麥田免耕施肥播種機設計[農業(yè)機械]

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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徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )I目目 錄錄1 緒論.11.1 引言 .11.2 背景及原理介紹 .11.3 論文的主要工作和意義 .21.4 總體方案的確定 .32 動力性能的設計與校核.42.1 豐收 180 型拖拉機的配套適應性計算 .42.2 拖拉機液壓提升能力計算 .62.3 機組操向穩(wěn)定性計算 .72.4 坡道極限傾翻角計算 .83 主要部件的設計.93.1 軸的設計 .93.1.1 傳動軸的設計 .93.1.2 軸的計算與校核 .103.1.3 鍵的選擇與校核 .163.2 鏈輪的設計 .183.2.1 鏈輪的計算 .183.2.2 鏈輪的材料 .253.3 鏈的選擇.253.4 開溝器的設計 .253.5 側傳動箱的設計 .263.5.1 鏈輪材料的選擇 .283.6 播種部分的傳動設計 .283.6.1 傳動方式的選擇 .283.6.2 鏈傳動比 .293.7 播種施肥器總成 .294 總結.30致 謝.31參考文獻 .32附錄 .33附錄 1 .33附錄 2 .40 徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )11 緒論1.1 引言土壤資源應該受到保護，才能夠滿足今后若干代人的需求并減少沙塵暴對畜健康的危害。這一認識促進了內蒙古自治區(qū)作物種植體系的發(fā)展。內蒙古自治區(qū)目前的限制條件包括：(1)需要通過土地耕作來除草；(2)秸稈回收作為家用燃料、牲畜飼料和墊圈草料；(3)缺少合適的播種機和收獲機；(4)休閑地自由放牧；(5)耕作體系中缺少可供應飼料和改善土壤肥力的飼草作物；(6)保護性耕作技術推廣不足；(7)小型農業(yè)單位應用保護性耕作面臨著風險。1999 年，通過加拿大國際發(fā)展署，加拿大和中國建立了保護性耕作體系的合作開發(fā)項目。中國農業(yè)部制定了一個保護性耕作的大型計劃，鼓勵幾個農業(yè)機械研究所設計，測試，最終生產出直播機械。在該項目中，加拿大向中國提供了一臺小型播種機，作為保護性耕作技術的示例，可用于進一步完善以符合內蒙古的條件。該播種機由加拿大薩斯卡徹溫省斯韋?？巳鹛厥械姆úü旧a，用 34KW(45 馬力)拖拉機帶動。播種機安裝了可拆換的圓盤式開溝器和鑿式開溝器，承受 200N(450 磅)的彈簧壓力，帶可調節(jié)的鎮(zhèn)壓輪，還使用了亞馬遜牌既可排種又可施肥的排種器。但在田間試驗中法波牌播種機存在的問題很突出。1. 播種機對于大多數(shù)農田和拖拉機來說還是太大，大多數(shù)小地塊上的拖拉機只有10KW 至 18KW。2. 播種機為三點懸掛式，但與大多數(shù)中國產拖拉機懸掛裝置不配套。3. 開溝器無法沿不平整的土地行走，造成播種深度和隨后的出苗差異太大。由于圓盤的材料問題圓盤式開溝器在中國還很難生產。4. 分開的鎮(zhèn)壓裝置使鎮(zhèn)壓和回土的土壤不平，還有種深不一致的問題。5. 播種機的設計對中國生產商來說比較復雜和昂貴。亞馬遜牌種肥并施機構難以保養(yǎng)，價格較高。在 2002 年，研究人員對一種新型直播機的潛力表示了認同，認為它能解決法波播種機遇到的問題。本文研究的目的是改進播種機的設計：1.2 背景及原理介紹在秸稈覆蓋地中免耕種植最大的問題就是易發(fā)生擁擠，而且目前可見到的幾種防堵的方法和舉措（如無動力滾動盤、開溝器兩側指盤撥草輪、鴨咀式穴播器等）在使用效果上尚存在種種的不足。秸稈覆蓋地小麥免耕播種機采用的是“動力圓盤斷草、與動力圓盤貼合的夾持式開徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )2溝器同位分層施肥播種”的方法，高速回轉的動力圓盤能形成有效的切斷能力，就如同圓盤式割草機和砂輪切割機一樣，從而解決了無動力圓盤機體重，切割遲鈍，性能不可靠的問題；夾持式同位分層開溝器與動力圓盤結合在一起能很好的防止未切斷的秸稈在開溝器上纏掛，可達到不出現(xiàn)堵塞的要求。2MBF-6 型秸桿覆蓋地小麥免耕施肥播種機是一種在已覆有秸桿的地中能一次性完成行方向秸桿切斷、同位分層施肥播種和中后鎮(zhèn)壓等多項作業(yè)的保護性耕作機具，整體形式與配置如圖 1-1 所示1-三點懸掛裝置，2-電動機， 3-傳動裝置， 4-播種箱，5-播種器6-播種管， 7-開溝圓盤， 8-開溝器， 9-鎮(zhèn)壓輪， 10-支撐輪圖 1-1 秸稈覆蓋地小麥免耕施肥播種機結構示意圖全機主要由機架、三點懸掛裝置、動力傳動裝置（包括中間錐齒輪傳動箱） 、切草圓盤刀錕（刀軸上安裝 6 個圓盤） 、夾持式同位分層種肥開溝器、種肥箱總成、播后鎮(zhèn)壓輪、仿形地輪以及排種排肥傳動系統(tǒng)等組成?；驹O計參數(shù)：配套拖拉機 豐收180 型輪式拖拉機 （13.2KW/18PS）動力圓盤直徑回轉速度 (mmr/min) 400234行距行數(shù) （cm行） 206播種深度 （cm） 35施肥深度 (cm) 與小麥同位分層，較種種深 56作業(yè)速度 (kmh) 36機具重量 （kg） 3201.3 論文的主要工作和意義“保護生態(tài)環(huán)境，實現(xiàn)可持續(xù)發(fā)展”現(xiàn)在已經成為我們國家在謀求經濟快速發(fā)展過程中所要遵循的基本方針。面對土地沙漠化面積的迅速擴大和沙塵暴的肆虐一年更盛一徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )3年，國家除了實施大規(guī)模的防沙治沙工程和全面退耕還草的重大舉措之外，在農業(yè)方面則一直在積極倡導和推廣應用保護性耕作技術。李立科研究員作為我國著名的旱地農業(yè)專家，在長期的科研實踐中，提出了“高留茬，秸桿覆蓋，少免耕種植”這一被譽為“可緩解旱災危害和防治沙塵暴發(fā)生”的治本之策，引起了國家領導的高度重視，為此我們的畢業(yè)設計任務是設計與之相適應的小麥免耕地播種機，設計出為上述種植模式相配套服務的一種保護性種植機具。1.4 總體方案的確定在翻閱和查找國內外的相關資料和信息，經過調查分析，我們發(fā)現(xiàn)傳統(tǒng)的播種機，特別是免耕播種機存在的主要缺陷是播種機的開溝器往往與劃切的圓盤很難達到相應的配合，結果使劃切圓盤阻力太大，或者開溝器容易掛上秸稈從而使開溝器發(fā)生堵塞。 經過試驗觀察和對傳統(tǒng)機具結構的分析，我們首先選擇了兩種可行的方案來對傳統(tǒng)的機具進行改進：1. 提高切斷圓盤和開溝器的配合精度等級，這種方法的優(yōu)點可以運用傳統(tǒng)機具的傳動部分，減少設計的工作量,使制造的大部分元件可直接從原有生產廠家購得，但是這種方案使得圓盤和開溝器的制造精度較高，而播種機的工作環(huán)境決定了這兩部分的制造精度不可能太高。2. 改動圓盤的轉向，這種方法的優(yōu)點是圓盤在向前行走的同時，不是按一般的滾動將秸稈擠壓在開溝器上，而是將切斷的秸稈向圓盤的前方拋起，從而大大減少了開溝器前端所積壓的土塊和秸稈，以此來達到順利播種的過程。但這種方案的缺點需要對傳統(tǒng)的機具進行大量的改造，特別是要重新設計傳動部分，使設計工作和制造過程都較復雜。比較兩種方案，考慮當前的制造成本，及其理論的可行性分析，覺得方案 2 更加可行，既能滿足耕作的基本需要，制造成本又不是太高，更適合當前我省渭北的條件。我們以次為主導思想設計了秸稈覆蓋地小麥免耕施肥播種機。徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )42 動力性能的設計與校核2.1 豐收 180 型拖拉機的配套適應性計算動力的配套適應性應符合拖拉機的額定功率大于機具在作業(yè)中所消耗的功率這一原則,因此計算應按以下兩步進行。（1）機具在作業(yè)中要消耗的功率 P1作業(yè)中機具消耗的功率主要由圓盤刀切入土層及切斷秸稈消耗的功率 P 刀和開溝器在受牽引破土中消耗的功率 P 刀兩部分組成，驅動排種器和排肥器的功率較小，幾乎不予考慮。a. 圓盤刀組消耗的功率 P刀借助圓盤式切碎器設計資料所提供的數(shù)據(jù)，每個圓盤刀切割的阻力 Ni 為：Ni=qs(kgf) 式（2.1）式中：q比阻，即單位刃口長度上的切割阻力（kg/cm）,可取值為 0.6kg/cm。 S參加切割的圓盤刃口長度（cm）對于本機：在圓盤入土 8cm，盤直徑為400mm 的情況下，可由圖 2-1 計算出參與切割的刃口長度 S =37.7cm圖 2-1 受力分析圖代入有關數(shù)值，可得 Ni=0.637.7=22.6（kgf） 刀軸共安裝 6 只圓盤圓盤刀組上所受總的切割阻力 N 為（kgf）135.6622.661NiNi再根據(jù)功率求解公式： 徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )5 式 （2.2）602nr P=r v N= vN= P刀式中： 圓盤邊沿線速度(m/s)R圓盤半徑為 r=200mmw圓盤回轉角速度（弧度/秒）n圓盤轉速,這里為 287并代入具體值，則可求得P=135.60.2287.73.14/30=900.312.0（ps）刀b. 開溝器消耗的功率 P 開：開溝器克服土壤阻力所消耗的功率 P按下式計算：開 P= 式（2.3）開751行vNi61i式中 行機具行進速度(m/s),可按拖拉機一般正常作業(yè)速度（檔）1.4m/s 計各開溝器所受工作阻力為 式 （2.4)ih ak =F式中：k土壤比阻，對未耕但經過圓盤劃切的土壤地，取 k=0.4kg/cma開溝器迎土面寬度（cm）,設計值為 5cmh開溝器入土深度（cm）,按要求 h 為 10cm代入各有關值，則Fi=0.4510=20(kg/f)開溝器工作耗功 P為開P=(ps)開751行vNi61i7511462023. 2c.機具在作業(yè)中實際消耗的功率 P為：土 P= P+P=12.02.23=14.23(ps)土刀開(2) 相應于作業(yè)功率，拖拉機發(fā)動機應具有的功率 P：發(fā)拖拉機發(fā)動機的額定功率應較作業(yè)消耗功率大一些，有所貯備，另外再考慮到動力傳輸?shù)臋C械效率，因此發(fā)動機應具有的功率 P 發(fā)為：P= 式（2.5）發(fā)1()Pps工式中：發(fā)動機貯備系數(shù)應在 1.051.1 之間，現(xiàn)可按 1.06 計算發(fā)動機滾動阻力系數(shù)，對未耕地可取 0.10.15，這里取 0.12機組總的機械效率，現(xiàn)在按 0.9 計將各有關值代入公式，則： P=17.7(ps)發(fā)1495. 012. 0106. 1徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )6(3) 結論計算結果表明 18ps 的豐收180 型拖拉機與本機具配合使用，動力恰當，滿足要求。 2.2 拖拉機液壓提升能力計算（1） 液壓提升臂具有的額定提升力：在滿足輪式拖拉機操作要求的“懸掛農具后，前輪對地面的壓力不得小于拖拉機自重 20%”的前提下，下懸掛臂端所具有的額定提升力可按下式計算 F 式（2.6）)()8 . 0()2 . 0(21kgfflfLGfLlG前輪拖額式中：F提升臂額定提升力(kgf) 額G拖拉機最小使用重量(kg)，豐收-180 拖拉機為 1150kg拖拖拉機重心到后驅動輪軸心的水平距離（mm） 1l 豐收-180 型拖拉機為 685mmL拖拉機前后輪距離(mm)，豐收-180 型拖拉機為 1500mm 無量綱系數(shù) ，旱地用拖拉機取為 0.08f運輸狀態(tài)下懸掛桿外端至拖拉機驅動輪軸心的水平2l 距離(mm),經測定本機 l2=618mm代入有關數(shù)值后，得 F 為： F=額08. 