免耕施肥播种机的设计

免耕施肥播种机的设计

摘要我国是一个传统的农业大国，并且开始逐步向农业强国发展，这就对我们的农业机械和耕作技术提出了更高的要求，不仅要求高产，高效，而且对耕地和环境要尽可能的保护，这也符合可持续发展的要求。播种机是农业机械中最常见，最实用的农机具之一，它也是我国农业机械发展的一个缩影，而传统的播种机以不在能满足人们的要求，开始向着联合作业的免耕施肥播种机方向发展。免耕施肥播种机是将传统的旋耕机、播种机等单独工作的农机结合在一起联合作业，可一次完成整地、播种、起垄、施肥、覆土和镇压等多个工作过程，其对减轻劳动强度、抢农时、减少作业次数、保土保墒有重要作用，可广泛适用于小麦、玉米、花生、大豆等农作物作业。但是，由于复合作业，所以对配套的拖拉机动力性能提出了更好的要求，已适应这种改变。同时，机组本身的动力传递也会变得复杂。免耕不是不耕，而是尽量少耕，所以旋耕部分与传统的旋耕机相比，将有很大的改进，当以高速破茬为主要目的。所以，动力传递和旋耕部分将是免耕施肥播种机中重要的两个部分，它们对整机的效果有很大影响。关键词：免耕施肥播种机，复合作业，动力传递，旋耕部分THEDESIGNOFWHEATTILLAGESEEDERABSTRACTRotaryseederisaduplexoperationmachine,rotarycultivatorseederorganiccombination,toreducelaborintensity,savingtime,reducethenumberofprocesses,soilmoistureplaysanimportantrolein.Rotarytillagesowingmachinewillbothorganiccombination,thecompletionofarotarytillage,sowing,andaccordingtothejointoperatingmachineryagronomicrequirementsandplantingspecificationcanalsobecompletedridging,fertilization,soilcoveringandpressingoperation,canbewidelyappliedtowheat,corn,cotton,peanut,millet,sorghum,soybeansandothercropsoperation.Themainadvantagesofrotarytillagesowingmachineistheuseofjointoperation,tocompleteavarietyofprocesses,reducethenumberofprocesses,improveefficiency.Rotarytillagesowinggoodoperationquality,surfaceflataftersowing,sowingdepthconsistent.Rotarytillagesowingthetractorwheelrutonsowingquality.Thesouthernpaddyfieldareaheavysoilsoilbreakinghardandnorthernregionsoftwocropsayeartofamilyproblems,therefore,rotarytillagesowingmachinehasbeenwidelyusedinourcountry.Thisisthemainintermediategearboxdesignofwheattillageseeder,realizethereversingandtransmissionfunction,thepoweroutputofthetractoristransferredtothekniferollershaftofarotarycultivator.KEYWORD:Rotarytillagesowingmachine,rotarytillageandsoilpreparation,sowing,intermediategearbox目录TOC\o"1-5"\h\z第一章绪论 5\o"CurrentDocument"§1.1研究的目的和意义 5\o"CurrentDocument"§1.2国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 6\o"CurrentDocument"§1.3未来的发展趋势 7\o"CurrentDocument"§1.4设计内容及方法 9第二章免耕施肥播种机整体方案的确定 10\o"CurrentDocument"§2.1免耕施肥播种机的动力传递部分 10§2.2免耕施肥播种机的旋耕部分 11第三章主要工作部件的参数选择与计算 12§3.1配套拖拉机的选择 12\o"CurrentDocument"§3.2总传动比和各级传动比的分配 13第四章传动部分结构的设计与说明 16\o"CurrentDocument"§4.1齿轮的设计和强度校核 16\o"CurrentDocument"§4.2轴的设计和强度校核 25\o"CurrentDocument"§4.3轴承的强度校核 30§4.4键的强度校核 31第五章旋耕部分的设计计算 32\o"CurrentDocument"§5.1刀片刀座的设计研究 32§5.2刀轴的设计研究 33\o"CurrentDocument"§5.3刀片的排列设计 38\o"CurrentDocument"第六章典型零部件的结构工艺分析 39\o"CurrentDocument"第七章免耕施肥播种机使用要求和技术经济性分析 41§7.1机动图 41\o"CurrentDocument"§7.2免耕施肥播种机的经济性分析 42\o"CurrentDocument"第八章结论 43\o"CurrentDocument"参考文献 44\o"CurrentDocument"致谢 45第一章绪论§1.1研究的目的和意义近年来中国的农业机械在逐步发展，但是由于中国的传统工业基础比较薄弱，再加上中国南北东西地形，耕地，气候，种植的农作物各不一样，所以农业机械很难有统一的发展。