联合收获机的设计

1、论文（设计）作者签名：日期：年_月_日毕业论文（设计）论文图纸Qq:2245969237题目：联合收获机的设计姓名：学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：学号：指导教师：年月日毕业论文（设计）诚信声明本人声明：所呈交的毕业论文（设计）是在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果，论文中引用他人的文献、数据、图表、资料均已作明确标注，论文中的结论和成果为本人独立完成，真实可靠，不包含他人成果及已获得青岛农业大学或其他教育机构的学位或证书使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。论文（设计）作者签名：日期：年_月_日毕业论文（设计）

2、版权使用授权书本毕业论文（设计）作者同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文（设计）的复印件和电子版，允许论文（设计）被查阅和借阅。本人授权青岛农业大学可以将本毕业论文（设计）全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本毕业论文（设计）。本人离校后发表或使用该毕业论文（设计）或与该论文（设计）直接相关的学术论文或成果时，单位署名为青岛农业大学。指导教师签名：日期：年_月_日目录摘要错误!未定义书签。Abstract错误!未定义书签。TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark14 o Current Document 1绪论1

3、HYPERLINK l bookmark16 o Current Document 1.1选题目的与意义1 HYPERLINK l bookmark18 o Current Document 1.2国内外发展概况1 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 1.3研究方案的确定2 HYPERLINK l bookmark28 o Current Document 2大豆联合收割机的总体设计3 HYPERLINK l bookmark30 o Current Document 2.1整机结构3 HYPERLINK l bookmark32 o Curre

4、nt Document 2.2大豆联合收割机的总体布置3 HYPERLINK l bookmark34 o Current Document 2.3确定整体参数4 HYPERLINK l bookmark62 o Current Document 2.4确定大豆联合收割机的功率消耗及发动机选择7 HYPERLINK l bookmark74 o Current Document 2.5传动装置的设计8 HYPERLINK l bookmark76 o Current Document 3各工作部件的设计10 HYPERLINK l bookmark78 o Current Document 3

5、.1切割器10 HYPERLINK l bookmark82 o Current Document 3.2拨禾轮10 HYPERLINK l bookmark96 o Current Document 3.3拨指、螺旋推运器12 HYPERLINK l bookmark106 o Current Document 3.4中间输送装置13 HYPERLINK l bookmark108 o Current Document 3.5脱粒滚筒13 HYPERLINK l bookmark110 o Current Document 3.6分离装置14 HYPERLINK l bookmark114

6、o Current Document 3.7清选装置16 HYPERLINK l bookmark126 o Current Document 3.8联合收割机底盘18 HYPERLINK l bookmark132 o Current Document 4传动部件及轴的设计22 HYPERLINK l bookmark134 o Current Document 4.1风扇轴带传动设计22 HYPERLINK l bookmark154 o Current Document 4.2轴的设计26 HYPERLINK l bookmark166 o Current Document 5总结29

7、HYPERLINK l bookmark168 o Current Document 参考文献30 HYPERLINK l bookmark170 o Current Document 致谢31 I大豆收获机的设计指导教师摘要目前国内大豆联合收割机多由小麦收获机改装而成，由于大豆植株特性与小麦植株特性有一定差异，使得运用改进后的收获机收获大豆损失率较高。本文设计一台大豆联合收获类机械，可连续完成大豆的切割、脱粒及清选工作。该机根据大豆植株的生长特性选用带有中间喂入轮的双滚筒脱粒装置，谷物先输送入钉齿滚筒，由滚筒相对谷物的冲击速度及凹板间的摩擦将绝大部分谷粒脱净，然后进入纹杆滚筒，对作物再次进行

8、速度冲击，确保作物脱粒干净，较好地降低了大豆收获损失率，并解决了丘陵、山地等难收获的问题。本设计采取自走式、全喂入、双滚筒脱粒装置收获大豆，具备损伤率低，损失率低，清选性好的优势。关键词：大豆；切割装置；脱粒装置；清选装置DesignOfSoybeanHarvesterStudentmajoringinmechanicalengineeringandautomTutorAbstractAtpresentdomesticsoybeancombinemultiplebywheatcombineharvestermodificationand,duetothesoybeanplantcharacte

9、risticsandwheatplantpropertieshavesomedifferences,makingusemodifiedcombinesoybeanharvestlossrateishigher.Thedesignrequirementsisdesignedtofitinthesoybeanharvestharvestermachinery,whichcancontinuouslycompletesoybeancutting,threshingandcleaningwork.Themachineaccordingtothegrowthcharacteristicsofsoybea

10、nplantswithlowcutflexiblecuttingdevice,andtheuseofdoubledrumdevicewithintermediatewheel,afirstcylinderforspikeddrum,strikeandrubtheBeanstalk,secondcylinderforraspbarcylinder,twohittheBeanstalk,ensurefullthreshing,totheSelection,bettersolvesthesoybeanharvestlossratesarehigh,aswellasthereaperinthehill

11、s,mountaindifficulttoharvestproblem.Themachinebyself-propelled,feeding,doubledrumreapingandthreshingdevice,withthecleanthreshing,lowbrokenrate,thelossrateislow,advantageofthegoodperformanceoftheseparation.Keywords：overalldesign；cuttingdevice；threshingdevice；cleaningdevice 1绪论1.1选题目的与意义在我国大豆分布广泛、营养丰富

