đồ án chi tiết máy 2 cấp bánh răng trụ răng thẳng

Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Số liệu cho trớc

1.Lực kéo băng tải
F = 5600 N
2.Vận tốc băng tải
v = 0,5 m/s
3.Đờng kính tang
D = 300 mm
4.Thời gian phục vụ
Ih = 12000 h
5.Số ca làm việc
soca = 1
6.Góc nghiêng đờng nối tâm bộ truyền ngoài 1450
7.Đặc tính làm việc : va đập vừa .
Tmm = 1,4 T1
T2 = 0,65 T1
t1 = 4,5 h
t2 = 3 h
tck = 8h

Nhiệm vụ thiêt kế hộp giảm tốc hệ thống dẫn động bằng xích tải.Hộp giảm tốc bánh
răng trụ hai cấp, đợc thiết kế theo sơ đồ khai triển,gồm trục I nối qua khớp nối với
động cơ điện(tính toán chọn mua ngoài thị trờng) .Và trục III có lắp bộ truyền xích để
-1-


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
truyền chuyển động. Các trục quay nhờ hệ thống ổ bi đợc tính toán và chọn mua
ngoài thị trờng.
Các công thức và bảng để tính toán thiết kế đợc tra trong quyển Tính Toán Thiết Kế
Hệ Dẫn Động Cơ Khí _tập 1,2 của PGS.TS.Trịnh Chất TS.Lê Văn Uyển .

Phần I :Chọn động cơ

I.Chọn động cơ:
1>Xác định công suất động cơ:
Pct =

Pt


Máy làm việc ở tải trọng thay đổi ,theo (2.13) ta có

Pt =Ptd

( Pi )

ìt i
P 1
Ptd = ( P 1 ìt 1+ P 2 ìt 2 )

= P1 ì
ti
ti
2

2

= Plv ì

2
2


P2
T 2
t 2
1 ìt 1 +
1 ìt 1 + t 2
với


P 1
T 1
(4,5 + 0,65 2 ì 3)
=
=
=
= 0,849
t ck
t ck
8
F ì v 5600 ì 0,5
=
= 2,8kW P t = P td = P lv ì = 2,8 ì 0,849 = 2,3772
Plv =

1000
1000
Lại có = ot ì x ì ol 3 ì 2 br ì k = 0,98 ì 0,93 ì 0,99 3 ì 0,98 2 ì 0,99 = 0,84

-2-


Đồ án chi tiết máy
Vậy

Pct =

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

P t 2,3772
=
= 2,83kW

0,84

2>Tính sơ bộ số vòng quay :
nsb = nlv ì ut

60000 ì v 60000 ì 0,5
=
= 31,85vg / ph
ìD
3,14 ì 300
ut =uh ì un.

nlv =

Trong hộp giảm tốc hai cấp lấy uh = 8..40 -> uh =20 ;
lại lấy un = ux =2..3 , chọn un = 2,2.
ut = 20 ì 2,2 = 44 nsb =31,85 ì 44 = 1401,4 vg/ph
3>Chọn động cơ:
Pđc Pct = 2,8 kW và nđc nsb =1401,4 vg/ph
T mm

Tk

1,4 = T T
dn
Tra bảng P1.3 ,chọn đợc động cơ 4A100L4Y3 có:
Pđc = 4 kW ,nđc =1420 vg/ph,

Tk
= 2,0
T dn

II.Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí:
1>Xác định tỉ số truyền ut của hệ dẫn động :
ut =

n dc 1420
=
= 44,58
n lv 31,85

2>Phân tỉ số truyền của hệ dẫn động:

ut = uh ì un .
Chọn tỉ số truyền cấp nhanh u1 ,để máy đợc thiết kế ngọn nhẹ nhất
u1 =0,7332 ì uh0,6438 = 0,7332 ì 19,380,6438 = 4,9437.
u h 19,38
=
= 3,9207 .Lấy u2 = 3,92.
u1
4,94
ut
44,58
=
= 2,3
Tính lại un = ux =
u 1 ìu 2 4,94 ì 3,92

Lấy u1 = 4,94, u2 =

3>Xác định công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục:
P lv
2,8
=
= 3,07kW
ot ì x 0,98 ì 0,93
P3
3,07
=
= 3,166kW
P2 =
ol ì br 0,99 ì 0,98
P2

3,166
=
= 3,26kW
P1=
ol ì br 0,99 ì 0,98

P3 =

-3-


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

n dc
= n dc = 1420vg / ph
ud
n1 1420
=
= 284vg / ph
n2=
u 1 4,94
n 2 284
=
= 72vg / ph
n3 =
u 2 3,92

n1 =

Bảng kết quả
Trục
Thông số
Công suất P,kW

Động cơ

1

2

3

4

3,26

3,166

3,07

Tỉ số truyền u
Số vòng quay n,vg/ph

1
1420

Momen xoăn T,Nmm

4,94

3,92

2,3

1420

284

72

21924,6

105184,7

407201,4

Phần II: Thiết kế bộ truyền bánh răng
1.Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế ,chọn
vật liệu hai cấp bánh răng của hộp giảm tốc là nh nhau.
Theo bảng 6.1 chọn:
+Bánh răng nhỏ : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241..285 có
b1 =850 MPa , ch1 = 580 MPa.
+Bánh răng lớn : thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192..240 có
b2 =750 MPa , ch2 = 450 MPa.
2.Phân tỉ số truyền uh = 19,38 với cấp nhanh u1 = 4,94 ,cấp chậm u2 =3,92
3.Xác định ứng suất cho phép
0Hlim = 2 ì HB + 70 , 0Flim = 1,8 ì HB , SH =1,1 , SF = 1,75.
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245 ,bánh lớn HB2 =235.

0Hlim1 = 2 ì 245 + 70 = 560 MPa.
0Flim1 = 1,8 ì 245
= 441 MPa.

-4-


Đồ án chi tiết máy
0Hlim2 = 2 ì 235 + 70 = 540 MPa.
0Flim1 = 1,8 ì 235
= 423 MPa.

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Tính ứng suất cho phép :

a) Đối với bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng thẳng )
0 H lim ìK HL
[H] =
SH

0 F lim
; [F] = S ìK FC ìK FL
F

mH

trong đó
mH = 6 ,

N HO
N HE
NHO1 = 30 ì HB12,4 = 30 ì 2452,4 = 1,6 ì 107
NHO2 = 30 ì HB22,4 = 30 ì 2352,4 = 1,47 ì 107

KHL =

Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi:
3

T
n
t
NHE = 60 ì c ì i ì t ì i ì i
ui
T 1 t ck
NHE1 =60 ì 1 ì 1420 ì 12000(13 ì 0,5625 + 0,653 ì 0,375) = 6,8 ì 108.

Do NHE1 >NHO1 -> KHL1 = 1.
Tơng tự có NHE2 = 60 ì 1 ì
Do NHE2 > NHO2 -> KHL2 =1

1420
ì 12000(13 ì 0,5625 + 0,653 ì 0,375) = 1,36 ì 108 .
5

560

[H]1 = 1,1 ì 1 = 509 MPa
540

[H]2 = 1,1 ì 1 = 490,9MPa
Cấp nhanh sử dụng bánh răng trụ răng thẳng
-> [H] = min{[H]1, [H]2} = 490,9MPa <1,25 ì [H]2
Cấp chậm sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng
[ H ]' 1 +[ H ] 2
509 + 490,9
=
= 500 MPa
->[H] =
2
2
'



6

Theo (6.7)

T
n
t
NHE = 60 ì c ì i ì t ì i ì i
ui
T 1 t ck
1420
ì 12000 ì (16 ì 0,5625 + 0,656 ì 0,375) = 1,2 ì 108
NFE = 60 ì 1 ì
5

NFE2 > NFO =4 ì 106 do đó KFL2 =1.

Tơng tự KFL1 = 1.
Bộ truyền quay 1chiều KFC =1 ,vậy cả hai bộ truyền ,ta đều đợc ứng suâtá cho phép
441 ì 1 ì 1
= 252 MPa
1,75
423 ì 1 ì 1
[F2] = 1,75 = 241,7 MPa

[F1] =

4>Tính toán cấp nhanh ,bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
-5-


Đồ án chi tiết máy
aw1 =Ka(u+1) 3

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

T 1ì K H
[ H ]'2 ìu 1 ì ba

Tra bảng 6.6 ba =0.25...0.4 ,chọn ba = 0,3.Bánh răng thẳng Ka =49,5.
Theo (6.16) bd = 0,53 ì 0,3 ì (4,94+1) = 0,944 bảng (6.7) ,tra theo đồ 3
KH = 1,1416
aw1 =49,5 ì (4,94+1) ì

3

21924,6 ì 1,1416
= 121,2mm
(490,9) 2 ì 4,94 ì 0,3

b>Xác định các thông số ăn khớp :
Lấy aw1 = 121 mm từ đó m = (0,01..0,02)aw1 = (0,01..0,02) ì 121 = 1,21 .. 2,42.
Chọn môdun tiêu chuẩn m = 2.
z1 =

2a w1
2 ì 122
=
= 20,37 ,chọn z1 = 20
m(u + 1) 2 ì (4,94 + 1)

z2 = u1 ì 20 = 4,94 ì 20 = 99.
m( z 2 + z 1 ) 2 ì (20 + 99)
=
= 119mm
Do đó aw =
2
2
99
Có tỉ số truyền thực ut =
=4,95
20

Trong quá trình tính toán chọn aw =121 ,do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách
trục từ 119 mm lên 121 mm

Tính hệ số dịch tâm theo (6.22)
121
aw
- 0,5 ì (z1+z2) =
- 0,5 ì (20+99) = 1
2
m
1000 y 1000 ì 1
Theo (6.23), ky = z = 99 + 20 = 0,84
t

y=

Do đó theo bảng 6.10a tra đợc kx = 0,134, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng
y =

k x ì z t 0,134 ì 119
=
= 0,015946
1000
1000

Theo (6.25) tổng hệ số dịch chỉnh
xt = y + y = 1+0,015946=1,015946
Theo (6.26) ,hệ số dịch chỉnh bánh 1:
x1 = 1 ì [xt

( z 2 z1) y
(99 20) ì 1
] = 1 ì [1,015946 ]

zt
119

= 0,19
và hệ số dịch chỉnh bánh răng 2, x2 =xt x1 =1,105946 0,19 = 0,859.
Theo (6.27) góc ăn khớp
z t .m. cos (99 + 20) ì 2 ì cos 20 0
=
= 0,9318
2.a aw 2
2 ì 119
tw = 21,27

cos tw =


c>Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

-6-


Đồ án chi tiết máy
Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
Do hệ thống bánh răng đợc đậy kín trong hộp ( môi trờng không bụi) và đợc bôi trơn
đầy đủ.Vậy dạng hỏng nguy hiểm nhất thờng gặp là tróc rỗ bề mặt, nên cơ sở chọn độ
bền tiếp xúc để thiết kế kiểm nghiệm hệ thống dẫn động bánh răng:
H = Z m ìZ H ìZ ì

Bảng 6.5 ,

2T 1.K H .(u m +1)
b w .u m .d 2 w1

ZM = 274MPa1/3.

Theo (6.34) ZH =
Z =
với

2 cos b
2
=
= 1,72
sin 2 tw
sin 2 ì 20
(4 )
=
3

(4 1,688)
= 0,877
3
1
1
= 1,88 3,2 ( + )=1,688
20 99

Đờng kính vònh lăn bánh nhỏ

2a w 2

2 ì 119
=
= 40,74
(u m +1) 4,94 + 1
ìd w1ìn1 3,14 ì 40,74 ì 1420
=
= 3,03
Theo (6.40) , v =
60000
60000

dw1 =

Theo bảng (6.13) ,chọn cấp chính xác 8,tra bảng 6.16 hệ số làm việc êm g0 =56
Theo (6.42)
H = H ì g 0 ìv ì

a w2
121
= 0,006 ì 56 ì 3,03 ì
= 5,03
ut
4,95

H = 0,006 tra theo bảng (6.15)

H .b w .d w1

KHv = 1 + 2T .K .K
1

H
H
bw = ba .aw2=0,3 ì 119 = 36,3 mm
KH = 1,1416 ,KH= 1,09

4,9 ì 36,3 ì 40,74
= 1,136
2 ì 21924,6 ì 1,1416 ì 1,09
KH = KH . KH . KHv =1,1416 ì 1,09 ì 1,136 = 1,414

KHv = 1 +

2 ì 21924,6 ì 1,414 ì (4,94 + 1)
= 448MPa
36,3 ì 4,94 ì (40,74) 2
Theo (6.1) với v = 3,03 m/s Zv = 1,cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác
H = 274 ì 1,72 ì 0,877 ì

về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ữ1,25 àm
ZR = 0,95 . Lại có da <700 mm KXH =1
[H] = [H] ì ZV ì ZR ì KXH
= 460,9 ì 1 ì 0,95 ì 1
=466,355 MPa.
Lại có 0,95 ì [H] = 443 MPa -7-


Đồ án chi tiết máy
Vậy kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc đạt yêu cầu
d>Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :

F1=

2T 1ìK F ìK Fv ìY F 1ìY
d w1ìb w ìm

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

[ F 1]

v ìb ìd

13,42 ì 36,3 ì 40,74

F
w
w1
KF = 1,30 , KFv = 1 + 2T ìK ìK = 1 + 2 ì 21924,6 ì 1,30 ì 1,27 = 1,274
1
F
F

Trong đó F = F ì g 0 ìv ì

a w2
121
= 0,016 ì 56 ì 3,03 ì
= 13,42
ut
4,95

,KF =1,27

KF = KF . KF . KFv = 1,274 ì 1,27 ì 1,3 = 2,103.
1
1
Y = = 1,688 = 0,592 ,Y =1 ,YF1 = 3,89 , YF2 = 3,53 ( tra bảng 6.18)

2 ì 21924,6 ì 2,103 ì 3,89 ì 0,592
F 1=
= 71,798MPa < [ F 1] = 252 MPa
40,74 ì 36,3 ì 2
Y
3,53
F 2= F 1ì F 2 = 71,798 ì
= 65,15 < [ F 2] = 241,7 MPa
Y F1
3,89

Vậy kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu.
e>Kiểm nghiệm răng về quá tải:
T max
= 1,4
T
H 1 max= H ì K qt = 466,355 ì 1,18 = 551,79 < [ H ] max = 2,8 ì ch 2= 1260MPa

Theo (6.48) Kqt =

F 1 max= F 1ìK qt = 71,798 ì1,4 = 100,5 < [ F 1] max = 0,8 ì ch1= 0,8 ì 580 = 464 MPa
F 2 max= F 2ìK qt = 65,15 ì 1,4 = 91,21 < [ F 2] max = 0,8 ì ch1= 0,8 ì 580 = 464MPa

g>Các thông số bộ truyền
Bánh răng 1
Khoảng cách trục aw1

121 mm

Môđun pháp ,m
Chiều rộng , bw

Bánh răng 2
2 mm

36 mm

Tỉ số truyền , u

36 mm
4,95

Số răng z1,z2
Hệ số dịch chỉnh răng

-8-

20

99

0,19

0,859


Đồ án chi tiết máy
Đờng kính vòng lăn

40,74 mm

201,663 mm

Đờng kính đỉnh răng

44,8 mm

205,4 mm

Đờng kính đáy răng

35,7 mm

196,4 mm

40 mm

198 mm

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Đờng vòng chia

5>Tính toán cấp chậm ,bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:
a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục ,theo công thức (6.15a)
aw1 =Ka(u+1) 3

T 1ìK H
[ H ]'2 ìu 1 ì ba

Tra bảng 6.6 ba =0,3 ứng với răng nghiêng .Bánh răng nghiêng Ka =43.
Theo (6.16) bd = 0,53 ì 0,3 ì (3,92+1) = 0,738 bảng (6.7) ,tra theo đồ 3
KH = 1,0438 va đã có T1 = 105184,7
aw1 =43 ì (3,92+1) ì

3

105184,7 ì 1,0438
= 152,3mm
(500) 2 ì 3,92 ì 0,3

Chọn lấy khoảng cách trục là aw1 =156 mm
b) Xác định các thông số ăn khớp :
Lấy aw1 = 156 mm từ đó m = (0,01..0,02)aw1 = (0,01..0,02) ì 156 = 1,56 .. 3,12.
Chọn môdun tiêu chuẩn m = 2.
Chọn sơ bộ = 100 ,do đó cos = 0,9848 .Theo (6.31) số răng bánh nhỏ
z1 =

2 ìa w ì cos 2 ì 156 ì 0,9848
=
31 .Lấy số răng bánh 1 bằng 31.
m ì (u + 1)
2 ì (3,92 + 1)

Số răng bánh lớn z2 = u ì z1 = 3,92 ì 31= 121,52 . Lấy số răng bánh 2bằng 122
Do đó tỉ số truyền thực sẽ là um =
cos =

122
= 3,935
31

m ì ( z 1 + z 2 ) 2 ì (122 + 31)
=
= 0.9807 = 11,25470
2 ìa w
2 ì 156

c>Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo (6.35) ứng suất tiếp xúc trển răng làm việc:
H = Z m ìZ H ìZ ì

2T 1.K H .(u m +1)
b w .u m .d 2 w1

Theo bảng 6.5 ZM= 274MPa1/3
Theo (6.35) tg b = cost .tg = cos 20,36 ì tg11,2547 = 0,1865 -> b = 10,5679
tg

tg 20

với t =tw = arctg( cos ) = arctg( 0,9807 )=20,36
-9-

Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
2 cos b
=
sin 2 tw

Do đó theo(6.34 ) ZH =

1

2 ì cos10,57
= 1,736
sin 2 ì 20,36

1

Theo (6.38) Z = = 1,81 = 0,7632

=[1,88 3,2 (

1
1
+
)]cos11,2547=1,81
31 122

Đờng kính vòng lăn bánh nhỏ:

2a w 2
2 ì 156
=
= 63,2mm
(u m +1) 3,935 + 1
ìd w1ìn 2 3,14 ì 63,2 ì 284
=
= 0,94 ,theo bảng 6.13 chọn cấp chính là
Theo (6.40 ) v =
60000
60000

dw1 =

9,theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2,5 m/s ,KH =1,13.
Theo (6.42)
H = H ì g 0 ìv ì

a w2
156
= 0,002 ì 73 ì 0,94 ì
= 0,864
ut
3,935

Theo bảng (6.15) H = 0,002 , b.6.16 g0 = 73. Theo (6.41)
H .b w .d w1

0,864 ì 45,6 ì 63,2

KHv = 1 + 2T .K .K = 1 +
= 1,01
2 ì 105184,7 ì 1,0438 ì 1,13
1
H
H
Theo (6.39)
KH = KH . KH . KHv = 1,0438 ì 1,13 ì 1,01=1,19
Thay các giá trị tính đợc vào 6.33 ta đợc
H = 274 ì 1,726 ì 0,7632 ì

2 ì 105184,7 ì 1,191 ì (3,935 + 1)
= 468MPa
46.8 ì 3,935 ì (63,2) 2

- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Theo (6.1) v = 0,94 m/s< 5 m/s , Zv = 1 , cấp chính xác động học là 9 ,chọn cấp
chính xác về mức chính xác tiếp xúc là 8 ,gia công độ nhám Ra = 2,5 .. 1,25 àm
ZR = 0,95 ; da < 700 mm , KXH = 1 .Vậy
[H] = [H] ì ZV ì ZR ì KXH
= 500 ì 1 ì 0,95 ì 1
=475 MPa.
Lại có 0,95 ì [H] = 451,25 MPa Vậy kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc đạt yêu cầu
d>Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
F1=

2T 1ìK F ìK Fv ìY F 1ìY
d w1ìb w ìm

[ F 1]

Theo bảng 6.7 KF = 1,11 , theo bảng 6.14 với v<2,5 m/s ,cấp chính xác động học 9
v ìb ìd

2,59 ì 46,8 ì 63,2

F
w
w1
,KF = 1,37 KFv = 1 + 2T ìK ìK = 1 + 2 ì 105184,7 ì 1,11 ì 1,37 = 1,024
1
F
F

- 10 -


Đồ án chi tiết máy
Trong đó F = F ì g 0 ìv ì

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
a w2
156
= 0,006 ì 73 ì 0,94 ì
= 2,59
ut
3,935

KF = KF . KF . KFv = 1,11 ì 1,37 ì 1,024 = 1,56
1
1
11.25
=
= 0,592 ,Y =1 Y =
=0,92
1,688
140
31
z1
Số răng tơng đơng Zv1 =
= (0,9807) 3 = 32,866
3
cos
122
z2
Zv2 =
= (0,9807) 3 = 129,345
3
cos

YF1 = 3,77 , YF2 = 3,60 ( tra bảng 6.18)
Với m = 2 ,Ys = 1,08 0,0695ln(2) = 1,032. YR =1(bánh răng phay),
KxF = 1 (da <400 mm)
[F1] = [F1] ì YR ì YS ì KxF =252 ì 1,032 ì 1 ì 1=260 MPa
Thay giá trị vào công thức trên ta có :

2 ì 105184,7 ì 1,56 ì 0,592 ì 0,92 ì 3,77
= 113,9 MPa < [ F 1] = 252 MPa

46,8 ì 63,2 ì 2
Y
3,77
F 2= F 1ì F 2 = 113,9 ì
= 119,3 < [ F 2] = 241,7 MPa
Y F1
3,60
F 1=

Kiểm nghiệm về độ bền uốn đạt yêu cầu.
e>Kiểm nghiệm răng về quá tải:
T max
= 1,4
T
H 1 max= H ì K qt = 468 ì 1,18 = 552,24 < [ H ] max = 2,8 ì ch 2= 1260 MPa

Theo (6.48) Kqt =

F 1 max= F 1ìK qt = 113,9 ì 1,4 = 159,46 < [ F 1] max = 0,8 ì ch1= 0,8 ì 580 = 464 MPa
F 2 max= F 2ìK qt = 241,7 ì 1,4 = 338,38 < [ F 2] max = 0,8 ì ch1= 0,8 ì 580 = 464 MPa

Kiểm nghiệm răng về quá tải đạt yêu cầu.
g>Các thông số bộ truyền
Bánh răng 1
Khoảng cách trục aw1

156 mm

Môđun pháp ,m
Chiều rộng , bw

Bánh răng 2
2 mm

47 mm

Tỉ số truyền , u

47 mm
3,935

Số răng z1,z2

31
- 11 -

122


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Hệ số dịch chỉnh răng

0

0

Đờng kính vòng lăn

62

249

Đờng kính đỉnh răng

66

253

Đờng kính đáy răng

57

244

63,2

248,7

Đờng vòng chia

e.Kiểm nghiệm về bôi trơn:
Với modun pháp m =2 h = 2m = 4 mm.Lại có :
d 22 d 21
249 198
+ 2h =
+ 8 = 31,5 mm
2

2
d
249
= 41mm >hd =31,5mm
22 =
6
6

hd =

36 hd=31,5

2h =8

Vậy kiểm nghiệm về bôi trơn đạt yêu cầu.
f.Kiểm nghiệm về ăn khớp của trục:
Khi làm việc,nếu bánh răng 12 quá gần trục III,hộp giảm tốc sẽ không làm việc đợc.Vậy để kiểm ngiệm ăn khớp cần:
aw2 aw1 +20 = 121 + 20 =141mm
Lại có aw2 =156 mm>141 mm .Vậy kiểm nghiệm đạt yêu cầu.

156

- 12 -

121


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Phần III:Thiết kế bộ truyền động xích
1.Chọn loại xích :vì tải trọng nhỏ, tốc độ quay nhỏ nên ding xích con lăn cho bộ
truyền.
2.Xác định bộ truyền:
Tra bảng 5.4, u = 2,3 z1 = 29 - 2u = 24,4 19.Chọn z1 =25 ,do đó số răng đĩa
xích lớn z2 = uz1 =2,325 = 57,5z2 =57.
-Theo công thức (5.3) công suất tính toán
Pt= Pkkzkn.
25

z1 = 25kz = z = 1 ,
1
n o1

50

chọn số vòng quay bánh nhỏ no1 = 5vg/ph kn = n = 72 = 0,69 .
1
k = kokakđckđkckbt.
k0 = 1(đờng nối tâm đĩa xích so với đờng nằm ngang <600)
kđc = 1,25(vị trí các trục cố định)
ka= 1(chọn a = 30p)
kc=1
- 13 -


Đồ án chi tiết máy
Mai
kbt = 1,3

k = 11,2511,211,3=1,95
Pt = 3,071,9510,69 = 4,13 kW
Chọn [P] = 5,83 kW bớc xích sẽ là p = 31,75 mm.
a=30p =3031,75 = 952 mm.
Theo công thức (5.12) số mắt xích sẽ là :
x=

Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

(z z )2
2a
(57 25) 2
+ 0,5 ì ( z 1 + z 2 ) + 2 2 1 ì p = 2 ì 30 + 0,5( 25 + 57) +
ì 31,75
p
4 ì a
4 2 ì 952

= 101,86
Vì số mắt xích luôn là số chẵn ,chọn x =102. Tính lại khoảng cách trục theo công
thức (5.13):
a= 0,25p{x 0,5(z2+z1) + [ x 0,5( z 2 + z 1 )]2 2 ì [

( z 2 z1) 2
] }

2

32
= 0,2531,75{102 0,5(25+57) + [102 0,5 ì 82] -2 ì }

2

=954,66 mm.
Để xích không chịu lực căng quá lớn ,giảm a mọt lợng
a = 0,003954,66 = 2,86 3 mm.
Do đó a = 952 mm.
- Số lần va dập của xích ,theo(5.14)
i=

z 1 ìn1 25 ì 72
=
= 1,17 <[i] = 25(b.59)
15 ì x 15 ì 102

3.Tính kiểm nghiệm về độ bền:
Theo (5.15) :
Q

s= (k ìF + F + F ) .Theo bảng (5.2) ,tải trọng phá hang Q = 88500 n ,khối lợng 1 mắt
d
t
0
v
xích q = 3,8 kg.
- kđ = 1,2 (tải trọng mở máy bằng 1,4 tải trọng danh nghĩa)
z 1 ì p ìn1 25 ì 31,75 ì 72
=
= 0,95m / s
60000

60000
1000 ì p 1000 ì p
=
= 3223,1N
Ft =
v
0,95

- v=
-

- Fv = qv2 =3,8(0,95)2 = 3,43 N
- Fo = 9,81kfqa = 9,8143,80,952 = 142 N
kf = 4 (bộ truyền nghiêng góc =350<400)
Do đó s =

88500
= 22
1,2 ì 3223,1 + 142 + 3,43

Theo bảng (5.10) với n = 50vg/ph , [s] = 7.Vậy s >[s] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
- 14 -


Đồ án chi tiết máy
4.Đờng kính đĩa xích :
Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 :

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

p
31,75
=
= 253,45mm
d1 = sin( ) sin( 3,14 )
z1
25
p
31,75
=
= 576,64mm
d2 = sin( ) sin( 3,14 )
z2
57

3,14
da1 = p[ 0,5 + cotg( z )] = 31,75[ 0,5 + cotg(
)] = 267,3 mm
25
1

tơng tự ta có da2 = 591,64 mm.
df1 =d1- 2r = 253,45 - 29,62 = 234,21 mm
df2 = 572,4 .Với r = 9,62 ,d1 =19,05mm.
- Kiểm nghiệmvề độ bền tiếp xúc của đĩa theo công thức (54.18)
H1 = 0,47

k r ( F t ìk d + F vd ) ì E
A ìk d

có kr = 0,42; Ft = 3223,1; Kđ = 1,2 ;
Fvđ = 1310-7n1p3m = 1310-77231,7531= 3N
E =2,1105 MPa ; A = 262 mm2 ; kđ = 1.
H1 =

0,42 ì (3223,1 ì 1,2 + 3) ì 2,1 ì 10 5
= 489,8MPa
262 ì 1

Chọn loai thép có độ bền [H] = 600MPa .
Do H1 <[H] ,đạt yêu cầu về độ bền tiếp xúc.
5.Xác định lực tác dụng lên trục:
Ta có Ft = 3223,1 .Góc nghiêng bộ truyền 350 <400 kx = 1,15
Fr = 1,153223,1 = 3706,6 N.

- 15 -


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

Phần IV:Thiết kế trục
1>Chọn vật liệu chế tạo trục I, II, III trong hộp truyền giảm tốc là thép 45 có
b = 600 MPa , ứng suất coắn cho phép [] = 12..20 MPa
2>Xác định sơ bộ đờng kính trục .Theo (10.9) đờng kính trục thứ k với k =1..3.
dk =
d1 =

3

d1 =

3

d1 =

3

3

Tk
0,2 ì [ ]

21924,6
= 19mm
0,2 ì 16
105184,7
= 30mm
0,2 ì 20
407201,4
= 47 mm
0,2 ì 20

ở đây do trục I (d1) nối với động cơ điện 4A100L4Y3 có đờng kính trục dđc =28 mm.
d1 =(0,8..1,2) dđc = (0,8..1,2) ì 28 = 22,4 . . 33,6 mm.
- 16 -


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
Vậy chọn d1 = 23 mm.
3>Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
Tra bảng (10.4),(10.3) ,kết quả tính đợc khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến
chi tiết quay thứ i nh sau:
l12 = - lc12 = 0,5 ì (lm12 + b0) + k3 +hn
= 0,5 ì (1,5 ì 23 + 17) + 20 + 20 = 65,75 mm
l13 = 0,5 ì (lm13 + b0) + k1 +k2
= 0,5 ì (1,5 ì 23 + 17) + 10+ 15 = 56 mm
ì
l22 = 0,5 (lm22 + b0) + k1 +k2
= 0,5 ì (1,4 ì 30 + 17) + 10 + 15 = 54 mm
l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm3) +k1
= 54,5 +1,5 ì 30+10 = 109 mm
l21 = lm22 + lm23 + 3k1 +2k2 +b0
= 167 mm
l32 = l23 =109 mm
l33 = l21 +0,5 ì (lm33 + b0) +k3 + lm
= 184 mm.
Vậy l11 = l21 = l31 = 167 mm
l22 = l13 =54 mm.

Hình vẽ.

- 17 -


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

185

66
54

Fr

F1x1
F1y1

Ft13
13

109

F2x1

F1x0F1y0

Fr12

F2x0
Fr23 Ft22 Fr22

Fa23
Fy33
Fx33

Ft32

F2y1
Ft23
F3x1

Fa32
Fr32

F2y0

F3x0
F3y0

F3y1
88

109
273,3

4>Xác định chiều của các lực ,trị số của các chi tiết quay tác dụng lên trục:
Đối với trục I ta có:
2T

1
Ft13 = d =
w1

2 ì 21924,6
= 1076,3 N = F t 22
40,74

- 18 -


Đồ án chi tiết máy
Fr13 = Ft13 tgtw = 1076,3.tg22,46 = 445N
Chọn dknối = 2dđc = 228 = 56 mm
2T

Fr12 = ( 0,2 0,3) d = 0,3.
k

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

2 ì 21924,6
= 235 N
56

Tính lực tác dụng lên ổ lăn:
Xét phơng trình cân bằng mômen đối vơí phơng x:
Mx0 = F1x1l11 Ft13 l13 Fr12l12 =0

F 13ìl 13 + F r12 ìl 12 1076,3 ì 54 + 235 ì 47
=
= 435,7 N
l 11
169

F1x1 =

F1x0 = Ft13 Fr12- F1x1

= 1076,3-235 435,7 = 405,6N
Lấy tơng tự phơng trình momen theo phơng y ta cung có kết quả:
F1y1 = 142,2 N
,F1y0 = 302,8 N.
Đối với trục II ta có:
Ft22 = 1076,3 N
, Fr22 = 445N
Ft23 =

2T 2 2 ì 105184,7
=
= 3320 N
d w2
63,2

Fr23 = Ft23tgtw/cos = 3320tg20,36/cos11,25470 = 1249N
Fa23 = Ft23 tg
= 3320tg11,25470
= 660,0N
Tính lực ở các ổ lăn:
Mx0 = - F2x1 l11+Ft23l23 + Ft22l22 = 0
F2x1 =

3320 ì 109 + 1076,3 ì 54
= 2584 N
169

F2x0 = 1810N.
d w2
- F2y1l11-Fr22l22 = 0

2
63,2
1249 ì 83 + 660 ì
445 ì 54
F2y1 =
2
= 786,6 N
169

My0 = Fr23l23+ Fa23

F2y0 = 17,2N >0 đúng chiều giả thiết.
Đối với trục III ta có :
Ft32 = Ft23 = 3320 N
Fr32 = Fr23 = 1249 N
Fa32 = Fa23 = 660 N
Fr33 = 3706,6 Fx33 = Fr33sin350 = 2126 N , Fy33 = 3036,3N
Xét tổng phơng trình momen đối với phơng x ta có:
Mx0 = -F3x1l11+Fx33l33+Ft32l32 = 0
F3x1 =

F t 32 ìl 32 + F x 33ìl 33 3320 ì 109 + 2126 ì 257
=
= 5373 N >0 đúng chiều giả
l 11
169

thiết .
- 19 -

Đồ án chi tiết máy
Mai Văn Hào
F3x0 = Ft32 F3x1+Fx33
= 3320 + 2126 5373 = 71,1 >0 đúng chiều giả thiết .
Tơng tự xét phơng trình cân bằng momen đối với phơng y ta có:
F3y1 =

_lớp cơ tin 2-k45

248,5
3036,3 ì 184
2
= 4297,6 N <0 trái chiều giả thiết.
169

1249 ì 109 660 ì

F3y0 = -3036,3 + 1249+4297,6 = 2510,1N>0 đúng chiều giả thiết
5>Xác định đờng kính tiết diện tại các trục :
Đối với trục I:
Tính đờng kính tại các tiết diện j = 0,1,2,3.
Tính đờng kính tại j= 3 (nối với bánh răng)
Mtd3 =
d3 =

3

M 2 x 3 + M y23 + 0,75 ì T12
= 50000 2 + 16351,2 2 + 0,75 ì 21924,6 2 = 55927,4 Nmm

M td 3
=3
0,1 ì [ ]

5592,4
= 22mm
0,1 ì 50

Chọn đờng kính d2 =24mm,d0 = d1 = 25 mm,d3 = 32 mm.
Đối với trục II:
Tính đờng kính tại tiết diện bánh răng nghiêng , j = 3
Mtd3 =
d3 =

3

M 2 x 3 + M y23 + 0,75 ì T22
= 155000 2 + 47200 2 + 0,75 ì 10518,7 2 = 185878,2 Nmm
M td 3
=3
0,1 ì [ ]

185878,2
= 33mm
0,1 ì 50

Tơng tự ta có: d2 = 28,46 mm.
Chọn d0 = d 1 = 30, d2 = d3 = 38 mm.
Đối với trục III:

Tính đờng kính tại tiết diện bánh răng nghiêng , j = 2
Mtd3 =
d3 =

3

M 2 x 2 + M y22 + 0,75 ì T32
= 7750 2 + 273600 2 + 0,75 ì 407201,4 2 = 446404 Nmm
M td 3
=3
0,1 ì [ ]

446404
= 44,6mm
0,1 ì 50

Chọn đờng kính d0 = d1 = 45 mm, d2 = 52 mm,d3 = 35 mm.
6>Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
a>Với thép 45 có b = 600MPa, -1 = 0,436b = 0,436600 = 261,6 MPa.
-1 = 0,58-1 = 0,58261,6 = 151,7 MPa.
b>Các trục của hộp giảm tốc đều quay với chiều không thayđổi,ứng suất uốn thay đổi
theo chu kì đối xứng .Do đó ạj tính theo (10.22) ,mj = 0 .Vì trục quay một chiều nên
ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động ,do đó mj = aj ,tính theo (10.23)
- 20 -


Đồ án chi tiết máy
Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
c>Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục III:
Dựa vào kết cấu và biểu đồ momen tơng ứng có thể they tiết diện nguy hiêmt cần

tra độ bền là : tiết diện lắp bánh răng nghiêng 23 ,và tiết diện lắp ổ lăn 31.
d>Chọn lắp ghép các ổ lăn lắp trên trục theo k6,lắp bánh răng ,nối trục theo k6 kết
hợp với lắp then .
Đờng kính
d23 = 38
d31 = 45

bh
108

t1
5

W(mm3)
4667,8
8941,6

W0(mm3)
10052,2
17883,3

e>Xác định các hệ số Kdj và Kdj đối với tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25)
và (10.26).
Các trục đợc gia công trên máy tiện ,tiết diện nguy hiểm yêu cầu Ra = 2,5 ..0,63àmm
hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,06.
Không dùng các phơng pháp tăng bền bề mặt hệ số tăng bền Ky = 1.
- Theo bảng 10.12 ,gia công rãnh then ,vật liệu có b = 600MPa
K = 1,76,K=1,54.
Theo bảng (10.10) =0,856.
=0,786.

K

1,76
= 2,05
0,856

K
1,54
= 0,786 = 1,96




=

Theo bảng (10.11) ứng với kiểu lắp đã chọn b. K/ = 2,06 , K/ = 1,64.
Kd = (K/ + Kx - 1)/Ky
2,05 + 1,06 1
= 2,11
1
1,96 + 1,06 1
= 2,02
K =
1
T2
M 16200
105184,7
a = W = 4667,8 = 35 , aj = 2W = 2 ì 10052,2 = 5,2 .
0
1

261,6
Sj = K ì + ì = 2,11 ì 35 + 0 = 3,54 .
d
a

m
1
151,7
Sj = K ì + ì = 2,02 ì 5,2 + 0 = 15,45 .
d
aj

mj

=

Thay vào công thức tính độ bền ta có:
2
2
Sj = SjSj/ S j + S j =

3,54 ì 15,45
3,54 2 + 15,45 2

- 21 -

= 3,51 > 3


Đồ án chi tiết máy

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45
Vậy kết quả kiểm nghiệm đạt yêu cầu.
7.Kiểm nghiệm độ bền dập của then:
Chiều rộng mayơ bánh răng lm = (1,2 ..1,6) d23 = (1,2 .. 1,6)38 = 45..60 mm so với
chiều rộng vành răng bw = 52, lấy lm = bw =52 mm.Chiều dài then:
l= 0,852 = 42mm.
Theo (10.29)
2 ìT 2

2 ì 105184,7

d = d ì A ì z ì = 38 ì 0,5 ì 8 ì 42 = 33 < [ d] = 150MPa.
th
Kiểm nghiệm đạt yêu cầu.
Kết quả tính toán hệ số an toàn tại các tiết diện
Tiết d
Tỉ số K/ do
Tỉ số K/ do
diện mm rãnh
lắp
rãnh
lắp
then
căng
then
căng
23
38 2,05
2,06
1,96

1,64
2,11 2,02 3,54 15,45 3,51

Phần V:Chọn ổ lăn
Trục I:
1. Chọn ổ lăn, tổng lực dọc trục Fat = 0 .Khi chọn ổ, lực khớp nối chọn ngợc chiều tính
toán chọn trục, có nghĩa, F12 cùng chiều Ft13 ,các lực ổ F1x0, F1yo ;F1x1 sẽ là:
- 22 -


Đồ án chi tiết máy
F1x1 =

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

F t13ìl 13 F 12 ìl 12 1076,3 ì 54 235 ì 66
=
= 252 N
l 11
169

F1x0 =Ft13 + F12 F1x1 = 1076,3 + 235- 252 =1059,3 N
Vậy phản lực tổng tác dụng lên 2 ổ:
Fr0 = F 1x 20+ F 1 y 20 = 1069,3N
Fr1 = F 1x21+ F 1 y21 = 288,4 N
Do Fr0 >Fr1 .Vậy tiến hành chọn ổ lăn và tính toán kiểm nghiệm đối với ổ 0 ,
Fr =1069,3 N .Do có lực Fr ,lực dọc trục Fa =0 ,chọn ổ bi có khả năng quay nhanh(n =
1420 vg/ph) , bố trí theo sơ đồ:
Fr1
Fr0

Fs1
Fs0
<1>

<0>

Ta thấy với tải trọng tác dụng vào ổ không lớn ,lực dọc trục tác dụng vào ổ bằng 0
nên chọn ổ bi đỡ một dãy với đờng kính trục tại vị trí ổ lăn dI = 25 mm
Theo bảng P2.7 trang 254 tập I ta chọn đợc ổ bi đỡ cỡ trung có kí hiệu: 305
* Đờng kính trong của ổ: d = 25 mm
* Đờng kính ngoài của ổ: D = 62 mm
* Bề rộng của ổ lăn:
B = 17 mm
* Đờng kính bi :
db = 11,51 mm
* Khả năng tải động:
C = 17,6 kN
* Khả năng tải tỉnh:
Co = 11,6 kN
2. Kiểm nghiệm ổ ở trục I:
Q = (XVFr +Y Fa)ktkđ
Tra bảng 11.4 ta có, = 00 , X=1 ,Y= 0, e = 0,19
Fso = eFro = 0,191069,3= 203N
Fs1 = eFr1 = 0,19288,4 = 54,8N
Với : Fa =0 Fao = Fs1 < Fs0 Fao = Fso =203N
X :Hệ số tải trọng hớng tâm Do Fa = 0 X=1
V :Hệ số kể đến vòng nào quay : vòng trong quay thì V=1
kt :Hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ . to < 100o thì kt =1
kđ :Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng
k đ lấy trong bảng 11.3 .Với giả thiết tải trọng va đập vừa ta chọn kđ =1,5

Q = (XVFr +YFa)ktkđ = (111069,3 +Y0)11,5 =1603.95 N
Khả năng tải động của:
Cđ = Q m L =1653,95 3 1022,4 =16,6kNVới + m: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn.Đối với ổ bi thì m =3
- 23 -


Đồ án chi tiết máy
+L :Tuổi thọ tính
L=

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

60 ìn i ì L h 60 ì 1420 ì 12000
=
= 1022,4
10 6
10 6

Với Lh :trị số tuổi thọ của ổ lăn (giờ).Đối với hộp giảm tốc thì Lh =12000 (giờ)
Vậy phải chọn lại ổ bi cho trục I:
*ổ bi đỡ cỡ trung có kí hiệu: 305
* Đờng kính trong của ổ: d = 25 mm
* Đờng kính ngoài của ổ: D = 62 mm
* Bề rộng của ổ lăn:
B = 17 mm
* Đờng kính bi :
db = 11,51 mm
* Khả năng tải động:
C = 17,6 kN

* Khả năng tải tỉnh:
Co = 11,6 kN
Trục II
Trên trục II, có n=284 vg/ph,Fat = Fa23 =660 N ta có tải trọng tác dụng lên các ổ trục
nh sau:
Fr 0 = 1810 2 + 17,2 2 = 1810,1N
Fr1 = F 2 x21+ F 2 y21 = 2584 2 + 786,6 2 = 2701N
So với lực hớng tâm Fr ,lực dọc trục Fat khá nhỏ ,yêu cầu nâng cao độ cứng và tốc độ
quay chọn ổ bi đỡ một dãy và bố trí ổ lăn
Fr1
Fr0
Fs1
Fat
Fs0
<1>
<0>
Với đờng kính trục II,chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy cỡ trung kí hiệu 406 : d = 30 mm ;
Theo kí bảng P.28 ta chọn ổ cỡ nhẹ :
* Đờng kính trong của ổ: d = 30 mm
* Đờng kính ngoài của ổ: D = 72 mm
* Bề rộng của ổ lăn:
B = 19 mm
* Đờng kính chiều dài con lăn : 12,3 mm
* Khả năng tải động:
C = 22 kN
* Khả năng tải tỉnh:
Co = 15,1 kN
2. Kiểm ngiệm ổ trục II:
i ì Fa

Tra bảng 11.4 ta có = 00 C = 0,024 e=0,21
0
Fso = eFro = 0,211810,1= 380,1 N
Fs1 = eFr1 = 0,212701 = 567,2 N
Fao = Fs1- Fat = 567,2 660,0 = - 92,8 N< Fso =380,1Fao = 380N
Fa1 = Fso +Fat = 380,1+ 660 = 1040,1N
- 24 -


Đồ án chi tiết máy
Xác định X và Y:
- Với ổ 0:
- Với ổ 1:

Mai Văn Hào _lớp cơ tin 2-k45

F ao
380
=
= 0,21 = eX=1 ,Y=0.
V ìF ro 1810,1
F a1
1040,1
=
= 0,385 >e X = 0,56 ,Y = 2,08
V ì F r1
2701

Vậy ta có tải trọng tơng đơng tác dụng lên ổ 2-0 ( ổ 1) :
Qđ = ( XVFr + Y Fa ) Kt Kđ

Do vòng trong quay nên V = 1 ; do ta đập vừa nên Kđ = 1,5
Và với điều kiện làm việc môi trờng t0 < 1000 C Kt = 1
Qo = ( 111810 + 0 )11,5
= 2715 N
Q1 = (0,5612701 +2,081040,1)11,5 = 3675,7 N
Do Q1 > Q0 tính toán chọn ổ đối với ổ <1>:
Khả năng tải động của:
Cđ = Q m L
Với + m: Bậc của đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn.Đối với ổ bi đỡ m =3
+L :Tuổi thọ tính bằng triệu vòng
L=

60 ìn 2 ì L k 60 ì 284 ì 12000
=
=204,5
10 6
10 6

Với Lh :trị số tuổi thọ của ổ lăn (giờ).Đối với hộp giả tốc thì Lh =12000 (giờ)
Cđ = Q m L = 3675,7 3 204,5 =21,64k N
Cđ = 21,64 kN < C = 22 kN
Vậy ổ đã chọn là thoả mãn.
Trục III:
Trên trục III ta có tải trọng tác dụng lên các ổ trục nh sau:
Fr0 = F 3 x 20+ F 3 y 20 = 71,12 + 2510,12 = 2511,1 N
Fr1 = F 3 x21+ F 3 y21 = 5373 2 + 4297,6 2 = 6880,3N
Do tải trọng tác dụng lên ổ lăn không lớn ,tốc độ quay không cao, ta dùng ổ đũa côn
cho gối 0 và 1 .Có sơ đồ :

Fr1

Fat

Fr0

Fs1

Fs0

<1>

<0>

- 25 -