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塔里木大学毕业论文（设计）中期检查记录表2016年 4 月 18 日学生姓名杨海斌班级机械16-1课题名称 自走连续振动式红枣收获机课题完成进度（学生自述） 第 1 周 查阅相关文献，为撰写开题报告做准备工作。 第 2-3 周 确定设计方案，粗化结构草图，完成开题报告。 第 4-5 周 根据工作要求，查阅相关手册书籍，选择、设计计算同时校核各零部件。 第6-10周 利用三维设计软件完成各零部件的三维实体建模。基本完成三维图的绘制，已开始二维装配图的绘制。存在的问题及整改措施（学生自述） 建立的三维模型需要细节的修改和补充，没有完成规定的任务进程。需要加快任务进度，尽快完成二维图的绘制。指导教师意见（课题进展情况、优缺点、整改措施等）指导教师签名 年 月 日学院意见负责人签名 年 月 日塔里木大学毕业论文（设计）任务书学院机械电气化工程学院班级机械16-1学生姓名杨海斌学号8011212125课题名称 自走连续振动式红枣收获机起止时间2015年11月27日2016年5月28日（共 14 周）指导教师郭文松职称课题内容： 设计要求一种自走连续振动式红枣收获机包括装有行心轮的机架以及分机，还有钳式振动头。其特征是:在机架上放置一个盛果箱，在盛果箱的前端上部安装一根吸气管，所说的风机安装在吸气管上，吸气管的自由端口连接着一个红枣捡拾吸头，在盛果箱后部上方的轻杂物沉降室的下端连接这一个过滤网兜，在盛果箱中部顶端设计一个竖直向下延伸的挡枣部，挡枣部的长度与盛果筐的宽度相同。在挡枣部下方的盛果箱内放置一个盛果筐，盛果筐的前端顶部与盛果箱的前臂之间设计一个倾斜的红枣下滑板。为了实用的方便在风机和红枣捡拾头直接设计一根波纹管。而且盛果筐四周壁上均设置着网孔，挡枣部为平直的挡板，所说的红枣下滑板为栅栏板上的缝隙宽度必须比红枣的直径小。 拟定工作进度（以周为单位） 第12周 查阅相关文献，撰写开题报告。 第34周 根据国内外现有的红枣收获机确定棒杆式红枣收获装置的总体设计方案，绘制总体结构简图。 第56周 根据工作要求，计算并查阅相关手册，选择和设计各零部件。 第79周 运用AutoCAD软件，绘制二维零件图和装配图。 第1011周 运用三维设计软件完成整机各零部件的三维建模并进行运动仿真。 第12周 从工艺性能，经济性能，实用性能等方面对产品进行综合评价、校核、修正。 第13周 完成设计说明书。 第14周 整理材料，准备答辩主要参考文献1成大先.机械设计手册 单行本 液压传动.化学工业出版社，2004: 311-317.2西北工业大学机械原理及机械零件教研室.机械设计.第九版.高等教育出版社，2014:72-78.3朱家诚.机械设计课程设计.合肥工业大学出版社，2005:43-201.4甘永立.几何量公差与检测.上海科学科技出版社，2008:25-45.5许福玲.液压与气压传动.机械工业出版社，2007:3-5.6王乃康，矛也冰，赵平.现代园林机械.中国林业出版社，2000:147-152.7大连理工大学工程图学教研室.机械制图.高等教育出版社，2007:1-346.8成大先.机械设计手册 单行本 机械传动.化学工业出版社，2004:102-210.任务下达人（签字） 郭文松 2015年 11 月 20 日任务接受人意见 无意见任务接受人签名 杨海斌 2015年 11 月 20 日注：1、此任务书由指导教师填写，任务下达人为指导教师。2、此任务书须在学生毕业实践环节开始前一周下达给学生本人。3、此任务书一式三份，一份留学院存档，一份学生本人留存，一份指导教师留存。塔里木大学毕业论文（设计）开题报告课题名称 自走连续振动式红枣收获机 学生姓名 杨海斌 学 号 8011212125 所属学院 机电院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 16-1 指导教师 郭文松 起止时间 2015-11-27 机械电气化工程学院教务办制填 表 说 明一、学生撰写开题报告应包含的内容：1、本课题来源及研究的目的和意义；2、本课题所涉及的问题在国内（外）研究现状及分析；3、对课题所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析；4、本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路；5、完成本课题所必须的工作条件及解决的办法；6、完成本课题的工作方案及进度计划；7、主要参考文献（不少于7篇）。二、本报告必须由承担毕业论文（设计）课题任务的学生在接到“毕业论文（设计）任务书”的两周内独立撰写完成，并交指导教师审阅。三、开题报告要求手写体，字数在3000字以上，由学生在本报告册内填写，页面不够可自行添加A4纸张。四、每个毕业论文（设计）课题须提交开题报告一式三份，一份学生本人留存，一份指导教师存阅，一份学生所在学院存档，备检备查。开题报告正文1、 本课题来源及研究的目的和意义： 该课题是指导教师拟定，学生本人选定的。该课题研究的目的是为了解放生产力，发展生产力，从而使生产力适应生产关系、经济基础适应上层建筑，加快我国的社会主义建设贡献一份力量！