BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NÔNG LÂM THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH KHĨA LUẬN TỐT NGHIỆP TÍNH TỐN THIẾT KẾ MÁY CẮT THÁI CÂY BẮP NĂNG SUẤT TẤN/GIỜ Họ tên sinh viên: ĐOÀN THỊ HỒNG DIỆU Ngành: CƠ KHÍ CBBQNSTP Niên khóa: 2006-2010 Tháng 7/2010 i TÍNH TỐN, THIẾT KẾ MÁY CẮT THÁI CÂY BẮP NĂNG SUẤT TẤN/GIỜ Tác giả ĐOÀN THỊ HỒNG DIỆU Khóa luận đệ trình để đáp ứng u cầu cấp Kỹ sư ngành Cơ Khí Chế biến Bảo quản Nông sản Thực phẩm Giáo viên hướng dẫn: PGS_ TS TRẦN THỊ THANH Tháng /2010 i LỜI CẢM TẠ Tôi xin chân thành cảm tạ: ♥ Ban Giám Hiệu trường Đại Học Nông Lâm thành phố Hồ Chí Minh ♥ Ban Chủ Nhiệm Q thầy khoa Cơ khí – Cơng nghệ trường đại học Nơng Lâm thành phố Hồ Chí Minh ♥ Cơ PGS_TS Trần Thị Thanh ♥ Thầy TS Nguyễn Như Nam Đã tận tình hướng dẫn tạo điều kiện cho tơi hoàn thành luận văn tốt nghiệp Chân thành cảm ơn gia đình, bạn sinh viên lớp DH06CC động viên giúp đỡ suốt thời gian thực đề tài Tôi xin chân thành cảm ơn chú, anh công nhân xưởng Máy Sau Thu Hoạch Và Chế Biến tạo điều kiện thuận lợi cho tơi học hỏi hồn thành đề tài Xin chân thành cảm ơn ! ii NỘI DUNG TĨM TẮT Đề tài “Tính tốn, thiết kế máy thái bắp suất tấn/h” thực thời qian từ tháng năm 2010 đến tháng năm 2010 Các kết thu được: - Năng suất máy tấn/giờ - Bộ phận thái: + Bộ phận thái: kiểu đĩa + Đường kính đĩa dao: D = 900 mm + Dao thái: dạng thẳng + Số vòng quay trục dao: v = 750 vòng/phút + Số lượng dao: 12 dao - Chiều dài đoạn thái: ÷ 12 mm - Trục cung cấp: + Đường kính: D =150 mm + Số vòng quay: 255 vòng/phút - Nguồn động lực: hai động điện + Động truyền động cho trục dao có cơng suất 22 kW, số vòng quay n = 1460 vòng/phút + Động truyền động cho trục có cơng suất 2,2 kW, số vòng quay n =1430 vòng/phút - Kích thước máy: Dài x rộng x cao = 2191 x 1960 x 4907 iii MỤC LỤC Trang Trang tựa i Cảm tạ ii Nội dung tóm tắt iii Mục lục iv Danh sách hình vi Danh sách bảng vii CHƯƠNG MỞ ĐẦU 1.1.Tính cấp thiết đề tài 1.2 Mục tiêu nghiên cứu 1.2.1 Mục đích 1.2.2 Nhiệm vụ CHƯƠNG TỔNG QUAN 2.1 Đối tượng nghiên cứu 2.1.1 Cây bắp 2.1.1.1 Sơ lược số đặc điểm bắp 2.1.1.2 Tính chất lý bắp 2.1.1.3 Yêu cầu kỹ thuật sản phẩm thái 2.1.2 Máy thái 2.1.2.1 Yêu cầu kỹ thuật máy cắt thái 2.1.2.2 Cấu tạo máy thái 2.1.2.3 Lý thuyết tính tốn máy thái 2.2 Một số mẫu máy thái ứng dụng sản xuất 16 2.2.1 Một số mẫu máy thái nước 16 2.2.2 Một số mẫu máy thái nước 17 2.2.3 Ý kiến nhận xét 19 CHƯƠNG NỘI DUNG VÀ PHƯƠNG PHÁP NGHIÊN CỨU 21 3.1 Nội dung nghiên cứu 21 iv 3.2 Phương pháp thiết kế 21 3.3 Phương pháp chế tạo 22 CHƯƠNG KẾT QUẢ VÀ THẢO LUẬN 23 4.1 Các số liệu thiết kế ban đầu 23 