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葡萄覆土裝置設計
摘 要
葡萄覆土裝置的研制，是為解決我國北方地區(qū)葡萄藤冬前覆土掩埋全部由人工手工作業(yè)勞動強度大、生產效率低而國內又沒有適用專用機具的難題。本文從農業(yè)機械設計的角度，闡述了該機具研究開發(fā)的目的、葡萄埋藤作業(yè)的農業(yè)技術條件、機具設計的依據、機具作業(yè)的工作原理、機具的總體結構設計和拋土換向機構等關鍵零部件的設計和計算，并對該機具的進一步完善設計提出了改進方案。
關鍵詞 葡萄覆土機，設計計算，拋土換向
****本科畢業(yè)設計（論文） 目錄
I
ABSTRACT
ABSTRACT
Development of grape covering device, is to solve the problem of vines in North China before winter soil buried all by manual operation labor intensity, low production efficiency and the domestic and no special tools for. This paper from the agricultural machinery design point of view, expounds the equipment research and development, the purpose of grapevine burying operation agricultural technology conditions, equipment design basis, implement work principle, equipment overall structural design and throwing soil reversing mechanism as the key parts of the design and calculation, and the further improvement of the proposed equipment design the improved scheme.
Key words Grapevine burying machine；Design calculation；Throwing soil change
目錄
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒 論 1
1.1 前言 1
1.2 葡萄覆土機的特點 1
1.3 葡萄覆土機的發(fā)展現狀 1
2 整體總體方案的確定 3
2.1 設計思想 6
2.2 主要結構設計 8
2.3 覆土裝置的工作原理 10
2.4 整機總體方案的確定 12
3 主要零部件的設計計算 14
3.1 傳動路線及速度的設計 15
3.2 主變速箱傳動比確定 17
3.3 主變速箱錐齒輪設計計算 18
3.4 鏈傳動的設計計算 20
3.5 齒輪傳動的設計計算 21
3.6 輸入軸的設計計算 22
3.7 中間軸的設計計算 24
3.8 輸出軸的設計計算 25
3.9 各軸的校核計算 26
結 論 27
致謝 28
參考文獻 29
****本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定
26
1 緒 論
1.1 前言
葡萄是我國重要的果品之一。近些年來，隨著農業(yè)產業(yè)結構調整的深化，葡萄種植業(yè)在我國有了快速的發(fā)展。在、遼寧、天津和北京等地，種植品種和規(guī)模都在逐年擴大。葡萄種植面積的增大、產量的提高，極大地豐富了市場，也成為農民脫貧致富的一條有效途徑。但長期以來，葡萄的種植管理等生產環(huán)節(jié)中，大都以人工手工作業(yè)為主，勞動強度大、生產效率低、生產成本高，這嚴重制約了葡萄產業(yè)化的發(fā)展進程。而在我國北方地區(qū)，尤以葡萄藤的冬前掩埋為最突出的需要機械化解決的問題。
1.2 葡萄覆土機特點
當前，國內生產的葡萄埋藤機有以下幾種主要機型： 1MP-500型多功能葡萄埋藤機3LG型葡萄埋藤旋耕多用機、100PF-A型葡萄越冬覆土機、3MT-1.8型越冬覆土埋藤機、 PMT-75型葡萄埋藤機、MT200-2葡萄埋藤機。這些葡萄埋藤機，從工作原理上看，主要分兩大類：一類是取土+輸送覆土；另一類是旋耕取土直接拋送覆土。兩大類各有特點，適應不同的葡萄埋藤作業(yè)要求。
第一類采用取土+輸送覆土工作原理的葡萄埋藤機，工作時，將旋送的土經縱向輸送、橫向輸送到達需要掩埋的葡萄藤上，實現埋藤。這類葡萄埋藤機具，優(yōu)點是適宜于較寬的葡萄種植行距，埋藤覆土高度較高，取土溝可以距離葡萄根部較遠。缺點是作業(yè)效率較低，地頭轉彎大。
第二類采用旋耕取土直接拋送覆土工作原理的葡萄埋藤機，工作時，直接旋耕拋土到雙側綁好的葡萄藤上，實現覆土作業(yè)。優(yōu)點是機具只工作一遍，即可完成埋藤作業(yè)，埋藤作業(yè)效率大大提高，適應一定的行距范圍。缺點是僅適應葡萄單籬架種植、固定行距且行距較為一致，最高埋土高度在0.3米。其中，手扶單側埋藤機可以適宜葡萄單籬架種植，行距在1.5米較小地塊的葡萄埋藤作業(yè)。
葡萄種植用戶可以根據自己葡萄種植的具體情況，冬季氣溫條件來選擇使用葡萄埋藤機。
1.3 葡萄覆土機發(fā)展現狀
隨著農業(yè)種植業(yè)結構調整，葡萄種植業(yè)發(fā)展迅速，其不僅豐富了市場，滿足了人們的消費要求和工業(yè)原料要求，且農民的收入獲得較大幅度的增加。但是目前葡萄生產基本處于人工作業(yè)階段，葡萄藤冬剪后須下架進行冬前掩埋，以防風干。其勞動強度大、效率低、作業(yè)質量差，是一項時效性強的作業(yè)，影響了葡萄種植業(yè)的進一步發(fā)展。據了解國外基本選擇在氣候適宜的地域種植，無須葡萄藤掩埋，也沒有相應的機械可以借鑒，國內目前尚無專門的葡萄藤越冬掩埋機。2000年我國成立了課題組開始埋藤機的研究。根據旋耕機工作原理由動力驅動并切削土壤，加上拋土功能，使其堆土形狀達到所需要的位置，埋藤后再澆水漫灌，目的是保墑，以防風干。
2 整機總體方案的設計
2.1 設計思想
本課題是以機器經濟性好、人性化設計、環(huán)境友好性好、可靠性高、壽命長、結構簡單、易于維修等為設計思想。
2.2 主要結構確定
考慮到葡萄行間土壤較堅實，鏟土與送土所需動力較大，且拖拉機寬度受葡萄種植行距的嚴格限制，因此，本次設計選擇SH-500型輪式拖拉機作為基本配套動力機型。整機結構簡單、外型美觀、制造容易、強度可靠、安全系數高；盡量選用國家標準件及通用零部件；機具使用、調節(jié)、維護方便，使用可靠，便于安裝和掛接。
整機采用三點全懸掛正牽引式作業(yè)方式。機具前部挖溝取土，通過兩級輸送機構將土壤提升并拋送到機具一側。機具的升降由拖拉機的液壓操縱手柄來完成。機具的取土深度亦即埋藤覆土量由機具限深地輪的深淺來調整。
整機主要組成部分是懸掛牽引機架、動力輸入變速箱、挖溝集土鏟、縱向輸送器、可換向橫向輸送器、拋土換向器、支承限深地輪、拋土距離控制板等部分組成。
主要組成部分見上圖所示。
2.3 覆土機的工作原理
覆土機在作業(yè)時，拖拉機動力輸出軸經主變速箱為縱向和橫向輸送機構提供動力。在拖拉機前進動力的牽引下，與地面保持一定入土角的挖溝集土鏟被強制入土，在兩藤行間刮取一定深度和寬度的土壤，集中并流向集土鏟后下部的向后上方傾斜一定角度的縱向輸送帶上，經輸送帶提升、輸送到可左右換向并距離地表有一定高度的橫向輸送帶上，橫向輸送帶在一定的轉速下連續(xù)地將土壤拋向機具一側。橫向輸送帶兩側的拋土擋板可由機手根據機具作業(yè)實際需要抽拉并限定在合適位置，使機具拋出的土壤能夠集中覆蓋到需掩埋的藤蔓上，最后由置于機后一側的整形鎮(zhèn)壓器仿形鎮(zhèn)壓，成為符合埋藤農藝要求的梯形土埂。拋土換向器經機手在地頭換位，可使橫向輸送帶實現左右方向的拋土換向。
2.4 整機總體方案的確定
由前章所述，整機的布置如上圖所示。按照此方案，本次設計確定以方案為準，并根據方案擬定整機的整體布置，具體布置如下圖所示。
換向器
集土鏟
縱向輸送
橫向輸送
拖拉機
根據方案圖所示，本次設計中的主要部分為右邊的部分，換向器以及橫向和縱向輸送的部分，并且由拖拉機連接來的主傳動系統(tǒng)裝置。
3 主要零部件的設計
3.1 傳動路線及速度確定
圖3.1 主傳動系統(tǒng)結構圖
本次葡萄覆土裝置的主傳動結構如上圖所示，序號1為主變速器，主變速器靠一對錐齒輪減速，序號2為縱向輸送帶，主變速器輸出部分為一主鏈輪Z3帶動從動鏈輪Z5連接帶動序號2的縱向輸送帶。
通過主變速器出來的Z4主動鏈輪帶動換向器（序號3），換向器輸出鏈輪帶動Z7從動鏈輪，Z7從動鏈輪帶動一對錐齒輪進行轉向輸送到橫向輸送器；經過換向器輸出的鏈輪帶動Z6從動鏈輪連同一對錐齒輪帶動橫向輸送器的另一端，兩端不同主要是為了將集土鏟出的土分別通過換向器將土分散到兩邊。
拖拉機動力輸出軸的動力經變速箱變速后分為兩部分。一部分傳遞到機具的縱向輸送主傳動滾筒2，帶動縱向輸送帶運動，將機具集土鏟所取土壤沿縱向向后升運到一定高度后落向橫向輸送帶；另一部分動力經換向器3 或左、或右換向后分別傳遞到橫向輸送傳動滾筒4 或5，使落入橫向輸送帶的土壤沿橫向或左或右輸送到機組的一側。
為使集土鏟部分的土壤最大限度地輸送并拋送到需埋藤部位，縱、橫輸送帶需盡量選擇最高速度。根據機械設計輸送帶的工作線速度的推薦值并經試驗后確定為v 帶=3 m/s 或更高一些。而拖拉機動力輸出軸的轉速v1為540 r/min，本設計選擇通過主變箱的第一級錐齒輪減速和第二級鏈傳動共兩極降速來實現上述要求。
3.2 主變速箱及傳動比確定
1）主變箱的第Ⅰ級變速設計和計算。主變箱選擇一級錐齒輪減速。主變速箱主動軸的轉速即拖拉機動力輸出軸的轉速v1為540 r/min。
主、被動錐齒輪的齒數分別設計為z1=25，z2=40，變速比
則住變速箱被動軸轉速為
（2）主變速箱被動軸到輸送滾筒的第Ⅱ級變速設計及計算。
滾筒直徑設計為D 滾筒=200 mm。周長p 滾筒＝πD≈0.63m。
運輸帶線速度v 帶選定為v 帶=3 m/s=180 m/min，則輸送滾筒所需轉速
則第Ⅱ級鏈傳動的變速比
3.3 主變速箱錐齒輪設計
a．選材：
小齒輪材料選用45號鋼，調質處理，HB=217~255，
σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa
大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162~217，
σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa
b. 由參考文獻[2]（以下簡稱[2]）式（5—33），計算應力循環(huán)次數N：
N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10
N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10
查圖5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得
ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，
∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，
[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa
∵[σH]1> [σH]2，∴計算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa
c．按齒面接觸強度設計小齒輪大端模數（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設計）：
取齒數 Z1=21，則Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79
∵實際傳動比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1，
∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，則小圓錐齒輪的當量齒數zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79
由[2]圖5-14，5-15得
YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81
ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5
由[2]表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由[2] 取K=1.4
又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3
由[2]式5-56計算小齒輪大端模數：
m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ[σF]（1-0.5фR）2 √u2 +1}
將各值代得 m≥1.498
由[2]表5-9取 m=4 ㎜
根據計算得出主變速器錐齒輪數據如下：
（1）實際齒數比u=z2/z1=40/25=1.600
(2) 分錐角
δ1 = atan(sin(∑)/(u+cos(∑)))=32.005°
δ2 = Σ-δ1=90-32.0054=57.995°
(3) 大端分度圓直徑
d1 = z1*m =25*4= 100mm
d2 = z2*m = 40*4=160mm
(4) 外錐距
R = d1/2sinδ1 =100/1.06= 94.34mm
(5) 齒寬
b = φR*R =0.3*94.3398= 26mm
(6) 大端齒距
p = π*m =π*4= 12.566mm
(7) 齒頂高
ha1 = m*(1+x1) =4*(1+0)= 4mm
ha2 = m*(1+x2) = 4*(1+(-0))=4mm
(8) 齒根高
hf1 = m*(1+c'-x1) = 4*(1+0.2-0)=4.8mm
hf2 = m*(1+c'-x2) = 4*(1+0.2-(-0))=4.8mm
(9) 頂隙
c = m*c' =4*0.2= 0.8 mm
(10) 齒根角
θf1 = arctan(hf1/R) =arctan(4.8/94.3398)= 2.913°
θf2 = arctan(hf2/R) =arctan(4.8/94.3398)= 2.913°
(11) 齒頂角
等頂系收縮齒：
θa1 = θf2 = 2.913°
θa2 = θf1 = 2.913°
(12) 頂錐角
等頂系收縮齒：
δa1 = δ1+θf2 = 32.0054+2.91269=34.918°
δa2 = δ2+θf1 = 57.9946+2.91269=60.907°
(13) 根錐角
δf1 = δ1-θf1 = 32.0054-2.91269=29.093°
δf2 = δ2-θf2 = 57.9946-2.91269=55.082°
(14) 齒頂圓直徑
da1 = d1+2*ha1*cos(δ1) =100+2*4*0.847998= 106.784mm
da2 = d2+2*ha2*cos(δ2) = 160+2*4*0.529999=164.24mm
(15) 冠頂距
Ak1 = d2/2-ha1*sin(δ1) = 160*0.847998-4*0.529999=77.88mm
Ak2 = d1/2-ha2*sin(δ2) = 100*0.529999-4*0.847998=46.608mm
(16) 輪冠距
H1 = A1-Ak1 = 60-77.88=-17.88 mm
H2 = A2-Ak1 = 60-46.608=13.392 mm
(17) 大端分度圓弧齒厚
s1 = m*(π/2+2*x1*tan(α)+xt1) =4*(π/2+2*0*0.36397+0)= 6.283mm
s2 = π*m-s1 = π*4-6.28319=6.283mm
(18) 大端分度圓弦齒厚
s1' = s1*(1-s1*s1/(6*d1*d1)) = 6.28319*(1-6.28319*6.28319/(6*100*100))=6.279mm
s2' = s2*(1-s2*s1/(6*d2*d2)) = 6.28319*(1-6.28319*6.28319/(6*160*160))=6.282mm
(19) 大端分度圓弦齒高
ha1' = ha1+s1*s1*cos(δ1)/(4*d1) =4+6.28319*6.28319*0.847998/(4*100)= 4.084mm
ha2' = ha2+s2*s2*cos(δ2)/(4*d2) =4+6.28319*6.28319*0.529999/(4*160)= 4.033mm
(20) 端面重合度
εva = ([zv1*(tan(αva1)-tan(α))+zv2*(tan(αva2)-tan(α))])/2π
=(29.4812*(0.539759-0.36397)+75.4718*(0.439648-0.36397))/2π= 1.734
式中αva1 = arccos((zv1*cosα)/(zv1+2*ha'+2*x1))=arccos(29.4812*0.939693/(29.4812+2*1+2*0))=28.358 °
αva2 = arccos((zv2*cosα)/(zv2+2*ha'+2*x2))=arccos(75.4718*0.939693/(75.4718+2*1+2*0))=23.733°
3.4 鏈輪設計計算
本次設計鏈傳動采用精密滾子鏈。
滾子一鏈傳動設計計算
根據
根據鏈傳動設計要素，由于z1≥zmin，zmin＝9
z1應參照鏈速和傳動比選取，推薦：
小鏈輪齒數Z1確定為15
Z2= iz2=25x2=50,取Z2=24
電機功率計算公式為
P= PⅠ =23.86Kw，
查得工礦系數KA=1.0，小鏈輪齒數KZ=0.74，多排鏈系數KP=1.75，代入下式得
確定鏈節(jié)距
根據23.36Kw，及n=540r/min，選定鏈輪型號為16A，節(jié)距為25.4mm，驗算鏈速
=0.635m/s < 15m/s
鏈速適宜
計算鏈節(jié)數與實際中心距
初定為40p
鏈節(jié)數
=118
取鏈節(jié)為118節(jié)
實際中心距
=1266
計算對軸的作用力
取Kq=1.25，
=2994.4N
計算鏈輪的主要幾何尺寸
分度圓直徑
3.5齒輪傳動設計計算
1） 選用直齒圓柱齒輪傳動；
2） 選用7級精度；
3） 選擇小齒輪材料為40Gr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質）；
4） 選小齒輪齒數Z=25，大齒輪齒數取Z=60
1）選擇材料及確定需用應力
小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB＝236
大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB＝190
由《機械零件設計手冊》查得
（2） 確定各種參數
齒輪按 9等級精度制造
由于原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對成布置，一般按照中等沖擊載荷計算。查《機械設計基礎》教材中表11—3得：
取K=1.3
查《機械設計基礎》教材中表11—4?。?
區(qū)域系數 ZH=2.5 彈性系數 ZE=188.0
查《機械設計基礎》教材中表11—6取：齒寬系數
由
（3）按齒面接觸強度設計計算
齒數取Z1=25，則Z2=25×2=50。
故實際傳動比
模數
取m=4
計算圓周速度
V=
(3)計算齒寬b及模數
(4)、計算縱向重合度
(5)、計算載荷系數
由表10-2 查得使用系數K=1
根據V=3.56m/s ,7級精度，由圖10-8 查得動載荷系數；由表10-4查得
的計算公式：
由圖10-13查得K
由圖10-3查得
所以載荷系數：
(6)、按實際得載荷系數校正所算得得分度圓直徑
由式10-10a得：
3、按齒根彎曲強度設計
由式（10-17）得
1)、確定計算參數
(1)、計算載荷系數
(2)、根據縱向重合度從圖10-28 查得螺旋角影響系數
(3)、查取齒形系數
由表10-5查得
(4)、查取應力校正系數
由表10-5查得
(5)、由圖10-20c查得齒輪1的彎曲疲勞強度極限 齒輪2得彎曲疲勞強度極限
(6)、由圖10- 18查得彎曲疲勞壽命系數
(7)、計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數S=1.4 由公式10-12 得
(8)、計算大、小齒輪 并加以比較
通過比較大齒輪的 數值大
（9）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為10%,取安全系數s=1,由式(10-12)得
=/s=510 MPa
=/s=495 MPa
=(+)/2=502..5MPa
3.6 輸入軸的設計計算
我們是按扭轉強度條件來計算軸的最小直徑，這種方法只按軸的扭矩來計算軸的強度：如果還受不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法來初步估算軸的直徑。對于不大重要的軸，也可作為最后的計算結果。
軸的扭轉強度條件為：
式中A0=110-160，，
考慮軸上要安裝鍵，為安全起見，我們?。?
確定軸的各段尺寸和長度
1.第一段用于安裝大鏈輪，由鏈輪的齒數30,16A該端軸的直徑為44mm，雙排鏈鏈輪的總寬度43.89，考慮到凸緣，則鏈輪總寬度為75，此段軸徑寬度為75mm。
2.第二段只是在該段軸的右端安置一個軸承，同時配合軸承套的長度要求，由于該軸受軸向力，我們選用圓錐滾子軸承32009，內徑45mm，外徑75mm，寬度20mm，加上軸套和密封圈的尺寸，我們取該段軸的長為50mm.
3.由于軸的定位肩的高度h一般取為（0.07～0.1）d，取軸的直徑為45mm。此段定位軸肩軸徑為50mm，寬度10mm。
4.第四段軸本來采用光軸，但由于為了在轉動過程中需要隨時調節(jié)，。
5.第五段軸與第二段相同為圓錐滾子軸承安裝位，直徑35mm，長度20mm。
3.7中間軸的設計計算
中間軸為惰輪的安裝軸，轉矩與上鏈輪輸出軸相同則如下：
我們是按扭轉強度條件來計算軸的最小直徑，這種方法只按軸的扭矩來計算軸的強度：如果還受不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法來初步估算軸的直徑。對于不大重要的軸，也可作為最后的計算結果。軸的最小半徑條件為：
查《機械設計》軸常用幾種材料的及值，。
，
由以上的公式得
：
代入數據得：同上一樣最小軸徑32mm，兩端為了裝軸承，軸徑選用35mm。
此段軸的安排我們只選用三段，即中間端為安裝惰輪，兩端連接機架，兩端軸徑35mm，中間段軸徑40mm。
在惰輪端的軸徑我們做成與一端安裝軸承端為同一軸徑，不用采用階梯式，此方式為了加工更方便，同時也為了考慮此段未受多大的力，如上圖所示。
3.8 輸出軸的設計計算
經過齒輪減速后的此段軸的轉矩如下
我們是按扭轉強度條件來計算軸的最小直徑，這種方法只按軸的扭矩來計算軸的強度：如果還受不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的方法予以考慮。在做軸的結構設計時，通常用這種方法來初步估算軸的直徑。對于不大重要的軸，也可作為最后的計算結果。
軸的最小軸徑要求：
代入數據得：
我們?。?
1.第一段軸徑最小為50mm，此段配換軸承31311，軸承外徑120mm，寬度31.5mm，軸段寬度取50mm。
2.第二段安裝在大齒輪中，取軸徑60mm，寬度取120mm。
3.第三段為軸承30311端，軸徑50mm，軸承寬度31.5mm，為了輸出端還要接上三爪卡盤，取長度190mm。
3.9 各軸的校核計算
1.鏈輪輸出軸的校核
1）計算受力
轉矩T:T=177.8N?m=1.778×105 N?mm
圓周力Ft: Ft===8081.8N
徑向力Fr: Fr=Ft?=8081.8?tg20°=2941.53N
2)計算軸支反力:
水平面支反力:
= =·Ft=·8081.8=4040.9N
垂直面支反力
=Fr·==3302.7N
= Ft－=8081.8－3302.7=4779.1N
3)計算彎矩:
水平面彎矩
MCH= ·AC=4779.1*（256+228）=2313084.4N?mm
垂直面彎矩
MCV= ·AC=3302.7*484=1598506.8 N?mm
合成彎矩
MC==
=2801785.1N?mm
4)軸的扭矩
T=70.1N?m=1.778×105 N?mm
鏈輪輸出軸的彎矩圖
2.中間軸的校核
1）計算受力
轉矩T:T=177.8N?m=1.778×105 N?mm
圓周力Ft: Ft===10160N
徑向力Fr: Fr=Ft?=10160?tg20°=3697.9N
2)計算軸支反力:
水平面支反力:
= =·Ft=·10160=5080N
垂直面支反力
=Fr·==3697.9N
= Ft－=10160－3697.9=6462.1N
3)計算彎矩:
水平面彎矩
MCH= ·AC=5080*100=508000N?mm
垂直面彎矩
MCV= ·AC=3697.9*100=369790 N?mm
合成彎矩
MC===628410.7
=628410.7N?mm
4)軸的扭矩
T=458.4N?m=1.778×105 N?mm
中間軸的彎矩圖校核
3.輸出軸的校核
1）計算受力
轉矩T:T=237.1N?m=2.37×105 N?mm
圓周力Ft: Ft===9484N
徑向力Fr: Fr=Ft?=9484?tg20°=3451.9N
2)計算軸支反力:
水平面支反力:
= =·Ft=·9484=4742N
垂直面支反力
=Fr·==3451.9N
= Ft－=9484－3451.9=6032.1N
3)計算彎矩:
水平面彎矩
MCH= ·AC=4742*190=900980N?mm
垂直面彎矩
MCV= ·AC=3451.9*190=655861 N?mm
合成彎矩
MC==
=1110180.1N?mm
4)軸的扭矩
T=237.1N?m=2.37×107 N?mm
輸出軸的彎矩圖
結 論
本次設計的葡萄覆土機按葡萄種植行距為4 m 進行分析計算。
人工作業(yè)：1 人10 h 可埋藤200 m，單價按0.4 元/m，則人工費用為80 元/ 日，人工作業(yè)成本為2 051 元/hm2。機具作業(yè)：小時生產率為2.5～5.0 km/h，一個作業(yè)季節(jié)可完成作業(yè)面積35 hm2 以上，機具的作業(yè)成本為420 元/hm2，每公頃降低作業(yè)成本1 631 元。
本次設計的葡萄覆土機有以下特點：
（1）整機采用三點全懸掛式連接，機組作業(yè)時拖拉機承受部分機具重量和作業(yè)阻力，可改善拖拉機的牽引性能，結構緊湊、機動性好。
（2）應用鏈傳動和帶傳動設計，機具結構和工作原理簡單，整機國產標準件和通用件選用程度高，機具故障檢查維修方便。
（3）整機設有拋土換向機構，可使機組在每個行間都能通過換向后進行覆土埋藤作業(yè)，滿足了葡萄單壁籬架種植方式的埋藤作業(yè)特點。
為加大輸土量并使土壤細碎，提高機械埋藤質量，可在集土鏟部分加裝強制送土機構；完善拋土控制機構，加裝液壓缸以提高自動化程度
致 謝
自從畢業(yè)設計開始以來，xxx老師就帶領我們進行畢業(yè)設計實習并給我們講解葡萄覆土裝置的有關知識和覆土裝置的設計的介紹。在設計的這段時間內，xxx老師都一直帶領著我們并耐心的、不厭其煩的給我們講解有關知識。在xxx老師的幫助下，我順利地完成了畢業(yè)設計的實習任務，而且完成了畢業(yè)設計調研和資料的搜集、文獻的查閱工作，并按期完成了開題報告、實習報告和畢業(yè)設計翻譯的撰寫。在我們正式進入畢業(yè)設計后，我自己遇到過很多問題和困難，但xxx老師每周都能在百忙之中騰出時間為我們悉心講解，并且給我提出過很多中肯的建議，而且xxx老師每周都能及時了解我們的畢業(yè)設計的進展情況，并給我們提出具體的設計任務。Xxx老師的治學態(tài)度和為人的直率、誠懇都給我們樹立了良好的榜樣，有時間的時候也教我們做人的道理，使我們受益終生。在此，在實習當中跟我們講解我們所碰到的問題，我對xxx老師表示崇高的敬意。
參 考 文 獻
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[3]河南省農業(yè)機械管理局.新編農業(yè)機械讀本[M].河南科學技術出版社，2004（1）.
[4]秦貴.現代農業(yè)機械化新技術[M].農業(yè)出版社，2008（1）
[5]趙勻.農業(yè)機械分析與綜合[M].機械工業(yè)出版社，2009（1）
[6]楊剛橋，洪建國.農業(yè)機械與農村經濟[M].科學出版社，2012（1）