0618)08. 015008 . 0(2 . 01150)08. 015002 . 0685(1150=1161(kgf)相對于下懸掛端的額定提升力 F，液壓提升力 F在鉛錘方向分力 F額液1液由圖 2-2 計算可得出為：F =2403 (kg)1液AOBOF11額3457141161徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )7圖 2-2 液壓提升臂運輸狀態(tài)受力圖（2） 機具處于運輸狀態(tài)，實際需要的液壓提升力 F大小液圖 2-3 機具提升狀態(tài)圖圖 2-3 為機具升起處于運輸狀態(tài)時，提升懸掛裝置以及機具重心的狀態(tài)圖，由圖提供的位置關系可列出下式：cos30=GAOF11液機)40cos30cos(41BOBO代入有關數(shù)值即得 F為1液F=1液30cos)40cosBcos30O(G141AOBO機=866. 0345)766. 0750866. 0714(320=1280（kgf）（3） 由（1） 、 （2）兩部分計算結果的對比分析可知：液壓提升臂的額定提升力遠大于使機具提升至運輸狀態(tài)所需要的提升力，故豐收-180 型拖拉機懸掛 2MBF-6 型小麥免耕播種機提升能力完全可以得到保證。2.3 機組操向穩(wěn)定性計算如前所述,確保輪式拖拉機在懸掛農具后操向穩(wěn)定性的基本條件是:機組拖拉機前輪上的附著重量不小于拖拉機自重的 20%,即徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )8G前拖2G. 0現(xiàn)根據(jù)圖 4 所示的關系可列出計算式:G-G1G1lL拖前40cos30cos41BOBO機代入具體數(shù)值即得G766. 0750866. 0714320685115015001前 (kgf)270 0.2G=230(kg)2 . 01150拖 G0.2G前拖2.4 坡道極限傾翻角計算機組在坡道行使,可能發(fā)生前輪離地向后傾翻的最大坡度值仍然可以按如下步驟求得：（1）利用圖 2-3 中的狀態(tài)關系，先確定拖拉機機重心 O 和機具重心 O分別與拖拉54機后輪接地點 D 連線(O D，OD)的長度及它們與水平面的夾角( 和 )：54 式（2.7）11lharctg 式（2.8）NL2harcth 式（2.9）21215lhDO 式（2.10）2224NLhDO以上式中： 拖拉機重心距水平地面高度(m), 1h 豐收-180 型拖拉機為 0.606m 機具在運輸狀態(tài),其重心距水平2h 地面高度(m),經測定本機為 1.1m 拖拉機重心距后輪軸心水平距離（m） ，豐收180 拖拉機為1l0.685m 運輸狀態(tài)，機具重心在地面投影與拖拉機后輪接地點間的水平距Nl離（m） ，如前計算為（m）192. 1LN將有關各值代入上式后，即得：3041685. 0606. 0arctglharctg114542192. 11 . 1arctgLharctgN2徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )9)m(914. 0685. 0606. 0lhDO2221215)m(623. 1192. 11.1lhDO222N224（2）設定在道路坡度為時發(fā)生翻傾。根據(jù)翻傾時拖拉機前輪附著力為零，拖拉機的輜重相對后輪著地點產生的力矩一定小于或等于機具重力相對后輪接地點形成力矩這一條件，即可求出安全行駛的最大坡度角，即：)-cos(DOG)(cosDOG54拖機代入有關數(shù)值，上式為：)3041(cos914. 01150)4542(cos623. 1320進行三角變換，即可求出坡道行駛翻傾角為：21由計算結果可知，機具與豐收180 型拖拉機掛接，道路行駛安全情況較好，一般不必擔心發(fā)生后翻傾問題。徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )103 主要部件的設計本機的主要工作部件有：切割圓盤棍、種肥箱、加持式開溝器、側傳動箱的鏈條、鏈輪和錐齒輪箱和播種施肥傳動部分。以下是有關方面的設計計算。3.1 軸的設計3.1.1 傳動軸的設計（1） 刀輥轉速的確定：本機圓盤刀輥的轉速是參考旋耕機的參數(shù)以及傳動關系決定，根據(jù)豐收180 型拖拉機的后輸出軸的轉速，最終確定刀輥的轉速為 287.7r/min。（2） 圓盤刀直徑的確定：對于機動切草圓盤，設計取值為400，設計依據(jù)來自土壤耕作機械的理論與計算一書。椐介紹旋，而且與切割速度有關，當圓盤直徑在360420mm 時，消耗的比能最小。鑒于圓盤的入土深度要達到 810cm，并且需要給刀輥軸和地面之間留出較大的空間，形成盡可能好的暢通性，同時也為了保證在切割過程中秸稈能被可靠的切斷，不產生向前推移，我們在資料所給的數(shù)據(jù)的范圍中選取400mm 作為圓盤設計值。（3） 圓盤刀輥兩端軸承（型號 308）工作壽命的驗算：機動圓盤刀輥在工作中受到的阻力包括壓應力和拉應力兩種，而以產生滑切作用的拉應力為主。這里出于計算簡便的考慮，在驗算所選軸承工作壽命時，將前面計算出的切割阻力全部視作壓應力。因此，刀輥兩端軸承所受的載荷 P 即為：P=0.5622.6=67.8(kgf)根據(jù)機械設計有關軸承選型部分中的推薦值，對此處軸承的預期計算壽命 Ln定為：Ln=25000(h)由此可依照計算軸承應具有的額定動載荷 C的計算公式，首先算出 C來 36N10Ln60PC代入有關各數(shù)值后可得到：=494.2（kgf）3610250002346067.8C而查閱軸承使用手冊，獲知型號 308 的中窄系列單列向心球軸承其具有的額定動載荷 C 等于 3200kgf，顯然 CC，此結果說明 308 軸承完全符合本機工作狀況。