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(jīng)濟作物之一，對出口經(jīng)濟做出了巨大的貢獻，既可調(diào)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(lián)合收獲機投入使用，國內(nèi)的機械化水平卻不高。大蒜的最佳收獲時間較短，實現(xiàn)機械化能最大限度地減少時間和人力的投入，產(chǎn)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(zhuǎn)運等農(nóng)藝環(huán)節(jié)或單項、或多項、或全部環(huán)節(jié)進行收獲的農(nóng)機具。通過對國內(nèi)外大蒜收獲機的原理分析，結(jié)合國內(nèi)的生產(chǎn)實際，確定了此次課題的主要設計內(nèi)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(guān)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 analysisIII畢業(yè)論文目 錄摘要IIAbstractIII1 緒論11.1 農(nóng)作物收獲機概述11.1.1 水稻、小麥收獲機11.1.2 玉米收獲機11.1.3 其他作物收獲機11.2 國內(nèi)大蒜種植情況11.3 國內(nèi)外大蒜收獲機研究情況22大蒜收獲機本體設計及計算42.1大蒜收獲機原理設計42.1.1 設計原則42.1.2 基本結(jié)構(gòu)52.1.3 工作原理52.2 技術(shù)參數(shù)52.3柴油機選型及計算52.3.1 配套動力的選用52.3.2 連接裝置的的設計62.4 傳動路線設計及計算72.4.1 動力傳遞路線72.4.2 柴油機輸出參數(shù)72.4.3 各級傳動設計計算72.5轉(zhuǎn)向方式設計及計算132.5.1 轉(zhuǎn)向方案比較132.5.1內(nèi)外齒輪嚙合轉(zhuǎn)向機構(gòu)設計計算152.6挖蒜原理設計及計算162.6.1 挖蒜方案比較162.6.2 鏟齒設計計算182.6.3 擺動機構(gòu)設計計算192.7 去土方式213液壓升降系統(tǒng)設計223.1明確系統(tǒng)的設計要求223.2分析工作情況，確定基本參數(shù)223.2.1 分析工況223.2.1 確定基本參數(shù)223.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖233.3.1 液壓回路的功能233.3.1擬定液壓系統(tǒng)原理圖233.4選用液壓元件244.1 安裝264.2 試運行26結(jié)論27致謝28參考文獻29附錄30附錄130附錄230331 緒論1.1 農(nóng)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(jīng)實行種田大戶承包農(nóng)田的方式，統(tǒng)一規(guī)劃、統(tǒng)一播種、統(tǒng)一管理、統(tǒng)一收獲。耕地的集中經(jīng)營，方便了種植戶，提高了生產(chǎn)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(nóng)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(nóng)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(shù)，從分段收獲逐步過渡到聯(lián)合收割，經(jīng)歷了十多年的時間。目前，我國稻麥收獲的機械化技術(shù)已趨于成熟，能根據(jù)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(shù)，國內(nèi)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(zhì)的收獲需求。自走式能自動開道，效率較高，成型的聯(lián)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(zhuǎn)彎半徑大；懸掛式因其動力可以分離，拖拉機可以在農(nóng)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(jīng)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(chǎn)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(nèi)大蒜種植情況大蒜是傳統(tǒng)的出口農(nóng)產(chǎn)品，每年的出口量超過2億美元，居所有出口蔬果產(chǎn)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(nèi)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(nóng)民70%的收入來源于大蒜產(chǎn)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(nóng)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(nèi)外大蒜收獲機研究情況1.3.1 國外大蒜收獲機現(xiàn)狀大蒜及其附屬產(chǎn)品在美國深受歡迎，美國的大蒜產(chǎn)業(yè)也十分發(fā)達。目前，美國大蒜已經(jīng)實現(xiàn)了規(guī)?；N植，播種、管理、收獲均已實現(xiàn)機械化。美國TopAir公司生產(chǎn)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(lián)合收獲機。法國ERME公司生產(chǎn)的機型中，打捆式以RL1型和RL2型為代表，分別可實現(xiàn)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(jīng)夾持帶夾持輸送至打捆機構(gòu)，拍土，當蒜秧累積到一定數(shù)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(nèi)大蒜收獲機現(xiàn)狀國內(nèi)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(zhuǎn)的刀具，在土下高速旋轉(zhuǎn)，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(cè)；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(shù)機具結(jié)構(gòu)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(diào)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(zhuǎn)向比雙輪轉(zhuǎn)向有更小的轉(zhuǎn)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(jié)合國內(nèi)外其他大蒜收獲機的優(yōu)點進行改進。圖2-12.1.1 設計原則總體的設計方案擬將傳動系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、挖掘系統(tǒng)、篩土系統(tǒng)與手扶拖拉機連接成為一體，使整體結(jié)構(gòu)緊湊，機構(gòu)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)要安全可靠，保證操作的簡易性和舒適性。2.1.2 基本結(jié)構(gòu)大蒜收獲機由傳動系統(tǒng)、升降系統(tǒng)、挖掘系統(tǒng)、篩土系統(tǒng)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(cè)的兩個帶輪空轉(zhuǎn)，離合器從動件在撥桿的作用下與驅(qū)動液壓泵的帶輪或者驅(qū)動第二軸的帶輪合上，傳遞動力。第二軸外側(cè)是鏈輪，通過鏈條與曲柄搖桿機構(gòu)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(qū)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(zhuǎn)；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(gòu)，實現(xiàn)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(shù)參數(shù)1）外形尺寸（長寬高）：2400mm1050mm1300mm；2）配套動力：8.813.5kW；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(jù)對機具的功率估算以及我國現(xiàn)有手扶拖拉機生產(chǎn)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(qū)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(shù)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)26809601250輪距(毫米)800(常用) 740 640離地間隙(毫米)182結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速(轉(zhuǎn)/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(qū)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(chǎn)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(zhuǎn)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(nóng)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(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)彎的過程中，榫卯兩部分能相對轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動的角度過大。根據(jù)其他連接方式的經(jīng)驗數(shù)據(jù)，相對轉(zhuǎn)角應不超過10，故在榫頭上下兩面加上限位塊來限定轉(zhuǎn)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(shù)根據(jù)以上選用的東風DF-12柴油機的參數(shù)，可確定：發(fā)動機額定功率：P0=8.8kW；后退速度：3.8km/h。根據(jù)JB/T 7278-1994手扶拖拉機動力輸出軸標準和GB/T 1592.1-2008農(nóng)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(zhuǎn)速。這里選用1000r/min。根據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)，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(jù)GB/T 2778-1992農(nóng)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(zhuǎn)速規(guī)定為161m/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20100203015030451754560225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：1=0.96；滾動軸承傳動效率：2=0.99；滾子鏈傳動效率：3=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(diào)整相應參數(shù)進行計算），因此可以計算出各軸的功率：P1=P總1=7.480.96=7.18kWP2=P112=7.180.960.99=6.82kWP3=P223=6.820.990.96=6.69kW2.4.3.2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=i1i2i3。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(jié)構(gòu)緊湊，且大多少V帶已經(jīng)標準化，所以V帶傳動已經(jīng)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810小時計算，由機械設計（濮良貴著）表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAP=1.17.48=8.228kW（2） 選擇V帶類型根據(jù)Pca，轉(zhuǎn)速n1=1000r/min，選用B型。（3） 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1） 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/sv30m/s，故帶速合適3） 計算大帶輪的基準直徑dd2=i1dd1=1.2140mm=168mm根據(jù)普通V帶輪基準直徑系列，選取標準值dd2=170mm（4） 確定V帶的中心距a和基準長度1） 根據(jù)0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）計算，得217 a0120（6） 計算帶的根數(shù)z1） 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(jù)n1=1000r/min，i=1.2和B型帶，查機械設計表8-5可得P0=0.17kW。查機械設計表8-6的K=0.99，表8-2得KL=0.90，所以Pr=（P0+P0）KKL=（2.08+0.17）0.990.90kW=2.00kW2） 計算V帶的根數(shù)zz=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(zhì)量q=0.170kg/m，所以F0=5001/Kzv（2.5-K）Pca+qv2=5001/（0.9957.32）（2.5-0.99）8.228+0.1707.322=180.55N（8） 計算壓軸力FpFp=2zF0sin（1/2）=25180.55sin（176/2）=1804N（9） 主要設計結(jié)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=465539mm。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810小時計算，由機械設計（濮良貴著）表8-8查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故Pca=KAP=1.17.18=7.898kW（2） 選擇V帶類型根據(jù)Pca，轉(zhuǎn)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v1） 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/sv30m/s，故帶速合適3） 計算大帶輪的基準直徑dd4=i2dd3=1.21132mm=160mm根據(jù)普通V帶輪基準直徑系列，選取標準值dd4=160mm（4） 確定V帶的中心距a和基準長度1） 根據(jù)0.7（dd3+dd4）a02（dd3+dd4）計算，得204.4 a0120（6）計算帶的根數(shù)z1）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(jù)n2=833.3r/min，i=1.2和B型帶，查機械設計表8-5可得P0=0.055kW。查機械設計表8-6的K=0.99，表8-2得KL=0.93，所以Pr=（P0+P0）KKL=（1.40+0.055）0.990.93kW=1.34kW2）計算V帶的根數(shù)zz=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(zhì)量q=0.105kg/m，所以F0=5001/Kzv（2.5-K）Pca+qv2=5001/（0.9965.76）（2.5-0.99）7.898+0.1055.762=177.8N（8）計算壓軸力FpFp=2zF0sin（2/2）=26177.8sin（176/2）=2132.3N（9）主要設計結(jié)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=377434mm。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(tǒng)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(qū)動曲柄搖桿機構(gòu)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(qū)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=P365%=4.35kW輸送所需功率P輸=P335%=2.34kW主動鏈輪轉(zhuǎn)速n3=1000/（1.21.21）=688.7r/min傳動比i3=1.3（1） 挖蒜鏈傳動1） 選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪的齒數(shù)為z1=23，則大齒輪的齒數(shù)為z2=iz1=1.323=29.9302） 確定計算功率在機械設計上表9-6查得工作情況系數(shù)為KA=1.0，圖9-13查得主動鏈輪的齒數(shù)系數(shù)為KZ=1.1，計算功率為Pca=KAKAP=1.01.14.35kW=4.785kW3） 選擇鏈條的型號和節(jié)距因為Pca=4.785kW，n3=688.7r/min，且PcaPc，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(shù)和中心距初選中心距為a0=（3050）p=（3050）15.875=476794mm。取a0=640mm。相應的鏈長節(jié)數(shù)為Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+(z2-z1)/2)2p/a0=2640/150875+(23+30)/2+(30-23)/2)215.875/640=107.16為了避免使用過渡鏈節(jié)，將鏈長節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)，取Lp=108。因為z1、z2比較接近，故鏈傳動的最大中心距為amax=pLp-(z1+z2)/2/2=647mm5） 計算鏈速v，確定潤滑方式v=n3z1p/(601000)=688.72315.875/(601000)=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=10004.35/4.19=1038.2N鏈條傾斜布置，故取壓軸力系數(shù)KFp=1.1壓軸力大小為Fp=KFpFe=1.11038.2=1142N7） 主要設計結(jié)論鏈條型號為10A-1，大小鏈輪齒數(shù)分別為z1=23，z2=30，鏈節(jié)數(shù)為Lp=108中心距為a=647mm。（2） 輸送軸傳動1） 選擇鏈輪齒數(shù)取小鏈輪的齒數(shù)為z1=23，則大齒輪的齒數(shù)為z2=iz1=1.323=29.9302） 確定計算功率在機械設計上表9-6查得工作情況系數(shù)為KA=1.0，圖9-13查得主動鏈輪的齒數(shù)系數(shù)為KZ=1.1，計算功率為Pca=KAKAP=1.01.12.34kW=2.574W3） 選擇鏈條的型號和節(jié)距因為Pca=2.574kW，n3=688.7r/min，且PcaPc，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(shù)和中心距初選中心距為a0=（3050）p=（3050）12.7=383639mm。取a0=510mm。相應的鏈長節(jié)數(shù)為Lp0=2a0/p+（z1+z2）/2+(z2-z1)/2)2p/a0=2510/12.7+(23+30)/2+(30-23)/2)212.7/510=106.8為了避免使用過渡鏈節(jié)，將鏈長節(jié)數(shù)圓整為偶數(shù)，取Lp=106。因為z1、z2比較接近，故鏈傳動的最大中心距為amax=pLp-(z1+z2)/2/2=505mm5） 計算鏈速v，確定潤滑方式v=n3z1p/(601000)=688.72312.7/(601000)=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=10002.34/3.35=698.5N鏈條傾斜布置，故取壓軸力系數(shù)KFp=1.1壓軸力大小為Fp=KFpFe=1.1698.5=768N7） 主要設計結(jié)論鏈條型號為08A-1，大小鏈輪齒數(shù)分別為z1=23，z2=30，鏈節(jié)數(shù)為Lp=106中心距為a=505mm。2.5轉(zhuǎn)向方式設計及計算2.5.1 轉(zhuǎn)向方案比較（1）牽引式農(nóng)機的轉(zhuǎn)向機構(gòu)圖2-3牽引式農(nóng)機的轉(zhuǎn)向機構(gòu)示意圖牽引式農(nóng)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(zhuǎn)向由拖拉機兩輪來完成。在轉(zhuǎn)向過程中，四輪應圍繞一個中心旋轉(zhuǎn)（如左圖）。事實上，從右圖可以發(fā)現(xiàn)，四輪的中心不重合。在部分研究中，采用了轉(zhuǎn)向梯形的方式。單拉桿式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中，橫拉桿和兩根轉(zhuǎn)向側(cè)臂及前軸組成轉(zhuǎn)向梯形，可以使四輪近似圍繞一個中心旋轉(zhuǎn)。圖2-4 兩種轉(zhuǎn)向梯形（2）普通汽車的轉(zhuǎn)向機構(gòu)普通汽車轉(zhuǎn)向機構(gòu)以轉(zhuǎn)向梯形為原理。在轉(zhuǎn)向梯形前端，采用了轉(zhuǎn)向器以及助力機構(gòu)。常采用的轉(zhuǎn)向機構(gòu)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(jié)構(gòu)較為復雜，是否采用還有待于比較。圖2-5 液壓轉(zhuǎn)向裝置（3）原型機轉(zhuǎn)向機構(gòu)如下是實物圖。圖2-6 4S-85轉(zhuǎn)向機構(gòu)其原理是方向盤的轉(zhuǎn)動帶動主動齒輪，經(jīng)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(zhuǎn)向與車輪轉(zhuǎn)向保持一致。通過不完全齒輪的轉(zhuǎn)動，使車輪轉(zhuǎn)向。從簡圖看出，不完全齒輪的軸線與車輪轉(zhuǎn)向軸軸線不重合。在轉(zhuǎn)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(zhuǎn)向負擔。（4）內(nèi)外齒輪嚙合轉(zhuǎn)向機構(gòu)內(nèi)外齒輪嚙合，以外齒輪帶動內(nèi)齒輪的方式。小齒輪與方向盤軸保持同軸，大齒輪與車輪轉(zhuǎn)向軸保持同軸。優(yōu)點是：1、結(jié)構(gòu)簡單。一組內(nèi)外齒輪的使用就可以保證方向盤的轉(zhuǎn)向與車輪轉(zhuǎn)向保持一致，減少了齒輪個數(shù)；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(zhuǎn)向方式是否省力機構(gòu)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(zhuǎn)向裝置（普通汽車）省力復雜高不好梯形機構(gòu)（普通農(nóng)機）不省力較簡單一般不好直接轉(zhuǎn)向（三輪車）不省力簡單低好內(nèi)外齒輪嚙合省力簡單低好綜上，決定采用內(nèi)外齒輪嚙合轉(zhuǎn)向機構(gòu)。2.5.1內(nèi)外齒輪嚙合轉(zhuǎn)向機構(gòu)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(nèi)外齒輪嚙合傳動方式，壓力角取202）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(shù)和模數(shù)1）選小齒輪齒數(shù)z1=202）參照原機型，為了使轉(zhuǎn)彎半徑相對較小，試確定為最大轉(zhuǎn)彎角度為左右各60；為了使轉(zhuǎn)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=420=804）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(nèi)齒輪的大小，選擇標準模數(shù)第一系列模數(shù)m=1.5（3）確定齒輪的其他參數(shù)取壓力角0=20，ha*=1.0，c*=0.25，=3.14，則齒距p=m=3.141.5=4.71mm分度圓直徑d1=mz1=1.520=30mm d2=mz2=1.580=120mm基圓直徑db1=mz1cos0=1.520cos20=28.1908mm db2=mz2cos0=1.580cos20=112.7631mm齒頂高ha=ha*m=11.5=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+21.5=33mm da2=d2-2ha=120-21.5=117mm齒根圓直徑df1=d1-2hf=30-21.875=26.25mm df2=d2+2hf=120+21.875=123.75mm全齒高h1=ha1+hf1（見如何計算內(nèi)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=45mm2.6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(guān)設計中，為了保證通用型，分禾器間距可調(diào)，最小為40cm。根據(jù)國內(nèi)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(zhuǎn)刀具在地下不斷旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)動布局圖2-8 4S-6大蒜收獲機機構(gòu)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(xiàn)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(gòu)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(shù)主要有鏟刃斜角、鏟刀與地面的傾角以及鏟刀的寬度B。1） 鏟刃斜角：鏟刃上不應積土，必須要有比較大的斜角，經(jīng)相關(guān)優(yōu)化設計實驗，2選為1602） 傾角：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(jīng)驗數(shù)據(jù)，取為153） 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(lián)的農(nóng)業(yè)機械制造研究所的相關(guān)資料表明，挖掘鏟的每分鐘擺動次數(shù)宜為507625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(jù)篩子的振動原理，振幅f有下式： 即 取g=9.8,其中安裝用角15振動方向角12.5K0=cos15/sin12.5=4.4因此，1.74.42.64.4得到23.9mmf50000工作壓力p/Mpa0.811.522.53344557還有一個重要的參數(shù)是最大流量，可以根據(jù)皮帶輪輸出到液壓泵的功率計算得到。3.3擬定液壓系統(tǒng)原理圖3.3.1 液壓回路的功能通過對液壓系統(tǒng)的工況分析，所設計的液壓機構(gòu)對穩(wěn)定性有較大的要求，主要體現(xiàn)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(tǒng)應該結(jié)構(gòu)簡單、安全可靠、盡量減少能源的消耗，并且經(jīng)濟實惠。3.3.1擬定液壓系統(tǒng)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(tǒng)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(cè)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(cè)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(nèi)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(xiàn)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(jīng)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(xiàn)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(shù)需要根據(jù)工作壓力以及流量來進行計算。整車質(zhì)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(zhuǎn)向升降裝置與豎直方向呈10動摩擦系數(shù)fd=0.13.4.1負載分析（1） 工作負載a重力負載：FL= FGcos10=5000cos10=4924Nb摩擦阻力：Ffd=fdFGsin10=0.15000sin10=86.8Nc 密封阻力密封阻力放入機械效率中考慮，取機械效率m=0.9則液壓缸推力F =（FL+Fd）/m=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/m=A1P1-A2P2hm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/（p1-1/2p2）=5568/（1.5106）=37.12cm2根據(jù)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(zhuǎn)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=Pp/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=1.1q故工進階段流量為q=qp/1.1在工進階段，有q=AvA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(shù)據(jù)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(jīng)驗公式計算缸體的容積，并根據(jù)散熱要求進行校核。（4） 溫升的驗算。液壓系統(tǒng)工作過程中，存在許多壓力損失，動力損失。這些損失最終轉(zhuǎn)化為熱能，使液壓系統(tǒng)內(nèi)油液的粘度發(fā)生變化，同時使系統(tǒng)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-PoPi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(gòu)）。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(nèi)外齒輪轉(zhuǎn)向機構(gòu)、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(diào)整好帶輪中心距。6 安裝輸送鏈條以及曲柄搖桿機構(gòu)。安裝好曲柄搖桿機構(gòu)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(zhuǎn)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(shù)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(zhuǎn)。首先用手撥動柴油機上的帶輪，確保沒有碰撞、卡滯現(xiàn)象，然后用小油門運轉(zhuǎn)機器，再逐步調(diào)大油門觀察運轉(zhuǎn)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(jié)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(nóng)作物收獲機械化的水平差異，使我下定決心要保質(zhì)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(nóng)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(jié)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