大蒜收獲機的優(yōu)化設計

大蒜收獲機的優(yōu)化設計,大蒜,收獲,優(yōu)化,設計 圖書分類號： 密 級： 畢業(yè)論文 大蒜收獲機的優(yōu)化設計 畢業(yè)論文 摘要 大蒜是我國最重要的經濟作物之一，對出口經濟做出了巨大的貢獻，既可調味，又可入藥，廣受歡迎。種植面積廣，伴隨而來的是收獲難度高。國外已有大蒜聯合收獲機投入使用，國內的機械化水平卻不高。大蒜的最佳收獲時間較短，實現機械化能最大限度地減少時間和人力的投入，產品能提前進入市場。大蒜收獲機，是指在大蒜的成熟時期，用于對大蒜進行挖掘、去土、輸送、整理、切莖、收集、轉運等農藝環(huán)節(jié)或單項、或多項、或全部環(huán)節(jié)進行收獲的農機具。通過對國內外大蒜收獲機的原理分析，結合國內的生產實際，確定了此次課題的主要設計內容。在收集了大量收獲機的資料，對其初步設計之后，再采用了一些優(yōu)化設計的方法進行了設計計算、強度校核。 關鍵詞：大蒜收獲機；優(yōu)化設計； Abstract . Garlic is one of the most important economic crops in China, which makes an enormous contribution to export economy. It enjoys great popularity for its special flavor and medical value. However, massive planting makes it difficult for farmers to harvest. Combine harvesters are widely used overseas while degree of mechanization in our country is still at a poor level. Time for harvesting is limited. Mechanization helps us to save time and labor, making it easy for products to have access to markets in advance. Garlic harvester is a kind of agriculture machinery, which performs a series of functions, such as digging, cleaning, transmission, arranging, cutting, collecting, and transportation. By analyzing garlic harvesters both at home and abroad, as well as the situation of our country, I determined main content of this design. I made my preliminary design after studying much data about harvesters. Some methods of optimize design was used to calculate and check this design. Pro/E and Ansys were applied to construct and analyze 3D models of several important components. Hydraulic system plays an important role in hydraulic lifting device. Finally, I finished operation instruction of garlic harvester. Keywords Garlic harvester Optimal Design Simulated analysis III 畢業(yè)論文 目 錄 摘要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1 農作物收獲機概述 1 1.1.1 水稻、小麥收獲機 1 1.1.2 玉米收獲機 1 1.1.3 其他作物收獲機 1 1.2 國內大蒜種植情況 1 1.3 國內外大蒜收獲機研究情況 2 2大蒜收獲機本體設計及計算 4 2.1大蒜收獲機原理設計 4 2.1.1 設計原則 4 2.1.2 基本結構 5 2.1.3 工作原理 5 2.2 技術參數 5 2.3柴油機選型及計算 5 2.3.1 配套動力的選用 5 2.3.2 連接裝置的的設計 6 2.4 傳動路線設計及計算 7 2.4.1 動力傳遞路線 7 2.4.2 柴油機輸出參數 7 2.4.3 各級傳動設計計算 7 2.5轉向方式設計及計算 13 2.5.1 轉向方案比較 13 2.5.1內外齒輪嚙合轉向機構設計計算 15 2.6挖蒜原理設計及計算 16 2.6.1 挖蒜方案比較 16 2.6.2 鏟齒設計計算 18 2.6.3 擺動機構設計計算 19 2.7 去土方式 21 3液壓升降系統設計 22 3.1明確系統的設計要求 22 3.2分析工作情況，確定基本參數 22 3.2.1 分析工況 22 3.2.1 確定基本參數 22 3.3擬定液壓系統原理圖 23 3.3.1 液壓回路的功能 23 3.3.1擬定液壓系統原理圖 23 3.4選用液壓元件 24 4.1 安裝 26 4.2 試運行 26 結論 27 致謝 28 參考文獻 29 附錄 30 附錄1 30 附錄2 30 33 1 緒論 1.1 農作物收獲機概述 1.1.1 水稻、小麥收獲機 為了使耕地資源更加集中，我國部分地區(qū)已經實行種田大戶承包農田的方式，統一規(guī)劃、統一播種、統一管理、統一收獲。耕地的集中經營，方便了種植戶，提高了生產效率，為機械化收獲開辟了廣闊的空間。 米和面，作為中國人的主食，需求量巨大。稻麥收獲機的使用，使大部分農民從種植收獲的體力活中解放出來。隨著稻麥收獲的機械化程度和效率越來越高，農民能更好地減少損失，增收致富。自上世紀80年代中期開始，我省便開始推廣稻麥收獲機械化技術，從分段收獲逐步過渡到聯合收割，經歷了十多年的時間。目前，我國稻麥收獲的機械化技術已趨于成熟，能根據區(qū)域、作物收獲的特點，省時高效地做好收獲工作。 1.1.2 玉米收獲機 玉米，在我國的種植區(qū)域最為廣泛，分布于31個省、市、自治區(qū)。同時，作為第二大糧食作物，機械化收獲的需求一直存在。除了作為糧食作物，其籽粒和莖稈在環(huán)保和能源方面也有其用途。 借鑒國外成熟的技術，國內對于玉米收獲機的研究有了長足的進步，發(fā)展出自走式、懸掛式和牽引式的機型，各有特點，能適用于不同面積、不同土質的收獲需求。自走式能自動開道，效率較高，成型的聯合收獲機能完成摘穗、剝皮、裝車、切碎莖稈的功能；牽引式適合在大面積地塊上作業(yè)，轉彎半徑大；懸掛式因其動力可以分離，拖拉機可以在農閑的時候另作他用。雖然和國外的機型比較，存在的主要問題是可靠性差、效率低，但能滿足玉米收獲的基本要求。 1.1.3 其他作物收獲機 其他作物收獲機主要有大蒜收獲機、花生收獲機、薯類收獲機、甜菜收獲機、棉花收獲機和牧草收獲機等。大蒜因其重要的經濟價值以及食用價值，使我國成為世界上最主要的大蒜生產國和出口國。但是，大蒜收獲的機械化卻遠遠比不上稻麥收獲機以及玉米收獲機。因此，大蒜收獲機市場前景比較廣闊。 1.2 國內大蒜種植情況 大蒜是傳統的出口農產品，每年的出口量超過2億美元，居所有出口蔬果產品第一，覆蓋60%的國際市場份額。中國的最早種植區(qū)在山東、江蘇、陜西、山西、新疆以及河南省。目前國內70%的種植區(qū)在這些地方。位于山東省西南方的金鄉(xiāng)縣，地處平原，是中國最大的大蒜種植縣。其種植面積大約為40000平方公頃，農民70%的收入來源于大蒜產業(yè)。成武縣、巨野縣、定陶縣、單縣、嘉祥縣、魚臺縣和微山縣，環(huán)繞著金鄉(xiāng)縣，形成了中國最大的大蒜種植區(qū)，面積達70000平方公頃。另外，還有中等水平的種植區(qū)位于蒼山縣、萊蕪市、商河縣、廣饒縣、平度市、聊城市、曲阜市等。山東的總種植面積達6700平方公頃。河南省豫東平原杞縣擁有30000平方公頃的種植區(qū)，僅次于金鄉(xiāng)縣。中牟縣的種植面積為20000平方公頃。宜陽縣、通許縣、臨潁縣等地的農民也種植大蒜。河南省是中國第二大大蒜種植區(qū)。 江蘇省的種植面積為25000平方公頃，其中射陽縣超過12000平方公頃，大豐縣為8000平方公頃。另外泰昌市、寶應縣也有種植區(qū)。河北永年縣，安徽亳州、懷遠縣、來安縣，陜西武功縣、興平市、耀縣、洋縣，廣西桂林全州，云南大理，四川溫江，湖北枝江、當陽，上海嘉定區(qū)，甘肅天水、民樂縣，哈爾濱阿城區(qū)，也有部分種植區(qū)。 1.3 國內外大蒜收獲機研究情況 1.3.1 國外大蒜收獲機現狀 大蒜及其附屬產品在美國深受歡迎，美國的大蒜產業(yè)也十分發(fā)達。目前，美國大蒜已經實現了規(guī)?；N植，播種、管理、收獲均已實現機械化。美國TopAir公司生產的GW4400型大蒜收獲機能進行4行大蒜的挖掘鋪條，配套有型號為GL2400型雙行大蒜撿拾機，可以完成大蒜收獲全程機械化操作。其上還裝有實時監(jiān)測與監(jiān)控裝置。 法國也發(fā)展出較為完善的大蒜聯合收獲機。法國ERME公司生產的機型中，打捆式以RL1型和RL2型為代表，分別可實現單行和雙行大蒜同時收獲。其工作原理是將分禾器對準蒜行，一方面將蒜秧導入夾持帶，另一方面挖掘鏟將大蒜根部挖松。大蒜經夾持帶夾持輸送至打捆機構，拍土，當蒜秧累積到一定數量就進行打捆，輸送到橫向輸送帶上。切秧式以RE1型為代表，原理與RL系列類似，只是夾持后輸送至切秧裝置將蒜秧切除，蒜頭便掉入橫向輸送帶上。 