毕业设计（论文）-中耕施肥机结构设计

中耕施肥机结构设计湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本论文不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。毕业设计作者签名：年月日目录摘要……………1关键词…………11前言……………11.1选题研究意义……………21.2国内外研现状……………22总体方案的拟定…………………42.1原理分析…………………42.1.1目的………………42.1.2设计内容…………42.2总体结构设………………42.2.1总体结构…………42.2.2传动路线…………52.2.3技术路线…………52.3各执行机构主要参数的初步确定………62.4传动装置的运动和动力参数的计算……63主要零件的选择和设计…………73.1皮带轮的设计……………73.2锥齿轮的设计计算………103.3链传动设计………………123.3.1链型的选择………123.3.2锥齿轮与主轴之间链传动设计…………………123.4轴的设计计算与校核……………………143.4.1轴的材料选择及最小直径估算…………………143.4.2轴的结构设计……………………153.4.3轴的校核…………173.5排肥器的设定……………273.5.1施肥装置的类型及其选用………273.5.2槽轮工作原理……………………273.5.3槽轮排肥器工作性能的结构参数及其确定……274技术效益分析……………………294.1经济效益…………………294.2社会效益…………………294.3生态效益…………………305结论与不足之处…………………305.1本设计所设计处的施肥机的特点………305.2不足之处…………………306结束语……………30参考文献……………31致谢…………………32中耕施肥机结构设计学生：张塞指导老师：李明(湖南农业大学东方科技学院，长沙410128)摘要：柑桔是我国重要经济作物。本文分析了中国南方桔园地貌特点，根据我国国情，青壮劳动力外出，留守的老人妇孺孩子劳动力不足的特点。设计出轻巧易操作的桔园施肥机。桔园施肥机是由齿耙、容器、电机，传动装置、行走装置，车身，排肥装置和汽油机组成。汽油机作为动力来源，装置了离合器来控制车体的行走和排肥器的转动。适合山地作业等特点。关键词：施肥；易操作；轻便；齿耙IntertillagefertilizingmachinestructuredesignAuthor:ZhangSaiTutor:LiMing(OrientalScience＆TechnologyCollegeofHunanAgriculturalUniversity,Changsha410128)Abstract：Abstract:Citrusisanimportanteconomiccropinourcountry.AccordingtoChina'snationalconditionsthattheyounglaborforcehadbeenoutandonlytheold,womenandchildrenwasleftbehind,thispaperanalyzesthefeaturesofSouthcitrusorchard

landscape,andtrytodesignaCitrusOrchardFertilizationMachinewhichislightweightandeasy-to-operate.Itconsistsoftoothharrow,container,motor,gear,runninggear,body,deviceoffertilizerandgasolinecomposition,withthegasolineaspowersources,theinstallationoftheclutchtocontrolthebodytowalkandtherotationoffertilizerapparatus.AnCitrusOrchardFertilizationMachineissuitableformountainoperationsandmakesitmoreeaily.Keywords：fertilization;easy-to-operate;light;toothharrow

1前言1.1选题研究意义中国柑橘种植面积和产量目前均为世界第一；柑橘是中国南方栽培面积最大、涉及就业人口最多的果树。近年来，随着我国劳动人口减少，老年及妇女劳动力增加，不仅增加了柑橘生产成本，同时造成劳动力缺乏。我国南方大部分桔园分布在山区和丘陵地区，柑橘树单一、条栽种植对机械提出了特殊要求，现有的田间作业机械因动力不足和自身体积较大而很难进入园中行间作业，满足要求的桔园作业机械设备严重缺乏，对效率高、体积小、自重小、传动平稳、适应坡地工作环境的机械设备需求越来越迫切。因此，开发研制适合丘陵山区桔园的小型施肥机具有重要的现实意义。1.2国内外研究现状国外的联合作业机发展较早，由于大中型拖拉机的普遍使用为联合作业机具的发展创造了条件。并且保护性跟做有很大的发展，已占住到地位，如美国KINZE公司生产的3000型免耕播种机，可以在秸秆覆盖地上直接播种玉米、大豆等作物。美国专利还报道了一种通用梁架式耕整种植联合作业机，为三梁结构，前梁装开沟器，中梁装旋耕机，后梁装播种机。没过的约翰·迪尔公司在20实际90年代开发的CONSERVATIONCORPPINGSYSTEMS,可根据农业更重流程的需要而设计的机械组成了不同的系列；针对各季节士气不同地块的状况、条件及农艺的实用性，立项的耕整种植和作物管理的特点，而设计了单项作业机具和联合作业机具，最典型的是MULCH—TULLAGESYSTEMS而开发的先进的系列设备和土壤耕种机械部件。以优良的性能完成对底层表面副高的大量秸秆残留物的管理、土壤耕作。种植和田间管理等作业，是的农业生产者得到最的利润，而且保护了资源环境。目前国内的联合作业机具按工作部件的运动形式可以分为两大类：一类是由多种从动部件组合而成的联合作业机具，主要是完成松土、碎土、起垄、播种、施肥、覆土、镇压等作业工序。主要是配套东方红—802腹带拖拉机，目前在东北和新疆地区都有多重机型和较大的生产量。另一类是以驱动型工作部件为核心的联合作业机具，国内产品多是以旋耕（灭茬）刀锟为主要工作部件发展起来的，实现旋耕、灭茬、深松、起垄、镇压和播种等作业工序中的两种以上工序的联合作业机。现有资料表明，旋耕灭茬、施肥播种联合作业机型主要针对北方保护地耕作，如沈阳市农机化研究所研制的120/180型多功能联合作业机、山西省农机研究所研制的2BFG210型旋耕施肥播种机。而针对南方稻麦秸秆还田旋耕施肥播种联合作业机具，除了江苏南通农机研究所严栋梁等人于1999年申请了国家实用新型专利“稻麦秸秆还田旋耕施肥播种机”外，还未见成熟机型报道。吉林省农业机械研究院的贾洪雷等人针对我国北方耕地特点先后研究探讨了耕整联合作业工艺，踢出了合适旱田耕整作业的全幅旋耕、垄台碎茬、分层深施化肥、扶垄或破垄、深松和镇压等多种不同组合形式的联合作业，还针对我国北方地区（特别是东北垄作地区）旱作农业现状，通过组合多项先进农艺技术，得到适合东北农作地区特点的蓄水保墒秸秆根茬粉碎还田联合、耕整联合、耕整种植联合的作业机具；并采用补偿式三点悬挂装置作为分置式耕播联合作业机的中间链接机构保证了播种机传动地轮与地面的紧密接触，传动可靠。并用解析式图解法的静力学分析说明了链接机构设计的正确性。河南科技大学的倪长安等人研制了一种集小麦秸秆粉碎和玉米免耕精密播种功能为一体的新型联合作业机具。该机降秸秆粉碎装置分段布置在播种机前方，较好地解决了长秸秆狙击使开沟管挂草壅堵问题；在秸秆粉碎装置前设置喂入轮使喂入顺畅山东理工大学的赵静，鲁力群等研制了针对机械化深松覆盖免耕沟播技术在具体实施的过程中配套机具存在的动力不足等问题，提出了深松。旋耕沟播联合作业思路，研制开发了深松旋耕沟播联合作业机。李伯全，陈翠英等踢出了一种基于潜土逆转旋耕被抛土粒的二维时间序列数字图像特征目标提取及土粒运动参数估计方法，通过土粒流时间序列图像的标定、土粒指点的序列标记处理、土粒运动轨迹方程拟合和延拓技术，估计并推算出土粒抛掷高度和距离等参数，进而为活的抛土率奠定基础，并研究了潜土逆转旋耕被抛土垡质点与旋耕机曲面罩壳的碰撞机理，建立了碰撞数学模型和仿真模型，利用计算机在AUTOCADR14平台上，从运动学的角度进行了彭转过程的动态仿真，分析了旋耕机曲面罩壳的优化设计提供了理论依据和实验数据。高建民等应用光滑例子流体动力学（SPH）理论以及有限单元理论，结合相关软件，研发了基于SPH的土壤告诉切削仿真系统。以潜土逆转旋耕为例，应用该系统虚拟定量地研究了土壤告诉切削仿真系统，以解释土壤-机系统的作用机理。并且通过告诉摄影试验验证了仿真系统的正确性。该系统的开发对于耕作机具（如各式旋转耕耘和犁）的改进和创新设计有重要意义。目前国内使用的联合作业机型主要是针对我国北方旱作耕地特点设计研制的，切针对南方耕地的机型较少，且大多数机型不成熟，基本上仅限于机械结构上的改进，存在负荷重、功耗大、效率低、罩壳积土、刀轴缠草等显现，进而影响播种施肥质量。