Thuyết minh Đồ Án chi tiết máy tính toán và thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn và răng trụ răng thẳng 2 cấp

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC NAM CẦN THƠ THUYẾT MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN VÀ RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 2 CẤP NGÀNH: CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Tải trọng tĩnh và quay 1 chiều.

Một năm làm việc 310 ngày, 1 ngày làm việc 2 ca, 1 ca 5 giờ

Sai số về tỉ số truyền ∆u < 4%

1 Số liệu thiết kế: Thông số Đơn vị

 Lực vòng trên xích tải

2 Đặc điểm tải trọng: 8 (năm)

CHƯƠNG 1 TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1 Chọn hiệu suất của hệ thống

Hiệu suất truyền động: ¿ ❑ kn × ❑ x × ❑ br × ❑ brnon × ❑ ol

Trong đó:  kn = 1 : hiệu suất khớp nối

 x = 0,96 : hiệu suất bộ truyền xích

 brn = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

 brc = 0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng côn

2 Tính công suất tương đương (công suất tính toán)

3 Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện

Chọn động cơ điện thỏa { P n đc đc ≈ n ≥ P sb ct

4 Xác định số vòng quay sơ bộ v = π n D

Tỷ số truyền chung của hệ: u sb =u hgt ×u x Trong đó: u hgt = 12 : tỷ số truyền hộp giảm tốc, chọn theo tiêu chuẩn a u x = 2,6 : tỷ số truyền của bộ truyền xích u sb = 12 × 2 , 61 , 2

Số vòng quay trên trục động cơ: n sb = n ct u sb = 87,95.31,2 = 2744,04 (vg/phut) Chọn động cơ điện : từ (1) và (2)

Tỷ số truyền thực sự: u h = n đc n lv = 2880

87 , 95 3 ,05 Chọn tỷ số truyền xích theo tiêu chuẩn: chọn u x =2 , 5

Tỷ số truyền bộ truyền được tính lại như sau: u brc = u h u br = 13 , 2

3 , 62 = 3 , 65 Dựa vào hình 3.21, chọn tỷ số truyền cấp nhanh là u 1 =3 , 62 và tỷ số truyền cấp chậm là u 2 =3 , 65

II Lập bảng đặc tính

1 Tính toán công suất trên trục

2 Tính số vòng quay các trục n 1 = n đc u k = 2880

Kiểu động cơ Công suất

(Vòng/phút) Cosφ η % T T max dn

3 Tính momen xoắn trên các trục

4 Bảng phân phối tỷ số truyền Động cơ I II III Tải

PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Tính bộ truyền xích trong hệ thống dẫn động băng tải như hình c, ví dụ 2 Chương 2 với số liệu sau:

Hình c Sơ đồ dẫn động

Công suất P3 = 3,62 kW, tốc độ quay n 1 = 220,21 v/ph, tỷ số truyền uc 2,5 bộ truyền đặt nghiêng so với phương nằm ngang 1 góc 0°, bộ truyền làm việc 2 ca.

Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn.

2.2.CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH

Theo bảng 4.4 [1] với uc = 2,5, chọn số răng đĩa xích dẫn z1= 29-2.2,5$

Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 = 2,5 x 24 = 60

Kiểm tra tỉ số truyền bộ truyền xích

Sai số nhỏ hơn sai số tỉ số truyền cho phép.

BỘ TRUYỀN XÍCH

CHỌN LOẠI XÍCH

Vì vận tốc thấp, không yêu cầu làm việc êm nên chọn xích con lăn.

CHỌN SỐ RĂNG ĐĨA XÍCH

Theo bảng 4.4 [1] với uc = 2,5, chọn số răng đĩa xích dẫn z1= 29-2.2,5$

Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 = 2,5 x 24 = 60

Kiểm tra tỉ số truyền bộ truyền xích

Sai số nhỏ hơn sai số tỉ số truyền cho phép.

XÁC ĐỊNH BƯỚC XÍCH P

- k o = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích so với phương nằm ngang ≤60°)

- k đc = 1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

- k c = 1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

- k bt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi)101

- P₁ = 3,62 × 1,62 × 1,04 × 0,91 = 14,67 kW Điều kiện chọn [P], với n 01 = 200 v/ph và [P] > 14,67 kW

Tra Bảng 4.5 [1] [P] 19,3 > 14,67 với bước xích p = 31,75mm. p = 31,75mm [S] = 8,2: bộ truyền xích đảm bảo độ bền

CÁC THÔNG SỐ CỦA ĐĨA XÍCH

Đường kính vòng chia đĩa xích tính theo công thức (4.20) [1] d1 = p/sin(π/z1 ) = 19,05/sin(π/24 )5,95 (mm) d2 = p/sin(π/z2 ) = 19,05/sin(π/60 )63,99(mm)

Lấy d2 = 364mm Đường kính vòng đỉnh răng: da1 = p[0,5 + cotg(π/z1 )] ,05[0,5+cot(π/24)]4,22(mm) da2 = p[0,5 + cotg(π/z2 )] ,05[0,5+cot(π/60)]73,02(mm) Đường kính vòng chân răng:

Với bán kính đáy r = 0,5025dl + 0,05 = 6,03 mm, dl = 11,91 mm (Bảng 4.2) [1] df1 = d1 - 2r = 145,95 - 2.6,03= 133,89(mm) df2 = d2 - 2r = 363,99 - 2.6,03= 351,93 (mm)

KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC CỦA ĐĨA XÍCH

Với z1 = 24 ⇒ kr = 0,42, Ft 24,11 (N), Kd = 1 (bộ truyền có 1 dãy xích), lực va đập trên 1 dãy xích theo công thức (4.21) [1]: σ H 1 = 0,47√ 0 , 42 ( 1424 , 11 + 5 , 36 ) 2 , 1.10 5 /( 138 , 3 ) = 378Mpa

Kết quả cho thấy việc sử dụng thép 54 với độ rắn HB 10 có thể đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép là 600 MPa, từ đó đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa.

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép.

(Tra bảng 4.14,[1]) chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tôi cải thiện có [σH] = 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc Xác định lực tác dụng lên trục

E = 2,1.105 MPa, A = 318 mm2 (1 dãy xích) (Bảng 4.15) [1]

Tra Bảng 4.14 chọn vật liệu đĩa xích thép 45, tôi cải thiện có [σH] 500 MPa đảm bảo được độ bền tiếp xúc.

2.9.XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

Theo công thức (4.22) [1] Trong đó với bộ truyền nghiêng 1 góc < 40°: kx 1,15

Các thông số bộ truyền xích

Thông số Kí hiệu Trị số

Số răng đĩa xích dẫn z 1 24

Số răng đĩa xích bị dẫn z 2 60

Số mắt xích x(mắt xích) 122 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn d 1 ( mm ) 145,95 Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn d 1 (mm

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn d a1 là 363,99 mm, trong khi đường kính đỉnh đĩa xích bị dẫn d a2 đạt 154,22 mm Đường kính chân răng đĩa xích dẫn d f1 là 373,02 mm và đường kính chân răng đĩa xích dẫn d f2 là 133,89 mm.

