Đồ án môn học chi tiết máy

LỜI NÓI ĐẦUĐồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, với hộp giảm tốc một cấp bánhrăng trụ răng nghi

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí,

cụ thể ở đây là thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, với hộp giảm tốc một cấp bánhrăng trụ răng nghiêng với yêu cầu về vận tốc, lực cũng như các đặc trưng khác

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán,thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán,hiểu sâu hơn về kiến thức đã học

Nội dung công việc thực hiện là:

Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động xích tải

Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài

Thiết kế trục và chọn ổ lăn

Tính toán vỏ hộp và các chi tiết khác

Tính toán bôi trơn

Đồ án môn học chi tiết máy là một tài liệu dùng để chế tạo các hệ thống dẫnđộng cơ khí, nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệthống dẫn động băng tải do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế

MỤC LỤC

Trang

LỜI NÓI ĐẦU 1

I Tính toán động học 2

1.1.Chọn động cơ 4

1.2.Phân phối tỷ số truyền 5

1.3.Tính các thông số trên các trục 5

1.4.Bảng kết quả tính toán 6

II Thiết kế bộ truyền xích (bộ truyền ngoài) 7

2.1 Chọn số răng đĩa xích 7

2.2 Xác định bước xích 7

2.3 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 8

2.4 Kiểm nghiệm xích theo hệ số an toàn 9

2.5 Đường kính vòng chia đĩa xích 9

2.6 Kiểm nghiệm bền theo ứng suất tiếp xúc 9

2.7 Lực tác dụng lên trục bánh chủ động 11

2.8 Bảng số liệu tính toán 11

III Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (bộ truyền trong) 12

3.1.Chọn vật liệu bánh răng 12

3.2.Xác định ứng suất cho phép 12

3.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục 15

3.4.Xác định thông số ăn khớp 16

3.5.Xác định các hệ số và một số các thông số động học 17

3.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 18

3.7.Một vài thông số hình học của cặp bánh răng 21

3.8.Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 21

IV Thiết kế trục, chọn ổ, then, khớp nối 23

4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục 23

4.2 Chọn nối trục 23

4.3 Thiết kế trục 25

4.4 Kiểm nghiệm then 39

4.5.Tính chọn ổ lăn 41

V Tính kết cấu cho vỏ hộp và các chi tiết 47

5.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc 47

5.2 Bôi trơn hộp giảm tốc 51

5.3 Bôi trơn ổ lăn 51

VI Cấp chính xác, lắp ghép và bảng dung sai 52

TÀI LIỆU THAM KHẢO 54

I Tính toán động học

1.1 Chọn động cơ

* Công suất yêu cầu của động cơ:

Công suất danh nghĩa:

dn

F.v 730.4,53

P = = = 3,3 kW

1000 1000Tải không thuộc loại thay đổi ngắn hạn nên: β=1

Công suất tính toán trên trục máy công tác là:

Pct = Pdn*β = 3,3*1 = 3,3 kWβ = 3,3*β = 3,3*1 = 3,3 kW1 = 3,3 kW

Ta tra bảng 2.3 có hiệu xuất của các chi tiết:

1 Hiệu suất bộ truyền xích : ηx = 0, 97

2 Hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng: ηbr =0,97 (bộ bánh răng

sử dụng trong hộp số nên được che kín bôi trơn đầy đủ)

3 Hiệu suất của khớp nối đàn hồi: ηkn =1

4 Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ηOL = 0,99 (ta có 3 cặp ổ lăn)Hiệu suất truyền động:

x br OL kn

η η η η = 0,97.0,97.0,993.1 = 0,913Công suất yêu cầu của động cơ:

- Của bộ truyền xích tải là: ux = 2,5

- Của bộ truyền bánh răng trụ: ubr = 4

Ta có tỷ số truyền sơ bộ của hệ dẫn động là: u = u u = 2,5.4=10

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ là:

nsb= 136 x 10 = 1360 (v/ph)Chọn số vòng quay động bộ của động cơ là ndb = 1500 (v/ph) động cơ có 2cặp cực 2P = 4

Tra bảng P1.1 ta chọn được động cơ như sau:

Kiểu động cơ: DK51 - 4Công suất: Pdc = 4,5 kWVận tốc quay: ndb = 1440 v/phKhối lượng: m =84 kg

