麦田免耕施肥播种机设计

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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。

本文设计了一种新型免耕播种机，采用无动力双圆盘式开沟器，机具结构简单，使用方便，具有碎土作用强，不缠草以及具有播种深度精度高，播种均匀，一次作业能完成6行播种，利于种子的生长，满足在免耕播种后，对麦田行向杂草予于锄除。

关键词：保护性耕作机具；开沟器；免耕播种机
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 area's 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 grass's 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 fi tting 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.
I designed a new exempts in the wheat field work. Using the no power double circular disc type furrow opener, the structure is simple and easy to be operated, which broke earth strongly and does not entangle the grass, as well as has the sowing depth precision to be high, sowing seeds is even, The catcher no-tillage planter can complete 6 sowing seeds, the seed can grows better.
Keywords: Protection tillage machine; Furrow opener; Exempts plows the seeder
目录
1绪论 (1)
1.1引言 (1)
1.2背景及原理介绍 (1)
1.3论文的主要工作和意义 (2)
1.4总体方案的确定 (3)
2动力性能的设计与校核 (4)
2.1丰收180型拖拉机的配套适应性计算 (4)
2.2拖拉机液压提升能力计算 (6)
2.3机组操向稳定性计算 (7)
2.4坡道极限倾翻角计算 (8)
3主要部件的设计 (10)
3.1轴的设计 (10)
3.1.1传动轴的设计 (10)
3.1.2轴的计算与校核 (11)
3.1.3键的选择与校核 (17)
3.2链轮的设计 (19)
3.2.1链轮的计算 (19)
3.2.2链轮的材料 (26)
3.3链的选择 (26)
3.4开沟器的设计 (26)
3.5侧传动箱的设计 (27)
3.5.1链轮材料的选择 (29)
3.6播种部分的传动设计 (29)
3.6.1传动方式的选择 (29)
3.6.2链传动比 (30)
3.7播种施肥器总成 (30)
4总结 (31)
致谢 (32)
参考文献 (33)
附录 (34)
附录1 (34)
附录2 (42)
1 绪论
1.1 引言
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。

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。

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。

本文研究的目的是改进播种机的设计：
1.2 背景及原理介绍
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。

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1-1所示
1-三点悬挂装置，2-电动机，3-传动装置，4-播种箱，5-播种器
6-播种管，7-开沟圆盘，8-开沟器，9-镇压轮，10-支撑轮
图1-1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。

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³回转速度 (mm³r/min) 400³234
行距³行数（cm³行）20³6
播种深度（cm）3～5
施肥深度 (cm)与小麦同位分层，较种种深5～6
作业速度 (km³h) 3～6
机具重量（kg）〈320
1.3 论文的主要工作和意义
“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，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。

1.4 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。

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 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=q ³s(kgf) 式（2.1）
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φ400mm 的情况下，可由图2-1计算出参与切割的刃口长度S =37.7cm
图2-1 受力分析图 代入有关数值，可得
Ni=0.6³37.7=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
135.6622.66
1=⨯==∑=Ni N i （kgf ）
再根据功率求解公式：
602n r P =r v N = v N = P π∙刀 式 （2.2）
式中： υ——圆盘边沿线速度(m/s )
R ——圆盘半径为r=200mm
w ——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 刀=135.6×0.2×287.7×3.14/30=900.3≈12.0（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 开按下式计算：
P 开=751∙行v N i ∙∑=61i 式（2.3）
式中 υ行——机具行进速度(m/s),可按拖拉机一般正常作业速度（Ⅱ档）1.4m/s 计 ∵各开沟器所受工作阻力为
i h a k =F ∙∙ 式 （2.4)
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/cm
a ——开沟器迎土面宽度（cm ）,设计值为5cm
h ——开沟器入土深度（cm ）,按要求h 为10cm
代入各有关值，则
Fi=0.4³5³10=20(kg/f)
∴开沟器工作耗功P 开为
P 开=751∙行v N i ∙∑=61i =75
114620⨯⨯⨯23.2≈(ps) c .机具在作业中实际消耗的功率P 土为：
P 土= P 刀+P 开=12.0＋2.23=14.23(ps)
(2) 相应于作业功率，拖拉机发动机应具有的功率P 发：
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 发=α1()P ps μη+∙∙工 式（2.5）
式中：α——发动机贮备系数应在1.05～1..1之间，现可按1.06计算
μ——发动机滚动阻力系数，对未耕地可取0.1～0.15，这里取0.12
η——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 发=1495
.012.0106.1⨯+⨯=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。