但是小麦作为我国北方地区的主要农作物，它的种植与收获机械一直是研究的热点。但是整地时常常分为好几个过程，如果遇到天气不好的年份，难免会影响农时。同时，长期传统的的整地，播种技术，对土壤难免有很大破坏作用。所以，最近，一种向着联合作业，同时对土地要有一定的保护作用的免耕施肥播种技术成为农业机械行业的热门。本次的毕业设计主要是顺应这一研究趋势，设计免耕施肥播种机，它可以针对小麦、玉米、大豆等多种农作物，但是以小麦为主。免耕施肥播种机是在旋耕机上附加开沟、播种、施肥和镇压等部件构成整地播种联合作业机。为了提高肥效，省肥节本，要求化肥深施于距地表8-10cm以下土壤中。为了避免烧种，要求施肥口处于投种口下方或侧下方位置，使土壤中的化肥带与种子保持在5cm以上的位置。免耕施肥播种机可以减少田间作业次数，减轻机械对土壤的压实，缩短作业周期，抢农时，还可以节约设备投资，降低作业成本。因此免耕施肥播种机近几年在生产中得到广泛应用，是未来种植机械发展的方向。免耕施肥播种机的旋耕整地部分由拖拉机动力输出轴驱动，排种器和排肥器由地轮传动。播种施肥装置安装在旋耕机上方，输种管末端为开沟器。播下的种子覆土后由镇压轮压实。旋免播种机的主要优点是采用联合作业，一次完成多种工序，减少作业次数，节本增效。旋耕播种作业质量好，播后地表平整，播深一致。免耕播种解决了拖拉机轮辙对播种质量的影响。解决了南方水田地区黏重土壤的碎土难和北方一年两熟地区抢农时的问题，因此，免耕播种机在我国得到广泛的应用。同时，免耕施肥播种机是向着联合作业的方向发展，它把单一过程的整地、播种技术整合到一块，大大提高了生产效率。以北方地区为主的小麦产区，将会有很大改变，农民收入也会提高。所以我们很有必要对免耕施肥播种机进行研究。§1.2国内外同类设计（或同类研究）的概况综述§1.2.1国外小麦免耕播种机的研究现状免耕施肥播种机在国外的发展较早，以美国为代表的的国家，他们都是大面积的耕地，所以他们所设计的免耕播种都体型比较大，结构和实现的功能也比较复杂，所以生产这些机械的公司也比较大，比较强，如约翰迪尔公司。国外的免耕免耕播种机几乎都是联合作业机，一次完成破茬、松土、开沟、施肥、播种、撒药等多项作业，由于其复杂的工作过程，所以对拖拉机要求的配套动力也比较大。国外的拖拉机本身就是适合这样的大地块生产的大马力，总之，美国这样的国家的免耕播种机，就是大，贵。而日本和韩国，由于国土面积有限，且山丘比较多，所以他们都是以小型的比较精准的免耕播种机为主。他们的特点是很有针对性，因为他们的种植作物比较单一，气候条件也相对稳定。§1.2.1国内小麦免耕播种机的研究现状我国的地形比较复杂，不仅有东北地区比较大的地块，而且有西部地区，福建等地大面积的山陵地区，而且气候复杂，种植作物复杂，必须开发适合我国国情的免耕播种机。对于东北等大面积的区域我们要参考美国等国家的技术；但是中国，尤其是北方地区以小麦生产为主，且地块相对较小，所以日韩所生产的的免耕施肥播种机有很高的学习价值。在此基础上，结合我国的实际国情，我们设计的免耕施肥播种机一般使用于较小的地块，而且常用悬挂牵引的方式。排种方式采用现有的精量、半精量穴播和条播小麦等为主，以降低制造成本；结构上除排种、排肥器部分沿用传统播种机上的现用部件外，需要重点解决的技术问题为防堵技术及其结构、破茬开沟技术及其装置、种肥分施技术及其装置和总体机架等。但国内毕竟工业基础差，所以大部分所设计的免耕播种机不是不耕，而是多采用动力灭茬，类似选择性旋耕，这就对拖拉机的动力有一定严格的要求，而且并不是完全符合保护性耕作的要求。所以，国内对于免耕施肥播种机的研究还有很长路要走。§1.3未来的发展趋势我国免耕施肥播种机的发展趋势：（1）减少功耗，提高效率是研究重点应主要从旋耕播种机的旋耕作业环节入手，进行相关设计。对旋耕刀片参数进行深入研究，探讨新的耕耘方式，如潜上逆转等，目前国内已生产出反转旋耕埋青机，用于耕作并覆盖绿肥；吸收铧式犁、驱动圆盘犁的优点，使旋耕部件在水平面内斜置，这样旋耕刀能顺利切削土壤，刀辊受力均匀，从而降低功耗。此外，要提高效率，还可增加旋耕机的作业幅宽，国外旋耕机械产品已向宽幅、高效能方向发展，从而使旋耕播种机的工作效率得以提高。（2）适于丘陵山地的小型免耕播种机械尚待研发 我国丘陵地区约占国土面积的60%，但农业机械化水平远低于平原地区，尤其是耕整地和播种环节还基本上依赖人畜力作业，缺乏与之相适应的作业机具，劳动强度大，费工费时。针对丘陵山地的地形地貌，耕作模式及其土壤条件，研发功能齐备、动力足、田间转弯方便的轻小型免耕播种机，已成为发展丘陵地区机械化的重要内容。此外，随着我国温室技术的发展，农村大棚耕作面积日益增大，对于适合大棚内作业的免耕播种机械需求也越来越迫切。