I. Toàn cảnh đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải A Z
Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải là một nhiệm vụ cốt lõi đối với sinh viên ngành cơ khí, trang bị kiến thức nền tảng về chi tiết máy. Mục tiêu chính của đồ án là áp dụng lý thuyết để giải quyết một bài toán kỹ thuật thực tế: xây dựng một hệ thống truyền động hoàn chỉnh từ động cơ đến bộ phận công tác là xích tải. Hệ thống này yêu cầu sự kết hợp nhịp nhàng của nhiều cụm chi tiết máy khác nhau, bao gồm động cơ điện, bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, và nối trục đàn hồi. Việc tính toán và lựa chọn các chi tiết này không chỉ đòi hỏi sự chính xác về mặt số liệu mà còn phải cân nhắc đến các yếu tố như độ bền, hiệu suất, tuổi thọ và tính kinh tế.
Quá trình thực hiện đồ án bắt đầu từ việc phân tích các yêu cầu đầu vào như lực vòng trên xích tải, vận tốc xích, và chế độ làm việc. Từ đó, sinh viên phải tiến hành các bước tính toán tuần tự, bắt đầu bằng việc xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền hợp lý cho toàn hệ thống. Mỗi bộ truyền, từ đai thang đến các cấp bánh răng, đều được thiết kế chi tiết, bao gồm việc chọn vật liệu, xác định các thông số hình học, và quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền theo các điều kiện làm việc cụ thể. Các yếu-tố như tải trọng va đập nhẹ, thời gian phục vụ, và số ca làm việc mỗi ngày đều được đưa vào công thức tính toán để đảm bảo hệ thống hoạt động ổn định và an toàn trong suốt vòng đời thiết kế. Đồ án này không chỉ là một bài tập học thuật mà còn mô phỏng quy trình làm việc của một kỹ sư thiết kế, giúp hình thành tư duy logic và khả năng giải quyết vấn đề kỹ thuật phức tạp.
1.1. Mục tiêu và ý nghĩa của đồ án chi tiết máy
Đồ án môn học Chi Tiết Máy đóng vai trò là cầu nối quan trọng giữa lý thuyết và thực tiễn kỹ thuật. Mục tiêu cơ bản là trang bị cho sinh viên khả năng tư duy và kỹ năng tính toán, thiết kế một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Thông qua việc thực hiện đề tài thiết kế hệ thống dẫn động xích tải, người học phải vận dụng toàn bộ kiến thức đã học về các bộ truyền động như đai, bánh răng, trục vít, và các chi tiết máy tiêu chuẩn như trục, ổ lăn, then. Ý nghĩa của đồ án không chỉ dừng lại ở việc hoàn thành một yêu cầu học tập, mà còn giúp sinh viên làm quen với quy trình thiết kế chuẩn, từ việc đọc hiểu yêu cầu kỹ thuật, lựa chọn phương án, tính toán kiểm nghiệm, đến trình bày bản vẽ và thuyết minh. Đây là nền tảng vững chắc cho công việc của một kỹ sư thiết kế trong tương lai.
1.2. Phân tích sơ đồ và yêu cầu kỹ thuật của xích tải
Sơ đồ hệ thống dẫn động được xác định gồm 5 thành phần chính: (I) Động cơ điện 3 pha không đồng bộ, (2) Bộ truyền đai thang, (3) Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển, (4) Nối trục đàn hồi, và (5) Xích tải. Các thông số kỹ thuật đầu vào cho phương án thiết kế số 09 là cơ sở để tiến hành mọi tính toán. Cụ thể, lực vòng trên xích tải (Ft) là 5700 N, vận tốc xích tải (v) là 1,25 m/s. Hệ thống làm việc một chiều, chịu tải va đập nhẹ, với thời gian phục vụ 8 năm, mỗi năm làm việc 250 ngày và mỗi ngày 1 ca (8 giờ). Chế độ tải trọng thay đổi theo chu kỳ, được mô tả qua biểu đồ tải trọng với các giai đoạn T1, 0,6T1, và 0,8T1. Việc phân tích kỹ lưỡng các yêu cầu này là bước đầu tiên và quan trọng nhất, quyết định tính chính xác của toàn bộ quá trình thiết kế hệ thống dẫn động xích tải.
