Giáo trình Tính toán máy vận chuyển liên tục

Tớnh toỏn mỏy vận chuyển liờn tục - Chương 3 
10 
Ch−ơng III - tính chính xác 
1.Xác định l−c căng băng : 
Hình 3.1 : Sơ đồ tính lực căng băng 
Chia dây băng thành các đoạn từ 1 → 7 nh− hình vẽ , S1 → S7 thứ tự là lực căng tại các 
điểm đó 
 - Theo công thức : Si+1 = Si ± Wi+ (i+1) 
Trong đó : +) Si , Si+1 : Lực căng của dây băng tại hai thứ i và thứ (i+1) 
 +) Wi (i+1) : Lực cản tại đoạn giữa hai điểm kế tiếp nhau thứ i và thứ (i+1) 
- Theo công thức trong bảng trang 103 - [1] 
H’ = 
. .
x n
b
q L
q
ω
Trong đó : +) xq : là khối l−ợng trên 1 dơn vị chiều dài nhánh không tải 
qx =qb + qk = 5,5 + 3,83 = 9,33 (KG/m) 
 +) ω : là hệ số cản chuyển động ω = 0,035 
 +) Ln : chiều dài của băng theo ph−ơng ngang Ln = 22,4 (m) 
⇒ H’ = ( ) ( )9,33.0,035.22,4 1,33 6
5,5
m H m= < = 
Ta có lực căng tại các điểm xác định theo S1 nh− sau : 
 S1 : coi là ẩn 
Lực căng tại điểm 2 : 
 ( ) ( )2 1 1 1 1 11 1,05 1 1,05qS S S k S S S= + − = + − = (CT 5.23 - [1]) 
15°
22,4 m 
6m6 
1 
2 
3 
W12 
W 2,3 
W56 
W 4,1 
4 
W67 
5 
7 
W12 
W34 
11 
 kq: Hệ số tăng lực căng của bộ phận kéo do lực cản tại chi tiết quay kq = 
1,05 với góc ôm giũa băng và tang là 900 
Lực căng tại điểm 3 : 
S3 = S2 + W2,3 
 W2,3 : Lực căng trên đoạn không tải : 
 W1,2 = qx.L2,3.(ω.cosα - sinα) (CT 5.20 - [1]) 
 Trong đó : 
+)qx = 9,63 - khối l−ợng phần chuyển động của nhánh băng không tải 
+)L : Chiều dài của dây băng L = 23,2 m 
+)ω : Hệ số cản chuyển động ω = 0,04 đối với ổ lăn (Bảng 6.16 - [1]) 
+)α : là góc nghiêng của băng α = 150 
⇒ W1,2 = 9,63.23,2.( 0,04.cos15
0 – sin150) = - 49 (KG) 
Vậy S3 = S2 + W2,3 = 1,05S1 – 49 
Lực căng tại điểm 4 : 
S4 = S3 + S3(kq – 1 ) (CT 5.23 - [1]) 
 = S3 + S3.(1,05 – 1) = 1,05S3 = 1,05(1,05S1 – 49) = 1,11S1 – 51,5 
Lực căng tại điểm 5 : 
S5 = S4 + S4(kq – 1 ) (CT 5.23 - [1]) 
 = S4 + S4.(1,07 – 1) = 1,07S4 = 1,07.(1,11S1 – 49) = 1,19S1 – 52 
kq = 1,07 với góc ôm của dây băng vào tang là 180
0 
Lực căng tại điểm 6 : 
S6 = S5 + W5,6 
 Trong đó : 
* WV : Lực cản tại vị trí vào tải để truyền cho hàng có tốc độ của bộ phận kéo 
 WV = 36
.vQ
 (CT 5.24 - [1]) 
Trong đó : +) Q : Năng suất tính toán Q = 120 T/h 
 +) v : vận tốc của dây băng v = 1,25 m/s 
⇒ Wv = 
120.1,25 4,167
36
= (KG) 
* Wm : Lực cản do thành dẫn h−ớng của máng vào tải 
 Wm = 5.l = 5.1,2 = 6 (KG) (CT 5.25 - [1]) 
12 
 W5,6 = Wm + WV = 4,167 + 6 = 10,167 (KG) 
 Vậy : S6 = S5 + W5,6 = S5 +10,167 = 1,19S1 – 52 + 10,167 = 1,19S1 – 42,167 
Lực căng tại điểm 7 : 
S7 = S6 + W6,7 
 W6,7 = (q + qbl ).(ϖ.Ln + H) (CT 5.17 - [1]) 
 = (26,67 + 8,2 + 5,5)(0,04.22,4 + 6) = 297 (KG) 
 Vậy: S7 = S6 + W6,7 = S6 + 297 = 1,19S1 – 42,167 + 297 = 1,19S1 + 255 (1) 
Mặt khác : ta có quan hệ giữ lực căng tại điểm đầu và cuối trên dây băng theo CT ơle : 
S7 = S1.e
 àα = S1.e
 0,25.3,5 = 2,4 S1 
à : Hệ số bám giữ dây băng cao su với tamg thép 
α = 2000 = 3,5 rad: Góc ôm của dây băng trên tang (2) 
Từ (1)&(2) suy ra : S1 = 211 (KG) 
S7 = 506 (KG) 
S2 = 1,05.S1 = 222 (KG) 
S3 = 1,05S1 – 49 = 222 – 49 = 173 (KG) 
S4 = 1,11S1 – 51,5 = 1,11.211 – 51,5 = 183(KG) 
S5 = 1,19S1 – 52 = 1,19.211 – 52 = 199 (KG) 
S6 = 1,19S1 – 42,167 = 1,19.211 – 42,167 = 209 (KG) 
Kiểm tra độ võng của dây băng : 
Độ võng cho phép của dây băng nhánh có tải: 
( ) [ ]
2
max
min
0,025
8.
v l b cl
cl
q q q l
y y l
S
+ +
= ≤ = 
( ) ( ) [ ]
2 2
max
min
26,67 8,2 5,5 1,4
0,034 0,025.1,4 0,035
8. 8.173
v l b clq q q ly y
S
+ + + +
= = = < = = 
Độ võng cho phép của dây băng nhánh không tải: 
( ) [ ]
2
max
min
.
