TỔNG QUAN VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
Tổng quan về ván ghép thanh
1.1.1.Tình hình phát triển ngành công nghiệp sản xuất ván ghép thanh trên thế giới và ở việt nam
Ván ghép thanh, hay còn gọi là Laminated board, là một loại ván nhân tạo xuất hiện lần đầu tiên tại Mỹ vào năm 1950, nhưng chỉ thực sự phát triển mạnh mẽ từ năm 1970 Với những ưu điểm vượt trội, ván ghép thanh đang được ưa chuộng và phát triển trên toàn thế giới, đặc biệt là ở Châu Âu, nơi có tốc độ phát triển nhanh nhất về cả chất lượng lẫn số lượng Châu Âu dẫn đầu về công nghệ sản xuất ván ghép thanh, tiếp theo là Châu Mỹ và Châu Á, trong đó Nhật Bản là quốc gia sản xuất ván ghép thanh nhiều nhất tại khu vực này.
Sau năm 1985, ván ghép thanh được sản xuất lần đầu tại công ty Satimex ở thành phố Hồ Chí Minh, đánh dấu sự phát triển mạnh mẽ của ngành này tại các tỉnh phía Nam Nhờ việc áp dụng công nghệ mới, chất lượng sản phẩm ngày càng được cải thiện với mẫu mã đa dạng, đáp ứng nhu cầu không chỉ trong nước mà còn vươn ra thị trường quốc tế Các tỉnh như Thành phố Hồ Chí Minh, Bình Dương, Đồng Nai, và Bình Định đã trở thành những trung tâm sản xuất ván ghép thanh chủ yếu từ gỗ cao su và gỗ thông, góp phần tạo ra nguồn thu ngoại tệ lớn cho nền kinh tế quốc dân.
Công ty Lâm Sản Yên Bái dẫn đầu miền Bắc trong ứng dụng công nghệ sản xuất ván ghép thanh, chủ yếu dưới dạng Laminated Board và Direct Joint, với sự phát triển mạnh mẽ của nhiều doanh nghiệp như Công ty cổ phần lâm sản Nam Định, Quảng Ninh và nhà máy gỗ Vinafor Hà Nội Sản phẩm của họ ngày càng được công nhận về chất lượng cả trong nước và quốc tế Trong khi miền Nam chủ yếu sản xuất từ gỗ cao su, miền Bắc tập trung vào ván ghép thanh từ gỗ thông và gỗ keo Hiện nay, các doanh nghiệp đang chú trọng cải tiến thiết bị để nâng cao cả chất lượng và sản lượng sản phẩm.
1.1.2 Các dạng ván ghép thanh phổ biến hiện nay
1.1.2.1 Ván ghép thanh khung rỗng
Ván ghép thanh khung rỗng là sản phẩm được tạo ra bằng cách dán ép các tấm ván mỏng (verneer) hoặc ván dán mỏng (Thin Flywood) lên khung gỗ rỗng, sử dụng chất kết dính trong điều kiện nhất định Sản phẩm này chủ yếu được sử dụng trong sản xuất đồ mộc và tại Việt Nam, nó còn được gọi là ván mộc.
1.1.2.2 Ván ghép thanh lõi đặc có phủ bề mặt
Ván ghép thanh lõi đặc có phủ bề mặt được sản xuất bằng cách dán ép các tấm ván mỏng (verneer) lên cả hai bề mặt của tấm gỗ ghép, sử dụng chất kết dính trong các điều kiện nhất định.
1.1.2.3 Ván ghép thanh lõi đặc không phủ bề mặt ( Laminated Board )
Ván ghép thanh không phủ bề mặt hiện đang là loại hình phổ biến nhất nhờ vào những ưu điểm vượt trội như khả năng tận dụng gỗ nhỏ, quy trình sản xuất dễ dàng, và sản phẩm có độ đồng đều cao cùng với tính bền đẹp.
Ván ghép thanh lõi đặc được tạo ra bằng cách kết hợp các thanh gỗ nhỏ thông qua chất liệu kết dính Có nhiều phương pháp khác nhau để ghép các thanh thành phần, nhưng trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào kỹ thuật ghép ngón (Finger Joint).
1.1.2.4 Ghép thanh lõi đặc không phủ bề mặt kiểu ngón
Chiều dày các thanh thành phần phụ thuộc vào chiều dày sản phẩm, với chiều rộng biến thiên từ 10 đến 50 mm Để đảm bảo chất lượng sản phẩm, quy trình sản xuất cần tuân thủ một số yêu cầu bắt buộc.
- Các thanh thành phần gia công đúng quy cách;
- Phải đảm bảo độ kín khít khi xếp các thanh ghép;
- Độ ẩm thanh ghép MC = 8÷12%;
- Xếp các thanh kế tiếp nhau theo phương pháp đối xứng vòng;
+Ván ghép thanh dạng Finger Joint có ƣu điểm là:
- Phương pháp sản xuất đơn giản, vốn đầu tư cho sản xuất thấp hơn so với các phương pháp khác;
- Nguyên liệu sản xuất chủ yếu từ gỗ mọc trong rừng trồng có đường kính trung bình Φ12 ÷Φ30;
- Có thể nâng cao tỉ lệ lợi dụng gỗ;
- Sản phẩm đồng đều về độ ẩm, đa dạng và ổn định về kích thước;
- Nâng cao tính chất cơ lý của gỗ rừng trồng;
- Tính thẩm mỹ của sản phẩm là rất cao;
- Tạo ra sản phẩm có tính ứng dụng rộng rãi
-Yêu cầu chất lƣợng thanh ghép cao
-Màu sắc vân thớ thanh phải đẹp;
- Khả năng nâng cao tỉ lệ lợi dụng gỗ kém hơn các phương pháp khác;
- Không tận dụng đƣợc các phế phẩm của công nghiệp chế biến gỗ khác
Trung tâm nghiên cứu thực nghiệm và chuyển giao công nghệ công nghiệp rừng tại trường Đại học Lâm Nghiệp đã đầu tư dây chuyền sản xuất ván ghép thanh kiểu ngón với các thiết bị hiện đại Tuy nhiên, để nâng cao năng suất lao động, cần cải tiến một số máy móc trong dây chuyền, đặc biệt là máy xẻ dọc.
1.1.3.Quy trình công nghệ sản xuất ván ghép thanh
Qui trình công nghệ sản xuất ván ghép thanh đƣợc thể hiện nhƣ hình 1.1
Hình 1.1: Qui trình công nghệ sản xuất ván ghép thanh
Dây chuyền thiết bị sản xuất ván ghép thanh bao gồm các bước quan trọng như cắt khúc, xẻ ván, sấy ván, xẻ thanh, cắt ngắn, bào 2 mặt, phay ngón, ghép dọc, và đánh nhẵn sản phẩm Mỗi giai đoạn trong quy trình này đóng vai trò thiết yếu để tạo ra sản phẩm ván ghép chất lượng cao.
Hình 1.2: Một số hình ảnh vể qui trình công nghệ sản xuất ván ghép thanh
Tổng quan về máy xẻ dọc
Máy xẻ dọc có nhiều loại: Máy cƣa vòng nằm, máy Sọc (xẻ đứng), máy xẻ dọc ngang
Trong dây chuyền công nghệ chế biến gỗ, cưa vòng là thiết bị đầu tiên, tiếp theo là cưa xọc hoặc cưa đĩa Máy cưa vòng được sử dụng để xẻ gỗ tròn thành các sản phẩm như hộp và ván.
