Kiểm tra thiết kế máy ép viên nén lá cây công suất 50kg h đồ án tốt nghiệp ngành công nghệ kỹ thuật nhiệt

TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI

Giới thiệu về viên nén sinh khối

Năng lượng sinh khối là nguồn năng lượng tái tạo từ các vật chất có nguồn gốc sinh học, có khả năng tích trữ và giải phóng năng lượng qua các quá trình hóa học và vật lý Các hợp chất hữu cơ như rơm, bã cây, lá khô, mùn cưa và giấy vụn đều có thể tạo ra nhiệt năng, ngoại trừ nhiên liệu hóa thạch.

Hiện nay, năng lượng sinh khối được sản xuất đa dạng dưới ba trạng thái: rắn, lỏng và khí, bao gồm củi, viên nén, Ethanol sinh học, dầu Diesel sinh học và các loại khí hóa Trong số đó, viên nén sinh khối là sản phẩm năng lượng phổ biến nhất nhờ tính linh hoạt trong vận chuyển, mật độ năng lượng cao và khả năng sản xuất, bảo quản dễ dàng từ nhiều nguồn sinh khối khác nhau.

Nguồn nguyên liệu để sản xuất viên nén sinh khối có thể nói rất đa dạng (Hình 1.1) và được phân loại thành các nhóm chính như:

• Phế thải nông nghiệp: thân cây, rơm rạ, trấu, vỏ cà phê, bã mía, các loại cỏ,…

• Phế thải lâm nghiệp: gỗ, tre vụn, mùn cưa, cành, vỏ, lá cây,…

• Chất thải rắn: giấy vụn, bìa cứng, nhựa phế thải,…

Hình 1.1 Nguyên liệu sản xuất viên nén sinh khối, [1]

Viên nén sinh khối hiện đang được sử dụng rộng rãi như một giải pháp thay thế cho các nhiên liệu đốt truyền thống như than và dầu, trong cả lĩnh vực dân dụng và công nghiệp.

• Dân dụng: sưởi ấm cho con người, cung cấp nhiệt nấu ăn,…

• Công nghiệp: nhiên liệu cho lò hơi, sản suất điện, khí hóa sinh khối,…

Theo Dự thảo tiêu chuẩn viên nén gỗ (2021) của Viện Khoa Học Lâm Nghiệp Việt Nam, tiêu chuẩn viên nén nhiên liệu được xây dựng dựa trên tiêu chuẩn Châu Âu EN 14961-1 Viên nén đạt chuẩn cần có độ ẩm thấp hơn 10%, khối lượng riêng lớn hơn 600 kg/m³ và đồng đều Ngoài ra, viên nén phải có độ cứng tốt, hàm lượng tro và bụi thấp, với đường kính phổ biến khoảng 6 mm và chiều dài từ 3,15 đến 40 mm Nhiệt trị của các loại viên nén cũng được chỉ ra trong Bảng 1.1.

Bảng 1.1 So sánh nhiệt trị giữa các viên nhiên liệu đang có trên thị trường [2, 3]

Loại viên nén Nhiệt trị

Vỏ lạc 5119 21427 Ưu điểm của viên nén nhiên liệu:

Khả năng tái tạo của nguồn sinh khối rất cao, không bị ảnh hưởng nhiều bởi trữ lượng hiện có Các nguồn sinh khối đa dạng như thực vật và rác thải đều sẵn có với số lượng lớn và có thể được tái tạo trong thời gian ngắn.

Việc chuyển sang sử dụng nhiên liệu sinh khối thay thế cho nhiên liệu hóa thạch không chỉ giúp giảm thiểu ô nhiễm môi trường mà còn làm giảm các khí thải độc hại như CO2, NOx, CH4, SOx và CO, vốn là những tác nhân chính gây hại từ nguồn nhiên liệu hóa thạch.

Viên nén nhiên liệu có hiệu quả năng lượng cao, với khả năng giải phóng năng lượng đáng kể Cụ thể, từ 1 kg viên nén được sản xuất từ các nguyên liệu thân thiện như thực vật, ta có thể thu được khoảng 4000 kcal nhiệt trị.

Chi phí nhiên liệu sản xuất hợp lý nhờ vào nguồn nguyên liệu đầu vào phong phú và dễ khai thác từ tự nhiên và đời sống Điều này giúp giảm thiểu chi phí cung cấp nguyên liệu, phù hợp với điều kiện của nhiều đơn vị sản xuất.

Viên nén có kích thước và hình dạng đồng nhất, nhỏ gọn, giúp việc vận chuyển trở nên dễ dàng Quy trình bảo quản và đóng gói sản phẩm cũng đơn giản, gọn gàng và sạch sẽ, cho phép sản phẩm được vận chuyển rộng rãi trên quy mô lớn.

Nhược điểm của viên nén sinh khối:

• Tính thời vụ của nguồn nguyên liệu: sự thay đổi theo thời vụ của nguồn sinh khối cũng có ảnh hưởng đến số lượng nguồn nguyên liệu đầu vào

Chi phí đầu tư trong sản xuất thường cao do yêu cầu về nhiều quy trình công nghệ khác nhau Điều này cần không gian sản xuất và lưu trữ lớn, cùng với việc trang bị nhiều máy móc và thiết bị hiện đại.

Tổng quan các nghiên cứu về viên nén sinh khối

Theo báo cáo Thống kê Renewables Global Status Report 2017 của REN21, Pradhan và cộng sự cho biết năng lượng tái tạo đã chiếm khoảng 19,3% tổng nguồn năng lượng tiêu thụ toàn cầu Các nguồn năng lượng tái tạo chính bao gồm năng lượng mặt trời, gió, thủy năng, sinh khối và địa nhiệt Trong số đó, năng lượng sinh khối dẫn đầu với tỷ trọng cao nhất, cung cấp khoảng 51 EJ (9%) cho nguồn năng lượng sơ cấp toàn cầu.

Harun và cộng sự đã chỉ ra rằng sinh khối là nguồn nguyên liệu phong phú có khả năng thay thế các nguồn năng lượng truyền thống như dầu mỏ, than đá và khí đốt tự nhiên Tuy nhiên, nếu không qua xử lý, nhiên liệu sinh khối có thể có khối lượng riêng thấp và độ ẩm cao do sự không đồng đều về kích thước và hình dạng của nguyên liệu Để sử dụng năng lượng sinh khối hiệu quả, cần xử lý nguyên liệu thành các dạng khác nhau, bao gồm rắn, lỏng và khí Trong đó, sinh khối nén ở dạng viên đang được ưa chuộng nhờ khối lượng riêng lớn và độ ẩm đạt chuẩn.

Sirous và cộng sự đã nghiên cứu tiềm năng sử dụng viên nén sinh khối hỗn hợp tại Bồ Đào Nha Qua phương pháp ép sinh khối hỗn hợp (MBP), viên nén được sản xuất từ chất thải vườn và phế phẩm nông nghiệp hàng năm, trở thành nguồn nhiên liệu hữu ích Viên nén sinh khối hỗn hợp không chỉ giúp trung hòa và giảm lượng khí thải CO2 mà còn nâng cao điều kiện kinh tế và xã hội ở khu vực nông thôn Bồ Đào Nha.

Gu và cộng sự đã nghiên cứu và ứng dụng hệ thống máy tạo Hydro và Oxy (HHO) trong lò hơi sử dụng nhiên liệu sinh khối Nhóm nghiên cứu nhận thấy rằng việc sử dụng HHO có thể cải thiện hiệu suất và giảm thiểu ô nhiễm trong quá trình đốt nhiên liệu sinh khối.

Sử dụng 5 nguyên liệu sinh khối giúp giảm lượng khí thải ô nhiễm so với lò hơi dùng nhiên liệu hóa thạch truyền thống Kết hợp với hệ thống HHO, nồng độ khí gây ô nhiễm từ lò hơi đã giảm đáng kể, cụ thể là CO giảm 93%, NO giảm 22,5% và khói giảm 80%.

Kougioumtzis và cộng sự đã so sánh hiệu suất giữa viên nén nhiên liệu từ cành cây ô liu và viên nén từ vỏ hạt hướng dương trong lò hơi công nghiệp Kết quả cho thấy lò hơi sử dụng viên nén từ vỏ hạt hướng dương đạt hiệu suất cao hơn 3,5% so với lò hơi đốt viên nén từ cành cây ô liu Tuy nhiên, lò hơi đốt viên nén từ cành cây ô liu lại có lượng khí thải CO và NOx cùng lượng xỉ thải thấp hơn.

Pua và cộng sự đã thành công trong việc sản xuất viên nén sinh khối từ bã lá trà khô Malaysia thông qua quá trình phơi khô tự nhiên và nghiền nén nguyên liệu Viên nén đạt được nhiệt trị 17,393 MJ/kg, độ ẩm 9,581%, khối lượng riêng 0,282 kg/cm3 và độ bền cơ học 99,93% Sản phẩm này được xem là nguồn nhiên liệu rắn thay thế tiềm năng cho ngành công nghiệp tại Malaysia.

Hudakorn và Sritrakul đã nghiên cứu việc sản xuất khí sinh học và viên nén sinh khối từ bèo tây bằng cách sử dụng phần lá và cuống lá, sau khi cắt nhỏ và ép thành nước cốt để chiết xuất khí sinh học Phần xơ còn lại được xử lý với tỷ lệ nước 10:90 để tạo thành viên nén nhiên liệu có nhiệt trị 14,69 MJ/kg, độ ẩm 9,64%, khối lượng riêng 720,24 kg/m3 và độ bền cơ học 96,36% Hầu hết các thông số kỹ thuật của viên nén đều đạt tiêu chuẩn Hoa Kỳ (Tiêu chuẩn PFI), ngoại trừ hàm lượng tro và Clorua, mà nhóm nghiên cứu dự định sẽ cải thiện trong tương lai.

Theo Badrán và cộng sự, viên nén trấu có hàm lượng tro cao từ 12,81 – 17,51% và nhiệt trị từ 12,93 – 16,95 MJ/kg Nhóm nghiên cứu đã tiến hành trộn trấu với rơm lúa mì, thu được viên nén nhiên liệu với hàm lượng tro thấp hơn (11,43 – 13,06%) và nhiệt trị cao hơn (18 – 19,15 MJ/kg) Qua nhiều lần thực nghiệm, khi điều chỉnh tỉ lệ rơm lúa mì là 1%, viên nén nhiên liệu đạt nhiệt trị cao nhất là 19,15 MJ/kg.

Wattana và cộng sự đã tiến hành phân tích các đặc tính của viên nén nhiên liệu được sản xuất từ cây cọ dầu và cây cao su Các viên nén này được ép ở nhiệt độ 130°C và dưới áp suất cao, cho thấy tiềm năng ứng dụng trong lĩnh vực năng lượng tái tạo.

Viên nén có áp suất 350 psi, kích thước 10 mm và trọng lượng 5g Nghiên cứu cho thấy nhiệt trị của viên nén từ lá cây cọ, tàu cây cọ, lá cây cao su và cành cây cao su lần lượt là 16,05; 17,68; 18,71; 19,64 MJ/kg Khi tiến hành hòa trộn hai trong bốn loại nguyên liệu với tỉ lệ 1:1, kết quả cho thấy sự kết hợp giữa lá cây cọ và lá cây cao su tạo ra viên nén có nhiệt độ cháy cao nhất và độ tro thấp nhất.

Hosseinizand và cộng sự đã nghiên cứu tạo viên nén nhiên liệu từ mùn cưa và vi tảo Chlorella Vulgaris, với viên nén có nhiệt độ sản xuất 75°C, áp suất 2500 N, đường kính 6 mm và chiều dài 90 mm Kết quả cho thấy, khi tỉ lệ vi tảo đạt 100%, viên nén có nhiệt trị lên đến 27,8 MJ/kg Khi điều chỉnh tỉ lệ vi tảo xuống 75%, 50%, 25%, và 0%, nhiệt trị tương ứng giảm còn 25,32 MJ/kg, 24,75 MJ/kg, 21,44 MJ/kg và 19,42 MJ/kg Nghiên cứu chỉ ra rằng tỉ lệ vi tảo cao hơn dẫn đến nhiệt trị lớn hơn nhưng cũng làm tăng lượng tro phát thải Do đó, nhóm nghiên cứu tiếp tục thực hiện các thí nghiệm để xác định tỉ lệ vi tảo tối ưu cho viên nén nhiên liệu.

Tippayawong và cộng sự đã nghiên cứu chế tạo viên nén nhiên liệu từ lá cây và tảo, tiến hành thử nghiệm ở nhiều điều kiện khác nhau như nhiệt độ 30°C và 80°C, áp suất 100 MPa, 150 MPa và 200 MPa, cùng với tỷ lệ hòa trộn tảo và lá cây là 0%, 10% và 20% Kết quả cho thấy viên nén nhiên liệu hiệu quả nhất có đường kính 7mm, chiều dài 38mm, độ ẩm từ 7,5% đến 10% và nhiệt trị đạt khoảng 15,1 MJ/kg.

Trong nghiên cứu đánh giá tiềm năng nguồn nhiên liệu sinh khối rừng tại Brazil, Souza và cộng sự đã phát triển viên nén ECPCH từ gỗ bạch đàn và phế phẩm nông nghiệp từ sản xuất cà phê Sản phẩm này bao gồm 40% gỗ bạch đàn, 30% vỏ trấu hạt cà phê và 30% vỏ ngoài quả cà phê, với kích thước viên nén là 6,17 mm đường kính và 13,79 mm chiều dài Kết quả phân tích cho thấy viên nén có nhiệt trị cao 16,84 MJ/kg, độ ẩm 8,35%, khối lượng riêng 691,43 kg/m3 và độ bền cơ học đạt 98,17%.

Viên nén được cho đáp ứng tốt các thông số kĩ thuật của tiêu chuẩn thương mại hóa châu Âu EN 14961-6 và ISO 17225-6

PGS TS Bùi Trung Thành đã nghiên cứu ứng dụng công nghệ khí hóa để xử lý rác thải rắn trong sản xuất công nghiệp, nhằm tạo năng lượng phục vụ cho quá trình sấy và bảo quản nông sản, thực phẩm Nhóm nghiên cứu đã thiết kế hệ thống sản xuất viên nén, bao gồm máy băm, nghiền túi nilon thành bột nhựa với công suất 5-10 kg/h và máy ép nguyên liệu từ hỗn hợp bột nhựa với mùn cưa có công suất 15-25 kg/h Qua thực nghiệm, nhóm đã sản xuất viên nén có đường kính 6 mm, độ ẩm 12,9% và nhiệt trị từ 5388,4 đến 6604 kcal/kg, tuy nhiên, năng suất tạo viên thực tế của hệ thống chỉ đạt khoảng

Giới thiệu về hệ thống máy ép viên nén

Thông thường, trong một quy trình công nghệ sản xuất viên nén bao gồm các công đoạn (Hình 1.2):

Sấy là quá trình quan trọng trong chế biến nguyên liệu, trong đó nguyên liệu thô sau khi được chuẩn bị và định lượng sẽ được đưa vào thiết bị sấy Mục tiêu của quá trình này là giảm độ ẩm của nguyên liệu xuống mức thích hợp, thường dưới 15%, tùy thuộc vào từng loại nguyên liệu cụ thể.

Sau khi sấy, nguyên liệu sẽ được cắt, băm và nghiền bằng các thiết bị cơ khí để giảm kích thước xuống dưới 1 mm Quá trình này không chỉ giúp đồng nhất kích thước nguyên liệu mà còn tạo điều kiện thuận lợi cho quá trình nén sau đó.

Xử lý vật lý là quá trình bổ sung các chất phụ gia như dầu nhớt thải, keo, hồ, rỉ mật và các chất kết dính hữu cơ vào nguồn nguyên liệu, giúp tăng cường độ kết dính và độ bền cho viên nén.

Nén viên là công đoạn quan trọng nhất trong sản xuất viên nén, nơi nguyên liệu đầu vào được đưa vào thiết bị nén để tạo hình viên nén với kích thước quy định, thường từ 6 – 8 mm Trên thị trường hiện nay, có hai loại máy nén viên chính: máy nén dạng trục đứng và máy nén dạng trục ngang Máy nén dạng trục đứng được ưa chuộng hơn nhờ tính linh hoạt cao và cấu trúc đơn giản, phù hợp với các mô hình sản xuất nhỏ và không kén chọn nguyên liệu Ngược lại, máy nén dạng trục ngang có cấu trúc phức tạp, thích hợp cho công suất lớn nhưng yêu cầu nguyên liệu đầu vào cao do quá trình nén sinh ra nhiệt lượng lớn.

• Làm mát: sau quá trình nén, viên nén có nhiệt độ cao, vì thế cần phải làm nguội trước khi đóng gói để tăng chất lượng sản phẩm

• Sàng: Trong quá trình nén, phần vụn sản phẩm rơi ra được sàng lấy và đưa trở lại thiết bị nén để tiếp tục quá trình nén

Hình 1.2 Quy trình công nghệ sản xuất viên nén

Hình 1.3 Viên nén sinh khối, [18]

Trong đồ án này, nhóm nghiên cứu tập trung vào việc tính toán và kiểm tra các thiết bị cho hai quá trình quan trọng trong sản xuất viên nén sinh khối, bao gồm nghiền và nén viên Để thực hiện quá trình nghiền, nhóm đã chọn máy cắt lá cây để biến lá cây thô thành các hạt nguyên liệu đồng đều Đối với quá trình nén viên, thiết bị nén viên dạng trục đứng được lựa chọn do có công suất nhỏ, phù hợp với yêu cầu nghiên cứu của nhóm.

1.3.1 Nguyên lí hoạt động của máy cắt lá cây

Hình 1.4 Cấu tạo máy cắt lá cây

Hình 1.4 mô tả cấu tạo của máy cắt lá cây, trong đó:

1 Motor dẫn động; 2 Bộ truyền bánh răng giảm tốc; 3 Cụm dao cắt động; 4 Cụm dao cắt tĩnh; 5 Sàng phân loại sản phẩm, 6 Buồng chứa nguyên liệu; 7 Máng chứa sản phẩm

Hình 1.5 Các cụm dao làm việc của máy cắt lá cây

Nguyên lý hoạt động của hệ thống này bắt đầu khi motor được cung cấp điện năng, làm cho trục động cơ và bánh răng chủ động trong bộ truyền bánh răng giảm tốc quay Sự quay này dẫn động bánh răng bị động, từ đó làm quay cụm dao cắt động trên trục chính Tốc độ quay của cụm dao cắt được điều chỉnh theo tỉ số truyền, trong khi cụm dao cắt tĩnh vẫn giữ nguyên vị trí.

Máy cắt nguyên liệu có nhiệm vụ định vị nguyên liệu để các lưỡi dao tiếp xúc và hỗ trợ băm nhuyễn Khi nguyên liệu được đưa vào buồng chứa, lưỡi dao trong cụm dao cắt động sẽ kéo nguyên liệu về phía dao cắt tĩnh để thực hiện quá trình nghiền và cắt Sàng lọc có tác dụng lọc sơ bộ các hạt nguyên liệu lớn, trong khi các hạt nhỏ đạt chuẩn sẽ rơi qua lỗ sàng và đi xuống máng chứa sản phẩm Quá trình cấp nguyên liệu tiếp tục cho đến khi máng chứa đầy, sau đó ngưng máy và lấy sản phẩm ra Hình dạng thực tế của máy cắt nguyên liệu được minh họa trong hình ảnh.

Hình 1.6 Hình ảnh thực tế của một máy cắt nguyên liệu nhựa, [16]

1.3.2 Nguyên lí hoạt động máy nén viên

Hình 1.7 Cấu tạo máy nén viên

Hình 1.7 mô tả cấu tạo của máy nén viên, trong đó:

1 Motor động cơ; 2 Tấm che cụm dẫn động; 3 Bộ truyền bánh răng giảm tốc; 4 Cụm tạo viên; 5 Phễu chứa nguyên liệu; 6 Máng ra sản phẩm

Hình 1.8 Cụm tạo viên nén

Nguyên lý hoạt động của máy nén viên bắt đầu khi Motor được cấp điện, làm quay trục động cơ và bánh răng chủ động của bộ truyền bánh răng giảm tốc Sự chuyển động này dẫn đến việc bánh răng bị động quay trục chính, kết nối với khuôn nén trong cụm tạo viên Khi nguyên liệu được đưa vào phễu chứa, dưới tác động của khuôn nén, nguyên liệu sẽ bị hai lô nén ép xuống khuôn qua các lỗ, tạo thành các viên nén có kích thước tương ứng Cuối cùng, các viên nén được định hình sẽ rơi xuống máng ra sản phẩm Hình dạng thực tế của máy nén viên được minh họa trong hình 1.9.

Hình 1.9 Hình ảnh thực tế của một máy nén viên, [19].

Tính cấp thiết của đề tài

Việc khai thác quá mức nguồn nhiên liệu hóa thạch đang gây ra ô nhiễm môi trường nghiêm trọng, vì vậy, việc chuyển sang sử dụng năng lượng tái tạo (RES) trở thành ưu tiên toàn cầu Trong số các nguồn năng lượng tái tạo, nhiên liệu sinh khối (Biomass) được coi là một lựa chọn bền vững và ổn định tại Việt Nam nhờ vào nguồn tài nguyên phong phú và dồi dào của nó.

Hiện nay, viên nén sinh khối đang được coi là phương pháp tối ưu và phổ biến trong việc sử dụng nguồn sinh khối, bên cạnh các phương pháp khác như đốt trực tiếp, hóa khí và hóa lỏng Mặc dù đã có nhiều nghiên cứu về sản xuất viên nén sinh khối từ các phế phẩm nông nghiệp, lâm nghiệp và rác thải, nhưng các nghiên cứu liên quan đến viên nén sinh khối từ lá cây vẫn còn hạn chế Lá cây là nguồn nguyên liệu phong phú và dễ khai thác, do đó, việc nghiên cứu và phát triển hệ thống sản xuất viên nén nhiên liệu từ lá cây là cần thiết và có giá trị thực tiễn cao.

Mục tiêu nghiên cứu

Kiểm tra thiết kế hệ thống sản xuất viên nén bao gồm máy cắt lá cây và máy nén viên với công suất 50 kg/h Cần đưa ra các thông số thiết kế cho máy cắt lá cây và máy nén viên để đảm bảo tính khả thi và hiệu quả trong quá trình sản xuất.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

• Máy cắt lá cây công suất 50 kg/h

• Máy nén viên công suất 50 kg/h

• Đề tài nghiên cứu được thực hiện tại xưởng Nhiệt – Điện lạnh, khoa Cơ Khí Động Lực, trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật TP.HCM

Nghiên cứu này chỉ tập trung vào việc trình bày kết quả tính toán và thiết kế lý thuyết mà chưa thực hiện thí nghiệm Dù vậy, các kết quả này đã được so sánh và đánh giá với những nghiên cứu liên quan khác.

Nội dung và phương pháp nghiên cứu

• Tổng quan các nghiên cứu liên quan

• Đưa ra cơ cở lý thuyết thiết kế máy cắt lá cây và máy nén viên

• Chi tiết kiểm tra, tính toán thiết kế máy cắt lá cây và máy nén viên

• Phương pháp thu thập số liệu

• Phương pháp phân tích và xử lý số liệu

CƠ SỞ LÝ THUYẾT

Cơ sở công thức tính toán, thiết kế máy cắt lá cây

2.1.1 Cơ sở tính toán, lựa chọn động cơ dẫn động

Quy trình tính toán, chọn động cơ được tham khảo theo [20], [21], (Hình 2.1):

Bước đầu tiên là tính toán số vòng quay làm việc dựa trên năng suất đầu vào yêu cầu và các thông số kỹ thuật đã chọn Nếu số vòng quay làm việc vượt quá giới hạn cho phép, cần điều chỉnh lại các thông số kỹ thuật cho phù hợp.

Để xác định công suất cần thiết, bước đầu tiên là tính toán moment trên trục cắt Sau đó, dựa vào số vòng quay làm việc, chúng ta có thể xác định số vòng quay sơ bộ.

Bước 4: từ công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ, ta chọn công suất động cơ và số vòng quay động cơ

Bước 5: lựa chọn loại động cơ theo công suất động cơ và số vòng quay động cơ

Hình 2.1 Lưu đồ tính toán, lựa chọn động cơ dẫn động

Năng suất máy là sản lượng sản phẩm được tạo ra trong một khoảng thời gian làm việc, [20]:

• nlv: Số vòng quay trục cắt (trục công tác);

• d: Số lượng đĩa dao cắt trên trục;

• q: Thể tích nguyên vật liệu được cắt bởi 1 lưỡi cắt (mm 3 );

• z: Số lưỡi dao cắt trên mỗi đĩa dao

Số vòng quay làm việc cần thiết cho trục chính được xác định bằng công thức nlv = Q b.d.z.q (vg/ph), thể hiện số vòng quay của trục trong một khoảng thời gian nhất định.

Momen cần thiết trên trục cắt biểu thị lực cần thiết để quay trục này Công thức tính momen trên trục cắt được xác định rõ ràng, giúp hiểu rõ hơn về lực tác động.

• Sc: Diện tích tiếp xúc của lưỡi dao (m 2 );

• a: Số lưỡi dao tham gia làm việc đồng thời;

• σ: Ứng suất phá hủy của lá cây (N/m 2 );

• Dc: Đường kính đĩa dao (m)

Công suất cần thiết của động cơ là yếu tố quan trọng để lựa chọn loại động cơ điện phù hợp với các yêu cầu kỹ thuật của thiết bị.

Số vòng quay sơ bộ động cơ được tính toán dựa trên công thức, tr.21, [21]: nsb = nlv.ut (vg/ph) (2.5)

Chọn số công suất của động cơ Pđc, tr.22, [21]:

Chọn số vòng quay của động cơ nđc, tr.22, [21]: nđc ≥ nsb (2.7)

Công suất trên trục, tr.19, [21]:

Ptrục = P ct η kn η ol (kW) (2.8)

• 𝜂 𝑜𝑙 : Hiệu suất một cặp ổ lăn

2.1.2 Cơ sở tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

Quy trình tính toán bộ truyền bánh răng được tham khảo theo [22], (Hình 2.2):

Bước 1: chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện và tra độ bền của vật liệu

Bước 2: xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]

Bước 3: tính hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn Tính ψbd, sau đó chọn hệ số tập trung tải trọng KHβ và KFβ

Bước 4: tính khoảng cách trục aw và chọn aw theo tiêu chuẩn

Bước 5: tính modun m theo khoảng các trục aw và chọn m theo dãy số tiêu chuẩn

Bước 6: tính tổng số răng, sau đó xác định số răng bánh dẫn Z1 và số răng bánh bị dẫn Z2

Bước 7: tính các thông số hình học chính của bánh răng

Bước 8: tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng

Bước 9: Tính toán ứng suất tiếp xúc thực tế σH và so sánh với giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] Nếu ứng suất thực tế σH lớn hơn giá trị cho phép [σH], điều này cho thấy điều kiện bền tiếp xúc không được thỏa mãn Trong trường hợp này, cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện lại các phép tính.

Bước 10: Tính toán ứng suất uốn thực tế σF và so sánh với ứng suất uốn cho phép [σF] Nếu ứng suất thực tế σF lớn hơn ứng suất cho phép [σF], điều này cho thấy điều kiện bền uốn không được thỏa mãn Trong trường hợp này, cần chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại.

Hình 2.2 Lưu đồ tính toán bộ truyền bánh răng

➢ Đối với ứng suất tiếp xúc cho phép:

Số chu kì làm việc cơ sở phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và tùy vào phương pháp nhiệt luyện, tr.222, [22]:

• HB: Độ rắn của vật liệu phụ thuộc vào loại vật liệu và phương pháp nhiệt luyện

Số chu kỳ làm việc tương đương, tr.223, [22]:

• c: Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng;

• n: Số vòng quay bánh dẫn (vg/ph);

• Lh: Tổng thời gian làm việc (h)

Giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng được xác định theo công thức σOHlim = 2HB + 70 (MPa) cho bánh răng có đường kính nhỏ hơn 1000 mm Ứng suất tiếp xúc cho phép được nêu rõ trong tài liệu.

• sH: Hệ số an toàn;

• KHL: Hệ số tuổi thọ

➢ Đối với ứng suất uốn cho phép: Đối với tất cả các loại thép, số chu kỳ làm việc cơ sở, tr.226, [22]:

Số chu kỳ làm việc tương đương, tr.227, [22]:

• c: Số lần ăn khớp của răng trong mỗi vòng quay của bánh răng;

• n: Số vòng quay bánh dẫn (vg/ph);

• Lh: Tổng thời gian làm việc (h)

Giới hạn mỏi uốn của bánh răng bảng 6.13, tr.223, [22]: σOFlim = 1,8HB (MPa) (2.16) Ứng suất uốn cho phép, tr.226, [22]:

• sF: Hệ số an toàn;

• KFL: Hệ số tuổi thọ

Ta có công thức Ψbd, tr.231, [22]: Ψbd = 𝛹 𝑏𝑎 (𝑢+1)

• 𝛹 𝑏𝑎 : Hệ số chiều rộng vành răng

Khoảng cách trục trong bộ truyền bánh răng là khoảng cách tính từ tâm giữa hai bánh răng, tr.231, [22]: aw = 50.(u+1)√ 𝑇 𝐼 𝐾 𝐻𝛽

• T1: Momen xoắn trên trục dẫn động (N.mm);

• 𝐾 𝐻𝛽 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

• [𝜎 𝐻 ]: Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);

• u: Tỉ số truyền bánh răng

Ta có, môdun bánh răng, tr.232, [22]: m = (0,01 - 0,02).aw (mm) (2.20)

• Z1: Số răng trên bánh răng dẫn;

• Z2: Số răng trên bánh bị dẫn

Các thông số hình học cơ bản của bánh răng, bảng 6.2, tr.196, [22]: Đường kính vòng chia: d = Z.m (mm) (2.22) Đường kính vòng đỉnh: da = d + 2m (mm) (2.23)

Vận tốc vòng bánh răng, tr.105, [21]:

(m/s) (2.24) Ứng suất tiếp xúc thực tế, tr.230, [22]:

• KH: Hệ số tải trọng khi tính về;

• ZM:Hệ số xét đến cơ tính vật liệu;

• ZC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc;

• ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

• bw: Chiều rộng vành răng (mm)

Hệ số dạng răng, tr.236, [22]:

Z v (2.26) Ứng suất uốn thực tế, tr.108, [21]:

• KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn;

• Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

• Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

2.1.3 Cơ sở tính toán, thiết kế trục chính

Quy trình tính toán trục chính được tham khảo [22], (Hình 2.3):

Để đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống truyền động, bước đầu tiên là phân tích và tính toán các lực tác động lên bánh răng và trục, bao gồm lực vòng bánh răng (Ft), lực hướng tâm bánh răng (Fr), và lực tác dụng lên cụm dao cắt (Fc).

Bước 2: xác định phản lực tại các gối tựa của trục chính và dựng biểu đồ momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc nhau

Bước 3: dựng biểu đồ momen xoắn

Bước 4: tương ứng theo biểu đồ momen, ta chọn tiết diện nguy hiểm để kiểm nghiệm bền

Bước 5: chọn vật liệu chế tạo trục chính

Bước 6: xác định đường kính trục chính

Bước 7: Tính toán hệ số an toàn s và so sánh với hệ số an toàn cho phép [s] Nếu hệ số an toàn không đạt yêu cầu (s < [s]), cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại.

Bước 8: Tính toán ứng suất khi quá tải (σtd) và so sánh với ứng suất cho phép (σql) Nếu ứng suất khi quá tải vượt quá giới hạn cho phép (σtd > [σql]), cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại.

Hình 2.3 Lưu đồ tính toán, thiết kế trục chính

Lực vòng tác dụng lên bánh răng, tr.184, [21]:

Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng, tr.184, [21]:

Fr2 = Ft2.tanα (N) (α = 20 0 theo bảng 6.2, tr.196, [22]) (2.29) Lực tác dụng lên cụm dao cắt:

Momen uốn tại tiết diện nguy hiểm, tr.359, [22]:

• Mx, My: là hai momem uốn trong hai măt phẳng vuông góc với nhau tại tiết diện nguy hiểm

Momen tại tiết diện nguy hiểm, tr.356, [22]:

Công thức xác định chính xác đường kính trục, tr.356, [22]:

Công thức hệ số an toàn cho ứng suất uốn, tr.360, [22]:

Giới hạn mỏi của vật liệu, tr.360, [22]:

• σb: Giới hạn bền vật liệu

Biên độ của ứng suất, tr.360, [22]: max ; 0 σ a σ M σ m

Kσ là hệ số phản ánh ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi của vật liệu εσ biểu thị hệ số kích thước, trong khi β là hệ số tăng bền bề mặt Cuối cùng, ψσ là hệ số xem xét tác động của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, và nó phụ thuộc vào cơ tính của vật liệu.

Công thức tính hệ số an toàn cho ứng suất xoắn, tr.360, [22]:

Giới hạn mỏi của vật liệu, tr.360, [22]:

• σb: Giới hạn bền vật liệu

Biên độ của ứng suất, tr.360, [22]: max

Hệ số Kτ đánh giá ảnh hưởng của sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi, trong khi hệ số ετ phản ánh kích thước của vật liệu Hệ số β cho thấy khả năng tăng cường bền bề mặt, và hệ số ψ xem xét ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, phụ thuộc vào cơ tính của vật liệu.

Công thức tính hệ số an toàn, tr.360, [22]: σ

Công thức tính ứng suất khi quá tải, tr.364, [22]:

Cơ sở công thức tính toán, thiết kế máy nén viên

2.2.1 Cơ sở tính toán, lựa chọn động cơ dẫn động

Quy trình tính toán, chọn động cơ được tham khảo theo [16], [21], (Hình 2.4):

Bước đầu tiên trong quá trình thiết kế khuôn nén là tính toán các thông số quan trọng như chiều dày khuôn nén, số lỗ khuôn và đường kính khuôn, dựa trên năng suất đầu vào và đường kính lỗ khuôn đã chọn.

Bước 2: xác định các thông số cơ bản của lô nén như: số lượng lô nén, đường kính lô nén và bề dày lô nén

Bước 3: tính lực nén trên bề mặt khuôn

Bước 4: xác định công suất cần thiết

Bước 5: Tính toán số vòng quay làm việc; nếu số vòng quay này quá lớn, cần điều chỉnh đường kính khuôn nén để xác định số vòng quay sơ bộ phù hợp.

Bước 6: từ công suất cần thiết và số vòng quay sơ bộ, ta chọn công suất động cơ và số vòng quay động cơ

Bước 7: lựa chọn loại động cơ theo công suất động cơ và số vòng quay động cơ

Hình 2.4 Lưu đồ tính toán, lựa chọn động cơ dẫn động

Công thức tính năng suất lý thuyết của máy nén viên theo [16, 23]:

• k’: Hệ số cản chuyển động của vật liệu khi qua các lỗ khuôn;

• ρ: Khối lượng riêng của viên ép (kg/m 3 );

• v: Vận tốc nguyên liệu nén qua lỗ khuôn, v = 0,025 (m/s)

Vậy số lỗ trên khuôn ép được xác định theo công thức:

Công thức tính đường kính khuôn nén, tr.60, [24]:

• ϕlt: Đường kính lỗ lắp trục khuôn (mm);

• mt: Bề rộng vành trong khuôn (mm);

• Be: Bề rộng phần làm việc của khuôn (mm);

• mn: Bề rộng vành ngoài khuôn (mm)

Công thức tính công suất cần thiết của động cơ tr.89, [22]:

• Q: Lực nén trên bề mặt khuôn (N);

Số vòng quay trục công tác tr.87, [22]:

2.2.2 Cơ sở tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

Quy trình tính toán bộ truyền bánh răng được tham khảo theo [21] và [22], (Hình 2.5):

Để chế tạo bánh răng, bước đầu tiên là lựa chọn vật liệu phù hợp và phương pháp nhiệt luyện Cần tra cứu các cơ tính của vật liệu, bao gồm giới hạn bền, giới hạn chảy và độ rắn, nhằm đảm bảo hiệu suất và độ bền của bánh răng trong quá trình sử dụng.

Để xác định các thông số kỹ thuật cho thiết kế, bước đầu tiên là xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] Tiếp theo, cần xác định chiều dài côn ngoài Re và đường kính chia ngoài của bánh dẫn de1.

Bước 4: tính chọn số răng bánh dẫn Z1 và bánh bị dẫn Z2 theo độ rắn bề mặt của vật liệu

Bước 5: Xác định bề rộng răng b và tính đường kính trung bình bánh dẫn dm1 cùng với mô-đun trung bình mtm Từ những giá trị này, suy ra mô-đun pháp tiêu chuẩn mnm của bánh răng côn Bước 6: Xác định các thông số hình học cơ bản của bánh răng.

Bước 7: Tính toán ứng suất tiếp xúc thực tế σH và so sánh với ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] Nếu ứng suất thực tế σH lớn hơn ứng suất cho phép [σH], điều này cho thấy điều kiện bền tiếp xúc không được thỏa mãn Trong trường hợp này, cần chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện lại các phép tính.

Bước 8: Tính toán ứng suất uốn thực tế σF và so sánh với ứng suất uốn cho phép [σF] Nếu ứng suất thực tế σF vượt quá giá trị cho phép [σF], cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại.

Hình 2.5 Lưu đồ tính toán bộ truyền bánh răng

Công thức tính chiều dài côn ngoài tr.112, [21]:

• KR: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng;

• Kbe: Hệ số chiều rộng vành răng;

• K H  : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn

Công thức tính đường kính chia ngoài, tr.122, [21]:

Công thức tính góc côn chia của bánh răng chủ động, tr.114, [21]:

Công thức tính chọn số răng của bánh răng chủ động, tr.114, [21]:

Công thức tính số răng và góc chia côn bánh bị động, tr.115, [21]:

Công thức tính bề rộng răng, tr.114, [21]: b = Kbe.Re (mm) (2.52)

Công thức tính đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình, tr.114, [21]: dm1 = (1-0,5Kbe).de1 (mm) mtm = 𝑑 𝑚1

Công thức tính môđun pháp trung bình mnm, tr.115, [21]: mnm = mtm.cosβm (2.54)

Tính toán thông số bánh răng côn theo bảng 6.19, tr.111, [21]:

Tính đường kính vòng chia:

Chiều cao đầu răng ngoài:

2.cos ( ) ae n te ae te ae m m m h x m mm h m h mm

Tính đường kính vòng đỉnh:

2 .cos ( ) ae e ae ae e ae d d h mm d d h mm

Công thức tính ứng suất tiếp xúc thực tế, tr.115, [21]:

• Zm: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp;

• ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

• Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

• KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Công thức tính vận tốc vòng, tr.107, [21]:

Công thức tính hệ số tải trọng khi về tiếp xúc, tr.116, [21]:

• KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

• KHα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;

• KHv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Công thức tính hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tr.116, [21]:

• δH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp;

• g0: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Công thức tính ứng suất uốn thực tế, tr.216, [21]:

• KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn;

• YF1, YF2: Hệ số dạng răng;

• Yβ: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng;

• Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Tính hệ số tải trọng khi tính về uốn, tr.117, [21]:

• KFβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

• KFα: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp;

• KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

Tính hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tr.117, [21]:

2.2.3 Cơ sở tính toán thiết kế trục chính

Quy trình tính toán trục chính được tham khảo [22], (Hình 2.6):

Bước đầu tiên trong quá trình thiết kế là phân tích và tính toán các lực tác động lên bánh răng và trục, bao gồm lực vòng bánh răng (Ft), lực hướng tâm bánh răng (Fr), lực dọc trục (Fa) và lực tác dụng lên khuôn nén (FD).

Bước 2: xác định phản lực tại các gối tựa của trục chính và dựng biểu đồ momen uốn trong hai mặt phẳng vuông góc nhau

Bước 3: dựng biểu đồ momen xoắn

Bước 4: tương ứng theo biểu đồ momen, ta chọn tiết diện nguy hiểm để kiểm nghiệm bền

Bước 5: chọn vật liệu chế tạo trục chính

Bước 6: xác định đường kính trục chính

Bước 7: Tính toán hệ số an toàn s và so sánh với hệ số an toàn cho phép [s] Nếu hệ số an toàn không đạt yêu cầu (s < [s]), cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại.

Bước 8 là tính toán ứng suất khi quá tải (σtd) và so sánh với ứng suất cho phép (σql) Nếu ứng suất tính toán (σtd) vượt quá giá trị cho phép ([σql]), cần lựa chọn vật liệu có độ bền cao hơn và thực hiện tính toán lại để đảm bảo độ bền tĩnh.

Hình 2.6 Lưu đồ tính toán, thiết kế trục chính

Lực vòng tác dụng lên bánh răng, tr.185, [21]

Lực dọc trục tác dụng lên bánh răng, tr.185, [21]:

F = F (tan cos - sin sin ) cos t m r m

Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng, tr.185, [21]:

F = F (tan sin + sin cos ) cos t m a m

Lực tác dụng lên khuôn nén:

TÍNH TOÁN, KIỂM TRA THIẾT KẾ MÁY CẮT LÁ CÂY VÀ MÁY ÉP VIÊN NÉN

Tính toán, thiết kế máy cắt lá cây năng suất 50 kg/h

3.1.1 Tính toán, lựa chọn động cơ dẫn động

Theo (2.1) và (2.2), số vòng quay làm việc cần thiết của trục chính được xác định: nlv = Q b.d.z.q(vg/ph) Trong đó:

• nlv: Số vòng quay làm việc của trục cắt (trục chính);

• d: Số lượng đĩa dao cắt trên trục, d = 50;

• q: Thể tích nguyên vật liệu được cắt bởi 1 lưỡi cắt, q = 200 (mm 3 ), [16];

• Z: Số lưỡi dao cắt trên mỗi đĩa dao, z = 52

Tổng số lượng lưỡi cắt thực tế (do có thêm 2 lưỡi cắt tĩnh): d.z + số lưỡi cắt trên 2 dao cắt tĩnh = (50.52 + 150.2) Vậy, ta có: nlv = 50

60.1(50.52+150.2).200.10 −9 = 1437 (vg/ph) Theo (2.3), công thức tính momen trên trục cắt:

• Sc: Diện tích tiếp xúc của lưỡi dao, Sc = 10x2x10 -6 = 2.10 -5 (m 2 );

• a: Số lưỡi dao tham gia làm việc đồng thời, theo [20] ta chọn a = 4;

• σ: Ứng suất phá hủy của lá cây, theo [25] ta có: σ = 2,2 MPa = 2,2.10 6 (N/m 2 );

• Dc: Đường kính đĩa dao, Dc = 0,15 (m)

Theo (2.4), công thức tính công suất cần thiết:

Để tính toán số vòng quay sơ bộ của động cơ, ta sử dụng công thức nsb = nlv.ut, với kết quả là 2874 vg/ph khi chọn ut = 2 Để đảm bảo công suất, động cơ cần thỏa mãn hai điều kiện quan trọng.

Pđc ≥ Pct và nđc ≥ nsb

Ta chọn thông số động cơ dẫn động, Bảng phụ lục P1.1, [21]: Pđc = 2,2 kW; nđc 2880 vg/ph

Xác định lại tỷ số truyền cho bộ truyền bánh răng: uc = n đc n lv = 2880

1437 = 2 Theo (2.8), công thức tính công suất trên trục I:

• Pct: Công suất trên trục công tác (kW);

• 𝜂 𝑘𝑛 : Hiệu suất khớp nối, 𝜂 𝑘𝑛 = 0,99 (bảng 2.3, tr.19, [21]);

• 𝜂 𝑜𝑙 : Hiệu suất một cặp ổ lăn, 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 (bảng 2.3, tr.19, [21]) nI = nđc = 2880 vg/ph (không qua bộ truyền)

Xác định lại số vòng quay trục cắt (trục công tác) theo tỷ số truyền: nct (trục công tác) = nII = 𝑛 𝐼

2 = 1440 (vg/ph) Theo (2.9), công thức tính momen trên các trục:

Tct (trục công tác) = TII = 9,55.10 6 𝑃 𝐼𝐼

1440 = 13197,57 (N.mm) Các thông số chính của động cơ máy cắt lá cây được thể hiện ở Bảng 3.1

Bảng 3.1 Bảng tổng hợp các thông số chính của động cơ

Thông số Động cơ I II

3.1.2 Tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng

Theo các thông số đã tính toán ta có:

T1 = 6731,42 N.mm, n1 = 2880 vg/ph, Pđc = 2,2 kW, u = 2 Để chế tạo bánh dẫn và bánh bị dẫn, chúng ta chọn vật liệu thép C45 đã được tôi cải thiện Theo bảng 6.13, trang 233, [22], độ cứng trung bình của bánh dẫn được chọn là HB1 = 290, trong khi bánh bị dẫn có độ cứng HB2 = 270.

➢ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

Theo (2.10), công thức tính số chu kì làm việc cơ sở:

NHO2 = 30HB2 2,4 = 30.270 2,4 = 2.10 7 (chu kỳ) Theo (2.11), công thức tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Ta có: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 ⇒ NHE1 = NHO1, NHE2 = NHO2

Theo công thức (2.12), giới hạn mỏi tiếp xúc của bánh răng được tính như sau: σOHlim = 2.HB + 70 Cụ thể, với giá trị HB là 290, ta có σOHlim1 = 2.290 + 70 = 650 MPa; và với HB là 270, σOHlim2 = 2.270 + 70 = 610 MPa Bên cạnh đó, theo công thức (2.13), ứng suất tiếp xúc cho phép cũng được xác định.

Tra bảng 6.13, tr.223, [22], khi tôi cải thiện thép C45, sH = 1,1 do đó:

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép được tính toán là 500 MPa Trong quá trình lựa chọn, chúng ta nên chọn giá trị nhỏ nhất giữa hai giá trị [σH1] và [σH2], do đó giá trị được chọn là [σH] = [σH2] = 500 MPa.

➢ Tính ứng suất uốn cho phép:

NFO1 = NFO2 = 5.10 6 (chu kỳ) Theo (2.15), công thức tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Ta có: NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 ⇒ NFE1 = NFO1, NFE2 = NFO2

Theo công thức (2.16), giới hạn mỏi uốn của bánh răng được tính bằng σOFlim = 1,8.HB, trong đó σOFlim1 = 1,8.290 = 522 MPa và σOFlim2 = 1,8.270 = 486 MPa Ngoài ra, công thức (2.17) cũng cung cấp cách tính ứng suất uốn cho phép.

𝑠 𝐹 KFL Tra bảng 6.13, tr.223, [22], khi tôi cải thiện thép C45, sF = 1,75 do đó:

➢ Tính khoảng cách trục aw:

Tham khảo bảng 6.15, tr.231, [22], ta có Ψba = 0,3 ÷ 0,5, ta chọn Ψba = 0,4 theo tiêu chuẩn Khi đó theo (2.18): Ψbd = 𝛹 𝑏𝑎 (𝑢+1)

2 = 0,6 Tham khảo bảng 6.4, tr.209, [22], ta có KHβ = 1,01 và KFβ = 1,02;

Khoảng cách trục trong bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức (2.19): aw = 50(u+1)√ 𝑇 𝐼 𝐾 𝐻𝛽

Theo bảng tiêu chuẩn tr.231, [22], ta chọn aw = 50 (mm)

Theo công thức (2.20), xác định được Modun bánh răng: m = (0,01 ÷ 0,02).aw =(0,01 ÷ 0,02).50 = 0,5 ÷ 1

Ta chọn m = 2 theo kiến nghị tr.232, [22]

Theo (2.21), công thức tính tổng số răng:

Số răng bánh bị dẫn: Z2 Q – 17 = 34 (răng)

Tỉ số truyền sau khi tính chọn số răng: 2

Các thông số hình học chính của bộ truyền bánh răng bao gồm đường kính vòng chia và đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng chia được tính theo công thức d1 = Z1.m = 34 mm và d2 = Z2.m = 68 mm Trong khi đó, đường kính vòng đỉnh được xác định bằng công thức da1 = d1 + 2.m = 38 mm và da2 = d2 + 2.m = 72 mm Ngoài ra, công thức tính vận tốc vòng bánh răng cũng cần được lưu ý để đảm bảo hiệu suất hoạt động của bộ truyền.

(m/s) Tham khảo bảng 6.3, tr.204, [22], ta chọn cấp chính xác 8 với vgh = 6 (m/s);

Hệ số tải trọng động theo bảng P2.3, tr.250, [21], ta chọn KHV = 1,24; KFV = 1,58;

➢ Tính ứng suất tiếp xúc thực tế:

Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc theo công thức (2.25):

• KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, KH = KHβ.KHV.KHα = 1,01.1,24.1 1,25 (đối với bánh răng thẳng KHα =1, tr.106, [21]);

• ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu, ZM = 275 MPa 1/2 (vật liệu bánh răng là thép, tr.228, [22]);

• ZC: Hệ số xét đến ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc, C a

(εa: hệ số trùng khớp ngang, có giá trị từ 1,2 – 1,9, chọn ε a= 1,2, tr.229, [22]);

• ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, H w

• bw: Chiều rộng vành răng,b = ψ d = 0,6.34 = 20,4 (mm), (tr.230, [22]) w bd 1 Nhận thấy σ H < [σ H ] (485,73 < 500);

Vậy bánh răng thỏa điều kiện độ bền tiếp xúc

➢ Tính ứng suất uốn thực tế:

Theo (2.26), công thức tính hệ số dạng răng YF:

Chọn hệ số dịch chỉnh x = 0 Đối với bánh dẫn: F1

Z 17 Đối với bánh bị dẫn: F2

45 Ứng suất uốn tính toán theo công thức (2.27):

Vậy bánh răng thỏa điều kiện độ bền uốn

Các thông số chính của cặp bánh răng dẫn động máy cắt lá cây được thể hiện ở Bảng 3.2

Bảng 3.2 Bảng thông số của cặp bánh răng trụ thẳng

Bánh dẫn Bánh bị dẫn

Thông số Ký hiệu Giá trị Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại răng - Răng trụ răng thẳng Loại răng - Răng trụ răng thẳng

Hệ số dịch chỉnh x1 0 Hệ số dịch chỉnh x2 0

Cấp chính xác - 8 Cấp chính xác - 8 ĐK vòng chia d1 34mm ĐK vòng chia d2 68mm ĐK vòng đỉnh da1 38mm ĐK vòng đỉnh da2 72mm

3.1.3 Tính toán, thiết kế trục chính

Sau khi hoàn tất việc tính toán bộ truyền và công suất động cơ, bước tiếp theo là tính toán và kiểm nghiệm trục chính, nơi gắn dao cắt Các thông số đã được xác định bao gồm T1 = 6731,42 N.mm, T2 = 13197,57 N.mm, P2 = 1,99 kW và n2 = 1440 vòng/phút.

Phân tích các lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động: Lực tác dụng bộ truyền bánh răng, theo (2.28) và (2.29):

Lực tác dụng lên cụm dao cắt, theo (2.30):

2 Phương và chiều của lực theo Hình 3.1:

Xét mặt phẳng zy, ta có phương trình cân bằng momen tại B: xB r2 Dy r2 c

Phương trình cân bằng lực theo phương oy:

⟹ RBy = Fr2 – Fc + RDy = 144,12 – 175,97 + 121,94 = 90,09 (N) Xét mặt phẳng zx, ta có phương trình cân bằng momen tại B: xB t2 Dx t2 Dx

Phương trình cân bằng lực theo phương ox:

⟹ RBx = Ft2 + RDx = 395,97 + 93,29 = 489,26 (N) Momen xoắn tại trục chính T2 = 13197,57 N.mm = 13,2 N.m

Hình 3.1 Biểu đồ Momen trên trục cắt

Theo biểu đồ momen (Hình 3.1), ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại B

Ta có momen uốn tại B, theo (2.31):

Momen tại tiết diện nguy hiểm, theo (2.32):

Chọn vật liệu chế tạo trục thép C45 được tôi cải thiện Tham khảo bảng 6.1, tr.92,

Để thiết kế trục, chúng ta chọn giới hạn bền σb là 750 MPa và giới hạn chảy σch là 450 MPa Dựa vào bảng 10.1, trang 353, ứng suất uốn cho phép được xác định là [σ] = 90 MPa Từ đó, có thể tính toán đường kính chính xác của trục theo công thức (2.33).

➢ Kiểm tra độ bền theo hệ số an toàn:

Hệ số an toàn cho ứng suất uốn, theo (2.34): σ 1 σ σ σ

+ Giới hạn mỏi của vật liệu, theo (2.35):

Ta có biên độ của ứng suất, theo (2.36):

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: max ; 0 σ a σ M σ m

Tra bảng 10.8, tr.364, [22], ta chọn Kσ = 2,05;

Tra bảng 10.3, tr.362, [22], ta chọn εσ = 0,83;

Tra bảng 10.4, tr.362, [22], ta chọn β = 2;

Do thép C45 là thép hợp kim, ta chọn ψσ = 0,15 (tr.361, [22]); σ

Hệ số an toàn cho ứng suất xoắn, theo (2.37):

+ Giới hạn mỏi của vật liệu, theo (2.38):

Ta có biên độ của ứng suất theo (2.39):

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

Tra bảng 10.8, tr.364, [22], ta chọn Kτ = 1,9;

Tra bảng 10.3, tr.362, [22], ta chọn ετ = 0,89;

Tra bảng 10.4, tr.362, [22], ta chọn β = 2;

Do thép C45 là thép hợp kim, ta chọn ψτ = 0,1 (tr.361, [22]);

Hệ số an toàn, theo (2.40): σ

Ta có s > [s] ([s] = 1,5, theo kiến nghị tr.360, [22])

Vậy trục thỏa điều kiện bền mỏi (hệ số an toàn).

Để đảm bảo trục không bị biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy do quá tải đột ngột, cần thực hiện kiểm tra độ bền tĩnh theo điều kiện quy định tại tr.264, [22].

2 3 [ ] σ = σ td +   σ ql Ứng suất uốn: 18970 23, 71 σ M 800

Vậy trục thỏa điều kiện bền tĩnh (khi quá tải).

Tính toán, thiết kế máy tạo viên năng suất 50 kg/h

3.2.1 Phương trình cơ bản của quá trình tạo viên

Xét khuôn ép có chiều dài L, tiết diện là S và khối nguyên liệu nén có khối lượng là

M Gọi 0 là khối lượng riêng ban đầu và  là khối lượng riêng sau khi qua ép nén được một đoạn H Ta có thể coi mối quan hệ phụ thuộc giữa áp suất nén P với khối lượng riêng

f ( ) d p P d  = Các kết quả nghiên cứu cho thấy qua quá trình nén ép, hàm f(P) có thể coi là tuyến tính với dạng ap + b:

Ta có thể viết phương trình cân bằng lực tác động vào một lớp của viên được ép nén tới áp suất cực đại pmax như sau, [27]:

PxS− px+dpx S−F Lực ma sát vật liệu với khuôn máy nén (F): f x x

• qx: Áp suất cạnh (Pa);

Ta thấy dấu (-) trong công thức (3.2) chứng tỏ áp suất giảm dần theo chiều nén vì giá trị f và tỉ số C

S là không đổi Áp suất cạnh qx gồm hai thành phần:

• Thành phần do áp suất nén dọc trục px gây ra với tỷ lệ k (qc = k.px);

• Thành phần do biến dạng dư gọi là áp suất dư cạnh qdc không phụ thuộc vào px, nghĩa là: x x dc q =  p +q (3.3)

• μ: hệ số poatxong (μ = 0.29 ÷ 0.31) Đối với rau cỏ k = 0.4 ÷ 0.45

Tích phân 2 vế: vế trái giới hạn p ⟶ px , vế phải từ 0 ⟶ x, ta có: exp f dc dc x q C q p p k x k S k

Thay vào công thức (3.4) ta được:

= + −     Thay x = L – H, ta được công thức pd (áp suất đáy khuôn): exp f ( ) dc dc d q C q p p k L H k S k

Khi tăng chiều cao đoạn L – H, áp suất pd sẽ giảm, dẫn đến khối lượng riêng của viên nén cũng giảm theo Đoạn L – H thể hiện chiều cao của viên nén, cho thấy rằng viên nén có chiều cao nhỏ sẽ bền chắc hơn Trong quá trình nén tại khuôn quay, chiều dài H là hành trình nén và cũng là chiều dày của lớp vật liệu trên khuôn, hay chiều cao vùng cấp nguyên liệu Khối lượng nguyên liệu được nén vào các lỗ khuôn cho đến khi khe hở giữa lô ép và khuôn ép đạt mức tối thiểu, thường từ 0,1 đến 0,3mm Trên đồ thị áp suất nén, Pmax tại điểm A có thể đạt từ 30 đến 40 MPa, tùy thuộc vào loại nguyên liệu nén và công suất máy.

3.2.2 Điều kiện để xảy ra quá trình nén

Hình 3.2 Sơ đồ biển diễn quá trình nén và phân tích lực, [16]

Trong quá trình nén, khuôn nén quay quanh lô nén, với vật liệu được chia thành ba vùng: vùng cấp nguyên liệu, vùng ép biến dạng và vùng ép định hình Lực ép N tác động lên nguyên liệu tại điểm A theo phương tuyến với bề mặt lô ép, đồng thời xuất hiện lực ma sát ép tại điểm tiếp xúc A Lực pháp tuyến N đẩy nguyên liệu vào bề mặt khuôn ép, tạo ra lực Q tác động từ khuôn vào khối nguyên liệu theo phương vuông góc với bề mặt khuôn, kèm theo lực ma sát T giữa vật liệu và khuôn ép Góc cấp liệu ACA1 = β là góc giữa đường tiếp tuyến AC và bề mặt lô ép tại điểm A.

CA1 trên bề mặt khuôn ép)

3.2.2.2 Điều kiện xảy ra quá trình nén

Theo sơ đồ phân tích lực nén, điều kiện để vật liệu không bị đẩy ra khỏi vùng nén trong quá trình nén tr.266, [26]:

• F: Lực ma sát giữa vật liệu ép với bề mặt lô ép, F = f.N (N);

• T: Lực ma sát giữa vật liệu ép với bề mặt khuôn ép, T = f.Q (N);

• f : Hệ số ma sát giữa vật liệu với lô ép và khuôn (với giả thiết lô ép và khuôn ép được chế tạo cùng loại vật liệu)

Phân tích tiếp tục, ta được: f cosN +f QNsin (3.5)

• Q: Lực nhận được của khuôn do tác dụng lực N của lô ép, Q= N cos (N) Thay Q vào phương trình (3.5), ta được: f cosN  +f Ncos  Nsin

Với f = 0,1 ÷ 0,37 thì trị số góc β được lấy trong khoảng 10 o ≤ β ≤ 40 o sẽ đảm bảo cho vật liệu luôn nằm trong vùng ép biến dạng [28]

Góc β và hệ số ma sát f có mối quan hệ tỉ lệ thuận, cho thấy rằng hệ số ma sát f giữa lô, khuôn và nguyên liệu sẽ ảnh hưởng đến góc cấp liệu β Khi góc β đáp ứng điều kiện của công thức (3.6), điều này sẽ cho phép tạo ra viên hoặc vật liệu có thể tiến vào vùng ép biến dạng.

Theo công thức và sơ đồ phân tích lực, kích thước khuôn và lô ép sẽ xác định góc β, vùng biến dạng và độ dày lớp vật liệu tương ứng Việc đưa vào quá nhiều vật liệu không làm tăng năng suất mà có thể gây tắc nghẽn nguyên liệu trong vùng ép Tính chất của từng loại nguyên liệu và hệ số ma sát f cũng ảnh hưởng đến quá trình tạo viên.

Vận tốc tiếp tuyến của khuôn phẳng và quả lô không giống nhau, điều này ảnh hưởng đến tính đồng nhất của chất lượng sản phẩm Thông thường, vận tốc tương đối của quả lô trên bề mặt khuôn phẳng dao động trong khoảng 2 – 5 m/s.

3.2.3 Tính toán, lựa chọn động cơ

❖ Tính toán chiều dày khuôn nén:

Để viên ép đạt khối lượng riêng , áp suất nén cần đạt Pmax Theo công thức (3.1), đoạn đùn x = L – H của lô nén ma sát với khuôn phải tạo ra lực đủ lớn để chống lại áp lực Pmax, đó là lực ma sát tổng hợp (tĩnh) Ft được xác định bằng: f f f ( ) t t t o t k.

• τ: Ứng suất tiếp tuyến do áp suất cạnh qx gây nên (τ tỷ lệ với áp suất pháp tuyến Pd), τ = k.Pd (thường theo thực nghiệm k = (0,4 ÷ 0,5)) f t t d k

Để đảm bảo nguyên liệu được nén thành viên có khối lượng riêng là , điều kiện tối thiểu cần đạt được là Ft = Pmax Thay thế điều kiện này vào công thức (3.7) sẽ cho kết quả f max.

Từ công thức (3.8), để đảm bảo khối lượng sau ép, chiều dày của khuôn được xác định theo công thức, [26]: max f o k t d

• pmax: Áp suất nén lớn nhất (Pa);

• So: Tiết diện của một lỗ khuôn (m 2 );

• C: Chu vi của một lỗ khuôn (m);

• ft: Hệ số ma sát tĩnh giữa mùn cưa và thép (khuôn, lô nén), ft = 0,4, [16];

• pd: Áp suất tác động lên đáy khuôn, thường pd = (0,4 ÷ 0,45).pmax (Pa)

❖ Tính chọn số lỗ nén nguyên liệu trên khuôn:

Số lỗ trên khuôn ép được xác định theo công thức tính năng suất lý thuyết của máy ép viên theo (2.42):

• k’: Hệ số cản chuyển động của vật liệu khi qua các lỗ khuôn, k’ = 0,06 – 0,07, [16];

• ρ: Khối lượng riêng của viên ép, ρ = 850 - 1200, kg/m 3 , [14];

• v: Vận tốc nguyên liệu nén qua lỗ khuôn, v = 0,02 m/s, [16]

Công thức xác định số lỗ trên khuôn nén theo (2.43):

Ta chọn số lỗ trên khuôn: m = 194 lỗ

❖ Tính toán đường kính khuôn nén:

Trên cơ sở xác định số lỗ khuôn ép m = 194 lỗ, các lỗ được bố trí trên khuôn ép một cách đều đặn theo hình lục lăng, [24]

Từ đó ta xác định được đường kính của khuôn nén qua công thức (2.44):

• ϕlt: Đường kính lỗ lắp trục khuôn, ϕlt = 24 mm;

• mt: Bề rộng vành trong khuôn, mt = 10 mm;

• Be: Bề rộng phần làm việc của khuôn, Be = 65 mm;

• mn: Bề rộng vành ngoài khuôn, mn = 10 mm

Vậy ta chọn đường kính khuôn nén  k 4mm

Từ các kết quả trên, ta có các thông số khuôn nén:

• Chiều dày khuôn: Lk = 24 mm;

• Số lỗ trên khuôn: m = 194 lỗ;

Dựa trên các thông số đã đề cập, chúng tôi tiến hành thiết kế khuôn nén bằng vật liệu thép C45, kết hợp với quá trình nhiệt luyện để nâng cao độ cứng bề mặt và khả năng chống mài mòn trong suốt quá trình hoạt động của khuôn Hình 3.3 minh họa khuôn nén của máy nén viên mà chúng tôi dự định chế tạo.

Hình 3.3 Hình ảnh mô phỏng khuôn nén được thiết kế

❖ Tính toán, thiết kế lô nén:

Dựa trên các thông số thiết kế của khuôn, chúng tôi tiến hành thiết kế lô nén với chiều dài và bề rộng làm việc hợp lý Vật liệu được sử dụng là thép SS400, kết hợp với quá trình nhiệt luyện nhằm tăng cường độ cứng bề mặt và khả năng chống mài mòn trong suốt quá trình hoạt động của lô nén.

• Đường kính lô nén: Dln = 77 mm;

• Bề dày: Bln = Be = 65 mm

❖ Tính toán, lựa chọn công suất và số vòng quay động cơ:

Trục chính của máy tạo viên cần phải đảm bảo momen xoắn và lực nén trong buồng nén trong quá trình hoạt động Áp suất nén càng lớn, nguyên liệu sẽ được nén chặt hơn.

Công thức tính lực nén từ lô nén theo [29]:

• : Áp suất nén cần thiết cho từng loại nguyên liệu (Pa);

• A: Tiết diện bề mặt khuôn nén (m 2 )

• mv: Độ nhớt của nguyên liệu, mv = 32 (N.s/m 2 ) [30];

• t: Thời gian chuyển động tương đối của lô nén trên bề mặt khuôn (s)

• v: Vận tốc tương đối của lô nén trên bề mặt khuôn, v = 2 ÷ 5 m/s, ta chọn sơ bộ v = 4,2 m/s, [26]

= = Thay các giá trị t và mv vào công thức (3.11) , ta được:

Ta có A là tiết diện bề mặt khuôn nén: A=.0,097 2 =0,03 (m 3 )

Từ giá trị τ, thay vào công thức (3.10), ta được lực nén trên bề mặt khuôn:

Xác định công suất cần thiết của động cơ theo (2.45):

• N: Lực nén trên bề mặt khuôn (N);

• : Hiệu suất dẫn động:    = kn ol br =0,99.0,995 0,97 2 =0,95 (bảng 2.3, tr.19, [21])

• kn: Hiệu suất qua khớp nối;

• ol: Hiệu suất một cặp ổ lăn (ta có 2 cặp ổ lăn);

• br: Hiệu suất một cặp bánh răng côn

=  = Số vòng quay trục công tác theo (2.46):

=  Số vòng quay sơ bộ động cơ (2.5), tham khảo bảng 3.2, tr.88, [22] chọn ut = 2:

414.2 828 ( / ) sb lv t n =n u = = vg ph Để đảm bảo công suất, chọn động cơ thỏa mãn 2 điều kiện (2.6) và (2.7): Pđc ≥ Pct và nđc ≥ nsb

Ta chọn thông số động cơ dẫn động theo bảng phụ lục P1.2, [21]: Pđc = 4,5 kW; nđc = 950 vg/ph

Ta có thông số động cơ: Pđc = 4,5 kW; Pct = 3,85 kW; nđc = 950 vg/ph; nlv = 414 vg/ph

Xác định lại tỷ số truyền cho bộ truyền bánh răng côn:

= n = Công suất và số vòng quay trên các trục theo (2.8)

Momen trên các trục theo (2.9):

= n = Các thông số chính của động cơ máy nén viên được thể hiện ở Bảng 3.3

Bảng 3.3 Bảng tổng hợp các thông số chính của động cơ

Thông số Động cơ I II

3.2.4 Tính toán, thiết kế hệ thống bánh răng dẫn động Để đổi hướng truyền động từ phương ngang sang phương thẳng đứng, ta sử dụng cơ cấu bánh răng côn ăn khớp Trong quá trình làm việc với tốc độ cao, để đảm bảo tải trọng và tính ổn định, ta chọn cơ cấu bánh răng côn xoắn (bánh răng côn loại cung tròn)

Chúng tôi có các thông số thiết kế như sau: TI = 40713,16 N.mm, TII = 92039,86 N.mm, nI = nđc = 950 v/ph, nII = 414 v/ph Tiến hành thiết kế bộ bánh răng côn xoắn theo tiêu chuẩn, chúng tôi chọn vật liệu chế tạo cho bánh dẫn và bánh bị dẫn là thép C45 được tôi cải thiện Theo bảng 6.13, tr.223, [22], độ cứng trung bình cho bánh dẫn được chọn là HB1 = 290, trong khi bánh bị dẫn có độ cứng HB2 = 270.

➢ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]:

NHO2 = 30HB2 2,4 = 30.270 2,4 = 2.10 7 (chu kỳ) Theo (2.11), công thức tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Ta có: NHE1 > NHO1; NHE2 > NHO2 ⇒ NHE1 = NHO1, NHE2 = NHO2

⇒ KHL1 = KHL2 = 1 (tr.94, [21]) Theo (2.12), công thức tính giới hạn mỏi tiếp xúc của các bánh răng được xác định như sau: σOH lim = 2HB + 70

63 σOH lim1 = 2.290 + 70 = 650 (MPa) σOH lim2 = 2.270 + 70 = 610 (MPa) Theo (2.13), công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH] = σ OH lim 0,9 s H KHL Tra bảng 6.23, tr.223, [22], khi tôi cải thiện thép C45, sH = 1,1 do đó:

1,1 1 = 500 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán: Đối với bánh răng côn cung tròn, giá trị của [σH] được xác định theo công thức sau: [σH] = 0,5.([σH1] + [σH2]) = 0,5.(532 + 500) = 516 (MPa)

Ta thấy [σH] thỏa điều kiện theo công thức 6.12, tr.95, [21]

➢ Tính ứng suất uốn cho phép:

NFO1 = NFO2 = 5.10 6 (chu kỳ) Theo (2.15), công thức tính số chu kỳ làm việc tương đương:

Ta có: NFE1 > NFO1; NFE2 > NFO2 ⟹ NFE1 = NFO1, NFE2 = NFO2

KFL1 và KFL2 đều bằng 1 (tr.94, [21]) Theo công thức (2.16), giới hạn mỏi uốn của các bánh răng được tính như sau: OF lim = 1,8HB, trong đó σOF lim1 = 1,8.290 = 522 (MPa) và σOF lim2 = 1,8.270 = 486 (MPa) Ngoài ra, theo công thức (2.17), có thể tính ứng suất uốn cho phép.

[σF] = σ OF lim s F KFL Tra bảng 6.13, tr.223, [22], khi tôi cải thiện thép C45, sF = 1,75 do đó:

➢ Tính chiều dài côn ngoài theo (2.47):

• KR = 0,5.Kd (hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng),

Do truyền động bánh răng côn cung tròn nên chọn: Kd = 83,5 MPa 1/3

• Kbe: Hệ số chiều rộng vành răng, chọn Kbe = 0,3 (u ≤ 3);

➢ Tính đường kính chia ngoài theo (2.48):

➢ Tính góc côn chia của bánh răng chủ động theo (2.49):

➢ Tính chọn số răng của bánh răng chủ động theo (2.50):

Tra bảng 6.22, tr114, [21], ta có: Z1p = 16 (răng)

⟹ Z1 = 1,6 Z1p = 1,6.16 = 25,6 (răng) ⟹ Chọn Z1 = 26 (răng) Để không bị cắt chân răng thì số răng tối thiểu:

Ta có: 1 1 3 cos cos1 m vn

➢ Tính số răng và góc chia côn bánh bị động theo (2.51):

= =  = − = − ➢ Tính bề rộng răng theo (2.52): b = Kbe.Re = 0,3.71,36 = 21,41 (mm)

➢ Tính đường kính trung bình dm1 và môđun trung bình theo (2.53): dm1 = (1-0,5Kbe).de1 = (1- 0,5.0,3).57 = 48,45 (mm) mtm = 𝑑 𝑚1

➢ Tính môđun pháp trung bình mnm theo (2.54): mnm = mtm.cosβm = 1,86.cos(35°) = 1,52 Theo tiêu chuẩn bảng 6.8, tr99, [21], ta chọn mnm = 1,75

➢ Tính toán thông số bánh răng côn:

Tính đường kín vòng chia theo (2.55):

Tính chiều cao đầu răng ngoài theo (2.56):

(cos cos ) cos(35 ).2,19 1,79( ) 2.cos 2.cos(35 ).2,19 1,79 1,8( ) t e m n m m e ae ae t ae h x m mm h m h mm

= + =  = − =  − Tính đường kính vòng đỉnh theo (2.57):

2 .cos 132 2.1,8.cos(66 34') 133, 43( ) ae e ae ae e ae d d h mm d d h mm

= + = +  = + = +  ➢ Tính ứng suất tiếp xúc thực tế theo (2.58):

Tra bảng 6.5, tr.96, [21], chọn Zm'4

Tra bảng 6.12, tr.106, [21] chọn ZH = 1,5

 Công thức tính vận tốc vòng theo (2.59):

Tra bảng 6.13, tr.106, [21], chọn cấp chính xác là 9;

Tra bảng 6.14, tr.107, [21], chọn KHα = 1,16;

Tính hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp (2.61):

Tính hệ số tải trọng khi về tiếp xúc theo (2.60):

= +  Vậy bánh răng côn thỏa yêu cầu về độ bền tiếp xúc

➢ Tính ứng suất uốn thực tế theo (2.62):

• T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động (T1 = 40713,16 Nmm);

• mnm: Môđun pháp trung bình (mm) (mnm = 1,75);

• b: Chiều rộng vành răng (b = 22 mm);

• dm1:Đường kính trung bình của bánh chủ động (dm1 = 55,64 mm)

= = Tra bảng 6.18, tr.109, [21] ta có hệ số dạng răng: Y = 3,65, F 1 Y F 2 =3,6;

Tra bảng 6.14, tr.107, [21], ta có: K F α = 1,4;

Tra bảng 6.21, tr.113, [21], ta có: K F β = 1,15;

Tính hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp theo (2.63):

Tính hệ số tải trọng khi tính về uốn theo (2.64):

F2] Vậy bánh răng côn thỏa điều kiện bền uốn

Các thông số chính của cặp bánh răng dẫn động máy nén viên được thể hiện ở Bảng 3.4

Bảng 3.4 Bảng thông số của cặp bánh răng dẫn động

3.2.5 Tính toán, thiết kế trục chính

Sau khi hoàn tất việc tính toán bộ truyền và công suất động cơ, bước tiếp theo là kiểm tra trục chính, nơi gắn khuôn nén Các thông số đã được xác định bao gồm mô men xoắn T2 đạt 92039,86 N.mm, công suất P2 là 3,99 kW, và tốc độ n2 là 414 vòng/phút.

Bánh dẫn (I) Bánh bị dẫn (II)

Thông số Ký hiệu Giá trị Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại răng - Côn xoắn Loại răng - Côn xoắn

Hệ số dịch chỉnh x1 0 Hệ số dịch chỉnh x2 0

Góc côn chia δ1 23 o 26’ Góc côn chia δ2 66 o 34’

Cấp chính xác - 9 Cấp chính xác - 9 ĐK vòng chia de1 57 mm ĐK vòng chia de2 132 mm ĐK vòng đỉnh dae1 60,28 mm ĐK vòng đỉnh dae2 133,43 mm

Phân tích các lực tác dụng lên trục từ các chi tiết quay của hệ thống truyền động:

• Lực tác dụng bộ truyền bánh răng theo (2.65), (2.67) và (2.68):

F = F (tan cos - sin sin ) cos

F tan(20 ).cos(23 26 ') sin(35 ).sin(23 26 ') = 189,11(N) cos(35 ) t r m m

F = F (tan sin + sin cos ) cos

F tan(20 ).sin(23 26 ') sin(35 ).cos(23 26 ') = 1198,8(N) cos(35 ) t a m m

• Lực tác dụng lên khuôn nén theo (2.69):

Phương và chiều của lực theo Hình 3.4

Xét mặt phẳng zy, ta có phương trình cân bằng momen tại C:

Phương trình cân bằng lực theo phương y:

 RCy = Fr2 – RBy + FD = 1198,8 – 1378,69 + 948,86 = 768,97 (N) Xét mặt phẳng zx, ta có phương trình cân bằng momen tại C:

100 = 2341,52 (N) Phương trình cân bằng lực theo phương x:

 RCx = – Ft2 + RBx = –1463,45 + 2341,52 = 878,07 (N) Momen xoắn tại trục chính T2 = 92039,86 N.mm = 92,04 N.m

Hình 3.4 Biểu đồ Momen trên trục chính

Theo biểu đồ momen (Hình 3.4), ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại B