麦田免耕施肥播种机设计

麦田免耕施肥播种机设计摘 要：“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。小麦免耕播种机采用的是“动力圆盘断草、与动力圆盘贴合的夹持式开沟器同位分层播种” 在已覆有秸杆的地中能一次性完成行方向秸杆切断、同位分层播种和中后镇压等多项作业的保护性耕作机具。关键词：保护性耕作机具； 开沟器； 免耕播种机Design of the Wheat Field exempts Plows Fertilizer and Seed DrillsStudent:Hu PingTutor:RenShuguang(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)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 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. Ecological environment protection and sustainable developmentKeywords: Protection tillage machine; Furrow opener; Exempts plows the seeder1 前言1.1 论文的主要工作和意义土壤资源应该受到保护，才能够满足今后若干代人的需求并减少沙尘暴对畜健康的危害。这一认识促进了内蒙古自治区作物种植体系的发展。内蒙古自治区目前的限制条件包括：(1)需要通过土地耕作来除草；(2)秸秆回收作为家用燃料、牲畜饲料和垫圈草料；(3)缺少合适的播种机和收获机；(4)休闲地自由放牧；(5)耕作体系中缺少可供应饲料和改善土壤肥力的饲草作物；(6)保护性耕作技术推广不足；(7)小型农业单位应用保护性耕作面临着风险6。1999年，通过加拿大国际发展署，加拿大和中国建立了保护性耕作体系的合作开发项目。中国农业部制定了一个保护性耕作的大型计划，鼓励几个农业机械研究所设计，测试，最终生产出直播机械。在该项目中，加拿大向中国提供了一台小型播种机，作为保护性耕作技术的示例，可用于进一步完善以符合内蒙古的条件。该播种机由加拿大萨斯卡彻温省斯韦福克瑞特市的法波公司生产，用34KW(45马力)拖拉机带动。播种机安装了可拆换的圆盘式开沟器和凿式开沟器，承受200N(450磅)的弹簧压力，带可调节的镇压轮，还使用了亚马逊牌既可排种又可施肥的排种器持7。但在田间试验中法波牌播种机存在的问题很突出。1） 播种机对于大多数农田和拖拉机来说还是太大，大多数小地块上的拖拉机只有10KW至18KW。2）播种机为三点悬挂式，但与大多数中国产拖拉机悬挂装置不配套。3）开沟器无法沿不平整的土地行走，造成播种深度和随后的出苗差异太大。由于圆盘的材料问题圆盘式开沟器在中国还很难生产。4）分开的镇压装置使镇压和回土的土壤不平，还有种深不一致的问题。5）播种机的设计对中国生产商来说比较复杂和昂贵。亚马逊牌种肥并施机构难以保养，价格较高。在2002年，研究人员对一种新型直播机的潜力表示了认同，认为它能解决法波播种机遇到的问题。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等）在使用效果上尚存在种种的不足。秸秆覆盖地小麦免耕播种机采用的是“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4。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，整体包括三点悬挂装置、电动机、传动装置、播种箱、播种器、播种管、开沟圆盘、开沟器、镇压轮、支撑轮。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）、切草圆盘刀辊（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。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） 3201.2 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5。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持1。2 动力性能的设计与校核2.1 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。1）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开两部分组成，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) （1）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，可由图计算出参与切割的刃口长度S =37.7cm图1 受力分析图Fig. 1 Force analysis diagram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（kgf）再根据功率求解公式： （2）式中： 圆盘边沿线速度(m/s)R圆盘半径为r=200mmw圆盘回转角速度（弧度/秒）n圆盘转速,这里为287并代入具体值，则可求得P=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= （3）式中 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 （4）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/cma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=(ps)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)2)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= （5）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)3) 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3。2.2 拖拉机液压提升能力计算1）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 （6）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F由图2计算可得出为：F =2403 (kg)图2 液压提升臂运输状态受力图Fig. 2 Hydraulic lift arm transport state diagram2）机具处于运输状态，实际需要的液压提升力F大小图3 机具提升状态图 Fig.3 Machine lifting state diagram图3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）3）由（1）、（2）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型拖拉机悬挂小麦免耕播种机提升能力完全可以得到保证3。2.3 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) G0.2G2.4 坡道极限倾翻角计算机组在坡道行使,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：1）利用图3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)： （7） （8） （9） （10）以上式中： 拖拉机重心距水平地面高度(m), 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：2）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。3 主要部件的设计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。3.1 轴的设计3.1.1 传动轴的设计1） 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。2） 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360420mm时，消耗的比能最小。鉴于圆盘的入土深度要达到810cm，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11。3） 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：Ln=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。3.1.2 轴的计算与校核轴设计计算1) 计算齿轮受的力：轴传递的转矩： 齿轮上的圆周力： 齿轮上的径向力： 轴向力： 2) 对轴进行结构设计：确定轴的直径：选45钢经调质处理作轴。， C=118106 =22.0819.83mm考虑到轴的震动较大，我们取 d=40mm结构尺寸详见零件图。3) 计算支承反力：水平面反力：垂直面反力： 许用应力许用应力值，用插入法由3表16.3查得 应力校正系数 当量转矩 当量弯矩最大处在平均分度圆处， 轴径校核：轴设计计算1) 计算齿轮受的力：轴传递的转矩： T2=118903Nmm齿轮上的圆周力： 齿轮上的径向力： 轴向力： 2)对轴进行结构设计：确定轴的直径：选45钢经调质处理作轴。， C=118106 =27.5424.74mm考虑到轴的震动较大，我们取 结构尺寸详见零件图。3)计算支承反力：水平面反力： 垂直面反力：许用应力许用应力值，用插入法由3表16.3查得 应力校正系数 当量转矩 轴径校核：所以选的轴是安全的。刀辊轴设计计算刀辊轴的结构设计及选择材料：由于不同的土壤对刀片的阻力不同，含水量不同的土壤对刀片的阻力也不同，以及地表形状，刀刃的锋利程度的不同等很多原因对刀片的阻力都有影响。所以我们无法得到准确的刀片阻力。根据我们的实践，我们选择刀辊轴轴径为d=40mm，选45钢经调质处理，是完全符合我们的工作要求的4。3.1.3 键的选择与校核轴上键的选择和校核：1) 确定平键的类型和尺寸采用普通圆头平键，查4表4-1，由d=40mm可知键的剖面尺寸为： 参照轮毂长度 取键长为L，键的标记：键2） 校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125式7.1可知校核公式： 式中： 键联接所传递的转矩： 键的工作长度： 键的高度h 轴的直径d 许用挤压应力，由3P126表7.1，强度满足要求 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 键与毂：12Ns/h9键槽表面粗糙度：工作表面取3.2，非工作表面取6.3 （均为值）键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。轴上键的选择与校核：1）确定平键的类型和尺寸采用普通圆头平键，查4表4-1，由d=40mm可知键的剖面尺寸为： 参照锥齿轮长度 取键长为 键的标记：键参照链轮轮毂长度： 取键长为 键的标记为：键2） 校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125式7.1可知校核公式：式中：键联接所传递的转矩： 键的工作长度： 键的高度h 轴的直径d 许用挤压应力，由3P126表7.1， 强度满足要求决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 键与毂：12Js/h9键槽表面粗糙度：工作表面取3.2，非工作表面取6.3 （均为值）键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。刀滚轴上键的选择与校核：1）确定平键的类型和尺寸采用普通圆头平键，查4表4-1，由d=40mm可知键的剖面尺寸为： 由 可知键的剖面尺寸为参照链轮轮毂长度 取键长为 键的标记：键参照卡盘长度： 再考虑到行矩调节范围0100mm取键长为 键的标记为：键2）校核强度：属静联接，校核挤压强度，由3P125式7.1可知校核公式：式中：键联接所传递的转矩：键的工作长度： 键的高度：轴的直径：许用挤压应力，由3P126表7.1， 强度满足要求3） 决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差：查4P51，按一般联接对待：键与轴：12N9/h9 14N9/h9 键与毂：12Js/h9 14Js/h9键槽表面粗糙度：工作表面取3.2，非工作表面取6.3 （均为值）键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。 （见8P120）3.2 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分析、核算4。3.2.1 链轮的计算1) 链轮的设计链轮是与地轮通过轴、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(z2+180) = 42.675 mm取 = 35.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.0699.80 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 mm2) 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 = 90.00mm若取Z = 8 ，则：分度圆直径 d = 82.97mm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 - = 63.92mm取 = 64.00mm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 = 44.00mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) = 22.86mm = 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 = 9.80mm滚子定位角 = - = 108.75 = = 128.75取 = 120取 轮毂直径 = = 44.00mm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 =17.955mm取 = 18.00mm齿侧半径 = p = 31.75mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mm齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.310.00 = 33.00mm根据实体需要可取 = 30.00mm3) 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 = = 102.75mm齿顶圆直径 = d + 1.25p - = 123.39mm = d+(1-)p- = 110.37mm综上可取 d = 103.00mm , = 120.00mm 则 齿根圆直径 = d - = 102.75 - 19.05 = 83.7mm取 = 84mm分度圆弦齿高 = （0.625 + )p - 0.5 = 12.86mm = 0.5 ( p - ) = 6.35mm取 = 8.50mm 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 ) = 27.432mm = 0.008( z + 180 ) = 42.672mm取 = 32.00mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80mm = 0.505 = 9.62mm取 = 9.80mm滚子定位角 = - = = = 取 = 120取 轮毂直径 = 44.00mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 10.00mm= 24.00mm可取 h = 9.75mm= 24.50mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm取 = 18.00mm齿侧半径 = p = 31.75mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mm齿侧凸缘圆角半径 = 0.04p = 1.27mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.3 ( 66 - 44 )= 72.60mm根据实体需要可取 = 52.00mm 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 = 172mm齿根圆直径 = 140mm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 = 143.65mm取 = 144mm分度圆弦齿高 = ( 0.625 + )p - 0.5 = 11.906 mm = 0.5 ( p - ) = 6.35mm取 = 6.5mm 齿侧凸缘直径 pcot - 1.04 - 0.76 = 127.47mm取 = 120.00 mm齿侧圆弧半径 = 0.12( z + 2 ) =41.148mm = 0.008( z + 180 ) = 66.45mm取 = 55.00 mm滚子定位圆弧半径 = 0.505 + 0.069 9.80 mm = 0.505 = 9.62mm取 = 9.80mm滚子定位角 = - = 114.375 = = 130.375取 = 120取 轮毂直径 = 60mm由 h = 6.4 + + 0.01d = + 2h得出 h = 15.8475mm= 28.375mm可取 h = 15.00mm= 32.00mm齿 宽 = 0.95 = 0.95 18.9 =17.955mm 取 = 18.00mm齿侧半径 = p = 31.75mm齿侧倒角 = 0.13p = 24.1275mm齿侧凸缘圆角半径 R = 0.04p = 1.27mm腹板厚度 t = 14.30mm可取 t = 14.0mm轮毂长度 = 3.3 h = 3.315.00 = 49.50mm根据实体需要可取 = 45.00mm3.2.2 链轮的材料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14。3.3链的选择表1链的参数Table 1 Chain parameter链号ISO 节距P 滚子直径d1 内节内宽b1 内链条通道高度h220A 31.75 19.05 18.9 30.183.4 侧传动箱的设计1）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2）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 = 3）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 3.4.1 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。3.5 播种部分的传动设计3.5.1 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。3.5.2 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15。3.6 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9。3.7 外槽轮式排种机设计外槽轮排种器工作时，种子靠重力充满槽轮凹槽，并被槽轮带着一起旋转进行强制排种；处于槽轮外面的一层种子在槽轮外圆的拨动和种子粒间的摩擦力作用下也被带动，这一层种子称为带动层(图1)。带动层内的种子运动速度不等，位于槽轮圆周界面上的速度最大，但仍低于槽轮速度距槽轮中心愈远，速度愈小，直至为零。在带动层外的种子不受外槽轮作用，为相对静止层，该层内的种子仅靠重力作用而自流。由槽轮强制带出和带动层带出的种子从排种舌上掉入输种管。然后经开沟器而落人种沟内。图1小槽轮排种器Fig 1 The small groved1卡箍 2轴销 3.花形挡圈 4外槽轮 5阻塞套 6排种杯 7排种舌1）范围本标准规定了播种机外槽轮排种器型式与基本参数，技术要求。本标准适用于播种机外槽轮排种器。2）引用标准下列标准所包含的条文，通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。本标准出版时，所示版本均为有效。所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨使用下列标准最新版本的可能性。GB/T28281987逐批检查计数抽样程序及抽样表3）型式和基本参数外槽轮排种器的型式、基本参数应符合图1的要求。3.7.1 技术要求1）各零件表面应光洁，无缺肉、无结渣，不得有缩孔、裂纹等缺陷。塑料排种器应无明显的溶合纹、缩痕等缺陷。2）排种舌弧面和长度应使用专用量具检查，排种舌弧面部分与量具局部间隙不大于1.0 mm；长度与量具误差不超过1.0 mm。3） 排种舌在排种盒内应能上下调节，紧靠一侧后，另一侧与排种盒壁的间隙不大于1.0 mm。4） 排种舌端部边缘与排种轮外径棱边的间隙（在排种轮挡圈一侧处）：排种舌在最高位置时（播小粒种子）为79 mm，排种舌在中间位置时（播中粒种子）为1214 mm，排种舌在最下位置时（播大粒种子）为1921 mm。5） 阻塞套在排种盒内及排种轮在其挡圈内轴向移动应无卡阻，上凸棱与排种盒后壁的间隙不大于1.0 mm。6） 排种轮挡圈在其盒壁凹台内应能用手灵活转动。阻塞套与排种盒壁，排种轮与挡圈的配合间隙，沿径向紧靠一边后，其余各处均不得大于1.0 mm。7） 金属排种盒铆合后应牢固，不得松动，将其与箱底配合面放在平板上检查，四角与平板局部间隙不得大于0.5 mm；塑料和铝合金压铸的排种盒，工作表面和配合表面应光洁，不得有裂纹，缺肉和凸起。将其与箱底配合面放在平板上检查，局部间隙不得大于1.0 mm。8） 排种器总装后，在卡箍夹紧靠实的情况下，排种轮与阻塞套相互接触的端面局部间隙不大于0.5 mm。9） 排种器组合应有足够的强度和刚度，将其与种箱底板的接合面放在平板上，其上部应能承受不低于6 000 N的垂直静压力，卸压后不得产生塑性变形。10） 塑料外槽轮排种器使用寿命应不低于500 h，金属排种器使用寿命应不低于800 h，排种器磨损程度经复检后应不低于表1规定的技术性能要求。表 1 外槽轮排种器技术性能 Table 1 Outside slot wheel seedmeter performance项 目 排量稳定性变异系数% 种 子 破 损 率 %小 麦 1.8 0.5 3.7.2 性能试验1）性能试验在试验台架上进行，亦可安装在质量合格的播种机上进行，试验时排种轴应匀速转动。