Thiết kế máy tách vỏ dừa khô

Mục đích đồ án này là tìm hiểu quy trình bóc vỏ dừa hiện nay, từ đó đưa ra ý tưởng và tiến hành thiết kế thiết bị bóc vỏ dừa đảm bảo được các yêu cầu kỹ thuật và năng suất cần đạt. Phân tích, lựa chọn phương án và thiết kế máy tách vỏ dừa khô. Tài liệu bao gồm thuyết mình, bản vẽ dưới dạng file cad, tài liệu tham khảo là các sách, đồ án và các tài liệu thiết kế có liên quan.

PHÂN TÍCH & LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN

Các phương án

Quá trình tách vỏ trái dừa khô trải qua các công đoạn: tách vỏ - đập ép – tước chỉ - lọc mụn Công đoạn tách vỏ dừa là khâu khó nhất, vì phụ thuộc rất nhiều yếu tố: hình dáng dừa, kích cỡ, loại dừa, Ngoài ra vỏ sau khi tách phải theo dòng nguyên liệu qua bộ phận đập ép nên cần lựa chọn phương pháp tách phù hợp.

Trong nghiên cứu có 3 nguyên lý tách vỏ khả thi nhất, gồm nguyên lý tách từng múi riêng, nguyên lý tách múi vỏ dừa bằng trục răng, nguyên lý tách bung một lần.

Sau khi dừa được kẹp vào mâm đỡ, động cơ thủy lực tác động lên xylanh. Xylanh duỗi ra cắm 3 lưỡi dao vào trái dừa, sao đó tách bung nó ra. Ưu điểm:

+ Kết cấu máy gọn nhẹ, có khả năng đáp ứng với nhiều kích cỡ của trái.

+ Ruột trái dừa sau khi lột giữ lại phần xơ trên đầu trái, nhằm bảo quản lâu.

+ Vỏ trái sau khi tách vẫn liên kết nhau bởi 5 múi, đáp ứng yêu cầu mua bán vỏ sau này.

+ Tiết kiệm được khoản chi phí lớn so với lột bằng thủ công

+ Sử dụng máy không phụ thuộc vào công lao động chuyên môn, tránh xảy ra tai nạn và bệnh nghề nghiệp cho người lao động.

+ Máy có công suất không cao

+ Hệ thống thủy lực lâu ngày có thể bị rò rỉ, dễ bám bẩn

+ Có thể bị tuột áp trong quá trình bơm.

Hình 2.1: Sơ đồ động phương án tách bung

Hình 2.2: Máy tách dừa khô bằng nguyên lý tách bung

2.1.2 Phương án 2: Lột vỏ hai trục răng

Nguyên lý hoạt động: dừa được cấp vào từ phễu chứa xuống 2 trục răng.

Chúng được ép xuống 2 trục răng quay ngược chiều nhau, tác động lực vừa phải tách vỏ dừa ra.

+ Tiết kiệm được thời gian.

+ Tăng năng suất, giảm thời gian lao động.

+ Có thể lột dừa với các kích cỡ khác nhau, không phụ thuộc vào tay nghề của người lao động, hạn chế được một số bệnh lý thường gặp.

+ Máy có hiệu suất không cao.

+ Dừa có thể văng ra do quá trình ép không đủ lực.

+ Nhanh mòn bản lề khi bôi trơn.

+ Có tiếng ồn khi làm việc.

Hình 2.3: Sơ đồ máy tách vỏ dừa trục răng

2.1.3 Phương án 3: Tách từng múi riêng biệt với trục nhọn xoay:

+ Không phù hợp loại dừa ở Việt Nam

Do yêu cầu năng suất cao, sử dụng tại các doanh nghiệp sản xuất nên ta chọn phương án

2 để thực hiện tính toán thiết kế.

Phân tích phương án

Hình 2.4: Sơ đồ động máy tách vỏ dừa khô Động cơ tác động lực vào đĩa xích truyền lực lên hệ thống bánh răng Hệ thống bánh răng vận hành 2 trục vít gai Dừa được cấp vào phiểu sau đó rơi xuống trục vít gai Trục vít gai đẩy dừa vào thanh ép dừa Thanh ép dừa kết hợp với trục vít tạo ra lực để đẩy dừa vào trục vít gai tạo nên lực cắt vỏ dừa Sau khi đi hết chiều dài tấm ép dừa thì dừa chỉ còn gáo dừa và xơ dừa trên đó dừa rơi xuống trục cắt xưa dừa Trục cắt xơ dừa vận hành như máy cắt cắt các xơ dừa dính trên đó sau đó đi ra khỏi máy thông qua thanh đỡ dừa.

2.2.2 Xác định thông số kỹ thuật

Thành phần cấu tạo của trái dừa:

 Trọng lượng trung bình của trái dừa: 1,2 kg

 Trọng lượng phần vỏ chiếm 35%

Trong đó xơ dừa chiếm 30 – 40%, mụn dừa chiếm 60 – 70%

Cơ tính của vỏ dừa:

 Lực liên kết của sợi xơ dừa là: 150 N/cm 2

 Vỏ dừa được tách ra thông qua lực tách và momen được tác động bởi các con lăn có răng cố định trong máy Các lực này được đo kiểm nghiệm thông qua thiết bị kiểm tra kéo nén và kiểm tra momen Các loại dừa khác nhau như dừa thô,khô vừa phải, khô và khô hoàn toàn cho kết quả lực xé và lực bóc tách vỏ khác nhauBảng 2.1: Khảo nghiệm lực xé và tách các mức độ chín của trái dừa [3]

Hình 2.5: Kích thước quả dừa theo 3 phương

Bảng 2.2: Kích thước quả dừa [3]

- Đường kính trái dừa: 160 – 220 mm

- Đường kính gáo dừa: 110 – 150 mm

- Thời gian làm việc: 10 năm

- Số ngày làm/năm: 300 ngày

- Thời gian làm trong ngày: 10 giờ

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH TRỤC GAI VÀ TRỤC CẮT XƠ DỪA

Trong máy nghiền, góc kẹp là góc giữa hai đường tiếp tuyến với trục nghiền tại những thời điểm tiếp xúc với trục nghiền.

Xét vật liệu nghiền có đường kính d và khối lượng m Dừa chịu tác dụng của lực nghiền và các lực ma sát P.f ( f là hệ số ma sát của vật liệu nghiền và trục nghiền, P là áp lực của 2 trục lên vật liệu ) Lực P và lực ma sát P.f sẽ tác dụng lên 2 điểm tiếp xúc, nhưng để đơn giản, những lực này chỉ tác dụng tại 1 điểm tiếp xúc. Dựa hình ta thấy điều kiện để vật liệu đi vào trục:

Hình 3.1: Sơ đồ lực nghiền Phân tích lực tác dụng

Xét trường hợp gáo dừa bị nghiền bởi trục gai vít 2 P f cos   2 Psin 

Cho góc ma sát là φ ta có tg tg   

Như vậy để vật liệu kéo vào được trục nghiền thì góc α được gọi là góc ôm phải nhỏ hơn góc ma sát của vật liệu đập với trục Đôi khi góc ôm còn được gọi là góc β tạo với 2 đường tiếp tuyến của hai trục tại điểm tiếp xúc giữa cục vật liệu và trục Dễ nhận thấy rằng:  2, khi đó ta có:  f Do đó với hệ số ma sát trượt được lấy bằng 0,3 nên góc  16,7 0 và góc ôm bằng 33 0

3.1.2 Xác định đường kính trục gai vít

Dựa trên hình ta có công thức sau :

D: kích thước trong của trục gai vít. d: đường kính gáo dừa chọn a: khe hở giữa hai trục

 Đây là công thức thể hiện mối quan hệ giữa đường kính trục và kích thước của vật liệu cụ thể ở đây là dừa khô.

D: đường kính trong của trục gai vít d: đường kính của gáo dừa (110 – 150 mm). a: khe hở giữa hai trục (khe hở đủ để cho vỏ dừa sao khi tách có thể lọt qua, ở đây ta chọn a = 60 mm). α: góc nghiền của vật liệu α = 39,7 0 >16,7 0

Tính theo thực tế, khảo sát dừa trước khi lột có đường kính ngang từ 160 –

220 mm tùy vào giống Ta chọn đường kính trục vít ngoài là 320 mm.

Chiều dài của trục được xác định như sau:

3.1.3 Xác định đường kính trục cắt xơ dừa

Sau khi dừa được bóc vỏ đường kính lớn nhất của gáo dừa là 150 mm Do đó ta chọn đường kính d = 200 mm

Chiều dài của trục được xác định như sau :

Chọn động cơ

3.2.1 Xác định công suất bóc vỏ dừa:

Dựa vào Bảng 2.1 ta xác định lực tách vỏ dừa: P 1 500N

Dựa theo chiều dài trục ta xác định lý thuyết có thể tách 3 trái cùng 1 lúc do đó lực cần thiết là P 3.P 1 3.500 1500 N

Momen lực: M 1 P r 1500.0,15 225 Nm (3.3) Chọn vận tốc cần thiết n = 60 vòng/phút.

Vậy ta có công suất cần thiết để bóc vỏ dừa là:

3.2.2 Xác định công suất cần thiết cắt xơ dừa:

Trục cắt xơ dừa hoạt động chủ yếu do lực va đập cắt vào xơ dừa nên lực thấp:Chọn P 2 100N

Theo đó trung bình có thể cắt cùng lúc được 4 quả dừa theo 1 chu kỳ do đó lực cần thiết là P4.P 2 400N

Vận tốc quay nhanh hơn vận tốc bóc vỏ dừa Chọn vận tốc quay 90 vòng/phút. Vậy ta có công suất cần thiết để cắt xơ dừa là:

3.2.3 Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Hiệu suất trục tách vỏ:

Trong đó hiệu suất các bộ truyền được chọn từ Bảng 3.3 [5]: br 0,96

  : hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ ol 0,99

Hiệu suất trục cắt xơ dừa:

Trong đó hiệu suất các bộ truyền được chọn từ Bảng 3.3 [5]: br 0,96

  : hiệu suất 1 cặp bánh răng trụ ol 0,99

Công suất cần thiết của động cơ:

Trong đó:  xt 0,95: hiệu suất bộ truyền xích

Dựa và công suất cần thiết, ta chọn động cơ thoả mãn điều kiện:

Tra tài liệu ta chọn động cơ kèm hộp giảm tốc có thông số như sau:

Tên động cơ Số vòng quay Công suất Đường kính trục Momen xoắn trục ra (kW) (mm) (Nm)

3.2.4 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền giữa bánh răng trục chính và bánh răng trung gian:

Tỷ số truyền của bộ truyền xích: d 2

Tỷ số truyền giữa các bánh răng của hai cặp bánh răng trục tách vỏ và trục tách xơ dừa đều bằng 1 do vận tốc giữa các trục cắt là như nhau.

3.2.5 Tính toán công suất trên các trục:

P P k trong đó trục vận chuyển dừa (1a):

Trục bánh răng trung gian (3):

Bảng 3.1: Phân phối tỷ số truyền:

Thông số ĐC Tách xơ Trung gian

Số vòng quay (vòng/phút) 100 90 60

Thiết kế bộ truyền xích

Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục động cơ: P dc 2,13 ( kW), với số vòng quay đĩa xích lần lượt là 90 (vg/ph) và 100 (vg/ph).

Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn.

Chọn số răng đĩa xích nhỏ theo công thức:

1 xt z 29 2.u 29 2.1,11 26,78  (3.10) Chọn z 1 27 Do đó số răng đĩa xích lớn

Tỉ số truyền thực tế:

3.3.3 Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích:

Hệ số sử dụng xích theo công thức 5.22 [5]: r a o dc b lv

 K r  1, 2 - hệ số tải trọng động: nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác động lên bộ truyền tương đối êm thì K r  1; nếu tải trọng có va đập thì K r  1, 2 1,5  ; nếu có va đập mạnh thì K r  1,8.

 K a 1,25- hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích, xích càng dài thì số lần ăn khớp của mỗi mắt xích trong một đơn vị thời gian càng ít, do đó xích sẽ ít mòn hơn Khi: a 25p c (30 50) p c (60 80) p c

 K o  1, 25- hệ số xét đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: khi đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60 0 thì K 0  1; nếu lớn hơn 60 0 thì K 0  1, 25.

 K dc  1, 25- hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích: nếu trục điều chỉnh được thì K dc  1; nếu điều chỉnh bằng đĩa căng xích hoặc con lăn căng xích thì K dc  1,1; nếu trục không điều chỉnh được hoặc không có bộ phận căng xích thì K dc  1, 25.

 K b  1,5- hệ số xét đến điều kiện bôi trơn: nếu bôi trơn liên tục K b  0,8;nếu bôi trơn nhỏ giọt K b  1; nếu bôi trơn định kỳ (gián đoạn) thì K b  1,5.

 K lv  1,12- hệ số xét đến chế độ làm việc: làm việc một ca bằng 1; làm việc hai ca bằng 1,12; làm việc ba ca bằng 1,45.

Công suất tính toán theo công thức:

K 0,926 z 27 - hệ số răng đĩa xích

K 2 n 100 - hệ số vòng quay, giá trị n01cho trong bảng 5.3 [5]

K x 1 - tương ứng với 1 dãy xích

Theo Bảng 5.4 [5] với n 01 200 (vòng/phút), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p c 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn: P t [P ] 19,3kW Đồng thời theo Bảng 5.2 [5], bước xích p c 31,75 mm  p max

Vận tốc trung bình của bộ truyền xích theo công thức 5.10 [5]:

(3.13) Kiểm nghiệm bước xích theo công thức:

Theo công thức 5.8 [5] số mắt xích:

(3.14)Lấy số mắt xích chẵn x = 64, tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.9 [5]:

2 2 2 Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng:

3.3.4 Số lần va đập của xích:

Theo công thức 5.27 [5] ta có:

Tính hệ số an toàn theo công thức 5.28 [5]:

Q: Tải trọng phá huỷ Q = 88,5 kN tra Bảng 5.2 [6], khối lượng 1m xích q = 3,8 kg k d : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc k d 1,2

F 0 : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

F k q a N (Với k f 2 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc > 40 0 )

F v : Lực căng do lực li tâm: F v q v 2 3,8.1, 429 2 7,757 N

Nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

3.3.6 Lực tác dụng lên trục:

Lực tác dụng lên trục tính theo công thức:

F K F N (3.17) trong đó: Km - hệ số trọng lượng xích: Km = 1,15 khi xích nằm ngang hoặc khi góc nghiêng giữa đường nối tâm hai trục và phương nằm ngang nhỏ hơn 40°, Km 1 khi góc nghiêng đường nối tâm hai trục từ 40° đến vị trí thẳng đứng.

3.3.7 Xác định thông số đĩa xích:

 Đường kính đĩa xích: Theo công thức 5.1, 5.2 [5] và Bảng 14.4b [7]:

 Đường kính vòng đỉnh răng:

Bảng 3.2: Thông số bộ truyền xích:

Thông số hình học Bánh xích Đường kính vòng chia

Bánh bị dẫn d 2 303,75mm Đường kính vòng đỉnh

Số răng Bánh dẫn z 1 27răng

Thiết kế bộ truyền bánh răng

3.4.1 Bánh răng trục 2a và trục 3

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn: T 2a 212,61 Nm

Số vòng quay bánh dẫn: n 2 90 (vòng/phút)

Số vòng quay bánh răng bị dẫn: n 3 60 (vòng/phút)

Chọn vật liệu cho bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn : Chọn thép C45 được tôi cải thiện.

Theo Bảng 6.13 [5], đối với bánh dẫn, ta chọn độ rắn trung bìnhHB 1 270; đối với bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình theo quan hệ

3.4.1.2 Xác định ứng suất cho phép:

 Số chu kì làm việc cơ sở:

Số chu kì làm việc tương đương với chế độ tải trọng và số vòng quay n không đổi

1 c  : số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng.

Vì N HE 1  N HO 1 ;N HE 2  N HO 2 ;N FE 1 N FO 1 ;N FE 2 N FO 2 cho nên hệ số tuổi thọ: K HL 1 K HL 2 K FL 1 K FL 2 1

 Theo Bảng 6.13 [5], giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng xác định như sau:

- Giới hạn mỏi tiếp xúc:

Bánh dẫn:  OH lim1 2HB 1 70 2.270 70 610   MPa (3.22)

Bánh bị dẫn :  0 lim 2 H 2HB 2 70 2.255 70 580   MPa

Bánh dẫn:  OF lim1 1,8.HB 1 1,8 270 486 MPa (3.23)

Bánh bị dẫn:  0 lim 2 F 1,8.HB 2 1,8 255 459 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép:

(3.24) Khi tôi cải thiệns H 1,1: hệ số an toàn có giá trị tra theo Bảng 6.13 [5], do đó:

    Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

 H  cx Min{ H 1  ,  H 2 }G4,55 MPa Ứng suất uốn cho phép:

Chọns F 1,75: hệ số an toàn trung binh có tra theo Bảng 6.13 [5], ta có:

Do bộ truyền hở được nên tính toán thiết kế theo độ bền mỏi uốn để tránh hiện tượng gãy răng.

Bánh dẫn Z1 = 40 răng, khi đó Z2 = 1,5.40 = 60 răng.

Xác định lại tỷ số truyền:

Hệ số dạng răng YF:

- Đối với bánh bị dẫn: 2 2

Z Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

Ta tính toán theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn.

Chọn hệ số chiều rộng vành răng  bd  0, 4 theo Bảng 6.16 tài liệu [5]

Và hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng K F   1, 05theo Bảng 6.4 tài liệu [5].

Xác định môđun theo độ bền uốn bằng công thức:

(3.28) Theo tiêu chuẩn ta chọn môđun m = 5 mm.

Bảng 3.3: Các thông số hình học của bộ truyền bánh răng:

Thông số hình học Công thức Đường kính vòng chia Bánh dẫn d 1 m Z 1 5.40 200 mm

Bánh bị dẫn d 2 m Z 2 5.60 300 mm Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn d a 1 d 1 2m200 2.5 210  mm

Bánh bị dẫn d a 2 d 2 2m300 2.5 310  mm Đường kính vòng đáy Bánh dẫn d f 1 d 1  2,5m200 2,5 5 187,5  mm

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn b 1 b 2  5 100 5 105  mm

Bánh bị dẫn b 2  bd d 1 0, 4 200 100 mm

3.4.1.4 Vận tốc vòng bánh răng:

Theo Bảng 6.3 [5] ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng giới hạnv gh 3 /m s

3.4.1.5 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền:

- Lực hướng tâm: F r 2 F r 1 F tg t 1  2126,11 (20 ) 773,839tg   N (3.31)

Theo Bảng 6.5 [5] ta chọn hệ số tải trọng động K HV 1,06 và K FV 1,11

3.4.1.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

(3.32)Bánh răng thoả điều kiện bền uốn.

3.4.2 Bánh răng trục 3 và cụm bánh răng trục 1

Do 3 bánh răng có tỉ số truyền như nhau và quay ngược chiều nhau đồng thời kích thước 2 trục gai bằng nhau do đó ta chọn bánh răng I’ có thông số giống với bánh răng I và bánh răng III

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn: T 3 249,1 Nm

Số vòng quay: n60 (vòng/phút)

Thông số bánh dẫn trục 3:

Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB255

Tính toán thông số bánh răng bị dẫn trục 1a:

Chọn vật liệu cho bánh răng bị dẫn: Chọn thép C45 được tôi cải thiện.

Theo Bảng 6.13 [5], bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình theo quan hệ

Khi tôi cải thiệns H 1,1: hệ số an toàn có giá trị tra theo Bảng 6.13 [5], do đó:

    Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:  H  cx Min{ H 1  ,  H 2 }= 450MPa Ứng suất uốn cho phép:

Chọn hệ số chiều rộng vành răng  bd 0,32 theo Bảng 6.16 tài liệu [5]

Và hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đều theo chiều rộng vành răng K F  1,03theo Bảng 6.4 tài liệu [5].

Theo tiêu chuẩn ta chọn môđun m = 6 mm.

Theo Bảng 6.3 [5] ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng giới hạn:

- Lực hướng tâm: F r 2 F r 1 F tg t 1  1660, 65.tg(20 ) 604, 43  N

Bánh răng thoả điều kiện bền uốn.

Momen xoắn trên trục: T 1' 225 Nm

Số vòng quay bánh dẫn: n 1' 60 (vòng/phút)

Chọn vật liệu cho bánh răng bị dẫn: Chọn thép C45 được tôi cải thiện.

Theo Bảng 6.13 [5], bánh bị dẫn ta chọn độ rắn trung bình theo quan hệ

  Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:

 H  cx Min{ H 1  ,  H 2 }= 433,64 MPa Ứng suất uốn cho phép:

Do bộ truyền hở được nên tính toán thiết kế theo độ bền mỏi uốn để tránh hiện tượng gãy răng. Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

- Lực hướng tâm: F r 2 F r 1 F tg t 1  1578, 28 (20 ) 574, 45tg   N

Bánh răng thoả điều kiện bền uốn.

Thông số hình học Công thức Đường kính vòng chia d m Z 5.60 300 mm Đường kính vòng đỉnh d a  d 2m300 2.5 310  mm Đường kính vòng đáy d f  d 2,5m300 2,5 5 287,5  mm

Chiều rộng vành răng b100mm

3.4.4 Bánh răng trục 2a với trục 2c

Do 2 bánh răng có tỉ số truyền như nhau và quay ngược chiều nhau đồng thời kích thước 2 trục tách xơ bằng nhau do đó ta chọn bánh răng II’ có thông số giống với bánh răng II.

Momen xoắn trên trục của bánh dẫn: T 2 212,61 Nm

Số vòng quay: n 2 n 2 ' 90 (vòng/phút)

Chọn vật liệu cho bánh răng dẫn và bánh răng bị dẫn : Chọn thép C45 được tôi cải thiện.

Theo Bảng 6.13 [5], ta chọn độ rắn trung bình HB250

- Giới hạn mỏi tiếp xúc: lim1  lim 2 2 70 2.250 70 570  

- Giới hạn mỏi uốn: lim1  lim 2 1,8 1,8 250 450

  Ứng suất tiếp xúc cho phép:

   Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:  H cx  = 466,36 MPa Ứng suất uốn cho phép:

Chọn số răng: Bánh dẫn Z 1 Z 2 40răng.

Thông số hình học Công thức Đường kính vòng chia d m Z 5 40 200 mm Đường kính vòng đỉnh d a  d 2m200 2.5 210  mm Đường kính vòng đáy d f 1 d 1  2,5m200 2,5 5 187,5  mm

Chiều rộng vành răng b 1 b 2  bd a 5 0, 4 200 5 85  mm

Theo Bảng 6.3 [5] ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng giới hạn

- Lực hướng tâm: F r 2 F r 1 F tg t 1  2126,11 (20 ) 773,84tg   N

Bánh răng thoả điều kiện bền uốn

Thiết kế trục gai vít

Hình 3.2: Mô tả xoắn vít

Kết cấu trục giống như trục vít Nó được hình thành từ một ren vuông Chẳng hạn cho hình vuông có cạnh là a, một trục phẳng O-O’ và trục quay đều quanh đường tâm O- O’ thì hình vuông sẽ quét thành một ren vít có hình xoắn ốc.

Khi trục quay được một vòng thì hình vuông tịnh tiến được một đoạn S gọi là bước xoắn Góc giữa hướng xoắn mà mặt phẳng và mặt phẳng vuông góc với đường tâm của trục gọi là góc xoắn.

Nếu trải một vòng xoắn ra mặt phẳng thì đường xoắn sẽ là cạnh huyền của tam giác vuông ABC với cạnh góc vuông AC bằng chu vi đường tròn có đường kính bằng đường kính trục, bước xoắn S bằng cạnh BC. Đường kính trục: D 320 mm Độ dày: 25 mm

Trên bề mặt có hàn các răng dạng cưa có chiều cao 40 mm, làm bằng thép hình thang vuông (30-40-50) các gân này vuông góc với đường tâm trục.

Chọn trục trái (trục 1a) sử dụng để quay trái dừa và vận chuyển dừa nên khoảng cách các gai nhỏ hơn khoảng cách gai của trục 2 Chọn trục phải ( trục 1b) sử dụng để bóc vỏ dừa.

3.5.1 Kiểm nghiệm độ cao thanh gai :

Kiểm tra gai ảnh hưởng đến gáo dừa Nếu thanh gai không nghiền vỡ gáo dừa đồng nghĩa với thỏa điều kiện.

Hình 3.3: Mô tả lực tác dụng lên gáo dừa Dựa theo phân tích như trên hình ta thấy để thỏa điều kiện thì :

Vậy thanh gai không thể đập vỡ gáo dừa.

Giả thuyết trái dừa hình cầu Cho trái dừa lớn nhất có đường kính là 220 mm

Hình 3.4: Bước xoắn gai vít Để trái dừa chạm lên bề mặt trục vít thì bước xoắn phải lớn hơn 169,7 mm Ta chọn bước xoắn S = 180 mm

3.5.3 Xác định khoảng cách giữa hai thanh gai:

Hình 3.5: Khoảng cách giữa 2 thanh gai

Dựa trên hình ta thấy góc nhỏ nhất giữa hai thanh gai để trái dừa có thể chạm vào trục là 54,6 0 Chọn góc 60 0

Khoảng cách giữa hai thanh gai trên trục tách vỏ theo cung tròn:

Ta chọn khoảng cách giữa các gai của trục vận chuyển dừa nhỏ hơn so với trục tách dừa: a 1 100 mm

Hình 3.6: Lực tác dụng lên trục gai vít 3.5.4 Các lực tác dụng lên trục gai vít:

Lực dọc trục tính theo công thức 12.7 [8]:

    (3.34) trong đó: r – bán kính tác dụng lực P, (m): r (0,35 0, 4).D (0,35 0, 4).0,32 0,112 m     (3.35)

 - góc nâng đường xoắn vít ở bán kính r:

 - góc ma sát: tg  f 0, 45  24, 2 0 ; trong đó f là hệ số ma sát quy dẫn của vật trên bề mặt trục vít

Lực hướng tâm: F r F tg20 t 0 538,54 N rx r

3.5.5 Chiều dài đường gân trên tang trống:

Số gai vít trên trục 1:

Ta chọn i 1 51để các gai vít nằm vừa trên trục (3.38)

Số gai vít trên trục 2:

Ta chọn i 2 41để các gai vít nằm vừa trên trục

3.5.6 Tốc độ chuyển động của trái dừa:

Thời gian tách mỗi trái dừa:

Năng suất của máy khi tách 1 trái dừa: 1

Năng suất của máy khi tách 3 trái dừa: 2

Suy ra năng suất trung bình của máy:

   trái/h Bảng 3.6: Thông số các trục gai vít:

Thông số Trục 1 (vận chuyển) Trục 2 (tách vỏ) Đường kính ngoài D = 320 mm

Chiều dày d = 25 mm Đường kính trong d = 240 mm

Khoảng cách giữa các gai a1 = 100 a2 = 125

Thiết kế trục tách xơ dừa

Trục cắt xơ dừa là dạng trục rỗng, phía ngoài được hàng các dao cắt, khi trục quay các dao cắt này sẽ đánh vào dừa là xơ dừa tróc ra Trục cắt xơ dừa trái (2) được sử dụng như trục làm quay trái dừa và giữ dừa Trục phải (2’) được dùng như trục cắt dừa Phía cuối trục cắt của trục phải có dạn nhô ra để đẩy trái dừa đi ra khỏi máy.

3.6.1 Thông số trục tách xơ dừa trái (2 b )

Chọn chiều dài trục trái (2): L1 = 700 (mm). Đường kính ngoài D1 = 200 mm ở đầu và D2 = 150 mm ở cuối Đường kính trong d = 140 mm

3.6.2 Thông số trục tách xơ dừa phải ( 2 c )

Chọn chiều dài trục phải (2’): L2 = 600 (mm). Đường kính ngoài D1 = 180 mm ở đầu và D2 = 157 mm ở cuối Đường kính trong d = 140 mm

3.6.3 Các lực tác dụng lên trục

Lực hướng tâm: F r F tan(55) 378,79.tan(55) 540,97 N t  

THIẾT KẾ TRỤC

Thông số thiết kế: Momen xoắn trên các trục:

3.7.1 Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ

Chọn vật liệu là thép C45 có :

 Giới hạn chảy:  ch 340MPa

 Ứng suất uốn cho phép:     63 MPa

 Ứng suất xoắn cho phép:     15 30 MPa

Xác định đường kính trục sơ bộ thứ k:

 Theo Bảng 10.2 [6] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn:

3.7.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chiều rộng ổ lăn chọn sơ bộ theo đường kính của trục trung gian ta được: b 0 21mm

Hình 3.7: Các lực tác dụng lên bánh răng 1a

Do bộ bánh răng ở trục 1a ăn khớp với 2 bánh răng 3 và 1b nên ta đưa các lực tác dụng lên bánh răng trục 1a về các phương theo hệ tọa độ trên hình

Lực tác dụng lên trục gai vít trục 1:

Hình 3.8: Các lực tác dụng lên trục 1 Chiều dài mayer bánh răng 1: l m 1'1 100mm

Chiều dài trục vít: L 1200mm

Chiều dài các đoạn trục: a = 100 mm b = 750 mm c = 700 mm

Phản lực tại các gối đỡ:

 F x F x F Bx F vx F Dx F Bx F Dx F x F vx N

 F y F y F By F vy F Dy F By F Dy F y F vy N

Hình 3.9: Sơ đồ momen trục 1

 Theo Bảng 10.5 [6] với d 1 a 35mm   60MPa

Mômen tương đương tại tiết diện j:

(3.42) Với Mxj và Myj là momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc tới nhau tại tiết diện j. Công thức tính đường kính trục tại tiết diện j:

(3.43) Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

MtdB 397685,92 Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

Hình 3.10: Các lực tác dụng lên bánh răng 3

Do bộ bánh răng ở trục 3 ăn khớp với 2 bánh răng 1 và 2 nên ta đưa các lực tác dụng lên bánh răng trục 1 về các phương theo hệ toạ độ trên hình

Hình 3.11: Lực tác dụng lên trục 3

Chiều dài mayer bánh răng 3: l m 3 100 mm

Chiều dài các đoạn trục: a = b = 100 mm

Hình 3.12: Biểu đồ momen trục 3

 Theo Bảng 10.5 [6] với d 3 35mm   60MPa

Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:

    Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

Hình 3.13: Các lực tác dụng lên trục 2a Lực của bánh xích tác dụng lên trục:

Lực bánh răng tác dụng lên trục:

Chiều dài mayer bánh xích: l mxt 50 mm

Chiều dài mayer bánh răng truyền động: l m23 105 mm

Chiều dài các đoạn trục: a = b = c = 100 mm

 F x F Ax F Bx F Cx F Dx F Bx F Dx N

 F y F Ay F By F Cy F Dy F By F Dy N

 By Ax Cx Dx Dx

 Bx Ay Cy Dy Dy

Hình 3.14: Biểu đồ momen trục 2a

 Theo Bảng 10.5 [6] với d 2 a 35mm   60MPa

Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C:

MtdB 236931,32 Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

Hình 3.15: Các lực tác dụng lên trục 2b Lực bộ phận tách xơ tác dụng lên trục:

Ta dùng nối trục chặt, dựa vào Bảng 16-10a tài liệu [4] chọn nối trục có thông số như sau

- Lực vòng tác dụng trên trục:

- Lực hướng tâm do nối trục chặt tác dụng lên trục:

Chiều dài đoạn nối trục: l nt (1, 4 2,5)d 2 60 mm

Chiều dài mayer bánh răng trục tách xơ: l m22' 85 mm

Chiều dài trục tách xơ: L 700 mm

 F x F Ax F Bx F Cx F Dx F F Bx F Dx N

 F y F By F Cy F Dy F Ey F By F Dy N

 Bx Cy Dy Ey Dy

Hình 3.16: Biểu đồ momen trục 2b

 Theo Bảng 10.5 [6] với d 2 b 35mm   60MPa

Các biểu đồ momen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại C: u dài các đoạn trục:

MtdD 278753Nmm Đường kính trục xác định theo công thức:

A B C D E d mm d mm d mm d mm d mm

CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM THEN

Dựa theo Bảng 9.1a [6], chọn kích thước then b x h theo tiết diện lớn nhất của trục.

Chọn chiều dài lt của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayer l m  5 10mm

Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

T - mômen xoắn trên trục, Nmm; d - đường kính trục tại tiết diện sử dụng then, mm; lt - chiều dài then, mm; h - chiều cao then, mm; t1 - chiều sâu rãnh then, mm.

[ ] = 40 60 c  MPa lv   t l l b: chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Ta lập bảng kiểm nghiệm:

Trục d Mặt cắt l m l t l lv b h t 1  d  c T (Nmm)

Nhận xét: Các mặt cắt trên đều thoả điều kiện bền dập và cắt.

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TRỤC

3.9.1 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn:

Hệ số an toàn theo công thức 10.18 [5]:

 [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng:

[s] = 2,5… 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).

 s  j ,s  j - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn, xác định theo công thức 10.19 và 10.20 [5]:

  1 ,   1 : giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức:

 : giới hạn bền của vật liệu thép 45 thường hoá

    a , m , , a m : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

 K  1, 75;K  1,5: hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (Bảng 10.8 [5])

Do tất cả các trục của chi tiết đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng maxj , 0

Trong đó Wj là momen cản uốn được tính cho trục có 1 then:

Mj là momen uốn tổng

Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay một chiều: maxj mj 2 2

(3.51) Trong đó Tj là momen xoắn tại tiết diện j

W0j là momen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:

 t1 :chiều sâu rãnh then; b: chiều rộng then

   0, 05;    0: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu, Hình 2.9 [5] đối với Thép carbon mềm

   ,  : hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 [5].

  1, 7 : hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 [5] đối với phương pháp tăng bền Phun bi.

Ta lập được bảng thông số như sau để kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục:

Bảng 3.8: Thông số kiểm nghiệm độ bền trục

Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3 Vậy các trục thoả mãn điều kiện bền mỏi.

3.9.2 Độ bền tĩnh: Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện :

Trong đó ,  là ứng suất uốn và xoắn Giá trị được xác định theo các công thức

Với: M max ,T max :momen uốn và momen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải.

Suy ra: Các trục đều thoả độ bền tĩnh.

CHỌN Ổ LĂN

- Số vòng quay ổ: n 1 60vg/ph

- Đường kính vòng trong: d = 65 mm

- Thời gian làm việc của ổ: Lh = 30000 giờ

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Vì F rB F rD , nên ta tính toán theo ổ B.

Do trục chịu lực dọc trục Fa1 = 2650,2 N và trục công tác kích thước lớn nên ta chọn ổ đũa lồng cầu có thông số như sau:

3.10.1.1 Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

Hình 3.17: Sơ đồ lực tại các gối đỡ Tổng lực dọc trục tại B:  F aB  F sD  F a 18,56 2650,2 2668,76  N

Vì  F aB 2668,76 N  F sB 1007, 22 N nên F aB   F aB  2668,76 N

Theo Bảng 11.4 [5] tra được: X tg  0, 25; Y 1

Với V 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.

3.10.1.2 Tải trọng động quy ước trên ổ:

Với K  1, 2 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống dẫn động chọn theo Bảng 11.2 tài liệu [5].

K t 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, t C  100.

3.10.1.4 Khả năng tải động tính toán:

C Q L N C kN (3.58) nên ổ đảm bảo khả năng tải động trong đó: m = 10/3 đối với ổ đũa.

3.10.1.6 Kiểm tra tải tĩnh: Đối với ổ bi đỡ chặn, tra Bảng 11.6 [5] ta có:

Tải trọng tĩnh quy ước Q0 xác định theo công thức:

 Q o  C o  Nnên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

3.10.1.7 Số vòng quay tới hạn của ổ:

Theo Bảng 11.7 [5] với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [Dpwn] = 4.10 5 Đường kính tâm con lăn: w

 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và C:

Do trục không chịu lực dọc trục ổ bi đỡ có thông số như sau:

V = 1 - hệ số tính đến vòng trong quay

C t Q L N C kNnên ổ đảm bảo khả năng tải động. trong đó: m = 3 – chỉ số mũ với ổ bi

3.10.2.5 Kiểm tra tải tĩnh: Đối với ổ bi đỡ chặn, tra Bảng 11.6 [5] ta có: Xo = 0,6 ; Yo = 0,5

Tải trọng tĩnh quy ước Q o xác định theo công thức:

 Q o F r  C o  Nnên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Theo Bảng 11.7 [5] với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: [Dpwn] = 4,5.10 5 Đường kính tâm con lăn: w

DoF rB F rD , nên ta chọn ổ B để tính toán.

Do trục chịu lực hướng tâm và có độ lệch trục bởi liên kết với trục tách xơ nên ta chọn ổ bi lồng cầu 2 dãy có thông số như sau:

 Q o F r  C o  N nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Do F rB F rD , nên ta chọn ổ D để tính toán.

Do trục chịu lực hướng tâm và có độ lệch trục nên ta chọn ổ bi lồng cầu 2 dãy có thông số như sau:

 Q o F r  C o  Nnên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Bảng 3.9: Thông số ổ lăn các trục:

Trụ c Ổ lăn Kích thước dxDxB

Khả năng tải động,N Tuổi thọ

2a Ổ bi lồng cầu 1209 ETN9 45x85x19 13675,54 22900 1408622b Ổ bi lồng cầu 1210 ETN9 50x90x20 15932,19 26500 1380482b Ổ bi lồng cầu 1210 ETN9 50x90x20 15932,19 26500 138048

Tính toán mối hàn

Hình 3.18: Phân tích lực tác dụng lên thanh gai Giá trị ứng suất kéo cho phép xác định theo công thức:

(3.61) trong đó:  ch 265 MPa- giới hạn chảy vật liệu chi tiết ghép

 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước hàn [s] 1,5 - hệ số an toàn cho phép đối với thép carbon

Hệ số ảnh hưởng đến sự thay đổi ứng suất cho phép

(3.62) trong đó: tra Bảng 20.3 [5] ta có: K  3,5- hệ số tập trung ứng suất với mối hàn cạnh r – tỷ số ứng suất a 0,58; b 0,26  : đối với thép carbon Ứng suất cắt và kéo cho phép trong mối hàn

Tính độ bền mối hàn Ứng suất theo phương lực Fa :

  (3.64) Ứng suất theo phương lực Ft:

 trong đó:  - độ dày chi tiết l - chiều dài mối hàn Ứng suất trong mặt phẳng :

Suy ra mối hàn đủ bền.

3.11.2 Tại mặt bích với trục Ứng suất theo phương Fa:

Suy ra mối hàn đủ bền.

Giá trị ứng suất kéo cho phép xác định theo công thức:

 trong đó:  ch 265 MPa- giới hạn chảy vật liệu chi tiết ghép

 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước hàn

[s] 1,5 - hệ số an toàn cho phép đối với thép carbon

Hệ số ảnh hưởng đến sự thay đổi ứng suất cho phép

 trong đó: tra Bảng 20.3 [5] ta có: K  3,5- hệ số tập trung ứng suất với mối hàn cạnh r – tỷ số ứng suất a 0,58; b 0,26  : đối với thép carbon Ứng suất cắt và kéo cho phép trong mối hàn

Momen lực: M t F 25 378,79.25 9469,7 Nmm t   Ứng suất theo phương Ft:

 trong đó:  - độ dày chi tiết l - chiều dài mối hàn

Do đó mối hàn đủ bền.

Các chi tiết khác

Khung máy được hàn từ thép ống 90x50 và 90x90 đảm bảo chịu tải trọng các chi tiết gắn trên khung.

Tấm đỡ dừa dùng để vận chuyển dừa từ nơi tách vỏ đến nơi tách xơ Tấm được làm từ thép tấm dày 5mm.

Tấm che các bên của thân máy giúp đảm bảo an toàn cho người vận hành máy cũng như hạn chế bụi bẩn bắn ra xung quanh.

Hình 3.21: Tấm che thân máy

Nắp máy được thiết kế có độ nghiêng để ép quả dừa khi trục gai vít đẩy dừa Phễu cấp dừa được hàn vào nắp máy giúp định vị quả dừa vào đúng vị trí trục tách.

Định dạng
Số trang	75
Dung lượng	2,2 MB
File đính kèm	Luan van.rar (27 MB)