麦田免耕施肥播种机设计[农业机械]

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Facing the land desertification areas rapid expansion and the sand storm, the country not only implement the large-scale against sand to control the sands the project but also take back from agriculture grasss major step comprehensively, positively has been initiating and promotes the application protection culivation technique in the agricultural aspect.The wheat exempts plows the seeder to use is “the power disc breaks the grass and with power disc fitting clamp type furrow opener isotopic lamination sowing seeds” after duplicate had in the straw place can disposable form a line the direction straw cut-off, isotopic lamination sowing seeds and the suppression and so on many work protection tillage implements.I designed a new exempts in the wheat field work. Using the no power double circular disc type furrow opener, the structure is simple and easy to be operated, which broke earth strongly and does not entangle the grass, as well as has the sowing depth precision to be high, sowing seeds is even, The catcher no-tillage planter can complete 6 sowing seeds, the seed can grows better.Keywords: Protection tillage machine; Furrow opener; Exempts plows the seeder徐州工程学院毕业设计(论文 )I目目 录录1 绪论.11.1 引言 .11.2 背景及原理介绍 .11.3 论文的主要工作和意义 .21.4 总体方案的确定 .32 动力性能的设计与校核.42.1 丰收 180 型拖拉机的配套适应性计算 .42.2 拖拉机液压提升能力计算 .62.3 机组操向稳定性计算 .72.4 坡道极限倾翻角计算 .83 主要部件的设计.93.1 轴的设计 .93.1.1 传动轴的设计 .93.1.2 轴的计算与校核 .103.1.3 键的选择与校核 .163.2 链轮的设计 .183.2.1 链轮的计算 .183.2.2 链轮的材料 .253.3 链的选择.253.4 开沟器的设计 .253.5 侧传动箱的设计 .263.5.1 链轮材料的选择 .283.6 播种部分的传动设计 .283.6.1 传动方式的选择 .283.6.2 链传动比 .293.7 播种施肥器总成 .294 总结.30致 谢.31参考文献 .32附录 .33附录 1 .33附录 2 .40 徐州工程学院毕业设计(论文 )11 绪论1.1 引言土壤资源应该受到保护，才能够满足今后若干代人的需求并减少沙尘暴对畜健康的危害。这一认识促进了内蒙古自治区作物种植体系的发展。内蒙古自治区目前的限制条件包括：(1)需要通过土地耕作来除草；(2)秸秆回收作为家用燃料、牲畜饲料和垫圈草料；(3)缺少合适的播种机和收获机；(4)休闲地自由放牧；(5)耕作体系中缺少可供应饲料和改善土壤肥力的饲草作物；(6)保护性耕作技术推广不足；(7)小型农业单位应用保护性耕作面临着风险。1999 年，通过加拿大国际发展署，加拿大和中国建立了保护性耕作体系的合作开发项目。中国农业部制定了一个保护性耕作的大型计划，鼓励几个农业机械研究所设计，测试，最终生产出直播机械。在该项目中，加拿大向中国提供了一台小型播种机，作为保护性耕作技术的示例，可用于进一步完善以符合内蒙古的条件。该播种机由加拿大萨斯卡彻温省斯韦福克瑞特市的法波公司生产，用 34KW(45 马力)拖拉机带动。播种机安装了可拆换的圆盘式开沟器和凿式开沟器，承受 200N(450 磅)的弹簧压力，带可调节的镇压轮，还使用了亚马逊牌既可排种又可施肥的排种器。但在田间试验中法波牌播种机存在的问题很突出。1. 播种机对于大多数农田和拖拉机来说还是太大，大多数小地块上的拖拉机只有10KW 至 18KW。2. 播种机为三点悬挂式，但与大多数中国产拖拉机悬挂装置不配套。3. 开沟器无法沿不平整的土地行走，造成播种深度和随后的出苗差异太大。由于圆盘的材料问题圆盘式开沟器在中国还很难生产。4. 分开的镇压装置使镇压和回土的土壤不平，还有种深不一致的问题。5. 播种机的设计对中国生产商来说比较复杂和昂贵。亚马逊牌种肥并施机构难以保养，价格较高。在 2002 年，研究人员对一种新型直播机的潜力表示了认同，认为它能解决法波播种机遇到的问题。