毕业设计（论文）-乘坐式小麦收割机设计

本科毕业论文（设计）乘坐式小麦收割机第1章绪论1.1设计背景我国是农业大国，粮食种植面积和产量均居世界首位，我国小麦种植面积接近2600万hm2，约占世界种植面积的21%，产量占世界总产量的34%，用10％的可耕地养活了全球22％的人口，对世界的粮食安全起着重要作用。收获适时与否，不仅直接影响作物的产量和质量。还影响下茬作物的及时栽种，因此收获作业具有季节性强的特点。我们国家的小麦收获方式主要有一下三种方式：分段收获、人工收获和乘坐式小麦收割机收获。小麦生长发与环境和技术措施复杂，生产环节多，用工量多，劳动强度大，农民种植小麦十分辛苦，所以改变小麦落后的生产方式，一直是广大农民的迫切愿望。收获是作物栽培的最后一个环节，在农田作业项目中需要劳动量最大。在较长的一段时间里，我国的小麦收割主要以人工收获为主。就是由人工完成整个收割过程，这种收获方式效率低、时间长、损失浪费严重、劳动强度大。后来逐步发展到分段收获，就是由割稻机进行收获，然后由人工进行运输、集捆、清选、脱粒等环节，在收获过程中是用割稻机完成收获过程中几项作业，这种收获方式的机器比较简单，机具价格也便宜，操作维护方便，容易掌握和推广，对使用技术的要求不高，但在整个收获过程中劳动强度高、花费的劳动量大、谷物的总损失量也较大、效率低下。而现在的联合收获法是使用小麦乘坐式小麦收割机进行收获，它能够一次性完成脱离、切割、清选、分离和装袋过程，整个过程都是由机器来完成，这样不仅提高了收获效率，还减小了劳动强度，降低了总损失，大大节省了劳动力，即能及时收获和清理田地，又能及时进行下茬作物的耕种，特别有利于抢收、抢种[1]。实践表明，小麦收获实现机械化可以减少劳动用工量76%，大幅度提高工效，机械收获较人工收获节省成本300元∕公顷。因此小麦收获机械化一直是政府、农民、收获机械专家们和乘坐式小麦收割机生产企业所关注的焦点。1.2设计目的随着农村经济的不断发展和城镇化建设的推进，粮食生产向规模化方向、集约化发展，目前市场对谷物乘坐式小麦收割机提出了更新换代要求。这促使了乘坐式小麦收割机行业将由低价格、低水平和低质量的生产方式向高质量、高效率和高技术的方向发展，也为新一代高效多功能的联合收获机械进入市场提供了契机，同时迫切需要对产品进行技术创新和更新换代。同时大力推进小麦收获机械化，是稳定小麦生产，解决小麦生产劳动力短缺问题的最有效的办法，这将提高小麦生产的劳动生产率，实现小麦生产节本增效，增加农民收入的迫切之举[2]。我国小麦主产区在南方，南方多丘陵、梯田，地区的季节性、作业环境差异也大，浙江省位于我国东南沿海长江三角洲南翼，小麦是浙江省的主要粮食作物，其播种面积和产量常年分别约占食粮播种面积和总产量的70%和80%，浙江小麦总产量与粮食总产量密切相关，相关系数决定了粮食的增减。而且小麦也是浙江粮食作物中单产最高的作物，其单产比其他主要粮食作物玉米和小麦分别高近55%和35%。1.3国内外研究状况1.3.1国外收获机械化技术与机具发展趋势18到19世纪，在英、美等国曾有许多人研制和设计乘坐式小麦收割机，其中有的人还获得了专利或制造出了样机，但基本都不具备实用价值，未能得到推广。1889年，美国人贝斯特（Best）设计制造出第一台由蒸汽机驱动的自走式乘坐式小麦收割机，一天最多可收割50多公顷农田。此后，又相继诞生了由内燃机驱动的自走式乘坐式小麦收割机。渐渐地，19世纪80年代后期，乘坐式小麦收割机在美国日益普及，很快澳大利亚也生产了类似的机器[3]。现如今所有的发达国家都已广泛使用乘坐式小麦收割机。现在国外乘坐式小麦收割机的发展也不单单只是简单地满足于收割，而是向更成熟更可靠的阶段发展。（1）在保证良好性能的前提下，乘坐式小麦收割机正在向高效、大型、大功率、大割幅、大喂入量和高速发展。以谷物乘坐式小麦收割机最具代表，喂入量已由一般的5~6kg∕s发展到10~12kg∕s；所配发动机的功率最大到243kw，正在研发的有276kw；割台最大割幅已超过9m。国外的大型乘坐式小麦收割机大多采用涡轮增压发动机，最近纽荷兰CR9090型乘坐式小麦收割机创造了一项新的吉尼斯世界记录，发动机功率达434kW，10.7m的全新割幅，最高收获效率达到了78t/h，是目前世界上最大的乘坐式小麦收割机[3]。（2）向扩大机器的通用性和提高适应性发展。除发展多种专用割台外，同一台机器还可配置不同割幅的割台以适应不同作物和不同单产的需要；改进机体结构，使其更好地适应不同作物和倾斜地面，行走装置配置多种宽度的轮胎、履带、水田高花轮胎或半履带，小麦乘坐式小麦收割机上采用双泵双马达的转向方式实现原地回转等功能以提高在潮湿地和水田中工作的适应能力[3]。（3）新材料和先进制造技术的广泛应用使产品性能更好，可靠性更高。（4）广泛应用机电一体化和自动化技术，使用安全性、操作方便性、舒适性方向发展。现在还特地改善驾驶室的工作环境，很多设有现代化的密闭驾驶室都有隔噪音、隔热的；有些还配有排草堵塞、转动部件转速、谷物损失量、收割机切割高度、粮箱填充量等的信息显示；安全生产的互锁补偿系统和警报输出有信号报警、故障警报、启动互锁、收获互锁与运输等功能；还有自控装置包括了割茬高度的自动调节、自动対行、自动停车、自动控制车速等[3]。（5）向集全球卫星定位系统，智能化收获机发展，遥感系统和地理信息系统于一身的“精准农业”技术发展，在智能化乘坐式小麦收割机上的应用时，这些都是当今收获机械化最重要和最新的技术发展。国外有一些先进的乘坐式小麦收割机上都装有GPS接受系统，他们是用于获取影响作物生长环境因素和农田小区作物产量的信息，并且监测作物的产量和水分，从而来控制乘坐式小麦收割机的割幅、割茬和前进速度，让乘坐式小麦收割机处于一个最佳的状态，把乘坐式小麦收割机的最佳作业量和最高生产工效发挥到极致。还可以通过信息传递对乘坐式小麦收割机出现进行诊断，指导排除故障；确定乘坐式小麦收割机所在的地理位置，并且可以指导其行驶路线[3]。1.3.2国内收获机械化技术与发展趋势国内收割机起步较晚，早期以模仿及从苏联，美国，及加拿大等国家进口为主。很多连接或支承部位没有经过详细的计算，而是根据发达国家已造好的收割机的尺寸设计制造的，使得收割机体积庞大，质量偏大。背负式稻麦乘坐式小麦收割机是中国的特色，是我国农村经济条件催生出来的一种较为经济实用的收获机械。这一阶段从与“小四轮”挂接的“小联合”发展到与大中型拖拉机配套的中型背负机。背负式乘坐式小麦收割机结构简单，价格便宜，又是农民家中拖拉机收益最高的配套机具，20多年来一直畅销不衰，与自走机平分收获机市场[4]。目前我国谷物乘坐式小麦收割机已走过了低端产品的普及过程，社会保有量在60万台以上。随着农业生产向产业化、集约化推进，小麦乘坐式小麦收割机产品发展趋势将向中高端发展，并逐步进入国际市场。国内收获使用的主要有两种机具,一种为自走式，另一种为配套式，随着经济发展，自走式将逐步取代配套式机具。从现在种植结构看多为中小田块，所以机型以中型机占主导地位，发展趋势是中、大型机,并逐步由现在以机械式为主向电子、液压技术方面发展。收获作业时要求茎秆粉碎还田使近几年的平均故障间隔时间有了较大的提升[4]。1.4总体布局原则及形式1.4.1总体布局的原则工作车辆总体布局的任务是正确选定整车参数，合理布置工作装置和其他附件，使动力装置、行走装置、专用载重装置及其它附件构成相互协调和匹配的整体，达到整车基本性能和专用性能的要求。在总体布局时应遵循以下原则：1、在满足装配空间和载重空间的前提下，尽量降低总体尺寸和重量。较小的总体尺寸和重量便于工作车辆的长途装运，同时也能提高整车的机动性能。2、应能满足专用载重性能的要求，使专用功能得到充分发挥。在进行总布置时，应充分考虑工作车辆特殊用途的作业功能，尽量提高车辆在作业时的安全性和稳定性。3、装载质量，整体质量的合理分配。应尽量减少工作车辆的整体质量，提高装载质量，增大质量利用系数，降低耗材和成本。4、应避免动力装置、行走装置、专用载重装置相对集中。整体质量都集中在车辆的前部或后部不利于车辆的机动性能，也不利于车辆的稳定性，对车辆的支重轮和履带的使用寿命也会造成影响。5、应避免动力装置或载重装置的布置对车架造成集中载荷。必要时采用具有足够刚性的副车架，将集中载荷转化为均布载荷，有利于改善丰车架的强度和寿命。6、为了使整车质量分布均匀合理，便于在起伏不平的复杂路而上行驶。保证该车具有良好的稳定性及安全性，该车的驱动电机的安装底角应低于履带面以降低整车重心【5】。1.4.2总体布局的形式电机工作车辆的总体布局的形式较多。在一个平面内，主要分电机纵置和电机横置两种形式。电机纵置时由于发动机输出轴需要与工作装置输入轴平行，所以车辆要在宽度方向需要较大的空间对车辆小宜采用；其次总体布局除参照以上总体布局原则外，还需要考虑电机、行走装置转动方向等。1-1为总体布局形式图也是本次履带车选用的布置方式。第2章乘坐式小麦收割机总体设计此设计是根据南方丘陵水田面积小而设计的小型乘坐式小麦收割机，该乘坐式小麦收割机可一次性完成收割、脱粒、分离和装袋作业。该机体积小、重量轻，操作灵活，通过性与适应性好，较好地解决了大、中型收割机在丘陵、山区和水田难以收割的难题，在南方双季稻区、泥脚深度不大于20厘米的稻田中均能正常收割小麦。2.1乘坐式小麦收割机的类型定位整机形式为：悬挂式、全喂入割台形式为：带搅龙输送器式卧式割台脱粒装置形式为：轴流式2.2乘坐式小麦收割机的整机结构及选择所设计的乘坐式小麦收割机为轮式背负式乘坐式小麦收割机，整机分为行走部分和收割部分两部分。图2-1整体结构简图行走部分采用四轮式拖拉机，后轮驱动，前轮转向。收割部分悬挂在拖拉机上（图2-1），收割台悬挂在车架悬架的正前方，脱粒装置悬挂在拖拉机后方，中间输送槽布置在收割机的左侧,前后两端分别连接割台和脱粒装置。为使割台左右平衡，将割台传动装置置于右侧。对于收割机后部，脱粒装置靠左布置，扬谷器布置在脱粒装置右侧，同时粮袋放置于脱粒装置右侧使乘坐式小麦收割机后部平衡。整机前进动力由拖拉机提供，收割部分动力由拖拉机后置动力输出轴提供。2.3乘坐式小麦收割机的工作流程乘坐式小麦收割机的作业流程如图所示，当乘坐式小麦收割机进行作业时，拨禾轮首先把作物拨向割刀，割刀把作物割倒后，拨禾轮随即把作物推倒到割台上，割台输送搅龙把割倒下来的作物向左侧集送到伸缩拨指机构，拨指机构把搅龙送来的作物以很高的速度向后抛送给输送槽，输送槽把拨指机构送来的作物抓取后从槽底源源不断地输送给脱离机构，作物进入轴流型脱谷机构后，由于它受到滚筒钉齿高速打击以及作物在作螺旋运动的过程中不断与凹板筛撞击的结果，使谷粒脱了下来，并通过凹板筛孔落到集谷搅龙上。落到集谷搅龙上的谷粒被推运到扬谷器（在另一侧未画出来），再由扬谷器抛送到粮袋，随即包装。另外被脱谷机脱净谷粒的禾杆由于被凹板筛阻留无法通过筛孔，最后从出草口被滚筒钉齿抛送出去，这就完成了联合收获的全过程。图2-2工作流程图第3章参数设计与选择3.1柴油机的选择由于背负式乘坐式小麦收割机各部分都是悬挂在拖拉机上，以拖拉机为机架，因此乘坐式小麦收割机各部分尺寸都受到拖拉机的影响。例如乘坐式小麦收割机的割幅必须大于拖拉机轮距260mm以上、输送槽长度取决于拖拉机总长、作业速度需从拖拉机档位中选等。同时，背负式乘坐式小麦收割机动力来源于拖拉机，所以，确定乘坐式小麦收割机主要参数之前选择一辆合适的拖拉机很重要。根据初步估算，柴油机功率为25.7KW作为乘坐式小麦收割机的配套动力。3.2割幅与作业速度1割副B割幅是指乘坐式小麦收割机两分禾器尖端之间的距离。小型乘坐式小麦收割机的割幅一般为1.5m～2.0m，其大小受轮距B0影响，关系为：BB0+2△式中B——割幅mB0——轮距，取前轮1160mm、后轮1300mm作为作业时轮距即B0△——防止轮胎压倒作物的保护宽度100mm—200mm取△=0.1m代入数值BB0+2△=1.3+20.1=1.5m取B=1.5m作业速度Vm作业速度是指乘坐式小麦收割机作业时的前进速度。小型全喂入悬挂式乘坐式小麦收割机作业速度一般为1.3～4km/h，根据拖拉机现有档位选择其低档作为作业速度。即作业速度为：取Vm=0.56m/s(2.02km/h)3.3谷物收割机的喂入量喂入量由割幅、作业速度等决定，其关系为：式中q——喂入量kg/sB——割幅1.5mM——作物单位面积产量M=8107千克/公顷β——割下作物中谷粒与茎秆的比例，即谷草比，β=0.43C——常数C=10图4-1a.普通Ⅰ图4-1a.普通Ⅰ型b.普通Ⅱ型c.低割型第4章切割器设计收获机械上采用的切割装置又称为切割器，它的功用是将田间作物全部整齐地割断，它是重要的通用部件之一。4.1切割器性能要求割茬整齐、不漏割、不堵刀、不推倒谷物、不扯断和撕裂茎秆、切割造成的损失和功率消耗少，在收割小麦、大豆和牧草是，还特别要求能进行低割，以减少损失，增加收获量4.2切割器选择根据切割器结构及工作原理的不同可分为：往复式、圆盘式和甩刀回转式三种。4.2.1往复式切割器割刀作往复运动，结构较简单，适应性较广。它能适应一般或较高作业速度（6－10km/h）的要求，工作质量较好，但其往复惯性力较大，振动较大。切割时，茎秆有倾斜和晃动，因而对茎秆坚硬、易于落粒的作物易产生落粒损失。对粗茎秆作物，由于切割时间长和茎秆有多次切割现象，则割茬不够整齐。往复式切割器按结构尺寸与行程关系分有以下几种（图3-5）：普通Ⅰ型其尺寸关系为S＝t＝t0＝76.2mm（3in）式中S－割刀行程t－动刀片间距t0－定刀片间距普通Ⅰ型切割器的特点是：割刀的切割速度较高，切割性能较强，对粗、细茎秆的适应性能较大，但切割时茎秆倾斜度较大、割茬较高。在小麦收割机上有采用较标准尺寸为小的切割器，其尺寸关系为S＝t＝t0＝50、60或70mm其特点是：动刀片较窄长（切割角较小），护刃器为钢板制成，无护舌，对立式割台的横向输送较为有利。其切割能力较强，割茬较低。普通Ⅱ型其尺寸关系为S＝2t＝2t0＝152.4mm（6in）该切割器的动刀片间距t及定刀片间距t0与普通Ⅰ型相同，但其割刀行程为普通Ⅰ型的2倍。其割刀往复运动的频率较低，因而往复惯性力较小。此点对抗振性较差的小型机器具有特殊意义，适于在小型收割机和联合收获机上采用。低割型其尺寸关系为S＝t＝2t0＝76.2、101.6mm(3in、4in)切割器的割刀行程S和动刀片间距t均较大，但定刀片的间距t0较小。切割时，茎秆倾斜量和摇动较小，因而割茬较低，对收割大豆和牧草较为有利，但对粗茎秆作物的适应性较差。低割型切割器由于切割时割刀速度较低，在茎秆青湿和杂草较多时切割质量较差，割茬不整齐并有堵刀现象,在稻麦收割机上采用较少。4.2.2圆盘式切割器圆盘式切割器的割刀在水平面（或有少许倾斜）内作回转运动，因而运转较平稳，振动较小。该切割器按有无支承部件来分，有无支承切割式和有支承切割式两种。无支承圆盘式切割器该切割器的割刀圆周速度较大，为25－50m/s，其切割能力较强。切割时靠茎秆本身的刚度和惯性支承。在牧草收割机和甘蔗收割机上采用较多，在小型小麦收割机上也采用。图4-2有支承圆盘式切割器单盘式b.双盘式1.回转刀盘2.支承刀片图4-2有支承圆盘式切割器单盘式b.双盘式1.回转刀盘2.支承刀片图4-2圆盘式切割器a.单盘式b.三盘集束式c.双盘式d.铰链式刀盘e.多组圆盘式1.刀盘架2.刀片3.送草盘4.拨草鼓图3-8甩刀回转式切割器b.牧草切割器c.刀片图3-8甩刀回转式切割器b.牧草切割器c.刀片该切割器（图3-7）具有回转刀盘和支承刀片。收割时该刀片支承茎秆由回转刀进行切割。其回转速度较低，一般为6－10m/s。刀盘由5－6个刀片和刀盘体铆合而成。其刀片刃线较径向线向后倾斜α角（切割角），该角不大于300。支承刀多置于圆盘刀的上方，两者保有约0.5mm的垂直间隙（可调）。4.2.3甩刀回转式切割器该切割器的刀片铰链在水平横轴的刀盘上，在垂直平面（与前进方向平行）内回转。其圆周速度为50－75m/s，为无支承切割式，切割能力较强，适于高速作业，割茬也较低。多用于牧草收割机和高秆作物茎秆切碎机上。图4-3往复式切割器1.护刃器梁2.摩擦片3.压刃器4.刀杆图4-3往复式切割器1.护刃器梁2.摩擦片3.压刃器4.刀杆5.动刀片6.定刀片7.护刃器4.3往复式切割器的构造和标准化4.3.1往复式切割器的构造往复式切割器由往复运动的割刀和固定不动的支承部分组成（图3-9）。割刀由刀杆、动刀片和刀杆头等铆合而成。刀杆头与传动机构相连接，用以传递割刀的动力。固定部分包括护刃器梁、护刃器、铆合在护刃器上的定刀片、压刃器和摩擦片等。工作时割刀作往复运动，其护刃器前尖将谷物分成小束并引向割刀，割刀在运动中将禾秆推向定刀片进行剪切。4.3.1图4-4动刀片它是主要切割件，为对称六边形（图图4-4动刀片4.3.1定刀片为支承件固定在护刃器上，与动刀片组成一切割副。一般为光刃，定刀片的刀口刃角比动刀片的大得多，常取为60°左右，这是因为定刀片刃口多为光刃，本身易磨钝，固为了使其保持锋利耐用，其刃口角就需大些。护刃器的作用是保持定刀片的正确位置、保护割刀、对禾秆进行分束和利用护刃器上舌与定刀片构成两点支承的切割条件等。其前端呈流线形并少许向上或向下弯曲，后部有刀杆滑动的导槽。图4-5定刀片图4-6护刃器4.3.1为了防止割刀在运动中向上抬起和保持动刀片与定刀片正确的剪切间隙（前端不超过0－0.5毫米，后端不大于1－1.5毫米），在护刃器梁上每隔30－50厘米图4-7压刃器图4-8摩擦片4.3.1它的功用是以它的前端面与护刃器固定定刀片的凸台后端面之间构成割刀导向槽，以便引导刀杆往复运动，有了摩擦片之后，刀杆运动就不会与护刃器发生摩擦，可以延长护刃器的使用寿命，而摩擦片的工作端面磨损后，可反过来换另一个工作端面。摩擦片数目通常与压刃器数目相同，即每隔30－50厘米4.3.2结构标准化普通Ⅱ型切割器（图3-15）：其t＝t0＝76.2毫米4.4往复式切割器的传动机构设计其特点是把回转运动变为往复运动。由于各种机器的总体配置和传动路线不同，因此传动机构的种类较多。按结构原理的不同可分为曲柄连杆机构、摆环机构和行星齿轮机构等三种。图4-10图4-10曲柄连杆机构a.线式b.立式-线式c.转向式d.转向式e.曲柄滑块式图4-94.4.1曲柄连杆机构曲柄连杆（或滑块）机构由曲柄、连杆（或滑块与滑道）及导向器等组成。为适应不同配置的割台型式和传动路线，该机构又有（如图3-16）所示的几种传动形式。4.4.1其曲柄、连杆及割刀在一个垂直平面内运动（图3-16a）。其机构虽较简单，但横向占据空间较大，只适于侧置式收割机采用。若将该机构旋转900，使曲柄连杆在水平面内运动（3-16b），则该机构可用在前置式收割机上。4.4.1在前置式收割机上，常将曲柄连杆机构置于割台的后方，并在侧方增设摆叉（或摇杆）及导杆（图3-16c、d），通过导杆驱动割刀运动。该机构在自走式联合收获机上采用较多。上述各机构的连杆长度均可调节，以便进行割刀“对中”（连杆处于止点时，动刀片与护刃器中心线重合）的调整。4.4.1它由曲柄、滑块、滑道和导向器等组成（图3-16e）。曲柄回转时，套在曲柄上的滑块带动割刀作往复运动。其机构较简单，占据空间较小。但滑道磨损较快。可用在中小割幅的前置式收割机上。4.4.2摆环机构图4-12行星齿轮式传动机构1图4-12行星齿轮式传动机构1.曲柄轴2.行星齿轮3.销轴4.固定齿圈图4-11摆环机构1、主轴2、摆轴3、摆叉4、摆环5、摆杆6、导杆4.4.3行星齿轮式传动机构行星齿轮式割刀传动机构由直立式曲柄轴、套在曲柄上的行星齿轮、固定在行星齿轮节圆上销轴和固定齿圈等组成（图3-18）。当曲柄绕轴心O回转时，行星齿轮在齿圈上滚动。由于行星齿轮的节圆直径是齿圈节圆直径的一半，且销轴置于割刀的运动方向线上，则曲柄回转时销轴在割刀运动方向线上作往复运动。其行程等于齿圈节圆直径，其割刀运动规律与曲柄连杆机构相同。该机构的主要特点是结构紧凑，刀杆头不受垂直方向的分力。适于在各种配置的收割台上采用。根据传动路线图，本着结构简单、效率高等原则，本次设计采用的是曲柄滑块机构，以便于在丘陵地区使用。4.5往复式切割器的工作原理割刀运动分析割刀的运动特性对切割器性能有直接影响，曲柄连杆（滑块）机构的割刀运动：为简化分析，设曲柄轴心偏距为零，连杆长度为无穷大，则割刀运动可视为曲柄销A（图3-19b）在割刀运动线上的投影，为一简谐运动。若以曲柄轴心为座标原点O，水平向右为X轴，向上为Y轴，并令曲柄由第二象限的水平位置顺时针转动。则割刀位移方程为X=-rcosωt速度方程式加速度方程式为式中r——曲柄半径ω——曲柄角速度割刀位移、速度、加速度与曲柄转角的关系如表4-1所示。表4-1割刀位移、速度、加速度与曲柄转角的关系ωt0°90°180°270°360°X-r0+r0-rvx0+rω0-rω0ax+rω20-rω20+rω2为了便于分析，下面研究割刀速度与位移的关系及加速度与位移的关系两边平方，简化后得即：可见速度Vx与位移X的关系为一椭圆方程式（图3-19d）。椭圆的长轴半径为rω，短轴半径为r。由图可得出任意位移点的割刀速度。割刀加速度αx与割刀位移X的关系为ax=rω2cosωt=－ω2(－rcosωt)=－ω2X即加速度与位移为一直线关系（图2-19d）。图4-13割刀运动分析图4-13割刀运动分析a.曲柄偏距h=0b.割刀运动分析c、X、vX、aX随曲柄转角ωt的变化曲线d、vX、aX随位移X的变化曲线4.6往复式切割器的切割性能参数分析4.6.1切割速度分析试验证明：在割刀锋利、割刀间隙正常（动、定刀片间的间隙为0－0.5mm）的条件下，切割速度在0.6－0.8m/s以上时能顺利地切割茎秆；若低于此限，则割茬不整齐并有堵刀现象。为了探讨切割器在切割茎秆过程中的速度大小，需绘制切割器的切割速度图，并进行分析，普通I型切割器的切割速度图（如图3-20）图4-14普通I型切割器的切割速度图普通I型切割器的切割速度图的特点是：割刀在一个行程中与两个定刀片相遇，因而有两个切割速度范围，分别为va1－vb1及va2－vb2。从两个范围的速度看，虽没有包括最大割刀速度，但仍属于较高速度区段，因而切割性能较好。因此，安装割刀时，应当使曲柄销处在左右两止点位置时，定刀片和动刀片的中心线重合。4.6.2切割平均速度割刀的速度为一变量，为便于表示割刀速度的大小，常以平均值即割刀平均速度vp表示。式中n——割刀曲柄速度r——割刀曲柄半径S——割刀行程又vp在0.9-1米/秒之间，选择vp＝1米代入可得：n=394转/分4.6.3割刀进距对切割器性能的影响割刀走过一个行程（St）时，机器前进的距离称为割刀进距。即或式中vm——机器前进度n——割刀曲柄转速ω——割刀曲柄角速度割刀进距的大小，直接影响到动刀(刃部)对地面的扫描面积——切割图，因而对切割器性能影响较大。它也是确定切割器曲柄转速的另一重要参数。普通Ⅱ型切割器的切割图（如图3-21），由图可见，在定刀片轨迹线内的作物被护刃器及定刀片推向两侧，在相邻两定刀片之间的面积为切割区。在切割区中有三种面积：1）一次切割区（Ⅰ）：在此区内的作物被动刀片推至定刀片刃线上，并在定刀片支持下切割。其中大多数茎秆沿割刀运动方向倾斜，但倾斜量较小，割茬较低。2）重割区（Ⅱ）：割刀的刃线在此区通过两次，有可能将割过的残茬重割一次。因而浪费功率。3）空白区（Ⅲ）：割刀刃线没有在此区通过。该区的谷物被割刀推向前方的下一次的一次切割区内，在下一次切割中被切断。因而茎秆的纵向倾斜量较大，割茬较高，且由于切割较集中，切割阻力较大。若空白区太长，茎秆被推倒造成漏割。由上述分析可知：空白区和重切区都对切割性能有不良的影响，因此，应减少该两区的面积。而空白区和重切区又与影响切割图图形的割刀进距有直接关系。当进距增大时，切割图图形变长，空白区增加，而重切区减少；反之，则相反。此外，动刀片的刃部高度h也影响到切割图的形状。H增大时，空白区减小，而重切区增加；反之，则相反。图4-15普通图4-15普通Ⅱ型切割器的切割图4.6.4切割器功率计算切割器功率，包括：切割功率Ng和空转功率Nh两部分。即N＝Ng＋Nh其中式中vm——机器前进速度，米／秒；B——机器割幅，米；LO——切割每平方米面积的茎秆所需功率，公斤·米／米2，经测定：割小麦LO＝10－20马力。Nh大小与切割器的安装技术状态有关，一般每米割幅所需空转功率为0.8－1.5马力。vm＝0。56米／秒，B=1.5米，L0取15马力，代入可得：N=1.37马力。第5章割台螺旋推运器（搅龙）的设计5.1搅龙结构设计割台螺旋推运器由两端的螺旋叶片和伸缩拨指两部分组成。螺旋将割下的谷物沿轴向推向伸缩拨指，拨指将谷物流转过90º纵向送入倾斜输送器，由输送齿耙将谷物喂入滚筒，其结构如（图5-1）所示。图5-1螺旋推运器1、传动轴2、传动盘3、滚筒4、叶片5、固定挡盘6、深沟球轴承7、轴套8、拨指9、拨指座套10、偏心销轴11、检视盖12、搅龙短轴13、拨指调节板为了提高喂入均匀性，螺旋4有一小部分伸入到拨指区域内。拨指部分是一个可以拆开的圆筒，拨指轴10刚性地安装在螺旋推运器轴的悬臂6上；拨指的另一端插入装在螺旋推运器外壳上的套筒中。工作时，轴12是固定不动的，传动轴1带动螺旋推运器旋转时，滚筒带动拨指8绕轴10旋转，由于轴10配置在螺旋推运器的前下方，所以拨指除了旋转外还沿滚筒外沿滑动；转至前下方时从壳中伸出抓取谷物，而转至后上方时缩回壳中。为了使谷物输送工作在螺旋输送器、伸缩拨指机构和输送槽等三者衔接的地方交接好，螺旋叶片应延伸进槽口约30-50毫米为了使割台搅龙顺利输送谷物，搅龙与割台框架应有合理的配合关系。若底隙过大，则要等到谷物积得够厚后螺旋叶片才能把它推拨到，过小则会增加输送阻力，严重时还会堵塞死搅龙，叶片与底板的最小间隙，打、中型机取15-20毫米，小型机取8-10毫米。搅龙叶片与后挡板的间隙过大会造成回草现象，过小也会塞死搅龙，通常后侧间隙，打、中型机取25-30毫米，小型机取收割的时候，情况是在不断变化的，有时禾层的厚度会变化，禾层会突然增厚，为了适应这一情况，割台搅龙通常做成浮动式，即靠近输送槽一端做成浮动式，另一端则采用圆柱孔调心球轴承固定。