花生摘果机的结构设计【毕业论文+CAD图纸全套】

购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 业设计说明书 题 目： 花生摘果机的结构设计 学 院： 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 姓 名： 指导教师： 士 完成日期： 2012 年 5 月 27日 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 目 录 中文摘要 . I 1 前言 . 1 究目的意义 . 1 内外研究现状 . 1 本设计主要研究内容和研究方法 . 2 研究内容 . 2 研究方法 . 2 2 总体方案确定 . 2 案的选择和确定 . 2 果装置的总体结构 . 3 3 传动方案的确定 . 4 . 5 齿条上的钉齿转速 . 5 . 6 动机的功率 . 6 动机的转速 . 6 带传动的设计 . 7 带轮的结构设计 . 11 4 滚筒装置的设计 . 15 滚筒轴装置的设计 . 15 . 16 步选择滚筒轴系 . 16 . 16 承的校核 . 20 的校核 . 21 . 21 齿条的总体结构设计 . 21 齿条及钉齿的设计 . 22 盘的设计 . 22 5 箱体 . 24 6 机架 . 24 7总结 . 24 8展望 . 25 参考文献 . 25 附录 英文资料翻译 . 26 附录 英文资料翻译 . 31 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 I 摘花生机的结构设计 指导老师： 文摘要 花生摘果装置是在传统的全喂入式摘果装置的基础上为降低花生的破碎率，降低能耗等问题上而定型的，与传统的摘果装置相比，最大的不 同是采用的半喂入方式，这种方式功耗少，可靠性高，摘净率好，破损少。适合于干花生蔓藤的花生摘果生产，小型方便，较合适家庭作业。 以电动机为动力源，动力由电动机输出轴输出，再通过传动带传递到滚筒上，由滚筒摘选杆转动打击使花生脱离茎杆，果实及杂物通过凹版孔落下，打碎的茎秆由出料口排出，落到风机吸杂口排杂，选出干净的果实从而完成全过程。 关键词 ： 摘果装置；花生；能耗，结构，设计； 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 he is in on of to is of is of in is of of 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 1 1 前言 究目的意义 花生是世界上广泛栽培的主要油料作物。随着农业科技的发展 ,花生向良种化、机械化和区域化种植方向发展。近几年 ,随着花生种植面积、产量的不断增加和农村劳动力的转移 ,花 生生产机械化的发展就显得尤为重要。目前 ,要大力发展花生生产全过程的机械化 ,必须结合中国的国情和适应农村现有的经济实力。大部分花生产区需要分别解决花生种植过程中主要作业环节的机械化问题 ,近期内应当是花生的机械化播种、收获和摘果这三个主要环节。其中，花生摘果是一项要求严格、耗时较大的作业。是花生生产的一个重要环节。机械化收获是确保花生丰产丰收的重要保障，摘果系统是花生联合收割机的“心脏”，其工作情况直接影响到联合收割机的性能。随着农业产业结构的调整，农业科学研究的不断深入，花生品种必然朝着高产方向发展，这也给继 续工作者提出了更高的要求，高产就意味这在同样收获作业工况下增加喂入量。 南方空气湿度大，气侯变化无常，花生水分含量高，从以往研究成果看，喂入量和花生水分含量对摘果性能有很大的影响。一般来说，喂入量增加，摘果系统负荷增大；含水量增加改变理论花生蔓的物理特性，同时也改变了摘果负荷，这两种情况都容易增加机械系统负荷，降低可靠性。传统的摘果主要是全喂入式，摘果的主要部件是摘果滚筒，目前国内外主要使用的摘果方式还有半喂入式，半喂入式花生摘果对干湿蔓均可使用，主要应用在南方地区，其摘果效率与损失率受花生收获环节植株 的整齐程度及摘果机喂入影响较大，现有机型在摘果效率、损失率上还不稳定，没有得到很好的推广。