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毕业设计论文题目水稻联合收割机的设计学院名称机械工程学院指导教师职称班级学号学生姓名摘要该水稻联合收割机可一次性完成收割、脱粒、筛选、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水稻。该机采用全喂入、轴流式滚筒脱粒机构收割，确保脱粒干净、破碎率低，分离性能好。关键词收割脱粒分离ABSTRACTThisriceharvestmachinecanreap,thresh,screen,separateandfeedonetime.Itissmall,light,anditcanbeoperatedflexibly.Alsoitcanbeusedwidly.Itcansolvetheproblemthatitisdifficulttoworkinmountainareainpaddyforthelargeharvestmachineormiddlelargeharvestmachine.Themachinecanworkverywellinpaddythatitsdepthisnotmorethantwentyinchesinsouthareawherethericecanbeplantedtwotimesinoneyear.Itcanbefeedwholly.Themachineworkswithaxleflowrollerthreshmachine,anditcanthreshandseparatewholly.Itscrackrateislow.Keywordreapthreshseparate目录开题报告,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,i任务书,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,iii摘要,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,v一、水稻收割机的总体设计,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,1（一）、整体结构,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,1（二）、水道收割机的总体布置,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,3（三）、确定整体参数,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,4（四）、确定水稻联合收割机的动力选折,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,6二、各工作部件的设计,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,9（一）、切割器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,9（二）、拨禾器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,10（三）、脱粒滚筒,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,13（四）、螺旋推运器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,16五、风扇,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,18（六）、离合器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,19（七）、变速箱,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,21（八）、制动器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,23（九）、拖拉机后桥,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,24（十）、转向器,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,26三、各主要零件的设计,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,44（一）、轴的设计,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,44（二）、V带传动设计,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,48四、参考文献,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,53五、结束语,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,67六、翻译,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,,68前言毕业设计是大学里的最后一次设计任务，具有举足轻重的作用，它是对我们大学四年来所学的知识的总结，旨在培养我们综合运用所学的基础知识、专业知识去分析和解决生产实际问题的能力及培养正确的设计思想，并通过运用设计标准、规范、手册、图册和查阅有关技术资料去进行理论计算、结构设计、绘制图样、写相关说明性材料，培养我们进行机械设计的基本技能和作为工程设计人员的基本素质，为我们毕业后走上工作岗位打下基础。收割是谷物栽培的最后环节，对于谷物的产量和质量具有很重要的影响。收获的季节性很强，农时紧迫，人工收割劳动强度大，为此设计收割机，本次设计的谷物联合收割机是集收割、脱粒、分离、清选为一体的作业，相对于分别收获来说，其机械化水平较高，能显著提高劳动生产率，降低劳动强度，能及时清理田地，以利于下茬作物的抢耕抢种，在次设计中，我遇到了许许多多的困难，从对农业机械的一片空白到对收割机的整体把握，和对其国内的收割机机构的了解，都倾注了老师和自己的汗水，特别在绘图期间，得到了老师的悉心指导，对本人设计和以后走上工作单位都打好了良好的基础，通过三个多月的设计，通过学习、提问、认真查阅相关手册，终于使本次设计任务圆满完成。在此向彭老师和同组同学表示由衷的感谢。当然由于时间仓促，个人所学知识有限，因此该设计还存在这样那样的缺点及不足，还请各位老师及同行给予批评指正，在此一并表示感谢。编者年月一、水稻联合收割机的总体设计该水稻联合收割机可一次性完成收割、脱粒、筛选、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水稻。该机采用全喂入、轴流式滚筒脱粒机构收割，确保脱粒干净、破碎率低，分离性能好。（一）、整机结构该水稻收割机为轮式自走全喂入联合收割机，整机分为行走部分和收割部分，行走部分采用四轮式拖拉机形式，驱动形式为柴油机前置后轮驱动，行走轮采用人字橡胶轮，后轮（驱动轮）用特制的刚轮制成，有利于增加行走时对土壤的附着力，发动机到变速箱之间采用单片摩擦式离合器传动动力，变速箱是在拖拉机变速箱基础上加大传动比而成的，采用前轮转向，由转向盘经过转向节和转向摇杆控制转向，制动器由双端拉紧带式制动式，采用半轴制动。