II. Bí quyết chọn động cơ phân phối tỷ số truyền tối ưu nhất
Việc lựa chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền là giai đoạn nền tảng, quyết định hiệu suất và sự hợp lý của toàn bộ thiết kế hệ thống dẫn động xích tải. Quá trình này bắt đầu bằng việc tính toán công suất làm việc yêu cầu tại trục công tác (xích tải). Dựa trên biểu đồ tải trọng, công suất tương đương được xác định để phản ánh chính xác điều kiện làm việc không ổn định. Từ đó, công suất cần thiết của động cơ được tính toán bằng cách chia công suất tương đương cho hiệu suất chung của toàn hệ thống. Hiệu suất hệ thống là tích của hiệu suất từng bộ phận, bao gồm bộ truyền đai, các cặp bánh răng, các cặp ổ lăn và khớp nối.
Sau khi có công suất cần thiết, bước tiếp theo là xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ. Tỷ số truyền chung được tính toán dựa trên vận tốc yêu cầu của xích tải và vận tốc của động cơ. Tỷ số truyền này sau đó được phân phối một cách hợp lý cho các bộ truyền thành phần: bộ truyền đai thang và hộp giảm tốc hai cấp. Theo kinh nghiệm thiết kế, hộp giảm tốc thường có tỷ số truyền lớn hơn. Việc phân phối này cần tuân theo các giá trị khuyến nghị trong các tài liệu chuyên ngành để đảm bảo kích thước nhỏ gọn, khả năng bôi trơn tốt và hiệu quả kinh tế. Cuối cùng, một động cơ điện tiêu chuẩn được lựa chọn từ catalog sao cho công suất và số vòng quay của nó phải lớn hơn hoặc xấp xỉ bằng các giá trị đã tính toán. Việc lựa chọn chính xác sẽ đảm bảo động cơ không bị quá tải và hệ thống vận hành ổn định.
2.1. Xác định công suất cần thiết và chọn động cơ điện phù hợp
Công suất trên xích tải được tính theo công thức: Pxt = (Ft * v) / 1000 = (5700 * 1,25) / 1000 = 7,13 kW. Do tải trọng thay đổi, công suất tương đương được xác định là 5,35 kW. Hiệu suất chung của hệ thống (ηch) được tính bằng tích hiệu suất của các bộ phận: ηch = 0,86. Từ đó, công suất cần thiết của động cơ là Pct = Ptd / ηch = 5,35 / 0,86 = 6,22 kW. Số vòng quay của đĩa xích tải là nct = 62 vòng/phút. Số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb = nct * ich = 62 * 40 = 2480 vòng/phút. Dựa trên hai điều kiện Pct ≥ 6,22 kW và nsb ≈ 2480 vòng/phút, tra bảng PI.3 tài liệu [1], động cơ 4A112M2Y3 được chọn với các thông số: Công suất 7,5 kW và vận tốc quay 2922 vòng/phút, hoàn toàn thỏa mãn yêu cầu.
2.2. Nguyên tắc phân phối tỷ số truyền cho hộp giảm tốc
Sau khi chọn động cơ, tỷ số truyền chung thực tế của hệ thống được tính lại: ich = nđc / nct = 2922 / 62 = 47,1. Tỷ số truyền này được phân phối cho các bộ truyền. Tỷ số truyền của hộp giảm tốc được chọn sơ bộ uhgt = 10. Do đó, tỷ số truyền của bộ truyền đai là uđ = ich / uhgt = 47,1 / 10 = 4,71. Bên trong hộp giảm tốc, tỷ số truyền được phân chia cho hai cấp: cấp nhanh và cấp chậm. Theo bảng 3.1 tài liệu [1], tỷ số truyền cấp nhanh được chọn là un = 3,83 và tỷ số truyền cấp chậm là uc = 2,61. Việc phân phối này nhằm đảm bảo cân bằng về kích thước và khả năng chịu tải giữa hai cấp bánh răng, tối ưu hóa kết cấu chung của hộp giảm tốc.
2.3. Lập bảng thông số công suất và momen xoắn trên các trục
Dựa trên tỷ số truyền đã phân phối, các thông số động học và động lực học trên từng trục được tính toán chi tiết. Bảng thông số này là dữ liệu đầu vào quan trọng cho việc thiết kế từng chi tiết máy. Cụ thể: Trục động cơ có n = 2922 vg/ph, P = 8,29 kW. Trục I (sau bộ truyền đai, trục vào cấp nhanh) có nI = 620,38 vg/ph, PI = 7,8 kW. Trục II (sau cấp nhanh, trục vào cấp chậm) có nII = 161,98 vg/ph, PII = 7,57 kW. Trục III (trục công tác, sau cấp chậm) có nIII = 62,06 vg/ph, PIII = 7,35 kW. Momen xoắn trên mỗi trục cũng được xác định, ví dụ trên trục động cơ Tđc = 27094,285 Nmm. Bảng này cung cấp một cái nhìn tổng quan về sự thay đổi công suất và momen qua từng giai đoạn truyền động.
III. Phương pháp thiết kế bộ truyền đai thang và bánh răng nhanh
Thiết kế các bộ truyền là phần trọng tâm của đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải. Quá trình này bao gồm bộ truyền đai thang và bộ truyền bánh răng cấp nhanh. Bộ truyền đai thang, với vai trò là bộ truyền ngoài hộp giảm tốc, có nhiệm vụ giảm sơ bộ tốc độ và bảo vệ động cơ khỏi quá tải nhờ khả năng trượt trơn. Việc thiết kế bắt đầu bằng việc chọn loại đai (ví dụ, đai loại B) dựa trên công suất và số vòng quay. Các thông số hình học như đường kính bánh đai, khoảng cách trục, và chiều dài đai được tính toán để đảm bảo tỷ số truyền yêu cầu và góc ôm hợp lý. Số lượng đai cần thiết được xác định để truyền đủ công suất mà không gây quá tải cho từng sợi đai.
Đối với bộ truyền bánh răng cấp nhanh, đây là cấp chịu tốc độ quay cao nhất trong hộp giảm tốc. Do đó, yêu cầu về độ chính xác và vật liệu chế tạo rất quan trọng. Vật liệu thường được chọn là thép C45 tôi cải thiện. Quá trình thiết kế bắt đầu bằng việc xác định ứng suất cho phép (tiếp xúc và uốn) dựa trên độ rắn bề mặt và chế độ làm việc. Khoảng cách trục được xác định sơ bộ, từ đó tính toán modul, số răng, và góc nghiêng của răng. Sau khi có các thông số hình học, bước quan trọng nhất là kiểm nghiệm độ bền. Răng bánh răng phải được kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc để chống tróc rỗ bề mặt và độ bền uốn để chống gãy răng ở chân. Các tính toán này đảm bảo bộ truyền hoạt động bền bỉ, êm ái và đạt được tuổi thọ thiết kế.
3.1. Tính toán thông số kỹ thuật cho bộ truyền đai thang
Với công suất truyền P = 8,29 kW và số vòng quay n = 2922 vg/ph, đai thang loại B được lựa chọn. Đường kính bánh đai nhỏ được chọn là d1 = 160 mm, vận tốc đai v = 24,48 m/s. Đường kính bánh đai lớn được tính toán và chọn theo tiêu chuẩn d2 = 710 mm, cho tỷ số truyền thực tế là u = 4,53. Khoảng cách trục được tính toán lại là a = 659,36 mm và chiều dài đai tiêu chuẩn L = 2800 mm. Góc ôm trên bánh đai nhỏ α1 = 132,45°, lớn hơn giới hạn cho phép. Số đai cần thiết được tính là z = 3,38, do đó chọn 4 đai. Cuối cùng, lực tác dụng lên trục được xác định là Fr = 1530,4 N, là thông số quan trọng để thiết kế trục và chọn ổ lăn.
3.2. Lựa chọn vật liệu và xác định ứng suất cho bánh răng nhanh
Vật liệu cho cả hai bánh răng của cấp nhanh là thép C45 tôi cải thiện. Độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ được chọn là HB1 = 260 và bánh lớn là HB2 = 245 để đảm bảo sự mòn đều. Từ đó, giới hạn bền mỏi tiếp xúc và bền mỏi uốn được xác định. Ứng suất tiếp xúc cho phép được tính sơ bộ là [σH] = 522,73 MPa và ứng suất uốn cho phép cho bánh nhỏ là [σF]1 = 267,43 MPa, bánh lớn là [σF]2 = 252 MPa. Các giá trị ứng suất cho phép này là ngưỡng an toàn mà vật liệu có thể chịu đựng trong suốt quá trình làm việc, được sử dụng để kiểm nghiệm lại độ bền của bộ truyền sau khi đã có các thông số hình học cụ thể.
