花生收割機的設計

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1、1 緒論 1.1 課題研究背景 1.1.1 課題綜述： 花生是世界上廣泛栽培的主要油料作物，同時也是主要的創(chuàng)匯農產品之一。在世界油料生產和國際貿易中僅次于大豆居于第二位。據聯合國糧農組織統計數字表明，世界花生種植面積由20世紀60年代的0.16h㎡增至20世紀70年代的0.19億h㎡，并有上升趨勢。世界花生年總產量20世紀60年代為150億㎏，20世紀70年代后期達180億㎏，20世紀80年代中期增至190億㎏，至1988年世界花生年總產量達到224.6億㎏，創(chuàng)生產紀錄。我國作為花生的主要產地，2002年花生播種面積500萬h㎡，總產147.5億㎏，單產393.4㎏。近幾年，隨著花生

2、種植面積、產量在不斷增加，花生生產機械化的發(fā)展就顯得尤為重要。目前，國際經濟趨于全球化，花生生產過程中的機械化己成為提高生產效益，增加農民收入的重要組成部分?；ㄉa無論對我國還是對世界的農業(yè)均起著舉足輕重的作用。 我國花生生產是一種勞動密集型產業(yè)。長期以來，花生種植、收獲和加工等各生產環(huán)節(jié)基本都是靠人工完成，勞動強度大，效率低下，制約著花生生產，影響著農民朋友的花生種植積極性，對花生收獲機的研制提出了更高的要求。目前，我國花生播種機械化技術已基本成熟。多種系列化的多功能花生播種覆膜機已在花生產區(qū)得到了大面積的推廣應用，實現了我國花生播種種植的機械化、產業(yè)化?；ㄉ斋@方式大部分地區(qū)仍以人工收

3、獲為主，部分地區(qū)用花生挖掘犁，少部分地區(qū)采用花生收獲機，花生機械化的聯合收獲幾乎為零。廣大農民朋友迫切要求實現花生收獲的機械化，以提高生產效益，增加收入，降低勞動強度。同時，花生的收獲期，正值“三秋”大忙之際，勞力緊張。實現花生收獲的機械化，可以提高勞動效率，縮短花生的收獲日期，減少花生收獲損失，提高花生品質。為此，實現花生收獲的機械化作業(yè)己成為當前社會的迫切需求。 1.1.2 花生的特性分析： 花生是一年生草本植物，其果仁含50％的非干性油和35％左右的蛋白質。花生和油菜、大豆并列為我國三大油料作物，在我國的南方各省和華北地區(qū)均有廣泛種植?；ㄉ姆N植有壟作和平作兩種，行距為40—50

4、cm?；ㄉ植荚谝灾髑o為中心，半徑為20cm的范圍內。 花生植株的形態(tài)，可分為蔓生型、半蔓生型和直生型三類。蔓生型花生除主莖外，分枝均鋪在地面，行與行之間的花生莖葉不易分開，其生長期較長，果實分散，單株產量較高，但收獲時易落果，主要種植于北方丘陵地區(qū)的瘠薄砂壤土上。直生型花生的主莖與分枝夾角約為30一40，植株生長緊湊，果實集中，不易落果，且生長期短，能密植，可獲得較高的單位面積產量。半蔓生型花生的形態(tài)介于上述兩類花生之間，其主莖與分枝的夾角為45。由于直生型和半蔓生型品種適于密植、生長期短、出油率高，便于田間管理和收獲，故有逐步取代蔓生型花生的趨勢。 1.1.3 花生的收獲工藝：

5、 花生的收獲過程主要包括;挖掘拔?。ㄓ袝r需割蔓）、分離、鋪條晾曬、撿拾摘果、清選等項作業(yè)。 收獲花生的方法有分別收獲法和聯合收獲法兩種。它們的工藝框圖如下圖1.1所示： 圖1.1花生收獲的工藝框圖 我國北方收獲花生時，氣候干燥，一般采用帶蔓收獲的分段收獲法。挖起的花生先分離泥土，再在田間鋪成條堆晾曬，然后運回摘果。南方氣候潮濕，要求采用隨收隨摘果的聯合收獲法，一次完成上述各項作業(yè)。[6。9] 1.2 國內外研究現狀 國外花生收獲機械的研究起步較早， 技術也比較先進，多采用兩段收獲法。較有代表性的是美國 Courtesy of Lilli ston Mfg. 公司生產的 LP-

6、2 型花生收獲機，荷蘭 Michigan 公司生產的 PH-2 型花生收獲機及美國 Kelley Manufacturing 公司生產的 2，4，6，8 行系列花生挖掘機，這些機型都采用了用挖掘鏟與分離鏈相結合的工作原理。我國對花生收獲機的研制是從上世紀60年代開始的，在70年代末80年代初從美國引進的花生挖掘機的基礎上得以發(fā)展起來。從研制花生收獲機以來，我國已有多種類型的樣機和產品問世，如東風-69型、4HW-800型、4H-150型花生收獲機等，實現了我國花生生產從傳統的人力勞動到機械化的部分轉變，在我國花生生產機械化的發(fā)展過程中起到了一定的積極作用。 國內外花生收獲機械的種類較多，也都

7、得到了不同程度的應用。但是就我國目前的狀況來看，由于種植農藝的不同，我國大部分地區(qū)實行分段式收獲或聯合收獲。對花生聯合收獲機的研究相對比較晚，技術還有待于完善，目前尚沒有成型的花生聯合收獲機能夠滿足生產要求?，F有的花生收獲機械普遍存在功能單一、技術性能不穩(wěn)定、產品可靠性差等問題，而引進的一些花生收獲機或對引進的產品經消化吸收后制造出來的花生收獲機都有一定的缺陷，不能很好的適應我國現階段花生收獲的實際情況。 1.3 幾種花生收獲機的性能比較 1.3.1 允全牌43型散裝機/允全牌43型袋裝機 1）主要參數： 機體尺寸： 全長 （mm）： 4300 全寬(mm)： 2100 全高

8、(mm)： 2650 機體重量 （Kg）： 2850 引擎種類： 43型水冷4沖程立式4缸柴油引 燃燒方式： 直接噴射 啟動方式： 電啟動 總排氣量（cc）： 2000 出力/回轉速度（PS/rpm）： 43/2800 燃油箱容量（l）： 40 行走部履帶（寬接地長）(mm)：4001390 履帶中心距離(mm)： 1000 平均接地壓力(Kg/)： 0.2 變速方式： HST(無級變速) 行走速度（m/秒）： 0.79-2.39 傳動方式 ： 以液壓傳

9、動為主 采收效率（公頃/小時）： 0.20-0.25 出果方式： 散裝機儲果箱儲放果 / 袋裝機隨車接裝果 2）主要特點表現： 能夠一次完成花生的挖掘、抖土、摘果、清選、集果等工序，自動化水 平較高； 采用夾持輸送方式，對收獲環(huán)境適應性強，平作壟作，花生蔓高矮立伏皆 可適用； 采用履帶式行走利于農田保護性耕作即使在雨后沙質土地塊，仍可順利進行收獲； 前置式收獲作業(yè)，操作簡單，行走靈活； 泥土分離裝置與摘果裝置，泥土分離效果好，摘果率高，破殼率低，夾雜率低，并極適合鮮株摘果； 地盤、引擎等關鍵部件一般都從日本進口，

10、提高了整體性能，降低了故障率；并與當地水稻收割機地盤、引擎通用互配，在花生收獲季節(jié)可拆下水稻機引擎裝配到花生收獲機上，既提高了配件的通用性又提高了機械利用率； 作業(yè)效率高，較人工操作節(jié)省90%以上的人力。 1.3.2 4HL－2型收獲機 1）主要參數 配備動力： 0.88～14.8kW小四輪拖拉機 適應行距（cm）： 35～45 一次收獲行數： 2行 果料收獲率（％）： ≥95 摘凈率（％）： ≥98 破碎率 （％）： ≤2 清潔度（％）： ≥95 損失率（％）： ≤3 生產率為（h

11、m2/h）： 0.15～0.2 2）主要特點表現： 履帶行走裝置，無極變速（HST）液壓操控裝置，車體自動水平裝置等； 能夠一次完成花生的挖掘、抖土、除膜、摘果、清選、集果等工序，聯合作業(yè)，自動化水平較高； 采用夾持輸送方式，對收獲環(huán)境適應性強，花生蔓高矮立伏皆可適用。 1.3.3 4HD-1型收獲機 1）主要參數 配套動力（KW）： 11～14.3 外型尺寸（長寬高）（mm）： 340020002200 作業(yè)效率： 0.8-1.5畝/時 挖掘深度（mm）： 120～

12、150 摘果率： ≥98% 破碎率： ≤1% 夾雜率： ≤0.8% 整機質量（kg）： 580 2）主要特點表現 能一次完成花生的挖掘、除土、摘果、清選、集果等項作業(yè)； 適合壤土及沙土花生收獲具有生產效率高、作業(yè)損失少、轉移速度快、方便靈活； 集挖掘、提升、清選、摘果、集果為一體的聯合作業(yè)機型； 使用安全可靠、投資成本低等特點，是目前花生實現機械化收獲的理想機 具。 3）主要結構及工作原理 主要結構。

13、該機由機架、傳動系統、升降系統、挖掘部分、碎土器、夾秧輸送系統、摘果器、震動篩、橫向輸果器、提升器、集果箱等部件組成。 工作原理。該機通過機架與拖拉機后部連接，升降支架與拖拉機前部連接，挖掘部分與夾秧輸送系統等位于拖拉機的右側。機組進入田間工作時，降下拖拉機液壓升降機構，拖拉機的動力通過側動力輸出軸、離合器、萬向聯結軸等部件傳遞給該機的各部分，該機進入工作狀態(tài)。當機組向前行駛時，挖掘鏟進入地下把花生掘起，同時夾秧輸送系統上的一對齒型鏈條夾持花生秧，把花生連秧帶果向后輸送。經過拍土裝置時對花生果上帶的土進行拍打，除掉部分土。然后花生根部進入摘果器，摘果器采用一對帶葉片的輥子對滾，把花生果從秧

14、上摘下。此時花生秧由齒型鏈條向后傳送，通過甩秧鏈條整齊地鋪放到收獲過的地面上，花生果進入震動篩，通過震動篩的震動使花生果與雜質進行分離，花生果進入橫向輸果器，經鏈條的帶動花生果進入提升器的小碗中，然后提升到集果箱內。 4）主要結構特點 傳動系統由拖拉機側動力輸出軸與變速箱Ⅰ聯結，通過萬向聯結軸傳到變速箱Ⅱ，再分別傳送到提升器、橫向輸果器、夾秧輸送系統、拍打器、摘果器等部件。 升降系統利用拖拉機后懸掛液壓升降系統的升降臂，配置花籃螺栓、定滑輪、鋼絲繩等與前部升降支架上的拐臂連接，從而實現升降。 挖掘部分的挖掘鏟經多次實驗合理設計了鏟頭刃口的形狀和鏟面的彎曲弧度，不堵秧不纏草，既能

15、松土又不把花生翻起。挖掘鏟前部的外側有可調的限深輪，控制挖掘鏟入地的深度。限深輪前部有分秧器，利于對行。 夾秧輸送系統位于拖拉機的右側，該系統前部有V型扶秧器，經挖掘鏟疏松過的花生棵由扶秧器進入由一對齒型鏈條組成的夾秧器中。 摘果器由一對帶有葉片的輥子組成，輥子由φ40的無縫管制成，表面沿軸向焊有四條60mm高5mm厚的鋼板。當花生棵的根部從兩輥子中間通過時，花生果被鋼板掃落。 震動篩的篩葉上帶有弧型齒，篩葉之間的間隙可調，震動篩的吊桿長度可調，可以改變升角，篩子的長度、寬度、振動頻率、振幅等進行了大量的實驗，獲得了理想的效果。 1.3.4 4HW-65D型收獲機 1）主要

16、參數 配套動力： 12-20匹四輪拖拉機 作業(yè)寬度： 65cm； 作業(yè)深度： 4-16cm； 生產率： 3-4畝/小時； 損失率： ≤3%； 重量： 228㎏； 外型尺寸： 24540100cm。 2）主要結構特點 解決了花生收獲不能機械化的難題，減輕了農民勞動強度，提高工效40多 倍； 它通過分秧、挖掘、破土、抖土、鋪放等工序一次性完成花生收獲； 具有工效高、損失率小、性能穩(wěn)定、入土行程短、適應性強等特點，適用于不同地區(qū)各種土壤條件； 該機不僅能收獲花生，還能收獲馬鈴薯、大蒜、洋蔥、紅薯及地下塊莖中藥材等。 1.3.5

17、 4H—140型花生收獲機 1）主要參數 挖掘深度： 80—120毫米； 挖掘幅度： 140厘米； 工作效率： 4700—5340平方米； 配套動力: 36.5kw； 2）主要特點表現 工作時掘鏟鏟出花生，并由輸送鏈條向后輸送； 輸送的同時把花生根部的泥土脫凈，最后把花生放置成行； 操作簡便，不掛秧、花生脫果少等優(yōu)點。 1.4 課題研究的意義 進入21 世紀之后, 我國花生生產機械化開始了新的發(fā)展階段, 農業(yè)結構調整發(fā)生了新的變化, 也對花生機械的發(fā)展產生了積極而深遠的影響, 不僅拉動了新的有效需求, 而且構筑了適合花生生產機械

18、化發(fā)展的新舞臺, 為花生生產機械化真正成為農村經濟發(fā)展的推動器提供了廣闊的市場發(fā)展條件。在一些地區(qū)推進花生生產機械化的過程中, 相繼出臺了鼓勵和扶持農民購買花生機械、開展作業(yè)服務的優(yōu)惠政策和措施, 調動了農民購買花生機械的積極性, 形成了新的市場需求。并且我國各級政府正在加快農業(yè)機械化的法規(guī)建設步伐, 培育和完善農機市場, 保護農機經營者的權益, 采取積極的政策措施,加快農機服務產業(yè)化, 促進農業(yè)機械化的健康發(fā)展。因此, 隨著農業(yè)現代化進程的加快, 花生生產機械市場也必將呈現旺盛的需求態(tài)勢。 本課題要研究的花生機要求獨立行走，作業(yè)對象是針對小花生果，也就是要挖掘的花生果是除蔓后散布在土壤中的

19、。因此本課題以花生收獲機為研究對象，針對中國農村分散經營的生產體制，適應國內的花生種植方式，重點研究花生收獲機總體及行走部件，探索新的工作方式和新的結構設計，以簡化結構，降低功耗，減少成本，提高作業(yè)質量為目標。對花生收獲機的改進研究，將為縮小我國與發(fā)達國家的收獲機械化差距，加快花生生產機械化的推廣，推動花生產業(yè)的發(fā)展具有十分重要的意義。 1.5 課題研究的目標和主要任務 傳統的花生收獲裝置大多采用挖掘鏟和抖動鏈相組合的方式。這種裝置是20世紀70年代中國從美國引進和消化吸收后推廣應用的，不僅結構復雜、制造成本高、動力消耗大、可靠性差，而且收獲損失偏高、花生蔓鋪放雜亂，不便于人工揀拾。本設計

20、所研究的收獲裝置擬采用能夠獨立行走的全新結構，以減少功耗、機體尺寸以及收獲損失；并對動力傳遞系統和操縱裝置進行合理配置，確保動力傳遞高效可靠，操縱調整簡便。而本課題研究的主要任務是： 1.查閱關于花生收獲機設計的資料，進行可行性研究，確定設計方案。 2.花生收獲機結構設計。 3.繪制花生收獲機裝配圖以及部分零件圖。 4.英文資料的翻譯 1.6 小結 通過對市場上成型產品的比較以及小花生的果實地下比較分散，不易帶蔓收割的，充分考慮到小花生多為個體種植，雖然分布比較廣泛，但是多為個體農戶獨立操作不宜采用大型的花生聯合收獲機械。因此該設計產品充分考慮到了花生分布的地形、土壤、等特征，在

21、破果率、碎果率、配套動力等都能滿足相關指數。擬設計方案如圖1.1所示。  圖1.2花生收獲機的結構簡圖 2 動力的傳輸部件選擇 2.1 傳動類型選擇的依據 選擇傳動類型時應綜合考慮以下一些條件： 1）工作機的工作情況； 2）動力機的機械特性和調速特性； 3）對傳動的尺寸、載重量、、布置方面的要求； 4）工作環(huán)境的考慮：如多灰塵、低溫、高溫、潮濕、腐蝕、易燃等惡劣環(huán)境的適應性，噪聲的限制等； 5）經濟性：工作壽命、傳動效率、出世費用、運轉費用和調試費用等； 6）操作方法和控制方法； 7）其他要求：如國家的技術政策（材料的選用、標準化和系列化）、現場的技術條件（能

22、源和制造能力）環(huán)境保護等。 上述條件有時候時是相互矛盾的，因此可能不會得到全部的滿足，所以應根據具體的應用場合及條件，全面的分析考慮，抓住主要矛盾，給以合適的解決。 2.2 傳動類型的選擇原則 當動力機的性能完全滿足工作機的工作情況要求時候，可以采用聯軸器聯接，當動力機的轉矩、轉速、運動形式和輸出軸的幾何位置不適合的時候，必須采用傳動裝置。 技術經濟指標時時選擇傳動裝置的時候要考慮的首要原則，因此，在審定之前，特別時大功率傳動，必須對各種傳動方案的技術經濟指標做具體細致的、科學的綜合的分析和對比。 1） 小功率傳動的時候，應在滿足工作性能的要求下，選擇結構簡單的傳動裝 置盡可能降

23、低初始的費用； 2） 大功率傳動的時候應該有限考慮傳動的效率，節(jié)約能源降低運轉和維修的 費用； 3） 當工作機要求又速度的變化的時候，若能與動力機的調速比相適應，可以 直接聯接或采用定傳動比傳動裝置；當工作機要求變速范圍大的時候，用動力機調速不能滿足機械特性和經濟特性的要求的時候，則應采用變傳動比傳動；出工作機需要需要連續(xù)變速外應盡量采用有級調速； 4） 當載荷變化頻繁時，且可能出現過載時，應該考慮過載保護； 5） 工作機要求與動力機同步，應采用無滑動裝置的傳動裝置； 6） 傳動裝置的選用必須與制造技術水平相適應，應盡可能采用專業(yè)廠家生產 的標準傳動元件。 2.3 花生收獲

24、機的功率的計算 花生收獲機所需的總功率可分為三部分即： （式2.1） ——挖掘裝置及地輪行走所需的功率； ——分離裝置所需的功率； ——機械傳動消耗的功率。 ——可根據郭略契金院士的阻力理論公式進行計算。 （式2.2） 式中：——平均牽引阻力（取7142N） ——花生收獲機重量（取750千克） ——綜合摩擦系數（=0.25~0.5） ——土壟抵抗變形的性能系數（=0.2~1） —

25、—動態(tài)阻力系數（?。? ——機組前進速度（0.28）； ——挖掘深（10）； ——挖掘幅度（160）。 式中：為摩擦阻力，包括挖掘鏟和溝底、溝壁之間及輪軸之間的摩擦阻力，地輪對土壤的滾動阻力及摩擦阻力；為土壟變形的阻力；為動力變化阻力，土壤動量發(fā)生變化時所產生的阻力。 （式2.3） 式中：——牽引阻力利用系數（0.8~0.9） （式2.4） 式中：——分離鏈上土壤的百分含量； ——土壤的容重。

26、 （式2.12） 式中：——機械傳動功率。 花生收獲機所需的總功率為： （式2.5） 將本次設計中所采用的數據帶入公式的： 根據所計算出的花生收獲機的大概功率，取安全系數0.8，得出所要使用的花生收獲機的配套動力約為35KW。 2.4 行走裝置的功率計算 式中： （式2.6） G——花生收獲機的總重量(㎏f) Vm——花生收獲機的作業(yè)速度（m/s） fg——驅動輪的滾動阻力系數，普通輪胎在較干的田地上

27、為0.08～0.13，在濕地上為0.3左右。 η——行走裝置的傳動效率系數，大約0.85～0.9 將本次設計中所采用的數據帶入公式的： 根據所計算出的花生收獲機的行走裝置的大概功率，去安全系數0.8，得出驅動行走裝置的配套動力動力約為5KW。 2.5 發(fā)動機的分類和選擇 2.5.1 發(fā)動機的分類 車用內燃機（internal combustion engine），根據其將熱能轉變?yōu)闄C械能的主要構件的型式，可分為活塞式內燃機和燃氣輪機兩大類。前者又可按活塞運動方式分為往復活塞式內燃機（reciprocating engine）和旋轉活塞式內燃機兩種。往復活塞式內燃機在汽車上應用最

28、為廣泛,是本課研究的重點。汽車（automobile）發(fā)動機（主要指車用往復活塞式內燃機）分類方法很多，按照不同的分類方法可以把汽車發(fā)動機分成不同的類型，下面是其分類情況。 (1) 按照所用燃料分類 　　內燃機按照所使用燃料的不同可以分為汽油機（gasoline engine）和柴油機(diesel engine)(圖2.1)。使用汽油為燃料的內燃機稱為汽油機；使用柴油機為燃料的內燃機稱為柴油機。汽油機與柴油機比較各有特點；汽油機轉速高，質量小，噪音小，起動容易，制造成本低；柴油機壓縮比大，熱效率高，經濟性能和排放性能都比汽油機好。 圖2.1 汽油機和柴油機 (2) 按照行程(st

29、roke)分類 內燃機按照完成一個工作循環(huán)(operating cycle)所需的行程數可分為四行程內燃機(four - stroke cycle engine)和二行程內燃機(two - stroke cycle engine) (圖2.2 )。把曲軸轉兩圈(720)，活塞在氣缸內上下往復運動四個行程，完成一個工作循環(huán)的內燃機稱為四行程內燃機；而把曲軸轉一圈(360)，活塞在氣缸內上下往復運動兩個行程，完成一個工作循環(huán)的內燃機稱為二行程內燃機。汽車發(fā)動機廣泛使用四行程內燃機。 圖2.2 四行程和二行程內燃機 (3) 按照冷卻方式分類 內燃機按照冷卻方式不同可以分為水冷發(fā)動機　(l

30、iquid - cooled engine)　和風冷發(fā)動機(air - cooled engine)(圖3.3)。水冷發(fā)動機是利用在氣缸體和氣缸蓋冷卻水套中進行循環(huán)的冷卻液(coolant)作為冷卻介質進行冷卻的；而風冷發(fā)動機是利用流動于氣缸體與氣缸蓋外表面散熱片(fins)之間的空氣作為冷卻介質進行冷卻的。水冷發(fā)動機冷卻均勻，工作可靠，冷卻效果好，被廣泛地應用于現代車用發(fā)動機。 圖3.3 水冷和風冷發(fā)動機 (4) 按照氣缸(cylinder)數目分類 內燃機按照氣缸數目不同可以分為單缸發(fā)動機(single - cylinder engine)和多缸發(fā)動機(multi - cylin

31、der engine )(圖4.4)。僅有一個氣缸的發(fā)動機稱為單缸發(fā)動機；有兩個以上氣缸的發(fā)動機稱為多缸發(fā)動機。 如雙缸、三缸、四缸、五缸、六缸、八缸、十二缸等都是多缸發(fā)動機?，F代車用發(fā)動機多采用四缸、六缸、八缸發(fā)動機。 圖4.4 單缸和多缸發(fā)動機 (5) 按照氣缸排列方式分類 內燃機按照氣缸排列方式不同可以分為單列式和雙列式(圖5.5)。單列式發(fā)動機(inline engine)的各個氣缸排成一列，一般是垂直布置的，但為了降低高度，有時也把氣缸布置成傾斜的甚至水平的；雙列式發(fā)動機把氣缸排成兩列，兩列之間的夾角<180(一般為90)稱為V型發(fā)動機(V-type engine)，若兩列

32、之間的夾角=180稱為對置式發(fā)動機(opposed engine)。 圖5.5 直列和V型發(fā)動機 (6) 按照進氣系統是否采用增壓方式分類 內燃機按照進氣系統是否采用增壓方式可以分為自然吸氣(非增壓)式發(fā)動機[naturary aspirated engine(non - supercharged engine)]和強制進氣(增壓式)發(fā)動機(supercharged engine )(圖6.6)。汽油機常采用自然吸氣式；柴油機為了提高功率有采用增壓式的。 圖6.6 自然吸氣式和增壓式發(fā)動機 2.5.2 發(fā)動機的選擇 花生收獲機對收集的花生有損失率小的要求，其中挖掘及分離部分

33、要求轉速要穩(wěn)定，轉速變化要小。同時，花生收獲機又是在高溫、野外、多塵土的條件下工作，要求所用的柴油機輸出轉矩大、穩(wěn)定工作時間要長、轉速穩(wěn)定、燃油耗低。功率標定一般為12h，冷卻好，采用高效空氣濾清器。因收獲花生季節(jié)性強、時間緊，要求柴油機可靠性要好。配用花生收獲機的柴油機體積要小、重量輕。幾種國產柴油機的參數比較如表2.1所示: 表2.1 柴油機的性能參數 型號 295T 495ZD-1 YZ495Q2 495A 型式 四沖程、水冷、直列 燃燒室形式 渦流室式 直噴球式 汽缸數 2 4 汽缸直徑/mm 95 活塞行程/mm 115 續(xù)表2.1 柴油機的

34、性能參數 汽缸套形式 濕式 干式 排量/L 1.63 3.26 壓縮比 （18～20）：1 17：1 （18～20）：1 17：1 進氣方式 自然吸氣 渦輪增壓 自然吸氣 標 定 工 況 15min功率/轉速[kW（r/min）] 51.5/2800 1h功率/轉速[kW（r/min）] 12h功率/轉速[kW（r/min）] 17.6/2000 36/1500 35.3/2000 最大扭矩（Nm） ≥96.9 ≥210 ≥193.8 最大扭矩轉速（r/min） ≤1400 ≤1960

35、≤1400 最高空載轉速（r/min） ≤2160 ≤1575 ≤3080 ≤2160 最低空載轉速（r/min） ≤600 ≤550 ≤600 ≤600 活塞平均速度/（m/s） 7.67 5.75 10.73 7.7 標 定 工 況 機油消耗率[g/（kWh）] ≤258.4 ≤251.6 ≤245 ≤246.2 續(xù)表2.1 柴油機的性能參數 時 機油消耗率[g/（kWh）] ≤2.04 ≤2.04 ≤1% ≤1.47 平均有效壓力/kPa 650 903 676 650 排氣溫度（總管）/℃

36、 ≤470 ≤600 ≤600 ≤600 出水溫度/℃ 75～95 ≤90 75～90 ≤98 機油溫度/℃ ≤100 ≤100 ≤95 ≤100 機油壓力（非怠速/怠速時）/MPa 0.2～0.4/≥0.05 0.3～0.5/≥0.05 旋轉方向 逆時針（面向功率輸出端） 發(fā)火次序 1-3-4-2 配氣相位/CA 進氣門開（上止點前） 12 12 17 8 進氣門開（下止點后） 36 36 43 48 排氣門開（下止點前） 56 56 43 48 排氣門關（上止點后） 12 12 17 8 氣門間隙/

37、mm 進氣門 0.25～0.35 0.35～0.45 0.30 0.25～0.30 排氣門 0.30～0.40 0.35～0.40 0.35 0.30～0.35 壓縮余隙/mm 0.51～1.25 1～1.2 冷卻方式 強制水冷 續(xù)表2.1 柴油機的性能參數 潤滑方式 壓力與飛濺復合式 啟動方式 電啟動 凈重（kg） 280 390 320 340 外形尺寸（長寬高mm） 5977981502 10386861063 976576836 820600780 通過以上分析,綜合花生聯合收獲機械要野外作業(yè)的特點和需要功率較大特

38、點，單憑電瓶等電力存儲設備很難滿足工作時的電力需要，又根據任務書的要求通過對幾種國產柴油機的性能參數的比較因此選用495A型柴油機。 3 動力傳輸零件的設計 3.1 花生收獲機的帶和帶輪的設計和校核 1. 傳動軸1帶的設計和校核 1) 計算功率Pca 計算功率PCA是根據傳遞功率P，并考慮到載荷性質和每天運轉時間的長短等因素的影響來確定的。由公式： PCA=KAP （式3.1） Pca—計算功率，單位KW； P—傳遞功率，單位KW KA—工作情況系數； 由于設計時收獲機的每天工

39、作時間為10-15個小時，而且收獲機的載荷變動微小，根據《機械設計》，選取工作情況系數KA=1.3。 由公式3.1得： Pca=KaP=1.31.1=1.43KW 2) 選擇帶型 由計算功率Pca=1.43KW和小帶輪的轉速n1由圖3.1選定帶型 由查表的選擇SPZ型。 3) 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2。 (1) 初選小帶輪的基準直徑dd1 根據V帶的截型，參考表3.1選取dd1≥ddmin.為了提高V帶的壽命。宜選取較大的直徑。 表3.1 V帶輪的最小基準直徑 槽型 Z SPZ A SPZ B

40、 SPZ C SPZ dmin/mm 30 40 75 90 125 140 200 224 圖3.1 V帶型選擇圖 由表3.1的，選取直徑 dd1=40mm。 (2) 驗算帶的速度 根據式：v1= (式3.2) 計算帶的速度，并應該使v≤vmax。對于普通V帶vmax=20-30m/s;對于窄V帶，vmax=35-40m/s。如果v≥vmax，則離心

41、力過大，即應減小dd1；如果v過小，則表示所選的dd1過小，這將使所需的有效拉力Fe過大，即所需的帶的根數z過多，于是帶輪的寬度、軸徑等的尺寸都要隨之增大。一般v≈20m/s。 帶入數據得： V1==4.3m/s 由于V1=4.3m/s＜20m/s 所以帶的速度符合要求。 (4) 計算從動輪的基準直徑dd2 dd2=idd1,并按照V帶的基準直徑系列表加以適當的圓整。 由于i=3，dd1=90mm； 則：dd2=130mm, 4) 確定中心距a和帶的基準長度Ld 由于沒有給出中心距，可以根據傳動的結構需要初定中心距a0,取 0.7（dd

42、1＋dd2）＜a0＜2（dd1＋dd2） 由于 dd1=40mm，dd2=130mm；則： 100mm＜a0＜420mm 選a0=300mm，根據帶的傳動的幾何關系按下式計算所需的基準長度L′d: L′d≈2a0+（dd1＋dd2）+ （式3.3） 表3.2 V帶的基準長度系列及長度系數KL 基準長度Ld/㎜ KL 普通V帶 窄V帶 Y Z

43、 A B C D E SPZ SPA SPB SPC 250 300 500 630 710 800 900 1000 1120 1250 1400 1600 1800 2000 11240 15000 1.00 0.89 1.02 0.91 0.94 0.96 0.81

44、 0.99 0.82 1.00 0.85 1.03 0.87 0.81 1.06 0.89 0.84 1.08 0.91 0.86 1.11 0.93 0.88

45、1.14 0.96 0.90 1.16 0.99 0.93 0.84 1.18 1.01 0.95 0.85 1.03 0.98 0.88 1.06 1.00 0.91 1.09 1.03 0.93

46、 0.82 0.84 0.86 0.81 0.88 0.83 0.90 0.85 0.93 0.87 0.94 0.89 0.82 0.96

47、 0.91 0.84 1.00 0.93 0.86 1.01 0.95 0.88 1.02 0.96 0.90 0.81 1.05 0.98 0.92 0.83 1.07 1.00 0.94 0.86 代入數據的: L′d=2300++=1000+565.2+16.2=1580.4mm 由表3.2得: Ld=1600mm

48、 由于V帶的傳動的 中心距一般上可以調整的,故可以采用下式作近似計算,即: a≈a0+ 帶入數據得： a=300+ 則, a=310mm 考慮到安裝調整和補償預緊力的需要,中心距的變動范圍為: amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld 帶入數據得: amin=510+24=484mm amax=510+48=558mm 在設計時,考慮的整數的簡易,故取中心距a0=520mm. 5) 驗算主動輪上的包角α1 根據式: α1

49、=180-(dp1-dp2)=180-(dp1-dp2) α2=180+(dp1-dp2) =180+(dp1-dp2) 以及對包角的要求,應該保證 α1=180- 帶入設計的數據得： α1=180-=180-20=160>120 滿足要求 6) 確定帶的根數z 由式3.4: z= （式3.4） 式中:Ka-考慮包角不同時的影響系數,簡稱包角系數,查表3-5 KL-考慮帶的長度不同時的影響系數,簡稱長度系數 P0-單根V帶的基本額定功率 △P0-計入傳動比的影響時,單根V帶額定功率的

50、增量 代入數據: Pca=1.43kw P0=1.44KW △P0= 0.15KW KL=1.00 Ka=0.95 z= 經計算的: z=0.94 考慮到帶的受力，所以選擇: z=2 7) 確定帶的預緊力F0 單根V帶的所需的預緊力為:F0= 用Fec=代入上式,則: F0= 500()+ （式3.5） 式中: F0-單根V帶的所需的預緊力; Pca—計算功率，單位KW; Ka-考慮包角不同時的影響系數,簡稱包角系數,查表3-5; z-

51、帶的根數; v-帶的速度; q-V帶單位長度質量; 代入數據: Pca=1.43kw, Ka=0.95, z=2, v=4.3m/s, 經計算得: F0=500=135.6 N 由于新的帶輪容易松弛,所以對非自動張緊的帶傳動,安裝新的帶輪的時候,預緊力應該為上述預緊力的1.5倍. 8) 計算帶傳動作用在軸上的力(簡稱壓軸力)Fp 為了設計安裝帶輪的軸和軸承,保證軸和軸承的設計安全,必須確定帶傳動作用在軸上的力Fp 。不考慮帶的兩邊的拉力差,則壓軸力可以近似的按帶的兩邊的預緊力F0的合力來進行計算.即 Fp===

52、 （式3.6） 式中: z-帶的根數; F0-單根V帶的所需的預緊力; α1-主動輪上的包角; 代入數據: z=2 α1= 160 F0=135.6 N 則, Fp=516.4N 2. 傳動軸2帶的設計和校核 1) 計算功率Pca 由公式：PCA=KAP； 由于設計時花生收獲機的每天工作時間為10-15個小時，而且花生收獲機的載荷變動微小，根據《機械設計》，選取工作情況系數KA=1.3。 由公式的：Pca=KaP=1.31.1=1.43KW 2) 選擇帶型 由計算功率Pca=1.

53、43KW和小帶輪的轉速n1由圖3.1選定帶型 由查表的選擇SPZ型。 3) 確定帶輪的基準直徑dd1和dd2。 (1)初選帶輪的基準直徑dd1 根據V帶的截型，參考表3.1選取dd1≥ddmin.為了提高V帶的壽命。宜選取較大的直徑。 由表3-3的，選取直徑 dd1=40mm。 (2)驗算帶的速度 根據式： v1= 計算帶的速度，并應該使v≤vmax。對于普通V帶vmax=20-30m/s;對于窄V帶，vmax=35-40m/s。如果v≥vmax，則離心力過大，即應減小dd1；如果v過小，則表示所選的dd1過小，這將使所需的有效拉力Fe過大，即所

54、需的帶的根數z過多，于是帶輪的寬度、軸徑等的尺寸都要隨之增大。一般v≈20m/s。 帶入數據得： V1==3.8m/s 由于V1=3.8m/s＜20m/s，所以帶的速度符合要求。 4) 確定中心距a和帶的基準長度Ld 由于沒有給出中心距，可以根據傳動的結構需要初定中心距a0,取 0.7（dd1＋dd2）＜a0＜2（dd1＋dd2） 由于 i=3 所以dd2=230mm；則：224 mm＜a0＜640mm 選a0=500mm，根據帶的傳動的幾何關系按下式計算所需的基準長度Ld: L′d≈2a0+（dd1＋dd2）+ 帶入數據的: L′d=230

55、0++=1000+502+12=1514mm 由表3.2得: Ld=1600mm 由于V帶的傳動的 中心距一般上可以調整的,故可以采用下式作近似計算,即: a≈a0+ 帶入數據得： a=300+ 則, a=300+42=342mm 考慮到安裝調整和補償預緊力的需要,中心距的變動范圍為: amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld 帶入數據得: amin=342-24=318mm amax=342+48=390mm 在設計時,考慮的整數的簡易,故取中心距a0=320mm. 5) 驗算主動輪上的包角α1 根據式: α1=180-(dp1-dp

56、2)=180-(dp1-dp2) α2=180+(dp1-dp2) =180+(dp1-dp2) 以及對包角的要求,應該保證 α1=180- 帶入設計的數據得： α1=180-=180-18=160>120 滿足要求 6) 確定帶的根數z 由式: z= 代入數據: Pca=1.43kw P0=1.44KW △P0= 0.15 KL=1.00 Ka=0.95 z= 經計算的: z=0.94 同樣考慮帶的受力，取: z=2 7) 確定帶的預緊力F0 單根V帶的所需的預緊力為: F0= 用Fe

57、c=代入上式,則: F0= 300()+ 式中: F0-單根V帶的所需的預緊力; Pca—計算功率，單位KW; Ka-考慮包角不同時的影響系數,簡稱包角系數,查表3-5; z-帶的根數; v-帶的速度; q-V帶單位長度質量; 代入數據: Pca=1.43kw, Ka=0.95, z=2, v=3.8m/s, 經計算得: F0=300=142.5N 由于新的帶輪容易松弛,所以對非自動張緊的帶傳動,安裝新的帶輪的時候,預緊力應該為上述預緊力的1.5倍. 8) 計算帶傳動作用在軸上的力(簡稱壓軸力)Fp 為了設計安裝帶輪的軸和軸承

58、,保證軸和軸承的設計安全,必須確定帶傳動作用在軸上的力Fp .不考慮帶的兩邊的拉力差,則壓軸力可以近似的按帶的兩邊的預緊力F0的合力來進行計算.即 Fp=== 式中: z-帶的根數; F0-單根V帶的所需的預緊力; α1-主動輪上的包角; 代入數據: z=2 α1= 160 F0=142.5 N 則, Fp=570N 3. V帶輪的設計 1) V帶輪設計的要求 設計V帶輪時應該滿足的要求有: (1) 質量小,結構工藝性要好，無過大的鑄造內應力; (2) 質量分布均勻,轉速高時要經過動平衡;

59、 (3) 輪槽工作面要精細加工,以減小帶的磨損; (4) 各槽的尺寸和角度應保持一定的精度,以使載荷分布較為均勻; 2) V帶輪的選材 帶輪的材料主要采用鑄鐵,常用材料的牌號為HT150或HT200;轉速較高的時候宜采用鑄鋼(或用鋼板沖壓后焊接而成);小功率時可以用鑄鋁或塑料,在設計的時候考慮到材料的價格、可比行等因素,在花生收獲機的設計中,V帶輪的設計材料選用的是球墨鑄鐵,型號為HT200. 3) 結構尺寸 鑄鐵制V帶輪的典型結構有以下幾種形式:實心式;腹板式;孔板式;橢圓輪輻式.帶輪的基準直徑dd≤2.5d(d為軸的直徑)時,可以采用實心式; dd≤300mm時,可以采用腹板式

60、; dd≥300mm時,可以采用輪輻式. 由上述可知,在電機軸上的V帶輪采用實心式;在傳動軸和空心桶軸上的V帶輪采用腹板式.其尺寸設計如下: 由于選擇的帶型為SPZ型窄V帶，所以有如下基本尺寸： 基準寬度：bd=8.5mm 基準線上槽寬:hamin=2.0mm 基準線下槽寬：hfmin=9.0mm 槽間距：e=12mm 第一槽對稱面至端面的距離：f=8mm (1) 傳動軸1上的V帶輪1的尺寸: 帶輪寬度:B=(z-1)e+2f=12+16=28mm; 帶輪的總寬度:L=B B＜1.5d時 帶輪外

61、徑:da=dd+2ha=207mm 結構圖見3.2： 圖3.2 V帶輪的結構簡圖 (2) 傳動軸1上的V帶輪2的尺寸: 帶輪寬度:B=(z-1)e+2f=12+16=28mm; 帶輪外徑:da=dd+2ha=230+4=234mm; 結構圖見3.3： 圖3.3 V帶輪的結構簡圖 (3) 傳動軸1上的V帶輪3的尺寸: 帶輪寬度:B=(z-1)e+2f=28; 帶輪外徑:da=dd+2ha=134mm 結構圖見3.4： 圖3.

62、4 V帶輪的結構簡圖 3.2 軸的設計和校核 　　　1． 傳動軸上1的軸的設計和校核 　　　1)　求軸上的功率P1、轉速n2、和轉矩T 　若取帶輪的每級傳動效率(包括軸承的效率在內)η=0.97,則 P1=Pη=1.10.97=1.067KW n2=n1/i=910/3=303.3r/min T=9550000 P1/ n2=33600N.mm 　　2) 初步確定軸的最小直徑 先按式: d≥ A0 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調質處理.根據《機械設計》表1

63、5-3,取A0=112,于是得: dmin= A0=1120.15=21.24mm （式3.7） 軸的最小直徑顯然是安裝V帶輪處的直徑.考慮到設計的安全性和耐久性,參考其收獲機的結構設計軸的尺寸,此次轉動軸的最小結構尺寸選擇為dmin=40mm。 設計完傳動軸帶輪處的結構尺寸,現在考慮和軸承相連接的軸的設計,由于軸的直徑d=45mm,則軸承的內徑也應為d=4504mm,查機械設計手冊,找出相應的軸承,選擇滾動軸承(GB/T 276-94),代號為6009。另外一處是d=45mm,所以軸承內徑也為d=45mm的軸承

64、，選擇代號為6009?，F在根據軸承的安裝尺寸進行軸的設計。滾動軸承的軸肩一般為4mm?？紤]到選擇零件的簡易性,軸承處軸肩的厚度為5mm。 　　3) 軸的結構設計 (1) 擬訂軸上零件的裝配方案 由于前面已經對軸的裝配方案進行了分析,故設計的軸的外形如圖3.5： 圖3.5 傳動軸1的外型圖 (2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段的直徑和長度 ① 為了滿足帶輪的軸向定位的要求,左側2軸段右端需制出一軸肩,故取3段的直徑d=50mm。左端用螺母定位。 ② 初步選擇滾動軸承。軸承受的徑向力較大,而軸向力較小,和徑向力相比較,軸向力可以忽略。參照工作要求并根據d=50m

65、m、d=40mm,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的滾動軸承6009,其尺寸為dDT=45mm75mm16mm。 (3) 軸上零件的周向定位　 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯結。根據直徑由手冊查的平鍵截面bh=12mm8mm (GB 1095-79),鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為110mm（標準鍵長見GB 1095-79），同時為了保證帶輪與軸有良好的配合，故選擇帶輪內徑和軸的配合為H7/k6。 (4) 確定軸上圓角和到角尺寸 參考表3.3 ，取軸端的倒角為1.545 表3.3 零件到角C與圓角半徑R的推薦值

66、 mm 直徑d ＞6-10 ＞10-18 ＞18-30 ＞30-50 ＞50-80 ＞80-120 ＞120-180 C或R 0.5 0.6 0.8 1.0 1.2 1.6 2.0 2.5 3.0 4) 求軸上的載荷 由軸的結構圖作出軸的計算簡圖，由于采用的是滾動軸承，所以支撐點在他的中間。因此，作為簡支梁的軸的支承跨度L=104.5mm。 從軸的結構圖和彎矩和扭矩圖可以看出左邊滾動軸承的截面是軸的危險截面。以下是各個截面的彎矩與扭矩值： F2=629N M2=37111N㎜ F3=10N M3=1710N㎜ T=33600Nmm 5) 按彎扭合