Đang tải... (xem toàn văn)
Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA. Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA. Phân tích, thiết kế hướng dẫn đầy đủ làm đồ án, luận văn tốt nghiệp ngành nônglâm ngư, kĩ thuật, cơ khí, chủ đề MÁY CẤY LÚA.
CHƯƠNG CHƯƠNG : TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 5.1 Chọn động phân phối tỷ số truyền : 5.1.1 Tính tốn cơng suất trục thứ cấp hộp số: Công suất cần thiết trục thứ cấp hộp số P = P1 + P2 + P3 Trong P1, P2, P3 : P1: công suất cung cấp cho bánh xe di chuyển Ta có: đường kính bánh xe dbx = 680 mm = 0,68 m Lực để kéo xe di chuyển phải thắng lực ma sát lượng xe tạo mặt ruộng F= Ft =.N = 0,4.4000 = 16000 (N) Trong đó: : hệ số ma sát sắt thép với đất ruộng (0,2 – 0,6) N: trọng lượng xe Công suất trục bánh xe Khi xe làm việc với vận tốc 0,5 m/s: Pmin = = = 0,8 (kW) Khi xe làm việc với vận tốc 0,7 m/s: Pmax = = = 1,12 (kW) P1 = = = 1,27 (kW) Với = = 0,9.=0,882 P2: công suất cung cấp cho cụm tay cấy P2 = = = 0,584 (kW) Với = = 0,9 = 0,75 P3: công suất cung cấp cho phận cấp mạ P3 = = = 0,064 (kW) Với =.= = 0,8 Công suất trục thứ cấp hộp số Ptc = 1,27 + 0,584 + 0,064 = 1,918 (kW) Trang CHƯƠNG 5.1.2 Chọn động phân phối tỷ số truyền: a Chọn động cơ: Sau tìm cơng suất thứ cấp hộp số ta xác định công suất động cần chọn: Pđc = = = 2,3 (kW) Với =.= = 0,85 Từ cơng suất động vừa tìm ta chọn động phụ lục với thông số: Bảng 5.1 Tên động GX 120T1 QD HONDA Trọng Lượng khô 12.9 kg Công suất thực 2.6 kW(3.5 mã lực) / 3,600 v/p Mô men xoắn cực đại 7.3 N.m(0.74 kgf.m, 1.2 lbf.ft)/2,500 v/p Dung tích bình nhiên liệu 2.0 lít Chiều quay trục PTO Ngược chiều kim đồng hồ ( nhìn từ phía trục PTO Kích thước phủ bì 97 x 341 x 348 mm b Phân phối tỷ số truyền: Tùy thuộc vào đặc tính sử dụng máy mà lựa chọn tỷ số truyền thích hợp - Sử dụng bánh lốp di chuyển đường trải nhựa chọn Vmax = 1,3 m/s (4,68 km/h) Sử dụng bánh sắt để cấy ruộng tốc độ thấp Vmin = 0,5 m/s Số vòng quay trục bánh xe n= nmin = 14 (vòng/phút) nmax = 36,53 (vòng/phút) Khoảng tỷ số truyền imax = = = 71,4 imin = = = 28,1 Xét cấu di chuyển i = iđ.ihs.ix chọn iđ = 3, ix = 2,4 Khoảng tỷ số truyền hộp số Trang CHƯƠNG = = 3,9 = = 9,9 Quan hệ vận tốc trục bánh xe tay cấy: Chọn tỷ số truyền cặp bánh côn truyền xích truyền xích truyền cho tay cấy Xác định khoảng tỷ số truyền hộp số cấy: + Xét vận tốc di chuyển xe cấy tốc độ v = 0,5 m/s Ta có: nbx = 14 vòng/phút Với khoảng cách cấy 100 mm ntc = vòng/s = 300 vòng/phút imin = = Với khoảng cách cấy 160 mm ntc = 3,125 vịng/s = 187,5 vịng/phút imax = = Vì i = ix.ih Suy ra: ih = Suy ra: khoảng tỷ số truyền hộp số cấy: = = = = = = Vậy hộp số cấy hộp tăng tốc với tỷ số truyền số i1 = 8,9 i2 = 5,6 + Xét vận tốc di chuyển xe cấy tốc độ v = 0,7 m/s Ta có: nbx = 19,67 vịng/phút Với khoảng cách cấy 100 mm ntc = vòng/s = 420 vòng/phút imin = = Với khoảng cách cấy 160 mm ntc = 4,375 vòng/s = 262,6 vòng/phút imax = = Vì i = ix.ih Suy ra: ih = Suy ra: khoảng tỷ số truyền hộp số cấy: = = = = Vậy hộp số cấy hộp tăng tốc với tỷ số truyền số Trang CHƯƠNG i1 = 8,9 i2 = 5,6 Như vậy, với vân tốc làm việc trên, tỷ số truyền cặp bánh hộp số cấy không thay đổi Và tỷ số truyền cặp bánh hộp số cấy chọn là: + Với khoảng cách cấy 100 mm thì: i1 = 8,9 + Với khoảng cách cấy 100 mm thì: i2 = 5,6 5.2 Tính tốn lựa chọn hộp số: 5.2.1 Tính tốn lựa chọn hộp số di chuyển: Ta cần thực bước sau đây: - Chọn số cấp tỷ số truyển cấp số hộp số Chọn sơ đồ thông số cùa hộp số như: khoảng cách trục, số răng, mơđun, góc nghiêng bánh Xác định tải trọng tính tốn, chọn kích thước chi tiết hộp số Tính bền hộp số, tính chọn ổ bi đỡ trục, tính tốn đồng tốc a.Phân tích chọn phương án kết cấu hộp số: Bước quan trọng thực thiết kế hộp số phân tích đặc điểm kết cấu hộp số thơng dụng chọn phương án hợp lý Việc phân tích phải dựa yêu cầu đảm bảo hộp số làm tốt chức năng: - Thay đổi mômen xoắn truyền từ động đến bánh xe chủ động Cho phép chạy lùi Tách động khỏi hệ thồng truyền lực dừng xe mà động làm việc Hộp số thiết kế phải đáp ứng yêu cầu: - Có tỷ số truyền hợp lý, đảm bảo chất lượng kéo cần thiết Không gây va đập đầu gài số, bánh ăn khớp có tuổi thọ cao Hiệu suất truyền lực cao Kết cấu đơn giản, gọn, dễ chế tạo, điều khiển nhẹ nhàng, có độ bền độ tin cậy cao b.Trình tự tính tốn thiết kế hộp số: - *Chọn số cấp tỷ số truyền cấp số: Khoảng tỷ số truyền D D= = = 2,61 imax: số truyền cao imin: số truyền thấp - Chọn số cấp Qtb = 1,4 (NG=Ne/G= 3,5/0,4 = 8,7 < 10 mã lực/tấn) Trang CHƯƠNG Từ giá trị D qtb xác định số cấp m cần thiết: D= m = = = 3,78 qtb = Trị số m làm tròn đến số nguyên m’ = Tính qtb điều chỉnh: = = 1,36 *Các giá trị tỷ số truyền khác: iII = = = 7,28 iIII = = = 5,35 Chọn sơ đồ hộp số Tra bảng 2.2, hình 5.1 Sách tham khảo “Hướng dẫn đồ án môn học thiết kế tính tốn tơ máy kéo” chọn sơ đồ hộp số hình sau: Sơ đồ hình 2.1 hộp số trục, trục sơ cấp trục thứ cấp đồng tâm, cấp (4 số tiến, số lùi) Loại thường dùng ô tô du lịch Số I số lùi gài khớp nối răng; số II, số III số IV gài nhờ đồng tốc Các bánh trục trung gian gian chế tạo thành khối quay trơn trục trung gian 5.2.2 Chọn thông số hộp số: Chọn khoảng cách trục A theo tài liệu tham khảo Hướng dẫn đồ án mơn học thiết kế tính tốn tơ máy kéo Chọn A = 80 mm Chọn mođun pháp tuyến: mn = 2,25 Trang CHƯƠNG Bề rộng bánh răng: b 0,22.A = 0,22.80 = 17,6 mm Xác định số bánh Chọn số bánh chủ động cặp bánh ăn khớp Za = 18 Suy ra: ia = = = 2,42 = Suy ra: = 18.2,24 = 43,56 Chọn = 45 Tính lại ia: ia= = 2,5 Tính lại A: A = = 81,84 Suy ra: tỷ số truyền cặp bánh số 1,2,3,4 số lùi i1 = = 3,96 i2 = = 2,96 i3 = = 2,14 i4 = = 1,56 il = = 1,42 Tính số bánh trục thứ cấp: Z1 = = 12,7 Chọn: Z1 = 14 Tương tự: Z2 = 16,11 Chọn: Z2 = 17 Z3 = 29,44 Chọn: Z3 = 30 Z4 = 40,38 Chọn: Z4 = 41 Suy ra: = 55,44 Chọn: = 56 = 49,47 Chọn: = 50 = 64,2 Chọn: = 65 = 58,22 Chọn: = 59 Trang CHƯƠNG Tính lại i: =4 i2 = 2,94 i3 = 2,17 i4 = 1,44 5.2.3 Xác định thông số trục: Tính tốc độ quay trục: nđc = 1000 (v/ph) nO = = 333,33 (vòng/phút) nI = = 133,32(vòng/phút) nII = = 33,67 (vòng/phút) nIII = = 14 (vòng/phút) nIV = nV = = 33,67 (vòng/phút) nV = = 33,67 (vòng/phút) nVI = = 188,55 (vòng/phút) nVII = = 188,55 (vòng/phút) nVIII = = 14 (vòng/phút) nIX = = 188,55 (vịng/phút) Tính cơng suất danh nghĩa trục : Pi = Pi-1.η ∑ i dc PO = P lv ηđ.ηo = 2,6.0,95 0,99 = 2,45(kW) PI = PO.ηbr.ηo = 2,45 0,96 0,99 = 2,32 (kW) PII = PI.ηbr.ηo = 2,32 0,96 0,99 = 2,21 (kW) PII = PA + PB = 1,18+1,03 Công suất truyền cho trục bánh xe PA PIII = PII ηx.ηo = 1,18 0,9 0,99 = 1,12 (kW) Cơng suất truyền cho cụm vít xoắn tay cấy PB PIV = PB.ηbr.ηo = 1,03 0,96 0,99 = 0,98 (kW) PV = PIV.ηbr.ηo = 0,98 0,96 0,99 = 0,93 (kW) PVI = PV.ηbr.ηo = 0,93 0,96 0,99 = 0,88 (kW) PVII = PVI.ηbr.ηo = 0,84 0,96 0,99 = 0,84 (kW) PVII = PTV + PTC = 0,62 + 0,22 Trang CHƯƠNG PVIII = PIII.ηx.ηo = 0,62 0,96 0,99 = 0,59 (kW) PIX = ηx.ηo = 0,9 0,99 = 0,065 (kW) Tính momen xoắn trục : Ti = Áp dụng công thức : 9,55.10 6.Pi ni Tđc = = 24 830 (N.mm) To = = 70 193 (N.mm) TI = = 166 187 (N.mm) TII = = 626 834 (N.mm) TIII = = 764 000 (N.mm) TIV = = 277 963 (N.mm) TV = = 263 781 (N.mm) TVI = = 44 572 (N.mm) TVII = = 42 546 (N.mm) TVIII = = 59 763 (N.mm) TIX = = 292 (N.mm) Bảng số liệu tính tốn: • Bảng 5.2 Truyền cho bánh xe Tốc độ quay n (vòng/phút) Trục ĐC Tỷ số truyền 1000 Công Suất P (kW) Moment xoắn T (N.mm) 2,6 24 830 2,45 70 193 2,32 166 187 2,21 626 834 1,12 764 000 Trục O 333,33 2,5 Trục I 133,32 3,96 Trục II 33,67 2,94 Trục III • 14 Bảng 5.3 Truyền cho cụm tay cấy Trang CHƯƠNG Tốc độ quay n (vịng/phút) Trục II Tỷ số truyền 33,67 Cơng Suất P (kW) Moment xoắn T (N.m) 2,21 626 834 0,98 277 963 0,93 263 781 0,88 44 572 0,84 42 546 0,59 59 763 0,065 292 Trục IV 33,67 Trục V 33,67 1/5,6 Trục VI 188,55 Trục VII 188,55 1/2 Trục VIII 94,28 Truc IX 188,55 Trang CHƯƠNG 5.3 Bộ truyền đai: 5.3.1 Chọn loại đai tiết diện đai: Với Pct = 2,6(kW), nđc = 3600(vg/ph) khơng có u cầu đặc biệt nên ta chọn đai thang, đai thường loại A Tra bảng 4.13/59 ta có diện tích tiết diện đai: A = 81 (mm2) Hình 5.2 Tiết diện đai 5.3.2 Xác định thông số truyền: Đường kính bánh đai nhỏ d1 chọn theo tiết diện đai Tra bảng 4.13/59: d1 = 100-200 (mm), ta chọn d1 = 125 (mm) ⇒ vận tốc đai: v = = = 23,55 (m/s) V=23,55 (m/s) < 25 (m/s) nên ta chọn đai thang thường hợp lý Đường kính bánh lớn: d2 = = = 382,65 (Với =3, = 0,02) ⇒Ta chọn d2 = 355 (mm) Tỷ số truyền thực: = = = 2,89 ⇒ Δu = 100% = 100% = 0,089% ⇒sai lệch u nằm khoảng cho phép (34%) Khoảng cách trục a Dựa vào tỷ số truyền đường kính bánh đai d2, tra bảng 4.14/60 ta chọn a = 1.d2 = 1.355 = 355 (mm) Trị số a cần thỏa mãn điều kiện: 0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2) Chiều dài đai l xác định theo a theo công thức: L = 2a + (d1 + d2)/2 + (d1 + d2)2/(4a) = 355 + 3,14(125 +355)/2 + (125 + 355)2/4.355 = 1625,85 (mm) ⇒chọn l theo tiêu chuẩn: l = 1700 (mm) Trang 10 CHƯƠNG → d1 = 25 mm • Mặt cắt vị trí lắp ổ lăn vị trí B Mx = (Nmm) My = 20720 (Nmm) T = 4950 (Nmm) Mx + My + 0,75T = 20720,1 Mtd = (Nmm) 20720,1 0,1.55 d1 = ≈ 15,5 (mm) Xuất phát từ yêu cầu công nghệ lắp ghép ta chọn đường kính trục ổ lăn(ngõng trục) chọn theo tiêu chuẩn: d = 17 mm • Mặt cắt vị trí lắp ổ lăn vị trí A Mx = (Nmm) My = 13410 (Nmm) T = 11574 (Nmm) Mx + My + 0,75T = 16742 Mtd = d1 = (Nmm) 16742 0,1.55 ≈ 14,49 (mm) Để đảm bảo tính đồng ta chọn đường kính vị trí đường kính lắp ổ lăn vị trí B:chọn d=17 mm • Tại mặt cắt vị trí đặt bánh trụ Mx = 4503,4 (Nmm) My = 525,4 (Nmm) T = 11574 (Nmm) Mx + My + 0,75T = 12299,5 Mtd = d1 = (Nmm) 12299,5 0,1.55 ≈ 14 (mm) Tại có rãnh then nên tăng thêm 5% để đảm bảo độ bền Trang 44 CHƯƠNG → d1 = 14,7 mm Chọn d1 = 15 mm < 17 mm Để đảm bảo lắp bánh vào trục ta phải chọn đường kính vị trí lớn 17 mm.Chọn d = 19 mm Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi: Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi hệ số an toàn tiết diện đảm bảo điều kiện sau: S = S σj Sτj ≥ S Sσj = Sτj = σ −1 Kσdj.σaj + ψσ σ mi τ −1 Kτdj.τaj + ψτ τ mi [S] = 1,5 – 2,5 Dựa vào biểu đồ nội lực ta thấy mặt cắt vị trí đặt bánh côn mặt cắt nguy hiểm nên ta kiểm nghiệm vị trí σ −1 τ −1 Tính , Với thép CT45, có σb = 600 Mpa σ −1 τ −1 = 0,436 = 0,58 σ σ −1 b = 261,6 (Mpa) = 151,72 (Mpa) Ψσ, Ψτ Tra bảng 10.7/196 Với σb = 600 Mpa, Ψσ = 0,05, Ψτ = σ aj σ mi τ aj τ mj , σ mi , , Mj Wj σ aj = 0, Trục quay đều, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, đó: = Mxj + Myi Mj = tra bảng 10.6/196 trục có rãnh then Trang 45 CHƯƠNG W= πd 32 bt1 ( d − t1 ) 2d - Tra bảng 9.1a/173 Với d =25 mm b =8 mm,t1=4 W= π 25 32 σac = - 8.4( 25 − 4) 2.25 = 1251,7 60075 + 355872 1251,7 M W = =55,78 Khi trục quay chiều τ mj = τ ac τ max = = Τc 2Wo Tra bảng 10.6/196 Wo = τ mj = πd 16 τa - bt1 ( d − t1 ) 2d = 2785,7 mm 35049,6 2.2785,7 = = 6,3 Kσdj, Kτdj Kσdj = ( Kτdj = ( Kσ εσ Kτ ετ Ky + Kx – 1) Ky + Kx – 1) Kx: tra bảng 10.8/197 Kx =1,06 Ky: chọn phương pháp lăn bi Ky = 1,1 – 1,25 εσ, ετ: tra bảng 10.10/198 εσ = 0,85, ετ = 0,78 Kσ, Kτ: tra bảng 10.12/199 Kσ = 1,76, Kτ = 1,54 Trang 46 CHƯƠNG Kσ εσ = 2, 06 Kτ ετ Tra bảng 10.11 = 1,97 Kσ εσ =2,06, Kτ ετ = 1,97 lắp kiểu k6 Chọn giá trị lớn để tính Kσd = ( Kτd = ( Sσ = Sτ = Kσ εσ Kτ ετ + Kx – 1) =1,72 + Kx – 1) = 1,63 σ −1 Kσ a + ψ σ σ m τ −1 Kτd τa + ψτ τ m = 2,66 = 15,63 Vì hệ số an tồn [S] = 1,5 ÷2,5.Do S > [S] Trục thỏa điều kiện bền mỏi Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: Để đề phòng biến dạng dẻo lớn hay tải đột ngột ta kiểm nghiệm < [] []=0,8 =0,8.340=272 MPa = = = 11,2 = 38,4 = 75,4 < 272MPa Vậy trục thỏa điều kiện bền tĩnh 5.8.2.3 Chọn tính kiểm nghiệm then : Ta chọn then tiêu chuẩn dựa vào đường kính trục chiều dài Mayo :l = 0,8.lm Trang 47 CHƯƠNG h t1 t2 b d Với đường kính trục vị trí lắp đĩa xích : d=23 mm +Ta chọn then tra bảng 9.1a ta kích thước sau : Bảng 5.7 d(mm) Lm=1,4.d(mm) b (mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) l 23 32 2,8 25,6 + Kiểm nghiệm độ bền dập độ bền cắt then Theo công thức 9.1 sách TKHDĐCK-tập 1: = = 29 Mpa Theo công thức 9.2 sách TKHDĐCK-tập 1: = = 14,8 Với tải trọng tĩnh,dạng lắp cố định,tra bảng 9.5 sách TTTKHDĐCK-tập ta có ứng suất dập ứng suất cắt cho phép then: [σ] = 150 MPa [τ] = 60 ÷90 Mpa Ta thấy σ d3 = 22 mm 5.8.3.3 Chọn tính kiểm nghiệm then: Ta chọn then tiêu chuẩn dựa vào đường kính trục chiều dài Mayo :l = 0,8.lm h t1 t2 b d đường kính trục vị trí lắp bánh côn : d=22 mm + Ta chọn then tra bảng 9.1a ta kích thước sau : Bảng 5.11 d(mm) Lm=1,4.d(mm) b (mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) L(mm) 22 30 6 3,5 2,8 25 + Kiểm nghiệm độ bền dập độ bền cắt then Theo công thức 9.1 sách TKHDĐCK-tập 1: = = 64,8 Mpa Theo công thức 9.2 sách TKHDĐCK-tập 1: = = 27 MPa Với tải trọng tĩnh,dạng lắp cố định,tra bảng 9.5 sách TKHDĐCK-tập ta có ứng suất dập ứng suất cắt cho phép then: [σ] = 150 MPa [τ] = 60 ÷90 Mpa Ta thấy σ