花生摘果機設計【全喂入式】,全喂入式,花生摘果機設計【全喂入式】,花生,摘果機,設計 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學 全日制普通本科生畢業(yè)設計 花生摘果機設計 THE DESIGN OF PEANUT PICKER 學生姓名：黃盛魁 學 號：200940614119 年級專業(yè)及班級：2009級機械設計制造及其自動化(1)班 指導老師及職稱：張嵐 副教授 學 院：工學院 湖南·長沙 提交日期：2013年05月 花生摘果機設計 學 生：黃盛魁 指導老師：張嵐 （湖南農(nóng)業(yè)大學工學院, 長沙 410128） 摘 要：本文通過對我國花生生產(chǎn)現(xiàn)狀，摘果方式的調(diào)查研究，研制出全喂入式花生摘果機，滿足了現(xiàn)階段花生產(chǎn)區(qū)的要求。論文主要內(nèi)容如下：對全喂入式花生摘果機的結構和工作原理進行了簡要分析，總結了該摘果機的主要性能特點重點研究了花生摘果機的喂入，摘果，分選等裝置，探索新的工作原理和新的結構設計。 關鍵詞：全喂入式；花生摘果機；摘果；帶輪；電機 The Design of Peanut Picker Student:?Huang Shengkui Tutor: Zhang Lan (College of Engineering,Hunan?Agricultural?University ,Changsha 410128, China) Abstract：This article through to our country peanut production present situation, picks the fruit way the investigation and study, develops all feeds into the type peanut to pick the fruit machine, has satisfied the present stage peanut production area request.The paper primary coverage is as follows: To all fed into the type peanut to pick the fruit machine structure and the principle of work has carried on the brief analysis, summarized should pick the fruit machine main performance characteristic to study the peanut to pick the fruit machine with emphasis to feed into, picked the fruit, installments and so on separation, explored the new principle of work and the new structural design. Key word:All the feeding type ;Peanut picking machine ;Pick the fruit;Pulley;The motor 1 前言 1.1 研究的目的和意義 花生的種植歷史悠久，地域廣闊，是世界上廣泛栽培的主要油料和經(jīng)濟作物，同時也是主要的創(chuàng)匯農(nóng)產(chǎn)品之一。花生以它獨有的優(yōu)勢，在世界油料生產(chǎn)和國際貿(mào)易中僅次于大豆而居第二位，在亞洲、非洲、澳洲及南北美洲的絕大多數(shù)國家和地區(qū)均有花生的種植和生產(chǎn)，其中，中國是世界上主要的花生生產(chǎn)國和花生消費國，同時也是最大的花生出口國。 就目前我國的總體生產(chǎn)狀況來看，花生摘果作業(yè)仍然主要靠人工完成，勞動力耗費大，損失率高。效率低。再者，花生的收獲正值“三秋”大忙之際，勞力緊張，如果使用高效的花生摘果機械將比人工作業(yè)提高40倍以上，大大縮短了花生的摘果日期，為后繼作物的播種作業(yè)打下了堅實的基礎。 然而，我國的花生收獲機械化與稻麥聯(lián)合收獲機械等傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)機械相比，存在著起步晚、投入少、發(fā)展慢、水平低等問題，嚴重制約了花生產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。由于花生收獲期正值農(nóng)村“三秋“生產(chǎn)的大忙季節(jié) ，勞動力不足，加之花生收獲 的投工量大，勞動強度高，如果不能及時收獲曬干，特別在南方多雨地區(qū)，花生很容易霉爛變質。造成嚴重損失。我國南方有些地區(qū)甚至已經(jīng)出現(xiàn)了豐產(chǎn)不豐收 、種而不收的嚴峻現(xiàn)象，因此加快發(fā)展花生收獲機械十分急迫。 花生摘果機是近幾年才剛剛發(fā)展起來的一種花生分段收獲設備 ，尚處在發(fā)展初期 。還有不少技術問題需要研究和攻克。 