Nghiên cứu thiết kế máy ép cám viên

CƠ SỞ LÝ THUYẾT

M ÁY ÉP THỨC ĂN VIÊN

Các máy ép thường làm việc theo nguyên lý chung là tạo ra áp lực ép cần thiết để liên kết các phân tử vật liệu với nhau

Khi ép tạo hình, áp lực ép để liên kết các phần tử vật liệu dạng bột, nhuyễn hoặc rắn lỏng phụ thuộc vào độ ẩm của vật liệu, với trị số có thể lên tới 1000 at và độ ẩm tối thiểu cần đạt là 20-30% Để giảm áp lực ép, trong một số trường hợp, người ta có thể gia nhiệt hỗn hợp ở nhiệt độ cao hơn điểm nóng chảy, khiến hỗn hợp chuyển từ pha rắn sang lỏng có độ nhớt cao, và khi hạ nhiệt độ, hỗn hợp sẽ chuyển từ pha lỏng về pha rắn.

Về cấu tạo bộ phận ép chủ yếu là vít xoắn, pít tông, trục cán, bộ phận chứa tải là khuôn có dạng trụ phẳng cầu

Các bộ phận của máy tạo viên bao gồm khuôn ép đục lỗ với nhiều kích thước đường kính khác nhau và con lăn ép Hệ thống ép dập kiểu trục cán sử dụng hai bánh trụ, trên bề mặt của chúng có các hõm hình cầu, hình trụ hoặc hình hộp để tạo ra các loại viên cầu, viên trụ hoặc bánh.

Quá trình tác động lực cơ học vào vật liệu nhằm liên kết các phần tử phân tán thành những phần tử có hình dạng, kích thước và khối lượng xác định theo yêu cầu của công nghệ chế biến.

Mục đích của việc làm chặt khối hỗn hợp là tăng khối lượng riêng và khối lượng thể tích, từ đó giảm khả năng hút ẩm và oxy hóa trong không khí, đồng thời giữ lại chất dinh dưỡng.

- Giúp hỗn hợp bảo quản lâu hơn, vận chuyển dễ dàng hơn, giảm chi phí vận chuyển và bảo quản

- Thuận lợi hơn về chất lƣợng và độ đồng đều, tạo điều kiện để cơ khí hóa phân phát thức ăn

Việc ép tạo hình là cần thiết cho nhiều loại sản phẩm như đậu phụ, bơ, pho mát, mì sợi, bánh bích quy, và thức ăn cho vật nuôi Hình dạng phù hợp không chỉ tạo điều kiện thuận lợi cho các quá trình tiếp theo như phơi sấy, nướng, bao gói, vận chuyển và bảo quản, mà còn giúp sản phẩm thu hút người tiêu dùng hơn Sản phẩm có hình dáng đẹp, kích thước và khối lượng hợp lý sẽ kích thích sức mua, từ đó gia tăng khả năng tiêu thụ.

K HÁI NIỆM

- Định hình các hỗn hợp thức ăn sau khi trộn thành dạng viên hay bánh

Khối sản phẩm được tạo ra phụ thuộc vào khối lượng riêng và độ sệt của nó, có khả năng giữ hình dạng dưới tác động của nội lực liên kết và phản lực từ các vật giới hạn.

Y ÊU CẦU CỦA MÁY TRỘN

- Đảm bảo được kích thước các viên, bánh theo quy định từng ngành

- Đảm bảo độ bền của viên, đủ chống vỡ vụn khi va chạm

- Tăng cao khối lƣợng thể tích và khối lƣợng riêng của hỗn hợp thức ăn.

P HẠM VI SỬ DỤNG

- Công nghiệp hóa học: để gia công vật liệu dẻo thành sản phẩm bằng phương pháp đúc dưới áp lực

Công nghiệp thực phẩm đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất bánh kẹo và các sản phẩm phù hợp với sở thích của người tiêu dùng Ngoài ra, ngành này cũng chuyên sản xuất thức ăn viên cho chăn nuôi gia súc và thủy cầm, đáp ứng nhu cầu dinh dưỡng trong ngành nông nghiệp.

N GUYÊN LÝ LÀM VIỆC

- Quá trình nén ép tạo sản phẩm có các phương pháp sau: nén, xoắn, rung, ép trào, cán lăn

- Nén ép trong thể tích kín gọi là ép Ép và đẩy theo buồng hở có đáy di động qua lỗ khuôn gọi là đùn.

C ÁC YẾU TỐ ẢNH HƯỞNG ĐẾN QUÁ TRÌNH ÉP

- Thao tác: độ đều của vật liệu vào ép

- Vấn đề cung cấp năng lƣợng.

P HÂN LOẠI

Hình 1.2: Nguyên lý cấu tạo của các bộ phận tạo viên nguyên liệu

13-14-15-16: trục cán có khuôn trụ

17-18: trục cán có khuôn phẳng

 Theo phương pháp ép: máy ép khô – ép ẩm

 Theo cấu tạo: máy ép trục quay – đĩa quay – trục cuốn – vít

 Theo dạng viên: viên – bánh

 Theo quá trình làm việc: máy ép liên tục – máy ép gián đoạn

2.8 Ƣu nhƣợc điểm và phạm vi ứng dụng của mỗi loại kết cấu bộ phận ép

2.8.1 Trường hợp nén ép trong khuôn kín (có đáy)

Nguyên lý hoạt động của máy nén dựa trên việc quả nén đi xuống tạo ra áp suất nén lên nguyên liệu Khi quả nén trở về vị trí ban đầu, áp suất nén không mất ngay lập tức mà giảm dần, tạo ra áp suất dãn nở đàn hồi Áp suất này tương ứng với năng lượng nén, được sử dụng để khắc phục ma sát nhớt giữa các phần tử vật liệu và dịch chuyển, cũng như ma sát với thành buồng nén, đồng thời gây ra biến dạng đàn hồi và dẻo của vật liệu Các áp suất này giúp nén chặt các viên ép xuống đáy khuôn.

Hình 2.2: Sơ đồ nén ép trong khuôn kín có đáy cố định Ƣu điểm:

- Giữ dinh dƣỡng kháng sinh tốt

- Công nghệ đơn giản mà vẫn giữ đƣợc năng suất cao

- Kích thước được chế tạo phù hợp đem lại hiệu quả sử dụng

- Nếu không cấp đầy nhiên liệu thì không đảm bảo chất lƣợng ép

- Khó lấy sản phẩm ra ngoài

- Ép ở nhiệt độ cao thì phải làm nguội

- Khi áp suất giảm thì khối lƣợng riêng của viên ép giảm theo

Phạm vi ứng dụng: chủ yếu dùng trong chế biến thức ăn trong gia cầm ở dạng viên hoặn sợi.

Ƣ U NHƢỢC ĐIỂM VÀ PHẠM VI ỨNG DỤNG CỦA MỖI LOẠI KẾT CẤU BỘ PHẬN ÉP

Nguyên lý làm việc của máy nén viên là sử dụng đáy di động, nơi viên hoặc bánh đã được ép trước nằm trong khuôn Phương pháp này cho phép nén ép nhiều lần, tạo ra viên từ nhiều mẻ nguyên liệu khác nhau, đồng thời đùn đẩy viên đã ép ra ngoài khuôn một cách liên tục.

Buồng ép được chia thành hai đoạn chính: đoạn ép, nơi thực hiện nén ban đầu khối nguyên liệu, và đoạn đùn, nơi đùn các phần đã được ép đồng thời tiếp tục nén nhiều lần để tạo thành viên Đầu quả nén ép nguyên liệu đến vị trí đạt công suất cần thiết, đảm bảo viên có khối lượng riêng theo yêu cầu, sau đó di chuyển thêm một đoạn để đẩy khối ép ra ngoài Sau khi hoàn thành, quả nén lùi lại và rời khỏi khối ép để tiếp tục nén nguyên liệu mới.

