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專家系統(tǒng)與應用程序
基于模糊集理論的有效性的評估農(nóng)業(yè)機械
摘要：
農(nóng)業(yè)機械生產(chǎn)的服務質量是代表農(nóng)業(yè)成功的基本因素之一。從這個意義上說,有一個明確需要定義這些機器質量的具體指標,它有可能決定哪些機器適合不同工作條件。服務的技術系統(tǒng)概念的有效性代表質量的一個綜合指標。本文運用模糊集理論定義的有效性和可靠性、可維護性和功能作為影響指標的有效性。在這個意義上的模型評估的有效性拖拉機作為農(nóng)業(yè)的典型代表機器已經(jīng)形成。本模型是基于集成上述的語言描述。利用模糊集理論和max-min成分影響指標，模型進行了測試。同一類別的三個拖拉機為例,利用的氣候和土壤條件在更廣泛的貝爾格萊德(塞爾維亞)地區(qū)。即使在這個實驗中條件是非常重要參數(shù) , 相比于其他操作，實現(xiàn)的效果差異也達到大致相等
。
1.介紹
為達到擴張的全球農(nóng)產(chǎn)品的要求，實現(xiàn)更大的農(nóng)業(yè)技術的發(fā)展。人們普遍認識到當代農(nóng)業(yè)系統(tǒng)中需要適當?shù)臋C器和設備，仔細和詳細規(guī)劃的需求和控制所有相關的生物、技術、技術和其他進程。最終結果的準確、可靠的預測為每個指定的操作,以及完整的作物生產(chǎn)過程中,。要求加強了引入復雜的實驗,數(shù)學,農(nóng)業(yè)科學統(tǒng)計,機械和其他方法都是特別重要的。在過去的幾十年。除了上述的要求,一個適當?shù)募夹g體系必須滿足生產(chǎn)力的標準,期望的作物生產(chǎn)。在大多數(shù)情況下,在塞爾維亞，tractor-machinery農(nóng)場系統(tǒng)的能力遠遠超過最優(yōu)級別(尼克里奇′,2005),增加成本作物生產(chǎn)。目前,現(xiàn)有的數(shù)學優(yōu)化方法、支持的高性能計算機有效地解決優(yōu)化問題(Dette &韋伯達菲et al .,1990;1994;Mileusnic′,2007;等等)。一個最優(yōu)的技術體系的形成為我們生產(chǎn)了更便宜的食品,高度影響拖拉機的可靠性、可維護性和系統(tǒng)的功能。
與系統(tǒng)科學發(fā)展同樣,實際上的開始是IIWorld戰(zhàn)爭后,在適當?shù)墓こ毯涂茖W文獻定義了一系列的概念,來描述技術系統(tǒng)的基本特征的點的服務質量?？煽啃缘闹笜耸羌夹g系統(tǒng)和行為操作,技術指標和可維護性systembehaviors期間的失敗可以表示為大多數(shù)可辨認的概念。這兩個概念及其實現(xiàn)最先進的發(fā)展。有效性的概念被定義在試圖描述同時技術操作系統(tǒng)的行為和失敗的時期。這概念考慮可靠性和可用性的表演,以及提出了技術系統(tǒng)設計的功能(Papic&Milovanovic2007)。換句話說,一個技術系統(tǒng)的有效性的概率,一個成功的功能系統(tǒng)技術和執(zhí)行所需的準則函數(shù)限制允許的差異對于給定時間和給定的周圍條件。雖然在相同的精神,一些作者定義有效性有所不同。在(Ebramhimipour &鈴木,2006)被定義為總體有效性的指標包含效率、可靠性和可用性。這兩個引用定義包括并行關于可靠性和可用性,雖然可用性包括可靠性和可維護性(Ivezic′,Tanasijevic′,& Ignjatovic′,2008)。因此它可以商定有效性是影響可靠性、可維護性的功能。可靠性系統(tǒng)不斷的被定義為特征保持操作abilitywithin允許的差異極限在現(xiàn)在;可維護性的能力是預防和發(fā)現(xiàn)故障及損壞,系統(tǒng)更新通過參加技術和操作能力和功能維修,功能實現(xiàn)功能的程度要求,即調整環(huán)境,或更準確系統(tǒng)運行的條件。
監(jiān)測的可靠性和可維護性是常見的監(jiān)控時間的狀態(tài)顯示(圖1)可靠性和可維護性的函數(shù)可以確定,以及操作的平均時間和平均時間相關。主要問題出現(xiàn)在形成時間的照片數(shù)據(jù)監(jiān)控和記錄。在現(xiàn)實條件的機器應該連接到信息系統(tǒng)將準確記錄每一個失敗、持續(xù)時間和修復程序。這通常是昂貴或簡易監(jiān)測機器的性能,即關閉的,是不精確的。此外,提供的統(tǒng)計數(shù)據(jù)處理時間的狀態(tài)要求所有的機器在平等的條件下工作,這是難以實現(xiàn)。至于技術體系的功能,沒有共同的方法測量和量化。這在本文的原因,為了評估的有效性, 將使用專業(yè)知識和分析機器判斷工作的工作過程。應用專業(yè)知識判斷主要用于文學,主要是為數(shù)據(jù)處理和評估的技術系統(tǒng)而言:風險(Li 廖,2007)、安全(王2000;王、楊、&森1995)或可靠性，用專業(yè)知識判斷自然的語言形式。因此,數(shù)學和邏輯概念模型進行處理的經(jīng)驗判斷,即計算的語言描述,模糊集合理論使用(Klir &元,1995;枝,1996)。應用模糊今天集代表了最常用的工具之一各領域解決問題的優(yōu)化(黃顧,&杜,2006)和識別(陳,1996)過程問題。Cai(1996)提出了不同的概述應用程序方面的模糊方法在系統(tǒng)失敗工程,這是一個接近效能評估問題。應用模糊邏輯理論和專家系統(tǒng)(遼、一般2011;Liebowitz,1988)也用于解決優(yōu)化問題的農(nóng)業(yè)機械領域。(Abbaspour-Fard Rohani & Abdolahpour,2011)的基礎上神經(jīng)網(wǎng)絡的應用程序,在拖拉機預測失敗。(Yu,你們&趙,2010)模糊數(shù)學、可靠性理論和多目標優(yōu)化技術應用設計拖拉機最終傳動。機器的可預測性和可靠性,顯著依賴于其有效性的技術系統(tǒng)。本文的觀點是根據(jù)模糊集理論的利用率建立模型的有效性。從而說明模糊集是用于分析可靠性、可維護性和功能表現(xiàn)(部分指標的有效性)以及為他們融入效率。他們的工作是以這種有效模型質量的方式評估技術系統(tǒng)。模型可以作為標準購買決策相關的任何程序,系統(tǒng)的操作或維護,修理的預測和維護成本。質量和功能的建議模型有效性的確定農(nóng)業(yè)所示機械、拖拉機。
2。基于模糊集的有效性表現(xiàn)評估理論
數(shù)學和概念模型的有效性評估實際上是在兩個步驟:總結模糊命題的部分的效性指標;模糊提到的分成一個指標——合成。模糊命題過程為代表的聲明,包括語言變量基于可用的信息技術系統(tǒng)。在這個意義上它必須定義語言的名字變量,代表不同的等級的效果考慮技術系統(tǒng)和定義的模糊集描述提到的變量。作文是一個模型,它提供了影響結構有效性性能的指標。
2.1。模糊模型解決問題
第一步創(chuàng)建的模糊有效性模型(E)評估本身和定義語言變量以及可靠性(R)、可維護性(M)和功能(F)有關.許多語言變量,它可以發(fā)現(xiàn)最大數(shù)量的理性,人類可辨認的表達式可以同時識別(王et al .,1995)。然而,識別的考慮甚至較小的特征數(shù)量的變量可以有用,因為專家的判斷(Ivezic′et al .,2008)模糊集的靈活性一般包括過渡現(xiàn)象。根據(jù)以上,五個語言變量為代表的有效性表現(xiàn)包括:窮,充足,平均,和優(yōu)秀。這些語言形式變量給出適當?shù)娜悄：?Klir 元,1995),圖2所示。
在圖2中,j = 1,。實際上,5代表的計量單位有效性。因此,部分指標的有效性:R、M和F,隸屬函數(shù)l:在下一步中,執(zhí)行max-min組成。馬克斯-敏成分,也稱為悲觀,經(jīng)常用于模糊代數(shù)作為一個綜合模型(Ivezic′et al .,2008;Tanasijevic et al .,2011;王王et al .,1995;2000)。這個想法是為了讓整體評估(E)等于部分虛擬代表評估。這評估被確定為之間的最好的一個最壞的打算部分成績(R、M或F)。
它可以得出的結論是,所有的元素(R、M和F)E有同等影響E,max-min組成以并行方式被使用,這將部分的到綜合指標。在文學(Ivezic′et al .,2008;etal .,1995)max-min成分通過運營商”和“和”或“提供一個優(yōu)勢在其他的某些元素在合成的過程中,也使用。
準確地說,如果我們看看三個部分指標,即他們的隸屬函數(shù)(1),可以使C:= j3 = 53組合
的隸屬度函數(shù)。每一種組合代表一個可能的合成效果評估(E)。
這個表達式(6)有必要映射回E模糊集(圖2)。最佳(王et al .,1995),用于轉換方法E描述(6)形成定義等級的會員模糊集:貧窮、充足,平均,和優(yōu)秀的好。這個過程被公認為識別。最佳方法是使用距離E(d)之間通過“max-min”成分(6)和每個人E表達式(根據(jù)圖2)來表示的程度E是確認每個模糊集的有效性(圖2)。越接近勒(6)是第i個語言變量,小迪。距離di等于零,如果勒(6)只是第i個相同隸屬度函數(shù)的表達式。在這種情況下,E不應該評估其他表達式,由于這些表達式的排他性。假設迪民(i = 1,。,5)是最小的距離對Ej,讓a1,。,a5代表相對的倒數(shù)距離(計算相應的比率距離di(7)和迪民提到的值)。然后,人工智能
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1.一個說明性的例子
作為一個說明性的例子對農(nóng)業(yè)機械的評價有效性,比較分析三個拖拉機A1 B2、本文給出和C2。
在拖拉機7.146 l發(fā)動機LO4V TCD 2013安裝。謝謝從35%的扭矩儲備,拖拉機是能夠滿足所有需求預期表現(xiàn)最差的農(nóng)業(yè)操作在農(nóng)業(yè)。總拖拉機質量是16000公斤。根據(jù)經(jīng)濟合作與發(fā)展組織(代碼2)報告最大動力輸出軸功率測量在2200轉243千瓦的燃油消耗率嗎198 g /千瓦小時(ECE-R24)。發(fā)動機的最大扭矩1482海里在引擎1450 rpm的政權。傳動裝置是精心“不一樣的”傳達。事業(yè)聯(lián)動機制是一個類別II / III與提升11800公斤。
在拖拉機B2和C2 8.134 l發(fā)動機6081 hrw37 JD安裝,儲備扭矩的40%,這能夠滿足所有的拖拉機需求預期表現(xiàn)最差的農(nóng)業(yè)在農(nóng)業(yè)操作。拖拉機總重量是14000公斤。根據(jù)經(jīng)合組織(代碼2)報告最大的權力來衡量動力輸出軸在2002轉217千瓦燃料消耗率193克/千瓦小時(ECE-R24)。在發(fā)動機最大扭矩1320海里轉速為1400 rpm。傳播是“AutoPower。聯(lián)動機制是一個類別II / III 10790丹的提升力。
兩個模型都是電子控制拖拉機發(fā)動機和燃料供給系統(tǒng),滿足排放法規(guī)。從提交的技術特點的拖拉機,B和C看到所有三個拖拉機全功能forperforming困難操作不同的農(nóng)業(yè)技術生產(chǎn)。拖拉機B和C有相同的技術特征,和實踐是相同的類型和模式,除了拖拉機B進入操作在2007年5月,一輛拖拉機C 6月2007年。一輛拖拉機實驗農(nóng)場,這是技術文檔的基本模型,在7月份進入操作2009年。保持農(nóng)業(yè)技術的主要任務提供功能和機器的可靠性。維護所有三個拖拉機是通過機器商店所擁有的用戶升級選擇。
十個工程師(分析師)致力于維護和操作拖拉機的采訪。他們評價R,D和F表1中給出。首先,拖拉機是計算的有效性?？梢钥闯隹煽啃允怯墒姆治鰩熢u為優(yōu)秀(6/10 = 0.6),平均三(0.3)和一樣好(0.1)。以這種方式獲得評估R在表單中，在下一步中,這些評估是映射在模糊集(圖1)為了獲得評估(1)。例如,可靠性在這個例子中確定(11),它是語言0.6變量優(yōu)秀加入重量。
因此,模糊集優(yōu)秀定義為:Rexc=(1/0,1/0,1/0,4/0.25 5/1.0)(據(jù)嗎圖1)。這樣的特定的值模糊集優(yōu)秀Rexc0.6 =(1 / 0.6(0),2 / 0.6(0),3 / 0.6(0),4 /(0.25 - 0.6),5 /(1.0 - 0.6)}。剩下的四個語言變量被以同樣的方式對待。最后對于每個j = 1,。5具體隸屬度函數(shù)(最后一行,表2)被添加到最后拖拉機可靠性模糊形式(1):這些fuzzificated評估(11)和(12)是合成所必需的評估的有效性,使用max-min邏輯。在這種情況下可以使C = 53 = 125組合,走出48的結果。
第一個結果是組合2-2-3:E2-2-3(0.025,0.05,0.125),哪里X2-2-3 =(2 + 2 + 3)/ 3 = 2(四舍五入為整數(shù))。最小值的隸屬度函數(shù)這一結果的是0.025。其他的結果和相應的我的值如表3所示。所有這些結果都可以圍繞尺寸X = 2、3、4和5。拖拉機在很大程度上為0.30065(與30%)評估那么好,拖拉機在很大程度上0.27538(27.5%)評估一樣好,而拖拉機C在很大程度上為0.25468平均(25.5%)評估。它可以得出的結論是,C是最糟糕的,當拖拉機只是稍微比B,特別是如果我們看到的評估為優(yōu)秀的28.8%,而B的程度23.8%的程度。分析了拖拉機可以提出的有效性如圖3。,它可以更清楚地看到,拖拉機的最大的效果。如果這個評估(EA,EB,EC)defuzzificated是重心點計算- Z(Bowles & Pelaez,1995),我們得到了評估的效果如下:
這就意味著在1 - 5(即從貧困的規(guī)模優(yōu)秀)拖拉機是最好的和拖拉機C是最壞的打算。驗證的實現(xiàn)結果,統(tǒng)計分析的可用性,像家庭與有效性概念,已經(jīng)被使用。那在我們的模型顯示,拖拉機是最好的,和C的壞的效果。在現(xiàn)實中,如果我們分析的可用性,它是看到2904 moto-hours拖拉機在工作3130年可用moto-hours;如果10000 moto-hours計算,在9244年的工作將花費moto-hours。拖拉機B的10004年moto-hours可用,它花9069moto-hours在工作,和拖拉機C 9981可用moto-hours花了9045年的工作。實驗表明,更可靠和有效的拖拉機是少是延遲。在某種程度上,這個初始的優(yōu)勢消滅更糟糕的物流交付備件的時候涉及到拖拉機,拖拉機a . 1100年moto-hours工作可憐的物流在維護希望8個工作日, 一個給定的拖拉機和它極大地影響了可維護性的下降帶來的好處,因此相同的效率(內部技術PKB)總剝削的下降。
1.結論
本文提出一種模型有效性的評估技術系統(tǒng)、精確農(nóng)業(yè)機械、基于模糊集理論。表現(xiàn)作為整體的有效性指標系統(tǒng)的服務質量,即為整個測量技術系統(tǒng)的可用性。可靠性、可維護性和功能表演已經(jīng)公認的有效性參數(shù)或指標。語言可以被任命為形式所有提到的共同特征指標。因此模糊集理論出現(xiàn)自然工具建模的有效性。在本文中,應用模糊集理論,這是必要的定義:語言變量及其描述隸屬函數(shù)、模糊規(guī)則的組成和模型集成和去模糊化。模糊的成分即max-min邏輯已經(jīng)被用于集成的有效性指標有效性的整體性能,最適合集成的方法模糊集的隸屬函數(shù)和質心點去模糊化的模糊數(shù)的計算數(shù)值。Max-min組合模型,它暴露在這篇文章中,沒有以這種方式處理相應的文獻。另外,在案例研究中,模型的模糊化的問卷調查的結果,它代表的正是所積累的方式工程師的知識和技能。
提出的模型可以作為一個簡單的工具的快速估計的有效性即為農(nóng)業(yè)服務的質量機械、基于專家判斷和估計。在同時,該模型不需要復雜的IT基礎設施。分析實現(xiàn)模糊集和適當?shù)哪：行钥煽啃?、可維護性和功能表現(xiàn)可以糾正措施的指導購買的方向嗎的設備,結構調整,改變的維護政策或管理/運營商變更
本文具體分析了三個拖拉機,標志著一個B和C,這表明更高效的拖拉機越頻繁宕機。在某種程度上,這種最初的優(yōu)勢就終止了窮交付備件物流。
感謝
研究工作得到了塞爾維亞共和國教育部和科學界的支持。
湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)論文（設計）
中 期 檢 查 表
學? 院：???? 工學院????????????
學生姓名
黃盛魁
學??? 號
200940614119
年級專業(yè)及班級
2009級機械設計制造及其自動化(1)班
指導教師姓名
張嵐
指導教師職稱
副教授
論文（設計）題目
花生摘果機設計
畢業(yè)論文（設計）工作進度
已完成的主要內容
尚需解決的主要問題
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指導教師意見
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檢查小組意見
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湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)設計
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花生摘果機設計
DEsign
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學生姓名： 黃盛魁
學??? 號： 200940614119
年級專業(yè)及班級： 2009級機械設計制造及其自動化(1)班
指導老師及職稱： 張嵐 副教授
學??? 院： 工學院
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湖南·長沙
提交日期：20?? 年?? 月
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湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生
畢業(yè)論文（設計）開題報告
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學生姓名
黃盛魁
學??? 號
200940614119
年級專業(yè)及班級
2009級機械設計制造及其自動化(1)班
指導教師及職稱
張嵐 副教授
學??? 院
工學院
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2013年1月7日
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畢業(yè)論文（設計）題目
花生摘果機設計
文獻綜述（選題研究意義、國內外研究現(xiàn)狀、主要參考文獻等，不少于1000字）
研究的意義：
花生是世界上廣泛栽培的主要油料作物。隨著農(nóng)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(chǎn)量的不斷增加和農(nóng)村勞動力的轉移,花生生產(chǎn)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(chǎn)全過程的機械化,必須結合中國的國情和適應農(nóng)村現(xiàn)有的經(jīng)濟實力。大部分花生產(chǎn)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(chǎn)的一個重要環(huán)節(jié)。機械化收獲是確?；ㄉS產(chǎn)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(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)結構的調整，農(nóng)業(yè)科學研究的不斷深入，花生品種必然朝著高產(chǎn)方向發(fā)展，這也給繼續(xù)工作者提出了更高的要求，高產(chǎn)就意味這在同樣收獲作業(yè)工況下增加喂入量。在整個花生生產(chǎn)過程中，收獲環(huán)節(jié)用工占全過程的1/3以上，作業(yè)成本占整個花生生產(chǎn)成本的50%以上。發(fā)展花生收獲機械化，對降低作業(yè)成本，提高作業(yè)效率、促進農(nóng)民增收，具有現(xiàn)實意義。
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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(jīng)濟效益。近幾年隨著種植花生面積的加大及花生產(chǎn)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?；ㄉ麢C是將花生莢果從花生蔓(秧)上摘下的機械。包括簡單的手搖花生摘果機、與發(fā)動機(電動機)配套的花生摘果機和與拖拉機配套的花生摘果機等。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、濕生蔓都花可使用，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(chǎn)的LP-2型花生收獲機、Kelly Manufacturing 公司生產(chǎn)的PH-2型花生收獲機，國內主要有4HZ—95型花生摘果機，4HZ—95型花生摘果機，5H-5000花生摘果機，5HZ-2800型花生摘果機，花生摘果機980型，5HZ-2800A型花生摘果機 ，5HZ-7000型花生摘果機 ，5HZ-4000型花生摘果機 ，5HZ-4700型花生摘果機 ，自動裝袋花生摘果機 。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。
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［16］?? D Sehoor1. Holt Impact Bnfising in 3 Apple. JUTangenlents[J.A c Engng Iies, 1982,27:507-512.
注：此表如不夠填寫，可另加頁。
研究方案（研究目的、內容、方法、預期成果、條件保障等）
研究目的：降低花生摘果過程中的勞動強度，提高生產(chǎn)效益，降低生產(chǎn)成本。
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主要內容和方法：
1.進行原理的分析及方案的比較
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2.進行總體結構設計
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3.進行傳動部分設計
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4.進行執(zhí)行部分設計
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5.進行必要的設計計算（含動力參數(shù)、運動學分析、剛度計算、強度計算等）
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預期結果:完成花生摘果機設計后，能實現(xiàn)正常作業(yè),降低勞動強度，提高生產(chǎn)效益。
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條件保障:???????
1．有扎實的理論知識和學校老師的指導。
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2．學校的實驗設備和相關圖書資料。
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3. 有豐富的網(wǎng)絡資源，學術期刊。
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進程計劃（各研究環(huán)節(jié)的時間安排、實施進度、完成程度等）
工作進度安排：
2013年1月07日前，下達任務書、查閱文獻、開題
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2013年3月30日前，總體設計、零部件設計、準備中期檢查
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2013年4月30日前，完成繪圖、編寫設計說明書、提交正稿
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2013年5月06日前，修改、完善畢業(yè)設計、準備答辯
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論證小組意見
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????????????????????????????? 組長簽名：
??????????????????????????????????????????????? 20?? ?年?? 月?? 日
專業(yè)委員會意見
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??????????????????????????????專業(yè)委員會主任簽名：
???????????????? ??????????????????????????????20?? 年?? 月?? 日
注：1.此表可用黑色簽字筆填寫，也可打印，但意見欄必須相應責任人親筆填寫。
2.此表可從教務處網(wǎng)站下載中心下載。
目 錄
摘要 1
關鍵詞 1
1前言 1
1.1研究的目的和意義 1
1.2國內外花生摘果機械的發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.3本設計主要研究內容和研究方法 3
1.3.1研究內容 3
1.3.2研究方法 3
2花生摘果的主要方式及摘果滾筒類型 .....3
2.1軸流式釘齒滾筒 ....4
2.2蓖梳式圓柱形軸流滾筒 .5
2.3差動式摘果滾筒 ..5
3.花生摘果機的結構設計 ...6
3.1基本要求 ...6
3.2總體結構 ..6
3.3工作原理 ..7
4摘果裝置傳動系統(tǒng)的設計 ..8
4.1電動機的選擇和傳動參數(shù)的設計 ..9
4.2各軸的計算 ...10
4.2.1各軸的轉速計算 ...10
4.2.2各軸輸入功率計算 10
4.2.3各軸輸入轉矩計算 10
4.3V帶傳動的設計 10
4.3.1電機與風機V帶傳動的設計計算 11
4.3.2風機與滾筒V帶傳動的設計計算 13
4.3.3滾筒與篩子V帶傳動的設計計算 16
5主要部件設計 19
5.1摘果滾筒設計計算 19
5.1.1確定滾筒類型 19
5.1.2滾筒的直徑 20
5.1.3滾筒的長度 20
5.1.4滾筒的線速度V 21
5.2滾筒軸裝置的設計 21
5.2.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 22
5.2.2求軸上的載荷 22
5.2.3按彎扭合成應力校核軸的強度 24
5.2.4軸承的校核 25
5.2.5軸上鍵連接的選擇及校核 26
5.3軸承座、端蓋的結構設計 26
5.4滾筒釘齒的設計 26
5.4.1滾筒釘齒的形狀的選擇 26
5.4.2滾筒釘齒的排列 27
5.5凹板篩的設計分析 28
5.6風機的設計 29
6結論 29
參考文獻 31
致謝 32
附錄 32
湖南農(nóng)業(yè)大學全日制普通本科生畢業(yè)設計
誠 信 聲 明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
畢業(yè)設計作者簽名：
年 月 日
湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學
全日制普通本科生畢業(yè)設計
花生摘果機設計
THE DESIGN OF PEANUT PICKER
學生姓名：黃盛魁
學 號：200940614119
年級專業(yè)及班級：2009級機械設計制造及其自動化(1)班
指導老師及職稱：張嵐 副教授
學 院：工學院
湖南·長沙
提交日期：2013年05月
花生摘果機設計
學 生：黃盛魁
指導老師：張嵐
（湖南農(nóng)業(yè)大學工學院, 長沙 410128）
摘 要：本文通過對我國花生生產(chǎn)現(xiàn)狀，摘果方式的調查研究，研制出全喂入式花生摘果機，滿足了現(xiàn)階段花生產(chǎn)區(qū)的要求。論文主要內容如下：對全喂入式花生摘果機的結構和工作原理進行了簡要分析，總結了該摘果機的主要性能特點重點研究了花生摘果機的喂入，摘果，分選等裝置，探索新的工作原理和新的結構設計。
關鍵詞：全喂入式；花生摘果機；摘果；帶輪；電機
The Design of Peanut Picker
Student:?Huang Shengkui
Tutor: Zhang Lan
(College of Engineering,Hunan?Agricultural?University ,Changsha 410128, China)
Abstract：This article through to our country peanut production present situation, picks the fruit way the investigation and study, develops all feeds into the type peanut to pick the fruit machine, has satisfied the present stage peanut production area request.The paper primary coverage is as follows: To all fed into the type peanut to pick the fruit machine structure and the principle of work has carried on the brief analysis, summarized should pick the fruit machine main performance characteristic to study the peanut to pick the fruit machine with emphasis to feed into, 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 motor
1 前言
1.1 研究的目的和意義
花生的種植歷史悠久，地域廣闊，是世界上廣泛栽培的主要油料和經(jīng)濟作物，同時也是主要的創(chuàng)匯農(nóng)產(chǎn)品之一。花生以它獨有的優(yōu)勢，在世界油料生產(chǎn)和國際貿(mào)易中僅次于大豆而居第二位，在亞洲、非洲、澳洲及南北美洲的絕大多數(shù)國家和地區(qū)均有花生的種植和生產(chǎn)，其中，中國是世界上主要的花生生產(chǎn)國和花生消費國，同時也是最大的花生出口國。
就目前我國的總體生產(chǎn)狀況來看，花生摘果作業(yè)仍然主要靠人工完成，勞動力耗費大，損失率高。效率低。再者，花生的收獲正值“三秋”大忙之際，勞力緊張，如果使用高效的花生摘果機械將比人工作業(yè)提高40倍以上，大大縮短了花生的摘果日期，為后繼作物的播種作業(yè)打下了堅實的基礎。
然而，我國的花生收獲機械化與稻麥聯(lián)合收獲機械等傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)機械相比，存在著起步晚、投入少、發(fā)展慢、水平低等問題，嚴重制約了花生產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。由于花生收獲期正值農(nóng)村“三秋“生產(chǎn)的大忙季節(jié) ，勞動力不足，加之花生收獲 的投工量大，勞動強度高，如果不能及時收獲曬干，特別在南方多雨地區(qū)，花生很容易霉爛變質。造成嚴重損失。我國南方有些地區(qū)甚至已經(jīng)出現(xiàn)了豐產(chǎn)不豐收 、種而不收的嚴峻現(xiàn)象，因此加快發(fā)展花生收獲機械十分急迫。
花生摘果機是近幾年才剛剛發(fā)展起來的一種花生分段收獲設備 ，尚處在發(fā)展初期 。還有不少技術問題需要研究和攻克。
1.2 國內外花生摘果機械的發(fā)展現(xiàn)狀
由于在花生植株形態(tài)，種植方式，種植面積等方面的不同，我國同西方國家在摘果裝置的研究上也不同。在西方國家大都為大面積的農(nóng)場種植模式，花生植株的形態(tài)多為蔓生型，所以其摘果機械大都為大型高效的機械，且一般采用全喂入式摘果方式。而在我國大都為小面積的種植模式，花生大都為直生型和半蔓生型植株，所以大都為小型的分段收獲機械，而且不同地區(qū)采用不同的摘果方式。但近幾年來隨著對農(nóng)業(yè)機械化水平的重視，發(fā)展小型高效的花生聯(lián)合收獲機成為花生機械的一個研究重點，所以研究用于花生聯(lián)合收獲機上的摘果裝置顯的尤為重要。
在中國，花生播種機械化技術已基本成熟，根據(jù)中國農(nóng)業(yè)人口多、土地分散，而中小動力拖拉機保有量多的特點，該類機械以小四輪拖拉機為牽引動力，較好地解決了花生人工或畜力播種勞動量大和生產(chǎn)率低下的問題。近幾年，系列化的多功能花生覆膜播種機已在花生產(chǎn)區(qū)得到了大面積的推廣應用。相比之下，中國花生摘果的機械化水平低下則極大地影響了花生產(chǎn)業(yè)的發(fā)展傳統(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(jīng)濟效益。而從國外引進、消化吸收的機型則由于不符合中國國情或動力消耗大、作業(yè)效果較差等原因，沒有形成較大的生產(chǎn)和使用規(guī)模，這就使中國的花生摘果機械與裝置多年來一直徘徊不前，與世界發(fā)達國家存在很大的差距。近幾年隨著種植花生面積的加大及花生產(chǎn)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在廣大農(nóng)村應用較多的花生摘果機主要有煙臺市農(nóng)業(yè)機械科學研究所開發(fā)設計的篦梳式圓柱型軸流滾筒摘果機，此摘果機適合花生濕摘。該機主要由機架、排草輪、摘果滾筒、凹板篩、清選風扇輸送攪龍、風扇調節(jié)板等主要部件組成。該機械裝有行走輪，適合移動作業(yè)。工作時，飛速轉動的摘果滾筒上的彈簧齒與露出凹板篩的固定彈簧齒形成梳篦和擊打，將花生莢果從花生蔓上摘下來。
總之，國內外花生摘果機具種類很多，各有特色并且也得到了不同程度的推廣應用。但就中國現(xiàn)有的狀況來看，現(xiàn)有的花生摘果機械還不成熟，引進或經(jīng)消化吸收以后模仿制造出來的花生摘果機械存在一定的缺陷，不適應中國花生的種植方式和花生收獲的實際情況，不能被廣大花生種植戶接受。因此，以中國花生生產(chǎn)的實際情況為基礎，研制出適合中國國情的新型花生摘果裝置，能夠應用于分段收獲的機械或花生聯(lián)合收獲機械，以滿足國內現(xiàn)階段廣大花生種植用戶及市場的迫切需求，推動農(nóng)民增收、農(nóng)業(yè)增效，就成為中國花生摘果機械化一個亟待解決的課題。
1.3 本設計主要研究內容和研究方法
1.3.1 研究內容
（1）傳動系統(tǒng)的設計：電機與風機V帶傳動的設計計算、風機與滾筒V帶傳動的設計計算、滾筒與篩子V帶傳動的設計等內容。
（2）主要部件設計包括：滾筒的設計、釘齒的設計等內容。
（3） 凹板篩、風機的設計。
1.3.2 研究方法
（1）收集資料，進行歸納分析。
（2）按任務書內容在指導老師的幫助下完成設計任務。
2 花生摘果的主要方式及摘果滾筒類型
花生摘果機具是將花生莢果從花生蔓 (秧 )上摘下并進行分離和清選的花生生產(chǎn)機械。按花生喂入方式的不同，花生摘果機分為全喂入式花生摘果機和半喂入式花生摘果機兩種機型，如圖 1和圖2所示 。
全喂入式花生摘果機一般采用蓖梳式摘果原理，主要用于北方從晾干后的花生蔓上摘果，如4HZ-680型花生摘果機， 5HZ-500型花生摘果機，4HZ-50B型花生摘果機等 ，其作業(yè)效率是人工作業(yè)效率的40倍以上，可以滿足花生摘果的生產(chǎn)需要。半喂入式花生摘果機消耗的動力小，摘果后的花生蔓整齊，便于儲存機綜合利用，摘濕果
1.頂蓋 2.滾筒 3.蔓葉排出口 4.凹板篩 5.雜余出口 6.后滑板 7.機架 8.集果箱
9.螺旋輸送器 10.風扇 11.前滑板 12.喂入口
圖1 全喂入式花生摘果機工作過程
1.Roof 2.Drum 3.Stem leaves outlet 4.Concave plate screen 5.Miscellaneous over export 6.After the board 7.Rack 8.Set fruit box 9.Screw conveyor 10.The fan 11.Slide 12. The feeding hopper
Fig.1 The whole working process of the feeding type peanut picker
的質量好，破碎率低，并可與手扶拖拉機配套在田間進行作業(yè)。但是它的結構和傳動系統(tǒng)比較復雜，制造成本較高，工效比全喂入式要低，這種摘果方式在我國南方有少量應用。
2.1 軸流式釘齒滾筒
現(xiàn)有釘齒式滾筒包括三頭螺旋釘齒式徑流滾筒，圓柱形釘齒式軸流滾筒。
三頭螺旋釘齒式徑流滾筒其摘果形式為徑流式，主要用于花生干蔓摘果作業(yè)，摘完后莖蔓被打碎，不適于目前和今后花生濕摘果的要求。
軸流式釘齒滾筒是通過錐形滾筒的離心作用和釘齒的打擊梳理作用，將花生從莖蔓上摘下，可適用于濕摘，其缺點是摘凈率偏低，雖然轉速一致，但滾筒前后兩端的線速度相差較大，因而對花生果的損傷較大，且易堵塞，又因錐形滾筒尾部粗大，導
致整機體積龐大。此滾筒結構是數(shù)個直徑不同的支撐上固定著若干條齒板，上面依次
排列著數(shù)個摘果釘齒按照一定的角度構成多頭螺旋曲線。作業(yè)時，花生秧被旋轉滾筒
1.夾持輸送帶 2.摘果滾筒 3.機架 4.風扇 5.風量調節(jié)板 6.刮板輸送器 7.滑板
8、9.振動篩 10.擋果板
圖2 半喂入式花生摘果機工作過程
1. Clamping belt 2. Picking fruit drum 3.racks 4.fan 5. Air volume adjustment plate 6. Scraper conveyor
7. Skateboard 8、9. vibrating screen 10. Fruit plate
Fig.2 The working process of the half feeding type peanut picker
上的釘齒抓取后，在滾筒罩內作切線運動同時，還沿著軸向和頸項運動，其合成運動軌跡為圓錐螺旋線，釘齒帶引花生秧作圓周運動所產(chǎn)生的離心力沖打在凹板篩上摘果，
以上兩種釘齒式滾筒所用的釘齒均焊接在釘齒桿上，這種釘齒方式加工制造比較麻煩，不耐磨，如遇阻塞可導致釘齒彎曲，而且往往出現(xiàn)因焊接不牢而產(chǎn)生掉齒現(xiàn)象。
2.2 蓖梳式圓柱形軸流滾筒
此摘果滾筒特別適用于濕摘花生果，且摘果速度快，質量好，使用壽命長。濕花生蔓通過滾筒時，由滾筒體上的動齒帶動沿軸向前進，前進過程中，通過滾筒上的動齒和滾筒凹板上的固定齒的作用，將花生莖蔓上的花生梳摘下來，梳摘下來的花生果從凹板篩上的孔中落下。此滾筒具有滾筒結構合理，體積小，花生蔓進出速度快，破碎率低，使用壽命長等優(yōu)點。但采用全喂入蓖梳式的摘果原理的花生摘果機，都存在摘果不凈，分離不清，消耗的功率大，收獲損失過高的缺點，不適合農(nóng)村的生產(chǎn)形式。
2.3 差動式摘果滾筒
摘果部件首次通過傳動裝置實現(xiàn)了差動式的花生摘果方式，使花生摘果滾筒與花生輸送攪攏反方向轉動，花生果在這種運動中，垂到滾筒的下面，通過固定的彈性摘果桿將花生摘下，此種形式摘果滾筒摘果破碎率較低，摘果效率較高，但其作業(yè)環(huán)境差，清潔率機摘凈率較差。摘果過程中花生蔓被打碎，易產(chǎn)生堵塞等故障，且不易于花生蔓的儲存及綜合利用。
3 花生摘果機的結構設計
3.1 基本要求
針對全喂入式花生摘果機的工作原理和結構特點，結合研究的需要，所設計的摘果機應該滿足如下要求：
（1）結構力求簡單，便于操作，安全可靠。
（2）生產(chǎn)效率高，消耗功率小。
3.2 總體結構
全喂入式花生摘果機由機架，摘果裝置，動力輸入裝置，篩選裝置等構成，其結構圖如圖3所示。花生摘果機由摘果，風選和篩選三部分組成。
摘果工作原理可分為擊打式梳、篦式、梳篦擊打結合式，擊打式滾筒結構簡單，造價低，其缺點是易破碎花生果。花生秧也易被粉碎，使分離困難； 梳篦式滾筒結構復雜，造價高，適應性差。經(jīng)試驗，梳篦擊打結合式滾筒結構工作流程相對較長，可適當降低工作線速度，提高摘凈率，是一種較為理想，適用的滾筒結構。風選部分的風機，分為橫向和縱向2種方向布局。橫向排列風機布局，風機體長，中間風小，導致風力不均勻，風選區(qū)較短，不利分選，縱向排列風機布局，風機體短，風力均勻 集中，風選區(qū)較長，有利分選。
篩選部分的分選篩可分為單層，雙層和多層3種形式。單層結構分選篩，不能對花生果，秧稈進行分離；雙層結構分選篩，能較好地分離花生果，秧稈和雜物，但分離出的塵土雜物堆積在機器下，不易清理，降低了生產(chǎn)效率，多層結構分選篩能較好地分離花生果，秧稈和雜物，并能將塵土雜物收集排出到機器外，分離效果理想。鑒于上述原理比較，確定以下設計方案。
（1）入料和輸送裝置。根據(jù)花生栽培學和花生生長狀況的調查數(shù)據(jù)可知，花生莢果的生長較為集中，中國花生結果的徑向距離約為100mm以內。根據(jù)全喂入式花生摘果機的實際摘果情況，控制喂入斗的大小從而控制喂入量的大小，將喂入斗的尺寸設計為：喂入斗寬560mm，高350mm，斗出口255mm。入料口和上機架部分相連接，入料部位與上箱蓋，下箱蓋一起，采用螺栓連接，花生蔓經(jīng)入料口進入，由滾筒摘選桿轉動打擊使花生脫離莖桿，在傳動軸轉動的過程中摘果滾筒進行摘果。
（2）摘果部分。摘果部分由喂入斗、滾筒、 凹板和出料口組成。喂入斗放在機器左側，滾筒采用軸流式釘齒滾筒，籠篩為帶齒網(wǎng)格式凹板結構，在凹板上方左側設有排秧用的出料口
（3）出口部分。出口部分主要是下滑式鐵皮制造，也是由2mm厚的鐵皮構造，花生滑落上面進入篩選部分。
（4）風選部分。風選部分由集料板和風機兩部分組成。集料板在凹板下面，用以收集從凹板孔中跌落下的物料，并將收集的混合物料流運送到風選區(qū)進行分選，風機在滾筒下方偏前部位，出風口在集料板下方、方向向后，風機產(chǎn)生的氣流在集料板和分選篩之間形成風選區(qū)，對從集料板流送過來的物料進行分選。
（5）篩選部分。篩選部分在風選區(qū)的下方承接風選落下來的花生果與較少的雜物進行篩選，清除雜物得到潔凈的花生果。
（6）機架。整個機架采用角鋼焊接而成，起到其他幾個部件的支撐、定位、連接作用，并將電機裝配在機架里面。摘果機安裝在機架上面，采用普通螺栓連接，具體結構見裝配圖。
3.3 工作原理
將帶果花生秧由喂入斗（見圖3中1）處喂入，在滾筒（見圖3中2）推動下從進
1.喂入斗 2.滾筒 3.凹板篩 4.集料板 5.電機 6.風機 7.搖桿 8.機架 9.篩子
圖3 摘果機裝配簡圖
1. The feeding hopper 2. The drum 3. The concave plate screen 4. Aggregate board 5. Motor 6. Fan 7. Rocker 8. Rack 9. A sieve
Fig.3 The figure of the Assembly
口向出口端運動,在滾筒和網(wǎng)格式凹板（見圖3中3）之間形成物料流,對帶果花生秧進行梳篦擊打,使花生果脫離莖稈下落,同時滾筒上動齒和網(wǎng)格式凹板內側安裝的定齒相
對運動進行剪切,將較長的花生秧切斷 花生秧不易結團,不易裹挾花生果,提高了凹板的分離效果。較長的花生蔓葉通過蔓葉排出口排出，不斷分離出的花生果和較短的秧稈,塵土雜物等通過網(wǎng)格式凹板的網(wǎng)格方孔跌落，這些物料通過集料板（見圖3中4）的收集流送至風選區(qū)進行風選，較輕的花生秧，塵土雜物在風機（見圖3中6）作用下遠離機器。通過調節(jié)風機兩端的調風板可以調節(jié)風量和風壓大小來控制分選效果?；ㄉ鸵恍┹^重的秧稈，雜物落入分選篩（見圖3中9）中進行篩選。分選篩分3層，上層分離出較長的秧稈，秧稈在分選篩的往復擺動和風機風力的共同作用下從分選篩后部排出中層分離出花生果，集中有序排出；從中層柵條縫隙分離出來的塵土雜物，經(jīng)下層排出。
4 摘果裝置傳動系統(tǒng)的設計
傳動部件的結構電機1帶動風機轉動，風機進而帶動摘果滾筒轉動，滾筒通過帶
1.電動機 2 、4 、6 V帶傳動 3.風扇 5滾筒 7小凸輪
圖4 傳動方案圖
1. Motor 2.4.6 V belt transmission. 3.The fan 4.Roller 5.Small cam
Fig.4 Transmission program figure
帶傳動凸輪機構，在凸輪機構的帶動下，篩選機構作擺動，對花生進行篩選。此方式，結構簡單，避免復雜結構，節(jié)省了空間，且運行可靠，經(jīng)濟性好，符合設計要求。根據(jù)花生摘果機的具體傳動要求，可選電機與主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，應為摘果機在摘果工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩沖和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機減少震動，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響摘果機的傳動，因為花生摘果機不需要精確的傳動，只要傳動比比較精確就可以滿足需求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶輪的結構簡單、制造成本低、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以,在電機和摘果機的傳送帶之間選用V帶輪的傳動配合是很合理的。本設計中有三處可以用到V帶的傳動，輸入系統(tǒng)和電機之間，摘果滾筒和電機之間，風機與滾筒之間，我們來確定輸入系統(tǒng)和電機之間的帶傳動。
4.1 電動機的選擇和傳動參數(shù)的設計
給定摘果機的工作條件：滾筒工作功率P=1.2kw，直徑D=350mm，稍有震動，在室溫下連續(xù)運轉，工作環(huán)境多塵雜，電源為三相交流，電壓為380V。風扇的額定功率為1.2kW。篩子功率取1kw。
（1）選擇電動機類型和結構形式。系統(tǒng)無特殊需求，一般選用Y系列三相交流異步電動機。選用全封閉自扇冷式籠型，電壓380V。
（2）選擇電動機容量
P= （1）
為電動機的功率，為工作功率，為傳動裝置的總效率
=· （2）
為滑動軸承的效率，查表取0.97（一對）
為帶傳動的效率，查表取0.96
求解得：
=×
=0.867
滾筒功率P ===1.384kw
同理 風扇功率P=1.262kw 篩子功率P=1.238kw
=P+P+P （3）
=3.884kw
查電動機參數(shù)表選取電動機額定功率 P=4kw.
（3）選擇電動機
根據(jù)條件，電機的轉速選擇常用的兩種同步轉速：1500r/min和3000r/min。選用1500r/min。綜臺考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動的傳動比，由《機械設計課程設計手冊》所選電動機為Y系列三相異步電動機Y112M-4，額定功率P=4kw，滿載轉速n=1440 r/min，機座中心高為112mm傳動裝置結構較緊湊。
4.2 各軸的計算
根據(jù)常用傳動機構的主要特征及適用范圍，由《機械設計》取V1帶傳動的傳動比為0.96；那么V2帶傳動的傳動比為2.8 ；V3帶傳動的傳動比為1.6。
4.2.1 各軸的轉速計算
電機軸轉速 （4）
風扇軸轉速
滾筒軸轉速
凸輪軸轉速
4.2.2 各軸輸入功率計算
電機軸輸入功率 （5）
風扇軸輸入功率
滾筒軸輸入功率
凸輪軸輸入功率
4.2.3 各軸輸入扭矩計算
電機軸輸入扭矩 （6）
風扇軸輸入扭矩
滾筒軸輸入扭矩
凸輪軸輸入扭矩
4.3 V帶傳動的設計
根據(jù)花生摘果機的具體傳動要求，可選取電動機和主軸之間用V帶和帶輪的傳動方式傳動，因為在脫粒機的工作過程中，傳動件V帶是一個撓性件，它賦有彈性，能緩和沖擊，吸收震動，因而使花生摘果機工作平穩(wěn)，噪音小等優(yōu)點。雖然在傳動過程中V帶與帶輪之間存在著一些摩擦，導致兩者的相對滑動，使傳動比不精確但不會影響花生摘果機的傳動，因為摘果機不需要精確的傳動比，只要傳動比比較準確就可以滿足要求，而且V帶的彈性滑動對摘果機的一些重要部件是一種過載保護，不會造成機體部件的嚴重損壞，還有V帶及帶倫的結構簡單、制造成本底、容易維修和保養(yǎng)、便于安裝，所以，在電動機與摘果機機之間選用V帶與帶輪的傳動配合是很合理的。
選擇V帶和帶輪因當從它的傳動參數(shù)入手，來確定V帶的型號、長度和根數(shù)，再來確定導輪的材料、結構和尺寸（輪寬、直徑、槽數(shù)及槽的尺寸等），傳動中心距（安裝尺寸），帶輪作用在軸的壓力。
4.3.1 電機與風機V帶傳動的設計計算
選用普通V帶傳動，動力選用Y系列三相異步電動機Y112M-4，功率P=4kw，轉n=1440 r/min，中心距為112mm。
（1）確定計算功率
由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率
（7） 其中: —工作情況系數(shù)
—電動機的功率
查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2
摘果電機=1.2×4=4.8(KW)
（2）選擇V帶的型號
根據(jù)計算得知的功率和電動機上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。
（3）確定帶輪的基準直徑
初選電動機的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=125mm。
（4）計算V帶的速度V
（8）
v=9.42m/s
（5）計算從動輪的直徑
（9）
= 117.6mm
ε為滑動率，取ε=2%
由《機械設計》，取=120mm
（6）確定傳動中心距和帶長
取0.7x（+）≤a≤2 x（+）
滾筒V帶輪 即171.5mm≤a≤490mm
取 =450mm
求 =122.5
求 = =2.5
滾筒V帶長 =+2+
=122.5+2×450+ （10）
得 1318.01mm
按《機械設計》，取=1400mm。
實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得：
（11）
求得: 滾筒V帶 491mm
（7）驗算主動輪上的包角
（12）
求得滾筒V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求
（8）確定V帶的根數(shù)
V帶的根數(shù)由下列公式確定：
（13）
其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw）
—考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)
—計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量
—長度系數(shù)，查表可知
查表取滾筒V帶相關值：=0.99 =0.99
=2.89kw =0.08kw
滾筒V帶根數(shù)Z=1.61 所以取Z=2根
（9）計算帶的最小初拉力
查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m
單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮?
+q （14）
= 500×（）+0.10×
=191.8N
其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m
（10）計算壓軸力
為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出:
即: =2z （15）
=2×2×191.01×
求得滾筒V帶壓軸力：=764N
因為帶速V=9.42m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用整體式結構。
綜上整理帶傳動參數(shù)如表1：
表1 電機與風機帶傳動參數(shù)
Table 1 Motor and fan belt transmission parameters
小帶輪直徑
大帶輪直徑
傳動比i
帶基準長度Ld
根數(shù)Z
中心距a
120mm
125mm
0.96
1400mm
2
491mm
4.3.2 風機與滾筒V帶傳動的設計計算
選用普通V帶傳動，由風機帶動滾筒，風扇功率P=1.262kw，轉速n=1500r/min。
（1）確定計算功率
由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率
（16） 其中: —工作情況系數(shù)
—所需傳遞的額定功率
查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2
風扇功率=1.2×1.262=1.514(KW)
（2）選擇V帶的型號
根據(jù)計算得知的功率和風扇上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。
（3）確定帶輪的基準直徑
初選風扇的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=140mm。
（4）計算V帶的速度V
（17）
v=10.99m/s
（5）計算從動輪的直徑
（18）
= 383.9mm
ε為滑動率，取ε=2%
由《機械設計》，取=392mm
（6）確定傳動中心距和帶長
取0.7x（+）≤a≤2 x（+）
風扇V帶輪 即372.4mm≤a≤1064mm
取 =700mm
求 =266
求 = =126
風扇V帶長 =+2+
=3.14×266+2+ （19）
得 2257.68mm
按《機械設計》，取=2400mm。
實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得：
（20）
求得: 風扇V帶 771mm
（7）驗算主動輪上的包角
（21）
求得風扇V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求
（8）確定V帶的根數(shù)
V帶的根數(shù)由下列公式確定：
（22）
其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw）
—考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)
—計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量
—長度系數(shù)，查表可知
查表取風扇V帶相關值：=0.95 =1.06
=1.32kw =0.10kw
風扇V帶根數(shù)Z=1.16 所以取Z=2根
（9）計算帶的最小初拉力
查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m
單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮?
+q （23）
= 500×（）+0.10×
==51.7 N
其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m
（10）計算壓軸力
為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出:
即: =2z （24）
=2×2×51.7
求得滾筒V帶壓軸力：=203.6N
因為帶速V=10.99m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用輪輻式結構，且D500mm，輪輻數(shù)目取為4。
綜上整理帶傳動參數(shù)如表2：
表2 風機與滾筒帶傳動參數(shù)
Table 2 Fan and roller belt transmission parameters
小帶輪直徑
大帶輪直徑
傳動比i
帶基準長度Ld
根數(shù)Z
中心距a
140mm
392mm
2.8
2400mm
2
771mm
4.3.3滾筒與篩子V帶傳動的設計計算
選用普通V帶傳動，由滾筒帶動篩子擺動，滾筒功率P=1.38kw，轉速n=536r/min。
（1）確定計算功率
由于機器工作環(huán)境惡劣，工作時間不超過11個小時，估計算功率
（25） 其中: —工作情況系數(shù)
—所需傳遞的額定功率
查《機械設計》書中的表8—7可知：=1.2
滾筒功率=1.2×1.384=1.66(KW)
（2）選擇V帶的型號
根據(jù)計算得知的功率和滾筒上的帶輪轉速,查《機械設計》一書，可以選擇V帶的型號為A型。
（3）確定帶輪的基準直徑
初選滾筒的帶輪基準直徑：根據(jù)《機械設計》一書，選取≥75mm，取小帶輪直徑=100mm。
（4）計算V帶的速度V
（26）
v=2.8m/s
（5）計算從動輪的直徑
（27）
= 156.8mm
ε為滑動率，取ε=2%
由《機械設計》，取=160mm
（6）確定傳動中心距和帶長
取0.7x（+）≤a≤2 x（+）
滾筒V帶輪 即182mm≤a≤520mm
取 =500mm
求 =130
求 = =30
滾筒V帶長 =+2+ （28）
=3.14130+2×500+
得 1410mm
按《機械設計》，取=1600mm。
實際中心距可按下列公式經(jīng)驗公式求得：
（29）
求得: 滾筒V帶 595mm
（7）驗算主動輪上的包角
（30）
求得滾筒V帶包角 滿足V帶傳動的包角要求
（8）確定V帶的根數(shù)
V帶的根數(shù)由下列公式確定：
（31）
其中：—單根普通V帶的許用功率值 （kw）
—考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)
—計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率增量
—長度系數(shù)，查表可知
查表取滾筒V帶相關值：=0.99 =1.00
=1.44kw =0.20kw
滾筒V帶根數(shù)Z=1 所以取Z=1根
（9）計算帶的最小初拉力
查《機械設計》A型帶的單位長度質量q=0.1 kg/m
單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮?
+q （32）
= 500×（）+0.10×
==444.6 N
其中： q—傳動帶單位長度的質量，kg/m
（10）計算壓軸力
為了設計安裝帶輪軸和軸承，必須確定V帶作用在軸上的壓力，它等于V帶兩邊的初拉力之和，忽略V帶兩邊的拉力差，則值可以近似由下式算出:
即: =2z （33）
=2×1×444.6
求得滾筒V帶壓軸力：=889.2N
因為帶速V=2.8m/s,遠遠小于30m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150。小帶輪采用整體式結構，大帶輪采用整體式結構。
綜上整理帶傳動參數(shù)如表3：
表3 滾筒與篩子帶傳動參數(shù)
Table3 Drum and sieve belt transmission parameters
小帶輪直徑
大帶輪直徑
傳動比i
帶基準長度
根數(shù)Z
中心距a
100mm
160mm
1.6
1600mm
1
595mm
5 主要部件設計
5.1 摘果滾筒設計計算
滾筒是花生摘果機的關鍵部件，其幾何參數(shù)是否合理 、方案是否正確 ，直接影響著花生的摘果質量 、摘果效率以及花生摘果機的使用壽命。
5.1.1 確定滾筒類型
目前國內外的花生摘果機一般均采用滾筒式摘果部件 ，通過對國內外幾種常見的摘果部件進行比較，進行了分類。按滾筒結構分，可分為閉式滾筒和開式滾筒。開式滾筒：所謂開式滾筒是指滾筒的齒根圓不是一個封閉的圓筒，而是齒根圓上等間隔的裝上數(shù)條齒桿，釘齒就安裝在齒桿上，如圖5所示。
圖5 開式釘齒軸流滾筒
Fig.5 Open spike-tooth drum of axial flow
開式滾筒的優(yōu)點是結構簡單，重量輕，易于制造，維修方便，滾筒對花生的抓取能力也比較強，同時花生進入脫粒室有較好的膨松作用，有利于花生的脫落，對喂入花生的厚薄變化有較好的適應性，因此滾筒堵塞的現(xiàn)象較少，即使堵塞了也比較容易排除。它的缺點是對莖桿的打擊作用大，所以斷碎桿較多，齒桿對空氣的攪動作用也大，所以消耗的功率比較大。
閉式滾筒：與開式滾筒相反，閉式滾筒的齒根圓是薄鋼板封閉起來的，整個滾筒成一個封閉的圓筒，釘齒等距離的分數(shù)排安裝在封閉圓筒上。這種閉式滾筒適宜于半喂入機構使用，因進入脫粒室內的苗穗只受到釘齒的梳刷和打擊，不受齒桿的打擊，所以斷枝和斷桿少，即能較好的保持莖桿的完整性，同時這種滾筒對空氣的攪動也比開式的小，所以消耗的功率也比較少。
5.1.2 滾筒的直徑
滾筒的直徑是一個很重要的設計參數(shù)，它對滾筒的工作性能有很大的影響。一般說，直徑大，胃口大，消化能力也強，即喂入量大，脫離和分離能力也強。對全喂入式摘果機來說，直徑大的滾筒，其喂入口的喂入長度也比較長，使夾持鏈送來的苗穗易于進入脫粒室內進入脫粒室的穗頭部分彎曲也比較少，有利于花生的分離，莖桿的斷碎也少，同時花生在脫粒室內軸向移動的阻力也小。但事物是相互聯(lián)系的，看問題要從個方面去看，不能只從單方面看，直徑過大時，機器外形尺寸大，重量大，也不好。直徑過小時，又容易引起纏死和塞死滾筒，不能適應高產(chǎn)的要求，故也不用。
通常，為了避免纏死，其最小齒根圓直徑因保證齒根高的周長大于桿的桿長。即要求:
式中D?！?滾筒最小的齒根圓直徑；
L — 花生苗的最高苗長。
目前的齒根圓直徑：
大型機取D。＝460～500毫米
中型機取D。＝360～450毫米
小型機取D。＝300～360毫米
齒根圓直徑選定后，再選擇合適的釘齒高度h，然后按下式計算出滾筒的工作直徑，亦即頂圓的直徑D。
D ＝ D。+ 2h
釘齒不能太矮，否則影響其摘果能力，但也不能太高，否則易彎曲，應根據(jù)喂入量大小而異。在此選擇的滾筒直徑為350mm。
5.1.3 滾筒的長度
軸流型滾筒的長度也是一個重要的設計參數(shù)，長度大說明摘取時間長，花生在脫粒室內停留的時間長，這對花生的摘取是有好處的。小型機滾筒長度一般取500毫米。 對全喂入花生摘果機來說，因花生苗一進入脫粒室即已把絕大部分花生摘下，而且摘下的花生易于從穗枝中分離出來，所以滾筒的長度可比同類型全喂入機型的短。大型機的滾筒長度通常只有1000～1100毫米長即可，小型機的滾筒長度有500～700毫米即可。對全喂入式花生摘果機，滾筒太長，不利于滾筒的充分利用，讓非功率，太短，不利于喂入斗的設計，影響喂入量。因此必須合理選擇滾筒的長度根據(jù)實際摘果情形和經(jīng)驗以及摘果機形狀大小，將摘果滾筒長選為520mm。
5.1.4 滾筒的線速度V
滾筒的線速度對于滾筒的摘取能力，是不可忽視的外因條件。一個結構不合理的滾筒如沒有適當?shù)木€速度，就不能有良好的摘取性能。
對全喂入軸流式滾筒，因其摘取流程長，為減少碎稈，通常比切流式的線速度取低些，常取V=20～25米/秒。對全喂入式滾筒，因莖稈不進入脫粒室，所以為保持整稈，線速度可以低些，常取V=13～16米/秒。因不同的場合，干式和濕式含水量不同，其摘取的難易也不同，所以設計時，最好滾筒是可以變速的，起碼有兩種速度，一種是摘干式的，一種是摘濕式的。
選好滾筒線速度后，即可按下式計算出應有的滾筒轉速n：
n = 式中 D — 滾筒的直徑。
估算滾筒的轉速：取滾筒線速度為20m/s，則r/min。
5.2 滾筒軸裝置的設計
傳動軸是花生摘果機的主要設計部件之一，它在花生摘果機正常工作過程中，承擔主要轉矩、扭矩、彎矩，花生摘果工作過程中是很頻繁的沖擊，因此傳動軸的設計是很關鍵的一個步驟。它的主要功用是傳遞軸上的運動和動力。軸按照軸線形狀的不同，可以分為曲軸、直軸、軟軸和撓形軸等，根據(jù)花生摘果機的結構特點和組成形狀及工作強度和環(huán)境的要求，花生摘果機的主軸選用直軸形式傳遞。
根據(jù)軸的扭轉強度來初步計算確定其最小直徑，可利用經(jīng)驗公式：
（34）
其中: —軸常用的幾種材料的的值
P—主軸上的功率 kw
n—主軸上的轉速 r/min
軸上的材料由《機械設計》一書中可以查到，應選取調質處理的45號鋼，=640MP,書中表15—2取=112，于是求得:
d=14.98mm mm
取d=15mm
輸出軸上的最小直徑顯然是安裝帶輪的內孔，軸上兩端開有鍵槽，因此，為了開鍵槽又不消耗輸出軸的強度，可以使軸的直徑增加10%以上，這樣增加輸出軸的尺寸，可以提高軸的工作強度。即
d= d (1+10%) 16mm
主輸出軸的最小直徑是安裝帶輪處的直徑，為了使所選的軸直徑與帶輪相配合，故使輸出軸端的軸徑選為d=16mm。
5.2.1 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
滾筒傳動軸的第一級安裝帶輪，由帶輪直徑查表得知帶輪的厚度A=20mm,其輪轂長度為62mm,則取第一級軸的軸徑d=16mm, 其長度為26mm。該軸的徑向定位由普通的平鍵來完成。選用鍵的型號為普通平鍵，其尺寸為8x8x20。鍵的型號可以通過查《機械設計》一書獲得。
第二級安裝軸承座和軸承，查表的該段直徑為d=20mm，長度為30mm。
第三級安裝滾筒，查表的該段直徑d=30mm,由于有旋轉件，箱體兩側留60mm,小于套筒的長度，箱體厚度為2mm，該軸的長度為714mm。
5.2.2 求軸上的載荷
（1）初選滾筒軸系。由摘果機的結構和相關尺寸可知所設計的軸上裝有帶輪和滾筒，需要選擇軸承，又由d=20mm，初步選取支撐的軸承 深溝球軸承，在《機械設計手冊》查的軸承的型號為6004，它的結構尺寸d*D*B為20、42、12，故取右邊第二段與左邊第二段的直徑相等，即d=20mm.。
安裝滾筒帶的直徑為d=30mm，軸承左右端采用的軸承用軸承座固定，已知滾筒長度為714mm.。滾筒軸的基本結構如下圖6：軸的簡圖見圖6
圖6 軸的結構示意圖
Fig.6 The axis of the structure
（2）求輸出軸上的所受轉矩
根據(jù)公式：T=9550 （35）
其中： p—輸入功率 kw
n—傳動軸的轉速 r/min
即 T=24.7 N.m
（3）滾筒的圓周力
根據(jù)公式：= 求得 （36）
其中d—輸出軸的軸心到動刀中間的距離
即： ==76N
根據(jù)公式： =80%
其中：80%—徑向力占圓周力的百分數(shù)
即： =60.8N
（4）求軸所受支反力F
軸上水平面內所受支反力
根據(jù)公式：F = （37）
其中：—左帶輪到第一個軸承座的距離90mm
—滾筒第一個軸承座到第二個軸承座的距離530mm
—第二個軸承座到右?guī)л喌木嚯x90mm
即： F ===8.8N
根據(jù)公式：
F=F
即： F=8.8N
軸在垂直面內所受支反力
根據(jù)公式： R= 求得 （38）
即 R==11N
根據(jù)公式：R= R=11N
（5）彎矩M
水平彎矩
在水平面內，軸上彎矩為:
根據(jù)公式： M==5.47 N.m
M= M （39）
求得： M=5.47N.m
在垂直面內，軸上彎矩為:
根據(jù)公式： M==6.84 N.m
M= （40）
求得： M=6.84N.m
合成的彎矩為：
=8.76N.m
=8.76 N.m
（6）求轉矩T
根據(jù)公式： T=9550=35.3 N.m