BỘ PHẬN GIEO

PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÁY GIEO

1. BỘ PHẬN GIEO

Khác với các loại cây gieo trồng bằng củ có kích thước lớn như khoai tây cũng như một số loại hạt có kích thước q nhỏ như: cải ngọt, xà lách…, hạt cải củ có kích cỡ từ 3-4mm, khối lượng hạt trung bình khoảng 0,013g. Do vậy ta chọn bộ phận gieo hoạt động theo nguyên lý khí động. Ưu điểm của bộ phận gieo kiểu này là phân phối hạt rất đồng đều, lực tác động lên hạt rất nhỏ do đó khơng làm hư hỏng hạt khi gieo.

1.1. Thùng chứa hạt

Chọn thùng chứa hạt kiểu máng do kết cấu đơn giản, hiệu quả làm việc khi lấy hạt cao.

1.1.1. Ống gieo

Do cải củ được trồng theo liếp có từ 4 đến 6 hàng nên chọn ống gieo chân không thay cho đĩa gieo. Ưu điểm của ống gieo là kết cấu đơn giản, gia công dễ dàng và hạt không bị va đập trước khi được gieo xuống đất.

1.1.2. Ống dẫn hạt

Chọn loại ống tơn vì có đặc tính ổn định nên khơng làm ảnh hưởng đến q trình dẫn hạt từ trên bộ phận gieo xuống mặt liếp.

1.2. Quạt hút

Quạt hút có nhiệm vụ tạo áp suất thấp bên trong ống phân phối hạt để hút hạt lên thành ống. Do hạt có kích thước và khối lượng rất nhỏ nên ta chọn kiểu quạt li tâm.

2. BỘ PHẬN PHÂN PHỐI TRO

Chọn bộ phận phân phối tro kiểu máng vì cấu tạo đơn giản, đáp ứng yêu cầu của việc phân phối tro.

3. BỘ PHẬN TẠO LỖ

Do đặc điểm đất canh tác là đất thịt, người dân sử dụng tro trấu làm chất mồi dưới mỗi hốc (độ sâu mỗi hốc khoảng 120mm )nên khơng dùng lưỡi sẻ rãnh. Vì khi dùng lưỡi sẻ rãnh sẽ tạo rãnh liên tục, làm hư bề mặt liếp và gây khó khăn cho việc bỏ tro. Chọn kết cấu bộ phận tạo lỗ kiểu guồng quay lệch tâm và sử dụng dụng cụ là “nọc” để tạo lỗ.

4. BÁNH XE LẤP ĐẤT

Do đặc điểm gieo hạt là gieo xuống phía dưới mặt tro khoảng 10mm nên không sử dụng bánh xe lấp đất mà thay vào đó là con lăn có tác dụng làm giẻ mặt tro và tạo rãnh gieo hạt trên mặt tro.

5. CẦN GẠCH TIÊU

Máy gieo hạt cải củ hoạt động trên địa hình được vun liếp sẵn, do đó ta khơng cần sử dụng cần rạch tiêu (máy gieo di chuyển theo rãnh giữa các liếp).

Chương IV:

TÍNH TỐN THIẾT KẾ MÁY GIEO

Sơ đồ nguyên lý hoạt động của máy gieo

1. Bộ phận cấy lỗ

Như phần chọn nguyên lý hoạt động phía trên, bộ phận tạo lỗ hoạt động theo kiểu guồng quay lệch tâm.

Ngun lý hoạt động: Trong q trình trục chính quay, nhờ kết cấu đĩa lệch tâm nên các nọc ln hướng vng góc với mặt đất. Do đó hạn chế được sự trượt của nọc so với mặt đất. Các bộ phận chính của guồng quay bao gồm:

1) Trục chính 2) Trục phụ

3) Đĩa và thanh mang trục phụ 4) Đĩa lệch tâm

5) Đĩa lớn (chuyển động đồng tâm với đĩa lệch tâm) 6) Con lăn

7) Nọc (dùng để tạo lỗ) 8) Thanh dẫn hướng

Kết cấu của guồng quay được thể hiện trên bản vẽ. Vì vậy trong phần thuyết minh chỉ trình bày một số chi tiết cần thiết cho việc tính tốn.

1.1. Chọn hình dáng và kích thước nọc

Kích thước lỗ cần cấy là 70x70x120mm. Để tránh sự co rút của đất trong lúc tạo lỗ ta chọn kích thước và hình dáng của nọc như hình 4.1 Vật liệu chế tạo nọc là thép tấm C45 có chiều dày 1,5mm

Chiều cao từ đáy đến mặt trên của nọc là h=120mm

Chiều dài và rộng của nọc như nhau (tiết diện vuông) và l1 =l2 =90mm

Chọn số nọc bố trí trên một vịng trịn guồng quay là 3 nọc. Như vậy khi trục chính quay một vịng thì tạo được 3 lỗ trên bề mặt liếp. Do yêu cầu kỹ thuật của gieo hạt cải củ là khoảng cách giữa các lỗ theo chiều ngang là 200mm và khoảng cách lỗ theo chiều dọc nằm trong khoảng từ 220-240mm nên khoảng cách của các lỗ khi nọc cấy xuống đất phải thỏa yêu cầu trên.

Ta chọn bánh xe chế tạo sẵn có đường kính ngồi cùng là 370mm. Do đó khi bánh xe quay một vịng xe đi được quãng đường là:

mm d

C

l= =p =370p =1162,4 .

Tính tỉ số truyền giữa bánh xe và trục chính: khoảng cách giữa các lỗ theo hàng dọc nằm trong khoảng từ 220-240mm nên với quãng đường xe đi được khi bánh xe quay một vòng như trên ta chia làm 5 phần bằng nhau, ta được

mm x 232,48 5 4 , 1162 =

= (Với x là khoảng cách 2 lỗ kế tiếp nhau).

\

Vậy với giá trị của x như trên thỏa yêu cầu về khoảng cách. Như vậy khi bánh xe quay một vịng thì có tương ứng 5 lỗ được tạo ra. Mặt khác mỗi vịng

Hình 4.2: Hình dáng sơ bộ nọc cấy lỗ

quay của trục chính tạo được 3 lỗ. Ta tính được tỉ số truyền giữa bánh xe và trục chính:

5 3 =

i (tức khi trục chính quay 1vịng thì bánh xe quay tương ứng

5 3

vịng). Qua thực nghiệm cho thấy nọc được lắp với khoảng cách so với tâm là 167mm thì q trình cấy lỗ ít xảy ra sự trượt và thỏa yêu cầu.

Theo thiết kế máy gieo làm việc với vận tốc 2,5 km/h, bánh xe máy gieo có đường kính 370mm ta tính được tốc độ quay của bánh xe

s rad p

vong

n=35,82 / Ûw =3,75 / .

Vậy tốc độ quay của trục chính là:

s rad p vong n 59,7 / 6,25 / 3 5 . 82 , 35 = Û = = w

Ta làm tròn tốc độ quay của trục chính n=60vong/pÛw =6,28rad/s.

1.2. Tính tốn trục phụ

Trục phụ có chức năng mang nọc cấy lỗ. Do đó trục chịu tác động trực tiếp của lực cấy.

Chọn loại trục là trục rỗng do kích thước đường kính của trục rỗng sẽ lớn hơn so với trục đặt trong cùng điều kiện làm việc nên thuận lợi cho việc lắp bộ phận cấy lỗ lên trục.

Chiều dài tồn trục: 840 mm

Tính sức bền cho trục phụ mang dụng cụ cấy lỗ.

Từ thực nghiệm ta có lực cấy lớn nhất trên mỗi nọc là 300 N. Để trục đủ bền khi tải trọng tăng cao thì ta chọn Fmax=400 N.

Ước lượng mô- men lớn nhất tác động lên trục là N=15N.m Tính tốn trục trên phần mềm Inventor.

Mở phần mềm Inventor ta vào thẻDesign sau đó chọn mụcFrame/ Beam/ column calculator.

Sau khi nhập các thông số về lực, mơ-men cho trục ta có bảng kết quả như sau:

Beam and Column Calculator (Version: 2012 (Build 160160000, 160))

Project Info Material

Material User material

Yield Strength Sy 689 MPa

Modulus of Elasticity E 206700 MPa

Modulus of Rigidity G 41000 MPa

Beam Calculation Calculation Properties Include

Yes Density ρ7750 kg/m^3

Yes Shear Displacement Ratio β 1.484 ul

Number of Divisions 1000 ul

Mode of reduced stress HMH

Preview

Hình 4.7: Biểu đồ lực cắt

Hình 4.8: Biểu đồ mơ-men uốn

Bending Moment, YZ Plane

Deflection Angle, YZ Plane

Hình 4.10: Biểu đồ chuyển vị đứng

Deflection, YZ Plane

Hình 4.11: Biểu đồ ứng suất xoắn

Luận văn tốt nghiệp Tính tốn, thiết kế máy gieo hạt cải củ

Hình 4.12: Biểu đồ ứng suất cắt Shear Stress

Torsional Stress

Qua các biểu đồ trên cho thấy đường kính lý tưởng nhất cho trục là f23, dựa vào kích thước phơi thép thực tế ta chọn trục có đường kính f25.

1.3. Tính tốn trục chính

Trục chính có nhiệm vụ nhận chuyển động được truyền từ hộp giảm tốc, truyền chuyển động quay để thực hiện quá trình cấy lỗ, truyền chuyển động quay cho bánh xe và các bộ phận công tác khác như bộ phận phân phối tro, phân phối hạt và trục đảo tro. Trong đó cơng suất lớn nhất là cơng suất làm xe di chuyển và cơng suất cấy lỗ. Vì vậy để tính tốn bền cho trục chính ta cần tính được cơng suất cần thiết để làm quay bánh xe và công suất cấy lỗ và công suất dẫn động từ hộp giảm tốc đến trục chính.

1.3.1. Tính cơng suất cần thiết để xe di chuyển:

Qua mơ hình vẽ trên máy tính ta tính được khối lượng gần đúng của máy gieo là m=350kg. Ta tính được lực tác dụng lên bánh xe là

F0=m.g=350.10=3500 (N)

Xe di chuyển trên bốn bánh với lốp cao su nên ta lấy hệ số ma sát giữa lốp với đất k=1,2

Lực ma sát lăn sinh ra cản lại sự di chuyển của bánh xe là

N k

F

Fms = 0. =3500.1,2=4200

Để xe có thể di chuyển được thì cần có lực kéo thắng được lực ma sát trên,

Hình 4.14: Biểu đồ thể hiện đường kính lý tưởng

Mơ-men tác dụng lên bánh xe là : M =4200.0,185=777N.m

Theo yêu cầu thiết kế xe di chuyển với vận tốc v=2,5km/h=0,69m/sta tính được vận tốc quay của bánh xe là n=35,4 vịng/p hay vận tốc gócw =3,7rad/s

Mơ-men xoắn được tính theo cơng thức

w

.

M Nct =

Trong đó: M là mơ-men tác dụng lên trục bánh xe,

wlà vận tốc góc của bánh xe. kW W M Nct = . =777.3,7»2875( )=2,88 Þ w

Gọi N1 và N2 lần lượt là công suất truyền động ở mỗi bánh xe sau. Máy gieo truyền động bằng 2 bánh xe sau nên công suất truyền động ở mỗi bánh là :

kW N N N ct 1,44 2 88 , 2 2 2 1 = = = = Þ

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

Cơng suất truyền động ở mỗi bánh xe là N1 = N2 =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:

KW N

v Ta thiết kế được bộ truyền với các thông số sau: Chain properties

Chain : JIS B 1801:1997 Short-pitch

transmission precision roller chains (A series, Class 2)

Chain size designation 16A-1-50

Pitch p 25.400 mm

Number of Chain Links X 50.000 ul

Number of Chain Strands k 1.000 ul

Minimum width between

inner plates b1 15.750 mm

Maximum Roller Diameter d1 15.880 mm

Maximum pin body diameter d2 7.940 mm

Maximum inner plate depth h2 24.200 mm

Maximum outer or

intermediate plate depth h3 20.900 mm

Maximum width over

bearing pins b 33.500 mm

Maximum inner plate width t1 3.200 mm

Maximum outer or

intermediate plate width t2 3.200 mm

Chain bearing area A 178.000

mm^2

Tensile Strength Fu 55600.000 N

Specific Chain Mass m 2.600 kg/m

Chain construction factor φ 1.000 ul

Sprocket 1 properties: Toothed sprocket Sprocket 2 properties: Toothed sprocket Working conditions

Power P 1.470 kW

Torque T 233.958 N m

Speed n 60.000 rpm

Efficiency η 0.980 ul

Required service life Lh 3900.000 hr

Maximum chain elongation ΔLmax 0.030 ul

Power correction factors

Shock factor Y 1.000 ul

Service factor f1 1.000 ul

Sprocket size factor f2 1.000 ul

Strands factor f3 1.000 ul

Lubrication factor f4 1.000 ul Center distance factor f5 1.419 ul

Ratio factor f6 1.133 ul

Service life factor f7 0.583 ul

Chain power rating

Results

Chain Speed v 0.384 mps

Effective pull Fp 3830.122 N

Centrifugal force FC 0.383 N

Maximum tension in chain span FTmax 3830.505 N

Static safety factor SS > SSmin 14.515 ul >7.000 ul

Dynamic safety factor SD > SDmin 14.515 ul >5.000 ul

Bearing pressure pB < p0 * λ 21.520 MPa

Permissible bearing pressure p0 28.593 MPa

Specific friction factor λ 1.066 ul

Design power PD < PR 1.380 kW

Chain power rating PR 2.217 kW

Chain service life for specified elongation th > Lh 207272 hr

Chain link plates service life thL > Lh 498707 hr

Roller and bushing service life thr > Lh 811474 hr

Lực tác dụng lên trục tính theo cơng thức (6-17), TL7

) ( 4437 60 . 4 , 25 . 15 47 , 1 . 15 , 1 . 10 . 6 . . . . 10 . 6 7 7 _ N n t Z N k Fr 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 cơng suất sau:

· Cơng 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:

kW N

Nxe = ct =2,94 (1’),

Gọi Nctk là công suất cần thiết để vận hành các bộ phận công tác khác. Các bộ phận cơng tác cịn 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

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:

s rad p

vịng

n=60 / Ûw =2p /

Ta cần tính được lực cấy gây ra mơ-men lớn nhất cho trục.

Qua thực nghiệm ta có bảng giá trị lực cấy theo chiều sâu cấy như sau:

Chiều sâu cấy h (mm) Lực cấy F(N) Lực tiếp tuyến F2(N) Lực hướng kính F1(N) Mơ-ment xoắn M(N.m) 0 0 0 0 0 20 14 10 8,8 1,85 40 47 38 28 7,03 60 106 79 71 14,6 80 171 108 133 19,9 100 280 131 248 24,2 110 351 91 339 16,8 120 400 0 400 0

Từ bảng trên ta thấy trong q 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 Fcaymax =400N

Giá trị lực cấy khi mơ-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.

Ta tính phản lực ở các gối đỡ trên trục phụ với giá trị lực cấy

N

Fcay =280 ta được biểu đồ sau:

Hình 4.16: Sơ đồ phân tích lực cấy

Preview

Shear Force

Qua biểu đồ ta thấy các giá trị phản lực ở các gối đỡ là :

N F

N F

F1 =204,137, 2 =729,415 , 3 =204,95

Gọi F11,F12:F21,F22...lần lượt là lực tiếp tuyến và lực hướng kính tại các gối đỡ 1, 2, và gối đỡ 3.Từ các giá trị phản lực trên, ta tính được các 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:

m N l F M1 = 11. =93.0,167=15,53 . m N l F M2 = 21. =340.0,167=56,78 . m N l F M3 = 31. =93,5.0,167=15,6 .

Mơ-men tổng cộng do lực cấy sinh ra là:

Hình 4.18: Biểu đồ lực cắt khi mơ-men cấy lớn nhất Hình 4.17: Sơ đồ đặt lực trên trục

m N M M M Mtc = 1 + 2 + 3 =15,53+56,78+15,6=87,9»88 .

Tốc độ quay của trục cấy lỗ: n=60vong/ pÛw =2p(rad/s)

Công suất cấy lỗ là : Ncay =Mcay.w =88.2p =0,553kW (3’) Từ (1’), (2’), (3’) ta có cơng suất tổng cộng trên trục chính là:

kW N

N N

Ntc = cay + ctk + ct =0,553+0,5+2,94=3,993

Chọn truyền động từ hộp giảm tốc đến trục chính là truyền động xích, như vậy cơng suất bánh dẫn của bộ truyền là :

kW N

Nxich = tc/98%=3,99/98%=4,1 .