Đồ án Nghiên cứu cấu tạo ,nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công, nông nghiệp và giao thông vận tải

nh thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d2 đã tính toán trên đây đạt yêu cầu. 4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L. (mm) Ta chọn a = 1500 (mm) Khi đó L xác định theo công thức sau: Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau: (mm). Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100¸400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt. 5. Tính góc ôm đai a1. Góc ôm a1 trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau: .a1 = 1800 - g = Thay các giá trị của d1 và d2 vào công thức trên đây ta có: Nhận thấy rằng a1 = 161031’ > 1500 thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai. Số vòng chạy của đai: i = = =3,8 < i = (35) ( ) 6. Xác định chiều dày (d) và chiều rộng (b) của đai dẹt. Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tượng trượt trơn hoàn toàn). Þ st £ 2.y0.s0 = [st]. Mặt khác ta lại có: Þ Þ . Trong đó: - Ft là lực vòng. - Kd là hệ số tải động. Lực vòng Ft được xác định thông qua công suất của động cơ Pđc và vân tốc v của đai: Còn hệ số tải động Kđ = 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều . Bảng 4.7 Chiều dày của đai d được xác định theo tỉ số d/d1 sao cho tỉ số không vượt quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .) ta có (d/d1)max = 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau: d/d1 £ 1/40 Þ d £ d1/40 = 224/40 = 5,6 (mm). Chọn d = 5( mm). Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được loại đai đã dùng là Ъ - 800 có 4 lớp lót và chiều dày của đai d = 5 (mm). Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau: Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau: [st] =[st]o.Cp.Ca.Cv. (*) Trong đó: Cb là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do góc nghiêng bộ truyền là 60 nên ta chọn C = 0,9 Ca là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có: Ca = 1 – 0,003.( 180 - a1) Þ Ca = 1 – 0,003.( 180 - 161,5o) = 0,94. - Cv là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. Cv = 1,04 – 0,0004.v2 Þ CV = 0,92. [st]o là ứng suất có ích cho phép Do góc nghiêng bộ truyền là 60 nên ta chọn s =1,8 (MPa) Theo bảng 4.9 ta có: k = 2,5; k = 10 Nên [st]o = k - = 2,4 [st] =[st]o.Cb.Ca.Cv = 2,4.0,9.0,94.0,92 = 1,87 (N/mm2). Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau: . Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm). 7. Tính chiều rộng của bánh đai (B). Tra bảng 21.16 ta có chiều rộng bánh đai B = 71 (mm). 8. Xác định lực tác dụng lên trục Fr: Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức: Fr =2.Fo.sin(a1/2) = 2.A.so.sin(a1/2) = 2.b. d.so.sin(a1/2) =2 .b. d. [st]. Thay số vào ta có xác định được: Fr = 2.63.5.1,87 = 1178 (N). Bảng kết quả tính bộ truyền đai. mm Tên đai lượng mm mm Thêm 100 : 400 224 Đường kính đai lớn Chiều rộng bánh đai. Chiều dài dây đai Tiết diện đai Đường kính đai nhỏ Lực tác dụng trục đai. Đơn vị đo Kết qủa Ghi chú mm mm N 710 71 4467 5x63 1178 Ký hiệu d d B L d F xb Góc ôm đai bánh nhỏ a độ 161 31' 0 1 2 1 2 mm b 63 Chiều rộng đai. PHẦN III. TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM TỐC. A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH: 1.Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 241 ¸ 285; sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250. Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 192 ¸ 240; sb2 = 750 MPa ; sch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235. 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [sH] và ứng suất uấn [sf] cho phép. a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: . Trong đó: - SH là hệ số an toàn. - ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. - ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng. - ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn. - KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 nên ta có Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. Þ Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có: Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa).. Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa). b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: Trong đó: - [sFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF. - SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,75 (Bảng6.2). - K là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải. Chọn K = 1 do tải đặt 1 phía, HB < 350 - KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền . K = Trong đó - m là bậc của đường cong mỏi, m = 6 do HB < 350 N là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở, N = 4.10 với tất cả các loại thép. N là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Thay số vào ta có: (với bánh răng lớn trên trục II) Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa). Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : aw1 ³ K .(u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) T = 154412 (N.mm) - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng, u = 4,91 - K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng. K = 49,5 (Bảng 6.5) Tra bảng 6.6 ta có - KHb là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Chọn KHb = 1,05 Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw1: aw1³ 49,5.(4,91+1). (mm) Vậy ta chọn sơ bộ aw1 = 182 (mm). * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 ¸ 0,02).aw1 = (0,01 ¸ 0,02).225 = 2,25 ¸ 4,5. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. * Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có : Chọn Z1 = 25 răng. Þ Z2 = U1 Z1 = 4,91.25 = 122,8 (răng). Chọn Z = 125 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 25 + 125 = 150 . * Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw1/(u1+ 1) = 2.225/(4,91+1) = 76,1 (mm). * Tính lại khoảng cách trục: a = = =225 (mm). Vậy không cần dịch chỉnh bánh răng. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH £ [sH] = 490,9 MPa. Do sH = ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động; Ta đã biết được các thông số như sau: - T1 = 154412 (N.mm). - bw = yba . aw = 0,35.225 = 78,75 mm ; - U1 = 4,91 và dw1 = 76,1 (mm). - ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 - ZH = - Ze = Vì hệ số trùng khớp ea = 1,88 – 3,2 . Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.K.K KHb = 1,05 (bảng 6.7) K = 1 ( bánh răng thẳng) K Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dH = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Þ KH = KHb.KHv.K = 1,05.1,1.1 = 1,155. Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (MPa). Do sH = 397,7 < [sH] =490,9 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. *, Tính lại chiều rộng vành răng: b = 78,75.(= 78,75.(397,7/490,9) = 51,7 (mm) Ta chọn b = 70 (mm). b = 64(mm). 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF £ [sF]. Ta co: [sF1] sF2 = sF1 . YF2 / YF1 [sF2]. Trong đó : - T1 = 154412 (N.mm). - m = 3, b = 87,75 (mm), = 76,1 (mm). +, - Y là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng -là hệ số trùng khớp ngang +, Y = 1- β/40 = 1- 0/40 = 1 ( do răng thẳng ). - YF : Hệ số dạng răng. Tra bảng 6.18 ta có: Y = 3,9 ; Y = 3,6 - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFb.KFa KFv. - KFb : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng. Tra bảng 6.7: KFb = 1,1 - KFa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng. KFa = 1 (với bánh răng thẳng) - bw : Chiều rộng vành răng. - m : Môdum của bánh răng. - KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Þ KF = KFb.KFa KFv = 1,1.1.1,26 = 1,39. Vậy ta có: (MPa). Þ sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 93,1.3,6/3,9= 85,9 (MPa). Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw = 182 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng vành răng: bw = 70 mm ; b = 64 mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 25 và Z2 = 125 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.25 = 75 mm; d2 = m.Z2 = 3.125 = 375 mm; - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2(1+ x1 -Dy).m = 81mm. da2= d2 + 2(1+ x1 -Dy).m = 381mm. - Đường kính đáy răng: df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 67,5 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 367,5 mm - Đường kính cơ sở: db1 = d1. cos a = 66. cos 20° = 70,5 mm; db2 = d2. cos a = 375. cos 20° = 352,4 mm - Góc ăn khớp: - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - Bánh răng không có sự dịch chỉnh. B. THIẾT KẾ CẶP BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG Ở CẤP CHẬM: 1.Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 241 ¸ 285; sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB1 = 250. Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau: HB = 192 ¸ 240; sb2 = 750 MPa ; sch2 = 450 Mpa Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB2 = 235. 2. Xác định ứng suất tiếp xúc [sH] và ứng suất uấn [sf] cho phép. a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: . Trong đó: - SH là hệ số an toàn. - ZR là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. - ZV là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng. - ZL là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn. - KxH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.ZV.KLKxH = 1 Þ Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - KHL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định SH vànhư sau: = 2.HB + 70 ; SH = 1,1 Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.235 + 70 = 540 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. Þ Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE của bánh răng nghiêng được xác định như sau: Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mH là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây mH = 3. Vậy với bánh răng lớn ta có: Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có. Ta chọn : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là (MPa). Ta thấy: Vậy = 504,54 (MPa) thỏa mãn b. Ứng suất uốn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng. - K là hệ số xét đến sự ảnh hưởng của tải đặt. K = 1 - YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định SF vànhư sau: = 1,8.HB và SF =1,75. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.250 = 450 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.235 = 423 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng được xác định như sau: KFL= Mà số chu kỳ cơ sở NFO = 4.106 được xác định cho mọi loại thép. Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau: Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn ở đây mF = 6. Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có: Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có: Ta chọn Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw aw2 ³ K. (u2 + 1) (mm) Trong đó: - T là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II) - Yba = bw/aw1 = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng. (bảng 6.7) - KHb là hệ số tập trung tải trọng. - u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét. Ở đây ta đã có: - T = T = 364221 (N.mm). - u2 = 3,26; và [s] = 518,15 (MPa) - K là hệ số phụ thuộc vật liệu. Tra bảng 6.5 chọn K = 43 Tra bảng 6.7 ta chọn K=1,13 Thay số vào ta có: (mm) Chọn a= 215 (mm) 4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. * Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 ¸ 0,02).aw1 = (0,01 ¸ 0,02).240 = 2,4 ¸ 4,8 mm. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm. * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 ¸ 40. Vậy chọn sơ bộ b = 350 Þ cos b = 0,82 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 30 (răng). Z2 = U2 Z1 = 3,26.30 = 97,8 (răng). Chọn Z = 98 (răng). Þ Zt = Z1 + Z2 = 30 + 98 = 128. Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: b = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(3.128/(2.240)] = 36,870. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH £ [sH] = 504,54 (MPa). Do sH = Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T = 364221 (N.mm). - bw =.aw = 0,4.240 = 96 (mm) . - dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.240/(3,26+1) = 112,7(mm). Và u = Uch = 3,26. - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - ZH = .(atw = actg(tgaw/cosb)» 24,50 - Ze = . Vì ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb =[1,88 – 3,2 (1/30 +1/98 )].cos36,870 =1,4 Do vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : KHa = 1,13. Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ KHb = 1,13. Þ KH = KHb.KHV. KHa =1,13.1,008. 1,13 = 1,29. Thay số : sH = (Mpa) Nhận thấy rằng sH = 339,2 (MPa) < [sH] = 504,54 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. *, Tính lại chiều rộng vành răng: b =96.(=96.(339,2/504,54) =43,4 (mm) Chọn b = 60 (mm) . b = 0,9.60 = 54 (mm). Chọn b = 55 (mm). 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF £ [sF]. Mà còn sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó: Y Do Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...). Còn Vận tốc bánh dẫn : v = (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được KFa =1,37. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ dF = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) Þ KFb = 1,3. Þ KF = KFa KFb KFv = 1,37.1,3.1,02 = 1,82. Vậy ta có: (MPa). Þ sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 77,5.3,6/3,61 = 77,3 (MPa). Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗ bánh được xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 2,2. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw = 215 mm. - Môđun pháp bánh răng: m =3 mm. - Chiều rộng bánh răng: bw = 60 mm ; b = 55mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 30 và Z2 = 98. - Góc nghiêng của răng: b = 36,870. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 24,50. - Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosb = 3.30/0,8 = 112,5 mm. d2 = m.Z2/cosb =3.98/0,8 = 367,5 mm. - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 112,5 + 2.3 = 118,5 mm. da2 = d2 + 2.m = 367,5 + 2.3 = 373,5 mm. - Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 112,5 - 2,5.3 = 105mm. df2 = d2 - 2,5.m = 367,5 - 2,5.3 = 360 mm. - Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 112,5.cos 20° = 105,7 mm, db2 = d2. cos a = 367,5. cos 20° = 345,3 m C. THIẾT KẾ TRỤC 1. chọn vật liệu Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa và có các tính chất như sau: - σb = 600 Mpa ; σch = 340 Mpa Với độ cứng là 200HB ứng suất xoắn cho phép là [ τ] = 15 30 Mpa ( lấy giá nhỏ đối với trục vào và giá trị lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc 2. xác định sơ bộ đường kính trục Theo (10.9), đường kính trục thứ k với k =13 -Ta có T1 = 154412 (N.mm) ; chọn [τ] = 15 => d137,2 (mm) Chọn d1= 40 (mm) => bo1 = 23 (bảng 10.2) Ta có T2 = 364221 (N.mm) ; chọn [τ] = 20 => d 45 (mm) Chọn d2 = 45 (mm) => bo2 = 25 - Ta có T3 = 2268948 (N.mm) ; chọn [τ] = 30 => d3 72,3 (mm) Chọn d3 = 75 (mm) => bo3 = 37 3. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Từ bảng 10.3 ta chọn: - k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau. Chọn k1 = 10 mm ; k2 = 10 mm ; k3 = 15 mm ; hn = 20 mm - k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. Chọn k2 = 10 mm - k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. Chọn k3 = 15 mm - hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Chọn hn = 20 mm Ta có chiều dài may ơ, bánh đai ,răng nối trục - lm12 = (1,2 1,5).d1= (1,2 1,5).40 = 48 Chọn lm12 = 55 mm Chọn l = 60 mm - lm22 = lm24 = (1,2 1,5).d2 = (1,2 1,5).45 = 54 67,5 Chọn lm22 = l24 = 60 mm - lm23 = (1,2 1,5).d2 = 54 67,5 Chọn lm23 = 64 mm - chiều dài may ơ khớp nối lm33= ( 1,4 2,5).d3 = ( 1,4 2,5).75=105 187,5 Chọn lm33 = 150 mm Khoảng cách công xôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai vào là : - lc12 = 0,5. (bo1 + lm12) + k3 + hn = 0,5.( 23 + 50) + 15 + 20 = 71,5 mm Chọn lc12 = 72 mm Khoảng công xôn để nối trục đàn hồi trên trục ra là: - lc33 = 0,5. (bo3 + lm33) + k3 + hn = 0,5.( 37 + 150 ) +15 +20 = 128,5 mm Chọn lc33 = 130 mm Khoảng cách trên các trục là : * Trên trục II - l22 = 0,5. (lm22 + bo2 ) + k1 + k2 = 0,5.(60 +25) +10 +10 = 62,5 (mm) Chọn l22 = 63 (mm) - l23 = l22 + 0,5.( lm22 + lm23 ) + k1 = 63 + 0,5. ( 60 + 64) +10 = 135 (mm) - l24 = 2l23 – l22 = 2.135 – 63 = 207 (mm) - l21 = 2.l23 = 2.135 = 270 (mm) * Trên trục III - l32 = l22 = 63 (mm) - l31 = l21 = 270 (mm) - l33 = l = 207 (mm) * Trên trục I - l12 = lc12 = 72 (mm) - l13 = l23 = 135 (mm) - l11 = l21 = 270 (mm) Khoảng cách giữa các gối đỡ - l11 = l21 = l31 = 270 (mm) Kết quả tính toán Trục thứ Khoảng cách lki I l12 = 72 mm ; l13 = 135 mm ; l11= 270 mm II l22 = 63 mm ; l23 = 135 mm ; l24 =207 mm ; l21 = 270 mm III l32 = 63 mm; l31 = 270 mm; l33 = 207 mm 4. Tính các lực tác dụng lên trục Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực trong bộ truyền bánh răng khi ăn khớp - Lực tác dụng của đai lên trục Fđ = 1178 (N) Vì vậy ta có: Fxđ = Fđ.cosα = 1178. cos 500 = 589 (N) ( với α là góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài) Fyđ = Fđ. sinα = 1178. sin 500 = 1020 (N) - Lực tác dụng lên khớp nối : Fk = (0,2 0,3). 2T3/ Dt Với T3 = 2268948 (N.mm) ta chọn Dt = 200 ( theo bảng 16.10a) => Fk = (0,2 0,3).2.2268948/200 = 4538 6807 Lấy Fk = 6000 (N) Lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền đai được chia làm 3 thành phần Ft : lực vòng ; Fr : lực hướng tâm ; Fa : lực dọc trục Trong đó: Cặp bánh răng thằng Ft1 = Ft2 = 2T1/ d1 = 2.154412/75 = 4118 (N) Fr1 = Ft1. tgαtw = 4118.tan20=1499(N) Cặp bánh răng nghiêng: Ft3 = Ft4 = 2T2/d1 = 2.364221/112,5 = 6475 (N) Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw / cosb = 6475.tg24,5/cos36,87= 3684 (N) Fa3 = Fa4 = Ft3.tgb = 6475tg36,87= 4856 (N) *. Xác định đường kính trục vào của hộp giảm tốc a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men - lực từ bánh đai tác dụng lên trục: Fxđ = 589 (N) Fyđ = 1020 (N) - lực từ bánh răng thẳng tác dụng lên trục: Ft1 = 4118 (N) Fr1 = 1499 (N) Từ biểu đồ lực ta có hệ: Gải hệ phương trình ta có: b, Tính momen trên trục: +, Mx M = M = 0 (N.mm) M = 72. F = -72.1020 = -73440 (N.mm) M = M = -[(72+135). F - F .135] = -[207.1020-542,5.135] = - 137903 (N.mm) +,My M = F .72 = 589.72 = 42408 (N.mm) M = F .(72+135) +F .135 = 589.207 + 589.135 = 299178 (N.mm) +, Mz Mz = F.( d /2) = 4118.( 75/2) = 154425 (N.mm) Biểu đồ mômen trên trục I C, Tính chính xác trục I của hộp giảm tốc Theo công thức 10.15;10.16;10.17 ta tính được Tại chỗ lắp bánh đai M = 0 M = (N.mm) => dđ = ( mm) Ta chọn [σ] = 63 theo bảng 10.5 Chọn dđ theo tiêu chuẩn ta được dđ = 28 mm - Tại chỗ lắp ổ lăn (tiết diện A) MA = = 84805 (N.mm) MtđA = ( N.mm) => dA = 29,3 (mm) Chọn dA theo tiêu chuẩn d10 = 35 (mm) - Tại chỗ lắp bánh răng MC = = 329431 (N.mm) MtđC = = 355538 (N.mm) dC = = 38,35 (mm) Chọn d = 40 (mm) Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính chỗ lắp bánh răng dC =40 mm Đường kính chỗ lắp ổ lăn dA = dB = 35 mm Đường kính chỗ lắp bánh đai dđ = 30 mm Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng - b =12 ; h = 8 ; t1 = 5 ; t2 = 3,3 D, Kiểm nghiệm về độ bền mỏi kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện [s] Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 2,5 ) Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục) sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21 Trong đó σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn xoắn của chu trình đối xứng, vật liệu thép 45 thường hóa có σ-1 =0,436. = 0,436.600 = 261,6 (MPa) τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa) Theo bảng 10.7 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ = 0,05 ψτ = 0 vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó σm= 0 ; σa= σmax = Mj/ W tại tiết diện C ( chỗ lắp bánh răng ) có MC = 329431 (N.mm) WC = = 5361 - σC = MC / WC = 329431/ 5361 = 61,4 Mpa WoC = = 11641 Vì trục quay 1 chiều,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động - τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2.Woj Ta có T1= 154412 N.mm, W = 11641 τmC = τaC = T /2.W = 154412/2.11641 = 6,6 hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 là Kσd = (Kσ/ εσ + Kx - 1)/ K Kτd = (Kτ/ετ + Kx - 1)/ k Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5 0,63μm. Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06 . do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền ky = 1. Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là kσ = 1,46 ; kτ = 1,54. theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước tai tiết diện C là : - εσ13 = 0,85 ; ετ13 = 0,78 Vậy kσd = (1,46/0,85+1,06-1)/1 = 1,78 kτd = (1,54/0,78+1,06-1)/1 = 2,03 ta có : vậy ta có > [S] vậy tiết diện C ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi) *, Xác định đường kính trục II của hộp giảm tốc a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men - lực từ bánh răng thẳng tác dụng lên trục: Ft2 = 4118 (N) Fr2 = 1499 (N) -Lực từ bánh răng nghiêng tác dụng lên trục: F = F = 6475 (N) F = F = 3684 (N) F = F = 4856 (N) Từ biểu đồ lực ta có hệ: Gải hệ phương trình ta có: b, Tính momen trên trục: +, Mx M = -F . 63 = -2934,5.63 = -184873,5 (N.mm) M = -[F . 63 +F.(d /2)] = -[184873,5 + 4856.112,5/2] = -458023,5 (N.mm) M = -135. F + (135 - 63).F = -135.2934,5 + 72.3684 = -130909,5 (N.mm) M = M = -458023,5 (N.mm) M = M = -184873,5 (N.mm) +,My M = -F.63 = -8534.63 = -537642 (N.mm) M = -F.135 + F.72= -8534.135 +6475.72 = -685890 (N.mm) M = M = -537642 (N.mm) +, Mz Mz = F .( d/2) = 6475.( 112,5/2) = 364219 (N.mm) Biểu đồ mômen trên trục II c, Tính chính xác trục II của hộp giảm tốc Theo công thức 10.15;10.16;10.17 ta tính được Tại chỗ lắp bánh răng nghiêng (tiết diện E): M = (N.mm) M = (N.mm) => dE = ( mm) Ta chọn [σ] = 63 theo bảng 10.5 Chọn d theo tiêu chuẩn ta được dE = 50 mm - Tại chỗ lắp bánh răng thẳng (tiết diện F) M = = 698271 (N.mm) MtđF = ( N.mm) => dF = = 49,5( mm) Chọn d = 52 (mm) Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép ta chọn d = d =45 (mm) Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: Đường kính chỗ lắp bánh răng thẳng dF =52 mm Đường kính chỗ lắp ổ lăn dD = dH = 45 mm Đường kính chỗ lắp bánh răng nghiêng dE = d = 48 mm Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng thẳng - b =16 ; h = 10 ; t1 = 6 ; t2 = 4,3 ta chọn then lắp bánh răng nghiêng - b =14 ; h = 9 ; t1 = 5,5 ; t2 = 3,8 D, Kiểm nghiệm về độ bền mỏi kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện [s] Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 2,5 ) Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục) sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21 Trong đó σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn xoắn của chu trình đối xứng, vật liệu thép 45 thường hóa có σ-1 =0,436. = 0,436.600 = 261,6 (MPa) τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa) Theo bảng 10.7 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ = 0,05 ψτ = 0 vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó σm= 0 ; σa= σmax = Mj/ W *, Tại tiết diện E ( chỗ lắp bánh răng nghiêng ) có ME = 684717 (N.mm) WE = = 10741 - σE = ME / WE = 684717/ 10741 = 63,7 Mpa WoE = = 23006 Vì trục quay 1 chiều,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động - τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2Woj Ta có T2= 364221 N.mm, W = 23006 τmE = τaE = T /2.W = 364221/2.23006 = 7,9 hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 là Kσd = (Kσ/ εσ + Kx - 1)/ K Kτd = (Kτ/ετ + Kx - 1)/ k Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5 0,63μm. Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06 . do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền ky = 1. Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là kσ = 1,46 ; kτ = 1,54. theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước tai tiết diện E là : - εσ13 = 0,81 ; ετ13 = 0,76 Vậy kσdE = (1,46/0,81+1,06-1)/1 = 1,8 kτdE = (1,54/0,76+1,06-1)/1 = 2,09 ta có : vậy ta có > [S] vậy tiết diện E ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi) *, Tại tiết diện F ( chỗ lắp bánh răng thẳng ) có MF = 698271 (N.mm) WF = = 14230 - σF = MF / WF = 698271/ 14230 = 49 Mpa WoF = = 30556 Vì trục quay 1 chiều,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động - τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2Woj Ta có T2= 364221 N.mm, W = 30556 τmF = τaF = T /2.W = 364221/2.30556 = 6 hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 là Kσd = (Kσ/ εσ + Kx - 1)/ K Kτd = (Kτ/ετ + Kx - 1)/ k Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5 0,63μm. Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06 . do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền ky = 1. Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là kσ = 1,46 ; kτ = 1,54. theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước tai tiết diện F là : - εσ13 = 0,81 ; ετ13 = 0,76 Vậy kσdF = (1,46/0,81+1,06-1)/1 = 1,86 kτdF = (1,54/0,76+1,06-1)/1 = 2,09 ta có : vậy ta có > [S] vậy tiết diện F ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi) *, Xác định đường kính trục III của hộp giảm tốc a. các lực tác dung lên trục và biểu đồ mô men -Lực từ bánh răng nghiêng tác dụng lên trục: F = F = F = 6475 (N) F = F = F = 3684 (N) F = F = F = 4856 (N) - Lực khớp nối: F = 6000 (N) Từ biểu đồ lực ta có hệ: Gải hệ phương trình ta có: b, Tính momen trên trục: +, Mx M = F. 63 = 3684.63 = 232092 (N.mm) ( Tính từ I - P) M = F. 63 - F.(d/2) = 232092 - 4856.367,5/2 = -660198 (N.mm) M = M = 232092 (N.mm) ( Tính từ P - I ) M= M - F. d /2 = -660198 (N.mm) +,My M = F.63 = 10015.63 = 630945 (N.mm) M = F.207 - F.(207 - 63)= 10015.207 - 6475.144 = 1140705 (N.mm) M = F. 270 - F .(270-63) - F.63 = 955800 (N.mm) +, Mz Mz = F.( d/2) = 6475.( 367,5/2) = 1189781 (N.mm) Biểu đồ momen trên trục III c, Tính chính xác trục III của hộp giảm tốc Theo công thức 10.15;10.16;10.17 ta tính được Tại chỗ lắp bánh răng nghiêng (tiết diện K): M = (N.mm) M = (N.mm) => dK = ( mm) Ta chọn [σ] = 63 theo bảng 10.5 Chọn d theo tiêu chuẩn ta được dK = 70 mm -Tại khớp nối: M = 0 M = (N.mm) d = = 67,8 (mm) Chọn d = 65 mm Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép ta chọn d = d = 75 mm d = d = 70 mm d = 65 mm Dựa vào bảng 9.1a sách [1] ta chọn then lắp bánh răng nghiêng - b = 20 ; h = 12 ; t1 = 7,5 ; t2 = 4,9 D, Kiểm nghiệm về độ bền mỏi kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện [s] Trong đó: [s] hệ số an toàn cho phép ( [s] = 1,5 2,5 ) Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 3( không cần kiểm tra độ bền cứng của trục) sσ; sτ : hệ số an toàn chỉ xét riêng cho từng trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp: được tính theo công thức 10.20 ; 10.21 Trong đó σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn xoắn của chu trình đối xứng, vật liệu thép 45 thường hóa có σ-1 =0,436. = 0,436.600 = 261,6 (MPa) τ-1 = 0,58.σ-1= 151,73 (MPa) Theo bảng 10.7 ta có trị số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ = 0,05 ψτ = 0 vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó σm= 0 ; σa= σmax = Mj/ W *, Tại tiết diện K ( chỗ lắp bánh răng nghiêng ) có MK = 1092828 (N.mm) WK = = 35046 - σK = MK / WK = 1092828/ 35046 = 31,2 Mpa WoK = = 76443 Vì trục quay 1 chiều,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động - τm = τa = Tmax / 2 = Tj / 2Woj Ta có T3 = 2268948 N.mm, W = 76443 τmE = τaE = T/2.W = 2268948/2.76443 = 14,8 hệ số xác định theo công thức 10.25, 10.26 là Kσd = (Kσ/ εσ + Kx - 1)/ K Kτd = (Kτ/ετ + Kx - 1)/ k Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5 0,63μm. Do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06 . do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền ky = 1. Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb = 600 Mpa là kσ = 1,46 ; kτ = 1,54. theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước tai tiết diện K là : - εσK = 0,73 ; ετK = 0,71 Vậy kσdK = (1,46/0,73+1,06-1)/1 = 2,06 kτdK = (1,54/0,71+1,06-1)/1 = 2,2 ta có : vậy ta có > [S] vậy tiết diện K ( chỗ lắp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền mỏi) D. TÍNH TOÁN KIỂU THEN LẮP TRÊN TRỤC Để then làm việc tốt với mối ghép thì kích thược của then phải đáp ứng được các điều kiện ứng suất dập và ứng suât cắt phát sinh trong quá trình làm việc phải nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép ứng với mỗi loại vật liệu. Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] £ [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) £ [tc] ; Trong đó các đại lượng được xác định như sau: - sd,tc làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa). - d là đường kính trục lặp then (mm). - T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm). - lt = (0,8 ¸ 0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm). - b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm). - [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [sd] = 100 MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 ¸ 30 MPa ; *, Xét trên trục I d = 40 (mm); b = 12; h = 8; t = 5; t = 3,3; T =154412 (N.mm) Thỏa mãn điều kiên bền *, Xét trên trục II - Tại tiết diện E d = 50 (mm); b = 14; h = 9; t = 5,5; t = 3,8; T = 364221 (N.mm) Thỏa mãn điều kiên bền - Tại tiết diện F d = 55 (mm); b = 16; h = 10; t = 5,5; t = 3,8; T = 364221 (N.mm) Thỏa mãn điều kiên bền *, Xét trên trục III d = 75 (mm); b = 20; h = 12; t = 7,5; t = 4,9; T = 2268948 (N.mm) Thỏa mãn điều kiên bền E. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN A, Chọn ổ lăn cho trục I 1. Chọn ổ lăn Chọn loại ổ bi đỡ 1 dãy do: Xét: = = 0 Đường kính chỗ lắp ổ lăn là 30 mm. Tra bảng P2.7 ta chọn ổ bi đỡ cỡ trung. Ký hiệu: 306 có các thông số. Đường kính trong d =30 mm còn đường kính ngoài D = 72 mm. Chiều rộng của ổ B = 19 mm còn đường kính bi db = 12,30 mm. Khả năng tải động C = 22 kN, khả năng tải tĩnh Co = 15,1 kN; 2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc: a. Khả năng tải động: Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức: Cd = QE. Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ bi đỡ thì m = 3. - QE là tải trọng động tương đương (kN). - L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng. Do tải trọng động tương đương QE = ( Với i = 1,2) Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fa).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0). Trong đó: - Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN). - V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì kđ = 1,2. - kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105o Þ kt = 1. Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại ổ lăn A và B lắp trên trên trục như sau: FrA = , FrB = , Tải trọng quy ước: QA =X.V.FrA .kt.kđ = 1. 1. 1421. 1,3. 1 = 1847,3 N. QB =X.V.FB .kt.kđ = 1. 1. 2163. 1,3. 1 = 2811,9N. Chọn Q = QB để tính toán vì QB > QA khi đó tải trọng tương đương là: QE = Û Thay số vao ta có: QE = 2811,9.(13.3,2/8 + (0,66)3.4,6/8)1/3 = 2325 N = 2,325 kN. Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau: L = Lh.n1.60.10-6 = 17000. 462. 60. 10-6 = 388 (triệu vòng) Hệ số khả năng tải động được tính như sau: Cd = 2,325. = 17 kN < C = 22 kN Þ loại ổ đảm bảo khả năng tải động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra Bảng 11.6 ta lấy các giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = 0,6. 2811,9 = 1687,14 N = 1,68714 (Vì Fa = 0) Q1 = Fr = 2811,9 N = 2,8119 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0. Do Q0 = 2,8119 kN < C0 = 15,1 kNÞ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy với ổ bi đỡ một dãy có ký hiệu là 306 đáp ứng được điều kiện làm việc cho trục. B. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc. 1.Chọn loại ổ lăn Ta có: åFa = Fa4 + Fa3 =0 nên åFa/Fr = 0. Mặt khác ổ lắp trên trục trung gian lại là loại ổ tuỳ động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục được. Do vậy ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn 2. Chọn sơ bộ kích thược của ổ: Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d = 45 mm tiến hành tra Bảng P2.8 chọn loại ổ đũa trụ ngắn trung cỡ hẹp mang kí hiệu : 2309 có các thông số hình học như sau: Đường kính trong d = 45 mm còn đường kính ngoài D = 100 mm. Chiều rộng của ổ B = 25 mm còn kích thước con lăn d = 14 và l = 14 mm. Khả năng tải động C = 56,5 kN, khả năng tải tĩnh Co = 40,7 kN; 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc: a. Theo khả năng tải động: Khả năng tải động được tính theo công thức: Cd = QE. Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 10/3. - QE là tải trọng động tương đương (kN). - L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng. Do tải trọng động tương đương QE = ( Với i = 1,2) Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0). Trong đó: - Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN). - V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì kđ = 1,2. - kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105o Þ kt = 1. Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại ổ lăn D và H lắp trên trên trục như sau: FrH = FrD =, Tải trọng quy ước: QD = QH =X.V.FrAI .kt.kđ = 1. 1. 9024. 1,2. 1 = 10829 N. Vậy Q = QD khi đó tải trọng tương đương là: QE = Û QE = QD Thay số vào ta có:QE = 10829.(110/3 . 3,2/8 + (0,66)10/3.4,6/8)3/10 = 9021 N = 9,021 KN. Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau: L = Lh.n1.60.10-6 = 17000. 94. 60. 10-6 = 79 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 9,021. = 38,7 kN. Do Cd = 38,7 kN < C = 56,5 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra Bảng 11.6 ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tính toán sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = X0.FrD =0,6.9024 = 5414,4 N = 5,4 kN. (Vì Fa = 0) Q1 = Fri = FrAI = 9024 N = 9,024 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 Do Q0 = 9,024 kN < C0 = 40,7 kN Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy với ổ đũa ngắn đỡ một dãy như tính toán sơ bộ là hoàn toàn thích hợp trong cả hai trường hợp tải tĩnh và tải động. C. Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc: 1.Chọn loại ổ lăn Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng nên thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục Fa = 0 Þ Fa/Fr = 0. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ: Dựa vào đường kính chỗ lắp ổ lăn d =70 mm, ta tra Bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 214 có các thông số hình học như sau: Đường kính trong d = 70 mm còn đường kính ngoài D = 125 mm. Chiều rộng của ổ B = 24 mm còn đường kính bi db = 17,46 mm. Khả năng tải động C = 48,8 kN, khả năng tải tĩnh Co = 38,1 kN; 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc: a. Theo khả năng tải động: Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức: Cd = QE. Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 3. - QE là tải trọng động tương đương (kN). - L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng. Do tải trọng động tương đương QE = ( Với i = 1,2) Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fai).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0). Trong đó: - Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN). - V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì kđ = 1,2. - kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105o Þ kt = 1. Ta có: FrI =, FrM =, Ta thấy: F > F nên ta chọn F để kiểm nghiệm Tải trọng quy ước: QI =X.V.FI .kt.kđ = 1. 1. 10671. 1,2. 1 = 12805,2 N. Vậy Q = QAI khi đó tải trọng tương đương là: QE = Û QE = QI QE = 12805,2.(13 . 3,2/8 + (0,66)3.4,6/8)1/3 = 10588 N = 10,588 kN. Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 17000. 29. 60. 10-6 = 24,36 (triệu vòng) Hệ số khả năng tải động: Cd = 10,588. = 30,7 kN. Do Cd = 30,7 kN < C = 48,8 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục tra Bảng 11.6 ta có X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tính toán sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fri = X0.FrI =0,6. 10671 = 6402,6 N = 6,4026 kN. (Vì Fa = 0) Q1 = Fri = FrAI = 10671 N = 10,671 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 Do Q0 = 10,671 kN < C0 = 38,1 kNÞ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy ổ bi đỡ một dãy được chọn phù hợp với cả hai trường hợp tải tĩnh và tải động. PHẦN IV: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP I, Chọn bề mặt ghép nắp và thân Vỏ hộp 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 chuyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm . Tính kết cấu hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX 15-32 Chọn bề mặt lắp ghép và thân đi qua tâm trục *, Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày:0 + thân hộp: + Nắp hộp: = 0,03.a +3 = 0,03.240 + 3 = 10,2> 6mm = 0,9. = 0,9.10,2 = 9,18 mm Chọn = 10 mm; = 9 mm Gân tăng cứng: +chiều dày e + Chiều cao, h + Độ dốc e = (0,81). = 810 chọn e = 9mm h <5. = 5.10=50 mm khoảng 2o Đường kính: +Bu lông nền, d1 +Bu lông cạnh ổ d2 +Bu lông ghép bích nắp và thân d3 +Vít nắp ổ d4( theo bảng 18.2) +Vít ghép nắp cửa thăm dầu d5 d1> 0,04. a +10 = 19,6 mm chọn d1 = M20 d2 = ( 0,70,8)d1 = 1416 chọn d2 = M16 d3 = ( 0,80,9 ) d2 => chọn d3 = M12 d4 = ( 0,60,7).d2 => chọn d4 = M10 d5 = (0,50,6).d2 => chọn d5 = M8 Mặt bích ghép nắp và thân +Chiều dài bích thân hộp S3 +Chiều dài bích nắp hộp S4 +Bề rộng bích nắp và thân K3 S3 = (1,41,8).d3 = 19,625,2 chọn S3 = 20 mm S4 = (0,91)S3 = 1820 chọn S = 18 mm K3 = K2 – (35)mm = 50 - (35) = 45 mm Kích thước gối trục +Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3 , D2 (bảng 18.2) +Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2 +Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) +Chiều cao: h Định theo kích thước ổ nắp K2 = E2+R2+(35) = 25+20+5 = 50 mm E2 = 1,6.d2 = 25,6 mm chọn E = 25 mm R2 = 1,3.d2 = 20,8 chọn R = 20mm C = D3/2 = 90 mm ; k 1,2 d2 = 19,2 => k = 20mm h : phụ thuộc vào tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Khi có phần lồi S1 = (1,31,5)d1 => S1 = 28mm K1 » 3.d1 = 3.20 = 60mm S2 » 1,1.d1 = 22 mm S1 = (1,41,7) .d1 => S1 = 30 mm q = K1 + 2. = 60+2.10 = 80 mm Khe hở giữa các chi tiết +Giữa bánh răng và thành trong của hộp +Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp +Giữa bề mặt các răng với nhau => = 11mm => = 40 mm => = 11mm Số lượng bu lông trên nền Z = ( L+ B) / ( 200300) 1200 / 200 = 6 chọn Z = 6 II.Bôi trơn trong hộp giảm tốc -1, Bôi trơn bánh răng: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm. Với bánh răng cấp nhanh lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 bán kính. Lượng dầu bôi trơn khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 kW công suất truyền -2, Bôi trơn ổ lăn: Chất bôi trơn được lựa chọn dụa trên nhiệt độ và số vòng quay của ổ. Trong thực tế khi vận tôc trượt v <4 đến 5 m/s có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn. Theo bảng 15.15 -3, Dầu bôi trơn hộp giảm tốc chọn độ nhớt để bôi trơn dầu phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng tra theo bảng 18.11 ta chọn độ nhớt dầu ở 50oC (100oC) là: Từ độ nhớt đã chọn này tùy chọn phạm vi sử dụng hộp giảm tốc ta chọn loại dầu bôi trơn phù hợp theo bảng 18.13 là loại dầu công nghiệp 45 -4, Lắp bánh răng nên trục và điều trỉnh sự ăn khớp để lắp bánh răng nên trục ta chọn mối ghép then và chọn kiểu lắp là: vì nó chịu tải trọng va đập nhẹ -5, 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 nên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. III. Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ 1- Bu lông vòng theo bảng 18-3 ta có kích thước bu lông vòng Ren D d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M12 54 30 12 30 17 26 10 7 25 2 14 1,8 3.5 2 5 6 2- Nắp quan sát theo bảng 18.5 ta có kích thước nắp quan sát Bảng kích thước nắp quan sát A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 3- Nút thông hơi Theo bảng 18.6 ta chọn nút thông hơi có kích thước sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4- Nút tháo dầu Theo bảng 18.7 ta chọn kích thước nút tháo dầu : Bảng kích thước nút tháo dầu D b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 5- Que thăm dầu Hình dáng và kích thước như hình vẽ 6- Lắp ổ Căn cứ vào bảng 18.2 các kích thước lắp ổ lăn như sau: Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm h(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 72 90 115 65 10 M8 6 Trục II 100 120 150 90 12 M8 6 Trục III 125 150 180 115 14 M10 6 IV: Lắp ghép trong hộp giảm tốc Trên trục I: Lắp ghép trục với bánh răng thẳng Lỗ 40H7: Trục : (Kiểu lắp trung gian). Lắp ghép vòng chắn dầu với trục: : Lỗ 30H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). - Lắp ghép trục với bạc chắn: : Lỗ 30H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). - Lắp ghép lỗ vỏ với vòng ngoài ổ lăn: : Lỗ 72H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). Trên trục II: - Lắp ghép bánh răng thẳng với trục: Lỗ 55H7: Trục : (Kiểu lắp trung gian). - Lắp ghép bánh răng nghiêng với trục: Lỗ 50H7: Trục : (Kiểu lắp trung gian). Lắp ghép vòng chắn dầu với trục: : Lỗ 45H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). - Lắp ghép lỗ vỏ với vòng ngoài ổ lăn: : Lỗ 100H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). Trên trục III: - Lắp ghép bánh răng nghiêng với trục: Lỗ 75H7: Trục : (Kiểu lắp trung gian). Lắp ghép vòng chắn dầu với trục: : Lỗ 70H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng). - Lắp ghép lỗ vỏ với vòng ngoài ổ lăn: : Lỗ 125H7: Trục : (Kiểu lắp lỏng).