【某玉米联合收割机结构设计案例3500字】

某玉米联合收割机结构设计案例目录TOC\o"1-3"\h\u20581某玉米联合收割机结构设计案例 17739第1章玉米联合收割机结构设计 1298201.1玉米联合收割机整体结构设计 189871.2收割台结构设计 1289331.2.1传动系统设计 2287051.2.2分禾装置设计 255571.2.3拨禾装置设计 3255891.2.4摘穗装置设计 413231.2.5输送搅龙设计 4252991.3升运器设计 557421.4本章小结 59362第2章重要零部件的参数计算与校核 649222.1链传动的设计计算 6562.1.1链型号的选择 6168452.1.2链轮的设计计算 723252.1.3其他链传动设计 8240882.2传动轴强度校核计算 8127184.2.1链的受力分析 914084.2.2支撑反力 928164.2.3画弯矩扭矩图 10290704.2.4按弯扭合成强度校核 12109812.3轴承寿命校核计算 133252.1.1轴承受力分析 13232062.1.2轴承寿命校核 13199542.4本章小结 14第1章玉米联合收割机结构设计本章将对玉米联合收割机的整机进行设计，并对各组成部分的结构做简要分析。之后，将重点针对收割台与升运器进行详细结构设计1.1玉米联合收割机整体结构设计玉米联合收割机的主要功能有摘穗、粉碎秸秆、输送、剥皮等。其中最重要也是最核心的步骤就是摘穗。而背负式玉米收割机主要由割台、升运器、储粮箱、拖拉机、前悬挂架与后悬挂架等组成[17]。在进行收获作业时，自走式玉米收割机能一次性完成玉米摘穗、转运、剥皮、储粮、茎杆粉碎还田等多项作业。1.2收割台结构设计玉米联合收割机的收割台结构包括分禾器、拨禾链、摘穗装置与输送搅龙，完成摘穗、秸秆粉碎以及一部分的输送工作。1.2.1传动系统设计收割台传动原理简图如图3-3。图3-1传动系统原理图轴Ⅴ是驱动轴，由该轴接受来自拖拉机的动力，并把动力传输给轴Ⅰ。轴Ⅰ是螺旋搅龙的传动轴，逆时针旋转（从右侧看），由右端获得动力带动整个割台工作。轴Ⅱ是升运器的下轴，接收来自搅龙传动轴的动力，带动升运器运动。轴Ⅲ是割台箱主传动轴，负责把动力传输给拨禾链与摘穗装置。轴Ⅳ、轴Ⅴ分别是拨禾链轴与拉茎辊轴，都是由一对锥齿轮将动力传递至其工作的装置。1.2.2分禾装置设计图3-2分禾装置分禾装置如图所示。分禾装置是玉米植株进入收割机的第一步，它不仅能起到将不同行距的玉米植株导入到摘穗装置的作用，还能在收割过程中扶起倒伏的玉米植株[18]。本次设计采用分段式分禾器，分为前分禾板、后分禾板及侧分禾板，各分禾板都是由螺钉固定。1.2.3拨禾装置设计图3-3拨禾装置简图图3-4拨禾链如图3-3所示为拨禾装置结构简图。割台箱负责接收动力并传递给拨禾链轮，带动拨禾链运动。当玉米植株被分禾装置导引至拨禾装置后，拨禾链会将植株喂入摘穗装置，并起到夹持作用。其中起最大作用的拨禾链结构如图3-4所示。1.2.4摘穗装置设计图3-5摘穗装置简图摘穗装置负责完成玉米的摘穗工作，摘穗装置的工作性能直接反映了收割台的好坏[19]。摘穗装置按工作原理可分为立辊式、卧辊式、板式（摘穗板和拉茎辊组合式）和横卧辊式[20]，由第二章的方案选择可得，选择板式摘穗装置。玉米植株被拨禾链拨入，由于左右两摘穗辊间距较小，被拉茎辊夹住，左侧拉茎辊顺时针转动，右侧拉茎辊逆时针转动，拉着玉米茎秆向下运动。同时，由于摘穗板留有间隙，只能使玉米茎秆通过，无法使玉米果穗通过，因此玉米植株受向下的力时，会时茎秆与玉米果穗分离，从而完成摘穗功能。而该装置中的拉茎辊选用四棱刀式拉茎辊，在摘穗的同时可以切碎玉米秸秆[21]，同时也实现了秸秆粉碎的功能。1.2.5输送搅龙设计在完成了摘穗工作后，为了将果穗完整地送达升运器，需要一个可以横跨割台左右进行输送的装置，即螺旋搅龙。工作时，在螺旋搅龙的作用下，玉米果穗将向左运动，从割台与升运器连接处进入升运器，完成后续的输送工作。1.3升运器设计升运器是连接割台与储粮仓的装置，主要作用就是输送玉米果穗。