2.5.1. Cấu tạo và nguyên lí hoạt động
2.5.1.1. Cấu tạo
27
1. Động cơ 2. Thân máy 3. Máng thoát liệu 4. Tấm kê cắt 5. Bộ truyền dộng đai 6. Gối đỡ 7. Rulo cuốn 2.5.1.2. Nguyên lý làm việc
Nguyên liệu được đưa vào máng cấp liệu, nhờ Rulo cuốn kéo nguyên liệu vào và nén nguyên liệu xuống sau đó đưa vào buồng thái. Ở buồng thái dao thái có dạng quay liên tục, kết hợp với tấm kê tạo thành góc cắt thái. Sẽ cắt nguyên liệu thành những đoạn sản phẩm theo máng nghiêng ra ngoài.
2.5.1.3. Sơ đồ nguyên lý
28
Hình 2.7. Sơ đồ nguyên lý của máy cắt
1. Ổ đỡ
2. Bộ dẫn động rulo nap liệu
3. Đĩa cắt 4. Bánh đai bị dẫn 5 Đai 6. Bánh đai dẫn 7. Động cơ 2.5.2. Cơ sở tính toán
2.5.2.1. Chọn năng suất cho máy
Một trong những cơ sở quan trong để chọn năng suất cho máy thái tinh dầu xả là sô lượng Sả rửa ra được sau khi qua máy rửa. Do đề xuất của nhóm là 300kg/mẻ nên năng suất dự tính của máy khoảng 300kg/mẻ.
2.5.2.2. Chọn chiều dài sản phẩm cắt thái
˗ Sả là một loài hoà thảo dễ mọc, phát triển nhanh, có thể sống trên những đồi thoai thoải. Cây sả không kén chọn đất và hầu như không chiếm đất trồng cây lương thực.
˗ Thân cây sả có nhiều đốt, các gốc có đốt rất ngắn chỉ từ 0,2 - 3 cm, các đốt ở phía trên dài dần nhưng không quá 2 cm. Vì vậy chiều cao cây biến động từ 10 - 20 cm
˗ Lá là bộ phận để chưng cất tinh dầu. Lá gồm có bẹ lá ôm sát thân, có gốc lá và phiến lá dài, mềm hơn bẹ. Chiều dài phiến lá gấp 1,5 - 2 lần bẹ lá. Chiều dài lá
biến động rất lớn từ 0,5 - 0,7 m hoặc có thể tới 1,3 - 1,6 m
˗ Từ số liệu trên ta chọn máy có hai chế độ cắt làL1=30cm và L2=60cm. ˗ Để tăng chiều dài sản phâm cắt thì ta tăng ta chọn Phương pháp:
˗ Thay đổi tốc độ quay của trục cuốn cấp liệu trong khi tốc độ trống giao cắt vẫn không đổi (phương pháp dể chế tạo không ảnh hưởng đến chất lượng cắt thái )
2.5.2.3. Chọn số lượng dao cắt
˗ Năng suất cắt thái phụ thuộc vào số lượng dao thái, tốc độ của dao và chiều dài dao thái. Để cắt một lát cắt đúng độ dài thì thời gian vật liệu di chuyển trên vật ngang đi được một quảng đường từ mặt lưỡi cắt đến đĩa cắt phải nhỏ hơn thời gian lưỡi cắt chuyển động của lưỡi cắt đến vị trị cắt .
˗ Thời gian chuyển động của hai lưỡi cắt kế tiếp nhau phụ thuộc vào tốc độ quay và số lượng lưỡi cắt bố trí trên trục . Còn thời gian di chuyển của vật liệu phụ thuộc vào rulo cuốn đưa vật liệu vào họng cắt
˗ Từ những yếu tố trên ta chọn số lượng dao bố trí trên trục là 2 dao
2.5.2.4. chọn kích thước họng thái
Chọn năng suất máy Qn=300kg/mẻ
˗ Kích thước họng thái ảnh hưởng đến năng suất làm viêc của máy do đó ta chọn sơ bộ (a=70mm và b=350mm) trong đó :
˗ a: chiều cao họng thái ˗ b: chiều rộng họng thái
˗ Sau đó điều chỉnh sao cho phù hợp vs năng suất đã chọn
2.5.2.5. chọn chiều dài đoạn sắc của dao
Để xác định đường kính dao thái dựa trên cơ sở bề rộng họng thái
b=300mm thì chiều dài làm việc của lưỡi dao phải lơn hơn hoặc bằng bề rộng của họng thái.
