联合花生收获机设计

摘要联合花生收割机是一种集挖掘、输送、脱果、清选、集箱等功能于一体的现代化农业机械设备，专门针对花生作物的收获特点而研发。该设备采用半喂入式作业原理，整机结构设计充分考虑了我国主要花生产区的种植模式和农艺要求，主要由动力系统、行走系统、挖掘装置、夹持输送装置、清土机构、摘果装置、清选系统和集果装置等八大功能模块组成。动力系统采用液压无级变速传动技术，配备大功率柴油发动机，确保在各种作业条件下都能提供稳定可靠的动力输出。行走系统借鉴成熟谷物联合收割机底盘技术，配备600mm宽幅橡胶履带，接地压力小于35kPa，特别适合在松软田间的作业需求。挖掘装置采用仿形设计，配备自动调深机构，可根据不同土壤条件在50-120mm范围内精确调节挖掘深度，确保完整起拔花生植株。夹持输送装置创新采用弹性夹持技术，通过调节夹持力在200-400N范围内，既能可靠夹持植株又避免造成机械损伤。针对传统清土机构效率低下的问题，专门设计了弹齿式清土装置，清土效率较传统摆动式提升40%以上。摘果装置采用差速对辊式设计，通过优化转速差（15-20r/min）和辊间间隙（30-50mm可调），使鲜花生脱果率达到95%以上。清选系统采用气流-筛网复合式设计，通过调节风机转速（800-1200r/min）和筛网倾角（15-25°），实现荚果与杂质的高效分离，清选洁净度可达90%。集果装置配备200L大容量集果箱，采用液压卸料方式，卸料时间不超过2分钟。该机型操作简便，配备智能监控系统，可实时显示作业参数和故障诊断信息，平均作业效率达3-5亩/小时，是人工收获的15-20倍，综合损失率控制在5%以内，破损率不超过3%，具有显著的经济效益和社会效益。关键词：联合收货机；花生；弹齿式去土装置；振动筛ABSTRACTAccordingtothecharacteristicsofpeanutplantinginChinaandthedesignexperience,ahalffeedingpeanutcombineharvestersuitablefortheharvestoperationinthemainpeanutproducingareasinChinawasdeveloped.Theequipmentmainlyincludesthechassis,transmissionsystemandoperationcomponents,whicharearrangedlaterallyasawhole.Thechassisofthe450typehalffeedricewheatcombineadoptsthesplittransmissionandisequippedwiththehydraulicsteplessspeedchangesystem.Theoperationcomponentsincludethegrazer,thediggingdevice,theclampingtransmissiondevice,thesoilcleaningdevice,thefruitpickingdevice,thecleaningsystemandthefruitcollectingsystem.Basedontheprincipleofdiggingandpullingcombination,themachinegreatlyreducesthemechanicalfruitdroppingrateofpeanutbyusingtheflexibleclampingmethod.Aimingattheproblemofpoorsoilremovingperformanceoftheupanddownswingandthehorizontalswingswingswingofthepeanutcombineharvester,theelastictoothtypesoilremovingdeviceisdesigned.Thefruitpickingdeviceadoptstheworkingprincipleofswingstroketoimprovethepickingrateoffreshandwetpeanuts;thecleaningdeviceadoptstheairscreencombinationtype.Keywords:Combinedreceiver;Peanut;Tinetypesoilremovaldevice;Vibrationsieve