有动力输出轴经过变速箱输出。前悬梁伸出约0.5m用于悬挂收割机割台。收割部分由割刀，搅龙，输送链、脱粒滚筒、凹板、逐稿轮、逐稿器和清选筛、风扇、螺旋推运器、和接粮平台组成。收割机割台由割刀、搅龙组成，其上端两点悬挂在前悬梁上面，下端由液压缸支撑在车架上面，可以调节割台的高低，当需要割在较高时，只需要将液压缸支起即可。设计收割机的结构需要从以下几个方面加以把握。工艺过程连续、流畅。在布置工作部件的相互位置和尺寸时，除了考虑个工作部件的生产率平衡和各部件的参数确定，注意交接过度部位的设计，保证谷物联合收割机的均匀连续，避免出现超负荷的部件和产生不应该有的损失。同时，还要整车的结构尽量紧凑，本设计充分考虑了以上情况，从水稻的实际生长情况和田间作业的复杂情况进行分析，确定了拨禾轮的结构尺寸，转速，以及其离地高度和相对于搅龙的位置，采用手动调节可以充分满足多种倒伏或生长情况不同的水稻，相对于同类联合收割机，本车结构也比较紧凑。工作中的行走部分的宽度小于割台的宽度，不存在压禾，拖禾的现象，收粮平台设在收割机的右后侧，茎杆从车的后方抛出，不会影响机器的连续作业。本联合收割机采用带伸缩拨指的螺旋推运器。在这种割台上，影响向脱粒装置均匀输送作物的主要配置尺寸有护刃器至螺旋推运器的距离。此值过大，则在收割低矮作物时，割下的作物要在割台上堆积一定度后，才能被推运器叶片抓取推运，不仅大大影响输送均匀性，严重时还会造成堵塞，同时在输送过程中，作物容易滑落地面造成损失，此值也不能太小，因为长径杆作物从割台上滑落地面，而且螺旋推运器还妨碍拨禾轮后易靠近割刀/因此，这个距离要应该根据使用地区作物的高矮来设计，本设计是对中等高度的水稻进行设计的，选取的推运器外径与切割器至推运器中心的距离之比取为1.3割台就会绕与前悬梁铰接的两点转动，设计中，由于将两铰接点的中心与输蕙链下面的从动轮在一条心线上，所以就能保证搅龙叶片到输送链的距离始终保持不变，保证被割刀割下的作物经过搅龙收集后能顺利送到输送链中，输送链较与地面之间的夹角约为35度，输送链将作物输送至脱粒滚筒，脱粒滚筒采用轴流式纹杆滚筒，有利于减小破碎率，和未脱净率。与滚筒相配合使用脱粒的是凹版，作物进入滚筒后，一开始由于滚筒相对于作物的速度冲击将大部分谷粒脱净，一方面由于作物和凹板的搓擦将作物脱掉，大部分茎杆随着纹杆的方向向滚筒的一端移动，经过逐稿轮将茎杆抛出去，谷粒和小部分茎杆和杂草将落在滚筒下方的逐稿器和清选筛上面，在逐稿器和清选筛的抖动下，谷粒将掉下筛孔，小部分茎杆和杂草在逐稿器和清选筛抖动和其下面的风扇作用下被送出去，谷粒经过筛孔后，由于周围的倾斜面较大，而被集中在螺旋推运器中，经过螺旋推运器被送往接粮平台上的接粮装置中，经过这样的清选后，可保证较高的清洁度，损失率也较少。滚筒、凹板、逐稿器逐稿轮，风扇，以及螺旋推运器都在整车的后部，装在薄壁铁板里面，为了加固薄板的强度，在薄板外面加由若干角钢焊接的支架，薄壁与角钢用螺栓连接大部分轴承座都装在角钢上面。这样的结构既保证了足够的受力强度和刚度。又使整车的重量得到减小，还可带来维修和坼装的方便。（二）、水稻联合收割机的总体布置本水稻联合收割机的总体布置的特点是收割台悬挂在车架悬架的正前方，倾斜输送链布置在收割机的左侧，后轮驱动，前轮转向，主要工作线基本按照整车纵线对称布置，驾驶台位于脱粒机的前方，发动机布置在前轴上方，通风散热良好。1.拨禾轮、割台、搅龙、输送链的相互布置拨禾轮和割刀的位置需要根据具体情况（作物的倒伏、高度、湿度等）考虑，一般情况下，拨禾论布置在割刀的正上方，其离地高度和相对于搅龙的位置详见拨禾轮的设计说明。2.推运器叶片的外援与割台的底板和后挡板之间的间隙若着两个间隙过大，作物在输送过程中会从后挡板返到过桥口的上方，经伸缩拨指的挑动，抛到前方造成损失。如返草过多，还会造成倾斜输送器入口的堵塞，推运器和底板的间隙的大小随作物层厚度而定，本设计中取15mm，推运器与后挡板之间的间隙为5mm，3.推运器叶片外缘至倾斜输送链链耙的距离考虑喂入均匀，及时抓取，本设计中取其距离为80mm4.拨禾轮弹齿尖与切割器的最小间隙，在设计中拨禾轮弹尖与切割器的最小间隙可调，调整范围为50300mm，5.脱粒装置的的配置本联合收割机的脱粒滚筒采用切流型，一个纹杆滚筒，由于本设计的倾斜输送链的倾斜角度不大，所以作物经过输送链末端时，按过桥底板延长线与滚筒表面切线所成的夹角方向想凹板喂入，当本设计中的倾斜输送链主动轴至滚筒中心的的垂直距离H不大，几乎于起在同一水平位置上，故获得较大的凹板包角，有利于脱粒和分离性能的提高，但作物的喂入不够连续、流畅。凹板出口处过度栅条的配置情况，对脱出物的分离和进入逐稿器的部位有很大影响。脱出物近似按照凹版出口的切乡位置飞出，当碰的袄逐稿论后改变方向，基本上按照想碰叶片的切线方向散射开来。6.逐稿器和清选装置的配置本设计机中采用逐稿器为但片键式逐稿器，逐稿器的总宽度有收缩比和喂入量来确定的，本设计中逐稿器宽度为1.15m比滚筒的宽度略宽，清选装置是采用逐高器下面安装的风扇进行的，详细参数见风扇部分。7．机器重心的配置在培植各工作部件的同时，还需要考虑机器的重心位置，使各轮轴的负荷分配合理，本设计中采用了轮式收割机的方式，驱动轮承受了整机重量的60，操向轮的载荷有点大，为了减轻操纵力，在操向系统中设置操向加力装置。前后轮承受的重量均小于其额定承受能力。机器左端安装的倾斜输送链，但由于倾斜输送链质量不大，约为整车的5左右，而且在收割机的右端布置有接粮平台，基本上平衡了左端输送链的质量。联合收割机的中心高度是影响整车稳定性的最重要因素，本设计中，由于轮距的宽度不大，离地间隙250mm，量使机构紧凑，总高控制在1.85m之内，基本上保证了整车的稳定性。本机的驾驶工作条件此水稻收割机的驾驶坐椅安装在中间位置，在后轮轴斜上部，有利于整车的重心平衡和扩大驾驶员视野以及提高驾驶的舒适度。总体布置还需要考虑使用，调节和维修的方便性，本设计中脱粒工作部件和清粮装置以及集粮推运器都装在薄壁钢板内，顶面可以掀开，进行观察，发现问题，和修理。为了便于驾驶员的操作，对各手柄和脚踏板的位置以及行程的设计都是按照拖拉机标准设计，手柄的最大行程不超过200mm最大操纵力小于100N，脚踏板的行程不超过50mm，踏板上的操纵力小于200N。（三）、确定整体参数1.设计喂入量本设计喂入量为q0.30.5kg/s2.割幅初设为B1.2m3.前进速度由于qBVmW（11/β）/C（※）式中Vm为机器前进的速度，m/sW为作物单位面积产量，kg/亩，取450kg/亩β为喂入的谷粒和茎杆之比，简称谷草比，取β1C1333将以上数据带入※中可以求得Vm0.350.65（m/s）由※式可以知道，当其他条件不变时，割幅B和前进速度之间成反比关系。对于既定的设计喂入量，是选择叫小割幅配以较快的前进速度，还是采用较大割幅配以较低的速度，要根据情况具体分析，从谷物联合收割机的本身的结构来看，随着割幅的增大，整体的尺寸和重量也要增大随着前进速度的提高，行走消耗的功率也要增大，发动机的马力和重量也要增加，，从使用条件来看，如果在小块田里作业，割幅太大会运转不方便，如果联合收割机使用的地区的平均田块面积较大，用较大的割幅和较低的速度可以减少机器往返运行的次数，减少行走的功率消耗并缩短地头转弯所花费的空行时间，提高经济效果，而南方的田块正是平均面积不大，应选用小割幅的收割机。4.滚筒长度，分离器尺寸和收缩比对全喂入谷物联合收割机的工作部件的研究指出，逐稿器的分离损失率是限制联合收割机喂入量的关键。