Hình 1.3: Máy cƣa vòng nằm
Bộ phận làm việc của cƣa vòng gồm luỡi cƣa, bánh đà, hệ thống truyền đai
Nguyên lý hoạt động của máy xẻ gỗ bắt đầu bằng việc kiểm tra và loại bỏ các vật rắn bằng kim loại trước khi đưa gỗ vào xẻ, nhằm đảm bảo an toàn cho cưa và tránh gãy răng cưa Gỗ được đặt lên đà kê và kẹp chặt bằng van kẹp để tránh xoay lắc trong quá trình xẻ, đảm bảo chất lượng mạch cưa Sau khi kiểm tra tình trạng kỹ thuật của cưa, máy được khởi động, và cưa được đẩy vào gỗ dọc theo chiều dài cho đến khi đỉnh răng cưa ra khỏi gỗ Tiếp theo, cưa được đưa về vị trí ban đầu và điều chỉnh độ dày ván xẻ, với mỗi vòng quay tương ứng 1cm, cho đến khi tấm ván cuối cùng được đưa ra khỏi đà kê.
Hình1.4: cấu tạo Cƣa sọc xẻ đứng
1- Động cơ; 2 – Cơ cấu quay tay; 3 - Cơ cấu biên; 4 - Lƣỡi cƣa; 5 - Thanh trượt dẫn hướng; 6 - Trục lăn quấn gỗ; 7 - khung cưa
Nguyên lý làm việc: Khi động cơ 1 quay, cơ cấu tay quay làm cho thanh truyền 3 chuyển động tịnh tiến kéo theo lƣỡi cƣa 4 tịnh tiến xẻ gỗ
Máy cưa đĩa xẻ dọc là công cụ chuyên dụng để xẻ phá gỗ tròn thành các sản phẩm như hộp, ván, và thanh Thiết bị này thường được sử dụng để xẻ tà vẹt hoặc cắt nhỏ các hộp lớn thành hộp nhỏ hơn, cũng như biến ván dày thành ván mỏng hoặc thực hiện việc dọc rìa.
Máy cưa đĩa xẻ dọc hoạt động theo nguyên lý kiểm tra hệ thống điện, lưỡi cưa và chạy thử động cơ trước khi xẻ gỗ Gỗ cần được sắp xếp gọn gàng theo thứ tự đầu đuôi, tốt nhất là cùng loại và tính chất Điều chỉnh thước tựa và bàn cưa cho phù hợp với người công nhân là rất quan trọng Khi khởi động máy, số lượng thợ cần thiết phụ thuộc vào kích thước gỗ; gỗ dài cần một thợ đứng ở đầu kia để giữ gỗ, tránh lệch lạc trong quá trình cắt Sau khi hoàn thành việc xẻ, máy sẽ được tắt và hiện trường sẽ được dọn dẹp.
Tại Trung tâm Nghiên cứu Thực nghiệm và Chuyển giao Công nghệ Công nghiệp Rừng thuộc Trường Đại Học Lâm Nghiệp, có nhiều máy móc phục vụ cho dây chuyền sản xuất ván ghép thanh và máy xẻ dọc Hiện tại, máy xẻ dọc đang được vận hành thủ công, khiến người công nhân phải trực tiếp đẩy gỗ, dẫn đến nguy hiểm và năng suất thấp Do đó, tôi đề xuất thiết kế một máy xẻ dọc mới nhằm nâng cao hiệu quả sản xuất và đảm bảo an toàn cho người lao động.
1.3 Cơ cấu tổ chức của trung tâm
Trung tâm nghiên cứu thực nghiệm và chuyển giao công nghệ công nghiệp rừng thuộc Trường Đại Học Lâm Nghiệp được thành lập theo quyết định số 2857/NN-TCCB/QĐ ngày 06/11/1997 của Bộ trưởng Bộ Nông Nghiệp và Phát triển Nông thôn.
Trung tâm có chức năng nhiệm vụ phục vụ thực tập và nghiên cứu khoa học cho sinh viên cùng cán bộ giảng viên trường Đại học Lâm Nghiệp, đồng thời thực hiện chuyển giao công nghệ cho các cơ sở sản xuất kinh doanh Hiện tại, Giám đốc trung tâm là Th.s Lê Văn Tung, với tổng số cán bộ công nhân viên là 17 người, bao gồm cả biên chế và hợp đồng.
Hàng năm, trung tâm hướng dẫn hàng ngàn sinh viên từ các khoa như CBLS, Cơ Điện và Công Trình tham gia vào các chương trình thực tập tay nghề và kỹ thuật liên quan đến chế biến gỗ Ngoài ra, trung tâm còn hỗ trợ sinh viên, thạc sĩ trong việc thực tập tốt nghiệp và các đề tài tiến sĩ của giảng viên trong và ngoài trường Đại Học Lâm Nghiệp.
Trong dây chuyền sản xuất ván ghép thanh, máy xẻ dọc hiện tại hoạt động thủ công, gây nguy hiểm và năng suất thấp Để cải thiện hiệu suất và đảm bảo an toàn cho công nhân, tôi tiến hành thiết kế máy xẻ dọc mới tại trung tâm Nghiên cứu thực nghiệm và chuyển giao công nghệ công nghiệp rừng, trường Đại Học Lâm Nghiệp.
Mục tiêu của đề tài
Thiết kế máy cưa đĩa xẻ dọc được tối ưu hóa để phù hợp với điều kiện làm việc của công nhân, từ đó nâng cao năng suất lao động và giảm giá thành sản phẩm.
Nội dung đề tài
Chương 1: Tổng quan vấn đề nghiên cứu
Chương 2: Lựa chọn phương án thiết kế
Chương 3: Tính toán kỹ thuật
Chương 4: Kết luận và Kiến nghị
Phương nghiên cứu pháp
Phương pháp nghiên cứu của đề tài bao gồm lý thuyết, kế thừa và khảo sát thực tế, tạo nền tảng vững chắc cho quá trình tính toán thiết kế.
Phương pháp lý thuyết trong ngành cơ khí được xây dựng dựa trên các môn học cơ sở như Nguyên lý máy, chi tiết máy, cơ học lý thuyết, sức bền vật liệu và thủy lực Ngoài ra, các môn chuyên ngành như Máy chế biến gỗ và sửa chữa máy cũng đóng vai trò quan trọng trong việc áp dụng lý thuyết vào thực tiễn.
Khảo sát thực tế tại các cơ sở sản xuất để làm cơ sở tính toán thiết kế.
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Phương án 1: Máy xẻ dọc dùng băng tải cuốn gỗ
Hình 2.1 : Sơ đồ động máy Xẻ dọc dùng băng tải cuốn gỗ
Hình 2.1 minh họa các thành phần chính của một hệ thống cưa đĩa, bao gồm động cơ dẫn cưa đĩa, bộ truyền đai, cưa đĩa, ru lô, lò xo đẩy rulô, cơ cấu vít đai ốc điều chỉnh nâng hạ lưỡi cưa, cơ cấu cóc, tấm gỗ, bàn máy, động cơ chạy băng chuyền, bộ truyền đai, bánh xích chủ động, bộ truyền trục vít-bánh vít, băng chuyền và bánh xích bị động Các bộ phận này phối hợp chặt chẽ để đảm bảo quá trình cưa gỗ diễn ra hiệu quả và chính xác.
