Thiết kế dây chuyền sản xuất bánh tráng

3.1.1 Phương án máy tráng kiểu rulô quay Nguyên lý hoạt động Hình 3.1 Máy tráng kiểu rulô quay hoạt động dựa vào chuyển động quay của rulô quay, trên rulô quay có gắn khuôn bánh.. Sau

Chương 1: Mở đầu 1

1.4 Quy trình cộng nghệ chế biến bánh tráng

2

2.2 Tính toán thiết kế thùng khuấy trộn 3

3.1.1 Phương án máy tráng kiểu rulô quay 17 3.1.2 Phương án máy tráng kiểu đĩa quay 18 3.1.3 Phương án máy tráng kiểu khuôn ép lên băng tải 19 3.1.4 Phương án máy tráng kiểu tráng dạng tấm 20 3.2 Tính toán động học, động lực học thiết bị cụm tráng hấp 21 3.2.1 Các thông số yêu cầu của quá trình hấp 21

3.2.3 Xác định diện tích truyền nhiệt của buồng hấp 22

3.3 Tính toán nhiệt thiết bị cụm tráng hấp 41 3.3.1 Tính toán quá trình hấp lý thuyết 42

3.3.3 Tính toán tổn thất nhiệt buồng hấp 43 3.3.4 Tính toán hiệu suất nhiệt thiết bị hấp 46

4.1.1 Phương án máy sấy dùng quạt gió có gia nhiệt trung gian 48

4.2 Tính toán động học, động lực học thiết bị cụm sấy 52

4.3.1 Tính toán quá trình sấy lý thuyết 73

4.3.3 Tính toán tổn thất nhiệt hầm sấy 75 4.3.4 Tính toán quá trình sấy thực tế 78 4.3.5 Lượng tác nhân sấy trong quá trình sấy thực tế 78

4.3.7 Tính toán năng suất quạt trong quá trình sấy 80

Chương 5: Vận hành và công tác bảo trì máy 81

5.2 Công tác bảo trì 82

CHƯƠNG 1 MỞ ĐẦU 1.1 Giới thiệu sản phẩm bánh tráng

Bánh tráng hay còn gọi là bánh đa là sản phẩm lương thực khá phổ biến ở nước

ta, nó được sản xuất để phục vụ con người, được sử dụng bằng nhiều cách ăn sống, nướng, chiên dầu, nhúng nước… Đây là loại thức ăn có đầy đủ các chất dinh dưỡng, thành phần chính bao gồm: nước và bột gạo, các thành phần dinh dưỡng như sau: Trong 100g bánh tráng có các thành phần:

1.2 Nhu cầu tiêu thụ

Bánh tráng là loại sản phẩm đã xuất hiện từ rất lâu và là món ăn ưa chuộng ở nước ta, được phổ biến từ Bắc vào Nam Bánh tráng không chỉ là thực phẩm phục vụ cho người Việt Nam mà còn phục vụ cho chính người nước ngoài

Trong quá trình hội nhập kinh tế, với sự tăng cường hợp tác, du lịch, bánh tráng đã được bè bạn quốc tế biết đến và quan tâm rất nhiều Nhu cầu xuất khẩu bánh tráng hiện nay ngày càng tăng, thị trường tiêu thụ bánh tráng lớn

1.3 Nguồn nguyên liệu

Nước ta là nước nông nghiệp, gạo là nguồn nguyên liệu dồi dào, và nước ta là nước đứng hàng thứ trên thế giới về xuất khẩu gạo Đây chính là điều kiện thuận lợi để tận dụng nguồn nguyên liệu sẵn có đối với việc sản xuất bánh tráng ở nước

ta hiện nay

1.4 Quy trình công nghệ chế biến bánh tráng

CHƯƠNG 2 CHUẨN BỊ 2.1 Các bước chuẩn bị

_ Gạo được ngâm trong nước sạch từ 6 giờ đến 8 giờ nhằm làm gạo mềm đi _ Gạo sau khi ngâm, được đem xay, nghiền thành bột lỏng, sau đó được thêm vào các chất phụ gia

_ Hỗn hợp bột gạo được cho vào thùng trộn

2.2 Tính toán thiết kế thùng khuấy trộn bột

2.2.1 Công dụng thùng trộn

Máy khuấy trộn dùng để pha trộn dung dịch bột gạo và các chất phụ gia tạo thành hỗn hợp bột gạo dùng để làm bánh tráng

2.2.2 Nguyên lý hoạt động

Máy khuấy trộn trên nguyên lý tạo ra dòng chảy rối, làm cho dung dịch bột gạo và các phụ gia chuyển động rối loạn dẫn đến hoà tan và phân tán đồng đều trong dung dịch tạo thành thành phẩm

Hình 2.1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống cấp bột 1: Động cơ; 2: Bộ truyền xích; 3: Thùng chứa; 4:Cánh quạt thuận; 5: Cánh quạt nghịch; 6: Máy bơm; 7: Ống dẫn bột

