PHỤ LỤC
Mở đầu.
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền .
1.1.Công suất cần thiết.
1.2.Chọn động cơ
1.3.Xác định số vòng quay của tang
1.4.Phân phối tỷ số truyền
1.5.Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục
Phần II:Tính toán bộ truyền đai.
2.1.Chọn loại đai
2.2.Xác định thong số của bộ truyền
2.3.Xác định số đai
2.4.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục
Phần III: Thiết kế bánh răng.
3.1.Chọn vật liệu
3.2.Định ứng suất cho phép
3.3.Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
3.4.Tính toán cấp chậm. Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Phần IV: Thiết kế trục.
4.1.Chọn vật liệu chế tạo trục
4.2.Tính sơ bộ đường kính trục
4.3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
4.4.Xác định trị số và chiều dài của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Phần V: Tính toán chọn ổ lăn.
5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc
5.2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc
5.3.Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc
Phần VI: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và ăn khớp.
6.1.Chỉ tiêu của hộp giảm tốc
6.2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc
6.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc
6.4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp
6.5 Điều chỉnh độ ăn khớp
Phần VII: Tính kết cấu của các chi tiết.
7.1.Kết cấu trục
7.2.Kết cấu bánh răng
7.3.Các chi tiết khác
Kết luận.
Tài liệu tham khảo.
Mục lục.
LỜI NÓI ĐẦU
Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy ………………. và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này.
Em xin chân thành cám ơn!
…..,ngày….tháng…năm 20…
Sinh viên thực hiện
………………..
PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
1.1. Công suất cần thiết.
- Gọi P là công suất tính toán trên trục máy công tác.
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo.
Pct =
Trong đó: Pct: công suất cần thiết
: hệ số đẳng trị
: hiệu suất
- Hiệu suất bộ truyền:
= . . .
Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.3) Hiệu suất bộ truyền đai = 0,95
Hiệu xuất một cặp bánh răng = 0,96
Hiệu xuất một cặp ổ lăn = 0,99
Hiệu xuất khớp nối = 0,98
= 0,95 . . . 0,98 = 0,824
- Công suất làm việc trên trục công tác Pt :
Pt = = = 6,201 (kw)
- Hệ số đẳng trị :
= = = 0,665
- Công suất trên trục động cơ điện:
Pct = = 5,004 (kw)
1.2. Chọn động cơ.
- Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 1500 v/ph
Theo bảng P1.3 .[1] với Pct = 5,004 kW và nđb = 1500 v/ph dùng động cơ 4A112M4Y3 với Pđc = 5.5 kW ; nđc = 1425 v/ph
- Điều kiện mở máy :
1,68 = 2,0
- Điều kiện quá tải:
1,68 = 2,2
Cả 2 điều kiện đều thỏa mãn. Vậy ta chọn động cơ 4A112M4Y3
1.3. Xác định số vòng quay của tang
-Tốc độ quay của trục trong.
Từ CT
v =
nlv = = = 25,32 (vg/ph)
1.4. Phân phối tỉ số truyền.
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động :
U = = 56,32
- Tỉ số truyền cũng được xác định bởi CT :
Uct = Uh.Uđ
Uh : tỉ số truyền của hộp giảm tốc
Uđ: tỉ số truyền của bộ truyền động đai. Theo tiêu chuẩn chọn Uđ = 2,8
- Vậy : Uh = = = 20,11
Mà Uh = U .U vì đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp. Dựa vào bảng 3.1 ta có kết quả U = 5,69 và U = 3,51 (lấy theo trị số Uh = 20 gần với 20,11 nhất )
1.5. Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục.
-Trục tang.
Ptg = = = 4,14 (kw) ( với = P . = 6,201.0,665 = 4,123 )
ntg = nlv = 25,32 (vg/ph)
Ttg = 9,55. . = 9,55. . = 1561492 (N.mm)
-Trục III.
PIII = = = 4,20 (kw)
nIII = ntg = 25,32 (vg/ph)
TIII = 9,55. . = = 9,55. . = 1584123 (N.mm)
-Trục II.
PII = = = 4,04 (kw)
nII = nIII. U2 = 25,32.3,51 = 88,87 (vg/ph)
TII = 9,55. . = 9,55. . = 434139 (N.mm)
-Trục I.
PI = = = 4,1 (kw)
nI = nII.U1 = 88,87.5,69 = 505.67 (vg/ph)
TI = 9,55. . = 9,55. . = 77431 (N.mm)
-Trục động cơ.
P = = = 4,27 (kw)
nđc = nI.Uđ = 505,67.2,8 = 1415 (vg/ph)
Tđc = 9,55. . = 9,55. . = 28818 (N.mm)
Bảng số liệu tổng kết:
Động cơ
I
II
III
Tang
Tỷ số truyền
U
2,8
5,69
3,51
1
Công suất
P (kw)
4,27
4,1
4,04
4,20
4,14
Tỷ số truyền
n (vg/ph)
1415
505,67
88,87
25,32
25,32
Mô men xoắn
T (N.mm)
28818
77431
434139
1584123
1561492
PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI
2.1. Chọn loại đai.
- Dựa vào đặc tính làm việc êm với vận tốc nhỏ ta chọn đai thường làm bằng chất liệu đai vải cao su
2.2. Xác định thông số của bộ truyền.
- Dựa vào bảng 4.13 và dãy kích thước tiêu chuẩn ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d = 160 mm
Ta có vận tốc đai:
V = = = 11,84 m/s
- Dễ thấy v v = 25 (đai thang thường). Vậy có thể lấy giá trị của d = 160 mm
- Tính d theo CT 4.2 ta có:
d = d u = 160 = 452 mm
với : - = 0,01 0,02 : hệ số trượt
- u = 2,8 : tỉ số truyền đai
- Theo bảng 4.21 với dãy kích thước tiêu chuẩn của đường kính bánh đai lớn chọn d =450 mm
-Tính lại u’ theo d vừa chọn
u’= = = 2,78
- Sai lệch của u’ so với u
u = = 2,84 = 0,14 < 4%
- Ta thấy u lằm trong giới hạn sai lệch cho phép ( u =4%) nên các kích thước của d và d đạt yêu cầu
- Khoảng cách trục:
- Khoảng cách trục a của 2 bánh đai được tính theo CT
a= =915 1220 mm
- Với điều kiện 0,55 + h a 2 chọn a= 1000 mm
- Chiều dài dây đai:
- Chiều dài dây đai L được xác định dựa theo khoảng cách trục a bởi CT:
L = 2a + = 2979,21 mm
- Dựa vào bảng 4.13 ta chọn trị số tiêu chuẩn của chiều dài đai là L=3000 mm
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ
= với m/s
L= 3m
< m/s
- Góc ôm :
Góc ôm được tính theo CT 4.7 với điều kiện ( )
=180 = 163,35 thảo mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai.
- Số đai Z được tính theo CT:
Z =
Với: - P : công suất trục bánh đai chủ động (P =5,5 kW)
- P : công suất cho phép, với v= 11,93 và d = 160 mm chọn P =
- K : hệ số tải trọng động theo bảng 4.7 ta chọn K = 1,1
- C : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm
C = = 0,985
- C : hệ số ảnh hưởng đến chiều dài đai, theo bảng 4.16 chọn C =1
- C : hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền, theo bảng 4.17 chọn C =1,135
- C : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không dều tải trọng, theo bảng 4.18 chọn C =0,95
Vậy số đai
Z= = 2,52
Lấy Z=3 đai
- Từ số đai Z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo CT 4.17
B =
Với e= 12,5 ; t= 19 ứng với đai bảng 4.21
Chiều rộng bánh đai B = =63 mm
- Đường kính ngoài của bánh đai:
d = d +2h với h = 4,2 (bảng 2.1)
d = 160 +2.4,2 = 168,4 mm
2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .
- Lực căng trên 1 đai được xác định theo CT 4.19
F = 780
Trong đó: F : lực căng do lực li tâm sinh ra
F =780 =130,4 N
- Lực tác dụng lên trục theo 4.21 ta có:
F =2 F .Z.sin =790,5 N
Ta có các thông số kĩ thuật chính của bộ truyền đai thang như trong bảng:
Thông số Kí hiệu, đơn vị Giá trị
Loại đai Đai thang thường
Đường kính bánh nhỏ, lớn d , d (mm)
160 và 450
Vận tốc đai v (m/s) 11,84
Tỉ số truyền u
2,8
Khoảng cách trục a (mm) 1010
Chiều dài dây đai L (mm) 3000
Góc ôm
163,35
Số đai Z( chiếc ) 3
Chiều rộng bánh đai B(mm) 63
Đường kính ngoài bánh đai d (mm)
168,4
PHẦN III. THIẾT KẾ BÁNH RĂNG
3.1: Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng với:
+ Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền = 850 (MPa)
Giới hạn chảy = 580 (MPa).
+ Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền = 750 (MPa)
Giới hạn chảy = 450 (MPa).
3.2: Định ứng suất cho phép.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép : = .
+ Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở = 2.HB + 70
= 2 . 245 +70 = 560 (MPa)
= 2 . 230 + 70 = 530 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ
KHL = với mH là bậc của đường cong mỏi
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30.HB2.4
NHO1 = 30. = 1,6.
NHO2 = 30. = 1,39.
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NHE1 = 60.c.
• NHE2 = 60.c. với c ,ni,Ti,ti lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay,số vòng quay, mô men xoắn, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét .
NHE2 = 60.1. . = 2,08.107
Vì NHE2 > NHO2 nên lấy NHE2 = NHO2 KHL2 = 1
Tương tự KHL1 = 1.
+ Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH = 1,1
= (MPa)
= (MPa)
= = (MPa)
- Ứng suất uốn cho phép: = . KFL. KFC / SF
+ Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở = 1,8.HB
= 1,8 . 245 = 441 (MPa)
= 1,8 . 230 = 414 (MPa)
+ Hệ số tuổi thọ xét đến chế độ tải trọng
KHL =
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO1 = NFO2 = 4.106
• Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương NFE1 = 60.c.
NFE2 = 60.c.
NHE2 = 60.1. . = 1,05.10
Vì NFE2 > NFO2 nên lấy NFE2 = NFO2 KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
• Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFC = 1 do tải đặt một phía
+ Hệ số an toàn khi tính về uốn SF = 1,75
= (MPa)
= (MPa)
- Ứng suất quá tải cho phép.
2,8 . 580 = 1624 (MPa)
2,8 . 450 = 1260 (MPa)
0,8 . 580 = 464 (MPa)
0,8 . 450 = 360 (MPa)
3.3: Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw1 = Ka . (u1 + 1) .
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) .Ta có Ka = 49,5
= 0,4
= 0,53. .(u1 + 1) = 0,53.0,4.(6,07 + 1) = 1,499
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng kHB = 1,05
+ Mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T1 = 77431 (N.mm)
aw1 = 49,5.(5,69 + 1). = 173,67 (mm)
Lấy aw1 = 173 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw1 =1,73…3,46 (mm)
chọn môddun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Z1 = = = 20,68
Lấy Z1 = 21 (răng)
Z2 = Z1 . u1 = 21.5,69 = 119,49
Lấy Z2 =119 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u1 = = 5,66
• Tính lại khoảng cách trục
aw1 = = =175 (mm)
Lấy aw1 = 180, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 175 (mm)
lên 180 (mm).
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
= ZM.ZH.Z .
+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
ZH = = 1,72
+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng =
• Hệ số trùng khớp ngang = 1,88 – 3,2.( ) = 1,88 – 3,2.( ) =1,67
= = 0,88
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = . .
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp = 1
• KHV = 1 +
• Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = = = 53,81 (mm)
• =
V = = = 1,43 (m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn = 0,006
go = 73
• Chiều rộng vành răng bw = = 0,4 . 180 = 72 (mm)
• = 0,006 . 73.1,43 . = 3,52
. KHV = 1 + =1,084
KH =1,05.1,084.1 = 1,1382
= 274.1,72.0,88. = 412,27 (MPa)
• Tính lại ứng suất cho phép
= .zv.zR.KxH
Với V = 1,75 (m/s), zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Rz = 10…40 ( ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1
= 481,8.1.0,95.1 = 457,71 (MPa)
Ta có = 412,27 (MPa) < = 457,71 (MPa) thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
=
+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
• Theo bảng (6.7), = 1,12
• Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn = 1
KFV = 1 +
=
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn = 0,016
go = 73
= 0,016 . 73.1,67 = 10,91
KFV = 1 + = 1,259
KF = 1,12 . 1 . 1,259 = 1,41
+ Hệ số trùng khớp răng = = = 0,598
+ Hệ số nghiêng của răng = 1
+ Số răng tương đương
zv1 = = = 21
zv2 = = = 119
theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,89
YF2 = 3,58
• với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó = 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)
= 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)
= = 52,03 (MPa) < = 256,03 (MPa)
= 52,03 . = 47,88 (MPa) < = 240,36 (MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
= với = = = 1,68
= 440,93 . 1,68 = 740,76 (MPa) < = 1260 (MPa).