该课题研究的意义主要是培养学生的动手和动脑能力，使理论知识与实践相结合，从而获得直接经验，为踏入社会做好准备。 枣树在我国的分布很广，一般来讲，小气候冬季最低气温不低于-32摄氏度，就可以栽培植枣。枣树在我国大面积经济栽培主要在山东、河北、山西、陕西五省的黄河流域，近年来安徽、甘肃、湖南、湖北发展很快。红枣为温带作物，适应性强，营养丰富，富含铁元素和维生素。红枣素有“铁杆庄稼”之称，具有耐旱、耐涝的特性，是发展节水型林果业的首选良种。由于经济的发展，特色农业的建立，红枣种植成为现代农业发展的一条新的产业项目，红枣产业已呈现出区域化布局、规模化发展、多种栽培模式尽显其效的新模式。各地根据自己的情况确立了不同的枣树种植面积，为农民增加了经济收入。随着红枣的种植面积的增加，红枣的机械化作业在红枣栽培中的重要性逐渐凸显。依据最近几年新疆林果业发展的态势分布。新疆果树种植每年以10%的速度递增，由于林果业的快速发展，各地正形成了较大的种植规模，每年收获季节需要投入大量的劳动力来完成水果采收。可以预见到，再过35年，新种植的果树进去盛果期后，水果采收作业将会出现因劳动力短缺，采收不及时，而直接影响果品质量和造成大量损失的问题。这是因为，水果采摘是一项劳动投入量很大的作业，有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收获;而有些作为鲜食或作为加工用途的果品，因市场对于果实外观要求较高，不能有碰伤、刮伤、压裂等机械损伤，采收这些水果时必须小心翼翼;另外，水果收获是在离地面35米高的空中作业，以上原因决定了水果采摘是一项费时、费工、费力的作业。人工采收水果的速度缓慢，大面积发展水果种植时，必须要依靠机械化来提高采摘效率。据有关资料介绍，有些鲜食水果的采收用工量较大，占水果生产总量用工的50%以上，导致特色果品的生产成本过大，不能满足向果品加工企业提供数量充足、质量优越、价格相对低廉的原料，这样极不利于企业直接参与市场竞争。可移式红枣收获机的研究，就是针对红枣的采摘时的要求进行设计的采摘机械，红枣的机械化收获对提高收获效率，降低收获作业成本，做到适时收获，减少收获过程中造成的机损失，保证红枣质量，促进枣业生产的规范化、标准化具有重要现实意义。2、 本课题所涉及的问题在国内外研究现状及分析： 由于机械振动式红枣收获机具有结构简单，操作方便，作业可靠，适用范围广和通用性好等特点，因此具有广阔的推广应用前景。近几年来，由于新疆特色红枣种植模式的调整，矮化值方式将成为部分林果的主要种植方式，因此机械振动式红枣收获机将成为今后机械采收的一个新的有待解决的问题和关键影响因素的基础研究。 国外对水果机械化收获技术的研究较多，机械采摘在美国、西班牙、俄罗斯、意大利、英国、德国、丹麦、匈牙利等国家的果园应用较为普遍。目前，机械采摘量较大的作物有苹果、葡萄、甜橙、桃、李、杏、樱桃、油橄榄、核桃、扁桃等。他们采用的机械收获方法主要有:震摇法、梳刷法、撞击法、水力法、半机械化采收等方法。但是，针对红枣收获的采摘机械比较少。据了解，美国的坚果收获已全部实现机械化，美国的葡萄、柑桔类水果的机械化收获问题也解决的较好。意大利生产一种鲜食水果收获机，专门用于苹果、梨、杏、李子等鲜食水果的操作，水果收获的效率可大大提高。同时也能避免和减少水果在收获过程中的机械损伤。除了收获机械之外，还需要引进适于机械化收获的品种和果园修剪等管理技术。例如，在法国和意大利，为实现水果作业机械化，把葡萄树普遍栽成扁平形，并花了很大的力量栽培修剪。栽果树时，树与树排行成列，既有较好的光照与通风，又便于拖拉机进去行间松土、施肥、喷药和采摘。法国的勃拉特研所据此设计制造了一种高架式葡萄收获机，成功地解决了酿酒用葡萄的收获问题。国外有很多发展水果机械化收获的经验，值得我们学习和研究。 总之，国外的水果收获机械研究主要在鲜食水果的收获中，他们是着眼于市场针对性的研制各种收获机械。他们不光强调机械一定要适应当地农园艺的要求，而且从生物学角度、农园艺角度加大科研力度，并开发利于机械化作业的新品种、新农园艺等，为机械化作业创造条件。这样就提高了水果的机械化采收作业率。我们国家虽然红枣的种类很多，种植面积大，但是对于机械化采摘红枣的技术还是比较少，机械化作业水平很低。近年来，作为鲜食上市的水果收获仍没有完全实现机械化。这是因为长在果树上的果实的生长形态不适于机械化采摘，而市场对于商品果外观要求又较高，不能有碰伤、擦伤等机械损伤的缘故。虽然这种水果收获机需要人工辅助摘果，但摘下后水果的输送、装箱等过程全部是机械化操作，水果收获的效率可大大提高，同时也能避免和减少水果再收获过程中的机械损伤。根据全国各地调查资料显示，目前我国的水果机械还是只停留在节水灌溉、滴灌、施肥一体化，包装保鲜等有限的几个工序上，在清洗、分级中偶有使用，而水果采摘机械还是很少。我国的水果采摘机械种类很少，大型的机械化设备使用率很低，只有少量的半自动机械在使用。比如，可移动水果采摘梯、可伸缩式高枝采果器这样的改进型机械。这些机械虽然在某种意义上使生产效率提升，提高了水果的采摘质量。但是对于大面积的果树收获还是不能满足要求，像红枣这样的果实数量多，结果时，红枣分布在果树的各个部位，所以如果要提高生产率就需要机械化程度比较高的水果采摘机械来完成。 目前，我国红枣收获主要靠人工手摘和借助简单工具辅助，如云梯和采果刀等红枣，劳动强度较大，用工量很多。采收整体技术水平较低，在操作上都为手动控制。采收机械的研究在我国仍处于起步阶段，尚未见成熟先进的实用机具报道。当前,机械采收的方法主要有振摇法和梳刷法。其中,振摇法是应用最多的一种方法, 适用于采收大多数干果、坚果和部分鲜食水果；而梳刷法适用于采收草莓、葡萄等浆果。新疆兵团应根据林果生产实际,从易于实现机械采收的红枣、核桃等特色干果的收获入手, 研发基于振摇原理的干果收获机具。新疆农垦科学院农机研究所已首次从意大利引进了一台干果收获机成套设备, 并于2007年9 月在新疆哈密农十三师火箭农场进行了红枣、核桃机械采收的适应性试验, 效果较好。自2008年开始，新疆农垦科学院机械装备研究所经过反复研究，终于成功研制出了“4YS-24红枣收获机”。该红枣收获机每小时可采摘50棵枣树，采净率达到91.5% ，工效提高了10倍左右，而人工采摘红枣每小时只能采摘5棵枣树。总的来说,新疆兵团以及国内林果业机械化发展步伐缓慢,林果业生产过程机械化作业大部分尚处于空白阶段。3、 对课题所涉及的任务要求及实现预期目标的可行性分析： 设计要求一种自走连续振动式红枣收获机包括装有行心轮的机架以及分机，还有钳式振动头。其特征是:在机架上放置一个盛果箱，在盛果箱的前端上部安装一根吸气管，所说的风机安装在吸气管上，吸气管的自由端口连接着一个红枣捡拾吸头，在盛果箱后部上方的轻杂物沉降室的下端连接这一个过滤网兜，在盛果箱中部顶端设计一个竖直向下延伸的挡枣部，挡枣部的长度与盛果筐的宽度相同。在挡枣部下方的盛果箱内放置一个盛果筐，盛果筐的前端顶部与盛果箱的前臂之间设计一个倾斜的红枣下滑板。为了实用的方便在风机和红枣捡拾头直接设计一根波纹管。而且盛果筐四周壁上均设置着网孔，挡枣部为平直的挡板，所说的红枣下滑板为栅栏板上的缝隙宽度必须比红枣的直径小。 （1）选择合适配套动力，设计工作装置、收集除杂装置和行走装置。（2）运用AutoCAD绘制二维装配图和零件图。（3）利用Solidworks绘制三维图。4、 本课题需要重点研究的、关键的问题及解决的思路： 本设计需要重点研究的是红枣采摘机械的基本形式、传动机构、采摘的类型。需要充分发挥机械的特性，最大限度的利用机械结构对红枣进行采摘并且保证收获的红枣质量和采净率。机械化收获是整个生产环节里的重要部分，所以研究红枣采摘机的技术具有很重要的意义。 机械振动式红枣收获机工作原理是基于机械振动的果实脱落原理，主要过程是通过操作液压控制阀控制五个液压油缸动作。首先，将果树振摇装置的钳式振动头夹持树干；然后，由拖拉机输出轴PTO传递动力经由液压控制回路到钳式振动头振动；振动头产生的机械振动传递给果树；果枝在接受了外加的强迫振动后，也以一定的频率和振幅振动，从而就使果枝上的果实以某种形式的振动而加速运动；加速运动的物体要受到惯性力的作用，当惯性力大于果实与果枝的结合力时，果实就会掉落。实验结果表明：树干的振动是一种无限多自由度的悬臂梁横向振动，其一阶基频的计算机值和实验值相差在10%左右。 5、 完成本课题所必须的工作条件及解决的办法： 塔里木大学位于南疆中心位置，区域优势明显。新疆生产建设兵团红枣种植面积有90万亩，为设计开展提供了便利的外部条件。塔里木大学有良好的硬件与软件设施，这些都为课题的实施提供了保障。 机械振动式红枣收获机适用于树冠较大，树干直径较粗且操作空间较大的稀疏果园，而且要求枣树长得笔直，不能有太大的弯曲度和根部不能有太多的分叉。设计要注意的是：采摘的方式；采摘后果实如何利于采集；保证对果实的损伤不影响其质量；使用简便的采摘方式；减少对果实的打击；提高采集装置承接的效率；传动装置要配套和采摘机械相互协调。经过查询资料和实际的测量，确定收获机所具备的基本条件是：工作宽度小，易移动，采摘过程对果实的损伤小。经研究采用负压捡拾，正压传送，中间挡枣部前设计成弧形进一步降低红枣与挡枣部进行碰撞时出现的碰撞摩擦力，减少红枣表皮的损伤。红枣挡部也可以设计成一块平直的挡板，可以减少制作的成本。6、 完成本课题的工作方案及进度计划： 第12周 查阅相关文献，撰写开题报告。第34周 根据国内外现有的红枣收获机确定棒杆式红枣收获装置的总体设计方案，绘制总体结构简图。第56周 根据工作要求，计算并查阅相关手册，选择和设计各零部件。第79周 运用AutoCAD软件，绘制二维零件图和装配图。第1011周 运用三维设计软件完成整机各零部件的三维建模并进行运动仿真。第12周 从工艺性能，经济性能，实用性能等方面对产品进行综合评价、校核、修正。第13周 完成设计说明书。第14周 整理材料，准备答辩 工作方案为首先根据工况选择原动力部分即发动机的型号，再通过实地测量枣树之间的行距和间距初步确定机器外廓尺寸，然后根据工作条件设计各部分零、部件，如收获机机架的设计、底板的设计、挡枣部的设计，链式输送带的设计、钳式振动头的设计等等。7、 主要参考文献：(1)机械设计课程设计手册（第4版）吴宗泽、罗圣国等著 高等教育出版社(2)机械设计（第七版）濮良贵、纪名刚等著 高等教育出版社(3)机械原理（第七版）陈作模、葛文杰等著 高等教育出版社(4) 机械设计手册（第二版）上册.化学工业出版社，1983 (5)机械设计手册（第二版）中册.化学工业出版社，1983 （6）机械设计图册化学工业出版社，2002 （7）农业机械学(第二版)农业出版社，1994 学生签名 杨海斌 2015 年 11 月 29 日指导教师审阅意见指导教师签名 年 月 日挡枣板直径400毫米，中心孔10毫米，厚度10毫米，30个扇形；敲击棒直径900毫米，中心孔30毫米，厚度10毫米，12个杆；敲击棒中心杆外直径47毫米，内直径20毫米，长度1700毫米；机架长4000毫米（1300，1200，1500），外宽1300毫米，内宽1100毫米，外高1800毫米，内高1700毫米；轮胎直径1000毫米，宽300毫米；带板外长4000，宽500，高100，内长3900，宽450，高100，板上孔深50，直径20，平带长3450，宽450，厚5,；传送带长1700，宽150，厚5，带挡板长100，宽150，厚5；挡枣板中心轴长100，直径20；驾驶室支撑杆外径100，长1200；机箱长1000，宽1000；自走连续振动式红枣收获机的设计,学生姓名：杨海斌指导老师：郭文松专业：机械设计制造及其自动化院系：机械电气化工程学院,本设计的主要内容,1.目的与意义2.总体方案3.主要结构与工作原理4.工作过程5.主要部件与辅助部件6.小结,1.目的与意义,枣业是果业中的一种，在新疆南疆一带种植广泛，枣树收获用工量多，劳动强度大。传统的人工收获方法，效率低。随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的规模化、产业化发展，依靠人工采收的方式已不能满足红枣等产业化生产的需要。目前，林果采收机械的研究在我国仍处于起步阶段，针对我国尤其是新疆林果采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新形式要求，研究设计机械振动式林果采收机，对提高我国林果收获机械化水平具有重要意义。,2.总体方案确定,1收果架2钢架轮3钢架4轴承端盖5螺钉6轴承7敲击棒8联轴器9螺栓10垫片11螺母12轴承座13链轮14大带轮15锥齿轮16链条17带18小带轮,3.主要结构与工作原理,主要结构组成：该机由工作部分、传动部分与辅助部分组成。工作部分为敲击棒，传动部分为带轮、链轮、锥齿轮，辅助部分为接果架、轮子、钢架。工作原理：通过传动机构将发动机动力输出轴动力传递至执行机构，通过锥齿轮变向作用带动敲击棒以固定频率敲击果实，使果实下落，并用接果装置收集果实。,4.工作过程,发动机动力输出轴,减速机,小皮带轮,大皮带轮,主动链轮,从动链轮,从动锥齿轮转动变向,主动锥齿轮转动,敲击棒敲打树枝，使果实下落,接果装置收集果实,5.主要部件,1.皮带轮主要将动力传递给链轮，使链轮转动。2.链轮主要将动力传递给锥齿轮，使其旋转。3.锥齿轮主要起变向作用，带动敲击装置旋转。4.减速机减速作用,辅助部件,1.机架用于支撑机构，并实现主要部件的配合。2.接果架主要放接果装置，用以采摘果实。,小结,（1）自走连续振动式红枣收获机相对其他收获机，具有对枣树损伤小，效率高等优点。（2）该红枣收获机的应用可以充分利用机械运动进行收获，使原本的低效率的采收有了一定的提高，并且降低了采摘的人工成本，在采摘速度上人工采摘有了显著的提高。（3）本次设计仍有很多缺点，发展矮化密植红枣采收装置仍然很多内容需要探索。,总装简图,总体装配图,恳请老师批评指教,谢谢！,自走连续振动式红枣收获机设计自走连续振动式红枣收获机设计学生姓名 杨海斌 学 号 8011212125 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化班 级 16-1 指导老师 郭文松 日 期 2016.05 塔里木大学机械电气化工程学院制 16 届毕业设计塔里木大学毕业设计前前 言言果业是人类生存和社会发展的经济基础，果业产业应该是一个可持续发展的产业。因而，随着世界性果业日益发展，寻找新的果园发展方式摆在了人们的面前。枣业是果业中的一种，在新疆南疆一带种植广泛，果园收获作业是果园生产全过程中重要的环节，枣树收获用工量多，劳动强度大。传统的人工收获方法，每公顷需几百个工时，占果园生产过程中总用工量的50%左右，效率大大降低。因此，果园收获机械化一直是国内外研究工作的重点。当前，果园收获机械化在已作为一种比较成熟技术在国外被广泛采用，机械收获的生产效率与人工相比提高了510 倍，大大的提高了效率。机械采收的方法主要有振摇法和梳刷法，振摇法是应用最多的一种机械采收方法，是国外应用较多、适用性较好的采收机型。然而，国内果园收获主要依靠人工摘或借助简单工具采摘，林果采收机械的研究在我国仍处于起步阶段，尚未见比较成熟的实用机具报道。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的产业化发展，依靠人工采收已不能满足产业化生产的需要。针对国内尤其是新疆果园采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新的形式及要求，研究并设计机械振动式林果采收机，对于发展并提高我国林果收获机械化水平具有十分重大的意义。关键词关键词：红枣；收获机；振动式塔里木大学毕业设计目目 录录1 绪论绪论.11.1 课题研究的目的及意义.11.2 国内外水果采摘机械的现状.11.3 国外现状水果采摘机械的现状.21.4 本课题需要重点研究的关键问题及解决思路.22 总体方案拟定总体方案拟定.32.1 方案来源.32.2 总体方案设计.33 总体计算总体计算.53.1 传动比分配.53.2 效率计算.53.3 功率计算.53.4 转矩计算.54 主要零部件设计主要零部件设计.64.1 减速机的选择.64.2V 带的设计计算.64.3 带轮计算.84.4 滚子链传动设计计算.94.5 链轮计算.104.6 直齿圆锥齿轮计算.114.7 轴的设计.155 轴的校核轴的校核.195.1 按扭转刚度条件计算.195.2 校核轴的疲劳强度.196 辅助部件辅助部件.216.1 键的选择.216.2 联轴器的选择.216.3 轴承选择.217 总总 结结.22致致 谢谢.23参考文献参考文献.2411绪论绪论1.1课题研究的目的及意义课题研究的目的及意义大枣又名红枣、干枣、枣子，起源于中国，在中国已有四千多年的种植历史，自古以来就被列为“五果”（桃、李、梅、杏、枣）之一。红枣富含蛋白质、脂肪、糖类、胡萝卜素、B 族维生素、维生素 C、维生素 P 以及钙、磷、铁和环磷酸腺苷等营养成分。其中维生素 C 的含量在果品中名列前茅，有维生素王之美称。随着红枣的种植面积的增加，红枣的机械化作业在红枣栽培中的重要性逐渐凸显。依据最近几年新疆林果业发展的态式分析，新疆果树种植每年以 10%的速度递增，由于林果业的快速发展，各地已形成了较大的种植规模，每到收获季节需要投入大量的劳力来完成水果采收。可以预见到，再过 35 年，新种植的果树进入盛果期后，水果采收作业将会出现因劳动力短缺、采收不及时，而直接影响果品质量和造成大量损失的问题。这是因为，水果采摘是一项劳动投入量很大的作业，有些水果因成熟期不一致，需要多次采摘才能完成收获；而有些作为鲜食或作为加工用途的果品，因市场对于果实外观要求较高，不能有碰伤、刮伤、压裂等机械损伤，采收这些水果时必须小心翼翼；另外，水果收获是在离地面有 35 m 高的空中作业，以上原因决定了水果采摘是一项费时、费工、费力的作业。人工采收水果的速度缓慢，大面积发展水果种植时，必须要依靠机械化来提高采摘效率。据有关资料介绍，有些鲜食水果的采收用工量较大，约占水果生产总用工量的 50%以上，导致特色果品的生产成本过大，不能满足向果品加工企业提供数量充足、质量优越、价格相对低廉的原料，这样极不利于企业直接参与市场竞争。果园收获作业是果园生产全过程中最重要的环节，林果采收劳动强度大，用工量多。传统的人工采收方法，每公顷需要几百个工时，占果园生产过程中用工量的 50%左右，费时费力且成本高。目前，随着新疆特色林果，尤其是红枣等林果的规模化、产业化发展，依靠人工采收的方式已不能满足红枣等产业化生产的需要。针对我国尤其是新疆林果采收机械的研究现状和林果业机械化发展的新形式要求，研究设计机械振动式林果采收机，对提高我国林果收获机械化水平具有重要意义。1.2 国内外水果采摘机械的现状国内外水果采摘机械的现状上世纪 80 年代我国开始林果机械化收获研究，张克孝教授先后采用梳刷和振动的原理对黑加仑进行机械采收的试验研究；王业成采用振动采收装置对黑加仑进行收获试验；宁夏固原地区农机所研制了手工沙棘采收器。宁夏农林科学院研制的枸杞采摘机；内蒙古自治区园艺科学研究所研究了喷洒 40%乙烯利溶剂的沙棘化学采收法；内蒙古林业研究院应用气吸式小林果采收装置进行气吸采收。这些方法可在一定程度上提高工效、改善采收条件，但采收效率低，果树损伤严重。2009 年，新疆农垦科学院机械装备研究所研制 4YS-24 型红枣收获机，采用抱摇式收获方法，适于收获树高 3 m 以上的枣树，采净率 91.5%；2010 年新疆农业科学院农业机械化研究所研制了手持式振动林果收获机，采用树枝振动式收获方法，采净率85%；时代沃林推出的果树振动采收机ZTM-02，采用抱摇式收获方法，适用于各类坚果和表皮不易破损的鲜果进行收获。塔里木大学毕业设计21.3 国外现状水果采摘机械的现状国外现状水果采摘机械的现状20 世纪 60 年代，国外开始林果机械化收获研究，根据收获机械所用动力不同，主要有气力式和机械式。气力式分为：气吹和气吸式，振动式根据激振位置不同分为：树杆、树枝和树冠振动式。气力式振动收获：Whitney J D 和 Wheaton T A 通过气力式振动采收机对喷洒落果剂的Valencia 柑橘进行试验。研究发现：该方法的采收率很低，且气力式振动采收机相对于人工采摘，柑橘减产 16%。树杆振动式收获：Whitney and Wheaton 使用 FMC-4000 抱摇式振动收获机对喷洒落果剂的柑橘进行试验，振动时间 37s，收获率在 90%以上，经研究发现机采比人工采摘的柑橘减产 10。树枝振动式收获：Mateev L.M.et al.认为采收工作部件撞击樱桃树枝的冲击力为随机函数，在不同工作参数下建立了樱桃振动采收数学模型，在樱桃田间采收试验中，实验结果与该模型预测结果的相关系数约为 0.99。树冠振动式收获：韩国忠南国立大学 S.W.Lee etal.对红枣的物理力学特性研究，研究基于树冠振动的采收装置，激振频率 7.7 Hz，试验时间 3 s，成熟红枣采收率达到 95.8%。综上所述，国外没有可以引进消化吸收的矮化密植红枣收获机，新疆兵团以及国内林果业机械化发展步伐缓慢，国内林果收获机研制也没有提供相应的技术和经验，林果业生产过程机械化作业大部分尚处于空白阶段。为了应对矮化密植红枣种植面积迅猛增长带来的收获难题，国内自主研制其收获机械装备势在必行。1.4本课题需要重点研究的关键问题及解决思路本课题需要重点研究的关键问题及解决思路矮化密植红枣枣树枝干比较细，且不会太高。因此，在进行机械化采收的时候还要特别主要的是对枣树枝干的保护，就是敲击强度不宜过大，同时，还要保证采净率。因此，在设计过程中要注意机械采摘过程中对枣树枝干的保护等问题。通过资料的查询和实际的测量，同时还有指导老师的指导，可以总结出该矮化密植红枣收获机设计要求为：工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小。经借鉴采用连续旋转的方式敲击树枝，敲击棒为橡胶材质，尽量减少对树枝的损伤。塔里木大学毕业设计32 总体方案拟定总体方案拟定2.1 方案来源方案来源门式高架采果机：用成排的指杆式橡胶敲击棒在液压系统操纵下做往复运动，敲打果枝，使果实脱落，适用于采收成行的矮化果树。如图 2-1 所示：123451 操纵台 2 桨叶 3 振动器 4 输送带 5 承接导向器 图 2-1 门式高架采果机2.2 总体方案设计总体方案设计1 收果架 2 钢架轮 3 钢架 4 轴承端盖 5 螺钉 6 轴承 7 敲击棒 8 联轴器 9 螺栓 10 垫片 11 螺母 12 轴承座 13 链轮 14 大带轮 15 锥齿轮 16 链条 17 带 18 小带轮图 2-2 总体方案图总体方案图如图 2-2 所示，以发动机动力输出轴为动力，动力输出轴以联轴器与减速机相连塔里木大学毕业设计4接，将动力递给减速机，带动减速机旋转，减速机输出轴以联轴器与小皮带轮相连接，小皮带轮通过皮带与大皮带轮相连接，将动力传递给大皮带轮，实现大皮带轮的转动，皮带应用张紧轮张紧，并采用防护罩，以防止灰尘。大皮带轮转动带动轴的转动，以实现同轴连接链轮转动，主动链轮的转动带动其余两轴两个从动链轮转动，从动链轮转动带动同轴相连接锥齿轮的转动，通过锥齿轮的变向作用，将竖直平面的运动改为水平平面的运动，从而带动连接有橡胶敲击棒的轴旋转，以固定频率树枝，使果实下落，下面放有接果盘，用以收集果实，收集完果实后用风扇吹去落叶，在进行其他方式除杂工作，最后完成对红枣的收集过程。在收集的过程中应当注意工作宽度小，易移动，采摘过程对树枝和果实的损伤小，链轮润滑等要求。塔里木大学毕业设计53 总体计算总体计算3.1 传动比分配传动比分配选择转速为 540 r/min 后动力输出轴，执行机构敲击枣树的频率为 60 r/min，传动比为 9:1，综合考虑各个因素，分配传动比为减速机 6:1，大带轮与小带轮传动比为 1.5:1，链轮传动比为 1:1，锥齿轮传动比为 1:1。3.2 效率计算效率计算=0.99，每对滚动轴承 =0.98，=0.96，=0.9，=0.92联轴器滚动轴承带链条锥齿轮=0.85，=0.9发动机减速器3.3 功率计算功率计算选择型号 4BTA3.9-C100-II 发动机，故功率 P 为 250.735Kw=18.375 kW动力输出轴功率 P=P15.62 kW动力输出轴发动机输入减速机功率 P= P15.46 kW输入动力输出轴联轴器小带轮轴功率 P= P13.91 kW小带轮输入减速器大带轮轴功率 P=P13.09 kW大带轮小带轮带滚动轴承上锥齿轮 1 轴功率 P=P11.53 kW1锥大带轮滚动轴承链条上锥齿轮 2 轴功率 P=P9.35 kW2锥1锥滚动轴承链条锥齿轮下锥齿轮 3 轴功率 P=P10.17 kW3锥1锥滚动轴承锥齿轮下锥齿轮 4 轴功率 P=P8.42 kW4锥2锥滚动轴承锥齿轮3.4 转矩计算转矩计算额定转矩 T=9550P/n276.07 Nmd动力输出轴m输入减速机转矩 T=T 273.31 Nm减速机d联轴器小带轮轴转矩 T=Ti1495.85Nm小带轮减速机减速器大带轮轴转矩 T=Ti2100.87 Nm大带轮小带轮带滚动轴承发动机上锥齿轮 1 轴转矩 T=T1861.79 Nm1锥大带轮滚动轴承链条上锥齿轮 2 轴转矩 T=T1510.73Nm2锥1锥滚动轴承链条锥齿轮下锥齿轮 3 轴转矩 T=P 1678.59 Nm3锥1锥滚动轴承锥齿轮下锥齿轮 4 轴转矩 T= P1362.07 Nm4锥2锥滚动轴承锥齿轮塔里木大学毕业设计64 主要零部件设计主要零部件设计4.1 减速机的选择减速机的选择通过查阅相关材料，决定采用摆线减速机。摆线减速机特点为：传动比大；传动效率高，一般一级传动效率为 90%95%；结构紧凑，体积小，重量轻，体积和普通圆柱齿轮减速机相比可减小 1/22/3；故障少，寿命长。运转平稳可靠；拆装方便，容易维修；过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于起动频繁和正反转运转的特点。选用单级卧式摆线针减速机 X6 型，传动比为 6:1。 其中 Z1=352 mm，M=335 mm，W=430 mm，H=423 mm，H1=200 mm，F=30 mm，P=275 mm，Q=380 mm，T=34 mm，N=4 mm，G=22 mm，B=18 mm，C=69 mm，D=35 mm，L=87 mm，b1=10 mm，c1=38 mm，d1=35 mm,l1=25 mm，Z=202 mm。三维图如图 4-1 所示：图 4-1 减速机三维图4.2V 带的设计计算带的设计计算（1）条件给定已知：小带轮转速 n =90 r/min，大带轮转速 n =60 r/min。12减速机输出功率 P=13.91 kW。（2）设计功率 Pd P = KP=1.213.91= 16.7 kW (4-1)dAK工况系数，取 K=1.3。AA（3）选择 V 带型号由 P =16.7kW，小带轮转速 n =90 r/min，选 D 型带。d1（4）传动比 i塔里木大学毕业设计7 i=n /n =90 r/min/60 r/min=1.5 (4-2)12（5）求大小带轮基准直径，1dd2dd1）小带轮的基准直径1dd由表 8-4，取小带轮的基准直径=400 mm。1dd2）大带轮的基准直径2dd =i=1.5400=600 mm (4-3)2dd1dd取为 600 mm。2dd=600 mm（虽使 n 略有减小，但其范围小于 5，允许） 。2dd（6）验算带速 V V= m/s=2530 m/s (4-4)88. 1100060904001000601mdndmaxv（7）求 V 带基准长度 L 和中心距 ad0初步选取中心距取 a0因 0.7（+）a 2(+ )，1dd2dd01dd2dd故 700a 2000 mm，取 a =1500 mm。00基准长度 Ld=2a +L015004400600315100215002422021221）（）（）（）（adddddddd3777 mm (4-5)对 D 型带选用 L =4000 mm，计算实际中心距d aa + 1611.5 mm=1612 mm (4-6)020dLLd（8）验算小带轮包角 1由式得 =180，合适。 (4-7)12089.1723 .5712adddd（9）求 V 带根数 z z= (4-8) lcKKPPP)(00根据 n =960 r/m，=100 mm 和 D 型带。11dd由表 8-4，取单根 V 带额定功率 P =3.66 kW。0由表 8-5，取 V 带额定功率增量=0.24 kW。0P塔里木大学毕业设计8由 = ，查表 8-6，可知包角修正系数 K=0.99。189.172取带长修正系数 K =0.91，由此可得lZ=4.75，取 5 根。（10）求作用在带轮轴上的压力 minF取 D 型带单位长度质量 q=0.620 kg/m，故单根 V 带的张紧力 = (4-9) minF2d5 . 2500qvzvkpk=N81.76488. 192. 088. 1599. 07 .1699. 05 . 25002应使带的实际初拉力 F （F ）。00min（11）作用在轴上的压力 =2zsin=7633.45 N (4-10) minpF minF289.172sin81.761522=3zsin=11450 N maxpF minF289.172sin81.7615324.3 带轮计算带轮计算（1）小带轮计算带轮材料为 HT150，采用轮辐式带轮。由带轮计算经验公式可得d =（1.82)d，d 为轴的直径为 65 mm，取 d =120 nn。11H =290 式中 z 为轮辐数取为 4，P 为传递功率为 16.7 kW，转数为 90 r/min,13anzPa故 h =104.2mm104 mm.。1h =0.8h =83.3683 mm b =0.4h =41.68 mm42 mm b =0.8b =33.34 mm33 mm211121L=(1.52)d=97.5 mm130 mm，取为 100 mm，由于 B1.5d，L=B=100 mm，f =0.2h22f =0.2h =16.72 mm17 mm12轮槽截面尺寸表示如表 4-1 所示：表表 4-1 轮槽截面尺寸轮槽截面尺寸(mm)槽型 b h h e dminaminfminf D 27.0 8.1 19.9 370.6 23（2）大带轮计算带轮材料为 HT150，采用轮辐式带轮。塔里木大学毕业设计9由带轮计算经验公式可得：d =（1.82)d，d 为轴的直径为 76 mm，取 d =140 mm。11H =290 式中为轮辐数取为 6，P 为传递功率为 16.7kW，转数为 60r/min。13anzPaz故 h =104.2mm104 mm。1h =0.8h =84 mm b =0.4h =42 mm b =0.8b =34 mm211121L=(1.52)d=114 mm152 mm，取为 125 mm，由于 B=9，推荐 z =29-2i=2733（3）大链轮齿数 z4z =iz =27=12043（4）设计功率 PdP =KPdAK-工况情况，取为 K=1。AAP-传递功率，可得 P =KP=8.61 kW。dA（5）特定条件下单排链条传递功率 P0 P =P /KK (4-12)0dZpK-小链轮齿数系数，取为 1.34。ZK-排数系数，取为 1，故 P =6.42kW。p0（6）链条节距 p由 P =6.42 kW，n =90 r/min，选择单排 A 型滚子链，ISO 链号为 20A，节距 p=31.75 mm。03（7）验算小链轮轴孔直径 dkd =dkmaxk其中 d 为链轮轴孔最大许用直径，取为 152 mm。k塔里木大学毕业设计10（8）初定中心距 a0一般 a =（3050）p0952.5 mm=a =1587.5 mm0（9）以节距计的初定中心距 ap0a=a /p50p00（10）链条节数 Lp Lp= (4-13)ppakazz0043/221）（ 128 节k 取为 0.025。（11）链条长度 LL=Lp/10004.03 mp（12）计算中心距 ac当 z =z =z 时，a =p/2（L-z）1600 mm12cp（13）实际中心距 aa=a -a=1596.81596.3 mmc一般 a=（0.0020.004）a =3.26.4 mmc垂度 f=（0.010.020a =1632 mmpc（14）链条速度V=z n3p/600000.23 mm3（15）有效圆周力 F =1000P/v37434 N (4-14)c（16）在轴上的力水平传动 F=(1.151.2)F K4305044920 NtA4.5 链轮计算链轮计算滚子链链轮齿槽形状，如表 4-2 所示：表 4-2 滚子链链轮链轮齿槽形状(mm)计 算公 式名称符号最小齿槽形状最大齿槽形状塔里木大学毕业设计11齿侧圆弧半径滚子定位半径滚子定位角erir62.949.09116.67130.8969.27136.67滚子链链轮主要尺寸如下：（1）分度圆直径d =274 mm (4-15) )180(sinzpd （2）齿顶圆直径ad 286 mm (4-16)1min)6 . 11 (dzpdda296 mm1max25. 1dpdda（3）齿根圆直径fd 256 mm (4-17)1dddf（4）齿高ah 7 mm (4-18)(5 . 01mindpha 12 mm (4-19)zpdpha/8 . 05 . 0625. 01max（5）确定的最大轴凸缘直径gd 246 mm (4-20)76. 004. 1180cot2hzpdg-链板高度，取为 25 mm。2h滚子链链轮轴向齿廓尺寸如表 4-3 所示：表 4-3 滚子链链轮轴向齿廓尺寸（mm）名 称符 号计 算 结 果齿宽齿侧倒角齿侧半径齿全宽内节内宽排数1fb公称ab公称xrfnb1bn194.127531.7519见教材机械设计表 9-1，取为.2014.6 直齿圆锥齿轮计算直齿圆锥齿轮计算塔里木大学毕业设计12图 4-2 锥齿轮尺寸图已知：两个锥齿轮转数均为 60 r/min，即 n =n =60 r/min。56（1）齿形角 、齿顶高系数、顶系系数 c 、螺旋角 *ah*齿形角 =20 齿顶高系数=1 顶系系数 c =0.2 螺旋角 =0*ah*（2）大端端面模数 m直齿锥齿轮所传递的转矩 = Nmm (4-21)nPT5105 .956053.11105 .95561083. 1材料选择两齿轮材料为 45 号钢调质，取为 7 级精度，初取 m=5 mm。（3）设计计算 m1）由设计计算公式可得 (4-22)32252 1)5 . 01 (4FRRSaFauzYYKTmm-模数 K-载荷系数 T-转矩 Y-齿形系数 Y-应力矫正系数 -齿形系数FaSaR-小齿轮齿数 u-传动比 -弯曲疲劳极限5zF（4）确定各个参数计算值弯曲疲劳强度系数 K=K=0.95。1FN2FN齿轮的弯曲疲劳极限取为 380MPa，取弯曲疲劳安全系数为 S=1.2，由式，SKFFNF可得=300 MPa。FK=KKKKVAK-动载系数 K-使用系数 K-齿间载荷分配系数 K-齿向载荷分布系数VAFF塔里木大学毕业设计13取 K=1.5。A由低一级精度的精度线及，得 K=1。mvV齿间载荷分配系数 K=K=1，齿向载荷分配系数 K=K=1.5K。FHFHbeH其中 K-轴承系数，取为 1.25，K=K=1.5K=11.875。beHFHbeHK=KKKK=2.815，齿宽系数 =1/41/3，取 =1/3。VAFFRR由29，=45，可知 z=41。65zz15vcos/z26cos/z齿形系数 Y=2.4，应力矫正系数 Y=1.37。FaSa故由5.52mm，由 GB/T12368-1990 标准模数表，可知32252 1)5 . 01 (4FRRSaFauzYYKTmm=6（5）齿数比 u u=n /n =60 r/min / 60 r/min=1 (4-23)56（6）齿数 z通常 z =1630。不产生根切的齿数 z=2 cos/sin 41 齿。初步选取最小齿数为5min*ah229。当分度圆确定以后，再选取最小齿数。（7）变位系数 x 、x 12x =0，x =0。12（8）节锥角 =45 =90- =45 (4-24)1cossinu21（9）分度直径 dd =mz =174 mm d =mz =174 mm5566（10）锥距 R R=123 mm (4-25)15cos2d26cos2d（1