4.2 Lựa chọn mơ hình máy thái thiết kế 23 4.3 Tính tốn, lựa chọn sơ đồ dao thái cho máy thái thiết kế 24 4.3.1 Xác định áp suất cắt thái riêng 24 4.3.2 Tính tốn thiết kế sơ đồ dao thái 26 4.4 Tính tốn thiết kế phận cung cấp 27 4.5 Tính tốn thiết kế phận thái 30 4.6 Thiết kê phận thu hồi sản phẩm thái 33 4.7 Tính tốn thiết kế phận truyền động 36 4.7.1 Tính tốn thiết kế truyền động cho phận cung cấp 36 4.7.2 Tính tốn thiết kế truyền động cho phận cắt thái 41 4.7.3 Tính tốn thiết kế trục 41 4.8 Tính then 46 4.9 Thiết kế gối đỡ trục 47 4.10 Qui trình chế tạo 48 CHƯƠNG KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 51 5.1 Kết luận 51 5.2 Đề nghị 51 TÀI LIỆU THAM KHẢO PHỤ LỤC v DANH SÁCH CÁC HÌNH Hình 2.1 Một ruộng bắp miền trung Hình 2.2 Sơ đồ nguyên lý máy thái cỏ kiểu đĩa Hình 2.3 Sơ đồ bố trí dao kiểu đĩa Hình 2.4 Sơ đồ máy thái kiểu trống Hình 2.5 Sơ đồ bố trí dao kiểu tang trống Hình 2.6 Sơ đồ dao thái lưỡi thẳng Hình 2.7 Tính độ dài đoạn thái 10 Hình 2.8 Phân tích lực tác dụng lên trục làm việc 12 Hình 2.9 Hình dáng cánh quạt 15 Hình 2.10 Sơ đồ máy thái PCC-6 17 Hình 2.11 Sơ đồ máy thái VơnGar-5 17 Hình 2.12 Sơ đồ máy thái MTC–1A 18 Hình 2.13 Sơ đồ máy thái MTC–4B 19 Hình 4.1 Mơ hình máy thái thiết kế 24 Hình 4.2 Đồ thị biểu diễn mối quan hệ AR τ 26 Hình 4.3 Sơ đồ dao thái lưỡi thẳng 26 Hình 4.4 Sơ đồ phân tích lực trục 28 Hình 4.5 Đồ thị biểu diễn mối quan hệ Mct với ψ 31 Hình 4.6 Hình dáng vỏ quạt 35 Hình 4.7 Sơ đồ truyền động cho phận cung cấp 36 Hình 4.8 Biểu đồ phân tích mơ men trục I 43 Hình 4.9 Biểu đồ phân tích mơ men trục II 44 Hình 4.10 Biểu đồ phân tích mơ men trục 45 vi DANH SÁCH CÁC BẢNG Bảng 2.1 Thành phần hóa học thân, lõi bắp Bảng 4.1 Sự phụ thuộc áp suất cắt thái riêng vào góc trượt τ 24 Bảng 4.2 Sự phụ thuộc hệ số cắt trượt f’ hệ số trượt τ 25 Bảng 4.3 Sự phụ thuộc lượng cắt thái Ar vào góc trượt τ 25 Bảng 4.4 Sự phụ thuộc số liệu thay đổi góc quay ψcủa dao 30 Bảng 4.5 Phân phối tỷ số truyền cho phận cung cấp 36 Bảng 4.6 Phân phối tỷ số truyền cho phận cắt thái 41 vii Chương MỞ ĐẦU 1.1 Tính cấp thiết đề tài Đã từ lâu, ngành chăn ni đóng vai trò quan trọng nông nghiệp nước ta Để đạt hiệu cao chăn nuôi, nhân dân ta thường dùng nhiều cách để tăng suất, phổ biến phương pháp tăng suất thức ăn Nguồn thức ăn cho đại gia súc thường dạng thô xanh hay ủ Chủ yếu phần thức ăn đại gia súc thân bắp, rơm, cỏ voi… Ngoài ra, để đảm bảo chất dinh dưỡng cho vật ni bổ xung loại thức ăn khác bột, khống chất, vitamin… Cây bắp có hàm lượng dinh dưỡng cao lại phù hợp với điều kiện nước ta nên thường dùng làm thức ăn cho đại gia súc Nhưng thức ăn có