花生收獲機設計說明書[帶圖紙]

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p><b>　　1引言0</b></p><p>　　1.1 本課題的意義3</p><p>　　1.2 國內（外）發(fā)展概況及現狀3</p><p>　　1.3 課題由來及設計條件3</p><p>　　

2、1.4 課題設計思路4</p><p>　　1.5 預期效果4</p><p><b>　　2總體方案設計5</b></p><p>　　2.1 整機構造簡介5</p><p>　　2.2 作業(yè)原理5</p><p>　　2.3 收獲機與拖拉機的聯接5</p><p

3、>　　2.4收獲機的動力部分6</p><p><b>　　3部件設計7</b></p><p><b>　　3.1 振動篩7</b></p><p><b>　　3.2 挖掘鏟8</b></p><p>　　3.2.1挖掘裝置結構形式的確定8</p>

4、;<p>　　3.2.2 挖掘鏟的主要參數確定8</p><p>　　3.3 深度調節(jié)機構12</p><p><b>　　4設計計算13</b></p><p>　　4.1 動力分配計算13</p><p>　　4.2 帶輪傳動的設計計算14</p><p>　　4.3

5、滾子鏈傳動的設計計算16</p><p>　　4.3.1鏈的計算選擇16</p><p>　　4.3.2鏈輪的設計計算17</p><p>　　4.4軸的校核19</p><p>　　4.4.1輸入軸的校核19</p><p>　　4.4.2輸出軸的校核23</p><p>　　4.

6、5軸承的選用與計算27</p><p>　　4.6 鏈條的調整29</p><p><b>　　5結論30</b></p><p><b>　　參考文獻31</b></p><p><b>　　致 謝32</b></p><p>　　附 件

7、清 單33</p><p><b>　　花生收獲機設計</b></p><p>　　摘 要：花生是世界上主要的油料作物之一，很久以來，花生的栽種、收獲和加工主要由人工完成。國內的花生收獲機發(fā)展緩慢，花生收獲的機械化水平不高嚴重地影響花生生產的發(fā)展。針對國內小面積種植、個體收獲的農村，需要設計一臺集挖掘、抖土和鋪放功能于一體的簡易花生收獲機械來提高花生收獲效率。本課題

8、設計的小型花生收獲機是配在微型拖拉機上，可實現挖掘、抖土、鋪放等功能?；ㄉ斋@機設計的內容包括挖掘鏟、振動篩等主要部件，還相應設計了機架和傳動裝置?；ㄉ斋@機在作業(yè)時，鏟子和花生相向運動，掘起花生和泥土，振動篩連續(xù)的抖動，分離混合在一起的泥土和花生。花生繼續(xù)向后面移動，最后均勻的鋪設在地面，等待人工收集。該花生收獲機生產成本低、操作簡便、可靠，能夠滿足設計要求，滿足生產實際的需要。</p><p>　　關鍵詞：花

9、生收獲機；振動篩；挖掘鏟</p><p>　　Design of Peanut Harvester</p><p>　　Abstract: The peanut is one of the main oil plants in the world. For a long time, the planting, harvesting and processing of peanut were

10、 mostly completed by manual work. The development of peanut harvester in China is late, the mechanization level of peanut harvesting affected the development of the peanut production seriously. In order to prove the effi

11、ciency of peanut harvesting, we need to design a effective and simple peanut harvester, which a machine that can dig, shake off the soil and lay</p><p>　　Key word: Peanut harvest; Shaking screen; Digging sho

12、vel.</p><p><b>　　1引言</b></p><p>　　1.1 本課題的意義</p><p>　　花生是我國種植面積較大且具有較強國際競爭力的經濟作物和油料作物之一,我國花生總產量位居世界首位,占世界花生總產量的35%左右。很久以來，花生的栽種、收獲和加工主要地是由人工完成。它是一種低效率的勞動，嚴重地影響花生生產。</

13、p><p>　　特別是近年來，隨著花生種植面積的不斷增加和農村剩余勞動力的大量轉移，“三秋”大忙季節(jié)勞動力明顯不足，花生生產的各環(huán)節(jié)間的矛盾凸現,嚴重影響后序的作業(yè)(如小麥種植)。因此，花生收獲機械化已成為花生生產環(huán)節(jié)的主要研究內容。</p><p>　　1.2 國內（外）發(fā)展概況及現狀</p><p>　　在世界范圍內,隨著生物技術、花生生產技術的不斷提高,花生的種植

14、面積和產量將會不斷增加。發(fā)達國家的花生收獲機正依照本國的種植特點, 向大型化、機電一體化、智能化、更可靠、更安全的方向發(fā)展。其花生挖掘機和聯合收獲機的研究起步較早，尤其在花生兩段收獲方式的研究技術方面比較成熟，相應的制造和應用技術已經相當完善。美國John Deere 公司和Kelley Manufacturing 公司研制生產的花生收獲機械代表了世界最先進的水平。</p><p>　　而在經濟、生產力發(fā)展欠發(fā)達

15、國家，花生的收獲作業(yè)基本還是以人工和畜力為主。</p><p>　　我國從研制花生收獲機械以來，也已有多種類型的樣機問世。綜合起來有兩種形式：一是用挖掘機把花生從土里挖掘出來，對花生上的土壤不進行處理，花生的去土、收集、鋪放和摘果完全是靠人工來完成的，機械化程度低，并沒有減輕農民的勞動強度；二是集挖掘、提升、清選、摘果和集果為一體的聯合作業(yè)機型，該機型成本較高，國內雖然有一些科研部門和廠家投入資金對其進行研發(fā)，由

16、于在花生小面積種植、個體收獲的農村不適用，因此未有實質性進展。農民急需的是一種集挖掘、抖土和鋪放功能于一體的簡易花生收獲機。</p><p>　　1.3 課題由來及設計條件</p><p><b>　　A 設計內容</b></p><p>　　設計一臺花生收獲機，與6馬力微型拖拉機相匹配，主要用于收獲花生，也可以用于收貨馬鈴薯、紅薯等地下作物。

17、主要設計內容有：</p><p>　　a.總體設計：擬定總體方案，繪制結構總圖；</p><p>　　b.零部件設計：支架,傳動機構，深度調節(jié)機構，犁頭，撥盤，振動篩，相關計算、校核等。</p><p><b>　　B 設計依據</b></p><p>　　課題來源：生產實際；</p><p>　

18、　產品名稱：花生收獲機；</p><p>　　花生收獲機與拖拉機聯接形式：前置式固定聯接；</p><p>　　收獲機械行業(yè)標準NY/T502-2002 花生收獲機作業(yè)質量；</p><p>　　收獲機的主要技術參數：</p><p>　　作業(yè)深度：80～120mm；</p><p>　　作業(yè)寬度：600mm左右<

19、;/p><p>　　作業(yè)效率：約2畝/小時（花生）</p><p><b>　　損失率： 5%。</b></p><p><b>　　C 設計要求：</b></p><p>　　a.收獲機應能滿足農藝要求，可一次完成分秧、挖掘、鏟出、輸送、脫凈、放置成行等工序；</p><p>

20、;　　b.收獲機的性能要求：</p><p>　　收凈率比人工高10%左右，具有不掛秧、不堵塞、不破殼破皮、損失少等優(yōu)點；</p><p>　　結構簡單、緊湊、合理、操作方便、安全可靠。</p><p>　　c.重點研究：挖掘鏟設計、犁的入土角調整機構等；</p><p>　　d.設計時盡量采用標準件、通用件、以便降低制造成本。</p&

21、gt;<p>　　1.4 課題設計思路</p><p>　　在開始該機設計前，參考對比了一系列已有的小型花生收獲機，例如4H-2型花生收獲機，小型背負式花生聯合收獲機，簡易花生收獲機，振動篩式花生收獲機等，總結發(fā)現絕大多數小型收獲機都無一例外的使用了振動篩這一部件，當振動篩以一定振幅往復振動時，上面承載著的花生和沙土在后移過程中不斷振動，將花生根部的沙土抖落，花生收獲機尾部是向作業(yè)幅寬內傾的攏禾柵，

22、去除部分沙土的花生在這里聚攏鋪放在機后，待田間晾曬后在進行人工撿拾作業(yè)。</p><p>　　為此，本次課題也將采用該類型機構。該花生收獲機要實現挖掘、清土、鋪放等功能，為達到以上功能，將分別設計挖掘鏟，振動篩等主要部件，還有相應機架和動力傳動裝置。</p><p><b>　　1.5 預期效果</b></p><p>　　按照計劃完成目標任務

23、后，相信該機能夠滿足生產實際的需要，各項性能指標能夠達到任務書的要求，具有較好的社會應用價值。滿足以下要求：</p><p>　　a.結構簡單、緊湊、合理，操作方便，安全可靠；</p><p>　　b.滿足農藝要求，一次完成分秧、挖掘、鏟出、輸送、脫凈、放置成行等工序；</p><p>　　c.盡量多的采用標準件、通用件，生產制造陳本低。</p>&l

24、t;p><b>　　2總體方案設計</b></p><p>　　2.1 整機構造簡介</p><p>　　該機主要由挖掘鏟、驅震組件、振動篩、尾輪、深度調節(jié)機構、傳動裝置及機架組成。</p><p><b>　　2.2 作業(yè)原理</b></p><p>　　該機作業(yè)時，拖拉機推動收獲機具前行，

25、挖掘鏟以一定角度鏟入土中（挖掘深度通常在100～150 mm），將花生主根切斷，并將掘起的土壤和花生秧果輸送到振動篩上。掘起的土壤和花生秧果進入往復運動的振動篩，將花生和沙土不斷地向后振動輸送，大部分沙土被振落至篩下，實現清土目的，花生秧果和少部分未去除的沙土隨后從振動篩的尾端被拋送到已收區(qū)，實現成條鋪放，待田間晾曬后再進行揀拾作業(yè)。尾輪安裝在機架上，通過調節(jié)尾輪的安裝高度，調節(jié)挖掘鏟的挖掘深度和入土角。本機的主要特點：①采用振動篩清土

26、裝置，清土效果好、條鋪效果好、可靠度高、損失率低；②通過調節(jié)尾輪安裝高度，來調整挖掘深度和挖掘鏟入土角，操作簡單方便；③6匹微型拖拉機即可帶動，與現階段大多數農戶擁有的拖拉機相適應，操作簡便，成本低，投資少，收效快。</p><p>　　2.3 收獲機與拖拉機的聯接</p><p><b>　　圖2-1 聯接圖</b></p><p>　　收獲

27、機與拖拉機直接聯接和牽引式兩種聯接方式，本課題設計主要運用前置式固定聯接。直接連接式用螺母固定在拖拉機前面，升降支架與拖拉機后部連接，因為前置式收獲作業(yè) ，視野寬廣，操作簡單，行走靈活，另外結構緊湊，使用可靠(如圖2-1所示)，但掛接不方便，僅用于收獲地下深度不大的作物。</p><p>　　2.4收獲機的動力部分</p><p><b>　　圖</b></p&

28、gt;<p><b>　　圖2-2 傳動圖</b></p><p>　　收獲機主要靠帶輪和鏈輪傳遞動力。因為鏈傳動無彈性滑動和打滑現象，能保持準確的平均傳動比，傳動效率高，需要的張緊力小，徑向壓軸力小；并能在高溫及低速。有油污等惡劣環(huán)境下工作，另外鏈傳動制造精度和安裝度要求較低，成本低廉，可遠距離傳動，結構簡單。帶傳動是一種常用的、成本較低的動力傳動裝置，在各類機械中應用十分廣

