玉米收获机摘穗机构设计毕业设计(编辑修改稿)

玉米收获机摘穗机构设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

受力分析 Fig3 Push down the force analysis on the ear 设拉茎辊对秸秆的水平拉引力为 Tjx，秸秆进入拉茎辊的阻力为 Njx，拉断果穗所需的力为 Rg，则拉断果穗的条件为 Tjx— Njx＞ Rg／ 2 （ 3） 即 Tjcosa— Njsina＞ Rg／ 2 Nj（ Ujcosa— sina）＞ Rg／ 2 Nj= Njx／ cosa Njy（ Uj— tana）＞ Rg／ 2 式中， a拉茎辊对秸秆的平均摘 取角； Uj拉茎辊对秸秆的抓取系数； Rg果穗的拉断力， R=385～ 527N（前者为果穗从穗柄上的拉断力，后者为果穗连同穗柄从秸秆上的拉断力）； NJY拉茎辊对秸秆的垂直挤压力，与秸秆压缩率成正比，与拉茎辊间隙的选择有关。 拉茎辊的直径设计 8 此处省略 NNNNNNNNNNNN 字。 如需要完整说明书和 设计 图纸等 .请联系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载。 该论文已经通过答辩 摘穗板的结构设计 摘穗板位于拉茎辊的 上方，工作宽度与拉茎辊工作长度相同。 为减少对果穗的挤伤，常将摘穗板的边缘制成圆弧形。 摘穗板的间隙可调，入口间隙为 22～ 35 毫米，出口间隙为 28～ 40 毫米 [15]。 拉茎辊、摘穗板具体设计方案 根据以上对拉茎辊原理的分析，并参考国外先进的收获机型，设计本机的时，拉茎辊由两部分组成刚。 前段为带螺旋的导向锥，后段为拉茎端。 如图所示导向锥为拉茎辊辊的导向部分，它的上面是焊接的导向筋具有导向作用，可将玉米秸杆向右输送进摘穗段，左右拉茎辊的导向筋旋向相反并且相错开 180 放置。 其中，拉茎段为整个拉茎辊的 核心工作部件，绝大部分的果穗摘取段在横拉茎上完成。 它的上面分别焊有主螺旋筋、横拉茎筋 [16]。 (1)螺旋筋具有向后、向下拉动秸杆的作用，并有一定的摘穗作用。 (2)横拉茎筋的作用，向下快速拉动秸杆以使其达到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。 4 传动方案的确定及设计计算 对于摘穗机构传动部分的设计，设计如下所示 9 12345 图 4 传动部分示意图 Fig3 The transmission part of the schematic N205 辊 1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll 摘穗传动箱的设计 在拉茎辊的工作过程中，是一对一起工作的，所以他们的转速是一样的。 齿轮的齿数也一样。 具体的数据为：与之配合的出轮辐已知输入功率 P1=5kw，小齿轮转速，N1=800r／ rain，齿数比 u=1，由电动机驱动，并假设该机器的工作寿 命为 5 年 (设每年工作 50 天 )，两班制，并且带式输送机工作平稳转向不变。 10 直齿轮拉茎辊 图 5 摘穗传动箱 Fig4 Pick the spike transmission case (1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ① 根据传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。 ② 本变速箱为农业机械配套使用，转速不高，故选用 7 级精度。 ③ 材料选择。 选择齿轮材料为 45，齿面渗碳淬火，硬度为 40’45HRC。 ④ 选取齿轮齿数 Z1=Z2=24` (2)按齿面接触强度设计 下面 的设计全部参考机械设计第二册上的计算公式 [18]。 由设计公式进行试算，即 23112 . 3 2 t Et HKT Zd d     （ 4） 确定公式内的各计算数值 选择载荷系数 Kt= 计算齿轮传递的扭矩 T1= 105P1／ n1= 105 5／ 800Nmm= 104Nmm 由机械设计手册选取齿宽系数 d = 由机械设计手册查得材料的弹性影响系数 ZE= 12aMP 11 由机械设计手册按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限  Hlim1=600MPa： 计算应力循环次数 N1=N2=60n1jLh=60 800 l (2 8 40 5)= 108 由机械设计手册查得接触疲劳寿命系数 KHN1=KHN2= 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1％，安全系数 s=1，由式得     l i m12 0 . 9 0 6 0 0 5 4 0H N HHH K M P a M P aS      （ 3） 计算 计算齿轮分度圆直径 dt，代入  H 的值：   2131 2 t Et dHKT Zd     （ 5） （ 8） = 计算圆周速度 v V= 160 1000tdn =／ s 计算齿宽 b b= tdd  = =46mm 计算齿宽与齿高之比 b／ h 模数： Mt=dt／ z1=／ 24mm= 齿高： h== = b／ h= 计算载荷系数 由 v=／ s， 7 级精度，得动载系数 kv=. 因为是直齿轮，假设 KaFt／ b＜ 100Nmm 得： KHa=Kfa= 使用系数 Ka=1； 7 级精度，齿 轮相对支承非对称布置时， KHb=+（ 1+ 2d ） 2d + 103b 将数据代入后得： KHb=+（ 1+ ） + 103 = 12 由于： b／ h=， KHb=， KFb= 故载荷系数： K=KAKVKHakHB=1   = 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆的直径， 3 / 1 2 2ttd d K K m m 计算模数 m； m=d1／ z1=122／ 24=5mm （ 4） 几何尺寸计算 计算分度圆直径： d1=d2=mz=24 5mm=120mm 计算中心距： a=（ d+d2） =（ 120+120）／ 2=120mm 计算齿轮宽度 b= d d1= 120mm=48mm 取 B1=B2=48mm 验算 112t TF d = 1  N／ mm=／ mm＜ 100 N／ mm 结论：合格。 轴的校核 传动轴示意图如下 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 图 6 主传动轴 Fig5 The main drive shaft 如图所示传动轴的刚度和强度是否满足要求是整个变速箱能否正常工作的核心。 所以，本文对轴的刚度和强度进行理论分析和计算。 链轮传递的功率 p=6 马力，齿轮传递的功率 p=3 马力，转速 n=800r／ min，齿 轮 13 的齿宽 B=26mm，齿数 z=24，模数 =4.。