nguồn gốc từ thực vật thân bắp, cỏ voi, mía… việc cho gia súc ăn ngun khơng nên thân cứng vật ni ăn khơng hết gây lãng phí (ước tính khoảng 30% lượng thức ăn cung cấp) không tốt cho tiêu hóa Mặc khác, dùng để ủ xanh làm thức ăn thiết cần phải thái nhỏ Ngồi ra, tùy vào điều kiện tự nhiên vùng chăn ni, có thời điểm lượng thức ăn khơng đáp ứng đủ nhu cầu hộ, trang trại chăn nuôi đại gia súc Các loại thức ăn cần ủ chua hay phơi khô để dự trữ cho vật ni Bên cạnh đó, nhu cầu xuất thức ăn chăn nuôi gia súc lớn Đặc biệt thức ăn ủ, đóng gói chân khơng từ thực vật cho bò sữa, trâu sữa… Nguồn thức ăn tươi dạng bao, túi hút chân không sản xuất từ thân bắp thức ăn quan trọng cho chăn ni đại gia súc quốc gia có ngành chăn nuôi phát triển Đặc biệt, địa phương có khí hậu khơng phù hợp để trồng thu hoạch cỏ tươi quanh năm hầu hết địa phương Việt Nam nguồn thức ăn dự trữ Ngoài ra, thức ăn ủ tươi dạng bao túi hút chân không mặt hàng giá trị có khả xuất sang nhiều nước xứ lạnh giới như: Hàn Quốc, Nhật Bản nhiều quốc gia châu Âu khác Trong công nghệ chế biến thức ăn ủ tươi dạng bao túi hút chân khơng ngun liệu thân bắp, cỏ voi thái nhỏ Tuy nhiên, hầu hết máy thái có suất thấp không phù hợp với quy mô sản xuất cơng ty Trong đó, máy ngoại nhập có suất lớn giá thành lại cao, giá nhập máy lên đến tỉ đồng Đây trở ngại lớn cho nhà sản xuất nước Mặc dù loại máy thái nước ta đa dạng phong phú Nhưng hầu hết máy thái không đáp ứng yêu cầu độ dài đoạn thái nhỏ 15 mm để phù hợp với công nghệ chế biến thức ăn gia súc đóng gói chân khơng Chính vậy, vấn đề ngun cứu, tính tốn, thiết kế máy thái thân bắp có suất cao đặt Được chấp nhận ban chủ nhiệm khoa hướng dẫn PGS_TS Trần Thị Thanh tơi thực đề tài “Tính tốn, thiết kế máy cắt thái thân bắp suất tấn/h” 1.2 Mục tiêu nghiên cứu 1.2.1 Mục đích Nguyên cứu, tính toán, thiết kế mẫu máy thái thân bắp suất tấn/h 1.2.2 Nhiệm vụ + Nguyên cứu lý thuyết máy thái bắp + Chọn mơ hình máy thiết kế + Tính tốn, thiết kế máy Xây dựng tập vẽ - Công suất : N = 2,2kW - Số vòng quay trục dẫn : n1 = 255 v/ph - Tỷ số truyền : i = ► Chọn vật liệu làm bánh răng: Chọn vật liệu làm bánh thép 35 thường hóa σ bk = 500(N/mm2), σ ch = 260(N/mm2), HB = 140 Phơi rèn ,giả thiết đường kính phơi từ 100 - 300 mm Trong đó: σ bk -giới hạn bền kéo σ ch -giới hạn chảy ► Đinh ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép + Ứng suất tiếp xúc cho phép • Số chu kỳ làm việc bánh : N1 = N2 = 60unT = 60.1.255.8.5.300= 18,36 107 > N0 =107 Do hai bánh k’n =1 • Ứng suất tiếp xúc cho phép hai bánh : [σ ] tx1 = [σ ] tx = 2, 6.HB = 2,6 140 = 364 N/mm2 + Ứng suất uốn cho phép • Số chu kỳ làm việc hai bánh lớn N0 =5.106 nên k’’n =1 • Lấy hệ số an tồn bánh nhỏ bánh lớn n =1,5 ; hệ số tập trung ứng suất K σ =1,8 • Giới hạn mỏi thép 45 : σ −1 = 0, 43.σ bk =0,43 500 = 215 N/mm2 • Ứng suất uốn cho phép bánh : [σ ] u1 = [σ ] u = 1,5.σ −1.k n'' = 0,7 N/mm2 n.K σ ► Sơ chọn hệ số tải trọng : Ksb = 1,5 ► Chọn hệ số chiều rộng bánh : ψA = b/A = 0,125 ► Tính khoảng cách trục A 1.05*106 K * N A ≥ (i + 1) ( ) * = 186 mm Ψ A *n [σ ] tx *i 39 Lấy A = 190 mm ► Tính vận tốc vòng chọn cấp xác chế tạo bánh Vận tốc vòng : v = 2.π A.n = 2,53 m/s 60.1000.(i + 1) Với vận tốc chọn cấp xác ( tra bảng – 12) ► Chọn ktt =1 , hệ số tập trung tải trọng Hệ số tải trọng động Kđ = 1,55 Vậy : k = Kđ Ktt = 1,55 , khác với Ksb =1,5 ► Xác định mô đun số : • Mô đun bánh : m = ( 0,01÷ 0,02) 190 = 1,9 – 3,8 mm Lấy m = • Số hai bánh : Z1 = Z2 = 2A = 63 m(i + 1) Chiều dài : b = ψ A A = 24 mm ► Kiểm nghiệm sức bền uốn : Từ Z = 63 , tra bảng – 19 ta tìm hệ số dạng y = 0,525 Ứng suất uốn chân : σ u1 σ u1 = 19,1*106 * K * N y * m n *Z * n * b = 32,5 N/mm2 < σ cp = 140 N/mm2 ► Các thông số hình học chủ yếu truyền - Mô đun bánh răng: m =3 - Số Z1 =Z2 =63 - Chiều dài : b = 24 mm - Khoảng cách trục A =190 mm - Đường kính vòng chia : d1 = d2 = m Z = 190 mm - Đường kính vòng đỉnh : De1 =De2 = d1 + 2.m = 195 mm - Đường kình vòng chân : Di1 =Di2 = d1 – 2.m – 2.c = 180 mm ► Tính lực tác dụng : Lực vòng: P1 = P2 = 2Mx/d = 40 2.9,55.10 N = 1489 N d n Lực hướng tâm: Pr1 =Pr2 = P.tgα = 1489* 0,364 = 542 N 4.7.2 Tính tốn thiết kế truyền động cho phận cắt thái A Phân phối tỷ số truyền Bảng 4.6: Phân phối tỷ số truyền cho phận cắt thái Thông số Trục động i Trục dao 2,43 n (vòng/phút 1460 600 N( kW ) 22 20,64 B Thiết kế truyền đai Tính tốn tương tự phần /4.7.1/ ta thông số truyền sau Chọn loại đai: B Đường kính bánh đai nhỏ : D1 = 320 mm Đường kính bánh đai lớn D2 = 630 mm Chiều dài đai: L = 3036 mm Khoảng cách trục: A = 756 mm Góc ôm: α = 156,6º Số đai cần thiết: Z = Chiều rộng bánh đai: B = 86 mm Lực tác dụng lên trục: R = 2432 N 4.7.3 Tính tốn thiết kế trục A Tính sơ đường kính trục: d ≥ C Ta có : N n Đối với trục dao : N = 20,84 kW n = 750 v/ph C = 170 – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép Vậy dd ≥ 51,49 mm Đối với trục I : N = 2,2 kW ; n = 255 v/ph => d1 ≥ 34,8 mm Đối với trục II : N = 2,068 kW; n = 255 v/ph => d2 ≥ 34,2 mm 41 Đối với trục dưới: N = 2,068 kW; n = 255 v/ph => d3 ≥ 34,2 mm Đối với trục trên: N = kW ; n = 255 v/ph => d4 ≥ 33,8 mm Chọn trị số d = 50 để chọn loại ổ bi trung bình, chiều rộng ổ bị B = 27 mm B Tính gần trục ☼ Tính bền trục dao Trọng lượng phận thái : G = (12.Mđế + 12.Mdao+ 12.Mquạt +Mđĩa ) g = 680 N Lực căng đai : R = 2432 N => Rx = R cos30º =2106 N ; Ry = R.sin30º= 1216 N ( Bộ truyền đặt nghiêng 30º so với phương ngang ) Phản lực cắt thái : Pmax = Mcttb/rtb = 139/0,103 = 1349 N Hay Nx = Pmax cos(τ/2) = 1246 N Ny = Pmax sin(τ/2) = 516 N Mô men xoắn : MX = 9500.20, 64 = 263 N.m 750 Chiều dài đoạn trục : a = 145 mm ; b = 345 mm ; c = 170 mm; Đường kính bánh đai D2 = 630 mm Phản lực ổ đỡ : - Phương trình cân mô men : ∑ mB y ∑ m.B X = R x (a + b) − R Ax b − N x c = = R y (a + b) − R Ay b − ( N y +G ).c = => RAX = 2987 N => RAy = N Phương trình cân lực : RBx = RX + Nx – RAx = 2106 + 1246 – 1889 = 1463 N RBy = Ry + Ny + G – RAy = 1216 + 516 + 680 – 856 = 1556 N Mô men uốn tiêt diện nguy hiểm : Tiết diện B : Mux = (Ny + G) C = (516 + 680) 170 = 203320 Nmm Muy = Nx.c = 1246 170 = 210820 Nmm MX = R.Dđai/2 = 766080 Nmm 42 Hình 4.8: Biểu đồ phân tích mơ men trục I Ö MA = M ux2 + M uy2 + M 2x = 164032 Nmm Đường kính trục tiết diện A : d ≥ MA = 54,7 mm Với [ σ ] = 50 N/mm 0,1[σ ] Vậy đường kính tiết diện lắp ổ lăn A B d = 68 mm, đường kính trục lắp bánh đai lấy d = 60 mm, đường kính trục lắp đĩa d = 62 mm ☼ Tính bền trục lắp bánh chủ động Các lực tác dụng : P1 = 1489 N; Pr1 = 542 N Rđ = 530,4 N , đặt truyền nghiêng so với phương ngang 20º nên ta có : Rx = Rđ cos20º = 498 N ; Ry = Rđ sin 20º = 181 N Chiều dài đoạn trục : a = 50 mm; b =55mm; c = 54mm Tính phản lực gối đỡ : - Phương trình cân mô men : ∑ m A x = R y a + P r1.b − R By (b + c) = => RBy = 357 N ∑ m A y = R x a + P 1.b − R Bx (b + c) = => RBx = 980 N - Phương trình cân lực : RAx = -P1 + RBx +Rx = 581 N RAy = Ry – Pr1 + RBy = 212,4 N - Mô men uốn tiết diện nguy hiểm : Tiết diện A-A (lắp ổ lăn) : Mux = Ry 50 = 9050 N.mm 43 Muy = Rx a = 24900 N.mm Mx = Rđ d/2 = 212000 N.mm MA = M ux2 + M uy2 + M X = 213649 Nmm => dA ≥ 35 mm Tiết diện B – B (lắp bánh răng) Mux = 19278 Nmm ; Muy = 52920 Nmm; Mx = 212000 Nmm MB = 219353 Nmm = > dB ≥ 36 mm Hình 4.9: Biểu đồ phân tích mơ men trục II Vậy chọn đường kính lắp ổ lăn d = 45 mm ; đường kính lắp bánh d = 50 mm Đường kính trục lắp bánh bị động lấy tương tự ☼ Tính bền trục Các lực tác dụng : - Phản lực cỏ tác dụng lên trục : N = 2194 N Hay Nx = N.sinα = 2194.sin38º = 1351 N Ny = N.cosα = 2194.cos38º = 1729 N Lực ma sát bắp : F =f N = 789,6 N Hay Fx = F.cosα/2 = 746,6 N ; FY = F.sinα/2 = 257,1 N Trọng lượng trục : P = m.g = 89 N Chiều dài đoạn trục : a = b = 200 mm Các phản lực gối đỡ : RAx = RBx = ( Nx – Fx)/2 = 302,2 N RAy = RBy = (Ny – P – Fy )/2 = 692 N 44 Hình 4.10: Biểu đồ phân tích mô men trục Mô men uốn tiết