TỔNG QUAN VỀ NGÀNH THỦY SẢN
Tổng quan về ngành thủy sản thế giới
Ngành thủy sản toàn cầu đang chứng kiến sự tăng trưởng mạnh mẽ về quy mô, sản lượng và khả năng tiêu thụ, với sản lượng thủy sản thế giới tăng trưởng đều qua các năm Hoạt động nuôi trồng thủy sản đóng góp lớn vào sản lượng toàn cầu, trong khi sản lượng từ đánh bắt có xu hướng chững lại Nguyên nhân chính là do các chính phủ và tổ chức khuyến khích nuôi trồng nhằm phát triển bền vững và bảo vệ môi trường, trong khi hoạt động đánh bắt bị hạn chế do trữ lượng thủy sản tự nhiên có hạn, ảnh hưởng đến cân bằng sinh thái.
Ngành thủy sản dự kiến sẽ duy trì tỷ lệ tăng trưởng ổn định ở mức 5%, cho thấy nhu cầu về thủy sản vẫn tiếp tục tăng trưởng Sản lượng thủy sản nuôi trồng vẫn chiếm ưu thế với hơn 53% tổng sản lượng.
Trong bối cảnh sản lượng thủy sản tăng, tiêu thụ cá bình quân đầu người cũng ghi nhận mức tăng 1%, đạt khoảng 20,5 kg/năm Mặc dù giao dịch thủy sản ở các nước đang phát triển tăng trưởng chậm, các nhà sản xuất và thị trường ở các nước phát triển vẫn dẫn đầu xu hướng này Đặc biệt, Châu Âu đã có sự gia tăng đáng kể trong giao dịch thủy sản trong năm qua.
Năm 2016, nhu cầu tiêu thụ tăng chậm nhưng ổn định trong bối cảnh kinh tế duy trì tăng trưởng, dẫn đến giá trị giao dịch tăng Nguyên nhân một phần do giá cao của một số sản phẩm như cá tuyết và cá hồi Na Uy là quốc gia chính hưởng lợi từ tình hình kinh tế ổn định và xu hướng tăng giá trong lĩnh vực chế biến xuất khẩu.
Trong khi giá cá ngừ và tôm, hai sản phẩm xuất khẩu chủ lực của các nước đang phát triển, có xu hướng tăng nhưng vẫn chưa đạt mức tăng lịch sử, thì một số sản phẩm động vật thân mềm tiếp tục ghi nhận sự tăng trưởng mạnh mẽ Đặc biệt, giá sò tăng vọt trong khi giá cá rô phi lại có xu hướng giảm.
Ngành thủy sản thế giới đang có triển vọng lạc quan, mặc dù nhu cầu cao tại một số nền kinh tế mới nổi.
Top các nước chế biển và xuất khẩu thủy sản lớn nhất thế giới (2015)
Một số hệ thống máy chế biến thủy trên thế giới
Máy cắt đầu cá hồi:
Hệ thống vận chuyển cá:
Hệ thống phân loại cá ngừ tự động
Tổng quan về ngành thủy sản Việt Nam và vùng duyên hải miền Trung
1.2.1 Ngành thủy sản Việt Nam
Ngành thủy sản Việt Nam đóng góp khoảng 4% vào GDP và chiếm 21% trong cơ cấu nông - lâm - ngư nghiệp Trong những năm gần đây, xuất khẩu thủy sản đứng thứ 3, sau dầu thô và may mặc, mang lại nguồn ngoại tệ lớn cho đất nước Tốc độ tăng trưởng kim ngạch xuất khẩu thủy sản trung bình đạt 10-15% mỗi năm, cho thấy sự phát triển nhanh chóng của ngành này Theo FAO, Việt Nam là một trong những quốc gia có ngành thủy sản phát triển mạnh mẽ, giữ vai trò quan trọng trong nền kinh tế quốc dân.
- Cung cấp thực phẩm, tạo nguồn dinh dưỡng cho người dân Việt Nam
- Đảm bảo an ninh lương thực, thực phẩm
- Chuyển dịch cơ cấu nông nghiệp nông thôn
- Tạo nghề nghiệp mới, tăng hiệu quả sử dụng đất đai
- Nguồn xuất khẩu quan trọng
- Đảm bảo chủ quyền quốc gia, đảm bảo an ninh quốc phòng ở vùng sâu, vùng xa, nhất là ở vùng biển và hải đảo
Trong những năm gần đây, ngành thủy sản Việt Nam đã có sự phát triển mạnh mẽ, trở thành một trong 10 quốc gia hàng đầu thế giới về giá trị xuất khẩu thủy sản Kim ngạch xuất khẩu thủy sản của Việt Nam liên tục tăng trưởng, từ 205 triệu USD năm 1990 lên 6,2 tỷ USD vào năm 2012 Năm 2013, ngành thủy sản đã vượt qua nhiều khó khăn và duy trì tốc độ tăng trưởng ổn định, với sản lượng ước đạt 6,05 triệu tấn, trong đó sản lượng khai thác đạt 2,71 triệu tấn và nuôi trồng đạt 3,34 triệu tấn Tôm nước lợ ghi nhận mức tăng ấn tượng 12,3%, trong khi cá tra giảm 7,6%.
Diện tích nuôi tôm nước lợ trong năm ước đạt 666.000 ha, tăng 1,6% so với năm 2012, với sản lượng đạt 548.000 tấn, tăng 12,3% Trong đó, tôm sú có diện tích 600.000 ha và sản lượng 268.000 tấn, giảm 2,2% về diện tích và 11,3% về sản lượng Ngược lại, tôm thẻ chân trắng đạt 66.000 ha và sản lượng 280.000 tấn, lần lượt tăng 57,9% và 50,5% về diện tích và sản lượng.
Theo Hiệp hội Chế biến và Xuất khẩu Thủy sản Việt Nam (VASEP), tổng kim ngạch xuất khẩu thủy sản của Việt Nam năm 2013 ước đạt gần 6,9 tỷ USD, tăng 13% so với năm 2012 Tuy nhiên, xuất khẩu thủy sản gặp nhiều khó khăn, với hầu hết các mặt hàng đều giảm, ngoại trừ tôm Sự tăng trưởng kim ngạch xuất khẩu tôm chủ yếu nhờ vào giá tôm thế giới tăng mạnh, và đây cũng là năm đầu tiên kim ngạch xuất khẩu tôm chân trắng vượt tôm sú Các thị trường nhập khẩu chính bao gồm Mỹ.
EU và Nhật Bản vẫn chưa hoàn toàn thoát khỏi suy thoái, trong khi ngành thủy sản đối mặt với thách thức thiếu hụt nguyên liệu và giảm chất lượng nguyên liệu xuất khẩu Dự báo cho năm 2014, kim ngạch xuất khẩu thủy sản của Việt Nam ước đạt khoảng 6,9 tỷ USD, với tôm xuất khẩu đạt 3 tỷ USD, cá tra 1,6 tỷ USD và hải sản khoảng 2,2 tỷ USD.
1.2.2 Giới thiệu về vùng duyên hải miền Trung
Vùng duyên hải miền Trung Việt Nam bao gồm 8 tỉnh/thành phố: Đà Nẵng, Quảng Nam, Quảng Ngãi, Bình Định, Phú Yên, Khánh Hòa, Ninh Thuận và Bình Thuận, với bờ biển dài hơn 1.000 km Biển ở đây sâu gần bờ, nhiều eo biển và cửa sông, tạo điều kiện thuận lợi cho ngành khai thác, nuôi trồng và chế biến thủy sản Xuất khẩu thủy sản từ vùng này đã đóng góp lớn vào thành công của ngành thủy sản cả nước, đặc biệt là từ các tỉnh như Đà Nẵng, Phú Yên và Khánh Hòa Các sản phẩm xuất khẩu nổi bật bao gồm tôm nuôi trồng tại Khánh Hòa và Đà Nẵng, cùng với cá ngừ đại dương đánh bắt xa bờ tại Phú Yên và Bình Định, mang lại nguồn thu ngoại tệ đáng kể cho các tỉnh Công ty Cổ phần Nha Trang Seafoods - F17 tại Khánh Hòa là một trong những đơn vị tiêu biểu trong ngành này.
Xí nghiệp Đông lạnh F32 thuộc Công ty Cổ phần Thủy sản và Thương mại Thuận Phước tại Đà Nẵng là một trong mười doanh nghiệp hàng đầu tại Việt Nam trong lĩnh vực xuất khẩu tôm.
Tìm hiểu về thực trạng sản xuất tại các xí nghiệp thủy sản ở khu vực Trung Bộ 5
1.3.1 Giới thiệu chung về tình hình và thị trường xuất khẩu
Thủy sản ngày càng trở thành một phần quan trọng trong chế độ ăn uống của con người nhờ vào giá trị dinh dưỡng cao Việt Nam sở hữu lợi thế to lớn về tài nguyên biển với hơn 3000 km bờ biển, mang lại giá trị kinh tế đáng kể từ ngành thủy sản.
Theo Tổng cục Hải quan Việt Nam, giá trị xuất khẩu thủy sản trong tháng 9 năm 2016 đạt 666 triệu USD, tăng 5,52% so với cùng kỳ năm 2015, nâng tổng giá trị xuất khẩu thủy sản trong 9 tháng đầu năm lên 5,02 tỷ USD, tăng 5,08% Dự kiến, giá trị xuất khẩu thủy sản tháng 10 năm 2016 đạt khoảng 690 triệu USD, đưa tổng giá trị xuất khẩu 10 tháng đầu năm lên khoảng 5,7 tỷ USD, tăng khoảng 3,6% so với cùng kỳ năm trước.
Trong 9 tháng đầu năm 2016, Hoa Kỳ, Nhật Bản, Trung Quốc và Hàn Quốc là 4 thị trường hàng đầu tiêu thụ thủy sản Việt Nam, chiếm hơn 54% tổng giá trị xuất khẩu thủy sản của cả nước.
Hiện nay, để khẳng định vị thế trên thị trường quốc tế, các doanh nghiệp chế biến và xuất khẩu thủy sản Việt Nam đã tăng cường liên kết thông qua hiệp hội VASEP Khu vực Trung Bộ nổi bật với lợi thế lớn về đánh bắt và nuôi trồng thủy sản nhờ vào vùng biển rộng lớn.
Bảng 1.1: Số liệu thống kê sơ bộ của Tổng cục Hải Quan về xuất khẩu thủy sản 9 tháng đầu năm 2016
Thuỵ Sĩ 29.483.973 29.814.327 -1,11 Đan Mạch 25.087.666 24.556.939 +2,16 Ấn Độ 14.429.050 13.676.664 +5,50
1.3.2 Thực trạng sản xuất a Quy trình chế bíên cá đông lạnh ở các xí nghiệp chế biến thủy sản ở Trung Bộ như sau:
Hình 1.2: Quy trình chế biến cá đông lạnh b Thực trạng các dây chuyền sản xuất chế biển thủy sản ở nước ta
Do nền kinh tế còn hạn chế, giá lao động tại Việt Nam thấp, trong khi chi phí máy móc nhập khẩu lại cao Vì vậy, hầu hết các công ty trong ngành chế biến cá và thủy sản chủ yếu sử dụng công nhân cho phần lớn quy trình sản xuất.