2.1.2 Nguyên lý hoạt động Động cơ điện 1 quay qua bộ truyền đai 2 rồi đến lƣỡi cƣa 3 Lƣỡi cƣa 3 quay tròn và thực hiện cƣa gỗ
Việc vận chuyển gỗ bằng băng tải được thực hiện thông qua động cơ 10, truyền động qua bộ truyền đai 11, tiếp theo là bộ truyền trục vít bánh vít 12, và cuối cùng là bánh xích chủ động.
13 quay truyền chuyển động cho bánh xích bị động 15 thông qua bộ truyền xích để băng tải 14 dẫn hướng chuyển động cho gỗ
Máy xẻ dọc có bàn máy trước 9 cố định, giúp gia công gỗ hiệu quả Quá trình đưa gỗ vào máy diễn ra qua băng tải 14, trong khi phôi được ép xuống mặt bàn nhờ ru lô 4 và lò xo 5.
Cơ cấu cóc một chiều 7 làm cho phôi di chuyển ổn định, nhẹ nhàng theo một huớng nhất định trong khi gia công
Tùy theo độ dày kích thước của phôi đưa vào ta điều chỉnh độ nâng hạ lưỡi cƣa bằng tay quay điều chỉnh và cơ cấu vít đai ốc 6
2.1.3.Ƣu nhƣợc điểm Ƣu điểm:
-Máy xẻ dọc dùng băng tải cuốn gỗ làm việc cho năng suất cao do thời gian đẩy gỗ nhanh và êm
-Phù hợp để xẻ các chi tiết có dạng thanh
-Tốc độ tương đối ổn định
-An toàn cho người lao động
-Không xẻ đƣợc các chi tiết có dạng gỗ khúc.
Phương án 2: Máy xẻ dọc dùng rulô cuốn gỗ
Hình 2.2 : Sơ đồ động máy xẻ dọc dùng rulô cuốn gỗ
Hình 2.2 minh họa các thành phần chính của máy cưa, bao gồm động cơ, bộ truyền đai, đĩa cưa, và ru lô Các bộ phận khác như lò xo đẩy, cơ cấu vít đai ốc điều chỉnh nâng hạ lưỡi cưa, và cơ cấu cóc cũng được trình bày Ngoài ra, hình còn chỉ ra bàn máy, động cơ dẫn động cho ru lô, bộ truyền trục vít-bánh vít, và các rulô cuốn gỗ, cùng với bộ truyền xích.
2.2.2 Nguyên lý hoạt động Động cơ điện 1 quay qua bộ truyền đai 2 rồi đến lƣỡi cƣa 3 Lƣỡi cƣa 3 quay tròn và thực hiện cƣa gỗ
Việc đẩy gỗ bằng rulô được thực hiện thông qua động cơ 10, truyền động qua bộ truyền đai 11 và bộ truyền trục vít bánh vít 12 Động cơ này quay rulô 13, từ đó truyền chuyển động cho rulô 14 và 15 qua bộ truyền xích 16, giúp rulô dẫn hướng di chuyển gỗ một cách hiệu quả.
Máy xẻ dọc được trang bị bàn máy trước 9 cố định, giúp quá trình gia công gỗ hiệu quả Gỗ được đưa vào máy thông qua rulô 13-14-15, trong khi phôi được ép xuống mặt bàn nhờ sự hỗ trợ của ru lô 4 và lò xo.
5 Cơ cấu cóc một chiều 7 làm cho phôi di chuyển ổn định, nhẹ nhàng theo một huớng nhất định trong khi gia công
Tùy theo kích thước của phôi đưa vào ta điều chỉnh độ nâng hạ lưỡi cưa bằng tay quay điều chỉnh và cơ cấu vít đai ốc 6
2.2.3.Ƣu nhƣợc điểm Ƣu điểm:
-Máy xẻ dọc dùng rulô cuốn gỗ có năng suất tương đối cao so với đẩy gỗ thủ công
-Làm việc với tốc độ cao ít gây tiếng ồn
-Không xẻ đƣợc các chi tiết ngắn do khoảng cách giữa các ru lô Chỉ phù hợp với dạng gia công loạt các thanh có chiều dài lớn
-Kích thước máy cồng kềnh do có nhiều bộ truyền xích
2.3 Lựa chọn phương án hợp lý để thiết kế
Máy xẻ dọc sử dụng băng chuyền là lựa chọn phù hợp cho dây chuyền sản xuất ván ghép thanh tại trung tâm nghiên cứu thực nghiệm và chuyển giao công nghệ công nghiệp rừng của trường Đại học Lâm Nghiệp Tôi quyết định chọn phương án thiết kế này vì những lợi ích mà nó mang lại.
-Sản phẩm làm ra trên máy có chất lƣợng và độ chính xác cao
-Máy có độ cứng vững và tính ổn định cao, ít gây tiếng ồn
-Máy dùng băng tải cuốn gỗ nhanh, chính xác, tiện lợi và dễ dàng sử dụng
-An toàn cho nguời công nhân
-Đặc biệt là xẻ các thanh ngắn phù hợp với yêu cầu thanh trong ván ghép thanh.
CƠ SỞ TÍNH TOÁN VÀTHIẾT KẾ
Chọn đĩa cƣa
Việc lựa chọn đĩa cưa phù hợp là rất quan trọng để đảm bảo hiệu quả cắt gỗ Đĩa cưa cần đáp ứng các thông số kỹ thuật cần thiết, giúp cắt gỗ một cách chính xác và bền bỉ.
Đề tài này tập trung vào việc sử dụng các tấm gỗ mỏng có kích thước xác định làm nguyên liệu đầu vào, từ đó xác định các thông số cần thiết để lựa chọn đĩa cưa thiết kế phù hợp với sản phẩm yêu cầu.
3.1.1 Cơ sở chọn đĩa cƣa
Cƣa đĩa xẻ dọc là công cụ chính để xẻ ván và thanh Kích thước của ván và thanh được xác định dựa trên tiết diện ngang của chúng.
- Chiều dài các thanh ghép tối thiểu là 150 mm, tối đa là 620 mm (trừ hai đầu ván)
- Chiều rộng các thanh ghép tối thiểu là 25mm, tối đa là 80 mm (trừ hai cạnh ván)
- Chiều dày ván 15mm, 18mm, 22mm, 25mm
Tuy nhiên thanh được xẻ ra từ các tấm gỗ mỏng Kích thước tấm xẻ ban đầu có thể lấy bằng bề rộng băng tải là 200 mm
Cƣa có thể nâng hạ khi thanh có chiều dầy khác nhau nhờ cơ cấu tay quay- vít đai ốc Độ nâng hạ lƣỡi là 100 mm
Từ các thông số nêu trên ta tiến hành chọn luỡi cƣa:
- Lƣỡi cƣa hợp kim với dạng răng sói
- Đĩa cƣa đƣợc thiết kế cho phép cắt dọc theo thớ gỗ mềm và gỗ cứng
- Độ mở răng tối đa đến 1/3 độ dày của đĩa cƣa về mỗi phía
Các thông số của đĩa cƣa nhƣ bảng3.1:
Bảng3.1: Các thông số của đĩa cƣa Đường kính đĩa D (mm) Độ dày đĩa b ( mm) Đường kính lỗ trong d (mm)
Số răng Z Khối lƣợng m (kg)
350 2,8 30 36 2,0 Lƣỡi cƣa có hình dáng nhƣ hình 3.1:
Xác định lực cản cắt và công suất cắt
3.2.1 Xác định lực tác dụng từ răng cắt lên gỗ
Lực tác dụng từ răng cắt lên gỗ phụ thuộc vào vị trí và chiều dày của phoi, với nhiều răng tham gia trong mạch xẻ Lực cắt tiếp tuyến trung bình khi xẻ dọc bằng cưa đĩa có thể được xác định cho một lưỡi cưa theo công thức (3.1) [3].