Thùng chứa: là bộ phận dùng để trữ liệu trong một khoảng thời gian, thông

thường hay sử dụng thùng dạng hình trụ tròn vì khả năng khuấy trộn tốt

Bơm: nhằm đưa bột lên cao cung cấp cho thùng chứa trung gian

Cánh quạt khuấy trộn: có tác dụng làm cho bột đồng đều nhằm đảm bảo

chất lượng của bánh và ngăn không cho bột lắng xuống bên dưới thùng và các chất phụ gia hòa trộn trong bột được tốt hơn

2.2.3 Tính toán thiết kế

Gọi Nđ: công suất động cơ

Pt: công suất tính toán

a: khoảng cách trục

x: số mắt xích

s: hệ số an toàn về quá tải

v: vận tốc của xích

Fr: lực do xích tác động lên trục

σH: ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt đĩa xích

a) Chọn các thông số của máy

Tra bảng IV, [10] ta có:

Số vòng quay sơ bộ của cánh: nc =1 vòng/s

Công suất tiêu tốn: 0,010,43 Kw

Chọn Ptt = 0,43 Kw (sơ bộ)

b) Công suất động cơ

Theo bảng (2.3), [4], trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ:

Hiệu suất bộ truyền xích: x = 0,8

Hiệu suất một cặp ổ lăn: OL = 0,99

Hiệu suất cánh khuấy Kh = 0,9

Hiệu suất chung của các bộ truyền:

Tỉ số truyền từ động cơ đến cánh khuấy: i = nđc/nc = 120/(1.60) = 2

Vậy ta chọn tỉ số truyền của bộ truyền xích i = 2

Tốc độ của cánh: nc = nđc/i = 120/2 = 60 (vg/ph) = 1 (vg/s)

c) Thiết kế bộ truyền xích

Vì tải trọng nhỏ và vận tốc thấp nên dùng xích con lăn

1i) Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng (5.4), [4], với tỷ số truyền u = 2, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ

Z1 = 27 răng Do đó số răng đĩa xích lớn Z2 = u.Z1 = 2.27 = 54 răng

2i) Xác định bước xích

1 1

01  



z z

k: hệ số sử dụng tính từ bảng (5.5), [4], tính theo k k0k a k dc k bt k d k c

Với: tra bảng (5.6), [4] ta được:

k0: hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền, k0 = 1

ka: hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục và chiều dài xích, ka = 1

kđc: hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, kđc = 1

kbt : hệ số ảnh hưởng của bôi trơn, kbt = 1

kđ : hệ số tải trọng động, kđ = 1

kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, kc = 1

 k = 1.1.1.1.1.1 = 1

120

200 27

25 1

Vậy Pt = 1,54 kW < [P] = 1,61 kW, thỏa điều kiện bền mòn

Đồng thời theo bảng (5.8), [4] ta có p < pmax

3i) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

a

2 1 2 2 1

42

4

7,12.27542

54277,12

381.2

(5,025

,0



Z Z Z

Z x

Z Z x

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được giảm bớt một lượng a, được xác định theo công thức:

16,1673,386.003,0.003,

120 27 15

Với loại xích con lăn, p = 12,7 mm, theo bảng (5.9), [4], ta có số lần va đập cho phép trong một giây [i] = 60 lần/s  i < [i]

4i) Kiểm nghiệm xích về độ bền quá tải

Hệ số an toàn về quá tải được xác định theo (5.15), [4]:

v t

d F F F k

Q s

kd: hệ số tải trọng động, vì chế độ làm việc trung bình, kd = 1,2

Ft: lực vòng, N được xác định theo công thức:

6858 , 0 60000

120 7 , 12 27 60000

1.1000

10.2,

d F F F k

Q s

Theo bảng (5.10), [4], với n0l = 200 vg/ph và p = 12,7 mm trị số của hệ số an toàn [s] = 7,8

Vậy s > [s], do đó bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

5i) Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc

Đường kính vòng chia của đĩa xích xác định theo (5.17), [4]:

148,10927

sin

7,12sin

sin

7,12sin

cot5,0.7,12cot

5,0

g p

646,22454

cot5,0.7,12cot

5,0

g p

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích được kiểm tra theo (5.18), [4]:

H d

vd d t r H

Ak

E F K F k



kd: hệ số phân bố không đều tải, xích một dãy nên kd = 1

Kd: hệ số tải động, tra bảng (5.6), [4] Kd =1

kr: hệ số kể đến ảnh hưởng số răng đĩa xích, được tính:

0 , 36 0 , 48 0 , 396 20

30

20 27 48 ,

5

5 5

2 1

2

10.1,210.1,2

10.1,2.10.1,2.2

.2

E E

A : diện tích chiếu của bản lề, mm2; tra bảng (5.12), [4] với p = 12,7

mm xích một dãy ta có A = 39,6 mm2

1 6 , 39

10 1 , 2 319 , 0 1 151 , 1458 396 , 0 47 , 0

Vậy điều kiện bền về tiếp xúc được thỏa mãn

6i) Lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục được tính theo (5.20), [4]: F  r k x F t

Trong đó:

Kx : hệ số kể đến tải trọng lượng xích, với bộ truyền được đặt nằm ngang ta có kx = 1,15

 F r 1,15.1458,1511676,873 (N)

d) Thiết kế trục

1i) Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb =600 MPa, ứng suất xoắn cho phép   20 Mpa

2i) Xác định đường kính trục sơ bộ

Theo (10.8), [4], ta có:

 

3 2 ,

k k

1.10.55,910

.55,

1

1 6

2 , 0

333 , 79583 3

3i) Xác định trị số của các lực tác dụng

Tại ổ đỡ A có các phản lực tác dụng là Fx10 và Fy10

Tại ổ đỡ B có các phản lực tác dụng là Fx11 và Fy11

Lực tác dụng lên trục do xích gây ra F12 = 1676,873 N

Sử dụng phương trình moment và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zOy và zOx, ta được các phương trình sau:

Xét trong mặt phẳng yOz, lấy moment tại điểm A, ta có:

F12.40 + Fy11.250 = 0  Fy11 = – F12.40/250

 Fy11 = – 1676,873.40/250 = – 268,299 (N) Xét trong mặt phẳng yOz, chiếu các lực lên trục Oy,ta có:

F12 + Fy11 + Fy10 = 0  Fy10 = - F12 - Fy11

 Fy10 = - 1676,873 + 268,299 = - 1408,574 (N) Xét trong mặt phẳng xOz, lấy moment tại điểm A, ta có:

Fx11.250 = 0  Fx11 = 0 (N) Xét trong mặt phẳng xOz, chiếu các lực lên trục Ox,ta có:

Fx10 + Fx11 = 0  Fx10 = - Fx11

 Fx10 = 0 (N)

4i) Vẽ biểu đồ moment và xác định đường kính trục

Moment uốn tổng Mj và moment tương đương Mtđkj tương ứng với tiết diện j trên trục k được xác định theo (10.15),(10.16), [4]:

xj yj

j j

M  2 0,75 2 Nmm Kết quả ta được:

6892279584

.75,00

.75,00

.75,00

.75,00

tdj j

M

d  mm với []50 Mpa Kết quả ta được:

9 , 23 50 1 , 0

68922 3

8 , 26 50 1 , 0

96174 3

9 , 23 50 1 , 0

68922 3

9 , 23 50 1 , 0

68922 3

5i) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện (10.19), [4]:

 s s

s

s s s

rj j

rj j







mj aj

dj j K

dj j K

728,1516,261.58,0

58,

Mj : moment uốn tổng cộng tại tiết diện j của trục

Wj : moment cản uốn tại tiết diện j của trục, tính từ bảng (10.6), [4]

Vì các trục chỉ quay theo một chiều nên ứng suất xoắn chỉ thay đổi theo chu kỳ mạch động, được xác định theo (10.23), [4]:

oj

j aj

mj

W

T

2 2 max 

Đối với trục có tiết diện tròn:

d

t d t b d W

2

.32

d

t d t b d W

2

.16

Trị số của moment cản uốn và moment cản xoắn ứng với các tiết diện được trình bày trong bảng :

Kσdj ,Kτdj : hệ số được xác định theo (10.26), [4]:

y x

dj

K K

dj

K K

Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, do không dùng phương pháp tăng bền nên Ky = 1

Kσ, Kτ hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất, được tra từ bảng (10.12), [4] theo giới hạn bền của vật liệu trục

Vì dùng dao phay ngón để phay rãnh then nên Kσ = 1,76, Kτ = 1,54

εσ, ετ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, được tra trong bảng (10.10), [4]

Kết quả được trình bày trong bảng:

Vậy tất cảc các tiết diện đều đủ bền

6i) Kiểm nghiệm độ bền của then

Điều kiện bền dập, bền uốn của then được xác định theo (9.1),(9.2), [4]:

   d t

d

t h dl

T : moment xoắn trên trục, Nmm

Lt : chiều dài then, một cách gần đúng chọn lt = 1,35.d mm, sau đó chọn theo tiêu chuẩn

b, t1, h : chiều rộng, chiều cao và chiều sâu rãnh then, mm

 d : ứng suất dập cho phép, MPa, được tra trong bảng (9.5), [4] Với dạng lắp cố định, vật liệu Mayơ là thép và đặc tính tải trọng là tĩnh,

Vậy các mối ghép then đều thỏa điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt

f) Tính toán ổ lăn

Vì tải trọng trung bình và chủ yếu là lực hướng tâm, do đó dựa vào bảng (P2.11), [4], chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ hẹp 700106 có C = 7,56 kN và C0 = 5,4 kN

1i) Kiểm nghiệm khả năng tải động

Khả năng tải động của ổ được xác định theo (11.1), [4]:

r k k XVF

Q 

Với:

Fr : tải trọng hướng tâm, kN

57,1408574

,1408

2 10 2

,268

2 11 2

V : hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V = 1

kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn kt = 1

kd : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng (11.3), [4] với đặc tính tải trọng tác dụng lên ổ là trọng tĩnh , không va đập nên kd = 1

X : hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được tra trong bảng (11.4), [4]: X = 1 (vì ổ chỉ chịu lực hướng tâm)

 Q1.1.1,409.1.11,409 (kN) L: tuổi thọ của ổ, được xác định theo (11.2), [4]:

14410

10.20.120.6010

60

6 3

m: bậc của đường cong mỏi, vì sử dụng ổ bi nên m = 3

Vậy khả năng tải động của ổ được thỏa mãn

2i) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo (11.8), [4]:

0

C

Q t 

Trong đó:

C0 : khả năng tải tĩnh

Qt : tải trọng quy ước, được xác định theo (11.20), [4]:

r

t X F

Q  0

409,1



t F

Q (kN) < Co = 5,4 kN Với:

X0: tải trọng hướng tâm được tính theo bảng (11.6), [4]: X0 = 0,6

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được thỏa mãn

CHƯƠNG 3 CÔNG ĐOẠN TRÁNG – HẤP 3.1 Phương án tráng hấp bánh

Một số phương án tráng hấp có thể kể đến như sau :

1 Phương án máy tráng kiểu rulô quay

2 Phương án máy tráng kiểu đĩa quay

3 Phương án máy tráng kiểu khuôn ép lên băng tải

4 Phương án máy tráng kiểu tráng dạng tấm

3.1.1 Phương án máy tráng kiểu rulô quay

Nguyên lý hoạt động

Hình 3.1 Máy tráng kiểu rulô quay hoạt động dựa vào chuyển động quay của rulô quay, trên rulô quay có gắn khuôn bánh Khi rulô quay và tiếp xúc với dung dịch bột gạo thì dung dịch bột gạo sẽ vào trong các khuôn trên Đồng thời cơ cấu gạt bột luôn tiếp xúc với bề mặt khuôn có tác dụng gạt đi lượng bột dư thừa, cũng như làm cho hỗn hợp bột gạo trải đều trên khuôn Sau quá trình tráng và hấp chín, bánh tráng sẽ được tách khỏi khuôn bằng dao tách và các quạt hút thổi, các quạt hút thổi có tác dụng làm se bề mặt bánh, tức là lấy đi một lượng ẩm trên bề mặt bánh và làm cho quá trình tách bánh ra khỏi khuôn được dễ dàng và không làm rách bánh

Ưu – Nhược điểm của phương pháp

Ưu điểm :

_ Thiết bị đơn giản, dễ chế tạo

_ Máy có diện tích nhỏ, dễ điều khiển

Nhược điểm :

_ Năng suất thấp

_ Việc chế tạo khuôn khó

_ Không thể thay đổi quy cách sản phẩm

3.1.2 Phương án máy tráng kiểu đĩa quay

Nguyên lý hoạt động

Hình 3.2 Máy tráng kiểu đĩa quay hoạt động dựa vào chuyển động quay của khung trên có gắn khuôn bánh, đây là loại khuôn rời tức ta có thể thay đổi quy cách khuôn Khi khung quay thì dung dịch bột gạo sẽ vào khuôn từ hệ thống rót dung dịch đặt trên khuôn bánh Đồng thời cơ cấu gạt bột luôn tiếp xúc với bề mặt khuôn, có tác dụng gạt đi lượng bột dư, cũng như là cho bánh có độ dày đồng đều, trên khuôn có bộ phận gia nhiệt để làm chín bánh Sau quá trình tráng hấp, bánh sẽ được tách khỏi khuôn bằng dao tách và các quạt hút thổi, các quạt hút thổi có tác dụng làm se bề mặt bánh tức là lấy bớt đi một lượng ẩm trên bề mặt bánh và làm cho quá trình tách bánh ra khỏi khuôn được dễ dàng mà không làm rách bánh

Ưu – Nhược điểm của phương pháp

Ưu điểm :

_ Thiết bị đơn giản, dễ chế tạo

_ Dễ điều khiển, dễ chế tạo khuôn

_ Đường kính khung nhỏ

_ Có thể thay đổi quy cách khuôn

Nhược điểm :

_ Năng suất thấp

_ Tốc độ quay của khuôn thấp

3.1.3 Phương án máy tráng kiểu khuôn ép lên băng tải

Nguyên lý hoạt động

Hình 3.3 Máy tráng kiểu khuôn ép lên băng tải hoạt động dựa vào chuyển động của hai băng tải: băng tải khuôn và băng tải lấy sản phẩm Băng tải khuôn là băng tải vải mà bề mặt băng được định hình bằng hình dáng của sản phẩm, đây là dạng khuôn rời tức là ta có thể thay đổi quy cách khuôn Khi hai băng tải quay thì dung dịch bột gạo sẽ vào trong các khuôn từ hệ thống rót dung dịch đặt phía trên khuôn, đồng thời lúc này sự tiếp xúc của băng tải lấy sản phẩm với băng tải khuôn có tác dụng làm cho bề mặt sản phẩm khi tráng không bị biến dạng Cơ cấu gạt bột luôn tiếp xúc với bề mặt khuôn, có tác dụng gạt đi lượng bột dư làm cho bánh có độ dày đồng đều

Ưu – Nhược điểm của phương pháp

Ưu điểm :

_ Thiết bị đơn giản, dễ chế tạo

_ Dễ điều khiển, dễ lấy sản phẩm ra khỏi khuôn

_ Dễ thay đổi quy cách khuôn

Nhược điểm :

_ Năng suất thấp

_ Đòi hỏi chế tạo có sự chính xác cao

_ Quá trình làm kín của khuôn và băng tải là rất khó

3.1.4 Phương án máy tráng kiểu tráng dạng tấm

Nguyên lý hoạt động

Hình 3.4 Máy tráng kiểu tráng dạng tấm bằng tang cuốn bột dựa vào mối liên hệ của tang cuốn bột, trục gạt liệu và tấm phẳng để trải bột Trong đó khe hở giữa tang cấp bột và trục gạt liệu sẽ quyết định độ dày của sản phẩm, còn tấm phẳng có tác dụng gạt bột từ tang cấp bột tải đều xuống băng tải vải và được băng tải vải đưa vào buồng hấp, qua buồng hấp bánh sẽ được làm chín, sau đó

bánh sẽ được trải đều lên băng tải bằng dao gạt và được băng tải vào buồng sấy Trong quá trình tráng hấp thì vận tốc của tang cấp bột và vận tốc của băng tải vải là như nhau, đồng thời băng tải vải luôn được là sạch bằng hệ thống rửa băng

Ưu – Nhược điểm của phương pháp

Ưu điểm :

_ Điều chỉnh được độ dày bánh, dễ điều khiển

_ Băng tải luôn sạch sẽ

_ Năng suất cao

Nhược điểm :

_ Máy chiếm không gian lớn

_ Chi phí vật tư chế tạo máy cao

Qua đánh giá và phân tích 4 phương án trên để thiết kế thiết bị tráng hấp bánh tráng, dựa vào các tiêu chuẩn về chế tạo, công nghệ, kinh tế, năng suất,… ta chọn phương án máy tráng kiểu tráng dạng tấm bằng tang cuốn bột Bởi vì phương án này cho năng suất cao do quá trình tráng liên tục không bị gián đoạn như các

phương án khác nên phù hợp trong sản xuất công nghiệp và vì thế hiệu quả kinh tế sẽ cao hơn mặc dù vốn đầu tư ban đầu cao hơn so với các phương án còn lại Đồng thời, phương án này là phương án được sử dụng phổ biến ở các khu vực phía Nam

3.2 Tính toán động học, động lực học của thiết bị tráng hấp

3.2.1 Các thông số yêu cầu của quá trình hấp

G(kg/h) là khối lượng bột nước ban đầu

G’(kg/h) là khối lượng thành phẩm sau khi sấy, G’ = 10 kg/h

φ là độ ẩm của bột nước ban đầu, φ = 85%

φ’ là độ ẩm của thành phẩm sau khi sấy, φ’ = 14%

Thành phẩm dày tối thiểu 0,2 mm

Nhiệt độ bột gạo vào buồng hấp, t1 = 250C

Nhiệt độ bột gạo ra khỏi buồng hấp, t2 = 800C

Trọng lượng riêng của băng tải vải trên một mét, q0 = 27 N/m

Trọng lượng riêng của bột gạo trên một mét, q = 5 N/m

3.2.2 Xác định vận tốc băng tải

Để đơn giản cho quá trình tính toán ta bỏ qua tổn thất trong quá trình tráng hấp và sấy Theo (4.6), [13]:

33,5785100

14100.10100

'100'

100

'100

F: diện tích tốc độ dòng chảy vật liệu, m2

v: vận tốc vận chuyển của băng tải, m/s

γ: khối lượng của vật liệu vận chuyển, kg/m3

5.360

33,57

3.2.3 Xác định diện tích truyền nhiệt của buồng hấp

Nhiệt lượng của hơi nước truyền cho bột trên băng được tính theo (5.2), [2]:

Q1 = α.F.( tf – tw ) , W

Trong đó:

Q1: nhiệt lượng truyền qua bề mặt trong một đơn vị thời gian, W

F : diện tích bề mặt trao đổi nhiệt, m2

tf : nhiệt độ bề mặt trao đổi nhiệt, độ

tw : nhiệt độ chất lỏng, độ

α : hệ số toả nhiệt, W/m2độ

Vì quá trình trao đổi nhiệt trong buồng hấp là quá trình toả nhiệt khi sôi trong không gian với áp suất p = 1 bar nên hệ số tỏa nhiệt α được tính theo (10.18), [3]:

α = 46.∆t2,33.p0,5 , với ∆t = tw- ts

Trong đó:

p : áp suất, bar

tw : nhiệt độ bề mặt trao đổi nhiệt, độ

ts : nhiệt độ bão hòa tương ứng với áp suất p, độ Tra bảng nước và hơi nước bão hòa (theo áp suất), [2]; tương ứng với áp suất p = 1 bar, ta có nhiệt độ

sôi là ts = 99,640C, đồng thời cần gia nhiệt cho nước đến tw = 1040C để xảy

ra sự tỏa nhiệt khi sôi

Vậy α = 46.(104 – 99,64 )2,33.(1)0,5 = 1421,547 (W/m2độ)

Nhiệt lượng cần thiết để cung cấp cho bột lỏng trên băng tăng từ 250C đến

800C, được xác định theo (14.2), [2]:

Q2 = G.cp.(t2 – t1’ ), W

Trong đó:

G: lưu lượng bột lỏng, kg/s

t2 : nhiệt độ trung bình của bột lỏng trên băng sau khi ra khỏi buồng hấp, độ

t1’: nhiệt độ trung bình của bột lỏng trên băng trước khi vào buồng hấp, độ

cP : nhiệt dung riêng của bánh tráng (gạo nước), kJ/kg.độ

Với C2K : nhiệt dung riêng của gạo; C2K = 1,55 kJ/kg.độ

CW : nhiệt dung riêng của nước; CW = 4,18 kJ/kg.độ

Nhiệt dung riêng bánh tráng (gạo nước) được xác định theo (4.22), [13]:

7855 , 3 100

85 18 , 4 ) 85 100 (

55 , 1 100

) 100 (

P

C C

).(

2" 1'

w t t

t t c G f

547,1421.3600

)2580.(

1000.7855,3.33,57

534,045,

Do các công thức tính toán trên mới chỉ xét trong điều kiện lí tưởng nên chọn chiều dài buồng hấp là L = 2 m để bù trừ các tổn thất

3.2.4 Tính toán thiết kế

Gọi Nđ: công suất động cơ

Pt: công suất tính toán

a: khoảng cách trục

x: số mắt xích

s: hệ số an toàn về quá tải

v: vận tốc của xích

Fr: lực do xích tác động lên trục

σH: ứng suất tiếp xúc sinh ra trên bề mặt đĩa xích

a) Tính lực kéo băng tải

Hình 3.5 Để tính toán lực kéo băng tải chính xác ta cần phải tính lực căng băng ở các vị trí theo đường chuyển động của băng Ta đánh số thứ tự tại các điểm có sự thay đổi lực căng băng, điểm bắt đầu là điểm có lực căng băng nhỏ nhất và lực căng băng tại các vị trí tiếp theo được xác định theo (12.23), [1]:

Si+1 = Si + W(i+1) – i (N)

Trong đó:

Si, Si+1 : lực căng băng tại vị trí điểm thứ i và thứ i+1, N

W(i+1) – i : lực cản trên đoạn băng từ điểm i đến i+1, N

Theo sơ đồ kéo băng tải như trên ta có:

S0 = Sr

S11 = SV = S10+ W11-10

Với :

Sr : lực căng băng tại vị trí đi ra khỏi tang, N

Sv : lực căng băng tại vị trí đi vào tang, N

Hình 3.6 + W1-0 , lực cản trên đoạn băng nghiêng hướng xuống ở nhánh không tải :

W1-0 = q0.( L0.ω – H0) , N

Trong đó:

q0 : trọng lượng băng trên một mét dài, q0 = 27 N/m

L0 : chiều dài theo phương ngang từ 0 đến 1, L0 = 0,3 m

H0 : chiều cao theo phương đứng từ 0 đến 1, H0 = 0,7 m

ω : hệ số cản chuyển động của băng qua con lăn, ω = 0,04

 W1-0 = 27.(0,3.0,04 – 0,7) = - 18,576 (N)

 S1 = S0 – 18,576 + W2-1, lực cản trên đoạn băng uốn cong qua tang đổi hướng :

W2-1 = ξ.S1 , N

Trong đó:

ξ : hệ số cản khi băng đi qua đuôi hay tang đổi hướng, ξ = 0,03

S1 : lực căng băng tại điểm thứ nhất, N

 W2-1 = 0,03.( S0 – 18,576) = 0,03.S0 – 0,557

 S2 = S1 + W2-1 = (S0 – 18,576) + (0,03.S0 – 0,557) = 1,03.S0 – 19,133

+ W3-2 , lực cản trên đoạn băng hướng lên nhánh không tải:

W3-2 = q0.L1.ω + q0.H1 , N

Trong đó:

L1 : chiều dài theo phương ngang từ 2 tới 3, L1 = 0,3 m

H1 : chiều cao theo phương đứng từ 2 tới 3, H1 = 0,3 m

 W3-2 = 27.0,3.0,04 + 27.0,3 = 8,424 (N)

 S3 = S2 + W3-2 = (1,03.S0 – 19,133) + 8,424 = 1,03.S0 – 10,709

+ W4-3 , lực cản trên đoạn băng uốn cong qua tang đổi hướng :

+ W5-4 , lực cản trên đoạn băng nằm nghiêng hướng xuống nhánh không tải :

W5-4 = q0.L2.ω - q0.H2, N

Trong đó:

L2 : chiều dài đoạn băng từ 4 đến 5, L2 = 1,5 m

H2 : chiều cao đoạn băng từ 4 đến 5, H2 = 0,1 m

 W5-4 = 27.1,5.0,04 – 27.0,1 = - 1,08 (N)

 S5 = S4 + W5-4 = (1,0609.S0 – 11,03) - 1,08 = 1,0609.S0 – 12,11

+ W6-5 , lực cản trên đoạn băng uốn cong qua tang đổi hướng :

+ W7-6 , lực cản trên đoạn băng nghiêng hướng xuống ở nhánh không tải :

W7-6 = q0 L3.ω – q0.H3 , N

Trong đó:

L3 : chiều dài theo phương ngang từ 6 đến 7, L3 = 0,3 m

H3 : chiều cao theo phương đứng từ 6 đến 7, H3 = 0,3 m

 W7-6 = 27.0,3.0,04 – 27.0,3 = - 7,776 (N)

 S7 = S6 + W7-6 = (1,092.S0 – 12,473) – 7,776 = 1,092.S0 – 20,249

+ W8-7 , lực cản trên đoạn băng uốn cong qua tang đổi hướng :

+ W9-8 , lực cản trên đoạn băng nghiêng hướng lên ở nhánh không tải :

W9-8 = q0 L4.ω + q0.H4 , N

Trong đó:

L4 : chiều dài theo phương ngang từ 8 đến 9, L4 = 0,6 m

H4 : chiều cao theo phương đứng từ 8 đến 9, H4 = 0,7 m

 W9-8 = 27.0,6.0,04 + 27.0,7 = 19,548 (N)

S9 = S8 + W9-8 = (1,125.S0 – 20,856) + 19,548 = 1,125.S0 – 1,308

+ W10-9 , lực cản trên đoạn băng uốn cong qua tang đổi hướng :

+ W11-10 , lực cản trên đoạn băng nằm ngang ở nhánh có tải :

Mặt khác, ta có thể tính lực căng tại điểm đi vào tang dẫn theo (12.37), [1]:

Sv

dt r k

e S



 , N Trong đó:

eµα : hệ số kéo của tang dẫn động

µ : hệ số ma sát giữa băng và tang dẫn động, µ=0,1

α : góc ôm của băng trên tang dẫn động, α = 2,35 rad

kdt : hệ số dự trữ ma sát giữa băng và tang, kdt = 1,15

35 , 2 1 , 0

.819,1.819,115,

e S

,4932

Vậy không có hiện tượng trượt băng trên tang dẫn động

Lực kéo trên tang dẫn động được xác định theo (12.22), [1]:

F0 = Sv – Sr = 2159,11 – 1186,98 = 972,14 (N)

b) Công suất động cơ

Công suất động cơ điện để dẫn động băng tải được tính theo (12.22), [1]:



.1000

0v F

Trong đó:

F0 : lực kéo trên tang dẫn động, N

v : vận tốc băng tải, m/s

 : hiệu suất bộ truyền trạm dẫn,được tính :

 0,8.(0,9)2.(0,99)2.0,80,508

06,0508,0.1000

031,0.141,972

ux : tỷ số truyền của bộ truyền xích

Vì sử dụng động cơ biến tốc chỉnh được nhiều tốc độ cần thiết và tải nhẹ cho nên chọn: ux = 1  ut = 1

Số vòng quay của trục tang dẫn động được xác định theo (2.16), [4]:

nlv = 60000

D

v

 , vg/ph Trong đó :

v : vận tốc băng tải, v = 0,031 m/s

D : đường kính tang dẫn động, D = 220 mm

 nlv = 60000 2 , 69

220

031 , 0

c) Thiết kế bộ truyền xích

Vì tải trọng nhỏ và vận tốc thấp nên dùng xích con lăn

1i) Chọn số răng đĩa xích

Theo bảng (5.4), [4], với tỷ số truyền u = 1, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ

Z1 = 27 răng Do đó số răng đĩa xích lớn Z2 = u.Z1 = 1.27 = 27 răng

2i) Xác định bước xích

1 1

01  



z z z

k z

k : hệ số số vòng quay, được xác định như sau:

69,2

k: hệ số sử dụng tính từ bảng (5.5), [4], tính theo k k0k a k dc k bt k d k c

Với: tra bảng (5.6), [4] ta được:

k0: hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền, k0 = 1

ka: hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục và chiều dài xích, ka = 1

kđc: hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, kđc = 1

kbt : hệ số ảnh hưởng của bôi trơn, kbt = 1

kđ : hệ số tải trọng động, kđ = 1

kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền, kc = 1

 k = 1.1.1.1.1.1 = 1

69,2

50.27

25.1.058,

Vậy Pt = 0,998 kW < [P] = 1,41 kW, thỏa điều kiện bền mòn

Đồng thời theo bảng (5.8), [4] ta có p < pmax

3i) Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

a

2 1 2 2 1

42

,571 4

05,19.27272

272705,19

5,571.2

(5,025

,0



Z Z Z

Z x

Z Z x

Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a được giảm bớt một lượng a, được xác định theo công thức:

74,1025,581.003,0.003,



Vậy a = 581,025 – 1,74 = 579,281 (mm)

Số lần va đập của xích trong một giây xác định theo (5.14), [4]:

055 , 0 88 15

69 , 2 27 15

Với loại xích con lăn, p = 19,05 mm, theo bảng (5.9), [4], ta có số lần va đập cho phép trong một giây [i] = 35 lần/s  i < [i]

4i) Kiểm nghiệm xích về độ bền quá tải

Hệ số an toàn về quá tải được xác định theo (5.15), [4]:

v t

d F F F k

Q s

kd: hệ số tải trọng động, vì chế độ làm việc trung bình, kd = 1,2

Ft: lực vòng, N được xác định theo công thức:

69 , 2 05 , 19 27 60000

058,0.1000

10.8,

d F F F k

Q s

Theo bảng (5.10), [4], với n0l = 50 vg/ph và p = 19,05 mm trị số của hệ số an toàn [s] = 7

Vậy s > [s], do đó bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

5i) Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc

Đường kính vòng chia của đĩa xích xác định theo (5.17), [4]:

722,16327

sin

05,19sin

sin

05,19sin

cot5,0.05,19cot

5,0

g p

247,17327

cot5,0.05,19cot

5,0

g p

Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích được kiểm tra theo (5.18), [4]:

H d

vd d t r H

Ak

E F K F k

.

kd: hệ số phân bố không đều tải, xích một dãy nên kd = 1

Kd: hệ số tải động, tra bảng (5.6), [4] Kd =1

kr: hệ số kể đến ảnh hưởng số răng đĩa xích, được tính:

0 , 36 0 , 48 0 , 396 20

30

20 27 48 ,

5

5 5

2 1

2 1

10.1,210.1,210.1,2

10.1,2.10.1,2.2

.2

E E

A : diện tích chiếu của bản lề, mm2; tra bảng (5.12), [4] với p = 19,05

mm xích một dãy ta có A = 106 mm2

  

1.106

10.1,2.024,01.739,2521.396,0.47,0

Vậy điều kiện bền về tiếp xúc được thỏa mãn

6i) Lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục được tính theo (5.20), [4]: F  r k x F t

Trong đó:

kx : hệ số kể đến tải trọng lượng xích, với bộ truyền được đặt một góc lớn hơn 400 ta có kx = 1,05

 F r 1,05.2521,7392647,825 (N)

d) Thiết kế trục

1i) Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb =600 MPa, ứng suất xoắn cho phép   20 Mpa

2i) Xác định đường kính trục sơ bộ

Theo (10.8), [4], ta có:

 

3 2 ,

k k

,2

058,0.10.55,910

.55,

1

1 6

2 , 0

78 , 205910 3

3i) Xác định trị số của các lực tác dụng

Tại ổ đỡ A có các phản lực tác dụng là Fx10 và Fy10

Tại ổ đỡ B có các phản lực tác dụng là Fx11 và Fy11

Trọng lực của tang tác dụng lên trục là Fy13 = 350 N

Lực tác dụng lên trục do xích gây ra :

295,18722

/825,26472

/ 825 , 2647 2

Xét trong mặt phẳng yOz, lấy moment tại điểm A, ta có:

Fy12.50 - Fy13.400 - Fy11.800 = 0  Fy11 = (Fy12.50 - Fy13.400)/800

 Fy11 = (1872,295.50 – 350.400)/800 = - 57,981 (N) Xét trong mặt phẳng yOz, chiếu các lực lên trục Oy,ta có:

Fy12 + Fy13 + Fy11 + Fy10 = 0  Fy10 = - Fy12 - Fy13 - Fy11

 Fy10 = - 1872,295 – 350 + 57,981 = - 2164,314 (N) Xét trong mặt phẳng xOz, lấy moment tại điểm A, ta có:

Fx12.50 - Fx11.800 = 0  Fx11 = - Fx12/16

 Fx11 = - 1872,295/16 = 117,018 (N) Xét trong mặt phẳng xOz, chiếu các lực lên trục Ox,ta có:

- Fx12 + Fx10 + Fx11 = 0  Fx10 = Fx12 - Fx11

 Fx10 = 1872,295 – 117,018 = 1755,277 (N)

4i) Vẽ biểu đồ moment và xác định đường kính trục

Moment uốn tổng Mj và moment tương đương Mtđkj tương ứng với tiết diện j trên trục k được xác định theo (10.15),(10.16), [4]:

xj yj

j j

M  2 0,75 2 Nmm Đường kính trục tại các tiết diện j xác định theo (10.17), [4] :

 

3 1 ,

tdj j

M

d  mm với []50 Mpa Kết quả ta được:

Hình 3.7 Biểu đồ moment

.75,00

.75,093615

.75,046808

178325 3

41 , 35 50 1 , 0

222098 3

37 , 33 50 1 , 0

185819 3

0 50 1 , 0

0 3

5i) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện (10.19), [4]:

 s s

s

s s s

rj j

rj j







dj j K

dj j K

728,1516,261.58,0

58,

Mj : moment uốn tổng cộng tại tiết diện j của trục

Wj : moment cản uốn tại tiết diện j của trục, tính từ bảng (10.6), [4]

Vì các trục chỉ quay theo một chiều nên ứng suất xoắn chỉ thay đổi theo chu kỳ mạch động, được xác định theo (10.23, [4]:

oj

j aj

mj

W

T

2 2 max 

d

t d t b d W

2

.32

