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1、6.自走式玉米联合收割机传动系初步设计6.1设计要求：发动机额定工作转速：2000 r/min；分配驱动功率小于18 kw；最大行走速度25km/h；最大负重7000kg；最大爬坡角度20；前轮胎直径1330mm（行走有效直径1270mm）；I档行走速度范围、II档行走速度范围以及III档行走速度范围尽可能成等比关系，满足无级变速器的要求，换档时无速度跳跃现象；收获效率：6-15亩/小时，I档、II档为工作档位，III、IV档为高速行走档位。6.2传动方案设计 曾设想的传动方案如下： 1发动机-带传动-带式无级变速器-同步齿形带-离合器-有级变速器（包括插速器）-制动器-轮边减速器2发动机-带
2、传动-链式无级变速器-离合器-有级变速器（包括插速器）-制动器- 轮边减速器3发动机-液压无级变速器-有级变速器（包括插速器）-制动器-轮边减速器方案的论证：方案1为现有国产各式收割机常用的传动方式，可行性好，制造及安装技术成熟。但存在的主要问题是无级调速部分工作可靠性较差。方案2是考虑解决带式无级变速器调速可靠性差而用链式无级变速器替代，但经过产品调研及传动系的运动计算，发现链式无级变速器的输出转速一般比较低（主要是由链传动本身局限造成的），若要满足收割机高速行驶（）12km/h)要求，则有级变速器内要多次升速，不符合设计规律，所以此方案不可取。方案3为目前许多国外收割机采用的传动方式，其优
3、点在于大大简化了传动链，在很大程度上也提高了传动的可靠性，提高了传动效率。但对我国目前的制造、安装和使用者的技术水平，还难以完全保证其发挥其优势，且造价要比方案1高约4000-5000元。结论：根据以上分析，目前较宜采用方案1，但建议在可能的条件下，也应制造一台方案3的样机，以做机器相关性能的比较，最终得出与方案1性能价格比之比较。6.3方案1传动系的运动与动力计算1行走速度计算：根据设计要求收获的效率为6-15亩/小时，行距按550mm计算，每次收割3行，驱动前轮的有效行走直径为1270mm，则最低行走速度为：同理：收获时最高行走速度为：2名义载荷计算： h-传动效率，取1）名义载荷 ()其
4、中：-发动机标定转矩， ()； -轮胎的附着转矩, ()。2）发动机标定输入转矩的计算：（1） 在田间工作时的滚动牵引力F：其中：G收割机的最大重量，G=7吨， -滚动摩擦系数，取0.12。 发动机的转速为2000r/min，则：标定转矩为： 3）轮胎的附着转矩： 其中：z驱动轮胎数，z=2； G驱动轮胎在胎内压1kg/cm2时的承载（GB2979），所选轮胎代号12.4-28，G=940kg， 可按G=1000kg验算； -驱动轮动力半径，取1.27m； f-附着系数，轮式拖拉机为0.65。则： 取为8100Nm验算。附着力若发动机的实际功率为17.45kw，则从附着到滚动的临界速度为：轮胎
5、的转速n=15.49r/min。3传动比分配及相关的运动计算：1）按照爬坡能力计算最大的传动比 根据爬坡能力初步确定传动系的最大总传动比（即：最低速度时爬坡能力）： 其中：W车总重量，W=7000kg； R轮胎的动力半径，R=1270mm； m-轮胎与地面间的滚动阻力系数，m=0.12； amax最大爬坡角度，amax =20； Ted发动机的最大扭矩为83.32N .m（8.502 kgm）； h-传动的总效率为0.8。则：最小传动比2） 带传动的传动比，根据无级变速器的输入转速要求（14001500r/min），定为1.3。3） 有级变速器选为1605型收割机变速器，其各档传动路线及传动比
6、如下：I档： 153413361570 iI=29.29II档： 232613361570 iII=14.61III档： 153429201570 iIII=7.3IV档： 232629201570 iIV=3.64倒档： 13361570 4） 无级变速器调速范围及轮边减速比的确定：最低行走速度时：最高行走速度时：则：无级变速器的调速范围为保证每档速度在边界上有一定的交叉，选，则当轮边减速选为5时，。无级变速器的最高转速为：无级变速器的最低转速为：5） 各档的速度范围： （d轮胎的滚动直径，m; n转速，r/min ）档次 项目 总传动比速度范围（km/h ）备注I档：1.493.13工作处