Fk= C U Z 0,78 H 1,33 V 0,25 0,16 0,3 0.38 0 2 b 0,56 w m (N) (3.1) Trong đó: θ – góc gặp thớ, rad ; C: Hệ số phụ thuộc vào các điều kiện xẻ ; m: chỉ số trong độ ẩm gỗ
Khi xẻ gỗ có độ ẩm W= 9÷ 15%, các hệ số C = 24.10 4 ; m = 0,28 Độ ẩm gỗ W = 15÷ 85 % , C = 45.10 4 ; m = 0,06
Lƣợng đẩy U Z = (0,2 ÷ 1,0) mm Chọn U Z = 0,5 mm ; Chiều cao mạch xẻ
H = ( 20 ÷100 ) mm , chọn H = 25 mm- Chọn bằng chiều dày thanh; Vận tốc cắt
V = (40÷100 ) m/s, chọn V = 60m/s; Độ ẩm gỗ W = (9÷ 15 )% , chọn W = 15%
.góc gặp thớ θ = (30÷ 70)° ; chọn θ = 50° Góc cắt = ( 50 ÷ 70° ) , chọn 50° ; Độ tự cạnh cắt ρ = (5 ữ 50) àm, chọn ρ = 20 àm ; khối lƣợng riờng của gỗ γ 0 = ( 0,4 ÷ 0,7 ) g/cm³, chọn γ 0 = 0,5 g/cm³; Chiều rộng mạch xẻ b = (2,6 ÷ 3,6 ) mm , chọn b = 3 mm
Từ các thông số trên vào (3.1), ta đƣợc:
Trên cơ sở xác định đƣợc Fk xác định đƣợc công suất cắt:
Công suất cần thiết của động cơ dẫn động đƣợc tính:
(3.3) n -Trị số hiệu suất dẫn động tính trên cơ sở hiệu suất của chuỗi động học cơ cấu đã thiết kế trên hình 3.2:
Hình 3.2 : sơ đồ dẫn động cho lƣỡi cƣa
1 – Động cơ; 2 – Bộ truyền đai; 3 - Ổ lăn; 4 – Cƣa đĩa
Trong đó: η = η1² η2 η1 = 0,995 – Hiệu suất truyền động cặp ổ lăn η2 = 0,94 – Hiệu suất bộ truyền đai η = 0,995² 0,94 = 0,93
Theo công thức (3.3) ta có:
3.3 Xác định lực đẩy và công suất đẩy gỗ
3.3.1 Xác định lực đẩy gỗ
Để đưa gỗ vào máy, lực đẩy F cần phải vượt qua lực đẩy lùi của lưỡi cưa PS cùng với lực ma sát Fms1 và Fms2, mà lực này xuất hiện giữa gỗ với mặt bàn và giữa gỗ với guốc đè.
Hình 3.3 : Sơ đồ lực tác dụng vào gỗ khi gia công
F đây = F ms2 : lực cuốn gỗ vào máy
F ms1 : lực ma sát lăn do lƣỡi cƣa gây ra
Fm2: lực ma sát trƣợt giữa guốc đè và gỗ
Ps: lực đẩy lùi gỗ do lƣỡi cƣa gây ra
Fms2= k2.N k1: hệ số ma sát lăn; k1= 0,02 (Tra 83 [4]) k2: hệ số ma sát trƣợt; k2=0,35 (Tra 75 [4])
N: phản lực; N = Q (Trọng lƣợng của bản thân gỗ) đƣợc xác định theo công thức :
: Khối lƣợng riêng của gỗ = 0,40,7 g/cm 3 ; chọn = 0,7 g/cm³
Bề rộng của thanh gỗ: b = (25÷80) mm; chọn b = 80 mm
Chiều cao thanh gỗ h= (15÷25) mm; chọn h = 25 mm
Chiều dài thanh gỗ: l = (150÷620) mm; chọn l = 620 mm
V = b.h.l thể tích của gỗ cm 3
Vậy Fđây Ps + Fms1= 6693,6 +170,3 = 6863,9 N Để đảm bảo cho gỗ khi đƣa vào máy an toàn ta nhân cho hệ số an toàn
3.3.2 Tốc độ đẩy gỗ của băng tải
Trong quá trình xẻ gỗ, lưỡi cưa không chỉ thực hiện chuyển động quay tròn mà còn có chuyển động đẩy để thay đổi vị trí tương đối giữa lưỡi cưa và phôi, giúp tạo ra các lớp phoi mới Tốc độ đẩy, ký hiệu là u, được đo bằng đơn vị mét trên phút (m/phút).
