Tài liệu Môn cơ học máy bai_tap_chuong_10_11_12_13_14_co_loi_giai

Bài tập chương 10 Bài 1: Bộ truyền đai dẹt (vải cao su) có: - Tỉ số truyền u = 2 (bỏ qua hiện tương trượt). - Đường kính bánh đai dẫn d1 = 160 mm. - Số vòng quay trục dẫn n1 = 1000 v/ph. - Khoảng cách trục a = 800 mm. - Lực trên nhánh căng F1 = 800 N. - Lực trên nhánh chùng F2 = 600 N. a/ Xác định góc ôm trên bành dẫn α1 (độ) b/ Vận tốc dài của bánh đai dẫn v1 (m/s) c/ Công suất truyền P1 (kW) trên trục dẫn Bài 2: Bộ truyền đai thang có: đường bánh đai d1 = 200mm, d2 = 400mm, khoảng cách trục a=600mm. Vận tốc dài của dây đai v = 15 m/s. Lực vòng Ft = 500 N. a/ Tính góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ (rad). b/ Số vòng quay trên trục dẫn n1 (v/ph). c/ Công suất truyền P1 (kW) trên trục dẫn Bài tập chương 11 Bài 1: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy đặt nằm ngang có: công suất truyền trên trục dẫn P1 = 3.5 kW, tỷ số truyền ux = 2.5, số vòng quay trục dẫn n1 = 380 v/ph, khoảng cách trục a = 40 pc, tải trọng tĩnh, làm việc 1 ca, khoảng cách trục điều chỉnh được, bôi trơn liên tục. Xác định bước xích tiêu chuẩn pc (mm) theo độ bền mòn. Bài 2: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy có: - Công suất truyền P1 = 3.2 kW - Tỉ số truyền u=3 - Số vòng quay trục dẫn n1 = 380 v/ph - Tải trọng tĩnh, đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, làm việc 1 ca, khoảng cách trục điều chỉnh được, khoảng cách trục a ≈ 40 pc Xác định a/ Số răng đĩa xích dẫn Z1. b/ Hệ số hiệu chỉnh K. c/ Công suất tính toán Pt (kW). d/ Tra bảng tìm bước xích tiêu chuẩn pc (mm) để đủ bền. Bài tập chương 12 Bài 1: Cho hệ thống truyền động bánh răng như hình sau: a. Vẽ hình phân tích lực ăn khớp trên các bánh răng b. Tính số vòng quay (v/ph) của trục II, III, IV nếu biết số vòng quay trục 1 là nI = 1500 (v/ph); số răng của các bánh răng là Z1 = 20; Z2 = 40; Z3 = 17; Z4 = 34; Z5 = 20; Z6 = 30; c. Tính khoảng cách trục a12 của cặp bánh răng 1 và 2 nếu biết cặp bánh răng 1 và 2 có môđun pháp là mn = 2 mm, góc nghiêng răng là β = 150; tính khoảng cách trục a56 của cặp bánh răng 5 và 6 nếu biết cặp bánh răng 5 và 6 có môđun là m = 3 mm 1 Bài 2: Cho bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng tiêu chuẩn hệ mét, không dịch chỉnh có: • Mô đun pháp mn = 5 mm; Tỉ số truyền u = 2. • Đường kính vòng đỉnh răng bánh nhỏ da1=130.92mm • Công suất truyền trên trục bánh nhỏ P1 = 2.2 kW. • Số vòng quay trục bánh răng nhỏ n1 = 350 v/ph. Tính số răng Z1 và Z2. Tính góc nghiêng răng β (độ). Tính giá trị các lực ăn khớp (lực vòng, lực hướng tâm, lực dọc trục) tác động lên bánh răng. Bài tập chương 13 Bài 1:Cho trục truyền như sau: A FT2 B FR2 d2 d1 FR1 150 200 FT1 150 Biết FT1=4000N; FR1=1456N; FT2=2000N; FR2=728N; d1=200mm; d2=400mm; Vật liệu chế tạo trục có ứng suất [σ]=50Mpa. a/ Tính giá trị phản lực tại các gối tựa A và B theo phương đứng và ngang (RAx, RAy, RBx, RBy). b/ Vẽ các biểu đồ nội lực Mx , My , T và ghi giá trị trên biểu đồ. c/ Tính Mtđ (Nmm) tại tiết diện nguy hiểm và đường kính trục tại d (mm) tại tiết diện nguy hiểm. Bài 2: Cho trục truyền hai đầu là ngõng trục có lắp ổ A và B, thân trục có lắp 2 bánh răng 1 và 2 như sau: Biết FT1 = 9000N; FR1=3276N; FT2=3000N; FR2=1092N; d1=100mm; d2=300mm; a = 150mm; b = 200 mm; c = 150mm. Vật liệu chế tạo trục có ứng suất [σ]=60Mpa. a/ Tính giá trị phản lực tại các gối tựa A và B theo phương đứng và ngang (RAx, RAy, RBx, RBy). b/ Vẽ các biểu đồ nội lực Mx , My , T và ghi giá trị trên biểu đồ. c/ Tính Mtđ (Nmm) tại tiết diện nguy hiểm và đường kính trục d (mm) tại tiết diện nguy hiểm. Bài tập chương 14 Câu 1: Hai ổ bi đỡ chăn 1 dãy có cùng kích thước A và B ở 2 đầu một trục chịu lực hướng tâm F1 = 15000N, F2 = 12500N và lực dọc trục FA = 9500N như hình 1; Thời gian tuổi thọ của ổ tính bằng 2 giờ LH=2000giờ. Số vòng quay của trục n=750v/ph. Các hệ số tải trọng Kđ=1 và hệ số nhiệt độ Kt=1.Góc tiếp xúc α = 26 độ. F A A B F 2 F 1 a/ Tính tuổi thọ ổ L (đơn vị triệu vòng quay). b/ Xác định các hệ số qui đổi X,Y của từng ổ. c/ Xác định các tải trọng tương đương Q(kN) của từng ổ. d/ Tính hệ số khả năng tải động lớn nhất C (kN). e/ Chọn ổ tiêu chuẩn để đủ bền theo bảng sau Ký hiệu ổ lăn 46115 46215 C (kN) 35,3 61,5 46315 115 Bài 2: Ổ bi đỡ 1 dãy chịu lực hướng tâm Fr =4000 N; Thời gian tuổi thọ tính bằng giờ LH = 5000 giờ. Số vòng quay của trục n = 850v/ph. Các hệ số tải trọng Kσ = 1 và nhiệt độ Kt = 1. a) Tính tuổi thọ ổ L (đơn vị triệu vòng quay). b) Tính tải trọng tương đương Q (kN). c) Tính hệ số khả năng tải động C (kN). d) Chọn ổ tiêu chuẩn để đủ bền theo bảng sau Ký hiệu ổ lăn 109 209 309 409 C (kN) 16,5 25,7 37,8 60,4 Bài tập có lời giải Bài 1: Bộ truyền đai thang có: - Ký hiệu mặt cắt A - Đường kính bánh đai nhỏ d1 = 160mm - Công suất truyền P1 = 3.5 kW - Số vòng quay trục dẫn n1 = 1460v/ph - Tỉ số truyền u = 2.5 - Chiều dài dây đai L = 1800mm - Tải trọng tĩnh - Bỏ qua hiện tượng trượt đàn hồi Xác định: a. Khoảng cách trục a (mm) của bộ truyền đai b. Số dây đai cần thiết để tránh trượt trơn. Giải: Đường kính bánh đai lớn d 2 = u.d1 (1 − ξ ) = 2.5 × 160(1 − 0 ) = 400mm Khoảng cách trục a L− π (d1 + d 2 ) a= 1.800 − a= 2 π (d1 + d 2 ) ⎞ ⎛ ⎛d −d ⎞ + ⎜L− ⎟ − 8⎜ 2 1 ⎟ 2 ⎠ ⎝ 2 ⎠ ⎝ 4 π (160 + 400 ) 2 2 2 π (160 + 400 ) ⎞ ⎛ ⎛ 400 − 160 ⎞ + ⎜1.800 − ⎟ − 8⎜ ⎟ 2 2 ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ≈ 475mm 4 2 2 Góc ôm trên bánh nhỏ d −d 400 − 160 α1 = 180 − 57. 2 1 = 180 − 57 = 151,20 a 475 Vận tốc bánh đai 3 v1 = π d1n1 = π × 160 × 1.460 = 12.23m / s 60000 60000 Chọn các hệ số hiệu chỉnh Cr = 1 – tải trọng tĩnh 151.2 α − 1 ⎞ − ⎛ ⎛ ⎞ Cα = 1.24⎜1 − e 110 ⎟ = 1.24⎜1 − e 180 ⎟ = 0.7047 ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ 2 CV = 1 − 0.05(0.01v − 1) = 1 − 0.05(0.01× 12.232 − 1) = 0.9752 Cu = 1.14 – vì u=2.5 L 6 1800 CL = 6 = = 1.01 L0 1700 Cz = 0.95 giả sử Z=2~3 đai Vậy C = 1× 0.7047 × 0.9752 × 1.14 × 1.01× 0.95 = 0.7517 Chọn công suất của bộ truyền đai thí nghiệm [P0 ] = 2.9 kW Số dây đai P 3.5 Z= 1 = = 1.6 [P0 ]C 2.9 × 0.7517 Chọn Z=2 dây đai (thỏa giả sử Z=2~3) Bài 2: Bộ truyền đai dẹt (vải cao su) có: - Tỉ số truyền u = 2 - Đường kính bánh đai dẫn d1 = 160 mm. - Số vòng quay trục dẫn n1 = 1460 v/ph - Khoảng cách trục a = 600 mm. - Lực căng đai ban đầu F0 = 500 N - Bỏ qua lực quán tính ly tâm - Hệ số ma sát giữa dây đai và bánh đai f = 0.25 Xác định: a/ Góc ôm trên bánh đai dẫn α1 (độ) b/ Vận tốc dài của bánh đai dẫn v1 (m/s) c/ Công suất tối đa bộ truyền đai dẹt có thể truyền P1 (kW) Giải: Đường kính bánh đai bị dẫn d 2 ≈ ud1 = 2 × 160 = 320 mm d −d 320 − 160 0 = 164.8 Góc ôm α1 = 180 − 57. 2 1 = 180 − 57 a 600 π .d1.n1 π ×160 ×1460 Vận tốc dài v1 = = = 12.23 m/s 60000 60000 α1 =164.80 = 2.88 rad ( ) ( ) 2 F0 e fα − 1 2 × 500 e 0.25×2.88 − 1 ≤ = 345.21 N e fα + 1 e 0.25×2.88 + 1 Công suất có thể truyền P1 = FT .v1 ≤ 345.21 × 12.23 = 4.22 kW 1000 1000 Vậy công suất tối đa mà bộ truyền đai này có thể truyền là P1max= 4.22kW Lực vòng FT = Bài 3: Bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy có: - Công suất truyền P1 = 3.2 kW - Số răng đĩa xích dẫn Z1 = 23 răng - Số vòng quay trục dẫn n1 = 380 v/ph - Tải trọng tĩnh, đặt nằm ngang, bôi trơn định kỳ, làm việc 1 ca, khoảng cách trục điều chỉnh được, khoảng cách trục a ≈ 40 pc Xác định 4 a/ Hệ số hiệu chỉnh K. b/ Công suất tính toán PT (kW). c/ Tra bảng tìm bước xích tiêu chuẩn pc (mm) để đủ bền. Giải: Hệ số hiệu chỉnh K = K r K a K O K dc K b K lv Tải trọng tĩnh K r = 1 a ≈ 40. pc K a = 1 Đặt nằm ngang K O = 1 a điều chỉnh được K đc = 1 Bôi trơn định kỳ K b = 1.5 Làm việc 1 ca K lv = 1 K = 1 × 1 × 1 × 1 × 1.5 × 1 = 1.5 Z 01 25 = = 1.087 Xích 1 dãy K x = 1 Z1 23 n 400 Hệ số vòng quay trục dẫn K n = 01 = = 1.053 n1 380 Công suất tính tóan PT = K .K z .K n .P1 = 1.5 × 1.087 × 1.053 × 3.2 = 5.495 kW Kx 1 Chọn bước xích pc = 19.05 mm với n01 = 400v/ph và [P]=8.38kW. Hệ số răng đĩa dẫn K z = Bài 4: Bộ truyền xích ống con lăn 2 dãy có: - Tỉ số truyền u = 2 - Số vòng quay trục dẫn n1=380 v/ph - Công suất truyền P1= 4,5 kW - Tải trọng tĩnh - Khoảng cách trục a= 40pc - Bôi trơn đinh kỳ - Không điều chỉnh được khoảng cách trục - Bộ truyền đặt nằm ngang - Làm việc 3 ca Xác định: a. Số răng đĩa xích Z1 và Z2. b. Số mắt xích X c. Chọn bước xích pc theo tiêu chuẩn để bộ truyền thỏa độ bền mòn d. Kiểm tra số lần va đập i xem có thỏa mãn yêu cầu không Giải: Số răng dĩa xích dẫn Z1 = 29 − 2u = 29 − 2 × 2 = 25 răng Số răng dĩa xích bị dẫn Z 2 = uZ1 = 2 × 25 = 50 răng 2 a Z + Z1 ⎛ Z 2 − Z1 ⎞ pc Số mắt xích X = 2 + 2 +⎜ ⎟ 2 pc ⎝ 2π ⎠ a với a = 40 pc 2 50 + 25 ⎛ 50 − 25 ⎞ 1 X = 2 × 40 + +⎜ = 117,89 mắt ⎟ 2 ⎝ 2π ⎠ 40 Chọn X=118 mắt Hệ số hiệu chỉnh K = K r K a K dc K b K o K lv Ka = 1 (a = 40 pc) Với Kr = 1 (tải trọng tĩnh) Kdc = 1,25 (không điều chỉnh được khoảng cách trục) Ko = 1 (đặt nằm ngang) Kb = 1,5 (bôi trơn định kỳ) Klv = 1,45 (làm việc 3 ca) K = 1× 1×1, 25 × 1,5 × 1× 1, 45 ≈ 2, 72 25 25 = =1 Hệ số răng dĩa dẫn K Z = Z1 25 n 400 Hệ số vòng quay trục dẫn K n = 01 = n1 380 5 Hệ số hiệu chỉnh xét đến số dãy xích Kx = 1,7 (xích 2 dãy) 400 × 4,5 2, 72 ×1× K KZ Kn P 380 1 = = 7,58 kW Công suất tính toán PT = 1, 7 Kx Tra bảng chọn bước xích tiêu chuẩn pc = 19, 05 mm có [ P0 ] = 8,38 kW Số lần va đập i = Z1n1 25 × 380 = = 5,37 < [i ] = 25 ⇒ thỏa yêu cầu. 15 X 15 × 118 Bài 5: Cho hệ thống truyền động truyền từ trục I đến trục IV như hình sau: Biết: số vòng quay trục I là nI = 700 (v/ph); số răng của các bánh răng là Z1 = 25; Z2 = 75; Z3 = 20; Z4 = 50; Z5 = 25; Z6 = 50; Xác định: a. Số vòng quay trục IV (nIV - v/ph). b. Vẽ hình phân tích lực ăn khớp trên các bánh răng c. Biết cặp bánh răng 3 và 4 có mô đun pháp mn=2 mm, góc nghiêng β=160, công suất truyền trên trục II là P2=5kW. Tính giá trị các lực Ft3, Fr3, Fa3. Giải: Số vòng quay trục IV Z Z Z 25 20 25 nIV = nI × 1 × 3 × 5 = 700 × × × = 46.67(v / ph ) Z2 Z4 Z6 75 50 50 Phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Cặp bánh răng 1 và 2 Cặp bánh răng 3 và 4 Cặp bánh răng 5 và 6 Z1 25 = 700 × = 233.33(v / ph ) Z2 75 P 5 = 204643 Nmm Mô men xoắn trên trục II TII = 9.55 × 106 2 = 9.55 × 106 nII 233.33 2 × 25 mZ = 52.01mm Đường kính vòng chia bánh răng Z3 d 3 = n 3 = cos β cos160 Số vòng quay trục II nII = nI × 6 Lực vòng Ft 3 = 2TII 2 × 204643 = = 7869.37 N d3 52.01 Ft 3 tan α 7869.37 × tan 200 = = 2979.64 N Lực hương tâm Fr 3 = cos β cos160 Lực dọc trục Fa 3 = Ft 3 tan β = 7869.37 × tan 160 = 2256.5 N Bài 6: Cho hệ thống truyền động từ động cơ điện đến băng tải như hình sau Biết: công suất động cơ điện Pđc=4kW, số vòng quay của trục động cơ nđc = 1500 v/ph; số răng của các bánh răng Z1=18; Z2=45; tỉ số truyền của cặp bánh răng 3 - 4 và 3’ – 4’ là Z Z u34 = 4 = u3' 4' = 4 ' = 3.15 ; Z5=18; Z6=72; tỉ số truyền của bộ truyền xích ux = 2, mô đun các bánh Z3 Z 3' răng 3, 4, 3’, 4’ là mn = 2mm và khoảng cách trục a34 = a3’4’ = 120mm. Giả sử hiệu suất của cả hệ thống truyền động là η=1. a/ Xác định số vòng quay trục V b/ Vẽ hình phân tích lực trên các bánh răng 3, 4 , 5, 6. c/ Xác định Z3, Z4 và β ( biết 300 < β < 400) Giải: Số vòng quay trục V Z Z Z 1 18 1 18 1 nV =nI × 1 × 3 × 5 × = 1500 × × × × = 43.81(v / ph ) Z2 Z4 Z6 ux 45 3.15 72 2 Vẽ hình phân tích lực Khoảng cách trục a34 = 2a cos β mn (Z 4 + Z 3 ) mn Z 3 (u34 + 1) = ⇒ Số răng Z 3 = 34 2 cos β 2 cos β mn (u34 + 1) 7 Vì (300 < β < 400) ⇒ 2a34 cos 400 2a cos 300 2 × 120 × cos 400 2 × 120 × cos 300 < Z 3 < 34 ⇒ < Z3 < mn (u34 + 1) mn (u34 + 1) 2(3.15 + 1) 2(3.15 + 1) ⇒ 22.14 < Z 3 < 25.04 Do Z3 là số nguyên nên ta có thể chọn các trường hợp sau Z3 Z 4 = u34 Z 3 ⎛ m (Z + Z 3 ) ⎞ ⎟ β = cos −1 ⎜ n 4 ⎜ ⎟ 2a34 ⎝ ⎠ 23 24 25 73 76 78 36.870 33.560 30.870 Bài 7: Cho trục truyền như hình sau: Biết FT1=6500 N; FR1=2369 N; FT2=2801.72 N; FR2=1020 N; d1=150 mm; d2=348 mm; a = 150mm; b= 250 mm; Vật liệu chế tạo trục có ứng suất mõi cho phép [σ] = 50 Mpa. a/ Tính phản lực tại các gối A và B theo phương đứng và ngang (RAx, RAy, RBx, RBy) b/ Vẽ các biểu đồ nội lực Mx , My , T và ghi giá trị trên biểu đồ. c/ Tính đường kính trục tại d (mm) tại tiết diện nguy hiểm. Giải: Thay trục bằng dầm sức bền T1 = T2 = 487500 Nmm Phương trình cân bằng M tại A trong mặt phẳng đứng ∑ M xA = −150 Fr1 + 400 Fr 2 + 550 RBy = 0 150 Fr1 − 400 Fr 2 150 × 2369 − 400 ×1020 = = −95.73 N 550 550 Phương trình cân bằng lực theo phương Y ↓ ∑ Fy = − RAy + Fr1 − Fr 2 − RBy = 0 ⇒ RBy = ⇒ RAy = Fr1 − Fr 2 − RBy = 2369 − 1020 − (− 95.73) = 1444.73 N Phương trình cân bằng M tại A trong mặt phẳng ngang ∑ M xA = −150 FT 1 − 400 FT 2 + 550 RBx = 0 ⇒ RBx = 150 FT 1 + 400 FT 2 150 × 6500 + 400 × 2801.72 = 3810.34 N = 550 550 8 Phương trình cân bằng lực theo phương X ↓ ∑ Fx = − RAx + FT 1 + FT 2 − RBx = 0 ⇒ RAx = FT 1 + FT 2 − RBx = 6500 + 2801.72 − 3810.34 = 5491.38 N Biểu đồ Mx (Nmm) Biểu đồ My (Nmm) Biểu đồ T (Nmm) Mômen tương đương tại tiết diện nguy hiểm (tiết diện lắp bánh răng 1) 2 2 M td = M x + M y + 0.75T 2 = 2167092 + 8237072 + 0.75 × 4875002 M td = 950630 Nmm Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm M td 950630 d ≥3 =3 = 57.5 mm 0.1[σ ] 0.1× 50 Do có rãnh then chọn d=60mm Bài 8: Cho trục truyền như hình sau Biết: − Ft1 = 3000 N; Fr1 = 1092 N; Ft2 = 1500 N; Fr2 = 565 N; Fa2 = 400 N; − L1 = 200mm; L2 = 150 mm; L3 = 200mm; d1 = 150 mm; d2 = 300 mm. − Ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục [σ] = 50MPa. a) Tính phản lực tại các gối tựa (RAx, RAy, RBx, RBy) b) Vẽ các biểu đồ mô men Mx My T c) Tính đường kính trục d (mm) tại tiết diện nguy hiểm. Giải: 9 Thay trục bằng dầm sức bền Các giá trị mômen phát sinh khi dời lực về đường tâm dầm sức bền: d1 150 = 3000 = 225000 Nmm 2 2 d 300 M 2 = Fa 2 2 = 400 = 60000 Nmm 2 2 T1 = T2 = Ft1 Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng đứng tại A ← A ∑ M x = − L1Fr 2 − M 2 − (L1 + L2 )Fr1 + (L1 + L2 + L3 )RBy = 0 Phản lực tại gối B theo phương y L F + M 2 + (L1 + L2 )Fr1 200 × 565 + 60000 + (200 + 150) × 1092 = RBy = 1 r 2 = 1009.45 N L1 + L2 + L3 200 + 150 + 200 Phương trình cân bằng lực theo phương y ↓ ∑ Fy = − R Ay + Fr1 + Fr 2 − RBy = 0 Phản lực tại gối A theo phương y RAy = Fr1 + Fr 2 − RBy = 1092 + 565 − 1009.45 = 647.55N Phương trình cân bằng mômen trong mặt phẳng ngang tại A ← A ∑ M y = − L1 Ft 2 + (L1 + L2 )Ft1 − (L1 + L2 + L3 )RBx = 0 Phản lực tại B theo phương x RBx = − L1Ft 2 + (L1 + L2 )Ft1 − 200 × 1500 + (200 + 150 ) × 3000 = = 1363.64 N L1 + L2 + L3 200 + 150 + 200 Phương trình cân bằng lực theo phương x Phản lực tại gối A theo phương x ↓ ∑ Fx = R Ax − Ft1 + Ft 2 + RBx = 0 R Ax = Ft1 − Ft 2 − RBx = 3000 − 1500 − 1363.64 = 136.36 N Biểu đồ mômen uốn trong mặt phẳng đứng Mx (Nmm) Biểu đồ mômen uốn trong mặt phẳng ngang My (Nmm) 10 Biểu đồ mômen xoắn (Nmm) Mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm 2 M td = M x2 + M y + 0.75T 2 = 201890 2 + 2727282 + 0.75 × 225000 2 = 391291Nmm Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d ≥ 3 391291 M td =3 = 42.77mm 0.1[σ ] 0.1× 50 Vì tại tiết diện nguy hiểm lắp bánh răng nên chọn d=45mm Bài 9: Cho hai ổ bi đỡ 1 dãy có cùng kích thước là A và B ở 2 đầu một trục như hình sau; Biết lực hướng tâm tác động lên ổ A là F1=12.000N, lên ổ B là F2=8.000N và lực dọc trục hướng vào ổ B là Fa=2.300N; Thời gian làm việc (tuổi thọ) của ổ lăn (tính bằng giờ) là LH=3.500giờ. Số vòng quay của trục là n=700v/ph. Các hệ số tải trọng Kđ=1 và nhiệt độ Kt=1. a/ Tính tuổi thọ ổ L (đơn vị triệu vòng quay). b/ Xác định các hệ số qui đổi X,Y của từng ổ. c/ Xác định các tải trọng qui ước (tải trọng tương đương) Q(kN) của từng ổ. d/ Tính hệ số khả năng tải động lớn nhất C (kN) và chọn ổ lăn tiêu chuẩn theo bảng sau Bảng tiêu chuẩn ổ lăn Ký hiệu ổ lăn 116 216 316 416 C (kN) 37,4 57 96,5 128 C0(kN) 31,9 45,4 71,7 128 Giải: Tuổi thọ ổ - đơn vị triệu vòng L= 60nLh 60 × 700 × 3500 = = 147 triệu vòng 106 106 Do vòng trong quay V=1 và ổ bi nên m=3 Tính sơ bộ X=1 Y=0 ⇒ Q = ( XVFr + YFa )K t K d = (1× 1×12 + 0 × 0 )×1× 1 = 12kN m 3 ⇒ C = Q L = 12 147 = 63.33kN ⇒ Giả sử chọn ổ 316 có C0=71.7kN Fa = 0 ≤ e vậy tra bảng 11.3 ta có X=1 Y=0 Ổ A: lập tỉ số F1 Ổ B: lập tỉ số lập tỉ số Fa 2.3 = = 0.032 tra C 0 71.7 bảng 11.3 ta có e=(0.22~0.26) Fa 2.3 = = 0.28 > e vậy tra bảng 11.3 ta có X=0.56; Y=1.95 F2 8 Tải trọng qui đổi trên ổ A Tải trọng qui đổi trên ổ B Q A = ( XVF1 + YFa )K t K d = (1× 1× 12 + 0 × 0 )×1× 1 = 12kN QB = ( XVF2 + YFa )K t K d = (0.56 × 1× 8 + 1.95 × 2.3)×1× 1 = 8.97 kN Do QA>QB nên tính cho ổ A 11 Hệ số khả năng tải động lớn nhất Ctt = Q A L = 12 147 = 63.33kN Tra bảng chọn ổ 316 có [C]=96.5kN>C (thỏa giả thiết ban đầu nên không tính lại) Bài 10: Hai ổ đũa côn A và B có cùng kích thước ở 2 đầu một trục, chịu lực hướng tâm F1=8000N, F2=7000N và lực dọc trục FA=5000N hướng vào ổ B như hình 2. Thời gian tuổi thọ tính bằng giờ LH=4000giờ. Số vòng quay của trục n=300v/ph. Các hệ số tải trọng Kđ=1 và nhiệt độ Kt=1. Biết ổ đũa côn có góc tiếp xúc α=13.5 độ. m 3 F A A B F 2 F 1 Hình 2 a/ Tính tuổi thọ ổ L (đơn vị triệu vòng quay). b/ Xác định các hệ số qui đổi X,Y của từng ổ. c/ Xác định các tải trọng tương đương Q(kN) của từng ổ. d/ Tính hệ số khả năng tải động lớn nhất C (kN) và chọn ổ tiêu chuẩn để đủ bền theo bảng sau. Bảng tiêu chuẩn ổ lăn Ký hiệu ổ lăn 7206 7506 7306 7606 C (kN) 29.8 34.9 40.0 61.3 Giải: 60nLh 60 × 300 × 4000 = = 72 triệu vòng 106 106 Ta có đối với ổ côn e = 1.5 tan α = 1.5 tan 13.50 = 0.36 Lực dọc trục phụ S A = 0.83eF1 = 0.83 × 0.36 × 8 = 2.39kN S B = 0.83eF2 = 0.83 × 0.36 × 7 = 2.092kN Lực dọc trục tác động lên ổ A ∑ Fa1 = − FA + S B = −5 + 2.092 < S A Tuổi thọ ổ (triệu vòng) L = Do đó chọn lại ∑F 1 A = S A = 2.39kN Lực dọc trục tác động lên ổ B Ổ A: ∑F Ổ B: ∑F 1 a VF1 2 a VF2 ∑F 2 a = FA + S A = 5 + 2.39 = 7.39kN = 2.39 = 0.3 < e vậy X = 1 và Y = 0 1× 8 = 0.4 0.4 7.39 = 1.06 > e vậy X = 0.4 và Y = = = 1.67 tan α tan 13.50 1× 7 Tải trọng tương đương của ổ A: QA = (XVF1 + Y ∑ Fa1 )K d K t = (1× 1× 8 + 0 × 2.39 )× 1× 1 = 8kN Tải trọng tương đương của ổ B: QB = (XVF2 + Y ∑ Fa2 )K d K t = (0.4 × 1× 7 + 1.67 × 7.39 ) × 1× 1 = 15.14kN Vì QB > QA nên tính hệ số khả năng tải động cho ổ B 10 10 Ctt = QB 3 L = 15.14 3 72 = 54.62kN Tra bảng tiêu chuẩn chọn ổ 7606 có C=61.3kN > Ctt 12