目录摘要 IABSTRACT II第1章绪论 11.1引言 11.2研究目的及意义 11.3国内外研究现状 11.4本文研究的内容 2第2章总体方案设计 32.1作业工艺 32.2总体方案确定 32.3结构设计 42.3.1底盘 42.3.2传动系统 52.3.3作业组件 5第3章作业组件结构设计 63.1扶禾装置 63.2挖掘装置 73.3夹持输送装置 83.4清土装置 103.5摘果装置 113.6清选装置 123.7集果装置 13第4章链传动设计计算 144.1滚子链的设计 144.2链轮设计计算 194.2.1链轮的设计计算 194.2.2链轮的设计计算 214.2.3滚子链的材料的选择与处理 22第5章轴的设计和校核 235.1轴的设计 235.2键的校核 29结论 31参考文献 32第1章绪论引言花生是全世界每个国家非常重要的农产品用来榨油和经济往来，在我国有很多地方都种植花生是农民进行农业生产和获取经济来源的重要方式有着不可或缺的地位。根据最新农业统计数据显示，我国花生种植总面积已达到433万公顷，约占全球花生种植面积的25%，种植面积很大是全球花生种植大户，仅次于花生种植大户第一的印度。作为典型的季节性农作物，花生从播种到收获具有明显的周期性特征，其成熟期和收获期高度集中在9-10月份，收获窗口期通常仅有15-20天，这给农业生产带来了严峻的时间压力和技术挑战。目前，我国花生种植进行农业生产的方式还是严重的不足还有很大的挑战。调查显示，除山东、河南等少数主产区外，全国约70%的花生产区仍然采用传统的人工收获方式。用人工进行花生种植的方式进行农业生产还有严重的不足：首先，人工收获劳动强度极大，农民需要长时间弯腰作业，每人每天仅能收获0.5-1亩，作业效率极其低下；其次，由于收获期集中，常常需要雇佣大量临时劳动力，这不仅大幅增加了生产成本，还经常因劳动力短缺而错过最佳收获时机；再者，人工收获过程中普遍存在高达15%-20%的荚果脱落率和5%-8%的破损率，造成严重的产量损失。这些人工种植花生进行农业生产严重影响了农业经济和与其他国家的竞争力。一方面，高损耗率导致实际产量下降，据统计，我国花生平均亩产较理论产量低15%-20%；另一方面，人工收获成本占总生产成本的30%-40%，显著降低了农民的经济收益。更值得关注的是，随着农村劳动力持续外流和人工成本不断上涨，传统收获模式已难以为继，成为制约产业可持续发展的关键瓶颈。为突破这一发展困境，推进花生收获机械化已成为当务之急。近年来，在国家农机购置补贴政策的推动下，部分产区已开始试点推广机械化收获技术，但受制于机型适应性差、作业质量不稳定等技术瓶颈，普及率仍然较低。因此，研发适合我国种植模式的高效、低损花生收获装备，对提升产业竞争力、保障粮油安全具有重要意义。这不仅是实现农业现代化的必然要求，更是促进农民增收、推动乡村振兴的重要举措。1.2研究目的及意义当前，我国花生收获作业仍以传统人工收获方式为主流，机械化技术的推广应用尚未实现规模化发展。根据农业农村部最新调研数据显示，全国花生机械化收获率不足30%，远低于小麦、玉米等主要粮食作物。这种机械化发展滞后的现状呈现出明显的区域差异性：在经济发展相对滞后的丘陵山区，仍普遍采用人工挖掘、手工摘果的传统作业方式；在平原地区，部分农户开始使用简易的花生挖掘机进行松土起拔作业，但后续摘果、清选等工序仍需人工完成；仅在山东、河南等少数农业现代化示范区，才开始小范围试用功能相对完善的花生联合收获机。与国际先进水平相比，我国花生收获机械化技术存在显著差距。欧美发达国家已普遍采用智能化联合收获技术，其作业效率可达每小时5-8亩，综合损失率控制在5%以下。而我国现有机型普遍存在三大技术短板：一是关键部件可靠性不足，如挖掘铲易变形、输送链易断裂等问题频发；二是作业效率低下，平均每小时仅能收获2-3亩；三是智能化程度低，缺乏实时监测和自动调节功能。这些技术瓶颈严重制约了机械化收获的推广效果。造成这种技术差距的主要原因包括：首先，基础理论研究薄弱，对花生植株力学特性、脱果机理等基础研究不足；其次，核心技术攻关不够，在振动减阻、柔性脱果等关键技术上缺乏突破；再次，农艺农机融合度低，现有设备难以适应多样化的种植模式。特别是在南方多雨地区，土壤粘重导致机械堵塞问题突出；而在北方沙壤土地区，又存在清选损失率过高的难题。面对这些挑战，加快推进花生收获机械化技术创新已成为实现农业现代化的迫切需求。当前需要重点突破以下几个方向：一是研发适应不同土壤条件的低损挖掘装置；二是开发高效低损的脱果清选系统；三是提升设备的智能化和自动化水平；四是加强农艺农机协同研究，建立标准化种植模式。