因此，为了改善摘果效果，研究摘果过程的低能耗，摘果率高的摘果装置，是提高花生产业化水平的关键。 内外研究现状 传统的花生摘果方法是用手工摘果，效率低、用工多，严重影响经济效益。近几年随着种植花生面积的加大及花生产量的提高，花生摘果机的应用逐渐增多，成为代替手工操作的便利机械。目前，我国主要推广应用的单功能花生摘果机可分为全喂入式和半喂入式两类。全喂入式摘果机，主要用于从晒干后的花生蔓上摘果。工作时将晒干后的花 生蔓喂入摘果室，在高速转动的滚筒作用下，将花生果摘下来。该机型除了基本上满足摘果的要求外，普遍存在消耗的功率大、摘果不净、分离不清、破碎率高的缺点。该机型的摘果部件有切流式钉齿滚筒、轴流式钉齿滚筒、蓖梳式轴流滚筒以及差动式螺旋滚筒等几种。半喂入摘果机工作过程是：当摘果机的夹持输送链将花生蔓夹住，沿滚筒购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 2 轴向移动，摘果滚筒将花生果摘下。该机型对于干、湿花生蔓都可使用，具有动力消耗少，摘果后的花生蔓整齐，摘湿果质量好、破碎率低等特点。但该机型工作性能不稳定，存在结构复杂、成本高等缺点，仅用在花生联合收割机上。该机 型的工作部件是相向滚动的两个橡胶滚筒，工作时两滚筒相向滚动将花生果摘下。国内外现有的主要机型有美国 司生产的 内主要有 495型花生摘果机， 495型花生摘果机， 5生摘果机， 5花生摘果机，花生摘果机 980 型， 5， 5， 5， 5，自动装袋花生摘果机 。但是，由于其结构复杂、工作可靠性等原因推广应用受到了限制。为此，为了改善摘果效果，降低能耗，提高摘果摘净率，对半喂入花生摘果机的设计，为花生联合收获机的推进革新奠定了基础。 本研究结合国内外几种典型的摘果机具的结构特点与工作原理，并通过分析其现状与存在的问题，结合实验探讨改进方法，以期改善花生摘果效果，为花生的摘果提供切实可行的机具。 本设计主要研究内容和研究方法 研究内容 1) 传动系统的设计：大小带轮的设计计算、 V 带的选取、轴承的选择 电机选型等内容 2）摘果滚筒的设计包括：滚筒的设计、动刀条的设计等内容 3）夹持输送结构的设计：夹持带的设计、带轮的设计、轴的选取校核等 4) 机架的设计 研究方法 1)收集资料，进行归纳分析 2)按给定的指标参数在指导老师的帮助下完成设计任务 2 总体方案确定 案的选择和确定 摘果装置是花生收获机械的重要工作部件。花生联合收获机工作性能的优劣在很大程度上取决于摘果装置的工作性能。半喂入式花生摘果装置能很好的利用喂入环节的改善来降低能耗，能够满足在干花 生蔓的条件下平稳作业。其作业原理是：花生蔓通过入料口传送到摘果滚筒，在滚筒不断的旋转作用下摘果，有动刀条上齿钉将花生蔓和花生购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 3 分离开来。其特点如下： 1)该装置用于花生果摘取作业，可以解决晾晒后花生的摘果问题，为设计联合花生收获机奠定了基础。 2)该装置结构简单，适应性好，可以节约收获时间，降低因为晾晒造成耽误农时的问题。如果配在联合收获机上，效果更为显著。 3)由于该装置采用半喂入式原理，所以其功率消耗少，工作可靠，不会出现茎秆茎秆残绕或堵塞问题，同时含杂率也较全喂入式明显少，减轻了后续花生清选的负荷。 4)但该机型工作性能不稳定等缺点。 果装置的总体结构 摘果装置的主要部分为：入料口装置、摘果滚筒装置、出口部分、机架组成。整体组成图由图 1 所示： 1) 入料和输送装置 入料口和上机架部分相连接，是用 2的铁板制成，入料部位与上箱盖，下箱盖一起，采用螺栓连接，花生蔓经入料口进入， 由滚筒摘选杆转动打击使花生脱离茎杆，在传动轴转动的过程中摘果滚筒进行摘果。 2) 摘果装置 摘果部分主要是由摘果滚筒和齿钉组成的摘果杆组成。两个滚盘用螺栓连接在焊接在传动轴的铁板上，滚盘上接有 8条铁条，在铁条上相隔 220齿钉 33 条。花生蔓从入料口塞入转动的滚筒中，花生蔓的根部先入，此过程中在摘果滚筒中间完成摘果，摘下的花生下落到下滑板上，由仓口排出出料斗之外，摘果后的打碎的花生根茎在下落的时候由风扇机吹出。 3） 出口部分 出口部分主要是下滑式铁皮制造，也是由 2的铁皮构造，花生滑落上面由于铁板槽的倾斜花生滑出机体之外。 