的應用，徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )11壽命有可靠保證。3.1.2 軸的計算與校核軸設計計算一計算齒輪受的力：軸傳遞的轉矩： mmNT929.611齒輪上的圓周力： 08075. 0929.612211mtdTFNFt1534齒輪上的徑向力： 0013426cos201534costgtgFFtrNFr499軸向力： 0013426sin201534sintgtgFFtaNFa250二對軸進行結構設計：確定軸的直徑：選 45 鋼經調質處理作軸。，2/600mmNB 2/355mmNs 2/4030mmNTC=1181063311540538. 3)106118(nPCd =22.0819.83mm考慮到軸的震動較大，我們取 d=40mm結構尺寸詳見零件圖。三計算支承反力：水平面反力：180275.802501644991RFNFR3991徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )12180275.80250194992RFNFR1092垂直面反力： 1801641534 1RFNFR1398 1 180191534 2RFNFR162 2水平面受力圖： 見圖 3-1垂直面受力圖： 見圖 3-1畫軸彎矩圖：水平面彎矩圖： 見圖 3-1垂直面彎矩圖： 見圖 3-1合成彎矩圖： 合成彎矩 見圖 3-122xzxyMMM畫軸轉矩圖：軸受轉矩： T=T1 T=61929Nmm轉矩圖： 見圖 3-1許用應力許用應力值，用插入法由3表 16.3 查得 abMP950 abMP551應力校正系數(shù) 955501bb58. 0畫當量彎矩圖當量轉矩 929.6158. 0TNmmT35920當量彎矩最大處在平均分度圓處，22223592032022)(TMM 見圖 3-1 NmmM48121軸徑校核：mmmmMdb4561.20551 . 048121 1 . 0331徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )13一軸受力圖當量彎矩圖(轉矩圖(合成彎矩圖(垂直面彎矩圖(垂直面受力圖水平面彎矩圖(水平面受力圖圖 3-1 軸一的受力分析圖徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )14軸設計計算一計算齒輪受的力：軸傳遞的轉矩： T2 T2=118903Nmm齒輪上的圓周力： 5 .1611189032222mtdTFNFt1472齒輪上的徑向力： 0022663cos201472costgtgFFtrNFr240軸向力： 0013426sin201534sintgtgFFtaNFa479二對軸進行結構設計：確定軸的直徑：選 45 鋼經調質處理作軸。，2/600mmNB 2/355mmNs 2/4030mmNTC=1181063322270433. 3)106118(nPCd =27.5424.74mm考慮到軸的震動較大，我們取 mmd45結構尺寸詳見零件圖。三計算支承反力：水平面反力：54525 .1614796019805952401RFNFR4091 54525 .1614796051980502402RFNFR21492垂直面反力：5456019805951471 1RFNFR1825 1徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )155456051980501471 2RFNFR2333 2水平面受力圖： 見圖 3-2垂直面受力圖： 見圖 3-2畫軸彎矩圖：水平面彎矩圖： 見圖 3-2垂直面彎矩圖： 見圖 3-2合成彎矩圖： 合成彎矩 見圖 3-222xzxyMMM畫軸轉矩圖：軸受轉矩： T=T2 T=118903Nmm轉矩圖： 見圖 3-2許用應力 abMP551應力校正系數(shù) 955501bb58. 0畫當量彎矩圖當量轉矩 11890358. 0TNmmT35920當量彎矩最大處在平均分度圓處， 222268964168009)(TMM NmmM48121軸徑校核：mmmmMdb4008.32551 . 0181612 1 . 0331所以選的軸是安全的。許用應力值，用插入法由3表 16.3 查得abMP950徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )16二軸受力圖當量彎矩圖(轉矩圖(合成彎矩圖(垂直面彎矩圖(垂直面受力圖水平面彎矩圖(水平面受力圖圖 3-2 軸二的受力分析圖徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )17刀輥軸設計計算刀輥軸的結構設計及選擇材料：由于不同的土壤對刀片的阻力不同，含水量不同的土壤對刀片的阻力也不同，以及地表形狀，刀刃的鋒利程度的不同等很多原因對刀片的阻力都有影響。所以我們無法得到準確的刀片阻力。根據(jù)我們的實踐，我們選擇刀輥軸軸徑為 d=40mm，選 45 鋼經調質處理，是完全符合我們的工作要求的。3.1.3 鍵的選擇與校核一軸上鍵的選擇和校核：1 確定平鍵的類型和尺寸采用普通圓頭平鍵，查4表 4-1，由 d=40mm 可知鍵的剖面尺寸為： 812hb參照輪轂長度 取鍵長為 L，mml551mmL50鍵的標記：鍵7910965012GB2 校核強度：屬靜聯(lián)接，校核擠壓強度，由3P125 式 7.1 可知校核公式： 4ppdhlT式中： 鍵聯(lián)接所傳遞的轉矩：1TT mmNT 61929 鍵的工作長度： 1250bLLmmL38 鍵的高度 h mmh8軸的直徑 d mmd40許用擠壓應力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp/37.20403886192942ppmmN強度滿足要求3 決定鍵與槽的配合，鍵槽表面粗糙度和鍵槽的對稱度公差：查4P51，按一般聯(lián)接對待：鍵與軸：12N9/h9 鍵與轂：12Ns/h9鍵槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均為值）aR鍵槽的對稱度公差：按 7 級精度決定對稱度公差。