Tại Khánh Hoà, nhiều công ty đang tìm kiếm giải pháp hiện đại hóa quy trình sản xuất và chế biến thủy sản thông qua việc sử dụng máy móc Một số xí nghiệp như F115 và Trúc An đã áp dụng máy phân loại tôm, trong khi Đại Thuận sử dụng máy rửa kiểu thùng quay kết hợp với băng tải Công ty chế biến thủy sản Cam Ranh cũng được trang bị nhiều loại máy móc hiện đại Tuy nhiên, nhìn chung, việc sử dụng máy móc trong ngành này vẫn còn hạn chế.
QUY TRÌNH CHẾ BIẾN CÁ ĐÔNG LẠNH
Tiếp nhận nguyên liệu Phân loại sơ bộ Rửa sơ bộ Bảo quản chờ chế biến
Xử lý, chế biến Rửa sau chế biến Phân cỡ, phân loại, chỉnh hình
Cân-xếp khuôn Cấp đông Tách khuôn - mạ băng Bao gói, bảo quản
DUT-LRCC c Nhu cầu bức thiết sử dụng các dây chuyền sản xuất tự động hóa vào sản xuất và chế biến thủy sản
Rửa cá là bước đầu tiên trong quy trình chế biến tại nhà máy, sau khi cá đã được ướp lạnh để duy trì chất lượng Nhiệt độ càng thấp, chất lượng cá càng được đảm bảo Quá trình rửa cần diễn ra nhanh chóng và sạch sẽ, vì cá dễ bị hỏng khi tiếp xúc với nhiệt độ môi trường Do đó, việc cơ khí hoá quy trình phân loại là rất cần thiết.
Ngày nay, ngành chế biến thủy sản phục vụ thị trường nội địa và xuất khẩu cần tuân thủ các tiêu chuẩn quốc tế nghiêm ngặt như ISO 22000:2005 và HACCP Để đảm bảo đạt được những tiêu chuẩn này, việc sử dụng máy móc chính xác là điều cần thiết hơn là dựa vào cảm quan của con người.
-Giải phóng công nhân ra khỏi công việc nặng nhọc và gây hại đồng thời tăng năng xuất là mục tiêu mà mọi doanh nghiệp đều hướng tới
Do nhu cầu tăng cao và chi phí nhập khẩu máy móc nước ngoài lớn, các doanh nghiệp chế biến thủy sản lớn đang chuyển sang sử dụng máy móc thay thế con người Tuy nhiên, điều kiện kinh tế hạn chế ở nước ta đòi hỏi thiết kế và sản xuất máy móc trong nước để nâng cao sức cạnh tranh của sản phẩm thủy sản trên thị trường quốc tế.
Cơ sở của quá trình phân loại cá
Quá trình tác động cơ lý một hỗn hợp thành những thành phần chứa các nguyên liệu đồng nhất được gọi là quá trình phân loại hỗn hợp
Quá trình phân loại hỗn hợp được chia làm 2 quá trình nhỏ:
Làm sạch hỗn hợp nguyên liệu là quá trình phân chia nhằm loại bỏ tạp chất, từ đó thu được khối lượng nguyên liệu đồng nhất với các tính chất sử dụng tương tự.
- Phân loại là phân chia hỗn hợp nguyên liệu thành các thành phần khác nhau
1.4.2 Các nhân tố ảnh hưởng đến quá trình phân loại
Hiệu quả làm việc của sàng phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm điều kiện khách quan từ nguyên liệu đầu vào và cấu tạo, nguyên lý hoạt động của sàng Kích thước và hình dạng của nguyên liệu cũng là những yếu tố quan trọng trong quá trình phân loại.
Kích thước và hình dạng của nguyên liệu ảnh hưởng đáng kể đến quá trình sàng Việc chọn kết cấu mặt sàng phù hợp, như lưới đan, tấm đục lỗ hoặc thanh ghi, là rất quan trọng để tối ưu hóa hiệu quả sàng lọc.
DUT-LRCC cung cấp mặt sàng phù hợp với từng hình dạng nguyên liệu sàng, đảm bảo quá trình phân loại diễn ra thuận lợi Hình dạng và kích thước lỗ sàng được thiết kế tối ưu để nâng cao hiệu quả phân loại.
Tùy theo năng xuất và độ lớn của vật liệu mà ta chọn hình dạnh kích thước của lưới cho phù hợp dựa vào một số tiêu chí sau:
Lỗ sàng hình tròn mang lại sản phẩm đồng đều hơn, nhưng kích thước lỗ tròn lớn nhất cho phép hạt đi qua chỉ đạt khoảng 80-85% so với kích thước hạt đi qua lỗ vuông cùng kích thước.
Khi sử dụng lỗ chữ nhật có bề rộng bằng kích thước lỗ vuông hoặc đường kính lỗ tròn, vật liệu sàng cần có kích thước lớn hơn để đạt được kích thước mong muốn Đối với lỗ tròn, bề rộng chỉ nên chiếm khoảng 60-65% đường kính Lưới và tấm sàng hình chữ nhật mang lại nhiều ưu điểm, bao gồm tiết diện tự do lớn hơn, khối lượng nhẹ hơn, năng suất cao hơn và giá thành thấp hơn so với sàng có lỗ vuông và lỗ tròn Tuy nhiên, sản phẩm thu được dưới sàng thường có mức độ đồng nhất thấp.
- Kích thước lỗ lưới được chọn từ kích thước vật liệu như sau:
+ Khi d < 5mm, lấy lớn hơn 0,5 ÷ 1 mm
+ Khi d = (5 ÷ 25) mm, lấy lớn hơn 1 ÷ 3 mm
+ Khi d > 25mm, lấy lớn hơn 3 ÷ 5mm c Đặc tính chuyển động của sàng
Trong quá trình di chuyển trên mặt sàng, mỗi dạng chuyển động của khung sàng ảnh hưởng đến cách thức rơi của nguyên liệu Nguyên tắc chính là vật liệu cần phải trượt trên mặt sàng để quá trình sàng diễn ra hiệu quả Sự khác biệt trong chuyển động của khung sàng dẫn đến sự thay đổi trong quá trình trượt và năng suất sàng lọc Độ dốc của mặt sàng cũng đóng vai trò quan trọng trong hiệu quả của quá trình này.
Khi mặt sàng được đặt nghiêng, kích thước lỗ sàng chiếu xuống mặt phẳng ngang sẽ giảm, ảnh hưởng đến hiệu suất sàng Độ dốc quá lớn khiến nguyên liệu đi qua nhanh chóng, giảm hiệu quả phân loại Đặc biệt trong phân loại cá, độ dốc của mặt sàng rất quan trọng, giúp cá di chuyển liên tục trên bề mặt sàng Thêm vào đó, chiều dày nguyên liệu cấp vào sàng cũng cần được chú ý.
Chiều dày lớp vật liệu trên sàng ảnh hưởng lớn đến hiệu suất phân loại; lớp vật liệu dày khiến các cục vật liệu khó lọt qua, mặc dù kích thước đủ nhỏ Do đó, lớp vật liệu mỏng sẽ tăng hiệu quả sàng lọc, nhưng năng suất giảm do vật liệu di chuyển nhanh hơn và dễ nhảy khỏi mặt sàng Trong thực tế, việc điều chỉnh độ dày lớp vật liệu là cần thiết để cân bằng giữa hiệu suất và năng suất.
- Khi kích thước của vật liệu d < 5 mm, thì bề dày lớp vật liệu h = (10 ÷15)d
- Khi kích thước của vật liệu d = (5 ÷ 50) mm, thì bề dày lớp vật liệu h = (5 ÷10)d
- Khi kích thước của vật liệu d > 50 mm, thì bề dày lớp vật liệu h = (3 ÷ 5)d f Biên độ và tần số dao động của khung sàng
Khi các điều kiện khác không đổi, việc tăng biên độ dao động có thể nâng cao năng suất đến một mức nhất định Tăng tần số dao động, trong giới hạn công nghệ cho phép, cũng giúp cải thiện năng suất và hiệu quả của quá trình sàng Độ ẩm của vật liệu đóng vai trò quan trọng trong quá trình sàng, đặc biệt là lớp nước bên ngoài cục vật liệu Mặc dù độ ẩm thường cản trở phân loại, nhưng trong trường hợp phân loại cá, việc cấp thêm nước sẽ hỗ trợ cho sự di chuyển của cá và giảm ma sát giữa cá và khung sàng.
PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ MÁY 12
Yêu cầu đối với máy phân loại
Để đạt hiệu quả sử dụng cao, máy móc cần có năng suất và hiệu quả tối ưu, tiêu tốn ít năng lượng và chi phí lao động vận hành thấp Kích thước và diện tích chiếm chỗ của máy phải nhỏ, đồng thời sử dụng nước tiết kiệm và giá thành chế tạo, lắp ráp, sửa chữa cần phải thấp Để đáp ứng các yêu cầu này, cần hoàn thiện sơ đồ kết cấu máy, chọn lựa thông số máy hợp lý và xây dựng hệ thống điện điều khiển một cách hoàn chỉnh.
Khả năng làm việc của máy là khả năng hoàn thành các chức năng đã được định sẵn, đồng thời duy trì sự ổn định và bền bỉ Máy cần có tính chống gỉ tốt và khả năng hoạt động hiệu quả trong điều kiện ẩm ướt cũng như môi trường axit.
Độ tin cậy cao là đặc điểm quan trọng của máy móc và chi tiết máy, cho phép chúng thực hiện chức năng đã được xác định trong suốt thời gian làm việc hoặc trong quá trình thực hiện khối lượng công việc cụ thể mà không bị giảm hiệu suất.
Sự an toàn khi sử dụng máy phân loại là rất quan trọng, đặc biệt trong điều kiện làm việc ẩm ướt Máy được thiết kế để không gây tai nạn cho người sử dụng và không làm hư hại thiết bị xung quanh Tuy nhiên, cần đảm bảo an toàn tuyệt đối cho hệ thống điện để tránh nguy cơ chạm mạch, nổ và bảo vệ tính mạng con người.
Để đáp ứng yêu cầu về tính công nghệ và tính kinh tế, máy cần có hình dạng, kết cấu và vật liệu phù hợp với điều kiện sản xuất, đảm bảo khối lượng và kích thước tối ưu, tiết kiệm vật liệu và chi phí chế tạo, từ đó giảm giá thành sản phẩm Đồng thời, máy cũng phải tuân thủ quy tắc vệ sinh sản xuất, với bề mặt nhẵn bóng, đặc biệt là bề mặt tiếp xúc với cá, và các cửa thông hợp lý để thuận tiện cho việc vệ sinh.
Trong quá trình làm việc, tiếng ồn phát ra từ máy cần phải được kiểm soát để không vượt quá giới hạn cho phép Để đạt được điều này, việc giảm cường độ rung động của các chi tiết là rất quan trọng Một trong những biện pháp hiệu quả là sử dụng các liên kết mềm như đệm đàn hồi, lò xo và khớp nối mềm.
Một số loại máy phân loại cá có trên thế giới
2.2.1 Máy phân loại cá tự động hoàn toàn
Cá được di chuyển rất nhẹ nhàng bằng một băng tải đến vị trí cần thiết sau đó cá rớt xuống đúng vị trí cổng phân loại có sẵn
Phương thức hoạt động nhẹ nhàng, điều chỉnh đơn giản
2.2.2 Máy phân loại cá của công ty Hà Nam Gelgoong Machinery Co,Ltd
- Kích thước băng tải chiều dài 500mm chiều rộng 220mm
- Khoảng cách giữa băng tải và mặt sàn 700mm
- Bộ điều khiển : màn hình cảm ứng 10 inch
- Kích thước cá : chiều dài < 350 chiều rộng < 200
- Tốc độ kiểm tra 100 lượt/ phút
2.2 3 Thiết bị tự động phân loại cá SDK AFGM0101
Máy phân loại có khả năng phân chia sản phẩm thành 3 nhóm kích thước từ 10 đến 600g và cho phép cài đặt giá trị sử dụng Trong quá trình vận hành, người dùng có thể điều chỉnh độ nghiêng của thiết bị để tối ưu hóa hiệu suất Ngoài ra, số lượng phân loại cũng có thể được điều chỉnh dễ dàng thông qua van.
