GIỚI THIỆU
Tính cấp thiết của đề tài
Nhu cầu sử dụng bún khô ngày càng tăng, không chỉ trong nước mà còn trên thị trường quốc tế, với nhiều quốc gia đặt hàng sản phẩm bún khô Việt Nam Là một quốc gia nông nghiệp chủ yếu trồng lúa, Việt Nam có lợi thế trong việc xuất khẩu các sản phẩm từ gạo, nâng cao giá trị xuất khẩu thay thế cho gạo thô Hiện nay, nhiều làng nghề sản xuất bún khô đã xuất hiện, tuy nhiên, các cơ sở sản xuất vẫn còn thô sơ Mặc dù đã bắt đầu sử dụng máy móc để tăng sản lượng và đảm bảo vệ sinh, quy trình sản xuất vẫn chưa hoàn thiện, đặc biệt là công đoạn cắt bún khô vẫn phải thực hiện bằng tay, dẫn đến khó khăn trong việc đảm bảo độ dài và khối lượng đồng nhất của sản phẩm khi đóng gói.
Với sự tiến bộ của khoa học kỹ thuật, việc ứng dụng công nghệ vào sản xuất đã trở nên phổ biến Khi nhu cầu con người ngày càng gia tăng, sản xuất thủ công không còn đủ khả năng đáp ứng, do đó, việc sử dụng máy móc trong sản xuất trở thành yếu tố thiết yếu cho sự phát triển bền vững.
Lao động tay chân đang dần được thay thế bởi máy móc, với con người thiết kế và chế tạo ra các thiết bị phục vụ cho nhu cầu của mình Việc tự động hóa trong sản xuất không chỉ giảm giá thành mà còn nâng cao năng suất lao động, làm cho chi phí và hiệu quả sản xuất trở thành yếu tố quyết định cho sự phát triển tự động hóa Do đó, việc áp dụng tự động hóa vào sản xuất bún khô là cần thiết để thúc đẩy sự phát triển bền vững của sản phẩm này trong tương lai.
Căn cứ vào nhu cầu thực tế đó, nhóm chúng em quyết định thực hiện đề tài:
Chúng tôi thiết kế và chế tạo máy cắt bún khô với năng suất đạt 1 tấn trong mỗi ca làm việc 8 giờ Mục tiêu của dự án là giảm bớt sức lao động cho người sử dụng, đồng thời tăng cường năng suất và hiệu quả trong quá trình sản xuất.
2 thiện vấn đề vệ sinh an toàn thực phẩm nhằm đáp ứng tốt hơn nhu cầu của khách hàng.
Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của để tài
- Tạo điều kiện, tiền đề cho người nghiên cứu phát triển những kỹ năng, vận dụng kiến thức đã học được vào đời sống
- Giảm nhân công trong việc cắt bún khô đồng thời tăng năng suất sản xuất
- Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm
- Đáp ứng nhu cầu thị trường và giảm chi phí sản xuất.
Mục tiêu nghiên cứu đề tài
- Tìm hiểu về sản phẩm cũng như nguyên lý, cơ cấu cắt bún khô trên thị trường
- Lựa chọn được phương án cắt thích hợp
- Tính toán và thiết kế hoàn chỉnh máy cắt bún khô
- Gia công và lắp ráp máy.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Bún khô ở thị trường Việt Nam
- Nguyên lý, cơ cấu cắt của các loại máy cắt có trên thị trường
- Các tài liệu, sách, giáo trình có liên quan, tìm hiểu thực tế ở các cơ sở sản xuất, nhà máy xí nghiệp
- Sử dụng phần mềm Solidwork 2015, Autocad trong thiết kế, mô phỏng chuyển động.
Các phương pháp nghiên cứu cụ thể
1.5.1 Cơ sở phương pháp luận
- Dựa vào nhu cầu sử dụng bún khô trong và ngoài nước
- Dựa vào nhu cầu sử dụng máy cắt bún khô
- Dựa vào khả năng công nghệ để tạo ra máy
1.5.2 Các phương pháp nghiên cứu
Phương pháp nghiên cứu tài liệu bao gồm việc tham khảo các nguồn tài liệu văn bản như sách, giáo trình, và tài liệu tham khảo từ những bài viết đáng tin cậy trên Internet Mục tiêu của phương pháp này là xác định nguyên lý và cơ cấu cắt tối ưu.
Phương pháp thực nghiệm được áp dụng để kiểm tra độ bền cơ tính của bún khô, nhằm xác định lực kẹp và lực cắt cần thiết cho máy cắt.
Phương pháp phân tích là bước quan trọng sau khi tham khảo nghiên cứu tài liệu và thu thập số liệu cần thiết Việc phân tích số liệu và tài liệu giúp rút ra những kết luận có giá trị và hỗ trợ cho quá trình nghiên cứu.
Phương pháp mô hình hóa là mục tiêu chính của đề tài, giúp chúng em ôn lại kiến thức lý thuyết và thực hành, đồng thời tích lũy thêm kiến thức thực tế Việc chế tạo mô hình không chỉ kiểm nghiệm lý thuyết mà còn giúp phát hiện và sửa chữa những lỗi mà phương pháp lý thuyết không thể nhận ra.
Kết cấu của Đồ án tốt nghiệp
- Chương 3: Cơ sở lý thuyết
- Chương 4: Phương hướng và các giải pháp
- Chương 5: Tính toán, thiết kế
- Chương 6: Chế tạo mô hình
- Chương 7: Kết luận và kiến nghị
TỔNG QUAN NGHIÊN CỨU ĐỀ TÀI
Khái niệm về bún khô
Bún là sản phẩm sợi màu trắng, hơi đục, không có mùi vị lạ, với sợi dài, dai và chắc, độ kết dính thấp nhưng không quá rời rạc Bún khô, được làm chủ yếu từ gạo, rất phổ biến trên thị trường và là thực phẩm quen thuộc trong đời sống hàng ngày, cả trong nước và quốc tế Đặc biệt, bún khô được ưa chuộng tại các vùng như Quảng Nam, Đà Nẵng và Quảng Ngãi.
So sánh giữa bún khô và bún tươi
Bún khô cũng được làm từ nguyên liệu chính là bột gạo Nhưng khác bún tươi ở điểm là nó phải được phơi khô trước khi đem đóng gói
Bún khô được đóng gói xuất khẩu cho nên giá trị kinh tế gấp nhiều lần so với bún tươi
Bún khô là lựa chọn tiện lợi vì có thể bảo quản lâu dài, giúp người tiêu dùng dễ dàng tích trữ để sử dụng khi cần Trong khi đó, bún tươi chỉ nên sử dụng trong ngày, nếu để lâu sẽ bị chua và không còn sử dụng được.
Dòng sản phẩm bún khô của các doanh nghiệp
- Bún gạo của doanh nghiệp CO.OP MART được làm từ 100% gạo nàng hương
SAFOCO chuyên sản xuất và kinh doanh các loại thực phẩm như mì, mì sợi, bún, nui, bánh tráng và các sản phẩm từ tinh bột, bột mì Công ty cũng tham gia mua bán đa dạng các mặt hàng lương thực, thực phẩm, công nghệ phẩm, cùng với nông thủy hải sản.
Công ty Bích Chi chuyên sản xuất hơn 160 sản phẩm đa dạng, bao gồm các dòng bánh phở, hủ tiếu, bún gạo, miến, bánh hỏi khô, bánh tráng, bột dinh dưỡng, bột thực phẩm và bánh phồng tôm.
Hi ̀nh 2.1 : Bún gạo của Co.op Mart Hình 2.2 : Bún gạo Bình Tây
Qui trình làm bún khô thông dụng
Sản xuất bún truyền thống là một quy trình phức tạp, cho ra hai loại sản phẩm: bún tươi có thể sử dụng ngay và bún khô cần được sơ chế trước khi dùng.
Sản xuất bún theo phương pháp này khá phức tạp nên cần phải cơ giới hóa để thành dây chuyền sản xuất liên tục
6 Hình 2.3 : Qui trình sản xuất bún truyền thống
Hình 2.4 : Qui trình sản xuất bún khô bằng phương pháp ép đùn a) Chuẩn bị nguyên liệu
- Cần lựa chọn nguyên liệu tốt đảm bảo các yêu cầu
- Trước khi đưa vào sản xuất nguyên liệu cần được làm sạch nhằm loại bỏ tạp chất như: kim loại, đất, cát, đá sỏi,… b) Ngâm
- Dùng nước sạch ngâm toàn bộ khối lượng tấm trong các thùng hay sô (sành, nhôm, inox hay plastic,…) trong 8 – 12h
- Sau thời gian ngâm nguyên liệu sẽ mềm giúp cho giai đoạn xay dễ dàng hơn với khối bột mịn và dẻo hơn
- Lưu ý là khơi lượng nước ngâm phải đảm bảo ngập toàn bộ khối nguyên liệu c) Nghiền ướt
Máy nghiền răng hoặc máy nghiền 3 thớt đá nhám có thể được sử dụng theo kiểu đứng hoặc nằm để nghiền gạo Gạo được nghiền với lượng nước hợp lý qua lưới lọc 2.400 lỗ/cm², tạo ra bột mịn dễ tạo hình, giúp bún nhanh chín và tăng độ dai Sau đó, tiến hành tách nước để làm ráo bột.
- Để nhanh chóng chuyển từ dạng dung dịch loãng sang dạng bột có thể nắm được thành cục, vắt, cần lắc liên tục cho nước tự do thoát ra
Sau khi giảm lượng nước, tiến hành ép mạnh trên bàn ép trục vít hoặc sử dụng đội nén ép để đạt độ ẩm mong muốn từ 37–41% Bước tiếp theo là đùn ép cắt sợi.
Để định hình và làm chín sợi từ bột ướt ban đầu, bột sẽ được đưa vào thiết bị ép đùn trục vít qua lỗ khuôn phù hợp.
- Sau khi ra khỏi máy thì sợi bún được cắt sợi (sợi không quăn và không bị đứt đoạn) f) Ủ
- Dùng bao tải và ni lông che kín toàn bộ sợi bún vừa ép đùn ra khỏi máy để giữ nhiệt
- Yêu cầu của giai đoạn này là làm cho sợi bún dẻo hơn, dai hơn, đồng thời tạo hương vịđặc trung cho sợi bún
- Thời gian ủ khoảng 12 giờ và phải đảm bảo ủ kín tránh sự thoát nhiệt quá nhanh g) Ngâm nươc (giữ nước)
Để sợi bún được tách rời và thẳng sau khi phơi khô, cần vò nhẹ nhàng trong chậu nước sạch, đặc biệt chú ý đến hai đầu sợi bún Sau đó, chải đều dọc theo sợi bún để đảm bảo chúng không bị dính vào nhau.
Để bảo quản và vận chuyển bún hiệu quả, sợi bún sau khi được định hình sẽ được sấy khô hoặc phơi nắng, tùy thuộc vào loại sản phẩm và yêu cầu kỹ thuật sản xuất.
Bún khô sẽ được phân loại và đánh giá chất lượng trước khi được đóng gói thành phẩm Tùy thuộc vào yêu cầu của khách hàng, bao bì sẽ được lựa chọn phù hợp, với bao PE là loại phổ biến nhất.
Để bảo quản túi bao bì PP, COTTON/PE hiệu quả, cần đảm bảo túi luôn kín, ngăn ngừa sự hút ẩm và xâm nhập của vi sinh vật, đặc biệt là nấm mốc, cũng như tránh sự phá hoại từ côn trùng và sâu mọt.
Phân tích, đánh giá chất lượng sản phẩm
Căn cứ vào TCVN 6347:1998 ta đưa ra các chỉ tiêu đánh giá chất lượng sản phẩm như sau:
Bảng 2.1 : Các chỉ tiêu chung dánh giá chất lượng sản phẩm
Thứ tự Chi tiờu Mụ tồ
Vắt bún nguyên vẹn, khô, không gãy vun
Bún gạo của chúng tôi nổi bật với đặc trưng tự nhiên, không chứa tạp chất nhìn thấy bằng mắt thường Chúng tôi đánh giá chất lượng sản phẩm dựa trên các tiêu chuẩn nghiêm ngặt, đảm bảo mang đến cho khách hàng những sản phẩm tốt nhất.
10 a) Các chỉ tiêu đánh giá cảm quan chất lượng bún khô
- Các chỉ tiêu trang thái vắt bún khô
Bảng 2.2 : Chỉ tiêu đánh giá cảm quan trạng thái bún khô Ðặc điểm bún khô Múc độ vê chât lượng
Vắt bún nguyên vẹn, không giòn, không gãy
Vắt bún nguyên vẹn, không giòn, hơi giòn
Vắt bún nguyên, không giòn, gãy ít
Vắt bún hơi khuyết tât, giòn, gãy ít Vắt bún khuyết tật, giòn, gãy nhiều
Không chấp nhận, loại bỏ
- Các chỉ tiêu màu sắc vắt bún khô
Bảng 2.3 trình bày các chỉ tiêu đánh giá cảm quan màu sắc của bún khô, bao gồm các đặc điểm chất lượng như: đồng nhất, trắng và không lẫn tạp chất; đồng nhất, trắng ngà và không lẫn tạp chất; đồng nhất, vàng và không lẫn tạp chất; đồng nhất, vàng nâu và không lẫn tạp chất; và cuối cùng là không đồng nhất, đen với nhiều tạp chất.
Không chấp nhận, loại bỏ b) Các chỉ tiêu dánh giá cảm quan chất lượng bún khô sau nấu
- Các chỉ tiêu trạng thái vắt bún khô sau nấu
Bảng 2.4 Chỉ tiêu đánh giá cảm quan trạng thái bún sau khi nấu Ðặc điểm bún khô Mức độ về chất lượng
Sợi bún dai, không cứng, không nhũn
Sợi bún dai, hoi cúng, không nhũn
Sợi bún ít dai, hơi cứng, không nhũn
Sợi bún ít dai, hơi cứng hoặc hơi nhũn
Sợi bún kém dai, cứng, nhũn
Không chấp nhận, lọai bỏ
- Các chỉ tiêu màu sắc vắt bún khô sau nấu:
Bảng 2.5 Chỉ tiêu đánh giá cảm quan màu sắc bún sau khi nấu
11 Ðặc điểm bún khô Mức độ về chất lượng
Soi bún đồng nhất, trắng
Sợi bún đồng nhât, trắng ngà
Sợi bún đồng nhất, hơi ngà
Không đồng nhất, rất ngà hay vàng
Có thể chấp nhận Không chấp nhận, lọai bỏ
- Các chỉ tiêu mùi vị vắt bún khô sau nấu
Bảng 2.6 Chỉ tiêu đánh giá cảm quan mùi vị bún sau khi nấu Ðặc điểm bún khô Mức độ về chất lượng
Sợi bún có mùi vị tự nhiên hay đặc trưng
Sợi bún có mùi vị lạ Ðạt
CƠ SỞ LÝ THUYẾT
Quá trình cắt
3.1.1 Cơ sở lý thuyết của quá trình cắt thái bằng lưỡi dao:
Các máy cắt thái trong chăn nuôi, bao gồm rau, cỏ, rơm và củ quả, hoạt động dựa trên nguyên lý cắt bằng lưỡi dao sắc Quá trình cắt được thực hiện thông qua việc di chuyển cạnh sắc của lưỡi dao theo hướng vuông góc với mặt cắt hoặc theo hai hướng vuông góc: hướng cắt pháp tuyến và hướng cắt tiếp tuyến, tạo ra hướng cắt nghiêng tổng hợp.
Thí nghiệm của viện sĩ Gơriátskin V.P đã chỉ ra rằng cắt thái theo hướng nghiêng không chỉ giảm lực cần thiết mà còn nâng cao chất lượng thái so với cắt thái theo hướng pháp tuyến.
Hình 3.1 Nguyên lý cắt
3.1.2 Những yếu tố chính ảnh hưởng đến quá trình cắt thái bằng lưỡi dao: Để cắt vật liệu được thành đoạn (hay lát) bảo đảm chất lượng, giảm được năng lượng cắt thái, ta phải xét đến một số yếu tố chính thuộc phạm vi dao thái và vật thái ảnh hưởng đến quá trình cắt thái a) Áp suất riêng q (N/m) của cạnh sắc lưỡi dao trên vật thái: Đây là yếu tố trực tiếp đảm bảo quá trình cắt đứt vật thái và liên quan đến các yếu tố thuộc phạm
13 vi dao cắt và vật thái Nếu gọi lực cắt cần thiết là Q(N) và độ dài đoạn lưỡi dao là S (cm) thì:
Nếu cắt thái chặt bổ (không trượt): - Đối với rơm qP120 N/cm
Khi cắt thái các vật đàn hồi có độ cứng q ≥ 40 N/cm, lưỡi dao trải qua hai giai đoạn: đầu tiên, nó nén ép vật thái một đoạn, sau đó mới cắt đứt vật thái Trong quá trình này, lưỡi dao không chỉ phải cắt mà còn phải khắc phục áp lực ma sát T1 do vật thái tác động vào mặt bên của dao, cùng với áp lực T2 từ vật thái dịch chuyển bị nén ép tác động vào mặt trước của lưỡi dao.
Nếu gọi Pt là lực cản cắt thì: Q = Pt +T1+T2cos
: góc mài của lưỡi dao b) Các yếu tố thuộc về dao thái :
Hình 3.2 Thông số dao thái
Độ sắc s (mm) của cạnh sắc lưỡi dao, hay còn gọi là chiều dày s, thường đạt mức tối thiểu từ 20 đến 40 micromet (μm) Đối với các máy thái trong chăn nuôi, độ dày s không nên vượt quá 100 μm; nếu vượt quá mức này, lưỡi dao sẽ bắt đầu cùn và hiệu quả thái sẽ giảm sút.
Rõ ràng độ sắc s càng lớn thì áp suất riêng q càng tăng
Nếu gọi ứng suất cắt của vật thái là c thì : q = s. c
- Góc cắt thái là góc hợp bởi góc đặt dao và góc mài :
Góc đặt dao thái phải được thiết kế hợp lý để lớp rau củ sau khi thái xong không chạm vào mặt dao, nhằm tránh ma sát không cần thiết Việc tính toán góc đặt dao phụ thuộc vào nhiều yếu tố như vận tốc quay của dao, tốc độ cuốn rau vào, và hình dạng của lưỡi dao.
Góc mài dao đã được Reznik N.E nghiên cứu và đề suất công thức lực cắt thái
Q th t ( N ) c : Hệ số thứ nguyên (N/cm)
Qth: Lực cắt thái tới hạn cần thiết
Lực cản cắt thái (N) phụ thuộc vào góc mài dao, thường nhỏ nhưng bị giới hạn bởi độ bền của vật liệu làm dao Do đó, góc mài của máy thái rau, củ thường lớn hơn hoặc bằng 12 độ Cụ thể, máy thái rau cỏ có góc mài từ 12 đến 15 độ, trong khi máy thái củ quả có góc mài từ 18 đến 25 độ Điều này ảnh hưởng đến điều kiện trượt của lưỡi dao trên vật thái.
Khi lưỡi dao trượt trên vật thái, chiều dài đường trượt càng dài thì lực cắt thái càng giảm Để minh họa cho hiện tượng trượt này, ta cần vẽ và phân tích vận tốc v của một điểm M trên lưỡi dao khi nó tác động lên vật thái.
Vận tốc của dao thái có thể được phân chia thành hai thành phần chính: vận tốc pháp tuyến (vn) và vận tốc tiếp tuyến (vt) Vận tốc pháp tuyến vn là tốc độ mà dao thái thâm nhập vào vật thái, trong khi vận tốc tiếp tuyến vt tạo ra chuyển động trượt tại điểm M trên dao so với điểm M trên vật thái.
Theo định nghĩa về Gỏiatskin, góc trượt được hình thành bởi vận tốc tuyệt đối v và thành phần pháp tuyến vn Hệ số trượt được xác định bằng tỷ số giữa vận tốc tiếp tuyến vt và vận tốc pháp tuyến vn, với công thức: = tg = vt / vn.
Theo nghiên cứu của Griastkin, lực cắt thái giảm đáng kể khi góc trượt của dao đạt một giá trị nhất định, không phản ứng với các góc trượt nhỏ Thí nghiệm của Ziablov V.A cũng cho thấy lực cắt thái giảm nhiều khi góc trượt đạt từ 30 độ trở lên Điều này cho thấy rằng để tối ưu hóa hiệu quả cắt, cần có một điều kiện chung cho hiện tượng cắt của dao đối với vật liệu, nhằm giảm lực cắt thái một cách hiệu quả hơn.
Cơ sớ lý thuyết tính toán lựa chọn băng tải đai
3.2.1 Phân loại băng tải đai
Băng tải đai được phân thành hai loại chính: loại cố định và loại di động, thường được trang bị bánh xe để dễ dàng di chuyển Ngoài ra, băng tải còn được sử dụng như một phần trong các tổ hợp máy phức tạp, chẳng hạn như cầu chuyển và tổ hợp gầu ngoạm guồng tải.
- Dựa vào công năng, các băng tải đai cũng được chia ra loại vạn năng và loại chuyên dụng
- Dựa vào hình dáng đường chuyển có thể chia ra loại băng chuyển theo phương ngang, băng chuyển theo phương nghiêng và tổng hợp
3.2.2 Những bộ phận chính của băng tải đai
- Băng đai mềm khép kín (có nhể là băng vải, cao su hay băng được phủ bằng các loại vật liệu khác, băng thép hoặc băng có lõi thép…)
- Hệ thống con lăn đỡ (hiếm khi là các tấm cố định, làm từ gỗ hoặc từ thép tấm)
- Trạm dẫn động, trạm kéo căng, bộ phận chuyển hướng, bộ phận nạp liệu và dỡ liệu, khung hoặc cột đỡ thiết bị
Chiều dày của lớp đai phụ thuộc vào kích thước và tính chất của vật được vận chuyển được lựa chọn theo bảng 3.2
Bảng 3.1: Số lớp đệm trong băng phụ thuộc vào chiều rộng
Số lượng các lớp đệm nhỏ nhất và lớn nhất
Trọng lượng một mét dài của băng được xác định gần đúng theo công thức (3.2) trang 50 TL [2] sau: qb = 1,1.B.(1,25.i + 1 +1 ), (kG/m) (3.1)
Trong đó: B – chiều rộng băng, (m) i – số lớp đệm trong băng
1, 1 – chiều dày các lớp vỏ bọc cao su của băng ở phía mặt làm việc và không làm việc, (mm)
Số lớp đệm cần thiết trong băng I được xác định theo công thức (3.3)/ 51 TL [2]:
𝐵.𝐾 đ (3.2) Trong đó: Smax – Lực căng tính toán lớn nhất của băng (kG)
K – Hệ số dự trữ bền kéo của băng (bảng 3.6/51, TL [2])
Giới hạn bền chống đứt (Kđ) của lớp đệm được đo trên cơ sở 1 cm, với giá trị Kđ là 55 kG/cm cho vải bạt mác b-820 và 119 kG/cm cho vải bạt sợi ngang.
Băng tải không chỉ chịu ứng suất kéo mà còn phải đối mặt với ứng suất uốn tại các tang và con lăn tựa Các điểm nối đầu băng là những vị trí yếu, dễ bị mỏi do tác động của lực uốn.
Bảng 3.2 : Chiều dày các lớp của băng tải đối với vật liệu rời và vật liệu dạng kiện
Nhóm vật liệu Tên vật liệu
Chiều dày các lớp vỏ
(mm) Phía mặt làm việc
Phía mặt không làm việc
Vật liệu dạng bụi và hạt, không mài mòn Hạt, bụi than 1,5 1,0
Hạt nhỏ và cục nhỏ mài mòn Trung bình và nặng theo trọng lượng
Cát, đất làm khuôn, xi măng, than đá, đá dăm, than cốc
Cục trung bình ít mài mòn Trung bình và nặng theo trọng lượng
Than đá, bánh than bùn 3,0 1,0
Cục lớn nặng Quặng măng gan, quặng sắt 6,0 1,5
Cục nhỏ mài mòn Đá dăm, clinke, đá, đất dồi núi, muối nhỏ 4,5 1,5
Vật nhẹ, bao bì bằng giấy và vải Bưu kiện nhỏ, gói… 1,0 1,0
Vật trong bao bì mềm Túi, bao, kiện 1,53,0 1,0
Vật trong bao bì cứng có trọng lượng đến 15kG Thùng, hòm, giỏ 1,53,0 1,0
Vật trong bao bì cứng có trọng lượng trên 15kG Thùng, hòm, giỏ 1,54,5 1,01,5
Chi tiết máy, sản phẩm gốm sứ, các chi tiết xây dựng
Tải trọng tác động lên băng không được phân bố đồng đều giữa các lớp đệm Hệ số dự trữ bền sẽ tăng lên khi số lượng các lớp đệm gia tăng.
Bảng 3.3: Giá trị của hệ số dự trữ bền của băng tùy thuộc vào số lớp đệm
Số lớp đệm trong băng(i) 24 45 68 911 1214
Hệ số dự trữ bền (K) 9 9,5 10 10,5 11
3.2.2.2 Bộ phận dẫn động Đường kính tang được xác định theo công thức (3.8)/68 TL [2]
Trong thiết kế băng tải, số lớp đệm (i) và hệ số tỉ lệ (k) là hai yếu tố quan trọng Đối với tang dẫn động, k được xác định là 125 khi i từ 2 đến 6, và 150 khi i từ 8 đến 12 Đối với tang kéo căng và tang nghiêng, k dao động trong khoảng 100 đến 120, trong khi các trường hợp đặc biệt có thể có k là 50 Đường kính tang cần được tính toán gần đúng và có thể so sánh với đường kính tiêu chuẩn (D).
Thiết bị kéo căng đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra lực căng ban đầu cho băng khi lắp đặt Các loại thiết bị kéo căng được phân loại theo phương pháp tác dụng, bao gồm kiểu vít, kiểu đối trọng và kiểu vít - lò so.
3.2.3 Lý thuyết tính toán băng tải đai
3.2.3.1 Tính toán năng suất băng tải
Năng suất của máy vận chuyển liên tục phụ thuộc vào tải trọng và vận tốc của nó
Năng suất trọng lượng của máy:
Trong đó: qv – tải trọng đơn vị trên một mét chiều dài, kG; v – tốc độ chuyển động của bộ phận kéo, m/s
Năng suất tính theo thể tích của máy khi tỉ trọng của vật liệu (T/m 3 ) là:
𝛾 (m 3 /h) (3.5) Đối với băng tải vận chuyển vật liệu rời thì tải trọng đơn vị là: qv = 1000.F...v (kG/m) (3.6)
Trong trường hợp này năng suất trọng lượng là:
Năng suất thể tích là:
Trong đó: F – Diện tích tiết diện ngang của vật liệu trên băng (m 2 )
– Tỉ trọng của vật liệu (T/m 3 )
Hệ số chứa v (vận tốc băng, m/s) là yếu tố quan trọng trong tính toán tải trọng đơn vị của băng tải vận chuyển vật liệu dạng kiện Khi vật liệu có trọng lượng G (kG) và cách nhau một khoảng a mét, tải trọng đơn vị sẽ được xác định dựa trên các thông số này.
Năng suất trọng lượng là:
Năng suất giờ tính bằng kiện:
Năng suất thực tế trung bình
Do việc cấp liệu cho máy không đều nên năng suất thực tế nhỏ hơn năng suất tính toán
Với K là hệ số kể đến sự không đều cấp liệu cho máy, K>1
3.2.3.2 Tính toán chiều rộng băng
Trên bề mặt phẳng, mặt cắt của vật liệu rời thường có hình dạng gần giống tam giác cân Để ngăn chặn việc vật liệu tràn ra ngoài băng, người ta quy định đáy tam giác b = 0,8B và góc ở đáy 1 = 0,35, trong đó là góc xoãi tự nhiên của vật liệu trong trạng thái tĩnh.
Diện tích của mặt cắt của vật liệu trên băng phẳng
Trong đó: c – Hằng số tính đến góc nghiêng băng c = 1,0 nếu < 10 0 ,c = 0,95 nếu 10 0 < < 15 0 c = 0,9 nếu 15 0 < < 20 0 , c = 0,85 nếu > 20 0 Diện tích mắt cắt của vật liệu trên băng lòng máng:
Trong đó: F1 – Diện tích hình tam giác (m 2 ) F1=0,16B 2 tg(0,35)c
F2 – Diện tích hình thang với các đáy là 0,4B và 0,8B và đường cao h1
(3.15) tg 20 0 = 0,364 Đáy 0,4B lấy băng chiều dài của con lăn ở giữa Góc 20 0 - lấy bằng góc nghiêng của con lăn ngoài
Flm = B 2 [0,16.tg(0,35).c + 0,0435] (3.17) Dựa trên cơ sở công thức, ta có năng suất của băng tải với trường hợp băng phẳng là:
Qph = 576 B 2 p tg ( 0 , 35) c v (T/h) (3.19) Trong đó: – Tỉ trọng của vật liệu rời (T/m 3 )
V – Vận tốc băng (m/s) Năng suất băng tải trường hợp lòng máng
Từ những công thức trên, chiều rộng băng phẳng được xác định:
Chiều rộng băng lòng máng:
𝐵 𝑙𝑚 = √160.[3,6.𝑡𝑔(0,35.𝜑).𝑐+1].𝑣.𝛾 𝑄 𝑙𝑚 (𝑚) (3.23) Để tính toán gần đúng ta lấy 45 0 , khi đó:
3.2.3.3 Lựa chọn vận tốc băng
Giá trị vận tốc băng tải phụ thuộc vào tính chất của vật liệu vận chuyển và chiều rộng băng, như được trình bày trong bảng 3.4 Vận tốc cũng thay đổi theo phương pháp dỡ liệu; nếu sử dụng thanh gạt, nên chọn vận tốc từ 1,25 đến 1,6 m/giây, trong khi với xe dỡ qua hai tang, vận tốc tối đa là 2,5 m/giây Đối với vật liệu rơi tơi, cần chọn vận tốc để đảm bảo vật liệu không bị thổi bay trong quá trình vận chuyển, còn với vật liệu đơn chiếc, vận tốc nên được duy trì từ 0,5 đến 0,8 m/giây Trong các dây chuyền công nghệ, vận tốc băng tải được xác định theo nhịp độ của quy trình.
Sau khi xác định vận tốc băng v, chiều rộng băng được tính toán dựa trên năng suất vận chuyển đã định và chọn chiều rộng tiêu chuẩn gần nhất Đối với vật liệu đơn chiếc, chiều rộng băng được xác định dựa trên kích thước bao của vật liệu và phương pháp phân bố, đảm bảo khoảng cách từ mép băng đến hai cạnh bên của vật liệu không nhỏ hơn 50 đến 100mm.
Bảng 3.4 Giá trị vận tốc cho băng tải có băng là vải cao su
Các nhóm vật liệu rời
Ví dụ các loại vật liệu đặc trưng
Vận tốc băng (m/giây) Vật liệu không mài mòn và ít mài mòn, chất lượng vật liệu không bị giảm khi vật liệu bị nát vụn
Than nguyên khai, muối, cát, than bùn phay
Vật liệu kích thước cục nhỏ và trung bình gây mài mòn
(a15m)
− Làm việc êm và không ồn nhờ vào độ dẻo của đai, do đó có thể truyền động với vận tốc lớn
− Tránh cho các cơ cấu không có sự dao động nhờ vào sự trượt trơn của đai khi quá tải
− Kết cấu và vận hành đơn giản (do không cần bôi trơn), giá thành hạ
− Kích thước bộ truyền lớn ( kích thước lớn hơn 5 lần so với bộ truyền bánh răng nếu truyền cùng công suất)
− Tỷ số truyền làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi của đai và bánh đai (ngoại trừ đai răng)
− Tải trọng tác động lên trục và ổ lớn (lớn hơn 2 ÷ lần so với bộ truyền bánh răng) do phải căng đai ban đầu
− Tuổi thọ thấp (từ 1000 ÷ 5000 giờ)
Bộ truyền đai là giải pháp lý tưởng cho các ứng dụng có khoảng cách giữa hai trục lớn, với công suất truyền tối đa 50 KW Thường được lắp đặt ở trục có số vòng quay cao, bộ truyền đai giúp cải thiện hiệu suất hoạt động và đảm bảo sự ổn định trong quá trình truyền động.
5.3.1 Bộ truyền đai thang từ động cơ đến băng tải dưới
- Truyền động từ động cơ đến trục tang dẫn động của băng tải
Đai hình thang là một loại đai phổ biến, với mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang trên bánh đai Nhờ vào thiết kế này, ma sát giữa đai và bánh đai hình thang cao hơn so với đai dẹt, từ đó tăng cường khả năng kéo của đai.
Khi tính toán đai thang với vận tốc tương đối nhỏ, cần dựa vào thông số vận tốc trước khi sử dụng biến tần Đầu tiên, việc chọn loại đai và tiết diện đai là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Với vận tốc v < 25 m/s nên ta sử dụng đai hình thang thường/59 TL [1]
Chúng tôi chọn đai thang loại bản A do tính phổ biến và dễ dàng trong gia công chế tạo, đồng thời đáp ứng các yêu cầu về công suất và tốc độ quay.
Chọn loại đai thang thường khi hiệu A, với kích thước tiết diện như sau:
Hình 5.11 Các thông số của đai hình thang
- Vậy ta chọn 𝑏 𝑡 = 11; 𝑏 = 13; ℎ = 8; 𝑦 0 = 2,8; b) Đường kính bánh đai nhỏ d 1
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 4.13/59 TL [1]
Tính đường kính bánh đai bị động dựa vào công thức 4.2/53 TL [1]
(1 − 0,01)≈ 127 (𝑚𝑚) Chọn d 2 = 125 (mm) chọn theo kích thước đường kính bánh đai tiêu chuẩn dựa vào trang 63 TL [1]
=> tỉ số truyền thực tế: 𝑢 = 𝑑 2
63 ≈ 2 Thỏa mãn điều kiện: u nằm trong khoảng phạm vi cho phép (3 ~4%)
- Vận tốc đai được tính theo công thức
số vòng quay của trục tang dẫn động băng tải: 𝑛 2 = 71
Từ đó ta sử dụng biến tần giảm tốc độ động cơ đồng thời tốc độ tang dẫn động giảm xuống đúng như tính toán c) Khoảng cách trục a
Nên dùng có thể chọn theo bảng 4.14 dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2
Bảng 5.9: Mối quan hệ giữa tỉ số truyền u và đường kính bánh đai u 1 2 3 4 5 ≥ 6 a/d2 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ (d1 + d2) (4.14)/60 TL [1] Ứng với tỉ số truyền u = 2 thì khoảng cách trục a: a = 1,2.125 0 mm xét a với điều kiện (4.14) thì:
ℎ𝑎𝑦 103,4 ≤ 150 ≤ 188 thỏa mãn điều kiện d) Chiều dài đai l
Chiều dài đai l được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức (4.4)/ trang 54 TL [1]
4.150 ≈ 601,5 (𝑚𝑚) Quy tròn theo tiêu chuẩn của bảng 4.13/59 TL [1]
Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:
=> Xác định khoảng cách trục a chính xác theo công thức (4.6/54 TL [1])
72 e) Góc ôm 𝛂 𝟏 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức (4.7/54 TL [1] với điều kiện α 1 ≥ 120 0
165 = 158,6 0 (thỏa mãn điều kiện) f) Xác định số đai
Số đai z được xác định theo công thức:
+ 𝑃 1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW;
Công suất cho phép [P 0] được xác định bằng thực nghiệm và có đơn vị là kW, ứng với bộ truyền có số đai z=1, chiều dài đai l0, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tỉnh Giá trị của [P 0] có thể tra cứu theo bảng 4.19.
+ K đ – hệ số tải trọng động, bảng 4.7/55 TL [1]
+ C α – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1 , bảng 4.15/61 TL [1]
Hệ số C l phản ánh ảnh hưởng của chiều dài đai trong bộ truyền, với giá trị được cung cấp trong bảng 4.16/61 Giá trị này phụ thuộc vào tỉ số giữa chiều dài đai của bộ truyền l và chiều dài đai thí nghiệm l0, trong đó l0 được ghi trong bảng 4.19 với trị số là 1700 mm.
Hệ số C u phản ánh ảnh hưởng của tỉ số truyền, trong đó sự gia tăng của u dẫn đến đường kính bánh đai lớn hơn, giúp giảm thiểu độ uốn của đai khi tiếp xúc với bánh đai Trị số của C u được cung cấp trong bảng 4.17/61 TL [1].
Hệ số C z phản ánh ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng lên các dây đai, với giá trị được cung cấp trong bảng 4.18/61 Để tính toán, có thể sử dụng tỷ số P 1.
0,7 = 0,54 = Z′ để tra C z trong bảng 4.18/61 TL [1]
0,7.0,95.1,04.1,14.1= 0,47 Vậy z =1 (dây) g) Chiều rộng bánh đai
𝐵 = (𝑧 − 1)𝑡 + 2𝑒 = 2.10 = 20 𝑚𝑚 h) Đường kính ngoài của bánh đai
𝑑 𝑎 = 𝑑 + 2ℎ 0 Trong đó các thông số ℎ 0 = 3,3; 𝑡 = 15; 𝑒 = 10 theo bảng 4.21/63
=> Chiều rộng bánh đai: B = 20 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai: da = 63 + 2.3,3 = 69,6 (mm) i) Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.19)/63 TL [1]
𝐹 𝑣 – lực căng do lực li tâm sinh ra; trường hợp bộ truyền có khẳng tự động điều chỉnh lực căng, 𝐹 𝑣 = 0; nếu định kì điều chỉnh lực căng thì
𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 trong đó: 𝑞 𝑚 - khối lượng 1 mét chiều dài đai, bảng 4.22/64 TL [1]
(0,23.0,95.1)+ 0,005 = 1342 𝑁 Lực tác dụng lên trục:
5.3.2 Bộ truyền đai thang từ trục dẫn động đến trục bánh răng a) Chọn loại đai và tiết diện đai
Với vận tốc v < 25 m/s nên ta sử dụng đai hình thang thường/59 sách TL [1]
Do tính phổ biến và sự dễ dàng trong gia công chế tạo, chúng ta lựa chọn đai thang loại bản A, đồng thời đảm bảo các yêu cầu về công suất và tốc độ quay.
Chọn loại đai thang thường khi hiệu A, với kích thước tiết diện như sau:
- 𝑏 𝑡 = 11; 𝑏 = 13; ℎ = 8; 𝑦 0 = 2,8; b) Đường kính bánh đai nhỏ d 1
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 4.13/59 TL [1]
Tính đường kính bánh đai bị động dựa vào công thức 4.2/53 TL [1]
(1 − 0,01)≈ 63,5 (𝑚𝑚) Chọn d 2 = 63 (mm) chọn theo kích thước đường kính bánh đai tiêu chuẩn dựa vào trang 63 TL [1]
Thỏa mãn điều kiện: u nằm trong khoảng phạm vi cho phép (3 ~4%)
- Vận tốc đai được tính theo công thức
Nên dùng có thể chọn theo bảng 4.14 dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2 u 1 2 3 4 5 ≥6 a/d2 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85
Bảng 5.10 Mối quan hệ giữa tỉ số truyền u và đường kính bánh đai
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55(d1 + d2) + h ≤ a ≤ (d1 + d2) (4.14)/60 TL [1] Ứng với tỉ số truyền u = 1 thì khoảng cách trục a: a = 1,5.63 ,5 mm xét a với điều kiện (4.14) thì:
chọn khoảng cách trục: a = 95 c) Chiều dài đai l
Chiều dài đai l được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức (4.4)/ trang 54 TTTKHDĐCK tập 1
2 ≈ 438 (𝑚𝑚) Quy tròn theo tiêu chuẩn của bảng 4.13/59
Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:
=> Xác định khoảng cách trục a chính xác theo công thức (4.6/54 TL [1]
4 ≈ 107 (𝑚𝑚) Vậy a = 107 (mm) d) Góc ôm 𝛂 𝟏 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức (4.7/54) với điều kiện α 1 ≥ 120 0
=> 𝛼 1 = 180°(thỏa mãn điều kiện) e) Xác định số đai
Số đai z được xác định theo công thức:
+ 𝑃 1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW;
Công suất cho phép [𝑃 0] được xác định bằng thực nghiệm, tính bằng kW, tương ứng với bộ truyền có một số đai z=1, chiều dài đai l0, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tĩnh Giá trị của [𝑃 0] có thể được tra cứu theo bảng 4.19 trong tài liệu TL [1].
+ 𝐾 đ – hệ số tải trọng động, bảng 4.7/55 TL [1]
+ 𝐶 𝛼 – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼 1 , bảng 4.15/61 TL [1]
+ 𝐶 𝑙 – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số của 𝐶 𝑙 cho trong bảng 4.16/61
TL [1] phụ thuộc tỉ số chiều dài đai của bộ truyền đang xét l và chiều dài đai l0 lấy làm thí nghiệm (l0 ghi trong bảng 4.19 – l0 = 1700 mm)
Hệ số 𝐶 𝑢 phản ánh ảnh hưởng của tỉ số truyền, với việc tăng tỉ số truyền (u) dẫn đến đường kính bánh đai lớn hơn, giúp giảm thiểu độ uốn của đai khi tiếp xúc với bánh đai Trị số của 𝐶 𝑢 được cung cấp trong bảng 4.17/61 TL [1].
+ 𝐶 𝑧 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự p
0hân bố không đều tải trọng cho các dây đai, trị số cho trong bảng 4.18/61 TL [1]
Khi tính có thể dựa vào tỉ số 𝑃 1
0,7 = 0,54 = 𝑍′ để tra 𝐶 𝑧 trong bảng 4.18/61 TL
𝑧 = 0,36.1 0,7.1.1,04.1.1= 0,5 Vậy z =1 (dây) f) Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức (4.19)/63 TL [1]
𝐹 𝑣 – lực căng do lực li tâm sinh ra; trường hợp bộ truyền có khả năng tự động điều chỉnh lực căng, 𝐹 𝑣 = 0; nếu định kì điều chỉnh lực căng thì
𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2 trong đó: 𝑞 𝑚 - khối lượng 1 mét chiều dài đai, bảng 4.22/64 TL [1]
Lực tác dụng lên trục:
5.3.3 Bộ truyền đai thang từ động cơ trục dao a) Chọn loại đai và tiết diện đai
Với vận tốc v < 25 m/s nên ta sử dụng đai hình thang thường/59 sách TTTKHDĐCK
Vì đai thang loại bản A phổ biến và dễ gia công chế tạo, nó đáp ứng tốt các yêu cầu về công suất và tốc độ quay.
Chọn loại đai thang thường khi hiệu A, với kích thước tiết diện như sau:
- 𝑏 𝑡 = 11; 𝑏 = 13; ℎ = 8; 𝑦 0 = 2,8; b) Đường kính bánh đai nhỏ d 1
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 4.13/59 TKHDDCK tập 1
Tính đường kính bánh đai bị động dựa vào công thức 4.2/53 TKHDDCK tập 1
Chọn 𝒅 𝟐 = 𝟔𝟑 (𝒎𝒎) chọn theo kích thước đường kính bánh đai tiêu chuẩn dựa vào trang 63 TKHDDCK tập 1
=> tỉ số truyền thực tế: 𝑢 = 𝑑 2
63= 1 Thỏa mãn điều kiện: u nằm trong khoảng phạm vi cho phép (3 ~4%)
- Vận tốc đai được tính theo công thức
Số vòng quay của trục dao: 𝑛 2 = 473
Nên dùng có thể chọn theo bảng 4.14 dựa vào tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2 u 1 2 3 4 5 ≥6 a/d2 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85
Trị số a tính được cần thỏa mãn điều kiện sau:
0,55(𝑑1 + 𝑑2) + ℎ ≤ 𝑎 ≤ (𝑑1 + 𝑑2) (4.14)/60 TTTKHDĐCK tập 1 Ứng với tỉ số truyền u = 1 thì khoảng cách trục a:
Xét a với điều kiện (4.14) thì:
Chiều dài đai l được xác định theo khoảng cách trục đã chọn a theo công thức (4.4)/ trang 54 TTTKHDĐCK tập 1
4.120 ≈ 438 (𝑚𝑚) Quy tròn theo tiêu chuẩn của bảng 4.13/59
Kiểm nghiệm tuổi thọ của đai:
=> Xác định khoảng cách trục a chính xác theo công thức (4.6/54)
4 ≈ 127 (𝑚𝑚) Vậy a = 127 (mm) e) Góc ôm 𝜶 𝟏 trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức (4.7/54) với điều kiện 𝜶 𝟏 ≥ 𝟏𝟖𝟎 𝟎
Số đai z được xác định theo công thức:
+ 𝑃 1 – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW;
Công suất cho phép [𝑃 0] được xác định bằng thực nghiệm, có đơn vị là kW, tương ứng với bộ truyền có số đai z=1, chiều dài đai l0, tỉ số truyền u=1 và tải trọng tỉnh Giá trị của [𝑃 0] có thể tra cứu theo bảng 4.19.
+ 𝐾 đ – hệ số tải trọng động, bảng 4.7/55 TTTKHDĐCK 1
+ 𝐶 𝛼 – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 𝛼 1 , bảng 4.15/61
Hệ số 𝐶 𝑙 phản ánh ảnh hưởng của chiều dài đai trong bộ truyền, với giá trị của 𝐶 𝑙 được cung cấp trong bảng 4.16/61 Hệ số này phụ thuộc vào tỉ số giữa chiều dài đai của bộ truyền l và chiều dài đai thí nghiệm l0, trong đó l0 được ghi trong bảng 4.19 và có giá trị là 1700 mm.
Hệ số 𝐶𝑢 phản ánh ảnh hưởng của tỉ số truyền, trong đó việc tăng tỉ số truyền (u) dẫn đến gia tăng đường kính bánh đai lớn Điều này giúp giảm thiểu độ uốn của đai khi tiếp xúc với bánh đai Trị số của 𝐶𝑢 được cung cấp trong bảng 4.17/61.
Bộ truyền bánh răng trụ, răng thẳng
Do công suất tải không lớn lắm, không có yêu cầu gì đặc biệt, để thống nhất trong thiết kế ta chọn vật liệu là: thép 45 tôi cải thiện
Để đảm bảo băng tải kẹp bún chuyển động với vận tốc tương đương băng tải dưới, ta chọn tỷ số truyền của cặp bánh răng là 1, tức là ubr = 1.
→ chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:
Cụ thể theo bảng 6.1 chọn:
Bánh răng: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 𝐻𝐵 1 = 285𝐻𝐵
Xác định ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [σ F ]
S F ) Y R Y S K xF K FC K FL (6.2) 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑔 91⁄ Trong đó:
Z R – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
Z v – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng
YS –hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ ta lấy
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên :
SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 TL [1] ta có : SH=1,1; SF=1,75
σ Hlim 0 và σ Flim 0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở
Tra bảng 6.2/ trang 94: σ Hlim 0 = 2HB + 70 (MPa) σ Flim 0 = 1,8 HB (MPa) Với độ rắn : HB = 285HB
Ta có : σ H 0 1 lim = 2.285 + 70 = 640 (MPa) σ F 0 1 lim = 1,8.285 = 513 (MPA) σ H 0 2 lim = 2.285 + 70 = 640 (MPA) σ F 0 2 lim = 1,8.285 = 513 (MPA)
Hệ số tuổi thọ KHL và KFL được xác định dựa trên ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, theo công thức 6.3 và 6.4.
N FE mF mH, mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn uốn
NHO, NFO – lần lượt là số chu kì thay đổi ứng suất khi thử về độ tiếp xúc và độ uốn
N FO = 4 10 6 (đối với tất cả loại thép) - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn
NHE, NFE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
Trong bài viết này, c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, với c=1 Các tham số 𝑇 𝑖, 𝑛 𝑖 và 𝑡 𝑖 đại diện cho momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc trong chế độ i của bánh răng đang được xem xét.
Theo công thức 6.25/93 TL [1] có:
*Truyền động bánh trụ răng thẳng:
*Ứng suất quá tải cho phép:
Để tính toán bộ truyền bánh trụ răng thẳng, bước đầu tiên là xác định khoảng cách trục a w Việc chọn khoảng cách trục phù hợp là cần thiết để đảm bảo sự tương quan trong thiết kế máy Sau khi xác định khoảng cách, cần chọn bánh răng thích hợp để tiến hành kiểm nghiệm độ bền sau đó.
Chọn bánh răng với vật liệu như trên, với các thông số:
Hệ số 𝜓 𝑏𝑎 là tỷ số giữa chiều rộng và khoảng cách trục của bánh răng, với giá trị 0,4 (được xác định theo bảng 6.6) Để lựa chọn hệ số phụ 𝐾 𝑎, theo bảng 6.5, ta có giá trị 49,5 MPa cho răng thẳng, cho thấy rằng hệ số này phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được sử dụng.
+ 𝑇ℎ𝑒𝑜 (6.16) 𝜓 𝑏𝑑 = 0,53𝜓 𝑏𝑎 (𝑢 𝑏𝑟 + 1) = 0,53.0,4 (1 + 1) 0,424, do đó theo bảng 6.7/ trang 98: 𝐾 𝐻𝛽 = 1,01 , 𝐾 𝐹𝛽 = 1,03 (ứ𝑛𝑔 𝑣ớ𝑖 𝑠ơ đồ 6)
+ 𝑢 𝑐 = 1 & [𝜎 𝐻 ] = 581 𝑀𝑃𝑎 b) Xác định các thông số ăn khớp:
= 0,8 ÷ 1,6 (𝑚𝑚) theo bảng 6.8 ta chọn m = 1,5 ( mm)
* Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh
Công thức liên hệ giữa khoảng cách trục aw, số răng bánh nhỏ Z1, số răng bánh lớn Z2, góc nghiêng 𝛽 và môđun: a w = m(Z 1 + Z 2 )
Bộ truyền bánh trụ răng thẳng:
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:
53= 1 Khoảng cách trục thực sự là:
* Không cần dùng dịch chỉnh c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = Z M Z H Z ε √2 T 2 K H (u m + 1) b w u m (d w2 ) 2 ≤ [σ H ] (6.33) 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑔 105⁄ 𝑇𝐿 [1]
- Theo bảng 6.5 ta có: Z M = 274 (𝑀𝑝𝑎) 1 3 trong đó:
+ 𝑍 H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,
*Theo công thức thuộc bảng (6.11)/trang 104 TL [1] thì ta có: α t = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 ( tgα
Cosβ) = 𝑎𝑟𝑐𝑡𝑔 ( 𝑡𝑔20 cos(0)) = 20 0 (vì bánh răng thẳng nên β = 0)
+ 𝑍 ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Vì hệ số trùng khớp dọc :
+ Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: d w2 = 2 a w u m + 1 =2.79,5
60000 = 0,15 (𝑚/𝑠) với v =0,15 (m/s), theo bảng (6.13)/trang 106 cùng cấp chính xác 9
Theo bảng (6.14)/trang 107, với cấp chính xác 9 và v < 2,5 (m/s);
Trong bài viết này, chúng ta đề cập đến các hệ số quan trọng trong phân tích sai số ăn khớp Đầu tiên, hệ số δ H = 0,006 được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tiếp theo, g 0 = 73 là hệ số phản ánh sai lệch giữa các bước răng của bánh 1 và bánh 2 Cuối cùng, 𝐾 HV là hệ số thể hiện tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp.
→ thay các giá trị vừa tìm được:
- Xác định chính xác ứng suất cho phép:
Theo tiêu chuẩn 6.1, với vận tốc v = 0,21 (m/s) nhỏ hơn 5 (m/s), hệ số Z V được xác định là 1 Cấp chính xác động học được chọn là 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 Để đạt được độ nhám bề mặt Ra từ 2,5 đến 1,25 μm, cần thiết lập Z R = 0,95 và K xH = 1 Do đó, theo quy định trong 6.1 và 6.1a, các thông số kỹ thuật cần thiết đã được xác định.
Kết luận: răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục a w = 79,5 (mm) d) Kiểm nghiệm về độ bền uốn
- Theo 6.43/ trang 108 TL[1] σ F1 =2 T 2 K F Y ε Y β Y F1 b w d w2 𝑚 Theo bảng 6.7/ trang 98 K Fβ = 1,03 ; theo bảng 6.14/trang 107 - với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 9, K Fα = 1,37; theo 6.47/trang 109:
Trong đó : theo bảng 6.15/ trag 107 tra được δ F = 0,016, theo bảng 6.16/ trang
Do đó theo (6.46)/trang 109 TL[1]:
- Với Y ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε α là hệ số trùng khớp ngang được tính theo (6.38b)
- Với 𝑌 𝛽 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- Số răng tương đương: với cos 𝛽 = 1
1 3 = 53 Theo bảng 6.18/ trang 109 ta được: Y F1 = 3,65 ; Y F2 = 3,65
(với Y F1 , Y F2 - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh
Y R = 1 ( bánh răng phay), K xF = 1 (d a < 400mm)
- Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động: σ F1 =2 T 2 K F Y ε Y β Y F1 b w d w1 𝑚
- Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động: σ F2 =σ F1 Y F2
92 e) Kiểm nghiệm răng về độ bền tải
-Lấy hệ số quá tải:với
T = 2,2 -Ứng suất tiếp xúc cực đại: σ H max = σ H √K qt = 510 √2,2 = 756 (MPa) σ H max < [σ H max ] = 1624 (MPa) -Ứng suất uốn cực đại: σ F1 max = σ F1 K qt = 141,6.2,2 = 311,5 (MPa)
→ σ F1 max < [σ F1 max ] = 464 (MPa) σ F2 max = σ F2 K qt = 141,6.2,2 = 311,5 (MPa)
→ σ F2 max < [σ F2 max ] = 464 (Mpa) f) Các thông số và kích thước bộ truyền
- Khoảng cách trục: aw2 = 79,5 mm
- Chiều rộng vành răng: bw= 32 mm
*Theo công thức trong bảng 6.11, tính được:
- Đường kính vòng chia: d1= 79,5 mm; d2= 79,5 mm
- Đường kính đỉnh răng: da1= 82,5 mm; da2= 82,5 mm
- Đường kính đáy răng: df1= 75,75 mm; df2= 75,75 mm
Tính toán thiết kế trục tang chủ động băng tải dưới
5.5.1 Chọn vật liệu chế tạo trục là thép CT3Tính sơ bộ trục Đường kính trục tính theo công thức:
Trong đó: N – công suất cần thiết, N = 0,0003 kW; n = 7 vg/ phút;
Sơ bộ chọn đường kính trục là d = 20 mm
Hình 5.12 Kết cấu sơ bộ trục lắp trên tang dẫn động
Khoảng cách giữa hai đầu trục là:
Trong đó: a – khe hở giữa tang và ổ lăn, a = 30,5 mm;
Bt – chiều rộng băng đai, Bt = 250 mm; t – chiều dài trục lắp ổ và bánh buly, t = 80 mm; b – chiều dài trục lắp ổ và bánh buly, b = 95,5 mm
Monen xoắn được tính theo công thức:
7 = 408,28 (Nmm) Lực vòng tác dụng lên trục được tính theo công thức:
Lực căng băng tác dụng lên trục Pc:
Fc = 2,3 kG = 23 (N) Lực tổng cộng của lực căng băng và lực vòng coi như đặt ở giữa trục ta có:
Fy13 = Fc + Fv = 15 + 23 = 38 (N) Lực căng đai tác dụng lên trục tang:
FR11 = 2637 N , FR14 = 4680 (N) Trong đó lực FR11 được phân thành 2 thành phần lực là:
+ Xét phương trình momen tại O:
+ Phương trình tổng lực theo phương Y:
+ Xét phương trình momen tại O:
+ Phương trình tổng lực theo phương X:
Hình 5.13 Biểu đồ momen
Xác định đường kính trục tại hai tiết diện, tiết diện giữa thanh và tại tiết diện trục lắp với ổ lăn
Đường kính trục d tại tiết diện giữa thanh được xác định theo công thức:
Trong đó: Mtđ – momen tương đương;
Mj, Mz – momen uốn và xoắn ở tiết diện giữa đoạn AB của trục Chọn vật liệu chế tạo trục là thép C35 có b= 500 Nmm 2 nên [] = 58 N/m 2 tra bảng 7-2 TL [1]
Như vậy đường kính trục là:
Chọn đường kính trục lớn hơn d1 = 60 mm
Đường kính trục d tại tiết diện trục lắp với ổ lăn được xác định theo công thức:
Như vậy đường kính trục là:
5.5.4 Tính chính xác trục tại tiết diện trục ổ lăn
Kiểm nghiệm hệ số an toàn n của trục tại tiết diện nguy hiểm.Chọn hệ số an toàn cho phép là [n]=2,2
Giới hạn mỏi uốn của chu kì đối xứng:
Giới hạn mỏi xoắn của chu kì đối xứng:
Biên độ ứng suất pháp:
785 = 419 N/mm 2 Biên độ ứng suất tiếp:
Trị số trung bình ứng suất pháp:
Trị số trung bình ứng suất tiếp a m
=0 N/mm 2 Momen chống uốn tra theo bảng 7-3b [ TL – 1] là:
32 = 785 mm 3 Momen chống xoắn tra theo bảng 7-3b [ TL – 1] là:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi:
Hệ số kích thước tra bảng 7-4 TL [1] là:
Hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then tra bảng 7-8 [ TL – 1] là:
Hệ số an toàn được tính theo công thức:
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp là: m a n k
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp là: m a n k
Hệ số an toàn n tính là:
Hệ số an toàn của trục tính lớn hơn hệ số an toàn cho phép nên trục đủ bền.
Tính toán thiết kế trục dao
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép CT3
5.6.1 Tính sơ bộ trục Đường kính trục tính theo công thức:
Trong đó: N – công suất cần thiết, N = 0,2 kW; n = 473 vg/ phút;
Sơ bộ chọn đường kính trục là d = 20 mm
Monen xoắn được tính theo công thức:
473 = 4038 (Nmm) Lực vòng tác dụng lên trục được tính theo công thức:
1,56 = 128,2 (N) Lực căng đai tác dụng lên trục dao:
𝐹𝑐 = 200(𝑁) Lực tổng cộng của lực căng đai và lực vòng coi như đặt ở giữa trục ta có:
+ Xét phương trình momen tại O:
91 = 434,8 (𝑁) + Phương trình tổng lực theo phương Y:
Hình 5.14 Biểu đồ momen trục dao
Đường kính trục d tại tiết diện trục lắp với ổ lăn được xác định theo công thức 10.17/ trang 194 TL[1]:
Như vậy đường kính trục là:
5.6.3 Tính chính xác trục tại tiết diện trục ổ lăn
Kiểm nghiệm hệ số an toàn n của trục tại tiết diện nguy hiểm.Chọn hệ số an toàn cho phép là [n]=2,2
Giới hạn mỏi uốn của chu kì đối xứng:
Giới hạn mỏi xoắn của chu kì đối xứng:
Biên độ ứng suất pháp:
785 = 26,3 N/mm 2 Biên độ ứng suất tiếp:
2.1570= 1,28 N/mm 2 Trị số trung bình ứng suất pháp:
Trị số trung bình ứng suất tiếp a m
Momen chống uốn tra theo bảng 7-3b [ TL – 9] là:
32 = 785 mm 3 Momen chống xoắn tra theo bảng 7-3b [ TL – 9] là:
Hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi:
Hệ số kích thước tra bảng 7-4 [ TL – 9] là:
Hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then tra bảng 7-8 [ TL – 9] là:
Hệ số an toàn được tính theo công thức:
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp là: m a n k
Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp là: m a n k
Hệ số an toàn n tính là:
Hệ số an toàn của trục tính lớn hơn hệ số an toàn cho phép nên trục đủ bền
Tính then
Đường kính trục là 20 mm, theo bảng 9.1a/173 trong sách TK - CTM, ta xác định được các thông số tiết diện then như sau: b = 6 mm, h = 6 mm, chiều sâu trên trục t = 3,5 mm và chiều sâu trên lỗ t1 = 2,8 mm.
Tính then theo sức bền dập
5.7.1 Điều kiện bền dập Điều kiện bền dập của then là:
Trong đó: – hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều then, = 1;
R – bán kính qui ước điểm đặt lực, R = d1D/2 = 10 mm;
F – diện tích tính toán bề mặt làm việc của then, F 2
Từ đó ta suy ra:
6.20.100= 0,14 (𝑚𝑚) Theo tiêu chuẩn, chọn chiều dài then lt= 6 mm
Tính then theo sức bền cắt:
20.6.60= 0,11 (mm) lấy l = 6 mm tiêu chuẩn
Từ đó chọn chiều dài then là l1đ= 18 mm để đảm bảo điều kiện bền dập, bền cắt và chọn chiều dài pully vào trục là L = 20 mm.
Tính chọn ổ lăn
Chọn loại ổ lăn: Dựa vào kết cấu băng tải, lực tác dụng lên trục chỉ gồm có lực pháp tuyến nên chọn loại ổ bi đỡ Đường kính trong d1 = d0 = 20 (mm)
Số vòng quay 7 (vòng/phút)
Tuổi thọ: Chọn Lh = 10000 (giờ)
Chọn sơ bộ ổ lăn đỡ 1 dãy kỹ hiệu 36204 Đường kính trong d = 20 (mm), đường kính ngoài D = 47 (mm), khả năng tải trọng động C = 12,3 (kN), khả năng tải trọng tĩnh Co =8,47(kN)
Lực tác dụng lên các ổ:
𝐹 𝑟11 = √𝐹 𝑥11 2 + 𝐹 𝑦11 2 = √2070 2 + 531 2 = 2137 (𝑁) a) Kiểm tra khả năng tải động của ổ:
Kt = 1 - Hệ số kể đến ảnh hưởng t o ( 𝑄 = 5245.1.1.1 = 5245 (𝑁) Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:
=> Đảm bảo điều kiện bền về tải động b) Khả năng tải tĩnh
=> Đảm bảo điều kiện bền về tải tĩnh