因此对旋耕播种机的小型化、轻盈化设计也将成为今后的研究重点。 （3）随着科学的进步，尤其是各个学科的相互交叉，智能化，精准化也必会向农业机械方向发展，免耕施肥播种机也会向这个方向发展。所以免耕施肥播种机将会与许多智能控制和检测装置搭配使用，农民可以更加省力省时。对土地产量的增加会有很大发展，同时将更多的劳动力解放出来，对社会产生经济效益。但是，智能化的发展对农民的知识水平也有很大的考验。§1.4设计内容及方法§1.3.1研究的内容此次研究设计的是免耕施肥播种机，完成小整地施肥播种联合作业。对免耕施肥播种机的设计，就是对整机的设计。本次设计主要内容如下：一是要设计出免耕施肥播种的动力传递过程，主要是中间齿轮箱，实现换向和变速的功能，将拖拉机输出的动力传递到旋耕机的刀辊轴上 ；二是旋耕部分的设计，应采用何种旋耕刀和排列方式，以及高速状态下旋耕刀轴的设计，来满足高速破茬的要求；三是关键零部件设计，主要对设计的轴，齿轮，刀辊等，既要满足使用的设计要求，同时要满足强度要求。§1.3.2研究的方法本次的毕业设计是免耕施肥播种机进行设计，本文所设计计算的主要是动力传递和旋耕方面的设计。传动部分可以参考双级齿轮减速器的方法来设计中间齿轮箱的部分，而旋耕部分参考普通旋耕机。同时查阅相关的资料，要对主要的部分进行设计计算，同时要对整机图，部装图，以及主要焊合图，各个零件图绘制cad图。§1.3.3技术参数播种行数：10行；施肥行数：5行；工作幅宽：1800毫米；工作深度：40毫米;生产率：0.47-0.6hm2/h；第二章免耕施肥播种机整体方案的确定§2.1免耕施肥播种机的动力传递部分旋耕机的动力传递主要有两种方式，一种是中置式的，通过中间齿轮箱传递，把拖拉机输出轴的动力向下传动；另一种是偏置是的，即通过侧边齿轮链轮的方式传动，其目的是向下向后传递动力。这次设计中的免耕施肥播种机的动力传递的目的主要是把拖拉机的动力输出传递的刀辊上，以满足旋耕部分整地的要求，主要是破茬。而种子后肥料的播种是通过后面的地轮，由地轮带动链条实现播种的，所以与前面的动力没有太大的关系。因此动力传递的方式主要是把横向输出的动力向下传递，所以采取中置式的中间齿轮箱传递动力。本设计的动力传动路线：免耕施肥播种机的动力由拖拉机动力输出轴通过万向节伸缩传动轴传递给中间齿轮箱，万向节能适应旋耕机的升降变化。因为旋耕机工作负荷为变负荷，工作条件较差，所以选用的十字轴万向节应具有足够的强度和可靠度。中间齿轮箱换向变速之后将动力继续传递到刀辊轴上，以满足机组的工作要求。中间齿轮箱的固定方式：中间齿轮箱有上向下通过螺栓固定在旋耕部分的机架的中间，前方露出动力输出轴与拖拉机的动力输出轴链接，下方的动力输出轴与刀辊轴链接。§2.2免耕施肥播种机的旋耕部分旋耕部分按旋耕刀的布置和作业方式的不同，大致有三大类：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；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；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。本设计中用卧式旋耕机。旋耕部分的机架：中小型卧式旋耕机的机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（或双侧版）组成。在旋耕联合作业机上，为了便于在旋耕机上附加多功能工作部件，出现了由前后全幅钢管横梁和左右顺梁焊合的平面框式通用机架，中间传动齿轮箱安装在机架的底座上并用螺栓紧固，箱体成为机架的组成部分，使机架的刚性进一步增强。旋耕部分的罩壳和拖板：罩壳固定于刀辊上方，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作用。罩壳横截面一般呈凸弧形，也有呈三折线或多折线形的。罩壳与刀辊之间的空隙，前缘30-40mm，后缘70-80mm。拖板对耕后地表起平整和稍加压实的作用。横截面一般为凹弧形，也有呈直线或折线形的。前缘与罩壳铰接，后缘位置用链锁限位或压力弹簧调节。拖板加压力弹簧强压后，能提高碎土、平整地表和压实表土的效果。在黏湿土壤中作业时为防止刀辊堵塞，不适用拖板。旋耕刀：旋耕刀是旋耕部分的主要工作部件，它对免耕播种机整体的耕作播种性能都有很大的影响。一般刀片按螺旋线规则排列。由于本设计中旋耕部分不是以耕地为主，而是以破茬为主，且转速较快，所以该设计中旋耕刀按一把弯刀配置两把直刀的复合形式，按螺旋线的形式排列旋耕播种机相对于拖拉机有正、偏两种配置形式。一般与大中型拖拉机

配套的旋耕播种机的耕幅超过拖拉机后轮外缘间距 10cm以上时采用正偏置，与中小型拖拉机配套的旋耕播种机因耕幅窄，采用偏配置以顾全一侧。目的是消除轮辙，使地表平整。本设计中采用偏配置。第三章主要工作部件的参数选择与计算§3.1配套拖拉机的选择免耕施肥播种机由于其联合作业的形式，所以对配套拖拉机要求比较高。给免耕施肥播种机选择合适恰当的拖拉机配套功率，能大大提高拖拉机的功率利用程度，降低功耗，提高带动的农机具的作业效率，从而间接影响产量。我可以根据《农业机械学》中的设计公式来确定拖拉机消耗的功率：NKBhv，上面的式子中，K的取值为90KPa，B的取值为1.8m，h的取值为40cm，v”的取值为5km/h，从而我们可以算出机具所需要的功率在 32左右，50马力的拖拉机。选用东方红504拖拉机。§3.2总传动比和各级传动比的分配查所选用的拖拉机的基本参数得知，拖拉机的的动力输出转速=1000r/min。