đồ án CTM HGT 2 cấp phân đôi cấp nhanh

Đây là đồ án môn học chi tiết máy.thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh.MÌnh đã tính toán rất kỹ lưỡng và cụ thể các bạn có thể tham khảo và làm tôt hơn.Nếu bạn nào càn bản vẽ thì gửi mail cho mình mình sẽ gui cho.mail:quachthoa41gmail.com.

ĐỀ SỐ 6: THIÊT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Số liệu thiết kế của phương án 13:

• Công suất trên trục thùng trộn, P(KW):7.5

• Số vòng quay trên trục thùng trộn,n(v/p): 38

• Thời gian phục vụ,L(năm) : 6

• Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 250 ngày, ngày làm 2 ca,1 ca làm việc 8 giờ)

• Chế độ tải:t1=15,t2=36,t3=49,T1=T,T2=0.3T,T3=0.3T

MỤC LỤC

Mục lục .

Lời nói đầu

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1 Chọn động cơ

I.2 Phân phối tỷ số truyền

PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang

II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 12

II.3 Thiết kế trục 25

II.4 Tính toán chọn ổ 39

II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45

II.6 Các chi tiết phụ 47

II.7 Bảng dung sai lắp ghép 51

Tài liệu tham khảo 54

LỜI NÓI ĐẦU:

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên,

kỹ sư cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên

lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí , và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng

vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Văn Thạnh, các thầy cô và các bạn khoa

cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn

Sinh viên thực hiện:

Hoàng Quang Minh

PHẦN I:

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

I.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Công suất tương đương:

+ Số vòng quay của động cơ sơ bộ:

Chọn (theo bảng 3.2 tài liệu [3] )

Chọn động cơ (tra bảng P1.1 tài liệu [1] )

I.2 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

PHẦN II:

TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Công suất truyền: P=4.12 kW

Số vòng quay trục dẫn: n=1445 vg/ph

Tỉ số truyền: u=3

Chọn số hiệu đai thang:

1. Chọn đai

Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A

1080 ≥ a ≥ 305Chọn sơ bộ: a=d2=400mm

5. Chiều dài tính toán của đai:

Theo bảng 4.3 ( tài liệu [3] ) chọn L=1600mm=1.6m theo tiêu chuẩn

6. Số vòng chạy của đai trong một giây:

7. Tính toán lại khoảng cách trục a:

Trong đó :

Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép

8. Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

Các hệ số sử dụng:

• Hệ số ảnh hưởng đến góc ôm đai:

• Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc:

• Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u: Cu=1.14 vì u=3>2.5

• Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 0.95 (chọn z=2-3)

• Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0.7

• Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai:

Theo đồ thị hình 4.21c (t ài liệu [3] ) ta chọn [Po] =2.3 khi d = 140mm đai loại A.

Số dây đai được xác định theo công thức:

Ta chọn z=3 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu)

9. Định các kích thước chủ yếu của đai:

Từ đây suy ra:

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai γ=38o):

11. Lực tác dụng lên trục:

II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn

NFO1 = NFO2 = 5*106 chu kì

c. Số chu kì làm việc tương đương:

Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1

Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ

mH = 6

NHE1 = 60c niti =

= 60*1*481.67* * 24000 = 12*107 chu kì

NHE2 = = 2.1*107 chu kì

NFE1 = 60c niti =

= 60*1*481.67* * 24000 = 10.45*107 chu kì

2. Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ]:

Vì không thỏa mãn điều kiện:

Do đó ta chọn =430.36 Pma

3. Chọn ứng suất uốn cho phép:

[σF] = [σF2] = 234.51 Mpa

4. Chọn hệ số tải trọng tính:

Theo bảng 6.15, tài liệu [3] do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn

ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3

7. Xác định số răng và góc nghiêng răng:

Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200

Suy ra: ≤ z1 ≤

14.89≤ z1 ≤ 15.7Chọn z1 =15 răng suy ra z2 =15*5.73 = 85.95 răng

Chọn z2=86 răng

Tính lại tỉ số truyền:

u = = = 5.733

sai số 0.06% nên chấp nhận được

Góc nghiêng răng: β = arccos =

8. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng:

Zv = 0.85v0.1=0.87

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

• Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Suy ra [σH] =

Ta có

σH = 311.6 MPa nhỏ hơn [σH]=330 Mpa

Vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc

12. Xác định số răng tương đương:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

Trong đó:

Hệ số tải trọng tính: KF=KFβ*KFv*KFα=1.225*1.04*1.37=1.75

Ứng suất uốn tính toán là:

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

Giống như bộ truyền cấp nhanh

Số chu kì làm việc tương đương:

Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1

Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ

mH = 6

NHE1 = 60c niti =

= 60*1*84.06* * 24000 = 21*106 chu kì

NHE2 = = =9.5*106 chu kì

NFE1 = 60c niti =

= 60*1*84.06* * 24000

Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn

ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn

Theo tiêu chuẩn ta chọn m=4

6. Xác định số răng và góc nghiêng răng:

• Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

• Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

Suy ra [σH] =

Ta có

σH = 307 Mpa ≤[σH]=379MPa

vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc

12. Xác định số răng tương đương:

YF1 = 3.47+ = 3.47+ =3.8

YF2 = 3.47+ = 3.47+ =3.6

13. Kiểm nghiệm độ bền uốn.

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn.

Giá trị ứng suất uốn tại chân răng:

Trong đó:

Hệ số tải trọng tính: KF=KFβ*KFv=1.07*1.11=1.1877

Ứng suất uốn tính toán là:

Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

thông số bánh răng

bánhdẫn

bánh bịdẫn

bánhdẫn

bánh bịdẫn

Góc nghiêng của răng 18.84 0

III. Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng)

Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm

Ta có điều kiện:

=> 278.6 /2 – 10 > (352/2)(2/3)

 129.3 mm > 117.33 mmVới da2=278.6mm, da4=352mm

Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn

II.3.THIẾT KẾ TRỤC

1- Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

Vật liệu trục :thép 45, tôi cải thiện

Chọn d2 = 55 mm theo tiêu chuẩn

Chiều dài trục được tính như sau L2 = 2b2 + b3 + 4x +w

Tra bảng ta có: x=10

Với T=445349 ta có w=45-85, ta chọn w=50 mm

Vậy ta có :

y

z

202702.77Nmm 104517.27Nmm

Fr2

Fa2

Fr3

Ft3

Tính đường kính tại các đoạn trục:

TạiC:

Nmm T

My Mx

,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=45mm

Tại E : ta chọn dE=dC=45mm

Tại D:

Nmm T

My Mx

1 , 0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=50mm

Tại A và tại B: ta chọn dA=dB=40mm

Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục:

Mô ment tác dụng lên bánh răng: M1=13252.185Nmm

Xác định sơ bộ đường kính trục:

Ta có :

Chọn d2 =28 mm theo tiêu chuẩn

Chiều dài trục được tính dựa vào trục trung gian

Với T=80894 ta có f=60-80, ta chọn f=70mm

Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn:

Ta có: AB=328mm; AC=70; AD=BE=69.5; DE=189

-Trong mặt phẳng yOz:

-Trong mặt phẳng xOz:

=>

1. Tính đường kính tại các đoạn trục:

TạiC:

Nmm T

My Mx

1 , 0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=22mm

Tại D:

Nmm T

My Mx

,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=30mm

TạiA:

Nmm T

My Mx

,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dA=25mm

Tại B: chọn dA=dB=25mm

Tại E:

Nmm T

My Mx

, 0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dE=30 mm

Chọn d2 =63 mm theo tiêu chuẩn.

Ta tính chiều dài trục dựa vào kích thước trục trung gian:

z

y Ft4

Fr4

328 164

z

y Fr4

RBy RAy

Fnt

C

B D

A

z x

RBx RAx

428

1. Tính đường kính tại các đoạn trục:

TạiC:

Nmm T

My Mx

,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dC=50

Tại D:

Nmm T

My Mx

, 0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dD=60mm

Tại B:

Nmm T

My Mx

,0

≥

σTheo tiêu chuẩn chọn dB=55mm

Tại B : ta chọn dA=dB=55mm

KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN:

o Vật liệu trục :thép C45, tôi cải thiện.

σb=600MPa Với: σ-1 = 0.4* σb =240MPa

τ-1 =0.25*σb =150MPa

o Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:Kσ ,Kτ

Tra bảng 10.8 tài liệu[3] ta có : Kσ=1.75

Kτ=1,5

o Hệ số tăng bền bê mặt: β=1,7 tra theo bảng 10.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi.

o Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình :

, với W là mômen cản uốn

a = =τ =

τ τ

với Wo là mômen cản xoắn

sσ , sτ là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn:

m a

K

s

σψβε

σσ

σ σ

1

m a

K

s

τψβε

ττ

τ υ

1

Khi đó hê số an toàn kiểm nghiệm cho trục là :

2 2

.τ σ

τ σ

s s

s s s

A. KIỂM NGIỆM THEN

Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép

về độ bền dập và độ bền cắt theo:

][).(

.2

1

d t

d

t h l d

.2

c t

c

b l d

T

τ

Trong đó [σd] =100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong bảng 9.5 tài liệu [1]và cho

phép lớn hơn giá trị cho phép 5%

Và [τd ]=70 MPa là ứng suất cắt cho phép

II.4 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

I. Thiết kế ổ lăn ở trục đầu vào (trục I):

Số liệu thiết kế lấy từ bài trước:

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong d = 25 mm

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

N R

R

FrA = Ay2 + Ax2 = 197 552 + 1633 72 = 1645 6

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

N R

R

FrB = By2 + Bx2 = 773 552 + 1633 72 = 1807 6

Vì FrB=1807.6>FrA=1645.6N, cho nên ta tính toán để chọn ổ B

Chọn các hệ số:

Vì ổ bi làm việc trong hộp giảm tốc nên tra bảng 11.2 (tài liệu [3]) ta chọn hệ số Kσ=1 Nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100oC nên ta chọn Kt=1 Vì ổ lăn lắp trên trục và vòng trong quay nên chọn V=1.

Do không có lực dọc trục nen hệ số X=1, Y=0

Tải trọng quy ước:

Q = (X*V*FrB + Y*Fa)*K*Kt = (1*1*1807.6 + 0*0)*1*1 = 1807.6 NThời gian làm việc:

) (

6 693 10

67 481

* 24000

* 60 10

*

* 60

1 923 6

1807

17600 3

quay vong trieu Q

C L

) ( 31941 67

481

* 60

1 923

* 10

* 60

*

gio n

L

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất

Q0=X0*FrB +Y0*Fa =0.6*1807.6=1084.56N

với: X0=0.6 và Y0=0.5 (bảng 11.6 tài liệu [3] )

Q0=FRB=1807.6

Ta thấy Q0=1807.6 <C=11600N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh

Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [Dpw ngh].10-5 =4,5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ)

Với Dpw =(D+d)/2=43,5mm là đường kính tâm con lăn

⇒ ngh =10344.8 (vòng/ phút) > n=481.67 (vòng/phút)

Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn

II. Thiết kế ổ lăn ở trục trung gian (trục II):

Số liệu thiết kế lấy từ bài trước:

RAy =RBy =

RAx =RBx =

Lh = 24000 giờ

Đường kính ngõng trục: d=40mm ta tiến hành chọn Ổ đũa trụ ngắn một dãy

1. Tính toán và kiểm nghiệm ổ :

2. Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và B:

N RAy

RAx F

F rA = rB = 2 + 2 4488.52 +410.72 =4507.3

3. Vì FrB= FrA nên ta tính toán chọn ổ theo ổ A và B :

Ta có:

Tải trọng quy ước: Q= V *FrA *Kt*Kσ

Với: V=1 ứng với vòng trong quay

Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ

Kσ=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ

Q= V *FrB *Kt *Kσ =5859.5N

4. Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

05 121 10

24000

* 06 84

* 60 10

*

* 60

.5859

33700 10/3

3 / 10

(triệu vòng)

7. Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:

67590

* 60

0

* 6

8. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Do ổ đũa trụ ngắn không có lực dọc trục nên:

Q0=FrB=4507.3N

Ta thấy Q0=4507.3 <C=33700N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh

9. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [Dpw *ngh]*10-5 =3.5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ)Với Dpw =(D+d)/2=60mm là đường kính tâm con lăn

⇒ ngh =5833.3(vòng/ phút) > n=84.06 (vòng/phút).

Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn

III. Thiết kế ổ lăn ở trục đầu ra (trục III):

Số liệu thiết kế lấy từ bài trước:

Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong d = 50 mm

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

N R

R

FrA = Ay2 + Ax2 = 10392 + 3586 52 = 3734

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

N R

Do không có lực dọc trục nen hệ số X=1, Y=0

Tải trọng quy ước:

Q = (X*V*FrA + Y*Fa)*K*Kt = (1*1*3734 + 0*0)*1*1 = 3734 NThời gian làm việc:

) (

72 54 10

38

* 24000

* 60 10

*

* 60

15 210 3734

22200 3

quay vong trieu Q

C L

) ( 92172 38

* 60

15 210

* 10

* 60

*

gio n

L

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất

Q0=X0*FrA +Y0*Fa =0.6*3734 =1135,44N với:X0=0.6 và Y0=0.5

(bảng 11.6 tài liệu[3] )

Q0=FrB=3734N

Ta thấy Q0=3734N <C=22200N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh

Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Ta có: [Dpw *ngh]*10-5 =4.5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ)

Với Dpw =(D+d)/2=72.5mm là đường kính tâm con lăn.

⇒ ngh =6207 (vòng/ phút) > n=38 (vòng/phút)

Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn

II.5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc.

− Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộphận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi

− -Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o

− -Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

- Chiều dày,e

- Chiều cao,h

e=(0.8÷1)δ=10h<58

khoảng cách từ tâm bulông đến mép

lỗ)

- Chiều cao h

E2=26,R2=21C=D3/2,k≥14.4

Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:

- Chiều dày: khi không có phần lồi S1

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

S1=28K1=60 và q=80

Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với

II.6 CÁC CHI TIẾT PHỤ:

6.Que thăm dầu:

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 300 so với mặt bên, kíchthước theo tiêu chuẩn

Kích thước vòng lò xo dùng ở trục tuỳ động tra trong bảng 15-7 và 15-8 tài liệu [2] trang 34 và 35

lmm

mm

zvg/ph

Bmm

B1

mm

l1

mm

D3

mm

l2

mm

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

Điều kiện sức bền của chốt:

II.7 BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP:

Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

1 Dung sai va lắp ghép bánh răng:

Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6

2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý:

- Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ,lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục

- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

- Đối với các vòng không quay ta sử dung kiểu lắp có độ hở

Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thì

ta chọn H7

3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

4 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn) trên trục tuỳ động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7

5 Dung sai lắp then trên trục:

Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:

Mối lắp

Sai lệch giới hạn trên

(µm)

Sai lệch giới hạndưới (µm) Nmax( m)µ Smax( m)µ