Lƣợng đẩy đƣợc tính theo công thức : u z = 1000
u n z (3.4) Với : u z : Lƣợng đẩy của gỗ vào cƣa Chọn u z = 1 mm n : số vòng quay của cƣa: n = 4000 v/p z : số lƣỡi cƣa lắp trên trục cƣa: z = 36
Suy ra tốc độ đẩy: u= u z
3.3.3 Xác định công suất đẩy gỗ
Công suất đẩy gỗ đƣợc tính :
Công suất dẫn động cơ cấu đẩy :
(3.5) Trị số hiệu suất dẫn động tính trên cơ sở hiệu suất của chuỗi động học cơ cấu đã thiết kế nhƣ hình 3.4
Hình 3.4 : sơ đồ dẫn động cho băng tải
1 - Động cơ; 2 – Bộ truyền đai; 3- Hộp giảm tốc trục vít- bánh vít; 4 - ổ lăn; 5- khớp nối; 6 – Bộ truyền xích
Trong đó : η = η1³.η 2 η 3 η 4 η 1 : Hiệu suất truyền động cặp ổ lăn; η 1 = 0,995 η 2 :Hiệu suất khớp nối ; η 2 =1 η 3 : Hiệu suất bộ truyền trục vít – bánh vít; η 3 = 0,75 η 4 : Hiệu suất bộ truyền xích ; η 4 =1 η = 0,995³.0,75.1.1 = 0,74
Thay η vào công thức 2.5 ta đƣợc công suất dẫn động cơ cấu đẩy :
Tính toán hệ dẫn động cho lƣỡi cƣa
Số vòng quay trên lƣỡi cƣa nt = 4000 (vòng/phút )
Số vòng quay trên trục động cơ: n đc = u n t ( vòng/phút)
Chọn động cơ nhƣ bảng 3.2:
Kiểu động cơ Công suất
Vận tốc quay n (vòng/phút) cosυ η(%) Tm ax
Tỉ số truyền hệ thống: u = n c nt đ = 2922
4000= 0,7305 Kết luận : Động cơ đã chọn thỏa mãn và tối ƣu nhất
3.4.2 Tính toán các thông số động học
Tính công suất trên các trục: Công suất danh nghĩa và công suất cần thiết Trục I : P I dn = Pdc = 7,5 kw p I ct = 6,13 kw
Trục II : P dn II = p I dn η d η ol = 7,5 0,94.0,995 = 7,014 kw
P ct II = P ct I η d η ol = 6,13.0,94.0,995 = 5,73 kw
Số vòng quay trên các trục:
Mô men xoắn trên các trục tính theo công thức:
T i = 9,55.10 Pi 6 ni (N.mm) Trục I: T I dn 6 6
Bảng 3.4: Thông số động học Trục I II u 0.7305 n (vòng/phút) 2922 4000
3.4.3 Tính toán truyền động đai
Số liệu thiết kế: Công suất của bánh chủ động: P = 7,5 kw
Số vòng quay: n = 2922 vòng/phút
3.4.3.1 Chọn loại tiết diện đai
Ta chọn đai hình thang để tăng khả năng tải cho bộ truyền
Ta chọn tiết diện đai A (hình 3.1) Các thông số của loại nhƣ bảng 3.1:
Bảng 3.41: Thông số của đai hình thang
Loại đai Kí hiệu Kích thước tiết diện Diện tích tiết diện (mm 2 ) Đai hình thang thường
Hình 3.1: Kết cấu dây đai 3.4.3.2 Xác định các thông số hình học của bộ truyền
- Xác định đường kính bánh đai
Với đai A, ta có đường kính đai d = 100 200 mm Chọn d 1 = 140 mm
+ Vận tốc của đai là
+ Đường kính bánh đai lớn:
Xác định theo công thức: d2 = u1.d1.(1- 0,02)
Với: - Hệ số trƣợt: Lấy = 0,02
Tỉ số truyền thực ut: ut 1
Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l
Từ bảng (4.14)_ 3 ta có khoảng cách trục a
Chiều dài dây đai đƣợc tính theo công thức (4.4)_ 3 l = 2a +
Chiều dài đai cần lấy theo tiêu chuẩn Theo bảng (4.13)_ 3 : Lấy l = 1200 mm Khoảng cách trục a đƣợc tính lại theo công thức (4.6)_ 3 a = 0,125 2 1 2
2 l d d l d d d d (3.10) a = 0,125 2 1200 3 , 14 ( 140 140 ) 2 1200 3 , 14 ( 140 140 ) 2 8 ( 140 140 ) 2 a = 380,2 (mm); Lấy tiêu chuẩn a = 380 (mm)
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ theo chiều dài Độ bền của đai đƣợc xác định theo công thức: i l v ( 3.11)
- Tính góc ôm 1 trên bánh đai nhỏ
Góc ôm 1 đƣợc tính theo công thức (4.7)_ 3 :
Vậy 1 thỏa mãn điều kiện với đai vải cao su
Số đai z đƣợc tính theo công thức:
P1 – công suất trên bánh đai chủ động, P1 = 7,5 (kw)
P 0 - Công suất cho phép (kw), đƣợc xác định bằng thực nghiệm Theo bảng (4.19)_ 3 , ta xác định công suất cho phép P 0 = 3,08 (kw) và chiều dài đai l 0 = 1700 (mm)
Kđ – Hệ số tải trọng động Theo bảng (4.7)_ 3 , ta có Kđ = 1,2
C - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm 1 Theo bảng (4.15)_ 3 ta có C = 1
C l - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Theo bảng (4.16) 3 ta có C l = 1,1
C u - Hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Theo bảng (4.17) 3 ta có C u = 1,14
C z - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều của tải trọng cho các dây đai Theo bảng (4.18)_ 3 ta có C z = 1
Thay các giá trị trên vào công thức (3.13) ta có:
- Xác định chiều rộng bánh đai và tiết diện đai
Chiều rộng B đƣợc xác định theo công thức:
B = (z – 1).t + 2.e (3.14) Với: t – khoảng cách từ mép ngoài bánh đai đến tâm dây đai
E – khoảng cách tâm 2 dây đai
Thay các giá trị vào ta có:
- Xác định đường kính ngoài của bánh đai
+ Đường kính ngoài của bánh đai được xác định theo công thức: da1 = d1 + 2.h0 (3.15) Với: d1 – Đường kính bánh đai chủ động; d1 = 140 mm h0 = 3,3 theo bảng 4.21
3.4.3.4 Xác định lực căng ban đầu, lực tác dụng lên trục, kết cấu dây đai và bánh đai
- Lực căng trên một dây đai
Lực căng trên một dây đai đƣợc xác định theo công thức (4.19)_ 3 :
FV – Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) FV = qm v 1 2
Với: qm – khối lƣợng 1m chiều dài đai (kg/m) Theo bảng (4.22)_ 3 ta có qm 0,105 (kg/m) v1 – vận tốc của đai, v = 21,3 m/s
- Lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục đƣợc xác định theo công thức (4.21)_ 3 :
- Kết cấu dây đai và bánh đai e b h
Hình 3.2: kết cấu dây đai và bánh đai
Tính toán hệ dẫn động cho băng tải ma sát
- Số vòng quay trên đĩa xích tải: nt = 60.1000 60.1000.1, 2
Số vòng quay trên trục động cơ được tính bằng công thức n dc = u n t (vòng/phút), trong đó D = π = 76,43 (vòng/phút) Tỉ số truyền của bộ truyền đai (u1) dao động từ 2 đến 5, tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít (u2) nằm trong khoảng từ 10 đến 40, và tỉ số truyền của bộ truyền xích (u3) bằng 1 Tỉ số truyền tổng thể của hệ thống được xác định bằng công thức u = u1.u2.u3.
Chọn động cơ nhƣ bảng 3.2:
Bảng 3.2: Các thông số của động cơ
Vận tốc quay n (vòng/phút) cosυ η(%) Tm ax
Kết luận : Động cơ đã chọn thỏa mãn và tối ƣu nhất
Phân cấp tỉ số truyền: u = ndc 2838 nt 76, 43 = 37,13
Mà : u = u 1 u 2 u 3 – Tỉ số truyền của hệ thống
3.5.1.1 Tính toán các thông số động học
Tính công suất danh nghĩa trên các trục
Trục II: P II dn = P dn I ηd.η ol = 3.0,94 0,995 = 2,822(kw)
Trục III: P III dn = P II dn ηd η tv-bv η ol ² =2,822.0,94.1.0,995² = 2,628 (kw )
Trục IV : P IV dn = P III dn η tv-bv η ol ηx =2,628.1.0,995.1= 2,61 kw
Số vòng quay trên các trục:
III III n u = 76,29 (vòng/phút ) Mômen xoắn danh nghĩa trên các trục
3.5.1.2 Lập bảng thông số động học
3.5.2 Tính toán truyền động đai bộ phận dẫn động cho băng tải
Số liệu thiết kế: Công suất của bánh chủ động: P = 3 kw
Số vòng quay: n = 2838 vòng/phút
Tỉ số truyền: u1 = 3 Trình tự tính toán nhƣ phần tính toán cho bộ phận dẫn động lƣỡi cƣa ta có đựợc kết quả:
Thông số Kí hiệu Kết quả
Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm 125 Đường kính bánh đai lớn d2, mm 355
Tỉ số truyền thực tế ut 2,84
Khoảng cách trục sơ bộ as , mm 406
Chiều dài tính toán lt , mm 1500,85
Chiều dài tiêu chuẩn l, mm 1600
Số vòng chạy của đai i 1,875
Khoảng cách trục chính xác a, mm 406
Góc ôm trên bánh đai nhỏ 1 , º 148
Công suất cho phép P O ,kw 2,98
Số đai z 2 Đường kính ngoài bánh đai d a1 , mm 131,6 da2, mm 176,6
Chiều rộng bánh đai B, mm 35
Lực tác dụng lên trục Fr, N 457,32
- Kết cấu dây đai và bánh đai
Hình 3.7: Kết cấu dây đai và bánh đai
3.5.3 Tính toán thiết kế trục vít - bánh vít
Các thông số tính toán :
P1= P dn II = 2,822 kw n1= nIII = 76,29 vòng /phút
3.5.3.1 Tính sơ bộ vận tốc trƣợt
Với v sb < 5 m/s Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh kí hiệu bpAΗO9 – 4 khuôn kim loại đúc ly tâm có: σ b =5 00MPa; σ ch = 200 MPa
Chọn vật liệu làm trục vít bằng thép 45, tôi bề mặt đạt độ cứng (45 ÷ 50) HRC, ren thân khai, sau khi cắt ren đƣợc mài
3.5.3.2 Xác định ứng suất cho phép a).Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Với vật liệu đồng thanh thì:
C = 1- số lần ăn khớp trong một vòng quay; n = nt = 76,29 (vòng/phút ) t Σ : Tổng thời gian làm việc của bộ truyền t Σ = 15.365.0,5.24.0,2 = 47304 ( giờ )
K N = 0,55 b) Ứng suất uốn cho phép:
[F] = [F0] kFL = 141.0,55 = 77,55 MPa c).Ứng suất cho phép khi quá tải với bánh vít là đồng thanh thiếc
3.5.3.3 Xác định các thông số cơ bản
Với u = 12,4; chọn Z1 = 4 Z2 = u.Z1 = 4.12,4 = 49,6 (răng); Lấy Z2 50 (răng)
Tính sơ bộ q: q = 0,3.Z 2 = 0,3.50 = 15 Chọn qsb = 16
Chọn sơ bộ kv = 1,2; k = 1 kH = 1,2
Tính sơ bộ khoảng cách trục:
Tính sơ bộ môdun bánh vít
Tính khoảng cách trục chính xác: aw = 0,5m (Z2 +q) = 0,5.4(50+16) = 132 mm;
3.5.3.4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc
Vận tốc trƣợt đƣợc tính theo công thức : vs = w1 1 w
Trong đó: góc vít w đƣợc tính theo công thức:
Nhƣ vậy vật liệu đã chọn cho bánh vít là phù hợp với điều kiện làm việc và có [H] = 247,5 MPa
Góc vít trên trục chia: = arctg( z 1 q ) = arctg(14,043 0 ) Hiệu suất của bộ truyền:
Thay các số vừa tính đƣợc vào (3.11) ta có:
Thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc
3.5.3.5.Kiểm nghiệm độ bền uốn
Chiều rộng bánh vít b 2 0,75da1 da1 = m(q+2) = 4(16+2)= 72 (mm) d 1 = m.q = 4.16 = 64 mm df1 = m.(q-2,4) = 54,4
Z 50 cos g cos 14, 034 = 54 YF = 1,33 (bảng7.8) d 2 = m.Z 2 = 4.50 = 200 (mm) da2 = m.( z2+2+2.x2) = 4 (50+2+2.0,8) = 214,4 mm df2 = m.(z2 – 2,4 +2.x2) = 4.(50-2,4+2.0,8) = 196,8 mm
Chiều dài phần cắt ren trục vít: b1(8+0,06.Z2)m = (8+0,06.50)4 = 44 mm
Hệ số tải trọng: kF = kH = 1,2
3.5.3.6.Các thông số của bộ truyền
Tính góc ôm giữa trục vít và bánh vít:
Khoảng cách trục aw 135 mm
Hệ số đường kính q 16 mm
Số mối ren trục vít và số răng bánh vít Z Z1=4; Z2 P
Chiều dài phần cắt ren b1 45 mm
Bánh vít có chiều rộng b2 là 50 mm, với đường kính ngoài là 18,4 mm Đường kính vòng chia được xác định bởi các kích thước d, d1, d2 là 0 mm Đường kính vòng đỉnh được ghi nhận là da, với các thông số da1 và da2 là 4,4 mm Cuối cùng, đường kính vòng đáy df có các giá trị df1 là 54,4 mm và df2 là 26,8 mm.
3.5.4 Tính toán thiết kế trục II, III
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có độ rắn HB = 192240, có giới hạn bền b = 600 MPa, có giới hạn chảy ch = 450 MPa, ứng suất cho phép
3.5.4.1 Các thông số thiết kế
P3 = 2,628 kw vòng quay n2 = 946 vòng/phút n 3 = 76,29 vòng/phút
Lực li tâm Fr1 = Fr2 = 1234,35N
Lực dọc trục Fa1 = Ft2 = 3290 N
3.5.4.1.1 Tính toán sơ bộ Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức (10.9)_ 3 ta có: dsb 3 0 , 2
- Ứng suất xoắn cho phép với vật liệu là thép 45 ta có: = 20 MPa
0, 2.15 = 21,17 mm Tra bảng 10.2 lấy d sb2 = 30 mm, ta có b 02 = 19 mm; b 0 – bề rộng ổ lăn dsb3
Tra bảng 10.2 lấy d sb2 = 50 mm, ta có b 03 = 27 mm; b 0 – bề rộng ổ lăn
3.5.4.1.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Xác định các khoảng cách:
+ ll2 - Khoảng cách từ đai đến gối đỡ: l12 = 0
Trong đó: + b 0 – Chiều dài ổ lăn b02 = 19 mm
+ hn – Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 20 mm
+ k3 – Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15mm + lm2 – Chiều dài may ơ của trục II lm2 = (1,21,5) dsb = (1,21,5).30 = 36 45 ; Chọn lm2 = 40 mm
Do đó: l 42 = (0,9 ÷ 1) 220,4 = ( 198,36 ÷ 220,4 ) mm ; Chọn l42 = 220 mm l23 = l34 = l 42
2 = 110 mm Lại có: l43= 0,5.( lmbvít+ bo3) +k1+k2
Lmbvít = (1,2 ÷ 1,8).dsbIII = ( 60 ÷ 90) mm; chọn lmbvít = 75 mm
Với: lmx = (1,2÷1,5).dsbIII = ( 60 ÷ 75 ) mm; chọn lmx = 67,5 mm hn = 15 ÷ 20 ; chọn hn = 20 l 21 = 0,5.( 67,5+ 27 ) + 15 +20 = 82,25 mm
3.5.4.2 Tính toán trên trục II
Mô men tại các mặt cắt:
- Biểu đồ mô men trên trục II (Hình 4.5)
Hình 3.7: Biểu đồ momen trên trục II
3.5.4.2.1 Xác định momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính trục II tại các tiết diện
Momen uốn tổng M j , momen tương đương M tdj và đường kính trục d j đƣợc xác định theo công thức (10.15),(10.16) và (10.17)_ 1
Mxj, Myj – Momen uốn trong mặt phẳng xoz và yoz tại tiết diện j trên trục
Tj – Momen xoắn tại tiết diện j
- Ứng suất cho phép chế tạo trục = 50 MPa tra bảng
Ta có: Mx2 = 119163,75; My2 = 119163,75 N.mm
3.5.4.2.2 Kiểm nghiệm trục về độ mỏi bền
Vì các tiết diện đã tăng đường kính, cần kiểm nghiệm hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất, cụ thể là tiết diện j = 3, nơi chịu ứng suất lớn nhất.
Kiểm tra độ bền của trục theo công thức (10.9)_ 3
S - Hệ số an toàn cho phép Chọn S = 2,5
S j ; S j - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j
S j ; S j đƣợc xác định theo công thức (10.20) và (10.21)_ 3
+ Hệ số an toàn S 2 đƣợc xác định theo công thức (3.17)
a và m 3 - Biên độ và trị số ứng suất pháp tại tiết diện j = 3
K d - Hệ số, theo tương tự công thức (10.25)_ 3
Kx – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,05
K y – Hệ số tăng bền bề mặt trục.K y = 1,7
Theo bảng (10.8)_ 3 chọn phương pháp gia công bề mặt trục là tôi dòng
K - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn Theo bảng (10.11)_ 3
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng (10.7)_ 3 = 0,05
Thay các giá trị vào công thức (3.17)
+ Hệ số an toàn S 3 đƣợc xác định theo công thức (3.18)
- giới hạn mỏi xoắn: 1 = 0,25. b = 0,25.500 = 125 MPa
a và m 3 - Biên độ và trị số ứng suất tiếp tại tiết diện j = 3
Với T3 – Momen xoắn tại tiết diện j = 3; T3 = 28488,48 N.mm
W03 – Momen cản xoắn tại tiết diện j = 3
K d - Hệ số đƣợc xác định theo công thức (10.26)_ 3
Theo bảng (10.11)_ 3 chọn kiểu lắp ráp r6 suy ra
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Theo bảng (10.7)_ 3 = 0
Thay các giá trị vào công thức:
1, 24.1,13 0,05.0 = 89,2 Thay các giá trị vào công thức (3.16) ta đƣợc
3,31.89, 2 3,31 89, 2 = 3,3 > S = 1,5 2,5 Nhƣ vậy tiết diện 3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi
3.5.4.3 Tính toán trên trục III
Mô men tại các mặt cắt:
Hình 3.8 : Biểu đồ mômen trục III
Tính toán tương tự như phần trục II ta có được kết quả như bảng 3.4:
Thông số Kí hiệu Kết quả Đơn vị
Mtd4 284822,35 N.mm Đường kính trục tại các tiết diện d1 40 mm d2 45 mm d3 50 mm d4 40 mm
Giới hạn mỏi uốn σ -1 225 MPa
Giới hạn mỏi xoắn τ -1 125 MPa
Hệ số an toàn ứng với ứng suất uốn Sσ3 6,47
Hệ sôa an toàn ứng với ứng suất xoắn S τ3 15,04
Số vòng quay của trục II: n2 = 964 vòng/phút
Hình 3.51: Sơ đồ tính chọn ổ trục II
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
Căn cứ vào tỉ số: rB a
Chọn ổ đũa côn với đường kính trục d = 30 mm, tra bảng P2.11 1 Chọn ổ cỡ trung rộng và ổ có kí hiệu nhƣ sau:
Bảng 3.12: Các thông số của ổ đũa côn
3.5.5.1.2.2 Chọn cấp chính xác của ổ
3.5.5.1.2.3 Kiểm tra ổ theo khả năng tải trọng động
L – Tuổi thọ đƣợc tính bằng triệu vòng L = 60.10 -6 n.Lh
L h – Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ theo bảng (11.2)_ 1 Chọn L h = 10000 (h) m = 10
Do đó: L = 60.10 -6 964.10000 = 578,4 Triệu vòng quay
Q – Tải trọng động quy ƣớc
Trong quá trình tính toán tải trọng, cần xác định các yếu tố như FrA, Fa1 – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục v Hệ số cho vòng quay được lấy là v = 1 vòng quay trong kđ, với kđ = 1 Để tính toán chính xác, cần tham khảo bảng (11.3) Ngoài ra, hệ số kt để điều chỉnh ảnh hưởng của nhiệt độ được chọn là kt = 1 khi θ = 105°C Cuối cùng, e được tính là 1,5.tg.α = 1,5.tg20º = 0,55.
Xác định tỉ số: rA a
Trị số x, y tra theo bảng (12.4)_ 1 thì x = 0,4; y = 0,58
Vậy ổ đã chọn thỏa mãn
Lực dọc trục Fa2 = 822,9 N n = 76,29 vòng/phút
Hình 3.52: Sơ đồ tính chọn ổ trục III
Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
Căn cứ vào tỉ số: rB a
Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp có góc tiếp xúc = 26 0 với đường kính trục d 45 mm, tra bảng P2.12 [1] Chọn ổ cỡ cỡ nhẹ hẹp và ổ có kí hiệu nhƣ sau:
Bảng 3.13: Các thông số của ổ bi đỡ chặn 1 dãy
3.5.5.2.2.2 Chọn cấp chính xác của ổ
Chọn cấp chính xác của ổ bằng 0
3.5.5.2.2.3 Kiểm tra ổ theo khả năng tải trọng động
Kiểm tra ổ theo khả năng tải trọng động
L – Tuổi thọ đƣợc tính bằng triệu vòng L = 60.10 -6 n.Lh
Với L h – Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ theo bảng (11.2) Chọn L h = 10000 (h) m = 3 ổ bi
Do đó: L = 60.10 -6 76,29.10.10 3 = 45,78 ( Triệu vòng quay )
Q – Tải trọng động quy ƣớc
Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục được ký hiệu lần lượt là F rA và F a1 Hệ số v tính đến vòng quay với 1 vòng quay trong k đ, trong đó k đ = 1 và kt là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Qua khảo sát thực tế, chọn kt = 1 khi nhiệt độ đạt 105 độ C.
Trị số x, y tra theo bảng (11.4)_ 1 thì x = 1; y = 0
Vậy C đ = Q.L 1/m = 4130,23.45,78 1/3 = 14775,18 N = 14,78 kN < C = 48,1 kN => Tải trọng động thỏa mãn
3.5.6.Tính toán chọn khớp nối
3.5.6.1 Cơ sở chọn khớp nối
Để giảm va chạm và trấn động từ mômen xoắn truyền từ trục động cơ, ta chọn nối trục vòng đàn hồi với cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và thay thế, đồng thời làm việc tin cậy Với đường kính trục d = 45 mm, kích thước bảng được tra từ bảng (16.10a) sẽ bao gồm các thông số d (mm), D (mm), dm (mm), L, l, d1, D0.
3.5.6.2 Kiểm tra điều kiện bền cho khớp nối
Chọn vật liệu làm khớp nối là thép 45 thường hóa
[ c ] = 0,25 σch = 0,25.340 = 85 MPa Điều kiện bền ứng suất xoắn của chốt:
x < [ x ] = 102 MPa Thỏa mãn Điều kiện bền cắt của chốt:
Vậy khớp nối đã chọn thỏa mãn
3.5.7 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
3.5.7.1.Chọn bề mặt lắp ghép
Dùng phương pháp đúc vỏ Chọn bề mặt lắp ghép ngang đi qua tâm bánh vít
3.5.7.2 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp a.Chiều dày vỏ hộp
Nắp hộp: δ1 = a = 9 mm b Gân tăng cứng
Chiều cao h = 30 < 9.5 = 45 mm Độ dốc: 2˚ c Đường kính
Bu lông ghép mặt bích d 3 = 0,8.20 = 16 mm
Vít ghép nắp ổ d4 = 0,7.20 = 14 mm d Mặt bích
Chiều dày bích thân S3 = 1,6.16 = 24 mm
Chiều dày bích nắp S 4 = 1.24 = 24 mm
Bề rộng bích nắp K3 = 55 mm e Kích thước gối đỡ đường kính ngoài tâm lỗ vít: Chọn D = 70 mm ( bảng 18.2)
Bề rộng gối đỡ trục K2 = 58 mm
Chiều cao h = 57,5 mm f Mặt đế hộp
Bề rộng K1 = 3.25 = 75 mm g khe hở giữa các chi tiết
Bánh răng và thành trong hộp = 10 Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1 = 9.4 = 36 mm h Số lƣợng bulông nền :
3.5.7.3 Các chi tiết máy phụ
3.5.8 Tính toán bộ truyền xích
3.5.8.2 Xác định các thông số của bộ truyền xích
Theo bảng 5.4, với u = 1, chọn số răng đĩa nhỏ z 1 = 31, số răng z 2 = u.z 1 = 31 < z max = 120
Theo công thức (5.3 ) [ ], công suất tính toán:
Trong đó z1 1, kz = 1; kn = 1,25; theo công thức (5.4) và bảng 5.6 [1]:
Với ko = 1 (đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc < 40º)
K đc = 1 ( điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích )
Kc= 1( bộ truyền làm việc 1 ca)
Kbt = 1,3( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II )
Theo bảng 5.5, với n 01 = 200 vòng/ phút, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích: p = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mỏi:
Theo công thức (5.12) số mắt xích: x 2
Tính lại khoảng cách trụctheo công thức (5.13): a =
3.5.8.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 31800 N, khối lƣợng 1 mét xích q = 1,9 kg
S 1, 7.2682 75, 74 1,9 31800 = 6,85 > [S] = 5,7 thỏa mãn điều kiện bền
3.5.8.4 Tính đường kính đĩa xích d 1 1
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của xích theo công thức (5.18) σH1 ( ) 0, 22.(2682.1 1,56).2,1.10 5
= 508,3 MPa với : z1 = 31, kr = 0,22; E = 2,1.10 5 MPa; A = 106 mm 2 ; kd = 1
Nhƣ vậy σ H1 < [σ H ] = 600 MPa , thỏa mãn điều kiện bền
3.5.9 Tính toán thiết kế cơ cấu cóc
3.5.9.1 Cấu tạo và nguyên lý hoạt động
Cơ cấu bánh cóc kiểu ma sát hoạt động như sau: Khi khâu dẫn động 1 quay theo chiều kim đồng hồ, các con lăn 2 giữa khâu 1 và khâu 3 bị chèn dưới tác dụng của lực ma sát, khiến khâu bị dẫn 3 quay theo Ngược lại, khi khâu dẫn 1 quay ngược chiều kim đồng hồ, các con lăn được thả lỏng, làm cho khâu bị dẫn 3 đứng yên.
3.5.9.2 Điều kiện làm việc của cơ cấu bánh cóc
Khi khâu 1 quay theo chiều kim đồng hồ, con lăn 2 ở trạng thái chèn, tiếp xúc với khâu 1 và khâu 3 tại các điểm A.
B các phản lực pháp tuyến N A và N B từ khâu 1 và 3 tác dụng lên con lăn 2 khiến nó có xu hướng bị bật ra; còn các lực ma sát F A và F B của các khâu 1 và
Để giữ con lăn 2 không bị bật ra trong khoảng hở giữa khâu 1 và khâu 3, cần đảm bảo mô men của lực F A tại điểm B lớn hơn mô men của lực N A tại cùng điểm Góc kẹp β được xác định bởi hai tiếp tuyến với con lăn tại các điểm tiếp xúc A và B, trong khi bán kính con lăn được ký hiệu là r c Việc chèn chặt con lăn 2 là rất quan trọng để duy trì ổn định trong hệ thống.
Thay FA = NA.f và f = tgυ vào biểu thức trên ta đƣợc: υ >
hoặc 2υ > β (3.59) khi f = 0,2, υ = 11,30º Thay vào (3.59) ta đƣợc: β < 2.11,3 = 22,6º chọn β = 20º
Tính toán năng suất máy
Trong ca làm việc, thời gian làm việc là 8 giờ, với thời gian xẻ một thanh ván là 1 phút Thời gian ngừng trong ca được tính bằng tổng thời gian ngừng trong định mức (30 phút) và thời gian ngừng ngoài định mức (10 phút), dẫn đến tổng thời gian ngừng là 40 phút.
3.6.2 Giá thành sản phẩm Đối với dây chuyền sản xuất ván ghép thanh tại trung tâm nghiên cứu thực nghiệm và chuyển giao công nghệ công nghiệp rừng ta tính toán giá thành cho 1m 3 sản phẩm trên cơ sở phần lãi thu đƣợc hợp lý:
C – Tổng chi phí sản xuất
Hiện nay trên thị trường sản phẩm ván ghép thanh tốt loại 1 chiều dày 35 mm có giá là 5 triệu đồng/m³
Để sản xuất 1m³ sản phẩm, cần tới 1,6 m³ gỗ tròn do hiệu suất tận dụng gỗ chỉ đạt 60% Hiện tại, giá gỗ keo tròn là 1.000.000 đồng/m³.
C = g + lg + hm + vt + vc (3.63) g – Giá thành gốc của nguyên liệu lg – Lương công nhân hm – Khấu hao máy và chi phí bảo dƣỡng
Vt – Vật tư và năng lượng là một yếu tố quan trọng trong sản xuất Theo đó, giá trị g được xác định là 1,6 triệu đồng, với năng suất dây chuyền đạt 12,2 m³/ca và yêu cầu 20 công nhân làm việc Hiện tại, mức lương của một công nhân là 100.000 đồng/người/ngày, dẫn đến chi phí lương cho một ca sản xuất là 2.000.000 đồng.
Vậy 1m³ gỗ thành phẩm chi phí về lương sẽ là: lg = 2000000
Giá thành sản phẩm là 164.000 vnđ, trong đó khấu hao máy chiếm 10% với số tiền 400.000 vnđ, vật tư và năng lượng chiếm 15% với 600.000 vnđ Chi phí vận chuyển hiện tại là 10.000 đồng cho mỗi mét khối trên mỗi km, và khoảng cách trung bình từ vùng nguyên liệu đến trung tâm là 20 km.
Ta có tổng chi phí sẽ là:
= 1600000 + 164000 + 400000 + 600000 + 200000 = 2.964.000 vnđ Thay các giá trị tìm đƣợc vào (3.61) ta có:
Sản xuất ván ghép thanh mang lại lợi nhuận cao, với lợi nhuận đạt 1.036.000 vnđ sau khi trừ chi phí từ doanh thu Nếu dây chuyền sản xuất hoạt động hết công suất như dự tính, giá thành sản phẩm có thể giảm thêm nữa.