Trên biểu đồ mô men xác định được các giá trị mô men uốn và xoắn (Nmm) tại một tiết diện là M_x = 85000; M_y = 65000; T = 180000. Với ứng suất cho phép là 55MPa, đường kính tính toán (mm) của trục tại tiết diện này là:

Để xác định ứng suất dập và ứng suất cắt lớn nhất trên then bằng, chúng ta thực hiện các bước sau:

1. Xác định lực tiếp tuyến (F) tác dụng lên then:
Lực tiếp tuyến (F) gây ra mô men xoắn T trên trục. Công thức liên hệ là:
$F = \frac{2T}{d}$
Trong đó:
* $T = 250000 \text{ Nmm}$ (mô men xoắn)
* $d = 25 \text{ mm}$ (đường kính trục)

Thay số vào, ta có:
$F = \frac{2 \times 250000}{25} = \frac{500000}{25} = 20000 \text{ N}$

2. Xác định ứng suất dập (ứng suất nén) lớn nhất trên then ($\sigma_d$):
Ứng suất dập phát sinh do then bị ép vào rãnh then trên trục và trên moay-ơ. Công thức tính ứng suất dập là:
$\sigma_d = \frac{F}{A_d}$
Trong đó $A_d$ là diện tích chịu dập hiệu dụng.

Thông thường, then bằng được lắp vào rãnh then trên trục với chiều sâu $t_1$ và vào rãnh then trên moay-ơ với chiều sâu $(h - t_1)$.
* Chiều sâu then ăn vào trục là $t_1 = 4 \text{ mm}$.
* Chiều sâu then ăn vào moay-ơ là $h - t_1 = 7 \text{ mm} - 4 \text{ mm} = 3 \text{ mm}$.

Vì chiều sâu then ăn vào moay-ơ ($3 \text{ mm}$) nhỏ hơn chiều sâu then ăn vào trục ($4 \text{ mm}$), nên diện tích chịu dập của then ở phía moay-ơ sẽ nhỏ hơn, dẫn đến ứng suất dập tại vị trí này lớn hơn.

Diện tích chịu dập lớn nhất (tại phía moay-ơ) là:
$A_d = l \times (h - t_1) = 40 \text{ mm} \times 3 \text{ mm} = 120 \text{ mm}^2$

Ứng suất dập lớn nhất là:
$\sigma_d = \frac{20000 \text{ N}}{120 \text{ mm}^2} = 166.666... \text{ MPa} \approx 166.7 \text{ MPa}$

3. Xác định ứng suất cắt lớn nhất trên then ($\tau$):
Ứng suất cắt phát sinh do then bị cắt ngang dưới tác dụng của lực tiếp tuyến F. Công thức tính ứng suất cắt là:
$\tau = \frac{F}{A_c}$
Trong đó $A_c$ là diện tích chịu cắt của then.

Diện tích chịu cắt của then là:
$A_c = l \times b = 40 \text{ mm} \times 8 \text{ mm} = 320 \text{ mm}^2$

Ứng suất cắt lớn nhất là:
$\tau = \frac{20000 \text{ N}}{320 \text{ mm}^2} = 62.5 \text{ MPa}$

Kết luận:
Ứng suất dập lớn nhất là $166.7 \text{ MPa}$ và ứng suất cắt lớn nhất là $62.5 \text{ MPa}$.

So sánh với các phương án đã cho, phương án 1 là chính xác.

Phương án đúng: 1

Để xác định tuổi thọ của các ổ lăn E và F, chúng ta cần thực hiện các bước sau:

1. Xác định các thông số đã cho:
* Khả năng tải cơ bản động C = 13,3 KN = 13300 N
* Tải trọng dọc trục tổng cộng (Fat) = 2500 N
* Tải trọng hướng tâm ổ E (FrE) = 4000 N
* Tải trọng hướng tâm ổ F (FrF) = 6000 N
* Hệ số tải trọng động X = 0,45
* Hệ số tải trọng dọc trục Y = 1,13
* Hệ số V (vòng trong quay) = 1
* Hệ số điều kiện hoạt động Kt = 1
* Hệ số điều kiện nhiệt độ Kđ = 1
* Hệ số e = 0,48 (dùng để kiểm tra điều kiện Fa/(VFr))

2. Tính toán tải trọng dọc trục thực tế Fa cho mỗi ổ lăn:
Đối với hai ổ bi đỡ chặn giống nhau lắp trên trục chịu tải trọng dọc trục Fat, tải trọng dọc trục thực tế tác dụng lên mỗi ổ lăn (Fa) được xác định bằng cách cộng tải trọng dọc trục bên ngoài và tải trọng dọc trục sinh ra do tải trọng hướng tâm của ổ đối diện. Tải trọng dọc trục sinh ra (induced axial load, S) có thể được ước tính bằng S = e * V * Fr.

* Tính tải trọng dọc trục sinh ra cho từng ổ:
* SE (từ FrE) = e * V * FrE = 0,48 * 1 * 4000 = 1920 N
* SF (từ FrF) = e * V * FrF = 0,48 * 1 * 6000 = 2880 N

* Xác định phân bố tải trọng dọc trục Fat = 2500 N:
* Giả sử ổ F (có tải trọng hướng tâm lớn hơn) chịu tải trọng dọc trục bên ngoài Fat và tải trọng dọc trục sinh ra từ ổ E. Ổ E chỉ chịu tải trọng dọc trục sinh ra từ chính nó.
* FaF = Fat + SE = 2500 N + 1920 N = 4420 N
* FaE = SE = 1920 N

3. Kiểm tra điều kiện Fa/(VFr) > e cho từng ổ lăn:
* Đối với ổ E:
* FaE / (V * FrE) = 1920 / (1 * 4000) = 0,48
* Giá trị này bằng e = 0,48. Trong các bài toán thực tế hoặc khi không có chỉ dẫn khác, thường chấp nhận rằng nếu Fa/(VFr) >= e thì sử dụng các hệ số X, Y đã cho.
* Đối với ổ F:
* FaF / (V * FrF) = 4420 / (1 * 6000) = 0,7367
* Giá trị này lớn hơn e = 0,48. Do đó, điều kiện được thỏa mãn.

4. Tính tải trọng động tương đương P cho từng ổ lăn:
Sử dụng công thức P = (V * X * Fr + Y * Fa) * Kt * Kđ
* Đối với ổ E:
* PE = (1 * 0,45 * 4000 + 1,13 * 1920) * 1 * 1
* PE = (1800 + 2169,6) = 3969,6 N
* Đối với ổ F:
* PF = (1 * 0,45 * 6000 + 1,13 * 4420) * 1 * 1
* PF = (2700 + 4994,6) = 7694,6 N

5. Tính tuổi thọ L của từng ổ lăn (triệu vòng quay):
Sử dụng công thức L = (C / P)^3
* Đối với ổ E:
* LE = (13300 / 3969,6)^3 = (3,3503)^3 ≈ 37,60 triệu vòng quay
* Đối với ổ F:
* LF = (13300 / 7694,6)^3 = (1,7285)^3 ≈ 5,16 triệu vòng quay

6. So sánh kết quả với các phương án:
* Tuổi thọ của ổ lăn E ≈ 37,60 triệu vòng quay
* Tuổi thọ của ổ lăn F ≈ 5,16 triệu vòng quay

Kết quả (37,60 và 5,16) khớp rất sát với phương án 1 (36,76 và 5,16). Sự khác biệt nhỏ ở giá trị của ổ E (37,60 so với 36,76) có thể do làm tròn trong các bước tính toán hoặc sử dụng các hệ số X, Y có độ chính xác cao hơn trong nguồn đề bài. Giá trị của ổ F (5,16) khớp chính xác.

Kiến thức cốt lõi: Tính toán tải trọng động tương đương (P) và tuổi thọ (L) của ổ bi đỡ chặn dựa trên tải trọng hướng tâm (Fr), tải trọng dọc trục (Fa) và các hệ số cho trước, đồng thời phải xác định đúng tải trọng dọc trục thực tế cho từng ổ khi có tải trọng dọc trục tổng thể và hai ổ lăn.

Đáp án đúng là A.

Để xác định đường kính thân bu lông, chúng ta cần sử dụng công thức tính toán mô men xoắn được truyền qua mối ghép bu lông.

Mô men xoắn thiết kế (có xét đến hệ số tải trọng) được tính bằng công thức: T_tk = k * T Trong đó:

T_tk là mô men xoắn thiết kế.

k là hệ số tải trọng (k = 1,2).

T là mô men xoắn chịu tải (T = 10^6 Nmm).

Vậy, T_tk = 1,2 * 10^6 Nmm.

Lực cắt trên mỗi bu lông (F_c) được xác định từ mô men xoắn truyền qua khớp nối. Đối với mối ghép bu lông chịu cắt, mô men xoắn được truyền qua tổng lực cắt của các bu lông tác dụng tại bán kính D₀/2: T_tk = z * F_c * (D₀/2) Trong đó:

z là số bu lông (z = 6).

D₀ là đường kính đường tròn qua tâm các bu lông (D₀ = 80 mm).

Lực cắt F_c cũng có thể biểu diễn qua ứng suất cắt cho phép [τ_c] và diện tích tiết diện thân bu lông A_c: F_c = [τ_c] * A_c Với A_c = (π * d_c²) / 4, trong đó d_c là đường kính thân bu lông.

Thay thế các giá trị vào công thức mô men xoắn: T_tk = z * [τ_c] * (π * d_c² / 4) * (D₀/2)

Chúng ta có:

T_tk = 1,2 * 10^6 Nmm

z = 6

[τ_c] = 80 MPa = 80 N/mm²

D₀ = 80 mm

Thay số vào phương trình: 1,2 * 10^6 = 6 * 80 * (π * d_c² / 4) * (80 / 2) 1,2 * 10^6 = 6 * 80 * (π * d_c² / 4) * 40 1,2 * 10^6 = 480 * π * d_c² * 10 1,2 * 10^6 = 4800 * π * d_c²

Giải phương trình để tìm d_c²: d_c² = (1,2 * 10^6) / (4800 * π) d_c² = 1200000 / (4800 * 3.14159) d_c² ≈ 1200000 / 15079.632 d_c² ≈ 79.577

Tính d_c: d_c = √79.577 d_c ≈ 8.9 mm

Thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng bao gồm: mô đun (đặc trưng cho kích thước răng), số răng (quyết định tỷ số truyền) và góc nghiêng răng (ảnh hưởng đến khả năng tải và độ ồn). Do đó, đáp án đúng là "Mô đun, số răng, góc nghiêng răng.".

Đáp án đúng: A. Mòn bản lề. 

Lời giải:

Trong bộ truyền xích, dạng hỏng chủ yếu là mòn bản lề giữa chốt và ống lót.

Mòn bản lề làm bước xích tăng, khiến xích ăn khớp kém với răng đĩa xích, gây va đập và làm giảm tuổi thọ bộ truyền.

Các dạng như đứt xích do mỏi, vỡ con lăn hoặc ống chốt thường là dạng hỏng thứ yếu.