29、泛。它具有傳動平穩(wěn)、噪聲低、清潔（無需潤滑）的特點，具有緩沖減震和過載保護的作用，并且維修方便。所以本收獲機采用圖2-2中的帶輪傳動。</p><p>　　動力由發(fā)動機輸出，通過帶輪兩級減速，講動力傳到收獲機的輸入軸，其最后一級傳動裝置的配置，有側邊傳動和中間傳動兩種。本課題的設計應用側邊傳動，動力從側邊傳至輸入軸，整機受力均勻，剛性好。挖掘部分的挖掘鏟經多實驗合理設計了鏟頭刃口的形狀和鏟面的彎曲弧度，不堵秧不纏

30、草，既能松土又不把作物翻起。</p><p><b>　　3部件設計</b></p><p><b>　　3.1 振動篩</b></p><p>　　圖3-1花生播種和塑料薄膜覆蓋輪廓</p><p>　　隨著環(huán)境惡化，春秋季的播種期間干旱和較少降雨量的現象經常發(fā)生?；ㄉa受天氣的影響較大?，F在普

31、遍采用塑料薄膜覆蓋種植的方法（圖3-1展示了基本構造）。這個新技術能夠保持土壤的濕度,增加地面溫度、減少在秧苗時期的管理，增加花生的產量。采用寬窄行壟作，寬行距為450～500 mm，窄行距為250～300 mm，溝寬為200～250 mm，壟頂寬為550～600 mm，壟底寬為650～700 mm，平均株距為200 mm，植株特征：平均株叢高度為450 mm，株叢范圍φ150～200 mm，結果深度60～100 mm，平均結果范圍為φ

32、200 mm。再根據要求，設定收獲機的作業(yè)寬度在600mm左右，所以此次振動篩的寬度設計為630mm（如圖3-2所示）</p><p>　　圖3-2 振動篩 1.偏心輪 2.振動篩 3.連接桿</p><p><b>　　圖3-3 聯接圖</b></p><p>　　花生收獲機的清土裝置目前主要有

33、抖動升運鏈式和振動篩式兩種，振動篩式結構緊湊、清土效果好、傷果率低等特點，但較抖動升運鏈式整體震動較大。綜合考慮本設計采用振動篩式清土裝置，振動篩柵條為縱向排布，柵條中心距可以根據當地花生品種（主要是花生果大?。﹣泶_定，為便于將花生秧果成條鋪放到遠離未收取區(qū)的已收區(qū)，該機構與偏心輪通過桿相聯。振動篩的振動頻率和振幅大小對設備的清土效果、輸送順暢性及機具震動性、可靠性等影響很大。振動篩對掘起物的拋擲力與篩動頻率的二次方和振幅的一次方成正比

34、，綜合考慮，并比照多種同類機型，本設計采用大振幅低頻率型振動篩結構形式，振動篩的振幅選定為30mm，偏心套偏心距I為4mm。如圖3-3振動篩隨著偏心輪的轉動帶動振動篩不斷的抖動，完成抖落泥土，分離果實的動作。</p><p><b>　　3.2 挖掘鏟</b></p><p>　　3.2.1挖掘裝置結構形式的確定</p><p>　　挖掘鏟的作

35、用是鏟斷花生主根、掘起秧土，并將掘起的土壤和花生秧果傳輸到清土裝置上。對挖掘鏟的要求是前行阻力小、挖掘深度穩(wěn)定、耐磨損、碎土性好、自潔性好、制作工藝方便等。并且能根據需要進行調節(jié)；保證土壟能沿鏟面順利通過；對用于粘重土壤的挖掘鏟應有較強的碎土能力，為分離作物中的泥土提供有力條件；為了避免工作時出現纏草和壅土，要求挖掘部分能夠自動進行清理；牽引阻力小，刃口的耐磨性要好。收獲機挖掘部件上采用的挖掘鏟有平面鏟、曲面鏟和槽型鏟等。本設計采用平面

36、多鏟。平面鏟的鏟面為平面，結構簡單，制造容易。為了保護鏟刃的自動清理和良好的入土性能，帶斜刃的三角形鏟得到廣泛的應用。平面鏟按鏟的數量可分為單鏟、雙鏟和多鏟三種。平面單鏟常用在單行收獲機上，根據挖掘斷面和滑切性能的要求，鏟刃夾角可取不同的值。平面雙鏟由左、右兩個鏟組成，常用在雙行收獲機上，鏟的固定方式有兩種：一種是鏟直接固定在橫梁上；另一種是將左、右兩個鏟分別通過托架懸臂固定在機架上，并在兩鏟之間留有滑草奸細。有時在兩鏟之間放置一個小鏟

37、，以減少主鏟的寬度和保證鏟的滑草能力。平面多鏟是由3個或者3個以上的相同或相似的鏟組成。由于鏟的個數較多，每個</p><p>　　3.2.2 挖掘鏟的主要參數確定</p><p>　　圖3-4 挖掘鏟的結構參數</p><p>　　如圖3-4所示，三角形平面鏟的主要參數有：入土角、鏟面長度L、鏟刃斜角、鏟面寬度B和鏟后端高度h等。</p><p

38、><b>　　a、入土角</b></p><p>　　挖掘鏟入土角較小時，其入土性能差，鏟面上土壤后移速度較快，漏土較少；當入土角較大時，入土性能好，但阻力增大，突然后移速度減慢，易壅土。機器前進作業(yè)時，位于鏟面上的土壤手里情況如圖3-5所示：</p><p>　　圖3-5 鏟面受力分析</p><p>　　利用達朗伯原理，為使土壤能夠后

39、移應滿足：</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　式中：p-沿著挖掘鏟移動的崛起物所需的力；</p><p>　　R-鏟對土壤的反作用力；</p><p>　　T-鏟面于土壤的摩擦力；</p><p><b>　　G-掘起物的重力；</b><

40、;/p><p><b>　　-挖掘鏟的入土角；</b></p><p>　　-土壤對鏟的摩擦系數 ，為掘起物與鏟面之間的摩擦角。</p><p><b>　　化簡式得</b></p><p><b>　　(3-2)</b></p><p>　　圖3-6 入土

41、角與阻力P和入土長度的關系</p><p>　　文獻[13]式3-2表明牽引阻力P與挖掘鏟的入土角為正切函數關系。在不同的土質中作業(yè)時（即分別取22°、35°、45°），入土角的改變對阻力P的影響規(guī)律如圖3-6中曲線所示。當較小時，曲線變化平緩，隨著增大，曲線變陡，說明入土角的改變對牽引阻力的影響，在重質土壤中比在輕質土壤中敏感。當入土角較小時，牽引阻力P隨增長較慢，當以后，牽引阻力

42、急劇上升。因此，挖掘鏟的入土角應取為宜、</p><p><b>　　b．鏟面的長度L</b></p><p>　　鏟面的長度L分別為和，是挖掘鏟的入土長度，是鏟在地面以上過渡部分的長度。</p><p><b>　　c．入土長度</b></p><p>　　入土長度由圖3-5可得：</p&g

43、t;<p><b>　　(3-3)</b></p><p><b>　　式中：H-挖掘深度</b></p><p>　　花生結果通常在地表以下100mm深處，取挖掘深度H=120mm，隨的變化如圖3-6中曲線所示入土部分長度隨入土角的增大而減少，當取較小值時，會較長，入土性能差且結構不緊湊，一般取。</p><p

44、><b>　　d．過渡部分長度</b></p><p>　　過渡部分長度為土壤和花生分離裝置輸送的必經區(qū)段，土壤在這里將發(fā)生膨松，變形，并消耗動能。過渡部分長度應盡量短，以便土壤子啊鏟面上的后移速度未達零值之前，就被送至分離裝置。的長度可根據能量守恒定律確定。設質量為m的掘起物，在區(qū)段的始點A的速度為，移到B點時的速度為，掘起物由A點向上移動到B點時，其動能消耗等于客服重力。摩擦力所作

45、的功。由動能守恒定律得到：</p><p><b>　　(3-4)</b></p><p>　　式中：-重力所作的功 ；</p><p>　　-摩擦力所做的功 </p><p>　　將、代入式3-4得 (3-5)</p><p&g

46、t;　　當時，掘起物停止運動，產生壅土，此時過渡部分長度為：</p><p><b>　　(3-6)</b></p><p>　　式3-6表明，當速度增大時，增加很快，有利于土壤上升和后移。所以，在確定時應考慮工作檔位，當入土角取較大值時，應減小。另外隨增大而減少，所以實際設計挖掘鏟時，為減少摩擦力，避免壅土，將挖掘鏟的入土部分的一段和過渡部分設計為柵條式，以便于土壤

47、順利后移，并使部分土壤分離。</p><p><b>　　e．鏟刃斜角</b></p><p>　　挖掘鏟工作時，切斷根蔓的能力主要取決于鏟刃斜角。過大時，根蔓易纏結鏟刃，嚴重時產生堵塞。過小，根蔓不易被切斷而發(fā)生滑脫現象。</p><p>　　圖3-7 鏟刃滑切受力分析</p><p>　　如圖3-7所示，設為根蔓和土

48、壤對挖掘鏟鏟刃的摩擦角，為作業(yè)時土壤對鏟的反作用力，則P沿挖掘鏟鏟刃的分力使根蔓和土壤后移，阻止根蔓和土壤向后滑移的摩擦力。</p><p>　　，式中，為使根蔓滑離鏟刃，產生滑切的條件是：即：，化簡該式得：</p><p><b>　　(3-7)</b></p><p>　　為使挖掘鏟具有良好的切割性能，鏟刃斜角的選擇應滿足式3-7。越小滑切

49、性能越好，但在幅寬不變時鏟刃斜角減小會增加鏟刃長度，使整機縱向尺寸變大，對機組的提升和行走均不利，因此鏟刃斜角不宜過小，土壤對剛的摩擦系數～，所以～ ，一般取左右。為了使未切割的莖葉和雜草順利地滑出鏟刃，鏟刃末端應離機器側板及其他零件40mm以上的距離。</p><p><b>　　f．鏟面寬度B</b></p><p>　　鏟的寬度主要取決于花生地上分布寬度，行距

50、的不均勻性、植株對壟中心的偏移和機器工作行駛的偏差。一般單行花生收獲機挖掘鏟的寬度不小于400-600mm，可按下式計算：</p><p><b>　　(3-8)</b></p><p>　　式中：b-花生分布平均寬度（mm）；</p><p>　　-花生分布寬度標準差（mm）；</p><p>　　c-機器行駛偏差，可

51、取c=50～80mm 。</p><p>　　雙行收獲機挖掘鏟的工作幅寬可按下式計算：</p><p><b>　　(3-9)</b></p><p>　　式中：M-平行行距（mm）；</p><p>　　-綜合標準差（mm）。</p><p><b>　　(3-10)</b>

52、;</p><p>　　式中：-行距標準差（mm）。</p><p>　　在配置中間帶小鏟的雙鏟和多鏟式挖掘部件時，兩鏟之間應留有滑草間隙，其值為：雙鏟為40-50mm，多鏟為30-40mm。</p><p>　　3.3 深度調節(jié)機構</p><p>　　1.鎖緊螺栓 2.掛接桿 3.尾輪</p><p>　　圖3

53、-8 深度調節(jié)機構</p><p>　　圖3-8所示調節(jié)機構是采用調節(jié)鎖緊螺栓的松緊來調節(jié)尾輪的深度，它與拖拉機的后部聯接。這個機構具有結構簡單，性能可靠，造價低，調整使用方便的特點。</p><p><b>　　4設計計算</b></p><p>　　4.1 動力分配計算</p><p><b>　　由文獻

54、[6]查得：</b></p><p><b>　　(4-1)</b></p><p><b>　　(4-2)</b></p><p>　　已知各運動副的效率：</p><p>　　球軸承 ，</p><p><b>　　鏈條傳動 ，<

55、/b></p><p>　　拖拉機動力輸出軸的額定輸出效率根據有關資料和經驗估算，其額定輸出功率由式4-1</p><p>　　則選作為收獲機的設計功率。</p><p>　　a.第一軸功率，轉速和扭矩由式4-1得</p><p>　　由式4-2得 </p><p>　　由式4-1得 <

56、/p><p>　　由式4-2得 </p><p>　　b.第二軸功率，轉速和扭矩</p><p>　　同理由式4-1和4-2得 </p><p>　　4.2 帶輪傳動的設計計算</p><p>　　已知發(fā)動機輸出轉速750轉/分，按設計要求輸入軸的軸的轉速500轉/分，輸出軸的轉速為400轉/分</p>

57、;<p><b>　　(4-3)</b></p><p>　　∴ </p><p><b>　　A.確定計算功率</b></p><p>　　查文獻得工作情況系數=1.1，由文獻得</p><p><b>　　(4

58、-4)</b></p><p><b>　　選擇V帶型號：</b></p><p><b>　　根據 </b></p><p>　　查文獻，選A型V帶。</p><p>　　B. 確定帶輪直徑、</p><p><b>　　選取小帶輪直徑：<

59、/b></p><p>　　參考文獻，選取小帶輪直徑 =140mm</p><p>　　驗算帶速： (4-5)</p><p><b>　　確定從動輪直徑：</b></p><p><b>　　查文獻取</b></p><p><b>　　計算實際傳動比：

60、</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　驗算從動輪實際轉速 由式4-3得：</p><p>　　C.確定中心距和帶長</p><p><b>　　初選中心距：</b></p><p><b>　　得</b><

61、;/p><p><b>　　取</b></p><p>　　求帶的計算基準長度：</p><p><b>　　(4-6)</b></p><p><b>　　查文獻得 </b></p><p><b>　　計算中心距：</b></

62、p><p><b>　　(4-7)</b></p><p>　　確定中心距調整范圍：</p><p><b>　　(4-8)</b></p><p><b>　　(4-9)</b></p><p>　　D. 驗算小帶輪包角：</p><p

63、><b>　　(4-10)</b></p><p><b>　　查文獻得，合適。</b></p><p>　　E. 確定V帶根數z</p><p><b>　　確定額定功率：</b></p><p>　　由、和查文獻[12]表4.5，得單根A型V帶的額定功率分別為1.31

64、KW和1.41KW，用線性插值法求</p><p><b>　　(4-11)</b></p><p><b>　　確定V帶根數Z：</b></p><p>　　由式 (4-12)</p><p>　　確定：

65、 得</p><p>　　確定包角系數： 得</p><p>　　確定長度系數 得</p><p><b>　　計算V帶根數：</b></p><p><b>　　取2根</b></p><p>　　F.計算單根V帶初拉力F0</p>

66、<p>　　查文獻[6]表3.2得q=0.1kg/m</p><p>　　由式， (4-13)</p><p><b>　　G.計算對軸的壓力</b></p><p>　　由式 (4-14)</p><p&g

67、t;　　4.3 滾子鏈傳動的設計計算</p><p>　　4.3.1鏈子的計算與選擇</p><p>　　根據=1.25 取小鏈輪齒數=11 </p><p><b>　　則</b></p><p>　　傳動比 </p><p><b>　　齒數：小鏈輪齒數

68、　</b></p><p><b>　　大鏈輪齒數　</b></p><p>　　實際傳動比由式（4-3）得</p><p><b>　　初定中心距</b></p><p><b>　　一般取 </b></p><p><b>　

69、　確定鏈節(jié)數</b></p><p><b>　　(4-15)</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　鏈條長度 (4-16)</p><p><b>　　計算額定功率<

70、;/b></p><p>　　工況系數 ＝1.3</p><p><b>　　齒數系數 </b></p><p><b>　　鏈長系數 </b></p><p>　　排數系數 （單排）</p><p><b>　　計算額定功率</b

71、></p><p><b>　　(4-17)</b></p><p>　　選定鏈條型號，確定鏈定鏈條節(jié)距P</p><p>　　根據，查文獻，選擇單排12A型滾子鏈，節(jié)距</p><p><b>　　計算中心距a</b></p><p><b>　　(4-18

72、)</b></p><p><b>　　驗算鏈速</b></p><p><b>　　(4-19)</b></p><p><b>　　計算對軸的壓力</b></p><p><b>　　(4-20)</b></p><p&

73、gt;　　4.3.2鏈輪的設計計算</p><p><b>　　小鏈輪尺寸：</b></p><p>　　分度圓直徑 (4-21)</p><p><b>　　得 </b></p><p><b>　　齒頂圓直徑:

74、</b></p><p><b>　　(4-22)</b></p><p><b>　　(4-23)</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　齒根圓直徑

75、 (4-24)</p><p>　　則 </p><p><b>　　(4-25)</b></p><p><b>　　(4-26)</b></p><p><b>　　(4-27)</b></p><

76、p><b>　　(4-28)</b></p><p><b>　　大鏈輪的尺寸：</b></p><p>　　分度圓直徑由式4-21得 </p><p>　　齒頂圓直徑由式4-22和4-23得</p><p><b>　　取</b></p><p&g

77、t;　　齒根圓直徑由式4-24得 </p><p><b>　　取</b></p><p>　　由式4-25和4-26 </p><p><b>　　同式4-27</b></p><p>　　由式4-28得 </p><p><b>　　4.4

78、軸的校核</b></p><p>　　4.4.1輸入軸的校核</p><p>　　圖4-1 輸入軸簡圖</p><p>　　通過類比法，初步設計輸入軸如圖4-1所示：現需要校核該輸入軸</p><p>　　a.輸入軸上的輸入轉矩T</p><p>　　在工作時，輸入軸上帶輪所承受的功率，同式4-1得<

79、/p><p><b>　　同式4-5得 </b></p><p>　　b.作用在小鏈輪上的力同式4-4得 </p><p>　　由式4-2得 </p><p><b>　　c．軸的受力分析</b></p><p><b>　　畫軸的受力分析圖<

80、/b></p><p><b>　　計算支承反力：</b></p><p><b>　　在水平面內：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　

81、　在垂直平面內：</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　畫彎矩圖</b></p><p><b>　　在水平面內，</b></p><p>　

82、　a-a剖面左側 </p><p>　　N·mm </p><p>　　a-a剖面右側 N·mm</p><p><b>　　在垂直平面內，</b></p><

83、;p>　　a-a剖面左側 </p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　a-a剖面右側 </b></p><p>　　合成彎矩，a-a剖面左側</p><p>　　N

84、3;mm (4-29)</p><p>　　a-a剖面右側 同式4-29得 </p><p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　畫轉矩圖</b></p><p>　　已知 N·m </p><p&

85、gt;　　圖4-2 軸的彎矩、扭矩圖</p><p><b>　　d.危險截面的判斷</b></p><p>　　a-a截面左右的合成彎矩左側相對右側大些，扭矩為T，只要左側處滿足強度要求即可，即該處為危險截面。</p><p>　　e.軸的彎矩合成強度校核</p><p>　　只需校核軸上受最大彎矩和扭矩的界面強度&l

86、t;/p><p>　　參考文獻查得[σ]=[ σ-1]=60 Mpa, (4-30)</p><p><b>　　a剖面左側</b></p><p><b>　　(4-31)</b></p><p><b>　　(4-32)</b></p>&

87、lt;p><b>　　N·mm</b></p><p><b>　　(4-33)</b></p><p>　　彎扭合成強度滿足要求</p><p>　　f．軸的疲勞強度安全系數校核</p><p>　　由參考文獻查得 45鋼調質，，，，</p><p>　　a

88、-a 截面左側由式4-31得 </p><p>　　由參考文獻查的，；絕對尺寸系數，；軸經磨削加工，表面質量系數。則</p><p>　　彎曲應力 同式4-33</p><p>　　Mpa </p><p>　　應力幅 Mpa</p><p>&l

89、t;b>　　平均應力 </b></p><p>　　切應力 (4-34)</p><p>　　Mpa </p><p>　　Mpa

90、 </p><p>　　安全系數 (4-35)</p><p><b>　　(4-36)</b></p><p><b>　　(4-37)</b></p><p>　　查閱參考文獻得需用安全系數，。則

91、b-b剖面安全，輸入軸強度滿足要求。</p><p>　　4.4.2輸出軸的校核</p><p>　　圖4-3輸出軸與鏈輪和軸承的配合</p><p><b>　　A.求軸上載荷</b></p><p><b>　　(1)計算鏈輪受力</b></p><p>　　鏈輪的分度圓

92、直徑由式4-10得</p><p>　　圓周力 </p><p>　　徑向力 </p><p><b>　　(2)求支反力</b></p><p>　　軸承的支點位置 </p>

93、<p>　　齒寬中心距左支點距離</p><p>　　左支點水平面的支反力</p><p>　　右支點水平面的支反力</p><p>　　左支點垂直面的支反力</p><p>　　右支點垂直面的支反力</p><p><b>　　計算彎矩和扭矩</b></p><p&

94、gt;<b>　　截面C處水平彎矩</b></p><p><b>　　截面C處垂直面彎矩</b></p><p>　　截面C處合成彎矩 同式4-29得</p><p>　　B.彎扭合成強度校核：通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面的強度。</p><p>　　截面C處計算彎矩：考慮啟動、停機影響，

95、扭矩為脈動循環(huán)變應力，由式4-32得：</p><p><b>　　截面C處計算應力</b></p><p>　　強度校核：45鋼調質處理，由文獻[10]表11.2查得</p><p>　　則彎扭合成強度滿足要求</p><p>　　C.疲勞強度安全系數校核：不計軸向產生的壓應力的影響。</p><p

96、><b>　　確定危險截面：</b></p><p>　　由于在估算時放大了5％以考慮鍵槽的影響，而且截面A，Ⅰ，Ⅳ只承受轉矩，故不必校核。截面B上應力最大，但由于過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在該軸段兩端，故也不必校核。</p><p>　　截面Ⅱ，Ⅲ處應力接近最大，應力集中相近，且最嚴重，但截面Ⅴ不受轉矩作用，故不必校核。截面Ⅱ為危險截面，截面Ⅱ的左右兩側均

97、需校核。</p><p>　　截面Ⅱ左側強度校核：</p><p><b>　　抗彎截面系數</b></p><p><b>　　(4-38)</b></p><p><b>　　抗扭截面系數</b></p><p><b>　　(4-39)&

98、lt;/b></p><p><b>　　截面Ⅳ左側的彎矩</b></p><p>　　截面上的彎曲應力，由式4-33得：</p><p>　　截面上的扭矩切應力，由式4-34得：</p><p>　　平均應力:彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力</p><p>　　扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,=0

99、</p><p>　　應力幅: (4-40)</p><p><b>　　(4-41)</b></p><p>　　材料的力學性能:45鋼調質,查文獻[10]表11.2得</p><p>　　軸肩理論應力集中系數</p><p>　　,,查文獻[8

100、]表1.6并經插值計算得</p><p><b>　　材料的敏性系數</b></p><p>　　由查文獻[9]圖2.8并經插值</p><p><b>　　有效應力集中系數</b></p><p><b>　　(4-42)</b></p><p>&l

101、t;b>　　(4-43)</b></p><p>　　尺寸及截面形狀系數:由查文獻[10]圖6.10得:</p><p>　　扭轉剪切尺寸系數:由查文獻[10]圖6.10得:</p><p>　　表面質量系數:軸按磨削加工,由查文獻[10]6.12得:</p><p>　　表面強化系數:軸未經表面強化處理:</p>

102、;<p>　　疲勞強度綜合影響系數</p><p><b>　　(4-44)</b></p><p><b>　　(4-45)</b></p><p>　　等效系數:45鋼: </p><p><b>　　取</b></p><p>&l

103、t;b>　　取</b></p><p>　　僅有彎曲正應力時的計算安全系數</p><p><b>　　(4-46)</b></p><p>　　僅有扭轉切應力時的計算安全系數</p><p><b>　　(4-47)</b></p><p>　　彎扭聯合作

104、用下的計算安全系數由式4-35得</p><p>　　設計安全系數: 材料均勻,載荷與應力計算精確時:</p><p><b>　　取</b></p><p>　　疲勞強度安全系數校核 Sca＞S=1.5</p><p><b>　　則左側疲勞強度合格</b></p><p

105、>　　截面Ⅱ右側強度校核：</p><p>　　抗彎截面系數 同式4-38得</p><p>　　抗扭截面系數 同式4-39得</p><p><b>　　截面Ⅳ左側的彎矩 </b></p><p>　　截面上的彎曲應力 同式4-33得</p><p>　　截面上的扭轉切應力 同式4-34得

106、</p><p><b>　　平均應力</b></p><p>　　彎曲正應力為對稱循環(huán) </p><p>　　扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力</p><p><b>　　應力幅:</b></p><p>　　彎曲正應力為對稱循環(huán) 同式4-40得</p><

107、;p>　　扭轉切應力為脈動循環(huán) 同式4-41得</p><p><b>　　過盈配合處的值</b></p><p>　　配合為H7/n6，查文獻[9]表6.4得</p><p><b>　　過盈配合處的值</b></p><p><b>　　，取</b></p>

108、;<p>　　疲勞強度綜合影響系數 同式4-75和4-46得</p><p>　　僅有彎曲正應力時的安全系數 同式4-46得</p><p>　　僅有扭轉切應力時的安全系數 同式4-47得</p><p>　　彎曲聯合作用時的計算安全系數 同式4-35得</p><p><b>　　強度校核：</b><

109、;/p><p><b>　　Sca＞S=1.5</b></p><p>　　則右側疲勞強度合格。</p><p>　　靜強度安全系數校核：</p><p>　　該設備無大的瞬時過載和嚴重的應力循環(huán)不對稱，無需靜強度校核</p><p>　　4.5軸承的選用與計算</p><p>

110、;　　滾動軸承的選擇，一般從以下幾個方面考慮：</p><p>　　a.載荷的大小，方向和性質</p><p>　　按載荷的大小、性質選擇 在外輪廓尺寸相同的情況下，滾子軸承比球軸承承載能力大，適用于載荷較大或有沖擊的場合。球舟車適用于載荷較小、振動和沖擊較小的場合。</p><p>　　按載荷方向選擇 當承受純徑向載荷時，通常選用徑向接觸軸承或者深溝球

111、軸承；當承受純軸向載荷時，通常選用推力軸承；當承受較大徑向載荷和一定軸向載荷時，可選用角接觸向心軸承；當承受較大軸向載荷和一定徑向載荷時，可選用角接觸推力軸承，或者將向心推力軸承和推力軸承進行組合，分別承受徑向和軸向載荷。</p><p><b>　　b.軸承的轉速</b></p><p>　　一般情況下工作轉速的高低并不影響軸承的類型選擇，只有在轉速高時，才會有比較

112、顯著的影響。</p><p>　　根據工作轉速選擇軸承類型時，可參考以下幾點：1).球軸承比滾子軸承具有較高的極限轉速和旋轉精度，高速時應優(yōu)先選用球軸承；2).為減少離心慣性力，高速時宜選用同一直徑系列中外徑較小的軸承。當用一個外徑較小的軸承承載能力不能滿足要求時，可再裝一個相同的軸承，或者考慮采用寬系列的軸承。外徑較大的軸承宜用于低速重載場合；3).推力軸承的極限轉速都很低，當工作轉速高，軸向載荷不十分大時，可

113、采用角接觸球軸承或深溝球軸承替代推力軸承；4).保持架的材料和結構對軸承轉速影響很大。實體保持架比沖壓保持架允許更高的轉速</p><p>　　c.軸承的安裝和拆卸</p><p>　　便于裝拆也是選擇軸承類型時應考慮的一個因素。</p><p><b>　　d.經濟性</b></p><p>　　一般而言，球軸承比滾子

114、軸承便宜；派生型軸承比其他基本型軸承貴；同型號軸承，精度高一級價格將急劇增加。故在滿足使用功能的前提下，應盡量選用低精度、價格便宜的軸承。</p><p>　　在該收獲機中，輸入軸和輸出軸承受載荷較小，轉速較低，分別采用6204，6206深溝球軸承。</p><p>　　在這里，我就對輸出軸使用的6206軸承進行校核計算：</p><p>　　查詢機械設計手冊得：中

115、等沖擊或中等慣性力，；溫度系數，；球軸承，；對于該利用率較高，每天8h工作的機械，預期壽命是。</p><p>　　N (4-48)</p><p>　　查表得：6206軸承的額定動載荷是19.5Kn，額定的靜載荷是11.5Kn。</p><p><b>　　(4-49)</b><

116、;/p><p>　　根據查文獻[7]表8.10，得</p><p><b>　　計算當量動負荷P</b></p><p><b>　　(4-50)</b></p><p>　　查文獻[7]頁表8.10得，，于是</p><p><b>　　(4-51)</b>

117、;</p><p><b>　　計算軸承壽命</b></p><p>　　取、，又6206為深溝球軸承，壽命指數，</p><p>　　則由式：， (4-52)</p><p><b>　　該軸承合適</b></p>

118、<p><b>　　4.6 鏈條的調整</b></p><p>　　在使用過程中，鏈條因磨損而變長，或由于其他原因使鏈條松緊度不符合要求，應調整其松緊度，不同的收獲機，其鏈條的調整方法也不一樣；一種是轉動彈簧支桿，使張緊裝置頂緊鏈條，直到鏈條的緊度合適為止。鏈條的松緊度可用手扳動收獲機輸出軸來檢查合適的緊度，應是扳動時，輸出軸轉動靈活，無卡滯現象，且不過分松弛(如圖4-3所示)

119、。</p><p>　　1.張緊條 2.鏈輪箱</p><p><b>　　圖 4-3 鏈輪箱</b></p><p><b>　　5結論</b></p><p>　　本次畢業(yè)設計所設計的振動篩式花生收獲機基本滿足了設計要求，能夠適用于花生分段收獲作業(yè)，可完成花生挖掘、清土、鋪放功能，滿足生產實際需

120、要。本機在用于花生收獲時，節(jié)省了工時，緩解農村勞動力不足，降低收獲作業(yè)成本，而且機器結構簡單，安裝簡便，使用安全可靠，操作方便，功率消耗小，穩(wěn)定性好，非常適于農村小面積花生種植的個體收獲。</p><p>　　而且該機不單可用于收獲花生，也可以用于收貨馬鈴薯、紅薯等地下作物。該花生收獲機小巧輕便，能夠到達某些大型聯合收獲機無法到達的田地，道路轉移適應性強，適用范圍非常廣泛。</p><p>

121、;　　由于設計時間較緊，所以總體結構還是有缺陷的，并且缺少實際生產制造和下地試驗。首先該機傳動路線就一條，動力配置不平衡。而且相應起振裝置單一個，實際工作時，整機也會相應產生振動，降低了整機的操作穩(wěn)定性和舒適性。</p><p>　　可以通過對稱設計傳動路線，或者雙起振裝置，平衡動力和抵消振動，將大大提高整機的操作穩(wěn)定性能。</p><p><b>　　參考文獻</b>

122、;</p><p>　　[1]張智猛，胡廣文，許婷婷，等.中國花生生產的發(fā)展與優(yōu)勢[J].花生學報，2008,</p><p>　　24，(6):150-153.</p><p>　　[2]中國食品標準信息網.我國花生生產與市場狀況現狀與分析[EB/OL].[2006-12-2].</p><p>　　http://www/cfsi.cn/q

123、yfu/zxfu/17/2004031510.htm.</p><p>　　[3]尚書旗，劉曙光，等.花生收獲機械的研究現狀與發(fā)展趨勢[J].農業(yè)工程學報，2004,</p><p>　　(1):20-25.</p><p>　　[4]王永樂.機械優(yōu)化設計基礎[M].哈爾濱：黑龍江科學出版社，1987.</p><p>　　[5]吳宗澤.羅圣

124、國.機械設計課程設計手冊第二版[M].高等教育出版社，1999.</p><p>　　[6]成大先.機械設計手冊[M].化學工業(yè)出版社，2002.</p><p>　　[7]徐錦康.機械設計[M].機械工業(yè)出版社，2001.</p><p>　　[8]王洪飛，程帆.構件疲勞壽命的當量應力計算法[J].機電工程，1995,(2):49-50.</p>&

125、lt;p>　　[9]濮良貴，紀名剛.機械設計 [M].高等教育出版社，1995.</p><p>　　[10]劉惟信.機械可靠性設計[M].清華大學出版社，1996.</p><p>　　[11]王宗榮.工程圖學[M].機械工業(yè)出版社，2001.</p><p>　　[12]沈世德.機械原理[M].北京：機械工業(yè)出版社，2002.</p><

126、;p>　　[13]陳書法，李耀明.花生挖掘鏟動力分析與試驗[J].農業(yè)機械學報.2005,(11):3-8.</p><p><b>　　致 謝</b></p><p>　　本次畢業(yè)設計全面地檢驗了我大學四年所掌握的知識，是對即將走向社會的我的進行的一次有效的鍛煉。經過這次畢業(yè)設計，我覺得我受益匪淺。我的課題花生收獲機的設計是一個相對單獨的非常實際的課題，它讓

127、我體會到單純做設計的艱難，這對像我這樣基礎不怎么扎實，光有書本知識，卻沒有多少實際生產經驗的學生是多么的困難。這次畢業(yè)設計鍛煉了我很多方面的能力，是一次理論聯系實際，書本到現實的大訓練，它使我面對困難時不退縮，勇于克服困難，最終完成了該次畢業(yè)設計。</p><p>　　在本次畢業(yè)設計的開始到結束一直得到曹兆熊老師的指導和幫助，在設計過程中，老師及時的了解我們設計時遇到的難題，幫我們克服困難。由于我對實際生產工藝知

128、之甚少，老師耐心地給我講解相關的知識，使我能得以在短時間內順利完成并學到了很多知識，同時還教導我們以后不管在學習還是工作中，都要保持嚴謹的態(tài)度，我想這對我以后走上社會工作崗位會有很大幫助。在此對曹兆熊老師表示衷心的感謝！</p><p>　　限于本人水平有限和時間倉促，設計中缺點和錯誤在所難免，懇請廣大老師不吝批評指正。</p><p><b>　　附 件 清 單</b&g