Hình 3.2: Sơ đồ nén ép trong khuôn hở có đáy di động Ƣu điểm:

- Do khuôn hở nên dễ lấy sản phẩm ra ngoài

- Sản phẩm lấy ra tương đối nguyên vẹn hơn

- Ép nhiều lần tạo một viên từ một mẻ nguyên liệu

- Muốn đạt đƣợc khối lƣợng riêng yêu cầu của viên ép phải đạt áp suất cực đại

- Khi khối ép đƣợc đùn trong khuôn phải tính đến quá trình “nới” nếu không sản phẩm ép ra sẽ không đủ bền

Phạm vi ứng dụng: ít sử dụng hơn so với máy nén ép kín

2.8.3 Trường hợp tạo viên ở các máy kiểu trục cán của khuôn trụ hay phẳng Ƣu điểm:

- Ép đƣợc khối lƣợng nhiều, năng suất cao

- Ép được nhiều kích thước sản phẩm

- Khối nguyên liệu đƣợc ép đùn vào các lỗ khuôn cho tới khi khe hở giữa trụ cán và khuôn nhỏ nhất

Phạm vi ứng dụng: hiện nay đƣợc sử dụng khá phổ biến

Hình 4.2: Cơ cấu máy ép trục vít

Nguyên lý hoạt động của máy ép nhựa bắt đầu từ việc cấp nguyên liệu vào phễu Động cơ quay khiến trục vít xoay theo, giúp nguyên liệu di chuyển theo chiều quay của trục vít đến khuôn ép.

Công nghệ đùn ép bằng trục vít là nền tảng cho sản xuất thức ăn viên, được ứng dụng rộng rãi tại nhiều quốc gia phát triển để tạo ra các loại thức ăn viên đặc biệt Tại các nước đang phát triển, công nghệ này vẫn được sử dụng cho chế biến thức ăn chăn nuôi với quy mô từ nhỏ, kết hợp cơ khí và thủ công, đến quy mô lớn với mức độ cơ giới hóa và tự động hóa cao, đạt năng suất 2-5 tấn/giờ Quá trình cấp nước và hơi vào bột chỉ làm tăng độ ẩm của nguyên liệu khô từ 3-5%, mang lại hiệu quả cao trong sản xuất.

 Sản phẩm ra liên tục và đồng nhất

 Bảo vệ sản phẩm tránh được độ ẩm của môi trường xung quanh

 Các bộ phận máy và dầu đƣợc bảo vệ khỏi bụi, nguyên liệu nhiễm bản chƣa đƣợc sử lý

 Yêu cầu năng lƣợng của máy cao

 Khó chế tạo và sửa chữa

 Máy ép khuôn phẳng (ép rulo)

Hình 5.2: Cơ cấu máy ép khuôn phẳng

4,7,10,13: đai ốc chống nới lỏng

19: khu vực vật liệu để tạo viên

Nguyên lý làm việc của máy ép viên là nguyên liệu được đưa xuống bề mặt đĩa ép, nơi con lăn tạo lực nén chặt nguyên liệu qua các lỗ trên đĩa Khi viên nén đạt chiều dài mong muốn, lưỡi dao sẽ cắt viên nén Trục rỗng quay làm cho khuôn ép quay theo, với tốc độ quay phụ thuộc vào đường kính lỗ khuôn; khuôn có lỗ nhỏ cần tốc độ tiếp tuyến cao, trong khi khuôn có lỗ lớn yêu cầu tốc độ thấp Tốc độ tiếp tuyến ảnh hưởng đến hiệu suất tạo viên, tiêu hao năng lượng và độ chắc của viên nén.

Vận tốc tiếp tuyến cao của khuôn trong sản xuất có thể mang lại năng suất lớn, nhưng cũng đi kèm với năng lượng tiêu hao cao và tăng độ cứng của viên cũng như tỷ lệ hồ hóa bột Cụ thể, với đường kính lỗ từ 3,2 – 6,4 mm, vận tốc tiếp tuyến có thể đạt tới 10,2 m/s, trong khi đó với khuôn có đường kính từ 16 – 19 mm, vận tốc này dao động từ 6,1-6,6 m/s Tuy nhiên, việc sử dụng một loại vận tốc tiếp tuyến duy nhất để sản xuất nhiều loại thức ăn không phải là giải pháp tối ưu.

Trên khuôn lắp 2 hoặc 3 quả lô ép quay trơn, khe hở giữa quả lô ép và khuôn ép cần được điều chỉnh chính xác để tạo thành viên, thường dao động từ 0,1 đến 0,3 Ƣu điểm của phương pháp này là giúp cải thiện hiệu suất và chất lượng sản phẩm.

 Kết cấu đơn giản, dễ sử dụng và vận hành

 Kích thước nhỏ gọn, dễ lau chùi và bảo dưỡng

 Dễ khắc phục các vấn đề phát sinh trong quá trình ép một cách dễ dàng và nhanh chóng

 Con lăn nhanh bị mòn trong quá trình làm việc

Do kinh phí cũng nhƣ kiến thức và kinh nghiệm không cho phép nên chúng em quyết định chọn phương án máy ép khuôn phẳng ( ép rulo).

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG

- Hiệu suất hệ dẫn động

P ct : Công suất trên trục máy công tác

Trong đó: F[N]: Lực kéo đĩa ép, F= 2000[N]

V[m/s]: Vận tốc của đĩa ép, V= 1,5[m/s]

3.1.1.2 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ điện, n sb :

- Số vòng quay sơ bộ: n sb n ct u sb [v/ph].

Trong đó: n ct : Số vòng quay của trục máy công tác

  D[mm]: đường kính của đĩa ép, D0[mm]

 u sb : Tỉ số truyền sơ bộ của hệ sbBtng sbH sb u u u 

Tra bảng 2.4[1] ta có: u sbH : Là tỉ số truyền sơ bộ của hộp, u sb =1,5 u sbBtng : Là tỉ số truyền sơ bộ bộ truyền đai thang, u sbBtng =3,95

Từ tính toán trên ta có, P yc = 3,4 [kW]

Số vòng quay đồng bộ, n sb 59,7 [v/ph]

Chọn động cơ điện thoả mãn điều kiện:

Số vòng quay, n db  n sb

Và thỏa mãn :  T k / T dn    T mm / T 

Theo bảng P1.3 [1] và nsb 59,7 [v/ph] ta chọn đƣợc động cơ có các thông số: Kiểu động cơ: 4A112MA6Y3

3.1.2 Xác định tỉ số truyền:

3.1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung

ct dc c n u  n n đc : là số vòng quay của động cơ đã chọn, nđc5 [v/ph] n ct : là số vòng quay của trục máy công tác, n ct 9 [v/ph]

3.1.2.2 Xác đỉnh tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp

Dựa vào mối tương quan kích thước giữa hộp giảm tốc và bộ truyền ngoài, ta xác định tỉ số truyền ung và tính toán u h Tỉ số truyền u ng được xác định là tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc, chẳng hạn như bộ truyền đai.

Chọn ung=3,95 u h : là tỉ số truyền của hộp giảm tốc:

3.1.3 Tính các thông số trên các trục:

Pct kW P kW P ol d dc ol Br ct

1 ph v n n ph v n u u n u ph v n ct ng ng dc dc

T P ct ct ct dc dc dc

TÍNH THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

3.2.1 Thiết kế bộ truyền đai thang:

Từ các thông số Pđc=4[kw] ; n đc 5[v/ph] ; u=3,95 , ta chọn loại đai thang thường theo Hình 4.1[1] và Bảng 4.13[1] có kí hiệu : A , với các thông số : b t [mm] ; b[mm] ; h=8[mm] ; y 0 =2,8[mm] ;

Diện tích tiết diện A[mm 2 ] ; Đường kính bánh đai nhỏ d 1 0200[mm] ;

Chiều dài giới hạn lV04000[mm]

3.2.1.2 Xác định các thông số:

* Đường kính bánh đai nhỏ d1:

1 100 mm d   chọn theo bảng 4.13[1] ta có: d 1 100[mm].

* Đường kính bánh đai lớn d 2 :

Chọn d 2 theo tiêu chuẩn: d 2 95[mm]

-Tính lại tỉ số truyền:

Theo bảng 4.14[1] với u=3,2 chọn sơ bộ a/d2=1  a=d 2 95 [mm]

Ta có: 0,55.(d 1 d 2 )h332,5[mm]a450[mm]2.(d 1 d 2 )1180[mm]. vậy a95[mm] thỏa mãn

Chọn l theo tiêu chuẩn: l80 [mm]

- Kiểm nghiểm đai về tuổi thọ:

- Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn, l80[mm]

- Theo bảng 4.7[1] chọn k đ =1,1 Do làm việc 2 ca nên: kđ = 1,1 + 0,1 = 1,2

+ Xác định lực căng ban đầu tác dụng lên trục:

F v - Lực căng do lực li tâm sinh ra

F v  m q m - khối lƣợng 1m chiều dài đai q m =0,105 [kg/m] (bảng 4.22[1]) v- vận tốc vòng, v=7,0 [m/s]

Theo công thức 4.21[1]: lực tác dụng lên trục:

3.2.2 Tính thiết kế bộ truyền bánh răng:

Thời gian sử dụng 18.000 giờ

Bộ truyền trong hộp giảm tốc là bộ truyền bánh răng côn, răng thẳng

Bánh nhỏ: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB1= 280,  b1 = 850 MPa,  ch1 = 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45, tôi cải thiện, độ rắn HB2$0,  b1 = 750 MPa,  ch1 = 450 MPa

3.2.2.2 Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ]:

Chọn sơ bộ: Z R Z v K XH = 1 và Y R Y S K XF = 1

 0 H lim và  0 F lim là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

 0 F lim 2 = 1,8.240 = 432 MPa s H = 1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc s F = 1,75 hệ số an toàn khi tính về uốn

K FC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Đặt tải 1 phía: K FC = 1

K HL , K FL : hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

N N m H = 6, m F = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn

N HO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N FO = 4.10 6 chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

N HE = N FE = 60c.n.t  c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n: số vòng quay trong 1 phút t  : tổng số giờ làm việc của bánh răng: 18000 h

Ta thấy NHE > N HO nên:

3.2.3.Tính toán các thông số bánh răng:

3.2.3.1 Xác định đường kính chia ngoài của bánh côn chủ động: Đường kính chia ngoài bánh răng côn chủ động xác định theo độ bền tiếp xúc: d e1 = K d 3 1 2

Truyền động bánh răng côn, răng thẳng bằng thép K d = 87 MPa 1/3

K be hệ số chiều rộng vành răng, với u = 5,3 chọn K be = 0,25

K H hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng be be

T 1 = 125.10 3 Nmm - momen xoắn trên trục chủ động

[ H ] = 950 Mpa - ứng suất tiếp xúc cho phép

3.2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp Điều kiện d e1 > 52: chọn d e1 = 53 mm,

Ta xác định các thông số ăn khớp:

Với bánh răng côn răng thẳng: Zvn1 = Z 1 /cos1

16 = 19,7> 16: thoả mãn điều kiện tránh cắt lẹm chân răng Đường kính trung bình và mođun trung bình: d m1 = (1 – 0,5.K be ).d e1 = (1 – 0,5.0,25).53 = 48 mm m tm = d m1 /Z 1 = 48/16 = 3

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8 ta chọn mte = 3

Tính lại m tm : m tm = m te (1 – 0,5.K be ) = 3.(1 – 0,5.0,25) = 2,625

3.2.3.4 Kiểm lại răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn nhỏ phải thoả mãn điều kiện:

Z M : hệ số kể đến cơ tính vật liệu các bánh răng ăn khớp

Z  : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

  : hệ số trùng khớp ngang

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

K H : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21: K H = 1,13

K H : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KH = 1

K Hv : hệ số kể dến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

 H =  H g 0 v. u u d m ( 1) d m1 H mm đường kính trung bình bánh côn nhỏ

 H = 0,006 tra ở bảng 6.15 g o = 56 tra ở bảng 6.16( dùng cấp chính xác 8)

B = K be R e : chiều rộng vành răng b = 0,25 43,3 = 10,8mm

Vậy H= 589 Mpa < [H] = 600 Mpa  thoả mãn độ bền tiếp xúc

3.2.3.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện:

Trong đó: m tm = 2,625 môđun pháp trung bình

B = 10,8 chiều rộng vành răng d m1 = 48 mm đường kính trung bình của bánh chủ động

Y  = 1/  = 1/1,79 = 0,559 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Y  =1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y F1 , Y F2 hệ số dạng răng, tra bảng 6.18 với Z vn = 28

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

K F hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các vành răng Tra bảng 6.21: K F = 1,25

K F hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp K F =1

K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

→ Hai bánh răng thoả mãn về độ bền uốn

3.2.3.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải, với hệ số quá tải K qt = T Max /T = 2,2

Kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại:

Bộ truyền bánh răng thoả mãn điều kiện về quá tải

3.2.3.7 Xác định các kích thước hình học

Thông số Kí hiệu Công thức

Chiều dài côn ngoài Re Re = 0,5.m te Z 1 2  Z 2 2 = 43,3

Chiều rộng vành răng b b = K be Re = 10,8

Chiều dài côn trung bình R m R m = Re – 0,5.b = 37,9 Đường kính chia ngoài d e d e1 = m te Z 1 = 48 d e2 = m te Z 2 = 72 Góc côn chia   1 = arctg (Z 1 /Z 2 ) = 33,7 0

 2 = 90 0 -  1 = 56,3 0 Chiều cao răng ngoài h e h e = 2.h te m te + c = 6,6

Với hte = cos  m = 1 c = 0,2.m te = 0,6 Chiều cao đầu răng ngoài h ae h ae1 = (h te + x n1 cosm).m te = 4,14

Với xn1 = x1 = 0,38 và h ae2 = 2.h te, ta có h ae1 = 1,86 Chiều cao chân răng ngoài được tính như sau: h fe1 = h e – h ae1 = 2,46 và h fe2 = h e – h ae2 = 4,74 Đường kính đỉnh răng ngoài được xác định với d ae1 = d e1 + 2.h ae1.cos1 = 52 và d ae2 = d e2 + 2.h ae2.cos2 = 77,25 Đường kính trung bình được tính là d m1 = (1 - 0,5.b/Re).d e1 = 42 và d m2 = (1 - 0,5.b/Re).d e2 = 63 Cuối cùng, mođun vòng trung bình được xác định bằng công thức m tm = m te.R m /Re.

Mođun pháp trung bình m nm m nm = (m te R m /Re).cos m

Bảng 1.3: Thông số kích thước hình học bánh răng.

TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu là Thép 45 thường hóa, theo bảng 6.1[1] ta có:

Theo bảng 6.5[1] ta có: []  63 [ MPa ]. ứng suất xoắn cho phép của thép 45: []  12  20 [ MPa ] chọn []  18 [ MPa ].

3.3.2 Tính sơ bộ đường kính trục:

T - mômen xoắn trên trục cần tính

- ứng suất cho phép, = 12…20 MPa

3.3.3 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Dựa vào bảng 10.7 trang 352 tính đƣợc l5 từ bảng 10.2 trang 352 chọn l’= u +e trong đó e= (80;145) chon 92.5 u=(70;135) chọn 92.5

3.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

3.3.4.1 Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục:

Hình 2.3: Sơ đồ ăn khớp

3.3.4.2 Xét trục 1: a Tính phản lực trên các gối đỡ trục 1:

R R  F   N b Mômen uốn tổng M j và mômen tương đương M tđj tại các tiết diện j:

1450 xB By xA r yD Bx

Chọn đường kính trục tại tiết diện 3 ổ lăn: d 3  40 [ mm ]. Đường kính trục tại tiết diện 1,2 là ổ lăn: d 1 40[mm]. Đường kính trục tại tiết diện bỏnh đai: d 0  35 [ mm ].

Hình 3.3: Đồ thị sức bền trục 1

3.3.4.3 Xét trục 2: a Tính phản lực trên các gối đỡ trục 2:

 R Dx  5580  2790  2790[ ] N b Mômen uốn tổng M j và mômen tương đương M tđj tại các tiết diện j:

Đường kính trục tại tiết diện 3 của bánh răng côn được xác định là d3 = 35 mm Tại tiết diện 1 và 2, đường kính trục của ổ lăn cũng là d1 = 35 mm Cuối cùng, đường kính trục tại tiết diện khớp nối là d0 = 30 mm.

Hình 4.3: Đồ thị sức bền trục 2

- Chọn các thông số của then:

Theo bảng 9.1a, kích thước tiết diện của then được xác định với b = 10 mm và h = 8 mm Chiều sâu rãnh then lần lượt là t1 = 5 mm và t2 = 3,3 mm Góc lượn rãnh then có giá trị r min = 0,25 mm và r max = 0,4 mm Dựa trên các thông số này, tiến hành tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

[S] - Hệ số an toàn cho phép

S  ,  - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và tiếp

Công thức 10.20 và 10.21[1]: mj aj dj j K

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định với s−1 = 0,436, dẫn đến s b = 0,436 × 600 = 261,60 MPa và t−1 ≈ 0,58 × s−1 ≈ 0,58 × 262 = 151,73 MPa Các giá trị s aj, t aj, s mj, t mj đại diện cho biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, với công thức tính s aj = (2 j min - j max) / 2.

 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : s mj = 0 ; s aj = s maxj j j

Trục quay 1 chiều , ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó : t mj = t aj oj j j

W j và W aj : Mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, đƣợc xác định theo bảng 10.6[1]:

Dựa trên kết cấu trục và biểu đồ mô men, các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi bao gồm tiết diện (13) tại vị trí lắp bánh răng và tiết diện (10) tại vị trí lắp ổ lăn.

Thay các giá trị vào công thức trên ta có bảng các giá trị: bảng trị số W j và W oj :

Tiết diện Đường kính trục b  h t 1 W j [mm 3 ] W oj [mm 3 ]

Bảng 2.3: Bảng trị số Wj và W oj bảng giá trị s a , s m , t a , t m tại các tiết diện nguy hiểm :

W oj [mm 3 ] s aj [MPa] t a t m [MPa]

Bảng 3.3 cung cấp giá trị của s a, s m, t a và t m tại các tiết diện nguy hiểm Hệ số y s và y t được sử dụng để đánh giá ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, với y s = 0,05 và y t = 0, theo thông tin trong Bảng 10.7.

K sdj , K tdj : hệ số , xác định theo công thức 10.25 và 10.26:

K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt,

K y - hệ số tăng bền bề mặt trục,

Tra bảng 10.9[1]: không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên :

K y =1 e s , e t - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra Bảng 10.10[1]: với d3 = 36[mm] ta có e s = 0,865; e t = 0,795

K s và K t - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất;

Tại tiết diện (0): với kiệu lắp k6 :

Tại tiết diện (3): khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có sb = 600 [MPa] : K s = 1,76 ; K t = 1,54

Các kết quả cuối cùng ghi trong bảng sau:

K sd K td S s S t S rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng

Bảng 1.3: Thông số kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi d Tính kiểm nghiệm độ bền của then bằng: kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt :

Theo Bảng 9.5[1]: [sd] = 150[Mpa] ; [t c ] = 60…90[Mpa] l t - chiều dài then ,

- Tại tiết diện (3): l t = ( 0,8  0,9).l m = (40,32 72)[mm]; chọn l t P [mm]

- Tại tiết diện (2): l t = ( 0,8  0,9).l m = (38,8848,60)[mm]; chọn l t E[mm]

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

3.4.1 Chọn ổ lăn cho trục I: a Chọn sơ bộ : với ngỗng trục có d 5[mm],

Theo bảng P2.7: chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ, ký hiệu: 7207, với các thông số:

Hình 5.3: Lực dọc trục lên ổ lăn trục 1

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn:

Theo công thức (11.1):khả năng tải động :

Q - tải trọng động quy ƣớc ,[kN]

L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, tính theo công thức (11.2[1]):

6  [triệu vòng quay] m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi : m /3

-Xác định tải trọng động quy ƣớc :

Hệ số V phản ánh vòng quay, với V = 1 khi vòng trong quay Hệ số k t thể hiện ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó k t = 1 khi nhiệt độ không vượt quá 100 °C Hệ số k đ liên quan đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3, k đ = 1 Cuối cùng, x là hệ số tải trọng hướng tâm.

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

Nhƣ vậy , ta chọn tiến hành kiểm nghiệm cho ổ với:

Kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn là Q0 :

 C d =2 , 197 3 324  15[kN] < C Thỏa mãn khả năng tải động b Theo khả năng tải tĩnh:

Lấy Q t là giá trị lớn hơn

3.4.2 Chọn ổ lăn cho trục II: a Chọn sơ bộ : với ngỗng trục có d @[mm],

Theo bảng P2.7: chọn ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ, ký hiệu: 7208 với các thông số:

Hình 6.3: Lực dọc trục lên ổ lăn trục 2

- Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn:

Theo công thức (11.1):khả năng tải động :

Q - tải trọng động quy ƣớc ,[kN]

L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay, tính theo công thức (11.2[1]):

60 = 82,5 [triệu vòng quay] m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi: m =3

-Xác định tải trọng động quy ƣớc :

Hệ số V thể hiện vòng quay, với giá trị V = 1 khi vòng trong quay Hệ số k t phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó k t = 1 khi nhiệt độ không vượt quá 100°C Hệ số k đ đại diện cho đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3, giá trị k đ cũng được xác định là 1.

X - hệ số tải trọng hướng tâm

Y - hệ số tải trọng dọc trục

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 10 và 11

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

Nhƣ vậy , ta chọn tiến hành kiểm nghiệm cho ổ với:

Kiểm nghiệm với ổ chịu tải lớn hơn là Q 1 :

 C d =1,838 3 82,58[kN] < C Thỏa mãn khả năng tải động b Theo khả năng tải tĩnh:

Lấy Q t là giá trị lớn hơn

TÍNH KHUÔN ÉP

Khuôn ép đƣợc lắp trên trục công tác và chịu áp suất làm việc phân bố đều trên toàn bộ diện tích Các số liệu của khuôn ép :

+ D : đường kính khuôn ép, D = 160mm

+ h : Chiều dày khuôn ép, h = 20mm

+ d : Đường kính lỗ khuôn ép, d = 4mm

+ t k : Bước lỗ khuôn ép, t k = 6mm

+ Vật liệu làm khuôn ép : Thép 45, có các thông số : giới hạn chảy

Năng suất của máy cắt sản phẩm được xác định dựa trên phương trình động học của quá trình và khả năng cho sản phẩm đi qua các cơ cấu, hệ thống thiết bị làm việc hoặc cấp liệu Trong quá trình vận hành, máy cắt sẽ tạo ra các bề mặt mới cho vật liệu được gia công.

  Trong đó : F : khả năng cắt của dao, m 2 /s φ : hệ số sử dụng khả năng cắt của dao

Trong quy trình sản xuất, F1 đại diện cho bề mặt phân riêng hoặc bề mặt mới được hình thành khi cắt 1kg sản phẩm, được tính bằng m²/kg Tỉ lệ α thể hiện thời gian của các nguyên công phụ so với thời gian ép; đối với các máy cắt liên tục, tỉ lệ này là α = 0.

Khi thiết kế máy thì kích thước và số dao, tốc độ của chúng xác định theo F

+ Mô men uốn hướng tâm

(5-1) + Mô men uốn theo hướng vòng

Từ hai phương trình (5-1) và (5-2), mô men biến đổi phụ thuộc vào bán kính theo quy luật parabon Biểu đồ các mô men khi  = 0,28 được thể hiện trong hình vẽ Để tính toán sức bền, cần xác định ứng suất tương đương lớn nhất theo lý thuyết sức bền tương ứng với vật liệu đã biết, chẳng hạn như trong trường hợp vật liệu chịu kẹo và va chạm.

Khi có trạng thái ứng suất với ba ứng suất chính  1,  2,  3 (trong đó  1 là ứng suất chính lớn nhất,  2 là ứng suất trung gian, và  3 là ứng suất chính nhỏ nhất), ứng suất tương đương có thể được xác định theo công thức trong lý thuyết đơn giản của trạng thái ứng suất giới hạn.

Trong đó  - hệ số đặc trưng cho sự làm việc không giống nhau của vật liệu khi keùo vaỡ neùn

Theo công thức (XVI-42)[1] ta có

1 kG cm h pR h pR td        

 h pR Ứng suất tương đương

M r  t  Ứng suất tương ứng bằng

 h pR h pR Ứng suất tương đương

1 kG cm h pR h pR td        

 Ở điểm C ưng suất lớn nhất và ta kiểm tra cho điểm này theo bất đẳng thức ch ch td n

Trong đó n ch  dự trữ bền theo tỷ lệ đối với giới hạn chảy ( n ch  1 , 65) ch ch n h pR 

Vậy khuôn ép thoả điều kiện bền

(XVI-50)[1] Độ võng lớn nhất là tại tâm của khuôn ép , tức là tai vị trí có r=0

Theo công thức (XVI-46)[1] ta xác định được độ võng khi r=0 là

W-mô men cản đối với khuôn t d t

Ta tính ứng suất tại vị trí tâm của khuân r=0

Vậy ứng suất kéo (tại điểm B) và ứng suất nén (tại điểm A) là

Hình 7.3: Biểu đồ mô men của khuôn ép