nguyên lý làm việc của máy đo ma sát ổ đỡ chân vịt

Hình 1 – 2: Sơ đồ cấu trúc và tải tác dụng tại ÔĐTCV phổ biến ở tàu cá cỡ nhỏ Qcv là trọng lượng chân vịt, Qkn là trọng lượng của khớp nối, q là tải phân bốđều theo chiều dài của trục do

Chương 1

NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA MÁY ĐO MA SÁT

Ổ ĐỠ TRỤC CHÂN VỊT

1.1 Ổ ĐỠ TRỤC CHÂN VỊT (ÔĐTCV)

TRONG HỆ ĐỘNG LỰC TÀU THUỶ.

Trên hình (1 - 1), trình bày sơ đồ hệ động lực của tàu thủy

Hình 1.1 Sơ đồ hệ động lực tàu thủy

1 Máy chính 2 Hộp số 3;4 Trục trung gian.

5 Trục chân vịt 6 Chân vịt.

Máy 1, qua hộp số 2, trục trung gian 4, trục chân vịt 5, truyền mô men quaycho chân vịt số 6 Khi quay thuận, chân vịt đạp nước về phía sau, phản lực của nướcvào chân vịt, thông qua trục chân vịt, qua ổ đỡ trượt chặn ÔTC, sẽ được truyền tớithân tàu và đẩy con tàu về phía trước

Đa số trường hợp, trục chân vịt số 5 được đặt trên hai bạc trượt: Bạc lái BL,nằm ở phía đuôi tàu, và bạc mũi BM, nằm ở phía mũi tàu Chúng được gọi là bạc lóttrục chân vịt (BLTCV) và được đặt chung trong một ổ đỡ trượt, gọi là ổ đỡ trụcchân vịt (ÔĐTCV)

Vì chân vịt ngâm sâu trong nước, muốn kiểm tra, sửa chữa, thay thế cácBLTCV, phải đưa tàu vào “đốc” (âu) hoặc lên “triền” ở trên bờ Công việc nàythường chỉ được tiến hành vào dịp trung hay đại tu vòm đuôi, hoặc toàn bộ thân tàu

Chu kỳ trung đại tu tàu khá dài, đòi hỏi tính tin cậy và độ bền mòn của bạclót trục chân vịt phải cao, để có tuổi bền tương ứng; đặng có thể thay thế, sửa chữacác bạc này, cùng lúc với việc sửa thân tàu Như vậy đỡ tốn tiền nâng, hạ thủy tàu

OÅÑC OÅÑTCV

Người ta chọn ổ trượt làm ổ đỡ trục chân vịt, vì ổ trượt có tính tin cậy cao,làm việc êm hơn ổ lăn Nhưng ma sát ở ổ trượt thường lớn hơn ma sát ở ổ lăn Điềunày trái với mong muốn vừa nêu.

Để giảm ma sát và giảm mòn cho BLTCV, một mặt cần tìm kiếm vật liệuchống ma sát để làm bạc, phù hợp với vật liệu trục chân vịt (hoặc áo bao trục);nghĩa là chọn cặp ma sát thích hợp Mặt khác, cần tìm cách giảm tải, giảm tốc độtrượt và bôi trơn, làm mát thật tốt cho ổ Kết cấu hợp lý ổ trục cũng là một giải phápkhả dĩ

Ta xem xét kỹ hơn về điều này khi nghiên cứu chế độ và điều kiện làm việc

của các loại ÔĐTCV thường gặp ở đội tàu thủy Việt Nam

CỦA Ổ ĐỠ TRỤC CHÂN VỊT TÀU CÁ CỠ NHỎ.

Sơ đồ cấu trúc và tải tác dụng tại ổ đỡ trục chân vịt phổ biến ở tàu cá cỡ nhỏ,được trình bày trên hình (1 – 2) Các bộ phận của ổ gồm có: Chân vịt số 1, ống baotrục số 2, trục chân vịt số 3, BLTCV phía lái BL, phía mũi BM, đệm kín nước số 4,cái điều chỉnh độ kín nước số 5 và khớp nối trục số 6

Hình (1 – 2): Sơ đồ cấu trúc và tải tác dụng tại ÔĐTCV phổ biến ở tàu cá cỡ nhỏ

Qcv là trọng lượng chân vịt, Qkn là trọng lượng của khớp nối, q là tải phân bốđều theo chiều dài của trục do trọng lượng trục chân vịt gây ra Mm là mô men xoắn

từ máy tàu truyền tới, Mc là mô men cản chuyển động của chân vịt do nước gây ra

Rl và Rm là các phản lực tại bạc lái và bạc mũi Pcv là hợp của phản lực nước lênchân vịt, có phương trùng với đường tâm trục chân vịt và chiều từ phía lái về mũitàu Khi chân vịt quay thuận, phản lực này đẩy tàu tiến về phía trước.Còn khi chânvịt quay ngược, chiều phản lực sẽ ngược lại, tàu lùi về phía sau

Tùy theo tương quan giữa trọng lượng của chân vịt Qcv và trọng lượng củakhớp nối Qkn cũng như tỷ lệ các khoảng cách Lo, L1, L2 mà giá trị của các phản lực

Rl và Rm, lớn hay nhỏ, cùng chiều hay ngược chiều nhau

Khi thiết kế, người ta bố trí sao cho giá trị của chúng không quá sai khác.Song vì trọng lượng của chân vịt thường rất lớn so với trọng lượng của khớp nối.Lại vì, để bảo đảm đủ “nước hút” cho chân vịt, nhằm bảo đảm hiệu suất cao của nó,đoạn trục conxon Lo không thể quá ngắn (đặc biệt, ở tàu vỏ gỗ trảng đuôi, ván vỏkhông chắp nối mà liền mảnh từ mũi đến đuôi tàu) Do vậy, tỷ lệ khá nhất có thể đạtđược của Rl/Rm thường không dưới (5/4 - 4/3) Các phản lực này thường lớn hơnphản lực ở các ổ đỡ, trên các trục trung gian hoặc trục đẩy, đến 3, 4, 5 lần

Trong thiết kế kỹ thuật, người ta thường coi phản lực Rl hoặc Rm là tải chính,gây ra áp suất nén trên bề mặt BLTCV

Sau khi chọn phương án bố trí các bộ phận của ổ, chọn phương án bôi trơn,làm mát và lựa chọn vật liệu làm trục và bạc, người ta kiểm tra độ bền của bạc,thông qua việc so sánh áp suất nén danh nghĩa p mà bạc phải chịu, với áp suất chophép của vật liệu làm bạc [p], hoặc so sánh nhân tố cho phép làm việc [pv] của vậtliệu làm bạc, với chế độ làm việc thực tế của ổ trượt phía lái là p1v, và phía mũi là

p2v Trong đó:

p1 = Rl/d.Lb1 hoặc p2 = Rm/d.Lb2 và v =  r (1 - 1)

d, , v, r là đường kính, tốc độ góc, tốc độ trượt và bán kính trục chân vit

Lb1 , Lb2 là chiều dài của bạc lái và bạc mũi

Nếu giữ nguyên tốc độ trượt và đường kính trục chân vịt (hai thông số này

do hiệu suất chân vịt và công suất của tàu quy định), để giảm tải, nghĩa là giảm ápsuất danh nghĩa trên bề mặt các bạc, nhằm giảm ma sát và hao mòn, người ta tăngchiều dài bạc lái lên (4 - 5) lần và chiều dài bạc mũi lên gấp (3 - 4) lần đường kínhtrục chân vịt, nghĩa là lớn hơn chiều dài các bạc trượt khác ở trục trung gian và trụcđẩy, trên cùng hệ trục chừng ấy lần

Ngoài tải chính là áp suất danh nghĩa, ÔĐTCV còn chịu các tải phụ, do daođộng dọc trục bởi sự biến động của lực đẩy chân vịt trước sóng gió biển khơi, sựbiến động của dòng nước theo sau đuôi tàu; hay do dao động ngang của trục chânvịt và sự biến dạng của vỏ tàu, làm sai lệch tâm trục và ổ

Rất khó xác định chính xác sự ảnh hưởng của các yếu tố này Vì vậy, người

ta thêm vào giá trị p một hệ số k, tính đến ảnh hưởng chung của chúng Tùy theokích thước, hình dáng kết cấu tàu và hệ động lực; tùy vào loại vỏ sắt hay vỏ gỗ; tùyvùng biển hoạt động mà lấy giá trị k cao hay thấp Việc này phụ thuộc kinhnghiệm của người thiết kế

Áp suất danh nghĩa trên BLTCV p của các loại tàu cá cỡ nhỏ ở Việt Nam,thường nằm trong khoảng: p = (0,05 - 0,3) N/mm2 ; còn tốc độ trượt giữa trục chânvịt với bạc, thì nằm trong khoảng v = (1 - 3) m/s

Nếu xem vật liệu và chiều dày các bạc trượt là như nhau, thì khối lượng vậtliệu yêu cầu cho hai BLTCV lớn gấp (7 - 9) lần so với vật liệu cần cho một bạctrượt khác trên cùng hệ trục

ỔĐTCV này thường được bôi trơn bằng nước, chảy từ phía ngoài tàu, theokhe hở giữa bạc và trục, vào trong tàu Nước có tỷ nhiệt cao hơn dầu bôi trơn tới 2lần, nên khi bôi trơn, nó cũng đồng thời làm mát tốt cho ổ Dùng nước bôi trơn vừakhông tốn tiền, lại không gây ô nhiễm môi trường biển như dùng dầu

Tàu cá khai thác ngoài biển, hay trong các sông hồ, nước bôi trơn và làm mátcho ổ có tính ăn mòn hóa học và ăn mòn điện-hóa rất cao Do vậy, trục chân vịtthường làm bằng thép không gỉ

Thép không gỉ gần như không bị nước biển ăn mòn, nhưng độ cứng của nókhông cao Vì vậy, vật liệu làm bạc không được quá cứng Người ta thường sử dụngvật liệu phi kim loại như: Gỗ, cao su, chất dẻo để làm BLTCV các tàu sử dụngthép không gỉ làm trục chân vịt, vì chúng thường có độ cứng thấp hơn các loại hợpkim chống ma sát hiện dùng, lại rất ít bị ăn mòn bởi nước biển

Các loại vật liệu này, không chỉ đáp ứng cho trên 7 vạn tàu cá cỡ nhỏ, màngay cả trên 6 nghìn tàu cá loại trên 90 mã lực cũng vẫn dùng loại vật liệu này

Tàu cá có công suất 800, 1000 mà lực vẫn dùng polyamid làm BLTCV

1.2 THIẾT BỊ ĐO MA SÁT CỦA Ổ ĐỠ TRỤC CHÂN VỊT.

1.2.1.SƠ ĐỒ ĐỘNG.

Hình (1 – 3): Sơ đồ động máy đo ma sát ổ đỡ trục chân vịt.

1 Động cơ điện 2 Bộ truyền đai

13 Thanh treo đối trọng 14 Đối trọng

15 Thân giá đỡ chữ A 16 Thanh thép chữ U

G dt Trọng lương đối trọng P qn Trọng lượng quả nặng cân bằng.

P pl Trọng lượng của puly.

Trục (3) có đường kính d = 50 mm, một đầu gắn với puly liên kết với động

cơ điện dẫn động qua bộ truyền đai, đầu còn lại lắp với đối trọng cân bằng có trọnglượng là (Pqn)

Bạc lót (4, 9) được cố định bằng các vít đầu chìm trong ống bao (8) Bạc lótngắn lắp phía mũi, bạc lót dài lắp phía lái

Ống bao trục (8) được lắp trong hai ổ lăn lắp chặt trong hai lỗ của hai giá đỡchữ A Hai giá đỡ chữ A được định vị trên hai thanh thép chữ U bằng bốn bulông

M20 Trên ống bao (8) còn bố trí các đường nước (5, 12) để bôi trơn và làm mát cho

Ma sát sinh ra trong ổ trục là ma sát trượt Mô men ma sát này phụ thuộc vàotải trọng P và vận tốc trượt V đo được bằng con lắc vật lý với đối trọng (14), kimchỉ góc lệch (7) và bảng cung có chia độ (6) Quá trình hoạt động sẽ tạo ra sự lệchmột góc f so với giá trị ban đầu của kim (7) trên bảng chia độ (6) so với phươngthẳng đứng

Từ giá trị của độ lệch kim (7) và trọng lượng của đối trọng (14) xác địnhđược mô men ma sát, lực ma sát và từ đó tìm được hệ số ma sát của ổ trượt

Nhiệt độ làm việc trong ổ trượt được khống chế bởi lưu lượng chất bôi trơn(nước) Nước được đưa vào và ra khỏi ổ trượt qua hai lỗ (5, 12) Sau khi bôi trơn vàlàm mát nước chảy ra ngoài ổ trượt qua khe hở trục - bạc ở hai đầu ống bao

1.2.3.CÁC THÔNG SỐ LÀM VIỆC CỦA MÁY ĐO MA SÁT.

1.Các thông số đầu vào.

 Liên kết ma sát (cặp ma sát A và B) Ở đây, A là trục và B là bạc lót Liênkết ma sát được đặc trưng bởi các thông số sau: Đường kính trục, cơ tính của vậtliệu chế tạo trục, chiều dài bạc lót, số lượng bạc lót, độ nhẵn bề mặt trục và bạc lót,tính chất cơ, lý, hoá của loại vật liệu làm bạc lót, khe hở lắp ghép giữa bạc và trục

 Chế độ làm việc (P, V) của liên kết ma sát

Các thông số

đầu vào

Máy đo ma sát Thông số

đầu ra

Ở đây: P - Đặc trưng cho tải trọng tác dụng lên ổ đỡ.

Tải tác dụng lên thiết bị gồm có: Tải cơ và tải nhiệt Trên hình (1 – 5) biểudiễn các lực và mô men tác dụng lên thiết bị đo ma sát ổ đỡ trục chân vịt

- Sự phân bố áp suất không đều do sai lệch định tâm trục, do trong quá trình giacông hoặc lắp ráp dẫn đến sự không song song của đường tâm ổ và đường tâm trục

Vì vậy, trục và bạc không tiếp xúc với nhau trên suốt chiều dài bạc mà tiếp xúc vớinhau bằng những phần diện tích thực tế Dưới tác dụng của tải trọng lên trục mà cácphản lực lên gối đỡ chỉ được phân bố trên đoạn tiếp xúc và không theo một quy luậtnào cả

- Tải trọng do trọng lượng của:

+ Ống bao và bạc lót

+ Trục và các chi tiết lắp trên trục

+ Ổ lăn

+ Đối trọng và thanh treo đối trọng

tác dụng lên khung máy

- Mô men xoắn truyền từ động cơ điện Mô men này thay đổi theo yêu cầu vậnhành thiết bị và có giá trị dao động tuỳ thuộc vào cấu trúc động cơ, sự ổn định củanguồn điện cung cấp

- Tải xuất hiện do sự dao động của cụm chi tiết: Trục, ống bao và các phần tử lắptrên chúng Vì đây là một hệ đàn hồi nên dưới tác động của các phụ tải theo chu kỳ,

hệ này sẽ dao động Khi tần số của lực kích thích gần với dao động tự do của hệ đànhồi thì biên độ dao động sẽ tăng lên nhanh chóng Điều này làm ổ đỡ trục làm việctrong điều kiện xấu, quá trình bôi trơn bị phá vỡ, xảy ra va đập giữa trục và bạc lót,trục và bạc lót ma sát trực tiếp với nhau dẫn đến cường độ hao mòn trong ổ lớn

 Tính tin cậy của thiết bị

Do điều kiện và thời gian còn hạn chế vì vậy chỉ xét đến mối quan hệ của cácthông số đầu vào là: Tốc độ trượt của hai bề mặt ma sát, tải trọng tác dụng lên ổ vàthông số đầu ra là hệ số ma sát

3.Xác định hệ số ma sát.

Lực ma sát trong ổ đỡ:

Fms = Fms1 + Fms2 (N) (1 – 3)Lực ma sát sinh ra tai bạc lót phía lái:

Fms1 = fms P1 = fms (p1 d Lb1) (N) (1 – 4)Lực ma sát sinh ra tại bạc lót phía mũi là:

Fms2 = fms P2 = fms (p2 d Lb2) (N) (1 – 5)Trong đó: fms - Hệ số ma sát trong ổ

d - Đường kính trục (mm)

Lb1 - Chiều dài bạc lót phía lái (mm)

Lb2 - Chiều dài bạc lót phía mũi (mm)

2

b b

ms

L p L p d

M

 (1 – 8)Khi làm việc, tải trọng P được truyền vào ổ Cụm chi tiết (4, 8, 9) được đặttrên hai ổ lăn (10) Hai ổ lăn này sinh ra mô men ma sát (M0) ngược chiều với mômen ma sát trong ổ, cùng chiều với mô men ma sát do đối trọng gây ra (M1).Vì vậy,khi tính mô men ma sát trong ổ thông qua đối trọng cần phải cộng thêm mô mennày

M0 = 0,5 f0 P D0 (1 – 9)Trong đó: fo - Hệ số ma sát trong ổ (f0 = 0,001 – 0,005)

P - Tải trọng hướng kính

D0 - Đường kính trung bình của ổ lăn

Khi máy chưa làm việc, tải trọng tác dụng lên ổ đỡ gồm có: Trọng lượng trục,trọng lượng quả nặng, trọng lượng của puly, trục và bạc lót tiếp xúc với nhau, đốitrọng Gdt và trọng lượng riêng của thanh treo nằm ở vị trí mà kim chỉ 00 trên bảngchia độ, ở vị trí thẳng đứng (vị trí I)

Khi máy làm việc, đối trọng Gdt và trọng lượng thanh treo sẽ nằm ở vị trí màtạo với phương thẳng đứng (phương ban đầu) một góc f

M1 = Gdt Sinf R + Gttdt Sinf r (1 – 10)

Mms = M1 + M0 (1 – 11) Trong đó:

R - Khoảng cách từ tâm đối trọng đến đường tâm trục.

r - Khoảng cách từ trung điểm của thanh treo đối trọng đến đường tâm trục Gdt - Trọng lượng đối trọng

Gttdt - Trợng lượng của thanh treo đối trọng

Hình (1 - 5): Sơ đồ xác định mô men ma sát trong ổ khảo nghiệm.

1 Bảng cung chia độ (thang đo 1/10 0 ); 2 Kim chỉ góc lệch;

3 Ống bao; 4 Thanh treo đối trọng; 5 Đối trọng.

Chương 2

THIẾT KẾ KỸ THUẬT KHUNG MÁY

2.1.NHIỆM VỤ, YÊU CẦU CỦA KHUNG MÁY.

2.1.1.NHIỆM VỤ.

Nhiệm vụ của khung máy là đỡ tất cả các chi tiết, các bộ phận lắp đặt trên nó

và đảm bảo cho chúng ở những vị trí làm việc nhất định

2.1.2.YÊU CẦU.

Phải chắc chắn, ổn định Vị trí và bề mặt lắp ghép phải chính xác

2.2.TẢI TÁC DỤNG LÊN KHUNG MÁY.

Hình (2 – 1) biểu diễn các lực và mô men tác dụng lên máy đo ma sát trong đó

có khung máy Bao gồm:

Hình (2 – 1): Tải tác dụng lên máy đo ma sát ổ đỡ trục chân vịt.

1 Trọng lượng của quả nặng cân bằng (Pqn) được đặt tại trọng tâm của quảnặng có chiều từ trên xuống

2 Trọng lượng của Puly (Ppl) được đặt tại trọng tâm của puly có chiều từ trênxuống

3 Phản lực từ các ổ đỡ (R1, R2) được đặt tại trọng tâm của hai ổ đỡ trượt cóchiều hướng từ dưới lên

4 Trọng lượng của bản thân trục là một lực phân bố đều trên toàn bộ chiều dàicủa trục (L)

Quá trình cân và đo kiểm được các thông số ban đầu theo bảng dưới đây.

Bảng (2 – 1): Giá trị các đại lượng ghi ở hình (2 – 1).

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Chiều dài từ tâm quả nặng tới giữa bạc lót phía lái L1 305,5 mmChiều dài từ bạc lót phía lái tới bạc lót phía mũi L2 381 mmChiều dài từ tâm puly tới giữa bạc lót phía mũi L3 305,5 mmChiều dài từ giữa bạc lót phía lái tới tâm ổ bi L4 54 mm

Chiều dài từ giữa bạc lót phía mũi tới tâm ổ bi L6 71 mmChiều dài bạc lót phía lái Lb1 210 mmChiều dài bạc lót phía mũi Lb2 84 mm

Theo công thức: P = M g (2 – 1)Trong đó: g – gia tốc trọng trường (g = 10 m/s2)

Như vậy: Trọng lượng của trục là: Pt = Mt g = 16 10 = 160 (N)

Trọng lượng của quả nặng là: Pqn = Mqn g = 12 10 = 120 (N)

Trọng lượng của puly là: Ppl = Mpl g = 7 10 = 70 (N)

Giá trị lực phân bố của bản thân trục là: qt = L Pt = 160992 (N/mm)

Chiều các lực được chọn như hình vẽ Lập và giải hệ phương trình cân bằng tại B và E.

5 , 305 381 (

70 2

381

, 305 ( 120 2

381

 Tiến hành chọn động cơ như sau:

Lực ma sát sinh ra trong ổ trượt là: Fmsi = Ri fms (N) (2 – 2)Lực ma sát sinh ra tại bạc lót phía lái là: Fms1 = R1 fms (N)

Lực ma sát sinh ra tại bạc lót phía mũi là: Fms2 = R2 fms (N)

Ổ trượt được bôi trơn bằng nước nhưng do chất lượng bề mặt của trục và bạclót là không cao nên chiều dày lớp bôi trơn khó đảm bảo lớn hơn tổng số mấp mô

bề mặt của cặp ma sát Như vậy ta có ma sát nửa ướt và trị số hệ số ma sát nằmtrong khoảng (0,01 – 0,1) theo [4 – tr68] tập 2 Chọn fms = 0,1

Như vậy ta tính được: Fms1 = 240 0,1 = 24 (N)

Fms2 = 110 0,1 = 11 (N)

Mô men ma sát được xác định bằng công thức sau:

Mmsi = Fmsi d2 (N.mm) (2 – 3)Trong đó: Mmsi – Mô men ma sát sinh ra giữa trục và bạc lót thứ i (N.mm)

Fmsi - Lực ma sát sinh ra giữa trục và bạc lót thứ i (N)

Chọn Mx = 3 Mms = 3 0,875 (N.m) = 2,625 (N.m)

Công suất trên trục máy đo là: Nt = Mx t (2 – 6)Theo số liệu thống kê, chế độ làm việc của hệ trục chân vịt tàu cá cỡ nhỏ nằm trongkhoảng: P = (0,05 – 0,3) (N/mm2) (2 – 7)

V = (1 – 3) (m/s) (2 – 8)Chọn vận tốc trượt V = 3 (m/s) vì ở vận tốc trượt lớn nhất, ma sát sinh ra trong ổ sẽlớn nhất

Vận tốc trượt được xác định theo công thức sau: V =

60.1000

.d n t



(m/s) (2 – 9)Trong đó: d - Đường kính trục (mm)

Nt = Mx t= 2,625 120 = 315 (W) = 0,315 (kW)

Công suất cần thiết của động cơ là:

N đm  Nycđc =

d t

N

 (2 – 11)Giá trị hiệu suất của bộ truyền động đai được tra theo Bảng 1 [11 - tr23]

= 40 (rad/s)Công suất trên trục được xác định:

Nt1 = Mx t1 = 2,625 40 = 105 (W)

Công suất yêu cầu từ động cơ:

Nycđc1 =

d t

N



1 = 0105,95 = 110,526 (W) ≈ 0,111 (kW)

= 80 (rad/s)Công suất trên trục được xác định:

Nt2 = Mx t2 = 2,625 80 = 210 (W)

Công suất yêu cầu từ động cơ:

Nycđc2 =

d t

N



2 = 0,95210 = 221,05 (W) ≈ 0,221 (kW)

Nhận thấy Nycđc (0,111 kW)và Nycđc (0,210 kW) đều có giá trị nhỏ hơn Nycđc

(0,332 kW) nghĩa là công suất của động cơ vẫn được đảm bảo khi làm việc ở cáccấp vận tốc trượt V1 và V2

Từ công suất yêu cầu từ động cơ ta tiến hành chọn động cơ điện

- Động cơ điện một chiều đắt, nhanh hỏng và khối lượng sửa chữa lớn hơn động cơxoay chiều, phải thêm vốn đầu tư để lắp đặt các thiết bị chỉnh lưu

- Động cơ điện đồng bộ ba pha giá đắt, mở máy phức tạp, tuy có hệ số cos cao, chiphí vận hành sẽ cao hơn loại động cơ không đồng bộ nhưng ở đây yêu cầu công suấtnhỏ nên các ưu điểm của động cơ đồng bộ ba pha không quan trọng lắm

- Động cơ không đồng bộ ba pha giá rẻ, cấu tạo vận hành đơn giản nhất, mặc dùtrực tiếp với mạng điện xoay chiều không cần thiết đổi dòng điện, có thể điều chỉnhnhảy cấp vận tốc bằng cách thay đổi số đôi cực từ

Chọn động cơ điện

Ta tiến hành chọn công suất và tốc độ động cơ

Động cơ cần chọn sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ Khilàm việc nó phải thoả mãn ba điều kiện

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt độ cho phép

- Có khả năng quá tải trong thời gian ngắn

- Có mô men mở máy đủ lớn để thắng mô men cản ban đầu

Vì vậy ta chọn động cơ điện có công suất định mức (Nđm) lớn hơn công suấtyêu cầu đặt ra cho nó (Nycđc)

So sánh với các loại động cơ điện trên, nhận thấy động cơ không đồng bộ bapha có nhiều ưu điểm Do đó chọn động cơ điện có ký hiệu DK31 – 4 là loai động

cơ điện không đồng bộ ba pha roto đoản mạch đúc nhôm, do Việt Nam sản xuấttheo Bảng 3 [11 – tr29 ]

Bảng (2 – 2): Thông số kỹ thuật của động cơ điện

Kiểu

động cơ

Côngsuất

N (kW)

Vận tốcquay

GD2

(kgm2)

Trọnglượng(kg)DK31 -4 0,6 1440 0,76 1,8 1,8 0,15 24

Trong đó: Mm – Mô men mở máy.

M đm - Mô men định mức

Mmax – Mô men lớn nhất

2.4 TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI.

Truyền động đai được dùng để truyền động trên các trục tương đối xa nhau

và yêu cầu làm việc êm dịu Bộ truyền có kết cấu khá đơn giản và có thể giữ an toàncho các shi tiết máy khác khi bị quá tải đột ngột Tuy nhiên, tỷ số truyền của bộtruyền không được ổn định do có sự trượt giữa đai và bánh đai

Chọn bộ truyền đai là bộ truyền đai hình thang Các thông số cần xác định: Loại đai,kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục, chiều dài đai, lực tác dụng lên trục

Diện tích tiết diện đai: F = 81 (mm2)

Hình (2 – 3): Tiết diện đai hình thang.

2.4.2.XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH BÁNH ĐAI.

Quá trình đo kiểm xác định được đường kính ngoài của bánh đai như sau:

 Đường kính ngoài: (Dn)

Bánh dẫn : Dn1 = 165,6 (mm)Bánh bị dẫn: Dn2 = 225,6 (mm)

 Đường kính trong: (Dt)

Bánh dẫn: Dt1 = 140,6 (mm)

Bánh bị dẫn: Dt2 = 200,6 (mm)Theo công thức xác định đường kính ngoài của bánh đai [11 - tr47]:

Cấu tạo bánh đai và các kích thước chủ yếu của

rãnh bánh đai hình thang được thể hiện bằng hình vẽ

Hình (2 – 4): Cấu tạo bánh đai hình thang.

Bảng (2 – 3):Kích thước chủ yếu của rãnh bánh đai hình thang.

Loại tiết diện đai c e s

Các đường kính D1 và D2 là đường kính của vòng tròn qua lớp trung hoà củađai (khi đai vòng qua bánh) cũng là các đường kính danh nghĩa của bộ truyền đaihình thang, chúng được dùng trong tính toán bộ truyền Các trị số D1 và D2 theo tiêuchuẩn

Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện:

V = 1 31

10.60

D n



 Vmax (m/s) (2 – 14)Trong đó: D1- Đường kính bánh dẫn (mm)

n1- Tốc độ quay của bánh dẫn (v/ph)

Vmax- Vận tốc cho phép cực đại của đai (Vmax = 30 – 35 m/s)

V = 60.10 3

440 3,14.160.1

= 12,06 ≈ 12 < Vmax (m/s)

2.4.3.SƠ BỘ CHỌN KHOẢNG CÁCH TRỤC.

Khoảng cách trục sơ bộ được tính theo điều kiện:

0,55 (D1 + D2) + h  Asb  2 (D1 + D2) (2 – 15)Trong đó : h - Chiều cao tiết diện đai (h = 8 mm)

 0,55 (160 + 220) + 8  Asb  2 (160 + 220)

 217  Asb  760

Dựa vào điều kiện, ta chọn: Asb = 300 (mm)



Lsb = 1199,6 ≈ 1200 (mm)

Từ giá trị Lsb trên, quy tròn theo tiêu chuẩn Bảng 20 [11 – tr46 ] được:

L0 = 1180 (mm)

L0 - chiều dài danh nghĩa

Do L0 < 1700 (mm) nên L được dùng làm chiều dài tính toán (là chiều dài đo theo lớp trung hoà của đai)

L = L0 + •L = 1180 + 33 = 1213 (mm) (2 – 17)Giá trị •L đối với loại đai có tiết diện A là: •L = 33 (mm) theo [11 – tr46 ]

Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện:

U = V L = 60.D.1L.n1  Umax (2 – 18)Trong đó: D1 - Đường kính bánh đai dẫn (mm)

n1- Tốc độ quay của bánh dẫn (v/ph)

V - Vận tốc trượt của đai (mm/s)

Umax - Số vòng chạy cực đại của đai trong một giây (Umax = 10)

A =

8

) 8.(

)]

D (

[2.

) (

1 2

2 2 1 2

8 )]

220 160 (

14 , 3 1213 2 [ ) 220 160 (

14 , 3 1213

2.4.5.KIỂM NGHIỆM GÓC ÔM TRÊN BÁNH ĐAI.

Góc ôm trên bánh đai được kiểm nghiệm theo công thức:

V

N

v t

p] [

1000.

(2 – 21)Trong đó:

F - Diện tích tiết diện đai (F = 81 mm2)

N - Công suất cần truyền (N = 0,332 kW)

Z  12.1,7.81.1000.0,3320,7.0,98.1 = 0,2928 ≈ 0,293

 Chọn Z = 1

2.4.7.LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC.

 Lực căng ban đầu đối với đai (S0)

S0 = 0.F (2 – 22) Trong đó: 0 – Ứng suất căng ban đầu (0 = 1,2 N/mm2)

F - Diện tích tiết diện đai (F = 81 mm2)

Chiều và các lực được chọn như hình vẽ Lập và giải hệ phương trình cânbằng tại B và E.

5 , 305 381 ).(

290 70 ( 2

382

L

+ Pqn (L1 + L2)

 R1’ =

381

5 , 305 ).

290 70 ( ) 381 5 , 305 (

120 2

382

160    

= 7,559 (N) ≈ 8 (N)

2.5.3.KIỂM TRA ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Lực ma sát (Fmsi’) và mô men ma sát (Mmsi’) sinh ra trong ổ trượt trong trường hợp

có thêm lực Rt của bộ truyền đai tác dụng lên trục được xác định như sau:

Fmsi = Ri’ fms (N) (2 – 24)

Mmsi’= Fmsi’ d2 (N.mm) (2 – 25)Trong đó: fms = 0,1 (như đã chọn ở phần 2.3)

Lực ma sát và mô men ma sát sinh ra tại bạc lót phía lái là:

Fms1’ = R1’ fms = 8 0,1 = 0,8 (N)

Mms1’ = Fms1’ d2 = 0,8 502 = 20 (N.mm)Lực ma sát và mô men ma sát sinh ra tại bạc lót phía mũi là:

Fms2’ = R2’ fms = 632 0,1 = 63,2 (N)

Mms2’ = Fms2’ d2 = 63,2 502 = 1580 (N.mm)Tổng mô men ma sát trong ổ trượt được xác định:

Mms’ = Mms1’ + Mms2’ = 20 + 1580 = 1600 (N.mm) = 1,6 (N.m)

Để máy có thể làm việc được thì mô men xoắn sinh ra trên trục phải thoảmãn điều kiện sau:

Mx’  K Mms’ (2 – 26)Trong đó: Hệ số an toàn K được chọn có trị số bằng 3

' d n t



(m/s) (2 – 27)Trong đó: d - Đường kính trục (mm)

nt’- Tốc độ quay của trục khi phải chịu thêm lực Rt (v/ph)

Vận tốc góc của trục:

' 10 60

2 3V

=

50

3 10

2 3

= 120 (rad/s) (2 –29)

Công suất trên trục của máy đo là:

Nt’ = Mx’ t' = 4,8 120 = 576 (W) = 0,576 (kW) (2 – 30)Công suất cần thiết của động cơ sẽ là:

Nycđc’ =

d t

N



' = 00,576,95 = 0,61 (kW) (2 – 31)Công suất định mức của động cơ được chọn theo điều kiện sau:

Bảng (2 – 4): Thông số kỹ thuật của động cơ điện được chọn lại

Kiểu

động cơ

CôngsuấtN’(kW)

Vận tốcquayn’(v/ph)

dm

M M

Momenbánh đà

GD2

(kgm2)

Trọnglượng(kg)DK32 - 4 1 1400 0,79 1,8 2,0 0,021 27

Động cơ chọn được kiểm nghiệm lại với các cấp vận tốc trượt khác nhau:

2 3V1

= 40 (rad/s)Công suất trên trục: Nt1’ = Mx’ t1' = 4,8 40 = 192 (W) = 0,192 (kW)

Công suất yêu cầu từ động cơ được xác định:

Nycđc1’ =

d t

N



' 1 = 00,192,95 = 0,2021 (kW) ≈ 0,202 (kW) (2 – 33)

Với V 2 ’ = 2 (m/s):

Theo (2 – 29), vận tốc góc của trục ứng với V1’ = 2 (m/s) là:

' 2

t

50

' 2.10 3

2

V

= 80 (rad/s)Công suất trên trục: Nt2’ = Mx’ t2' = 4,8 80 = 384 (W) = 0,384 (kW)

Công suất yêu cầu từ động cơ được xác định:

Nycđc2’ =

d t

N



' 2 = 0,3840,95 = 0,4042 (kW) ≈ 0,404 (kW) (2 – 34)

Từ (2 – 33) v à (2 -34) nhận thấy: Trị số của Nycđc1’ và Nycđc2’ đều nhỏ hơn trị

 Khi máy chưa làm việc, khung máy chịu tải trọng là trọng lượng của các chitiết, bộ phận máy lắp đặt trên nó Bao gồm:

- Trọng lượng của trục là một lực phân bố đều trên toàn bộ chiều dài trục (L) Đểđơn giản khi tính toán, trọng lượng của trục được biểu diễn bằng một lực tập trungtrên sơ đồ lực, trị số của nó là: Pt = 160 (N), có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của ống bao trục (Gob = 50 N) là một lực tập trung đặt tại trung điểmcủa đường tâm ống bao trục có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của các bạc lót phía lái (Gb1 = 25 N) và bạc lót phía mũi (Gb2 = 10 N)

là các lực tập trung đặt tại trọng tâm các bạc lót

- Trọng lượng của quả nặng (Pqn = 120 N) là một lực tập trung đặt tại trọng tâm quảnặng có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của puly (Ppl = 70 N) là một lực tập trung đặt tại trọng tâm của puly

có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của đối trọng (Gđt = 10 N) là một lực tập trung đặt tại trọng tâm củađối trọng có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của thanh treo đối trọng (Gttđt = 3 N) là một lực tập trung đặt tại trọngtam thanh treo có chiều từ trên xuống

- Trọng lượng của ổ bi (Gobi = 20 N) là một lực tập trung đặt tại trọng tâm ổ bi cóchiều từ trên xuống

- Trọng lượng của Nắp ổ bi và các bulông nắp ổ (Gnobl = 30 N) được đặt tại trọngtâm của Nắp ổ bi Để đơn giản trong quá trình tính toán, chọn điểm đặt lực Gnobl làtrọng tâm của ổ bi có chiều từ trên xuống

- Lực của bộ truyền đai (Rt = 290 N) tác dụng lên trục đặt tại trọng tâm của puly và

có chiều từ trên xuống

Ngoài các thành phần kể trên, khung máy còn chịu trọng lượng của các chi tiết:Kim chỉ góc lệch, bảng cung chia độ, đệm nắp ổ bi và khối lượng mỡ bôi trơn ổ bi.Các thành phần này có trị số nhỏ được bỏ qua trong quá trình tính toán

 Khi máy làm việc, ngoài các thành phần lực kể trên, khung máy phải chịuthêm các lực và mô men sau:

- Áp lực hướng tâm trong các ổ đỡ trượt (Pai):

Lb1, Lb2 - Chiều dài các bạc lót phía lái và phía mũi

- Mô men ma sát sinh ra trong các ổ đỡ trượt: M ’ và M ’

- Mô men xoắn trên trục do động cơ điện truyền đến qua bộ truyền đai (Mx’).

- Mô men ma sát do đối trọng sinh ra có giá trị không đáng kể nên bỏ qua

Tải trọng tác dụng lên khung máy được thể hiện bằng hình (2 – 7) Nó bao gồm:

P qn - Trọng lượng quả nặng cân bằng P t - Trọng lượng trục.

P pl - Trọng lượng puly G b1 - Trọng lượng bạc lót phía lái.

G b2 - Trọng lượng bạc lót phía mũi V 1 , V 2 - Phản lực tại các gối đỡ.

G đt - Trọng lượng đối trọng G ttđt - Trọng lượng thanh treo đối trọng.

G ob - Trọng lượng ống bao R t - Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục.

G obi + G nobl - Trọng lượng của ổ bi, nắp ổ bi và bu lông.

M x ’ – Mô men xoắn được truyền tới từ động cơ.

M ms1 ’, M ms2 ’ – Mo men ma sát trong các ổ đỡ trượt.

M msđt – Mô men ma sát do đối trọng sinh ra.

Hình (2 – 7): Tải tác dụng lên khung máy.

Đơn giản hoá sơ đồ trên về sơ đồ hình (2 – 8) dưới đây Trong đó Ti là tổngcác lực tác dụng lên khung máy tại vị trí thứ i trên trục

V1 = 891,189 (N) ≈ 892 (N)

V2 = -54 (N)

2.6.3.CHỌN KẾT CẤU VÀ VẬT LIỆU.

1.Kết cấu.

Kết cấu của khung máy biểu diễn ở hình (2 – 9)

Giá đỡ ổ trục 2 là chi tiết phải thiết kế

2 Vật liệu.

Các chi tiết đúc bằng gang xám được dùng phổ biến vì gang xám rẻ, dễ đúc,

cơ tính khá, làm việc tốt trong điều kiện mài mòn , rung động Vì các lí do trên nênchọn vật liệu chế tạo giá đỡ ổ trục là gang xám GX15 - 32 Cơ tính, thành phần nhưsau:

- Giới hạn bền kéo thấp nhất là: bk = 15 (daN/mm2) (2 – 36)

- Giới hạn bền uốn thấp nhất lá: bu = 32 (daN/mm2) (2 – 37)

- Tỷ số độ bền mỏi khi uốn trên độ bền kéo:

2.6.4.TÍNH SỨC BỀN.

Do đặc điểm cấu tạo của khung máy gồm hai giá đỡ chữ A chịu các phản lực

là V1 và V2 Để đảm bảo về độ bền cho khung máy khi làm việc, chọn giá đỡ chữ Achịu phản lực lớn nhất để tính toán Khi đó phản lực tính toán sẽ là: Vtt

Vtt = n Vmax (2 – 40)Trong đó: Vmax - Phản lực lớn nhất Chọn Vmax = V2 = 892 (N)

Hệ số an toàn được đưa vào trong tính toán với mục đích đảm bảo cho kếtcấu có một sự an toàn nhất định về độ bền Nếu xét đến tất cả những sai sót có thểxảy ra trong khi xác định ứng suất và tải trọng, trong xác định cơ tính của vật liệu,sai sót trong quá trình công nghệ và mức độ quan trọng của khung máy đối với máythì hệ số an toàn được xác định bằng phương pháp các hệ số thành phần [4 – tr38]:

H ình (2 – 10): Sơ đồ xác định tiết diện giá đỡ chữ A

Sơ đồ tính toán bền cho giá đỡ chữ A được đơn giản hoá

và thể hiện bằng hình (2 -11) dưới đây Bao gồm:

Các thanh 1, 2, 3

Các nút I, II, III

Dựa vào sơ đồ trên nhận thấy các thanh 1 và 2 chịu tải trọng như nhau Vìvậy chỉ tính cho một thanh, thanh còn lại lấy cùng giá trị.

Do đặc điểm kết cấu của giá đỡ chữ A nên tải trọng Vtt tác dụng lên nó đượcchia ra làm hai thành phần:

Tính cho thanh 1 để tìm diện tích tiết diện mặt cắt ngang F 1 = a 1 b 1 (mm 2 )

Tải trọng tính toán cho thanh 1 là:

Từ hình (2 - 8) thấy rằng thanh 1 vừa chịu nén vừa

chịu uốn Chịu nén bởi lực N1, chịu uốn bởi Z1

Trong đó: N1, Z1 là các phân lực của lực Vtt1

Ta có:

N1 = Vtt1 Cos100 = 1976,509 ≈ 1977 (N)

Z1 = Vtt1 Sin100 = 348,512 ≈ 349 (N)

Hình (2 – 12): Sơ đồ tính toán thanh 1.

Diện tích tiết diện thanh 1 được xác định:

 =

u W

max

u

M

+ 1

1

F

N

 [] (2 – 42)Trong đó: Mumax – Mô men uốn lớn nhất do lực Z1 gây ra ( N.mm)

Mumax = Z1 rmax = Z1 130 (N.mm) (2 – 43)

Wu – Mô men chống uốn

Với tiết diện thanh là hình chữ nhật ta có Wu =

6

2 1

1b a

(2 – 44)

F1 - Diện tích tiết diện của thanh 1: F1 = a1 b1 (mm2)

[] - Ứng suất cho phép của vật liệu Ta có: [] =

n

ch

 (2 – 45)

Vậy: a1  1,2 11,8 = 14,16 (mm).

Tính diện tích tiết diện đi qua mặt cắt ngang của thanh 3 là F 3 = a 3 b 3 (mm 2 )

Sử dụng phương pháp tách khớp, xét sự cân bằng của nút II

Thanh 3 chịu kéo do các lực N1 và N2 gây ra

Trong đó: N1, N2 là các phân lực của Vtt1 và Vtt2

gây nén lên các thanh 1 và 2

Lập phương trình cân bằng cho hệ ta được:

Tính diện tích tiết diện F 4 = a 4 b 4 (mm 2 )

Tiết diện F4 chịu cắt bởi ứng suất tiếp c

Kiểm nghiệm theo điều kiện bền cắt: c  [c] (2 – 50)

4

Thế giá trị trên vào (2 – 51) được:

4

4 2

Dùng phương pháp mặt cắt để xây dựng biểu đồ nội lực trong thanh 1

Lực dọc của thanh 1 (Nz1) được xác định:

Tính bền mối ghép ren:

Mỗi thân giá đỡ chữ A được ghép với thanh thép chữ U bằng hai bulông Docác thanh 1 và 2 chủ yếu chịu lực nén, thanh 3 chủ yếu chịu lực kéo nghĩa là mốighép ren chịu tải trọng ngang vì vậy chỉ cần kiểm tra bulông bị hư hỏng do lựcngang thân bulông gây ra ứng suất cắt

Theo điều kiện bền cắt ta có: c  [c] (2 – 52)



b

F m

Q

.

1 =

4

2

b

d m

Q



1

 [c] (2 – 53)

Trong đó: Q1 - Lực ngang do thanh 1 gây ra (N)

db - đường kính danh nghĩa của bulông (mm)

m - Số bulông (m = 1)

[c] - Ứng suất cắt cho phép (N/mm2)

Fb - Diện tích tiết diện mặt cắt ngang của bu lông

Với mối ghép chịu tải trọng ngang, bulông lắp không có

khe hở, trị số ứng suất tiếp cho phép được xác định như sau:

][c = 0,4 ch = 0,4 220 = 88 (N/mm2) (2 – 54)Lực ngang do thanh 1 gây ra được xác định:

Q1 = N1 Sin100 = 1977 Sin100 = 343,3 (N) đã bỏ qua lực Z1

Từ (2 -53) và (2 – 54) tính được:

 d b = 43,.14343.88,3 = 2,229 (mm) ≈ 2,23 (mm)

Định kích thước thiết kế sau tính toán:

Quá trình tính sức bền khung máy xác định được diện tích tiết diện qua cácmặt cắt ngang của các thanh là:

F1 = a1 b1 = F2 = a2 b2  11,8 14,16 = 167,008 (mm2)

F3 = a3 b3  2,9 (mm2)

F4 = a4 b4  11,15 (mm2)

Sự lựa chọn kích thước của tiết diện các mặt cắt dựa trên cơ sở các kết quả

đã xác định được Tuy nhiên, nó còn phị thuộc vào các yếu tố như:

- Sự tương quan hình học giữa các chi tiết, bộ phận máy với nhau

- Đảm bảo hơn nữa sự cứng vững cho kết cấu và độ tin cậy cho thiết bị.

Vì vật liệu chế tạo giá đỡ ổ trục là gang xám (còn gọi là gang đúc), là loại vậtliệu đúc rẻ tiền, có cơ tính khá Nguyên tắc thiết kế chung đối với các chi tiết đúcbằng gang xám là:

- Chiều dày thành vật đúc: Thành vật đúc dày đều thì tốt vì gang xám nhạy cảm vớitốc nguội Trong cùng một vật đúc, sự chênh lệch nhiều về tốc độ nguội có thể tạonên những tổ chức gang khác nhau, ảnh hưởng tới khả năng làm việc của thiết bị

- Gang chịu nén và chịu uốn tốt hơn chịu kéo do đó nên chọn kết cấu sao cho thànhmỏng chịu nén, thành dày chị kéo

- Hình dạng của tiết diện có ảnh hưởng nhiều tới độ bền uốn của gang, thường chọntiết diện hộp Nếu gang có độ bền thấp, kém đồng đều về tổ chức thì ảnh hưởng củahình dạng tiết diện càng rõ rệt

Vì các lý do trên, có thể lựa chọn kích thước chế tạo khung máy của các tiếtdiện mặt cắt ngang có giá trị tương đương nhau và lớn hơn nhiều lần giá trị xác địnhđược

Được sự đồng ý của Thầy hướng dẫn, tôi quyết định chọn các kích thước đó

1892 – 76 [10 – tr146]

Trong đó: Đường kính danh nghĩa của ren: db = 20 (mm)

Chiều dài bu lông: l = 80 (mm)

Với các kích thước đã xác định được trong quá trình đo kiểm và tính toán, hoàntoàn thiết lập được bản vẽ lắp thiết bị đo ma sát Trục chân vịt - Bạc lót trục chân vịt

THIẾT KẾ CHẾ TẠO GIÁ ĐỠ Ổ TRỤC

Được sự đồng ý của Thầy hướng dẫn, tôi chọn thiết kế chế tạo giá đỡ chữ Acủa thiết bị đo ma sát ổ đỡ trục chân vịt Các bước thực hiện gồm có:

- Đúc giá đỡ ổ trục

- Gia công cơ sau đúc

- Hướng dẫn lắp ráp, cân chỉnh và vận hành thiết bị

3.1 ĐÚC.

Đúc là một phương pháp dùng để chế tạo phôi hoặc chi tiết bằng cách rótkim loại lỏng vào khuôn có dạng, kích thước theo yêu cầu Sau khi kim loại lỏngđông đặc, tiến hành dỡ khuôn, phá lõi được sản phẩm đúc Sản phẩm đúc có thểđem ra dùng ngay (gọi là chi tiết đúc), có thể phải sang gia công cơ khí (gọi là phôiđúc)

1.Đặc điểm của đúc:

+ Đúc là phương pháp gia công ở trạng thái lỏng

+ Bằng phương pháp này có thể đúc được tất cả các kim loại và hợp kim

+ Có thể gia công những chi tiết rất nhỏ, khối lượng từ vài gam đến vài tấn

+ Có thể chế tạo những chi tiết từ đơn giản đến phức tạp

+ Có thể đạt độ bóng, độ chính xác kha cao bằng phương pháp đúc đặc biệt

+ Đúc là dạng sản xuất linh động, phù hợp với công nghệ địa phương

+ Dễ cơ khí hoá và tự động hóa

+ Giá thành rẻ, vốn đầu tư không cao

Tuy nhiên, sản xuất đúc còn tồn tại các nhược điểm sau:

+ Hao tốn nhiều kim loại