毕业设计（论文）-玉米脱粒机的设计

1、 在美国的AEC group公司生产有HS-48型挤搓式玉米脱粒机。其脱粒性能好且对不同类型种子玉米的适应性强，同时其种子破碎率相对其他脱粒设备更低。该设备由于其生产率高（10-12t/h）与破碎率低（0.8%）故该设备在欧洲及美国等发达国家被普遍应用。但其体积庞大，价格昂贵，且设备难以维护与保养，这些也是该设备的显著缺点2。1.2.2 国内研究现状分析我国之前在20世纪70年代初自行研制的冲击式玉米脱粒机曾得到普便应用,且当时主要生产方式为大、中型脱粒机生产。在进入80年代后为适应个体农户的生产需求我国又相继研发了以冲击式，打击式原理为主的一系列中、小型玉米脱粒机。在1996年在重庆市农机研

2、究搓擦式原理5TY-0.2型玉米脱粒机被成功研制开发，可谓轰动一时。在21世纪初在农业部规划设计研究院何晓鹏在借鉴从美国引进设备的基础上又成功自主研发出了新型挤搓式玉米脱粒机并在北京西达农业工程科技发展中心、甘肃酒泉奥凯种子机械有限公司和北京市丰田种子机械厂的进一步改良创新的基础上又设计出了各种系列挤搓式玉米脱粒机。在2007年沈阳农业大学李心平研制出了差速式玉米脱粒机，从此国内有关脱粒机的研究进入了一个崭新阶段3。1.2.3 研究目前存在的问题由上述现状可以得出目前有关研究存在的问题。在国外大部分发达国家因为种子破碎率较高等严重缺陷早已将打击型的玉米脱粒机淘汰，现如今在国外前者普遍被以挤搓型

3、的脱粒机取代，并以得到广泛应用。挤搓型的脱粒机不仅在工作效率上还是种子破碎率上相比前者均有显著提升。但由于其体积庞大使得其不仅在设备运送上会产生问题，同时由于其高昂的造价会使得该设备很难实现在农村的普及。而在国内虽然在近几年来对农机的研究加大投入且不断深入，但由于我国整体科研水平比较落后，所以至今为止脱粒机在生产率，破碎率等关键指标仍存有技术瓶颈以待攻破，目前不可否认的是我国在一些关键技术上仍需以借鉴国外为主，我国对于相关核心技术的缺失时目前研究所面临的最大问题。1.3 本课题研究内容综上所述，本次采用齿钉式脱粒方式。齿钉式属于挤搓式的一种。其工作原理如下：玉米脱粒机通过滚筒的高速旋转从而使滚

4、筒上的钉齿与栅格式凹板之间通过两者与玉米高频率的挤压与碰撞使玉米粒与玉米芯分离，其中玉米粒则是在脱粒过程中便从栅格式凹板中细小的缝隙通过并落到出粒斜板上，最终由出粒斜板排除机体之外，而玉米芯由于其体积较大无法通过缝隙，便只能通过钉齿在工作过程中产生的螺旋推力将其从出料口1排出机体之外。本次设计的主要设计方向如下：完全掌握玉米脱粒机的总体结构，即有关入料部分，脱粒部分，筛选部分以及机架部分共四部分的详细结构。通过对传动系统的方案的比对分析最后确定最佳方案。在满足设计要求的同时还应考虑到设备在实际环境下的工作性能。 有关带轮的选材与设计。有关栅格式凹板的选材与设计。有关入料口，出料口，脱粒机上盖以

5、及机架的选材与整体设计。第二章 玉米脱粒机总体结构在本次设计方案中玉米脱粒机采用钉齿滚筒式脱粒。其主要组成部件有：入料口、上顶盖、传动轴、栅格式凹板、机架、轴流风机、出料口等。以上各部件按照功能分类可分为以下四个部分。玉米脱粒机的整体三维结构图如图2.1所示：图2.1 玉米脱粒机三维结构图2.1入料部分入料口由厚度为2mm的铁板制成。工作时玉米穗从入料口进入设备内部，玉米在入料口处的两片厚度为2mm的挡板的导向作用下平稳滑落至栅格式凹板上部。滚筒上的钉齿与栅格式凹板之间通过两者之间的相互作用实现对玉米的脱粒。2.2脱粒部分 脱粒部分主要由半圆型上顶盖、钉齿滚筒和栅格式凹板组成。玉米在进入机体内

