Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trong q trình cơng nghiệp hóa, hiện đại hóa. Trong q trình
phát triển đất nước thì việc xây dựng cơ sở hạ tầng có ý nghĩa hết sức quan trọng. Gắn
liền với nó là sự phát triển khơng ngừng của máy móc trang thiết bị, trong đó máy xây
dựng và cơ khí chế tạo chiếm một vị thế rất quan trọng và không thể thiếu trong trong
các công trình trọng yếu của đất nước. Hiện nay số lượng máy xây dựng và máy cơ khí
đã và đang được nhập về nước ta ngày càng nhiều về cả số lượng, chất lượng củng như
chủng loại của nhiều nước trên thế giới.
Hiện nay số lượng và chủng loại máy làm đất ở nước ta là rất lớn, có rất nhiều
máy hiện đại, cho năng suất và hiệu quả làm việc cao. Tuy nhiên việc tìm hiểu và
nghiên cứu nó để bảo dưỡng, sữa chữa và đặc biệt là chế tạo gặp khơng ít khó khăn.
Trong q trình học tập em được bộ môn giao đề tài tốt nghiệp về máy sàng cát
với nội dung: “ Nghiên cứu và thiết kế máy sàng cát trong xây dựng”.
Trong quá trình thực hiện đề tài này, được sự giúp đỡ tận tình của Thầy Ngô
Tấn Thống cùng các thầy cô trong bộ môn Cơ khí chế tạo. Trường Đại Học Sư phạm
Kỹ thuật và sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành nhiệm vụ nghiên cứu thiết kế
được giao.
Trong quá trình thiết kế do thời gian và trình độ cịn hạn chế, đồ án của em khó
tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự chỉ bảo giúp đỡ của các thầy cô
trong bộ môn để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn và các thầy cô giáo trong bộ mơn cơ
khí chế tạo máy đã tận tình hướng dẫn giúp em hoàn thành đồ án này.
Đà Nẵng, Ngày 20 tháng 08 năm 2020
Sinh viên thực hiện
Trần Văn Chung

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 1

Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

CHƢƠNG 1
PHÂN TÍCH CÁC PHƢƠNG ÁN MÁY SÀNG
VÀ CHỌN PHƢƠNG ÁN HỢP LÝ CHO MÁY THIẾT KẾ
1.1 Giới thiệu về máy sàng cát và vị trí của nó trong dây chuyền sản xuất:
1.1.1 Giới thiệu về máy sàng cát:
Đất nước đang phát triển với tốc độ cao, các cơng trình hạ tầng và giao thông được
xây dựng ồ ạt ở khắp mọi nơi làm cho nhu cầu về vật liệu xây dựng tăng cao hơn bao
giờ hết. Một trong những loại vật liệu cơ bản của ngành xây dựng là cát. Trong đó, cát
dùng cho chế tạo vữa và được dùng với khối lượng lớn. Cát là vật liệu dạng hạt nguồn
gốc tự nhiên bao gồm các hạt đá và khoáng vật nhỏ và mịn. Kích thước cát hạt cáttừ
0,05 mm tới 1 mm (thang Kachinskii sử dụng tại Nga và Việt Nam hiện nay). Một hạt
vật liệu tự nhiên nếu có kích thước nằm trong các khoảng này được gọi là hạt cát.
Nhưng trong thực tế cát ngồi tự nhiên có lẫn rất nhiều tạp chất như lá, thân cây, hạt
sạn có kích thướt lớn.v.v. Vì vậy để làm sạch cát trước khi xây dựng, người ta phải cần
phân loại cát sạch và tạp chất để tránh việc không đảm bảo chất lượng khi thi cơng. Để
thực hiện được các nhu cầu đó, các máy phân loại cát được thiết kế, gọi là máy sàng
cát. Để phân loại cát sạch và tạp chất, người ta các mặt sàng là các tấm có các lỗ kích
thước phù hợp, và cho mặt sàng này dao động để phân loại cát và tạp chất. Mặt sàn
được dùng phổ biến nhất và phù hợp nhất là mặt sàn đan, được cấu tạo từ các sợi thép
hay động thau đan với nhau:

Hình 1.1- Kiểu cấu tạo mặt sàng
1.1.2 Các loại máy sàng cát thơng dụng
a) Sàng lắc vịng:(cịn gọi là sàng lệch tâm)
Cấu tạo của sàng lắc vòng hay sàng lệch tâm được thể hiện trong hình 3. Trong đó:
1- mặt sàng; 2-thanh treo sàng; 3- trục khuỷu đối xứng; 4-đối trọng; 5-bệ máy; 6-Bộ

truyền đai.
4

4

5

3
6
1

2

Hình 1.2- Cấu tạo sàng lắc vòng
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 2


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Mặt sàng có kích thước 3.51.5m, tần số dao động từ 6001400 lần/phút, biên độ
dao động gấp đôi độ lệch tâm trục khuỷu, khoảng 8mm. Mặt sàng đặt nghiêng với
phương ngang 1015. Tuỳ theo cách bố trí mặt sàng mà người ta đặt 1 hay 2 mặt sàng
song song nhau. Các đối trọng giữ ổn định cho máy sàng, đồng thời giúp máy sàng
vượt qua các điểm chết khi trục lệch tâm quay. Khi trục quay, do có độ lệch tâm mà
sàng được nâng lên, hạ xuống, đưa về 2 bên theo quỹ đạo vịng trịn. Do đó đá lọt qua
mắt sàng rơi xuống.
Loại này đơn giản, dễ sử dụng nhưng không điều chỉnh được tần số dao động.
b) Sàng lắc ngang:

Sàng lắc ngang có 2 loại là treo và chống. Loại treo tuy kết cấu không gọn nhưng do
các thanh treo chỉ đơn giản chịu lực kéo nên được sử dụng rộng rãi hơn loại chống.
Cấu tạo của nó được thể hiện ở hình 4 với các bộ phận chính sau: 1-Mặt sàng, 2-các
thanh treo sàng; 3- thanh kéo đẩy sàng; 4-bánh quay lệch tâm; 5- bộ truyền động đai.