升运器主要由升运器外壳，上轴、上轴链轮、下轴、下轴链轮、传动链、支撑板以及刮板组成。如图1.6所示为双链刮板式升运器，工作时，升运器下轴带动上轴一起运动，通过刮板将玉米果穗向上运输。图3-6升运器原理图1.4本章小结本章主要论述玉米联合收割机的结构分析与设计。首先，对玉米联合收割机的整机进行了分析，将整机分为割台、前悬挂架、后悬挂架、升运器、储粮仓、拖拉机等部分。接着，就割台与升运器的结构进行了具体设计。第4章重要零部件的参数计算与校核2.1链传动的设计计算链传动传递功率大，压轴力小，可在低速、重载、恶劣环境和较高温度下工作，其制造和安装精度较低，传动结构简单，过载能力强[22]，故在玉米联合收割机的设计中链传动占了相当重要的部分。下面以图2.1中虚线框内部分，即搅龙轴向割台箱传动的一级链传动为例进行链传动的设计计算。图2.1部分链传动传动图2.1.1链型号的选择1.链轮齿数的确定由实际生产需求可知，拨禾链链速v=5km/h，假设拨禾链驱动轮半径为50mm，则可求得轴Ⅳ转速为n初定轴Ⅰ与轴Ⅲ转速之比为1：1，故n故查阅手册可确定链轮齿数为z2.初定链节数初定中心距为a故L则链节数Lp=1001.确定设计功率设计功率的计算公式为P参照机械设计相关手册，可得出相关参数KA=1.4，KP=1,则KK实际传递功率P=5KW，故设计功率Pd=4KW。2.链型号的确定查阅手册选取短节距精密滚子链型号为08A，则节距p=12.7mm，排距pt=12.38mm。5.中心距的确定理论中心距a=实际中心距a2.1.2链轮的设计计算上文中已经对链的型号进行了选择,现在可以由这些数据设计出链轮。由于链轮的传动比为1：1，故两个齿轮的尺寸是相同的。分度圆直径d=齿顶圆直径dd取da=91mm齿根圆直径d齿高hh取齿高ha=3mm。由机械手册可得，齿宽b2.1.3其他链传动设计参照上文中的做法，可得出其他链传动的相关参数，如表4-1所示。表4-1链传动参数表一级链传动拨禾链升运器链驱动链传动型号08A24A24A08A数量1621排数2112节距12.738.138.112.7中心距482.6—4372300链节数1007022070分度圆直径85.21102.5102.585.21齿顶圆直径91122.5122.591齿根圆直径77.2989.589.577.292.2传动轴强度校核计算如图4-2所示为搅龙传动轴，轴上安装有驱动链轮5及从动链轮1与从动链轮6。这根传动轴既要承担获得驱动力的负担，还要把动力传递给割台箱与升运器下轴，整根轴需要承担较大的弯矩与扭矩，在工作中易发生较大变形，因此有必要对其进行强度校核。图4-2搅龙传动轴链的受力分析可将轴的受力情况简化为如图所示的力学模型。链传动在传动过程中的工作拉力与其功率相关，其中，对于链6来说，工作功率约5kw，链速v=5.32m/s，故F则作用于传动轴上的拉力约为F而链轮传递的转矩为M同理可得链轮1作用于传动轴上的拉力F链轮5作用于传动轴上的拉力F支撑反力轴的两个轴承2与4会产生对应的支撑反力F将这两个力可分解为沿y方向与z方向上的分力，且分力满足15501500(F解方程组可得F画弯矩扭矩图图4-3受力分析及弯矩扭矩图由弯矩扭矩图易知，轴承4所在处为受弯矩及扭矩最大点。按弯扭合成强度校核取轴承4所在处截面为D，由上文可知截面D为危险截面。故D处弯扭最大值M则该截面的抗弯截面模量W与抗扭截面模量WT满足W=W所受弯曲应力στ=采用插入法从手册中查得许用应力值ba,baα=在有折合系数的情况下，可得当量应力σ由此可得出此轴符合弯扭合成强度。2.3轴承寿命校核计算2.1.1轴承受力分析根据设计要求，选择型号为7212AC的一对角接触轴承，对该轴承来说，受力情况由受力分析图4-2可得不计重力情况下轴承所受的径向力为FF则轴承受力关系可简化为如图4-3所示的力学模型。由于搅龙结构较为对称，可以认为搅龙的重力被两轴承分摊，故轴承2所受的径向力较大。两轴承内部轴向力满足Fa=0.68F故F则F由于轴承2所受的轴向力与径向力均大于轴承4，故只校核轴承2即可。2.1.2轴承寿命校核查阅手册可知7212AC轴承的基本额定载荷为C轴承2当量