由于本设计的旋耕刀辊以破茬为主，所以转速较高。查《农业机械设计手册》，可以选取刀辊轴转速 n=410r/min。因而可以确定传动装置应有的总传动比为==1000/410=2.44。传动装置并非一次直接完成传动的，还需要换向，由于各级减速范围都有要求，所以减速也是逐步完成的，即要分步减速，即 i=i1*i2*i3。中间齿轮箱是有一堆锥齿轮和三个直齿轮组成的，有中间齿轮实现过渡传递的作用。经分析，将各级传动比分配如下：锥齿轮之间传动比 i1=1.67；直齿轮I与中间齿轮的传动比i1=3.2；中间齿轮与直齿轮II的传动比i1=0.46。经查阅农业机械设计手册，中间齿轮箱的结构图如图图2-1中间传动型齿轮箱1-刀辊齿轮轴；2-刀轴齿轮；3-中间齿轮；4-中间轴；5-大锥齿轮；6-箱体；7-轴承套杯；8-小锥齿轮轴；9-大锥齿轮轴拖拉机的输出动力经万向节伸缩传动轴传给圆锥齿轮减速并改变方向后，经三个圆柱齿轮传递到输出轴，带动刀辊旋转。刀辊分左、右两段安装在齿轮箱两侧。这种齿轮箱的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，如不设置特殊工作部件，将出现漏耕带。因此可设置小前犁，避免漏耕。§3.3动装置的运动和动力参数]图2-2旋耕部分传动图1.万向节总成；2.第一轴；3.第二轴;4.第三轴；5.刀辊花键轴；6.刀管轴动力输入轴的转速«=1000r/min，则各根轴的转速为n=匕=1000/1.67=600r/min2in=土=600/1.78=187.5r/mini2nn=T=187.5/0.46=410r/mini350马力的拖拉机，其功率从发动机到动力输入轴的传递效率为 0.85，所以其功率为pm=50*0.735*0.85=31.24Kw。由《机械设计基础：课程设计》我们查得相关的机械传动效率如下：万向节传动效率 n1=0.98；轴承的效率n2=0.98，圆柱齿轮n3=0.96，锥齿轮n4=0.94。从而计算得出各轴的输入功率为：p=pq%=31.24*0.98*0.98=30.01Kwp2=p1q2q3=30.01*0.98*0.94=27.65Kwp3=P2侦4=27.65*0.98*0.96=26.01KwP4=p3q2q=26.01*0.98*0.98=24.98Kw由此算出各轴转矩为：T=9.55*106*p/n=9550*30.01/1000=31.24N.mTOC\o"1-5"\h\z11T=9.55*106*p/n=9550*27.65/600=44.01N.m\o"CurrentDocument"22T=9.55*106*p/n=9550*26.01/187.5=132.52N.m33T=9.55*106*p/n=9550*24.98/410=58.19N.m44表3-1各轴转速、输入功率、转矩值汇总表项目轴1轴2轴3轴4转 速（r/min）1000600187.5410输入功率（Kw）30.0127.6526.0124.98转 矩(N•m)31.2444.01132.5258.19第四章传动部分结构的设计与说明§4.1齿轮的设计和强度校核§4.1.1锥齿轮的设计计算选择齿轮材料及精度等级选用标准直齿圆锥齿轮作为第一级的的换向，同时起到减速的作用。压力角取为20。，由于减速器传递的功率不太大，所以齿轮采用软齿面，小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为280HBS，两个齿轮的硬度相差40HBS。该中间齿轮用于农用机械上，我们可选用8级精度（GB10095-98）。按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（《机械设计》第九版），即2 4KT 1 巾(1-0.58)2uH，R R确定有关参数如下:a.选择齿数、齿宽系数传动比\=1.67，取小齿轮的齿数为Z1=19，则大齿轮的齿数Z=i*Z=1.67*19=32，齿数比u=i=1.67，由《机械设计》取8=0.3。由《机械设计》P201表10-6取弹性影响系数Ze=189.8tMP厂载荷系数：选取K=1.3；由《机械设计》P206式10-13，即应力循环次数N=60njLh(假设工作十五年，每年工作100天，每天工作8小时。)%=60%jL广60*720*1*(15*100*8)=7.2*108N2=60%jL广N1/u=7.2*108/1.67=4.32*108查《机械设计》图10-23可得接触疲劳寿命系数K^1=0.95,Knh2=0.98查《机械设计》图10-25d可得接触疲劳极限qh「]=600MPa，qh「2=550MPa计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1.0由《机械设计》式10-14有L]="NH1$Hlim1=0.95*600/1=570MPa\q]= _Hlim2=0.98*550/1=539MPa由接触强度计算小齿轮的分度圆直径

2 4KT 1 8(1—0.58)2uR R\(2.1*189.5)'I539/2 4KT 1 8(1—0.58)2uR R\(2.1*189.5)'I539/\ 4*1.3*30.01* mm=132.72mm0.3*(1—0.5*0.3)2*1.67则模数m=djz1=113.45/28=4.05mm根据《机械原理》P159表5-1取标准模数：m=4调整小齿轮的分度圆直径实际的动载荷系数K=KKKh、广1*1.15*1*1.2=1.38D=132.72*38138=135.39-1.3按齿根弯曲疲劳强度设计KfTq(1—0.58「2Z]Ju2+1得到模数为m=6mm按齿面接触疲劳强度取分度圆直径，d=135.39mm，按照齿根弯曲疲劳强度取模数m=6mm；算出小齿轮齿数Z1=135.39/6=22.563,取Z1=22，则Z2=1.67*22=37。计算齿轮的相关参数分度圆直径：d=mz1=6*22=132mmd=mZ=6*37=222mmu 1.67锥角5=arcco^— =arccos=30.735。<1.672+152=90。—%=90。-33.690==59.265°齿宽b=38mm校核齿根弯曲疲劳强度计算

确定弯曲强度载荷系数K=KAKKfK邓=1*1.05*1*1.17=1.2285确定当量齿数z= =22/cos30.735。=33.6521cos51ZZ=—=37/cos59.265。=75.717v2cos52c由《机械设计》P200表10-5可查得Y^2Y^2=2.23七2=侦6应力校正系数［=1.64d.查《机械设计》P206图10-18可得接触疲劳寿命系数Kfm=0.89,%2=0.92由《机械设计》P208图10-20c得qfn1=440MPaq顼2=425MPae.取安全系数Sf=1.4，按脉动循环变应力确定许用弯曲应力\bf]="fn?FN1=0.89*440/1.4=279.71MPaFEF]=Kfn?FN2=0.92*425/1.4=279.29MPaFf.根据《机械设计》P226式10-23的弯曲强度公式二2""1fbm2(1-0.5巾)2zRq_2K〈nY,] =2*1.2285*194.979*103*2.49*1.64=184945MPa<TOC\o"1-5"\h\zf1_bm2(1」05仍2z一 34*42*(1—0.5*1/3)2*22 - ・a、Lf] *'Q—2KTY/s_2*1.2285*278.044*103*2.23*1.76_168986MPa<f2_bm2(1—052)：)，2 34*42*(1—0.5*1/3)2*28 ・a、

满足弯曲强度，故锥齿轮安全，所选参数合适。锥齿轮参数如下表3-2表3-2锥齿轮参数表名称号代计算公式小齿轮大齿轮分度圆锥角齿顶高齿根高分度圆直径hahfd51=30.735。 52=59.265。h=h=hm=6mmh=h=(h+c*)m=7.2mmd=132mm d=222mm齿顶圆直径齿根圆直径dadfd=d+2hcos5al 1 a 1=138.656mmd=d-2hcos5=124.012mmd=d+2hcos5a2 2 a 2=228.438mmd=d-2hcos5=202.675mm锥距RR=d/(2sin30.735)=129.14mm§4.1.2直齿轮的设计计算中间齿轮箱中的直齿轮由三个直齿圆柱齿轮进行啮合传动，本文仅对第一对齿轮即齿轮3、4进行详细的设计计算，其余齿轮同理可以得到。I齿轮3、4的设计计算选择齿轮类型、精度等级、材料免耕施肥播种为农业机械，速度精度要求都不高，故选8级精度直齿圆柱齿轮传动，齿根径向强化处理以满足强度要求。由《机械设计》 P191表10-1可选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS,二者硬度相差为40HBS.按齿面接触强度设计由设计计算公式(《机械设计》P203式10-9a)，即, \2kTu土1(ZZZ)2d3 ［个J1)确定公式内的各计算数值：试选载荷系数k^=1.3计算小齿轮转矩：T2=44.01N-m查《机械设计》P205表10-7，选取齿宽系数4广1查《机械设计》P201表10-6，选取弹性影响系数ze=189.8^mfT由《机械设计》P209图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限cHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限QHlim2=550MPa.由计算公式计算应力循环系数(假设齿轮一年工作 100天，每天工作10小时，使用年限15年）。N1=60七jLh=60*600*1*(8*100*15)=4.32*108N2=60%jL广N1/u4.328*108/3.2=1.35*108g.由《机械设计》知，取接触疲劳疲劳系数 %1=0.98,K^2=0.99h.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数S=1由《机械设计》P205式10-12有L]= _Hlim1=0.98*600/1=588MPaLJ="NH2$Hlim2=0.99*550/1=544.5MPa2）计算a.试算出小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得刀、\2kTu土1(ZZZ)2d3 ]2=97.67mm12*1.3*44.01*1043.2+1(189.8*2*0.8982=97.67mmi11 3F" 544.5 /b.计算圆周速度vv—兀d建2=3.14*97.67*600m/s=307m/sV=60*1000 60*1000mS=.mSc.