主螺旋筋、横拉茎筋[16]。
(1)螺旋筋具有向后、向下拉动秸杆的作用，并有一定的摘穗作用。
(2)横拉茎筋的作用，向下快速拉动秸杆以使其达到摘穗位置，并有一定的摘穗作用。
4 传动方案的确定及设计计算
对于摘穗机构传动部分的设计，设计如下所示
12345图4 传动部分示意图
Fig3 The transmission part of the schematic 1.边传动箱输入动力 2.链轮 3.直齿轮 4.轴承N205
5.拉茎辊
1. Edge input power transmission case 2. Sprocket 3. Spur gear 4. Bearing N205 5. Pull stem roll
4.1 摘穗传动箱的设计
在拉茎辊的工作过程中，是一对一起工作的，所以他们的转速是一样的。齿轮的齿数也一样。具体的数据为：与之配合的出轮辐已知输入功率P1=5kw，小齿轮转速，N1=800rrain，齿数比u=1，由电动机驱动，并假设该机器的工作寿命为5年(设每年工作50天)，两班制，并且带式输送机工作平稳转向不变。
拉茎辊直齿轮
图5 摘穗传动箱
Fig4 Pick the spike transmission case
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ①根据传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。
②本变速箱为农业机械配套使用，转速不高，故选用7级精度。 ③材料选择。选择齿轮材料为45#，齿面渗碳淬火，硬度为40’45HRC。 ④选取齿轮齿数Z1=Z2=24` (2)按齿面接触强度设计
下面的设计全部参考机械设计第二册上的计算公式[18]。 由设计公式进行试算，即
2KtT??1?ZE? ???d???H? （4）
确定公式内的各计算数值 d1t?2.332选择载荷系数Kt=1.3
计算齿轮传递的扭矩
T1=95.5?105P1n1=95.5?105?5800N·mm=5.969?104N·mm 由机械设计手册选取齿宽系数?d=0.4
由机械设计手册查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
12
由机械设计手册按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限?Hlim1=600MPa：
计算应力循环次数N1=N2=60n1jLh=60?800?l? (2?8?40?5)=1.536?108 由机械设计手册查得接触疲劳寿命系数KHN1=KHN2=0.90
计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数s=1，由式得
K???H?1???H?2?HNHlim?0.90?600MPa?540MPa
S（3）计算
计算齿轮分度圆直径dt，代入??H?的值：
KT??1?ZE? d1t?2.332t1 （5） ?????d????H??（8）
=115.52mm 计算圆周速度v
V=
计算齿宽b
b=?d?dt=0.4?115.52mm=46mm
计算齿宽与齿高之比b drive shaft
如图所示传动轴的刚度和强度是否满足要求是整个变速箱能否正常工作的核心。所以，本文对轴的刚度和强度进行理论分析和计算。
链轮传递的功率p=6马力，齿轮传递的功率p=3马力，转速n=800rmin，齿轮的齿宽B=26mm，齿数z=24，模数=4. 4.2.1 按扭矩初步确定轴径
选择轴的材料为45钢，调制处理，得材料械性能数据为：
?b=650MPa，?s=360MPa，??1=270MPa
2?dtn160?1000=4.83ms
??1=155MPa，E=2.15?10 MPa
初步计算轴径，由于材料为45钢，取A=115，则得
5
dmin=A3p5=21.2mm ?115?3n800考虑到加键，需将其轴径增加，故取直径为25mm。 4.2.2 轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
选择轴承为圆柱滚子轴承N205型[20]，为便于轴承的装配，取轴承处的直径Ⅰ为25mm，轴肩的尺寸设计为91mm
装齿轮处的轴径Ⅱ为25mm，适合直齿轮的安装，选择的平键尺寸为bxhxL=8mmx7mmx48mm，轴肩应该比其长，取d2的尺寸为134mm
在Ⅲ处选择圆柱滚子轴承N206型，根据其尺寸，可取Ⅲ为34mm，Ⅲ段长42mm 在Ⅳ处要进行轴肩定位，故尺寸大于Ⅲ，取36mm，根据结构要求，取轴环宽度为32mm。
在Ⅴ处轴要与拉茎辊进行配合，选择的平键尺寸为bxhxL=10mmx8mmx30mm，取该处轴径34mm，长度长于L，取40mm。 （1）轴的受力分析 轴传递的转矩
3?955?104 T1==26360N.m
800齿轮的圆周力 Ft=
2T12T12?26.36=549.17N ??d1mz4?24齿轮的径向力
Fr= Ft?tanan=549.17?tan20。=199.88N 链轮所产生的圆周力 Fo=（2）求支反力 在水平平面内的支反力 由ΣMA=0 得
Rcy（a+b）-Fra=0 （7）
Fa199.88?30Rcy=r?=58.79N
a?b30?72RAY=Fr-RCY=199.88-58.79=141.09N
在垂直平面内的支反力
由ΣMA=0 得
Fta-RCZ(a+b)=0 （8）
2T12?26.36=576.81N ?D10.0914
RCZ=
Fta549.17?30?=161.52N a?b30?72由ΣM=0得
RAZ=Ft-RCZ=549.17-161.52=387.65N 由于F0的作用，在支点A,C的支反力
由ΣM=0 得：
F0c-RAO(a+b)=0 （9）
Fc576.81?134 RAO=0?=757.77N
a?b30?72 Rco=Fo+RAO=576.81+757.77=1334.58N 作弯矩和扭矩图
齿轮的作用力在水平平面的弯矩
MBZ=RAZa=387.65 0.03=11.63 N.m
齿轮的作用力在垂直平面的弯矩
MBY=RAYa=141.09?0.03=4.23 N.m 由齿轮作用力在B截面作出的最大合成弯矩
M．B=M2BY?M2BZ?4.232?11.632=12.38 N.m 由Fo作用而作出的弯矩
MBO=Foc=576.81?0.134=77.29 N.m
该弯矩的作用平面不定，但当其与上述合成弯矩共面时是最危险情况。这时其弯矩为二者之和，则截面B的最大合成弯矩为
MB=M.B+MBO=12.38+38.65=51.03 N.m 计算扭矩
T1=26.36 N.m T2=79.08 N.m