Thiết kế bộ phận thái rau (máy cắt vạn năng)

Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt LỜI CẢM ƠN Trong thời gian học tập trường Đại học Bách Khoa TP.HCM mười tuần thực tập ngắn ngủi, có ý nghóa to lớn.Trong ngày qua chúng em thầy cô trang bò đầy đủ kiến thức chuyên môn giúp em đủ kiến thức để hoàn thành tốt luận văn này, đồng thời giúp chúng em đủ tự tin bước vào môi trường làm việc thực tế Em xin chân thành cảm ơn dạy bảo nhiệt tình q thầy cô Đặc biệt thầy Nguyễn Tuấn Kiệt tận tình hướng dẫn có ý kiến đóng góp vô q báu Chúng em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Nhứt Thống toàn thành viên tổ sản xuất giúp đỡ trình thực tập Cơ Sở Cơ Khí Thống Nhất Chúng xin chúc thầy nhiều sức khỏe may mắn Do có số hạn chế đònh, Luận án tốt nghiệp không tránh nhiều thiếu sót Xin thành thật cảm ơn ý kiến đóng góp cho luận án hoàn thiện Xin chân thành cảm ơn SVTH: Trần Anh Tài SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt GIỚI THIỆU Cùng với phát triển sản xuất nông nghiệp công nghệ chế biến thực phẩm với qui mô công nghiệp, việc cắt thái làm nhỏ nguyên liệu công đoạn quan trọng cho trình chế biến, đòi hỏi nhiều công sức thời gian Do để đáp ứng phần yêu cầu công nghệ lónh vực này, cán kó thuật nghiên cứu trình cắt thái để đưa nguyên lý chung thông số cho phương án cắt thái rau, củ, Qua tìm hiểu lý thuyết máy cắt thái rau, cu,û vạn thời gian thực tập tổng hợp kiến thức học trình học tập, em xin thực Luận án tốt nghiệp theo đề tài: Máy cắt thái rau, củ, vạn SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Chương I GIỚI THIỆU HAI PHƯƠNG ÁN CỦA MÁY CẮT THÁI RAU, CỎ I.1.PHƯƠNG ÁN 1: I.1.1 Sơ đồ nguyên lý: 10 Hình 1.1 Sơ đồ nguyên lý phận thái hành 1: Động điện pha 6: Con lăn ép 2: Bộ truyền đai thang 7: Bộ truyền bánh trụ 3: Ổ bi đỡ 8: Hộp giảm tốc trục vít 4: Dao thái 9: Băng tải 5: Con lăn ép 10: Con lăn tải I.1.2 Nguyên lý hoạt động: SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Khi cấp điện hai động có điện Động khởi động truyền moment xoắn qua trục động đến truyền đai qua trục dao, lưỡi dao quay gây trình cắt thái Đồng thời động khởi động truyền moment xoắn đến hộp giảm tốc (bánh vít trục vít) qua truyền bánh (trụ thẳng) thông qua trục truyền đến truyền xích  Dẫn động băng tải cấp liệu  Dẫn động trục dao Để thay đổi chiều dài đoạn thái ta thay đổi tốc độ băng tải cách điều chỉnh tốc độ động (bằng biến tần động AC sử dụng biến trở động DC) I.1.3 Ưu nhược điểm :  Ưu điểm : An toàn trình cắt thái Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, dễ sử dụng Điều chỉnh độ dài đoạn thái dễ dàng Độ dài sản phẩm tương đối  Nhược điểm : Khi sử dụng điện trở cho điều chỉnh tốc độ băng tải sinh nhiệt máy hoạt động nên hiệu suất thấp, sử dụng biến tần điều chỉnh tốc độ động giá thành cao I.2 PHƯƠNG ÁN 2: I.2.1 Sơ đồ nguyên lý: SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Đóng cầu dao điện, nhấn nút khởi động máy Động khởi động truyền moment xoắn SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt CHƯƠNG II TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA MÁY THÁI RAU CỎ I.1.NHỮNG YẾU TỐ CHÍNH ẢNH HƯỞNG ĐẾN QUÁ TRÌNH CẮT THÁI BẰNG LƯỢI DAO (dạng lưỡi cong): a).p suất riêng q (N/m): q  Q S (CT 2-32,TL I,trang49) Q : lực cắt cần thiết (N) S = 10 cm :độ dài đoạn giao tuyến lõi dao lớp vật liệu cm) Q Hình 2.I.1 Sơ đồ trình cắt thái lưỡi dao nén ép cắt đứt Dao làm việc theo nguyên lý chặt bổ (không trượt) nên ta có: Đối với rơm q = 50  120 N/cm (TL I,trang50) Đối với rau cỏ q = 40  80 N/cm Chọn : q = qmax = 120 N/cm Do đó: SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Q = q.S = 120.10 = 1200 N/cm b).Các yếu tố thuộc dao thái: Độ sắc :s = 20  100  m (TL I,trang50) chọn s = 50  m = 5.10-3 mm Ứng suất cắt vật thái  c : q  s  c  c  q / s = 120.103/5 = 2400 N/cm Góc cắt thái :      : góc đặt dao  : góc mài     Hình 2.I.2 Góc cắt thái SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Công thức thể ảnh hưởng góc mài đến lực cắt thái: Qth = Pt + c.tg  (N), (CT 2-34,TL I,trang 50) c: hệ số có thứ nguyên ,N/cm; Qth = Q = 1200 : lực cắt thái tới hạn cần thiết, N ; Pt: lực cản cắt thái, N;  = 12  15o: góc mài dao; I.2.TÍNH TOÁN SỬ DỤNG: a).Số vòng quay trục lắp dao: Năng suất lý thuyết : Q = 60.atb.b.l.k  n (CT 2-103,TL I,trang76) Năng suất yêu cầu thiết kế : Q = 200  500 kg/h atb: chiều cao trung bình họng thái,tính sơ , lấy atb = 0,01 m; b: chiều rộng họng thái , lấy0,11 m ; l: độ dài đoạn thái; l = 0,005  0,05 m; k = 2: số dao;  : khối lượng lớp rau cỏ trục nén xuống,kg/m3;theo số liệu khảo nghiệm  = 120  160 kg/m3(đối với rơm),  = 360  500 kg/m3 (đối với thức ăn xanh) n: số vòng quay dao, vòng/phút; Do số vòng quay sơ trục dao : n = Q/ 60.atb.b.l.k  = 500/60.0,01.0,11.0,003.2.360 = 350 vòng/phút SVTH: Trần Anh Tài trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt b).Công cắt thái riêng Ar (J) : Ar = q(1+f’.tg  ) (CT 2-43,TL I, trang59) f’= tg  ' : hệ số cắt trượt (f’ = 0,8  1,0) chọn f’= 1,0 ; tg  =  : hệ số trượt (tg = tg 20o  tg 60o = 0.364  1,732) chọn tg  = 1,732; Ar = 120(1+1.1,732) = S r d cos  = 327,84 J c).Phương trình lượng thể mối liên hệ động (nguồn cung cấp lượng ),máy thái (tiếp nhận lượng ) vật thái (tiêu thụ lượng) : Nđc = J. d dF = q(1 + f’.tg  ) ;(CT 2-95,TL I, trang 75) dt dt Nđc = Ar dF dt dF = S r d cos  : độ tăng vi phân diện tích thái; N dc  A r :    s r d  cos   Ar  s r  cos  dt d  2 n / 60  3,14 350 / 60  36 ,6 dt r = 20 cm : bán kính dao cos  = cos 60o= 0,5 Nđc = 328.10.10-2.20.10-2.36,6.0,5 = 120,048 SVTH: Trần Anh Tài (w) trang Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Bảng I.1 Thông số kỹ thuật máy thái rau Đặc tính kó thuật