Sách bài tập chi tiết máy

sách bài tập chi tiết máy nguyễn hữu lộc×bài tập chi tiết máy phần bánh răng×bài tập chi tiết máy×bài tập chi tiết máy nguyễn hữu lộc download×sách bài tập chi tiết máy×bài tập chi tiết máy huisách bài tập chi tiết máy nguyễn hữu lộc×bài tập chi tiết máy phần bánh răng×bài tập chi tiết máy×bài tập chi tiết máy nguyễn hữu lộc download×sách bài tập chi tiết máy×bài tập chi tiết máy hui

MỤC LỤC

PHAN! BAI TAP 9

1.3 Độ tin cậy : 14

Chuong 2 BO TRUYEN BANH MA SAT VA BO BIẾN TỐC CƠ KHÍ 17

3.1 Thông số hình học, tải trọng và ứng suất w 22

8.1 Phân tích lực và tính toán thiết kế trục ' - :

8.2 Tính toán trục theo hệ số an toàn 8.3 Tính toán trục theo- độ cứng

8.4 Tính toán trục theo độ dao động

Chương 9 6 LAN 9.1 Cơ sở tính toán

9.2 Tuổi thọ ổ

9.3 Lựa chon 6 9.4 Kết cấu ổ

ˆ Chương 10 Ổ TRƯỢT

10.1 Béi tron 10.2 Ma sát, tính toán nhiệt

Chương 11 KHỚP NỔI

11.1 Nối trục 11.2 Ly hợp

14.3 Tái trọng dọc trục bulông và mômen lật

Chương 15 MỐI GHÉP ĐINH TÁN

Chương 16 MỖI GHÉP HÀN

Chương 17 MỐI GHÉP ĐỘ DÔI cm ẩ7„Y _

PHAN i BAI GIAI

Chuong 1 NHUNG VAN DE CHUNG Chuong 2 BQ TRUYEN BANH MA SAT

Chương 3 BO TRUYEN DAI Chương 4 BỘ TRUYỀN XÍCH

Chương 5 BO TRUYEN BANH RANG

Chương 6 BO TRUYEN TRUC ViT

Chuong 7 BO TRUYEN VIT ME - DAI OC

Chương 8 TRUC

Chuong 9 O LAN Chương 10 Ổ TRƯỢT

Chương 11 RHỚP NỔI

Chương 19 LÒ XO

Chương 13 MỐI GHÉP THEN

Chương 14 MỐI GHÉP REN

Chương 15 MOL GHEP DINH TAN Chương 16 MỖI GIIẾP HÀN Chương 17 MOI GUEP DO DOI

PHAN II PHU LUC a

xe

a

“nh

LỜI NÓI ĐẦU

Sách BÀI TẬP CHI TIẾT MÁY được biên soạn uới mong muốn giúp sùnh

niên nắm rõ cơ sở lý thuyết, rèn luyện bỹ năng tính toán, ứng dụng các biến thức cơ học để giải quyết bài toán uê thiết bế máy uà chỉ tiết máy

Nội dung sách bao gôm bài tập, bài gidi va phu lục liên quan đến tất

ced các chỉ tiết máy điển hình va được bố trí làm 3 phần:

Phan I bao gém 17 chương, là các bài tập liên quan đến thông số hình

học, động học, phân tích lực, tính toán thiết bế, kiểm nghiệm va xde dinh khd ndng tdi cde chi tiét may

Phân II bao gém một sổ bài giải mẫu (có dấu * trong phần 1)

Phdn III bao gém các phụ lục giúp người đọc tra cứu cúc thông số cần

thiết khi giải bài tập

Sách này đã được bắt đâu biên soạn từ rết lâu, qua quá trình giảng

dạy được bổ sung uà hoàn thiện dân Sách được sử dụng cho sinh ciên học các môn Chỉ tiết máy, Cơ sở Thiết bế máy, Thiết bể máy, Cơ ứng dụng

hoặc thực hiện các đỗ án môn học liên quan thuộc các ngành của bhoa Cự khí, Kỹ thuật giao thông Ngoài ra sách cũng có thể là tài liệu giúp ích cho các hÿ sư tà các nhà kỹ thuật muốn than bhảo biển thức của lĩnh cực chuyên môn này

Với những kinh nghiệm trong công tác giảng dạy chúng tôi cổ gảng

trình bày sách nuột cách chính xác, mach lac ua dé hiểu Toàn bộ đơn uf theo

hệ thống ST

Chúng tôi chân thành cảm ơn những ý biến đóng góp, phê bình những

thiếu sót của sách để lân tái bản sách được hoàn thiện hơn

Mọi ý kiến đóng góp, phê bình uò thắc mắc xin gửi uễ địa chỉ:

Nguyễn Nữu Lộc - Bộ môn Thiết bế máy - Khoa Co khi - Tr wong Dai học Bách khoa - Đại học Quốc gia TP Hồ Chí Minh Số 268 Lý Thường Kiệt, Quận

10, TP Hà Chí Minh hoặc liên hệ trực tiếp qua email: nhicad@yahoo.cam

TS Nguyễn llữu Lộc

Nội dung sách bao gồm bai tập, bài giải uà phụ lục liên quan đến tất

cả cúc chỉ tiết máy điển hình uè được bổ trí làm 3 phần:

Phân ï bao gồnt 17 chương, là các bài tập liên quan đến thông số hình -học; động học, phân tích lực, tính tốãi tiết kế, hiểm nghiệm 0à xác định — bhd năng tải các chỉ tiết máy

Phân II bao gồm một số bài giải mẫu (có dấu * trong phan I)

Phần THỊ bao gồm các phụ lục giúp người đọc tra cứu cúc thông số cần thiết khi giải bài tập

Sách này đã được bắt đâu biên soạn từ rất lâu, qua quá trình giảng

dạy được bổ sung uò hoàn thiện dân Súch được sử dụng cho sinh ciên học

cúc môn Chỉ tiết máy, Cơ sở Thiết kế máy, Thiết hể máy, Cơ ứng dụng

hoặc thực hiện các đô ún môn học liên quan thuộc các ngành của khoa Cư khí, Kỹ thuật giao thông Ngoài ra sách cũng có thể là tài liệu giúp ích cho các ky sư tà các nhà kỹ thuật muốn tham khdo biến thức của lĩnh tực

chuyên môn này

Với những kinh nghiệm trong công tác giảng dụy chúng tôi cố gẵng

trình bày sách một cách chính xác, mạch lạc va dễ hiểu Toàn bộ đơn tị theo

hệ thống SI

Chúng tôi chân thành cảm ơn những ý biến đóng góp, phê bình những thiếu sót của sách để lần tái bản sách được hoàn thiện hơn

Mọi ý hiến đóng góp, phê bình va thắc mắc xin gui vé dia chi:

Nguyễn Hữu Lộc - Bộ môn Thiết kế máy - Khoa Cơ khí - Trường Đại học Bách khoa - Đại học Quốc giu TP Hỗ Chí Minh Số 268 Lý Thường Kiệt, Quận

10, TP Hệ Chí Mình hoặc liên hệ trực tiếp qua email: nhlcad@yahvo.com

TS Nguyễn llữu Lộc

d = 50 mm, vật liệu - thép 45, giới hạn chảy og, = 360 MPa `

Xác định ứng suất uốn cho phép của trục tâm quay của tang bị dẫn băng tải Đường kính trục d = 40 mm Vật liệu trục - thép 50 (œ¿, = 380 MPa)

Tải trọng xem như không đổi

được mài tỉnh Giới hạn bến

L = 6 năm, năm làm việc 300 *

vòng quay n = 200 vg/ph Chỉ số mũ m = 6

Xác định ứng suất cho phép của trục tâm quay có đường kính đd = 50

mm, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Vật liệu trục - thép hợp kim 40CrNi (co, = 1000 MPa và ơ.p = 530 MPa) Bề mặt trục được mài tỉnh Tại tiết diện nguy hiểm được lắp bánh răng với mối ghép

chặt không truyền tải trọng qua mối ghép (H.1.4a) Số vòng quay của

trục n = 200 vgíph, thời gian phục vụ L = 10 năm, hệ số thời gian làm việc trong năm K, = 0,75; hệ số thời gian làm việc trong ngày K,, = 0,33 Tai trong thay déi liên tục theo chế độ tải nặng Hệ số an

việc trong năm K, = 0,70,

hé-s6 thời -gian làm -việc ~-~-

1.6

- năm, hệ số thời gian làm

7 Chuong 1

oir = 450 MPa) Bế mặt = II

tiết điện nguy hiểm (có

mômen uốn lớn nhất) được 04T | 04T

trong ngay Ky, = 0,33 Hé

số an toàn |S] = 2 Chỉ số mũ đường cong mỗi m = 6 Tai trọng thay đổi

theo bậc như H.1.2 Hãy xác định:

a) Số chu kỳ làm việc tương đương N¡„, hệ số tuổi thọ Kị, của trục, biết rằng số chu kỳ cơ sở Nụ = 5.10”,

b) Ứng suất uốn cho phép |ơy| của trục

Trục tâm quay có đường kính 1

d = 40 mm, ứng suất uốn thay

đổi theo chủ kỳ đối xứng Vật

liệu trục thép hợp kim 40Ôr —_

vòng quay của trục n = 150

MPa) Bề mặt trục được mài

tính Tại tiết diện nguy hiểm 03, 0.71

ve/ph, thời gian làm việc tinh

toán L = 3 năm, hệ số thời gian làm - việc ¿ trong nam K, = 0,66,-hé sé thời gian làm việc trong ngay K, „= 0,33 Hệ số an toàn [S| = 2 Chỉ số

mũ đường cong mỗi m = 9 Tải trọng thay đổi theo bậc như H.1.3 Hãy xác định:

a) Số chủ kỳ làm việc tương đương Nị„;, hệ số tuổi tho K;, cua trục

` biết rằng số chu kỳ cơ sở Nụ; = 5.108

1.7%

b) Ung suất uốn cho phép lơr] của trục

Xác định ung , £uất kéo cho phép cột hình trụ của máy ép tai bé mat chuyén tiếp giữa các đường kính dị = 60 mm và d; = 70 mm, hệ số tập

` chu kỳ/phút , „ :

1.8

19

Những vấn để chung 18

_ trung ứng suất K, = 2,3 khi chu kỳ ứng suất đối xứng Biết rằng ứng

suất thay đổi theo chu kỳ không đối xứng (r = + 0,2) với chế độ tải

nặng Thời gian phục vụ L = 10 năm Hệ số thời gian trong năm

Kạ = 0,75, hệ số thời gian làm việc trong ngày l„; = 0,66 Vật liệu trục

là thép 40Mn2, bé mat duge mai tinh Hé số an toàn cho phép [8] = 2,4 Giới hạn bên vật liệu cột 'Øụ= = 150 MPa, Tan số thay đ đổi ứng suất n, = 5

d) e)

Hình 1.4

Xác định ứng suất xoắn cho phép trục của hộp giảm tốc có một rãnh

then (H.1.4b) Mômen xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng với chế độ tải nặng Giá trị mômen uốn không đáng kể so với mômen xoắn Thời gian

phục vụ L = 15 năm, hệ số làm việc trong năm Kạ = 0,80; hệ số thời

gian làm việc trong ngày K,,-= 0,66 Vat liéu true - thép 45, tần số thay

đổi ứng suất n,„ = 3 chu kỳ/ph Đường kính d = 85 mm (ơn = 360 MPa;

ơy, = 700 MPa) Trục được mài tỉnh Hệ số an toàn [S] = 1,3

Trục bậc có bán kính góc lượn r = 3 mm, bê mặt mài tỉnh (H.1.4c) Úng-

suất uốn thay đổi theo chu kỳ không đối xứng, tại mặt cắt nguy hiểm Cmax = 150 MPa, Omin = ~50 MPa Tai trong thay đổi liên tục theo chế độ

trung bình chuẩn Tổng số chu kỳ làm việc trong thời gian phục vụ

Ne = 5.10" Vật liệu trục là thép 45 Xác định hệ số an toàn và so sánh với giá trị cho phép

1.10 Xác định ứng suất cho phép đối với trục có kết cấu như H 1.4d chịu tác

dụng của lực đọc trục F„ = 25 + 20 kN tương ứng với sơ để tải trọng

H.1.1 Tuổi thọ thiết kế 6 năm, K„ = 0,75, K,, = 0,33, n = 20 vgíph Vật liệu - thép 45 Hệ số an toàn cho phép [S] = 2,2

1.12* Xác định hệ số an toàn của trục có đường kính d = 60 mm, cé mét

rãnh then, tại tiết diện nguy hiểm chịu tác dụng mômen uốn

M= 1,5.108 N.mm và mômen xoắn T = 4.10° N.mm Vat liéu trục - thép

hop kim 40 CrNi (a, = 1000MPa va op = 530 MPa) Bé mat trục được

mài tỉnh Ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Ứng suất xoắn

thay đổi theo chu kỳ mạch động Số chu kỳ làm việc Nịg > Nụ

1.18 Xác định hệ số an toàn và so sánh với giá trị cho phép của trục tang

.trống băng tải (H.1.4e) nếu tại tiết diện nguy hiểm mômen uốn

M = 810 N.m và mômen xoắn T = 270 N.m Chế độ tải không đổi Số

vòng quay trong thời gian phục vu Ns; > No, vat liéu truc - thép 45

1.15 Tuổi thọ của một nhóm chỉ tiết máy giống nhau phân phối theo qui luật

_ chuẩn với kỳ vọng toán mị = 800 giờ và sai ủ lậch bình phương trung bình

1.16 Thử nghiệm để xác định tuổi tho cia 15 chi tiết ô tô cùng loại Số chu

kỳ làm việc thử nghiệm tính theo 1000 chu kỳ Hỏng hóc các chi tiết xảy ra sau số chu kỳ làm việc như sau: 90, 100, 240, 340, 410, 450, 510,

550, 600, 670, 710, 770, 790, 830, 880

a) Dung dé thi mat do phân phối hỏng, cường độ hỏng và xác

- suất hỏng

b) Đường cong cường độ hỏng có dang gi?

