Đồ án Máy đóng gói. Công suất 1800 kg/h

Đồ án môn học Đề tài: Máy đóng gói. Công suất: 1800 kg/h Phần 1: Tính toán sơ bộ cho bộ phận cấp liệu: Tính số cốc cấp liệu và chiều cao cốc cấp liệu: Khối lượng thể tích riêng của đường: r=800 kg/m3. Chọn đường kính của cốc đong cấp liệu: FCL=100 Chọn đường kính vòng đi qua tâm các cốc cấp liệu trên đĩa quay là: FĐCL =500 Chọn chiều dày thành ống: 5 Ban đầu ta chọn x=h/2 Mặt khác ta lại có: V=G/r Nên: Trong đó: G= 1 kg=1000g, r=800 g/dm3 =800.10-6 g/mm3. + Chiều dài ống trên: (176)/2=88ị Chọn lt=90 mm + Chiều dài ống dưới:(Chọn bằng): ld³176-90=86 Chọn ld=100mm Khoảng cách tâm của hai cốc đong: 200. Phân bố cốc đong trên đĩa cấp liệu: Chọn số cốc đong phân bố trên đĩa là 6 cốc. Chọn chiều dày vành đai ngoài là: dVĐN =5 Theo bảng 2-4, ta chọn góc chảy tự nhiên của đường theo thông số của cát ướt Góc chảy tự nhiên của vật liệu đường: 500. ị Chọn góc chảy động của đường cho phép khi tính toán là ằ 200. Do khoảng cách giữa mép hai lỗ là 100, nên Chiều cao tối thiểu của thành chắn đường và tấm gạt là: l = 100.sin200=34.2 Vậy chọn chiều cao của thành là: 40. Chọn chiều dày của tấm cửa đáy cốc lót là 5 Lực tác dụng của đường trong một cốc đối với tấm là không đáng kể (10N). Nên ta không cần tính bền cho thiết bị này Kết cấu của cốc lót và tấm chắn đáy được thể hiện như trên hình vẽ. Chọn cấp chính xác, dung sai lắp ghép cho các cốc cấp liệu: Do cốc khi làm việc v0ới một tốc độ không lớn, đòi hỏi dịch trượt trên nhau một cách dễ dàng cũng như khi lắp ráp được thuận tiện, nên ta chọn cho các cốc lắp với nhau theo kiểu lắp lỏng. Đồng thời, do là lắp lỏng, và bên trong là chỉ tiếp xúc với vật liệu dời, không bám dính, nên chúng không đòi hỏi cao về cấp chính xác. Chọn cấp chính xác cho bề mặt trong của xi lanh trên và bề mặt ngoài của xilanh dưới là: cấp 11 (ứng với quá trình tiện tinh. Theo bảng 20-1, sách TTTK hệ dẫn động cơ khí của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển) Chọn cấp chính xác cho bề mặt ngoài của xilanh trên và bề mặt trong của xilanh dưới là cấp 12( ứng với quá trình tiện thô. Theo bảng 20-1, sách TTTK hệ dẫn động cơ khí của Trịnh Chất và Lê Văn Uyển). Chọn kiểu lắp ghép theo hệ thống lỗ H11/h11. Chọn theo bảng 20-2 TTTK hệ dẫn động cơ khí. TC-LVU. Độ nhám bề mặt: Tra bảng 21-1 TTTKHDĐCK-TC_LVU: Rz=55, Ra=1,25 Tính tốc độ vòng của đĩa nạp liệu: Tốc độ quay của đĩa nạp liệu là: Với công suất Q=1800 kg/h: ị Q=1800/60 kg/ph=30kg/ph Mỗi vòng quay, máy đóng được 1x6=6(kg/vòng). ị Số vòng quay của đĩa trong 1 phút là: n=30/6=5 (vòng/ph). Tính toán thiết kế nắp đáy: Nắp đáy có rất nhiều kiểu loại mà ta có thể chọn như hình trang bên: Chọn đường kính cho tai nắp đạy là: 30 Chọn đường kính cho phần nắp đạy là: 110 Điều kiện để nắp đạy có thể quay xung quanh trục quay của nó là: 110+15Ê xÊ185-10 ị 125ÊxÊ175 Chọn x=140. Thử lại điều kiện: Từ tâm quay của trục quay nắp ta quay một vòng tròn có bán kính bằng 140, và qua hình vẽ ta thấy tầm hoạt động của nó không ảnh hưởng đến các đối tượng khác xung quanh. Tính toán lực ma sát tác động trên các cốc đong và trọng lực của đĩa cấp liệu: Lực ma sát của đường tác động lên đĩa là: áp dụng công thức tính lực ma sát: Fms1=f1.N Ta có: N: Phản lực của mâm đĩa lên lượng đường phía trên. f: hệ số ma sát của đường với đĩa Fms1: Lực ma sát của đường tác dụng vào đĩa Khối lượng của đường phía trên đĩa là: Pđt=G.g=Vđt.rđ.g Trong đó: Vdt: Thể tích của đường ở trên đĩa(Được tính gần đúng bằng thể tích giữa hai cốc cấp liệu hợp với thành và thanh gạt đường). rđ: Khối lượng riêng của đường: rđ=800g/dm3=800.10-6g/mm3. g: Gia tốc trọng trường. P: Lực mà đường tác dụng lên mâm đĩa. G=3892708.800.10-6ằ3114(g)=3.114(kg) ị P=N=31,14 (N) ịF1=31,14.0,15ằ4,671(N) Lực ma sát của thanh gạt với nắp đậy và nắp đậy với đường: b.1. Ma sát giữa nắp đậy và đường: Lực tác dụng giữa nắp đậy và đường: Ban đầu, ta tính cho chế độ chuẩn: khối lượng của đường trong cốc đong là 1kg. ị P=9,8 N ị Fms2=9,8.0,15=1,47 (N) Lực ma sát giữa chốt và nắp bằng fms quay. Theo công thức 7.3 sách NLM( Đinh gia Tường, Tạ Khánh Lâm, T1-2000). Thì lực tác dụng lên đĩa là: Fms=Fms1+ Fms2+ Fms3ằ4,671+1,47+2.3,8=13,741 vậy lực tác dụng lên các cốc đong là: Fmstrụ=0,15.13,8.4/p=2,64 (N) Lực ma sát khi nâng đĩa lên ta còn phải xét tới lực ma sát giữa đường với ống trụ phân bố như sau: Tóm lại, khi tính toán ma sát cho mâm đĩa, ta chọn sơ bộ lực ma sát dư lên là: 50N. Tính toán thiết kế hệ thống điều chỉnh khoảng chạy (thể tích) của cốc đong: Các công thức trong phần này được tính theo sách Hướng dẫn thiết kế chi tiết máy Trịnh Chất, Lê văn Uyển. Chọn cơ cấu truyền động dạng trục vít đai ốc: Truyền động loại này để biến chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến. Chọn cơ cấu truyền động vít đai ốc trượt. 5.1. Chọn vật liệu vít và đai ốc: Chọn vít: Thép 45, đai ốc: Gang giảm ma sát. Chọn loại ren hình thang: 5.1. Đường kính trung bình của ren: Được tính theo công thức: (CT8-sách CTM) Trong đó: Fa=416,5. Chọn yH=1,2; yh=0,5; [q]=5 MPa ị ị Chọn d2=7 mm, d=8, d2=D2=7; d3=5,5; d1=D1=6,0; D4=8,5 5.3. Chọn các thông số của ren: Chiều cao Profin ren: h=0,1.d2=0,1.7=0,7 (mm) Đường kính ngoài: d=d2+h=7+0,7=7,7 (mm) Đường kính trong: d1=d2-h=7- 0,7=6,3 (mm) Bước ren: p=2.h=0,7.2=1,4 (mm) Bước vít: ph=Zh.p=1.1,4=1,4 (mm) Góc vít: g=arctg(ph/(p.d2))=arctg(1,4/(p.7))=5,71o Ren thang d=150 ị r=arctg(0,13/cos15)=7,67o ị d<r ị Đảm bảo tính tự hãm. Kiểm nghiệm vít và độ bền: Đối với trường hợp này, tiết diện nguy hiểm tiếp nhận toàn bộ lực dọc Fa và mômen là giá trị lớn hơn trong hai giá trị Tr,Tg. Theo công thức 8.8 ta có: Tr= Fa.tg(g+j).d2/2=16,5.tg(5,71+6,84).7/2=325 (Nmm) Chọn mặt tì với Do=2.d=2.7=14 mm. Giá trị của Tg được tính theo hình 8.4b Tg=1/3.0,12.416,5.14=233,24 Nmm ị Tr=325 Nmm Theo công thức 8.7 Với thép 45, sch=360 MPa ị [s]=sch/3=360/3=120 MPa ị Điều kiện bền được đảm bảo. Kiểm nghiệp vít về ổn định: Để xác định độ mềm của vít, cần tính, mô men quán tính J và bán kính quán tính i: Do đó, theo 8.16, độ mềm l của vít sẽ là: Với 60<l<100. Dùng công thức thực nghiệm để tính: Thép 45: a=450, b=1,67 Như vậy, vít thoả mãn điều kiện ổn định. Kích thước đai ốc: Chiều cao đai ốc: H=yH.d2=1,2.7=8,4 mm Số vòng ren của đai ốc: Z=H/p=8,4/1,4=6 (vòng)<Zmax=10á12 vòng Tương tự trường hợp của đai ốc ghép với đai ốc nguyên của kích vít ta cũng theo điều kiện bền dập, điều kiện bền kéo, và điều kiện bền cắt để kiểm tra hoặc chọn kích thước còn lại của đai ốc, trong đó [sd]=80MPa, [sk]=40, [tc]=30 MPa. Đường kính ngoài của đai ốc: Vậy ta chọn D=10 (mm) Đường kính mặt ngoài của đai ốc Chọn D1=12 Chiều dầy đường kính đai ốc: Chọn d=2 mm Phần 2: Tính toán bộ phận đai kéo Chọn loại đai: Do không làm việc dưới tác động của lực lớn, không chịu mài mòn cao, nhưng đòi hỏi độ dịch chuyển chính xác, không có sự trượt của đai. ị Chọn loại đai răng Xác định các thông số của bánh đai: Theo chu trình ban đầu: + Thời gian dịch chuyển túi ls. + Quãng đường dịch chuyển là chiều dài của túi gói 16(cm). ị Vận tốc của cuộn giấy bao gói: v=0,16 (m/s). ị w= v/r=0,16/0,075=2,13 rad/s Với r=dbđ/2; dbđ là đường kính bánh đai. Vận tốc vòng của bánh đai: ị n=w/2p=20 v/ph. Chọn nmax=25 v/ph. ị wmax=25p/30=2,62 rad/s. Xác định các thông số của bộ truyền: Do không có công thức chính xác để tính cho lực ma sát giữa giấy bao và ống cấp liệu( do hệ số ma sát bị ảnh hưởng rất lớn bởi yếu tố độ ẩm của môi trường). Nên ta chọn cho lực kéo dư: Chọn Fms =100N Mô men trên bánh đai con là: T1=100*150=15000 (Nmm). Ta có: Trong đó: n1=w/2p=v/2pr=0,16.60/(2.p.0,04=38,2 vòng/ph Xác định mô đun chiều rộng đai: Theo công thức 4.28: Chọn m=4. Tra bảng 4.27 ta có: Bước đai: p=12,57 (mm) Chiều dày răng min S=4,4 (mm) Chiều cao răng: h=2,5 (mm) Chiều dày đai: H=5,0 (mm) Khoảng cách từ đáy răng đến đường TB lớp chịu tải d=0,8 (mm) Góc Profin răng: g=400. Bán kính góc lượn của răng R1=R2=1 (mm) Chiều rộng đai(bảng 4.28) b=25 (mm) Bảng 4.29: chọn z1=z2=10 (răng). Tính chọn khoảng cách trục: amin=0,5m(z1+z2)+2m=0,5.4.(20)+2.4=48 (mm) amax=2.m.(z1+z2)=2.4.20=160 (mm). Khoảng cách trục này quá ngắn không đảm bảo cho quá trình vuốt giấy, nên ta chọn lại: z1=z2=20 (răng). amin=0,5m(z1+z2)+2.m=0,5.4.46+2.4=100 mm amax=2.4.40=320 (mm) ị Chọn khoảng cách trục là: 200 (mm) Theo CT 4.30: (răng). Tra bảng 4.30, với zđ=50, m=4 ta có chiều dài của đai là: lđ=791,3 (mm). Đường kính vòng chia các bánh đai: d1=d2=20.4=80 Đường kính ngoài của bánh đai là: da1=da2=m.z1-2.d=4.23-2.0,8=90,4 (mm). Do đai không chịu tải trọng lớn, nên ta không cần kiểm nghiệm bền. Xác định lực căng ban đầu của đai: Theo CT 4.25: Fo=1,3.Fv=1,3.qm.b.v2=1,3.0,05.25.0,162=0,04N. Chọn F0=5 N. Phần 3: Tính toán thiết kế hệ con lăn cấp giấy bao và cổ áo Thiết kế bộ phận cổ áo: Đường kính của ống cấp liệu được