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圖書分類號： 密 級： 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 麥田免耕施肥播種機設計 Design of the wheat field exempts plows fertilizer and seed drill's 學 生 姓 名 劉 健 學 院 名 稱 機 電 工 程 學 院 專 業(yè) 名 稱 機 械 設 計 制 造 及 其 自 動 化 指 導 教 師 胡 志 強 2008 年 6 月 2 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) I 徐州工程學院學位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明： 所呈交的學位論文，是本人在導師的指導下，獨立進行研 究工作所取得的成果。除文中已經注明引用或參考的內容外，本論文不含任何 其他個人或集體已經發(fā)表或撰寫過的作品或成果。對本文的研究做出重要貢 獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標注。 本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。 論文作者簽名： 日期： 年 月 日 徐州工程學院學位論文版權協(xié)議書 本人完全了解徐州工程學院關于收集、保存、使用學位論文的規(guī)定，即： 本校學生在學習期間所完成的學位論文的知識產權歸徐州工程學院所擁有。 徐州工程學院有權保留并向國家有關部門或機構送交學位論文的紙本復印件 和電子文檔拷貝，允許論文被查閱和借閱。徐州工程學院可以公布學位論文的 全部或部分內容，可以將本學位論文的全部或部分內容提交至各類數據庫進 行發(fā)布和檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。 論文作者簽名： 導師簽名： 日期： 年 月 日 日期： 年 月 日 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) II 摘要 “保護生態(tài)環(huán)境，實現可持續(xù)發(fā)展”現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 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。 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溝器同位分 層播種” 在已覆有秸桿的地中能一次性完成行方向秸桿切斷、同位分層播種和中后鎮(zhèn)壓 等多項作業(yè)的保護性耕作機具。 本文設計了一種新型免耕播種機，采用無動力雙圓盤式開溝器，機具結構簡單，使 用方便，具有碎土作用強，不纏草以及具有播種深度精度高，播種均勻，一次作業(yè)能完 成 6 行播種，利于種子的生長，滿足在免耕播種后，對麥田行向雜草予于鋤除。 關鍵詞：保護性耕作機具；開溝器；免耕播種機 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) III Abstract “Ecological environment protection and sustainable development” become the basic policy of our country which now in the economy fast developing process must be followed. Facing the land desertification area's 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 grass's 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 錄 1 緒論 .1 1.1 引言 .1 1.2 背景及原理介紹 .1 1.3 論文的主要工作和意義 .2 1.4 總體方案的確定 .3 2 動力性能的設計與校核 .4 2.1 豐收 180 型拖拉機的配套適應性計算 .4 2.2 拖拉機液壓提升能力計算 .6 2.3 機組操向穩(wěn)定性計算 .7 2.4 坡道極限傾翻角計算 .8 3 主要部件的設計 .9 3.1 軸的設計 .9 3.1.1 傳動軸的設計 9 3.1.2 軸的計算與校核 .10 3.1.3 鍵的選擇與校核 .16 3.2 鏈輪的設計 18 3.2.1 鏈輪的計算 .18 3.2.2 鏈輪的材料 .25 3.3 鏈的選擇 .25 3.4 開溝器的設計 25 3.5 側傳動箱的設計 26 3.5.1 鏈輪材料的選擇 .28 3.6 播種部分的傳動設計 28 3.6.1 傳動方式的選擇 .28 3.6.2 鏈傳動比 .29 3.7 播種施肥器總成 29 4 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 ) 1 1 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 斯卡徹溫省斯韋福克瑞特市的法波公司生產，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. 播種機對于大多數農田和拖拉機來說還是太大，大多數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。 基本設計參數： 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 (mm×r/min) 400×234 行距×行數 （cm×行） 20×6 播種深度 （cm） 3～5 施肥深度 (cm) 與小麥同位分層，較種種深 5～6 作業(yè)速度 (km×h) 3～6 機具重量 （kg） 〈320 1.3 論文的主要工作和意義 “保護生態(tài)環(huán)境，實現可持續(xù)發(fā)展”現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 ) 4 2 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據，每個圓盤刀切割的阻力 Ni 為： Ni=q×s(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 代入有關數值，可得 Ni=0.6×37.7=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）135.62.1????iNi 再根據功率求解公式： 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 5 式 （2.2）60 2nr P=v N P??刀 式中： υ——圓盤邊沿線速度 (m/s) R——圓盤半徑為 r=200mm w——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 =135.6×0.2×287.7×3.14/30=900.3≈12.0（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vNi??6i 式中 υ 行——機具行進速度(m/s),可按拖拉機一般正常作業(yè)速度（ Ⅱ檔）1.4m/s 計 ∵各開溝器所受工作阻力為 式 （2.4)ihak 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/cm a——開溝器迎土面寬度（cm ）,設計值為 5cm h——開溝器入土深度（cm）,按要求 h 為 10cm 代入各有關值，則 Fi=0.4×5×10=20(kg/f) ∴開溝器工作耗功 P 為開 P = = (ps)開 71?行vNi??6i7514620?23.? c.機具在作業(yè)中實際消耗的功率 P 為：土 P = P +P =12.0＋2.23=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 傳輸的機械效率，因此發(fā)動機應具有的功率 P 發(fā)為： P =α 式（2.5）發(fā) 1()ps????工 式中：α——發(fā)動機貯備系數應在 1.05～11 之間，現可按 1.06 計算 μ——發(fā)動機滾動阻力系數，對未耕地可取 0.1～0.15，這里取 0.12 η——機組總的機械效率，現在按 0.9 計 將各有關值代入公式，則： P = =17.7(ps)發(fā) 149.026.1?? 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(1 kgfflLGLlG??????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 685mm L——拖拉機前后輪距離(mm)，豐收-180 型拖拉機為 1500mm ——無量綱系數 ，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 代入有關數值后，得 F 為： F =額 08.61)08.15.(5).502.68(150????? =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 AOB1?額 345716? 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°=G?AOF1'液 機 )40cos30cos(1????BO 代入有關數值即得 F 為'液 F ='1液 ??cs)4Bo30(G14機 = 86.57.74320? =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 ) 8 G 前 拖2.0? 現根據圖 4 所示的關系可列出計算式: G -G ]?1lL??拖前 ???????40cos3cos41BO機 代入具體數值即得 G ?76.586.07268505???前 (kgf)27? ∵ 0.2G =230(kg).1?拖 ∴ G 0.2G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，O D)的長度及它們與水平面的夾角 (α 和 β)：54 式（2.7）1l harctg?? 式（2.8）NL 2t? 式（2.9）15lhDO?? 式（2.10） 24 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2 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1l 0.685m —— 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.LN? 將有關各值代入上式后，即得： '304685.arctglhrt1????'29.1LN2??? 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 9 m914.0685.0.lhDO22215 ????)(31N4 （2）設定在道路坡度為 時發(fā)生翻傾。根據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 代入有關數值，上式為： '30419.01'5263.120???? ?? 進行三角變換，即可求出坡道行駛翻傾角 為：??? 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 ) 10 3 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以及傳動關系決定，根據豐收—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 360~ 420mm 時，消耗的比能? 最小。鑒于圓盤的入土深度要達到 8~10cm，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據的范圍中選取 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=0.5×6×22.6=67.8(kgf) 根據《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 ∵ 36N10LP'C??? ∴代入有關各數值后可得到： =494.2（kgf）3625047.8' 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 Ⅰ軸設計計算 一．計算齒輪受的力： 軸傳遞的轉矩： mNT??92.61 齒輪上的圓周力： 0875.1?tdFt534? 齒輪上的徑向力： '001 3426cos34cos???tggtr??NF9 軸向力： '001sin5sin?tta250 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。 ，2/60mNB?? 35s 2/4~][T? C=118—106 3315408.)68(???nPCd =22.08~19.83mm 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： 180275.649'1???RFN3' 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 12 180275.94'2???RFN' 垂直面反力： 1806453' ??RF9' '2RNF16'? 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 3-12xzyM?? 畫軸轉矩圖： 軸受轉矩： T=T 1 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 abP95][0?? M1? 應力校正系數 95][01??b??8.? 畫當量彎矩圖 當量轉矩 2.68.?TNmT35920? 當量彎矩最大處在平均分度圓處， 2' 30)(????M? 見圖 3-1 Nm41' 軸徑校核： mdb 4561.205.48][.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 Ⅱ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： 5.1689032??mtdFNt47 齒輪上的徑向力： '002 263cos1cos????tgtgFr??40 軸向力： '001 4in534inttaN79 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。 ，2/60mB?? 35Ns 2/4~][T? C=118—106 3322704.)168(???nPCd =27.54~24.74mm 考慮到軸的震動較大，我們取 md5 結構尺寸詳見零件圖。 三．計算支承反力： 水平面反力： 5425.16790189240'1 ?????RFN' 542 5.167960198240'RF'2? 垂直面反力： 54601987'1??RN8' 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 15 54601987'2???RFN3' 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 3-22xzyM?? 畫軸轉矩圖： 軸受轉矩： T=T 2 T=118903Nmm 轉矩圖： 見圖 3-2 許用應力 abMP5][1??? 應力校正系數 95][01??b??8. 畫當量彎矩圖 當量轉矩 1935.??TNmT5920?? 當量彎矩最大處在平均分度圓處， 2222' 6841)(??M Nm481'? 軸徑校核： mdb 408.3251.06][1.033' ????? 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 abP95][0?? 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．Ⅰ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： 812??hb 參照輪轂長度 取鍵長為 L，ml5m50? 鍵的標記：鍵 7906?GB 2． 校核強度： 屬靜聯接，校核擠壓強度，由[3]P125 式 7.1 可知校核公式： ][4'ppdhlT??? 式中： 鍵聯接所傳遞的轉矩： 1T?mN?6192 鍵的工作長度： 250' ?bLmL38'? 鍵的高度 h 8? 軸的直徑 d 4 許用擠壓應力，由[3]P126 表 7.1， 2/10][Np??][/37.24086192pp m???? 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[4]P51，按一般聯接對待：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．Ⅱ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： 812??hb 參照錐齒輪長度 取鍵長為 ml51?1Lm50? 鍵的標記：鍵 7906?GB 參照鏈輪輪轂長度： 取鍵長為 l42 24 鍵的標記為：鍵 ? 2． 校核強度： 屬靜聯接，校核擠壓強度，由[3]P125 式 7.1 可知校核公式： ][4'ppdhlT??? 式中：鍵聯接所傳遞的轉矩： 2mNT??18903 鍵的工作長度： 1501' ?bLmL38' 42' ?'2? 鍵的高度 h 軸的直徑 d 許用擠壓應力，由[3]P126 表 7.1， 2/10][Np?][/37.20486192pp m???? 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[4]P51，按一般聯接對待：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： 82??hb 由 可知鍵的剖面尺寸為md5 914??hb 參照鏈輪輪轂長度 取鍵長為 ml451?Lm451? 鍵的標記：鍵 7906?GB 參照卡盤長度： 再考慮到行矩調節(jié)范圍 0~100mml82 取鍵長為 L 鍵的標記為：鍵 1? 2． 校核強度： 屬靜聯接，校核擠壓強度，由[3]P125 式 7.1 可知校核公式： 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 19 ][4'ppdhlT??? 式中：鍵聯接所傳遞的轉矩： 3mNT??1720 鍵的工作長度： 1245' ?bLmL'1 92' ?78'? 鍵的高度： 1,hm8?92 軸的直徑： 1,d40?m52 許用擠壓應力，由[3]P126 表 7.1， 2/10][mNp?? ][/86.403817242pp????59 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[4]P51，按一般聯接對待：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[8]P120） 3.2 鏈輪的設計 由于該設計是對現有 2MBF—6 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，所以主要的數據可以按照原有的數據進行設計、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Ⅰ的設計 鏈輪Ⅰ是與與地輪通過軸、銷聯結的同步轉動部分。 