1.2 國內(nèi)外花生摘果機械的發(fā)展現(xiàn)狀 由于在花生植株形態(tài)，種植方式，種植面積等方面的不同，我國同西方國家在摘果裝置的研究上也不同。在西方國家大都為大面積的農(nóng)場種植模式，花生植株的形態(tài)多為蔓生型，所以其摘果機械大都為大型高效的機械，且一般采用全喂入式摘果方式。而在我國大都為小面積的種植模式，花生大都為直生型和半蔓生型植株，所以大都為小型的分段收獲機械，而且不同地區(qū)采用不同的摘果方式。但近幾年來隨著對農(nóng)業(yè)機械化水平的重視，發(fā)展小型高效的花生聯(lián)合收獲機成為花生機械的一個研究重點，所以研究用于花生聯(lián)合收獲機上的摘果裝置顯的尤為重要。 在中國，花生播種機械化技術已基本成熟，根據(jù)中國農(nóng)業(yè)人口多、土地分散，而中小動力拖拉機保有量多的特點，該類機械以小四輪拖拉機為牽引動力，較好地解決了花生人工或畜力播種勞動量大和生產(chǎn)率低下的問題。近幾年，系列化的多功能花生覆膜播種機已在花生產(chǎn)區(qū)得到了大面積的推廣應用。相比之下，中國花生摘果的機械化水平低下則極大地影響了花生產(chǎn)業(yè)的發(fā)展傳統(tǒng)的花生摘果方法是用手工摘果，效率低、用工多，嚴重影響經(jīng)濟效益。而從國外引進、消化吸收的機型則由于不符合中國國情或動力消耗大、作業(yè)效果較差等原因，沒有形成較大的生產(chǎn)和使用規(guī)模，這就使中國的花生摘果機械與裝置多年來一直徘徊不前，與世界發(fā)達國家存在很大的差距。近幾年隨著種植花生面積的加大及花生產(chǎn)量的提高，花生摘果機的應用逐漸增多，成為代替手工操作的便利機械目前在廣大農(nóng)村應用較多的花生摘果機主要有煙臺市農(nóng)業(yè)機械科學研究所開發(fā)設計的篦梳式圓柱型軸流滾筒摘果機，此摘果機適合花生濕摘。該機主要由機架、排草輪、摘果滾筒、凹板篩、清選風扇輸送攪龍、風扇調(diào)節(jié)板等主要部件組成。該機械裝有行走輪，適合移動作業(yè)。工作時，飛速轉動的摘果滾筒上的彈簧齒與露出凹板篩的固定彈簧齒形成梳篦和擊打，將花生莢果從花生蔓上摘下來。 總之，國內(nèi)外花生摘果機具種類很多，各有特色并且也得到了不同程度的推廣應用。但就中國現(xiàn)有的狀況來看，現(xiàn)有的花生摘果機械還不成熟，引進或經(jīng)消化吸收以后模仿制造出來的花生摘果機械存在一定的缺陷，不適應中國花生的種植方式和花生收獲的實際情況，不能被廣大花生種植戶接受。因此，以中國花生生產(chǎn)的實際情況為基礎，研制出適合中國國情的新型花生摘果裝置，能夠應用于分段收獲的機械或花生聯(lián)合收獲機械，以滿足國內(nèi)現(xiàn)階段廣大花生種植用戶及市場的迫切需求，推動農(nóng)民增收、農(nóng)業(yè)增效，就成為中國花生摘果機械化一個亟待解決的課題。 1.3 本設計主要研究內(nèi)容和研究方法 1.3.1 研究內(nèi)容 （1）傳動系統(tǒng)的設計：電機與風機V帶傳動的設計計算、風機與滾筒V帶傳動的設計計算、滾筒與篩子V帶傳動的設計等內(nèi)容。 （2）主要部件設計包括：滾筒的設計、釘齒的設計等內(nèi)容。 （3） 凹板篩、風機的設計。 1.3.2 研究方法 （1）收集資料，進行歸納分析。 （2）按任務書內(nèi)容在指導老師的幫助下完成設計任務。 2 花生摘果的主要方式及摘果滾筒類型 花生摘果機具是將花生莢果從花生蔓 (秧 )上摘下并進行分離和清選的花生生產(chǎn)機械。按花生喂入方式的不同，花生摘果機分為全喂入式花生摘果機和半喂入式花生摘果機兩種機型，如圖 1和圖2所示 。 全喂入式花生摘果機一般采用蓖梳式摘果原理，主要用于北方從晾干后的花生蔓上摘果，如4HZ-680型花生摘果機， 5HZ-500型花生摘果機，4HZ-50B型花生摘果機等 ，其作業(yè)效率是人工作業(yè)效率的40倍以上，可以滿足花生摘果的生產(chǎn)需要。半喂入式花生摘果機消耗的動力小，摘果后的花生蔓整齊，便于儲存機綜合利用，摘濕果 1.頂蓋 2.滾筒 3.蔓葉排出口 4.凹板篩 5.雜余出口 6.后滑板 7.機架 8.集果箱 9.螺旋輸送器 10.風扇 11.前滑板 12.喂入口 圖1 全喂入式花生摘果機工作過程 1.Roof 2.Drum 3.Stem leaves outlet 4.Concave plate screen 5.Miscellaneous over export 6.After the board 7.Rack 8.Set fruit box 9.Screw conveyor 10.The fan 11.Slide 12. The feeding hopper Fig.1 The whole working process of the feeding type peanut picker 的質量好，破碎率低，并可與手扶拖拉機配套在田間進行作業(yè)。但是它的結構和傳動系統(tǒng)比較復雜，制造成本較高，工效比全喂入式要低，這種摘果方式在我國南方有少量應用。 2.1 軸流式釘齒滾筒 現(xiàn)有釘齒式滾筒包括三頭螺旋釘齒式徑流滾筒，圓柱形釘齒式軸流滾筒。 三頭螺旋釘齒式徑流滾筒其摘果形式為徑流式，主要用于花生干蔓摘果作業(yè)，摘完后莖蔓被打碎，不適于目前和今后花生濕摘果的要求。 