二軸上鍵的選擇與校核：1 確定平鍵的類型和尺寸徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )18采用普通圓頭平鍵，查4表 4-1，由 d=40mm 可知鍵的剖面尺寸為： 812hb參照錐齒輪長度 取鍵長為 mml5511LmmL501鍵的標記：鍵7910965012GB參照鏈輪輪轂長度： 取鍵長為 mml4522LmmL452鍵的標記為：鍵7910964512GB2 校核強度：屬靜聯(lián)接，校核擠壓強度，由3P125 式 7.1 可知校核公式：4ppdhlT式中：鍵聯(lián)接所傳遞的轉矩：2TT mmNT118903 鍵的工作長度： 125011bLLmmL381 124522bLLmmL332 鍵的高度 h mmh8軸的直徑 d mmd40許用擠壓應力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp/37.20403886192942ppmmN 強度滿足要求3 決定鍵與槽的配合，鍵槽表面粗糙度和鍵槽的對稱度公差：查4P51，按一般聯(lián)接對待：鍵與軸：12N9/h9 鍵與轂：12Js/h9鍵槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均為值）aR鍵槽的對稱度公差：按 7 級精度決定對稱度公差。三刀滾軸上鍵的選擇與校核：1 確定平鍵的類型和尺寸采用普通圓頭平鍵，查4表 4-1，由 d=40mm 可知鍵的剖面尺寸為： 812hb由 可知鍵的剖面尺寸為mmd45914hb參照鏈輪輪轂長度 取鍵長為 mml4511LmmL451鍵的標記：鍵7910964512GB參照卡盤長度： 再考慮到行矩調節(jié)范圍 0100mmmml882取鍵長為 2LmmL902鍵的標記為：鍵7910969012GB2 校核強度：屬靜聯(lián)接，校核擠壓強度，由3P125 式 7.1 可知校核公式：徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )194ppdhlT式中：鍵聯(lián)接所傳遞的轉矩：3TT mmNT171220鍵的工作長度： 124511bLLmmL331 129022bLLmmL782鍵的高度：21,hhmmh81mmh92軸的直徑：21,ddmmd401mmd452許用擠壓應力，由3P126 表 7.1，2/100mmNp /86.6440338171220421ppmmN/26.214578917122042ppmmN 強度滿足要求3. 決定鍵與槽的配合，鍵槽表面粗糙度和鍵槽的對稱度公差：查4P51，按一般聯(lián)接對待：鍵與軸：12N9/h9 14N9/h9 鍵與轂：12Js/h9 14Js/h9鍵槽表面粗糙度：工作表面取 3.2，非工作表面取 6.3 （均為值）aR鍵槽的對稱度公差：按 7 級精度決定對稱度公差。 （見8P120）3.2 鏈輪的設計由于該設計是對現(xiàn)有 2MBF6 型秸桿覆蓋地免耕施肥播種機的局部改造、調整設計，又播種施肥部分已趨于完善，所以主要的數(shù)據(jù)可以按照原有的數(shù)據(jù)進行設計、分析、核算。 3.2.1 鏈輪的計算徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )20(1) 鏈輪的設計鏈輪是與與地輪通過軸、銷聯(lián)結的同步轉動部分。實體測繪部分主要數(shù)據(jù)：鏈輪齒數(shù) Z = 10齒頂圓直徑 = 112 mmad齒根圓直徑 = 83 mmfd若取 Z = 10則：分度圓直徑 d = = 102.7 mmzSinpd1801018075.31Sin齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 123.3375 mmmaxad1d = d+(1-)p- = 110.32 mmminadz6 . 11d綜上可取 d = 102.00 mm , = 115.00 mm ad則 齒根圓直徑 fd = d -= 102.7 - 19.05 = 83.65 mmfd1d取 = 84 mmfd分度圓弦齒高 ah =(0.625 +)p - 0.5 = 12.86 mmmaxahz8 . 01d = 0.5(p-) = 6.35 mmminah1d取 = 6.5 mm ah齒側凸緣直徑 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 65.75 mmgdz1802h取 = 50.00 mmgd齒側圓弧半徑 e = 0.12(z+2)= 27.432 mmmaxe1d = 0.008(z2+180) = 42.675 mmmine1d取 = 35.00 mme滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.0699.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62 mmmini1d徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )21取 = 9.80 mmi滾子定位角 = -=min120z90111 =maxz90140131取 = 120取 輪轂直徑 = =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齒 寬 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm1fb1b取 = 18.00 mm1fb齒側半徑 = p = 31.75 mmxrxr齒側倒角 = 0.13p = 24.1275 mmabab齒側凸緣圓角半徑 ， = 0.04p = 1.27 mmarar輪轂長度 = 3.3 h = 3.311.00 = 36.30 mm根據(jù)實體需要可取 = 50.00 mm(2) 鏈輪的設計鏈輪為過度鏈輪，通過鏈條與鏈輪相連實體測繪部分主要數(shù)據(jù)：鏈輪齒數(shù) Z = 8齒頂圓直徑 = 90.00mmad若取 Z = 8 ，則：分度圓直徑 d = 82.97mmzSinpd180齒頂圓直徑 = d + 1.25p - = 103.61 mmadmaxad1d = d+(1-)p- = 89.32 mmminadz6 . 