计算齿宽bb=4d=1*97.67—97.67mm初确定齿数，取小齿轮的齿数z「13,则大齿轮的齿数乙2=，2Z]=3.2*23=32计算载荷系数根据v=2.298m/s,8级精度，由《机械设计》P194图10-8可查得动载系数K=1.16，直齿轮，K=K=1由《机械设计》表10-17可查得使用系数K/1.12由《机械设计》表10-18可查得齿向载荷分布系数K=1.2，同时有b/h=91.474/9=10.163查《机械设计》P198图10-24可查得齿向载荷分布系数七=1.412，故载荷系数K=KK*%=1*1.12*1.2*1.412=1.90按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由《机械设计》，得K19《=《«=99.79**13=110.84mm（3）按齿根弯曲强度设计由《机械设计》P201式10-5可知，弯曲强度的设计公式为1）确定计算参数:由《机械设计》P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Cm=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限QFE2=380MPa.由《机械设计》P206图10-18查得小齿轮的弯曲疲劳寿命系数K^1=0.90，大齿轮的弯曲疲劳寿命系数K^2=0.92。计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由《机械设计》P205式10-12得In]= ―fei=0.90*500/1.4=321.43MPa卜^]2=*fe2=0.92*380/1.4=249.71MPad.计算载荷系数KK=KKKfK邓=1*1.10*1.2*1.42=1.72e.根据《机械设计》P200表10-5查齿形系数Y.、应力校正系数Y^有Y=2.69，Y=2.39，Y=1.575，Y=1.67Fa1 Fa2 Sa1 Sa2f.计算大、小齿轮的L%并加以比较FYY曾十1=2.69*1.575/325=0.0130F1YYFa22=2.39*1.67/263.286=0.0152大齿轮的数值大设计计算:2*1.72*44.01*104a| *0.0152=5.25mm1*132根据实际情况和模数直径对齿轮强度的影响，由弯曲强度算得的模数圆整为m=6mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d「110.84mm.确确定齿数Z1=勺=110.84/6mm=18.87mm,取Z1=19，贝VZ2=19*3.2=60mmma.计算大、小齿轮分度圆直径d-mz=6*19=114mmd=mz=6*60=360mm计算中心距 a=（气十%）m=（19+60）*6/2=2372计算齿轮宽度b=@d《=0.5*114=57mm故各齿轮齿宽分别取B=60mm，B=60mm§4.2轴的设计和强度校核中间齿轮箱一共有4根轴，分别是锥齿轮轴轴1，减速箱内连接锥齿轮同时带动直齿轮的的轴2、中间轴3，以及与刀轴相互连接的轴4。本文对轴2进行设计计算校核。（1）选择轴的材料及热处理选用轴的材料为45钢，调质处理。轴上受力分析轴2的基本结构和所受传动的扭矩以及功率基本情况如下:p=27.65Kw，T=44.01N.m，n=600r/min，d=60mm，d=68mm2 2 2 2 3齿轮2上的圆周力：F=2T/d=2*44.01*1000/60=1467N2t 2m2齿轮2上的径向力： F2tanacos62=1467*tan20。*cos59.265=272.88N齿轮2上的轴向力：F2=乌tanasin52=1467*tan20。*sin56.310=458.95N齿轮3上的圆周力： F3=2T/d3=2*44.01*1000/68=1294.41N齿轮3上的径向力： F3=F3tana=1294.41*tan20。=471.73N齿轮3上的轴向力：F=-£*一二1294.41/cos20°=1377.48N3ncosa（3） 初步确定轴的最小直径根据机械设计P370表15-3，取A0=115，根据《机械设计》P378有云 .4401d.=A寸％=115*3600=48.03mm，根据实际，取d=55mm。I2（4） 轴的结构设计轴的结构设计如图3-2所示。III IIIIVV VIVII图3-2轴的结构设计拟定轴上零件装配方案装配方案见装配图根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度因为轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，根据工作需要和d=55mm，通过查询资料，我们选用轻窄（2）系列，轴承型号30211，其内外直径参数为为d*D*B=55mm*100mm*22mm。I-II段轴用于安装轴承，套筒等，故取直径弓〃=55mm故取l=40mm。II-III段安装低速级锥齿轮，为便于安装，故取d〃〃,=60mm,，故取l〃〃广68mm，该段轴与齿轮配合，所以加工精度相对较高点。I-W段为分隔两齿轮段，主要用来定位，直径为 d〃，v=80mm，但长度不需要很长，所以确定长度为、/广10mm。W-V段安装高速级大齿轮，要留有足够长的轴肩来定位，所以可取直径取为d =68mm，齿宽为60mm，则取l=60mm。V-丑段安装套筒，所以轴颈相对稍微减小点，确定直径d=64mm，l=78mm。VI-VII轴承，轴承为标准件，所以轴的直径要与轴很好的配合，选用直径为55mm，长度为40mm。