逐稿器的分离损失率与茎杆层的厚度有密切关系，当其他条件不变时，随着喂入量的增加，茎杆层变厚，损失率加大，当喂入量超过额定值时，损失率急剧增加。谷粒在茎杆层中占的体积很小，可以忽略不计，则逐稿器上茎杆层的厚度h可按下式求得。h（1δ）q/BzηγVz式中h为茎杆在自然状态时的厚度，mq机器作物的喂入量，kg/sδ为谷物中谷粒的含量，一质量百分比计，δβ/（1β）（β为谷草比）Bz为逐稿器宽度，本设计中由于采用了割幅为1.2m，滚滚同长度取为1.1mη为逐稿器宽度利用系数，取为0.7γ为茎杆在自然状态时的容重，经查相关的专业书籍，水稻的容重大约为30kg/m3为茎杆层沿逐稿器运动的平均速度，一般情况下，Vz0.4m/s。将数据代入上式中，可以求得h0.010.15m之间。分离器宽度为1.2m。5.轴距、轮距，接地压力和最小离地间隙联合收割机的轴距B0主要根据使用地区的地形条件，考虑整机通过性，机动性和稳定性的要求，经过与同类机器比较后，同过总体不止而最后确定的，轮式联合收割机的轴距，与整机的机动性和稳定行有密切的关系。缩小轴距可以减小转弯半径，提高机动性，但会使纵向稳定性边坏。纵向稳定性是用联合收割机上坡（下坡）使，通过重心铅垂线与地面的交点不超过前轮与地面接触点时坡度角来衡量的，次联合收割机体积不大，中心不高，为了使机器在作业时运转灵活，又要满足稳定性的要求，本设计取1250mm。联合收割机的轮距的确定也要根据使用地区的地形条件，考虑整机通过性，机动性和稳定性的要求，经过与同类机器比较后，同过总体不止而最后确定的，轮式联合收割机的轴距，与整机的机动性和稳定行性有密切的关系。也要通过汽车的总体布置确定，轮距应当小于总车宽度，本设计中去轮距为0.95m。联合收割机的最小离地间隙与整机的通过性能有密切的关系，最小离地间隙一般不小于250300mm。6.总长、总高、总宽收割几的总长、总高、总宽由总布置草图确定。还必须要求起满足机动性，灵活性和稳定性的要求。本设计中取总长为4380mm，总高1880mm，总宽1540mm。7.外形尺寸的确定和中心的估算外形尺寸，既长、宽、高主要取决于割台、脱粮装置、驾驶室以及离地间隙、轮子大小、轴距、论距等尺寸，本设计的联合收割机的总体尺寸在上面已经说明了。参照同类不见的重量资料，估计本车重量在1吨左右。根据总体布置图计算出本联合收割机的中心大约在距离前轴为70mm，距离后轴为550mm，且基本上落在纵向的中心线上。根据此重心位置可以计算出前轮既导向轮所承受的重量为44，后轮所承受的重量为56。（四）、确定水稻联合收割机的动力选择水稻联合收割机除了要克服行走阻力外，还需要克服各工作部件的阻力。由于田间土壤、地形的变化，行走速度的差异、作物生长情况和湿度的变化以及杂草等因素的影响，使联合收割机的工作符合是不稳定的，所需的功率经常在变化。为此，选择发动机的时候，不仅要根据功率的平均值，还要考虑到符合最严重时所需要功率的最大值，让发动机有足够的储备功率，以保证联合收割机在各种条件下都能正常工作。谷物联合收割机的符合不稳定的特点，不仅使功率消耗经常在变化，而且对工作质量有很大的影响，因为当符合发生变化时，使的发动机的工作不见的转速也相应随之改变，而工作部件转速的改变，僵直界影响机器的切割质量、脱粒损失、分离损失和子粒破碎率，因此没，应该控制发动机和工作不见由于负荷变化引起的转速变化量，使其不超过一定的范围。在选择发动机的时候要研究它的调速特性，选择工作点在传动设计中，则应该使传动系统（滚筒）具有足够的转动惯量，一克服瞬时增大的阻力。下面计算个部分的功率。１、行走部分图31行走轮如图31，在牵引力的作用下，策划能够手垂直载荷Q的行走论，沿着地面均匀转动时，压入土中一顶深度Z0，并在地面流下轮辙，如上图所示，此时，土壤与轮子接触处有土壤对轮子的法向反作用力的合力N和切向摩擦力的合力T。此外还有作用与轮子周套中的摩擦力矩Mm。通常Mm很小，可以忽略不计。法向反作用力N垂直于轮缘并通过轮心，社他作用与A点，A点的论心的水平距离为rd。N和T的合理为R，其水平分量为Rx，垂直分量为Ry。若在某一瞬时外力出与平衡状态，则∑Fx0，PRx0∑Fy0，QRy0∑MA0，PrdQd0整车质量跃为1.2吨故Qkg又RxfzQ（fz为轮子滚动阻力系数，这里取fx0.3）RxkgPRx90k主动轮主动轮的受力情况如下图所示当忽略掉M,时其平衡方程式Pt（FzRx）0QRy0Mq（PtRx）rdRyd0且RxQFzkgPtkgMq（.6kgm总的扭矩为M2Mq2761520Nm取车的平均速度为0.5m/swMθkw即行走部分所需的功率为1.9kw。（二）、工作部分1.滚筒部分所需要的功率，由经验公式可以求得，滚筒的功率约为2kw。2.又后面章节所计算的割台螺旋推运器的功率约为0.48。3.集粮螺旋推运器的功率为0.18。4.割刀工作部分的功率经过标准查得约为1kw。5.风扇工作功率由后面风扇章节求得约为0.5。由所计算的每个功率的总和，可以求得是需要的柴油机的额定功率，选择柴油机的额定功率为8.82kw，转速2200r/min，最大扭矩为1650N.M柴油机的储备功率为二、各工作部件的设计（一）、切割器1．选用标准型（国标Ⅱ型）既单刀距行程型（Stt76.2）其切割速度系数见表为切割速度m/s始切速度Vz终切速度平均切割速度v最大切割速度vmax割刀平均速度v系数K3.83.53.854.02.52．割刀速度和机器前进速度的关系收割机工作时，割刀一面做往复运动，一面做前进运动，其绝对速度是着两种速度的合成。割刀速度和机器前进的速度的关系可以用进距来表示（既割刀完成一次行程的时间内机器前进的距离）HVmЛ/w30Vm/n式中Vm表示机器前进速度，m/sn表示曲柄转速，r/minw表示曲柄角速度。也可以用气割速度比λq表示割刀速度与机器前进速度之间的关系。λqVjd/Vm（Sn/30）/（Hn/30）S/HVjd表示割刀平均速度，m/sVm表示机器前进速度，m/sS表示割刀行程，mmH表示割刀进距，mm。切割器在实际工作中，如果切割速度比λq过小，则割桩不整齐，切割质量不稳定（发生茎杆折断、拉断等）若λq过大，则可能发生重割，或造成机器的振动加剧。根据许多学者实验得当前进速度Vm在1m/s左右时，如果切割速度比λq1.6，没有发生割桩不齐或切割质量不稳定的现象但临界切割速度比λl是随机器前进速度表化而改变的，若令Vm1.0m/s的临界切割速度比为λl。则Vm0.5m/s时，λl（1.21.4）λl。Vm2.0m/s时，λl（0.81.0）λl。（二）、拨禾轮本设计选用偏心拨禾轮，适合南方水稻收割用，收割直立和一般倒伏的作物，也使用于本设计的卧式割台联合收割机。拨禾轮运动轨迹的形状，决定于拨禾轮的圆周速度Vy与机器前进速度Vm的比值λVy/Vmλ为拨禾速度比。只有当λ1时，才有可能将作物茎杆引向割刀配合切割，并在割断后继续的向后推送茎杆，一面在割刀上发生堆积和堵塞。λ>1时，拨禾轮的工作情况才是正常的。拨禾轮的工作过程，每块拨禾轮从开始接触未割的作物，直到将已经割的作物向后推送并淤滞脱离接触，着是他完整的工作过程，要时拨禾轮具有良好的工作质量，除了满足λ>1外，还应该满足工作过程中的不同阶段的要求，拨禾轮在插入作物丛时，起速度应该垂直向下，这样对蕙部的冲击最小，可以减少脱粒损失切割时，拨禾轮应该扶持作物茎杆，以配合进行切割，避免切割器将茎杆向前推倒茎杆割断后，拨禾板要继续稳定的向后推送，既要清扫割刀，哟要防止作物向前翻倒或被想上挑起，造成损失。1.要使拨禾轮沿垂直方向插入作物丛拨禾轮轴的安装高度就必2.须满足HLh（R/λ）R为拨禾轮的半径，h表示割刀离地高度，L为作物高，H为拨禾轮轴安装高度。