2.2.4 Máy phân loại dùng cảm biến màu sắc CCD
Thông số kỹ thuật của máy :
- Áp dụng cao hơn độ phân giả chromatic cảm biến CCD, riêng biệt màu đỏ, xanh lá cây, xanh, màu xám và nhiều màu sắc khác tương ứng
- Độ nét cao trong vòng 0.02 mm có thể xác định tinh tế và độ chính xác cao
- Thiết bị hiện đại có thể hoàn thành tất cả các xử lý trong cùng 1 lúc
- Tốc độ xử lý cao , độ chính xác đảm bảo 99.98%
Các phương án thiết kế
2.1.1 Phương án 1: Máy sàng rung một mặt sàng a Nguyên tắc
Cấu tạo máy sàng rung một mặt sàng được trình bày như trên hình 2.1
1.Động cơ 6 Mặt sàng 9 Đế máy
2.Hệ thống đai 7 Khung treo 10.Băng tải
3, 4 Hệ thống tạo rung 8 Lò xo 11 Khung sàng
5 Ổ bi Hình 2.1: Sơ đồ cấu tạo máy sàng rung 1 mặt sàng
Máy được thiết kế với khung sàng 11 được hỗ trợ bởi hệ lò xo 8, gắn trên bệ máy 9, cùng với ổ đỡ của hệ thống tạo rung, cho phép điều chỉnh biên độ dao động của sàng Trục truyền động quay qua bánh đai dẫn động 2 từ động cơ 1, và trên khung sàng có thể lắp đặt mặt sàng tùy theo yêu cầu phân loại.
Trong phân loại cá, đặc điểm nổi bật là khả năng chịu va đập kém, khiến chúng dễ bị tổn thương Vì vậy, việc sử dụng máy sàng rung là giải pháp tối ưu nhất để bảo vệ và phân loại cá một cách hiệu quả.
Năng suất cao, không gây kẹt, không làm nát cá
Phân loại được nhiều dạng cá
Mặt sàng nhẹ, năng suất sử dụng bề mặt cao
Tránh được hiện tượng quá tải, đảm bảo an toàn cho máy
Mức độ đồng đều còn hạn chế
Chế tạo mặt sàng đòi hỏi độ chính xác cao
DUT-LRCC Đối với việc phân loại cá vừa và nhỏ thì máy sàng rung đảm bảo tốt các yêu cầu phân loại
2.1.2 Phương án 2: Máy phân loại kiểu thùng quay a Nguyên tắc
Cấu tạo máy sàng thùng quay được trình bày như trên hình 2.3
1 Phễu tiếp liệu; 2.Sàng; 3.Trục quay; 4 Ổ đỡ
5.Thùng chứa sản phẩm trên sàng; 6.Thùng chứa sản phẩm dưới sàng
Máy phân loại kiểu sàng thùng quay là một thiết bị hình trụ làm từ thép tấm, có thể có lỗ hoặc lưới sợi đan, được đặt trên bộ phận đỡ kiểu vành đai con lăn hoặc ổ bi Thân thùng quay gắn chặt vào trục tâm qua các vành đai và moayơ, với động lực truyền động từ trục tâm hoặc bánh răng vòng quanh Vật liệu được nạp vào thùng qua phễu tiếp liệu, trong khi sản phẩm trên sàng sẽ được thu gom ở đầu còn lại và rơi vào thùng chứa, trong khi sản phẩm dưới sàng được thu vào thùng chứa khác.
Máy sàng thùng quay là thiết bị phân loại vật liệu hiệu quả bằng cách sử dụng các lưới sàng có kích thước lỗ khác nhau, được sắp xếp chồng lên nhau hoặc nối tiếp Thân máy có thể có hình dạng trụ, lăng trụ lục giác hoặc hình nón cụt, thường được đặt nghiêng để tối ưu hóa quá trình phân loại.
4 o -7 o so với mặt phẳng nằm ngang Đối với các thùng quay hình nón cụt thường đặt nằm ngang với góc nón của thùng từ 10 o -15 o
Hình 2.4: Sơ đồ phân loại bằng sàng thùng quay a) Phân loại từ lớn đến nhỏ b) Phân loại từ nhỏ đến lớn b Ưu ,nhược điểm
Sàng thùng quay là thiết bị phổ biến trong việc phân loại các loại vật liệu khô, nhưng cũng có thể sử dụng để phân loại cá nếu điều chỉnh tốc độ quay phù hợp Máy này đặc biệt hiệu quả trong việc phân loại cá vừa và nhỏ.
Gây nát cá, phân loại được ít loại cá
Hệ số sử dụng bề mặt nhỏ:10-20%
2.1.3 Phương án 3: Máy phân loại cá dùng băng tải và đĩa kẹp a Cấu tạo và nguyên tắc hoạt động
Cấu tạo máy phân loại dùng băng tải và đĩa kẹp được trình bày như trên hình 2.5
Máy được thiết kế với ba máng chứa cá trên băng tải 1, hoạt động liên tục nhờ vào bánh đai dẫn động Để đảm bảo mỗi máng chỉ chứa một con cá và hướng về phía đĩa kẹp 4, 5, tấm chặn 2 được bố trí trên băng tải.
Hệ thống vòi phun nước trong máng chứa cá giúp đẩy đầu cá nhô ra khỏi miệng máng, với áp lực nước điều chỉnh để cá lớn nhô ra ít hơn và cá nhỏ nhô ra nhiều hơn Sau đó, các đĩa kẹp tự động mở và quay 90 độ để thả cá vào các thùng chứa số 6 và 7.
Khoảng cách giữa đĩa kẹp 4 và miệng máng chứa D1 phải nhỏ hơn khoảng cách giữa đĩa kẹp 5 và máng chứa Điều này cho phép cá nhô ra ít được kẹp bởi đĩa kẹp 4, trong khi cá nhô ra nhiều sẽ được kẹp bởi đĩa kẹp 5 Cá lớn nhất không thể nhô ra khỏi máng chứa và sẽ được băng tải vận chuyển tới thùng chứa 8 Tùy thuộc vào kích thước của cá, khoảng cách D1 và D2 giữa đĩa kẹp và miệng máng chứa cần được điều chỉnh phù hợp.
Hình 2.5: Sơ đồ phân loại bằng băng tải và đĩa kẹp b Ưu, nhược điểm
Máy phân loại dùng băng tải và đĩa kẹp đảm bảo không gây nát cá
Phân loại với mức độ đồng đều cao
Máy hạn chế về mức độ phân loại, chỉ thường dùng để phân loại được 3 loại cá
Năng suất phân loại không cao, kết cấu khá phức tạp
Khó khăn trong việc hướng đầu cá về phía đĩa kẹp
2.1.4 Phương án 4: Máy sàng chấn động lệch tâm a Cấu tạo và nguyên tắc hoạt động
Cấu tạo máy sàng chấn động lệch tâm được trình bày như trên hình 2.6 ÐC
1 Lưới sàng 6 Puly đai 11.Đối trọng
2 Khung sàng 7 Cổ lệch tâm
Hình 2.6: Nguyên lý của máy sàng chấn động lệch tâm
Sự chấn động của sàng là do cấu tạo lệch tâm của trục gây ra, nên gọi là sàng chấn động lệch tâm
Máy được thiết kế với khung sàng hai bên, bên trong có lắp lưới sàng 1 Khung sàng được treo trên trục lệch tâm thông qua giá treo, mà giá treo này được lắp trên hai thành khung sàng Trục lệch tâm được đỡ bởi hai gối đỡ và có lắp hai bánh đà 10, trên bánh đà được lắp đối trọng để cân bằng.
11 để cân bằng cho sàng khi chuyển động Trục lệch tâm được truyền chuyển động quay từ động cơ 5 thông qua bộ truyền puly đai 6
Mặt sàng được đặt nghiêng với góc từ 18-20 độ, khi trục lệch tâm quay, sàng sẽ chuyển động theo quỹ đạo tròn với bán kính tương ứng với độ lệch tâm của trục.
Biên độ lắc từ 6 - 12mm
Tần số dao động khoảng từ 800-1400 dđ/phút b Ưu, nhược điểm
Biên độ dao động không phụ thuộc vào số lượng nguyên liệu cấp vào
Năng suất cao, không gây kẹt cá
Lực quán tính của khung sàng rất lớn do đó sẽ rất có hại cho ổ đỡ,động cơ, giá sàng và nền sàng
Việc chế tạo các mặt sàng với kích thước lớn gặp khó khăn
Gây ảnh hưởng tới chất lượng cá do sàng rung rất mạnh
Lựa chọn phương án thiết kế
Qua các phương án với những ưu, nhược điểm đã trình bày tôi chọn phương án MÁY SÀNG RUNG 1 MẶT SÀNG
Máy phân loại cá cần có tính cơ động cao để đáp ứng sự đa dạng về hình dạng và kích thước của các loại cá Điều này đòi hỏi khả năng thay thế nhanh chóng các bộ phận phân loại nhằm phù hợp với từng loại cá cụ thể.
Trong đồ án này, tôi chọn loại cá trung bình làm chuẩn, với hình dạng tương đối tròn Kích thước của cá được phân loại có bề rộng từ 3cm đến 7cm.
Hình 2.7: Hình dạng sơ bộ của cá phân loại
Lựa chọn các cụm kết cấu máy thiết kế
2.5.1 Truyền động từ động cơ đến trục lệch tâm a Phương án 1 : sử dụng truyền động bằng khớp nối mềm
Ưu điểm của vật liệu này là khả năng biến dạng đàn hồi xuất sắc, giúp giảm thiểu lực tác động và va đập Nó có khả năng giảm đáng kể tải trọng và va chạm, từ đó tránh tình trạng quá tải và bù đắp sai lệch tâm giữa các trục.
Trong quá trình sử dụng, nhược điểm của phương án truyền động bằng bộ truyền đai là có độ rơ nhất định Tuy nhiên, truyền động đai là một phương pháp hiệu quả trong việc truyền momen xoắn và tốc độ giữa hai trục, đặc biệt khi khoảng cách giữa chúng lớn hơn so với bộ truyền bánh răng.
- Ưu điểm : + Việc truyền lực có tính đàn hồi
+ Chạy êm ít ồn và chịu sốc
+ Khoảng cách trục có thể lớn
+ Không cần thiết bôi trơn
+ Phí bảo dưỡng ít và có thể bảo vệ chi tiết máy khi quá tải
- Nhược điểm : + Bị trượt dây khi dây đai bị giãn nở qua đó tỷ số truyền không chính xác
+ Nhiệt độ sử dụng bị giới hạn
+ Thêm tải lên ổ trục do lực căng của dây đai
Với những ưu nhược điểm trên ta chọn sử dụng hệ truyền động đai để truyền động từ động cơ đến trục
2.5.2 Bộ phận tạo dao động rung a Phương án 1
Sử dụng hệ thống trục lệch tâm và quả lệch tâm tạo dao động rung
Trục lệch tâm là một chi tiết quan trọng trong cơ khí, thường được sử dụng làm cơ sở để lắp ráp các bộ phận khác nhằm thực hiện nhiệm vụ động học Chức năng chính của trục lệch tâm là tạo ra dao động rung cho máy, nhờ vào quả lệch tâm và các đối trọng rung, góp phần vào hiệu suất hoạt động của thiết bị.