diện nguy hiểm : Mux = RAy a = 138300 Nmm Muy = RAx b = 60440 Nmm Mx = 9,55.10 2, 068 = 77449 Nmm 255 => MI = 138300 +60440 +77449 = 169641Nmm Nên đường kính trục tiết diện I : dI ≥ 169641 = 30 mm 0,1.63 Chọn đường kính trục lắp ổ lăn 37 mm, đường kính trục lắp trục 42mm Đường kính trục lấy tương tự C Tính xác trục Kiểm nghiệm tiết diện lắp ổ lăn trục dao : n= n σ n τ n σ2 + n τ2 ≥ [n] ; n = 1,5 ÷ 2,5 Vì trục quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng : σ a=σ Vậy n σ = kσ max ε σ β =σ = Mu ;σ W m =0 σ −1 σ a +ψ σ σ m Trục làm việc chiều nên ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động 45 τ a =τ m = τ max = Mx 2WO τ −1 Vậy : n τ = k τ τ +ψ τ ε τ β a τ m Giới hạn mỏi uốn xoắn : σ τ −1 −1 = 0, 45σ b = 0, 45.600 = 270 N / mm = 0, 25.σ b = 0, 25.600 = 150 N / mm M u = M ux2 + M uy2 = 203320 +210820 = 292889 Nmm Mx = 766080 Nmm W= πd3 32 = 19155 mm3 ; WO = => σ a = πd 16 = 38310 mm3 Mu = 15,2 N/mm2 ; τ a = τ W m = Mx = 10 N/mm2 2.W O Hệ số xét đến ảnh hưởng trị số trung bình đến sức bền mỏi , thép cacbon trung bình : ψ σ = 0,1;ψ τ = 0, 05 Hệ số tăng bền β = Hệ số kích thước lấy theo đường kính trục : ε σ = 0, 78; ε τ = 0, 67 Hệ số tập trung ứng suất : k σ = 2,5; k τ = 1,52 kσ Tỷ số : εσ = 3, 21 ; kτ ετ = 2,26 Thay giá trị vừa tìm vào ta tính : n σ = 5, Vậy n = ; n τ = 6,5 5, 6.6,5 5, +6,5 = 4,24> [n] Kết luận : Trục đủ bền 4.8 Tính then Then dùng để cố định phận lắp dao, bánh răng, bánh đai theo phương tiếp tuyến Đối với trục dao: 46 Đường kính để lắp puly đai d = 60 mm Tra bảng then bằng, kích thước mặt cắt then rành then (7 – 23), Nguyễn Trọng Hiệp Nguyễn Văn Lẫm, 2002 Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo Dục Ta chọn then có : b = 18 ; h = 11 ; t = 5,5 ; t1 = 5,6 ; k = 6,8 Với lm chiều dài mayơ , lm = (1,8 ÷ 2)d ,chọn lm = 110mm Chiều dài then : l = 0,8 lm = 0,8 100 = 88 mm Kiểm tra sức bền dập theo công thức : σ d= 2.M x 2.766080 = = 43 N/mm2 ≤ [σ d ]=50 N/mm d k l 60.6,8.88 [σ d ]=50 N/mm ứng suất mối ghép cố định ,tải trọng va đập.Tra bảng (7 – 20 ), Nguyễn Trọng Hiệp Nguyễn Văn Lẫm, 2002 Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo Dục τ c= 2.M x 2.766080 = = 16,1 N/mm2 ≤ [τ ] c = 54 N/mm2 d b.l 60.18.88 [τ ] c = 54 N/mm2 ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đâp Kết luận : then đủ độ bền cần thiết - Đường kính trục lắp phận lắp dao d = 62 mm Chọn then có h =18 ; b = 12 ; t = ; t1 = 5,1 ; k = 6,2 - Đối với trục lắp bánh răng, đường kính trục để lắp then d = 50 mm Chọn then có b =14; h = 9; t = 5; t1 = 4,1; k =5 - Đối với trục : Đường kính trục để lắp then d = 42 mm Chọn then có b = 10; h =8; t = 4, ; t1 = 3,6; k = 4,4 Các then kiểm nghiệm sức bền tương tự then lắp puly đai 4.9 Thiết kế gối đỡ trục Vì trục khơng có lực dọc trục tác dụng lên nên chọn ổ bi đỡ Sơ đồ chọn ổ cho trục dao : Hệ số khả làm việc tính theo công thức : 47 C = Q.