7、于附着状态II档：2.976.23附着-临界-滚动III档5.9412.47滚动 IV档11.925.0滚动 倒档3.355.7附着-临界-滚动3各档的转矩计算：1）I档：（附着阻力）设边减的传动效率为0.92，则，作用在差速器外壳上的转矩 （Nm） 取Td=1800（Nm）计算。档位 项目转矩计算公式转矩（Nm）转速 (r/min)I轴：69.49051900 II轴：151.0399.3678.8 III轴401.6144.2145.12）II档：（附着-临界-滚动）轮胎滚动时，有级减速器的输入转矩为： （Nm）档位 项目转矩计算公式转矩（Nm）转速 (r/min)I轴：附着状态139.1
8、9051131.5滚动状态132.963.31131.51900II轴：附着状态151.08001000.9滚动状态144.368.71000.91360.0III轴：附着状态401.6289.1361.5滚动状态383.8182.8361.5491.53）III、IV档一般只在空车行驶时才用到，此时的牵引力为： （N）远远小于收割时的牵引力。所以减速器的强度计算只验算I、II档的情况。6.4有级减速器的强度校核1 减速器齿轮的几何参数表（测绘得到，供参考） 参数 序号 名 称 齿数及齿宽（mm）径节DP(in)压力角齿顶圆直径（mm） 变位 系数 齿顶压力角（弧度）1变速箱一轴Z1=13 b
9、1=17.8 Z2=23 b2=22.25Z3=15 b3=26.4620Da1 =65Da2 =106Da3 =72X2=-0.5X3=0.17a2=0.6a3=0.612Z29齿轮Z4=29 b=21.7620Da4 =130X4=0.07a4=0.493中间轴Z7=13 b=30.5620Da7 =64X1=0.33a1=0.664滑动齿轮轴Z8=15 b=44620Da8 =72X8=0.64a8=0.435滑动齿轮Z10=36 b1=20.5Z9=20 b2=25 620Da10=155Da9 =90X10=-0.45X9=-0.19a10=0.4a9=0.56Z34齿轮Z6=34
10、b=21.3620Da6 =148X6=-0.29a6=0.447Z26齿轮Z5=26 b=18.8 620Da5 =120X5=-0.33a5=0.558被动齿轮Z11=70 b=38.5620Da11=300X11=0.29a11=0.49边减被动齿轮Z=85 b=57.55.510边减主动齿轮Z=11 b=64.35.52齿轮强度计算结果一览表齿轮材料均为20CrMnTi渗碳淬火，硬度为5665HRC，接触疲劳极限，弯曲疲劳极限，齿轮工作寿命为5年，每天工作20小时，一年工作60天。（N=6000h）。强度计算中均按照平均值计算。疲劳强度校核公式：14接触疲劳强度： (mm)弯曲疲劳强度
11、： （mm）I档各对齿轮的校核结果：配对齿轮工作系数K转矩T1（Nm） 啮合宽度（mm）宽径比齿数比uMPaMPa计算小轮直径(mm)实际小轮直径(mm)计算小轮模数(mm)实际小轮模数(mm)结论15341.5569.421.30.342.27189.82.550.892.751.580.72161585540.663.02.24.2合格2.771.5387413361.55151.020.50.382.77189.82.420.932.551.650.78163290348.854.63.04.2合格3.01.4791215-701.66401.038.50.614.67189.82.31
12、1.072.11.821.59170091258.763.04.014.2合格2.141.82931II档各对齿轮的校核结果：（临界情况）配对齿轮工作系数K转矩T1（Nm） 啮合宽度（mm）宽径比齿数比uMPaMPa计算小轮直径(mm)实际小轮直径(mm)计算小轮模数(mm)实际小轮模数(mm)结论23-261.53139.118.80.191.13189.82.870.733.41.40.56161567462.796.62.324.2合格3.51.4787413361.55151.020.50.382.77189.82.420.932.551.650.78161587449.154.63.04.2合格3.01.4791215-701.66401.638.50.614.67189.82.311.072.11.821.59166691259.563.04.014.2合格