11d綜上可取 d = 83.00 mm , = 96.00 mm ad徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )22則 齒根圓直徑 = d - = 63.92mmfdfd1d取 = 64.00mmfd分度圓弦齒高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 7.1443 mmahmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35 mmminah1d取 = 6.50 mm ah齒側凸緣直徑 pcot - 1.04 - 0.76 gdgdz1802h= 36.75 2.414 31.387 0.76= 44.60 mm取 = 44.00mmgd齒側圓弧半徑 = 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滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 9.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62025 mmmini1d取 = 9.80mmi滾子定位角 = - = 108.75min120z90 = = 128.75maxz90140取 = 120取 輪轂直徑 = = 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齒 寬 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1fb1b 取 = 18.00mm1fb齒側半徑 = p = 31.75mmxrxr徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )23齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mmabab齒側凸緣圓角半徑 = 0.04p = 1.27mmarar輪轂長度 = 3.3 h = 3.310.00 = 33.00mm根據(jù)實體需要可取 = 30.00mm(3) 鏈輪的設計鏈輪與鏈輪通過軸、軸套及其特殊的外形結構相連，且同步轉動實體測繪部分主要數(shù)據(jù)鏈輪齒數(shù) Z = 11齒頂圓直徑 = 120 mmad齒根圓直徑 = 83 mmfd若取 Z = 10 ，則：分度圓直徑 d = = 102.75mmzSinpd1801018075.31Sin齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 123.39mmmaxad1d = d+(1-)p- = 110.37mmminadz6 . 11d綜上可取 d = 103.00mm , = 120.00mm ad則 齒根圓直徑 fd = d - = 102.75 - 19.05 = 83.7mmfd1d取 = 84mmfd分度圓弦齒高 ah = （0.625 + )p - 0.5 = 12.86mmmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35mmminah1d取 = 8.50mm ah齒側凸緣直徑 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 67.54 mmgdz1802h取 = 66.00 mmgd齒側圓弧半徑 e = 0.12( z + 2 ) = 27.432mmmaxe1d徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )24 = 0.008( z + 180 ) = 42.672mmmine1d2取 = 32.00mme滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 9.80mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62mmmini1d取 = 9.80mmi滾子定位角 = - = min120z90111 = = maxz90140131取 = 120取 輪轂直徑 = 44.00mmhd由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 10.00mm= 24.00mmkd可取 h = 9.75mm= 24.50mmkd齒 寬 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1b取 = 18.00mm1fb齒側半徑 = p = 31.75mmxr齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mmab齒側凸緣圓角半徑 = 0.04p = 1.27mmar輪轂長度 = 3.3 h = 3.3 ( 66 - 44 )= 72.60mm根據(jù)實體需要可取 = 52.00mm(3) 鏈輪的設計鏈輪是用來給施肥軸和播種軸傳遞動力的，鏈輪（ 兩個）通過鏈條與鏈輪相連實體測繪部分主要數(shù)據(jù)鏈輪齒數(shù) Z = 16齒頂圓直徑 = 172mmad齒根圓直徑 = 140mmfd若取 Z = 16，則：徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )25分度圓直徑 d = 162.7 mmzSinpd180齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 183.34 mmmaxad1d = d+ (1-)p- = 172.23 mmminadz6 . 11d綜上可取 d = 163.00 mm = 176.00 mm ad則 齒根圓直徑 fd = d - = 162.7 - 19.05 = 143.65mmfd1d取 = 144mmfd分度圓弦齒高 ah = ( 0.625 + )p - 0.5 = 11.906 mmmaxahz8 . 01d = 0.5 ( p - ) = 6.35mmminah1d取 = 6.5mm ah齒側凸緣直徑 gd pcot - 1.04 - 0.76 = 127.47mmgdz1802h取 = 120.00 mmgd齒側圓弧半徑 e = 0.12( z + 2 ) =41.148mmmaxe1d = 0.008( z + 180 ) = 66.45mmmine1d2取 = 55.00 mme滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 9.80 mmmaxi1d31d = 0.505 = 9.62mmmini1d取 = 9.80mmi滾子定位角 = - = 114.375min120z90 = = 130.375maxz90140取 = 120徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )26取 輪轂直徑 = 60mmhd由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hhdkd得出 h = 15.8475mm= 28.375mmkd可取 h = 15.00mm= 32.00mmkd齒 寬 1fb = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm1fb1b 取 = 18.00mm1fb齒側半徑 = p = 31.75mmxr齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mmab齒側凸緣圓角半徑 R = 0.04p = 1.27mm腹板厚度 t = 14.30mm可取 t = 14.0mm輪轂長度 l = 3.3 h = 3.315.00 = 49.50mm根據(jù)實體需要可取 = 45.00mm3.2.2 鏈輪的材料鏈輪材料應能滿足強度和耐磨性的要求。對于在低速、輕載、平穩(wěn)傳動中，鏈輪可采用中碳鋼制造。中速、中載時應采用中碳鋼淬火處理。而本設計中施肥播種傳動部分屬于低速、輕載、較平穩(wěn)的傳動，所以應采用中碳鋼。3.3 鏈的選擇表 3-1 鏈的參數(shù)鏈號ISO節(jié)距P滾子直徑d1內節(jié)內寬b1內鏈條通道高度h220A31.7519.0518.930.183.4 開溝器的設計雖然機動圓盤的切割能力和切割可靠性較無動力圓盤高的多，但在田地里工作，實徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )27際上很難保證圓盤一定可以把種行方向上的秸稈都全部切斷。既然圓盤切割后仍可能有少許秸稈遺留在種行上，這就會被隨后而來的開溝器勾掛，而最終導致?lián)矶?。為了既防止秸稈勾掛，又能采用較為輕便的尖鏟式同位分層開溝器，通過多次試驗和改進，最終試制成功了“加持式同位分層開溝器” ，如圖 3-3 所示：圖 3-3 開溝器的設計該開溝器在結構上的特點是：切割圓盤被加持于開溝器左右側壁的中間，開溝器前邊呈分體形狀，另外開溝器側壁后下方被作成缺口臺階狀。開溝器側壁分體開口對圓盤實行加持是必須的，因為很難讓整體式尖鏟開溝器與圓盤天衣無縫的配合，分體式開口結構雖然存在在前部整體結構強度不足的缺點，但只要通過多點鉚連，使之成為一體就不會有很大的問題。讓開溝器側壁后下方呈臺階狀，目的是為了實現(xiàn)種肥同位分層施播，該缺口高度約為 56cm，長度約為 67cm,當肥料隨開溝器行進入被施肥溝底后，借助缺口產生的回土掩埋即可讓種子播在肥料上方 56cm 的土中。3.5 側傳動箱的設計（1）套筒滾子鏈的選擇傳動比 i=121nn287.7287.7小鏈輪齒數(shù) 25Z1大鏈輪齒數(shù) 25Z2設計功率 =KP=1.7 9.77=16.6kwdP鏈條節(jié)距 p=19.05mm驗算小鏈輪軸孔直徑 mm52dk徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )28初定中心距 260mma0以節(jié)距計算中心距 64mm.13paa0op鏈條節(jié)數(shù) pl23. 5220021pppakazzl 取54pl鏈條長度 mpllp0287. 11000計算中心距 apckzzlpa)2(21 2483. 0)2525108(05.19 9 .274實際中心距 3 .36164.139 .2740pcaaa鏈條速度 smpnz/28. 210006005.197 .2782510006021 NPFt9 .388528. 286. 810001000作用在軸上的力 NnFkFt25.79279 .38857 . 120. 120. 1鏈條的靜強度計算：ftaFFFkQn式中：為鏈條極限拉伸載荷，由手冊查的QkNQ1 .31有效圓周力 tFNFt9 .3885離心力引起的力 cFNqFc796. 7)28. 2(5 . 1. 22 懸垂力，在和二者中取大者值fFfFfFNaqkFff85. 