一种花生摘果机设计说明书

目录
摘要 (1)
关键词 (1)
1 前言 (3)
1.1 研究的目的和意义 (3)
1.2 国内外研究现状 (4)
1.3 本设计主要研究内容和研究方法 (5)
1.3.1 研究内容 (5)
1.3.2 研究方法 (5)
2 总体方案确定 (5)
2.1 方案的选择和确定 (5)
2.2 摘果装置的总体结构 (6)
3 传动方案的确定 (7)
3.1电动机的选择和传动参数的设计 (8)
3.2 V带传动的设计 (8)
3.3 带轮的结构设计 (10)
4 滚筒装置的设计 (11)
4.1 滚筒轴装置的设计 (12)
4.1.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (13)
4.1.2 初步选择滚筒轴系 (13)
4.1.3轴的强度校核 (13)
4.1.4 轴承的校核 (17)
4.1.5 键的校核 (18)
4.2 摘果装置设计 (18)
4.2.1 动刀条的设计 (19)
4.2.2 动刀参数确定 (19)
5.1直齿圆柱齿轮的设计 (20)
5.1.1 直齿轮材料的选择 (20)
5.1.2 由简化计算选定主要参数 (20)
6 半喂入装置设计 (23)
6.1 半喂入系统的结构设计 (23)
6.2 具体结构的设计 (23)
7 箱体 (24)
8 机架 (24)
9总结 (24)
10展望 (26)
参考文献 (26)
致谢 ............................................ 错误！未定义书签。

一种花生摘果机设计
摘要：半喂入式花生摘果装置是在传统的全喂入式摘果装置的基础上为降低花生的破碎率，降低能耗等问题上而定型的，与传统的摘果装置相比，最大的不同是采用的半喂入方式，这种方式功耗少，可靠性高，摘净率好，破损少。

适合于南方气候潮湿的花生摘果生产，小型方便，较合适家庭作业，为花生联合收割机的开发研究奠定了基础。

关键词：半喂入式；摘果装置；花生；能耗；
Design Of One Groundnut Picker
Abstract:Half feeding type peanut picker is rigid in the traditional all feeding type picker device based on the reduce the rate of peanut broken and power consumption. Compared to the traditional picker device, the biggest difference is the use of the half feeding type, and this type have low power consumption ,reliable working process, high picker off, and litter broken peanut. This device is suit for the production of peanut peaking in the humid southern climate , the design relatively small, more suitable foe homework, which is the foundation of study and design effective peanut harvester.
Key words: type of half feeding; picker device ;peanut; power consumption
1前言
1.1 研究的目的和意义
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[]1。

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。

但是中国花生生产机械化发展却严重滞后，特别是用工量占生产全过程1/3以上、作业成本占生产总成本50%以上的收获作业，目前主要依靠人工完成，劳动强度大、作业成本高、效率低、损失大、成本高已成为生产发展与产业成长的主要瓶颈，国内对花生机械化摘果技术装备的需求日趋迫切。

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，高产就意味着在同样收获作业工况下增加喂入量。

发达国家对花生摘果技术与装备的研究开发，起步早、投入大、发展快，早已实现了专用化、标准化和系列化。

中国对花生机械化摘果的研制虽较早，但发展十分缓慢，近年来，随着花生摘果机械市场需求的不断趋旺，花生摘果机械的研究开发进入了一个新的发展时期。

具有操作方便、结构简单、价格低廉、使用成本低等特点，较适合现阶段中国农村经济条件，具有较好的市场需求。

但是长期以来，由于对花生机械化摘果技术缺乏深入系统的研究，摘净率低、秧蔓缠绕、适应性差、损失率高等机械化摘果中存在的技术难题始终未能得到很好解决。

花生的种植历史悠久，地域广阔，是国际公认的半干旱作物，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。

中国南方空气湿度大，气候变化无常，花生水分含量高，从以往研究成果看，喂入量和花生水分含量对摘果性能有很大的影响。

一般来说，喂入量增加，摘果系统负荷增大；含水量增加改变理论花生蔓的物理特性，同时也改变了摘果负荷，这两种情况都
容易增加机械系统负荷，降低可靠性。

传统的摘果主要是全喂入式，摘果的主要部件是摘果滚筒，目前国内外主要使用的摘果方式还有半喂入式，半喂入式花生摘果对干湿蔓均可使用，主要应用在南方地区，其摘果效率与损失率受花生收获环节植株的整齐程度及摘果机喂入影响较大，现有机型在摘果效率、损失率上还不稳定，没有得到很好的推广。

因此，为了改善摘果效果，研究摘果过程的低能耗，摘果率高的摘果装置，是提高花生产业化水平的关键[]2。

1.2 国内外研究现状
随着花生种植面积的不断扩大和农村劳动力的转移，花生生产机械化的问题就显得尤为重要。

西方发达国家在花生生产机械化方面的研究较早，与其它农业机械相比，几乎是同步发展的，机械制造与应用技术已比较先进、完善。

美国、加拿大等发达国家已实现了花生生产全过程的机械化作业，在收获环节早已发展到联合收获水平，并且正依照本国的种植特点，向着大型化、机电一体化、智能化、高可靠、高安全的方向发展.一些发达国家还不断将高、精、尖技术应用到农业机械上来，农业机械正向智能化方向发展[]3。

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[]4。

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[]5。

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
花生蔓都可使用，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[]20。

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。

为了进一步减少农时，降低劳动强度和提高作业效率，还有一些学者进行了花生联合收获机的研究和开发设计，主要包括山东双力的4HD-1型花生联合收获机，丁保江等人研制的4BH-2型小型背负式花生联合收获机，尚书旗等[]1人研究的4H-2型获胜联合收获机等。

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。

本研究结合国内外几种典型的摘果机具的结构特点与工作原理，并通过分析其现状与存在的问题，结合实验探讨改进方法，以期改善花生摘果效果，为花生的摘果提供切实可行的机具。

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：大小带轮的设计计算、V带的选取、轴承的选择电机选型等内容
2）摘果滚筒的设计包括：滚筒的设计、动刀条的设计等内容
3）夹持输送结构的设计：夹持带的设计、带轮的设计、轴的选取校核等
4) 机架的设计
1.3.2 研究方法
1)收集资料，进行归纳分析
2)按给定的指标参数在指导老师的帮助下完成设计任务
2 总体方案确定
2.1 方案的选择和确定
摘果装置是花生收获机械的重要工作部件。

花生联合收获机工作性能的优劣在很大程度上取决于摘果装置的工作性能。

半喂入式花生摘果装置能很好的利用喂入环节的改善来降低能耗，能够满足在不同含水量花生蔓的条件下平稳作业。

其作业原理是：花生蔓通过夹持输送带传送到摘果滚筒，在双滚筒不断的旋转作用下摘果，有动刀条上V齿将花生蔓和花生分离开来。

其特点如下：
1)该装置不仅可以用于花生果荚的摘取作业，而且可以解决新鲜花生收获、
晾晒后花生的摘果问题，为设计联合花生收获机奠定了基础。

2)该装置结构简单，适应性好，可以节约收获时间，降低因为晾晒造成耽误农时的问题。

如果配在联合收获机上，效果更为显著。

3)由于该装置采用半喂入式原理，所以其功率消耗少，工作可靠，不会出现茎秆缠绕或堵塞问题，同时含杂率也较全喂入式明显少，减轻了后续花生清选的负荷。

4)但该机型工作性能不稳定，存在结构复杂、成本高等缺点。

2.2 摘果装置的总体结构
摘果装置的主要部分为：入料和夹持输送装置、摘果滚筒装置、出口部分、机架组成。

整体组成图由图1所示：
图1 摘果机装配简图
Fig.1 the figure of the Assembly
1)入料和夹持输送装置
入料口和上机架部分相连接，是用2mm厚的铁板制成，入料部位与夹持输送部位在同一方向，花生蔓经入料口进入，下滑到夹持输送部分，经夹持输送部分的大开口进入夹持输送链上夹紧，经夹持输送带的传送向后移动，向后移动的过程中摘果滚筒进行摘果。

2) 摘果装置
摘果部分主要是由摘果滚筒和输送带组成。

花生蔓在夹持输送带的夹持下向
后方运动，花生蔓的根部在此过程中在摘果双滚筒中间完成摘果，摘下的花生下落到下滑板上，由仓口排出出料斗之外，摘果后的花生根茎在输送带的传送下由夹持输送带的尾部排出滑板之外。

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，花生滑落上面由于铁板的倾斜花生滑出机体之外。

4）机架
机架是花生摘果机的主要支撑，它承担着摘果机的主要重量和动力、负载和力矩因此它的设计是只强不弱的部分。

机架的各部分各自稳定，而且相对固定，以便做到机械在运转过程中不会产生晃动、歪斜，造成人身危险，因此为了机架的坚固，此试验台的设计采用4mm厚的角钢制成。

5）花生摘果装置的总体设计
为了更优化花生摘果装置的机型和结构设计，此花生摘果装置的动力装置放在机架的下面，与机架固定，这样不仅可以节省空间，还可以起到稳定作用。

花生摘果装置从入料到摘果到花生蔓的排除机体外是花生摘果装置一体完成的，通过输送带的上部可以看到整个摘果过程，便于我们收集花生摘果的相关数据。

3 传动方案的确定
方案如下：
图2 传动方案图
Fig 2 Transmission program figture
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。

本设计中有两处可以用到V 带的传动，夹持输入系统和电机之间，摘果滚筒和电机之间，我们来确定夹持输入系统和电机之间的带传动。

3.1电动机的选择和传动参数的设计
根据所给条件，考虑到家用机械的成本问题，滚筒的电动机选择的电机型号Y90S-4,查表得此种电动的中心高H=90mm 。

轴的转速1n =1400r/min 。

2n =1n /i=850r/min (1)
轴额输入功率
2p =d p x 2
2η=1.1×20.95=0.99kw (2) 轴的转矩
2T =95502p /2n =24.8N ·m (3)
3.2 V 带传动的设计
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
*A ca P K P = (4)
其中: A K —工作情况系数
P —电动机的功率
查《机械设计》[]2书中的表8—7可知：A K =1.1
摘果电机ca P =1.1×1.1=1.21(KW)
2） 选择V 带的型号
根据计算得知的功率ca P 和电动机上的带轮转速1n ,查《机械设计》[]6一书8
—11，可以选择V 带的型号为A 型。

2) 确定带轮的基准直径
（1） 初选电动机的带轮基准直径：根据《机械设计》[]6一书，可选
择V 带的型号参考表8—6，选取1min D ≥75mm ，取大摘果系统标准直径
1D =100mm ，喂入系统1D =75mm
（2） 计算V 带的速度V:
11
** 3.14x100x1400
7.32/60x1000
60x1000
D N V m s π=
=
=带 (5)
（3） 计算从动轮的直径2D
12
2
1(1)
n d i n d =
=
-ε (6)
1122(1)
n d d n -=ε=1400x100x(1－0.02)/850=161.4mm (7)
由表选择，取2D =160mm(虽然略有增大，但误差小于5%,故允许)
（4） 确定传动中心距和带长
取0.7x （1D +2D ）≤a ≤2 x （1D +2D ） 滚筒V 带轮 即182mm ≤a ≤520mm 取 0a =300mm
滚筒V 带长 022d L x a x π
'≈+（1D +2D ）+2
21
()4D D a - (8) 得 d L ' ≈1210.45mm
按《机械设计》[]6一书中查表6—4，由出算的带长d L '查表选取与之
相近的标准V 带的基准长度d L 可查的d L =1250mm 。

同上求得喂入V 带长 d L ' ≈941mm
查的d L =1000mm
实际中心距可按下列公式经验公式求得：
02d d L L a a '
-=+ (9)
求得: 滚筒V 带 a ≈395mm
(5) 验算主动轮上的包角
002
1
118060D D x a -=-α (10) 求得滚筒V 带包角1α=0179.90
120 满足V 带传动的包角要求 （6） 确定V 带的根数
V 带的根数由下列公式确定：
00()ca ca
r a l
P P Z P P P K K =
=+∆ (11) 其中：0P —单根普通V 带的许用功率值 0P （kw ）
a K —考虑包角不同大的影响系数，简称包角系数
0P ∆—计入传动比的影响时，单根普通V 带所能传递的功率增量 l K —长度系数，查表可知
查表取滚筒V 带相关值：a K =0.94 l K =1.03
0P 由n 带=1400r/min 1D =100mm i=1400/850=1.65 查的 0P =1 0P ∆=0.32
所以 滚筒V 带根数Z=0.95 所以取Z=1根 (7) 计算带的最小初拉力min F
查表的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min F 由下列公式求得 m i n 500 2.5
(1q ca a
xP F v vZ k =
⨯-+） (12) 其中： q —传动带单位长度的质量，kg/m
根据查表所得数据求得滚筒V 带最小初拉力为0F =140N (8) 计算压轴力p F
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p F ，它等于V 带两边的初拉力之和，忽略V 带两边的拉力差，则p F 值可以近似由下式算出:
即: p F =2xZx 0F cos 2β
=2xZx 0F sin 12α (13)
求得滚筒V 带压轴力：p F =268.4N
因为带轮的转速V=7.32m/s,远远小于25m/s ，所以材料选定为灰铸铁，硬度为HT150.
因为带轮的转速V=5.5m/s,远远小于25m/s ，所以材料选定为灰铸铁，硬度为HT150.
3.3 带轮的结构设计
由下图3为摘果V 带轮 的结构设计。

图3 大、小带轮结构图
Fig3 Assumption diagram of the larger and small pulley
带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径，选择带轮的结构形式，根据带的型号来确定槽的尺寸，设计如下：
从动带轮的结构选择，因为根据主动带轮的基准直径和传动比来确定，即
2D =160mm ，小于300mm,所以从动带轮采用轮辐式。

从动带轮的参数选择：通过查《机械设计》[]6一书，可查的带轮的结构参数间表，其他一些相关尺寸可以根据相应的经验公式计算求得。

根据基准直径的大小选用不同的带轮类型，小径带轮采用实心式，大径带轮采用轮辐式，主要结构尺寸如下：
表1 大小带轮的基本尺寸 Table 1 the size of the basic size pulley
单位：mm
尺寸类型
小带轮 大带轮
D 100 160 基准宽度d b 11 11 基准线上槽深min a h 2.75 2.75 基准线下槽深min f h 8.7
8.7
第一槽对称面至端面距离f
2110+-
2110+-
轮缘厚δ 12
12 带轮宽B 20 20 外径a d
105.5 165.5
极限偏差 ±01 ±01 轮毂长
50 35 1d 32 24 轮辐厚1b
8 1h 20 2h 16 1D
136
4 滚筒装置的设计
4.1 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、弯矩和支撑传动轴上的回转零件，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: 一是支持轴上所安装的回转零件，使其有确定的工作位置;二是传递轴上的运动和动力[]7。

按照轴线形状的不同，可以分为曲轴、直轴、软轴和挠性轴等，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，而且选用直轴中的阶梯轴。

在此设计中有滚筒的主动轴，和传动系统的轴，先来对滚筒的轴进行设计：
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：
d A ≥ (14) 其中: 0A —轴常用的几种材料的[]T τ
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》[]2一书中可以查到，应选取调质处理的45号钢，
B б=640MP,书中表15—2取0A =118，于是求得: d=12.98mm 取d=15mm
输出轴上的最小直径显然是安装带轮的内孔，必在轴上开有键槽，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5%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+5%) ≈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16mm 。

4.1.1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B=20mm,其轮毂长度为35mm,则取第一级轴的轴径d=16mm, 其长度为20mm 。

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5x5x15。

键的型号可以通过查《机械设计》[]2一书获得。

第二级安装轴承座和轴承和套筒，查表的该段直径为d=20mm ，长度为50mm,轴套宽度是32mm,直径为30mm 。

第三级安装滚筒，查表的该段直径d=24mm,由于有旋转件，箱体两侧留10mm,小于套筒的长度，箱体厚度为2mm ，该轴的长度为700mm 。

由于该轴需要旋转，所以要有键来固定滚筒，键的尺寸为8x7x100。

4.1.2 初步选择滚筒轴系
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》[]3查的轴承的型号为6004，它的结构尺寸d*D*B 为20、40、12，故取右边第二段与左边第一段的直径相等，即d=20mm.。

安装滚筒带的直径为d=26mm ，轴承与轴肩用轴端挡圈固定，左右端采用的轴承用轴承座固定，已知滚筒长度为700mm.。

滚筒轴的基本结构如下图4：
图4 轴的结构示意图 Fig 4 the axis of the structure
4.1.3轴的强度校核
1） 作轴的简图如图6所示
2） 求输出轴上的所收受作用力的大小[]8
根据公式：T=9550n
p
⨯ 求得 (15)
其中： p —输入功率 kw n —传动轴的转速 r/min
即 T=9550850045
.1⨯=11.7N ∙m
3）滚筒的圆周力 根据公式：t F =
d
T
2 求得 (16) 其中d —输出轴的轴心到动刀中间的距离
即： t F =13
.07
.112⨯=180N
根据公式： r F =t F ⨯80% 求得 (17)
其中：80%—径向力占圆周力的百分数 即： r F =144N
根据公式：a F =t F ⨯tg β 求得 (18) 由于摘果机的主轴轴向不受力, 取a F =0,圆周力t F 径向力r F 轴向力a F 的方向如图所示7(a)
3) 轴上水平面内所收支反力如图（b ） 根据公式：F 2NH =
3
23
l l l F t + (19) 其中：2l —是输出轴上左端轴承座的中心到滚筒第一个支撑点的距离
41.5mm
3l —滚筒第一个支撑点到第二个支撑点的距离600mm 即： F 2NH =
323l l l F t +=600
5.41600
180+⨯=168.4N 根据公式：F 1NH =t F - F 2NH 求得 (20) 即： F 1NH =180-168.4=11.6N
1）轴在垂直面内所收支反力如图[]9
由于滚筒重力是均匀分布，滚筒太长，我们将滚筒重看成是一个集中力。

作用点在滚筒中心。

取滚筒重为15kg,则重力G=150N
根据公式： R 1v =
3
2332L L GL D
F L F a r +++
求得 (21) 其中：D —动刀的顶端到主轴轴心的距离160mm
即 R 1v =
600
5.416001502160
0600144+⨯+⨯+
⨯=275N 根据公式：R 2v =r F +G- R 1v =144+150-275=19N (22) 6) 做弯矩图
在水平面内，轴上B 、C 、D 三点的弯矩为:
根据公式： M BH =DH M =0 (23) M CH =21L F H 求得： M CH =11.6⨯0.0415=0.48N ∙m 作水平面内弯矩如图（b ）所示
在垂直面内，轴上BH 、C 、D 三点的弯矩为:
根据公式： M BV =M DV =0 (24) M 1cv =R 21L v
求得：M 1cv =27M5⨯0.041.5=11.4N ∙m 作垂直面内弯矩图如（c ）所示 合成的弯矩为： M D B M ==0
M 222
1214.1148.0+=
+=CV CH c M M =11.41 N ∙m (25) 作轴的合成弯矩图如（d ）所示。

7) 作弯矩图
根据公式： T C B T ==9550n
p
⨯=11.7 N ∙m (26) 其中: p —输出轴功率 kw 作轴的弯矩图（e ）所示 8) 作当量弯矩图 C 点 ：
M (
)2
2
1T M C cca α+==13.4 N ∙m (27) 式中α取0.6，作轴的当量弯矩图（f ）所示:： 9） 校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度。

由经验公式及上面计算出的数值可得出。

公式： ()
[]M P a
W
T M W
M ca ca
σασ≤+==2 (28)
式中：W —轴的抗弯抛面模量，mm 3 []σ—轴的许用应力，MP a
按轴实际所受弯曲应力的循环特性，选取相应的数值，从《机械设计》可以查出。

ca σ=
W M Dca =3
3
24
1.0104.13⨯⨯=9.69MPa (29) 按《机械设计》书中查的，对于B σ=600 MPa 碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力55 MPa.>9.69 MPa 。

喂入系统的轴跟上述过程校核一样，安全。

9） 校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度。

由经验公式及上面计算出的数值可得出。

公式： ()
[]M P a
W
T M W
M
ca ca
σασ≤+==2 (30) 式中：W —轴的抗弯抛面模量，mm 3 []σ—轴的许用应力，MP a
按轴实际所受弯曲应力的循环特性，选取相应的数值，从《机械设计》可以查出。

ca σ=
W M Dca =3
3
241.0104.13⨯⨯=9.69MPa (31) 按《机械设计》书中查的，对于B σ=600 MPa 碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力55 MPa>9.69 MPa 。

图5 受力分析图 Fig 5 Force Analyse
喂入系统的轴跟上述过程校核一样，安全。

4.1.4 轴承的校核
由于滚筒两轴承型号一样，所以承受力相差不多，所以在这里任选一轴承校核，对深沟球轴承，查《机械设计》[]6一书知径向基本额定载荷 r C '=
ε
1
61060⎪⎭
⎫
⎝⎛h t p L n f P f (32) 由《机械设计课程设计》[]8表（6—1）查的6004深沟球轴承基本额定动载荷C r =9.38KN,查表的t f =1，p f =1.1，对球轴承，ε=3，将以上相关数据代入上式，的 9380=
3
1
6
36500108506011.1⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯P P=693.2N
故在规定条件下，6004轴承可承受的最大径向载荷为693.2N ，远大于轴承的径向载荷11.6N 和168.4N 。

故所选轴承合格。

4.1.5 键的校核
由于载荷在键的工作面上大致分布均匀，我们这里可以用校核普通平键的方
法来校核。

大带轮上平键的校核：
[]
p p k l d
T σσ≤⨯=
3
102 (33) 即：
p σ=20
516107.1123
⨯⨯⨯⨯=14.6MPa []
p σ =60 MPa 符合大带轮上键的强度要求。

滚筒轴上所用长键的校核：
[]
p p kld
T σσ≤⨯=
3
102 即：
p σ=26
1005107.1123
⨯⨯⨯⨯=1.8MPa []
p σ =60 MPa 符合滚筒上键的强度要求。

两滚筒间直齿轮所用键的强度校核：
[]
p p kld
T σσ≤⨯=
3
102 即：
p σ=20
205107.1123
⨯⨯⨯⨯=11.7MPa []
p σ =60 MPa 符合直齿轮上键强度要求。

4.2 摘果装置设计
摘果双滚筒的生产率取决于滚筒的长度，但长度过长会增大装置的体积，导致生产率低下，滚筒过短会导致摘果不彻底。

因此，设计时必须保证在恰当的滚筒长度下保证高的生产率。

为了工作均匀，在滚筒上的动刀是成“V ”型均匀分布在滚筒上的。

双滚筒在一水平线上相向排列，相向转动[]10。

滚筒结构是整个摘果机械的关键部分，它的作用是对花生进行摘果。

此结构
安装在滚轴上随滚轴一起转动，其结构如下图8所示。

因为滚筒是在动刀拉力作用下摘果，动刀条插在滚筒的四周，共有8条，因为需要动刀的拉力，所以以对滚筒的强度有一定的要求，采用材料为45号钢，。