đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp

Phần1: Tính toán động học 1* Chọn động cơ điện một chiều a ¿ Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc *Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc Trong đó Pyc=Ptd= Pct∗β η vớ

Phần1: Tính toán động học

1* Chọn động cơ điện một chiều

a ¿ Xác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc

*Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc

Trong đó Pyc=Ptd=

Pct∗β η

với Pct là công suất trên trục công tác

*Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có

Với η olhiệu suất ổ lăn

η đ hiệu suất bộ truyền đai



kn hiệu suất khớp nối

 brt hiệu suất bánh răng trụ

η brc hiệu suất bánh răng côn

bảng 1 Hiệu suất Số lượng Giá trị ηol 4 0.99

ηđ 1 0.96 ηkn 1 1 ηbrt 1 0.97 ηbrc 1 0.96Vậy ta có:

η = 0.994*0.96*0.96*0.97*1 = 0.85

*Hệ số tải trọng tương đương : β

Trong đó v: vận tốc của tải v=0.35 m/s

D: đường kính tang tải D=400 mm

Do bộ truyền ngoài là bộ truyền đai thang nên ta chọn usbng=3 (bảng 2.4)

Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp usbh=19 (bảng 2.4)

Vậy usbhệ=3*19=57

Ta chọn loại động cơ có nđb=960 v/ph và pyc=5.5 kw

bảng 2

Kí hiệu động cơ 4A132S6Y3

Công suất động cơ (kw) 5.5 kw

Số vòng quay của động cơ

(v/ph)

960 v/ph

Tỷ số Tk/Tdn=2.0

Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.45

Nên động cơ 4A132S6Y3 thoả mãn yêu cầu

II Phân phối tỷ số truyền

1* Xác định tỷ số truyền chung

uch= nđc/nct =

960 16.7 =57.5

ta có uch=uh*ung

chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là ung=3

suy ra tỷ số truyền uh=

57.5

3 =19.17

*xác định u1,u2

với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh)

u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm)

2*Tính toán các thông số hình học

Nguyên tắc

Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ

Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tác

*Tính công suất trên các trục

Ta có:

Công suất trên trục công tác Pct=4.2 kw

Công suất trên trục III là :P3=

P ct

η ot η k=

4.2 0.99∗1 =4.242 kw Công suất trên trục II là :P2=

Tct=9.55*106*

Pct nct=9 55∗10

6

∗ 4 2

16 67=2406118.78 N.mmVậy ta có bảng sau:

633846.86 2430179.96

4

2406118.78

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1)

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285

Có σ b1=850 Mpa σ ch1=580 Mpa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240

Do NHE2 < NHE1(u2<u1)

Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1

Tính ứng suất uốn cho phép

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

=20*106

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE2 > NFO => KFL2=1

 Do u2<u1 => NFE2< NFE1 => NFE1> NFO =>KFL1=1

 ứng uốn cho phép :

-S Flà hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2[1]/92: S F=1,75

-Y Rlà hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y Slà hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-K XFlà hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn



chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1

[ σ F]= σ oFlim*KFC*KFL/SF

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên KFC=1

[ σ F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa

[ σ F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

*ứng suất quá tải cho phép

[ σ H]max =2.8min ( σ ch1; σ ch2)=2.8 σ ch2=2.8*450=1260 Mpa

[ σ F1]max=0.8 σ ch1=0.8*580=464 Mpa

[ σ F1]max=0.8 σ ch2=0.8*450=360 Mpa

III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng

1/ Xác định chiều dài côn ngoài

+Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: K H

=1,44

Re=50 √4.82+ 1 *

3

√138713 75∗1 44( 1−0 25 ) ∗0.25∗4 8∗481 82 =241.5 mm 2/ Xác định các thông số ăn khớp:

-Đường kính trung bình và mô đun trung bình

dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*98.51 =86.2 mm

mtm=dm1/Z1=86.2/27.2=3.17 mm-Xác định mô đun:

mte=mtm/(1-0.5Kbe)=3.17/(1-0.5*0.25)=3.62 mmTheo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn mte=3.5, do đó:

-Ta tính lại dm1 & mtm

mtm=mte*(1-0.5Kbe)=3.5(1-0.5*0.25)=3.0625 mm

dm1=Z1*mtm=28*3.0625=85.75 mmChiều dài côn ngoài :

Re=0.5*mte* √Z12+Z22 =0.5*3.5* √282+1352 =241.3

mm Chiều rộng vành răng:

2 1

-Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

ε α hệ số trùng khớp ngang

ε α =[1.88-3.2(1/28+1/135)]*cos β m

=1.742

+K H=1,44(theo tính toán phần trên)

+K H=1(bánh răng côn răng thẳng)

+K HV =1+V b H d m1/(2T K K1 H H)

Vận tốc vòng :

v=

1 1

320 3.14*85.75* 1.437

85.75

m H

d b

4.8 1 274*1.76*0.8676* 2*138713.75*1.559

0.85*60*85.75 *4.8

H

=454.124 Mpa

Ta có

-H'H Z Z K V R xH 481.8*1* 0.95*1 457.406( MPa)

Trong đó : v =1.437m/s<5m/s  Z V=1 hệ số ảnh hưởngcủa vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7,

Ra=1.25…2.5m

 Z R=1.95

da <700mm K xH=1-Như vậy H H'

nhưng chênh lệch không nhiều

' '

-T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động

-KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn Theo CT6.67[1]/115:

1 2

F m FV

F F

V bd K

T K K 

 

(CT6.68[1]/115) với

1 0

Thay số 1

2*138713.75*1.7712*1* 0.574*3.48

64.13( ) 0.85*60*85.75*3.5

Như vậy độ bền uốn được đảm bảo

5/ kiêm nghiệm về quá tải

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt= 1

Chiều dài côn ngoài

Chiều cao răng ngoài

Chiều cao đầu răng ngoài

Chiều cao chân răng ngoài

ae h

fe

h

ae d

te m m u

Z1=28;Z2=135

00

x1,20,4(mm)98&472.5(mm)

=0,4;-12o1’20’’

77o58’40’’

5,5mm

3,5mm1,5mm

2 mm

4 mm

64,35mm270.62 mm2,5mm4,7

IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng

 KHL4=

7

4 6

6 4

1.39*10

1.1 6.4*10

m HE

N

NHE3=NHE4*u2=6.4*106*4=25.6*106>NHO1

 KHL3=1chọn sơ bộ ZR ZV Zxl=1

Tính ứng suất uốn cho phép

Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương

Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO=4*106 với mọi loại thép

 NFE4 > NFO => KFL4=1

 NFE3=NFE4*u2 => NFE4< NFE3 => NFE3> NFO =>KFL3=1

 ứng uốn cho phép :

-S Flà hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2[1]/92: S F=1,75

-Y Rlà hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng

-Y Slà hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất

-K XFlà hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn



chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1

[ σ F]= σ oFlim*KFC*KFL/SF

với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

do tải quay 1 chiều nên KFC=1

[ σ F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa

[ σ F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa

*ứng suất quá tải cho phép

[ σ H]max =2.8min ( σ ch3; σ ch4)=2.8 σ ch3=2.8*450=1260 Mpa

+ K a là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng

Tra bảng 6.5[TK1]/94 được K a = 49.5(MPa)1/3 do răng thẳng+ T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 633846.86 Nmm

+ Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn ba 0,4 (bộ truyền không đối xứng)

os m(u +1) 3*(4+1)

3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC

Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

b H

đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw3=

w 2

T K K

Với v H  H g v a u0 w/ m

T K K

3 4

3,7 3,6





F F

Y Y

Vậy độ bền uốn được thỏa mãn

5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI

Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5

c





  (N) với  =20 =0

7.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN

PhầnIII: Thiết kế bộ truyền bánh đai

Số liệu đầu vào:

P=4.891 (N) n=960 (v/p)U=3 dđc=38 (mm)

Nđc=

960 * *38

2 60000





(m/s) Dựa vào hình 4.1 chọn đai loại A

375

3 125

d u d

* ( * l* u* )z

P k z

P

P   bảng 4.18 4.19

Kđ=1.35 do làm việc 2 ca bảng 4.7

Chiều rộng bánh đai bảng 4.21

B=(z-1)*t +2*e =(4-1)*15 +2*10=65 (mm)Đường kính ngoài bánh đai

bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc



Trong đó:

T là momen xoắn, Nmm

[τ] là ứng suất xoắn cho phép, MpaĐối với động cơ 4A132S6Y3 tra phụ lục P1.3 ta có dđc = 38(mm)

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nốivới trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng

2

.