(nh)0,3 ≤ Cbảng Với : n = 750v/ph ,số vòng quay ổ h = 300 = 12000 h , thời gian phục vụ máy Q tải trọng tương đương : Q = R.kv.kn.kt , daN Trong : kv =1 – vòng ổ quay kn = – nhiệt độ làm việc 100ºC kt = 1,2 – tải trọng va đập R – Tải trọng hướng tâm RA = R Ax2 + R Ay2 = 1889 +856 = 2074 N RB = R Bx2 + R By2 = 1463 +1556 = 4562 N Vậy : Q = 4562 1.1.1,2 = 5474 N = 547,4 daN => C = 547,4 (600 12000)0,3 = 62445 Tra bảng 14 P Nguyễn Trọng Hiệp Nguyễn Văn Lẫm, 2002 Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo Dục Chọn ổ có d = 68 mm ký hiệu P314 có Cbảng = 120000 , đường kính ngồi ổ lăn D = 150 mm ,chiều rộng B =35 mm Tương tự, ta tính tốn chọn ổ lăn cho trục lăp bánh , trục Trục lắp bánh có d = 45 mm , chọn ổ lăn có ký hiệu P308 có Cbảng = 57000 , đường kính ngồi ổ lăn D = 100mm , chiều rộng B =25 mm Trục lắp trục có d = 37 mm , chọn ổ lăn có ký hiệu P306 có Cbảng = 40000 , đường kính ngồi ổ lăn D = 80 mm, chiều rộng B = 21 mm 4.10 Qui trình chế tạo Qui trình cơng nghệ chế tạo số chi tiết ► Cơng nghệ chế tạo vỏ máy : + Nguyên công 1: đột dấu tâm + Nguyên công 2: Khai triển biên dạng vỏ máy hai mặt bên mặt lưng 300 x 1330 mm + Nguyên công 3: Tiến hành cắt phôi máy cắt Axetilen + Nguyên công 4: Mài cạnh máy mài 48 + Nguyên công 5: Uốn phần mặt lưng theo biên dạng vỏ + Nguyên công 5: Hàn mặt bên mặt uốn cong ► Công nghệ chế tạo dao thái : + Nguyên công 1: Xác định kích thước dao 250x35 mm thép 65Г + Nguyên công 2: Cắt phôi mỏ cắt Axetilen + Nguyên công 3: Định tâm để khoan lỗ lắp bu lông + Nguyên công 4: Khoan lỗ ф10 + Nguyên công 5: Ta rô ren M12 ► Công nghệ chế tạo trục lắp dao: + Nguyên công 1: Tiện mặt đầu + Nguyên công 2: Khoan lỗ chống tâm + Ngun cơng 3: Tiện thơ kích thước ф68x590, dùng dao tiện phải + Ngun cơng 4: Tiện thơ kích thước ф52x125, dùng dao tiện phải + Nguyên công 5: Tiện thơ kích thước ф57x40, dùng dao tiện trái + Nguyên công 6: Tiện tinh + Nguyên công 7: Vát kích thướt 2x45º + Ngun cơng 8: Khoan lỗ ф9x25 + Nguyên công 9: Cắt đứt trục l =590 mm + Nguyên công 10: Phay rành then 16x3x32 + Ngun cơng 11: Ta rơ ren M10x12 Ngồi ra, chi tiết khác : ống thoát liệu, đế lắp dao, cánh quạt… có ngun cơng chế tạo tương tự Các thông số kỹ thuật máy: * Kích thước máy: » Chiều dài máy: 2191 mm » Chiều rộng máy: 1960 mm » Chiều cao máy : 4907 mm * Dao thái » Số lượng dao: 12 dao » Dạng dao: lưỡi