半喂入式花生摘果机设计及仿真设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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；设计需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载ABSTRACTPEANUTSARETHEWORLDSMAJOROILCROPSWIDELYCULTIVATEDWITHTHEDEVELOPMENTOFAGRICULTURALSCIENCEANDTECHNOLOGY,THEPEANUTSEED,MECHANIZATIONANDREGIONALIZATIONPLANTINGDIRECTIONINRECENTYEARS,WITHTHETRANSFEROFPEANUTACREAGE,PRODUCTIONISINCREASINGANDTHERURALLABORFORCE,THEDEVELOPMENTOFPEANUTPRODUCTIONMECHANIZATIONISPARTICULARLYIMPORTANTTHETRADITIONALFULLFEEDMAINLYFRUITPICKING,PICKINGAMAJORCOMPONENTPICKINGDRUM,PICKINGMETHODSCURRENTLYUSEDMAINLYATHOMEANDABROADASWELLASSEMIFED,SEMIFEEDINGPEANUTPICKINGVINECANBEUSEDFORWETANDDRY,MAINLYUSEDINTHESOUTHERNREGION,THEPICKINGEFFICIENCYANDLINKLOSSRATEISAFFECTEDBYPEANUTHARVESTPLANTSANDFRUITPICKINGMACHINEFEDNEATEXTENTGREATERIMPACTONPICKINGEFFICIENCYOFEXISTINGMODELS,THELOSSRATEISNOTSTABLE,NOTWELLPROMOTEDTHEREFORE,INORDERTOIMPROVETHEPICKINGEFFECT,LOWPOWER,HIGHRATEOFPICKINGPICKINGPICKINGDEVICERESEARCHPROCESSISTHEKEYTOIMPROVETHELEVELOFTHEPEANUTINDUSTRYTHISSTUDYCOMBINESSEVERALTYPICALPICKINGMACHINESABROADSTRUCTURALCHARACTERISTICSANDWORKINGPRINCIPLE,ANDBYANALYZINGTHECURRENTSITUATIONANDEXISTINGPROBLEMS,COMBINEDWITHEXPERIMENTSTOEXPLOREIMPROVEDMETHODSTOIMPROVEPEANUTPICKINGEFFECT,PROVIDINGPRACTICALEQUIPMENTFORTHEPICKINGPEANUTSINTHEDESIGN,THEDESIGNOFTHETRANSMISSIONSYSTEMISMAINLYCOMPLETE,PICKINGDRUMDESIGN,THATDESIGNOFTHECLAMPINGBANDANDPULLEYDESIGN,SELECTTHECHECKBEARINGHOLDINGRACKFEEDINGSTRUCTUREDESIGNANDTHELIKEKEYWORDSPEANUTPICKINGMACHINESEMIFEEDINGDESIGN需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载目录第一章绪论111研究背景及意义112国内外研究现状213本设计主要研究内容和研究方法2131研究内容2132研究方法3第二章总体设计421设计要求422总体设计423工作原理分析5第三章夹持输送装置设计631夹持装置设计6311夹持方式的确定6312夹持装置总体结构设计6313夹持带与摘果滚筒夹角的确定632夹持装置传动系统设计7321夹持装置传动系统原理分析7322电动机的选择7323传动比计算8324运动和动力参数计算8325V带传动的设计9326链轮的设计12327链轮轴的设计和校核14328轴承及键的校核16329轴承的润滑与密封18第四章摘果装置设计1941摘果滚筒设计19411摘果滚筒长度的确定19需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载412摘果滚筒转速计算19413摘果滚筒直径计算20414摘果功率的计算2142摘果装置传动系统设计21421摘果装置传动系统原理分析21422电动机的选择22423传动比计算22424运动和动力参数计算23425V带传动的设计24426齿轮传动的设计27427链轮的设计29428滚筒轴设计3143机架设计32第五章使用与维护3351使用3352维护与保养33总结34致谢35参考文献36需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第一章绪论11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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载12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COURTESYOFLILLISTONMFGCO生产的LP2型花生收获机、KELLYMANUFACTURING公司生产的PH2型花生收获机，国内主要有的4HW1100型花生收获机、东风69型花生收获机、4HW800型花生收获机、4H150型花生收获机，以4H2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4HD1型花生联合收获机，丁保江等人研制的4BH2型小型背负式花生联合收获机，尚书旗等人研究的4H2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。13本设计主要研究内容和研究方法131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；需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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。132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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第二章总体设计21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。22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21所示。图21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电机2电机1需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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23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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第三章夹持输送装置设计31夹持装置设计311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31夹持方式312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D100MM，夹持输送带速度为V05M/S。1带轮2摇杆3拉簧4张紧轮5双带轮图32夹持装置结构图313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，将有明需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载显的漏摘现象，因此夹持角应满足TANH/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。32夹持装置传动系统设计321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101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33夹持装置传动系统322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15KW的动力，电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计手册表191选取电动机额定功率为15KW。MP0（3）电动机转速的选择前述已选定夹持带轮的直径为D100MM，夹持输送带速度为V05M/S，则夹持带轮转速为电机需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载MIN/5910436RDVNWV带推荐的传动比为2带I选用的涡轮蜗杆减速器传动比为WI该处链传动比暂定为1链I总的传动比为402所以电动机实际转速的推荐值为MIN/382019RINW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Y90S2，其额定功率15，满载转速KW。MIN/2840RNM323传动比计算（1）总传动比满载转速。故传动比为IN/2840RNM7429580WMI总选用的涡轮减速器型号为WPO1001/10A，其传动比为10WI链传动传动比选为1链IV带的传动比为39742链总带IIW324运动和动力参数计算（1）各轴的转速电机轴MIN/28400RNM涡轮输入轴IN/67931RI带需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载主动链轮轴MIN/6794102RINW从动链轮轴I/2I链（2）各轴的输入功率电机轴；KWP510涡轮输入轴；KWV4196050主动链轮轴；W52812从动链轮轴；KP3链（3）各轴的输入转矩电机轴；MNNT0452819509500涡轮输入轴；P316711主动链轮轴MNNT2945095022从动链轮轴P96106733（4）整理列表轴名功率KWP/转矩MNT/转速IN/R传动比电机轴155042840涡轮输入轴1441453946673主动链轮轴115211621946710从动链轮轴111109694671325V带传动的设计（1）V带的基本参数需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1）确定计算功率CP已知；KW5MIN/2840RNM查机械设计基础表138得工况系数；21AK则KWPKAC112）选取V带型号根据、查机械设计基础图1315选用Z型V带，CMN3）确定大、小带轮的基准直径D（1）初选小带轮的基准直径；MD501（2）计算大带轮基准直径MIDD147023212）（）（带圆整取标准值，误差小于5，是允许的。504）验算带速SSNDVM/25,/4371062843106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27021021DDA初选中心距MA25（2）基准长度MADALDD824250415013502220对于Z型带选用LD（3）实际中心距需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载MLAD23848025006）验算主动轮上的包角1由AD35718012得1209381主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数ZLARKPC0（1），查机械设计基础表133得MIN/2840RNMMD51；KWP60（2），查表得；3I/带，RMKWP04（3）由查表得，包角修正系数921593K（4）由，与V带型号Z型查表得LD801L综上数据，得409304152Z取合适。02Z8）计算预紧力（初拉力）F根据带型A型查机械设计基础表131得MKGQ/10NVKZVPC10943710935247851029）计算作用在轴上的压轴力QF需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载NZF4262915SIN0其中为小带轮的包角。110）V带传动的主要参数整理并列表带型带轮基准直径MM传动比基准长度MMA10D28281400中心距（MM）根数初拉力N压轴力N39221094264（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，较小，MD125所以采用腹板式结构；大带轮较大采用轮辐式结构。查机械设计手册带MD402轮宽度，详细结构如下图示B3511021图34大小带轮结构326链轮的设计需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载已知主动链轮转速为，选用的传动比为MIN/67941RN01I（1）链轮齿数取则Z192Z（2）设计功率PKAZD由机械设计手册表1223查的，213ZWPD853（3）选择链条型号和节距根据及查机械设计课本图911，可选12A。查表KWPD81MIN/67941RN91，链条的节距为P05（4）确定链条的链节数LP初定中心距，取则链节数为A5927130MPA76240911982010PZAPZPL圆整为偶数取节（5）确定链条长度及中心距MPL905110ZZZLPAP527128241211中心距减少量MAA063540实际中心距79（6）演算链速与假设速度相符SMPZNV/501609741012A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内链板厚度排据需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载12A19051191125759618082278（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19Z配用链条的节距MP05配用链条的滚子外径D912）分度圆直径DMZP7415980SIN1SI3）齿顶圆直径ADDPA641275MXMZD861IN4）齿根圆直径FDF3015）分度圆弦齿高AHMPZDP61856201MXA73IN（8）链轮材料及热处理材料15、20钢，热处理渗碳、淬火、回火327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，KWP1523MIN/67943RNMNT2163需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3PDCN机械设计表113，取，于是得12MP76259412ND33该处开有键槽故轴径加大510，且这是安装大带轮的直径，取D728MM。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D633MM。初步选定滚动轴承，因轴承不受径向力，根据D623MM，取用6207型号深沟球轴承，其尺寸为DDT35MM72MM17MM，则有D7D135MM，L17MM，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径D2D440MM。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35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NREH91543207COSFPV9IN2链轮上作用力的大小需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载压轴力NQ416则NRCHB41839207416COSVIN求垂直面上轴承的支反力画主要截面弯矩图NRRBVCVEVD8576560801AV31279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NRRBHCHEHD8301656081A4831942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MNM52210684101694弯矩图见图（F）328轴承及键的校核（1）轴承的校核需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1）选择的深沟球轴承型号为6207，尺寸为，基本MTDD17235额定动载荷。NC3402）当量动载荷前面已求得，FNH521FH5269NFNV3721FV572FA430轴承1、2受到的径向载荷为NVHR10543725021211NFR669222轴承1、2受到的轴向载荷为查简明机械工程师手册表7739得71YRD302541NYFRD87162DA4503401182轴承的当量动载荷为ARPFYXF按机械设计表136查得1NFFPAR7183246507104211YXR32223）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力验算。21P对于滚子轴承，。3/10HPCNLH382014250366/2减速器的预定寿命HH98510，合适。HL需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载（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MHB3678联接链轮处选用圆头平键，尺寸为。25102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。键的MPAP10工作长度，MBL28361L20，合适PPADLKT2387516131，合适PPML400223329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LXAAMHA1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，故选用半粗羊毛毡加以密封。SMV3需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第四章摘果装置设计41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41摘果滚筒411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05M/S，花生的摘果时间定为2S左右。所以，滚筒的长度为1M。412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需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载MAVAWKK22；可得滚筒的转速为RVNK230式中WK花生果针在冲断时所吸收的功（KW）；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。413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32，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MARGBAHK230COSARTN根据花生的生长情况取AGGB100MM，代人上述公式可以得出AH200MM，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10002MM，焊接钢板的钢管的尺寸为1000355需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载图42滚筒摘果示意图414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WRNRFVP683701231花生在挖掘后的夹持喂入速度为05M/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KWP76831042摘果装置传动系统设计421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。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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43摘果传动系统422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，电动机额定功率只需略KWP7683MP大于即可，查机械设计手册表191选取电动机额定功率为4KW。0P（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/30RNWV带推荐的传动比为42带I齿轮传动比为1齿I链传动推荐的传动比为链I总的传动比为82I所以电动机实际转速的推荐值为MIN/406RINW符合这一范围的同步转速为750、1000、1500R/MIN。电机需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载综合考虑经济性，选用同步转速1000R/MIN的电机。综合上述（1）（2）（3）电机型号为Y132M16，其额定功率4，满载转速KW。MIN/960RN423传动比计算（1）总传动比满载转速。故传动比为IN/960RNM23096WMI总齿轮传动比为1齿I选定链传动传动比为链V带的传动比为23链齿总带II424运动和动力参数计算（1）各轴的转速电机轴MIN/9600RNM从动带轮轴I/321RI带主动链轮轴IN/012IN齿（2）各轴的输入功率电机轴；KWP40从动带轮轴；KWV843960401主动链轮轴；2轴承（3）各轴的输入转矩电机轴；MNNPT04596509500需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载从动带轮轴；MNNPT5314320895011主动链轮轴622（4）整理列表轴名功率KWP/转矩MNT/转速IN/R传动比电机轴43979960从动带轮轴384114603203主动链轮轴38113413201425V带传动的设计（1）V带的基本参数1）确定计算功率CP已知；KW4MIN/960RN查机械设计基础表138得工况系数；251AK则KWPKAC54212）选取V带型号根据、查机械设计基础图1315选用A型V带，CMN3）确定大、小带轮的基准直径D（1）初选小带轮的基准直径；MD125（2）计算大带轮基准直径MIDD39203012）（）（带圆整取标准值，误差小于5，是允许的。44）验算带速需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载SMSNDVM/25,/8610692543106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27021021DDA初选中心距MA（2）基准长度MADDALD32517041250125470222对于A型带选用LD（3）实际中心距MAD6952314072006）验算主动轮上的包角1由AD35718012得12069541主动轮上的包角合适。7）计算V带的根数ZLARKPC0，查机械设计基础表133得MIN/960RNMMD125；KWP3710（2），查表得；3I/带，RMKWP10（3）由查表得，包角修正系数5194K需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载（4）由，与V带型号A型查表得MLD240061LK综上数据，得4306190371425Z取合适。04Z8）计算预紧力（初拉力）F根据带型A型查机械设计基础表131得MKGQ/10NVKZVPC16928610945285019）计算作用在轴上的压轴力QFNZ4132623157SIN9I0其中为小带轮的包角。110）V带传动的主要参数整理并列表带型带轮基准直径MM传动比基准长度MMA125D40322240中心距（MM）根数初拉力N压轴力N6954169113264（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，较小，MD125需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载所以采用腹板式结构；大带轮较大采用轮辐式结构。查机械设计手册带MD402轮宽度，详细结构如下图示B6531021图44大小带轮结构426齿轮传动的设计（1）选精度等级、材料和齿数1）运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表112，选用8级精度。2）材料选择齿轮材料为40CR（调质）硬度为280HBS，两者材料和硬度相同。选小齿轮齿数，大齿轮齿数301Z3012ZI（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即32112HEDTTUTKD1）确定公式各计算数值（A）试选载荷系数TK（B）计算齿轮传递的转矩MNT6142（C）齿轮相对支承为悬臂布置，选取齿宽系数50D（D）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE查机械设计基础表115，取SF，H。需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载查表114，取区域系数52ZH。（E）由图614按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限MPA602LIM1LI（F）由式611计算应力循环次数8121102581360HJLNN（G）由图616查得接触疲劳强度寿命系数9201NZ（H）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S10，由式1012得MPASZHNH5260921LIM2（I）计算试算齿轮分度圆直径TD1MT5105289150643231计算圆周速度VSNDT/86034160（J）计算模数MZDM3/5/1（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为321FSDNYZKT1）确定公式内的计算数值由图615查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE5021由图616查得弯曲疲劳寿命系数921NZ需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式1013得MPASZFENF234615091212）查取齿形系数由表64查得21FAY3）查取应力校正系数由表64查得65S4）计算FSAY01832346521FSAFSAY5）设计计算MM1083501323对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数21MM，圆整为标准值M25MM并按接触强度算得的分度圆直径D510算出小齿轮齿数取24/1MZ401Z大齿轮齿数42I（4）几何尺寸计算输入齿轮和输出齿轮参数相同，齿轮参数计算如下表序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z402模数M25MM3分度圆直径21D100MM4齿顶高AH25MM5齿根高F3125MM6全齿高H5625MM7顶隙C0625需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载8齿顶圆直径21D1059齿根圆直径43F9375MM10中心距A100MM427链轮的设计已知主动链轮转速为，选用的传动比为MIN/301RN01I（1）链轮齿数取则7Z172Z（2）设计功率PKAZD由机械设计手册表1223查的，213ZWPD9583（3）选择链条型号和节距根据及查机械设计课本图911，可选16A。查表KWPD935MIN/01RN91，链条的节距为P42（4）确定链条的链节数LP初定中心距，取则链节数为A592715030MPA7623071162010PZAPZPL圆整为偶数取节76（5）确定链条长度及中心距MPL93041257610ZZZPAP3798242121中心距减少量MAA3504实际中心距需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载MA74（6）演算链速与假设速度相符SPZNV/1620645173016A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16A2541588157579424132929（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17Z配用链条的节距MP425配用链条的滚子外径D812）分度圆直径DMZP231870SIN42518SI3）齿顶圆直径ADDPA15421MXMZD366IN4）齿根圆直径FDF5125）分度圆弦齿高AHMPZDP39806501MAX764IN（8）链轮材料及热处理材料15、20钢，热处理渗碳、淬火、回火428滚筒轴设计需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载滚筒轴的作用是将主链轮上的动力传送到两个从动链轮上，从而带动滚筒运动，进而达到摘果的目的。该轴的设计步骤如下轴上的功率P3，转速N3，KWP7683MIN/30RN初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3DCN机械设计表113，取，于是得12MPC26307812ND3该处开有键槽故轴径加大510，且这是安装大带轮的直径，取D728MM。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D633MM。初步选定滚动轴承，因轴承不受径向力，根据D623MM，取用6207型号深沟球轴承，其尺寸为DDT35MM72MM17MM，则有D7D135MM，L17MM，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径D2D440MM。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。43机架设计机架的主要作用为支承与安装其它各零件。为了节约成本，机架全件采用焊接件与螺栓连接