棉桃收获机设计说明书Word文档格式.docx

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2.4链轮的设计与计算12

三、SOLIDWORKS造型及部分图纸13

3.1分动箱主轴14

3.2分动箱输入轴15

3.3分动箱输出轴15

四、蜗轮蜗杆以及锥齿轮的设计计算17

4.1蜗轮的设计计算17

五、分动箱的建模及传动系统原理23

5.1分动箱箱体23

传动系统图25

六、毕业设计心得25

七、参考文献27

一、引言

1.1设计概要

概念：

棉桃收获机是用于棉花采摘后，采摘滞留的大量未开桃或半开桃的机械，是减轻劳动力，减少资源浪费，确保及时有效清地的农用机械

功能：

该机械应具备采摘、初步清理、输送、暂存、压实五项基本功能，可加入脱壳、清杂、等辅助功能。

特点：

针对棉桃收获设计，具有采净率高，含杂率低，使用可靠，操作维护简便等特点。

设计目的：

该论文以分动箱装置作为主要研究对象，以针对新型棉桃采收装置的工作特点和要求设计与其相适应的分动箱为目的，通过优化改进4ZT-8型棉桃收获机分动箱部分结构或参数以适应新型棉桃收获机的需要。

1.2背景及国内外现状

新疆是我国主要的产棉基地，棉花生产已成为新疆主要的支柱性产业之一。

但是，由于南北疆地理环境和气候条件差异较大，棉花的收获时间区间也较大。

所以，新疆每年棉花收获的特点是数量大故棉桃也较多。

这就给棉花收获带来了一定的难度，所以研究一种可以收获棉桃的机械也就显得更加重要。

除了选择适合本地土壤和气候条件的优良品种外，棉桃收获机的收获方式也直接影响其质量。

而棉桃收获机为实现其收获棉桃的机械目的，需要多个方向的动力输出，其中包括采摘头角笼的纵向动力输出，实现棉桃集中地横向角笼动力输出还有实现棉桃运输到集棉箱的刮板的动力输出，这三种动力都是由拖拉机的一个动力输出轴转化而来的，所以为了实现动力的变相和分配，分动箱的研制便成为了重中之重，本研究的目的在于提供一种结构简单，安装方便，经济安全的采摘装置动力齿轮箱。

目前，随着农业现代化生产的发展，国外棉桃收获机械化、自动化程度都很高。

全世界采棉机的主要生产国有美国、前苏联、以色列、中国等4国，目前仅有美国迪尔公司（DEERE）与凯斯公司（CASEJI）以及石河子贵州航天集团尚在生产采棉机正式产品。

而与机采棉技术配套机采棉加工成套设备的主要生产国有美国、中国两个国家。

国内棉桃收获机的研发与制造还处于初始阶段。

新疆地区的棉桃收获一直沿用的普通的棉花收获机，近几年才出现了一种新型的棉桃收获设备即石河子大学研究的棉桃收获机。

针对目前棉桃收获中存在的问题，急需设计开发一种新型棉桃收获机，以克服棉桃过程中的棉桃收获率低，质量差，效率低的问题，加速新疆棉花产业快速、稳定地发展。

美国有两种采棉机———摘铃式和统收式。

摘铃式机有选择地用带刺的锥形棒从吐絮的棉铃中将棉纤维采下来。

一块棉田可以针对不同层次的棉铃分几次采摘。

统收式采棉机无选择性，它一次性地将吐絮的棉铃与未吐絮的、破裂的棉铃以及浆果等杂质一起收走。

统收机在德克萨斯州的高平原、罗岭平原、里约观峡谷以及俄克拉荷马州应用很普遍。

摘铃式采棉机的采棉效率能达到95%，但通常人们认为只能达到85%至90%。

统收式采棉机结构简单效率高，能够将棉田中99%的棉花采摘上来。

有些采棉机配备了田间清理或分离设备，类似于轧花厂里枝杆去除机等的预清理机器。

这些设备可以去除60%到70%的杂质，减轻轧花厂的负担。

虽然这些设备对于棉花的品级有助益，但它们还是通过减低轧花成本给农民带来效益。

棉桃收获机源于国外，但由于国内外技术差异以及劳动力数量差异，国外棉桃收获机占有份额较统收机小，而国内仍有大量棉花依赖人工收获，棉桃收获劳动力不足，使棉桃不能及时或不能收获，造成资源浪费严重，而国内棉桃收获机械数量严重不足。

现今国内棉桃收获机类型较少。

已见公布的有新疆生产建设兵团于1990年成套引进了原苏联棉花种植收获机械10台（架），其中包括CKO-2-4棉桃收获机1台，由新疆农垦科学院农机所测试优化改进。

4ZT-8型摘棉桃机是一种适应新疆棉花宽窄行高产栽培模式的棉桃收获机械，由石河子农机局、石河子大学、兵团农垦科学院、石河子农机咨询服务中心、石河子柴油机厂及有关团场参与共同研制而成。

1.3设计的前景

霜后的棉桃不仅可收获皮棉，还可作为畜牧业养殖饲料。

新疆是我国植棉大区，由于劳动力不足，霜后棉桃大多放弃不收，造成资源上的浪费。

根据新疆南北疆废弃棉桃的调查，对数据进行记录，并进行分析，试验地每公顷平均总共213330株棉花，每株废弃棉桃平均1．01个，每公顷平均总共21556个废弃棉桃。

调查组把每块试验地的棉桃称重，每个棉桃平均质量为0．0027kg，那么每公顷棉桃平均总质量567kg。

调查组把每块试验地的棉桃籽棉称重，每个棉桃籽棉平均质量0.0015kg，那么每公顷籽棉平均总质量325.5kg。

按照调查组的调查统计分析数据，按新疆区2009年棉花种植面积170万公顷计算，仅2009年新疆区因废弃而浪费的棉桃总质量达到了90亿kg，籽棉总质量达到了50亿kg，按现在市场价，经济损失十分巨大。

而要避免这种浪费解决的办法有两种，一种是雇佣劳动力进行2次棉的手工摘除，但随着棉花种植面积不断扩大，棉花收获过程中，人工采棉生产效率低、收获期长，用工量大、条件艰苦、劳动强度大[8]。

高价拾花工使每亩植棉成本由原来平均450元上升到约1000元；

另外部分棉区因劳力不足而未能及时采棉完毕，从而相当一些棉农出现“丰产不丰收”的局面，严重制约了我国棉花产业的发展。

此外，外省劳动力参加棉花抢收工作，给交通、住宿、社会治安带来诸多问题。

因此人工采收已不适应当前棉花生产的发展需求，大力发展和推广机械采收迫在眉睫。

据资料显示，人工采收费达到480元/667m2，机采棉的综合成本只有280元/667m2，每667m2至少节本增效200元。

以上从经济收益上来看，机采棉技术的推广又是势在必行的。

产生这个矛盾的主要因素其实就是进口采棉机的生产成本过高，因而经济适用型采棉机的研发和推广迫在眉睫。

另一种就是研制一种新型的采收装置，使采收率得到明显的提高，在高效，节约的前提下提高采收率，从而大大增加经济效益。

但新型的采收装置因为其采收机理不同而对于分动箱的结构功能提出了特殊的需要，从而催生了新型分动箱设计的需要。

现今国内棉桃收获机种类少，性能有待提高，普及率低，棉桃收获机的市场广阔，由此可见，对棉桃收获机的研制与优化改进需求迫切。

二、设计方案的可行性分析及方案的确定

2.1传动方式的选择

首先应该确定大体的动力传输方式，即从拖拉机主轴传送到各个需要驱动的部位应该使用何种传输方式，目前，假定备选的方式有液压式和机械式两种。

首先分析机械式。

传动系统的设计既要满足整机的设计思路，还必须在功能上尽量简单直接地满足需要。

在农业机械产品上，液压传动的缺点不容小视。

棉花收获机械一般作业时间为八月至十月的中午12点至晚上9点，这个时间段里新疆的气温最高的时候可达45°

，且机器在长时间持续作业的情况下，自身的温度也会升高。

所以液压传动对气候条件要求太高，本机中也不适宜应用。

因为是采用油管传输压力油，压力损失较大，所以不适合远距离输送动力[12]。

但在本机中需要动力的地方较多，且分布零散，液压传动会使油管增多增长。

农业机械工作环境差，扬起的尘土和棉絮以及大量的棉叶碎片都可能造成油液容易污染，油液污染后，会影响系统工作的可靠性；

样机在试验中会出现很多意外的故障，液压传动的复杂性可能会给试验带来新的问题，造成更大的困难。

而机械传动优点为：

（1）传动比较准确

（2）实现回转运动的结构简单，并能传递较大的扭矩；

（3）

故障容易发现，便于维修一般情况下不太稳定；

制造精度不高时，振动和噪声较大但是在本机中，不要求其制造精度高，田间作业时对振动和噪声的要求也不是很高，更不需要其实现无级变速，所以这些缺点对农业机械来说都可以忽略。

即选择机械式为本设计的主要传输方式。

那么只要对于以往的老式分动箱做出适当的改进便可以了。

2.2传动系统的总体要求

2.2.1动力输送过程分析

根据采棉机整机设计的要求，明确了整个采棉机所需动力的地方为三大部分，分别是采摘台（螺旋输送器），横向棉花集中器（即横向螺旋输送器），刮板运输器。

他们所需功率和设计转速如下所示。

其中采摘台部分所需动力的大小是根据理论计算和历来实际作业得到的实验数据结合推算出来的。

计算如下

据在148团和143团的调查，该种植模式下平均每株棉花上留有棉桃0.51～0.8个。

按每株0.8个棉桃漏摘计算，居中绞笼每个输送两行棉桃

单位长度内棉桃量为：

个

实际用体积：

单位长度内绞笼容积：

绞笼转速：

取

因此该部分中，螺旋输送器所需功率为3KW，转速为60r/min。

关于横向角笼运输器有

绞笼输送速度:

实际占用体积：

考虑到棉桃在田间的不均匀，为了避免运送不及时造成堵塞

因此该部分中，螺旋输送器所需功率为1KW，转速为120r/min。

关于刮板运输器其输送速度定位120r/min。

功率为6KW。

2.2.2变速箱总体设计

拖拉机动力输出端输出转速为780r/min，传至分动箱横轴的传动比为：

12.6；

传至分动箱输出轴传动比为：

传至横向螺旋输送器比为：

6.25；

传刮板运输器传动比为：

传至横轴的传动比过大而且要改变方向但是因为传动的转送较低且功率不大，因此选用蜗轮蜗杆传动方式。

而由横轴到输出轴的动力传动因为转速改变很少传动比为2但因为改变了速度的方向，因此选用锥齿轮作为传动方式。

输入轴与本拖拉机的输出轴可用十字联轴器连接，主传动箱与副分动箱，副分动箱之间可用轴和十字联轴器连接。

2.3联轴器的选用与设计参数

2.3.1十字万向节联轴器

本文中有两处需要十字万向节联轴器，根据前后联接的轴径和传递功率最终选定了所需的万向节联轴器。

2.3.2

（2）滚子链联轴器

变速箱右端输出的动力需要传递给两大部分——风机和清花设备，且这两部分在整机上的分布位置跨度很宽，所以变速箱右端必然需要有一根长轴。

由于变速箱自身所带轴头不宜过长，如果过长且上面装配较为复杂就会形成悬臂梁，造成轴头扭矩过大，强度不够。

于是，我们在保证原有的轴头长度的基础上，单独设计一个长轴用于右半部分的传递。

这样既方便传动系统右半部分的安装和拆卸，更有利于轴的寿命。

为联接变速箱右端输出轴头和右半部分的主轴，需要选用合适的联轴器。

此处所

需的联轴器应该保证两轴同轴线且同速度。

图滚子链联轴器

滚子链条联轴器，具有结构简单，装拆容易；

尺寸紧凑，工作可靠效率高，寿命长，适用各种工作环境，维修方便，成本低廉等特点[13]。

最常用的是双排链联轴器（图1-7）。

根据转矩的计算：

950000*P=T*n，算出主轴上的最大转矩为525N.m。

而变速箱出来的轴径是42mm，所以选用型号为GL7的滚子链条联轴器。

轴孔为J1型，轴孔长度为82，链号12A，链条节距为25.4mm，链轮的齿数为18，D为127.78mm，Bf1:

11.9mm，S:

10.9，D1:

85，Dk×

Lk（max）:

150×

122重量/kg:

7.4许用位移△Y:

0.38许用位移△X:

2.8许用位移△α:

1°

2.4链轮的设计与计算

链轮如图

根据第5章节的设计方案，初步确定了链轮的齿数和槽型，几排链等，基本可以确定链轮的外形，都是标准的，不用额外设计，只是轮毂的直径和长度，结构形式等需要设计。

已知链号16A的基本参数：

节距p25.4mm，dr15.88mm，pt29.29mm

根据《机械设计手册（4）》22-92页，表22.2-19整体式链轮主要结构尺寸可求得个链轮的轮毂直径与最小长度等参数，为后续轴的设计提供依据。

表1-1链轮形式计算表

计算所得链轮的实际长度和轮毂直径如下表1-2所示：

表1-2链轮轮毂直径与长度计算表

三、SOLIDWORKS造型及部分图纸

该传动系统中所有的轴主要受到扭转的破坏，相对而言，拉压和弯曲形成的变形或者破坏都很小。

所以在轴的初步设计过程中，轴径主要按转矩估算的最小直径来设计。

再适当结合传动系统在整机中的布局和作用来修正设计。

轴的结构形式是由轴上各零件装配关系来确定，轴段的长度等其他参数也结合整机布局和零部件装配位置而定。

该系统中轴所用材料都定为45号调质钢，它的参数如下表所示：

表1-345号调质钢的参数表

材料牌号：

45调质

硬度（HB）：

230

抗拉强度：

650MPa

屈服点：

360MPa

弯曲疲劳极限：

270MPa

扭转疲劳极限：

155MPa

许用静应力：

260MPa

许用疲劳应力：

180MPa

轴是实心轴，按转矩估算的最小直径公式为：

其中A值为：

115，许用剪应力

范围：

30～40MPa

3.1分动箱主轴

横轴图

变速箱中间的长轴即为往刮板运输器和横向螺旋运输器的一级主轴，该轴上装有向横向螺旋运输器传递动力的一级传动的大链轮以及传向采摘头设备的带传动中的小链轮。

它的左端轴头与另外变速箱右端输出轴头由一十字联轴器相连，确保两轴同向等速旋转。

该轴上的转速为60r/min，设计功率为15KW。

根据上述公式计算得最小直径应该大于或者等于34.13mm。

变速箱右端轴头直径为35mm，为与十字联轴器相连，故去该轴最小直径为35mm。

根据整机的结构设计发现，该轴为一长轴，刮板运输器一级传动中的大链轮和采摘头设备链传动的小带轮的装配位置由整机结构设计所定。

因此各轴段长度也一定。

分动箱支架上分布两个带座立式轴承，分布在左右轴端，形成简支梁。

考虑轴端定位，轴端带键槽。

3.2分动箱输入轴

变速箱上端的长轴即为从拖拉机主轴到主分动箱的输入轴，该轴上装有向横向主轴传递动力的一级传动的蜗杆。

它的上端轴头与拖拉机输出轴头由一十字联轴器相连，确保两轴等速旋转。

该轴上的转速为700r/min，设计功率为15KW。

根据上述公式计算得最小直径应该大于或者等于17.3mm。

变速箱右端轴头直径为20mm，为与十字联轴器相连，故去该轴最小直径为20mm。

根据整机的结构设计发现，该轴为一长轴，蜗轮蜗杆一级传动中的蜗杆头和蜗轮的装配位置由整机结构设计所定。

考虑轴端定位，轴端带螺纹。

3.3分动箱输出轴

输入轴

变速箱前端的长轴即为从分动箱主轴把动力传输到采摘头螺旋绞龙的输出轴，该轴上装有将横向主轴传递的动力改变方向的一级传动的锥齿轮，其改变方向的角度为90度。

它的前端轴头与螺旋角笼的输入轴头由一对齿数比为1的链轮相连，确保两轴等速旋转。

该轴上的转速为60r/min，设计功率为2KW。

根据上述公式计算得最小直径应该大于或者等于16.3mm。

根据整机的结构设计发现，该轴为一长轴，锥齿轮一级传动中的两个齿数相同声望锥齿轮装配位置由整机结构设计所定。

考虑轴端定位连接，轴端带键槽。

四、蜗轮蜗杆以及锥齿轮的设计计算

4.1蜗轮的设计计算

蜗轮图

中心距aa=（d1+d2+2x2m）/2=50

蜗杆头数z1=4按规定选取

蜗轮齿数z2=51按传动比确定

齿形角aaa=20。

或an=20。

按蜗杆类型确定

模数mm=ma=1.6按规定选取

传动比ii=n1/n2=4/51蜗杆为主动，按规定选取

齿数比uu=Z2/Z1=4/51当蜗杆主动时,i=u

蜗轮变位系数x2x2=a/m-（d1+d2）/2m=-0.500

蜗杆直径系数qq=d1/m=12.50

蜗杆轴向齿距papa=πm=1.6π

蜗杆导程pzpz=πmz1=6.4π

蜗杆分度圆直径d1d1=mq=20按规定选取

蜗杆齿顶圆直径da1da1=d1+2ha1=d1+2ha*m=23.2

蜗杆齿根圆直径df1df1=d1-2hf1=da-2（ha*m+c）=16.8

顶隙cc=c*m按规定

渐开线蜗杆齿根圆直径db1db1=d1.tgr/tgrb=mz1/tgrb

蜗杆齿顶高ha1ha1=ha*m=1/2（da1-d1）按规定

蜗杆齿根高hf1hf1=（ha*+c*）m=1/2（da1-df1）

蜗杆齿高h1h1=hf1+ha1=1/2（da1+df1）

蜗杆导程角rtgr=mz1/d1=z1/q

渐开线蜗杆基圆导程角rbcosrb=cosr.cosan

蜗杆齿宽b1=20见表11－4由设计确定

蜗轮分度圆直径d2d2=mz2=2a-d1-2x2.m

蜗轮喉圆直径da2da2=d2+2ha2

蜗轮齿根圆直径df2df2=d2-2ha2

蜗轮齿顶高ha2ha2=1/2（da2-d2）=m（ha*+x2）

蜗轮齿根高hf2hf2=1/2（d2-df2）=m（ha*-x2+c*）

蜗轮齿高h2h2=ha2+hf2=1/2（da2-df2）

蜗轮咽喉母圆半径rg2rg2=a-1/2（da2）

蜗轮齿宽b2=30由设计确定

蜗轮齿宽角θθ=2arcsin（b2/d1）

蜗杆轴向齿厚sasa=1/2（πm）

蜗杆法向齿厚snsn=sa.cosr

蜗轮齿厚st按蜗杆节圆处轴向齿槽宽ea'

确定

蜗杆节圆直径d1'

d1'

=d1+2x2m=m（q+2x2）

蜗杆节圆直径d2'

d2'