59.6 0,2 0,2.15

-Trục 3 :

3 33

3.XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác

-Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên:

l m12 = 65 (mm) chiều rộng bánh đai-Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

l m23 =(1,2 → 1,4)d2 =(1,2 → 1,4).60 (mm)Chọn l m23 = 80mm

-Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

lm13=(1,2 → 1,4)d1 = (1,2 → 1,4).40 (mm)Chọn lm13 = 55mm

-Chiều dài mayơ bánh răng trụ nhỏ:

lm22=(1,2 → 1,5)d2 = (1,2 → 1,5).60 (mm)Chọn lm22 = 85mm

-Chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:

lm32 =(1,2 → 1,5)d3 = (1,2 → 1,5).100 (mm)Chọn lm32 = 120mm

-Chiều dài mayơ khớp nối

lm31 =(1,4 → 2,5)d3=(1,4 → 2,5).100(mm) chọn lm31=200 mm

lc12 = 0,5(65+23)+ 20 +15=79

l12 = lc12 =79(mm)

l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b0 – b13.cosδ1)-Trong đó:

+b13 = bw =60(mm) là chiều rộng vành răng

l13 = 110 +10 +10 + 55 + 0,5(23 – 60cos11043’2”) = 167 mm

Ft11-Tính lực

98 239.196* 1153*167

110 2655.2*79 3235.31*167

6818.7 110

*Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 1_1

Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó

d1=

1 33

1

241724.5

33.73 0,1[ ] 0.1*63

1

226616.54

33 0,1[ ] 0.1*63

1

120700

26.7 0,1[ ] 0.1*63

3-kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc

ta cã: max =  u = 13 3

241724.5

56.4 0,1 0,1.35

56.4 2

0 2

 _ Hệ số xét đến công nghệ tăng bền bề mặt, do bề mặt không đợc tăng bền =>  = 1

Ψ σ , ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hởng của trị só ứng suất trung bình

đếnđộ bền mỏi, thép các bon => Ψ σ=0,1 ; ψτ=0 ,05

Từ đó ta có:

348.8

2.55 2.44*55.84 0,1.0



202.31

13 09 1.86*8.09 0.05*8.09



Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp ổ bi là: do1 = 35 mm

4- Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng và bỏnh đai

Với đờng kính trục d = 30 mm, ta chon then bằng có:

b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 = 2,8

- Chiều dài then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.55 = 44(mm)

- Kiểm tra điều khiện bền dập và cắt theo công thức

9.1−9.2

173 [2/1] :

Fr1 Fa1

Ft2 Fa2

Fr2

X1

Y1

Fr3 X4

Y4 Ft3

1/ TÍNH CÁC PHẢN LỰC VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MÔ MEN

5122.9 60.5 8254 3391.5

**Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm

-mặt cắt 1_1: mặt cắt bánh răng côn do X1 &Y1 gây nên

x y

413.4 1153* 238325

x y

52 0,1 0,1* 63

3 KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc

53.3 2

0 2

2

633846.86

19 0,2 0,2.55

Ψ σ , ψ τ _ Hệ số kể đến ảnh hởng của trị só ứng suất trung bình

đếnđộ bền mỏi, thép các bon => Ψ σ=0,1 ; ψτ=0 ,05

Từ đó ta có:

348.8 3.1732.0625

*53.3 0,1.0 1



200

8.26 2.5

*9.5 0,05*9.5 1



3.173*8.26 2.96 2,5 33.173 8.26



Nh vậy hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm nhất lớn hơn tri số cho phép

Ta chọn đờng kính trục tại chỗ lắp bánh răng là: d2 = 35mmTại chỗ lắp ổ bi là: d02 = 30 mm.

4/ Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng

Với đờng kính trục d = 55mm, ta chon then bằng có:

[c] = (60  90) MPa => c< [c] => Điều kiện bền cắt đợc đảm bảo.

Fr2 Fa2

Ft3 Fr3

Fy4 Fx4

Fr4 Y1

X1

Y2

X2 Fk

2 2

8845.95 1170.4 3704.4 2520.83

3767463.7

84.3 0,1 0,1.63

Theo tiªu chuÈn ta chän: d 1 = 85(mm)

3 KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn

Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc

61.03 2

0 2

Trôc lµm viÖc 1 chiÒu => τmin =0



200

6.25 2.65*11.85 0,05*11.85



Và: 2 2  

2,05*6, 25

1.94 1,5 2,5 2,05 6, 25

4 Chọn then lắp ghép giữa trục với bánh răng

+ Tại chỗ lắp Bánh răng: Với đờng kính trục d = 85mm, ta chọn 2 then bằng cao đối xưng nhau 1800 :

b = 22; h =20; t1 = 12; t2 = 8.4

- Chiều dài then: lt = 0,9.lm32 = 0,9.168= 151.2(mm)

- Kiểm tra điều khiện bền dập và cắt theo công thức

Ø85 H7

k6

Ø80 H7 k6

Ø75 H7

k6

phần V – Tính chọn ổ lăn

Vì ổ lăn có nhiều ưu điểm như: mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy nhỏ, chăm sóc và bôi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa và thay thế(ổ lăn là chi tiết được tiêu chuẩn) nên ổ lăn được dùng khá phổ biến.

I.TÍNH Ổ THEO TRỤC 1

*chọn loại ổ

Do trục1 lắp bánh răng côn: nên trục cần thẳng không được nghiêng vì nếu không

sẽ lam lệch đỉnh côn chia => không ăn khớp được

để tăng cường độ cứng vũng cho bánh răng côn ta chọn ổ đũa côn

Trong đó : Q là tải trọng quy ước,kN

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m=10/3

Gọi L h là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có :

- F r và F a là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN

-V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 -K t là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, K t =1(t o <100 o )

-K d là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc va đập : K d =1.3

-X là hệ số tải trọng hướng tâm

s1 F

1 a

F

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH

Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh.

Theo CT11.18[1]/219 : Q t C0

Tra bảng 11.6[1]/219, với ổ đũa côn :

X 0 = 0,5 ; Y0  0,22 * cotg  0,22 * cot (12) 1.035g  Theo CT11.19 và CT11.20 ta có:

= 0.5*7014.06+1.035*1862.9 = 5435.1< F r1

1 7014.06( )

o = 51(kN)

Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

II.TÍNH Ổ THEO TRỤC 2

1.CHỌN LOẠI Ổ LĂN

-Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1.

-Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20 μmm , giá thành tương đối 1.

0.65 0,296 1*5113.26

a r

0 0.4; 0 2.026

1 21

2192.35

0.25 0,296 1*8923.6

a r

F

e

Tra bảng 11.4[1]/214  X1  1;Y1  0 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là:

Tỉ số :

0 30

0.32

a r

F

e F

X 1 =1; Y 1 =0

1 31

Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động

b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH

Theo CT11.18[1]/219 : Q t C0

Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn :v à  =12

X 0 = 0,5 ; Y 0 =0,47 Theo CT11.19 và CT11.20 ta có:

Với ổ 0 ta có :

PHẦN 5: KẾT CẤU VỎ HỘP

I.VỎ HỘP

1.TÍNH KẾT CẤU CỦA VỎ HỘP

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Chọn vật liệu

để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Tên gọi Biểu thức tính toán

Gân: Chiều dày gân e

d 3 = (0,8 0,9).d 2 =12.8-14.4(mm)

 chọn d 3 = 13và chọn bulông M13

d 4 = (0,6  0,7)d 2 =(0,6  0,7)*13 = 9.6-11.2(mm)

Vít ghép nắp cửa thăm, d 5

Chọn d 4 = 10mm và chọn vít M10

d 5 =( 0,5  0,6)d 2 =( 0,5  0,6)*16= 8-9.6(mm) Chọn d 5 = 8mm và chọn vít M8

S 4 = ( 0,9  1) S 3 =( 0,9  1)20 = 18-20(mm) Chọn S 4 = 19mm

3 2 (3 5)

K K   = (22+50 + 4) – 5= 45(mm)

Với K2 E2 R2  (3  5)=49.4->51.4

K2  50(mm) Mặt đế:

-Chiều dày khi không có

phần lồi S 1

-Bề rộng mặt đế hộp và q

S 1 = (1,3  1,5) d 1 =(1,3  1,5)21 = 31.5(mm)

27.3-Chọn S 1 = 30mm

K 1  3.d 1 3.21 = 63(mm) q k 1 + 2. = 63 +2.12 = 87 mm

Khe hở giữa các chi tiết

 1 = (3…5)  = (3…5)12 = 36…60mm

-Giữa mặt bên các bánh răng

thước của cửa thăm như hình vẽ:

2.NÚT THÔNG HƠI

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm(hình vẽ nắp cửa thăm) Theo bảng 17-6[2]/91 ta chọn các kích thước của nút thông hơi như sau:

12 11

có kích thước như hình vẽ.

4.KIỂM TRA MỨC DẦU

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ.

5.CHỐT ĐỊNH VỊ

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục

Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.

6.ỐNG LÓT VÀ NẮP Ổ

Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời tránh cho ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng vật liệu GX15-32, ta chọn kích thước của ống lót như sau: