毕业设计（论文）-玉米收割机设计

目录国内同类产品产品优点产品缺点凯斯新型88系列轴流滚筒收获机1.操作性能稳定；2.净粮效率高；3.收获机和割台连接快速方便。1.体积过大；2.价格昂贵。YD－2型背负式玉米收获机1.减少了果穗尖端进入拉茎轴引起脱粒损失；2.体积相对较小，更适合我国现行的家庭承包责任制的国情。1.工作效率低，粮食损失较大。2.作业性能无法得到保障。国外同类型产品产品优点产品缺点约翰迪尔Y215玉米果穗收割机该机设计新颖，在剥皮、茎秆粉碎处理等方面进行大胆创新，可以一次完成玉米作物的摘穗、输送、剥皮、装箱、秸秆粉碎还田的全过程作业。体积过大价格昂贵。约翰迪尔R230联合收割机破碎率低，收获效率高，持续作业时间长。清选干净，不跑粮。适应不同含水率和成熟度的作物脱粒要求，操作快捷简便体积过大，运输困难，价格昂贵

第二章方案设计本文设计的背负式双行玉米收获机属于背负式收获机类，动力源来自农用小四轮拖拉机位动力源，以摘穗拖倒的形式收获玉米，行走一次可收获双行玉米，采用链式拢杆的形式，利用摘穗辊进行摘穗，收获机的工作效率是2亩/小时，拖拉机动力≥18马力。背负式双行玉米收获机主要由动力单元、传动单元、摘穗单元以及割台单元组成。本文对主要单元的设计方案进行阐述。2.1整体方案设计其工作原理是玉米在进入舵柄后由夹紧链条运输，同时在拉动滚轮和搓盘的作用下将玉米拆下;在玉米被移除后，它通过运输链传输并最终进入绞龙在摘下玉米后，通过拉动茎杆辊的动作将茎插入切碎机中，茎杆断裂并返回田间。如图2.1为背负式双行玉米收获机的整体方案图。图2.1背负式双行玉米收获机的整体方案图本装置主要由动力单元、传动单元、割台单元组成。本装置的动力主要来自与小四轮拖拉机的柴油机。柴油机的动力通过皮带传动到主动轴，主动轴将动力通过链条传递到刀具转换器，转换器将动力传递到刀具上，使刀具进行旋转。主动轴将其余动力通过链条传递到摘禾转换器，主动轴将其中一部分动力通过皮带传动到分禾转换器。割台单元主要由分禾、摘穗、割刀等结构组成。2.2背负式双行玉米收获机的设计要求背负式双行玉米收获机设计具有创新性、且结构设计合理、价格低廉、工作效率高、收获玉米干净、不影响第二年的耕种等优点，要使用三维建模软件，建立整机的三维实体模型；玉米头结构分为分割器，玉米运输链，拉杆辊，螺旋钻等零件。这些部分相互配合，完成收集，夹紧和运输玉米秸秆，摘穗和引进桥梁的步骤。背负式双行玉米收获机应满足以下要求玉米秸杆输送：较粗的玉米茎杆而且带穗是很重的，夹紧机构采用链式输送，浮动张力，适应不同直径的秸秆，在功率消耗低的同时还能够保证不会切断和滑脱。摘穗：当玉米植物被运送机构夹紧时，玉米穗在拾取辊的反向旋转的作用下被移除。绞龙：作物的收获能力通过传送带传递给螺旋钻，并通过螺旋钻的旋转传递给桥。常用的玉米机割台机构基本有四种：方案1：垂直头和水平滚刀方案。设计思想是往复刀切断植物并夹紧链条进行传送和运输。垂直采摘辊拾取供纸辊。水平滚刀切割和排骨。发送词干。它是成熟的垂直滚筒采摘技术与青贮收割机滚刀秸秆切割技术的结合。垂直采摘辊和夹紧链条处于展开形式，便于配置不同的行间距。缺点在于，从秸秆滚筒到滚刀，使用三排喂料滚刀，需要更多的喂料导辊对，结构复杂，很难保证他的稳定性。方案2：滚刀切割工厂→卧式采摘辊采摘→螺旋输送机收集秸秆→喂料组滚筒喂入→水平滚刀切割设计的茎杆切割。调查数据显示，该技术成熟，切使用滚刀切割玉米植株，制造高转速比较有难度。每排秸秆需要通过螺旋输送送到切碎滚刀喂料辊，秸秆容易混淆，对切碎长度的合格率有一定影响。方案3：往复式切割刀具→夹紧链条夹紧和运输→立式滚筒采摘→垂直滚刀切碎茎杆和投掷→设计用于切碎茎杆的投掷器立式割台的立式离地滚筒配置独立式割台机构，滚刀是一种创新设计。经相关材料调查和查询，未见国内外报道。立式搓纸辊辊杖和滚刀的特点搓纸辊的结构简单紧凑。问题是如何垂直秸秆饲料和卷轴的轴。它需要通过实验来验证;其优点是秸秆粉碎后相对容易运输。方案4：水平采摘和采摘圆锥花序并采摘圆锥花序以完成植物圆锥花序的转移。螺旋输送和采摘盘的工作机构完成三个工作级别，完成三个操作。在玉米植物被派遣之后，引入圆锥被引入一对牵引罗拉。在一对拉杆滚筒的作用下，植物被迫拉下植物，玉米穗在拉下时被拉下。尖峰被阻塞，玉米穗与茎之间产生分离应力。将耳朵从柄上取下并通过向后移动的牙齿带回到螺旋输送器中。拉秆后，植物被拉回。综上所述，结合本装置所应用的时间工作环境我们确定的方案为方案2，对于卧式摘穗辊的摘穗装置我们主要设计以下内容，首先是该装置的主要特点，其中包括各种行距、株距，对于不同的玉米品种、和不同地域差异下均可进行工作。本文设计的摘穗辊选用卧式摘穗辊作为摘穗装置，如图2.2所示，这种装置可以对不同行距、株距收获，也可以对不同玉米品种、不同地域工作，通常适用于中小规模种植面积下收获时的情况。茎秆的压缩程度较小,因此功率耗用较小,对茎秆不同状态的适应性较强。图2.2摘穗辊三维模型图2.3.2摘穗辊结构具体尺寸设计对于摘穗辊的具体尺寸设计时应保证摘穗辊有足够的抓取能力，在抓取时又可以保证不会损坏玉米穗。本文设计的摘穗装置分为前段中段和后段三部分。前段为锥体，他保证着玉米杆可以顺利进入摘穗装置，此部分的导锥顶角60°，前段的长度为60mm，中段是带有不规则螺纹凸棱的圆柱体，此部分主要起摘穗作用。圆柱体的高度为7mm，他的螺距为160mm，并且两个摘穗装置所对应的螺纹方向是相反，这样的设计才能保证在摘穗过程顺利的进行；后段为拉断设计，后段的作用是将玉米杆拉断，以防止堵塞，此部分的凸棱高的为10mm，杆长度为120mm。摘穗辊技术要求要达到耐磨性好，摩擦系数大，这样才可以保证有足够的抓取能力和使用寿命，摘穗辊常用的材料为铸钢或HT20-40灰铸铁制成，本设计中采用铸图2.3摘穗辊尺寸图当摘穗辊速度过大时由于摘辊对果穗的冲击力加大而落粒损失增大；但如摘辊速度过低时，由于摘穗中果穗与摘辊接触时间较长也增加了咬伤果穗和剥落籽粒的机率。为此考虑两者关系，机器作业速度为4.5－6km/h，取摘辊圆周速度为3－4m/s时作业。卧式摘辊当水平倾角β=35°～40°时，常用顶圆线速度3.3～3.8m/s。本设计中采用v=3.5m/s;vm=4.9km/h式中：——拔禾链的最佳线速度;Vj——收割机前进速度然后通过拉杆滚筒拉杆速度与拉杆有效长度，加捻链速度，玉米植株长度之间的关系与它们之间的关系：式中：Hvb--玉米植株通过拉杆辊的长度（取样一般玉米植株高度为2.0-2.5m，割台距离地面的高度一般为0.3-0.5m）L-拉杆滚子的有效长度（根据整体性能测试，通常为650-800毫米）。拉杆滚筒的直径：根据两个条件确定：夹持茎秆但夹不住玉米穗。根据拔杆上杆辊的情况。如图3-2所示(3.6)所以，即式中，α—拉茎辊对茎秆的抓取角，f0—摘穗时拉茎辊不夹持玉米穗的条件：(3.7)式中，α—摘辊对茎秆的抓取角，—摘辊对茎秆的抓取系数，摘辊主要参数（3.8）要抓取茎秆则带入上式得摘辊不抓取果穗的条件为所以拉茎辊直径满足条件式中，dg--果穗直径，di--茎秆直径，h—摘辊间隙，fg，fi—摘辊对果穗和茎秆的抓取系数（铸铁辊），则fg，fi≈0.7～１通过理论计算和试验得出：D=80～95mm，取D=95mm。两拉茎辊之间的间隙5～15mm可调节，用于夹持直径不同的玉米茎秆。功率消耗Nz=5.05kw，功率消耗较小，满足整机对功率分配需要。实际传动比i=1根据n1=530r/min查表取p=37.75mm，设计功率Pd（3.9）根据工作环境及结构，载荷为中等冲击，查表工作情况系数KA=1.4根据Z1=8，查表，取KZ=1.34取P0=0.53kw链宽查表，选取C6型长节距滚子链条:节距：37.75；滚子直径：16;内链板宽：22;销轴直径9；分度圆直径D分（3.10）齿顶圆直径D顶（3.11）齿根圆直径D根（3.12）选用链轮齿廓半径R=20;齿厚S=12；齿根半径r=8；齿宽b=18见表3.3割台的结构设计3.3.1农机具配置在拖拉机从动轮前部 农机具配置在拖拉机从动轮前部（图3.3），农机具本身较重，这种配置有可能是前轮负荷过大，转向费力或轮胎超载。图3.3设计方案13.3.2农机具配置在拖拉机驱动轮前部 农机具配置在拖拉机驱动轮前部（图3.4）。因为拖拉机驱动轮有较大承载能力，这种配置不会出现转向费力或轮胎超载情况且能增加驱动轮垂直载荷，提高机组牵引性能。图3.4设计方案2结论：根据以上综述特点本设计采用方案2。3.4收获机割台总体结构设计3.4.1割台结构总体方案3.4.2割台动力传递流程动力轴通过皮带传递给主轴动力，再有主轴通过链、皮带、齿轮分别向夹持装置和摘穗装置传递动力3.5配套动力的选择和传动系统中传动比确定3.5.1配套动力选择根据整机的作业所需消耗的功率选择配套动力，玉米收获机在作业中的消耗总功率[2][2]=++++EQ（3.13）综合考虑配套拖拉机选用丰收-300型拖拉机。表3-1配套拖拉机整机技术参数型号柴油机标定功率额定牵引力标定转速外形尺寸丰收-30020kW7kW2000r/min3110x2200x21303.5.2传动系统中的传动比确定根据摘穗辊的转速n1=2000r/min，n6=800r/mi,n6=800r/min，n4=285r/min确定传动系统中的传动比确定。（3.14），，，，，，，，(3.15)

第四章关键零部件的设计及校核4.1滚子链传动的设计计算4.1.1主轴与夹持装置传动系统中链传动设计计算(1)选择链轮齿数取链轮齿数=15，=(2)确定计算功率（4.1）式中——工况系数，=1；——主链轮齿数系数，=1.75；——多排链轮系数，单排=1；P——传递功率，P=0.4kW。(3)选择链条型号根据=0.7kW及，查表9-1[1]可选08A号链，为保证链的工作和寿命选用比可选链大的链号。因此选12A号链，链条节距P=19.05。[1](4)计算链节数和中心距根据整机的装配关系取=553mm相应的链长节数为 （4.2）取节(5)计算链速V，确定润滑方式（4.3）由V=5.7m/s和链号12A，由图9-14[1][1](6)计算链传动作用在轴上的压轴力（4.4）（4.5）式中——有效圆周力——压轴力系数，(7)链轮的设计计算配用的链条节距，套筒的最大外径直径，内链板高度。1)链轮分度圆直径：（4.6）2)齿顶圆直径为：（4.7）（4.8）取3)齿根圆直径为（4.9）4)齿高(4.10)(4.11)取5)确定的最大轴凸缘直径为(4.12)6)链轮齿形根据国标GB/T1243-1997中的链轮齿形的最小和最大齿形状况及其极限参数[1]可选用齿形圆弧半径，滚子定位圆弧半径，滚子定位角。[1]7)链轮材料选择材料40Cr并且经过淬火及回火[1][1]8)结论经计算选取，，，，，，，图4.1UG中链轮的实体建模4.1.2主轴与摘穗装置传动系统中链传动设计计算(1)选择链轮齿数取链轮齿数=16，=(2)由公式（4-1）确定计算功(4.13)式中——工况系数，=1；——主链轮齿数系数，=1.65；——多排链轮系数，单排=1；P——传递功率，P=3kW。(3)选择链条型号根据=4.95kW及，查表9-1[1]可选08A号链，为保证链的工作和寿命且考虑到设计和维修方便设计中均采用12A号链。因此选12A号链，链条节距P=19.05。[1](4)计算链节数和中心距由公式（4-2）根据整机的装配关系取=382mm相应的链长节数为 (4.14)取节(5)由公式（4-3）计算链速V，确定润滑方式(4.15)由V=6.1m/s和链号12A，查表9-14[1][1](6)由公式（4-4）、（4-5）计算链传动作用在轴上的压轴力(4.16)式中——有效圆周力——压轴力系数，(7)链轮的设计计算配用的链条节距，套筒的最大外径直径，内链板高度。1)链轮分度圆直径由公式（4-6）(4.17)2)齿顶圆直径为由公式（4-7）、（4-8）(4.18)取3)齿根圆直径由公式（4-9）(4.19)4)齿高由公式（4-10）、（4-11）(4.20)(4.21)取5)确定的最大轴凸缘直径由公式（4-12）(4.22)6)链轮齿形根据国标GB/T1243-1997中的链轮齿形的最小和最大齿形状况及其极限参数[1]可选用齿形圆弧半径，滚子定位圆弧半径，滚子定位角。[1]7)链轮材料选择材料40Cr并且经过淬火及回火[1][1]8）结论经计算选取，，，，，，，。图4.3UG中链轮的实体建模4.1.3夹持装置链轮的设计计算配用的链条节距，套筒的最大外径直径，内链板高度。1)由公司（4-6）计算链轮分度圆直径：(4.23)2)由公式（4-7）、（4-8）齿顶圆直径为：(4.24)取3)由公式（4-9）齿根圆直径为：4)由公式（4-10）、（4-11）齿高：(4.25)取5)由公式（4-12）确定的最大轴凸缘直径为：(4.26)6)链轮齿形根据国标GB/T1243-1997中的链轮齿形的最小和最大齿形状况及其极限参数[1]可选用齿形圆弧半径，滚子定位圆弧半径，滚子定位角。[1]7)链轮材料选择材料40Cr并且经过淬火及回火[1][1]8)结论经计选取，，，，，，，。9)链传动的张紧链传动的张紧的目的主要是为了避免在链条的松边垂度过大时产生啮合不良和链条震动现象，同时也为了增加链条与链轮的啮合包角。张紧的方法很多，当中心距可调时可通过中心距的调节来实现链条的张紧，或在链条磨损变长后从中去掉一、二个链节，以恢复原来的张紧程度。本设计中夹持链条的张紧采用如图4.5所示张紧装置，本装置原理是将固定座被焊接在机架上，通过螺母位置预紧弹簧，弹簧的伸缩可以实现链条的张紧。图4.4UG中链轮实体建模图4.5UG链条张紧装置实体建模4.1.4减速器零件中锥齿轮传动的强度计算（1）齿轮得材料及热处理方法小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度220HBS，HBS1-HBS2=260-220=40,合适。粗选8级精度取小齿轮齿数Z1=10，则大齿轮，故。查得，，。(4.27)故EQ(4.28)（2）齿轮疲劳强度设计查表10-2[1]，取载荷系数K=1.1，推荐齿宽系数ΨR=0.25—0.3,取ΨR[1]小齿轮上的转矩1）计算分度圆锥角（4.29）2）计算当量齿数（4.30）3）计算模数、分别为齿形系数及应力校正系数，按当量齿数查表10-5[1]查找。[1]引入式10-4[1]得[1]（4.31）引入式（4.32）并将带入（4-48）（4.33）可得（4.34）4）计算大端模数（4.35）取m=34）计算分度圆直径（4.36）5)计算外锥距（4.37）6)计算齿宽（4.38）取7)计算齿轮的圆周速度齿宽中点处直径（4.39）则圆周速度（4.40）由表可知，选择8级精度合适。（3）验算轮齿弯曲疲劳强度（4.41）由，，故安全。图4.8UG中锥齿轮实体建模4.2轴的设计计算4.2.1减速器零件中轴的设计计算（1）求出轴上的转矩夹持装置所需功率P=0.4kW，则主轴转矩（4.42）（2）初步确定轴的最小直径由于轴上的键槽数都大于两个，对于直径的轴，应增大10%~15%。选取轴的材料45钢，调质处理，查表15-3[1]表可得。则轴的最小直径由公式、[1]（4.43）故（4.44）（3）轴的结构设计轴是保证玉米收获机正常工作的重要部件，轴上连接了带轮和链轮，所以轴是用来传递扭矩的关键零件，它的强度会直接影响整个收获机的工作寿命，以下是对本课题所设计的轴中的主传动轴进行计算校核。根据计算可知大链轮处的轴径和小链轮处的轴径均为22.8mm。常见的农用小型拖拉机的额定功率为P=7.5kw通过查找相关资料拖拉机在小于2000r/min时转矩最大，所以皮带轮处轴上的力P=FV（4.45）（4.46）（4.47）为工作情况系数，取=1.2=253.4N小链轮处轴上的力=1.2为工作情况系数，取=1.2=316.8N。图4-9轴的结构图（4）轴上零件的周向定位链轮、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，经查表可得轴1-2段平键界面，键槽用键槽铣刀加工，长为34mm，同时为了保证链轮与轴配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为H7/n6。同样轴5-6段平键界面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm。选用轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（5）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核的通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据弯扭合成公式[1]以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取轴的计算应力为[1]（4.48）已选定的轴的材料为45钢，调质处理，查表[1]得，因此[1]（4.49）故轴的设计安全。图4.10轴的载荷分析图表4-1轴危险截面处、、的值载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=715.9NFNH2=323,5NFNV1=453.4NFNV2=-17N弯矩MMH=56724.5N﹒mmMv1=32484N﹒mmMv2=-10292N﹒mm总弯矩M1=65367.3N﹒mmM2=57767.3N﹒mm扭矩TT=4.78×103N﹒mm（6）精确校核轴的疲劳强度截面A，2，3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩机过度配合所引起的应力集中均键削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，2，3，B均无学校核。经分析知改轴只需校核面5的左右两侧即可截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧的弯矩截面5上的扭矩截面上的弯曲应力（4.50）截面上的扭转应力（4.51）轴的材料可选为45钢，调质处理，查表15-1[1]查得，，[1]截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及，按表3-2取,因。经插值后可查得=2及=1.31。又由附图3-1[1]可得轴的材料敏性系数为，。故有效应力集中系数[1]（4.52）（4.53）由附图3-2[1]尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，综合系数为[1]（4.54）（4.55）又由碳钢的特性系数取，取计算安全系数值（4.56）（4.57）（4.58）故可知安全。同理由公式（4-58）可求得其它截面安全系数故该轴载截面强度也是足够的因实际中无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故省去静强势校核。4.2.2主轴的设计计算(1)求出轴上的转矩主轴上的功率+++EQ=10.6kW，则主轴转矩 （4.59）(2)初步确定轴的最小直径由于轴上的键槽数都大于两个，对于直径的轴，应增大10%~15%。选轴的材料45钢，调质处理，查表15-3[1]可得。则轴的最小直径[1]（4.60）故（4.61）(3)轴的结构设计1）主轴最小直径显然是安装链轮的。链轮1宽为保证轴左端挡圈只压链轮不压轴上，故。为了满足链轮的轴向定位要求，1-2的右端、17-18左端的轴段需要制出轴肩，故2-3、16-17段的直径，长度。2）按链轮2的安装要求轴段，长度，为满足链轮的轴向定位要求链轮2左端3右端采用锁紧挡圈定位，3-4右端和15-16左端需要制出轴肩故，长度。3）因轴承只受径向力，故选用深沟球轴承，初选轴承型号为16107轴承，基本额定动载荷,基本额定静载荷，尺寸为故，长度，5-6右端和13-14左端采用轴肩定位。故，长度，。4)按轴7-8段安装带轮1、2的要求，，长度，带轮1左端采用锁紧挡圈定位，右端采用轴肩定位，故，长度，5）按带轮3安装要求轴段，长度，为满足带轮3的左端采用锁紧挡圈定位，右端采用轴肩定位，故轴还，长度。6）按带轮4安装要求轴段，长度。图4.11轴的结构图(4)轴上零件的周向定位链轮、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，经查表可得轴1-2、17-18段平键界面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为了保证链轮与轴配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为H7/n6。同样轴3-4、15-16段平键界面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm。轴7-8段平键界面长为63mm。轴9-10段平键界面，键槽用键槽铣刀加工长为32mm。轴11-12段平键界面，键槽用键槽铣刀加工长为50mm，滚动轴承与轴的同轴定位是由过度配合来保证，尺寸选轴的直径尺寸公差为m6。轴的校核过程同上,在此不一一列出，经计算轴的设计同样满足要求。图4.12UG中键的实体建模图4-13UG软件中轴上零件装配

第五章结论玉米收获机械化和小麦与水稻收获机械化相比较来说，我国玉米收获机械化发展依旧有很多的问题，例如玉米收获机械更新换代，基本很少会有我国自主研发并且适合我国国情的玉米收获机，在这种科研创新能力缺乏和技术水平低的现状下还存在着大量的质量低劣的收获机，这种收获机存在着可靠性能差等缺点。此外还有玉米收获机的价格虚高，企业因为研发的成本高的同时自身生产规模也小、所需要宣传费用大等原因，导致企业应对风险的能力低，最后造成了企业在产品质量上大打折扣，最终导致了产品质量差。这些因素都从一定程度上影响了玉米收获机在中国的发展，阻碍了农业机械化科技的进步。目前我国玉米收获机的发展正处于一种快速发展的时期，并且在国家一系列相关的扶持政策的引导下，给玉米收获机的发展创造了机遇。但是玉米收获机想要持久发展，一定需要一套较为完善科研推广体系，在推广体系的基础上提高作业的效率；此外还需要要制定一个整个行业都可以接受的价格标准，并且适当的降低玉米收获机的零售价格，加大政府的补贴，让农民可以真正使用玉米收获机；最后要建立健全社会化科学服务体系，去提供完善的专业化服务；加速市场启动的脚步。达到建成一个协调、有效的农业产业创新平台，形成具有自主知识产权的产品和技术，部分产品达到国际