CBAR=141.09NR=57.9NF=199.88NCCR=161.52NM=11.63N.MBBAACF=549.17NBM=4.23N.MR=387.65NAAA
CM=79.08N.MBCB图7 扭矩图
M=26.36N.MFig6 The torque figure
4.2.3 轴的强度校核 （1）确定危险截面
根据轴的结构尺寸及弯矩图、扭矩图如下图所示，截面C处弯矩最大，且有轴承配合引起的应力集中；截面B处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属于危险截面。现对B截面进行强度校核。 （2）安全系数校核计算
由于该轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。弯曲应力幅值为：
MB51.0?3610??40.82?1M0P6a? ?a?W1.2540.M8Pa 2式中 W——抗弯断面系数，由机械设计手册得
335m?1.2?5?61m0 W?1.2c 由于是对称循环弯曲应力，故平均应力?m=0，
S????1K?=2.62
????a????m式中??1一45钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，得??1=270MPa K?一正应力有效应力集中系数， K?=1.5，按配合K?=1.6，故取K?=1.6
?一表面质量系数，轴经过车削加工，由机械设计手册查得?=0.90 ε一尺寸系数，由机械手册查得 ε=0.89[22] 剪应力幅值为
T123.36?106 ?m??a?=4.72MPa ?2wp2?2.79式中 Wp—抗扭断面系数 由机械手册查得：
Wp=2.79cm3=2.79?10-6m3
S????1K??5.25
????a????m式中??1—45钢扭转疲劳极限，??1 =155MPa K?—剪应力有效应力集中系数，K?=2.5
?—表面质量系数，轴经过车削加工后，得?=0.90 ε一尺寸系数，由机械手册查得 ε=0.89[23]
?—平均应力折算系数，查得??=0.21 轴B截面的安全系数 S?S?S?S?2?S?2?2.6?25.25=2.34
222.62?5.25S=1.3—2.5
结论：该B截面是安全的 此时轴的校核已经完成。
已经得到了轴的安全性结论，但是我们并不能直接的看到轴的各个部位的受力情况，只能凭空想象其中的受力情况，会给有关轴的研究和分析带来一定的困难和阻碍，不利于研究工作的下一步进行。以此为出发点，为了解决这一问题，根据以上计算结
果，为了更直接的看到轴的各部分的受力情形，需要绘制一个轴的载荷分布图7。从该图中可以将计算数据变的非常直观化，这样可以更明显的看到各部分的受力大小、扭矩的大小和危险截面。图7中提供了轴的示意图，轴的受力简化图和轴的受力分析图。使抽象的数据具体化。通过该图我们可以直观的看到轴的各个部份所承受载荷的紧密程度、扭矩的大小，可以为后续的继续分析工作提供一个较好的借鉴和参考。同时也可以为以后关于传动轴部分的改进提供一个良好的前提。
4.3 滚动轴承的设计计算
已知装轴处轴径d1=25mm，d2=34mm，转速n=800rmin，选用圆柱滚子轴承N205E，轴承支座反力Ra=757.77N，Rc=1334.58N据此可分别求出装配在A，C处两个轴承所承受的径向载荷Far、Fbr
Far=Ra=757.77N
Fbr=Rb=1334.58N 4.3.1 轴承载荷校核
对深沟球轴承，其径向基本额定载荷 Cr?fpp?60n???6Lh? (10) ft?10?1式中Cr—基本额定载荷，查表6-2[24]的Cr=27.5KN
fp—载荷系数，查表16-6取fp=1 P—当量动载荷
ft—温度系数，查表8-14的ft=1
Lh—基本额定寿命，本机预设寿命错误！未找到引用源。=6000h N—轴承转速，n=800 rmin ε—寿命指数，对球轴承ε=103 将以上数据代入上式，得 27500?得 P=
1?p?60?800??6000??
1?106?31027500=3787.8N 7.26故在规定的条件下，N205E，N206E轴承可承受的最大径向载荷为3787.8N，大于轴承实际承受的径向载荷Fbr=1334.58N。故所选轴承合格 4.3.2 轴承寿命校核
当量动载荷 P=f（ (11) pXFr+XFa）式中 Fr—径向载荷，
Fa—轴向载荷，两轴承的轴向载荷均为0N 查表8-17的X=1 于是可计算两轴承的当量动载荷： Pa= fpXFar=1?1?757.77=757.77N Pb=fpXFbr=1?1?1334.58=1334.58N 验算轴承的寿命Lh Lah=
?10310?c?10?27500?5
?????=3.16?10h＞8000h
60n?pa?60?800?757.77??366106?c?106?40800?4
Lbh=?????=5.75?10h＞8000h
60n?pb?60?800?1334.58?由寿命校核结果可以看出两轴承的寿命均大于设计寿命，故所选轴承合格。
4.4 平键的选择与计算
（1） 类型选择 ：选A型键
（2） 尺寸选择：查表4-1选择轴1、2段平键b?h?L=10mm?8mm?80mm、5段平键b?h?L=8mm?7mm?30mm
（3）强度验算:查表得需用应力错误！未找到引用源。=60MPa 1、2段键与键槽接触长度：l=L-b=70mm错误！未找到引用源。 4T4?79.?081000? ???=22.59MPa＜??=60MPa dhl25?8?70式中d—键槽处的轴径
shaft 5. Rubber scraper
4.6 机架的结构设计
本机的机架由支撑架，机架板组成，摘穗板固定在机架上。机架德文前端用来固定传动箱，机架的中部放置拉茎辊和刮板式运输装置，在下部分安放拨禾链轮以及拨禾箱等。机架在设计的时候出了在固定位置和承重的部位采用方钢外，其他的部位一般采用一定厚度的钢板即可满足需要，这样可以降低配重，使得整机的结构更加合理化，机架结构如下图所示[25]。
机架摘穗板支撑架 图8 机架图 Fig8 Frame figure
因为本设计主要针对摘穗部分进行设计，所以关于机架的设计就此简单的介绍。
5 总结
该课题设计的玉米摘穗机构主要有摘穗部件和传动箱组成，主要完成玉米果穗的摘取过程，本次设计结论：
1、该机的摘穗方式为拉茎辊与摘穗板的组合方式，其中拉茎辊并没有采用传统的四棱形或四叶轮式，而是参照摘穗辊的形式，充分利用摘穗辊拉茎能力强，工作效率高的特点。同时与摘穗板的结合可以最大限度的减少对果穗的冲击，实现效率的最大化。
2、对主要的传动机构进行设计分析，对直齿轮和主传动轴进行受力分析，并进行设计和校核。
3、绘制出各零件图和装配图，撰写设计说明说。
参考文献
[1]李宝筏.农业机械学[J].湖南农机，2009(13)：188
[2]张立才.浅谈玉米机械收获技术发展对策[J].中国农机监理，2008，(3)：34～35
[3]孙进良，刘师多，丁慧玲.我国玉米收获机械化的应用现状与展望[J].农机化研究，2009,(3):35