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Trên cơ sở số vòng quay thực của động cơ đã chọn và số vòng quay yêu cầutrên trục công tác tính lại tỉ số truyền chung, phân phối cho bộ truyền ngoài và bộtruyền trong

Ta có tỷ số truyền chung của hệ là:

u = ux.ubr=

db lv

Theo bảng 2.4 ta chọn tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng là: ubr= 4

Từ đó suy ra tỷ số truyền của bộ truyền xích tải là:

ux = br

u = 10,6 = 2,65

1.3 Tính các thông số trên các trục

Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác:

PI = PII/ (η *β = 3,3*1 = 3,3 kWη )OL

r = 3,44/(0,97.0,99) = 3,58 kWCông suất trên trục động cơ:

2.1 Chọn số răng đĩa xích

- Với tỷ số truyền ta chọn được số răng đĩa xích nhỏ z 1 25

- Từ số răng đĩa xích nhỏ ta chọn số răng đĩa xích lớn:

- Để xích không chịu lực căng quá lớn cần giảm a đi một khoảng:

Δa = 0,003.a = 0,003.898 = 2,7 mma = 0,003.a = 0,003.898 = 2,7 mm

2.4 Kiểm nghiệm xích theo hệ số an toàn

t o v d

1 1 1 1

III Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (bộ truyền trong)

I

1

I 1

I 1

0 lim

0 lim

H

v

R F

R

Z Z K K S

Y Y K K S

0

1 lim1

H F

0

2 lim2

H F

F

HO m

HL

HE

FO m

FL

FE

N K

N N K

30.

4.10

HB HO

NHE1>NHO1 suy ra lấy: NHE1=NHO1 suy ra: KHL1=1

NHE2>NHO2 suy ra lấy: NHE2=NHO2 suy ra: KHL2=1

NFE1>NFO1 suy ra lấy: NFE1= NFO1 suy ra: KFL1=1

NFE2>NFO2 suy ra lấy: NFE2= NFO2 suy ra: KFL2=1

Do vậy ta có:

0 lim1

1 0 lim2

2 0 lim1

1 0 lim2

v

H F

F F

K - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng Tra bảng 6.5trang 96 tập I ta có: K a=43 Mpa1/3

T1 – Mô men xoắn trên trục chủ động: T1 = 23782 (Nmm)

H - Ứng suất tiếp xúc cho phép: H = 436,4 (MPa)

H a

t

u u u

t w

H F

K K

K  K  - Hệ số tập phân bố ko đều tải trọng trên các đôi răng khi tính ứng

suất tiếp xúc, uốn, do bộ truyền là bánh răng trụ răng nghiêng suy ra:

1

K  K  

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc

H - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

 

1 1 1

F F F

11,97

140140

c Z

ε F

2 2

m.Z 1,5.30

cosβ cos11,97 m.Z 1,5.120

Đường kính đỉnh răng:

a1 1 a2 2

1 f1 2 f2

1 1 2 2

b b

Góc nghiêng của răng β 11,970

IV Thiết kế trục, chọn ổ, then, khớp nối

4.1 Chọn vật liệu chế tạo trục

Tra bảng 6.1 trang 92 tập I ta chọn thép 45 tôi cải thiện có các thông số:

b 750 450

ch

MPa MPa

 

3 sb

T d

I II

MPa MPa

3 sbII

mm mm

d 20( )

d 25( )

mm mm

Chọn trục nối là nối trục đàn vòng hồi

Mô men cần nối là: TI = 23782 (Nmm)

0, 2 0, 2.1004,87 151, 22( )

t o

d u

MPa MPa

 3

2 2.1,5.35673

1,12( ) 6.71.10.15

Vậy ta chọn loại khớp nối này với các thông số:

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 63 (Nm)Đường kính lớn nhất có thể của trục nối dkncf 20 mm

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 20 (mm)

Tra bảng 10.3/189/I ta chọn

1 2 3

15 30 5 10 37,5( ) 2

Ta có:

12 12 3

11 13

0,5( ) 2

1, 2 1, 2.25 30( ) 1,5 1,5.25 37,5( )

lm13

b13

bo lm12

o 1 2 3

l12 là khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 trên trục thứ I

l11 là khoảng cách giữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ I

lc12 là khoảng công xôn trên trục thứ I tính từ chi tiết thứ 2 ở ngoàihộp giảm tốc đến gối đỡ

lm12: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 2 trên trục thứ I

lm13: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục thứ I

lm22: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 2 trên trục thứ II

lm23: là chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 3 trên trục thứ II

k1: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong củahộp

k2: khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp

k3: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

hn: chiều cao lắp ổ và đầu bulông Tất cả các thông số trên đều được xác định thông qua các công thức và bảngbiểu trong mục 10.2.3 trang 189 tập I

I t1 t2

F = F = F = 1034 = 393 (N)

cosβ cos11,97Lực dọc trục:

a1 a2 t1

F = F = F tgβ = 1034.tg11,97 = 219 (N)

- Lực từ khớp nối:

t rk

x t2 23 y4 21t2 23

y4

21 y4

65 42,25

M , M y j: Mô men uốn tại mặt cắt j

0,1

t j

M d

2 2

dA

dA 33

0 0,75.23782 20596( )

20596 14,84 ( )0,1.63

0,1

A t

t A

tdB

tdB 33



2 2 D

dD

dD 33

0 0,75.0 0( )

0,1.630,1

t

t D

t

t A



2 2 C

tdC

tdC 33



2 2 D

dD

dD 33

0 0,75.91351 79113( )

79113 23,24( )0,1.63

0,1

t

t D

4.3.4 Kiểm nghiệm về độ bền mỏi của trục

Ta chỉ cần kiểm nghiệm trục với trục I

Trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi khi hệ số an toàn các tiết diệnnguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

s và sj: Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét

riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Ta có:

1 aj

1 aj

s K

Sử dụng các công thức trang 196 tập I ta co:

- Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng:

M

  

với

M theo công thức 10.15 trang 194 tập I:

2 2 yj

32

j j

j j

j

j

d W

.16

j d

j j

j

b t d t d

C C

b t

x dj

K : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương

pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng 10.8 trang 197 tập I Các trục gia côngtrên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt :

Ra  2,5 0,63  m  Kx  1,06

K y: Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề

mặt, cơ tính vật liệu Không tăng bền bề mặt nênK  y 1.

εσ 0,91

K và K: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng

10.12 trang 199 tập I,dùng dao phay ngón, với  b 750MPa nên K 1,89 và1,71

327

9,04 2,22.16,29 0,1.0

B

s K

189,7

13,84 1,76.7,57 0,05.7,57

B

s K

327

6,6 2,21.22,4 0,1.0

C

s K

 thỏa mãn điều kiện bền.

4.4 Kiểm nghiệm then

 ,  : Ứng suất dập và ứng suât cắt tính toán, MPa.c

T : momen xoắn trên trục,Nmm.

d : ứng suất dập cho phép, d 100 MPa

  : ứng suất cắt cho phép, c   c  20 30 MPa t

I d

1 1 1

2 2.23782

22 ( ) 30( ) 18.20.6

I d

I c

Tại trục I ta chọn được loại then sau:

Tiết diện đk trục(mm) b(mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) Số then

II d

1 1 1  1 1

72( ) 100( ) 34.25.(8 5)

II d

II c

II c

Tại trục II ta chọn được loại then sau:

Tiết diện đk trục(mm) b(mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) Số then

a

iF

e

Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:

2 2 2 2 r1 y1 x1

F = F + F = 946 + 264 = 982 (N)

2 2 2 2 r2 y2 x2

F = F + F = 346 + 129 = 370 (N)vậy ta có:

s1 r1 s2 r2

Kiểm nghiệm khả năng tải động ổ:

Tải trọng động qui ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức sau:

QX V F r Y F k K a .t d; trong đó:

a

F là tải trọng dọc trục kN

r

F là tải trọng hướng tâm kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay,vòng trong quay nên V=1

t

k là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,do t ≤ 100 oC nên kt = 1

Kd hệ số kể đến đặc tính tải trọng tra bảng 11.3 trang 215 tập I, Kd = 1,1

X là hệ số tải trọng hướng tâm.

Y là hệ số tải trọng dọc trục.

* Xét ổ lăn 1:

Ta có:

V = 1,

0,341

0,35 1.0,982

a r

0,451,69

X Y

1 1 1 1 1 1 1

( ) (0,45.1.982 1,69.341).1.1,11120( )

a r

2 2 2 2 2 2 2

( ) (0,45.1.370 1,69.122).1.1,1409( )

Ta có Q1>Q2 nên ta chỉ cẩn kiểm nghiệm với Q1

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng của ổ lăn

với m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi thì m=3

==>vậy thỏa mãn độ bền động của ổ lăn

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Tra theo bảng 11.6(tr 221-I) ta có:

X Y

X Y

1 1 0 1

2 2 0 2

0,5.0,982 0,37.0,341 0,62 9,17 0,5.0,37 0,37.0,122 0,23 9,17

Thỏa mãn điều kiện bền

4.5.2 Chọn loại ổ lăn cho trục II

F y4 Fx4

F s4

F at Fy3

F s3 Fx3

Y

Z OX

Với đường kính ngõng trục d = 30 mm và kết cấu trục như hình vẽ nên ta chọn sơ

bộ ổ bi đỡ chặn cỡ trung 1 dãy tra bảng P2.12 trang 264 tập I ta có ổ: kí hiệu

46306, đường kính trong d = 30 mm và đường kính ngoài D = 72 mm, α = 260 khảnăng tải động C = 25,6 kN, khả năng tải tĩnh C0 = 18,17 kN

ta có:

0

1.0,219

0,01 0,325,6

275( )494( )

a a

Kiểm nghiệmkhả năng tải động ổ:

Tải trọng động qui ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức sau:

QX V F r Y F k K a .t d; trong đó:

a

F là tải trọng dọc trục kN

r

F là tai trọng hướng tâm kN

V là hệ số kể đến vòng nào quay,vòng trong quay nên V=1

t

k là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,do t 1000C nên kt = 1

Kd hệ số kể đến đặc tính tải trọng tra bảng 11.3 trang 215 tập I, Kd = 1,1

X là hệ số tải trọng hướng tâm.

Y là hệ số tải trọng dọc trục.

*β = 3,3*1 = 3,3 kW Xét ổ lăn 3 ta có:

V = 1,

0.,275

0,3 1.0,917

a r

10

X Y

0,451,81

X Y

4 4 4 4 4 4 4

( ) (0,45.1.1496 1,81.449).1.1,11634( )

Ta có Q4>Q3 nên ta chỉ cẩn kiểm nghiệm với Q4

Tuổi thọ tính bằng triệu vòng của ổ lăn:

với m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi thì m=3

==>Vậy thỏa mãn độ bền động của ổ lăn

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

a r

F

e

Tra theo bảng 11.6(tr 221-I) ta có:

X Y

X Y

Thỏa mãn điều kiện bền

V Tính kết cấu cho vỏ hộp và các chi tiết

5.1 Kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc

Do vỏ hộp giảm tốc có hình dạng phức tạp, chịu ứng suất nhỏ nên ta chế tạo

vỏ hộp giảm tốc bằng phương pháp đúc.Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độcứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xámGX15-32 do có tính đúc cao, có tính chống mài mòn và giá thành rẻ.Chọn bề mặtghép nắp và thân là bề mặt đi qua đường tâm trục, tức song song với đáy Nhờ đóviệc lắp ghép các chi tiết lên ổ trục sẽ thuận tiện hơn.Dùng phương pháp đúc đểchế tạo lắp ổ bằng vật liệu GX15-32

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được tra từ bảng 18.1 trang 85 tập II:

Chiều dày :

Thân hộp 

 = 0,03*β = 3,3*1 = 3,3 kWatv +3 = 0,03*β = 3,3*1 = 3,3 kW115 + 3 = 6,45(mm)

 Ta chọn  = 7 (mm) Nắp hộp 1 1 = 0,9*β = 3,3*1 = 3,3 kW = 0,9*β = 3,3*1 = 3,3 kW7 = 6,3 (mm)

 Ta chọn 1=6(mm)Gân tăng cứng :

Chiều dày e e = (0,8  1)*β = 3,3*1 = 3,3 kW = (0,8  1)*β = 3,3*1 = 3,3 kW7

= (5,6  7)(mm)

Ta chọn e = 6 (mm)Chiều cao h h<58

Độ dốc : Khoảng 20 Đường kính:

Bulông nền : d1 d1 > 0,04*β = 3,3*1 = 3,3 kWa + 10 = 0,04*β = 3,3*1 = 3,3 kW115 + 10 = 14,6

