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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?？煽啃韵到y(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?；谀：挠行员憩F(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 : 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)?？偼侠瓩C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?？煽啃?、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 許笑 學??? 號 200940614102 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 花生剝殼分離機設計 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 1. 花生剝殼分離機的基本結構 2. 工作機構的設計 3.說明書的部分書寫 1.技術參數(shù)的計算及校核 2.CAD圖紙的繪制 3.說明書的完善、修改 指導教師意見 ? ? ? ? ???????????????????? 簽名：????????????? 年??? 月??? 日?? 檢查小組意見 ? ? ?????????????????????? 組長簽名：?????????? 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。 ? ? 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 ? ? ? ? ? ? 學生姓名 許笑 學??? 號 200940614102 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 ? ? ? ? ? ? ? 2013??? 年? 12?? 月? 1?? 日 ? 畢業(yè)論文（設計）題目 花生剝殼分離機設計 ? ?一、選題研究意義 ?? 花生中富含脂肪和蛋白質，既是主要的食用植物油來源，而且又可提供豐富的植物蛋白質。利用花生或脫脂后的花生餅粕的蛋白粉，可直接用于焙烤食用，也可作為肉制品、乳制口、糖果和煎炸食品的原料或添加劑。以花生蛋白粉為原料或添加劑制成的食品，既提高了蛋白質含量，又改善了其功能特性。花生蛋白粉還可以通過高壓膨化制成蛋白肉。花生是食用植物油工業(yè)的重要原料，利用花生油可制造人造奶油、起酥油、色拉油、調和油等，也可用作工業(yè)原料?；ㄉ?jīng)簡單加工就可食用外，經(jīng)深加工還可以制成營養(yǎng)豐富，色、香、味俱佳的各種食品和保健品?；ㄉ庸じ碑a(chǎn)品花生殼和花生餅粕等可以綜合利用，加工增值，提高經(jīng)濟效益。 花生在制取油脂、制取花生蛋白、生產(chǎn)花生儀器以及在花生貿易出口時，都需要對花生進行預處理加工。花生的預處理主要包括花生的剝殼和分級、破碎、軋胚和蒸炒等。 花生在加工或作為出口商品時，需要進行剝殼加工?；ㄉ谥迫∮椭瑫r，剝殼的目的是為了提高出油率， 提高毛油和餅粕的質量，利于軋胚等后續(xù)工序的進行和皮殼的綜合利用。傳統(tǒng)的剝殼為人力手工剝殼，手工剝殼不僅手指易疲勞、受傷，而且工效很低，所以花生產(chǎn)區(qū)廣大農(nóng)民迫切要求用機器來代替手工剝殼?；ㄉ鷦儦C的誕生在很大程度上改變了這種局面，使花生產(chǎn)區(qū)的農(nóng)民不必再采用最原始的剝殼方法進行剝殼，從而大大地減輕了農(nóng)民的體力勞動，同時還提高了花生剝殼的效率。 花生脫殼機是將花生莢果去掉外殼而得到花生仁的場上作業(yè)機械。由于花生本身的生理特點決定了花生脫殼不能與花生的田間收獲一起進行聯(lián)合作業(yè)，而只能在花生莢果的含水率降到一定程度后才能進行脫殼。隨著花生種植業(yè)的不斷發(fā)展，花生手工脫殼已無法滿足高效生產(chǎn)的要求，實行脫殼機械化迫在眉睫。 二、國內外研究的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 ?我國花生脫殼機的研制自1965年原八機部下達花生脫殼機的研制課題以來，已有幾十種花生脫殼機問世。只進行單一脫殼功能的花生脫殼機結構簡單，價格便宜，以小型家用為主的花生脫殼機在我國一些地區(qū)廣泛應用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級功能的較大型花生脫殼機在一些大批量花生加工的企業(yè)中應用較為普遍。國內現(xiàn)有的花生脫殼機種類很多，如6BH一60型花生剝殼機、6BH一20B型花生剝殼機、6BH一20型花生脫殼機等(技術參數(shù)見附表)，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍以上。錦州俏牌集團生產(chǎn)的TFHS1500型花生除雜脫殼分選機組一次能實現(xiàn)花生原料的脫殼、除皮、分選，是一種比較先進的花生后期生產(chǎn)機械。偉民牌6BH一720型花生脫殼機帶有復脫、分級裝置，采用搓板式脫殼、風力初選、比重分離清選等裝置，具有結構緊湊、操作靈活方便、脫凈率高、消耗動力小等特點。6BK一22型花生脫殼機是一種一次喂料就可完成花生脫殼工作的機械，經(jīng)風力初選、風扇振動、分層分離、復脫清選分級后的花生仁可直接裝袋入庫。6BH一1800型花生脫殼機械采用了三軋輥混合脫殼結構，能夠進行二次脫殼。而隨著我國花生產(chǎn)業(yè)的進一步調整，花生產(chǎn)量逐年增加，花生的機械化脫殼程度將大幅提高，花生脫殼機械將擁有廣闊的發(fā)展前景。 花生剝殼的原理很多，因此產(chǎn)生了很多種不同的花生剝殼機械?；ㄉ鷦儦げ考腔ㄉ鷦儦C的關鍵工作部件，剝殼部件的技術水平?jīng)Q定了機具作業(yè)剛花生仁破碎率、花生果一次剝凈率及生產(chǎn)效率等重要的經(jīng)濟指標。在目前的生產(chǎn)銷售中，花生仁破碎率是社會最為關心的主要指標。 八十年代以前的花生剝殼機械，破碎率一般都大于8%，有時高達l5%以上。加工出的花生仁，只能用來榨油，不能作種用，也達到出口標準。為了降低破碎率而探討新的剝殼原理，研制新式剝殼部件，便成為花生剝殼機械的重要研究課題。從六十年代初，開始在我國出現(xiàn)了封閉式紋桿滾筒，柵條凹板式花生剝殼機。自1983年以來，在已有的花生剝殼部件的研制基礎上，我國又相繼研制了多種不同結構型式的新式剝殼部件，其主要經(jīng)濟技術指標，特別是破殼率指標大有改善。 三、參考文獻 [1]NY／T 502．2002，花生收獲機作業(yè)質量標準[S]． [2] 尚書旗，王方艷，劉曙光，等．花生收獲機械的研究現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢[J]．農(nóng)業(yè)工程學報，2004，20(1)：20—25． [3] 尚書旗，王方艷，劉曙光．花生生產(chǎn)機械化的應用現(xiàn)狀與進展分析[J]．花生學報，2003，11：509—517 [4] 尚書旗，王延耀，周亞龍．花生收獲機的應用現(xiàn)狀與推廣[J]．農(nóng)機科技推廣，2004，(8)：10—11． [5] 尚書旗，劉曙光，王方艷，等．花生生產(chǎn)機械的研究現(xiàn)狀與進展分析[J]．農(nóng)業(yè)機械學報，2005，36(3)：143—147． [6] 劉曙光．4H-2型花生收獲機的參數(shù)優(yōu)選與載荷實驗研究[D]．青島：萊陽農(nóng)學院，2005． [7] 尚書旗，劉曙光，梁潔，等．4H-2型花生收獲機挖掘部件載荷試驗與分析[J]．農(nóng)業(yè)工程學報，2007，23(1)：116一l19． [8] 王方艷．4H．2型花生收獲機的運動機理分析與參數(shù)優(yōu)化[D]．青島：萊陽農(nóng)學院，2005． [9] Shang Shuqi，Wang Jiangang，Wang Fangyan，et a1．Designprinciple and an alyses of the mot ion characteristics of 4H-2type peanut harvester[J]．農(nóng)業(yè)工程學報，2005，21(1)：87— 91． [10]尚書旗，劉曙光，王方艷．4H．2花生收獲機主要參數(shù)田間試驗研究[J]．．農(nóng)業(yè)化研究，2006，12：171—173 [11]康英杰．4HW 系列花生挖掘機[J]．農(nóng)業(yè)機械，2000，(9)：57— 9． [12]Busono．Studies on the mechanical harvesting of peanuts[J]．Peanut Harvester Improvement，1990,(4)． 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剝殼方案的分析和確定···················································4 4 結構設計·······························································6 5 電動機選擇·····························································7 6 脫殼裝置設計···························································8 6.1 快慢軸輥皮帶設計·····················································8 6.1.1 電動機帶輪與快輥傳動設計···········································9 6.1.2 電動機帶輪與慢輥傳動設計··········································11 7 換向齒輪傳動設計······················································14 7.1 齒輪基本尺寸設計····················································14 7.2 齒輪接觸疲勞強度校核················································16 7.3 齒輪彎曲疲勞強度校核················································17 7.4 齒輪設計小結······················································· 18 8 清選裝置設計························································· 19 8.1 風機及裝置選擇······················································19 8.2 振動篩皮帶設計······················································20 9 軸的設計······························································23 9.1 慢速輥軸設計························································23 9.1.1 軸的結構設計······················································23 9.1.2 軸的彎扭合成校核··················································24 10 軸承校核 鍵校核 潤滑 裝配使用·····································24 10.1 軸承校核與潤滑·····················································24 10.2 鍵校核·····························································24 11 結論·································································25 參考文獻································································26 致謝····································································27 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學 全日制普通本科生畢業(yè)設計 花生剝殼分離機設計 DESIGN OF PEANUT SHELLINGANG SEPARATING DEVICE 學生姓名：許 笑 學 號：2000940614102 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 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 花生剝殼分離機設計 學 生：許 笑 指導老師: 張 嵐 (湖南農(nóng)業(yè)大學工學院，長沙 410128) 摘 要：碎殼損傷是影響花生籽粒品質的重要因素之一，本文通過對滾筒柵條式花生脫殼機構、鋼齒雙輥筒式花生脫殼裝置與錐體式花生剝殼機構的機構設計進行分析研究，通過對各種不同花生去殼機的分析比較，確定并設計出滾筒式花生剝殼分離機的設計方案，對傳動及重要機構進行必要的計算和說明。 關鍵詞：花生籽粒; 輥輪; 雙輥筒式; 分離 Design of Peanut Shelling and Separating Device Student: Xu Xiao Tutor: Zhang Lan (College of Engineering f, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: The impact of broken peanut shells injury is an important factor in grain quality, the paper type through the peanut shelling drum Rack bodies, steel tooth double cylindrical drum device and the cone-type peanut shelling peanut sheller analysis of mechanism design agency Research and Experimental Research by institutions shelling shelling against the three kinds of performance comparison, for us to further understand the basic principles of shelling peanuts, peanut injury for the design of new low-shelling machine provides a useful reference. Key words: peanut seeds; trash rack roller-type; steel tooth double cylindrical drum; cone type 1. 前言 1.1花生脫殼機的簡介 我國花生脫殼機的研制自1965年原八機部下達花生脫殼機的研制課題以來，已有幾十種花生脫殼機問世。只進行單一脫殼功能的花生脫殼機結構簡單，價格便宜，以小型家用為主的花生脫殼機在我國一些地區(qū)廣泛應用，能夠完成脫殼、分離、清選和分級功能的較大型花生脫殼機在一些大批量花生加工的企業(yè)中應用較為普遍。國內現(xiàn)有的花生脫殼機種類很多，如6BH一60型花生剝殼機、6BH一20B型花生剝殼機、6BH一20型花生脫殼機等，其作業(yè)效率為人工作業(yè)效率的2O～60倍。 花生脫殼機就是通過高速旋轉的機體，把花生外殼脫掉，而且保持花生完整的機器。 要求： 1、脫殼干凈、生產(chǎn)率高，對有清選裝置的脫殼機，還要求有較高的清潔度。 2、損失率低、破碎率小。 3、結構簡單，使用可靠，調整方便，功率消耗少，有一定的通用性，能脫多種作物，以提高機具的利用率。 　　4、對花生(皮果)的要求?；ㄉ蓾襁m宜，太干則破碎率高，太濕則影響工作效率。農(nóng)村儲存的花生(皮果)一般較干，為使其干濕適宜可采用下列方法。 　　①、冬季脫殼，脫殼前用10千克左右的溫水均勻噴灑在50千克皮果上，并用塑料薄膜覆蓋10小時左右，然后再在陽光下晾曬1小時左右即可開始脫殼，其他季節(jié)用塑料薄膜覆蓋的時間為6小時左右，其余相同。 　?、凇⒖蓪⑤^干的花生(皮果)浸在大水池內，浸后立即撈出并用塑料薄膜覆蓋1天左右，再在陽光下晾曬，待干濕適宜后開始脫殼。 　　5、對電壓的要求及工作場所的選擇。單相電動機要正常工作，電壓需達到其額定電壓。農(nóng)村一般一個村莊只有一個變壓器，而戶戶又分散，加之所用電線及電路不很標準，致使離變壓器較遠的用戶電壓不足，因此，工作場所應選擇離變壓器較近的地方。 1.2 花生脫殼機的工作原理 花生脫殼機有機架、風扇、轉子、單相電機、入料斗、震動篩、三角帶輪及其傳動三角帶等組成。機具正常運轉后，將花生定量、均勻、連續(xù)地投入進料斗，花生在轉子的反復打擊、摩擦、碰撞作用下，花生殼破碎。花生粒及破碎的花生殼在轉子的旋轉風壓及打擊下，通過篩板，這時，花生殼、粒受到旋轉風扇的吹力作用，重量輕的花生殼被吹出機體外，花生粒通過風機的篩選達到清選的目的。 2. 花生剝殼機設計方案比較 花生剝殼的原理很多，因此產(chǎn)生了很多種不同的花生剝殼機械?；ㄉ鷦儦げ考腔ㄉ鷦儦C的關鍵工作部件，剝殼部件的技術水平?jīng)Q定了機具作業(yè)剛花生仁破碎率、花生果一次剝凈率及生產(chǎn)效率等重要的經(jīng)濟指標。在目前的生產(chǎn)銷售中，花生仁破碎率是社會最為關心的主要指標。 為了降低破碎率而探討新的剝殼原理，研制新式剝殼部件，便成為花生剝殼機械的重要研究課題。從六十年代初，開始在我國出現(xiàn)了封閉式紋桿滾筒，柵條凹板式花生剝殼機。自1983年以來，在已有的花生剝殼部件的研制基礎上，我國又相繼研制了多種不同結構型式的新式剝殼部件，其主要經(jīng)濟技術指標，特別是破殼率指標大有改善。 以下介紹一下我國上個世紀幾種主要的花生剝殼原理 2．1 撞擊脫殼法 撞擊法脫殼是籽粒高速運動時突然受阻而受到?jīng)_擊力，使外殼破碎而實現(xiàn)脫殼的目的。其典型設備為由高速回轉甩料盤及固定在甩料盤周圍的粗糙壁板組成的離心脫殼機。甩料盤使籽粒產(chǎn)生一個較大的離心力撞擊壁面，只要撞擊力足夠大，籽粒外殼就會產(chǎn)生較大的變形，進而形成裂縫。當籽粒離開壁面時，由于外殼和籽仁具有不同的彈性變形而產(chǎn)生不同的運動速度，籽仁所受到的彈性力較小，運動速度也不如外殼，阻止了外殼迅速向外移動而使其在裂縫處裂開，從而實現(xiàn)籽粒的脫殼。撞擊脫殼法適合于仁殼間結合力小，仁殼間隙較大且外殼較脆的籽粒，如葵花籽、甜蕎麥等。影響離心式脫殼機脫殼質量的因素有：籽粒的水分含量、甩料盤的轉速、甩料盤的結構等。 2.2碾搓脫殼法 籽粒在固定磨片和運動著的磨片間受到強烈的碾搓作用，使籽料的外殼被撕裂而實現(xiàn)脫殼。其典型的設備為由一個固定圓盤和一個轉動圓盤組成的圓盤剝殼機。籽粒經(jīng)進料口進入定磨片和動磨的間隙中，動磨片轉動的離心力使籽粒沿徑向向外運動，也使籽粒與定磨間產(chǎn)生方向相反的摩擦力；同時，磨片上的牙齒不斷對外殼進行切裂，在摩擦力與剪切力的共同作用下使外殼產(chǎn)生裂紋直至破裂，并與籽仁脫離，達到脫殼的目的。其影響因素有：籽粒的水分含量、圓盤的直經(jīng)、轉速高低、磨片之間工作間隙的大小、磨片上槽紋的形狀和籽粒的均勻度等。 2.3剪切脫殼法 籽粒在固定刀架和轉鼓間受到相對運動著的刀板的剪切力的作用，外殼被切裂并打開， 實現(xiàn)外殼與籽仁的分離。其典型設備為由刀板轉鼓和刀板座為主要工作部件的刀板剝殼機。在刀板轉鼓和刀板座上均裝有刀板，刀板座呈凹形，帶有調節(jié)機構，可根據(jù)籽顆粒的大小調節(jié)刀板座與刀板轉鼓之間的間隙。當?shù)栋遛D鼓旋轉時，與刀板之間產(chǎn)生剪切作用，使物料外殼破裂和脫落。主要適用于棉籽，特別是帶絨棉籽的剝殼，剝殼效果較好。由于其工作面較小，故易發(fā)生漏籽現(xiàn)象，重剝率較高。影響因素有：原料水分含量、轉鼓轉速的高低、刀板之間的間隙大小等。 2.4擠壓脫殼法 擠壓法脫殼是靠一對直徑相同轉動方向相反，轉速相等的圓柱輥，調整到適當間隙，使籽粒通過間隙時受到輥的擠壓而破殼。其典型設備是對輥式杏核脫殼機。籽粒能否順利地進入兩擠壓輥的間隙，取決于擠壓輥及與籽粒接觸的情況。要使籽粒在兩擠壓輥間被擠壓破殼，籽粒首先必須被夾住，然后被卷入兩輥間隙被擠壓破殼。當籽粒質量較小可以忽略時，在： a <φ，a為嚙入角，φ為擠壓輥與籽粒表面間的摩擦角。此式為擠壓輥夾住籽粒的條件。兩擠壓輥間的間隙大小是影響籽粒破碎率和脫殼率高低的重要因素。輥式剝殼機適合于具有較堅硬殼的物料的剝殼。 2.5摩擦脫殼法 對于粒重較大的物粒顆粒,可采用直接接觸法脫殼,而對于粒重較小的物粒顆粒，即使是調節(jié)間隙也不能使物料與設備都直接接觸,如谷物等。其脫殼去皮是采用碾米機。碾米機的核心部分是碾白室。糙米進入碾白室，主要靠米粒與米粒間、米粒與米機構間(鐵輥、米篩、米機蓋、米刀)間的擦離作用剝離米皮。 2.6搓撕脫殼法 搓撕法脫殼是利用相對轉動的橡膠輥筒對籽粒進行搓撕作用而進行脫殼的。兩只膠輥水平放置，分別以不同轉速相對轉動，輥面之間存在一定的線速差，橡膠輥具有一定的彈性。其摩擦系數(shù)較大。籽粒進入膠輥工作區(qū)時，與兩輥面相接觸，如果此時籽粒符合被輥子嚙入的條件，即嚙入角小于摩擦角，就能順利進入兩輥間。此時籽粒在被拉入輥間的同時，受到兩個不同方向的摩擦力的撕搓作用；另外，籽粒又受到兩輥面的法向擠壓力的作用，當籽粒到達輥子中心連線附近時法向擠壓力最大，籽粒受壓產(chǎn)生彈性——塑性變形，此時籽粒的外殼也將在擠壓作用下破裂，在上述相反方向撕搓力的作用下完成脫殼過程。 影響脫殼性能的因素有：線速差、膠壓輥的硬度、軋入角、軋輥半徑、軋輥間間隙等。 3剝殼方案的分析和確定 對于設計任務書中所提及的要求，應首先確定花生脫殼機的脫殼原理、清選原理，然后再擬定總體的傳動方案和結構方案，最后繪制裝配草圖。 目前花生脫殼機采用的脫殼結構主要有：以打擊、揉搓為主的鋼紋桿或鋼柵條凹板結構，以擠壓、揉搓為主的橡膠滾筒或橡膠浮動凹板結構兩大類。前者存在著花生破碎率高的缺點，后者脫殼效率與脫凈率不高。 還有一種采用差速輥對滾的脫殼方式，具有破碎率低，生產(chǎn)率、脫凈率都能達到較好效果的特點。因此，本設計中采用這種原理來設計花生脫殼機。 清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，最后得到清潔的花生米。 針對以上分析，設計了如圖1脫殼原理示意圖。 圖1花生脫剝殼機原理示意圖 Figure 1 Schematic of peanut shelling 如圖1所示，動力從電動機皮帶輪1傳出，快速輥3順時針轉動；在兩個換向齒輪5、7的換向作用下，慢速輥6逆時針轉動。這樣兩個轉速不一樣的滾筒就將花生帶入間隙。由于間隙較小，因此對花生有擠壓作用；而快慢輥的轉速不一樣，就產(chǎn)生對花生的撕搓作用。在擠壓和撕搓的共同作用下，花生殼就會被除去。 去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動篩11上，振動篩在振動篩曲軸9及風機的作用下做往復運動，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動篩的左邊流走?；ㄉ鷼ね鶑瓦^程中受到風機10的作用，只要控制好送風量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 這樣，脫殼原理和傳動方案就基本確定了。以下分析對各個主要零件的要求。 由于是加工站用花生脫殼機，不經(jīng)常移動，脫殼量大，利用率也較高。因此，脫殼機機體可以采用鑄造。在保證強度的前提下，應盡量結構簡單，節(jié)省材料，減輕重量。軋輥是最關鍵的脫殼零件，軋輥的間距、轉速、直徑、材料都直接影響到脫殼的效果，因此軋輥這幾個參數(shù)是須仔細確定的。皮帶輪主要是傳遞動力，其尺寸將由皮帶傳動的計算給出。除此之外，還應該保證傳動安全可靠，布置合理。各軸受到循環(huán)交變應力，應保證其疲勞強度。振動篩是篩選的重要零件。風機主要要確定其送風量，來保證清選的有效。 綜合以上分析，畫出花生脫殼機裝配簡圖如圖2。 圖2 花生脫殼機裝配簡圖 Figure2 Diagram of device peanut shelling 4結構設計 雙輥花生脫殼裝置的（如下圖所示)由機架、雙輥筒、輸送板、進料斗、動力輸入裝置、扭矩測試裝置等組成。其核心部件為雙輥筒及動力輸入裝置?；ㄉ麖倪M料斗喂入，進入旋轉的雙輥筒軋距上方，并以慢輥轉速喂入，在快輥的擠壓、撕搓下脫殼。脫殼后的花生由輸送板送出。電動機為調速電機，可以調節(jié)雙輥筒的轉速。動力傳動部分由電機和帶傳動組成。 圖3 雙輥筒花生脫殼裝置的簡圖 Figure3 Diagram of double-roll device peanut sheller 4.1材料的分機及選擇 前文中已經(jīng)列出了主要零件，在此將對各個零件的選材進行分析和選擇。 機體的材料，考慮是加工站用，使用率很高，不經(jīng)常移動，可以采用HT200。脫殼輥采用Q235，承受的力較大，有一定的剛度。軸受到彎矩、扭矩的作用，所有的軸均采用45鋼調質處理。兩個齒輪由于只起到換向作用，不需要采用不同的材料，因此都采用同一種材料，均使用45鋼調質。軸承蓋無特殊要求，采用HT200。張緊輪采用HT200。振動篩連桿采用45鋼，承受一定的沖擊載荷，振動篩采用45鋼。 這樣基本的零件材料就選定了。 5.電動機的選擇 電動機為整個機械提供動力，必須選擇合適功率和轉速的電機，保證設計符合要求。在選擇電機之前，先確定脫殼輥的參數(shù)，以此來估計整個系統(tǒng)需要的功率。經(jīng)過查閱相關文獻和參照以往所設計的類似產(chǎn)品的參數(shù)，初步選定參數(shù)如表1。 表1脫殼輥相關參數(shù) Table1 Husking roll related parameters 項目 代號 參數(shù)值 快輥直徑 dk 350mm 慢輥直徑 dm 350mm 快輥轉速 nk 350r/min 慢輥轉速 nm 250r/min 快慢輥長度 l 500mm 脫殼最小間隙 lj 10mm 快慢輥速度差 v0 1.5m/s 花生所能提供的空間 V=64.6×500×13=419900mm3 每顆花生的體積，根據(jù)所做的花生尺寸統(tǒng)計數(shù)據(jù) Vi=15×15×45=10125mm3 受力花生的顆數(shù) 按照每顆花生受40N的切向力計算，沿輥切線方向的力 Ft=40k=40×42=1680N 徑向力按照每顆花生受60N計算，沿輥徑向的力 Fr=60k=60×42=2520N 那么，整個機器消耗在脫殼上的功率 P1=Ft×v0=1680×1.5=2.5kW （1） 另外估計振動篩所消耗的功率為P2=1kW左右，那么所設計的機器總功率估計值P=P1+P2=2.5+1=3.5kW 考慮功率傳遞的損失及估算的誤差，選擇功率為4 kW的電動機來作為整個系統(tǒng)的動力。參考手冊機械課程設計手冊[2]，選擇Y系列封閉式籠型三相異步電動機電動機，其型號及參數(shù)如表2。 表2 主電機參數(shù) Table2 Motor Drive system 型號 額定功率/kW 轉速/( r/min) 電流/ A 效率/ % 功率因數(shù)cosφ Y160M1-8 4.0 720 9.91 84 0.73 最大轉矩/ 額定轉矩 堵轉轉矩/ 額定轉矩 堵轉電流/ 額定電流 轉子轉動量GD2 / N?m2 重量/kg 2.0 2.0 6.0 0.753 118 6 剝殼裝置設計 6.1快慢輥皮帶設計 首先確定各參數(shù)的意義，方便以后的計算。如圖4。 圖4 皮帶輪示意圖 Figure4 Pulley sketches 6.1.1 電動機帶輪與快輥傳動設計 首先根據(jù)皮帶輪所傳遞的功率選擇電動機，計算功率 Pc=KA×P (2) kA—工作情況系數(shù)，據(jù)書機械設計[3]，取為1.1。 P —傳遞的功率，此處為電機傳遞到快輥的功率，約為1.25kW。 因此 Pc=1.1×1.25=1.36kW 查書機械設計[3]，選為A型帶，為了保持一致性，整個帶傳動均采用A型帶。 D1帶輪的直徑由書機械設計[3]，取為125mm。D2帶輪直徑為 D2=1-εD1n1n2 （3） ε —帶傳動滑動率，根據(jù)書機械設計[3]，取為1%。 n1—D1帶輪的轉速，此處為電機轉速720r/min。 n2—D2帶輪的轉速，此處為快速輥轉速350r/min。 D2=1-1%×125×720350=254.6mm 取標準帶輪直徑D2=250mm D2帶輪的實際轉速 n2=1-εD1n1D2 (4) n2=1-1%×125×720250=356.4r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a (4) Dm—Dm=D1+D22=125+2502=187.5mm。 Δ —Δ=D2-D12=250-1252=62.5mm。 a —初取中心距，據(jù)書機械設計[3]，取為500mm。 L=3.14×187.5+2×500+62.52500=1596.6mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=1600mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (5) a=1600-3.14×187.54+141600-3.14×187.52-8×62.52 =501.7mm D1帶輪包角 α1=180°-D2-D1a×60° (6) α1=180°-250-125501.7×60° =165.1° α1=165.1°>120°，符合包角要求。 帶速 v=πD1n160×1000 (6) v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 傳動比 i=n1n2 (7) n2為 356.4r/min Ld=1600mm a=501.7mm α1>120°，符合包角要求。 i=720356.4=2.02 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (7) P0—單根V帶傳遞的功率，由書機械設計[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.96。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.99。 z=1.361.56+0.09×0.96×0.99=0.87 因此，只用1根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (8) q—V帶質量，由書機械設計[3]，取為0.10。 F0=500×1.364.71×12.5-0.960.96+0.1×4.712 =172.5N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (9) FQ=2×1×172.5×sin165.1°2=342.1N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 6.1.2電動機帶輪與慢輥帶輪傳動設計 上一節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，電動機皮帶輪直徑也已經(jīng)確定。 D3帶輪直徑為 D3=1-εD1n1n3 (10) n3—D3帶輪的轉速，此處為慢速輥轉速250r/min。 D3=1-1%×125×720250=356.4mm 取標準帶輪直徑 D3=355mm。 帶根數(shù) z=1 FQ=342.1N D3=355mm D3帶輪的實際轉速 n3=1-εD1n1D3 (11) n3=1-1%×125×720355=251r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a （12） Dm—Dm=D1+D32=125+3552=240mm。 Δ —Δ=D3-D12=355-1252=115mm。 a —初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×240+2×600+1152600=1975mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=2000mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (13) a=1600-3.14×2404+141600-3.14×2402-8×1152 =612.4mm D1帶輪包角 α1=180°-D3-D1a×60° （14） α1=180°-355-125612.4×60° =157.5° α1=157.5°>120°，符合包角要求。 帶速 v=πD1n160×1000 （15） v=3.14×125×72060×1000 =4.71m/s 傳動比 i=n1n3 n3為 251r/min Ld=2000mm a=612.4mm α1>120°，符合包角要求。 i=720251=2.87 V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (16) Pc—傳遞到慢輥帶輪的功率的計算功率，由于振動篩經(jīng)過此皮帶輪傳動，故包含振動篩功率，按2.5 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機械設計[3]，取為1.56。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.09。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.95。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.06。 z=2.51.11+0.09×0.95×1.06=2.07 因此，選用2根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (17) F0=500×2.54.71×22.5-0.950.95+0.1×4.712 =218.7N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (18) FQ=2×2×218.7×sin157.5°2=858N 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 7 換向齒輪傳動設計 此處的齒輪只用來改變慢輥的轉動方向，而不需要改變轉速，因此傳動比i=1。此處使屬于閉式軟齒面標準直齒圓柱齒輪傳動，先以齒面接觸疲勞強度來確定基本參數(shù)，再校核彎曲疲勞強度。 由于比i=1，因此兩個齒輪的受力情況一致，故只需計算一個齒輪，另一個齒輪的參數(shù)完全一樣。在1.2節(jié)中分析了齒輪的材料為45鋼調質處理，現(xiàn)查書機械設計[3]，其硬度為229~286HB，平均取258HB。 帶根數(shù)z=2 FQ=858N i=1 7．1 齒輪基本尺寸設計 齒輪受到的轉矩來自于慢輥，因此齒輪轉矩 T=Ftdm2 (19) Ft —慢輥的切向力，1.3節(jié)中已經(jīng)計算出來為1680N。 dm—慢輥的直徑350mm。 T=1680×3502=294000N?mm 許用接觸應力 [σH]=0.9σHlim (20) σHlim—接觸疲勞極限，由書機械設計[3]，為580MPa。 σH=0.9×580=522MPa 初步計算齒輪直徑 d=Ad3TψdσH2?u+1u Ad—Ad值據(jù)書機械設計[3]，取82。 ψd—齒寬系數(shù)，由書機械設計[3]，取0.6。 u —齒數(shù)比，由于傳動比為1，故齒數(shù)比也為1。 d=82×32940000.6×5222?1+11=125.6mm 選取直徑為d=128mm，則齒寬 b=ψdd b=0.6×128=76.8mm 圓整后取齒寬b=77mm。 圓周速度 v=πdn60×1000 （21） n—齒輪轉速，與慢輥的轉速一致，為251r/min。 v=3.14×128×25160×1000=1.68m/s 因此由書機械設計[3],選8級精度。 閉式軟齒面?zhèn)鲃育X數(shù)宜為20~40，此處初選齒數(shù)為30，則模數(shù) m=dz m=12830=4.26 （22） 選取標準模數(shù)m=4，則齒數(shù) z=dm=1284=32 7.2齒輪接觸疲勞強度校核 齒輪受到的切向力 Ft=Td Ft=294000128=2296.9N （23） 驗算 KAFtb （24） KA—使用系數(shù)，據(jù)書機械設計[3]，選1.25。 KAFtb=1.25×2296.977=37.3N/m<100N/m 因此查書機械設計[3]，齒間載荷分配系數(shù) KHα=1Zε2 (25) zε—接觸疲勞強度重合度系數(shù) Zε=4-εα3 （26） εα—端面重合度 εα=1.88-3.21z1+1z2 εα=1.88-3.2132+132=1.68 則接觸疲勞強度重合度系數(shù) Zε=4-1.683=0.88 那么齒間載荷分配系數(shù) KHα=10.882=1.29 齒向載荷分配系數(shù)由書機械設計[3]得 KHβ=A+B1+0.6bd2bd2 （27） A、B—由書機械設計[3]，分別取為1.09和0.16。 KHβ=1.09+0.161+0.6771282771282 =1.22 載荷系數(shù) K=KAKVKHαKHβ （28） KV—動載系數(shù)，由書機械設計[3]，取KV=1.05。 K=1.25×1.05×1.29×1.17=1.98 許用接觸應力 [σH]=σHlimZNSHmin （29） ZN —接觸壽命系數(shù)，由于無特殊要求，由書機械設計[3]，取為1.3。 SHmin—接觸最小安全系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.02。 σH=580×1.31.02=739.2MPa 實際接觸應力 σH=ZEZHZε2KTbd2?u+1u （30） ZE—彈性系數(shù)，由書機械設計[3]，取為189.8MPa。 ZH—節(jié)點區(qū)域系數(shù)，由書機械設計[3]，應取為2.5。 σH=189.8×2.5×0.88×2×1.98×29400077×1282?1+11 =567.3MPa σH=567.3MPa<σH=739.2MPa，故接觸疲勞強度校核合格，可以接著校核彎曲疲勞強度。 如果此處驗算不合格，則應該重新確定齒輪的各項參數(shù)，直到接觸疲勞校核合格才可以進一步校核。 7.3校核齒輪接彎曲疲勞強度 彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù)由書機械設計[3]得 KFα=1Yε （31） Yε—彎曲強度重合度系數(shù) Yε=0.25+0.75εα Yε=0.25+0.751.68=0.7 那么彎曲疲勞強度的齒間載荷分配系數(shù) KFα=10.7=1.44 驗算齒寬與全齒高之比 bh=772.25×4=8.56 因此彎曲疲勞強度的齒向載荷分配系數(shù)由書機械設計[3]，取KFβ=1.15。 載荷系數(shù) K =KAKVKFαKFβ （32） K =1.25×1.05×1.44×1.15=2.17 許用彎曲應力 [σF]=σFlimYNYXSFmin （33） σFlim—彎曲疲勞極限，由書機械設計[3]，取為450MPa。 YN —彎曲壽命系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.15。 YX —尺寸系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1。 SFmin —彎曲最小安全系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.25。 σF=450×1.15×11.25=414MPa 實際彎曲應力 σF=2KTbdmYFaYSaYε （34） YFa—齒形系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.25。 YSa—應力修正系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.63。 σF=2×2.17×29400077×128×4×2.53×1.63×0.7 =93MPa σF=93MPa<σF=414MPa，故彎曲疲勞強度校核合格。 5.4齒輪設計小結 經(jīng)過計算以及校核，可以確定齒輪的基本參數(shù)，進而得到齒輪的尺寸如表3。 換向齒輪參數(shù) 表3 換向齒輪參數(shù) Table3 The reversing gear parameters 名稱 符號 公式 數(shù)值mm 齒數(shù) z —— 32 分度圓直徑 d d=mz 128 齒頂高 ha ha=ha*m 4 齒根高 hf hf=ha*+c*m 5 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 136 齒根圓直徑 df df=d-2hf 118 中心距 a a=12mz1+z2 256 孔徑 d0 55 齒寬 b 77 8 清選裝置設計 花生經(jīng)過箱體內的剝殼過程后，將由此裝置對其進行殼仁分離，分離的基本原理是利用花生殼與花生仁的重量及受力面積的不同，用氣流對其進行分離。重量稍重的不被氣流吹走，直接下落到花生仁收集通道，而重量較輕的花生殼將被風機吹來的氣流帶入到花生殼收集通道。具體結構見裝配圖。 8.1風機及裝置選擇 清選機構也是本設計中的重要部分，清選機構多采用振動篩配合清選風機，來達到清選的目的，最后得到清潔的花生米。去殼后，花生和花生殼的混合物就落在振動篩上，振動篩在振動篩曲軸及風機的作用下做往復運動，花生殼就被過濾掉，花生仁從振動篩的左邊流走?；ㄉ鷼ね鶑瓦^程中受到風機的作用，只要控制好送風量，花生殼和粉塵就被吹走，得到清潔的花生米。 清選裝置包括振動篩和一個有獨立電機的風機，由于清選效果由諸多因素決定，因此只能在有條件的實驗中能夠達到很滿意的清選效果。因此，本設計中參考已有振動篩來確定參數(shù)。振動篩主要參數(shù)如表4。 表4 振動篩相關參數(shù) Table4 Vibrating screen related parameters 項目 值 曲軸轉速 220r/min 曲柄偏心距 40mm 連桿長度 200 mm 長吊桿長度 130 mm 短吊桿長度 120 mm 吊桿間距 280mm 振動篩尺寸 490mm×290mm 風扇電動機選擇分馬力異步電動機CO2-7114，其參數(shù)如表 表5 篩選風扇參數(shù)表 Table5 Filter fan parameter table 型號 功率/W 電流/ A 電壓/ V 頻率/ Hz 轉速/( r/min) CO2-7114 120 1.88 220 50 1400 效率/% 功率因數(shù) 啟動轉矩/額定轉矩 啟動電流/A 最大轉矩/額定轉矩 50 0.58 3 9 1.8 該風扇電機安裝可以調速的裝置，以便在清選的時候可以控制風速，從而達到較好的清選效果。 8.2 振動篩皮帶傳動設計 振動篩的動力是從換向齒輪軸上的皮帶輪傳出來的，在2.1節(jié)已經(jīng)選用了A型帶，初取換向齒輪軸小皮帶輪直徑D4=125mm。 D5帶輪直徑為 D5=1-εD4n4n5 （35） n5—D5帶輪的轉速，此處為振動篩曲軸轉速220r/min。 D5=1-1%×125×251220=141.2mm 取標準帶輪直徑D5=150mm。 D3帶輪的實際轉速 n5=1-εD4n4D5 (35) n3=1-1%×125×251150=209.2r/min 皮帶的長度 L=πDm+2a+Δ2a Dm—Dm=D4+D52=125+1502=137.5mm。 Δ —Δ=D5-D42=250-1252=12.5mm。 a —初取中心距，考慮到整個傳動的布置，取為600mm。 L=3.14×137.5+2×600+12.52600=1632.2mm 查書機械設計[3]，取標準帶長Ld=1800mm。 則實際中心距 a=L-πDm4+14L-πDm2-8Δ2 (36) a=1800-3.14×137.54+141800-3.14×137.52-8×12.52 =683.9mm D1帶輪包角 α1=180°-D5-D4a×60° α1=180°-250-125612.4×60°=177.8° α1=177.8°<120°，α1<120°，符合包角要求。 帶速 v=πD4n460×1000 (37) v=3.14×125×25160×1000 =1.64m/s 傳動比 i=n4n5 i=251209.2=1.2 (38) V帶根數(shù) z=PcP0+ΔP0kαkl (39) Pc—傳遞到振動篩的功率的計算功率，按1 kW計。 P0—單根V帶傳遞的功率，由書機械設計[3]，取為0.94。 ΔP0—單根V帶傳遞的功率增量，由書機械設計[3]，取為0.04。 kα—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為0.99。 kl—包角系數(shù)，由書機械設計[3]，取為1.01。 z=10.94+0.09×0.99×1.01=1.02 因此，選用1根V帶就可以滿足要求 張緊力 F0=500Pcvz2.5-kαkα+qv2 (40) F0=500×11.64×12.5-0.990.99+0.1×1.642 =465.3N 軸上的載荷 FQ=2zF0sinα12 (41) FQ=2×1×465.3×sin177.8°2=930.4N 按照傳動布置的要求，此力在平面內的角度為293°。 軸上載荷將在軸的設計中用到，至此，該皮帶傳動設計就完成。 9 軸的設計 9.1 慢速輥軸設計 輥輪轉動是花生脫殼的主要設計部件，輥輪軸選用直軸中的階梯軸。 由于慢輥軸與快輥軸承受的扭矩大小基本一樣，所以慢輥軸選定與快 輥軸相同的軸承，是滿足最小直徑要求的，因此根據(jù)選定的軸承來設計慢輥軸的結構。 當軸的支承距離未定時，無法由強度確定軸徑，要用初步估算的辦法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，參考文獻[18]計算公式： d≥A ㎜ （22） 式中： P----表示軸所傳遞的功率，KW； n----表示軸的轉速，； A----表示由軸的許用切應力所確定的系數(shù)。 （23） （24） （25） 根據(jù)上述公式，確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據(jù)表3，取A=110，于是得： 9.1.1 軸的結構設計 軸上零件擬定裝配圖如圖4。 圖4 慢輥軸示意圖 Figure4 Slow roll shaft assembly drawing 1軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 2軸段，為軸承定位，直徑為51，為了保持齒輪與殼體之間的間隙，lⅡ-Ⅲ=30mm。 齒輪處用彈性擋圈定位，查手冊機械課程設計手冊[2]選用： 3段軸徑為55 mm，材料為65Mn，熱處理44-51HRC，經(jīng)表面氧化處理的A型軸用彈性擋圈。擋圈GB-T 894.1-1986。直徑55mm,長550mm 4軸段，為齒輪定位，根據(jù)定位要求，故取直徑51mm, lⅥ-Ⅶ=12mm。 5軸段，安裝深溝球軸承，尺寸為故dⅠ-Ⅱ=45mm，lⅠ-Ⅱ=21mm。 查閱書機械設計[3]，軸各處倒角或倒圓為1.2 mm。 9.1.2軸的彎扭合成校核。 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉變形。軸的彎曲剛度以撓度或偏轉角來度量；扭轉剛度以扭轉角來度量。軸的剛度校核計算通常是計算出軸在受載時的變形量，并控制其不大于允許值。 軸的彎曲剛度校核計算： (28) 式中：—階梯軸第i段的長度 —階梯軸第i段的直徑 L—階梯軸的計算長度 Z—階梯軸計算長度內的軸段數(shù)。 當載荷作用于兩軸承之間時，L=l（l）為支撐跨距； 軸的彎曲剛度條件為 撓度：y<[y] 偏轉角：a<[a] 式中：[y]為軸的允許撓度，mm；[a]為軸的允許偏轉角，見參考資料 代入相關軸的數(shù)據(jù)： 由帶輪的傳動，作用在帶輪軸的壓力為F=4162.5N， 軸的受力簡圖如下 圖5 軸的受力簡圖 Fig5 Axial force diagram 根據(jù)軸的長度以及參考文獻[19] 公式： 端截面轉角 (29) 最大撓度 (30) （設a>b，在處） 代入數(shù)據(jù)得， 經(jīng)校核，軸的設計符合要求。 校核受力面的強度 σca=McaW (42) 經(jīng)計算受力面的合成彎矩為500868.3N?mm σca=500868.30.1×513=37.8MPa 前已選定軸的材料為45鋼調質，查書機械設計[3]，σ-1=60MPa。σca=37.8MPa<σ-1=6 10 軸承校核、鍵校核、潤滑與裝配使用 這一章對前幾章所使用的軸承進行校核，選用鍵連接中鍵的型號并進行校核，選用潤滑方式，裝配合使用說明 10.1軸承校核與潤滑 本設計中只選用了深溝球軸承6209 GB|T276-1994故只考慮該軸承，但由于對軸承壽命無要求，并且軸承受力較小，故滿足一般要求，不進行校核。 滾動軸承的潤滑根據(jù)速度因數(shù)進行選擇，速度因數(shù)dn d—與軸承配合軸徑的直徑，所有軸均為45 mm。 n—工作轉速，四根軸中最大轉速為356.4 r/min。 dn=45×356.4=16038mm? r/min 根據(jù)書機械設計[3]，選擇脂潤滑，考慮其工作情況，不屬于高速和高溫場合，因此選用一般的軸承脂潤滑即可。采用氈封圈密封。 10.2鍵校核 本設計中選擇了三種鍵?？燧亷л喤c振動篩是同樣的鍵，b=8mm， h=7mm，l=28mm：鍵 8×28GB/T1906-1997 慢輥帶輪鍵，b=10mm，h=8mm，l=70mm：鍵 10×70GB/T1906-1997 脫殼輥鍵，b=16mm，h=10mm，l=80mm：鍵 16×80GB/T1906-1997 齒輪鍵，b=16mm，h=10mm，l=70mm：鍵 16×70GB/T1906-1997 鍵聯(lián)接所承受的應力，參考書機械課程設計手冊[2] σp=2Tkld l —接觸有效長度。 k—鍵與輪轂鍵槽接觸高度，k=0.5h。 d—該段軸軸徑。 快輥帶輪鍵承受應力 σp1=2×466490.5×7×28-8×25=67MPa ( 43) 許用擠壓應力σp，由書機械設計[3]，選用110MPa，σp1=67MPa<σp。 慢輥帶輪鍵承受應力 σp2=2×932980.5×8×70-10×55=14.25MP<σp 校核合格。 脫殼輥鍵承受應力 σp3=2×466490.5×10×80-16×55=5.3MP<σp 校核合格。 齒輪鍵承受應力 σp4=2×466490.5×1