Đồ án thiết kế Đề tài thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN THIẾT KẾ (ME3139) Đề số 13 Phương án 09 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG CÔN TRỤ

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Tính toán chọn động cơ

Việc xác định công suất và chọn động cơ điện cho hệ thống dẫn động là bước đầu tiên rất quan trọng trong thiết kế các bộ phận khác Cần lựa chọn động cơ có công suất phù hợp để đảm bảo tính kinh tế và tiết kiệm năng lượng, đồng thời không thiếu công suất để đảm bảo an toàn và hiệu quả cho hệ thống Công thức tính hiệu suất tổng hợp là ƞ 𝑐ℎ = ƞ 𝑥 ƞ 𝑏𝑟𝑐 ƞ 𝑏𝑟𝑡 ƞ 𝑘𝑛 ƞ 𝑜𝑙, với giá trị cụ thể là 0,8312.

Hiệu suất của các bộ truyền trong hệ thống bao gồm: bộ truyền xích có hiệu suất Ƞ 𝑥 = 0,92, bộ truyền bánh răng côn với hiệu suất Ƞ 𝑏𝑟𝑐 = 0,96, bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đạt hiệu suất Ƞ 𝑏𝑟𝑡 = 0,97, nối trục đàn hồi với hiệu suất Ƞ 𝑘𝑛 = 1, và ổ lăn (gồm 3 cặp) có hiệu suất Ƞ 𝑜𝑙 = 0,99.

- Do tải trọng thay đổi nên ta tính công suât tương đương của động cơ:

- Công suất lớn nhất cần thiết trên trục động cơ

- Xác định số vòng quay sơ bộ:

 Số vòng quay trên trục thùng trộn: 𝑛𝑙𝑣 = 35 (𝑣/𝑝)

 Chọn sơ bộ tỷ số truyền chung:

 𝑢ℎ = 16: tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn – trụ 2 cấp (8 ÷ 30)

 𝑢x = 2,5: tỷ số truyền của bộ truyền xích (2 ÷ 5)

SVTH: Trần Vũ Duy Đạo 10 Mssv:1913012

 Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính theo công thức:

- Chọn động cơ điện, bảng thông số động cơ điện:

 Theo quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn 2 điều kiện {𝑃 đ𝑐 ≥ 𝑃 𝑙𝑣 = 5,1(𝑘𝑊)

𝑝) Tra tài liệu [1], ta chọn: Động cơ 3K132S4 {𝑃 đ𝑐 = 7,5 (𝑘𝑊)

Bảng 1 Thông số động cơ điện 3K132S4

Phân phối tỷ số truyền

 Tính toán lại tỉ số truyền chung của hệ: u c =n đc n lv 60

35 = 41,287 Tra bảng 2.4 trang 21 tài liệu [2], ta chọn:

Tỷ số truyền của cặp bánh răng trong hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn 𝑢 ℎ = 16 (trong đó

𝑢 𝑏𝑟𝑐 = 4,25 ; 𝑢 𝑏𝑟𝑡 = 3,76) tỷ số truyền của bộ truyền xích 𝑢 𝑥 được tính toán lại

1.2.1 Tính toán công suất trên các trục:

+ Trục công tác: Plv= 5 kW

+ Trục động cơ: P đc = P 1 h ol h kn = 6,02

1.2.2 Tính toán vòng quay của các trục:

1.2.3 Tính toán moment xoắn trên các trục:

Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác

Bảng 2 Thông số động cơ

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH

Chọn loại xích

Chọn loại xích ống con lăn

Xác định các thông số của xích và bộ truyền

- Chọn số răng của đĩa xích dẫn: z1 = 29 - 2ux = 29 - 2.2,58 = 23,84

- Tính toán số răng của đĩa xích bị dẫn: z2 = z1.ux = 24.2,58 = 61,92 (răng)

- Xác định chính xác tỉ số truyền của bộ truyền xích: u x =𝑢 2

Sai lệch tỉ số truyền D ux =2,58 − 2,54

 Sai số nhỏ nên có thể chấp nhận được

- Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích:

 𝐾 𝑟 = 1,2: Hệ số tải trọng động (tải trọng va đập nhẹ)

𝐾 𝑎 = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích (chọn sơ bộ a=(30÷50)pc)

𝐾 0 = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền (bộ truyền nằm ngang)

𝐾 𝑑𝑐 = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điểu chỉnh lực căng xích (trục điều chỉnh được)

𝐾 𝑏 = 0,8: Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn (bôi trơn liên tục)

𝐾 𝑙𝑣 = 1,45: Hệ số xét đến chế độ làm việc (làm việc 3 ca)

- Tính công suất tính toán:

 [𝑃] - công suất tính toán của bộ truyền một dãy có bước xích pc (tra bảng 5.5 tài liệu [2])

24= 1,04– hệ số răng đĩa xích

91,36= 2,18 – hệ số vòng quay, giá trị n01 cho (tra bảng 5.5 tài liệu [2])

 Kx = 1 – hệ số xét đến số dãy xích (xích 1 dãy)

- Tra bảng 5.5[2] ta chọn bước xích của bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy là pc1,75mm

- Theo bảng 5.8[2] số vòng quay tới hạn ứng với bước xích pc1,75mm là nthc0vg/ph nên điều kiện n≤nth được thỏa

- Tính toán kiểm nghiệm bước xích pc với áp suất cho phép [p0] được chọn trong bảng 5.3[3] là 30MPa

Do pc = 31,75mm nên bước xích đã chọn thỏa mãn điều kiện trên

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ a = (30÷50) pc = 40 pc = 40.31,75 = 1270 mm

- Tính toán chính xác khoảng cách trục

= 1344,3 𝑚𝑚 Để bộ truyền làm việc bình thường, không chịu lực căng quá lớn nên giảm a một đoạn (0,002÷0,004)a

Vậy ta chọn khoảng cách trục a = 1340 mm

- Kiểm tra số lần va đập của xích trong một giây:

15.128 = 1,09 ≤ [𝑖] = 20 Theo bảng 5.9[2] với bước xích pc = 31,75mm ta chọn [i] = 25

Tính toán kiểm nghiệm xích về độ bền

Kiểm tra xích theo hệ số an toàn

 Q = 88,5 kN – tải trọng phá hủy cho phép của xích tra theo bảng 5.2[2]

 kđ = 1,2 – Chế độ làm việc trung bình

 [s] – hệ số an toàn cho phép, phụ thuộc vào số vòng quay và bước xích chọn trong bảng 5.10[2]

 Xác định vận tốc trung bình của xích:

 Lực căng do lực li tâm gây ra, q- khối lượng 1m xích, tra bảng 5.2[2]

 𝐹 0 = 9,81 𝐾 𝑓 𝑞 𝑎 = 9,81.6.3,8.1,340 = 299,72𝑁 – Lực căng ban đầu của xích (𝐾 𝑓 = 6 là hệ số phụ thuộc độ võng của xích nằm ngang)

1,2.4575 + 5,472 + 299,72 = 15,27 ≥ [𝑠] = 8,2 Theo bảng 5.10[2]  Đảm bảo kiểm nghiệm về độ bền

Tính đường kính đĩa xích

- Xác định tác dụng lực lên trục:

Dạng xích Xích ống con lăn 1 dãy

Lực tác dụng lên trục Fr, N 5261,25 Đường kính vòng chia

Bảng 3 Thông số bộ truyền xích

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Chọn vật liệu, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính

Do không có yêu cầu đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu hai cấp của bánh răng như sau

 Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 285 có 𝜎 𝑏1 = 850 MPa,

 Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 240 có 𝜎 𝑏1 = 750 MPa,

Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2[2] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 350

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1$5; độ rắn bánh răng lớn HB2#0, khi đó:

𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 𝑜 ; 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 𝑜 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

- Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

 Tính số chu kì làm việc tương đương:

Do bộ truyền làm việc tải trọng thay đổi nhiều bậc nên:

Vì N HE > N HO nên K HL1 = K HL2 = 1

Theo tài liệu [2], ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

1,1 = 481,8181 Với hệ số an toàn sH : tra bảng 6.2[2] được sH = 1,1

Tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

Trong đó bậc của đường cong mỏi: 𝑚 𝐹 = 6 ( do HB < 350MPa)

𝑁 𝐹𝑂 = 4.10 6 chu kỳ đối với tất cả loại thép

Vì N FE > N FO nên K FL1 = K FL2 = 1

Theo tài liệu [2], ta có ứng suất uốn cho phép:

1,75 = 237 MPa Với 𝐾 𝐹𝐶 = 1 – đối với tải một phía

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh)

3.3.1 Tính toán chiều dài côn ngoài:

Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝜓 𝑏𝑒 = 0,285

2 − 0,285 = 0,7 Giả sử 2 trục bánh côn trụ răng thẳng được lắp trên ở đỡ chặn

Theo số liệu tính toán ở trên thì [𝜎 𝐻1 ] > [𝜎 𝐻2 ] và cặp bánh răng là dạng bánh răng côn răng thẳng ⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán [𝜎 𝐻1 ] = [𝜎 𝐻2 ] = 481,8181 𝑀𝑃𝑎

- Tính chiều dài côn ngoài:

3.3.2 Chọn giá trị số răng bánh răng:

- Tính toán số răng bánh răng:

Theo bảng 6.22[2] với de1 = 63,35 mm và u = 4,25 ta chọn được z1p = 16 (răng)

- Vì 𝐻𝐵 1 , 𝐻𝐵 2 < 350𝐻𝐵 nên ta có công thức xác định số răng 𝑧 1 = 1,6𝑧 1𝑝

- Vì tỉ số truyền là 4,25

⇒ số răng 𝑧 1 tính toán là: 𝑧 2 = 4,25 𝑧 1 = 4,25 26 = 111 (răng)

- Kiểm tra sai số tỉ số truyền u:

⇒ Thỏa mãn điều kiện sai số cho phép

⇒ Ta chọn 𝑚 𝑒 = 2,5 𝑚𝑚 theo tiêu chuẩn

3.3.4 Tính toán góc mặt côn chia 𝜹:

Theo sơ đồ cơ cấu ta thấy 2 trục bánh răng côn vuông góc với nhau nên ta có :

3.3.5 Tính toán các đường kính của bánh răng:

- Ta có module vòng trung bình 𝑚 𝑚 :

- Đường kính vòng chia ngoài:

- Đường kính vòng chia trung bình:

Ta có: cos 𝛽 𝑚 = cos 0 0 = 1 𝑣ì đâ𝑦 𝑙à 𝑟ă𝑛𝑔 𝑡ℎẳ𝑛𝑔

- Chiều cao đầu răng ngoài:

- Chiều cao chân răng ngoài:

3.3.6 Tính toán vận tốc vòng của bánh răng:

3.3.7 Chọn cấp chính xác gia công bánh răng:

Theo bảng 6.3[3] ta chọn được cấp chính xác theo vận tốc vòng như sau:

- Vì vận tốc vòng trung bình là 4,26 (m/s)

=> Ta chọn cấp chính xác cho vận tốc vòng tới hạn là 6 (m/s)

=> Cấp chính xác cần thiết là 7 (cấp chính xác trung bình)

3.3.8 Tính toán chiều dài côn ngoài và chiều rộng vành răng:

- Ta có chiều dài côn ngoài:

- Ta có chiều rộng vành răng:

3.3.9 Xác định các giá trị lực lên bộ truyền:

Xét bánh dẫn ta có:

Hình 2 Phân tích lực bánh răng côn

Trong đó ta chọn 𝛼 = 20 0 theo tiêu chuẩn

Vì trục lắp 2 bánh răng côn vuông góc với nhau nên:

Xác định ứng suất tính toán và kiểm tra bền

Chọn hệ số tải trọng động 𝐾 𝐻𝑉 = 𝐾 𝐹𝑉 theo bảng 6.18[3]

- Với cấp chính xác là 7 và vận tốc 4,26 (m/s) ta có:

3.4.1 Kiểm tra ứng suất tính toán 𝝈 𝑯 :

𝑍 𝑀 – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của 𝑍 𝑀 tra trong bảng 6.5[2] ta được 𝑍 𝑀 = 275 (𝑀𝑃𝑎) 1/3

𝑍 𝐻 – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số 𝑍 𝐻 tra trong bảng 6.12[2] ta được 𝑍 𝐻 = 1,76 𝑘ℎ𝑖 𝛼 = 20 0

𝑍 𝜀 – hệ số kể đến sự trùng hợp của răng, ta được 𝑍 𝜀 = 0,96

Do đó cả 2 bánh răng dẫn và bánh bị dẫn đều thỏa mãn độ bền tiếp xúc

3.4.2 Kiểm tra ứng suất uốn tính toán 𝝈 𝑭 :

Xác định số răng tương đương 𝑧 𝑣1 𝑣à 𝑧 𝑣2

𝑐𝑜𝑠𝛿 2 = 111 cos(76,76 0 ) = 484,65 Xác định hệ số hình dạng răng 𝑌 𝐹

+ Số răng tương đương 𝑧 𝑣1 và 𝑧 𝑣2 đều > 17

+ Không cần thiết kế theo khoảng cách trục cho trước

⇒ Chọn hệ số dịch chỉnh x = 0

So sánh độ bền uốn các bánh răng:

So sánh 2 giá trị độ bền uốn nhận thấy bánh dẫn có độ bền uốn thấp hơn bánh bị dẫn

 Nên ta tính toán độ bền uốn theo bánh bị dẫn

Xác định ứng suất uốn tính toán

 Bánh răng thiết kế thỏa điều kiện bền uốn

Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp chậm)

3.5.2 Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [𝛔 𝐇 ] theo công thức:

3.5.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝛙 𝐛𝐚 theo tiêu chuẩn

Tra bảng 6.6[2] ta được 𝜓 𝑏𝑎 = 0,35 (vị trí bánh răng không đối xứng trên trục và

2 = 0,833 Tra bảng 6.7 tài liệu [2] ta được : 𝐾 𝐻𝛽 = 1,05 và 𝐾 𝐹𝛽 = 1,12

3.5.4 Xác định các thông số bánh răng:

Theo tiêu chuẩn ta chọn 𝑎 𝑤 = 180mm

Theo tiêu chuẩn bảng 6.8[2] ta chọn 𝑚 𝑛 = 3 mm

- Số răng cặp bánh răng:

+ Bánh bị dẫn 𝑧 2 = 𝑢 𝑧 1 = 3,76 24 = 90,24; chọn 𝑧 2 = 91 răng

- Tỉ số truyền chính xác :

- Sai số tỉ số truyền thực tế :

3.5.5 Vận tốc vòng bánh răng :

60000 = 1,35 𝑚/𝑠 Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng giới hạn

3.5.6 Hệ số tải trọng động và hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các răng:

- Hệ số tải trọng động: tra bảng 6.6[3] ta được:

- Hệ số xét đến phân bố tải trọng không đều giữa các răng:

+ Hệ số 𝐾 𝐹𝛼 xác định theo:

𝑛 𝑐𝑥 : cấp chính xác bộ truyền , 𝑛 𝑐𝑥 ≥ 9 nên 𝐾 𝐹𝛼 = 1

3.5.7.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt 𝑍 𝑅 : chọn 𝑍 𝑅 = 0,95

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng 𝑍 𝑣 : do 𝐻𝐵 ≤ 350 nên 𝑍 𝑣 = 0,85𝑣 0.1 = 0,85 1,21 0.1 = 0,866

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn 𝐾 𝑙 : thường chọn 𝐾 𝑙 = 1

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng đến kích thước răng 𝐾 𝑥𝐻 :

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng:

+ Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc 𝑍 𝐻 :

𝑠𝑖𝑛2𝛼 𝑡𝑤 + Với 𝛼 𝑡𝑤 góc ăn khớp trong mặt ngang:

- Kiểm tra độ bền tiếp xúc

+ Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc 𝑍 𝜀 :

+ Hệ số xét đến cơ tính vật liệu 𝑍 𝑀 : do cặp vật liệu đều bằng thép nên 𝑍 𝑀 275 (𝑀𝑃𝑎) 1/3

+ Hệ số tải trọng tính ứng suất tiếp xúc 𝐾 𝐻 :

+ Đường kính dw1 bánh răng:

Vậy 𝜎 𝐻 = 282,72 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐻 ] = 416,328 nên bánh răng đủ bền tiếp xúc

3.5.7.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám 𝑌 𝑅 : chọn 𝑌 𝑅 = 1 khi phay mài răng

+ Hệ số kích thước 𝑌 𝑥 : chọn 𝑌 𝑥 = 1 khi tôi bề mặt

+ Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng 𝑌 𝛿 : chọn 𝑌 𝛿 = 1,0036

- Ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

+ Hệ số tải trọng tính ứng suất uốn 𝐾 𝐹 :

+ Hệ số dạng răng theo số răng tương đương:

103 = 3,6 + Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trùng khớp ngang 𝑌 𝜀 :

1,718 = 0,6 + Hệ số xét ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn 𝑌 𝛽 :

120 = 0,855 + Lực vòng trên bánh dẫn:

𝑌 𝐹2 nên ta tính bánh dẫn

Ta được ứng suất uốn tại tiết diện nguy hiểm:

Vì 𝜎 𝐹1 = 52,45 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐹1 ] = 252,91 𝑀𝑃𝑎 nên bánh răng đủ bền uốn

3.5.8 Các lực tác dụng lên bộ truyền:

Bánh dẫn Bánh bị dẫn Bánh dẫn Bánh bị dẫn

(mm) 41 70 63 Đường kính vòng chia (mm) 65 277,5 75 285 Đường kính vòng đỉnh (mm) 70 281,5 81 291

Bảng 4 Thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh và cấp chậm

TÍNH TOÁN THIẾT KỂ CÁC TRỤC VÀ THEN

Chọn vật liệu

Vì trục bánh răng trong hộp giảm tốc là chi tiết quan trọng, chịu tải trung bình nên chọn vật liệu là C45 tôi cải thiện

Tra bảng thông số vật liệu ta được thông số cơ tính như sau:

+ Nhiêt luyện: Tôi cải thiện

Chọn ứng suất xoắn cho phép:

- Trục vào cấp nhanh và trục ra cấp chậm: [𝜏] = 20𝑀𝑃𝑎

Chọn và kiểm nghiệm khớp nối

4.2.1 Xác định kích thước khớp nối

Loại khớp nối: Chọn khớp nối vòng đàn hồi với vật liệu làm chốt nối trục là thép

C45 với ứng suất uốn cho phép [𝜎 𝐹 ] = 90 𝑀𝑃𝑎, ứng suất dập giữa chốt và ống [𝜎 𝑑 ] 3 𝑀𝑃𝑎

Moment xoắn danh nghĩa có thể truyền qua khớp nối: 𝑇 = 𝑇 đ𝑐 = 41,04187 𝑁𝑚

Chọn hệ số làm việc của khớp nối 𝐾 = 1,5 tra bảng 14.1[3]

Moment tính toán khớp nối: 𝑇 𝑡 = 𝐾𝑇 = 1,5 41,04187 = 61,56 𝑁𝑚

Theo bảng 16.10a[4] ta chọn nối trục vòng đàn hồi có thể truyền qua moment xoắn

𝑇 = 63 𝑁𝑚, có các kích thước sau

Bảng 5 Thông số nối trục vòng đàn hồi

Tiếp theo bảng 16.10b[4] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

Bảng 6 Thông số vòng đàn hồi

4.2.2 Kiểm nghiệm bền của vòng đàn hồi

-Kiểm tra điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

- Kiểm tra điều kiện sức bền của chốt:

2) 0,1 10 3 71 6 = 36,12 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎] 𝑢 = 80𝑀𝑃𝑎 Vậy khớp nối đã chọn thỏa điều kiện bền

Lực tác dụng lên trục từ nối trục:

- Lực hướng tâm tác dụng lên trục từ nối trục: 𝐹 𝑟𝑘 = (0,2 … 0,3)𝐹 𝑡

Trong đó 𝐹 𝑡 là lực vòng đi qua đường tròn qua các tâm chốt ( đường kính D0)

Xác định sơ bộ đường kính trục

- Trục I là trục đầu vào nên xác định đường kính sơ bộ của trục tại vị trí lắp khớp nối

= 21,56 𝑚𝑚 Chọn sơ bộ 𝑑 1 = 25 𝑚𝑚 và chiều rộng ổ lăn 𝑏 0 = 17 theo tiêu chuẩn bảng 10.2[2]

- Trục II là trục trung gian nên xác định đường kính sơ bộ của trục tại vị trí bánh dẫn

Chọn sơ bộ 𝑑 2 = 40 𝑚𝑚 chiều rộng ổ lăn 𝑏 0 = 23 và theo tiêu chuẩn

Trục III là trục đầu ra nên xác định đường kính sơ bộ của trục tại vị trí lắp đĩa xích

Chọn sơ bộ 𝑑 3 = 55 𝑚𝑚 chiều rộng ổ lăn 𝑏 0 = 29 theo tiêu chuẩn

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

Theo bảng 10.3[2] ta được các trị số khoảng cách như sau:

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp: k1 = 12 mm

 Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm

Với 𝑙 𝑚12 = 1,4 25 = 35 là chiều dài mayor nửa khớp nối

Với 𝑙 𝑚13 = 1,3 25 = 32,5 là chiều dài mayor bánh dẫn bánh răng côn

Với 𝑙 𝑚22 = 1,5 40 = 60 là chiều dài mayor bánh dẫn bánh răng trụ

Với 𝑙 𝑚23 = 1,4 40 = 56 là chiều dài mayor bánh bị dẫn bánh răng côn

Hình 3 Sơ đồ tính khoảng cách đối với trục I và II

Với 𝑙 𝑚33 = 1,4 50 = 70 là chiều dài mayor đĩa xích

Xác định lực trên các gối đỡ và đường kính các đoạn trục

4.5.1 Xác định phản lực tại gối đỡ và vẽ biểu đồ moment

- Moment do lực dọc trục 𝐹 𝑎1 gây ra trên bánh dẫn bánh răng côn:

- Tính phản lực tại gối đỡ :

- Moment do lực dọc trục 𝐹 𝑎3 gây ra trên bánh dẫn bánh răng nghiêng :

Hình 4 Sơ đồ tính khoảng cách đối với trục III

- Moment do lực dọc trục 𝐹 𝑎2 gây ra trên bánh bị dẫn bánh răng côn :

- Moment do lực dọc trục 𝐹 𝑎2 gây ra trên bánh bị dẫn bánh nghiêng :

Hình 5 Biều đồ moment trục I

Biểu đồ moment trục II:

Hình 6 Biểu đồ moment trục II

Biểu đồ moment trục III:

Hình 7 Biểu đồ moment trục III

4.5.2 Tinh chính xác đường kính trục:

- Tính moment tương đương các mặt cắt đặc biệt:

+ Mặt cắt lắp bánh dẫn bánh răng côn :

+ Mặt cắt tại nối trục:

- Tính đường kính trục tại các mặt cắt đặc biệt:

Tra bảng 10.2[3] ta chọn ứng suất uốn cho phép trong trường hợp có góc lượn: [𝜎] = 70 Đường kính trục tính theo công thức:

+ Mặt cắt lắp bánh dẫn bánh răng côn:

Vì đây có gắn then nên tăng 5% kích thước đường kính:

+ Mặt cắt lắp ổ lăn nguy hiểm A:

= 17,56 𝑚𝑚 + Mặt cắt lắp nối trục :

- Chọn giá trị đường kính theo dãy tiêu chuẩn:

𝑑 𝑟𝐴 = 𝑑 𝑟𝐵 = 25 𝑚𝑚 chọn bằng nhau vì ổ lăn đi theo cặp trên 1 trục

+ Mặt cắt tại bánh dẫn bánh răng nghiêng răng thẳng :

+ Mặt cắt lắp bánh bị dẫn bánh răng côn:

+ Mặt cắt lắp bánh dẫn bánh răng nghiêng răng thẳng:

= 0 𝑚𝑚 + Mặt cắt lắp bánh bị dẫn bánh răng côn:

𝑑 𝑟𝐶 = 𝑑 𝑟𝐷 = 30 𝑚𝑚 chọn bằng nhau vì ổ lăn đi theo cặp trên 1 trục

+ Mặt cắt tại bánh bị dẫn bánh răng nghiêng răng thẳng :

+ Mặt cắt lắp đĩa xích:

+ Mặt cắt lắp bánh bị dẫn bánh răng nghiêng răng thẳng:

= 49,62 𝑚𝑚 + Mặt cắt lắp đĩa xích:

𝑑 𝑟𝐸 = 𝑑 𝑟𝐹 = 50 𝑚𝑚 chọn bằng nhau vì ổ lăn đi theo cặp trên 1 trục

Chọn và kiểm nghiệm then

- Dựa theo bảng 9.1a[2] chọn kích thước then b, h theo tiết diện lớn nhất của trục

- Chọn chiều dài 𝑙 𝑡 nhỏ hơn chiều dài mayơ 5 ÷ 10 (mm)

- Kiểm nghiệm then theo độ bền dập bằng công thức:

- Kiểm nghiệm then theo độ bền cắt bằng công thức:

+ [𝜎 𝑑 ] = 100 𝑀𝑃𝑎 là ứng suất dập cho phép đối với then thép tải va đập nhẹ + [𝜏 𝑐 ] = (60 ÷ 90).2

3 = (40 ÷ 60) 𝑀𝑃𝑎 là ứng suất cắt cho phép đối với then thép và tải va đập nhẹ

+ 𝑙 𝑙𝑣 = 𝑙 𝑡 − 𝑏 là chiều dài làm việc của then 2 đầu tròn

+ 𝑑 là đường kính trục tại vị trí lắp then

+ 𝑡 1 là độ sâu rãnh then trên trục

+ 𝑇 là moment xoắn chi tiết quay truyền

Trục Mặt cắt d lm lt b h llv t1 t2 T 𝜎 𝑑 𝜏 𝑐

Bảng 7 Bảng thông số kiểm nghiệm then

 Dựa vào bảng thông số tính toán ta thấy tất cả các then đều thỏa:

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

+ 𝜎 −1 = (0,4 ÷ 0,5) 𝜎 𝑏 = 350 (MPa) là giới hạn mỏi uốn của vật liệu

+ 𝐾 𝜎 = 2,02 là hệ số tập trung ứng suất nội suy theo bảng 10.8[3]

+ 𝜀 𝜎 là hệ số kích thước tra theo bảng 10.10[2]

+ 𝛽 = 1,7 là hệ số tăng bền bề mặt (phun bi) đối với 𝐾 𝜎 > 1,5

+ 𝜓 𝜎 = 0,1 là hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình tra hình 2.11[3]

+ 𝜎 𝑚 = 0 là giá trị trung bình ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng + 𝜎 𝑎 = 𝜎 𝑚𝑎𝑥 = 𝑀𝑡𝑑

𝑊 là ứng suất uốn sinh ra tại mặt cắt đang xét

+ 𝜏 −1 = (0,22 ÷ 0,25) 𝜎 𝑏 = 185 (MPa) là giới hạn mỏi uốn của vật liệu

+ 𝐾 𝜏 = 1,86 là hệ số tập trung ứng suất nội suy theo bảng 10.8[3]

+ 𝜀 𝜏 là hệ số kích thước tra theo bảng 10.10[2]

+ 𝛽 = 1,7 là hệ số tăng bền bề mặt (phun bi) đối với 𝐾 𝜎 > 1,5

+ 𝜓 𝜏 = 0,05 là hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình tra hình 2.11[3]

2𝑊 0 là giá trị trung bình ứng suất xoắn thay đổi

2𝑊 0 là ứng suất xoắn sinh ra tại mặt cắt đang xét

Bảng 8 Thông số tính toán kiểm nghiệm trục

 Vậy tất cả các trục đều thỏa độ bền tĩnh

Bảng 9 Hệ số kích thước 𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏

Bảng 10 Hệ số an toàn 𝑠 𝜎 và 𝑠 𝜏

 Vậy hệ số an toàn tại các tiết diện thỏa s ≥ [s] = 1,5 ( Không cần kiểm nghiệm về độ cứng)

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

Chọn ổ lăn

Hệ số Kσ = 1,2 được sử dụng để xem xét đặc tính tải trọng, phù hợp cho hoạt động làm việc hai ca với tải va đập nhẹ Hệ số Kt = 1 phản ánh ảnh hưởng của nhiệt độ, trong đó hộp giảm tốc được bôi trơn tốt Cuối cùng, hệ số V = 1 được áp dụng để tính đến vòng trong quay.

Chọn các hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

+ 𝑋 = 1, 𝑌 = 0 do lực dọc trục tự triệt tiêu nhau trên trục:

Trục I

Do trục I lắp bánh răng côn nên chịu tải trọng dọc trục lớn nên ưu tiên chọn ổ đũa đỡ - chặn

- Số vòng quay trục I: 1460 vg/ph

- Đường kính ngõng trục A và B là 25 mm

- Chọn sơ bộ theo phụ lục 9.4[4] ổ đũa côn cỡ nhẹ với kí hiệu 7205 có C),6kN, C0 ,9kN và góc tiếp xúc 𝛼 = 13,5 0 (bảng 2.11[2])

5.2.1 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ

Hệ số tải trọng dọc trục:

𝑒 = 1,5 tan(𝛼) = 1,5 tan(13,5 0 ) = 0,36 Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

Tỷ lệ giữa các lực:

Tính tải trọng động quy ước:

Vì Q A > Q B nên ta tính chọn ổ theo A

- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay:

- Khả năng tải trọng tính toán:

Vậy để đảm bảo khả năng tải trọng ta chọn ổ đũa côn cỡ trung với kí hiệu 7306

Bảng 11 Thông số ổ lăn trục I

- Tuổi thọ ổ tính bằng công thức:

- Tuổi thọ tính bằng giờ:

5.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Tra bảng 11.6 tài liệu [3], với ổ đũa côn, ta có:

𝑋 0 = 0,5, 𝑌 0 = 0,22 cot 𝛼 = 1,1 Tải trọng tĩnh quy ước:

 Vậy ổ đã chọn thỏa điều kiện tải tĩnh.

Trục II

Do trục II lắp bánh răng côn nên chịu tải trọng dọc trục lớn nên ưu tiên chọn ổ đũa đỡ - chặn

- Số vòng quay trục II: 343,53 vg/ph

- Đường kính ngõng trục C và D là 30 mm

- Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ với kí hiệu 7206 có C),8kN, C0",3 kN và góc tiếp xúc 𝛼 = 13,67 0 (bảng 2.11[2])

Hệ số tải trọng dọc trục:

𝑒 = 1,5 tan(𝛼) = 1,5 tan(13,67 0 ) = 0,36 Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên:

Tỷ lệ giữa các lực:

Vì Q C > Q D nên ta tính chọn ổ theo C

𝐶 𝑡𝑡 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 4508,7 √484,8 10 3 = 288821 𝑁 ≈ 28,9 𝑘𝑁 Vậy để đảm bảo khả năng tải trọng ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với kí hiệu 7207

Bảng 12 Thông số ổ lăn trục II

Tra bảng 11.6 tài liệu [3], với ổ đũa côn, ta có:

𝑋 0 = 0,5 , 𝑌 0 = 0,22 cot 𝛼 = 0,9 Tải trọng tĩnh quy ước:

 Vậy ổ đã chọn thỏa điều kiện tải tĩnh.

Trục III

Do trục III lắp bánh răng trụ chịu lực dọc trục tương đối nhỏ ( 𝐹 𝑎

𝐹 𝑟 < 0,3) nên chỉ lắp ổ bi đỡ một dãy

- Số vòng quay trục III: 91,36 vg/ph

- Đường kính ngõng trục E và F là 45 mm

- Chọn sơ bộ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ với kí hiệu 209

Bảng 13 Thông số ổ lăn trục III

Vì Q F > Q E nên ta tính chọn ổ theo F

+ Ctt – Khả năng tải động

+ m = 3 – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ bi

Tra bảng 11.6 tài liệu [3], với ổ bi đỡ, ta có:

𝑋 0 = 0,6 , 𝑌 0 = 0,5 Tải trọng tĩnh quy ước:

 Vậy ổ đã chọn thỏa điều kiện tải tĩnh

TÍNH TOÁN THIẾT KỂ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

6.1.1 Chọn sơ bộ thông số hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày thành thân hộp e1 = 0,025A + 3 mm

(A là khoảng cách trục, đối với HGT nhiều cấp thì A là khoảng cách trục lớn nhất trong các cấp)

Chiều dày thành nắp hộp e2 = 0,025A + 3 mm

= 0,025 180 + 3 = 8 mm Chiều dày gân tăng cứng e2 = e3 = 8 mm

Chiều dày mặt bích e4 = 1,5e1 = 12 mm

Chiều dày mặt đế e5 = 2,4e1 = 20 mm Đường kính:

- Bu lông ghép mặt bích

- Bu lông ghép nắp của thăm

- Bu lông vòng d1 = 16 mm (A1 + A2 < 350 mm) d2 = 0,7d1 = 12 mm d3 = 0,6d1 = 10 mm d4 = 10 mm d5 = 8 mm d6 = 10 mm Chiều sâu lỗ ren lắp vít d4 y4 = (2,4 ÷ 4)d4 = 30 mm

Chiều rộng mặt bích k1 = e1 + (1,3÷1,4)d2 = 25 mm k2 = (1,3÷1,4)d2 + 5 = 22 mm k3 = e1 + (1,3÷1,4)d3 = 22 mm k4 = (1,3÷1,4)d2 + 3 = 17 mm

Khoảng cách từ mép lắp lỗ ổ lăn đến tâm bu lông d2 x1 = d2 = 12 mm Đường kính phân bố vít ghép nắp ổ D = Dn + 3d4

= 102 ( trục 2 ) (Dn là đường kính ngoài của ổ lăn) Đường kính ngoài nắp ổ D1 = D + 3d4

Khoảng hở giữa đỉnh răng và thành trong vỏ hộp a1 = 7 ÷ 10 mm

Khoảng hở giữa mặt bên bánh răng và thành trong vỏ hộp a2 = 10 mm

Khoảng hở giữa đỉnh răng và thành trong đáy hộp a3 = 5e2 = 40 mm

Khoảng hở giữa mặt bên giữa các bánh răng a4 = 7 ÷ 10 mm

Chiều cao h để lắp bu lông d2 h ≥ 1,6√d 4 (D n + 2,5d 4 ) = 55 𝑚𝑚

Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp đến tâm bu lông nền d1 y1 = 1,5 d1 = 24 mm

Khoảng cách từ tâm bu lông nền d1 đến mép ngoài chân đế y2 = 1,25 d1 = 20 mm

Bề rộng chân đế của vỏ hộp y3 = 3 d1 = 48 mm

Phần lồi vì lý do công nghệ e = 1÷2 mm Độ dốc đúc, bán kính góc lượn Chọn theo công nghệ đúc

Bảng 14 Thông số hộp giảm tốc

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

Chọn cách bố trí mặt đế với hai dãy lồi song song giúp giảm tiêu hao vật liệu và thời gian gia công, đồng thời cải thiện khả năng thoáng nhiệt cho hộp.

Hình 8 Kích thước vỏ hộp giảm tốc

Hình 9 Kích thước chân đế hộp

Trục I Trục II Trục III Đường kính lắp ổ lăn Dn 62 72 90

D – đường kính phân bố các vít (mm) 92 102 120 Đường kính ngoài, D1 122 132 150 d4 M10 M10 M10

H Chọn theo kết cấu Chọn theo kết cấu Chọn theo kết cấu

Bảng 15 Thông số nắp hộp trên các trục Hình 10 Cách ố trí mặt đế hộp

Các chi tiết phụ

6.2.1 Bu lông vòng: Để vận chuyển hộp giảm tốc được thuận lợi, nên sử dụng bu lông vòng lắp trên nắp hộp giảm tốc Số lượng và kích thước bu lông vòng chon theo trọng lượng hộp giảm tốc và cách mắc dây cáp vào bu lông vòng Đối với hộp giảm tốc bánh răng nón trụ thì có trọng lượng và thể tích dầu bôi trơn như sau :

A ( khoảng cách trục bánh răng trụ, mm)

Trọng lượng (kg) Dầu bôi trơn (L) – Tối đa

Bảng 16 Trọng lượng và thể tích dầu bôi trơn

Ta có bảng thông số chọn bu lông vòng :

Bảng 17 Thông số chọn bu lông vòng Hình 12 Kích thước bu lông vòng

6.2.2 Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân vỏ hộp trước và sau khi gia công cũng như khi ta lắp ghép chúng lại với nhau, ta dùng 2 chốt định vị; nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ dẫn đến việc ổ mau hỏng Để tháo chốt định vị trong trường hợp lỗ lắp không thông (do đó không thể đóng lên chốt để tháo chốt ra khỏi lỗ), sử dụng chốt định vị có ren trong kết hợp với vít khi tháo chốt Có thể sử dụng định vị có ren ngoài kết hợp với đai ốc khi tháo chốt Kích thước chốt định vị chọn tương ứng theo kích thước hộp giảm tốc d (mm) c (mm) l (mm)

Bảng 18 Thông số chốt định vị Hình 13 Kích thước chốt định vị

6.2.3 Cửa thăm Để có thể quan sát, kiểm tra các chi tiết máy bên trong hộp giảm tốc cũng như đổ dầu bôi trơn vào hộp giảm tốc khi thay dầu bôi trơn, trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm và trên đó có gắn nút thông hơi

A B C D E F G R Kích thước vít Số lượng vít

Bảng 19 Thông số cửa thăm Hình 14 Kích thước cửa thăm

Nút thông hơi giúp cân bằng áp suất giữa bên trong và bên ngoài hộp, ngăn chặn dầu mỡ bị đẩy ra qua khe hở của trục và vòng phớt khi áp suất bên trong hộp giảm tốc tăng lên Sự tăng áp suất này chủ yếu do sự giãn nở của không khí bên trong hộp khi nhiệt độ làm việc tăng.

Theo bảng 18.6[4] ta chon được thông số như sau:

Bảng 20 Thông số nút thông hơi Hình 15 Kích thước nút thông hơi

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ bị bẩn Để tháo dầu bẩn ra, cần sử dụng nút tháo dầu ở vị trí thấp nhất của đáy hộp Đảm bảo đáy hộp nghiêng khoảng 3% về phía nút tháo dầu để quá trình tháo dầu diễn ra dễ dàng hơn.

Theo bảng 18.7[4] ta được bảng số liệu sau: d b m f L c q D S D0

Bảng 21 Thông số nút tháo dầu Hình 16 Kích thước nút tháo dầu

6.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp, nên sử dụng que thăm dầu Nên kiểm tra mức dầu khi hộp giảm tốc không hoạt động Nếu hộp giảm tốc làm việc liên tục (3 ca/ngày) thì nên kèm theo ống bao bên ngoài để có thể kiểm tra mức dầu khi hộp giảm tốc đang hoạt động Que thăm dầu nên đặt nghiêng so với phương thẳng đứng góc nhỏ hơn 35 0

Với ổ lăn bôi trơn bằng mỡ: sử dụng vòng chắn dầu, với khe hở giữa trục và vòng chắn dầu từ 0,1 ÷ 0,3 mm

Hình 17 Kích thước que thăm dầu

Hình 18 Kích thước vòng chắn dầu

Vòng phớt là thiết bị lót kín có chức năng bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bẩn, chất lỏng và các hạt cứng xâm nhập Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn chặn sự rò rỉ chất lỏng từ ổ, giúp tăng cường tuổi thọ và hiệu suất hoạt động của ổ lăn.

Hình 19 Kích thước vòng phớt

Dung sai và lắp ghép

Dung sai lắp ghép bánh răng lên trục

Do không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ ta chon kiểu lắp H7/k6

Chi tiết Kích thước (mm)

EI (mm) es (mm) ei (mm) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất

Bảng 22 Dung sai bánh răng

Dung sai lắp ghép ổ lăn

Vòng trong ổ lăn được lắp theo hệ thống lỗ và chịu tải dạng tuần hoàn Việc chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi giúp ngăn chặn hiện tượng trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Tham khảo bảng 20.12 để biết thêm chi tiết.

[4], ta chọn miền dung sai k6

Bảng 23 Dung sai vòng trong ổ lăn

Vòng ngoài ổ lăn được lắp theo hệ thống trục, không quay và chịu tải cục bộ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc và tránh tình trạng kẹt bi, cần chọn kiểu lắp có độ hở Theo bảng 20.13, kiểu lắp H7 là lựa chọn phù hợp.

Vòng ngoài với gối đỡ

Bảng 24 Dung sai vòng ngoài ổ lăn

Dung sai lắp ghép then

Theo chiều rộng của then (h9), trên trục chọn ghép có độ dôi chọn P9/h9 và trên bạc lắp trung gian chọn Js9/h9

Theo chiều cao, sai lệch giởi hạn của kích thước then là h11

Theo chiều dài, sai lệch giới hạn của kích thước then là h14, theo bảng 20.6[4]

Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu và vòng phớt

Đối với vòng chắn dầu và vòng phớt: để dễ tháo lắp, cần chống xoay và di trượt ta chon mối ghép H7/js6

Vòng chắn dầu với trục

Bảng 26 Dung sai vòng chắn dầu và vòng phớt

Dung sai lắp ghép nắp bích hộp

Lắp có độ hở để dễ dàng tháo lắp và điểu chỉnh, chọn kiểu lắp lỏng H7/f7

Bảng 27 Dung sai nắp bích hộp

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Thùng Trộn
Tác giả	Trần Vũ Duy Đạo
Người hướng dẫn	PGS.Ts. Bùi Trọng Hiếu
Trường học	Đại Học Bách Khoa
Chuyên ngành	Cơ Khí
Thể loại	Đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2021
Thành phố	TPHCM

Định dạng
Số trang	74
Dung lượng	2,45 MB
File đính kèm	Đồ án thiết kế.rar (4 MB)

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
[1] - Động cơ điện Việt Nam – Hungary, Bộ Công nghiệp, VIHEM	Khác
[2] - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, Nhà xuất bản Giáo dục, Trịnh Chất – Lê Văn Uyển	Khác
[3] - Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh (2016), Nguyễn Hữu Lộc	Khác
[4] - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2, Nhà xuất bản Giáo dục, Trịnh Chất – Lê Văn Uyển	Khác
[5] - Bài tập chi tiết máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh (2017), Nguyễn Hữu Lộc	Khác
[6] - Vẽ kỹ thuật cơ khí, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh (2007), Lê Khánh Điền – Vũ Tiến Đạt	Khác
[7] - Vẽ kỹ thuật cơ khí tập 1 & 2, Nhà xuất bản Giáo dục, Trần Hữu Quế	Khác
[8] - Sổ tay dung sai lắp ghép , Nhà xuất bản Giáo dục, Ninh Đức Tốn	Khác