軸流式釘齒滾筒是通過錐形滾筒的離心作用和釘齒的打擊梳理作用，將花生從莖蔓上摘下，可適用于濕摘，其缺點是摘凈率偏低，雖然轉速一致，但滾筒前后兩端的線速度相差較大，因而對花生果的損傷較大，且易堵塞，又因錐形滾筒尾部粗大，導 致整機體積龐大。此滾筒結構是數(shù)個直徑不同的支撐上固定著若干條齒板，上面依次 排列著數(shù)個摘果釘齒按照一定的角度構成多頭螺旋曲線。作業(yè)時，花生秧被旋轉滾筒 1.夾持輸送帶 2.摘果滾筒　3.機架　4.風扇　5.風量調(diào)節(jié)板　6.刮板輸送器　7.滑板 8、9.振動篩　10.擋果板 圖2 半喂入式花生摘果機工作過程 1. Clamping belt 2. Picking fruit drum 3.racks 4.fan 5. Air volume adjustment plate 6. Scraper conveyor 7. Skateboard 8、9. vibrating screen 10. Fruit plate Fig.2 The working process of the half feeding type peanut picker 上的釘齒抓取后，在滾筒罩內(nèi)作切線運動同時，還沿著軸向和頸項運動，其合成運動軌跡為圓錐螺旋線，釘齒帶引花生秧作圓周運動所產(chǎn)生的離心力沖打在凹板篩上摘果， 以上兩種釘齒式滾筒所用的釘齒均焊接在釘齒桿上，這種釘齒方式加工制造比較麻煩，不耐磨，如遇阻塞可導致釘齒彎曲，而且往往出現(xiàn)因焊接不牢而產(chǎn)生掉齒現(xiàn)象。 2.2 蓖梳式圓柱形軸流滾筒 此摘果滾筒特別適用于濕摘花生果，且摘果速度快，質量好，使用壽命長。濕花生蔓通過滾筒時，由滾筒體上的動齒帶動沿軸向前進，前進過程中，通過滾筒上的動齒和滾筒凹板上的固定齒的作用，將花生莖蔓上的花生梳摘下來，梳摘下來的花生果從凹板篩上的孔中落下。此滾筒具有滾筒結構合理，體積小，花生蔓進出速度快，破碎率低，使用壽命長等優(yōu)點。但采用全喂入蓖梳式的摘果原理的花生摘果機，都存在摘果不凈，分離不清，消耗的功率大，收獲損失過高的缺點，不適合農(nóng)村的生產(chǎn)形式。 2.3 差動式摘果滾筒 摘果部件首次通過傳動裝置實現(xiàn)了差動式的花生摘果方式，使花生摘果滾筒與花生輸送攪攏反方向轉動，花生果在這種運動中，垂到滾筒的下面，通過固定的彈性摘果桿將花生摘下，此種形式摘果滾筒摘果破碎率較低，摘果效率較高，但其作業(yè)環(huán)境差，清潔率機摘凈率較差。摘果過程中花生蔓被打碎，易產(chǎn)生堵塞等故障，且不易于花生蔓的儲存及綜合利用。 3 花生摘果機的結構設計 3.1 基本要求 針對全喂入式花生摘果機的工作原理和結構特點，結合研究的需要，所設計的摘果機應該滿足如下要求： （1）結構力求簡單，便于操作，安全可靠。 （2）生產(chǎn)效率高，消耗功率小。 3.2 總體結構 全喂入式花生摘果機由機架，摘果裝置，動力輸入裝置，篩選裝置等構成，其結構圖如圖3所示。花生摘果機由摘果，風選和篩選三部分組成。 摘果工作原理可分為擊打式梳、篦式、梳篦擊打結合式，擊打式滾筒結構簡單，造價低，其缺點是易破碎花生果。花生秧也易被粉碎，使分離困難； 梳篦式滾筒結構復雜，造價高，適應性差。經(jīng)試驗，梳篦擊打結合式滾筒結構工作流程相對較長，可適當降低工作線速度，提高摘凈率，是一種較為理想，適用的滾筒結構。風選部分的風機，分為橫向和縱向2種方向布局。橫向排列風機布局，風機體長，中間風小，導致風力不均勻，風選區(qū)較短，不利分選，縱向排列風機布局，風機體短，風力均勻 集中，風選區(qū)較長，有利分選。 篩選部分的分選篩可分為單層，雙層和多層3種形式。單層結構分選篩，不能對花生果，秧稈進行分離；雙層結構分選篩，能較好地分離花生果，秧稈和雜物，但分離出的塵土雜物堆積在機器下，不易清理，降低了生產(chǎn)效率，多層結構分選篩能較好地分離花生果，秧稈和雜物，并能將塵土雜物收集排出到機器外，分離效果理想。鑒于上述原理比較，確定以下設計方案。 （1）入料和輸送裝置。根據(jù)花生栽培學和花生生長狀況的調(diào)查數(shù)據(jù)可知，花生莢果的生長較為集中，中國花生結果的徑向距離約為100mm以內(nèi)。根據(jù)全喂入式花生摘果機的實際摘果情況，控制喂入斗的大小從而控制喂入量的大小，將喂入斗的尺寸設計為：喂入斗寬560mm，高350mm，斗出口255mm。入料口和上機架部分相連接，入料部位與上箱蓋，下箱蓋一起，采用螺栓連接，花生蔓經(jīng)入料口進入，由滾筒摘選桿轉動打擊使花生脫離莖桿，在傳動軸轉動的過程中摘果滾筒進行摘果。 （2）摘果部分。摘果部分由喂入斗、滾筒、 凹板和出料口組成。喂入斗放在機器左側，滾筒采用軸流式釘齒滾筒，籠篩為帶齒網(wǎng)格式凹板結構，在凹板上方左側設有排秧用的出料口 （3）出口部分。出口部分主要是下滑式鐵皮制造，也是由2mm厚的鐵皮構造，花生滑落上面進入篩選部分。 （4）風選部分。風選部分由集料板和風機兩部分組成。集料板在凹板下面，用以收集從凹板孔中跌落下的物料，并將收集的混合物料流運送到風選區(qū)進行分選，風機在滾筒下方偏前部位，出風口在集料板下方、方向向后，風機產(chǎn)生的氣流在集料板和分選篩之間形成風選區(qū)，對從集料板流送過來的物料進行分選。 （5）篩選部分。篩選部分在風選區(qū)的下方承接風選落下來的花生果與較少的雜物進行篩選，清除雜物得到潔凈的花生果。 （6）機架。整個機架采用角鋼焊接而成，起到其他幾個部件的支撐、定位、連接作用，并將電機裝配在機架里面。摘果機安裝在機架上面，采用普通螺栓連接，具體結構見裝配圖。 3.3 工作原理 將帶果花生秧由喂入斗（見圖3中1）處喂入，在滾筒（見圖3中2）推動下從進 1.喂入斗 2.滾筒 3.凹板篩 4.集料板 5.電機 6.風機 7.搖桿 8.機架 9.篩子 圖3 摘果機裝配簡圖 1. The feeding hopper 2. The drum 3. The concave plate screen 4. Aggregate board 5. Motor 6. Fan 7. Rocker 8. Rack 9. A sieve Fig.3 The figure of the Assembly 口向出口端運動,在滾筒和網(wǎng)格式凹板（見圖3中3）之間形成物料流,對帶果花生秧進行梳篦擊打,使花生果脫離莖稈下落,同時滾筒上動齒和網(wǎng)格式凹板內(nèi)側安裝的定齒相 對運動進行剪切,將較長的花生秧切斷 花生秧不易結團,不易裹挾花生果,提高了凹板的分離效果。較長的花生蔓葉通過蔓葉排出口排出，不斷分離出的花生果和較短的秧稈,塵土雜物等通過網(wǎng)格式凹板的網(wǎng)格方孔跌落，這些物料通過集料板（見圖3中4）的收集流送至風選區(qū)進行風選，較輕的花生秧，塵土雜物在風機（見圖3中6）作用下遠離機器。通過調(diào)節(jié)風機兩端的調(diào)風板可以調(diào)節(jié)風量和風壓大小來控制分選效果?；ㄉ鸵恍┹^重的秧稈，雜物落入分選篩（見圖3中9）中進行篩選。分選篩分3層，上層分離出較長的秧稈，秧稈在分選篩的往復擺動和風機風力的共同作用下從分選篩后部排出中層分離出花生果，集中有序排出；從中層柵條縫隙分離出來的塵土雜物，經(jīng)下層排出。 4 摘果裝置傳動系統(tǒng)的設計 傳動部件的結構電機1帶動風機轉動，風機進而帶動摘果滾筒轉動，滾筒通過帶 1.電動機 2 、4 、6 V帶傳動 3.風扇 5滾筒 7小凸輪 圖4 傳動方案圖 1. Motor 2.4.6 V belt transmission. 3.The fan 4.Roller 5.Small cam Fig.4 Transmission program figure 帶傳動凸輪機構，在凸輪機構的帶動下，篩選機構作擺動，對花生進行篩選。此方式，結構簡單，避免復雜結構，節(jié)省了空間，且運行可靠，經(jīng)濟性好，符合設計要求。根據(jù)花生摘果機的具體傳動要求，可選電機與主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，應為摘果機在摘果工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩沖和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機減少震動，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響摘果機的傳動，因為花生摘果機不需要精確的傳動，只要傳動比比較精確就可以滿足需求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶輪的結構簡單、制造成本低、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以,在電機和摘果機的傳送帶之間選用V帶輪的傳動配合是很合理的。本設計中有三處可以用到V帶的傳動，輸入系統(tǒng)和電機之間，摘果滾筒和電機之間，風機與滾筒之間，我們來確定輸入系統(tǒng)和電機之間的帶傳動。 4.1 電動機的選擇和傳動參數(shù)的設計 給定摘果機的工作條件：滾筒工作功率P=1.2kw，直徑D=350mm，稍有震動，在室溫下連續(xù)運轉，工作環(huán)境多塵雜，電源為三相交流，電壓為380V。風扇的額定功率為1.2kW。篩子功率取1kw。 （1）選擇電動機類型和結構形式。系統(tǒng)無特殊需求，一般選用Y系列三相交流異步電動機。選用全封閉自扇冷式籠型，電壓380V。 （2）選擇電動機容量 P= （1） 為電動機的功率，為工作功率，為傳動裝置的總效率 =· （2） 為滑動軸承的效率，查表取0.97（一對） 為帶傳動的效率，查表取0.96 求解得： =× =0.867 滾筒功率P ===1.384kw 同理 風扇功率P=1.262kw 篩子功率P=1.238kw =P+P+P （3） =3.884kw 查電動機參數(shù)表選取電動機額定功率 P=4kw. （3）選擇電動機 根據(jù)條件，電機的轉速選擇常用的兩種同步轉速：1500r/min和3000r/min。選用1500r/min。綜臺考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，由《機械設計課程設計手冊》所選電動機為Y系列三相異步電動機Y112M-4，額定功率P=4kw，滿載轉速n=1440 r/min，機座中心高為112mm傳動裝置結構較緊湊。 4.2 各軸的計算 根據(jù)常用傳動機構的主要特征及適用范圍，由《機械設計》取V1帶傳動的傳動比為0.96；那么V2帶傳動的傳動比為2.8 ；V3帶傳動的傳動比為1.6。 4.2.1 各軸的轉速計算 電機軸轉速 （4） 風扇軸轉速 滾筒軸轉速 凸輪軸轉速 4.2.2 各軸輸入功率計算 電機軸輸入功率 （5） 風扇軸輸入功率 滾筒軸輸入功率 凸輪軸輸入功率 4.2.3 各軸輸入扭矩計算 電機軸輸入扭矩 （6） 風扇軸輸入扭矩 滾筒軸輸入扭矩 凸輪軸輸入扭矩 4.3 V帶傳動的設計 根據(jù)花生摘果機的具體傳動要求，可選取電動機和主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，因為在脫粒機的工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響花生摘果機的傳動，因為摘果機不需要精確的傳動比，只要傳動比比較準確就可以滿足要求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶倫的結構簡單、制造成本底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與摘果機機之間選用V帶與帶輪的傳動配合是很合理的。 選擇V帶和帶輪因當從它的傳動參數(shù)入手，來確定V帶的型號、長度和根數(shù)，再來確定導輪的材料、結構和尺寸（輪寬、直徑、槽數(shù)及槽的尺寸等），傳動中心距（安裝尺寸），帶輪作用在軸的壓力。 4.3.1 電機與風機V帶傳動的設計計算 選用普通V帶傳動，動力選用Y系列三相異步電動機Y112M-4，功率P=4kw，轉n=1440 r/min，中心距為112mm。 （1）確定計算功率 由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率 （7） 其中: —工作情況系數(shù) —電動機的功率 查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2 摘果電機=1.2×4=4.8(KW) （2）選擇V帶的型號 根據(jù)計算得知的功率和電動機上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。 （3）確定帶輪的基準直徑 初選電動機的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=125mm。 （4）計算V帶的速度V （8） v=9.42m/s （5）計算從動輪的直徑 （9） = 117.6mm ε為滑動率，取ε=2% 由《機械設計》，取=120mm （6）確定傳動中心距和帶長 取0.7x（+）≤a≤2 x（+） 滾筒V帶輪 即171.5mm≤a≤490mm 取 =450mm 求 =122.5 求 = =2.5 滾筒V帶長 =+2+ =122.5+2×450+ （10） 得 1318.01mm 按《機械設計》，取=1400mm。 實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得： （11） 求得: 滾筒V帶 491mm （7）驗算主動輪上的包角 （12） 求得滾筒V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求 （8）確定V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)由下列公式確定： （13） 其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw） —考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù) —計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量 —長度系數(shù)，查表可知 查表取滾筒V帶相關值：=0.99 =0.99 =2.89kw =0.08kw 滾筒V帶根數(shù)Z=1.61 所以取Z=2根 （9）計算帶的最小初拉力 查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m 單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮? +q （14） = 500×（）+0.10× =191.8N 其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m （10）計算壓軸力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出: 即: =2z （15） =2×2×191.01× 求得滾筒V帶壓軸力：=764N 因為帶速V=9.42m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用整體式結構。 綜上整理帶傳動參數(shù)如表1： 表1 電機與風機帶傳動參數(shù) Table 1 Motor and fan belt transmission parameters 小帶輪直徑 大帶輪直徑 傳動比i 帶基準長度Ld 根數(shù)Z 中心距a 120mm 125mm 0.96 1400mm 2 491mm 4.3.2 風機與滾筒V帶傳動的設計計算 選用普通V帶傳動，由風機帶動滾筒，風扇功率P=1.262kw，轉速n=1500r/min。 （1）確定計算功率 由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率 （16） 其中: —工作情況系數(shù) —所需傳遞的額定功率 查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2 風扇功率=1.2×1.262=1.514(KW) （2）選擇V帶的型號 根據(jù)計算得知的功率和風扇上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。 （3）確定帶輪的基準直徑 初選風扇的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=140mm。 （4）計算V帶的速度V （17） v=10.99m/s （5）計算從動輪的直徑 （18） = 383.9mm ε為滑動率，取ε=2% 由《機械設計》，取=392mm （6）確定傳動中心距和帶長 取0.7x（+）≤a≤2 x（+） 風扇V帶輪 即372.4mm≤a≤1064mm 取 =700mm 求 =266 求 = =126 風扇V帶長 =+2+ =3.14×266+2+ （19） 得 2257.68mm 按《機械設計》，取=2400mm。 實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得： （20） 求得: 風扇V帶 771mm （7）驗算主動輪上的包角 （21） 求得風扇V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求 （8）確定V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)由下列公式確定： （22） 其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw） —考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù) —計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量 —長度系數(shù)，查表可知 查表取風扇V帶相關值：=0.95 =1.06 =1.32kw =0.10kw 風扇V帶根數(shù)Z=1.16 所以取Z=2根 （9）計算帶的最小初拉力 查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m 單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮? +q （23） = 500×（）+0.10× ==51.7 N 其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m （10）計算壓軸力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出: 即: =2z （24） =2×2×51.7 求得滾筒V帶壓軸力：=203.6N 因為帶速V=10.99m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用輪輻式結構，且D500mm，輪輻數(shù)目取為4。 綜上整理帶傳動參數(shù)如表2： 表2 風機與滾筒帶傳動參數(shù) Table 2 Fan and roller belt transmission parameters 小帶輪直徑 大帶輪直徑 傳動比i 帶基準長度Ld 根數(shù)Z 中心距a 140mm 392mm 2.8 2400mm 2 771mm 4.3.3滾筒與篩子V帶傳動的設計計算 選用普通V帶傳動，由滾筒帶動篩子擺動，滾筒功率P=1.38kw，轉速n=536r/min。 （1）確定計算功率 由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率 （25） 其中: —工作情況系數(shù) —所需傳遞的額定功率 查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2 滾筒功率=1.2×1.384=1.66(KW) （2）選擇V帶的型號 根據(jù)計算得知的功率和滾筒上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。 （3）確定帶輪的基準直徑 初選滾筒的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=100mm。 （4）計算V帶的速度V （26） v=2.8m/s （5）計算從動輪的直徑 （27） = 156.8mm ε為滑動率，取ε=2% 由《機械設計》，取=160mm （6）確定傳動中心距和帶長 取0.7x（+）≤a≤2 x（+） 滾筒V帶輪 即182mm≤a≤520mm 取 =500mm 求 =130 求 = =30 滾筒V帶長 =+2+ （28） =3.14130+2×500+ 得 1410mm 按《機械設計》，取=1600mm。 實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得： （29） 求得: 滾筒V帶 595mm （7）驗算主動輪上的包角 （30） 求得滾筒V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求 （8）確定V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)由下列公式確定： （31） 其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw） —考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù) —計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量 —長度系數(shù)，查表可知 查表取滾筒V帶相關值：=0.99 =1.00 =1.44kw =0.20kw 滾筒V帶根數(shù)Z=1 所以取Z=1根 （9）計算帶的最小初拉力 查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m 單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮? +q （32） = 500×（）+0.10× ==444.6 N 其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m （10）計算壓軸力 為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出: 即: =2z （33） =2×1×444.6 求得滾筒V帶壓軸力：=889.2N 因為帶速V=2.8m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用整體式結構。 綜上整理帶傳動參數(shù)如表3： 表3 滾筒與篩子帶傳動參數(shù) Table3 Drum and sieve belt transmission parameters 小帶輪直徑 大帶輪直徑 傳動比i 帶基準長度 根數(shù)Z 中心距a 100mm 160mm 1.6 1600mm 1 595mm 5 主要部件設計 5.1 摘果滾筒設計計算 滾筒是花生摘果機的關鍵部件，其幾何參數(shù)是否合理 、方案是否正確 ，直接影響著花生的摘果質量 、摘果效率以及花生摘果機的使用壽命。 5.1.1 確定滾筒類型 目前國內(nèi)外的花生摘果機一般均采用滾筒式摘果部件 ，通過對國內(nèi)外幾種常見的摘果部件進行比較，進行了分類。按滾筒結構分，可分為閉式滾筒和開式滾筒。開式滾筒：所謂開式滾筒是指滾筒的齒根圓不是一個封閉的圓筒，而是齒根圓上等間隔的裝上數(shù)條齒桿，釘齒就安裝在齒桿上，如圖5所示。 圖5 開式釘齒軸流滾筒 Fig.5 Open spike-tooth drum of axial flow 開式滾筒的優(yōu)點是結構簡單，重量輕，易于制造，維修方便，滾筒對花生的抓取能力也比較強，同時花生進入脫粒室有較好的膨松作用，有利于花生的脫落，對喂入花生的厚薄變化有較好的適應性，因此滾筒堵塞的現(xiàn)象較少，即使堵塞了也比較容易排除。它的缺點是對莖桿的打擊作用大，所以斷碎桿較多，齒桿對空氣的攪動作用也大，所以消耗的功率比較大。 閉式滾筒：與開式滾筒相反，閉式滾筒的齒根圓是薄鋼板封閉起來的，整個滾筒成一個封閉的圓筒，釘齒等距離的分數(shù)排安裝在封閉圓筒上。這種閉式滾筒適宜于半喂入機構使用，因進入脫粒室內(nèi)的苗穗只受到釘齒的梳刷和打擊，不受齒桿的打擊，所以斷枝和斷桿少，即能較好的保持莖桿的完整性，同時這種滾筒對空氣的攪動也比開式的小，所以消耗的功率也比較少。 5.1.2 滾筒的直徑 滾筒的直徑是一個很重要的設計參數(shù)，它對滾筒的工作性能有很大的影響。一般說，直徑大，胃口大，消化能力也強，即喂入量大，脫離和分離能力也強。對全喂入式摘果機來說，直徑大的滾筒，其喂入口的喂入長度也比較長，使夾持鏈送來的苗穗易于進入脫粒室內(nèi)進入脫粒室的穗頭部分彎曲也比較少，有利于花生的分離，莖桿的斷碎也少，同時花生在脫粒室內(nèi)軸向移動的阻力也小。但事物是相互聯(lián)系的，看問題要從個方面去看，不能只從單方面看，直徑過大時，機器外形尺寸大，重量大，也不好。直徑過小時，又容易引起纏死和塞死滾筒，不能適應高產(chǎn)的要求，故也不用。 通常，為了避免纏死，其最小齒根圓直徑因保證齒根高的周長大于桿的桿長。即要求: 式中D?！?滾筒最小的齒根圓直徑； L — 花生苗的最高苗長。 目前的齒根圓直徑： 大型機取D。＝460～500毫米 中型機取D。＝360～450毫米 小型機取D。＝300～360毫米 齒根圓直徑選定后，再選擇合適的釘齒高度h，然后按下式計算出滾筒的工作直徑，亦即頂圓的直徑D。 D ＝ D。+ 2h 釘齒不能太矮，否則影響其摘果能力，但也不能太高，否則易彎曲，應根據(jù)喂入量大小而異。在此選擇的滾筒直徑為350mm。 5.1.3 滾筒的長度 軸流型滾筒的長度也是一個重要的設計參數(shù)，長度大說明摘取時間長，花生在脫粒室內(nèi)停留的時間長，這對花生的摘取是有好處的。小型機滾筒長度一般取500毫米。 對全喂入花生摘果機來說，因花生苗一進入脫粒室即已把絕大部分花生摘下，而且摘下的花生易于從穗枝中分離出來，所以滾筒的長度可比同類型全喂入機型的短。大型機的滾筒長度通常只有1000～1100毫米長即可，小型機的滾筒長度有500～700毫米即可。對全喂入式花生摘果機，滾筒太長，不利于滾筒的充分利用，讓非功率，太短，不利于喂入斗的設計，影響喂入量。因此必須合理選擇滾筒的長度根據(jù)實際摘果情形和經(jīng)驗以及摘果機形狀大小，將摘果滾筒長選為520mm。 5.1.4 滾筒的線速度V 滾筒的線速度對于滾筒的摘取能力，是不可忽視的外因條件。一個結構不合理的滾筒如沒有適當?shù)木€速度，就不能有良好的摘取性能。 對全喂入軸流式滾筒，因其摘取流程長，為減少碎稈，通常比切流式的線速度取低些，常取V=20～25米/秒。對全喂入式滾筒，因莖稈不進入脫粒室，所以為保持整稈，線速度可以低些，常取V=13～16米/秒。因不同的場合，干式和濕式含水量不同，其摘取的難易也不同，所以設計時，最好滾筒是可以變速的，起碼有兩種速度，一種是摘干式的，一種是摘濕式的。 選好滾筒線速度后，即可按下式計算出應有的滾筒轉速n： n = 式中 D — 滾筒的直徑。 估算滾筒的轉速：取滾筒線速度為20m/s，則r/min。 5.2 滾筒軸裝置的設計 傳動軸是花生摘果機的主要設計部件之一，它在花生摘果機正常工作過程中，承擔主要轉矩、扭矩、彎矩，花生摘果工作過程中是很頻繁的沖擊，因此傳動軸的設計是很關鍵的一個步驟。它的主要功用是傳遞軸上的運動和動力。軸按照軸線形狀的不同，可以分為曲軸、直軸、軟軸和撓形軸等，根據(jù)花生摘果機的結構特點和組成形狀及工作強度和環(huán)境的要求，花生摘果機的主軸選用直軸形式傳遞。 根據(jù)軸的扭轉強度來初步計算確定其最小直徑，可利用經(jīng)驗公式： （34） 其中: —軸常用的幾種材料的的值 P—主軸上的功率 kw n—主軸上的轉速 r/min 軸上的材料由《機械設計》一書中可以查到，應選取調(diào)質處理的45號鋼，=640MP,書中表15—2取=112，于是求得: d=14.98mm mm 取d=15mm 輸出軸上的最小直徑顯然是安裝帶輪的內(nèi)孔，軸上兩端開有鍵槽，因此，為了開鍵槽又不消耗輸出軸的強度，可以使軸的直徑增加10%以上，這樣增加輸出軸的尺寸，可以提高軸的工作強度。即 d= d (1+10%) 16mm 主輸出軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑，為了使所選的軸直徑與帶輪相配合，故使輸出軸端的軸徑選為d=16mm。 5.2.1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 滾筒傳動軸的第一級安裝帶輪，由帶輪直徑查表得知帶輪的厚度A=20mm,其輪轂長度為62mm,則取第一級軸的軸徑d=16mm, 其長度為26mm。該軸的徑向定位由普通的平鍵來完成。選用鍵的型號為普通平鍵，其尺寸為8x8x20。鍵的型號可以通過查《機械設計》一書獲得。 第二級安裝軸承座和軸承，查表的該段直徑為d=20mm，長度為30mm。 第三級安裝滾筒，查表的該段直徑d=30mm,由于有旋轉件，箱體兩側留60mm,小于套筒的長度，箱體厚度為2mm，該軸的長度為714mm。 5.2.2 求軸上的載荷 （1）初選滾筒軸系。由摘果機的結構和相關尺寸可知所設計的軸上裝有帶輪和滾筒，需要選擇軸承，又由d=20mm，初步選取支撐的軸承 深溝球軸承，在《機械設計手冊》查的軸承的型號為6004，它的結構尺寸d*D*B為20、42、12，故取右邊第二段與左邊第二段的直徑相等，即d=20mm.。 安裝滾筒帶的直徑為d=30mm，軸承左右端采用的軸承用軸承座固定，已知滾筒長度為714mm.。滾筒軸的基本結構如下圖6：軸的簡圖見圖6 圖6 軸的結構示意圖 Fig.6 The axis of the structure （2）求輸出軸上的所受轉矩 根據(jù)公式：T=9550 （35） 其中： p—輸入功率 kw n—傳動軸的轉速 r/min 即 T=24.7 N.m （3）滾筒的圓周力 根據(jù)公式：= 求得 （36） 其中d—輸出軸的軸心到動刀中間的距離 即： ==76N 根據(jù)公式： =80% 其中：80%—徑向力占圓周力的百分數(shù) 即： =60.8N （4）求軸所受支反力F 軸上水平面內(nèi)所受支反力 根據(jù)公式：F = （37） 其中：—左帶輪到第一個軸承座的距離90mm —滾筒第一個軸承座到第二個軸承座的距離530mm —第二個軸承座到右?guī)л喌木嚯x90mm 即： F ===8.8N 根據(jù)公式： F=F 即： F=8.8N 軸在垂直面內(nèi)所受支反力 根據(jù)公式： R= 求得 （38） 即 R==11N 根據(jù)公式：R= R=11N （5）彎矩M 水平彎矩 在水平面內(nèi)，軸上彎矩為: 根據(jù)公式： M==5.47 N.m M= M （39） 求得： M=5.47N.m 在垂直面內(nèi)，軸上彎矩為: 根據(jù)公式： M==6.84 N.m M= （40） 求得： M=6.84N.m 合成的彎矩為： =8.76N.m =8.76 N.m （6）求轉矩T 根據(jù)公式： T=9550=35.3 N.m