Từ đó ta chọn kích thươc dao L=300mm
2.5.2.6. Tính toán động cơ thiết bị
Sơ đồ truyền động : 6.Tính toán tốc độ dao cắt
Theo lý thuyết cắt thì để quá trình cắt sả không bị nát , ít trượt thì chọn 30
V d=35-40 m/s do đó chọnV d=38 m/s n d= Vậy chọnnd=1210v/p 2.5.2.7. tính lực cắt thái Theo lý thuyết ta có : A=P.S
A: công cắt đứt nguyên liệu(J) P:lực cắt đứt nguyên liệu (N)
S: Quảng đường mà dao cắt đứt nguyên liệu (m) MàAcắt =mgh=P.s P= mgh S o a=s=70mm o giả sử m=5kg o h=1m o g=9,81m/s nên P= 5.9.81 0.07 .1=700N
o nhưng thực tế phải nhân thêm vơi hệ số làm tăng lực :
p tt=K . p c Mà k=k 1 . k 2 với k 1 ,k
2 lần lượt và hệ số tăng lực khi dao bị mòn và hệ số tăng lực khi gặp vật liệu cắt k 1=(1,2−1,4 ) chọn k 1=1,4 k 2=(1,1-1,4) chọn k 2=1,2 ptt=1,4.1,2 .700=1176
2.5.2.8. phân cuốn nạp liệu
a) phân tích cho phần trục cuốn
31
o N: hướng theo bán kính của trục cuốn nghiêng một góc α theo góc áp lực tổng hợp
o H: nằm ngang uốn trục cuốn lên trên o Từ hình ta thấy :
o Để đảm bảo kéo được lớp thức ăn trong trục cuốn phải thỏa mản điều kiện
o fNcosα ≥Nsinα o N ≥ tagα
o Tagφ ≥ tagα => φ ≥ α
o φ: góc giữa vât liệu chế tạo trục cuốn và thưc ăn o hệ số ma sát : f = tagφ
o thông thường với rau , cỏ ,sả thì φ=(18-30˚) b) tính toán chọn đường kính trục cuốn
o ta có công thức tính bán kính cần thiết của trục cuốn :
o R=
o Giả sử ban đầu sả chưa nén là A=90 sau khi nén là a=70 do φ=(18- 30˚) mà φ ≥ α nên chọn α=30˚ thay vào
o R=
o D=2R=2*74,64=149,2
o Chọn theo tiêu chuẩn chọn D= 150mm
2.5.2.9. tính công suất cần thiết cho máy
o Công suất cần thiết tính toán cho máy thái Sả: o Nct =Ntd + Ntc
o a.công suât trục dao:
o Ncd=
o Nlv:công suất làm việc của trục cắt o Nt : hiệu suât củahê thống
32
o Tính công suất làm việc :
o Nlv =
o Trong đó :
o Q:lực cản cắt thái riêng (N/mm) o L:chiều dài đoạn thái(mm) o V:vận tốc dài của dao thái (m/s)
o K : hệ số tăng lực khi dao mòn chọn K=1,1 o R:bán kinh quay dao cắt chọn R=0,3m
o V=ω.R=2.3,14 .772.0,47 =38m/s
60
2.5.2.10. Công suất làm việc dao :
o Nlv = q . L . k . v
=Nlv = q . L . k . v
= 25.1.1,1 .38
=1,030(Kw)
100010001000
o Công suất cần thiết của động cơ o Nđctt = N
ηlv = 1,030
0.95 =1,1 o η : hiệu suất truyền động η=ηđỡ . ηđai
o ηđỡ :hiệu suất ổ bi đỡ : chọnηđỡ =0.96
o ηđai:Hiệu suất làm việc của bánh đai :chọn λ=0.99 o η=ηđỡ . ηđai=0,96.0,99=0,95
o b.công suất cần thiết tại trục cuốn :
o Để trục cuốn kéo được sả vào trong buồng thái thì lực kéo của trục cuốn lớn hơn lực ma sát của cỏ và máng dẫn
o P ≥fms
Màf ms=f . Q
F=0,02 hệ số ma sát giữa sả và gỗ
