联合收割机传动部件设计

　 目 录

　摘

　要 ..................................................................................................... I Abstract ...................................................................................................... II 引

　言 ..................................................................................................... 1 1 绪论 ......................................................................................................... 3 1.1 设计课题目的及意义 ................................................................. 3 1.2 农用型收割机器的应用和前景 .................................................. 3 1.3 我国与国外收割机科研现状及其趋势 ..................................... 4 2 农用联合收割机总方案设计 ................................................................ 6 2.1 收割机工作原理及组成部分 ..................................................... 6 2.2 农用联合收割机主要部件的设计 .............................................. 7 2.3 农用联合收割机各装置设计 .................................................... 10 3 传动部分设计及计算 .......................................................................... 14 3.1 V 型带传动设计与计算 ............................................................ 14 3.2 直齿轮传动的设计与计算 ........................................................ 19 3.3 锥齿轮的传动设计和计算 ........................................................ 22 3.4 收割的部分转速设计同计算 .................................................... 25 4 收割机的三维和运动方式 .................................................................. 28 4.1 收割机的三维分析 ...................................................................... 28 4.2 收割机的建模与装配 .................................................................. 28 4.3 收割机的设计与实现 .................................................................. 32 结

　论 ................................................................................................... 33 参考文献 ................................................................................................... 34 致

　谢 ................................................................................................... 36

　摘

　 要

　辽宁省是我国产粮大省，粮食的年产量始终处于前列。所以对于食粮方面质量成果，间接的的危害着几亿人民的健康安全。因而我国鼎力帮持我们省的农业方面的发展，在我们省首要种植的农产品是玉米还有小麦。这多半是由于北方天气没有南方潮湿，气象方面偏向寒冷，最合适小麦还有玉米发育的条件。小麦的成熟时期为一年，有强抗性，十分抗寒，在北部一年只可以收割一回，最主要的是小麦富含营养成分特别丰富，其内含大量的糖类、维生素、淀粉、等多种人体所必需的许多营养成分和元素。然而，我们省虽说是农产品出口最大的省份之一，收获食粮的科技相对落后，所以有关小麦的收获方面。我专门设计出一款适应我省特殊天气以及地势的收割机。对于这种情况，我搜索了现在我省的耕种面积，气象条件，播种时期，设计一种农用收割机。让机械和农业相结合，在本篇文论设计之中，首要设计含有收割机的行走模式、齿轮间的啮合还有传动比和模数的设置、以及 V 型带轮的设计、以保可靠，适用。

　关键词：联合收割机；传动部分；传动比；动力输出

　Abstract

　Liaoning Province is my country"s major domestic grain province, and its annual grain output is always at the forefront. Therefore, for the quality achievements in food, it indirectly jeopardizes the health and safety of hundreds of millions of people. Therefore, my country"s efforts to support the development of agriculture in our province, the main agricultural products planted in our province are corn and wheat. This is mostly because the weather in the north is not as humid as the south, and the weather is cold. The most suitable conditions for wheat and corn development. The maturity period of wheat is one year, it has strong resistance and is very cold-resistant. It can only be harvested once a year in the north. The main thing is that wheat is rich in nutrients and contains a lot of sugar, vitamins and starch, And many other nutrients and elements necessary for the human body. However, although our province is one of the provinces with the largest export of agricultural products, the technology for harvesting food is relatively backward, so it is related to the harvest of wheat. I specially designed a harvester that adapts to the special weather and terrain of our province. For this situation, I searched for the cultivated area, meteorological conditions, and sowing time in our province, and designed an agricultural harvester. To combine machinery and agriculture, in the design of this article, the main design includes the walking mode of the harvester, the meshing between the gears, the setting of the transmission ratio and the modulus, and the design of the V-shaped pulley to ensure reliability ,Be applicable.

　 Key words: combine；drive section；transmission ratio；power output

　引

　 言 我国为全球最起先种植麦属植物的国家之一，也是小麦的需求量大国。小麦的生长周期短，种植也十分容易，但是收割却是个问题，特别是在没有机器，人力收割的时期，对人力的需求量十分巨大。在科技飞速发展的现代，小麦联合收割机代替了绝大多数人工收割，因此人们对于联合收割机的需求量也越来越大。

　自从发明家麦卡发明了农用联合收割机以来，实现了完成一次性收割的目的、即实现了脱粒的繁琐过程还可以直接将收割好的小麦进行贮藏，接着利用连接好的传送带 [2] ，运送食品输送的汽车上，明显的节约了人力还有物力。

　农作物的首要收获机器收割机,它具备构造相对繁杂、高、使用期聚集且相对短暂、空闲时间久等特征,因而平时做好收割机的保护调养工作就显得十分重要。联合收割机经过维护修理能够明显下降机械损坏率,升高粮食生产率.本文从联合收割机工作的三个状态方面,介绍了它的修护与保养技术。

　伴随农业机械的的飞速进步,农业机器广泛运用到我国的农业方面,然而因为农业机器的繁杂构造还有节气性工作的特征,还有平常保护、修理的不达标 [15] ,致使农业机器修理量增多,机器频繁出现故障,关于典型的收割机器,准确、正规的养护维修能够高效地提升机器的应用寿命,提升机器的工作效率、增多农民的经济利益。

　然而虽然经过多年的积累经验，我国的农机工业显然已经有了很好的发展看态势，根基一直在夯实，规模也在不停扩展，但从工业的整体发展势头层面看，加上需要改进的机器的复杂性以及个别零件精确度也在不断升级 [16] 。因而有关技术也需要在原有的基础之上进行革新与创造，使之能够适应新的工作环境。能够满足对零件的较大需求量，使得生产周期大大缩短，达到高质量的加工要求。

