đồ án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí loại hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp

KẾ HOẠCH THỰC HIỆN TIỂU LUẬN, BÀI TẬP LỚN, ĐỒ ÁN/DỰ ÁNTên lớp: ME6017.1...Khóa: K15...Họ tên sinh viên nếu thực hiện cá nhân LƯU XUÂN TRUNG ...Tên nhóm nếu thực hiện theo nhóm:...Họ và t

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Xác định công suất động cơ

 Hiệu xuất truyền động: η = η đ ×η br × η k × η 3 ổ

 Do tải trọng thay đổi nên:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ

 Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp là:

 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ là: n sb = U t n lv = 10.85,98 = 859,8 (vg/ph) (1.9)

 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là 1000 vg/ph

 Theo bảng 1.3-Phụ lục chọn động cơ 4A132M6Y3

Bảng 1.1 Thông số động cơ

Số vòng quay,vg/ph Cosφ η% T T max dn

 Kiểm tra điều kiện tải của động cơ:

Vậy động cơ đã thỏa mãn điều kiện làm việc

Phân phối tỷ số truyền

 Theo dãy số tiêu chuẩn( trang 30,hướng dẫn đồ án chi tiết máy) chọn U đ =2,5

Tính toán các thông số trên các trục

 Công suất trên các trục:

Trục II: P II P lv n 23 = η k P η lv ổ =

 Số vòng quay trên các trục:

(1.17) Trục làm việc: n lv = n II = 86 (vg/ph) (1.18)

 Momen xoắn trên các trục:

- Momen xoắn trên trục động cơ:

- Momen xoắn trên trục II:

- Momen xoắn trên trục công tác:

Bảng 1.2 Thông số kĩ thuật

Trục Động cơ I II Làm việc

Số vòng quay(vg/ph) 968 387,2 86 86

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC

Chọn bộ truyền đai dẹt

- Vật liệu chế tạo đai dẹt gồm: Da, sợi bông, sợi len, sợi tổng hợp và vải cao su.- Trong số các loại vật liệu này, đai vải cao su và đai sợi tổng hợp được sử dụng phổ biến nhất.

Đai vai cao su là một cấu trúc đa lớp với lớp vải chịu tải, xen kẽ với lớp cao su lưu hóa Lớp vải chịu trách nhiệm chịu tải trọng chính, trong khi lớp cao su liên kết và bảo vệ các lớp vải, đồng thời tăng hệ số ma sát giữa đai vai và bánh đai, đảm bảo truyền động hiệu quả và giảm trượt.

– Đai vải cao su được chế tạo thành cuộn, người thiết kế cắt đủ chiều dài cần thiết và nối thành vòng kín Đai được nối bằng cách may, hoặc dùng bu lông kẹp chặt.

– Đai sợi tổng hợp được chế tạo thành vòng kín, do đó chiều dài của đai cũng được tiêu chuẩn hoá.

Thiết kế bộ truyền đai dẹt

- Đặc tính làm việc: va đập vừa

- Số ca làm việc: 2 ca

- Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: 30°

 Để thuận tiện cho việc thiết kế, chế tạo, ta chọn đai vải cao su do loại đai này được chế tạo thành cuộn có thể tùy chỉnh chiều dài đai theo việc thiết kế đường kính bánh đai và khoảng cách trục

2.2.1 Đường kính bánh đai nhỏ d 1

Chọn d1 tiêu chuẩn d1"4mm, trong đó

 Đường kính bánh đai lớn

Lấy giá trị số tiêu chuẩn d2 = 560 mm

Tỉ số truyền thực tế

Sai lệch tỉ số truyền

2.2.2 Xác định khoảng cách trục a

Cộng thêm từ 100 đến 400mm tuỳ theo cách nối đai.

Số vòng chạy của đai

– Tính lại khoảng cách trục :

(2.13) (thỏa mãn điều kiện đối với đai vải cao su)

(2.14) Tra bảng 4.8[1], tỷ số chiều dày đai và đường kính bánh đai nhỏ nên dùng:

 Theo bảng 4.6[1] Ta chọn đai Ƃ-800 không có lớp lót, số lớp 5, chiều dày đai tiêu chuẩn là 6,25 mm.

 Lực vòng xác định theo công thức:

 Chọn hệ số tải trọng Kđ, Bảng 4.7[1] Vì làm việc 2 ca và có va đập vừa => Kđ = 1,2

 Ứng suất có ích cho phép xác định thêo công thức: σ F =[σ F ] 0 C ∝ C v C 0 (2.16)

Chọn k1=2,3 ; k2=9 tương ứng với σ 0=1,6MPa

 Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của góc ôm Cα:

 Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc Cv:

Với k v 0,04 đối với đai vải cao su

 Theo bài 𝛽 = 30 o , truyền động thường nên ta chọn C 0=1

Chọn theo tiêu chuẩn b = 63mm

 Chiều rộng bánh dai dẹt khi mắc bình thường:

Chọn chiều rộng bánh đai theo tiêu chuẩn là Β = 80 mm

2.2.3 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

 Lực tác dụng lên trục:

Bảng 2.2 Thông số kỹ thuật bộ truyền đai dẹt

Thông số Ký hiệu Giá trị

Số lớp: 5 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 224 mm Đường kính bánh đai lớn d 2 560 mm

Chiều rộng bánh đai B 80 mm

Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 168,03 

Lực tác dụng lên trục F r 1122,8 N

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Chọn vật liệu

- Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu bánh răng như nhau Theo bảng 6.1[1]chọn:

- Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có:

- Bánh lớn:thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có:

Xác định ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

 Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 Ứng suất uốn cho phép:

 Theo bảng 6.2[1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 …350, lim 2 70 o

 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 $5 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230, khi đó lim1 2 1 70 2.245 70 560 o

 K HL, K FL : Hệ số tuổi thọ

Bánh răng có HB < 350, mH = mF = 6.

– N HO , N FO : chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

 N HE , N FE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất

– Do bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc nên:

– Ti : Momen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

– ni : Số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

– c : Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

 Thay vào công thức (6.1a) ta được:

 Theo (6.2a) với bộ truyền quay 1 chiều K FC  1 ta được:

 Ứng suất tiếp xúc cho phép đối với bánh răng trụ răng thẳng:

3.2.2 Ứng suất quá tải cho phép

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

3.3.1 Xác định khoảng cách trục

- K a hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng

- Ứng suất cho phép  H   495,85 MPa

- K HB hệ số tính đến sự phân bố không đều tải trọng nên chiều rộng vành răng khi tính đến tiếp xúc theo bảng 6.7[1] dùng phương pháp nội suy ta tính được:

3.3.2 Xác định thông số ăn khớp

 Xác định modun theo công thức 6.17[1]

 Theo bảng 6.8[1] chọn modun tiêu chuẩn m = 2,5

 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:

 Từ 6.18[1] xác định số răng của bánh răng nhỏ:

 Xác định số răng bánh răng lớn:

 Tính lại khoảng cách trục : 1

Lấy a w 1  193 mm , do đó cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 192,5mm lên 193mm

 Tính độ dịch tâm theo 6.22[1]

 Theo bảng 6.10a[1] và dùng phương pháp nội suy ta được K x = 0,0117 do đó theo công thức 6.24[1] hệ số giảm đỉnh răng :

 Theo bảng 6.25[1] tổng hệ số dịch chỉnh:

 Theo 6.26[1] hệ số dịch chỉnh bánh 1:

 Hệ số dịch chỉnh bánh 2: x 2 x t  x 1 0,2018 0,013 0,1888  (3.31)

3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

 Với bánh răng thẳng dùng 6.36a[1] để tính Z 

 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

 Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16[1] g o  73

(3.38)Theo bảng 6.15[1]  H 0,006; theo bảng 6.14[1] K Hα = 1,13 do đó:

 Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên ta được:

3.3.4 Kiểm nghiệm răng về dộ bền uốn

 Theo bảng 6.14[1] với v 2,5 m/s  và cấp chính xác 9 ; K Hα = 1,13

(3.43) Trong đó: theo bảng 6.15[1]  F 0,016 theo bảng 6.16[1] g o  73 Do đó theo 6.46[1]

(3.44) Tra bảng 6.7[1] và 6.14[1] chọn K F   1 và K F   1,1

 Thay các giá trị vừa tính vào công thức trên ta được:

3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

 Kiểm nghiệm quá tải về ứng suất tiếp xúc:

(3.48) Trong đó: max mm 1,6 qt

 Kiểm nghiệm quá tải về ứng suất uốn:

Các thông số và kích thước bộ truyền

- Chiều rộng vành răng: b w = 77 mm

 Theo các công thức trong bảng 6.11[1], tính được:

Bảng thông số kỹ thuật

Bảng 3.1 Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng

Thông số Ký hiệu Giá trị

Chiều rộng vành răng b w 77 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 ; x 2 0,013 ; 0,189 Đường kính chia d 1 ; d 2 70 mm ; 315 mm Đường kính đỉnh răng d a 1 ; d a 2 75,06 mm ; 320,94 mm Đường kính đáy răng d f 1 ; d f 2 63,82 mm ; 309,7 mm

THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu

 Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có  b 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép     12 20  MPa

Thiết kế trục về độ bền

4.2.1 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

 Lực tác dụng từ bộ truyền đai

Góc lệch bộ truyền ngoài là 75  nên ta phân tích F r 12 thành 2 thành phần

 Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng:

T 1 : momen xoắn trên trục bánh I d w 1 : đường kính vòng lăn bánh I

(4.4) Trong đó: α tw : góc ăn khớp β : góc nghiêng của răng

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thì β = 0 o khi đó F a 1 F a 2 0

 Lực tác dụng từ khớp nối:

- Tra bảng 16.10a với T 2 = 666279,07 Nm dùng phương pháp nội suy ta tính được D t 150mm

- Lực vòng trên khớp nối:

- Lực tác dụng từ khớp nối:

4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục

   : ứng suất cho phép với vật liệu trục là thép 45

Lấy  1 15MPavới trục vào của hộp giảm tốc;  2 25MPavới đầu ra của hộp giảm tốc

Do đó đường kính sơ bộ các trục là:

 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Theo bảng 10.2 xác định chiều rộng gần đúng chiều rộng ổ lăn

Với d 1 45mmchọn chiều rộng ổ lăn b 01 25mm d 2 55mm chọn chiều rộng ổ lăn b 02 29mm

4.2.2.1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực, theo bảng 10.3 ta có:

- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm)

 Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 (mm)

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm)

 Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn (mm)

 Sau khi xác định được các giá trị trên, ta đi tính các giá trị l mki ;l k 1 ; ;l l ki cki ;b ki

- k : Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc k 1;2

- i: Số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng.i0;1, với các tiết diện trục lắp ổ;i2 s, với s là số các chi tiết quay( bánh đai, bánh răng, khớp nối )

- l k 1 : Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

- l ki : Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

- l mki : Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k

- l cki : Khoảng côngxôn( khoảng chìa )trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ được xác định bằng công thức:

Với k 3 : Là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ. h n : Chiều cao nắp ổ ở đầu bulông

- b ki : Chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k.

Tính toán thiết kế trục I

4.3.1 Tính toán vẽ biểu đồ momen trục I

Hình 4.1 Sơ đồ kích thước các đoạn trục I

 Chiều dài mayơ bánh đai bị dẫn:

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

 Theo công thức (10.14) ta có:

 Theo bảng 10.4[1] với hộp bánh răng trụ 1 cấp ta có:

 Sơ đồ phân tích lực trục I

Hình 4.2 Sơ đồ phân tích lực trục I

 Tính phản lực cho các gối đỡ

Giả sử phản lực trên các gối đỡ có phương chiều như hình vẽ Trên mặt phẳng xOz, để trục cân bằng:

Trên mặt phẳng yOz, để trục cân bằng:

4.3.2 Vẽ biểu đồ Mx, My, T trên trục I

 Ta tính các giá trị momen tại các điểm A B C D xA 0

 Vẽ biểu đồ momen uốn Mx, My và momen xoắn T

Hình 4.3 Biểu đồ momen trục I

4.3.3 Tính momen tương đương và đường kính trục I

Theo công thức (10.16) ta có momen tương đương

 Đường kính trục tại các tiết diện j được xác định qua công thức:

 Tra bảng 10.5[1] kết hợp dùng phương pháp nội suy ta tính được:

 Từ trên ta đi tính đường kính trục tại các tiết diện như sau:

 Tại tiết diện A(tiết diện lắp bánh đai):

 Tại tiết diện B (tiết diện lắp ổ lăn):

 Tại tiết diện C (tiết diện lắp bánh răng nhỏ):

 Tại tiết diện D (tiết diện lắp ổ lăn):

 Tại vị trí A và C do lắp chi tiết quay, phải gia công rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4%:

 Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục) khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn dãy dưới bảng 10.5 như sau: d A = 35mm ; d B = 40mm d C = 45mm ; d D = 40mm

 Sau khi định kết cấu trục xong, ta chọn then cho trục I Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.

 Tra bảng 9.1a[1] ta chọn được kích thước then như sau:

Bảng 3.1 Bảng thông số kích thước then trục I Đường kính trục d, mm

Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trụct 1 Trên lỗ t 2 Nhỏ nhất Lớn nhất

4.3.5 Kiểm nghiệm độ bền dập cắt

 Tra bảng 9.1a ta chọn chiều dài then tiêu chuẩn: l t 1 50mm

 Theo bảng 9.5[1] với mối ghép then dạng lắp cố định, vật liệu may ơ thép, đặc tính tải trọng va đập vừa ta chọn:  d  100 MPa

 Tra phần trích dẫn sau bảng 9.1a[1] với mối ghép chịu tải trọng va đập

 vừa thì ứng suất cho phép chọn bằng:

4.3.5.1 Kiểm nghiệm độ bền của then tại vị trí lắp bánh đai:

 Ứng suất dập tính theo công thức 9.1[1] ta có:

 Ứng suất cắt tính theo công thức 9.2[1] ta có:

4.3.5.2 Kiểm nghiệm độ bền của then tại vị trí lắp bánh răng:

 Ứng suất dập tính theo công thức 9.1[1] ta có:

 Ứng suất cắt tính theo công thức 9.2[1] ta có:

=> Vậy then đủ đủ kiện bền dập và độ bền cắt

4.3.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện theo công thức 10.19[1]:

   s : Hệ số an toàn cho phép, thông thường   s  1,5 2,5  (khi cần tăng độ cứng   s  2,5 3  , như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

: Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến hệ số ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j Ta có:

   1 và   1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng (có thể lấy gần

: Lần lượt là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Do quay trục một chiều nên: aj aj oj

:Mômen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục)

    ,  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7  1 với  b 600( MPa )

: Hệ số xác định theo công thức sau:

 K x : Hệ số ứng suất tập trung do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phướng pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

Tra bảng 10.8  1 chọn tiện có độ bóng R a từ 2,5 0,63 có: K x 1,09

Hệ số tăng bề mặt trục phụ thuộc phương pháp tăng bền bề mặt và tính chất vật liệu do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt.

    ,  :Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

 K K  ,  : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

4.3.6.1 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn

 Tra bảng 10.8  1 với d ol 40(mm) Ta có:

 Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lắp k6.

 Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 và   b 600(MPa) kết hợp sử dụng phép nội suy ta có:

=> Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.3.6.2 Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh đai

 Do M A 0nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riến ứng suất tiếp Tra bảng 10.6[1] với d bd  35( mm ) Ta có:

 Tra bảng 10.10[1] với d bd 35(mm) Ta có:

 Ta thấy sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi.

 Xét ảnh hưởng đến độ dôi: tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 và   b 600(MPa)

 Xét ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.12[1] với trục phay bằng dao phay ngón và   b 600(MPa) Ta có:

Tính toán thiết kế trục II

4.4.1 Tính toán vẽ biêu đồ momen trục II

Hình 4.4 Sơ đồ kích thước các đoạn trục II

 Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối trên trục II theo công thức 10.13[1]

 Chiều dài công xôn khớp nối ngoài trục giảm tốc theo công thức 10.14[1]:

 Theo bảng 10.4[1] ta có công thức tính khoảng cách trục II của bộ truyền bánh răng trụ cấp 1:

Hình 4.5 Sơ đồ phân tích lực trục II

 Tính phản lực tại các gối đỡ có phương chiều như hình vẽ

 Momen tại các gối đỡ, bánh răng, khớp nối:

- Xét trong mặt phẳng yOz:

- Xét trong mặt phẳng xOz:

 Vẽ biểu đồ momen uốn Mx, My và biểu đồ momen xoắn T

Hình 4.6 Biểu đồ momen trục II

Theo công thức (10.16) ta có momen tương đương

 Đường kính trục tại các tiết diện j được xác định qua công thức:

 Tra bảng 10.5 kết hợp dùng phương pháp nội suy ta tính được:

 Từ trên ta đi tính đường kính trục tại các tiết diện như sau:

 Tại tiết diện E (tiết diện lắp ổ lăn):

 Tại tiết diện F (tiết diện lắp bánh răng):

 Tại tiết diện G (tiết diện lắp ổ lăn):

 Tại tiết diện H (tiết diện lắp khớp nối):

 Tại vị trí B và D do lắp chi tiết quay, phải gia công rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4%:

Đường kính các đoạn trục được lựa chọn theo tiêu chuẩn dãy dưới bảng 10.5[1], đáp ứng các yêu cầu về độ bền, lắp ghép thuận tiện và khả năng công nghệ Theo đó, đường kính các đoạn trục cụ thể là: d E = 65 mm; d H = 60 mm; d G = 65 mm; d F = 70 mm.

 Sau khi định kết cấu trục xong, ta chọn then cho trục I Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục.

 Tra bảng 9.1a[1] ta chọn được kích thước then như sau:

Bảng 4.2 Bảng thông số kích thước then trục II Đường kính trục d, mm

Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trụct 1 Trên lỗ t 2 Nhỏ nhất Lớn nhất

4.4.3 Kiểm nghiệm độ bền dập cắt

 Tra bảng 9.1a [1] ta chọn chiều dài then tiêu chuẩn: l t 70mm

 Theo bảng 9.5[1] với mối ghép then dạng lắp cố định, vật liệu may ơ thép, đặc tính tải trọng va đập vừa ta chọn:  d  100 MPa

 Tra phần trích dẫn sau bảng 9.1a[1] với mối ghép chịu tải trọng va đập vừa thì ứng suất cho phép chọn bằng:

4.4.3.1 Kiểm nghiệm độ bền của then tại vị trí lắp bánh đai:

 Ứng suất dập tính theo công thức 9.1[1] ta có:

 Ứng suất cắt tính theo công thức 9.2[1] ta có:

4.4.3.2 Kiểm nghiệm độ bền của then tại vị trí lắp bánh răng:

 Ứng suất dập tính theo công thức 9.1[1] ta có:

 Ứng suất cắt tính theo công thức 9.2[1] ta có:

=> Vậy then đủ đủ kiện bền dập và độ bền cắt

4.4.4 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục

 Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện theo công thức (10.19):

   s : Hệ số an toàn cho phép, thông thường   s  1,5 2,5  (khi cần tăng độ cứng   s  2,5 3  , như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục)

: Hệ số an toàn chỉ xét riêng đến hệ số ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j Ta có:

   1 và   1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng (có thể lấy gần

: Lần lượt là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Do quay trục một chiều nên: aj aj oj

:Mômen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục)

    ,  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7  1 với  b 600( MPa )

: Hệ số xác định theo công thức sau:

 K x : Hệ số ứng suất tập trung do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phướng pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

Tra bảng 10.8  1 chọn tiện có độ bóng R a từ 2,5 0,63 có: K x 1,09

: Hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, có tính vật liệu Do không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt Ta có: y 1

    ,  :Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

 K K  ,  : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn

4.4.4.1 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn

 Tra bảng 10.8 với d ol  65( mm ) Ta có:

 Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lắp k6.

 Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 và   b 600(MPa) kết hợp sử dụng phép nội suy ta có:

=> Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.4.4.2 Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ nối trục

 Do M dx  0nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riến ứng suất tiếp Tra bảng 10.6[1] với d dx  40( mm ) Ta có:

 Tra bảng 10.10[1] với d dx 65(mm) Ta có:

 Ta thấy sự tập trung ứng suất tại khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi.

 Xét ảnh hưởng đến độ dôi: tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 và   b 600(MPa)

 Xét ảnh hưởng của rãnh then: Tra bảng 10.12[1] với trục phay bằng dao phay ngón và   b 600(MPa) Ta có:

TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ TRỤC

Chọn và tính ổ lăn cho trục I

- Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành hạ nhất, nếu không có yêu cầu đặc biệt về độ cứng, tự lựa và không yêu cầu cố định chính xác vị trí của trục theo phương dọc trục Trường hợp cần nâng cao độ cứng của ổ nên dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ mặc dù lúc này kết cấu gối đỡ phức tạp hơn do phải cố định một trong các vòng ổ theo phương dọc trục.

- Lực tổng tại các gối đỡ là:

- Theo đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn d = 40 mm.

Ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 308 tra bảng P2.7[1] có:

Bảng 4.1: Thông số ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 308

B mm r mm Đường kính bi mm

5.1.2 Chọn cấp chính xác và kích thước ổ lăn

 Các ổ lăn được sử dụng trong hộp giảm tốc lên ta chọn cấp chính xác là cấp 0, độ đảo hướng tâm: 20 μmm

 Ổ lăn được lựa chọn theo hai chỉ tiêu:

- Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt khi làm việc.

- Khả năng tải tĩnh đề phòng biến dạng dư

 Do ổ làm việc với số vòng quay khá lớn nên ta chọn ổ theo cả hai khả năng là tải động và tải tĩnh

5.1.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động

- Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd=Q m √ L (5.3)

 m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn; m = 3 đối với ổ bi.

 Q là tải trọng động quy ước (kN).

 L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì ta có mối quan hệ giữa L và L h như sau:

- Mặt khác theo công thức 11.12[1] ta có: Q = m √ ∑ ∑ Q i m L L i i (với i=1,2) (5.5)

 Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Qi = (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kđ = X.V.Fri.Kt.Kđ ( vì Fa=0) (5.6)

 Li : Thời hạn, tính bằng triệu vòng quay, khi chịu tác dụng Qi:

 Tương tự công thức 6.9[1] có thể xác định tuổi thọ tương đương của ổ, tính bằng giờ, theo công thức 11.14 : L hE K L HE h

 X hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.4[1] ta có :

 Fa,Fr : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm (kN)

 V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay.Vì vòng trong quay nên V=1

 Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,3

 Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc Kt = 1 khi θ 5 0

- Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn:

- Hệ số khả năng tải động:

 Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

5.1.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

- Theo bảng 11.6[1] với ổ bi đỡ một dãy: X0 = 0,6 ; Y0 = 0,5

- Theo công thức 11.19[1] , khả năng tải tĩnh:

Qt = Xo.Fr1+Y0.Fa = 0,6.1841,6 = 1104,96 N < Fr1 = 1841,6 N (5.15)

Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh.

Kết luận: Với trục I ta dùng ổ 308 có: d = 40 mm, D = 90 mm, B = 23 mm

Chọn và tính ổ lăn cho trục II

- Lực tổng tại các gối đỡ là:

- Theo đường kính trục tại vị trí lắp ổ lăn d = 65 mm.

- Ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 313 tra bảng P2.7[1] có:

Bảng 5.2: Thống số ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 313

B mm r mm Đường kính bi mm

5.2.2 chọn cấp chính xác và kích thước ổ lăn

 Các ổ lăn được sử dụng trong hộp giảm tốc lên ta chọn cấp chính xác là cấp 0

 Ổ lăn được lựa chọn theo hai chỉ tiêu:

- Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt khi làm việc.

- Khả năng tải tĩnh đề phòng biến dạng dư

 Do ổ làm việc với số vòng quay khá lớn nên ta chọn ổ theo cả hai khả năng là tải động và tải tĩnh

5.2.3 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải động

- Theo công thức 11.1[1] ta có: Cd=Q m √ L (5.18)

 m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn; m = 3 đối với ổ bi.

 Q là tải trọng động quy ước (kN).

 L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì ta có mối quan hệ giữa L và L h như sau:

- Mặt khác theo công thức 11.12[1] ta có: Q = m √ ∑ ∑ Q i m L L i i (với i=1,2) (5.20) Trong đó:

 Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Qi= (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kđ=X.V.Fri.Kt.Kđ (vì Fa=0) (5.21)

 Li : Thời hạn, tính bằng triệu vòng quay, khi chịu tác dụng Qi:

 Tương tự công thức 6.9[1] có thể xác định tuổi thọ tương đương của ổ, tính bằng giờ, theo công thức 11.14 : L hE K L HE h

 X hệ số tải trọng hướng tâm Tra bảng 11.4  1 ta có :

 Fa,Fr : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm (kN)

 V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay.Vì vòng trong quay nên V=1

 Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,3

 Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc Kt = 1 khi  105 0

- Như vậy ta chỉ cần tính cho ổ 2 là ổ chịu lực lớn hơn:

- Hệ số khả năng tải động:

 Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

5.2.4 Kiểm nghiệm ổ về khả năng tải tĩnh

- Theo bảng 11.6[1] với ổ bi đỡ một dãy: X3 = 0,6 ; Y3 = 0,5

- Theo công thức 11.19[1], khả năng tải tĩnh:

Vậy ổ thỏa mãn về khả năng tải tĩnh.

Kết luận: Với trục II ta dùng ổ 313 có: d = 65 mm, D = 140 mm, B = 33 mm

Khả năng quay nhanh của ổ

- Số vòng quay tới hạn của ổ được tính bằng công thức 11.21[1]:

 [dm.n] – thông số vận tốc quy ước Với ổ bi một dãy bôi trơn bằng dầu ta có:

 dm – đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn: m 2 d D d

- Số vòng quay tới hạn của ổ 1:

 Vậy ổ 1 đảm bảo điều kiện quay nhanh

- Số vòng quay tới hạn của ổ 3:

 Vậy ổ 3 đảm bảo điều kiện quay nhanh

THIẾT KẾ VỎ HỘP, LỰA CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

6.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp

Vỏ hộp giảm tốc đúc là thành phần quan trọng của hộp giảm tốc, đảm nhận các chức năng thiết yếu: cố định vị trí tương đối của các chi tiết và bộ phận trong máy, chịu tải trọng truyền đến từ các chi tiết lắp trên vỏ hộp, chứa đựng dầu bôi trơn để giảm ma sát và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn và các tác nhân gây hại từ môi trường bên ngoài.

- Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là đọ cứng cao và khối lượng nhỏ.

- Hộp giảm tốc bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…

- Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 (chỉ dùng thép khi chịu tải lớn và đặc biệt khi chịu va đập)

6.1.2 Chọn bề mặt ghép và nắp thân

- Bề mặt ghép vỏ của hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm các trục Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn Sau khi đã lắp ghép lên trục các chi tiết như: Bánh răng, bạc, ổ,… Sau đó từng trục sẽ được đặt vào vỏ hộp.

- Bề ghép thường được chọn song song với bề mặt đế Tuy nhiên, cũng có thể chọn bề mặt ghép không song song với mặt đế, nên nhờ đó có thể giảm được trọng lượng và kích thước hộp giảm tốc, cũng như tạo điều kiện bôi trơn tốt cho các cặp bánh răng bằng phương pháp ngâm dầu.

6.1.3 Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Bảng 6.1 Thông số vỏ hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

 = 0,03 aw +(1 3) = 0,03.193 + (1…3) = 6,79 8,79 mm  Chọn  = 8 mm > 6 mm

1 = 0,9. = 0,9.8 = 7,2 mm  Chọn 1 = 7 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,81) = 6,4  8 Chọn e = 7 mm Chọn h = 50 mm < 58 mm

Bulong ghép bích nắp và thân, d3

Vít ghép nắp ổ, d4 d1 = 0,04.aw + 10 = 17,72 chọn d1 = M20 d2 = (0,7  0,8).d1  16 chọn d2 = M16 d3 = (0,8  0,9).d2 = 12,8  14,4 chọn d3 = M14 d4 = (0,6  0,7).d2 = 9,6  11,2 chọn d4 = M10

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp, K3

K3 = K2 - (3  5) = 50,4 - (35) = 45,4  47,4 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ

( k là khoảng cách từ tâm bulong đến mặt lỗ)

Chiều cao: h Định theo kích thước nắp ổ

K2 = E2+R2+(35) = 25,6 + 20,8 +(35) = 50,4mm k ≥ 1,2.16 = 19,2  k = 20 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa

Chiều dày: khi không có phần lồi

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bulong nền Z Chọn Z = 4

Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp

- Đường kính lỗ: d = (34). = 2432 Chọn d = 30 mm

- Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết bulông không bị biến dạng vòng ngoài ổ. d = 8; c = 1,2 ;  1 : 50; l = 30

6.2.3 Cửa thăm (nắp quan sát)

- Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ:

- Theo bảng 18.5  3 ta có kích thước nắp quan sát:

- Bảng kích thước nắp quan sát:

Bảng 6.2 Thông số nắp quan sát

- Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng lên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

- Theo bảng 18.6  3 ta có kích thước nút thông hơi:

Bảng 6.3 Thông số nút thông hơi

- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu.

- Theo bảng 18.7  3 ta có kích thước nút tháo dầu:

Bảng 6.4 Thông số nút tháo dầu d b m f L c q D S D0

- Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ:

- Trên trục vào và ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn

- Các kích thước tra theo bảng 15.17  3 như sau:

Bảng 6.5 Thông số vòng phớt

Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S(mm)

- Đường kính nắp ổ được tính theo công thức sau:

 D là đường kính chỗ nắp ổ lăn

 d4 là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp.

- Căn cứ bảng 18.2  3 ta có:

D3(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng

Cóc lót dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn, cốc lót làm bằng gang GX15-32.

Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

6.3.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc

- Trong phần thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn d22/d21 = 1,1 1,3 đã được thỏa mãn vì vậy ta chọn phương pháp bôi trơn bằng dầu.lấy mức cao nhất trong hộp giảm tốc ngập hết chiều rông bánh răng côn lớn, mức thấp nhất ngập đỉnh răng bánh răng côn lớn.

Để xác định loại dầu bôi trơn phù hợp, tra bảng 18.11 tập 2, chọn độ nhớt ở 50 độ C là 80/11 Tiếp theo, tra bảng 18.13, chọn dầu ô tô máy kéo AK-20 Lượng dầu bôi trơn thường khoảng 0,4-0,8 lít cho mỗi 1 kW công suất truyền.

- Do vận tốc vòng truyền v = 2,5 m/s nên ta dùng dầu để bôi trơn.

- Dầu được dẫn đến bôi trơn ổ dưới dưới dạng bắn toé sương mù.

6.3.3 Lắp bánh răng lên trục Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.

6.3.4 Điều chỉnh sự ăn khớp Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn.

Xác định và chọn các kiểu lắp

- Dung sai lắp ghép bánh răng:

Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên dùng kiểu lắp H7/k6

- Dung sai lắp bạc lót trục: Đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên dùng kiểu lắp D11/k6.

Để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình vận hành, cần lựa chọn kiểu lắp ghép có độ hở hợp lý Vòng quay sử dụng kiểu lắp ghép có độ hở trung gian, trong khi vòng không quay sử dụng kiểu lắp ghép có độ hở hở Cụ thể, khi lắp ổ lăn lên trục, mối ghép được chọn là k6; khi lắp ổ lăn vào vỏ, mối ghép được chọn là H7.

- Dung sai lắp ghép nắp ổ lăn: Đối với ghép giữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép H7/d11.

- Dung sai lắp then trên trục:

Mối ghép giữa then và trục ta dùng mối ghép trung gian N9/h8

Bảng 6.7 Thông số dung sai lắp ghép

STT Tên mối ghép Kiểu lắp

Sai lệch giới hạn của lỗ và trục Ghi chú

1 Bánh răng thẳng và trục I

2 Bánh răng thẳng và trục II

3 Vòng trong ổ lăn với trục I k6 + 15m

4 Vòng ngoài ổ lăn lắp với ống lót H7 +30 m

+ 65 m Nằm giữa bánh răng và ổ lăn

7 Trục I và vòng trong bạc chặn

8 Vỏ hộp với ống lót H7 k6

9 Vòng trong ổ lăn và trục II k6 + 15m

10 Vòng ngoài ổ lăn lắp với lỗ hộp H7 + 30 m

11 Bạc chặn và trục II D k 11 6

+ 65 m Dùng khống chế bánh + 15 m răng

13 Bánh răng trụ và trục II

16 Nối trục đàn hồi và trục II

17 Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp H7 + 30 m

18 Lỗ hộp trục II và nắp ổ

Qua quá trình học hỏi, tìm hiểu và tiếp thu kiến thức dưới sự chỉ bảo tận tình của Giảng viên Nguyễn Văn Tuân Đồ án môn học chi tiết máy của em cũng đã có thể hoàn thành Qua thời gian kéo dài 4 tháng em đã cơ bản hoàn thành đồ án của mình Tuy có gặp đôi chút khó khăn trong quá trình làm việc do là lần đầu tiên được làm quen với đồ án mà hơn nữa đồ án môn học chi tiết máy lại là môn chuyên ngành, là sự tổng hợp của rất nhiều môn học cũng như kiến thức từ các môn học khác nhau Nguyên lý máy, Dung sai kỹ thuật đo, CAD, Qua đó giúp em ôn luyện được kiến thức cũ cũng như biết cách vận dụng được các kiến thức đã học vào việc làm đồ án và hiểu được sự tuyệt vời của các môn học đó khi ứng dụng vào thực tế của nghành kỹ thuật Qua thời gian làm đồ án, bản thân em đã nhận thức được những tác động của giải pháp kỹ thuật đối với cá nhân, tổ chức và xã hội

Giải pháp kỹ thuật – đối tượng được bảo hộ dưới danh nghĩa là sáng chế, là tập hợp cần và đủ thông tin về cách thức kỹ thuật hoặc phương tiện kỹ thuật ( ứng dụng các quy luật tự nhiên) nhằm giả quyết một nhiệm vụ xác định.

Giải pháp kỹ thuật rất phong phú, có thể thuộc một trong các dạng sau đây:

Sản phẩm hữu hình là những vật thể cụ thể như dụng cụ, máy móc, thiết bị hay mạch điện Chúng được mô tả bằng các thông tin chi tiết xác định cấu trúc và đặc điểm kỹ thuật của sản phẩm nhân tạo Những đặc điểm này phản ánh chức năng và công dụng của sản phẩm, giúp chúng trở thành phương tiện hữu ích đáp ứng nhu cầu của con người.

Sản phẩm dưới dạng chất (gồm đơn chất, hợp chất và hỗn hợp chất), ví dụ như vật liệu, chất liệu, thực phẩm, dược phẩm , được thể hiện bằng tập hợp các thông tin xác định mọt sản phẩm nhân tạo được đặc trưng bởi các dấu hiệu, đặc điểm kỹ thuật về sự hiện diện, tỉ lệ và trạng thái các phần tử, có chức năng và công dụng như một phương tiện nhằm đáp ứng nhu cầu nhất định của con người

Sau khi đã tìm hiểu về giải pháp kỹ thuật, thêm vào đó em đang là sinh viên chuyên ngành cơ khí, một chuyên ngành đặc thù gắn liền với kỹ thuật, máy móc, Kết hợp với quá trình tìm tòi và học hỏi để hoàn thiện môn học đồ án chi tiết máy, bản thân em nhận thấy những tác động to lớn của giải pháp kỹ thuật Trước tiên là với em, sau khi tìm hiểu em đã có thêm những hiểu biết về chuyên ngành mình đang học cũng như những vấn đề kỹ thuật liên quan 60 gắn bó mật thiết với chuyên ngành Qua đó nhận thấy bản mình cần không ngừng nỗ lực cố gắng học hỏi, phấn đấu để tìm ra nhữn giải pháp, cải tiến kỹ nhằm giúp cho việc vận hành, chế tạo và gia công cơ khí trở lên thuận tiện và an toàn hơn Giúp cho kỹ thuật gắn bó và đến gần hơn với mọi người, đồng thời lan tỏa tinh thần lao động hăng say nghiên cứu tới mọi người Đó là đối với cá nhân em, và đối với tổ chức, những tác động của các giải pháp kỹ thuật vào các tổ chức là vô cùng lớn Sự xuất hiện của các giải pháp kỹ thuật vào các tổ chức có thể dưới dạng các quy trình công nghệ hay dây truyền sản xuất mới tiên tiến hiện đại hơn Điều đó sẽ góp phần nâng cao năng suất lao động cũng như chất lượng sản phẩm qua đó tăng doanh thu và lợi nhuận cho tổ chức Góp phần giúp cho tổ chức ngày càng phát triển vững mạnh và làm tăng khả năng cạnh tranh với các tổ chức nước ngoài Bên cạnh đó còn làm cho người lao động đỡ vất vả, tốn ít công sức nhưng làm việc với năng suất cao hơn, tốt hơn và có tinh thần thoải mái khi làm việc

Với xã hội, tác động của những giải pháp kỹ thuật đã góp phần rất lơn thay đổi xã hội ngày càng đi lên theo hướng tiên tiến, hiện đại Những giải pháp kỹ thuật đã xuất hiện hầu như trong mọi lĩnh vực đời sống xã hội Điều đó làm cho xã hội ngày càng phát triển văn minh, cuộc sống của con người ngày càng được cải thiện theo hướng tích cực Chất lượng sống của chúng ta ngày càng được nâng cao và bảo đảm từ đó góp phần vào công cuộc xây dựng đất nước ngày càng vững mạnh, xã hội công bằng dân chủ văn minh.

Em xin chân thành cảm ơn!