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XXXXXX
畢業(yè)設計說明書
題 目： 花生摘果機的結(jié)構(gòu)設計
學 院： XXXXXX
專 業(yè)：機械設計制造及其自動化
學 號： XXXXXX
姓 名： XXXXXX
指導教師： XXXXXX 博士
完成日期： 2012年5月27日
37
目 錄
中文摘要 I
1 前言 1
1.1 研究目的意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 本設計主要研究內(nèi)容和研究方法 2
1.3.1 研究內(nèi)容 2
1.3.2 研究方法 2
2 總體方案確定 2
2.1 方案的選擇和確定 2
2.2 摘果裝置的總體結(jié)構(gòu) 3
3 傳動方案的確定 4
3.1電動機的選擇和傳動參數(shù)的設計 5
3.1.1 釘齒條上的釘齒轉(zhuǎn)速 5
3.1.2釘齒滾筒的轉(zhuǎn)速 6
3.1.3 電動機的功率 6
3.1.4 電動機的轉(zhuǎn)速 6
3.2 V帶傳動的設計 7
3.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 11
4 滾筒裝置的設計 15
4.1 滾筒軸裝置的設計 15
4.1.1根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 16
4.1.2 初步選擇滾筒軸系 16
4.1.3軸的強度校核 16
4.1.4 軸承的校核 20
4.1.5 鍵的校核 21
4.1.6釘齒條的設計 21
4.1.7 釘齒條的總體結(jié)構(gòu)設計 21
4.1.8 釘齒條及釘齒的設計 22
4.1.9 圓盤的設計 22
5 箱體 24
6 機架 24
7總結(jié) 24
8展望 25
參考文獻 25
附錄 英文資料翻譯 26
附錄 英文資料翻譯 31
摘花生機的結(jié)構(gòu)設計
指導老師：XXXXXX
中文摘要
花生摘果裝置是在傳統(tǒng)的全喂入式摘果裝置的基礎上為降低花生的破碎率，降低能耗等問題上而定型的，與傳統(tǒng)的摘果裝置相比，最大的不同是采用的半喂入方式，這種方式功耗少，可靠性高，摘凈率好，破損少。適合于干花生蔓藤的花生摘果生產(chǎn)，小型方便，較合適家庭作業(yè)。以電動機為動力源，動力由電動機輸出軸輸出，再通過傳動帶傳遞到滾筒上，由滾筒摘選桿轉(zhuǎn)動打擊使花生脫離莖桿，果實及雜物通過凹版孔落下，打碎的莖稈由出料口排出，落到風機吸雜口排雜，選出干凈的果實從而完成全過程。
關鍵詞：摘果裝置；花生；能耗，結(jié)構(gòu)，設計；
The defloration vital structural design
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 研究目的意義
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(zhuǎn)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(jié)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(nèi)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(jié)構(gòu)的調(diào)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。
南方空氣濕度大，氣侯變化無常，花生水分含量高，從以往研究成果看，喂入量和花生水分含量對摘果性能有很大的影響。一般來說，喂入量增加，摘果系統(tǒng)負荷增大；含水量增加改變理論花生蔓的物理特性，同時也改變了摘果負荷，這兩種情況都容易增加機械系統(tǒng)負荷，降低可靠性。傳統(tǒng)的摘果主要是全喂入式，摘果的主要部件是摘果滾筒，目前國內(nèi)外主要使用的摘果方式還有半喂入式，半喂入式花生摘果對干濕蔓均可使用，主要應用在南方地區(qū)，其摘果效率與損失率受花生收獲環(huán)節(jié)植株的整齊程度及摘果機喂入影響較大，現(xiàn)有機型在摘果效率、損失率上還不穩(wěn)定，沒有得到很好的推廣。因此，為了改善摘果效果，研究摘果過程的低能耗，摘果率高的摘果裝置，是提高花生產(chǎn)業(yè)化水平的關鍵。
1.2 國內(nèi)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。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(zhuǎn)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、濕花生蔓都可使用，具有動力消耗少，摘果后的花生蔓整齊，摘濕果質(zhì)量好、破碎率低等特點。但該機型工作性能不穩(wěn)定，存在結(jié)構(gòu)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(nèi)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(nèi)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(jié)構(gòu)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。
本研究結(jié)合國內(nèi)外幾種典型的摘果機具的結(jié)構(gòu)特點與工作原理，并通過分析其現(xiàn)狀與存在的問題，結(jié)合實驗探討改進方法，以期改善花生摘果效果，為花生的摘果提供切實可行的機具。
1.3 本設計主要研究內(nèi)容和研究方法
1.3.1 研究內(nèi)容
1) 傳動系統(tǒng)的設計：大小帶輪的設計計算、V帶的選取、軸承的選擇電機選型等內(nèi)容
2）摘果滾筒的設計包括：滾筒的設計、動刀條的設計等內(nèi)容
3）夾持輸送結(jié)構(gòu)的設計：夾持帶的設計、帶輪的設計、軸的選取校核等
4) 機架的設計
1.3.2 研究方法
1)收集資料，進行歸納分析
2)按給定的指標參數(shù)在指導老師的幫助下完成設計任務
2 總體方案確定
2.1 方案的選擇和確定
摘果裝置是花生收獲機械的重要工作部件。花生聯(lián)合收獲機工作性能的優(yōu)劣在很大程度上取決于摘果裝置的工作性能。半喂入式花生摘果裝置能很好的利用喂入環(huán)節(jié)的改善來降低能耗，能夠滿足在干花生蔓的條件下平穩(wěn)作業(yè)。其作業(yè)原理是：花生蔓通過入料口傳送到摘果滾筒，在滾筒不斷的旋轉(zhuǎn)作用下摘果，有動刀條上齒釘將花生蔓和花生分離開來。其特點如下：
1)該裝置用于花生果摘取作業(yè)，可以解決晾曬后花生的摘果問題，為設計聯(lián)合花生收獲機奠定了基礎。
2)該裝置結(jié)構(gòu)簡單，適應性好，可以節(jié)約收獲時間，降低因為晾曬造成耽誤農(nóng)時的問題。如果配在聯(lián)合收獲機上，效果更為顯著。
3)由于該裝置采用半喂入式原理，所以其功率消耗少，工作可靠，不會出現(xiàn)莖稈莖稈殘繞或堵塞問題，同時含雜率也較全喂入式明顯少，減輕了后續(xù)花生清選的負荷。
4)但該機型工作性能不穩(wěn)定等缺點。
2.2 摘果裝置的總體結(jié)構(gòu)
摘果裝置的主要部分為：入料口裝置、摘果滾筒裝置、出口部分、機架組成。整體組成圖由圖1所示：
1) 入料和輸送裝置
入料口和上機架部分相連接，是用2mm厚的鐵板制成，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(zhuǎn)動打擊使花生脫離莖桿，在傳動軸轉(zhuǎn)動的過程中摘果滾筒進行摘果。
2) 摘果裝置
摘果部分主要是由摘果滾筒和齒釘組成的摘果桿組成。兩個滾盤用螺栓連接在焊接在傳動軸的鐵板上，滾盤上接有8條鐵條，在鐵條上相隔22mm均勻分布有長為40mm的直徑為3mm的齒釘33條?；ㄉ麖娜肓峡谌朕D(zhuǎn)動的滾筒中，花生蔓的根部先入，此過程中在摘果滾筒中間完成摘果，摘下的花生下落到下滑板上，由倉口排出出料斗之外，摘果后的打碎的花生根莖在下落的時候由風扇機吹出。
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(gòu)造，花生滑落上面由于鐵板槽的傾斜花生滑出機體之外。
4） 機架
機架是花生摘果機的主要支撐，它承擔著摘果機的主要重量和動力、負載和力矩因此它的設計是只強不弱的部分。機架的各部分各自穩(wěn)定，而且相對固定，以便做到機械在運轉(zhuǎn)過程中不會產(chǎn)生晃動、歪斜，造成人身危險，因此為了機架的堅固，此試驗臺的設計采用4mm厚的角鋼制成。
5） 花生摘果裝置的總體設計
為了更優(yōu)化花生摘果裝置的機型和結(jié)構(gòu)設計，此花生摘果裝置的動力裝置放在機架的下面，與機架固定，這樣不僅可以節(jié)省空間，還可以起到穩(wěn)定作用?；ㄉb置從入料到摘果到花生蔓的排除機體外是花生摘果裝置一體完成的，拿開上箱蓋可以看到整個摘果過程，便于我們收集花生摘果的相關數(shù)據(jù)。
圖1 摘果機裝配簡圖
Fig.1 the figure of the Assembly
3 傳動方案的確定
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(jié)構(gòu)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。本設計中有兩處可以用到V帶的傳動，輸入系統(tǒng)和電機之間，摘果滾筒和電機之間，我們來確定輸入系統(tǒng)和電機之間的帶傳動。方案如下：
圖4 傳動方案圖
Fig 4 Transmission program figture
3.1電動機的選擇和傳動參數(shù)的設計
根據(jù)4HZ—95型花生摘果機所給相關設計的參考數(shù)據(jù)條件，摘果主軸為750～850，滾盤半徑150mm，滾筒長890mm，在主軸的滾盤上設有八條釘齒條，每條釘齒條上均勻分布著30個釘齒，總共240個釘齒呈螺旋均勻安裝，以便玉米芯隨螺旋釘齒的螺旋作用排出機體之外，釘齒滾筒的直徑為，滾筒上的釘齒長度為40。
根據(jù)實踐測量得知每個釘齒的均勻受力為20，當摘果機正常工作時釘齒滾筒上的釘齒條快速旋轉(zhuǎn)，其中均有兩條釘齒條受玉米所給的切向力，而另外兩個釘齒條是空行程，因此，，即玉米脫粒機正常工作時，受到的切向力為600。
其中：—釘齒所受的力
—參與工作的釘齒個數(shù)
—參與工作的釘齒條數(shù)
3.1.1 釘齒條上的釘齒轉(zhuǎn)速
當摘果機的釘齒滾筒快速轉(zhuǎn)動時，其上釘齒條的釘齒同樣有一定的轉(zhuǎn)速，這個轉(zhuǎn)速原于主軸的轉(zhuǎn)速和齒釘?shù)陌霃?