實體測繪部分主要數據： 鏈輪齒數 Z = 10 齒頂圓直徑 = 112 mmad 齒根圓直徑 = 83 mmf 若取 Z = 10 則： 分度圓直徑 d = = 102.7 mmzSinp??180175.3?i 齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 123.3375 mmmx1d = d+(1- )p- = 110.32 mminaz6. 綜上可取 d = 102.00 mm , = 115.00 mm a 則 齒根圓直徑 f = d - = 102.7 - 19.05 = 83.65 mm1 取 = 84 mmf 分度圓弦齒高 ah =(0.625 + )p - 0.5 = 12.86 mmmxz8.01d = 0.5×(p- ) = 6.35 mmina1 取 = 6.5 mm h 齒側凸緣直徑 gd ≦ p·cot - 1.04 - 0.76 = 65.75 mmz?802h 取 = 50.00 mmg 齒側圓弧半徑 e? = 0.12 (z+2)= 27.432 mmmax1d = 0.008 (z2+180) = 42.675 mmine 取 = 35.00 mm? 滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 ≈9.80 mmmaxi 1d3 = 0.505 = 9.62 mmn? 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 21 取 = 9.80 mmi? 滾子定位角 ? = - =min?120z9?1 = =ax?43 取 = 120° 取 輪轂直徑 = =50.00 mmhdg 由 h =6.4 + + 0.01d6k = + 2hhk 得出 h = 11.815 mm = 26.37 mmkd 可取 h =11.00 mm = 28.00 mmk 齒 寬 = 0.95 = 0.95 × 18.9 =17.955 mm1fb1 取 = 18.00 mmf 齒側半徑 = p = 31.75 mmxrx 齒側倒角 = 0.13p = 24.1275 mmaa 齒側凸緣圓角半徑 ， = 0.04p = 1.27 mmr 輪轂長度 ｌ ｌ = 3.3 h = 3.3×11.00 = 36.30 mm 根據實體需要可取 ｌ= 50.00 mm (2) 鏈輪Ⅱ的設計 鏈輪Ⅱ為過度鏈輪，通過鏈條與鏈輪Ⅰ相連 實體測繪部分主要數據： 鏈輪齒數 Z = 8 齒頂圓直徑 = 90.00mmad 若取 Z = 8 ， 則： 分度圓直徑 d = 82.97mmzSinp??180 齒頂圓直徑 = d + 1.25p - = 103.61 mmamax1 = d+(1- )p- = 89.32 mmminaz6.1d 綜上可取 d = 83.00 mm , = 96.00 mm a 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 22 則 齒根圓直徑 = d - = 63.92mmfdf1 取 = 64.00mm 分度圓弦齒高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 7.1443 mmahmxz8.01d = 0.5 × ( p - ) = 6.35 mmin1 取 = 6.50 mm a 齒側凸緣直徑 ≦ p·cot - 1.04 - 0.76 gdz?802h = 36.75 × 2.414 – 31.387 – 0.76 = 44.60 mm 取 = 44.00mmg 齒側圓弧半徑 = 0.12 ( z + 2 ) = 22.86mme?max1d = 0.008 ( z + 180 ) ine?1d2 = 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 mmmaxi?1d3 = 0.505 = 9.62025 mmn 取 = 9.80mmi 滾子定位角 = - = 108.75°?min?20z9 = = 128.75°ax?14 取 = 120° 取 輪轂直徑 = = 44.00mmhdg 由 h = 6.4 + + 0.01d6kd = + 2hk 得出 h = 10.9225 mm = 22.155 mmkd 可取 h = 10.00 mm =24.00 mmk 齒 寬 = 0.95 = 0.95 × 18.9 =17.955mm1fb1f1b 取 = 18.00mmf 齒側半徑 = p = 31.75mmxrx 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 23 齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mmaba 齒側凸緣圓角半徑 = 0.04p = 1.27mmr 輪轂長度 ｌ ｌ = 3.3 h = 3.3×10.00 = 33.00mm 根據實體需要可取 ｌ = 30.00mm (3) 鏈輪Ⅲ的設計 鏈輪Ⅲ與鏈輪Ⅱ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據 鏈輪齒數 Z = 11 齒頂圓直徑 = 120 mmad 齒根圓直徑 = 83 mmf 若取 Z = 10 ， 則： 分度圓直徑 d = = 102.75mmzSinp??180175.3?i 齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 123.39mmmx1 = d+(1- )p- = 110.37mminaz6.d 綜上可取 d = 103.00mm , = 120.00mm a 則 齒根圓直徑 f = d - = 102.75 - 19.05 = 83.7mm1 取 = 84mmf 分度圓弦齒高 ah = （0.625 + )p - 0.5 = 12.86mmmxz8.01d = 0.5 × ( p - ) = 6.35mmina 1 取 = 8.50mm h 齒側凸緣直徑 gd ≦ p·cot - 1.04 - 0.76 = 67.54 mmz?802h 取 = 66.00 mmg 齒側圓弧半徑 e? = 0.12 ( z + 2 ) = 27.432mmmax1d 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 24 = 0.008 ( z + 180 ) = 42.672mmmine?1d2 取 = 32.00mm 滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 ≈ 9.80mmmaxi?13 = 