thẳng 49 » Dạng đĩa: đĩa tròn * Động cơ: » Động truyền động cho trục dao: A02-71-4 có cơng suất 22 kW; số vòng quay động 1460 v/ph Hiệu suấtη = 90% » Động truyền động cho phận cung cấp A02(A0Л2)31-4 có cơng suất 2,2 kW; số vòng quay động 1430 v/ph Hiệu suất 82,5% 50 Chương KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 5.1 Kết luận - Trong q trình thực đề tài, tơi hồn thành xong việc tính tốn, thiết kế mẫu máy thái bắp suất tấn/h - Xây dựng vẽ lắp tập vẽ chi tiết Dựa tập vẽ ta chế tạo mẫu máy thái theo yêu cầu 5.2 Đề nghị - Cần tiếp tục nguyên cứu yếu tố ảnh hưởng đến trình cắt thái để xác định thông số tối ưu - Do lần đầu làm quen với việc thiết kế máy ứng dụng, máy hồn tất phần thiết kế chưa có phần chế tạo nên đề nghị khóa sau tiếp tục thực công việc tiến hành khảo nghiệm máy chế tạo để có kết luận xác máy thiết kế 51 TÀI LIỆU THAM KHẢO Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm , 2000 Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo dục Đoàn Văn Điện, Nguyễn Bảng, 1987 Lý thuyết tính tốn máy nơng nghiệp Tủ sách trường đại học Nông Lâm, TPHCM Phạm Xuân Vượng, 1979 Cấu tạo máy nông nghiệp Nhà xuất đại học trung học chuyên nghiệp Nguyễn Như Nam, Trần Thị Thanh, 2000 Máy gia công học Nông sản thực phẩm NXB Giáo dục Trần Hữu Quế, 2000 Vẽ kỹ thuật khí ( tập 1).NXB Giáo dục Trần Hữu Quế ctv, 2002 Vẽ kỹ thuật khí ( tập 2) NXB Giáo dục Trần Minh Vượng Giáo trình cơng cụ máy chăn nuôi NXB nông thôn Phạm Ngọc Khánh, Vũ Văn Thành Bài tập sức bền vật liệu NXB Xây dựng Khoa khí, mơn công nghệ chế tạo máy trường ĐHBK Hà Nội, 2005 Cơ sở công nghệ chế tạo máy NXB khoa học kỹ thuật 10 Nguyễn Như Thung, 1987 Máy thiết bị chế biến thức ăn chăn nuôi NXB Khoa học kỹ thuât 11 Nguyễn Hồng Danh, 2009 Khảo nghiệm máy thái nghiện bắp MTN 3.000 làm thức ăn ủ đóng gói chân khơng Luận văn tốt nghiệp đại học Trường ĐHNL, TPHCM 12 Trương Quang Trường, Đặng Thị Hồng Phượng, 2003 Nguyên cứu thiết kế chế tạo máy thái cỏ voi suất 600kg/h Luận văn tốt nghiệp đại học Trường ĐHNL, TPHCM 52 53 ... máy thái thi t kế 24 4.3.1 Xác định áp suất cắt thái riêng 24 4.3.2 Tính tốn thi t kế sơ đồ dao thái 26 4.4 Tính tốn thi t kế phận cung cấp 27 4.5 Tính tốn thi t kế phận thái 30 4.6 Thi t kê... 33 4.7 Tính tốn thi t kế phận truyền động 36 4.7.1 Tính tốn thi t kế truyền động cho phận cung cấp 36 4.7.2 Tính tốn thi t kế truyền động cho phận cắt thái 41 4.7.3 Tính tốn thi t kế trục 41... phương pháp thi t kế phận thái - Cụm chi tiêt phận thái gồm: họng thái, dao thái, buồng thái thi t kế dựa vào đặc tính lý bắp, thông số thi t kế suất, độ dài đoạn thái 21 - Cơ sở thi t kế dựa