5.2割台螺旋的参数设计割台螺旋的主要参数有螺旋角、内径、外径、螺距和转速等。5.2.1螺旋角α在同样条件下，螺旋角大，生产率高，但工作费力；螺旋角小，则生产率低，但工作省力。若螺旋角太大时甚至不能工作，一般取α=20°。5.2.2内径d外径D转速n螺距S查询《农机手册》，得到广东农林学院经过多次对比试验得出的参考数据：内径d=230mm 外径D=340-350mm转速n=170-220r/min螺距s=240-320mm又根据工作要求外径尽量选大，因此选取外径D=350mm；考虑到配套拖拉机输出轴转速540r/min，为使传动机构简单设计搅龙转速180r/min；至于螺距的配置，以拨指为界，拨指左端螺距选择300mm，右端距离较短，采用起点相隔180度的两段导向叶片，螺距为320mm。5.3伸缩拨指的设计伸缩拨指结构也叫回转导杆机构。割台搅龙上的伸缩拨指机构，是由空套在轴上的若干条拨指和搅龙的圆筒组成。伸缩拨指安装在螺旋筒内，由拨指并排铰接在一根固定的曲轴上（图5-2）。曲轴与固定轴固结在一起。曲轴中心02与螺旋筒中心O1有一偏心距。拨指的外端穿过球铰连接于螺旋筒上。这样，当主动轮通过转轴使螺旋筒旋转时，它就带动拨指一起旋转。但由于两者不同心，拨指就相对于螺旋筒面作伸缩运动。由图可见，当螺旋筒上一点B1绕其中心01转动1200到B3时，带动拨指绕曲柄中心O2转动，拨指向外伸出螺旋筒的长度增大。由B3转到B2再到B1时，拨指的伸出长度减小。工作时，要求扒指转到前下方时，具有较大的伸出长度，以便向后拨送谷物。当拨指转到后方时，应缩回螺旋筒内，以免回草，造成损失。图5-2拨指机构1、带轮2、传动轴3、螺旋4、偏心轴5、扒指6、短轴7、调节板如果使曲轴中心O2绕螺旋筒中心O1相对转动一个角度，则可改变拨指最大伸出长度所在的位置，同时拨指外端与割台底板的间隙也随着改变。拨指外端与割台底板的间隙应保持在10mm左右。当谷物喂入量加大而需将割台螺旋向上调节时，拨指外端与底板的间隙也随着增大，此时应转动曲轴的调节手柄，使拨指外端与割台底板的间隙仍保持在10mm左右。在联收机的割台侧壁上装有调节手柄，用以改变曲轴中心O2的位置。伸缩拨指的主要参数有拨指长度L和偏心距e，当拨指转到后方或后上方时，应缩回到螺旋筒内，但为防止拨指端部磨损掉入筒内，拨指在螺旋筒外应留有5～10mm余量。当拨指转到前方或前下方时，应从螺旋筒内伸出。为达到一定的抓取能力，拨指应伸出螺旋叶片外40～50mm。图5-3扒指长度及偏心距图5-3扒指长度及偏心距在图（5-3）中，D为螺旋外径，d为螺旋内径，即螺旋筒直径，L为拨指长度，e为偏心距。为了满足拨指在筒外露出最短，后上方外露量为5-10mm，（以防拨指掉入筒内），在伸出最长的位置，拨指应伸出螺旋叶片外40-50mm。（以满足抓取能力的要求）由图5-3几何关系即可得出确定L和e的算式：分别取中间值得e=65mm、L=175mm。第6章其它部件6.1框架图6-1框架图 图6-2分禾器框架的作用：对各工作部件起支撑作用；辅助输送谷物；连接附加机构；使割台都装在框架上，便于拆卸、托运和维修。因此，框架应设计成跟拖拉机单相独立的一部分，再用连接件跟其他部件连接。6.2分禾器分禾器的作用是把待割谷物和未割谷物分开，使得收获过程有序、不漏割。6.3液压升降机构收割作物时，要随时调节割茬高度，要经常进行运输状态和工作状态的相互转换。所以割台必须能很方便地升降。现代乘坐式小麦收割机都采用液压升降机构，操作灵敏省力，精度高。为避免割台强制下降造成的损坏和适应地形的需要，割台升降油缸均采用单作用油缸。割台是靠自身重量将油液从油缸压回贮油箱而下降的。所以，当油泵停止工作时，只要把分配阀的回油路接通，割台就能自动降落。6.4割台各工作部件的相互配置在割台上合理配置螺旋输送器、割刀和拨禾轮的位置十分重要，尤其是螺旋输送器相对于割刀的距离，对割台的工作性能影响很大。各部件之间的相对位置如（图6-3）所示。图6-3割台各部件的相对位置1.割台螺旋2.后壁3.挡草板4.切割器5.拨禾轮L值为螺旋中心到护刃器梁的距离，如果此值较大，比较适应于长茎秆作物收获，而收获短茎秆时容易堆积；反之，若此值较小，则适合收获短茎秆作物，而收获长茎秆作物时，就容易从割台上滑下，造成损失。拨禾轮中心相对割刀前伸量n值根据L值变化，L大，则n值也大，但不能过大，因此n值比较小。螺旋叶片与割台底板之间的间隙L3应为10-20mm，此间隙可以通过上下移动割台两侧壁上的调节螺栓进行调整。螺旋叶片与割台后壁的间隙L2为20-30mm，为了防止回草，在割台后壁上装有挡草板，并使螺旋叶片与挡板之间的间隙保持在10mm左右，拨禾轮压板与螺旋叶片的间隙L1至少应有40-50mm,以防压板和螺旋叶片或拨指相撞。6.5车量的总体布局根据要求，将该履带车的总体主要设计思路确定如下：1、选择电机作为动力设备。因为载重功率较大，因此将其作为目标功率。通过计算2、为了使整车质量分布均匀合理，便于在楼梯上行驶。保证该车具有良好的稳定性及安全性，该车的电机安装底角应低于履带而以降低整车重心。5、行走系设计：行走系由橡胶履带、驱动轮、支重轮、托带轮、张紧轮、及导轨组成，其行驶动力由电机提供。6、操纵部分的设计包括：转向及制动操纵机构设计，通过两个操纵手柄分别控制转向离合器从而控制车辆的左、右转向及制动。7、车身的设计：车身设计要综合车辆装配完成后的整体尺寸，尽量做到美观实用。其中载重台是关键的部分，由于车辆整体尺寸不大所以载重台也不宜过大，更不能超出车架过多，但要考虑到所载重物品的质量，形状大小等。8、其它部分设计：包括车载工作灯、载重车外观等。6.6车辆的机动性能分析6.6.1直线行驶分析1，工作车辆的行驶原理工作车辆在行驶过程中，发动机输出高转速和小扭矩，经传动系传到驱动轮，变成了低转速和大扭矩。通过驱动轮上的轮齿和履带齿之间的啮合连续不断地把履带从后方卷起向前铺设，让导向轮、支重轮沿所铺设的履带不断向前滚动而行驶。因此，可认为工作车辆的实质是一种“自携轨道”的轮式工作车辆。履带车的驱动又可以分为前置驱动和后置驱动，液压驱动式车辆的前置驱动就是将液压马达安装在行走机构的前部，后驱则相反。而现在大多数的履带车辆多采用后置驱动，因为后驱不仅技术方面成熟而且节省动力可以使车辆动力性能得到提升，并且较为安全，所以本次履带车辆也采用后置驱动的形式。如图在驱动力矩Mq的作用下，使履带产生张力T，张力沿履带的驱动区段传到履带的支承区段，向后拉动履带，使支承区段所接触的土壤受到剪切，土壤剪切变形使履带发生滑转，同时，土壤对履带支承区段产生向前的水平反力Fq又称为驱动力，当驱动力足以克服行走阻力时，支重轮就在履带上表画向前滚动，从而使车辆向前行驶。由于工作车辆的履带接地比压较小，履带支承区段与土壤接触剪切面积较大，滑转率较小，因而牵引附着性能和通过性都较强，这也就是车辆广泛应用在工程机械、矿山机械、建筑机械、军事等领域的重要原因。2，直线行驶的速度分析(1)理论行驶速度履带车的行驶速度是本次履带车设计的重要参数，也是选择履带尺寸，液压元件参数的重要依据。工作车辆理论行驶速度就是指支承区段的履带无滑转时车辆的行驶速度，主要决定于驱动轮的转速和驱动轮的节距。理论行驶速度可用式(2-1)式来表示。(2-1)式中：一理论行驶速度(Km／h)；一驱动轮转速（r／min）；Z一驱动轮齿数；l—驱动轮节距(mm)。其中履带驱动轮齿数与节圆直径的关系：(2-2)式中：l一驱动轮的节距；Z一驱动轮齿数(2)实际行驶速度工作车辆行驶时，履带总是不可避免要滑转的，即履带支承区段相对于路面有向后的运动。这样，工作车辆运动速度存在着速度损失，实际运动速度小于理论速度。如果支承区段的履带在地面上走过的距离为L，土壤的水平变形量为，那么车辆实际前进距离是L一【5】，由此可计算车辆的滑转率：(2-3)由滑转率可求出工作车辆实际行驶速度：(2-4)武中：v一实际行驶速度（Km/h）；一驱动轮半径（min）；一驱动轮转速(r/min)。3，直线行驶的受力分析如下图行走机构的受力分析，由图中可知：张力沿履带的驱动区段传到履带的支承区段，向后拉动履带使土壤发生剪切变形，拉力大小（-履带驱动区段的机械效率），其反作用力为土壤对履带支承区段产生的向前驱动力Fq，工作车辆在平直路面上匀速直线行驶时，行驶速度较低，考虑到车辆迎风面积较小，因而，可以忽略空气阻力，车辆正常行走的驱动力Fq等于行驶阻力Fr。工作车辆匀速直线行驶的驱动力．行驶阻力平衡方程可以表示为：(2-5)式巾：m—车辆的质量；g—重力加速度；一滚动阻力系数；—内摩擦阻力系数。6.6.2爬坡行驶的受力分析由于履带车在爬坡时所需要的驱动力最大，故设计计算时要以能满足爬坡性能为设计准则，这是选择液压泵和液压马达的关键。本次车辆满足的爬坡性能要求是能平稳的爬上约的坡度，并保证停车时的自锁性能，下图6-7是爬坡时的受力分析示意图。图6-7履带车爬坡时受力示意图由受力平衡有：其中摩擦力：所以得所需最大驱动力：式中：—坡度角；—滚动阻力系数；—内摩擦阻力系数；一土壤内摩擦角度；—土壤的摩擦系数。由T作车辆的行驶原理（图2.6）可知：在驱动力矩的作用下，履带产生张力T，其值为：式中：T—履带产生的张力(N)；—驱动轮半径(mm)；—驱动力矩（）又由履带受力分析知：(2-9)因反作用力为土壤对履带支承区段产生的向前驱动力，而在爬坡时即为，即：(2-10)从而可以得出：(2-11)式中：—履带驱动区段的机械效率；—动轮半径(mm)。工作车辆的爬坡性能也称为履带车量的稳定性，稳定性是指它保持稳定不倾翻、不下滑的性能，车辆横向稳定性一般是由车辆的结构来保证的。对于高速车辆主要指在大侧向加速度，大侧偏角的极限工况下工作，出现难以控制的侧滑现象，如在弯道行驶中因前轴侧滑而失去路径跟踪能力的驶出现象及后轴侧滑甩尾而失去稳定性的激转现象等危险工况，本次设计的车辆的速度较低所以不需考虑该种情况。由于车辆稳定性对人身和车辆的安全有直接影响，此外还对车辆的操纵性能有直接的影响。第7章乘坐式小麦收割机整体设计7.1选择行走机构7.1.1履带的作用履带的作用是把整个乘坐式小麦收割机的重量传递给地面，并且依靠履带与地表接触而行走的一种机构。7.1.2对履带设计的要求由于履带经常在泥水等软土壤中行走，所以对提高履带的寿命具有重要的意义，要求必须有：①工作可靠，坚固耐用②行驶平稳性好③具有良好的附着性能④重量轻⑤脱土性能好，具有较小的前进阻力和转向阻力。7.1.3选择履带的材料现如今有三种履带材料，分别是全金属履带，金属板嵌胶刺履带和橡胶履带。由于橡胶履带价钱便宜，消耗于自身的行走阻力小，行走平稳性好，不破坏路面，容易制造而且具有减震功能。所以此乘坐式小麦收割机选用橡胶履带。7.1.4乘坐式小麦收割机行走装置的组成行走装置包括以下部分：悬架，驱动轮，履带，支重轮，托轮，导向轮，张紧装置。图7-1结构简图1—驱动轮2—履带3—托轮4—导向轮5—支重轮7.1.5行走装置的行走原理履带的一部分与地面接触，驱动轮与导向轮不与地面接触，驱动轮在减速器驱动转矩的作用下通过驱动轮上的轮齿与橡胶履带链之间啮合，连续不断地把履带从后方卷起，同时接地的那部分履带给地面一个向后的作用力，而地面给履带一个向前的反作用力，这个反作用力即为推动向前行驶的驱动力，当驱动力足以克服阻力时，支重轮就相应地在履带上向前滚动，从而整个乘坐式小麦收割机向前行驶。7.2悬架的选用7.2.1悬架是由支重轮轴起，包括支重台车架与底盘机架的连接部件称为悬架。7.2.2悬架是把整个机组的重量通过悬架传递给支重轮，同时把履带的行走运动通过悬架带动整个机组运动。7.2.3悬架要有足够的强度和刚度，结构相对要简单，紧凑以便减轻重量。7.2.4悬架有三种类型，分别是刚性悬架，半刚性悬架，弹性悬架。7.2.5刚性悬架的特点：结构简单，易制造，通常用于低速行驶的机械。半刚性悬架的特点：支重台车架可以相对于主机架作纵向摆动，但这种悬架支重台车架要附设支重架导向装置，以防止主机架与支重架发生横向摆动，这种结构比较复杂。弹性悬架的特点：具有较好的缓冲性能，通常适用于高速度的机械中，结构复杂，重量大，造价高。7.2.6根据小型乘坐式小麦收割机的特点，要求机组重量轻，结构相对简单，易制造，造价低等特点，并且已经选用橡胶履带，橡胶履带有一定的减震功能，所以采用刚性悬架。7.3橡胶履带的设计与规格的选用7.3.1橡胶履带是整条履带做成的一个环形整体，没有接头，属于规格件，可以根据需要直接选用。7.3.2橡胶履带包括：传动件，钢丝，织物，橡胶体。图7-2橡胶履带局部示意图1—传动件2—织物3—钢丝4—橡胶体①传动件（铸钢件）履带行走时，驱动轮与传动件啮合，传动件受到驱动轮所给的力，从而带动整条履带转动，所以传动件的表面必须要有高硬度，耐磨性好等特性。②织物织物有帆布和尼龙两种，两面均涂上橡胶浆的帆布平铺放在履带内，上帆布提高橡胶履带受支重轮滚压及弯曲作用，传动件与钢丝之间也铺有一层帆布，这样可以提高钢丝的寿命。钢丝标准橡胶履带中，每根钢丝有39股，直径为1.2mm，抗拉强度极限为140公斤，共有40橡胶体橡胶体在履带中分布中间厚，两侧渐薄，可以使乘坐式小麦收割机转向灵活，减少积泥，橡胶体把传动件，钢丝，织物连在一起，同时橡胶体也具有减震缓冲等作用。7.3.3设履带全长为L，履带接地长度为，履带板宽度为b，履带高度为，单位接地压力为q（Kg/），轨距为B，整机重量为G表7-1部分橡胶履带适用参数履带宽度b（mm）接地比压（Kpa）适用机重范围（Kg）35018110017602012551960221347接地比压q=18kpa=0.18Kg/符合标准q=（0.150.2）Kg/整机重量G=1130kg属于（11001760）kg范围内则选用宽度为350mm的履带宽度，即履带宽度b=350mm表7-2部分橡胶履带节距尺寸参数驱动形式履带节距适用履带宽度轮齿型72，8430090330根据表3的参数选节距为90mm符合要求，即90mm取Z=13（后面给出的齿轮数，经计算所得）节数K==30.6取履带节数K=32节表7-3部分橡胶履带主要技术参数宽度*节距（mm）节数A型B型花纹型导轨类型250*7247572482AƑ1A2250*9635382570BB1B2250*10935384089CGB1260*10935393084ABB1280*7245642578ALA2300*5570862986B1B1350*9030562476APA2350*100366045112AAA2350*10840464090CGB1履带总长L=K=9032=2880mm=2.88m图7-3履带图7-4橡胶履带示意图7.3.4履带的表示方法为CRT—代表轮齿式橡胶履带选用履带规格为CRT—35090A32—030（030表示最大适用机重为3000kg）7.4驱动轮轴的强度校核轴的扭转强度条件为：式中：—扭转切应力，Mpa；T—轴所受的扭矩，；W—轴的抗扭截面系数，mm；n—轴的转速，/min；P—轴传递的功率，Kw；d—计算界面处轴的直径，mm；[]—许用扭转切应力，Mpa。根据查找机械设计手册，查取45号钢的许用扭转切应力[]=30Mpa，按照以上计算的数据得n=63.3，其传动的功率P=1.48Kw，该轴的危险截面的直径d=45mm，则：==12.25MPa[]因此此轴校核合格。7.5轴承的校核按照任务书上的要求，设计寿命为5年，换算成小时就是5=43200小时，因此我们设计轴承的寿命必须要大于43200小时。轴承寿命的计算公式如下： 式中：n—为轴承转速 —为温度系数 C—为基本额定动载荷 P—为当量动载荷 —寿命指数轴承的转速和轴的转速是一样的，因此n=63.3，根据查找文献[7]，我们取温度系数=0.95。查阅文献[8]，P140，表11—4查得代号为30210的基本额定动载荷C=73.2KN，e=0.42，计算系数Y=1.4。对球轴承的寿命指数=3，我们选用的是滚子轴承，它的寿命指数=。轴承的当量动载荷的计算：P=f（+YF） 式中：X、Y分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数； 、分别为径向、轴向当量动载荷； f为载荷系数，由文献[7]，表13—6查取f=1.5。由于轴的两个轴承中其中一个是在变速器里面的，因此我们只需校核驱动轮端的轴承的寿命校核。对轴进行受力分析，驱动轮的端受到履带的压力，设履带单节为10N，自身、轴承及轴套的重量估计为500N，则连杆受到的径向力为=700N。径向力派生的轴向力===250N。由于轴没有受到其他轴向力，因此经过计算轴的径向力=700N，轴向力=250N。/=0.357<e=0.42，因此按照[8]，P321表13—5查得，圆锥滚子轴承的X=1，Y=0。根据以上数据算得P=1.8（1700）=1.26KN，则：==1.68h>43200h即我们使用的轴承寿命合格。7.6键的校核轴上驱动轮端的键=，标记：键：149GB/T1096—2003，由于同根轴上的两个键的长度是一样的，因此只要校核其中一个。按照键工作面上的挤压应力进行强度校核计算，我们假定键的工作面上的载荷是均匀分布，那么普通平键连接的强度条件为：式中：T—传递的转矩，； k—键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，mm；l—键的工作长度，mm，圆头平键l=L—b，这里L为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm；d—轴的直径，mm；—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa；键传递的扭矩T=9550=223Nm。接触高度为键高的一半，即k=0.59=4.5mm；键的公称长度为36mm，宽度为9mm，则键的工作长度为l=27mm；该轴段的直径d=45mm；由[7]，P106，表6—2查取，=100MPa。按照要以上数据计算：==81.57MPa<=100MPa所以键的强度足够。7.7驱动轮轴的支座设计根据确定下来的驱动轮轴支座设计方案可知，它是用来支撑连杆，放置轴承的。而轴的动力来源是来自变速箱的输出轴，所以我们要保证轴的中心和变速器输出轴的中心在同一条直线上。为此我们把轴支座设计成可调节的，用于调节轴的中心与变速箱输出轴的中心的重合。水平面上垂直于轴方向的调节我们用螺栓在长槽里的移动来实现该方向的调节，铅垂方向可以用垫片来调节。为了方便零件的装配，支座分为上下两部分，内圆尺寸为所选轴承外圈直径，中心高度由驱动轮的中心高度决定，突出两耳朵用来支座上下两部分的紧固。详细尺寸见支座零件图。7.8履带设计橡胶履带按驱动方式可分为轮齿式、轮孔式和胶齿驱动(无芯金)式[9]。轮齿式橡胶履带上带有驱动孔，驱动轮上的传动齿插入驱动孔内使履带运动，见下图3.2。轮孔式橡胶履带上带有金属传动齿，传动齿插入带轮上的孔中，啮合传动。胶齿驱动式橡胶履带采用橡胶凸起替代金属传动件，履带内表面与驱动轮表面接触，摩擦传动。我们采用的是轮齿式驱动方式，其履带结构如下图7-5所示：图7-5轮齿式履带结构组成[9]根据中华人民共和国机械行业标准JB/T6682—2008对履带进行设计。首先选择履带宽度，我们设计的联合乘坐式小麦收割机，在工作时的总重量约为1300Kg，因此我们选择履带宽度B为300mm，选择依据见表7-4。表7-4JB/T6682—2008履带行业标准根据履带的尺寸，我们从而确定了传动件的结构尺寸，它的单体结构见下图3.3，具体尺寸见下表7-5。表7-5传动件尺寸图7-6履带单体结构[9]根据我们所选轮齿型驱动方式及履带宽度，查得履带节距t，有72、84、90三个系列，我们选取节距t=84mm。相对应的我们就能确定橡胶履带驱动孔及驱动齿的尺寸，见下表3.3：表7-6驱动孔及驱动齿的尺寸表中：a’为驱动轮齿宽，根据履带的宽度，选取a’=25mm； g’为驱动轮的齿厚，根据履带的节距，选取g’=24mm； a为橡胶履带驱动孔的宽度，根据履带宽度，选取a=32mm； g为橡胶履带驱动孔的长度，根据履带的节距，选取g=50mm。另外还要选取履带的厚度和履带花纹的厚度，我们由经验查得，用于涝洼地农业机械的履带花纹厚度在20mm~40mm之间，我们设定为此履带的花纹厚度为20mm，履带的厚度取16mm。总结以上数据，画出履带的截面图3.4：图7-7履带的截面7.9驱动轮设计为保证驱动轮的强度，并且考虑制作成本，驱动轮材质采用zG270—500，经淬火后轮齿的表面硬度达到HRC45—50。机器如果以相同的速度在同一路面上行走，那么它的行走阻力是相等的，我们只要让它的驱动力大于它的行走阻力，就可以让机器行走了。我们设驱动轮的驱动力矩为M：M=FR式中：F为牵引力；R为驱动轮的半径。从式中可以看出，驱动轮的半径与行走驱动力矩成正比。驱动轮的半径越大，驱动力矩就越大，驱动轮的半径越小，驱动力矩也就会变小。所以，我们从减少变速箱、提高变速箱的可靠性和变速箱的受力考虑，驱动轮应尽量减小。但是驱动轮也不能过小，如果驱动轮直径过小，会使履带的弯曲直径越小，弯曲挠性应力增大，应力变大，从而会降低履带的使用寿命。所以，驱动轮的齿数一般不宜少于7个[10]。我们取驱动轮的齿数为7个。驱动轮可以安置在前部，为前驱动；也可以安置在后部，为后驱动。针对4LBZ-100型小麦联合乘坐式小麦收割机的工作场地，我们采用前驱动轮齿式橡胶履带行走装置，前驱动轮齿式履带利于陷车时自救，并且驱动轮前置，重心前移，有助于乘坐式小麦收割机爬坡。图7-8驱动轮7.10导向轮的设计导向轮用于引导履带正确绕转，可以防止跑偏和越轨。当机器后退时，导向轮承受2倍的牵引力，即导向轮应能够承受不小于2倍最大牵引力的径向载荷。导向轮直径比驱动轮直径略小，一般D／D导=0.8一0.9，则：D导=D0.8=149.6mm，元整后取D导=150mm。导向轮轴的的内部安装结构和支重轮的一样，但是它装配在底盘机架上的结构和支重轮有些不同。因为为了使乘坐式小麦收割机具有良好的爬坡越梗能力，我们设计导向轮的中心略高于支重轮的中心。所以我们把导向轮轴固定在与机架在同一水平面上的有螺纹孔的5mm的钢块上。这里必须要提醒，为什么不能使用厚长方块，因为如果这里使用与机架空心钢条一样尺寸的长方块，会导致长方块与履带齿发生干涉，导致履带快速磨损，甚至导致履带不能正常工作。因此我们使用5mm的薄钢块，并且用三角块加强固定，这样既能安置导向轮，而且履带在绕着导向轮时，又不会干扰履带的齿与固定钢块的干涉。至于轴板与薄钢块的固定，在三角块那边我们用螺钉固定，另一端我们曾考虑过螺栓紧固，但是模拟后，效果不佳。即使我们取可使用的最小的螺栓依然会和履带齿干涉，因此我们铆钉固定，这样就不会高出薄钢块太多的高度，从而也不会发生干涉。7.11张紧装置的设计我们采用通过调节调节螺杆来张紧履带。这种张紧方式的张紧力主要由丝杆来调节，只要丝杆直径足够大，具有一定强度和刚度即可。我们取张紧轮的直径D张=D张=150mm。履带的静态张进度是按履带松边（上方区段）的下垂量h值来确定，一般取h=（0.015~0.03）L0。其中L0为张紧轮与驱动轮间的中心距，我们取L0=1400mm。我们取h=0.03L0，则h=0.03L=0.031400mm=42mm。履带的静态张紧力：T张===1.4KN，式中：g为履带单体、连接螺栓的重量。履带张紧装置行程应大于履带节距的一半，一般设在0.65~0.85个履带节距，因此选调节螺母螺纹长度为60mm的调节螺母。而张紧装置的安装类似于导向轮，也由薄方块固定在机架上，并用三角块加强固定,具体安装结构如下图3.9所示：7.11.1滚子尺寸的计算我们取滚子的直径为5mm，那么按照采用的方案，我们取滚子薄板的宽为6mm，以保证薄板在打孔时不会打空，厚度取1mm，因为滚子直径本来就不大，如果滚子薄板的厚度取大一些，只会增加滚子与薄板之间的摩擦，所以要尽量取的小一些。按照以上数据经过模拟测量，下薄板与滚子最低端的距离为1.5mm，为了防止滚子在滚动的时候与导轨摩擦，因此我们取固定板的高度为1.6mm，加在每个滚子的两边，滚子以每个相离15mm的间距排放。7.11.2导轨的尺寸计算导轨的尺寸和结构是通过滚子的结构和尺寸来设计的，滚子的总宽度是6mm，所以我们取导轨槽的宽度也为6mm。至于深度，我们从导轨的内表面开始计算，由导轨结构可知，导轨内表面需留出一块来限制滚子在该方向移动，我们取它的厚度为0.5mm，按照滚子和滚子薄板的尺寸，滚子上薄板到固定板的厚度是3.6mm，再加上导轨内表面突出那块的0.5的厚度，我们就取导轨的深为4.1mm。其它尺寸见导轨零件图。7.12托带轮的设计托带轮的作用是装在履带上段的下方。功用是托住履带，防止上方履带下垂过大，以减小履带在运动过程中跳动现象，并防止履带侧向滑落。为了减小下垂，我们在靠近驱动轮的地方安装托带轮，一般将自由下垂量最大的位置作为托带轮的安装位置。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件要比支重轮好，所以尺寸可以小一些。我们取D支=100mm。拖带轮的位置应稍靠近驱动轮端，一般为每边1～2个。但是我们考虑到要减小摩擦，选择托带轮个数为每边1个。7.13底盘机架的设计乘坐式小麦收割机机架的材料我们采用45号空心方钢，方钢的截面尺寸为4040，其外形尺寸长×宽×高为1945mm×1400mm×584mm，整体结构分上、下两层，用一系列横、纵、立型材焊接而成的整体式结构。下层纵横梁是机架的重要承载部分，采用1230mm×40mm×40mm矩形空心方钢，主要动力支撑梁采用240mm×40mm×40mm矩形空心钢。第8章支重轮的设计8.1支重轮的作用支重轮把整个乘坐式小麦收割机的重量传递给地面，并且在履带上滚动，为了防脱轨，支重轮