tính từ chiều rộng của giấy bao gói. Chọn chiều rộng giấy gói là 416mm. Trong đó: chừa lề để dán mỗi bên là 8 mm. Như vậy chiều rộng giấy tiếp xúc với ống cấp liệu là 400mm. ị Đường kính của ống cấp liệu là: d=400/3,14=127,6 mm. Chọn đường kính ống cấp liệu là 130mm. ị Chiều rộng của giấy là: 130*3,14=408 mm. ị Chiều rộng thực của giấy gói là: 408+16=424 mm. Chọn hệ thống con lăn và bộ phận cổ áo như hình vẽ: Khi đó ta có: Chọn góc nghiêng của cổ áo là 450, khoảng cách giữa trục cuối cùng tới cổ áo là: t=200, vậy chiều cao của cổ áo so với bộ phận cấp giấy cũng là 200mm. Từ đây ta đi tính đường biên của cổ áo: + Giả sử lấy một điểm bất kì nào đó trên cổ áo, khoảng cách từ điểm đó lên đỉnh là x, như vậy PHầN 4: chọn động cơ truyền động cho đai kéo, mâm cấp liệu và kích vít Động cơ servo: Như phần tính đai kéo đã giả sử, ta có công suất trên trục ra của đai kéo là 60W, chọn động cơ servo kéo đai có công suất là 60W. Động cơ truyền động cho mâm cấp liệu: Theo tính toán phần 1: lực ma sát tác dụng lên mâm đĩa, ta chọn lực tác dụng lên mâm dư là 50N, Như vậy công suất của tải là: . Trong đó : T1=50x250=12500 Nmm. n1=5 (v/ph) ị (KW)=6,5 (W) Công suất cần thiết của động cơ được tính theo công thức 2.8 sách tính toán thiết kế chi tiết máy: Pct=P1/h. Với Trong đó: hbrt: hiệu suất truyền động của bánh răng trụ hol:Hiệu suất truyền động của ổ lăn. hot:Hiệu suất truyền động của ổ trượt. hbrc:Hiệu suất truyền động của bánh răng côn. Tra bảng 2.8 ta được: hbrt=0,96. hol=0,99. hot=0,98 hbrc=0,95 Thay vào ta có: ị Pct=6,5/0,76=8,55 W. Phần 5: Thiết kế bộ phận li hợp ma sát Thực hiện cơ cấu đóng mở li hợp bằng khí nén: Do vận tốc cơ cấu không quá cao và tải trọng không lớn. Chọn loại thép chế tạo vấu: Thép 15X vấu thấm than. Do ứng với mỗi vòng quay ị Trục tăng thêm được 1,4 mm Nghĩa là tăng thêm được 1,4x3,14x502x800x10-9=0,008792(kg)ằ8,8 (g). Phân phối tỉ số truyền cho cơ cấu: Do yêu cầu của bài toán, sai số khi đóng bao phải đảm bảo được là 0,3%, có nghĩa là sai số chỉ ở mức 03(g), vì vậy, mỗi khi bấm nút để điều chỉnh thì vít chỉ quay một khoảng là 1,5 (g). Hay có nghĩa là quay một khoảng là: 1,5/8,8=0,17 (vòng). Khi quay một khoảng 0,17 vòng trong khoảng thời gian để đĩa quay một khoảng là: 2s( quay từ cốc đong này sang cốc đong kế tiếp). Vậy kích vít quay với tốc độ là: (0,17/2)*60=5,1 (vòng /phút). Vậy để đảm bảo là cốc phía sau sẽ đủ liệu, ta chọn cho kích vít quay với vận tốc là: 10 vòng/phút. Chọn động cơ ban đầu có số vòng quay là 1500 v/ph Vậy tỷ số truyền của kích vít là: u=n1/n2=1500/10=150. Với tỉ số truyền là 150 v/ph, để quay 0,17 vòng cần một khoảng thời gian là: (0,17/10)*60=1,02s Ta chọn cơ cấu truyền động qua 3 cấp như hình vẽ. Chọn thời gian dịch chuyển của pittông điều khiển cơ cấu li hợp ma sát là: 1,5s. Chọn thời gian dịch chuyển dư lên là vì khi dùng pittông khí nén còn có thời gian dịch chuyển của pittông để đóng mở li hợp. (khoảng 0,4s).