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JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計）
題目：半喂入小型聯(lián)合收割機之割臺部分
學 院： 工學院
姓 名： 金鋒
學 號： 20100972
專 業(yè)： 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化
班 級： 農(nóng)機1001班
指導教師： 嚴霖元 職 稱：教授
二014 年5月
目錄
中文摘要
英文摘要
1 緒論 1
1.1 國內收獲機械發(fā)展概況 1
1.1.1 入門階段 1
1.1.2 發(fā)展階段 1
1.1.3 利用引進技術發(fā)展階段 1
1.2 國外收獲機械發(fā)展概況 2
1.3 本次設計過程 2
2 收割臺機構 3
2.1 割臺機構的選擇 3
2.2輸送帶式臥式割臺的結構 3
2.3輸送帶式臥式割臺的工作流程 3
3 往復式切割器 4
3.1 往復式切割器的構造及類型 4
3.1.1 Ⅱ型往復式切割器的構造 4
3.1.1.1 動刀片 4
3.1.1.2 定刀片 4
3.1.1.3 護刃器 4
3.1.1.4 壓刃器 4
3.1.1.5 摩擦片 4
3.2 切割器運動學 4
3.2.1 割刀驅動機構 5
3.2.2 割刀的位移、速度和加速度 6
3.2.3 選擇割刀平均速度，計算曲柄轉速 6
3.2.4 曲柄轉速與機器前進速度的關系 6
3.2.5 臨界切割速度比 6
3.3 切割機構動力學 7
3.3.1 割刀在工作時的受力分析 7
3.3.2 切割器的慣性力平衡 8
3.3.3 切割器消耗功率 9
3.4 割刀的安裝及調整 9
4 撥禾輪 10
4.1 撥禾輪的選擇 10
4.2 偏心撥禾輪的運動軌跡 10
4.3 撥禾輪的速度比 11
4.4 撥禾輪的設計參數(shù) 12
4.4.1 撥禾輪安裝高度及其調節(jié)范圍 12
4.4.2 撥禾輪直徑D的確定 13
4.4.3 撥禾量ΔX與撥禾輪的作用程度η 14
4.4.4 撥禾輪的轉速 15
4.4.5 撥禾輪功率N的損耗 15
4.4.6 撥禾輪的調整 16
5 割臺升降裝置的設計 16
5.1 割臺升降機構型式的選用 16
5.1.1 液壓式割臺升降機構的結構 16
5.2 割臺懸掛機構運動學 16
5.3 油泵的選擇 17
5.4 油缸的設計和計算 17
5.4.1 油缸種類的選擇 17
5.4.2 油缸的計算 17
5.4.3 割臺升降液壓傳動系統(tǒng)的設計 20
6 橫向輸送機構 21
6.1 輸送鏈的選擇 21
6.2 直立附板滾子鏈的參數(shù) 21
6.3 鏈輪的參數(shù) 22
參考文獻 23
致謝 24
摘要
半喂入聯(lián)合收割機是采用偏心撥禾輪的，其能夠扶起倒伏度較大作物，夾持作物使其半喂入脫粒，處理量明顯減少而且穩(wěn)定，不會由于倒伏程度的不同和作物濕度而有很大變化。其作業(yè)性能優(yōu)良，且能使作物整齊鋪放或者切碎還田。從20世紀90年代中期以來，由于結構尺寸放大，多種監(jiān)控、自動控制裝置的使用，多數(shù)機型作業(yè)速度可達1.22~1.5m/s,工作幅度1.45~1.98m，個別的達到2.1m，配置動力33.5、55.9、61.0kw機器接地壓力在20kpa以上，防陷性能高，生產(chǎn)效率0.2~0.47hm2/h或以上。其主要問題是機型過大后靈活性變差且售價過高。因此本設計旨在克服上述缺點，設計一款適合南方丘陵地區(qū)，價格合理的小型半喂入聯(lián)合收割機。該設計的主要內容在于：切割器、偏心撥禾輪、割臺的升降控制機構等重要部件的設計研究。
關鍵詞：半喂入；聯(lián)合收割機；割臺；切割器；偏心撥禾輪；割臺升降控制機構。
Abstract
As a semi-feeding combine harvester eccentric reel , can lift up the lodging of the larger crop , significantly reduced and stable gripping semi- fed crop threshing , processing capacity , not because of lodging and crop moisture levels and have different great changes. Job performance, but also make neat placement or chopped crop farmland. Since the mid -1990s , as a reference to the size of the enlarged structure , a variety of monitoring , automatic control device , the operating speed of most models up to 1.22 ~ 1.5m / s, the work rate of 1.45 ~ 1.98m, the individual reaches 2.1m configure dynamic 33.5,55.9,61.0 kw machine ground pressure 20kpa above , anti- depression high performance, productivity 0.2 ~ 0.47hm2 / h or more, the main problem is too large models and prices deteriorated after high flexibility . Therefore, this is designed to overcome these shortcomings of requirements, design a suitable Southern Hills , affordable small semi-feeding combine harvester . The main contents of the design are: cutter , eccentric dial design research important parts reel , cutting platform lift control agencies.
