Thiết kế kỹ thuật máy trộn nguyên liệu làm khuôn cát cho nhà máy cơ khí Nakyco

g chìm trong sản phẩm, N. . -32- htv - Tốc độ hướng tâm những điểm đặt hợp lực các lực cản của sản phẩm tác dụng lên cánh thẳng đứng nhúng chìm trong sản phẩm, m/s. 0v - Tốc độ chiều trục của điểm ấy, m/s; 2Z - Số cánh thẳng đứng đồng thời nhúng chìm trong sản phẩm : 2Z =3 cánh. Khi cánh hướng tâm chuyển động trong sản phẩm rời, nó phải khắc phục trở lực gây nên vừa do trọng lực và ma sát trong sản phẩm, vừa do ma sát của sản phẩm với cánh. Thành phần hướng tâm và chiều trục của những lực cản htE và 0E ấy có thể xác định theo sơ đồ hình vẽ: Hình 3.2: Sơ đồ tính toán để xác định trở lực lên cánh hướng tâm :mshththt EEE   .0msoo EEE   Song ta lại có : ;sin**cos* ;sin* ;sin**sin* ;cos* 0 00     EEE EE EEE EE msms ms ms ht ht     . -33- Trong đó: msE - Lực ma sát của sản phẩm đối với cánh: N α - Góc nghiêng của cánh đối với đường tâm trục quay, độ. µ - Hệ số ma sát sản phẩm voéi cánh; Vậy: 9.3).cos*(sin*) 2 45(***cos**sin* 8.3).sin*(cos*) 2 45(***sin**cos* 2 0 2         tgfhEEE tgfhEEE tb tbht Đối với cánh hướng tâm, chiều sâu nhúng chìm trung bình tbh của nó bằng ½ chiều sâu nhúng chìm lớn nhất của cánh h: tbh =0, 5h=0, 145m. . Để xác định tốc độ hướng tâm tbv của điểm đặt hợp lực hướng tâm các lực cản của sản phẩm tác dụng lên cánh hướng tâm, ta nghiên cứu mặt cắt của máy trộn dùng cánh đảo theo mặt phẳng vuông góc với đường trục quay. Hình vẽ. Như ta thấy trên hình vẽ: Trên cánh hướng tâm tác dụng những lực cản ấy tăng theo định luật đường thẳng, phụ thuộc độ nhúng chìm của các đoạn cánh vào trong sản phẩm. Vì dạng biểu đồ của lực rất nhỏ tác dụng lên sản phẩm là hình tam giác cho nên điểm đặt hợp lực ấy ở trên khoảng cách 1/3a kể từ đầu mút cánh, nếu ta gọi a là chiều dài nhúng chìm phần cánh vào trong sản phẩm. Đại lượng a này là một biến số phụ thuộc vào mức nhúng chìm của cánh hướng tâm vào sản phẩm, có nghĩa phụ thuộc vào góc quay của cánh θ. Tốc độ hướng tâm htv trùng với hướng lực htE . Đại lượng tốc độ htv được xác định bằng ω. r. Trong đó bán kính r là khoảng cách từ đường trục quay đến trọng tâm của cánh nhúng chìm trong sản phẩm. Đại lượng r biến đổi phụ thuọc vào đại lượng a, nghĩa là r=f(a). Trên hình ta thấy rằng: . -34- Hình 3.3: Sơ đồ tính toán để xác định tốc độ chuyển động của sản phẩm dưới tác dụng của lực hướng tâm . htv =( sm blbllal /, cos3 *)cos2(*)] cos ( 3 1[) 3        3. 10 Trong đó: l- Chiều dài cánh, m. θ- Góc quay của cánh, độ. θ =60 . b- Khoảng cách từ đường trục quay đến múc sản phẩm, m;b=0 ω- Tốc độ góc quay của cành, rad/s. ω =3, 14 Thay vào ta đựợc: htv =0, 06 m/s. Vận tốc hướng trục 0v sẽ bằng: 0v =  sin.cossin. htth vv  =0, 06*0, 5*0, 8660=0, 026 m/s. Thay vào các công thức: 3. 8 ;3. 9 ta có: htE =4800*0, 145*0, 029* )5,0*1,0866,0(*)65(2 tg =85, 05N 0E =4800*0, 145*0, 029* )5,0*1,0866,0(*)65(2 tg =76, 76N. Thay vào công thức 3. 6 ta được: vEvEN z htht 02,0 1000 ** 1000 026,0*76,76*306,0*05,85*3 1 00 2 2     KW. Vậy: N= 1N + 2N =5, 2+0, 02=5, 22KW. Đối với trục có lắp cánh khuấy theo thực nghiệm người ta thường chọn: D=(1, 2-1, 6)d Với : D: đường kính của trục có lắp cánh khuấy. . -35- d: Đường kính của trục trực tiếp tryuền momen cho trục có cánh khuấy cánh khuấy: III. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1. Xác định công suất động cơ: Công suất làm việc lvN tại trục quay làm việc với : lvN =5, 22 KW. 2. Công suất yêu cầu từ động cơ điện. t lv yclv NN   . t : Là hiệu suất chung của hệ truyền động. Với: Gồm : Bộ tryuền bánh răng trụ có hiệu suất là: 0, 96 Bộ truyền động đai có hiệu suất là: 0, 96 Một cặp ổ lăn có hiệu suất là: 0, 99. Khớp nối hiệu suất 0, 96. Vậy : t =0, 96*0, 96*0, 99*0, 96=0, 8758.  N yclv 96,58758,0 22,5  KW. Vậy chọn động cơ DK62-6 với các thông số kỹ thuật sau. : Kiểu ĐC Công suất(KW) Vận tốc quay(v/ph) Cosφ dmM MM / dmMM /max Trọng lượng(kg) DK62-6 7, 0 960 0, 81 1, 4 2, 2 170 3. Phân phối tỉ số truyền động: Tỷ số truyền động chung của hệ thống được xác định theo công thức: 32 30 960  lv dc n ni . Việc phân phối tỷ số truyền động cho từng bộ truyền là việc làm rất quan trọng góp phàn nâng cao độ tin cậy và tính kinh tế của hệ thống máy. hnh iii * =6*5. , 3: Với: 6 dnh ii của bộ truyền đai: 3,5hi của bộ bánh răng trụ. 4. Lập bảng thông số kỹ thuật của hệ thống: Công suất trên các trục: IN =7, 0KW. . -36- IIN =7, 0* đ =7, 0*0, 96=6, 72KW. IIIN = IIN * gt =6, 72*0, 96=6, 45KW. Số vòng quay trên các trục: In =960 v/ph. 160 6 960  đ I II i nn v/phút. 30 3,5 160  gt II III i nn v/ph. Mômen xoắn trên các trục: 4,69635 960 0,7*10.55,910.55,9 66 1  I I x n NM N. mm . 9,40109996,0*6*4,69635** 22  đđxx iMM  N. mm. 3,204079696,0*3,5*9,401099** 23  gtgtXx iMM  N. mm. Bảng số liệu: TRỤC I II III IV i đi =6 gti =5, 3 i=1 i=1 n(v/ph) 960 160 30 30 XM 69635, 4 401099, 9 2040796, 3 IV: TÍNH TOÁN HỆ TRUYỀN ĐỘNG: .4.1: TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA HỆ TRUYỀN ĐỘNG: 1: Chọn sơ đồ động: Chọn hộp giảm tốc bánh răng trụ, vì chúng được sử dụng rộng rãi hơn cả nhờ các ưu điểm: tuổi thọ và hiệu suất cao, kết cấu đơn giản, có thể sử dụng trong một phạm vi rộng của vận tốc và tải trọng. Ở đây chúng ta chọn hộp giản tốc bánh răng trụ một cấp. Được sử dụng với tỷ số truyền i7-8. Sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng nhờ khả năng chịu tải lớn hơn và vận tốc làm việc cao hơn bánh răng thẳng. . -37- Hình 3.4: Sơ đồ động hình vẽ: Hệ truyền động gồm: 1: Động cơ điện 3 pha. 2: Bộ truyền động đai. 3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp. 4: Khớp nối. 2. Thiết kế truyền động đai: Truyền động đai được dụng để thiết kế truyền động giữa các trục tương đối xa nhau. Bộ truyền có ưu điểm là kết cấu đơn giản, làm việc êm, có khả năng bảo vệ cho các chiết tiết máy khác và động cơ khi bị quá tải đột ngột. Tuy nhiên chúng lại có khích thước lớn(khi có cùng một điều kiện làm việc thì đường kính của bánh đai đã lớn hơn đường kính bánh răng 5 lần), tỷ số truyền không ổn định là có lực trượt đàn hồi của bánh đai trên bánh tuổi thọ làm việc thấp khi làm việc ở vận tốc lớn. Truyền động đai có thể làm việc với công suất đến 150 kw, tuy nhiên thông dụng nhất làm việc với công suất trong khoảng 0,3-50 kw. Bộ truyền động đai . -38- thường được bố trí ở cấp tốc độ nhanh. Chỉ tiêu về khả năng làm việc của truyền động đai là khả năng kéo và tuổi thọ của đai. Thiết kế truyền động đai gồm các bước sau: + Chọn loại đai. + Xác định kích thước và thông số bộ truyền. + Xác định các thông số của đai theo chi tiêu về khả năng kéo của đai và về tuổi thọ. + Xác định lực căng đai và lực tác dụng lên trục. Ở đây chúng ta chọn loại đai hình thang: A: Chọn loại đai và tiết diện dai: Loại đai này có tiết diện hình thang, mặt làm việc là hai mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai, nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn so với đai dẹt và do đó khả năng kéo cũng tốt hơn. Có 3 loại đai hình thang: đai thang thường, đai thang hẹp và đai thang rộng: Ở đai thang thường, tỷ số giũa chiều rộng tính toán tb đo theo lớp trung hòa và chiều cao h của tiết diện đai thang tb /h 1, 4, ở đai thang hẹp tb /h =1, 05 1, 1 và đai thang rộng tb /h =24, 5. Đai thang rộng thường được dùng trong các biiến tốc đai. Loại đai thang thường được sủ dụng rộng rãi. Vậy chọn loại đai thường: Bộ truyền động đai được đặc trưng bởi các thông số hìng học chủ yếu sau: D1, D2: Đường kính bánh đai dẫn và bị dẫn. (mm). A : Khoảng cách trục bánh dẫn và bị dẫn(mm). L : Chiều dài đai L(mm)0, 01 21 , : Góc ôm của đai trên bánh dẫn và bị dẫn.  , b : Chiiều dày và chiều rộng của đai (mm). B : Chiều rộng bánh đai (mm). đi : tỷ số truyền bộ truyền đai.  : Hệ số trượt. Đối với đai vải hoặc cao su  0, 01 Đai da  0, 015. thông số hình học của đai . Đai thang  0, 02. b b y 0 h c Hình 3.5: Mặt cắt đai . -39- Dựa vào bảng 17( bảng hướng dẫn chọn loại đai hình thang ). trang 44, giáo trình hướng dẫn thiết kế đồ án môn học chi tiết máy. Giả thuyết vận tốc trượt của đai thang là v=5m/s. ta chọn đai thang  với các thông số sau: Kích thước tiết diện (mm) Loại tiết diện b cb h 0Y Diện tích tiết diện ( 2mm ) Chiều dài dai L (mm) Đường kính bánh đai minD  17 14 8 2, 8 138 800- 6300 125 B: Xác định đường kính bánh đai: Chọn đường kính bánh đai nhỏ 1D theo bảnh 18 trang 45 SDD Kiểm nghiệm vận tốc đai theo điều kiện: V= 4 11 10.6 ** nD )3530(  , m/s. (*) V= 033,7 10.6 960*140*14,3 4  . Vậy thỏa mãn điều kiện (*). Đường kính bánh đai bị dẫn: mmDiD 2,823)02,01(140*6)1(** 12   . Vậy chọn: 8002 D mm. Tính lại số vòng quay thực tế của bánh bị dẫn 64,164960* 800 140*)02,01(**)1( 1 2 1 2  nD Dn  v/ph. Sai số: .029,0 2 22    n nn Vậy thỏa mãn. C: Chọn khoảng cánh trục A sb : Theo bảng 19 S đ d) A sb =0, 85* 2D =0, 85*800=680 (mm) D: Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A: Tính chiều dài đai sơ bộ: . -40- L sb =2*A sb +     sbA DDDD 4 )( )( 2 2 12 21 2*680+     680*4 )140800()800140( 2 2 299 5, 9( mm). Theo bảng 20, chọn L=3000( mm). Kiểm tra số vòng chạy của đai theo điều kiện: u = 3445,2 3000*60 960*140*14,3 *60 ** 11    L nD L V <10. vậy thỏa mãn Tính khoảng cách trục A theo L tiêu chuẩn: A=     8 )(8)(2)(2 212 2 2121 DDDDLDDL 682,25 (mm) F : Kiểm tra góc ôm trên bánh đai: Theo điều kiện:  85,12457* 25,682 14080018057*180 121      A DD  >120  . Vậy thoả mãn . G : Xác định số đai cần thiết (z): Số đai Z được xác định theo khả năng kéo của bộ truyền. Z    CCCFV N vtp ***** *1000 0  (**) Trong đó: F diện tích tiết diện đai(mm 2 )   0p  =1, 51 (N/ mm 2 )Trị số ứng suất có ích cho phép của đai hình thang: 9,0tC Hệ só chế độ tải trọng: 86,0C Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. vC = 1, 0 Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Các hệ số này tra ở bảng 17;21;12;22;23 . (S đ d). Thay số vào (**) ta có: Z0, 88. Vậy chọn số đai Z=1. H: Xác định kích thước bánh đai: - Chiều rộng bánh đai : B=   mmStZ 255,12*220)11(*21  - Đường kính ngoài của bánh đai: .1484*2140*2 011 mmYDDe  . -41- mmYDDe 8084*2800*2 022  . Với Y 0 xác định theo bảng 17;t, S được xác định theo bảng (87) sdd. I: Xác định lực tác dụng lên trục: R NZF 441 2 85,124sin*1*138*2,1*3 2 sin****3 10    . Lực R được coi gần đúng có phương nằm trên đương nối tâm 2 bánh, chiều từ bánh này hướng tới bánh kia. 3 - THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG: Truyền động bánh răng được sử dụng rộng rãi trong ngành chế tạo máy, vì chúng có những ưu điểm nổi bật sau: Khả năng chịu tải lớn, kích thước nhỏ gọn hiệu suất cao, tỉ số truyền cố định, làm việc tin cậy và tuổi thọ cao. Dạng răng chủ yếu được dùng trong các bộ truyền bánh răng hiện nay là dạng răng thân khai do Ơle đề nghị (1735). Trong các bộ truyền bánh răng chịu tải lớn hiện có dùng bộ truyền bánh răng cung tròn do DoNôViCốp đề nghị (1954). Ở đây ta dùng bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Bộ truyên có các thông số sau: -Z 1 , Z 2 : Số răng trên bánh dẫn và bị dẫn. 3,5 1 2 2 1  Z Z n ni , (tỉ số truyền động.) t : Bước răng đo trên vòng chứa. t 0 =t*cos 0 bước răng đo trên vòng cơ sở. 0 : Góc prôfin răng. , đối với bánh răng nghiêng góc prôfin sinh được do trong mặt phẳng phápvà kí hiệu là n0 . m=  t Modun ăn khớp, đây là thông số cơ bản của bộ truyền, giá trị của mođun ăn khớp m đã được tiêu chuẩn hóa và nằm trong khoảng m= 0, 05100 mm . b- Chiều rộng bánh răng. β - góc nghiêng của răng. ,21 , hệ số dịch dao trên bánh dẫn và bị dẫn. A khoảng cách trục. b : chiều cao răng. D e Đường kính vònh đỉnh răng. . -42- D i Đường kính vòng chân răng. α Góc ăn khớp, đối với cặp bánh răng nghiêng tiêu chuẩn hoặc dịch đều góc ăn khớp được đo trong mặt phẳng pháp 200  nn  . 