3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接，d〃m由《机械设计》选取的平键技术参数为b*h=18mm*11mm，长为40mm。同样，轴d的键也选择b*h=18mm*11mm，长为40mm的平键。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2*45,轴上倒角具体尺寸参看轴的零件图。O轴上载荷的计算在确定轴承的支点位置时，查取 a值，对于所选的圆锥滚子轴承，我们查得a=22mm。可以知道L=34+40-22=52mm，L=34+10+30=74mm，L3=34+78+40-22=130mm，因此此作为简支梁的轴的支承跨距L+L+L=52+74+130=256mm1 2 3水平支反力：F(l+L)+FL 1467*(74+130)+1294.41*130F=——a 3 虹〜= =1826.33N1 2 3F=F+F-F=1467+1294.41-1826.33=935.08NNH2 21 3t NH1垂直支反力：「F(L+L)+FL 272.88*(74+130)+471.73*130F= ——2 3 虹彳= =457.00NNV1 L+L+L 256七2=F2+F3-Fnv]=272.88+471.73-457=287.61N水平弯矩：M1h=Fnh1L]=1826.33*52=94969.16N-mmM2h=Fnh2L3=935.08*130=121560.4N-mm垂直弯矩：M1v=Fnv1%=457*52=23764N-mmM2V="2L3=287.61*130=37389.3N・mm总弯矩：M]=\:'M1h2+M1v2=气，94969.162+237642=97897.24N-mmM1=(M2h2+M逐2= 、121560.42+37389.32=127180.46N-mm扭矩：T2=440100N•mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据《机械设计》对轴的校核公式，则轴上V-VI段为危险截面，d〃〃广60mm，取a=0.6，则轴的弯扭合力b_J'm「+(以七)2_J127180.462+(0.6*440100)2_1357MPaca—W 0.1*603 .我们开始选择的轴的材料为45钢，调质处理，查《机械设计》P358表15-1得轴的许用弯曲应力t]i=60MPa，因此°折LJ1,故安全。§4.3轴承的强度校核中间齿轮箱中的轴承有深沟球轴承和圆锥滚子轴承两大类，我们对中间轴上的深沟球轴承进行校核。选用的主要的圆锥滚子轴承进行校核：1 2齿轮2上的轴向力：七=458.95N齿轮3上的轴向力：Fa2=1377.48N计算轴承的内部轴向力， Fr1=孔/d1=44.01*1000/55=2934NFr2=T/d2=44.01*1000/55=2934N计算轴承的轴向载荷F=Fa2-Fj=918.53NF]+Fac=3852.53N>F2所以2被压紧计算轴承的径向当量动载荷轴承的径向当量动载荷Pr1，由于e=0.68则 F./Fi=0.16<eTOC\o"1-5"\h\z所以取X=1 Y=0由此推算运转过程中受到中等冲击。Fp=1.5P=f(xF+YF「)=1.5*(1*2934+0*458.95)=4401r1p r1 ^1FJFr1=0.47<e则x=1 y=0即可得到Pr2=fp(xFr2+YFa2)=1.5*(1*2934+0*1377.48)=4401额定动载荷为55800N由于Pr2=Pr1则取4401来计算轴承使用寿命。Lh=106/(60n)/(C/P)3=106/(60*600)* (55800/4401)3=5661.69h寿命在4000-8000h之间所以选择的轴承合格§4.4键的强度校核齿轮箱中的主要是平键，用来连接齿轮和轴。我们对轴 2上的一个键进行校核，平键的基本参数为b*h=18mm*11mm，长为40mm，材料为45钢，许用应力Lp]=110MPa，键的工作长度l=L-b=40-18=22mm。=4000T=4000*44.01/(11*22*60)=12.12MPa<Lhld p故键满足强度要求第五章旋耕部分的设计计算§5.1刀片刀座的设计研究旋耕部分主要是来整地的，而刀片是主要的工作部位，本设计中的刀主要用来破茬，所以我们首先要选择比较合理的刀片，这对整机的性能有很大影响。旋耕刀的种类很多，有弯刀、直刀，凿行的，但是他们的作用有点区别，对于普通的旋耕机，我们最常见的是弯刀，因为弯刀的耕地整地相对较好。我们以弯刀为列，刀的材料一般选用弹簧钢，刀片与焊接在刀座用螺栓连接，刀片的刀柄和刀刃部分都要进行热处理以满足强度要求。旋耕弯刀的具体设计如下图所示，

§5.2刀轴的设计研究刀轴是刀辊的主体部件，上面承载有刀盘、刀片、最后一级齿轮等，这决定了刀轴成为了整机的关键部件之一。选择刀轴材料选用材料为45钢，调质处理，其主要力学性能如下表 4-1所示。表4-1调质45钢力学性能选亡硬1抗屈弯曲疲剪切疲许用弯用材度拉强度服强度劳强度度劳强度曲应力料/HBS（MPa）(MPa)（MPa）（MPa）（MPa）

