PHẦN II : TÍNH TỐN THIẾT KẾ MÁY GIEO
1. Bộ phận cấy lỗ
1.3. Tính tốn trục chính
1.3.2. Tính tốn, thiết kế các bộ truyền cho trục chính
Chọn loại truyền động là truyền xích do tỉ số truyền ổn định, lực tác dụng lên trục nhỏ hơn so với bộ truyền đai.
1.3.2.1. Truyền động từ trục chính đến bánh xe
Công suất truyền động ở mỗi bánh xe là N1 = N 2 = 1,44Kw , số vòng quay của bánh bị dẫn là n = 35,4vong / p . Bộ truyền xích có hiệu suất h = 98% ta tính được cơng suất cho bánh dẫn là:
Nbanhdan = Nbidan /h = 1,44 / 98% = 1,47KW , số vòng quay bánh dẫn là n = 60vong / p .
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
v Ta thiết kế đượ c bộ truy ề n với các thông s ố sau: Chain properties
Chain : JIS B 1801:1997 Short-pitch
transmission precision roller chains (A series, Class 2)
Chain size designation Pitch
Number of Chain Links Number of Chain Strands Minimum width between inner plates
Maximum Roller Diameter Maximum pin body diameter d2 Maximum inner plate depth Maximum outer or
intermediate plate depth Maximum width over bearing pins
Maximum inner plate width Maximum outer or
intermediate plate width Chain bearing area Tensile Strength Specific Chain Mass Chain construction factor
Sprocket 1 properties: Toothed sprocket Sprocket 2 properties: Toothed sprocket Working conditions
Power Torque Speed Efficiency
Required service life
Maximum chain elongation ΔLmax
Power correction factors
Shock factor Service factor Sprocket size factor Strands factor Lubrication factor Center distance factor f5 Ratio factor
Service life factor
Chain power rating
Results
Chain Speed Effective pull Centrifugal force
Maximum tension in chain span Static safety factor
Dynamic safety factor Bearing pressure
Permissible bearing pressure Specific friction factor Design power
Chain power rating
Chain service life for specified elongation Chain link plates service life
Roller and bushing service life
Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức (6-17), TL7
F r _ tc
1.3.2.2. Thiết kế bộ truyền dẫn động từ hộp giảm tốc trục vít đến trục chính (theo sơ đồ máy gieo hình 4.1)
Để tính tốn, thiết kế được bộ truyền từ hộp giảm tốc đến trục chính ta cần tính được các công suất sau:
· Công suất di chuyển xe,
· Công suất cấy lỗ,
· Công suất cần thiết để vận hành các bộ phận công tác khác như: bộ
phận phân phối tro, bộ phận phân phối hạt, trục đảo tro. Theo kết quả trên ta có cơng suất di chuyển xe là:
N xe = N ct = 2,94kW (1’),
Gọi Nctk là công suất cần thiết để vận hành các bộ phận công tác khác. Các bộ phận công tác còn lại như: phân phối tro, phân phối hạt và trục đảo tro có cơng suất nhỏ nên ta ước lượng công suất để vận hành các bộ phận công tác này là
N ctk = 0,5kW (2’)
Như vậy ta cần tính được cơng suất cấy lỗ.
v Tính cơng suất cấy lỗ.
Công suất cấy lỗ phụ thuộc vào lực cấy và vận tốc cấy. Theo tính tốn trong phần trên, guồng quay quay với vận tốc góc là:
n = 60vịng / p Û w = 2prad / s
Ta cần tính được lực cấy gây ra mô-men lớn nhất cho trục.