Chọn bulông M16=> d1 = 16mm Bulông cạnh ổ :d2 d2 = (0,7  0,8)*β = 3,3*1 = 3,3 kWd1 = (0,7  0,8)*β = 3,3*1 = 3,3 kW16

= (11,2  12,8)

 Chọn bulông M12=> d2 =12mmBulông ghép nắp bích và

thân, d3

d3 = (0,8  0,9)*β = 3,3*1 = 3,3 kWd2 = (0,8  0,9)*β = 3,3*1 = 3,3 kW12

= (9,8  10,8)mm

Chọn bulông M10=> d3 =10mmVít ghép nắp ổ d4 d4 = (0,6  0,7)*β = 3,3*1 = 3,3 kWd2= (0,60,7)*β = 3,3*1 = 3,3 kW12

= (7,2  8,4) mm

Chọn bulông M8=> d4 =8mmVít ghép nắp cửa thăm d5 d5 = (0,5  0,6)*β = 3,3*1 = 3,3 kWd2 =(0,5 

0,6)*β = 3,3*1 = 3,3 kW12=(67,2)

Chọn bulông M6=> d5 =6mmMặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp S3 S3 = (1,4  1,8)*β = 3,3*1 = 3,3 kWd3 = (1,4  1,8)*β = 3,3*1 = 3,3 kW10

= (14  18)mm

Ta chọn S3 = 16 (mm)Chiều dày bích nắp hộp S4 S4 = (0,9  1)*β = 3,3*1 = 3,3 kWS3 = (0,9  1)*β = 3,3*1 = 3,3 kW16

= (14,4 16)mm

Ta chọn S4 = 15 (mm)

Bề rộng bích nắp và thân, K3 K3 = K2 - (3  5) = 45 - (3  5)

Ta chọn K3 = 42 (mm)

Ta chọn K2 =45mmTâm lỗ bu lông cạnh ổ:E2 ,c E2 = 1,6*β = 3,3*1 = 3,3 kWd2 = 1,6*β = 3,3*1 = 3,3 kW12= 19,2 (mm)

c  D3/2k: khoảng cách từ tâm bulông

đến mép lỗ

k  1,2*β = 3,3*1 = 3,3 kWd2 = 1,2*β = 3,3*1 = 3,3 kW12 = 14,4 (mm)

 ta chọn k = 15 (mm)h: chiều cao Xác định theo kết cấu phụ thuộc tâm lỗ

bulông và kích thước mặt tựaMặt đế hộp:

Chiều dày khi không có phần

đáy hộp

1  (3  5)*β = 3,3*1 = 3,3 kW = (3  5)*β = 3,3*1 = 3,3 kW8 = (24  40)

Ta chọn 1 = 45 (mm)Giữa 2 mặt bên Bánh Răng 2  

Tra bảng ta có các loại bulông và vít với các kích thước:

Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp:

- Bulông vòng hoặc vòng móc (tra bảng 18.3 hình a) với trọng lượnghộp giảm tốc khoảng 100kg Chốt định vị (tra bảng 18-4a)

- Cửa thăm (tra bảng 18-5)

- Nút thông hơi (tra bảng 18-6)

- Kiểm tra mức dầu (tra bảng 18-9 và hình 18-11d)

- Nắp ổ (tra trang 87 tập II) ta có:

Của ổ lăn trên trục I: với số vít là 4 chiếc.

D3 = D + 4,4.d4 =52 + 4,4.10 = 96(mm)  ta chọn D3 = 100(mm)Của ổ lăn trên trục II: với số vít là 6 chiếc

D3 = D + 4,4d4 =80 + 4,4.10 = 124(mm)  ta chọn D3 = 135(mm)

5.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

Chọn phương án bôi trơn:

Vận tốc vòng của đỉnh răng bánh răng lớn là :

v = (0,175*β = 3,3*1 = 3,3 kW3.14*β = 3,3*1 = 3,3 kW360)/60 = 3,46(m/s) <10 m/s

Ta chọn hình thức bôi trơn ngâm dầu

Với mức dầu ngập cao nhất đến 1/6 bán kính bánh răng lớn, và mức dầu thấpnhất ngập chân răng

5.3 Bôi trơn ổ lăn

Do vận tốc bánh răng ngâm dầu: vIII = 3,46 > 3 nên ta chọn hình thức bôi

trơn ổ bằng vung té dầu

VI Cấp chính xác, lắp ghép và bảng dung sai