刀盘的转动的带动下将小麦杆拨出。倒麦花盘、花盘过度轮、拨麦花盘支架组成行星轮系，花盘过度轮绕中心轴旋转，带动倒麦花盘转动，花盘过度轮为行星架。所以当花盘过度轮转动时拨麦花盘支架不会随倒麦花盘的转动而运动，会一直停留在拨倒麦秆的一侧。3.4 本章小结本章为小麦收割机的设计计算过程，分别为动力系统设计、传动系统设计、执行系统设计。动力系统设计主要包括收割机的动力传动选择，行走轮的设计，本设计方案中选用的传动机构是齿轮传动，动力是小麦，通过人手推把手使机器前进，行走轮转动带动传动齿转动，进而传递动力至上刀盘，完成切割动作。传动系统设计主要是校核验证过程，分别为轴的设计与强度校核、齿轮的设计和齿轮啮合的相关计算、轴承的设计与校核计算，最后得出结果，验证了所有齿轮、轴、轴承都满足强度要求。执行系统设计包括收割机上刀盘和下刀盘的设计、拨麦机构的设计，收割机上刀盘和下刀盘设计过程涉及材料的选用、加工难易程度、自磨锐现象。拨麦机构尽量简单实用，主要由上拨麦盘、倒麦花盘、花盘过度轮、拨麦花盘支架组成。4 小麦收割机的使用说明及维修保养4.1 小麦收割机收割前的使用说明4.1.1使用方法(1)首先在进地前要将麦地两头用镰刀割出一米宽的空地，便于“小麦收割机”使用。(2)将“小麦收割机”刀盘对准所要收割的农作物，并拉开一定距离，再向前推动，这样刀盘产生了惯性，更利于收割农作物。(3)一般情况下，行株过密的可两行同时割，行株宽的最好一行一行地收割，对于散种小麦可进入刀盘三分之二宽度比较省力。(4)正确的收割方式是把刀盘抬高，保持与地面平行，大约离地高度为5-7公分，快速进入收割区，并保持快步走的速度就可连续收割。(5)当小麦收割机前进到地的另一头，只需调转机头，搬动一下倒伏方向档位，就可继续收割。注意：换挡时一定将机器向后拉动一下，以便轻松换挡。(6)由于该机采用焊接方式，长时间使用，由于地面不平会产生震动。如某件焊接处开裂，可就近在电焊铺焊牢就可继续使用。4.1.2适于收割的土地和种类(1)该机适合平整