=d2

蜗杆传动的效率

闭式蜗杆传动的效率由三部分组成，蜗杆总效率η为

η=η1η2η3

式中：

η1-传动啮合效率

蜗杆总效率η主要取决于传动啮合效率。

其考虑齿面间相对滑动的功率损失；

啮合效率可近似地按螺纹副的效率计算，即

γ-普通圆柱蜗杆分度圆上的导程角；

　　　　φ-当量摩擦角,,其值可根据滑动速度vs查表选取

当量摩擦角φ

滑动速度vs由图得：

　　　　m/s

v1-蜗杆分度圆的圆周速度，m/s；

　　　　d1-蜗杆分度圆直径，mm；

　　　　n1-蜗杆的速度，r/min。

η2-油的搅动和飞溅损耗时的效率；

η3-轴承效率。

在设计之初，为求近似计算蜗杆轴上的扭矩T2，η值可估取为

蜗杆头数Z11246

总效率η0.70.80.90.95

锥齿轮的设计与计算

锥齿轮图

4.2.锥齿轮尺寸计算

1.选择材料和精度等级

1）小锥齿轮选用45调制处理，HB

=240HBS；

2）.精度等级选为8级。

2.按齿面接触强度进行设计

1）.确定载荷系数K

经查表，确定K

=1.30；

2）.齿轮传递扭矩T

T=500N.mm

3）.齿宽系数

经查表，确定

=0.3

4）.区域系数

=2.5；

5）.许用应力

经查表，确定许用弯曲应力

=590MPa;

综上计算得，

mm

3.确定齿数

取Z

=12=Z2

4.选大端模数

m=d

/Z

=84/12=7

取m=7;

5.计算分度圆锥角锥距

齿数模数相等，故圆锥角相等

6.计算大端分度圆直径d1=84

7.确定齿宽

b

=b2=11mm

二.齿根弯曲疲劳强度校核

1.经查表，得Y

=2.68，Y

=1.58

2.计算得

许用应力

=174.76

390

故可用

五、分动箱的建模及传动系统原理

5.1分动箱箱体

箱体图

分动箱的箱体是分动箱的主要结构部件，其形状大小尤其内部的零部件的大小和布置的位置有关，同时箱体的形状和大小也必须考虑分动箱在机体中的位置以及所需要动力输入输出的方向的方便灵活性。

5.1主传动箱及传动箱所构成的采收机大体的动力传输路径分析

主分动箱图

首先动力由拖拉机后端动力输出轴经过十字联轴器变相后传入主分动箱上端的输入轴，然后由输入轴上的蜗杆头和分动箱横轴上的蜗轮组成的蜗轮蜗杆组件完成变速和变相，经各副分动箱传入及其两端，分别通过一组链轮驱动横向角笼和刮板运输器的移动，然后动力由横轴经过一对锥齿轮将动力传送到输出轴，输出轴的动力通过一对链轮将动力输送到采摘头的输送角笼轴头，然后通过一对链轮驱动相邻的输送角笼。

传动系统图

六、毕业设计心得

毕业设计总结 

经过了两个月的奋战，毕业设计终于圆满完成。

写一份毕业论文总结报告我认为是必要的，这对我自己来说，即是一个总结，也是一个提醒。

因为毕业论文的完成，既为大学四年划上了一个完美的句号，也为将来的人生之路做好了一个很好的铺垫。

在老师把毕业设计的课题发布下来后，经过反复的思考，根据自身的条件，我选择了“设计棉桃收获机分动箱”这个课题。

之所以选择这个题目，是因为我们本身处于新疆这个棉花大省，我对采棉机这门技术也有一定的了解。

当开题报告定下来之后，我便立刻在网上着手资料的收集工作中，当时面对众多网络资料库的文章时，我真是有些不知所措，找不到切入点，不知如何下手。

我将这一困难告诉了指导老师，田老师遵循“予之鱼，不如授之以渔”的原则，给了我一些相关的资料。

在田老师的细心的指导下，终于使我了解了应该怎么样利用