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 )
()
8.0()2.0(21kgf f l f L G f L l G +-∙+--∙=前轮拖额
式（2.6） 式中：F 额——提升臂额定提升力(kgf )
G 拖——拖拉机最小使用重量(kg )，丰收-180拖拉机为1150kg
1l ——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685mm
L ——拖拉机前后轮距离(mm )，丰收-180型拖拉机为1500mm
f ——无量纲系数，旱地用拖拉机取为0.08
2l ——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l 2=618mm
代入有关数值后，得F 为：
F 额=08
.0618)
08.015008.0(2.01150)08.015002.0685(1150+-⨯⨯+-⨯- =1161(kgf)
相对于下悬挂端的额定提升力F 额，液压提升力F 液在铅锤方向分力F 1
液
由图2-2计算可得出为：
F 1液 =A O B O F 11∙额=345
714
1161⨯≈2403 (kg)
图2-2 液压提升臂运输状态受力图
（2） 机具处于运输状态，实际需要的液压提升力F '液大小
图2-3 机具提升状态图
图2-3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：
∙∙A O
F 1'1液cos30°=
G 机)40cos 30cos (41︒+︒∙B O B O 代入有关数值即得F '1
液为 F '1液=︒
∙︒∙+︒∙30cos )40cos Bcos30O (G 141A O B O 机 =866
.0345)766.0750866.0714(320⨯⨯+⨯ =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2MBF-6型小麦免耕播种机提升能力完全可以得到保证。

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 前拖2G .0≥
现根据图4所示的关系可列出计算式: G [1G 1l L
∙∙=拖前-G ()︒∙+︒∙∙40cos 30cos 41B O B O 机] 代入具体数值即得 G ()[]766.0750866.071432068511501500
1⨯+⨯-⨯=前 270≈ (kgf)
∵ 0.2G 2.01150⨯=拖=230(kg)
∴ G 前>0.2G 拖
2.4 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2-3中的状态关系，先确定拖拉机机重心O 5和机具重心O 4分别与拖拉机后轮接地点D 连线(O 5D ，O 4D )的长度及它们与水平面的夹角(α和β)：
11
l h arctg =α 式（2.7） N L 2h arcth =β 式（2.8） 21215l h D O += 式（2.9）
2
224N L h D O += 式（2.10）
以上式中：1h —— 拖拉机重心距水平地面高度(m ),
丰收-180型拖拉机为0.606m
2h —— 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
1l —— 拖拉机重心距后轮轴心水平距离
（m ），丰收—180拖拉机为0.685m N l —— 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192.1L N =（m ）
将有关各值代入上式后，即得：
'3041685
.0606.0arctg l h arctg 11 ≈==α '4542192
.11.1arctg L h arctg N 2 ===β )m (914.0685.0606.0l h D O 2221215=+=+=
)m (623.1192
.11.1l h D O 222N 224=+=+= （2）设定在道路坡度为γ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γ，即：
)-cos(D O G )(cos D O G 54γαγβ∙∙≥-∙∙拖机
代入有关数值，上式为：
)'3041(cos 914.01150)'4542(cos 623.1320γγ-∙⨯≥-∙⨯
进行三角变换，即可求出坡道行驶翻倾角γ为：
21≥γ
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φ400，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φ360~φ420mm 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φ400mm 作为圆盘设计值。

（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=0.5×6×22.6=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L n 定为：
L n =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
∵ 3
6N 10
L n 60P 'C ∙⨯∙= ∴代入有关各数值后可得到：
3610250002346067.8'C ⨯⨯∙==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C>C ’，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
Ⅰ轴设计计算
一．计算齿轮受的力：
轴传递的转矩： mm N T ∙=929.611
齿轮上的圆周力： 08075
.0929.612211⨯==m t d T F N F t 1534=
齿轮上的径向力： '0013426cos 201534cos ⨯⨯=∙=tg tg F F t r δα
N F r 499=
轴向力： '0013426sin 201534sin ⨯⨯=∙=tg tg F F t a δα
N F a 250=
二．对轴进行结构设计：
确定轴的直径：
选45钢经调质处理作轴。

2/600mm N B =σ，
2/355mm N s =σ
2/40~30][mm N T =τ
C=118—106
3311540
538.3)106~118(⨯=≥n P C d =22.08~19.83mm
考虑到轴的震动较大，我们取 d=40mm
结构尺寸详见零件图。

三．计算支承反力：
水平面反力：
180275.80250164499'1⨯
-⨯=
R F
N F R 399'1= 180275.8025019499'2⨯
+⨯=R F
N F R 109'2=
垂直面反力：
180
1641534''1⨯=R F N F R 1398''1= 180
191534''2⨯=R F N F R 162''2=
水平面受力图： 见图3-1
垂直面受力图： 见图3-1
画轴弯矩图：
水平面弯矩图： 见图3-1
垂直面弯矩图： 见图3-1
合成弯矩图： 合成弯矩22xz xy M M M += 见图3-1
画轴转矩图：
轴受转矩： T=T 1 T=61929Nmm
转矩图： 见图3-1
许用应力
许用应力值，用插入法由[3]表16.3查得 a b MP 95][0=σ
a b MP 55][1=-σ
应力校正系数 95
55][][01==
-b b σσα 58.0=α 画当量弯矩图
当量转矩 929.6158.0⨯=T α Nmm T 35920=α
当量弯矩最大处在平均分度圆处，
2222'3592032022)(+=+=T M M α Nmm M 48121'= 见图3-1
轴径校核：
mm mm M d b 4561.2055
1.048121][1.0331'<=⨯==-σ
一轴受力图当量弯矩图(转矩图(合成弯矩图(垂直面弯矩图(
垂直面受力图水平面弯矩图(
水平面受力图
图3-1 轴一的受力分析图
Ⅱ轴设计计算
一．计算齿轮受的力：
轴传递的转矩： T 2 T 2=118903Nmm
齿轮上的圆周力： 5
.1611189032222⨯==m t d T F N F t 1472=
齿轮上的径向力：
'0022663cos 201472cos ⨯⨯=∙=tg tg F F t r δα
N F r 240=
轴向力： '0013426sin 201534sin ⨯⨯=∙=tg tg F F t a δα
N F a 479=
二．对轴进行结构设计：
确定轴的直径：
选45钢经调质处理作轴。

2/600mm N B =σ，
2/355mm N s =σ
2/40~30][mm N T =τ
C=118—106
3322270
433.3)106~118(⨯=≥n P C d =27.54~24.74mm
考虑到轴的震动较大，我们取 mm d 45=
结构尺寸详见零件图。

三．计算支承反力：
水平面反力：
54525.161479601980595240'1⨯
-⨯+⨯=
R F
N F R 409'1= 545
25.161479605198050240'2⨯
-⨯+⨯=R F
N F R 2149'2=
垂直面反力：
545
6019805951471''1⨯+⨯=R F N F R 1825''1=
545
6051980501471''2⨯+⨯=R F N F R 2333''2=
水平面受力图： 见图3-2
垂直面受力图： 见图3-2
画轴弯矩图：
水平面弯矩图： 见图3-2
垂直面弯矩图： 见图3-2
合成弯矩图： 合成弯矩22xz xy M M M += 见图3-2
画轴转矩图：
轴受转矩： T=T 2 T=118903Nmm
转矩图： 见图3-2
许用应力
a b MP 55][1=-σ
应力校正系数
9555][][01==-b b σσα
58.0=α
画当量弯矩图
当量转矩 11890358.0⨯=T α Nmm T 35920=α
当量弯矩最大处在平均分度圆处， 2222'68964168009)(+=+=T M M α
Nmm M 48121'=
轴径校核：
mm mm M d b 4008.32551.0181612][1.0331'<=⨯==-σ
所以选的轴是安全的。

许用应力值，用插入法由[3]表16.3查得a b MP 95][0=σ
二轴受力图当量弯矩图(转矩图(合成弯矩图(垂直面弯矩图(
垂直面受力图水平面弯矩图(
水平面受力图
图3-2 轴二的受力分析图
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。

3.1.3 键的选择与校核
一．Ⅰ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：
812⨯=⨯h b
参照轮毂长度mm l 551= 取键长为L ，mm L 50=
键的标记：键7910965012-⨯GB
2． 校核强度：
属静联接，校核挤压强度，由[3]P125式7.1可知校核公式： ][4'p p d
hl T σσ≤= 式中： 键联接所传递的转矩：1T T =
mm N T ∙=61929
键的工作长度：1250'-=-=b L L mm L 38'=
键的高度h mm h 8=
轴的直径d mm d 40=
许用挤压应力，由[3]P126表7.1，2/100][mm N p =σ
][/37.2040
3886192942p p mm N σσ<=⨯⨯⨯=
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[4]P51，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a R 值）
键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。

二．Ⅱ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： 812⨯=⨯h b 参照锥齿轮长度mm l 551= 取键长为1L mm L 501= 键的标记：键7910965012-⨯GB
参照链轮轮毂长度：mm l 452= 取键长为2L mm L 452= 键的标记为：键7910964512-⨯GB 2． 校核强度：
属静联接，校核挤压强度，由[3]P125式7.1可知校核公式：
][4'p p d hl T
σσ≤=
式中：键联接所传递的转矩：2T T =
mm N T ∙=118903
键的工作长度：125011'-=-=b L L mm L 38'
1=
12452'2-=-=b L L mm L 33'2= 键的高度h mm h 8=
轴的直径d mm d 40=
许用挤压应力，由[3]P 126表7.1，2/100][mm N p =σ
][/37.2040
3886192942p p mm N σσ<=⨯⨯⨯=
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[4]P51，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a R 值） 键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。

三．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： 812⨯=⨯h b 由mm d 45= 可知键的剖面尺寸为914⨯=⨯h b
参照链轮轮毂长度mm l 451= 取键长为1L mm L 451= 键的标记：键7910964512-⨯GB
参照卡盘长度：mm l 882= 再考虑到行矩调节范围0~100mm 取键长为2L mm L 902=
键的标记为：键7910969012-⨯GB 2． 校核强度：
属静联接，校核挤压强度，由[3]P125式7.1可知校核公式：
][4'p p d
hl T
σσ≤=
式中：键联接所传递的转矩：3T T =
mm N T ∙=171220
键的工作长度：124511'-=-=b L L mm L 33'
1=
12902'2-=-=b L L mm L 78'2= 键的高度：21,h h
mm h 81= mm h 92=
轴的直径：21,d d
mm d 401= mm d 452=
许用挤压应力，由[3]P126表7.1，2/100][mm N p =σ
]
[/86.6440338171220421p p mm N σσ<=⨯⨯⨯=
][/26.214578917122042p p mm N σσ<=⨯⨯⨯=
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[4]P51，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a R 值） 键槽的对称度公差：按7级精度决定对称度公差。

（见[8]P120）
3.2 链轮的设计
由于该设计是对现有2MBF —6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。

3.2.1 链轮的计算
(1) 链轮Ⅰ的设计
链轮Ⅰ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 a d = 112 mm 齿根圆直径 f d = 83 mm 若取 Z = 10 则：
分度圆直径 d
z
Sin
p
d ︒
=180 = 1018075.31︒Sin = 102.7 mm
齿顶圆直径 a d
max a d = d + 1.25p - 1d = 123.3375 mm
min a d = d+(1-z
6
.1)p - 1d = 110.32 mm 综上可取 d = 102.00 mm , a d = 115.00 mm 则
齿根圆直径 f d
f d = d -1d = 102.7 - 19.05 = 83.65 mm
取 f d = 84 mm
分度圆弦齿高 a h
max a h =(0.625 +
z
8
.0)p - 0.51d = 12.86 mm min a h = 0.5×
(p-1d ) = 6.35 mm 取 a h = 6.5 mm
齿侧凸缘直径 g d
g d ≦ p ²cot
z
︒
180 - 1.042h - 0.76 = 65.75 mm 取 g d = 50.00 mm
齿侧圆弧半径 e γ
max e γ = 0.121d (z+2)= 27.432 mm
min e γ = 0.0081d (z 2+180) = 42.675 mm
取 e γ= 35.00 mm
滚子定位圆弧半径 i γ
max i γ = 0.5051d + 0.06931d ≈9.80 mm
min i γ = 0.5051d = 9.62 mm
取 i γ = 9.80 mm
滚子定位角 α
α
min = ︒120-
z
︒
90=︒111
α
max =z
︒
-
︒90140=︒131 取 α = 120°
取 轮毂直径 h d = g d =50.00 mm 由 h =6.4 +
6
k
d + 0.01d h d = k d + 2h
得出 h = 11.815 mm
k d = 26.37 mm
可取 h =11.00 mm
k d = 28.00 mm
齿 宽 1f b = 0.951b = 0.95 × 18.9 =17.955 mm 取 1f b = 18.00 mm
齿侧半径 x r x r = p = 31.75 mm 齿侧倒角 a b a b = 0.13p = 24.1275 mm 齿侧凸缘圆角半径 a r ，a r = 0.04p = 1.27 mm
轮毂长度 ｌ ｌ = 3.3 h = 3.3³11.00 = 36.30 mm 根据实体需要可取 ｌ= 50.00 mm (2) 链轮Ⅱ的设计
链轮Ⅱ为过度链轮，通过链条与链轮Ⅰ相连 实体测绘部分主要数据： 链轮齿数 Z = 8 齿顶圆直径 a d = 90.00mm 若取Z = 8 ， 则：
分度圆直径 d z
Sin
p
d ︒=
180 = 82.97mm 齿顶圆直径 a d max a d = d + 1.25p - 1d = 103.61 mm
min a d = d+(1-z
6
.1)p- 1d = 89.32 mm 综上可取 d = 83.00 mm , a d = 96.00 mm
则 齿根圆直径 f d f d = d - 1d = 63.92mm
取 f d = 64.00mm
分度圆弦齿高 a h max a h = ( 0.625 + z
8
.0 )p - 0.51d = 7.1443 mm min a h = 0.5 ³ ( p - 1d ) = 6.35 mm
取 a h = 6.50 mm 齿侧凸缘直径 g d g d ≦ p·cot
z
︒
180 - 1.042h - 0.76 = 36.75 × 2.414 – 31.387 – 0.76 = 44.60 mm
取 g d = 44.00mm
齿侧圆弧半径 e γ max e γ = 0.121d ( z + 2 ) = 22.86mm
min e γ = 0.0081d ( z 2 + 180 )
= 0.008 × 19.05 ×( 8 × 8 + 180 ) = 37.1856 mm
取 e γ = 30.00 mm 滚子定位圆弧半径 i γ
max i γ = 0.5051d + 0.06931d ≈ 9.80 mm min i γ = 0.5051d = 9.62025 mm
取 i γ = 9.80mm 滚子定位角 α α
min = ︒120 -
z ︒
90 = 108.75° αmax = z
︒
-︒90140 = 128.75° 取 α = 120°
取 轮毂直径 h d = g d = 44.00mm
由 h = 6.4 + 6
k d
+ 0.01d
h d = k d + 2h
得出 h = 10.9225 mm
k d = 22.155 mm 可取 h = 10.00 mm
k d =24.00 mm
齿 宽 1f b 1f b = 0.951b = 0.95 × 18.9 =17.955mm 取 1f b = 18.00mm
齿侧半径 x r x r = p = 31.75mm
齿侧倒角 a b a b = 0.13p = 24.1275mm 齿侧凸缘圆角半径 a r a r = 0.04p = 1.27mm
轮毂长度 ｌ ｌ = 3.3 h = 3.3×10.00 = 33.00mm 根据实体需要可取 ｌ = 30.00mm
(3) 链轮Ⅲ的设计
链轮Ⅲ与链轮Ⅱ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 a d = 120 mm 齿根圆直径 f d = 83 mm 若取 Z = 10 ， 则：
分度圆直径 d
z Sin
p
d ︒
=
180 =1018075.31︒Sin = 102.75mm 齿顶圆直径 a d
max a d = d + 1.25p - 1d = 123.39mm
min a d = d+(1-z 6
.1)p- 1d = 110.37mm 综上可取 d = 103.00mm , a d = 120.00mm 则
齿根圆直径 f d
f d = d - 1d = 102.75 - 19.05 = 83.7mm
取 f d = 84mm
分度圆弦齿高 a h
max a h = （0.625 +
z
8
.0 )p - 0.51d = 12.86mm min a h = 0.5 ³ ( p - 1d ) = 6.35mm
取 a h = 8.50mm
齿侧凸缘直径 g d
g d ≦ p ²cot
z
︒
180 - 1.042h - 0.76 = 67.54 mm 取 g d = 66.00 mm
齿侧圆弧半径 e γ
max e γ = 0.121d ( z + 2 ) = 27.432mm
min e γ = 0.0081d ( z 2
+ 180 ) = 42.672mm
取 e γ = 32.00mm
滚子定位圆弧半径 i γ
max i γ = 0.5051d + 0.06931d ≈ 9.80mm
min i γ = 0.5051d = 9.62mm
取 i γ = 9.80mm
滚子定位角 α
α
min = ︒120 -
z ︒
90 = ︒111 αmax = z
︒
-︒90140 = ︒131 取 α = 120° 取 轮毂直径 h d = 44.00mm
由 h = 6.4 +
6
k
d + 0.01d h d = k d + 2h
得出 h = 10.00mm
k d = 24.00mm
可取 h = 9.75mm
k d = 24.50mm
齿 宽 1f b = 0.951b = 0.95 × 18.9 =17.955mm 取 1f b = 18.00mm
齿侧半径 x r = p = 31.75mm 齿侧倒角 a b = 0.13p = 24.1275mm 齿侧凸缘圆角半径 a r = 0.04p = 1.27mm
轮毂长度 ｌ = 3.3 h = 3.3 ³ ( 66 - 44 )= 72.60mm 根据实体需要可取 ｌ = 52.00mm (3) 链轮Ⅳ的设计
链轮Ⅳ是用来给施肥轴和播种轴传递动力的，链轮Ⅳ（ 两个）通过链条与链轮Ⅲ相连
实体测绘部分主要数据
链轮齿数 Z = 16 齿顶圆直径 a d = 172mm 齿根圆直径 f d = 140mm 若取Z = 16， 则：
分度圆直径 d
z
Sin
p
d ︒=
180 = 162.7 mm 齿顶圆直径 a d
max a d = d + 1.25p - 1d = 183.34 mm
min a d = d+ (1-z
6
.1)p- 1d = 172.23 mm 综上可取
d = 163.00 mm a d = 176.00 mm
则
齿根圆直径 f d
f d = d -1d = 162.7 - 19.05 = 143.65mm 取 f d = 144mm
分度圆弦齿高 a h
max a h = ( 0.625 + z
8.0 )p - 0.51
d = 11.906 mm
min a h = 0.5 ³ ( p - 1
d ) = 6.35mm
取 a h = 6.5mm
齿侧凸缘直径 g d
g d ≦ p ²cot
z
︒
180 - 1.042h - 0.76 = 127.47mm 取 g d = 120.00 mm
齿侧圆弧半径 e γ
max e γ = 0.121d ( z + 2 ) =41.148mm
min e γ = 0.0081d ( z 2
+ 180 ) = 66.45mm
取 e γ = 55.00 mm
滚子定位圆弧半径 i γ
max i γ = 0.5051d + 0.06931d ≈ 9.80 mm
min i γ = 0.5051d = 9.62mm
取 i γ = 9.80mm
滚子定位角 α
α
min = ︒120 -
z ︒
90 = 114.375° αmax = z
︒
-︒90140 = 130.375° 取 α = 120° 取 轮毂直径 h d = 60mm
由 h = 6.4 +
6
k
d + 0.01d h d = k d + 2h
得出 h = 15.8475mm
k d = 28.375mm
可取 h = 15.00mm
k d = 32.00mm
齿 宽 1f b
1f b = 0.951b = 0.95 × 18.9 =17.955mm 取 1f b = 18.00mm
齿侧半径 x r = p = 31.75mm 齿侧倒角 a b = 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 l ｌ = 3.3 h = 3.3³15.00 = 49.50mm 根据实体需要可取 ｌ = 45.00mm
3.2.2 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。

3.3链的选择
表3-1 链的参数
链号
ISO 节距 P 滚子直径 d1 内节内宽 b1 内链条通道高度
h2
20A
31.75
19.05
18.9
30.18
3.4 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”，如图3-3所示：。