51002605 . 15 . 1100NqkFff22. 9100)sin(（2）鏈輪的設計：鏈輪的分度圓直徑 = 121180sinzpddmm15225180sin05.19齒頂圓直徑 admax25. 1dpddamm16491.1105.1925. 1152齒根圓直徑 fddddfmm14091.11152齒寬 fb1193. 0bbf= mm1269.1157.1293. 0徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )29（3）錐齒輪的設計：取錐齒輪中小齒輪的齒數(shù)為， 大齒輪的齒數(shù)， 模數(shù)。161Z312Z6m 小齒輪的主要參數(shù)如下所示：節(jié)錐角 5116. 0cossintan13.271分度圓直徑 mmZmd9616611錐距 mmdR6 .104sin211齒寬 mmRbR30變位系數(shù) 4 . 01x齒頂高 mmmxhhaa4 . 8)(11齒根高 mmhf6 . 61齒頂角 6 . 4arctan11Rhaa齒根角 6 . 3arctan11Rhff頂錐角 9 .316 . 43 .27111aa根錐角 7 .236 . 33 .2711ff 大齒輪的主要參數(shù)：節(jié)錐角 7 .623 .279012分度圓直徑 mmmZd18631622錐距 mmRR6 .10412齒寬 mmb302齒頂角 mmmha6 . 3)4 . 01 (2齒根高 mmhhhaf4 .1122齒頂圓直徑 mmhddaa3 .189cos22222齒根角 6 . 412af齒頂角 6 . 312fa周節(jié) mmmp84.18分度圓齒厚 mmxxmpst6 . 7)tan22(2123.5.1 鏈輪材料的選擇鏈輪材料應能滿足強度和耐磨性的要求。對于在低速、輕載、平穩(wěn)傳動中，鏈輪可采用中碳鋼制造。中速、中載時應采用中碳鋼淬火處理。而本設計中施肥播種傳動部分屬于低速、輕載、較平穩(wěn)的傳動，所以應采用中碳鋼。徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )303.6 播種部分的傳動設計3.6.1 傳動方式的選擇為了保證在播種施肥作業(yè)時種粒的連續(xù)排放,則要求傳動部分要有可靠的傳動比、無滑動，所以不能選用帶傳動；若選用齒輪傳動，雖然有了可靠的傳動比，但可能會造成機體過于龐大，結構比較復雜，同時造價也很高。再者，該傳動的工作環(huán)境對于齒輪來說不太理想；除此外可選用鏈傳動。對于鏈傳動而言，其主要優(yōu)點有：沒有滑動；工況相同時，傳動尺寸比較緊湊；不需要很大的張緊力，作用在轉動軸上的載荷較?。恍瘦^高（98%） ；能在溫度較高、濕度較大的環(huán)境中使用，造價低；同時由于鏈傳動具有中間元件（鏈條） ，和齒輪、蝸桿傳動相比較，需要的軸間距離可以很大，這對于我們的設計是比較理想的。故應選用鏈傳動。3.6.2 鏈傳動比為了保證在播種施肥作業(yè)時種粒的連續(xù)排放,則要求傳動部分要有可靠的傳動比、無滑動。又由于在播種施肥傳動部分所傳動的功率小、速率小，所以所要求的鏈傳動比不是非常的嚴格，但也要滿足相應要求。經計算，該部分的鏈傳動比 i=1.28。根據(jù)以往經驗和相關手冊，該傳動比完全滿足要求。3.7 播種施肥器總成關于播種施肥器總成，主要是由其生產廠家提供。所以關于播種施肥器總成可以參照相關廠家提供的技術要求。目前，播種施肥器總成已標準化，所以使我們在設計選材時更為方便，使設計更為簡化。徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )314 總結在深入分析播種機的結構和工作原理的基礎上，完成了此麥田免耕播種機的設計，首先對于所給的動力系統(tǒng)進行校核，在根據(jù)種子的最佳生長行距確定出播種軸的長度，在對軸的軸直徑進行校核。軸確定好后在選擇鍵，傳動系統(tǒng)的設計主要采用了錐齒輪可以改變傳動方向這一點。采用鏈傳動不僅因為在潮濕的環(huán)境下可以工作還有鏈傳動的效率為 98%。在設計中充分利用 CAD 軟件，大大的提高了工作效率。本播種機的創(chuàng)新部分是開溝器運用雙圓盤開溝器，比起以前的單圓盤開溝器更有利于秸桿的切斷。并在雙圓盤刀上加了一個夾持裝置不僅具有固定作用，還有防止秸桿和土塞住雙圓盤刀和開溝器，影響播種的精度。設計的播種器是采用的外槽輪式播種，播種具有強制性，適合條播。 徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )32致 謝本次設計是在胡志強導師的悉心指導與嚴格要求下進的。從設計（論文）的選題、方案的設計、具體的測繪與繪圖到論文撰寫的每個環(huán)節(jié)，都凝聚著導師的心血和汗水。導師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、開拓創(chuàng)新的工作作風及對事業(yè)的奮進執(zhí)著精神，都將使我銘記在心，并時刻激勵著我不斷追求勇往直前。再次，我還要特地感謝侍威同學。他在我們合作完成本設計的過程中給我了許多幫助和寶貴的意見。值此論文完成之際，謹向所有關心、支持和幫助我的老師、同學和朋友表示最衷心的感謝！徐州工程學院畢業(yè)設計(論文 )33參考文獻參考文獻1 范思沖主編，畫法幾何及機械制圖，機械工業(yè)出版社，2003.82 機械制造基礎課程設計 ，機械工業(yè)出版社，2003.83 沈敏德主編 ，機械制圖與 AutoCAD2000 習題集， 機械工業(yè)出版社，2001 .84 機械設計手冊編委會，機械設計手冊，單行本，滾動軸承，機械工業(yè)出版社，2007.35 劉鴻文主編 ，材料力學，高等教育出版社，2005.46 周宏莆主編，機械制造技術基礎，高等教育出版社，2006.127 單麗云，強穎懷，張亞非 編，工程材料，中國礦業(yè)大學出版社，2000.8