花生摘果机的结构设计.pdf

需说明书、图纸等完整设计请叩叩设15清“51XXXXXX毕业设计说明书题 目：花生摘果机的结构设计学 院：XXXXXX专 业：机械设计制造及其自动化学 号：XXXXXX姓 名：XXXXXX指导教师：XXXXXX博士需说明书、图纸等完整设计请叩叩设15清“51目 录中文摘要.I1前言.11.1研究目的意义.11.2 国内外研究现状.11.3 本设计主要研究内容和研究方法.21.3.1 研究内容.21.3.2研究方法.22总体方案确定.22.1方案的选择和确定.22.2摘果装置的总体结构.33传动方案的确定.43.1电动机的选择和传动参数的设计.53.1.1钉齿条上的钉齿转速.53.1.2钉齿滚筒的转速.63.1.3电动机的功率.63.1.4电动机的转速.63.2 V带传动的设计.73.3 带轮的结构设计.114滚筒装置的设计.154.1 滚筒轴装置的设计.154.1.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.164.1.2初步选择滚筒轴系.164.1.3轴的强度校核.164.1.4轴承的校核.204.1.5键的校核.214.1.6钉齿条的设计.214.1.7钉齿条的总体结构设计.214.1.8钉齿条及钉齿的设计.224.1.9圆盘的设计.225箱体.246机架.247总结.248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需说明书、图纸等完整设计加叩叩2215891151摘花生机的结构设计指导老师：XXXXXX中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；IThe defloration vital structural designAbstract:Half f eedin g type pean ut picker is rigid in the traditio n al all f eedin g type picker device based o n the reduce the rate o f pean ut bro ken an d po wer co n sumptio n.Co mpared to the traditio n al picker device,the biggest dif f eren ce is the use o f the half f eedin g type,an d this type have lo w po wer co n sumptio n.reliable wo rkin g pro cess,high picker。工 an d litter bro ken pean ut.This device is suit f o r the pro ductio n o f pean ut peakin g in the humid so uthern climate,the design relatively small,mo re suitable f o e ho mewo rk,which is the f o un datio n o f study an d design ef f ective pean ut harvester.Key words:type o f half f eedin g;picker device;pean ut;po wer co n sumptio n;ii1刖s1.1 研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。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。近儿年 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、菌梳式轴流滚筒以及差动式螺旋 滚筒等儿种。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 1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 Co urtesy o f Lillisto n M f g.Co.生产的 LP-2 型花生收获机、Kelly Man uf acturin g 公司生产的PH-2型花生收获机，国内主要有4HZ95型花生摘果机，4HZ95型花生摘 果机，5H-5000花生摘果机，5HZ-2800型花生摘果机，花生摘果机980型，5HZ-2800A 型花生摘果机，5HZ-7000型花生摘果机,5HZ-4000型花生摘果机,5HZ-4700型花生 摘果机，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。1.3 本设计主要研究内容和研究方法1.3.1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2总体方案确定2.1方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 2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。2.2摘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2mm厚的铁板制成，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22mm均匀分布有长为40n lm的 直径为3mm的齿钉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2mm厚的铁皮构造，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4mm厚的角钢制成。35）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。3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 4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：I,V半图4传动方案图Fig 4 Transinission program figture3.1电动机的选择和传动参数的设计根据4HZ-95型花生摘果机所给相关设计的参考数据条件，摘果主轴为750 850/.,滚盘半径150mm,滚筒长890mm,在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，R M*Z=20 x 15 x 2=600 N,即玉米脱粒机正常工作时，受到的 切向力为600N o其中：N一钉齿所受的力M参与工作的钉齿个数z一参与工作的钉齿条数3.1.1钉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：V%*N 轴*60 x 10003.14 x 750 x(150+2 x 50)-=9.8160 x 10005其中：，N轴钉齿的转速脱粒机主轴的转速D钉齿距轴心的距离3.1.2钉齿滚筒的转速摘果机所需功率为以，应由摘果机的工作阻力和运转参数求定，即：尸,F*K=-，W1000计算求得：600 x 9.81Pw=-1000 5.8K%3.1.3电动机的功率电动机功率由公式匕=K力来计算，脱粒机传动装置的总效率应由组成传动装置的各个部分运动副的效率只积，即匕=%*2*，其中为、偌、心分别为每 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）0.98-0.995即取 力=0.99V带传动 0.940.97 即取772=0.97滚筒转动（因为钉齿条固定于滚筒上）即取=1贝U“=*,3=0.99 x 0.96 x 1=0.96由此可得电动机的功率：P,=F*-=600 X 9-81 6AKW 1000*.1000 x 0.963.1.4电动机的转速根据4HZ-95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V 带的传动比,=24,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：=i*=（2 4）x 750=1500 3000 y.。符合这一范围的同步电动机转速的有720/.,1440/.，2900/.，根据/min/min/min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6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/kW同步 转速满载 转速效率(%)电动机 重量(KG)功率因 数1Y160L-87.575072086.01400.802Y132M-47.51500144087.0790.853Y132S2-25.53000290086.2720.88综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Y132M-4o所选电动机的额定功率=7.5kw,满载转速,“=14400r/min,总传动比适中，传动装置结构较紧凑。如表2：表2其主要参数如下表型ri.额定功_满电流(380 V)载效率%时功率 因数额流定电额定转 矩转 大 最矩率KW转速r/minY132M-47.5144011.687.00.8572.32.5单位mm表3电动机尺寸列表中心高H外形尺寸L x+AD)x HD底脚安装尺 寸A x B地脚螺栓 孔直径K轴伸尺寸D x E装键部位尺 寸F x GD电动机 的输出 轴尺寸G132475 x 345 x 315216 x 1401238 x 8010 x 41333.2 V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 7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,=K，*P其中：K 工作情况系数 AP电动机的功率查机械设计书中的表87可知：k=1.0 A摘果电机凭“=1.0义6.1=6.1（KW）2）选择V带的型号根据计算得知的功率也和电动机上的带轮转速/（与电动机一样的速度），查机 械设计一书88,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：根据机械设计一书，可选择V带的型号参考表84a,选取。en75mm,取大摘果系统标准直径 dy=100mm,喂入系统。1=75mm,P0=6.82KW.计算V带的速度V:兀*D、*N、3.14 x 100 x 1440/v=-=-7.5 m/60 x 1000 60 x 1000/5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，=/=MM/。=I.计算从动轮的直径02D、=n/*=1M/x 125=240 mm2/n2 /7508由表选择，取=240mm（虽然略有增大，但误差小于5%,故允许）确定传动中心距和带长取 0.7*(0+%)a 4 2*(5+2)即：0.7 x(100+240)a0 2 x(100+240)得：238 mm a y +2）+小2*L&一 兀（D、+Z）2）-8*（Z）2-|）a=-8也可用经验公式：。+，2求得:a 530 mm验算主动轮上的包角（）D 2-D、%=180-二-L*60tqrt 0 240 100 即：=180 -x 60500=180-15.85求得：%=164.15 120 满足V带传动的包角要求。确定V带的根数:9V带的根数由下列公式确定：zp（Po*左“*左/+d p。）*k其中：P。一单根普通V带的许用功率值夕。（如）后一考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数与一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k=0.75,对于化学线绳结构的胶带，取左=1.0。p。一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：p=0.0001*AT*KW式中：7单根普通V带所能传递的转矩修正值*加，从机械 设计基础可以查表1410n-主动轮的转速r/./min查得:7=2.9*机/?,=1440 y./min则:Ap=0.0001 x 2.9 x 1440=0.4176 k w查表取值：ka=0.98kt=0.93k=0.75Po 由 v=15.2 m/D!=100 mm查得：p=1.95所以：Z=-2.9 8 6（1.95 x 0.98 x 0.93+0.4176）x 0.75即：Z=2.986取 Z=3根计算带的最小初拉力气1n查表的A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m单根V带适当的初拉力鼠K由下列公式求得105 0 0 xP 2.5尸m i n=-X+AVvZ ka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带质量勺=190N计算压轴力J为了设计安装带轮轴和轴承，必须确定V带作用在轴上的压力弓，它等于V带两边的初拉力之和，忽略V带两边的拉力差，则生,值可以近似由下式算出：MP：f=2x ZxFn co s =2x Zxf。sin 2 2求得得滚筒V带压轴力：Fp=644.7N因为带轮的转速V=7.32m/s,远远小于25m/s,所以材料选定为灰铸铁,硬度为HT150.因为带轮的转速V=5.5m/s,远远小于25m/s,所以材料选定为灰铸铁，硬度为HT150.3.3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02=240mm,小于300mm，所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。11AW12图5大、小带轮结构图Fig5 Assumption diagram of the larger and small pulley从动带轮的参数选择：通过查机械设计一书，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：13单位：mm表1 大小带轮的基本尺寸Table 1 the size of the basic size pulley尺寸类型小带轮大带轮D100160基准宽度31111基准线上槽深.2.752.75基准线下槽深3mHi8.78.7第一槽对称面至端面距离f10：；轮缘厚61212带轮宽B2020外径一105.5165.5极限偏差11轮毂长5035dx3224轮辐厚48420h2160136144滚筒装置的设计4.1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C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：其中：心一轴常用的儿种材料的1 T的值P一主轴上的功率 kwn主轴上的转速 r/min轴上的材料由机械设计一书中可以查到，应选取调质处理的45号钢，=640乂匕书中表152取4=118,于是求得：d=13.98mm取 d=15mm输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(l+5%)16mm主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16mm。在机械设计基础一书。查表可以得知带轮的厚度 A=38 mm，则取输出轴的次段轴径为寸=16 zwn,其长度为40?？.154.1.1根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，山带轮直径查表得知带轮的厚度An ZOmm其轮毂 长度为62mm，则取第一级轴的轴径d=16mm,其长度为40mm。该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8x8x25。键的型号可以通过查机 械设计一书获得。第二级安装轴承座和轴承和套筒，查表的该段直径为d=50mm,长度为50mm，轴套 宽度是32mm，直径为30mm。并设一 5mm的轴肩，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=60mm,由于有旋转件，箱体两侧留60mm，小于 套筒的长度，箱体厚度为2mm,该轴的长度为760mm。4.1.2初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=50mm,初步选取支撑的轴承深沟球轴承，在机械设计手册查的轴承的型号 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=50mm.o安装滚筒带的直径为d=30mm,轴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760mm滚筒轴的基本结构如下图6：图6轴的结构不意图Fig6 the axis of the structure4.1.3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16根据公式：T=9550 x巴求得n其中：p输入功率kwn传动轴的转速r/minEP T=9550 x =68.5KN.m8503）滚筒的圆周力根据公式：丸二工求得 d其中d输出轴的轴心到动刀中间的距离即：=2x68.5=21（）n65根据公式：F,=Ft x 80%其中：80%一径向力占圆周力的百分数即：f=168N根据公式：Fa=Ft x tgp由于摘果机的主轴轴向不受力，取q=0,圆周力F,径向力/，轴向力仁的方向如图所示7（a）4）轴上水平面内所收支反力如图（b）根据公式：F 1m 2=12+13其中：.一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60mm/.,一滚筒第一个支撑点到第二个支撑点的距离700mmn n l F I、210 x 700,即：F w 2=-=193.4N/,+/3 60+700根据公式:F 丽 1 F -F 用2MP：FW1=21O-193.4=16.6N5）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15kg,则重力G=150N17F D根据公式：Rvl=-求得d+A其中：D一动刀的顶端到主轴轴心的距离160mm0 x 160144 x 600+-+150 x 600即 R,=-Z-=275NV 141.5+600根据公式：R12=+G-R=144+150-275=19N6）做弯矩图在水平面内，轴上B、C、D三点的弯矩为：根据公式：Mfi/=m Dll=0求得：Mch=11.6x 0.0415=0.48N.m作水平面内弯矩如图（b）所示在垂直面内，轴上BH、C、D三点的弯矩为：根据公式：=M or=0M.=R,L,cv 1 v 1 2求得：M（vl=27M5x 0.041.5=11.4N.m作垂直面内弯矩图如（c）所示合成的弯矩为：M 8=。=+-3=Vo.48 2+ii.42=11.41 N.m作轴的合成弯矩图如（d）所示。7）作弯矩图根据公式：T=7=9550 x Z=lL7Nmn其中：p输出轴功率kw作轴的弯矩图（e）所示8）作当量弯矩图C点：M=+TP=13.4Nmcca V C1 /式中a取0.6,作轴的当量弯矩图（f）所示:：189）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:式中：W一轴的抗弯抛面模量，mm，口一轴的许用应力，MPa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。按机械设计书中查的，对于=600 MPa碳钢，承受对称循环变应力时的许 用应力 55 MPa 9.69 MPa。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:9.69 MPa。19图7受力分析图Fig 7 Force Analyse喂入系统的轴跟上述过程校核一样，安全。4.1.4轴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，查机械设计一书知径向基本额定载荷1C=f pP(60 ft I io 6h由机械设计课程设计表（61）查的63012深 沟球轴承基本额定动载荷C=9.38KN,查表的/,=1,fp=1.1,对球轴承，=3,将以上相关数据代入上式，的9380=1-lx P x160 x 850-x 3650010 6P=693.2N故在规定条件下，63012轴承可承受的最大径向载荷为693.2N,远大于轴承的径向载 荷11.6N和168.4N。故所选轴承合格。204.1.5键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：27 x 10 3 r ct=-（yP k id P即：b=2x11.7x10-4.6MPavb=60 MPa3.1P 16 x 5 x 20”4.1.6钉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。4.1.7钉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4HZ-95 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45。，而 且每条钉齿条上安装钉齿的个数范围在3033个钉齿，每一个钉齿的d=40 mm,A 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22向，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10,加，直径是4=150,曲的圆盘固定，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45 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=150加的圆盘固定，是钉齿条穿过方孔而 且在圆盘的表面漏出23，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=735加”），因此，在主轴的三分之 一处和三分之二处，采用直径是d=10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。214.1.8钉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4HZ95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X宽为764 x io,其上分布着钉齿，每 个钉齿条上均匀分布着30-33个钉齿，每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3而，而且，在钉齿条上通孔的上端开有长为 1mm,高为2,加，宽为2加的小槽，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条上周向固定，而且在钉齿正常工 作时，也同样使钉齿相对钉齿条固定，不宜使工作时钉齿和钉齿条脱落，其结构如图8：图8钉齿条结构图4.1.9圆盘的设计圆盘是将钉齿条与主轴固定的主要部件，它不仅起连接作用，而且还可以承担钉齿 和钉齿条传递的力矩和弯曲及扭转强度，它位与钉齿条的两端，且采用焊接式连接，同 时与主轴也要相对固定，采用设一 5*10mm轴肩，将一 50mm铁板焊接在轴肩上，铁板 有孔，与圆盘采用螺栓连接固定。囚此，圆盘的设计也是钉齿滚筒强度高低的要部件。圆盘的材料采用刚度和强度较好的45钢制成，其直径150,加，其上均匀分布着八 个圆形形的通孔，目的是为了固定安装钉齿条，其位置在圆盘上固定，长方孔的底线距 圆盘的中心为=65,相，其圆盘中心应装套在王轴的直径上(L=50),因此，圆盘的中心应设定为0=51,？的孔，以便安装在轴上，圆盘的厚度选为10,？，其上的圆22形孔直径10mm,同样也是为了安装其上的钉齿条。结构设计如图9所示:23图10.三维图5箱体箱体的作用是提供一个封闭的摘果环境，并对相关部件起到支撑和定位的作用。为了便于轴系部件的安装和拆卸，将箱体做成剖分式，箱体由四周的端板组成，取 轴的中心线所在的平面为剖分面。箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆柱销定位。箱体 的材料选用HT200,铸造成型。6机架整个机架采用角钢焊接而成，起到其他儿个部件的支撑、定位、连接作用，并将电 机装配在机架里面。摘果机安装在机架上面，采用普通螺栓连接，具体结构见装配图，如上图10.7总结毕业设计是我们从大学毕业生走向未来工程师的重要一步。此次设计从最初选题、开题到计算、绘画直到设计完成，其中需要综合运用这四年来我们所学到的专业知识，分析并解决设计中遇到的问题，是一次理论联系实践的训练，同时也进一步巩固、加深 和拓展了我们所学的专业知识，对于我们大学四年的学习起到了总结作用。通过这次的 设计实践，让我逐步树立了正确的设计理想，增强了创新意识熟悉并掌握了机械设计中 的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题的能力。通过设计计算、绘图及运 用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，我进行了较全面的机械设计基本技能训 练。另外通过本次设计使我领悟出了机械设计的一般进程：设计准备、传动装置总体设 计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打 乱这个进程，则难免会在设计中走弯路。同时在整个设计过程中，我们虽然要独立完成,但是也要及时的与指导老师沟通和请教，避免在设计过程中走弯路。设计中的每一个环 节都是相互关联的，因此，每个环节完成后我们都要认真检查，对于任何一个错误我们 都不要放过，认真修改，精益求精。同时在每个零件设计时我们要注意它的结构性、工 艺性、经济型，要尽量采取标准件，在整体结构设计出来时要对结构进行优化，要对前 阶段设计中的不合理结构尺寸进行必要的修改，做到既经济又方便装配。毕业设计也暴露出自己许多的不足之处。比如缺乏综合运用专业知识的能力，对材 24料的不了解等等。这次实践是对自己四年所学知识的一次大检阅，使我明白自己知识还 很浅薄，虽然马上要毕业了，但是自己的求学之路还很长，以后更应该在工作中学习，努力使自己成为一个对社会有贡献的人，为中国机械行业添上自己的微薄之力。8展望我国加入WTO以来，国内外关于花生摘果机械的开发与推广应用日益增多，针对 现有花生摘果机械存在的有点与不足，在未来的发展过程中，对花生摘果机械在生产应 用中的经验进行总结，不断完善其功能，使其呈现良好的发展势头。(1)提高机械摘果率、降低破损率对花生摘果机械的关键技术与工作部件进行重点攻关，改革传统结构，研究新的脱 壳原理，优化结构设计；同时在整体装配上进一步改进和完善，提高摘果率，降低破损 率。(2)向自动控制和自动化方向发展大多数机具人共喂料和定位，影响了作业速度和作业质量。因此应通过机电一体化 手段，开发设计自动喂料、自动定位脱壳装置，保证均匀喂料与有效定位，实现机组自 动化操作，进一步提高作业精确性和作业速度，提高产品质量与生产率，满足部分大、中型加工企业的需要，以开拓国内外市场。新技术原理、新结构材料、新工艺将不断应用于花生机械的研制开发中，随着液压 技术、电子技术、控制技术以及化工、冶金工业的发展，许多复杂的机械结构、动力传 递、笨重的材料和落后的工艺将逐步被取代，减轻质量、减小阻力，简化操作，减小辅 助工作时间，延长使用寿命，降低劳动使用费用等将作为主要涉及目标应用脱壳机械的 设计制造。随着国内外高新技术的进一步发展，如何将这些高新技术更好的应用到实际 生产中，也是目前花生脱壳机械需要尽快解决的问题。参考文献1尚书旗,王方艳,刘曙光,赵忠海,王建春;花生收获机械的研究现状与发展