Thiết kế chi tiết máy- động cơ điện ba pha không đồng bộ rô to ngắn mạch

d ≥sbIII [ ]3 3 .2,0 τ T = )(96,52 20.2,0 4,594202 3 mm= Chọn dIII = 55 (mm) xI = aW 1 - 2 3ad - 2 sb Id = )(051,74 2 8,22 2 098,89130 mm=−− > 0 xII = aW 2 - 2 2ad - 2 sb IIId = )(036,18 2 96,52 2 968,220155 mm=−− > 0 ⇒ Như vậy, các bộ truyền trong hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện chạm trục. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 34 Hình 1: Khoảng cách giữa các trục 4. Kiểm tra điều kiện bôi trơn. Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt, và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Do vận tốc nhỏ, nên ta chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong hộp dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất thường lớn hơn một trị số cho phép(thường bằng 8 đến 10 mm). Gợi x là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục, chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh được lấy theo công thức: minmin 2 ldX a −= maxmax 2 ldX a −= ss * Vận tốc của bánh 2 là: )/(207,32 smv = * Vận tốc của bánh 4 là: )/(267,14 smv = §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 35 x2max x2min 3d4/8 d4/8 x4max x4min Chiều cao chân răng: )(375,35,1.25,2.25,22 mmmh t === )(5,42.25,2.25,24 mmmh t === Chiều cao ngâm dầu tối thiểu: )(75,6375,3.2.2 2min2 mmhh === )(95,4.2.2 4min4 mmhh === )(734,15375,6 2 968,320 2 min2 2 2min mmh dX a =−=−= )(451,1059 2 902,228 2 min4 4 4min mmh dX a =−=−= Chiều cao ngâm dầu tối đa Với bộ truyền cấp nhanh : v = 3,207(m/s) > 1,5 (m/s) )(75,161075,610min2max2 mmhh =+=+= )(734,14310734,15310min2max2 mmxx =−=−= Với bộ truyền cấp chậm : v = 1,267(m/s)<1,5(m/s) )(1910910min4max4 mmhh =+=+= )(451,9510451,10510min4max4 mmxx =−=−= ⇒ xmax= max(x2max ;x4max) = 143,734(mm) xmin = min (x2min ;x4min) = 105,451(mm) Vậy )(283,38451,105734,143minmax mmxxx =−=−=∆ Như vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn. 2: Mức dầu trong hộp giảm tốc §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 36 PHẦN III : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT NỐI ĐỠ CHƯƠNG I : THIẾT KẾ TRỤC I . CHỌN VẬT LIỆU Với các thông số cơ bản như trên ta thấy bộ truyền chịu tải trọng trung bình do vậy theo bảng 6.1 ta chọn vật liệu cả ba loại trục là thép 45 thường hóa có bσ =600(MPa),ứng suất xoắn cho phép 50][ =σ (bảng 10.5 [1],HB =220 , MPach 450=σ để chế tạo. II. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC VỀ ĐỘ BỀN 1.Các lực tác dụng lên trục. + Lực vòng )(16,2253 036,42 47357.22 1 1 1 Nd TF w t === )(54,2162 18,5.036,42 3,235442.22 2 2 2 Nd TF w t === )(14,5497 66,85 3,235442.22 2 2 3 Nd TF w t === )(15,5285 625,2.66,85 4,594202.22 3 3 4 Nd TF w t === + Lực hướng tâm )(7,883 54,15cos 7,20.16,2253 cos .1 1 N tgtgFF twTr === β α )(16,848 54,15cos 7,20.54,2162 cos .2 2 N tgtgFF twTr === β α )(41,2053 214,9cos 24,20.14,5497 cos .3 3 N tgtgFF twTr === β α )(22,1974 214,9cos 24,20.15,5285 cos .4 4 N tgtgFF twTr === β α + Lực dọc trục )(55,62654,15.16,2253.11 NtgtgFF Ta === β )(35,60154,15.54,2162.22 NtgtgFF Ta === β )(72,891214,9.14,5497.33 NtgtgFF Ta === β )(33,857214,9.15,5285.44 NtgtgFF Ta === β §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 37 2 . Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính sơ bộ trục được xác định chỉ bằng mô men xoắn theo công thức (10.9) [1]: d [ ]3 .2,0 δ T≥ Trong đó: T: là mômen xoắn trên các trục I, II, III (Nmm). T1= 47357(Nmm); T2 = 235442,3(Nmm); T3 = 594202,3 (Nmm). )(085,25 15.2,0 47357 ].[2,0 33 1 mm Td sb ==≥Ι τ => chọn 1d =25(mm). )(89,38 20.2,0 3,235442 ].[2,0 33 2 mm Td sb ===ΙΙ τ => chọn 2d =40(mm). )(96,52 20.2,0 594202,4 ].[2,0 33 3 mm Td sb ===ΙΙΙ τ => chọn 3d =55(mm). 3.Xác định lực hướng tâm do khi sử dụng khớp nối di động Fr=(0,2I0,3)Ft .Với T t D TF 2= T : mô men xoắn DT :đường kính vòng tròn qua tâm các chốt -Với đường kính sơ bộ của trục I là dI= 25mm tra bảng chọn DT1=120mm -Với đường kính trục III là dIII=55 mm tra bảng chọn DT3=190 mm )(85,15728,789.2,0)(28,789 120 47357.2 11 NFNF rT ==⇒== )(95,125076,6254.2,0)(76,6254 190 4,594202.2 23 NFNF rT ==⇒== Chiều krF nên chọn ngược chiều với chuyển động quay ngược lắp trên trục có tác dụng làm tăng mô men uốn cho bánh răng (chi tiết quay) xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 4 . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dựa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2[1]để chọn chiều rộng ổ lăn : d(mm) 25 40 55 0b (mm) 17 23 29 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 38 - Chiều dài mayơ bánh răng trụ tính theo công thức 10.10 [1]: kimki dl ).5,12,1( ÷= lm13 = (1,2÷1,5).25 = 30 ÷37,5 => lấy lm13= 39 (mm). lm22 = lm23= (1,2÷1,5)40 = 48 ÷60 => lấy lm22 = lm23= 50 (mm). lm32 = (1,2÷1,5)55 = 66 ÷ 82.5 => lấy lm32 = 75 (mm). + Chiều dài may ơ giữa khớp nối trục vòng đàn hồi: Lm12= (1,4÷2,5) d1= (1,4÷2,5). 25 ⇒Lm12= 60 (mm) lm33 = (1,4 ÷2,5).d3 =(1,4 ÷2,5).55 = 77 ÷ 137.5⇒Lm33= 85 (mm) - Xác định trị số các khoảng cách k1,k2,k3 theo bảng 10.3 [1]: b0 l21 l23 K1 m22 l22 K1 b23 K2 K3 l23 -k1 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay 1581 ÷=k chọn k1=10(mm) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 39 -k2 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp 1552 ÷=k chọn k2=8(mm) -k3 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ 20103 ÷=k chọn k3=15(mm) -hn : chiều cao nắp ổ và đầu bu lông 2015 ÷=nh chọn hn=20(mm) Tra bảng 10.4 [1] với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ta có kích thước chiều dài như sau: )(5,54810)2350(5,0)(5,0 2102222 mmkkbll m =+++=+++= )(1258)7550(5,05,54)(5,0 133222223 mmkllll mm =+++=+++= )(5,248238.210.31255,5423 021232221 mmbkklll mm =++++=++++= Xác định khoảng công xôn (khoảng chìa) trên trục thứ k tinhs từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ nmkicki hkbll +++= 30 )(5,0 )(5,682010)1760.(5,0)(5,0 10121 mmhkbll nmc =+++=+++= )(922010)2985.(5,0)(5,0 10333 mmhkbll nmc =+++=+++= + + + ++ Fr2Fr1 1 3 2 4 Fa2 Fa1 Fr4Fr3 Fa4 Fa3 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 40 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 41 Vậy ta có khoảng các trục lần lượt là: Trục I 54,556 248,5 194 Trục II 125 70,554,5 123,5 Trục III 54,5 194 82248,5 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 42 5.Tính đường kính các trục +Trục I : các thông số )(856,151 NF kr = ; )(7,8831 NFr = ; )(16,22531 NFT = ; )(55,6261 NFa = ; )(0367,421 ND = Các kích thước )(561 mml = ; )(5,542 mml = ; )(1943 mml = Ø3 0 Mx (Nmm) My (Nmm) T 34874,55 8839,9 53217,64 47357,71 48043,597 Ø3 0 Ø2 5 A B FYB FYB FXBFXA Fa1 FT1 Fkr1 C §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 43 Theo phương y các lực tác dụng gồm Ay , 1rF , Ma , By 05,248.5,54.11 =−+=∑ yFMFMA ray Ta có mô men )/(047,13169 2 0367,42.55,625 2 . 11 1 mmN DFM aa === )(8,246 5,248 5,54.11 NFMy raB = + =⇒ 9,6398,2467,8830 11 =−=−=⇒=−+=∑ BrArBA yFyFyyy Theo phương x gồm các lực krF 1 , Ax , Bx , 1rF )(73,529 5,248 56.5,54.05,248.56.5,54. 1111 N FF xxFFF k rr BB k rrx = + =⇒=−+=∑ )(73,5290 1111 NxxFFxxxFFx BAkrrABAkrr =−−−=⇒=−−−=∑ Tính nội lực mô men uốn: +Mặt phẳng uốn đứng : Tại A và B : Mud=0 Tại C : bên trái )(55,348745,54.9,6395,54. NmmyM ATud −=−=−= Bên phải C : )(597,480430477,1316955,348741 NmmMMM aTudpud −=−−=−= +Mặt phẳng uốn ngang : Tại khớp nối và B My=0 Tại A : )(94,883956.856,15756.1 NmmFM kry −=−=−= Tại C : )(64,523175,54.9,6395,110.856,1575,54.5,110.1 NmmxFM Akry −=−−=−−= +Mặt phẳng uốn xiên : )(71,47357 2 0367,42 .16,2253 2 . 11 NmmDFMz t === §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 44 6.Tính đường kính các trục Theo công thức : 3 ].[1,0 σ tdMd ≥ )/(50][ 2mNu =σ Ta thấy tại C là thiết diện nguy hiểm nhất )(65,820202222 NmmMMMM zctyctd =++= )(4,25 50.1,0 65,82020 ].[1,0 33 mm Md u td c ==≥⇒ σ Tại C có rãnh then nên ta lấy d tăng lên 5I7% đảm bảo điều kiện bền )(67,26 100 5.4,254,25 mmdc +=⇒ Tra bảng chọn d tiêu chuẩn d=32(mm) Chọn đường kính 2 ổ A và B : dổ=30(mm) Đường kính tại khớp nối d=25(mm) Trục II )(54,21622 NFt = , )(14,54973 NFt = )(16,8482 NFr = , )(41,20533 NFr = )(35,6012 NFa = , )(72,8913 NFa = )(968,2172 mmD = , )(098,853 mmD = Theo phương x các lực tác dụng 3232 ,,,,, aarrFE MMFFYY ∑ −+−+= YFFMMFM FrraaE 5,248.125.5,54. 32321 )(53,65537 2 968,217.35,601 2 . 2 22 Nmm DFM aa === )(79,37941 2 098,85.72,891 2 . 3 33 Nmm DFM aa === §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 45 )(3,1263 5,248 125.5,54. 3232 NFFMMY rraaF = +−+ =⇒ )(5,5841,205316,8483,12630 3223 NFFYYYFFYY rrFEFrrE =−+=−+=⇒=−−+=∑ ∑ −−= 125.5,54.5,248. 32 TTFE FFXFM )(4,3239 5,248 125.5,54. 32 NFFX TTF + =⇒ 032 =−−+=∑ FETT XXFFX )(28,44204,323914,549754,216232 NXFFX FTTE =−+=−+=⇒ +Tính nội lực mô men uốn Mặt phẳng uốn đứng : +Tại E và F Mud=0 Tại H ,bên trái điểm H )(73,31635,54. NmmYM ETud == bên phải điểm H )(73,3163)(8,623732 NmmNmmMMM aTudpud =−=−= Tại G : )(56,1180765,70.125. 22 NmmFMYM raETud −=−−= )(35,1560183 NmmMMM aTudpud −=−= Mặt phẳng uốn ngang Tại E và F My=0 Tại H : My=XE.54,5=4420,24.54,5=240903,08(Nmm) Tại G : My=XE.125-FT2.70,5=400070,93(Nmm) Mặt phẳng uốn xiên )(2,235682 2 968,217.54,2162 2 . 22 NmmDFM Tz −==−= +Tính đường kính trục Ta tính tại 2 tiết diện nguy hiểm là H và G Tại H : ADCT 3 ][1,0 a tdMd σ ≥ Ta có : 2/50 mmNa =σ , )/(27,32184575,0.222 mmNMMMM zyudtd =++= §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 46 )(076,40 50.1,0 27,321845 3 mmd =≥⇒ Vì tại H có rãnh then nên ta lấy d tăng (5I7)% )(076,42 100 5.076,40076,40 mmd =+≈ Tra bảng chọn d tiêu chuẩn d=45(mm) Tại G : Mtd=475455,645(N/mm) )(64,45 50.1,0 645,475455 3 mmd =≥⇒ Tại G có rãnh then lấy d tăng (5I7)% . d=48,26(mm) Tra bảng chọn d=52(mm) Tại 2 ổ ta chọn dổ=35(mm) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 47 Mx (Nmm) My (Nmm) T (N.mm) H G Fa2 Ft2 Fr2 XE YE XF XF Fr3 Ft3 Fa3 156018,35 118076,56 62373,8 3163,73 400070,93 240903,8 235682,26 Ø3 5 Ø5 2 Ø4 5 Ø3 5 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 48 Trục III Trên trục III gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z4 và đĩa xích 1 do đó các lực tác dụng lên trục gồm lực vòng FT4=5285,15(N), lực hướng tâm Fr4=1974,22(N), lực dọc trục Fa4=857,3(N) , D4=224,902(mm) , , )(95,12502 NF kr = Mx (Nmm) My (Nmm) T (N.mm) XM YM Fa4 Ft4 Fr4 XN YN Fkr2 8733,78 105141,4 106494,64 102577,78 604890,7 Ø5 0 Ø4 8 Ø5 2 Ø5 0 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 49 - Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Xét theo phương x các lực NraM YFMY ,,, 44 05,248.5,54.44 =+−=∑ NraM YFMFM 62,96407 2 33,857.902,224 2 . 4 44 === DFM aa )(02,45 5,248 62,964075,54.22,1974 5,248 5,54. 44 NMFY arN − = − =⇒ ∑ =−+= 04rNM FYYY )(2,192902,4522,19744 NYFY NrM =−=−=⇒ Phương x gồm các lực rkNrM FxFx 24 ,,, ∑ =+−= 05,248.5,330.5,54. 24 NrktM xFFFM )(62,504 5,248 5,54.5,330. 42 NFFx t r k N = − =⇒ ∑ =−+−= 024 MNrkt xxFFx )(82,453895,125062,50415,528524 NFxFx rkNtM =−+=−+=⇒ +Tính mô men uốn Mặt phẳng uốn đứng Tại M và N ,khớp nối Mud=0 Tại K : bên trái )(4,1051415,54.2,19295,54. NmmYM Mtud === Bên phải )(78,873362,964074,1051414 NmmMMM atudpud =−=−= -Uốn ngang Tại M và khớp nối My=0 Tại K : My=-xM.54,5=-1954,03.54,5=-106494,64(Nmm) Tại N : My=-xM.248,5+Ft4.194= -102577,78(Nmm) - Uốn xiên )(7,604890. 2 4 4 2 NmmF DM r −=−= §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 50 Tính đường kính trục theo thuyết bền 4 Tại C : Mtđ=544807,22(Nmm) [ ] )(02,47.1,03 mm Md a tđ =≥⇒ σ Lấy d tăng 5% ⇒ dJ49,7(mm) Tra bảng chọn :d=52(mm) Chọn d tại 2 ổ : d=50(mm) Chọn d khớp nối : d=48(mm) III. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI. Khi tính toán ở trên ta mới xét trục ở độ bền tĩnh. Để trục đảm bảo độ bền trong quá trình làm việc, cần xét đến một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như: đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt.... Vì vậy, phải kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau (10.19)[1]. Sj = ][ . 22 S SS SS jj jj ≥ + τσ τσ - [S]: Hệ số an toàn cho phép. [S] = 1,5 ÷ 2,5 - jj SS τσ , : Hệ số an toàn xét riêng về ứng suất pháp,và ứng suất tiếp xét tại tiết diện j. jj SS τσ , được tính theo công thức (10.20) và (10.21) [1]. mjajdj j K S σψσ σ σσ σ .. 1 + = − (10.20) mjajdj j K S τψτ τ ττ τ .. 1 + = − (10.21) - σ -1,τ-1:Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. σ -1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) τ -1 = 0,436.σ-1 = 0,436.261,6 = 151,7 (MPa) - σạj ,τạj ,σmj , τmj :Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Khi trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. σạj = (σmaxj - σminj )/2 σmj = (σmaxj + σminj )/2 τmj = τạj = τmaxj/2 = T/(2.W0j) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 51 Với đề bài cho trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối mạch động do đó: j jj aimj w0 max 22 ττ ττ === Với trục quay thì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Do đó σmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj / Wj Mj : Mômen uốn tổng; Mj được tính theo công thức (10.15) 22 xjyjj MMM += (Nmm) Wj : Mô men chống uốn tại tiêt diện j . W0j:: Mô men cản xoắn tại tiết diện j. djkσ và djkτ xác định theo công thức : y xdj kk kk       −+= 1 σ σ σ ε y xdj kk kk       −+= 1 τ τ τ ε xk : hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộ vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt yk : hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền và cơ tính vật liệu τσ kk , : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Trục I Với thép 45 có Mpab 600=σ Tra bảng 10.7 sách TTTKHDĐCK ta có 05,0=σψ , 0=τψ Với trục có 1 rãnh then tại C :dc ( ) c cc c d tdtbd w .2 .. 32 . 2 1 3 − −= pi dc =35(mm) tra bảng 9.1 sách TTTKHDĐCK ta có : b=10 , t1=5 Tại vị trí C. +) 46,2647 32 )532.(5.10 32 32.14,3 23 = − −=CW (mm3) +) c cc oC d tdtbdW 2 11 3 ).(. 16 . − −= pi )(45,5864 32.2 )532.(5.10 16 32. 23 NmmWoC = − −= pi +) c c caC w M == maxσσ §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 52 )(4,7103022 NmmMMM yudc =+= 83,26 16,2647 4,71030 =⇒ acσ +) )(04,4 45,5864.2 47357 22 max MPa woc cc aCmc ===== ττ ττ ψσ, ψτ: Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng (10.7) [1] ta có: ψσ = 0,05, ψτ = 0 Kσdj và Kτdj : Hệ số được xác định theo công thức (10.25), (10.26) [1] Kσdj = (Kσ/εσ + Kx - 1)/Ky (10.25) Kτdj = (Kτ/ετ + Kx - 1)/Ky (10.26) Trong đó: +) Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhăn bề mặt. Tra bảng (10.8) [1], Chọn phương pháp gia công trên máy tiện, và tại tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt mRa µ63,05,2 ÷= . Ta có: Kx =1,06 +) Ky : Hệ số tăng bền bề mặt trục phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu. Tra bảng (10.9) [1] ta có: Ky = 1 εσ, ετ: Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng (10.10)[1] ta có: εσ = 0,85 ετ = 0,78 Kσ, Kτ: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. Trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tra bảng 10.12 [1], khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất ứng với vật liệu có σb = 600Mpa, ta có: Kσ = 1,46,Kτ =1,54. Kσ /εσ = 1,46/0,85=1,718 Kτ /ετ = 1,54/0,78=1,974 Vì trục có 2 chế độ lắp có độ dôi theo kiểu k6 và có rãnh then nên ta phải chọn tỷ số σ σ ε k và τ τ ε k lớn nhất Tra bảng 10.11 [1]ta có: Với d<30I50 Ta có 06,2= σ σ ε k , 64,1= τ τ ε k Thay các giá trị tính được vào công thức (10.25) và (10.26) ta được: +Tại C Kσdc= (2,06 + 1,06 – 1)/1= 2,12 Kτdc = (1,974 + 1,06 – 1)/1= 2,034 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 53 Thay các giá trị của σ -1, KσdB, KτdB, σaB, τaB vào công thức (10.20), (10.21) và (10.19) ⇒ 6,4 0.05,083,26.12,2 6,261 .. 1 = + = + = − mcacdc C k S σψσ σ σσ σ 76,18 80,2.004,4.034,2 7,151 .. 1 = + = + = − mcacdc c k S σψτ τ ττ τ [ ] )35,2(45,4 76,186,4 76,18.6,4. 2222 ÷=>= + = + = S SS SSS cc cc τσ τσ Kết luận: Trục I thoả mãn điều kiện bền mỏi. Trục II : ta xét tại 2 tiết diện nguy hiểm tại G và H -Xét tại H : dH=45(mm) Tra bảng 10.7[1] ta có 05,0=σψ , 0=τψ dH=45(mm) tra bảng 10.9 [1] có : b=14 , h=9 T1=5,5 )(82,7373 45.2 )5545.(7.14 32 45. .2 ).(. 32 . 232 11 3 Nmm d TdTbdW H HH H = − −= − −= pipi )(9,16319 45.2 )5545.(7.14 16 45. .2 ).(. 16 . 232 11 3 NmmTdTbdW H HH oc = − −= − −= pi σ pi 96,32 82,7373 63,243068 =−= C C aH W M σ 21,7 9,16319.2 3,235442 .2.22 2max ====== ococ HH aHmH W T W Tτ ττ Tra bảng kx = 1,06 tiện tinh R2= 0,63I2,5 ky= 1 không sử dụng biện pháp tăng bền σε và τε tra bảng 10.10 [1] có 85,0=σε , 78,0=τε σk và τk hệ số kể đến tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then tra bảng 10.12[1] sử dụng dao phay đĩa 46,1=σk , 54,1=τk 718,1 85,0 46,1 ==⇒ σ σ ε k 974,1 78,0 54,1 == τ τ ε k Vì trục 2 có chế độ lắp dôi kiểu k6 và lắp rãnh then nên ta phải chọn tỷ số σ σ ε k và τ τ ε k lớn nhất Tra bảng 10.11 [1] ta có 06,2= σ σ ε k ; 64,1= τ τ ε k §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 54 Thay vào công thức 12,2 1 106,106,2 = −+ =dHkσ 034,2 1 106,1974,1 = −+ =dHkτ 74,3 0.05,096,32.12,2 6,261 .. 1 = + = + = − mHaHdH H k S σψσ σ σσ σ 34,10 21,7.021,7.034,2 7,151 .. 1 = + = + = − mHaHdH H k S σψτ τ ττ τ [ ] 5,25,3 34,1074,3 34,10.74,3. 2222 =>= + = + = S SS SSS HH HH τσ τσ Vậy tại H đảm bảo điều kiện bền mỏi Xét tại G : dG= 52(mm) Tra bảng 10.7 ta có 05,0=σψ , 0=τψ Tra bảng 9.1 ta có b = 16(mm) , h = 10 , T = 6 + )(93,11850 .2 )(. 32 . 2 11 3 Nmm d TdbdW G GTG G = − − pi + )(09,25655 .2 )(. 16 . 2 11 3 Nmm d TdbdW G GTG oG = − − pi + 23,36 93,11850 43,429416 =−= G G aG W M σ + 59,4 09,25655.2 3,235442 .2.22 2max ====== oGoG GG mGaG W T W Tτ ττ Tra bảng 10.8 [1] chọn kx= 1,06 tiện tinh đạt k2=(0,63I2,5) chọn ky=1 không sử dụng biện pháp tăng bền bề mặt. σε và τε hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tra bảng 10.10 [1] có 81,0=σε , 76,0=τε Vì trên trục đồng thời tồn tại cả 2 dạng lắp có độ dôi theo kiểu k6 và lắp có rãnh then nên ta phải chọn tỷ số σ σ ε k và τ τ ε k lớn nhất σk và τk hệ số kể đến tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then gia công sử dụng dao phay đĩa Tra bảng 10.12 [1] chọn 46,1=σk , 54,1=τk 802,1 81,0 46,1 ==⇒ σ σ ε k 026,2 76,0 54,1 == τ τ ε k Tra bảng 10.11[1] ta có 06,2 81,0 46,1 == σ σ ε k , 64,1 76,0 54,1 == τ τ ε k §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 55 Thay vào công thức 12,2 1 106,106,2 = −+ =dHkσ 034,2 1 106,1974,1 = −+ =dHkτ 4,3 0.005,025,36.12,2 6,261 .. 1 = + = + =⇒ − mGaGdG H k S σψσ σ σσ σ 74,16 18,5.059,4.034,2 7,151 .. 1 = + = + = − mGaGdG H k S σψτ τ ττ τ S =3,33 > [S] = (2,5I3) Thỏa mãn điều kiện bền mỏi Trục III Ta xét tại tiết diện L là tiết diện nguy hiểm nhất dL=52 (mm) Tra bảng 10.7 [1] chọn 05,0=σψ , 0=τψ Tra bảng 9.1 ta có b = 16(mm) , h = 10 , T = 6 )(93,11850 52.2 )652.(6.16 32 5. .2 )(. 32 . 232 11 3 Nmm d TdbdW L LTL L = − −= − − pipi )(09,25655 52.2 )652.(6.16 16 5. .2 )(. 16 . 232 11 3 Nmm d TdbdW L LTL oL = − −= − − pipi 63,13 93,11850 34,194652 =−= L L aL W M σ 5,11 09,25655.2 4,594202 .22 3max ===== oL L mLaG W Tτ ττ Tra bảng 10.8 [1] chọn kx= 1,06 sử dụng phương pháp tiện tinh đạt k2=(0,63I2,5) chọn ky=1 vì không sử dụng biện pháp tăng bền bề mặt. σε và τε hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tra bảng 10.10 [1] có 81,0=σε , 76,0=τε Vì trên trục đồng thời tồn tại cả 2 dạng lắp có độ dôi theo kiểu k6 và lắp có rãnh then nên ta phải chọn tỷ số σ σ ε k và τ τ ε k lớn nhất σk và τk hệ số kể đến tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then gia công sử dụng dao phay đĩa Tra bảng 10.12 [1] chọn 46,1=σk , 76,1=τk 802,1 81,0 46,1 ==⇒ σ σ ε k , 026,2 76,0 54,1 == τ τ ε k Tra bảng 10.11[1] ta có 06,2 81,0 46,1 == σ σ ε k , 64,1 76,0 54,1 == τ τ ε k §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 56 Thay vào công thức 12,2 1 106,106,2 = −+ =dLkσ 034,2 1 106,1974,1 = −+ =dLkτ 77,9 6,12.12,2 6,261 .. 1 == + =⇒ − mHaLdL L k S σψσ σ σσ σ 6,5 5,11.034,2 7,151 .. 1 == + = − mGaLdH L k S σψτ τ ττ τ [ ] )35,2(87,4 6,577,9 6,5.77,9. 2222 ÷=>= + = + = S SS SSS HH HH τσ τσ Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi IV. KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN TĨNH. Để đề phòng khả năng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy), ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về khả năng quá tải. Công thức kiểm nghiệm theo(10.27)[1] có dạng: σtd = ][.3 22 στσ ≤+ (10.27) Trong đó: σ = Mmax.Kqt/(0,1.d3) (10.28)[1] τ = Tmax.Kqt/(0,2.d3) (10.29)[1] [σ] = 0,8.σch = 0,8.340 = 272 (MPa) (10.30)[1] σch =340 tra bảng 6.1 [1] Trục I :tiết diện tại C nguy hiểm nhất )/(897,15 32.2,0 2,2.47357 .2,0 . .2,0 2 333 max mmN d kT d T c qtc c ====τ kqt=2,2 tra bảng P13 [1] Tmax mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm xét đến hiện tượng quá tải 3 max .1,0 d M =σ Vói Mmax :mô men uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm (tiết diện C) Mmax = Mc.kqt=2,2.71030,4=156266,88(Nmm) )/(69,47 32.1,0 88,156266 2 3 mmN==⇒σ )(07,55897,15.369,47.3 2222 Mpatd =+=+= τσσ Ta thấy [ ] )(272)(07,55 MpaMpa tdtd =<= σσ Trục I thỏa mãn điều kiện bền tĩnh §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 57 Trục II Ta xét tại 2 tiết diện G có d = 52(mm) )/(4,18 52.2,0 3,235442.2,2 .2,0 . .2,0 2 333 max mmN d kT d T qtG ====τ 3 max .1,0 d M =σ Mmax = MGkqt=2,2.429416,438=944716,15(Nmm) )/(19,67 52.1,0 15,944716 2 3 mmN==⇒σ )(37,744,18.319,67.3 2222 Mpatd =+=+= τσσ Ta thấy [ ] )(272)(37,74 MpaMpa tdtd =<= σσ Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh Trục III Ta xét tại tiết diện Lcó dL= 52(mm) )/(49,46 52.2,0 4,594202.2,2 .2,0 . .2,0 2 333 max mmN d kT d T qtL ====τ 3 max .1,0 d M =σ Mmax = ML.kqt=2,2.149652,34=329235,15(Mpa) )/(42,23 52.1,0 15,329235 2 3 mmN==⇒σ )(86,8349,46.342,23.3 2222 Mpatd =+=+= τσσ Ta thấy [ ] )(272)(86,83 MpaMpa tdtd =<= σσ Trục II thỏa mãn điều kiện bền tĩnh σB = 177892,8.1,3/(0,1.423) = 31,2 (MPa) τB = 234067,28.1,3/(0,2.423) = 20,5 (MPa) σtdB = 27,475,20.32,31 22 =+ (MPa)< [σ]= 272 (Mpa) Tại C: Mmax = 239878 (Nmm) , Tmax = 234067,28 (Nmm) σC = 239878.1,3/(0,1.423) = 42,1 (MPa) τC = 234067,28.1,3/(0,2.423) = 20,5 (MPa) σtdB = 07,555,20.31,42 22 =+ (MPa)< [σ]= 272 (Mpa) ⇒ Nhận xét: Ta thấy tại vị trí B,C thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. Kết luận: Trục thoả mãn điều kiện quá tải. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 58 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 59 CHƯƠNG II: TÍNH CHỌN THEN. Để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục, để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến,và để quá trình chế tạo và lắp ghép đơn giản ta dùng mối ghép then bằng. Trong quá trình làm việc, mối ghép then có thể bị hỏng do dập, bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể bị hỏng do bị cắt, mối ghép then hoa có thể bị hỏng do mòn làm việc. Vì vậy, sau khi tính chọn then, cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập, độ bền cắt. I . Tính chọn then cho trục I : - Theo tính toán trục(chương II- Phần 2), đường kính của trục I để lắp then là d = 32 mm 1. Kích thước then : - Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối với trục động cơ là d = 32 (mm).Tra bảng (9.1a )[1] ta có các thông số của then bằng như sau: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 25 8 7 4 2.8 0,25 0,4 Trong quá trình làm việc mối ghép then bị hỏng do bề mặt hoặc hỏng do cắt vì vậy ta kiểm nghiệm then theo điều kiện dập và cắt . 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then : - Áp dụng công thức (9.1)[1]: ][).(. .2 1 d t d thld T σσ ≤ − = ; Trong đó: +) σd,[σd] : là ứng suất dập tính toán và ứng suất dập cho phép, Mpa. Tra bảng (9.5)[1]: [σd] = 150 (MPa). +) T : là mômen xoắn trên trục II, Nmm T = 47357 Nmm. +) d: là đường kính trục chỗ lắp then . +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. lm1=35 (mm) ⇒lt=(0,8I0,9).35 = (28I31,5)(mm) Thay các giá tri trên vào ta được: )(83,31)58.(31.32 47357.2 Mpad = − =σ < [σd]. Vậy σd < [σd] ⇒ Then thỏa mãn điều kiện bền dập. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 60 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then . - Áp dụng công thức (9.2)[1]: ][ .. .2 C t C bLd T ττ ≤= Trong đó: +) τC, [τC] : là ứng suất cắt tính toán và ứng suất cắt cho phép, Mpa - Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép thì: [τC] = (60 ÷ 90) (MPa) +) T : là mômen xoắn trên trục II, Nmm T = 47357 Nmm. +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. Thay các giá tri trên vào ta được: )(5,9 31.10.32 47357.2 MpaC ==τ Vậy [ ]cc ττ < ⇒ Then thỏa mãn điều kiện bền cắt . II . Tính chọn then cho trục II : 1. Kích thước then : - Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng 2,3 là d = 45 (mm).Tra bảng (9.1a )[1] ta có các thông số của then bằng như sau: Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then : - Áp dụng công thức (9.1)[1]: ][).(. .2 1 d t d thld T σσ ≤ − = ; Trong đó: +) σd,[σd] : là ứng suất dập tính toán và ứng suất dập cho phép, Mpa. Tra bảng (9.5)[1]: [σd] = 150 (MPa). +) T : là mômen xoắn trên trục II, Nmm T = 235442,3 Nmm. +) d: là đường kính trục chỗ lắp then, d=45mm. +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. Ta có lt=(0,6I0,9).50 = (30I45) mm Thay các giá tri trên vào ta được: §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 61 )(4,65)5,59.(40.45 3,235442.2 Mpad = − =σ < [σd]. Vậy σd < [σd] ⇒ Then thỏa mãn điều kiện bền dập. 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then . - Áp dụng công thức (9.2)[1]: ][ .. .2 C t C bLd T ττ ≤= Trong đó: +) τC, [τC] : là ứng suất cắt tính toán và ứng suất cắt cho phép, Mpa - Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép thì: [τC] = (60 ÷ 90) (MPa) +) T : là mômen xoắn trên trục II, Nmm T = 235442,3 Nmm. +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. Thay các giá tri trên vào ta được: )(69,18 14.40.45 3,235442.2 MpaC ==τ Vậy, τC < [τC], do đó then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. Xét tại tiết diện 2 có d = 52(mm) Tra bảng 9.1 [1] ta có Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 52 16 10 6 4,3 0,25 0,4 Ta có lt = (0,6I0,9).50 = (30I45)mm . Chọn lt = 40(mm). Kiểm nghiệm sức bền dập cho then ⇒ ][)(6,56 4.40.52 3,235442.2 ).(. .2 1 2 d t d Mpathld T σσ ≤== − = Vậy σd < [σd] ⇒ Then thỏa mãn điều kiện bền dập Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then ][)(15,14 16.40.52 3,235442.2 .. .2 2 C t C MpabLd T ττ ≤=== Vậy, τC < [τC], do đó then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt III . Tính chọn then cho trục III : 1. Kích thước then : - Đường kính trục là d4 = 52 (mm), Tra bảng (9.1a )[1] ta có các thông số của then bằng như sau: Từ đó, ta có các thông số của then bằng: §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 62 Đường kính trục d, mm Kích thước tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 52 16 10 6 4,3 0,25 0,4 Ta có lt = (0,6I0,9)lm = (0,6I0,9).75 = (45I 67,5)mm . Lấy lt = 65 (mm) . 2. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then : - Áp dụng công thức (9.1)[1]: ][).(. .2 1 3 d t d thld T σσ ≤ − = ; Trong đó: +) σd,[σd] : là ứng suất dập tính toán và ứng suất dập cho phép, Mpa. Tra bảng (9.5)[1]: [σd] = 150 (MPa). +) T : là mômen xoắn trên trục, Nmm TIII = 594202,4 Nmm, +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. Thay các giá tri trên vào ta được: )/(9,87 4.65.52 4,594202.2 mmNd ==σ < [σd]. Vậy σd < [σd] ⇒ Then thỏa mãn điều kiện bền dập. 3. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then . - Áp dụng công thức (9.2)[1]: ][ .. .2 3 C t C bld T ττ ≤= Trong đó: +) τC, [τC] : là ứng suất cắt tính toán và ứng suất cắt cho phép, Mpa - Với then làm bằng thép 45 ứng suất cắt cho phép thì: [τC] = (60 ÷ 90) (MPa) +) T : là mômen xoắn trên trục, Nmm TIII = 594202,4 Nmm +) lt, h, t1: lần lượt là các kích thước của then, mm. Thay các giá tri trên vào ta được: )/(97,21 16.65.52 4,594202.2 mmNC ==τ Vậy, τC < [τC] Kết luận: Then đã chọn đảm bảo điều kiện bền cắt. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 63 CHƯƠNG III: TÍNH CHỌN Ổ LĂN 1 . Cho trục I: XA YA A FSA Fa1 XB YB B FSB Trục I có số vòng quay n= 1458 vòng/phút, Các lực tác dụng lên trục XA = 196,114 (N) XB = 529,73 (N) YA = 639,9 (N) YB = 246,8 (N) Fa1 = 626,55 (N) Tổng phản lực tác dụng lên 2 ổ là : )(278,6699,639114,196 2222 NYXF AARA =+=+= )(4,5848,24673,529 2222 NYXF BBRB =+=+= Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số r a F F : 3,0936,0 278,669 55,6261 >== RA a F F Do vậy ta chọn ổ cho trục I là ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp với góc tiếp xúc α=260 vì ( Fa/Fr = 0,7I1) Tra Bảng P2.12 [1]: Với d =25 (mm) . Cấp chính xác 0 và ổ cỡ trung hẹp ta được: Kí hiệu ổ: 46305 ;d= 25(mm), D= 62(mm), b= T =17(mm), C = 21,1(KN) ; C0 = 14,9 (KN) ; r = 2(mm) , r1 = 1(mm) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 64 r b D r d H 0, 3H 0, 5H 0, 3H r 1 Tra bảng(11.4)[1] ta tìm được e = 0,68 Ta có : FSA = esbA.FRA = 0,68.669,278 = 455,11(N) FSB = esbB.FRB = 0,68.584,4 = 397,39(N) Tổng lực tác dụng lên ổ là : ∑ =−=−=∑ )(16,22939,39755,6261 NFFF SBaA ∑ =+=+=∑ )(66,108111,45555,6261 NFFF SAaB FaA = max(FSA ; ∑F∑A) = max(455,11 ; 229,16) = 455,11(N) FaB= max(FSB; ∑F∑B = max(397,39 ; 1081,66) = 1081,66(N) V là hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay V= 1) b RB aB e FV F >== 85,1 4,548.1 66,1081 . Tra bảng 11.4[1] ta có XA = 1 XB = 0,41 YA = 0 YB =0,87 +Tính theo khả năng tải động : Q = (X.V.Fr + Y.Fa).kt.kđ Trong đó : Fr là lực hướng tâm FrA = 669,278(N) Fa là lực dọc trục FaA = 455,11(N) kđ là hệ số kể đến đặc tính của tải trọng kđ = 1 kt = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ QA =(1.1.699,278+0.455,11).1.1=669,278(N) QB=(0,41.1.584,4+0,87.1081,66)=1080,65(N) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 65 H G Fa2 XE YE XF XF Fa3 Ta thấy QA<QB chọn QB để tính khả năng tải động Ta có md LQC .= .với : Q :tải trọng động quy ước Q = QB = 1,18065(KN) m: bậc đường cong mỏi m=3 đối với ổ bi Lh :tuổi thọ tra bảng 11.2[1] Lh = (10I25).1000 .Chọn Lh=20000 (triệu vòng) Lh :tuổi thọ của ổ tính bằng giờ 610 .60. nLL h=⇒ . Với n :số vòng quay ,n=1548(v/p) 6,1857610 1548.60.20000 ==L (triệu vòng) )(51,146,1857.18065,1 3 KNCd ==⇒ Cd <C =21,1(KN) Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động + Tính khả năng tải tĩnh : QT < C0 (QT chọn giá trị lớn nhất trong 2 giá trị) )(278,6691 NFQQ RAATA === )(4,5841 NFQQ RBBTB === Tra bảng 11.6[1] ta có : X0=0,5 , Y0=0,37 )..( 00 art FYFXQ += )(03,503)11,455.37,0278,669.5,0()..( 002 NFYFXQ aArAtA =+=+= )(41,692)66,1081.37,04,548.5,0()..( 002 NFYFXQ aBrBtB =+=+= )(9,14)(69241,0)(41,629 0 KNCKNNQT =<== Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh Kết luận :ổ bi đã chọn đúng 2 . Cho trục II: Ta có XE= 4420,28(N) XF =3239,4(N) YE= 58,5(N) YF = 1263,3(N) Fa2 = 601,35(N) Tổng phản lực tác dụng lên 2 ổ là : )(67,44205,5828,4420 2222 NYXF EERE =+=+= §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 66 )(01,34773,12634,3239 2222 NYXF FFRF =+=+= Tổng lực tác dụng lên trục và ổ : )(37,29023 NFFF aaat === Ta thấy FRE > FRF ta xét tỷ số 3,0066,0 67,4420 37,290 <== RE aT F F Do vậy ta chọn ổ cho trục II là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nặng Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) ĐK bi C C0 (KN) 407 35 100 25 2,5 20,67 43,6 31,9 Ta có 0091,0 10.90,13 37,290.1 3 0 == C FaT Tra bảng 11.4[1] ta chọn e = 0,19 Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số: e FV F RE aT <== 066,0 67,4420.1 37,290 . e FV F RF aT <== 084,0 01,3477.1 37,290 . Tra bảng 11.4[1] ta được XE =XF =1 YE =YF =0 a. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Khả năng tải của ổ được kiểm nghiệm theo công thức. Cd = Q. CLm < Q: Tải trọng động quy ước. Q = Q.E =4420,67=4,42067(KN) L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. m. Bậc đường cong mỏi. Với ổ bi m =3 8,337 10 60.5,281.20000 10 60.. 66 === nLL h (triệu giờ) )(79,308,337.42067,4 3 KNCd ==⇒ Cd <C =43,6(KN) Q = (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: X: Hệ số tải trọng hướng tâm. Y: Hệ số tải trọng dọc trục. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 67 YM Fa4 XN YN V: Hệ số kể đến vòng nào quay. Với ổ vòng trong quay V = 1. Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Do nhiệt của hộp t < 1050 C nên Kt = 1. Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. Theo bảng 11.3 Kd = 1 Fa ,Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán. QE = (XE.V.FrE+YE.Fa2).kđ.kt= (1.1.4420,67+0.601,35).1.1=4420,67(N) QF = (XF.V.FrF+YF.Fa3).kđ.kt= (1.1.3477,01+0.891,72).1.1=3477,01(N) Vậy ổ bi đỡ trên trục II đã thoả mãn khả năng tải động. b.Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. )(42067,4)(67,44201 KNNFQ RETE === )(47701,3)(01,34771 KNNFQ RFBTF === QT =4,42607(KN) < C0 =31,9(KN) Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh Kết luận :ổ bi đã chọn đúng 3 . Cho trục III: Ta có XN= 504,62(N) XM =4538,82(N) YN= 45,02(N) YF = 1929,2(N) Fa4 = 857,33(N) Tổng phản lực tác dụng lên 2 ổ là : )(62,50602,4562,504 2222 NYXF NNRN =+=+= )(8,49312,192982,4538 2222 NYXF MMRM =+=+= Ta thấy FRM > FRN ta xét tỷ số 3,0174,0 8,4931 33,8574 <== RM a F F Do vậy ta chọn ổ cho trục III là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung . Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) ĐK bi C C0 (KN) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 68 310 50 110 27 19,05 48,5 36,3 Ta có 023,0 10.3,36 33,857. 3 0 4 == C Fi a Tra bảng 11.4[1] ta chọn e = 0,19 Để thuận tiện cho việc chọn ổ lăn ta xét tỉ số: e FV Fi RN a >== 692,1 62,506 33,857 . . 4 e FV Fi RM a <== 174,0 8,4931 33,857 . . 4 Tra bảng 11.4[1] ta được XN =0,56 XM =1 YN = 2,3 XM =0 a. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Q = (X.V.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: X: Hệ số tải trọng hướng tâm. Y: Hệ số tải trọng dọc trục. V: Hệ số kể đến vòng nào quay. Với ổ vòng trong quay V = 1. Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Do nhiệt của hộp t < 1050 C nên Kt = 1. Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng. Theo bảng 11.3 Kd = 1 Fa ,Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm tính toán. QN = (XN.V.FrN+YN.Fa).kđ.kt= (0,56.1.506,62+2,3.857,33).1.1=2255,50(N) QM = (XM.V.FrM+YM.Fa4).kđ.kt= (1.1.4931,8+0.857,33).1.1=4931,8(N) Ta thấy QM > QN chọn QM để tính khả năng tải động Khả năng tải của ổ được kiểm nghiệm theo công thức. Cd = Q. CLm < Q: Tải trọng động quy ước. L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay 610 60..nLL h= . Lh = (10I25).103 lấy Lh = 25000 n là số vòng quay n = 107,2(v/p) m. Bậc đường cong mỏi. Với ổ bi m =3 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 69 8,106 10 25000.2,107.60 10 60.. 66 ==⇒ nLL h (triệu giờ) )(40,238,106.9318,4 3 KNCd ==⇒ Cd <C =36,3(KN) Vậy ổ bi đỡ trên trục III đã thoả mãn khả năng tải động. b.Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh. )(9318,4 KNQQ MTM == )(2555,2 KNQQ NTN == QT =QM =4,9318 (KN) < C0 =48,5(KN) Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh Kết luận :ổ bi đã chọn đúng §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 70 CHƯƠNG IV: TÍNH CHỌN KHỚP NỐI + Nối trục đàn hồi : Trong nối trục đàn hồi 2 nửa trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi ,bộ phận đàn hồi có thể là kim loại hoặc không kim loại . Nhờ có bộ phận đàn hồi nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập chấn động đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên bù lại độ lệch tâm . Chọn nối trục vòng đàn hồi vì có cấu tạo đơn giản , dễ thay thế , làm việc tin cậy , đồng thời giảm va đập và chấn động vì bộ phận đàn hồi tích luỹ và tiêu thụ cơ năng do va đập và chấn động sinh ra . Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục . + Dựa vào Tt đã tính toán và đường kính các đầu nối trục, ta chọn nối trục vòng đàn hồi.
Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục vòng đàn hồi có khả năng: +) Giảm va đập và trấn động. +) Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên. +) Bù lại độ lệch trục (làm việc như nối trục bù). +) Mặt khác, nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, rễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, và giá thành hợp lý Tra bảng 16.10a ta chọn các kích thước cơ bản : d D dm L l d1 Do z nmax B B1 L1 D3 L2 25 100 50 124 60 45 71 6 5700 4 28 21 20 20 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 71 Tra bảng 16.10b ta chọn kích thước cơ bản của vòng đàn hồi : dc d1 D2 l l1 l1 l3 h 10 M8 1,5 42 20 10 15 1,5 Sau khi tính chọn kích thước nối trục theo trị số mô men xoắn tính toán đường kính trục d . Cần kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. *Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : [ ]d c d ldDZ TK σσ ≤= 30 ... ..2 Trong đó : Z – số chốt của vòng đàn hồi . d0 : Đường kính lỗ lắp chốt bạc vòng đàn hồi dc : Đường kính chốt l3 : Chiều dài phần tử đàn hồi [σ]d : ứng suất dập cho phép , với vòng cao su [σ]d = (2÷4) MPa [ ]dd Mpa σσ <== )(7784,115.10.71.6 2,1.47357.1.2  Điều kiện sức bền dập được thoả mãn . *Điều kiện sức bền uốn của chốt . [ ]u c u DdZ TK σσ ≤= 0 3 3 ...1,0 ..2 Trong đó : lc – chiều dài chốt [ ]uσ - ứng suát uốn cho phép của chốt có thể lấy [ ]uσ = (60I80)N/mm2 [ ] MpaMpa uu )8060(028,5671.10.6.1,0 42.47357.2,1 3 ÷=≤== σσ Điều kiện sức bền của chốt được thoả mãn Vậy đảm bảo nối trục vòng đàn hồi làm việc bình thường . §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 72 Trục III T3 = 594202,4 (Nmm) d = 45 (mm) D = 170(mm) Z = 8 dm = 95(mm) L = 175(mm) l = 110(mm) d1 = 80(mm) D0 = 130(mm) B B1 l1 D3 l2 5 70 30 28 32 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi : dc d1 D2 l l1 = lc l2 l3 h 18 M12 25 80 42 20 36 3 Chọn d4 = 8 (mm) Ghép cửa nắp thăm : d5 = (0,5I0,6).d2 = (6I7,2) mm .Chọn d5 = 7(mm) Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bu lông d1 , d1, d3 C1 = 1,2. d1 + (5I8) = 1,2.16.(5I8) = (24,2I27,2)mm Lấy C1 =25 (mm) Mặt đế hộp : Chiều dầy khi có phần lồi : S1 = (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).16 = (22,4 ÷ 27,2) mm Chọn S1 = 26 mm S2 = (1 ÷ 1,1)d1 = S1 = (16 ÷ 17,6) mm Bề rộng mặt đế hộp : K1 = 3d1 = 3.16 = 48 mm - Khe hở giữa các chi tiết : + Giữa bánh răng và thành trong hộp: ∆ ≥ (1÷1,2)δ = (9÷10,8) mm Chọn ∆ = 11 (mm) + Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: ∆1 ≥ (3÷5)δ = (27÷45) mm Chọn ∆1 = 50 (mm) §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 73 + Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: ∆ ≥ δ . Chọn ∆ = 10(mm) Gân tăng cứng : + Chiều dày e : e=(0,8÷1) δ = (7,2I9) mm +Chiều cao h: h < 58 mm + Độ dốc : khoảng 20 Mặt bích ghép nắp và thân : - Chiều dày bích thân hộp : S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (14 ÷ 18) mm - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (8,1 ÷ 9) mm - Bề rộng bích nắp và thân : K3 = K2 – (3÷5) = 47 mm + Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) + Tâm lỗ bulông cạnh ổ : E2 = 1,6d2 = 19,2 mm R2 = 1,3d2 = 15,6 mm ⇒ K2 = 19,2 + 15,6 + (3 ÷ 5) = 38,8 (mm) .Lấy K2 = 39 mm Kích Thước hộp Chiều dài của hộp được tính như sau: )(9693,41110.2)92,2280367,45(5,01301552 )d (d5,0 2w4w21 mmaaL ww =++++=+∆+++≥ Chiều rộng : B = l21 + 0,5(bo2 + bo3) = 248,5 + 0,5(21 + 27) = 272,5 mm * Một số kết cấu khác : a. Bulông vòng : để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc theo bảng 18.3b[2] ta có trọng lượng hộp giảm tốc là : Q = 160 kG Để nâng được trọng lượng này cần phải dùng bulông vòng có ren d = M10 khi đó ta có các kích thước của bulông này là: d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 M10 45 25 10 25 15 22 8 6 l ≥ f b c x r r1 r2 Q(kG) 21 2 12 1,5 3 2 5 4 200 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi : [ ]d c d ldDZ TK σσ ≤= 30 ... ..2 Trong đó : Z – số chốt của vòng đàn hồi .Z = 8 K : hệ số tải động K = 1,2 d0 : Đường kính lỗ lắp chốt bạc vòng đàn hồi §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 74 dc : Đường kính chốt l3 : Chiều dài phần tử đàn hồi [σ]d : ứng suất dập cho phép , với vòng cao su [σ]d = (2÷4) MPa Thay số ta có : [ ]dd Mpa σσ <== 12,236.18.130.8 4,594202.2,1.2 Vậy vòng đàn hồi đảm bảo điều kiện bền dập Kiểm nghiện điều kiện bền uốn cho chốt : [ ]u c u DdZ TK σσ ≤= 0 3 3 ...1,0 . Trong đó : lc – chiều dài chốt [ ]uσ - ứng suát uốn cho phép của chốt có thể lấy [ ]uσ = (60I80)N/mm2 [ ] MpaMpa uu )8060(38,49130.18.8.1,0 42.4,594202.2,1 3 ÷=≤== σσ Điều kiện sức bền của chốt được thoả mãn II . CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP : *Chiều dày thân hộp δ δ = 0,03a+3>6mm δ = 0,03.155+3=7,65mm , chọn δ = 9mm *Chiều dày nắp hộp δ1 : δ1 = 0,9δ=0,9.9=8,1 mm, lấy δ1 = 8,5mm *Gân tăng cứng : + Chiều dày e : e=(0,85÷1) δ = 8mm +Chiều cao h: h = 50mm + Độ dốc : khoảng 20 + Đường kính - Kích thước gối trục. Tra bảng 18.2 theo D đường kính lỗ nắp ổ lăn. Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 62 75 90 52 8 M6 4 II 100 120 150 90 12 M10 6 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 75 III 110 130 160 100 12 M10 6 *Đường kính bu lông nền d1 : d1 = 0,04a+10 ⇒ d1 =0,04.155+10 = 16,2 mm chọn d1 = 16 mm *Đường kính bu lông cạnh ổ d2 d2 = (0,7÷0,8)d1 =0,7.16=11,2 mm , lấy d2 = 12mm *Đường kính bu lông ghép bích và nắp thân d3 d3 = (0,8÷0,9)d2 = (9,6÷10,8) mm Chọn d 3 = 10 mm *Đướng kính vít ghép nắp ổ d4 d4 = (0,6÷0,7)d2 =(7,2÷8,4) *Đường kính vít ghép nắp cửa thăm d5 d5 = (0,5÷0,6)d2 =(0,5÷0,6).12 = (6I7,2) * Chiều dày bích trên của nắp hộp : b1 = 1,5δ1 = 1,5.8,5 = 12,75 mm * Chiều dày bích dưới của thân hộp : b = 1,5δ = 1,5.9 = 13,5 mm Chọn b = 15 mm + Chiều dầy mặt đế : -Không có phần lồi : p = 2,35. δ = 2,35.9 = 21,15 mm -Có phần lồi :p1 =1,5. δ = 1,5.9 = 13,5 mm p2 = (2,25I2,75) .δ = (18I22) Chọn p2 = 20 mm Vỏ hộp giảm tốc được chế tạo bằng phương pháp đúc, dùng để 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 , dùng đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bặm. Vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32. + Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 lt1 f b c x r r1 r2 M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 + Chốt định vị : §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 76 dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép. Nhờ có chốt định vị thì khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được 1 trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Dùng chốt định vị hình côn có ren ngoài, để dễ tháo lắp có kích thước: d = 8mm ; c = 1,2 mm ; l = (25I140) + Cửa thăm: dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp. kích thước : A B A1 B1 C K R vít số lượng 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 77 + Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp d, người ta dùng nút thông hơi, nó thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Kích thước của nút thông hơi: A B C D E G H I M27x2 15 30 15 45 36 32 6 K L M N O P Q R S 4 10 8 22 6 32 18 36 32 + Nút tháo dầu: §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 78 dùng nút tháo dầu trụ Sau 1 thời gian làm việc, dầu trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc . Khi làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu, ra bảng 18.7 ta được kích thước nút tháo dầu. d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 + Kiểm tra mức dầu: Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra bằng thiết bị chỉ dầu. Dùng que thăm dầu để kiểm tra. §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 79 BẢNG DUNG SAI LÁP GHÉP Căn cứ vào yêucầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép như sau : Dung sai ổ lăn. Vòng trong chịu tải hoàn toàn, lắp ghép theo hệ thống : trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó phải chọn mối lắp ghép k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ trong khi làm việc. Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vì vòng ngoài không quay nên chịu tải cục bộ. Để có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7. 1. Lắp ghép bánh răng lên trục : Chịu tải vừa, có thay đổi, va đập nhẹ nên chọn kiểu ghép là H7/k6 2. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp : chọn kiểu ghép lỏng H7/e6 để để dàng lắp ghép và điều chỉnh. 3. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục : Để dễ dàng tháo lắp, chọn kiểu lắp ghép trung gian H7/js6. 4. Lắp chốt định vị : Chọn kiểu lắp chặt, bảo đảm độ đồng tâm và không bị suất : P6/h6. 5. Lắp ghép then : 1. theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9. 2. theo chiều cao , sai lệch kích thước then là h11 3. theo chiều dài, sai lệch kích thước then là h14 6. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống : Chi tiết (1) Mối lắp (2) es (µm) (3) ei (µm) (4) ES (µm) (5) EI (µm) (6) Độ dôi lớn nhất (µm) (7) Độ hở lớn nhất (µm) (8) Bánh răng B –răng 1 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 B –răng 2 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 80 B –răng 3 H7/k6 +13 +2 +25 +0 13 23 B –răng 4 H7/k6 +15 +2 +30 +0 15 28 Ổ Lăn (THEO GOST 8338 – 75 ) V –trong I k6 +13 +2 13 V –trong I k6 +13 +2 13 V –trong II k6 +13 +2 13 V –trong II k6 +13 +2 13 V –trong III k6 +15 +2 15 V –trong III k6 +15 +2 15 V –ngoài I H7 +25 0 V –ngoài I H7 +25 0 V –ngoài II H7 +25 0 V –ngoài II H7 +25 0 V –ngoài III H7 +30 0 V –ngoài III H7 +30 0 (1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8) Bánh răng xích Bánh xích H7/k6 +15 +2 +21 0 15 19 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 81 Khớp nối H7/k6 +21 +2 +30 0 21 28 Then bằng Then I (br) P9/h9 0 -52 -22 -74 74 30 Then I (br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then II (br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then III(br) P9/h9 0 -62 -26 -88 88 36 Then IV(br) P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30 Then I (kn) P9/h9 0 -62 -32 -106 106 30 Then II (kn) Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25 Then I (br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then II (br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then III(br) Js9/h9 0 -62 +31 -31 31 31 Then IV(br) Js9/h9 0 -62 +37 -37 37 25 §å ¸n m«n häc Trường Đại học kỹ thuật công nghiêp Thái Nguyên 82 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003. 2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, 2007 3. Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng - Nguyễn Hữu Lộc ( Chủ biên ) , Cơ sở thiết kế máy, Tập 1 – 2 , ĐHBK TPHCM, 2001. 4. Nguyễn Hữu Lọc, BT Cơ sở thiết kế máy máy, ĐHBK TPHCM, 2001. 5. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 1999.