12、，其作为健康食品正在全球引起消费热潮。由于我国大豆产量满足不了大众需求，大豆收获损失率较高，使国内大豆市场仍依靠进口，不仅要消耗大量的外汇储备，同时使我国食物供应安全存在威胁。收获是作物种植的关键部分，它很大程度上制约作物的质量及产量。当前我国大豆收割还是用人工收割、割晒机加脱粒机械及改装后的小麦联合收割机收割三种收获方式为主，农村小规模种植一般采取人工收获，作业周期长，耗费劳动力较大，劳动环境较差，成本较高。选用“割晒机加脱粒机械”收割，存在作业时间跨度长，过程复杂，损失率较高，劳动力消耗较大等不足1。采用改装后的小麦联合收割机收获，可降低劳动强度，但是籽粒破碎率及损失率较高。大豆收获的季节

13、特征显著，收获时间紧张，采取人工收获所需的劳动强度较高，工作环境差，成本及时间花费较多，使得大豆收获机的出现成为必然。目前国内生产的联合收获机多为小麦、水稻及玉米收获机等，对于大豆收获适应性较差，专用于大豆的联合收获机很少，收获大豆大都是在原有谷物联合收割机的基础上改装而成，而大豆的植株及颗粒状态与谷物有着很大的区别，用同一类型的机器收割，影响收获的质量及产量2。围绕着东北地区大面积的大豆收获问题，设计一台中大型适合东北地区大豆收获的机械，可以减少损失，节能降耗，减轻劳动力，提高生产率及生产质量，从而创造良好的经济效益。1.2国内外发展概况在联合收获时代未到来之前，脱粒机和小型割晒机等，极大促

14、进了19世纪的农业发展，联合收获机的产生，将切割与脱粒连接在一起，使得能一次性完成作物的切割和脱粒工作，极大降低了人们的收获作物的工作强度。目前国内大豆联合收割机多由小麦收获机改装而成，由于大豆植株特性与小麦植株特性有一定差异，使得运用改进后的收获机收获大豆损失率较高，在很大程度上制约作物的质量及产量3。近年来，外企在大豆联合收割机的割台设计上有较多改进，主要还是围绕大豆植株特性，设计出更适合大豆收割的挠性低割装置，在其它方面也有很多技术改进，如安装功率较大的发动机、安装电子信息系统等4。综述，国外联合收获机的发展态势，是逐渐往高自动化收割作物的方向发展，有很多电子信息科学运用到了联合收获机上

15、，在越来越多的新技术融入到联合收获机的同时，我们也应清楚地知道联合收获机归根结底还是落在降低损失率、破损率，提高粮食的清洁率，所以按照大豆植株特性研究出适合大豆专用的收获机械具有很大意义，该课题通过归纳总结现有的谷物收获机械，设计出适合大豆生产的专用机械。1.3研究方案的确定1.3.1研究内容在收集大量相关的大豆收获资料并进行分析研究，找出在收获工艺中的主要难题，探讨工艺方案的可行性。要求设计的大豆收获机要符合农业技术要求，能够一次完成切割、脱粒、清选等作业环节。达到省工、省时、省事，符合大豆的收获要求，降低收获损伤率，提高工作效率。1.3.2研究方法检索和查阅大量相关信息，对各种大豆收获机进

16、行比较分析，确定大豆收获机的结构组成由切割装置、脱粒装置、清选装置组成。各装置相互配合完成大豆的收获作业。运用机械优化设计的方法，合理的确定各个工作部件的角度，尺寸及结构形式。在理论分析中将基础性研究和机械运用合理的结合起来，切实做到理论联系实际，理论运用实践。1.3.3技术路线调查研究f确定总体方案f工作机理分析f主要工作部件的设计f切割及脱粒装置的设计f计算和校核f撰写论文f绘制图纸f修改图纸及论文f申请答辩。大豆联合收割机的总体设计要求该大豆联合收获机能连续进行大豆的切割、脱粒及清选作业。满足收获的质量要求：割茬高度控制在56mm，切割损失率不超过1%,脱粒损失率不超过2%,破损率不超过

17、5%，清洁率要高于95%5。该机根据大豆植株的生长特性选用带有中间喂入轮的双滚筒脱粒装置，谷物先输送入钉齿滚筒，由滚筒相对谷物的冲击速度及和凹板间的摩擦将绝大部分谷粒脱净，然后进入纹杆滚筒，对作物再次进行速度冲击，确保作物脱粒干净，很好地避免了大豆收获损失率高以及收获机在丘陵、山地等难收获的问题。本设计采取自走式、全喂入、双滚筒脱粒装置收获大豆，具备损伤率低，损失率低，清选性好的优势。2.1整机结构本设计的联合收获机由行走及收获两方面构成，行走部分为四轮形式，驱动形式采用前轮驱动，使用人字橡胶轮，从发动机到变速箱使用单片摩擦式离合器来传动动力，变速箱模仿东方红-75拖拉机变速箱，采用后轮转向，

