Máy trộn thức ăn gia súc

Thuyết minh Nhân lực : nhóm Thời gian : 4 tuần Xác định các yêu cầu kỹ thuật Xác định các yêu cầu khách hàng Tiến hành quá trình thăm dò yêu cầu khách hàng, sau khi tổng hợp lại ta thu được các yêu cầu sau : Năng suất cao Tuổi thọ cao Dễ vận hành, bảo trì sửa chữa Giá thành rẻ An toàn khi sử dụng Dễ dàng đưa vật liệu vào và lấy hỗn hợp ra Trộn đều Ít gây ồn Dể di chuyển Yêu cầu kỹ thuật Từ các yêu cầu trên ta dịch thành các yêu cầu kỹ thuật Công suất cánh trộn Số vòng quay cánh Độ bền vật liệu Chi tiết tiêu chuẩn Kích thước cửa vào và cửa ra Thiết bị bảo vệ Sử dụng bánh xe Giá thành sản xuất Cấu tạo cánh trộn Lực xiết bulông Lập bảng QFD Cấu tạo cánh trộn : tra sổ tay kỹ thuật Tham khảo các thiết kế liên quan Thiết kế 1 : 1:dao trộn,2:cửa thoát liệu,3:hộp giảm tốc 4:động cơ điện. Mô tả : Động cơ thông qua hộp giảm tốc làm quay cánh trộn cánh quay trộn đều thực phẩm ,thùng trộn thẳng đứng. Ưu điểm : Kết cấu đơn giản ,gọn . Dễ chế tạo ,lắp ráp. Nhược điểm: Thiếu vững chắc. Thành phần không đồng đều nếu trộn vật liệu rời. Chỉ trộn được khối lượng nhỏ (thùng trộn quá lớn sẽ gây mất cân bằng) Thiết kế 2 : 1:dao trộn,2:cữa thoát liệu, 3:hộp giảm tốc,4:động cơ Mô tả : Động cơ thông qua hộp giảm tốc ,bộ truyền xích,làm quay dao trộn -> trộn thực phẩm. Ưu điểm : Trộn đều ,khối lượng trộn lớn . Kết cấu đơn giản Nhược điểm : Không đặt được ở vị trí có bề mặt gồ ghề Dể rung động. Thiết kế 3 : 1:dao trộn, 2:đông cơ, 3:bộ truyền đai, 4:hộp giảm tốc. Mô tả : Động cơ thông qua hộp giảm tốc ,bộ truyền đai,hộp giảm tốc làm quay dao trộn. Ưu điểm : Vững chắc Hoạt động ổn định. Nhược điểm : Chỉ sử dụng được ở những nơi có bề mặt bằng phẳng Kết cấu tương đối phức tạp ,khó bảo trì . Thiết kế 4 : Mô tả : Đây là loại máy trộn thức ăn di động có động cơ đặt phía trong xe. Môtơ truyền động cho hộp giảm tốc qua bộ truyền đai làm quay dao trộn. Phù hợp với các trại chăn nuôi lớn. Ưu điểm : Di động Tiết kiệm được thời gian và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Chi phí đầu tư cao. Thiết kế 5 : Mô tả : Đây là loại máy trộn thức ăn di động có động cơ đặt phía dưới ở trong xe. Môtơ truyền động cho hộp giảm tốc qua bộ truyền đai làm quay 2 dao trộn thẳng đứng. Phù hợp với các trại chăn nuôi lớn. Ưu điểm : Di động Tiết kiệm được thời gian và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Chi phí đầu tư cao. Đưa ra các phương án thiết kế Phương án 1 1:cữa thoát liệu,2:động cơ,3:bộ truyền đai,4:hộp giảm tốc Mô tả : Động cơ thông qua bộ truyền đai ,hộp giảm tốc làm quay cánh trộn. Ưu điểm : Kết cấu đơn giản Thực phẩm được trộn đều. Nhược điểm : Dễ rung động Không sử dụng được ở nơi có bề mặt gồ ghề . Phương án 2 1:cữa thoát liệu ,2:động cơ ,3:hộp giảm tốc ,4:nắp bảo vệ, 5:bộ truyền xích, 6:vít chỉnh . Mô tả : Động cơ thông qua hộp giảm tốc ,bộ truyền xích làm quay cánh trộn . Ưu điểm : Kết cấu đơn giản hơn phương án 1 Có thể đặt ở những nơi không bằng phẳng do có sử dụng vít chỉnh. Nhược điểm : Khó khăn trong việc lấy hỗn hợp ra. Phương án 3 1:cửa thoát liệu,2:nắp bảo vệ ,3:bộ truyền xích ,4:hộp giảm tốc,5:động cơ Mô tả : Động cơ thông qua hộp giảm tốc,bộ truyền xích làm quay cánh trộn . Ưu điểm : Dễ vận hành ,bảo trì ,sửa chữa so với các phương án trên. Nhược điểm : Cồng kềnh hơn phương án 2 Dễ rung động do cách bố trí chân đế. Phương án 4 Mô tả : Máy có công suất trung bình, kết cấu gọn, phù hợp với trại chăn nuôi trung bình và lớn. Động cơ đặt phía trong và ở dưới thùng, dộng cơ truyền động cho hộp giảm tốc qua bộ truyền xích làm quay dao trộn thẳng đứng. Cửa cấp liệu ở phía trên và cửa lấy hỗn hợp nằm nằm ở bên hông. Ưu điểm : Di động Cửa đưa vật liệu vào lớn Tiết kiệm được thời gian và nhân lực. Nhược điểm : Giá thành cao Chi phí đầu tư cao Máy hoạt động không êm Cửa lấy hỗn hợp nhỏ. Phương án 5 : Mô tả : Máy có công suất trung bình, phù hợp với trại chăn nuôi nhỏ và trung bình. Động cơ đặt phía dưới thùng truyền động cho hộp giảm tốc qua bộ truyền đai làm quay dao trộn nằm ngang. Cửa cấp liệu ở phía trên và cửa lấy hỗn hợp nằm phía dưới. Ưu điểm : Kết cấu cững chắc Cửa đưa vật liệu vào và cửa lấy hỗn hợp lớn Giá thành thấp Chi phí đầu tư thấp. Nhược điểm : Không di chuyển được. Phân tích chọn phương án thiết kế Lập ma trận quyết định Tiêu chuẩn Tỷ trọng I II III IV V Năng suất cao 11 S C H U Ẩ N S S S Tuổi thọ cao 7 - S - - Dễ v.hành; b.trì; s.chữa 5 S S - S Giá thành rẻ 10 - S S S An toàn 6 - - S S Dễ dàng đưa và lấy hh ra 11 S S S - Trộn đều 10 S S S S Ít gây ồn 5 - - S S Dễ di chuyển 7 S S + - Tổng điểm + 0 0 0 1 0 Tổng điểm - 4 0 2 2 3 Tổng điểm toàn bộ -4 0 -2 -1 -3 Tổng điểm theo tỷ trọng -28 0 -11 -5 -26 Dựa vào ma trận quyết định ta thấy phương án 2 là phương án tốt nhất .Ta sẽ chọn phương án này để thiết kế. Các phương án truyền động Phương án 1 1:động cơ,2:nối trục:3,4:cặp bánh răng nghiêng cấp chậm;5,6:cặp bánh răng nghiêng cấp nhanh,6:bộ truyền xích. Mô tả hoạt động : Động cơ thông qua nối trục 1 làm quay trục 1 có lắp bánh răng nghiêng 2 ăn khớp với bánh răng 3 lắp trên trục 2,nên chuyển động quay được truyền cho trục 2 .tương tự , chuyển động truyền cho trục 3 và bộ truyền xích . Ưu điểm : Kết cấu đơn giản Dễ chế tạo Nhược điểm : Do các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ ,nên làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều dài răng. Phương án 2 Mô tả hoạt động : Hoạt động giống phương án 1,chỉ khác là trục vào và trục ra trùng nhau. Ưu điểm : Giảm chiều dài ,gọn. Nhược điểm : Khả năng tải của cấp nhanh không dùng hết. Kết cấu gối đỡ phức tạp,khó khăn trong việc bôi trơn. Đường kính trục lớn. Phương án 3 : Mô tả hoạt động : Động cơ truyền chuyển động cho trục 1,cặp bánh răng côn có tác dụng truyền chuyển động cho trục chéo 2 .Trục 2 thông qua cặp bánh răng nghiêng truyền chuyển động cho trục 3, thông qua bộ truyền xích dẫn động cho dao trộn. Ưu điểm : Truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau. Nhược điểm : Giá thành đắt ,khó chế tạo do đòi hỏi khắt khe về dung sai. Khó lắp ráp Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ. Phương án 4 Mô tả hoạt động : Động cơ truyền chuyển động qua bộ truyền xích cho trục vào của HGT, cặp bánh răng trụ răng thẳng có tác dụng truyền chuyển động cho trục trung gian, thông qua cặp bánh răng nghiêng truyền chuyển động cho trục ra , qua nối trục dẫn động cho dao trộn. Ưu điểm : Tải trọng phân bố đều trên các trục. Sử dụng hết khả năng tải của cả cặp bánh răng cấp nhanh lẫn cấp chậm. Không có sự tập trung ứng suất. Nhược điểm : Hộp giảm tốc loại này có có bề rộng lớn Cấu tạo phức tạp hơn nên số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng lên. Ma trận quyết định Tiêu chuẩn Tỉ trọng 1 2 3 4 Giá thành rẻ 6 S C H U Ẩ N S - Kết cấu đơn giản 5 + - - Độ bền 11 S + S Dễ bảo trì, sửa chữa 10 S S S Kích thước gọn 3 + S - Dễ chế tạo 8 S S - Tổng diểm + 2 0 1 0 Tổng diểm – 0 0 1 4 Tổng điểm toàn bộ 2 0 0 -4 Tổng điểm tính theo tỉ lệ 8 0 6 -22 Dựa vào ma trận quyết định ta chọn : PA 1 cho sv Diệp Bảo Duy PA 3 cho sv Dương Cẩm Vinh Tính toán công suất cánh trộn (các công thức trong phần này sử dụng trong tài tiệu [3]) Các thông số của thùng trộn Đường kính cánh trộn :dt=0,96D = 0,67 m Chiều cao lớp vật liệu h=0,8D 0,8.0,67=0,536m Chiều dài thùng L=2D=1,44m Số vòng quay n==30 vg/ph Khối lượng riêng của vật liệu Khối lượng mỗi mẻ trộn m= 800 kg. Thùng trộn D sử dụng ở trên được xác định như sau : Mỗi mẻ trộn 800kg tương ứng với 0,5 m3 Ta có : L=2.D => =>D=0,7 m Sơ đồ bố trí cánh trộn. Tính toán theo trình tự trong [3] Ta có N1=1,2 Kw N2=0,2 Kw => công suất cánh trộn N=N1+N2=1,4 KW. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN (SV DƯƠNG CẨM VINH) Phương án 3 Chọn động cơ Xác định công suất động cơ Hiệu suất của các bộ truyền Bánh răng trụ : hbrt = 0,96 Bánh răng côn : hbrc = 0,95 Khớp nối : hk = 0,99 Bộ truyền xích : hx = 0,96 Ổ lăn : hol = 0,99 Công suất trên trục động cơ điện Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ Tỉ số truyền của : Hộp giảm tốc 2 cấp côn – trụ : uh = 15 Bộ truyền xích : ux = 3 Tỉ số truyền toàn bộ : ut = uh ´ ux = 45 Số vòng quay sơ bộ của dộng cơ nsb = nlv ´ nt = 30´45 = 1350vg/ph Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nđb = 1500 vg/ph Theo bảng P1.3[1], với Pct = 1,6815 kW và nđb = 1500 vg/ph ta chọn động cơ DK.41 – 4 có Pđc = 1,7 kW và nđc = 1420 vg/ph Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền của bộ truyền xích ux = 3 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp côn – trụ Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc Ta chọn Kbe = 0,285 ; ybd2 = 0,8 ; [K01] = [K02] ; cK = 1,1 Từ phương trình : Þ u1 = 4,5551 và u2 = 3,4638 Công suất, số vòng quay và mômen xoắn trên các trục TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY (SV DƯƠNG CẨM VINH) Thiết kế bộ truyền xích Chọn loại xích Chọn loại xích ống con lăn. Xác định các thông số của xích và bộ truyền Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 – 2 ´ u = 29 – 2 ´ 3 = 23 răng Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức: z2 = u ´ z1 = 3 ´ 23 = 69 răng Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức : K = Kr ´ Ka ´ Ko ´ Kdc ´ Kb ´ Klv = 1,2 ´ 1 ´ 1 ´ 1 ´ 1,5 ´ 1,12 = 2,016 trong đó: Kr = 1,2 (bộ truyền có va đập nhẹ) Ka = 1 (a = (30¸50)pc) Ko = 1 (đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc nhỏ hơn 60o) Kdc = 1 (trục điều chỉnh được) Kb =1,5 (bôi trơn định kỳ) Klv = 1,12 (làm việc hai ca) Hệ số Kn = n01 / n1 = 200 / 90 = 2,2222 Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 23 = 1,087 Chọn xích một dãy, Kx = 1. Công suất tính toán : Theo bảng 5.4[2] theo cột n01 = 200 (vg/ph) ta chọn bước xích pc = 25,4 mm. Theo bảng 5.2[2] số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 25,4 mm là nth = 800 vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa. Vận tốc trung bình của xích Lực vòng có ích: Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức 5.26[2] với [po] chọn theo bảng 5.3[2] là 30MPa : Do pc = 25,4mm nên điều kiện trên được thỏa. Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = (30 ¸ 50) ´ pc = 40 ´ 25,4 = 1016 mm. Số mắt xích X Chọn X = 128 mắt xích. Chiều dài xích L = pc ´ X = 25,4.128 = 3251,2 mm. Tính chính xác khoảng cách trục Ta chọn a = 1021 mm (giảm khoảng cách trục (0,002¸0,004)a) Số lần va đập xích trong 1 giây: Theo bảng 5.6[2] với bước xích pc = 25,4mm, ta chọn [i] = 20. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.1[2] với bước xích pc = 25,4 mm thì Q = 50000 N ; qm = 2,6 kg/m. Lực trên nhánh căng F1 » Ft = 1680,9312 N Lực căng do lực ly tâm gây nên Fv = qm ´ v2 = 1,9965 N Lực căng ban đầu của xích Fo Fo = Kf ´ a ´ qm ´ g = 1 ´ 1,021 ´ 2,6 ´ 9,81 = 26,0416 N Þ s = 29,2574 > [s] = (7,3 ¸ 7,6) Đường kính đĩa xích Lực tác dụng lên trục Fr = Km ´ Ft = 1 ´ 1680,9312 = 1680,9312 N Thiết kế bánh răng Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng Công suất P = 1,6481 (kW) Số vòng quay n1 = 1420 (vg/ph) Mômen xoắn T1 = 11084,0528 (Nmm) Tỷ số truyền u = 4,5551 Thời gian làm việc Lh = 10000 giờ Chọn vật liệu Bánh dẫn : thép 45 Cr được tôi cải thiện HB1 200 Bánh bị dẫn : thép 45 Cr được tôi cải thiện HB2 190 Số chu kỳ làm việc cơ sở NHO1 = 30 ´ HB12,4 = 30 ´ 2002,4 = 9,99.106 chu kỳ NHO2 = 30 ´ HB22,4 = 30 ´ 1902,4 = 8,83.106 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương = 60 ´ 1 ´ 1420 ´ 10000 = 85,2.107 chu kỳ NHE2 = 20,82.107 chu kỳ Tương tự ta có : NFE1 = 85,2.107 chu kỳ NFE2 = 20,82.107 chu kỳ Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Giới hạn tiếp xúc và uốn các bánh răng : s0Hlim1 = 2 ´ 200 + 70 = 470 MPa s0Hlim2 = 2 ´ 190 + 70 = 450 MPa s0Flim1 = 1,75 ´ 200 = 350 MPa s0Flim2 = 1,75 ´ 190 = 332,5 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép : Khi tôi cải thiện SH = 1,1 Vì < nên ứng suất tiếp xúc cho phép là = = 368,1818 Mpa Ứng suất uốn cho phép là : Khi tôi cải thiện SF = 2 Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức : KR = 0,5 ´ Kd = 0,5 ´ 100 = 50 Mpa1/3 (Với truyền động bánh răng côn răng thằng bằng thép Kd = 100 Mpa1/3 ) Kbe = 0,285 Trục bánh răng lắp trên ổ đãu côn, HB < 350 nên ta có : KHb = 1,17 Re = 112,0451 mm Xác định thông số ăn khớp Số răng bánh nhỏ : Ta có Do đó tra bảng 6.22[1] ta được z1p = 16 Với HB < 350 thì z1 =1,6 ´ z1p = 25,6 Đường kính trung bình và môđun trung bình : dm1 = (1 + 0,5 ´ Kbe) ´ de1 = 41,2039 mm mtm = dm1 / z1 = 1,6095 mm Môđun vòng ngoài : mte = mtm / (1 - 0,5 ´ Kbe) = 1,8770 mm Theo bàng (6.8)[1] ta chọn mte = 2 mm , do đó mtm = mte ´ (1 - 0,5 ´ Kbe) = 1,715 mm z1 = dm1 / mtm = 24,0256 Lấy z1 = 25 răng z2 = u´ z1 =102,31 Lấy z2 = 102 răng Tì số truyền u = z2 / z1 = 102 / 25 = 4,08 Góc côn chia : d1 = arctg(z1 / z2) = 13,7716o d2 = 90 - d1 = 76,2284o Với z1 = 25 răng và u = 4,08 Từ công thức ta có hệ số dịch chỉnh : x1 = 0,38 và x2 = -x1 = -0,38 Đường kính trung bình của bánh nhỏ : dm1 = z1 ´ mtm = 42,875 mm Chiều dài côn ngoài : KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Ta có : ZM = 274 Mpa1/3 (vật liệu chế tạo cặp bánh răng bằng thép) Với x1 + x2 = 0 thì ZH = 1,76 với Ze = 0,8717 KH = KHb ´ KHa ´ KHv Trong đó KHb =1,17 KHa = 1 (vì răng thẳng) Vận tốc vòng Theo bảng 6.13[1], dùng cấp chính xác 8. Trong đó theo bảng 6.15[1], dH = 0,006, theo bảng 6.16[1], g0 = 56 Þ vH = 7,8259 Bề dày răng b = Kbe ´ Re = 29,9304 mm Þ KHv = 1,3872 Do đó KH = 1,623 Þ sH = 374,1260 MPa > [sH] = 368,1818 MPa Vì chênh lệch nhỏ nên ta có thể tăng chiều rộng vành răng b = 29,9304 ´ (374,1260 / 368,1818)2 = 30,9046 Chọn b = 31 mm KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN UỐN KF = KFb ´ KFa ´ KFv Trong đó KFa = 1 (vì răng thẳng) Với , tỉ số tra bảng 6.21[1] được KFb = 1,3 Trong đó theo bảng 6.15[1], dF = 0,016, theo bảng 6.16[1], g0 = 56 Þ vF = 20,8691 Þ KFv = 1,9625 Do đó KF = 2,5513 Răng thẳng nên Yb = 1 x1 = 0,38 và x2 = -0,38, tra bảng 6.18[1] ta được : YF1 = 3,56 và YF2 = 3,62 Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn : Chiều dài côn ngoài : Re = 105,019 mm Môđun vòng ngoài : mte = 2 mm Chiều rộng vành răng : b = 31 mm Tỉ số truyền : u = 4,08 Góc nghiêng răng : b = 0 Số răng : z1 = 25 răng ; z2 = 102 răng Hệ số dịch chỉnh : x1 = 0,38 ; x2 = -0,38 Đường kính vòng chia ngoài : de1 = 50 mm ; de2 = 204 mm Góc côn chia : d1 = 13o46’18” ; d2 = 76o13’42” Chiều cao răng : he = 4,4 Chiều cao đầu răng ngoài : hae1 = 2,76 mm ; hae2 = 1,24 mm Chiều cao chân răng ngoài : hfe1 = 1,64 mm ; hfe2 = 3,16 mm Đường kính đỉnh răng ngoài : dae1 = 55,3613 mm; dae2 = 204,5904 mm Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng côn răng thẳng Công suất P = 1,55 (kW) Số vòng quay n1 = 311,74 (vg/ph) Mômen xoắn T1 = 47483,4798 (Nmm) Tỷ số truyền u = 3,4638 Thời gian làm việc Lh = 10000 giờ Chọn vật liệu Bánh dẫn : thép 45 Cr được tôi cải thiện HB1 200 Bánh bị dẫn : thép 45 Cr được tôi cải thiện HB2 180 Số chu kỳ làm việc cơ sở NHO1 = 30 ´ HB12,4 = 30 ´ 2002,4 = 9,99.106 chu kỳ NHO2 = 30 ´ HB22,4 = 30 ´ 1802,4 = 7,76.106 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5.106 chu kỳ Số chu kỳ làm việc tương đương = 60 ´ 1 ´ 1420 ´ 10000 = 85,2.107 chu kỳ NHE2 = 20,82.107 chu kỳ Tương tự NFE1 = 85,2.107 chu kỳ NFE2 = 20,82.107 chu kỳ Vì NHE1 > NHO1 ; NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 ; NFE2 > NFO2 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Giới hạn tiếp xúc và uốn các bánh răng : s0Hlim1 = 2 ´ 200 + 70 = 470 MPa s0Hlim2 = 2 ´ 180 + 70 = 430 MPa s0Flim1 = 1,75 ´ 200 = 350 MPa s0Flim2 = 1,75 ´ 180 = 315 Mpa Ứng suất tiếp xúc cho phép : Khi tôi cải thiện SH = 1,1 Vì < nên ứng suất tiếp xúc cho phép là = = 351,8182 Mpa Ứng suất uốn cho phép là : Khi tôi cải thiện SF = 2 Xác định khoảng cách trục Do bánh răng lắp không đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn Khi đó : Theo bảng 6.7[1], KHb = 1,1339 ; KFb = 1,2718 Tính sơ bộ khoảng cách trục : (Ka = 43 theo bảng 6.5[1]) Ta chọn aw = 160 mm Xác định các thông số ăn khớp Bề rộng răng : b1 = yba ´ a = 64 mm b2 = b2 + 5 = 69 mm Môđun pháp : m = (0,01 ¸ 0,02) ´ aw = 1,6 ¸ 3,2 Chọn môđun pháp m = 2,5 Số răng : Từ điều kiện 20o ³ b ³ 8o suy ra: Chọn z1 = 28 răng Þ z2 = z1 ´ u = 96,9864 Chọn z2 = 97 răng Tỉ số truyền : Góc nghiêng răng : KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Ta có : ZM = 274 Mpa1/3 (vật liệu chế tạo cặp bánh răng bằng thép) bb = arctg(cosat / tgb) = 76,764o Do đó : trong đó Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : theo bảng 6.13[1] dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14[1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ta có KHa = 1,13 Theo bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có : dH = 0,002; go = 73 KH = KHb ´ KHa ´ KHv = 1,3418 Þ sH = 119,9241 MPa < [sH] = 351,8182 MPa KIỂM NGHIỆM ĐỘ BỀN UỐN Theo bảng 6.7[1], KFb = 1,2718 Theo bảng 6.14[1] với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ta có KFa = 1,37 Theo bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có : dF = 0,006 go = 73 KF = KFb ´ KFa ´ KFv = 1,9237 ea = 1,6921 Ye = 1 / ea = 0,591 Yb = 1 - b / 140 = 0,9112 Số răng tương đương : zv1 = z1 / cos3b = 30 zv2 = z2 / cos3b = 104 Theo bảng 6.18[1] ta có YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Khoảng cách trục : aw = 160 mm Môđun pháp : m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng : bw1 = 69 mm ; bw2 = 64 mm Tỉ số truyền : u = 3,4643 Góc nghiêng của răng : b = 12o25’45” Số răng : z1 = 28 răng ; z2 = 97 răng Hệ số dịch chỉnh : x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chia : d1 = 71,68 mm ; d2 = 248,32 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = 76,68 mm ; da2 = 253,32 mm Đường kính đáy răng : df1 = 65,43 mm ; df2 = 242,07 mm KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN NGÂM DẦU Ta có : Trong đó h = 2,25 ´ m + Dy ´ m = 2,25 ´ 2,5 + 0 = 5,625 H = (242,07 – 204,5904) / 2 = 18,7398 Vậy thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu Tính toán trục Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 có sb = 600 Mpa ứng suất cho phép : [t1] = 15 Mpa ; [t2] = 12 Mpa ; [t3] = 25 Mpa. Mômen xoắn của các trục T1 = 11084,0528 Nmm T2 = 47483,4798 Nmm T3 = 156301,6667 Nmm Xác định sơ bộ đường kính trục chọn d1 = 17 mm chọn d2 = 28 mm chọn d3 = 34 mm Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Trục I : l12 = - (0,5 ´ (lm12 + bo) + k3 + hn) lm12 = 2 ´ d1 = 34 (nối trục đàn hồi) bo = 13 k3 = 10 hn = 15 Þ l12 = -48,5 Þ l12 =49 mm l11 = 2,5 ´ d1 = 42,5 Þ l11 = 43 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5 ´ (bo – b13 ´ cosd1) k1 = 9 k2 = 6 lm13 = 40 b13 ´ cosd1 = 30,1088 Þ l13 = 89,4456 mm Þ l13 = 90 mm Trục II : l22 = 0,5 ´ (lm22 + bo) + k1 + k2 lm22 = 69 bo = 17 k1 = 10 k2 =7 Þ l22 = 60 l23 = l22 +0,5 ´ (lm22 + b13 ´ cosd2) + k1 b13 ´ cosd2 = 7,3796 Þ l23 = 108,1898 Þ l23 = 109 l21 = lm22 + lm23 + bo + 3 ´ k1 + 2´ k2 lm23 = 1,4 ´ 28 = 39,2 Þ l21 = 169,2 Þ l21 = 170 Lực tác dụng lên các trục Bộ truyền bánh răng côn cấp nhanh Bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp chậm Bộ truyền xích Khớp nối đàn hồi Chọn Dt = 48 mm Þ Fx14 = 138,5507 N Tính toán lực trên các trục Trục I : Sơ đồ trục Tính toán các thành phần lực Sơ đồ mômen Trục II : Sơ đồ trục Tính toán các thành phần lực Sơ đồ mômen Trục III Sơ đồ trục Tính toán các thành phần lực Sơ đồ mômen Xác định đường kính trục Trục I [s1] = 63 Mpa Trục II [s2] = 63 Mpa Trục III [s3] = 50 Mpa Ta chọn d10 = 12 ; d11 = 17 ; d12 = 17 ; d13 = 12 d20 = 25 ; d21 = 28 ; d22 = 28 ; d23 = 25 d30 = 32 ; d31 = 35 ; d32 = 38 ; d33 = 35 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục Với thép 45, sb = 600 Mpa ta có : s-1 = 0,436 ´ sb = 261,6 Mpa ; t-1 =0,58 ´ s-1 = 151,7 Mpa ; ys = 0,05 ; yt = 0 Các trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng smj = 0 ; saj = Mj / Wj Vì trục quay 1 chiều nên : tmj = taj = Tj / (2 ´ Woj) Tiết diện Đường kính trục b ´ h t1 W Wo 22 28 8 ´ 7 4 1825 3981 30 32 10 ´ 8 5 2647 5864 32 38 10 ´ 8 5 4670 10057 Kx = 1,06 ; Ky = 1 ; Ks = 1,76 ; Kt = 1,54 Tiết diện d (mm) Tỉ số Ks / es Tỉ số Kt / et Ksd Ktd Ss St S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 12 17 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 2,90 15,53 2,85 22 28 1,98 2,06 1,86 1,64 2,12 1,92 3,29 13,25 3,19 30 32 2,01 2,06 1,92 1,64 2,12 1,98 - 5,75 5,75 31 35 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 5,52 9,61 4,79 32 38 2,06 2,06 1,96 1,64 2,12 2,02 6,29 9,66 5,27 Kiểm nghiệm độ bền của then d lt b ´ h t1 T (Nmm) sd (MPa) tc (MPa) 17 18 4 ´4 2,5 11084,0528 48,3 18,2 28 32 8 ´ 7 4 47473,4798 35,4 13,3 32 28 10 ´ 8 5 156301,6667 116,3 34,9 38 46 10 ´ 8 5 156301,6667 59,7 17,9 Với [sd] = 150 MPa ; [tc] = 60 ¸ 90 MPa thỏa điều kiện bền của then Tính toán chọn ổ lăn Trục I : Lực dọc trục Fa = 44,7984 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7203 với d = 17 mm ; D = 40 mm ; B = 12 mm ; a = 11,83o ; C = 13,8 kN ; Co = 9,3 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. e = 1,5 ´ tga = 0,3142 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy13 = 20,5375 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy12 = 68,2033 Xác định X và Y và (V = 1 vì vòng trong quay) Þ X = 1 ; Y = 0 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = (X ´ V ´ Fy13 + Y ´ Fa1) ´ Kt ´ Kđ = 78,7523 N Q2 = (X ´ V ´ Fy12 + Y ´ Fa2) ´ Kt ´ Kđ = 261,5297 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 2, ổ chịu lực lớn hơn (triệu vòng) Khả năng tải động của ổ : Cd = Q2 ´ L0,3 = 1,9799 kN < C Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga =1,0503 Qt = Xo ´ Fy12 + Yo ´ Fa2 = 202,3988 N < Fy12 Nên Qt = Fy12 = 261,5297 N < Co = 9300 N Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh Trục II Lực dọc trục Fa = Fa22 - Fa21 = 109,2253 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7205 với d = 25 mm ; D = 52 mm ; B = 15 mm ; a = 13,50o ; C = 23,9 kN ; Co = 17,9 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ e = 1,5 ´ tga = 0,3601 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy23 = 3,0025 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy24 = 137,1978 Xác định X và Y và (V = 1 vì vòng trong quay) Þ X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4 ´ cotga = 1,6661 ; X2 = 1 ; Y2 = 0 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = (X1 ´ V ´ Fy23 + Y1 ´ Fa1) ´ Kt ´ Kđ = 50,6232 N Q2 = (X2 ´ V ´ Fy24 + Y2 ´ Fa2) ´ Kt ´ Kđ = 459,035 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 2, ổ chịu lực lớn hơn (triệu vòng) Khả năng tải động của ổ Cd = Q2 ´ L0,3 = 2,2051 kN < C Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga =0,9164 Qt = Xo ´ Fy24 + Yo ´ Fa2 = 355,2458 N < Fy24 Nên Qt = Fy24 = 495,035 N < Co = 17900 N Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh Trục III Lực dọc trục Fa = 292,0027 N ; Lh = 10000 giờ Chọn sơ bộ ỗ đũa cỡ nhẹ ký hiệu 7207 với d = 35 mm ; D = 72 mm ; B = 17 mm ; a = 13,83o ; C = 35,2 kN ; Co = 26,3 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ e = 1,5 ´ tga = 0,3693 S1 = 0,83 ´ e ´ Fy32 = 566,1733 S2 = 0,83 ´ e ´ Fy33 = 202,2913 Xác định X và Y và (V = 1 vì vòng trong quay) Þ X1 = 1 ; Y1 = 0 ; X2 = 0,4 ; Y2 = 0,4 ´ cotga = 1,6248 Kt = 1 ; Kđ = 1 Q1 = (X1 ´ V ´ Fy32 + Y1 ´ Fa1) ´ Kt ´ Kđ = 1847,1066 N Q2 = (X2 ´ V ´ Fy33 + Y2 ´ Fa2) ´ Kt ´ Kđ = 1658,3496 N Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 1, ổ chịu lực lớn hơn (triệu vòng) Khả năng tải động của ổ : Cd = Q1 ´ L0,3 = 6,113 kN < C Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Với ổ đũa côn : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22 ´ cotga =0,8937 Qt = Xo ´ Fy32 + Yo ´ Fa1 = 2574,3125 N > Fy32 Nên Qt = 2574,3125 N < Co = 26300 N Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Kết cấu vỏ hộp giảm tốc phải đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết tránh bụi bặm. Hộp giảm tốc bao gồm : thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, … Vật liệu : gang xám GX 15–32 Chọn bề mặt nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp thường được chọn song song với mặt đế, đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận lợi. Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp Chiều dày Thân hộp : d = 8 mm Nắp hộp : d1 = 8 mm Gân tăng cứng Chiều dày e : e = 8 mm Các bulông và vít Bulông nền M16 Bulông cạnh ổ M12 Bulông ghép bích nắp và thân M10 Vít ghép nắp cửa thăm M8 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3 = 14 mm Chiều dày bích nắp hộp S4 = 13 mm Bề rông bích nắp và thân K3 = 36 mm Mặt đế hộp Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1 = 24 mm Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp D ³ 10 mm Giữa đỉnh răng với đáy hộp D1 ³ 40 mm Giữa các mặt bên bánh răng với nhau Dmb ³ 8 mm Số lượng bulông nền Z = 6 Nắp ổ Trục I Trục II Trục III D 52 52 72 D2 65 65 90 D3 82 82 115 h 8 8 10 d4 6 6 8 Z 4 4 6 Các chi tiết phụ Kết cấu trục : Các chi tiết được lắp trên trục như bánh răng khớp nối, đĩa xích được cố định theo phương pháp tuyến nhờ vào các then bằng dung sai lắp ghép là H7/k6, các bánh răng được gia công bằng phương pháp rèn hoặc dập. Vòng phớt : Không cho dầu mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào trong hộp giảm tốc. Vòng chắn dầu : Có tác dụng không cho dầu tiếp xúc với mỡ bôi trơn các ổ lăn. Chốt định vị : Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân. Nắp cửa thăm : Có tác dụng để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp ,được bố trí trên đỉnh hộp. Nút thông hơi : Làm giảm áp suất điều hòa không khí bên trong hộp giảm tốc ,nút thông hơi được lắp ở cửa thăm. Nút tháo dầu : Dùng để tháo dầu cũ không còn đảm bảo chất lượng. Que thăm dầu : Dùng kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc. Bôi trơn hộp giảm tốc Ta thiết kế hộp giảm tốc được bôi trơn theo phương pháp ngâm dầu . Dầu bôi trơn : Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất .Trong trường hợp bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45. Dầu tubin dùng bơi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh. Dầu ôtô máy kéo AK10, AK15 dùng bôi trơn các loại hộp giảm tốc . Bảng dung sai lắp ghép Chọn cấp chính xác Đối với bánh răng chọn cấp chính xác là như đã tính toán Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7 Đối với gia công các lỗ thì chọn cấp chính xác nhỏ hơn nên chọn cấp chính xác là 6 Đối với các chi tiết khác chọn cấp chính xác cho sự sai lệch của độ song song,độ thẳng góc ,độ nghiêng ,độ đảo mặt đầu,độ đảo mặt toàn phần là 6 ,còn đối với độ phẳng ,độ thẳng là 7 Đối với sự sai lệch của độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ giao trực ,độ đảo hướng tâm độ đảo hướng tâm toàn phần,độ trụ , độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp chính xác là 5 Chọn kiểu lắp Đối với các lắp then ,bánh răng ta dùng kiểu lắp H7/k6 Đối với các vòng trong chọn kiểu lắp k6 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng Chi tiết Mối lắp es (mm) ei (mm) ES (mm) EI (mm) Độ dôi lớn nhất (mm) Độ hở lớn nhất (mm) Bánh dẫn CN +12 +1 +18 0 12 17 Bánh bị dẫn CN +15 +2 +21 0 15 19 Bánh dẫn CC +15 +2 +21 0 15 19 Bánh bị dẫn CC +18 +2 +25 0 18 23 Bảng dung sai lắp ghép các chi tiết Các mối ghép then Kích thuớc tiết diện b ´ h Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then H9 Trên trục t1 Trên bạc t2 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn 4 ´ 4 +0,03 2,5 +0,1 2,8 +0,1 8 ´ 7 +0,036 4 +0,2 3 +0,2 10 ´ 8 +0,036 5 +0,2 3,3 +0,2 Các ổ lăn Tiết diện d, mm Dung sai lắp ghép Miền ds, mm 11 ; 12 17 k6 +12 +1 20 ; 23 25 k6 +15 +2 31 ; 33 35 k6 +18 +2 Dung sai về độ song song , độ thẳng góc , độ nghiêng , độ đảo mặt đầu ,độ đảo mặt toàn phần độ thẳng và độ phẳng được cho ở bảng sau: Sai lệch Khoảng kích thuớc, mm Độ song song Độ thẳng góc Độ nghiêng Độ đảo mặt đầu và độ đảo mặt toàn phần Độ phẳng Độ thẳng đến 10 Trên 10 đến 16 Trên 16 đến 25 Trên 25 đến 40 Trên 40 đến 63 Trên 63 đến 100 Trên 100 đến 160 Trên 160 đến 250 Cấp chính xác Dung sai, mm 6 7 4 5 6 8 10 12 16 20 Dung sai về độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ trực giao,độ đảo hướng tâm,độ trụ,độ tròn và profin tiết diện dọc được cho ở bảng sau: Sai lệch Dung sai với cấp chính xác Độ đồng tâm,độ đối xứng độ trực giao,độ đảo hướng tâm độ đảo hướng tâm toàn phần Độ trụ ,độ tròn Profin tiết diện dọc 5 Khoảng kích thước, mm mm đến 3 2 trên 3 đến 10 2,5 trên 10 đến 18 3 trên 18 đến 3 đến 30 4 trên 30 đến 50 5 trên 3 trên 50 đến 10 đến 120 6 trên 10 trên 120 đến 18 đến 250 8 trên 18 trên 250 đến 30 đến 400 10 trên 30 trên 400 đến 50 12 trên 50 đến 120 14 trên 120 đến 250 16 CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN (SV DIỆP BẢO DUY) Chọn động cơ P = = = 1,6 (kw) Từ bảng 2.4 (khi trình bày trên máy tính phải chèn bảng này vào ux = 4 uh = 12 Khi đó số vòng quay sơ bộ của động cơ nsb = nlv . u = 30 . 12 . 4 = 1440 vg/ph Động cơ được chọn phải thoả điều kiện: Từ điều kiện trên và tra bảng P1.3 ta chọn Dk 41 – 2 có : p=1,7 kW ; n = 1420 vg/ph Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền ut của hệ thống ut = = 47,3 uh = = 14 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc theo điều kiện bôi trơn ngâm dầu. Sử dụng hình 3.18 với : Công suất, mômen xoắn và số vòng quay trên các trục p3 = = = 1,47 (kw) p2 = = = 1,53 (kw) p1 = = = 1,59 (kw) n1 = nđc = 1420 vg/ph n2 = = = 296 vg/ph n3 = = = 101 vg/ph T1 = . 9,55.106 = . 9,55.106 = 10693,34 N.mm T2 = . 9,55.106 = . 9,55.106 = 49363,18 N.mm T3 = . 9,55.106 = . 9,55.106 = 138995 N.mm TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY (SV DIỆP BẢO DUY) Thiết kế truyền xích (Phần toán xích sử dụng công thức theo 2) Ta có các số liệu sau : u = 3,38 n = 101 vg/ph P = 1,47 Kw 1- Chọn loại xích ống con lăn. 2- Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức: z1 = 29 – 2u = 29 – u.3,38 = 22 răng 3- Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức: z2 = uz1 = 3,38.22 = 74 răng 4- Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức (5.22): K = KrKaKoKdcKbKlv = 1,2.1.1,25.1.1,5.1,12 = 2,52 trong đó: Kr - hệ số tải trọng động: nếu dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng ngoài tác động lên bộ truyền tương đối êm thì Kr = 1 Ka - hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục a = (30¸50)pc thì Ka = 1 Ko - hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền, khi đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc lớn hơn 60o thì Ko = 1,25 Kdc - hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích: nếu trục điều chỉnh được thì Kdc = 1 Kb - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn: bôi trơn định kỳ Kb =1,5 Klv - hệ số xét đến chế độ làm việc: làm việc 2 ca bằng 1,12. Hệ số Kn = n01/n1 = 200/101 = 1,98 Hệ số Kz = z01/z1 = 25/22 = 1,14 Chọn xích một dãy, cho nên Kx = 1. 5- Tính công suất tính toán Pt: Theo bảng 5.4 theo cột n01 = 200vg/ph ta chọn bước xích pc = 25,4mm. 6- Theo bảng 5.2 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 25,4mm là nth = 800vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa. 7- Xác định vận tốc trung bình v của xích theo công thức (5.10): Lực vòng có ích: 8- Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc theo công thức (5.26) với [po] chọn theo bảng 5.3 là 30MPa: Do pc = 25,4mm nên điều kiện trên được thỏa. 9- Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = (30¸50)pc = 40.25,4 = 1016mm. Số mắt xích X theo công thức (5.8): X = = 130 Chọn X = 130 mắt xích. Chiều dài xích L = pcX = 25,4.130 = 3302 mm. Tính chính xác khoảng cách trục theo công thức (5.9): Ta chọn a =1016 mm (giảm khoảng cách trục (0,002¸0,004)a) 10- Số lần va đập xích trong 1 giây: Theo bảng (5.6) với bước xích pc = 25,4mm, ta chọn [i] = 20. Kiểm tra xích theo hệ số an toàn theo công thức (5.28): Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.1 với bước xích pc = 25,4mm thì Q = 50kN = 50000N. Lực trên nhánh căng F1 » Ft = 1563,8 N (5.15) Lực căng do lực ly tâm gây nên xác định theo công thức (5.16): Fv = qmv2 = 2,6.0,942 = 2,3 N Lực căng ban đầu của xích Fo xác định theo công thức (5.17): Fo = Kf aqmg = 1.1016.2,6.9,81 = 25,9 N 11- Tính lực tác dụng lên trục theo công thức (5.19): Fr = KmFt = 1.1563,8 = 1563,8 N 12- Đường kính đĩa xích: = 155,65 mm = 583,74 mm Thiết kế bánh răng (Các công thức cũng như bảng tra sử dụng trong phần này đều lấy từ [1]) Ta tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng theo các bước sau đây: Chọn vật liệu Xác định ứng suất cho phép Tính sơ bộ một kích thước cơ bản của truyền đông bánh răng trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh hưởng đến khả năng làm việc của bộ truyền rồi tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc,độ bền uốn và về quá tải. Xác định các kích thước hình học của bộ truyền. 1.Chọn vật liệu. Ta chọn vật liệu cho hai cặp bánh răng như nhau: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện Độ rắn HB=241…285 =850 MPa =580 MPa Bánh lớn: Dùng vật liệu thép 45 được tôi cải thiện Độ rắn HB=241…285 =750 MPa =450 MPa 2.Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép -Ta chọn độ rắn cho các bánh răng : Bánh nhỏ 260 HB Bánh lớn 240 HB -Số chu kỳ làm việc cơ sở : chu kỳ chu kỳ = Chu kỳ -Số chu kỳ làm việc Chu kỳ Chu kỳ Chu kỳ Chu kỳ Vì Cho nên -Theo bảng 6.13 giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn của các bánh răng xác định như sau : ð -Ứng suất tiếp xúc cho phép Khi tôi cải thiện SH = 1,1 do đó - Ứng suất cho phép tính toán - Ứng suất uốn cho phép Bộ truyền quay một chiều K=1.Ta chọn : 3.Tính toán bộ truyền cấp nhanh. u = 4,79 P = 1,59 n = 1420 vg/ph T = 10693,3 N.mm a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo Bảng 6.6 chọn .với răng nghiêng K=43 => Ta chọn aw1 = 100 mm. b)Xác định các thông số ăn khớp Mô đun m = (0,01…0,02)aw = (0,01…0,02).100 = 1..2 mm Chọn m = 2 Ta có : Chọn Z=17 => Z2 = Z1.u = 17.4,79 = 81 răng Từ đó ta suy ra góc nghiêng c)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên măt răng làm việc Zm = 274 tg110 => =20,290 ZH = => Z= dw1 = 2aw/(u+1) = 2.100/5,79 = 34,54 (mm) Vận tốc vòng Bảng 6.13 răng nghiêng có v=2,568 => dùng CCX 9 => => -Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : thỏa d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Bảng 6.7 Bảng 6.14 Do đó Với -Số răng tương đương Zv1 = Theo bảng 6.18 ta được YR = 1 (bánh răng phay) KxF = 1 = 240,7.1.1,03.1 = 247,92 MPa = 228,84 MPa Ta không kiểm tra quá tải . e) Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 100 Mô đun pháp m = 2 Chiều rộng vành răng bw = 20 mm Tỉ số truyền u = 4,79 Góc nghiêng răng =11 Số răng Z1 = 17 Z2 = 81 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cos = 34 d2 = m.Z2/cos11 = 165 Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2.m = 38 da2 = d2 + 2.m = 169 Đường kính vòng đáy df1 = d1 -2,5.m = 29 df2 = d2 -2,5.m =160. 4.Tính toán bộ truyền cấp chậm. u = 2,92 P = 1,53 n = 296 vg/ph T = 49363,18 N.mm a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo Bảng 6.6 chọn 5.với răng nghiêng K=43 => Ta chọn aw1 = 120 mm. b)Xác định các thông số ăn khớp Mô đun m = (0,01…0,02)aw = (0,01…0,02).120 = 1,2..2,4 mm Chọn m = 2 Ta có : Chọn Z=30 => Z2 = Z1.u = 30.2,92 = 88 răng Từ đó ta suy ra góc nghiêng c)Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên măt răng làm việc Zm = 274 MPa1/3 tg110 => =20,290 ZH = => Z= dw1 = 2aw/(u+1) = 2.120/3,92 = 61,22 (mm) Vận tốc vòng Bảng 6.13 răng nghiêng có v= 0,948 m/s => dùng CCX 9 => => -Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : > 437 d)Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Bảng 6.7 Bảng 6.14 Do đó Với -Số răng tương đương Zv1 = Theo bảng 6.18 ta được YR = 1 (bánh răng phay) KxF = 1 = 240,7.1.1,03.1 = 247,92 MPa = 228,84 MPa Ta không kiểm tra quá tải . e) Các thông số của bộ truyền Khoảng cách trục aw = 120 Mô đun pháp m = 2 Chiều rộng vành răng bw = 30 mm Tỉ số truyền u = 2,92 Góc nghiêng răng =11 Số răng Z1 = 30 Z2 = 88 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1 = mZ1/cos = 61 d2 = m.Z2/cos11 = 180 Đường kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2.m = 65 da2 = d2 + 2.m = 184 Đường kính vòng đáy df1 = d1 -2,5.m = 56 df2 = d2 -2,5.m =175. 5.Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu. Điều kiện bôi trơn ngâm dầu :các bánh răng lớn của trục phải có mức dầu ngập quá đỉnh răng .Tuy nhiên không được ngập quá 1/3 bán kính vòng lăn bánh lớn. Từ hình vẽ ta thấy để bôi trơn ngâm dầu thì phải thỏa điều kiện : Theo kết quả tính toán được ta có: H = 184 – 160 = 24 R/3 = 184/3 = 61,3 H R/3 Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn. Tính toán trục Ta tính toán thiết kế trục theo trình tự sau đây : Chọn vật liệu Tính thiết kế trục về độ bền Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Trường hợp cần thiết cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định. 1.Chọn vật liệu : Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có ,ứng suất xoắn cho phép . 2.Xác định sơ bộ đường kính trục 3.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực. Ta có một số ký hiệu sẽ dùng : k : số thứ tự các trục i : số thứ tự của tiết diện , i = 0 và 1 các tiết diện trục lắp ổ lm : chiều dài mayơ bánh đai ,bánh răng trụ k1 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k2 : Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp . k3 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ . hn : Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông. Trục 2 b) Trục 1 c) Trục 3 Các khoảng cách còn lại được xác định dựa vào các khoảng cách trên . 4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục. Tính lực tác dụng lên các trục a) Tính toán trục 1 Các lực tác dụng : Nối trục đàn hồi không gây ra lực tác dụng lên trục. Sơ đồ đặt lực ,biểu đồ mômen trục 1 của hộp giảm tốc khai triển b)Tính toán trục 2 Sơ đồ đặt lực ,biểu đồ mômen trục 2 hộp giảm tốc khai triển c)Trục 3 Lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục Fr = 1563,8 N Sơ đồ đặt lực ,biểu đồ mômen của trục 3 5.Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục *Xác định đường kính trục tại các tiết diện (Trong trường hợp này để đơn giản ta ký hiệu tiết diện đầu tiên là 0 và được đánh số tăng dần từ trái sang phải.) Ap dụng công thức Đường kính trục tại tiết diện j : Với [] = 50 MPa Từ công thức tổng quát trên ta tính Mômen và đường kính tại các tiết diện Mtd10 = 9260,67 Nmm d10 = 12,28 mm Mtd11 = 9260,67 Nmm d11 = 12,28 mm Mtd12 = 21102,99 Nmm d12 = 16,16 mm Mtd13 = 0 d13 = 0 Mtd20 = 0 d20 = 0 Mtd21 = 63970,11 Nmm d21 = 23,9 mm Mtd22 = 90806,62 Nmm d22 = 26,29 mm Mtd23 = 0 d23 = 0 Mtd30 = 0 d30 = 0 Mtd31 = 127890 Nmm d31 = 29,46 mm Mtd32 = 160598,97 Nmm d32 = 31,79 mm Mtd33 = 120338,56 Nmm d33 = 28,87 mm. Dựa vào yêu cầu về lắp ráp và tính công nghệ ta chọn đường kính tại các tiết diện như sau : d10 = 20 mm d20 = 25 mm d30 = 35 mm d11 = 20 mm d21 = 28 mm d31 = 38 mm d12 = 22 mm d22 = 28 mm d32 = 35 mm d13 = 17 mm d23 = 25 mm d33 = 30 mm. 6.Kiểm nghiệm trục a) kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi . Với vật liệu là thép 45 ta có các thông số sau : b)Các trục hộp giảm tốc quay đều ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động .do đó: c)Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm 12,21,22,31,32 d)Chọn lắp ghép : các ổ lăn lắp trên trục theo k6,lắp bánh răng,bánh đai,nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then (B 9.1),trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn (B10.6) ứng với các tiết diện trục như sau : Tiết diện Đường kính trục b.h t1 W(mm3) W0(mm3) 12 22 1045,36 2090,7 21 28 8*7 4 1825,99 3981,12 22 28 8*7 4 1825,99 3981,12 31 38 10*8 5 4670,59 10057,64 32 35 4209,2 8418,49 e)Xác định các hệ số đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức sau Các trục được gia công trên máy tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu Ra=2,5...0,63 do đó hệ số tăng bền bề mặt Kx= 0,6 Hệ số tăng bền bề mặt Ky = 1,8...2 đối với trục thấm các bon . ta chọn Ky = 2 Trị số của hệ số kích thước Dựa vào bảng 10.10 với vật liệu thép cacbon Ta có Bảng 10.12 đối với trục có rãnh then,gia công bằng dao phay ngón Ta có : f)Xác định hệ số an toàn Ứng suất pháp và ứng suất tiếp được xác định bởi : Bảng kết quả tdiện d S S 12 22 1,05 1,08 18,13 0 2,56 2,56 0,33 0,34 43,72 174,3 42,4 21 28 2 1,9 26,06 0 6,2 6,2 1,03 0,98 5,02 12,88 4,67 22 28 2 1,9 43,87 0 6,2 6,2 1,03 0,98 2,98 12,88 2,9 31 38 2,07 1,97 9,27 0 6,9 6,9 1,07 1,02 13,6 11,16 8,63 32 35 2,06 1,64 25,26 0 8,25 8,25 1,06 0,85 9,77 21,63 1,64 Ta thấy các hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều lớn hơn 2,5 Do vậy cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi 7.Kiểm nghiệm độ bền của then Đối với các trục dùng mối ghép then cần kiểm tra độ bền dập và theo công thức sau : Với lt = 1,35d đối với then sử dụng tai hai côngxôn,còn then lắp bánh răng được chọn theo kích thước ưu tiên. d(mm) lt t1 T(Nmm) 17 22 6*6 3,5 10693,3 22,87 9,53 28 16 8*7 4 49363,18 73,46 27,55 28 25 8*7 4 49363,18 47 17,63 38 25 10*8 5 138955 97,5 29,25 30 40 10*8 5 138955 77,2 23,16 Với tải trọng tính Tất cả các khớp nối đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt . Tính toán chọn ổ lăn Ta chọn ổ lăn theo trình tự sau đây : Chọn loại ổ lăn Chọn sơ bộ kích thước ổ Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ cho trục 1 Ta có các số liệu sau : Số vòng quay n = 1420 vg/ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Đường kính ngõng trục d = 20 mm Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 106,97 (N) Ta tính toán chọn ổ theo Fr0 = 430,69 Ta có Fa/Fr = 106,97/430,69 = 0,248 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế . Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 104 với các thông số : d = 20 D = 42 B = 12 C = 7,36 kN C0 = 4,54 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo khả năng tải Xác định tải trọng động qui ước Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11.3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 0,56 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 1,99 Vòng trong quay V=1 => Q = 454 N Khi đó : Vậy ổ được chọn thỏa yêu cầu. Chọn ổ cho trục 2 Ta có các số liệu sau : Số vòng quay n = 296 vg/ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Đường kính ngõng trục d = 25 mm Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 266 (N) Ta tính toán chọn ổ theo Fr1 = 1634,85 N Ta có Fa/Fr = 266/1634,85 = 0,16 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế . Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 205 với các thông số : d = 25 D = 52 B = 15 C = 11 kN C0 = 7,09 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo khả năng tải Xác định tải trọng động qui ước Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11.3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 => Q = 1634,85 N Khi đó : Vậy ổ được chọn thỏa yêu cầu. Chọn ổ cho trục 3 Ta có các số liệu sau : Số vòng quay n = 101 vg/ph Tuổi thọ Lh = 10000 h => tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Đường kính ngõng trục d = 35 mm Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 0 : Fr0 = Lực hướng tâm tác dụng lên ổ 1 : Fr1 = Lực dọc trục Fa = 372,5 (N) Ta tính toán chọn ổ theo Fr1 = 3384,15 N Ta có Fa/Fr = 372,5/3384,15 = 0,11 < 0,3 do đó ta sẽ sử dụng ổ bi đỡ 1 dãy để tăng tính kinh tế . Dựa vào đường kính ngõng trục ta chọn ổ có số hiệu 207 với các thông số : d = 35 D = 72 B = 17 C = 20,1 kN C0 = 13,9 kN Sơ đồ ổ Kiểm nghiệm theo khả năng tải Xác định tải trọng động qui ước Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k Hệ số kể đến đặc tính tải trọng B11.3 kd = 1 Hệ số tải trọng hướng tâm X = 1 Hệ số tải trọng dọc trục Y = 0 Vòng trong quay V=1 => Q =3384,15 N Khi đó : 20,1 Vậy ổ được chọn thỏa yêu cầu. Thiết kế vỏ hộp Việc thiết kế vỏ hộp giảm tốc phải đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy ,đủ tiếp nhận tải trọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến , chứa dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết khỏi bám bụi. Hộp giảm tốc bao gồm :thành hộp nẹp và gân,mặt bích gối đỡ Vật liệu : gang xám GX 15-32 1.chọn bề mặt nắp và thân Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế đi qua đường tâm các trục để đảm bảo lắp ghép các chi tiết thuận lợi. 2.Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp Chiều dày Thân hộp : Nắp hộp : Gân tăng cứng Chiều dày e : e=(0,8...1)=7 Chiều cao h :h = 29 mm Độ dốc : khoảng 20 Các đường kính Bulông nền d1=16 Bulông cạnh ổ d2=12 Bulông ghép bích nắp và thân d3=10 Vít ghép nắp ổ d4=8 Vít ghép nắp cửa thăm d5=6 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3=18 Chiều dày bích nắp hộp S4 = 18 Bề rông bích nắp và thân k3=35 Mặt đế hộp Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1 = 20 mm Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh răng với đáy hộp Giữa các mặt bên bánh răng với nhau Số lượng bulông nền Z=(L+B)/(200...300) = 3 Kích thước nắp ổ Trục I Trục II Trục III D 42 52 72 D2 54 65 90 D3 68 80 115 D4 32 42 65 h 8 8 8 d4 6 6 6 Z 4 4 4 Các kích thước này được điều chỉnh so với kích thước đưa ra ở B 18.2 cho phù hợp với yêu cầu công nghệ . Các chi tiết phụ Kết cấu trục :Các chi tiết được lắp trên trục như bánh răng khớp nối , đĩa xích được cố định theo phương pháp tuyến nhờ vào các then bằng dung sai lắp ghép là H7/k6 ,các bánh răng được gia công bằng phương pháp rèn hoặc dập. Vòng phớt : không cho dầu mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào trong hộp giảm tốc. Vòng chắn dầu :có tác dụng không cho dầu tiếp xúc với mỡ bôi trơn các ổ lăn. Chốt định vị : có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân. Nắp cửa thăm :có tác dụng để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp ,được bố trí trên đỉnh hộp. Nút thông hơi : làm giảm áp suất điều hòa không khí bên trong hộp giảm tốc ,nút thông hơi được lắp ở cửa thăm. Nút tháo dầu : dùng để tháo dầu cũ không còn đảm bảo chất lượng Que thăm dầu : dùng kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc . 7. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Ta thiết kế hộp giảm tốc được bôi trơn theo phương pháp ngâm dầu . Dầu bôi trơn : Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất .Trong trường hợp bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45 Dầu ôtô máy kéo AK10 ,AK15 dùng bôi trơn các loại hộp giảm tốc . Bảng dung sai lắp ghép Chọn cấp chính xác Đối với bánh răng chọn cấp chính xác là 9 Đối với trục ,then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7 Đối với gia công các lỗ thì chọn cấp chính xác nhỏ hơn nên chọn cấp chính xác là 6 Đối với các chi tiết khác chọn cấp chính xác cho sự sai lệch của độ song song,độ thẳng góc ,độ nghiêng ,độ đảo mặt đầu,độ đảo mặt toàn phần là 6 ,còn đối với độ phẳng ,độ thẳng là 7 Đối với sự sai lệch của độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ giao trực ,độ đảo hướng tâm độ đảo hướng tâm toàn phần,độ trụ , độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp chính xác là 5 Chọn kiểu lắp Đối với các lắp then ,bánh răng ta dùng kiểu lắp H7/k6 Đối với các vòng trong chọn kiểu lắp k6 Bảng dung sai lắp ghép các chi tiết Các mối ghép then Kích thuớc tiết diện b*h Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then H9 Trên trục t1 Trên bạc t2 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn 6*6 +0,03 3,5 +0,1 2,8 +0,1 8*7 +0,036 4 +0,2 3 +0,2 8*7 +0,036 4 +0,2 3 +0,2 10*8 +0,036 5 +0,2 3,3 +0,2 10*8 +0,036 5 +0.2 3,3 +0,2 Các ổ lăn Tiết diện d(mm) Dslg Dslg() 12 20 k6 +15 +2 21,22 25 k6 +15 +2 31,32 35 k6 +18 +2 Dung sai về độ song song , độ thẳng góc , độ nghiêng , độ đảo mặt đầu ,độ đảo mặt toàn phần độ thẳng và độ phẳng được cho ở bảng sau: Sai lệch Khoảng kíchthuớc (mm) Độ song song Độ thẳng góc Độ nghiêng Độ đảo mặt đầu và độ đảo mặt toàn phần Độ phẳng Độ thẳng đến 10 Trên 10 đến 16 Trên 16 đến 25 Trên 25 đến 40 Trên 40 đến 63 Trên 63 đến 100 Trên 100 đến 160 Trên 160 đến 250 Cấp chính xác 6 7 4 5 6 8 10 12 16 20 Dung sai về độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ trực giao,độ đảo hướng tâm,độ trụ,độ tròn và profin tiết diện dọc được cho ở bảng sau: Sai lệch Dung sai với cấp chính xác Độ đồng tâm,độ đối xứng độ trực giao,độ đảo hướng tâm độ đảo hướng tâm toàn phần Độ trụ ,độ tròn Profin tiết diện dọc Oc5 Khoảng kích thước,mm đến 3 2 trên 3 đến 10 2,5 trên 10 đến 18 3 trên 18 đến 3 đến 30 4 trên 30 đến 50 5 trên 3 trên 50 đến 10 đến 120 6 trên 10 trên 120 đến 18 đến 250 8 trên 18 trên 250 đến 30 đến 400 10 trên 30 trên 400 đến 50 12 trên 50 đến 120 14 trên 120 đến 250 16 KẾT LUẬN Trong nền kinh tế thị trường hiện nay , một sản phẩm muốn thành công phải đáp ứng được các yêu cầu về chất lượng , giá thành ,mẫu mã và đặc biệt là yếu tố thời gian .Một sản phẩm tung ra đúng thời điểm ,đáp ứng đúng nhu cầu khách hàng chắc chắn sẽ gặt hái thành công và ngược lại.Muốn thõa mãn được các yêu cầu trên , nhóm thiết kế phải thực sự có được một nền tảng kiến thức vững chắc ,cũng như một phương pháp làm việc đúng đắn. ĐAMH Thiết kế Hệ thống Truyền động Cơ khí tiếp sau các môn học Nguyên lý máy ,Chi tiết máy ,Phương pháp Thiết kế kỹ thuật.Thực sự là hợp lý để sinh viên có thể nắm vững các kiến thức nền tảng quan trọng. Cuối cùng ,một lần nữa chúng em xin chân thành cảm ơn TS .Nguyễn Thanh Nam Đã tận tình hướng dẫn chúng em thực hiện đồ án này. TÀI LIỆU THAM KHẢO : [1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và 2 Nhà xuất bản Giáo dục, 2003. [2] Nguyễn Hữu Lộc : Cơ sở Thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, 2004. [3] Nguyễn Thanh Nam : Phương Pháp Thiết Kế Kỹ Thuật Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, 2002. [4] Một số tài liệu từ Internet.