0,025
8.
k b cl
cl
q q l
y y l
S
+
= ≤ = 
( ) ( ) [ ]
2 2
max
min
. 4,1 5,5 2,8
0,04 0,025.2,8 0,07
8. 8.173
k b clq q ly y
S
+ +
= = = < = = 
Vậy dây băng thỏa m2n yêu cầu về độ võng cho phép 
13 
2. biểu đồ lực căng băng theo chu vi 
S1
S7
S4
S5
S2
S3
S6
S1 S2 S3 S4 S5 S6 S7 S1
211 222
173 183
299 209
506
211
Hình 3.2 : Biểu đồ lực căng trên băng 
3. Kiểm tra các chi tiết đã chọn 
3.1 / Kiểm tra dây băng 
- Lực căng dây băng lớn nhất Smax = S7 = 506 (KG) 
- Số lớp màng cốt cần thiết để chịu lực lớn nhất S4 là : 
max 0.
.C
S ni
k B
= 
Trong đó : +) 0n : Hệ số dự chữ độ bền chọn theo bảng n0 = 9 
+) Ck : Giới hạn bền của lớp màng cốt : 
 kC = 55 (KG/cm) với vải bạt Б- 820 (Bảng 4.7 – [1]) 
+) B : Chiều rộng dây băng tính bằng cm B = 50 cm 
Vậy max 0
. 506.9 1,7 4
. 55.50C
S ni
k B
= = = < 
- Số màng cốt đ2 chọn i = 4 > 1,7 
⇒ Vậy băng đ2 chọn thoả m2n và đảm bảo đủ bền 
14 
3.2/ Lực kéo cần thiết ở tang truyền động 
W = SV – SR = S4 – S1 
 = 506 – 211 = 295 (KG) 
3.3/ Kiểm tra đ−ờng kính tang truyền động 
- Đ−ờng kính tang truyền động đ−ợc kiểm tra theo áp lực dây băng lên tang 
Dt ≥ àβpi ....
.360
tPB
W
 (CT 6-4 - [1]) 
Trong đó : +) W: Lực kéo 
 +) tp : áp lực cho phép của dây băng Pt = 10000 KG/m
2 
 +) β : Góc ôm của băng lên tang β = 1800 
 +) à : Hệ số ma sát giữa băng và tang à = 0,25 (Bảng 6.6 – [1]) 
 ⇒ Dt ≥ 
360.295 0,15
0,5.10000.3,14.180.0,25
= (m) 
Đ−ờng kính cần thiết nhỏ nhất là : 0,15 (m) 
Đ−ờng kính tang đ2 chọn D = 0,5 > 0,15 m 
⇒ Đ−ờng kính tang đ2 chọn thoả m2n yêu cầu làm việc 
4 . Tính công suất cần thiết của động cơ 
4.1/ Hiệu suất tang truyền động 
1 1 0,86
1 .(2. 1) 1 0,05(2.2,14 1)t t sk
η
ω
= = =
+ − + −
 (CT 6.13 - [1]) 
Trong đó : +) tω : Hệ số cản của tang ωt = 0,05 
 +) ks:hệ số kể đến ảnh h−ởng của truyền động ma sát phụ thuộc vào góc ôm 
0,25.3,14
0,25.3,14
2,718 2,14
1 2,718 1s
ek
e
àβ
àβ= = =
− −
4.2/ Công suất cần thiết của đông cơ 
Công suất trên trục truyền động của băng (kW) , 
 No= η
t
vW
.102
.0 (CT 6.12 - [1]) 
Trong đó: +) W0 : lực kéo ; W0= 259 (KG) 
 +) v : vận tốc của dây băng; v = 1,25 (m/s) ; 
 +) η t : hiệu suất tang truyền động , η t =0,9 
15 
 No= ( )259.1,25 3,5102.0,9 kW= 
Công suất trên trục động cơ 
 N = ( )0. 1,15.3,5 4,0
0,96
k N kW
η
= = ( CT 6.15 [1]) 
Trong đó : +) k: hệ số dự trữ công suất chọn k = 1,15 ; 
 +)η : hiệu suất bộ truyền từ động cơ đến trục tang truyền động tra theo 
 =η 0,96 (bảng 5.1 [1] ) 
Tra bảng III.19.2 – [1] chọn động cơ : 
Kiểu động cơ Công suất định mức 
trên trục (kW) 
Tốc độ quay 
của trục (v/p) 
Hiệu suất 
 (%) 
Khối l−ợng 
(kg) 
A02 – 42 – 6 4,0 955 83 65 
C
b
d
t 1
3
2
2 4
1
45
2C
B
h
H
BB
L
Cl L d
2C
 Hình 3.3 Động cơ điện 
 Kích th−ớc động cơ điện : 
L(mm) 
B1(mm) B4(mm) B5(mm) H(mm) 
576 318 232 165 361 
Kích th−ớc lắp :(mm) 
L3 l b 2C 2C2 d d4 h t1 
108 80 12 254 210 38 14 160 41,5 
16 
4.3/ Tỷ số truyền cầ thiết : 
* Tốc độ quay của tang truyền động tính theo công thức 6.16-[1] : 
 nt = 
60.
. t
v
Dpi
= ( )60.1,25 47,77 /
3,14.0,5
v p= 
* Tỷ số truyền cân thiết của bộ truyền : 
 it = 
nt
nd
= ( )850 18 /
47,77
v p= 
5. Thành lập sơ đồ truyền động và tính toán bộ truyền 
5.1 Sơ đồ truyền động 
1: Động cơ 
2 : Bánh đai 
3 : Tang truyền động 
4 : Cặp bánh răng hở 
 Hình 3.4 Sơ đồ động học hệ truyền động 
5.2 Tính toán bộ truyền động 
*) Phân phối tỷ số truyền 
Tỷ số truyền tổng : it = ibr . id 
 Trong đó : +) id là tỷ số truyền của bộ truyền đai. Chọn id = 4 
 +) ibr là tỷ số truyền của cặp bánh răng ăn khớp ibr = it /id = 18/4 = 4,5 
*) Xác định thông số trên các trục 
 brtη : hiệu suất của bánh răng thẳng chọn : 0,98brtη = 
olη : hiệu suất của ổ lăn chọn : 0,995olη = 
+) Trục 1 : 
 . Công suất : ( )1 . . 4,0.0,96.0,995 3,9dc d olP P kWη η= = = 
 . Tốc độ : ( )1 / 955/ 4 212,5 /dc dn n i v p= = = 
. Mô men : ( )6 61 1 19,55.10 . / 9,55.10 .3,9 / 212,5 175270T P n Nmm= = = 
+) Trục 2 : 
17 
 . Công suất : ( )2 1. . 3,9.0,96.0,995 3,7d olP P kWη η= = = 
 . Tốc độ : ( )1 1 / 212,5/ 4,5 47,2 /brn n i v p= = = 
. Mô men : ( )6 62 2 29,55.10 . / 9,55.10 .3,7 / 47,2 728890T P n Nmm= = = 
a/ Tính toán bộ truyền đai : 
Chọn loại đai thang th−ờng có kí hiệu A 
Kớch thước tiết 
diện(mm) 
Loại đai 
Kớ 
hiệu 
tb b h 0y 
Diện 
tớch tiết 
diện A 
( 2mm ) 
Đk 
bỏnh 
đai 
nhỏ 
Chiều dài 
giới 
hạn(mm) 
A 11 13 8 2,8 81 100-
200 
560-4000 
+) Đ−ờng kính bánh đai nhỏ : d1= 100 (mm) theo tiêu chuẩn 
+) Vận tốc đai : ( )1 4 4. . 3,14.100.955 4,5 /6.10 6.10
dcd nv m spi= = = 
+) Đ−ờng kính bánh đai lớn : ( )2 1. .(1 ) 4.100.(1 0,01) 396dd i d mmε= − = − = 
 Trong đó : hệ số trựơt 0,01ε = 
 chọn theo tiêu chuẩn d2 = 400(mm) 
+) Tỉ số truyền thực tế : it = 
2
1
400 4,04
.(1 ) 100.(1 0,01)
d
d ε
= =
− −
+) Sai số tỉ số truyền 
4,04 4
.100% .100% 1%
4
t
i
i i
i
δ − −= = = 
 thoả m2n điều kiện 
+) Chọn sơ bộ tỷ số a/d2 = 1,2 
 Vậy khoảng cách trục là : a = 1,2 d2 = 1,2 . 400 = 480(mm) 
+) Chiều dài đai : 
( ) ( )
( ) ( ) ( )
2
1 2 1 2
2
2
2 4
3,14 100 400 400 100
2.400 1641
2 4.400
d d d d
l a
a
mm
p + -
= + +
+ -
= + + =
 (CT 4.14 [2] ) 
Theo tiêu chuẩn chọn : l = 1800 (mm) 
Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ i = v/l = 4,5/1,8 = 2,5 s-1 1max 10
−
=≤ si 
18 
+) Tính lại khoảng cách trục : 
( )
2 2 2 28 1015 1015 8.150 650
4 4
a mm
l l+ - D + -
= = = 
Trong đó: 
( ) ( )1 2 3,14 100 4001800 1015
2 2
d d
l
p
l
+ +
= - = - = 
( ) ( )2 1 400 100 150
2 2
d d- -
D = = = 
+) Góc ôm trên bánh đai nhỏ : 0 02 11 min180 57 145 120
d d
tm
a
α α
−
= − = ≥ = → 
+) Xác định số dây đai : [ ]0 1
.
. . . .
d
u z
N kZ
P C C C Cα
≥ (CT 4.16 [2] ) 
 Trong đó : . Kđ = 1,1 – hệ số tải trọng động (bảng 4.7 [2] ) 
 . Cα : hệ số kể đến ảnh h−ởng của góc ôm 
 Với 1α = 145
0 Cα = 0,88 (bảng 4.15 [2] ) 
 . C1 hệ số kể để ảnh h−ởng của chiều dài đai 
 1
0
1800 1,05 1,08
1700
l C
l
= = ⇒ = 
 . Cu : hệ số kể đến ảnh h−ởng của tỉ số truyền Cu= 1,14 
 . Cz : hệ số kể đến ảnh h−ởng của sự phan bố không đều tải trọng cho 
 các dây đai 0,9ZC = 
4,1.1,1 4,7
0,89.0,88.1,08.1,14.0,9
Z⇒ ≥ = 
 Vậy chọn số dây đai là Z = 5 
+) Kết cấu bánh đai : Theo bảng 4.21 [2] ta có kích th−ớc bánh đai 
 Hình 3.5 : các kích th−ớc của đai 
Kí hiệu H h0 t e 
A 12,5 3,3 15 10 
bt b1
th 0
dda
H
ϕ
e
B
19 
- Chiều rộng ( ) ( ) ( )1 2 5 1 .15 2.10 80B Z t e mm= - + = - + = 
- Đ−ờng kính ngoài bánh đai : 
 . Bánh đai lớn : ( )2 2 02 400 2.3,3 406,6ad d h mm= + = + = 
 . Bánh đai nhỏ: ( )1 1 02 100 2.3,3 106,6ad d h mm= + = + = 
- Lực căng đai bn đầu: 780 ct do v
P KF F
C Zan
= + = 
 vF : lực căng phụ do lực ly tõm gõy ra 
2
v mF q v= 
mq : khối lượng 1 một chiều dài đai tra bảng 4.22 cú 0,105mq = 
2 20,105.4,5 2,12v mF q vị = = = 
( )1780 780.3,9.1,5 2,12 154
24,28.0,98.5
d
o v
PKF F N
