花生摘果机设计_毕业论文设计

1、( 此文档为 word 格式，下载后您可任意编辑修改！)花生摘果机设计目录摘要 .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

2、 . .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 V .215.2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

3、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花生摘果机设计摘要：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

4、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 PickerAbstract：This article through to our country peanut production present situation, picks thefruit waythe investigation and study, develops all feeds into the type peanut to pick the fruitmachine,area requ

5、est.The paper primary coverage is as follows: To all fed into the type peanut topick the fruit machine structure and the principle of workthe brief analysis, summarized shouldpick thefruit machine main performance characteristicto study the peanut to pick the fruitmachine with emphasis to feed into,

6、 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 motor1 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

7、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1 。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

8、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

9、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2 。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3 。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

10、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

11、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4 。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

12、设计主要研究内容和研究方法研究内容（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。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

13、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 board 7.Rack 8.Setleaves outlet 4.Concave p

14、late screen 5.Miscellaneous fruit box 9.Screw conveyor 10.The fan 11.Slide 12.over export The feeding6.Afterthe5. Air volumeadjustment plate6. Scraper conveyor7. Skateboard8、9. vibrating screen10. Fruit plateFig.2 The working process of the4. Aggregate board5. Motor6. Fan7.Rocker8. Rack9. A sieveFig

15、.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 10 。通过调节风机两端的调风板可以调节

16、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 、6V 带传动3.风扇5滚筒7小凸轮图 4传动方案图1. Motor3.The fan4.Roller5.Small camFig.4 Transmission program figure带传动凸轮机构，在凸

17、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

18、 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11 。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Pw =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

19、扇冷式笼型，电压380V 12 。（2）选择电动机容量Pd =pw a（1）Pd 为电动机的功率，Pw 为工作功率， 错误！未找到引用源。 为传动装置的总效率a = 12 ·22（2）1 为滑动轴承的效率，查表取0.97 （一对）2 为带传动的效率，查表取0.96求解得：a = 0.972 × 0.962=0.867滚筒功率 Pd = Pwa =1.2 0.867 =1.384kw同理风扇功率 Pf =1.262kw筛子功率 Ps =1.238kwPca =Pd +Pf +Ps（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

20、的转速选择常用的两种同步转速：1500 错误！未找到引用源。 min和 3000 错误！未找到引用源。 min。选用 1500 错误！未找到引用源。 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 rmin ，机座中心高为 112mm传动装置结构较紧凑 13 。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 带传动的传动比错误！未找到引用源。 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。各

21、轴的转速计算电机轴转速n11 4 4 0 r / m i（4）风扇轴转速错误！未找到引用源。滚筒轴转速n 31500/2.8536 r/min凸轮轴转速n4536 / 1.6335r / min4.2.2各轴输入功率计算电机轴输入功率PP 1 4kw（5）风扇轴输入功率P1.262kw滚筒轴输入功率P1.384kw凸轮轴输入功率P1.238kw4.2.3各轴输入扭矩计算电机轴输入扭矩TI9550 I / n195504 /1440N m 26.5N m （6）P风扇轴输入扭矩TII9550 PII / nII95501.262 / 1500 N m 8N m滚筒轴输入扭矩TIII9550 PI

22、II / nIII95501.384 / 536N m24.7 N m凸轮轴输入扭矩T9550 P / n95501.238 / 335 N m35.3N m4.3 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

23、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14 。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 rmin ，中心距为112mm 15 。（1）确定计算功率由于机器工作环境恶劣，工作时

24、间不超过11 个小时，估计算功率PcaK A * P（7）其中 : K 工作情况系数AP 电动机的功率查机械设计2 书中的表 8 7 可知： K =1.2A摘果电机 Pca =1.2× 4=4.8(KW)（2）选择 V 带的型号根据计算得知的功率Pca 和电动机上的带轮转速n1 ,查机械设计一书，可以选择V带的型号为 A型16。初选电动机的带轮基准直径：根据机械设计一书，选取D1min 75mm，取小带轮直径 D1 =125mm 。（4）计算 V 带的速度 VvD1n1125 1440（8）100060100060v=9.42ms（5）计算从动轮的直径D2D2 （1）D1 n1（9）