18、通过转向盘经过转向摇杆及转向节来控制转向。制动器选用蹄式制动。收获部分是由切割器、螺旋推运器、倾斜输送器、双滚筒、凹板筛、逐稿器、清选筛、农用风扇、集粮螺旋推运器及粮箱等构成。在配置各工作部件的相对位置及设定尺寸时，确保大豆收获机连续稳定的工作。该设计通过大豆的生理特性及收获机工作环境状况进行具体分析，从而确定拨禾轮相关尺寸、离地距离及转速大小和与螺旋推运器的位置关系。联合收获机的割台宽度应大于其行走宽度，以避免出现压禾的状况，粮箱安装于收获机右后方，秸秆从收获机的后侧送出。本设计采取双滚筒脱粒装置。凹板与脱粒滚筒相配合使用，作物被运至滚筒后，由滚筒相对作物的冲击速度及与凹板之间的搓擦将绝大部

19、分谷粒脱净，然后由逐稿轮把秸杆送出，籽粒、一些茎杆及杂物将落到滚筒下面的分离及清选装置上，在分离与清选装置的振动下，部分秸秆及杂物被抛出，而籽粒落下筛孔进入集粮推运器，并被送至粮箱，经过清选之后，能确保籽粒的洁净率。双滚筒、凹板筛、逐稿器、逐稿轮及集粮输送器等安放于收获机中后方，外面用薄铁板罩住，并使用角钢焊接而成的支架与薄铁板用螺栓连接，这样不仅确保了其强度和刚度，又减轻了收获机总重，并使得维修拆卸简便。2.2大豆联合收割机的总体布置该大豆收获机的布置：采用前轮驱动，尾轮转向，具体布置如下。收割台配置在机器的正前方。尽量对称布置在收获机的中轴线上，保证机器整体稳定性，使作物连续稳定地输送到脱

20、粒装置里，防止出现收获机调向时车轮辗压谷物。收割台要与驱动轮接近，减小整机总长6。脱粒滚筒部分占收获机整机的重量和空间较大，在布置时要尽量靠驱动轮，并使其位置低一些，来提高收获机整机的稳定。滚筒采取带有中间喂入轮的双滚筒，在两个滚筒之间有喂入轮，以增强喂入平稳性和防止回草。当输送槽驱动轴距离滚筒轴的垂直长度H较小时，得到的凹板包角会大，可提高作物的脱粒及分离效果，不足之处是喂入阻力会增加，可缩短输送装置输出底板的长度，并将开口置于输送装置轴的下方。为了防止石块带入，在凹板入口前安置一个积石槽使石块落下，并有利于作物摊开，使滚筒抓取均匀；在凹板出口处，过渡栅条配置要适当，使滚筒排出物不会飞溅，充

21、分利用逐稿器前端第一阶键面的分离作用。清粮装置配置在下方。为确保清选质量，逐稿器与抖动板落差取50mm,重合处取120mm，抖动板到清选筛落差为150mm，抖动板与上筛的重叠为120mm。在气流与筛子的配合方面，下筛前后差别很大，一般在风扇口处安置可调节风板来调节气流方向。粮箱布置采取顶置式，安放在脱粒装置上方发动机的前侧。为降低驾驶员的疲劳感，参照拖拉机规范进行设计，脚踏板行程小于50mm踏板操纵力小于200N,把柄移动距离小于200mm，最大操纵力小于100N。图2-1驾驶台、粮箱、发动机布置图合理布置收获机的重心。在驱动轮要有充足的负载，约占80%左右，确保土壤对驱动轮有强大的吸附力。转

22、向轮的负载要适当，保证转向灵活发动机、驾驶台、粮箱位置布置如图1-1，前方视野清楚，外形较为美观。驾驶台隔绝了发动机造成的噪音，但粮箱的容积不能增加，发动机保养较为麻烦。2.3确定整体参数2.3.1喂入量喂入量取：q=4kg/s2.3.2割幅可以根据公式来计算：B=1OOOOq0/MV公式(2-1)m其中卩为割下谷物中谷粒占总重的百分数；M为作物单位面积产量，kg/亩；V为m收割机的作业速度,m/s；取为B=2.4m。2.3.3前进速度q=BVM(1+1/0)/C公式(2-2)m式中V为机器的前进速度，m/s；M为作物的单位面积产量，kg/亩；卩为割下谷m物中谷粒占总重的百分数，取值为1；C为

23、常数，当单产以斤7亩计算时，C=1333；将以上数据带入上式中求得V二1.23(m/s)。m该收获机械一小时可以收获的面积可以计算得到：1.23x60 x2.4x60=10627m2，一亩地约为666.7m2，减掉联合收获机卸粮及掉头的时间，该机械符合目标任务要求。从公式看出，割幅和前进速度为反向比例，采取慢速大割幅与采取快速小割幅，应依情况而定，收获机的割幅增加，整机总重及体积也会增加；收获机前进速度增加，其功率消耗增加，发动机功率，总重也会提高1。从作业环境方面考虑，若工作范围较小使用大割幅来回调转比较麻烦，若工作范围很大，使用小割幅会增加收获机来回运转的次数，增加功率损耗以及时间损耗。2

24、.3.4脱粒滚筒长度、分离器尺寸及收缩比有试验表明，籽粒在逐稿器中损失率制约着收获机喂入量。喂入量加大，茎杆在逐稿器上积累较多，损失率会增高，若喂入量到达某一限定值后，籽粒损失率会迅速提高。籽粒于茎杆层所占厚度省略，茎杆层厚度h用下面公式得到：h=(1-8)q/BnyV公式(2-3)zj式中h茎杆厚度，m；q收获机的喂入量，kg/s；5谷物中的籽粒含量，s=B/（1+B）（B为谷草比）；B逐稿器的宽度；其与滚筒长度有关，与纹杆滚筒配合工作时，逐稿器的z宽度可等于或稍大于滚筒的长度，采用钉齿滚筒时，其也不应大于滚筒长度的1.4倍。茎秆容重，大豆茎秆的容重约为30kg/m3；V茎杆层朝逐稿器方向运

25、动的平均速度，V二0.4m/s；jj耳逐稿器的宽度利用系数，其与机器的收缩比C（割幅与脱粒部分宽度之比，收缩比越大，输送到脱粒装置的谷物层越厚，损失越大；收缩比越小，脱粒装置宽度越大，所占空间越大）有关。C=B/Lg,C=1.52.5时，取h=0.9；C=2.53.5时，取尸0.8。综上：取收缩比C=2.2，则滚筒长度为1.1m，逐稿器宽度为1.15m，耳=0.9；将数据代入上式中，可以求得h=0.132m。2.3.5轴距、轮距及最小离地间隙联合收获机结构参数主要包括行走装置中轴距L、轮距B0、最小离地间隙H。轴z距及轮距直接关系到收获机的通过性、机动性和稳定性，要结合使用地区的环境地理情况，

26、由总配置来确定1。（1）轴距轮式联合收获机缩短轴距，可降低其转弯半径，使得机动性增强，同时收获机纵向稳定性降低。收获机既要满足稳定性要求，又要满足灵活性，由总体配置确定取2500mm。（2）轮距联合收获机轮距应与割幅相适应：B01，增大V或九值可增强拨禾轮作用，但过大会造成脱粒损失增大，ymy10 一般圆周速度在13m/s,九=1.32.0。拨禾轮安装高度确定拨禾轮垂直入禾，对豆荚打击最小，降低脱粒损失；为使拨禾轮垂直入禾，拨禾轮轴距离切割器平面的安装高度H为：H二L-h+（R/九）公式（3-3）式中h切割器距离地面的高度；L作物的高度；R拨禾轮半径；九一拨禾轮圆周速度V与机器的前进速度V的比

27、值。ym因此，若拨禾轮速度比九、拨禾轮半径R及割刀离地高度h不变，拨禾轮的安装高度值处在一个变化范围内，需要根据收获作物高度进行适当调整。拨禾轮作用点的确定在设计H时要求拨禾轮要垂直入禾，同时应使拨禾轮作用点在被切断部分重心以上附近，一般切断部分的重心在顶部向下的1/3（L-h）处，因此：HR+2/3（L-h）。B图3-2偏心拨禾轮结构AOei3.2.3拨禾轮的转速偏心拨禾轮使用偏心机构的搂齿做平行运动，有助于插入倒伏作物丛并将其扶起，降低对豆荚冲击及拨齿上提时的挑草现象。其构造及原理如图所示：OO1AB组成了平行四杆机构作业中搂齿的方向恒定6。取搂齿长为200mm根据机器的前进速度可以计算出

28、拨禾轮的转速：n=30九V/兀R(r/min)m公式(3-4)式中V机器前进速度（m/s）；mR拨禾轮半径（m）；九一拨禾轮圆周速度V与机器的前进速度V的比值。ym九值过大，拨禾轮引导、扶持的作物量越大，打击量也会大，损失加大；值过小,拨禾能力过弱，割台损失也大。一般收割大豆九二1.01.5，故拨禾轮转速在2639(r/min)。3.2.4拨禾轮直径该直径的选取，和“垂直入禾”、“稳定推运”有关。D2九(L-h)/3(九1)=2x1.8(0.65-0.05)/3x(1.8-1)=0.9m公式(3-5)故拨禾轮直径D取900mm。3.3拨指、螺旋推运器螺旋推运器可水平或倾斜运送，割台螺旋推运器作

29、用是运送秸秆，集粮螺旋推运器作用是运送清选干净的籽粒。得到6。其螺旋角需要符合以下要求：tga1/tg艮卩a90一03.3.2基本参数表3-1推运器参数选择(mm)Table3-1parameterselectionofthepushandtransportdevice(mm)名称外径螺距割台螺旋推运器490450集粮螺旋推运器1201103.3.3拨指机构拨指的长度L和偏心距e可以根据下式来确定，即：e=（L-L）/2（mm）；L=r+e+L.（mm）公式（3-6）maxminmin式中e偏心距（mm/L拨指伸出滚筒的最大伸出长度（mm）maxL相对方向的最小伸出长度（mm）minR推运器滚

30、筒的半径（mm）常用的e值为68mm，L值为230mm左右。拨指的轴向间距一般为240mm左右，最外端的拨指距离中间输送装置侧壁50100mm,以防止堵塞。在装配时应当保证拨指转至后上方时，能向筒内收缩，并保留在筒外有一定的余量L（一般取值1520）；当转至前下方时，应伸出筒外，伸出长度为：140150mm。min3.4中间输送装置采用链耙式输送器，选用两排套筒滚子链，在上面紧固一排L型齿板，链耙速度应和推运器输送速度对应。齿高为3040mm，板厚为34mm，一般为35m/s。被动轮直径要比驱动轮偏大，可方便链耙抓运谷物，提高对谷物层厚度的敏感度。选取结构带有中间隔离板，能将输送槽分上下两层，