Qua thực nghiệm ta có bảng giá trị lực cấy theo chiều sâu cấy như sau:
Từ bảng trên ta thấy trong quá trình cấy lỗ, mơ-men xoắn lớn nhất sinh ra đối với trục chính tại vị trí nọc cấy sâu 100mm, tại vị trí nọc được cấy sâu nhất (120mm) khơng cịn mơ-men do lực cấy gây ra mà chỉ còn lực cấy cực đại hướng vào tâm trục Fcay max = 400N
Giá trị lực cấy khi mô-men cực đại là : Fcay = 280N
Hình 4.16 là sơ đồ phân tích lực cấy từ vị trí nọc bắt đầu chạm đất đến khi nọc được cấy sâu nhất.
l
Ta tính phản lực ở các gối đỡ trên trục phụ với giá trị lực cấy
Fcay = 280N ta được biểu đồ sau:
Hình 4.16: Sơ đồ phân tích lực cấy
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Preview
Shear Force
Hình 4.17: Sơ đồ đặt lực trên trục
Qua biểu đồ ta thấy các giá trị phản lực ở các gối đỡ là :
F1 = 204,137, F2 = 729,415N , F3 = 204,95N
Gọi F11 , F12 : F21 , F22 ...lần lượt là lực tiếp tuyến và lực hướng kính tại các gối đỡ 1, 2, vàHìnhgối 4đỡ.18:3.TBiừểcácuđồgiálựtrc ịcphắt ảkhinlựmơctrên,-menta
ctínhấylớđượnnhccácất lực thành phần là các lực tiếp tuyến và lực hướng kính tại các gối đỡ.
F11=93N, F12=182N F21=340N, F22=645N F31=93,5N, F32=182N
Ta tính được mơ-men tập trung lớn nhất là:
M1 = F11.l = 93.0,167 = 15,53N.m M 2 = F21.l = 340.0,167 = 56,78N.m M 3 = F31 .l = 93,5.0,167 = 15,6N.m
M tc = M 1 + M 2 + M 3
Tốc độ quay của trục cấy lỗ: n = 60vong / p Û w = 2p (rad / s) Công suất cấy lỗ là : N cay
Từ (1’), (2’), (3’) ta có cơng suất tổng cộng trên trục chính là:
N tc = N cay + N ctk + N ct = 0,553 + 0,5 + 2,94 = 3,993kW
Chọn truyền động từ hộp giảm tốc đến trục chính là truyền động xích, như vậy công suất bánh dẫn của bộ truyền là :
N xich = Ntc / 98% = 3,99 / 98% = 4,1kW .
Chọn hộp giảm tốc có tỉ số truyền i=30, vố vòng quay của động cơ là n = 1800vong / p nên số vịng quay của bánh vít là n = 60vong / p , số vòng quay của trục chính bằng với số vịng quay bánh vít nên bộ truyền xích có tỉ số truyền i=1:1.
Ta thiết kế bộ truyền theo hai thông số là công suất và tốc độ quay, sau khi thiết kế ta có thơng số bộ truyền xích như sau:
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Chain properties
Chain : JIS B 1801:1997 Short-pitch transmission precision roller chains (A series, Class 2)
Chain size designation Pitch
Number of Chain Links Number of Chain Strands
Minimum width between inner plates Maximum Roller Diameter
Maximum pin body diameter Maximum inner plate depth
Maximum outer or intermediate plate depth Maximum width over bearing pins
Maximum inner plate width
Maximum outer or intermediate plate width Chain bearing area
Tensile Strength Specific Chain Mass Chain construction factor
Sprocket 1 properties: Toothed sprocket Sprocket 2 properties: Toothed sprocket
Working conditions
Power Torque Speed Efficiency
Required service life
Maximum chain elongation ΔLmax Application
Environment Lubrication
Power correction factors Shock factor
Service factor Sprocket size factor Strands factor Lubrication factor Center distance factor f5 Ratio factor
Service life factor
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Chain power rating
Hình 4.19: Biểu đồ đánh giá khả năng hoạt động của bộ truyền xích
Results Chain Speed Effective pull Centrifugal force
Maximum tension in chain span Static safety factor
Dynamic safety factor Bearing pressure
Permissible bearing pressure Specific friction factor Design power
Chain power rating
Chain service life for specified elongation th > Lh Chain link plates service life
Roller and bushing service life
Theo công thức (6-17) _TL7 ta tính lực tác dụng lên trục như sau:
Fr = 6.107.k.N = 6.107.1,15.4,1 = 8250( N )
Z.t.n 15.38,1.60
Material
Material
Modulus of Elasticity E 206000 MPa Modulus of Rigidity
Density Preview
Hình 4.20: Sơ đồ phân bố lực trên trục chính
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Shear Force
Shear Force, YZ Plane
Hình 4.21: Biểu đồ lực cắt
Hình 4.22: Biểu đồ lực cắt trong mặt phẳng YZ Shear Force, XZ Plane
Bending Moment
Hình 4.24: Biểu đồ mơ-men uốn Bending Moment, YZ Plane
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Bending Moment, XZ Plane
Hình 4.26: Biểu đồ mô-men uốn trong mặt phẳng XZ Deflection Angle
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Deflection Angle, XZ Plane
Hình 4.29: Biểu đồ chuyển vị góc trong mặt phẳng XZ
Deflection, YZ Plane
Deflection, XZ Plane
Hình 4.31: Biểu đồ chuyển vị đứng trong mặt phẳng YZ
Hình 4.32: Biểu đồ chuyển vị đứng trong mặt phẳng XZ
Bending Stress
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Bending Stress, YZ Plane
Hình 4.34: Biểu đồ ứng suất uốn trong mặt phẳng YZ
Shear Stress
Hình 4.36: Biểu đồ ứng suất cắt
Shear Stress, YZ
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Shear Stress, XZ Plane
Hình 4.38: Biểu đồ ứng suất cắt trong mặt phẳng XZ
Ideal Diameter
Hình 4.39: Biểu đồ thể hiện đường kính lý tưởng của trục
v Tính bền cho trục chính khi trục chịu lực cấy lớn nhất.
Như kết quả thực nghiệm trên ta có Fcay max = 400N
Từ biểu đồ hình 4.6, các giá trị phản lực tại các gối đỡ của trục phụ là
F1 = 297(N ), F2 = 1040,35(N ), F3 = 280,5(N )
Các phản lực trên chính là lực cắt tác dụng trực tiếp lên trục chính tại các vị trí lắp các đĩa quay.
Ngồi ra cịn có lực tác dụng của các bộ truyền xích, giá trị lực tác dụng của các bộ truyền có thay đổi đối với bộ truyền từ hộp giảm tốc đến trục chính do trong trường hợp này công suất của bộ truyền nhỏ hơn do khơng có cơng suất cấy lỗ.
Cơng suất cần thiết của bộ truyền xích từ hộp giảm tốc đến trục chính là:
N xich _ ct = 4,1 - 0,553 = 3,55(kW )
Lực tác dụng lên trục. Áp dụng công thức (6-17)-TL7
F =
r
Lực tác dụng lên trục do bộ truyền đến bánh xe khơng thay đổi và có giá trị như trên: Fr 2
trục do hai bộ truyền xích từ trục chính tới bánh xe tác dụng lên trục. Ta tính tốn trục được kết quả như sau:
Results
Length
Mass
Maximal Bending Stress Maximal Shear Stress Maximal Torsional Stress Maximal Tension Stress Maximal Reduced Stress Maximal Deflection Angle of Twist
Hình 4.40: Sơ đồ phân bố lực trên trục
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Shear Force
Hình 4.41: Biểu đồ ứng suất cắt Bending Moment
Bending Moment, YZ Plane
Hình 4.43: Biểu đồ mơ-men uốn trong mặt phẳng YZ Bending Moment, XZ Plane
Hình 4.44: Biểu đồ mơ-men uốn trong mặt phẳng XZ
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Deflection Angle
Hình 4.45: Biểu đồ chuyển vị góc Deflection
Bending Stress
Hình 4.47: Biểu đồ ứng suất uốn Bending Stress, YZ Plane
Hình 4.48: Biểu đồ ứng suất uốn trong mặt phẳng YZ
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Bending Stress, XZ Plane
Shear Stress Hình 4.49: Biểu đồ ứng suất uốn trong mặt phẳng XZ
Torsional Stress
Hình 4.51: Biểu đồ ứng suất xoắn
Ideal Diameter
Hình 4.52: Biểu đồ thể hiện kích thước đường kính trục lý
CBHD: Võ Thành Bắc Nguyễn Bồng
Từ các biểu đồ thể hiện đường kính trục lý tưởng, ta chọn kết cấu trục như hình 68
Hình 4.53: Kết cấu trục chính 2. Bộ phận phân phối tro