3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng tiêu chuẩn: 3.1.1: Chọn vật liệu chế tạo và phương pháp nhiệt luyện bánh răng : Chọn vật liệu chế tạo bánh răng nhỏ : Thép C45: phương pháp nhiệt luyện là thường hóa: 210;340;600  HBMpaMPa chb  . Bánh răng lớn vật liệu là C35 thường hóa Hình 3.6: Thông số hình học bộ truyền bánh . -43- 190;320;550  HBMpaMPa chb  . 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép : a. Ứng suất tiếp xúc cho phép:     Ntxtx KN  ** 0 . Trong đó :   0Ntx ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng làm việc lâu dài, , giá trị được xác định theo ( bảng 30 trang 62, sdd). :NK  Hệ số chu kỳ ứng suất tiếp xúc. 6 0 Ntd NK N  . Trong đó: N 0 Số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tếp xúc, xác định thei bảng (30), sdd. tdN số chu kì ứng suất tương. Bánh răng chịu tải trongj tĩnh . tdN =N=60*u*n*t. Trong đó: u – Số lần ăn khớp của bánh răng trong 1 vòng quay. n - số vòng quay trong một phút của bánh răng. t- Tổng số giờ làm việc của bánh răng. t = 4*2*250*8=16000 h. tdN =60*3*30*16000=8, 64. 710 > 0N vậy :NK  =1. Ứng suất cho phép: Bánh nhỏ:   MPatx 546210*6,21  Bánh lớn:   MPatx 494190*6,22  . b. Ứng suất uốn cho phép: Khi bánh răng quay một chiều, ứng suất trong răng sẽ thay đổi mạch động. :        Kn K N u * **6,14,1 1   Trong đó :Giới hạn mỏi uốn trong chu kỳ đối xứng. Đối với thép 1   b45,04,0  n- Hệ số bền dự trữ. Bánh răng chế tạo từ thép tôi n 28,1  Bánh răng chế tạo từ thép rèn, thép cán thường hóa hoặc tôi cải thiện n=1, 5. K : hệ số tập chung ứng suất ở chân răng. . -44- Nếu bánh răng chế tạo từ thép được thường hóa hoặc tôi cải thiện K =1, 8. +Tôi thể tích K =2. +Tôi bề mặt K =1, 2. m td N N N K 0 Trong đó: Với m bậc đường cong mỏi uốn. m=6. 0N số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi. Bánh răng chế tạo bằng thép hoặc gang 0N =5. 10 6 tdN Số chu kỳ ứng suất tương đương. Khi chịu tải tĩnh được tính theo tdN =N=60*u*n*t. =8, 64. 710 . m td N N N K 0 = 6 6 6 10.64,8 10.5 =0, 6256. Thay vào công thức 3. 11: Ta được. Ứng suất uốn cho phép trên bánh nhỏ là  1u :   41,83 8,1*5,1 6256,0*600*4,0*5,1 1 u MPa. Ứng suất uốn cho phép trên bánh lớn:   46,76 8,1*5,1 6256,0*550*4,0*5,1 2 u MPa. c>. Ứng suất quá tải cho phép:  qt Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép trên bánh nhỏ:     1500600*5,2*5,2 01  Ntxtxqt  MPa. Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép trên bánh lớn.     1375550*5,2*5,2 02  Ntxtxqt  MPa. Ứng suất uốn quá tải cho phép.  uqt ỨNG suất uốn quá tải cho phép trên bánh nhỏ.     272340*8,0*8,0 1  chuqt  MPa ỨNG suất uốn quá tải cho phép trên bánh lớn.     256320*8,0*8,0 2  chuqt  MPa. 3.13: Chọn sơ bộ hệ số tải trọng động sbK . -45- Có thể chọn sbK 5,13,1  . Khi chọn giá trị sbK chú ý khả năng chạy mòn của vâth liệu chế tao bánh răng, vận tốc truyền và cách bố trú ổ so với bánh răng (đối xứng nay công xôn…). Vậy ta chọn : sbK =1, 4. 3.1.4. Chọn hệ số chiều rông bánh răng. +Bộ tryuền bánh răng trụ: A b A  ta chọn như sau. Chịu tải trung bình ta chọn: .45.030,0  lấy bằng 0, 3. 3.1.5. Tính khoảng cách trục. - Bộ truyền bánh răng nghiêng được tính.       mmn NK i iA A sb tx 2648,185 160*3,0 72,6*4,1* 550*3,5 10.05,113,5 * * *10.05,11 3 26 3 2 26               . Chọn: A=186mm. 3.1.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng được tính:     9665,2 13,5*10.6 960*2648,185*14,3*2 110.6 ...2 10.6 .. 44 1 4 11      i nAndV  m/s. Theo giá trị vận tốc vòng đã tính, chọn cấp chính xác theo bảng 31 trang 63(S đ d). Vậy chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9. 3.1.7. Xác định chính xác khoảng cách trục A : Hệ số tải trọng K được xác định chính xác theo công thức: .* dtt KKK  Trong đó : ttK hệ số tập chung tải trọng. Bộ truyền được chế tạo từ thép có khả năng chạy mòn (HB<350 và15 m/s). Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh ttK =1. dK : Hệ số tải trọng động, xác định theo bảng (33) và (34) chính xác chế tạo giá trị vận tốc và độ rắn bề mặt răng. Vì các bánh răng có độ rắn HB<350 và làm việc với tải trọng không đổi. tra bảng ta có dK =1, 45. Vậy hệ số tải trọng: . -46- K=1*1, 45=1, 45. Ta kiểm tra sai số giữa K và sbK nếu quá 5 % thì ta phải tính lại 5,3100*  K KKK sb %<5%. Vậy ta chọn A như tính toán sơ bộ. 3. 1. 8: Xác định mô đun, số răng, chiều rộng và góc nghiêng răng của của răng: -Trị số mô đun nm đối với bánh răng nghiêng được xác định theo tiêu chuẩn theo bảng 35 (s đ d) dựa trên giới hạn sau: Đối với bánh răng trụ: m =  A02,001,0  =1, 86-3, 72. Vậy chọn: 0,2nm mm. -Số răng bánh dẫn: chọn sơ bộ góc nghiêng β=20  :      1. cos..2 1 im AZ n  28, 01 Chọn: 281 Z răng. -Số răng bánh bị dẫn: 4,14828*3,5* 12  ZiZ Chọn số răng bánh bị dẫn là: 148 răng. Góc nghiêng β chính xác được xác định:     9462,0 186.2 214828 .2 21      A mZZCos n . Vậy: β=18, 88  Chiều rộng bánh răng lớn: mmAb A 8,55186*3,0  . Chiều rộng bánh răng nhỏ ta lấy lớn hơn 5mm so với bánh răng lớn. b=60, 8mm. 3. 1. 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Sức bền uốn của răng được kiểm tra theo công thức:  u n u bnZmy NK     ''2 6 .... .10.1,19 . Trong đó: " hệ số phản ánh sự gia tăng khả năng chịu tải khi tính theo độ bền uốn của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. giá trị được chọn trong khoảng 1, 4-1, 6. ta chọn bằng " =1, 5. y-Hệ số dạng răng, được xác định theo bảnh 36 (sdd) –dựa vào số răng tương đương của bánh: . -47- Đối với bánh nhỏ: .33 9462,0 28 cos 33 1   ZZ td Vậy y=0, 455. Đối với bánh lớn: 174 9462,0 148 cos 33 2   ZZ td . VẬy y=0, 55. Vậy:   23,76 5,1.8,60.160.28.2.455,0 72,6.45,1.10.1,19 2 6 1 u thỏa mãn   78,68 5,1.30.148.2.55,0 45,6.45,1.10.1,19 2 6 2 u . thỏa mãn điều kiện. 3. 1. 10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột: Để bộ truyền có khả năng chịu tải trong thời gian ngắn cần kiểm tra bộ truyền quá tải theo điều kiện:  txqtqttxtxqt K   . *. 10  uqtqtuuqt K   . . **. 10 Trong đó: K qt hệ số quá tải của hệ thống: 2,2max  M MK qt Với txu  , là giá trị ứng suất uốn và tiếp xúc của bộ truyền tính theo tải trọng danh nghĩa. giá trị u đã được xác định như trên. Giá trị ứng suất tiếp xúc đựợc xác định theo công thức:   2 36 . ..1 . 10.05,1 nb NKi iAtx   . Đối với bánh nhỏ:   Mpatx 94,7868,60 72,6.45,113,5 3,5.186 10.05,1 36 1    Vậy: 67,11642,2.94,786 txqt thỏa mãn điều kiện kiểm tra( *. 10) 70,1672,2.23,761 uqt thỏa mãn điều kiện kiểm tra (**. 10) Đối với bánh lớn:   MPatx 47,5898,55 45,6.45,1.13,5 3,5.186 10.05,1 36 2    . Vậy ta có: 41,8722,247,5892 txqt Thỏa mãn điều kiện kiểm tra (*. 10). . -48- 2uqt 68, 78. 2, 2=151, 184MPa thỏa mãn điều kiện kiểm tra . -49- 3.1.11: Các thông số hình học của bộ truyền: Tên thông số Đơn vị Kí hiệu Công thức tính Mô đun pháp tuyến Bước pháp tuyến theo vòng chia Số răng của bánh chủ động(bánh nhỏ) Số răng của bánh bị động(bánh lớn) Góc nghiêng trên hình trụ chia Đường kính vòng chi Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh Đường kính đáy Chiều cao răng Chiều cao đầu răng Chiều cao đầu răng mm mm mm Độ Mm Mm Mm mm mm mm nm nt Z1 Z 2 Β d d 1 De iD h h h '' Chọn theo tiêu chuẩn t=m n π=6, 2832: π=3, 1416 Z1=28 Z 2 =148 β =18, 8797 83,312 cos . 18,59 cos . 2 2 1 1     Zmd Zmd n c n c d 1 = 1cd 83,3162 cos 18,632 cos 2 2 1 1                 ZmD ZmD ne ne 83,3075,2 cos 18,545,2 cos 2 2 1 1                 ZmD ZmD ni ni h =2, 25. m n =4, 5 h=mn=2 h '' =1, 25. mn=2, 5 . -50- Chiều dày răng theo cung vòng chia ở tiết diện pháp tuyến Khoảng cách trục Mô đun mặt đầu Bước xoắn Chiều dày răng theo cung vòng chia ở tiết diện mặt đầu. Ban kính vòng tròn cơ sở. Bước cơ sở Chiều rộng vành răng mm mm mm mm mm mm mm S A m s pS sS 0r 0t b 1416,3 22  nn mtS A=186 m s = 11,2cos   nm pS = 64,6cos . 2   nn mt 2 s s tS  =3, 32 98,146 2 20cos. 33,27 2 20cos. 2 02 1 01     dr dr 90,520cos..0  nmt 8,55 8,60 2 1   b b 3.1.12: Tính lực tác dụng: Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng được xác định theo 3 thành phần: +Lực vòng 1P , 2P . +lực hướng tâm 21 , rr PP . +Lực dọc trục 21 , aa PP . Trị số được xác định như sau: Lực vòng: 13555 18,59 9,401099.2.2 21  d M PP x N Lực hướng tâm: NtgPPP nrr 51579462,0 .36,0.25,13555 cos . 21    Lực dọc trục: . -51- .460834,0.25,13555.21 NtgPPP aa   4 – THIẾT KẾ TRỤC . Trục là chi tiết máy dùng để đỡ các chi tiết máy quay hoặc truyền mômen xoắn từ các chi tiết máy lắp trên đó đến các chi tiết khác hoặc làm cả hai nhiệm vụ trên. Trục truyền luôn luôn quay, có thể tiếp nhạn cả momen xoăn và momen uốn. Các trục trong hộp giản tốc là nhưng trục truyền. 4.3.1: CHỌN VẬT LIỆU: Dựa vào điều kiện làm việc của hộp giảm tốc và chế độ làm việc cảu máy trộn. Ta dùng thép C45 thừong hóa để chế tạo trục. 4.3.2: TÍNH SƠ BỘ TRỤC: Do chưa rõ các kích thước của trục (độ dài các đoạn trục và đường kính trục), ta chỉ biết momen xoắn cần truyền lên trục. Ta xác định đường kính trục sơ bộ theo momen xoắn. Đường kính trục sơ bộ sbd được xác định theo công thức: 3 n NCd sb  (mm). Trong đó: N: công suất truyền (KW). C: Hệ số tính toán. chọn C=120. n: Số vòng quay của trục. (v/phút). Trục lắp bánh răng chủ động (bánh nhỏ) mm n NCd sb 42160 72,6.120 331  . Vậy chọn mmd sb 451  Trục lắp bánh răng bị dẫn (bánh lớn). mm n NCd sb 38,7230 45,6.120 332  . vậy chọn mmd sb 752  4.3.2: TÍNH GẦN ĐÚNG: Ta xét đến tác dụng đồng thời của cả momen uốn và xoắn đến sức bền của trục: a. Chọn sơ bộ ổ: Ta sử dụng ổ bi đỡ-chặn. * Với trục 1: Dựa vào mmd sb 451  chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn như sau: d= mmd sb 451  . có B=16mm *Với trục 2: Dựa vào mmd sb 752  chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn như sau: . -52- d= mmd sb 752  . có B=20. mm b. Phác thảo hộpgiảm tốc: Hình 3.7: Cấu tạo của hộp giảm tốc. Trong đó : +a là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp. a=10mm +B là chiều rộng của ổ lăn. mmBmmB 20;16 21  +b chiều rộng bánh răng. b=60, 5mm + 2l khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp. 2l =10mm. . -53- + 3l chiều cao của lắp và bulông. 3l =20mm. + 4l khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp. 4l =10mm. + 5l chiều dài hần mayo lắp với trục. 5l =1, 5. d. c. Xây dựng sơ đồ tính toán trục: Trục I: mmlllblaBltr 24045.5,120205,6010.210.216.2222 54321  Ta có : Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ như hình vẽ: đR 441N. .(**)0 .(*)0 1 1   DYrBY DXBXđ RPRY RPRRX N hh hPhRR hhRhPhRM d DX DXdBX 7880 .. 0).(.. 32 211 32211      Thay vào (*) ta được: NRBX 6116 . .42642 . 0).(. 2 . 32 21 1 1 3221 1 1 N hh hpdp R hhRhPdPM ra DY DYraBY      Thay vào (**): ta được: NRBY 893 Vậy ta có biểu đồ các mô mem như sau: . -54- Hình 3.8: Biểu đồ phân bố các mô men lực trục 1. Qua biểu đồ các Mômen ta xét tiết diện nguy hiểm tại B và C: Tại B: Ta có: NmmMMM uyuxtd 7648775,316414,69635 2222  .   mm M d td 19,22 70.1,0 76487 .1,0 33   . chọn d=24mm. Tại C: Ta có : NmmMMMM xuyuxtd 5222222 10.7,74,69635.75,025,112027757937.75,0  . -55-   mm Md td 91,47 70.1,0 10.7,7 .1,0 3 5 3 2   Chọn d=48mm. Do d chính xác gần bằng đường kính đáy của bánh răng yêu cầu. Vậy ta sử dụng trục răng ở trục 1. *TRỤC II: Ta có : NPRR hRhPM PRRX AXCX CXAX CXAX 5,6777 2 02.. 0 2 2 2    N h dPhP R dPhPhRM PRRY ar CY arCYAY rCYAY 8563 2 2 .. 0 2 ..2. *)*(*0 2 22 2 22 2      Thay vào (***): Ray=-3046N Vậy nó có chiều ngược lại so với giả thiết: TA có sơ đồ biểu đồ các mômen: Dựa vào biểu đồ các mômen ta kiêm tra tiết diện nguy hiểm tại B . Tại B: Ta có : .10.23,2.75,0 6222 NmmMMMM xuyuxtd    mm Md td 93,87 70.1,0 10.23,2 .1,0 3 6 3   Chộn d=88mm. . -56- Hình 3.9: Biểu đồ phân bố các mômem lục trục 2. 4.3.3. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC: a. Định kết cấu trục: Ở đây ta sử dụng then bằng: Then được kiểm nghiệm theo sức bền đập và sức bền cắt: Trục 2: . -57- l= 0, 9. 1, 5d=118, 8mm b =24mm t=7mm. Điều kiện bền dập:  dXd ltd M   61,127 .. 2 thỏa mãn. Điều kiện bền cắt :  cxc lbd M   83,96 .. 2 b. Kiểm nghiệm theo hệ số an toàn: Điều kiện :  n nn xnn n t t    22   (1) Trong đó Với n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp. md k 1n σψσ βε σ σ       mdt k 1n σψσ βε        - Vì trục quay một chiều : uW uM minmax a - Với ,9620 31 mmWu  (bảng 56) ,60500 32 mmW         269,209620 21,200467 1 mm N a uW uM - Ứng suất xoẵn thay đổi theo chu kỳ mạch động(quay 1 chiều) 0 max 22 W M x ma     Với 320500mmWu  (bảng 56 sd d)          232,23205002 01,3854745 mm N a - Giới hạn momen xoắn và xoẵn : -1=(0, 40, 5) b ta choïn -1=0, 45b=0, 45600=270(N/mm2) t-1=(0, 20, 3) b ta choïn t-1=0, 25b=0, 25600=150(N/mm2) - hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi: =0. 1 và c=0. 05 và =1. . -58- - K0, Kt hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoẵn, giá trị của chúng được xác định trong các bảng, và 0, t. Tra bảng 57 (s d d) ta có  =0, 72, t=0. 75. Tra bảng 59 (s d d) ta có 63,1K ; 5,1K - Áp suất trên mặt lắp ghép <30(N/mm2) - 8,2    K -   08,218,26,01     K - VẬy ta có:  nn , 79,8 96,108,2   270n 1,5 32,1305,032,1308,2   150n   5,247,4 2,579, 2,5 2     n 8 8,79n 2 c: Kiểm nghiệm về trục quá tải Điều kiện bền quá tải của trục: chqtqtuqt  8,0 232      qt uW uMqtK uW uqtM uqt   Kqt = 2, 3 Mu = 650598, 3(N/mm) Wu = 33 881,01,0  d           25,73881,0 3,20407963,2 mm N uqt                    2125 218,72325,7 218,723882,0 01,38547453,2 00 mm N qt mm N W zMqtK W zqtM qt   Mà    22403008,08,0 mmNchqt   . -59-    224081,96 mmNqtqt   Vậy thỏa mãn d) Kiểm nghiện về độ cứng vì n=4, 7 >2. 5 nên ta không cần làm bước này. 4. 3.4. Thiết kế gối đỡ trục : Gối đỡ trục kà cụm chi tiết dùng để đỡ các chi tiết quay, chịu tác dụng của lực truyền trên trục, đồng thời giúp trục có vị trí xác định và quay quanh một đường tâm xác định trong két cấu. Kết cấu gối đỡ trục bao gồm than gối đỡ ổ trục và một số chi tiết phụ khác, trong đó ổ trục là chi tiết quan trọng nhất. . Ở đây ta sử dụng gối đỡ ổ đỡ chặn. Ta sử dụng, ổ bi đỡ chặn; ổ được dùng chịu cả lực hướng tâm và lực dọc trục, chúng có khả năng hạn chế sự dịch chuyển của chiều trục về một phiá . Xác định tải trọng tác dụng lên ổ: a/Trục I: Hình 3.10: Biểu đồ phân bố lực tác dụng lên ổ. Ta có: )(61808936116 2222 NRRR BYBXB  )(7,895942647880 2222 NRRR DYDXD  Tải của ổ đựợc tính toán theo khả năng làm việc của C, giá trị hệ số C được xác định theo công thức : C=Q (nh)0, 3. Trong đó : - n: số vòng quay của ổ trong 1 phút (n=160) - h: Tuổi thọ của ổ, h=16000(h). - Q tải trọng tương của ổ (daN). Đối với ổ đỡ chặn: dt n i iV KKAmKRQ         0 .. . -60- Do ở ổ đỡ chặn dưới tác dụng của lực hướng tâm, trên ổ sẽ xuất hiện lực dọc trục tgRA ii ..3,1 Với β là góc ngiêng tính toán của con lăn, được tra theo bảng tiêu chuẩn của ổ. vK : hệ số vòng quay của ổ tra ở bảng 67(s đ d) 1vK . m- hệ số chuyển đổi tải trọng dọc trục về hương tâm . m=1, 5(bảng 68) tK : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ tra bảng 69, 1tK dK : hệ số tải trọng động tra bảng 70(s đ d), . dK =1, 5, Q=603, 4 Ct= C=Q (nh)0, 3=    3,0160001606,1693 50100 Dựa vào bảng 74(s đ d)ta chọn đựoc ổ có các thông số sau: Kí hiệu d D B d2 D2 Đường kính bi C Q (cho phép) N giới hạn 36209 45 85 19 19 57,4 72,6 52000 2600 8000 b)Trục II: Hình 3.11: Biểu đồ lực phân bố tác dụng lên ổ. Ta có: )(95565,67775,6777 2222 NRRR AYAXA  )(908530468563 2222 NRRR CYCXC  - n: số vòng quay của ổ trong 1 phút (n=30) - h: Tuổi thọ của ổ, h=16000(h) - Q tải trọng lượng của ổ (daN) Đối với ổ đỡ chặn: dt n i iV KKAmKRQ         0 .. Do ở ổ đỡ chặn dưới tác dụng của lực hướng tâm, trên ổ sẽ xuất hiện lực dọc trục tgRA ii ..3,1 . -61- Với β là góc ngiêng tính toán của con lăn, được tra theo bảng tiêu chuẩn của ổ. vK : hệ số vòng quay của ổ tra ở bảng 67(s đ d) 1vK . m- hệ số chuyển đổi tải trọng dọc trục về hương tâm. m=1,5(bảng 68) tK : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ tra bảng 69, 1tK dK : hệ số tải trọng động tra bảng 70(s đ d). dK =1, 5 Q=1976, 3 Ct= C=Q (nh)0, 3=    3,016000306,1693 100000 Dựa vào bảng 74(s đ d) ta chọn được ổ có các thông số sau: Kí hiệu d D B d2 D2 Đường kính bi C Q (cho phép) n giới hạn 36217 85 150 28 106 129 19.84 12000 7300 4000 4.3.5. THIẾT KẾ TRỤC LẮP CÁNH KHUẤY: a: Tính trục Trong thực nghiệm người ta thường chọn đường kính trục lắp cánh khuấy có: D=(1, 2-1, 6)d. Với D là đường kính trục lắp cánh khuấy: d - là đường kính trục trục tiếp truyền mômen xoắn cho trục lắp cánh khuấy: Vậy ta chọn: D=1, 5d=1, 3. 88=114, 4mm. chọn D=114mm Ta chọn ổ bi đỡ chặn để lắp: chọn loại ổ 36220 Dựa vào bảng 74(s đ d)ta chọn được ổ có các thông số sau: Kí hiệu d D B d2 D2 Đường kính bi C Q (cho phép) n giới hạn 36220 100 180 34 124,8 155,2 25,4 16500 11000 3200 b. LẮP CÁNH KHUẤY: . -62- Sử dụng thép tấm không rỉ cho cánh khuấy hướng tâm và cánh nằm ngang: b=100mm: . s=22mm.Được lắp trên 3 giá đỡ.Được hàn ,sử dụng mối hàn chồng.Giá đỡ cũng được hàn trự c tiếp trên trục. *Cánh hướng tâm được hàn trực tiếp trên trục: Theo đường xoẵn vít ngiêng 1 góc α=30 độ so với đường tâm trục quay. Gồm có 6 cánh: Ta sử dụng mối hàn giáp mối: Ở đây mối hàn chịu chịu lực kéo (nén) và mô men đồng thời. Ta có điều kiện bền:  '6,132 . 6   Sb F bS M . Vậy thỏa mãn. 4. 3. 6. Thiết kế khớp nối: Khớp nối dùng để nối các trục hoặc chi tiết máy quay ở đây dùng để nối trục để cố định các trục quay cùng trên 1 đưòng tâm để truyền Mômen xoắn. a) Chọn kiểu nối trục: Ở đây ta chọn kiểu nối trục chặt b)Xác địng mômen tính toán: Mômen xoắn tính của nối trục được xác định: Mxt = K. Mx = n NK   61055,9 Trong đó: Mx – mômem xoắn danh nghĩa: N- công suất cần truyền (Kw) N = 6, 45(Kw) n- tốc độ quay của trục(v/ph ) n = 30 (v/ph) K – hệ số tải trọng động, tra theo 78 (s đ d) chọn K = 1, 2 Vậy. ).(10.46,2 30 45,62,11055,9 66 mmNM xt    c) Chọn và kiểm tra trục nối tiêu chuẩn: Phải đảm bảo: [Mx] ≥ Mxt [Mx]=2500 ≥ Mxt =2460N. m Tra bảng 80 (s đ d)ta có các thông số của khớp nối trục đĩa như bảng sau: Mxmax d D2 L D0 l Bulông Số lượng 2500 80-95 220 270 220 130 M16 6 . -63- 4. 3. 7 THIẾT KẾ MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC: Thùng được làm từ thép không rỉ: có s=16mm. dạng (hình vẽ) đã định hình. Lắp thùng làm từ tôn kỹ thuật 1 nửa đựợc hàn gắn cố định vào thùng, một nửa có thể mở để nạp liệu nhờ 2 chốt bản lề. Có s=4mm. Hình .12: Tiết diện thùng. . -64- CHƯƠNG 4 CHẾ TẠO CHI TIẾT ĐIỂM HÌNH (BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGIÊNG) I. Tìm hiểu tính công nghệ của chi tiết: Truyền động bánh răng trụ được dùng để truyền mômen giữa các trục song song với nhau. Bánh răng nghiêng có hai loại: nghiêng trái và nghiêng phải và trong một cặp ăn khớp các hương nghiêng của chúng ngược nhau. Răng nghiêng cho phép năng cao độ êm dịu khi làm việc và tăng lực truyền tải. Góc β giữa tiếp tuyến với đường xoắn cắt mặt bên của răng với hình trụ chia và đường tâm bánh răng được gọi là góc nghiêng của răng trên hình trụ chia. Các thông số của bánh răng nghiêng trên hình vẽ. Hình 4.1: Các thông số của bánh răng trụ, răng nghiêng. Bánh răng làm việc ở tải trọng trung bình. Độ chính xác của bánh răng được đặc trưng bởi các chỉ tiêu sau: + Độ chính xác động học. + Độ ổn định khi làm việc. + Độ chính xác tiếp xúc. + Khe hở mặt bên. Ở đây bánh răng trụ có độ cấp chính xác là 9. Khi chế tạo được kiểm tra bằng dụng cụ đo chuyên dùng. Dạng sản xuất đơn chiếc ,nhỏ. . -65- II- QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG BÁNH RĂNG ; 2.1 Chọn phôi: Phôi là phôi đúc trong khuôn nóng chảy có dọ chính xác cấp III với lượng dư gia công (tra bảng 3.1 sách công nghệ chế tạo bánh răng của Pgs. Ts . Trần Văn Địch trang 43) là 2,5mm. 2.2. Quy trình công nghệ: cho bánh răng lớn xoắn phải. + NC1: Tiện 1 mặt đầu và tiện lỗ : Tiện thô và tinh.Và vát mét Chế độ tiện khi tiện thô: t =3-5 mm. s =0, 3-1, 5 mm/vg. V=120m/ph. Chế độ khi tiện tinh: Chế độ cắt: s =0, 1mm/vg. t=0, 5mm. v=160m/ph. Sử dụng dao tiện lỗ hợp kim cứng T15K6. Dao tiện ngoài đầu gắn thép gió. Tiện mặt đầu và lỗ Sơ đồ gá đặt trên mâm cặp 3 chấu. Máy tiện rơvonve thường. . -66- Hình 4.2:Sơ đồ gá đặt NC1. NC2:Tiện thô và tinh mặt đầu còn lại.Vát mét. Chế độ tiện khi tiện thô: t =3-5 mm. s =0, 3-1, 5 mm/vg. V=120m/ph. Chế độ khi tiện tinh: Chế độ cắt: s =0, 1mm/vg. t=0, 5mm. v=160m/ph. . -67- . Dao tiện ngoài đầu gắn thép gió. Tiện mặt đầu Sơ đồ gá đặt trên mâm cặp 3 chấu. Máy tiện rơvonve thường. Hình 4.3: Sơ đồ gá đặt gia công mặt đầu còn lại. . -68- NC3:Tiện thô và tinh bề mặt bề mặt trụ ngoài. Chế độ tiện khi tiện thô: t =3-5 mm. s =1, 5 mm/vg. V=180m/ph. Chế độ khi tiện tinh: Chế độ cắt: s =0, 1mm/vg. t=0, 5mm. v=200m/ph. . Dao tiện ngoài đầu gắn thép gió. . -69- Hình 4.4 :Sơ đồ gá đặt NC3. NC4: Chuốt lỗ có rãnh then: Chế độ cắt: V=2-12m/ph a =0, 02mm. trên máy truốt đứng: Sơ đồ gá đặt: Hình 4.5 :Sơ đồ gá đặt NC4. NC5: Cắt răng. Dùng phương pháp ,phay lăn răng bằng dao phay trục vít. Sử dụng máy phay lăn răng . Có sử dụng đầu phân độ vạn năng: Sơ đồ gá dao phay khi phay răng trụ răng nghiêng: . -70- Hình 5.5:Sơ đồ gá dao phay khi phay răng ngiêng. 0m là góc xoắn của răng dao phay. φ góc của trục dao phay được gá ngiêng và 0m  với dao phay phải. Hướng chạy dao từ trên xuống (phay nghịch). Phân độ: Sử dụng phân độ đơn giản: đặc tính đầu phân độ này là N=40 Áp dụng công thức: 37 10 148 40  z Nn Với: n: số vòng cần quay . Z là số răng của bánh răng cần chia. N=40. Vậy ta tiến hành điều chỉnh đầu phân độ như sau: Ta quay chốt đi 10 trên vong tròn có 37 lỗ của mặt thứ nhất: Tra bảng 5. 6 chế độ cắt bánh răng (sách công nghệ chế tạo bánh răng của Pgs. Ts Trần Văn Địch) ta có chế độ cắt khi phay thô và bán tinh: 6,0 /59 8,00    zN phmV S Sơ đồ gá đặt phôi: . -71- Hình 4.6 :Sơ đồ gá đặt khi phay răng Sau đó được gá lên đầu chia độ vạn năng của máy phay nhờ 2 mũi chống tâm. NC6: Vê đầu răng: Vát mét một phía, sử dụng dao phay ngón hình côn : gá như NC5 NC7: Nhiệt luyện: Đối với bánh lớn đạt HB=250, bánh nhỏ HB=280. Bằng tôi cao tần.Làm nguội bằng Emuxi.Làm sạch bánh răng sau nhiệt luyện. NC8: Gia công tinh lỗ trục. Mài lại lỗ . NC9: Cà răng: sử dụng máy cà răng 5B702 của nga. Sử dụng trục gá đuợc gá trên bàn máy cà răng nhờ 2 mũi chống tâm. Sử dụng phương pháp cà song song. . -72- Hình 4.7:Sơ đồ chạy dao của phương pháp cà răng song song. Chế độ cắt khi cà răng (tra bảng 6. 3 ;6. 4 .Sách công nghệ chế tạo bánh răng của Pgs. ts Trần văn Địch ). S 0 =0, 4mm/vòng của bánh răng. (lượng chạy dao dọc ) S p =0, 04mm/hành trình kép. (lượng chạy dao hướng kính). V=80mm/ph. NC10: Kiểm tra: Bằng dụng cụ đo chuyên dùng. . -73- CHƯƠNG V NHẬN XÉT VÀ ĐỀ XUẤT Ý KIẾN I. TRÌNH TỰ TRỘN. Đổ lần lượt các thành phần trộn đã theo định lượng trước.Lần lượt:Lần 1(không cho hết một thứ cho đến hết mà lần lượt 1 thầnh phần 1 lượng nhỏ): Cát cũ -Bentonit-Cát mới – Mùn cưa, lần 2…Cứ thế lặp lại cho đến hết hỗn hợp cần trộn .Bật máy trộn ,rồi cho nước vào hỗn hợp (vừa trộn vừa cho nước) để sao cho đạt độ ẩm đúng tiêu chuẩn kỹ thuật. II. HƯỚNG DẪN VẬN HÀNH VÀ BẢO DƯỠNG A. Hướng dẫn vận hành. 1. Kiểm tra trước khi vận hành. - Kiểm tra nguồn điện 3 pha từ tủ điện đến động cơ có đủ 3 pha không. - Kiểm tra thiết bị đóng cắt, bảo vệ động cơ làm việc đảm bảo độ tin cậy. - Kiểm tra hệ thống cơ (khớp nối, puly) bulông, bệ máy) được bắt chắc chắn. - Động cơ lắp đặt đảm bảo đồng tâm với thiết bị kéo tải, rôto quay dễ dàng không bị kẹt. - kiểm tra các cánh khuấy. có bị nứt mối hàn hay không… 2. Đối với động cơ sau một thời gian nghỉ không làm việc khi đưa vào sử dụng phải kiểm tra lại điện trở cách điện của cuộn dây với vỏ, giữa các cuộn dây với nhau. Mằng megôm kế 500V đối với động cơ hạ áp, megôm kế 1000V, 2500V đối với động cơ cao áp. Trị số đo được không nhỏ hơn 0, 5 Megôm (MW). Nếu trị số nhỏ hơn 0, 5MW thì động cơ cần phải sấy khô và kiểm tra lại sau khi sấy. 3. Khi động cơ làm việc trị số dòng điện không được vượt quá dòng điện ghi trên nhãn. 4. Điện áp lưới điện cấp cho động cơ khi kéo tải cho phép sai số 5% so với điện áp ghi trên nhãn. Khi điện áp lưới thấp hơn phạm vi cho phép, yêu cầu phải giảm tải để dòng điện không vượt dòng định mức. 5. Động cơ chạy bị rung, có tiếng kêu phải kiểm tra lại độ đồng tâm lắp đặt giữa động cơ và máy công tác. . -74- 6. Động cơ chạy bị phát nóng nhanh, quá nhiệt độ cho phép cần phải kiểm tra lại tải có lớn không, điện áp cấp cho động cơ quá thấp hay quá cao hoặc bị mất 1 pha nào đó cấp cho động cơ. 7. Trong quá trình vận hành phải luôn luôn theo dõi các thông số dòng điện, điện áp. Đồng thời phải theo dõi dao động của máy. theo dõi nhiệt độ của ổ bi không lớn hơn 900C. 8. Chạy không tải 5 phút khi trộn mẻ đầu tiên. B. Bảo dưỡng và bảo quản 1. Đối với động cơ điện sử dụng vòng bi không có vòng chặn mỡ thì sau 4000 giờ làm việc. Phải bảo dưỡng rửa sạch vòng bi bằng dầu công nghiệp và thay bằng loại mỡ cùng loại hoặc tương đương, lượng mỡ từ 1/2 đến 1/3 khoang trống vòng bi. 2. Đối với động cơ sử dụng vòng bi có vòng chặn mỡ thì không cần thay mỡ hay bổ xung mỡ trong suốt thời gian sử dụng. 3. Động cơ có điện trở cách điện nhỏ hơn 0, 5MW. Khi đưa vào sử dụng cần phải làm sạch, sấy khô (Phương pháp sấy khô đơn giản là dùng bóng đèn điện). 4. Động cơ để lâu cần phải có thùng, túi đựng kín cách ly với môi trường ẩm. Đầu trục bôi mỡ bảo quản chống rỉ. 5. thường xuyên kiêm tra dầu bôi trơn, làm mát ở hộp giảm tốc và các gối đỡ. III. NHẬN XÉT: Trong quá trình thực hiện luận văn em đã đựơc tiếp xúc thực tế và tìm hiểu không nhưng trong nội dung đề tài mà rất nhiều loại máy chế biến thực phẩm rất phù hợp với ngành thủy sản và chế biến thức ăn gia súc, đó là điều kiện rất thuận lợi khi ở trường mình rất mạnh về lĩnh vực thủy sản . Nó phục vụ sinh viên khi ra trường ,làm ở các nhà máy chế biến thủy sản hoặc các nhà máy chế tạo máy và sản suất thiết bị phục vụ cho ngành chế biến. Các dạng đề tài năm nay đi sâu vào thực tế ngoài đời sống ,vì vậy nó rất giúp ích cho sinh viên chúng em quen dần việc giải quyết những vấn đề nảy sinh trong quá trình làm việc sau này. IV. ĐỀ XUẤT: Khi làm về máy thực phẩm mà trong nước có nhu cầu đặc biệt về lĩnh vực thủy sản có thể chế tạo thử nghiệm mô hình khi làm đề tài. Chuyên sâu vào mảng đề tài thực tế, đặc biệt trường ta mạnh về lĩnh vực chế biến thủy sản. . -75- LỜI CÁM ƠN..............................................................................................................1 LỜI NÓI ĐẦU .............................................................................................................2 CHƯƠNG 1 .................................................................................................................4 TỔNG QUAN VỀ CÁC LOẠI MÁY TRỘN .............................................................4 I. CÔNG DỤNG VÀ PHÂN LOẠI............................................................................4 1.1. CÔNG DỤNG: ...............................................................................................4 1.2. PHÂN LOẠI MẤY KHUẤY TRỘN ..............................................................4 1.2.1. Theo nguyên lý trộn: ................................................................................4 1.2.2. Theo chu trình làm việc:...........................................................................7 1.2.3: Theo đối tượng hỗn hợp cần khuất trộn: ...................................................8 CHƯƠNG 2 ...............................................................................................................20 ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT VÀ PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ.............................................20 I . ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT: ....................................................................................20 2.1. THÀNH PHẦN VÀ ĐẶC TÍNH CỦA VẬT LIỆU CẦN TRỘN: .................20 2.1. 1. Tìm hiểu về chế tạo phôi đúc:................................................................20 2.1.2. Thành phần vật liệu làm khuôn:..............................................................20 2.1.3: Yêu cầu đối với hỗn hợp làm khuôn: ......................................................21 2.1.4. Tạo hỗn hợp làm khuôn:.........................................................................22 II . LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ.........................................................24 2.2.1. Yêu cầu kỹ thuật: ...................................................................................24 2.2.2. CÁC PHƯƠNG ÁN CHỌN THIẾT KẾ: ................................................24 CHƯƠNG 3 ................................................................................................................29 TÍNH TOÁN KỸ THUẬT CHO MÁY .......................................................................29 I. Xác định năng suất: .............................................................................................29 II. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CẦN THIẾT:...........................................................30 2. 1 TÍNH CHO CÁNH NẰM NGANG: .............................................................30 2. 3 TÍNH CHO CÁNH HƯỚNG TÂM:..............................................................31 III. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1. Xác định công suất động cơ: ..................................35 IV: TÍNH TOÁN HỆ TRUYỀN ĐỘNG: .................................................................36 .4.1: TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA HỆ TRUYỀN ĐỘNG:.36 3 - THIẾT KẾ TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG: ................................................41 3.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng tiêu chuẩn: ...........................42 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép : ..................................................................43 3.13: Chọn sơ bộ hệ số tải trọng động sbK ......................................................44 3.1.4. Chọn hệ số chiều rông bánh răng............................................................45 3.1.5. Tính khoảng cách trục. ...........................................................................45 3.1.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng: ..................45 3.1.7. Xác định chính xác khoảng cách trục A :................................................45 3. 1. 8: Xác định mô đun, số răng, chiều rộng và góc nghiêng răng của của răng: ........................................................................................................................46 3. 1. 9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: ....................................................46 3. 1. 10 Kiểm nghiệm bánh răng theo quá tải đột ngột:.....................................47 3.1.11: Các thông số hình học của bộ truyền: ...................................................49 4 – THIẾT KẾ TRỤC . ........................................................................................51 4.3.1: CHỌN VẬT LIỆU: ................................................................................51 4.3.2: TÍNH SƠ BỘ TRỤC:.............................................................................51 4.3.2: TÍNH GẦN ĐÚNG: ...............................................................................51 Hình 3.8: Biểu đồ phân bố các mô men lực trục 1........................................................54 4.3.3. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC: ..............................................................56 4. 3.4. Thiết kế gối đỡ trục : .............................................................................59 . -76- 4.3.5. THIẾT KẾ TRỤC LẮP CÁNH KHUẤY: ..............................................61 4. 3. 7 THIẾT KẾ MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC: ...............................................63 CHƯƠNG 4 ...............................................................................................................64 CHẾ TẠO CHI TIẾT ĐIỂM HÌNH .........................................................................64 (BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGIÊNG)....................................................................64 I. Tìm hiểu tính công nghệ của chi tiết: ....................................................................64 II- QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG BÁNH RĂNG ; .................................65 2.1 Chọn phôi: .....................................................................................................65 2.2. Quy trình công nghệ: cho bánh răng lớn xoắn phải. .......................................65 CHƯƠNG V ..............................................................................................................73 NHẬN XÉT VÀ ĐỀ XUẤT Ý KIẾN ........................................................................73 I. TRÌNH TỰ TRỘN. ..............................................................................................73 II. HƯỚNG DẪN VẬN HÀNH VÀ BẢO DƯỠNG ...............................................73 A. Hướng dẫn vận hành. ..................................................................................73 B. Bảo dưỡng và bảo quản ...............................................................................74 III. NHẬN XÉT: .....................................................................................................74 IV. ĐỀ XUẤT: ......................................................................................................74 1. . IA.XOKOLOV: Cơ sở thiết kế máy sản xuất thực phẩm. Người dịch : NGUYỄN TRỌNG THỂ. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 1976. 2. ĐOÀN DỤ- BÙI ĐỨC LỢI. Công nghệ và các máy chế biến lương thực. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 1983. 3. PGS.TS. PHẠM HÙNG THẮNG. Giáo trình hướng dẫn thiết kế đồ án môn học Chi Tiết Máy. NXB Nông Nghiệp- TP.HCM 1995. 4. PGS.TS. TRẦN VĂN ĐỊCH. Công nghệ chế tạo Bánh Răng. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 2003. 5. NGUYỄN TRỌNG HIỆP. Chi tiết máy (2 tập). NXB Giáo dục. 6. NGUYỄN TRỌNG BÌNH , NGUYỄN THẾ ĐẠT, TRẦN VĂN ĐỊCH. Công nghệ chế tạo máy. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 2001. 7. TS.TRẦN VĂN YẾN. Thiết lặp các bản vẽ trong đồ án chi tiết máy. NXB Giao thông vận tải. 8. TH.S.NGUYỄN VĂN TƯỜNG. Bài giảng chế tạo máy 1-2. Đai học Nha Trang 2003. 9. TH.S. TRẦN DOÃN HÙNG. Bài giảng máy công nghiệp. Đại học Nha Trang 2002. 10. ĐẶNG VĂN NGHÌN, PHẠM NGỌC TUẤN, LÊ TRUNG THỰC NGUYỄN VĂN GIÁP, THÁI THỊ THU HÀ. Các phương pháp gia công kim loại. . -77- NXB Đại học quốc gia TP.HCM. 11.NGUYỄN NGỌC CẨN . Máy cắt kim loại. NXB Đại học quốc gia TP.HCM. 12.TRẦN VĂN ĐỊCH. Đồ gá gia công cơ khí. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 2003. 13.TH.S.NGUYỄN VĂN TƯỜNG. Bài giảng giáo trình chế tạo phôi. Đại học Nha Trang. 14.NHIỀU TÁC GIẢ. Tập bản vẽ chi tiết máy. NXB Giáo dục. 15. HỒ VIẾT BÌNH ,LÊ ĐĂNG DOANH. Đồ gá gia công cơ khí. NXB Đà Nẵng 2000. 16.HÀ VĂN VUI, NGUYỄN VĂN LONG. Đồ gá trên máy cắt kim loại (2 tập). NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 1987. 17.PGS.TS.TRẦN VĂN ĐỊCH. Sổ tay và Atlas đồ gá. NXB Khoa học và Kỹ thuật – Hà Nội 2003. 18.NGUYỄN ĐẮC LỘC, LINH ĐỨC TỐN. Sổ tay công nghệ chế tạo máy (tập 1,2). 19.PGS.TS. NGUYÊN VĂN BA. Sức bền vật liệu (2 tập). NXB Nông Nghiệp- TP.HCM 1995. . -78-