由此可以知道，在工作中，如果拨禾轮速度比λ、拨禾轮半径R和割刀离地高度h一定，则收割不同高度的作物时，就要求拨禾轮的安装高度需要调整。2.清扫割刀和稳定推送的条件当茎杆被割断后，要求拨禾轮继续起推送作用，使其离开割刀，比拟感整齐的向后铺放在各台上，如果此时拨禾轮的作用点位于已割作物中心的稍上方，就能将茎杆稳定的想后推送，直到与拨禾轮圆周相切的位置，如果拨禾轮的作用点过高，清扫割刀的作用将减弱，如果拨禾轮的作用点在重心之下，，则割断的作物很可能回绕在拨禾板向前翻到或被挑起，早成损失。已割断作物的中心位置，一般在顶部向下的1/?处，设已割部分长L1，则ll1/3。因此，要求拨禾板作用在割断作物的中心点以上，则应该保证H≥R2/3（Lh）3.拨禾轮的转速本次设计采用偏心拨禾轮形式，因为普通拨禾轮只使用于收割直立的和倒伏程度不大的作物，应为他的拨禾板是沿径向安装的，所以不能插入倒伏程度较大的作物从中，并将其扶起。相反，甚至有将作物压倒的趋势，并且拨禾板对最物蕙部的冲击也比较大，为了适应收割倒伏的作物，在此联合收割机上采用了偏心拨禾轮的结构，他的特点是用搂齿代替拨禾板，用偏心机构的搂耻做平面平行运动，从而有利于想倒伏的作物丛插入并将其扶起，将少对蕙部的冲击和搂齿上提是的挑草现象。偏心拨禾轮的构造极其原理入土所示1为管轴，管轴不一端的延长部分3弯成曲柄的形式，7为拨禾轮的轮毂，与轴刚性连接，七回转圆心为O，空心圆环是偏置的，偏心距为O1O，管轴的曲柄端3穿在偏心圆环的辐条5外端的销孔内中，这样O1O13就组成了平行四杆机构，工作时，搂齿方向一直不变。为了收割倒伏方向不同的作物，搂齿的倾斜角也应该能够调节，在实际使用中，当收割向前和向一侧到伏的作物十，搂齿应该调节成倾斜1530度，并将拨禾轮降低和前移。当收割向后倒伏的作物时，搂齿应该调节向前倾斜1530度，并将拨禾轮降低和后移，当收割直立作物时搂齿可与地面垂直，本设计中搂齿长为200mm。为了选择拨禾轮的转速，首先确定拨禾速度比，前已分析，拨禾轮正常工作的必要条件是λ≥1。加大拨禾速度比λ，拨禾轮的作用范围和作用程度增加，但是λ也不能过大，他受到两方面的限制但机器的前进速度Vm一定时，增大λ值，就要提高拨禾轮的圆周速度Vy，浙江因拨禾板对作物蕙部的冲击增加，而使脱离损失剧烈增加，经过实验证明，对于南方的水稻，Vy一般不超过1.5m/s。另一方面，当机器前进速度Vm较高时，为了使Vy不超过受脱离损失限制的允许直，拨禾轮速度比就应该减小。当机器前进速度较低时，有可能在Vy不超过3m/s的情况下，大大增加拨禾速度比λ，但是λ值过大会出现作物的回弹现象，也将8λVy/VmRw/Vmwπn/30造成损失的增加。经过专家实验，水道联合收割机的λ一般取1.32.3。这里取1.所以n30λVm/πR301.8/π0.422r/minR为拨禾轮的半径，w为拨禾轮的角速度。N粗取为22r/min，前进速度Vm应该根据机器的生产率、割副、调配动力等因数而定，在使用中，由于地块条件、亩产量和作物的状态等情况的改变，而需要改换不同的前进速度。这里粗定Vm为0.5m/s。4.拨禾轮的直径拨禾轮的直径，与铅垂插入、稳定推送都有很大的关系D≤2λ（Lh）/3（λ1）21.8（0.80.2）/3（1.81）0.9m既拨禾轮的直径D取900mm。5.拨禾轮的调整为了适应各种不同的作物条件时，在使用中，拨禾轮轴的位置需要进行高低调整，前后调整前后调整，本次设计的拨禾轮是被按装在角钢支架上，其轴承座是用两个螺栓固定在角钢的孔内，角钢上有钻有4个孔，可以进行前后调节、上下调节，上下调节和前后调节的原理差不多，是用改变上下螺栓连接的位置而改变的。（三）、脱粒滚筒纹杆滚筒式脱粒装置的凹板一般是整体栅格状的。凹板由固定在两侧凹板架上的扁钢横格板条和穿在其孔的钢丝组成。凹板圆弧所对的圆心角称为凹板包角。凹板的构造与包角大小对脱粒能力和分离有很大的影响。横格板的上顶面一般为其棱角，并高出钢丝，其高度h515mm,以阻滞谷物通过并且使谷物受到冲击和搓擦而脱粒。国外试验表明，这一距离为9mm左右时，不但有利于脱粒，而且还能使凹板起到自净作用，以免发生堵塞。横格板的上顶面一般还要比两侧板高出45mm,以备横格板前棱角的磨损。凹板的结构一般多是完全对称的，这样当横格板前棱角磨损后，可将凹板调转180?使用。凹板筛孔尺寸（横格板间隔）b3050mm,宽（钢丝条间距）a815mm,钢丝直径为312mm.有的机器上，考虑到脱粒装置的脱粒分离特性,凹板横格板的间距不是均匀的，而是前端大，后端小。有的机器为了适应收获大小不同的子粒，备有几种型号的凹板，主要的区别是钢丝的直径和钢丝的中心距不同。本收获机凹板包角105?,栅格扁钢尺寸为808mm,相临两扁钢之间的距离为38mm,钢丝直径为5mm,钢丝之间的距离为13.9mm.调节凹板间隙的机构。出口间隙通过转动螺母来调节入口间隙通过四杆机构来调节。调节后用齿板和螺钉将手柄锁紧。1.脱粒装置的辅助件脱粒装置的辅助件有逐稿轮，喂入轮等，本设计为了简化机构也受位置的限制，没有安装喂入轮。逐稿轮安装在滚筒的后上方，旋转方向和滚筒的相同，用来除缠在滚筒上径杆，并将滚筒的脱出物抛至锄稿器上.一般除稿轮的直径为250400mm.2.纹杆滚筒式脱粒装置纹杆滚筒式脱粒装置由圆柱形纹杆滚筒和栅格状凹板组成。当作物均匀地喂入脱粒装置和高速回转的纹杆相遇时，受到冲击并有部分谷物被脱下。在纹杆的搓檫下，作物被拖进脱粒间隙，纹杆从作物层面上通过，继续对作物进行冲击脱粒。在凹板的前部就脱下大部分谷粒，在凹板的中部，随着脱粒间隙的变小，作物层受到的搓搽和挤压作用加强，开始生层移，层厚逐渐减薄，且向出口方向运动，运动速度则逐渐增加。在纹杆周期性冲击下，作物层时而压紧，时而放松，形成径向振动，振动的频率由纹杆数及滚筒转速决定。3.脱离装置的调节机构为了适应各种,品种,成熟度和湿度的谷物,脱粒装置通常通过调节滚筒转速和凹板间隙来改变脱离作用强度.（1）滚筒转速的调节改变滚筒的转速的方法有两中在脱离时用更换皮带轮的的方法,在本次设计中,采用三角皮带轮无级调速器的办法如土所示为本设计的三角皮带轮,滚筒皮带轮有动力输出轮带动,装在动力输出轮上的皮带轮为主动轮,由动盘1,定盘2构成,定盘用6个螺栓固定在轴套4上,轴套用平键3与主动轴相连.定盘上还固定有三个导向销起导向作用,动盘套在轴承上,可以滑动.轴承套9一端有外螺纹,和调节套10的内螺纹配合,调节套上固定一链轮,调节套便能在轴承座上左右滑动.调节套与动盘间装一推力球轴承5.限位板7可以调节,用以控制滚筒皮带轮的最高转速.无级变速器的被动轮装在滚筒轴上,有定盘1,动盘2构成,定盘有8个螺栓固定在大轴套5上，大轴套通过轴承4,小轴套3安装在滚筒轴上,经其外端的缺口和滚筒传动轮毂8的驱动爪啮合,将皮带轮的动力传给滚筒轴.动盘套在大轴套上,由弹簧7压紧,弹簧有压罩6和卡簧定位.滚筒传动轮彀用平键与轴相连,用紧定螺栓压紧,卸下传动轮毂,滚筒皮带轮就能在滚筒轴上传动.当需要调节滚筒转速时,在驾驶台上摇转调节手柄6,固定在手柄上的主动链轮5就通过中间链轮4,带动调节链套在轴承轮2.调节链轮和调节套固定为一体,前者转动时,便使调节坐上左右移动.调速过程如下顺时针转动调节手柄时,经链传动装置,使调节套右移,经推力球轴承推动动盘向定盘合拢,使主动皮塞轮的工作直径增大.在皮带的张力作用下,滚筒皮带轮被动带轮的动盘向外压缩弹簧,使被动带轮的工作直径减小.于是传动比增大.当逆时针转动调节手柄时,主被动皮带轮的动盘运动方向与上述相反,从而使传动比减小.这种变速器可使滚筒转速在6001300r/min范围内调节.在脱大粒作物时,还可以安装减速器,将滚筒转速降到300r/min以内.