XÁC ĐỊNH LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

3.1- BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN - RĂNG THẲNG CẤP NHANH

Việc chọn loại vật liệu phụ thuộc vào các yếu tố như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và yêu cầu kích thước Đối với hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp có công suất nhỏ (Pdm = 5.5Kw), vật liệu nhóm I là lựa chọn phù hợp Nhóm I với độ răng HB ≤ 350 cho phép bánh răng được chuẩn hóa hoặc tối ưu hóa Đặc tính độ rắn thấp giúp cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời tăng khả năng chống mài mòn của bộ truyền.

+ Đạt tới độ rắn HB = (241 285);

+ Giới hạn chảy đc = 580MPa;

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 250.

+ Đạt tới độ rắn HB= (192 240);

+ Giới hạn bền Onz = 750MPa;

Chọn độ rắn bánh lớn HB, = 240.Xác định ứng suất cho phép

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

CHỌN VẬT LIỆU

Việc chọn loại vật liệu phụ thuộc vào nhiều yếu tố như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và yêu cầu kích thước Đối với hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp có công suất nhỏ (Pdm = 5.5Kw), vật liệu nhóm I là lựa chọn phù hợp Nhóm I có độ răng HB ≤ 350, cho phép bánh răng được chuẩn hóa hoặc tối ưu hóa Đặc biệt, với độ rắn thấp, việc cắt răng chính xác sau khi tôi luyện trở nên dễ dàng, đồng thời bộ truyền có khả năng chống mòn tốt.

+ Đạt tới độ rắn HB = (241 285);

+ Giới hạn chảy đc = 580MPa;

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB = 250.

+ Đạt tới độ rắn HB= (192 240);

+ Giới hạn bền Onz = 750MPa;

Chọn độ rắn bánh lớn HB = 240 để xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [ ∂ H ] và ứng suất uốn cho phép [ ∂ F ] được tính toán dựa trên công thức cụ thể.

Z R - hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc;

Z y - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

K xH - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;.

Y R - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

Y s - hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

K xF - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ lấy: Z R Z y K xH =1 và Y R Y s K xF =1, do đó các công thức (2.1) và (2.2) [2] trở thành:

H giới hạn tiếp xúc và H giới hạn uốn là các giá trị ứng suất cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở Những giá trị này được trình bày trong bảng (2.2) [43, 57, 58, 59].

Theo bảng (6.2),[43, 57, 58, 59], [2], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB

S H , S F - hệ số án toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;

Thay số vào có kết quả:

K FC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC =1 = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);

K HL và K FL là hệ số tuổi thọ, phản ánh tác động của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền Các hệ số này được xác định thông qua các công thức cụ thể.

K FL = m √ F N N FO FE Ở đây: m H , m F - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m H = m F = 6 khi độ rắn mặt răng HB , < 350;

N HO -số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

N FO - số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép;

N HE , N FE - số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Khi bộ truyềnchịu tải trọng tĩnh

C - số lần ăn khớp trong một vòng, C = 1 n i - số vòng quay bánh răng trong một phút t Σ - tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét; t Σ -340 ngày.2ca.4giờ '20 (giờ)

Thay số vào có kết quả

Tính toán tương tự có két quả:

Ta thấy N HE = N HO1 và N FE = N FO khi đó có kết quả K FL =1và K HL =1

Đường cong mỏi gần đúng được biểu diễn bằng một đường thẳng song song với trục hoành, cho thấy rằng trong khoảng này, giới hạn mỏi và giới hạn uốn không thay đổi.

Từ công thức (2.1a) và (2.2a) [2] có kết quả:570.

Với bộ truyền động bánh răng côn - răng thẳng, ứng suất tiếp xúc chophép là giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị của [ σ H 1 ] và [ σ H 2 ] Tức là [ σ H ] = 500 MPa.

.Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ σ H ]max = 2 , 8 σ ch

TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

Với tỷ số truyền u = 5,07 nên chọn bánh răng côn - răng thẳng đểthuận lợi cho việc chế tạo sau này

3.3.1.Xác định chiều dài còn ngoài:

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Công thức thiết kế có dạng:

K R =0,5 K d - hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn - răng thẳng bằng thép

K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vànhrăng bánh răng côn, Theo bảng (6.21);

K be - hệ số chiều rộng vành răng;

Theo bảng (6.21) [43, 57, 58, 59], [2], chọn K Hβ =1 , 13 do trục bánhrăng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB≤ 350,

T 1 - mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

[ σ H ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa;

3.3.2.Xác định thông số ăn khớp:

√ 1 + U 1 2 √ 1+ 2.89 3 , , 62 5 2 = 47 , 66 do đó Theo bảng (6.22) [43, 57, 58, 59], [2] tìm được z1p= 14 với HB ≤ 350 z1 = 1,6 z1p = 1,6 14 = 22.4 Chọn z1 = 22 (răng).

Đường kính trung bình và mô đun trung bình: d m1 = (1-0,5 K be ) d e 1= (1-0,5 0,25) 47,66 = 41,70 (mm) m un = d m1 z 1 = 41 ,7

Với bánh răng côn - răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức: m te = mun

( 1−0 ,5.0 ,25 ) =2 , 17 ( mm ) m te =2 , 17( mm ), từ m te tiêu chuẩn tính lại d m1 và m tm ; m tm = m te ( 1 − 0 , 5 k be ) = 2 , 17 ( 1 − 0 , 5.0 , 25 )= 1 , 90 ( mm ) d m1 =m tm z 1 =1 , 90.22A , 8( mm )

Xác định số răng bánh lớn z 2 z 2 = u 1 z 1 =3 , 62.22y , 64( răng ), chọn z 2 = 80 (răng), do đó tỷ số truyền thực tế: u m = z 2 z 1 = 80

Tính góc côn chia: δ 1 =arctg ( z z 1 2 ) = arctg ( 22 80 ) , 38 °=¿ 15 ° 22’34” δ 2 ° − δ 1 ° −15,38 ° = 74,62 ° = 74 ° 37’12”

- Chiều dài còn ngoài thực:

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Úng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thoả mãn điều kiện σ H = Z M Z H Z E √ 2 0 T ,85 1 K H b d √ U m1 2 2 u + 1 ≤ [ σ H ]

Z M - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, Theobảng (6.5) (43,

Z H - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, Theo bảng (6.12) [43, 57,58, 59] ,

Z E - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh côn răng thẳng (4-8-εa)

Z E = √ ( 4 − 3 E α ) Ở đây ε α - hệ số trùng khớp ngang, tính theo công thức: ε α = [ 1 ,88−3 ,2( 22 1 + 80 1 ) ] 1=1 ,71

Thay số vào (2.59a) có kết quả: Z E =√ ( 4 − 1 3 , 71 ) =0 , 76

K H - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

K H = K Hβ K Hα Hv với K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộngvành răng, Theo bảng (6.21) [2] chọn K Hβ =1,13.

K Hα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đội răng ănkhớp đồng thời, với bánh răng côn - răng thẳng K Hα =¿ 1.