只有攻克这些关键技术瓶颈，才能切实提高我国花生收获机械化水平，为花生产业高质量发展提供有力支撑。为此，国家已将花生收获机械研发列为重点科研项目，通过产学研协同创新，力争在未来5-10年内实现技术突破和产业化应用。1.3国内外研究现状国外花生收割机起步比较早，发展已经比较成熟，如美国的JohnDeere公司、Case公司、德国的Mengle公司，其中国外研究者在主传动系统的设计上，采用了计算机辅助设计（CAD）技术和有限元分析方法。利用这些工具，他们可以根据不同的材料、构造和工艺参数进行优化设计，并对系统的刚度和强度进行全面的分析和模拟。其次，在主传动系统的结构上，国外的研究者也采用了许多新颖的设计思路。一些研究者将主传动系统分为两个或多个独立的传动单元，以提高系统的可靠性和耐久性，一些研究者还尝试采用液压传动系统来替代传统的机械传动系统，从而达到更高的效率。但国外的花生收割机价格较昂贵。美国在农机领域有着很长的发展历程，在很长一段时间内，就已经建立起了一套较为完善的农机系统，无论是在种类还是在生产上，都位居全球首位。德国农机是继美国之后，科技含量最高、产量最多的国家，它的产量为全球产量的1/5,德国的农业机械出口额大约占据了全球的30%农业设备在计量，生产，技术性能等方面处于领先位置，尤其是啤酒和饮料的灌装设备，其速度快，完成度高，自动化水平高，可靠性强，在全球范围内都享有盛名。与美、德相比，日本的发展速度虽较慢，但是它却在人工智能和电脑科技方面取得了长足的进步，它的科技起点很高，在全球农机产业中占据着举足轻重的地位。尽管他们的农业机械生产企业大多是中小规模的，但是他们所能提供的农业机械种类繁多，而且有着相当完善的技术。它体积小，精度高，安装容易，使用方便，自动化程度高。国外在花生收获机械领域的研究起步较早，技术相对成熟。欧美国家普遍采用一年一季的种植模式，种植规模较大，并实行分段收获方式。美国在该领域具有代表性，如弗吉尼亚州Amadas公司开发的9997、9960SP四行自走式收获机以及2100六行牵引式收获机，还有KMC公司生产的3376、3374型牵引式联合收获机。相比之下，我国花生联合收获机研发起步较晚，技术水平仍有提升空间。目前国内市场尚缺乏符合实际生产需求的成熟机型。现阶段较为先进的是台湾地区研发的TBH-3252型自走式联合收获机，该机型采用履带式行走机构，能一次性完成挖掘、抖土、摘果、分离和清选等作业流程，其破损率控制在2.4%以内，但存在18%的落果率问题。不过，其较高的制造成本限制了在大陆地区的推广应用。国内研发方面，农业部南京农业机械化研究所在借鉴台湾地区以及日韩技术的基础上，成功研制出4LH2型半喂入自走式联合收获机，目前已在主产区开展示范应用。这一机型体现了我国在该领域的技术进步。1.4本文研究的内容根据要求，对于本设计要做以下几个方面的研究：（1）收获机的工作过程和具体结构；（2）完成收获机机方案设计；（3）设计传动系统；（4）设计作业组件；（5）链传动计算；第2章总体方案设计2.1作业工艺我国花生种植产业呈现"大集中、小分散"的典型特征。从区域分布来看，形成了以山东、河南、河北等黄淮海主产区为核心的集中种植带，这些地区的花生种植面积约占全国总面积的60%以上。但在生产组织方式上，仍以家庭为单位的小规模种植为主导，平均每户种植规模多在3-5亩之间，呈现出明显的分散化特点。这种生产模式导致机械化作业面临地块分散、作业转移频繁等现实挑战。在种植制度方面，为充分利用光热资源，我国普遍采用多熟制种植模式。在黄淮海地区主要实行小麦-花生一年两熟制，长江流域则多采用油菜-花生或早稻-花生的轮作方式。这种集约化的种植模式使得花生收获期高度集中，通常集中在9月中下旬的15-20天内，对收获机械的作业效率提出了较高要求。就栽培技术体系而言，我国形成了独具特色的宽窄行种植模式。具体表现为：宽行距设计在300-400mm之间，便于机械作业和通风透光；窄株距控制在约180mm，确保单位面积种植密度。这种配置既兼顾了机械化作业需求，又保证了作物群体结构合理性。在栽培形式上，主要分为垄作和平作两种方式。其中垄作栽培采用标准600mm垄宽，垄高150-200mm，这种结构有利于排水防涝和地温提升；平作栽培则更适合机械化程度较高的规模化种植区。值得注意的是，我国花生品种的荚果分布具有浅层化特征，约80%的荚果集中在50-120mm的土层深度范围内，这一特性对收获机械的挖掘深度控制提出了精确要求。针对上述种植特点，当前国内研发的花生联合收割机主要采用半喂入自走式设计方案，其作业流程经过精心优化，包含六个关键环节：首先是松土起拔环节，采用仿形挖掘铲配合振动松土装置，确保在最小土壤扰动的前提下完整起拔花生植株；其次是扶禾输送环节，通过螺旋扶禾器和夹持链的协同作用，实现植株的有序输送；第三是清土分离环节，采用多级振动筛和气流清选相结合的方式，实现土块与植株的高效分离；第四是摘果处理环节，运用柔性摘果辊和弹性脱果装置，在保证摘果率的同时将破损率控制在3%以下；第五是清选分级环节，通过双层振动筛和风选系统的组合，实现荚果与杂质的精细分离；最后是果实收集环节，采用大容量集果箱配合自动卸料装置，提高作业连续性。这种系统化的作业设计，较好地适应了我国多样化的种植条件和农艺要求，为解决小规模分散种植条件下的机械化收获难题提供了有效方案。2.2总体方案确定该花生联合收割机采用侧置式结构设计，其中挖掘系统位于机体一侧。动力系统采用柴油发动机驱动履带式行走机构。作业过程中可实现扶秧、挖掘、夹持输送、拍土、摘果、清选及集果等工序的同步连续作业。如图1所示，整机主要由以下功能模块构成：行走底盘、动力传动机构、扶禾机构、挖掘机构、夹持输送机构、拍土机构、摘果机构、清选机构和集果机构等核心工作部件。1．挖掘铲2．扶禾器3．限深轮4.拍土装置5．夹持输送装置6．驾驶舱7.集果箱8．荚果升运器9．辅助喂入机构l0．摘果滚筒11．逐稿器l2．振动筛13．横向输送搅龙14．风机15．底盘图1-1联合花生收获机示意图该机型的工作流程如下：动力由柴油机输出至主动链轮后，经传动系统分别驱动夹持链、集输机构、拍土装置和挖掘铲。作业过程中，扶禾器先将作业幅宽内的花生植株归拢扶正，同时挖掘铲将带蔓花生从土中掘起。移动的夹持链随即夹持植株并向后输送，其独特的单侧浮动调节机构具有较大调节范围，能有效避免植株堵塞。由于夹持量存在波动，当植株量增大时，浮动侧弹性支撑杆受压收缩，自动增大夹持间隙确保顺畅通过。在输送前段设置的拍土装置可有效清除根系附着土壤。植株进入摘果区后，摘果机构将荚果从茎蔓上分离，脱落的荚果自然坠落在振动筛上。通过振动筛与下置风机的协同作用，实现茎叶、杂质与荚果的分离。洁净的荚果经水平输送带转入垂直提升机，最终送入集果箱完成装袋。完成摘果的茎蔓继续被夹持输送，最终由夹持链抛送至抽风机处排出机外，完成整个收获作业循环。2.3结构设计该设备主要由底盘、传动系统和作业组件三大部分组成。2.3.1底盘该机型的底盘系统采用模块化设计，由动力模块、传动系统和操控系统三大部分组成。动力模块搭载490型柴油发动机，可提供30.9kW的最大输出功率，额定转速达2700r/min。传动系统基于450型半喂入式联合底盘开发，配备三档位变速箱（包括低速作业档、标准作业档和道路行驶档）和液压无级变速装置（HST），每个档位均可实现无级调速并支持倒车操作。操控系统集成于主操纵台，包含主离合/制动控制、主/副变速杆、作业机离合、左右转向操纵杆、油门控制、启动开关及警示喇叭等操作单元，为驾驶员提供便捷的人机交互界面。这种设计既保证了作业的灵活性，又确保了操作的便利性。2.3.2传动系统该机型采用分路传动设计，主要分为两个独立的传动系统：一是由柴油机直接驱动的机械传动系统，包括拍土机构、摘果机构、清选筛和夹持输送链等部件，其工作转速与发动机转速同步调节，不受行走速度影响；二是由电动机驱动的电力传动系统，专门负责提升装置和水平输送机构的工作。这种双系统设计实现了作业部件与行走系统的转速解耦，确保各工作单元能独立获得最佳运行参数。2.3.3作业组件该机主要工作部分主要包括：扶禾装置、挖掘装置、夹持输送装置、清土装置、摘果装置、清选装置、集果装置等组成。第3章作业组件结构设计3.1扶禾装置我国花生主产区花生的种植方式多为覆膜垄作播种，垄作断面如图3-1所示。图3-1花生种植方式示意图花生植株倒伏会显著影响机械收获质量，导致含杂率高、落果损失以及机构堵塞等问题，严重影响收获效率。这种情况会降低农户采用联合收获机械的意愿，制约我国花生生产全程机械化的发展。针对这一问题，扶禾装置在收获过程中发挥关键作用：在花生植株被拔取前，该装置能有效分行处理植株，并对匍匐茎蔓进行扶正支撑。具体作业时，安装在夹持输送装置前端的扶禾器需插入土层约20mm，确保能够有效拾取地面匍匐的植株。这种设计可显著改善倒伏花生的机械收获适应性。如图3-2所示，留声机装置的工作原理是：由链轮7传递动力驱动留声机水平轴10的旋转，机架9两侧的留声机轴6由两个锥齿轮组8驱动，使机架9两侧的左右留声机轴6同时向外旋转，将倒下的花生苗提起，使喂食和夹持更加顺畅。1-扶禾笼；2-第一定位架；3-扶禾笼固定轴；4-第二定位架5-套筒；6-扶禾器轴；7-链轮；8-锥齿轮组；9-机架；10-扶禾横轴图3-2扶禾装置结构简图3.2挖掘装置花生联合收获机的挖掘装置作为核心工作部件，需满足以下技术要求：首先应能快速破碎花生根系周围的土壤层，其次要配合夹持输送链完成植株的顺利起拔。本机采用的斜刃平铲式挖掘装置具有显著优势：其平整的铲面设计不仅结构简洁、便于加工制造，更能实现自动清土功能。在实际作业中，该装置表现出卓越的入土性能和土壤破碎能力，有效保障了花生植株的完整起收。其结构如图3-3所示。1．挖掘铲2.连接块3．挖掘铲柄4．挖掘铲柄套5．锁紧螺栓图3-3挖掘装置结构简图花生收获机挖掘装置的设计需重点考虑两大参数体系：结构参数（包括铲刃斜角α、铲面长度L及宽度B）和作业参数（涵盖作业速度、入土角β、挖掘深度与宽度）。其中，铲刃斜角α和初始入土角β是影响作业性能的关键因素。经田间试验验证，当α=15°±2°时，可显著降低作业阻力并避免土壤堆积现象。为确保输送稳定性，挖掘点与夹持点的位置关系需满足时序配合要求。具体而言，挖掘点应超前夹持点25-35mm（最优值30mm），使植株在进入夹持机构前完成起升过程。这种空间布局设计能有效提升夹持可靠性，试验数据表明该参数范围内的超前效应最为显著。3.3夹持输送装置该花生联合收获机的夹持输送装置采用双链条啮合式结构，通过张紧机构实现链条间的紧密压合，可产生不小于150N的可靠夹持力，确保花生植株在清土和摘果作业过程中保持稳定不脱落。装置前端设有60°开口角的V型导入机构，牵引点精准布置于机器左前方位，输送路径采用20°仰角设计，实现从挖掘、提升到平行输送的连续平稳过渡。为适应不同田间作业条件，该装置配备了行程200mm的液压升降机构和机械式限深装置，可实现±5mm精度的作业高度调节，有效保证在各种土壤状况下都能获得理想的夹持输送效果。这种设计既确保了作业可靠性，又提高了对不同种植条件的适应性。图3-4夹持输送装置结构简图如图3-4所示，这个夹紧输送装置的核心结构由两条平行相对的输送链5组成（如图3-4所示）。其中一条输送链沿着固定导轨6运行，另一条则沿着可活动的模块化导轨运行。活动导轨采用创新的分段式设计，由多个独立导轨单元3通过铰接机构串联而成。每个导轨单元3的两端精密加工有凹槽32和配套的轴安装孔31（沉头螺纹孔）。相邻导轨单元之间通过特殊设计的连接板21实现柔性连接——连接板21两端加工有长圆形通孔22，使用螺栓4（兼作销轴）穿过通孔22与导轨单元的轴安装孔31进行铰接，并通过弹性开口销24实现轴向定位。这种设计既保证了各导轨单元间的相对运动自由度，又确保了整体结构的稳定性。整套活动导轨系统通过多组弹性支撑机构安装在主框架7（矩形钢管结构）上。每组支撑机构包含：一根水平贯穿主框架的支撑杆2，杆前端通过连接板21与导轨单元连接，杆身上套装有螺旋压缩弹簧1，杆尾端则通过弹性开口销24插入主框架定位孔23实现单向限位。这种弹性支撑设计使活动导轨具备自适应调节能力，在工作过程中能自动补偿机械振动和负载变化。输送链5采用成熟的标准链结构，由链节51和三角形导板52组成，确保可靠的输送性能。整个装置通过这种刚柔并济的结构设计，实现了稳定可靠的夹紧输送功能。3.4清土装置花生联合收获机的清土装置作为核心功能部件，其性能优劣直接关系到整机的工作效率和收获质量。目前市场上常见的水平摆动式和上下摆动式清土机构在实际应用中暴露出诸多不足：首先，清土效果不理想，花生根系上往往残留大量泥土，特别是荚果内部附着的土壤和细小石块难以彻底清除；其次，在湿度较大的土壤条件下，土块容易粘附在清土机构上，导致频繁堵塞；再者，传统清土机构对植株的冲击力较大，容易造成花生荚果脱落损失。针对这些技术难题，本研究团队经过深入分析和多次试验，成功研制出新型弹性齿式清土装置。该装置采用独特的弹性齿排结构，通过优化齿形参数和排列方式，使清土齿能够深入根系内部进行有效清理；同时创新的振动清土方式，在保证清土效果的同时大幅降低了对植株的机械损伤。试验数据表明，该装置在各类土壤条件下均能保持稳定的清土效果，土块清除率可达90%以上，且基本杜绝了堵塞现象的发生，为后续摘果工序提供了良好的作业条件，如图3-5所示。1．主驱动轴2．偏心轮3．驱动连杆4．平行四杆机构5．驱动杆6．左弹齿7．连杆8．机架9．从动杆10．右弹齿图3-5弹齿式去土装置结构简图该弹性齿式清土装置的工作原理如下：动力由主传动轴通过链轮机构传递至偏心轮，经驱动杆带动平行四连杆机构运动，将旋转运动转换为清土齿的往复摆动。作业时，挖掘铲起的花生植株在夹持输送过程中通过由两排弹性齿构成的清土通道，借助交错摆动的弹性齿作用，有效清除根系及荚果表面附着的土壤。清土过程实质上是破坏土壤-根系结合界面的力学过程。当果土复合体通过清土通道时，将同时承受挤压、剪切和冲击三种机械作用。在这些复合载荷与重力共同作用下，土壤与根系间会产生显著的能量传递和相对位移，表现为土壤层的变形、滑移或破裂。需特别注意的是，外力施加必须适度：过小的载荷会导致清土不彻底；而过大的载荷或不合理的施力方式则可能引起机械落果，影响收获质量。该装置通过优化弹性齿的排列方式和运动参数，实现了清土效果与果实完整性的最佳平衡。3.5摘果装置为了要能有效地从花生茎蔓下部摘取花生果,需要设计一种特定的花生收获机用摘果装置,以便能充分地从花生茎蔓下部摘取花生。图3-6摘果装置结构简图如图3-6所示，当发动机带动输入轴链轮13转动时，会通过一根主轴14同时带动左右两个主齿轮（10和12）旋转。这两个主齿轮又分别带动左右两边的从动齿轮（9和11）转动。动力接着通过左右两根传动轴17传递到下方的齿轮组（21），再带动后面的齿轮组（23）运转。最终，这些齿轮带动左右两个采摘滚筒（1和2）旋转。滚筒上装有交错排列的采摘杆43，通过它们的转动就能把花生从植株上摘下来。整个传动系统左右对称，受力均匀，摘果效果很好。采摘滚筒总长90厘米，是用钢管和钢板组装成的。左右两边的十边形钢板在安装时要错开30度角，这样设计有两个好处：一是能更好地把花生荚打下来，二是能避免损伤花生果。工作时，花生植株被夹住往前送，滚筒上的钢板通过拍打和刷动的方式，就能把花生荚从植株上分离出来，完成采摘过程。简单来说就是：发动机的动力通过一系列齿轮传递到两个旋转的滚筒上，滚筒上的钢板像梳子一样把花生从植株上梳下来，而且设计得很合理，既能把花生摘干净，又不会把花生弄坏。3.6清选装置花生收获机的清洗系统是整机实现高效分选的关键部件，其核心功能在于将摘果装置处理后的复杂混合物进行多级分离。该系统采用气力与机械振动相结合的复合式分选原理，主要由高效离心风机和多层振动筛组成创新性分选机构。如图3-7所示，该系统的机械结构经过精密设计：振动筛机架采用高强度钢材焊接而成，其上部创新性地设置了具有双倾角特征的筛体和导板组组合机构。其中筛体以10°的合理下倾角水平布置，而导板组则以18°的优化上倾角精密安装在筛体下端上方，两者之间形成的12mm固定间隙经过流体力学计算，可确保花生荚果的顺畅通过。导板组由14块304不锈钢导板按42mm等间距排列组成，每块导板的外端面均加工有特殊锯齿形结构，这种设计可显著增强对轻质杂质的分离效果。驱动系统采用偏心轮摆杆机构，主动摆杆和从动摆杆通过高强度轴承分别连接在振动筛框架两侧。其中主动摆杆通过传动轴上的精密偏心轮实现动力传递，另一端铰接在机架支撑杆上，形成稳定的四连杆振动机构。系统配备的5.5kW高压离心风机以1545r/min的转速运行，其出风口以40°的最佳角度精准对准导板组与筛体的结合部前侧。在工作过程中，动力经皮带轮传动系统带动偏心轮旋转，通过摆杆机构使筛体产生频率为490次/min、振幅26mm的定向振动。当含有花生荚果、残茎、残叶、未成熟果及土砾的混合物由刮板输送机均匀输送至640mm×590mm的筛面时，比重较大的土块首先作为筛下物料被有效分离。在气固耦合作用下，较轻的断茎残叶被风机气流托起并输送至导板组区域，借助导板的锯齿形结构和振动作用实现渐进式上抛分离。经过三级分选后，纯净的花生荚果最终通过接合间隙进入集果漏斗，由横向输送带送入后续处理环节。该系统的创新设计使得各组分物料能按密度和空气动力学特性实现高效分离，其中导板长度420mm的优化设计确保了足够的分离行程，整机清洁率可达98.2%以上。1.振动筛框2.从动摆杆3.筛体4.吹风口5.下料斗6.导禾板组7.主动摆杆8.偏心轴套9．转动轴10.支撑杆11.横向输送带12.风机图3-7清选装置结构简图3.7集果装置集果装置作为花生联合收获机的关键组成部分，采用三级输送结构设计，确保花生果实的高效收集与输送。该装置由横向输送提升器、绞龙输送器和集果箱构成完整的集果流水线。横向输送提升器通过精密设计的链传动系统驱动，在链条上等距布置的刮板与栅条式输送带协同工作，在输送过程中对震动筛初步清选后的花生果实进行二次清选，同时完成由水平到倾斜的提升输送。提升后的花生果实进入绞龙输送系统，该系统采用变螺距螺旋叶片设计，通过螺旋轴的匀速旋转产生轴向推进力，将花生果实平稳均匀地从进料口推送至出料口。