Thiết kế hệ thống dẫn động vít tải dựng để tải xi măng rời, năng suất 8m3/h; dựng hộp giảm tốc bánh răng - Trục vít; Thiết kế quy trình công nghệ gia công bánh vít

là lắp có độ dôi và rãnh then. Do đó ta cần lập các tỉ số Ks/es; Kt/et để so sánh và lấy giá trị lớn hơn. Tra bảng 10.10[1]/ 198: esA =0,95; etA =0,92 Tra bảng 10.12[1]/ 199: KsA = 1,76; KtA = 1,54 Ks/es = 1,76/0,95 = 1,85 Kt/et =1,54/0,92 = 1,67 Tra bảng 10.11[1]/ 198 ta có: Ks/es = 2,06; Kt/et = 1,64 Như vậy giá trị để tính toán là: Ks/es = 2,06; Kt/et = 1,67 ị Ksdj = (2,06+ 1,06 – 1)/1,6 = 1,32 Ktdj = (1,67 + 1,06 – 1)/1,6 = 1,08 Thay các giá trị tính được vào công thức (10.20), (10.21) Nhận xét: Ta thấy tại vị trí A có: sA > [s] (1) + Tại vị trí B: Tra bảng 10.11[1]/ 198 ta có: Ks/es = 2,06; Kt/et = 1,64 ị Ksdj = (2,06+ 1,06 – 1)/1,6 = 1,32 Ktdj = (1,64 + 1,06 – 1)/1,6 = 1,06 Thay các giá trị tính được vào công thức (10.20), (10.21) Nhận xét: Ta thấy tại vị trí B có: sB > [s] (2) + Tại vị trí C: Tra bảng 10.10[1]/ 198: esC =0,85; etC =0,78 Tra bảng 10.12[1]/ 199: KsC = 1,96; KtC = 1,58 Ks/es = 1,96/0,85 = 2,3 Kt/et =1,58/0,78 = 2,02 ị Ksdj = (2,3+ 1,06 – 1)/1,6 = 1,47 Ktdj = (2,02 + 1,06 – 1)/1,6 = 1,3 Thay các giá trị tính được vào công thức (10.20), (10.21) Nhận xét: Ta thấy tại vị trí C có: sC > [s] (3) Từ (1), (2), (3), ta kết luận trục II thoả mãn điều kiện bền mỏi. d) Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để phòng khả năng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột, ta cần kiểm nghiệm trục về khả năng quá tải. std = (10.27) [1]/200 s = Mmax/(0,1.d3) (10.28) [1]/200 t = Tmax/(0,2.d3) (10.29) [1]/200 [s] = 0,8.sch (10.30) [1]/200 [s] = 0,8.340 = 272 (MPa) Với Mmax và Tmax – mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải (Nmm); sch – giới hạn chảy của vật liệu trục (MPa). Tại A: s = 3506,73/(0,1.153) = 10,39(MPa) t = 22600/(0,2.153) = 33,48(MPa) std = (MPa) Vậy vị trí A thoả mãn điều kiện (10.27) Tại B: s = 19344,69 /(0,1.173) = 39,37(MPa) t = 22600/(0,2.173) = 23(MPa) std = (MPa) Vậy vị trí B thoả mãn điều kiện (10.27) Tại C: s = 112048,51 /(0,1.50,53) = 8,7(MPa) t = 22600/(0,2.50,5 3) = 0,88(MPa) std = (MPa) Vậy vị trí C thoả mãn điều kiện (10.27) Vậy trục II thoả mãn điều kiện về độ bền tĩnh. e) Kiểm nghiệm trục về độ cứng. Khi độ võng quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc quay q quá lớn sé làm kẹt các con lăn trong ổ. Do vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn là: f [[f] và q [[q] + [f]: Độ võng cho phép Ta thấy tiết diện tại A là tiết diện nguy hiểm nhất về độ cứng uốn. Do đó ta kiểm tra vị trí này: [f] = 0,01.m = 0,01.1,25 = 0,0125 (mm) + [q]:Góc xoay cho phép. [q] =0,005 (rad) f, q: Độ võng và góc xoay của trục được tính bằng phương pháp của sức bền vật liệu. Tại A ta đặt lực đơn vị Pk = 1, tại B ta đặt mô men đơn vị MK = 1. Vẽ biểu đồ mô men do lực đơn vị và mô men đơn vị gây ra ta có: *. Tính chuyển vị tại vị trí A Ta có: + Trong đó: : Mô đun đàn hồi Vậy suy ra: đ Ta thấy . Để đảm bảo độ cứng uốn của trục II ta phải tăng đường kính trục lên. Định lại kết cấu trục II : Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng : dA = 40(mm) Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lấy theo tiêu chuẩn : dB = dD = 45(mm) Trục vít được chế tạo liền trục nên lấy: dC = df1 = 50,5(mm). Kiểm nghiệm lại trục II về độ cứng uốn: Với : Vậy suy ra: đ + Trong đó: : Mô đun đàn hồi Vậy suy ra: đ đ đ *. Tính góc xoay tại gối B: - Đặt mô men đơn vị tại B. + Trong đó: : Mô đun đàn hồi + Trong đó: : Mô đun đàn hồi đ Vậy ta thấy: Vậy trục II thoả mãn độ cứng uốn. f) Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn. Để tránh trục bị phá hỏng do truyền mô men xoắn quá lớn. Ta cần phải kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn tại tiết diện nguy hiểm.Trên trục ta thấy từ vị trí A đến B có vị trí lắp bánh răng, đồng thời có rãnh then và mô men xoắn.Vậy ta kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn theo công thức. j :Độ cứng xoắn thính toán. [j] :Độ cứng xoắn cho phép trên chiều dài 1m. [j] = 30’ = 0,50 G :Mô dun đàn hồi trượt. G = 8.104 (MPa) J0 : Mô men quán tính độc cực. J0 = l :Chiều dài đoạn trục. l = 41,5(mm) k: Hệ số xét đến ảnh hưởng của rãnh then. h:Chiều sâu rãnh then. h = 8(mm) g: Hệ số. g = 0,5 d: Đường kính đoạn trục có rãnh then. d = 40 (mm) Suy ra: Ta thấy góc xoắn ứng với chiều dài 1m là : j’ = j .1000/l = 0,000078.1000/41,5 = 0,00190 đ = 0,50 Như vậy trục II thoả mãn về độ cứng xoắn. 4.Tính toán thiết kế trục III 4.1.Chọn vật liệu trục III. Với sự tính toán thiết kế bộ truyền trục vít bánh vít trên ta chọn vật liệu trục vít là thép 45 tôi cải thiện. Do vậy để thuận lợi trong thiết kế ta chọn vật liệu cho trục III là: Thép 45 tôi cải thiện có: sb = 600( Mpa ); [t] = 12 á 20( Mpa ). 4.2. Tính sơ bộ đường kính trục. Xác định sơ bộ đường kính trục. T1: Mô men xoắn trên trục. T1 = 216651,51(N.mm) : ứng suất xoắn cho phép. = 15 (MPa) (mm) Chọn d = 45 (mm) 4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối. Từ đường kính sơ bộ d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2[1] ta được bo = 25 (mm). Tra bảng 10.3[1] ta chọn như sau: hn = 15 (mm); k1 = 10; k2 = 8; k3 = 10 (mm). Ta có: lm33= (1,2… 1,5)d. Chọn lm33 = 1,2d =1,2.45 = 54(mm) Từ hình 11, ta có: l32 = 0,5(bo + lm33) + k1 + k2 l32 = 0,5(25 + 54) + 10 + 8 = 57,5(mm) l31 = 2l32 = 2.57,5 = 115(mm) l33 = l31 + 0,5(bo + lm33) + hn + k3 l33 = 115 + 0,5(25 + 54) + 15 + 10 = 179,5(mm) Hình 11: Sơ đồ tính khoảng cách 4.4. Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục. Việc xác định đường kính các đoạn trục cần xác định lực tác dụng lên trục sau đó dựa vào biểu đồ mômen ta xác định đường kính cho các đoạn trục. Lực khớp nối tác dụng lên trục Fr = (0,2 á 0,3)Ft4 = (0,2 á 0,3).2390 Fr = (478 á 717) N Lấy Fr = 600(N) Xác định các phản lực tại các gối: * Xét lực tác động lên trục trên mặt phẳng yoz, ta có: + (1) + YA + Fr4 – YC = 0 (2) * Xét lực tác động lên trục trên mặt phẳng xoz + (3) + XA + XC – Ft4 – Fr = 0 (4) Giải các phương trình trên với: Từ (1) và (2) ta được: YA = YC – Fr4= 950,02 – 704,1 = 245,92(N) Từ (3) và (4) ta được: XA = Ft4 + Fr - XC = 1843,84 + 600 – 1858,44 = 585,4(N) Vẽ biểu đồ Mx, My,T. Hình 12: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục III a) Xác định đường kính trục. [s]: ứng suất cho phép. – Theo bảng 10.5 [1] / 195 đ [s] = 63MPa +. Tại tiết diện D có: đ +. Tại tiết diện C có: đ +. Tại tiết diện A có: Mx = My = T = 0 đ dA = dC = 31,21(mm) +. Tại tiết diện B có: - Phía phải : Mx = 33660,5 (Nmm) My = 54626,15 (Nmm) T = 216651,51(Nmm) đ - Phía trái: Mx = 33660,5 (Nmm) My = 14140,4(Nmm) T = 0(N.mm) đ (Nmm) Nhận thấy MtdP > MtdT Vậy: Tại B và D có rãnh then nên ta tăng thêm 5% để đảm bảo đủ cứng bền: Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối: dD = 32 (mm). Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lấy theo tiêu chuẩn: dA = dC = 35 (mm) Đường kính trục tại chỗ lắp bánh vít: dB = 36 (mm) b) Định kết cấu cho trục. Dựa theo đường kính tại các tiết diện vừa tính và chiều dài tương ứng các đoạn trục, đồng thời chú ý đến các yêu cầu về lắp ghép, về công nghệ. Ta định kết cấu cho trục. c) Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Ta thấy tiết diện nguy hiểm nhất tại vị trí lắp bánh vít. Nên kiểm nghiệm tại tiết diện này, trục thiết kế ra phải đảm bảo độ bền mỏi. Nếu hệ số an toàn thoả mãn điều kiện: (10.19) [1]/195 Trong đó: [s] = 1,5 á 2,5 - Hệ số an toàn cho phép. ss, st: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp. (10.20) [1]/195 (10.21) [1]/195 s-1, t-1: Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. sạj, tạ, smj, tmj :Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Khi trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đố. sạj = smaxj = Mj /Wj (10.22) [1]/196 smj = 0 Mj: Mô men uốn tổng. Wj: Mô men chống uốn tại tiêt diện j . Khi trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: tmj = tạj = tmaxj/2 = T/(2.W0j) (10.23) [1]/196 Theo bảng 10.6 [1]/ 196 có: Trong đó: b: chiều rộng rãnh then. t1: chiều sâu rãnh then trên trục. Tra bảng 9.1a[1]/ 173 ứng với d = 36, ta có: b = 10; t1 = 5. ị ị saB = 64164,21/3910,76 = 16,41(Mpa) taB = 216651,51/8488,88= 25,52(MPa) ys,yt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1]/ 197: ys = 0,05; yt = 0 Ksdj và Ktdj : Hệ số được xác định theo công thức. Ksdj = (Ks/es + Kx – 1)/Ky (10.25) [1]/ 197 Ktdj = (Kt/et + Kx – 1)/Ky (10.26) [1]/ 197 Kx, Ky: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phương pháp tăng bền bề mặt. Tra bảng 10.8[1]/ 197: Kx =1,06 Tra bảng 10.8[1]/ 197: Ky = 1,6 es, et:Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Ks, Kt: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. Trường hợp tiết diện cắt trung bình bề mặt lắp ghép bánh răng với trục đồng thời có hai yếu tố gây tập trung ứng suất là lắp có độ dôi và rãnh then. Do đó ta cần lập các tỉ số Ks/es; Kt/et để so sánh và lấy giá trị lớn hơn. Tra bảng 10.10[1]/ 198: esC =0,95; etC =0,92 Tra bảng 10.12[1]/ 199: KsC = 1,76; KtC = 1,54 ị Ks/es = 1,76/0,95 = 1,85 Kt/et =1,54/0,92 = 1,67 Tra bảng 10.11[1]/ 198 ta có: Ks/es = 2,06; Kt/et = 1,64 Như vậy giá trị để tính toán là: Ks/es = 2,06; Kt/et = 1,67 ị Ksdj = (2,06+ 1,06 – 1)/1,6 = 1,32 Ktdj = (1,67 + 1,06 – 1)/1,6 = 1,08 Thay các giá trị tính được vào công thức (10.20), (10.21) Nhận xét: Ta thấy tại vị trí B có: sB > [s] Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền mỏi. Để đảm bảo tính kinh tế thì sB 3 do đó ta cần giảm đường kính đoạn trục tại vị trí này xuống. Nhưng vì ta không thể giảm đường kính tại các vị trí lắp ổ xuống được (dA = dC = 35 mm) và các yếu tố công nghệ nên ta không thể giảm đường kính đoạn trục này được. Do đó ta chấp nhận phương án kết cấu này. d) Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để phòng khả năng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột, ta cần kiểm nghiệm trục về khả năng quá tải. std = (10.27) [1]/200 s = Mmax/(0,1.d3) (10.28) [1]/200 t = Tmax/(0,2.d3) (10.29) [1]/200 [s] = 0,8.sch (10.30) [1]/200 [s] = 0,8.340 = 272 (MPa) Với Mmax và Tmax – mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải (N.mm); sch – giới hạn chảy của vật liệu trục (MPa). Tại B: s = 64164,21/(0,1.363) = 13,75 (MPa) t = 216651,51/(0,2.363) = 23,22 (MPa) std = (MPa) Tại vị trí B thoả mãn điều kiện (10.27) Vậy trục III thoả mãn điều kiện bền tĩnh. e) Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn. Để tránh trục bị phá hỏng do truyền mô men xoắn quá lớn. Ta cần phải kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn tại tiết diện nguy hiểm. Trên trục ta thấy từ vị trí C đến vị trí D có vị trí lắp khớp nối trục, có tiết diện nhỏ nhất, đồng thời có rãnh then và chịu mô men xoắn.Vậy ta kiểm nghiệm trục về độ cứng xoắn theo công thức. j :Độ cứng xoắn thính toán. [j] :Độ cứng xoắn cho phép trên chiều dài 1m. [j] = 30’ = 0,50 G :Mô dun đàn hồi trượt. G = 8.104 (MPa) J0 : Mô men quán tính độc cực. J0 = l :Chiều dài đoạn trục. l = 64,5 (mm) K: Hệ số xét đến ảnh hưởng của rãnh then. h:Chiều sâu rãnh then. h = 8 (mm) g: Hệ số. g = 0,5 d: Đường kính đoạn trục có rãnh then. d = 32(mm) Ta thấy góc xoắn ứng với chiều dài 1m là : j’ = j .1000/l = 0,003.1000/64,5 = 0,0460 Ta thấy: = 0,50 Như vậy trục III thoả mãn về độ cứng xoắn. II. tính chọn then Mối ghép then và then hoa được dung để truyền mô men xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục và ngược lại. Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi, thường dùng hơn cả là then bằng. Mối ghép then phải thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: Trong đó: + d: đường kính trục (mm) + T : mô men xoắn trên trục (Nmm) + l: chiều dài làm việc của then. l = lt – b. + b, h , t : kích thước then bảng 9.1a [1]. + [sd], [tc]: ứng suất dập cho phép và ứng suất cắt cho phép (MPa) 1. Tính then lắp khớp nối trên trục I. Với đường kính chỗ lắp then d = 14 mm Theo bảng 9.1a [1] / 173: d = 14 mm; b = 5 mm; h = 5 mm; t1 = 3 mm; t2 = 2,3 mm Chiều dài mayơ: lm = (1,4 á 2,5).d = (1,4 á 2,5).14 =19,6 á 35 (mm) Chọn lm = 20mm. Đối với then bằng: lt = (0,8 á 0,9)lm = (0,8 á 0,9).20 = 16 á 18 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn: lt = 18(mm) Ta có: Theo bảng 9.5 [1] / (178) với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ là gang và đặc tính tải trọng tĩnh ta có: . Vậy . Then bằng thép 45 chịu tải tĩnh, ta có: . Vậy đ Mối ghép then thoả mãn điều kiện dập và cắt 2. Tính then lắp bánh răng nhỏ. Với đường kính chỗ lắp then d = 18 mm Theo bảng 9.1a [1] / 173: d = 18 mm; b = 6 mm; h = 6 mm; t1 = 3,5 mm; t2 = 2,8 mm Chiều dài mayơ: lm = (1,2 á 1,5).d = (1,2 á 1,5).18 = 21,6 á 27 (mm) Chọn lm = 25 mm. Đối với then bằng: lt = (0,8 á 0,9)lm = (0,8 á 0,9).25 = 20 á 22,5 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn: lt = 22 (mm) Ta có: Theo bảng 9.5 [1] / (178) với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ là thép và đặc tính tải trọng tĩnh ta có: . Vậy . Then bằng thép 45 chịu tải tĩnh, ta có: . Vậy đ Mối ghép then thoả mãn điều kiện dập và cắt. 3. Then lắp bánh răng lớn. Với đường kính chỗ lắp then d = 40 mm Theo bảng 9.1a [1] / 173: d = 40 mm; b = 12 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm; lt = 26 mm Ta có: Theo bảng 9.5 [1] / (178) với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ là thép và đặc tính tải trọng tĩnh ta có: . Vậy . Then bằng thép 45 chịu tải tĩnh, ta có: . Vậy đ Mối ghép then thoả mãn điều kiện dập và cắt. 4. Then lắp bánh vít Với đường kính chỗ lắp then d = 36 mm Theo bảng 9.1a [1] / 173: d = 36 mm; b = 10 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm Chiều dài mayơ: lm = (1,2 á 1,5).d = (1,2 á 1,8).36 = 43,2 á 64,8 (mm) Chọn lm = 60 mm. Đối với then bằng: lt = (0,8 á 0,9)lm = (0,8 á 0,9).60 = 48 á 54 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn: lt = 50 (mm) Ta có: Theo bảng 9.5 [1] / (178) với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ là gang và đặc tính tải trọng tĩnh ta có: . Vậy . Khi đó ta sử dụng 2 then đặt cách nhau 1800. Then bằng thép 45 chịu tải tĩnh, ta có: . Vậy đ Mối ghép then thoả mãn điều kiện dập và cắt 5. Then lắp khớp nối trên trục III. Với đường kính chỗ lắp then d = 32mm Theo bảng 9.1a [1] / 173: d = 32 mm; b = 10 mm; h = 8 mm; t1 = 5 mm; t2 = 3,3 mm Chiều dài mayơ: lm = (1,4 á 2,5).d = (1,4 á 2,5).32 = 44,8 á 80 (mm) Chọn lm = 50mm. Đối với then bằng: lt = (0,8 á 0,9)lm = (0,8 á 0,9).50 = 40 á 45 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn: lt = 45 (mm) Ta có: Theo bảng 9.5 [1] / (178) với dạng lắp ghép cố định, vật liệu mayơ là gang và đặc tính tải trọng tĩnh ta có: . Vậy . Khi đó ta sử dụng 2 then đặt cách nhau 1800. Then bằng thép 45 chịu tải tĩnh, ta có: . Vậy đ Mối ghép then thoả mãn điều kiện dập và cắt. iii. Chọn ổ lăn cho các trục. 1.Chọn ổ lăn cho trục I. 1.1 Chọn loại ổ. Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số : Với: Fa: Lực dọc trục trên trục I: Fa = 82,41(N) Fr : Lực hướng kính tại ổ: FrB = FrD = Fa/Frmin = 82,41/131,15 = 0, 63 Ta thấy: 1,5 > Fa/Fr > 0,3 Do vậy ta chọn ổ cho trục I là ổ bi đỡ - chặn, và để thuận tiện cho lắp ráp và sửa chữa, ta chọn hai ổ trên trục I cùng loại ổ bi đỡ - chặn. D b r r1 0,3H 0,5H 0,3 r 0,64H H d Tra bảng P2.12 [1] / (263): với d = 17 mm. Chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ. Kí hiệu ổ: 36103 D = 35 (mm) C = 5,71 (KN) b = 10 (mm) C0 = 3,58 (KN) r = 0,5 (mm) r1 = 0,3 (mm) Hình 13: Kết cấu ổ bi đỡ trụ ngắn trên trục I 1.2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. a) Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động. Khả năng tải của ổ được kiểm nghiệm theo công thức: Cd = Q. Q: Tải trọng động quy ước. L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m: Bậc đường cong mỏi. Với ổ bi m =3. Gọi Lh là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì: Lh = 106.L/(60.n) Ta chọn thời gian tuổi thọ của ổ bi bằng thời gian phục vụ của hộp giảm tốc. Lh = 2/3 . 24 . 2/3 .365.7 = 27253,33(h) đ (triệu vòng) Q = (X.V.Fr + Y.Fat).Kt.Kd (*) Trong đó: + V: Hệ số kể đến vòng nào quay. Với ổ vòng trong quay V = 1. + Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Do nhiệt của hộp t < 1050 C nên Kt = 1. + Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. Theo bảng 11.3 [1] /(215) Kd = 1 ( tải tĩnh ) + Fa , Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán. Để xác định Fa , Fr ta dựa vào sơ đồ sau. Hình 14: Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác động lên ổ. + Lực dọc trục phụ: FSB = eB.FrB ; FSD = eD.FrD Trong đó: đ lgeB = - 0,59 đ eB = 0,25 đ lgeD = - 0,5 đ eD = 0,32 Khi đó ta có: FSB = 0,25.131,15 = 32,79(N) FSD = 0,32.377,45 = 120,78(N) Từ sơ đồ ta xác định được tổng lực dọc trục: Ta thấy + X: Hệ số tải trọng hướng tâm. + Y: Hệ số tải trọng dọc trục. Xét tỉ số: Tra bảng 11.4 [1] /(216): XB = 0,45 ; XD = 1 YB = 1,81 ; YD = 0 Thay các tham số vào công thức (*) QB = ( 1.0,45.131,15 + 1,81.203,19).1.1= 426,79(N) QD = ( 1.1.377,45 + 0 ).1.1 = 377,45(N) Nhận thấy QB > QD đ xét khả năng tải động cho ổ A chịu lực lớn hơn. Ta có: Cd = 426,79. Cd < C = 5,71 (KN). Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục I đã thoả mãn khả năng tải động. b) Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc , thì ổ được chọn phải cần thoả mãn điều kiện. QT Ê C0 (**) QT: Tải trọng tĩnh quy ước. C0: Khả năng tải tĩnh của ổ. QT = X0.Fr + Y0. Fa Trong đó: X0,Y0: Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng 11.6 [1] / (221) X0 = 0,5 Y0 = 0,47 ị QT = 0,5.131,15 + 0,47.203,19 = 161,07 (N). Ta thấy QT < C0 = 3,58 (KN). đ Như vậy ổ thoả mãn về khả năng tải tĩnh. 2. Chọn ổ lăn cho trục II. Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số : Với: Fa: Lực dọc trục trên trục II. Fa = Fa3 - Fa2 = 2278,43 – 71,08 = 2207,35 (N) Fr : Lực hướng kính tại ổ: FrB = (N) FrD = (N) Fa/Frmin = 2207,35/452,77 = 4,87 Ta thấy: Fa/Fr > 1,5 Do vậy ta chọn ổ cho trục II là ổ đũa côn. Để thuận tiện cho việc lắp ráp, điều chỉnh ổ, ta chọn sơ đồ bố trí ổ trên trục vít như trên. Dùng hai ổ đũa côn lắp ngược chiều nhau trên gối D để khống chế di chuyển dọc trục cảc về hai phiá, còn trên gối B ta dùng ổ tuỳ động cho phép trục dịch chuyển theo phương dọc trục khi trục bị giãn nở bởi nhiệt và các yếu tố khác. Hình 15: sơ đồ bố trí ổ trên trục II 2.1. Chọn ổ cho gối đỡ B. Trên gối B, ổ chịu lực hướng kính, đồng thời ổ cần phải có khả năng di chuyển dọc trục. Do vậy ta chọn loại ổ cho gối B là ổ đũa trụ ngắn đỡ. Theo bảng P2.8 [1]/ (256): Với d = 45 (mm) ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ. Kí hiệu ổ: 2109. D = 76 (mm) r2 = 1 (mm) B = 16 (mm) C = 19,1 (KN) r1 = 1,5 (mm) C0 = 13,4 (KN) D B r r1 d Hình 16: Kết cấu ổ đũa trụ ngắn đỡ trên trục II a) Kiểm tra ổ theo khả năng tải động. Khả năng tải động của ổ được kiểm tra theo công thức: Cd = Q. Q: tải trọng động quy ước: Q = (X.V.Fr + Y.Fa).KT.Kđ m: Bậc đường cong mỏi: m = 10/3 L: Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay. (triệu vòng) Với ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm không chịu lực dọc trục nên: FaB = 0 đ X = 1; Y = 0 FrB = = 883,3 (N) đ Q = (1.1. 935,55 + 0).1.1 = 883,3 (N) Cđ = Ta thấy: Cđ < C = 19,1 (KN) Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. b) Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh. Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm tra theo công thức: QT < C0 QT = X0.Fr X0, Yo : Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục - Theo bảng 11.6 [1] /(221) có: X0 = 0,6 QT = 0,6.883,3= 529,98(N) Nhận xét thấy Qt < FrA đ lấy Qt = FrA = 883,3(N) QT < C0 = 13,4 (KN) Vậy ổ thoả mãn khả năng tải tĩnh. 2.2. Chọn ổ cho gối đỡ D. Ta nhận thấy trên trục II cần phải sử dụng ổ đũa côn để khống chế lực dọc trục. Để thuận tiện cho việc lắp ráp, điều chỉnh ổ, ta chọn sơ đồ bố trí ổ trên trục vít như hình 11. Dùng hai ổ đũa côn lắp ngược chiều nhau trên gối D để khống chế di chuyển dọc trục cảc về hai phiá, còn trên gối A ta dùng ổ tuỳ động cho phép trục dịch chuyển theo phương dọc trục khi trục bị giãn nở bởi nhiệt và các yếu tố khác. a) Chọn loại ổ Trên hình 11 tại gối đỡ D ta sử dụng hai ổ đũa côn lắp ngược chiều nhau để trục có vị trí xác định và khống chế di chuyển dọc trục của trục vít. Với đường kính trục tại vị trí lắp ổ d = 45(mm), tra bảng P.2.11 [1] /(261) ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ : Kí hiệu ổ: 2007109 D = 75 (mm) C = 40 (KN) D1 = 64 (mm) C0 = 34,8 (KN) d1 = 59,5 (mm) T = 20 (mm) B = 19 (mm) r = 1,5 (mm) a = 11,330 r1 = 0,5 (mm) Hình 17: Kết cấu ổ đũa côn. b) Kiểm tra ổ theo khả năng tải động. Để kiểm tra theo khả năng tải động của ổ trên gối đỡ D, ta coi hai ổ đũa côn một dãy lắp ngược chiều nhau trên gối D như một ổ đũa côn hai dãy, với trị số của lực hướng tâm và lực dọc trục bằng: FrD = (N) FaD = Fa3 - Fa2 = 2207,35 - 71,08 = 2136,27(N) eD = 1,5tga = 1,5tg11,33= 0,3 đ Khả năng tải động của ổ được khiểm nghiệm theo công thức: Cđ < Cb Trong đó: + Cb: Khả năng tải động của ổ đũa côn hai dãy. Cb = 27/9.C =27/9.42,7 = 73,21 (KN) + Cđ: Khả năng tải động tính. Cđ = Q. + Q: Tải trọng quy ước. Q = (X.V.Fr + Y.Fa).KT.Kđ Tra bảng 11.4 [1] / (216) : X = 0,67 Y = 0,67.cotg a = 0,67.cotg 11,33= 3,34 KT = 1 Kđ = 1 V =1 đ Q = ( 0,67.1.452,77 + 3,34.2136,27).1.1 = 7438,5 (N) + L: Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay. (triệu vòng) + m: bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn. Với ổ đũa côn kép : m = 10/3 đ Cđ = 7438,5. Ta thấy: Cđ < Cb = 73,21 (KN). Vậy ổ thoả mãn về khả năng tải động. c) Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh. Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm tra theo công thức: QT Ê C0 QT: Tải trọng tĩnh quy ước. C0: Khả năng tải tĩnh của ổ. QT = X0.Fr + Y0. Fa Trong đó: X0,Y0: Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng 11.6 [1] / (221) có: X0 = 1 Y0 = 0,44cotg11,33= 2,19 đ QT = 1.452,77 + 2,19.2136,27 = 5131,2 (N) 5,13 (KN) Ta thấy QT < C0 = 33,4(KN) . đ Như vậy ổ thoả mãn về khả năng tải tĩnh. 3. Chọn ổ lăn cho trục III. 3.1. Chọn loại ổ. Khi chọn ổ lăn cho trục bánh vít, ta nên dùng ổ bi đỡ chặn để đảm bảo cho bộ truyền có độ cứng vững cao, cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục. Như vậy ta sẽ chọn loại ổ đũa côn cho trục III. Dựa vào bảng P2.11 [1]/(262) với đường kính trục d = 35 (mm).Ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ. Kí hiệu ổ: 2007107 D = 62 (mm) C = 25,6 (KN) D1 = 51 (mm) C0 = 23 (KN) d1 = 49 (mm) T = 18 (mm) B = 17 (mm) r = 1,5 (mm) a = 10,250 r1 = 0,5 (mm) Hình 18: Kết cấu ổ đũa côn. 3.2. Tính lực tác động lên ổ. - Tính lực tác động lên ổ theo sơ đồ sau. Hình 19: Sơ đồ tính lực hướng tâm và dọc trục tác động lên ổ Từ sơ đồ: FrA =(N) FrC =(N) *.Tính lực dọc trục phụ do lực hướng kính tạo ra. FSA = 0,83e.FrA ; FSC = 0,83e.FrC e = 1,5tga = 1,5tg14,33 = 0,38 đ FSA = 0,83.0,38.634,96 = 200,27(N) FSC = 0,83.0,38.2087,18 = 658,3(N) *. Tính lực dọc trục tại gối A và C. SFaA = FSC - Fa4 = 658,3 – 585,25 = 73,05 (N) SFaC = FSA + Fa4 = 200,27 + 585,25 = 785,52 (N) Nhận thấy: SFaA < FSA đ Lấy FaA = 200,27 (N) SFaC > FSC đ Lấy FaC = 785,52 (N) 3.3. Kiểm tra ổ theo khả năng tải động theo công thức. Cđ = Q. < Cb Trong đó: + Cb: Khả năng tải động của ổ đũa côn . Cb = 27/9.C =27/9.25,6 = 43,89 (KN) + m: bậc đường cong mỏi. m = 10/3. + Q: Tải trọng động quy ước. Q = (X.V.Fr + Y.Fa ).KT.Kđ Tra bảng 11.4 [1] /(215) Với tỉ số: đ X = 1 ; Y = 0 đ X = 1 ; Y = 0 KT = 1; Kđ = 1; V = 1 đ QA = (1.1.634,96 + 0 ).1.1 = 634,96 (N) đ QC = (1.1.2087,18 + 0 ).1.1 = 2087,18 (N) + L: Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay. (triệu vòng) Nhận thấy QC > QA đ xét khả năng tải động cho ổ C chịu lực lớn hơn. đ CđC = 2087,18. đ CđC < Cb = 43,89 (KN) Vậy ổ thoả mãn khả năng tải động. 3.4 Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. Khả năng tải tĩnh của ổ được kiểm tra theo công thức: QT Ê C0 + QT: Tải trọng tĩnh quy ước. + C0: Khả năng tải tĩnh của ổ. QT = X0.Fr + Y0. Fa Trong đó: + X0,Y0: Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng 11.6 [1] /(221) có: X0 = 0,5 Y0 = 0,22cotga = 0,22cotg14,33= 0,86 ị QT = 0,5.2087,18 + 0,86.785,52 = 1719,14(N) QT 1,72 (KN) Ta thấy QT < C0 = 23 (KN) ị Như vậy ổ thoả mãn về khả năng tải tĩnh. IV. Tính chọn khớp nối Việc lắp ghép sao cho trục động cơ và trục I trong hộp giảm tốc và trục III với vít tải đồng tâm là khá phức tạp. Để đảm bảo cho việc truyền mô men xoắn giữa các trục này được ổn định, ta chọn khớp nối giữa hai trục là khớp nối đàn hồi (Hình 17). Hình 20: Khớp nối đàn hồi Khớp nối đàn hồi có ưu điểm sau: Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Khớp nối có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản, được dùng để truyền mô men xoắn nhỏ đến trung bình. * Các thông số của khớp nối giữa trục động cơ với trục I. Các thông số của nối trục vòng đàn hồi, tra bảng 16-10a [1] ta có: Với : d = 14(mm) D = 71(mm) Z = 4 dm=24(mm) B = 3 L = 63(mm) l1= 16(mm) l = 30(mm) l2= 12(mm) D0= 50(mm) Tra bảng 16- 10b [2]: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là: dc = 8 (mm) D2= 12(mm) d1= 6 (bu lông M6) l2 = 8 (mm) l = 28 (mm) l3 = 10 (mm) l1= 14 (mm) h = 1(mm) • Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi và điều kiện bền của chốt theo công thức: (11.1) (11.2) Trong đó: + k: Hệ số chế độ làm việc, tra bảng 16-1[1] ta được k = 1,8 + [s]d: ứng suất dập cho phép của vòng cao su [s]d = 3(MPa) + [s]u: ứng suất uốn cho phép của chốt [s]u = 75(MPa) Thay các thông số vào công thức (11.1), (11.2) ta có: Như vậy, vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập và chốt thoả mãn điều kiện bền uốn. * Các thông số của khớp nối giữa trục III với vít tải. Tra bảng 16.10a[2] ta có: d = 32 (mm) D0 = 105 (mm) D = 140 (mm) Z = 6 dm= 65 (mm) B = 5 (mm) L =165 (mm) l1 = 30 (mm) l =110 (mm) D3 = 28 (mm) d1= 56 (mm) l2 = 32 (mm) Tra bảng 16.10b[2], ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi là: dc= 14 (mm) l1 = 34 (mm) d1= 10 (mm) (bu lông M10) l2 = 15 (mm) D2 =20 (mm) l3 = 28 (mm) l5 = 62 (mm) h = 1,5 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi. Theo công thức (11.1) ta có: ị Kiểm nghiệm sức bền của chốt. Theo công thức (11.2) ta có: ị Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi và sức bền uốn của chốt. Phần C : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc - bôi trơn I. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc Vỏ hộp giảm tốc đúc có nhiều dạng khác nhau. Song chúng đều có chung nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm. Vật liệu vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX 15 – 32 1. Chọn bề mặt ghép lắp và thân. Với hộp giảm tốc bánh răng - trục vít, để thuận tiện khi tháo lắp, ta chọn bề mặt ghép lắp với thân là bề mặt đi qua trục bánh vít để việc lắp bánh vít và các chi tiết khác lên trục dễ dàng. Để thuận tiện cho việc lắp bộ truyền bánh răng vào hộp thì trước hộp có lắp mặt bích vuông góc với trục vít. 2. Xác định các hích thước cơ bản của vỏ hộp. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp theo bảng 18.1[1] 2.1. Chiều dày. - Thân hộp: d = 0,025aw2 + 3 = 0,025.149 + 3 = 6,72 Lấy d = 7. - Nắp hộp: d1 = 0,02aw2 +3 = 0,02.149 + 3 = 5,98 Lấy d1 = 6. 2.2. Gân tăng cứng. - Chiều dày: e = ( 0,8 á 1 )d = ( 5,6 á 7) Lấy e = 6. - Chiều cao: h = 50 - Độ dốc khoảng 2o 2.3. Đường kính. - Bu lông nền: d1 = 0,04 aw2 + 10 = 0,04.149 + 10 ằ 16 - Bu lông cạnh ổ: d2 = ( 0,7 á 0,8)d1 = ( 11,2 á 12,8) Lấy d2 = 12. - Bu lông ghép nắp bích và thân: d3 = ( 0,8 á 0,9)d2 = ( 9,6 á 10,8) Lấy d3 = 10. - Vít ghép nắp ổ: d4 = ( 0,6 á 0,7)d2 = ( 7,2 á 8,4) Lấy d4 = 8. - Vít ghép nắp của thăm: d5 = ( 0,5 á 0,6)d2 = ( 6 á 7,2) Lấy d5 = 7. 2.4. Mặt bích ghép nắp và thân. - Chiều dày bích thân hộp. S3 = ( 1,4 á 1,8)d3 = ( 9,8 á 12,6) Lấy S3 = 12. - Chiều dày bích nắp hộp. S4 = ( 0,9 á 1)S3 = ( 10,8 á 12) Lấy S3 = 12. - Bề rộng bích nắp và thân. K3 = K2 – ( 3 á 5 ) 2.5. Kích thước gối trục. - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít – Theo bảng 18.2 [1] + ổ trục I: D = 40 ; D2 = 54 ; D3 = 68 + ổ trục II: + D = 76 ; D2 = D + ( 1,6 á 2 )d4 = 88,8 á 92 Chọn D2 = 90. D3 = D + 4,4 d4 111. + D = 75 Đường kính lỗ lắp cốc lót D’ = D + 2d = 75 + 2.7 = 89 D2 = D’ + (1,6 á 2 ) d4 = 101,8 á 105 Chọn D2 = 105. D3 = D’ + 4,4 d4 124. + ổ trục III: D = 62 ; D2 = 75 ; D3 = 90 - Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2. K2 = E2 + R2 + ( 3 á 5 ) = 1,6d2 + 1,3d2 + ( 3 á 5 ) K2 = 1,6.12 + 1,3.12 + ( 3 á 5 ) = 37,8 á 39,8 Lấy K2 = 38 - Tâm bu lông cạnh ổ. E2 = 1,6d2 = 19,2 C = D3/ 2 = 135/ 2 = 67,5 - Khoảng cách từ tâm đến mép lỗ K ³ 1,2d2 = 14,4 2.6. Mặt đế hộp. - Chiều dày khi có phần lồi: S1 = ( 1,4 á 1,7 )d1 = 22,4 á 27,2 S2 = ( 1 á 1,1 )d1 = 16 á 17,6 - Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3d1 = 3.16 = 48 q = K1 + 2d = 64 2.7. Khe hở giữa các chi tiết. - Giữa bánh răng vởi thành trong của hộp: D ≥ ( 1 á 1,2 )7 = 7 á 8,4 Lấy D = 7. - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1 ≥ ( 3á 5)d = 21 á 35 Lấy D1 = 21. II- Chọn các chi tiết máy tiêu chuẩn liên quan đến cấu tạo vỏ hộp 1. Bu lông vòng. Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ( khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Kích thước bulông vòng được chon theo trọng lượng của hộp giảm tốc Q(kG). Tra bảng 18.3b[1] với khoảng cách trục aw2 = 149 (mm) ta có: Q = 120 (kG) Tra bảng 18.3a[1] chọn loại M10 có: d1 = 45 ; d2 = 25 ; d3 = 10 ; d4 = 25 ; d5 = 15 ; h = 22 Chiều dày vòng móc : S = ( 2 á 3)d = ( 2á 3).8 = 16 á 24 Chọn S = 20 mm. Đường kính : d = ( 3á 4)d = ( 3 á 4).8 = 24 á 32 Chọn d = 30 mm. 2. Chốt định vị. Chọn chốt định vị dạng côn. Tra bảng 18.4b[1] ta chọn: d = 8 ; C = 1,2 ; l = 25 á 140 3. Kích thước nắp quan sát. Tra bảng 18.5[1] ta chọn: A = 100 ; B = 75 ; A1 = 150 ; B1 = 100 ; C = 125 ; K = 87 ; R = 12; Vít M8x22. C A K R B1 B 4. Nút thông hơi. Tra bảng 18.6[1] ta chọn loại M27x2 có: B = 15 ; C = 30 ; D = 15 ; E = 45 ; G = 36 ; H = 32 ; I = 6 ; K = 4 ; L = 10 ; M = 8 ; N = 22 ; O = 6 ; P = 32 ; Q = 18 ; R = 36 ; S = 32 ; O C N D E R P ỉG H L I ỉA B ỉA ỉQ M 5. Nút tháo dầu. Chọn loại nút tháo dầu trụ. Hình dạng và kích thước được tra theo bảng 18.7[1] ta chọn loại M16x1,5 có: b = 12 ; m = 8 ; f = 3 ; L = 23 ; c = 2 ; q = 13,8 ; D = 26 ; S = 17 ; Do = 19,6 d b L m Do D S F5 F12 F18 6 1x45o 3 12 M12 L 30 3 1x45o F6 6. Que thăm dầu III. Bôi trơn hộp giảm tốc. 1. Chọn phương án bôi trơn là ngâm dầu. 2. Chọn loại dầu bôi trơn. Đối với hộp giảm tốc chọn dầu ô tô máy kéo AK20 Tra bảng 18.11 độ nhớt dầu là 80/11 ( ở 500C) Tra bảng 18.13 có: Độ nhớt dầu t0C centis Engle 500C ³ 70 ³ 9,48 1000C ³ 10 ³ 1,86 Khối lượng riêng ở 200C : 0,886 á 0,926 (g/cm3) Theo sách cẩm nang về ổ hãng DKS ta tra được thời gian giữa hai lần tra mỡ của các ổ lắp trên ba trục lớn hơn tuổi thọ của các ổ. Nên ở trên các nắp ổ ta không cần dùng vít tra mỡ. IV. Tính nhiệt truyền động trục vít. Do tổn thất công suất trong truyền động trục vít lớn, nhiệt sinh ra nhiều nên bộ truyền có thể làm việc không ổn định hoặc hư hỏng. Vì vậy cần tiến hành kiểm nhiệm về nhiệt, xuất phát từ điều kiện: nhiệt lượng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi. Nhiệt độ làm việc của dầu phải thoả mãn: td = td – nhiệt độ cho phép của dầu, td = 900C ( hộp giảm tốc có trục vít đặt dưới bánh vít) - Hiệu suất của bộ truyền, = 0,81 PII – Công suất trên trục vít, PII = 1,683(kW) Kt = 8…17,5W/( m2 0C ) – Hệ số toả nhiệt, lấy Kt = 17 W/( m2 0C ) A – Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc, m2 A = A1 + A2 A1 20a2w – Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không có gân, aw là khoảng cáh trục tính bằng m. A1 20.(0,149)2 = 0,444 (m2) A2 = (0,1…0,2) A1 = (0,1…0,2).0,444 = (0,0444…0,0888) (m2) Lấy A2 = 0,0888 (m2) A = A1 + A2 = 0,444 + 0,0888= 0,5328 (m2) A2 – Diện tích tính toán bề mặt gân - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt ở đáy hộp, lấy = 0,3 - Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm viêc giảm so với tải trọng danh nghĩa PI. Lấy = 1 vì tải không đổi. td = Nhận thấy td < [ td ] = 900C Vậy điều kiện toả nhiệt của hộp giảm tốc được đảm bảo. Phần IV: Thiết kế quy trình công nghệ gia công bánh vít. i. Phân tích chi tiết gia công. Phân tích điều kiện làm vịêc, tính năng của chi tiết, đặc điểm của chi tiết. Bánh vít là chi tiết dạng đĩa được dùng rất phổ biến trong ngành chế tạo máy, cùng với trục vít tạo lên bộ truyền trục vít bánh vít để truyền chuyển động giữa 2 trục chéo nhau, góc giữa 2 trục thường là 900.Vì trục vít có góc xoắn vít b lớn nên đặc điểm của bộ truyền này là khi làm việc xảy ra hiện tượng trượt giữa răng của bánh vít và trục vít, do đó lực ma sát tác dụng lên bánh vít lớn, đễ gây dính và mòn răng bánh vít. Bộ truyền có ưu điểm là có tỉ số truyền cao, có tính tự hãm, truyền động êm nhưng nó cũng có nhược điểm là hiệu suất thấp do có trượt, tiền chi phí cho vật liệu đắt, yêu cầu độ chính xác lắp ghép cao. Để vừa đảm bảo tính kinh tế vừa đảm bảo tính kỹ thuật bánh vít được cấu tạo làm 2 phần, phần vành bánh vít và phần may ơ. Chúng được gia công riêng sau đó ghép lại với nhau và cố định bằng vít.Vành bánh vít được làm từ đồng thanh không thiếc (БpA ж 9 - 4) còn may ơ được làm từ gang xám (GX 21- 40) đây là những vật liệu có tính đúc tốt, tạo phôi đơn giản rẻ tiền. Phần vành răng có dạng đĩa vì có tỉ số: L/D = 49/235 = 0,21 < 0,35. Phần moay ơ có dạng đĩa vì có tỉ số: 0,5 < L/D = 49/210= 0,23 < 0,35. Phần răng bánh vít được gia công sau khi đã lắp hoàn chỉnh may ơ và vành răng bánh vít. Phân tích yêu cầu kỹ thuật và phương pháp gia công lần cuối các bề măt. a) Vành răng bánh vít: Đối với vành răng bánh vít việc đảm bảo độ chính xác của mối lắp ghép với may ơ và độ chính xác bề mặt răng rất quan trọng,mặt khác bề mặt răng bánh vít cần có yêu cầu cao về cơ tính do nó trực tiếp chịu mô men uốn, lực ma sát do vậy cần thoả mãn một số yêu cầu kĩ thuật sau: Mặt phẳng đối xứng của vành răng phải trùng với mặt phẳng đối xứng của may ơ. Độ đảo vành răng so với đường tâm lỗ không quá 0,02 mm Độ đảo mặt đầu vành răng không quá 0,02 mm trên toàn bánh kính Sai số bước vòng không quá 0,03mm Độ chính xác biên dạng răng cao Độ vuông góc giữa mặt đầu và tâm mặt trụ cao Độ không đồng tâm giữa mặt trụ trong và ngoài nhỏ Bề mặt ặ 203,5 H7 : Đây là bề mặt lắp ghép với may ơ có độ nhám cấp 6 ta dùng tiện tinh lần cuối để đạt được. Mặt răng được gia công bằng phương pháp phay lăn, các lỗ ren giữa vành bánh vít và moay ơ được khoan sau đó tarô sau khi ép vành răng với may ơ. Các bề mặt còn lại chỉ cần tiện thô. b) Moay ơ bánh vít: Đối với may ơ để đảm bảo việc lắp ghép với trục và vành răng được chính xác thì các bề mặt lỗ, mặt đầu , mặt ngoài phải đảm bảo yêu cầu sau: - Độ không đồng tâm giữa bề mặt ặ 36 và ặ 203,5 không quá 0,015mm/100mm đường kính. - Độ đảo của các mặt đầu so với đường tâm lỗ không quá 0,02 mm - Bề mặt lỗ ặ36 H7là bề mặt lắp ghép với trục có độ nhám cấp 7 có thể gia công bằng phương pháp chuốt lỗ. Phần rãnh then dùng phương pháp chuốt. - Bề mặt ặ 203,5 js7 là bề mặt lắp ghép với vành răng dùng tiện tinh lần cuối. - Các bề mặt còn lại chỉ cần tiện thô là đạt. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu. Vì bánh vít có kết cấu ghép nên việc chế tạo sẽ phức tạp. Kết cấu đã cho của bánh vít đã đảm bảo tính công nghệ như: vát mép các góc sắc,vát mép các miệng lỗ….Nên kết cấu đã cho của bánh vít không có gì cần sửa đổi. ii. Xác định dạng sản xuất ý nghĩa . Dạng sản xuất là một khái niệm kinh tế – kỹ thuật tổng hợp, nó phản ánh mối quan hệ qua lại giữa các đặc trưng về công nghệ và các hình thức tổ chức sản xuất để chế tạo ra các sản phẩm đạt hiệu quả kinh tế cao nhất. Dạng sản xuất phụ thuộc vào nhiều thông số như số chủng loại, chu kỳ lặp lại…Trong nhành chế tạo máy người ta chia ra 3 dạng sản xuất đặc trưng là: + Dạng sản xuất đơn chiếc. + Dạng sản xuất hàng loạt. + Dạng sản xuất hàng khối. Để xác định dạng sản xuất phải xác định khối lượng chi tiết gia công (Q) và số lượng chi tiết tổng cộng cần chế tạo trong một năm (N). Xác định sản lượng cơ khí hàng năm. - Sản lượng cơ khí hàng năm được xác định theo công thức : N= N1.m(1+) Trong đó: N1 : Số lượng sản lượng cần chế tạo trong 1 năm theo kế hoạch N1 =30 (ct/năm) m : Số lượng chi tiết trong một sản phẩm : m =2 a- Phế phẩm trong xưởng đúc a =(3 ữ6) %. Lấy a=4%. b- Số chi tiết được chế tạo thêm để dự trữ b =(5 ữ7)%. Lấy b = 6%. Vậy N = 30.2.(ct/năm) - Trọng lượng chi tiết được xác định theo công thức: M=V.g M=M1 + M2 = V1.g1 + V2.g2 Trong đó : M1: Là khối lượng của vành bánh vít (kg) V1: Là thể tích của vành bánh vít (dm3) g1: Là khối lượng riêng của vành bánh vít g1= 8,72 (kg/dm3) M2: Là khối lượng của Mayơ (kg) V2: Là thể tích của Mayơ (dm3) g2: Là khối lượng riêng của Mayơ g2= 7,82 (kg/dm3) Theo tính toán ta có được V1= 0,16(dm3) M1= 0,16.8,72 = 1,39(kg) V2 = 0,95(dm3) M2 = 0,95. 7,4 = 7,03(kg) M = M1 + M2 = 8,42(kg) Từ khối lưọng chi tiết và sản phẩm hàng năm tra bảng 2.6 [11], ta xác định được dạng sản xuất là đơn chiếc loạt nhỏ. iii. Chọn phôi và phương pháp tạo phôi 1. ý nghĩa . Để tạo ra một sản phẩm chi tiết máy đạt yêu cầu về kinh tế và kĩ thuật diều đầu tiên người thiết kế công nghệ phải chọn được dạng phôi và phương pháp tạo phôi hợp lí. Việc lựa chọn dạng phôi có thể dựa trên các tiêu chí sau: + Vật liệu và cơ tính của chi tiết gia công + Hình dáng, kích thước và yêu cầu kĩ thuật của chi tiết. + Dạng sản xuất. + Điều kiện cụ thể của nơi sản xuất. Với chi tiết là bánh vít, phần may ơ là GX 21-40 còn phần vành răng là đồng thanh không thiếc (БpA ж 9 - 4) là những vật liệu có tính đúc tốt. 2. Phương pháp tạo phôi. - Dựa vào đặc điểm kết cấu, hình dáng hình học của chi tiết, kết hợp với vật liệu ta chọn phương pháp chế tạo phôi là đúc. Các phương pháp đúc được sử dụng gồm: a) Đúc trong khuôn cát : Làm khuôn bằng tay mẫu gỗ, lõi cát thời gian làm khuôn lâu, độ chính xác và độ bóng bề mặt thấp, tiêu hao nhiều sức lao động, lượng dư gia công lớn .Phương pháp này có thể đúc được các chi tiết lớn đến nhỏ có hình dáng phức tạp, giá thành chế tạo phôi rẻ song chỉ thích hợp trong sản xuất đơn chiếc loạt nhỏ. b) Đúc áp lực: Ưu điểm: Phương pháp này cho độ chính xác và năng xuất cao hơn, lượng dư gia công nhỏ, tiêu tốn ít vật liệu làm khuôn hơn, Khuôn và lõi có thể dùng lại nhiều lần, rút ngắn được thời gian chuẩn bị giảm sức lao động, đúc được các chi tiết có thành mỏng và phức tạp. Nhược điểm: Phải tính chính xác lực đè khuôn, giá thành chế tạo phôi cao hơn phương án trên. Phương pháp này thích hợp với sản xuất loạt lớn hàng khối. c) Đúc trong khuôn mẫu chảy: Ưu điểm: Có thể đúc được hầu hết các kim loại và hợp kim màu . Cho chi tiết có độ bóng cao,độ chính xác phôi cao. Nhược điểm: Giá thành chế tạo khuôn cao. d) Đúc trong khuôn kim loại: Ưu điểm: Khuôn dùng được nhiều lần, vật đúc có độ chính xác cao, tổ chức hạt nhỏ mịn cơ tính tốt , tiết kiệm được vật liệu làm khuôn, điều kiện lao động tốt. Nhược điểm: Giá thành làm khuôn cao, khi đúc gang dễ bị hoá trắng, khuôn và lõi không có tính lún nên vật đúc dễ bị nứt . Qua việc phân tích ở trên chọn phương pháp đúc trong khuôn cát, mẫu gỗ, làm khuôn bằng tay để tạo phôi. Hình dáng kết cấu cơ bản của phôi trong khuôn như hình vẽ: Hình 23: Sơ đồ đúc phôi vành răng bánh vít Hình 24: Sơ đồ đúc phôi moay - ơ bánh vít iv. thiết kế qui trình công nghệ Phân tích chọn chuẩn định vị. Yêu cầu chung khi chọn chuẩn: Chọn chuẩn có ý nghĩa rất quan trọng trong việc thiết kế quy trình công nghệ.Để chọn chuẩn hợp lý thì phải thoả mãn hai yêu cầu sau: Đảm bào chất lượng của chi tiết trong suốt quá trình gia công, đảm bào năng suất cao, giá thành hạ. Nguyên tắc chung khi chọn chuẩn: + Nguyên tắc thứ nhất: việc chọn chuẩn phải xuất phát từ nguyên tắc 6 điểm khi định vị để khống chế hết số bậc tự do cần thiết một cách hợp lý. Tuyệt đối tránh trường hợp thiếu và siêu định vị hoặc thừa định vị không cần thiết. + Nguyên tắc thứ hai: Chọn chuẩn sao cho lực cắt, lực kẹp không làm biến dạng cong vênh chi tiết quá nhiều và phải chọn sao cho lực kẹp là nhỏ nhất để giảm sức lao động cho công nhân. + Nguyên tắc thứ ba: Chọn chuẩn sao cho kết cấu đồ gá đơn giản, gọn nhẹ thuận tiện khi thao tác và thích hợp với từng loại hình sản xuất nhất định. 1.3. Chọn chuẩn tinh: 1.3.1. Yêu cầu chung khi chọn chuẩn tinh. + Đảm bảo phân bố đủ lượng dư cho các bề mặt gia công để đảm bảo độ chính xác kích thước. + Đảm bảo độ chính xác tương quan giữa các bề mặt gia công với nhau. 1.3.2. Các lời khuyên khi chọn chuẩn tinh. + Nên chọn chuẩn tinh sao cho tính trùng chuẩn càng cao càng tốt, nếu chọn được như vậy thì sẽ làm giảm sai số tích luỹ. Nếu chuẩn cơ sở trùng với chuẩn điều chỉnh và trùng với chuẩn khởi xuất thì sai số chuẩn sẽ bằng không: 0 + Nên chọn chuẩn tinh là chuẩn tinh chính, nếu chọn được như vậy thì vị trí của chi tiết khi gia công tương tự như khi làm việc và các thông số đạt được khi gia công phù hợp với các thông số làm việc của chi tiết tức là các yếu tố này đạt được một cách trực tiếp và sẽ cho độ chính xác cao nhất. + Nên chọn chuẩn tinh là chuẩn tinh thống nhất -là chuẩn tinh được sử dụng ở nhiều nguyên công của quá trình công nghệ. Nếu chọn như vậy sẽ giảm được chủng loại đồ gá nên giảm thời gian thiết kế chế tạo đồ gá, giảm bớt được chi phí thiết kế và chế tạo. - Qua căn cứ vào các nguên tắc và yêu cầu khi chọn chuẩn có các phương án chọn chuẩn tinh sau: a) Đối với vành bánh vít: - Phương án 1: Dùng mặt ngoài ặ250,5 khống chế 2 bậc tự do và mặt đầu khống chế 3 bậc tự do làm chuẩn tinh. Ưu điểm: - Không phải chế tạo đồ gá. - Độ cứng vững cao , không gian gia công rộng. - Đảm bảo độ chính xác tương quan cần thiết cho các bề mặt. Nhược điểm: - Dùng mâm cặp 4 chấu phải rà gá mất nhiều thời gian. - Dùng mâm cặp 3 chấu tự định tâm thì độ chính xác không cao. - Phương án 2: Dùng mặt lỗ ặ203,5 khống chế 2 bậc tự do kết hợp với mặt đầu khống chế 3 bậc tự do làm chuẩn tinh. Ưu điểm: - Không phải chế tạo đồ gá. - Độ cứng vững cao không gian gia cồng rộng. - Vừa là chuẩn lắp ghép vừa là chuẩn gia công. Nhược điểm: - Lực kẹp dễ làm hỏng bề mặt lắp ghép. Qua hai phương án chọn chuẩn tinh trên chọn phương án 1 làm chuẩn tinh để gia công các bề mặt của vành bánh vít. Sau khi ép vành với may ơ dùng mặt lỗ may ơ làm chuẩn để gia công mặt xuyến và răng bánh vít. b) Đối với may ơ: - Phương án 1: Chọn chuẩn tinh là bề mặt lỗ ặ36 khống chế 4 bậc tự do và mặt đầu khống chế 1 bậc tự do. Ưu điểm: Là chuẩn tinh chính. Độ cứng vững cao , không gian gia công rộng. Đảm bảo độ vuông góc giữa bềmặt trụ và mặt đầu, độ đồng tâm giữa mặt lỗ và mặt ngoài. Gá đặt nhanh. Nhược điểm: - Phải chế tạo trục gá chuyên dùng. - Phương án 2: Dùng mặt ngoài ặ203,5 khống chế 2 bậc tự do kết hợp với mặt đầu khống chế 3 bậc tự do làm chuẩn tinh. Ưu điểm: Không phải chế tạo đồ gá. Độ cứng vững cao không gian gia cồng rộng. Gá đặt nhanh. Nhược điểm: Không phải là chuẩn tinh chính. Độ chính xác không cao. Qua hai phương án chọn chuẩn tinh trên chọn phương án 1 làm chuẩn tinh để đảm bảo yêu cầu kĩ thuật đề ra. 1.4. Chọn chuẩn thô: 1.4.1. Yêu cầu chung khi chọn chuẩn thô: + Đảm bảo phân bố đủ lượng dư cho các bề mặt sẽ gia công. + Đảm bảo độ chính xác về vị trí tương quan giữa các mặt không gia công và các mặt gia công. 1.4.2. Các lời khuyên khi chọn chuẩn thô: + Theo một phương kính thước nhất định nếu trên chi tiết có một bề mặt không gia công thì nên chọn bề mặt đó làm chuẩn thô. + Theo một phương kính thước nếu trên chi tiết có 2 hay nhiều bề mặt không gia công thì nên chọn bề mặt không gia công nào có yêu cầu độ chính xác về vị trí tương quan với bề mặt gia công ở mức cao nhất làm chuẩn thô. + Theo một phương kính thước nếu trên chi tiết gia công có tất cả các bề mặt đều gia công thì nên chọn bề mặt nào có yêu cầu cơ tính đồng đều nhất làm chuẩn thô. + Theo một phương kính thước nếu trên chi tiết gia công có rất nhiều bề mặt đủ điều kiện làm chuẩn thô thì nên chọn bề mặt nào bằng phẳng, trơn chu nhất làm chuẩn thô. + ứng với một bậc tự do cần thiết của chi tiếtgia công, chuẩn thô chỉ được chọn và sử dụng không quá một lầm trong suốt quá trình gia công, nếu vi phạm lời khuyên này sẽ phạm chuẩn thô và sẽ làm cho sai số về vị trí tương quan giữa các bề mặt gia công rất lớn vì vậy phải tránh phạm chuẩn thô. - Dựa theo yêu cầu và lời khuyên trên ta có các phương án chọn chuẩn thô cho vành bánh vít và may ơ như sau: a) Đối với vành răng bánh vít: - Phương án 1: Chọn mặt trụ ngoài ặ250,5 làm chuẩn thô khống chế 2 bậc tự do, với mặt đầu khống chế 3 bậc tự do. Ưu điểm : - Có thể dùng đồ gá vạn năng như mâm cặp 3 ,4 chấu. - Thao tác nhanh đơn giản. - Độ cứng vững cao. Nhược điểm : - Độ chính xác định tâm thấp. - Phương án 2: Chọn mặt lỗ ặ203,5 khống chế 2 bậc tự do làm chuẩn thô kết hợp với mặt đầu khống chế 3 bậc tự do. + Ưu điểm : - Có thể dùng đồ gá vạn năng như mâm cặp 3 ,4 chấu. - Thao tác nhanh đơn giản, Độ cứng vững cao. + Nhược điểm : - Độ chính xác định tâm thấp. Kết luận chọn phương án 2 làm chuẩn thô. b) Đối với may ơ : - Phương án 1: Chọn mặt ngoài ặ203,5 khống chế 2 bậc tự do, với mặt đầu khống chế 3 bậc tự do. + Ưu điểm : - Không phải chế tạo đồ gá. - Định vị , kẹp chặt nhanh. - Độ cứng vững cao. + Nhược điểm : - Độ chính xác định tâm thấp. - Phương án 2: Chọn mặt lỗ ặ36 khống chế 4 bậc tự do, kết hợp với mặt đầu khống chế 1 bậc tự do. Ưu điểm: Độ cứng vững cao , không gian gia công rộng. Đảm bảo độ vuông góc giữa bềmặt trụ và mặt đầu, độ đồng tâm giữa mặt lỗ và mặt ngoài. Gá đặt nhanh. Nhược điểm: - Phải chế tạo trục gá chuyên dùng. Kết luận chọn phương án 1 làm chuẩn thô. A. TRình tự gia công Việc xắp xếp trình tự các nguyên công phải theo nguyên tắc: + Mặt dùng làm chuẩn công nghệ phải được gia công trước. + Bố trí thêm việc kiểm tra trung gian sau những nguyên công dễ xảy ra phế phẩm. + Cố gắng giảm số lần gá đặt. Dựa vào đặc điểm kết cấu của chi tiết và nguyên tắc trên ta xác định được trình tự các nguyên công như sau: 1. Nguyên công I: ủ khử ứng suất dư moay - ơ(vật liệu GX 21 – 40) 2. Nguyên công II: Tiện thô mặt đầu A, B, vát mép 2x450, tiện tinh mặt đầu A, tiện thô - tiện tinh lỗ ặ36. 3. Nguyên công III: Tiện thô mặt trụ ặ203,5, ặ210, tiện tinh mặt trụ ặ203,5, tiện thô mặt đầu C, D và vát mép 2x450, tiện tinh mặt đầu C. 4. Nguyên công IV: Mài lỗ ặ36. 5. Nguyên công V: Mài mặt trụ ặ203,5. 6. Nguyên công VI: Lấy dấu. 7. Nguyên công VII: Xọc rãnh then 8. Nguyên công VIII: Tiện thô mặt trụ ặ250,5, mặt đầu E, vát mép 3x450 và tiện tinh mặt trụ ặ250,5. 9. Nguyên công IX: Tiện thô lỗ ặ203,5, ặ210, tiện tinh lỗ ặ203,5, vát mép 2x450. 10. Nguyên công X: Tiện thô mặt đầu G, vát mép 2x450, 3x450. 11. Nguyên công XI: Kiểm tra trung gian 12. Nguyên công XII: ép vành bánh vít vào moay - ơ. 13. Nguyên công XIII: Khoan 3 lỗ ặ6, ta rô 3 lỗ M8, bắt vít. 14. Nguyên công XIV: Tiện cung tròn R27. 15. Nguyên công XV: Phay bánh vít. 16. Nguyên công XVI: Tổng kiểm tra. Sơ đồ định vị các nguyên công Nguyên công I: ủ khử ứng suất dư Nguyên công II: Tiện thô mặt đầu A, B, vát mép 2x450, tiện tinh mặt đầu A, tiện thô - tiện tinh lỗ ặ36. Máy: 1k62 Dao: BK8 Đồ gá: mâm cặp 3 chấu tự định tâm Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1, 2: Tiện thô mặt đầu A, B, Bước 3, 4: vát mép 2x450 Bước 5: tiện tinh mặt đầu A Bước 6, 7: tiện thô - tiện tinh lỗ ặ36 Nguyên công III: Tiện thô mặt trụ ặ203,5, ặ210, tiện tinh mặt trụ ặ203,5, tiện thô mặt đầu D, C, vát mép 2x450, tiện tinh mặt đầu C. Máy: 1k62 Dao: BK8 Đồ gá: trục gá đàn hồi hai phía Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1, 3: Tiện thô mặt trụ ặ203,5, ặ210 Bước 4: tiện tinh mặt trụ ặ203,5 Bước 5, 6: tiện thô mặt đầu C, D Bước 7, 8, 9: vát mép 2x450 Bước 10: tiện tinh mặt đầu C Nguyên công IV: Mài lỗ ặ36 Máy: 3131 Đá: PP25x40x10 13A25HCM26K1 Đồ gá: mâm cặp 3 chấu tự định tâm Dụng cụ đo: thước kẹp Nguyên công V: Mài mặt trụ ặ203,5 Máy: 3131 Đá: PP350x40x127 53C40HC15K1 Đồ gá: chống tâm hai đầu Dụng cụ đo: thước kẹp Nguyên công VI: Lấy dấu cho rãnh then Nguyên công VII: Xọc rãnh then Máy: 7A412 Dao: P18 Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1: xọc rãnh then 1 Bước 2: xọc rãnh then 2 Nguyên công VIII: Tiện thô mặt trụ ặ250,5, mặt đầu E, vát mép 3x450 và tiện tinh mặt trụ ặ250,5. Máy: 1k62 Dao: T16K6 Đồ gá: mâm cặp 3 chấu tự định tâm Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1: tiện thô mặt trụ ặ250,5 Bước 2: tiện thô mặt đầu E Bước 3: vát mép 2x450 Bước 4: tiện tinh mặt trụ ặ250,5 Nguyên công IX: Tiện thô lỗ ặ203,5, ặ210, tiện tinh lỗ ặ203,5, vát mép 2x450. Máy: 1k62 Dao: T16K6 Đồ gá: mâm cặp 3 chấu tự định tâm Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1: tiện thô lỗ ặ203,5 Bước 2, 3: tiện thô lỗ ặ210 Bước 4: tiện tinh lỗ ặ203,5 Bước 5: vát mép 2x450 Bước 4: tiện tinh mặt trụ ặ250,5 Nguyên công X: Tiện thô mặt đầu G, vát mép 2x450, 3x450. Máy: 1k62 Dao: T16K6 Đồ gá: mâm cặp 3 chấu tự định tâm Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1: tiện thô mặt đầu G Bước 2: vát mép 2x450 Bước 3: vát mép 3x450 Nguyên công XI: Kiểm tra trung gian Nguyên công XII: ép vành bánh vít vào moay - ơ. Máy ép thuỷ lực: P6320 Nguyên công XIII: Khoan 3 lỗ ặ6, ta rô 3 lỗ M8, bắt vít. Máy: 1k62 Dao: P18 Dụng cụ đo: thước kẹp Bước 1: khoan 3 lỗ ặ6 Bước 2: ta rô 3 lỗ M8 Bước 3: bắt vít Nguyên công XIV: Tiện cung tròn R27 Máy : 1k62 Dao: T15K6 Đồ gá: trục gá đàn hồi hai phía Dụng cụ đo: dưỡng tròn Nguyên công XV: Phay lăn răng bánh vít Máy : 5K32 Dao: P18 Đồ gá: chuyên dùng Dụng cụ đo: chuyên dùng Thông số hình học của bánh vít Mô đun m = 5 Hướng xoắn trái Góc vít g = 17o36’ Số răng Z = 47 Hệ số dịch chỉnh x = 0,05 Nguyên công XVI: Tổng kiểm tra Mọi chi tiết liờn hệ Nguyễn Cơ Thạch 0988741318