2总体方案的拟定2.1原理分析肥料主要分为有机肥和无机肥两大种类，有机肥料主要由人畜粪尿、植物茎叶及各种有机废弃物堆积而成。有着养分种类足等多种优点，但有机肥所含养分要在氧化过程中慢慢分解，才能被作物吸收，且有着用量大的缺点，故此桔园施肥机采用无机肥。无机肥与皮肤接触有一定的腐蚀性，故此不利于直接接触。因此设计围绕着施肥排肥一体，使用方便轻巧的施肥机有着实际的作用。2.1.1目的通过用大学四年所学的机械知识，做到学以致用。设计出能达到预期的要求、具有简单的可操作性、精简的机械结构、低成本、满足实际的桔园施肥机。在设计的过程中灵活运用学过的机械知识，起到加强记忆的作用。2.1.2设计内容设计采用汽油机作为其动力来源，汽油机的特点是转速高，结构简单，质量轻，造价低廉，运转平稳，使用维修方便。用链传动作为动力传递，链传动有许多优点，与带传动相比，无弹性滑动和打滑现象，平均传动比准确，工作可靠，效率高；传递功率大，过载能力强，相同工况下的传动尺寸小；所需张紧力小，作用于轴上的压力小；能在高温、潮湿、多尘、有污染等恶劣环境中工作，完全适用于此次设计要求。又根据此次设计的要求选用滚子链比较恰当。具体细节如下。2.2总体结构设计2.2.1总体结构总体结构分为以下几个部分通用汽油机传递结构：链条4跟，链轮8个，轴2个，离合器2个，锥齿轮2个 工作部分：齿耙，排肥器，电机车座及轮胎2.2.2传动路线图1传动路线图1汽油机2皮带轮3锥齿轮4链轮5主轴6齿耙7传递轴8轮胎2.2.3技术路线图2技术路线图2.3各执行机构主要参数的初步确定链轮转速主轴链轮转速n1=120r/min，人行走速度V1=1.4m/s，车的速度V2=1m/s=60000mm/min，轮胎直径D=240mm，轮胎链轮转速n2=V2/πD=80r/min。齿钯链轮转速n3=60r/min，排肥器链轮n4=50r/min。汽油机的选择根据施肥机特点，选定型号：KT152F通用汽油机，其特征如表：表1汽油机型号Table1gasolineenginemodel电动机型号额定功率输出转速质量KT152F2.2kw3600r/min10kg2.4传动装置的运动和动力参数的计算分配各级传动比应考虑的问题：（1）各级传动比机构的传动比应在推荐值的范围内，不应超过最大值，已利于发挥其性能，并使其结构紧凑。（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。例如：由V带传动和链轮传动组成的传动装置，V带传动的传动比不能过大，否则会使大带轮半径超过变速器的中心高，造成尺寸不协调，并给机座设计和安装带来困难。（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。在相同的总中心距和总传动比情况下，具有较小的外廓尺寸。（4）在设计链传动时避免动载荷过大，优先选择较小链节距和较多链轮齿数，并限制链轮的极限转速。（5）应避免传动零件之间发生干涉碰撞。除考虑上诉几点还要理论联系实际，思考机器的工作环境、安装等特殊因素。这样我们就可以通过实测与理论计算来分配各级的传动比了。汽油机的满载转速为3600r/min，要求的输出为50r/min，60r/min，80r/min，则总传动比为：传动比分配如下：第一级V带传动比i1=3第二级锥齿轮传动比i2=3.3第三级链传动比i3=3第四级链传动比i41=2.4i42=2i43=1.5各轴的转速：主轴n1=120r/min传递轴n2=80r/min齿耙n3=60r/min排肥器n4=50r/min各轴输入功率的计算：机械效率分布[4]如下：V带传动η1=0.96锥齿轮η2=0.97链传动η3=0.96各轴传递的功率：P1=PWη1η2η3=2.2×0.96×0.97×0.96＝1.967kw （1）P2=P1η3=1.967×0.96=1.888kwP3=P1η3=1.967×0.96=1.888kwP4=P1η3=1.967×0.96=1.888w各轴所传递的转矩:T1=9550QUOTE=9550×QUOTE=156.5N•m（2）T2=9550QUOTE=9550×QUOTE=225.4N•mT3=9550QUOTE=9550×QUOTE=300.5N•mT4=9550QUOTE=9550×QUOTE360.6N•m3主要零件的选择和设计3.1皮带轮的设计根据设计可知皮带轮传动比为3，因传动速度快，处于高速端，故采用带传动来提高传动的平稳性。并旋转方向一致，带轮的传动是通过带与带轮之间的摩擦来实现的。带传动具有传动平稳，造价低廉以及缓冲吸振等特点。根据槽面摩擦原理，在同样的张紧力下，V带传动较平带传动能产生更大的摩擦力。再加上V带传动允许传动比较大，结构较紧凑，以及V带以标准化并且大量生产的优点，所以这里高速轴传动选用V带传动.(1)确定计算功率Pca由参考文献[1]表8-7查得KA=1.1故Pca=KAP=1.1×2.2=2.42KW(2)选取带型窄V带较普通V带相比，当宽度相同时，窄V带的宽度约缩小1/3，而承载能力可提高1.5—2.5倍，这里选用窄V带，根据Pca=2.42KW,小带轮转速n1=1200r/min,故小带轮直径d=112mm，选择SPA型V带。（3）确定带轮的基准直径dd1和dd2，并验算带速根据结构及传动比需要，初取主动轮基准直径dd1=80mm，从动轮基准直径dd2=idd1=2×112=224mm，按式v1=dd1n1/60×1000=5.02,处于普通V带vmax=25-30m/s之间,因此带的速度合适。（4）确定窄V带的基准长度Ld和传动中心a根据参考文献[1]0.7（dd1+dd2）＜a0＜2（dd1+dd2）初步确定中心距a0=280mm由式：由参考文献[1]表8-2选带的基准长度Ld=860mm（5）计算实际中心距a=a0+（Ld-L/d）/2=280+（800–860）/2=250mm（3）中心距的变化范围234.5～280.5之间（6）演算主动轮上的包角a1a1=180o-57.3o(dd2-dd1)/a=180o-57.3o(112–80)/206。5=171.1o≥90o（7）计算带的根数由dd1=80mm和n1=1200r/mm查得P0=1.72kw根据n=1200r/mini=2和A型带查得ΔP0=0.04kw，查得ka=1.72，查的kl=1.14于是[3]Pr=(P0+ΔP0)kakl=(1.72+0.04)×1.14×0.94=1.89kw（4）所以V带的根数：Z=QUOTE取Z=2根（8）计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3[1]得A型带的单位长度质量的q=0.10kg/m(F0)min=500QUOTE+qv2=500×QUOTE=56.17N（5）应使它的实际初拉力F0＞(F0)min（9）计算压轴力Fp压轴力最小值：(FP)=2Z(F0)minQUOTE=2×2×56.17×QUOTE=224N（6）（10）带轮的结构设计V带带轮选用HT200，因带轮的轴径较小，小皮带轮采用腹板式带轮结构。由于大皮带论的D1-d1=172-36=136≥100，所以采用孔板式。使用经过动平衡实验处理。轮槽工作表面要精细加工，具体设计参数如下所示：基准宽度bd=11mm；基准线上槽深hamin=2.75mm；基准线下槽深hfmin=11mm；槽间距e=15mm；第一槽对称面至端面的距离f=9mm；带轮宽=33mm；外径mm；mm；轮槽角φ1=34°；φ2=38°图3皮带轮结构图Fig.3Theassemblprogrameofthebeltpulley（11）带的张紧装置各种材质的V带都不是完全的弹性体，在预紧力的作用下，经过一段时间的运转后，就会由于塑性变形而松弛。使预紧力FO降低。为保证带传动的能力，应定期张紧。此处采用定期张紧装置。3.2锥齿轮的设计计算（1）材料及齿数的选择圆锥齿轮工作为闭式的，齿轮传动轴夹角为90QUOTE，小齿轮悬臂支撑，大齿轮两端支撑，小齿轮选用40Cr，调质处理，平均硬度为270HBS，大齿轮选用45钢,调质处理，平均硬度为230HBS。初选齿数：小齿轮数为Z1=21大齿轮数为Z2=59（2）确定齿轮的主要参数1）按齿面接触疲劳强度计算：d1t≥2.92QUOTE（7）确定设计公式中各个参数初选载荷系数Kt=1.3；小齿轮所转递的转矩：T1=2.437×104；选取齿宽系数φR，为防止齿向载荷分布不均匀，应限制齿宽，取φR=0.3，弹性系数ZE=189.8MPa1/2；大小齿轮的接触疲劳强度为：σHlim1=713MPa；σHlim2=568.4MPa。应力循环次数：N1=60n1jLh=60×566×1×（1×8×300×15）=1.2×QUOTE（8）N2=QUOTE=1.2QUOTE=3.37×109（10）接触寿命系数ZN1=0.91；ZN2=0.96；取失效概率为1%；最小安全系数[2]SHlim=1计算许用接触力：[QUOTEH]1=QUOTE=0.91QUOTE740MPa=673MPa（11）[QUOTEH]2=QUOTE=0.96QUOTE680MPa=652MPa计算端面重合度εα，当量齿数Z1m=QUOTE=22Z2m=QUOTE=150εα=[1.88－3.2(QUOTE]cosQUOTE=1.69（12）分度圆直径：d1t≥2.92QUOTE=49.77mm（13）计算圆周速度：dm1t=(1－0.5φR)d1t=（1－0.5×0.3）×49.47=42.05mm（14）V=QUOTE=QUOTE=0.545m/s（15）因V＜10m/s，选7级精度合格计算载荷系数：取使用系数[2]kA=1，kv=1.13，单齿对啮合，取齿间载荷系数kα=1，载荷分布系数kβ=1.2K=kAkvkαkβ=1.36（16）校正分度圆直径：d1=d1tQUOTE=14.42×QUOTE=14.6mm（17）2）按齿根弯曲强度计算[2]：大小齿轮的弯曲疲劳强度极限分别为：σFlim1=620MPa；σFlim2=580MPa弯曲寿命系数YN1=0.91；YN2=0.9尺寸系数YX=1计算许用弯曲应力[δF1]，[δF2]。取失效率为1%，安全系数SFmin=1.25[δ]=QUOTE计算可知，[δF1]=451MPa；[δF2]=417MPa重合度系数Yε:Yε=0.25+QUOTE=0.25+QUOTE=0.69取齿形系数：YFa1=2.65;YFa2=2.1应力校正系数:YSa1=1.67YSa2=1.97校核计算：QUOTEYFaYSaYε=153.4MPa≤[σF1]（18）QUOTE=143.4MPa≤[σF2]（19）（3）主要几何尺寸计算：大端模数：m=d1t/z1=4977/21=2.37，查参考文献[3]表10-1取m=2.58大端分度圆直径：d1=mz1=21×2.5=52。5mmd2=mz2=59×2.5=147.5mm锥距R及齿宽b:R=QUOTE=0.4QUOTE=25mm（20）b=φbR=0.3×25=7.5mm分锥角：QUOTE=QUOTE=19.12ºQUOTE=QUOTE=70.13º齿根角按等顶隙计算：θf1=θf2=arctanQUOTE=arctanQUOTE=2.11º（21）顶锥角:δa1=δ1+θf1=19.12º+2.29º=21.23ºδa2=δ2+θf2=70.13º+2.29º=72.24º齿高[3]：h=(2QUOTE=1.8mm大端顶圆直径dada1=d1+2hacosδ1=16.8+2×0.8×1×cos19.57º=57.21mmda2=d2+2hacosδ2=47.2+2×0.8×1×cos70.43º=191.5mm3.3链传动设计链传动属于带有中间挠性件的啮合传动，与属于摩擦传动的带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，应而能保持准确的平均传动比，传动效率较高，主要用在要求工作可靠，且两轴相距较远，以及其它不宜采用齿轮传动的场合。3.3.1链型的选择链条按用途不同可以分为传动链、输送链和起重链。桔园施肥机属于农业机械，常用的是传动链。传动链又可以分为短节距精密滚子链（简称滚子链）、齿形链等类型。KT152F汽油机额定功率为2.2KW比较小，链速小于15m/s，故选用滚子链。3.3.2锥齿轮与主轴之间链传动设计（1）选择链轮齿数假定链轮速度v=3～8m/s，可知主动链轮齿数Z1≥17，取z1=17。从动轮齿数z2=i3z1=3×17=51，取z2=51(2)确定计算功率Pd结合桔园施肥机工作特性，查工作特性表得[1]f1=1.1，f2=1.1。Pd=f1f2P=1.1×1.1×2.2kW=2.662kW（3）选择链条根据设计需要选用规格为08A型单排滚子链[2]。节距p=12.7mm，滚子直径d1=7.92mm，内链节内宽b1=7.85mm，销轴直径d2=3.98mm，内链板高度h2=12.07，排距pt=14.38mm，抗拉载荷13.8kN。（4）确定链节数Lp1）初定中心矩a0取a0=20p=20×12.7=254mm，f3查[2]表4-20得f3=29.282mm2）计算链节数X0=QUOTE+QUOTE+QUOTE=QUOTE+QUOTE+QUOTE=75.4641（22）取Lp=76（偶数）（5）计算链轮速度小链轮转速为360r/min，所以小链轮速度v=QUOTE=QUOTEm/s=1.295m/s（6）最大链轮中心距当QUOTE=QUOTE=1.74，从[2]表4-21用线性插值求得f4=0.241，则a=f4p[2X-(z1+z2)]=0.241×12.7[2×76-(17+51)]=257.1mm（7）计算压轴力FqFq≈1.2f1F=1.2×1.1×1000p/v=1.2×1.1×1000×2.2/1.295=2242.5N（8）润滑方式选择对链条08A，用链轮速度v=1.295m/s，可选择油池润滑或油盘飞溅润滑。（9）结构设计及润滑方式的选择小链轮直径d=p/sin（180°/z1）=12.7mm/sin（180°/17）=69.12mm，实心式结构，内孔直径应按轴的强度及结构设定，此处假设25。（10）小链轮零件的几个主要参数尺寸的计算1）分度圆直径dd=p/sinQUOTE=12.7/sinQUOTE=69.116mm2）齿顶圆直径da最大值damax=d+1.25p-d1，查表4-1得08A滚子链的滚子直径d1=7.92mm，故damax=69.116+12.5×12.7-7.92mm=77.071mm最小值damin=d+（1+1.6/z）p-d1=69.116+（1+1.6/17）×12.7-7.92mm=75.091mmda=75.091～77.071mm3）齿根圆直径dfdf=d-d1=69.116-7.92mm=61.196mm3）节距多边形以上的齿高ha最大值hamax=（0.625+0.8/z）p-0.5d1=（0.625-+0.8/17）×12.7-0.5×7.92mm=4.575mm最小值hamin=0.5（p-d1）=0.5×（12.7-7.92）mm=2.39mmha=2.39～4.575mm4）最大齿根距离Lx奇数齿Lx=dcos（90°/z）-d1=69.116×cos（90°/17）-7.92mm=60.901mm5）量柱直径及其偏差。查表4-38，dR=d1，偏差为QUOTE。6）量柱测量距MR。MR=dcos（90°/z）+dRmin=69.116×cos（90°/17）+7.92mm=76.741mm其公差查[2]表4-35得QUOTE其他传递轴，排肥器，齿钯间的链传动均按照此方法计算。3.4轴的设计计算与校核3.4.1轴的材料选择及最小直径估算根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，选用45钢，正火，硬度HB=70~217。按扭转强度法进行最小直径估算，即[7]初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。值由表26—3确定：=112（1）主轴最小直径的确定由，因主速轴最小直径处安装离合器器，设有一个键槽。则，由于主轴通过链传动与减速器相联结，则外伸段轴径与链轮不得相差太大，否则难以选择合适的离合器，取，为减速器轴径，，综合考虑各因素，取。（2）减速器高速轴最小直径的确定，因传动轴最小直径处安装锥齿轮，取为标准值。（3）减速器低速轴最小直径的确定，因齿钯轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则，参见[6]联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值。3.4.2轴的结构设计(1)主轴的结构设计图4主轴1）各轴段的直径的确定：最小直径，安装牙嵌式离合器d11=dmin=19mm：密封处轴段，根据牙嵌式离合器轴向定位要求，以及密封圈的标准[1]查表6-85（采用毡圈密封），d12=50mm。：牙嵌式离合器右端安装处轴段，d13=20mm。：牙嵌式离合器左端安装处轴段过渡轴段，取d14=d13=20mm：过渡轴段因要焊接链轮，取d15=15mm2）各轴段长度的确定：由右端安装离合器所需长度[1]查得，L=30~50mm，取=31mm：由整体结构、离合器长度、装配关系确定=85mm：由左端安装离合器长度确定=33mm：由装配关系及链轮焊接所需长度等确定(2)减速器高速轴的结构设计图5高速轴Highspeedshaft1）各轴段的直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，，滚动轴承选30206：低速级小齿轮轴段：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：高速级大齿轮轴段：滚动轴承处轴段2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定：由锥齿轮的毂孔宽度确定：轴环宽度：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定(3)减速器高速轴的结构设计图6低速轴Thelowspeedshaft1）各轴段的直径的确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30210：低速级大齿轮轴段：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位：滚动轴承处轴段：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封）2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由低速级大齿轮的毂孔宽确定：轴环宽度：由装配关系、箱体结构确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定：由联轴器的毂孔宽确定3.4.3轴的校核（1）校核主轴1）轴上力的作用点位置和支点跨距的确定链轮对轴的力作用点按简化原则应在链轮宽度的中点，主轴上安装的牙嵌式离合器可知[12]它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，高速级小齿轮作用点到右支点B的距离为图72）计算轴上的作用力如图7，求：；3）计算支反力并绘制转矩、弯矩图垂直面图8；图9水平面图10；；；图11求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图图12轴的弯矩图13轴的转矩Shafttorque4)按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（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。已选定轴的材料为45钢正火处理，由[1]表26-4查得，因此，严重富裕。（2）校核齿耙轴轴上力的作用点位置和支点跨距的确定轴上安装齿耙，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大链轮的力作用点C到左支点A的距离，齿耙的力作用点D到右支点B的距离。链轮与齿耙力作用点之间的距离。1）轴的受力简图为：图132）计算轴上作用力链轮：;齿耙：；3）计算支反力垂直面支反力图14由，得由，得由轴上合力校核：，计算无误水平面支反力图15由，得由，得由轴上合力校核：，计算无误总支反力为4）绘制转矩、弯矩图垂直面内弯矩图C处弯矩D处弯矩水平面内弯矩图图16C处弯矩D处弯矩图17合成弯矩图图18转矩图图195）弯扭合成校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度。去折算系数为已选定轴的材料为45钢正火处理，由[12]表26-4查得，因此。（3）校核排肥器轴1）轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30210轴承，从表12—6可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，低速级大齿轮作用点到右支点B的距离为，距A为图202）计算轴上的作用力如图4—15，求：；3）计算支反力并绘制转矩、弯矩图A、垂直面图21；图22B、水平面图23；；；图243）求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图图25图264）按弯扭合成应力校核轴的强度校核危险截面C的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得，因此，强度足够。3.5排肥器的设定3.5.1施肥装置的类型及其选用排肥器的种类比较多主要有星轮式排肥器，槽轮式排肥器。水平刮盘式排肥器，螺旋式排肥器以及振动式排肥器。槽轮式排肥器具有以下特点：（1）通用性好（2）播量稳定（3）播量调节方便（4）结构简单（5）有脉动现象因此选用槽轮式排肥器3.5.2槽轮工作原理槽轮转动时，肥料逐次满于凹槽内，槽轮转动时，肥料在排肥轮槽齿的强制推动下经排肥口排出（自由落体）。同时处于另一边槽轮外缘的凹槽转入肥料箱，注入新的肥料。当槽轮停止转动时，犹豫肥料无法转到排肥口则停止施肥。且施肥的量与槽轮的转速有关，排肥器有着控制施肥的作用。3.5.3槽轮排肥器工作性能的结构参数及其确定（1）基本参数的确定根据本机设计要求主要有以下结构参数：1）槽轮直径d：槽轮直径过大，排肥器尺寸增加，在相同播量下转速和工作长度就相应减少，这会影响排肥均匀性；直径过小，同播量下就必须提高转速，稳定性降低。目前使用最多的外槽轮排肥器槽轮直径为50mm。2）槽轮转速n：槽轮转速过低，脉动频率低，排肥均匀性差。本设计排肥轴的转速与槽轮的转速为1：1，所以槽轮转速也为50r/min。3）槽轮工作长度L：槽轮工作长度太小，将使排肥器内肥料流动不畅，形成局部架空，使排肥均匀性变差。故排肥器的长度初步设定为75mm4）凹槽断面形状和槽数Z：采用弧形槽，槽深为6mm，槽数Z取8。5）槽轮与排肥舌之间的间隙，称为排肥间隙。根据肥料颗粒的大小，将此间隙取为6mm。（2）槽轮工作长度的确定：槽轮工作长度用于调整排肥量，外槽轮排肥器排量q=q1+q21）强制层每转排量为q1：q1=fLZY=dLYf/t(tZ=d)2）带动层每转排量：q2=d:外槽轮直径：d=50mmz:槽轮齿数：Z=8L:有效工作长度:mmY:化肥容重:2g/C:带动层厚度：约为4mm:充满系数：取0.8f:凹槽断面积:取1.23t:槽齿间距此时的间距t=QUOTEdQUOTE×3.14×50=26.16mm19.6mm每亩施肥50000g施肥机机前进速度为1m/s，施肥机的施肥宽度为0.3m每平方米施肥量为50000/667=74.96g每平方米作业时间为t=1/0.3=3.33s则每个排肥器应在1s的时间内排肥22.48g槽轮每转花的时间60/50=1.2s推出每转应排的肥量为1.2×22.48=26.976g则有：q=q1+q2=πdLY（C+αf/t）=26.976g带入以上参数，得出：L=73.92mm取L为74mm即槽轮有效工作长度为L:74mm图28槽轮图Fig.28Groovedwheelgraph4技术效益分析4.1经济效益（1）使用方便操作简单，适合妇女、老人、小孩。（2）减少能量消耗，由于精密排肥用肥量少，因而节省了辅助作业的劳动量及肥料的保管、贮存、清选、运输、拌药等工作量，并减少了物资消耗。（3）减少了肥料与人身体接触，避免了一定的腐蚀侵害，利于身体健康。（4）实现机械化，有利于机械化管理。（5）产量大幅度提高，提高了经济效率。4.2社会效益本机不仅能促进农业机械化发展，提高农机化整体水平，改变传统落后的生产方式，减少了施肥损失，降低了生产成本，提高了劳动生产率。以车代步，简易操作，适合山地作业。优化了劳动力的分配，覆盖了广泛的作业地。保证我国农业的可持续发展，同时将促进我国产业结构的进一步调整，从而促进我国农村经济的发展。4.3生态效益本机器能够很好地提高施肥机械化作业的水平，提高劳动效益，改变落后的传统作业方式，提高了产量，降低了作业成本，减少了化肥的浪费，保护了环境污染的进一步加剧。5结论与不足之处5.1本设计所设计处的施肥机的特点（1）通用性好，排肥肥量稳定。排肥器不受肥箱内肥料多少、地形起伏及其作业速度等因素的影响。（2）结构简单，工作可靠。排肥器可采用防腐蚀材料制造。（3）结构简单，便于大规模批量生产。（4）适应力强，环境对其稳定性影响不大。（5）操作简便不需要专门培训就能使用。5.2不足之处（1）设计时采用的是传统的设计方法，并未利用现代设计方法进行仿真模拟。设计的精度和准确度有待探讨。（2）缺乏实际的经验，未对机器进行实地的工作测试，有些参数的确定是凭借对已有机器的参考，还有待进行进一步的研究和探索。（3）设计时候参照的机型较少，所做的分析也比较有限，对于一些核心的参数的确定，进行的分析不够。（4）设计时候的理论学习毕竟比较有限，设计的思路，设计的深度，所考虑的因素，设计所能达到的功效等各个方面都有待进一步的完善。

6结束语这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过这次毕业设计对自己的四年的大学生活做出总结,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的工作和生活打下一个良好的基础。这次设计其实是综合运用本专业知识，分析并解决设计中遇到的问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识。通过这次设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，增强了创新意识，熟悉并掌握了机械设计中的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了较全面的机械设计基本技能训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中定会多走弯路。在设计过程中在独立完成的同时，还要及时跟指导老师沟通和请教。每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济性以及标准化、系列化等要求。由于影响零、部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题要