花生摘果机的结构设计【半喂入式】
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专家系统与应用程序基于模糊集理论的有效性的评估农业机械摘要:农业机械生产的服务质量是代表农业成功的基本因素之一。从这个意义上说,有一个明确需要定义这些机器质量的具体指标,它有可能决定哪些机器适合不同工作条件。服务的技术系统概念的有效性代表质量的一个综合指标。本文运用模糊集理论定义的有效性和可靠性、可维护性和功能作为影响指标的有效性。在这个意义上的模型评估的有效性拖拉机作为农业的典型代表机器已经形成。本模型是基于集成上述的语言描述。利用模糊集理论和max-min成分影响指标,模型进行了测试。同一类别的三个拖拉机为例,利用的气候和土壤条件在更广泛的贝尔格莱德(塞尔维亚)地区。即使在这个实验中条件是非常重要参数 , 相比于其他操作,实现的效果差异也达到大致相等。1.介绍为达到扩张的全球农产品的要求,实现更大的农业技术的发展。人们普遍认识到当代农业系统中需要适当的机器和设备,仔细和详细规划的需求和控制所有相关的生物、技术、技术和其他进程。最终结果的准确、可靠的预测为每个指定的操作,以及完整的作物生产过程中,。要求加强了引入复杂的实验,数学,农业科学统计,机械和其他方法都是特别重要的。在过去的几十年。除了上述的要求,一个适当的技术体系必须满足生产力的标准,期望的作物生产。在大多数情况下,在塞尔维亚,tractor-machinery农场系统的能力远远超过最优级别(尼克里奇,2005),增加成本作物生产。目前,现有的数学优化方法、支持的高性能计算机有效地解决优化问题(Dette &韦伯达菲et al .,1990;1994;Mileusnic,2007;等等)。一个最优的技术体系的形成为我们生产了更便宜的食品,高度影响拖拉机的可靠性、可维护性和系统的功能。与系统科学发展同样,实际上的开始是IIWorld战争后,在适当的工程和科学文献定义了一系列的概念,来描述技术系统的基本特征的点的服务质量。可靠性的指标是技术系统和行为操作,技术指标和可维护性systembehaviors期间的失败可以表示为大多数可辨认的概念。这两个概念及其实现最先进的发展。有效性的概念被定义在试图描述同时技术操作系统的行为和失败的时期。这概念考虑可靠性和可用性的表演,以及提出了技术系统设计的功能(Papic&Milovanovic2007)。换句话说,一个技术系统的有效性的概率,一个成功的功能系统技术和执行所需的准则函数限制允许的差异对于给定时间和给定的周围条件。虽然在相同的精神,一些作者定义有效性有所不同。在(Ebramhimipour &铃木,2006)被定义为总体有效性的指标包含效率、可靠性和可用性。这两个引用定义包括并行关于可靠性和可用性,虽然可用性包括可靠性和可维护性(Ivezic,Tanasijevic,& Ignjatovic,2008)。因此它可以商定有效性是影响可靠性、可维护性的功能。可靠性系统不断的被定义为特征保持操作abilitywithin允许的差异极限在现在;可维护性的能力是预防和发现故障及损坏,系统更新通过参加技术和操作能力和功能维修,功能实现功能的程度要求,即调整环境,或更准确系统运行的条件。监测的可靠性和可维护性是常见的监控时间的状态显示(图1)可靠性和可维护性的函数可以确定,以及操作的平均时间和平均时间相关。主要问题出现在形成时间的照片数据监控和记录。在现实条件的机器应该连接到信息系统将准确记录每一个失败、持续时间和修复程序。这通常是昂贵或简易监测机器的性能,即关闭的,是不精确的。此外,提供的统计数据处理时间的状态要求所有的机器在平等的条件下工作,这是难以实现。至于技术体系的功能,没有共同的方法测量和量化。这在本文的原因,为了评估的有效性, 将使用专业知识和分析机器判断工作的工作过程。应用专业知识判断主要用于文学,主要是为数据处理和评估的技术系统而言:风险(Li 廖,2007)、安全(王2000;王、杨、&森1995)或可靠性,用专业知识判断自然的语言形式。因此,数学和逻辑概念模型进行处理的经验判断,即计算的语言描述,模糊集合理论使用(Klir &元,1995;枝,1996)。应用模糊今天集代表了最常用的工具之一各领域解决问题的优化(黄顾,&杜,2006)和识别(陈,1996)过程问题。Cai(1996)提出了不同的概述应用程序方面的模糊方法在系统失败工程,这是一个接近效能评估问题。应用模糊逻辑理论和专家系统(辽、一般2011;Liebowitz,1988)也用于解决优化问题的农业机械领域。(Abbaspour-Fard Rohani & Abdolahpour,2011)的基础上神经网络的应用程序,在拖拉机预测失败。(Yu,你们&赵,2010)模糊数学、可靠性理论和多目标优化技术应用设计拖拉机最终传动。机器的可预测性和可靠性,显著依赖于其有效性的技术系统。本文的观点是根据模糊集理论的利用率建立模型的有效性。从而说明模糊集是用于分析可靠性、可维护性和功能表现(部分指标的有效性)以及为他们融入效率。他们的工作是以这种有效模型质量的方式评估技术系统。模型可以作为标准购买决策相关的任何程序,系统的操作或维护,修理的预测和维护成本。质量和功能的建议模型有效性的确定农业所示机械、拖拉机。2。基于模糊集的有效性表现评估理论数学和概念模型的有效性评估实际上是在两个步骤:总结模糊命题的部分的效性指标;模糊提到的分成一个指标合成。模糊命题过程为代表的声明,包括语言变量基于可用的信息技术系统。在这个意义上它必须定义语言的名字变量,代表不同的等级的效果考虑技术系统和定义的模糊集描述提到的变量。作文是一个模型,它提供了影响结构有效性性能的指标。2.1。模糊模型解决问题第一步创建的模糊有效性模型(E)评估本身和定义语言变量以及可靠性(R)、可维护性(M)和功能(F)有关.许多语言变量,它可以发现最大数量的理性,人类可辨认的表达式可以同时识别(王et al .,1995)。然而,识别的考虑甚至较小的特征数量的变量可以有用,因为专家的判断(Ivezicet al .,2008)模糊集的灵活性一般包括过渡现象。根据以上,五个语言变量为代表的有效性表现包括:穷,充足,平均,和优秀。这些语言形式变量给出适当的三角模糊集(Klir 元,1995),图2所示。在图2中,j = 1,。实际上,5代表的计量单位有效性。因此,部分指标的有效性:R、M和F,隶属函数l:在下一步中,执行max-min组成。马克斯-敏成分,也称为悲观,经常用于模糊代数作为一个综合模型(Ivezicet al .,2008;Tanasijevic et al .,2011;王王et al .,1995;2000)。这个想法是为了让整体评估(E)等于部分虚拟代表评估。这评估被确定为之间的最好的一个最坏的打算部分成绩(R、M或F)。它可以得出的结论是,所有的元素(R、M和F)E有同等影响E,max-min组成以并行方式被使用,这将部分的到综合指标。在文学(Ivezicet al .,2008;etal .,1995)max-min成分通过运营商”和“和”或“提供一个优势在其他的某些元素在合成的过程中,也使用。准确地说,如果我们看看三个部分指标,即他们的隶属函数(1),可以使C:= j3 = 53组合的隶属度函数。每一种组合代表一个可能的合成效果评估(E)。这个表达式(6)有必要映射回E模糊集(图2)。最佳(王et al .,1995),用于转换方法E描述(6)形成定义等级的会员模糊集:贫穷、充足,平均,和优秀的好。这个过程被公认为识别。最佳方法是使用距离E(d)之间通过“max-min”成分(6)和每个人E表达式(根据图2)来表示的程度E是确认每个模糊集的有效性(图2)。越接近勒(6)是第i个语言变量,小迪。距离di等于零,如果勒(6)只是第i个相同隶属度函数的表达式。在这种情况下,E不应该评估其他表达式,由于这些表达式的排他性。假设迪民(i = 1,。,5)是最小的距离对Ej,让a1,。,a5代表相对的倒数距离(计算相应的比率距离di(7)和迪民提到的值)。然后,人工智能:1.一个说明性的例子作为一个说明性的例子对农业机械的评价有效性,比较分析三个拖拉机A1 B2、本文给出和C2。在拖拉机7.146 l发动机LO4V TCD 2013安装。谢谢从35%的扭矩储备,拖拉机是能够满足所有需求预期表现最差的农业操作在农业。总拖拉机质量是16000公斤。根据经济合作与发展组织(代码2)报告最大动力输出轴功率测量在2200转243千瓦的燃油消耗率吗198 g /千瓦小时(ECE-R24)。发动机的最大扭矩1482海里在引擎1450 rpm的政权。传动装置是精心“不一样的”传达。事业联动机制是一个类别II / III与提升11800公斤。在拖拉机B2和C2 8.134 l发动机6081 hrw37 JD安装,储备扭矩的40%,这能够满足所有的拖拉机需求预期表现最差的农业在农业操作。拖拉机总重量是14000公斤。根据经合组织(代码2)报告最大的权力来衡量动力输出轴在2002转217千瓦燃料消耗率193克/千瓦小时(ECE-R24)。在发动机最大扭矩1320海里转速为1400 rpm。传播是“AutoPower。联动机制是一个类别II / III 10790丹的提升力。两个模型都是电子控制拖拉机发动机和燃料供给系统,满足排放法规。从提交的技术特点的拖拉机,B和C看到所有三个拖拉机全功能forperforming困难操作不同的农业技术生产。拖拉机B和C有相同的技术特征,和实践是相同的类型和模式,除了拖拉机B进入操作在2007年5月,一辆拖拉机C 6月2007年。一辆拖拉机实验农场,这是技术文档的基本模型,在7月份进入操作2009年。保持农业技术的主要任务提供功能和机器的可靠性。维护所有三个拖拉机是通过机器商店所拥有的用户升级选择。十个工程师(分析师)致力于维护和操作拖拉机的采访。他们评价R,D和F表1中给出。首先,拖拉机是计算的有效性。可以看出可靠性是由十的分析师评为优秀(6/10 = 0.6),平均三(0.3)和一样好(0.1)。以这种方式获得评估R在表单中,在下一步中,这些评估是映射在模糊集(图1)为了获得评估(1)。例如,可靠性在这个例子中确定(11),它是语言0.6变量优秀加入重量。因此,模糊集优秀定义为:Rexc=(1/0,1/0,1/0,4/0.25 5/1.0)(据吗图1)。这样的特定的值模糊集优秀Rexc0.6 =(1 / 0.6(0),2 / 0.6(0),3 / 0.6(0),4 /(0.25 - 0.6),5 /(1.0 - 0.6)。剩下的四个语言变量被以同样的方式对待。最后对于每个j = 1,。5具体隶属度函数(最后一行,表2)被添加到最后拖拉机可靠性模糊形式(1):这些fuzzificated评估(11)和(12)是合成所必需的评估的有效性,使用max-min逻辑。在这种情况下可以使C = 53 = 125组合,走出48的结果。第一个结果是组合2-2-3:E2-2-3(0.025,0.05,0.125),哪里X2-2-3 =(2 + 2 + 3)/ 3 = 2(四舍五入为整数)。最小值的隶属度函数这一结果的是0.025。其他的结果和相应的我的值如表3所示。所有这些结果都可以围绕尺寸X = 2、3、4和5。拖拉机在很大程度上为0.30065(与30%)评估那么好,拖拉机在很大程度上0.27538(27.5%)评估一样好,而拖拉机C在很大程度上为0.25468平均(25.5%)评估。它可以得出的结论是,C是最糟糕的,当拖拉机只是稍微比B,特别是如果我们看到的评估为优秀的28.8%,而B的程度23.8%的程度。分析了拖拉机可以提出的有效性如图3。,它可以更清楚地看到,拖拉机的最大的效果。如果这个评估(EA,EB,EC)defuzzificated是重心点计算- Z(Bowles & Pelaez,1995),我们得到了评估的效果如下:这就意味着在1 - 5(即从贫困的规模优秀)拖拉机是最好的和拖拉机C是最坏的打算。验证的实现结果,统计分析的可用性,像家庭与有效性概念,已经被使用。那在我们的模型显示,拖拉机是最好的,和C的坏的效果。在现实中,如果我们分析的可用性,它是看到2904 moto-hours拖拉机在工作3130年可用moto-hours;如果10000 moto-hours计算,在9244年的工作将花费moto-hours。拖拉机B的10004年moto-hours可用,它花9069moto-hours在工作,和拖拉机C 9981可用moto-hours花了9045年的工作。实验表明,更可靠和有效的拖拉机是少是延迟。在某种程度上,这个初始的优势消灭更糟糕的物流交付备件的时候涉及到拖拉机,拖拉机a . 1100年moto-hours工作可怜的物流在维护希望8个工作日, 一个给定的拖拉机和它极大地影响了可维护性的下降带来的好处,因此相同的效率(内部技术PKB)总剥削的下降。1.结论本文提出一种模型有效性的评估技术系统、精确农业机械、基于模糊集理论。表现作为整体的有效性指标系统的服务质量,即为整个测量技术系统的可用性。可靠性、可维护性和功能表演已经公认的有效性参数或指标。语言可以被任命为形式所有提到的共同特征指标。因此模糊集理论出现自然工具建模的有效性。在本文中,应用模糊集理论,这是必要的定义:语言变量及其描述隶属函数、模糊规则的组成和模型集成和去模糊化。模糊的成分即max-min逻辑已经被用于集成的有效性指标有效性的整体性能,最适合集成的方法模糊集的隶属函数和质心点去模糊化的模糊数的计算数值。Max-min组合模型,它暴露在这篇文章中,没有以这种方式处理相应的文献。另外,在案例研究中,模型的模糊化的问卷调查的结果,它代表的正是所积累的方式工程师的知识和技能。提出的模型可以作为一个简单的工具的快速估计的有效性即为农业服务的质量机械、基于专家判断和估计。在同时,该模型不需要复杂的IT基础设施。分析实现模糊集和适当的模糊有效性可靠性、可维护性和功能表现可以纠正措施的指导购买的方向吗的设备,结构调整,改变的维护政策或管理/运营商变更本文具体分析了三个拖拉机,标志着一个B和C,这表明更高效的拖拉机越频繁宕机。在某种程度上,这种最初的优势就终止了穷交付备件物流。感谢研究工作得到了塞尔维亚共和国教育部和科学界的支持。XXXXXX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 完成日期: 2012年5月27日 25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;The defloration vital structural designAbstract: Half feeding type peanut picker is rigid in the traditional all feeding type picker device based on the reduce the rate of peanut broken and power consumption. Compared to the traditional picker device, the biggest difference is the use of the half feeding type, and this type have low power consumption ,reliable working process, high picker off, and litter broken peanut. This device is suit for the production of peanut peaking in the humid southern climate , the design relatively small, more suitable foe homework, which is the foundation of study and design effective peanut harvester.Key words: type of half feeding; picker device ;peanut; power consumption; 1 前言1.1 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Courtesy of Lilliston M fg .Co.生产的LP-2型花生收获机、Kelly Manufacturing 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40mm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。5) 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。图1 摘果机装配简图Fig.1 the figure of the Assembly3 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:图4 传动方案图Fig 4 Transmission program figture3.1电动机的选择和传动参数的设计根据4HZ95型花生摘果机所给相关设计的参考数据条件,摘果主轴为750850,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20,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,即玉米脱粒机正常工作时,受到的切向力为600。其中:钉齿所受的力 参与工作的钉齿个数 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:, 其中:钉齿的转速 脱粒机主轴的转速 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,应由摘果机的工作阻力和运转参数求定,即:,计算求得: 。3.1.3 电动机的功率电动机功率由公式来计算,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 ,其中、 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)0.980.995 即取 =0.99 V带传动 0.940.97 即取 =0.97 滚筒转动 (因为钉齿条固定于滚筒上) 即取 =1则 由此可得电动机的功率:3.1.4 电动机的转速 根据4HZ95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 750850,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:。 符合这一范围的同步电动机转速的有720,1440,2900,根据容量和相关转速,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-4。所选电动机的额定功率7.5kw,满载转速=14400rmin,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 号 额定功率 KW 满 载 时 额 定 电 流额 定 转 矩最 大 转 矩转速rmin 电流(380V)效 率 % 功率因数Y132M-47.5144011.687.00.8572.32.5表 电动机尺寸列表单位中心高 H 外形尺寸底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺寸 电动机的输出轴尺寸 1323.2 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 其中: 工作情况系数 电动机的功率查机械设计书中的表87可知:=1.0 摘果电机=1.06.1=6.1(KW) 2) 选择V带的型号 根据计算得知的功率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75mm,取大摘果系统标准直径=100mm,喂入系统=75mm,P0 =6.82KW.计算V带的速度V: 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 计算从动轮的直径 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 即:得: 取: 带长 即: 得:按机械设计基础一书中查表145,选择想近的基本长度和 相对应的公称长度(内周长)可查得:, 。 实际的中心距可按下列公式求得: 也可用经验公式:求得 : 验算主动轮上的包角即:=180-15.85求得 : 满足V带传动的包角要求。 确定V带的根数:V带的根数由下列公式确定: 其中 : 单根普通V带的许用功率值 考虑包角不同大的影响系数,简称包角系数 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 ,对于化学线绳结构的胶带,取 。 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: 式中:单根普通V带所能传递的转矩修正值 ,从机械设计基础可以查表1410 主动轮的转速 查得: 则: 查表取值: 由 查得: 所以: 即: 取 根 计算带的最小初拉力 查表的A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m 单根V带适当的初拉力由下列公式求得 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 =190N计算压轴力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,它等于V带两边的初拉力之和,忽略V带两边的拉力差,则值可以近似由下式算出: 即: =2xZxcos=2xZxsin 求得得滚筒V带压轴力:=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=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。 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:表1 大小带轮的基本尺寸Table 1 the size of the basic size pulley单位:mm尺寸类型小带轮大带轮D100160基准宽度1111基准线上槽深2.752.75基准线下槽深 8.78.7第一槽对称面至端面距离f轮缘厚1212带轮宽B2020外径105.5165.5极限偏差轮毂长50353224轮辐厚820161364 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。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: 轴常用的几种材料的的值 P主轴上的功率 kw n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,=640MP,书中表152取=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(1+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,则取输出轴的次段轴径为,其长度为.4.1.1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,由带轮直径查表得知带轮的厚度A=20mm,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.。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 轴的结构示意图 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 根据公式:T=9550 求得 其中: p输入功率 kw n传动轴的转速 r/min即 T=9550=68.5KNm3)滚筒的圆周力 根据公式:= 求得 其中d输出轴的轴心到动刀中间的距离 即: =210N 根据公式: =80% 其中:80%径向力占圆周力的百分数 即: =168N 根据公式:=tg 由于摘果机的主轴轴向不受力, 取=0,圆周力 径向力 轴向力的方向如图所示7(a)4) 轴上水平面内所收支反力如图(b) 根据公式:F = 其中: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 滚筒第一个支撑点到第二个支撑点的距离700mm 即: F =193.4N 根据公式: F=- F 即: F=210-193.4=16.6N 5) 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=150N 根据公式: R= 求得 其中:D动刀的顶端到主轴轴心的距离160mm 即 R=275N 根据公式:R=+G- R=144+150-275=19N 6) 做弯矩图 在水平面内,轴上B、C、D三点的弯矩为: 根据公式: M=0 M= 求得: M=11.60.0415=0.48Nm 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=M=0 M=R 求得: M=27M50.041.5=11.4Nm 作垂直面内弯矩图如(c)所示 合成的弯矩为: M=0 M=11.41 Nm 作轴的合成弯矩图如(d)所示。7) 作弯矩图根据公式: T=9550=11.7 Nm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=13.4 Nm 式中取0.6,作轴的当量弯矩图(f)所示::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: 式中: W轴的抗弯抛面模量,mm 轴的许用应力,MP 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。 =9.69MPa 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 MPa9.69 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: 式中: W轴的抗弯抛面模量,mm 轴的许用应力,MP 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。 =9.69MPa 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 MPa9.69 MPa。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 =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,=1.1,对球轴承,=3,将以上相关数据代入上式,的 9380= P=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。4.1.5 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: 即: =14.6MPa=60 MPa3.1 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4HZ95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 ,八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,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,直径是的圆盘固定,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),因此,在主轴的三分之一处和三分之二处,采用直径是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。4.1.8 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,设计的钉齿条的长宽 为,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,而且,在钉齿条上通孔的上端开有长为,高为,宽为的小槽,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。因此,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,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,其圆盘中心应装套在主轴的直径上(),因此,圆盘的中心应设定为的孔,以便安装在轴上,圆盘的厚度选为,其上的圆形孔直径10mm,同样也是为了安装其上的钉齿条。结构设计如图9所示: 图9圆盘结构图 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,起到其他几个部件的支撑、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趋势J;农业工 报;2004年01期.2濮良贵 纪名刚.机械设计M.北京:高等教育出版社.2005.3吴宗泽 罗胜国.机械设计课程设计手册M.北京:高等教育出版社.2006.4赴美花生机械考察组;关于赴美考察花生机械的报告J;花生学报;1980年02期5王智才.我国农机市场需求及发展前景J.农机质量与监督 2002.(5):6-96张智猛,胡文广,许婷婷,等中国花生生产的发展与优势分析J.花生学报,2005.34(3):6-10.7王智才.我国农机市场需求及发展前景J.农机质量与监督 2002.(5):6-98陈书法,李耀明,孙星钊;花生联合收获机挖掘装置的设计研究J;中国农机化;2005年01期9余泳昌,刘文艺,冯春丽,谢华阳,丁攀;花生收获机械发展与应用现状J;山东农机;2005年06期10胡志超;王海鸥;彭宝良;田立佳;计福来;国内外花生收获机械化现状与发展J;中国农机化;2006年05期11程献丽、高连兴.花生冲击脱壳的力学特性试验J. 沈阳农业大学学报,2009(2):111-113.12尚书旗、刘曙光、王方艳等花生生产机械的研究现状与进展分析J农业机械学报,2005.(03):143-147
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