即：，
其中：—釘齒的轉(zhuǎn)速
—脫粒機主軸的轉(zhuǎn)速
—釘齒距軸心的距離
3.1.2釘齒滾筒的轉(zhuǎn)速
摘果機所需功率為，應由摘果機的工作阻力和運轉(zhuǎn)參數(shù)求定，即：，計算求得：
。
3.1.3 電動機的功率
電動機功率由公式來計算，脫粒機傳動裝置的總效率，應由組成傳動裝置的各個部分運動副的效率只積，即 ，其中、、 分別為每一個轉(zhuǎn)動副的效率，選取傳動副的效率值如下：
滾動軸承（每對）0.98～0.995 即取 =0.99
V帶傳動 0.94～0.97 即取 =0.97
滾筒轉(zhuǎn)動 （因為釘齒條固定于滾筒上）
即取 =1
則
由此可得電動機的功率：
3.1.4 電動機的轉(zhuǎn)速
根據(jù)4HZ—95型花生摘果機所給相關設計的參考數(shù)據(jù)條件可得主軸的轉(zhuǎn)速在 750～850，按《機械設計指導書》中表一所推薦的傳動比合理取值范圍，取V帶的傳動比2～4，即可滿足電動機的轉(zhuǎn)速與主軸的轉(zhuǎn)速相匹配，故電動機轉(zhuǎn)速范圍可選為：～～。
符合這一范圍的同步電動機轉(zhuǎn)速的有720，1440，2900，根據(jù)容量和相關轉(zhuǎn)速，由《機械設計通用手冊》查出三種適宜的電動機型號，因此有三種不同的傳動比方案，如表1：
表1 電動機的型號和技術參數(shù)及傳動比
方案
電動機型號
額定
功率
電動機轉(zhuǎn)速
基本參數(shù)
P/kW
同步
轉(zhuǎn)速
滿載
轉(zhuǎn)速
效率（%）
電動機重量（KG）
功率因數(shù)
1
Y160L-8
7.5
750
720
86.0
140
0.80
2
Y132M-4
7.5
1500
1440
87.0
79
0.85
3
Y132S2-2
5.5
3000
2900
86.2
72
0.88
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，可知方案2比較適合。因此選定電動機型號為Y132M-4。所選電動機的額定功率＝7.5kw，滿載轉(zhuǎn)速=14400r／min，總傳動比適中，傳動裝置結(jié)構(gòu)較緊湊。如表2：
表2 其主要參數(shù)如下表
型 號
額定功率
KW
滿 載 時
額 定 電 流
額 定 轉(zhuǎn) 矩
最 大 轉(zhuǎn) 矩
轉(zhuǎn)速r／min
電流（380V）
效 率 %
功率因數(shù)
Y132M-4
7.5
1440
11.6
87.0
0.85
7
2.3
2.5
表３ 電動機尺寸列表
單位
中心高
H
外形尺寸
底腳安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
軸伸尺寸
裝鍵部位尺寸
電動機的輸出軸尺寸
132
3.2 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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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（為設計軸承作好準備）。
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
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：=1.0
摘果電機=1.0×6.1=6.1(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(zhuǎn)速（與電動機一樣的速度）,查《機械設計》一書8—8，可以選擇V帶的型號為A型系列。
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，可選
擇V帶的型號參考表8—4a，選取≥75mm，取大摘果系統(tǒng)標準直徑=100mm，喂入系統(tǒng)=75mm，P0 =6.82KW.
計算V帶的速度V:
在10~20M/S范圍內(nèi)，速度V符合要求
電動機與主軸傳動比的計算
計算從動輪的直徑
由表選擇，取=240mm(雖然略有增大，但誤差小于5%,故允許)
確定傳動中心距和帶長
取
即：
得：
?。?
帶長
即：
得：
按《機械設計基礎》一書中查表14—5，選擇想近的基本長度和 相對應的公稱長度（內(nèi)周長）可查得：， 。
實際的中心距可按下列公式求得：
也可用經(jīng)驗公式：
求得 ：
驗算主動輪上的包角
即：
=180-15.85
求得 ： 滿足V帶傳動的包角要求。
確定V帶的根數(shù)：
V帶的根數(shù)由下列公式確定：
其中 ： —單根普通V帶的許用功率值
—考慮包角不同大的影響系數(shù)，簡稱包角系數(shù)
—考慮的材質(zhì)情況系數(shù)，簡稱材質(zhì)系數(shù)，對于棉簾布和棉線繩結(jié)構(gòu)
的膠帶，取 ，對于化學線繩結(jié)構(gòu)的膠帶，取 。
—計入傳動比的影響時，單根普通V帶所能傳遞的功率的增量，其計算公式如下：
式中：—單根普通V帶所能傳遞的轉(zhuǎn)矩修正值 ，從《機械設計基礎》可以查表14—10
—主動輪的轉(zhuǎn)速
查得：
則：
查表取值：
由
查得：
所以：
即：
取 根
計算帶的最小初拉力
查表的A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1 kg/m
單根V帶適當?shù)某趵τ上铝泄角蟮?
其中： q—傳動帶單位長度的質(zhì)量，kg/m
即： =190N
根據(jù)查表所得數(shù)據(jù)求得滾筒V帶質(zhì)量 =190N
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: =2xZxcos=2xZxsin
求得得滾筒V帶壓軸力：=644.7N
因為帶輪的轉(zhuǎn)速V=7.32m/s,遠遠小于25m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150.
因為帶輪的轉(zhuǎn)速V=5.5m/s,遠遠小于25m/s，所以材料選定為灰鑄鐵，硬度為HT150.
3.3 帶輪的結(jié)構(gòu)設計
帶輪的結(jié)構(gòu)設計主要是根據(jù)帶輪的基準直徑，選擇帶輪的結(jié)構(gòu)形式，根據(jù)帶的型號來確定槽的尺寸，設計如下：
從動帶輪的結(jié)果選擇，因為根據(jù)主動帶輪的基準直徑和傳動比來確定，即=240mm，小于300mm,所以從動帶輪采用輪輻式。
由下圖5為摘果V帶輪 的結(jié)構(gòu)設計。
圖5 大、小帶輪結(jié)構(gòu)圖
Fig5 Assumption diagram of the larger and small pulley
從動帶輪的參數(shù)選擇：通過查《機械設計》一書，可查的帶輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)間表，其他一些相關尺寸可以根據(jù)相應的經(jīng)驗公式計算求得。
根據(jù)基準直徑的大小選用不同的帶輪類型，小徑帶輪采用實心式，大徑帶輪采用輪輻式，主要結(jié)構(gòu)尺寸如下：
表1 大小帶輪的基本尺寸
Table 1 the size of the basic size pulley
單位：mm
尺寸類型
小帶輪
大帶輪
D
100
160
基準寬度
11
11
基準線上槽深
2.75
2.75
基準線下槽深
8.7
8.7
第一槽對稱面至端面距離f
輪緣厚δ
12
12
帶輪寬B
20
20
外徑
105.5
165.5
極限偏差
±
±
輪轂長
50
35
32
24
輪輻厚
8
20
16
136
4 滾筒裝置的設計
4.1 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(zhuǎn)矩、扭矩、彎矩和支撐傳動軸上的回轉(zhuǎn)零件，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:
一是支持軸上所安裝的回轉(zhuǎn)零件，使其有確定的工作位置;二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(jié)構(gòu)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，而且選用直軸重的階梯軸。在此設計中有滾筒的主動軸，和傳動系統(tǒng)的軸，先來對滾筒的軸進行設計：
根據(jù)軸的扭轉(zhuǎn)強度來初步計算確定其最小直徑，可利用經(jīng)驗公式：
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(zhuǎn)速 r/min
軸上的材料由《機械設計》一書中可以查到，應選取調(diào)質(zhì)處理的45號鋼，=640MP,書中表15—2取=118，于是求得:
d=13.98mm
取d=15mm
輸出軸上的最小直徑顯然是安裝帶輪的內(nèi)孔，必在軸上開有鍵槽，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5%以上，這樣增加書輸出軸的尺寸，可以提高軸的工作強度。即
d= d(1+5%) 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16mm。在《機械設計基礎》一書。查表可以得知帶輪的厚度，則取輸出軸的次段軸徑為，其長度為.
4.1.1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40mm。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8x8x25。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和套筒，查表的該段直徑為d=50mm，長度為50mm,軸套寬度是32mm,直徑為30mm。并設一5mm的軸肩，上焊有一鐵板與滾盤螺栓連接，固定滾筒。
第三級安裝滾筒，查表的該段直徑d=60mm,由于有旋轉(zhuǎn)件，箱體兩側(cè)留60mm,小于套筒的長度，箱體厚度為2mm，該軸的長度為760mm。
4.1.2 初步選擇滾筒軸系
由摘果機的結(jié)構(gòu)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=50mm，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63012，它的結(jié)構(gòu)尺寸d*D*B為50、40、12，故取右邊第二段與左邊第一段的直徑相等，即d=50mm.。
安裝滾筒帶的直徑為d=30mm，軸承與軸肩用軸端擋圈固定，左右端采用的軸承用軸承座固定，已知滾筒長度為760mm.。滾筒軸的基本結(jié)構(gòu)如下圖6：
圖6 軸的結(jié)構(gòu)示意圖
Fig6 the axis of the structure
4.1.3軸的強度校核
1） 作軸的簡圖如圖6所示
2） 求輸出軸上的所收受作用力的大小
根據(jù)公式：T=9550 求得
其中： p—輸入功率 kw
n—傳動軸的轉(zhuǎn)速 r/min
即 T=9550=68.5KNm
3）滾筒的圓周力
根據(jù)公式：= 求得
其中d—輸出軸的軸心到動刀中間的距離
即： ==210N
根據(jù)公式： =80%
其中：80%—徑向力占圓周力的百分數(shù)
即： =168N
根據(jù)公式：=tgβ
由于摘果機的主軸軸向不受力,
取=0,圓周力 徑向力 軸向力的方向如圖所示7(a)
4) 軸上水平面內(nèi)所收支反力如圖（b）
根據(jù)公式：F =
其中：—是輸出軸上左端軸承座的中心到滾筒第一個支撐點的距離60mm
—滾筒第一個支撐點到第二個支撐點的距離700mm
即： F ===193.4N
根據(jù)公式：
F=- F
即： F=210-193.4=16.6N
5) 軸在垂直面內(nèi)所收支反力如圖
由于滾筒重力是均勻分布，滾筒太長，我們將滾筒重看成是一個集中力。作用
點在滾筒中心。取滾筒重為15kg,則重力G=150N
根據(jù)公式： R= 求得
其中：D—動刀的頂端到主軸軸心的距離160mm
即 R==275N
根據(jù)公式：R=+G- R=144+150-275=19N
6) 做彎矩圖
在水平面內(nèi)，軸上B、C、D三點的彎矩為:
根據(jù)公式： M==0
M=
求得： M=11.60.0415=0.48Nm
作水平面內(nèi)彎矩如圖（b）所示
在垂直面內(nèi)，軸上BH、C、D三點的彎矩為:
根據(jù)公式： M=M=0
M=R
求得： M=27M50.041.5=11.4Nm
作垂直面內(nèi)彎矩圖如（c）所示
合成的彎矩為：
M=0
M=11.41 Nm
作軸的合成彎矩圖如（d）所示。
7) 作彎矩圖
根據(jù)公式： T=9550=11.7 Nm
其中: p—輸出軸功率 kw
作軸的彎矩圖（e）所示
8) 作當量彎矩圖
C點 ：
M=13.4 Nm
式中取0.6，作軸的當量彎矩圖（f）所示:：
9） 校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度。由經(jīng)驗公式及上面計算出的數(shù)值可得出。
公式：
式中： W—軸的抗彎拋面模量，mm
—軸的許用應力，MP
按軸實際所受彎曲應力的循環(huán)特性，選取相應的數(shù)值，從《機械設計》可以查出。
===9.69MPa
按《機械設計》書中查的，對于=600 MPa碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力55 MPa9.69 MPa。
喂入系統(tǒng)的軸跟上述過程校核一樣，安全。
9） 校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的強度。由經(jīng)驗公式及上面計算出的數(shù)值可得出。
公式：
式中： W—軸的抗彎拋面模量，mm
—軸的許用應力，MP
按軸實際所受彎曲應力的循環(huán)特性，選取相應的數(shù)值，從《機械設計》可以查出。
===9.69MPa
按《機械設計》書中查的，對于=600 MPa碳鋼，承受對稱循環(huán)變應力時的許用應力55 MPa9.69 MPa。
圖7 受力分析圖
Fig 7 Force Analyse
喂入系統(tǒng)的軸跟上述過程校核一樣，安全。
4.1.4 軸承的校核
由于滾筒兩軸承型號一樣，所以承受力相差不多，所以在這里任選一軸承校核，對深溝球軸承，查《機械設計》一書知徑向基本額定載荷
=
由《機械設計課程設計》表（6—1）查的63012深溝球軸承基本額定動載荷C=9.38KN,查表的=1，=1.1，對球軸承，ε=3，將以上相關數(shù)據(jù)代入上式，的
9380=
P=693.2N
故在規(guī)定條件下，63012軸承可承受的最大徑向載荷為693.2N，遠大于軸承的徑向載 荷11.6N和168.4N。故所選軸承合格。
4.1.5 鍵的校核
由于載荷在鍵的工作面上大致分布均勻，我們這里可以用校核普通平鍵的方法來校核：
即：
==14.6MPa=60 MPa3.1
4.1.6釘齒條的設計
釘齒條是摘果機的主要脫離部件，它的設計關系到花生摘果的質(zhì)量的好壞，直接關系到花生摘果機正常工作時整體的摘果效果以及摘果時后將花生和蔓藤分離的情況，它的功能是采用脫離滾筒上的八條釘齒摘果桿，均勻快速的轉(zhuǎn)動，工作時將干花生蔓藤塞入摘果機中，主軸的轉(zhuǎn)動帶動固定在釘齒滾筒上的釘齒，釘齒的頂端以一定的速度去對花生摘果（將花生從蔓藤上進行強行分離）?；ㄉ诮?jīng)過釘齒條的快速旋轉(zhuǎn)下摘除，八條釘齒條上的釘齒交叉均勻排列，目的在于將花生蔓藤跟釘齒的打動摘除排出機體之外，同時，每一條釘齒條上的釘齒同樣在進行摘果，以便達到有較高的摘果率?；ㄉ麢C的主要功能是將花生跟蔓藤分離，將蔓藤打碎。而釘齒條在工作中起到了重要作用，因此，釘齒條的設計是脫粒機的設計的主要部件。
4.1.7 釘齒條的總體結(jié)構(gòu)設計
從釘齒條的功用及其工作要求可以判斷出釘齒的工作強度很大，根據(jù)根據(jù)4HZ—95型花生摘果機得知花生摘果機的釘齒滾筒上安裝有八條釘齒條，相互之間相差45，而且每條釘齒條上安裝釘齒的個數(shù)范圍在30～33個釘齒，每一個釘齒的 ，八條釘齒條均勻安裝在釘齒滾盤上，釘齒在釘齒條上均勻的承螺旋排列方式安裝，兩相鄰的釘齒條之間的釘齒橫向距離為，且承兩條螺旋均勻排列，在釘齒條的兩端分別用一個厚度是，直徑是的圓盤固定，在兩個圓盤上均勻開有釘齒條寬厚的方孔，四個方通孔均勻承分布，然后將八條釘齒條從八個方孔中穿過，同樣，在釘齒條的另一端也用厚度一樣但直徑為的圓盤固定，是釘齒條穿過方孔而且在圓盤的表面漏出2～3，因為連接時是采用焊接完成，方便焊接。這樣結(jié)構(gòu)更加堅固、穩(wěn)定、可靠。
圓盤將釘齒條固定，但由于釘齒條過長（即），因此，在主軸的三分之一處和三分之二處，采用直徑是的鐵柱使釘齒條與主軸相連，它們的連接方式采用焊接式，這樣可以增加釘齒條的剛度，以便釘齒條受到更大的強度時不宜損壞，同時也使軸的扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度有很大的增加，使釘齒條的扭轉(zhuǎn)剛度和彎曲剛度增加，這樣可以使釘齒滾筒的整體剛度和強度極大增加，主軸和釘齒滾筒之間的固定性好，穩(wěn)定性高等優(yōu)點。
4.1.8 釘齒條及釘齒的設計
釘齒條的功用是固定釘齒的相對位置，使釘齒在正常工作過程中能夠持續(xù)的正常工作，釘齒所受的脫粒力直接傳遞到釘齒條上，釘齒條所承受著釘齒的切向力，所以釘齒條應該采用足夠強度和剛度的材料制成，根據(jù)根據(jù)4HZ—95型花生摘果機中，可以查得材料選為45鋼，宗上所述，設計的釘齒條的長×寬 為，其上分布著釘齒，每個釘齒條上均勻分布著30-33個釘齒，每個釘齒均穿過釘齒條，然后焊接，其中釘齒條上的通孔設計為圓柱型，它的直徑為，而且，在釘齒條上通孔的上端開有長為，高為，寬為的小槽，目的是為了在釘齒安裝在釘齒條上時，這個小槽可以和釘齒上的凸楞相配合，這樣可以使釘齒在釘齒條上周向固定，而且在釘齒正常工作時，也同樣使釘齒相對釘齒條固定，不宜使工作時釘齒和釘齒條脫落，其結(jié)構(gòu)如圖8：
圖8釘齒條結(jié)構(gòu)圖
4.1.9 圓盤的設計
圓盤是將釘齒條與主軸固定的主要部件，它不僅起連接作用，而且還可以承擔釘齒和釘齒條傳遞的力矩和彎曲及扭轉(zhuǎn)強度，它位與釘齒條的兩端，且采用焊接式連接，同時與主軸也要相對固定，采用設一5*10mm軸肩，將一50mm鐵板焊接在軸肩上，鐵板有孔，與圓盤采用螺栓連接固定。因此，圓盤的設計也是釘齒滾筒強度高低的要部件。圓盤的材料采用剛度和強度較好的45鋼制成，其直徑，其上均勻分布著八個圓形形的通孔，目的是為了固定安裝釘齒條，其位置在圓盤上固定，長方孔的底線距圓盤的中心為，其圓盤中心應裝套在主軸的直徑上（），因此，圓盤的中心應設定為的孔，以便安裝在軸上，圓盤的厚度選為，其上的圓形孔直徑10mm，同樣也是為了安裝其上的釘齒條。結(jié)構(gòu)設計如圖9所示：
圖9圓盤結(jié)構(gòu)圖
圖10.三維圖
5 箱體
箱體的作用是提供一個封閉的摘果環(huán)境，并對相關部件起到支撐和定位的作用。
為了便于軸系部件的安裝和拆卸，將箱體做成剖分式，箱體由四周的端板組成，取軸的中心線所在的平面為剖分面。箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，用圓柱銷定位。箱體的材料選用HT200，鑄造成型。
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(jié)構(gòu)見裝配圖，如上圖10.
7總結(jié)
畢業(yè)設計是我們從大學畢業(yè)生走向未來工程師的重要一步。此次設計從最初選題、開題到計算、繪畫直到設計完成，其中需要綜合運用這四年來我們所學到的專業(yè)知識，分析并解決設計中遇到的問題，是一次理論聯(lián)系實踐的訓練，同時也進一步鞏固、加深和拓展了我們所學的專業(yè)知識，對于我們大學四年的學習起到了總結(jié)作用。通過這次的設計實踐，讓我逐步樹立了正確的設計理想，增強了創(chuàng)新意識熟悉并掌握了機械設計中的一般規(guī)律和方法，培養(yǎng)了我的分析問題和解決問題的能力。通過設計計算、繪圖及運用技術標準、規(guī)范、設計手冊等有關設計資料，我進行了較全面的機械設計基本技能訓練。另外通過本次設計使我領悟出了機械設計的一般進程：設計準備、傳動裝置總體設計、傳動零件設計計算、裝配圖設計、零件工作圖設計、編寫設計說明書。如果隨意打亂這個進程，則難免會在設計中走彎路。同時在整個設計過程中，我們雖然要獨立完成，但是也要及時的與指導老師溝通和請教，避免在設計過程中走彎路。設計中的每一個環(huán)節(jié)都是相互關聯(lián)的，因此，每個環(huán)節(jié)完成后我們都要認真檢查，對于任何一個錯誤我們都不要放過，認真修改，精益求精。同時在每個零件設計時我們要注意它的結(jié)構(gòu)性、工藝性、經(jīng)濟型，要盡量采取標準件，在整體結(jié)構(gòu)設計出來時要對結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，要對前階段設計中的不合理結(jié)構(gòu)尺寸進行必要的修改，做到既經(jīng)濟又方便裝配。
畢業(yè)設計也暴露出自己許多的不足之處。比如缺乏綜合運用專業(yè)知識的能力，對材料的不了解等等。這次實踐是對自己四年所學知識的一次大檢閱，使我明白自己知識還很淺薄，雖然馬上要畢業(yè)了，但是自己的求學之路還很長，以后更應該在工作中學習，努力使自己成為一個對社會有貢獻的人，為中國機械行業(yè)添上自己的微薄之力。
8展望
我國加入WTO以來，國內(nèi)外關于花生摘果機械的開發(fā)與推廣應用日益增多，針對現(xiàn)有花生摘果機械存在的有點與不足，在未來的發(fā)展過程中，對花生摘果機械在生產(chǎn)應用中的經(jīng)驗進行總結(jié)，不斷完善其功能，使其呈現(xiàn)良好的發(fā)展勢頭。
（1）提高機械摘果率、降低破損率
對花生摘果機械的關鍵技術與工作部件進行重點攻關，改革傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，研究新的脫殼原理，優(yōu)化結(jié)構(gòu)設計；同時在整體裝配上進一步改進和完善，提高摘果率，降低破損率。
（2）向自動控制和自動化方向發(fā)展
大多數(shù)機具人共喂料和定位，影響了作業(yè)速度和作業(yè)質(zhì)量。因此應通過機電一體化手段，開發(fā)設計自動喂料、自動定位脫殼裝置，保證均勻喂料與有效定位，實現(xiàn)機組自動化操作，進一步提高作業(yè)精確性和作業(yè)速度，提高產(chǎn)品質(zhì)量與生產(chǎn)率，滿足部分大、中型加工企業(yè)的需要，以開拓國內(nèi)外市場。
新技術原理、新結(jié)構(gòu)材料、新工藝將不斷應用于花生機械的研制開發(fā)中，隨著液壓技術、電子技術、控制技術以及化工、冶金工業(yè)的發(fā)展，許多復雜的機械結(jié)構(gòu)、動力傳遞、笨重的材料和落后的工藝將逐步被取代，減輕質(zhì)量、減小阻力，簡化操作，減小輔助工作時間，延長使用壽命，降低勞動使用費用等將作為主要涉及目標應用脫殼機械的設計制造。隨著國內(nèi)外高新技術的進一步發(fā)展，如何將這些高新技術更好的應用到實際生產(chǎn)中，也是目前花生脫殼機械需要盡快解決的問題。
參考文獻
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(03)：143-147．
附錄 英文資料翻譯
一個接口安裝有限元的水平集方法算法，實施，分析和應用
1.1移動界面及其數(shù)學說明
移動界面是不同媒介之間分隔的界限，它們一般發(fā)生在科學工程領域和日常生活中，例如冰和水的邊界溫度變化 、水包油泡沫動作的邊界移動，更多的例子包括晶體生長表面、相固固相變的界限、網(wǎng)站接口區(qū)域界限、以及區(qū)分不同部位的材料界線等。晶界在多晶體、鐵磁材料的磁疇壁中、兩相流體流量、以及在液態(tài)運動時大生物分子表面生成。
在這里，在廣義上可以理解為：一個接口可以是一個幾何面有沒有厚度或者尖接口，它也可以指一個分散接口，可以有一定的厚度，如幾個原子的直徑。相比與那些固定接觸點，移動接處點的屬性越來越重要，作為尺度越來越小。隨著現(xiàn)代技術的需求，大量的設備在規(guī)模要小得多，在移動界面的研究變得越來越重要。
一個移動的接處點可以通過一個精確的數(shù)學數(shù)據(jù)描述接口，也就是說，一個沒有任何厚度的表面，或通過場函數(shù)的描述，不斷在不同區(qū)域的值與突出的區(qū)域在一個區(qū)間連續(xù)過渡。后者代表一個接口。后者通常被稱為擴散描述接口描述。在這篇論文中，我們會研究大幅接口描述移動接口。
研究一個移動的接口，有如下方程：
V(t) =dx(t)dt
這樣一個點的速度（矢量）定義為該接觸點的公式，然后由正常的速度（正常的COM分量速度矢量在每個接口點）方程式去表述，正常的速度通常被稱為移動界面運動規(guī)律。因此，就可以在數(shù)學上確定移動界面某些運動規(guī)律管接口的正常速度。
在一般情況下，運動規(guī)律，從基礎物理、化學等中得到。如果我們用=（t）來定義，就可以得到運動規(guī)律 Vn = ?H,其中Vn= Vn的（的x，t）表示正常速度（即正常分量速度矢量）的點x在時間t∈中的平均曲率。在許多應用中，還涉及到更通常速度的物理量。因此，偏微分方程（PDE）通常必須滿足其中一項某些數(shù)量的接觸點的描述作用，如溫度場。在這種情況下，通過接觸點介紹運動關系公式里的接口一側(cè)偏微分方程的解。作為接口不斷發(fā)展了偏微分方程必須在不斷發(fā)展的領域解決。該接觸點可能是一個復雜的形狀，比如能隨時間變化合并或分裂的拓撲結(jié)構(gòu)。計算科學家面臨的挑戰(zhàn)就是準確地解決這些問題。
圖1.1：與邊界?典型域。界面顯示分離地區(qū) -和+。
1.2.1標記方法
該標記方法是一種離散拉格朗日方法，在一個接觸面上設點的集合。在二維空間的點連鎖與線段在一起，形成一條曲線。在移動界面上，這些標記每個點的速度是在每一個時刻決定的，然后該點在時間上向前移動少量（見圖1.2），這種方法的缺點是難以拓撲變化處理，另一個缺點是接觸面的定位精度取決于密切標記粒子沿界面的地方。隨著時間的推移，某些指標可能會移動生成到了更遠的分界面位置附近的更多的錯誤（見圖1.3）。因此，任何算法需要定期檢查安置粒子以確保他們足夠接近以達到預期準確性。此外，如果有太多并攏沿界面，某些標記顆?？赡苄枰粍h除或重新分配。另一個有缺點的標記的方法是，它可以成為基于曲率運動不穩(wěn)定的接口，界面的曲率計算的小錯誤將增長時間。圖1.2：標記方法的說明。 （一）標記（點）代表界面位置。 （二）在每一個時刻每個標記在其指定的移動速度到新的位置。 （三）在其新的位置接口。
1.2.2固體單元的流體方法
與此相反的標記方法，固體單元的流體的方法跟蹤接口有內(nèi)在的聯(lián)系。它使用計算域的單元格網(wǎng)格，每個單元格中包含一個介于0和1的值。
圖1.3：一個標記方法的缺點。 （一）兩個接口接近對方。 （二）標記需要刪除后接口重疊。
該接口單元經(jīng)過包含一個值介于0和1的接口在某處經(jīng)過該單元格。該接口的位置可以被近似為基礎在單元格中的值，但是許多較小的單元可能需要得到想要的精度（見圖1.4）。如正常量的方向和曲率該接口是很難用這種方法計算準確。盡管有這樣的缺點，但是這種方法已經(jīng)成功的被用來模擬移動界面，特別是傳播火焰的界面描述。
圖1.4：固體體積的流體方法的說明。
（一）接口圍陰影區(qū)。
（二）網(wǎng)格單元格的值由陰影填充單元比例計算地區(qū)。
1.2.3水平集方法
水平集方法，首先在[OS88]介紹的是一個通過歐拉方法含蓄地描述了接口。這種方法的出發(fā)點是為了說明一個移動的表面在t時刻，作為一個輔助集的零水平含蓄函數(shù)φ=φ（的x，t）。例如，如果是三維表面在任何時間t（如球體），那么該函數(shù)φ（x，t）是一個函數(shù)的三維空間，即x的定義有三個坐標。
為方便起見，我們可以假設函數(shù)正面的有效數(shù)字在一側(cè)的接口以及對方負值。我們稱φ為一級別設置功能。很明顯，這些功能有很大的不確定。水平集功能的進化，其零水平集始終代表了這樣一種方式時間接口的位置。對已知的水平集方法的優(yōu)勢之一是使它進行移動接口拓撲變化（見圖1.5）。
水平集函數(shù)的演化是由底層運動規(guī)律的運動界面正常速度生成，如果水平設置功能是表示一個點上的X接口和時間t為φ=φ，則方程確定水平集函數(shù)為?tφ+ Vn的|?φ|=0。其中?t表示時間導數(shù)和梯度?表示空間。這方程被稱為水平集方程。一個人需要延長正常速度提示（通常只在接口上確定）遠離接口，這樣的水平集方程可以解決一個適當?shù)目臻g域。
推導水平集方程和水平集方法的詳細資料載于第2章。
圖1.5：一個例子集函數(shù)的水平隨著時間的推移（左欄）擬訂與零的水平代表著該接口（右相應地塊列）。
1.3本論文的主要貢獻
在這篇論文中的項目，我們開發(fā)了一個新的水平集方法。這是一接口安裝有限元的水平集方法。對這種情況的主要特點方法是：網(wǎng)格：我們使用格點與頂點在一個統(tǒng)一的基礎網(wǎng)格。在每個時間步長的網(wǎng)格細化到產(chǎn)品的接口貼網(wǎng)而前plicitly定位運動界面。雖然它需要額外的時間來完善在每個時間步長網(wǎng)，某些計算變得更加容易。重新初始化的新方法：我們重新初始化水平集函數(shù)求解泊松方程類型的問題。我們保持平穩(wěn)的水平集函數(shù)通過實施跨梯度跳轉(zhuǎn)條件界面，然后有最小二乘法解決一超定系統(tǒng)。這種方法產(chǎn)生一個新的水平集函數(shù)、平穩(wěn)區(qū)域和整個接口，平穩(wěn)過渡非常重要，因為它增加了準確性曲率計算，詮釋了一些例子來演示如何重新初始化工作。
新方法的速度擴展：水平集方法有賴于速度函數(shù)附近的接口定義，不只是在接口處，因此，如果接口的速度只在接口上已知時，我們需要擴大這一速度遠離流暢的界面。我們解決拉普拉斯的內(nèi)部和外部的接口上使用方程速度接口作為邊界條件，這是一個簡單的方式來擴展速度。如果需要，我們可以平滑施加梯度跳到對面的條件接口和解決最小二乘。 （這類似于我們的重新初始化方法。）
曲率近似數(shù)值??分析：我們也提出了一種新方法計算出的水平集函數(shù)的曲率。這相當于美國荷蘭國際標準中有限先和二階導數(shù)差逼近，但這種方法可能在某些應用中比較簡單