3.3. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn của răng
Sau khi xác định các thông số hình học (mô đun m=3, số răng z1=27, z2=104, bề rộng vành răng b=60 mm), bộ truyền được kiểm nghiệm độ bền. Ứng suất tiếp xúc thực tế tính được là σH = 360,08 MPa, nhỏ hơn ứng suất cho phép [σH] = 522,73 MPa, do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. Tương tự, ứng suất uốn thực tế tại chân răng bánh dẫn là σF1 = 61,61 MPa và bánh bị dẫn là σF2 = 58,37 MPa. Cả hai giá trị này đều nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép tương ứng. Kết quả kiểm nghiệm khẳng định bộ truyền bánh răng cấp nhanh được thiết kế đủ bền để hoạt động an toàn dưới tải trọng cho trước.
IV. Hướng dẫn tính toán bộ truyền bánh răng chậm và thiết kế trục
Giai đoạn tiếp theo trong thiết kế hệ thống dẫn động xích tải tập trung vào bộ truyền bánh răng cấp chậm và hệ thống trục đỡ. Bộ truyền cấp chậm là cấp chịu momen xoắn lớn nhất trong hộp giảm tốc, do đó yêu cầu cao về khả năng chịu tải và độ bền. Quy trình thiết kế tương tự cấp nhanh, bao gồm chọn vật liệu (thường là thép C45), xác định ứng suất cho phép, và tính toán các thông số ăn khớp. Tuy nhiên, do momen lớn hơn, kích thước của bánh răng cấp chậm (mô đun, đường kính, bề rộng) thường lớn hơn cấp nhanh. Việc kiểm nghiệm độ bền uốn và bền tiếp xúc là bước bắt buộc để đảm bảo răng không bị phá hủy khi vận hành.
Song song với thiết kế bánh răng là công việc thiết kế trục. Trục trong hộp giảm tốc không chỉ chịu momen xoắn để truyền công suất mà còn chịu momen uốn do lực từ các bộ truyền (đai, bánh răng) tác dụng lên. Quá trình thiết kế trục bao gồm các bước: chọn vật liệu trục, xác định sơ bộ đường kính trục dựa trên momen xoắn, xác định khoảng cách giữa các gối đỡ (ổ lăn) và điểm đặt lực. Sau đó, các phản lực tại gối đỡ được tính toán. Bước quan trọng nhất là vẽ biểu đồ momen uốn và momen xoắn dọc theo chiều dài trục để xác định các tiết diện nguy hiểm, nơi có momen tương đương lớn nhất. Tại các tiết diện này, đường kính trục được tính toán kiểm nghiệm theo điều kiện bền, đảm bảo trục không bị biến dạng quá mức hoặc gãy hỏng.
4.1. Quy trình thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm chịu tải lớn
Bộ truyền cấp chậm nhận momen xoắn đầu vào T = 446311,273 Nmm. Vật liệu được chọn là thép C45 tôi cải thiện. Các thông số được xác định: mô đun pháp m = 3, số răng z1 = 46, z2 = 120, bề rộng vành răng b = 75 mm. Sau khi tính toán, ứng suất tiếp xúc thực tế là σH = 361,61 MPa, nhỏ hơn giá trị cho phép. Ứng suất uốn tại chân răng bánh dẫn là σF1 = 87,45 MPa và bánh bị dẫn là σF2 = 86,06 MPa, đều thỏa mãn điều kiện bền. Ngoài ra, việc kiểm tra điều kiện bôi trơn cũng được thực hiện để đảm bảo dầu có thể ngập đủ chiều cao chân răng của bánh răng lớn, đảm bảo làm mát và giảm mài mòn.
4.2. Phân tích lực và tính sơ bộ đường kính các trục chính
Vật liệu trục được chọn là thép C45 thường hóa với ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15-30 MPa. Đường kính sơ bộ của các trục được tính dựa trên công thức chỉ xét đến momen xoắn. Ví dụ, đường kính sơ bộ trên trục 1 (trục vào cấp nhanh) được tính là d1 ≥ 31,5 mm. Tương tự, đường kính sơ bộ cho trục 2 (trục trung gian) là d2 ≥ 43,4 mm và trục 3 (trục ra) là d3 ≥ 57,34 mm. Các giá trị này là cơ sở để chọn kích thước lắp ghép với ổ lăn và bánh răng, và sẽ được tính toán lại chính xác ở bước kiểm nghiệm bền.