Hệ thống trục lệch tâm :
- Ưu điểm : + Chịu lực tốt , có thể làm việc trong môi trường tĩnh hoặc rung động, chịu kéo nén tốt
- Nhược điểm : + Chế tạo phôi khó, quy trình gia công phưc tạp b Phương án 2
Tạo rung động bằng bơm thủy lực
Nguyên lý hoạt động của bơm 4 diễn ra qua các chu kỳ, trong đó chất lỏng được bơm vào xi lanh 1 qua ống 3 và hút chất lỏng qua ống 5, tạo ra chuyển động cho pít tông 2 Lò xo 6 được sử dụng để tăng cường độ linh hoạt cho cơ cấu Lực kích thích từ 7 được truyền đến bộ phận làm việc, đảm bảo hiệu suất hoạt động của bơm.
- Ưu điểm : Phương pháp này có thể tạo ra dao động rung với tần số ổn định và chính xác
- Nhược điểm : + Chi phí thiết bị và vận hành tốn kém
+ Cần phải kiểm tra bảo dưỡng hệ thống làm việc thường xuyên để đảm bảo độ chính xác của thiết bị
Với những ưu nhược điểm trên ta chọn sử dụng phương án 1 sử dụng hệ thống trục lệch tâm để tạo dao động rung cho máy
2.5.3 Chọn kết cấu mặt sàng a Phương án 1 : sử dụng các thanh tròn được bố trí dưới dạng hình nan quạt , sàng được đặt nghiêng , khoảng cách giữa 2 thanh nhỏ ở trên và lớn dần phía dưới
- Ưu điểm : có thể phân loại được cá với nhiều kích thước khác nhau qua đó tăng năng suất phân loại
- Nhược điểm : chế tạo mặt sàng cần có độ chính xác cao
DUT-LRCC b Chế tạo mặt sàng có dạng các lỗ tròn
Trên mặt sàng có nhiều lỗ sàng có kích thước giống vs kích thước cần phân loại
- Ưu điểm : phương pháp này cho sản phẩm được phân loại 1 cách đồng đều hơn
- Nhược điểm : + Năng suất phân loại chưa cao
+ Kích thước lớn nhất cá có thể chiu qua lỗ bằng 80-85% lỗ vuông có cùng kích thước
Trong trường hợp này ta chọn phương án sử dụng mặt sàng theo phương án 1 để đảm bảo những yêu cầu của máy
2.5.4 Lựa chọn hệ thống băng tải
Hệ thống băng tải có đặc điểm là :
- Năng suất vận chuyển cao
Khoảng cách vận chuyển lớn và đa dạng chủng loại băng tải là yếu tố quan trọng khi lựa chọn thiết bị cho từng loại máy Đối với máy phân loại cá, băng tải được sử dụng thường có mặt băng tải làm từ vải và cao su để đảm bảo hiệu quả vận chuyển.
Cấu tạo hệ thống băng tải
2.5.5 Lựa chọn hệ thống dẫn động từ động cơ đến băng tải
Khi lựa chọn hệ thống truyền động cho băng tải, chúng ta thường sử dụng bộ truyền đai, tương tự như cách kết cấu dẫn động từ động cơ đến trục lệch tâm Bên cạnh đó, hộp giảm tốc cũng được áp dụng để điều chỉnh tốc độ làm việc của băng tải.
Sơ đồ hệ thống băng tải :
2- Bộ truyền động bánh răng 5 - truyền động đai
2.5.6 Thiết kế hệ thống giá đỡ a Sử dụng hệ thống lò xo đỡ
Dao động đàn hồi được tạo ra bởi lò xo giúp đáp ứng tốt các yêu cầu của máy, đồng thời góp phần duy trì sự ổn định cho quá trình hoạt động của máy.
- Nhược điểm : thiếu độ cứng vững b Sử dụng hệ thống giá đỡ cố đinh
- Ưu điểm : độ cứng vững cao
- Nhược điểm : Không phù hợp với yêu cầu của mát do không góp phần duy trì sự ổn định của rung động máy
Với máy phân loại cá ta chọn hệ thống đỡ là các lò xo theo phương án 1 để đảm bảo những yêu cầu kỹ thuật của máy
THIẾT KẾ KỸ THUẬT MÁY PHÂN LOẠI CÁ 3.1 Hệ thống mặt sàng
Kích thước
Mặt sàng bao gồm các thanh phân loại bố dạng nan quạt (hình 3.1), bao gồm các thông số như sau:
- Chiều rộng đáy nhỏ: B 1 = 905mm
- Chiều rộng đáy lớn: B 2 = 1545mm
- Khoảng cách giữa 2 thanh đầu nhỏ: h 1 = 30mm
- Khoảng cách giữa 2 thanh đầu lớn: h 2 = 70mm
- Khoảng cách giữa 2 đáy: L = 2400mm
Mặt sàng được phân thành 4 phần và cá thu được bao gồm 5 thành phần:
- Cá có bề rộng nhỏ hơn 40 mm
- Cá có bề rộng lớn hơn 40 tới 50 mm
- Cá có bề rộng lớn hơn 50 tới 60 mm
- Cá có bề rộng lớn hơn 60 tới 70 mm
- Cá có bề rộng lớn hơn 70 mm
Hình 3.1: Kết cấu mặt sàng (tất cả kích thước: mm)
3.1.3 Góc nghiêng của khung sàng
Góc nghiêng của khung sàng có ảnh hưởng lớn đến hiệu quả và năng suất của quá trình sàng lọc Khi giảm góc nghiêng, tốc độ di chuyển của cá trên mặt sàng sẽ giảm, dẫn đến tăng năng suất nhưng hiệu quả không cao Ngược lại, nếu góc nghiêng quá lớn, cá sẽ trượt nhanh trên mặt sàng, làm giảm hiệu quả Do đó, để đạt được yêu cầu tối ưu cho máy và đảm bảo sự trượt của cá, góc nghiêng lý tưởng được chọn là α = 15 độ.
3.1.3 Tần số và biên độ dao động tối ưu
Tần số và biên độ dao động tối ưu của sàng phụ thuộc vào hình dạng quỹ đạo chuyển động, ảnh hưởng đến năng suất và khả năng kẹt rãnh của cá Tốc độ và dạng quỹ đạo chuyển động là yếu tố chính quyết định khả năng kẹt rãnh của sàng Khi tăng tốc độ chuyển động của mặt sàng, khả năng tránh kẹt rãnh được cải thiện, nhưng hiệu quả phân loại lại giảm do cá văng lên cao, làm giảm số lần tiếp xúc với mặt sàng Quỹ đạo chuyển động của cá được mô tả bằng hệ phương trình.
Trong đó : α là góc nghiêng của mặt sàng v o là tốc độ dao động của mặt sàng Khi giải phương trình trên ta nhận được (theo [16], trang 114 công thức 2.21): y = v o
Ta tìm được x 1 mà với nó y đạt được giá trị lớn nhất, bằng cách đạo hàm phương trình trên và cho bằng không: y ’ = 0 0 tg
Thực hiện biến đổi và giải ta được: x 1 2 tg sin g v o 2
Khi thay x = x 1 , y = h vào phương trình (3-3) ta có: v o = 2.g.h.cos 2.9,81.cos15 o 4,26 m/s Trong đó: h = 0,4L = 0,4.2400 = 960mm = 0,96m
Với L là chiều dài khung sàng
3.2 Hệ thống trục lệch tâm
3.2.1 Xác định số vòng quay của trục lệch tâm
Máy gồm các thông số đã định sau:
Biên độ dao động của khung sàng: e = 7mm
Bán kính quay của quả lệch tâm: R = 200 mm
Tổng trọng lượng của sàng và cá khi máy họat động là 150 kg (Trong đó trọng lượng sơ bộ của cá trên mặt sàng là 100 kg)
Nguyên liệu chuyển động trên sàng theo quỹ đạo dạng elíp thì lực ly tâm P tác dụng lên cục vật liệu bằng: g
Cục vật liệu sẽ nhảy lên khỏi bề mặt lưới sàng khi lực ly tâm P vượt quá trọng lượng G của nó, điều này tạo ra cơ sở để phân loại vật liệu.
Trong đó : k - hệ số sử dụng có hiệu quả; k = 1,5 ÷ 2,5; chọn k = 2,5 e - biên độ dao động của sàng, e = 7mm = 0,007m
Thay vào công thức (3-6) ta có: n = 30.
2 = 567 (vg/ph) Chọn n = 600 vg/ph
3.2.2 Trọng lượng quả lệch tâm
Trọng lượng quả lệch tâm được xác định theo công thức:
Trong đó: GS -Trọng lượng của khung sàng và cá, G S = 1500 N
R - Bán kính quay của quả lệch tâm, R = 200mm
3.2.3 Trục lệch tâm a Chọn vật liệu trục
Vật liệu: thép C45 tôi cải thiện
- Giới hạn bền kéo: ζ b = 800N/mm 2
- Giới hạn bền chảy: ζ ch = 450N/mm 2
- Độ cứng: HB = 220 b Tính đường kính sơ bộ của trục
Theo công thức 7.2, trang 86 [2] ta có: d sb 3 n
Trong đó: N là công suất truyền động, NkW ( Tính toán ở phần 3.3) n - số vòng quay của trục, n = 600 vg/ph
C - Hệ số tính toán phụ thuộc vào vật liệu chế tạo, C = 130÷110
, ta chọn d sb = 40mm c Tính gần đúng
Với d sb = 40, Ta chọn ổ lăn trung bình có B = 23 mm
Phác thảo kết cấu trục (hình 3.2):
Hình 3.2 mô tả kết cấu trục lệch tâm với các kích thước quan trọng như: chiều dài đai ốc a = 40mm, chiều rộng quả lệch tâm b = 80mm, bề rộng vỏ bọc v = 150mm, bề rộng ổ bi o = 23mm, chiều rộng sàng phân loại d = 1545mm, bề rộng bánh đai bđ = 120mm, và bề rộng vỏ bọc ngoài quả lệch tâm e = 0mm Tổng chiều dài của trục được xác định dựa trên các thông số này.