25、n2(112514400.02)1500= 117.6mm 为滑动率，取 =2%由机械设计，取 D2 =120mm（6）确定传动中心距和带长取 0.7x（ D1 + D2 ） a2 x（ D1 + D2 ）滚筒 V 带轮 即 171.5mma490mm取a0 =450mm求 D mD mD1 D2125 120D m =122.522求错误！未找到引用源。=D 2D1 120 125=2.522滚筒V带长Ld =D m +2a0 +错误！未找到引用源。=错误！未找到引用源。122.5+2 ×450+12.2524 5 0（10）得Ld1318.01 mm按机械设计6 ，取 Ld =1

26、400mm 。实际中心距可按下列公式经验公式求得：LdLdaa02求得 : 滚筒 V 带a491mm（7）验算主动轮上的包角1180D 2D160a求得滚筒 V 带包角 1 = 178.51 00120 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：ZPc0）（ 0LPP k k其中： P0 单根普通 V 带的许用功率值P0 （ kw）K a 考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数（11）（12）（13）P0 计入传动比的影响时，单根普通V 带所能传递的功率增量Kl 长度系数，查表可知查表取滚筒 V 带相关值： K a =0.99Kl =0.99P0 =2.89

27、kwP0 =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Fmin查机械设计 A 型带的单位长度质量 q=0.1 kgm 单根 V 带适当的初拉力 Fmin 由下列公式求得错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 +q v 2（14）= 500×4.82（ 2.5 - 0.99 ）+0.10 × 9.4229.420.99=191.8N其中：q传动带单位长度的质量，kgm（10）计算压轴力 Fp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Fp ，它等于 V 带两边的初拉力之和，忽略V 带

28、两边的拉力差，则Fp 值可以近似由下式算出:即 :Fp =2z 错误！未找到引用源 。sin12（15）=2× 2× 191.01 × sin178.512求得滚筒 V 带压轴力： Fp =764N因为带速 V=9.42ms,远远小于 30ms，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D1大带轮直径D 2传动比 i带基准长度Ld根数 Z中心距 a错误！未找到

29、引用源。120mm125mm0.961400mm2491mm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=1500 错误！未找到引用源。 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PcaK * P（ 16）A其中 : K 工作情况系数AP 所需传递的额定功率查机械设计 2 书中的表 8 7 可知： K A =1.2风扇功率 Pca =1.2× 1.262=1.514(KW)（2）选择 V 带的型号根据计算得知的功率Pca 和风扇上的带轮转速n1 ,查机械设计6 一书，可以选择 V

30、 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6 一书，选取 D1min 75mm，取小带轮直径 D1 =140mm 。（4）计算 V 带的速度 VvD1n1140 1500100060100060v=10.99ms（5）计算从动轮的直径D2D2 （1）D1 n1n21401500(10.02)= 383.9mm 为滑动率，取 =2%由机械设计，取 D2 =392mm（6）确定传动中心距和带长取 0.7x（ D1 + D2 ） a2 x（ D1 + D2 ）风扇 V 带轮 即 372.4mma1064mm取a0 =700mm（17）（18）求 D mD1 D

31、2140 392D mD m =26622求错误！未找到引用源。= D2 D1 39214022=126风扇 V 带长Ld =D m +2a0 +错误！未找到引用源。2=3.14 × 266+2 700 + 126700得Ld2257.68 mm按机械设计6 ，取 Ld =2400mm 。实际中心距可按下列公式经验公式求得：LdLdaa02求得 : 风扇 V 带a771mm（7）验算主动轮上的包角1180D 2D160a求得风扇 V 带包角= 160012001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：ZPc（ P0P0）k k L其中： P0 单

32、根普通 V 带的许用功率值P0 （ kw）K a 考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数P0 计入传动比的影响时，单根普通V 带所能传递的功率增量Kl 长度系数，查表可知查表取风扇 V 带相关值： K a =0.95Kl =1.06（ 19）（20）（21）（22）P0 =1.32kwP0 =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Fmin查机械设计 A 型带的单位长度质量 q=0.1 kgm 单根 V 带适当的初拉力 Fmin 由下列公式求得错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 +q v 2（23）= 50

33、0 × 1.5142（ 2.5 - 0.95 ）+0.10 ×10.99210.990.95=51.7 N其中：q传动带单位长度的质量，kgm（10）计算压轴力 Fp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Fp ，它等于 V 带两边的初拉力之和，忽略V 带两边的拉力差，则Fp 值可以近似由下式算出:即 :Fp =2z 错误！未找到引用源 。sin12（24）160=2× 2× 51.7sin2求得滚筒 V 带压轴力： Fp =203.6N因为带速 V=10.99ms,远远小于 30ms，所以材料选定为灰铸铁，硬度为 HT150 。小带轮采

34、用整体式结构，大带轮采用轮辐式结构，且 D 错误！未找到引用源。 500mm，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 D1大带轮直径D 2传动比 i带基准长度Ld根数 Z中心距 a140mm392mm2.82400mm2771mm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=536 错误！未找到引用源。 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

35、PcaK A * P（ 25）其中 :K 工作情况系数AP 所需传递的额定功率查机械设计2 书中的表 8 7 可知： K =1.2A滚筒功率 Pca =1.2× 1.384=1.66(KW)（2）选择 V 带的型号根据计算得知的功率Pca 和滚筒上的带轮转速n1 ,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D1min 75mm，取小带轮直径 D1 =100mm 。（4）计算 V 带的速度 VvD1n1100 536（26）100060100060v=2.8ms（5）计算从动轮的直径D2D2 （1）D1 n1（

36、27）n2(11005360.02)335= 156.8mm 为滑动率，取 =2%由机械设计，取 D2 =160mm（6）确定传动中心距和带长取 0.7x（ D1 + D2 ） a2 x（ D1 + D2 ）滚筒 V 带轮 即 182mm a520mm取a0 =500mm求 D mD1 D2100160D m =130D m22求错误！未找到引用源。=D 2D1 160 100=3022滚 筒 V 带 长Ld =D m+2 a0 + 错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。（28）=3.14130+2×500+ 302500得 Ld1410mm按机械设计，取 Ld =1600mm。实际

37、中心距可按下列公式经验公式求得：aa0LdLd（29）2求得 : 滚筒 V 带 a595mm（7）验算主动轮上的包角1180D 2D160（30）a求得滚筒 V 带包角 1 = 16201200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：ZPc（31）（0）0LPPk k其中： P 单根普通 V 带的许用功率值P （ kw）00K a 考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数P0 计入传动比的影响时，单根普通V 带所能传递的功率增量Kl 长度系数，查表可知查表取滚筒V 带相关值：K a =0.99Kl =1.00P0 =1.44kwP0 =0.20kw滚筒V 带

38、根数Z=1所以取Z=1根（9）计算带的最小初拉力Fmin查机械设计 A 型带的单位长度质量 q=0.1 kgm 单根 V 带适当的初拉力 Fmin 由下列公式求得错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 错 误 ！ 未 找 到 引 用 源 。 +q v 2（32）= 500 × 1.66 （ 2.5 - 0.99 ）+0.10 × 2.821 2.80.99=444.6 N其中：q传动带单位长度的质量，kgm（10）计算压轴力 Fp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Fp ，它等于 V 带两边的初拉力之和，忽略V 带两边的拉力差，则Fp 值可以近似由下式算

39、出:即 :Fp =2z 错误！未找到引用源 。sin12（33）162=2× 1× 444.6sin2求得滚筒 V 带压轴力： Fp =889.2N因为带速 V=2.8ms,远远小于 30ms，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 D1大带轮直径 D 2传动比 i带基准长度 L d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17。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18 。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 spi