棉花裸苗移栽机移栽机构设计与仿真【含CAD图纸+文档】
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本科毕业设计（论文）通过答辩 1 目 录 摘要 1 关键词 1 1 前言 .1 1.1 研究的目的和意义 .1 1.2 国内外研究现状 .2 1.3 研究内容 .3 2 整机方案设计 .3 2.1 移栽机比较 .3 2.2 移栽机确定 .3 2.3 移栽机工作原理 .3 3 开沟器设计 .4 4 覆土机构设计 .4 4.1 覆土器选用 .4 4.2 连接圆盘设计 .6 5 移栽机构设计 .6 5.1 传动方案确定 .6 5.1.1 链条种类及选择 .7 5.2 传动原理 .7 5.3 链传动设计 .8 5.3.1 一级链传动设计 .9 5.3.2 二级链传动设计 12 5.3.3 三级链传设计 14 5.3.4 链轮的材料 16 5.4 主轴设计 16 5.4.1 输出轴设计 16 本科毕业设计（论文）通过答辩 2 5.4.2 地轮轴设计 19 6 苗夹设计 22 6.1 苗夹 22 6.2 投苗过程 23 7 浇水系统设计 23 8 总结 24 参考文献 .24 致谢 .25 本科毕业设计（论文）通过答辩 3 棉花裸苗移栽机移栽机构设计与仿真 摘 要：我国是种棉大国，种植范围广,但与先进种棉大国相比，我国的棉花生产方式落后、 经营规模小、劳动生产率低、生产成本比较高、机械化程度低。因此降低降低农民的劳动强度， 提高劳动生产率迫在眉睫。棉花裸苗移栽机的研究对缓解这一现状具有很大的意义。这将大大提 高资源利用率和农业产出率，增加经济效益，实现棉花移栽的规模化、机械化和自动化。其中棉 花裸苗移栽机构是棉花裸苗移栽机的核心部件，其结构设计的合理性对棉花移栽效率和移栽质 量有重要的影响。 关键词：棉花裸苗；移栽机构；苗夹 ； 本科毕业设计（论文）通过答辩 4 Cotton Naked Seedling Transplanting Mechanism Design and Simulation Abstract: China is a big country of planting cotton, with wide planting range, but compared with advanced planting cotton of big country, our country s cotton produces means lag behind, the , management scale is small, labor productivity is low, the production cost is relatively high, the level of mechanization is low. Therefore, lowering the labor intensity of farmers, improving labor productivity are imminent. Bare seeding of cotton transplanting machine research has great significance to alleviate this situation. This will greatly improve the utilization rate of resources and the yield rate of agriculture, increase economic benefits, implement cotton transplanting scale, mechanization and automation. One of cotton seeding transplanting mechanism is bare seeding of cotton transplanting machine core component, the rationality of the structure design of it effects more to efficiency of cotton transplanting and the quality of transplanting. Key words: bare seeding of cotton; transplanting mechanism; seeding clamps. 本科毕业设计（论文）通过答辩 5 1 前言 1.1 研究的目的和意义 棉花种植在我国已经有悠久的历史，是我国的重要经济作物之一。由于许多历史 原因和国家因素，我国的棉花机械化水平很低，还处于刚刚起步阶段。黄河和长江流 域的许多棉花种植还处于全人工阶段，浪费了大量的人力和物力。随着棉花种植技术 水平的提高，棉花种植从20世纪6O年代的种子直播，到80年代的棉花育苗移栽一营养 钵育苗，到21世纪的棉花无土(基质)育苗移栽技术，使育苗移栽技术成为多种种棉形 式的典型形式之一，为棉花机械移栽创造了良好的条件。我国是种棉大国，但与先进 种棉大国相比，我国的棉花生产方式落后、经营规模小、劳动生产率低、生产成本比 较高、机械化程度低(只有43)，其中棉苗移栽机械化程度不足30，且主要是钵苗 移栽。由于裸苗移栽能大幅度提高棉花产量，随着“无土育苗”技术的不断成熟，国 内棉花移栽面积在逐年扩大，而大面积的棉苗移栽，不采用机械作业是无法实现的。 国外机型也满足不了用户对于操作简便、技术容易掌握、灵活机动和价格合适的要求。 以手工作业为主的移栽方式存在劳动强度大、生产效率低、难以实现大面积作业的弊 端。因此研究适合我国棉花种植现状的棉花移栽机迫在眉睫。 为了降低农民的劳动强度，提高移栽效率，实现移栽的棉苗行距、株距和深度一 致，并最终实现棉花规模化种植，研制棉花移栽机具有十分重要的意义。这将大大提 高资源利用率和农业产出率，增加经济效益，实现棉花移栽的规模化、机械化和自动 化。 1.2 国内外研究现状 国外棉花育苗移栽技术的研究与应用起步较早，栽植技术和移栽机械的发展都很 快。20世纪30年代国外就出现了手工喂苗的移栽机；5O年代，研制出多种不同结构形 式的半自动移栽机和简易制钵机；到8O年代，半自动移栽机已相当普及 。近年来， 由于育苗过程逐步实现了机械化、工厂化和设施化，移栽机械发展迅速，一些定型的 作物专用移栽机已投入使用，各种作物的移栽基本实现机械化，并研制出了各种全自 动移栽机。国外棉花移栽机的种类较多。按栽植器型式分，有钳夹式，吊篮式，导苗 管式及圆盘式等。 21 我国在棉花移栽机研究开发工作始于 20 世纪 70 年代，到目前为止，已成功研制 了多种类型的移栽机。但是，我国的棉花移栽机的研制很大程度上是在引进和借鉴国 外移栽机而进行改进和仿造，技术还不成熟。并且基本上都是以半自动为主，所以需 要加大研发力度，研究节能、高效并适合我国国情的棉花移栽机。目前国内研制和正 本科毕业设计（论文）通过答辩 6 在使用的半自动棉花移栽机主要有钳夹式移栽机、链夹式移栽机、导苗管式移栽机、 吊杯式移栽机和挠性圆盘移栽机等。不同型式的移栽机有其各自的特点：（1）钳夹 式移栽机的主要优点是结构简单，株距和栽植深度稳定，适合栽植裸根苗和钵苗。缺 点是栽植速度慢，株距调整困难，钳夹容易伤苗，栽植的秧苗容易倾倒和被土壤埋没， 栽植频率低，一般为 3045 株/分。 （2）链夹式栽植株距准确，栽植后秧苗的直立度 较好，喂苗送苗稳定可靠。但是生产率低，易伤苗，而且喂苗区苗夹数少，并呈上下 排列，栽植速度偏高时易出现漏栽现象。 （3）吊蓝式移栽机具有膜上打孔的突出优点， 而且秧苗落地无冲击，不伤苗，特别适合根系不发达而且易破的钵苗移栽。但工作速 度受到限制，结构较复杂。 （4）导苗管式移栽机可以克服回转式栽植器的共同缺点， 秧苗在导苗管中的运动是自由的，不伤苗；在适当的导苗管倾角和增加扶苗机构装置 的情况下，可以保证较好的秧苗直立度、株距均匀性和深度稳定性；对干裸根苗不产 生窝根现象；栽植频率由喂入频率决定，栽植频率在 6070 株/min。优点是速度快、 效率高。缺点是结构比较复杂，制造成本偏高，不易控制苗的栽植质量。 （5）挠性圆 盘式移栽机的主要特点是夹持秧苗可以不受钳夹或链夹数量的限制，它对株距的适应 性较好。在小株距移栽方面具有良好的推广前景。圆盘由橡胶制造，结构简单，成本 低，但株距和栽植深度不稳定，也容易出现埋苗，并且圆盘的寿命较短。 1.3 研究内容 （1）开沟机构设计 （2）移栽、覆土机构设计 （3）浇水系统设计 2 整机方案设计 2.1 移栽机比较 （1）钳夹式移栽机的主要优点是结构简单，株距和栽植深度稳定，适合栽植裸 根苗和钵苗。缺点是栽植速度慢，株距调整困难，钳夹容易伤苗，栽植的秧苗容易倾 倒和被土壤埋没，栽植频率低，一般为 3045 株/分。 （2）链夹式栽植株距准确，栽植后秧苗的直立度较好，喂苗送苗稳定可靠。但 是生产率低，易伤苗，而且喂苗区苗夹数少，并呈上下排列，栽植速度偏高时易出现 漏栽现象。 2.2 移栽机确定 移栽机构设计需要重点解决移栽直立度不高与株距调节问题，因此本移栽机选 用链夹式。 本科毕业设计（论文）通过答辩 7 2.3 移栽机工作原理 移栽机的工作原理：在牵引机的作用下，地轮带动与其共轴的链轮 1，通过链条 1 带动链轮 2，与其共轴的链轮 3 也随着转动（因为链轮 6 通过滚动轴承与轴相连， 因此不会随之转动） 。链轮 3 通过链条 2 带动链轮 4 转动，与链轮 4 共轴的链轮 5 也 转动，最后通过链条 3，链轮 5 带动链轮 6 实现链轮链条的传动。6 个苗夹安装在连 接链轮 5 和链轮 6 的的链条上，因此，苗夹于链条一起进行上下平移和执行链轮 5 和 6 旋转。苗夹在经过滑道时，夹持棉苗向下移动，当移动到滑道末端时，苗夹打开， 棉苗落入开沟器所开的沟中，覆土轮完成覆土工作。如图 1 所示: 图 1 工作原理图 Fig1 The principle diagram 3 开沟器设计 开沟器的工作质量直接影响到播种质量。需要考虑： （1）开沟后会有部分土壤掉入沟中，以保证棉花裸苗的直立度； （2）开沟刃的锋利程度，以保证开沟的顺利进行，鉴于开沟时阻力的很小，因 此，采用锋利的刃即可； （3）棉苗根系的大小及覆土镇压轮对开沟器开沟宽度的要求。 因此，要求开出的沟深浅一致，深度能调，宽度合适，沟形整齐，有一定的自行 搬土作用，并且干湿土不混，细湿土先覆盖种子，以利于种子发芽。开沟器按入土角 不同分为锐角和钝角两大类，锐角开沟器主要有锄铲式、翼铲式、船型铲式、芯铧式 等，钝角开沟器主要有单圆盘式、双圆盘式、滑刀式、靴式等。为了达到将残茬、表 层千土块、杂草等向两侧抛出等农艺要求，选择船型铲式开沟器。如下图 2 所示。其 主要参数为：开沟器刃口夹角，；翼板张角；开沟器可 43 150130 30 本科毕业设计（论文）通过答辩 8 调高度为，宽度。cmh106cmb5 开沟器工作原理为：开沟器固定通过连接板固定在移栽机上，随移栽机向前进方 向移动，依靠开沟器前沿的开沟刃破土及翼板的楔形面对土壤的挤压实现开沟动作。 图 2 开沟器 Fig2 Opener 另外，可根据土壤及棉苗的情况调节连接板上的固定位置达到调节开沟器开沟深度的 目的。该开沟器所开沟的沟深为 38cm，沟宽为 5cm。 4 覆土机构设计 4.1 覆土器选用 为了保证棉苗移栽的直立度，在开沟器开沟、苗夹将棉苗投入苗沟后，需要覆 土轮及时覆土与镇压。若过早覆土镇压则易导致覆土过少、栽植深度过浅，从而使 棉苗倾斜；若过晚覆土镇压则易导致棉苗倒伏及埋苗。覆土轮的覆土与镇压时间与 其安装位置有关，因此，覆土轮设计需要考虑结构的设计与安装位置。常用的覆土 器有链环式、圆盘式、爪盘式与刮板式等。为了缩短覆土与镇压之间的时间，保证 棉苗直立度，选择圆盘式覆土轮，并且使覆土轮起到覆土和镇压的作用。覆土轮的 压土面必须保持倾斜，以达到将土壤挤压到苗根上，再将其压实。 综合考虑以上因素，选择覆土轮直径为 100mm，壁厚为3mm，覆土轮镇压面与地 面的的接触角度为。如下图3所示：30 5 覆土轮工作原理：覆土轮通过螺栓与连接圆盘固定在一起，可绕轴旋转。移栽机 构在拖拉机牵引下，覆土轮以一定的速度前进，当苗夹将棉苗送到开沟器开好的沟中 本科毕业设计（论文）通过答辩 9 时，覆土轮进行覆土，能使棉苗保持较好的直立度。 4.2 连接圆盘设计 连接圆盘起到轴承的作用，使覆土轮能够绕轴旋转。连接圆盘主要由圆盘与空 双双双 双 双 双 双双 双双 图 3 覆土器 Fig3 The soil covering device 心轴组成。为了能够实现以上功能，将 圆盘、连接轴设计成一个整体，连接圆盘采 用铸造的方式进行制造。 覆土轮通过螺栓、螺母以及连接轴 1 固定在连接盘上。将 覆 土轮上四个孔与圆盘上四个孔对齐，然后用螺栓、螺母将其固定。连接轴 2 与折轴相 连。如上图 4 所示。 双双 双双双1 双双双2 双双 图 4 连接圆盘 Fig4 Connect disk 5 移栽机构设计 5.1 传动方案确定 传动机构常用的传动方式有带传动、齿轮传动和链传动等。它们都有着各自 6 的优点与缺点。 （1）带传动，主要是依靠带与带轮的摩擦进行传动，具有结构简单、适用于两 本科毕业设计（论文）通过答辩 10 轴中心距较大的场合；传动平稳、缓冲吸振和价格低廉等优点。但是不能保证精确 的传动比，由于皮带容易松弛，用于移栽机构传动会造成打滑现象，影响棉苗移栽 的株距。 （2）齿轮传动，主要是依靠齿轮与齿轮相互啮合进行传动，具有传动比稳定、 平稳性高。传递运动准确可靠；传递的功率和速度范围较大；结构紧凑、工作可靠、 可实现较大的传动比；传动效率高，使用寿命长。但齿轮传动制造精度高，价格高， 并且不适合于远距离传动。 （3）链传动，主要是依靠链轮与链条相互啮合进行传动。与带传动相比，链传 动无弹性滑动和打滑现象，因此能保持准确的平均传动比，使棉苗移栽株距均匀， 传动效率比较高，且作用在轴和轴承上的力较小；在同等条件下，结构更紧凑，能 在高温及低速的情况下使用等优点。与齿轮传动相比，它可以在两轴中心距较远的 情况下传递运动和动力；能在尘土飞扬的不良环境中工作；链传动的制造和安装精 度要求不高，价格低廉；其结构比齿轮传动简单、轻便。 从以上三种方案来看，链传动传动平稳，并能够远距离传动，有利于保证移栽株 距的均匀性。所以选择链传动的方案。 5.1.1 链条种类及选择 链条按用途可以分为传动链、输送链和起重链。在棉花移栽机构中，链条主要 用于传动，因此选用传动链。传动链主要有滚子链，齿形链等类型。滚子链常用于 传动系统的低速级，一般传递的功率在 100KW 以下，链速不超过15m/s，它由滚子、 套筒、销轴、内链板和外连扳组成。销轴与外链板之间、套筒与内链板之间均使用 过盈配合；套筒与滚子之间，套筒与销轴之间均为间隙配合。当内、外链板相对挠 曲时，套筒可绕销轴自由转动。滚子在套筒上能自由转动，以减少啮合时的摩擦以 及缓和冲击。齿形链是由多个齿形链片并列铰接而成。链片的齿形部分与链轮啮合。 根据其结构差异可分为圆销式、滚柱式和轴瓦式三种。与滚子链相比，它具有传动 平稳、承受冲击性能好、无噪声等优点，但是它比滚子链结构复杂，制造较难和价 格高，主要用在运动精度要求高或者高速的传动装置中。 6 综合考虑以上两种链条，棉花移栽机要求的传递功率和速度都不是很大，且齿形 链不合适用于农业机械，而滚子链在农业机械应用方便具有优势，因此选用滚子链。 5.2 传动原理 该移栽机设计了三个链传动，如 图5所示： 传动机构主要由链轮、链条构成，如上图所示。机构的传动首先由左右对称的两 本科毕业设计（论文）通过答辩 11 对链轮1通过链条1带动左右两个链轮2、链轮3及轴的旋转，然后链轮3通过链条2带动 链轮4和链轮5旋转，链轮5再通过链条3带动链轮6旋转，因为链轮6通过轴承1与轴连 接，所以它不会随轴旋转，这样就实现移栽机构的传动。该传动系统机构简单、结构 紧凑、 双双1 双双1 双双2 双双3 双双2 双双4双双5 双双3 双双6 双双1 双双2 图 5 传动原理图 Fig5 Schematic diagram of transmission 传动稳定，并可通过更换链轮实现传动比的更改，能很好的完成传动工作。 5.3 链传动设计 （1）根据本设计的要求，取棉花移栽的株距为 400，用平均行距种植，平均行 距为 800 （2）假设移栽机工作速度为 45 株/分，则移栽机每小时工作面积 S S0.40.860844.8145 可得每小时工作面积为1.27 亩/小时 固该移栽机工作速度符合要求 亩1 S （3）移栽机工作时的前进速度 V0.06SQ （1） S株距（cm） Q喂入量（株/分） 根据公式（1）可得：V0.06SQ0.060.4451.08KM/h0.3m/s 地轮转速为 n 1 nLV 本科毕业设计（论文）通过答辩 12 （2） 设地轮直径为 300 L 为轮子的周长 根据公式（2）可得：n 19r/min 1 L V 秧夹的转速为 n ，设计 6 个这样的秧夹 2 n ，T6 2 T 60 45 60 （3） 根据公式（3）可见：n 7.5 r/min 2 根据 n 和 n 以及 i 12总 2 1 n n （4） 由公式（4）可见：i2.5 总 2 1 n n 传动比的分配：传动比过大，链条在小链轮上的包角就会过小，参与啮合的齿数减 小，每个齿轮承受的载荷增大，加速轮齿的磨损，且易出现跳齿和脱链现象。一般 链传动的传动比 i6，常取 i23.5，链条在小链轮上的包角不应小于 120。 考虑移栽机的转速很低，在链传动中先采用增速传动，然后采用减速传动。传动比 分配如下； i 0.8，i 3，i 1 123 （5）初步估算整个移栽机的功率 P，棉花裸苗移栽时所需力小于 100N，阻力 为 F NF800 8 . 10 5 . 3 8 . 06 . 3 KWVFP27 . 0 3 . 0900 总 表 1 牵引机选用湖南-5 手扶拖拉机 车型号额定功率牵引力速度范围重量 湖南-53.3KW1.47KN2.7521.7/h161 公斤 5.3.1 一级链传动设计 （1）选择链轮的齿数 选择的一般原则为，小链轮的齿数 z 不宜过少，因为 1 虽然小链轮齿数少，可减小外轮廓尺寸，但齿数过少，会增加运动的不均匀性和动 载荷；链条在进入和退出啮合时，链节间的相对转角增大；链传动的圆周力增大， 从整体上加速铰链和链轮的磨损，一般链轮的最少齿数 z9，一般 z 17，对 min1 本科毕业设计（论文）通过答辩 13 于高速传动或承受冲击载荷的链传动， z 不少于 25，且齿轮齿应淬硬。由于链节数 1 通常是偶数，为使链条和链轮磨损均匀，常取链轮齿数为奇数 取小链轮齿数 ，大链轮的齿数为13.6，取15。17 1 z 2 z 11 z i8 . 017 2 z （2）确定计算功率 由表 9-6 查得 K 1.0，单排链，则计算功率为 A PK P1.00.27KW0.27KW caA （3）计算链节数 初选中心距 a 30p 相应的链长节数 0 L2 0p p a0 2 21 zz 2 21 2 zz 0 a p （5） 由公式（5）可见：L22 0p p a0 2 21 zz 2 21 2 zz 0 a p p p30 2 1715 60160.003476.0034 p p 30 2 2 链节数通常是偶数 取 L76 节 0p （4）确定单排链传动的额定功率 p 0 p 0 pLZ A KKK pK （6） K -工作情况系数 A K -小链轮齿数系数 Z K -链长系数 L K -双排系数 P 查机械设计手册 K 1.0，K 0.775，K 0.94， K 1 AZLP 由公式（6）可见： p 0.37 KW 0 194 . 0 775 . 0 27 . 0 （6）选择链条型号和节距 根据 p 0.37KW 及 n 19r/min 查机械设计手册 可选 16A-1 其节距为 p25.4 01 （7）确定实际安装中心距 a 30p3025.4762 0 实际安装的中心距 a aa 2p 0 aa 本科毕业设计（论文）通过答辩 14 （7） 由公式（7）可见：a762225.4711.2 （8）计算链速 V V 100060 z1 1 pn （8） 由公式（8）可见：V0.137 m/s 100060 z1 1 pn 60000 4 . 251719 （10）计算压轴力 有效圆周力为：F 100010001971 N e V P 137 . 0 27 . 0 链轮水平布置时的压轴力系数 K1.15，则压轴力为 F K FppFp F 1.1519712266.6 N e （11）链轮的主要尺寸 链轮 1 分度圆直径 d 138.04 1 z p 180 sin 184. 0 4 .25 齿顶圆直径 d dd p138.0423161.04 amina1 z 6 . 1 1 dd 1.25p138.0431.75169.79 maxa1 圆整 d 165 a 齿根圆直径 d d d 138.04 ff1 齿高 h h0.5p0.525.412.7 amina h0.625p0.62525.417.07 maxa z p8 . 0 17 4 . 258 . 0 取 h 15 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.76135.2825.0950.76109.425 圆整 g z 180 2 d 110 h 内链板高度 g2 链轮 2 本科毕业设计（论文）通过答辩 15 分度圆直径 d 122.12 2 z p 180 sin 208 . 0 4 . 25 齿顶圆直径 d dp122.1222.606144.726 amina2 d z 6 . 1 1 dd 1.25p122.1231.75153.87 maxa2 圆整 d 150 a 齿根圆直径 d d d 122.12 ff2 齿高 h h0.5p0.525.412.7 amina h 0.625p0.62525.417.23 maxa z p8 . 0 15 4 . 258 . 0 取 h 15 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.76119.3815.70.76=102.92 圆整 d 102 g z 180 2g 分度圆直径 d 90.74 2 z p 180 sin 28 . 0 4 . 25 齿顶圆直径 d dd p90.727.1117.8 amina2 z 6 . 1 1 dd 1.25p90.731.75122.45 maxa2 圆整 d 120 a 齿根圆直径 d d d 90.74 ff2 齿高 h h0.5p0.525.412.7 amina h0.625p0.62525.417.7 maxa z p8 . 0 11 4 . 258 . 0 取 h 15 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.7687.12225.0950.7661.267 圆整 d 62 g z 180 2g h 内链板高度。 2 本科毕业设计（论文）通过答辩 16 5.3.2 二级链传动设计 （1）选择链轮的齿数 取小链轮齿数 z 11，大链轮的齿数为 z i z 11333 3423 （2） 确定计算功率 由表 9-6 查得 K 1.0，单排链，链传动的效率为 0.96，则计算功率为, A PK P1.00.270.960.26KW caA （3）计算链节数 初选中心距 a 30p 相应的链长节数 0 L2 0p p a0 2 43 zz 2 43 2 zz 0 a p （9） 由公式（9）可见： L260220.40882.408 0p p a0 2 43 zz 2 43 2 zz 0 a p 链节数通常是偶数 取 L82 节 0p （4）确定单排链传动的额定功率 p0 K -工作情况系数 A K -小链轮齿数系数 Z K -链长系数 L K -双排系数 P 查机械设计手册 K 1.0，K 0.554，K 0.96， K 1 AZLP 由公式（6）可见： p 0.49 KW 0 554 . 0 96 . 0 1 27 . 0 （5）选择链条型号和节距 根据 p 0.49 KW 及 n 23.75 r/min 查机械设计手册 可选 12A-1 其节距为 02 8 . 0 19 p=19.05 （6）确定实际安装中心距 实际安装的中心距 a 由公式（7）可见：a571.5219.05533.4 （7）计算链速 V V0.083 m/s 100060 z 32 pn 60000 05.1975.2311 （8）计算压轴力 本科毕业设计（论文）通过答辩 17 有效圆周力为：F 100010003133 N e V P 083 . 0 26 . 0 链轮垂直布置时的压轴力系数 K1.05，则压轴力为 F K , FppFp F 1.053133=3289 N e （9）链轮的主要尺寸 链轮 3 分度圆直径 d 68.07 3 z p 180 sin 28 . 0 05.19 齿顶圆直径 d dd p68.0716.2884.35 amina3 z 6 . 1 1 dd 1.25p68.0723.891.88 maxa3 圆整 d 86 a 齿根圆直径 d d d 67.64 ff3 齿高 h h0.5p0.519.059.525 amina h0.625p0.62519.0513.29 maxa z p8 . 0 11 05.198 . 0 取 h 10 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.7665.2518.80.7645.68 圆整 d 46 g z 180 2g h 内链板高度。 2 链轮 4 分度圆直径 d 200 4 z p 180 sin 095 . 0 05.19 齿顶圆直径 d dd p20018.13218.13 amina4 z 6 . 1 1 dd 1.25p20023.8223.8 maxa4 圆整 d 220 a 齿根圆直径 d d d 200 ff4 齿高 h h0.5p0.519.059.525 amina 本科毕业设计（论文）通过答辩 18 h0.625p0.62519.0512.37 maxa z p8 . 0 33 05.198 . 0 取 h 10 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.76199.518.80.76179.9 圆整 d 180 g z 180 2g h 内链板高度。 2 5.3.3 三级链传设计 （1）选择链轮的齿数 取小链轮齿数 z 15，链轮的齿数为 z i z 11515 5635 （2）确定计算功率 由表 9-6 查得 K 1.0，单排链，链传动的效率为 0.96，则计算功率为, A PK P1.00.260.960.25 KW caA （3）计算链节数 初选中心距 a 30p 相应的链长节数 0 L2 0p p a0 2 65 zz 2 65 2 zz 0 a p （10） 由公式（10）可见：L2601575 0p p a0 2 65 zz 2 65 2 zz 0 a p 链节数通常是偶数 取 L76 节 0p （4）确定单排链传动的额定功率 p0 K -工作情况系数 A K -小链轮齿数系数 Z K -链长系数 L K -双排系数 P 查机械设计手册 K 1.0，K 0.775，K 0.94， K 1 AZLP 公式（6）可见：p 0.34 KW 0 94 . 0 775 . 0 1 25 . 0 （5）选择链条型号和节距 根据 p 0.34 KW 及 n 23.75 r/min 查机械设计手册，可选 10A-1 其节距为 02 p15.875 本科毕业设计（论文）通过答辩 19 （6）确定实际安装中心距 根据移栽机的结构 链轮 3 和链轮 4 的安装中心距跟链轮 5 和链轮 6 的安装中心距 是相等的，即 a533.4 （7）计算链速 V V0.09 m/s 100060 z5 2 pn 60000 75.23875.1515 （8）计算压轴力 有效圆周力为：F 100010002778 N e V P 09 . 0 25. 0 链轮垂直布置时的压轴力系数 K1.05，则压轴力为 F K FppFp F 1.0527782912N e （9）链轮的主要尺寸 链轮 5 6 分度圆直径 d d 76.34 56 z p 180 sin 208. 0 875.15 齿顶圆直径 d dd p76.314.290.8 amina5 z 6 . 1 1 dd 1.25p76.319.896.1 maxa5 圆整 d 92 a 齿根圆直径 d d d 76.34 ff5 齿高 h h0.5p0.515.8757.9 amina h0.625p0.62515.87510.8 maxa z p8 . 0 15 875.158 . 0 取 h 9 a 确定的最最大轴凸缘直径 d g d pcot1.04h 0.7674.615.70.76=58.14 圆整 d 59 g z 180 2g （10）链传动的张紧 针对第二级和三级链传动中心距相等但链节数不等的情况，以及中心线与水平线的 夹角大于，设置张紧装置，如图 6 所示：紧轮的设置避免了因链条的松边垂直过 60 本科毕业设计（论文）通过答辩 20 双双4 双双双 双双3 图 6 张紧轮布置图 Fig6 Tensioning wheel arrangement 大时产生啮合不良和链条的振动现象而造成对棉花的株距的影响，同时也增加链条与 链条的啮合包角。张紧轮的直径跟链轮 的直径相近。张紧轮通过轴承与轴连接，轴3 与圆盘一体，通过螺钉连接在支撑架上。 5.3.4 链轮材料选择 一般工况下 在中速、中载 链轮采用中碳钢淬火处理 采用 45、50、45Mn 钢， 经淬火、回火处理，齿面硬度 4050HRC 重要工况下 在高速、重载、连续运动的传动 采用 15Cr、20Cr 材料，经表面 渗碳、淬火和回火处理，齿面硬度 5560 HRC，或 40Cr、35SiMn、35CrMo 材料，经 淬火、回火处理，齿面硬度 4050 HRC 简单工况下 在低速、轻载、平稳传动中 链轮采用中碳钢制造 采用 35 钢经正 火处理，齿面硬度 160200HBS，或 15、20 钢经表面渗碳、淬火和回火处理，齿面硬 度 5060HRC 鉴于该移栽机的速度和工作环境，链轮的材料选择碳钢。 5.4 主轴设计 5.4.1 输出轴设计 （1）计算轴的转矩 T。 n P T 3 109550 （11） 由公式（11）可见：T9550 10 955010 100526 N 3 n p 75.23 25 . 0 3 （2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr, 钢，调质处理，查机械 本科毕业设计（论文）通过答辩 21 设计手册，取 A100,由公式。由于轴上开有 0 mm n p Ad 2 . 22 75.23 26 . 0 100 33 0min 键槽，因此轴需适当增大，取，第 1 段轴与链轮 4 配合，其长度为mmd25 min 41，直径为；第 2 段轴用于安装轴承，初选深沟球轴承 6006，其尺寸为mm25 ,固取该段轴直径为；第 3 段与链轮 5 配合，直径为135530BDdmm30 ，长 60。如图 7 所示。mm36 图 7 输出轴 Fig7 Output shaft （3）计算作用在轴上的力，链条与水平面的倾角为 90 已知链轮 4 的分度圆直径为mmd200 4 表 2 的值根据传动链的布置及负荷类型选定： 0Z K 0z K 倾斜角水平或 40以内垂直或大于 40 0Z K1.151.05 则N d T Ft26.1005 200 10052622 4 链轮轴上的作用力NFKQ tz 5 . 105526.100505 . 1 0 链轮轴受垂直力NQQ 5 . 1055sin / 链轮轴受水平力0cos / QQ 已知链轮 5 的分度圆直径为mmd34.76 5 则N d T Ft 6 . 2633 34.76 10052622 5 本科毕业设计（论文）通过答辩 22 链轮轴上的作用力NFKQ tz 3 . 2765 6 . 263305 . 1 0 链轮轴受垂直力NQQ 3 . 2765sin / 链轮轴受水平力0cos / QQ （4）计算轴承处反作用力 水平反作用力,。由平衡条件： NHI F 2NH F (12) 2154NHNHtt FFFF (13)02 222514 LFLFLF NHtt 由公式(12)和(13)可见: NFNH69.2614 1 NFNH17.1024 2 垂直反作用力,。由平衡条件: 1NV F 2NV F (14) / 5 / 421 QQFF NVNV (15)02 322 / 51 4 LFLQLQ NV 由公式（14）和公式（15）可见: NFNV 4 . 2745 1 NFNV 4 . 1075 2 （5）合成弯矩 垂直面弯矩 (16)LFM NV mmNLFM NVV 8 .5833925.21 4 . 2745 111 mmNLFM NVV 1 . 39252 5 . 36 4 . 1075 222 平面弯矩 (17)LFM NH mmNLFM NHH 2 . 5556225.2169.2614 111 mmNLFM NHH 2 . 37382 5 . 3617.1024 222 计算总弯矩 mmNMMM HVA 80565 2 1 2 1 mmNMMM HVB 68029 2 1 2 2 做出轴的载荷分析图，如图 8： 本科毕业设计（论文）通过答辩 23 Q 4 Q 5 Ft4 Ft5 FNH1 FNH2 AB Ft4Ft5 FNH1 FNH2 FNV1 FNV2 M H FNV1 FNV2 Q 4 Q 5 M V M L1=21.25L2=36.5 L3=L2=36.5 T 图 8 轴的载荷分析图 Fig8 Axial load analysis diagram 弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，即截面A。取 6 . 0 W TM ca 2 2 / （18） 由公式（18）可见： aca MP W TM 4 . 64 2525251 . 0 1005266 . 080565 2 2 2 2 / 按选定的轴的材料 40Cr, 调质处理，查机械设计手册 许用弯曲应力为 70MP。 1 因 , 故该轴设计是安全的。 1 4 . 64 （6）键的校核 根据,键的截面尺寸：，高，键长mmd25mmb8mmh7mmL28 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查机械设计手册，键的许用挤压应力 ，键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度 ap MP120100mmbLl20 ，根据mmhR5 . 35 . 0 (19) kld T p 3 102 由公式（19）可见： 故键满足要求 pap MP 8 . 114 25205 . 3 1005262 本科毕业设计（论文）通过答辩 24 （7）轴承的校核 求比值 ，查机械设计手册得e F F r a 32 . 0 4 . 3028 1 . 970 0, 1YX 求当量动载荷 查表取P2 . 10 . 1 p f2 . 1 p f NYFXFfP arP 08.3634 4 . 302812 . 1 验算轴承的寿命 查机械设计手册，轴承的基本的动载荷,根据式NC13200 根据该移栽机的设计，符合要求。h P C n Lh29831 16.3779 13200 75.2360 10 60 10 3 6 3 6 5.4.2地轮轴设计地轮轴设计 （1）计算轴的转矩。由公式（11）可见： T9550 10 955010 135710.5 N 3 n p 19 27 . 0 3 （2）初步确定轴的最小直径 。选取轴的材料为 40Cr, 钢，调质处理，查机械 设计手册，取 A100 由。由于轴上开有 0 mmnpAd 2 . 2419/27 . 0 100/ 3 3 0min 键槽，因此轴需适当增大，取，第 1 段轴安装地轮，mmd25 min mmd25 1 ；第 2 段轴与链轮 1 配合，；第 3 段轴与链轮mmL30 1 mmd30 2 mmL32 2 配合，；第 4 段轴装轴承，初选深沟球轴承 6007， 1mmd32 3 mmL30 2 ；第 5 段过渡轴，；第 6 段同第 4 段；146235BDdmmd41 5 mmL25 5 第 7 段配有链轮 1，；第 8 段同第 1 段。如图 9 所示。mmdd30 27 mmL62 7 图 9 地轮轴 Fig9 The axle （3）计算作用在轴上的力，链条与水平面的倾角为 10 已知链轮 1 的分度圆直径为 mmd04.138 则N d T Ft 2 . 1966 04.138 5 . 13571022 2 1 链轮轴上的作用力NFKQ tz 1 . 2261 2 . 196615 . 1 201 链轮轴受垂直力NQQ 4 . 1614sin 1 / 1 本科毕业设计（论文）通过答辩 25 链轮轴受水平力NQQ 9 . 2215cos 1 / 1 轮的分度圆直径为 1 mmd76 则 N d T Ft 3 . 3571 76 5 . 13571022 1 1 链轮轴上的作用力NFKQ t z 4107 3 . 357115 . 1 1 0 1 链轮轴受垂直力 NQQ 6 . 714sin 1 / 1 链轮轴受水平力 NQQ 9 . 4024cos 1 / 1 （4）合成弯矩 垂直面弯矩 由公式（14）可见： mmNLLQMV 2 . 85563534 .1614 21 11 mmNLQMV 2 . 1572122 6 . 714 2 1 2 mmNLQMV 2 . 8556353 4 . 1614 3 11 水平面弯矩 由公式（15）可见： mmNLLQMH 6 . 11744253 9 . 2215 21 “ 11 mmNLQMH 8 . 8554753 9 . 4024 2 “ 1 2 mmNLQMH 6 . 11744253 9 . 2215 3 “ 11 计算总弯矩 mmNM A 145306 6 . 117442 2 . 85563 22 mmNM A .86980 8 . 85547 2 . 15721 22 mmNMB145306 6 . 117442 2 . 85563 22 比较截面 A、截面 B 受到的总弯矩可知，截面 A 最危险。 做出轴的载荷分析图，如图 10： Q 1 Ft1 Q 1 Ft
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