C Zan
ị = + = + = 
( ) ( ) ( )12 . .sin / 2 2.154.5sin 150 / 2 1488r oF F Z Na= = = 
b/ Tính toán bộ truyền bánh răng : 
- Chọn vật liệu : 
Vật liệu Chế độ nhiệt 
luyện 
ứng suất bền 
( )b Nmmσ 
ứng suất chảy 
chσ (Nmm) 
Độ cứng 
HB 
Bánh nhỏ(1) 
thép 45 Th−ờng hóa 580 290 190 
Bánh lớn(2) 
thép 45 Th−ờng hóa 540 270 170 
- theo bảng 6.2 trang 92 - [2] 
 σ0HLim = 2.HB +70 ; σ
0
FLim = 1,8.HB 
 SH = 1,1 ; SF = 1,75 
 ⇒ σ0Hlim1 = 2.190 +70 = 450 Mpa 
 σ0Hlim2 = 2.170 +70 = 450 Mpa 
 σ0Flim1 = 1,8.190 = 342 Mpa 
 σ0Flim2 = 1,8.170 = 324 Mpa 
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : 
NHO = 30H
2,4
HB ( CT - 6.5 -[4]) 
20 
⇒ N1HO = 30.190
2,4 = 8,8.106 
 N2HO = 30.170
2,4 = 6,8.106 
NFO = 4.10
6 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 
- Số chu kỳ thay đổi về ứng suất t−ơng đ−ơng : 
NHE = NFE = N = 60.C.n.t∑ ( CT - 6.7 - [4]) 
Trong đó : +) c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay 
+) n : là số vòng quay trong một phức 
+) t∑ : tổng số giờ làm việc của bánh răng 
⇒ N2HE = N
2
HE = 60.18,96.8.200.1,5 = 9,1.10
6 
 N1HE = N
1
HE = 6.9,1.10
6 = 5.106 
 N1HE 〉 N
1
HO ⇒ K
1
HL = 1 
 N2HE 〉 N
2
HO ⇒ K
2
HL = 1 
 N1FE 〉 N
1
FO ⇒ K
1
FL = 1 
 N2FE 〉 N
2
FO ⇒ K
2
FL = 1 
- Xác định ứng suất : 
[σH]1 = 4101,1
450. 10 1lim
==
H
HLH
S
Kσ
( MPa ) 
 [σH]2 = 3731,1
410. 20 2lim
==
H
HLH
S
Kσ
( MPa ) 
 [σF]1 = 19575,1
342.. 10 1lim
==
F
FCFEF
S
KKσ
( MPa ) 
 [σF]2 = 18575,1
324.. 20 2
==
F
FCFEFLim
S
KKσ
( MPa ) 
 KFC : hệ số xét đến ảnh h−ởng đặt tải KFC = 1 
 - ứng suất quá tải cho phép : 
 [σH1]max = 2,8.σch = 2,8.290 = 812 ( MPa ) 
 [σH2]max = 2,8.σch = 2,8.270 = 756 ( MPa ) 
 [σF1]max = 0,8.σch = 0,8.290 = 232 ( MPa ) 
 [σF2]max = 0,8.σch = 0,8.270 = 216 ( MPa ) 
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 
aω = ka.(ibr + 1). [ ]3 2
1
..
.
babrH
H
i
KM
ψσ
β ( CT-6.15a [2]) 
21 
 Chọn sơ bộ : +) ψba = 0,3 
+) ψbđ = 0,5.ψba( i + 1 ) 
+) Với răng thẳng ka = 49,5 ; kHβ = 1,07 
+) [σH] = [σH]2 = 373 ( MPa ) 
+) M1 = 399303 ( N.mm ) 
 ⇒ aω = 49,5.(6 + 1). 3 2 3,0.6.373
07,1.399303
 = 370 mm 
- Xác định các thông số ăn khớp : 
 +) Môđun : m = ( 0,01 4 0,02 ).aω = 3,7 4 7,4 
⇒ Chọn m = 6 
- Vậy số răng của bánh 1 : 
Z1 = )1.(
.2
+brim
aω = 
2.370 24,6
6.(4 1) =+ chọn Z1 = 25 
Số răng của bánh 2 : 
Z2 = ibr.Z1 = 4.25 = 100 
- Do đó : aω = ( )1 2.( ) 6.(25 100) 3752 2
m Z Z
mm
+ +
= = 
 Vậy ta lấy aω = 380 (mm) 
- Tỷ số truyền thực tế : i = 2
1
100 4
25
Z
Z
= = 
*) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 
ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả m2n điều kiện 
σH = ZM.ZH.Zε. [ ]1
1
2. . .( 1)
. .
HM K i
b i dω ω
σ
+ ≤ 
Theo bảng 6.5 [2] ZM = 274 ( MPa
1/3) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh 
răng ăn khớp 
+) ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 
ZH = 76,140sin
1.2
2sin
cos.2
0 ==ω
β
+) Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với bánh răng thẳng εP = 0 
⇒ Zε = 3
4 αε− 
22 
εα : hệ số trùng khớp ngang 
εα = [1,88 – 3,2.(
21
11
ZZ
+ )].cosβ = 1,88 – 3,2(
108
1
18
1
+ ) = 1,63 
 ⇒ Zε = 3
63,14 −
= 0,88 
+) Đ−ờng kính vòng lăn của bánh nhỏ : 
dω1 = ( )2. 2.380 1521 4 1
a
mm
i
ω
= =
+ +
Tra bảng (6.13 [2]) chọn cấp chính xác 9 do đó theo bảng 6.16 chọn đ−ợc hệ số kể 
đến ảnh h−ởng của sự sai lệch các b−ớc răng bánh 1 và 2 g0 = 82 
+) KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc 
KH = KHα.KHβ.KHV 
 . KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp 
đồng thời với răng thẳng KHα = 1 
 . KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng 
tra bảng KHβ = 1,06 
. KHV : hệ số kể đén tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp 
KHV = 
1
1
. .1 (2. . . )
H
H H
b d
M K K
ω
β α
ν ω
+ 
Trong đó : νH = δH.g0.v.
a
i
ω = 0,006.82.0,65
6
380
 = 2,5 
δH : hệ số kể đến ảnh h−ởng của ác sai số ăn khớp 
bω : chiều rộng vành răng 
bω = ψba.aω = 0,3.380 = 114 mm 
+) M1 : mômeb xoắn trên trục bánh chủ động M1 = 175270 ( N.mm ) 
⇒ KHV = 
2,5.114.1521 1,12
2.175270.1,06.1
+ = 
⇒ KH = 1.1,06.1,12 = 1,18 
Thay tất cả các giá trị vào ta có 
σH = 274.1,76.0,88 2
2.175270.1,18.(4 1) 150
114.6.152
+
= 
- ứng suất tiếp xúc cho phép 
23 
[σH] = [σH]’.ZR.ZV.KXH 
+) ZV : hệ số kể đến ảnh h−ởng của vận tốc vòng 
+) V = 0,6 < 5 m/s ⇒ Z0 = 1 
+) ZR : hệ số kể đến độ nhám của mặt răng làm việc 
 Với cấp chính xác động học là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 
khi đó gia công độ nhám RZ = 10 ữ 40 àm ⇒ ZR = 0,9 
+)KXH : hệ số xét đến ảnh h−ởng của kích th−ớc bánh răng 
da1 = m.Z1 + 2.m = 6.25 + 2.6 = 162 ( mm ) 
da2 = m.Z2 + 2.m = 6.100 + 2.6 = 61 ... nh ứng suất pháp : 0mσ = 
+)Biên độ ứng suất pháp : ( )904583 42,7
21195
u
a
M MPa
W
σ = = = 
 +) W - mômen cản uốn ( )3 3 33,14.60 2119532 32
dW mmpi= = = 
+)ψ σ :Hệ số kể đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với 
( )600b MPaσ = có : ψ σ = 0,05 (Bảng 10.7 [2]) 
+)
−
σ 1 : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng: 
 σ-1 = 0,436. σb = 0,436.600 = 261,6 (N / mm
2 ) 
+) ( )εσ σ σ= + −/ 1 /d X YK K K K 
. = 1,5YK : Hệ số tăng bền bề mặt trục (Bảng 10.9 [2]) 
. = 1,06XK : Hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt (Bảng 10.8 [2]) 
.εσ Hệ số kích th−ớc (Bảng 10.10 [2]) 
. εσ σ =/ 2,52K (Bảng 10.11 [2]) 
. ( )σ = + − =2,52 1,06 1 /1,5 1,72dK 
Vậy 1
261,6 3,6
. 1,72.42,7 0,05.0d a m
s
Kσ σ σ
σ
σ ψ σ
−
= = =
+ +
29 
*)Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp : 1
d a m
s
Kτ τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
+
 (CT 10.20 [2]) 
 +) τ-1
-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 ( N/ mm
2 ) 
Do trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ki mạch động nên: 
 +) 2max
0
737500 8,6( / )
2. 2.42390a m
N mm
W
τ
τ τ= = = = 
3 33,14.60 42390
16 16o
dW pi= = = (mm3) 
 +) τψ :Hệ số kể đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với 
 +) ( )600b MPaσ = có : τψ = 0 (Bảng 10.7 [2]) 
 +) ( ) ( )ετ τ τ= + − = + − =/ 1 / 2,52 1,06 1 /1,5 1,72di X YK K K K 
 +) τ τε =/ 2,52K (Bảng 10.11 [2]) 
Vậy 1
151,7 10,2
1,72.8,6 0d a m
s
Kτ τ τ
τ
τ ψ τ
−
= = =
+ +
Suy ra : [ ]2 2 2 2. / 3,6.10,2 / 3,6 10,2 3.4 3j j j j js s s s s sσ τ σ τ= + = + ≈ > = 
 Nh− vậy trục đảm bảo độ bền . 
8.2. Tính trục tang bị động 
a. Chọn vật liệu 
 Chọn thép 45 có : giới hạn σb = 600 MPa 
 σ-1=261,6(N/mm
2) 
 τ-1=151,7(N/mm
2 
[σ] - ứng suất cho phép = 66,7 N/mm2 
b. Tính sơ bộ 
 *) Lực tác dụng lên tang bao gồm : 
+)Trọng l−ợng tang theo ph−ơng thẳng đứng G = 51kg ; 
+) Lực căng của dây băng ở nhánh vào và nhánh ra ; 
+) mô men xoắn do động cơ truyền đến, dời 2 lực căng của băng về trục tang : 
 M = (S5 - S4).Dt/2 = (199 - 183).400/2 =3200(kGmm) = 32000 (Nmm) . 
 Trục tang chịu tác dụng của các lực này truyền lên moayơ và tác dụng lên trục tang. 
 Ta có : R1 = R2 = (S4 + S5)/2 =(183 + 199 )/2 = 191 (kG) = 1910(N) . 
30 
 Hình 3.9 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục tang bị động 
*) Phản lực gối trục : 
YA = YB = G/2 = 51/2 = 25,5 (kG) = 255 (N) 
XA = XB = R1 = R2 = 1910(N) . 
*)Vẽ biểu đồ mômen uốn dựa vào ph−ơng pháp mặt cắt 
Từ biểu đồ ta nhận thấy mặt cắt A & B không chịu lực, mặt cắt 1&2 chịu lực giống hệt 
nhau. Do vậy ta chỉ xét mặt cắt 1. 
*) Mômen t−ơng đ−ơng tác dụng lên trục 
 Mtđ=
2 20,75uM T+ (CT 10.16 [2]) 
Nếu kể đến tác dụng của tải trọng động : 2 2max 0,75d uM k M T= + 
( )
2 2 2 2 2
max
2 2 2
0,75 1,5 0,75
1,5 25500 191000 0,7532000 292016
d u x yM k M T M M T
Nmm
= + = + +
= + + =
 với kđ = 1,5 là hệ số tải trọng động . 
 Đ−ờng kính trục đ−ợc tính theo công thức : 
 [ ]
max 33
292016 35,2( )
0,1 0,1.66,7
Md mm
σ
≥ = = (CT 10.117 [2]) 
31 
Dựa và kết quả tính toán và kết cấu thực đ−ờng kính các tiết diện đ−ợc chọn theo tiêu 
chuẩn nh− sau: d1 = d2 = 40 mm dA = dB = 35 mm 
c) Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn 
 Vì trục chỉ chịu uốn nên ta xét hệ số an toàn xét riêng −/s pháp : 
*)Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp : 1
.d a m
s
Kσ σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
+
 (CT 10.20 [2]) 
Đối với trục quay ứng suất uốn biến đổi theo chu kì đối xứng nên : 
Giá trị trung bình ứng suất pháp : 0mσ = 
+)Biên độ ứng suất pháp : 
( )
2 2 2 225500 191000 30,7
6280
x yu
a
M MM Nmm
W W
σ
+ +
= = = = 
 +) W - mômen cản uốn ( )3 3 33,14.40 628032 32
dW mmpi= = = 
+)ψ σ :Hệ số kể đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với 
( )600b MPaσ = có : ψ σ = 0,05 (Bảng 10.7 [2]) 
+)
−
σ 1 : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng: 
 σ-1 = 0,436. σb = 0,436.600 = 261,6 (N / mm
2 ) 
+) ( )εσ σ σ= + −/ 1 /d X YK K K K 
. = 1,5YK : Hệ số tăng bền bề mặt trục (Bảng 10.9 [2]) 
. = 1,06XK : Hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt (Bảng 10.8 [2]) 
.εσ Hệ số kích th−ớc (Bảng 10.10 [2]) 
. εσ σ =/ 1,64K (Bảng 10.11 [2]) 
. ( )σ = + − =1,64 1,06 1 /1,5 1,13dK 
Vậy [ ]1 261,6 4,6 3
. 1,13.30,7 0,05.0d a m
s s
Kσ σ σ
σ
σ ψ σ
−
= = = > =
+ +
Vậy trục đảm bảo điều kiện bền mỏi 
8.3. Tính then trên trục tang chủ động 
 Vì điều kiện trục lắp then là 60 mm, tra (bảng 9.1a [1]) chọn then bằng có kích th−ớc 
b x h x t1 x t 2 x lt = 18 x 11x 7 x 4,4 x 90 . 
