花生收割机的设计

1 绪论1.1 课题研究背景 1.1.1 课题综述：花生是世界上广泛栽培的主要油料作物，同时也是主要的创汇农产品之一。在世界油料生产和国际贸易中仅次于大豆居于第二位。据联合国粮农组织统计数字表明，世界花生种植面积由20世纪60年代的0.16h增至20世纪70年代的0.19亿h，并有上升趋势。世界花生年总产量20世纪60年代为150亿，20世纪70年代后期达180亿，20世纪80年代中期增至190亿，至1988年世界花生年总产量达到224.6亿，创生产纪录。我国作为花生的主要产地，2002年花生播种面积500万h，总产147.5亿，单产393.4。近几年，随着花生种植面积、产量在不断增加，花生生产机械化的发展就显得尤为重要。目前，国际经济趋于全球化，花生生产过程中的机械化己成为提高生产效益，增加农民收入的重要组成部分。花生生产无论对我国还是对世界的农业均起着举足轻重的作用。我国花生生产是一种劳动密集型产业。长期以来，花生种植、收获和加工等各生产环节基本都是靠人工完成，劳动强度大，效率低下，制约着花生生产，影响着农民朋友的花生种植积极性，对花生收获机的研制提出了更高的要求。目前，我国花生播种机械化技术已基本成熟。多种系列化的多功能花生播种覆膜机已在花生产区得到了大面积的推广应用，实现了我国花生播种种植的机械化、产业化。花生收获方式大部分地区仍以人工收获为主，部分地区用花生挖掘犁，少部分地区采用花生收获机，花生机械化的联合收获几乎为零。广大农民朋友迫切要求实现花生收获的机械化，以提高生产效益，增加收入，降低劳动强度。同时，花生的收获期，正值“三秋”大忙之际，劳力紧张。实现花生收获的机械化，可以提高劳动效率，缩短花生的收获日期，减少花生收获损失，提高花生品质。为此，实现花生收获的机械化作业己成为当前社会的迫切需求。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左右的蛋白质。花生和油菜、大豆并列为我国三大油料作物，在我国的南方各省和华北地区均有广泛种植。花生的种植有垄作和平作两种，行距为4050cm。花生果分布在以主茎为中心，半径为20cm的范围内。 花生植株的形态，可分为蔓生型、半蔓生型和直生型三类。蔓生型花生除主茎外，分枝均铺在地面，行与行之间的花生茎叶不易分开，其生长期较长，果实分散，单株产量较高，但收获时易落果，主要种植于北方丘陵地区的瘠薄砂壤土上。直生型花生的主茎与分枝夹角约为30一40，植株生长紧凑，果实集中，不易落果，且生长期短，能密植，可获得较高的单位面积产量。半蔓生型花生的形态介于上述两类花生之间，其主茎与分枝的夹角为45。由于直生型和半蔓生型品种适于密植、生长期短、出油率高，便于田间管理和收获，故有逐步取代蔓生型花生的趋势。1.1.3 花生的收获工艺：花生的收获过程主要包括;挖掘拔取（有时需割蔓）、分离、铺条晾晒、捡拾摘果、清选等项作业。收获花生的方法有分别收获法和联合收获法两种。它们的工艺框图如下图1.1所示：图1.1花生收获的工艺框图我国北方收获花生时，气候干燥，一般采用带蔓收获的分段收获法。挖起的花生先分离泥土，再在田间铺成条堆晾晒，然后运回摘果。南方气候潮湿，要求采用随收随摘果的联合收获法，一次完成上述各项作业。6。91.2 国内外研究现状国外花生收获机械的研究起步较早， 技术也比较先进，多采用两段收获法。较有代表性的是美国 Courtesy of Lilli ston Mfg. 公司生产的 LP-2 型花生收获机，荷兰 Michigan 公司生产的 PH-2 型花生收获机及美国 Kelley Manufacturing 公司生产的 2，4，6，8 行系列花生挖掘机，这些机型都采用了用挖掘铲与分离链相结合的工作原理。我国对花生收获机的研制是从上世纪60年代开始的，在70年代末80年代初从美国引进的花生挖掘机的基础上得以发展起来。从研制花生收获机以来，我国已有多种类型的样机和产品问世，如东风-69型、4HW-800型、4H-150型花生收获机等，实现了我国花生生产从传统的人力劳动到机械化的部分转变，在我国花生生产机械化的发展过程中起到了一定的积极作用。国内外花生收获机械的种类较多，也都得到了不同程度的应用。但是就我国目前的状况来看，由于种植农艺的不同，我国大部分地区实行分段式收获或联合收获。对花生联合收获机的研究相对比较晚，技术还有待于完善，目前尚没有成型的花生联合收获机能够满足生产要求。现有的花生收获机械普遍存在功能单一、技术性能不稳定、产品可靠性差等问题，而引进的一些花生收获机或对引进的产品经消化吸收后制造出来的花生收获机都有一定的缺陷，不能很好的适应我国现阶段花生收获的实际情况。1.3 几种花生收获机的性能比较1.3.1 允全牌43型散装机/允全牌43型袋装机1）主要参数：机体尺寸：全长 （mm）： 4300全宽(mm)： 2100全高(mm)： 2650机体重量 （Kg）： 2850引擎种类： 43型水冷4冲程立式4缸柴油引燃烧方式： 直接喷射启动方式： 电启动总排气量（cc）： 2000出力/回转速度（PS/rpm）： 43/2800燃油箱容量（l）： 40行走部履带（宽接地长）(mm)：4001390履带中心距离(mm)： 1000平均接地压力(Kg/)： 0.2变速方式： HST(无级变速) 行走速度（m/秒）： 0.79-2.39传动方式 ： 以液压传动为主采收效率（公顷/小时）： 0.20-0.25 出果方式： 散装机储果箱储放果 / 袋装机随车接装果2）主要特点表现： 能够一次完成花生的挖掘、抖土、摘果、清选、集果等工序，自动化水平较高；采用夹持输送方式，对收获环境适应性强，平作垄作，花生蔓高矮立伏皆可适用；采用履带式行走利于农田保护性耕作即使在雨后沙质土地块，仍可顺利进行收获；前置式收获作业，操作简单，行走灵活；泥土分离装置与摘果装置，泥土分离效果好，摘果率高，破壳率低，夹杂率低，并极适合鲜株摘果；地盘、引擎等关键部件一般都从日本进口，提高了整体性能，降低了故障率；并与当地水稻收割机地盘、引擎通用互配，在花生收获季节可拆下水稻机引擎装配到花生收获机上，既提高了配件的通用性又提高了机械利用率；作业效率高，较人工操作节省90%以上的人力。1.3.2 4HL2型收获机1）主要参数配备动力： 0.8814.8kW小四轮拖拉机适应行距（cm）： 3545一次收获行数： 2行果料收获率（）： 95摘净率（）： 98破碎率 （）： 2清洁度（）： 95损失率（）： 3生产率为（hm2/h）： 0.150.22）主要特点表现：履带行走装置，无极变速（HST）液压操控装置，车体自动水平装置等；能够一次完成花生的挖掘、抖土、除膜、摘果、清选、集果等工序，联合作业，自动化水平较高；采用夹持输送方式，对收获环境适应性强，花生蔓高矮立伏皆可适用。1.3.3 4HD-1型收获机1）主要参数配套动力（KW）： 1114.3 外型尺寸（长宽高）（mm）： 340020002200 作业效率： 0.8-1.5亩/时 挖掘深度（mm）： 120150 摘果率： 98% 破碎率： 1% 夹杂率： 0.8% 整机质量（kg）： 580 2）主要特点表现能一次完成花生的挖掘、除土、摘果、清选、集果等项作业；适合壤土及沙土花生收获具有生产效率高、作业损失少、转移速度快、方便灵活；集挖掘、提升、清选、摘果、集果为一体的联合作业机型；使用安全可靠、投资成本低等特点，是目前花生实现机械化收获的理想机具。3）主要结构及工作原理 主要结构。该机由机架、传动系统、升降系统、挖掘部分、碎土器、夹秧输送系统、摘果器、震动筛、横向输果器、提升器、集果箱等部件组成。 工作原理。该机通过机架与拖拉机后部连接，升降支架与拖拉机前部连接，挖掘部分与夹秧输送系统等位于拖拉机的右侧。机组进入田间工作时，降下拖拉机液压升降机构，拖拉机的动力通过侧动力输出轴、离合器、万向联结轴等部件传递给该机的各部分，该机进入工作状态。当机组向前行驶时，挖掘铲进入地下把花生掘起，同时夹秧输送系统上的一对齿型链条夹持花生秧，把花生连秧带果向后输送。经过拍土装置时对花生果上带的土进行拍打，除掉部分土。然后花生根部进入摘果器，摘果器采用一对带叶片的辊子对滚，把花生果从秧上摘下。此时花生秧由齿型链条向后传送，通过甩秧链条整齐地铺放到收获过的地面上，花生果进入震动筛，通过震动筛的震动使花生果与杂质进行分离，花生果进入横向输果器，经链条的带动花生果进入提升器的小碗中，然后提升到集果箱内。 4）主要结构特点 传动系统由拖拉机侧动力输出轴与变速箱联结，通过万向联结轴传到变速箱，再分别传送到提升器、横向输果器、夹秧输送系统、拍打器、摘果器等部件。 升降系统利用拖拉机后悬挂液压升降系统的升降臂，配置花篮螺栓、定滑轮、钢丝绳等与前部升降支架上的拐臂连接，从而实现升降。 挖掘部分的挖掘铲经多次实验合理设计了铲头刃口的形状和铲面的弯曲弧度，不堵秧不缠草，既能松土又不把花生翻起。挖掘铲前部的外侧有可调的限深轮，控制挖掘铲入地的深度。限深轮前部有分秧器，利于对行。 夹秧输送系统位于拖拉机的右侧，该系统前部有V型扶秧器，经挖掘铲疏松过的花生棵由扶秧器进入由一对齿型链条组成的夹秧器中。 摘果器由一对带有叶片的辊子组成，辊子由40的无缝管制成，表面沿轴向焊有四条60mm高5mm厚的钢板。当花生棵的根部从两辊子中间通过时，花生果被钢板扫落。 震动筛的筛叶上带有弧型齿，筛叶之间的间隙可调，震动筛的吊杆长度可调，可以改变升角，筛子的长度、宽度、振动频率、振幅等进行了大量的实验，获得了理想的效果。 1.3.4 4HW-65D型收获机1）主要参数配套动力： 12-20匹四轮拖拉机作业宽度： 65cm；作业深度： 4-16cm；生产率： 3-4亩/小时；损失率： 3%；重量： 228；外型尺寸： 24540100cm。2）主要结构特点解决了花生收获不能机械化的难题，减轻了农民劳动强度，提高工效40多倍；它通过分秧、挖掘、破土、抖土、铺放等工序一次性完成花生收获；具有工效高、损失率小、性能稳定、入土行程短、适应性强等特点，适用于不同地区各种土壤条件； 该机不仅能收获花生，还能收获马铃薯、大蒜、洋葱、红薯及地下块茎中药材等。1.3.5 4H140型花生收获机1）主要参数挖掘深度： 80120毫米；挖掘幅度： 140厘米；工作效率： 47005340平方米；配套动力: 36.5kw；2）主要特点表现工作时掘铲铲出花生，并由输送链条向后输送；输送的同时把花生根部的泥土脱净，最后把花生放置成行；操作简便，不挂秧、花生脱果少等优点。1.4 课题研究的意义进入21 世纪之后, 我国花生生产机械化开始了新的发展阶段, 农业结构调整发生了新的变化, 也对花生机械的发展产生了积极而深远的影响, 不仅拉动了新的有效需求, 而且构筑了适合花生生产机械化发展的新舞台, 为花生生产机械化真正成为农村经济发展的推动器提供了广阔的市场发展条件。在一些地区推进花生生产机械化的过程中, 相继出台了鼓励和扶持农民购买花生机械、开展作业服务的优惠政策和措施, 调动了农民购买花生机械的积极性, 形成了新的市场需求。并且我国各级政府正在加快农业机械化的法规建设步伐, 培育和完善农机市场, 保护农机经营者的权益, 采取积极的政策措施,加快农机服务产业化, 促进农业机械化的健康发展。因此, 随着农业现代化进程的加快, 花生生产机械市场也必将呈现旺盛的需求态势。本课题要研究的花生机要求独立行走，作业对象是针对小花生果，也就是要挖掘的花生果是除蔓后散布在土壤中的。因此本课题以花生收获机为研究对象，针对中国农村分散经营的生产体制，适应国内的花生种植方式，重点研究花生收获机总体及行走部件，探索新的工作方式和新的结构设计，以简化结构，降低功耗，减少成本，提高作业质量为目标。对花生收获机的改进研究，将为缩小我国与发达国家的收获机械化差距，加快花生生产机械化的推广，推动花生产业的发展具有十分重要的意义。1.5 课题研究的目标和主要任务传统的花生收获装置大多采用挖掘铲和抖动链相组合的方式。这种装置是20世纪70年代中国从美国引进和消化吸收后推广应用的，不仅结构复杂、制造成本高、动力消耗大、可靠性差，而且收获损失偏高、花生蔓铺放杂乱，不便于人工拣拾。本设计所研究的收获装置拟采用能够独立行走的全新结构，以减少功耗、机体尺寸以及收获损失；并对动力传递系统和操纵装置进行合理配置，确保动力传递高效可靠，操纵调整简便。而本课题研究的主要任务是：1.查阅关于花生收获机设计的资料，进行可行性研究，确定设计方案。2.花生收获机结构设计。3.绘制花生收获机装配图以及部分零件图。4.英文资料的翻译1.6 小结通过对市场上成型产品的比较以及小花生的果实地下比较分散，不易带蔓收割的，充分考虑到小花生多为个体种植，虽然分布比较广泛，但是多为个体农户独立操作不宜采用大型的花生联合收获机械。因此该设计产品充分考虑到了花生分布的地形、土壤、等特征，在破果率、碎果率、配套动力等都能满足相关指数。拟设计方案如图1.1所示。图1.2花生收获机的结构简图2 动力的传输部件选择2.1 传动类型选择的依据选择传动类型时应综合考虑以下一些条件：1）工作机的工作情况；2）动力机的机械特性和调速特性；3）对传动的尺寸、载重量、布置方面的要求；4）工作环境的考虑：如多灰尘、低温、高温、潮湿、腐蚀、易燃等恶劣环境的适应性，噪声的限制等；5）经济性：工作寿命、传动效率、出世费用、运转费用和调试费用等；6）操作方法和控制方法；7）其他要求：如国家的技术政策（材料的选用、标准化和系列化）、现场的技术条件（能源和制造能力）环境保护等。上述条件有时候时是相互矛盾的，因此可能不会得到全部的满足，所以应根据具体的应用场合及条件，全面的分析考虑，抓住主要矛盾，给以合适的解决。2.2 传动类型的选择原则当动力机的性能完全满足工作机的工作情况要求时候，可以采用联轴器联接，当动力机的转矩、转速、运动形式和输出轴的几何位置不适合的时候，必须采用传动装置。技术经济指标时时选择传动装置的时候要考虑的首要原则，因此，在审定之前，特别时大功率传动，必须对各种传动方案的技术经济指标做具体细致的、科学的综合的分析和对比。1） 小功率传动的时候，应在满足工作性能的要求下，选择结构简单的传动装置尽可能降低初始的费用；2） 大功率传动的时候应该有限考虑传动的效率，节约能源降低运转和维修的费用；3） 当工作机要求又速度的变化的时候，若能与动力机的调速比相适应，可以直接联接或采用定传动比传动装置；当工作机要求变速范围大的时候，用动力机调速不能满足机械特性和经济特性的要求的时候，则应采用变传动比传动；出工作机需要需要连续变速外应尽量采用有级调速；4） 当载荷变化频繁时，且可能出现过载时，应该考虑过载保护；5） 工作机要求与动力机同步，应采用无滑动装置的传动装置；6） 传动装置的选用必须与制造技术水平相适应，应尽可能采用专业厂家生产的标准传动元件。2.3 花生收获机的功率的计算花生收获机所需的总功率可分为三部分即： （式2.1）挖掘装置及地轮行走所需的功率；分离装置所需的功率；机械传动消耗的功率。 可根据郭略契金院士的阻力理论公式进行计算。 （式2.2）式中：平均牵引阻力（取7142N） 花生收获机重量（取750千克） 综合摩擦系数（=0.250.5） 土垄抵抗变形的性能系数（=0.21） 动态阻力系数（取） 机组前进速度（0.28）；挖掘深（10）；挖掘幅度（160）。式中：为摩擦阻力，包括挖掘铲和沟底、沟壁之间及轮轴之间的摩擦阻力，地轮对土壤的滚动阻力及摩擦阻力；为土垄变形的阻力；为动力变化阻力，土壤动量发生变化时所产生的阻力。 （式2.3）式中：牵引阻力利用系数（0.80.9） （式2.4）式中：分离链上土壤的百分含量； 土壤的容重。 （式2.12）式中：机械传动功率。花生收获机所需的总功率为： （式2.5）将本次设计中所采用的数据带入公式的：根据所计算出的花生收获机的大概功率，取安全系数0.8，得出所要使用的花生收获机的配套动力约为35KW。2.4 行走装置的功率计算式中： （式2.6）G花生收获机的总重量(f)Vm花生收获机的作业速度（m/s）fg驱动轮的滚动阻力系数，普通轮胎在较干的田地上为0.080.13，在湿地上为0.3左右。行走装置的传动效率系数，大约0.850.9将本次设计中所采用的数据带入公式的：根据所计算出的花生收获机的行走装置的大概功率，去安全系数0.8，得出驱动行走装置的配套动力动力约为5KW。2.5 发动机的分类和选择2.5.1 发动机的分类车用内燃机（internal combustion engine），根据其将热能转变为机械能的主要构件的型式，可分为活塞式内燃机和燃气轮机两大类。前者又可按活塞运动方式分为往复活塞式内燃机（reciprocating engine）和旋转活塞式内燃机两种。往复活塞式内燃机在汽车上应用最为广泛,是本课研究的重点。汽车（automobile）发动机（主要指车用往复活塞式内燃机）分类方法很多，按照不同的分类方法可以把汽车发动机分成不同的类型，下面是其分类情况。(1) 按照所用燃料分类内燃机按照所使用燃料的不同可以分为汽油机（gasoline engine）和柴油机(diesel engine)(图2.1)。使用汽油为燃料的内燃机称为汽油机；使用柴油机为燃料的内燃机称为柴油机。汽油机与柴油机比较各有特点；汽油机转速高，质量小，噪音小，起动容易，制造成本低；柴油机压缩比大，热效率高，经济性能和排放性能都比汽油机好。图2.1 汽油机和柴油机(2) 按照行程(stroke)分类内燃机按照完成一个工作循环(operating cycle)所需的行程数可分为四行程内燃机(four - stroke cycle engine)和二行程内燃机(two - stroke cycle engine) (图2.2 )。把曲轴转两圈(720)，活塞在气缸内上下往复运动四个行程，完成一个工作循环的内燃机称为四行程内燃机；而把曲轴转一圈(360)，活塞在气缸内上下往复运动两个行程，完成一个工作循环的内燃机称为二行程内燃机。汽车发动机广泛使用四行程内燃机。图2.2 四行程和二行程内燃机(3) 按照冷却方式分类内燃机按照冷却方式不同可以分为水冷发动机(liquid - cooled engine)和风冷发动机(air - cooled engine)(图3.3)。水冷发动机是利用在气缸体和气缸盖冷却水套中进行循环的冷却液(coolant)作为冷却介质进行冷却的；而风冷发动机是利用流动于气缸体与气缸盖外表面散热片(fins)之间的空气作为冷却介质进行冷却的。水冷发动机冷却均匀，工作可靠，冷却效果好，被广泛地应用于现代车用发动机。图3.3 水冷和风冷发动机(4) 按照气缸(cylinder)数目分类内燃机按照气缸数目不同可以分为单缸发动机(single - cylinder engine)和多缸发动机(multi - cylinder engine )(图4.4)。仅有一个气缸的发动机称为单缸发动机；有两个以上气缸的发动机称为多缸发动机。 如双缸、三缸、四缸、五缸、六缸、八缸、十二缸等都是多缸发动机。现代车用发动机多采用四缸、六缸、八缸发动机。图4.4 单缸和多缸发动机(5) 按照气缸排列方式分类内燃机按照气缸排列方式不同可以分为单列式和双列式(图5.5)。单列式发动机(inline engine)的各个气缸排成一列，一般是垂直布置的，但为了降低高度，有时也把气缸布置成倾斜的甚至水平的；双列式发动机把气缸排成两列，两列之间的夹角120满足要求6) 确定带的根数z由式3.4: z= （式3.4）式中:Ka-考虑包角不同时的影响系数,简称包角系数,查表3-5KL-考虑带的长度不同时的影响系数,简称长度系数P0-单根V带的基本额定功率P0-计入传动比的影响时,单根V带额定功率的增量 代入数据: Pca=1.43kw P0=1.44KW P0= 0.15KW KL=1.00 Ka=0.95z=经计算的: z=0.94考虑到带的受力，所以选择: z=27) 确定带的预紧力F0单根V带的所需的预紧力为:F0=用Fec=代入上式,则:F0= 500()+ （式3.5）式中: F0-单根V带的所需的预紧力; Pca计算功率，单位KW; Ka-考虑包角不同时的影响系数,简称包角系数,查表3-5; z-带的根数; v-带的速度;q-V带单位长度质量;代入数据: Pca=1.43kw, Ka=0.95, z=2, v=4.3m/s, 经计算得: F0=500=135.6 N 由于新的带轮容易松弛,所以对非自动张紧的带传动,安装新的带轮的时候,预紧力应该为上述预紧力的1.5倍.8) 计算带传动作用在轴上的力(简称压轴力)Fp 为了设计安装带轮的轴和轴承,保证轴和轴承的设计安全,必须确定带传动作用在轴上的力Fp 。不考虑带的两边的拉力差,则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F0的合力来进行计算.即 Fp= （式3.6）式中: z-带的根数;F0-单根V带的所需的预紧力;1-主动轮上的包角;代入数据: z=2 1= 160 F0=135.6 N则, Fp=516.4N2. 传动轴2带的设计和校核1) 计算功率Pca由公式：PCA=KAP；由于设计时花生收获机的每天工作时间为10-15个小时，而且花生收获机的载荷变动微小，根据机械设计，选取工作情况系数KA=1.3。由公式的：Pca=KaP=1.31.1=1.43KW2) 选择带型由计算功率Pca=1.43KW和小带轮的转速n1由图3.1选定带型由查表的选择SPZ型。3) 确定带轮的基准直径dd1和dd2。(1)初选带轮的基准直径dd1 根据V带的截型，参考表3.1选取dd1ddmin.为了提高V带的寿命。宜选取较大的直径。由表3-3的，选取直径 dd1=40mm。(2)验算带的速度根据式：v1=计算带的速度，并应该使vvmax。对于普通V带vmax=20-30m/s;对于窄V带，vmax=35-40m/s。如果vvmax，则离心力过大，即应减小dd1；如果v过小，则表示所选的dd1过小，这将使所需的有效拉力Fe过大，即所需的带的根数z过多，于是带轮的宽度、轴径等的尺寸都要随之增大。一般v20m/s。带入数据得：V1=3.8m/s由于V1=3.8m/s20m/s，所以带的速度符合要求。4) 确定中心距a和带的基准长度Ld由于没有给出中心距，可以根据传动的结构需要初定中心距a0,取0.7（dd1dd2）a02（dd1dd2）由于 i=3 所以dd2=230mm；则：224 mma0640mm 选a0=500mm，根据带的传动的几何关系按下式计算所需的基准长度Ld:Ld2a0+（dd1dd2）+带入数据的: Ld=2300+=1000+502+12=1514mm由表3.2得: Ld=1600mm由于V带的传动的 中心距一般上可以调整的,故可以采用下式作近似计算,即:aa0+带入数据得：a=300+则, a=300+42=342mm考虑到安装调整和补偿预紧力的需要,中心距的变动范围为:amin=a-0.015Ld amax=a+0.03Ld带入数据得: amin=342-24=318mm amax=342+48=390mm在设计时,考虑的整数的简易,故取中心距a0=320mm.5) 验算主动轮上的包角1根据式:1=180-(dp1-dp2)=180-(dp1-dp2)2=180+(dp1-dp2) =180+(dp1-dp2)以及对包角的要求,应该保证1=180-带入设计的数据得：1=180-=180-18=160120满足要求6) 确定带的根数z由式: z=代入数据: Pca=1.43kw P0=1.44KW P0= 0.15 KL=1.00 Ka=0.95z=经计算的: z=0.94同样考虑带的受力，取: z=27) 确定带的预紧力F0 单根V带的所需的预紧力为: F0=用Fec=代入上式,则:F0= 300()+式中: F0-单根V带的所需的预紧力; Pca计算功率，单位KW; Ka-考虑包角不同时的影响系数,简称包角系数,查表3-5; z-带的根数; v-带的速度;q-V带单位长度质量;代入数据:Pca=1.43kw, Ka=0.95, z=2, v=3.8m/s,经计算得:F0=300=142.5N 由于新的带轮容易松弛,所以对非自动张紧的带传动,安装新的带轮的时候,预紧力应该为上述预紧力的1.5倍.8) 计算带传动作用在轴上的力(简称压轴力)Fp 为了设计安装带轮的轴和轴承,保证轴和轴承的设计安全,必须确定带传动作用在轴上的力Fp .不考虑带的两边的拉力差,则压轴力可以近似的按带的两边的预紧力F0的合力来进行计算.即 Fp=式中:z-带的根数;F0-单根V带的所需的预紧力;1-主动轮上的包角;代入数据: z=2 1= 160 F0=142.5 N则, Fp=570N3. V带轮的设计1) V带轮设计的要求设计V带轮时应该满足的要求有:(1) 质量小,结构工艺性要好，无过大的铸造内应力;(2) 质量分布均匀,转速高时要经过动平衡;(3) 轮槽工作面要精细加工,以减小带的磨损;(4) 各槽的尺寸和角度应保持一定的精度,以使载荷分布较为均匀;2) V带轮的选材带轮的材料主要采用铸铁,常用材料的牌号为HT150或HT200;转速较高的时候宜采用铸钢(或用钢板冲压后焊接而成);小功率时可以用铸铝或塑料,在设计的时候考虑到材料的价格、可比行等因素,在花生收获机的设计中,V带轮的设计材料选用的是球墨铸铁,型号为HT200.3) 结构尺寸铸铁制V带轮的典型结构有以下几种形式:实心式;腹板式;孔板式;椭圆轮辐式.带轮的基准直径dd2.5d(d为轴的直径)时,可以采用实心式; dd300mm时,可以采用腹板式; dd300mm时,可以采用轮辐式.由上述可知,在电机轴上的V带轮采用实心式;在传动轴和空心桶轴上的V带轮采用腹板式.其尺寸设计如下:由于选择的带型为SPZ型窄V带，所以有如下基本尺寸： 基准宽度：bd=8.5mm 基准线上槽宽:hamin=2.0mm 基准线下槽宽：hfmin=9.0mm 槽间距：e=12mm 第一槽对称面至端面的距离：f=8mm(1) 传动轴1上的V带轮1的尺寸:带轮宽度:B=(z-1)e+2f=12+16=28mm;带轮的总宽度:L=B B1.5d时带轮外径:da=dd+2ha=207mm结构图见3.2： 图3.2 V带轮的结构简图(2) 传动轴1上的V带轮2的尺寸: 带轮宽度:B=(z-1)e+2f=12+16=28mm; 带轮外径:da=dd+2ha=230+4=234mm;结构图见3.3： 图3.3 V带轮的结构简图(3) 传动轴1上的V带轮3的尺寸: 带轮宽度:B=(z-1)e+2f=28; 带轮外径:da=dd+2ha=134mm 结构图见3.4： 图3.4 V带轮的结构简图3.2 轴的设计和校核1 传动轴上1的轴的设计和校核1)求轴上的功率P1、转速n2、和转矩T若取带轮的每级传动效率(包括轴承的效率在内)=0.97,则 P1=P=1.10.97=1.067KW n2=n1/i=910/3=303.3r/min T=9550000 P1/ n2=33600N.mm2) 初步确定轴的最小直径先按式:d A0初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理.根据机械设计表15-3,取A0=112,于是得: dmin= A0=1120.15=21.24mm （式3.7） 轴的最小直径显然是安装V带轮处的直径.考虑到设计的安全性和耐久性,参考其收获机的结构设计轴的尺寸,此次转动轴的最小结构尺寸选择为dmin=40mm。 设计完传动轴带轮处的结构尺寸,现在考虑和轴承相连接的轴的设计,由于轴的直径d=45mm,则轴承的内径也应为d=4504mm,查机械设计手册,找出相应的轴承,选择滚动轴承(GB/T 276-94),代号为6009。另外一处是d=45mm,所以轴承内径也为d=45mm的轴承，选择代号为6009。现在根据轴承的安装尺寸进行轴的设计。滚动轴承的轴肩一般为4mm。考虑到选择零件的简易性,轴承处轴肩的厚度为5mm。3) 轴的结构设计(1) 拟订轴上零件的装配方案由于前面已经对轴的装配方案进行了分析,故设计的轴的外形如图3.5： 图3.5 传动轴1的外型图 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段的直径和长度 为了满足带轮的轴向定位的要求,左侧2轴段右端需制出一轴肩,故取3段的直径d=50mm。左端用螺母定位。 初步选择滚动轴承。轴承受的径向力较大,而轴向力较小,和径向力相比较,轴向力可以忽略。参照工作要求并根据d=50mm、d=40mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的滚动轴承6009,其尺寸为dDT=45mm75mm16mm。 (3) 轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键联结。根据直径由手册查的平键截面bh=12mm8mm (GB 1095-79),键槽用键槽铣刀加工，长为110mm（标准键长见GB 1095-79），同时为了保证带轮与轴有良好的配合，故选择带轮内径和轴的配合为H7/k6。 (4) 确定轴上圆角和到角尺寸参考表3.3 ，取轴端的倒角为1.545 表3.3 零件到角C与圆角半径R的推荐值 mm直径d6-1010-1818-3030-5050-8080-120120-180C或R0.50.60.81.01.21.62.02.53.04) 求轴上的载荷由轴的结构图作出轴的计算简图，由于采用的是滚动轴承，所以支撑点在他的中间。因此，作为简支梁的轴的支承跨度L=104.5mm。从轴的结构图和弯矩和扭矩图可以看出左边滚动轴承的截面是轴的危险截面。以下是各个截面的弯矩与扭矩值：F2=629N M2=37111NF3=10N M3=1710NT=33600Nmm5) 按弯扭合