　本设计在联合收割机的基础之上，设计一种适应辽宁地区这种特殊环境下性能更为突出的联合收割机。依据我省的耕种区域占地面积的大小，独特的气象环境，农民的播种时间等多方面因素，设计的一

　 款农用收割机，更好的适应东北地区种植的条件。那么我将在本篇论文中具体的论述收割机的行走方式、齿轮的选择和 V 型带轮的设计以及减速器的设计，让收割的损失降低的更少，更加耐用。

　 1 绪论 1.1 设计课题目的及意义 收割机起先的运用并非在中国。最早的运用机械的收割国家为澳洲和美国等国家。这是由于那些国度的农业相对来说发达，那里的大部分农民都拥有数百亩的庄园和农场。只依靠人力劳动是不可能满足需求的。为了顺应现在生活的进步，人们把收割机放在家里，实行农业现代化作业。

　我国的联合收割机开始的相对来说晚一些，最早是借鉴外国的科技为主。好多的连接还有支持部位毫无详细的计算过程，况且收割机的体积也相对来说庞大，这就导致重量相对来说高一些。大型的收割机为比较繁杂的农机装备，这就使得它对于土地平整还有面积有更加高的需求，致使它运用的范围有一些个别的限制。而小型收割机相对来说设计比较简单。因此价格低，维修简单，使用方便，适合各种地形，并且保养要求低，适合小农户小规模的生产。

　联合收割机已是不可缺少的农业机械。它把收割同脱粒装置结合起来，这就让农民可以以单一操纵工作来实现收割还有脱粒。进而节省出了大量人力还有物力，大幅度减少了农民朋友收割负担。因此，对于当前辽宁省的播种面积，气候条件，耕种时间，及特殊地理环境，本课题对联合收割机的结构进行研究分析，更有实际意义，能更好的让农机与农艺完美的结合。确保联合收割机的安全、可靠，更加适用于东北地区的收割环境。

　1.2 农用型收割机器的应用和前景

　在改革与开放的初期，我国没有相对来说领先国际的收割机械。最早是由前苏联代表斯大林来出动资金，剩下的主要由欧美等国家进口 [6] 。这就导致我国很多连接设备还有者支撑件都没有过精准的计算，如果按照其他发达的国家生产模式来说，出色的收割机的整体设计还有制造细节致使收割机的体型巨大无比，重量也较为高。

　农用联合收割机是一类相对繁杂和沉重的农用机器，在田地中批量应用，对于农业联合收割机的制造精度较大。稻田地使用收割机提早耕种。东北的华北平原面积辽阔，是小麦、联合收割机和其他机械

　 不可或缺的工作场地。小麦收割时，收获的损失率相比正常手工收获缩小 2-7%，节省了大多人力。这种大型收割机日均占地 350 到 550亩。现代公司在一个工作日内将超过 12 万平方米的粮食收成合在一起。每次作业都会减少穿过农田的粮食束宽度 5.5 米。

　农用联合收割机开始应用不是在中国。最开始应用机械收割的国家是澳大利亚还有美国。因为他们国家的农业十分先进，那里的大部分农民都拥有数百亩的庄园和农场。只依靠人力劳动是不可能满足需求的。为了顺应现在生活的进步，人们把收割机放在家里，实行农业现代化作业。这两个国家也是最先将机器和农业治理相联合的国家。这两个国家发展了农业机械。工业革命之后，美国首次将柴油机运用到实际生活中，把机械能转化为动能。现在收割机的大部分主要科技都由美国人发明的。早在十九世纪初开始，他们就开始制造出了踏板分离设备。在那时候算是十分领先。这就是联合收割机的动力的原型。上个世纪八十年代，我们国家解放初期，农业联合收割机在我国迅速崛起，人们探索解放后的重大影响，中国在开封、洛阳等地最先采购美方约翰迪尔公司“1000”品牌农业联合收割机制造科技，此项科技十分先进，汇聚了全世界最发达的收割机生产技术 [8] 。在这种情况下，中国相继开发出大功率、行走便携、噪声低的 1075、1065、1055 几种型号联合收割机。补充了中国联合收割机方面的缺陷。后来，中国帮助四平联合收割机厂还有德共和国的冰河工厂互相帮助，引入E514 小麦联合收割机的协作开发的科学技术，并且得到了领先成绩。虽说中国联合收割机方面不先进，但是引入前端科技之后，我国联合收割机技术有了明显的进步。生产的收割机在很多中心科技上进行了重大的革新和技术改良。从解放从没有到有、从空白到先进、从低级到高级的见证。

　1.3 我国与国外收割机科研现状及其趋势 (1) 外国科研现代状况 外国的联合收割机科技研究的早，进展的进度迅速。起先于 20世纪中叶，美就已经采用联合收割机来收割，加拿大等北部国家紧随其后也逐渐用收割机收割。随着科学技术的逐渐发展，国外的一些国

　 家的联合收割机技术上也发展出一定的规模。在现代发展过程中欧美的一些国家将计算机引入到收割机技术当中来，大幅优化了收割机的结构，使之达到了自动化和智能化，提高了使用效率。继而不断调整参数，收割效果也在不断的提高。现在，国外在联合收割机技术上正迈向大型化、智能化和舒适化多种方面进步。

　(2) 国内研究现状

　 我国在改革开放的八十年代初，农用方面的联合收割机于我国飞速发展开来。我们的收割机领域，开始研发的就晚，在没有一定科研基础的情况下发展的也比较慢，此时国外的收割机已经领先三代，机型也是专用型。但是在引进先进的技术以后，我国的收割机技术获得很大的提高。在收割机中加入组合仪表柱，使操作更加方便；而通过测速系统操控收割机一些传动部件，规避了收割水稻的量过多而带来的负面效果，从而减少了收割机事故的发生概率。为增大收割机的机动性，我国的专业人士也投入全力，增大科研进度，在很多核心技术方面都取得了很大的创新和技术的改进。虽然和国外相比技术方面还是存在着差距，然而，我国在农用的联合收割机研发上也在不停的进步当中开始走向完善。进展速度与国外同步，即：大型化、智能化、舒适化、通用化。

　 2

　农用联合收割机总方案设计 2.1 收割机工作原理及组成部分 首先，机器必须实现连续切割，脱粒和清洁小麦的功用 [19] 。根据小麦植株的生长特性，此机器设备选取中间带有进料轮的滚筒脱粒的系统。稻谷首先在钉桶中运输。由于转鼓对谷物的撞击速度还有凹板间的摩擦力，多数谷物会降解并进入波纹状转鼓，进而影响收割速度，使收割干净无损，并避免高小麦收成损失率。实物如图 2.1 所示。

　 图 2.1 农用收割机实物图 它包括行走还有收获。运行部分是四轮驱动。驱动类型为前轮驱动。人字形橡胶轮用于提供发动机和变速器之间的动力。后轮控制方向。方向盘通过摇臂和转向节控制旋转方向。制动蹄用于制动。收割部分包括切刀，螺旋输送机，滚筒，凹筛，清洁筛，农用风机，谷物螺旋输送机和谷物容器。在收割机的右后方安装了一个漏斗，从收割机的后部送出稻草。如图 2.2 所示。

　 图 2.2 组成部分

　 滚筒脱粒装置是当农作物运输到转鼓后，由于转鼓对农作物的撞击速度以及转鼓与凹板之间的摩擦力，大部分谷物都被清除了。然后，通过手稿的滚轮传送流。颗粒，杆和污垢掉入滚筒下方的分离和清洁装置中。分离清洁器的振动将稻草和污物扔掉。谷物从筛子的孔中掉落，进入集粮器，然后被送至粮箱。清洁后谷物是干净的。收割机的背面有滚筒，凹筛，划线器，划线轮和谷物收集器。外部覆盖着一块薄铁板，焊接的角钢梁被拧到薄铁板上。这不仅保证了强度和刚度，还减轻了收割机的总重量，并简化了维护和拆卸。

　2.2 农用联合收割机主要部件的设计 2.2.1 收割台的设计 收割机上安装的割刀运动方式为往复直线且简谐式运动，能够支持各种传导机构。当中有行星齿轮机构、摆环机构、曲柄连杆机构等机构，这些机构相同的特点为刀具在平面旋转，直线性往复运动。连杆还有吊环机构，二者具有相同的缺点，工具杆是一种垂直或者水平形式的部件，工具杆震荡来实现破碎。因为构造有着重大的弊端，故障的概率性很大。行星齿轮传动机构最优秀的特点是不受垂直或水平的横向力影响，具备耐磨、减震、构造紧凑、运转平稳牢靠等优点 [18] 。因此，选取行星齿轮机构微妙的连通曲柄连杆机构。行星齿轮传动机构因为它的结构制造工艺都很复杂，因此在收割机的结构内应用极少，但可靠性很高。最近几年，收割机的进步社会开始广泛注意。行星齿轮传动的构造非常明显。以前的摆环盒开始被淘汰。因而，行星齿轮传动具备较高的运用趋势。行星齿轮传动具备构造灵活、传动精准度高、平稳等长处。如图 2.3 所示。

　 图 2.3 收割机的收割台

　 割刀是收割台工作的主要部分，它的叶片轮廓是六角形的，其中一个在平面的前面，叫做前刃。刃磨后，使用之后可以保证原有的高度。刀刃的边缘有两个光的刀刃和刀刃的齿。光滑的刀片切削阻力小，但是容易变干。多数用于割草机。尽管牙齿切削的阻力大。但是多半的磨损还有在收获季节需求加大紧张。其中立式切割机能够获得优良的劳动质量还有切割能力，如图 2.4 所示。设计参数 [22] 同下:

　 图 2.4 割刀片 (1) 刀片之间的距离。垂直于割刀进行加工。开始用两个同样的转子来推进于适当的距离，由此具备了垂直弯曲度，然后附带着弯曲，这就加大了切割方面的力度，相对于阀杆切割上最大弯曲就在动叶片间的间隔，当分支少则最优解小。

　(2) 刀片间的距离在于刀片的尺寸设定还有切割的速度。进而实现叶片结构和尺寸优化设计，提升切削的速度，减少切削阻力方面的要求。

　(3) 经过比照和实验，两刀的间隙是 0.5mm，保障了作业要求最优。安放刀具时，留意调整刀片的间隙。刀具中心线和重心重合。边界的表面与护刃有充足的空隙。前方应有足够的空间距离。间隔不超过 0.65mm，缝隙不超过 1.55mm，但是不能大于 1/4。

　切割器同割刀相配合，进而完成切割任务。两个动力刀往返重复间歇运动的驱动力能使切刀一直上下切。双动力半喂入联合收割机刀片铣刀的运用当中，驱动部件的切削长度不够，而且它们的传动部分，构造复杂，刀具用于往返间歇式冲击，磁头处固定，动磁头挪动 行星齿轮传动，进而实现麦与草分离的要求。如图 2.5 和 2.6 所示。

　图 2.5 定刀架示意图

　 图 2.6 动刀架示意图 2.2.2 拨禾轮件设计 收割机与联合收割机它们的配备都采用了谷物设备的设计，称之为拨禾轮设计，此完整的功能就是控制作物和秸秆刀的方向进而容纳农作物。在这个过程当中，扶正器的用处就是，方便在切割稻谷过程中来扶正水稻的杆，平滑切割，请将切茎切成一条输送机，以避免堆积在茎切割台上。所以，谷物设施主要是改变切割质量表的任务，降低损失，并且增高耕作机械的适应性。

　目前广泛使用的粮食设备设计和轮设计。构造简单，适用在垂直与普通环境下收获农作物，普遍应用在联合的收割机还有卧式割草机。前者用在立式联合收割机。最好有严格的条件并能适应垂直工作。一般砂轮的设计:此砂轮设计方案简洁，分量较为轻便，制作成本少。

　它用在偏小型割晒机与联合收割机，而对倒伏的农作物适应力非常不好。当机器进行工作的时侯，轮子做成可旋转形状，表盘制造成相对具备割谷与除草的功能。

　偏心轮的设计:偏心轮主要用管轴，辐射板，左右两套的轮辐，偏心盘，偏心轮，支撑轴，调节杆，悬架杆等部件构成。倾斜度调整范围一般会下降到 30°，而且向后或前方倾。当用横向放置和收获农作物时，将弹簧齿指定向后倾斜 15 至 30 度，并且将轮子设计为减小和前进。当以 15 度角分配弹簧齿时，高收成的农作物会倒伏并茂密。

　庄稼直立收获，弹簧齿垂直于地面。偏心轮设计还有正常配重轮的设计，本钱高而且构造繁杂，而贮存谷物的容量大，能够调整弹簧齿的角，易倒伏的农作物适应能力强，普遍用于偏大型的联合收割机。如

　 图 2.7 所示。

　 图 2.7 拔禾的装置 2.2.3 整机外壳设计 收割小麦的收割机整体框架用来精确的安配并且牢靠地将机械装置和组件固定在收割机上。因此，拖拉机相对机身的要求 [12] 是:方便拆装，高硬度和刚度以及最小重量。从整体研究其运用刚性的焊接框架和外壳。如图 2.8 所示。

　 图 2.8 机架外壳 2.3 农用联合收割机各装置设计

　2.3.1 夹持链传送装置设计 此传输部件包含两部分，一部分应用在装夹传输链，此装备作用是缩短还有脱粒 [21] ，把打出来的粮食平均、连续地运输到脱粒机。

　它的作业流程是利用夹紧链张紧部件的施加的压力来紧固秸秆持续传输链脱粒部分，它的作业稳定性能够将秸秆工整地翻转进而喂入脱粒部分，便于农民收获时得到粮食。对主张紧器钢进行热处理之

　 后，将弹性钢停止热处理以后，能够严格压缩具有弹性的秸秆，来保证均匀的将秸秆输送到脱粒机。保证稻草的完整性。另外，如果想要改动秸秆脱粒装置的压缩装备的时侯，必要实施脱粒辊的秸秆梳理的成果。所以，需要更多的张力。因此，在设计同时，应该由详细的情况来计算张紧力，通过稻谷的特殊性质设计链条的外形，来控制稻草。如图 2.9 所示。

　 图 2.9 输送装置 2.3.2 脱粒装置的设计 脱粒装备的作业流程相对繁杂。脱粒方式依靠于摩擦，冲击还有刷梳的方式。脱粒设备类型分为全喂还有半喂;依靠滚筒的种类来区分有:开式还有闭式，单筒还有双滚筒，直流还有轴流式;然而脱粒牙齿的外形可以划分:具备纹杆形式，钉齿还有弓齿。按照合理性，选择完全进给开式轴流型号。轴流式滚筒，它的直径为相当重要的数据[9] 。它直接影响整体脱粒装置的直径还有高度。如果直径过于大时，整机的外形会很大，重量也会太大。如果直径太小，很容易引起缠入杂草并堵塞死滚筒。进给量也很少，达不到高产的指标;因此，为了防止除草，根圆处最小直径应保证其周长大过该区域中最高切杆的长度。

　谷物分离设备要求很高。主要是尽可能将谷物从税收中分离出来，并鼓励尽可能少的损失，而不是损失太多。分离装置由合金钢等复合材料制成，因此具有更高的强度和韧性。当强度与韧性达到需要时，它才能具有更长的使用寿命。因为脱粒装置与谷物的量有关，所以选料要小心。因此，就材料而言，为了满足要求，选取 45#钢 [13]当作放出装备的材料。如图 2.10 所示。

　图 2.10 脱粒装置 2.3.3 制动装置的设计 收割机的启动体系是由制动与刹车两部分构成。制动器产生一个仅驱动车轮扭矩的移动设备，因此收割机可以迅速减速并停止运动。

　只有操作机构是移动机器的唯一工作机构。

　该设计采用双面张紧带式制动器摩擦式。(制动鼓)和刹车总成制动器(刹车带) [20] ，杠杆，踏板，复位卡簧是制动操作的机构部分。详细说明如下。

　这种设计在制动带的两端都有一个凸轮。制动期间，凸轮的旋转和运动只会使张力的两端同时产生。收割机可以使用相同的操作力来使制动器向前或向后相同。由于拧紧了两端以消除制动，因此可以减小制动鼓踏板行程之间的间隙。制动装置在机械应用中非常重要。制动部分同人的生命安全息息相关。该制动装置由脚制动器设定，外部模式为摩擦制动。操作简便，可靠方便。脚踏制动器广泛用于大型重型机械中。它们主要用于拖拉机，收割机，运输车和其他应用领域 [5] 。它们大多数用于采矿，煤炭，采矿，探测和运输。

　2.3.4 行走装置的分析与选型 履带 [12] 能够很好的地放大和地面的接触面积，进而减少接触地面的压力，进而确保整体功能。轮式装置，不损坏路面，驱动力小，适合长距离行走。因此，我使用轮式步行设备。如图 2.11 所示。

　图 2.11 轮胎 2.3.5 卧式输送带分析与选型 织物芯材质的输送带还有普通橡胶来封面表面会光滑而且平坦。棉纤维为最起先使用的主要材料，同橡胶粘合很容易，当湿度有一些加大时，大部分低强度 56 N / mm，抵抗腐蚀能力还有抵抗霉性相比之下较差，购买数始终下滑。21 世纪初期人们使用尼龙织物作为芯材已成为最大。然而尼龙纤维的强度亦升高至 700 N / mm，拥有抗水、抗腐蚀的特性，抵抗弯曲疲劳还有弹性的伸长率。聚酯纤维同尼龙纤维两者性能相似，利用弹性的这一性质，如果拉伸时侯，仅一半的尼龙纤维具有作用。在用新型材料制成的一般传送带上，它也应该耐高、低温 [1] 。相对其他材料有着出色的抵抗力。化学性能，较好的分层，附着力，很低的摩擦系数，光滑的外表和不错的尺寸稳定性。

　 3 传动部分设计及计算 在传输线设计当中，必须注意结合以下特征:首先，季节性工作非常强大。季节只有 16 到 20 天，作业很紧张，所以动力传动系统机械辅助体系确保工作可靠。要不能发生故障，从而不浪费珍贵劳动时间。另外，和别的设备相比，它为具备移动能力的机器，因此传动体系量尽可能轻巧。然后为它传动的部件，尤其是同其余农机相对比，所以它合并了上述要求，那么就要考虑下述原则: （1）传输路径尽可能简单，清晰。机器整体分两条线路:其一是切断传送线路，另外是打谷物传送线路，其二是互不相关。

　（2）头部驱动装置和打叶机的传动具有中间驱动轴，以确保可靠的传输，更少的故障，便于拆卸和维护变速箱。

　（3）此变速器传动部件不交叉或重叠。

　（4）尽可能使用三角皮带传动，并减少外部链传动。当间隔过于校或大的时侯，才会实现链传动。这是由于皮带传动的装置重量小，价格低廉，传动效率就会变高，方便使用与维修，噪音也会变低，因此它在载荷过大时会自行打滑，并且起到保护离合器的用途。

　（5）一切皮带运输机都能够带有张紧轮部分，这是由于皮带非常容易拉长。

　（6）由于有必要促进特殊部件的工作，因此应尽可能提供驱动轴以促进其他机构的运动。

　3.1 V 型带传动设计与计算 V 带传动的分析与设计:根据 V 带基准直径，皮带轮速度，中心距等已知条件，精准定位皮带轮辐条的构造，轮槽部分几何尺寸，公差、尺寸与表面粗糙程度要求还有有关技术来实现的技术与要求。

　烧接、焊接、铸造还有皮带轮的边缘处皮带轮设计方面，辐条，环网还有中心带轮，它们的设计都不能有裂纹，气泡，收缩等问题。

　铸造的轮不拥有使内部压力优化的能力，这里限定的最少 RIM，凸台，网络和轮毂表面缺陷修复。

　该速度高于皮带轮的极限速度(用于静态平衡)，而另一端用于动态平衡。

　滑轮常见的用料是 HT150 与HT200 [7] 。

　如果速度过高，这里多数为铸造钢造的，有的是钢板冲压

　 然后经由焊接造的。此传动过程中，皮带的传动功率不能超高，转速亦不可过高，进而选定皮带轮材料为 HT200。

　3.1.1 第一级的输出带传动设计计算 三角皮带驱动是使用张力轮的弹性带运动或动力机械驱动。由于传动原理不一样。要依靠皮带还有皮带间互相摩擦进而传递动能的类型。有的牙齿上带还有通过带轮传动方使，进而相互同步的带。带传动正常是通过驱动轮还有两张紧轮组成环形的带。皮带的驱动装置带传动包含:平带、多模带、V 带以及皮带传动 [10] 。广泛适用于农业机械的飞行区和专用于农业，园艺及其他设备的农业机械。

　虽然皮带传动装置的传动比没有那么精确，这就导致皮带寿命缩短，轴上负载亦较大，传动的装置外形上一些尺寸亦较大，导致效率偏低。但是，带传动的构造相对简单，传动也相对稳定，可以缓冲和吸收振动，使振动最小化，可以在更多的轴之间传递，并且可以传递更多的轴距，成本很低。它需要润滑油来润滑并且易于维护。因而，关于偏小型农机来说，皮带的传动 [14] 相对来说较为简单而且性能优异的传动方式。如图 3.1 所示。

　 图 3.1 V 带选型图 (1)从机械设计书中的表 8-8 选取的工作情况系数为: 3 . 1 Ak

　(2)计算功率: KW P K pA c52 3 . 1 40    

　(3)选择带型号:根据1,n P ca 由机械设计课本图 8-11，选用 SPA 型。

　(4)设定小带轮直径: 1100 d mm 

　 (5)分析并验算带速: s m v s ms mn d25 53.6 11000 602600 1001000 6011 11   

　 因此带速合适。

　(6) 通过计算与分析:

　大带轮基准直径: mm d i d 200 100 21 2    

　(7)初定中心距:       mm aaad d a d d00 3600 21000 2 100 2 00 2 100 7 . 02 0.702 1 2 1       取

　 (8)分析计算小带轮的包角大小:    120 0.9 1600 33 . 75100 00 2 1803 . 57180011 2       ad d ad d

　(9)计算带长度:  mm Lmmad dd d a Ldd100 1107980000 10030026004 220021 22 1       取

　 (10) 实际中心距和变动范围:   mm L a amm L a ammL La addd d380 1100 03 . 0 350 03 . 0335 100 1 015 . 0 350 015 . 035020 00 1 100 10 302maxmin00            

