小麦免耕施肥播种机设计说明书

学士论文2MBF-6型秸秆覆盖地小麦免耕施肥播种机设计计算说明书一、 前 言“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，结合我省渭北塬区具体的种植制度，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施肥播种机，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。二、 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。三、 总体设计 3.1 机型我国目前农村实行的土地家庭承包，基本上各家各户种植面积都不大，地块普遍较小，比较适合于较小型的作业机具进行耕作，因此本机的机型当与此相适应才较为恰当。虽然定位为小型机具，但其结构尺寸还要根据具体的配套拖拉机来定。国内小型拖拉机带后动力输出轴的可选机型有限，仅东方红-15型或丰收-180型两种。因这两种拖拉机后轮外缘相距1.2米左右，所以作为2MBF-6型秸杆覆盖地小麦免耕施肥播种机选用1G-125型旋耕机的幅度正好匹配。3.2 机具工作原理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施肥播种机采用的是“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。3.3 总体配置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所示图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。3.4 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） 320四、 动力性能计算4.1 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。 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计算出参与切割的刃口长度S =37.7cm 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 i=22.66=135.6（kgf） 再根据功率求解公式： P=Nv=Nrv=Pr 式中： 圆盘边沿线速度(m/s)r-圆盘半径为r=200mm-圆盘回转角速度（弧度/ 秒）n - 圆盘转速，这里为287.7r/min 并代入具体值，则可求得P刀=135.60.2287.73.14/30=900.312.0（ps） 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：P= 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=kah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/cm a 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P=c.机具在作业中实际消耗的功率P为： P= P+ P=12.02.23=14.23(ps)(ps) 相应于作业功率，拖拉机发动机应具有的功率P：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) 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。4.2 拖拉机液压提升能力计算 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式中：F提升臂额定提升力(kgf)G拖拉机最小使用重量(kg)，丰收-180拖拉 机为1150kg拖拉机重心到后驱动轮轴心的水平距离（mm） 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0.08运输状态下悬挂杆外端至拖拉机驱动轮轴心的水平 距离(mm),经测定本机l2=618mm,代入有关数值后，得F为： F=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F1由图3计算可得出为：F =2403(kg) 机具处于运输状态，实际需要的液压提升力F大小图4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=G代入有关数值即得F为F= = =1280（kgf） 由、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。4.3 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G现根据图4所示的关系可列出计算式:G-G 代入具体数值即得G(kgf) 0.2G=230(kg) G0.2G4.4 坡道极限倾翻角机组在坡道行使,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：利用图4中的状态关系，先确定拖拉机机重心O和机具重心O分别与拖拉机后轮接地点D连线(OD， OD)的长度及它们与水平面的夹角(和)：以上式中： 拖拉机重心距水平地面高度(m), 图4机具提升状态图 丰收-180型拖拉机为0.606m 机具在运输状态,其重心距水平 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0.685m 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离（m），如前计算为（m）将有关各值代入上式后，即得： 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：代入有关数值，上式为：进行三角变换，即可求出坡道行驶翻倾角为：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。五、 主要工作部件的设计计算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。5.1 切割圆盘刀辊： 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. 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360-420mm时，消耗的比能最小。鉴于圆盘的入土深度要达到8-10cm，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。 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：lLn=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来代入有关各数值后可得到：=494.2（kgf）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，寿命有可靠保证。5.2 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”，如下图所示：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5-6cm，长度约为6-7cm,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5-6cm的土中。5.3 侧传动箱的设计 套筒滚子链的选择传动比 i=1小链轮齿数 大链轮齿数 设计功率 =KP=1.79.77=16.6kw链条节距 p=19.05mm验算小链轮轴孔直径 mm初定中心距 以节距计算中心距 链条节数 取链条长度 计算中心距 实际中心距 链条速度 作用在轴上的力 链条的静强度计算： 式中： 为链条极限拉伸载荷，由手册查的有效圆周力 离心力引起的力 悬垂力，在和二者中取大者值 链轮的设计： 链轮的分度圆直径 = 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 = 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。 小齿轮的主要参数如下所示：节锥角 分度圆直径 锥距 齿宽 变位系数 齿顶高 齿根高 齿顶角 齿根角 顶锥角 根锥角 大齿轮的主要参数：节锥角 分度圆直径 锥距 齿宽 齿顶角 齿根高 齿顶圆直径 齿根角 齿顶角 周节 分度圆齿厚 5.4 播种施肥传动部分的设计(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。(2) 链条的选取由于该传动主要是给播种、施肥这两个动作提供动力，且播种、施肥两动作的传动功率较小，速度慢，所以对链的选择应主要考虑传动链（工作速度v20m/s）。综合考虑到该传动的传动功率小，传动速度慢，只要保证可靠的传动比和经济因素，应优先选取滚子链。同时滚子链已标准化，这对于我们的初步选取和以后改进更换也非常方便。(3) 链的基本参数的选取可参照资料6、14综合选取综合考虑实验所得的经验值、实体测绘以及设计经验，可选取：(_单位:mm)链号ISO节距P滚子直径d1内节内宽b1内链条通道高度h220A31.7519.0518.930.18(4) 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。 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 mm齿根圆直径 = 83 mm若取Z = 10，则：分度圆直径 d = = 102.7 mm齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 123.3375 mm = d+(1-)p- = 110.32 mm综上可取 d = 102.00 mm , = 115.00 mm 则 齿根圆直径 = d - = 102.7 - 19.05 = 83.65 mm取 = 84 mm分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 12.86 mm = 0.5 ( p - ) = 6.35 mm取 = 6.5 mm 齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 = 65.75 mm取 = 50.00 mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) = 27.432 mm = 0.008( z + 180 ) = 42.675 mm取 = 35.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80 mm = 0.505 = 9.62 mm取 = 9.80 mm滚子定位角 = - = = = 取 = 120取 轮毂直径 = =50.00 mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 11.815 mm= 26.37 mm可取 h = 11.00 mm= 28.00 mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm 取 = 18.00 mm齿侧半径 = p = 31.75 mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275 mm齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27 mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.311.00 = 36.30 mm根据实体需要可取 = 50.00 mm 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 = 90.00 mm若取Z = 8 ，则：分度圆直径 d = 82.97 mm齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 103.61 mm = d+(1-)p- = 89.32 mm综上可取 d = 83.00 mm , = 96.00 mm 则 齿根圆直径 = d - = 63.92 mm取 = 64.00 mm分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 7.1443 mm = 0.5 ( p - ) = 6.35 mm取 = 6.50 mm 齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 = 36.75 2.414 31.387 0.76= 44.60 mm取 = 44.00 mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) = 22.86 mm = 0.008( z + 180 ) = 0.008 19.05 ( 8 8 + 180 )= 37.1856 mm取 = 30.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80 mm = 0.505 = 9.62025 mm取 = 9.80 mm滚子定位角 = - = 108.75 = = 128.75取 = 120取 轮毂直径 = = 44.00 mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 10.9225 mm= 22.155 mm可取 h = 10.00 mm= 24.00 mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm 取 = 18.00 mm齿侧半径 = p = 31.75 mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275 mm齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27 mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.310.00 = 33.00 mm根据实体需要可取 = 30.00 mm 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 mm齿根圆直径 = 83 mm若取Z = 10 ，则：分度圆直径 d = = 102.75 mm齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 123.39 mm = d+(1-)p- = 110.37 mm综上可取 d = 103.00 mm , = 120.00 mm 则 齿根圆直径 = d - = 102.75 - 19.05 = 83.7 mm取 = 84 mm分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 12.86 mm = 0.5 ( p - ) = 6.35 mm取 = 8.50 mm 齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 = 67.54 mm取 = 66.00 mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) = 27.432 mm = 0.008( z + 180 ) = 42.672 mm取 = 32.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80 mm = 0.505 = 9.62 mm取 = 9.80 mm滚子定位角 = - = = = 取 = 120取 轮毂直径 = 44.00 mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 10.00 mm= 24.00 mm可取 h = 9.75 mm= 24.50 mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm 取 = 18.00 mm齿侧半径 = p = 31.75 mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275 mm齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27 mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.3 ( 66 - 44 )= 72.60 mm根据实体需要可取 = 52.00 mm 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 = 172 mm齿根圆直径 = 140 mm若取Z = 16，则：分度圆直径 d = 162.7 mm齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 183.34 mm = d+(1-)p- = 172.23 mm综上可取 d = 163.00 mm , = 176.00 mm 则 齿根圆直径 = d - = 162.7 - 19.05 = 143.65 mm取 = 144 mm分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 11.906 mm = 0.5 ( p - ) = 6.35 mm取 = 6.5 mm 齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 = 127.47 mm取 = 120.00 mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) =41.148 mm = 0.008( z + 180 ) = 66.45 mm取 = 55.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80 mm = 0.505 = 9.62 mm取 = 9.80 mm滚子定位角 = - = 114.375 = = 130.375取 = 120取 轮毂直径 = 60 mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 15.8475 mm= 28.375 mm可取 h = 15.00 mm= 32.00 mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955 mm 取 = 18.00 mm齿侧半径 = p = 31.75 mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275 mm齿侧凸缘圆角半径 R R = 0.04p = 1.27 mm腹板厚度 t t = 14.30 mm可取 t = 14.0 mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.315.00 = 49.50 mm根据实体需要可取 = 45.00 mm（5） 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。（6） 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。（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。六、 心得体会毕业设计是高等学校本科教学计划中非常重要的组成部分，是对学生在大学期间所学的专业基础知识、研究能力、自学能力、创新能力及其他综合能力的检验，是教学计划中最后一个综合性实践教学环节，也是高校开展综合素质教育和创新能力培养的重要途径。巩固和加强学生对多元学科理论、基础知识与技能的综合应用能力的训练，培养学生创新意识、创新能力和科学研究能力，培养其严