Q: áp lực của vật trên một diện tích Q= ab=70.350=24500 (mm2) Vậy 300/60(kg) =5kg tác dụng trên một diện tích 24500 (mm2) Q= 2455 =0,0204 (N/cm2)
33
o Để trục cuốn lớn hơn lực ma sát của cỏ và máng dẫn o P ≥ f.Q =0,02.0.0204 o Chọn P=0,0005 (N) chọn ntc =630 ¿/p) o Momen trục uốn :mtc =P . R=0.0005.75=0,0375 N o Ntc=mtc.ω= o Nct =Ntd + Ntc=1,1+0,074=1,174 o Tính toán thiết kế máy
o Chọn động cơ dẫn động
o Từ kết quả trên ta chọn Ndc=1,5 (kw)
Tra bảng phụ lục 2 trang 236 sách tính toán hệ dẫn động tính toán cơ khí :
{Pdc=1,5 (kW )
Chọn Động cơ 4A100S2Y3 ndc=1400( v / p)
η=80
T 1= 9,55.106 . P dc = 9,55. 106 .1,5 =10232(N . mm)
ndc1400
2.5.2.11. Xác đinh tỉ số truyền của dao và trục cuốn
a) Xác đinh tỉ số truyềnidcủa hệ thống dẫn động dao o Ta cóndc=1400(v/p) o nd=1030(v/p) o o itc= nd ntc
2.5.3. Thiết kế bộ Truyền động đai2.5.3.1. Chọn loại đai và tiết diện đai 2.5.3.1. Chọn loại đai và tiết diện đai
Do công suất động cơ Pdc = 1,5 (Kw) và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang. Tra theo Hình 4.1, trang 59, [1] ta chọn: Đai thang loại A Bảng 2.4. Thông số đai thang loại A
34
Tên gọi
2.5.3.2.
Chiều rộng lớp trung hòa (mm) Chiều rộng mặt trên (mm)
Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài (mm)
Diện tích mặt cách ngang (mm2) (Diện tích Đai)
Chiều cao đai (mm)
Đường kính bánh đai dẫn (mm)
định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai a) Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1⇒
Ta có: d1 =1,2dmin=1,2.100=120 (mm) chọn d1=150 (mm) Vận tốc dài của đai:
v1=π . d1 .nd =π .150 .1210 =9,5(m/s)
6000060000
X ác
Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: v1 30-35 m/s nên thỏa điều kiện.
b) Xác định đường kính đai lớn
o Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn :d2 = id.d1.(1– ξ) Trong đó : ud – Tỷ số truyền đai
ξ – hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy ξ = 0,01 (với ξ=0,01÷
⇒ 0,02)
o d2 = 1,15.150.(1−¿ 0,01) = 171 mm.Chọn : d2 =200 mm
c) Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là
id =
d) Sai số của bộ truyền là:
Sai số rất nhỏ nên giữ nguyên thông số đã chọn
e) Chọn khoảng cách trục a
Theo điều⇒ kiện : 0,55.(d1 + d2) + h a 2.(d1 + d2) ( với h là chiều cao đai) 0,55.(150 + 200) + 8 a 2.(150 +200 )
35
⇒ 200,5 a 700 mm
IdT=1,15 ta có thể chọn sơ bộ a =1,5 d2 = 300 mm f) Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục
L=2 a+
Theo bảng (4.13), trang 59, tài liệu [1] lấy L =1700(mm)
g) góc ôm đai α 1=180 °−57. d2−d1 =180 °−57. 200−150 =170,5 °=2,97 rad a300 h) Các hệ số sử dụng
Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai.
i) Số dây đai được xác định theo công thức:
j) Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai
Cα=1,24.(1−e
Theo bảng 4.7 ,
k)
l)- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài ChọnCl=1
Với L0 là chiều dài đai thực nghiệm của đai loại A
m) - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 1 - Theo bảng (4.19), trang 62, [1] ta chọn [P0] = 1,2 Kw = 1.5 .1,25 1,2.0,89.1 .1,07 .1 36
Ta chọn Z = 2 đai
n) Định các kích thước chủ yếu của bánh đai
Chiều rộng bánh đai
Chiều rộng bánh đai: B=( z−1 ). t+2 e
Với t và e tra bảng 4.21, trang 63,[1]
o
o B = (2 – 1 ).15 + 2.10= 35 mm
Đường⇒
o) Lực căng ban đầu
F0 = A.σ 0 = Z.A1.σ 0 = 2.81.1,5 = 243 (N) o Trong đó:σ 0= 1,5 N/mm2 ứng suất ban đầu
A1 = 81 mm2 là tiết diện của dây đai
Lực căng mỗi dây đai :
p) Lực tác dụng lên trục:
Fd
Với: α1 = 170°, F0 = 243 (N) Fd 2.243.sin( 170
2 ) = 484 (N) Bảng 2.5. Các thông số bộ truyền đai Thông số
Đường kính bánh đai Chiều rộng bánh đai Số đai
Chiều dài đai Khoảng cách trục
TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com Lực tác dụng lên
trục Lực tác dụng lên lưỡi dao
484 (N)
170)
2.5.4. Tính toán bộ truyền
2.5.4.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ
a) Chọn vật liệu
Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350.
Ta chọn thép loại thép này rất thông dụng, rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1, ta được các thông số sau
Bảng 2.6. Vật liệu bánh răng
Bánh chủ động Bánh bị động
b)Số chu kì làm việc cơ sở:
+N HO 1=30. HB2,41 =30. 2302,4=1,39. 107 (chukỳ)
+N HO 2=30. HB2,42 =30. 2202,4=1,26.107 (chukỳ)
+N FO 1=NFO 2 =5.106 chu kỳ ( thông thường cho tất cả các loại thép)
Giả sử Tuổi thọ :Lh=24000 (giờ )
c) Ứng suất tiếp xúc cho phép
o Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng thay đổi
o Ta có : NHE=60. c .∑ (
Gỉa sử :
TIEU LUAN MOI download : skknchat@gmail.com
[σ
H3
]= σ Hlim 1
[σH4]=
Vậy ứng suất tính toán là:
[ σH ]=√0,5 [σ2
H3 ]+[σ2
H4 ]=√0,5.5002+ 409,092=540,7( MPa)
Giới hạn mỏi uốn: σ 0Flim=1,8. HB
Bánh chủ động :σ 0Flim1=1,8. H B3 =1,8.240=432(MPa)
o ⇒0Ứng suất uốn cho phép
[σ F3
[σ F 4 ]= σ
SF .KFL2= 1,75342 =195,42 (Mpa)
Vì hộp giảm tốc được bôi trơn tốt, do đó ta tính toán thiết kế theo độ bền tiếp xúc.
Theo bảng 6.6, [1] /98 . Ta chọnᴪ ba=0,3 do bánh răng đối xứng với các ổ trục Khi đó :ᴪ bd=0,53.ᴪba .(1,5+1)=0,53.0,3 .2,5=0,3975
Chọn sơ bộ hệ số tải trongKsb vàhệ số chiều rộngᴪ m
ChọnKsb= 1,5
Ta có chiều rộngᴪ m= mb
Đối với bánh răng chữ V có thể lấy ᴪ
m=10
Số răng Z
1 được chọn theo kinh nghiệm phải thỏa điều kiện :
Z 1 > Z 1 min=40 Z 2=iZ 1=1.40=40 d) Xác định khoảng cách trục aw0Flim2 39
3
aw 1=Ka (u1 +1)√
T 1=10232 Nmm
id =1,36
[σ H ]=540,7 MPa
Ka =49,5 MPa1 /3 Tra bảng 6.5/tr96 [1] với răng thẳng vật liệu thép
Chọnφba=0,4
φbd=0,53 φba (u1 +1)=0,53.0,4(1,36 +1)=0,5
Tra bảng 6.7/tr98 [1] vớiφbd=1,164 và theo sơ đồ 3 chọnK Hβ=1,06
Suy ra: aw1=49,5 (1,36+1) √ Chọnaw 1=170 mm Ta có : mn=(0,01÷ 0,02 ¿aw ⇒ chọn mn= 3 Số răng bánh dẫn z1= Chọn z 1=18 Số răng bánh bị dẫn z2=i . z1=1,36.48=65,28 Chọn z 2=66 Số răng tổng: z t =z 1 +z 2=48+66=114 Xác định các thông số hình học của bộ truyền Đường kính vòng chia
Bánh dẫn : d1=
Bánh bị dẫn : d2=
Đường kính vòng đỉnh
40
Bánh bị dẫn : da2= d1+2mn = 198 +2.3 =204 (mm) Đường kính vòng đáy Bánh dẫn : df1=d1-2,5mn = 144-2,5.3=136,5 (mm) Bánh bị dẫn : df2=d2-2,5mn = 198-2,5.3=190,5 (mm) Chiều rộng vành răng Bánh dẫn : b1=b2 + 6 = 57 (mm) Bánh bị dẫn : b2=ᴪba.aw=0,3.170= 51 (mm)
Chiều cao răng : h= 2,25.mn=2,25.3=6,75 (mm)
Độ hở hướng tâm : c = 0,25.mn =0,25.3=0,75 (mm)
Xác định các lực :
Lực hướng tâm :Fr 2=Fr 1=F1 tan aw=142,1. tan (20) = 51,72 (N)
Thiết kê trục
Vật liệu : thép 45
Độ răn : HB=200 giới hạn bền : [σ b ]=600 MPa
Đô bền chảy :[σ ch]=340 MPa
2.5.5. Tính toán trục
2.5.5.1. Tính đường kính sơ bộ của trục
Xác định sơ bộ đường kính trục thứ i :di=
ứng suất cho phépτ = 20…35 N/mm vi vật liệu là thép 45
di=√3 10232 0,2.35 =11,34 Chọn d =20mm Theo bảng 10.2 và 10.3/tr189 Chọnk1=10 ,k2=10 ,k3=15 ,hn=15, vớid=20 mm chọnbo=15 Trục : l22=0,5 (lm 22+ bo )+ k1 + k2=0,5 (1,2 d +bo )+k1 + k2 l23=l22+0,5(lm 22+lm 23 )+k1 =l22+0,5 (1,2 d2 +1,3 d2)+k1 l24=2 l23−l22 l21=2 l23 41
l22=47 mm,l23=82 mm,l24=117 mm,l21=164 mm 2.5.5.2. Tính phản lực ở các gối đỡ ∑M Fy=0 F y=0 Ta có :∑M F y=0 −Rd .35−N B.70+F.184=0 NB=1187N o F y=0 Rd + NB+N A-F=0 N A=¿ -873
NênN A ngược chiều với hình vẽ
Momen xoắn tác dụng lên trục :T =M X=10232 N.mm Momen tai các điểm đặc biệt :
Tại A M td A=M c=10232N.mm Tại D M td D= F.114-NB.35=484.114-1187.35=13631 N.mm Tại B M td B = F.114=484.114=55176 N.mm
Hình 2.8. Biểu đồ momen trục uốn Mặt cắt nguy hiểm nhất tại B:
42
√
o Vậy d B-B =¿
o Ứng suất cho phépσ = 50 N/mm2 tra bảng 10.5 [1] với vật liệu thép bằng 45
o Ta chọn đường kính lắp ổ lăn : d=25mm
o Đường kinh chỗ lăp bánh răng và bánh đai : d =20mm Đường kính chỗ lắp dao cắt d=27mm
Đường kính đoạn vai trục d=30mm
2.5.5.3. Kiểm nghiệm then
o Dựa theo bảng 9.1 (TTTK), chọn kích thước then b× h theo tiết diện lớn nhất của trục.
o Chọn chiều dàilt của then theo tiêu chuẩn: lt = (0,8 ÷ 0,9)lm
o Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng
σ d=
Với- [σ d ]=100 MPa(tra bảng 9.5(TTTK)) : ứng suất dập - [τ c]=40 ÷ 60 MPa : ứng suất cắt tính toán
Bảng 2.7. Thông số trục T T Đường r ụ kính c 20 30 2.5.5.4. Kiểm nghiệm độ bền trục a) Tính toán độ bền nghỉ :
Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm. 43
s=
Tron
g đó:
Giá trịsσ ,
sσ : hệ số an toàn chỉ xét theo ứng suất uốn
sτ : hệ số an toàn chí xét riêng ứng suất xoắn s : hệ số an toàn [s] : hệ số an toàn cho phép [s] = sτ được xác định bằng công thức: