do an may nghien cat

do an may nghien CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN KỸ THUẬT CHO MÁY 4.1 Năng suất nghiền Năng suất trộn và nghiền làm việc gián đoạn có thể được tính toán theo công thức sau: (m3h) (3.1) Trong đó V thể tích sản phẩm trong thùng chứa máy nghiền ttron thời gian trộn. tnap thời gian nạp sản phẩm vào máy. tthao thời gian tháo sản phẩm. Mỗi mẻ trộn ta chọn là m = 140kgmẻ Khối lượng thể tích trung bình của hỗn hợp trộn γ =500 (kgm3) ta cóV = m. γ = 140500 = 0.28(m3) Chọn ttron = 3 phút. tnap = 2 phút. tthao = 1 phút thay số liệu vào công thức (31) ta thu được Q = 28.500 =1400 kgh Chọn hệ số nạp đầy φ = 0.6 vậy ta có thể tích thùng trộn là: Vt=2.80.6=0.46 (m3) Chọn chiều cao thùng trộn B = 0.45D suy ra với D là đường kính thùng trộn. Thùng trộn là thùng hình trụ nằm ngang vậy thể tích thùng trộn là: (m3) (3.2) Thay = 3.141 Vt =0.46 và B = 2.5D vào (32) ta thu được: D = 1.12m Vậy chiều dài thùng trộn B = 1.12x2.5 = 0.504m 4.2 Công suất nghiền Khi trộn vật liệu bánh chà và cánh trộn tác dụng lên vật liệu trộn. Đại lượng phụ thuộc vào tính chất cơ lý vật liệu, tốc độ chuyển động. Hai bánh chà và cánh chuyển động trong khối vật liệu ép truyền cho nó một vân tốc nào đó, trong kki khắc phục lực cản của vật liệu hướng vào mặt chính của cánh, ma sát của vật liệu với bánh nghiền, ma sát giữa vật liệu với vật liệu. (ở đây là cát với chất phụ gia) Xuất phát từ đó, đại lượng áp suất pháp tuyếnlên một đơn vị diện tích nhúng chìm của phần bánh nghiền và cánh chuyển động có thể tính như sau: , (Nm2)

CHƯƠNG TÍNH TỐN KỸ THUẬT CHO MÁY 4.1 Năng suất nghiền Năng suất trộn nghiền làm việc gián đoạn tính tốn theo cơng thức sau: Q V t tron  t nap  t thao (m3/h) (3.1) Trong V- thể tích sản phẩm thùng chứa máy nghiền ttron- thời gian trộn tnap- thời gian nạp sản phẩm vào máy tthao- thời gian tháo sản phẩm Mỗi mẻ trộn ta chọn m = 140kg/mẻ Khối lượng thể tích trung bình hỗn hợp trộn γ =500 (kg/m3) ta cóV = m γ = 140/500 = 0.28(m3) Chọn ttron = phút tnap = phút tthao = phút thay số liệu vào công thức (3-1) ta thu Q = 28.500 =1400 kg/h Chọn hệ số nạp đầy φ = 0.6 ta tích thùng trộn là: Vt=2.8/0.6=0.46 (m3) Chọn chiều cao thùng trộn B = 0.45D suy với D đường kính thùng trộn Thùng trộn thùng hình trụ nằm ngang thể tích thùng trộn là:  D B Vt  (m3) (3.2) Thay  = 3.141 Vt =0.46 B = 2.5D vào (3-2) ta thu được: D = 1.12m Vậy chiều dài thùng trộn B = 1.12x2.5 = 0.504m 4.2 Công suất nghiền Khi trộn vật liệu bánh chà cánh trộn tác dụng lên vật liệu trộn Đại lượng phụ thuộc vào tính chất lý vật liệu, tốc độ chuyển động Hai bánh chà cánh chuyển động 24 khối vật liệu ép truyền cho vân tốc đó, kki khắc phục lực cản vật liệu hướng vào mặt cánh, ma sát vật liệu với bánh nghiền, ma sát vật liệu với vật liệu (ở cát với chất phụ gia) Xuất phát từ đó, đại lượng áp suất pháp tuyếnlên đơn vị diện tích nhúng chìm phần bánh nghiền cánh chuyển động tính sau:      .h.tg  45 o    2.c.tg  45 o   , (N/m2) 2 2   Trong  : Trọng lực cản vật liệu(N/m3)  : Góc ma sát