西班牙J.J.BROCH公司的雙行打捆式大蒜收獲機與四行切秧式大蒜收獲機與法國ERME公司的機型采用相似的工作原理。另外其切秧式機型還有單行、三行、五行式可供選擇，以滿足不同的蒜行間距要求。 1.3.2 國內大蒜收獲機現狀 國內大蒜收獲機主要有以下特點： 1） 設計思路比較開闊。國外的機型都采用挖掘鏟的方式挖掘，我國4DS-1000型大蒜收獲機通過兩片旋轉的刀具，在土下高速旋轉，將大蒜根系切斷，達到相同的目的；國外的機型均采用拍土器使蒜土分離，我國4DS-2型收獲機使用拋擲輪撥齒桿把土塊大蒜，使蒜頭從中分離出來，并拋在挖掘鏟的一側；另外，國外機型機器前進方向與蒜行必須保持平行，我國4S-85型收獲機的前進方向與蒜行保持平行或垂直均可。 2） 機具適用性差。不同的土壤類型嚴重制約著大蒜收獲機的使用推廣。種植方法的差異，例如植株間距、地膜覆蓋情況也是需要考慮的問題。夾持型收獲機不適用于收獲倒伏的作物。同時，植株的纏繞，機具的維護問題也需要解決。 3） 穩(wěn)定性差。目前大多數機具結構存在不合理的地方，沒有深入地進行優(yōu)化，例如某些零部件受力不合理，易受損。 4） 人機交互差。部分收獲機采用振動的碎土方案，沒有使用良好的隔振吸振裝置，間接影響了工作人員。田間環(huán)境惡劣，收獲機應適當配備防護設施以保證工作人員有個盡量舒適的工作環(huán)境。  2大蒜收獲機本體設計及計算 2.1大蒜收獲機原理設計 本設計以徐州市巧力威機械廠的4S1000型大蒜收獲機（如圖2-1）為原形（以下稱原型機）。左端方向盤用于作業(yè)過程中的方向調整，動力是另一端的拖拉機，以倒檔推動機身；非作業(yè)過程中，以拖拉機的前進擋拉動機身。其主要優(yōu)點是： 1. 作業(yè)過程中視野開闊，能觀察到方向盤所控制的車輪周圍的情況； 2. 能避免手扶拖拉機寬大的輪胎壓蒜的問題； 3. 單輪轉向比雙輪轉向有更小的轉彎半徑。 本文旨在針對原型機在實際使用過程中暴露出來的問題，結合國內外其他大蒜收獲機的優(yōu)點進行改進。 圖2-1 2.1.1 設計原則 總體的設計方案擬將傳動系統、升降系統、挖掘系統、篩土系統與手扶拖拉機連接成為一體，使整體結構緊湊，機構簡單可靠，布局趨于合理，操作安全舒適，將大蒜挖掘、篩土、條鋪等過程一次性完成，方便后續(xù)工作。挖掘系統需要有較強的破土碎土能力，通過合理的設計減少傷蒜率；篩土系統需要具有運輸和蒜土分離能力，控制振動頻率提高分離效果；操作系統要安全可靠，保證操作的簡易性和舒適性。 2.1.2 基本結構 大蒜收獲機由傳動系統、升降系統、挖掘系統、篩土系統組成。動力由手扶拖拉機提供。其動力輸出軸將動力輸出到作業(yè)機的第一軸上。第一軸上的兩側的兩個帶輪空轉，離合器從動件在撥桿的作用下與驅動液壓泵的帶輪或者驅動第二軸的帶輪合上，傳遞動力。第二軸外側是鏈輪，通過鏈條與曲柄搖桿機構的曲柄連接；搖桿上固定鏟齒。 2.1.3 工作原理 在普通行駛過程中，第一軸動力驅動液壓泵工作，將機身提升，使鏟齒離地，正常行駛此時第二軸上的帶輪空轉；田間開始作業(yè)時，撥動離合器撥桿使第二軸上的帶輪將動力傳遞給軸，通過鏈傳動到達擺動機構，實現鏟齒擺動，然后撥動液壓換向閥使液壓回路直接卸載，機身依靠自身重力下降，在下降的同時，依靠鏟齒一邊擺動一邊鏟土的動作破土到達指定深度，開啟柴油機的倒車檔進行收獲作業(yè)。 2.2 技術參數 1）外形尺寸（長×寬×高）：2400mm×1050mm×1300mm； 2）配套動力：8.8～13.5kW； 3）工作幅寬：1000mm； 4）挖掘深度：15cm； 5）作業(yè)速度：1m/s； 6）連接方式：插銷鉸接。 2.3柴油機選型及計算 2.3.1 配套動力的選用 根據對機具的功率估算以及我國現有手扶拖拉機生產情況，擬選擇東風DF-12手扶拖拉機，作為動力源，將動力通過帶傳動傳遞給作業(yè)機的第一軸。第一軸一方面驅動液壓泵進行作業(yè)機的升降控制，另一方面作為作業(yè)機挖掘的動力來源。 東風DF-12手扶拖拉機的主要參數如下：  類別 東風牌系列手扶拖拉機 東風12型 拖拉機 型號 東風12型 外形尺寸(長×寬×高)(毫米) 2680×960×1250 輪距(毫米) 800(常用) 740 640 離地間隙(毫米) 182 結構重量(千克) 345 使用重量(包括旋耕機)(千克) 475 輪胎規(guī)格 6.00-12 行駛速度(千米/小時) 前進 1.4 2.5 4.1 5.3 9.4 15.3 后退 1.1 　　 3.8 發(fā)動機 型號 S195/ZS195 額定功率 8.8kW/12hp 轉速(轉/分) 2000/2200(選裝) 主要配套機具(選購) 冷卻方式 蒸發(fā)水冷式 1、100-640N型防滑輪 2、1LS-220型雙鏵犁 3、1LS-220Y型圓盤犁 4、1LYQ-320型驅動圓盤犁 5、8Y-80型噴灌機 6、4GL-130型割曬機 7、2BG-6A型條播機 8、7C-1.5BH型拖車(液壓自卸型) 2.3.2 連接裝置的的設計 在生產過程中，原機型易損件之一就是機架與拖拉機的連接部件。原型機機架與手扶拖拉機的連接方式為螺紋連接的面接觸（配圖）。在直線行駛過程中，推力以均布載荷的方式施加在接觸面上，能夠平穩(wěn)地將推力傳遞給機架；然而在轉彎過程中，實際受力面積只有一半，且受到的是線性分布載荷，邊緣位置受力最大。 農具與拖拉機的連接方式一般分為懸掛式、半懸掛式以及牽引式等。由于本文的設計中拖拉機的配置方式，故提出一種新型的連接方式。（如下圖） 該連接機構主要是將原來的平面接觸改為圓弧曲面接觸，采用榫卯的方式，并用插銷作為鉸接點，使榫卯兩部分能相對轉動。主要特點是： 1. 在直線行駛過程中，接觸面增大，改善了受力情況； 2. 在轉彎的過程中，榫卯兩部分能相對轉動，和原型機相比，接觸面受力情況不再是線性分布載荷，而是介于線性分布載荷與均布載荷之間的一種情況。 這樣的設計，需要考慮的問題是不能使榫卯之間相對轉動的角度過大。根據其他連接方式的經驗數據，相對轉角應不超過10°，故在榫頭上下兩面加上限位塊來限定轉角。 2.4 傳動路線設計及計算 2.4.1 動力傳遞路線 圖2-2 動力傳遞示意圖 2.4.2 柴油機輸出參數 根據以上選用的東風DF-12柴油機的參數，可確定： 發(fā)動機額定功率：P0=8.8kW； 后退速度：3.8km/h。 根據JB/T 7278-1994手扶拖拉機動力輸出軸標準和GB/T 1592.1-2008農業(yè)拖拉機后置動力輸出軸 1、2和 3型標準，可知其有1000r/min和540r/min兩種轉速。這里選用1000r/min。 根據經驗數據，在考慮了負載的情況下，柴油機除去行走所消耗的功率，輸出軸的功率大約為額定功率的85%，即 輸出軸功率：P出=85%×P0=7.48kW。 2.4.3 各級傳動設計計算 根據GB/T 2778-1992農業(yè)拖拉機動力輸出皮帶輪、圓周速度和寬度標準，皮帶輪圓周轉速規(guī)定為16±1m/s，皮帶輪傳遞功率和輪緣寬度應滿足下表所列膠帶寬度的要求： 皮帶輪傳遞功率/kW 膠帶寬度 ≤20 100 ＞20～30 150 ＞30～45 175 ＞45～60 225 查閱《機械設計手冊》第一卷P1-5，可知，各傳動副的機械傳動效率：V帶傳動效率：η1=0.96；滾動軸承傳動效率：η2=0.99；滾子鏈傳動效率：η3=0.96。 2.4.3.1傳動裝置動力設計 由以上的分析可知，拖拉機輸出軸功率P總=7.48kW，，而正常作業(yè)工程中液壓泵消耗功率很少，在此忽略（如不能忽略，再調整相應參數進行計算），因此可以計算出各軸的功率： P1=P總·η1=7.48×0.96=7.18kW P2=P1·η1·η2=7.18×0.96×0.99=6.82kW P3=P2·η2·η3=6.82×0.99×0.96=6.69kW 2.4.3.2傳動比分配 (1）總傳動比 i總=1000/528=1.89 (2)各級傳動比分別設為i1、i2、i3，有i總=i1·i2·i3。由于總傳動比不大，故各級傳動比盡量均勻分配。鏈傳動的傳動比一般比帶傳動大。故各級傳動比取為i1=1.2，i2=1.21，i3=1.3。 2.4.3.3一級帶輪傳動 帶傳動，按照橫截面形狀的不同，可以分為平帶傳動、圓帶傳動、V帶傳動和多楔帶傳動。V帶的橫截面為等腰三角形，在帶輪上有相應的輪槽。V帶所允許的傳動比大，結構緊湊，且大多少V帶已經標準化，所以V帶傳動已經得到廣泛的應用。 本設計一級帶傳動使用普通V帶傳動。 （1） 確定計算功率Pca 以每天工作8～10小時計算，由《機械設計》（濮良貴著）表8-8查得工作情況系數KA=1.1，故 Pca=KAP=1.1×7.48=8.228kW （2） 選擇V帶類型 根據Pca，轉速n1=1000r/min，選用B型。 （3） 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1） 初選小帶輪的基準直徑dd1。由《機械設計》表8-7和表8-9可取小帶輪的基準直徑dd1=140mm。 2） 驗算帶速v 因為5m/s120° （6） 計算帶的根數z 1） 計算單根帶的額定功率Pr 由dd1=140mm和n1=1000r/min,查《機械設計》表8-4可得單根V帶基本額定功率P0=2.08kW。 根據n1=1000r/min，i=1.2和B型帶，查《機械設計》表8-5可得ΔP0=0.17kW。 查《機械設計》表8-6的Kα=0.99，表8-2得KL=0.90，所以 Pr=（P0+ΔP0）·Kα·KL=（2.08+0.17）×0.99×0.90kW=2.00kW 2） 計算V帶的根數z z=Pca/Pr=8.228/2.00=4.114 取5根 （7） 計算單根V帶的初拉力F0 由《機械設計》表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.170kg/m，所以 F0=500×1/Kαzv×（2.5-Kα）Pca+qv2 =500×1/（0.99×5×7.32）×（2.5-0.99）×8.228+0.170×7.322 =180.55N （8） 計算壓軸力Fp Fp=2zF0sin（α1/2）=2×5×180.55×sin（176°/2）=1804N （9） 主要設計結論 選用B型普通V帶5根，基準長度1370mm。帶輪的基準直徑dd1=140mm，dd2=170mm，中心距控制在a=465～539mm。單根V帶初拉力F0=180.55N。 2.4.3.4二級帶輪傳動 本設計一級帶傳動使用普通V帶傳動。 （1）確定計算功率Pca 以每天工作8～10小時計算，由《機械設計》（濮良貴著）表8-8查得工作情況系數KA=1.1，故 Pca=KAP=1.1×7.18=7.898kW （2） 選擇V帶類型 根據Pca，轉速n2=1000/1.2=833.3r/min，選用A 型。 （3） 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1） 初選小帶輪的基準直徑dd3。由《機械設計》表8-7和表8-9可取小帶輪的基準直徑dd3=132mm。 2） 驗算帶速v 因為5m/s120° （6）計算帶的根數z 1）計算單根帶的額定功率Pr 由dd3=132mm和n2=833.3r/min,查《機械設計》表8-4可得單根V帶基本額定功率P0=1.40kW。 根據n2=833.3r/min，i=1.2和B型帶，查《機械設計》表8-5可得ΔP0=0.055kW。 查《機械設計》表8-6的Kα=0.99，表8-2得KL=0.93，所以 Pr=（P0+ΔP0）·Kα·KL=（1.40+0.055）×0.99×0.93kW=1.34kW 2）計算V帶的根數z z=Pca/Pr=7.898/1.34=5.89 取6根 （7）計算單根V帶的初拉力F0 由《機械設計》表8-3得B型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以 F0=500×1/Kαzv×（2.5-Kα）Pca+qv2 =500×1/（0.99×6×5.76）×（2.5-0.99）×7.898+0.105×5.762 =177.8N （8）計算壓軸力Fp Fp=2zF0sin（α2/2）=2×6×177.8×sin（176°/2）=2132.3N （9）主要設計結論 選用A型普通V帶6根，基準長度1250mm。帶輪的基準直徑dd3=132mm，dd4=160mm，中心距控制在a=377～434mm。單根V帶初拉力F0=177.8N。 2.4.3.5鏈傳動 鏈傳動與帶傳動相比，無彈性滑動，傳動效率高，與齒輪傳動相比，適用于遠距離傳輸，總體來說工作可靠，能用于惡劣的環(huán)境。 傳動鏈分為滾子鏈、齒形鏈等類型。滾子鏈一般用于傳動系統的低速部分，可以承受較大載荷。 第二軸的動力分為兩部分，第一部分為驅動曲柄搖桿機構使鏟齒進行擺動挖蒜作業(yè)，約占用總功率的65%，第二部分驅動輸送鏈條用于輸送挖起的大蒜到作業(yè)機后部，約占用總功率的35%。P3=6.69kW。 挖蒜所需功率P蒜=P3·65%=4.35kW 輸送所需功率P輸=P3·35%=2.34kW 主動鏈輪轉速n3=1000/（1.2×1.21）=688.7r/min 傳動比i3=1.3 （1） 挖蒜鏈傳動 1） 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪的齒數為z1=23，則大齒輪的齒數為z2=i·z1=1.3×23=29.9≈30 2） 確定計算功率 在《機械設計》上表9-6查得工作情況系數為KA=1.0，圖9-13查得主動鏈輪的齒數系數為KZ=1.1，計算功率為 Pca=KAKAP=1.0×1.1×4.35kW=4.785kW 3） 選擇鏈條的型號和節(jié)距 因為Pca=4.785kW，n3=688.7r/min，且Pca≤Pc，查圖9-11，選擇10A-1.查表9-1，鏈條的節(jié)距選為p=15.875mm。 4） 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距為a0=（30～50）p=（30～50）×15.875=476～794mm。取a0=640mm。相應的鏈長節(jié)數為 Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+((z2-z1)/2π)2×p/a0 =2×640/150875+(23+30)/2+((30-23)/2π)2×15.875/640 =107.16 為了避免使用過渡鏈節(jié)，將鏈長節(jié)數圓整為偶數，取Lp=108。 因為z1、z2比較接近，故鏈傳動的最大中心距為 amax=p[Lp-(z1+z2)/2]/2=647mm 5） 計算鏈速v，確定潤滑方式 v=n3z1p/(60×1000)=688.7×23×15.875/(60×1000) =4.19m/s 通過v=4.19m/s、鏈號10A-1，查圖9-14，應該選用油盤飛濺潤滑 6） 計算壓軸力Fp 有效圓周力：Fe=1000P/v=1000×4.35/4.19=1038.2N 鏈條傾斜布置，故取壓軸力系數KFp=1.1壓軸力大小為 Fp=KFpFe=1.1×1038.2=1142N 7） 主要設計結論 鏈條型號為10A-1，大小鏈輪齒數分別為z1=23，z2=30，鏈節(jié)數為Lp=108中心距為a=647mm。 （2） 輸送軸傳動 1） 選擇鏈輪齒數 取小鏈輪的齒數為z1=23，則大齒輪的齒數為z2=i·z1=1.3×23=29.9≈30 2） 確定計算功率 在《機械設計》上表9-6查得工作情況系數為KA=1.0，圖9-13查得主動鏈輪的齒數系數為KZ=1.1，計算功率為 Pca=KAKAP=1.0×1.1×2.34kW=2.574W 3） 選擇鏈條的型號和節(jié)距 因為Pca=2.574kW，n3=688.7r/min，且Pca≤Pc，查圖9-11，選擇08A-1.查表9-1，鏈條的節(jié)距選為p=12.7mm。 4） 計算鏈節(jié)數和中心距 初選中心距為a0=（30～50）p=（30～50）×12.7=383～639mm。取a0=510mm。相應的鏈長節(jié)數為 Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+((z2-z1)/2π)2×p/a0 =2×510/12.7+(23+30)/2+((30-23)/2π)2×12.7/510 =106.8 為了避免使用過渡鏈節(jié)，將鏈長節(jié)數圓整為偶數，取Lp=106。 因為z1、z2比較接近，故鏈傳動的最大中心距為 amax=p[Lp-(z1+z2)/2]/2=505mm 5） 計算鏈速v，確定潤滑方式 v=n3z1p/(60×1000)=688.7×23×12.7/(60×1000) =3.35m/s 通過v=3.35m/s、鏈號08A-1，查圖9-14，應該選用油盤飛濺潤滑 6） 計算壓軸力Fp 有效圓周力：Fe=1000P/v=1000×2.34/3.35=698.5N 鏈條傾斜布置，故取壓軸力系數KFp=1.1壓軸力大小為 Fp=KFpFe=1.1×698.5=768N 7） 主要設計結論 鏈條型號為08A-1，大小鏈輪齒數分別為z1=23，z2=30，鏈節(jié)數為Lp=106中心距為a=505mm。 2.5轉向方式設計及計算 2.5.1 轉向方案比較 （1）牽引式農機的轉向機構 圖2-3牽引式農機的轉向機構示意圖 牽引式農機前兩輪為拖拉機的兩輪，后兩輪為安裝在機具上的兩輪。轉向由拖拉機兩輪來完成。在轉向過程中，四輪應圍繞一個中心旋轉（如左圖）。事實上，從右圖可以發(fā)現，四輪的中心不重合。在部分研究中，采用了轉向梯形的方式。單拉桿式轉向系統中，橫拉桿和兩根轉向側臂及前軸組成轉向梯形，可以使四輪近似圍繞一個中心旋轉。 圖2-4 兩種轉向梯形 （2）普通汽車的轉向機構 普通汽車轉向機構以轉向梯形為原理。在轉向梯形前端，采用了轉向器以及助力機構。常采用的轉向機構主要有齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸桿滾輪式以及蝸輪指銷式。助力裝置一般為機械式液壓助力和電子式液壓助力。其結構較為復雜，是否采用還有待于比較。 圖2-5 液壓轉向裝置 （3）原型機轉向機構 如下是實物圖。 圖2-6 4S-85轉向機構 其原理是方向盤的轉動帶動主動齒輪，經過中間齒輪，傳遞給不完全齒輪。其用3個齒輪的目的是為了保證方向盤的轉向與車輪轉向保持一致。通過不完全齒輪的轉動，使車輪轉向。從簡圖看出，不完全齒輪的軸線與車輪轉向軸軸線不重合。在轉向過程中，不完全齒輪軸線在空間的位置不變，車輪與地面的接觸部分則在地上劃過一道弧線。故在此過程中，接觸部分需要克服摩擦力做工，大大增加了轉向負擔。 （4）內外齒輪嚙合轉向機構 內外齒輪嚙合，以外齒輪帶動內齒輪的方式。小齒輪與方向盤軸保持同軸，大齒輪與車輪轉向軸保持同軸。優(yōu)點是：1、結構簡單。一組內外齒輪的使用就可以保證方向盤的轉向與車輪轉向保持一致，減少了齒輪個數；2、在空間的布局上更加緊湊，可以減少機身長度方向上的尺寸。 評測項目 轉向方式 是否省力 機構是否簡單 成本 可更換性 三齒輪傳動（原形機） 不省力 簡單 低 好 機械轉向裝置（普通汽車） 省力 復雜 高 不好 梯形機構（普通農機） 不省力 較簡單 一般 不好 直接轉向（三輪車） 不省力 簡單 低 好 內外齒輪嚙合 省力 簡單 低 好 綜上，決定采用內外齒輪嚙合轉向機構。 2.5.1內外齒輪嚙合轉向機構設計計算 （1）確定齒輪類型、精度等級、材料 1）按照設計方案，選用內外齒輪嚙合傳動方式，壓力角取20° 2）參考《機械設計（第九版）》（濮良貴編）表10-6，選用10級精度 3）選用材料為40Cr，齒面硬度為280HBS （2）確定齒數和模數 1）選小齒輪齒數z1=20 2）參照原機型，為了使轉彎半徑相對較小，試確定為最大轉彎角度為左右各60°；為了使轉彎時，作業(yè)人員更容易將方向盤打到極限位置，試確定方向盤極限位置為左右各240°；故傳動比初步確定為u=240°/60°=4。 3）z2=uz1=4×20=80 4）由于齒輪低速運行，不進行齒面解除疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度校核，同時考慮內齒輪的大小，選擇標準模數第一系列模數m=1.5 （3）確定齒輪的其他參數 取壓力角α0=20°，ha*=1.0，c*=0.25，π=3.14，則 齒距p=πm=3.14×1.5=4.71mm 分度圓直徑d1=m×z1=1.5×20=30mm d2=m×z2=1.5×80=120mm 基圓直徑db1=m×z1×cosα0=1.5×20×cos20°=28.1908mm db2=m×z2×cosα0=1.5×80×cos20°=112.7631mm 齒頂高ha=ha*×m=1×1.5=1.5mm 齒根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×1.5=1.875mm 齒頂圓直徑da1=d1+2ha=30+2×1.5=33mm da2=d2-2ha=120-2×1.5=117mm 齒根圓直徑df1=d1-2hf=30-2×1.875=26.25mm df2=d2+2hf=120+2×1.875=123.75mm 全齒高h1=ha1+hf1（見《如何計算內嚙合齒輪幾何尺寸的探討》） 齒厚s=p/2=2.355mm 中心距a=(d2-d1)/2=45mm 2.6挖蒜原理設計及計算 2.6.1 挖蒜方案比較 （1）國外的大蒜收獲機作業(yè)過程中，機具前進方向與蒜行保持平行。進行雙行或多行同時收獲就必須保證分禾器的間距和蒜行間距保持一致。在該機具的相關設計中，為了保證通用型，分禾器間距可調，最小為40cm。根據國內大蒜種植情況，蒜行平均間距為20cm。 （2）4DS-1000型大蒜收獲機利用的是旋轉刀具在地下不斷旋轉的運動切斷大蒜根系，并將蒜頭拱起的方式。直接切斷大蒜根系，起蒜的效率非常明顯，也比較容易傷及掩埋更深的大蒜。同時土下情況復雜，高速旋轉的刀具一旦遇到石塊較多的情況，非常容易崩刃。 圖2-7 4DS-1000型大蒜收獲機轉動布局 圖2-8 4S-6大蒜收獲機機構簡圖 （3）以上是4S-6型大蒜收獲機，其采用的挖掘鏟是長條狀，配合搖臂能實現一邊挖掘，一邊搖動的復合運動。 （4）本文以4S-6型長條狀挖掘鏟為基礎，擬設計鋸齒形挖掘鏟，用曲柄搖桿機構帶動，以增加碎土能力。 評測項目 挖掘裝置 是否對行距有要求 入土能力 碎土能力 是否易壞 國外大蒜收獲機 有 強 　 不易損壞 4DS-1000型 無 弱 低 易損壞 4S-6型 無 較弱 強 不易損壞 鋸齒狀 無 強 強 不易損壞 2.6.2 鏟齒設計計算 （1）鏟齒的設計 鋸條型鏟齒的參數主要有鏟刃斜角γ、鏟刀與地面的傾角α以及鏟刀的寬度B。 1） 鏟刃斜角γ：鏟刃上不應積土，必須要有比較大的斜角，經相關優(yōu)化設計實驗，2γ選為160° 2） 傾角α：傾角應小于22°，傾角越小，機具在作業(yè)過程中所受阻力越小。按照類似機具的經驗數據，取為15° 3） 寬度B：取為60mm 另外，鏟齒上鋸齒的形狀為等邊三角形，尖角部分為防止崩刃，以小半徑圓弧代替。 （2）挖掘鏟振動頻率和幅度的設計 前蘇聯的農業(yè)機械制造研究所的相關資料表明，挖掘鏟的每分鐘擺動次數宜為507～625之間；美國方面對振動鏟性能進行研究試驗后，認定為每分鐘擺動450次比不振動時阻力減少一半，超過這個頻率，阻力基本保持不變。所以，初步選定振動頻率為528次/min。根據篩子的振動原理，振幅f有下式： 即 取g=9.8,其中 α——安裝用角15° ε——振動方向角12.5° K0=cos15°/sin12.5°=4.4 因此，1.7×4.4<<2.6×4.4 得到23.9mm50000 工作壓力 p/Mpa ＜0.8～1 1.5～2 2.5～3 3～4 4～5 >5～7 還有一個重要的參數是最大流量，可以根據皮帶輪輸出到液壓泵的功率計算得到。 3.3擬定液壓系統原理圖 3.3.1 液壓回路的功能 通過對液壓系統的工況分析，所設計的液壓機構對穩(wěn)定性有較大的要求，主要體現在換向的時候。因此，需要選擇蓄能器等一些元件。在壓力達到合適的值時，液壓泵需要卸載。另外，所設計的液壓系統應該結構簡單、安全可靠、盡量減少能源的消耗，并且經濟實惠。 3.3.1擬定液壓系統原理圖 通過以上分析，綜合考慮，提出以下的設計方案： 圖3-1 液壓系統原理圖 普通行駛過程前，需要作業(yè)機進行提升，三位四通換向閥5處于右位，油液從右側進入，柱塞向左運動；進行挖蒜作業(yè)時，換向閥5處于左位，油液從左側進入液壓缸，同時在自重的情況下，作業(yè)機會快速下降到指定位置，然后位于第一軸上的離合器便和與液壓泵相連的帶輪分開，液壓泵停止工作。 在換向閥換向的時候，油路內油液易發(fā)生擾動，壓力可能發(fā)生驟減。在進油路上加設單向閥2，并且加上蓄能器4，能保證在換向過程中，即使發(fā)生上述不穩(wěn)定的情況，蓄能器也能在第一時間對油路進行補壓作用。 另外單向閥2、蓄能器4以及溢流閥3的組合實現了卸荷功能。在進油路油壓達到溢流閥3的標定壓力時，油液經液壓泵，通過3直接流回油箱，而不會影響到單向閥以上的油路，從而實現可靠平穩(wěn)的卸荷 3.4液壓缸的設計、計算和校核 其他未知的參數需要根據工作壓力以及流量來進行計算。整車質量的估算值大約為500kg。為了簡化計算，同時也為了操作人員控制方便，整個過程不再詳細分析減速、制動過程，不加入變速回路。 擬定：活塞桿上升行程為200mm，速度為0.1m/s 轉向升降裝置與豎直方向呈10° 動摩擦系數fd=0.1 3.4.1負載分析 （1） 工作負載 a．重力負載： FL= FG·cos10°=5000·cos10°=4924N b．摩擦阻力： Ffd=fd·FG·sin10°=0.1×5000×sin10°=86.8N c． 密封阻力 密封阻力放入機械效率中考慮，取機械效率ηm=0.9 則液壓缸推力 F =（FL+Fd）/ηm=5568N （2） 初定液壓缸尺寸 a. 選定液壓缸工作壓力 按表3-1，選定工作壓力p1=1.5Mpa。 b. 計算液壓缸尺寸 選用單桿式活塞缸，A1=2A2。 工進階段，液壓缸的推力計算公式 F/ηm=A1P1-A2P2 hm——液壓缸機械效率 A1——液壓缸無桿腔的有效作用面積 A2——液壓缸有桿腔的有效作用面積 p1——液壓缸無桿腔壓力 p2——液壓缸有桿腔壓力 因無需設置背壓閥，故p2=0 則 A1=F/（p1-1/2×p2）=5568/（1.5×106）=37.12cm2 根據液壓泵的最大工作壓力計算方法，液壓泵的最大工作壓力可表示為液壓缸最大工作壓力與液壓泵到液壓缸之間壓力損失之和。 pp=p+p損 泵的輸入功率P即為第一軸旋轉的功率，可以通過計算得到。取泵的總效率為0.75，則實際輸出流量為 qp=P·ηp/pp 設工進階段流量為q，在總流量的計算時應考慮泄漏量。泄漏量按照工進階段流量的0.1來計算，則總流量為 qp=1.1·q 故工進階段流量為 q=qp/1.1 在工進階段，有 q=A·v A——進油腔的面積 v——工進速度 故工進速度 v=q/A 將計算的工進速度與估算的進行比較。 （1） 通過計算得出各元件工作時的流量后，選擇元件的具體型號； （2） 確定油管。選定液壓泵后，液壓缸的工進速度、時間以及流量就與前面計算的數據不盡相同了。需要重新計算流量、流速。通過公式 計算得油管直徑，并圓整為標準值。 （3） 油箱的設計。按照液壓泵的額定流量以及經驗公式計算缸體的容積，并根據散熱要求進行校核。 （4） 溫升的驗算。液壓系統工作過程中，存在許多壓力損失，動力損失。這些損失最終轉化為熱能，使液壓系統內油液的粘度發(fā)生變化，同時使系統性能不再處于最佳工作狀態(tài)。因此必須進行溫升驗算。發(fā)熱量可以通過下式估算： Hi=Pi-Po Pi——輸入功率 Po——輸出功率 如發(fā)生過熱情況，則應設置冷卻器。4 安裝與運行 4.1 安裝 在安裝前，安裝人員需按照圖紙和配件單仔細檢查所需部件是否遺漏、損壞。確認無誤后方可安裝。 安裝順序 1． 焊接（暫不焊接鏟尺與曲柄搖桿機構）。尤其注意8個軸承支座底座以及方向盤定位板的位置。焊接之后形成整體車架。 2． 安裝方向盤和內外齒輪轉向機構、以及下方的車輪。 3． 安裝手扶拖拉機。通過掛接裝置將拖拉機安裝在機架上。此時整機中部懸空，方便安裝其它部件。 4． 安裝液壓泵、液壓缸。 5． 安裝軸及軸承支座。每個支座與其底座用2個螺栓緊固。每一對軸承支座之間安裝軸。上方兩根軸是動力軸，下方兩根軸用于安裝輸送鏈條的引導輪。同時安裝V帶，調整好帶輪中心距。 6． 安裝輸送鏈條以及曲柄搖桿機構。安裝好曲柄搖桿機構后將鏟尺焊接在搖桿上。 7． 安裝液壓管路以及其他液壓元件。注意轉向裝置與升降裝置不要互相干涉。 8． 安裝傳動鏈條。 完成后，檢查是否安裝可靠。 4.2 試運行 試運行需注意一下幾點： 1. 檢查各部件，確保達到正確的技術狀態(tài)； 2. 試運行前應對各軸承及鏈輪鏈條部位進行潤滑； 3. 試運轉。首先用手撥動柴油機上的帶輪，確保沒有碰撞、卡滯現象，然后用小油門運轉機器，再逐步調大油門觀察運轉情況。 4. 停機檢查各緊固件有無松動跡象。確認正常后即可入田作業(yè)。  結論 本人通過查閱書籍和手冊等資料最終完成了該課題。在該過程中，我了解到許多其他作物收獲機械的原理，分析了他們的優(yōu)缺點，旨在運用到自己的設計之中；同時了解到中外農作物收獲機械化的水平差異，使我下定決心要保質保量地完成這個課題。文獻作者們的研究方法給了我很大的啟迪。在這段時間里，我不僅加深了對專業(yè)知識的綜合運用能力，還更加熟練了軟件的操作；不僅了解到農業(yè)機械里一些基礎知識，更培養(yǎng)了一種優(yōu)化設計的思維。 對本設計做總體分析之后，有一些結論，羅列如下： 1. 目前的設計還是理論上的，但其是基于已有的機械做