畢業(yè)設計（論文）-玉米脫粒機的設計

1、 在美國的AEC group公司生產有HS-48型擠搓式玉米脫粒機。其脫粒性能好且對不同類型種子玉米的適應性強，同時其種子破碎率相對其他脫粒設備更低。該設備由于其生產率高（10-12t/h）與破碎率低（0.8%）故該設備在歐洲及美國等發(fā)達國家被普遍應用。但其體積龐大，價格昂貴，且設備難以維護與保養(yǎng)，這些也是該設備的顯著缺點2。1.2.2 國內研究現狀分析我國之前在20世紀70年代初自行研制的沖擊式玉米脫粒機曾得到普便應用,且當時主要生產方式為大、中型脫粒機生產。在進入80年代后為適應個體農戶的生產需求我國又相繼研發(fā)了以沖擊式，打擊式原理為主的一系列中、小型玉米脫粒機。在1996年在重慶市農機研

2、究搓擦式原理5TY-0.2型玉米脫粒機被成功研制開發(fā)，可謂轟動一時。在21世紀初在農業(yè)部規(guī)劃設計研究院何曉鵬在借鑒從美國引進設備的基礎上又成功自主研發(fā)出了新型擠搓式玉米脫粒機并在北京西達農業(yè)工程科技發(fā)展中心、甘肅酒泉奧凱種子機械有限公司和北京市豐田種子機械廠的進一步改良創(chuàng)新的基礎上又設計出了各種系列擠搓式玉米脫粒機。在2007年沈陽農業(yè)大學李心平研制出了差速式玉米脫粒機，從此國內有關脫粒機的研究進入了一個嶄新階段3。1.2.3 研究目前存在的問題由上述現狀可以得出目前有關研究存在的問題。在國外大部分發(fā)達國家因為種子破碎率較高等嚴重缺陷早已將打擊型的玉米脫粒機淘汰，現如今在國外前者普遍被以擠搓型

3、的脫粒機取代，并以得到廣泛應用。擠搓型的脫粒機不僅在工作效率上還是種子破碎率上相比前者均有顯著提升。但由于其體積龐大使得其不僅在設備運送上會產生問題，同時由于其高昂的造價會使得該設備很難實現在農村的普及。而在國內雖然在近幾年來對農機的研究加大投入且不斷深入，但由于我國整體科研水平比較落后，所以至今為止脫粒機在生產率，破碎率等關鍵指標仍存有技術瓶頸以待攻破，目前不可否認的是我國在一些關鍵技術上仍需以借鑒國外為主，我國對于相關核心技術的缺失時目前研究所面臨的最大問題。1.3 本課題研究內容綜上所述，本次采用齒釘式脫粒方式。齒釘式屬于擠搓式的一種。其工作原理如下：玉米脫粒機通過滾筒的高速旋轉從而使?jié)L

4、筒上的釘齒與柵格式凹板之間通過兩者與玉米高頻率的擠壓與碰撞使玉米粒與玉米芯分離，其中玉米粒則是在脫粒過程中便從柵格式凹板中細小的縫隙通過并落到出粒斜板上，最終由出粒斜板排除機體之外，而玉米芯由于其體積較大無法通過縫隙，便只能通過釘齒在工作過程中產生的螺旋推力將其從出料口1排出機體之外。本次設計的主要設計方向如下：完全掌握玉米脫粒機的總體結構，即有關入料部分，脫粒部分，篩選部分以及機架部分共四部分的詳細結構。通過對傳動系統的方案的比對分析最后確定最佳方案。在滿足設計要求的同時還應考慮到設備在實際環(huán)境下的工作性能。 有關帶輪的選材與設計。有關柵格式凹板的選材與設計。有關入料口，出料口，脫粒機上蓋以

5、及機架的選材與整體設計。第二章 玉米脫粒機總體結構在本次設計方案中玉米脫粒機采用釘齒滾筒式脫粒。其主要組成部件有：入料口、上頂蓋、傳動軸、柵格式凹板、機架、軸流風機、出料口等。以上各部件按照功能分類可分為以下四個部分。玉米脫粒機的整體三維結構圖如圖2.1所示：圖2.1 玉米脫粒機三維結構圖2.1入料部分入料口由厚度為2mm的鐵板制成。工作時玉米穗從入料口進入設備內部，玉米在入料口處的兩片厚度為2mm的擋板的導向作用下平穩(wěn)滑落至柵格式凹板上部。滾筒上的釘齒與柵格式凹板之間通過兩者之間的相互作用實現對玉米的脫粒。2.2脫粒部分 脫粒部分主要由半圓型上頂蓋、釘齒滾筒和柵格式凹板組成。玉米在進入機體內

