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I 摘 要 花生是世界上廣泛栽培的主要油料作物 隨著農業(yè)科技的發(fā)展 花生向良種化 機械化和區(qū)域化種植方向發(fā)展 近幾年 隨著花生種植面積 產量的不斷增加和農村 勞動力的轉移 花生生產機械化的發(fā)展就顯得尤為重要 傳統(tǒng)的摘果主要是全喂入式 摘果的主要部件是摘果滾筒 目前國內外主要使用 的摘果方式還有半喂入式 半喂入式花生摘果對干濕蔓均可使用 主要應用在南方地 區(qū) 其摘果效率與損失率受花生收獲環(huán)節(jié)植株的整齊程度及摘果機喂入影響較大 現(xiàn) 有機型在摘果效率 損失率上還不穩(wěn)定 沒有得到很好的推廣 因此 為了改善摘果 效果 研究摘果過程的低能耗 摘果率高的摘果裝置 是提高花生產業(yè)化水平的關鍵 本研究結合國內外幾種典型的摘果機具的結構特點與工作原理 并通過分析其現(xiàn) 狀與存在的問題 結合實驗探討改進方法 以期改善花生摘果效果 為花生的摘果提 供切實可行的機具 在設計中 主要完成了傳動系統(tǒng)的設計 摘果滾筒的設計 夾持 輸送結構的設 夾持帶的設計 帶輪的設計 軸承的選取校核 機架的設計等 關鍵詞 花生 摘果機 半喂入 設計 II Abstract Peanuts are the world s major oil crops widely cultivated With the development of agricultural science and technology the peanut seed mechanization and regionalization planting direction In recent years with the transfer of peanut acreage production is increasing and the rural labor force the development of peanut production mechanization is particularly important The traditional full feed mainly fruit picking picking a major component picking drum picking methods currently used mainly at home and abroad as well as semi fed semi feeding peanut picking vine can be used for wet and dry mainly used in the southern region the picking efficiency and link loss rate is affected by peanut harvest plants and fruit picking machine fed neat extent greater impact on picking efficiency of existing models the loss rate is not stable not well promoted Therefore in order to improve the picking effect low power high rate of picking picking picking device research process is the key to improve the level of the peanut industry This study combines several typical picking machines abroad structural characteristics and working principle and by analyzing the current situation and existing problems combined with experiments to explore improved methods to improve peanut picking effect providing practical equipment for the picking peanuts In the design the design of the transmission system is mainly complete picking drum design that design of the clamping band and pulley design select the check bearing holding rack feeding structure design and the like Keywords Peanut Picking machine Semi feeding Design III 目 錄 第一章 緒論 1 1 1 研究背景及意義 1 1 2 國內外研究現(xiàn)狀 2 1 3 本設計主要研究內容和研究方法 2 1 3 1 研究內容 2 1 3 2 研究方法 3 第二章 總體設計 4 2 1 設計要求 4 2 2 總體設計 4 2 3 工作原理分析 5 第三章 夾持輸送裝置設計 6 3 1 夾持裝置設計 6 3 1 1 夾持方式的確定 6 3 1 2 夾持裝置總體結構設計 6 3 1 3 夾持帶與摘果滾筒夾角的確定 6 3 2 夾持裝置傳動系統(tǒng)設計 7 3 2 1 夾持裝置傳動系統(tǒng)原理分析 7 3 2 2 電動機的選擇 7 3 2 3 傳動比計算 8 3 2 4 運動和動力參數(shù)計算 8 3 2 5 V 帶傳動的設計 9 3 2 6 鏈輪的設計 12 3 2 7 鏈輪軸的設計和校核 14 3 2 8 軸承及鍵的校核 16 3 2 9 軸承的潤滑與密封 18 第四章 摘果裝置設計 19 4 1 摘果滾筒設計 19 4 1 1 摘果滾筒長度的確定 19 IV 4 1 2 摘果滾筒轉速計算 19 4 1 3 摘果滾筒直徑計算 20 4 1 4 摘果功率的計算 21 4 2 摘果裝置傳動系統(tǒng)設計 21 4 2 1 摘果裝置傳動系統(tǒng)原理分析 21 4 2 2 電動機的選擇 22 4 2 3 傳動比計算 22 4 2 4 運動和動力參數(shù)計算 23 4 2 5 V 帶傳動的設計 24 4 2 6 齒輪傳動的設計 27 4 2 7 鏈輪的設計 29 4 2 8 滾筒軸設計 31 4 3 機架設計 32 第五章 使用與維護 33 5 1 使用 33 5 2 維護與保養(yǎng) 33 總 結 34 致 謝 35 參考文獻 36 1 第一章 緒論 1 1 研究背景及意義 我國是世界花生主產國之一 但多年來花生收獲機械化的整體水平較低 在農村 勞動力逐步向二三產業(yè)轉移的形勢下 由于收獲季節(jié)的勞動力緊張 影響了花生產業(yè) 的發(fā)展花生摘果機是近幾年才開始推廣應用的一種花生生產機械 與其他生產機械相 比起步較晚 目前 中國主要推廣應用單一功能的花生摘果機 按其喂入方式的不同 分為全喂入式和半喂入式 全喂入式花生摘果機主要用于北方從晾干后的花生蔓上摘 果 存在功 率消耗大 摘果不凈 分離不清和破碎率高等缺點 半喂入式花生摘果機 對干 濕花生蔓均可使用 主要應用于南方地區(qū) 其摘果效率與損失率受花生收獲環(huán) 節(jié)植株整齊程度及摘果機喂入工況影響較大 現(xiàn)有機型在摘果效率 損失率上還不穩(wěn) 定 加之制造成本高 沒有得到很好的推廣 僅用于半喂入式花生聯(lián)合收獲機 獨立 的花生摘果機很少使用 為適應花生分段收獲和摘果的需求 本文研制了一種半喂入 式花生摘果試驗裝置 旨在研究摘果滾筒轉速 夾持輸送速度和摘果滾筒直徑對花生 摘果摘凈率 破碎率及生產率的影響規(guī)律 花生是世界上廣泛栽培的主要油料作物 隨著農業(yè)科技的發(fā)展 花生向良種化 機械化和區(qū)域化種植方向發(fā)展 近幾年 隨著花生種植面積 產量的不斷增加和農村 勞動力的轉移 花生生產機械化的發(fā)展就顯得尤為重要 目前 要大力發(fā)展花生生產 全過程的機械化 必須結合中國的國情和適應農村現(xiàn)有的經濟實力 大部分花生產區(qū) 需要分別解決花生種植過程中主要作業(yè)環(huán)節(jié)的機械化問題 近期內應當是花生的機械 化播種 收獲和摘果這三個主要環(huán)節(jié) 其中 花生摘果是一項要求嚴格 耗時較大的 作業(yè) 是花生生產的一個重要環(huán)節(jié) 機械化收獲是確?；ㄉS產豐收的重要保障 摘 果系統(tǒng)是花生聯(lián)合收割機的 心臟 其工作情況直接影響到聯(lián)合收割機的性能 隨著 農業(yè)產業(yè)結構的調整 農業(yè)科學研究的不斷深入 花生品種必然朝著高產方向發(fā)展 這也給繼續(xù)工作者提出了更高的要求 高產就意味這在同樣收獲作業(yè)工況下增加喂入 量 南方空氣濕度大 氣侯變化無常 花生水分含量高 從以往研究成果看 喂入 量和花生水分含量對摘果性能有很大的影響 一般來說 喂入量增加 摘果系統(tǒng)負荷 增大 含水量增加改變理論花生蔓的物理特性 同時也改變了摘果負荷 這兩種情況 都容易增加機械系統(tǒng)負荷 降低可靠性 傳統(tǒng)的摘果主要是全喂入式 摘果的主要部 件是摘果滾筒 目前國內外主要使用的摘果方式還有半喂入式 半喂入式花生摘果對 干濕蔓均可使用 主要應用在南方地區(qū) 其摘果效率與損失率受花生收獲環(huán)節(jié)植株的 整齊程度及摘果機喂入影響較大 現(xiàn)有機型在摘果效率 損失率上還不穩(wěn)定 沒有得 到很好的推廣 因此 為了改善摘果效果 研究摘果過程的低能耗 摘果率高的摘果 裝置 是提高花生產業(yè)化水平的關鍵 2 1 2 國內外研究現(xiàn)狀 傳統(tǒng)的花生摘果方法是用手工摘果 效率低 用工多 嚴重影響經濟效益 近幾 年隨著種植花生面積的加大及花生產量的提高 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 我國主要推廣應用的單功能花生摘果機可分為全喂入 式和半喂入式兩類 全喂入式摘果機 主要用于從曬干后的花生蔓上摘果 工作時將 曬干后的花生蔓喂入摘果室 在高速轉動的滾筒作用下 將花生果摘下來 該機型除 了基本上滿足摘果的要求外 普遍存在消耗的功率大 摘果不凈 分離不清 破碎率 高的缺點 該機型的摘果部件有切流式釘齒滾筒 軸流式釘齒滾筒 蓖梳式軸流滾筒 以及差動式螺旋滾筒等幾種 半喂入摘果機工作過程是 當摘果機的夾持輸送鏈將花 生蔓夾住 沿滾筒軸向移動 摘果滾筒將花生果摘下 該機型對于干 濕花生蔓都可 使用 具有動力消耗少 摘果后的花生蔓整齊 摘濕果質量好 破碎率低等特點 但 該機型工作性能不穩(wěn)定 存在結構復雜 成本高等缺點 僅用在花生聯(lián)合收割機上 該機型的工作部件是相向滾動的兩個橡膠滾筒 工作時兩滾筒相向滾動將花生果摘下 國內外現(xiàn)有的主要機型有美國 Courtesy of Lilliston M fg Co 生產的 LP 2 型花生收獲機 Kelly Manufacturing 公司生產的 PH 2 型花生收獲機 國內主要有的 4HW 1100 型花生 收獲機 東風 69 型花生收獲機 4HW 800 型花生收獲機 4H 150 型花生收獲機 以 4H 2 型花生收獲機等 為了進一步減少農時 降低勞動強度和提高作業(yè)效率 還有一 些學者進行了花生聯(lián)合收獲機的研究和開發(fā)設計 主要包括山東雙力的 4HD 1 型花生 聯(lián)合收獲機 丁保江等人研制的 4BH 2 型小型背負式花生聯(lián)合收獲機 尚書旗等 人研 究的 4H 2 型獲勝聯(lián)合收獲機等 但是 由于其結構復雜 工作可靠性等原因推廣應用 受到了限制 為此 為了改善摘果效果 降低能耗 提高摘果摘凈率 對半喂入花生 摘果機的設計 為花生聯(lián)合收獲機的推進革新奠定了基礎 本研究結合國內外幾種典型的摘果機具的結構特點與工作原理 并通過分析其現(xiàn) 狀與存在的問題 結合實驗探討改進方法 以期改善花生摘果效果 為花生的摘果提 供切實可行的機具 1 3 本設計主要研究內容和研究方法 1 3 1 研究內容 本設計對象是半喂入式花生摘果機 要完成花生的喂入 輸送 摘果 集果一系 列動作的機器 在設計中 需要夾持裝置 摘果裝置 輸送裝置 及各機構的設計與 計算 在運動中 夾持輸送速度和摘果滾筒轉速連續(xù)可調 摘果滾筒直徑可在一定范 圍內調節(jié) 夾持輸送裝置與摘果裝置相互可調 1 傳動系統(tǒng)的設計 大小帶輪的設計計算 V 帶的選取 軸承的選擇電機選 型等內容 3 2 摘果滾筒的設計包括 滾筒的設計 動刀條的設計等內容 3 夾持輸送結構的設計 夾持帶的設計 帶輪的設計 軸的選取校核等 4 機架的設計 1 3 2 研究方法 1 收集資料 進行歸納分析 2 按給定的指標參數(shù)在指導老師的幫助下完成設計任務 4 第二章 總體設計 2 1 設計要求 1 確定工作流程 完成喂入 輸送 摘果 集果一系列動作 2 對半喂入式花生摘果機個組成部分 夾持裝置 摘果裝置 輸送裝置等 設計 3 輔助設計 采用 Pro E 對完成了設計的建模與仿真 用 AutoCAD 完成了設計 的二維 2 2 總體設計 摘果裝置是花生收獲機械的重要工作部件 花生聯(lián)合收獲機工作性能的優(yōu)劣在很 大程度上取決于摘果裝置的工作性能 半喂入式花生摘果裝置能很好的利用喂入環(huán)節(jié) 的改善來降低能耗 能夠滿足在不同含水量花生蔓的條件下平穩(wěn)作業(yè) 其作業(yè)原理是 花生蔓通過夾持輸送帶傳送到摘果滾筒 在雙滾筒不斷的旋轉作用下摘果 有動刀條 上 V 齒將花生蔓和花生分離開來 其特點如下 1 該裝置不僅可以用于花生果莢的摘取作業(yè) 而且可以解決新鮮花生收獲 晾曬 后花生的摘果問題 為設計聯(lián)合花生收獲機奠定了基礎 2 該裝置結構簡單 適應性好 可以節(jié)約收獲時間 降低因為晾曬造成耽誤農時 的問題 如果配在聯(lián)合收獲機上 效果更為顯著 半喂入式花生摘果試驗裝置由機架 夾持輸送裝置 摘果裝置 動力輸入裝置和 扭距測試裝置等組成 結構示意簡圖如圖 2 1 所示 圖 2 1 半喂入式花生摘果機機構簡圖 1 入料口 2 夾持輸送裝置 3 夾持帶輪 4 摘果滾筒 5 上機架 6 從動鏈輪 I 電機 2電機 1 5 7 從動鏈輪 II 主動鏈輪 9 雙軸承座 10 齒輪 11 從動帶輪 13 下機架 2 3 工作原理分析 半喂入式花生摘果機工作流程為 從喂料口輸送的直立花生秧夾持帶 1 夾持下與 帶一起運動 夾持帶為 V 形帶 其動力由電動機通過帶傳動 減速器 鏈傳動提供 花生莢果輸送到摘果滾筒上方時 花生果在兩同向同轉速的摘果滾筒 3 作用下摘下 摘果裝置動力由電動機通過帶傳動 齒輪傳動及鏈傳動提供 摘下的花生果落入下方 的集果箱 花生蔓任由夾持裝置夾持 從輸出端輸出 動力傳動部分由電機 減速器 鏈傳動和帶傳動組成 根據(jù)設計要求 要實現(xiàn)滾 筒轉速與夾持輸送速度可調 且互不影響 據(jù)此設計成兩套獨立的傳動系統(tǒng) 包括夾 持輸送裝置傳動系統(tǒng)和摘果裝置傳動系統(tǒng) 影響半喂入式花生摘果機摘果效果的因素主要有夾持輸送速度 摘果滾筒轉速 摘果滾筒直徑和摘果滾筒與夾持帶相互位置關系 夾持輸送速度放映了夾持帶夾持著花生的進行速度 直接影響到花生摘果的生產 效率和摘凈率 兩摘果滾筒實現(xiàn)反向同速轉動 其轉速大小直接影響到摘果的生產效率 摘凈效 率和破碎率 摘果滾筒直徑的大小關系到兩滾筒刮板之間的間隙或重疊程度 直接影響到花生摘 果的摘凈率和破碎率 本摘果機通過調節(jié)刮板的安裝位置來改變摘果滾筒的直徑 6 第三章 夾持輸送裝置設計 3 1 夾持裝置設計 3 1 1 夾持方式的確定 目前收獲機械上的夾持方式主要有帶夾持和鏈夾持 夾持鏈造價高且重量大 因 此本試驗裝置采用帶夾持方式 圖 3 1 夾持方式 3 1 2 夾持裝置總體結構設計 夾持裝置主要包括帶輪 1 搖桿 2 拉簧 3 張緊輪 4 和雙帶輪 5 結構如圖 4 所 示 工作時可通過搖桿調節(jié)喂入口的大小 控制喂入量的多少 搖桿 2 拉伸拉簧 3 在 拉簧彈力作用下夾持牢固花生秧 查閱相關農業(yè)機械手冊 選定選定夾持帶輪的直徑為 D 100mm 夾持輸送帶速度 為 v 0 5m s 1 帶輪 2 搖桿 3 拉簧 4 張緊輪 5 雙帶輪 圖 3 2 夾持裝置結構圖 3 1 3 夾持帶與摘果滾筒夾角的確定 分析花生栽培特點和中國花生生長狀況的調查數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn) 花生莢果的生長較為集 中 花生結果范圍的徑向距離小于 100mm 根據(jù)半喂入式花生摘果試驗裝置的實際工 作情況可知 隨著摘果的進行 花生莢果生長區(qū)應全部位于采摘區(qū)域 否則 將有明 7 顯的漏摘現(xiàn)象 因此夾持角 應滿足 tan h a 口 其中 h 為花生結果范圍的徑向距 離 a 為摘果滾筒長度 3 2 夾持裝置傳動系統(tǒng)設計 3 2 1 夾持裝置傳動系統(tǒng)原理分析 夾持裝置的傳動系統(tǒng) 采用電機驅動 通過皮帶帶動減速比為 10 1 的蝸輪蝸桿 減速器及鏈條驅動雙軸轉動 其組成如圖 2 所示 實現(xiàn)兩邊夾持帶的同向同速運動 即同向從動鏈輪 l 與反向從動鏈輪 6 相向轉動 主動鏈輪 7 在主動軸的帶動下順時針轉 動 反向從動鏈輪 6 在滾子鏈的帶動下逆時針轉動 同向從動鏈輪 l 順時針轉動 此傳 動方式結構簡單 節(jié)省空間 運行可靠 且經濟性好 符合試驗裝置設計要求 1 同向從動鏈輪 2 同向從動軸 3 夾持帶輪 4 夾持雙帶輪 5 反向從動軸 6 反向從動鏈輪 7 主動鏈輪 8 萬向節(jié) 9 主傳動軸 l0 大帶輪 圖 3 3 夾持裝置傳動系統(tǒng) 3 2 2 電動機的選擇 1 選擇電動機類型 電動機是標準部件 因為室內工作 運動載荷沖擊不大 所以選擇 Y 系列一般用 途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機 2 電動機容量的選擇 目前市場上花生摘果機夾持裝置電機約需配置 1 5KW 的動力 電動機額定功率 只需略大于 即可 查 機械設計手冊 表 19 1 選取電動機額定功率為 1 5kw mP0 3 電動機轉速的選擇 前述已選定夾持帶輪的直徑為 D 100mm 夾持輸送帶速度為 v 0 5m s 則夾持帶 輪轉速為 電機 8 min 5 91 04 36rDvnw V 帶推薦的傳動比為 2帶i 選用的渦輪蝸桿減速器傳動比為 wi 該處鏈傳動比暫定為 1鏈i 總的傳動比為 40 2 所以電動機實際轉速的推薦值為 min 3820 19rinw 符合這一范圍的同步轉速為 3000r min 綜合考慮經濟性 選用同步轉速 3000r min 的電機 綜合上述 1 2 3 電機型號為 Y90S 2 其額定功率 1 5 滿載轉速kw min 2840rnm 3 2 3 傳動比計算 1 總傳動比 滿載轉速 故傳動比為 in 2840rnm 74 295 80 wmi總 選用的渦輪減速器型號為 WPO 100 1 10 A 其傳動比為 10 wi 鏈傳動傳動比選為 1 鏈i V 帶的傳動比為 3974 2 鏈總帶 iiw 3 2 4 運動和動力參數(shù)計算 1 各軸的轉速 電機軸 min 28400rnm 渦輪輸入軸 in 67 931 ri帶 9 主動鏈輪軸 min 67 9410 2 rinw 從動鏈輪軸 i 2i鏈 2 各軸的輸入功率 電機軸 kwP5 10 渦輪輸入軸 kwV4 196 050 主動鏈輪軸 w52812 從動鏈輪軸 kP 3 鏈 3 各軸的輸入轉矩 電機軸 mNnT 04 528 19509500 渦輪輸入軸 P 3 167 11 主動鏈輪軸 mNnT 2 945095022 從動鏈輪軸 P 96 1067 33 4 整理列表 軸名 功率 kwP 轉矩 mNT 轉速 in r傳動比 電機軸 1 5 5 04 2840 渦輪輸入軸 1 44 14 53 946 67 3 主動鏈輪軸 1 152 116 21 94 67 10 從動鏈輪軸 1 1 110 96 94 67 1 3 2 5 V 帶傳動的設計 1 V 帶的基本參數(shù) 10 1 確定計算功率 cP 已知 kw5 min 2840rnm 查 機械設計基礎 表 13 8 得工況系數(shù) 2 1 AK 則 kwPKAc 1 1 2 選取 V 帶型號 根據(jù) 查 機械設計基礎 圖 13 15 選用 Z 型 V 帶 cmn 3 確定大 小帶輪的基準直徑 d 1 初選小帶輪的基準直徑 md501 2 計算大帶輪基準直徑 midd 14702 32 12 帶 圓整取標準值 誤差小于 5 是允許的 50 4 驗算帶速 ssndvm 25 43 7106284 3106 帶的速度合適 5 確定 V 帶的基準長度和傳動中心距 中心距 2 7 021021 dda 初選中心距 ma25 2 基準長度 madaLdd8242504 1 50 1 3502220 對于 Z 型帶選用 Ld 3 實際中心距 11 mLad 2384802500 6 驗算主動輪上的包角 1 由 ad 3 57 18012 得 1209 38 1 主動輪上的包角合適 7 計算 V 帶的根數(shù) z LArKPc 0 1 查 機械設計基礎 表 13 3 得 min 2840rnm md51 kwP6 0 2 查表得 3i 帶 rm kwP04 3 由 查表得 包角修正系數(shù) 92 15 93 K 4 由 與 V 帶型號 Z 型查表得 Ld80 1l 綜上數(shù)據(jù) 得 4 093 04 1 52 z 取 合適 02 z 8 計算預緊力 初拉力 F 根據(jù)帶型 A 型查 機械設計基礎 表 13 1 得 mkgq 1 0 NvkzvPc10943 71093 52478 51 02 9 計算作用在軸上的壓軸力 QF 12 NZFQ4 2629 15sin0 其中 為小帶輪的包角 1 10 V 帶傳動的主要參數(shù)整理并列表 帶型 帶輪基準直徑 mm 傳動比 基準長度 mm A 10 d28 2 8 1400 中心距 mm 根數(shù) 初拉力 N 壓軸力 N 392 2 109 426 4 2 帶輪結構的設計 1 帶輪的材料 采用鑄鐵帶輪 常用材料 HT200 2 帶輪的結構形式 V 帶輪的結構形式與 V 帶的基準直徑有關 小帶輪接電動機 較小 md125 所以采用腹板式結構 大帶輪 較大采用輪輻式結構 查機械設計手冊帶md402 輪寬度 詳細結構如下圖示 B3511021 圖 3 4 大小帶輪結構 3 2 6 鏈輪的設計 13 已知主動鏈輪轉速為 選用的傳動比為min 67 941rn 0 1 i 1 鏈輪齒數(shù) 取 則z192z 2 設計功率 PKAzd 由 機械設計手冊 表 12 2 3 查的 2 13 zwPd853 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù) 及 查 機械設計 課本圖 9 11 可選 12A 查表KwPd8 1 min 67 941rn 9 1 鏈條的節(jié)距為 p05 4 確定鏈條的鏈節(jié)數(shù) LP 初定中心距 取 則鏈節(jié)數(shù)為 a5 92 71 3 0 mpa76240 9 1 198 2010 pzapzpL 圓整為偶數(shù)取 節(jié) 5 確定鏈條長度及中心距 mpL905 1 10 zzzLpap 52 71 2 8 2 4 1211 中心距減少量 maa06 3 54 0 實際中心距 79 6 演算鏈速 與假設速度相符smpznv 5 0160 97 410 12A 滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù) mm 鏈號 節(jié)距 p 滾子直徑 d1 內鏈節(jié)內寬 b1 銷軸直徑 d2 內鏈板 厚度 排據(jù) 14 12A 19 05 11 91 12 57 5 96 18 08 22 78 7 鏈輪輪廓計算 鏈輪基本參數(shù)和主要尺寸 1 基本參數(shù) 鏈輪齒數(shù) 19 z 配用鏈條的節(jié)距 mp05 配用鏈條的滾子外徑 d 91 2 分度圓直徑 d mzp74 15 980sin 1si 3 齒頂圓直徑 addpa 64 1275 mx mzd8 61 in 4 齒根圓直徑 fdf 3 01 5 分度圓弦齒高 ah mpzdp6 18 5 62 01mx a73 in 8 鏈輪材料及熱處理 材料 15 20 鋼 熱處理 滲碳 淬火 回火 3 2 7 鏈輪軸的設計和校核 1 鏈輪軸的設計 鏈輪軸的作用是將大帶輪上的動力傳送到兩個主動鏈輪上 從而帶動運輸帶運動 進而達到輸送花生株的目的 該軸的設計步驟如下 軸上的功率 P3 轉速 n3 和轉矩 T3 kwP152 3 min 67 943rn mNT 21 63 15 初步確定軸的最小直徑 先按式 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料 45 鋼 調質處理 根據(jù)3PdCn 機械設計表 11 3 取 于是得 12 mP76 25 9412nd33 該處開有鍵槽故軸徑加大 5 10 且這是安裝大帶輪的直徑 取 d7 28mm 各軸段的設計 為了滿足帶輪的軸向定位 7 軸段右端要有一軸肩 故取 6 段直徑為 d6 33mm 初步選定滾動軸承 因軸承不受徑向力 根據(jù) d6 23mm 取用 6207 型號深溝球軸 承 其尺寸為 d D T 35mm 72mm 17mm 則有 d7 d1 35mm L 17mm 軸承中間 處用軸肩定位 這段取直徑 d2 d4 40mm 軸 2 和軸 4 部分 這兩部分都是裝鏈輪的 因為鏈輪的厚度為 30mm 所以設計 該部分軸長度為 28mm 軸 1 和軸 5 部分 這兩部分都是裝軸承的 所選軸承為深溝球軸承 其寬度為 17mm 設計兩輪側面距機架內壁距離為 10mm 所以設計該部分軸長為 30mm 軸 6 部分 該部分上裝軸承端蓋 設計其長度為 20mm 軸 7 部分 該部分上裝大帶輪 所以其設計長度也為 35mm 軸 3 部分 該部分通過計算可得其長度為 288mm 其結構如圖 11 圖 3 5 鏈輪軸 2 鏈輪軸的校核 先作出軸的受力計算簡圖 取集中載荷作用于帶輪 鏈輪和軸承中點 1 帶輪上作用力的大小 壓軸力 NFP1974 則 NREH 9 1543207cos FPV 9in 2 鏈輪上作用力的大小 16 壓軸力 NQ4 16 則 NRCHB 4 18392074 16cos V in 求垂直面上軸承的支反力畫主要截面彎矩圖 NRRBVCVEVD 8 576560801 AV 3 1 2 79 垂直面受力圖 見圖 b 主要截面彎矩圖 見圖 c 3 求水平面上軸承的支反力 畫主要截面彎矩圖 NRRBHCHEHD 8 301656081 A 48 319 42 水平面受力圖 見圖 d 主要截面彎矩圖 見圖 e 40 截面 D 處垂直面 水平面合成彎矩 mNM 522 1068 4 101694 彎矩圖見圖 f 3 2 8 軸承及鍵的校核 1 軸承的校核 17 1 選擇的深溝球軸承型號為 6207 尺寸為 基本mTDd17235 額定動載荷 NC340 2 當量動載荷 前面已求得 FNH5 21FH5 269 NFNV3 721FV572 Fa4 30 軸承 1 2 受到的徑向載荷為 NVHr 10543 725 021211 NFr 669222 軸承 1 2 受到的軸向載荷為 查簡明機械工程師手冊 表 7 7 39 得 7 1 Yrd30 2541 NYFrd87 162 da 4 5034011 82 軸承的當量動載荷為 arPFYXf 按機械設計 表 13 6 查得 1 NFfPar 7 1832 4 6507 104 2 11 YXr 3222 3 驗算軸承壽命 因為 所以按軸承 2 的受力驗算 21P 對于滾子軸承 3 10 hPCnLh 3820 1425 0 36 6 2 減速器的預定壽命 hh98510 合適 hL 18 2 鍵的校核 1 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 聯(lián)接大帶輪處選用圓頭平鍵 尺寸為 mhb3678 聯(lián)接鏈輪處選用圓頭平鍵 尺寸為 2510 2 校核鍵聯(lián)接的強度 鍵 軸材料都是鋼 由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的 MPaP10 工作長度 mbl28361 l20 合適PP adlkT 2 3875 16131 合適 PP Ml 40 0223 3 2 9 軸承的潤滑與密封 1 潤滑方式 潤滑對于滾動軸承具有重要的意義 軸承中的潤滑劑不僅可以降低摩擦阻力 還 可以起著散熱 減少接觸應力 吸收振動 防止銹蝕等作用 軸承常用的潤滑方式有 油潤滑和脂潤滑兩類 此外也有使用固體潤滑劑潤滑的 選用哪一類潤滑方式 這與 軸承的速度有關 常用的固體潤滑劑有二硫化鉬 石墨和聚四氟乙烯等 本機中的軸承采用脂潤滑 選用代號為 L XAAMHA1 鈣基潤滑脂 用油量為軸承間隙的 1 3 1 2 為宜 2 密封方式 由于軸與軸承接觸處的線速度 故選用半粗羊毛氈加以密封 smv3 19 第四章 摘果裝置設計 4 1 摘果滾筒設計 摘果滾筒是摘果裝置主要工作部件 滾筒結構如下圖示 摘果滾筒由鋼管周圍均勻 焊接 6 塊尺寸相同的定刮板 6 塊動刮板通過螺栓分別與定刮板連接 摘果滾筒的直徑 可以通過動刮板的安裝位置變動來改變 兩摘果滾筒的方向互為反向 裝配時需定位 彼此相互錯開 30 以增加摘果效果及避免損傷果實 摘果滾筒的設計參數(shù)主要包括摘果 滾筒的長度 滾筒的轉速 滾筒的直徑 圖 4 1 摘果滾筒 4 1 1 摘果滾筒長度的確定 通過查閱相關的農業(yè)機械設計書籍 可知滾筒的長度滿足 vtL 式中 v 花生摘果機的作業(yè)速度 m s t 花生摘果時間 可見 滾筒的長度與作業(yè)的速度和摘果時間有關 摘果時間越長 長度越長 花生 的漏摘率越低 根據(jù)夾持輸送帶的設計計算 花生收獲機的作業(yè)速度為 0 5m s 花生 的摘果時間定為 2s 左右 所以 滾筒的長度為 1m 4 1 2 摘果滾筒轉速計算 花生摘果不僅與時間有關系 而且與摘果速度有關系 為了提高摘果速度 顯然需 要提高滾筒的轉速 但是滾筒轉速過高 可能導致出現(xiàn)由于沖擊過強而增加花生的破 損 所以確定一個合適的轉速顯得非常重要 通過查閱相關論文的滾筒速度 20 mAvAWkk 22 可得滾筒的轉速為 rvnk 230 式中 W k 花生果針在沖斷時所吸收的功 Kw A 花生果針的截面積 m 2 v 滾筒沖擊時的線速度 m s n 滾筒轉速 r min m 摘果動刀的質量 Kg 最終計算確定摘果滾筒的轉速為 300r min 4 1 3 摘果滾筒直徑計算 摘果滾筒直徑的大小關系到兩滾筒之間的間隙或重疊程度 直接影響到花生摘果的 摘凈率和破碎率 根據(jù)我國花生生長狀況的調查數(shù)據(jù)可知 我國花生結果直徑范圍約 為 200mm 以內 根據(jù)花生的結果范圍繪制出圖 3 2 為了保證果莢能被順利摘下 在 梳刷過程不出現(xiàn)果莢的松脫漏摘問題 所以要求滾筒初始接觸果莢的位置在果莢最外 端的 A 點所在的垂直線 AH 上 又為了提高果莢的摘果效率 使該裝置可以將果莢梳 刷下來 而且可以充分利用其動能 將部分果莢以沖擊的形式摘取下來 以減少梳刷 的負荷 所以滾筒的中心點必須過果莢外端與主莖的中心線 EF 上 從而有 mArGBAHk 230 cos artn 根據(jù)花生的生長情況取 AG GB 100mm 代人上述公式可以得出 AH 200mm 即花 生摘果滾筒的直徑為 200mm 為了保證不同品種花生摘果的需求 最終確定定刮板和 動刮板科在 180mm 220mm 內調節(jié) 兩摘果滾筒的軸距為 180mm 定刮板和動刮板選 用的鋼板尺寸為長 厚 1000 2mm 焊接鋼板的鋼管的尺寸為 1000 35 5 21 圖 4 2 滾筒摘果示意圖 4 1 4 摘果功率的計算 摘果機滾筒在梳刷和擊打花生時 需克服花生莖蔓 根蔓的拉力才能將花生果摘下 查閱花生莖蔓 根蔓抗拉與果結合處抗剪試驗數(shù)據(jù)可知在剛開始成熟階段 花生果與 花生柄之間斷裂較容易 隨著花生的逐漸成熟 花生果柄與花生根之間的拉伸力較小 在花生成熟后期 花生果與柄和柄與根部拉伸的力幾乎一致 而且所用的力較穩(wěn)定 一般在 10 15N 左右 因此 單個刮板對單株花生在摘果時消耗的功率為 wrnrFvP68 3701231 花生在挖掘后的夾持喂入速度為 0 5m s 花生蔓在夾持喂入時的株據(jù)在 100mm 左右 所以在摘果滾筒的 1m 的長度內大約會有 10 顆花生同時摘下 前面已選定摘果滾筒的 轉速為 300r min 因此摘果滾筒在工作時間的 2s 內滾筒轉過 10 圈 即每個滾筒連續(xù) 工作 10 次 所以 摘果滾筒消耗的功率為 KwP768 310 4 2 摘果裝置傳動系統(tǒng)設計 4 2 1 摘果裝置傳動系統(tǒng)原理分析 摘果裝置采用電機驅動 通過皮帶 齒輪和鏈條驅動雙軸轉動 其組成如圖 3 所 示 主動齒輪 7 與反向從動齒輪 9 嚙合 雙孔軸承座 4 確保主動齒輪 7 和反向從動齒 輪 9 的同軸度 通過鏈傳動帶動豐動鏈輪 3 和反向從動鏈輪 6 相向轉動 實現(xiàn)了兩滾 筒的相向同速轉動 22 1 摘果滾筒 2 從動鏈輪 3 主動鏈輪 4 雙孔軸承座 5 主動傳動軸 6 反向從動鏈輪 7 主動齒輪 8 從動帶輪 9 反向從動齒輪 10 反向從動傳動軸 11 動力輸入軸 12 主動帶輪 9 反向從動齒輪 10 反向從動傳動 圖 4 3 摘果傳動系統(tǒng) 4 2 2 電動機的選擇 1 選擇電動機類型 電動機是標準部件 因為室內工作 運動載荷沖擊不大 所以選擇 Y 系列一般用 途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機 2 電動機容量的選擇 根據(jù)前述計算摘果滾筒消耗的功率為 電動機額定功率 只需略KwP768 3 mP 大于 即可 查 機械設計手冊 表 19 1 選取電動機額定功率為 4Kw 0P 3 電動機轉速的選擇 前述計算已確定摘果滾筒的轉速為 min 30rnw V 帶推薦的傳動比為 4 2帶i 齒輪傳動比為 1 齒i 鏈傳動推薦的傳動比為 鏈i 總的傳動比為 8 2i 所以電動機實際轉速的推薦值為 min 406rinw 符合這一范圍的同步轉速為 750 1000 1500r min 電機 23 綜合考慮經濟性 選用同步轉速 1000r min 的電機 綜合上述 1 2 3 電機型號為 Y132M1 6 其額定功率 4 滿載轉速kw min 960rn 4 2 3 傳動比計算 1 總傳動比 滿載轉速 故傳動比為 in 960rnm 2 3096 wmi總 齒輪傳動比為 1 齒i 選定鏈傳動傳動比為 鏈 V 帶的傳動比為 2 3鏈齒 總帶 ii 4 2 4 運動和動力參數(shù)計算 1 各軸的轉速 電機軸 min 9600rnm 從動帶輪軸 i 32 1ri帶 主動鏈輪軸 in 012in 齒 2 各軸的輸入功率 電機軸 kwP40 從動帶輪軸 kwV84 396 0401 主動鏈輪軸 2軸 承 3 各軸的輸入轉矩 電機軸 mNnPT 04 596509500 24 從動帶輪軸 mNnPT 53 143208 95011 主動鏈輪軸 6 22 4 整理列表 軸名 功率 kwP 轉矩 mNT 轉速 in r傳動比 電機軸 4 39 79 960 從動帶輪軸 3 84 114 60 320 3 主動鏈輪軸 3 8 113 41 320 1 4 2 5 V 帶傳動的設計 1 V 帶的基本參數(shù) 1 確定計算功率 cP 已知 kw4 min 960rn 查 機械設計基礎 表 13 8 得工況系數(shù) 25 1 AK 則 kwPKAc 542 1 2 選取 V 帶型號 根據(jù) 查 機械設計基礎 圖 13 15 選用 A 型 V 帶 cmn 3 確定大 小帶輪的基準直徑 d 1 初選小帶輪的基準直徑 md125 2 計算大帶輪基準直徑 midd 3920 30 12 帶 圓整取標準值 誤差小于 5 是允許的 4 4 驗算帶速 25 smsndvm 25 8 61069254 3106 帶的速度合適 5 確定 V 帶的基準長度和傳動中心距 中心距 2 7 021021 dda 初選中心距 ma 2 基準長度 maddaLd3 251704 125 0125 4 70222 對于 A 型帶選用 Ld 3 實際中心距 mad 69523 1407200 6 驗算主動輪上的包角 1 由 ad 3 57 18012 得 120 695 4 1 主動輪上的包角合適 7 計算 V 帶的根數(shù) z LArKPc 0 查 機械設計基礎 表 13 3 得 min 960rnm md125 kwP37 10 2 查表得 3i 帶 rm kwP1 0 3 由 查表得 包角修正系數(shù) 51 94 K 26 4 由 與 V 帶型號 A 型查表得 mLd240 06 1 lK 綜上數(shù)據(jù) 得 4 306 19 037 1 425 z 取 合適 04 z 8 計算預緊力 初拉力 F 根據(jù)帶型 A 型查 機械設計基礎 表 13 1 得 mkgq 1 0 NvkzvPc1 6928 61094 528501 9 計算作用在軸上的壓軸力 QFNZ4 132623 157sin9i0 其中 為小帶輪的包角 1 10 V 帶傳動的主要參數(shù)整理并列表 帶型 帶輪基準直徑 mm 傳動比 基準長度 mm A 125 d40 3 2 2240 中心距 mm 根數(shù) 初拉力 N 壓軸力 N 695 4 169 1 1326 4 2 帶輪結構的設計 1 帶輪的材料 采用鑄鐵帶輪 常用材料 HT200 2 帶輪的結構形式 V 帶輪的結構形式與 V 帶的基準直徑有關 小帶輪接電動機 較小 md125 27 所以采用腹板式結構 大帶輪 較大采用輪輻式結構 查機械設計手冊帶md402 輪寬度 詳細結構如下圖示 B6531021 圖 4 4 大小帶輪結構 4 2 6 齒輪傳動的設計 1 選精度等級 材料和齒數(shù) 1 運輸機為一般工作機器 運轉速度不高 查 機械設計基礎 表 11 2 選用 8 級精度 2 材料選擇 齒輪材料為 40Cr 調質 硬度為 280HBS 兩者材料和硬度相同 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)301 Z3012 Zi 2 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算 即 3211 2 HEdttuTkd 1 確定公式各計算數(shù)值 a 試選載荷系數(shù) tK b 計算齒輪傳遞的轉矩 mNT 6 142 c 齒輪相對支承為懸臂布置 選取齒寬系數(shù) 5 0 d d 由表 6 3 查得材料的彈性影響系數(shù) 2 189MPaZE 查 機械設計基礎 表 11 5 取 SF H 28 查表 11 4 取區(qū)域系數(shù) 5 2 zH e 由圖 6 14 按齒面硬度查得 齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa602lim1li f 由式 6 11 計算應力循環(huán)次數(shù) 8121 102 5 8 1360 hjLnN g 由圖 6 16 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 92 01NZ h 計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 0 由式 10 12 得 MPaSZHNH 526092 1lim2 i 計算 試算齒輪分度圓直徑 td1 mt 5 10 528 9 15 06432 31 計算圓周速度 v sndt 8 603 4 160 j 計算模數(shù) mZdm3 5 1 3 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 321 FSdnYZKT 1 確定公式內的計算數(shù)值 由圖 6 15 查得 齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE5021 由圖 6 16 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 9 21NZ 29 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù)為 S 1 3 由式 10 13 得 MPaSZFENF 2 346 1509121 2 查取齒形系數(shù) 由表 6 4 查得 21FaY 3 查取應力校正系數(shù) 由表 6 4 查得 65 S 4 計算 FSaY 0183 2 3465 21 FSaFSaY 5 設計計算 mm1 08 35 01323 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù) 可取有彎曲強度算得的模數(shù) 2 1mm 圓整為標準值 m 2 5mm 并按接觸強度算得的分度圓直徑 d5 10 算出小齒輪齒數(shù) 取 24 1 mZ401 Z 大齒輪齒數(shù) 42 i 4 幾何尺寸計算 輸入齒輪和輸出齒輪參數(shù)相同 齒輪參數(shù)計算如下表 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 齒數(shù) Z 40 2 模數(shù) m 2 5mm 3 分度圓直徑 21d100mm 4 齒頂高 ah2 5mm 5 齒根高 f 3 125mm 6 全齒高 h5 625mm 7 頂隙 c0 625 30 8 齒頂圓直徑 21 d105 9 齒根圓直徑 43f 93 75mm 10 中心距 a100mm 4 2 7 鏈輪的設計 已知主動鏈輪轉速為 選用的傳動比為min 301rn 0 1 i 1 鏈輪齒數(shù) 取 則7z172z 2 設計功率 PKAzd 由 機械設計手冊 表 12 2 3 查的 2 13 zwPd9583 3 選擇鏈條型號和節(jié)距 根據(jù) 及 查 機械設計 課本圖 9 11 可選 16A 查表KwPd93 5 min 01rn 9 1 鏈條的節(jié)距為 p4 2 4 確定鏈條的鏈節(jié)數(shù) LP 初定中心距 取 則鏈節(jié)數(shù)為 a5 92 71 50 3 0 mpa76230 7 1 16 2010 pzapzpL 圓整為偶數(shù)取 節(jié)76 5 確定鏈條長度及中心距 mpL9304 1257610 zzzpap 3 79 8 2 4 2121 中心距減少量 maa3 5 04 實際中心距 31 ma74 6 演算鏈速 與假設速度相符spznv 16 206451730 16A 滾子鏈規(guī)格和主要參數(shù) mm 鏈號 節(jié)距 p 滾子直徑 d1 內鏈節(jié)內寬 b1 銷軸直徑 d2 內鏈板 厚度 排據(jù) 16A 25 4 15 88 15 75 7 94 24 13 29 29 7 鏈輪輪廓計算 鏈輪基本參數(shù)和主要尺寸 1 基本參數(shù) 鏈輪齒數(shù) 17 z 配用鏈條的節(jié)距 mp4 25 配用鏈條的滾子外徑 d 8 1 2 分度圓直徑 d mzp23 18 70sin 4 25 18si 3 齒頂圓直徑 addpa 1 542 1mx mzd36 6 in 4 齒根圓直徑 fdf 5 12 5 分度圓弦齒高 ah mpzdp3 98 0 65 01max 764 in 8 鏈輪材料及熱處理 材料 15 20 鋼 熱處理 滲碳 淬火 回火 4 2 8 滾筒軸設計 32 滾筒軸的作用是將主鏈輪上的動力傳送到兩個從動鏈輪上 從而帶動滾筒運動 進而達到摘果的目的 該軸的設計步驟如下 軸上的功率 P3 轉速 n3 kwP768 3 min 30rn 初步確定軸的最小直徑 先按式 初步估算軸的最小直徑 選取軸的材料 45 鋼 調質處理 根據(jù)3dCn 機械設計表 11 3 取 于是得 12 mPC263078 12nd3 該處開有鍵槽故軸徑加大 5 10 且這是安裝大帶輪的直徑 取 d7 28mm 各軸段的設計 為了滿足帶輪的軸向定位 7 軸段右端要有一軸肩 故取 6 段直徑為 d6 33mm 初步選定滾動軸承 因軸承不受徑向力 根據(jù) d6 23mm 取用 6207 型號深溝球軸 承 其尺寸為 d D T 35mm 72mm 17mm 則有 d7 d1 35mm L 17mm 軸承中間 處用軸肩定位 這段取直徑 d2 d4 40mm 軸 2 和軸 4 部分 這兩部分都是裝鏈輪的 因為鏈輪的厚度為 30mm 所以設計 該部分軸長度為 28mm 軸 1 和軸 5 部分 這兩部分都是裝軸承的 所選軸承為深溝球軸承 其寬度為 17mm 設計兩輪側面距機架內壁距離為 10mm 所以設計該部分軸長為 30mm 軸 6 部分 該部分上裝軸承端蓋 設計其長度為 20mm 軸 7 部分 該部分上裝大帶輪 所以其設計長度也為 35mm 軸 3 部分 該部分通過計算可得其長度為 288mm 4 3 機架設計 機架的主要作用為支承與安裝其它各零件 為了節(jié)約成本 機架全件采用焊接件 與螺栓連接 根據(jù)設計要求 機架焊接的主要零件包括左右機架 加強鋼板 角鐵梁 等部分組成 焊接時主要保證加強鐵與機架的位置要求 同時要保證焊接時不能出現(xiàn) 焊渣 裂縫等現(xiàn)象 機架的材料主要是厚度為 5mm 的角鋼 尺寸為 1435mm 100mm 用等離子切割機切割成型后 采用沖壓等方式進行加工 左右機架 分別有一塊加強板進行強度的加強 加強板與左右機架的連接方式是采用螺栓連接 在機架與加強板加工過程中 對其上螺栓連接孔的位置有一定的技術要求 左右機架 間采用角鐵梁進行固定 固定方式為焊接 因為此軸流式脫粒機作業(yè)環(huán)境為山地及丘 33 陵地區(qū) 搬運較多 所以為保證人員搬運過程中的安全 在焊接時要保證焊接技術要 求 要求焊接中不能有焊渣 不得有裂縫等缺陷出現(xiàn) 機架的組裝完成后 機架外露 表面須刷防銹漆 半喂入式花生摘果機機架分為兩部分 上機架和下機架 如圖示 機身由角鋼 40 40 焊接而成 整機采用分置機架 便于進行夾持角的調節(jié) 圖 4 5 機架 第五章 使用與維護 5 1 使用 使用前接好 380 伏三相電源 然后將電機啟動 看運轉方向是否與指示箭頭方向 一致 如不一致應將電源中任意兩接頭對調一下 即可達到與指示箭頭方向一致 經過試車 如果機器各部分運轉正常且無異常聲響 即可投料生產 操作過程中 投料應保持均勻 使用過程中如發(fā)現(xiàn)破碎率高 可以停機 調整摘果滾筒直徑 從而調整兩滾筒刮 板之間的間隙 使之適應不同的花生品種 調整間隙后擰緊螺栓后再開機工作 摘果作業(yè)前應對所有參加摘果作業(yè)人員進行安全教育 熟悉摘果機的結構 性能 和操作方法 參加摘果作業(yè)人員應穿工作衣 女同志應把長發(fā)戴入工作帽內 不準佩帶圍巾作 業(yè) 閑雜人員或未成年人不準靠近作業(yè)區(qū)域 開機前 操作人員應對剝殼機技術狀態(tài)全面檢查一遍 特別是對各安全防護部件 的檢查 要求不松 不缺 嚴禁違章使用 摘果機所用一切工具 金屬物等嚴禁放在機器上 開機前應發(fā)出各自規(guī)定的信號 待摘果機空轉 3 5 分鐘 確無異常情況后方可均 勻連續(xù)喂料進行作業(yè) 停機前應有 3 5 分鐘空轉時間 將花生清理干凈 剝殼機運轉中應經常注意其轉速 聲音 軸承溫升 發(fā)現(xiàn)異常應立即停機檢查 待排除后 方可繼續(xù)作業(yè) 34 每連續(xù)工作一天 應停機檢查滾筒及各軸承座等部件緊固件是否松動 并隨時加 以緊固 嚴禁在剝殼機運轉時進行檢修和調試 嚴禁身體和其他異物靠近傳動部位 摘機 運轉時 嚴禁將手或其他異物伸入機器內 5 2 維護與保養(yǎng) 本機采用三角帶傳動 在長時間使用后如需更換皮帶 一定要選擇型號一致的三 角帶 各部位有潤滑的 應定期查看潤滑脂的情況 如有變質現(xiàn)象 需更換潤滑脂 機器在使用時 應經常注意各部位運轉情況 檢查各部位緊固螺栓是否松動 如 發(fā)現(xiàn)松動應隨時緊固 特別是高轉速部位 加工季節(jié)結束后 應將機器進行一次大檢查 然后清理機器內的雜物 添加潤滑 脂 最后用牛皮紙遮蓋好 以備下一季使用 總 結 本次設計 是大學的全部基礎課 技術基礎課程以及全部專業(yè)課程和生產實習的綜 合 它包含了機械設計 機械制圖 工程材料 公差 材料力學 理論力學 機械原 理等課程 這是我們在進行畢業(yè)之前對所學各課程的一次深入的綜合性的總復習 也 是一次理論聯(lián)系實際的鍛煉 它在我們四年的大學生活學習中占有很重要的地位 也 為日后走上社會 走進工作崗位后工更好的工作及生活打下了良好的基礎 設計是一 項需要嚴謹認真 步步為營態(tài)度的工作 同時設計中需要考慮到社會需要 需要了解 到前人設計中的不足與優(yōu)點 吸收優(yōu)點 汲取精華 摒棄糟粕與設計中的不合理現(xiàn)象 所以 設計不僅僅是一項電腦前和辦公室里的工作 它需要走進社會 走入市場 進 行設計前的調研 深刻了解到所設計內容的市場情況和人們的需求 才能在此基礎上 進行設計工作 進而才能進行產品的優(yōu)化設計 本次設計中我查閱了大量資料 包括機械設計手冊 農業(yè)機械相關手冊 教材 并 在互聯(lián)網上進行文獻檢索 采用了計算機輔助設計 對各個重要步驟進行了詳細計算 和說明 必要處都有校核 裝配圖和零件圖按照國家機械制圖標準畫法繪制 通過這 次設計 我進一步熟悉了有關標準 規(guī)范 技術文件和設計說明書的編寫 分析問題 解決問題的能力得到了提高 能夠綜合運用所學知識解決一些實際生產問題 圓滿地 完成了本次畢業(yè)設計 此次設計中收獲頗多 在設計中遇到很多問題 如軸的校核 材料的選擇 設計的 優(yōu)化等方面 正是這些問題使我認識到了自己的不足之處 認識到自己在理論方面仍 存在很多欠缺 認識到自己理論聯(lián)系實際的不足 在設計中材料的選擇是一個很重要 35 的方面 我也就是在材料的選擇方面走了很