Đồ án môn học - Thiết kế kỹ thuật pptx

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH
KHOA: KHOA HỌC ỨNG DỤNG
NGÀNH: CƠ KỸ THUẬT






ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ KỸ THUẬT






Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa
Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ
MSSV : K0304100




Thành phố HỒ CHÍ MINH
Tháng 12 năm 2006
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HỒ CHÍ MINH
KHOA: KHOA HỌC ỨNG DỤNG
NGÀNH: CƠ KỸ THUẬT

ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ KỸ THUẬT





Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa
Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ
MSSV : K0304100
Lớp : KU03BCKT




Thành phố HỒ CHÍ MINH
Tháng 12 năm 2006

LỜI NÓI ĐẦU
Hệ thống thùng trộn được sử dụng khá rộng rãi với nhiều ứng dụng trong công nghiệp,
nông nghiệp, xây dựng và sinh hoạt hằng ngày. Môn học Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật là
cơ hội cho em tiếp xúc, tìm hiểu và đi vào thiết kế một hệ thống dẫn động thực tiễn,
cũng là cơ hội giúp em nắm rõ những kiến thức đã học và học thêm được rất nhiều về
phương pháp làm việc khi thực hiện công việc thiết kế, đồng thời cũng từng bước sử
dụng những kiến thức đã học vào thực tế.
Tập thuyết minh này chỉ dừng lại ở giai đoạn thiết kế, chưa thực sự tối ưu trong việc

tính toán các chi tiết máy, chưa mang tính kinh tế và công nghệ cao vì giới hạn về kiến
thức của người thực hiện.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Bộ môn Cơ Kỹ Thuật đã cho em cơ
hội được học môn học này.
Xin chân thành cảm ơn các bạn trong nhóm đã cùng thảo luận và trao đổi những thông
tin hết sức quí giá.
Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Ts.VŨ CÔNG HÒA đã tận tình hướng dẫn, giúp
đỡ em hoàn thành công việc thiết kế này.

Sinh viên
Lê Phi Hổ

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HỒ CHÍ MINH
KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG
BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT
Phòng 106 B4, 268 Lý Thường Kiệt, Quận 10, Tp. HCM
Tel: (84-8-) 8 660 586 Fax: (84-8-)8 651 211
ĐỒ ÁN MÔN HỌC
THIẾT KẾ KỸ THUẬT
Sinh viên thực hiện : Lê Phi Hổ MSSV: K0304100
Ngành đào tạo : Cơ Kỹ Thuật
Giáo viên hướng dẫn : TS. Vũ Công Hòa
Thời gian thực hiện : Từ 11/09/2006 đến 11/12/2006
Đề số 5: Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn
Phương án số: 3




5
4

3
2

1

T
2
T
t

2
t
1
t


1
T














Hình 2: Sơ đồ tải
Hình 1: Sơ đồ hệ thống dẫn động

9 Hệ thống dẫn động thùng trộn (Hình 1) bao gồm:
1: Động cơ điện 3 pha không đồng bộ.
2: Bộ truyền đai thang.
3: Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh.
4: Nối trục vòng đàn hồi.
5: Thùng trộn.
9 Số liệu thiết kế:
Công suất trên trục thùng trộn,
()PkW
:3,5
Số vòng quay trên trục thùng trộn,
(/ )nv p
: 45
Thời gian phục vụ,
L
(năm) : 8
Quay 1 chiều làm việc 1 ca, tải va đập nhẹ :Một năm làm việc 300 ngày,
một ca làm việc 8 giờ.
Chế độ tải :
( ,34) ; (0,7 ,30)TT

9 Nội dung:
1. Tìm hiểu hệ thống dẫn động thùng trộn.
2. Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền
động.
3. Tính toán thiết kế các chi tiết máy.

- Tính toán các bộ truyền hở.
- Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
- Vẽ sơ đồ lực tác động lên các bộ truyền và tính các lực.
- Tính toán thiết kế trục và then.
- Chọn ổ lăn và nối trục.
- Chọn thân máy bulông và các chi tiết phụ khác.
4. Chọn dầu bôi trơn và bảng dung sai lắp ghép.
9 Yêu cầu:
1. 01 bài thuyết minh.
2. 01 bản vẽ lắp và một bản vẽ chi tiết.
0
A
9 Tiến độ thực hiện:
Tuần Nội dung thực hiện
1 Nhận đề bài, nội dung ĐAMH
2 Tìm hiểu hệ thống dẫn động thùng trộn
Xác định công suất động cơ và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động
3 – 6 Tính toán thiết kế các chi tiết máy
7 – 8 Vẽ phác thảo và hoàn thành kết cấu trên bản vẽ
9 – 12 Vẽ hoàn thiện bản vẽ lắp hộp giảm tốc
13 – 14 Vẽ 01 bản vẽ chi tiết, hoàn thành tài liệu thiết kế (thuyết minh và bản vẽ)
Giáo viên hướng dẫn duyệt và ký tên.
15 Bảo vệ.

Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần I
Phần I
TÌM HIỂU HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
1. Khái niệm:
Hệ thống thùng trộn là một hệ thống chuyên dùng để trộn, đảo các nguyên vật
liệu với nhau theo yêu cầu kỹ thuật và nhu cầu của con người, nhằm tạo ra các

hỗn hợp nguyên vật liệu cần thiết.
Ngày nay, hệ thống thùng trộn được sử dụng trong rất nhiều lĩnh vực, đặt biệt là
trong các ngành công nghiệp xây dựng, hóa thực phẩm …
2. Kết cấu hệ thống thùng trộn:
Hệ thống thùng có rất nhiều loại và đa dạng tuỳ theo mục đích sử dụng sẽ có hệ
thống tương ứng, thích hợp. Nhìn chung, hệ thống được hình thành từ 3 thành
phần cơ bản sau:
- Động cơ: là nguồn phát động cho hệ thống.
- Hộp giảm tốc: chuyển công suất từ động cơ sang thùng trộn theo các chỉ
tiêu kỹ thuật và yêu cầu thiết bị.
- Thùng trộn: chứa và trộn các nguyên vật liệu cần trộn.
Trong những ngành sử dụng thùng trộn với qui mô và công suất lớn, người ta
thường kết hợp với băng tải và các thiết bị vận chuyển khác nhằm nâng cao
năng suất làm việc, mang lại hiệu quả kinh tế cao.
3. Ứng dụng:
Trong một số lĩnh vực điển hình như:
- Hệ thống thùng trộn nghiền xi măng đất, đá trong công nghiệp khai
khoáng.

-
Hệ thống thùng trộn xi măng, cát, đá tạo vữa trong ngành xây dựng.
Hệ thống trộn bột, chất lỏng , chất dẻo, các nguyên phụ liệu tạo các hỗn
hợp hoá chất

-
Hệ thống thùng trộn sử dụng trong dây chuyền sản xuất thực phẩm và
thức ăn gia súc.

Sử dụng thùng trộn sẽ có được nhiều ưu điểm:
- Tiết kiệm thời gian và chi phí nhân công.

-
Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật và thành phần của sản phẩm.
-
Đảm bảo vệ sinh an toàn thực phẩm.


1
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần I
MỘT SỐ HÌNH ẢNH MINH HOẠ VÀ THÔNG SỐ CỦA MỘT SỐ
LOẠI THÙNG TRỘN


•
Tổng công suất:

18,5( ) 45( )kW kW÷
• Công suất trộn:
33
25( ) 75( )
mm
hh
÷

Hệ thống thùng trộn bê tông của công ty
CITY NANHAI FOSHAN INCHINA JULONG
CONSTRUCTION MECHINERY CO.
,
LTD

2
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II
Phần II
XÁC ĐỊNH CÔNG XUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN
PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN
ĐỘNG
1. Xác định tải trọng tương đương:
Là trường hợp tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:
2
2
22
1
1
11
1340,730
3,5 2,66 ( ) (3.10[2])
34 30
n
n
i
i
ii
td
nn
ii
T
t
Pt
T
PP kW

tt
⎛⎞
⎜⎟
×+ ×
⎝⎠
== = =
+
∑
∑
∑∑

2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:
• Hiệu suất chung
η
của hệ thống:
42
d k ol br
η
ηηη η
=

Với:

0,96
d
η
= : hiệu suất bộ truyền đai.

0,98
k

η
= : hiệu suất khớp nối đàn hồi.

0,99
ol
η
= : hiệu suất một cặp ổ lăn.

0,98
br
η
=
: hiệu suất bộ truyền bánh răng.
Vậy:
42
0,96 0,98 0,99 0,98 0,87
η
=×× × ≈
• Công suất cần thiết của động cơ:
2,66
3, 06 ( )
0,87
td
ct
P
P
kW
η
== =

3. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống:
• Chọn tỉ số truyền sơ bộ:
Theo bảng 2-2[1] ta chọn tỉ số truyền như sau:
o Đai thang:
3
d
u
=

o Hộp giảm tốc hai cấp:
11
h
u
=

Nên tỉ số truỵền sơ bộ của hệ thống là:
311 33
sb
u
=
×=
Vận tốc sơ bộ của động cơ là:
33 45 1485 ( / )
sb sb
Vun vp
=
=×=
• Chọn động cơ:
Ta có: nên chọn động cơ không đồng bộ
3 pha mang số hiệu A02-41-4 (bảng 2P[1]), có các thông số kỹ thuật sau:

3,06 ( ) & 1485 ( / )
ct sb
PkWVv==p
W
o Công suất:
4,0 ( )Pk
=

o Vận tốc:
1450 ( / )Vvp
=

• Phân phối lại tỉ số truyền cho hệ thống:
Tỉ số truyền thực
1450
32,22
45
V
u
n
== =


3
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II
Ta tiến hành chia tỉ số truyền theo các chỉ tiêu: dễ bôi trơn, thuận lợi cho
việc ngâm bánh răng trong dầu và trọng lượng nhỏ nhất…
Chọn tỉ số truyền đai:
3
d

u
=

Khi đó tỉ số truyền của hộp giảm tốc là:
32,22
10,74
3
h
u ==

Tiếp tục chọn tỉ số truyền qua bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( ) và cấp
chậm ( ) với điều kiện:
n
u
c
u & (1,2 1,4)
hnc nc
uuu uu
=
×= . Chọn:
2,77
3,88
c
n
u
u
=
=

4. Xác định công suất trên các trục:

• Trục I:
1
40,960,99 3,8( )
dol
PP kW
η
η
==××≈
• Trục II:
22
2
40,960,99 0,98 3,69( )
dolbr
PP kW
ηηη
==×××≈
• Trục III:
32 3 2
3
4 0,96 0,99 0,98 3,58 ( )
dolbr
PP kW
ηηη
==×××≈
5. Tính số vòng quay của mỗi trục:
• Trục I:
1
1485
495 ( / )
3

dc
d
n
nv
u
== =
p

• TrụcII:
1
2
495
128 ( / )
3,88
n
n
nv
u
== =
p

• Trục III:
2
3
127,6
46 ( / )
2,77
c
n
nv

u
== =
p

6. Tính moment xoắn trên trục và động cơ:
Theo công thức sau:
6
9,55 10
(3.4[2])
P
T
n
×
=

Với:
: công suất (kW)
P
: số vòng quay (vòng/phút)
n
• Moment xoắn trên trục động cơ:
6
6
9,55 10
9,55 10 4
25734 ( )
1485
dc
dc
dc

P
TN
n
××
××
===mm
• Moment xoắn trên trục I:
66
1
1
1
9,55 10
9,55 10 3,8
72927 ( )
495
P
TN
n
××
××
== =mm
• Moment xoắn trên trục II:
66
2
2
2
9,55 10
9,55 10 3,69
274675 ( )
128

P
TN
n
××
××
== =mm

4
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần II
• Moment xoắn trên trục III:
6
6
3
3
3
9,55 10
9,55 10 3,58
739087 ( )
46
P
TN
n
××
××
== =mm

Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III
Công suất (kW) 4 3,8 3,69 3,58
Tỉ số truyền 3 3,88 2,77

Số vòng quay (vòng/phút) 1485 485 128 46
Moment xoắn (Nmm) 25734 72927 274675 739087

Trục I
Trục II
Trục III








5
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III
Phần III
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
9 Số liệu đầu vào:
Công suất :
4( )
dc
PkW
=

Số vòng quay :
1485( / )nvp
=

Tỉ số truyền :

3u
=

1. Dựa vào số liệu trên và hình 4.22[2] ta chọn: đai thang loại A, được làm loại vật
liệu tổng hợp.
Thông số đai thang loại A:
Tên gọi Kí hiệu Giá trị
Chiều rộng lớp trung hòa
p
b

11 (mm)
Chiều rộng mặt trên
o
b
13 (mm)
Chiều cao đai
o
b 8 (mm)
Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài
o
y
2,8 (mm)
Diện tích mặt cắt ngang
A

81 (mm)
Đường kính bánh đai dẫn
1
d

100 200÷

2. Đường kính bánh đai nhỏ sơ bộ:
1min
1,2 1,2 100 120( )
sb
dd mm
=
=× =
Theo tiêu chuẩn bảng 5-15[1] ta chọn đường kính bánh đai nhỏ là:
1
125( )dm= m
3. Vận tốc bánh đai:
1
1
3,14 125 1485
9,7( / ) (5.18[1])
60000 60000
dn
vms
π
×
×
== =

1ma
vv<
x
với
max

(30 35 )
mm
v
s
=÷
s
nên thỏa điều kiện.
4. Giả sử chọn hệ số trượt tương đối
0,01
ξ
=
.
Ta có đường kính bánh đai lớn:
21
(1 ) 3 125(1 0,01) 371,25( )
sb
dud mm
ξ
=
−=× − =
Theo tiêu chuẩn tra bảng 5-15[1] ta chọn:
2
360 ( )dmm
=

Xác định lại tỉ số truyền u:
2
1
360
2,91

(1 ) 125(1 0, 01)
d
u
d
ξ
== =
−−

Chỉ sai lệch 3% so với giá trị chọn trước.
5. Giới hạn khoảng cách trục được tính:
12 12
2( ) 0,55( )dd a dd h
+
≥≥ + +
2(125 360) 0,55(125 360) 8a
+
≥≥ + +

970( ) 274,75( )mm a mm≥≥

Chọn sơ bộ
2
360( )ad mm
=
= khi
2,91u
=

6
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III
6. Tính chiều dài đai:
2
12 21
2
()()
2
24
3,14(125 360) (360 125)
2 360 1520 ( )
2 4 360
dd dd
La
a
mm
π
+−
=+ +
+−
=× + + =
×

Theo bảng 4-3[2] ta chọn đai có chiều dài L = 1600 (mm) = 1,6 (m).
7. Số vòng chạy của đai trong một giây:
1
9,7
6,0625 ( ), [ ] 10

1, 6
v
is
L
−
== = =
1
is
−
nên thỏa điều kiện này.
8. Tính lại khoảng cách trục a:
12
12
( ) 125 360
1600 3,14 838,2 ( )
22
()
125 360
242,5
22
dd
kL mm
dd
π
++
=− = − =
+
+
Δ= = =

Mà
22
22
8
4
838,2 838,2 8 242,5
330 ( )
4
kk
a
am
+−Δ
=
+−×
⇒= = m

Vậy giá trị a vẫn thỏa mãn giới hạn giá trị cho phép.
9. Góc ôm bánh đai nhỏ:
21
1
( ) 360 125
180 57 180 57 139,4 2,433 ( )
330
oo
dd
rad
a
α
−
−

=− =− = =

10. Các hệ số sử dụng:
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:
1
/110
1,24(1 ) 0,9Ce
α
α
−
=− =
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

22
1 0,05(0,01 1) 1 0,05(0,01 9,7 1) 1,003
v
Cv=− −=− × −=
- Hệ số xét đến ảnh hưởng của dây đai, chọn:
1
z
C
=

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng:
0,85
r
C
=

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài dây đai:

6
6
1600
1,0085
1520
L
o
L
C
L
== =

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền u:
1,14
u
C
=
vì u > 2,5
11. Xác định số dây đai:
Theo đồ thị hình 4.2a[2] ta chọn: .
o
[P ] = 2,4 (kW)
Ta xác định số dây đai theo công thức:
1
4
1, 84
[ ] 2,4 0,9 1,003 1 0,85 1,0085 1,14
ovzrLu
P
z

P CCCCCC
α
≥=
×× ×× × ×
=

Chọn số dây đai: z = 2



7
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần III
12. Xác định lực căng ban đầu:
Chọn ứng suất căng đai:
2
1, 5 ( / )
o
Nmm
σ
=
Lực căng ban đầu:
2 2 81 1,5 243 ( )
oo
FA N
σ
==××=
Lực căng trên mỗi dây đai:
121,5 ( )
2
o

F
F
N==

Lực vòng có ích:
1
1
1000 1000 4
412,4 ( )
9,7
t
P
F
N
v
×
== =

Lực vòng trên mỗi dây đai:
F=

206 (N)
13. Hệ số ma sát (tài liệu 1 trang 159):
'
min
2
1
ln 1,03 sin(20 ) 0,35
2
o

ot
ot
FF
fff
FF
α
⎛⎞
+
==⇒=
⎜⎟
−
⎝⎠
'
=
(ở đây ta chọn giá trị
1
α
α
=
)
Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn là: 0,35
14. Lực tác dụng lên trục:
1
2sin 456()
2
ro
F
FN
α
⎛⎞

==
⎜⎟
⎝⎠

15. Thiết kế bánh đai:
Do vận tốc làm việc (nhỏ hơn 25m/s) nên ta chọn bánh đai đúc bằng
gang CH12-28. Các kích thước được chọn bằng cách tra bảng 10-3[1]:
9,7( / )vm= s
- Chiều rộng bánh đai:
( 1) 16 2 10 36( )
B
ZtS mm
=
−+=+×=

- Đường kính ngoài cùng của bánh đai dẫn:
11
2 360 2 3,5 367( )
no
DDh mm
=
+=+×=
- Đường kính ngoài cùng của bánh đai bị dẫn:
22
2 125 2 3,5 132( )
no
DDh mm
=
+=+×=
Các kích thước phụ khác liên quan theo tiêu chuẩn, tra bảng 10-3[1].

8
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
Phần IV
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
9 Chọn vật liệu:
Do không có yêu cầu nào đặt biệt nên ta chọn vật liệu cho các cặp bánh răng
là giống nhau. Dựa vào bảng 3-6[1] và 3-8[1] ta có bảng sau:
Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn
Tên thép Thép 45 (thường hóa) Thép 35 (thường hóa)
Giới hạn bền kéo
2
600 ( )
b
Nmm
σ
=

2
500 ( )
b
Nmm
σ
=

Giới hạn chảy
2
300 ( )
ch
Nmm
σ
=

2
260 ( )
ch
Nmm
σ
=

Độ rắn
200HB
=

170HB =

I. Tính toán cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng phân đôi.
1. Thông số đầu vào:
Công suất :
1
3,8 ( )PkW
=

Tỉ số truyền :

1
3,88u
=

Số vòng quay :
1
485n
=
(vòng/phút)
Tuổi thọ : 19200 (giờ)
2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
9 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1])
()
2
22
2
max
60 60 1 1 0,53 0,7 0,47 125 19200 11 10
i
td i i
M
Nu nT
M
⎛⎞
==××+××
⎜⎟
⎝⎠
∑
7

=×
Với:
1
2
1
485
125 ( / )
3,88
n
nv
u
== =
p
0

7
2
;1
td o o
NNN>=
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất cho cả hai
bánh răng.
'
1
N
k =
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1])
2
2
[ ] 2,6 170 442 ( / )

tx
Nmm
σ
=×=

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1])
2
1
[ ] 2,6 200 520 ( / )
tx
Nmm
σ
=× =

Để tính sức bền ta dùng
2
2
442( / )
tx
Nmm
σ
=
9 Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1])
()
6
66
2
max
60 60 1 1 0,53 0,7 0,47 125 19200 8,4 10

i
td i i
M
Nu nT
M
⎛⎞
==××+××=
⎜⎟
⎝⎠
∑
7
×


9
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
Với:
1
2
1
485
125 ( / )
3,88
n
nv
u
== =
p
0×

6
2
;51
td o o
NNN>=
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất cho cả
hai bánh răng.
'
1
N
k =
Giới hạn mỏi uốn của thép 45:
2
1
0,43 600 258 ( / )Nmm
σ
−
=×=
Giới hạn mỏi uốn của thép 35:
2
1
0,43 500 215 ( / )Nmm
σ
−
=×=
Chọn hệ số an toàn:
1, 5n
=

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng:

1, 8K
σ
=

Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có:
[]
(
)
''
''
1
1, 4 1, 6
(3.5[1])
N
on
u
k
k
nK nK
σσ
σ
σ
σ
−
÷
=≈

Bánh nhỏ:
[]
2

1
1,5 258 1
143,3 ( / )
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
×
==
×

Bánh lớn:
[]
2
2
1,5 215 1
119,4 ( / )
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
×
==
×

3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:
1, 3
tt d

KKK
=
= (3.19[1])
4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng:
0,4
A
b
A
ψ
==

Với:
:chiều rộng bánh răng
b

A
: khoảng cách trục
5. Tính sơ bộ khoảng cách trục (3.10[1]), chọn hệ số phản ánh sự tăng khả
năng tải của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng:
'
1, 25
θ
=

[]
2
6
3
'
2

1,05 10
(1)
A
tx
KN
Ai
in
σ
ψθ
⎛⎞
×
≥±
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠

Với:
- : tỉ số truyền,
i
1
3,88iu
=
=
-
[
]
2
422( / )
tx
Nmm

σ
=
: ứng suất tiếp cho phép.
-
2
485
125 ( / )
3,88
n==vp: số vòng quay của bánh răng bị dẫn.
-
1
3,8
1, 9 ( )
22
P
Nk== =
W

2
6
3
1,05 10 1,3 1,9
(3,88 1) 125 ( )
422 3,88 0,4 1,25 125
A
mm
⎛⎞
××
⇒≥ + ≈
⎜⎟

×××
⎝⎠

Chọn khoảng cách trục:
144( )
A
mm
=

6. Xác định vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Vận tốc vòng:
1
2
2 144 485
1,5 ( / ) (3.17[1])
60 1000( 1) 60 1000 (3,88 1)
An
vm
i
s
π
π
×
== =
×+ ××+

- Với vận tốc này ta chọn cấp chính xác bánh răng là: 9 (bảng 3-11[1])

10
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV

7. Tính chính xác hệ số tải trọng K.
Chiều rộng bánh răng
0,4 144 57,6 ( )
A
bA mm
ψ
=
=×= chọn
60( )bm= m
Đường kính vòng lăn của bánh răng nhỏ:
1
2 2 144
59 ( )
13,881
A
dm
i
m
×
== =
++

Do đó:
1
60
1
59
d
b
d

ψ
== ≈
, tra bảng 3-12[1] ta được: 1,1
tt
K
=

Tra bảng 3-14[1] ta có:
1, 2
d
K
=

Vậy ta có hệ số tải trọng là: 1,1 1, 2 1, 32
tt d
KKK
=
=× = . Kết quả sai lệch ít so
với chọn sơ bộ nên ta chọn khoảng cách trục A chính xác là:
144( )
A
mm=

8. Xác định modul, số răng và góc nghiêng của răng:
Modul pháp: . Chọn:
mm (0,01 0,02)144 (1,44 2,88)
n
mmm=÷ =÷ 2
n
m=

Chọn sơ bộ góc nghiêng:
10 , cos 0,985
o
ββ
==
Tổng số răng của hai bánh răng:
12
2 cos 2 144 0,985
142
2
t
n
A
ZZZ
m
β
××
=+= = =

Số răng của bánh nhỏ:
1
142
29
13,881
t
Z
Z
i
=
==

++

Theo bảng 3.15[1],
1
29Z
=
thỏa mãn điều kiện không bị cắt chân răng.
Số răng bánh lớn:
21
3,88 29 112,52ZiZ
=
=×= . Chọn:
2
113Z =
Tính chính xác góc nghiêng
β
(3.28[1]):
(29 113)2
cos 0,9861 9,6
2 2 144
o
tn
Zm
A
ββ
+
== = ⇒=
×

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:

2,5
2,5 2
60 30 ( )
sin 0,167
n
m
bm
β
×
=> = ≈ m
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Số răng tương đương (3.37[1]):
Bánh nhỏ:
1
3
29
30
(0,9861)
td
Z ==
Bánh lớn:
2
3
113
118
(0,9861)
td
Z ==
Hệ số dạng răng: (bảng 3.18[1]):
Bánh nhỏ:

1
0,451y =
Bánh lớn:
2
0,517y =
Lấy hệ số: hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải của bánh răng nghiêng so
với bánh răng thẳng:
'
1, 25
θ
=
Kiểm tra ứng suất uốn (3.34[1]):
[]
6
2''
19,1 10
u
u
n
KN
ym Znb
σ
σ
θ
×
=≤
Bánh nhỏ:
6
2
1

2
19,1 10 1,32 1,9
25 ( / )
0,451 2 29 485 60 1,25
u
Nmm
σ
×× ×
==
××× ××
. Thỏa mãn
điều kiện
[
]
2
1
1
143,3 ( / )
u
u
Nmm
σσ
<=


11
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
Bánh lớn:
2
1

21
2
25 0,451
21,53 ( / )
0,517
uu
y
Nmm
y
σσ
×
== =
. Thỏa mãn điều kiện
[
]
2
2
2
119,4 ( / )
u
u
Nmm
σσ
<=

10. Kiểm tra độ bền khi quá tải đột ngột:
Ứng suất tiếp xúc cho phép (3.34[1]):
Bánh nhỏ:
[
]

2
1
2,5 520 1300 ( / )
txqt
Nmm
σ
=× =

Bánh lớn:
[
]
2
2
2,5 442 1105 ( / )
txqt
Nmm
σ
=× =

Ứng suất uốn cho phép (3.46[1]):
Bánh nhỏ:
[
]
2
1
0,8 300 240 ( / )
uqt
Nmm
σ
=× =

Bánh lớn:
[
]
2
2
0,8 260 208 ( / )
uqt
Nmm
σ
=× =

Kiểm tra quá tải tiếp xúc (3.38 và 3.42[1]):

63
'
2
1,05 10 ( 1)
[]
tx tx
iKN
Ai bn
σ
σ
θ
×+
=≤

63
2

1,05 10 (3,88 1) 1,8 3,8
545 ( / )
144 3,88 1,25 60 125
tx
Nmm
σ
×+×
⇒= =
×××
.
Thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp. Với K = 1,8 là hệ số quá tải.
Kiểm tra độ bền uốn: (3.38 và 3.42[1]):
Bánh nhỏ:
2
1
25 1,8 45 ( / )
uqt
Nmm
σ
=× =
Bánh lớn:
2
2
21,52 1,8 38,8 ( / )
uqt
Nmm
σ
=×=
Đều thỏa mãn điều kiện bền uốn.
11. Bảng tổng hợp thông số bánh răng cấp nhanh phân đôi:

Thông số Bánh răng nhỏ
(Bánh dẫn)
Bánh răng lớn
(Bánh bị dẫn)
Modul
2m
=

Số răng
1
29Z
=

2
113Z =
Góc ăn khớp
20
o
n
α
=

Góc nghiêng
9,6
o
β
=
Đường kính vòng chia
1

59 ( )dmm
=

2
229 ( )dm= m
Khoảng cách trục
A
144( )mm
=

Chiều rộng bánh răng
1
30 ( )bmm
=

2
30 ( )bm= m
Đường kính vòng đỉnh
1
63 ( )
e
Dmm
=

2
232 ( )
e
Dm= m
Đường kính vòng chân
1

54 ( )
i
Dmm
=

2
224 ( )
i
Dm= m

12. Tính lực tác dụng lên trục (3.50[1]):
Lực vòng:
6
29,5510 3,8
2523 ( )
59 485
PN
×××
==
×


12
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
Lực hướng tâm:
2523 20
931 ( )
cos9,6
o
r

o
tg
PN
×
==

Lực dọc trục:
2523 9,6 427 ( )
o
a
Ptg=× = N
II. Tính toán cấp chậm: bánh răng trụ răng thẳng.
1. Thông số đầu vào:
Công suất : P
1
= 3,67 (kW)
Tỉ số truyền :
2
2,77u
=

Số vòng quay :
2
125n
=
(vòng/phút)
Tuổi thọ : 19200 (giờ)
2. Xác định ứng suất tiếp và ứng suất uốn cho phép:
9 Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.4[1])

()
2
22
2
max
60 60 1 1 0,53 0,7 0,47 46 19200 4 10
i
td i i
M
Nu nT
M
⎛⎞
==××+××
⎜⎟
⎝⎠
∑
7
=×
Với:
1
2
1
125
46 ( / )
2,77
n
nv
u
== =
p

0
)

7
2
;1
td o o
NNN>=
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất cho cả hai
bánh răng.
'
1
N
k =
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn (bảng 3-9[1])
2
2
[ ] 2,6 170 442 ( / )
tx
Nmm
σ
=×=

Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ (bảng 3-9[1])
2
1
[]2,6200520(/
tx
Nmm
σ

=× =

Để tính sức bền ta dùng
2
2
442( / )
tx
Nmm
σ
=
9 Ứng suất uốn cho phép:
Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: (3.8[1])
()
6
66
2
max
60 60 1 1 0,53 0,7 0,47 46 19200 3,1 10
i
td i i
M
Nu nT
M
⎛⎞
==××+××
⎜⎟
⎝⎠
∑
7
=×

Với:
1
2
1
485
125 ( / )
3,88
n
nv
u
== =
p
0×

6
2
;51
td o o
NNN>=
nên ta chọn hệ số chu kỳ ứng suất cho cả
hai bánh răng.
'
1
N
k =
Giới hạn mỏi uốn của thép 45:
2
1
0,43 600 258 ( / )Nmm

σ
−
=×=
Giới hạn mỏi uốn của thép 35:
2
1
0,43 500 215 ( / )Nmm
σ
−
=×=
Chọn hệ số an toàn:
1, 5n
=

Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng:
1, 8K
σ
=

Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có:
[]
(
)
''
''
1
1, 4 1, 6
(3.5[1])
N
on

u
k
k
nK nK
σσ
σ
σ
σ
−
÷
=≈


13
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
Bánh nhỏ:
[]
2
1
1,5 258 1
143,3 ( / )
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
×
==
×

Bánh lớn:
[]
2
2
1,5 215 1
119,4 ( / )
1, 5 1, 8
u
Nmm
σ
×
×
==
×

3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:
1, 3
tt d
KKK
=
= (3.19[1])
4. Chọn sơ bộ hệ số chiều rộng bánh răng:
0, 4
A
b
A
ψ
==

Với:

:chiều rộng bánh răng
b

A
: khoảng cách trục.
5. Tính sơ bộ khoảng cách trục (3.9[1]):
[]
2
6
3
2
1,05 10
(1)
A
tx
KN
Ai
in
σψ
⎛⎞
×
≥±
⎜⎟
⎜⎟
⎝⎠

Với:
- : tỉ số truyền,
i
2

2,77iu
=
=
-
[
]
2
422( / )
tx
Nmm
σ
=
: ứng suất tiếp cho phép.
-
2
125
46 ( / )
2,77
n==vp
W
: số vòng quay của bánh bị dẫn.
-
3,58 ( )Nk=
2
6
3
1,05 10 1,3 3,67
(2,77 1) 222 ( )
422 2,77 0,4 46
A

mm
⎛⎞
××
⇒≥ + ≈
⎜⎟
××
⎝⎠
. Chọn:
266( )
A
mm=

6. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng:
- Vận tốc vòng:
1
2
2 226 125
0,785 ( / ) (3.17[1])
60 1000( 1) 60 1000 (2,77 1)
An
vm
i
s
π
π
×
== =
×+ ××+

- Với vận tốc vòng này ta chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng là 9

(bảng 3-11[1]).
7. Tính chính xác hệ số tải trọng động K:
Chiều rộng bánh răng b: 0, 4 226 90,4 ( )
A
bA mm
ψ
=
=× = . Chọn:
90( )bm= m
Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:
1
2 2 226
120 ( )
12,771
A
dm
i
m
×
== =
++

Do đó:
1
90
0,75
120
d
b
d

ψ
== ≈
, tra bảng 3-12[1] ta được: 1, 05
tt
K =
Tra bảng 3-13[1] ta được:
1,1
d
K
=

Vậy ta có hệ số tải trọng là:
1,05 1,1 1,12
tt d
KKK
=
=×= sai lệch nhiều so với
chọn sơ bộ ban đầu nên ta tính lại khoảng cách trục (3.21[1]):
3
3
1,12
226 215 ( )
1, 3
sb
sb
K
A
Am
K
== =m

14
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần IV
8. Xác định modul, số răng và góc nghiêng của răng:
Modul pháp: . Chọn:
mm. (0,01 0,02)215 (2,15 4,3)
n
mmm=÷ =÷ 3
n
m=
Số răng của bánh răng nhỏ:
1
2 2 215
38 (3.24[1])
(1)3(2,771)
A
Z
mi
×
== =
±+

Số răng của bánh răng lớn:
212
38 2,77 105,3ZZu
=
=× = . Chọn:
2
105Z =

Bề rộng bánh răng:
0, 4 215 86 ( )
A
bA mm
ψ
==×= .
9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:
Hệ số dạng răng (bảng 3-18[1]):
Bánh nhỏ:
1
0,476y =
Bánh lớn:
2
0,517y =
Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng nhỏ:
66
2
1
22
2
19,1 10 19,1 10 1,12 3,67
27,7 ( / )
0,764 3 38 125 86
u
KN
Nmm
ym Zn b
σ
××××
== =

××× ×
.
Thỏa mãn điều kiện:
[
]
2
1
1
143,3 ( / )
u
u
Nmm
σσ
<=

Ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn:
2
1
21
2
27,7 0,476
25,5 ( / )
0,517
uu
y
Nmm
y
σσ
×
== =

.
Thỏa mãn điều kiện:
[
]
2
2
2
119,4 ( / )
u
u
Nmm
σσ
<=

10. Bảng tổng hợp thông số hình học chủ yếu của bộ truyền cấp chậm:
Thông số Bánh răng dẫn Bánh răng bị dẫn
Modul
3m
=

Số răng
1
38Z
=

2
105Z =
Góc ăn khớp
20
o

α
=

Đường kính vòng chia
1
114 ( )dmm
=

2
315 ( )dm= m
Khoảng cách trục
A
214,5 ( )mm
=

Chiều rộng bánh răng
86 ( )bmm
=

Đường kính vòng đỉnh răng
1
120 ( )
e
Dmm
=

2
321 ( )
e
Dm= m

Đường kính vòng chân răng
1
106,5 ( )
i
Dmm
=

2
307,5 ( )
i
Dm= m
11. Tính lực tác dụng lên trục:
Lực vòng:
6
2
2 9,55 10 3,58
4920 ( )
114 125
x
M
PN
d
×××
== =
×

Lực hướng tâm:
4920 20 1790 ( )
o
r

PPtg tg N
α
=× = × =

15
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V
Phần V
THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN

 Chọn vật liệu cho trục: chọn vật liệu làm trục là thép 45, CT6. Theo bảng số
liệu 7-1[1] ta có:
-
2
[] 70( / )Nm
σ
=
-
2
600 ( / )
b
Nmm
σ
≥
-
2
1
260 ( / )Nmm
σ
−
≥

-
[
]
35 ( )
M
Pa
τ
=
: ứng suất xoắn cho phép (trang 115 [1]).
I. Thiết kế trục:
9 Tính sơ bộ đường kính của các trục (7.1[1]):
- Trục I:
3
3
1
72927
22 ( )
0,2[ ] 0, 2 35
x
sb
x
M
dm
τ
== ≈
×
m

Với: moment xoắn:
2

72927 ( / )
x
NmmM =
- Trục II:
3
3
2
274675
34 ( )
0, 2[ ] 0, 2 35
x
sb
x
M
dm
τ
== ≈
×
m

Với: moment xoắn:
2
274675 ( / )
x
NmmM =
- Trục III:
3
3
3
739087

47 ( )
0, 2[ ] 0, 2 35
x
sb
x
M
dm
τ
== ≈
×
m

Với: moment xoắn:
2
739087 ( / )
x
NmmM =
Ta chọn trị số để xác định ổ đỡ. Ở đây, ta chọn loại ổ bi đỡ
một dãy cỡ trung bình, số hiệu 309 có bề rộng B = 25 (mm), (bảng 14P [1])
45 ( )
sb
mmd ≈
9 Tính gần đúng chiều dài trục:
Để tính chiều dài của trục ta chọn các kích thước sau:
Khe hở giữa các bánh răng : 10 ( mm )
Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp : 10 ( mm )
Khe hở giữa thành trong của hộp và mặt bên của ổ lăn : 10 ( mm )
Chiều rộng ổ lăn : 25 ( mm )
Chiều rộng bích (bảng 10.10a[1]), chọn bulông M12 : 23 ( mm )
Khe hở giữa bulông và bánh đai : 10 ( mm )

Theo mô hình bản vẽ phác hộp giảm tốc ở trang sau ta xác định sơ bộ chiều
dài mỗi trục theo các kích thước: a, b, c, d, e, l.
Ở đây, ta phải làm bạc chắn dầu để bảo vệ mỡ trong bộ phận ổ, chúng ta
không thể dùng dầu bắn toé để bôi trơn bộ phận ổ vì vận tốc vòng của bánh
răng thấp hơn 3 (m/s).



16
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V
















Hình vẽ phác thảo hộp giảm tốc.

1. Trục I:
9 Thông số đầu vào của trục I:

Công suất : 3,8 ( kW )
Số vòng quay : 485 ( vòng/phút )
Moment xoắn : 72927 ( N/mm )
o Tính sơ bộ đường kính trục:
3
3
1
72927
22 ( ) (7.1[1])
0,2[ ] 0, 2 35
x
sb
x
M
dmm
τ
≈==
×

Theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn
25 ( )mmd
=
, chọn ổ bi đỡ cỡ trung
bình mang số hiệu 308 (bảng 14P[1]), với bề rộng ổ:
23( )
B
mm=
.
o Xác định chiều dài trục dùng cho tính toán:
-

70 ( )lmm
=

-
55 ( )em= m
m
-
75 ( )cm=
o Các lực tác dụng:
- Lực căng đai:
456 ( )
d
NR
=

- Lực vòng:
6
29,5510 3,78
2523 ( )
59 485
PN
×××
==
×
12
11
1261,5 ( )
2
P
PP N⇒===

- Lực hướng tâm:
2523 20
931 ( )
cos9,6
o
r
o
tg
PN
×
==
12
11
465,5 ( )
2
r
rr
P
PP N⇒===

- Lực dọc trục:
2523 9,6 427 ( )
o
a
Ptg N=× =
12
11
213,5 ( )
2

a
aa
P
PP N⇒===


17
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V


Sơ đồ phân tích lực của trục I
()
M
zNmm
()
M
yNmm
()
M
xNmm
72927
3643,5
76190
94565
31920
25575
29218
25575
2
1a

P
2
1r
P
D
1
M

E
55
C
A
B

1
1r
P
1
1a
P
z
y

150
x

2
1
P
d

R

55
70
1
1
P
o Xác định moment tương đương theo thuyết bền IV và tính lại đường kính
trục tại các điểm A, B, C, D, E.
9 Tại A:
0
td
M =
9 Tại B:
22 2
29218 76190 0,75 36463,5 87497( )
td
M
Nmm=++× =

3
3
87497
23,2 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
B
M
dm
σ

≥= =
×
m

9 Tại C:
22 2
29218 94565 0,75 72927 117410 ( )
td
M
Nmm=++×=


3
3
117410
25,6 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
C
M
dm
σ
≥= =
×
m

9 Tại D:
22 2
0 31920 0,75 72927 70765 ( )
td

M
Nmm=+ + × =


3
3
70765
21,6 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
D
M
dm
σ
≥= =
×
m

9 Tại E:
22 2
0 0 0,75 72927 63157 ( )
td
M
Nmm=++× =


3
3
63157
20,8 ( )

0,1[ ] 0,1 70
td
E
M
dm
σ
≥= =
×
m

9 Dựa vào các điều kiện trên và công nghệ ta chọn các thông số trục I
theo tiêu chuẩn ( trang 133 [1]) như sau:

25 ( ); 30 ( )
30 ( ); 25 ( )
22 ( )
AB
CD
E
mm d mm
mm mm
dmm
d
dd
==
==
=

18
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V

2. Trục II:
9 Thông số đầu vào của trục II:
Công suất : 3,69 (kW)
Số vòng quay : 128 (vòng/phút)
Moment xoắn : 274675 (N/mm)
o Tính sơ bộ đường kính trục:
3
3
2
274675
34 ( ) (7.1[1])
0,2[ ] 0, 2 35
x
sb
x
M
dmm
τ
== ≈
×

Theo tiêu chuẩn (trang 133[1]) ta chọn
40 ( )mmd
=
, chọn ổ bi đỡ cỡ trung
bình mang số hiệu 308 (bảng 14P[1]), với bề rộng ổ:
23( )
B
mm=
.

o Xác định chiều dài trục dùng tính toán:
-
55 ( )em= m
m
-
75 ( )cm=
-
2( ) 2(55 75) 260 ( )dec mm=+= +=
o Các lực tác dụng:
- Lực tác dụng tại vị trí hai bánh răng ngoài:
Lực vòng:
12
22
2523
0,98 1236 ( )
22
br
P
PP N
η
== = × =

Lực hướng tâm:
12
22
931
0,98 456( )
22
r
rr br

P
PP N
η
== = × =

Lực dọc trục:
12
22
427
0,98 209 ( )
22
a
aa br
P
PP N
η
== = × =

- Lực tác dụng tại vị trí bánh răng giữa:
Lực vòng:
6
2
2 9,55 10 3,58
4920 ( )
114 125
x
M
PN
d
×××

== =
×

Lực hướng tâm:
4920 20 1790 ( )
o
r
PPtg tg N
α
=× = × =
o Tính moment tương đương theo thuyết bền IV và tính lại đường kính trục tại
các điểm A, B, C, D, E. Theo sơ đồ phân tích lực ở trang sau:
- Tại A: 0
td
M =
- Tại B:
22 2
76375 203280 0,75 140220 248810 ( )
td
M
Nmm=++×=

3
3
248810
32,8 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
B
M

dm
σ
≥= =
×
m

- Tại C:
22 2
143482 387780 0,75 140220 430937 ( )
td
M
Nmm=++×=

3
3
430937
39,48 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
C
M
dm
σ
≥= =
×
m

- Tại D:
22 2
76375 203280 0,75 140220 248801 ( )

td
M
Nmm=++×=

3
3
248801
32,8 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
D
M
dm
σ
≥= =
×
m


19
Đồ án Thiết Kế Kỹ Thuật Phần V
- Tại E:
0
td
M =

24145
76375
()
M

zNmm
C
140220
140220
()
M
yNmm
203280
387780
203280
()
M
xNmm
24145
76375
143482
E
2
2r
P

D
55
B
1
2r
P

A
y

55
150

z
x

2
2a
P

2
2
P
r
P
P
1
2a
P
1
2
P
Sơ đồ
p
hân tích l
ự
c tr
ụ
c II

9 Dựa vào các số liệu trên và xuất phát từ những yêu cầu về lắp ghép và tính
công nghệ ta chọn các thông số trục II theo tiêu chuẩn (trang 133[1]), riêng
thông số tại A ta chọn đường kính theo moment tương đương tính tại mặt
cắt phía bên trái điểm B như trên sơ đồ phân tích lực trục II. Ta có:
22 2
24145 203280 0,75 0 204709 ( )
td
M
Nmm=++×=

3
3
204709
30,8 ( )
0,1[ ] 0,1 70
td
A
M
dm
σ
≥= =
×
m
m

Từ đó ta chọn đường kính như sau:
35 ( )
40 ( )
45 ( )
40 ( )

35 ( )
A
B
C
D
E
mm
mm
mm
mm
dm
d
d
d
d
=
=
=
=
=






20