6、部后通過釘齒，柵格式凹板與玉米之間的高頻率的擠壓碰撞實現玉米粒與玉米芯的分離，經脫粒后玉米粒從柵格式凹板的縫隙間落并最終落到出粒斜板上排出機體之外，而玉米芯由于體積較大無法經凹板落下，最終經由釘齒在工作狀態(tài)下產生的螺旋推力最終由出料口排出機體之外。2.3篩選部分 篩選部分由柵格式凹板和軸流風機組成。柵格式凹板是由一定數量的鋼筋和兩片半環(huán)形鐵片經焊接的方式組成。在工作時凹板中鋼筋間的縫隙起到防止玉米在凹板上徑向滾動的作用方便對玉米進行脫粒。玉米在脫粒后玉米粒從凹板的縫隙間掉落至出粒斜板，期間經由軸流風機的沿軸方向的風力作用下將其中的顆粒較小又較輕的雜質從中分離出去，雜質經由機架內部的擋板由小出料

7、口排出。最終玉米粒由出粒斜板排出機體之外，而玉米芯在釘齒的螺旋推力的作用下最終由出料口1排出。最后實現將玉米和玉米芯以及其他雜質分離。2.4機架部分 機架由上下兩機架、出料口、斜滑板以及主機梁等組成。其中機架為設備整體的主要支撐，由機架部分承擔脫粒機的全部負載。為保證機架的穩(wěn)定在玉米脫粒機的內部采用了多根規(guī)格為4mm30mm30mm的角鐵加固，與此同時在機架內部的擋板除篩選雜質之外也在一定程度上起到了對機架的加固，以保證設備在工作時設備保持穩(wěn)定以防止安全事故發(fā)生4。2.5總體設計方案 為實現玉米脫粒機的整體優(yōu)化，由于設備的整體尺寸較大，此次電動機安裝在玉米脫粒機的機架的下底面，這樣可以在最大程

8、度上降低設備的重心，保證設備的安放穩(wěn)定，降低事故發(fā)生的可能。由于設備總傳動比較小，故采用帶傳動將動力平穩(wěn)的傳動到軸上，最終在軸的帶動下滾筒旋轉，實現玉米的脫粒。之后在通過出粒斜板，擋板，軸流風機等共同作用下實現對各部分的分離。該脫粒機在在保證生產質量的同時大大提高了工作效率，同時對于產品的純凈度也有保證5。除此之外由于設備整體結構比較簡單堅固耐用，故設備易于日常維修和保養(yǎng)。第三章 玉米脫粒機的設計根據相關資料查詢可得到“5TY0”型玉米脫粒機的相關設計的參數：脫粒機主軸轉速為900rmin，生產率為10th，驅動動力為18.5kw。在滾筒上設有四條釘齒條，其中釘齒滾筒的直徑為d=220mm，其

9、上的釘齒的有效長度為L=20mm6。3.1 電動機的選擇根據多次實驗結果得知在滿載的條件下釘齒的受力為40N7，所以滾筒在瞬時受到的總徑向力F為： F=N*M*Z=40142=1120N （3-1）其中：N釘齒所受的力； M瞬時參與工作的釘齒個數； Z瞬時參與工作的釘齒條的條數；3.2 釘齒條上的釘齒轉速釘齒滾筒轉動時其線速度的大小與主軸的轉速和釘齒的長度成正比，即：V= *N*其中：V釘齒的轉速；m/s N主軸的轉速；r/min D釘齒頭頂部與軸心的距離；mm3.3 玉米脫粒機的功率玉米脫粒機所需功率為PW，其與脫粒機的釘齒滾筒的轉速成正比，即：PW=F*V1000 求得：Pw=11203.

10、4 電動機的功率電動機的功率由公式Pd=Pw求得8。由于脫粒機的傳動總效率為，有：=123其中1、2、3分別為各個轉動副的傳動效率。根據機械設計一書所選取的各傳動副的效率如下所示： 滾動軸承：0.980.995 取1=0.99 V帶：0.940.97 取2=0.96 滾筒：取3=1則總效率為：=1*2*3=0.990.961=0.96 （3-4）故電動機的功率為：Pd=FV1000=112018.253.5 電動機的轉速根據設計要求主軸的轉速為1300r/min，為滿足設計需求由機械設計一書取V帶的傳動比i=24，所以電動機可選的轉速范圍如下：nd=in=(24)1300=26005200r/

11、min。 經查找機械設計綜合訓練手冊中表10.7可知符合條件的同步電動機的轉速僅有2940r/min，根據參考數據及相關轉速有下列傳動比方案，如表3.1所示。表3.1 電動機的型號和技術參數及傳動比 方案電動機型號額定功率電動機轉速基本參數P/kw同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)效率(%)電動機重量(kg)功率因數 Y180M-2 22 2940 2900 89 173 0.89故最終選擇型號為Y180M-2的電動機。該電動機的額定功率22kw，在工作條件其轉速為n=2900r/min，其各參數滿足設計要求。其主要參數如表3.2所示： 表3.2 其主要參數如下表型 號 額定功率 (

12、kW) 滿 載 時 額 定 電 流額定轉 矩最大 轉 矩轉 速(r/min )電流（380V）效率(%)功率因數Y180M-222294042.2890.8972.02.2第四章 帶及帶輪的設計在脫粒機的工作過程中，由于在釘齒與玉米及柵格式凹板三者之間的相互作用下設備會不斷的震動，在這種頻繁震動下傳動件的傳動精度會降低，影響設備精度。而V帶對傳動的精度要求較低，故V帶更符合設計要求。同時由于V帶還可以適當降低工作噪音。并且由于玉米脫粒機本身需要的傳動精度較低，相比之下V帶的成本更低。而且V帶能夠在一定程度上的防止設備過載，在關鍵時刻保護設備。最后由于V帶本身易于日常維修和保養(yǎng)9。故綜上所述最終

13、根據設計要求應選用V帶與帶輪的傳動方式。4.1 V帶的設計4.1.1 確定計算功率 Pc=KA*P （4-1） 其中：KA工作情況系數； 電動機的功率：kw 通過查閱機械設計一書中的表11.5可選取KA =1.0。即：Pc=1.022=22.0kW4.1.2 選擇V帶型號 根據計算功率Pc以及主動輪的轉速n1，查閱機械設計一書中圖11-8可確定選取B型V帶10。4.1.3確定帶輪的基準直徑（1）主動輪的基準直徑D1：根據機械設計一書中表11.8可選擇主動輪的基準直徑，即選取D1160mm。（2）計算V帶的速度V：V=*D1*N1601000=由于V帶的速度在5-25m/s之間，故該速度大小符合

14、設計要求。（3）電動機與主軸傳動比為： i=n1n2=（3）從動輪的直徑D2為：D2=i*D1=2.26160=360mm （4-4）4.1.4 確定中心距和帶長 初次設計取 0.7*(D1+D1)a2*(D1+D2) （4-5） 即：0.7(125+360)a2(125+360) 得：364a1040mm 根據計算結果取a=700mm則Dm=D1+D2 =D2-D1 則帶長 L=*Dm+2a+2 即： L=3.14260+2700+ 得： L=2230mm由機械設計一書中查表11.12得其基本長度Ld為:可查得：Ld=2240mm 。 故該中心距a可由以下公式求得：a=a0+Ld-L2 求得

15、 ： a=712mm又因為a的數值大小在中心距a-0.015Ld(a+0.03Ld)4.1.5 驗算主動輪上的包角 主動輪上的包角為：1=180-D2-D1a60即：1=180=163.1120故滿足V帶傳動的包角要求。4.1.6 確定V帶的根數 V帶的根數為：Z= Pc(p0+p0)kLk （4-9其中：p0 單根普通V帶所能傳遞的功率；kw kV帶的包角系數；kLV帶的長度系數； p0單根普通V帶傳遞功率的增量；kW查機械設計表11.7可得： k=0.98查機械設計表11.12可得 kL=1.06 查機械設計表11.10可得 p0=0.79kW根據p0由 v=19.2m/s D1=160m

16、m 查機械設計表11.8可查得： p0=4.75kW 所以： Z=22(4.75+0.79)0.981.06=3.82故取Z=4 根。4.1.7 確定帶的張緊力 單根V帶的張緊力F0為： F0=500*pcav*Z 其中：V帶在單位長度的質量：kg/m; 即：F0=5002224.642.50.98-1+0.124.62 =233.905234N4.1.8確定V帶傳動作用在軸上的壓力 計算V帶作用在軸上的壓力FQ。 FQ由下式計算求得：FQ=2*Z*F0*sin（ 求得： FQ=24234sin(163.12) =1851.7N第五章 V帶帶輪的設計5.1帶輪的材料選擇根據機械設計一書可知因為

17、帶輪的轉速小于25m/s,因此帶輪的材料可選用灰鑄鐵（即選用HT200）即可。5.2主動輪的設計根據前面的計算初步確定帶輪的尺寸。由于主動輪的基準直徑尺寸為D1=160mm，而與主動輪相接的電動機輸出軸的直徑為d1=38mm，因此根據下列公式可得：D12.53*d1=114mm300mm 所以主動輪采用腹板式12。根據所選的V帶型號可通過機械設計一書表11.4確定主動輪的輪緣尺寸，如下表5.1所示。主動輪的結構如圖5.2所示。表5.1主動輪的輪緣尺寸 帶的型號bbpefh hfB1714193810.8 主動帶輪的厚度為：B=2*f+（Z-1）*e （5-2） 即 ： B=212.5+ (4-

18、1)19=82mm圖5.2主動帶輪的結構5.3 從動輪的設計根據主動輪的基準直徑以及兩帶輪間的傳動比可求得：D2=360mm300mm由于從動輪的基準直徑大于300mm，所以從動輪采用輪輻式。通過查閱同樣根據V帶的型號根據機械設計一書表11.4可確定從動輪的輪緣尺寸，其輪緣尺寸如表5.2所示：表5.2從動輪的輪緣尺寸帶的型號bbpefhahfB1714193810.8 從動帶輪的厚度可以由計算公式：B= 2*f+ (Z-1)*e 求得 即 ： B=212.5 + (4-1)19=82mm 故從動帶輪的結構如圖5.3所示：圖5.3從動帶輪的結構第六章 傳動軸的設計傳動軸在玉米脫粒機工作時起到的主

19、要作用有：為安裝在傳動軸上的所有零件提供支撐，為軸上所安裝的零件提供精準定位，同時還能夠實現穩(wěn)定的傳動力矩。本次設計根據設備對工作強度的要求應選用直軸，此外為安放軸承和對帶輪的安裝還需在軸在軸上增加相應的軸肩即總體上設計成階梯軸13。該傳動軸的詳細設計方案如下： 根據軸的最小直徑公式可確定其最小直徑d(mm)：dC3Pn 其中：C與主軸材料有關的系數；P主軸傳遞的功率；kW n主軸轉速:r/min 主軸的材料根據機械設計一書中表16.2 可以確定選取45鋼作為軸的材料，45鋼作為優(yōu)質碳素結構鋼其用來其制造主軸會有較好的力學性能，其許用彎曲應力為B=650MPa，于是根據表16.2可選取C=11

20、8，于是有 ： d=118320.82 由于在軸的左端需安裝帶輪，故在此處需要開鍵槽，為保證軸的工作強度需要在該段軸的直徑增加5%左右14，即：d=d*(1+0.05)=32mm （6-2）由于從動輪的厚度為B=82mm，故取軸的最小直徑處（1-2段）的軸徑為d=32mm，其長度為L=85mm。6.1確定軸的各段直徑和長度為使帶輪有足夠準確的定位，故取次段（2-3段）的軸的直徑d=35mm以生成新的軸肩用來定位從動輪。同時為實現帶輪的徑向定位，選故在首（1-2段）軸段處選用鍵的型號b*h*l為10840。其中有關鍵的型號可以通過機械設計綜合訓練表10-46獲得。6.2 初步選擇輸出軸系 在軸上

21、由于滾筒上的釘齒的受力較小可以忽略其受力。根據次段軸的直徑為d=35mm以及設備在工作時需同時承受軸向和徑向雙重載荷，故本次可選用深溝球軸承15，在機械設計一書可查得該型號的深溝球軸承為6307，它的結構尺寸d*D*B為358021，由于該軸承一般為成對安裝，故令2-3段與4-5段的直徑同為d=35mm。在軸的第三段（3-4段）安裝釘齒滾筒，故在此段在工作狀態(tài)下需承擔較大的載荷。為防止軸的強度不足在軸3-4段處的直徑應為d=50mm。其中釘齒滾筒上的圓盤安裝在3-4段上且距離該段左右兩端各50mm位置處并將其焊接在軸上，軸的結構如圖6.1所示： 圖6.1軸的結構6.3 確定軸的倒角設計中為防止

22、軸在直徑變化較大的截面處發(fā)生應力集中，故在相應截面需設計倒角。在此次設計中所有軸的倒角均為245。6.4對軸的工作強度校核6.4.1 作軸的整體受力簡圖 根據對軸進行的受力分析結果可作軸的整體受力簡圖，如圖6.2（a）所示。6.4.2 計算軸的受力根據公式： T=9550103*P 其中：P電動機的額定功率; kW n主軸的轉速;r/min 即：T =161615.4Nmm6.4.3計算釘齒條的受力 根據公式：Ft=2Td （6-4 其中 ：d軸心到釘齒頂部的距離； 求得： Ft=2161615.4=1267.6N 根據公式：Fr=Ft0.8 （6-5） 其中0.8為徑向力與軸向力的比值； 求

23、得：Fr=1267.60.8=1014N 由于玉米脫粒機的主軸軸向不受力，故可知F=06.4.4計算軸在水平面內所受支撐反力 根據公式：RH1=Ft*L3L2+L3 （6-4 其中：L2次段軸段的中心線與第三段軸段距左端的三分之一的距離 (mm) L3第三段軸段在左端的三分之一處到右端末段軸段中心線的距離(mm) 求得：RH1=1267.61057.5550+1057.5 根據公式：RH2=Ft-RH1 （6-5） 求得： RH2=Ft-RH1=1267.6-833.9=433.7434N作軸在水平面（xy）內的受力圖，如圖6.2（b）所示6.4.5計算軸在垂直面內所受支撐反力 根據公式：Rv

24、1=Fr*L3+F*D2L2 其中：D釘齒的頂端到主軸軸心的距離; mm 求得：Rv 根據公式 ：Rv2=Fr-Rv1 （ 求得：Rv作軸在垂直面（xz）內的受力圖，如圖6.2（d）所示6.4.6 畫軸彎矩圖 根據公式 ： MBH=MDH=0 MCH=RH1*L2 （6-8） 求得：MCH=834550=458700Nmm 作軸在水平面（xy）內彎矩圖，如圖6.2（c）所示： 在垂直面內軸上的、三點的彎矩分別為： 根據公式 ： MBV=MDV=0 Mcv=Rv1*L2 (6-9) 即 ： Mcv1=667550=366850Nmm 根據公式 ： Mcv2=Rv1*L2-Fa*D2 即 ： Mc

25、v2=667550=366850Nmm 故軸在垂直面（xz）內彎矩圖，如圖6.2（e）所示： 由于Mcv1=Mcv2，MB=MD=0，所以合成的彎矩為 ：Mc1 =Mc2=McH2+Mcv12 故軸的合成彎矩圖，如圖6.2（f）所示：6.4.7畫軸轉矩圖 根據公式 ： TB=TC=9550103*pn 即 ：TB=TC=9550 其中: P電動機的額定功率； kw n主軸轉速； r/min TD=0 故軸的轉矩圖，如圖6.2（g）所示：6.4.8作當量彎矩圖（彎矩、扭矩合成圖） B 點：MBC=*T=0.59161615.4=95353.1Nmm C點左側 ：MCC=Mc1 （6-14） D點

26、左側 ：MCC= MC1=587392Nmm 作軸的當量彎矩圖，如圖 6.2（h）所示。6.5 校核軸的強度 根據軸的當量彎矩圖6.2（h）可知軸在C點處承受著最大當量彎矩，故在C點處即為軸的許用強度極限。根據公式（6-15）及前面的計算結果可得出：公式 ：ca =McaW=M式中 ： W軸的抗彎拋面模量，;mm3 軸的許用應力;MPa。 根據軸實際所受彎曲應力的循環(huán)特性，在 +1b，0b，-1b中選取其相應的數值，從機械設計一書可以查出13。 ca=Mca1W=5950810.1 由機械設計一書中可查得對于B=650MPa的碳素結構鋼其承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力m=55MPaca=47.

27、6MPa，故可知該傳動軸的強度符合設計要求。圖6.2軸的彎扭圖第七章 釘齒條的設計玉米脫粒機在通過滾筒上安裝的四條釘齒條快速的轉動下來實現玉米的脫粒。通過設備在工作時將玉米穗填入設備內部，在釘齒滾筒在主軸的帶動下隨之轉動，釘齒條上的釘齒通過一定的速度與柵格式凹板共同通過對玉米的高頻率擠壓與碰撞實現對玉米進行脫粒。為使得在工作狀態(tài)下將玉米芯經軸向運動由出料口1排出機體之外，四條釘齒條上安裝有釘齒的孔共同呈螺旋排列。同時，每條釘齒條之間的相隔角度為90，使得對于每穗玉米釘齒滾筒每轉動一圈都會被釘齒切割四次，通過增加釘齒與玉米的碰撞頻率以盡可能保證所有玉米均被脫粒16。7.1 釘齒條的設計 由于釘齒

28、是通過與玉米穗間的不斷碰撞實現對玉米的脫粒，所以釘齒的工作強度很高。為防止釘齒因工作強度過高致使釘齒變形甚至受損，可在合理范圍內適當增加釘齒的個數或增加釘齒的直徑。根據其實際工作情況考慮應選擇45鋼為材料，以保證其在工作時不會輕易發(fā)生彎曲變形17。故其長寬高分別為14354010mm，釘齒條過多則玉米在進入機體內部時極易與釘齒條直接發(fā)生激烈碰撞，而這不僅會導致因釘齒條彎曲而產生設備損壞，而且還會導致因釘齒條變形而產生的脫粒率下將和破碎率上升等問題。而釘齒條過少則會導致因在同等時間內玉米與釘齒的碰撞次數不足致使玉米脫粒不完全。所以在釘齒條數量不宜改變的情況下基礎上將每條釘齒條上安裝的釘齒的個數增

29、加至1415個為宜。釘齒的直徑為d=12mm，釘齒條上的通孔直徑為d=10mm。同時在每個通孔的上端開有一個長為1mm，寬為2mm，高為2mm的小槽，其通過和釘齒上的凸楞相配合實現釘齒的軸向固定，防止其在工作時脫落。在釘齒條上每兩相鄰的瞳孔間的距離為L=50mm。同時為實現釘齒條在圓盤上的固定在其兩端采用焊接的方式分別用一個厚度為m=8mm，直徑為d=270mm的圓盤，以防止脫粒機在工作時產生相關的安全事故18。 由于釘齒條的整體長度過長（L=1435mm），僅靠圓盤固定極易導致釘齒條在工作狀態(tài)下在與玉米的直接碰撞中釘齒條發(fā)生彎曲甚至斷裂，致使設備無法正常工作，所以在此次設計中距主軸兩端478

30、mm處的兩個位置為每條釘齒條焊接了兩根直徑為d=10mm的鋼筋與主軸相連，這使得軸與釘齒條的強度均有所提升。而這也在一定程度上降低了設備維護成本。釘齒條與傳動軸，圓盤的連接方式如圖7.1所示。圖7.1釘齒條結構圖7.2 釘齒的設計 釘齒在工作時通過釘齒直接與玉米穗間頻繁的相互擠壓碰撞來實現設備對玉米的脫粒，故釘齒需要有足夠的強度。因此為保證釘齒有足夠的工作強度故采用45鋼為其材料，為使其與釘齒條上的相應的小凹槽相配合，所以與凹槽相應在釘齒上增加一個凸楞使得其能夠與釘齒條上的小凹槽相配合，使得釘齒能夠與釘齒條實現軸向固定，從而防止由于釘齒脫落而影響整體脫粒效果19。以下為釘齒的主要設計參數：其總

31、長為L=40mm，直徑為d1=12mm， 釘齒的有效長度L1=22mm，剩余部分開有M10的螺紋16。其三維模型如圖7.2所示：7.3 圓盤的設計 通過圓盤釘齒條才能與傳動軸相連，圓盤是構成滾筒必不缺少的部件。其通過焊接的方式固定在傳動軸上的相應位置。根據設計要求由脫粒機一書可確定圓盤采用45鋼作為材料。圓盤的厚度m=8mm，圓盤直徑d=270mm，同時為了實現釘齒條其在圓盤上的焊接固定，在圓盤上每相隔90開一個（共四個）長方形的通孔，該長方孔的中心與圓盤的圓心距離為L=105mm，由圓盤裝套在傳動軸的位置可知圓盤的中心孔直徑應為d=50mm。同時圓盤上的長方形孔的長度為L=40mm、寬度為L

32、=10mm17圖7.3圓盤的三維造型圖第八章 柵格式凹板的設計 柵格式凹板在工作時通過與釘齒相配合以實現玉米粒與玉米芯的分離。柵格式凹板在玉米脫離過程中有以下兩個作用：其一是在組成柵格式凹板的每相鄰的兩根鋼筋可保證在入料后其可以順利在釘齒等作用力的作用下將玉米穗卡在鋼筋之間，大大減小在工作條件下因玉米穗發(fā)生相對滾動而降低設備的工作效率以及因相互摩擦所產生的釘齒的磨損和種子的磨損以及破碎。其二是由于柵格式凹板的主體結構用于篩選的25根鋼筋；由于每相鄰的兩根鋼筋之間的距離較小，故玉米粒剛好能從柵格式凹板間縫隙落到出粒斜板上，而玉米芯則不能通過兩者之間的縫隙，至此實現玉米粒和玉米芯的分離，完成對玉米

33、脫粒后其主要雜質之一的“玉米芯”的篩選。 柵格式凹板主要是由25根直徑為d=10mm，長度為L=1435mm的鋼筋組成，所有鋼筋均勻分布在直徑為d=350mm的半圓上，凹板由所有鋼筋組成，在柵格式凹板的兩端由兩個內徑為d=330mm，外徑為d=370mm，厚度為m=8mm的半環(huán)形鐵片焊接而成。20同時為了便于柵格式凹板在機架上的安裝以及日常對設備的保養(yǎng)維護，在兩個鐵片的兩端分別鉆10的孔共四個孔，再通過螺栓實現柵格式凹板與機架的連接。然而，由于柵格式凹板整體較長（L=1435mm），為保證柵格式凹板的穩(wěn)定，所以在距凹板兩端478mm的兩處焊接有較薄的鐵條。根據脫粒機 一書再不妨礙工作的前提下此

34、處選用厚度為m=2mm，寬度為L=15mm的鐵條為宜。為方便維修以及更換柵格式凹板與機架采用螺栓連接的方式相連接比較合適。由于柵格式凹板主要由鋼筋來實現其主要功能，而設備在工作一定時間后鋼筋會發(fā)生彎曲，從而導致部分鋼筋間縫隙增大或減小的現象，而這些都會影響到最后成品的純凈度及玉米的脫凈率。故設備在工作一段時間后需調整甚至更換柵格式凹板。所以此處與機架的連接應采用螺栓連接的方式。柵格式凹板的三維造型如圖8.2所示：圖8.2 柵格式凹板的三維造型圖第九章 入料口和脫粒機上蓋的設計 入料口在設計時其需要保持一定高度以防因玉米粒從入料口上端飛濺出來產生安全事故，同時防止因入料口與柵格式凹板間的高度差過

35、大致使玉米與釘齒條發(fā)生激烈碰撞導致釘齒條或鋼筋發(fā)生彎曲。同時由于在工作狀態(tài)下釘齒滾筒在以高速繞軸做旋轉運動，如果在填料過程中玉米落入凹板的位置錯誤，這樣會對主軸以及機體都會產生很大的損害，極可能會在瞬時由于主軸負載過高導致釘齒條因速度過快致使其上的釘齒產生急劇磨損以至徹底損壞而失去工作能力。這些因素會對玉米脫粒機的主軸的造成極大的破壞性。因此，在設計過程中需要在設計要求下合理設計其內部結構。在保證穩(wěn)定性的前提下，本次玉米脫粒機的整體結構均采用厚度為m=2mm的鋼板，入料口與上蓋采用焊接的方式連為一體。上頂蓋整體呈半圓柱狀，其長為L=1613mm，直徑為d=400mm，入料口安裝在距右端74mm

36、處，同時入料口下端與機架相切。入料口處的最小口徑尺寸為500360mm，其最大口徑尺寸為800800mm。21此外在玉米脫粒機上蓋處（入料口下方）增加了兩道厚度為m=2mm的擋板，通過擋板的引導適當減緩玉米的下落速度，避免玉米與釘齒條因過度碰撞導致釘齒條形變和種子破碎。為擺正玉米脫粒機在上頂蓋處的整體強度，在玉米脫粒機的上蓋的兩端部位和在出料口一側每間隔326mm處以及貫穿上蓋最高處均采用厚度m=10,寬度L=20mm的鐵條加固。此外在脫粒機的左右兩側各焊接一個鐵片使整個上頂蓋封閉，同時在上面鉆取四個10的孔以便于上蓋與脫粒機的下半部分通過螺栓相連接，其長度L=1613mm, 寬度為L=30m

37、m,厚度為m=15mm。在玉米脫粒機上蓋的前后兩端設有兩個半圓形狀的鐵板，其與上述頂蓋采用相同的材料，防止玉米在脫粒后四處飛濺。為保證軸的旋轉精度，兩個擋板均與軸承座通過螺栓相連22，擋板外徑d1=420mm，內徑d2=104mm。其三維圖和結構圖分別如圖9.1和9.2所示：圖9.1 上蓋三維圖圖9.2 上蓋結構圖第十章 機架和出料口的設計 設計機架目的是使其承載來自主軸、電動機、凹板、上頂蓋等部件的全部載荷與沖擊。為了使機架能夠保證玉米脫粒機能夠工作平穩(wěn)，此次設計需從材料和內部結構入手。機架的主體采用厚度為m=2mm的鋼板制成，雖然在內部玉米脫粒機所承受的沖擊載荷較低，但由于玉米脫粒機整體較

38、重，故顯然僅靠鋼板的承載能力是不足以保證機架的整體穩(wěn)定的23，此時為保證機架整體結構穩(wěn)定，根據脫粒機一書，在機架內部需要額外安裝角鐵對機架實行輔助支撐，而角鐵在自身合理的承載范圍內會保證脫粒機整體的穩(wěn)定。的鋼板此次所有選用的角鐵的規(guī)格尺寸為：高為30mm，寬為30mm，厚度為4mm。在機架的中等高度位置有四根角鐵，在機架的底面上也有四根角鐵，在機架的側面棱上有四根貫穿上下的角鐵。這些角鐵經組合焊接到機架上來實現對玉米脫粒機的主要支撐24。為實現玉米粒的排出在玉米脫粒機的機架上安裝有一能夠順利收集經加工后產生的玉米粒的出粒斜板，使玉米粒可從柵格式凹板下方落下，再經由出粒斜板下滑，從而排出機體之外

39、，最終實現最終玉米的脫粒過程25。它同樣是選用厚度為m=2mm的鋼板制成，其與水平方向上的傾斜角為25，斜板焊接在鋼板的內側，其水平長度為630mm，寬度為600mm水平高度為180mm。其右端與設備右端的距離為186mm。其底板的根部與地面的距離為536mm。為防止玉米粒從斜板兩側溢出致使玉米粒收集困難，在斜板的兩端需增加相應高度的擋板。其中擋板的頂端在水平方向上的傾斜角為10。而在玉米脫粒機的左側分別設計了兩個出料口，其分別為出料口1和出料口2。其中出料口1用于玉米芯的排出，出料口2用于經軸流風機的作用下在脫粒過程中產生的顆粒較小的雜質的排出。玉米經脫粒后剩余的玉米芯在釘齒的螺旋推力的作用

40、下順著柵格式凹板從出料口1排出機體之外，而柵格式凹板未能過濾的顆粒較小的雜質在軸流風機的風力作用下雜質順著擋板最終從出料口2排出。兩個出料口均由2mm厚的鐵板制成的并采用焊接的方式與機體相接，其中出料口1的輸入端與柵格式凹板的左端位置焊接在在機架上的擋板相接，從而保證玉米芯可以順利排出機體26。出料口1的底部與水平方向上的傾斜角為30，出料口2的底部與水平方向上的傾斜角為20，兩個出料口的擋板頂端在水平方向上的傾斜角分別為15和0。與出粒斜板的擋板相接的左右兩端的擋板的作用為收集經脫粒后的玉米粒并在擋板的導向作用下使玉米粒全部從斜板滑出以減小產品收集的難度。除此之外左擋板也有著引導顆粒較小的雜

41、質順著風向從出料口2排出機體各作用。兩擋板與斜板的總跨度大于柵格式凹板，從而保證所有從柵格式凹板落下的玉米粒均能被接收到。右端擋板在水平上的傾斜角為40。其延伸至機架上柵格式凹板右端的擋板下方。而左端的擋板其在水平上的傾斜角為6，該擋板的另一端直接與出料口2的輸入端相接。圖10.1 機架三維圖圖10.2 機架結構設計圖第十一章 軸承座的設計 軸承座的作用是配合軸承和主軸的軸肩實現對主軸在機架上的定位。軸承座的設計離不開相應的軸承。而軸承需根據軸的動力、載荷、彎曲應力、扭轉應力等多方面因素進行選擇27。由于玉米脫粒機在工作中主軸同時存在較大的徑向負荷和較小軸向負荷，故選用深溝球軸承為宜。它的型號

42、為深溝球軸承6307，該軸承的規(guī)格尺寸可以通過機械設計一書中查到，其規(guī)格尺寸dDB為358021mm。軸承座安裝在機架的兩側的上頂蓋和下機架上，同時每個軸承座通過6個公稱直徑為M10的螺栓固定，由于脫粒機在工作時會產生一定量的灰塵，為防止灰塵進入時軸承致使其工作性能下降，故在軸承座內側加裝軸承蓋和密封圈28。兩個軸承座的基本結構如圖11.1和圖11.2所示：圖11 .1軸承座（前）的基本結構尺寸 圖11 .2軸承座（后）的基本結構尺寸第十二章 玉米脫粒機上的標準件的選擇12.1玉米脫粒機上的螺栓及螺母的選擇螺栓的型號選擇可以根據機械設計一書查詢。根據設計在玉米脫粒機上所需要的螺栓其大多數為公稱

43、直徑為M10，長度為45mm的螺栓。螺栓連接在整個設計中為主要連接方式。不同部件之間需要的連接方式不同，由于電機在工作狀態(tài)時傳遞的轉矩較大，螺栓需要承載更多的作用力，故電動機與機架間的連接需采用公稱直徑為M14的螺栓，而軸承座與上頂蓋和下機架之間螺栓以定位為主，故此處應選用公稱直徑為M10的螺栓。而對于軸承蓋其主要作用為防止灰塵進入軸承使軸承的工作受到影響，故其所受載荷較小，故此處選用公稱直徑為M6的螺栓即可實現設計要求29。12.2鉤頭楔鍵的選擇在主軸和帶輪之間需要鉤頭楔鍵相連來將帶輪固定在軸上30。鉤頭楔鍵的設計參數可在機械設計綜合訓練一書中查詢,其規(guī)格尺寸bhL為12750。12.3聯軸

44、器的選擇由于電機的轉速較高，電機不能直接與帶輪相連，故需要在電機與主動輪（小帶輪）之間添加一個聯軸器以保證帶輪工作穩(wěn)定。由于本系統傳遞的轉矩較大，故采用材料為HT200的凸緣聯軸器31。其結構如圖12.1所示：12.1 凸緣聯軸器12.4 軸流風機的選擇為達到去除脫粒過程中產生的顆粒較小又較輕的雜質的目的，我們選擇了軸流風機，通過該風機即可實現增加產品的純凈率。根據在生產過程中雜質的相關物理性質，我們選擇的軸流風機型號為：TX12038H12-G32。其尺寸大小如圖12.2所示：圖12.2 TX12038H12-G型軸流風機結論 此次對于釘齒滾筒式玉米脫粒機的設計主要是根據現有技術針對在以往入

45、料口、柵格式凹板和釘齒脫粒滾筒及傳動部件的設計上的一些不足之處進行一些相應的優(yōu)化設計以滿足在當今條件下工農業(yè)對該類設備的相關需求。本次設計在原來的基礎上針對老式玉米脫粒機在生產效率，種子破碎率以及產品純凈率等多方面缺陷進行了一定程度上的優(yōu)化與改良。本次設計在以滿足設計要求為前提下的同時對設備進行了如下優(yōu)化：（1）通過對入料口，機架，柵格式凹板等零部件進行了適當的改進，在保證設備工作穩(wěn)定的前提下增加了工作效率，減小了種子破碎率和增加了產品的純凈度；（2）在之前的基礎上尋求創(chuàng)新，在原有基礎上新增一臺軸流風機和新的出料口，并對機架內部進行相應的改裝（相應增加了一些擋板），在不影響設備工作的前提下大大

46、的提高了產品的純凈度；除此之外由于設備的整體結構相對簡單，造價也相對低廉，設備易于的維護與保養(yǎng)，故該設備易于實現其在全國的普及和推廣。但仍有以下缺點需要進一步改進：（1）為滿足設計要求設備的整體尺寸以及重量也隨之增大，而這也給設備的運輸及存放增加了問題；（2）脫粒過程中由于設備工作效率較高致使經出料口和出粒斜板排出玉米粒和玉米芯的數量會迅速增多，如何迅速，高效的收集產品便成為了新的問題；因此,在今后還需要對玉米脫粒機進行不斷深入研究,使玉米脫粒機在不久的將來在技術上變得更完美,更成熟。致謝參考文獻1賀俊林.佟金. 我國玉米收獲機械的現狀及其發(fā)展J. 農機化研究, 2006(2)：29-362郝付平.陳志. 國內外玉米收獲機械研究現狀及思考J. 農機化研究, 2007(10)：206-2083董佑福. 收獲機械化現狀與發(fā)展趨勢S. 收獲機械論文集, 2005.4張吉昌. 脫粒機的研究與設計J. 中國海洋大學碩士論文, 20095趙五云. 吳勁鋒. 張鋒偉等. 玉米軸流脫粒機研究現狀分析J.機械研究與應用, 2009（05）.6王冰. 玉米脫粒機試驗方法的編制J. 農機質量與監(jiān)督, 1997（03）.25.7李心平. 張伏. 高連興. 玉米種子脫粒裝置的結構技術剖析J. 農機化研究, 2008（06）.26-28.8尹文慶. 何揚清. 脫粒裝置的結構技術剖析J. 農機化研究,