= = 42,3 . 1,68 = 71,06 (MPa) < = 464 (MPa)
= = 37,26 . 1,68 = 62,596 (MPa) < = 360 (MPa)
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia
d1 = = = 52,5 (mm)
d2 = = = 297,5 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng
da1 = d1 + 2.m.(1 + x1 - ) = 52,5 + 2. 2,5.(1 + 0,157 - 0,015) = 58,21 (mm)
da2 = d2 + 2.m.(1 + x2 - ) = 297,5 + 2. 2,5.(1 + 0,358 - 0,015) = 296,215 (mm)
+ Đường kính đáy răng
df1 = d1 – (2,5 – 2.x1) . m = 52,5 – (2,5 – 2.0,157) . 2,5 = 47,035 (mm)
df2 = d2 – (2,5 – 2.x2) . m = 272,5 – (2,5 – 2.0,358) . 2,5 = 285,04 (mm)
+ Đường kính lăn
= 52,5 + .52,5 = 52,875 (mm)
= 297,5 + .297,5 = 299,625 (mm)
3.4: Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
aw2 = Ka . (u2 + 1) .
+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động
T = = = 217069,5 (Nmm)
+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Ta chọn Ka = 43
= 0,3
= 0,53. .(u2 + 1) = 0,53.0,3.(3,51 + 1) = 0,72
+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHB = 1,12
aw2 = 43.(3,51 + 1). = 190 (mm)
Lấy aw2 = 190 (mm)
- Xác định các thông số ăn khớp.
+ Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw2 =1,86…3,72 (mm)
chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)
+ Xác định số răng.
Chọn sơ bộ = 35o
Z1 = = = 27,61
Lấy Z1 = 28 (răng)
Z2 = Z1 . u2 = 28.3,51 = 98,028
Lấy Z2 =98 (răng)
Tỷ số truyền thực tế là u2 = = 3,5
• Tính lại góc nghiêng của răng.
cos = = = 0,829
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
= ZM.ZH.Z .
+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu ZM = 274 (Mpa1/3)
+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =
ở đây là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở
tg = cos .tg = cos (23,95).tg(35) = 0,6399
Với = arctg.( ) = arctg ( ) =
=
ZH = = 1,507
• Hệ số trùng khớp dọc = = = 0,3.190. = 4,164
Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng = = = 0,839
Trong dó hệ số trùng khớp ngang
= . cos = .0,819 =1,418
+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = . .
• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp = 1,13
• KHV = 1 +
• đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2 = = = 84,26 (mm)
=
V = = = 0,392(m/s)
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9
Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn = 0,002
go = 73
• Chiều rộng vành răng bw = = 0,3 . 190 = 57 (mm)
Lấy bw = 57
= 0,002 . 73.0,392 . = 0,421
• . KHV = 1 + =1,0038
KH =1,0067.1,07.1,13 = 1,213
= 274.1,507.0,839. = 447,96 (MPa)
- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép
= .zv.zR.KxH
Với V = 0,517 (m/s) < 5 (m/s), zv = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,25 ( ),do đó zR = 0,95 ; với da <700 (mm), kxH = 1
= 495,45.1.0,95.1 = 470,67 (MPa)
Như vậy = 447,96 (MPa) < = 470,67 (Mpa) Thỏa mãn
- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn
• Theo bảng (6.7), = 1,24
• Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9, = 1,37
KFV = 1 +
=
= 0,006 . 73.0,517 . = 1,68
KFV = 1 + = 1,016
KF = 1,07 . 1,37. 1,016= 1,489
+ Hệ số trùng khớp răng = = = 0,71
+ Hệ số trùng nghiêng của răng = 1 - = 1 - = 0,75
+ Số răng tương đương
zv1 = = = 50,94
zv2 = = = 178,29
Theo bảng (6.18) ta được YF1 = 3,65 , YF2 = 3,6
Với m = 2,5, Ys = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.
YR = 1 (bánh răng phay),KxF = 1 (da <400 mm)
Do đó = 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)
= 236,57.1,016.1.1 = 240,35 (MPa)
= = 104,64 (MPa) < = 256 (MPa)
= 104,64 . = 103,206 (MPa) < = 240,35 (MPa)
- Kiểm nghiệm răng về quá tải.
= với = = = 1,68
= 393,45 . 1,68 = 668,865 (MPa) < = 1260 (MPa).
= = 80,47 . 1,68 = 136,799 (MPa) < = 464 (MPa)
= = 79,37 . 1,68 = 134,929 (MPa) < = 360 (MPa)
- Các thông số khác của bộ truyền.
+ Đường kính vòng chia d1 = = = 85,45 (mm)
d2 = = = 299,09 (mm)
+ Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2.m = 85,45 + 2. 2,5 = 90,45 (mm)
da2 = d2 + 2.m = 299,09 + 2. 2,5 = 304,09 (mm)
+ Đường kính đáy răng df1 = d1 – 2,5 . m = 85,45 – 2,5.2,5 = 79,2 (mm)
df2 = d2 – 2,5 . m = 299,09 – 2,5.2,5 = 293,74 (mm)
+Đường kính lăn
= 85 + .85 = 85 (mm)
= 299 + .286 = 302.1
Bảng số liệu sau khi tính toán:
Các thông số Bộ truyền bánh răng thẳng Bộ truyền bánh răng nghiêng
Khoảng cách trục
(mm)
160 186
Môđun
m 2,5 2,5
Chiều rộng vành răng (mm)
64 56
Góc nghiêng của răng
0 35
Số răng bánh răng
(Z1,Z2) 18 109 28 94
Hệ số dịch chỉnh
(x,y) 0,157 0,0358 0 0
Đường kính vòng chia (d1,d2) 45 272,5 85,45 286,88
Đường kính đỉnh răng (da1,da2) 50,71 279,215 90,45 291,88
Đường kính đáy răng
(df1,df2) 39,535 268,04 79,2 280,63
PHẦN IV : THIẾT KẾ TRỤC
4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục.
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có
- Độ cứng HB = 200
- Giới hạn bền = 850 (Mpa)
- Giới hạn chảy = 340 (MPa)
- Ứng suất xoắn cho phép = 15…30 (MPa) chọn = 20 (MPa)
4.2. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I
Chọn = 15 (MPa)
d1 = = = 29,55 (mm)
Lấy d1 = 30 (mm)
- Đường kính trục II
Chọn = 20 (MPa)
d2 = = = 47,70 (mm)
Lấy d2 = 48 (mm)
- Đường kính trục III
Chọn = 30 (MPa)
d3 = = = 64,15 (mm)
Lấy d3 = 64 (mm)
Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện.
4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lưc.
- Theo bảng (10.2) ta chọn Chiều rộng ổ lăn là bo = 25 (mm)
- Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng
+ lm1 = (1,2…1,5).d1 = (1,2…1,5).30 = 36…45 (mm)
chọn lm11 = 36 (mm) ; lm12 =45 (mm)
+ lm2 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).48 =57,6 …72 (mm)
chọn lm23 = 59(mm) ; lm24 = 69 (mm) ; lm25 = 64(mm)
+ lm3 = (1,2…1,5).d3 = (1,2…1,5).64 = 76,8…96 (mm)
chọn lm36 =78 (mm) ; lm37 = 80 (mm) lm38 = 90 (mm)
- Tính khoảng cách sơ bộ giữa các đoạn trục
+Theo bảng (10.3) ta chọn
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp K2 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 18
+ Trục II
l22 = 0,5.( lm23 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(59 +25) + 10 + 8 = 60 (mm)
l23 = l22 + 0,5.( lm23 + lm24 ) + k1 = 60 + 0,5.(59 + 69) + 10 = 134 (mm)
l24 = 2.l23 - l22 = 2.134 – 60 = 208 (mm)
l21 = 2.l23 = 2.134 = 268 (mm)
+ Trục I
l13 = l23 = 134 (mm)
l11 = l21 = 268 (mm)
l12 = 0,5.( lm11 + bo) + k3 + hn = 0,5.(36 + 25) + 10+ 18 = 58,5 (mm)
+ Trục III
l32 = l22 = 60 (mm)
l33 = l24 = 208 (mm)
l34 = l21 = 268 (mm)
lC31 = 0,5.( lm38 + bo) + k3 + hn = 0,5.( 90 + 25) +18 +10 = 85,5 (mm)
l31 = l34 + lC31 = 268 + 85,5 = 353,5 (mm)
4.4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục
Trục I
- Tính lưc tác dùng lên trục I
I hợp với phương x một góc
Phân tích Fr thành 2 thành phần
Fx11 = Fr . cos70 = 749,5.cos70 = 256 (N)
FY11 = Fr . sin70 = 749,5.sin70 = 704 (N)
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 2.
• Fx12 = .
Vị trí đặt lực bánh 2 là dương r12 = =
Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb12 = 1
Trục 1 quay ngược chiều kim động hồ nên cq1 = 1
Bánh răng trụ răng thẳng nên hr12 = 0
Ft12 = = = 2978 (N)
Fx12 = .1.1.2978 = 2978(N)
• FY12 = . . = 1.2978. = -1323 (N)
• FZ12 = 0
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng YOZ :
Phương trình lực : + + + =
FY11 + FY12 + FlY10 + FlY11 = 0
Phương trình mô men : = FY11. l12 + FY12. l13 - FlY11. l11 = 0
FlY10 = -195 (N)
FlY11 = 424 (N)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
Phương trình lực : + + + =
Fx11 + Fx12 – Flx10 – Flx11 = 0
Phương trình mô men : = Fx11. l12 - Fx12. l13 + Flx11. l11 = 0
Flx10 = 1801 (N)
Flx11 = 1433(N)
Lực tổng tại các gối đỡ là
Flt10 = = = 1811 (N)
Flt11 = = =1494 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng YOZ :
MX1D = MX1B = 0
MX1A = FlY11. l11 - FY12. l13 = 424.268 + 1323.134 = 290914 (Nmm)
MX1C = FlY11. (l11 - l13) = 424 (268 – 134) = 56816 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng XOZ :
MY1D = MY1B = 0
MY1A = FX11. l12 = 256 . 58,5 = 14976 (Nmm)
MY1C = FlX11. (l11 - l13) = 1433. (268 - 134) = 192022 (Nmm)
Momen tương đương tại các tiết diện là
Mtd1A = =
= 298917 (Nmm)
Mtd1C = =
= 211180 (Nmm)
Mtd1D = = = 67057(Nmm)
Mtd1B = 0
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục là
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK ) = 67 (MPa)
+ Tại tiết diện A-A
= = 34,46 (mm)
+ Tại tiết diện D-D
= = 21,55 (mm)
+ Tại tiết diện C-C
= = 31,58 (mm)
Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
d1D = 25 (mm)
d1A = 35 (mm)
d1C = 32 (mm)
d1B =25 (mm)
- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then..
Ta có đường kính vòng lăn bánh răng trụ răng thẳng chủ động là 47,035ma đường kính của trục một tại vị trí lắp bánh răng là 36 nên ta chọn chế tạo bánh răng đồng trục .và không sử dung ghép then .
-Xác định điều kiện bền dập:
áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)
Với ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) ( MPa)
= 100 (MPa)
+Tại tiết diện D-D
Với ltI1 = (0,8…0,9).lm11 = (0,8…0,9).36 = 28,8…32,4 chọn ltI1 = 30(mm)
= = 49,16 = 100 (MPa) (Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C
Với ltI2 = (0,8…0,9).lm12 = (0,8…0,9).45 = 36…40,5 chọn ltI2 = 38(mm)
TRỤC 1
= = 42,45 = 100 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
- Xác định điều kiện bền cắt: áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)
ứng suất cắt cho phép ( MPa)
+Tại tiết diện D-D
= 7,37 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C
= 12,73 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
- Trong đó:
• - hệ số an an toàn cho phép, thông thường = 1,5…2,5
• - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp tại tiết diện :
- giới hnaj mỏi uốn với chu kì đối xứng. Vì vật liệu thép chế tạo trục ban đầu chọn là thép 45 do vậy = 0,436 . 850 = 371 (MPa)
- biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:
- Tổng momen uốn tại tiết diện j.
- Momen cản uốn tại tiết diện j của trục.
• - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất tiếp tại tiết diện j :
- giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng. Vì vật liệu thép chế tạo trục ban đầu chọn là thép 45 do vậy = 0,58 . 371 = 215
- biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j:
Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch dộng:
- Momen xoắn tại tiết diện j.
- momen cản xoắn tại tiết diện j
Theo biểu đồ ứng suất ta thấy trên trục I có 2 vị trí tập trung nhiều ứng suất nhất là: A-A và C-C
-Tại mặt cắt A-A:
Có ứng suất uốn là :
= = 52709 (Nmm)
= = 716,4 (mm3)
= 73 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= =1761,3 (mm3)
= = 21,98 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
và
Do vậy:
= = 2,28
= = 2,21
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 2,23
= = 4,32
Do vậy:
= = 2,9
( thỏa mãn điều kiện)
-Tại mặt cắt C-C:
Có ứng suất uốn là :
= = 200251 (Nmm)
= = 2645,8 (mm3)
= 75,68(MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= = 5861(mm3)
= = 6,60 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
và
Do vậy:
= = 2,46
= = 2,51
- Tra bảng 10.7 (TT-TKHDĐCK):
,05
-Từ đó:
= = 2
= = 12,72
Do vậy:
= = 1,97
( Thỏa mãn điều kiện)
Trục II
- Tính lực tác dụng lên trục II
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 4.
• Fx24 = .
Vị trí đặt lực bánh 4 là âm r24 = =
Bánh 4 là bánh bị động do đó cb24 = -1
Trục 2 quay cùng chiều kim động hồ nên cq1 = -1
Ft24 = = = 2901 (N)
Fx24 = .1.1.2419 = -2901 (N)
• FY24 = . . = -1.2901 . = 1288 (N)
• FZ24 = 0
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 3 và bánh 5.
Vị trí đặt lực bánh 3 bà bánh 5 là dương r23 = r25 = =
Bánh 3 và bánh 5 là bánh chủ động do đó cb23 = cb25 = 1
Hướng răng trên bánh 3 trái,bánh 5 phải nên hr23 = - hr25 = -1
• Fx23 = Fx25 = .
Ft23 = = = 5107 (N)
Fx23 = Fx25 = .1.1.5107 = -5107 (N)
• Fy23 = Fy25 = . . = -1.5107. = -2769 (N)
• FZ23 = - FZ25 = . = (-1).1.(-1).5107.tg35 = 3575 (N)
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng yOz.
Phương Trình lực : + + + + =
FlY20 - FY23 + FY24 - FY25 + FlY21 = 0
Phương Trình mô men : = FY23. l22 - FY24. l23 + FY25. l24 - FlY21. l21 = 0
FlY20 = 2125 (N)
FlY21 = 2125 (N)
+ Trong mặt phẳng xOz.
Phương Trình lực : + + + + =
FlX20 – FX23 - FX24 – FX25 + FlX21 = 0
Phương Trình mô men : = FX23. l22 + FX24. l23 + FX25. l24 – FlX21. l21 = 0
Flx20 = 6557 (N)
Flx21 = 6557 (N)
Lực tổng tại các gối đỡ là
Flt20 = = = 6892 (N)
Flt21 = = = 6892 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng yOz
MZ2C = MZ2E = FZ23 . r23 = 3757.42,5 = 159672 (Nmm)
MX2A = MX2B = 0
MtX2C = FlY20. l22 = 2125. 60 = 127500 (Nmm)
MpX2C = MtX2C + MZ2C
= 127500 + 159672 = 287172 (Nmm)
MX2D = FlY20. l23 - FY23.(l23 - l22) + MZ2C
= 2125.134 - 2769.(134 – 60) +159672 = 239516 (Nmm)
MpX2E = FlY21. (l21 - l24 ) = 2125. (268 – 208) = 127500(Nmm)
MtX2E = MpX2E + MZ2E = 127500 + 159672 = 287172 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng xOz.
MY2A = MY2B = 0
MY2C = FlX20. l22 = 6557 . 60 = 393420 (Nmm)
MY2D = FlX20. l23 – FX23.(l23 - l22)
= 6557.134 - 5107.(134 – 60) = 500720 (Nmm)
MY2E = FlX21. (l21 - l24 ) = 6557. (268 – 208) = 393420 (Nmm)
momen tương đương tại các tiết diện là
Mtd12A = Mtd12B = 0
Mtd2C= =
= 615308 (Nmm)
Mtd2D= =
= 670407 (Nmm)
Mtd2E= =
= 615308 (Nmm)
- Áp dụng công thức 10.17 ( TT-TKHDĐCK ):Đường kính các đoạn trục là
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK ) = 55 (MPa)
+ Tại tiết diện C-C
= = 48,18(mm)
+ Tại tiết diện D-D
= = 49,58(mm)
+ Tại tiết diện E-E
= = 48,18(mm)
Xuất phát từ các yêu càu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
d2A = d2B = 30 (mm)
d2C = 50 (mm)
d2D = 52 (mm)
d2E = 50 (mm)
- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then.
Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện như trên .
Tra theo bảng 9.1a ( TT-TKHDĐCK) ta chọn được thông số của then lắp trên trục I như sau.
Kích thước tiết diện then: bII = 16 ( mm )
hII = 10 ( mm )
Chiều sâu rãnh then: trên trục tII1 = 6 ( mm )
trên lỗ tII2 = 4,3 ( mm )
-Xác định điều kiện bền dập:
áp dụng công thức 9.1 ( TT-TKHDĐCK)
Với ứng suất dập cho phép: tra bảng 9.5 (TT-TKHDĐCK) (MPa)
= 100 (MPa)
+Tại tiết diện C-C
Với ltII1 = (0,8…0,9).lm23 = (0,8…0,9).59 = 47,2…53,1 chọn ltII1 = 51 (mm)
= = 85,12 = 100 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiế t diện D-D
Với ltII2 = (0,8…0,9).lm24 = (0,8…0,9).69 = 55,2…62,1 chọn ltII2 = 58(mm)
TRỤC 2
= = 71,97 = 100 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
Tại tiết diện E-E
Với ltII3 = (0,8…0,9).lm25 = (0,8…0,9).64 = 51,2…57,6 chọn ltII3 = 55 (mm)
= = 78,93 = 100 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
- Xác định điều kiện bền cắt:
áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)
ứng suất cắt cho phép ( MPa)
+Tại tiết diện C-C
= 21,28 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện D-D
= 17,99 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện E-E
= 19,73 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
+ Tại mặt cắt C-C:
Có ứng suất uốn là :
= = 487080 (Nmm)
= = 10407 (mm3)
= 46,8 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= = 22672(mm3)
= = 9,57 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TK) KHDĐC.
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
và
= = 2,58
= = 2,57
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 3,07
= = 8,57
Do vậy:
= = 2,89
( thỏa mãn điều kiện)
+ Tại mặt cắt D-D:
Có ứng suất uốn là :
= = 555057 (Nmm)
= = 11843 (mm3)
= 46,86 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= = 25641 (mm3)
= = 8,46 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
= 0,81 và = 0,76
Do vậy:
= = 2,58
= = 2,57
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 3,07
= = 9,7
Do vậy:
= = 2,93
( thỏa mãn điều kiện)
Trục III
- Tính lực tác dụng lên trục III
+ Tính Lực tác dụng lên bánh 6 và bánh 7.
Vị trí đặt lực bánh 6 bà bánh 7 là âm
r36 = r37 = =
Bánh 6 và bánh 7 là bánh bị động do đó cb36 = cb37 = -1
Hướng răng trên bánh 6 phải,bánh 7 trái nên hr36 = - hr37 = 1
Trục 3 quay cùng ngược chiều kim động hồ nên cq3 = 1
• Fx36 = Fx37 = .
Ft36 = = = 5242 (N)
Fx36 = Fx37 = .1.(-1).5242 = -5242 (N)
• FY36 = FY37 = . . = (-1).(-5242). = 2842 (N)
• FZ36 = - FZ37 = . = 1.(-1).1.5242.tg35= - 3670 (N)
+ Tính lực khớp nối tác dụng lên trục
lực khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương X
FX33 = (0,2…0,3).
Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi D = 160 (mm)
= (0,2…0,3). = 3960…5940 (N)
Chọn FX33 = - 3960 (N)
- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
• Tính lực tác dụng lên các gối đỡ
+ Trong mặt phẳng yOz
Phương Trình lực : + + + =
FY36 - FlY30 + FY37 - FlY31 = 0
Phương Trình mô men : = FlY31. l34 - FY36. l32 - FY37. l33 = 0
FlY30 = 4115(N)
FlY31 = 1569 (N)
+ Trong mặt phẳng xOz
Phương Trình lực : + + + + =
FX36 + FX37 - FlX30 + FlX31 - FX33 = 0
Phương Trình mô men : = FlX31. l34 +FX33. l31– FX36. l32 – FX37.l33 = 0
Flx30 = -2550 (N)
Flx31 = 3974 (N)
Lực tổng tại các gối đỡ là
Flt30 = = = 4670 (N)
Flt31 = = = 4727 (N)
• Tính mô men tại các gối đỡ và bánh răng
+ Trong mặt phẳng yOz.
MZ3B = MZ3C = FZ36 . r36 = -3760.-151,1 = 568136 (Nmm)
MX3A = MX3D = MX3E = 0
MtX3B = FlY30. l32 = 4115 . 60 = 246900 (Nmm)
MpX3B = MZ3B - MtX3B = 568136 - 246900 = 321236 (Nmm)
MpX3C = FlY31. (l34 – l33 ) = 1569.(268 - 208) = 94140 (Nmm)
MtX3C = MZ3C - MpX3C = 568136 – 94140 = 473996 (Nmm)
+ Trong mặt phẳng xOz.
MY3A = MY3E = 0
MY3B = FlX30. l32 = 2550 . 60 = 153000 (Nmm)
MY3C = FlX30. l33 – FX36.(l33 – l32)
= 2550.208 - 5242.(208 – 60) = 245416 (Nmm)
MY3D = FX33. (l31 – l34 ) = 3960. (353,5– 268) = 338580 (Nmm)
momen tương đương tại các tiết diện là
Mtd13A = 0
Mtd3B= =
= 1417281 (Nmm)
Mtd3C= = = 1472068 (Nmm)
Mtd3D= =
= 1393669 (Nmm)
Mtd3E= =
= 1371891 (Nmm)
-Đường kính các đoạn trục là:
- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. tra bảng 10.5 ( TT-TKHDĐCK ) = 55 (MPa)
+ Tại tiết diện B-B
= = 63,63(mm)
+ Tại tiết diện C-C
= = 64,44 (mm)
+ Tại tiết diện D-D
= = 63,27 (mm)
+ Tại tiết diện E-E
= = 62,94 (mm)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :
d3A = 70 (mm)
d3B = 80 (mm)
d3C = 80 (mm)
d3D = 70 (mm)
d3E = 70 (mm)
- Xác định then và kiểm nghiệm độ bền của then.
Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện như trên .
Tra theo bảng 9.1a ( TT-TKHDĐCK) ta chọn được thông số của then lắp trên trục I như sau.
Kích thước tiết diện then: bIII = 22 ( mm )
hIII =14 ( mm )
Chiều sâu rãnh then: trên trục tIII1 = 9 ( mm )
trên lỗ tIII2 = 5,4( mm )
điều kiện)
- Xác định điều kiện bền cắt:
áp dụng công thức 9.2 ( TT-TKHDĐCK)
ứng suất cắt cho phép ( MPa)
TRỤC 3
+Tại tiết diện B-B
= 25 (MPa) = 40…60 (MPa)
Với ltIII1 = (0,8…0,9).lm36 = (0,8…0,9).78 = 62,4…70,2 chọn ltII1 = 72 (mm)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện C-C
= 25 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
+Tại tiết diện E-E
= 28,57 (MPa) = 40…60 (MPa)
(Thỏa mãn điều kiện)
- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
+ Tại mặt cắt B-B:
Có ứng suất uốn là :
= = 355811 (Nmm)
= = 44002 (mm3)
= 8,09 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= =94242 (mm3)
= = 8,4 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
= 0,76 và = 0,73
Do vậy:
= = 2,74
= = 2,67
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 16,7
= = 9,4
Do vậy:
= = 8,2
( thỏa mãn điều kiện)
+ Tại mặt cắt C-C
Có ứng suất uốn là :
= = 533761 (Nmm)
= = 44002 (mm3)
=12,1 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= = 94242 (mm3)
= = 8,4 (Mpa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 (TT-TKHDĐCK).
= 0,76 và = 0,73
Do vậy:
= = 2,74
= = 2,67
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 11,19
= = 9,41
Do vậy:
= = 7,2
(thỏa mãn điều kiện)
+ Tại mặt cắt D-D
Có ứng suất uốn là :
= =338580 (Nmm)
= = 28394 (mm3)
= 11,92 (MPa)
Có ứng suất tiếp là :
= = 62051 (mm3)
= = 12,76 (MPa)
và
- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt: tra bảng 10.8 ( TT-TKHDĐCK).
-Dùng phương pháp gia công là tiện với Ra= 2,5….0,63
- hệ số tăng bề mặt của trục, phụ thộc vào tăng bề mặt cơ tính vật liệu.
-Do không sử dụng phương pháp tăng bề mặt do vậy : = 1
Tra bảng 10.12 ( TT_TKHDĐCK) ta có:
-Sử dụng phương pháp gia công then bằng dao phay ngón, ( MPa )
và
-Trị số kích thước theo bảng 10.10 ( TT-TKHDĐCK).
= 0,76 và = 0,73
Do vậy:
= = 2,74
= = 2,67
- Tra bảng 10.7 ( TT-TKHDĐCK)
,05
-Từ đó:
= = 11,35
= = 6,08
Do vậy:
= = 5,36
( thỏa mãn điều kiện)
PHẦN V : TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
5.1 Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc .
5.1.1Chọn loại ổ lăn .
Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:Fa =0.Nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A1 va B1 Vi ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao ,giá thành thấp va cấu tạo đơn giản .
Chọn sơ bộ kích thước của ổ
Ta có đường kính trục d=25 mm (tra bảng P2.7 TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ có số hiệu 305 có các thông số .
+Đường kính trong d=25mm ,đương kính ngoài D=62mm,
+chiều rộng của ổ B=17mm , đường kính bi dB=11,51mm.
+Khả năng tải động C= 17,6 (Kn), khả năng tải tĩnh C0=11,6 kN
5.1.2 Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.
a.Kiểm nghiệm khả năng tải động.
Ta có khả năng tải động
CD=QE.
VỚI :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m=3
-QE là tải trọng động tương đương (KN)
-L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .
Ta có QE= (với i=1,2)
Với Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.
Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0)
Với – X ;hệ số tải trọng hướng tâm.X=1 (tra bảng 11.4_HDDCK)
- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)
- V; hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1
- Kđ; hệ số kể đến đặc tính tải trọng vói chế độ va đập vừa Kđ=1,3
- Kv ;hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi =105 Kt=1
Ta có FrA1= = = 1811 (N)
FrB1= = = 1494 (N)
Q = X.V. FrA1.Kt.Kđ =1.1.1811.1,3.1 = 2354,3 (N)
QB1 = X.V. FrB1.Kt.Kđ =1.1.1494.1,3.1 = 1942,2 (N)
Chọn Q = Q vậy ta có tải trọng tương đương là ;
QE = QE= Q .
QE = 2354,3 .(1¬¬¬ .2,6/8 +0,6 .4,5/8) =1694.37 N = 1,799 (KN)
T uổi thọ của ổ lăn :
L=Lh.n1.60.10 =12500.505,67.60. 10 = 379,25 (triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd=1,799. =13,02 (KN) < C= 17,6(KN) (Ổ đảm bảo khả năng tải động)
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
-Tra bảng 11.6 (HDDCK) Ta được
+ hệ số tải trọng hướng tâm X0¬ =0,6
+ hệ số tải trọng dọc trục Y0=0,50
- Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ;
Q0=X0.Fr=0,6. 1811=1086 N 1 KN
Q1=Fr=1811 N 1,811 KN
Chọn Q =Q1
Q1=1,811 KN
VẬY ổ 305 thỏa mãn
5.2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc .
5.2.1.Chọn loại ổ lăn .
Ta có: Fa = Fa1+ Fa3 =0
Trục trung gian là loại ổ tùy động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương
dọc trục .nên ta chọn ổ bi dũa ngắn đỡ có gân chặn trên vòng trong.
Chon sơ bộ kích thước của ổ
Ta có đường kính trục d=30 (tra bảng P2.8TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ có số hiệu 2306 các thông số .
+Đường kính trong d=30 ,đương kính ngoài D=72mm
+chiều rộng của ổ B=19mm đường kính bi dB=10mm chiều dài l=10mm
+Khả năng tải động C= 30,2 (n) khả năng tải tĩnh C0=20,6KN
5.2.2Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.
a.Khả năng tải động.
Ta có khả năng tải động
CD=QE.
VỚI :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m=10/3
-QE là tải trọng động tương đương (KN)
-L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .
Ta có QE= (với i=1,2)
Với Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.
Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0)
Với – X ;hệ số tải trọng hướng tâm.X=1 (tra bảng 11.4_HDDCK)
- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)
- V; hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1
- Kđ; hệ số kể đến đặc tính tải trọng vói chế độ va đập vừa Kđ=1,3
- Kv ;hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi =105 Kt=1
FrB1= FrA1= = = 6892,7(N)
Q = X.V. FrA1.Kt.Kđ =1.1. 6892,7.1,3.1 = 8960,5 (N)
Chọn Q = Q vậy ta có tải trọng tương đương là ;
QE = QE= Q .
QE = 8960,5.(1¬¬¬ .2,6/8 +0,6 .4,5/8) =6,848 (KN)
T uổi thọ của ổ lăn :
L=Lh.n2.60.10 =12500.88,87.60. 10 = 66,65(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd=6,848. =27,79 (KN) < C= 30,2 (KN) (Ổ đảm bảo khả năng tải động)
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 (HDDCK) Ta được
+ hệ số tải trọng hướng tâm X0¬ =0,6
+ hệ số tải trọng dọc trục Y0=0,50
Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ;
Q0=X0.Fr=0,6. 6848=4108,8N 4,1 KN
Q1=Fr=6848 N 6,8KN
Chọn Q =Q1
Q1=6,8KN
Vậy ổ 2306 thỏa mãn.
5.3. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc .
5.3.1Chọn loại ổ lăn .
Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có Fa =0.Nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A3va B3Vi ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao ,giá thành thấp va cấu tạo đơn giản .
Chon sơ bộ kích thước của ổ
Ta có đường kính trục d=70 mm (tra bảng P2.7 TTTKHDDCK) ta chọn loại ổ có số hiệu 214 có các thông số .
+Đường kính trong d=70mm ,đương kính ngoài D=125mm,
+chiều rộng của ổ B=24mm , đường kính bi dB=17,46mm.
+Khả năng tải động C= 48,8 (Kn), khả năng tải tĩnh C0=38,10 kN
5.3.2.Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.
a.Khả năng tải động.
Ta có khả năng tải động
CD=QE.
VỚI :-m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m=3
-QE là tải trọng động tương đương (KN)
-L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .
Ta có QE= (với i=1,2)
Với Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.
Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0)
Với – X ;hệ số tải trọng hướng tâm.X=1 (tra bảng 11.4_HDDCK)
- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)
- V; hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1
- Kđ; hệ số kể đến đặc tính tải trọng vói chế độ va đập vừa Kđ=1,3
- Kv ;hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi =105 Kt=1
Ta có FRa3= = = 4841 (N)
FrD3= = = 4272 (N)
QA3= X.V. FrA3.Kt.Kđ =1.1. 4841.1,3.1 = 6293,3 (N)
QD3 = X.V. FrD3.Kt.Kđ =1.1. 4272.1,3.1 = 5553,6 (N)
Chọn Q = Q vậy ta có tải trọng tương đương là ;
QE = QE= Q .
QE = 6293,3.(1¬¬¬ .2,6/8 +0,6 .4,5/8) =2809,9 N = 2,81(KN)
T uổi thọ của ổ lăn :
L=Lh.n3.60.10 =12500.25,32.60. 10 = 18,99 (triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd=2,81. =7,5 (KN) < C= 48,8 (KN) (Ổ đảm bảo khả năng tải động)
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Tra bảng 11.6 (HDDCK) Ta được:
+ hệ số tải trọng hướng tâm X0¬ =0,6
+ hệ số tải trọng dọc trục Y0=0,50
Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ;
Q0=X0.Fr=0,6. 2809 =1685 N 1,7 KN
Q1=Fr=2809 N 2,8 KN
Chọn Q =Q1
Q1=2,8 KN
Vậy ổ 214 thỏa mãn/
PHẦN VI :THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP
6.1.Chỉ tiêu của hộp giảm tốc.
Chi tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, nên chọn vật liệu
dể dúc là gang xám có ký hiệu là GX32_15
chọn bề mặt lắp và thân đi qua thân trục.
các kết cấu cơ bản được trình bày ở bảng kết cấu vỏ hộp.
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chiều dày:Thân hộp,
Lắp hộp,
= 0,03.a+3 = 0,03.186 + 3= 8,58mm > 6mm
1 = 0,9. = 0,9. 8,58 = 7, 72 mm
Gân tăng cứng:Chiều dày, e
Chiều cao, h
Độ dốc
e =(0,8 1) = 7 9, chọn e = 8 mm.
h < 5. = 45 mm.
Khoảng 2o.
Đường kính:
Bulông nền, d1
Bulông cạnh ổ, d2
Bulông ghép bích lắp và thân, d3
Vít ghép nắp ổ, d4
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 = 0,04.a + 10 d1 = M20.
d2 = 0,8.d1 = 0,8. 216 = M16.
d3 = (0,8 0,9).d2 d3 = M14.
d4 = (0,6 0,7).d2 d4 = M10.
d5 =( 0,5 0,6).d2 d5 = M8
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
S3 =(1,4 1,5).d3 , chọn S3 = 20 mm
S4 = ( 0,9 1).S3 = 18 mm
K3 = K2 - ( 35 ) mm = 50 – 5 = 45 mm
Kích thước gối trục:
Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3 , D2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:K2
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là
khoảng cách từ tâm bulông dến mép lỗ)
Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ
K2 =E2 + R2 + (35)= 25 + 20 + 5 = 50mm
E2= 1,6.d2 = 1,6.16 = 25 mm.
R2 = 1,3.d2 = 1,3. 16 = 20 mm
k 1,2.d2¬¬ =19,2 vậy k > 20 mm
h: Phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đé hộp:
Chiều dày: Khi không có phần lồi, S1
Khi có phần lồi:Dd,S1 và S2
Bề rộng mặt đé hộp, K1 và q
S1 = (1,3 1,5) d1 S1 = 28 mm
K1 3.d1 3.20 = 60 mm
q = K1 + 2 = 60 + 2.9 = 78 mm;
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
(1 1,2) = 10 mm
1 (3 5) 1 = 30 mm
2 = 9 mm
Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B )/( 200 300)
1000/ 200 = 5
chọn Z = 6
6.2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Lấy chiều sâu ngâm dầu là ¼ bán kinh của bánh răng cấp chậm la 33,5 mmcộng với khoảng cách của đáy hộp tới bánh răng ,vậy chiều sâu lớp dầu la 66,5 mm
6.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc
Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phương pháp lưu thông
6.4.Lắp bánh răng nên trục và điều chỉnh sự ăn khớp
Do sản xuất đơn chiếc lại lạm trong điều kiện tải trọng động có va đập vừa nên mối ghép giũa bánh răng là kiểu lắp H7/n6 .còn mối ghép giữa then với trục là kiểu lắp có độ dôi P9/h9.
6.5.Điều chỉnh độ ăn khớp
Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ nên ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng của bánh răng bị động là 5mm .
PHẦN VII :TÍNH KẾT CẤU CỦA CÁC CHI TIẾT
7.1.Kết cấu trục:
Ở phần thiết kế trục.
7.2.Kết cấu bánh răng:
Ta có d < 250mm,vật liệu là thép C45
=>dung các phương pháp rèn dập dạng đĩa phẳng.
Vành răng và may ơ gia cong đạt Rz¬ < 20 m
Với bánh răng trục 1 ta chế tạo liền với truc vì khoảng cách từ đỉnh rãnh then trên bánh rẳng chủ động (nêú có) tới chân răng < 2,5.3,5=8,75mm.
Vành răng:
Với bánh răng trụ ta có =(2,5 )m .Chọn
May ơ:Chiều dài đã được xác định trong phần kết cấu trục.
May ơ cần đủ độ cứng và độ bền =>đường kính ngoài D = (1,5 1,8).d
Ta có :
Đối với trục II có D = (1,5 1,8).50 = 75
Đối với trục III có:D =(1,5 1,8).70 =105
Đĩa hoặc nan hoa được dùng để nối may ơ với vàng răng.Ở đây ta dùng đĩa.
Chiều dày đĩa tính theo công thức: C (0,2 0,3).b
Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn CT= 14 va CN =18mm
Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa.
Lỗ trên bánh răng : làm 4 lỗ (với đĩa lớn).
Đường kính lỗ: d0=(12 25)
Lấy d0 = 20mm đối với bánh răng nghiêng còn đối với bánh răng thẳng d0=16mm.
7.3. Các chi tiết khác
Nắp quan sát:
Theo Bảng 18-5(trang 92-Tập 2:HDĐCK)
Bảng kích thước nắp quan sát
A
B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 M8 22
Nút thông hơi
Theo Bảng 18-6
Bảng kích thươc nút thông hơi
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27 2
15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
Nút tháo dầu
Theo Bảng 18-7
Bảng kích thước nút tháo dầu
d b m f L c q D S D0
M16 1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6
Vòng nhớt:
Tại cổ trục vào và cổ trục ra phải dùng vòng phớt để chắn cùng với nắp ổ.
Tra Bảng 15-17
Bảng kích thước của vòng phớt
Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm)
Trục I 35 36 34 48 6 5 12
Trục III 70 71,5 69 89 9 6,5 12
Nắp ổ:
Theo Bảng 18.2
Vị trí D(mm) D3(mm) D2(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng
Trục I 72 107 88 66 8 6
Trục II 100 120 150 90 10 6
Trục III 120 140 170 120 10 6
Que thăm dầu:
Hình dáng và kích thước được biểu diễn như hình vẽ:
VIII.Bảng thống kê kiểu lắp ghép có trong HGT:
Vị Trí Trục bánh răng Trục ổ lăn Vỏ hộp ổ lăn Trục vòng chắn dầu Trục bộ truyền Vỏ hộp lắp trục
Kiểu lắp H7/n6 k6 H7 H7/h6 H7/h6 H7/d11
KẾT LUẬN
Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn: …………, đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn: ……………, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường - Ninh Đức Tuấn
2. Chi tiết máy - Tập 1, 2 - Nguyễn Trọng Hiệp
3. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Tập 1, 2 - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển
4. Sức bền vật liệu - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN
5. Vật liệu học - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN
6. Nguyên lý máy - Tài liệu lưu hành nội bộ trường DHCN HN
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"