（2）凹板间隙的调节调节脱粒间隙有两种方法,一种是凹板板不动,移动滚筒另一种是滚筒不动,移动凹板.显然,前者比较麻烦,所以多用后者来调节脱粒间隙.移动凹板有分别调节和连动调节.它的调节机构简单,但调节费时,主要用与脱粒机.联动调节只需在凹板的一侧就可同时对入口和出口间隙进行调节,虽然结构复杂些,但使用方便,在联合收割机上得到广泛应用.（四）螺旋推运器螺旋推运器是一重结构简单、工作可靠的输送器，能水平倾斜输送，本设计中的均为水平输送，本设计中两次用到螺旋推运器，割台上的螺旋推运器是用来输送茎杆的，集粮装置上的螺旋推运器是用来收集清选后的谷粒的。它是由焊在轴上或筒上的螺旋叶片及外壳组成。随着螺旋推运器的旋转，谷物被推向一端，根据螺旋叶片的旋向后轴的转向，谷物可以想不同方向上输送。1.工作原理和物料的轴向移动速度螺旋推运器的工作面，是由一跟垂直于轴的直元线一面绕轴等速旋转，一面沿轴等速移动而形成的螺旋面。形成线每转一转移动的距离，S叫螺距，叶片上各点的螺距是相同的，但因为其半径不同所以各点的螺旋升角是不一样的，如上图，外径处的螺旋角aR是最小，内径处的螺旋角是最大的，其余介于两者之间，当螺旋推运器一角速度w绕Z轴回转时，若在任一半径r的O点处有一物料质点，则它一面与螺旋面之间发生相对滑动，一面沿Z轴移动，其运动速度可由速度三角形求得。螺旋推运器的螺旋角应当满足下面的条件，tga≤1/tgΦ即a≤90。2.基本参数在本设计中的两处螺旋推运器中，所取参数为（mm）名称外径螺距搅龙轴轴距叶片割台螺旋推运器500±集粮螺旋推运器125±.53.功率计算由公式NQ（LhH）ηQ为螺旋推运器生产率，割台螺旋推运器的生产率和喂入量是相等的，即取平均0.4kg/s，由于茎杆和谷粒的比值约为1.2集粮螺旋推运器取为0.18kg,Lh为螺旋推运器的水平投影长度，割台螺旋推运器的水平投影为1.2m，集粮螺旋推运器的水平投影为1.0m，H为螺旋推运器的升运垂直高度，本设计中采用的螺旋推运器都是水平安装，即升运垂直高度H为0，η为螺旋推运器的倾斜安装修正系数，倾斜角为0，故η1将数据代入公式得，割台螺旋推运器的功率N0.41.20.48kw集粮螺旋推运器的功率N0.181.00.18kw。（五）、风扇部分风扇是脱粒机和联合收割机的重要工作部件，本设计中采用的风扇是双面进气，叶片平直，且为矩形，叶片内径为120mm，叶片外径为250mm，叶片不切角，壳体出风口高度h150mm，壳体宽度B350mm风扇叶片数Z5压力级别为低压，风扇转速为650转/min。壳体采用螺线型，其能使一部分轮产生的气流速度转变为静压，风扇出口出沿高度方向的流速分布较均匀，可以提高效率。（六）、离合器部分离合器是位于发动机和变速箱之间，他分离时切断动力，接合时传递动力。在本次设计中，之所以要装有离合器，起主要原因是1.收割机行走部分的发动机是在变速箱的主传动和从动轴上的齿轮脱开啮合的情况下启动的（内燃机不能带负荷启动）。发动机启动后，变速箱主动轴上的齿轮既随曲轴一起高速旋转，这时如果要挂挡，结果不仅挂不上档，而且必然会把齿轮牙齿打坏。因此，在变速箱主动轴和发动机的飞轮之间要装有离合器，离合器分离时临时切断动力，以保证变速箱能顺利挂档。变速箱在变换排挡时也是如此。2.离合器分离使变速箱挂上排挡以后，需要结合动力使收割机起步，如果离合器不能保证平顺接合动力，则收割机起步时会产生很大的惯性力，着不仅使传动系零件容易损坏，而且发动机也容易被憋熄火，因此，装上离合器的另一个主要功能是平顺接合动力，以使发动机传给传动系的扭矩能逐渐增加，保证机器平稳起步。3.本设计采用单作用弹簧压紧式离合器。整个离合器由主动件、从动件、压紧件、分构和操纵机构五个部分组成。下面分别做设计说明。（1）主动件发动机动力经过飞轮和压盘的摩擦端面传给从动件。飞轮形状是根据离合器的要求加工，端面平整而无翘曲。压盘用灰铸铁制造，起厚度不能太小，以防止翘曲变形，并能吸收较多的热量，使之及时传出去。为了使压盘和飞轮一起旋转又可以做轴向移动，此设计在离合器盖的外圆表面上铆有三个销座，座孔内呀如方头驱动销，分别嵌入压盘外圆的三个缺口内。由于离合器是用螺钉固定在飞轮上的，因此压盘在驱动销的驱动下始终与飞轮一起旋转，但可在分离或接合过程中做轴向移动。（2）从动件从动盘的钢片用薄钢板制成，与甩油盘一起铆在带内孔花键的轮毂上。用以增加摩擦系数的摩擦衬片用铝或铜铆钉铆在刚片的两面，铆钉头埋入衬片内约12mm，以防止衬片磨薄后铆钉头外露而损伤摩擦表面，钢片上切有六条径向切口，可避免钢片受热后产生翘曲。离合器的前端支承在飞轮中心孔内的滚珠轴承上，后端由离合器壳上的滚珠轴承支承。前轴承用黄油润滑，因此轴的前半截钻有中心孔和径向孔，径向孔上拧一黄油嘴，保养时可将黄油注入前轴承内。（3）压紧件压紧件是采用十五个圆柱弹簧均匀地分布在压盘端面上，压盘与弹簧之间装有隔热垫片，防止压盘的热量传给弹簧。弹簧座的底面开有通孔，离合器盖上也开有窗口，都是为了通风散热，改善离合器的散热条件。（4）分离机构离合器盖上均匀的装有三个分离杠杆，在分离与接合过程中，分离杠杆绕销轴做摆动，而杠杆两端做圆弧运动，所以当分离杠杆做轴向移动时，也会产生一定的摆动。为此，分离杠杆头部做成球面分离拉杆与压盘穿孔间的间隙留的较大分离拉杆与分离杠杆的连接处设圆柱面垫圈，一保证杆件运动时不产生干涉。垫圈用调整螺母限位，并用开尾销锁紧，必要时，可取下开尾销，拧退或拧进螺母以改变分离杠杆内端的位置，将他们调整在同一水平上。反压弹簧使分离分离杠杆外端与圆柱面垫圈始终贴紧，以免杠杆随意晃动。（5）操纵机构分离轴承及其与他班相连的全部杆件为操纵机构。分离轴承安装在分离套筒内，分离套筒可以作轴向移动。分离拨叉叉在分离套同两侧的耳销上，踩下踏板时，分离拨叉绕支承向前摆动，使分离套筒连同分离轴承一起向前移动。分离轴承的内圈端面压向分离杠杆并随它一起转动。避免了分离杠杆端头的磨损。分离轴承由黄油嘴注入油脂润滑。分离轴承与分离杠杆之间的自由间隙定为3.54.5mm，与之相对应的踏板自由行程为3040mm。从动盘的衬片磨损后，自由间隙和自由行程逐渐减少，如自由行程小于30mm，则可以利用分离杠杆上的调整螺母进行调整，调整时应十各个分离杠杆的端部在同一平面上。（七）、变速箱本设计中的变速箱是一个简单变速箱，模仿东方红75型变速箱正个变速想分为传动和操纵两个部分，起结构如图9，传动路线，传动部分共分为四根轴、十四个齿轮，可的到五个前进档和一个倒档。输入动力的那跟轴5叫为第一轴，输出动力的那根轴3为叫第二轴。IIV档是由第一轴5上的滑动齿轮A1,A2,A3,A4与第二轴3上的齿轮B1,B2,B3,B4,分别啮合获得的。轴23为倒档轴，轴上有两个齿轮，其中固定齿轮C2与第一轴上的固定齿轮C1常啮合，另一个滑动齿轮A6如果与第二轴上的齿轮B4相啮合，则动力经C1，C2，A6，B4传给第二轴，获得倒档。为了获得行驶速度较高的第V档，附加了一根V档中间轴29，轴上的固定齿轮C3与倒档轴上的固定齿轮C2常啮合，轴上的滑动齿轮A5向前移动时，其内齿与轴上的接合器套合，其外齿与第二轴上的B5相啮合，第一轴动力经倒档轴和V档中间轴再传给第二轴，先降速而后又升速经过三对齿轮传动，获得第V档。主要传动件的构造IIv档都只有一对齿轮传动，故传动损失小。滑动齿轮布置在传动轴靠轴承的两侧，可以减小轴的变形，有利于保证齿轮正确啮合。变速箱的第V档经三对齿轮传动，不仅使零件数增多，而且使传动效率降低。原因是该变速箱的原设计只有四个前进档，第V档是后加的，由于考虑工艺继承性的问题，就产生了这种不合理的结构。齿轮材料均采用18锰钛低碳合金钢了，为了适应我国资源情况，可用新的20锰钒硼合金钢代替。轮齿和花键与齿轮要求加工精确，并经渗碳淬火，以提高齿面硬度和齿轮的强度。