自走式玉米联合收割机传动系初步设计（第三稿） 第二方案 .docVIP

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： (--传动效率，，取 1）·名义载荷 () 其中：--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： 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； (--附着系数，轮式拖拉机为0.65。 则： 取为8100N(m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； (--轮胎与地面间的滚动阻力系数，(=0.12； (max—最大爬坡角度，(max =20(； Ted—发动机的最大扭矩为83.32N (m（8.502 kg(m）； (--传动的总效率为0.8。 则： 最小传动比 带传动的传动比，根据无级变速器的输入转速要求（1400~1500r/min），定为1.3。 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如下： I档： 15—34—13—36—15—70 iI=29.29 II档： 23—26—13—36—15—70 iII=14.61 III档： 15—34—29—20—15—70 iIII=7.3 IV档： 23—26—29—20—15—70 iIV=3.64 倒档： 13—36—15—70 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