K Hv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tínhtheo công thức:

Trong đó: V H = δ H g 0 v √ d m1 ( u u+1 ) d m1 đường kính trung bình bánh còn nhỏ = 41,8 (mm); v - vận tốc vòng, tính theo công thức:

Theo bảng (6.13) [43, 57, 58, 59] dùng cấp chính xác 8, theo (2.17):

Trong đó: Theo bảng (6.15), (43, 57, 58, 59] [2] chọn δ H = 0,006;

T 1 - mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

T1 = 34100 , 1 (Nmm); b - chiều rộng vành răng, b= K be R e = 0,25 78 , 82 = 19,71 (mm);

[ σ H ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, = 500 MPa;

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13) [2]: σ H =¿274.1,76.0.87.√ 2.34100 0 , 85.20 ,1.1 ,22 41 , √ 8 ( 2 3 3 ,63 ,63 ) 2 +1 &0,5(MPa)

Trong đó: v< 5 (m/s) – lấy Z V = 1; với R α = 1 , 25 μm 0 , 63 μ 𝑚.→ Z R = 1; d α < 700 mm → K xH =1

Để đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc cho răng, cần thỏa mãn điều kiện σ H < [ σ H ] Kiểm nghiệm độ bền uốn của răng yêu cầu ứng suất tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép, được tính bằng công thức σ F1 = 2.T 1 K F Y e Y β Y F1.

Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 đạt 34100,1 Nmm, với mô đun pháp trung bình m μm = m tm = 1,90 mm Chiều rộng vành răng được xác định là b = 20 mm, trong khi đường kính trung bình của bánh chủ động là dm1 = 41,8 mm.

140 hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ( β=0 ), Y β = 1

Y F 1 ,Y F2 -hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, tính theo công thức sau:

Z vn 2 = z 2 cos δ 2 = 80 cos ( 74 , 62) , 95 Ở đây δ 1 , δ 2 - lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2 (đã tính ở trên), chọn bánh răng không dịch chỉnh, Theo bảng (6.18) (43, 57, 58, 59], [2], tìm được

Y ε = 1 ε α - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với Ea là hệ số trùng khớp ngang, có ε α = 1,710 ; => Y ε = 1

K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn;

K F = K Fβ K Fα Y F 1 K Fv (2.21) với K Fβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng.Theo bảng (6.21) [43, 57, 58, 59], [2] chọn K Fβ = 1,25;

Hệ số K Fα phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng cho các đối răng đồng thời ăn khớp, với giá trị K Fα = 1 đối với bánh côn răng thẳng Trong khi đó, hệ số k Fv được sử dụng để tính toán tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, theo công thức tương tự như khi tính toán về tiếp xúc.

Với v F = δ F g 0 v √ d m1 ( u u+1) δ F - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng (6.15) (43,57, 58, 59],

[2], = 0,016; g 0 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, Theo bảng (6.16){43, 57, 58,

Với cấp chính xác 8 và mô đun nhỏ hơn 3,55, nên chọn g 0 = 56 Vận tốc vòng được tính là v = 6,36 m/s Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ là d m1 = 41,8 mm, tỷ số truyền u = 3,63 và chiều rộng vành răng là b = 20 mm.

T 1 - mô men xoắn trên bánh chủ động, T 1 = 34100,1 (Nmm);

Thay số vào ta được K F =¿1,25.1.1,05=1.31

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.19) và (2.20), [2]: σ F 1 = 2.34100 , 1.1, 32.0,585 1.3 , 9

3 ,90 "0 , 16 Mpa ta thấy: σ F1 #8 , 51 MPa N Fo2 do đó lấy hệ số tuổi thọ K FL2 = 1, tương tự K FL1 = 1

Tính bánh răng chủ động:

Nên lấy hệ số tuổi thọ K HL1 = 1; K FL1 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1] và 6- 2/91[TL1]

Z R Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

( Độ rắn mặt răng HB < 350, Z V =0,85.v 0,1 )

K xH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Y R Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

Y s Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

K xF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn.

K FC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều => K FC = 1

K HL ; K FL Hệ số tuổi thọ

S H ; S F Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn.

 Hlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

 Flim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở

Khi thiết kế sơ bộ ta lấy Z R Z V K xH = 1 và Y R Y s K xF = 1

Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép:

3.4.2 Tính toán a Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Trong đó a w khoảng cách trục

K a hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng:

Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được

T 1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 8566,32 Ứng suất tiếp xúc cho phép u Tỉ số truyền u = 3,65 b w là chiều rộng vành răng Hộp khai triển =>

Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

Tra bảng 6-7/98[TL1] => mm Lấy tròn a w = 180 mm b Xác định các thông số ăn khớp

Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,01 0,02).a w = 1,8 3,6

Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3

Tỉ số truyền thực tế sẽ là:

Vậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 256,5 lên a w2 = 181,5 mm

Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1]

Theo bảng 6.10a/101[TL1] ta có k x = 0,061

Do đó theo 6.24/100[TL1] hệ số giảm đỉnh răng:

Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh x t x t = y+ y = 0,17 + 0,01= 0,18 Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là: x 2 = x t -x 1 =0,17 - 0,035 =0,135 Góc ăn khớp  tw tính theo công thức 6-26/101[TL1] c Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Z M Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số Z M tra trong bảng 6-5/96[TL1]

Z H Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với β b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở β b = 0

 tw : Góc ăn khớp  tw ,88 o

Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Tính theo công thức6-36/105[TL1]

K H Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1]

Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng Tra bảng 6- 7/98[TL1] =>

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng thẳng => =1

Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức với ν H =δ H g 0 v.√ a u w m

Vận tốc vòng theo 6-40/106[TL1] với Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9

Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1]

Z R Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z V Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên Z V

K xH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vòng đỉnh răng d a K xH = 1

Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện d Kiểm nghiệm độ bền uốn

Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có

T 1 Mômen xoắn trên trục chủ động T 1 = 118566,32 N.mm m Môđun pháp m=3 (mm) b w Chiều rộng vành răng b w = 54,45 (mm) d w 1 đường kính vòng lăn bánh chủ động

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với là hệ số trùng khớp ngang

Y β Hệ số kể đến độ nghiêng của răng β=0→Y β =1

Y F1 ,Y F2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Với hệ số dịch chỉnh x 1 =0,06; x 2 =0,277

K F Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,12 Tra bảng 6-7/98[TL1] với ψ bd =0,8

Y s - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất

Y R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn y R = 1 ( bánh răng phay )

Y xF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Y xF = 1 do d a d A = 12 , 42 ( mm )

- Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ổ lăn):

Thay vào (4.2) ta được: d C = √ 3 58178 0 ,1.63 , 03 = 2 0 ,98 ( mm )

- Xét mặt cắt tại D (điểm lắp bánh răng):

Thay vào (4,2) ta được: d D = √ 3 46464 0 , 1.63 , 10 = 1 9 , 46 ( mm )

Do tại vị trí D có lắp rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4% d D =¿ 19,46+(19,46 100 4 ) = 20,24(mm)

Để đáp ứng yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng, chúng tôi đã chọn đường kính các đoạn trục như sau: d A = 30 mm, d B = 30 mm, d C = 30 mm và d D = 28 mm Ngoài ra, cần kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục tại điểm D để đảm bảo tính ổn định và hiệu suất hoạt động của hệ thống.

Khi đường kính của bánh răng gần bằng đường kính của trục, bánh răng sẽ được chế tạo liền với trục Đối với bánh răng liền trục, khoảng cách từ chân răng đến rãnh then cần phải đáp ứng các điều kiện nhất định.

X ≤ 1,8 m tc đối với bánh răng côn

Trong đó: m tc - mô đun mút ngoài, m te = 1,90; có kết quả: θ r = arctg ( h e)

R e với h e - chiều cao răng ngoài h e = 4,75(mn );

R e - chiều dài côn ngoài, R e = 78,82 (mm);

- Đường kính đáy răng mật mút nhỏ:

Với b- chiều rộng vành răng, b = 20 (mm)

Với t 2 =2 , 8sâu trên lỗ, Theo bảng (9.1a) [43, 57, 58, 59] ứng với d = 28 ( mm)

Vậy bánh răng côn nhỏ không thoả mãn điều kiện liền trục.

Sơ đồ tính toán trục II như hình vẽ:

I 21 6 ( mm) ; a) Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục II gồm có:

- Mô men xoắn từ trục 1 truyền cho trục II, F II 8566,32(Nmm);

78 ,06 =¿3037,83(N) d w 3 -đường kính vòng lăn bánh răng z 3, d w 3= 78,06(mm);

Trong đó: α tw - góc ăn khớp, α tw = 20,402 °

- Khi dời các lực về tâm trục ta được các mô men uốn M a 2và M a 3 và mô men xoắn M t 2và M t 2

Với d m2 = 152 - đường kính trung bình bánh răng z 2 ;

2 y077,98 (Nmm) Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

Tính phản lực tại 2 gối A và D:

Giả sử chiều của phản lực theo 2 phương x và y như hình vẽ có kết quả:

- Phản lực theo phương trục y:

Vậy R Ay có chiều ngược với giả thiết:

- Phản lực theo phương trục x:

Vậy R Dx có chiều ngược với giả thiết.

R Ax có chiều ngược lại với giả thiết Khi đặt các lực tác dụng lên trục, ta có thể vẽ biểu đồ mô men tương ứng Bước tiếp theo là xác định đường kính cho các đoạn trục.

Với d II sb = 35 (mm), Theo bảng (10.5) [43,57,58,59] có kết quả ứng suất cho phép [ σ ] = 63MP Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức (4.1): d = √ 3 0 ,1 M td [ σ ]

Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng côn lớn z 2):

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

Thay vào (4.3) có kết quả: d B T = √ 3 172384 0 ,1.63 , 8 0 ,13( mm )

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có:

Thay vào (4.3) có kết quả: d B P = √ 3 1 80835 0 ,1.63 ,39 =¿ 30,61(mm)

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

Xét mặt cắt trục tại C (điểm lắp bánh răng trụ nhỏ z 3):

Từ biểu đồ mô men có kết quả:

+ Xét mặt cắt bên trái điểm C có:

Thay vào (4.1) ta được: d C T = √ 3 121290 0 , 1.63 =¿ 26,80 (mm)

+ Xét mặt cắt bên phải điểm C có:

Thay vào (4.3) ta được: d C P = √ 3 191385 0 , 1.63 , 2 =¿ 31, 2(Nmm)

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4% d C & ,80+( 26 , 80 4

100 )=¿27,75(mm) Các mặt cắt trục vừa tính được: d B T 0 , 13 ( mm ) d B P = 3 0 , 61(mm) d C T & , 80 ( mm ) d C P 1 , 2 ( mm )

Để đáp ứng yêu cầu về độ bền và khả năng lắp ghép dễ dàng cho các chi tiết trên trục, chúng tôi đã chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn, cụ thể là dB = dC = 40 mm.

Hai vị trí lắp ổ lăn: d A =d D =¿ 35(mm) b)Kết cấu trục:

Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ.

Sơ đồ tính toán trục III như hình vẽ:

Hình 4.6 Lược đồ tính lực III a) Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục III gồm có:

- Mô men xoắn từ trục II truyền cho trục III

F rx −¿ lực của bộ truyền xích, F rx = 5175(N)

Khi dời các lực về tâm trục ta được các lực tương ứng và các mô men uốn F a 4và mô men xoắn F t 4

2 =¿59467,09 (N) Tính phản lực tại các gối A và C:

Giả sử phản lực tại hai gối A và C theo phương x và y có chiều như hình vẽ, có kết quả:

- Phản lực theo phương trục y:

Vậy R Cy ngược chiều với giả thiết.

- Phản lực theo phương trục x:

Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

F t 4 037,83(N); F r 4 05,68(N) Các phản lực: R Ay = 1459,8(N); R Cy =−7856 , 6 ( N )

Để xác định đường kính các đoạn trục, cần đặt các lực tác dụng lên trục và vẽ biểu đồ mô men Hình 4.7 minh họa biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục III, giúp người đọc hiểu rõ hơn về các yếu tố ảnh hưởng đến thiết kế trục.

Từ biểu đồ mô men ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các điểm A, B, C, D theo công thức: d = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] (4.3)

Với d III sb =¿50MPa,Theo bảng (10.5)[ 43 ,57 ,58 ,59 ]có kết quả:

Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng trụ):

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

Thay vào (4.3) ta được: d = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 197645 0 , 1.50 , 28 = 34,06(mm)

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có:

Thay vào (4.3) ta được: d B P = √ 3 0 ,1 M td [ σ ] = √ 3 373682 0 , 1.50 , 16 =¿ 42,122(mm)

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có:

Thay vào (4.3) ta được: d B P = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 510494 0 , 1.50 , 28 =¿ 46,7(mm)

Xét mặt cắt bên phải điểm D (điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:

Thay vào (4.3) ta được: d B P = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 309152 0 , 1.50 , 8 =¿ 39,5 (mm)

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4% d D 9 , 5+( 39 , 5 4

Kết quả tính toán cho các đường kính trục sơ bộ là: dB = 55 mm, dA = dC = 45 mm, và dD = 40 mm Dựa vào các kích thước mặt cắt trục đã chọn, chúng ta có thể xác định kết cấu trục như hình vẽ.

Chiều dài may ơ xích: I mx = (1,2 1,5)d`.(1,2 1,5)(mm)

I mx (72 90)(mm) lấy I mx 80(mm) với k 1 = k 2 =¿ 15(mm)

+k+k2+ b 04= 0,5 (80 + 80) + 30 + 31 A1,5(mm a) Các lực tác dụng lên trục IV gồm có:

Lực vòng trên băng tải : F r = 4500(N)

Mô men xoắn trên trục IV là

Tính trục tại hai gối A và C

Thay R Cy vào (.) có kết quả R Ay g5-3742= -3067(N)

Vậy R Ay ngược chiều so với giả thiết

- Phản lực theo trục x: R Ay = R Cy = 0

Tính mô men trên trục:

M 2 =− R Ay 364+ F r 160,5=−¿3067.346+4500.160,5=−¿339278(Nmm) + Trục x: không có mô men

Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

M 2 = - 339278(Nmm) b) Xác định đường kính các đoạn trục:

Từ biểu đồ mô men ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các điểm A, B, C D theo công thức (4.3): d = √ 3 0 ,1 M td [ σ ]

Với d III sb `(mm), Theo bảng (10.5) [43, 57, 58, 59] có kết quả:

Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp băng tải):

Hình 4.8 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục IV

Từ biểu đồ mô men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

Thay vào (4.3) ta được: d T B = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 568928 0 , 1.50 , 5 =¿ 48 ,4(mm)

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có:

=> M td T = √ 568928 ,5 2 + 0 , 75 988118 , 25 2 =¿ 800522(Nmm) Thay vào (4.3) ta được: d B P = √ 3 0 ,1 M td [ σ ] = √ 3 800522 0 , 1.50 = 54 ,3 ( mm )

- Tại vị trí lắp băng tải nên đường kính phải tăng lên 4%

100 )=56,472(mm) Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có:

=> M td T = √ 0 2 +339278 2 + 0 , 75 988118 , 25 2 =¿ 657468,9 (Nmm) Thay vào (4.3) ta được: d C = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 657468 0 , 1.50 , 9 =¿ 50,8 (mm)

Xét mặt cắt bên phải điểm D (điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:

=> M td T = √ 0 2 + 0 2 + 0 ,75 988118 , 25 2 =¿563165 ,9(Nmm) Thay vào (4.3) ta được: d D P = √ 3 0 , M 1 td [ σ ] = √ 3 563165 0 , 1.50 , 9 =¿ 48 ,2(mm)

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4% d D H ,2+( 48 , 2 4

100 )=¿ 50,128 (mm) Vậy có kết quả các đường kính trục sơ bộ là: d B `(mm) ; d A = d C = 55 (mm); d D = 50(mm) b) Định kết cấu trục:

Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ.

TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BẾN MỎI

Khi xác định đường kính trục theo công thức (4.3), cần lưu ý rằng chưa xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục, bao gồm đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục là cần thiết, với sự xem xét đến các yếu tố này.

Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bến mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cất nguy hiểm thoả mãn điều kiện:

[S] - hệ số an toàn cho phép, [S] = (1,5 2,5); Lấy [S] = 2

S σj , S τj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j.

Với σ −1, τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoán ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 có σ b = 600MPa

=> σ −1 = 0,4360 σ b = 0,436.600 = 261,6MPa τ −1 = 0,580 σ −1 = 0,58.261,6 1,728MPa ψ σ , ψ τ - hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bên mỏi, Theo bảng (10.7) [43, 57, 58, 59] với σ b = 600MPa có kết quả ψ σ = 0,05; ψ τ =0

- Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: σ mj = 0; σ aj =σ maxj = M j

Trong bài viết này, biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt được ký hiệu lần lượt là w j, σ a, τ a và σ m Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn sẽ thay đổi theo chu kỳ mạch động, dẫn đến sự đồng nhất giữa các giá trị ứng suất, cụ thể là τ mj = τ aj = τ max j.

Với W j ,W oj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét.

Tại 2 mặt cắt lấp bánh răng trên trục II, nhìn trên biểu đồ mô men ta thấy M n

C bên phải là mặt cất nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại C

2 d Theo bảng (10.6) [43, 57, 58, 59], trục có một rãnh then. Trong đó: b, t 1 - bề rộng rãnh then và chiều sâu rãnh then trên trục,

Theo bảng (9.1a) [43, 57, 58, 59] có: b = 12(mm); t 1= 5(mm); ứng với d = 40(mm)

2.40 11641,25 Thay vào (10.23)a được: τ aj = τ mj = T

K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẫn bề mặt, Theo bảng (10.8) [43, 57, 58, 59] được:

Hệ số tăng bến bề mặt trục (K y) được xác định là 1,6 khi áp dụng phương pháp gia công tăng bến bề mặt bằng dòng điện tần số cao, theo bảng (10.9) [43, 57, 58, 59] Đối với trục có kích thước mặt cắt d@(mm), hệ số ảnh hưởng kích thước mặt cắt (ε σ, ε τ) được quy định là ε σ = 0,85 và ε τ = 0,78, như được trình bày trong bảng (10.10) [43, 57, 58, 59] Ngoài ra, trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục (k σ, k τ) cho trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón được liệt kê trong bảng (10.12) [43, 57, 58, 59].

Thay vào (4.8 và (4.9) ta được: k σaj = z 01 z 1 = 25

Thay các trị số vừa tính được vào (4.5) và (4.6) ta được:

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bến mỏi.

KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH

Để ngăn ngừa hiện tượng biến dạng dẻo lớn hoặc hỏng hóc trục do quá tải đột ngột, cần thực hiện kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: σ td = √ σ 2 + 3 τ 2 ≤ [ σ ].

- M max ,T max −¿ mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải.

Với thép 45 thường hoá có σ ch = 340MPa

Từ biểu đồ mô men ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có:

⇒ M max = M u C K qt = √ 67403 2 + 26062 8 2 =¿ 101172,97(Nmm) (4.13) Với d C = 30(mm), thay vào (4.11) được: σ= 101172 , 97

T max =T K qt = 30750 1,4 = 43050(Nmm) thay vào (4.12) được: τ = 43050

0 , 2.30 3 =7,972( N / m m 2 ) thay vào (4.10) ta được: σ td = √ 37 , 47 2 + 3 7,927 2 =¿ 39, 93MPa < [ σ ] = 272MPa

Vậy trục đảm bảo điều kiện bến tĩnh

5.5.2 Kiểm nghiệm cho trục II:

Mặt cắt nguy hiểm tại vị trí C bên phải:

Với D C = 40(mm); thay vào (4.11) được: σ = 267939 , 3

T max =T K qt =¿ 120702 1,4 8982,8(Nmm) thay vào (4.12) được: τ = 168982 ,8

0 , 2 40 3 =¿13, 2(N/ mm 2 ) thay vào (4.10) ta được: σ td = √ 41 , 86 2 +3 13 , 2 2 G,696 MPa < [σ] = 272MPa

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bển tĩnh.

5.5.3 Kiểm nghiệm cho trục III:

Mặt cất nguy hiểm trên trục III tại C:

Với d C = 45(mm), thay vào (4.11) được: n 01 n III = 200

T max = T K qt =¿ 415406,12.1,4I9770,6(Nmm) thay vào (4.12) được: τ = 499770 ,6

0 ,2 45 3 =¿ 27,42 (N/mm²) thay vào (4.10) ta được: σ td = √ 62 , 42 2 + 3 27 , 42 2 = 78,4 (MPa) σ td = 78,4MPa < [ σ ] = 272MPa

Vậy trục III đảm bảo điều kiện bên tĩnh.

Trong trường hợp K K σ τ < 1, việc tính toán độ bền mỏi của trục chưa được đề cập trong các tài liệu giáo khoa và hướng dẫn thiết kế chi tiết máy Để tính toán hệ số an toàn mỏi, sử dụng công thức s = s τ s σ Để biết thêm chi tiết, xin tham khảo tài liệu [51].

TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ CỨNG VỮNG

Khi độ võng f vượt quá giới hạn cho phép, các bánh răng sẽ bị nghiêng, dẫn đến sự phân bố tải trọng không đồng đều trên bề rộng vành răng Đồng thời, nếu góc xoay θ quá lớn, các con lăn trong ổ sẽ bị kẹt Do đó, để đảm bảo độ cứng uốn, cần tuân thủ điều kiện: f ≤ [ f ]; θ ≤ [ θ ].

Trong đó: [f] - độ võng cho phép;

- Đối với trục lắp bánh răng trụ : [f] = 0 ,01 m với m = 2(mm) là mô đun bánh răng trên trục

- Đối với trục lắp bánh răng côn: [f] = 0,005.2,25 = 0,01125(mm)

[ θ ] - góc xoay cho phép, đối với ổ bi đỡ: [ θ ] = 0,005(Rad);

Trên biểu đồ mô men của trục II, mặt cắt nguy hiểm được xác định tại điểm C (vị trí lắp bánh răng trụ 2) Do đó, cần kiểm nghiệm độ võng tại điểm này và góc xoay 0 tại vị trí D, nơi gần mặt cắt chịu mô men uốn lớn nhất.

Theo sức bền vật liệu thì: f = √ f 2 x + f 2 y ; θ= √ θ 2 x + θ 2 y

Chuyển vị và góc xoay theo phương x được ký hiệu là f x và θ x, trong khi chuyển vị và góc xoay theo phương y được ký hiệu là f y và θ y Các giá trị này được xác định thông qua phép nhân biểu thức Vêrêsaghin.

M k do P k = 1 đặt tại vị trí lắp bánh răng trụ gây nên rối thực hiện phép nhân biển đồ: f x = M x M k = 1

Hình 4.9 Biểu đồ tính độ cứng vững theo lý thuyết Veresaghin

Với E - mô đun đàn hồi, E = 2, 1.10 5 MPa;

J - mô men quá tính của mặt cắt

3 43 , 49(,993(Nm m 2 ) thay vào ta được: f x = 1

Vẽ biểu đồ M k do M k =1đặt tại D gây nên và thực hiện phép nhân biểu đó. θ x = M k M k = 1

=> θ x =7,168.10 −4 (Rad) b) Chuyển vị, góc xoay theo phương y:

Vẽ biểu đồ overline M k do P k =1 đặt tại C gây nên theo phương y Sau đó thực hiện phép nhân biểu đồ: f x = M y M k = 1

Từ biểu đồ mô men có kết quả: f y = 1

Thay vào có kết quả: f y = 1

Vẽ biểu đồ overline M k do M k = 1 đặt tại D gây nên theo phương y rồi thực hiện phép nhân biểu đồ. θ y = 1

Từ biểu đồ mô men có kết quả: θ y = 1

EJ ( Ω 1 η 1 − Ω 2 η 2 − Ω 3 η 3 −Ω 2 η 4 ) Với Ω 1, Ω 2, Ω 3, Ω 4 đã tính ở trên η 1 =

Vậy có kết quả chuyển vị tổng f = √ f 2 x + f 2 y = √ 0,002 2 + 0,02613 2 =0,02215( mm )

Vậy trục II đảm bảo độ cứng uốn.

Kiểm nghiệm độ cứng xoắn theo công thức: φ = T II J K

G - mô đun đàn hồi trượt, đối với thép G = 8.10 4 MPa.

J 0 - mô men quán tính độc cực, với mặt cắt tròn.

T II - mô men xoắn trên trục,

T II = 118566 , 32 Nmm; l - chiều dài đoạn trục chịu xoắn l = 43,537( mm);

[ φ ] - góc xoắn cho phép, với trục hộp giảm tốc [ φ ] = 30’/m Ứng với 1 = 43,537.10 −3 => [ φ ] = 1 ,397’

Với d = 40(mm) ⇒ h = 8; γ = 0.5 với trục có một rãnh then lắp bánh răng côn 2

Vậy trục đảm bảo cứng xoắn khi làm việc.

TÍNH CHỌN THEN

CHỌN THEN CHO TRỤC I

Đường kính trục tại điểm lấp bánh răng côn nhỏ d = 20(mm), theo bảng (9.1a) [43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước của then: b=6 ; h=6 ; t 1=3,5 ; t 2 =2 , 8

Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,16

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: l 130(mm)

Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1a) chọn chiều dài then l t 1 = 25(mm).

6.1.1 Kiểm nghiệm sức bên dập cho then: σ d = 2.T 1 d l 1 ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ]

T 1 - mô men xoắn trên trục I,

T 1 = 34100 ,1 Nmm; l 1 - chiều dài then làm việc; l 1 =l t 1 −b%−69 ( mm )

[ σ d ] - ứng suất dập cho phép, theo bảng [43, 57, 58, 59] (9.5) với dạng răng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [ σ d ] = 150MPa; σ d = 2.34100 ,1

Vậy then đảm bảo điều kiện bên dập

6.1.2 Kiểm nghiệm sức bến cắt cho then: τ c = 2.T 1 d l 1 b ≤ [ τ c ] (5,2b)

Thay vào có kết quả: τ c = 2.34100 , 1

[ τ c ] - ứng suất cắt cho phép, [ τ c ]= (60 90)MPa; [ τ c ] = 60MPa

Vậy then đảm bảo điều kiện bển cất.

CHỌN THEM CHO TRỤC II

Tại mặt cắt lắp bánh răng côn và bánh răng trụ có d = 40(mm), theo bảng (9.1a)

(43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước của then: b = 12 ; h = 8 ; t 1 = 5 ; t 2 = 3 , 3

Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,25

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng: l 23 =¿ 49(mm); l m22= 50(mm).

Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1a) chọn chiều dài then l t 1 = 40(mm).

6.2.3.Kiểm nghiệm sức bền dập cho then: σ d = 2 T II d l 1 ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] (5.1c)

T II - mô men xoắn trên trục II,

T II = 118566 , 32 Nmm; l I - chiều dài then làm việc; l I = l tI −b = 40 - 12 = 28(mm)

[ σ d ] - ứng suất dập cho phép, Theo bảng (9.5) [43, 57, 58, 59] với dạng răng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [ σ d ]= 150MPa;

Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập.

6.2.4.Kiểm nghiệm sức bến cắt cho then: τ c = 2 T II d l 1 b ≤ [ τ c ] (5.2d) Thay vào có kết quả: τ d = 2.118566 , 32 40.28 12 ,76 MPa τ c - ứng suất cất cho phép, τ c = (60 90)MPa; τ c = 60MPa

Vậy then đảm bảo điều kiện bên cất.

CHỌN THEN CHO TRỤC III

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng trụ lớn có d = 50(mm), do đó Theo bảng (9.1a) [43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước của then: b ; h = 9 ; t 1 = 5,5 ; t 2 =3 , 8

Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,25

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: l m33 = 60(mm) Với l t 1 = (0,8 0,9) l 33 = (0,8 0,9) 60 = (48 54)

Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1a) chọn chiều dài then l t 1= 50(mm)

6.3.1.Kiểm nghiệm sức bên dập cho then: σ d = 2.T III d l 1 ( h−t 1 ) ≤ [ σ d ] (5,1e)

T III - mô men xoắn trên trục III,

T III = 270943 Nmm; l 1 - chiều dài then làm việc: l 1 = l t 1 −¿ b = 50 - 14 = 36(mm)

[ σ d ]- ứng suất đập cho phép, Theo bảng (9.5) [43, 57, 58, 59] với dạng răng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [ σ d ] = 150MPa;

Vậy then đảm bảo điều kiện bến dập.

6.3.2.Kiểm nghiệm sức bên cắt cho then: τ c = 2 T III d l 1 b ≤ [ τ c ]

Thay vào có kết quả: τ c = 2.270943

[ τ c ]- ứng suất cắt cho phép,[ τ c ] = (60 90)MPa; => τ c < [ τ c ].

Vậy then đảm bảo điều kiện bên cất.

Việc tính toán độ bến mỏi dập và độ bến mỏi cất có thể tham khảo tài liệu [55].

TÍNH CHỌN Ổ TRỤC

CHỈ DẪN CHUNG VỀ TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Bộ truyền bánh răng côn - trụ hai cấp được thiết kế với yêu cầu cao về độ cứng vững của ổ, do đó, sử dụng đũa côn cho cả ba trục Việc này không chỉ tiết kiệm chi phí so với ổ bi đỡ mà còn đảm bảo độ cứng vững cao, giúp duy trì độ chính xác vị trí tương đối giữa các trục và chi tiết quay trên trục.

Chọn cấp chính xác ổ lăn: 0. Ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu:

+ Khả năng tải động nhằm để phòng tróc rỗ bề mặt làm việc.

+ Khả năng tải tĩnh nhằm để phòng biến dạng dư.

Do ổ làm việc có số vòng quay khá lớn nên ta chọn ở theo cả hai khả năng tải động và tải tĩnh.

Khả năng tải động C, được tính theo công thức:

Q - tải trọng động quy ước, kN;

L - tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay; m - bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, đối với ở đũa m = 10/3;

L h - tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc L h = (10 25).

Xác định tải trọng động quy ước:

F r , F a - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục;

Hệ số V đại diện cho vòng trong quay, với giá trị V = 1 Hệ số k t phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, được xác định là k t = 1 khi nhiệt độ θ đạt 105°C Hệ số k d thể hiện đặc tính của tải trọng, theo bảng 11.3 [43], với tải trọng và đập nhẹ có giá trị k d trong khoảng (1 1,2) Do hộp giảm tốc có công suất nhỏ, chúng ta chọn k d = 1.

X, Y - hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục;

Khả năng tải tĩnh được tính theo công thức:

X o , Y o - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng (11.6) [43]: với X o = 0,5 và Y o = 0,22 cotgα ;

CHỌN Ổ LĂN CHO TỔNG TRỤC

Lực của khớp nối vòng đàn hồi thường nhỏ hơn nhiều so với các lực vòng và lực chiều trục, do đó trong nhiều trường hợp, có thể bỏ qua ảnh hưởng của nó.

Các lực tác dụng lên ổ:

Tổng phản lực tác dụng lên ổ:

Tổng phản lực tác dụng lên ổ:

Mặc dù lực dọc trục nhỏ hơn so với lực hướng tâm, nhưng để đảm bảo độ cứng vững cho trục lắp bánh răng côn, chúng ta lựa chọn ổ còn đũa cô nhẹ với các ký hiệu và thông số được trình bày trong bảng P2.11.

C o = 27,50(kN); α = 13,67°; a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

- Tính lực dọc trục F₁ do lực hướng tâm F, tác dụng lên ổ sinh ra.

Lực dọc trục tác dụng lên ở:

Xác định hệ số X, Y có kết quả:

Theo công thức (11.3) có kết quả tải trọng quy ước ở B và C là:

Ta thấy Q B > Q C nên chọn Q C để tính cho ổ C.

10 6 n I - số vòng quay của trục I, n I = 2890 (vg/ph)

L hi - tổng số giờ làm việc (đã được tính ở mục 2 của phần bộ truyền bánh răng trụ

L hi = T Σ =¿ 91728(giờ) Thay vào ta được:

Kiểu ổ 7506 được lựa chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động hiệu quả Đối với các ổ lăn không quay hoặc hoạt động với số vòng quay dưới 1 vòng/phút, việc kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh là cần thiết để tránh biến dạng dư, do đó cần chọn ổ dựa trên khả năng tải tĩnh.

Với C 0- khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

Vậy kiểu ổ 7506 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh

TÍNH CHỌN Ổ CHO TRỤC II

Các lực tác dụng lên ổ:

Tổng phản lực tác dụng lên ở A:

Tổng phản lực tác dụng lên ở D:

Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngỗng trục d = 35(mm) được ổ ký hiệu 7207 có: d = 35 (mm) ; α = 13,830

7.3.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: e=1,5 tga = 1,5 tg13,83 ° = 0,383

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ở:

Tải trọng quy ước trên ổ A và D là:

Dễ thấy Q D > Q A lấy Q D để tính

Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.

7.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của 6: Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ở theo khả năng tải tĩnh nhằm để phòng biến dạng dư theo điều kiện:

Với C 0- khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

Q t = 2,096(kN) < C 0 = 26,30(kN) Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.

Tính chọn ổ cho trục III

Các lực tác dụng lên ổ:

Tổng phản lực tác dụng lên ở A:

Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:

Tổng lực dọc trục ngoài: F at = F a 4 `8( N )

Xác định tỷ số: F F at rA

Chọn sơ bộ ổ đũa còn cỡ nhẹ ứng với ngông trục lắp ở d = 45 (mm) có:

7.4.1.Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: e=1,5 tgα = 1,5 tg 15 ,33 ° = 0,41

Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra (theo 6.7) [43]:

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ở:

Dấu (-) chứng tỏ ∑ F aC có chiều ngược với F SA

Dễ thấy: ∑ F aA 409 , 8 ( N )> F SA Y1 , 27 ( N ); Lấy F aA 409 , 8 ( N ) ∑

Tải trọng quy ước trên ổ A và D là:

Dễ thấy Q C > Q A ta lấy Q C = 8233,45 (N) để tính cho ổ C.

Vậy ổ III thoả mãn yêu cầu tải trọng động

7.4.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Đối với các ổ lân không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm để phòng biến dạng dư theo điều kiện:

Với C 0 - khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

Vậy ở III thoả mãn yêu cầu tải trọng tĩnh.

Hình 6.4 Xác định vị trí tương đối giữa các tiết máy quay trong hộp số giảm tốc

4 - Kiểm tra va chạm trục:

2 và x 2 =a w − [ d 2 ae2 + d 2 III sb ] Đường kính sơ bộ trục I, II, III

Từ phán tính trục ta đã có d III sb = 49,18(mm)

2 Q , 53(mm) x 2 =a w − [ d 2 ae 2 + d 2 III sb ] 0− [ 231 2 , 75 + 49 2 ,18 ] =−0465( mm)

Thoả mãn điều kiện chạm trục, nghĩa là khi làm việc các trục không bị kích chạm vào các moay ơ lắp trên chúng.

BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ở TRỤC

BÔI TRƠN ĂN KHỚP

Vì vận tốc bánh răng v < 12 (m/s) nên ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu,

Trong hộp giảm tốc, phương pháp bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu giúp đảm bảo rằng cả hai bánh răng lớn z1 và z2 đều được bôi trơn hiệu quả Chúng ta nên sử dụng loại dầu AK10 hoặc AK15 với độ nhớt 186 16 ở 50%.

Khoảng cách x2 min là khoảng cách từ tâm trục 2 đến mức dầu thấp nhất của bánh răng z2, trong khi x2 max là khoảng cách từ tâm trục 2 đến mức dầu cao nhất của bánh răng z2 Tương tự, x4 min là khoảng cách từ tâm trục 3 đến mức dầu thấp nhất của bánh răng z4, và x4 max là khoảng cách từ tâm trục 3 đến mức dầu cao nhất của bánh răng z4.

Với bánh răng côn cấp nhanh có v = 3,720 (m/s) > 1,5 (m/s) nên có kết quả:

Chiều sâu ngâm dầu H = (0,75 2)h với h = bsi n δ 2 b - chiều rộng vành răng bánh z 2, b = 30 (mm); δ 2 - góc côn chia bánh răng z 2, δ 2 v , 36 ° ;

Thay vào có kết : h = 30 sin 76 ,36 ° =¿ 29,152 (mm)

Vậy chiều sâu ngâm dầu H sẽ là:

Vậy có kết quả: x 2 min = d ae 2

Với d ae 2 = 231 ,75 ( mm ) là đường kính đỉnh răng ngoài bánh răng z 2;

.Với bánh răng trụ cấp chậm có v = 1,2426 (m/s) 5 +10 ( mm )

So sánh kết quả tính được có kết quả: min ( x min )=min ( x 2min ; x 4 min )=min ( 93,875; 93 , 84 ) ,84 ( mm ) max ( x max )=max ( x 2 max ; x 4 max )= max ( 83,875; 77 ,88 ),875( mm )

Hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn.