刀轴的结构要根据整体的要求来设计，尤其要很据前面传动部分来设计。有前面的部分，我们知道是中间齿轮箱把动力传递过来，而中间齿轮箱最后的输出轴是向两端输出动力的，所以刀辊轴也要设计成两端。同时我们考虑到刀轴是需要高速转动的，所以在满足使用要求的情况下要设计成空心轴。同时要考虑到刀轴两端和机架如何固定，我们将在两端焊接轴头。轴头把刀轴机架轴承连接到一块，同时有一定的支撑作用。由前面的已知条件，对于轴的最小直径：我们取％=133，B=0.67.由于dAo\nil^T03dAo\nil^T03*'24.98=43.66mm，考虑到刀辊轴受力复杂，因410*0.8此，根据需要，我们可以确定刀轴的安装刀座部分的直径为 60mm。刀轴结构图如图所示。刀轴强度校核刀轴的受力比较复杂，除去齿轮箱传递过来的功率和扭矩，还要考虑刀辊轴带动旋耕刀与杂草，土壤接触时等多重力的影响，相对复杂。参考《农业机械手机》，我们看到它受力如下所示：由下面的计算公式，Q=TrJa=arccosR-HaRP=QcosPH 八P=QsinPIV其中我们已知T=58.19N-m,H=16cm,R=30cm则我们可以算出：Q=58.19/54=1077N,497a=62.18。,p=42.18。，Ph=497.96N，T；=728.16N由于刀轴受力太复杂，我们把它简化处理，用简支梁的模型。分析我们可以判断出危险截面大约在中间部位，根据计算和实验，我们在每段各布置十组刀，两端各是一把刀，其它两把，总共38把刀。由于中间部分是断开的，所以危险截面在相对中间的位置，也就是第10组刀位置，根据耕幅1800mm，我们设计每组到相差90mm。所以危险截面在距离左端A点的距离为L1=720mm，AB段的总长为L=1840mm，弯矩扭矩图如下图所示。

pvpvPhal危险截面的相关计算数据如下:水平支反力:P=Ph(L"1)=497・76*(1840-720)=302.98nHaiL 1840P=P^497・46*720=194.66NHbiL1840垂直支反力:P=P，(L—L1)=728・16*(1840一720)=443.23NVaiL 1840PLP=728.16*720Vbi= =284・93NL1840水平弯矩：Mh]=PhL1=302.98*720=218145.6N-mm垂直弯矩：M^广「L]=443.23*720=319125.6N・mm总弯矩：M1=^Mh12+Mv^=t218145.62+319125.62=386556.23N•mm扭矩：T4=24980N•mm查《材料力学》P94式5-32知一 兀d3 314*603弯曲截面模量为W=—— = =21195mm332 32我们取a=0.6.则轴的计算应力：°羊M「+叫)2=,3865562+(0.6*24980)2=182Mpaca W 21195 .由前面的表可知，L]1=60MPa，因此°<1°]1,故安全。§5.3刀片的排列设计有上面的分析，我们在每段各布置十组刀，两端各是一把刀，其它两把，总共38把刀。但是与普通旋耕机刀片不同的是，此次设计中的旋耕部分不是以耕地为主的，以去除杂草杂物为主。所以不能仅仅选用一般的弯刀，有前面对旋耕刀的分析，以及实际情况，我们将弯刀和直刀相互交叉排列，经分析，以破茬为主，这方面直刀比弯刀的效果好，所以，我们也选用较多的直刀，以弯刀相辅助。最后我们选取两把直刀配套一把弯刀，每组刀有两把，成相对180度排列，而每组刀之间成120度排列，正好三组刀为一个周期，为了达到更还的效果，弯刀也应该整体上交错排列，但是所有的刀整体上是按螺旋线的形式排列的，大致的排列方式如下所示:360 i360 i X\X妃-\X.丁气.%气X. \ Xk\XXLy-了X,妃T.‘％*XX■JVZX、-?V-5<V.S. \X.XXLX、~ASEX第六章典型零部件的结构工艺分析这次设计中的主要零件有齿轮，轴承，轴等。轴作为传递动力和支撑的部件自然很重要。而此次设计中不光有齿轮轴，还有刀辊轴光轴。 我们以中间第一根轴为例，对轴的加工工艺进行分析。它与锥齿轮和直齿轮都相互连接，所以很有代表性。轴在设计过程中应遵循以下设计要求：必须满足实际的需求，要和其它零件配合合理，尺寸要合适轴上的零件应易于拆装和调整；轴的精度和形位公差也要满足要求；轴应能避免应力集中，提高受力状况；轴应结构简单，经济性好。基于上面的要求，我们将通常把轴做成阶梯轴型，具有肩定位，上肩，同时轴的某关键部位还需要进行热处理。轴要与齿轮相连，同时要传递一定的功率和力矩，所以直径尺寸要合理，平时应保证用于支持轴颈传动轴颈部对齐要求装配。轴根据各段链接的零件和所满足要求不同，所以表面粗糙度也不一样，所以各段的加工方法和加工设备也会有区别。轴的结构设计不但要有合理的加工工艺性，还应有合理的装配工艺性。对于上面的要求，现以连接锥齿轮和直齿轮的轴为例进行结构工艺性的分析。车一端面，钻中心孔，车另一端面，钻中心孔。粗车右端外圆至656mmX40，665mmX78，670mmX60；半精车右端外圆至655mmX40，664mmX78；精车右端外圆至69mmX60；倒角2X45°，倒圆角R2.5。粗车左端外圆至656mmX40，662mmX68；半精车右端外圆至655mmX40；精车右端外圆至61mmX68；倒角2X45°,倒圆角R2.5。5.铣键槽至规定的要求。进行热处理，淬火、回火至HRC40-45粗磨外圆661mm至660mm；粗磨外圆669mm至668mm；第七章免耕施肥播种机使用要求和技术经济性分析§7.1机动图图7-1设计悬挂农具时，为了保证机组的正常工作，必须对拖拉机和免耕播种机的机动图有所了解，看它们能否配套组合，满足要求。机动图反映了旋耕播种机由悬挂状态到工作状态的相对于拖拉机的位置关系。在设计旋耕播种机的三点悬挂时要保证行走轮的合理载荷，并保证瞬心在拖拉机的前方，旋耕播。经过绘图分析，万向节与动力输