Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động làcông 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
Thiết kế các bộ truyền
Bộ truyền bánh răng
2.3.1 Chọn vật liệu chế tạo Điều kiện làm việc của bộ truyền bánh răng trụ thẳng
+ Mômen xoắn trên trục dẫn: T = (Nmm)1
+ Số vòng quay trên trục dẫn: n = 475 (v/p)1
+ Công suất trên trục dẫn: P = 4,47 (kW)1
+ Thời gian phục vụ: →L = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)h
Chọn vật liệu làm bánh răng theo bảng 6.1, trang 92 [1]:
- Bánh chủ động (nhỏ): Chọn thép C45 tôi cải thiện, có HB = 250, ,1
- Bánh bị động (lớn): Chọn thép C45 tôi cải thiện, có HB = 240, ,2
Ta có: HB1 ≥ HB2 + (10…15)HB (trang 91 [1])
2.3.2 Ứng suất bánh răng tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc được xác định theo công thức 6.1 trang 91, ta có: lim
+ : giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với số chu kỳ cơ sở tra bảng 6.2 trang 92:
+ S : Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 6.2: H
+ K : Hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức 6.3 trang 93:HL
,–số chu kì thay đổi ứng suất tương đương theo công thức 6.6 trang 93:Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh
- Thời gian phục vụ: →L = 8.300.2.8 = 38400 (giờ)h
- N số chu kỳ làm việc cơ sở theo công thức 6.5 trang 93:HO
- m bậc đường cong mỏi, có giá trị bằng 6H
Vì theo tài liệu trang 94:
- Khi tính K và K theo các công thức 6.3 và 6.4 cần chú ý rằng bắt đầu từHL FL
NHO và N đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành,FO tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi Vì vậy khi tính ra N > N thì lấy N = N để tính, do đó K = 1; cũng thế khi tính raHO FO HO FO HL
NFE > N thì lấy N = N để tính và K = 1FO FO FO FL
Vì theo tài liệu trang 92:
Y - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thườngR
YR = 1, khi mặt lượn được đánh bóng Y = 1,05 1,2R
Y = 1,08 – 0,0695ln(m) – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tậps trung ứng suất, trong đó m – mô đun, tính bằng mm
KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; KxF lần lượt bằng 1 ; 0,95 ; 0,92 ; 0,85 ứng với d ≤ 400 ; 700 ; 1000 và 1500 mma
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z Z K = 1 và lấy Y Y Y = 1, do đóR V xH R S xF các công thức 6.1 và 6.2 trở thành như sau:
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng là:
2.3.3 Ứng suất uốn cho phép:
- Ứng suất uốn được tính theo công thức 6.2 trang 93:
+ là giới hạn mỏi uốn, tương ứng với số chu kỳ cơ sở được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 6.2 trang 92:
+ là hệ số an toàn trung bình, tra theo bảng 6.2 S = 1,75F
+ K là hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, chọn KFC FC
+ K là hệ số tuổi thọ, được xác định theo công thức 6.4 trang 93:FL
- mF là số mũ; Khi độ rắn của răng H ≤ 350HB và đối với bánh răng được mài mặt lượn chân răng thì m = 6, khi đó 2 ≥ KF FL ≥ 1.
- NFO là số chu kỳ cơ sở, thông thường lấy N = 4.10 đối với tất cả cácFO 6 loại thép.
- NFE là số chu kỳ làm việc tương đương.
Khi làm việc với chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc N theo chỉ số mũ m củaFE F đường cong mỏi, có thể tính theo công thức 6.6, trang 93, như sau:
,–số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
Vì theo tài liệu cuối trang 94:
- Khi tính K và K theo các công thức 6.3 và 6.4 cần chú ý rằng bắt đầu từHL FL
NHO và N đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành,FO tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi Vì vậy khi tính ra N > N thì lấy N = N để tính, do đó K = 1; cũng thế khi tính raHO FO HO FO HL
NFE > N thì lấy N = N để tính và K = 1FO FO FO FL
N > NFE1 FO1, NFE2 > N nên K = 1,FO2 FL1 K = 1FL2
Vì theo tài liệu trang 92:
Y - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thườngR
YR = 1, khi mặt lượn được đánh bóng Y = 1,05 1,2R
Y = 1,08 – 0,0695ln(m) – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tậps trung ứng suất, trong đó m – mô đun, tính bằng mm
KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; KxF lần lượt bằng 1 ; 0,95 ; 0,92 ; 0,85 ứng với d ≤ 400 ; 700 ; 1000 và 1500 mma
Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z Z K = 1 và lấy Y Y Y = 1, do đóR V xH R S xF các công thức 6.1 và 6.2 trở thành như sau: Ứng suất quá tải cho phép:
Ta tính theo công thức 6.13 và 6.14 ở trang 95:
+ Ứng suất tiếp xúc quá tải cho phép : [σH]max = 2,8.σ = 2,8.450 60 (MPa)ch
+ Ứng suất uốn quá tải cho phép ( khi HB ≤ 350): [σF1]max = 0,8.σ = 0,8.580 =ch1
2.3.4 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ thẳng
Tính theo độ bền tiếp xúc
Chọn hệ số chiều rộng vành răng theo tiêu chuẩn là hệ số chiều rộng vành răng được chọn theo bảng 6.6, trang 97: do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên ; chọn
Tính theo công thức 6.16 trang 97:
Dựa vào tra bảng 6.7, trang 98 [1], chọn hệ số phân bố đều tải trọng theo sơ đồ
6, Hệ số tập trung tải trọng
Khoảng cách trục được tính theo công thức 6.15a, trang 96 [1], do là bánh răng trụ răng thẳng:
Tra bảng 6.5, trang 96 [1], ta có K = 49,5 vì bánh răng thẳnga
- Với các hộp giảm tốc tiêu chuẩn được chế tạo ở các nhà máy chuyên môn, việc hạn chế kích cỡ hộp rất quan trọng, vì trong cùng một vỏ hộp có thể chế tạo một số hộp giảm tốc có những đặc tính khác nhau Tiêu chuẩn SEV229-75 quy định các trị số sau đây cho :
- Trong sản xuất hàng loạt nhỏ hoặc sản xuất đơn chiếc, khoảng cách trục không cần lấy theo các giá trị tiêu chuẩn trên đây, nhưng nên làm tròn đến các giá trị tận cùng bằng 0 và 5, hoặc có khi người thiết kế muốn cải thiện một vài chỉ tiêu ăn khớp, cả hai yêu cầu đó có thể đạt được bằng cách cắt răng dịch chỉnh
Theo tiêu chuẩn chọn a = 160 (mm)w
- Bánh bị dẫn ( bánh lớn):
Môđun m được tính theo công thức 6.17, trang 97: m = (0,01(0,01
Chọn m = 2 theo tiêu chuẩn bảng 6.8 trang 99
- Góc nghiêng răng sơ bộ: β=0 0
- Số răng tính theo công thức trang 6.19, 6.20, 6.20 trang 99:
- Tính lại tỉ số truyền:
- Tính lại khoảng cách trục:
2.3.8 Xác định các kích thước của bộ truyền
- Các công thức dưới đây xác định các kích thước của bộ truyền theo bảng 6.11, trang 104:
Đường kính vòng chân răng:
Đường kính vòng cơ sở:
- Góc profin gốc Theo TCVN 1065-71:
- Góc ăn khớp (bánh răng không dịch chỉnh):
Theo công thức 6.38b, trang 105 ta tính Hệ số trùng khớp ngang:
2.3.9 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác
Vận tốc bánh răng được tính theo công thức 6.40 trang 106:
Tra bảng 6.13, trang 106, bánh răng trụ thẳng v = 1,73 m/s < 2 m/s, chọn cấp chính xác 9.
2.3.10 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền
2.3.11 Kiểm nghiệm bánh răng theo độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiên sau, công thức 6.33, trang 105 [1]:
ZM là hệ số kể đến có tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, do cặp vật liệu đều làm bằng thép Tra bảng 6.5, trang 96 [1], ta được Z = 274 MPaM
Theo công thức 6.34, trang 105[1]: là hệ số kể đến sự trùng hợp của răng xúc ( công thức 6.36a, trang 105 [1]).
KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, theo công thức 6.39, trang 106 [1], ta có
+ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7, trang 98 [1]: ( bảng ghim nằm ở phía trên)
+ là là hệ số kể đến sụ phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, trị số của đối với bánh răng thẳng tra ở bảng 6.14, trang 107 [1] Ta được:
KHV là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức 6.41, trang 107 [1] :
Dựa vào công thức 6.42 trang 107:
Hệ số ảnh hưởng các sai số : Dựa vào bảng 6.15 trang 107:
Hệ số ảnh hưởng sai lệch các bước bánh răng : = 73 Dựa vào bảng 6.16 trang 107
(Chiều rộng vành răng) Dựa vào công thức trang 108 dưới đây :
=> Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:
2.3.12 Kiểm nghiệm bánh răng theo độ bề uốn
Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng động cho các đôi răng đồng thời ăn khớp , bảng 6.14, trang 107 [1].
Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp bảng 6.15, trang 107 [1].
Trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g = 73 bảng 6.16,0 trang 107 [1].
Hệ số xét đến độ nhạy của vật lệch cới tập trung ứng xuất
Hệ số xét đến độ nhám bề mặt lượn chân răng trang 92:
Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu ,032
Hệ số xét đến kích thướt bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
Ta thay các giá trị trên vào công thức 6.43 trang 108:
2.3.13 Kiểm nghiệm bánh răng về quá tải
- Ứng suất quá tải cho phép : [H]max = 2,8 ch2 = 2,8 450 = 1260 MPa;
[F1]max = 0,8 ch1 = 0,8 580 = 464 MPa; [F2 max] = 0,8 ch2 = 0,8 450 = 360 MPa;
- Hệ số quá tải ( cuối trang 109): K = T / T = 1,3 qt max
- Để kiểm nghiệm bánh răng quá tải t dựa vào công thức 6.48 và 6.49 trang 110:
F1max = F1 K = 1,3 = 334,282 MPa < [qt F1]max = 464 MPa
Vì F1max < [F1]max ,F2max < [F2]max nên răng thoả mãn.
Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn
Bảng 3.2 thông số bộ truyền cấp chậm:
Thông số Ký hiệu Giá trị
Góc nghiêng răng 0 0 Đường kính vòng chia d1 70 (mm) d2 248 (mm) Đường kính vòng lăn dw1 69,89 (mm) dw2 (mm) Đường kính vòng đỉnh da1 74 (mm) da2 252 (mm) Đường kính vòng chân răng df1 65 (mm) df2 243 (mm) Đường kính vòng cơ sở db1 (mm) db2 (mm)
Bề rộng vành răng b1 69 (mm) b2 64 (mm)
Thiết kế Trục – Then – Khớp nối - Ổ lăn
Chọn vật liệu làm trục
Dùng thép C45 thường hoá có: σ = 600 (Mpa) b [τ] = 15 ÷ 30 (Mpa)
Thông số làm việc của trục
Mômen xoắn trên trục 1: T = 89870,52 (Nmm)1
Mômen xoắn trên trục 2: T = 303344,54 (Nmm)2
Thiết kế trục
Hình 1 Hình ảnh thiết kế trục
Xác định chiều dài trục
3.4.1 Xác định sơ bộ đường kính trục:
- Công thức tính đường kính trục:
- Ứng suất tiếp cho phép:
- Đường kính sơ bộ trục I: Chọn
- Đường kính sơ bộ trục II: Chọn
- Chọn theo tiêu chuẩn, từ bảng 10.2 trang 189,[1], chọn sơ bộ đường kính d và chiều rộng ổ lăn:
- Theo bảng 10.3 trang 189, [1], ta chọn:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
Chiều cao nắp ổ đến đầu bulông
3.4.3 Chiều dài các đoạn trục
- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh đai theo công thức 10.10 trang 189-[1] lmđ = (1,2÷1,5 ).d = (1,2÷1,5).35 = 42 ÷ 52,5, Chọn l = 50 mm1 mđ
- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ đĩa xích theo công thức 10.10 trang 189-[1] lmx= (1,2÷1,5 ).d = (1,2÷1,5).40 = 48÷ 60, chọn l = 60 mm2 mx
- Chọn chiều dài mayơ bánh răng Z :1 lm1= b = 69mmw1
- Chọn sơ bộ chiều dài mayơ bánh răng Z :2 lm2= (1,2÷1,5 ).d = (1,2÷1,5).40 = 48 ÷ 60, chọn l = b = 52mm2 m2 w2
3.5 Tính phản lực tại các gối đỡ và biểu đồ Mômen:
- Giả sử lực tại các ổ lăn được phân bố như sau:
Hình 2 Hình Phân tích lực
Các lực tác dụng lên trục:
- Lực dây đai tác dụng lên trục I
Hình 3 Biểu đồ momen của trục I
Mômen uốn tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:
Đường kính các tiết diện nguy hiểm:
Tra bảng 10.5 ta có: [σ] = 63 (Mpa)
Chọn: d 0mm, d 0mm, d %mm, dA B C D2mm
Các lực tác dụng lên trục:
Lực tác dụng lên bánh răng lớn cấp chậm:
Lực bộ truyền xích tác dụng lên trục:
FX 759,61 N + Trong mặt phẳng Oyz:
Hình 4 Biểu đồ momen của trục II
Mômen uốn tương đương tại các tiết diện nguy hiểm:
Đường kính các tiết diện nguy hiểm:
Tra bảng 10.5 ta có: [σ] = 63 (Mpa)
Chọn: d @mm, d @mm, d Bmm, dA B C D8mm
Thiết kế then
- Gia công rãnh then trên trục dùng phương pháp phay bằng dao phay ngón
- Ta cần kiệm nghiệm mối ghép và độ bền dập theo c.t(9.1)
Và độ bền cắt theo c.t (9.2) với l =1,35 d hoặc l t t =(0,8÷0,9)l m
Trên trục I lắp then tại tiết diện D: d 2 (mm) ; l ≈ (0,8÷0,9)l chọn theoD t m1 tiêu chuẩn l = 56 mm t
- Theo bảng (9.1a) : b = 10 (mm) ; h =8(mm) ; t =5(mm)1
Theo bảng (9.5): d 100 MPa d d Điều kiện bền kéo: theo công thức (9.2):
Thỏa điều kiện bền dập và bền kéo
Chú ý: Chiều dài then bằng chọn theo dãy sau : 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22,
Trên trục II lắp then tại tiết diện C: d B (mm) ; l ≈ (0,8÷0,9)l chọn theoC t m2 tiêu chuẩn l = 50 mm t
- Theo bảng (9.1a) : b = 12 (mm) ; h =8(mm) ; t =5(mm)1
Theo bảng (9.5): d 100 MPa d d Điều kiện bền kéo: theo công thức (9.2):
Thỏa điều kiện bền dập và bền kéo
Chú ý: Chiều dài then bằng chọn theo dãy sau : 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22,
Tính toán và thiết kế ổ lăn
Tải trọng hướng tâm của ổ:
Theo bảng P2.7 phụ lục[1] Tr.255 ta chọn ổ bi đỡ 1 dày cỡ trung 306: d = 30mm, D = 72mm, B = 19 mm, r =2 mm, [C] = 22 kN,
Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
- Vì ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên tính toán tại B
Bố trí ổ như trên hình vẽ
- Lực dọc trục tác dụng lên các ổ: F = FaA aB=ΣFa = 0
- Tải trọng đô ¯ng qui ước:
Q=(XVF +YF )KrB aB tKd=(1.1.+0.0)1.1 = 1,58 (kN)
- Kiểm tra khả năng tải đô ¯ng:
Kiểm tra khả năng tải trọng tĩnh
Tải trọng tĩnh tính toán:
Co=X F +Y Fo rB o aB= 0,6.1584,42+ 0,5.0 = 950,65 (N) < [C ]= 15,1(kN)o
Theo bảng P2.7 phụ lục[1] Tr.255 ta chọn ổ bi đỡ 1 dày cỡ trung 310: d = 50mm, D = 110mm, B = 27 mm, r =3 mm, [C] = 48,5 kN,
Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Bố trí ổ như trên hình vẽ
- Lực dọc trục tác dụng lên các ổ: F = FaA aB=ΣFa = 0
- Tải trọng đô ¯ng qui ước:
Q=(XVF +YF )KrB aB tKd=(1.1.+0.0)1.1 = 6,74 (kN)
- Kiểm tra khả năng tải đô ¯ng:
Kiểm tra khả năng tải trọng tĩnh
Tải trọng tĩnh tính toán:
Co=X F +Y Fo rB o aB= 0,6.6748,03+ 0,5.0 = 4048,81 (N) < [C ]= 36,3(kN)o
Thiết kế vỏ hộp chọn các chi tiết phụ
Kích thước hộp giảm tốc đúc
Lâ ¯p bảng giá trị theo Bảng 18-1
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn
Chiều cao, h Độ dốc e=(0,8÷1).δ =(0,8÷1).10=8÷10 h < 58 khoảng 2 0
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04.a+10=0,04.180+10,2 d =(0,7÷0,8).d ÷162 1 d =(0,8÷0,9).d ,2÷12,63 2
R2 (Bán kính cong gối trục)
Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
40 mmKích thước gối trục 1:
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
C=D3/2/2E mm (Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 2: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
C=D3/25/2g,5 mm (Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Kích thước gối trục 3: Đường kính lỗ lắp ổ lăn, D Đường kính tâm lỗ vít, D2 Đường kính ngoài, D3
C (k/c tâm bulong đến tâm lỗ)
(Bảng 18.2/tr88) Phụ thuộc kết cấu
Chiều dày (không có phần lồi): S1
Bề rộng mặt đế hộp: K1 q
Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn
Khe hở giữa các chi tiết:
Bánh răng với thành trong hộp, Δ Đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Mặt bên các bánh răng với nhau Δ=(1÷1,2) δ ÷12 Δ1=(3÷5) δ 0÷50 Δ2 ≥ δ
Số lượng bulong nền Z(chẵn) 6 cái
4.2 Chọn các chi tiết phụ
4.2.1 Nắp quan sát (Bảng 18-5) Để kiểm tra, quan sát các chi tiết bên trong hộp giảm tốc khi lắp, để đổ dầu vào hộp dễ dàng, trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp nút thông hơi.Theo bảng 18-5 ta có kích thước nắp quan sát như sau:
Chọn nắp quan sát có kích thước như hình vẽ:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa, trao đổi không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của hộp Hình dạng và kích thước cơ bản của nút như sau:
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất Do đó ta cần phải thay dầu mới cho HGT Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp ta để lỗ tháo dầu Để tháo dầu được dễ dàng, đáy hộp ta làm dốc về phía có lỗ tháo dầu Tại vị trí tháo dầu, ta phay lõm xuống một chút.
Hộp giảm tốc được bôi trơn bằng cách ngâm dầu và bắn tóe nên lượng dầu trong hộp phải đảm bảo điều kiện bôi trơn Để biết được mức dầu trong hộp ta cần có thiết bị chỉ dầu Ở đây ta sử dụng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu.Hình dạng và kích thước cơ bản của que thăm dầu như hình vẽ A0
4.2.5 Bulong vòng (Bảng 18-3a) Để nâng, vận chuyển HGT, trên nắp và thân thường được lắp thêm bu lông vòng hoặc chế tạo vòng móc Ta chọn cách chế tạo bu lông vòng trên nắp hộp giảm tốc Sử dụng Bulong vòng M10
4.2.6 Chốt định vị (B18.4c) Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp, thân trước và thân sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị Nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.
Sử dụng 2 chốt định vị: Chiều dài: LE,4(mm) ; Đường kính: d=8(mm)
4.2.7 Vòng phớt (Bảng 15-17) Được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng Dùng để chặn không khí từ ngoài vào hộp giảm tốc Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khí bề mặt trục có độ nhám cao.
4.2.8 Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu) Vòng gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác Cần lắp sao cho vòng cách mép trong thành hộp khoảng 1 đến 2mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,4mm.
Các chi tiết phụ
rục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Cốc lót và vành ngoài ổ
Trục và vòng chắn dầu Đoạn trục lắp khớp nối
Trục và vòng chắn dầu