1.17 Xác định hỏng hóc dự đoán sau khi đi được 18000 km của ô tô khi thử nghiệm N = 50 chỉ tiết ô tô cùng loại có các cường độ hỏng như sau:

a) A(t) = 10°: b) A(t) = 1078; €) A(t) = 1074 elt 1.18* Truc tam ndm trên hai ổ đỡ như H1.6 chịu tác dụng lực hướng tâm có

giá trị trung bình F; = 15000 N và sai lệch bình phương trung bình

Sr = 4000 N Khoảng cách L và a là các đại lượng ngẫu nhiên với giá _tri trung bình và sai lệch bình phương trung binh L = 1000 mm, a =

400 mm, S, = 40 mm, S, = 20 mm Gia tri trung binh va sai léch binh

phương trung bình giới hạn bên uốn là ơy = 180 MPa, 8, = 20 MPa a) Tính đường kính trục d tại tiết diện nguy hiểm với xác suất làm việc không hỏng R-= 0,95 Biết rằng d là đại lượng ngẫu nhiên với

Đa = 0,03d

b) Nếu ta thay trục tâm bằng thanh thép tiết diện vuông a x a với

Sa = 0,25a thì kích thước a bằng bao nhiêu So sánh hai trường hợp và rút ra kết luận

- GONG SUAT VA PHAN BO TI SO TRUYEN’

‘ong co cấu như: 'H1.7 chuyển động và công suất được truyền từ trục I

Sang trục 1H, số rang 22 = 18, z, = 36, 2’ = 24 đi số truyền của cơ cấu

là bao nhiêu nếu bánh răng trung gian zo và 2 ở vị trí 7?

ị

1.90 Lực kéo băng tải (H.1.8) có giá trị lớn nhất F, = 3550 N và chuyển động

với vận tốc vạ = 1,24 m/s Xdc định công suất yêu cầu của động cơ và

công suất trên các trục của hộp giảm tốc Cho biết hiệu suất bộ truyền

đai nạ = 0,95, bộ truyền bánh răng np = 0,97, bộ truyền xich yn, = 0,95, cặp ổ lăn nạ = 0,99 Hộp giảm tốc có hai cặp ở lăn, tang trống băng tải

kính tang trống D = 500 mm Vận tốc góc trục động cơ œạc = 300 rad/s

Tỉ số truyền hộp giảm tốc u„ = 4, bộ truyền xích u, = ð

ca N Th

Chương 2

cat GAPE a” aE Che

BO TRUYEN BANH MA SAT VA BO BIEN

TỐC CƠ KHÍ

CUP PLE: As di ahs &

2.1 BO TRUYEN BAWH MA SAT

2.1* Tìm lực nén hướng tâm cho phép xà công suất truyền tương ứng đối với

2.2 2.3

420 -

bộ truyền banh ma sát trụ H 3 1), Con lăn nhỏ có số vòng quay 2400 _

"Yg/ph Các con lăn được chế tạo từ thép UICr15 (HRC 60), ứng suất tiếp xức cho phép khi nén là 600 MPa Hệ số ma sát f = 0,15, hệ số an toàn

K = 1,25

Gợi ý: Ung suất tiếp xúc sinh ru trên bê mặt xúc định theo công thức:

oy = 41a E vdi F, la luc nên; b = 2EIE,I(E;+E;) - môđun đàn hồi tương

Tìm lực nén hướng tâm cho phép và công suất truyền tương ứng đối với

bộ truyền bánh ma sát trụ cùng kích thước như bài tập 2.1 Con lăn nhỏ

có số vòng quay 2400 vg/ph Vật liệu con lăn nhỏ là tectolit, médun dan

hồi E = 6000MPa, ứng suất tiếp xúc cho phép [ơn] = 80 MPa Vat liéu

- con lăn lớn Ot3 Hệ số ma sát f = 0,25, hệ số an toàn K = 1,25

Tính toán bộ truyền bánh ma sát trụ với các con lăn bằng thép theo các

số liệu sau: công suất truyền P¿ = 6 kW, số vòng quay bánh dẫn

n, = 1240 vgíph, tỉ số truyền u = 2, hiệu suất bộ truyền n = 0,85, bộ truyền được che kín và được bôi trơn Tải trọng thay đổi không đáng kể, thời gian phục vụ L = 6 năm, hệ số làmi việc trong ngày K„, = 0,33, hệ

số làm việc trong năm K„ = 0,7

18 Chương 2 2.4 Tải trọng có ích cho phép của ba bộ truyền bánh ma sát có tỉ lệ như thế

nào (H.9.), các bộ truyền này chỉ khác nhau ở các thông số hình học

con lăn nhỏ? Vật liệu các con lăn là thép JIICr5 (HRC 60) Ứng suất

tiếp xúc cho phép khi nén: khi tiếp xúc theo đường [đnÌ = 800 MPa, khi

tiếp xúc theo điểm [oy] = 1200 MPa

2.2 BO BIEN TOC CO KHi

2.5 Tính toán kích thước các con lăn của bộ biến tốc ma sát cạnh (H.2.3) và xác định.lực nén nếu như công suất truyền Pị = 2,ð kW, số vòng quay con lăn dẫn nị = 600 vg/ph, số vòng quay lớn nhất của con lăn bị dẫn

Nemax = 600 vg/ph, phạm vi điều chỉnh D = 3, vật liệu con lăn sợi, gang

2.8 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh ma sát hình chêm (H.2 5), phu thuộc

vào tải trọng truyền, thay đổi trong phạm vi như thế nào?

2.9* Xác định các kích thước chủ yếu các con lăn côn của bộ truyền bánh ma

sát đảo chiêu của máy ép kiểu vít (H.2.6) Cho biết công suất trên trục

-8/10% Xác định các kích thước chủ, yếu các con lăn của bộ truyền bánh ma

Bất cạnh của máy ép kiểu vít (H: 2.7) và lực nén Cho biết công suất trên

truc din P, = 3 kW, sé vòng quay bánh đẫn n, = 600 vg/ph, số vòng

y nhỏ nhất của trục bị đẫn nạ = 200 vg/ph Phạm vi điểu chỉnh -

= 3 Đĩa 1 và bánh đà 2 chế tạo từ gang xám GX15-32 Bánh đà được

hủ bởi lớp da

'211 Con lăn của a bộ biến tốc ma sát côn (H.2 8) có bán kính 'không đổi

Rị = 300 mm, truyền chuyển động quay cho con lăn côn 2 Vị trí biên trái của con lăn 1 tương ứng bán kính con lăn 2 Rạmia = 150 mm và con lan 2 nay có số vòng fạmạ„ = 240 vgíph Xác định số vòng quay trục các

con lăn 1 và 2 khi con lăn 1 ở vị trí biên phải với Roma, = 450 vg/ph

Ngoài ra, tìm vị trí con lăn 1 khi đó các trục có cùng số vòng quay Xác định phạm vi điều chỉnh của bộ biến tốc

Bộ truyền bánh ma sát và bộ biến tốc cơ khi | 21

3,18* Bộ biến tốc ma sát (H.2.10) được tính với hệ 80 an toàn 1,B Hiệu suất

bộ biến tốc khi không tính mất mát ma sát trượt giữa con lăn và đĩa

ma sát 0,96 Hiệu suất thực sự của bộ biến tốc bằng bao nhiêu, nếu như

mômen xoắn trên bánh dẫn bằng một nửa mômen tính toán và R= 22 mm?

ea tt 1 M6x0.5 0°

Hinh 2.10

2.14 Xác định mômen xoắn giới hạn

theo điều kiện trượt trơn trên cặp

bị dẫn bánh đai côn khi tỉ số

truyền -lớn nhất và nhỏ nhất

(H.2.11) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi nén 600 MPa, hệ số ma

sat 0,05

2.15 Tính hiệu suất bộ biến tốc, được

khảo sát trên bài 2.14 (H.2.11),

khi tác dụng của tải trọng giới

hạn bởi điều kiện trượt trơn và tỉ số truyền lớn nhất Giả sử rằng dé

vượt qua các mất mát, không liên quan đến ma sát giữa các bể mặt làm

việc của bộ biến tốc hao tốn khoảng 5% công suất dẫn đến bộ biến tốc

2.16 Xác định phạm vị điều chỉnh tốc độ D của cơ cấu trên H.2.11

Chương 3

BO TRUYEN DAI

A DAI DET 3.1 THONG SỐ HINH HOC, TAI TRONG VA‘ :G SUAT 3.1 Xác định góc ôm ơi, o va tinh chiéu ddic thiết L của đai (H.3.1)

3.3 Lực căng đai ban đầu F, = 800 N Lực căi

bao nhiêu khi truyền công suất P¡ = 2

bánh đai có đường kính d = 200 mm và số 3.4 Bộ truyển đai ở trạng thái đứng yên đư dau F, = 900 N Sau đó bộ truyền làm vi thay đổi hay không đưới tác dụng lực ly'

346 Xác định góc trượt đàn hổi của đai khi hệ số ma sat f = 0,3 Cho bié:

ứng suất có ích ơ, = 0,B%y và ứng suất phụ do lực ly tâm gây nên

ơØy = 0,đ1Ơc

e™ đối với

rên các nhánh đai sẽ bằng

',.Biết rằng một trong hai

căng với một lực căng bai không tải Lực căng đai c

.m? Áp lực giữa đai và bán

dai trong trường hợp đứng yên và làn việc không tải có thay đ(

0 mm, chiêu day 6 = 6 mn đường kính một bánh đ:

+ Fạ = 600 N Tiết diện mè

cắt ngang của đai A = 800 mm Xác định ng suất kéo lớn nhất, ứn

Bộ truyền đai 28 3.7

3.8

— 8.9

Xác định theo công thức Ơle (khi tính đến sức căng phụ do lực ly tâm gây nên) giá trị ứng suất có ích cho phép nếu ứng suất do lực căng đai ban đầu ơa = 1,8 MPa, góc ôm đai 180), hệ số ma sát f = 0,3 Vận tốc

của đai v = 10 m/⁄s và khối lượng riêng đai p = 1000 kg/mŠ

Đai sợi bông khi làm việc bị trượt trơn và được thay bởi đai vải cao su

cùng kích thước Khi đó khả năng kéo (tính theo ứng suất có ích cho

phép) bộ truyền tăng lên bao nhiêu lần nếu như trong cả hai trường hợp

tỉ số d/õ = 40 và ứng suất sinh ra trong đai khi không tải là 1,8 MPa

Bộ truyền đai đẹt truyền công suất Pị = 11 kW, đường kính bánh dẫn

dị = 300 mm và số vòng quay nị = 1750 vg/ph Kích thước mặt cắt

ngang 10150 mm và khối lượng riêng của đai p = 970 kg/m° Banh đai

bị dẫn có đường kính d; = 1200 mm, góc ôm đai bánh bị dẫn a, = 200°

Ứng suất lớn nhất sinh ra trên đai bằng bao nhiều nếu hệ số ma sát giữa đai và bánh đai là f = 0,3? 3

Hình 3.2

3.10* Cac bánh đai như H.3.2 sử dụng cùng một dây đai Bánh đai 1 là bánh dẫn, các bánh đai 2, 3, 4 là các bánh đai bị đẫn Giả sử rằng tất cả các bánh đai đều có cùng hệ số ma Sát với đai Dây đai không trượt trơn trên bánh 1 mặc dù trên tất cả các bánh đai bị dẫn góc trượt đàn hỏi bằng góc ôm đai Xác định góc ôm đai nhỏ nhất trên bánh dẫn phụ thuộc vào góc ôm đai của các bánh đai bị dẫn

3.2 KHẢ NĂNG TẢI, TUỔI THỌ

38.11 Sử dụng bộ truyền đai da dẹt truyền chuyển động từ động cơ điện cho quạt hút Các số liệu cho trước:

Thông sổ Bảnh đai dẫn Bánh đai bị dẫn

Đưởng kính 250 mm 1500 mm Góc ôm đai 4 rad 3,5 rad

Số vòng quay 1200 vg/ph i

Chi y rang ta si dụng thêm bánh căng đai, chiều day dai

§ = 6 mm, chiéu rộng đai b = 200 mm Ứng suất kéo cho phép lớn nhất đai là 3,7 MPa, khối lượng riêng của dai 970 kg/m’ Hay xác định kha

năng tải bộ truyền đai

'Các thông số hình học bộ truyền đai nằm ngang: đường kính bánh dẫn

d, = 225 mm, bánh bị dan dy = 1000 mm, khoảng cách trục a = 2800 mm,

số vồng quay bánh dẫn nụ

‘day đai õ = 6 mm, chiều rộng đai b = 200 mm Bộ truyền làm việc có

dao động nhẹ Bộ truyền có thể truyền công suất P = 18 kW hay không?

Trong bộ truyền đai ứng suất do lyc cing ban dau g, = 1.6 MPa, ung

tuổi thọ đai người ta lần lượt tăng:

a) Chiều day dai lên 25%

b) Chiều rộng đai lên 25

c) Tăng đường kính bánh đai lên 251

Biết rằng công suất truyền và lực căng ban đầu không thay đổi

trong các trường hợp trên Tính ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai trước và sau khi dùng các biện pháp tăng tuổi thọ Sự thay đổi nào

trong 3 trường hợp trên là hợp lý nhất?

3.14* Bộ truyền đai đẹt truyền công suất P¡ = 8 kW, số vòng quay bánh dẫn

3.15

“là f=.0,3, lực căng đai ban đầu

nị = 1280 vgíph, bánh bị dẫn n¿ = 640 vg/ph, đường kính bánh dẫn

dị = 180 mm, khoảng cách trục a = 1800 mm Hãy xác định:

a) Goe 6m dai a, va chiều dài đai L

b) Giá sử ta căng đai với lực căng ban đầu Fạ = 800 N Xác định hệ

= 1440 vg/ph Đai vải cao su có 4 lớp, chiều ›¿

-suất có ích ơ, = 1,B MPa,-ứng suất uốn ơ¿'= 4'MPa Để tăng hoặc giản” *

số ma sát f tối thiểu giữa đai và bánh đai để không xảy ra hiện tượng _

trượt trơn

Bộ truyển đai det truyén công

suất P = 5 kW Cho trước các

thông số: đường kính bánh đai dẫn d;¡ = 160 mm (H.3.3), số vòng

= 720 vgíph,

= 1200 mm,

hệ số ma sát giữa đai và bánh đai

quay bánh dan n, khoảng cách trục

Bộ truyền đai 25

b) Tinh gid tri géc 6m a, dé khong xay ra hiện tượng trượt trơn,

suy ra tỉ số truyền:u và đường kính d; tôi đa là bao nhiêu?

3.16 Bộ truyền đai truyền động

từ động cơ điện có sô vòng quay n, = 880 vg/ph đến cánh quạt công nghiệp

mm và chiều rộng b = 250 “

mm Bánh đai nhỏ có đường kính dị = 360 mm

lắp trên trục động cơ và

bánh đai lớn d›¿ = 1400 mm

lắp trên trục của quạt Khoảng cách trục a = 1400 mm Cả hai bánh dai

được chế tạo từ gang Hệ số ma sát giữa đai da và gang là 0,35 Ứng suất kéo cho phép của đai là 2,4 MPa Khối lượng riêng của đai 970 kg/m” Xác định khả năng tai cua bộ truyền dai? ,

Hinh 3.4

3.17* Một động cơ điện được lắp bản lễ truyền chuyển động như trên H.3.5 Hai bánh đai có cùng đường kính dị = d¿ = 300 mm, bộ truyền đai nằm ngang Bánh đai dẫn có số vòng quay nị = 800 vg/ph và đai có chiều dày

§ = 6 nm và chiều rộng b = 325 mm Trọng lực động cơ điện 2700 N, hệ

số ma sát 0,2 và khối lượng riéng day dai 970 kg/m" Xác định:

a) Lute căng trên các nhánh đai, khả năng tải và ứng suất lớn nhất

sinh ra trong đai nếu bánh đai quay ngược chiều kim đông hề

b) Lực căng trên các nhánh đai, khả năng tải và ứng suất lớn nhất

sinh ra trong đai nếu bánh đai quay cùng chiều kim đồng hồ

|

foe

26 Chương 3

3.18 Bộ truyền đai ban đầu không có bộ căng đai Nhưng khi vận hành phát hiện không đủ khả năng tải, do đó lắp thêm con lăn căng đai và góc ôm

đai bánh đai nhỏ tăng từ 130° đến 198” Khi đó khả năng tải của bộ

truyền tăng lên bao nhiêu lẳn? Giả sử rằng hệ số ma sát Biữa đai và

bánh đai là f = 0,3

3.19 Bộ truyền đai vải cao su có tỉ số d/§ > 30 Xác định ứng suất uốn sinh ra

a) Tuân theo định luật Hooke với E = 200 MPa

b) Không tuân theo định luật Hooke và ứng suất:

ơu = 80e + 1000£” MPa, với e là độ giãn dài tương đối

3.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

3.20 Dai da det truyền công suất Pị = 22 kW từ bánh đai dẫn được phú lớp sợi có đường kính dị = 250 mm, số vòng quay n, = 1200 vg/ph Bánh bị dẫn bằng thép có đường kính d; = 600 vgiph Hệ số ma sát giữa bánh bị dẫn với đai là 0,3, hệ số ma sát giữa bánh dẫn với đai là 0,4 Khoảng cách trục a = 1800 mm Ứng suất làm việc lớn nhất của đai là 1,7 MPa

và khối lượng riêng của dây đai là 970 kg/m”, Loại dây đai có chiều dày nào sẽ thích hgp: 5 =

thiết của đai 12,5 mm hoặc õ = 9 mm? Tính chiều rộng cần

3.21* Tính toán đai dẹt truyền từ động cơ đến trục của hộp tốc độ máy tiện theo các số liệu sau:°Công suất truyền từ động cơ P = 7 kW, số vòng

quay động cơ nị = 1440 vgíph, tỉ số truyền u =

_ nghiêng so với phương ngang một góc 80°,

việc hai ca, tải trọng dao động nhẹ:

ä đường nối tâm trục trục điều chỉnh được, làm 3.22 Su dụng bộ truyền đai da đẹt truyền chuyển động từ động cơ điện cho quạt hút Các số liệu cho trước:

Hệ sổ ma sát „ 03 0,25

Số vòng quay 900 vg/ph

Công suất 22 kW

Chiéu day dai § = 6 mm, ứng suất cho phép lớn nhất 2 MPa, khối

lượng riêng của đai 970 kg/m” Hãy xác định chiều rộng đai

3.23 Thiết kế bộ truyền đai dẹt với công suất yêu cầu P\ = 8 ,) kW Banh dẫn

bằng gang có số vòng quay nị = B00 vg/ph và đường kính dị = 300 mm, truyền chuyển động và công suất cho trục lắp đao phay có số Vòng quay

nạ = 7B0 vgiph (H.3.6) Thiết kế sơ bộ dây đai có chiều day 5 = 4,75 mm

| với khối lượng riéng dai p = 970 kg/m’ Ung suất kéo cho phép dây đai

là 2 MPa, hai bánh đai quay song song ngược chiểu, khoảng cách trục a= 750 mm Hé sé ma sát giữa đai với cả hai bánh đai là 0,3 Xác định:

a) Đường kính bánh đai nhỗ dạ, góc ôm đai œị và chiều đài đai L

b) Ứng suất trên nhánh chùng ơ›

e) Diện tích cần thiết tiết diện đai A d) Chiều rộng b của đai

n, = 500vg/ph nạ= 750vg/ph

Hinh 3.6

3.24 Bộ truyền dai da det có chiều dày dai 6 = 8 mm, dudng kinh banh dan

la d, = 400 mm duge phi cao su, dudng kinh banh bi dan d, = 1350 mm,

khoảng cách trục a = 3000 mm Hệ số ma sát giữa da và thép là 0,2, giữa da và cao su là 0;4 Đai da có ứng suất kéo cho phép dây đai 2,75

MPa, khối lượng riêng của đai da là 970 kg/m” Nếu công suất truyền

P = 45 kW va van tốc đai v = 24,5 m/s hãy xác định:

a) Ứng suất làm việc cho phép lớn nhất

b) Giá trị e"' cho bánh đai cần thiết kế c) Chiều rộng cần thiết của đai

3.25 Bộ truyền đai dẹt (vải cao su) truyền công suất Pị = 5 kW, sé vòng quay bánh dẫn n¡ = 1200 vgíph Tỉ số truyền u = 2, khoảng cách trục

a = 1200 mm, hệ số ma sát giữa đai và bánh đai £ = 0,3 Chiều day dai

5 = 5 mm (khéng cé ldép dém), khéi lugng riéng day dai p = 1100 kg/m’,

médun dan héi cia dai E = 200 MPa ‘BO truyền nằm ngang, tải trọng

28 - ,

Chương 3 :

8 31 Duong kính bánh đai nhỏ, bộ truyền đai thang d; = 200mm; đai dạng B

3 26 Bộ truyền đai đẹt (đai vải cao su) truyền động giữa hai trục song song

ngược chiểu “nhau (H.3.7) truyền công suất P

đường kính các bánh đai dị = 250 mm, dz = 500 mm, khoảng cách truc

„ò8 =:1250 mm, số vòng quay bánh dẫn n¡ = 1000 vg/ph, chiều dày đai

ồ = 6mm Bộ truyền nằm ngang, làm việc có dao động nhẹ Yêu cầu: ˆ

a) Lập công thức và xác định giá trị góc ôm ơ; và chiều đài L

_b) Xác định chiều rộng b của đai

Hình 3.7

3.27 Bộ truyền đai dẹt có dây đai là kim loại mỏng (thép không gỉ) có đường

kính bánh đai là d = 100 mm, hệ số ma sát f = 0,35 Chiều dày đai

Š = 0,0762 mm Tuổi thọ đai 10” chu kỳ Hãy xác định:

a) Chiều rộng đai khi mômen truyén T= 3500 ‘Nm

b) Lực căng dai ban dau F,

B DAI THANG

3.4 CƠ SỞ TÍNH TOÁN

3.28 Trong bộ truyền đai thang loại D khoảng cách trục ban đầu

a = 900mm đường kính dị = 200 mm, d, = 400 mm Chon chiều dài L

tiêu chuẩn của đai và tính toán lại khoảng cách trục

số kéo » = 0,65 Xác định lực căng trên nhánh căng, nhánh chùng và

: mômen xoắn trên các bánh đai,

Bộ truyền dai 29

= 7,5 kW Biết trước:

~~ mét day đai qạ='0,22 kgim Công ‘suat P= 12 kW.”

ứng suất do lực căng ban đầu ơ, = 1,2 MPa Cho biết hệ >

và có chiều cao mặt cắt h = 10,5 mm “Ứng suất căng ban đầu ơ, = 1,2

MPa, ứng suất có ích o, = 1 MPa Ứng suất uốn xác định theo công thức:

ơu = 80e + 1600e”MPa, với e là độ giãn dải tương đối

Tìm ứng suất lớn nhất và nhỏ nhất sinh ra trong ‘dai va biên độ

Lời

ứng suất

3.82 Bộ truyền dai ‘thang có một dây dai với số vòng quay bánh dẫn n= 1750 ve/ph, d, = 180 mm, géc chém dai y = 36°, sé vong quay bénh

bị dẫn nạ = 1050 ve/ph Khoang cach truc a = 400 mm Khối lượng m một

a) Nếu hệ số ma sát giữa đai và bánh đai f = 0,2 xác định lực trên

nhánh căng và trên nhánh chùng

b) Xác định lực tác dụng lên trục của mỗi bánh đại

c©) Xác định lực căng dai ban dau F,

d) Xác định lực căng đai F) và F; khi công suất truyền P¡ = 6 kW

3.5 TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM, TUỔI THỌ

133 Tìm công suất lớn nhất có thể truyền của bộ truyền đai thang nếu biết

trước các điều kiện sau: số vòng quay n¡ = 4000 vgíph, đường kính

d, = 200 mm, góc chêm dai y = 36°, góc ém dai o; = 170°, ma sát giữa đai và bánh dai f = 0,2; luc cing dai ban dau F, = 1300 N, khối lượng 1 mét dây dai qn = 0,175 kg/m ì

Gợi ý: Đối uót đại thang, nếu kể đến lực căng phụ do lực ly tâm gây nên

nhau và bằng 0,3 Góc chêm đai tháng Y= 38° Cac day dai chế tạo cùng

vật liệu và có cùng diện tích tiết diện ngang Góc ôm đai bánh dẫn như

nhau và bằng 150°

ˆ 888 Bộ truyền đai truyền công suất P, = 18,5 kW: tt banh dai thang, cé

đường kính dị = 250 mm và số vòng quay nị = 1800 vg/ph, truyền

3.36 3.37

Tuổi thọ đai tăng lên bao nhiêu lần nếu ta tăng chiều dài đai lên 10%

và khi giam ứng suất lớn nhất 10%

Ứng suất lớn nhất sinh ra trong dai Gnas = 9 MPa S6 vong chay cia dai

trong 1 gidy i = 6,95 Bé truyén làm việc 16 giờ trong một ngày Tỉ số truyền u = 1 Xác định tuổi thọ của đai tính bằng giờ và ngày Tuổi thọ thay đổi như thế nào khi tăng tỉ số truyền từ u = 1 đến u = 5

Ứng suất lớn nhất sinh ra trong đai 6 MPa Số vòng chạy của đai trong

1 giây ¡= 3,48 Bộ truyền làm việc 8 giờ 1 ngày Tỉ số truyền u = 5, Xác định tuổi thọ của đai

Bệ truyền dai thang dang C (H.3.10a) có ứng suất căng ban đầu ơy = 1,2 MPa, ứng suất có ích ơ, = 1,4 MPa, ứng suất uén o, = 5 MPa Để tăng

3.41“ Để truyền chuyển động từ động cơ sang các bộ truyền khác của máy

3.42 3.43

3.44

phay ta sử dụng đai thang Động cơ có công suất P = 3,7 kW, sé"

vòng quay bánh đai dẫn n¡ = 1440 vg/ph, số vòng quay bánh bị dẫn n; = 480 vgíph Khoảng cách trục a = 900 mm Bộ truyền làm việc có va

đập nhẹ, làm việc hai ca Tính toán bộ truyén dai thang

Bé truyén dai thang truyén công suất P; = 11 kW va sé vong quay bánh dẫn n¡ = 900 vgíph Các đường kính bánh đai dị = 150 mm và

dạ = 355 mm Khoảng cách trục a = 760 mm Tải trọng làm việc cho phép lớn nhất đối với mỗi dây đai là 560 N Khối lượng 1 m day dai

0,194 kg/m Xác định số dây đai nếu biết rằng hệ số ma sát - giữa đai và

bánh đai f = 0,25 va géc chém dai y = 34°

Bộ truyền đai thang có các đường kính vòng chia dị = 250 mm va

d, = 800 mm Géc chém dai Y= 36° và góc ôm bánh đai nhỏ ay = ; 140°

Tải trọng cho phép lớn nhất của đai là 900 N và khối lượng của một mét dây đai là 0,523 kg/m Số vòng quay bánh đai nhỏ nị = 1150 vgíph

và công suất truyền P = 26 kW Xác định số dây đai nếu hệ số ma

Thông số "Banh dal din Banh dal bj din,

Tai trong làm việc lớn nhất cho mdi day đai 6560 N, hệ số ma sát ` 2

f= 0, 15, khoảng cách trục a = 875 mm, khối lượng của 1m dây dai Ú, 3

“kgim Xác định:

tỳ GÀ day dai Z

b) Giả sử bánh Dị dân không làm rãnh (bánh dai det) Chiéu dai dai

và góc ôm đai không đổi Hãy xác định khá năng tai

3.45 Tính toán thiết kế bộ truyền dai thang din dong tif dong co đến hộp

giảm tốc của băng tái (HÍ.1.81 Công suất động cơ Pạ = 6.2.kW và vận

| téc géc my, = 300 rad/s T: s6 truyén bé truyén dai uy = 3,02 Lâm việc

T1 "Hanh nghĩa)

-C ĐẠI NHIỀU CHÊM

18.46* Tính toán thiết kế đai nhiễu chêm truyền động cho máy phay Công

— suất truyền P =s 3,7 kW, Số vòng quay bánh dẫn nị = 1440 vg/ph, sở

vòng quay bánh bị dẫn ny = 480 vg/ph Khoảng cách trục a = 900 mi, Tai trong va dap nhe Lam viéc hai ca

3.47 Tink toán thiết kế đai nhiễu chêm (mặt cắt và số rãnh) truyén dong

= 70 kW, s quay bánh bị dâu

cho băng tải với các số liệu sau: công suất truyền P\

vòng quay bánh đẫn nị = 1300 vg/ph, số vòng

1

ny =.400.vg/ph Khoang cach truc.a = 900.mm Lam việc 1 ca vdi tai

trong dao déng nhe

38.49 Tính toán thiết kế đai răng cho hệ thống truyền động băng tải với các

số liệu: công suất truyền P¡ = 6 kW, số vòng quay trục nị = 940 vg/ph

~My = 220 vg/ph, khoảng cách trục a„, = (450 + 10) mm, thay đổi tdan

doing) tai trong dat 200% tai trong danh nghia

\ hai ca Tai trọng dao động nhẹ (momen khởi động bằng 1,8 lần mémen

wa Xác định các kích thước chủ yếu của đĩa xích có số răng ja z=

Chudng 4

BỘ TRUYỀN XÍCH

4.1 XÍCH ỐNG VÀ XÍCH CON LĂN

4.1 Xích con laa ¢ có bước xích ee 8n im, số răng của đĩa xích dẫn và xích bị

dẫn tương ứng là z¡ = 2ð và z;¿ = 69 Khoảng cách trục chọn sơ bộ

a = 160 mm Xác định số mắc xích X và tính chính xác lại khoảng cách

trục a

bước xích py = 12,7 mm

43 Xích con lăn có bước xích p¿ = 31,75 mm truyền tải trọng có ích

F, = 3400 N (H.4.1) Áp suất sinh ra trong khớp bản lễ bằng bao nhiêu?

Hình 41

4.4 Tính toán bộ truyền xích con lăn dùng để dẫn động trục chính của máy

tiện tự động theo các số liệu cho trước: công suất trên đĩa xích dẫn

P, = 2,6 kW, số vòng quay đĩa xích bị dẫn nạ = 400 vg¿ph, tỉ số truyền

u =9, khoảng cách trục a = 7B0 mm, trục đĩa xích điều chỉnh được, tải

trọng có va đập nhẹ, bôi trơn theo chu kỳ, làm việc hai ca mỗi ngày,

đường nối tâm nghiêng với phương nằm ngang một góc 80”

4.5 Bộ truyển xích truyền công suất Pạ= 3,2 kW Bánh dẫn có số răng

z, = 25 va 86 vòng quay nị = 178 vgíph Xác định bước xích sơ bộ p, xích

con lăn 1 day khi áp suất cho phép trong bản lễ xích [pạ] = 20 MPa

Biết rằng bộ truyền xích nằm ngang, làm việc có va đập nhẹ, trục đĩa

xích điểêu chỉnh được, bôi trơn định kỳ Cho trước hé sd K, = 1

c lỗ và

34 Chương 4

4.6 Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn để đẫn động bang tai (H.4.2)

4.7

4.8%

theo các số liệu cho trước: lực kéo băng tải F = 5000 N, vận tốc băng tải

vạ = 2 m/s, đường kính tang trống D = 300 mm, tỉ số truyền u = 2, trục

đĩa xích điểu chỉnh được, bôi trơn nhỏ giọt, làm việc 1 ca, tải trọng có

va đập nhẹ, đường nối tâm nghiệ - với phương ngang một góc 301,

Bộ truyền xích con lăn truyền công suất Pị = 8kW Xác định bước xích

Pe, biết rằng bộ truyền có: tỉ số truyền u = 3, bố trí thẳng đứng, bôi trơn

định kỳ, vị trí các đĩa xích điểu chỉnh được Bộ truyền làm việc suốt

ngày đêm: có va đập nhe Khoảng cách trục chọn sơ bộ a = 1000 mm Số

vòng quay bánh dẫn nị = 800 vg/ph

Tính toán thiết kế bộ truyền xích con lăn từ động cơ đến tang trống của

bằng tải theo các số liệu sau: công suất truyền P¡ = 8,7 kW, số vòng

quay đĩa xích dẫn nị = 400 vgíph, số vòng quay đĩa bị dẫn nạ = 200

vgíph, tải trọng va đập nhẹ, bôi trơn nhỏ giọt, làm việc 1 ca, trục đĩa

xích điều chỉnh được, đường nối tâm trục nghiêng với phương ngang

một góc 20°, khoảng cách trục được chọn a = 40 p,

Tính toán bộ truyền xích con lăn Các số liệu cho trước: công suất

truyền Ps 8,8 kW, số vòng quay bánh nhỏ ny) =

u= 4, giá trị sơ bộ khoảng cách trục 'a = 950 mm, đường nối tâm

900 vg/ph, ti sé truyén

B6 truyén xich 35

xung gây nên dao déng f, =

trước: bước xích p, = 25,4 mm Số răng đĩa xích dẫn 2 =

4.11 Bộ truyền xích con lăn thẳng đứng có bước xích Đ‹e = 15,875 mm, bể

rộng xích b = 9,3 mm, khối lượng 1m xích q„ = 1,2 kg/m Số răng đĩa xích z¡ = 2B và z;¿ = 50, khoảng cách trục a = 660 mm Số vòng quay bánh dẫn n¡ = 960 vg/ph, công suất truyền P = 4,45 kW Xác định lực căng trong các nhánh xích và số uòng quay tới hạn của các đĩa xích

Gợi $: Khi xác định số uòng quay tới hạn thì ta xem xích như là một dây Tần số dao động tự do của dây:

trong đó: L - chiều dài dây; F'- lực cũng dây, m- khối lượng chiều dài dây

Tên số xung gây nên dao động dây xích (dao động cưỡng bức) là fps a 1/s Khi cộng hưởng thì tần số dao động tự do của dây bằng tần số

fe Trong đó lực cũng trên nhánh căng xích Fyp= F,+ Fy + F, ud luc căng trên nhánh ching Fy = F, + F,,

4.12 Bộ truyền xích con lăn có thể truyền công suất P bao nhiêu nếu cho

trước: bước xích p, = 38,1 mm; diện tích tính toán A = dl = 252 mm? Bộ

truyền nằm ngang, bôi trơn bằng bể dầu với vị trí các đĩa xích điều chỉnh được Bộ truyền làm việc suốt ngày đêm có va đập nhẹ Số răng các đĩa xích z¡ = 27, z¿ = 50, khoảng cách trục a = 1300 mm Số vàng quay bánh dẫn n¡ = 200 vg/ph ,

4.13 Bộ truyền xích con lăn có thể truyền công suất P là bao nhiêu nếu biết

23, SỐ vòng

quay n; = 750 vg/ph Tỉ số truyền u = 3 Bộ truyền làm việc có va đập nhẹ, nghiêng với mặt phẳng nằm ngang một góc 30°, khoảng cách trục

36 : — Chương 4

Amin = (dap + dazV2 + 50 mm, béi tron theo chu kỳ, làm việc hai ca một

ngày, các đĩa xích không điều chỉnh dược

4.2 XICH RANG

4.14 Xde dinh tai-trong cé ich cho phép trén 1 mm chiéu dài chốt (H.4.3) cua

xich rang Biét rang dlp sudt cho phép [p,| = 8,5 MPa géc 6m miéng lót 100”,

Hình 4.3 4.15 Xác định định khả năng tải của bộ truyền xích răng ở điều kiện làm việc bình thường với các số liệu cho trước sau: bước xich p, = 25.4 mm,

chiều rộng b = 105 mm Tỉ số truyền u = 2, số vòng quay nị = 1000 vg/ph Hệ số điều kiện sử dụng K = 1

Gợi ÿ: Số răng bước xích chọn theo bảng sau:

trong dé: P - céng sudt truyén, kW; p,- bước xích, mưm

u - uận tốc xich m/s; K - hệ số điều biện sử dụng Khi uận tốc lớn hơn

Ụ '

10 m/s ta thém véo hệ số 1 + _ uới q là khối lượng của 1

m xích

4.16 Bộ truyền xích răng nằm ngang có các thông SỐ sau: bước xích

p: = 25/4 mm, bể rộng xích b = 125 mm, khối lượng của 1 m xích

dm = 16,16 kg S6 rang cdc dia xích z¡ = 32 và z; = 71, khoảng cách trục

a = 1500 mm Bánh dẫn quay với số vòng quay n¡ = 118 vg/ph, lực vòng

- có ích F, =-6800:.NrXác định lực căng tröñg các nhánh xích và số vòng

quay tới hạn đĩa xích dẫn

4.17 Tính toán thiết kế bệ truyền xích răng truyền công suất từ động cơ đến máy nén khí với các số liệu cho trước sau: công suất động cơ P = 7 kW,

số vòng quay trục động cơ n¡ = 2890 vg/ph, tỉ số truyén u = 5, tai trong tĩnh, đường nối tâm trục nghiêng với phương ngang 1 góc 20”, trục đĩa xích điều chỉnh được, làm việc 2 ca, bôi trơn liên tue trong bể dau

4.18 Tính toán thiết kế bộ truyền xích răng truyền động cho băng tải với các

số liệu cho trước sau: công suất truyền P¡ = 5 kW, số vòng quay trục bánh dẫn n; = 750 vg/ph, số vòng quay bánh bị dẫn nạ = 345 vgíph, tải trọng va đập nhẹ, đường nối tâm trục nằm ngang, trục đĩa xích điều

chỉnh được, làm việc 1 ca, bôi trơn nhỏ giọt

4.19* Chọn xích răng cho hệ thống truyền động làm việc với tải trọng tĩnh Công suất truyền P = 18 kW, số vòng quay bánh xích nhỏ

n, = 1600 vg/ph, tỉ số truyền u =3,

Chương 5

BO TRUYEN BANH RANG

A CAC THONG SO HINH HOC

5.1 BANH RANG TRY

5.1 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có môđun m = 10 mm, số răng

z¡= 18 và za = 47 Các bánh răng không dịch chỉnh Tính các kích thước

bộ truyền trong trường hợp các bánh răng ăn khớp trong và ngoài

5.2 Bánh bị dan z, = 21 răng, đường kính vòng đỉnh dại = 126,5 mm Xác định môđun m của răng biết rằng chiều cao đỉnh bằng môđun

5.3* Bánh dẫn có 14 răng và bị dẫn có 80 răng, môđun m = 5 mm Theo tiêu chuẩn cần phải dịch chỉnh với hệ số dịch chỉnh xị = +0,3 va x2= -0,3

Xác định đường kính bánh dẫn, bị dẫn và chiều dày rang S,, 8; theo

đường kính vòng chia Kiểm tra có hiện tượng cắt chân răng không?

.4* Đối với bánh dẫn có 7 răng ta cần dịch chỉnh răng để không xảy ra

hiện tượng cắt chân răng bằng dao phay lăn răng Chứng minh rằng nếu chế tạo răng với chiều cao đỉnh răng bằng giá tri médun m thi

không làm nhọn đầu răng Tính chiều dày răng trên mặt đỉnh răng nếu như chiều cao đỉnh răng bằng 0,85 m

5.5 Bánh răng có số răng là bao nhiêu thi đường kính vòng cơ sở dụ nhỏ

hơn đường kính vòng đáy răng dụ, biết rằng chiều cao đáy răng hy = 1.25

m (m - môđun răng) Đường tròn cơ sở có thể trùng với đường tròn vòng đáy không? Tại sao?

5.6* Bộ truyền bánh răng có médun m = 10 mm, số răng z¡= 12 và z¿= 28, khoảng cách trục không cho trước Theo tiêu chuẩn ta chọn hệ số dịch

chỉnh x = +0,ð cho cả hai bánh dẫn và bị dẫn Tính góc ăn khớp, đường

kính bánh dẫn và bị dẫn, khoảng cách trục

5.7* Bộ truyền bánh răng có hai bánh răng có số răng z¡ = z¿= 9 Hệ số địch chỉnh chọn sơ bộ x = 0,6; médun m = 5 mm Chọn khoảng cách trục là _ SỐ nguyên, tính chính xác hệ số dịch chỉnh và xác định đường kính vòng đỉnh răng

', 6.8 Bo truyén bánh răng có số răng Z4 = 16, za = 34 và môđun m =.16 mm được thiết kế không dịch chỉnh Sau đó kiểm tra thì phát hiện khoảng

cách trục nhỏ hơn giá trị cần thiết 5,6 mm Người ta không thay đổi

Bộ truyền bánh răng 39

kích thước bánh dẫn và cắt bánh bị dẫn với khoảng dịch chỉnh x Giá trị x phải bằng bao nhiêu?

5.9* Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục a = 710 mm,

s6 rang 2; = 24 và Z¿ = 151 Các bánh răng không dịch chỉnh Chọn góc nghiêng răng B, môđun pháp mạ và số răng tương đương

ø.10 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có khoảng cách trục a = 940 mm,

= 16 mm Các bánh răng không dịch chỉnh, tỉ số truyền u=5,1 Xác định số răng và góc nghiêng răng

s.11 Bánh dẫn bánh răng chữ V có góc nghiêng B = 30° vA không dịch chỉnh

Số răng tối thiểu là bao nhiêu để không xảy ra hiện tượng cắt

chân răng

5.12* Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có môđun pháp tuyến mạ và

_ góc nghiêng J Hệ số trùng khớp ngang s„ = 1,3 Bề rộng vành răng có giá trị là bao nhiêu để bộ truyền luôn luôn có ít nhất hai (ba, bốn, , n) đôi răng ăn khớp trong vùng ăn khớp?

ö.18* Xác định các thông số hình học của cặp bánh răng trụ răng nghiêng, biết rằng z¡ = 24, số vòng quay n¡= 1200 vg/ph, nạ= 480 vgíph, khoảng

cách truc a, = 250 mm, médun pháp mạ = 5ð, mm, hệ số chiều rộng vành răng wụạ = 0,8

5.2 BANH RANG CON

5.14 Trong bộ truyền bánh răng côn có tỉ sé truyén bing u = 1, chiéu dai con

ngoài tính theo độ bền tiếp xúc R, > 210 mm Tính môđun vòng ngoài

Tạ và đường kính vòng chia ngoài d„ Số răng z¡ = z¿ = 2B, chiều cao

đỉnh răng bằng môđun vòng ngoài

5.15 Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có các thông số hình học đã biết:

môdun vòng trung bình mạ = 6 mm, chiều rộng vành răng b = 75 mm,

số răng bánh dẫn z¡ = 25, số răng bánh bị dẫn z; = 50 Hãy xác định:

a) Môdun vòng ngoài Me ; b) Góc mặt côn chia 5), õ¿

xác định các kích thước chủ yếu của bánh răng côn dẫn có hai trục

vuông góc nhau, tỉ số truyền u = 3 với Z1 =

trung binh khi tinh theo dé bén m,, 2 6,75 mm va chiều rộng răng

b = 50 mm Tinh médun vòng chia ngoài m, và đường kính d, biết rằng

: đ0 răng và môdun vòng chia

chiều cao mặt mút bằng môđun vòng chia ngoài.:

Xác định lực tác dụng lên các bánh răng hộp giảm tốc bánh răng côn ˆ`

răng thẳng một cấp theo các số liệu: công suất truyền P = 10,9 kW, số

vòng quay bánh dẫn nị = 235 vgíph, z¡ = 25, môđun vòng ngoài m, = 8

mm, z2= 50, chiều réng rang by, = 70 mm

Xác định phương chiêu và giá trị các lực tác dụng lên các cặp bánh răng

theo sơ đồ H.5.1 Cho biết T¡ = 80000 Nmm, z¡ = 20, z¿ = 40, Zy =

18, z, = 54 (riéng trén H.5.1a thi z, = Zy VA 2y = Za) Môdun các cặp bánh

răng nhu nhau m = m, = 4 mm (đổi với bánh răng côn mụ, = 4 mm) Góc nghiêng răng: bánh răng chữ V là 30°, các bánh răng nghiêng là 10"

5.22* Các bánh răng của hệ thống truyền

_a) Phân tích lực tác dụng lên các _

b) Tìm góc.B.để-trục II và IV đồng tâm

5.23

dong x nhu H.5.2 (truyén từ 1-6) Cho

trước T, = 100000 Nmm, modun cap

bánh răng côn m,, môđun cặp bánh răng trụ răng nghiêng /m„ và môđun :

cặp bánh răng trụ răng thẳng m có

giá : trị bằng nhau và bằng 4 mm, số,

rang Zy = 20, zy = 40, za = 20, z¿ = 60, z; =:28, z¿ = 56 Xác định:

Hệ thống bánh răng vi sai hành tỉnh như H.ð5.3 Bánh răng B quay với

số vòng quay không đổi, trong khi đó số vòng quay của bánh răng H thì

khác nhau để cho phép sự khác nhau số vòng quay bánh răng I Ngoài

ra trong bài toán này giả sử tất cả các răng quay với số vòng quay

không đổi Bỏ qua ma sát

quay của bánh răng B cùng chiều kim đồng hỗ nếu nhìn từ bên phải, bánh răng H quay với số vòng quay 700 vg/ph ngược chiều kim đồng hỗ

nếu nhìn từ bên phải Xác định công suất truyền hoặc lấy từ bánh răng

I va vận tốc góc của bánh răng I Tất cả các răng đếu có góc ân khứp

20" Đường kính các bánh răng có các giá trị sau: da = 100 mm; dụ = 125 mm; đẹ = 175 mm; dp = 295 mm (vòng chia trung bình); dụ = 150 mm

kinh banh rang: dg = 200 mm; dc = 150 mm; dp = 300 mm; dg = 150 mm:

Gia sử các bánh răng hành tỉnh D chịu các lực như nhau

Hình 5.5

Bộ truyền bánh răng 43

ø.26 Hệ thống truyền động bánh răng cho như trên H.5.6 truyền công suất

35 kW Bánh răng E được giữ cố định Trục đầu vào A quay với số vòng quay 1000 vg/ph Médun của méi rang 1a 4 mm Cần mang các bánh

răng B, D và F có đường kính 50 mm Các bánh răng cách đều nhau 75

ram và có góc ăn khớp 20° Giả sử rằng các tải trọng tập trung tại các

đường tâm bánh răng và bỏ qua sự tập trung ứng suất Tính mômen

xoắn trên bánh răng E và ứng suất cắt lớn nhất trên cần là trục của

các bánh răng B, D và E

qua nối trục đàn hôi Cho biết: dị = 120 mm; dạ = 60 mm; dạ = 30 mm;

quay cua truc ‘khuyu déng tâm với trục cố định X-X Các bánh răng B và

E có số răng tương ứng là 144 và 72 và ‘modun của tất cá các bánh răng ¡

a) Nếu vận tốc của các bánh răng B và E là 0 thì số răng của các bánh

răng Ở và D là bao nhiêu?

b) Giả sử rằng động cơ truyền công suất 1600 kW, số vòng quay của trục khuỷu là 100 vg/ph Xác định, theo sơ để động, lực tiếp tuyển

— trén, mai rang va luc tiép tuyén thanh truyền tại bánh rang G

ˆe) Xác định lực chốt trục khuẻu tại G bằng phương pháp khác với phương pháp phân tích lực

5.29 Trén H.5.9 công suất được truyền từ trục Ï đến các trục II và III Nếu trục Ï có mômen xoắn 60000 Nưnm thì mômen xoắn trên các trục lĨ và III là bao nhiêu nếu mỗi bánh răng quay với số vòng quay không đi và

Công suất yêu cầu của thùng trộn bêtông trên H 5 10 là 4 kW và thùng

quay với vận tốc 200 vgiph Trống được gắn chặt với 2 chốt và trên các chốt, này lắp hai bánh răng F, Các bánh rang C va E la lién khéi Banh răng Bcó18 răng, bánh răng C có 75 răng, bánh răng E có 3ð răng và bánh răng ăn khớp trong A có 65 răng Môđdun của các răng bằng nhau

và bằng 5 mm Xác định lực tiếp tuyến giữa các răng C và E và giữa E

5.30

-=ga -Tt 'Bö qua lực ma sát và giả sử các bánh răng hành-tỉinh-lấy tỉ lệ với -

Với các số liệu trên H,5.11 hãy xác

định công suất truyền qua các bánh

răng C và bánh răng B (H.5.11) Giá

5.82 Trên H.5.12 công suất truyền từ trục A sang trục B qua hệ bánh răng

hành tỉnh Giả sử rằng không có sự mất mát công suất, hãy xác định:

_a) Lực tiếp tuyến giữa bánh răng 2 và 3 b) Lực tiếp tuyến giữa bánh răng 2 và 4

e) Mômen xoắn trên trục giữa bánh răng 3 và 5

d) Mômen xoắn trên C giữa

C TINH BEN BO TRUYEN BANH RANC

5.33 Cho biét dé thị tải trong thay déi vac hệ số làm việc trong ngày Ky

và trong năm K„ (H.5.13) Thời gian Ì a việc để tính toán thiết kế §

năm Bộ truyền tính theo ứng suất tiếp ide voi T = Tra, va lam viée voi

s6é vong quay khéng déi n, = 1200 vg/ph Tinh sé chu ky lam viéc tương

đương trong các phương án

Hình 8.138

) Hình 5.13 ; j) +

5.3 BAH RANG TRU

5.8.1 Ứng suất cho phép, khả năng tai 5.384 Cho ta = 1, tim yp, khiu = 1; 4 va 9

5.35 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có số răng z¡ = 16, z¿ = 84, hệ số

Wea = 0,4 Tinh won

5.86 Môđun m bánh răng trụ tang thẳng xác định theo ứng suất uốn ở chân Tăng Cho trước sổ răng 21, 22 va Vom = b/m Khi tăng ứng suất uốn cho

a phép [øp] lên 2,5 lần thì môđun thay đổi như thế nào?

HRC ( x 580 HB) Tải trọng tác động lên các răng thay đổi theo chu kỳ

như H.5.14a Thời gian làm việc 4 năm Hệ số làm việc trong năm

K, = 0,66, hệ số làm việc trong ngày K„; = 0,66 Số vòng quay bánh dẫn

nị = 500 vg/ph Hãy xác định:

a) Số chu kỳ làm việc tương đương Nụp¡ bánh dẫn

b) Ung suất tiếp xúc [ơu;] của bánh dẫn

ø.38 Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng có môđun m = 8 mm có số răng

z¡ = 24 và z; = 99 Sau khi răng bị gãy người ta chế tạo cặp bánh răng

khác có môđưn m' = 12 mm Tuy nhiên khoảng cách trục a không thay

đổi, do đó phải thay đổi số răng Chiểu rộng vành răng b, tỉ số truyền

u, hé sé tai trong tinh Kp va mémen truyền T' không thay đổi, trong hai trường hợp các bánh răng không dịch chỉnh Độ bên uốn của răng

khi đó tăng lên bao nhiêu lần (hoặc ứng suất uốn sinh ra giảm bao

5.39 Trong khi tìm môdun theo ứng suất uốn cho phép người ta xem xét hai

phương án: phương án 1 có số răng z¡ = 30 và z¿ = 92, phương án 2 có

ˆ gổ răng z¡ = Lỗ và z„ = 46 Chiều rộng vành răng b ở hai phương án

giống nhau Cặp bánh răng trong phương án nào có khối lượng nhỏ hơn

và nhỏ hơn bao nhiêu lần, xem các bánh răng như là các đĩa thép đặc?

Bộ truyền bánh răng —————— 49

5.40 Cap bánh rang bang gang được thay thế bởi cặp bánh răng bằng thép

- có cùng kích thước, khi đó ứng suất tiếp xúc tính toán thay đổi như

” không thay đổi Giả sử tọa độ đường cong là đại lượng tương đối, có giá

trị bằng 1 khi [ơn] = 400MPa

5.42* Khdi lượng của hộp giảm tốc hai cấp là nhỏ nhất khi đường kính các -bánh-bị dẫn của-cặp bánh-răng cấp chậm và cấp nhanh bằng nhau, khi

đó bôi trơn hộp giảm tốc được thuận tiện TỈ số truyền chung của hộp

giảm tốc u = 27 Xác định tỉ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm và cấp nhanh để đường kính các bánh răng bị dẫn bằng nhau và ứng suất

tiếp xúc sinh ra trên bể mặt hai cặp bánh răng cũng bằng nhau Hệ số tải trọng tính hai cấp như nhau và hệ số chiều rộng wi, cap banh rang cấp chậm gấp đôi cấp nhanh

5.43 Banh rang bi dẫn được chế tạo từ thép carbon cé dé ran H = 240 HB va làm việc với số vòng quay n = 275 vg/ph Tuổi thọ tính toán 5 năm, làm việc liên tục Tải trọng gần như không đổi và rất hiếm khi bị quá tải và

tải trọng quá tải không vượt quá 3 lần tải trọng định mức Trong trường hợp nào ta tính bộ truyền theo độ bên uốn và khi nào tính theo độ bẩn

tiếp xúc, biết rằng ứng suất cho phép khi bộ truyện bị quá tải gấp 2,4 lần chế độ tải đài han (N > N,)

5.44 Bánh dẫn chế tạo từ thép 40Cr sau khi tôi cải thiện có độ rắn Hì = 240

HB và làm việc với số vòng quay nị = 240 vg/ph Bánh bị dẫn chế tạo từ

_thép 4ð sau khi thường hóa có độ rắn Hạ = 180 HB và làm việc với số

vòng quay nạ = 51,5 vgíph Thời gian phục vụ tính toán 3 năm Thời gian làm việc tương đương trong một ngày là 1,5 giờ Tính ứng suất tiếp

xúc cho phép biết rằng số chu kỳ làm việc tương đương > 5.10 thì ứng

suất uốn cho phép 2,6HB (MPa)

5.45 Bánh răng chế tạo từ thép 40Cr sau khi tôi bằng dòng điện có tần số

_ cao cổ độ rắn H = 50 HRC Tính ứng suất, tiếp xúc cho phép khi số chu

kỳ làm việc 10 và 10”, cho biết rằng khi số chu kỳ làm việc N > 7.10”

thì ứng suất tiếp xúc cho phép bằng 19 HRC

Tư ee neccemeneet nce

50 Chương § '

5.46 Bánh dẫn truyền mômen xoắn T, = 2000Nm với số vòng quay nị = 100 `

vgíph Trong một trường hợp khác bánh dẫn này truyền mômen xoắn

T; = 1000 Nm và nạ = 200 vg/ph Ứng suất tiếp xúc tính toán trong hai

trường hợp trên đều lớn hơn giới hạn mỏi tiếp xúc Tuổi.thọ được xác

định khi xuất biện tróc rỗ bể mặt Trong trường hựp nào thì tuổi thọ của bánh dẫn cao hơn và cao hơn bao nhiêu lần?

5.47 Theo điều kiện của bài toán trên với khoảng cách trục a = 100 mm và chiều rộng vành răng b = 40 mm Ta khảo sát hai phương án: phương

án 1 với tổng số răng 100, phương án với tổng số răng là 50 Nên chọn phương án nào nếu tính theo độ bên uốn Trong cả hai phương án số

chu kỳ làm việc tương đương Ngg=2_ 107

5.48 Xác định khả năng tải trong chế é truyền bánh răng bằng thép tron;

(H.5.15) Độ rắn bề mặt: cặp cấp nh:

HB245; cấp chậm - bánh dẫn HB31C của trục cấp nhanh 730 vgiíph Xác đ

ái trọng dài hạn đối với các bộ 6p giảm tốc hai cấp phân đôi :- bánh dẫn HB290, bánh bị dẫn ánh bị dẫn HB240 Số vòng quay : độ nhớt dâu bôi trơn

2, = 18, Za = 122 2, = 40, Z2= 11 —Ỳ —_—_—_—_ et , mạ =4 7 680 Mm, 3 55] a 590 65 : Ƒ

vòng quay bánh dẫn nị¡ = 100 vg/ph, vật liệu bánh bị dẫn - thép 40Cr,

tôi cải thiện với [ơpg] = 130 MPa |

s.ø0 Xác định mômen xoắn mà bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng kín

có thể truyển, nếu cho biết: số răng bánh dẫn z¡ = 30, đường kính

vòng chia bánh dẫn dị; = 80 mm, tỉ số truyền u = 4, wig = 0,6, sd

vong quay banh dan n, = 600 vg/ph, vat ligu baénh bj din — thép 45,

[oy] = 510 MPa

ø.3.3 Tính toán thiết kế 5.61 Tinh todn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng theo ứng suất tiếp xúc

Công suất truyền P = 2õ kW, không có quá tải Số chu kỳ làm việc

tương đương của bánh dẫn Nụg = 4,5.10 Số vòng quay bánh dẫn

n, = 905 vg/ph, bánh bị dẫn nạ = 42õ vg/ph Cặp bánh răng chế tạo từ

thép có thành phần hợp kim thấp được thấm than, tôi và ram ở nhiệt

8.ð2 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng truyền công suất

Pị = 7 kW, số vòng quay n = 1240 vg/ph Tỉ số truyền u = 2,13 Vật liệu các bánh răng - thép 4ö thường hóa Tải trọng thay đổi theo H.B.16

Thời gian làm việc Lạ = 8000 giờ Bánh răng nằm đối xứng với ổ trục

5.58 Tinh todn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng truyền công suất

P, = 15 kW, sé vong quay n = 45 vg/ph Ti sé truyén u = 3, số rang

bánh dẫn = 20, vật liệu các bánh răng - thép 4B thường hóa Tải

trọng thay đổi liên tục theo chế độ trung bình chuẩn Thời gian làm

việc Lụ = 15000 giờ

5.54 Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng hộp giảm tốc một cấp trong hệ thống truyền động cho băng tải (H.1 8) Công suất trên trục bánh răng dẫn P, = 4,9 kW khi van tốc B6c ; = 99,3 rad/s Vận tốc góc -

bánh bị dẫn a, = 24,8 rad/s Thai gian lam việc bộ truyền La = 12000

giờ Tải trọng tĩnh, khổng đảo chiều ụ HN

ð.ðB Với các số liệu bài 5.04 nhưng ta sử dụng bánh răng trụ răng nghiêng

diahàbdöšösxkjlenbicl(2

5.56 Tinh toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng hở của hệ thống

đẫn động đây chuyển tự động (H.B.17) Công suất động cơ Pạc = 7,ỗ kW

khi vận tốc góc Wace = 99,4 rad/s Tỉ số truyền hộp giảm tốc Ug = 2,5,

hiệu suất Ne = 0,96 Tải trọng tĩnh, làm việc không đảo chiều Thời

gian làm việc tính toán Lạ = 20000 giờ: Vận tốc góc bánh răng bị dẫn (bệ phận công tac) w, = 10 rad/s

Thời gian làm việc tính toán là 4 năm Mỗi năm làm việc 250 ngày, mỗi ngày làm việc 8 giờ Sự thay đổi tải trọng trong một chu

Biết rằng: mômen xoắn T = 120000 Nmm, số vòng quay bánh dẫn

n, = 580 vgính, tỉ số truyền u.= 3,8 Vật liệu là thép hợp kim 40 Cr tôi

bể mặt với độ rắn HRC = 45

Bộ truyền bánh răng z si 53

5.58 Tinh toán, thiết kê bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của hộp giảm

te mot cap: của hệ thống dẫn động dây chuyển tự động (H.5.19) Công suất động co Pa, = 10 kW khi vận tốc góc wy, = 152 rad/s Tai trong tĩnh, làm việc không đảo chiều Thời gian làm việc tính toán Lụ = 12000 giờ Vận tốc góc bộ phận công tác œ¿¿= 14 rad/s Kích thước hệ thống _truyén động cần.phải nhỏ nhất

5.59“ Tính toán hộp giảm tốc hai cấp đồng trục H.5.20a với công suất truyền

P\ị = 11 kW, nị = 960 vgíph Tỉ số truyền cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh là u; = 4, cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm u¿= 3 Các răng không dịch chỉnh Tải trọng thay đổi bậc như H.5.20b:

ˆ' Hộp giảm téc lam viée 300 ngày mỗi năm và làm việc trong 10 năm Hệ

số làm việc trong ngày là 0,66 Vật liệu bánh rang la thép 40.Cr

toán thiết kế bộ truyển

với các số liệu cho trước

gia Xác định mômen xoắn T mà bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có thể

truyền nếu biết: môđưn vòng ngoài m, = 6 mm, số răng bánh dẫn

z¡ = 20, tỉ số truyền u = 2, số vòng quay bánh dẫn nạ = 100 vg/ph Chiểu

rộng vành răng b = 0,25 R, (R, - chiều đài côn ngoài) Vật liệu các bánh răng - thép 4ð tôi cải thiện, tải trọng thay đổi liên tục theo chế độ tải

nặng Thời gian làm việc Lạ = 12000 giờ

s.64* Xác định mômen xoắn mà bộ truyền bánh răng côn kín có thể truyền

với tổng các góc côn chia 8, + 5, = 90° tix tinh todn cdc rang theo tng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Biết trước: môđun vòng ngoài m,= 5 mm,

số răng z¡ = 20, z¿ = 40, số vòng quay bánh dẫn nị = 540 vg/ph, vật liệu

_bánh dẫn là thép 50T thường hóa, o, = 549 MPa, H, = 180 230 HB

Bộ truyền làm việc không đảo chiều Tải trọng không đổi, thời gian làm

‘41 kW, hệ số chiều rộng

vành răng wp, = 0,5, số 9- Tính toán thiết bế

nị = 8ĩ8 vgph, số vòng 5.6 1 các số liệu bài 5.54 nhưng ta sử dụng bánh răng côn răng thẳng

5.68 Tính toán bộ truyền bánh răng côn răng thẳng truyền công suất

quay bánh dẫn nạ = 195

vgíph Hình 6.21 ; Pì = 14 kW, số vòng quay n = 980 vg/ph.;Tỉ số truyền u = 2 Vật liệu các

bánh răng - thép 4ð thường hóa Tải trọng thay đổi theo H.5.13b Thời 5.61* Tính toán thiết kế hộp pm giảm tốc bánh răng chữ V một cấp biết rằng 8 về cạp a gian làm việc Lụ = 10000 giờ ;

công suất trên trục bánh đẫn P, = 18 kW, số vòng quay bánh dẫn n¡ = 1000 vg/ph, bánh bị đẫn nạ = 250 vg/ph, tải trọng thay đổi liên tụt với chế độ tải nặng, làm việc không đảo chiều Thời gian làm việc 3

5.67 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng côn răng thẳng hở hệ thống dẫn động cho dây chuyển tự động (H.5.19) Cong suất động cơ điện

P„¿= 10 kW khi vận tốc góc øœạc = 152 rad/s Tải trọng thay đổi, không

năm, mỗi năm làm việc 300 ngày, làm việc hai ca 1 ngày Vật liệu bánh " :

đảo chiều Làm việc chế độ tải dài hạn Thời gian làm việc thiết kế dẫn là thép 40CrNi tôi cải thiện ơ, = 932 MPa, H, = 270 HB; vat liệu

Ly= 12000 gid Hé ia oe 5 ia A me rk er 2

: bánh bi dẫn thép 40Cr, tdi cdi thién o, = 932 MPa, Hạ = 260 HB giờ Hộp giảm tốc có hiệu suất n = 0,94 va ti sé truyén

| ug = 5,08 Van téc géc true day chuyén tự dong w, = 14 rad/s Kich

5.3.3 Bánh răng côn thước bao bộ truyền cần phải nhỏ nhất Hai trục vuông góc nhau

1- Kha nang téi 5.68 Tinh toán thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn răng thẳng một cấp

- g,89 Trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng có hai trục vuông góc với (H.5.17) theo các số liệu đã cho trong bài tập 5.B6

nhau, cả hai bánh răng côn có cùng số răng 20 và cùng quay 24 vgíph 5.69* Bé truyền bánh răng côn răng thẳng (H.5.22) lam việc 3 ca một ngày

Môdun mặt mút m, = 5 mm, chiều rộng vành răng b = 20 mm Mémen trong thời gian 4 năm, tải trọng thay đổi theo chu ky H.5.14a Bánh

truyền T = 100000 Nmm Hệ số tập trung tải trọng theo chiều rộng dẫn nằm công xôn trên trục Tính toán thiết kế bộ truyền theo các số vành răng 1,9 Tính ứng suất sinh ra ở các răng, biết rằng độ rắn mặt liệu cho trước sau: mômen trên bánh bị dẫn Tạ = 40000 Nmm, hệ số răng la 250 HB chiều rộng vành răng y;,, = 0,3, số vòng quay bánh dan n, = 740 ve/ph,

Chương 5

bánh bị dẫn nạ = 375 vg/ph So sánh giá trị dạ; khi tính bánh răng côn

răng thẳng và răng cong -

-8- bánh răng trung tâm cố định

Hộp giảm tốc làm việc với chế độ tải dài hạn

5.73 Hộp giảm tốc vị sai nón (H.5.25) có trục dẫn 2 và bị dẫn 1 Trong hộp

vi sai có hai bánh vệ tỉnh Chu kỳ làm việc của hộp giảm tốc được tinh lam ba giai đoạn: trục 3 quay nạ = 579 vg/ph trong 42 giây khi ham truc 2: truc 2 quay 579 vgíph khi hầm trục 3; trục 2 và 3 aday cùng chiều với

nạ = nạ = 579 vgíph trong 45 giây Trên trục bị dẫn co mot mémen cần

la 7000000 Nim

Xác định: sở lần chịu tải răng của bánh răng trung tâm và bánh rang vệ tỉnh trong một chủ kỳ làm việc của hộp giảm tốc, áp lực trên răng và ứng suất tiếp xúc đối với bánh dẫn của hộp vị sai khi chiều - rộng răng là 100 mm

“

Trục vít có số mối ren là z¡ = 2, số răng bánh vít 2 = 58, médun

m = 7 mm (dãy 2), hệ số đường kính q = 12,5 Tính toán các kích thước

chủ yếu bộ truyền trục vít

Xác định các kích thước của bộ truyền trục vít, biết rằng khoảng cách

trục tiêu chuẩn a„ = 160 mm, tỉ số truyền u = 31,5 Theo điều kiện bền môđun không nhỏ hơn 8 mm, hệ số đường kính trục vít q = 8 Truc vit

được mài bóng, tôi và có một mối ren

LỰC TÁC DỤNG, HIỆU SUẤT

Xác định phương, chiều và giá trị các lực tác động lên mối ăn khớp bộ

truyền trục vít và bánh răng (H.6.1) Cho biết Tị = 100 Nm, nị = 1200

vgíph, tỉ số truyền u¡ = 2„u;ạ = 25, số răng z¡ = 24, zs = 2, môđun bộ

truyền trục vít và bánh răng trụ như nhau m = 4 mm, hé sé ð đường kính

q = 10

Hinh 6.1

Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền trục vít: zy = 3, z¿ = 60, q = 10,

m = 6 mm Công suất truyền P¡ = 5 kW, số vòng quay trục vít

nị = 1440 vg/ph Hệ số ma sát f = 0,1 và góc biên dang ren a = 20° Xác định lực tác dựng lên trục vít và bánh vít,

Khi ta tăng hệ số đường kính q từ 8 lên 12,5 thì hiệu suất bộ truyền

trục vít và độ cứng trục vít thay đổi như thế nào? Biết rằng số mối ren trục vit 2; = 1, góc ma sát 4° Mômen quán tính mặt cắt ngang của trục

vít tính theo đường kính vòng đáy c của trục vít, Cho biết chiều cao đáy

răng hr = 1,2 m i

iB, giả sử ổ B tiếp nhận hoàn `

vgíph, số mối ren z¡ = 4 và đường kính vòng chia dị

ren trái truyền công suất

nị = 720 vg/ph Các thông số

hình học: z¡ = 2, Zy = 40,

vít được lap trén cde 6 A va toàn lực dọc trục Xác định phan lực tại các ổ A và B Hình 6.2

V 6.3 KHẢ NĂNG TẢI, ỨNG SUẤT CHO PHÉP, KIỂM BỀN

" V6.8 Khi tính khoảng cách trục a„ bộ truyền trục vít theo ứng suất tiếp xúc

trong hai trường hợp: trường hợp 1: z¡ = 2 và Z¿ = 32, trường hợp 2:

Z¡ = 4 và z¿ = 64 Hệ số đường kính trong hai trường hợp q = 8 Trong trường hợp nào khoảng cách trục nhỏ hơn và nhỏ hơn bao nhiêu lần?

vá Bánh vít chế tạo từ đồng thanh Br 8nP10-1 ứng suất tiếp xúc cho phép

N

ứng với số chu kỳ ứng suất Nhị; = 10” là [ơn] < 25 MPa, ứng suất uốn cho phép khi Nyy; = 10° 14 72 MPa Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

cho phép khi Nụg và Ner 2 2,6.104 la bao nhiéu?

6.10 Tải trọng được truyền bởi bộ truyền trục vít gây nên trên răng bánh vít ứng suât uốn bằng 55% ứng suất uốn cho phép và Ứng suất tiếp xúc

bằng 79⁄2 ứng suất tiếp xúc cho phép Trong trường hợp này ta có thể

tặng tải trọng truyền lên thêm bao nhiêu phần trăm?

„6.11 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít chế tạo từ đồng thanh

6.12 Nếu số răng

Br AIFe9-4 giảm đi 30%; khi tăng vận tốc trượt v, từ 1 đến 6 m/s Khi

đó khả năng tải bộ truyền (mômen xoắn) giảm đi bao nhiêu phần trăm?

ánh vít nhỏ hơn một giá trị tới hạn nào đó z„ < Iz{ thì khả năng tải của bộ truyền giới hạn bởi ứng suất tiếp xúc cho phép, còn

Số nếu lớn hơn thì dược giới hạn bởi ứng suất uốn chơ phép Xác định số - .

Tăng tới hạn này, tiếu ứng suất tiếp xúc cho phép [ơi] `= 200 MPa; ling suat uốn cho phép lor = 45 MPa

Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít (H.6.3): bánh răng trụ nghiêng (mạ = 2 mm,:B = 8°634”, z¡ = 23, 22 = 75, a = 100 mm), trục vít (m = 10 mm, Z3 = 1, 24 = 28, a= 180 ram), số vòng quay trục dẫn động cấp nhanh n¡ = 910 vgíph Cho biết thời gian làm việc 6000 giờ Tải trọng thay đổi trong mỗi chu kỳ như sau:

Bánh dẫn của hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh răng (trục vít:

m = 7 mm, z¡ = l; z¿ = 33; a = 160 ram, bánh răng: trụ nghiêng với

mạ = ð mm, B = 8634”, z; = 17, z„ = 32, a = 250 mm) quay với số vòng '

quay nị = 756 vg/ph) Vật liệu trục vít - thép 40Cr được tôi bể mặt đạt

độ rắn 45 650 HRC, vành răng bánh vít chế tạo từ BrAIFe 9-4 Xác định khả năng tải ứng với chế độ tải dài hạn

Tiêu chuẩn nào trong ba tiêu chuẩn về khả năng làm việc sau đây là

+

nguy hiểm nhất đối với bộ truyền trục vít: độ bên tiế

và nhiệt Cho biết: khoảng cách trục a„ = 300 mm, môdun m = 10 mm,

., vòng quay truc vit ny = 960 vg/ph :Vật liệu trục vít - thép 40Cr, độ rắn và

62 Chương 6

40 HRC, mài bóng Vật liệu banh vit - déng thanh vdi [of] = 52 MPa,

[oy] = 190 MPa Hé sé téa nhiệt Kr = 16 W/(mỶ.°C) Bộ truyền làm việc

liên tục, hiệu suất n = 0,80, diện tích bể mặt thoát nhiệt A = 1,8 mỶ Hệ

sé tai trong tinh Ky = Kr = 1, truc vit nằm dưới

6.16 Kiém tra d6 ban bé truyén trục vít với các thông số cho trước: khoảng cách trục a„ = 180 mm, tỉ số truyền u = ð1, số vòng quay trục vít

n, = 1000 vg/ph Trục vít acsimét có số mối ren z¡ = 1, hệ số đường kính

q = 10, môđun m = 6,3 Công suất trên bánh vít P¿ = 2,7 kW Vật liệu banh vit Br SnP10-1 (a, = 300 MPa, og, = 200 MPa, [oy] = 300 MPa,

{or] = 50 MPa) Vat liệu trục vít 40Cr, độ rắn bề mặt HRC 45.50

(a, = 1000 MPa, o,, = 850 MPa, [or] = 80 MPa) Truc vit dude mai

Hiệu suất n = 0,74 Số răng bánh vít z¿= 51, chiều rộng bạ = 50 mm

Trục vít nằm dưới Tải trọng không đổi Hệ sẽ tải trọng tính

Ky = 1 Diện tích bê mặt thoát nhiệt A = 0,95 mổ,

6.4 TÍNH TOÁN THIET KẾ

6.17 Bộ truyền trục vít có tỈ số truyền u = 12, số vòng quay trục vít

n¡ = 1050 vg/ph, công suất trên trục vít Pị = 3 kW Bánh vít chế tạo từ đồng thanh với ứng suất tiếp xúc cho phép [ơn] = 250 MPa, hệ số tải trong tinh Ky = 1,1 Hãy xác định:

a) Chon sơ bộ hiệu suất n Tính mômen xoắn bánh vít Tạ

b) Chon zi, 22 va q Tinh a, va chon médun m

6.18* Tinh todn bộ truyền trục vít với các số liệu làm việc sau đây: Công

suất yêu câu trên trục bánh vít Pạ = 7 kW, số vòng quay bánh vít

nạ = 48 vgíph, số vòng quay trục vít nị = 1440 vg/ph Bộ truyền làm việc

không đảo chiều, tải trọng tĩnh Thời gian phục vụ Lụ = 7500 gid

- 8.18 Tính toán bộ truyền trục vít, biết rằng công suất truyền trên bánh vít Ð; = 11 kW, số vòng quay bánh vít nạ = 72 vg/ph, số vòng quay trục vít

nị = 2880 vgíph Tải trọng thay đổi theo bậc như sau:

Taim„ = 520 Nm làm việc trong thời gian Lạ = 0,1Ly; Ts: = 0,5T etme

trong théi gian 0,5L,; T23 = 0,1T imax - trong thời gian 0,4Ly trong đó Lạ

là thời gian làm việc tính bằng giờ Bộ truyền làm việc trong 3 năm

Hệ số làm việc trong ngày Ky, = 0,25, hệ số làm việc trong năm

Bánh vít quay n¿ = 48 vg/ph, tỉ số truyền u = 32 vành răng chế tạo

từ đồng thanh BrSnP10-1 (đúc trong khuôn cát) Bộ truyền làm việc liên

tục trong 5 năm Hãy:

a) Tinh sé chu ky ứng suất tương đương Nụg, Ngg và ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép Vận tốc trượt v; = 6m/s

b) Xác định các thông số hình học bộ truyền trục vít nếu công suất

3 ne ’ ne at yh 2 5 on ae a oan

- 822 Hộp giảm tốc trục vít một cấp có tế truyền u = 18 làm việc với chế độ tải trọng kháng đổi, Mômen xoắn trên bánh vít Tạ = 6000 Nm Trục vít được nối vớt trục động :cơ có số vòng quay nị = 1440 vg/ph Vật liệu

vành rằng bảnh vít Br AlFe9-4 đúc trong khuôn kim loại Ứng suất tiếp

xúc cho phép [ơi] = 190 MPa, ứng suất uốn cho phép răng bánh vít

lør| = 70 MPa Tính toán các kích thước chủ yếu của bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc

6.23 Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít trong cơ cấu quay cần trục (H.6.4)

Mômen xoắn lớn nhất trên trục vít là Ts„„v = 520000 Nmm Tải trọng

thay đổi theo chu kỳ như H.6.5

.10,1t | O51 | 0,44

| t= 15% chu ky

Tố Chương 6

Thời gian làm việc 5 năm, hệ số làm việc trong năm Kạ = 0,25 và

hệ số làm việc trong ngày K„„ = 0,33 Tỉ số truyền u = 22,4, số vòng

quay bánh vít nạ = 63 vgíph Bộ truyén lam việc đảo chiều Vật liệu

bánh vít đồng thanh Br SnP10-1

6.24* Tính toán thiết kế bộ truyền trục

Chương 6 : 65

6.5 TINH NHIET

6.28 Xác định thời gian làm việc liên tục của hộp giầm tốc trục vít đến thời

điểm mà nhiệt độ sinh ra trong dầu đạt đến giá trị t = 90°C Công suất truyén P, = 14 kW, hiệu suất n =0,74, điện tích bể mặt thoát nhiệt

v, = 0,125 m/s

"=8ố vòng quay- truc vit ny = 330 : mm ¬—¬— meant

- vg/ph Làm việc liên tục và không dao chiều, tải trọng không đổi Vật

liệu trục vít: thép 45 mài bóng, vật liệu bánh vít: gang xám GX 18-36

6:25 Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít để dẫn động xích tải (H.6.6), xích

tải có số răng z = 12, bước xích p,= 160 mm Lực vòng trên đĩa xích

F, = 7000 N Vận tốc xích v, = 0,09 m/s

'8ố vòng quay trục vít nị = 225 vg/ph Lam việc liên tục và không

đảo chiều, tải trọng không đổi Vật liệu trục vít: thép 45 mài bóng, vật liệu bánh vít: gang xám GÃ 18-386

6.26 Tính toán thiết kế bộ truyền trục vít của cơ cấu nâng thang máy Lực

6.37* Tính toán bộ truyền trục vít palăng

Tản ng truyền động v Ves = 0, 6 m/s: ¬-

“Tải trọng làm, vide F =

-suất n= 0/6 Vận tốc vòng đĩa xích; oe

_vong trén puly dẫn dây cáp (trục của puly cũng là trục của bánh vít) ˆ

F, = 3000 N, van tốc vòng v = 0,7 m/s, duéng kính puly D = 500 mm Sé vòng quay trục vít nị = 900 vg/ph Tổng thời gian lam viéc L, = 10000

giờ Bộ truyền không đảo chiều

tay (H.6.7), khả năng nâng Q = 19600

N (2 tấn) Đường kính đĩa xích dẫn

d = 300 mm, đường kính đĩa xích

nâng D = 220 mm Bộ truyền hở Vật

liệu bánh vít - gang xám GX 15-32, vật liệu trục vít - thép Ct6 (HB = 180,

= 600 MPa, o,,.= 320 MPa) Truc

vít một mối ren với hệ số đường kính

q = 10 Hệ số tải trong tinh Ky = 180-NỈ Hiệu ¬— ị

`Á = 1,2 mẺ Hệ số tôa nhiệt Ky = 16 W/(m?.°C), hệ số thoát nhiệt qua bệ máy = 0,2 Khối lượng hộp giảm tốc G¡ = 600 kg, khối lượng dầu bôi trơn Œ; = 5kg Nhiệt dung tương ứng cœ¡ = 0,5.10? J/kg.°C và

0; = 1,68.10° J/kg.°C

Goi $: Thời gian nung nóng ¿ hộp ø giảm ốc trục uít dupe x xde e dink theo công thức

mene pee LE fn eee ee hước He tr tee - : ˆ - “— ÐÔ — chan

(Gye, + Gạes)[tạ -tạ)

" 1000P;( - n)— K„At„(+ ự) với ‘m = 0,5([tmax] ~ tọ) 6.29* Hộp giảm tốc trục vít có các tham số: trục vít acsimet chế tạo từ thép

12Cr3A, độ rắn HRC 56.62, bể mặt làm việc các ren được mài bóng, hệ

số đường kính q = 10, số mối ren z¡ = 1, môđun m = 8 mm, góc nâng

ren vít y = 514238” Bánh vít chế tạo từ đồng thanh Br SnP10-1

(ơ, = 260 Ma, ơu, = 150 MPa), số răng z;¿ = 30, khoảng cách trục

a„ = 160 mm, diện tích bể mặt làm mát A = 0,37 mm” Khối lượng hộp

giảm tốc G¡ = 67 kg, khối lượng đầu bôi trơn G; = 0,87 kg Nhiệt dung riêng dầu bôi trơn c; = 1,67.10” J/kg°C, nhiệt dung riêng vật liệu hộp giảm tốc cị = 0,õ.10” J/kg°C Hệ số tỏa nhiệt 16 W/m”.°C Hiệu suất tính

toán nạ = 0, 74 Số vòng quay bánh bị dẫn nạ = 30 vgiph Theo điều kiện

kỹ thuật của nhà máy thì sau 13.14 phút nhiệt độ đạt giá trị 180°C,

mômen xoắn trên bánh dẫn T; = 4,7.10° Nmm Hệ số tải trọng tính

E = 1 Xác định thời gian tính toán để nung nóng hộp giảm tốc đến

nhiệt độ giới hạn, ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn trong các điều

kiện này

„

Chương 7

BỘ TRUYỀN VÍT ME - DAI OC

7.1* Tính toán ép vít bằng tay (H.7.1), lực ép dọc trục F„= 39000 N Khoảng

dịch chuyển con chạy |, = 120 mm

2R

Hình 7.1 Hình 7.2

7.2* Tính toán kích vít (H.7.2), khả năng tải F = 80000 N Chiều cao nâng

- tải Ì = 500 mm, hệ số ma sát trong ren 0,10 (thép đồng thanh) và

với điểu kiện tác i

dụng lực trên vít

F = 50000 N, hệ số

ma sát f = 0,18, đường kính ngõng

vít - thép 45 được tôi, đai ốc - đồng thanh không thiếc Br Al9Fe3L

7.5 Vit cha may ép tay (H.7.4) 10000 N có ren một mối hình thang tiêu

chuẩn với bước ren 8 mm và chiều cao làm việc 3 mm Xác định mômen xoắn cần thiết đặt trên vô lăng máy ép, hiệu suất khớp vít và hiệu suất

- của máy ép Hệ số ma sát trong ren và trên đầu vít là 0,12

J6 Cái căng vít được kéo căng nhờ vào một thanh (H.7.5) và được tác dụng

bởi ngẫu lực Tìm giá trị lực Q cần thiết và áp lực tại điểm A Giả sử rằng thanh nằm giữa theo chiều dài cái căng, tìm ứng suất lớn nhất

trên mặt cắt I-I Bước ren là 2,õ mm, chiều cao ren 1,35 mm và hệ số

ma sat trong ren 0,12 Mãt cắt] -1

yr Kiểm tra vít me của bộ phận kéo căng (H.7.6): - 7

a) Xác định mômen xoắn đặt phía đầu bên phải vít, biết rằng hệ số

7.8 Xác định tải trọng cho phép cho cái kích ống lông (H.7.7) Vật liệu vít

me của kích - thép 45, vật liệu thân GX 15-32 Tính chiều cao nâng

7 9 Thông thường ta tính vít tai theo tai trong doe trục (kéo và nén) cùng

với xoắn, do mômen xoắn sinh ra từ hướng ren của đai ốc Tuy nhiên

trong khớp vít thông thường người ta tính vít me theo tải trọng dọc trục, khi đó nếu kế đến ứng suất xoắn người ta tăng tải trọng dọc trục

lên 1,25 đến 1,3 lần Trong trường hợp cái kích ống lông (H.7.7) ta cần

tăng tải trọng đọc trục lên bao nhiêu lan?

Xác định các kích thước h, HH và d của các chỉ tiết dụng cụ tháo chỉ tiết bằng vít (như H78) Tải trọng tính toán cho dụng cụ tháo là

Q = 120000 N Giới hạn chảy 220 MPa, hé số an toàn theo tỉ số với

cặp dụng cụ tháo tại vị trí Bị và khi xác định các kích thước H và d tại

Môđun đàn.hỗi khi kéo-2,1.1025MPa Hệ số ma-sát-trên ren 0.1

Chương 8

TRỤC

8.1 PHÂN TÍCH LỰC VÀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

81 Hai bánh răng được lắp lên trục có các lực tác dụng theo H.8.1 Cho

biét: F,, = 4500 N; F,, = 1638 N; Fụ = 6000 N; F,;¿ = 2184 N Ứng suất

uốn cho phép [op] = 60 MPa Xác định:

a) Phan luc tai cdc 6 va vé biéu dé mémen uén M,, M, va mémen

H.8.2 Cho biết: F\¡ = 6000 N; F,, = 2260 N; Eạ¡= 1608 N; F,; = 9600 N;

Fy = 8600 N; F¿;= 2572 N; ứng suất uốn cho phép |ơy| = 50 MPa Hãy

Truc (truc vít) trung gian của hệ thống truyền động có các lực tác dụng

theo H.8.3 Giả sử giá trị các lực cho trước: Fụ = 6000 N; F,, = 2400 N:

truc.T = 18400 Nm Tính đường kính trục tại tiết điện nguy hiểm và vẽ

sơ đồ kết cấu trục, biết rằng ứng suất uốn cho phép lop] = 60 MPa

Mômen uốn, đường kính trục sẽ thay đổi như thế nào nếu ta thay đổi

chiều quay trục.

thống truyển động | 2 Quyiền h Sm _—⁄⁄ một mômen xoắn có giá trị

từ bánh bị dẫn 1 cặp ` “ 2 quay nhanh của hộp giảm tốc bánh răng cấp nhanh 200 | 200 |so| ` bánh răng côn (H.8.9) Đường : Hào 260 60 sang bánh dẫn 2 cặp Hình 8.6 kính vòng tron di qua tam cai — — Hình 88

bánh răng cấp chậm các chốt của nối trục D = 190 `: aa mộ

Mômen xoắn trên trục T = 4000 Nm Tính đường kính trục tại tiết diện mm Góc mặt côn chia bánh răng cén 2 1a 35° Tinh toán đường kính nguy hiểm và vẽ sơ đổ kết cấu trục, biết rằng ứng suất uốn cho phép trục, biết rằng khớp nối 1 tác dụng lên trục một tải trọng hướng tâm F, [oy] = 40 MPa Mémen uén thay đổi như thế nào nếu ta thay đổi chiêu bằng 1⁄4 giá trị lực vòng của khớp nối tại các tâm chốt và ứng suất uốn - qHaAy.ETỤC cm - wees ¬" nes cho phép [op] =-40 MPa NGi truc c6 4 ch6t, - -n eee nt ee eet

8.7 Trục trung gian hộp g giảm tốc bánh văng t trụ hai cấp trên H.8.7 truyền 8.10 Trục trung gian hộp giảm tốc i

chuyển động từ bánh bị dẫn 1 cặp cấp nhanh sang bánh dẫn 2 cặp cấp bánh răng côn - trụ (H.8.10) nụ L

chậm Mômen xoắn trên trục T = 640 Nm Tính đường kính trục tại tiết truyền chuyển động từ bánh 2 wT x 7,

diện nguy hiểm và vẽ sơ đồ kết cấu trục, biết rằng ứng suất cho phép bị dẫn 1 sang bánh dẫn 2 NT; 0°

+ ¬ s xẾ XS XÃ cho phép [or] = 45 MPa

8.11 Trục trung gian hộp ome

88 Hộp giảm - tốc Hạnh 87 -_ giảm tốc bánh răng trụ - ue

các: trục tại tiết s đường kính trục và vẽ sơ để kết cấu trục, biết rằng ứng suất uốn cho

diện) nguy hiểm si phép [op] = 60 MPa Hiệu suất bộ truyền trục vít 0,85, trục|vít Acsimet

và Về sơ-đổ: kết -.-: z7 n/- “

- _ có góc biên dạng răng 20° Mômen uốn, đường kinh trục sẽ thay đổi như

: thế nào nếu ta thay đổi chiều quay trục?

¿ trong các bài tap | 8 1 8 i hãy, kiểm tra hệ số an toàn, 5 của trục

liệu sau: P, = 4,9 kW, 180

n, = 400 vgíph, đường | F

trục vít d, = 64 mm,

da = 45 mm Lực trong mối ăn khớp: lực vòng truc vit F,, = 2740 N, lue

dọc trục F,; = 5960 N, luc hướng tam F,; = 2140 N Lực tác dụng lên trục của bánh đai F,; = 640 N Trục vít chế tạo bằng thép 45 được tôi bả mat, dé rn H > 45 HRC, o, = 800 MPa, o., = 340 MPa, t., = 200 MPa,

E = 2,1.10° MPa Dé võng cho phép [f] = 0,08 mm Tải trọng thay đổi liên tục theo chế độ tải nặng Thời gian làm viéc Ly = : 15000 giờ

Tính toán thiết kế trục hộp số như trên H.8.13 Mômen xoắn trên trục Bá 140 120

của hộp giảm tốc (H.8.14a) tại tiết

diện nguy hiểm với các số liệu cho trước như sau: lực tác dụng trong mối ăn khớp bánh răng côn:

b = 120 mm, c = ð0 mm Thời gian tính toán L = 8 nam, K,, = 0,33,

K, = 0,8 Tai trọng thay đổi như H.8.14b Vật liệu là thép 40Cr

Chiểu dài các đoạn trục lị = 1500 mm, lạ = 1200 mm (H.8.15),

G = 83000 MPa Ứng suất làm việc đối với cả hai đoạn bằng nhau và

bằng tmạ = 30 MPa Xác định các đường kính dị, dạ và góc xoắn trên

đến 6 a = 250 mm, vat

chuyén tiếp, hiệu giữa hai đường kính liên tiếp nhau là 10 mm Để tăng bên bể mặt lắp ta sử dụng các con lăn thép Xác định hệ số an

toàn 8, néu tinh dén su tap trung ứng suất do lắp ép và 8» tinh dén su tap trung ứng suất trên góc lượn, cho biết t⁄ = 1 và r/d = 0, 05

8.17 Tinh toán ứng suất trên thân và ngõng trục ‹ của trục tâm (H8 17) giả

sử rằng tải trọng:

a) Tập trung ở giữa trục, phản lực trên các ổ ổ đỡ - giữa ổ (H.8.17a)

b); Phân bố theo chiều dài trục và trên các Ổ “đỡ - doc ổ đỡ theo phân bố tam giác (H.B.17b)

Hình 8.17

8.19 Động cơ công suất P = 125 KkW với số vòng quay

n = 975 ve/ph truyền chuyển

vòng dan héi (H.8.19) Sau \K =

céng sudt duoe truyén cho $500

_ trục tại các 6 A va B bằng

70 mm và tại vị trí lắp bánh

a) Nối trục truyền chuyển động và công suất cho trục tại tiết điện F

nhưng tổng lực hướng tâm bằng 0

—b) Lực kéo trên nhánh căng dây đai gấp hai lần nhánh chùng

c) Mômen xoắn và lực hướng tâm tác dụng lên trục từ bánh đai tại

Dựng biéu dé mémen uốn, xoắn và tìm ứng suất tại các tiết diện

A, B-va C : :

8.20 Các điều kiện như bài 8.19 với giả sử rằng:

a) Nối trục truyền chuyển động và công suất cho trục tại tiết điện F nhưng lực hướng tâm bằng 1⁄4 lực vòng

b)Lực trên nhánh căng dây đai gấp hai lần nhánh ching

c) Mômen xoắn tác dụng lên trục từ bánh đai tại vị trí C phân bố déu theo chiều rộng bánh đai

"Hộp giảïm' tốế' chiã đều" z=18

d) Một nửa lực hướng tâm từ bánh đai tác dụng lên trục nằm bên trái điểm C với-khoảng cách 75-mm và nửa còn lại nằm bên phải tại vị

A và trên đoạn AB , 70

Qua trục thanh dẫn của “50 hộp giảm tốc bánh 7 | răng hành tình (H.8.20)

mômen xoắn

sử rằng tải trọng của

giữa hai trong ba vệ

tỉnh Xác định ứng suất trong chốt vệ tỉnh,

số kỹ thuật liên quan đến _

cơ tính của vật liệu: giới —I -|

hạn bên ơy = 500 MPa, giới hạn chảy o = 270 MPa,

giới hạn mỗi khi uốn đổi

dấu 210 MPa Nửa vòng trục khuỷyu không tải, nửa

vòng còn lại chịu tải, khi đó thanh truyền được kéo với tải trọng gần như không đổi 13000 N

Xác định hệ số an toàn theo độ bền tĩnh và mỗi của chốt trục khuỷu, giả sử hệ số tập trung ứng suất khi uốn tại bể mặt chuyển tiếp

bằng 1,8 Hệ số ảnh hưởng chất lượng bể mặt 0,9 - Trong một mặt cắt của trục có ứng suất uốn 24 MPa và ứng suất xoắn

16 MPa Giới hạn mỗi uốn với chu kỳ ứng suất đổi đấu khi thử nghiệm mẫu vật liệu có kích thước nhỏ bằng 360 MPa Hệ số tập trung ứng suất

K, = 2,7 va K, = 2,1 Hé số xét đến ảnh hưởng của kích thước s = 0,62

Giải thích có cần thiết kiếm tra hệ số an toàn theo độ bển mỏi hay

không nếu hệ số an toàn cho phép đối với trường hợp thứ nhất 1,8 và