Lực ly tâm do quả lệch tâm sinh ra tác dụng lên trục sẽ là :
Với: - G Q : trọng lượng của đối trọng, G Q = 52,5N
- n : số vòng quay của trục, n = 600 vg/ph
- R: là bán kính quay của đối trọng, R = 0,2 m
Trục chỉ chịu mô men uốn theo phương y và phương x nên phản lực tại các ổ trục được tính như sau:
+ Mô men uốn theo phương y: ΣM A = 201,5.P Q + 1568.R B - (201,5 + 1568).P Q = 0
Mô men uốn tại 2 gối A, B là :
+ Mô men uốn theo phương x: ΣM B = - 461,5.P đ + 1568.P A = 0
M uB = 1608.461,5 = 742092 N.mm Vậy tổng mô men tại B là: Mtđ = 846300 2 742092 2 1125577 N.mm
+ Đường kính trục tại 2 gối A và B được xác định theo công thức:
Theo bảng 51, trang 90 [2] ta có: P N/mm 2
Thay số vào (3-9) ta có: d A 3
Tại vị trí 2 quả lệch tâm chọn: d = 50 mm
Tại vị trí lắp bánh đai chọn: d = 45 mm
Hình 3.3: Biểu đồ mô men của trục gây rung động
3.3 Xác định công suất động cơ và năng suất của máy
3.3.1 Xác định công suất động cơ
Năng suất tiêu hao cho máy chủ yếu là để tạo ra động năng cho khối sàng chuyển động, để thắng ma sát ở ổ đỡ trục gây rung động
Công suất tạo ra động năng cho khối sàng chuyển động được tính theo (công thức 3.80, trang 90 [3] ta có:
- A d : Động năng cung cấp cho máy sàng chuyển động trong một vòng quay của trục gây rung động (Nm)
Với + G s :Trọng lượng của khung sàng và cá , G = 150kg = 1500N
+ n: Số vòng quay của trục gây rung động, n `0 vg/ph
+ a : Biên độ dao động, a = 7mm = 0,007m
Thời gian thực hiện một dao động của sàng được xác định bởi chu kỳ dao động, mà trong trường hợp này, là do quả lệch tâm gây ra Lực ly tâm sinh ra từ quả lệch tâm kích thích bộ phận rung động tương ứng với thời gian một vòng quay của trục.
Công suất để thắng ma sát ở gối đỡ trục gây rung động được xác định theo công thức :
+ f : hệ số ma sát trong ổ đỡ, f = 1
+V 1 : vận tốc tiếp tuyến ở ổ đỡ trục, m/s
Với r: là bán kính cổ trục (m), đường kính lắp ổ là Φ 60 nên r = 30mm = 0,03m + P Q : Lực ly tâm của quả lệch tâm, (N)
Thay các thông số vào ( 3-11) ta tìm được công suất Nms như sau:
Công suất động cơ điện được xác định theo công thức :
Kw Với ε: là hiệu suất truyền động của động cơ, ε = 0,85
Động cơ ĐK 62-4 là động cơ điện không đồng bộ ba pha với rô to đoản mạch được làm bằng nhôm và có thiết kế kín Động cơ này có công suất định mức 10 kW và vận tốc quay đạt 1460 vòng/phút.
3.3.2 Xác định năng suất của máy phân loại
Năng suất phân loại của máy được xác định theo công thức:
+ B là chiều rộng của sàng khi cá mới được nạp vào sàng
B = 905mm = 0,905 m + h là chiều dày lớp cá trên sàng Máy phân loại cá có kích thước d = 30 ÷ 70mm nên ta chọn h = 40 mm = 0,04 m( h ≈ bề rộng của cá )
+ Khối lượng thể tích của cá, γ = γ 0 k = 900 0,4 = 450 kg/m 3
( k: là hệ số không gian thể tích do khoảng trống của cá trên mặt sàng)
+ Vận tốc của cá chuyển động dọc theo chiều dài của sàng
m/s α: là góc nghiêng của mặt sàng, α = 15 o n = 600 vg/ph e = 0,007 m Thay vào công thức ta có:
3.3.3 Thiết kế hệ lò xo đỡ
Máy phân loại cá hệ lò xo có vai trò quan trọng trong việc đỡ khung sàng trong quá trình dao động, nhờ vào tính đàn hồi của lò xo, giúp cải thiện hiệu quả của quá trình phân loại.
Lò xo thường được sản xuất từ các loại thép như thép nhiều carbon, thép mangan và thép silic Trong đó, thép nhiều carbon là nguyên liệu phổ biến nhất cho việc chế tạo lò xo xoắn ốc trụ.
Các thông số chính của lò xo như sau:
mmĐường kính trung bình: D = 140mm
Số vòng làm việc của lò xo: n = 12
Bước t của lò xo: t = D/n = 360/12 = 30 mm
Tần số dao động riêng của khung sàng theo phương thẳng đứng được xác định trong khoảng ρy từ 2 đến 3,5 Hz, và chúng ta chọn ρy là 3 Hz Độ cứng chung của các lò xo thép theo phương thẳng đứng được tính toán dựa trên công thức 2.30 (trang 118, [13]).
G là tổng trọng lượng của khung sàng và cá nằm trên mặt sàng:
ρ y :Tần số dao động riêng của khung sàng theo phương thẳng đứng: ρ y
g: gia tốc rơi tự do, g = 9,81 m/s 2 Thay vào công thức trên ta được:
Khung sàng được đỡ trên 4 lò xo, do vậy độ cứng của mỗi lò xo là:
K y = K Σ /4 = 13568 N = 13,56 KN Độ cứng của lò xo theo phương ngang được xác định theo công thức 2.33 (trang
Trong đó: h - Chiều cao làm việc của lò xo, h = 360mm = 0,36 m
D - Kích thước trung bình của lò xo, D 0mm = 0,14 m α - Hệ số tính đến tải dọc trục, α = 1,1
Thay các thông số vào công thức ta có
Lò xo cần chọn được kiểm tra về sức bền, độ bền mỏi và sự va chạm của các dây lò xo
Kiểm tra sự va chạm của dây lò xo theo công thức 2.34, trang 119 ta có:
H 0 : Chiều cao của lò xo ở trạng thái tự do, H 0 = 360mm
H n :Chiều cao của lò xo khi nén tới khi các vòng dây sát nhau, H n = 240mm
a c : Biên độ dao động cưỡng bức, khi sàng nghiêng đặt trên lò xo là: a c = 10.e.7 = 77 mm
λ: Độ lún của lò xo dưới tác dụng của tải trọng của máy sàng rung và cá λ = 370
Thay các thông số vào bất đẳng thức trên ta được :
400 + 240 = 640 > 77 + 370 = 447 Vậy lò xo đã chọn thoả mãn về sự va chạm
3.3.4 Thiết kế hệ thống truyền động đai
Truyền động từ động cơ đến trục lệch tâm có thể sử dụng khớp nối mềm, nhưng trong trường hợp máy sàng rung, lực tác động lên các ổ đỡ rất lớn Do đó, tôi chọn hệ thống truyền động bằng đai, vì đây là hệ truyền động mềm giúp khắc phục nhược điểm của khớp nối.
Truyền động đai là giải pháp hiệu quả để truyền chuyển động giữa các trục xa nhau, với ưu điểm nổi bật như kết cấu đơn giản và hoạt động êm ái Hệ thống này còn có khả năng bảo vệ các thiết bị máy móc và động cơ khỏi tình trạng quá tải đột ngột Đai thang, được sản xuất hàng loạt từ vật liệu vải cao su, là loại đai tiêu chuẩn thường được lựa chọn cho các ứng dụng này.
Chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômen xoắn trên trục dẫn
Hình 3.4: Thông số đai thang
- Giả thiết vận tốc trượt của đai V > 4 m/s
- Chọn loại tiết diện đai B có: b x h = 22 x 13,5 [mm] bc = 19 [mm]
Diện tích tiết diện F = 230 [mm 2 ]
DUT-LRCC b Xác định đường kính bánh đai
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 17 ( [2] – trang 44 )
- Kiểm nghiệm vận tốc bánh đai theo điều kiện
m/s (3.16) n 1 – số vòng quay trục dẫn : n 1 = 1460 [vg/ph]
V < V max = 30 ÷ 35 [m/s] c Tính đường kính bánh đai lớn
- Số vòng quay trục bị dẫn
2 [vg/ph] d Chọn sơ bộ khoảng cách trục ( A sb )
Khoảng cách trục A sb được chọn theo điều kiện
Chọn Asb = 1,2.D 2 = 1,2.400 = 480 [mm] e Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A
- Tính chiều dài đai sơ bộ
Theo bảng 20 ( 2, trang 46 ) ta có:
- Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện
- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L
- Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai :
- Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :
A max [mm] f Kiểm nghiệm góc ôm bánh đai
180 400 g Xác định số đai cần thiết
- Số đai cần thiết Z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền
F – diện tích tiết diện đai [mm 2 ] Tra bảng 17, 21, 12, 22, 23 (2 trang 46 ) ta có :
Chọn Z = 2 h Xác định kích thước bánh đai
Tra bảng 87, trang 147 [2] ta có: t = 26
- Đường kính ngoài cùng của bánh đai:
- Đường kính trong của bánh đai lớn:
D t2 = D n2 - 2.e = 410 - 2.21 = 368 [mm] i Xác định lực tác dụng lên trục sin 2
3.4 Thiết kế và tính toán hệ thống băng tải
Băng tải gồm có tấm băng kín uốn cong trên tang dẫn và tang căng, tấm băng này vừa làm nhiệm vụ kéo vừa là bộ phận tải liệu
Tấm băng chuyển động nhờ lực ma sát từ tang dẫn quay, với động cơ điện, hộp giảm tốc và các nối trục tạo thành cơ cấu truyền động Để làm sạch tấm băng, cần có bộ phận chặn ở tang chủ động, trong khi tấm băng được căng nhờ bộ phận căng ở tang bị động Tất cả các cụm máy này được lắp trên một khung đỡ, giúp tấm băng dịch chuyển trên các giá đỡ trục lăn, mang theo cá từ mặt sàng đến máng tháo nguyên liệu.
Mặt băng tải được sản xuất từ nhiều chất liệu như vải, len lạc đà, vải-cao su, thép lá và lưới thép Đối với máy phân loại, mặt băng thường sử dụng vải-cao su với nhiều lớp vải và cao su xen kẽ Khi phân loại cá đông lạnh, lớp cao su chịu lạnh được phủ bên ngoài bề mặt làm việc của mặt băng để đảm bảo hiệu quả Để tăng độ bền cho mép băng, người ta sử dụng vỏ bọc ngoài bằng vải Chiều rộng của băng tải phụ thuộc vào chiều dài của máy phân loại, và mặt băng được chia thành nhiều phần khác nhau tùy thuộc vào số lượng loại cần phân loại.
3.4.2 Tang và bộ phận căng tang
Tang là bộ phận quan trọng trong hệ thống băng tải, có chức năng cuốn và vận chuyển cá liên tục Với chiều dài 2,5m, tang được chế tạo từ gang GX18-36 và có đường kính 300 mm Khoảng cách giữa tâm tang chủ động và tâm tang bị động là 1,6 m.
Bộ phận căng tang đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra lực căng cần thiết cho băng tải, giúp băng bám chặt vào tang dẫn và giảm độ võng, từ đó cải thiện quá trình vận chuyển cá Nếu lực căng quá yếu, băng tải sẽ hoạt động không ổn định và có thể gây va chạm Tuy nhiên, việc căng băng quá mức cũng không được khuyến khích, vì điều này sẽ dẫn đến hao mòn nhanh chóng các chi tiết và tăng tiêu hao năng lượng Đối với máy phân loại cá, việc sử dụng căng tang bằng bu lông giúp điều chỉnh khoảng cách hiệu quả.
2 tang chủ động và tang bị động
3.5 Hộp giảm tốc của hệ thống băng tải
Cấu tạo của hệ thống băng tải được trình bày như hình 3.5
Xác định số vòng quay của trục lệch tâm
Máy gồm các thông số đã định sau:
Biên độ dao động của khung sàng: e = 7mm
Bán kính quay của quả lệch tâm: R = 200 mm
Tổng trọng lượng của sàng và cá khi máy họat động là 150 kg (Trong đó trọng lượng sơ bộ của cá trên mặt sàng là 100 kg)
Nguyên liệu chuyển động trên sàng theo quỹ đạo dạng elíp thì lực ly tâm P tác dụng lên cục vật liệu bằng: g
Cục vật liệu sẽ nhảy lên khỏi bề mặt lưới sàng khi lực ly tâm P vượt quá trọng lượng G của nó, điều này là cơ sở để phân loại vật liệu.