为了换档需要，通常滑动齿轮均做成双联齿轮。第二轴的从动齿轮尺寸较大，为了节约合金钢材，将齿环和轮毂分开制造，轮毂用中碳钢，两者用铆钉铆接。档滑动齿轮A5空套在轴上，当其它排档工作时，齿轮A5的内孔与轴29有相对转动，因此捏孔镶有忖套并需润滑油润滑。变速箱各轴均用中碳钢制造，各轴都以花键与齿轮连接，能可靠地传递动力。轴的两端用滚动轴承支承，所有的轴承内圈都要可靠地固定在轴颈上。例如第一轴两端轴承内圈用螺母压紧第二轴利用前端螺母将轴承内权和齿轮轮毂等相互压紧倒档轴和V档中间轴的前轴承内圈用螺母压紧，后轴承与轴颈紧配合和用卡环限位所有压紧螺母都有防松开尾销。轴承外的固定既要达到防止轴的轴向窜动的目的，又要允许该轴有自由伸长和缩短的可能性，以免热胀冷缩时使轴产生变形或轴承被卡住。为此，第一轴，倒档轴，和V档中间轴均利用前轴承外圈上的卡环将它固定在箱体端面与轴承盖之间，而后轴承的外圈没有轴向定位。第二轴与中央传动主动锥齿轮锥轮做成一体，工作时后轴承承受力大，故采用承载能力大的滚柱轴承前轴承是一对可以承受轴向力的滚锥轴承，锥轴承的安装紧度用调整垫片4予以调整，轴承座上的调整垫片1用以改变第二轴的轴向位置，以便进行中央传动锥齿轮啮合情况的调整。倒档轴的伸出端与动力输出轴相连，可以向外输出旋转动力。箱体用灰铸铁铸造，用以安装和支承全部零件及存放润滑油．箱体后端面与后桥用螺钉连接，润滑油从后桥上的注油口加入，经中央传动进入变速箱．箱底铸有挡油隔板，防止坡地工作时润滑油集中在一头．隔板两边各有放油塞一个，大螺塞上装有永久磁铁，可以吸附铁质磨屑．拖拉机工作时，变速箱第二轴上的齿轮多都能溅起润滑油，使各处得到润滑．空档时，第二轴不转动，这时靠专设的溅油齿轮２６溅起润滑油进行润滑，为了润滑V档滑动齿轮A5的村套，在箱壁上铸有集油槽，所收集的润滑油经油管25引入V档中间的中心孔而进入村套表面．整个变速箱的设计最大传动比为4.3，最小传动比为1.15，由于时间仓促不再将其传动比和传动路线做介绍了。需要提一下的是，收割机的动力输出部分是有变速箱经变速后输出的，其输出转速为540r/min。操纵机构它包括变换档用的滑杆，拔叉，变速杆等．为了保证不自动脱档和不同时挂两个排挡，还设有锁定，互锁和连锁机构．图２－２５是模仿东方红－７５拖拉机变速箱的操纵机构．变速杆８用球头安装在变速杆５上，可以左右前后摆动．弹簧７用以支承变速杆的重量并使球头的支承表面产生压紧力，防止变速杆随意晃动．碗盖６是弹簧的活动垫圈．止动销１０伸入球头的纵槽内，由于槽口较长，止动销只防止弯形变速杆绕自身转动，而并不防碍它的摆动，防尘罩９用以防尘．变速箱上方有三根平行的滑杆，其中滑杆１固定II,III档拨叉１６，滑杆２固定I,IV档拨叉１５，滑杆３固定倒档拨叉和拨动V档拨叉18用的V档拨块13。由于V档拨叉是安装在拨叉销17上的摆动拨叉，因此滑杆3上的V档拨块13与V档拨叉18的头部之间是活动连接，并留有一定的间隙，以免运动发生干涉。滑杆的位置有三，居中为空档，向前向后各挂一个排挡。为了确定滑杆的正确位置，并保证不自动脱档和自动挂档，在滑杆的的前端切有三个V形槽5，中间槽为空档，槽间距离为与滑动齿轮需要移动的的距离相适应，锥头形的锁销12在弹簧的作用下V形槽中，从而锁定了滑杆的位置。这就是变速箱的锁定机构。换档时，必须施加一定的作用力，将锁销顶起，才能使滑杆移动。为了保证不同时挂两个档，还必须设有个滑杆间的互锁机构，为此，在变速杆电8的球头下，有一个王字槽的导板，王字槽与三根滑杆的位置相对应，变速杆在下端经王字槽伸入某一滑杆的钵头槽内，因此，变速杆的摆动手王字槽的限制，不可能同时波动两根滑杆而同时挂两个档，起了互锁的作用，在是一中最简单的，也是最常用的导板式互锁机构。（八）、制动系此收割机的制动系由制动器和制动操纵机构两部分组成。制动器是专门用来对运动着的驱动轮产生阻力矩的装置，以使收割机能很快的减速和停止运动，只动操纵机构是使只动器起作用的机构，本设计采用双端拉紧式摩擦带式制动器，他由旋转元件（制动鼓）和制动元件（制动带）组成制动器，踏板、杠杆、和回位弹簧属于制动操纵机构。下面详细介绍一下。本设计的特点是制动带两端都系在凸轮上，只动时凸轮转动而使制动带的两端同时拉紧。不管是收割机前进或者是后退，可以用同样的操纵力使这种制动器获得相同的制动效果，但他又不象浮式的那样获得增力作用。由于两端同时拉紧，为消除制动带和制动鼓之间的间隙所需的踏板行程就可以减少，因此这种制动器的操纵机构可采用较大的传动比，所以实际所需要的操纵力，虽比操纵单端拉紧式有增力作用时要费劲些，但他比无增力要省劲。（九）拖拉机的后桥设计本收割机的变速箱之后驱动论之前的所有传动机构及其壳体统称为后桥。本水稻收割机为轮式的，后桥是由中央传动，差速器和最终传动等主要部件组成的，该设计所选择的是两个最终传动靠中间，与中央传动和差速器装在同一个壳体内，其差速器既是传力机构，又是拖拉机转向系的组成部分。1.中央传动。本设计采用的发动机布置形式为纵向布置，中央传动必须是由一对圆锥齿轮组成，主动小圆锥齿轮的驱动从动大圆锥齿轮，他们的中心线互相成90度，因此它出了进一步增扭减速外，还将动力的旋转平面转过了90度。本设计所采用的主动小圆锥齿轮为螺旋式，螺旋角约为34度，传动比为5.375，主动小齿轮与变速箱第二轴制成一体，前端支承在一对锥轴承上，并用专用螺钉压紧，靠锥齿轮的一端用滚柱轴承支承。调整垫片用来调整主动小锥齿轮的轴向位置，从动大锥齿轮和差速器壳，差速器壳盖用螺栓紧固成一体，两端支承在锥轴承上，轴承座与箱体壁之间装有调整垫片，用以调整从动轮的轴向位置和轴承紧度。齿轮和轴承都靠传动箱内的润滑油飞溅润滑。2.最终传动最终传动的主要任务是进一步增扭减速。为了满足收割机工作时的工作要求，所需要的传动比是很大的，本设计的最大传动比约为280，故仅仅靠变速箱和中央传动来实现这样大的年传动比是不合理的，本拖拉机设置了多级年增扭减速。既变速箱、中央传动和最终传动都分担着减速的任务，最终传动是传动中的组后一级增扭减速机构。主动小齿轮与差速器的半轴齿轮连在一体，紧靠齿轮的两端用两个滚柱轴承支承。从动大齿轮1与驱动轮轴3花键连接，两端用锥轴承支承，锥轴承可以承受来自车轮的轴向力，驱动轮轴的一端用轴承盖封住，起上的调整垫片4用一调整锥轴承的间隙另一端是伸出壳体外的驱动轮接盘7，这一端的轴承盖上有自紧油封，用一防止润滑油外漏，并防止泥水进入。最中传动壳体用螺栓与半轴壳体想联，为防止润滑油进入半轴壳内，影响只动器的工作，半轴上装有自紧油封，最终传动壳体有单独的加油口和放油口。这样的结构不止可使整个最终传动设置在驱动轮的轮圈内，一提高离地间隙。（十）、转向系设计1、概述转向系是用来保持或者改变汽车行驶方向的机构，在汽车转向行驶时，保证各转向轮之间有协调的转角关系。一个完整的转向系主要由转向盘、转向传动轴、转向器、转向直拉杆、转向梯形、转向节等组成。机械转向系依靠驾驶员的手力转动转向盘，经转向器和转向传动机构使转向轮偏转。有些汽车还装有防伤机构和转向减振器。而采用动力转向的汽车还装有动力系统，并借助此系统来减轻驾驶员的手力。一般来说，对于转向系所提出的要求有1）汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转，任何车轮不应该有侧滑。不满足这项要求会加速轮胎磨损，并降低汽车的行驶稳定性。2）汽车转向行驶后，在驾驶员松开转向盘的条件下，转向轮能自动返回到直线行驶位置，并稳定行驶。3）汽车在任何行驶状态下，转向轮不得产生自振，转向盘没有摆动。4）转向传动机构和悬架导向装置共同工作时，由于运动不协调使车轮产生的摆动应最小。