Đơn vò đo Giá trò Năng suất Q kg/h 200  500 Công suất động điện kw 0.25 Chiều dài đoạn thái mm  50 vòng/phút 350 Tốc độ trục máy Số lưỡi dao dao cong Khe hở dao kê(mâm mm 0.5-1 dao) kg 60 Khối lượng máy I.3.CÁC THÔNG SỐ CHẾ TẠO DAO : (dao lưỡi cong) Bảng I.2 Các thông số chế tạo dao lưỡi cong Thông số Vật liệu Giá trò Đơn vò Thép C-45 Độ sắc (bén) s 40  50 m Góc mài dao  12  15 độ Góc đặt dao   10 độ Góc cắt thái  16  25 độ Bán kính cong r 200 mm mm Bề dày dao h SVTH: Trần Anh Tài trang 10 Luận án tốt nghiệp u  GVHD:Nguễn Tuấn kiệt n dc n  dc nV n IV : nđc = 885 (vòng/phút)_số vòng quay trục động nV = nIV_số vòng quay trục băng tải Ta có uII = uIII = uIV = uV = Chọn hộp giảm tốc trục vít bánh vít có tỉ số truyền : u = 15 Số vòng quay trục nII = nIII = nIV = nV =nVI = nđc/u = 885/15 = 59 (vòng/phút) Bán kính lăn chủ động  2 n v 60.v 60.0,245  R   0,0396 60 R 2 n 2.3,14.59 (m) Chọn R = 0,04 (m) = 40 (mm) Công suất trục PI = P dc (Ổ)2 KN = 0,18 (0,99)2.1 = 0,176 (kw) PII = PI (Ổ)2 = 0,176.(0,99)2 = 0,172 (kw) PIII = PII.(Ổ)2.KN.BR.X = 0,172.(0,99)2.1.0,95.0,9 = 0,144 (kw) PIV = PIII.(Ổ)2.BR.x = 0,144.(0,99)2.0,95.0,9 = 0,12 (kw) PV = PIII.(Ổ)2.x = 0,144.(0,99)2.0,9 = 0,127 (kw) PVI = PIV.(Ổ)2.x = 0,12.(0,99)2.0,9 = 0,106 (kw) Số vòng quay trục : nI = nđc = 885 v/ph nII = nIII = nIV = nV =nVI = nđc/u = 885/15 = 59 (vòng/phút) Moment xoắn trục : SVTH: Trần Anh Tài trang 28 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt T I  9,55 10 PI 0,176  9,55 10  1900 nI 885 T II  ,55 10 Nmm PII ,172  ,55 10  27840 n II 59 Nmm T III  ,55 10 PIII ,144  ,55 10  23300 n III 59 T IV  ,55 10 PIV ,12  ,55 10  19420 n IV 59 Nmm TV  ,55 10 PV ,127  ,55 10  20560 nV 59 Nmm TVI  ,55 10 Nmm PVI ,106  ,55 10  17160 n VI 59 Nmm Bảng 3.1 Kết tính toán Trục I II III IV V VI Thông số Tỉ số truyền Công suất ,kw 15 1 1 0,176 0,172 0,144 0,12 0,127 0,106 Số vòng quay ,vòng/phút 885 59 59 59 59 59 Moment xoắn ,Nmm 1900 27840 23300 19420 20560 17160 II.2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG II.2.1.CHỌN VẬT LIỆU: Do yêu cầu thiết kế theo quan điểm thống thiết kế Ở ta chọn vật liệu chế tạo bánh sau : Bánh chủ động : SVTH: Trần Anh Tài trang 29 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Thép 45-tôi cải thiện HB1 = 241…285  b  850Mpa  ch  580Mpa Bánh bò động : Thép 45-tôi cải thiện HB2 = 241…285  b2  850Mpa  ch  450Mpa II.2.2 XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP: Theo công thức (6.1a) (6.1b) ta có ứng suất tiếp xúc cho phép  H  ứng suất uốn cho phép  F  tính bởi:  H    H0 lim K HL / S H  F    F0 lim K FC K FL / S F Theo bảng 6.2 với thép 45, cải thiện đạt độ rắn HB 180…350 :  H0 lim  HB  70 S H  1,1  F0 lim  1,8 HB S F  1,75 Chọn độ rắn bánh I (chủ động) : HB1= 245 độ rắn bánh II (bò động) : HB2 = 230 đó: SVTH: Trần Anh Tài trang 30 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt  H0 lim  HB1  70  2.245  70  560Mpa   F0 lim  1,8 HB1  1,8.245  441Mpa   H0 lim  HB  70  2.230  70  530Mpa   F0 lim  1,8 HB2  1,8.230  414Mpa  Theo công thức (6.5) : NHO = 30.HHB2,4 đó: NHO1= 30.(245)2,4=1,6.107 NHO2 = 30.(230)2,4 = 1,4.107 Theo công thức (6.7): N HE  60 c  Ti / Tmax  n i ti  T  T N HE  60 c ( ) n t  ( ) n t  T3  T3  19420  23300   60 1( ) 59 10  ( ) 59 10   6,49.10 23300  23300  Vì NHE > NHO nên  KHL = Suy NHE1 > NHO2 ,  KHL1 = Như theo công thức (6.1a) ; Sơ ta xác đònh ứng suất cho phép bánh :  H    H0 lim K HL / S H  H 1   H0 lim1 K HL1/ S H  560.1 / 1,1  509,1Mpa   H 2   H0 lim K HL / S H  530.1 / 1,1  481,8Mpa  Với cặp bánh trụ thẳng Ứng suất tiếp xúc cho phép truyền Ta có : [H]’ = [H]2 = 481,8 (Mpa) SVTH: Trần Anh Tài trang 31 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Theo công thức 6.8 ta có : m N FE  60 c  Ti / Tmax  F n i t i  T  T N FE  60 c ( ) n t  ( ) n t  T3  T3  19420  23300   60 1 ( ) 59 10  ( ) 59 10   4,73.10 23300  23300  Vì NFE > NFO nên  KFL = Tương tự  KFL1 = Do theo (6.2a) Với truyền quay chiều  KFC = 1, ta được:  F 1   F0 lim 1.K FC K FL1 / S F1  441.1.1 /1,75  252Mpa  F 2   F0 lim K FC K FL / S F  414.1.1 / 1,75  236,6Mpa Theo (6.13),(6.14): Ứng suất tiếp xúc tải:  H max  2,8 ch1  2,8.580  1264Mpa   H max  2,8 ch  2,8.450  1260Mpa  Ứng suất uốn cho phép tải:  F max  0,8 ch1  0,8.580  464Mpa   F max  0,8 ch  0,8.450  360Mpa  II.2.3 TÍNH TOÁN : a Xác đònh sơ khoảng cách trục : Theo(6.15a): Ta có : a w  k a u  3 T k H   H 2 u  ba Trong đó: SVTH: Trần Anh Tài trang 32 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt ka = 43 - bảng 6.5  ba = 0,25 - bảng 6.6  bd  0,5 ba u1  1  0,5.0,251  1  0,25  theo(6.16) kH = 1,02 (tra bảng 6.7) a w  49,51  13 23300.1,02  73,5 482 0,25 (mm) Chọn aw = 80(mm) b XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĂN KHỚP : Mô đun răng: m = (0,01…0,02).aw1  Chọn m = 2,5 Ta có góc nghiêng  = 00  cos = Theo(6.31): Z1= 2aw1.cos/ [m(u1+1)] = 2.80.1/[2,5(1 + 1)] = 32 Chọn Z1 = 32 Z2 = u1.Z1 = 1.32 = 32 Bảng 3.2 Các thông số tính toán truyền bánh trụ Thông số Kí hiệu Đơn Công thức tính Giá trò vò Khoảng cách trục a mm chia aw mm 80 Khoảng cách trục d mm 80 Đường kính chia dW mm 320 Đường kính lăn da mm 82 SVTH: Trần Anh Tài trang 33 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Đường kính đỉnh df mm db mm Đường kính đáy  độ t độ Đường kíng sở  tw 73,75 200 Gốc prôfin gốc Gốc prôfin Góc ăn khớp c.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC : Ứng suất tiếp xúc xuất mặt làm việc truyền phải thoả mãn điều kiện sau :  H  Z M Z H Z  2.T1 k H u m  1   H  bw u m d w21 Trong : um = T3 = 23300 (Nmm) ZM = 274 (Mpa)1/3 _ hệ số xét đến tính vật liệu,bảng 6.5 ZH =1,76 - hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,bảng 6.12 theo công thức 6.37 ta có :  = _ hệ số trùng khớp dọc  ta dùng công thức 6.36a SVTH: Trần Anh Tài trang 34 Luận án tốt nghiệp Z = GVHD:Nguễn Tuấn kiệt (4    ) (hệ số xét đến trùng khớp bánh răng) Với  = [1,88-3,2(1/z1+1/z2)].cos = 1,68  Z = 0,88 Đường kính vòng lăn : dw = 2aw/(um+1) = 2.80/(1+1) = 80 (mm) bw = ba.aw = 0,25.80 = 20 (mm) - chiều rộng vành Vận tốc vòng: v = dwn3/60000 = .80.59/60000 = 0,247 (m/s) Với v = 0,247 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp xác Theo bảng 6.14 ; 6.15 ; 6.16 ; 6.17 ta có: KH = 1,13 H = 0,004 – hệ số ảnh hưởng đến sai số ăn khớp g0 = 73 – hệ số sai lệch bước Theo (6.42): H = H.g0.v a w / u  0,004.73.0,247 80 /  0,645 Do theo (6.41) : k HV    H bw d w1 /(2T1 k H k H ) k HV   0,645.20.80 /( 2.23300.1,02.1,13)  1,019 Theo(6.39): k H  k H k H k HV  1,02.1,13.1,019  1,174 Thay giá trò vừa tìm vào công thức (6.33) ta có: SVTH: Trần Anh Tài trang 35 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt  H  274 1,76 0,88 2.23300 1,174 (1  1)  392 Mpa 20 1.80 Xác đònh ứng suất cho phép:  H    H ' Z v Z R k xH Trong đó:  H ' với  482 ( Mpa ) v = 0,247 (m/s) < (m/s)  Zv = với cấp xác động học , chọn cấp xác mức tiếp xúc cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1.25m ZR =0,95 KxH =1 Suy da  700mm  H  = 482.1.0,95.1 = 456 (Mpa) Như  H  392   H   456 ( thỏa điều kiện bền tiếp xúc) Ta chọn bw = 20 (mm) d KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN : Theo (6.43) (6.44) ta có: F1 = 2.T1.KF.Y.Y YF1/(bw.dw.m)   F   F   F YF /YF1  [F2] Theo bảng 6.7 : KF = 1,04 Theo bảng 6.14; KF = 1,37 Theo bảng 6.15: F = 0,016 F = F.g0.v aw 80  0,016.73.0,247  2,58 u Theo 6.46 cho ta: SVTH: Trần Anh Tài trang 36 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt KFv = + F.bw.dw/(2.T3.KF KF) = + 2,58.20.80/(2.23300.1,04.1,37) = 1,062 Theo(6.45): KF = KF KF.KFv = 1,04.1,37.1,062 = 1,513 Ta có:  = 1,68  Y =1/ = 1/1,68 = 0,6  = 00  Y = Số tương đương ZV1 = Z1/cos3 = 32 ZV2 = Z2/cos3 = 32 Theo bảng 6.18 ta có: YF1 = YF2 = 3,8 Thay giá trò vừa tính vào công thức (6.43) (6.44) ta có: F1 = 23300 1,513 0,6 1.3,8 = 40,2 (Mpa) < F2 = 252 (Mpa) 20 80 2,5 F2 = F1.YF2 /YF1 = F1 = 40,2 (Mpa) < F2 = 236,6 (Mpa) Vậy độ bền uốn thỏa mãn II.2.4 XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC : Bánh trục III Lực vòng : Ft1 = Ft2 = 2T3/dw = 2.23300/80 = 582,5 (N) Lực hướng tâm : Fr1 = Fr2 = Ft1.tgw /cos w = 582,5.tg200/cos00= 212 (N) Lực dọc trục : Fa1 = Fa2 = Ft1.tg w = Bánh trục IV SVTH: Trần Anh Tài trang 37 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Lực vòng : Ft3 = Ft4 = 2T4/dw = 2.19420/80 = 486 (N) Lực hướng tâm: Fr3 = Fr4 = Ft3.tgw = 485,5.tg200 = 178 (N) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ XÍCH Vì công suất máy nhỏ nên chọn xích lăn dãy với bước xích trung bình để máy hoạt động êm Ta có ux = máy làm việc với vận tốc nhỏ nên chọn số đóa xích z1 =z2 = 15 I Xác đònh bước xích : Điều kiện đảm bảo chi tiêu độ bền mòn theo 5.3 : pt = p k kz kn  {p} Hệ số răng: kz = z 01 25 = = 1,923 13 z1 Hệ số vòng quay : kn = n01 50 = = 0,847 n1 59 Hệ số k tính từ hệ số thành phần cho bảng 5.6 k = k0 ka kđc kbt kkđ kc với ko = : xích nằm ngang ka = : chọn a = 30p kđc= : điều chỉnh vít căng đóa xích SVTH: Trần Anh Tài trang 38 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt kbt= : môi trường có bụi, chất bôi trơn II – bảng 5.7 kđ = : tải trọng tónh, làm việc êm kc = : làm việc ca  k=1 Nên pt = 0,144.1.1,923.0,847 = 0,24 (kw) pt = 0,61  {p} = 0,68 (kw) Chọn bước xích : p = II Xác đònh khoảng cách trục a số mắc xích Khoảng cách trục : Chọn sơ : a = 30p = 30.8 = 240 mm Số mắc xích : 2a z1  z ( z  z1 ) p x    p 4 a  240 13  13 ( 13  13 )    73 (mm) ,14 240 Chọn số mắc xích xc = 74 Tính lại khoảng cách trục theo công thức  a  0,25pxc  0,5( z1  z2 )       xc  0,5( z2  z1 )2  2( z2  z1 ) /  2  0,25.8 76  0,5(13  13)  74  0,5(13 13)  2(13 13) / 3,14 2  = 248 (mm) Để xích không chòu lực căng lớn , khoảng cách trục a tính cần giảm lượng Δa = (0,002…0,004).a  1…2 (mm) , at = 247…249 (mm) Số lần va đập xích giây SVTH: Trần Anh Tài trang 39 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt i = z1n1 / 15.xc ≤ [ i ] = 13 59 / 15.74 = 0,69  [ i ] = 50 (Bảng 5.9) Số lần va đập thỏa điều kiện cho phép III Kiểm số xích độ bền : Hệ số an toàn : s = Q / (Kđ Ft + F0 + Fv) ≥ [ s ] Tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2 ta có Q = 4600 N , khối lượng m xích q = 0,2 kg Kđ = 1,2 : tải trọng động Lực vòng : Ft = 1000 P 1000 ,144 = = 1410 N ,102 v Trong : v = z1.p.n1 / 60000 = 13.8.59 / 60000 = 0,102 (m/s) Lực căng lực li tâm sinh : Fv = q.v2 = 0,3.(0,187)2 = 0,01  Lực căng trọng lượng nhánh xích bò động sinh : F0 = 9,81 kf.q.a Kf = : hệ số phụ thuộc độ võng (ứng với truyền nằm ngang)  F0 = 9,81.6.0,2.248.10-3 = N Hệ số : s= 4600  ,7 > 1, 1410   Vậy truyền xích đảm bảo đủ bền III Xác đònh thông số đỉa xích lực tác dụng lên trục Đường kính vòng chia đóa xích : SVTH: Trần Anh Tài trang 40 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt d1 = d2 = p/sin(/z1) = 8/sin(/13) = 66 mm Đường kính vòng đỉnh : d1 = d2 = p[ 0,5 + cotg(/z1) ] = 8[ 0,5 + cotg(/13) ] = 70 mm Bảng Các thông số đóa xích : Thông số Kí hiệu Đơn Công thức tính Giá trò vò Đường kính vòng chia d mm d1 = d2 = p/sin(/z1) 66 Đường kính đỉnh d mm d1=d2=p[0,5+cotg(/z1) 70 Đường kính vòng đáy df mm ] dv mm df = d – 2.r 60,875 57 dv = p.cotg(/z) – 1,2.h Đường kính vành đóa d1 mm Đường kính lăn r mm Bán kính đáy r3 mm Bán kính góc lượn b mm Chiều rộng đóa Với h = 7,5(bảng 5.2) Bảng 5.2 r = 0,5025.d1 + 0,05 r3 = 1,7.d1 2,5625 8,5 4,5 b = 0,93.5 - 0,15 Với B = 5(bảng 5.2) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đóa