4.3. Vẽ biểu đồ momen và xác định các điểm nguy hiểm trên trục
Để vẽ biểu đồ momen, trước tiên cần xác định các lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai và các cặp bánh răng. Các lực này bao gồm lực vòng (Ft), lực hướng tâm (Fr), và lực dọc trục (Fa). Sau khi xác định phản lực tại các gối đỡ (ổ lăn), biểu đồ momen uốn trong hai mặt phẳng (xOz và yOz) và biểu đồ momen xoắn được dựng lên. Từ đó, biểu đồ momen uốn tổng hợp và momen tương đương được tính toán. Tiết diện nguy hiểm là nơi có giá trị momen tương đương cực đại. Việc xác định chính xác các tiết diện này là cực kỳ quan trọng để kiểm nghiệm độ bền và đảm bảo an toàn cho trục khi làm việc.
V. Cách chọn ổ lăn nối trục và các chi tiết phụ quan trọng khác
Hoàn thiện thiết kế hệ thống dẫn động xích tải đòi hỏi việc lựa chọn và tính toán các chi tiết máy tiêu chuẩn như ổ lăn và nối trục đàn hồi, cũng như thiết kế các chi tiết phụ của vỏ hộp. Ổ lăn có vai trò đỡ các trục quay, giảm ma sát và định vị trục. Việc lựa chọn ổ lăn phụ thuộc vào tải trọng tác dụng (lực hướng tâm và lực dọc trục), tốc độ quay và đường kính trục tại vị trí lắp ổ. Dựa trên các phản lực đã tính toán ở phần thiết kế trục, loại ổ lăn phù hợp (ví dụ: ổ bi đỡ, ổ bi đỡ chặn) được chọn từ catalog. Sau đó, ổ lăn phải được kiểm nghiệm về khả năng tải động (để đảm bảo tuổi thọ) và khả năng tải tĩnh (để tránh biến dạng dư khi đứng yên hoặc quay chậm).
Nối trục đàn hồi được sử dụng để nối trục ra của hộp giảm tốc với trục của máy công tác (xích tải). Nó không chỉ truyền momen xoắn mà còn có khả năng bù sai lệch tâm giữa các trục và giảm chấn động. Việc lựa chọn nối trục dựa trên momen xoắn cần truyền và đường kính trục. Các chi tiết của nối trục, như chốt và vòng đàn hồi, cũng cần được kiểm nghiệm về độ bền dập và bền cắt. Ngoài ra, các chi tiết phụ như vỏ hộp, que thăm dầu, nút thông hơi, và vòng phớt cũng phải được thiết kế hoặc lựa chọn cẩn thận để đảm bảo hệ thống hoạt động kín, bôi trơn tốt và dễ dàng bảo dưỡng.
5.1. Tính toán và lựa chọn ổ lăn cho từng trục chịu tải
Dựa trên lực hướng tâm và lực dọc trục tác dụng lên gối đỡ, các ổ lăn được lựa chọn và kiểm nghiệm. Ví dụ, cho trục 1, ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46307 được chọn. Sau khi tính toán tải trọng động quy ước (Q = 3410,12 N), khả năng tải động yêu cầu được xác định là Ctt = 28,7 kN, nhỏ hơn khả năng tải động của ổ trong catalog (C = 33,4 kN). Tuổi thọ tính toán của ổ là 25242 giờ, lớn hơn nhiều so với yêu cầu thiết kế. Quá trình tính toán tương tự được áp dụng cho các ổ lăn trên trục 2 và trục 3, đảm bảo tất cả đều thỏa mãn điều kiện về tuổi thọ và khả năng chịu tải.
5.2. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và các chi tiết phụ trợ
Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế từ vật liệu gang xám GX15-32. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp như chiều dày thành, mặt bích, và gân tăng cứng được xác định dựa trên khoảng cách trục lớn nhất (A = 450 mm). Các chi tiết phụ cũng được thiết kế tiêu chuẩn: nắp cửa thăm để kiểm tra và đổ dầu; nút thông hơi để cân bằng áp suất; que thăm dầu để kiểm tra mức dầu; và nút tháo dầu để thay thế dầu bôi trơn. Thiết kế này đảm bảo độ cứng vững, khả năng tản nhiệt và sự thuận tiện trong quá trình vận hành và bảo dưỡng hệ thống.
