花生摘果機的結構設計【半喂入式】

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Compared to the traditional picker device, the biggest difference is the use of the half feeding type, and this type have low power consumption ,reliable working process, high picker off, and litter broken peanut. This device is suit for the production of peanut peaking in the humid southern climate , the design relatively small, more suitable foe homework, which is the foundation of study and design effective peanut harvester.Key words: type of half feeding; picker device ;peanut; power consumption; 1 前言1.1 研究目的意義花生是世界上廣泛栽培的主要油料作物。隨著農業(yè)科技的發(fā)展,花生向良種化、機械化和區(qū)域化種植方向發(fā)展。近幾年,隨著花生種植面積、產量的不斷增加和農村勞動力的轉移,花生生產機械化的發(fā)展就顯得尤為重要。目前,要大力發(fā)展花生生產全過程的機械化,必須結合中國的國情和適應農村現有的經濟實力。大部分花生產區(qū)需要分別解決花生種植過程中主要作業(yè)環(huán)節(jié)的機械化問題,近期內應當是花生的機械化播種、收獲和摘果這三個主要環(huán)節(jié)。其中，花生摘果是一項要求嚴格、耗時較大的作業(yè)。是花生生產的一個重要環(huán)節(jié)。機械化收獲是確保花生豐產豐收的重要保障，摘果系統(tǒng)是花生聯合收割機的“心臟”，其工作情況直接影響到聯合收割機的性能。隨著農業(yè)產業(yè)結構的調整，農業(yè)科學研究的不斷深入，花生品種必然朝著高產方向發(fā)展，這也給繼續(xù)工作者提出了更高的要求，高產就意味這在同樣收獲作業(yè)工況下增加喂入量。 南方空氣濕度大，氣侯變化無常，花生水分含量高，從以往研究成果看，喂入量和花生水分含量對摘果性能有很大的影響。一般來說，喂入量增加，摘果系統(tǒng)負荷增大；含水量增加改變理論花生蔓的物理特性，同時也改變了摘果負荷，這兩種情況都容易增加機械系統(tǒng)負荷，降低可靠性。傳統(tǒng)的摘果主要是全喂入式，摘果的主要部件是摘果滾筒，目前國內外主要使用的摘果方式還有半喂入式，半喂入式花生摘果對干濕蔓均可使用，主要應用在南方地區(qū)，其摘果效率與損失率受花生收獲環(huán)節(jié)植株的整齊程度及摘果機喂入影響較大，現有機型在摘果效率、損失率上還不穩(wěn)定，沒有得到很好的推廣。因此，為了改善摘果效果，研究摘果過程的低能耗，摘果率高的摘果裝置，是提高花生產業(yè)化水平的關鍵。1.2 國內外研究現狀傳統(tǒng)的花生摘果方法是用手工摘果，效率低、用工多，嚴重影響經濟效益。近幾年隨著種植花生面積的加大及花生產量的提高，花生摘果機的應用逐漸增多，成為代替手工操作的便利機械。目前，我國主要推廣應用的單功能花生摘果機可分為全喂入式和半喂入式兩類。全喂入式摘果機，主要用于從曬干后的花生蔓上摘果。工作時將曬干后的花生蔓喂入摘果室，在高速轉動的滾筒作用下，將花生果摘下來。該機型除了基本上滿足摘果的要求外，普遍存在消耗的功率大、摘果不凈、分離不清、破碎率高的缺點。該機型的摘果部件有切流式釘齒滾筒、軸流式釘齒滾筒、蓖梳式軸流滾筒以及差動式螺旋滾筒等幾種。半喂入摘果機工作過程是：當摘果機的夾持輸送鏈將花生蔓夾住，沿滾筒軸向移動，摘果滾筒將花生果摘下。該機型對于干、濕花生蔓都可使用，具有動力消耗少，摘果后的花生蔓整齊，摘濕果質量好、破碎率低等特點。但該機型工作性能不穩(wěn)定，存在結構復雜、成本高等缺點，僅用在花生聯合收割機上。該機型的工作部件是相向滾動的兩個橡膠滾筒，工作時兩滾筒相向滾動將花生果摘下。國內外現有的主要機型有美國Courtesy of Lilliston M fg .Co.生產的LP-2型花生收獲機、Kelly Manufacturing 公司生產的PH-2型花生收獲機，國內主要有4HZ95型花生摘果機，4HZ95型花生摘果機，5H-5000花生摘果機，5HZ-2800型花生摘果機，花生摘果機980型，5HZ-2800A型花生摘果機 ，5HZ-7000型花生摘果機 ，5HZ-4000型花生摘果機 ，5HZ-4700型花生摘果機 ，自動裝袋花生摘果機 。但是，由于其結構復雜、工作可靠性等原因推廣應用受到了限制。為此，為了改善摘果效果，降低能耗，提高摘果摘凈率，對半喂入花生摘果機的設計，為花生聯合收獲機的推進革新奠定了基礎。本研究結合國內外幾種典型的摘果機具的結構特點與工作原理，并通過分析其現狀與存在的問題，結合實驗探討改進方法，以期改善花生摘果效果，為花生的摘果提供切實可行的機具。1.3 本設計主要研究內容和研究方法1.3.1 研究內容 1) 傳動系統(tǒng)的設計：大小帶輪的設計計算、V帶的選取、軸承的選擇電機選型等內容2）摘果滾筒的設計包括：滾筒的設計、動刀條的設計等內容 3）夾持輸送結構的設計：夾持帶的設計、帶輪的設計、軸的選取校核等 4) 機架的設計1.3.2 研究方法 1)收集資料，進行歸納分析 2)按給定的指標參數在指導老師的幫助下完成設計任務2 總體方案確定2.1 方案的選擇和確定 摘果裝置是花生收獲機械的重要工作部件?；ㄉ摵鲜斋@機工作性能的優(yōu)劣在很大程度上取決于摘果裝置的工作性能。半喂入式花生摘果裝置能很好的利用喂入環(huán)節(jié)的改善來降低能耗，能夠滿足在干花生蔓的條件下平穩(wěn)作業(yè)。其作業(yè)原理是：花生蔓通過入料口傳送到摘果滾筒，在滾筒不斷的旋轉作用下摘果，有動刀條上齒釘將花生蔓和花生分離開來。其特點如下：1)該裝置用于花生果摘取作業(yè)，可以解決晾曬后花生的摘果問題，為設計聯合花生收獲機奠定了基礎。2)該裝置結構簡單，適應性好，可以節(jié)約收獲時間，降低因為晾曬造成耽誤農時的問題。如果配在聯合收獲機上，效果更為顯著。3)由于該裝置采用半喂入式原理，所以其功率消耗少，工作可靠，不會出現莖稈莖稈殘繞或堵塞問題，同時含雜率也較全喂入式明顯少，減輕了后續(xù)花生清選的負荷。4)但該機型工作性能不穩(wěn)定等缺點。2.2 摘果裝置的總體結構 摘果裝置的主要部分為：入料口裝置、摘果滾筒裝置、出口部分、機架組成。整體組成圖由圖1所示：1) 入料和輸送裝置 入料口和上機架部分相連接，是用2mm厚的鐵板制成，入料部位與上箱蓋，下箱蓋一起，采用螺栓連接，花生蔓經入料口進入，由滾筒摘選桿轉動打擊使花生脫離莖桿，在傳動軸轉動的過程中摘果滾筒進行摘果。 2) 摘果裝置 摘果部分主要是由摘果滾筒和齒釘組成的摘果桿組成。兩個滾盤用螺栓連接在焊接在傳動軸的鐵板上，滾盤上接有8條鐵條，在鐵條上相隔22mm均勻分布有長為40mm的直徑為3mm的齒釘33條?；ㄉ麖娜肓峡谌朕D動的滾筒中，花生蔓的根部先入，此過程中在摘果滾筒中間完成摘果，摘下的花生下落到下滑板上，由倉口排出出料斗之外，摘果后的打碎的花生根莖在下落的時候由風扇機吹出。3） 出口部分出口部分主要是下滑式鐵皮制造，也是由2mm厚的鐵皮構造，花生滑落上面由于鐵板槽的傾斜花生滑出機體之外。4） 機架機架是花生摘果機的主要支撐，它承擔著摘果機的主要重量和動力、負載和力矩因此它的設計是只強不弱的部分。機架的各部分各自穩(wěn)定，而且相對固定，以便做到機械在運轉過程中不會產生晃動、歪斜，造成人身危險，因此為了機架的堅固，此試驗臺的設計采用4mm厚的角鋼制成。5） 花生摘果裝置的總體設計為了更優(yōu)化花生摘果裝置的機型和結構設計，此花生摘果裝置的動力裝置放在機架的下面，與機架固定，這樣不僅可以節(jié)省空間，還可以起到穩(wěn)定作用?；ㄉb置從入料到摘果到花生蔓的排除機體外是花生摘果裝置一體完成的，拿開上箱蓋可以看到整個摘果過程，便于我們收集花生摘果的相關數據。圖1 摘果機裝配簡圖Fig.1 the figure of the Assembly3 傳動方案的確定根據花生摘果機的具體傳動要求，可選電機與主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，應為摘果機在摘果工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩沖和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機減少震動，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響摘果機的傳動，因為花生摘果機不需要精確的傳動，只要傳動比比較精確就可以滿足需求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶輪的結構簡單、制造成本低、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電機和摘果機的傳送帶之間選用V帶輪的傳動配合是很合理的。本設計中有兩處可以用到V帶的傳動，輸入系統(tǒng)和電機之間，摘果滾筒和電機之間，我們來確定輸入系統(tǒng)和電機之間的帶傳動。方案如下：圖4 傳動方案圖Fig 4 Transmission program figture3.1電動機的選擇和傳動參數的設計根據4HZ95型花生摘果機所給相關設計的參考數據條件，摘果主軸為750850，滾盤半徑150mm，滾筒長890mm，在主軸的滾盤上設有八條釘齒條，每條釘齒條上均勻分布著30個釘齒，總共240個釘齒呈螺旋均勻安裝，以便玉米芯隨螺旋釘齒的螺旋作用排出機體之外，釘齒滾筒的直徑為，滾筒上的釘齒長度為40。根據實踐測量得知每個釘齒的均勻受力為20，當摘果機正常工作時釘齒滾筒上的釘齒條快速旋轉，其中均有兩條釘齒條受玉米所給的切向力，而另外兩個釘齒條是空行程，因此，即玉米脫粒機正常工作時，受到的切向力為600。其中：釘齒所受的力 參與工作的釘齒個數 參與工作的釘齒條數3.1.1 釘齒條上的釘齒轉速 當摘果機的釘齒滾筒快速轉動時，其上釘齒條的釘齒同樣有一定的轉速，這個轉速原于主軸的轉速和齒釘的半徑即：， 其中：釘齒的轉速 脫粒機主軸的轉速 釘齒距軸心的距離3.1.2釘齒滾筒的轉速摘果機所需功率為，應由摘果機的工作阻力和運轉參數求定，即：，計算求得： 。3.1.3 電動機的功率電動機功率由公式來計算，脫粒機傳動裝置的總效率，應由組成傳動裝置的各個部分運動副的效率只積，即 ，其中、 分別為每一個轉動副的效率，選取傳動副的效率值如下： 滾動軸承（每對）0.980.995 即取 =0.99 V帶傳動 0.940.97 即取 =0.97 滾筒轉動 （因為釘齒條固定于滾筒上） 即取 =1則 由此可得電動機的功率：3.1.4 電動機的轉速 根據4HZ95型花生摘果機所給相關設計的參考數據條件可得主軸的轉速在 750850，按機械設計指導書中表一所推薦的傳動比合理取值范圍，取V帶的傳動比24，即可滿足電動機的轉速與主軸的轉速相匹配，故電動機轉速范圍可選為：。 符合這一范圍的同步電動機轉速的有720，1440，2900，根據容量和相關轉速，由機械設計通用手冊查出三種適宜的電動機型號，因此有三種不同的傳動比方案，如表1： 表1 電動機的型號和技術參數及傳動比 方案電動機型號額定功率電動機轉速基本參數P/kW同步轉速滿載轉速效率（%）電動機重量（KG）功率因數1Y160L-87.575072086.01400.802Y132M-47.51500144087.0790.853Y132S2-25.53000290086.2720.88綜臺考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，可知方案2比較適合。因此選定電動機型號為Y132M-4。所選電動機的額定功率7.5kw，滿載轉速=14400rmin，總傳動比適中，傳動裝置結構較緊湊。如表2：表2 其主要參數如下表型 號 額定功率 KW 滿 載 時 額 定 電 流額 定 轉 矩最 大 轉 矩轉速rmin 電流（380V）效 率 % 功率因數Y132M-47.5144011.687.00.8572.32.5表 電動機尺寸列表單位中心高 H 外形尺寸底腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑 軸伸尺寸 裝鍵部位尺寸 電動機的輸出軸尺寸 1323.2 V帶傳動的設計根據花生摘果機的具體傳動要求，可選取電動機和主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，因為在脫粒機的工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響花生摘果機的傳動，因為摘果機不需要精確的傳動比，只要傳動比比較準確就可以滿足要求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶倫的結構簡單、制造成本底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與摘果機機之間選用V帶與帶輪的傳動配合是很合理的。 選擇V帶和帶輪因當從它的傳動參數入手，來確定V帶的型號、長度和根數，再來確定導輪的材料、結構和尺寸（輪寬、直徑、槽數及槽的尺寸等），傳動中心距（安裝尺寸），帶輪作用在軸的壓力（為設計軸承作好準備）。 1) 確定計算功率由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率 其中: 工作情況系數 電動機的功率查機械設計書中的表87可知：=1.0 摘果電機=1.06.1=6.1(KW) 2) 選擇V帶的型號 根據計算得知的功率和電動機上的帶輪轉速（與電動機一樣的速度）,查機械設計一書88，可以選擇V帶的型號為A型系列。 3) 確定帶輪的基準直徑初選電動機的帶輪基準直徑：根據機械設計一書，可選 擇V帶的型號參考表84a，選取75mm，取大摘果系統(tǒng)標準直徑=100mm，喂入系統(tǒng)=75mm，P0 =6.82KW.計算V帶的速度V: 在1020M/S范圍內，速度V符合要求 電動機與主軸傳動比的計算 計算從動輪的直徑 由表選擇，取=240mm(雖然略有增大，但誤差小于5%,故允許) 確定傳動中心距和帶長 取 即：得： ?。?帶長 即： 得：按機械設計基礎一書中查表145，選擇想近的基本長度和 相對應的公稱長度（內周長）可查得：， 。 實際的中心距可按下列公式求得： 也可用經驗公式：求得 ： 驗算主動輪上的包角即：=180-15.85求得 ： 滿足V帶傳動的包角要求。 確定V帶的根數：V帶的根數由下列公式確定： 其中 ： 單根普通V帶的許用功率值 考慮包角不同大的影響系數，簡稱包角系數 考慮的材質情況系數，簡稱材質系數，對于棉簾布和棉線繩結構 的膠帶，取 ，對于化學線繩結構的膠帶，取 。 計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率的增量，其計算公式如下： 式中：單根普通V帶所能傳遞的轉矩修正值 ，從機械設計基礎可以查表1410 主動輪的轉速 查得： 則： 查表取值： 由 查得： 所以： 即： 取 根 計算帶的最小初拉力 查表的A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m 單根V帶適當的初拉力由下列公式求得 其中： q傳動帶單位長度的質量，kg/m即： =190N根據查表所得數據求得滾筒V帶質量 =190N計算壓軸力為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出: 即: =2xZxcos=2xZxsin 求得得滾筒V帶壓軸力：=644.7N因為帶輪的轉速V=7.32m/s,遠遠小于25m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150.因為帶輪的轉速V=5.5m/s,遠遠小于25m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150.3.3 帶輪的結構設計 帶輪的結構設計主要是根據帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結構形式，根據帶的型號來確定槽的尺寸，設計如下：從動帶輪的結果選擇，因為根據主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即=240mm，小于300mm,所以從動帶輪采用輪輻式。由下圖5為摘果V帶輪 的結構設計。 圖5 大、小帶輪結構圖Fig5 Assumption diagram of the larger and small pulley從動帶輪的參數選擇：通過查機械設計一書，可查的帶輪的結構參數間表，其他一些相關尺寸可以根據相應的經驗公式計算求得。根據基準直徑的大小選用不同的帶輪類型，小徑帶輪采用實心式，大徑帶輪采用輪輻式，主要結構尺寸如下：表1 大小帶輪的基本尺寸Table 1 the size of the basic size pulley單位：mm尺寸類型小帶輪大帶輪D100160基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深 8.78.7第一槽對稱面至端面距離f輪緣厚1212帶輪寬B2020外徑105.5165.5極限偏差輪轂長50353224輪輻厚820161364 滾筒裝置的設計4.1 滾筒軸裝置的設計傳動軸是花生摘果機的主要設計部件之一，它在花生摘果機正常工作過程中，承擔主要轉矩、扭矩、彎矩和支撐傳動軸上的回轉零件，花生摘果工作過程中是很頻繁的沖擊，因此傳動軸的設計是很關鍵的一個步驟。它的主要功用是:一是支持軸上所安裝的回轉零件，使其有確定的工作位置;二是傳遞軸上的運動和動力。軸按照軸線形狀的不同，可以分為曲軸、直軸、軟軸和撓形軸等，根據花生摘果機的結構特點和組成形狀及工作強度和環(huán)境的要求，花生摘果機的主軸選用直軸形式傳遞，而且選用直軸重的階梯軸。在此設計中有滾筒的主動軸，和傳動系統(tǒng)的軸，先來對滾筒的軸進行設計： 根據軸的扭轉強度來初步計算確定其最小直徑，可利用經驗公式： 其中: 軸常用的幾種材料的的值 P主軸上的功率 kw n主軸上的轉速 r/min 軸上的材料由機械設計一書中可以查到，應選取調質處理的45號鋼，=640MP,書中表152取=118，于是求得: d=13.98mm 取d=15mm輸出軸上的最小直徑顯然是安裝帶輪的內孔，必在軸上開有鍵槽，因此，為了開鍵槽又不消耗輸出軸的強度，可以使軸的直徑增加5%以上，這樣增加書輸出軸的尺寸，可以提高軸的工作強度。即 d= d(1+5%) 16mm主輸出軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑，為了使所選的軸直徑與帶輪相配合，故使輸出軸端的軸徑選為16mm。在機械設計基礎一書。查表可以得知帶輪的厚度，則取輸出軸的次段軸徑為，其長度為.4.1.1根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度滾筒傳動軸的第一級安裝帶輪，由帶輪直徑查表得知帶輪的厚度A=20mm,其輪轂長度為62mm,則取第一級軸的軸徑d=16mm, 其長度為40mm。該軸的徑向定位由普通的平鍵來完成。選用鍵的型號為普通平鍵，其尺寸為8x8x25。鍵的型號可以通過查機械設計一書獲得。第二級安裝軸承座和軸承和套筒，查表的該段直徑為d=50mm，長度為50mm,軸套寬度是32mm,直徑為30mm。并設一5mm的軸肩，上焊有一鐵板與滾盤螺栓連接，固定滾筒。第三級安裝滾筒，查表的該段直徑d=60mm,由于有旋轉件，箱體兩側留60mm,小于套筒的長度，箱體厚度為2mm，該軸的長度為760mm。4.1.2 初步選擇滾筒軸系由摘果機的結構和相關尺寸可知所設計的軸上裝有帶輪和滾筒，需要選擇軸承，又由d=50mm，初步選取支撐的軸承 深溝球軸承，在機械設計手冊查的軸承的型號為63012，它的結構尺寸d*D*B為50、40、12，故取右邊第二段與左邊第一段的直徑相等，即d=50mm.。安裝滾筒帶的直徑為d=30mm，軸承與軸肩用軸端擋圈固定，左右端采用的軸承用軸承座固定，已知滾筒長度為760mm.。滾筒軸的基本結構如下圖6：圖6 軸的結構示意圖 Fig6 the axis of the structure4.1.3軸的強度校核1） 作軸的簡圖如圖6所示2） 求輸出軸上的所收受作用力的大小 根據公式：T=9550 求得 其中： p輸入功率 kw n傳動軸的轉速 r/min即 T=9550=68.5KNm3）滾筒的圓周力 根據公式：= 求得 其中d輸出軸的軸心到動刀中間的距離 即： =210N 根據公式： =80% 其中：80%徑向力占圓周力的百分數 即： =168N 根據公式：=tg 由于摘果機的主軸軸向不受力, 取=0,圓周力 徑向力 軸向力的方向如圖所示7(a)4) 軸上水平面內所收支反力如圖（b） 根據公式：F = 其中：是輸出軸上左端軸承座的中心到滾筒第一個支撐點的距離60mm 滾筒第一個支撐點到第二個支撐點的距離700mm 即： F =193.4N 根據公式： F=- F 即： F=210-193.4=16.6N 5) 軸在垂直面內所收支反力如圖 由于滾筒重力是均勻分布，滾筒太長，我們將滾筒重看成是一個集中力。作用 點在滾筒中心。取滾筒重為15kg,則重力G=150N 根據公式： R= 求得 其中：D動刀的頂端到主軸軸心的距離160mm 即 R=275N 根據公式：R=+G- R=144+150-275=19N 6) 做彎矩圖 在水平面內，軸上B、C、D三點的彎矩為: 根據公式： M=0 M= 求得： M=11.60.0415=0.48Nm 作水平面內彎矩如圖（b）所示 在垂直面內，軸上BH、C、D三點的彎矩為: 根據公式： M=M=0 M=R 求得： M=27M50.041.5=11.4Nm 作垂直面內彎矩圖如（c）所示 合成的彎矩為： M=0 M=11.41 Nm 作軸的合成彎矩圖如（d）所示。7) 作彎矩圖根據公式： T=9550=11.7 Nm其中: p輸出軸功率 kw作軸的彎矩圖（e）所示8) 作當量彎矩圖 C點 ： M=13.4 Nm 式中取0.6，作軸的當量彎矩圖（f）所示:：9） 校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度。由經驗公式及上面計算出的數值可得出。 公式： 式中： W軸的抗彎拋面模量，mm 軸的許用應力，MP 按軸實際所受彎曲應力的循環(huán)特性，選取相應的數值，從機械設計可以查出。 =9.69MPa 按機械設計書中查的，對于=600 MPa碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力55 MPa9.69 MPa。 喂入系統(tǒng)的軸跟上述過程校核一樣，安全。9） 校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度。由經驗公式及上面計算出的數值可得出。 公式： 式中： W軸的抗彎拋面模量，mm 軸的許用應力，MP 按軸實際所受彎曲應力的循環(huán)特性，選取相應的數值，從機械設計可以查出。 =9.69MPa 按機械設計書中查的，對于=600 MPa碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力55 MPa9.69 MPa。圖7 受力分析圖Fig 7 Force Analyse 喂入系統(tǒng)的軸跟上述過程校核一樣，安全。4.1.4 軸承的校核 由于滾筒兩軸承型號一樣，所以承受力相差不多，所以在這里任選一軸承校核，對深溝球軸承，查機械設計一書知徑向基本額定載荷 =由機械設計課程設計表（61）查的63012深溝球軸承基本額定動載荷C=9.38KN,查表的=1，=1.1，對球軸承，=3，將以上相關數據代入上式，的 9380= P=693.2N 故在規(guī)定條件下，63012軸承可承受的最大徑向載荷為693.2N，遠大于軸承的徑向載 荷11.6N和168.4N。故所選軸承合格。4.1.5 鍵的校核 由于載荷在鍵的工作面上大致分布均勻，我們這里可以用校核普通平鍵的方法來校核： 即： =14.6MPa=60 MPa3.1 4.1.6釘齒條的設計 釘齒條是摘果機的主要脫離部件，它的設計關系到花生摘果的質量的好壞，直接關系到花生摘果機正常工作時整體的摘果效果以及摘果時后將花生和蔓藤分離的情況，它的功能是采用脫離滾筒上的八條釘齒摘果桿，均勻快速的轉動，工作時將干花生蔓藤塞入摘果機中，主軸的轉動帶動固定在釘齒滾筒上的釘齒，釘齒的頂端以一定的速度去對花生摘果（將花生從蔓藤上進行強行分離）?；ㄉ诮涍^釘齒條的快速旋轉下摘除，八條釘齒條上的釘齒交叉均勻排列，目的在于將花生蔓藤跟釘齒的打動摘除排出機體之外，同時，每一條釘齒條上的釘齒同樣在進行摘果，以便達到有較高的摘果率。花生摘果機的主要功能是將花生跟蔓藤分離，將蔓藤打碎。而釘齒條在工作中起到了重要作用，因此，釘齒條的設計是脫粒機的設計的主要部件。4.1.7 釘齒條的總體結構設計 從釘齒條的功用及其工作要求可以判斷出釘齒的工作強度很大，根據根據4HZ95型花生摘果機得知花生摘果機的釘齒滾筒上安裝有八條釘齒條，相互之間相差45，而且每條釘齒條上安裝釘齒的個數范圍在3033個釘齒，每一個釘齒的 ，八條釘齒條均勻安裝在釘齒滾盤上，釘齒在釘齒條上均勻的承螺旋排列方式安裝，兩相鄰的釘齒條之間的釘齒橫向距離為，且承兩條螺旋均勻排列，在釘齒條的兩端分別用一個厚度是，直徑是的圓盤固定，在兩個圓盤上均勻開有釘齒條寬厚的方孔，四個方通孔均勻承分布，然后將八條釘齒條從八個方孔中穿過，同樣，在釘齒條的另一端也用厚度一樣但直徑為的圓盤固定，是釘齒條穿過方孔而且在圓盤的表面漏出23，因為連接時是采用焊接完成，方便焊接。這樣結構更加堅固、穩(wěn)定、可靠。圓盤將釘齒條固定，但由于釘齒條過長（即），因此，在主軸的三分之一處和三分之二處，采用直徑是的鐵柱使釘齒條與主軸相連，它們的連接方式采用焊接式，這樣可以增加釘齒條的剛度，以便釘齒條受到更大的強度時不宜損壞，同時也使軸的扭轉剛度和彎曲剛度有很大的增加，使釘齒條的扭轉剛度和彎曲剛度增加，這樣可以使釘齒滾筒的整體剛度和強度極大增加，主軸和釘齒滾筒之間的固定性好，穩(wěn)定性高等優(yōu)點。4.1.8 釘齒條及釘齒的設計 釘齒條的功用是固定釘齒的相對位置，使釘齒在正常工作過程中能夠持續(xù)的正常工作，釘齒所受的脫粒力直接傳遞到釘齒條上，釘齒條所承受著釘齒的切向力，所以釘齒條應該采用足夠強度和剛度的材料制成，根據根據4HZ95型花生摘果機中，可以查得材料選為45鋼，宗上所述，設計的釘齒條的長寬 為，其上分布著釘齒，每個釘齒條上均勻分布著30-33個釘齒，每個釘齒均穿過釘齒條，然后焊接，其中釘齒條上的通孔設計為圓柱型，它的直徑為，而且，在釘齒條上通孔的上端開有長為，高為，寬為的小槽，目的是為了在釘齒安裝在釘齒條上時，這個小槽可以和釘齒上的凸楞相配合，這樣可以使釘齒在釘齒條上周向固定，而且在釘齒正常工作時，也同樣使釘齒相對釘齒條固定，不宜使工作時釘齒和釘齒條脫落，其結構如圖8： 圖8釘齒條結構圖4.1.9 圓盤的設計 圓盤是將釘齒條與主軸固定的主要部件，它不僅起連接作用，而且還可以承擔釘齒和釘齒條傳遞的力矩和彎曲及扭轉強度，它位與釘齒條的兩端，且采用焊接式連接，同時與主軸也要相對固定，采用設一5*10mm軸肩，將一50mm鐵板焊接在軸肩上，鐵板有孔，與圓盤采用螺栓連接固定。因此，圓盤的設計也是釘齒滾筒強度高低的要部件。圓盤的材料采用剛度和強度較好的45鋼制成，其直徑，其上均勻分布著八個圓形形的通孔，目的是為了固定安裝釘齒條，其位置在圓盤上固定，長方孔的底線距圓盤的中心為，其圓盤中心應裝套在主軸的直徑上（），因此，圓盤的中心應設定為的孔，以便安裝在軸上，圓盤的厚度選為，其上的圓形孔直徑10mm，同樣也是為了安裝其上的釘齒條。結構設計如圖9所示： 圖9圓盤結構圖 圖10.三維圖5 箱體 箱體的作用是提供一個封閉的摘果環(huán)境，并對相關部件起到支撐和定位的作用。 為了便于軸系部件的安裝和拆卸，將箱體做成剖分式，箱體由四周的端板組成，取軸的中心線所在的平面為剖分面。箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，用圓柱銷定位。箱體的材料選用HT200，鑄造成型。6 機架 整個機架采用角鋼焊接而成，起到其他幾個部件的支撐、定位、連接作用，并將電機裝配在機架里面。摘果機安裝在機架上面，采用普通螺栓連接，具體結構見裝配圖，如上圖10.7總結 畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工程師的重要一步。此次設計從最初選題、開題到計算、繪畫直到設計完成，其中需要綜合運用這四年來我們所學到的專業(yè)知識，分析并解決設計中遇到的問題，是一次理論聯系實踐的訓練，同時也進一步鞏固、加深和拓展了我們所學的專業(yè)知識，對于我們大學四年的學習起到了總結作用。通過這次的設計實踐，讓我逐步樹立了正確的設計理想，增強了創(chuàng)新意識熟悉并掌握了機械設計中的一般規(guī)律和方法，培養(yǎng)了我的分析問題和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，我進行了較全面的機械設計基本技能訓練。另外通過本次設計使我領悟出了機械設計的一般進程：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。如果隨意打亂這個進程，則難免會在設計中走彎路。同時在整個設計過程中，我們雖然要獨立完成，但是也要及時的與指導老師溝通和請教，避免在設計過程中走彎路。設計中的每一個環(huán)節(jié)都是相互關聯的，因此，每個環(huán)節(jié)完成后我們都要認真檢查，對于任何一個錯誤我們都不要放過，認真修改，精益求精。同時在每個零件設計時我們要注意它的結構性、工藝性、經濟型，要盡量采取標準件，在整體結構設計出來時要對結構進行優(yōu)化，要對前階段設計中的不合理結構尺寸進行必要的修改，做到既經濟又方便裝配。 畢業(yè)設計也暴露出自己許多的不足之處。比如缺乏綜合運用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解等等。這次實踐是對自己四年所學知識的一次大檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但是自己的求學之路還很長，以后更應該在工作中學習，努力使自己成為一個對社會有貢獻的人，為中國機械行業(yè)添上自己的微薄之力。8展望我國加入WTO以來，國內外關于花生摘果機械的開發(fā)與推廣應用日益增多，針對現有花生摘果機械存在的有點與不足，在未來的發(fā)展過程中，對花生摘果機械在生產應用中的經驗進行總結，不斷完善其功能，使其呈現良好的發(fā)展勢頭。（1）提高機械摘果率、降低破損率 對花生摘果機械的關鍵技術與工作部件進行重點攻關，改革傳統(tǒng)結構，研究新的脫殼原理，優(yōu)化結構設計；同時在整體裝配上進一步改進和完善，提高摘果率，降低破損率。 （2）向自動控制和自動化方向發(fā)展大多數機具人共喂料和定位，影響了作業(yè)速度和作業(yè)質量。因此應通過機電一體化手段，開發(fā)設計自動喂料、自動定位脫殼裝置，保證均勻喂料與有效定位，實現機組自動化操作，進一步提高作業(yè)精確性和作業(yè)速度，提高產品質量與生產率，滿足部分大、中型加工企業(yè)的需要，以開拓國內外市場。新技術原理、新結構材料、新工藝將不斷應用于花生機械的研制開發(fā)中，隨著液壓技術、電子技術、控制技術以及化工、冶金工業(yè)的發(fā)展，許多復雜的機械結構、動力傳遞、笨重的材料和落后的工藝將逐步被取代，減輕質量、減小阻力，簡化操作，減小輔助工作時間，延長使用壽命，降低勞動使用費用等將作為主要涉及目標應用脫殼機械的設計制造。隨著國內外高新技術的進一步發(fā)展，如何將這些高新技術更好的應用到實際生產中，也是目前花生脫殼機械需要盡快解決的問題。參考文獻1尚書旗,王方艷,劉曙光,趙忠海,王建春;花生收獲機械的研究現狀與發(fā)展趨勢J;農業(yè)工 報;2004年01期.2濮良貴 紀名剛.機械設計M.北京：高等教育出版社.2005.3吳宗澤 羅勝國.機械設計課程設計手冊M.北京：高等教育出版社.2006.4赴美花生機械考察組;關于赴美考察花生機械的報告J;花生學報;1980年02期5王智才.我國農機市場需求及發(fā)展前景J.農機質量與監(jiān)督 2002.（5）：6-96張智猛，胡文廣，許婷婷，等中國花生生產的發(fā)展與優(yōu)勢分析J.花生學報，2005.34（3）：6-10.7王智才.我國農機市場需求及發(fā)展前景J.農機質量與監(jiān)督 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