4） 机架 机架是花生摘果机的主要支撑，它承担着摘果机的主要重量和动力、负载和力矩因此它的设计是只强不弱的部分。机架的各部分各自稳定 ，而且相对固定，以便做到机械在运转过程中不会产生晃动、歪斜，造成人身危险，因此为了机架的坚固，此试验台的设计采用 4 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 4 5） 花生摘果装置的总体设计 为了更优化花生摘果装置的机型和结构设计，此花生摘果装置的动力装置放在机架的下面，与机架固定，这样不仅可以节省空间，还可以起到稳定作用。花生摘果装置从入料到摘果到花生蔓的排除机体外是花生摘果装置一体完成的，拿开上箱盖可以看到整个摘果过程，便于我们收集花生摘果的相关数据。 图 1 摘果机装配简图 of 传动方案的确定 根据花生摘果机的具体传动要求，可选电机与主轴之间用 V 带和带轮的传动方式传动，应为摘果机在摘果工作过程中，传动件 V 带是一个挠性件，它赋有弹性，能缓冲和冲击，吸收震动，因而使花生摘果机减少震动，噪音小等优点。虽然在传动过程中 V 带与带轮之间存在一些摩擦，导致两者的相对滑动，使传动比不精确但不会影响摘果机的传动，因为花生摘果机不需要精确的传动，只要传动比比较精确就可以满足需求，而且V 带的弹性滑动对摘果机的一些重要部件是一种过载保护，不会造成机体部件的严重损购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 5 坏，还有 V 带及带轮 的结构简单、制造成本低、容易维修和保养、便于安装，所以，在电机和摘果机的传送带之间选用 V 带轮的传动配合是很合理的。本设计中有两处可以用到 V 带的传动，输入系统和电机之间，摘果滚筒和电机之间，我们来确定输入系统和电机之间的带传动。方案如下： 图 4 传动方案图 根据 495 型花生摘果机所给相关设计的参考数据条件，摘果主轴为 750850 滚盘半径 150筒长 890主轴的滚盘上设有八条钉齿条，每条钉齿条上均匀分布着 30 个钉齿，总共 240 个钉齿呈螺旋均匀安装，以便玉米芯随螺旋钉齿的螺旋作用排出机体之外，钉齿滚筒的直径为，滚筒上的钉齿长度为 40 根据实践测量得知每个钉齿的均匀受力为 20N ，当摘果机正常工作时钉齿滚筒上的钉齿条快速旋转，其中均有两条钉齿条受玉米所给的切向力，而另外两个钉齿条是空行程，因此， 0 021520* ，即 玉米脱粒机正常工作时，受到的切向力为 600N 。 其中： N 钉齿所受的力 M 参与工作的钉齿个数 Z 参与工作的钉齿条数 齿条上的钉齿转速 当摘果机的钉齿滚筒快速转动时，其上钉齿条的钉齿同样有一定的转速，这个转速原于主轴的转速和齿钉的半径 即： ）（轴， 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 6 其中： V 钉齿的转速 轴N 脱粒机主轴的转速 D 钉齿距轴心的距离 齿滚筒的转速 摘果机所需功率为由摘果机的工作阻力和运转参数求定，即：1000，计算求得： 。 动机的功率 电动机功率由公式 来计算，脱粒机传动装置的总效率a，应由组成传动装置的各个部分运动副的效率只积，即321 a，其中 1 、 2 、3分别为每一个转动副的效率，选取传动副的效率值如下： 滚动轴承（每对） 即取 1 = 带传动 即取 2 =筒转动 （因为钉齿条固定于滚筒上） 即取 3=1 则 0 0 0 0 动机的转速 根据 495 型花生摘果机 所给相关设计的参考数据条件可得主轴的转速在 750 850 按机械设计指导书中表一所推荐的传动比合理取值范围，取 i 2 4，即可满足电动机的转速与主轴的转速相匹配，故电动机转速范围可选为： 2（ 15007504 ） 3000 符合这一范围的同步电动机转速的有 720 1440 2900 根据容量和相关转速，由机械设计通用手册查出三种适宜的电动机型号，因此有三种购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 7 不同的传动比方案，如表 1： 表 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/步 转速 满载 转速 效率（ %） 电动机重量（ 功率因数 1 50 720 40 500 1440 9 000 2900 2 台考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动的传动比，可知方案 2比较适合。因此选定电动机型号为 选电动机的额定功率载转速4400r 传动比适中，传动装置结构较紧凑 。如表 2： 表 2 其主要参数如下表 型 号 额定功率 载 时 额 定 电 流 额 定 转 矩 最 大 转 矩 转速 r 电流（ 380V） 效 率% 功率因数 440 电动机尺寸列表 单位 中心高 H 外形尺寸 )2(底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 装键部位尺寸 电动机的输出轴尺寸 G 132 315345475 140216 12 8038 4110 33 带传动的设计 根据花生摘果机的具体传动要求，可选取电动机和主轴之间用 V 带和带轮的传动方购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 8 式传动，因为在脱粒机的工作过程中，传动件 V 带是一个挠性件，它赋有弹性，能缓和冲击，吸收震动，因而使花生摘果机工作平稳，噪音小等优点。虽然在传动过程中 V 带与带轮之间存在着一些摩擦，导致两者的相对滑动，使传动比不精确但不会影响花生摘果机的传动，因为摘果机不需要精确的传动比，只要传动比比较准确就可以满足要求，而且 V 带的弹性滑动对摘果机的一 些重要部件是一种过载保护，不会造成机体部件的严重损坏，还有 V 带及带伦的结构简单、制造成本底、容易维修和保养、便于安装，所以，在电动机与摘果机机之间选用 V 带与带轮的传动配合是很合理的。 选择 V 带和带轮因当从它的传动参数入手，来确定 V 带的型号、长度和根数，再来确定导轮的材料、结构和尺寸（轮宽、直径、槽数及槽的尺寸等），传动中心距（安装尺寸），带轮作用在轴的压力（为设计轴承作好准备）。 1) 确定计算功率 由于机器工作环境恶劣，工作时间不超过 11 个小时，估计算功率 * P其中 : 工作情况系数 P 电动机的功率 查机械设计 2 书中的表 8 7 可知：果电机W) 2) 选择 V 带的型号 根据计算得知的功率电动机一样的速度） ,查机械设计 2 一书 8 8，可以选择 V 带的型号为 A 型系列。 3) 确定带轮的基准直径 初选电动机的带轮基准直径：根据机械设计 2 一书，可选 择 V 带的型号参考表 8 4a，选取175大摘果系统标准直径1D=100入系统1D=75计算 V 带的速度 V: 1 在 1020M/S 范围内，速度 V 符合要求 电动机与主轴传动比的计算 D 4012575014401212 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 9 由表选择，取2D=240然略有增大，但误差小于 5%,故允许 ) 确定传动中心距和带长 取 )(2)(121 即： )2 4 01 0 0(2)2 4 01 0 0( 802380 取： 000 带长 012210 4 )()(22 a d 即：5004 )100240()240100( 463按机械设计基础一书中查表 14 5，选择想近的基本长度周长查得： 440， 400。 实际的中心距可按下列公式求得： 8)(8)(2)(2 1222121 也可用经验公式 ：20 求得 ： 30 验算主动轮上的包角 01201 60180 a 即： 001 60500 100240180 =得 ： 001 a 满足 V 带传动的包角要求。 确定 V 带的根数 ： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 10 V 带的根数由下列公式确定 ： )(00其中 ： 0p 单根普通 V 带的许用功率值 )(0 k 考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数 考虑的材质情况系数，简称材质系数，对于棉帘布和棉 线绳结构 的胶带，取 75.0k ，对于化学线绳结构的胶带，取 0.1k 。 0p 计入传动比的影响时，单根普通 V 带所能传递的功率的增量，其计算公式如下： 10 0 0 1.0 式中： T 单根普通 V 带所能传递的转矩修正值 ，从机械设计基础可以查表 14 10 1n 主动轮的转速 查得： T 则： 查表取值： k 0 001 查得： 1 7 取 3Z 根 计算带的最小初拉力 型带的单位长度质量 q=0.1 kg/m 单根 V 带适当的初拉力购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 11 m i . 5( 1 k ） 其中： q 传动带单位长度的质量， kg/m 即： =190N 根据查表所得数据求得滚筒 V 带质量 0F=190N 计算压轴力须确定 V 带作用在轴上的压力等于 V 带两边的初 拉力之和，忽略 V 带两边的拉力差，则 即 : 2求得得滚筒 V 带压轴力：为带轮的转速 V=s,远远小于 25m/s，所以材料选定为灰铸铁，硬度为 因为带轮的转速 V=s,远远小于 25m/s，所以材料选定为灰铸铁，硬度为 带轮的结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径，选择带轮的结构形式，根据带的型号来确定槽的尺寸，设计如下： 从动带轮的结果选择，因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即2D=240于 300以从动带轮采 用轮辐式。 由下图 5 为摘果 V 带轮 的结构设计。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 12 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 13 图 5 大、小带轮结构图 of 动带轮的参数选择：通过查机械设计 2 一书，可查的带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。 根据基准直径的大小选用不同的带轮类型，小径带轮采用实心式，大径带轮采用轮辐式，主要结构尺寸如下： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 14 表 1 大小带轮的基本尺寸 of 位： 寸类型 小带轮 大带轮 D 100 160 基准宽度1 一槽对称面至端面距离 f 2110 2110 轮缘厚 12 12 带轮宽 B 20 20 限偏差 01 01 轮毂长 50 35 14 轮辐厚1买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 15 4 滚筒装置的设计 滚筒轴装置的设计 传动轴是花生摘果机的主要设计部件之一，它在花生摘果机正常工作过程中，承担主要转矩、扭矩、弯矩和支撑传动轴上的回转零件，花生摘果工作过程中是很频繁的冲击，因此传动轴的设计是很关键的一个步骤。它的主要功用是 : 一是支持轴上所安装的回转零件，使其有确定的工作 位置 ;二是传递轴上的运动和动力。轴按照轴线形状的不同，可以分为曲轴、直轴、软轴和挠形轴等，根据花生摘果机的结构特点和组成形状及工作强度和环境的要求，花生摘果机的主轴选用直轴形式传递，而且选用直轴重的阶梯轴。在此设计中有滚筒的主动轴，和传动系统的轴，先来对滚筒的轴进行设计： 根据轴的扭转强度来初步计算确定其最小直径，可利用经验公式： 30 中 : 0A 轴常用 的几种材料的 P 主轴上的功率 kw n 主轴上的转速 r/上的材料由机械设计 2 一书中可以查到，应选取调质处理的 45 号钢，40中表 15 2 取0A=118，于是求得 : d= d=15出轴上的最小直径显然是安装带轮的内孔，必在轴上开有键槽，因此，为了开键槽又不消耗输出轴的强度，可以使轴的直径增加 5%以上，这样增加书输出轴的尺寸，可以提高轴的工作强度。即 d= d(1+5%) 16输出轴的最小直径是安装带轮处的直径，为了使所选的轴直径与带轮相配合，故使输出轴端的轴径选为 16机械设计基础一书。查表可以得知带轮的厚度8 ，则取输出轴的次段轴径为 6 ，其长度为 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 16 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 滚筒传动轴的第一级安装带轮，由带轮直径查表得知带轮的厚度 A=20轮毂长度为 62取第一级轴的轴径 d=16其长度为 40轴的径向定位由普通的平键来完成。选用键的型号为普通平键，其尺寸为 8的型号可以通过查机械设计 2 一书获得。 第二级安装轴承座和轴承和套筒，查表的该段直径为 d=50度为 50套宽度是 32径为 30设一 5轴肩，上焊有一铁板与滚盘螺栓连接，固定滚筒。 第三级安装滚筒，查表的该段直径 d=60于有旋转件，箱体两侧留 60于套筒的长度，箱体厚度为 2轴的长度为 760 步选择滚筒轴系 由摘果机的结构和相关尺寸可知所设计的轴上装有带轮和滚筒，需要选择轴承，又由 d=50步选取支撑的轴承 深沟球轴承，在机械设 计手册 3 查的轴承的型号为 63012，它的结构尺寸 d*D*B 为 50、 40、 12，故取右边第二段与左边第一段的直径相等，即 d=50 安装滚筒带的直径为 d=30承与轴肩用轴端挡圈固定，左右端采用的轴承用轴承座固定，已知滚筒长度为 760滚筒轴的基本结构如下图 6： 图 6 轴的结构示意图 of 轴的强度校核 1） 作轴的简图如 图 6 所示 2） 求输出轴上的所收受作用力的大小 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 17 根据公式： T=9550得 其中： p 输入功率 kw n 传动轴的转速 r/ T=m 3）滚筒的圆周力 根据公式：tF=其中 d 输出轴的轴心到动刀中间的距离 即： 5 210N 根据公式： 80% 其中： 80% 径向力占圆周力的百分数 即： 168N 根 据公式：aF= 由于摘果机的主轴轴向不受力 , 取,圆周力轴向力(a) 4) 轴上水平面内所收支反力如图（ b） 根据公式： 23ll 中： 2l 是输出轴上左端轴承座的中心到滚筒第一个支撑点的距离 60l 滚筒第一个支撑点到第二个支撑点的距离 700： 23ll 70060 700210=据公式： 2 ) 轴在垂直面内所收支反力如图 由于滚筒重力是均匀分布，滚筒太长，我们将滚筒重看成是一个集中力。作用 点在滚筒中心。取滚筒重为 15重力 G=150N 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 18 根据公式： 233 2 求得 其中： D 动刀的顶端到主轴轴心的距离 160 01 5021 6006 001 44 =275N 根据公式： 1v=144+1509N 6) 做弯矩图 在水平面内，轴上 B、 C、 D 三点的弯矩为 : 根据公式： 0 21求得： m 作水平面内弯矩如图（ b）所示 在垂直面内，轴上 C、 D 三点的弯矩为 : 根据公式： 21 7m 作垂直面内弯矩图如（ c）所示 合成的弯矩为： M =0 M 222121 M= m 作轴的合成弯矩图如（ d）所示。 7) 作弯矩图 根据公式： =9550 m 其中 : p 输出轴功率 轴的弯矩图（ e）所示 8) 作当量弯矩图 C 点 ： M 221 = m 式中 取 轴的当量弯矩图（ f）所示 :： 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 19 9） 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度。由经验公式及上面计算出的数值可得出。 公式： M P 2 式中： W 轴的抗弯抛面模量， 轴的许用应力， 按轴实际所受弯曲应力的循环特性，选取相应的数值，从机械设计可以查出。 =机械设计书中查的，对于 B =600 钢，承受对称 循环变应力时的许用应力 55 喂入系统的轴跟上述过程校核一样，安全。 9） 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度。由经验公式及上面计算出的数值可得出。 公式： M P 2 式中： W 轴的抗弯抛面模量， 轴的许用应力， 按轴实际所受弯曲应力的循环特性，选取相应的数值，从机械设计可以查出。 =机械设计书中查的，对于 B =600 钢，承受对称循 环变应力时的许用应力 55 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 20 图 7 受力分析图 入系统的轴跟上述过程校核一样，安全。 承的校核 由于滚筒两轴承型号一样，所以承受力相差不多，所以在这里任选一轴承校核，对深沟球轴承，查机械设计 2 一书知径向基本额定载荷 = 161060 由机械设计课程设计 3 表（ 6 1）查的 63012深 沟球轴承基本额定动载荷 表的，球轴承， =3，将以上相关数据代入上式，的 9380= 316 3 6 5 0 0108 5 P P= 在规定条件下， 63012 轴承可承受的最大径向载荷为 大于轴承的径向载 荷 所选轴承合格。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 21 的校核 由于载荷在键的工作面上大致分布均匀，我们这里可以用校核普通平键的方法来校核： pp 3102 即： p=20516 = p=60 齿条的设计 钉齿条是摘果机的主要脱离部件，它的设计关系到花生摘果的质量的好坏，直接关系到花生摘果机正常工作时整体的摘果效果以及摘果时后将花生和蔓藤分离的情况，它的功能是采用脱离滚筒上的八条钉齿摘果杆，均匀快速的转动，工作时将干花生蔓藤塞入摘果机中，主轴的转动带动固定在钉齿滚筒上的钉齿，钉齿的顶端以一定的速度去对花生摘果（将花生从蔓藤上进行强行分离）。花生在经过钉齿条的快速旋转下摘除，八条钉齿条上的钉齿交叉 均匀排列，目的在于将花生蔓藤跟钉齿的打动摘除排出机体之外，同时，每一条钉齿条上的钉齿同样在进行摘果，以便达到有较高的摘果率。花生摘果机的主要功能是将花生跟蔓藤分离，将蔓藤打碎。而钉齿条在工作中起到了重要作用，因此，钉齿条的设计是脱粒机的设计的主要部件。 齿条的总体结构设计 从钉齿条的功用及其工作要求可以判断出钉齿的工作强度很大，根据根据 495型花生摘果机得知花生摘果机的钉齿滚筒上安装有八条钉齿条，相互之间相差 450 ，而且每条钉齿条上 安装钉齿的个数范围在 30 33 个钉齿，每一个钉齿的 0 ，八条钉齿条均匀安装在钉齿滚盘上，钉齿在钉齿条上均匀的承螺旋排列方式安装，两相邻的钉齿条之间的钉齿横向距离为 且承两条螺旋均匀排列，在钉齿条的两端分别用一个厚度是 直径是 50 的圆盘固定，在两个圆盘上均匀开有钉齿条宽厚的方孔，四个方通孔均匀承 045 分布，然后将八条钉齿条从八个方孔中穿过，同样，在钉齿条的另一端也用厚度一样但直径为 50 的圆盘固定，是钉齿条穿过方孔而且在圆盘的表面漏出 2 3因为连接时是采用焊接完成，方便焊接。这样结构更加坚固、稳定、可靠。 圆盘将钉齿条固定，但由于钉齿条过长（即 35 ），因此，在主轴的三分之一处和三分之二处，采用直径是 0 的铁柱使钉齿条与主轴相连， 它们的连接方式采用焊接式，这样可以增加钉齿条的刚度，以便钉齿条受到更大的强度时不宜损坏，同时也使轴的扭转刚度和弯曲刚度有很大的增加，使钉齿条的扭转刚度和弯曲刚度增加，这样可以使钉齿滚筒的整体刚度和强度极大增加，主轴和钉齿滚筒之间的固定性好，稳定性高等优点。 购买文档送 子版图纸， Q 11970985 或 401339828 22 齿条及钉齿的设计 钉齿条的功用是固定钉齿的相对位置，使钉齿在正常工作过程中能够持续的正常工作，钉齿所受的脱粒力直接传递到钉齿条上，钉齿条所承受着钉齿的切向力，所以钉齿条应该采用足够强度和刚度的材料制成，根据根据 495型花生摘 果机中，可以查得材料选为 45 钢，宗上所述，设计的钉齿条的长宽 为 10764 ，其上分布着钉齿，每个钉齿条上均匀分布着 30个钉齿均穿过钉齿条，然后焊接，其中钉齿条上的通孔设计为圆柱型，它的直径为 ，而且，在钉齿条上通孔的上端开有长为高为 宽为 小槽，目的是为了在钉齿安装在钉齿条 上时，这个小槽可以和钉齿上的凸楞相配合，这样可以使钉齿在钉齿