Design of the machine componentsDes

Design of the machine components
Design of the shaft
The design of the shaft was carried out by considering the
properties of the material, loading on the shaft in terms of
weight of kolanut, and rubber paddles and making some basic
assumptions (Hall et al. 1983). The shaft length was 1600 mm.
The load on the shaft was partitioned as stated below:
Weight of kolanut to be processed at a time was specified
as 1 kg
Weight of kolanut ¼ 1  9:8 kgm=s2
¼ 9:81 N
Weight of flat bars and rubber paddles: this was determined
by weighing to be 50 g×16
0:8 kg  9:81 ¼ 7:848 N
Therefore equivalent load on shaft, Wt is given by
Wt ¼ weight of 16 paddles þ weight of kolanut ¼ ð9:81 þ 7:848Þ N
¼ 17:66 N
Bending and Torsional moments
Bending and torsional moment are the main factors influencing
shaft design. The point of critical stress was determined
from the bending moment diagram while the
torsional moment acting on the shaft was determined from:
Mt ¼ T1  T2 ð ÞR ð1Þ
Where,
T1 tight side of belt on pulley
T2 loose side of belt on pulley
R radius of pulley
Using the methods described by Hannah and Stephens
(2004), T1 and T2 were calculated as detailed below. The
required shaft diameter was determined by employing the
formula.
cos
θ
2


¼ r1  r2
l
ð2Þ
Where r10175 mm, r2030 mm and l0500 mm
cos θ2
 
¼ 0:1750:03
0:5
θ ¼ 2:553 rad
Hence angle of wrap of smaller pulley θ is 2.553 rad
V ¼ 1440  2
60
 3:142  :03 ¼ 4:52 m=s
m ¼ ρ b t

ผลลัพธ์ (ไทย) 1:

ออกแบบประกอบเครื่องการออกแบบเพลาการออกแบบของเพลาถูกดำเนินการ โดยพิจารณาการคุณสมบัติของวัสดุ โหลดบนเพลาในแง่ของน้ำหนักของ kolanut และ paddles ยาง และทำบางขั้นพื้นฐานสมมติฐาน (Hall et al. 1983) ความยาวของเพลาถูก 1600 มม.การโหลดบนเพลาแบ่งพาร์ติชันที่ระบุด้านล่าง:มีระบุน้ำหนักของ kolanut ที่จะประมวลผลในแต่ละครั้งเป็น 1 กิโลกรัมน้ำหนักของ kolanut ¼ kgm 9:8 1 = s2¼ 9:81 Nน้ำหนักยางแบนและทาง: นี้กำหนดโดยชั่งให้ 50 g × 160: 7:848 9:81 ¼กิโลกรัม 8 Nดังนั้น การโหลดเทียบเท่าบนเพลา Wt ถูกกำหนดโดยน้ำหนัก wt ¼ของ 16 ทางน้ำหนักþþ ð9:81 kolanut ¼ของ 7:848Þ N¼ 17:66 Nดัด และ Torsional ช่วงเวลาขณะดัด และ torsional เป็นปัจจัยหลักมีอิทธิพลต่อการออกแบบเพลา กำหนดจุดของความเครียดที่สำคัญจากไดอะแกรมเวลาดัดขณะtorsional ขณะทำหน้าที่บนเพลาถูกกำหนดจาก:Mt ¼ T1 T2 ð ÞR ð1Þที่T1 แน่นด้านของสายพานกับลูกรอกT2 ด้านหลวมของสายพานกับลูกรอกรัศมี R ของรอกโดยใช้วิธีอธิบาย โดยฮันนาห์และสตีเฟ่นส์(2004), T1 และ T2 ถูกคำนวณตามรายละเอียดด้านล่าง ที่ต้องกำหนดเส้นผ่าศูนย์กลางของเพลา โดยใช้การสูตรcosΘ2
r2 ¼ r1lð2Þที่ r10175 mm, r2030 mm และ l0500 mmcos θ2 ¼ 0:175 0:030:5Θ¼ 2:553 radดังนั้น มุมตัดของθรอกขนาดเล็กคือ 2.553 radV ¼ 1440 2603:142: 03 ¼ 4:52 m = sm ¼ρ b t

ผลลัพธ์ (ไทย) 3:

การออกแบบการออกแบบส่วนประกอบของเพลา

เครื่องออกแบบเพลากระทำโดยพิจารณา
คุณสมบัติของวัสดุ โหลดบนเพลาในแง่ของ
น้ำหนักของโคล่านัท และพายยางและทำให้สมมติฐานพื้นฐาน
( Hall et al . 1983 ) ความยาวเพลาเป็น 1600 mm .
โหลดบนเพลาได้แบ่งตามที่ระบุไว้ด้านล่างนี้ :
น้ำหนักของโคล่านัทจะถูกประมวลผลในเวลาที่ระบุ

1 กิโลกรัมน้ำหนักของโคล่านัท¼ 1  9 : 8 กิโลกรัมเมตร = S2
-
¼ 9:81 หนักแบนและ paddles ยางนี้ตั้งใจ
โดยชั่งเป็น 50 กรัม× 16
0:8 กก  9:81 ¼ 7:848 n
จึงเทียบเท่ากับโหลด เพลา น้ำหนักน้ำหนักน้ำหนักให้
¼ 16 พายþน้ำหนักของโคล่านัท¼ð 9:81 þ 7:848 Þ n
¼ 17:66 n

บิดดัดและช่วงเวลาและขณะนี้มีการบิด ดัด ปัจจัยที่มีอิทธิพลต่อ
การออกแบบเพลา จุดของความเครียดการพิจารณาจากแผนภาพโมเมนต์ดัด

บิดในขณะที่ช่วงเวลาการแสดงบนเพลา พิจารณาจาก :
. T1 T2 ¼  ðÞ R ð 1 Þ

T1 คับที่ข้างเข็มขัดลูกรอก
T2 ข้างหลวมเข็มขัดลูกรอก
r รัศมีของรอก
โดยใช้ วิธีการที่อธิบายโดยฮันนาห์ และเฟน
( 2004 )T1 และ T2 คำนวณตามรายละเอียดด้านล่าง
ต้องเส้นผ่าศูนย์กลางเพลาถูกกำหนดโดยการใช้สูตร cos

.
θ
2


 ¼ R1 R2
L
 ð 2 Þ
ที่ r10175 มม. r2030 มม. และ l0500 mm
2

เพราะθ   ¼ 0:175  0:03

θ 0:5 ¼ 2:553 ราด
ดังนั้น มุมตัดของθรอกเล็กคือ 2.553 ราด
v ¼ 1440  2

 60 3:142  ¼ 04 : 52 : 03 M = S
M ¼ρ b T