毕业论文-半喂入式花生摘果机及仿真设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘 要 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。 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。 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。在设计中，主要完成了传动系统的设计、摘果滚筒的设计、夹持输送结 构的设、夹持带的设计、带轮的设计、轴承的选取校核、机架的设计等。 关键词：花生；摘果机； 半喂入； 设计 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract Peanuts are the worlds major oil crops widely cultivated . With the development of agricultural science and technology , the peanut seed , mechanization and regionalization planting direction. In recent years, with the transfer of peanut acreage , production is increasing and the rural labor force , the development of peanut production mechanization is particularly important . The traditional full -feed mainly fruit picking , picking a major component picking drum , picking methods currently used mainly at home and abroad as well as semi- fed , semi -feeding peanut picking vine can be used for wet and dry , mainly used in the southern region , the picking efficiency and link loss rate is affected by peanut harvest plants and fruit picking machine fed neat extent greater impact on picking efficiency of existing models , the loss rate is not stable, not well promoted. Therefore, in order to improve the picking effect , low power, high rate of picking picking picking device research process is the key to improve the level of the peanut industry . This study combines several typical picking machines abroad structural characteristics and working principle , and by analyzing the current situation and existing problems, combined with experiments to explore improved methods to improve peanut picking effect, providing practical equipment for the picking peanuts . In the design, the design of the transmission system is mainly complete , picking drum design, that design of the clamping band and pulley design , select the check bearing holding rack feeding structure design and the like. Keywords : Peanut ; Picking machine ; Semi-feeding ; Design 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目 录 第一章 绪论 1 1.1 研究背景及意义 . 1 1.2 国内外研究现状 2 1.3 本设计主要研究内容和研究方法 2 1.3.1 研究内容 2 1.3.2 研究方法 3 第二章 总体设计 4 2.1 设计要求 . 4 2.2 总体设计 4 2.3 工作原理分析 5 第三章 夹持输送装置设计 6 3.1 夹持装置设计 . 6 3.1.1 夹持方式的确定 . 6 3.1.2 夹持装置总体结构设计 . 6 3.1.3 夹持带与摘果滚筒夹角的确定 . 6 3.2 夹持装置传动系统设计 . 7 3.2.1 夹持装置传动系统原理分析 . 7 3.2.2 电动机的选择 . 7 3.2.3 传动比计算 . 8 3.2.4 运动和动力参数计算 . 8 3.2.5 V 带传动的设计 . 9 3.2.6 链轮的设计 . 12 3.2.7 链轮轴的设计和校核 . 14 3.2.8 轴承及键的校核 . 16 3.2.9 轴承的润滑与密封 . 18 第四章 摘果装置设计 19 4.1 摘果滚筒设计 19 4.1.1 摘果滚筒长度的确定 . 19 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.1.2 摘果滚筒转速计算 . 19 4.1.3 摘果滚筒直径计算 20 4.1.4 摘果功率的计算 21 4.2 摘果装置传动系统设计 . 21 4.2.1 摘果装置传动系统原理分析 . 21 4.2.2 电动机的选择 . 22 4.2.3 传动比计算 . 22 4.2.4 运动和动力参数计算 . 23 4.2.5 V 带传动的设计 . 24 4.2.6 齿轮传动的设计 . 27 4.2.7 链轮的设计 . 29 4.2.8 滚筒轴设计 . 31 4.3 机架设计 32 第五章 使用与维护 33 5.1 使用 . 33 5.2 维护与保养 . 33 总 结 34 致 谢 35 参考文献 36 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章 绪论 1.1 研究背景及意义 我国是世界花生主产国之一，但多年来花生收获机械化的整体水平较低，在农村劳 动力逐步向二三产业转移的形势下，由于收获季节的劳动力紧张，影响了花生产业的发 展花生摘果机是近几年才开始推广应用的一种花生生产机械， 与其他生产机械相比起步 较晚。目前，中国主要推广应用单一功能的花生摘果机，按其喂入方式的不同分为全喂 入式和半喂入式。全喂入式花生摘果机主要用于北方从晾干后的花生蔓上摘果，存在功 率消耗大、摘果不净、分离不清和破碎率高等缺点。半喂入式花生摘果机对干、湿花 生蔓均可使用，主要应用于南方地区，其摘果效率与损失率受花生收获环节植株整齐程 度及摘果机喂入工况影响较大。现有机型在摘果效率、损失率上还不稳定，加之制造成 本高，没有得到很好的推广，仅用于半喂入式花生联合收获机，独立的花生摘果机很少 使用。 为适应花生分段收获和摘果的需求， 本文研制了一种半喂入式花生摘果试验装置， 旨在研究摘果滚筒转速、夹持输送速度和摘果滚筒直径对花生摘果摘净率、破碎率及生 产率的影响规律。 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。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.2 国内外研究现状 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 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 Courtesy of Lilliston M fg.Co.生产的 LP-2 型花生收获机、Kelly Manufacturing 公司生 产的 PH-2 型花生收获机，国内主要有的 4HW-1100 型花生收获机、东风-69 型花生收获 机、4HW-800 型花生收获机、4H-150 型花生收获机，以 4H-2 型花生收获机等。为了进 一步减少农时，降低劳动强度和提高作业效率，还有一些学者进行了花生联合收获机的 研究和开发设计，主要包括山东双力的 4HD-1 型花生联合收获机，丁保江等人研制的 4BH-2 型小型背负式花生联合收获机，尚书旗等 人研究的 4H-2 型获胜联合收获机等。 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。 1.3 本设计主要研究内容和研究方法 1.3.1 研究内容 本设计对象是半喂入式花生摘果机， 要完成花生的喂入输送摘果集果一系列 动作的机器。在设计中，需要夹持装置、摘果装置、输送装置、及各机构的设计与计算。 在运动中， 夹持输送速度和摘果滚筒转速连续可调， 摘果滚筒直径可在一定范围内调节， 夹持输送装置与摘果装置相互可调。 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； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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。 1.3.2 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 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第二章 总体设计 2.1 设计要求 1）确定工作流程，完成喂入输送摘果集果一系列动作； 2）对半喂入式花生摘果机个组成部分（夹持装置、摘果装置、输送装置等）设计； 3）辅助设计：采用 Pro/E 对完成了设计的建模与仿真，用 AutoCAD 完成了设计的 二维。 2.2 总体设计 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，能够满足在不同含水量花生蔓的条件下平稳作业。其作业原理是：花生 蔓通过夹持输送带传送到摘果滚筒， 在双滚筒不断的旋转作用下摘果， 有动刀条上 V 齿 将花生蔓和花生分离开来。其特点如下： 1)该装置不仅可以用于花生果荚的摘取作业，而且可以解决新鲜花生收获、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。 半喂入式花生摘果试验装置由机架、夹持输送装置、摘果装置、动力输入装置和扭 距测试装置等组成。结构示意简图如图 2-1 所示。 图 2-1 半喂入式花生摘果机机构简图 1-入料口 2-夹持输送装置 3-夹持带轮 4-摘果滚筒 5-上机架 6-从动链轮 I 7-从动链轮 II -主动链轮 9-双轴承座 10-齿轮 11-从动带轮 13-下机架 电机电机 2 电机电机 1 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2.3 工作原理分析 半喂入式花生摘果机工作流程为： 从喂料口输送的直立花生秧夹持带 1 夹持下与带 一起运动。夹持带为 V 形带，其动力由电动机通过带传动、减速器、链传动提供。花生 荚果输送到摘果滚筒上方时，花生果在两同向同转速的摘果滚筒 3 作用下摘下，摘果装 置动力由电动机通过带传动、 齿轮传动及链传动提供。 摘下的花生果落入下方的集果箱， 花生蔓任由夹持装置夹持，从输出端输出。 动力传动部分由电机、减速器、链传动和带传动组成。根据设计要求，要实现滚筒 转速与夹持输送速度可调，且互不影响。据此设计成两套独立的传动系统，包括夹持输 送装置传动系统和摘果装置传动系统。 影响半喂入式花生摘果机摘果效果的因素主要有夹持输送速度、摘果滚筒转速、摘 果滚筒直径和摘果滚筒与夹持带相互位置关系。 夹持输送速度放映了夹持带夹持着花生的进行速度， 直接影响到花生摘果的生产效 率和摘净率。 两摘果滚筒实现反向同速转动，其转速大小直接影响到摘果的生产效率、摘净效率 和破碎率。 摘果滚筒直径的大小关系到两滚筒刮板之间的间隙或重叠程度，直接影响到花生摘果 的摘净率和破碎率，本摘果机通过调节刮板的安装位置来改变摘果滚筒的直径。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第三章 夹持输送装置设计 3.1 夹持装置设计 3.1.1 夹持方式的确定 目前收获机械上的夹持方式主要有带夹持和链夹持。夹持链造价高且重量大，因此 本试验装置采用带夹持方式。 图 3-1 夹持方式 3.1.2 夹持装置总体结构设计 夹持装置主要包括带轮 1、摇杆 2、拉簧 3、张紧轮 4 和双带轮 5，结构如图 4 所示。 工作时可通过摇杆调节喂入口的大小，控制喂入量的多少；摇杆 2、拉伸拉簧 3 在拉簧 弹力作用下夹持牢固花生秧。 查阅相关农业机械手册，选定选定夹持带轮的直径为 D=100mm，夹持输送带速度 为 v=0.5m/s。 1-带轮 2-摇杆 3-拉簧 4-张紧轮 5-双带轮 图 3-2 夹持装置结构图 3.1.3 夹持带与摘果滚筒夹角的确定 分析花生栽培特点和中国花生生长状况的调查数据发现，花生荚果的生长较为集 中，花生结果范围的径向距离小于 100mm。根据半喂入式花生摘果试验装置的实际工 作情况可知，随着摘果的进行，花生荚果生长区应全部位于采摘区域，否则，将有明显 的漏摘现象，因此夹持角 应满足 tan=h/a 口，其中，h 为花生结果范围的径向距离； a 为摘果滚筒长度。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.2 夹持装置传动系统设计 3.2.1 夹持装置传动系统原理分析 夹持装置的传动系统，采用电机驱动，通过皮带带动减速比为 10：1 的蜗轮蜗杆减 速器及链条驱动双轴转动。其组成如图 2 所示。实现两边夹持带的同向同速运动，即同 向从动链轮 l 与反向从动链轮 6 相向转动，主动链轮 7 在主动轴的带动下顺时针转动， 反向从动链轮 6 在滚子链的带动下逆时针转动，同向从动链轮 l 顺时针转动。此传动方 式结构简单，节省空间，运行可靠，且经济性好，符合试验装置设计要求。 1-同向从动链轮 2-同向从动轴 3-夹持带轮 4-夹持双带轮 5-反向从动轴 6-反向从动链轮 7-主动链轮 8-万向节 9-主传动轴 l0-大带轮 图 3-3 夹持装置传动系统 3.2.2 电动机的选择 （1）选择电动机类型 电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷冲击不大，所以选择 Y 系列一般用途 的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 （2）电动机容量的选择 目前市场上花生摘果机夹持装置电机约需配置 1.5KW 的动力，电动机额定功率 m P 只需略大于 0 P即可，查机械设计手册表 19-1 选取电动机额定功率为 1.5kw。 （3）电动机转速的选择 前述已选定夹持带轮的直径为 D=100mm，夹持输送带速度为 v=0.5m/s，则夹持带 轮转速为： min/5 .95 1 . 014. 3 5 . 06060 r D v nw 电机电机 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 V 带推荐的传动比为：42 带 i 选用的涡轮蜗杆减速器传动比为：10 w i 该处链传动比暂定为1 链 i 总的传动比为：4020i 所以电动机实际转速的推荐值为： min/38201910rinn w 符合这一范围的同步转速为 3000r/min。 综合考虑经济性，选用同步转速 3000r/min 的电机。 综合上述（1） （2） （3）电机型号为 Y90S-2，其额定功率 1.5kw，满载转速 min/2840rnm。 3.2.3 传动比计算 （1）总传动比 满载转速min/2840rnm。故传动比为： 74.29 5 .95 2840 n n w m i总 选用的涡轮减速器型号为 WPO-100-1/10-A，其传动比为：10 w i 链传动传动比选为1 链 i V 带的传动比为：3974. 2 链 总 带 ii i i w 3.2.4 运动和动力参数计算 （1）各轴的转速 电机轴 min/2840 0 rnn m 涡轮输入轴 min/67.946 3 2840 0 1 r i n n 带 主动链轮轴 min/67.94 10 67.946 1 2 r i n n w 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 从动链轮轴 min/67.94 1 67.94 2 2 r i n n 链 （2）各轴的输入功率 电机轴 kwP5 . 1 0 ； 涡轮输入轴 kwPP V 44. 196. 05 . 1 01 ； 主动链轮轴 kwPP w 152. 18 . 044. 1 12 ； 从动链轮轴 kwPP1 . 196. 0152. 1 23 链 ； （3）各轴的输入转矩 电机轴 mN n P T04.5 2840 5.1 95509550 0 0 0 ； 涡轮输入轴 mN n P T53.14 67.946 44.1 95509550 1 1 1 ； 主动链轮轴 mN n P T21.116 67.94 152.1 95509550 2 2 2 从动链轮轴 mN n P T96.110 67.94 1.1 95509550 3 3 3 （4）整理列表 轴名 功率kwP/ 转矩mNT/ 转速min)/( rn 传动比 电机轴 1.5 5.04 2840 3 涡轮输入轴 1.44 14.53 946.67 主动链轮轴 1.152 116.21 94.67 10 从动链轮轴 1.1 110.96 94.67 1 3.2.5 V 带传动的设计 （1）V 带的基本参数 1）确定计算功率 c P ： 已知：kwP5 . 1；min/2840rnm； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 查机械设计基础表 13-8 得工况系数：2 . 1 A K； 则：kwkwPKP Ac 8 . 15 . 12 . 1 2）选取 V 带型号： 根据 c P、 m n 查机械设计基础图 13-15 选用 Z 型 V 带， 3）确定大、小带轮的基准直径 d d （1）初选小带轮的基准直径： mmdd50 1 ； （2）计算大带轮基准直径： mmdid dd 14702. 0150302. 01 12 ）（）（ 带 圆整取标准值mmdd150 2 ，误差小于 5%，是允许的。 4）验算带速： smsm nd v md /)25, 5(/43. 7 100060 28405014. 3 100060 1 带的速度合适。 5）确定 V 带的基准长度和传动中心距： 中心距： )(2)(7 . 0 21021dddd ddadd 初选中心距mma250 （2）基准长度： mm a dd ddaL dd ddd 824 2504 )50150( )15050( 2 14. 3 2502 4 )( )( 2 2 2 0 2 12 2100 对于 Z 型带选用mmLd800 （3）实际中心距： mm LL aa dd 238 2 824800 250 2 0 0 6）验算主动轮上的包角 1 ： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 由 a dd dd 3 .57 )(180 121 得 12092.155 238 3 .57 )50150(180 1 主动轮上的包角合适。 7）计算 V 带的根数z： L A r KKPP PK P P z c )( 00 （1）min/2840rnm，mmdd50 1 查 机械设计基础 表 13-3 得：kwP26. 0 0 ； （2）3min/2840 带 ，irnm，查表得：kwP04. 0 0 ； （3）由 92.155 1 查表得，包角修正系数93. 0 K （4）由mmLd800，与 V 带型号 Z 型查表得： 0 . 1 l K 综上数据，得 4 . 1 0 . 193. 0)04. 00 . 1 ( 5 . 12 . 1 z 取102z合适。 8）计算预紧力 0 F （初拉力） ： 根据带型 A 型查机械设计基础表 13-1 得：mkgq/1 . 0 N qv kzv P F c 109 43. 71 . 01 93. 0 5 . 2 43. 72 8 . 1 500 1 5 . 2 500 2 2 0 9）计算作用在轴上的压轴力 Q F ： N ZFFQ 4 .426 2 92.155 sin10922 2 sin2 1 0 其中 1 为小带轮的包角。 10）V 带传动的主要参数整理并列表： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 带型 带轮基准直径 (mm) 传动比 基准长度(mm) A 100 1 d d 280 2 d d 2.8 1400 中心距（mm） 根数 初拉力(N) 压轴力(N) 392 2 109 426.4 （2）带轮结构的设计 1）带轮的材料： 采用铸铁带轮（常用材料 HT200） 2）带轮的结构形式： V 带轮的结构形式与 V 带的基准直径有关。小带轮接电动机，mmdd125 1 较小， 所以采用腹板式结构；大带轮mmdd400 2 较大采用轮辐式结构。查机械设计手册带 轮宽度mmBB35115210 21 ，详细结构如下图示： 图 3-4 大小带轮结构 3.2.6 链轮的设计 已知主动链轮转速为min/67.94 1 rn ，选用的传动比为0 . 1i （1）链轮齿数：取19 1 z则19 12 izz （2）设计功率 PKKP Azd 由机械设计手册表 12-2-3 查的2 . 1 A K，3 . 1 z K 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 KwPd8 . 1152. 13 . 12 . 1 （3）选择链条型号和节距 根据KwPd8 . 1及min/67.94 1 rn 查机械设计课本图 9-11，可选 12A。查表 9-1，链条的节距为mmp05.19 （4）确定链条的链节数 LP 初定中心距mmpa5 .9525 .571)5030( 0 ，取mmpa76240 0 则链节数为： 99) 2 1919 ( 402 191980 ) 2 ( 2 2 212 0 210 0 p p p pzz a pzz p a Lp 圆整为偶数取100 p L节 （5）确定链条长度及中心距 m pL L p 905. 1 1000 05.19100 1000 mm zzzz L zz L p a pp 525.771) 2 (8) 2 () 2 ( 4 21222121 中心距减少量a mmaa086. 3543. 1)004. 0002. 0( 实际中心距 mmaaa769 （6）演算链速 sm pzn v/57. 0 100060 05.191967.94 100060 与假设速度相符 12A 滚子链规格和主要参数 （mm） 链号 节距 p 滚子直径 d1 内链节内宽 b1 销轴直径 d2 内链板 厚度 排据 12A 19.05 11.91 12.57 5.96 18.08 22.78 （7）链轮轮廓计算 链轮基本参数和主要尺寸 1）基本参数 链轮齿数：19 1 z 配用链条的节距：mmp05.19 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 配用链条的滚子外径 d：mmd91.11 1 2）分度圆直径 d mm z p d74.115 ) 19 180 sin( 05.19 ) 180 sin( 3）齿顶圆直径 a d mmdpdda64.12725. 1 1max mmdp z dda28.121) 6 . 1 1 ( 1min 4）齿根圆直径 f d mmddd f 83.103 1 5）分度圆弦齿高 a h mmp z dpha66.18 8 . 0 5 . 0625. 0 1max mmdpha57. 3)(5 . 0 1min （8）链轮材料及热处理 材料 15、20 钢，热处理：渗碳、淬火、回火 3.2.7 链轮轴的设计和校核 1）链轮轴的设计 链轮轴的作用是将大带轮上的动力传送到两个主动链轮上，从而带动运输带运动， 进而达到输送花生株的目的。 该轴的设计步骤如下： 轴上的功率 P3，转速 n3 和转矩 T3 kwP152. 1 3 ，min/67.94 3 rn ，mmNT21.116 3 初步确定轴的最小直径 先按式 3 P dC n 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根据 机械设计表 11.3，取112C ，于是得： mm P C76.25 67.94 152. 1 112 n d 3 3 2 2 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 该处开有键槽故轴径加大 510，且这是安装大带轮的直径，取 d7=28mm。 各轴段的设计： 为了满足带轮的轴向定位，7 轴段右端要有一轴肩，故取 6 段直径为 d6=33mm。 初步选定滚动轴承，因轴承不受径向力，根据 d6=23mm，取用 6207 型号深沟球轴 承，其尺寸为 d D T=35mm 72mm 17mm，则有 d7=d1=35mm，L=17mm，轴承中间处 用轴肩定位，这段取直径 d2=d4=40mm。 轴 2 和轴 4 部分：这两部分都是装链轮的。因为链轮的厚度为 30mm，所以设计该 部分轴长度为 28mm。 轴 1 和轴 5 部分： 这两部分都是装轴承的， 所选轴承为深沟球轴承， 其宽度为 17mm。 设计两轮侧面距机架内壁距离为 10mm，所以设计该部分轴长为 30mm。 轴 6 部分：该部分上装轴承端盖，设计其长度为 20mm。 轴 7 部分：该部分上装大带轮，所以其设计长度也为 35mm。 轴 3 部分：该部分通过计算可得其长度为 288mm。 其结构如图 11： 图 3-5 链轮轴 2）链轮轴的校核 先作出轴的受力计算简图，取集中载荷作用于带轮、链轮和轴承中点。 (1)带轮上作用力的大小 压轴力 NFP1974 则 NFR PEH 9 .1545 392 307 1974cos NFR PEV 5 .1227 392 243 1974sin (2) 链轮上作用力的大小 压轴力 NQ4 .1466 则 NQRR CHBH 4 .1148 392 307 4 .1466cos NQRR CVBV 909 392 243 4 .1466sin 求垂直面上轴承的支反力画主要截面弯矩图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 N RRR R BVCVEV DV 8 .575 665 60600801 NRAV3 .11565 .12278 .5752909 垂直面受力图 见图（b）主要截面弯矩图 见图（c） (3)求水平面上轴承的支反力，画主要截面弯矩图 N RRR R BHCHEH DH 8 .3001 665 60600801 NRAH8 .8408 .30019 .154524 .1148 水平面受力图 见图（d）主要截面弯矩图 见图（e） (40 截面 D 处垂直面，水平面合成弯矩 mmNMD 522 1068. 24 .210242166940 弯矩图见图（f） 3.2.8 轴承及键的校核 （1）轴承的校核 1）选择的深沟球轴承型号为 6207，尺寸为mmmmmmTDd177235，基本 额定动载荷NC34000。 2） 当量动载荷 前面已求得NFNH5 .2230 1 ，NFNH5 .2269 2 ，NFNV3 .732 1 ，NFNV557 2 ， NFa4 .340 轴承 1、2 受到的径向载荷为： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 NFFF NVNHr 10543 .7325 .2230 22 2 1 2 11 NFFF NVNHr 16325575 .2269 22 2 2 2 22 轴承 1、2 受到的轴向载荷为： 查简明机械工程师手册-表 7.7-39 得7 . 1Y N Y F F r d 310 7 . 12 1054 2 1 1 N Y F F r d 480 7 . 12 1632 2 2 2 NFFF daa 4 .6503104 .340 11 NFF da 480 22 轴承的当量动载荷为：)( arP FYFXfP 按机械设计-表 13-6 查得2 . 1 P f NFYFXfP arP 7 .1832)4 .6507 . 110544 . 0(2 . 1)( 11111 NFYFXfP arP 1425)4807 . 116324 . 0(2 . 1)22( 222 3）验算轴承寿命 因为 21 PP ，所以按轴承 2 的受力验算。 对于滚子轴承，3/10。 h P C n Lh38320) 1425 4 .340 ( 32060 10 )( 60 10 3/10 6 22 6 减速器的预定寿命hLh29200836510 hh LL，合适。 （2）键的校核 1）选择键联接的类型和尺寸 联接大带轮处选用圆头平键，尺寸为mmmmmmhb3678 联接链轮处选用圆头平键，尺寸为mmmmmmhb25810。 2)校核键联接的强度 键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为MPa P 120。键的 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 工作长度mmbll28836 1 ，mml20 2 PP MPa dlk T 2 .32 282875 . 0 1162102102 1 3 2 1 ，合适 PP MPa dlk T 8 .23 402085 . 0 1162102102 2 3 2 2 ，合适 3.2.9 轴承的润滑与密封 （1）润滑方式 润滑对于滚动轴承具有重要的意义，轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力，还可 以起着散热、减少接触应力、吸收振动、防止锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润 滑和脂润滑两类。此外也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，这与轴承的 速度有关。 常用的固体润滑剂有二硫化钼，石墨和聚四氟乙烯等。本机中的轴承采用脂润滑， 选用代号为 L-XAAMHA1 钙基润滑脂，用油量为轴承间隙的 1/31/2 为宜。 （2）密封方式 由于轴与轴承接触处的线速度smv3，故选用半粗羊毛毡加以密封。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第四章 摘果装置设计 4.1 摘果滚筒设计 摘果滚筒是摘果装置主要工作部件，滚筒结构如下图示。摘果滚筒由钢管周围均匀焊 接 6 块尺寸相同的定刮板，6 块动刮板通过螺栓分别与定刮板连接。摘果滚筒的直径可 以通过动刮板的安装位置变动来改变。两摘果滚筒的方向互为反向，装配时需定位，彼 此相互错开 30 以增加摘果效果及避免损伤果实。摘果滚筒的设计参数主要包括摘果滚 筒的长度、滚筒的转速、滚筒的直径。 图 4-1 摘果滚筒 4.1.1 摘果滚筒长度的确定 通过查阅相关的农业机械设计书籍，可知滚筒的长度满足： vtL 式中：v-花生摘果机的作业速度（m/s） ； t-花生摘果时间。 可见，滚筒的长度与作业的速度和摘果时间有关，摘果时间越长，长度越长，花生的 漏摘率越低，根据夹持输送带的设计计算，花生收获机的作业速度为 0.5m/s，花生的摘 果时间定为 2s 左右。所以，滚筒的长度为 1m。 4.1.2 摘果滚筒转速计算 花生摘果不仅与时间有关系，而且与摘果速度有关系。为了提高摘果速度，显然需要 提高滚筒的转速；但是滚筒转速过高，可能导致出现由于冲击过强而增加花生的破损， 所以确定一个合适的转速显得非常重要。 通过查阅相关论文的滚筒速度： m A v A mv A W k k 2 2 2 ； 可得滚筒的转速为： m A rr v n k 23030 式中：Wk-花生果针在冲断时所吸收的功（Kw） ； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 A-花生果针的截面积（m2） ； v-滚筒冲击时的线速度（m/s） ； n-滚筒转速（r/min） ； m-摘果动刀的质量（Kg） 。 最终计算确定摘果滚筒的转速为 300r/min。 4.1.3 摘果滚筒直径计算 摘果滚筒直径的大小关系到两滚筒之间的间隙或重叠程度，直接影响到花生摘果的摘 净率和破碎率。根据我国花生生长状况的调查数据可知，我国花生结果直径范围约为 200mm 以内，根据花生的结果范围绘制出图 3-2，为了保证果荚能被顺利摘下，在梳刷 过程不出现果荚的松脱漏摘问题，所以要求滚筒初始接触果荚的位置在果荚最外端的 A 点所在的垂直线 AH 上；又为了提高果荚的摘果效率，使该装置可以将果荚梳刷下来， 而且可以充分利用其动能，将部分果荚以冲击的形式摘取下来，以减少梳刷的负荷，所 以滚筒的中心点必须过果荚外端与主茎的中心线 EF 上。从而有： m A r GB AG AB AH k 230 )cos(arctan 根据花生的生长情况取 AG=GB=100mm，代人上述公式可以得出 AH=200mm，即花 生摘果滚筒的直径为 200mm。为了保证不同品种花生摘果的需求，最终确定定刮板和 动刮板科在 180mm220mm 内调节，两摘果滚筒的轴距为 180mm。定刮板和动刮板选 用的钢板尺寸为长厚 1000 2mm，焊接钢板的钢管的尺寸为 1000 355 图 4-2 滚筒摘果示意图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.1.4 摘果功率的计算 摘果机滚筒在梳刷和击打花生时，需克服花生茎蔓、根蔓的拉力才能将花生果摘下。 查阅花生茎蔓、根蔓抗拉与果结合处抗剪试验数据可知在刚开始成熟阶段，花生果与花 生柄之间断裂较容易，随着花生的逐渐成熟，花生果柄与花生根之间的拉伸力较小，在 花生成熟后期，花生果与柄和柄与根部拉伸的力几乎一致，而且所用的力较稳定，一般 在 1015N 左右。因此，单个刮板对单株花生在摘果时消耗的功率为： w rnrn FFvP68.37 30 12 30 1 花生在挖掘后的夹持喂入速度为 0.5m/s，花生蔓在夹持喂入时的株据在 100mm 左右， 所以在摘果滚筒的 1m 的长度内大约会有 10 颗花生同时摘下。 前面已选定摘果滚筒的转 速为 300r/min，因此摘果滚筒在工作时间的 2s 内滚筒转过 10 圈，即每个滚筒连续工作 10 次。所以，摘果滚筒消耗的功率为： KwPP768. 31010 1 4.2 摘果装置传动系统设计 4.2.1 摘果装置传动系统原理分析 摘果装置采用电机驱动， 通过皮带、 齿轮和链条驱动双轴转动。 其组成如图 3 所示。 主动齿轮 7 与反向从动齿轮 9 啮合， 双孔轴承座 4 确保主动齿轮 7 和反向从动齿轮 9 的 同轴度，通过链传动带动丰动链轮 3 和反向从动链轮 6 相向转动，实现了两滚筒的相向 同速转动。 1-摘果滚筒 2-从动链轮 3-主动链轮 4-双孔轴承座 5-主动传动轴 6-反向从动链轮 7-主动齿轮 8-从动带轮 9-反向从动齿轮 10-反向从动传动轴 11-动力输入轴 12-主动带轮 9-反向从动齿轮 10-反向从动传动 图 4-3 摘果传动系统 电机电机 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.2.2 电动机的选择 （1）选择电动机类型 电动机是标准部件。因为室内工作，运动载荷冲击不大，所以选择 Y 系列一般用途 的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 （2）电动机容量的选择 根据前述计算摘果滚筒消耗的功率为：KwP768. 3，电动机额定功率 m P只需略大 于 0 P即可，查机械设计手册表 19-1 选取电动机额定功率为 4Kw。 （3）电动机转速的选择 前述计算已确定摘果滚筒的转速为min/300rnw V 带推荐的传动比为：42 带