　 (11)确定带根数 Z: 根据mm d d 1001，查机械设计课本表 8-4 得: KW p 05 . 20

　根据min 26001r n ，2  i查机械设计课本表 8-5 得:30 . 00 p 根据小带轮包角，160.91 ，取95 . 0 k

　 根据，查机械设计课本表 8-2 得:90. 0LK   21.940 9 . 0 95 . 0 30 . 0 2.0573 . 41 1   zk k p ppza取 

　 3.1.2 第二级带传动的设计与计算 (1)由机械设计课本表 8-8 取工作情况系数取: 1.2 Ak

　(2)取小带轮直径: mm d 751  验证带速: s m v s ms mn d25 521 . 101000 6011 11 

　带速合适。

　(3)分析并计算: [15] 大带轮基准直径: mm d i d 225 75 31 2    

　(4)初定中心距:       mm aaad d a d d600600 210225 75 2 225 75 7 . 02 0.702 1 2 1       取

　(5)计算小带轮的包角:    120 68 . 1656003 . 7575 225 1803 . 57180011 2       ad d ad d

　(6)计算带长度:  mm Lmmad dd d a Ldd16406 . 1680240022500300212004 220021 22 1       取

　 (7)实际中心距和变动范围:

　  mm L a amm L a ammL La addd d42 . 1690 6 . 1680 03 . 0 1640 03 . 079 . 1614 6 . 1680 015 . 0 1640 015 . 03 . 166021640 6 . 168016402maxmin00            

　 (8)确定带根数 Z 根据 mm d d 751 ，查机械设计课本表 8-4 得: KW p 1.640

　根据min 26001r n ，2  i查机械设计课本表 8-5 得:30 . 00 p 根据小带轮包角，160.91 ，取95 . 0 k 根据 mm L d 16400 ，查机械设计课本表 8-2 得: 9 9 . 0 LK

　  357 . 299 . 0 95 . 0 30 . 0 64 . 173 . 41 1   zk k p ppza取 

　3.1.3 第三级带传动的设计与计算 (1)由机械设计课本表 8-8 取工作情况系数 [13] 取: 1.2 Ak

　(2)取小带轮直径: mm d 751  验证带速: 带速合适。

　, 25 521 . 101000 6011 11s m v s ms mn d 

　 (3)分析并计算大带轮基准直径: mm d i d 225 75 31 2    

　(4)初定中心距:       mm aaad d a d d400450 157.5150 75 2 0 5 1 75 7 . 02 0.702 1 2 1       取

　(5)计算小带轮的包角:

　    120 9.3 166003 . 7575 150 1803 . 57180011 2       ad d ad d

　(6)计算带长度:  mm Lmmad dd d a Ldd120011561600562522528004 220021 22 1       取

　 (7)实际中心距和变动范围:

　  mm L a amm L a ammL La addd d455 100 1 03 . 0 422 03 . 0404.66 1156 015 . 0 422 015 . 042221156 - 12004002maxmin00             

　(8)确定带根数 Z 根据，mm d d 751，min 26001r n ，查机械设计课本表 8-4得: Kw p 1.00

　根据min 26001r n ，2  i查机械设计课本表 8-5 得:30 . 00 p 根据小带轮包角169.31  ，取95 . 0 k 根据 mm L d 0 00 10 ，查机械设计课本表 8-2 得: 8 9 . 0 LK

　  49 . 398 . 0 95 . 0 30 . 0 0 . 173 . 41 1   zk k p ppza取 

　3.2 直齿轮传动的设计与计算 齿轮的传动类型有开式、半开式与闭式。就使用而言，分为低速与高速，重的负载与轻的负载。疲劳点蚀与局部磨损为齿轮传动部分先决失效的形式。其他故障包括胶合和塑性变形 [16] 。因此，材料的选择和齿轮的校核尤为重要。

　 初定小齿轮的齿数 241 z ，大齿轮齿数为 72 24 3 z z1 2    

　(1)计算转矩: mm NnPT 610594 98 . 020 145073 . 410 55 . 9 10 55 . 96 6         

　(2)计算接触疲劳需用应力  H

　查机械设计课本图 10-25:MPa MPaH H550 , 6002 lim 1 lim   

　mm N u N Nmm N L jn Nn            7 71 272 110 74 . 1 3 10 22 . 510 22 . 5 12000214501 60 60 查机械设计课本 10-23 取接触寿命系数， 95 . 0 , 90 . 02 1 HN HNK K

　   MPaSKMPaSKH HNHH HNH5235402 lim1 lim2211  

　取两者当中最小者为接触许用应力 [23] 。

　即     MPaH H5232   

　(3)小齿轮分度圆直径  3111 2 HE HdHttZ Z Z T Kd 

　 (3-1)

　式中， 2 . 1 HtK

　齿宽系数， 0 . 1 d

　区域系数， 5 . 1 HZ

　弹性影响系数，2 18 . 189 MPa Z E 

　重合度系数计算得 86 . 0 Z

　  mmmmZ Z Z T KdHE HdHtt04 . 975230.86 189.8 1.524 721 24 721.010 6.1 1.2 21 235311      

　(3) 齿轮模数分析计算

　  32112 Fsa FadFttY YzY T Km 

　 (3-2) 67 . 017 . 175 . 025 . 075 . 025 . 02 . 1    atYF取

　 查机械手册: 式中齿形系数， 76 . 1 , 56 . 22 1 Fa FaY Y

　应力修正系数， 76 . 1 , 58 . 12 1 sa saY Y

　屈服疲劳极限， MPa MPaF F380 , 5002 lim 1 lim   

　弯曲疲劳寿命系数 88 . 0 , 85 . 02 1 FN FNK K

　取安全系数 4 . 1  S

　    0164 . 086 . 23876 . 1 23 . 20138 . 057 . 30358 . 1 65 . 286 . 2384 . 1380 88 . 057 . 3034 . 1500 85 . 022 211 12 lim21 lim121  FFa saFFa saF FNFF FNFY YY YMPaSKMPaSK (5)因为大齿轮的 FFa sa YY大于小齿轮，所以取     01 . 20164 . 024 1688 . 0 10 1 . 6 3 . 1 220164 . 0325321122 2     Fsa FadFttFFa saFFa saY YzY T KmY Y Y Y  