Trong đó : k - hệ số sử dụng có hiệu quả; k = 1,5 ÷ 2,5; chọn k = 2,5 e - biên độ dao động của sàng, e = 7mm = 0,007m
Thay vào công thức (3-6) ta có: n = 30.
2 = 567 (vg/ph) Chọn n = 600 vg/ph.
Trọng lượng quả lệch tâm
Trọng lượng quả lệch tâm được xác định theo công thức:
Trong đó: GS -Trọng lượng của khung sàng và cá, G S = 1500 N
R - Bán kính quay của quả lệch tâm, R = 200mm
Trục lệch tâm
Vật liệu: thép C45 tôi cải thiện
- Giới hạn bền kéo: ζ b = 800N/mm 2
- Giới hạn bền chảy: ζ ch = 450N/mm 2
- Độ cứng: HB = 220 b Tính đường kính sơ bộ của trục
Theo công thức 7.2, trang 86 [2] ta có: d sb 3 n
Trong đó: N là công suất truyền động, NkW ( Tính toán ở phần 3.3) n - số vòng quay của trục, n = 600 vg/ph
C - Hệ số tính toán phụ thuộc vào vật liệu chế tạo, C = 130÷110
, ta chọn d sb = 40mm c Tính gần đúng
Với d sb = 40, Ta chọn ổ lăn trung bình có B = 23 mm
Phác thảo kết cấu trục (hình 3.2):
Hình 3.2 mô tả kết cấu trục lệch tâm với các thông số kỹ thuật như sau: chiều dài đai ốc a = 40mm, chiều rộng quả lệch tâm b = 80mm, bề rộng vỏ bọc v = 150mm, bề rộng ổ bi o = 23mm, chiều rộng sàng phân loại d = 1545mm, bề rộng bánh đai bđ = 120mm, và bề rộng vỏ bọc ngoài quả lệch tâm e = 0mm Tổng chiều dài của trục được tính toán dựa trên các thông số này.
Lực ly tâm do quả lệch tâm sinh ra tác dụng lên trục sẽ là :
Với: - G Q : trọng lượng của đối trọng, G Q = 52,5N
- n : số vòng quay của trục, n = 600 vg/ph
- R: là bán kính quay của đối trọng, R = 0,2 m
Trục chỉ chịu mô men uốn theo phương y và phương x nên phản lực tại các ổ trục được tính như sau:
+ Mô men uốn theo phương y: ΣM A = 201,5.P Q + 1568.R B - (201,5 + 1568).P Q = 0
Mô men uốn tại 2 gối A, B là :
+ Mô men uốn theo phương x: ΣM B = - 461,5.P đ + 1568.P A = 0
M uB = 1608.461,5 = 742092 N.mm Vậy tổng mô men tại B là: Mtđ = 846300 2 742092 2 1125577 N.mm
+ Đường kính trục tại 2 gối A và B được xác định theo công thức:
Theo bảng 51, trang 90 [2] ta có: P N/mm 2
Thay số vào (3-9) ta có: d A 3
Tại vị trí 2 quả lệch tâm chọn: d = 50 mm
Tại vị trí lắp bánh đai chọn: d = 45 mm
Hình 3.3: Biểu đồ mô men của trục gây rung động
Xác định công suất động cơ và năng suất của máy
3.3.1 Xác định công suất động cơ
Năng suất tiêu hao cho máy chủ yếu là để tạo ra động năng cho khối sàng chuyển động, để thắng ma sát ở ổ đỡ trục gây rung động
Công suất tạo ra động năng cho khối sàng chuyển động được tính theo (công thức 3.80, trang 90 [3] ta có:
- A d : Động năng cung cấp cho máy sàng chuyển động trong một vòng quay của trục gây rung động (Nm)
Với + G s :Trọng lượng của khung sàng và cá , G = 150kg = 1500N
+ n: Số vòng quay của trục gây rung động, n `0 vg/ph
+ a : Biên độ dao động, a = 7mm = 0,007m
Chu kỳ dao động của sàng do quả lệch tâm tạo ra lực ly tâm, kích thích bộ phận rung động trong thời gian một vòng quay của trục.
Công suất để thắng ma sát ở gối đỡ trục gây rung động được xác định theo công thức :
+ f : hệ số ma sát trong ổ đỡ, f = 1
+V 1 : vận tốc tiếp tuyến ở ổ đỡ trục, m/s
Với r: là bán kính cổ trục (m), đường kính lắp ổ là Φ 60 nên r = 30mm = 0,03m + P Q : Lực ly tâm của quả lệch tâm, (N)
Thay các thông số vào ( 3-11) ta tìm được công suất Nms như sau:
Công suất động cơ điện được xác định theo công thức :
Kw Với ε: là hiệu suất truyền động của động cơ, ε = 0,85
Động cơ ĐK 62-4 là một động cơ điện không đồng bộ ba pha với rô to đoản mạch, được chế tạo từ nhôm và có thiết kế kín Động cơ này có công suất định mức 10 Kw và vận tốc quay đạt 1460 vòng/phút.
3.3.2 Xác định năng suất của máy phân loại
Năng suất phân loại của máy được xác định theo công thức:
+ B là chiều rộng của sàng khi cá mới được nạp vào sàng
B = 905mm = 0,905 m + h là chiều dày lớp cá trên sàng Máy phân loại cá có kích thước d = 30 ÷ 70mm nên ta chọn h = 40 mm = 0,04 m( h ≈ bề rộng của cá )
+ Khối lượng thể tích của cá, γ = γ 0 k = 900 0,4 = 450 kg/m 3
( k: là hệ số không gian thể tích do khoảng trống của cá trên mặt sàng)
+ Vận tốc của cá chuyển động dọc theo chiều dài của sàng
m/s α: là góc nghiêng của mặt sàng, α = 15 o n = 600 vg/ph e = 0,007 m Thay vào công thức ta có:
3.3.3 Thiết kế hệ lò xo đỡ
Máy phân loại cá hệ lò xo hỗ trợ khung sàng trong quá trình dao động, giúp cải thiện hiệu suất dao động nhờ vào tính đàn hồi của lò xo.
Lò xo thường được sản xuất từ các loại thép như thép nhiều carbon, thép mangan và thép silic Trong số đó, thép nhiều carbon là vật liệu phổ biến nhất cho việc chế tạo lò xo xoắn ốc trụ.
Các thông số chính của lò xo như sau:
mmĐường kính trung bình: D = 140mm
Số vòng làm việc của lò xo: n = 12
Bước t của lò xo: t = D/n = 360/12 = 30 mm
Tần số dao động riêng của khung sàng theo phương thẳng đứng được xác định trong khoảng ρy từ 2 đến 3,5 Hz, và trong bài viết này, chúng tôi chọn ρy là 3 Hz Độ cứng chung của các lò xo thép theo phương thẳng đứng được tính toán dựa trên công thức 2.30 (trang 118, [13]).
G là tổng trọng lượng của khung sàng và cá nằm trên mặt sàng:
ρ y :Tần số dao động riêng của khung sàng theo phương thẳng đứng: ρ y
g: gia tốc rơi tự do, g = 9,81 m/s 2 Thay vào công thức trên ta được:
Khung sàng được đỡ trên 4 lò xo, do vậy độ cứng của mỗi lò xo là:
K y = K Σ /4 = 13568 N = 13,56 KN Độ cứng của lò xo theo phương ngang được xác định theo công thức 2.33 (trang
Trong đó: h - Chiều cao làm việc của lò xo, h = 360mm = 0,36 m
D - Kích thước trung bình của lò xo, D 0mm = 0,14 m α - Hệ số tính đến tải dọc trục, α = 1,1
Thay các thông số vào công thức ta có
Lò xo cần chọn được kiểm tra về sức bền, độ bền mỏi và sự va chạm của các dây lò xo
Kiểm tra sự va chạm của dây lò xo theo công thức 2.34, trang 119 ta có:
H 0 : Chiều cao của lò xo ở trạng thái tự do, H 0 = 360mm
H n :Chiều cao của lò xo khi nén tới khi các vòng dây sát nhau, H n = 240mm
a c : Biên độ dao động cưỡng bức, khi sàng nghiêng đặt trên lò xo là: a c = 10.e.7 = 77 mm
λ: Độ lún của lò xo dưới tác dụng của tải trọng của máy sàng rung và cá λ = 370
Thay các thông số vào bất đẳng thức trên ta được :
400 + 240 = 640 > 77 + 370 = 447 Vậy lò xo đã chọn thoả mãn về sự va chạm
3.3.4 Thiết kế hệ thống truyền động đai
Truyền động từ động cơ đến trục lệch tâm có thể sử dụng khớp nối mềm, nhưng với máy sàng rung, lực tác động lên các ổ đỡ rất lớn Do đó, tôi chọn hệ thống truyền động bằng đai, vì đây là phương pháp truyền động mềm giúp khắc phục nhược điểm của khớp nối.
Truyền động đai là giải pháp hiệu quả để truyền chuyển động giữa các trục xa nhau, với ưu điểm nổi bật như kết cấu đơn giản và hoạt động êm ái Hệ thống này còn có khả năng bảo vệ các thiết bị máy móc và động cơ khỏi tình trạng quá tải đột ngột Trong đó, đai thang là loại chi tiết tiêu chuẩn, được sản xuất hàng loạt từ vật liệu vải cao su, đảm bảo độ bền và hiệu suất cao trong quá trình sử dụng.
Chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômen xoắn trên trục dẫn
Hình 3.4: Thông số đai thang
- Giả thiết vận tốc trượt của đai V > 4 m/s
- Chọn loại tiết diện đai B có: b x h = 22 x 13,5 [mm] bc = 19 [mm]
Diện tích tiết diện F = 230 [mm 2 ]
DUT-LRCC b Xác định đường kính bánh đai
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ theo bảng 17 ( [2] – trang 44 )
- Kiểm nghiệm vận tốc bánh đai theo điều kiện
m/s (3.16) n 1 – số vòng quay trục dẫn : n 1 = 1460 [vg/ph]
V < V max = 30 ÷ 35 [m/s] c Tính đường kính bánh đai lớn
- Số vòng quay trục bị dẫn
2 [vg/ph] d Chọn sơ bộ khoảng cách trục ( A sb )
Khoảng cách trục A sb được chọn theo điều kiện
Chọn Asb = 1,2.D 2 = 1,2.400 = 480 [mm] e Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A
- Tính chiều dài đai sơ bộ
Theo bảng 20 ( 2, trang 46 ) ta có:
- Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện
- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L
- Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai :
- Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :
A max [mm] f Kiểm nghiệm góc ôm bánh đai
180 400 g Xác định số đai cần thiết
- Số đai cần thiết Z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền
F – diện tích tiết diện đai [mm 2 ] Tra bảng 17, 21, 12, 22, 23 (2 trang 46 ) ta có :
Chọn Z = 2 h Xác định kích thước bánh đai
Tra bảng 87, trang 147 [2] ta có: t = 26
- Đường kính ngoài cùng của bánh đai:
- Đường kính trong của bánh đai lớn:
D t2 = D n2 - 2.e = 410 - 2.21 = 368 [mm] i Xác định lực tác dụng lên trục sin 2
Thiết kế và tính toán hệ thống băng tải
Băng tải gồm có tấm băng kín uốn cong trên tang dẫn và tang căng, tấm băng này vừa làm nhiệm vụ kéo vừa là bộ phận tải liệu
Tấm băng chuyển động nhờ lực ma sát từ tang dẫn quay, với động cơ điện và hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động chính Để làm sạch tấm băng, cần có bộ phận chặn ở tang chủ động, trong khi tấm băng được căng sơ bộ bởi bộ phận căng ở tang bị động Tất cả các cụm máy này được lắp trên một khung đỡ, giúp tấm băng di chuyển trên các giá đỡ trục lăn, mang theo cá từ mặt sàng đến máng tháo nguyên liệu.
Mặt băng tải được chế tạo từ nhiều chất liệu như vải, len lạc đà, vải-cao su, thép lá và lưới thép Đặc biệt, trong máy phân loại, mặt băng thường sử dụng vải-cao su với nhiều lớp xen kẽ Đối với việc phân loại cá đông lạnh, lớp cao su chịu lạnh được phủ bên ngoài để tăng cường hiệu suất Để bảo vệ mép băng, người ta còn chế tạo vỏ bọc bằng vải Chiều rộng của băng tải phụ thuộc vào chiều dài của máy phân loại, và bề mặt băng được chia thành nhiều phần khác nhau tùy thuộc vào số loại phân loại cần thiết.
3.4.2 Tang và bộ phận căng tang
Tang là thiết bị chính để cuốn băng tải và vận chuyển cá liên tục, có chiều dài 2,5m, được chế tạo từ gang GX18-36 với đường kính 300 mm Khoảng cách giữa tâm tang chủ động và tâm tang bị động là 1,6 m.
Bộ phận căng tang đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra lực căng cần thiết cho tấm băng, giúp băng bám chặt vào tang dẫn và giảm độ võng, từ đó cải thiện quá trình vận chuyển cá Nếu lực căng quá yếu, băng tải sẽ hoạt động không hiệu quả và có thể gây va chạm Tuy nhiên, việc căng băng quá mức cũng không nên xảy ra, vì điều này sẽ làm tăng tốc độ hao mòn của các chi tiết và tiêu hao năng lượng Đối với máy phân loại cá, việc điều chỉnh căng tang bằng bu lông giúp tăng khoảng cách giữa các bộ phận.
2 tang chủ động và tang bị động.
Hộp giảm tốc của hệ thống băng tải
Cấu tạo của hệ thống băng tải được trình bày như hình 3.5
Sự khác biệt giữa các hộp giảm tốc được xác định bởi cấp số truyền, sơ đồ bố trí trục và kích thước của hộp Các thông số cơ bản của hộp giảm tốc bao gồm tỷ số truyền i, công suất truyền N và mômen xoắn M x.
Mô men xoắn: Mx = 9,55.106 N.mm
Hộp giảm tốc bao gồm:
5- Bộ truyền độnh bánh răng 5 - truyền động đai
Hình 3.5: Sơ đồ hệ thống băng tải
3.5.1 Xác định công suất làm việc
Quá trình vận chuyển cá diễn ra liên tục, với trọng lượng cá trên sàng được coi là không thay đổi Điều này dẫn đến lực tác dụng không thay đổi trong suốt quá trình làm việc, do đó công suất làm việc của động cơ cũng giữ nguyên.
Theo công thức 2-12, trang 22 [2] thì công suất được xác định theo công thức:
Trong đó: P - Lực vòng, P = 2000 N (Coi như tại mọi thời điểm cá trên băng tải bằng với lượng cá trên mặt sàng )
V - Vận tốc của băng tải, V = 0,5m/s
Thay vào công thức (3-27) trên ta có :
3.5.2 Hiệu suất của hệ thống
Máy bao gồm nhiều cơ cấu, mỗi cơ cấu đạt được một hiệu suất nhất định Hiệu suất tổng thể của hệ thống được xác định theo công thức: εht = εkn εbr1 εbr2 εổ 4.
Hiệu suất tổng hợp của hệ thống truyền động được tính toán bằng công thức εđ = εkn × εbr1 × εbr2 × εổ × εđ × εbt Trong đó, các giá trị cụ thể là: hiệu suất khớp nối εkn = 0,97, hiệu suất bộ truyền bánh răng εbr1 = 0,96, εbr2 = 0,96, hiệu suất ổ lăn εổ = 0,99, hiệu suất hệ truyền động đai εđ = 0,95 và hiệu suất băng tải εbt = 0,86 Kết quả tính toán cho thấy hiệu suất tổng hợp εht = 0,72.
3.5.3 Tính chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền
Theo công thức 2-9, trang 25 [2] ta có:
Trong đó: n lv –Tốc độ làm việc, vg/ph
D – Đường kính tang truyền, D = 300mm Thay vào công thức trên ta có : n lv = 32
+ Công suất yêu cầu của động cơ được xác định theo công thức 2-3 [2]:
Dựa trên các số liệu đã tính toán, chúng tôi lựa chọn động cơ không đồng bộ ba pha với roto đoản mạch che kín và quạt gió kiểu AO2-22-4 từ bảng 2P (trang 322, [2]) Thông số kỹ thuật của động cơ được trình bày trong bảng dưới đây: Động cơ Công suất.
Phân phối tỷ số truyền động:
Tỷ số truyền động của hệ thống được xác định theo công thức sau: i c = 44 , 4
Trong đó : + nđc : tốc độ quay của động cơ, (vg/ph)
+ n lv : tốc độ làm việc của hệ thống, vg/ph
Mặt khác ta có i ht = i br1 i br2 i đ Chọn iđ : Tỷ số truyền của đai, i đ = 2,5
Để đảm bảo hiệu quả bôi trơn cho các bộ truyền bên trong hộp giảm tốc 2 cấp, phương pháp ngâm dầu là cần thiết Công thức tính toán tỷ số truyền được áp dụng là i nh = (1,2 ÷ 1,3) i ch 2,76.
Tính tốc độ quay của trục n I đ đc i n = 568
Tính công suất danh nghĩa trên các trục
Tính momen xoắn trên các trục Áp dụng công thức: i i
3.5.4 Thiết kế bộ truyền động đai
Truyền động đai là phương pháp thiết kế truyền chuyển động giữa các trục xa nhau, với ưu điểm là kết cấu đơn giản, hoạt động êm ái và khả năng bảo vệ các thiết bị máy móc khi gặp quá tải đột ngột Tuy nhiên, nó cũng có nhược điểm như kích thước lớn, tỷ số truyền không ổn định và sự trượt đàn hồi của đai trên bánh đai Lực tác động lên trục và ổ cao do cần phải căng đai, tăng thêm khoảng 2 đến 3 lần so với truyền động bánh răng, và tuổi thọ của hệ thống thấp khi làm việc với vận tốc cao.
Truyền động đai có khả năng làm việc với công suất lên đến 150Kw, nhưng phổ biến nhất trong khoảng 0,3 ÷ 50Kw Bộ truyền động đai thường được lắp đặt ở tốc độ cao, với bánh dẫn gắn liền với trục động cơ, giúp kích thước bộ truyền trở nên nhỏ gọn Có bốn loại truyền động đai chính: đai dẹt với tỷ số truyền i ≤ 5, đai thang với i ≤ 10, đai tròn cho thiết bị dân dụng và đai hình lược (đai răng) cho thiết bị đo Đai thang là loại chi tiết tiêu chuẩn, thường được sản xuất hàng loạt từ vật liệu vải cao su theo chiều dài và tiết diện quy chuẩn.
Chọn tiết diện đai thang theo giá trị mômen xoắn trên trục dẫn
Hình 3.6: Thông số đai thang b Xác định đường kính bánh đai
- Chọn đường kính bánh đai nhỏ:
- Kiểm nghiệm vận tốc bánh đai theo điều kiện
m/s n 1 – số vòng quay trục dẫn : n 1 = 1420 [vg/ph]
V < V max = 30 ÷ 35 [m/s] c Tính đường kính bánh đai lớn
- Số vòng quay trục bị dẫn
2 [vg/ph] d Chọn sơ bộ khoảng cách trục ( A sb )
Khoảng cách trục A sb được chọn theo điều kiện
- Giả thiết vận tốc trượt của đai V > 4 m/s
- Theo bảng 5.11(trang 92,[2]): Chọn loại tiết diện đai Ъ có : b x h = 17 x 10,5 [mm] bc = 14 [mm]
Diện tích tiết diện F = 138 [mm 2 ]
Chọn Asb = 1,2.D 2 = 1,2.280 = 336 [mm] e Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A
- Tính chiều dài đai sơ bộ
Theo bảng 5-12 (trang 92,[2]) ta có: L = 1320 [mm]
- Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện:
- Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L
- Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai :
- Khoảng cách lớn nhất cần thiết để tạo lực căng :
A max [mm] f Kiểm nghiệm góc ôm bánh đai
180 280 g Xác định số đai cần thiết
- Số đai cần thiết Z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền
F – diện tích tiết diện đai [mm 2 ] Tra bảng 5-6, 5-17, 5-18, 5-19 (trang 95, [2]) ta có :
Chọn Z = 1 h Xác định kích thước bánh đai
B = ( Z – 1 ).t + 2S Tra bảng 10-3 (trang 257, [2]) ta có: t = 20
- Đường kính ngoài cùng của bánh đai
D n2 = D 2 + 2.Y o = 280 + 2.4 = 288 [mm] i Xác định lực tác dụng lên trục sin 2
3.5.5 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện ( tôi rồi ram ở nhiệt độ cao )
Thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng, độ cứng bề mặt HB ≤ 350 Bánh nhỏ: Thép 45 thường hóa (đường kính phôi dưới 100 mm) ζ b = 600 [N/mm 2 ] ζ ch = 300 [N/mm 2 ]
HB = 200 Bánh lớn: Thép 40 thường hóa ( đường kính phôi 100 ÷ 300 mm ) ζb = 540 [N/mm 2 ] ζ ch = 270 [N/mm 2 ]
DUT-LRCC b Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
tx N 0- ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài
Theo bảng 3-10, trang 45 [2] ta có:
Bánh răng nhỏ : tx N 0 = 2,6 HB
N 0 – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng 3-10 trang 45 [2] ta có: N 0 = 10 7
N td – số chu kỳ ứng suất tương đương khi bánh răng chịu tải trọng không thay đổi thay đổi
t : là tổng thời gian làm việc t = 7 năm x 260 ngày x 2 ca x 8 giờ = 29120 giờ
n: Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng dẫn n = 568 vg/ph (trục I-II) n 3 vg/ph (trục II-III)
u: Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay, u = 1 Vậy : N td = 29120.60.568.1 = 99.10 7 (trục I-II)
Vì N td > N 0 = 10 7 nên chọn K ' N = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Ứng suất uốn cho phép
Trong đó : ζ -1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng được xác định Đối với thép 1 1 (0,40,45) b
[N/mm 2 ] n – hệ số bền dự trữ: n = 1,5
KN – hệ số chu kỳ ứng suất m td
K N (3.34) m – Bậc đường cong mỏi uốn: m = 6
N 0 – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn: N 0 ≈ 5.10 6 ( Theo [2], trang 44 )
+ Đối với trục II - III : 0,53
K ζ – hệ số tập trung ứng suất: K ζ = 1,8
- Ứng suất quá tải cho phép
+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép
uqt 2 0 , 8 ch 2 0 , 8 270216 [N/mm 2 ] c Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
K sb = 1,3 d Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
- Bộ truyền bánh răng chịu tải trọng nhỏ: Ψ A = 0,3 e Xác định khoảng cách trục A
Theo công thức 3-9, trang 45 [2] ta có:
Lấy A2 [mm] f Chọn vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo bảng 3-11,trang 46 [2] chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng thẳng là cấp chính xác 9 g Xác định chính xác khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng K được xác định :
K tt – hệ số tập trung tải trọng
Tra bảng 3-12, trang 47 [2]: K’ tt = 1,05→ K tt =1,025
K đ – hệ số tải trọng động Tra bảng 3-13, trang 48 [2]: Kđ = 1,45 Vậy K = 1,025.1,45 = 1,49 Vậy giá trị K tính toán chênh lệch nhiều so với Ksb nên:
[mm] h Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng
- Số răng bánh răng nhỏ:
- Chiều rộng bánh răng: b 1 = Ψ A A = 0,3.128 = 38,4 [mm] i Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
(3.39) y 1 – hệ số dạng răng Theo bảng 3-18 (trang 52, [2]): y 1 = 0,4142 ; y 2 = 0,517 b 1 – chiều rộng răng : b 1 = 38,4 [răng]
Z 1 – số răng: Z 1 = 23 [răng] n 1 = 568 [vg/ph]
[N/mm 2 ] ≤ u 1 = 54,67 [N/mm 2 ] Ứng suất uốn bánh lớn :
[N/mm 2 ] < [ζ u2 ] = 63,6 [N/mm 2 ] k Định các thông số hình học bộ truyền
- Đường kính vòng chia : d c1 = m.Z 1 = 2.23 = 46 [mm] d c2 = m.Z 2 = 2.108 = 216 [mm]
- Chiều rộng bánh răng : b 2 = 38,4 [mm] ; b 1 = 43,4 [mm]
- Đường kính vòng đỉnh răng :
- Đường kính vòng chân răng :
D i2 = d c2 – (2,5.m) = 216 – 2,5.2 = 211 [mm] l Tính lực tác dụng lên trục
- Lực hướng tâm : p r1 = p r2 = p.tgα (3.43) α – Góc ăn khớp : α = 20º
3.5.6 Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm a Chọn vật liệu chế tạo bánh răng và phương pháp nhiệt luyện Đối với bộ truyền chịu tải trọng nhỏ và trung bình có thể dùng thép tôi cải thiện (tôi rồi ram ở nhiệt độ cao)
Thép thường hóa hoặc thép đúc để chế tạo bánh răng, độ cứng bề mặt HB ≤ 350
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện (đường kính phôi 60 ÷ 90 mm) ζ b = 750 [N/mm 2 ] ζ ch = 450 [N/mm 2 ]
- Bánh lớn: thép 45 thường hóa ( đường kính phôi = 100 ÷ 300 mm ) ζ b = 580 [N/mm 2 ] ζ ch = 290 [N/mm 2 ]
HB = 210 b Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép:
tx N 0- ứng suất tiếp xúc cho phép khi bánh răng làm việc lâu dài Theo bảng 3-9, trang 43 [2] ta có :
N 0 – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc, theo bảng 30 trang 62 [2] ta có: N 0 = 10 7
N td – số chu kỳ ứng suất tương đương khi bánh răng chịu tải trọng không thay đổi thay đổi
N td = t.60.n.u, trong đó tổng thời gian làm việc t được tính bằng 7 năm x 260 ngày x 2 ca x 8 giờ, tương đương với 29120 giờ Số vòng quay trong 1 phút của bánh răng dẫn là n = 123 vg/ph (trục II-III), và số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay là u = 1 Do đó, N td được tính toán là 29120.60.123.1, kết quả là 21,5.10^7 (trục II-III).
- Ứng suất uốn cho phép:
+ Khi bánh răng quay một chiều, ứng suất trong răng sẽ thay đổi mạch động
Trong đó : ζ -1 – giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng được xác định Đối với thép 1 1 ( 0 , 4 0 , 45 ) b
[N/mm 2 ] n – hệ số an toàn : n = 1,5
KN – hệ số chu kỳ ứng suất m td
N 0 – số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi uốn
Vì N tđ1 và N tđ2 > N 0 nên chọn K N '' =1
K ζ – hệ số tập chung ứng suất : K ζ = 1,8
- Ứng suất quá tải cho phép:
+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép
Bánh răng chế tạo từ thép có độ cứng HB ≤ 350
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép
uqt 2 0 , 8 ch 2 0 , 8 290232 [N/mm 2 ] c Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
K sb = 1,4 d Chọn hệ số chiều rộng bánh răng
- Bộ truyền bánh răng chịu tải trọng nhỏ: Ψ A = 0,4 e Xác định khoảng cách trục A
Chọn A = 148 mm f Chọn vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Theo bảng 3-11, trang 46 [2] chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng cấp 9 g Xác định chính xác khoảng cách trục A
Hệ số tải trọng K được xác định :
K tt – hệ số tập trung tải trọng
K đ – hệ số tải trọng động
Vị trí số K khác nhiều so với trị số chọn sơ bộ nên ta tính lại khoảng cách trục
[mm] h Xác định môđun, số răng, chiều rộng bánh răng
- Trị số môđun: m = (0,01 ÷ 0,02)A = 0,02.140 = 2,8 Theo bảng 3-1, trang 34 [2] chọn m = 2,5
- Số răng bánh răng nhỏ:
- Chiều rộng bánh răng: b 1 = Ψ A A = 0,4.140 = 56 [mm] i Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
y 1 – hệ số dạng răng Theo bảng 3-18, trang 52 [2]: y 1 = 0,4142 [mm] b – chiều rộng răng : b 1 = 56 [mm]
Z 1 – số răng: Z 1 = 23 [răng] n 1 = 123 [vg/ph]
[N/mm 2 ] ≤ u 1 7,5 [N/mm 2 ] Ứng suất uốn bánh lớn
[N/mm 2 ] < [ζ u2 ] 5[N/mm 2 ] k Định các thông số hình học bộ truyền
- Đường kính vòng chia : d c1 = m.Z 1 = 2,5.23 = 57,5 [mm] d c2 = m.Z 2 = 2,5.89 = 222,5 [mm]
- Chiều rộng bánh răng: b 2 = 56 [mm] ; b 1 = 61 [mm]
- Đường kính vòng đỉnh răng:
- Đường kính vòng chân răng :
D i2 = d c2 – (2,5.m) = 222,5 – 2,5.2,5 = 216,25 [mm] l Tính lực tác dụng lên trục
- Lực hướng tâm: p r1 = p r2 = p.tgα α – Góc ăn khớp : α = 20º
3.5.7 Thiết kế trục của hộp giảm tốc
Trục là một bộ phận quan trọng trong máy móc, có chức năng đỡ các chi tiết quay và truyền mômen xoắn từ các bộ phận này đến những bộ phận khác Nó thực hiện hai nhiệm vụ chính: hỗ trợ sự vận hành của các chi tiết máy và truyền tải lực cần thiết cho các hoạt động máy móc.
Theo đặc điểm chịu tải, trục chia ra hai loại trục truyền và trục tâm
Trục truyền vừa đỡ các chi tiết máy vừa truyền mômen xoắn, nghĩa là chịu cả mômen uốn và xoắn
Khác với trục truyền, trục tâm chỉ chịu mômen uốn
Ngoài ra còn có trục truyền chung là trục chịu mômen xoắn đến bộ phận công của máy
Trục máy được phân loại thành ba loại: trục thẳng, trục khuỷu và trục mềm Trục máy thường được sử dụng cho các thiết bị có pít tông như động cơ đốt trong và máy bơm pít tông Trong khi đó, trục mềm có khả năng uốn cong lớn, thích hợp để truyền động quay và mômen xoắn giữa các bộ phận hoặc máy có vị trí làm việc thay đổi, chẳng hạn như trong các máy chữa răng Cả trục khuỷu và trục mềm đều là những chi tiết máy với công dụng riêng biệt.
Theo cấu tạo chia ra trục trơn và trục bậc
Trục làm việc có ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất của các chi tiết máy và toàn bộ bộ máy Khi thiết kế trục, cần xem xét các yếu tố như kết cấu, độ bền, độ cứng và dao động Bên cạnh đó, quá trình chế tạo, nhiệt luyện và các biện pháp bảo dưỡng cũng là những yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến độ bền và tuổi thọ của trục.
- Trình tự thiết kế trục :
Để thiết kế trục hiệu quả, cần xác định các thông số quan trọng như ứng dụng, điều kiện làm việc và tải trọng tác dụng lên trục Các kích thước chủ yếu của trục có thể được xác định thông qua quy trình chọn vật liệu phù hợp.
Trục được chế tạo bằng thép cácbon hoặc thép hợp kim Dùng thép C45 làm vật liệu chế tạo trục b Tính sơ bộ trục
Giá trị đường kính sơ bộ được xác định theo công thức
M x – mômen xoắn truyền trên trục [N.mm]
[η x ] - ứng suất xoắn cho phép [N/mm 2 ]
=> chọn d = 40 [mm] Để tiện cho bước tính toán gần đúng, trong ba giá trị sơ bộ, ta lấy dsb = 40 [mm] c Tính gần đúng
- Chọn sơ bộ ổ: với d sb = 40 [mm] tra bảng 14P (Trang 338, [2]) ta có chiều rộng ổ lăn b o = 23 [mm]
- Phác thảo kết cấu hộp giảm tốc (hình 3.7):
Hình 3.7: Kết cấu sơ bộ hộp giảm tốc Để xác định chiều dài của trục ta chọn kích thước các chi tiết của hộp giảm tốc :
Chiều dài khớp nối, chọn l kn = 36 mm
Khe hở giữa các bánh răng : 15 mm
Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp giảm tốc : 15 mm
Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên ổ : 10 mm
Chiều cao bulông thép lắp ổ : 18 mm
Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông : 20 mm
Từ các kích thước trên ta xác định được chiều dài các trục và khoảng cách giữa gối đỡ d Xây dựng sơ đồ tính toán trục
Hình 3.8: Biểu đồ momen trục I
- Xác định phản lực ở các gối đỡ ΣM Ay = P đ 67,5 + Pr1.58 - R By 178 = 0
- Xác định mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm
Tra bảng 5.1 (trang 90, [1] ) ta có vật liệu chế tạo trục thép 45 có ζ b = 600 [Mpa] với dsb = 30 => [ζ] = 50 [N/mm 2 ]
Tương tự tại 1-1 ta có:
Hình 3.9: Biểu đồ momen trục II
- Xác định phản lực ΣM Cy = -R Dy 162,5 - P r1 51 + P r2 100,5 = 0
- Xác định mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm
Đường kính trục ở tiết diện tại 2-3 :
Tương tự tại 2-2 ta có :
Tương tự tại 2-1 ta có:
Hình 3.10: Biểu đồ momen trục III
- Xác định phản lực gối đỡ ΣM Ex = R Fx 167 – P 2 107 = 0
- Xác định mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm
Đường kính trục ở tiết diện tại 3-2 :
Tương tự tại 3-1 ta có :
3.5.8 Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn a Trục I
Xác định kết cấu trục cần kiểm nghiệm theo hệ số an toàn của trục tại tiết diện nguy hiểm và cần thiết
Hệ số an toàn được kiểm nghiệm theo điều kiện:
Với nζ – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp n η – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp m a