卧式旋耕机设计毕业设计.doc

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1、1 引言：旋耕机是指由动力驱动刀轴旋转，对田间土壤实施耕，耙作业的耕耘机械。旋耕机与其他耕作机相比，具有碎土充分，耕后地表平整，减少机组下地次数及充分发挥拖拉机功率等优点，广泛应用在大田和保护地作业。我国是一个农业大国，农业机械化是农业生产发展的基本方向.随着农业产业结构的不断改革深入，功能齐全，机动性好，操作性好，能够提高经济效益的旋耕机成为了必要需求。2 设计要求： 1）负责总体设计，完成机架及刀轴系统设计。 2）要求使用三维CAD软件进行设计并完成模拟装配，完成必要的装配图及零件图。 3）技术参数：旋耕轴转速 200-260 r/min 灭茬轴转速 450-500 r/min3 设计说明

2、书3.1 按工作部件的配置和作业方式，旋耕机可分为下列几类：3.1.1工作部件绕与机具前进方向相垂直的水平轴旋转切削土壤，如卧式旋耕机图（3-1）。图3-1 卧式旋耕机1- 侧边传动箱； 2-刀轴； 3-罩壳； 4- 拖板 3.1.2工作部件除绕水平轴旋转切土外，同时又绕它自身的轴线旋转，又称旋转锹图（3-2）。 3-2 旋转锹工作图3.1.3 工作部件绕与地面垂直或倾斜的轴线旋转切土，如立式旋耕机图（3-3）。 3-3 立式旋耕机工作图卧式和立式旋耕机具有良好的碎土性能和拌和能力，旋转锹适合原行翻垄。根据设计要求和适合的土地情况，以及采取的折叠方式，选取旋耕机为卧式旋耕机。3.1.4 卧式旋

3、耕机分类卧式旋耕机又分为正卧式旋耕机和反转卧式旋耕机，为了适应自己设计的要求，和考虑到工作条件，最后定为正转卧式旋耕机。3.2 卧式旋耕机的总体设计3.2.1 旋耕机与拖拉机的连接旋耕机与拖拉机有三点悬挂，直接连接二种连接方式。三点悬挂式旋耕机如图（3-4），拖拉机的三点悬挂装置与旋耕机的悬挂连接。动力由拖拉机动力输出轴通过万向节伸缩传动轴传递至旋耕机第一轴，驱动旋耕机工作。旋耕机的悬挂架设计参数主要根据拖拉机的三点悬挂装置参数，万向伸缩轴与拖拉机动力输出轴，旋耕机第一轴之间的夹角a1.a2和机组的田间通过性等约束条件绘制机动图来确定。要求耕作时夹角a1.a2不超过10，地头转弯提升旋耕机离地

4、100250mm时，夹角a1.a2不超过30。切断输出动力，提升旋耕机到最高位置时，机下的通过高度一般不小于400mm，万向节伸缩轴和轴套至少应有40mm的重叠量。还应考虑到在最大耕深和提升到最高位置时，机架和旋耕刀不碰到拖拉机。 图 3-4 拖拉机-三点悬挂旋耕机机组的机动图 1- 拖拉机动力输出轴； 2- 万向节伸缩传动轴； 3- 旋耕机第一轴 Hmax-最大提升高度； a1-万向节伸缩传动轴与拖拉机动力输出轴的夹角； 2-万向万向节伸缩传动轴与旋耕机第一轴的夹角三点悬挂式旋耕机能与多种的拖来及配套， 所以决定使用三点悬挂的方式进行悬挂旋耕机。3.2.2 旋耕机与拖拉机的配置旋耕机相对于拖

5、拉机有正，偏二种配置形式。一般与大中型拖拉机配套的旋耕机的耕幅超过拖拉机后轮（或履带）外缘间距10cm以上时采用正配置，与中小型拖拉机配套的旋耕机，一般采用偏配置。目的足消除轮毂， 使地表与中小型拖拉机配套的旋耕机，一般采用偏配置。目的足消除轮毂， 使地表平整，耕幅超出轮胎（或履带）外缘的距离C应大于5-10cm，耕幅窄的取最小值。为了适应旋耕机的折叠，采用正配置的放置方式，同时也可以与大型的拖拉机配合。3.2.3 耕幅的计算为了适应国内的一般拖拉机的功率和设计的旋耕轴转速200-260r/min,前进速度为2-5km/h，拖拉机功率为88.2KW，旋耕机耕幅与拖拉机功率之间有以下经验关系：

6、B=0.260.29N式中 B旋耕机耕幅(m) N- 拖拉机发动机的额定功率（KW） B=0.29*88.2=2.8m所以得到耕幅为2.8m。3.2.4 旋耕机的传动和变速三点悬挂旋耕机有中间传动和侧边传动二种形式。中间传动系统由万向节伸缩 传动轴和中间齿轮箱组成；侧边传动系统由万向节伸缩传动轴，中间齿轮箱和侧边传动箱组成图（3-5）。 图 3-5 旋耕机传动 a 侧边传动 b 中间传动1- 万向节伸缩传动轴 2- 旋耕刀轴 考虑到旋耕机的折叠情况，采用中间传动，将齿轮箱安在旋耕机中间部分。a 万向节伸缩传动轴（农用万向节传动轴）万向节伸缩传动轴是将拖拉机动力传递给三点悬挂旋耕机的传动件，它能

7、适应旋耕机的升，降而变化的夹角和长度。由于旋耕机作业时承受变载荷，工作条件严酷，因此万向节伸缩传动轴的关键部分-十字轴应具有足够的强度和可靠性。一般使用载重卡车用十字轴总成。按标准规定的安全技术要求，农用万向节传动轴应带塑料防护罩。b 中间传动齿轮箱拖拉机的输出动力经万向节伸缩传动轴传给圆锥齿轮副减速并改变方向后，经三个圆柱齿轮传递到输出轴，带动刀刀轴分为左，中，右三个部分安装在齿轮箱两侧。这种齿轮箱结构特点是布局紧凑合理，传动路径短，以其为核心部件形成旋耕机对称机架，刚性较强。适用于宽幅旋耕机。缺点是箱体宽度内不能布置旋耕刀，会出漏耕带。 3.2.5 卧式旋耕机的机架结构中小型卧式旋耕机的机

8、架主体都是由中间传动箱体，左右主梁，侧板和侧边传动箱体（或双侧板）组成的倒U型平面结构，且基础件由左右主梁与中间箱体分段联结组成，虽然结构简单紧凑，但强度和刚性一般。对于本次的设计，为了达到折叠的要求，机架要分为三部分，左，中，右，要连接，且可以实现可以回转，满足折叠要求，机架与刀轴连接要有轴承槽。图（3-6）。 图 3-6平面框式机架示意图根据耕幅的要求和折叠的功能要求，中间的机架长度定为2m，宽度定为700mm， 采用焊接钢材，同时在两端要焊接销连接的栓，两端下部分焊接支架。三点悬挂式旋耕机总体布置如图（3-7），为中间传动旋耕机，传动箱前下方装有消除漏耕的小犁体。 图 3-7 旋耕机三点

9、悬挂三点悬挂有U型框架式，A型框架式，连杆式和杆式，每种挂接器的尺寸必须符合GB17121的相关规定，四点刚性挂接器，可以将机具刚性的固定在拖拉机。本设计中机架将采用A型框式挂接器如图（3-8），国标GB/T17127.1-1998规定了U型框架式挂接器的尺寸及与机具有关的尺寸。根据农业机械设计手册上册表1-4-5和表1-4-6可得：挂接器立柱销垂直距离h1为687mm；下连接销内肩间距L1为1168mm;下连接销内肩外间距L2为1361mm; 挂接器立柱销直径为30mm; 图 3-8 A型框架3.3 卧式旋耕机的运动参数3.3.1 旋耕刀的运动轨迹，旋耕速度比和耕层底部凸起高度正转旋耕机作业

10、时，旋耕刀上各点的运动轨迹均为余摆线。刀端点的运动轨迹图（3-8）可用下列方程式表示： X=Rcost + vmt Y=- Rsint式中 vm- 机组前进速度（m/s） R- 旋耕刀的回转半径（mm） - 旋耕刀的回转角速度（rad/s） t 旋耕刀的转角（rad）旋耕刀端点的回转切线速度与机组前进速度之比定义为旋耕速比： = R/vm带入上式得 X= R(cost + t / ) Y=-R sint上述公式表示，当值不同时，旋耕刀的运动轨迹和切削土壤的形状各不相同,旋耕速比越大，切土节距越小。根据本课题的设计要求，根据计算的公式= R/vm其中R根据国标去IT245 为245mm，根据旋耕

11、的转速n=200-260 rpm,=20.2 rad / s ， 前进速度为5 km / h。所以=245 * 0.02 / 1.4 = 3.5 耕后耕层底部出现波浪形的凸起，其高度1 除与旋耕速比和旋耕刀回转半径R有关外，还与旋耕刀轴单元切屑区域内圆周设置的刀片个数Z 有关，其关系如下： 1 / R=1-cos / Z (-1 ) 旋耕机刀轴单元切屑区域内圆周设置刀片个数Z=2时，凸起高度比较适中，同时对于旋耕速比8.75也是可以适用的。3.3.2切土节距和碎土质量土垄的水平纵向厚度S称为切土节距，可用下式计算： S=6000 vm / nz= R / 5 z式中 vm 机组前进速度（m/s

12、） R 旋耕刀的回转半径（mm） n 刀轴转速（r/min）根据已知条件和公式可以计算得出： S=3.14*245/5*3.5*2=9cm切土节距的大小直接影响碎土质量和耕地平整度。由上述公式可知，降低机组前进速度，提高刀轴的转速和增加每切削小区内的刀片数，都能减小切土节距，提高碎土质量。但是机组前进速度过慢，生产率降低；刀轴转速过快，功率消耗大；刀片数增多，刀间的空隙小，容易堵泥缠草。因此切土节距不能选择过小。同时切土节距加大时在一定的耕深的情况下，耕层底部未耕的凸起高度，即耕底不平度也加大。根据设计要求以及使用的场合，决定选取切削节距为9 cm。3.3.3 旋耕刀有效隙角的验算如图（3-9

13、）所示，旋耕刀正切刃在切土过程中如果隙角0，则外磨刃面或与未耕土接触，或挤入未耕土中，增加功率消耗，严重时甚至使旋耕机剧烈跳动，耕深变浅，以致不能正常工作。因此推荐旋耕刀作业时的有效 隙角取1- 3，有效隙角的验算方法：= 1- 2式中 1 - 公称隙角 2 - 无效隙角 公称隙角1 是与旋耕刀正切刃设计参数公称切土角v，刃角iv 运动参数有关的变量。 图3-9 公称起土角与公称隙角 1 = v - i式中 v 旋耕刀正切刃的公称切土角，GB/T5669-1995中规定的 IT245和IT260 旋耕刀的V值分别为40和37.5 - 圆周切线与余摆切线的夹角 iv - 旋耕刀正切刃纵向截面上的

14、刃磨角上式中v和iv 为定值，值则为变量。由式子可以看出值增大，则1 变小。角是随着旋耕速度比和旋耕刀回转瞬间位置而变化的变量 = arctg k (2-k) / -1+ k 式中 - 旋耕速比 K- 瞬间位置刃口至耕底的距离d与刃口回转半径R的比值，K=d/R 该设计中耕深为14cm，当外磨刃面回转到地表入土位置时,计算得刃口与耕底距离d=13.2cm，k=0.539，所以计算得=1617 1 = 343在旋耕刀切土的过程中角在不断变化，当刃口至耕底的距离为d=（-1） /，即K=（-1）/时，角达到该速比下的最大值，max = arctg（2 -1/2 -1），但通常耕深dR(-1)/ ,

15、故验算时所取的max角为刃口处于地表入土位置时的数值。 无效隙角2 是旋耕刀正切刃外磨刃面成为余摆线的弦时，该弦与余摆线切线构成的夹角图（3-10） 图 3-10无效隙角 2 = arcsin (h / 2)式中 h 纵向截面上外磨刃面的宽度 余摆线的曲率半径 根据上式带入计算： 2 = arcsin ( h / 2) = 149 = 154验算结论是：IT245旋耕刀在许可工作条件范围内使用，其最小有效隙角为154，不会发生外磨刃面干涉未耕土现象，其设计是合理的。3.4卧式旋耕机的功率消耗 3.4.1刀轴受力计算与校核 刀辊轴的外径为 70mm，内径 60mm，壁厚 5mm,截面面积 102

16、0.5mm 刀轴受到的最大扭矩为： T刀轴 = 9550*（P刀轴 /N刀轴）=88.2/237.4=3548 Nm旋耕刀产生的阻力矩:旋耕机作业时，旋转的弯刀对土壤进行切削、破碎及抛掷，土壤便反作 用 于弯刀上，从而形成了土壤阻力。由于在整个切削土壤的过程中，耕深由小到大，切割的土壤面先是由小到大，然后又由大到小，弯刀的位置也在不断变化着，所以土壤阻力的大小、方向及作用点在整个切削土壤的过程中都在变化。通常旋耕刀所受的轴向力垂直于平面很小,可忽略。为了便于分析，在此将阻力F沿X，Z两坐标轴分解成Fx,Fz两分力，又可将F沿作用点Q的法线，切线方向分解成两分力，即法向力Fn，切向力Fr，此时，

17、切向力Fr对刀轴的旋转中心产生一阻力矩M，其大小为： M=Fr * r式中r- 力F的作用点Q至旋转中心的距离图。刀轴的力学模型分析： 刀轴工作时每把刀片相间入土，承受弯曲、扭转复合载荷作用。就受弯而言，刀轴的力学模型可简化为一受若干集中载荷作用的简支梁，集中载荷的位置和角度由刀片的排列方式确定，刀轴任意截面处的弯矩方程为：根据此弯矩方程再结合刀片排列方式可推出刀轴部(x=L/2)为危险截面。旋耕机刀轴的最大工作应力： 式中 W 为刀轴的抗弯截面模量；M、Mn 分别为刀轴危险截面处的弯矩、扭矩。刀轴强度计算：有些零件在使用中的主要失效模式是刚度方面的问题。如果变形量过大，超过允许的限度，就会影

18、响零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。在研究时有刚度要求的零件，必须进行刚度的校核计算。 零件的刚度一般分为弯曲刚度和扭转刚度，弯曲刚度以挠度或偏转角来度量；扭转刚度以扭转角来度量。刚度的校核计算准则通常是计算零件在受载时的变形量，并控制其不大于许用值。 由于载荷、材质、加工等制造工艺的离散性，同样研究加工的零件在工作中的变形量是不同的，因此不应把变形量作确定性量处理，而应视其为随机变量。不同机械零件的刚度研究时对许用变形量的要求不尽相同，有些机械零件的许用变形量也可视为随机量。 许用变形随机变量一般可由下式确定： Y=KI式中 y许用变形量，挠度，偏转角或扭转角； K支承的跨距，单

19、位为 mm； I常量，按零件的具体要求确定。旋耕机的负荷最大的部件是刀辊轴。刀辊轴可以用实心或空心材料制造。空心轴可以在小的重量下传递较大的扭矩，较好的抵抗扭振。本文中讨论旋耕机的拖拉机提供的功率为88.2kw,刀轴最低转n=237.4 r/min,最高转速n=500 r/min，材料选用45钢，强度极限为=235 Mpa,由公式可推导出旋耕机可传递的最大扭矩为： T刀轴 = 9550*（P刀轴 /N刀轴）=88.2/237.4=3548 Nm在刀轴中部所受弯矩力为354Nm,由第三强度理论;1-3=因为3=0对于空心轴而言，抗扭截面系数为： 其中D=70mm,d=60mm =1/15.4 *

20、 10-63542+35482=231 mpa 235 mpa因此从理论上强度和材料是能满足要求的。3.4.4 刀轴的尺寸和连接方式设计刀轴由于采用折叠的方式，所以打算将刀轴分为三个部分，左侧的轴为1，中间部分为轴2，右侧为轴3。旋耕机整体耕幅为2.8m，考虑到农村的道路情况和共4垄，每垄为600mm-800mm所以将三个刀轴长度定为轴1为0.7m，轴2为1.4m，轴3为0.7m，中间轴是和传动箱连接，所以要将中间轴分为二段和传动箱的输出轴连接，带动两侧轴转动，中间轴2二段各为0.7ma 中间轴与传动箱输出轴的连接；该部分的连接方式不能波动太大，而且要满足转矩和转速的要求，采用联轴器连接方式，

21、在联轴器当中选用型号为GY8，轴孔直径为70mm，本联轴器不具备径向，轴向和角向的补偿性能，刚性好，传递转矩大，结构简单，工作可靠，维护简便，适合用于两轴对中精度良好的一般轴系传动。其中与输出轴连接的联轴器需要采用花键连接配合，如图（3-11,3-12）。 图 3-11 联轴器与传动箱配合 图 3-12 联轴器b 两侧刀轴与中间刀轴的连接方式；由于两侧刀轴需要折叠，所以在工作放下时，连接中间轴时，冲击很大，且不平稳，考虑到折叠的功能和载荷的冲击，采用离合器的连接方式。离合器常用的类型有二种，矩形，梯形牙嵌式离合器，对于本工作场所的要求，自动结合和脱开，采用梯形牙嵌式离合器，根据机械设计课程设计

22、手册表8-11齿数z 7 最大外径D 90mm 梯形牙高度7mm梯形牙厚度b 8mm 配合长度h2 105mm 角 2543 角 2543 梯形牙斜边角度5 该离合器和刀轴连接部分采用花键轴连接，如图（3-13,3-14）。 图3-13 离合器 图3-14离合器与刀轴配合刀轴与机架连接部分轴承选用深沟球轴承型号为6213。3.5 旋耕机刀和刀轴的设计 3.5.1 旋耕刀的种类卧式旋耕机使用较多的旋耕刀有凿形刀，弯刀和直角刀。 考虑到本设计的要求和三种刀的性能，采用弯刀。 3.5.2 弯刀其他参数，材料和技术条件正切面与刃口至刀轴中心连线间的夹角max过大时影响到正切刃的有效隙角，使外磨刃面挤压

23、未耕土，深知使外正面挤压未耕土；该夹角过小则使正切刃切土角过大，结果都会增加切土阻力和消耗。国产双面刃弯刀所选定的max为50至60，刀身宽h常取50mm左右。弯刀工作幅宽b增大幅宽可减少刀轴上的弯刀总数，但过大则影响弯刀的刚度和碎土质量，常用b为35至50mm。正切部弯折半径，通常大于30mm。半径过小，工作时弯折圆弧处易粘土， 功率消耗也增加。磨刃，为了方便制造，一般采用双面磨刃。GB/T5669标准弯刀的双面磨刃，磨刃宽度为12mm，刃口厚0.5-1.5mm。由于刀厚从近刀柄处至刀端逐渐减薄，刃角由约36减小至7。刀柄，刀柄尺寸应符合GB/T5669的规定，见农业机械设计手册上册表4-3

24、-5，选用T类，刀柄宽度为30mm，刀柄厚度为10mm,孔径为12.5mm,回转中心到刀柄孔中心的距离为70mm,刀柄顶部到孔中心的距离为30mm。国产刀座式旋耕刀的主要参数根据农业机械设计手册上册表4-3-6，参考计算的结果和实际使用的方便性，选用型号为IT245，如图（3-15）。 图 3-15 IT245弯刀3.5.3 刀座，轴向间距和弯刀总数刀座的形式根据制造工艺分为精密铸造刀座和焊合刀座，精密铸造刀座应用GB/T11352中规定的ZG230-450或其他品质相当的材料制造。焊合刀座应用GB/T1591中规定的16mn或其他品质相当的材料制造。由于弯刀切土时刀端撕裂附近的土壤，因此刀座

25、的间距b可大于弯刀工作幅宽b。b= b+b，b常取15-20mm。刀座的尺寸可以根据农业机械设计手册上册表4-3-7，选取T类，如图（3-16，3-17） 图 3-16 刀座左视图 图3-17 刀座 每台旋耕机刀轴上的安装的弯刀总数可按下式计算 Z=（1000 BZ）/ b式中 Z- 弯刀总数，取偶数 Z 每切土小区内的刀数 B 旋耕机耕幅，中间传动旋耕机B为左右刀轴的耕幅之和。根据计算可得： Z= （1000*2.8*2）/60=83.4取偶数，所以共需要84把旋耕刀，也就需要84个刀座。3.5.4刀轴中弯刀的合理排列旋耕刀轴中的弯刀排列方式是决定旋耕机性能的重要因素，它对切土阻扭矩，功率消

26、耗，作业质量及机组的平衡性等指标有很大的影响。合理的弯刀排列应在满足耕整地农艺要求的基础上，使旋耕功率最小，刀轴受力均匀，同时工艺性优良，便于制造。国内外旋耕机产品大多数一直沿用人字形排列方式和双头螺旋线排列方式。对于本次设计将采用双头螺旋线排列如图（3-18,3-19）。 旋耕刀、碎茬刀的螺旋线排列：图3-18 旋耕刀排列 图3-19 刀轴由于弯刀数 Z 过多会导致刀间空隙度小，容易堵塞泥土及刀轴缠绕上秸秆，影响秸秆粉碎效果。共有四段刀轴，每段刀轴的耕幅为700mm，共要安装84把刀，每段为21把，以间距为130mm，总高度为700mm,螺旋线均匀分配21把刀。左右刀轴成对称的形状。3.6

27、消除漏耕装置传动旋耕机由于传动箱的宽度占据耕幅，弯刀切削不到箱体下方的土壤，形成漏耕，影响耕作质量。为解决这一问题，国产系列中间传动旋耕机在传动箱的前下部安装了窜垄型小梨。3.7 罩壳和拖板罩壳图（3-20）固定在刀轴上方，用于挡住旋耕刀抛出的土块，并使其在撞击过程中进一步破碎。同时起到安全和防护的作用，罩壳横截面一般是凸弧形。罩壳与刀轴之间的空隙，前缘30-40mm，后缘70-80mm。罩壳后部要加弹簧使用，能够根据耕深自动调整。 图3-20 后罩 3.8 液压缸的设计根据拖拉机型号，拖拉机液压系统工作压力为9.8 Mpa液压缸内径D和活塞杆直径d的确定： D2 =4（Ffc + F）/ P

28、1 + ( D2 d2) P2 / P1 式中P1-液压缸工作压力，初算时可取系统工作压力，单位为Mpa;P2 液压缸回油腔背压，初算时无法确定，按机械工程简明设计手册表3-6 估计， 单位为Mpa; d/D- 活塞杆直径与液压缸内径之比，可按机械工程简明设计手册表3-7取；F- 工作循环中最大外负载，单位为NFfc - 液压缸密封处的摩擦力，单位为N；可按下式估算 F +Ffc =F / cm式中cm 液压缸的机械效率，一般cm=0.90.97可求得： D=4F / P1 cm 1- P2 / P1 1-(d/D) 可得结果： P1 = 9.8 Mpa； P2 = 0.4 Mpa d/D=0

29、.7 F=5000N通过计算得： D = 26.9mm活塞杆直径可由d/D值算出，由计算得的D与d值分别按机械工程简明手册表3-8与表3-9圆整刀相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。选取液压缸内径D尺寸为32mm,活塞杆直径d尺寸为25mm在中低压系统中，壁厚根据结构工艺性的要求来确定，通常不必校核。选取材料为灰铸铁，许用应力,单位Mpa 按材料力学的壁厚圆筒公式进行壁厚计算： D/2(+0.4Py/-1.3 Py)-1计算得： 13.12 液压缸壁厚算出后，即可求出缸体的外径D1 D1 D+2=45.12取D1为50mm液压缸工作行程的确定，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照

30、机械工程简明手册表3-11选取标准值。考虑到本使用场合，选取液压缸活塞杆行程为400mm。 缸盖厚度的确定，一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度可按下式计算无孔时 T0.433 D2Py/有孔时 T0.433 D2 Py D2 / （D2- d0）式中 t 缸盖有效厚度，单位为mm； D2 缸盖止口内径，单位为mm； d0 缸盖孔的直径，单位为mm；通过计算得： t31mm最小导向长度H的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H 称为最小导向长度，最小导向长度H应满足下列要求 H （L/20）+(D/2)= 36mm取H为36mm式中 L 液压缸的最大行程，单位为mm

31、； D 液压缸的内径，单位为mm活塞宽度B，一般取B=（0.61.0）D=0.8*32=25.6mm；缸盖滑动支撑面的长度l,当D80mm，取l=（0.61.0）D=0.7*32=22.4mm；缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和,为825.6mm。缸体外形长度还要考虑两端端盖的厚度，为855.6mm。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。4. 总体装配图 如图(3-21,3-22） 图3-21 总装配图正视图 图3-22 总装配图右视图结 论 本设计要求对旋耕机进行改造，实现旋耕机的折叠，解决超宽问题，并且分析了旋耕机的工作原理，旋耕刀的运动轨迹，旋耕机的功

32、耗及配套动力的选用，在旋耕机配套动力选用中论述了不同土质旋耕比阻的差异，以及旋耕机其他配合使用的机架，罩壳，漏耕装置，在折叠部分采用了液压的设计，设计合理的液压缸，满足折叠的要求。本设计中难度最大在于折叠部分，这部分对传动的要求比较高，也是整个设计过程中的重点，要考虑旋耕机在工作时折叠部分放下来的冲击力，以及两侧刀滚与中间传动部分的运行配合的保证，传动的稳定性等多方面的考虑。 致 谢为期二个多月的毕业设计就结束了，从整个过程来看毕业设计还是不是太好做，设计的课题虽然和机械有关，但是还是有所不同，自己也找了许多资料，在老师的精心指导下，最后还是能够做出的。毕业设计是我们大学的最后一门课了，在四年

33、的大学生活中，感谢各位老师对我的栽培，对我的谆谆教诲，在即将离去的大学生活，我充满的是怀念，却也向往社会这个大家庭的，在接下的时间才是我人生真正的开始。在这次毕业设计中，特别感谢吴老师对我的帮助，带我们实地考察，给我们找资料，没有吴老师的帮助我是做不出来毕业设计，最后希望自己和老师在以后的工作的都能顺利。参 考 文 献 1 叶伟昌，陈辽军，机械工程及自动化简明设计手册（上册）第二版. 北京：机械工业出版社，2007 2 濮良贵，纪名刚，机械设计 第七版.北京：高等教育出版社，2001 3 吴宗泽，高志，机械设计课程设计手册 第四版.北京：高等教育出版社 4 东北农业院，农业生产机械化，北京：农业出版社，19885 李晓庆，拖拉机构造，北京：机械工业出版社，20016 何雄奎，农业机械化，北京：化工工业出版社，20067 张孝安，农业机械设计手册（上册），北京：中国农业科学技术出版社，20078 吴彦农，康志德，solidworks 2005基础教程，第一版，北京：机械工业出版2005 9 北京农业工程大学编，农业机械学(上册)，北京：中国农业出版社，198110 广西农业机械化学校编，农业机械，中国农业机械出版社，1980