　(6)分析计算几何尺寸 mm d bmm mz dmm mz dt d26 . 47 165 . 118 4 . 0288 72 496 24 412 21 1         

　 考虑到不可避免出现装配上的变动，那么为确保此设计的齿宽还

　 有节约材料，正常把小齿轮稍加宽 4~11mm,即     mm mm mm b b 58 ~ 51 11 ~ 4 26 . 47 1 1 ~ 41    

　那么小齿轮的齿宽mm 55 b 1 ，进而得出大齿轮齿宽mm b 502。

　(7)强度计算按齿面接触疲劳强度校核计算

　 Z Z ZuudT KE HdHH 1 2311

　 (3-3) 查机械设计手册:  HE HdHHEHdHMPaMPaZ Z ZuudT KZMPa ZZumm dK 56 . 54691 . 0 8 . 189 36 . 231 3120 110 1 . 6 91 . 1 21 291 . 08 . 18936 . 23120191 . 1353112 11     

　 齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降，所以按上述计算，齿轮满足要求。

　(8)主要设计结论 齿数241 z ， 722 z ，模数 4  m ，中心距 mm a 240  ，齿宽 mm b 521 ，mm b 462

　小齿轮采用 40 Cr （调质），大齿轮采用 45 钢（调质），齿轮按7 级精度设计。

　3.3 锥齿轮的传动设计和计算 锥齿轮传动首要实现的是两个交错轴间传动(多数是 90°)。该轴的轴角名为轴角，它可以依靠传动的需要来确定。一般为 90°。锥齿的齿常为圆锥形，末端的大齿逐渐收缩并变小。由于此特征，相应的正齿轮的相关“列”已成为“圆锥”锥齿轮，例如 [11] 齿顶锥，子圆锥等。锥齿轮当中正齿轮，齿槽形状还有曲线。直齿同斜齿锥齿轮等设

　 计，制造还有装配较简单，但是噪音大。弧齿锥齿轮它的齿轮的传动相对稳定，体积和噪声都小，负载能力大，过载大较大载荷。

　(1)选用标准直锥齿轮传动，压力角为 20 。初定小齿轮齿数 32，大齿轮齿数为2 13 32 96 z uz     。

　(2)计算接触疲劳许用应力  H

　查表机械设计课本图 10-25 有: MPaH6001 lim  ， MPaH0 552 lim 

　 mm N u N Nmm N L jn Nh            7 71 272 110 74 . 1 3 10 22 . 510 22 . 5 12000214501 60 60 查机械设计课本 10-23 取接触寿命系数: 90 . 01HNK ， 5 9 . 02HNK

　    MPaSKMPaSKH HNHH HNH5230 . 1550 95 . 05400 . 1600 90 . 02 lim21 lim121  

　取两者之间最小者为接触许用力 [22] ， 即     MPaH H5232   

　(3)计算小齿轮分度圆直径  3111 2 HE HdHttZ Z Z T Kd 

　 (3-4) 式中取， 1 . 1 HtK

　齿宽系数， 0 . 1 d

　 区域系数， 5 . 1 HZ

　弹性影响系数，2 18 . 189 MPa Z E 

　重合度系数计算得 86 . 0 Z

　  mmmmZ Z Z T KdHE HdHtt4.26 95230.86 189.8 1.519 571 19 571.010 6.1 1.1 21 235311      

　(4) 模数计算

　  32112 Fsa FadFttY YzY T Km 

　(3-5)

　67 . 017 . 175 . 025 . 075 . 025 . 03 . 1    atYF取

　 查机械手册: 式中齿形系数， 2.23 , 65 . 22 1 Fa FaY Y

　应力修正系数， 76 . 1 , 58 . 12 1 sa saY Y

　屈服疲劳极限， MPa MPaF F380 , 5002 lim 1 lim   

　弯曲疲劳寿命系数 88 . 0 , 85 . 02 1 FN FNK K

　取安全系数， 4 . 1  S

　    0164 . 086 . 23876 . 1 23 . 20138 . 057 . 30358 . 1 65 . 286 . 2384 . 1380 88 . 057 . 3034 . 1500 85 . 022 211 12 lim21 lim121  FFa saFFa saF FNFF FNFY YY YMPaSKMPaSK

　 因为大齿轮的 FFa sa YY大于小齿轮，所以取     01 . 20164 . 024 1688 . 0 10 1 . 6 3 . 1 220164 . 0325321122 2     Fsa FadFttFFa saFFa saY YzY T KmY Y Y Y  

　 (3-6) (5)几何尺寸计算 mm d bmm mz dmm mz dt d26 . 47 165 . 118 4 . 0288 72 496 24 412 21 1         

　 考虑到不可避免出现安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽 5~10mm,即     mm mm mm b b 7 4 ~ 2 4 10 ~ 5 37.70 10 ~ 51    

　取小齿轮宽度 mm b 471 ，那么大齿轮宽度 mm b 422 。

　(6)按齿面接触疲劳强度校核计算  Z Z ZuudT KE HdHH 1 2311

　 (3-7) 查机械设计手册:  HE HdHHEHdHMPaMPaZ Z ZuudT KZMPa ZZumm dK 56 . 54691 . 0 8 . 189 36 . 231 3120 110 1 . 6 91 . 1 21 291 . 08 . 18936 . 23120191 . 1353112 11     

　齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力准齿齿轮有所下降,所以按上述说明满足要求。

　(7)主要设计结果 齿数 321 z ， 962 z ，模数 3  m ，齿宽 mm b 471 ， mm b 2 42 。

　小齿轮（调质）利用 40Cr，大齿轮（调质）利用 45 钢，齿轮用7 级的精度来设计。

　3.4 收割的部分转速设计同计算 (1)设置割刀曲柄转速 [16]

　sVnP30

　 (3-8) 式中 [17] : PV --割刀的切割速度m PV V β =

　,  速比取值为 1.2~1.8 取1.4   代入

　 得PV =1.2m/s S--割刀的行驶距离 76.2mm 可得: min 472 r n 

　(2)拨禾轮的转速 [17]

　DVnmπλ 60

　 (3-9)

　 式中: KV-- 拨禾轮线速度m KV V λ 

　,  为拨禾轮速度比值为 1.7~3.0，取m OKV V / λ 

　 代入得 2.08  

　D --拨禾轮直径 m D 9 . 0 

　可得 min 21r n 

　(3)设定集谷的搅龙的转动速率 S r D KQn) - ( ψγ2402 2

　 (3-10)

　 式中

　N 代表收集搅龙转动的速度  代表充满系数一般取 0.2  代表输送物容重取31 59 m kg

　Q 代表搜集谷物上的绞龙的生产效率，取 s kg 2.58

　K 是考虑螺旋输送器由上至下偏角的最大尺寸，选择倾斜安放选择 0.56;那么水平放置为 1 S 为螺旋输送器中的螺距，倾放选 80mm，水平放置取 60mm R 叶片的大的径取值，取水平放置和倾斜放置分别为 50mm，60mm。

　r 代表螺旋输送器叶片小径，取水平和倾斜放置分别为18mm,28mm。

　737r/min = n 906r/min; = n2 1 (4)计算脱粒装置的转动速率 DVnπ60

　 (3-11)

　 式中: V——设定滚筒的常规运动速度为 10~16m/s，取 15.5m/s = V 。

　D——表示滚筒直径 (顶高直径)，关于偏大型农机选取h=70~75mm，其大小近似等于齿根圆直径然后加上两倍的弓齿高。而偏小的型号的农业机械的齿根圆的直径是 350 ~ 280

　D0 ，其中设定80mm ~ 50 ，取 404mm D 68mm, h   。

　540 = 2h + D = D0

　(3-12)

　带入其中的数据分析并计算得: min r 549 = n

　夹持链输送输送速度 分析其输送速率为 s m 0.82 ，并且根据其链片之间的距离为 35mm确定转速为: min 43 . 233510 82 . 03rRVn  

　 4 收割机的三维和运动方式 4.1 收割机的三维分析 此机器由前轮驱动后轮转向：

　(1)收割机在机器前。为了确保机器的整体稳定性，将机器尽可能对称 [7] 地布置在收割机的中心轴上，将植物连续且有规律地运输到脱粒机，避免在对中时轮子滚动到谷物。收割机应靠近驱动轮放置，来减少机器的总长度。

　(2)脱粒滚筒占据了收割机的大部分重量和空间。为了提高收割机组件的稳定性，应尽可能使用主动轮以减少滚筒的位置。该装置采用带中间进料轮的方式，并且通过将进料轮置于两个辊之间，提高了进料的稳定性并防止了杂草的进入。如果输送槽的传动轴的竖直长度h 小于滚筒轴的长度，则凹板的角度将更大，这可以改善脱粒和分离效果。缺点是进给阻力增大，传送带出口层长度减小，并且开口位于传送轴的下方。为防止石头进入，请在凹板入口的前面放置一个石头容器，使作物平铺开来，也可使石头掉下，并均匀地被滚筒抓住。在凹板出口处，过渡格栅必须正确放置，以防止排出物飞溅，并且应该使用读取器前端的第一触摸面进行隔离。装配模型如图 4.1 所示。

　 图 4.1 装配图 4.2 收割机的建模与装配 本次设计中主要运用了各种传动机构。相对机构来说应满足一些什么条件，各部件间才能具备一定的相对运动。以上在分析当前机构还有设计方面起的作用全部是很重要的。在机构中包含着很多构件，而各个构件之间的连接方式也是多种多样。因为连接方式不是固定的

　 连接，所以一定使构件之间具有相对运动。因此设计中满足机构构件的连接方式。

　开启 Solidworks，新建出一个零件的模型，如图 4.2 所示。

　 图 4.2 新建模型 点击到“草图”的工具处选项中的“连续线条”按钮，进而绘制出一个整体的框架，如图 4.3 所展示。

　 图 4.3 绘制草图 接着按下“特征”键当中“拉伸和基体”选项，上基准面是草绘的平面，“两侧拉伸”给定尺寸，如图 4.4 所示。

　 图 4.4 拉伸草图

　 接下来选择特征命令以下的倒角的命令下的倒角命令，选择将要倒角的线或者表面，给定要倒角的尺寸，进而进行倒角操作，如图4.5 所示。

　 图 4.5 倒后角 继续选择特征的命令下的倒角命令，选择前部两条线给定要倒角的尺寸进行倒角操作，如图 4.6 所展示。

　 图 4.6 倒前角 点击特征里面的抽壳工具，然后对参数进行常规设置。如果这个是相同厚度的壳体，则只需设置参数值就好。接着选择移除的面。就可以得到如图 4.7 所展示的抽壳效果。

　 图 4.7 抽壳

　 选择后平面，点击“草图”的工具选项卡中“长方形”按钮，进行绘制整体框架，如图 4.8 展示。

　 图 4.8 制作草图 利用绘制完成的“草图”然后利用拉伸还有切除键，选取将要拉伸还有切除表面，然后全部贯穿，如图 4.9 展示。

　 图 4.9 拉伸草图 这样我们的外壳就做好了。

　装配是对所有零件进...