3
2

4
5

1

Hình 1.3-Kết cấu sàng lắc ngang
Đầu các thanh treo và thanh kéo đẩy là các khớp xoay trơn. Độ lệch tâm giữa đầu
thanh kéo đẩy với trục truyền động bánh đai từ 0.5-1cm. Khi được truyền động, trục
bánh đai quay nhanh làm cho khối lệch tâm quay theo. Đầu các thanh kéo đẩy quay
tròn sẽ làm các thanh này kéo qua lại mặt sàng, tức là làm mặt sàng lắc qua lại theo
phương nằm ngang.
c) Sàng chấn động (sàng rung) có hướng:
Loại sàng này không những sàng, phân loại đá, vật liệu xây dựng mà còn được sử
dụng ở nhiều lĩnh vực khác như cơ khí, trồng trọt. Nhờ sự rung mặt sàng mà các vật
liệu khơng những được phân loại theo kích thước mà còn theo khối lượng riêng

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 3


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

và chất lượng vật liệu. Cấu tạo của sàng chấn động có hướng như ở hình 5. Trong
đó:1-thành sàng; 2-mặt sàng; 3-động cơ điện; 4-bộ phận gây chấn; 5-bệ sàng; 6-nhíp
chịu uốn; 7-lị xo chịu nén.

4
2

1
3

5

6

7

Hình 1.4- Cấu tạo của sàn chấn động
Mặt sàng có kích thước 1.22m, được đặt nằm ngang, dao động với tần số 80
lần/phút, biên độ dao động là 810mm. Động cơ điện có cơng suất 56 kW.Nhíp đặt
vng góc với hướng chấn động để chịu lực uốn; lò xo đặt song song để chịu lực
nén.Bộ gây chấn gồm 2 trục cam có bánh lệch tâm, song song quay cùng tốc độ và
ngược chiều nhau.
Khi được truyền cơ năng từ động cơ tới, các bánh lệch tâm sẽ quay nhanh, gây
chấn động làm rung mặt sàng và vật liệu như đá sỏi, thạch cao, hạt giống...Do đó vật
liệu hợp cỡ sẽ lọt qua mắt sàng.
Loại này có ưu điểm là công suất cao,sàng được nhiều loại vật liệu.Năng suất riêng
của mặt sàng lớn,từ 1080m3/h cho 1m2,tương ứng với lỗ mặt sàng từ 0.5 đến 7cm.
d) Sàng rung vơ hướng:
Máy có kết cấu đơn giản, mặt sàng được đặt nghiêng với phương ngang một góc

1015, bộ gây chấn là một bánh lệch tâm. Khi được truyền động, bánh lệch tâm quay
nhanh gây rung động. Chấn động có quỹ đạo trịn, độ sàng chấn động có thể điều
chỉnh. Máy sàng loại này được dùng nhiều trong thực tế. Cấu tạo của máy sàng rung
vơ hướng vơ hướng được thể hiện ở hình 6. Trong đó:1-mặt sàng; 2-bộ gây chấn; 3-lị
xo.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 4


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

2

1
3

Hình 1.5- Cấu tạo của sàng rung vô hướng

1.2 Phƣơng án thiết kế máy sàng:
Máy được chọn thiết kế là máy sàng rung động có hướng dùng cho dây chuyền sản
xuất cát xây dựng. Đây là kiểu máy sàng mà mặt sàng được đặt nằm ngang với bộ gây
rung có hướng.Yêu cầu của máy thiết kế là phải đảm bảo được chất lượng sàng thông
qua các chỉ tiêu sau: năng suất Q(m3/giờ),hiệu quả sàng E() và độ sạch s().
Năng suất sàng là lượng sản phẩm được sàng trong một đơn vị thời gian. Hiệu quả
và độ sạch là các chỉ tiêu quan trọng về chất lượng sàng. Các chỉ tiêu trên có sự phụ
thuộc lẫn nhau, phụ thuộc vào các thông số máy sàng, thành phần hạt và phương pháp
sàng, sàng ướt hay khô.
Cấu tạo máy sàng rung bao gồm các cụm chính như: mặt sàng, hộp sàng, cơ cấu gây

rung, lò xo hoặc chi tiết đàn hồi...
Yêu cầu của máy thiết kế:
+Máy thiết kế cho dây chuyền sản xuất cát xây dựng.
+Số mặt sàng: 1 mặt.
+Tiếp nhận được các cát và tạp chất
+Sản phẩm cát đầu ra có độ sạch từ 90 ÷ 95%
+Năng suất máy 20m3/h.
+Hiệu quả sàng cao.
+Khả năng chống bịt lỗ sàng tốt.
Phương án sản xuất: máy sàng lắc vòng:
Đây là kiểu máy sàng rung khá phổ biến, với bộ gây rung gồm trục lệch tâm với
thanh truyền. Khi được truyền cơ năng từ động cơ tới, bánh lệch tâm sẽ quay nhanh,
nhờ thanh treo sàn gây chấn động làm rung mặt sàng, các vật liệu hợp cỡ sẽ lọt qua
mắt sàng. Kết cấu máy sàng được biểu diễn trong hình 8. Trong đó: 1- mặt sàng; 2thanh treo sàng; 3- trục lệch tâm; 4-đối trọng; 5-bệ máy; 6-Bộ truyền đai.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 5


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

4

4

5

3
6

1

2

Hình 1.6- Cấu tạo máy sàng lắc vòng
Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, dễ vận hành, sữa chữa, các chi tiết chế tạo đơn giản,
thích hợp dùng trong sàn lọc.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 6


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

CHƢƠNG 2
TÍNH TỐN THIẾT KẾ ĐỘNG HỌC TOÀN MÁY
2.1 Những vấn đề liên quan đến máy thiết kế:
Máy thiết kế thuộc kiểu máy sàng phẳng. Máy có cấu tạo của bộ gây rung. Mặt sàng
của máy đặt nằm ngang nên giảm được chiều cao đặt máy, thường được dùng trong
trạm sàng di động hoặc tại các nơi cơng trình có chiều cao bị giới hạn.
Hộp sàng với các lưới sàng được liên kết với khung cố định nằm ngang qua các
thanh truyền và lò xo giảm chấn.
Nó gồm trục lệch tâm, trục này đều đặt trên các ổ bi. Trục trên nhận chuyển động
quay của động cơ qua puli. Hướng dao động là hướng vng góc với đường nối tâm
của hai trục lệch tâm.
Mặt sàng:
Mặt sàng là bộ phận chủ yếu của máy sàng. Hiệu quả phân loại, năng suất và khả
năng hoạt động của máy phụ thuộc vào chất lượng mặt sàng.
Mặt sàng phải đạt được những yêu cầu sau: Có tổng diện tích lỗ sàng lớn nhất,

bảo tồn được kích thước lỗ và chống mòn cao.
Mặt sàng lưới thép cho tổng diện tích lỗ sàng lớn nhất (đến 70%) nên rất hiệu
quả khi sàng vật liệu có độ hạt nhỏ. Đường kính của sợi thép được chọn theo kích
thước lỗ. Để bảo toàn khoảng cách của lỗ, sợi thép được uốn dạng sóng hoặc được
hàn. Để có tính chống mịn cao, các sợi thép được chế tạo bằng thép cácbon cao, thép
mangan hoặc thép hợp kim chất lượng cao.
Độ bền của mặt sàng phụ thuộc chính vào việc kẹp và căng lưới sàng. Lưới
sàng cần được kẹp chắc vào các gối đỡ của mặt sàng. Khoảng cách của các gối đỡ phải
hợp lý, sao cho lưới sàng không bị uốn trũng do trọng lượng vật liệu.
Từ những kiến thức trên cộng với định hướng thiết kế đã trình bày ở phần
trước, ta xác định hướng thiết kế cụ thể như sau:
+Máy sàng lắc vòng.
+Tiếp nhận được cát đầu vào là 0.5mm và tạp chất lẫn trong cát.
+Sản phẩm đá đầu ra phân làm 2 loại: cát sạch và tạp chất lẫn trong cát.
+Năng suất thiết kế: 20 m3/h
+Sử dụng mặt sàng lưới thép
+Kẹp sàng bằng nêm gỗ.
2.2 Tính các thơng số cơ bản và các chỉ tiêu kĩ thuật:
2.2.1 Kích thƣớc mặt sàng (B×L)
Khi các điều kiện khác như nhau, hiệu quả sàng phụ thuộc vào chiều dài mặt sàng
L. Khi L tăng (trong vịng 2÷2,5m) hiệu quả sàng tăng theo vì khả năng hạt vật liệu
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 7


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

1200

gặp lỗ sàng tăng. Song nếu tiếp tục tăng L quá giới hạn trên, hiệu quả sàng hầu như
không thay đổi. Bởi vậy, chiều dài L ≤ 2,5m. Đối với máy sàng rung, tỉ lệ tối ưu giữa
B: L = 1: 2,5. Với tỉ lệ đó, năng suốt sàng tăng tỉ lệ với diện tích mặt sàng. Mặt sàng có
B rộng và L ngắn là khơng hợp lí, do khó đảm bảo việc nạp liệu đều theo chiều rộng
và làm xấu các chỉ tiêu kỹ thuật.
Đối với phương án thiết kế máy sàng này, sau khi tham khảo máy mẫu CM-742và
các máy cùng dạng của Trung Quốc (2YA1230, 3YA1230) về năng suất, ta chọn kích
thước sàng như sau:
B × L = 1200 × 3000 (mm)
Máy sàng thiết kế gồm hai sàng bố trí song song nhau. Với hệ thống khung giàn đỡ
sàng, ta sẽ thiết kế sao cho coe thể đảm bảo được khả năng mở rộng phạm vi cơng
nghệ, như có thể bố trí mặt sàng theo kiểu hỗn hợp.
Các kích thước sàng được thể hiện trong hình dưới:

1000

1000

3000

Hình 2.1- Kết cấu khung sàng
2.2.2 Tính cơng suất động cơ:
Cơng suất động cơ bao gồm: công suất động cơ tiêu hao để khắc phục ma sát tại các
ổ đỡ N1 và công suất động cơ để truyền dao động cho mặt sàng N2.
Công suất để khắc phục ma sát:
f .R1 .m. 3 .r
N1 =
; (kW)
1000

Ở đây:

f- hệ số ma sát trong ổ đỡ; theo baymah thì:
với ổ lăn bi lồng cầu: f = 0,003÷0,005
với ổ lăn bi đũa:
f = 0,005÷0,008
Ta chọn f = 0,005.
R1- bán kính ổ đỡ, sơ bộ chọn R1 = 60 mm = 0,06 m.
m- khối lượng lệch tâm, m = 120 kg.
ω - tốc độ góc của khối lệch tâm, ω = 50,6 rad/s
r – bán kính lệch tâm của khối lệch tâm, r = 70 mm = 0,07 m.

Suy ra:
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 8


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

N1 =

0,005.0,06.120.50,6 3.0,07
 0,3265 (kW)
1000

Cơng suất để truyền dao động cho mặt sàng chính là cơng của lực kích thích trong
một giây, nghĩa là:
N2 =

Q. sin  .a. m.r. 3 .a. sin 
(kW)

1000
1000

Q = mrω2 - lực kích thích, (N)
a- biên độ dao động, (m); a = 16 mm = 0,016 m.
δ- góc lệch pha, khi tính tốn sơ bộ, có thể lấy δ = 15º÷30º, theo
“Máy và thiết bị sản xuất vật liệu xây dựng”. Ta chọn δ = 15º.
Suy ra:
Ở đây:

N2 =

2.120.0,07.50,63.0,016. sin 150
 4,5 (kW)
1000

Vậy, công suất động cơ:
N=

N1  N 2



; (kW)

Trong đó: η- hiệu suất truyền động, Căn cứ vào sơ đồ kết cấu của bộ truyền và
giá trị hiệu suất của các loại bộ truyền, các cặp ổ theo (Bảng 2-1 [I]) ta có:

+Hiệu suất bộ truyền đai η1=0,96
+Hiệu suất ổ lăn η2= 0,9
=> Hiệu suất hệ dẫn động η= η1.η2=0,96.0,98=0,94
N=

0,3265  4,5065
 5,034 (kW)
0,94

Dựa vào (bảng 2P/trang 322 [I]), ta chọn loại động cơ điện có các thông số như sau:
Kiểu động cơ:
AO2-42-4
Công suất:
5,5 kW
Vận tốc:
1450 vg/ph
Hiệu suất:
88%
Mômen mở máy: Mm = 1,5Mdm
Mômen cực đại động cơ:
Mmax = 2. Mdm
Mômen nhỏ nhất của động cơ: Mmin = 0,8Mdm
Khối lượng động cơ:
66,5 kg.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 9

Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

CHƢƠNG 3
TÍNH TỐN THIẾT KẾ KẾT CẤU VÀ SỨC BỀN TOÀN MÁY
Để máy sàng rung có thể hoạt động được, cần thiết phải có các bộ truyền động
truyền chuyển động từ trục động cơ đến cơ cấu chấp hành, là bộ gây rung có hướng.
Từ phương án thiết kế đã chọn và trên cơ sở máy mẫu, ta có thể thiết lập được mơ hình
dẫn động của máy như sau:

1

2

3

4

Hình 3.1– Sơ đồ dẫn động máy sàng
1- động cơ điện; 2 - bộ truyền đai; 3 - trục lệch tâm;
4 - vỏ máy.
Trong sơ đồ trên, bộ truyền đai (2) truyền chuyển động từ động cơ đến trục lệch tâm
3.1 Thiết kế bộ truyền đai:

D2

a1

D1

A

Hình 3.2- Bộ truyền đai

3.1.1 Chọn loại đai:
Đai hình thang được chia làm bảy loại theo kích thước tiết diện từ nhỏ đến lớn: O,
A, Б, B, Г, Д, E. Kích thước tiết diện đai và chiều dài đai đã được tiêu chuẩn hố.
Với cơng suất truyền động 5,5 kW, giả thiết vận tốc đai v > 10 m/s. Tra bảng 5-13Thiết kế chi tiết máy- [1], ta thấy loại đai Б là thích hợp.
Tra bảng 5-11, [1], ta có các kích thước của đai được chọn như sau:
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 10


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

h

ho

a

a
a0
Hình 3.3- kích thước tiết diện đai
a0 = 14 mm; h = 10,5 mm; a = 17 mm; h0 = 4,1 mm; F = 138 mm2.
3.1.2 Định đƣờng kính bánh đai:
Đường kính bánh đai nhỏ D1 được chọn theo bảng 5-14[1], tuỳ thuộc loại đai. Với
loại đai Б đã chọn, dựa vào bảng 5-14, ta chọn đường kính bánh nhỏ:
D1 = 140 mm;
Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện:
 .D1 .n1

v=
 vmax  (30  35)m / s ;
60.1000

Trong đó:

D1- đường kính bánh đai nhỏ
n1- số vòng quay trong một phút của trục dẫn

Ta có:
v=

 .140.1450
60.1000

 10,62(m / s)  vmax  (30  35)m / s

Ta thấy vận tốc tính được phù hợp với giả thiết ban đầu về vận tốc đai. Do đó, loại
đai được chọn là phù hợp. Đồng thời vận tốc v cũng thoã mãn điều kiện đã đề ra.
Tính đường kính bánh đai lớn D2:
Đường kính D2 của bánh đai lớn được tính theo cơng thức:
D2 = i.D1.(1-ξ);
Trong đó:
i- tỉ số truyền của bộ truyền đai; i = 3
D1 - đường kính bánh đai nhỏ
ξ - hệ số trượt; với đai hình thang ξ = 0,02.
Suy ra:
D2 = 3.140.(1-0,02) = 411,6 mm.
D1, D2 là các đường kính qua lớp trung hồ của đai (khi đai vịng qua bánh), cũng là
các đường kính danh nghĩa của bộ truyền đai hình thang, chúng được dùng trong tính

tốn bộ truyền. Chúng được chọn theo tiêu chuẩn.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 11


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Do đó, căn cứ vào các giá trị kích thước tiêu chuẩn của bánh đai hình thang được
cho trong bảng 5-15 [1], ta chọn:
D2 = 400 mm.
Vậy, kích thước của bánh đai dẫn và bánh đai bị dẫn: D1 = 140 mm, D2 = 400 mm.
Kiểm nghiệm số vòng quay thực n 2' của trục bị dẫn:
n2'  (1   ).

D1
140
.n1  (1  0,02).
.1450  497,35(vg / ph)
D2
400

Số vòng quay yêu cầu:
n2 =

1450
= 483,33 (vg/ph)
3

Sai lệch tương đối của số vòng quay thực và số vòng quay yêu cầu:
Giá trị sai lệch này phải nhỏ hơn giá trị sai lệch cho phép là [c%] = 3÷5%. Nếu lớn
hơn giá trị này, ta phải chọn lại đường kính đai sao cho gần với số vòng quay yêu cầu
hơn.
c% =

n2'  n2 497,35  483,33

 2,8%
497,35
n2'

Như vậy, giá trị sai lệch này nằm trong giới hạn cho phép. Các giá trị đã chọn của
bánh đai là hợp lý.
Tỉ số truyền thực tế:
itt =

n1
1450

 2,915
'
n2 497,35

3.1.3 Sơ bộ chọn khoảng cách trục:
Khoảng cách trục A phải thoã mãn điều kiên:
0,55.(D1+D2)+h ≤ A ≤ 2.(D1+D2) ; mm
Trong đó:
h- chiều cao của tiết diện đai, h = 10,5 mm.
 0,55.(140  400)  10,5  A  2.(140  400) ; mm

 307,5  A  1080 (mm)

Từ kết quả tính tốn trên, ta sơ bộ chọn khoảng cách trục A:
A = 500 mm.
3.1.4 Định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục A:
Theo khoảng cách trục A đã chọn sơ bộ, ta tính ra chiều dài đai L theo công thức:
( D2  D1 ) 2

L  2 A  ( D1  D2 ) 
; mm
2

4A



(400  140) 2
 L  2.500  .(140  400) 
 1882,03(mm)
2
4.500

Dựa vào bảng 5-12 [1], ta chọn chiều dài đai theo tiêu chuẩn:
L = 2000 mm.
Đây là chiều dài qua lớp trung hoà của đai, được sử dụng trong tính tốn.
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 12

Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1(s):
u=
Với:

v
 u max  10(vg / s)
L

v - vận tốc đai; v = 10,62 m/s.
L- chiều dài đai; L = 2000 mm.
u

10,62
 5,31(vg / s)  u max
2

Vậy, đai làm việc bảo đảm độ bền.
Xác định chính xác khoảng cách trục A:
A

2 L   ( D2  D1 )  [2 L   ( D2  D1 )]2  8( D2  D1 ) 2
8

; mm

2.2000   .(400  140)  [2.2000   .(400  140)]2  8.(400  140) 2
 A
 675,07mm.

8

Về kết cấu, cần bố trí bộ truyền sao cho có thể di động bánh đai theo hai phía: giảm
khoảng cách trục một khoảng 0,015L để mắc đai, tăng thêm khoảng cách trục 0,03L để
tạo lực căng.
3.1.5 Kiểm nghiện góc ơm:
Điều kiện:
α1≥120º
Tính góc ơm α1 theo cơng thức:
D2  D1 0
57
A
400  140 0
 1  180 0 
57  158,05 0
675,07

 1  180 0 

So sánh với điều kiện trên, ta thấy điều kiện đã được thỗ mãn.
Tính góc ơm α2 theo cơng thức:
D2  D1 0
57
A
400  140 0
  2  180 0 
57  201,95 0
675,07

 2  180 0 

3.1.6 Xác định số đai cần thiết:
Số đai Z được định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai.
Z

1000.N
v.[ p ]0 .Ct .C .Cv .F

Trong đó:
N- cơng suất động cơ; N = 5,5 kW
v- vận tốc đai; v = 10,62 m/s
[ζp]0- ứng suất có ích cho phép, N/mm2.Ta chọn trị số ứng suất căng ban đầu ζ0 =
1,2 N/mm2.Tra bảng 5-17 [1], ta được [ζp]0 = 1,51 N/mm2.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 13


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Ct- hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng; tra bảng 5-6, ta được Ct = 0,7.
Cα- hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ơm, tra bảng 5-18, ta được Cα = 0,95.
Cv- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc, tra bảng 5-19, ta được Cv = 1.
Z 

1000.5,5
 3,7
10,62.1,51.0,7.0,95.1.138

Căn cứ vào tính tốn trên, ta chọn số đai:
Z = 4 (đai)
3.1.7 Định các kích thƣớc chủ yếu của bánh đai:
Chiều rộng bánh đai:
B = (Z-1)t + 2S
Đường kính ngồi:
Dn1 = D1 + 2h0
Dn2 = D2 + 2h0
Với các kích thước t, S, h0 tra trong bảng 10-3-TKCTM.
Ta có:
t = 20 mm; S = 12,5 mm; h0 = 5 mm.
Suy ra:
B = (4-1)20 + 2.12,5 = 85 mm.
Dn1 = 140 + 2.5 = 150 mm.
Dn2 = 400 + 2.5 = 410 mm.

Dn

B
s t

Hình 3.4- kích thước đai
3.1.8 Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
Lực căng ban đầu đối với mỗi đai:
S0 = ζ0.F
2
Với:
ζ0 = 1,2 N/mm đã chọn trước.
F- diện tích đai; F = 138 mm2.
Suy ra:

S0 = 1,2.138 = 165,6 (N)
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 14


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Lực tác dụng lên trục:
R  3S 0 Z sin

1
2

 3.165,6.4. sin

158,05 0
 1950,85( N ) .
2

3.2 Tính tốn trục lệch tâm:
3.2.1 Bộ gây rung:
a) Ý nghĩa và phân loại:
Bộ gây rung nhằm cung cấp năng lượng để duy trì dao động cho máy. Có thể kể đến
một số loại cơ cấu gây rung như sau:
Cơ cấu gây rung điện từ.
Cơ cấu gây rung bằng khí nén hoặc dầu.
Cơ cấu gây rung bằng cơ khí.
Thường người ta hay dùng bộ gây rung bằng cơ khí vì nó đơn giản, dễ chế tạo, rẻ
tiền. Đó là trục lệch tâm khi ta gắn thanh truyền trên đoạn lệch tâm và phần còn lại gắn

trên bộ phận sàn do quá trình chuyển động quay lệch tâm nên bộ phận sàn dịch chuyển
lên xuống.
Tất cả các loại quả rung hiện nay đều có dạng hình trịn, viên phân, quạt trịn, hình
vng hay chữ nhật.
Loại có kết cấu điều chỉnh được lực kích động.
Loại có kết cấu khơng điều chỉnh được lực kích động.
Sau đây là một số dạng quả văng thường dùng:

a)
b)

c)

d)
Hình 3.5- Các loại quả văng

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 15


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

a), b) loại không điều chỉnh được lực kích động
c), d) loại điều chỉnh được lực kích động.
Để điều chỉnh được lực kích động, có hai cách: điều chỉnh bằng cách tháo bỏ quả
văng phụ (hình d) và điều chỉnh bằng cách điều chỉnh khoảng cách giữa quả văng
chính và quả văng phụ (hình c).
Theo Baymah, cùng với kích thước tỷ số mơmen qn tính của loại quả văng hình
vng, trịn, quạt là:

jvg : jqt : jtr = 1 : 1,01 : 1,04
Nếu cùng mơmen tĩnh mà kích thước nhỏ gọn thì càng tốt, có nghĩa là jqt càng nhỏ
càng tốt vì mơmen qn tính nhỏ thì mơmen khởi động của động cơ nhỏ.
Theo kinh nghiệm thì người ta thường chế tạo quả văng hình quạt trịn vì loại này
dễ chế tạo.
Đối với máy thiết kế, do đặc điểm hoạt động của máy không địi hỏi phải thay đổi
tần số dao động, do đó khi lựa chọn thiết kế ta sẽ chọn cơ cấu gây rung hình quạt
khơng thay đổi được lực kích động.
b) Tính tốn quả văng:
Khi lựa chọn quả văng, ta phải lựa chọn sao cho mơmen qn tính nhỏ nhất đồng
thời có một chiều dài hợp lý và đường kính ngồi vừa phải vì:
Mơmen qn tính lớn sẽ ảnh hưởng đến khởi động máy và dừng máy.
Bán kính ngồi R lớn dẫn đến gối đỡ trục cao, như vậy bộ rung sẽ cồng kềnh và
nặng nề hơn.
Chiều dài quá lớn dẫn đến khoảng cách hai gối đỡ trục xa. Mặt khác, chiều dài
của trục lệch tâm còn phụ thuộc vào chiều rộng của khung sàng. Do vậy ta cần tính
tốn sao cho đảm bảo độ bền của trục và không gây hiện tượng mất ổn định cho trục
quay.
Xuất phát từ các yêu cầu trên, ta sơ bộ chọn kích thước của quả văng như sau:
Bán kính quả văng: R = 120 mm.
Các thông số đã biết:
Mômen tĩnh: S = 2.m.r = 1671,2 (kg.cm)
Khối lượng lệch tâm của một trục lệch tâm: m = 120 (kg).
Bán kính lệch tâm: r = 7 (cm) = 70 (mm).
Khối lệch tâm được thiết kế phải đảm bảo được các chỉ tiêu này.
Phương án thiết kế quả văng: chọn quả văng dạng trịn
Trong đó:
m- khối lượng gây rung, trong một trục gây rung thì phần này mới là phần trực tiếp
tạo nên dao động.
a- chiều dài của phần gây rung.

R- bán kính ngồi của khối gây rung.
e- khoảng cách từ mặt trong tới tâm trục.
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 16


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

r- khoảng lệch tâm.
A-A

r

R

a
m
L

Hình 3.6- Phương án thiết kế trục lệch tâm.
Trục lệch tâm được thiết kế sao cho đảm bảo được khối lượng lệch tâm, độ lệch tâm
và mômen tĩnh cần thiết, đồng thời chiều dài của trục lệch tâm cũng phải đảm bảo
trong khuôn khổ của máy. Ta đã biết, giữa khối lượng lệch tâm và chiều dài của nó có
mối liên hệ với nhau và được tính theo cơng thức:
m = V.γ = (F.a).γ ; kg
Với:
V - thể tích phần lệch tâm.
γ - trọng lượng riêng của vật liệu chế tạo trục, với thép γ = 7,852(kg/cm3)
a - chiều dài phần lệch tâm.

Vì chiều dài a bị khống chế trong khn khổ chiều rộng máy (a < 1200 mm) do đó để
đảm bảo q trình tính tốn được thuận lợi, ta chọn trước chiều dài a, các kích thước
cịn lại sẽ được tính theo mối quan hệ này.
Ta chọn: a = 1 m = 100 cm.
Với các thông số đã biết như: m, γ, a, ta suy ra được diện tích yêu cầu của tiết diện
phần lệch tâm là:
F

m
120

 0,015283m 2  15283mm 2 .
a. 1.7852

Với đường kính ngồi của trục lệch tâm đã chọn, cơng việc cịn lại là xác định khoảng
cách e của phần lệch tâm.
Khi xác định khoảng cách e, điều quan trọng phải đảm bảo là độ lệch tâm r. Với
khoảng cách e được chọn sơ bộ là: e = 8 mm
Diện tích: F = 1914,3 mm2.
Độ lệch tâm: r = 52 mm.
Như vậy, kích thước của tiết diện lệch tâm được xác định như sau:

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 17


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

R

Hình 3.7- tiết diện lệch tâm.
Với diện tích tiết diện như trên, chiều dài của khối lệch tâm được tính chính xác như
sau:
a

m
120

 1,04m  104cm.
F . 0,01898 .7852

So với giá trị a đã chọn, giá trị này sai lệch không đáng kể. Do đó, để q trình tính
tốn sao này được thuận lợi, ta chọn:
a = 100 cm.
Tính lại khả năng làm việc của trục:
Khi so sánh giữa giá trị các thông số mômen tĩnh, khối lượng phần lệch tâm và độ
lệch tâm đã lựa chọn ban đầu và giá trị tính được ở phần trên ta thấy có sự chênh lệch.
Do đó cần thiết phải có sự kiểm tra và điều chỉnh các thông số để đảm bảo với các giá
trị được chọn, máy vẫn làm việc đạt yêu cầu.
Các thông số cũ:
Mômen tĩnh: S = 1671,2 (kg.cm)
Khối lượng lệch tâm: m = 120 kg.
Độ lệch tâm: r = 7 cm = 70 mm.
Các thông số mới:
Khối lượng lệch tâm:
m = (F.a).γ; kg.
Từ diện tích tiết diện được chọn F = 14675,32 mm2.Ta tính được khối lượng khối
lệch tâm.
m = (14675,32.1)7852 = 115,2 (kg).

Độ lệch tâm:
r = 8 mm.
Từ các giá trị trên, ta tính được mơmen tĩnh mới:
S = 2.m.r = 2.115,2.5,75 = 1324,8 (kg.cm)

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 18


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Rà soát lại các thông số cấu thành giá trị mômen tĩnh cũ, ta thấy giá trị khối lượng nơi
rung có bề dày các tấm thép h = 25 mm là khá lớn. Do đó ta điều chỉnh lại giá trị h =
15 mm, giá trị này hợp lý hơn.
Suy ra, giá trị chiều rộng nơi rung:
b = 120 + 1,5.2 = 123 cm.
Tính lại khối lượng nôi rung G1 sau khi xác định lại bề dày các tấm thép:
Thể tích nơi rung:
V = 2.c.h.(a + b) = 2.50.1,5. (340+123) = 69450 (cm3).
 G1  V .  69450.7,8.10 3  545,32(kg).
So sánh với G1 ban đầu (G1bd = 890 kg), ta thấy giá trị chênh lệch:
G  890  545,32  344,68(kg).

Suy ra khối lượng phần rung sau khi tính lại là:
M = 2089 – 344,68 = 1744,32 kg.
Mơmen tĩnh sau khi tính lại là:
S = 0,8.1744,32 = 1395,456 (kg.cm).
3.2.2 Thiết kế trục:
3.2.2.1 Chọn vật liệu:

Trục thường làm bằng thép cácbon hoặc thép hợp kim. Đối với trục làm việc trong
các máy móc quan trọng hay chịu tải lớn, có thể dùng thép 45 hoặc thép 40X có nhiệt
luyện. Đối với trục thiết kế, dựa vào điều kiện làm việc của trục là chịu tải lớn và có
rung động, ta chọn vật liệu làm trục là thép 45 thường hố.
Các thơng số của vật liệu làm trục:
ζb = 600 N/mm2; ζch = 300 N/mm2; độ rắn HB170÷220.
3.2.2.2 Tính sức bền trục:
a) Tính sơ bộ trục:
Ban đầu ta chưa biết được kích thước các phần chủ yếu trục như độ dài các đoạn
trục và đường kính của nó.
Để xác định đường kính sơ bộ trục (trên cơ sở này sẽ tìm một vài kích thước chiều
dài) ta dùng cơng thức tính sơ bộ chỉ xét đến tác dụng của mơmen xoắn trên trục; vì
khơng xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn nên giá trị của ứng suất cho
phép lấy nhỏ hơn trị số thực.
d  C3

N
; mm
n

Trong đó:

d- đường kính trục; mm
N- công suất truyền; N = 5,25 kW.
n- số vòng quay trong một phút của trục; n = 497,35 vg/ph.
C - hệ số tính tốn, theo “Thiết kế chi tiết máy”, đối với vật liệu là thép 35,40,45
khi tính đường kính trục tại các tiết diện có thể lấy C = 170÷150. Ta lấy C = 170.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 19


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Suy ra:
d  1703

5,25
 37,29mm.
497,35

Ta chọn:
d = 40 mm.
b) Tính gần đúng:
Tính gần đúng có xét đến tác dụng đồng thời của cả mơmen uốn lẫn mômen xoắn
đến sức bền trục. Để thực hiện cơng việc tính tốn này, chúng ta cần định các kích
thước dài các đoạn trục. Các kích thước này do các chi tiết lắp lên nó quyết định.
Qua các bước tính tốn trước, ta đã xác định được các kích thước của các chi tiết lắp
lên trục như sau:
Bề rộng bánh đai:
Bdai = 85 mm.
Bề rộng ổ đỡ:( để xác định giá trị thông số này trong điều kiện chưa biết chính xác
kích thước đường kính trục, ta tham khảo máy mẫu cùng loại CM-742, với đường kính
đoạn trục lắp ổ đỡ d = 50 mm, ta chọn loại ổ bi có d = 50, B = 30mm.
Với các kích thước đã biết cộng với kích thước khung sàng a x b = 3000 x 1200 mm,
bề dày các tấm thép làm khung sàng b = 15 mm, các khoảng cách giữa các chi tiết
máy, khoảng cách từ các chi tiết máy đến thành sàng, các biện pháp để đảm bảo kết
cấu sàng được hợp lý, ta xác định được mối quan hệ tương quan về vị trí của các chi
tiết và các kết cấu liên quan như sau:

Hình 3.8-Khoảng cách
Chiều dài tổng cộng trục:
L =2.30 + (30 + 85) + 1360 = 1535mm.
Từ sơ đồ trên, ta có thể xác định được mơ hình tính tốn trục như sau:

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 20


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Hình 3.9-Khoảng cách trục
Khi trục hoạt động, các lực tác dụng vào trục:
1)Lực quán tính do sự quay của trục lệch tâm gây ra, giá trị của lực này là:
F  mr 2  18,3.0,052.522  2573,13( N ).
Trong đó:
m = 18,3 kg; r = 52 mm; ω = 52 rad/s.
Các giá trị này là các giá trị thực tế của máy tính tốn khi hoạt động.
2)Lực căng đai tác dụng lên trục:Đặt theo phương đứng nghiêng 1 góc 11,10
Pdx = 1950,85.cos(11,1) = 1914,35(N).
Pdy = 1950,85.sin(11,1) = 375,58(N).
Ta sẽ tính trục trong điều kiện tải trọng lớn nhất.
Sơ đồ lực tác dụng:

Hình 3.10-Phân tích lực
Tính trục theo phương x:
Sơ đồ tính tốn:

Hình 3.11-Phân tích lực
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 21


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Giả sử trong điều kiện làm việc trục đủ bền, mơ hình tính tốn có thể chuyển thành
tính cho một trục bình thường:

Hình 3.12-Phân tích lực
Tính phản lực tại các gối đỡ:
Ta có:

 X  0  Pdx  R

M

B

Ax

 Fqt  RBx  0 (1)

 0  Fqt .695  RAx .1390  Pdx.1477,5  0 (2)

Từ (2) suy ra:
R Ax 

Fqt .695  Pdx .1477,5

1390
2573,13.695  1914,35.1477,5

1390
 3321,42( N ).

Từ (1) suy ra:
RBx  Fqt  Pdx  RAx  2573,13  1914,35  3321,42  1166,06( N ).

Vẽ biểu đồ nội lực:
Hình 29

Ta xét mặt cắt 1-1:

x  0  Q

y

 Pdx  0

 Qy   Pdx  1914,35( N )

 Mx  0  P

dx

.z  M x  0

 M x   Pdx .z ,

Khi z = 0: Mx = 0.

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 22


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Khi z = 87,5: Mx = -1914,35.87,5 = -167505,62 (N.mm).
Xét mặt cắt 2-2:

 x  0 P

dx

 RAx  Qy  0

 Qy  RAx  Pdx  3321,42  1914,35  1407( N ).

M

O

 0  Pdx.(87,5  z)  RAx .z  M x  0

 M x  RAx .z  Pdx.(87,5  z);

Khi z = 0: Mx = -1914,35.87,5 = -167505,62 (N.mm).
Khi z = 695: Mx = 3321,42.695-1914,35.( 87,5+695) = 810408 (N.mm)
Xét mặt cắt 3-3:

x  0  Q
 Qy  RBx  18519,4( N ).

y

 RBx  0

M

O

 0  M x  RBx.z  0 ;

 M x  RBx.z;

Khi z = 0: Mx = 0.
Khi z = 695: Mx = 1166.06.695 = 810408 (N.mm)
Từ các kết quả tính tốn trên, ta xây dựng biểu đồ lực cắt và mômen uốn tác dụng lên
trục:

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 23


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Hình 3.13- Biểu đồ mơmen uốn
Như ta đã quan sát thấy trong hình trên:
Giá trị lực cắt dương: Qy = 91407 (N);
Giá trị lực cắt âm: Qy = 18519,4 (N);
Giá trị mômen uốn lớn nhất: Mx = 810408 (N.mm)
So sánh các giá trị của máy với các giá trị tính được ở trên, ta thấy có sự khác biệt về
dấu của các giá trị và cách biểu diễn biểu đồ. Tuy nhiên, sự sai khác là do quy ước về
dấu và cách biểu diễn của mỗi nước (phần mềm này của Pháp); còn về giá trị, sự sai
khác là khơng đáng kể. Do đó, các thơng số tính được ở trên là có thể tin cậy được.
Tính trục theo phương y:
Sơ đồ phân bố tải trọng:

Hình 3.14-Phân bố tải trọng

SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

Trang 24


Nghiên cứu, thiết kế máy sàng cát

Xác định phản lực tại gối đỡ:

Y  0  P

dy

 RAy  RBy  0

 RBy  Pdy  RAy ;

M

B

(3)

 0   RAy .1390  Pdy.1477,5  0 ;

(4)

Từ (4) suy ra:
RAy 

Pdy.1477,5
1390



375,58.1477,5
 399,22( N )
1390

Thế giá trị này vào (3), ta được:
RBy  375,58  399,22  23,64( N ) ;

Vậy chiều của RBy ngược với chiều đã cho
Ta dùng các mặt phẳng 1-1 và 2-2 cắt thanh tại các vị trí như hình 30.
Xét cân bằng phần bên trái của mặt cắt 1-1:

Y  0  Q

y

 Rdy  0 ;

 Qy   Rdy  375,58( N ) ;

M

O

 0  M x  Rdy .z  0 ;
 M x   RAy .z ;

Khi z = 0: Mx = 0.
Khi z = 87,5: Mx = -375,58.87,5 = -32863,25(N.mm)
Xét cân bằng phần bên phải mặt cắt 2-2:

Y  0  Q

y

 RBy  0

 Qy  RBy  23,64( N ) ;

M
SVTH: Trần Văn Chung – 17C2

O

 0  M x  RBy .z  0 ;

Trang 25