3 Kiểm tra sai số vận tốc vòng quay trục công tác: η LV thực = η dc u Σ thực

Với u x ,u 1 ,u 2 lần lượt là tỷ số truyền của bộ truyển xích, cặp bánh răng côn cấp nhanh và cặp bánh răng trụ cấp chậm.

Trong hệ thống truyền động, các số răng của các loại bánh răng rất quan trọng Cụ thể, z1 và z2 đại diện cho số răng của cặp bánh răng côn (cấp nhanh), với z1 = 25 và z2 = 103 Bánh răng trụ (cấp chậm) có số răng là z3 = 34 và z4 = 4 Cuối cùng, z5 và z6 là số răng của cặp đĩa xích Những thông số này đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hiệu suất và tỷ số truyền của hệ thống.

Sai số vòng quay trên trục làm việc:

%Δn = 100 % | η LV thực η LV thực − η ct | = 100 % | 57 ,34 57 − ,34 56 ,7 | = 1,116 < 4 %

Kết luận: Qua các bộ truyền vừa tính toán thì số vòng quay trên trục công tác vẫn đảm bảo.

BÔI TRƠN Ố LĂN

Tất cả các ổ lăn đều được bôi trơn bằng mỡ [43, 44] Định kỳ 3 tháng điều chỉnh độ rơ của ổ và thay mỡ một lần.

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

THIẾT KẾ VỎ HỘP

9.1.1 Chiều dày thân hộp: δ =0 , 3 a+ 3=0 , 03.140 + 3=7 , 2( mm ); Lấy δ =¿8(mm)

9.1.2.Chiều dày nắp bích: δ 1 = 0 , 9 δ =¿ 0,9.8=7,2; Lấy δ 1 =7 ( mm )

+ Chiều dày e = (0,8 1) δ =(0 ,8.1) 8=( 6 , 4 8 )mm ; Lấy e =8( mm )

+ Bu lông nền: d 1= 0.04 a + 10 = 0.04 140 + 10 = 15, 6(mm) > 12 (mm) + Bu lông cạnh ở: d 2= (0,7 0,8) d 1= (0,7 0,8) d 1 = (0,7 0,8) 15,6 (10,92 12,48); Lấy d 2= 12(mm)

+ Bu lông lắp ghép bích và thân: d 3= (0,8 0,9) d 2 = (9,6 10,8); Lấy d 3 = 10(mm)

+ Bu lông lắp ổ: d 4= (0,6 0,7) d 2= (7,2 8,4); Lấy d 4= 8(mm)

+ Bu lông ghép nấp cửa thâm: d 5 =( 0 , 5 0 , 6 ) d 2=(6 7,2); lấy d 5= 7(mm)

9.1.5 Mạt bích ghép nấp và thân:

- Chiều dày bích thân hợp:

- Chiều dày bích nắp hộp: S 4 = (0,9 1) S 3 (16,2 18)mm;

- Bề rộng bích nấp và thân: k 3 = k 2 −¿ (3 5)mm I = 39−¿ (3 5) = (36 34)mm; Lấy k 3 = 34(mm)

9.1.6 Kích thước gối trục (bảng 18.2):

- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ở: k 2 = E 2 + R 2 +( 3 5 ) mm

Có kết quả bảng số liệu sau:

- Chiều dày khi không có phần lối

- Chiều dày khi có phần lối:

S 1 =( 1 , 4 1 , 7) d 1 =( 21 ,84 26 ,52 ) ; Lấy S 1 = 26(mm) và S 2 = (1 1,1) d 1= (15,6 17,16); Lấy S 2 = 17(mm) k 1 ≈ 3 d 1 = 46 , 8( mm ); k 1 − bề rộng đế hộp ; và q ≥ k 1 + 2 δ = 46 , 8+ 2.8b , 8( mm )

9.1.8 Khe hở giữa các chỉ tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:

- Giữa bánh răng lớn và đáy hộp:

- Giữa hai bánh răng với nhau:

Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép.

- Theo bảng 18.3b [43, 57, 58, 59), có kết quả khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc là:

- Theo bảng (18.3a) [43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước bu lông vòng như sau:

9.1.10 Chốt định vị: Để đảm bảo vị trí tương đối của nấp và thân trước, thân sau Khi gia công cũng như lắp ghép (Theo bảng [43, 57, 58, 59]18.4a) có kết quả kích thước chốt định vị như sau: d=8(mm) ;c = 1,2(mm) ;lP(mm)

9.1.11 Cửa thâm Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hợp khi lắp ghép.Theo bảng (18-5) [43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước cửa thăm.

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao trong quá trình làm việc, việc sử dụng nút thông hơi là cần thiết để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Kích thước của nút thông hơi nên được tham khảo theo bảng (18.6) để đảm bảo hiệu quả tối ưu.

- Tháo dấu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới, Theo bảng (18-7) [43, 57, 58, 59] có kết quả kích thước như sau d b m f L C q D S D

9.1.14 Chọn que thăm dầu và dầu bôi trơn: Để kiểm tra mức dầu trong hộp, đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng 2,5 + 5 m/s Dùng dầu nhớt ở to 50°C có độ nhớt là 80: bảng (18.11) Theo bảng (18.3) [43, 57, 58, 59) với loại dầu CN45 Độ nhớt là 38-52 Khối lượng riêng 9/cm3 ở 20°C là 0,886 + 0.926.

15 Chọn các thông số kích thước còn lại: Có thể tham khảo chỉ dẫn và các công thức kinh nghiệm trong các tài liệu [38, 43, 44, 57, 58, 62, 64, 65,67].

CÁC ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CHỦ YẾU CỦA HỘP GIẢM TỐC 103 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

1 Mô men xoắn trục vào: 34100,1 Nmm; (16,423Nm)

2 Mô men xoắn trục ra: 415406,12 Nmm; (900,1 Nm)

3 Tốc độ trục vào: 1500vg/ph

6 Kích thước LxWxH: (Đo trực tiếp trên bản vẽ lấp với TL 1:1)

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Kết luận

Nghiên cứu thiết kế và chế tạo máy là một vấn đề quan trọng và cấp bách, đặc biệt trong bối cảnh hiện tại Đồ án tính toán thiết kế chế tạo máy đã thực hiện các nội dung nghiên cứu theo định hướng này và đạt được những kết quả đáng ghi nhận.

- Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí;

- Thiết kế các chi tiết truyền động;

- Thiết kế các chi tiết đỡ nối;

- Cấu tạo vỏ hộp, các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp.

- Kết quả thể hiện trên bản vẽ:

+ Bộ truyền bánh răng/ bánh vít- trục vít;

Kiến nghị

Do thời gian thực hiện đề tài và khả năng kinh phí có hạn, bên cạnh những kết quả đã đạt được, chúng tôi xin đề xuất một số ý kiến nhằm phát triển và hoàn thiện đề tài một cách tốt hơn.

- Mở rộng những đề tài nghiên cứu, thiết kế những hệ thống có tính khả thi và có thể áp dụng vào đời sống hiện tại.

- Nghiên cứu bổ sung hệ thống dẫn động để tăng tỉ số truyền nhưng thiết kế sao cho công suất tổn hao truyền động thấp nhất.