本文研究的目的是改进播种机的设计：1.2 背景及原理介绍在秸秆覆盖地中免耕种植最大的问题就是易发生拥挤，而且目前可见到的几种防堵的方法和举措（如无动力滚动盘、开沟器两侧指盘拨草轮、鸭咀式穴播器等）在使用效果上尚存在种种的不足。秸秆覆盖地小麦免耕播种机采用的是“动力圆盘断草、与动力圆盘贴合的夹持式开徐州工程学院毕业设计(论文 )2沟器同位分层施肥播种”的方法，高速回转的动力圆盘能形成有效的切断能力，就如同圆盘式割草机和砂轮切割机一样，从而解决了无动力圆盘机体重，切割迟钝，性能不可靠的问题；夹持式同位分层开沟器与动力圆盘结合在一起能很好的防止未切断的秸秆在开沟器上缠挂，可达到不出现堵塞的要求。2MBF-6 型秸杆覆盖地小麦免耕施肥播种机是一种在已覆有秸杆的地中能一次性完成行方向秸杆切断、同位分层施肥播种和中后镇压等多项作业的保护性耕作机具，整体形式与配置如图 1-1 所示1-三点悬挂装置，2-电动机， 3-传动装置， 4-播种箱，5-播种器6-播种管， 7-开沟圆盘， 8-开沟器， 9-镇压轮， 10-支撑轮图 1-1 秸秆覆盖地小麦免耕施肥播种机结构示意图全机主要由机架、三点悬挂装置、动力传动装置（包括中间锥齿轮传动箱） 、切草圆盘刀锟（刀轴上安装 6 个圆盘） 、夹持式同位分层种肥开沟器、种肥箱总成、播后镇压轮、仿形地轮以及排种排肥传动系统等组成。基本设计参数：配套拖拉机 丰收180 型轮式拖拉机 （13.2KW/18PS）动力圆盘直径回转速度 (mmr/min) 400234行距行数 （cm行） 206播种深度 （cm） 35施肥深度 (cm) 与小麦同位分层，较种种深 56作业速度 (kmh) 36机具重量 （kg） 3201.3 论文的主要工作和意义“保护生态环境，实现可持续发展”现在已经成为我们国家在谋求经济快速发展过程中所要遵循的基本方针。面对土地沙漠化面积的迅速扩大和沙尘暴的肆虐一年更盛一徐州工程学院毕业设计(论文 )3年，国家除了实施大规模的防沙治沙工程和全面退耕还草的重大举措之外，在农业方面则一直在积极倡导和推广应用保护性耕作技术。李立科研究员作为我国著名的旱地农业专家，在长期的科研实践中，提出了“高留茬，秸杆覆盖，少免耕种植”这一被誉为“可缓解旱灾危害和防治沙尘暴发生”的治本之策，引起了国家领导的高度重视，为此我们的毕业设计任务是设计与之相适应的小麦免耕地播种机，设计出为上述种植模式相配套服务的一种保护性种植机具。1.4 总体方案的确定在翻阅和查找国内外的相关资料和信息，经过调查分析，我们发现传统的播种机，特别是免耕播种机存在的主要缺陷是播种机的开沟器往往与划切的圆盘很难达到相应的配合，结果使划切圆盘阻力太大，或者开沟器容易挂上秸秆从而使开沟器发生堵塞。 经过试验观察和对传统机具结构的分析，我们首先选择了两种可行的方案来对传统的机具进行改进：1. 提高切断圆盘和开沟器的配合精度等级，这种方法的优点可以运用传统机具的传动部分，减少设计的工作量,使制造的大部分元件可直接从原有生产厂家购得，但是这种方案使得圆盘和开沟器的制造精度较高，而播种机的工作环境决定了这两部分的制造精度不可能太高。2. 改动圆盘的转向，这种方法的优点是圆盘在向前行走的同时，不是按一般的滚动将秸秆挤压在开沟器上，而是将切断的秸秆向圆盘的前方抛起，从而大大减少了开沟器前端所积压的土块和秸秆，以此来达到顺利播种的过程。但这种方案的缺点需要对传统的机具进行大量的改造，特别是要重新设计传动部分，使设计工作和制造过程都较复杂。比较两种方案，考虑当前的制造成本，及其理论的可行性分析，觉得方案 2 更加可行，既能满足耕作的基本需要，制造成本又不是太高，更适合当前我省渭北的条件。我们以次为主导思想设计了秸秆覆盖地小麦免耕施肥播种机。徐州工程学院毕业设计(论文 )42 动力性能的设计与校核2.1 丰收 180 型拖拉机的配套适应性计算动力的配套适应性应符合拖拉机的额定功率大于机具在作业中所消耗的功率这一原则,因此计算应按以下两步进行。（1）机具在作业中要消耗的功率 P1作业中机具消耗的功率主要由圆盘刀切入土层及切断秸秆消耗的功率 P 刀和开沟器在受牵引破土中消耗的功率 P 刀两部分组成，驱动排种器和排肥器的功率较小，几乎不予考虑。a. 圆盘刀组消耗的功率 P刀借助圆盘式切碎器设计资料所提供的数据，每个圆盘刀切割的阻力 Ni 为：Ni=qs(kgf) 式（2.1）式中：q比阻，即单位刃口长度上的切割阻力（kg/cm）,可取值为 0.6kg/cm。 S参加切割的圆盘刃口长度（cm）对于本机：在圆盘入土 8cm，盘直径为400mm 的情况下，可由图 2-1 计算出参与切割的刃口长度 S =37.7cm图 2-1 受力分析图代入有关数值，可得 Ni=0.637.7=22.6（kgf） 刀轴共安装 6 只圆盘圆盘刀组上所受总的切割阻力 N 为（kgf）135.6622.661NiNi再根据功率求解公式： 徐州工程学院毕业设计(论文 )5 式 （2.2）602nr P=r v N= vN= P刀式中： 圆盘边沿线速度(m/s)R圆盘半径为 r=200mmw圆盘回转角速度（弧度/秒）n圆盘转速,这里为 287并代入具体值，则可求得P=135.60.2287.73.14/30=900.312.0（ps）刀b. 开沟器消耗的功率 P 开：开沟器克服土壤阻力所消耗的功率 P按下式计算：开 P= 式（2.3）开751行vNi61i式中 行机具行进速度(m/s),可按拖拉机一般正常作业速度（档）1.4m/s 计各开沟器所受工作阻力为 式 （2.4)ih ak =F式中：k土壤比阻，对未耕但经过圆盘划切的土壤地，取 k=0.4kg/cma开沟器迎土面宽度（cm）,设计值为 5cmh开沟器入土深度（cm）,按要求 h 为 10cm代入各有关值，则Fi=0.4510=20(kg/f)开沟器工作耗功 P为开P=(ps)开751行vNi61i7511462023. 2c.机具在作业中实际消耗的功率 P为：土 P= P+P=12.02.23=14.23(ps)土刀开(2) 相应于作业功率，拖拉机发动机应具有的功率 P：发拖拉机发动机的额定功率应较作业消耗功率大一些，有所贮备，另外再考虑到动力传输的机械效率，因此发动机应具有的功率 P 发为：P= 式（2.5）发1()Pps工式中：发动机贮备系数应在 1.051.1 之间，现可按 1.06 计算发动机滚动阻力系数，对未耕地可取 0.10.15，这里取 0.12机组总的机械效率，现在按 0.9 计将各有关值代入公式，则： P=17.7(ps)发1495. 012. 0106. 1徐州工程学院毕业设计(论文 )6(3) 结论计算结果表明 18ps 的丰收180 型拖拉机与本机具配合使用，动力恰当，满足要求。 2.2 拖拉机液压提升能力计算（1） 液压提升臂具有的额定提升力：在满足轮式拖拉机操作要求的“悬挂农具后，前轮对地面的压力不得小于拖拉机自重 20%”的前提下，下悬挂臂端所具有的额定提升力可按下式计算 F 式（2.6）)()8 . 0()2 . 0(21kgfflfLGfLlG前轮拖额式中：F提升臂额定提升力(kgf) 额G拖拉机最小使用重量(kg)，丰收-180 拖拉机为 1150kg拖拖拉机重心到后驱动轮轴心的水平距离（mm） 1l 丰收-180 型拖拉机为 685mmL拖拉机前后轮距离(mm)，丰收-180 型拖拉机为 1500mm 无量纲系数 ，旱地用拖拉机取为 0.08f运输状态下悬挂杆外端至拖拉机驱动轮轴心的水平2l 距离(mm),经测定本机 l2=618mm代入有关数值后，得 F 为： F=额08. 0618)08. 015008 . 0(2 . 01150)08. 015002 . 0685(1150=1161(kgf)相对于下悬挂端的额定提升力 F，液压提升力 F在铅锤方向分力 F额液1液由图 2-2 计算可得出为：F =2403 (kg)1液AOBOF11额3457141161徐州工程学院毕业设计(论文 )7图 2-2 液压提升臂运输状态受力图（2） 机具处于运输状态，实际需要的液压提升力 F大小液图 2-3 机具提升状态图图 2-3 为机具升起处于运输状态时，提升悬挂装置以及机具重心的状态图，由图提供的位置关系可列出下式：cos30=GAOF11液机)40cos30cos(41BOBO代入有关数值即得 F为1液F=1液30cos)40cosBcos30O(G141AOBO机=866. 0345)766. 0750866. 0714(320=1280（kgf）（3） 由（1） 、 （2）两部分计算结果的对比分析可知：液压提升臂的额定提升力远大于使机具提升至运输状态所需要的提升力，故丰收-180 型拖拉机悬挂 2MBF-6 型小麦免耕播种机提升能力完全可以得到保证。2.3 机组操向稳定性计算如前所述,确保轮式拖拉机在悬挂农具后操向稳定性的基本条件是:机组拖拉机前轮上的附着重量不小于拖拉机自重的 20%,即徐州工程学院毕业设计(论文 )8G前拖2G. 0现根据图 4 所示的关系可列出计算式:G-G1G1lL拖前40cos30cos41BOBO机代入具体数值即得G766. 0750866. 0714320685115015001前 (kgf)270 0.2G=230(kg)2 . 01150拖 G0.2G前拖2.4 坡道极限倾翻角计算机组在坡道行使,可能发生前轮离地向后倾翻的最大坡度值仍然可以按如下步骤求得：（1）利用图 2-3 中的状态关系，先确定拖拉机机重心 O 和机具重心 O分别与拖拉54机后轮接地点 D 连线(O D，OD)的长度及它们与水平面的夹角( 和 )：54 式（2.7）11lharctg 式（2.8）NL2harcth 式（2.9）21215lhDO 式（2.10）2224NLhDO以上式中： 拖拉机重心距水平地面高度(m), 1h 丰收-180 型拖拉机为 0.606m 机具在运输状态,其重心距水平2h 地面高度(m),经测定本机为 1.1m 拖拉机重心距后轮轴心水平距离（m） ，丰收180 拖拉机为1l0.685m 运输状态，机具重心在地面投影与拖拉机后轮接地点间的水平距Nl离（m） ，如前计算为（m）192. 1LN将有关各值代入上式后，即得：3041685. 0606. 0arctglharctg114542192. 11 . 1arctgLharctgN2徐州工程学院毕业设计(论文 )9)m(914. 0685. 0606. 0lhDO2221215)m(623. 1192. 11.1lhDO222N224（2）设定在道路坡度为时发生翻倾。根据翻倾时拖拉机前轮附着力为零，拖拉机的辎重相对后轮着地点产生的力矩一定小于或等于机具重力相对后轮接地点形成力矩这一条件，即可求出安全行驶的最大坡度角，即：)-cos(DOG)(cosDOG54拖机代入有关数值，上式为：)3041(cos914. 01150)4542(cos623. 1320进行三角变换，即可求出坡道行驶翻倾角为：21由计算结果可知，机具与丰收180 型拖拉机挂接，道路行驶安全情况较好，一般不必担心发生后翻倾问题。徐州工程学院毕业设计(论文 )103 主要部件的设计本机的主要工作部件有：切割圆盘棍、种肥箱、加持式开沟器、侧传动箱的链条、链轮和锥齿轮箱和播种施肥传动部分。以下是有关方面的设计计算。3.1 轴的设计3.1.1 传动轴的设计（1） 刀辊转速的确定：本机圆盘刀辊的转速是参考旋耕机的参数以及传动关系决定，根据丰收180 型拖拉机的后输出轴的转速，最终确定刀辊的转速为 287.7r/min。（2） 圆盘刀直径的确定：对于机动切草圆盘，设计取值为400，设计依据来自土壤耕作机械的理论与计算一书。椐介绍旋，而且与切割速度有关，当圆盘直径在360420mm 时，消耗的比能最小。鉴于圆盘的入土深度要达到 810cm，并且需要给刀辊轴和地面之间留出较大的空间，形成尽可能好的畅通性，同时也为了保证在切割过程中秸秆能被可靠的切断，不产生向前推移，我们在资料所给的数据的范围中选取400mm 作为圆盘设计值。（3） 圆盘刀辊两端轴承（型号 308）工作寿命的验算：机动圆盘刀辊在工作中受到的阻力包括压应力和拉应力两种，而以产生滑切作用的拉应力为主。这里出于计算简便的考虑，在验算所选轴承工作寿命时，将前面计算出的切割阻力全部视作压应力。因此，刀辊两端轴承所受的载荷 P 即为：P=0.5622.6=67.8(kgf)根据机械设计有关轴承选型部分中的推荐值，对此处轴承的预期计算寿命 Ln定为：Ln=25000(h)由此可依照计算轴承应具有的额定动载荷 C的计算公式，首先算出 C来 36N10Ln60PC代入有关各数值后可得到：=494.2（kgf）3610250002346067.8C而查阅轴承使用手册，获知型号 308 的中窄系列单列向心球轴承其具有的额定动载荷 C 等于 3200kgf，显然 CC，此结果说明 308 轴承完全符合本机工作状况。的应用，徐州工程学院毕业设计(论文 )11寿命有可靠保证。3.1.2 轴的计算与校核轴设计计算一计算齿轮受的力：轴传递的转矩： mmNT929.611齿轮上的圆周力： 08075. 0929.612211mtdTFNFt1534齿轮上的径向力： 0013426cos201534costgtgFFtrNFr499轴向力： 0013426sin201534sintgtgFFtaNFa250二对轴进行结构设计：确定轴的直径：选 45 钢经调质处理作轴。，2/600mmNB 2/355mmNs 2/4030mmNTC=1181063311540538. 3)106118(nPCd =22.0819.83mm考虑到轴的震动较大，我们取 d=40mm结构尺寸详见零件图。三计算支承反力：水平面反力：180275.802501644991RFNFR3991徐州工程学院毕业设计(论文 )12180275.80250194992RFNFR1092垂直面反力： 1801641534 1RFNFR1398 1 180191534 2RFNFR162 2水平面受力图： 见图 3-1垂直面受力图： 见图 3-1画轴弯矩图：水平面弯矩图： 见图 3-1垂直面弯矩图： 见图 3-1合成弯矩图： 合成弯矩 见图 3-122xzxyMMM画轴转矩图：轴受转矩： T=T1 T=61929Nmm转矩图： 见图 3-1许用应力许用应力值，用插入法由3表 16.3 查得 abMP950 abMP551应力校正系数 955501bb58. 0画当量弯矩图当量转矩 929.6158. 0TNmmT35920当量弯矩最大处在平均分度圆处，22223592032022)(TMM 见图 3-1 NmmM48121轴径校核：mmmmMdb4561.20551 . 048121 1 . 0331徐州工程学院毕业设计(论文 )13一轴受力图当量弯矩图(转矩图(合成弯矩图(垂直面弯矩图(垂直面受力图水平面弯矩图(水平面受力图图 3-1 轴一的受力分析图徐州工程学院毕业设计(论文 )14轴设计计算一计算齿轮受的力：轴传递的转矩： T2 T2=118903Nmm齿轮上的圆周力： 5 .1611189032222mtdTFNFt1472齿轮上的径向力： 0022663cos201472costgtgFFtrNFr240轴向力： 0013426sin201534sintgtgFFtaNFa479二对轴进行结构设计：确定轴的直径：选 45 钢经调质处理作轴。，2/600mmNB 2/355mmNs 2/4030mmNTC=1181063322270433. 3)106118(nPCd =27.5424.74mm考虑到轴的震动较大，我们取 mmd45结构尺寸详见零件图。三计算支承反力：水平面反力：54525 .1614796019805952401RFNFR4091 54525 .1614796051980502402RFNFR21492垂直面反力：5456019805951471 1RFNFR1825 1徐州工程学院毕业设计(论文 )155456051980501471 2RFNFR2333 2水平面受力图： 见图 3-2垂直面受力图： 见图 3-2画轴弯矩图：水平面弯矩图： 见图 3-2垂直面弯矩图： 见图 3-2合成弯矩图： 合成弯矩 见图 3-222xzxyMMM画轴转矩图：轴受转矩： T=T2 T=118903Nmm转矩图： 见图 3-2许用应力 abMP551应力校正系数 955501bb58. 0画当量弯矩图当量转矩 11890358. 0TNmmT35920当量弯矩最大处在平均分度圆处， 222268964168009)(TMM NmmM48121轴径校核：mmmmMdb4008.32551 . 0181612 1 . 0331所以选的轴是安全的。许用应力值，用插入法由3表 16.3 查得abMP950徐州工程学院毕业设计(论文 )16二轴受力图当量弯矩图(转矩图(合成弯矩图(垂直面弯矩图(垂直面受力图水平面弯矩图(水平面受力图图 3-2 轴二的受力分析图徐州工程学院毕业设计(论文 )17刀辊轴设计计算刀辊轴的结构设计及选择材料：由于不同的土壤对刀片的阻力不同，含水量不同的土壤对刀片的阻力也不同，以及地表形状，刀刃的锋利程度的不同等很多原因对刀片的阻力都有影响。所以我们无法得到准确的刀片阻力。根据我们的实践，我们选择刀辊轴轴径为 d=40mm，选 45 钢经调质处理，是完全符合我们的工作要求的。3.1.3 键的选择与校核一轴上键的选择和校核：1 确定平键的类型和尺寸采用普通圆头平键，查4表 4-1，由 d=40mm 可知键的剖面尺寸为： 812hb参照轮毂长度 取键长为 L，mml551mmL50键的标记：键7910965012GB2 校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125 式 7.1 可知校核公式： 4ppdhlT式中： 键联接所传递的转矩：1TT mmNT 61929 键的工作长度： 1250bLLmmL38 键的高度 h mmh8轴的直径 d mmd40许用挤压应力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp/37.20403886192942ppmmN强度满足要求3 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 键与毂：12Ns/h9键槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均为值）aR键槽的对称度公差：按 7 级精度决定对称度公差。二轴上键的选择与校核：1 确定平键的类型和尺寸徐州工程学院毕业设计(论文 )18采用普通圆头平键，查4表 4-1，由 d=40mm 可知键的剖面尺寸为： 812hb参照锥齿轮长度 取键长为 mml5511LmmL501键的标记：键7910965012GB参照链轮轮毂长度： 取键长为 mml4522LmmL452键的标记为：键7910964512GB2 校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125 式 7.1 可知校核公式：4ppdhlT式中：键联接所传递的转矩：2TT mmNT118903 键的工作长度： 125011bLLmmL381 124522bLLmmL332 键的高度 h mmh8轴的直径 d mmd40许用挤压应力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp/37.20403886192942ppmmN 强度满足要求3 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 键与毂：12Js/h9键槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均为值）aR键槽的对称度公差：按 7 级精度决定对称度公差。三刀滚轴上键的选择与校核：1 确定平键的类型和尺寸采用普通圆头平键，查4表 4-1，由 d=40mm 可知键的剖面尺寸为： 812hb由 可知键的剖面尺寸为mmd45914hb参照链轮轮毂长度 取键长为 mml4511LmmL451键的标记：键7910964512GB参照卡盘长度： 再考虑到行矩调节范围 0100mmmml882取键长为 2LmmL902键的标记为：键7910969012GB2 校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125 式 7.1 可知校核公式：徐州工程学院毕业设计(论文 )194ppdhlT式中：键联接所传递的转矩：3TT mmNT171220键的工作长度： 124511bLLmmL331 129022bLLmmL782键的高度：21,hhmmh81mmh92轴的直径：21,ddmmd401mmd452许用挤压应力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp /86.6440338171220421ppmmN/26.214578917122042ppmmN 强度满足要求3. 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 14N9/h9 键与毂：12Js/h9 14Js/h9键槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均为值）aR键槽的对称度公差：按 7 级精度决定对称度公差。 （见8P120）3.2 链轮的设计由于该设计是对现有 2MBF6 型秸杆覆盖地免耕施肥播种机的局部改造、调整设计，又播种施肥部分已趋于完善，所以主要的数据可以按照原有的数据进行设计、分析、核算。 3.2.1 链轮的计算徐州工程学院毕业设计(论文 )20(1) 链轮的设计链轮是与与地轮通过轴、销联结的同步转动部分。实体测绘部分主要数据：链轮齿数 Z = 10齿顶圆直径 = 112 mmad齿根圆直径 = 83 mmfd若取 Z = 10则：分度圆直径 d = = 102.7 mmzSinpd1801018075.31Sin齿顶圆直径 ad = d + 1.25p - = 123.3375 mmmaxad1d = d+(1-)p- = 110.32 mmminadz6 . 11d综上可取 d = 102.00 mm , = 115.00 mm ad则 齿根圆直径 fd = d -= 102.7 - 19.05 = 83.65 mmfd1d取 = 84 mmfd分度圆弦齿高 ah =(0.625 +)p - 0.5 = 12.86 mmmaxahz8 . 01d = 0.5(p-) = 6.35 mmminah1d取 = 6.5 mm ah齿侧凸缘直径 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 65.75 mmgdz1802h取 = 50.00 mmgd齿侧圆弧半径 e = 0.12(z+2)= 27.432 mmmaxe1d = 0.008(z2+180) = 42.675 mmmine1d取 = 35.00 mme滚子定位圆弧半径 i = 0.505 + 0.0699.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62 mmmini1d徐州工程学院毕业设计(论文 )21取 = 9.80 mmi滚子定位角 = -=min120z90111 =maxz90140131取 = 120取 轮毂直径 = =50.00 mmhdgd由 h =6.4 + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 11.815 mm= 26.37 mmkd可取 h =11.00 mm= 28.00 mmkd齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm1fb1b取 = 18.00 mm1fb齿侧半径 = p = 31.75 mmxrxr齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275 mmabab齿侧凸缘圆角半径 ， = 0.04p = 1.27 mmarar轮毂长度 = 3.3 h = 3.311.00 = 36.30 mm根据实体需要可取 = 50.00 mm(2) 链轮的设计链轮为过度链轮，通过链条与链轮相连实体测绘部分主要数据：链轮齿数 Z = 8齿顶圆直径 = 90.00mmad若取 Z = 8 ，则：分度圆直径 d = 82.97mmzSinpd180齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 103.61 mmadmaxad1d = d+(1-)p- = 89.32 mmminadz6 . 11d综上可取 d = 83.00 mm , = 96.00 mm ad徐州工程学院毕业设计(论文 )22则 齿根圆直径 = d - = 63.92mmfdfd1d取 = 64.00mmfd分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 7.1443 mmahmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35 mmminah1d取 = 6.50 mm ah齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 gdgdz1802h= 36.75 2.414 31.387 0.76= 44.60 mm取 = 44.00mmgd齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) = 22.86mmemaxe1d = 0.008( z + 180 ) mine1d2= 0.008 19.05 ( 8 8 + 180 )= 37.1856 mm取 = 30.00 mme滚子定位圆弧半径 i = 0.505 + 0.069 9.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62025 mmmini1d取 = 9.80mmi滚子定位角 = - = 108.75min120z90 = = 128.75maxz90140取 = 120取 轮毂直径 = = 44.00mmhdgd由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 10.9225 mm= 22.155 mmkd可取 h = 10.00 mm=24.00 mmkd齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1fb1b 取 = 18.00mm1fb齿侧半径 = p = 31.75mmxrxr徐州工程学院毕业设计(论文 )23齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mmabab齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27mmarar轮毂长度 = 3.3 h = 3.310.00 = 33.00mm根据实体需要可取 = 30.00mm(3) 链轮的设计链轮与链轮通过轴、轴套及其特殊的外形结构相连，且同步转动实体测绘部分主要数据链轮齿数 Z = 11齿顶圆直径 = 120 mmad齿根圆直径 = 83 mmfd若取 Z = 10 ，则：分度圆直径 d = = 102.75mmzSinpd1801018075.31Sin齿顶圆直径 ad = d + 1.25p - = 123.39mmmaxad1d = d+(1-)p- = 110.37mmminadz6 . 11d综上可取 d = 103.00mm , = 120.00mm ad则 齿根圆直径 fd = d - = 102.75 - 19.05 = 83.7mmfd1d取 = 84mmfd分度圆弦齿高 ah = （0.625 + )p - 0.5 = 12.86mmmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35mmminah1d取 = 8.50mm ah齿侧凸缘直径 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 67.54 mmgdz1802h取 = 66.00 mmgd齿侧圆弧半径 e = 0.12( z + 2 ) = 27.432mmmaxe1d徐州工程学院毕业设计(论文 )24 = 0.008( z + 180 ) = 42.672mmmine1d2取 = 32.00mme滚子定位圆弧半径 i = 0.505 + 0.069 9.80mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62mmmini1d取 = 9.80mmi滚子定位角 = - = min120z90111 = = maxz90140131取 = 120取 轮毂直径 = 44.00mmhd由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 10.00mm= 24.00mmkd可取 h = 9.75mm= 24.50mmkd齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1b取 = 18.00mm1fb齿侧半径 = p = 31.75mmxr齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mmab齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27mmar轮毂长度 = 3.3 h = 3.3 ( 66 - 44 )= 72.60mm根据实体需要可取 = 52.00mm(3) 链轮的设计链轮是用来给施肥轴和播种轴传递动力的，链轮（ 两个）通过链条与链轮相连实体测绘部分主要数据链轮齿数 Z = 16齿顶圆直径 = 172mmad齿根圆直径 = 140mmfd若取 Z = 16，则：徐州工程学院毕业设计(论文 )25分度圆直径 d = 162.7 mmzSinpd180齿顶圆直径 ad = d + 1.25p - = 183.34 mmmaxad1d = d+ (1-)p- = 172.23 mmminadz6 . 11d综上可取 d = 163.00 mm = 176.00 mm ad则 齿根圆直径 fd = d - = 162.7 - 19.05 = 143.65mmfd1d取 = 144mmfd分度圆弦齿高 ah = ( 0.625 + )p - 0.5 = 11.906 mmmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35mmminah1d取 = 6.5mm ah齿侧凸缘直径 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 127.47mmgdz1802h取 = 120.00 mmgd齿侧圆弧半径 e = 0.12( z + 2 ) =41.148mmmaxe1d = 0.008( z + 180 ) = 66.45mmmine1d2取 = 55.00 mme滚子定位圆弧半径 i = 0.505 + 0.069 9.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62mmmini1d取 = 9.80mmi滚子定位角 = - = 114.375min120z90 = = 130.375maxz90140取 = 120徐州工程学院毕业设计(论文 )26取 轮毂直径 = 60mmhd由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 15.8475mm= 28.375mmkd可取 h = 15.00mm= 32.00mmkd齿 宽 1fb = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1b 取 = 18.00mm1fb齿侧半径 = p = 31.75mmxr齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mmab齿侧凸缘圆角半径 R = 0.04p = 1.27mm腹板厚度 t = 14.30mm可取 t = 14.0mm轮毂长度 l = 3.3 h = 3.315.00 = 49.50mm根据实体需要可取 = 45.00mm3.2.2 链轮的材料链轮材料应能满足强度和耐磨性的要求。对于在低速、轻载、平稳传动中，链轮可采用中碳钢制造。中速、中载时应采用中碳钢淬火处理。而本设计中施肥播种传动部分属于低速、轻载、较平稳的传动，所以应采用中碳钢。3.3 链的选择表 3-1 链的参数链号ISO节距P滚子直径d1内节内宽b1内链条通道高度h220A31.7519.0518.930.183.4 开沟器的设计虽然机动圆盘的切割能力和切割可靠性较无动力圆盘高的多，但在田地里工作，实徐州工程学院毕业设计(论文 )27际上很难保证圆盘一定可以把种行方向上的秸秆都全部切断。既然圆盘切割后仍可能有少许秸秆遗留在种行上，这就会被随后而来的开沟器勾挂，而最终导致拥堵。为了既防止秸秆勾挂，又能采用较为轻便的尖铲式同位分层开沟器，通过多次试验和改进，最终试制成功了“加持式同位分层开沟器” ，如图 3-3 所示：图 3-3 开沟器的设计该开沟器在结构上的特点是：切割圆盘被加持于开沟器左右侧壁的中间，开沟器前边呈分体形状，另外开沟器侧壁后下方被作成缺口台阶状。开沟器侧壁分体开口对圆盘实行加持是必须的，因为很难让整体式尖铲开沟器与圆盘天衣无缝的配合，分体式开口结构虽然存在在前部整体结构强度不足的缺点，但只要通过多点铆连，使之成为一体就不会有很大的问题。让开沟器侧壁后下方呈台阶状，目的是为了实现种肥同位分层施播，该缺口高度约为 56cm，长度约为 67cm,当肥料随开沟器行进入被施肥沟底后，借助缺口产生的回土掩埋即可让种子播在肥料上方 56cm 的土中。3.5 侧传动箱的设计（1）套筒滚子链的选择传动比 i=121nn287.7287.7小链轮齿数 25Z1大链轮齿数 25Z2设计功率 =KP=1.7 9.77=16.6kwdP链条节距 p=19.05mm验算小链轮轴孔直径 mm52dk徐州工程学院毕业设计(论文 )28初定中心距 260mma0以节距计算中心距 64mm.13paa0op链条节数 pl23. 5220021pppakazzl 取54pl链条长度 mpllp0287. 11000计算中心距 apckzzlpa)2(21 2483. 0)2525108(05.19 9 .274实际中心距 3 .36164.139 .2740pcaaa链条速度 smpnz/28. 210006005.197 .2782510006021 NPFt9 .388528. 286. 810001000作用在轴上的力 NnFkFt25.79279 .38857 . 120. 120. 1链条的静强度计算：ftaFFFkQn式中：为链条极限拉伸载荷，由手册查的QkNQ1 .31有效圆周力 tFNFt9 .3885离心力引起的力 cFNqFc796. 7)28. 2(5 . 1. 22 悬垂力，在和二者中取大者值fFfFfFNaqkFff85. 51002605 . 15 . 1100NqkFff22. 9100)sin(（2）链轮的设计：链轮的分度圆直径 = 121180sinzpddmm15225180sin05.19齿顶圆直径 admax25. 1dpddamm16491.1105.1925. 1152齿根圆直径 fddddfmm14091.11152齿宽 fb1193. 0bbf= mm1269.1157.1293. 0徐州工程学院毕业设计(论文 )29（3）锥齿轮的设计：取锥齿轮中小齿轮的齿数为， 大齿轮的齿数， 模数。161Z312Z6m 小齿轮的主要参数如下所示：节锥角 5116. 0cossintan13.271分度圆直径 mmZmd9616611锥距 mmdR6 .104sin211齿宽 mmRbR30变位系数 4 . 01x齿顶高 mmmxhhaa4 . 8)(11齿根高 mmhf6 . 61齿顶角 6 . 4arctan11Rhaa齿根角 6 . 3arctan11Rhff顶锥角 9 .316 . 43 .27111aa根锥角 7 .236 . 33 .2711ff 大齿轮的主要参数：节锥角 7 .623 .279012分度圆直径 mmmZd18631622锥距 mmRR6 .10412齿宽 mmb302齿顶角 mmmha6 . 3)4 . 01 (2齿根高 mmhhhaf4 .1122齿顶圆直径 mmhddaa3 .189cos22222齿根角 6 . 412af齿顶角 6 . 312fa周节 mmmp84.18分度圆齿厚 mmxxmpst6 . 7)tan22(2123.5.1 链轮材料的选择链轮材料应能满足强度和耐磨性的要求。对于在低速、轻载、平稳传动中，链轮可采用中碳钢制造。中速、中载时应采用中碳钢淬火处理。而本设计中施肥播种传动部分属于低速、轻载、较平稳的传动，所以应采用中碳钢。徐州工程学院毕业设计(论文 )303.6 播种部分的传动设计3.6.1 传动方式的选择为了保证在播种施肥作业时种粒的连续排放,则要求传动部分要有可靠的传动比、无滑动，所以不能选用带传动；若选用齿轮传动，虽然有了可靠的传动比，但可能会造成机体过于庞大，结构比较复杂，同时造价也很高。再者，该传动的工作环境对于齿轮来说不太理想；除此外可选用链传动。对于链传动而言，其主要优点有：没有滑动；工况相同时，传动尺寸比较紧凑；不需要很大的张紧力，作用在转动轴上的载荷较小；效率较高（98%） ；能在温度较高、湿度较大的环境中使用，造价低；同时由于链传动具有中间元件（链条） ，和齿轮、蜗杆传动相比较，需要的轴间距离可以很大，这对于我们的设计是比较理想的。故应选用链传动。3.6.2 链传动比为了保证在播种施肥作业时种粒的连续排放,则要求传动部分要有可靠的传动比、无滑动。又由于在播种施肥传动部分所传动的功率小、速率小，所以所要求的链传动比不是非常的严格，但也要满足相应要求。经计算，该部分的链传动比 i=1.28。根据以往经验和相关手册，该传动比完全满足要求。3.7 播种施肥器总成关于播种施肥器总成，主要是由其生产厂家提供。所以关于播种施肥器总成可以参照相关厂家提供的技术要求。目前，播种施肥器总成已标准化，所以使我们在设计选材时更为方便，使设计更为简化。徐州工程学院毕业设计(论文 )314 总结在深入分析播种机的结构和工作原理的基础上，完成了此麦田免耕播种机的设计，首先对于所给的动力系统进行校核，在根据种子的最佳生长行距确定出播种轴的长度，在对轴的轴直径进行校核。轴确定好后在选择键，传动系统的设计主要采用了锥齿轮可以改变传动方向这一点。采用链传动不仅因为在潮湿的环境下可以工作还有链传动的效率为 98%。在设计中充分利用 CAD 软件，大大的提高了工作效率。本播种机的创新部分是开沟器运用双圆盘开沟器，比起以前的单圆盘开沟器更有利于秸杆的切断。并在双圆盘刀上加了一个夹持装置不仅具有固定作用，还有防止秸杆和土塞住双圆盘刀和开沟器，影响播种的精度。设计的播种器是采用的外槽轮式播种，播种具有强制性，适合条播。 徐州工程学院毕业设计(论文 )32致 谢本次设计是在胡志强导师的悉心指导与严格要求下进的。从设计（论文）的选题、方案的设计、具体的测绘与绘图到论文撰写的每个环节，都凝聚着导师的心血和汗水。导师严谨的治学态度、开拓创新的工作作风及对事业的奋进执着精神，都将使我铭记在心，并时刻激励着我不断追求勇往直前。再次，我还要特地感谢侍威同学。他在我们合作完成本设计的过程中给我了许多帮助和宝贵的意见。值此论文完成之际，谨向所有关心、支持和帮助我的老师、同学和朋友表示最衷心的感谢！徐州工程学院毕业设计(论文 )33参考文献参考文献1 范思冲主编，画法几何及机械制图，机械工业出版社，2003.82 机械制造基础课程设计 ，机械工业出版社，2003.83 沈敏德主编 ，机械制图与 AutoCAD2000 习题集， 机械工业出版社，2001 .84 机械设计手册编委会，机械设计手册，单行本，滚动轴承，机械工业出版社，2007.35 刘鸿文主编 ，材料力学，高等教育出版社，2005.46 周宏莆主编，机械制造技术基础，高等教育出版社，2006.127 单丽云，强颖怀，张亚非 编，工程材料，中国矿业大学出版社，2000.8