xích : H = 0,47 k r ( Ft K d  Fvd ) E /( Ak d )  [H] Lực va đập mét dây xích : Fvđ = 13.10-7.n3.p3.m SVTH: Trần Anh Tài trang 41 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt = 13.10-7.59(8)3.1 = 0,04  (N) kr = 0,59 : hệ số kể đến ảnh hưởng số đóa xích Diện tích mặt tựa lề : A = 11 mm2 (Theo bảng 5.12) Mum đàn hồi E = 2.104 Mpa kd = : xích dãy Kđ = 1,2 : tải trọng động Ft = 1410 N : lực vòng  H = 0,47 0,59(1410.1,2  0).2.10 / 11.1 = 633 Mpa Như dùng thép 45 tôi, ram đạt độ rắn HRC 45…50 đạt ứng xuất tiếp xúc cho phép [H] = 800…900 MPa đảm bảo độ bền tiếp xúc Lực tác dụng lên trục : Bỏ qua lực F0 Fv chúng nhỏ Fr = kx.Ft = 1,15.1410 = 1620 N (kx = 1,15 : xích đặt nằm ngang) SVTH: Trần Anh Tài trang 42 [...]... 59 Nmm Bảng 3.1 Kết quả tính toán Trục I II III IV V VI Thông số Tỉ số truyền Công suất ,kw 15 1 1 1 1 0,176 0,172 0,144 0,12 0,127 0,106 Số vòng quay ,vòng/phút 885 59 59 59 59 59 Moment xoắn ,Nmm 1900 27840 23300 19420 20560 17160 II.2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG II.2.1.CHỌN VẬT LIỆU: Do không có yêu cầu gì về thiết kế và theo quan điểm thống nhất trong thiết kế Ở đây ta chọn... II.1 Kết quả tính toán Trục I II Thông số Tỉ số truyền ui Công suất P , kw u =2,528 0,171 0,159 Số vòng qyay n , (v/ph) 885 350 Moment xoắn T , (Nmm) 1845 4340 II.2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI SVTH: Trần Anh Tài trang 12 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt a).Chọn loại đai và tiết diện đai Do công suất P = 0,18 < 2 Kw nên ta chọn đai thang thường , kí hiệu : O b).Xác đònh các thông số của bộ. .. động, do đó tính theo (10.23): mj = aj = Tj/(2W0j)  Xác đònh hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục: Dựa vào kết cấu trục trên hình 2a,2b,2c; và biểu đồ mô men tương ứng ta thấy các tiết diện nghuy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi là : Phần 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ PHẬN CUỐN ÉP LIỆU CHƯƠNG I I.1 NHỮNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN CHỦ YẾU CỦA BĂNG TẢI a) Vận tốc của tấm băng Từ công thức tính năng...Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt Bề rộng dao l 225 mm CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG DAO II.1 CHỌN ĐỘNG CƠ a).Xác đònh công suất động cơ Công suất tính sơ bộ trên trục máy công tác : Psb = Pt = 0,12 kw Công suất cần thiết của động cơ : Pdc = Pt  Với Pdc : công suất cần thiết trên trục động cơ, Kw Pt : công suất trên trục máy công tác, Kw b)Hiệu suất truyền động của... (bảng 5.5, TL III, trang 106)  _hiệu suất truyền động của băng tải  = TV BR.(X)2.