大蒜收获机的优化设计,大蒜,收获,优化,设计
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大蒜收获机的优化设计
毕业论文
摘要
大蒜是我国最重要的经济作物之一，对出口经济做出了巨大的贡献，既可调味，又可入药，广受欢迎。种植面积广，伴随而来的是收获难度高。国外已有大蒜联合收获机投入使用，国内的机械化水平却不高。大蒜的最佳收获时间较短，实现机械化能最大限度地减少时间和人力的投入，产品能提前进入市场。大蒜收获机，是指在大蒜的成熟时期，用于对大蒜进行挖掘、去土、输送、整理、切茎、收集、转运等农艺环节或单项、或多项、或全部环节进行收获的农机具。通过对国内外大蒜收获机的原理分析，结合国内的生产实际，确定了此次课题的主要设计内容。在收集了大量收获机的资料，对其初步设计之后，再采用了一些优化设计的方法进行了设计计算、强度校核。
关键词：大蒜收获机；优化设计；
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
毕业论文
目 录
摘要 II
Abstract III
1 绪论 1
1.1 农作物收获机概述 1
1.1.1 水稻、小麦收获机 1
1.1.2 玉米收获机 1
1.1.3 其他作物收获机 1
1.2 国内大蒜种植情况 1
1.3 国内外大蒜收获机研究情况 2
2大蒜收获机本体设计及计算 4
2.1大蒜收获机原理设计 4
2.1.1 设计原则 4
2.1.2 基本结构 5
2.1.3 工作原理 5
2.2 技术参数 5
2.3柴油机选型及计算 5
2.3.1 配套动力的选用 5
2.3.2 连接装置的的设计 6
2.4 传动路线设计及计算 7
2.4.1 动力传递路线 7
2.4.2 柴油机输出参数 7
2.4.3 各级传动设计计算 7
2.5转向方式设计及计算 13
2.5.1 转向方案比较 13
2.5.1内外齿轮啮合转向机构设计计算 15
2.6挖蒜原理设计及计算 16
2.6.1 挖蒜方案比较 16
2.6.2 铲齿设计计算 18
2.6.3 摆动机构设计计算 19
2.7 去土方式 21
3液压升降系统设计 22
3.1明确系统的设计要求 22
3.2分析工作情况，确定基本参数 22
3.2.1 分析工况 22
3.2.1 确定基本参数 22
3.3拟定液压系统原理图 23
3.3.1 液压回路的功能 23
3.3.1拟定液压系统原理图 23
3.4选用液压元件 24
4.1 安装 26
4.2 试运行 26
结论 27
致谢 28
参考文献 29
附录 30
附录1 30
附录2 30
33
1 绪论
1.1 农作物收获机概述
1.1.1 水稻、小麦收获机
为了使耕地资源更加集中，我国部分地区已经实行种田大户承包农田的方式，统一规划、统一播种、统一管理、统一收获。耕地的集中经营，方便了种植户，提高了生产效率，为机械化收获开辟了广阔的空间。
米和面，作为中国人的主食，需求量巨大。稻麦收获机的使用，使大部分农民从种植收获的体力活中解放出来。随着稻麦收获的机械化程度和效率越来越高，农民能更好地减少损失，增收致富。自上世纪80年代中期开始，我省便开始推广稻麦收获机械化技术，从分段收获逐步过渡到联合收割，经历了十多年的时间。目前，我国稻麦收获的机械化技术已趋于成熟，能根据区域、作物收获的特点，省时高效地做好收获工作。
1.1.2 玉米收获机
玉米，在我国的种植区域最为广泛，分布于31个省、市、自治区。同时，作为第二大粮食作物，机械化收获的需求一直存在。除了作为粮食作物，其籽粒和茎秆在环保和能源方面也有其用途。
借鉴国外成熟的技术，国内对于玉米收获机的研究有了长足的进步，发展出自走式、悬挂式和牵引式的机型，各有特点，能适用于不同面积、不同土质的收获需求。自走式能自动开道，效率较高，成型的联合收获机能完成摘穗、剥皮、装车、切碎茎秆的功能；牵引式适合在大面积地块上作业，转弯半径大；悬挂式因其动力可以分离，拖拉机可以在农闲的时候另作他用。虽然和国外的机型比较，存在的主要问题是可靠性差、效率低，但能满足玉米收获的基本要求。
1.1.3 其他作物收获机
其他作物收获机主要有大蒜收获机、花生收获机、薯类收获机、甜菜收获机、棉花收获机和牧草收获机等。大蒜因其重要的经济价值以及食用价值，使我国成为世界上最主要的大蒜生产国和出口国。但是，大蒜收获的机械化却远远比不上稻麦收获机以及玉米收获机。因此，大蒜收获机市场前景比较广阔。
1.2 国内大蒜种植情况
大蒜是传统的出口农产品，每年的出口量超过2亿美元，居所有出口蔬果产品第一，覆盖60%的国际市场份额。中国的最早种植区在山东、江苏、陕西、山西、新疆以及河南省。目前国内70%的种植区在这些地方。位于山东省西南方的金乡县，地处平原，是中国最大的大蒜种植县。其种植面积大约为40000平方公顷，农民70%的收入来源于大蒜产业。成武县、巨野县、定陶县、单县、嘉祥县、鱼台县和微山县，环绕着金乡县，形成了中国最大的大蒜种植区，面积达70000平方公顷。另外，还有中等水平的种植区位于苍山县、莱芜市、商河县、广饶县、平度市、聊城市、曲阜市等。山东的总种植面积达6700平方公顷。河南省豫东平原杞县拥有30000平方公顷的种植区，仅次于金乡县。中牟县的种植面积为20000平方公顷。宜阳县、通许县、临颍县等地的农民也种植大蒜。河南省是中国第二大大蒜种植区。
江苏省的种植面积为25000平方公顷，其中射阳县超过12000平方公顷，大丰县为8000平方公顷。另外泰昌市、宝应县也有种植区。河北永年县，安徽亳州、怀远县、来安县，陕西武功县、兴平市、耀县、洋县，广西桂林全州，云南大理，四川温江，湖北枝江、当阳，上海嘉定区，甘肃天水、民乐县，哈尔滨阿城区，也有部分种植区。
1.3 国内外大蒜收获机研究情况
1.3.1 国外大蒜收获机现状
大蒜及其附属产品在美国深受欢迎，美国的大蒜产业也十分发达。目前，美国大蒜已经实现了规模化种植，播种、管理、收获均已实现机械化。美国TopAir公司生产的GW4400型大蒜收获机能进行4行大蒜的挖掘铺条，配套有型号为GL2400型双行大蒜捡拾机，可以完成大蒜收获全程机械化操作。其上还装有实时监测与监控装置。
法国也发展出较为完善的大蒜联合收获机。法国ERME公司生产的机型中，打捆式以RL1型和RL2型为代表，分别可实现单行和双行大蒜同时收获。其工作原理是将分禾器对准蒜行，一方面将蒜秧导入夹持带，另一方面挖掘铲将大蒜根部挖松。大蒜经夹持带夹持输送至打捆机构，拍土，当蒜秧累积到一定数量就进行打捆，输送到横向输送带上。切秧式以RE1型为代表，原理与RL系列类似，只是夹持后输送至切秧装置将蒜秧切除，蒜头便掉入横向输送带上。
西班牙J.J.BROCH公司的双行打捆式大蒜收获机与四行切秧式大蒜收获机与法国ERME公司的机型采用相似的工作原理。另外其切秧式机型还有单行、三行、五行式可供选择，以满足不同的蒜行间距要求。
1.3.2 国内大蒜收获机现状
国内大蒜收获机主要有以下特点：
1） 设计思路比较开阔。国外的机型都采用挖掘铲的方式挖掘，我国4DS-1000型大蒜收获机通过两片旋转的刀具，在土下高速旋转，将大蒜根系切断，达到相同的目的；国外的机型均采用拍土器使蒜土分离，我国4DS-2型收获机使用抛掷轮拨齿杆把土块大蒜，使蒜头从中分离出来，并抛在挖掘铲的一侧；另外，国外机型机器前进方向与蒜行必须保持平行，我国4S-85型收获机的前进方向与蒜行保持平行或垂直均可。
2） 机具适用性差。不同的土壤类型严重制约着大蒜收获机的使用推广。种植方法的差异，例如植株间距、地膜覆盖情况也是需要考虑的问题。夹持型收获机不适用于收获倒伏的作物。同时，植株的缠绕，机具的维护问题也需要解决。
3） 稳定性差。目前大多数机具结构存在不合理的地方，没有深入地进行优化，例如某些零部件受力不合理，易受损。
4） 人机交互差。部分收获机采用振动的碎土方案，没有使用良好的隔振吸振装置，间接影响了工作人员。田间环境恶劣，收获机应适当配备防护设施以保证工作人员有个尽量舒适的工作环境。
2大蒜收获机本体设计及计算
2.1大蒜收获机原理设计
本设计以徐州市巧力威机械厂的4S1000型大蒜收获机（如图2-1）为原形（以下称原型机）。左端方向盘用于作业过程中的方向调整，动力是另一端的拖拉机，以倒档推动机身；非作业过程中，以拖拉机的前进挡拉动机身。其主要优点是：
1. 作业过程中视野开阔，能观察到方向盘所控制的车轮周围的情况；
2. 能避免手扶拖拉机宽大的轮胎压蒜的问题；
3. 单轮转向比双轮转向有更小的转弯半径。
本文旨在针对原型机在实际使用过程中暴露出来的问题，结合国内外其他大蒜收获机的优点进行改进。
图2-1
2.1.1 设计原则
总体的设计方案拟将传动系统、升降系统、挖掘系统、筛土系统与手扶拖拉机连接成为一体，使整体结构紧凑，机构简单可靠，布局趋于合理，操作安全舒适，将大蒜挖掘、筛土、条铺等过程一次性完成，方便后续工作。挖掘系统需要有较强的破土碎土能力，通过合理的设计减少伤蒜率；筛土系统需要具有运输和蒜土分离能力，控制振动频率提高分离效果；操作系统要安全可靠，保证操作的简易性和舒适性。
2.1.2 基本结构
大蒜收获机由传动系统、升降系统、挖掘系统、筛土系统组成。动力由手扶拖拉机提供。其动力输出轴将动力输出到作业机的第一轴上。第一轴上的两侧的两个带轮空转，离合器从动件在拨杆的作用下与驱动液压泵的带轮或者驱动第二轴的带轮合上，传递动力。第二轴外侧是链轮，通过链条与曲柄摇杆机构的曲柄连接；摇杆上固定铲齿。
2.1.3 工作原理
在普通行驶过程中，第一轴动力驱动液压泵工作，将机身提升，使铲齿离地，正常行驶此时第二轴上的带轮空转；田间开始作业时，拨动离合器拨杆使第二轴上的带轮将动力传递给轴，通过链传动到达摆动机构，实现铲齿摆动，然后拨动液压换向阀使液压回路直接卸载，机身依靠自身重力下降，在下降的同时，依靠铲齿一边摆动一边铲土的动作破土到达指定深度，开启柴油机的倒车档进行收获作业。
2.2 技术参数
1）外形尺寸（长×宽×高）：2400mm×1050mm×1300mm；
2）配套动力：8.8～13.5kW；
3）工作幅宽：1000mm；
4）挖掘深度：15cm；
5）作业速度：1m/s；
6）连接方式：插销铰接。
2.3柴油机选型及计算
2.3.1 配套动力的选用
根据对机具的功率估算以及我国现有手扶拖拉机生产情况，拟选择东风DF-12手扶拖拉机，作为动力源，将动力通过带传动传递给作业机的第一轴。第一轴一方面驱动液压泵进行作业机的升降控制，另一方面作为作业机挖掘的动力来源。
东风DF-12手扶拖拉机的主要参数如下：
类别
东风牌系列手扶拖拉机
东风12型
拖拉机
型号
东风12型
外形尺寸(长×宽×高)(毫米)
2680×960×1250
轮距(毫米)
800(常用) 740 640
离地间隙(毫米)
182
结构重量(千克)
345
使用重量(包括旋耕机)(千克)
475
轮胎规格
6.00-12
行驶速度(千米/小时)
前进
1.4 2.5 4.1 5.3 9.4 15.3
后退
1.1 3.8
发动机
型号
S195/ZS195
额定功率
8.8kW/12hp
转速(转/分)
2000/2200(选装)
主要配套机具(选购)
冷却方式
蒸发水冷式
1、100-640N型防滑轮
2、1LS-220型双铧犁
3、1LS-220Y型圆盘犁
4、1LYQ-320型驱动圆盘犁
5、8Y-80型喷灌机
6、4GL-130型割晒机
7、2BG-6A型条播机
8、7C-1.5BH型拖车(液压自卸型)
2.3.2 连接装置的的设计
在生产过程中，原机型易损件之一就是机架与拖拉机的连接部件。原型机机架与手扶拖拉机的连接方式为螺纹连接的面接触（配图）。在直线行驶过程中，推力以均布载荷的方式施加在接触面上，能够平稳地将推力传递给机架；然而在转弯过程中，实际受力面积只有一半，且受到的是线性分布载荷，边缘位置受力最大。
农具与拖拉机的连接方式一般分为悬挂式、半悬挂式以及牵引式等。由于本文的设计中拖拉机的配置方式，故提出一种新型的连接方式。（如下图）
该连接机构主要是将原来的平面接触改为圆弧曲面接触，采用榫卯的方式，并用插销作为铰接点，使榫卯两部分能相对转动。主要特点是：
1. 在直线行驶过程中，接触面增大，改善了受力情况；
2. 在转弯的过程中，榫卯两部分能相对转动，和原型机相比，接触面受力情况不再是线性分布载荷，而是介于线性分布载荷与均布载荷之间的一种情况。
这样的设计，需要考虑的问题是不能使榫卯之间相对转动的角度过大。根据其他连接方式的经验数据，相对转角应不超过10°，故在榫头上下两面加上限位块来限定转角。
2.4 传动路线设计及计算
2.4.1 动力传递路线
图2-2 动力传递示意图
2.4.2 柴油机输出参数
根据以上选用的东风DF-12柴油机的参数，可确定：
发动机额定功率：P0=8.8kW；
后退速度：3.8km/h。
根据JB/T 7278-1994手扶拖拉机动力输出轴标准和GB/T 1592.1-2008农业拖拉机后置动力输出轴 1、2和 3型标准，可知其有1000r/min和540r/min两种转速。这里选用1000r/min。
根据经验数据，在考虑了负载的情况下，柴油机除去行走所消耗的功率，输出轴的功率大约为额定功率的85%，即
输出轴功率：P出=85%×P0=7.48kW。
2.4.3 各级传动设计计算
根据GB/T 2778-1992农业拖拉机动力输出皮带轮、圆周速度和宽度标准，皮带轮圆周转速规定为16±1m/s，皮带轮传递功率和轮缘宽度应满足下表所列胶带宽度的要求：
皮带轮传递功率/kW
胶带宽度
≤20
100
＞20～30
150
＞30～45
175
＞45～60
225
查阅《机械设计手册》第一卷P1-5，可知，各传动副的机械传动效率：V带传动效率：η1=0.96；滚动轴承传动效率：η2=0.99；滚子链传动效率：η3=0.96。
2.4.3.1传动装置动力设计
由以上的分析可知，拖拉机输出轴功率P总=7.48kW，，而正常作业工程中液压泵消耗功率很少，在此忽略（如不能忽略，再调整相应参数进行计算），因此可以计算出各轴的功率：
P1=P总·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传动比分配
(1）总传动比
i总=1000/528=1.89
(2)各级传动比分别设为i1、i2、i3，有i总=i1·i2·i3。由于总传动比不大，故各级传动比尽量均匀分配。链传动的传动比一般比带传动大。故各级传动比取为i1=1.2，i2=1.21，i3=1.3。
2.4.3.3一级带轮传动
带传动，按照横截面形状的不同，可以分为平带传动、圆带传动、V带传动和多楔带传动。V带的横截面为等腰三角形，在带轮上有相应的轮槽。V带所允许的传动比大，结构紧凑，且大多少V带已经标准化，所以V带传动已经得到广泛的应用。
本设计一级带传动使用普通V带传动。
（1） 确定计算功率Pca
以每天工作8～10小时计算，由《机械设计》（濮良贵著）表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KAP=1.1×7.48=8.228kW
（2） 选择V带类型
根据Pca，转速n1=1000r/min，选用B型。
（3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1） 初选小带轮的基准直径dd1。由《机械设计》表8-7和表8-9可取小带轮的基准直径dd1=140mm。
2） 验算带速v
因为5m/s
120°
（6） 计算带的根数z
1） 计算单根带的额定功率Pr
由dd1=140mm和n1=1000r/min,查《机械设计》表8-4可得单根V带基本额定功率P0=2.08kW。
根据n1=1000r/min，i=1.2和B型带，查《机械设计》表8-5可得ΔP0=0.17kW。
查《机械设计》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） 计算V带的根数z
z=Pca/Pr=8.228/2.00=4.114
取5根
（7） 计算单根V带的初拉力F0
由《机械设计》表8-3得B型带的单位长度质量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） 计算压轴力Fp
Fp=2zF0sin（α1/2）=2×5×180.55×sin（176°/2）=1804N
（9） 主要设计结论
选用B型普通V带5根，基准长度1370mm。带轮的基准直径dd1=140mm，dd2=170mm，中心距控制在a=465～539mm。单根V带初拉力F0=180.55N。
2.4.3.4二级带轮传动
本设计一级带传动使用普通V带传动。
（1）确定计算功率Pca
以每天工作8～10小时计算，由《机械设计》（濮良贵著）表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KAP=1.1×7.18=7.898kW
（2） 选择V带类型
根据Pca，转速n2=1000/1.2=833.3r/min，选用A 型。
（3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1） 初选小带轮的基准直径dd3。由《机械设计》表8-7和表8-9可取小带轮的基准直径dd3=132mm。
2） 验算带速v
因为5m/s120°
（6）计算带的根数z
1）计算单根带的额定功率Pr
由dd3=132mm和n2=833.3r/min,查《机械设计》表8-4可得单根V带基本额定功率P0=1.40kW。
根据n2=833.3r/min，i=1.2和B型带，查《机械设计》表8-5可得ΔP0=0.055kW。
查《机械设计》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）计算V带的根数z
z=Pca/Pr=7.898/1.34=5.89
取6根
（7）计算单根V带的初拉力F0
由《机械设计》表8-3得B型带的单位长度质量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）计算压轴力Fp
Fp=2zF0sin（α2/2）=2×6×177.8×sin（176°/2）=2132.3N
（9）主要设计结论
选用A型普通V带6根，基准长度1250mm。带轮的基准直径dd3=132mm，dd4=160mm，中心距控制在a=377～434mm。单根V带初拉力F0=177.8N。
2.4.3.5链传动
链传动与带传动相比，无弹性滑动，传动效率高，与齿轮传动相比，适用于远距离传输，总体来说工作可靠，能用于恶劣的环境。
传动链分为滚子链、齿形链等类型。滚子链一般用于传动系统的低速部分，可以承受较大载荷。
第二轴的动力分为两部分，第一部分为驱动曲柄摇杆机构使铲齿进行摆动挖蒜作业，约占用总功率的65%，第二部分驱动输送链条用于输送挖起的大蒜到作业机后部，约占用总功率的35%。P3=6.69kW。
挖蒜所需功率P蒜=P3·65%=4.35kW
输送所需功率P输=P3·35%=2.34kW
主动链轮转速n3=1000/（1.2×1.21）=688.7r/min
传动比i3=1.3
（1） 挖蒜链传动
1） 选择链轮齿数
取小链轮的齿数为z1=23，则大齿轮的齿数为z2=i·z1=1.3×23=29.9≈30
2） 确定计算功率
在《机械设计》上表9-6查得工作情况系数为KA=1.0，图9-13查得主动链轮的齿数系数为KZ=1.1，计算功率为
Pca=KAKAP=1.0×1.1×4.35kW=4.785kW
3） 选择链条的型号和节距
因为Pca=4.785kW，n3=688.7r/min，且Pca≤Pc，查图9-11，选择10A-1.查表9-1，链条的节距选为p=15.875mm。
4） 计算链节数和中心距
初选中心距为a0=（30～50）p=（30～50）×15.875=476～794mm。取a0=640mm。相应的链长节数为
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
为了避免使用过渡链节，将链长节数圆整为偶数，取Lp=108。
因为z1、z2比较接近，故链传动的最大中心距为
amax=p[Lp-(z1+z2)/2]/2=647mm
5） 计算链速v，确定润滑方式
v=n3z1p/(60×1000)=688.7×23×15.875/(60×1000)
=4.19m/s
通过v=4.19m/s、链号10A-1，查图9-14，应该选用油盘飞溅润滑
6） 计算压轴力Fp
有效圆周力：Fe=1000P/v=1000×4.35/4.19=1038.2N
链条倾斜布置，故取压轴力系数KFp=1.1压轴力大小为
Fp=KFpFe=1.1×1038.2=1142N
7） 主要设计结论
链条型号为10A-1，大小链轮齿数分别为z1=23，z2=30，链节数为Lp=108中心距为a=647mm。
（2） 输送轴传动
1） 选择链轮齿数
取小链轮的齿数为z1=23，则大齿轮的齿数为z2=i·z1=1.3×23=29.9≈30
2） 确定计算功率
在《机械设计》上表9-6查得工作情况系数为KA=1.0，图9-13查得主动链轮的齿数系数为KZ=1.1，计算功率为
Pca=KAKAP=1.0×1.1×2.34kW=2.574W
3） 选择链条的型号和节距
因为Pca=2.574kW，n3=688.7r/min，且Pca≤Pc，查图9-11，选择08A-1.查表9-1，链条的节距选为p=12.7mm。
4） 计算链节数和中心距
初选中心距为a0=（30～50）p=（30～50）×12.7=383～639mm。取a0=510mm。相应的链长节数为
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
为了避免使用过渡链节，将链长节数圆整为偶数，取Lp=106。
因为z1、z2比较接近，故链传动的最大中心距为
amax=p[Lp-(z1+z2)/2]/2=505mm
5） 计算链速v，确定润滑方式
v=n3z1p/(60×1000)=688.7×23×12.7/(60×1000)
=3.35m/s
通过v=3.35m/s、链号08A-1，查图9-14，应该选用油盘飞溅润滑
6） 计算压轴力Fp
有效圆周力：Fe=1000P/v=1000×2.34/3.35=698.5N
链条倾斜布置，故取压轴力系数KFp=1.1压轴力大小为
Fp=KFpFe=1.1×698.5=768N
7） 主要设计结论
链条型号为08A-1，大小链轮齿数分别为z1=23，z2=30，链节数为Lp=106中心距为a=505mm。
2.5转向方式设计及计算
2.5.1 转向方案比较
（1）牵引式农机的转向机构
图2-3牵引式农机的转向机构示意图
牵引式农机前两轮为拖拉机的两轮，后两轮为安装在机具上的两轮。转向由拖拉机两轮来完成。在转向过程中，四轮应围绕一个中心旋转（如左图）。事实上，从右图可以发现，四轮的中心不重合。在部分研究中，采用了转向梯形的方式。单拉杆式转向系统中，横拉杆和两根转向侧臂及前轴组成转向梯形，可以使四轮近似围绕一个中心旋转。
图2-4 两种转向梯形
（2）普通汽车的转向机构
普通汽车转向机构以转向梯形为原理。在转向梯形前端，采用了转向器以及助力机构。常采用的转向机构主要有齿轮齿条式、循环球式、蜗杆滚轮式以及蜗轮指销式。助力装置一般为机械式液压助力和电子式液压助力。其结构较为复杂，是否采用还有待于比较。
图2-5 液压转向装置
（3）原型机转向机构
如下是实物图。
图2-6 4S-85转向机构
其原理是方向盘的转动带动主动齿轮，经过中间齿轮，传递给不完全齿轮。其用3个齿轮的目的是为了保证方向盘的转向与车轮转向保持一致。通过不完全齿轮的转动，使车轮转向。从简图看出，不完全齿轮的轴线与车轮转向轴轴线不重合。在转向过程中，不完全齿轮轴线在空间的位置不变，车轮与地面的接触部分则在地上划过一道弧线。故在此过程中，接触部分需要克服摩擦力做工，大大增加了转向负担。
（4）内外齿轮啮合转向机构
内外齿轮啮合，以外齿轮带动内齿轮的方式。小齿轮与方向盘轴保持同轴，大齿轮与车轮转向轴保持同轴。优点是：1、结构简单。一组内外齿轮的使用就可以保证方向盘的转向与车轮转向保持一致，减少了齿轮个数；2、在空间的布局上更加紧凑，可以减少机身长度方向上的尺寸。
评测项目
转向方式
是否省力
机构是否简单
成本
可更换性
三齿轮传动（原形机）
不省力
简单
低
好
机械转向装置（普通汽车）
省力
复杂
高
不好
梯形机构（普通农机）
不省力
较简单
一般
不好
直接转向（三轮车）
不省力
简单
低
好
内外齿轮啮合
省力
简单
低
好
综上，决定采用内外齿轮啮合转向机构。
2.5.1内外齿轮啮合转向机构设计计算
（1）确定齿轮类型、精度等级、材料
1）按照设计方案，选用内外齿轮啮合传动方式，压力角取20°
2）参考《机械设计（第九版）》（濮良贵编）表10-6，选用10级精度
3）选用材料为40Cr，齿面硬度为280HBS
（2）确定齿数和模数
1）选小齿轮齿数z1=20
2）参照原机型，为了使转弯半径相对较小，试确定为最大转弯角度为左右各60°；为了使转弯时，作业人员更容易将方向盘打到极限位置，试确定方向盘极限位置为左右各240°；故传动比初步确定为u=240°/60°=4。
3）z2=uz1=4×20=80
4）由于齿轮低速运行，不进行齿面解除疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度校核，同时考虑内齿轮的大小，选择标准模数第一系列模数m=1.5
（3）确定齿轮的其他参数
取压力角α0=20°，ha*=1.0，c*=0.25，π=3.14，则
齿距p=πm=3.14×1.5=4.71mm
分度圆直径d1=m×z1=1.5×20=30mm d2=m×z2=1.5×80=120mm
基圆直径db1=m×z1×cosα0=1.5×20×cos20°=28.1908mm db2=m×z2×cosα0=1.5×80×cos20°=112.7631mm
齿顶高ha=ha*×m=1×1.5=1.5mm
齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×1.5=1.875mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha=30+2×1.5=33mm da2=d2-2ha=120-2×1.5=117mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=30-2×1.875=26.25mm df2=d2+2hf=120+2×1.875=123.75mm
全齿高h1=ha1+hf1（见《如何计算内啮合齿轮几何尺寸的探讨》）
齿厚s=p/2=2.355mm
中心距a=(d2-d1)/2=45mm
2.6挖蒜原理设计及计算
2.6.1 挖蒜方案比较
（1）国外的大蒜收获机作业过程中，机具前进方向与蒜行保持平行。进行双行或多行同时收获就必须保证分禾器的间距和蒜行间距保持一致。在该机具的相关设计中，为了保证通用型，分禾器间距可调，最小为40cm。根据国内大蒜种植情况，蒜行平均间距为20cm。
（2）4DS-1000型大蒜收获机利用的是旋转刀具在地下不断旋转的运动切断大蒜根系，并将蒜头拱起的方式。直接切断大蒜根系，起蒜的效率非常明显，也比较容易伤及掩埋更深的大蒜。同时土下情况复杂，高速旋转的刀具一旦遇到石块较多的情况，非常容易崩刃。
图2-7 4DS-1000型大蒜收获机转动布局
图2-8 4S-6大蒜收获机机构简图
（3）以上是4S-6型大蒜收获机，其采用的挖掘铲是长条状，配合摇臂能实现一边挖掘，一边摇动的复合运动。
（4）本文以4S-6型长条状挖掘铲为基础，拟设计锯齿形挖掘铲，用曲柄摇杆机构带动，以增加碎土能力。
评测项目
挖掘装置
是否对行距有要求
入土能力
碎土能力
是否易坏
国外大蒜收获机
有
强
不易损坏
4DS-1000型
无
弱
低
易损坏
4S-6型
无
较弱
强
不易损坏
锯齿状
无
强
强
不易损坏
2.6.2 铲齿设计计算
（1）铲齿的设计
锯条型铲齿的参数主要有铲刃斜角γ、铲刀与地面的倾角α以及铲刀的宽度B。
1） 铲刃斜角γ：铲刃上不应积土，必须要有比较大的斜角，经相关优化设计实验，2γ选为160°
2） 倾角α：倾角应小于22°，倾角越小，机具在作业过程中所受阻力越小。按照类似机具的经验数据，取为15°
3） 宽度B：取为60mm
另外，铲齿上锯齿的形状为等边三角形，尖角部分为防止崩刃，以小半径圆弧代替。
（2）挖掘铲振动频率和幅度的设计
前苏联的农业机械制造研究所的相关资料表明，挖掘铲的每分钟摆动次数宜为507～625之间；美国方面对振动铲性能进行研究试验后，认定为每分钟摆动450次比不振动时阻力减少一半，超过这个频率，阻力基本保持不变。所以，初步选定振动频率为528次/min。根据筛子的振动原理，振幅f有下式：
即
取g=9.8,其中
α——安装用角15°
ε——振动方向角12.5°
K0=cos15°/sin12.5°=4.4
因此，1.7×4.4<<2.6×4.4
得到23.9mm50000
工作压力
p/Mpa
＜0.8～1
1.5～2
2.5～3
3～4
4～5
>5～7
还有一个重要的参数是最大流量，可以根据皮带轮输出到液压泵的功率计算得到。
3.3拟定液压系统原理图
3.3.1 液压回路的功能
通过对液压系统的工况分析，所设计的液压机构对稳定性有较大的要求，主要体现在换向的时候。因此，需要选择蓄能器等一些元件。在压力达到合适的值时，液压泵需要卸载。另外，所设计的液压系统应该结构简单、安全可靠、尽量减少能源的消耗，并且经济实惠。
3.3.1拟定液压系统原理图
通过以上分析，综合考虑，提出以下的设计方案：
图3-1 液压系统原理图
普通行驶过程前，需要作业机进行提升，三位四通换向阀5处于右位，油液从右侧进入，柱塞向左运动；进行挖蒜作业时，换向阀5处于左位，油液从左侧进入液压缸，同时在自重的情况下，作业机会快速下降到指定位置，然后位于第一轴上的离合器便和与液压泵相连的带轮分开，液压泵停止工作。
在换向阀换向的时候，油路内油液易发生扰动，压力可能发生骤减。在进油路上加设单向阀2，并且加上蓄能器4，能保证在换向过程中，即使发生上述不稳定的情况，蓄能器也能在第一时间对油路进行补压作用。
另外单向阀2、蓄能器4以及溢流阀3的组合实现了卸荷功能。在进油路油压达到溢流阀3的标定压力时，油液经液压泵，通过3直接流回油箱，而不会影响到单向阀以上的油路，从而实现可靠平稳的卸荷
3.4液压缸的设计、计算和校核
其他未知的参数需要根据工作压力以及流量来进行计算。整车质量的估算值大约为500kg。为了简化计算，同时也为了操作人员控制方便，整个过程不再详细分析减速、制动过程，不加入变速回路。
拟定：活塞杆上升行程为200mm，速度为0.1m/s
转向升降装置与竖直方向呈10°
动摩擦系数fd=0.1
3.4.1负载分析
（1） 工作负载
a．重力负载：
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
密封阻力放入机械效率中考虑，取机械效率ηm=0.9
则液压缸推力
F =（FL+Fd）/ηm=5568N
（2） 初定液压缸尺寸
a. 选定液压缸工作压力
按表3-1，选定工作压力p1=1.5Mpa。
b. 计算液压缸尺寸
选用单杆式活塞缸，A1=2A2。
工进阶段，液压缸的推力计算公式
F/ηm=A1P1-A2P2
hm——液压缸机械效率
A1——液压缸无杆腔的有效作用面积
A2——液压缸有杆腔的有效作用面积
p1——液压缸无杆腔压力
p2——液压缸有杆腔压力
因无需设置背压阀，故p2=0
则
A1=F/（p1-1/2×p2）=5568/（1.5×106）=37.12cm2
根据液压泵的最大工作压力计算方法，液压泵的最大工作压力可表示为液压缸最大工作压力与液压泵到液压缸之间压力损失之和。
pp=p+p损
泵的输入功率P即为第一轴旋转的功率，可以通过计算得到。取泵的总效率为0.75，则实际输出流量为
qp=P·ηp/pp
设工进阶段流量为q，在总流量的计算时应考虑泄漏量。泄漏量按照工进阶段流量的0.1来计算，则总流量为
qp=1.1·q
故工进阶段流量为
q=qp/1.1
在工进阶段，有
q=A·v
A——进油腔的面积
v——工进速度
故工进速度
v=q/A
将计算的工进速度与估算的进行比较。
（1） 通过计算得出各元件工作时的流量后，选择元件的具体型号；
（2） 确定油管。选定液压泵后，液压缸的工进速度、时间以及流量就与前面计算的数据不尽相同了。需要重新计算流量、流速。通过公式
计算得油管直径，并圆整为标准值。
（3） 油箱的设计。按照液压泵的额定流量以及经验公式计算缸体的容积，并根据散热要求进行校核。
（4） 温升的验算。液压系统工作过程中，存在许多压力损失，动力损失。这些损失最终转化为热能，使液压系统内油液的粘度发生变化，同时使系统性能不再处于最佳工作状态。因此必须进行温升验算。发热量可以通过下式估算：
Hi=Pi-Po
Pi——输入功率
Po——输出功率
如发生过热情况，则应设置冷却器。 4 安装与运行
4.1 安装
在安装前，安装人员需按照图纸和配件单仔细检查所需部件是否遗漏、损坏。确认无误后方可安装。
安装顺序
1． 焊接（暂不焊接铲尺与曲柄摇杆机构）。尤其注意8个轴承支座底座以及方向盘定位板的位置。焊接之后形成整体车架。
2． 安装方向盘和内外齿轮转向机构、以及下方的车轮。
3． 安装手扶拖拉机。通过挂接装置将拖拉机安装在机架上。此时整机中部悬空，方便安装其它部件。
4． 安装液压泵、液压缸。
5． 安装轴及轴承支座。每个支座与其底座用2个螺栓紧固。每一对轴承支座之间安装轴。上方两根轴是动力轴，下方两根轴用于安装输送链条的引导轮。同时安装V带，调整好带轮中心距。
6． 安装输送链条以及曲柄摇杆机构。安装好曲柄摇杆机构后将铲尺焊接在摇杆上。
7． 安装液压管路以及其他液压元件。注意转向装置与升降装置不要互相干涉。
8． 安装传动链条。
完成后，检查是否安装可靠。
4.2 试运行
试运行需注意一下几点：
1. 检查各部件，确保达到正确的技术状态；
2. 试运行前应对各轴承及链轮链条部位进行润滑；
3. 试运转。首先用手拨动柴油机上的带轮，确保没有碰撞、卡滞现象，然后用小油门运转机器，再逐步调大油门观察运转情况。
4. 停机检查各紧固件有无松动迹象。确认正常后即可入田作业。
结论
本人通过查阅书籍和手册等资料最终完成了该课题。在该过程中，我了解到许多其他作物收获机械的原理，分析了他们的优缺点，旨在运用到自己的设计之中；同时了解到中外农作物收获机械化的水平差异，使我下定决心要保质保量地完成这个课题。文献作者们的研究方法给了我很大的启迪。在这段时间里，我不仅加深了对专业知识的综合运用能力，还更加熟练了软件的操作；不仅了解到农业机械里一些基础知识，更培养了一种优化设计的思维。
对本设计做总体分析之后，有一些结论，罗列如下：
1. 目前的设计还是理论上的，但其是基于已有的机械做