Keywords : Semi- feeding ; combine harvester ; cutting table ; cutter ; eccentric reel ; cutting platform lift control mechanism .
1 緒論
作物收獲是整個農(nóng)業(yè)生產(chǎn)過程中奪取豐收最后一個重要環(huán)節(jié)，對谷物產(chǎn)量和質量都有很大影響，其特點是季節(jié)性強、時間緊、任務重，易遭受雨、雪、風、霜的侵襲造成損失。因此，實現(xiàn)谷物收獲作業(yè)機械化對于提高勞動生產(chǎn)率、減輕勞動強度、降低收獲損失、以確保豐產(chǎn)豐收具有極其重要意義。
1.1 國內收獲機械的發(fā)展概況
1.1.1 入門階段
這一階段完成的主要是引進和仿制工作。1949年開始從前蘇聯(lián)進C－6牽引式，此后又相繼從其他國家進一些機型。牽引式機器有：聯(lián)邦德國克拉斯、蘭茨、英國阿爾濱等。經(jīng)過多年試驗選型和農(nóng)場實際使用，曾先后選定幾種機型進行仿制，但最后投產(chǎn)只有1956年投產(chǎn)的GT－4.9牽引式聯(lián)合收割機。盡管產(chǎn)品數(shù)量不多、制造質量也不高，而且在此期間國內少數(shù)單位自行設計研制一些小型聯(lián)合收割機均未成功，但此時我國已初步掌握了聯(lián)合收割機生產(chǎn)和制造技術。
1.1.2 發(fā)展階段
這一階段是我國聯(lián)合收割機迅速發(fā)展時期。全國不僅涌現(xiàn)出一批新專業(yè)聯(lián)合收割機廠，而且還發(fā)展了相應配套件廠，這些工廠通過擴建、技術改造，生產(chǎn)能力有很大提高。到70年代末，一個比較完整聯(lián)合收割機制造業(yè)初具規(guī)模，聯(lián)合收割機年產(chǎn)量已達到6000臺的水平。盡管有的機型是國外四五十年代技術水平老機型，機器性能相對比較落后，但這一階段我國聯(lián)合收割機事業(yè)卻是飛速發(fā)展。而且，這段時間的工作使我國設計研究聯(lián)合收割機水平有了長足進步和提高，逐步具備獨立設計開發(fā)新產(chǎn)品的能力。
1.1.3 利用引進技術發(fā)展階段
這個階段是谷物聯(lián)合收割機發(fā)展過程中一個艱難而又復雜時期，經(jīng)歷了一個極大起落過程。1980年前后，改革開放政策對聯(lián)合收割機發(fā)展產(chǎn)生了巨大影響。經(jīng)過幾年努力，引進機型陸續(xù)投產(chǎn)，我國聯(lián)合收割機行業(yè)科學技術在許多方面從原來比較落后狀態(tài)，一下子跨到80年代初國際先進水平，有了一個劃時代飛躍。但是，由于80年代初農(nóng)村經(jīng)濟比較落后等一些其它因素影響，聯(lián)合收割機市場明顯萎縮。自1982年，全國產(chǎn)量由6000臺一下降到1000余臺。80年代中后期，隨著農(nóng)村經(jīng)濟發(fā)展，市場逐漸恢復。進入90年代，不僅產(chǎn)量恢復到了歷史最高水平，而且新試制產(chǎn)品，特別是中小型拖拉機懸掛品種型號繁多，出現(xiàn)制造、開發(fā)、選購收獲機新局面。