5）保证汽车有较高的机动性，具有迅速和小转弯行驶能力。6）操纵轻便。7）转向轮碰撞到障碍物以后，传给转向盘的反冲力要尽可能小。8）转向器和转向传动机构的球头处应该有消除因磨损而产生间隙的调整机构。10）进行运动校核，保证转向盘与转向轮转动方向一致。转向系主要组成部分是转向盘、转向传动轴、转向器、转向直拉杆、转向梯形、转向节等等。2、机械式转向器分析机械式转向器的应用比较广泛，根据其结构特点不同，可以分为齿轮齿条式转向器、循环球式转向器、蜗杆滚轮式转向器和蜗杆指销式转向器等。（1）机械式转向器方案分析1）、齿轮齿条式齿轮齿条式转向器由与转向轴做成一体的转向齿轮和常与转向横拉杆做成一体的齿条组成。转向时，转动转向轴，小齿轮旋带齿条在汽车的横轴线方向转动，通过齿条将运动传递给断开式转向拉杆。与其它形式转向器比较，齿轮齿条式转向器最主要的优点是结构简单、紧凑壳体采用铝合金或者镁合金压铸而成，转向器的质量比较小传动效率高达90齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，可以自动消除齿间间隙，这样不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声转向器占用的体积小没有转向摇臂和直拉杆，所以转向转轮角可以增大制造成本低。齿轮齿条式转向器的主要缺点是因逆效率高（达到6070），汽车在不平路面上行驶时，发生在转向轮与路面之间的冲击力，大部分能传至转向盘，称之为反冲。反冲现象会使驾驶员精神紧张，并难以准确控制汽车行驶方向，转向盘突然转动会造成打手，对驾驶员造成伤害。根据输入齿轮位置和输出特点不同，齿条齿轮式转向器有四种形式中间输入，两段输出侧面输入，两段输出侧面输入，中间输出，中间输出侧面输入，一端输出。如果齿轮齿条式转向器采用直齿圆柱齿轮与直齿齿条啮合，则运转平稳性降低，冲击大，工作噪音增加。此外，齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角只能是直角，为此因与总体布置不适应而遭淘汰。采用斜齿圆柱齿轮与斜齿齿条啮合的齿轮齿条式转向器，重合度增加，运转平稳，冲击与工作噪声均下降，而且齿轮轴线与齿条轴线之间的夹角易于满足总体设计的要求。根据齿轮齿条式转向器和转向梯形相对前轴位置的不同，齿轮齿条式转向器在汽车上有四种布置形式转向器位于前轴后方，后置梯形转向器位于前轴后方，前置梯形转向器位于前轴前方，后置梯形转向器位于前轴前方，前置梯形。齿轮齿条式转向器广泛应用于微型、普通级、中级和中高级轿车上，甚至在高级轿车上也有采用的。装载量不大、前轮采用独立悬架的货车和客车有些也用齿轮齿条式转向器。2）、循环球式循环球式转向器由螺杆和螺母共同形成的螺旋槽内装有钢球构成的传动副，以及螺母上齿条与摇臂轴上齿扇构成的传动副组成。转向时，转动蜗杆带动钢球循环滚动，经钢球的作用使转向螺母沿轴向移动，螺母通过齿扇使齿扇轴转动，带动转向摇臂摆动。循环球式转向器的优点是在螺杆和螺母之间因为有可以循环流动的钢球，将滑动摩擦变为滚动摩擦，因而传动效率可达到7585在结构和工艺上采取措施，包括提高制造精度，改善工作表面的表面粗糙度和螺杆、螺母上的螺旋槽经淬火和磨削加工，使之有足够的硬度和耐磨性能，可保证有足够的使用寿命转向器的传动比可以变化工作平稳可靠齿条和齿扇之间的间隙调整工作容易进行适合用来做整体式动力转向器循环球式转向器的主要缺点是逆效率高，结构复杂，制造困难，制造精度要求高。循环球式转向器主要用于货车和客车上。3）、蜗杆滚轮式蜗杆滚轮式转向器由蜗杆和滚轮啮合而构成。转向时转动球面蜗杆，驱动滚轮绕其转轴转动，同时还绕球面中心点做摆动，经转向摇臂轴传给转向摇臂。蜗杆滚轮式转向器的主要优点是结构简单制造容易因为滚轮的齿面和蜗杆上的螺纹呈面接触，所以有比较高的强度，工作可靠，磨损小，寿命长逆效率低。蜗杆滚轮式转向器的主要缺点是正效率低工作齿面磨损以后，调整啮合间隙比较困难转向器的传动比不能变化。4）、蜗杆指销式蜗杆指销式转向器的销子若不能自转，称为固定销式蜗杆指销式转向器销子除随同摇臂轴转动外，还能绕自身轴线转动的，称之为旋转销式转向器。根据销子数量不同，又有单销和双销之分。转向时，转动转向蜗杆，指销贴着蜗杆齿侧滚动，同时沿蜗杆移动，这种移动通过曲柄轴转变成转向摇臂的摆动。蜗杆指销式转向器的优点是转向器的传动比可以做成不变的或者变化的指销和蜗杆之间的工作面磨损后，调整间隙工作容易进行。固定销蜗杆指销式转向器的结构简单、制造容易。但是因销子不能自转，销子的工作部分基本保持不变，所以磨损快、工作效率低。旋转销式转向器的效率高、磨损慢，但结构复杂。蜗杆指销式转向器应用较少。3、转向系主要性能参数（1）转向器的效率功率P1从转向轴输入，经转向摇臂轴输出所求得的效率称为正效率，用符号??表示，??（P1P2）/P1反之称为逆效率，用符号??表示，??（P3P2）/P3。式中P2为转向器中的摩擦功率P3为作用在转向摇臂轴上的功率。为了保证转向时驾驶员转动转向盘轻便，要求正效率高。为了保证汽车转向后转向轮和转向盘能自动返回到直线行驶位置，又需要有一定的逆效率。为了减轻在不平路面上行驶时驾驶员的疲劳，车轮和路面之间的作用力传至转向盘上要尽可能小，防止打手又要求此逆效率尽可能低。1、转向器的正效率??影响转向器正效率的因素有转向器的类型、结构特点、结构参数和制造质量等。○1转向器类型、结构特点与效率在前述四种转向器中，齿轮齿条式、循环球式转向器的正效率比较高，而蜗杆指销式特别是固定销和蜗杆滚轮式转向器的正效率要明显的低些。同一类型转向器，因结构不同效率也不一样。如蜗杆滚轮式转向器的滚轮与支承轴之间的轴承可以选用滚针轴承、圆锥滚子轴承和球轴承等三种结构之一。第一种结构除滚轮与滚针之间有摩擦损失外，滚轮侧翼与垫片之间还存在滑动摩擦损失，故该转向器的效率??仅有54。另外两种结构的转向器效率，根据试验结果分别为70和75。转向摇臂轴轴承的形式对效率也有影响，用滚针轴承比用滑动轴承可使正或逆效率提高约10。○2转向器的结构参数与效率如果忽略轴承和其它地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，对于蜗杆和螺杆类转向器，其效率可用下式计算??tan0?/tan（???0）（a）式中，0?为蜗杆（或螺杆）的螺线导程角?为摩擦角，?arctanff为摩擦因数。2、转向器逆效率??根据逆效率大小不同，转向器又有可逆式、极限可逆式和不可逆式之分。路面作用在车轮上的力，经过转向系可大部分传递到转向盘，这种逆效率较高的转向器属于可逆式。它能保证转向后，转向轮和转向盘自动回正。这既减轻了驾驶员的疲劳，又提高了行驶安全性。但是，在不平路面上行驶时，车轮受到的冲击力，能大部分传至转向盘，造成驾驶员打手，使之精神状态紧张，如果长时间在不平路面上行驶，易使驾驶员疲劳，影响安全驾驶。属于可逆式的转向器有齿轮齿条式和循环球式转向器。不可逆式转向器，是指车轮受到的冲击力不能传到转向盘的转向器。该冲击力由转向传动机构的零件承受，因而这些零件容易损坏。同时，它既不能保证车轮自动回正，驾驶员又缺乏路面感觉，因此，现代汽车不采用这种转向器。极限可逆式转向器介于上述两者之间。在车轮受到冲击力作用时，此力只有较小一部分传至转向盘。它的逆效率较低，在不平路面上行驶时，驾驶员并不十分紧张，同时转向传动机构的零件所承受的冲击力也比不可逆式转向器小。如果忽略轴承和其他地方的摩擦损失，只考虑啮合副的摩擦损失，则逆效率可用下式计算00tan/tan???????（b）（a）、（b）两式表明增加导程角0?，正、逆效率均增大。受??增大的影响，0?不宜取得过大。