5.3. Lựa chọn nối trục đàn hồi và kiểm nghiệm sức bền chốt
Để nối trục III của hộp giảm tốc với xích tải, một nối trục vòng đàn hồi được lựa chọn dựa trên momen xoắn tính toán T = 1131042,539 Nmm và đường kính trục d = 55 mm. Theo bảng 16.10a tài liệu [3], nối trục với momen danh nghĩa Tdn = 2000 Nm được chọn. Sau khi chọn, các chi tiết của nối trục được kiểm nghiệm lại. Sức bền dập của vòng đàn hồi và sức bền cắt của chốt được tính toán và cho thấy chúng đều thỏa mãn điều kiện bền, đảm bảo nối trục có khả năng truyền tải an toàn và ổn định.
VI. Tầm quan trọng của dung sai và lắp ghép trong thiết kế cơ khí
Chương cuối cùng của đồ án thiết kế hệ thống dẫn động xích tải tập trung vào một khía cạnh cực kỳ quan trọng trong chế tạo cơ khí: dung sai và lắp ghép. Mặc dù các tính toán về độ bền và thông số hình học đã hoàn tất, việc hiện thực hóa thiết kế thành một sản phẩm hoạt động trơn tru phụ thuộc rất nhiều vào việc quy định độ chính xác cho các chi tiết. Không có chi tiết nào có thể được gia công với kích thước tuyệt đối chính xác, do đó dung sai là khoảng sai lệch cho phép của kích thước. Lắp ghép là mối quan hệ được tạo ra bởi sự chênh lệch kích thước giữa hai chi tiết được lắp với nhau (ví dụ: trục và lỗ).
Việc chọn kiểu lắp ghép phù hợp cho từng mối nối là tối quan trọng. Ví dụ, mối ghép giữa vòng trong ổ lăn và trục thường là lắp trung gian hoặc lắp có độ dôi nhỏ (lắp chặt) để tránh hiện tượng xoay trượt. Ngược lại, vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp thường được lắp lỏng để cho phép giãn nở vì nhiệt. Bánh răng và trục thường được lắp chặt thông qua then để truyền momen xoắn. Việc quy định sai kiểu lắp có thể dẫn đến các hậu quả nghiêm trọng như kẹt ổ bi, bánh răng bị lỏng, hoặc khó khăn trong việc tháo lắp. Do đó, việc xây dựng bảng dung sai chi tiết cho tất cả các mối lắp quan trọng là bước cuối cùng để hoàn thiện hồ sơ thiết kế, đảm bảo tính công nghệ và khả năng làm việc của sản phẩm.
6.1. Nguyên tắc chọn các kiểu lắp ghép cho chi tiết máy
Việc lựa chọn kiểu lắp ghép dựa trên chức năng và điều kiện làm việc của từng chi tiết. Đối với ổ bi đỡ chặn, vòng trong chịu tải tuần hoàn nên được lắp theo hệ thống trục với kiểu lắp trung gian có độ dôi (k6) để chống xoay. Vòng ngoài chịu tải cục bộ được lắp theo hệ thống lỗ, kiểu lắp trung gian H7 để cho phép dịch chuyển dọc trục. Đối với bánh răng lắp trên trục, tải trọng vừa và có va đập nhẹ, kiểu lắp ghép H7/k6 được chọn để đảm bảo truyền momen tốt mà vẫn có thể tháo lắp. Các chi tiết như nắp ổ và thân ổ được lắp lỏng (H7/e8) để dễ dàng điều chỉnh và lắp đặt.
6.2. Xây dựng bảng dung sai lắp ghép cho bánh răng và ổ bi
Dựa trên các kiểu lắp đã chọn, một bảng dung sai lắp ghép chi tiết được thiết lập. Bảng này quy định sai lệch giới hạn trên (ES, es) và sai lệch giới hạn dưới (EI, ei) cho từng kích thước danh nghĩa. Ví dụ, với bánh răng 1 có đường kính lỗ 40 mm, lắp theo kiểu H7/k6, sai lệch cho lỗ (H7) là +25/0 µm và cho trục (k6) là +18/+2 µm. Tương tự, với vòng trong ổ bi trên trục I (đường kính 35 mm), kiểu lắp k6 có sai lệch là +18/+2 µm. Bảng dung sai này là chỉ dẫn quan trọng cho quá trình gia công, đảm bảo các chi tiết được sản xuất với độ chính xác yêu cầu, tạo điều kiện cho việc lắp ráp và vận hành hệ thống một cách tối ưu.
