花生摘果机设计【全喂入式】
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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。湖南农业大学全日制普通本科生毕业论文(设计)中 期 检 查 表学 院: 工学院 学生姓名黄盛魁学 号200940614119年级专业及班级2009级机械设计制造及其自动化(1)班指导教师姓名张岚指导教师职称副教授论文(设计)题目花生摘果机设计毕业论文(设计)工作进度已完成的主要内容尚需解决的主要问题指导教师意见 签名: 年 月 日 检查小组意见 组长签名: 年 月 日 注:1.此表可用黑色签字笔填写,也可打印,但意见栏必须相应责任人亲笔填写。2.此表可从教务处网站下载中心下载。湖 南 农 业 大 学全日制普通本科生毕业设计 花生摘果机设计DEsign学生姓名: 黄盛魁学 号: 200940614119年级专业及班级: 2009级机械设计制造及其自动化(1)班指导老师及职称: 张岚 副教授学 院: 工学院湖南长沙提交日期:20 年 月湖南农业大学全日制普通本科生毕业论文(设计)开题报告学生姓名黄盛魁学 号200940614119年级专业及班级2009级机械设计制造及其自动化(1)班指导教师及职称张岚 副教授学 院工学院2013年1月7日毕业论文(设计)题目花生摘果机设计文献综述(选题研究意义、国内外研究现状、主要参考文献等,不少于1000字)研究的意义: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。在整个花生生产过程中,收获环节用工占全过程的1/3以上,作业成本占整个花生生产成本的50%以上。发展花生收获机械化,对降低作业成本,提高作业效率、促进农民增收,具有现实意义。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。花生摘果机是将花生荚果从花生蔓(秧)上摘下的机械。包括简单的手摇花生摘果机、与发动机(电动机)配套的花生摘果机和与拖拉机配套的花生摘果机等。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、湿生蔓都花可使用,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。参考文献: 王新章关于人力脱粒机的设计问题J.江西农业大学学报,1984(4):43-48. 蒋天弟.人力脱粒驱动机构优化设计J.江西农业大学学报,1987(2):65-68. 王晓燕.花生摘果机具的研究现状与性能分析 农机化研究,2006(11):39-42. 冯能莲.孚果在静载作用下骘夏形 牟J: . 安敏农业大学字报 .1995,(2): 168-171. 冯能莲.孚乐在静下援伤障J: 蛋戢戋韭大学掌报,1996,(1):55-58. 冯能莲.芋果静至扳傍冀泛研;三J: 东业岐学报,1996,(3):71-75. 孙孺,吴竞真、仇农学,替 J军.兰呆 动扳鸶7 5擘R其 Jj.西北农业大学学报. 1994,(I):78-83. 孙骊,仇农学,吴竞走,运输中东功参敏对萼果撅传 影: 西北农业大学学报,1996.(3):85-89. 李小昱,王为,芊果运输东动损 等纫探. 西北农业大掌学报J. 1998, (4):20-23.10 王晓燕;半喂入式花生摘果试验台的设计与试验研究D;莱阳农学院;2006年11 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12 王英杰,王向华;花生摘果机J;南方农机;1999年04期13 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;农业工程学报;2004年01期14 李小昱,王为,孙疆、马国华,芊呆流夏挣一睦 研究(I 焉夏特性的试验与研究)J: . 西北农业大学学报,1991,(3);70-74.15 李小昱,王为,孙骊,:5国华 苹果流夏特性约研究(1I.杜驰特性的试验与研究)J: . 西北农业大学学报,1991,(4); 103-106.16 D Sehoor1. Holt Impact Bnfising in 3 Apple. JUTangenlentsJ.A c Engng Iies, 1982,27:507-512.注:此表如不够填写,可另加页。研究方案(研究目的、内容、方法、预期成果、条件保障等)研究目的:降低花生摘果过程中的劳动强度,提高生产效益,降低生产成本。主要内容和方法:1.进行原理的分析及方案的比较2.进行总体结构设计3.进行传动部分设计4.进行执行部分设计5.进行必要的设计计算(含动力参数、运动学分析、刚度计算、强度计算等)预期结果:完成花生摘果机设计后,能实现正常作业,降低劳动强度,提高生产效益。条件保障: 1有扎实的理论知识和学校老师的指导。 2学校的实验设备和相关图书资料。3. 有丰富的网络资源,学术期刊。进程计划(各研究环节的时间安排、实施进度、完成程度等)工作进度安排:2013年1月07日前,下达任务书、查阅文献、开题2013年3月30日前,总体设计、零部件设计、准备中期检查2013年4月30日前,完成绘图、编写设计说明书、提交正稿2013年5月06日前,修改、完善毕业设计、准备答辩论证小组意见 组长签名: 20 年 月 日专业委员会意见专业委员会主任签名: 20 年 月 日注:1.此表可用黑色签字笔填写,也可打印,但意见栏必须相应责任人亲笔填写。2.此表可从教务处网站下载中心下载。目 录摘要1关键词11前言11.1研究的目的和意义11.2国内外花生摘果机械的发展现状21.3本设计主要研究内容和研究方法31.3.1研究内容31.3.2研究方法32花生摘果的主要方式及摘果滚筒类型.32.1轴流式钉齿滚筒.42.2蓖梳式圆柱形轴流滚筒.52.3差动式摘果滚筒.53.花生摘果机的结构设计.63.1基本要求.63.2总体结构.63.3工作原理.74摘果装置传动系统的设计.84.1电动机的选择和传动参数的设计.94.2各轴的计算.104.2.1各轴的转速计算.104.2.2各轴输入功率计算104.2.3各轴输入转矩计算104.3V带传动的设计104.3.1电机与风机V带传动的设计计算114.3.2风机与滚筒V带传动的设计计算134.3.3滚筒与筛子V带传动的设计计算165主要部件设计195.1摘果滚筒设计计算195.1.1确定滚筒类型195.1.2滚筒的直径205.1.3滚筒的长度205.1.4滚筒的线速度V215.2滚筒轴装置的设计215.2.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度225.2.2求轴上的载荷225.2.3按弯扭合成应力校核轴的强度245.2.4轴承的校核255.2.5轴上键连接的选择及校核265.3轴承座、端盖的结构设计265.4滚筒钉齿的设计265.4.1滚筒钉齿的形状的选择265.4.2滚筒钉齿的排列275.5凹板筛的设计分析285.6风机的设计296结论29参考文献31致谢32附录32湖南农业大学全日制普通本科生毕业设计诚 信 声 明本人郑重声明:所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下,进行研究工作所取得的成果,成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外,本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名: 年 月 日湖 南 农 业 大 学全日制普通本科生毕业设计 花生摘果机设计THE DESIGN OF PEANUT PICKER学生姓名:黄盛魁学 号:200940614119年级专业及班级:2009级机械设计制造及其自动化(1)班指导老师及职称:张岚 副教授学 院:工学院湖南长沙提交日期:2013年05月花生摘果机设计学 生:黄盛魁指导老师:张岚(湖南农业大学工学院, 长沙 410128)摘 要:本文通过对我国花生生产现状,摘果方式的调查研究,研制出全喂入式花生摘果机,满足了现阶段花生产区的要求。论文主要内容如下:对全喂入式花生摘果机的结构和工作原理进行了简要分析,总结了该摘果机的主要性能特点重点研究了花生摘果机的喂入,摘果,分选等装置,探索新的工作原理和新的结构设计。 关键词:全喂入式;花生摘果机;摘果;带轮;电机 The Design of Peanut PickerStudent:Huang ShengkuiTutor: Zhang Lan(College of Engineering,HunanAgriculturalUniversity ,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 研究的目的和意义花生的种植历史悠久,地域广阔,是世界上广泛栽培的主要油料和经济作物,同时也是主要的创汇农产品之一。花生以它独有的优势,在世界油料生产和国际贸易中仅次于大豆而居第二位,在亚洲、非洲、澳洲及南北美洲的绝大多数国家和地区均有花生的种植和生产,其中,中国是世界上主要的花生生产国和花生消费国,同时也是最大的花生出口国。就目前我国的总体生产状况来看,花生摘果作业仍然主要靠人工完成,劳动力耗费大,损失率高。效率低。再者,花生的收获正值“三秋”大忙之际,劳力紧张,如果使用高效的花生摘果机械将比人工作业提高40倍以上,大大缩短了花生的摘果日期,为后继作物的播种作业打下了坚实的基础。然而,我国的花生收获机械化与稻麦联合收获机械等传统农业机械相比,存在着起步晚、投入少、发展慢、水平低等问题,严重制约了花生产业的发展。由于花生收获期正值农村“三秋“生产的大忙季节 ,劳动力不足,加之花生收获 的投工量大,劳动强度高,如果不能及时收获晒干,特别在南方多雨地区,花生很容易霉烂变质。造成严重损失。我国南方有些地区甚至已经出现了丰产不丰收 、种而不收的严峻现象,因此加快发展花生收获机械十分急迫。 花生摘果机是近几年才刚刚发展起来的一种花生分段收获设备 ,尚处在发展初期 。还有不少技术问题需要研究和攻克。1.2 国内外花生摘果机械的发展现状由于在花生植株形态,种植方式,种植面积等方面的不同,我国同西方国家在摘果装置的研究上也不同。在西方国家大都为大面积的农场种植模式,花生植株的形态多为蔓生型,所以其摘果机械大都为大型高效的机械,且一般采用全喂入式摘果方式。而在我国大都为小面积的种植模式,花生大都为直生型和半蔓生型植株,所以大都为小型的分段收获机械,而且不同地区采用不同的摘果方式。但近几年来随着对农业机械化水平的重视,发展小型高效的花生联合收获机成为花生机械的一个研究重点,所以研究用于花生联合收获机上的摘果装置显的尤为重要。在中国,花生播种机械化技术已基本成熟,根据中国农业人口多、土地分散,而中小动力拖拉机保有量多的特点,该类机械以小四轮拖拉机为牵引动力,较好地解决了花生人工或畜力播种劳动量大和生产率低下的问题。近几年,系列化的多功能花生覆膜播种机已在花生产区得到了大面积的推广应用。相比之下,中国花生摘果的机械化水平低下则极大地影响了花生产业的发展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。而从国外引进、消化吸收的机型则由于不符合中国国情或动力消耗大、作业效果较差等原因,没有形成较大的生产和使用规模,这就使中国的花生摘果机械与装置多年来一直徘徊不前,与世界发达国家存在很大的差距。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在广大农村应用较多的花生摘果机主要有烟台市农业机械科学研究所开发设计的篦梳式圆柱型轴流滚筒摘果机,此摘果机适合花生湿摘。该机主要由机架、排草轮、摘果滚筒、凹板筛、清选风扇输送搅龙、风扇调节板等主要部件组成。该机械装有行走轮,适合移动作业。工作时,飞速转动的摘果滚筒上的弹簧齿与露出凹板筛的固定弹簧齿形成梳篦和击打,将花生荚果从花生蔓上摘下来。总之,国内外花生摘果机具种类很多,各有特色并且也得到了不同程度的推广应用。但就中国现有的状况来看,现有的花生摘果机械还不成熟,引进或经消化吸收以后模仿制造出来的花生摘果机械存在一定的缺陷,不适应中国花生的种植方式和花生收获的实际情况,不能被广大花生种植户接受。因此,以中国花生生产的实际情况为基础,研制出适合中国国情的新型花生摘果装置,能够应用于分段收获的机械或花生联合收获机械,以满足国内现阶段广大花生种植用户及市场的迫切需求,推动农民增收、农业增效,就成为中国花生摘果机械化一个亟待解决的课题。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:电机与风机V带传动的设计计算、风机与滚筒V带传动的设计计算、滚筒与筛子V带传动的设计等内容。(2)主要部件设计包括:滚筒的设计、钉齿的设计等内容。 (3) 凹板筛、风机的设计。1.3.2 研究方法(1)收集资料,进行归纳分析。(2)按任务书内容在指导老师的帮助下完成设计任务。2 花生摘果的主要方式及摘果滚筒类型花生摘果机具是将花生荚果从花生蔓 (秧 )上摘下并进行分离和清选的花生生产机械。按花生喂入方式的不同,花生摘果机分为全喂入式花生摘果机和半喂入式花生摘果机两种机型,如图 1和图2所示 。全喂入式花生摘果机一般采用蓖梳式摘果原理,主要用于北方从晾干后的花生蔓上摘果,如4HZ-680型花生摘果机, 5HZ-500型花生摘果机,4HZ-50B型花生摘果机等 ,其作业效率是人工作业效率的40倍以上,可以满足花生摘果的生产需要。半喂入式花生摘果机消耗的动力小,摘果后的花生蔓整齐,便于储存机综合利用,摘湿果1.顶盖 2.滚筒 3.蔓叶排出口 4.凹板筛 5.杂余出口 6.后滑板 7.机架 8.集果箱9.螺旋输送器 10.风扇 11.前滑板 12.喂入口图1 全喂入式花生摘果机工作过程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的质量好,破碎率低,并可与手扶拖拉机配套在田间进行作业。但是它的结构和传动系统比较复杂,制造成本较高,工效比全喂入式要低,这种摘果方式在我国南方有少量应用。 2.1 轴流式钉齿滚筒 现有钉齿式滚筒包括三头螺旋钉齿式径流滚筒,圆柱形钉齿式轴流滚筒。三头螺旋钉齿式径流滚筒其摘果形式为径流式,主要用于花生干蔓摘果作业,摘完后茎蔓被打碎,不适于目前和今后花生湿摘果的要求。轴流式钉齿滚筒是通过锥形滚筒的离心作用和钉齿的打击梳理作用,将花生从茎蔓上摘下,可适用于湿摘,其缺点是摘净率偏低,虽然转速一致,但滚筒前后两端的线速度相差较大,因而对花生果的损伤较大,且易堵塞,又因锥形滚筒尾部粗大,导致整机体积庞大。此滚筒结构是数个直径不同的支撑上固定着若干条齿板,上面依次排列着数个摘果钉齿按照一定的角度构成多头螺旋曲线。作业时,花生秧被旋转滚筒1.夹持输送带 2.摘果滚筒3.机架4.风扇5.风量调节板6.刮板输送器7.滑板8、9.振动筛10.挡果板图2 半喂入式花生摘果机工作过程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上的钉齿抓取后,在滚筒罩内作切线运动同时,还沿着轴向和颈项运动,其合成运动轨迹为圆锥螺旋线,钉齿带引花生秧作圆周运动所产生的离心力冲打在凹板筛上摘果,以上两种钉齿式滚筒所用的钉齿均焊接在钉齿杆上,这种钉齿方式加工制造比较麻烦,不耐磨,如遇阻塞可导致钉齿弯曲,而且往往出现因焊接不牢而产生掉齿现象。2.2 蓖梳式圆柱形轴流滚筒 此摘果滚筒特别适用于湿摘花生果,且摘果速度快,质量好,使用寿命长。湿花生蔓通过滚筒时,由滚筒体上的动齿带动沿轴向前进,前进过程中,通过滚筒上的动齿和滚筒凹板上的固定齿的作用,将花生茎蔓上的花生梳摘下来,梳摘下来的花生果从凹板筛上的孔中落下。此滚筒具有滚筒结构合理,体积小,花生蔓进出速度快,破碎率低,使用寿命长等优点。但采用全喂入蓖梳式的摘果原理的花生摘果机,都存在摘果不净,分离不清,消耗的功率大,收获损失过高的缺点,不适合农村的生产形式。2.3 差动式摘果滚筒 摘果部件首次通过传动装置实现了差动式的花生摘果方式,使花生摘果滚筒与花生输送搅拢反方向转动,花生果在这种运动中,垂到滚筒的下面,通过固定的弹性摘果杆将花生摘下,此种形式摘果滚筒摘果破碎率较低,摘果效率较高,但其作业环境差,清洁率机摘净率较差。摘果过程中花生蔓被打碎,易产生堵塞等故障,且不易于花生蔓的储存及综合利用。3 花生摘果机的结构设计3.1 基本要求 针对全喂入式花生摘果机的工作原理和结构特点,结合研究的需要,所设计的摘果机应该满足如下要求:(1)结构力求简单,便于操作,安全可靠。(2)生产效率高,消耗功率小。3.2 总体结构全喂入式花生摘果机由机架,摘果装置,动力输入装置,筛选装置等构成,其结构图如图3所示。花生摘果机由摘果,风选和筛选三部分组成。摘果工作原理可分为击打式梳、篦式、梳篦击打结合式,击打式滚筒结构简单,造价低,其缺点是易破碎花生果。花生秧也易被粉碎,使分离困难; 梳篦式滚筒结构复杂,造价高,适应性差。经试验,梳篦击打结合式滚筒结构工作流程相对较长,可适当降低工作线速度,提高摘净率,是一种较为理想,适用的滚筒结构。风选部分的风机,分为横向和纵向2种方向布局。横向排列风机布局,风机体长,中间风小,导致风力不均匀,风选区较短,不利分选,纵向排列风机布局,风机体短,风力均匀 集中,风选区较长,有利分选。筛选部分的分选筛可分为单层,双层和多层3种形式。单层结构分选筛,不能对花生果,秧秆进行分离;双层结构分选筛,能较好地分离花生果,秧秆和杂物,但分离出的尘土杂物堆积在机器下,不易清理,降低了生产效率,多层结构分选筛能较好地分离花生果,秧秆和杂物,并能将尘土杂物收集排出到机器外,分离效果理想。鉴于上述原理比较,确定以下设计方案。(1)入料和输送装置。根据花生栽培学和花生生长状况的调查数据可知,花生荚果的生长较为集中,中国花生结果的径向距离约为100mm以内。根据全喂入式花生摘果机的实际摘果情况,控制喂入斗的大小从而控制喂入量的大小,将喂入斗的尺寸设计为:喂入斗宽560mm,高350mm,斗出口255mm。入料口和上机架部分相连接,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)摘果部分。摘果部分由喂入斗、滚筒、 凹板和出料口组成。喂入斗放在机器左侧,滚筒采用轴流式钉齿滚筒,笼筛为带齿网格式凹板结构,在凹板上方左侧设有排秧用的出料口(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,花生滑落上面进入筛选部分。(4)风选部分。风选部分由集料板和风机两部分组成。集料板在凹板下面,用以收集从凹板孔中跌落下的物料,并将收集的混合物料流运送到风选区进行分选,风机在滚筒下方偏前部位,出风口在集料板下方、方向向后,风机产生的气流在集料板和分选筛之间形成风选区,对从集料板流送过来的物料进行分选。(5)筛选部分。筛选部分在风选区的下方承接风选落下来的花生果与较少的杂物进行筛选,清除杂物得到洁净的花生果。(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。3.3 工作原理将带果花生秧由喂入斗(见图3中1)处喂入,在滚筒(见图3中2)推动下从进1.喂入斗 2.滚筒 3.凹板筛 4.集料板 5.电机 6.风机 7.摇杆 8.机架 9.筛子图3 摘果机装配简图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 sieveFig.3 The figure of the Assembly口向出口端运动,在滚筒和网格式凹板(见图3中3)之间形成物料流,对带果花生秧进行梳篦击打,使花生果脱离茎秆下落,同时滚筒上动齿和网格式凹板内侧安装的定齿相对运动进行剪切,将较长的花生秧切断 花生秧不易结团,不易裹挟花生果,提高了凹板的分离效果。较长的花生蔓叶通过蔓叶排出口排出,不断分离出的花生果和较短的秧秆,尘土杂物等通过网格式凹板的网格方孔跌落,这些物料通过集料板(见图3中4)的收集流送至风选区进行风选,较轻的花生秧,尘土杂物在风机(见图3中6)作用下远离机器。通过调节风机两端的调风板可以调节风量和风压大小来控制分选效果。花生果和一些较重的秧秆,杂物落入分选筛(见图3中9)中进行筛选。分选筛分3层,上层分离出较长的秧秆,秧秆在分选筛的往复摆动和风机风力的共同作用下从分选筛后部排出中层分离出花生果,集中有序排出;从中层栅条缝隙分离出来的尘土杂物,经下层排出。4 摘果装置传动系统的设计传动部件的结构电机1带动风机转动,风机进而带动摘果滚筒转动,滚筒通过带1.电动机 2 、4 、6 V带传动 3.风扇 5滚筒 7小凸轮图4 传动方案图1. Motor 2.4.6 V belt transmission. 3.The fan 4.Roller 5.Small camFig.4 Transmission program figure带传动凸轮机构,在凸轮机构的带动下,筛选机构作摆动,对花生进行筛选。此方式,结构简单,避免复杂结构,节省了空间,且运行可靠,经济性好,符合设计要求。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。本设计中有三处可以用到V带的传动,输入系统和电机之间,摘果滚筒和电机之间,风机与滚筒之间,我们来确定输入系统和电机之间的带传动。4.1 电动机的选择和传动参数的设计给定摘果机的工作条件:滚筒工作功率P=1.2kw,直径D=350mm,稍有震动,在室温下连续运转,工作环境多尘杂,电源为三相交流,电压为380V。风扇的额定功率为1.2kW。筛子功率取1kw。(1)选择电动机类型和结构形式。系统无特殊需求,一般选用Y系列三相交流异步电动机。选用全封闭自扇冷式笼型,电压380V。(2)选择电动机容量P= (1) 为电动机的功率,为工作功率,为传动装置的总效率 = (2) 为滑动轴承的效率,查表取0.97(一对) 为带传动的效率,查表取0.96求解得: = =0.867滚筒功率P =1.384kw 同理 风扇功率P=1.262kw 筛子功率P=1.238kw=P+P+P (3)=3.884kw 查电动机参数表选取电动机额定功率 P=4kw.(3)选择电动机根据条件,电机的转速选择常用的两种同步转速:1500r/min和3000r/min。选用1500r/min。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,由机械设计课程设计手册所选电动机为Y系列三相异步电动机Y112M-4,额定功率P=4kw,满载转速n=1440 r/min,机座中心高为112mm传动装置结构较紧凑。4.2 各轴的计算 根据常用传动机构的主要特征及适用范围,由机械设计取V1带传动的传动比为0.96;那么V2带传动的传动比为2.8 ;V3带传动的传动比为1.6。4.2.1 各轴的转速计算电机轴转速 (4)风扇轴转速 滚筒轴转速 凸轮轴转速 4.2.2 各轴输入功率计算电机轴输入功率 (5) 风扇轴输入功率 滚筒轴输入功率 凸轮轴输入功率 4.2.3 各轴输入扭矩计算电机轴输入扭矩 (6)风扇轴输入扭矩 滚筒轴输入扭矩 凸轮轴输入扭矩 4.3 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。4.3.1 电机与风机V带传动的设计计算选用普通V带传动,动力选用Y系列三相异步电动机Y112M-4,功率P=4kw,转n=1440 r/min,中心距为112mm。(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 (7) 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:=1.2 摘果电机=1.24=4.8(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,查机械设计一书,可以选择V带的型号为A型。(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,选取75mm,取小带轮直径=125mm。(4)计算V带的速度V (8)v=9.42m/s(5)计算从动轮的直径 (9) = 117.6mm为滑动率,取=2%由机械设计,取=120mm(6)确定传动中心距和带长 取0.7x(+)a2 x(+) 滚筒V带轮 即171.5mma490mm 取 =450mm求 =122.5求 = =2.5滚筒V带长 =+2+=122.5+2450+ (10) 得 1318.01mm 按机械设计,取=1400mm。 实际中心距可按下列公式经验公式求得: (11) 求得: 滚筒V带 491mm(7)验算主动轮上的包角 (12) 求得滚筒V带包角 满足V带传动的包角要求(8)确定V带的根数V带的根数由下列公式确定: (13) 其中:单根普通V带的许用功率值 (kw) 考虑包角不同大的影响系数,简称包角系数 计入传动比的影响时,单根普通V带所能传递的功率增量 长度系数,查表可知 查表取滚筒V带相关值:=0.99 =0.99 =2.89kw =0.08kw 滚筒V带根数Z=1.61 所以取Z=2根(9)计算带的最小初拉力查机械设计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 +q (14)= 500()+0.10=191.8N其中: q传动带单位长度的质量,kg/m(10)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: =2z (15) =22191.01求得滚筒V带压轴力:=764N因为带速V=9.42m/s,远远小于30m/s,所以材料选定为灰铸铁,硬度为HT150。小带轮采用整体式结构,大带轮采用整体式结构。综上整理带传动参数如表1:表1 电机与风机带传动参数Table 1 Motor and fan belt transmission parameters小带轮直径大带轮直径传动比i带基准长度Ld根数Z中心距a120mm125mm0.961400mm2491mm4.3.2 风机与滚筒V带传动的设计计算选用普通V带传动,由风机带动滚筒,风扇功率P=1.262kw,转速n=1500r/min。(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 (16) 其中: 工作情况系数 所需传递的额定功率 查机械设计书中的表87可知:=1.2 风扇功率=1.21.262=1.514(KW)(2)选择V带的型号 根据计算得知的功率和风扇上的带轮转速,查机械设计一书,可以选择V带的型号为A型。(3)确定带轮的基准直径初选风扇的带轮基准直径:根据机械设计一书,选取75mm,取小带轮直径=140mm。(4)计算V带的速度V (17)v=10.99m/s(5)计算从动轮的直径 (18) = 383.9mm为滑动率,取=2%由机械设计,取=392mm(6)确定传动中心距和带长 取0.7x(+)a2 x(+) 风扇V带轮 即372.4mma1064mm 取 =700mm求 =266求 = =126风扇V带长 =+2+=3.14266+2+ (19) 得 2257.68mm 按机械设计,取=2400mm。 实际中心距可按下列公式经验公式求得: (20) 求得: 风扇V带 771mm(7)验算主动轮上的包角 (21)求得风扇V带包角 满足V带传动的包角要求(8)确定V带的根数V带的根数由下列公式确定: (22) 其中:单根普通V带的许用功率值 (kw) 考虑包角不同大的影响系数,简称包角系数 计入传动比的影响时,单根普通V带所能传递的功率增量 长度系数,查表可知 查表取风扇V带相关值:=0.95 =1.06 =1.32kw =0.10kw 风扇V带根数Z=1.16 所以取Z=2根(9)计算带的最小初拉力查机械设计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 +q (23)= 500()+0.10 =51.7 N 其中: q传动带单位长度的质量,kg/m(10)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: =2z (24) =2251.7求得滚筒V带压轴力:=203.6N因为带速V=10.99m/s,远远小于30m/s,所以材料选定为灰铸铁,硬度为HT150。小带轮采用整体式结构,大带轮采用轮辐式结构,且D500mm,轮辐数目取为4。综上整理带传动参数如表2:表2 风机与滚筒带传动参数Table 2 Fan and roller belt transmission parameters小带轮直径大带轮直径传动比i带基准长度Ld根数Z中心距a140mm392mm2.8 2400mm2771mm4.3.3滚筒与筛子V带传动的设计计算选用普通V带传动,由滚筒带动筛子摆动,滚筒功率P=1.38kw,转速n=536r/min。(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 (25) 其中: 工作情况系数 所需传递的额定功率 查机械设计书中的表87可知:=1.2 滚筒功率=1.21.384=1.66(KW)(2)选择V带的型号 根据计算得知的功率和滚筒上的带轮转速,查机械设计一书,可以选择V带的型号为A型。(3)确定带轮的基准直径初选滚筒的带轮基准直径:根据机械设计一书,选取75mm,取小带轮直径=100mm。(4)计算V带的速度V (26)v=2.8m/s(5)计算从动轮的直径 (27) = 156.8mm为滑动率,取=2%由机械设计,取=160mm(6)确定传动中心距和带长 取0.7x(+)a2 x(+) 滚筒V带轮 即182mma520mm 取 =500mm求 =130求 = =30滚筒V带长 =+2+ (28)=3.14130+2500+ 得 1410mm 按机械设计,取=1600mm。 实际中心距可按下列公式经验公式求得: (29) 求得: 滚筒V带 595mm(7)验算主动轮上的包角 (30)求得滚筒V带包角 满足V带传动的包角要求(8)确定V带的根数V带的根数由下列公式确定: (31) 其中:单根普通V带的许用功率值 (kw) 考虑包角不同大的影响系数,简称包角系数 计入传动比的影响时,单根普通V带所能传递的功率增量 长度系数,查表可知 查表取滚筒V带相关值:=0.99 =1.00 =1.44kw =0.20kw 滚筒V带根数Z=1 所以取Z=1根(9)计算带的最小初拉力查机械设计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 +q (32)= 500()+0.10 =444.6 N 其中: q传动带单位长度的质量,kg/m(10)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: =2z (33) =21444.6求得滚筒V带压轴力:=889.2N因为带速V=2.8m/s,远远小于30m/s,所以材料选定为灰铸铁,硬度为HT150。小带轮采用整体式结构,大带轮采用整体式结构。综上整理带传动参数如表3:表3 滚筒与筛子带传动参数Table3 Drum and sieve belt transmission parameters小带轮直径大带轮直径传动比i带基准长度根数Z中心距a100mm160mm1.61600mm1595mm5 主要部件设计5.1 摘果滚筒设计计算滚筒是花生摘果机的关键部件,其几何参数是否合理 、方案是否正确 ,直接影响着花生的摘果质量 、摘果效率以及花生摘果机的使用寿命。 5.1.1 确定滚筒类型 目前国内外的花生摘果机一般均采用滚筒式摘果部件 ,通过对国内外几种常见的摘果部件进行比较,进行了分类。按滚筒结构分,可分为闭式滚筒和开式滚筒。开式滚筒:所谓开式滚筒是指滚筒的齿根圆不是一个封闭的圆筒,而是齿根圆上等间隔的装上数条齿杆,钉齿就安装在齿杆上,如图5所示。 图5 开式钉齿轴流滚筒 Fig.5 Open spike-tooth drum of axial flow开式滚筒的优点是结构简单,重量轻,易于制造,维修方便,滚筒对花生的抓取能力也比较强,同时花生进入脱粒室有较好的膨松作用,有利于花生的脱落,对喂入花生的厚薄变化有较好的适应性,因此滚筒堵塞的现象较少,即使堵塞了也比较容易排除。它的缺点是对茎杆的打击作用大,所以断碎杆较多,齿杆对空气的搅动作用也大,所以消耗的功率比较大。闭式滚筒:与开式滚筒相反,闭式滚筒的齿根圆是薄钢板封闭起来的,整个滚筒成一个封闭的圆筒,钉齿等距离的分数排安装在封闭圆筒上。这种闭式滚筒适宜于半喂入机构使用,因进入脱粒室内的苗穗只受到钉齿的梳刷和打击,不受齿杆的打击,所以断枝和断杆少,即能较好的保持茎杆的完整性,同时这种滚筒对空气的搅动也比开式的小,所以消耗的功率也比较少。5.1.2 滚筒的直径滚筒的直径是一个很重要的设计参数,它对滚筒的工作性能有很大的影响。一般说,直径大,胃口大,消化能力也强,即喂入量大,脱离和分离能力也强。对全喂入式摘果机来说,直径大的滚筒,其喂入口的喂入长度也比较长,使夹持链送来的苗穗易于进入脱粒室内进入脱粒室的穗头部分弯曲也比较少,有利于花生的分离,茎杆的断碎也少,同时花生在脱粒室内轴向移动的阻力也小。但事物是相互联系的,看问题要从个方面去看,不能只从单方面看,直径过大时,机器外形尺寸大,重量大,也不好。直径过小时,又容易引起缠死和塞死滚筒,不能适应高产的要求,故也不用。通常,为了避免缠死,其最小齿根圆直径因保证齿根高的周长大于杆的杆长。即要求: 式中D。 滚筒最小的齿根圆直径; L 花生苗的最高苗长。目前的齿根圆直径:大型机取D。460500毫米中型机取D。360450毫米小型机取D。300360毫米齿根圆直径选定后,再选择合适的钉齿高度h,然后按下式计算出滚筒的工作直径,亦即顶圆的直径D。 D D。+ 2h 钉齿不能太矮,否则影响其摘果能力,但也不能太高,否则易弯曲,应根据喂入量大小而异。在此选择的滚筒直径为350mm。5.1.3 滚筒的长度轴流型滚筒的长度也是一个重要的设计参数,长度大说明摘取时间长,花生在脱粒室内停留的时间长,这对花生的摘取是有好处的。小型机滚筒长度一般取500毫米。 对全喂入花生摘果机来说,因花生苗一进入脱粒室即已把绝大部分花生摘下,而且摘下的花生易于从穗枝中分离出来,所以滚筒的长度可比同类型全喂入机型的短。大型机的滚筒长度通常只有10001100毫米长即可,小型机的滚筒长度有500700毫米即可。对全喂入式花生摘果机,滚筒太长,不利于滚筒的充分利用,让非功率,太短,不利于喂入斗的设计,影响喂入量。因此必须合理选择滚筒的长度根据实际摘果情形和经验以及摘果机形状大小,将摘果滚筒长选为520mm。5.1.4 滚筒的线速度V滚筒的线速度对于滚筒的摘取能力,是不可忽视的外因条件。一个结构不合理的滚筒如没有适当的线速度,就不能有良好的摘取性能。 对全喂入轴流式滚筒,因其摘取流程长,为减少碎秆,通常比切流式的线速度取低些,常取V=2025米/秒。对全喂入式滚筒,因茎秆不进入脱粒室,所以为保持整秆,线速度可以低些,常取V=1316米/秒。因不同的场合,干式和湿式含水量不同,其摘取的难易也不同,所以设计时,最好滚筒是可以变速的,起码有两种速度,一种是摘干式的,一种是摘湿式的。 选好滚筒线速度后,即可按下式计算出应有的滚筒转速n: n = 式中 D 滚筒的直径。 估算滚筒的转速:取滚筒线速度为20m/s,则r/min。5.2 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,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。 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: (34) 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=112,于是求得: d=14.98mm mm 取d=15mm输出轴上的最小直径显然是安装带轮的内孔,轴上两端开有键槽,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10%以上,这样增加输出轴的尺寸,可以提高轴的工作强度。即 d= d (1+10%) 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d=16mm。5.2.1 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26mm。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8x8x20。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,查表的该段直径为d=20mm,长度为30mm。第三级安装滚筒,查表的该段直径d=30mm,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714mm。5.2.2 求轴上的载荷(1)初选滚筒轴系。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=20mm,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6004,它的结构尺寸d*D*B为20、42、12,故取右边第二段与左边第二段的直径相等,即d=20mm.。安装滚筒带的直径为d=30mm,轴承左右端采用的轴承用轴承座固定,已知滚筒长度为714mm.。滚筒轴的基本结构如下图6:轴的简图见图6图6 轴的结构示意图Fig.6 The axis of the structure(2)求输出轴上的所受转矩 根据公式:T=9550 (35) 其中: p输入功率 kw n传动轴的转速 r/min即 T=24.7 N.m(3)滚筒的圆周力 根据公式:= 求得 (36) 其中d输出轴的轴心到动刀中间的距离 即: =76N 根据公式: =80% 其中:80%径向力占圆周力的百分数 即: =60.8N(4)求轴所受支反力F轴上水平面内所受支反力 根据公式:F = (37) 其中:左带轮到第一个轴承座的距离90mm滚筒第一个轴承座到第二个轴承座的距离530mm 第二个轴承座到右带轮的距离90mm 即: F =8.8N 根据公式: F=F 即: F=8.8N轴在垂直面内所受支反力 根据公式: R= 求得 (38) 即 R=11N 根据公式:R= R=11N(5)弯矩M水平弯矩 在水平面内,轴上弯矩为: 根据公式: M=5.47 N.m M= M (39) 求得: M=5.47N.m 在垂直面内,轴上弯矩为: 根据公式: M=6.84 N.m M= (40) 求得: M=6.84N.m合成的弯矩为: =8.76N.m=8.76 N.m(6)求转矩T根据公式: T=9550=35.3 N.m
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