当导程角小于或等于摩擦角时，逆效率为负值或者为零，此时表明该转向器是不可逆式转向器。为此，导程角必须大于摩擦角。通常螺线导程角选在80010之间。（2）、传动比的变化特性1、转向系传动比转向系的传动比包括转向系的角传动比0?i和转向系的力传动比pi。从轮胎接地面中心作用在两个转向轮上的合力2Fw与作用在转向盘上的手力Fh之比，称为力传动比，即pi2Fw/Fh。转向盘转动角速度w?与同侧转向节偏转角速度k?之比，称为转向系角传动比0?i，即0?iw?/k?///dtddtdk??kdd??/，式中，?d为转向盘转角增量kd?为转向节转角增量dt为时间增量。它又由转向器角传动比?i和转向传动机构角传动比?i所组成，即0?i?i?i。转向盘转动角速度w?与摇臂轴转动角速度p?之比，称为转向器角传动比?i，即?ipw??////dtddtdp??pdd??/，式中，pd?为摇臂轴转角增量。（此定义适用于除齿轮齿条式之外的转向器。摇臂轴转动角速度p?与同侧转向节偏转角速度k?之比，称为转向传动机构的角传动比?i，即?ip?/k?kpkpdddtddtd????////?。2、力传动比与转向系角传动比的关系轮胎与地面之间的转向阻力Fw和作用在转向节上的转向阻力矩Mr之间有如下关系FwMr/a（c）式中，a为主销偏移距，指从转向节主销轴线的延长线与支承平面的交点至车轮中心平面与支承平面交线间的距离。作用在转向盘上的手力Fh可用下式表示Fh2MswhD/（d）式中，hM为作用在转向盘上的力矩swD为转向盘直径。将式（c）、（d）代入hwpFFi/2?后得到aMDMihswrp/?（e）分析式（e）可知，当主销偏移距a小时，力传动比pi应取大些才能保证转向轻便。通常轿车的a值在0.40.6倍轮胎的胎面宽度尺寸范围内选取，而货车的a值在4060mm范围内选取。转向盘直径swD根据车型不同在JB450586转向盘尺标准中规定的系列选取。如果忽略摩擦损失，根据能量守恒原理，hrMM/2可用下式表示0//2???iddMMkhr??（f）将式（f）带入式（e）后得到aDiiswp2/0??（g）当a和swD不变时，力传动比pi越大，虽然转向越轻，但0?i也越大，表明转向不灵活。3、转向系的角传动比0?i转向传动机构角传动比，除用kpddi???/?表示以外，还可以近似地用转向节臂臂长2L与摇臂臂长1L之比来表示，即kpddi???/?≈2L/1L。现代汽车结构中，2L与1L的比值大约在0.85～1.1之间，可近似认为其比值为1，则????ddii/0??。由此可见，研究转向系的传动比特性，只需研究转向器的角传动比?i及其变化规律即可。4、转向器角传动比及其变化规律式（g）表明增大角传动比可以增加力传动比。从hwpFFi/2?式可知，当wF一定时，增大pi能减小作用在转向盘上的手力hF，使操纵轻便。考虑到??ii?0，由0?i的定义可以知对于一定的转向盘角速度，转向轮偏转角速度与转向器角传动比成反比。角传动比增加后，转向轮偏转角速度对转向盘角速度的影响变得迟钝，使转向操纵时间增长，汽车转向灵敏性降低，所以轻和灵构成一对矛盾。为解决这对矛盾，可以采用变速比转向器。齿轮齿条式、循环球式、蜗杆指销式转向器可以制成变速比转向器。随转向盘转角变化，转向器角传动比可以设计成减小、增大或者保持不变的。影响选取角传动比变化规律的因素，主要是转向轴负荷大小和对汽车机动能力的要求。若转向轴负荷小，在转向盘全转角范围内，驾驶员不存在转向沉重问题。装有动力转向的汽车，因转向阻力矩由动力装置克服，所以在上述两种情况下，均应取较小的转向器角传动比并能减少转向盘转动的总圈数，以提高汽车的机动能力。转向轴负荷大又没有装动力转向的汽车，因转向阻力矩大致与车轮偏转角度大小成正比变化，汽车低速急转弯行驶时的操纵轻便性问题突出，故应选用大些的转向器角传动比。汽车以较高车速转向行驶时，转向轮转角较小，转向阻力矩也小，此时要求转向轮反应灵敏，转向器角传动比应当小些。因此，转向器角传动比变化曲线应选用大致呈中间小两端大些的小凹形曲线，如下图所示。ββω转向器角传动比变化特性曲线转向盘在中间位置的转向器角传动比不宜过小。过小则在汽车高速直线行驶时，对转向盘转角过分敏感和使反冲效应加大，使驾驶员精神精确控制转向轮的运动有困难。直行位置的转向器角传动比不宜低于1516。（3）转向器传动副的传动间隙t?传动间隙是指各种转向器中传动副（如循环球式转向器的齿扇和齿条）之间的间隙。该间隙随转向盘转角?的大小不同而改变，并把这种变化关系称为转向器传动副传动间隙特性，见下图。研究该特性的意义在于它与直线行驶的稳定性和转向器的使用寿命有关。△转向器传动副传动间隙特性?Υ直线行驶时，转向器传动副若存在传动间隙，一旦转向轮受到侧向力作用，就能在间隙t?的范围内，允许车轮偏离原行驶位置，使汽车失去稳定。为防止出现这种情况，要求传动副的传动间隙在转向盘处于中间及其附近位置时（一般是10°15°）要极小，最好无间隙。转向器传动副在中间及其附近位置因使用频繁，磨损速度比两端快。在中间附近位置因磨损造成的间隙大到无法确保直线行驶的稳定性时，必须经调整消除该处的间隙。调整后，要求转向盘能圆滑地从中间位置转到两端，无卡住现象。为此传动副的传动间隙特性，应当设计成在离开中间位置以后呈上图所示的逐渐加大的形状。图中曲线1表明转向器在磨损前的间隙变化特性，曲线2表明使用并磨损后的间隙变化特性，并且在中间位置处已出现较大间隙，曲线3表明调整后并消除中间位置处间隙的转向器传动间隙变化特性。4、机械式转向器的设计与计算转向系计算载荷的确定为了保证行驶安全，组成转向系的各零件应该有足够的强度。欲验算转向系零件的强度，需要首先确定作用在个零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷、路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。精确地计算出这些力是困难的，为此利用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩RM（N?mm）RMpGf/3/31（h）式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.71G为转向轴负荷（N）p为轮胎气压（Mpa）。作用在转向盘上的手力为????iDLMLFswRh21/2（i）式中，1L为转向摇臂长2L为转向节臂长swD为转向盘直径?i为转向器角传动比??为转向器正效率。对给定的汽车，用式（i）计算出来的作用力是最大值。因此，可以用此值作为计算载荷。对于前轴负荷大的重型货车，用上式计算的力往往超过驾驶员生理上的可能，在这种情况下，对转向器和动力转向器动力缸以前零件的计算载荷，应该取驾驶员作用在转向盘轮缘上的最大瞬时力，此力为700N。对于蜗杆滚轮式转向器来说，滚轮一般有两种双齿与三齿，故转向摇臂轴转角一般取用80°和100°两种。角传动比在0.851.1之间，对于本设计滚轮采用三齿形式，取1??i。??在0.670.85之间，??在0.580.63之间。轴距L2600mm，LR5.22min?，hF不大于250N。根据总成设计，该货车若满载时总重4t，故转向轴负荷1G896N方向盘直径取swD400mm。mmNMR??????420/.0NFh250?在设计转向器主体部分时，即蜗杆滚轮时，考虑到转向器的啮合形式，蜗杆传动类型采用渐开线蜗杆。计算时将蜗杆滚轮转变为蜗杆蜗轮形式来计算，其一般计算过程如下表示。
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