(Ổ )5 = 0,75.0,96.0,92.0,995  0,56 trong đó : TV = 0,75_hiệu suất của bộ truyền trục vít BR = 0,96_ hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ X = 0,9_ hiệu suất của bộ truyền xích Ổ = 0,99_ hiệu suất của căp ổ lăn Công suất cần để khắc phục trở lực nhánh có tải của băng tải khi máy chạy không tải (kw) N1 = 4.10-5.q1.v.L1... về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: ( Đơn vò : mm ) dA = 25 dB = 30 dC = 30 dD = 25 III.5 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI : Theo công thức (10.19), kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nghuy hiểm thỏa mãn điều kiện sau : s j  s j s j / s 2j  s 2j  s Với: [S] : Hệ số an toàn cho phép SVTH: Trần Anh Tài... + N5) K kw (CT 5-8, TL III, trang 103) k  trong đó : N1_công suất cần để khắc phục trở lực nhánh có tải của băng tải khi máy chạy không tải ,kw N2 _công suất cần thiết để khắc phục trở lực nhánh không tải của băng tải ,kw N3_công suất cần thiết để vận chuyển vật liệu dọc chiều dài của băng tải ,kw N4 = 0_công suất để khắc phục trở lực hoạt động của xe tháo liệu ,kw SVTH: Trần Anh Tài trang 24 Luận... (z – 1)t + 2e Đường kính ngoài bánh đai 76 da1 = d1 + 2ho Fo N Lực căng ban đầu Fr Lực tác dụng lên trục N Fo  780 P1 K d  Fv v.C  z 50 96   F r  2 Fo z sin  1   2  II.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC LẮP DAO : II.3.1 CHỌN VẬT LIỆU : Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 thường hóa : Giới hạn bền : b = 600 (Mpa) Giới hạn chảy : ch = 340 (Mpa) Độ rắn : HB = 170_217 Ứùng xuất xoắn cho phép... : Nđc = (N1 + N2 + N3 + N4 + N5) K k  = (3,66.10-5+ 304.10-5+ 0,04875 + 0 + 0) 1,5 0 ,8 0 ,56 = 0,163 (kw) SVTH: Trần Anh Tài trang 26 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CHO BĂNG TẢI II.1.CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN a).Chọn động cơ Từ công suất động tính toán : Nđc = 0,163 (kw) Ta chọn động cơ 4AA63A6Y3 : Pđc = 0,18 (kw) nđc = 885 (vòng/phút)... 1200 (N) SVTH: Trần Anh Tài trang 17 Luận án tốt nghiệp GVHD:Nguễn Tuấn kiệt III.3.3 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC : Theo (10.9), đường kính trục thứ i, được xác đònh bởi : di  Ti 0 , 2   3 Với : TII = 4340 (Nmm) Suy ra : T2 4340 3  10,27(mm) 0,2.  0,2.20 d II  3 Ta chọn đường kính trục sơ bộ là: dIII = 12 (mm) III.3.4 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH TRỤC GIỮA CÁC GỐI ĐỢ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC L1 L2 L3 ... phương án cắt thái rau, củ, Qua tìm hiểu lý thuyết máy cắt thái rau, cu,û vạn thời gian thực tập tổng hợp kiến thức học trình học tập, em xin thực Luận án tốt nghiệp theo đề tài: Máy cắt thái rau, ... 27840 23300 19420 20560 17160 II.2.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ THẲNG II.2.1.CHỌN VẬT LIỆU: Do yêu cầu thiết kế theo quan điểm thống thiết kế Ở ta chọn vật liệu chế tạo bánh sau :... BẢN CỦA MÁY THÁI RAU CỎ I.1.NHỮNG YẾU TỐ CHÍNH ẢNH HƯỞNG ĐẾN QUÁ TRÌNH CẮT THÁI BẰNG LƯỢI DAO (dạng lưỡi cong): a).p suất riêng q (N/m): q  Q S (CT 2-32,TL I,trang49) Q : lực cắt cần thiết (N)