31、链耙抓取谷物后由下层喂入脱粒滚筒，因而在输送过程中产生的大量灰尘被隔在下层，可减少尘土飞扬，改善驾驶员的劳动条件。输送槽尽量缩短，且其倾角不超过50度，助于链耙抓取及运送谷物。链耙齿顶距离输送槽底板1020mm，允许齿顶于中部因链耙重力和底板碰触。表3-2输送槽参数选取（mm）Table3-2conveyortroughparameterselection(mm)输送方式输送槽宽链耙速度（m/s）耙齿与底板间隙链耙式9003.21520主动轮转速（r/min）4103.5脱粒滚筒为提高收割机的凹板漏下率及脱净率，采用双滚筒装置，第一滚筒以低速（单滚筒速度的1/31/2）脱出大部分谷粒，未脱下的

32、谷粒进入高速运转的第二滚筒（单滚筒的速度），保证谷粒脱净。试验表明，由于凹板总弧长达1m以上，脱粒时间长，作用力由弱到强，故采用双滚筒可降低未脱净损失，谷粒破碎率较低，脱粒装置的单位幅宽喂入量比单滚筒式提高30%，前后凹板的总面积较大，分离率可达95%以上1。第一脱粒滚筒选用钉齿式，其出口齿侧间隙是单一脱粒滚筒2倍，经查阅书籍，入口齿侧间隙在1315mm之间，出口齿侧间隙在1822mm之间。第二脱粒滚筒为纹杆滚筒，其凹板入口间隙较单一脱粒滚筒约小1/3，出口间隙约大23mm，入口脱粒间隙在1320mm之间，出口脱粒间隙在818mm之间。中间喂入轮直径取350mm,逐稿轮布置于纹杆滚筒的后上部，

33、其转向与脱粒滚筒一致，以去除缠绕于脱粒滚筒上秸秆以及把秸秆混合物运到逐稿器上。逐稿轮直径范围为260-400mm，本设计取350mm。表3-3脱粒滚筒参数选取Table3-3parametersofthreshingcylinder第一滚筒第二滚筒钉齿滚筒直径及长度（mm）500；1100纹杆滚筒型式开式转速（r/min）200300直径（mm）500钉齿尺寸（mm）8x38x65长度（mm）1100齿数及齿排数60；8螺线头数及齿型2；板齿齿距（mm）116转速（r/min）400650凹板型式板齿、珊格式凹板型式珊格式包角及钉齿排数96；2筛孔尺寸（mm）120 x20包角145齿距（mm

34、）583.6分离装置分离装置能把从滚筒输送秸秆中夹杂的籽粒及豆荚等分开。本设计采用键式分离装置，其抖动性能好，分离损失率控制在谷粒总重的0.5%1%。3.6.1结构与类型选择选用双轴键式逐稿器。其键与两曲柄构成平行四杆机构，当曲轴旋转，键面上的各质点做相似的圆周运动。由于相邻键所处相位角不一致，秸秆脱出物可得到各键的不断抖动，使秸秆中夹杂的籽粒及豆荚透过秸秆漏下筛孔，绝大部分谷粒在前部1/31/2段处分离出来。秸秆则在抖动作用下抛出机外6。键式逐稿器各键宽度约200300mm,确保相邻键面与键底之间约有20mm的重合量，防止秸秆漏下。选用阶面键式逐稿器，其具有较好的抖动及分离性能。其阶面长度约

35、为500800mm,落差高度约150mm。3.6.2结构尺寸及运动参数（1）键面的长度、总宽度和键数键面面积与键面秸秆脱出物厚度有直接关系,其厚度应合理,分布要均匀,以提高分离效果。键面总宽度B由滚筒长度L确定，一般B=（11.4）L，已知滚筒长度为ff1100mm，取键面宽度为1200mm。由于键面面积由键式逐稿器上秸秆混合物总重而定,故逐稿器长度L为：公式(3-7)fL二Q/耳Bq(m)ffff式中Q逐稿器上的秸秆混合物进入量（4kg/s）；fB键面总宽度（m）；fq分离装置单位面积适宜承担的分离量，配合高分离率（约95%）的f双滚筒脱粒装置工作时，q可达1.2kg/（sm2）；f有效利用

36、系数，对联合收获机中直流型取1。试验表明，逐稿器前面部分分离率较高，随键长加大，分离率基本不变。故键长与总宽之比维持在2.53.5范围内。键式逐稿器的键面呈现前低后高，各键面倾角不同，前两个阶面键面偏大，键面偏短，避免快速抛出秸秆混合物及增强分离性能。最后键面倾角较小，方便秸秆快速排出（2）键面筛孔尺寸筛孔面积与键面面积比值大小影响分离性能，在确保不堵塞的条件下，以比值大，筛孔尺寸小为好，筛孔率约为30%70%。键面筛孔尺寸宽1520mm，长4060mm。形式键面总宽度（mm）键长(mm)总面积（m2）键数键面倾角曲轴半径（mm）双轴120034003.53322；1150表3-4分离装置参数

37、选取Table3-4parameterselectionofseparationdevice曲轴转速(r/min)2103.7清选装置本设计选用风扇筛子式清选装置。其利用风力及筛子抖动将谷粒中的杂质送出机外。要求谷粒清洁率高于98%，清选损失低于0.5%。公式(3-8)3.7.1风扇气流清选原理选用风扇气流进行清选的原理主要是利用谷粒与混合物空气动力特性的差异进行清选。任何物质在气流场中都会受到气流的作用力，由于作用力不同而把混合物分开。试验表明，气流作用力R的大小为：R二kpFv2(N)式中k物体在空气中的阻力系数；空气的密度（kg/m2）；F迎风面积（m2）；V气流与物体的相对速度（m/s

38、）。vt在垂直气流中，当作用于物体上的作用力等于物体的重力时，物体悬浮于气流中静止，此时的气流速度即为物体的临界速度，当气流速度大于物体临界速度，物体则被吹走，反之，物体则落下。物体的临界速度：公式(3-9)式中g重力加速度（m/s2）；k物体的漂浮系数（m-1）；p表3-5大豆的空气动力特性表Table3-5Tableofairdynamiccharacteristicsofsoybean作物大豆单位容积的质量(kg/m2)临界速度(m/s)漂浮系数(m-1)阻力系数109217.2520.160.0240.0330.1150.152该清选装置工作时，清选筛及抖动板进行往复运动，谷粒混合物由

39、抖动板不断送往筛面，依靠风力把谷粒混合物中颖糠、碎草等送出机外，籽粒筛孔漏下，长碎秸秆往筛面后方移动并排出，豆荚在筛尾处进入杂余输送器6。3.7.2抖动板其在筛架最上方，同清选筛架铰接，并和筛架一同运动，负责把凹板及键式逐稿器分离出来的谷粒混合物送向筛面进行清选。3.7.3清选筛由筛架、筛子及吊杆构成。筛架由吊杆支撑，通过曲柄连杆驱动进行往复运动。筛架安放上、下交叠的两层筛子，上、下间距为100150mm。上筛负责把细碎秸秆、残碎豆荚等分离出来。下筛在于清选干净的谷粒，并送出碎秸秆。尾筛的长度为上筛长度的1/71/5，由于上筛负载较大，故上筛面积比下筛大。筛选出的干净谷粒都进入集粮推运器，送至

40、粮箱，而杂余则在筛尾进入杂余推运器。清选筛面积通过运至清选装置中的混合物Q而定，混合物与收获机的喂入量有关。r筛子的宽度B为逐稿器宽度0.90.95。筛子的长度L为：L二Q/BQ二q(1-5k)/BQ(m)公式(3-10)rss式中q收获机喂入量(kg/s)；5秸秆占谷物总重的比值；k脱粒装置和逐稿器的工作特性常数。常取0.60.9；B筛子宽度(m)；Q清选筛单位面积可承受的混合物喂入量kg/(Sm2)。s表3-6清选装置参数选取(mm)Table3-6cleaningdeviceparameterselection(mm)抖动板清选筛曲柄半径(mm)倾角支吊杆长(mm)长x宽筛孔型倾角支吊杆

41、长254.5支1801000 x882鱼鳞10吊180曲柄转速(r/min)3053.7.4风扇本设计中的风扇采用的是低压双面离心型，叶片平直，且为矩形，叶片外径为570mm,叶片内径为210mm,叶片不切角，壳体出风口的高度h=280mm,壳体宽度D壳=600mm,叶片数Z=5,参照资料，清选大豆时推荐风扇转速为1000转/分。详情请见图纸。D壳D1D2aBbD0cd600210570280826798387180262表3-7风扇参数选取(mm)Table3-7fanparameterselection(mm)913.8联合收割机底盘由于自走式收获机的收割台、发动机及脱粒滚筒等重要部分的质

42、量约为整机质量的80%,且分布于底盘中前部,故轮式联合收获机选取前轮驱动,尾轮转向的布置方案。自走式全喂入联合收获机的底盘主要部件有行走无级变速器、驱动轮桥、转向轮桥、转向操纵机构及行走装置6。3.8.1行走无级变速器联合收获机上的行走无级变速器选用三角胶带式无级变速器,可在不停车情况下进行无级变速,以适应收获各类不同产量作物,确保脱粒装置在额定喂入量下工作。其配置形式为发动机的动力经过中间轴后传向行走无级变速器。3.8.2驱动轮桥驱动轮桥的功能是把发动机的动力传向驱动轮。它刚性固定于脱粒滚筒前下方的驱动桥管梁上，由离合器、变速箱、中央传动、差速器、制动器和最终传动构成。（1）离合器离合器处于

43、发动机和变速箱中间，分离时可阻断动力，接合时又能传送动力。其需确保相接柔顺，使收获机起步稳定；换挡时，将发动机与驱动轮桥间的动力迅速分离，以减少对齿轮的撞击损失；工作安全可靠，结构简单耐用，操纵与保养便捷等条件。本次设计中选取单作用弹簧压紧式离合器，其具有零件数目少，结构简单，制造容易，分离彻底性及散热性好等优势。（2）变速箱与中央传动自走式联合收获机的变速箱选用与发动机配置一样的横置式变速箱，以使发动机曲轴与变速箱动力输出轴之间选用构造简单且能满足要求的三角胶带无级变速器传动，它配置在驱动轮桥管梁的前侧，方位比较宽畅，方便调整与维修保养，有利于变速箱变速操纵机构的配置，但位于倾斜输送槽下后方

44、，为达到变速箱空间位置，倾斜输送槽的位置有所提高，脱粒滚筒高度也随之增高，对整机稳定性有所影响。本设计中的变速箱是模仿东方红-75型的变速箱。该变速箱由传动及操纵部分构成。用于传动变速的轴共有四根，发动机动力经离合器、万向传动装置传向变速箱。变速箱为横置式，故其传动轴和驱动半轴互相平行，中央传动选用圆柱齿轮传动，并且变速箱与中央传动配置与同一壳体内，传动系的结构得到简化，方便制造。中央传动的一对齿轮选用直齿，主动小齿轮套在变速箱第三轴上，从动大齿轮用螺栓固定与差速器的外壳上。大小齿轮为常啮合。中央传动的传动比大都为3.84.5，模数为3、4、4.5，小齿轮齿数为1418，大齿轮齿数为6070。

45、表3-7最终传动参数选取Table3-7finaldriveparametersselection传动形式布置形式齿数模数传动比单级圆柱直齿外置12795658（3）差速器为使左右驱动轮能有不同转速，在收获机上选用闭式圆锥齿轮差速器。为拆装方便，整个差速器作独立总成，并用专门的差速器齿轮箱安放行星齿轮及半轴齿轮。行星齿轮及半轴齿轮均选用直齿圆锥齿轮。（4）制动系其由制动器及制动操纵机构构成。制动器是用来对运动的驱动轮产生阻力矩的装置，使收割机很快的减速和停止运动，制动操纵机构是使制动器起作用的机构，本设计采用蹄式制动器，它是由制动鼓及制动蹄构成制动器；摩擦衬带、弹簧、制动油缸构成制动操纵机构。

46、底板安放于车轴指定位置，其上布置有制动蹄等，承担制动时的回转扭力。制动鼓布置于轮毂上，并和轮子一并回转。在制动时，轮缸活塞推着制动蹄使其挤压制动鼓，制动鼓承受摩擦力慢速下来，使得轮胎不再回转。蹄式制动器成本便宜，结构尺寸和操纵力相对比带式制动器小，散热情况比带式要好，由于车速一般不是很高，制动蹄的耐用度会比盘式制动器要好。最终传动最终传动的类型有外啮合圆柱齿轮及单级行星齿轮传动。单级行星齿轮结构较为紧凑，受力均匀，但其构造及制造工艺较为复杂。本设计选用外啮合圆柱齿轮，它具有结构简单，制造和装配方便的特点，具体设计仿照MF-510型联合收获机。3.8.3转向轮桥和转向操纵机构转向轮桥铰接在脱粒装

47、置下方的纵向水平轴上，并绕轴摆动，适应地形的变化。其由转向横梁及转向节构成。转向横梁一般是由管形梁制成的刚性整体结构，转向横梁的摆动范围不小于20度。转向节是由转向轴及转向轮轴焊接而成，转向节立轴选用无台肩的光轴结构。为提高联合收获机直线行走的稳定性，降低轮胎的磨损及使转向轻便，转向节立轴及导向轮在转向轮桥上应按一定角度安装。转向操纵机构是由转向盘、转向器及转向梯形构成。其作用是改变自走式联合收获机的行走方向和保持其直线行走。转向系选用全液压式。由直接连接方向盘下方的全液压转向器及装在导向轮后边的转向液压油缸构成，两者间由油管连接，因联合收割机行驶速度较低，采用BZZ系列转向器，具有转向轻便、

48、安装布置灵活等优点。全液压转向系统和联合收割机上其他液从系统可并联组成系统，在并联系统中需设置一个分流阀，纵保证转向器有足够的油量。3.8.4行走装置轮式行走装置车轮都选用气压为0.150.25Mpa的橡胶充气轮胎。在驱动轮桥上安装大直径驱动轮，车轮胎面凸起人字形花纹以提高车轮对土壤的附着力。转向轮装在转向轮桥上。转向车轮胎体窄小，胎面有条形纵向花纹以提高导向性。表3-8驱动轮、导向轮规格Table3-8drivingwheel,guidewheelspecifications驱动轮导向轮15-249-16传动部件及轴的设计4.1风扇轴带传动设计收获机传动以带传动为主以适应恶劣作业环境。带传动

49、是用张紧于带轮上的带的摩擦或者啮合，在两轴之间传动运动或者动力。其构造简单，成本较低、无需润滑。带轮的工作表面要光滑，以降低带的磨损。带轮的材料选用灰铸铁。带传动需安放于铁丝网或保护罩里，以确保安全14。设动力输出轴转速为1440r/min,额定功率为2kw,风扇正常作业时转速约为1000r/min,轴间距为400mm,每天工作8小时。确定计算功率由机械设计中表8-8，工作情况系数取K二1.1。A所以输送带的功率P二1.1x2二22kwC选取V带型号已知P二2.2kw和n二1440r/min，据机械设计图8-11，带类型选用A型。C1带轮基准直径带的传动比为：i=n/n=1440/1000=1

50、.44公式(4-1)12小带轮直径d1由机械设计表8-9取d=140mm。，1大带轮直径d2d=idx(1-e)=1.44x140 x(1-0.01)=241.26mm21由机械设计9表8-9，取d=250mm。2风扇的实际转速纠正传动比为：i=d/d(1-e)=250/140(1-0.01)沁1.7721从动轮实际转速：n=n/i=1440/1.77沁814r/min21转速误差：An2=(1000-814)/814沁0.045对带传动系统，转速误差大小在5%之内是可以的，所以n2=418r/min。带速度检验v=nxdxn/(60 x1000)=5.421沁5.4m/s11在限定范围5m/

51、sv25m/s内，所以合理。带长L和传动中心距a初定中心距a00.7(d+d)a2(d+d)12012273a7800取值为400mm。初选带长L0L沁2a+兀/2(d+d)+(d一d)/4a沁1419.86mm0012210确定V带基准长度L,d由机械设计9表8-2，取L=1430mm。公式(4-2)公式(4-3)公式(4-4)公式(4-5)公式(4-6)公式(4-7)公式(4-8)d(4)实际中心距aaqa+(L一L)/2=405.07=405mm0d0验算主动轮包角aq180。-(d-d)/aX57.3二164.2425。120。121所以主动轮包角取值合理。确定V带的根数(1)每根V带

52、基本额定功率P1由小带轮直径和转速及机械设计表8-4取得P二1.26kw。1额定功率增量暂由小带轮直径、传动比、带型及机械设计表8-5得AP=0.08kw1确定带的条数z:已知包角大小及机械设计表8-6，查得包角系数为K二0.96a，度及机械设计表8-2，查得带长的修正系数为K=0.96。LZ二KXKXP/(P+AP)Q1.51aLC11取z=2根。计算带的初拉力计算单根V带预紧力:F二500P(2.5/K-1)/zv+qv2二166N0Ca由机械设计表8-3，每米长度质量q=0.105kg/m。带传动作用在轴上的压力计算轴所受带的压力:F二2zFsin(a/2)二658NQ01公式(4-9)

53、公式(4-10)由带的基准长公式(4-11)公式(4-12)公式(4-13)4.1.10带轮选材因V=5.4m/s30m/s,所以选材为型号HT20-40。4.1.11主动带轮的设计根据带轮基准直径确定其结构。主动带轮基准直径d=140mm动力输出轴直径为d=35mm,按照公式1，dv(2.53)d所以其结构形式为实心式。d1，表4-1主动带轮结构参数(mm)槽型基准宽bd基准线上槽hamin基准线下槽hfmin槽间e第一槽对称面至端面的距离f.minA11.02.758.715土0.39Table4-1activebeltwheelstructureparameters(mm)轮槽屮38主动

54、带轮厚度查表得：B=2f+e=33mm；L=(1.52)d=52.5mm70mm9图4-1主动带轮结构图4.1.12从动带轮的设计从动带轮的设计主要由主动基准直径及它们之间得传动比而定，所以150mmCx3-p=34.8mm公式(4-14)n轴与齿轮、带轮等需由键连接，轴上需要打键槽，故轴直径应增加(45)%。即：d=34.8x1.05=39.54mm2取d=40mm。min4.2.3轴结构的设计在本设计中，根据轴段的使用情况不同，设计时轴的直径两边小中间大。轴的轴向定位通常需要用轴肩进行定位，根据轴的设计原则，在轴段和轴段之间过度的部分需要用圆角进行过渡。要使轴在加工时简单，需要让轴上的键槽

55、设计在一条线上，并且要求槽各面大小应该差不多，因为这样在安装拆卸时会比较方便。设计结构如图：L1J1354/FiTTbM-TTji图4-2脱粒滚筒轴轴分为四段。第一段安装三角皮带轮无级变速器，定位靠轴肩定位。轴承安装在第二段上面，要求有表面粗糙度为1.6，定位靠轴肩定位，轴的中间段为安装脱粒滚筒段，其长度较长，约lm,滚筒由两端各装一个键固定，两键离轴承支座较近，所以长度中间承受的弯矩不大，经过第三强度理论校核，此轴满足要求。第四段装轴承和V带轮。4.2.4轴直径和长度轴段：在该段上与之设计配合的轮为带轮，因为轴的最小设计直径为d=40mm，所以此段直径大小先确定为d=40mm。minl根据带

56、轮轮毂宽：(1.52.0)d二(1.52.0)x40二6080mm公式(4-15)l取80mm。因此段要比轮毂长，故轴长取L=90mm。1轴段：因为在轴段处的带轮的左端的轴向定位采用轴肩定位的方式，所以要先确定左端轴肩的高度大小：h二(0.070.1)d二2.84mm公式(4-16)1取h=3mm。该处主要用于和轴承相配合，因为在此装置中带轮只受到圆周力、径向力的作用，所以此处可以选用球轴承。对于此处的轴承直径应该满足设计要求并且还要方便轴承的装卸。通过分析计算在本装置中需要使用型号为6205的轴承。根据机械设计手册可知，此轴承的内径大小为d=25mm、外径D=52mm、宽度B=15mm，内圈定位轴肩直径：dmin=31mm取32mm，外圈定位轴肩内径为D=47mm，该段长度定为42mm。aa轴段：该处为轴的中间段，用于安装脱粒滚筒段，其长度较长，约1.1m。轴段：该处设计同轴段O轴段此段安装三角皮带轮无级变速器，L=（1.52.0）d=6080mm，为使无级变速器能够和此段轴承相配合，所以此段轴承的长应该取80mm。4.2.5对轴疲劳强度的校核由于在滚筒轴段处所受到的弯矩较大，并且轴的轴颈较小，所以此处为危险剖面。MxoyMyoe103870Nmm/jFt二5050NJ.”._5994NJ1800NJL107