32 
 Hình 3.10 Thông số và kích th−ớc then 
Đ−ờng kính trục d (mm) b(mm) h(mm) t1(mm) t2(mm) lt(mm) 
60 18 11 7 4.4 90 
a) Kiểm nghiệm về sức bền dập 
 σd = [ ]
1
2.
. ( )
x
d
M
d l h t
σ<
−
 ( CT 9.1 [2 ]) 
Trong đó : +) Mx = 737500 Nmm là mômen xoắn cần truyền ; 
 +) d = 60 mm là đ−ờng kính trục ; 
 +) l = 90 mm là chiều dài then ; 
 +) [σd ] = 100 N/mm
2 là ứng suất dập cho phép ; 
 σd = 
2.737500 68,3( / )
60.90.(11 7) N mm= <− [σd ] . 
Vậy then thỏa m2n điều kiện bền dập 
b) Kiểm nghiệm về sức bền cắt 
 τc =
2. 2.737500 15,2
. . 60.90.18
x
t
M
d l b
= = ≤ [τc ] ( CT 9.2 [ 3 ] ) 
 Trong đó : [τc] = 70 (N/mm
2) là ứng suất cắt cho phép ; 
 b = 18 mm là chiều rộng then ; 
Vậy then đảm bảo độ bền. 
8.4. Tính chon ổ đỡ 
a) ổ đỡ trục tang chủ động 
*)Lực h−ớng tâm tác dụng vào ổ : 
( ) ( ) ( )22 2 21 / 2 358,5 98 371,6 3716rF R G kG N= + = + = = 
*)Lực dọc trục tác dụng vào ổ : Fa = 0 
l 
t 
t 
b 
h 
d 
t 
t1 
t2
l 
33 
 Chọn ổ bi đỡ lòng cầu 2 d2y 
Hình 3.11: ổ bi đỡ lòng cầu hai d]y 
*) Tải trong t−ơng đ−ơng : 
 Với ổ bi đỡ : ( )r a t dQ XVF YF k k= + (CT 11.3 [2]) 
Trong đó : V : Hệ số kể đến vòng nào quay , vì vòng trong quay nên V= 1 
 kt : Hệ số kể đến ảnh h−ởng của nhiệt độ kt = 1 
 kđ : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, chọn kđ = 1,3 (bảng 11.3 [2]) 
 X, Y : Hệ số tải trọng h−ớng tâm và dọc trục 
 tra (bảng 11.4 [2]) chọn X = 1 
 0,42cot 0,42.cot 7,02 3,4Y g gα= = = 
 ( ) ( ) ( )1.1.3716 3,4.0 1.1,3 4830 4,83Q N kN→ = + = = 
*)Khả năng tải động : mdC Q L= 
Trong đó : đối với ổ bi 
 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay 60 /10hL nL= (triệu vòng) 
 n : tốc độ quay của ổ ( )60 60.1,25 47,7 /
.0,5t
v
n v p
Dpi pi
= = = 
 chọn Lh = 12.10
3 (h) 
 6 360 /10 60.47,7.12.10 /10 63 34,344hL nL h= = = 
 Suy ra : ( ) ( )34,83 34,344 15,7 23,8mdC Q L kN C kN tm= = = < = → 
*) Khả năng tải tĩnh : 
tQ là giá trị lớn hơn trong hai giá trị sau : 
( ) ( )0 0 0,5.3716 0,22cot 7,03.0 1858 1,858t r aQ X F Y F g N kN= + = + = = 
( )3716t rQ F N= = 
Kí 
hiệu ổ 
D 
(mm) 
D 
(mm) 
B 
(mm) 
R 
(mm) 
α0 C 
(KN) 
Co 
(KN) 
1212 60 110 22 2,5 7,03 23,8 15,8 
B 
r 
α D 
34 
 Trong đó : 0 0,5X = là hệ số tải trọng h−ớng tâm 
 0 0,22cotY gα= là hệ số tải trọng dọc trục 
* Khả năng tải tĩnh : 
Chọn ( ) ( )03716 15,8tQ N C kN tm= < = → 
Vậy ổ lăn đ2 chọn thỏa m2n cả khả năng tải động và khả năng tải tĩnh 
b) ổ đỡ trục tang bị động 
 Fr = 1,8 (KN) 
 Q =1,8 (KN) 
 Cd =1,8 )(9,5344,343 KN= 
 ứng d = 35 chọn ổ bi đỡ 1 d2y 
 kí hiệu ổ : 700107 có c =7,74 (KN) . 
Kí hiệu 
ổ 
d 
(mm) 
D 
(mm) 
B 
(mm) 
R 
(mm) 
C 
(KN) 
Co 
(KN) 
700107 35 62 9 0.5 7.74 5.79 
 Hình 3.12 ổ bi đỡ một d]y 
8.5. Tính trục bộ truyền hở : 
a)Chọn vật liệu 
 Thép 45 có giới hạn σb = 600 MPa 
 σ-1 = 0,436. σb = 0,436.600 = 261,6 (N / mm
2 ) 
 τ-1
-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 ( N/ mm
2 ) 
 [σ] - ứng suất cho phép = 66,7 N/mm2 
b)Tính sơ bộ: 
*) Sơ đồ tính : 
 - Lực tác dụng lên tang bao gồm : 
+)Lục vòng : Ft = 2306 N 
+) Lực h−ớng tâm : Ft = 840 
 +) Lực căng đai : Fđ = 1488 N 
r 
D 
d 
35 
 Hình 3.8 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục bộ truyền hở 
*) Mômen uốn tổng tác dụng lên trục: 
Tại mặt cắt số 1 : 
( )2 2 2 21 2 90818 274635 289262u u x yM M M M Nmm= = + = + = 
Tại mặt cắt A, B & 3 : Mu = 0 
*) Mômen t−ơng đ−ơng tác dụng lên trục 
 Mtđ=
2 20,75uM T+ (CT 10.16 [2]) 
Nếu kể đến tác dụng của tải trọng động : 2 2max 0,75d uM k M T= + 
 Trong đó kd = 1,5 : hệ số tải trọng động 
 +)Tại mặt cắt 1 : ( )2 2max1 1,5 289262 0,75.175270 490000M Nmm= + = 
*) Đ−ờng kính trục tại các mặt cắt đ2 xét : 
 Đ−ờng kính trục tính theo công thức : [ ]
max
3
0,1
Md
σ
≥ (CT 10.117 [2]) 
 [σ] - ứng suất cho phép = 66,7 N/mm2 
36 
 +)Tại mặt cắt 1 : ( )31 490000 420,1.66,7d mm≥ = 
Từ kết quả tính toán trên và dựa trên kết cấu thực của kết cấu. Đ−ờng kính các tiết 
diện trục đ−ợc chọn theo d2y chuẩn nh− sau : 
( ) ( )1 2 50 ; 45 ;A Bd d mm d d mm= = = = 
c) Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn 
Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đ−ợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diên 
nguy hiểm thỏa m2n điều kiện sau : 
 [ ]2 2. / 3j j j j js s s s s sσ τ σ τ= + ≥ = 
Từ biểu đò mô men và kết cấu trục nhận thấy tiết diện nguy hiểm trên trục là tiết diện 
1, chịu tác dụng của mô men uốn và xoắn có trị số lớn nhất. Vì vậy ta chỉ kiểm 
nghiệm cho tiết diện 1 . 
 *)Hệ số an toàn xét riêng ứng suất pháp : 1
.d a m
s
Kσ σ σ
σ
σ ψ σ
−
=
+
 (CT 10.20 [2]) 
Đối với trục quay ứng suất uốn biến đổi theo chu kì đối xứng nên : 
Giá trị trung bình ứng suất pháp : 0mσ = 
+)Biên độ ứng suất pháp : ( )289262 32,4
8942
u
a
M MPa
W
σ = = = 
 +) W - mômen cản uốn ( )3 3 33,14.45 894232 32
dW mmpi= = = 
+)ψ σ :Hệ số kể đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với 
( )600b MPaσ = có : ψ σ = 0,05 (Bảng 10.7 [2]) 
+)
−
σ 1 : giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng: 
 σ-1 = 0,436. σb = 0,436.600 = 261,6 (N / mm
2 ) 
+) ( )εσ σ σ= + −/ 1 /d X YK K K K 
. = 1,5YK : Hệ số tăng bền bề mặt trục (Bảng 10.9 [2]) 
. = 1,06XK : Hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt (Bảng 10.8 [2]) 
.εσ Hệ số kích th−ớc (Bảng 10.10 [2]) 
. εσ σ =/ 2,52K (Bảng 10.11 [2]) 
. ( )σ = + − =2,52 1,06 1 /1,5 1,72dK 
37 
Vậy 1
261,6 3,6
. 1,72.32,4 0,05.0d a m
s
Kσ σ σ
σ
σ ψ σ
−
= = =
+ +
*)Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp : 1
d a m
s
Kτ τ τ
τ
τ ψ τ
−
=
+
 (CT 10.20 [2]) 
 +) τ-1
-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.261,6 = 151,7 ( N/ mm
2 ) 
Do trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu ki mạch động nên: 
 +) 2max
0
175270 5( / )
2. 2.17884a m
N mm
W
τ
τ τ= = = = 
3 33,14.60 17884
16 16o
dW pi= = = (mm3) 
 +) τψ :Hệ số kể đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với 
 +) ( )600b MPaσ = có : τψ = 0 (Bảng 10.7 [2]) 
 +) ( ) ( )ετ τ τ= + − = + − =/ 1 / 2,52 1,06 1 /1,5 1,72di X YK K K K 
 +) τ τε =/ 2,52K (Bảng 10.11 [2]) 
Vậy 1
151,7 11,2
1,72.5 0d a m
s
Kτ τ τ
τ
τ ψ τ
−
= = =
+ +
Suy ra : [ ]2 2 2 2. / 3,6.10,2 / 3,6 11,2 4 3j j j j js s s s s sσ τ σ τ= + = + ≈ > = 
 Nh− vậy trục đảm bảo độ bền . 
 d/ Tính chọn ổ đỡ 
Chọn ổ bi đỡ lòng cầu 2 d2y 
Hình 3.11: ổ bi đỡ lòng cầu hai d]y 
Với ổ bi đỡ : ( )r a t dQ XVF YF k k= + (CT 11.3 [2]) 
Kí 
hiệu ổ 
d 
(mm) 
D 
(mm) 
B 
(mm) 
R 
(mm) 
α0 C 
(KN) 
Co 
(KN) 
1210 50 100 20 2,5 8,02 17 12,4 
B 
r 
α D 
38 
Trong đó : V : Hệ số kể đến vòng nào quay , vì vòng trong quay nên V= 1 
 kt : Hệ số kể đến ảnh h−ởng của nhiệt độ kt = 1 
 kđ : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, chọn kđ = 1,3 (bảng 11.3 [2]) 
 X, Y : Hệ số tải trọng h−ớng tâm và dọc trục 
 tra (bảng 11.4 [2]) chọn X = 1 
 0,42cot 0,42.cot 7,02 3,4Y g gα= = = 
 ( ) ( ) ( )1.1.3716 3,4.0 1.1,3 4830 4,83Q N kN→ = + = = 
*)Khả năng tải động : mdC Q L= 
Trong đó : đối với ổ bi 
 L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay 60 /10hL nL= (triệu vòng) 
 n : tốc độ quay của ổ ( )60 60.1,25 47,7 /
.0,5t
v
n v p
Dpi pi
= = = 
 chọn Lh = 12.10
3 (h) 
 6 360 /10 60.47,7.12.10 /10 63 34,344hL nL h= = = 
 Suy ra : ( ) ( )34,83 34,344 15,7 17mdC Q L kN C kN tm= = = < = → 
*) Khả năng tải tĩnh : 
tQ là giá trị lớn hơn trong hai giá trị sau : 
( ) ( )0 0 0,5.3716 0,22cot 7,03.0 1858 1,858t r aQ X F Y F g N kN= + = + = = 
( )3716t rQ F N= = 
 Trong đó : 0 0,5X = là hệ số tải trọng h−ớng tâm 
 0 0,22cotY gα= là hệ số tải trọng dọc trục 
* Khả năng tải tĩnh : 
Chọn ( ) ( )03716 12,4tQ N C kN tm= < = → 
Vậy ổ lăn đ2 chọn thỏa m2n cả khả năng tải động và khả năng tải tĩn 
e. Tính chọn then 
Vì điều kiện trục lắp then là 40 mm, tra (bảng 9.1a [1]) chọn then bằng có kích th−ớc 
ứng suất dập cho phép : [ ] ( )100σ =d MPa 
 ứng suất cắt cho phép : [ ] ( )40τ =c MPa 
 ứng suất dập : ( )12 / .σ = −d tT d l h t trong đó : T là Mômen xoắn trên các trục 
 ứng suất cắt : 2 / .τ =c tT d l b 
39 
Đ−ờng kính 
trục d (mm) 
b 
(mm) 
h 
(mm) 
t1 
(mm) 
t2 
(mm) 
lt 
(mm) 
ứng suất 
dập 
(MPa) 
ứng suất 
cắt 
(MPa) 
40 12 8 5 3,3 40 42<100 10,6<40 
Vậy then đảm bảo độ bền. 
8.6. Chọn thiết bị h]m 
 Để đơn giản trong việc lắp ráp, giá thành hạ ta chọn thiết bị h2m là dây băng phụ . 
 Mômen h2m ( )( ). . . / 2p T tM q H C W q H Dη= − − 
Trong đó: +) η = ηf :Hiệu suất tang truyền động η = 0,916 ; 
+) q = 26,67 (kG/m) khối l−ợng hàng trên 1m chiều dài băng ; 
+) H = 6 m chiều cao nâng ; 
+) CT = 0,55: Hệ số giảm nhỏ có thể lực cản của băng ; 
+) W= 295 (kG) :Lực kéo của băng ; 
+)D = 500 (mm) đ−ờng kính tang truyền động . 
( )( )0,916 26,67.6 0,55 295 26,67.6 .500 / 2 0pM⇒ = − − < 
Nên ta không chọn thiết bị h2m . 
8.7. Tính toán thiết bị căng băng 
Lực căng trên vít căng băng : Sc=S4 + S5 = 199 + 183 =382 (kG) = 0,3633(T) . 
 Dựa vào lực căng trên vít căng băng tra bảng chọn vít căng băng kí hiệu 4020-40-32 
có lực kéo lớn nhất ở tang căng băng là 0,4T . 
Hình 3.15 Thiết bị căng băng 
40 
Loại 
băng đai 
Kí hiệu 
thiết bị 
căng băng 
Lực kéo 
lớn nhất ở 
tang căng 
băng (T) 
Chiều rộng 
dây băng B 
(mm) 
Dt 
(mm) 
A 
(mm) 
A1 
(mm) 
A2 
(mm) 
A3 
(mm) 
4025-40 4020-40-32 0.4 400 200 220 690 770 230 
B1 
(mm) 
L 
(mm) 
L1 
(mm) 
l 
(mm) 
H 
(mm) 
H1 
(mm) 
H2 
(mm) 
H3 
(mm) 
dxt 
(mm) 
Khối 
l−ợng 
850 500 794 96 180 80 35 170 24x5 72(kg) 
9. Chọn chế độ lắp ghép các chi tiết 
 9.1. Chế độ lắp ghép giữa trục và ổ lăn 
 Vòng trong ổ lăn đ−ợc lắp cố định với trục và quay cùng trục trong quá trình thiết bị 
làm việc. Nh− vậy vòng trong ổ lăn chịu tải trọng chu kì còn vong ngoài ổ lăn chịu tải 
trọng cục bộ . Để duy trì tình trạng chịu lực đồng đều của vòng trong ổ lăn, chọn chế độ 
lắp ghép giữa trục và ổ lăn là lắp chặt ( lắp có độ rôi ) 
 Trong tr−ờng hợp lắp ghép giữa trục và ổ lăn, ổ lăn đón vai trò là chi tiết lỗ. 
Chọn miền dung sai chi tiết trục là : k6 
 9.2. Chế độ lắp ghép giữa ổ lăn và may ơ 
 Vòng ngoài ổ lăn cố định trong quá trình hoạt động do đó vòng ngoài ổ lăn chịu tải 
cục bộ . Vì vậy ta chọn chế độ lắp ghép giữa vòng ngoài ổ lăn với may ơ là chế độ lắp 
trung gian . Với chế độ lắp ghép này d−ới tác dụng của lực va đập vòng ngoài ổ lăn có 
thể xoay chuyển một l−ợng nhỏ làm cho điểm phải chịu tải cục bộ thay đổi nh− vậy tuổi 
thọ ổ có thể cao hơn 
 Trong lắp ghép giữa ổ lăn và tang trống thì ổ lăn đóng vai trò là chi tiết trục. 
Chọn miền dung sai chi tiết lỗ là : H7 
 9.3. Chế độ lắp ghép then 
 Then đ−ợc lắp cố định trên trục và lắp động với chi tiết lỗ. Độ dôi của lắp ghép 
đảm bao then không díc chuyển trong quá trình sử dụng còn độ hở lắp ghép để bù trừ 
cho sai số không tránh khỏi của r2nh và độ nghiêng của nó 
 Kiểu lắp then với trục : N9/h9 
 Kiểu lắp then với chi tiết lỗ : Js9/h9