90年代中后期，我國收獲機發(fā)展更加迅速，不僅各種類型機械齊全，性能也不斷完善，而且產(chǎn)量大幅度提高。1997年全國年生產(chǎn)聯(lián)合收割機35105臺，比1982年提高幾倍。而且，市場比較看好，年終售出31955臺，呈現(xiàn)良好的發(fā)展勢頭，開始我國收獲機發(fā)展一個嶄新的階段。
1.2 國外收獲機的發(fā)展概況
國外收獲機發(fā)比較有代表性國家和地區(qū)歐美及日本等地。歐美多為全喂入脫粒，機型大，生產(chǎn)率高，適合較大規(guī)模生產(chǎn)條件；日本則以中小型水稻收獲機為主，多采用半喂入，機型小，生產(chǎn)率較低。
目前，世界收獲機械的發(fā)展，不僅在傳統(tǒng)的收獲機上增設了許多電液自動化控制系統(tǒng)，如凱斯公司的2300系列大型聯(lián)合收獲機上設置了GPS接收裝置，為將來精確農(nóng)業(yè)發(fā)展奠定基礎。而且，突破了傳統(tǒng)收獲工藝，發(fā)展割前脫粒。如東北農(nóng)業(yè)大學研制氣吸式割前脫粒聯(lián)合收獲機，英國謝爾本公司生產(chǎn)梳脫臺等?？傊澜缟系氖斋@機械正向著自動化、適用化、多樣化方向發(fā)展。
1.3 本次設計過程
收割是谷物栽培最后環(huán)節(jié)，對于谷物產(chǎn)量和質量具有很重要影響。收獲的季節(jié)性很強，農(nóng)時緊迫，人工收割勞動強度大，為此設計收割機，谷物聯(lián)合收割機是集收割、脫粒、分離、清洗為一體的作業(yè)，相對于分別收獲來說，其機械化水平較高，能顯著提高勞動生產(chǎn)率，降低勞動強度，能及時清理天地，以利于下茬作物的搶耕搶種，在次設計中，我遇到了許許多多的困難，從對農(nóng)業(yè)機械的一片空白到對收割機的整體把握，和對其國內的收割機機構的了解，都傾注了老師和自己的汗水，特別在繪圖期間，得到了老師的悉心指導，對本人設計和以后走上工作單位都打好了良好的基礎，通過幾個月的設計，通過學習、提問、認真查閱相關手冊，終于使本次設計任務圓滿完成。在此向嚴老師和同組同學表示由衷的感謝。
本次設計的主要是收割臺機構，由于時間倉促，個人所學知識有限，因此該設計還存在這樣那樣的缺點及不足，還請各位老師及同行給予批評指正，在此一并表示感謝。
2. 收割臺機構
2.1 割臺機構的選擇
割臺是聯(lián)合收割機的主要工作部件之一，其功用是完成割禾工作，并隨機把割倒的谷物集中連續(xù)不斷地輸送給輸送槽。根據(jù)收割機的不同特點，割臺有集中不同的型式，如下：
割臺類型
特點
缺點
帶攪龍輸送器的臥式割臺
適應性好；稻、麥和豆類都適用，
割幅大、小都可以用；工作可靠
結構復雜，重量大
輸送帶式臥式割臺
作物割倒整齊；較好的適應性；割幅大、小都可以用
縱向尺寸較大，
降低了靈活性
立式割臺
縱向尺寸大為縮短，重量輕，
結構緊湊，較好的適應性
要求較高的機走速度；
容易造成作物損失；
割臺落粒難以回收；
不適于倒伏作物
旋轉式割臺
工作震動??；有一定的適應性；用于
低速和割幅不大的小型半喂入收割機
結構復雜、前移量重量大、
割臺損失較多且難以收回
根據(jù)上述闡述，本次設計的割臺機型為輸送帶式臥式割臺。
2.2 輸送帶式臥式割臺的結構
此種割臺主要由往復式切割器、橫向輸送裝置、曲柄連桿驅動機構、偏心撥禾輪、割臺升降控制機構等組成。
2.3 輸送帶式臥式割臺的工作流程
變速箱帶經(jīng)過皮帶輪帶動蝸輪蝸桿，渦輪軸通過皮帶輪帶動撥禾輪轉動，渦桿通過曲柄搖桿帶動搖桿轉動，具有一定的角速度，再通過與搖桿固定一起的軸和曲柄連桿帶動切割器做往復運動，渦輪軸通過一個連桿帶動橫向輸送器，使其進行工作。
3 往復式切割器
3.1 往復式切割器的構造及類型
根據(jù)國家推薦新設計的收割機均采用Ⅱ型切割器。
3.1.1 Ⅱ型往復式切割器的構造
3.1.1.1 動刀片
根據(jù)GB，動刀片為齒刃口；取前橋寬度為17mm，刀口刃角i=23°；對禾桿的摩擦角為41°，切割角為30°
3.1.1.2 定刀片
根據(jù)GB，定刀片為光刃口；取刀口刃口i=60°；對禾桿的摩擦角為16°，切割角為3°。
動刀片節(jié)距t=定刀片節(jié)距t0=76.2mm=割刀行程S
3.1.1.3 護刃器
相對于Ⅲ型，Ⅱ型護刃器上沒有專門開削出的刀桿導向槽，它的導向槽是在整個切割器安裝時由摩擦片的前端面與護刃器固定定刀片的凸臺后端面之間所形成的，所以對于Ⅱ型切割器的護刃器來說加工工藝比較簡單，省工，且它的刀桿導向槽是組成式的，經(jīng)過一段時間工作導向槽磨損了之后，可以調整摩擦片，使其恢復原有的導向槽的合理寬度。
3.1.1.4 壓刃器
使動、定刀片之間保持有一合適的刀片間隙；本次設計的割幅上有三個壓刃器。
3.1.1.5 摩擦片
摩擦片的數(shù)量與壓刃器的數(shù)量相同，有三個摩擦片。
3.2 切割機構運動學
3.2.1 割刀驅動機構
圖1 曲柄連桿機構運動分析圖
3.2.2 割刀的位移、速度和加速度
1）割刀的行程
S=AB=OA-OB=l+r-(l-r)=2r r為曲柄半徑
所以
r=38.1mm
2)割刀的位移
X=OA-OD=l+r-(cosα+rcosφ) r遠小于l
故簡化為
X=r(1-cosφ)=r(1-coswt)
3)割刀的速度
Vx=dx/dt=rw.sinwt
4)割刀的加速度
ax=dVx/dt=rw2coswt
3.2.3 選擇割刀平均速度，計算曲柄轉速
1）根據(jù)實驗數(shù)據(jù)表明切斷禾桿最低速度為0.6m/s，對于本次設計的小型收割機的平均速度Vm取1m/s。
2）曲柄的轉速
n=60V平/2S=15V平/r=393.7r/min
3.2.4 曲柄轉速與機器前進速度的關系
割刀的絕對速度分為隨機器等速前進的直線運動以及刀片的往復運動。
1） 直線運動：
y=Vmt
Vm是機器的前進速度,在南方丘陵地帶，小型收割機取0.52m/s。
2） 往復運動：
x=r(1-coswt)
進程H：刀片走完一個行程S后，刀片隨機器前進的距離。
H=60Vm/2n=πVm/w=30Vm/n=39.6mm
3.2.5 臨界切割速度比
達到整齊割茬的最小切割速度比。
圖2 臨界切割速度比
得出切割速度比
λp=V平/ Vm=1.92 隨著Vm的增大而減小
3.3 切割機構動力學
3.3.1 割刀在工作時的受力分析
1）切割阻力
P=qB=60公斤
q：每米割刀長度的切割阻力，取q=50公斤/米。
B：理論割幅寬度，取1.2米。
2）割刀割刀往復運動質量不平衡引起的慣性力Q
Q=-mH l ax=-mH l rw2coswt
mH：每米割刀長的質量，取mH =2.3公斤·秒2/米；
l：割刀的全長，l=1.295m；
ax：割刀的加速度
3） 割刀與各接觸部分的摩擦力
F=mHlgf
g：重力加速度
f：割刀對鐵的摩擦系數(shù)
所以割刀承受最大的反作用力
R=P+Q+F
根據(jù)經(jīng)驗得：如果切割器安裝良好，每米割刀長度，慣性力和摩擦阻力之和約為10公斤，消耗的馬力約為0.15馬力。
3.3.2 切割器的慣性力平衡
1）回轉運動不平衡質量引起的慣性力
PB=-（Mg+1/2·ML）rw2
Mg：曲柄銷的質量
ML:連桿的質量，設有1/2的質量參加到曲柄銷上作回轉運動，另有1/2的質量參加到割刀上作往復運動。
2）往復運動不平衡質量引起的慣性力
PA=-(MH+1/2ML) r w2coswt
MH:割刀的質量
PAmax=-(MH+1/2ML) r w2
3）平衡
在曲柄盤上裝一個平衡配重，但由于慣性力始終是變化的，所以一般小型收割機上只要部分平衡1/2~1/3即可。
3.3.3確定配重的質量
PP=PB+1/2·PAmax=-（Mg+1/2·ML）rw2+1/2· (MH+1/2ML) r w2
PP=Wp/g·rp w2
rp：平衡重的半徑，取1/2的r，即為19mm。
Wp：平衡重的質量
3.3.4 切割器消耗的功率
N=Nq+Nh
切割功率
Nq=Vm·B·Lo (KW)/102=0.06KW
Lo：切割每平方米莖稈所需功（Kg·m），據(jù)經(jīng)驗取10 Kg·m。
空轉功率Nh：根據(jù)經(jīng)驗0.8KW每米割幅，即為0.96KW。
所以切割器消耗的功率N=1.02KW
3.4 割刀的安裝及調整
需要滿足以下條件：
1)當割刀運動到左、右兩止點位置時，動、定刀片的中心線必須重合。
2)裝配時，定刀片應緊貼護刃器，局部間隙不得超過0.3mm。
3)護刃器往護刃器梁上安裝時，所有定刀片的工作面應在同一平面內，其偏差不得大于0.5mm。測量時在相鄰三個定刀片上輪流進行，使定刀片工作面在同一直線上。
4)割刀安裝時，要求動、定刀片平行，其間有0.5mm的間隙，部分刀片允許后端間隙達到1.5mm，但這種刀片的數(shù)量不得超過總數(shù)的三分之一。
5)每隔5~6個動刀片裝一個壓刃器，壓刃器與動刀片間應留有0.5mm的間隙。
最后安裝好的割刀用手推拉應能運動靈便。
4 撥禾輪
4.1撥禾輪的選擇
撥禾輪的型式
特點
普通壓板式撥禾輪
只適用于收直立或輕度倒伏（倒伏角不超過30度）的作物如收割倒伏度較大的禾時，造成谷粒損失較大
偏心式撥禾輪
不但能收直立作物，也能收倒伏度較大的（倒伏角在60度以內）作物，適應性能較廣，應用最普遍。
根據(jù)上述分析，本次設計的收割機的撥禾輪選用偏心式撥禾輪。
4.2 偏心撥禾輪的運動軌跡
運用解析法可以作出撥禾輪的運動軌跡如下：
圖3 撥禾輪的運動軌跡
由圖分析可得：
1）位移方程：
X=Vmt+Rcoswt (R：撥禾輪的半徑; W：撥禾輪的角速度)
Y=H+h-Rsinwt （H:撥禾輪軸距割刀的距離；h:割刀離地面的距離）
2)速度方程：
Vx=Vm – R w sinwt
Vy=-R w coswt
3)加速度方程：
ax=-Rw2coswt
ay=Rw2sinwt
4.3 撥禾輪的速度比
λ=Vok/Vm
根據(jù)速度方程可以推出λ=1/sinwt,為了能夠起到扶禾作用，λ>1.
隨著λ的增大，余擺線的寬度也將增大，但是λ不可過大，分析如下：
1)當Vm一定時，λ增大，Vok也增大，這時對稻谷的沖擊將增大，造成損失，故Vok有極限值。據(jù)經(jīng)驗所知：
割小麥時，Vok<3m/s；割水稻是，Vok<1.5m/s。
此外，Vok當較高時，為了使Vok不超過極限速度，可以適當將速度比減小。
2)當Vm較小時，Vok小于極限速度的情況下，需要適當增加速度比，以防出現(xiàn)回彈現(xiàn)象的發(fā)生，導致?lián)p失。
對于本次設計的撥禾輪，因小型機的機走速度很小，所以考慮到撥禾輪的工作性能，取λ=2.
4.4 撥禾輪的設計參數(shù)
4.4.1 撥禾輪安裝高度及其調節(jié)范圍
1）當壓板剛進入谷物時，此時要求Vx為0，可得出
sinwt= Vm / Vok =1/λ,
即
Y=H+h-R/λ=L(作物高度)，
所以
H=L+R/λ-h
2)支持切割時，壓板應打在谷物重心上，有利于作物鋪放，
圖4 撥禾輪調節(jié)高度分析
根據(jù)上圖可得：
H>R+2/3(L-h)
據(jù)經(jīng)驗得：H=L-h+R/λ可滿足要求。
4） 撥禾輪軸安裝高度調節(jié)范圍：
ΔH=Hmax-Hmin=Lmax-Lmin
據(jù)經(jīng)驗可得一般范圍：
ΔH=200~600mm。
4.4.2撥禾輪直徑D的確定
根據(jù)H的選取條件
H=L+R/λ-h（鉛垂插入）
H=R+2/3(L-h)（穩(wěn)定鋪放最小值）
得：
D=2λ（L-h）/3(λ-1)。
分析：D增大，則導禾性好，高、矮桿適應性好，但D過大，會導致機體過大，需使軸心前移，否則撥禾輪與割刀工作失調。
D減小，扶禾量少，鋪放不整齊。
據(jù)經(jīng)驗得知，小型半喂入稻谷收割機當割臺為平面輸送時D=900mm.
4.4.3 撥禾量ΔX與撥禾輪的作用程度η
圖4 撥禾量分析
根據(jù)上圖可知：
ΔX=X1-X2；
X1=Vmt1+Rcoswt1
X2=VmΔXπ/2w
得：
ΔX=R[φ1+(λ2-1)1/2-π/2]/λ
η：撥禾輪轉一圈與這一段時間內機器走的路程之比。
η=ZΔX/S
S=Vmt=2πVm/w
Z：撥禾輪壓板數(shù)；
S：這一段時間內機器走的路程
所以:
η=Z（φ1+(λ2-1)1/2-π/2）/2π
φ1：壓板剛進入谷物時與水平軸之間的轉角。
對η進行分析：η減小，在自由狀態(tài)下切割的稻桿增多，鋪放性能不好；η增大，速度比λ增大，如果過大，會產(chǎn)生回彈現(xiàn)象，導致過大的損失。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)得η=0.5為宜，即ΔX=141.3mm。
4.4.4 撥禾輪的轉速
因為
λ=Vok/Vm；
wR= λVm；
w=2πn/60；
得：
n=30λVm /πR=22.08rad/s。
4.4.5 撥禾輪功率N的損耗
N=P·B·Vok /75
P：撥禾輪板單位幅寬的阻力，一般P=4kg/m
B：撥禾輪的寬度
即可求得：
N=0.064kw
4.4.6 撥禾輪的調整
1）高度調節(jié)：一般ΔH在200~600mm
2)水平調節(jié)：一般在200~300mm
3）壓板的摟齒偏角調整：一般在15°~30°,當谷物側倒，偏角向后傾，當谷物前傾，偏角向前傾。
5 割臺升降裝置的設計
5.1 割臺升降機構型式的選用
將手桿式割臺升降機構、機械式割臺升降機構以及液壓式割臺升降機構等型式進行對比，液壓式割臺升降機構的優(yōu)點是：反應靈敏，起落迅速，操作省力方便，通常大、中、小型收割機都用它。
5.1.1 液壓式割臺升降機構的結構
由兩個基本部分組成：一是懸掛機構，割臺通過懸掛機構與收割機機架連接，而懸掛機構則由一系列杠桿和鉸鏈組成。它借助于杠桿和鉸鏈來升降割臺。二是液壓機構，它產(chǎn)生液體壓力，推動油缸柱塞，通過上述懸掛機構帶動割臺升降。
5.2 割臺懸掛機構運動學
割臺懸掛機構通常采用四桿機構。
利用運動學圖解法可以作出割臺懸掛機構機動圖，如下
圖5 割臺懸掛機構機動圖
5.3 油泵的選擇
根據(jù)油泵的結構特點主要分三大類：齒輪泵、葉片泵和柱塞泵。
根據(jù)系統(tǒng)的壓力和流量，同時考慮到具體情況從油泵的效率、經(jīng)濟性、使用可靠性和壽命等進行綜合考慮，選用中低壓定量葉片泵YB-D6.3型號的油泵，其壓力為10MPa，排量為6.3ml/r，轉速為1000r/min ，且葉片泵的外形尺寸較小，運轉平穩(wěn)，噪音小，流量均勻，油的粘度和磨損對效率的下降影響相對較小。
5.4 油缸的設計和計算
油缸是液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，用來將液壓能轉變?yōu)闄C械能，操縱機器按所要求的推力和速度運動。
5.4.1 油缸種類的選擇
在收割機割臺升降的油缸常用單作用柱塞式油缸：它只能在活塞的一段加油壓，產(chǎn)生單向的推力作用，柱塞靠自重和機械的作用實現(xiàn)反行程，收割機的割臺升起靠油壓推力，下降靠割臺的重力實現(xiàn)回程。
5.4.2 油缸的計算
1）油缸推力P
P=P1+T1+T2+T3+P3+P慣
P1：工作壓力，即割臺重力傳到油缸推桿的作用力；
T1：活塞密封處的摩擦阻力；
T2：活塞桿密封處的摩擦阻力；
T3：割臺懸掛桿件各鉸鏈的摩擦阻力；
P3：油缸內液壓油流出的阻力，約為0；
P慣：起動、制動或換向時的慣性力。
得出：
P=52kg
2）活塞行程S
S主要是根據(jù)工作機構的要求，通過上述割臺懸掛機構運動學的分析作圖固定出來的，由上圖得知，S=80mm。
3）油缸的作用時間T
T=1.5*10-5（πSD2/Q）(秒)
Q:流量，升/分；
D：油缸內徑，厘米；
d：推桿直徑，厘米；
割臺的提升要在3秒內完成，
即T=3秒，
可求出油缸缸徑D=70.823mm
4）活塞桿d、l的計算
選取d=1/3*D=23.6mm，對其進行強度校核：
σ=4P/(πd2)<=[σ]
P:油缸推力，公斤；
[σ]：活塞桿材料的許用應力，公斤/厘米2.活塞桿一般用45鋼[σ]=1600公斤/厘米2.
代入選取的d值得出其強度滿足要求，即d=23.6mm。
根據(jù)活塞行程及油缸結構，取得l=72mm，對其進行穩(wěn)定性校核：
l/d=3.05<15
所以不需要進行穩(wěn)定性校核。即取l=72mm。
5）運動速度V
運動速度主要取決于流量Q和有效作用面積F，計算公式如下，
V=10Q/F(米/分)
Q:流量，升/分；
D：油缸內徑，厘米；
d：推桿直徑，厘米。
得V=434（米/分）.
6） 油缸壁厚δ
由于壁厚δ<
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