thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁYĐề số: T4.II.7THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢISố liệu cho trước: 1.. Đồ án môn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thể hệthống hóa lại kiến thức của các môn học như: Ch

TÍNH ĐỘNG HỌC

Chọn động cơ điện

4 Thời gian phục vụ: L = 18000 (giờ)h

5 Số ca làm việc: 1 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ (độ)

7 Đặc tính làm việc: Êm

1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động o

 Trong đó,tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng :

 Hiệu suất bộ truyền đai :

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác:

1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Theo bảng 2.2Tr21[1] ta có:

Tỉ số truyền bộ truyền đai:

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng ,5

1.1.6 Số vòng quay trên trục động cơ:

1.1.7 Chọn động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

Chọn số vòng quay đồng bộ n = 1500 (vg/ph)đb

Tra bảng phụ lục P1.2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 chọn được động cơ có các thông số:

Thông số động cơ được chọn:

 Công suất động cơ: P=7,5(kW)

 Vận tốc quay: n60 (vòng/phút)

 Đường kính động cơ: d2(mm)

 Hệ số công suất: cos

 Tỷ số momen cực đại: ,2

 Tỷ số momen khởi động:

Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống

1.2.1 Tỉ số truyền của hệ:

1.2.2 Tỉ số truyền của bộ truyền đai:

1.2.3 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài:

Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động

1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

 Số vòng quay trên trục động cơ:

 Số vòng quay trên trục I:

 Số vòng quay trên trục II:

 Số vòng quay trên trục công tác:

1.3.2 Công suất trên các trục:

 Công suất trên trục công tác

 Công suất trên trục II

 Công suất trên trục của động cơ:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục:

 Mô men xoắn trên trục động cơ:

 Mô men xoắn trên trục I:

 Mô men xoắn trên trục II:

 Mô men xoắn trên trục công tác:

Bảng 1.1 Thông số động học Động cơ I II Công tác

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT Điều kiện làm việc

 Đặc tính làm việc: êm

 Góc nghiêng β Thông số yêu cầu:

Chọn loại đai

 Đai dẹt loại đai vải cao su.

Chọn đường kính bánh đai

1 3 1 d (5.2 6.4) T 181,68÷223,6 mm Chọn d theo tiêu chuẩn (Tr 53[1]), được d = 200mm1 1

Kiểm tra về vận tốc đai: d n1 1 v 60000

Theo bảng 20.15 (Tr 163[1]), chọn d @0 (mm)2

Tỷ số truyền thực thế

Sai lệch tỷ số truyền ut u u 100% u

Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai

Số vòng chạy của đai i= th a mãnỏ

Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ

Tính chính xác kho ng cách tr cả ụ :

Góc ôm của bánh đai nhỏ:

Xác định tiết diện của đai và chiều rộng bánh đai

 Kđ: hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 Tr 55[1] được K = 1,0đ

Ta có đai vải cao su: suy ra Tra bảng 4.1 Tr 51 [1] được loại đại E820, không có lớp lót, số lớp lót là 4, chiều dày đai

Trang bảng 4.6 Tr 53 [1] được d 0 (mm), mà d d (200>140) => thỏa min 1 min mãn

 Ứng suất có ích cho phép

, với k và k là hệ số phụ thuộc vào ứng suất ban đầu và loại đai Xác định như 1 2 sau:

 Góc nghiêng của bộ truyền @ : =1,6 (Mpa) o

 Tra bảng 4.9 Tr 56 [1] với = 1,6 (Mpa), được k =2,3 và k =9,01 2

: hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

: hệ số ảnh hướng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai (do sử dụng đai vải cao su nên k =0,04v )

C0: hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai Tra bảng 4.12 (Tr 57 [1]) với góc nghiêng của bộ truyền @ , được C = 0,8 o 0

Tra bảng 4.1 (Tr 51 [1]), chọn bc (mm)

Tra bảng 21.16[2] (Tr 164), từ chiều rộng đai bc(mm) được B= 71(mm)

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục

Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt

Bảng 2.1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

Loại đai Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn

Chiều dài đai (kể đến các nối đai)

Góc ôm bánh đai nhỏ

Lực tác dụng lên trục Đai vải cao su E820 d1 0 mm d2@0 mm bc mm mm Bq mm L= 32503550 mm a99,21 mm

Fr= 1003,4N c.Vẽ biểu đồ momen lực trục 1 d Tính momen tương đương:

 Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục d 0mm, tra Bảng 10.5 sb

 Tính chính xác đường kính trục:

Theo công thức 10.15 Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:

Chọn lại đường kinh đoạn trục:

Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d ",26 (mm), d10 11%,33 (mm), d $,34 (mm), d =0 (mm).12 13

 Do lắp ổ lăn tại vị trí B và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d11=d130 (mm)

 Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d122(mm)

 Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh răng (vị trí C)

 Chọn loại then: Then bằng

 Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b12 (mm) h (mm)12 t (mm)12 r (mm)12

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lc (mm)

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

Trong đó  d ,  c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d 2 (mm)12 12

T - momen xoắn trên trục I: T 194 Mpa1 1 l , b , h , t – kích thước của then12 12 12 12

[ d ] - ứng suất cắt cho phép, Mpa.Theo bảng 9.5 Tr178[1] với: Dạng lắp cố định;

Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh

[ c ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ c ]` Mpa

 Thay số vào công thức ta được:

 Chọn then lắp ở vị trí A

Chiều dài mayo của bánh đai dẹt: l = 71mmm12

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn l c (mm)10

Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

Trong đó: d ,  c -ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp bánh đai, d & (mm)10 10

T - momen xoắn trên trục I: T 194 Mpa1 1 l , b , h , t – kích thước của then10 10 10 10

[ d ] - ứng suất cắt cho phép , Mpa Theo bảng 9.5 Tr178[1] với:

Do v,29 m/s theo Tr17 [2] chọn vật liệu bánh đai bằng: Gang xám GX 15-32

-Đặc tính tải trọng: Tĩnh

- [ c ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ c ]` Mpa

4.1.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế dảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: j j j 2 2 j j s s s [s] s s

Trong đó: o [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 của trục). o sϬ j và sɽ j – hệ số an toàn chỉ xét riêng cứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j: s j K dj aj 1 mj

      o Trong đó : và - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

,mj ,mj 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: maxj minj maxj minj aj ; mj

    Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó j mj aj maxj j

Trong đó M theo công thức 10.15 Tr196[1]j

Khi trục quay 1 chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: j max j mj a o j W

  và   - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Tr197[1]

K và Kбdj ɽ dj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1] dj x y

+K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 tr 197[1].

- hệ số tang bền mặt trụ, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu.

+   và   - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số trong bảng 10.10 Tr198 [1].

+ K  và K  - hệ số tập trung thực tế khi uốn và khi xoắn,trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỉ số K / d   và K /   τ - bảng 10-11 Tr198[1].

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K  và K  đối với rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét cho trong bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.

Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K  và K  góc lượn, ngấn lõm, lõm ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 10.13 Tr199[1].

 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn B

Ta có các thông số:

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được:

   o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: mj 0

Mpa o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: ma j oj mj aj x

Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với  b `0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được    0,05và    0 o Kбdj và Kɽ dj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1] dj x y

Hệ số Kx với phương pháp gia công với độ nhẵn bề mặt: Tiện Ra: 2,5…0,63 và б = 600 Mpa=> chọn K =1.06b x

Hệ số   và   tra trong bảng 10.10 Tr198[1] ta được:    0,88và    0,81

Ta thấy sự tập trung ứng suất do lắp có độ dôi: Chọn kiểu lắp với trục: k6

Thay các giá trị vào ta được:

Thay số vào công thức 10.20 và 10.21 Tr195[1] ta được:

 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng C

     o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: mj 0

Mpa o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó:

Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với  b `0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được    0,05và    0 o Kбdj và Kɽ dj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1] dj x y

+ Ta thấy sự tập trung ứng suất do lắp có độ dôi: Chọn kiểu lắp với trục: r6

=> K /     2,75 , K  / τ 2,05 (1) + Tập trung ứng suất gây bởi rãnh then: Tra bảng 10.12 Tr199[1] gia công bằng dao phay ngón ta được:

Từ (1) và (2) => Lấy max(K /    )= 2,75 và max(K /   τ )= 2,05 Thay các giá trị vào ta được:

 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh đai A

Vì M = 0 nên ta chỉ kiểm nghiệm theo ứng suất tiếpj10

     o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: oj max j10 mj10 aj

Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với  b `0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được    0,05và    0 o Kɽ dj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

+ Ta thấy sự tập trung ứng suất do lắp có độ dôi: Chọn kiểu lắp với trục: r6

+ Tập trung ứng suất gây bởi rãnh then: Tra bảng 10.12 Tr199[1] gia công bằng dao phay ngón ta được:

4.1.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

 Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

 Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có:

Với Mmax và T là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiếtmax diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm;

 ch - giới hạn chảy của vật liệu trục, Mpa

Với vật liệu C45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 Tr92[1]  ch 40 Mpa.

 Xét tại mặt cắt vị trí B (Ổ lăn 1) max

 Xét tại mặt cắt vị trí C (Bánh răng) max

Mômen cần truyền: Đường kính trục động cơ với [ MPa

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:

- Đường kính trục cần nối

–Mômen xoắn tính toán k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58[2] lấy k=1,3

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

Thỏa mãn. b Điều kiện bền của chốt:

[]- Ứng suất uốn cho phép của chốt Ta lấy []=(60) MPa:

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

4.2.3 Lực tác dụng lên trục:

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Bảng 4.: Thông số của khớp nối

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục 50 (mm)

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt 130 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi 28(mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi 14 (mm)

Lực tác dụng lên trục Fkn 1032,56 (N)

4.3 Tính toán thiết kế trục II

Sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí [1] Tr183 chọn vật liệu: C45 tôi cải thiện.

4.3.2 Tính sơ bộ trục Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức Tr188 [1]:

Trong đó: T : Momen xoắn trên trục 1 Nmm: T 35583 Nmm2 2

[]: ứng suất cho phép,Mpa, với vật liệu thép C45 chọn []( Mpa Thay vào công thức ta được:

Tra bảng 10.2 trang 189 [1] ta được: d E mm => b = 25mm sb2 02

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

Với d E mm tra bảng 10.2 trang 189 [1] chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn 1 b %mm02

 Chiều dài mayo bánh răng theo công thức 10.10 trang 189 [1] chọn

 Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:

 Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có:

 Chọn các trị số của các khoảng cách k , k , k , h tra theo bảng 10.3 1 2 3 n trang 189[1] ta được

Tên gọi Ký hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k mm1

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp(lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k mm2

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm

Chiều cao nắp ổ vào đầu bulong hnmm

 Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

Bảng tổng hợp các kích thước

Chiều dài mayo của nửa khớp nối lm22pmm

Chiều dài mayo bánh răng lm23gmm

Khoảng côngxon( khoảnh chìa ) trên trục 2,tính từ nửa khớp nối đến gối đỡ l22w,5mm

Khoảng cách từ tâm bánh răng đến ổ lăn l23fmm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k mm1

4.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a Vẽ sơ đồ đặt lực b Tính phản lực tại các gối đỡ

Gỉa sử chiều các phản lực theo chiều dương của các trục toạ độ, chiều dương của momen theo chiều ngược chiều kim đồng hồ (Nếu giải ra kết quả âm thì chiều của lực ngược lại với chiều giả sử).

 Xét các lựcvà phản lực trong mặt phẳng yz bao gồm: R , R , Fy20 y21 r2

- Phương trình cân bằng lực và momen

+Lực hướng tâm của bánh răng 1: F 2,94Nr2 l23fmm

Thay số vào phương trình (2) ta đươc: r2 23 y20 21

Thay R =-486,47N và phương trình 1 ta được:y20 y21 r2 y20

 Xét các lực và phản lực trong mặt phẳng xz

-Phương trình cân bằng lực và momen

+ Lực vòng của bánh răng 1: F &73,13 Nt2

+Lực do khớp nối tác dụng lên trục: F 32,56Nk2 l f mm23

-Thay số vào phương trình 4 ta được: t2 23 k 2 22 x20

- Thay R =-1942,8 N vào phương trình 3 ta được:x20 x21 k 2 t 2 x 20

R F F R 1032,56 2673,13 1942,8 302,23   N c Vẽ biểu đồ momen lực trục II d Tính momen tương đương:

 Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục dEmm => ta có

Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d 8,4 (mm), d 9,14 (mm), d 7,93 (mm), d =0 (mm).21 22 23 20

 Do lắp ổ lăn tại vị trí B và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d21=d20@ (mm)

 Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d22B(mm)

 Ta chọn đường kính khớp nối A d 6 (mm)23

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).67S,6…60,3 (mm)

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lP (mm)

Trong đó  d ,  c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d B (mm)22 22

T - momen xoắn trên trục II: T 35583 Mpa2 2 l, b , h , t – kích thước của then22 22 22

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối A: d 6 mm23

 Chọn then bằng theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b23 (mm) h (mm)23 t (mm)23 r (mm)23

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) l = (0,8…0,9).70V…63 (mm)m22

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

Trong đó  d ,  c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối, d 6 (mm)22 23

4.3.6 Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi

    W Trong đó M theo công thức 10.15 Tr196[1]j

K và Kбdj ɽ dj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1] dj x y

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tính chọn khớp nối

Mômen cần truyền: Đường kính trục động cơ với [ MPa

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục

Chọn khớp nối theo điều kiện:

- Đường kính trục cần nối

–Mômen xoắn tính toán k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58[2] lấy k=1,3

T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục:

Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện

Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

-Ứng suất dập cho phép của vòng cao su

Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi:

Thỏa mãn. b Điều kiện bền của chốt:

[]- Ứng suất uốn cho phép của chốt Ta lấy []=(60) MPa:

Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:

4.2.3 Lực tác dụng lên trục:

Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Bảng 4.: Thông số của khớp nối

Thông số Kí hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục 50 (mm)

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt 130 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi 28(mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi 14 (mm)

Lực tác dụng lên trục Fkn 1032,56 (N)

Tính toán thiết kế trục II

Sách Tính toán hệ dẫn động cơ khí [1] Tr183 chọn vật liệu: C45 tôi cải thiện.

4.3.2 Tính sơ bộ trục Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức Tr188 [1]:

Trong đó: T : Momen xoắn trên trục 1 Nmm: T 35583 Nmm2 2

[]: ứng suất cho phép,Mpa, với vật liệu thép C45 chọn []( Mpa Thay vào công thức ta được:

Tra bảng 10.2 trang 189 [1] ta được: d E mm => b = 25mm sb2 02

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

Với d E mm tra bảng 10.2 trang 189 [1] chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn 1 b %mm02

 Chiều dài mayo bánh răng theo công thức 10.10 trang 189 [1] chọn

 Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:

 Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có:

 Chọn các trị số của các khoảng cách k , k , k , h tra theo bảng 10.3 1 2 3 n trang 189[1] ta được

Tên gọi Ký hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k mm1

 Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]

Bảng tổng hợp các kích thước

Chiều dài mayo của nửa khớp nối lm22pmm

Chiều dài mayo bánh răng lm23gmm

Khoảng côngxon( khoảnh chìa ) trên trục 2,tính từ nửa khớp nối đến gối đỡ l22w,5mm

Khoảng cách từ tâm bánh răng đến ổ lăn l23fmm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay (bánh răng) đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k mm1

4.3.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a Vẽ sơ đồ đặt lực b Tính phản lực tại các gối đỡ

Gỉa sử chiều các phản lực theo chiều dương của các trục toạ độ, chiều dương của momen theo chiều ngược chiều kim đồng hồ (Nếu giải ra kết quả âm thì chiều của lực ngược lại với chiều giả sử).

 Xét các lựcvà phản lực trong mặt phẳng yz bao gồm: R , R , Fy20 y21 r2

- Phương trình cân bằng lực và momen

+Lực hướng tâm của bánh răng 1: F 2,94Nr2 l23fmm

Thay số vào phương trình (2) ta đươc: r2 23 y20 21

Thay R =-486,47N và phương trình 1 ta được:y20 y21 r2 y20

 Xét các lực và phản lực trong mặt phẳng xz

-Phương trình cân bằng lực và momen

+ Lực vòng của bánh răng 1: F &73,13 Nt2

+Lực do khớp nối tác dụng lên trục: F 32,56Nk2 l f mm23

-Thay số vào phương trình 4 ta được: t2 23 k 2 22 x20

- Thay R =-1942,8 N vào phương trình 3 ta được:x20 x21 k 2 t 2 x 20

R F F R 1032,56 2673,13 1942,8 302,23   N c Vẽ biểu đồ momen lực trục II d Tính momen tương đương:

 Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục dEmm => ta có

Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d 8,4 (mm), d 9,14 (mm), d 7,93 (mm), d =0 (mm).21 22 23 20

 Do lắp ổ lăn tại vị trí B và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d21=d20@ (mm)

 Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d22B(mm)

 Ta chọn đường kính khớp nối A d 6 (mm)23

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).67S,6…60,3 (mm)

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lP (mm)

Trong đó  d ,  c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d B (mm)22 22

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối A: d 6 mm23

 Chọn then bằng theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b23 (mm) h (mm)23 t (mm)23 r (mm)23

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) l = (0,8…0,9).70V…63 (mm)m22

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

Trong đó  d ,  c ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d - đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối, d 6 (mm)22 23

4.3.6 Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi

    W Trong đó M theo công thức 10.15 Tr196[1]j

K và Kбdj ɽ dj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1] dj x y

K  K /     K 1 / K Trong đó: o Kx- hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 tr197[1]. o K y - hệ số tang bền mặt trụ, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. o   và   - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi,trị số trong bảng 10.10 Tr198 [1]. o K  và K  - hệ số tập trung thực tế khi uốn và khi xoắn,trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể trực tiếp tỉ số K / d   và K /   τ - bảng 10-11 Tr198[1].

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K  và K  đối với rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét cho trong bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế K  và K  góc lượn, ngấn lõm, lõm ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 10.13 Tr199[1].

 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn D

   o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: mj 0

Mpa o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: max j mj aj oj

Hệ số Kx với phương pháp gia công với độ nhẵn bề mặt: Tiện Ra: 2,5…0,63 và б = 600 Mpa=> chọn K =1,06b x

Ta thấy sự tập trung ứng suất do lắp có độ dôi: Chọn kiểu lắp với trục: r6

 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng C

     o Ứng suất uốn theo chu thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: mj 0

Mpa o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: oj22 max j22 mj22 aj22

Từ (1) và (2) => Lấy max(K /    )= 2,75 và max(K /   τ )=2,05

 Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối A

Do M =0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suấtj23 tiếp

     o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: oj2 j23 max mj 3 aj23

Hệ số   và   tra trong bảng 10.10 Tr108[1] ta được:    0,78

Thay số vào công thức 10.20 và 10.21 Tr195[1] ta được: j

4.3.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

 Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

 Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có:

[ ] 0,8    ch , o Với Mmax và T là momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhấtmax tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải Nmm;  ch - giới hạn chảy của vật liệu trục, Mpa

- Với vật liệu C45 tôi cải thiện tra bảng 6.1 Tr92[1]  ch E0 Mpa.

 Xét tại mặt cắt vị trí D (Ổ lăn 1) max

=>σtd σ 2 3τ 2  12,5 2 3.53,44 2 93,4(Mpa) σ 272Mpa (Thoả mãn)

 Xét tại mặt cắt vị trí C (Bánh răng) max

CHỌN Ổ LĂN

Chọn ổ lăn trên trục I

 Đường kính ngõng trục: d0mm

 Lực tác dụng nên ổ o Vị trí B: Rx11)18,85 N, R H6,47 Ny11 o Vị trí D: R u7,68 N, Rx13 y11H6,47 N

 Đường kính đoạn trục lắp ổ d=d11=d13= 30 mm

 Tải trọng tác dụng nên 2 ổ o Tại vị trí ổ lăn B:

N o Lực dọc trục ngoài tác dụng lên ổ Fa11=Fa13= 0 N

Với tải trọng chỉ có lực hướng tâm tương đối lớn, đường kính d= 30 mm, theo bảng P2.11 Tr261[1] chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ 7206 cho cả hai ổ ở vị trí

B và D với các thông số sau: o Ký hiệu: 7206 o Đường kính vòng trong: d0 mm o Đường kính vòng ngoài: D= 62 mm o Chiều rộng ổ: B mm o Khả năng tải động: C= 29,8 kN o Khả năng tải tĩnh: C ",3 kNo o Góc α,67

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động vủa ổ lăn

 Sơ đồ đặt lực trên ổ lăn:

 Xác định tải trọng động

- Tải trọng tác dụng lên hai ổ là lực hướng tâm với giá trị lần lượt là:

- Lực dọc trục ngoài tác dụng nên ổ F =0at

Mặc dù lực dọc trục ngoài tác dụng nên ổ bằng 0 nhưng ổ đũa côn vẫn chịu lực dọc trục F do lực hướng tâm tác động nên ổ.s

Do lực dọc trục ngoài bằng 0 nên ta có: a11 s13

Tra bảng 11.4 Tr216[2] với ổ côn 1 dãy

- Theo công thức 11.3 Tr214 [1] ta có tải trọng động quy ước Q với ổ đũa côn được tính theo công thức:

Trong đó: o V-Hệ số kể đến vòng nào quay: Vòng trong quay V=1 o Kt-hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: K =1t

Kđ- hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra trong bảng 11.3 Tr215[1] với tải trọng tĩnh, không va đập chọn K =1đ

 Xác định khả năng tải trọng động C :d

Khả năng tải động C được tính theo công thức 11.1 Tr213[1]d d m h

C Q L Trong đó: o Q- Tải trọng động quy ước, KN; o Lh- Tuổi thọ trung bình hang triệu vòng:

Gọi L là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ:h

L (L 60n) /10 h 6 (18000.60.730) /10 6 788,4(triệu vòng) m-bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m/3 với ổ đũa côn

=> Hai ổ đũa côn đều thoả mãn.

5.1.3 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ t 0

C -khả năng tải tĩnh của ổ: C ",3 KN0 0

Q -tải trọng tĩnh lấy giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:t

Trong đó X , Y - hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục 0 0

Tra bảng 11.6 Tr 221[1] với ổ côn một dãy ta được:

Thay vào công thức ta được

=> Q0max=max (Qt11, Q ) =2,959 kN < Ct13 0",3 kN

=> Khả năng tải tĩnh của hai ổ được đảm bảo.

5.2 Chọn ổ lăn trên trục II

 Đường kính ngõng trục: d@mm

 Lực tác dụng nên ổ o Vị trí B: R 42,8 N, R H6,47 Nx20 y20 o Vị trí D: R 02,23 N, R H6,47 Nx21 y21

 Cần đảo chiều khớp nối và tính lại xem trường hợp nào ổ chịu lực lớn hơn thì tính cho trường hợp đó

Tính phải lực tại các gối tựa 0 và 1:

Ry20 và R không thay đổi, thay số và phương trình (3), (4) ta có:y21 k2 22 t 2 23 x20

So sánh trường hợp F ngược chiều với F và trường hợp F cùng chiều với F thì k2 t2 k2 t1 trường hợp F cùng chiều với F ổ phải chịu lực lớn hơn do vậy ta tính ổ lăn theo k2 t2 trường hợp có F cùng chiều với Fk2 t2 Đường kính đoạn trục lắp ổ

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

 Ta có lực dọc trục ngoài tác dụng lên ổ Fa20=Fa21=0 N

Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, đường kính d= 40 mm, theo bảng P2.7 Tr255[1] chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ, vừa 208 cho cả hai ổ ở vị trí B và D với các thông số sau:

 Đường kính vòng trong: d@ mm

 Đường kính vòng ngoài: D= 80 mm

 Khả năng tải động: C= 25,6 kN

 Khả năng tải tĩnh: C ,1 kNo

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động vủa ổ lăn

 Xác định tải trọng động quy ước

Tải trọng tác dụng lên hai ổ là lực hướng tâm với giá trị lần lượt là:

Fr207,52N; F 014,87 N Ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng r21 lớn hơn với Fr=Fr21014,87 N.

Theo công thức 11.3 Tr214 [1] ta có tải trọng động quy ước Q được tính theo công thức:

Trong đó: o Ổ lăn chịu chỉ chịu tải trọng hướng tâm nên:

Hệ số tải trọng hướng tâm X=1

Hệ số tải trọng dọc trục Y=0 o V-Hệ số kể đến vòng nào quay: Vòng trong quay V=1 o Kt-hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: K =1t o Kđ- hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, tra trong bảng 11.3 Tr215[1] với tải trọng tĩnh, không va đập chọn K =1đ o Lực dọc trục F =0a

Thay vào công thức ta được: r t d

 Khả năng tải động C được tính theo công thức 11.1 Tr213[1]d d m h

C Q L Trong đó: o Q- Tải trọng động quy ước, KN; Q014,87N=3,02 KN o Lh- Tuổi thọ trung bình triệu vòng:

Gọi L là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ:h

=>L (L 60n) /10 h 6 (18000.60.165,91) / 10 179,18 6  triệu vòng o m-bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 với ổ bi

5.2.3 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ

 Đối với ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay nhỏ hơn 1v/phut, tiến hành chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: t 0

Q C Trong đó: o C0-khả năng tải tĩnh của ổ lăn: C ,1 KN0 o Qt-tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Đối với ổ bi đỡ Q là giá trị lớn hơn trong các giá trị tính theo công thức 11.19 t và 11.20 Tr 221[1]

Q 0  F r Trong đó X , Y - hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tra bảng 0 0

Thay vào công thức ta được

=> Q0max=3,02 kN < C ,1 kN (Khả năng tải tĩnh được đảm bảo)0

Tổng hợp kết quả tính trục, ổ

PHẦN 6: THIẾT KẾ KẾT CẤU

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và một số chi tiết

 Công dụng: Đảm bảo 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 tránh bụi.

 Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc: Độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Thành phần bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

 Vật liệu làm vỏ gang: Gang xám GX15-32.

 Phương pháp gia công: Đúc. a Chọn bề mặt ghép nắp và thân

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế và đi qua đường tâm của trục. b Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Dựa vào bảng 18.1 Tr85[2] ta được:

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị

Gân tang cứng Chiều dày gân: e = (0.8.8 = 6,48

Chiều cao gân: h Độ dốc Khoảng Đường kính Bu lông nền:

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp:

Vít ghép nắp cửa thăm d5

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày mặt bích thân:

Chiều dày mặt bích nắp:

Kích thước gối trục Đường kình ngoài và tâm lỗ vít Tra bảng 18.2

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:

Tâm bu lông cạnh ổ: h2mm

Mặt đế hộp Chiều dày không có phần lồi: #,427

Chiều dày khi có phần lồi: =(1,41,7).18%,230,6

Bề rộng mặt đế hộp: =3.18T

T+2.8p Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành hộp Giữa bánh răng và đáy hộp =(3).8$40

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z

L, B – Chiều dài và chiều rộng của hộp

Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

Theo bảng 18.2 Tr88 [2] ta được kích thước nắp ổ với hai trục như sau:

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h

 Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

 Chọn loại chốt định vị: Chốt côn.

 Theo bảng 18.4b Tr91[2] ta được kích thước của chốt định vị như sau: d(mm) c(mm) l(mm)

 Chức năng: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi.

 Chức năng: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm.

 Tra bảng 18.6 Tr93 [2] ta được kích thước của nút thông hơi:

 Chức năng: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu.

 Chọn nút tháo dầu hình trụ.

 Tra bảng 18.7 Tr93 [2] ta được kích thước nút tháo dầu: d b m f L c q D S D0

 Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.

 Kích thước của que thăm dầu:

 Vòng phớt o Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao. o Chọn loại vòng phớt không điều chỉnh được khe hở ( vận tốc trượt nhỏ, ổ bôi trơn bằng mỡ). o Tra bảng 15.17 Tr50 [2] ta được kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt. d d1 d2 D a b S0

 Vòng chắn mỡ(dầu) o Chức năng: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. o Kích thước vòng mỡ(dầu) như hình vẽ a

 Kết cấu bánh răng chủ động o Trong đó: + Bw1dmm

 Theo các công thức Tr13[2] ta chọn được kết cấu bánh răng bị động như sau: o Chiều dày của vành răng:  (2,5 4)m (2,5 4).2 5 8mm  => Chọn   8mm o Chiều dài mayo: l=lm23gmm. o Đường kính ngoài của mayo:

=> Chọn Dumm. o Chiều dày của đĩa: C= (0,2…0,3) d= (0,2…0,3) b,6…17,4mm

=> Chọn Cmm. o D v D f 2   2 255 2.8 239mm  o Đường kính tâm lỗ: D0=0,5(D+Dv) =0,5(75+239) 7mm. o d &4mm.a

PHẦN 7: LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI

Bôi trơn hộp giảm tốc

7.1.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc

-Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc: v=2,29(m/s) < 12 (m/s)

- Nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu.

- Với vận tốc vòng của bánh răng tra bảng 18.11Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là: Độ nhớt Centistoc(): 186

186(11) 16(2) Trong đó Độ nhớt Engle (): 16

Theo bảng 18.13 Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20

 Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ.

 Bôi trơn ổ lăn: Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và tránh được tiếng ồn.

Thông thường các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực tế thì người ta thường bôi mỡ vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ

Theo bảng 15.15a Tr44[2] ta dùng loại mỡ LGMT2 và chiếm khoảng trống trong ổ.

Dung sai và lắp ghép ổ lăn

Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản. Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay. Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Tra bảng 20-12, 20-13 trang 132 ta được:

Lắp bánh răng lên trục

Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp.

Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt:

Dung sai mối ghép then

Tra bảng B20.5 và B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta chọn kiểu lắp ghép trung gian N9-Js9

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục I Trục và vòng trong ổ

Trục và vòng chắn dầu Đoạn trục lắp bánh đai

Trục II Trục và vòng chắn dầu

Vỏ và nắp ổ trục 2 Đoạn trục lắp khớp nối

[1] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

[2] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2. ĐÁNH GIÁ MỨC ĐỘ LÀM VIỆC

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Vũ Thế Sơn, Nguyễn Đức Trường
Người hướng dẫn	TS. Nguyễn Trọng Du
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
Chuyên ngành	Cơ khí
Thể loại	Đồ án môn học
Năm xuất bản	20192
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	70
Dung lượng	3,31 MB