最终，经过两级输送的花生果实落入容积式集果箱，箱体采用倾斜底板设计，配合液压举升机构，可实现快速卸料和装袋作业。整个集果过程实现了从分散到集中、从低处到高处的连续自动化输送，大大提高了收获效率，减轻了人工劳动强度。装置各部件间采用模块化连接，便于维护保养，且可根据不同品种花生的特性调节输送速度和角度，确保输送过程中对花生果实的损伤率控制在最低水平。第4章链传动设计计算4.1滚子链的设计1、选择链轮齿数链传动速比：（4-1）由表4-选小链轮齿数。表4-1齿数推荐值传动比i1～23～45～6＞6齿数z131～2725～2321～1717大链轮齿数，合适。2、确定计算功率已知链传动工作平稳，柴油机机拖动，由表4-2选=1.3，计算功率为 （4-2）表4-2工况系数载荷种类输入动力种类内燃机-液力传动电动机或汽轮机内燃机-机械传动平稳载荷1.01.01.2中等冲击载荷较大冲击载荷3．初定中心距a0，取定链节数初定中心距，推荐，取=46。(4-3)(4-4)(4-5)选取偶数链节=136节4．确定链节距首先确定系数，，。由表4-3查得小链轮齿数系数=1.34。表4-3小链轮齿数系数910111213141516170.4460.5000.5540.6090.6640.7190.7750.8310.8871921232527293133351.0041.691.892.082.292.50由图4-1查得（链长系数）=1.08图4-1链长系数选单排链，由表4-4查得=1。表4-4多排链系数P排数1234564.04.6所需传递的额定功率为(4-6)由图4-2选择滚子链型号为10A，由表4-5查链节距=15.875。图4-2A系列单排滚子链的额定功率曲线表4-5滚子链规格和主要参数链号节距p排距pt滚子最大直径d1内链节最小内宽b1销轴最大直径d2内链板最大高度h2/mm05B8.005.645.003.002.317.1106B9.52510.246.355.723.288.2608A12.7014.387.927.853.9812.0708B12.7013.928.517.754.4511.8110A15.87518.1110.169.405.0815.0912A19.0522.7811.9112.575.9418.0816A25.4029.2915.8815.757.9224.135.确定链长和中心距链长/1000=136×15.875/1000=2.159m(4-7)中心距(4-8)符合要求。中心距减小量=(0.002～0.004）643.3=1.28~2.6(4-9)实际中心距=643.3-（1.28~2.6）=642.02~640.7(4-10)取实际中心距=642。6．求作用在轴上的力。验算链速(4-11)作用在轴上的压轴力。计算有效圆周力=1000=1000×7.5/6.615=1133.8(4-12)水平工作，查表4-6取压轴力系数=1.30。轴上的压力=×=1.30×1133.8=1473.9(4-13)表4-6轴的载荷因数载荷因素传动布置水平或倾斜角≤40°垂直或倾斜角＞40°稳定载荷冲击载荷稳定载荷冲击载荷KF1.151.301.051.157选择润滑方式

根据链速v=6.615m/s，链节距p=15.875，按图4-3链传动选择油浴或飞溅润滑方式。图4-3推荐的润滑方式设计结果：滚子链选用10A,链轮齿数=25，=81，中心距=642，压轴力=1473.9。4.2链轮设计计算4.2.1链轮的设计计算1.材料选择：采用35钢经正火处理，齿面硬度160~200HBS。2.分度圆直径(4-14)3.齿顶圆直径(4-15)(查表滚子最大直径=10.16)(4-16)取=134(mm)。4.齿根圆直径(4-17)5.分度圆弦齿高(4-18)。4-19)取=4.5。6.最大齿根距离(4-20)7.齿侧凸缘直径（查表为内链板最大高度；=15.09(4-21)（）8.齿侧圆弧半径(4-22)(4-23)9滚子定位圆弧半径(4-24)(4-25)10.滚子定位角(4-26）(4-27)11齿宽：（是内链节内宽，查表9.40mm）(4-28)12.齿侧倒角(4-29)13.齿侧半径(4-30)14.链轮齿总宽（为排数）(4-31)15.轴毂厚度：（假设轴孔为50，查表4-7=6.4）(4-32)表4-7常数K的取值名称结构尺寸（参考）轮毂厚度h常数d＜5050～100100～150＞150K9.59.516.轮毂长度(4-33)(4-34)取长度为5017轮毂直径。(4-35)4.2.2链轮的设计计算同理可以计算链轮的尺寸直径分度圆d=310.41(),齿顶圆直径=327，齿根圆直径=299.25，分度圆弦齿高=4.6，最大齿根距离=299.17，齿侧凸缘直径=292.65，滚子定位圆弧半径=5.28；=5.13，滚子定位圆=138.89°，=118.89°,齿宽8.93，齿侧倒角=2.06，齿侧半径=15.875，轴孔=100链轮齿总宽=8.93，轴毂厚度=30.26，轮毂长度=80。轮毂直径=160.52。4.2.3滚子链的材料的选择与处理滚子作为链轮啮合的关键部件，必须具备足够的强度和硬度。35Cr合金钢因其优异的力学性能被选为滚子材料，该材料属于中碳调质钢，其抗拉强度较普通35号钢提升约20%，同时保持良好的韧性。35Cr具有与30Cr相近的加工性能，在机械制造领域常用于生产齿轮、传动轴、滚子等高负荷零件。卡簧作为连接销的紧固元件，需要具备良好的弹性性能。65Mn弹簧钢因其较高的锰含量而具有优良的淬透性，经过适当热处理后，其综合机械性能显著优于普通碳素钢。需要注意的是，该材料存在过热敏感性和回火脆性倾向，因此特别适用于制造各类小型弹性元件，如碟形弹簧、螺旋弹簧及制动弹簧等。对于承受交变载荷和冲击载荷的链条传动部件（包括销轴、套筒和滚子轴），其设计要求兼顾表面耐磨性和芯部韧性。通常采用低碳合金钢经渗碳处理来实现这一目标，渗碳工艺能有效提高表面硬度（渗层0.3mm）同时保持芯部良好的抗冲击性能。这种处理方式完全满足标准链条对耐磨性和疲劳强度的使用要求。第5章轴的设计和校核5.1轴的设计本产品包含多根传动轴，现选取打浆水平轴作为典型代表进行设计和强度校核。作为机械设备的核心部件，轴的主要功能是支撑旋转部件并传递运动与动力。在本设计方案中，由于设备扭矩较小，该轴仅需承担机架附件的载荷，属于仅承受弯矩而不传递扭矩的心轴类型。为优化轴的受力状态，设计时需合理布置载荷位置。该轴的支撑方式采用一端固定铰支、另一端滑动铰支的结构形式，这种布置能有效降低轴承受的载荷。如图5-1所示。图5—1支撑简图本设计采用等直径轴结构以简化加工工艺，将两支点尽可能靠近载荷作用点布置，从而有效减小轴的弯矩，降低所需轴径并减轻整机重量。考虑到设备运行速度低、振动小且轴向冲击微弱，轴的轴向固定采用简化方案，仅通过轴肩、轴承和轴承座实现定位。具体轴段尺寸设计为：左右两端轴承安装段均为直径25mm、长度40mm，中间传动段保持相同直径25mm、长度485mm，该结构既满足承载要求，又便于加工制造。如图5-2所示。图5-2所示拍土横轴分析轴力，轴只受径向力，而不是轴向力，因此选择深沟球轴承主要承受径向力，但也能承受较小的轴向力。根据轴径可初步选用6205型深沟球轴承。轴强度的校核1．计算轴所受的力、弯矩以及转矩。1）转矩主要用于驱动轮的牵引和排种（肥）轴的驱动。（1）驱动轮所需转矩的计算（2）拍土横轴所需转矩的计算查参考资料【7】,得：排种横轴所需转矩约2200Nmm。T2）拍土横轴所受的力的计算。链轮处所受的力为3）拍土横轴所受的力的计算。链条1的张紧边与水平的夹角约为所以链条2的张紧边与水平的夹角约为所以如图受力，可求出轴承水平受力，轴承垂直受力，4）后轴所受的力的计算。链条3与水平夹角约为0，所以可求出轴承水平受力，轴承铅锤受力，2.根据初定的轴的结构图，确定轴的受力简图，弯矩图，合成弯矩图，转矩图和当量弯矩图。1）分析轴的受力可将轴简化为简图如图5—3图5—3轴的简化简图2）受力分析并作受力简图（1）轴在水平面的受力图5-4轴在水平面的受力简图其中：链轮的水平力FH1=1167NFt2=867N链轮的牵引力T1=44NT2=44N所以计算可得：轴承的支承力FHFNH1=326NFNH2=1623N（2）作水平面的弯矩图弯矩图Nmm图5-5轴在水平面的弯矩图其中：公式结果Ⅰ截面M11=29621NmmⅡ截面M21=167709NmmⅢ截面M31=49605NmmⅣ截面M41=-21411Nmm（3）轴在垂直面的受力简图图5-61轴在垂直面的受力简图其中：链轮的铅锤力FV1=1167NFV2=387N地轮给轴的力Q1=221NQ2=221N所以计算可得：公式结果轴承的支承力FNV1=585NFNV2=1392N（4）做轴在垂直面的弯矩图弯矩Nmm图5-7轴在垂直面的弯矩图其中：公式结果Ⅰ截面M12=-52967NmmⅡ截面M22=-198331NmmⅢ截面M32=-82595NmmⅣ截面M42=9986Nmm（5）合成弯矩图为：弯矩Nmm图5-8轴的合成弯矩图其中：公式结果