vật liệu h: Chiều sâu nhúng chìm đơn vị diện tích cánh (m) c: Lực dính riêng vật liệu với bánh nghiền cánh Áp lực tác dụng lên tất cánh nhúng chìm vật liệu:       E  f .htb tg  45 o    2.c.tg  45 o    , (N/m2) 2     (3.3) Trong htb: chiều sâu nhúng chìm cảu cánh vật liệu (m) f: diện tích cánh nhúng chìm vật liệu (m2) Ngồi áp lực E cánh có lực ma sát Ems khối lượng vật liệu trộn với cánh Đại lượng hợp lực áp lực xá định sau R = E/cosβ , (N) Trong đó: β góc ma sát vật liệu với bánh chà Phân tích hợp lực R tác dụng lên cánh nghiêng góc α mặt phẳng nằm ngang thành thành phần hướng tân Eht thành phần hướng trục Eo Thành phần hướng tâm: E E cos      cos  cos   sin  sin   E  cos   sin tg  cos  cos  Tro  E  cos    sin  , (III - 4) ng tg  = μ hệ số ma sát vật liệu với bánh nghiền E ht  R cos      Suy ra:       E  f .htb tg  45 o    2.c.tg  45 o     cos   sin   2     25 E E  sin  cos   cos  sin   sin     cos  cos   E  sin   cos  tg  E0  R sin      N   E  sin    cos  .  m  Suy ra:       E  f .htb tg  45o    2.c.tg  45 o     cos   sin   2     Công suất để trộn vật liệu: E ht V  E V0 , (KN) 1000 k 1z N  Trong đó: Z: hai bánh chà số cánh đồng thời nhúng chìm vật liệu Vv: vận tốc vòng chuyển động điểm đặt lực cản cân tác dụng lên phần cánh nhúng chìm vật liệu (m/s) V0: vận tốc hướng trục điểm đặt lực (m/s) V0 = Vv cosα.sinα Để xác định công suất máy nghiền có hình dạng phức tạp hàng loạt cơng thức có liên quan đến nhiều thơng số kỹ thuật như: Lực dính riêng, hệ số ma sát, vận tốc điểm vật liệu…mà điều kiện máy móc, thiết bị thí nghiệm khơng có ta khơng thể xác định ta dùng cơng thức thực nghiệm: / 3Q.7 rmax  Scrmax N  ( Kw) , (3.5) 1000 Trong : Q = 250 N : sức nặng vật liệu thùng trộn rmax = 0.163(m) bán kính dãn trục lớn Bánh nghiền S = π.D.B = 3,14.0,35.1.12 = 0.963 m2 diện tích thành máng trộn ω = 2π.n/60 = 2.3,14.60/60 = 6.28 (rad/s) c: lực dính vật liệu với bánh chà cánh gạt: vật liệu trộn bề mặt cánh vật liệu cát, vật liệu chế tạo cánh hợp kim ta có c = (5,2-7) (N/m 2) Thay vào ta được: N / 3.250.0,7.0,163  0,97.7.0,163 6,28 0,13 (Kw) 1000 b)Tính tốn bề dày thùng: Chọn vật liệu làm vỏ thùng sắt 26 Hình 4.1 - bề dày thùng trộn Theo [1, cơng thức 5-106, trang 169] ta có : S= p.D  C (m) 2,3.     p Trong : S : Bề dày thùng, m D : Đường kính thùng, m D = 1.12m p : Áp suất tính tốn, thường lấy áp suất làm việc Đối với máy trộn thường lấy : p=25 104 (N/ m )   : Ứng suất cho phép vật liệu làm thùng,N/ m ta có :    =50 106 (N/ m ) C : Lượng dư kể tới ăn mòn ( C1 ), sai lệch âm chế tạo ( C2 ) C= C1 + C2  : Hệ số bền, lấy  = 1,5 Thay thông số vào (3.38) ta : S - C= 25.10 4.0,57 =0,001 (mm) 2,3.1,5.50.10  25.10 Vì S - C =0,001 0,01 nên theo [1, trang 169] ta lấy : C1 =0, C2 =0,003 Suy S=0,001+0,003=0,004 (m)  S=4(mm) Vậy bề dày thùng (mm) 4.2.1Tính cơng suất cần thiết (N) Cơng suất cần thiết máy trộn kiểu thùng quay bao gồm thành phần: N = N1 + N2 Theo [9 trang 103] 27 Trong đó: N1 – cơng suất để khắc phục ma sát ổ trục tự nhiên đên đổ xuống có nghĩa dùng để trộn sản phẩm Gsp  Gth ..rng  , Kw N  Hay N1  G 1000 sp  Gth . rng  102 , Kw Trong đó: Gsp = 300 N – trọng lực khối sản phẩm thùng Gth = 700 N – trọng lực hai bánh nghiền  = 0.06 - hệ số ma sát trượt rng = 0.05 – bán kính ngõng trục xn 3.14 x 25   2.6 rad/s tốc độ quay cảu thùng trộn 30 30 N1   300  700 x0.06 x0.05 x1.57 0.17 102 , Kw N2 – công suất cần thiết để nâng sản phẩm thùng lên cao góc rơi N2  G1 xh1 xZ1  G2 xh2 xZ , Kw 1000 Trong đó: G1 – trọng lượng hỗn hợp sản phẩm nâng quây quanh tự tác dụng ma sát cánh gạt.G1=0.85G = 0.85x300 = 255 N G2 – trọng lượng khối sản phẩm chà nghiền khuấy lên cánh gạt G2=0.15G = 45 N h1 – chiều cao nâng chuyển động tác dụng lực ma sát h2 – chiều cao nâng tác dụng bánh nâng h2 = R.(1+sinβ) = 0.285( 1+sin40o) = 0.46 ,m Z1, Z2 – số lượng chu kỳ khép kín hỗn hợp sau vòng quay thùng trộn, thực tương ứng ma sát cánh trộn Thực chất chuyển động hỗn hợp lực ma sát phức tạp so với trường hợp đẫ xét Xét phần tử chuyển động nằm thành tang trộn Khi bánh nghiền quay thi sản phẩm khuấy đều, xác định góc ma sát f 1, chịu ảnh hưởng cánh trộn tỳ lên phần tử khác góc nâng f (khoảng 900) Sau sản phẩm trượt xuống theo hỗn hợp tiếp nhận góc dịch chuyển hỗn hợp (f2= 900) chiều cao nâng sản phẩm h1 = R= 0.285 , m Số chu kỳ chuyển động khép kín hỗn hợp tác dụng lực ma sát sau số vòng quay tang trộn (coi thời gian mà hỗn hợp trượt xuống thời gian nâng lên độ cao h2) Z1  360 360  2 f2 x90 Thời gian chạy sản phẩm bánh chà 28  90    60  90  40  t     2.88 ,s n  360  15  360  60  2 n t1  t  15 0.31  2.88 G xh xZ  G2 xh2 xZ 255x0.285 x  45 x0.46 x N2  1  0.19 , Kw 1000 1000 Z 2 Vậy công suất cần thiết để trộn là: N = N1 + N2 = 0.17 + 0.19 = 0.36 ,Kw Công suất chuyền chuyển động cho thùng trộn N DC  N1  N  Trong η hiệu suất truyền: η = ηd ηo ηbr ηd – hiệu suất truyền động đai ηo – Hiệu suất ổ ηbr – hiệu suất bánh η = ηd ηo ηbr = 0.95x0.99x0.90 = 0.84 N ycDC  N  N 0.36  0.43 , Kw  0.84 Chọn động điện Theo [1 Bảng trang 29 ] ta chọn loại động điện khơng đồng pha có thông số sau: Kiểu Động Cơ Công suất Vận tốc quay Mn M nm M max M nm Trọng lượng ĐK 32-6 0,6 930 1,2 1,9 27 4.3 Tính toán thiết kế hệ thống truyền động: Tỷ số chuyền hệ thống: U ndc 930  37.2 nth 25 Phân phối tỷ số truyền: 29 U = Unh Uh= Ud Uh.Ubr Việc phân phối tỷ số truyền cho truyền dựa nguyên tắc sau:  Sử dụng tốt khả truyền động truyền  Đảm bảo khuôn khổ trọng lượng hộp giảm tốc  Đảm bảo điều kiện bôi trơn tốt cho truyền Kích thước truyền phụ thuộc vào tương quan kích thước hộp giảm tốc truyền ngồi hộp Kích thước hộp phụ vào khoàng cách trục A, bề rộng bánh Việc bơi trơn có tốt hay khơng phụ thuộc vào chênh lệch kích thước cặp bánh Dưới sở để chọn tỷ số truyền số truyền thông dụng: Đối với truyền bánh để hở, truyền đai, truyền xích giá trị tỷ số truyền thường lấy giá trị trung bình cho phép: Đai dẹt : i ≤ Đai thang i ≤ Bộ truyền động xích i ≤ Bộ truyền động bánh trụ i ≤ Bộ truyền bánh nón i ≤ Trong hộp giảm tốc bánh trụ có cấp khai triển để bánh bị dẫn cấp ngâm dầu hợp lý (mức dầu ngập hết chiều cao khơng q 1/3 bán kính vòng đỉnh ) chọn i theo hệ thức sau: in = ( 1.2 1.3)ic in – tỷ số truyền truyền cấp nhanh ic – tỷ số truyền truyền cấp chậm Theo [1 Bảng trang 35 ] thông thường người ta thường chọn tỷ số truyền sau Loại truyền động Truyền động đai dẹt – thường – Có căng đai Truyền động đai thang Truyền động bánh trụ – hộp – Để hở Truyền động bánh nón – Trong hộp – để hở Truyền động trục vít bánh vít Truyền động xích chọn truyền có tỷ só truyền sau: id = ih = 12,4 i1 = i2 = 3,1 30 Hình 4.2 – sơ đồ truyền động Ta có số vòng quay trục: n1= ndc n2= ndc 930  232,5 v/phút u1 n3= n1 232,5  75 v/phút u2 3.1 n4 = n2 75  25 v/phút u2 Công suất trục: P4 = Ptd 0,36  0,364 KW  ol 0.99 P3 = P3 0,364  0,383KW  ol nd 0.99.0,96 P2 = P2 0,383  0,399 KW  ol nbr 0.99.0,97 P1 = P2 0,99  0,415KW  ol nbr 0.99.0,97 Mômen xoắn trục: P1 0,415 9,55.10 4261,6 Nmm n1 930 T1 = 9,55.10 T2 = 9,55.10 T3 = 9,55.10 T4 = 9,55.10 Tđc = 9,55.10 P2 0,399 9,55.106 16389 Nmm n2 232,5 P3 0,383 9,55.10 48768,7 Nmm n3 75 P3 0,364 9,55.10 139048, Nmm n3 25 Pdc 0,6 9,55.10 6161,3 Nmm n dc 930 31 Trục Động Thông số Tỉ số truyền Cơng suất(KW) Số vòng quay n Mơmen T 0,6 930 6161,3 0,415 930 4261,6 0,399 232,5 16389 3,1 0,383 75 48768,7 0,364 25 139048 4.3.1 Thiết kế truyền động đai Hình 4.3 dây đai a) Chọn đai vải đai cao su: với đặc tính bền, dẻo,ít bị ảnh hưởng độ ẩm thay đổi nhiệt độ ,đai vải đai cao su dùng rộng rãi.giả thiết vận tốc đai v = 4,867m/s V > m/s, ta có cơng suất N < Kw vào [1 bảng 17 trang 45] ta chọn loại đai loại A có kích thước sau 32 a0 = 11 h=8 a = 13 h0 = 2,8 F = 81 mm2 b) Số dây đai cần thiết cho truyền Số đai định theo điều kiện tránh xảy tượng trượt trơn đai bánh đai P Z Theo [1 công thức 3-21 trang 47 ] [ p ].Ct C Cv F Trong đó: F = 81 mm2 – diện tích tiết diện đai V = 4,867m/s [ p ] =1,51 N/mm2 - ứng suất cho phép Ct – hệ số ảnh hưởng đến hệ số tải trọng theo [1 bảng 5-6 trang 90] chon Ct = C - hệ số ảnh hưởng đến góc ơm theo [ bảng 5-18 trang 95 ] C = 0,83 Cv – hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc theo [1 bảng 5-19 trang 95] Cv = 1,04 Tay thơng số vao cơng thức ta tính 0,6 Z = 0,05 1,51.1.0,83.1,04.81 Vậy ta chọn số dây đai dây c) Thông số truyền: Chiều rộng bánh đai B = (Z - 1)t + 2S Theo [1 cơng thức 3-22 trang 47 ] Trong S = 10 Vậy : B = 2S = 20 Đường kính bánh nhỏ: d1 = (5,2 … 6,4) Tdc = (5,2… 6,4) 6161,3 =(95…17) mm chọn d1 =100mm (theo tiêu chuẩn) d2 =d1.uđ.(1-  ) với truyền nhanh lấy  =0,01 33 Kv – hệ số tải trọng động , thoe [1 trang 111, bảng 70] có Kđ = 1,2 Kt – hệ số nghiệt độ, theo[1 trang 110 bảng 69] có Kt = ( Ct = 10149  chọn ổ có ký hiệu 302 (cỡ trung) Trục II : Cbảng = 27000 > Ct = 21726  chọn ổ có ký hiệu 305 (cỡ trung) Trục III: Cbảng = 40000 > Ct = 30357  Theo [1 bảng 71 trang 113 ] Chọn ổ có ký hiệu 307 (cỡ trung) Ký hiệu d I II III 302 305 307 D B 15 42 13 25 62 17 35 80 21 D2 D2 23,6 33,8 36,6 50,4 48,9 66,1 Đường C Qt n Kính bi 7,94 10149 56,64 930 11,51 21726 174,36 232.5 14,29 30357 234 75 Chỗ vát 1,5 2,5 4.8 Thiết kế khớp nối: 4.8.1 Chọn kiểu nối trục Chọn nối trục đĩa cần nối cứng với trục có đường atam đường thẳng không di chuyển tương 4.8.2 Xác định mơ men xoắn tính tốn M xt 9,55.10 K N Theo [1 công thức 9-1 trang 134 ] n 54 Trong : N – công suất truyền động động qua trục, N = 0,6 Kw n - tốc độ quay trục n = 930 v/ph K- hệ số tải trọng động, K = 1,45  M tđ 9,55.10 1,45.0,6 8933,9 N.mm = 8,9339 N.m 930 4.8.3 Chọn kiểm tra nối trục tiêu chuẩn [Mx] Mxt [Mx] = 31,5 N.m  = 8,9339 N.m Theo [1 bảng 80 trang 116 ] chọn khớp nối có Bảng đặc tính kỹ [Mx](N.m) D 31,5 20 ÷ 22 D 90 L 76 l 36 Bulông M10 Số bulông 4.9 Thiết kế trục máy Hình 4.9 Trục 4.9.1 Chọn vật liệu: Trục thường chế tạo thép cácbon thép hợp kim Trục máy trục quan trọng dùng thép C45 4.9.2 Tính sơ trục: Giá trị đường kính trục tính theo công thức: 55 d sb 3 Mx 0,2[ x ] Hoặc tính theo cơng thức: d sb C N n Trong đó: + N cơng suất truyền (KW) + n số vòng quay trục (vòng/phút) Nếu chế tạo trục thép C45 tính trục vào truyền chung lấy: [x] = 20 (N/mm2) C = 110 ÷ 130 ta chọn lấy C = 120 - Đối với trục IV ta có: N = 0.364 (KW), n = 25 (vòng/phút), C = 120 d sbVI C NVI 0,364 1203 29,3 , mm nVI 25 Chọn dsbIV = 40 mm 4.10 Tính gần đúng: 4.10.1 Chọn sơ ổ: Chọn ổ lăn Theo bảng 71 (Tra theo 1, bảng 71, Tr 112) ta có: - Đối với trục VI: dIV = 40 mm Chọn ổ cỡ trung: B = 21 mm 4.10.2 Xây dựng sơ đồ tính tốn: Lực phân bố q tổng hợp thành lực tập trung đặt tâm thùng Q = ( mth +msp ) Trong đó: mth – khối lượng thùng sắt mth = Vvỏ.ρ = 3,57.7,9 = 28 kg msp – khối lượng sản phẩm mẻ trộn msp = 120 kg Vậy suy Q = ( 28+30 ).10 = 580 N Mặt khác xét trình ly tâm trình quay thùng trộn chịu lực ly tâm F lt = m  3,14.25   n   0,285= 811,4 = 45 N  R = 58   30   30   R = m 56 Vậy tổng lực tác dụng vào thùng Q = 580+45 = 625 N Xác định lực tác dụng lên ổ: Lấy mô men lực tác dụng với điểm B: M BY = Rđ x 110 + RDY.970 – Q.520 =  RDY = 580 x520  255 x110 282 N 970 RBy = Rđ + Q – RDy = 255 + 580 – 282 = 553 N  Xây dựng biểu đồ nội lực, momen xoắn uốn hình vẽ: Dựa vào biểu đồ mơ men ta thấy cần phải tính tốn tiế diện nguy hiểm B B’ Vậy đường kính trục tính theo tiết diện nguy hiểm theo công thức: d 3 M td 0,1.   Trong : Mtđ: Momen tương đương   : Ứng suất cho phép thép,   = 20 (N/mm2) Tại B: Muy= 78460 N.mm Tại B’: Muy= 28050 N.mm Điểm B tiết diện nguy hiểm trục Tính mơ men tương Mtđ = M ux2  M uy2  0,75M x2 = M uy2  0,75.M x2 = 784602  0,75.1390482 143724,5 N.mm 57 Suy ra: d  143725 = 42 mm, trục phải gia cơng rãnh dao nên ta 0,1.20 chọn đường kính trục vị trí 50 mm 4.11 Tính tốn mối ghép trục bánh nghiền Hình 4.10 ghép trục chuyển động Mối ghép ghép nhóm bu lơng gồm bu lơng phân bố mặt bích Các bu lông chịu lực ngang mô men xoắn gây lên Chọn bu lơng lắp có khe hở: Với bu lơng lắp có khe hở ta cần phải xiết đai ốc để tạo lên lực V ép ghép sinh lực ma sát Fms giữ ghép không trượt chịu mô men xoắn gọi F lực tác dụng lên mối ghép lực xiết V phải thỏa mãn điều kiện Fms = i.f.V > F Hoặc V= kF Theo [14 công thức – 18 trang 113] if f = 0,15 0,20 hệ số ma sát thép hặc gang k = 1,3  1,5 hệ số an toàn i số bề mặt tiếp xúc ghép i = Bu lông tính tốn theo điều kiện bền  td  4.1,3V [ k ] Theo [14 công thức – trang 106]  d12 58  Ta tìm đường kính d1 bu lơng d1 4F  i.[ ] Thơng thường người ta dùng cách tính gần đúng, xem hợp lực ma sát bu lông xiết chặt gây lên, qua tâm bu lông Để chống xoay mối ghép mơ men lực ma sát trọng tâm mối ghép phải lớn mô men ngoại lực M Sử dụng lắp ghép bu lơng có khe hở lực xiết bu lơng V xác định theo điều kiện bề mặt ghép không bị xoay theo công thức kM Tms = f.V  ri kM từ suy V = f r Theo [14 công thức – 19 trang 114] i  Tính đường kính bu lơng theo cơng thức d1 1,3.4V  [ k ] Trong M mô men xoắn trục : M = 139048 N.mm ri = D  r i 6 D 3D Chọn k = 1,5 220 146 [n] 1,5   k   ch f = 0,15 Thay số vào cơng thức ta tính V =  d1 2,5.139048 = 6438 N 3.120.0,15 1,3.4.6438 3,14.146 = 8,55 mm chọn bu lơng có d1 = 10 Kết luận: chọn mối ghép bu lơng 10 bố trí mặt bích, bu lơng ghép có khe hở 4.12 Khung máy Khung máy chế tạo thép V5 U80, gắn bánh xe để tiện cho việc di chuyển máy đến nơi cần thiết Khung máy gồm có phần: Khung khung phụ Khung chính: dùng để gắn trục tiếp quạt hút ly tâm, gắn bánh xe, gắn khung phụ Phần khung chịu toàn tải trọng hệ thống nên chọn làm vật liệu thép chịu lực tốt thép vng 50 x50 59 Hình 4.1 Khung máy Phân tích chịu lực khung Ta phân tích khung trạng thái tĩnh Giả sử khung chịu trọng lượng máy tác dụng lên (gồm tất phận động cơ, Cyclone lắng hạt, tải trọng khung phụ,…) Ta tiến hành phân tích phần mền Solidwwork Các thành phần trọng lực: Khối lượng động hộp giảm tốc: 7,6kg G1 = 76 (N) Khối lượng bánh chà,thùng ổ bi, mặt bích,… : 20kg G2 = 200 (N) Khối lượng khung phân chi tiết máy khung : 55,6kg G3 = 556 (N) 60 Hình 3.2 Các thành phần lực tác dụng lên khung  Tiến hành phân tích: 61 Hình 3.13 Ứng suất khung chịu tác dụng trọng lực Kết luận: Ứng suất lớn chịu tải trọng khung :  = 8,524 MPa Ứng suất thép C45 [ ]VL = 585 MPa Vậy khung đủ bền Biến dạng chuyển vị lớn khung chịu tải trọng nhỏ, không đáng kể 4.13 Thiết kế gối đỡ trục Gối đỡ trục cụm chi tiết dùng để trục quay, chịu tác dụng lực truyền trục … Kết cấu gối đỡ trục bao gồm thân gối đỡ, ổ trục số chi tiết phụ tùng khác, ổ trục chi tiết quan trọng Nhờ có ưu điểm mômen mở máy mômen ma sát nhỏ, bị nóng làm việc, chăm sóc bơi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa, thay thế… nên ổ lăn ngày sử dụng rộng rãi Theo phân tích lực tác dụng trục ta thấy - Các lực tác dụng lên gối đỡ lớn - Trục chịu lực uốn bánh chà vận hành Như vậy, ta chọn loại ổ sau: Ổ bi đỡ chặn, ổ bi đỡ ổ bi chặn Giới thiệu số loại ổ bi dự kiến chọn Ổ bi đũa trụ đỡ ngắn Loại chủ yếu chịu lực hướng tâm, tháo rời dễ dàng, dịch chuyển vòng ổ theo u cầu cao độ đồng tâm Ổ đũa trụ ngắn dãy có khả chịu tải lớn, chịu va đập tốt Loại có yêu cầu cao độ đồng tâm Ổ đũa đỡ chặn Ổ chịu lực hướng tâm lực dọc trục chiều lớn Ổ có khả chịu tải lớn so với ổ bi chặn Giá thành ổ không lớn nhiều so với ổ bi đỡ, có độ cứng vững cao Dùng ổ đũa chặn giảm độ võng độ nghiên trục, thuận tiện tháo lắp 62 Ổ bi đỡ chặn Loại chịu lực hướng tâm lực dọc trục chịu lực dọc trục khả chịu lực hướng tâm loại lớn ổ bi đỡ dãy khoảng 30  40% Thông thường để tăng khả chịu tải hay chịu lực dọc trục thay đổ hai chiều người ta thường lắp hai ổ bi đối gối Ổ bi đỡ chặn Loại chịu lực hướng tâm lực dọc trục chịu lực dọc trục khả chịu lực hướng tâm loại lớn ổ bi đỡ dãy khoảng 30- 40% Thông thường để tăng khả chịu tải hay chịu lực dọc trục thay đổ hai chiều người ta thường lắp hai ổ bi đối gối Ổ bi chặn Chịu lực dọc trục làm việc với vận tốc thấp trung bình( n< 1000 1500v/ph) ổ khơng cho phép vòng ổ bi bị lệch Do lắp ghép khó nên trục đặt ổ nằm ngang làm việc xấu thẳng đứng Ổ bi chặn dùng nhiều gối đỡ móc cầu trục ly hợp trục vít… Ổ bi chặn thường dùng có lực dọc trục lớn lắp với ổ đỡ Nếu lực đổi chiều nên dùng hai ổ ổ hai dãy 6, Ổ bi đỡ lòng cầu hai dãy Ổ chủ yếu dùng chịu lực hướng tâm có khả chịu lực dọc trục 20% khả hướng tâm không dùng đến Ổ không tháo được, đảm bảo cố định trục theo hai chiều làm việc bình thường trục nghiêng 2-30 hệ số ma sát = 0.0015 63 Ổ làm việc thích hợp với trục truyền chung có nhiều ổ trục đồng tâm Dựa vào tiêu kinh tế yêu cầu kỹ thuật máy chịu lực hướng tâm, xoay đổi chiếu quay … ta có ta thấy nên chọn ổ bi lòng cầu hợp lý đáp ứng yêu cầu lực Chọn ổ bi UCP để lắp cho trục thiết kế trên, với thông số tương ứng sau: Ký hiệu d mm UCP210 50 h a e b S2 S1 g 32.6 19.0 51.6 19 57.2 206 159 64 w 60 Bi 22 n 20 m 113 Bulông M16 CHƯƠNG 5: KẾT LUẬN VÀ Ý KIẾN ĐỀ XUẤT 5.1 kết luận Sau thời gian nghiên cứu tìm hiểu, hướng dẫn tận tình Thầy T.S Nguyễn Hữu Thật thầy mơn, em hồn thành đề tài: “ Thiết kế máy nghiền cát cho q trình khn đúc nhà máy Z756” em có số nhận xét sau: Trong trình thực dựa vào tài liệu phổ cập, tin cậy, vận dụng kiến thức học Đây chun đề hay, có tính thời Với nội dung thực em thấy củng cố nhiều kiến thức chuyên môn học đặc biệt khả thiết kế máy Với đề tài giúp em hiểu rã công việc người kỹ sư thiết kế, điều quan trọng nhu cầu học hỏi thiết yếu sinh viên trước hồn thành khóa đào tạo kỹ sư khí Sau thực đề tài tốt nghiệp đề tài chưa thiết kế chế tạo nhiều thiếu sót, giúp em tự tin sau trường làm với vị trí kỹ sư khí Về thiết bị nghiền trộn: thiết bị chế tạo sử dụng rộng rãi lĩnh vực nôi tôm lĩnh vực khác liên quan Trong trình thiết kế khơng tiếp xúc với thực tế nên em gặp nhiều khó khăn thực nghiệm số thơng số kỹ thuật hình dáng só chi tiết thiết kế lần đầu nên đẫn tới chưa hợp lý Tóm lại: qua thời gian thục đề tài em nhận thấy việc giao đề tài tốt nghiệp thiết kế máy cho sinh viên cuối khóa tốt, giúp sinh viên tổng hợp nhiều kiến thức chuyên môn học hội để sinh viên tổng hợp lại lâm nũa hầu hết kiến thức sở chuyên nghành trước trường trở thành kỹ sư 5.2 Ý KIẾN ĐỀ XUẤT: Nhu cầu ngày tăng đúc ngành cơng nghiệp chế tạo xe máy móc phát triển sau Thế chiến I Thế chiến II, kích thích phát minh giới hóa sau 65 Sự tự động hóa cátq trình đúc cơng nghệ Cát đúc cát silica đồng chất lượng cao sử dụng để làm khuôn lõi cho đúc kim loại màu kim loại màu Ngành công nghiệp đúc kim loại hàng năm sử dụng khoảng 100 triệu cát đúc để sản xuất Sự pha trộn thích hợp vật liệu giúp tăng cường tính chất mong muốn cho việc đúc khn Do đó, cát trộn q trình nhào cát làm việc với mục đích phân phối thành phần (phụ gia) vào hỗn hợp đồng Các tính chất vật liệu đúc quan trọng để sản xuất đúc xác kích thước âm Inwelegbu Nwodoh sản xuất máy trộn bột , Sothea cộng phát triển máy nghiền trộn để chế tạo gạch tổng hợp thiết kế chế tạo nhiều máy đúc, thiết bị đúc Việc áp dụng máy trộn cát xưởng đúc loại bỏ nỗ lực sử dụng tay mà cồng kềnh, kịp thời khơng hiệu Nó tiết kiệm đất nước ngoại hối sử dụng việc nhập máy trộn cát 66 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] PGS.TS Phạm Hùng Thắng Giáo trình Hướng dẫn Thiết kế Đồ án môn học Chi tiết máy Nhà xuất nơng nghiệp thành phố Hồ Chí Minh 1995 [2] GS.TS Nguyễn Đắc Lộc – PGS.TS Lê Văn Tiến – PGS.TS Ninh Đức Tốn PGS.TS Trần Xuân Việt Sổ tay Công nghệ chế tạo máy tập Nhà xuất khoa học kỹ thuật Hà Nội – 2006 [3] GS.TS Nguyễn Đắc Lộc – PGS.TS Lê Văn Tiến – PGS.TS Ninh Đức Tốn PGS.TS Trần Xuân Việt Sổ tay Công nghệ chế tạo máy tập Nhà xuất khoa học kỹ thuật Hà Nội – 2006 [4] GS.TS Nguyễn Đắc Lộc – PGS.TS Lê Văn Tiến – PGS.TS Ninh Đức Tốn PGS.TS Trần Xuân Việt Sổ tay Công nghệ chế tạo máy tập Nhà xuất khoa học kỹ thuật Hà Nội – 2006 [5] Lê Trung Thực – Đặng Văn Nghìn Hướng dẫn thiết kế Đồ án Công nghệ Chế tạo máy Đại học Bách khoa Thành phố Hồ Chí Minh – 1992 [6] Nguyễn Bá Dương – Lê Đắc Phong – Phạm Văn Quang Bài tập Chi tiết máy Nhà xuất Đại học Trung học chuyên nghiệp [7] GS.TS Nguyễn Đắc Lộc – PGS.TS Lê Văn Tiến – PGS.TS Ninh Đức Tốn PGS.TS Trần Xuân Việt Sổ tay Công nghệ chế tạo máy tập Nhà xuất khoa học kỹ thuật Hà Nội – 2006 [8] Trần Hữu Quế 67 Vẽ kỹ thuật khí tập Nhà xuất giáo dục – 1998 [9] Trần Doãn Hùng Bài giảng máy công nghiệp Trường Đại Học Thuỷ Sản- Nha Trang – Khánh Hoà – 06/2000 [10] A.la Xoklov Cơ sở thiết kế máy sản xuất thực phẩm Nhà xuất Bản Khoa Học – Kỹ Thuật [11] Ninh Đức Tôn Dung Sai Và Lắp Ghép NXB Giáo Dục [12] PGS PTS Trần Minh Vượng – PGS PTS Nguyễn Thị Minh Thuận Máy phục vụ chăn nuôi Nhà Xuất Bản Giáo Dục – 1999 [13] TS Nguyễn Như Nam – TS Trần Thị Thành Máy gia công học nông sản thực phẩm Nhà xuất giáo dục 2000 [14] Nguyễn Trọng Hiệp Chi Tiết Máy – Tập Nhà xuất giáo dục 68 ... hợp tác dụng lực ma sát sau số vòng quay tang trộn (coi thời gian mà hỗn hợp trượt xuống thời gian nâng lên độ cao h2) Z1  360 360  2 f2 x90 Thời gian chạy sản phẩm bánh chà 28  90    60... trang 95 bảng 53 54] ta có [σd] =150 N/mm2 [  c] =120 N/mm2 - Kiểm nghiệm trục: Hệ số an toàn kiểm theo điều kiện n n n n2 n2 [ n] Theo [1 công thức 7.6 trang 92 ] Trong n , n hệ số an. .. 31 trang 63] chọn cấp xác chế tạo cấp d) Kiểm nghiệm độ bền uốn 19,1.10 6.K N F    n  Theo [1 công thức5-21 trang 66 ] y.m z.n.b 37 Trong đó: y : hệ số dạng xác định theo [1 bảng 36 trang