6、部后通过钉齿，栅格式凹板与玉米之间的高频率的挤压碰撞实现玉米粒与玉米芯的分离，经脱粒后玉米粒从栅格式凹板的缝隙间落并最终落到出粒斜板上排出机体之外，而玉米芯由于体积较大无法经凹板落下，最终经由钉齿在工作状态下产生的螺旋推力最终由出料口排出机体之外。2.3筛选部分 筛选部分由栅格式凹板和轴流风机组成。栅格式凹板是由一定数量的钢筋和两片半环形铁片经焊接的方式组成。在工作时凹板中钢筋间的缝隙起到防止玉米在凹板上径向滚动的作用方便对玉米进行脱粒。玉米在脱粒后玉米粒从凹板的缝隙间掉落至出粒斜板，期间经由轴流风机的沿轴方向的风力作用下将其中的颗粒较小又较轻的杂质从中分离出去，杂质经由机架内部的挡板由小出料

7、口排出。最终玉米粒由出粒斜板排出机体之外，而玉米芯在钉齿的螺旋推力的作用下最终由出料口1排出。最后实现将玉米和玉米芯以及其他杂质分离。2.4机架部分 机架由上下两机架、出料口、斜滑板以及主机梁等组成。其中机架为设备整体的主要支撑，由机架部分承担脱粒机的全部负载。为保证机架的稳定在玉米脱粒机的内部采用了多根规格为4mm30mm30mm的角铁加固，与此同时在机架内部的挡板除筛选杂质之外也在一定程度上起到了对机架的加固，以保证设备在工作时设备保持稳定以防止安全事故发生4。2.5总体设计方案 为实现玉米脱粒机的整体优化，由于设备的整体尺寸较大，此次电动机安装在玉米脱粒机的机架的下底面，这样可以在最大程

8、度上降低设备的重心，保证设备的安放稳定，降低事故发生的可能。由于设备总传动比较小，故采用带传动将动力平稳的传动到轴上，最终在轴的带动下滚筒旋转，实现玉米的脱粒。之后在通过出粒斜板，挡板，轴流风机等共同作用下实现对各部分的分离。该脱粒机在在保证生产质量的同时大大提高了工作效率，同时对于产品的纯净度也有保证5。除此之外由于设备整体结构比较简单坚固耐用，故设备易于日常维修和保养。第三章 玉米脱粒机的设计根据相关资料查询可得到“5TY0”型玉米脱粒机的相关设计的参数：脱粒机主轴转速为900rmin，生产率为10th，驱动动力为18.5kw。在滚筒上设有四条钉齿条，其中钉齿滚筒的直径为d=220mm，其

9、上的钉齿的有效长度为L=20mm6。3.1 电动机的选择根据多次实验结果得知在满载的条件下钉齿的受力为40N7，所以滚筒在瞬时受到的总径向力F为： F=N*M*Z=40142=1120N （3-1）其中：N钉齿所受的力； M瞬时参与工作的钉齿个数； Z瞬时参与工作的钉齿条的条数；3.2 钉齿条上的钉齿转速钉齿滚筒转动时其线速度的大小与主轴的转速和钉齿的长度成正比，即：V= *N*其中：V钉齿的转速；m/s N主轴的转速；r/min D钉齿头顶部与轴心的距离；mm3.3 玉米脱粒机的功率玉米脱粒机所需功率为PW，其与脱粒机的钉齿滚筒的转速成正比，即：PW=F*V1000 求得：Pw=11203.

10、4 电动机的功率电动机的功率由公式Pd=Pw求得8。由于脱粒机的传动总效率为，有：=123其中1、2、3分别为各个转动副的传动效率。根据机械设计一书所选取的各传动副的效率如下所示： 滚动轴承：0.980.995 取1=0.99 V带：0.940.97 取2=0.96 滚筒：取3=1则总效率为：=1*2*3=0.990.961=0.96 （3-4）故电动机的功率为：Pd=FV1000=112018.253.5 电动机的转速根据设计要求主轴的转速为1300r/min，为满足设计需求由机械设计一书取V带的传动比i=24，所以电动机可选的转速范围如下：nd=in=(24)1300=26005200r/

11、min。 经查找机械设计综合训练手册中表10.7可知符合条件的同步电动机的转速仅有2940r/min，根据参考数据及相关转速有下列传动比方案，如表3.1所示。表3.1 电动机的型号和技术参数及传动比 方案电动机型号额定功率电动机转速基本参数P/kw同步转速(r/min)满载转速(r/min)效率(%)电动机重量(kg)功率因数 Y180M-2 22 2940 2900 89 173 0.89故最终选择型号为Y180M-2的电动机。该电动机的额定功率22kw，在工作条件其转速为n=2900r/min，其各参数满足设计要求。其主要参数如表3.2所示： 表3.2 其主要参数如下表型 号 额定功率 (

12、kW) 满 载 时 额 定 电 流额定转 矩最大 转 矩转 速(r/min )电流（380V）效率(%)功率因数Y180M-222294042.2890.8972.02.2第四章 带及带轮的设计在脱粒机的工作过程中，由于在钉齿与玉米及栅格式凹板三者之间的相互作用下设备会不断的震动，在这种频繁震动下传动件的传动精度会降低，影响设备精度。而V带对传动的精度要求较低，故V带更符合设计要求。同时由于V带还可以适当降低工作噪音。并且由于玉米脱粒机本身需要的传动精度较低，相比之下V带的成本更低。而且V带能够在一定程度上的防止设备过载，在关键时刻保护设备。最后由于V带本身易于日常维修和保养9。故综上所述最终

13、根据设计要求应选用V带与带轮的传动方式。4.1 V带的设计4.1.1 确定计算功率 Pc=KA*P （4-1） 其中：KA工作情况系数； 电动机的功率：kw 通过查阅机械设计一书中的表11.5可选取KA =1.0。即：Pc=1.022=22.0kW4.1.2 选择V带型号 根据计算功率Pc以及主动轮的转速n1，查阅机械设计一书中图11-8可确定选取B型V带10。4.1.3确定带轮的基准直径（1）主动轮的基准直径D1：根据机械设计一书中表11.8可选择主动轮的基准直径，即选取D1160mm。（2）计算V带的速度V：V=*D1*N1601000=由于V带的速度在5-25m/s之间，故该速度大小符合

14、设计要求。（3）电动机与主轴传动比为： i=n1n2=（3）从动轮的直径D2为：D2=i*D1=2.26160=360mm （4-4）4.1.4 确定中心距和带长 初次设计取 0.7*(D1+D1)a2*(D1+D2) （4-5） 即：0.7(125+360)a2(125+360) 得：364a1040mm 根据计算结果取a=700mm则Dm=D1+D2 =D2-D1 则带长 L=*Dm+2a+2 即： L=3.14260+2700+ 得： L=2230mm由机械设计一书中查表11.12得其基本长度Ld为:可查得：Ld=2240mm 。 故该中心距a可由以下公式求得：a=a0+Ld-L2 求得

15、 ： a=712mm又因为a的数值大小在中心距a-0.015Ld(a+0.03Ld)4.1.5 验算主动轮上的包角 主动轮上的包角为：1=180-D2-D1a60即：1=180=163.1120故满足V带传动的包角要求。4.1.6 确定V带的根数 V带的根数为：Z= Pc(p0+p0)kLk （4-9其中：p0 单根普通V带所能传递的功率；kw kV带的包角系数；kLV带的长度系数； p0单根普通V带传递功率的增量；kW查机械设计表11.7可得： k=0.98查机械设计表11.12可得 kL=1.06 查机械设计表11.10可得 p0=0.79kW根据p0由 v=19.2m/s D1=160m

16、m 查机械设计表11.8可查得： p0=4.75kW 所以： Z=22(4.75+0.79)0.981.06=3.82故取Z=4 根。4.1.7 确定带的张紧力 单根V带的张紧力F0为： F0=500*pcav*Z 其中：V带在单位长度的质量：kg/m; 即：F0=5002224.642.50.98-1+0.124.62 =233.905234N4.1.8确定V带传动作用在轴上的压力 计算V带作用在轴上的压力FQ。 FQ由下式计算求得：FQ=2*Z*F0*sin（ 求得： FQ=24234sin(163.12) =1851.7N第五章 V带带轮的设计5.1带轮的材料选择根据机械设计一书可知因为

17、带轮的转速小于25m/s,因此带轮的材料可选用灰铸铁（即选用HT200）即可。5.2主动轮的设计根据前面的计算初步确定带轮的尺寸。由于主动轮的基准直径尺寸为D1=160mm，而与主动轮相接的电动机输出轴的直径为d1=38mm，因此根据下列公式可得：D12.53*d1=114mm300mm 所以主动轮采用腹板式12。根据所选的V带型号可通过机械设计一书表11.4确定主动轮的轮缘尺寸，如下表5.1所示。主动轮的结构如图5.2所示。表5.1主动轮的轮缘尺寸 带的型号bbpefh hfB1714193810.8 主动带轮的厚度为：B=2*f+（Z-1）*e （5-2） 即 ： B=212.5+ (4-

18、1)19=82mm图5.2主动带轮的结构5.3 从动轮的设计根据主动轮的基准直径以及两带轮间的传动比可求得：D2=360mm300mm由于从动轮的基准直径大于300mm，所以从动轮采用轮辐式。通过查阅同样根据V带的型号根据机械设计一书表11.4可确定从动轮的轮缘尺寸，其轮缘尺寸如表5.2所示：表5.2从动轮的轮缘尺寸带的型号bbpefhahfB1714193810.8 从动带轮的厚度可以由计算公式：B= 2*f+ (Z-1)*e 求得 即 ： B=212.5 + (4-1)19=82mm 故从动带轮的结构如图5.3所示：图5.3从动带轮的结构第六章 传动轴的设计传动轴在玉米脱粒机工作时起到的主

19、要作用有：为安装在传动轴上的所有零件提供支撑，为轴上所安装的零件提供精准定位，同时还能够实现稳定的传动力矩。本次设计根据设备对工作强度的要求应选用直轴，此外为安放轴承和对带轮的安装还需在轴在轴上增加相应的轴肩即总体上设计成阶梯轴13。该传动轴的详细设计方案如下： 根据轴的最小直径公式可确定其最小直径d(mm)：dC3Pn 其中：C与主轴材料有关的系数；P主轴传递的功率；kW n主轴转速:r/min 主轴的材料根据机械设计一书中表16.2 可以确定选取45钢作为轴的材料，45钢作为优质碳素结构钢其用来其制造主轴会有较好的力学性能，其许用弯曲应力为B=650MPa，于是根据表16.2可选取C=11

20、8，于是有 ： d=118320.82 由于在轴的左端需安装带轮，故在此处需要开键槽，为保证轴的工作强度需要在该段轴的直径增加5%左右14，即：d=d*(1+0.05)=32mm （6-2）由于从动轮的厚度为B=82mm，故取轴的最小直径处（1-2段）的轴径为d=32mm，其长度为L=85mm。6.1确定轴的各段直径和长度为使带轮有足够准确的定位，故取次段（2-3段）的轴的直径d=35mm以生成新的轴肩用来定位从动轮。同时为实现带轮的径向定位，选故在首（1-2段）轴段处选用键的型号b*h*l为10840。其中有关键的型号可以通过机械设计综合训练表10-46获得。6.2 初步选择输出轴系 在轴上

21、由于滚筒上的钉齿的受力较小可以忽略其受力。根据次段轴的直径为d=35mm以及设备在工作时需同时承受轴向和径向双重载荷，故本次可选用深沟球轴承15，在机械设计一书可查得该型号的深沟球轴承为6307，它的结构尺寸d*D*B为358021，由于该轴承一般为成对安装，故令2-3段与4-5段的直径同为d=35mm。在轴的第三段（3-4段）安装钉齿滚筒，故在此段在工作状态下需承担较大的载荷。为防止轴的强度不足在轴3-4段处的直径应为d=50mm。其中钉齿滚筒上的圆盘安装在3-4段上且距离该段左右两端各50mm位置处并将其焊接在轴上，轴的结构如图6.1所示： 图6.1轴的结构6.3 确定轴的倒角设计中为防止

22、轴在直径变化较大的截面处发生应力集中，故在相应截面需设计倒角。在此次设计中所有轴的倒角均为245。6.4对轴的工作强度校核6.4.1 作轴的整体受力简图 根据对轴进行的受力分析结果可作轴的整体受力简图，如图6.2（a）所示。6.4.2 计算轴的受力根据公式： T=9550103*P 其中：P电动机的额定功率; kW n主轴的转速;r/min 即：T =161615.4Nmm6.4.3计算钉齿条的受力 根据公式：Ft=2Td （6-4 其中 ：d轴心到钉齿顶部的距离； 求得： Ft=2161615.4=1267.6N 根据公式：Fr=Ft0.8 （6-5） 其中0.8为径向力与轴向力的比值； 求

23、得：Fr=1267.60.8=1014N 由于玉米脱粒机的主轴轴向不受力，故可知F=06.4.4计算轴在水平面内所受支撑反力 根据公式：RH1=Ft*L3L2+L3 （6-4 其中：L2次段轴段的中心线与第三段轴段距左端的三分之一的距离 (mm) L3第三段轴段在左端的三分之一处到右端末段轴段中心线的距离(mm) 求得：RH1=1267.61057.5550+1057.5 根据公式：RH2=Ft-RH1 （6-5） 求得： RH2=Ft-RH1=1267.6-833.9=433.7434N作轴在水平面（xy）内的受力图，如图6.2（b）所示6.4.5计算轴在垂直面内所受支撑反力 根据公式：Rv

24、1=Fr*L3+F*D2L2 其中：D钉齿的顶端到主轴轴心的距离; mm 求得：Rv 根据公式 ：Rv2=Fr-Rv1 （ 求得：Rv作轴在垂直面（xz）内的受力图，如图6.2（d）所示6.4.6 画轴弯矩图 根据公式 ： MBH=MDH=0 MCH=RH1*L2 （6-8） 求得：MCH=834550=458700Nmm 作轴在水平面（xy）内弯矩图，如图6.2（c）所示： 在垂直面内轴上的、三点的弯矩分别为： 根据公式 ： MBV=MDV=0 Mcv=Rv1*L2 (6-9) 即 ： Mcv1=667550=366850Nmm 根据公式 ： Mcv2=Rv1*L2-Fa*D2 即 ： Mc

25、v2=667550=366850Nmm 故轴在垂直面（xz）内弯矩图，如图6.2（e）所示： 由于Mcv1=Mcv2，MB=MD=0，所以合成的弯矩为 ：Mc1 =Mc2=McH2+Mcv12 故轴的合成弯矩图，如图6.2（f）所示：6.4.7画轴转矩图 根据公式 ： TB=TC=9550103*pn 即 ：TB=TC=9550 其中: P电动机的额定功率； kw n主轴转速； r/min TD=0 故轴的转矩图，如图6.2（g）所示：6.4.8作当量弯矩图（弯矩、扭矩合成图） B 点：MBC=*T=0.59161615.4=95353.1Nmm C点左侧 ：MCC=Mc1 （6-14） D点

26、左侧 ：MCC= MC1=587392Nmm 作轴的当量弯矩图，如图 6.2（h）所示。6.5 校核轴的强度 根据轴的当量弯矩图6.2（h）可知轴在C点处承受着最大当量弯矩，故在C点处即为轴的许用强度极限。根据公式（6-15）及前面的计算结果可得出：公式 ：ca =McaW=M式中 ： W轴的抗弯抛面模量，;mm3 轴的许用应力;MPa。 根据轴实际所受弯曲应力的循环特性，在 +1b，0b，-1b中选取其相应的数值，从机械设计一书可以查出13。 ca=Mca1W=5950810.1 由机械设计一书中可查得对于B=650MPa的碳素结构钢其承受对称循环变应力时的许用应力m=55MPaca=47.

27、6MPa，故可知该传动轴的强度符合设计要求。图6.2轴的弯扭图第七章 钉齿条的设计玉米脱粒机在通过滚筒上安装的四条钉齿条快速的转动下来实现玉米的脱粒。通过设备在工作时将玉米穗填入设备内部，在钉齿滚筒在主轴的带动下随之转动，钉齿条上的钉齿通过一定的速度与栅格式凹板共同通过对玉米的高频率挤压与碰撞实现对玉米进行脱粒。为使得在工作状态下将玉米芯经轴向运动由出料口1排出机体之外，四条钉齿条上安装有钉齿的孔共同呈螺旋排列。同时，每条钉齿条之间的相隔角度为90，使得对于每穗玉米钉齿滚筒每转动一圈都会被钉齿切割四次，通过增加钉齿与玉米的碰撞频率以尽可能保证所有玉米均被脱粒16。7.1 钉齿条的设计 由于钉齿

28、是通过与玉米穗间的不断碰撞实现对玉米的脱粒，所以钉齿的工作强度很高。为防止钉齿因工作强度过高致使钉齿变形甚至受损，可在合理范围内适当增加钉齿的个数或增加钉齿的直径。根据其实际工作情况考虑应选择45钢为材料，以保证其在工作时不会轻易发生弯曲变形17。故其长宽高分别为14354010mm，钉齿条过多则玉米在进入机体内部时极易与钉齿条直接发生激烈碰撞，而这不仅会导致因钉齿条弯曲而产生设备损坏，而且还会导致因钉齿条变形而产生的脱粒率下将和破碎率上升等问题。而钉齿条过少则会导致因在同等时间内玉米与钉齿的碰撞次数不足致使玉米脱粒不完全。所以在钉齿条数量不宜改变的情况下基础上将每条钉齿条上安装的钉齿的个数增

29、加至1415个为宜。钉齿的直径为d=12mm，钉齿条上的通孔直径为d=10mm。同时在每个通孔的上端开有一个长为1mm，宽为2mm，高为2mm的小槽，其通过和钉齿上的凸楞相配合实现钉齿的轴向固定，防止其在工作时脱落。在钉齿条上每两相邻的瞳孔间的距离为L=50mm。同时为实现钉齿条在圆盘上的固定在其两端采用焊接的方式分别用一个厚度为m=8mm，直径为d=270mm的圆盘，以防止脱粒机在工作时产生相关的安全事故18。 由于钉齿条的整体长度过长（L=1435mm），仅靠圆盘固定极易导致钉齿条在工作状态下在与玉米的直接碰撞中钉齿条发生弯曲甚至断裂，致使设备无法正常工作，所以在此次设计中距主轴两端478

30、mm处的两个位置为每条钉齿条焊接了两根直径为d=10mm的钢筋与主轴相连，这使得轴与钉齿条的强度均有所提升。而这也在一定程度上降低了设备维护成本。钉齿条与传动轴，圆盘的连接方式如图7.1所示。图7.1钉齿条结构图7.2 钉齿的设计 钉齿在工作时通过钉齿直接与玉米穗间频繁的相互挤压碰撞来实现设备对玉米的脱粒，故钉齿需要有足够的强度。因此为保证钉齿有足够的工作强度故采用45钢为其材料，为使其与钉齿条上的相应的小凹槽相配合，所以与凹槽相应在钉齿上增加一个凸楞使得其能够与钉齿条上的小凹槽相配合，使得钉齿能够与钉齿条实现轴向固定，从而防止由于钉齿脱落而影响整体脱粒效果19。以下为钉齿的主要设计参数：其总

31、长为L=40mm，直径为d1=12mm， 钉齿的有效长度L1=22mm，剩余部分开有M10的螺纹16。其三维模型如图7.2所示：7.3 圆盘的设计 通过圆盘钉齿条才能与传动轴相连，圆盘是构成滚筒必不缺少的部件。其通过焊接的方式固定在传动轴上的相应位置。根据设计要求由脱粒机一书可确定圆盘采用45钢作为材料。圆盘的厚度m=8mm，圆盘直径d=270mm，同时为了实现钉齿条其在圆盘上的焊接固定，在圆盘上每相隔90开一个（共四个）长方形的通孔，该长方孔的中心与圆盘的圆心距离为L=105mm，由圆盘装套在传动轴的位置可知圆盘的中心孔直径应为d=50mm。同时圆盘上的长方形孔的长度为L=40mm、宽度为L

32、=10mm17图7.3圆盘的三维造型图第八章 栅格式凹板的设计 栅格式凹板在工作时通过与钉齿相配合以实现玉米粒与玉米芯的分离。栅格式凹板在玉米脱离过程中有以下两个作用：其一是在组成栅格式凹板的每相邻的两根钢筋可保证在入料后其可以顺利在钉齿等作用力的作用下将玉米穗卡在钢筋之间，大大减小在工作条件下因玉米穗发生相对滚动而降低设备的工作效率以及因相互摩擦所产生的钉齿的磨损和种子的磨损以及破碎。其二是由于栅格式凹板的主体结构用于筛选的25根钢筋；由于每相邻的两根钢筋之间的距离较小，故玉米粒刚好能从栅格式凹板间缝隙落到出粒斜板上，而玉米芯则不能通过两者之间的缝隙，至此实现玉米粒和玉米芯的分离，完成对玉米

33、脱粒后其主要杂质之一的“玉米芯”的筛选。 栅格式凹板主要是由25根直径为d=10mm，长度为L=1435mm的钢筋组成，所有钢筋均匀分布在直径为d=350mm的半圆上，凹板由所有钢筋组成，在栅格式凹板的两端由两个内径为d=330mm，外径为d=370mm，厚度为m=8mm的半环形铁片焊接而成。20同时为了便于栅格式凹板在机架上的安装以及日常对设备的保养维护，在两个铁片的两端分别钻10的孔共四个孔，再通过螺栓实现栅格式凹板与机架的连接。然而，由于栅格式凹板整体较长（L=1435mm），为保证栅格式凹板的稳定，所以在距凹板两端478mm的两处焊接有较薄的铁条。根据脱粒机 一书再不妨碍工作的前提下此

34、处选用厚度为m=2mm，宽度为L=15mm的铁条为宜。为方便维修以及更换栅格式凹板与机架采用螺栓连接的方式相连接比较合适。由于栅格式凹板主要由钢筋来实现其主要功能，而设备在工作一定时间后钢筋会发生弯曲，从而导致部分钢筋间缝隙增大或减小的现象，而这些都会影响到最后成品的纯净度及玉米的脱净率。故设备在工作一段时间后需调整甚至更换栅格式凹板。所以此处与机架的连接应采用螺栓连接的方式。栅格式凹板的三维造型如图8.2所示：图8.2 栅格式凹板的三维造型图第九章 入料口和脱粒机上盖的设计 入料口在设计时其需要保持一定高度以防因玉米粒从入料口上端飞溅出来产生安全事故，同时防止因入料口与栅格式凹板间的高度差过

35、大致使玉米与钉齿条发生激烈碰撞导致钉齿条或钢筋发生弯曲。同时由于在工作状态下钉齿滚筒在以高速绕轴做旋转运动，如果在填料过程中玉米落入凹板的位置错误，这样会对主轴以及机体都会产生很大的损害，极可能会在瞬时由于主轴负载过高导致钉齿条因速度过快致使其上的钉齿产生急剧磨损以至彻底损坏而失去工作能力。这些因素会对玉米脱粒机的主轴的造成极大的破坏性。因此，在设计过程中需要在设计要求下合理设计其内部结构。在保证稳定性的前提下，本次玉米脱粒机的整体结构均采用厚度为m=2mm的钢板，入料口与上盖采用焊接的方式连为一体。上顶盖整体呈半圆柱状，其长为L=1613mm，直径为d=400mm，入料口安装在距右端74mm

36、处，同时入料口下端与机架相切。入料口处的最小口径尺寸为500360mm，其最大口径尺寸为800800mm。21此外在玉米脱粒机上盖处（入料口下方）增加了两道厚度为m=2mm的挡板，通过挡板的引导适当减缓玉米的下落速度，避免玉米与钉齿条因过度碰撞导致钉齿条形变和种子破碎。为摆正玉米脱粒机在上顶盖处的整体强度，在玉米脱粒机的上盖的两端部位和在出料口一侧每间隔326mm处以及贯穿上盖最高处均采用厚度m=10,宽度L=20mm的铁条加固。此外在脱粒机的左右两侧各焊接一个铁片使整个上顶盖封闭，同时在上面钻取四个10的孔以便于上盖与脱粒机的下半部分通过螺栓相连接，其长度L=1613mm, 宽度为L=30m

37、m,厚度为m=15mm。在玉米脱粒机上盖的前后两端设有两个半圆形状的铁板，其与上述顶盖采用相同的材料，防止玉米在脱粒后四处飞溅。为保证轴的旋转精度，两个挡板均与轴承座通过螺栓相连22，挡板外径d1=420mm，内径d2=104mm。其三维图和结构图分别如图9.1和9.2所示：图9.1 上盖三维图图9.2 上盖结构图第十章 机架和出料口的设计 设计机架目的是使其承载来自主轴、电动机、凹板、上顶盖等部件的全部载荷与冲击。为了使机架能够保证玉米脱粒机能够工作平稳，此次设计需从材料和内部结构入手。机架的主体采用厚度为m=2mm的钢板制成，虽然在内部玉米脱粒机所承受的冲击载荷较低，但由于玉米脱粒机整体较

38、重，故显然仅靠钢板的承载能力是不足以保证机架的整体稳定的23，此时为保证机架整体结构稳定，根据脱粒机一书，在机架内部需要额外安装角铁对机架实行辅助支撑，而角铁在自身合理的承载范围内会保证脱粒机整体的稳定。的钢板此次所有选用的角铁的规格尺寸为：高为30mm，宽为30mm，厚度为4mm。在机架的中等高度位置有四根角铁，在机架的底面上也有四根角铁，在机架的侧面棱上有四根贯穿上下的角铁。这些角铁经组合焊接到机架上来实现对玉米脱粒机的主要支撑24。为实现玉米粒的排出在玉米脱粒机的机架上安装有一能够顺利收集经加工后产生的玉米粒的出粒斜板，使玉米粒可从栅格式凹板下方落下，再经由出粒斜板下滑，从而排出机体之外

39、，最终实现最终玉米的脱粒过程25。它同样是选用厚度为m=2mm的钢板制成，其与水平方向上的倾斜角为25，斜板焊接在钢板的内侧，其水平长度为630mm，宽度为600mm水平高度为180mm。其右端与设备右端的距离为186mm。其底板的根部与地面的距离为536mm。为防止玉米粒从斜板两侧溢出致使玉米粒收集困难，在斜板的两端需增加相应高度的挡板。其中挡板的顶端在水平方向上的倾斜角为10。而在玉米脱粒机的左侧分别设计了两个出料口，其分别为出料口1和出料口2。其中出料口1用于玉米芯的排出，出料口2用于经轴流风机的作用下在脱粒过程中产生的颗粒较小的杂质的排出。玉米经脱粒后剩余的玉米芯在钉齿的螺旋推力的作用

40、下顺着栅格式凹板从出料口1排出机体之外，而栅格式凹板未能过滤的颗粒较小的杂质在轴流风机的风力作用下杂质顺着挡板最终从出料口2排出。两个出料口均由2mm厚的铁板制成的并采用焊接的方式与机体相接，其中出料口1的输入端与栅格式凹板的左端位置焊接在在机架上的挡板相接，从而保证玉米芯可以顺利排出机体26。出料口1的底部与水平方向上的倾斜角为30，出料口2的底部与水平方向上的倾斜角为20，两个出料口的挡板顶端在水平方向上的倾斜角分别为15和0。与出粒斜板的挡板相接的左右两端的挡板的作用为收集经脱粒后的玉米粒并在挡板的导向作用下使玉米粒全部从斜板滑出以减小产品收集的难度。除此之外左挡板也有着引导颗粒较小的杂

41、质顺着风向从出料口2排出机体各作用。两挡板与斜板的总跨度大于栅格式凹板，从而保证所有从栅格式凹板落下的玉米粒均能被接收到。右端挡板在水平上的倾斜角为40。其延伸至机架上栅格式凹板右端的挡板下方。而左端的挡板其在水平上的倾斜角为6，该挡板的另一端直接与出料口2的输入端相接。图10.1 机架三维图图10.2 机架结构设计图第十一章 轴承座的设计 轴承座的作用是配合轴承和主轴的轴肩实现对主轴在机架上的定位。轴承座的设计离不开相应的轴承。而轴承需根据轴的动力、载荷、弯曲应力、扭转应力等多方面因素进行选择27。由于玉米脱粒机在工作中主轴同时存在较大的径向负荷和较小轴向负荷，故选用深沟球轴承为宜。它的型号

42、为深沟球轴承6307，该轴承的规格尺寸可以通过机械设计一书中查到，其规格尺寸dDB为358021mm。轴承座安装在机架的两侧的上顶盖和下机架上，同时每个轴承座通过6个公称直径为M10的螺栓固定，由于脱粒机在工作时会产生一定量的灰尘，为防止灰尘进入时轴承致使其工作性能下降，故在轴承座内侧加装轴承盖和密封圈28。两个轴承座的基本结构如图11.1和图11.2所示：图11 .1轴承座（前）的基本结构尺寸 图11 .2轴承座（后）的基本结构尺寸第十二章 玉米脱粒机上的标准件的选择12.1玉米脱粒机上的螺栓及螺母的选择螺栓的型号选择可以根据机械设计一书查询。根据设计在玉米脱粒机上所需要的螺栓其大多数为公称

43、直径为M10，长度为45mm的螺栓。螺栓连接在整个设计中为主要连接方式。不同部件之间需要的连接方式不同，由于电机在工作状态时传递的转矩较大，螺栓需要承载更多的作用力，故电动机与机架间的连接需采用公称直径为M14的螺栓，而轴承座与上顶盖和下机架之间螺栓以定位为主，故此处应选用公称直径为M10的螺栓。而对于轴承盖其主要作用为防止灰尘进入轴承使轴承的工作受到影响，故其所受载荷较小，故此处选用公称直径为M6的螺栓即可实现设计要求29。12.2钩头楔键的选择在主轴和带轮之间需要钩头楔键相连来将带轮固定在轴上30。钩头楔键的设计参数可在机械设计综合训练一书中查询,其规格尺寸bhL为12750。12.3联轴

44、器的选择由于电机的转速较高，电机不能直接与带轮相连，故需要在电机与主动轮（小带轮）之间添加一个联轴器以保证带轮工作稳定。由于本系统传递的转矩较大，故采用材料为HT200的凸缘联轴器31。其结构如图12.1所示：12.1 凸缘联轴器12.4 轴流风机的选择为达到去除脱粒过程中产生的颗粒较小又较轻的杂质的目的，我们选择了轴流风机，通过该风机即可实现增加产品的纯净率。根据在生产过程中杂质的相关物理性质，我们选择的轴流风机型号为：TX12038H12-G32。其尺寸大小如图12.2所示：图12.2 TX12038H12-G型轴流风机结论 此次对于钉齿滚筒式玉米脱粒机的设计主要是根据现有技术针对在以往入

45、料口、栅格式凹板和钉齿脱粒滚筒及传动部件的设计上的一些不足之处进行一些相应的优化设计以满足在当今条件下工农业对该类设备的相关需求。本次设计在原来的基础上针对老式玉米脱粒机在生产效率，种子破碎率以及产品纯净率等多方面缺陷进行了一定程度上的优化与改良。本次设计在以满足设计要求为前提下的同时对设备进行了如下优化：（1）通过对入料口，机架，栅格式凹板等零部件进行了适当的改进，在保证设备工作稳定的前提下增加了工作效率，减小了种子破碎率和增加了产品的纯净度；（2）在之前的基础上寻求创新，在原有基础上新增一台轴流风机和新的出料口，并对机架内部进行相应的改装（相应增加了一些挡板），在不影响设备工作的前提下大大

46、的提高了产品的纯净度；除此之外由于设备的整体结构相对简单，造价也相对低廉，设备易于的维护与保养，故该设备易于实现其在全国的普及和推广。但仍有以下缺点需要进一步改进：（1）为满足设计要求设备的整体尺寸以及重量也随之增大，而这也给设备的运输及存放增加了问题；（2）脱粒过程中由于设备工作效率较高致使经出料口和出粒斜板排出玉米粒和玉米芯的数量会迅速增多，如何迅速，高效的收集产品便成为了新的问题；因此,在今后还需要对玉米脱粒机进行不断深入研究,使玉米脱粒机在不久的将来在技术上变得更完美,更成熟。致谢参考文献1贺俊林.佟金. 我国玉米收获机械的现状及其发展J. 农机化研究, 2006(2)：29-362郝付平.陈志. 国内外玉米收获机械研究现状及思考J. 农机化研究, 2007(10)：206-2083董佑福. 收获机械化现状与发展趋势S. 收获机械论文集, 2005.4张吉昌. 脱粒机的研究与设计J. 中国海洋大学硕士论文, 20095赵五云. 吴劲锋. 张锋伟等. 玉米轴流脱粒机研究现状分析J.机械研究与应用, 2009（05）.6王冰. 玉米脱粒机试验方法的编制J. 农机质量与监督, 1997（03）.25.7李心平. 张伏. 高连兴. 玉米种子脱粒装置的结构技术剖析J. 农机化研究, 2008（06）.26-28.8尹文庆. 何扬清. 脱粒装置的结构技术剖析J. 农机化研究,