0.505 = 9.62mmnd 取 = 9.80mmi 滾子定位角 ? = - = min?120z9?1 = = ax?43 取 = 120° 取 輪轂直徑 = 44.00mmhd 由 h = 6.4 + + 0.01d6k = + 2hhdk 得出 h = 10.00mm = 24.00mmkd 可取 h = 9.75mm = 24.50mmk 齒 寬 = 0.95 = 0.95 × 18.9 =17.955mm1fb1 取 = 18.00mm 齒側半徑 = p = 31.75mmxr 齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mma 齒側凸緣圓角半徑 = 0.04p = 1.27mmar 輪轂長度 ｌ = 3.3 h = 3.3 × ( 66 - 44 )= 72.60mm 根據實體需要可取 ｌ = 52.00mm (3) 鏈輪Ⅳ的設計 鏈輪Ⅳ是用來給施肥軸和播種軸傳遞動力的，鏈輪Ⅳ（ 兩個）通過鏈條與鏈輪Ⅲ相 連 實體測繪部分主要數據 鏈輪齒數 Z = 16 齒頂圓直徑 = 172mmad 齒根圓直徑 = 140mmf 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 mmzSinp??180 齒頂圓直徑 ad = d + 1.25p - = 183.34 mmmx1 = d+ (1- )p- = 172.23 mminaz6.d 綜上可取 d = 163.00 mm = 176.00 mm a 則 齒根圓直徑 f = d - = 162.7 - 19.05 = 143.65mm1 取 = 144mmf 分度圓弦齒高 ah = ( 0.625 + )p - 0.5 = 11.906 mmmxz8.01d = 0.5 × ( p - ) = 6.35mmina1 取 = 6.5mm h 齒側凸緣直徑 gd ≦ p·cot - 1.04 - 0.76 = 127.47mmz?802h 取 = 120.00 mmg 齒側圓弧半徑 e? = 0.12 ( z + 2 ) =41.148mmmax1d = 0.008 ( z + 180 ) = 66.45mmine 取 = 55.00 mm? 滾子定位圓弧半徑 i = 0.505 + 0.069 ≈ 9.80 mmmaxi 1d3 = 0.505 = 9.62mmn? 取 = 9.80mmi 滾子定位角 ? = - = 114.375°min?120z9 = = 130.375°ax?4 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 = + 2hhkd 得出 h = 15.8475mm = 28.375mmkd 可取 h = 15.00mm = 32.00mmk 齒 寬 1fb = 0.95 = 0.95 × 18.9 =17.955mmf1b 取 = 18.00mm1f 齒側半徑 = p = 31.75mmxr 齒側倒角 = 0.13p = 24.1275mma 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 ｌ = 3.3 h = 3.3×15.00 = 49.50mm 根據實體需要可取 ｌ = 45.00mm 3.2.2 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 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 h2 20A 31.75 19.05 18.9 30.18 3.4 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，而最終導致擁堵。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，目的是為了實現種肥同位分層施播， 該缺口高度約為 5~6cm，長度約為 6~7cm,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 5~6cm 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= = =121n87. 小鏈輪齒數 5Z? 大鏈輪齒數 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 mm52k? 徐 州 工 程 學 院 畢 業(yè) 設 計 (論 文 ) 28 初定中心距 260ma? 以節(jié)距計算中心距 4.13po 鏈條節(jié)數 pl 23.5021??ppakzl 取 5? 鏈條長度 mlp87.10? 計算中心距 apc kzla?)2(21 2483.0)5(5.9?? 74 實際中心距 .61.30?pc 鏈條速度 smnz /09728162???? NPFt .35.?? 作用在軸上的力 nkt 2.7981220.?? 鏈條的靜強度計算： ftaFQn? 式中： 為鏈條極限拉伸載荷，由手冊查的QkN1.3? 有效圓周力 tFFt9.385? 離心力引起的力 c qc 796.)28.( .2?? 懸垂力，在 和 二者中取大者值f 'f“fakff 5.106.10' ??NqFff 2.9)sin(“ ???? （2）鏈輪的設計： 鏈輪的分度圓直徑 = 12180sinzpd?m152si.9?? 齒頂圓直徑 ad'max5.d???6492.?? 齒根圓直徑 f 'f m1409.1? 齒寬 fb193.0bf?? = 26.57.2?? 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為 ， 大齒輪的齒數 ， 模數 。16?Z312?Z6?m ① 小齒輪的主要參數如下所示： 節(jié)錐角 5.0cosinta1?????327 分度圓直徑 mZmd9611???? 錐距 R.04sin? 齒寬 b3?? 變位系數 .1?x 齒頂高 ha4.8)(1???? 齒根高 mf6.1 齒頂角 ?.rctn1Raa? 齒根角 ?.31?hff 頂錐角 ?9.164271?aa? 根錐角 ??723.1?ff? ② 大齒輪的主要參數： 節(jié)錐角 ???902 ???? 分度圓直徑 mZd18632? 錐距 R.412 齒寬 b 齒頂角 ha.).0(2?? 齒根高 af2 齒頂圓直徑 mda 3.189cos22?? 齒根角 ?6.41f? 齒頂角 32?fa 周節(jié) mp.?? 分度圓齒厚 xst6.7)tan2(212 ???? 3.5.1 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