Giảng viên ra đề:

18/8/2021 (Ngày ra đề)

Người phê duyệt:

18/8/2021 (Ngày duyệt đề)

(Chữ ký và Họ tên)

Thân Trọng Khánh Đạt

(Chữ ký, Chức vụ và Họ tên)

Trưởng bộ môn

PGS. TS. Bùi Trọng Hiếu

TRUàNG ĐH BÁCH KHOA – ĐHQG-HCM KHOA CƠ KHÍ

B® môn Thiết kế máy

THI CUŐI KỲ

Học kỳ/năm học

2

2020-2021

Ngày thi

25/8/2021

Môn học

Chi tiết máy

Mã môn học

ME2007

Thời lượng

60 phút

Mã đề

Ghi chú: - Được sử dụng tài liệu

- Được sử dụng viết chì để vẽ hình

ĐC

I

II

II

Pi(kW)

5,5

4,4

4,4

3,3

ni (v/p)

1500

600

300

10

ui

u1=2,5

u2=2

u3=30

Ti (Nmm)

35,016

70,033

140,066

3151,50

Câu

NỘI DUNG

ĐIỂM

1.a

Công suất trên các trục:

𝑃𝐼 = 𝜂𝑑 ∙ 𝑃𝑑𝑐 = 0,8 ∙ 5,5 = 4,4 kW

𝑃𝐼𝐼 = 𝑃𝐼 = 4,4 kW

𝑃𝐼𝐼𝐼 = 𝜂𝑡𝑣 ∙ 𝑃𝐼𝐼 = 0,75 ∙ 4,4 = 3,3 kW

Tỷ số truyền giữa các trục:

𝑑2 400

𝑢1 = 𝑑 = 160 = 2,5

2

𝑧2 40

𝑢2 = 𝑧 = 20 = 2

1

𝑧4 60

𝑢3 = 𝑧 = 2 = 30

3

Số vòng quay trên các trục:

𝑛𝑑𝑐 1500

𝑛1 = 𝑢 = 2,5 = 600 (v/p)

1

𝑛1 600

𝑛₂ = 𝑢 = 2 = 300 (v/p)

2

𝑛2 300

𝑛3 = 𝑢 = 30 = 100 (v/p)

3

Moment xoắn trên các trục:

𝑃𝑑𝑐 5,5

𝑇𝑑𝑐 = 9,55 ∙ 10³ = 9,55 ∙ 10³ = 35,016 (Nm)

𝑛𝑑𝑐 1500

𝑃1 4,4

𝑇1 = 9,55 ∙ 10³ = 9,55 ∙ 10³ = 70,033 (Nm)

𝑛1 600

𝑃2 4,4

𝑇2 = 9,55 ∙ 10³ = 9,55 ∙ 10³ = 140,067 (Nm)

𝑛2 300

𝑃3 3,3

𝑇3 = 9,55 ∙ 10³ = 9,55 ∙ 10³ = 3151,50 (Nm)

𝑛3 10

Bảng 1. Bảng thông số kỹ thuật của HTTĐCK

0,25đ

0,25đ

0,25đ

0,25đ

1.b

Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng và trục vít – bánh vít

Z1 Z Trục III

4

A 𝐹𝑟1 B

𝐹_𝑎1 𝐹𝑟4

𝐹𝑡1 𝐹𝑡2 𝐹𝑡4

𝐹𝑎2 𝐹𝑎4 𝐹𝑡3

𝐹 Trục II 𝐹𝑎3

𝑟2

Z2 Z3 𝐹𝑟3

1,5đ

• Kích thước các bộ truyền
  • Đường kính vòng chia bánh răng số 1:

𝑚_𝑛 ⋅ 𝑧₁ 2 ⋅ 20

𝑑_𝑏𝑟1 = cos𝛽 = cos12° = 40,89 mm

• • Đường kính vòng chia trục vít:

𝑑_𝑡𝑣3 = 𝑚 ∙ 𝑞 = 8 ∙ 10 = 80 mm

• • Đường kính vòng chia bánh vít:

𝑑_𝑏𝑣4 = 𝑚 ∙ 𝑧₄ = 8 ∙ 60 = 480 mm

• Giá trị các lực:
  • Bộ truyền bánh răng:

2𝑇₁ 2 ∙ 70033

𝐹_𝑡1 = 𝐹_𝑡2 = 𝑑 = 40,89 = 3425,15 N

𝑏𝑟1

𝐹_𝑎1 = 𝐹_𝑎2 = 𝐹_𝑡1tan𝛽 = 3425,15 ⋅ tan12° = 728 N

𝐹_𝑡1tan𝛼 3425,15 ⋅ tan20°

𝐹_𝑟1 = 𝐹_𝑟2 = cos𝛽 = cos12° = 1274,5 N

• • Bộ truyền trục vít – bánh vít:

2𝑇₂ 2 ∙ 140066

𝐹_𝑡3 = 𝐹_𝑎4 = 𝑑 = 80 = 3501,67 N

𝑡𝑣3

2𝑇₃ 2 ∙ 3151500

𝐹_𝑎3 = 𝐹_𝑡4 = 𝑑 = 480 = 13131,3 N

𝑏𝑣4

𝐹_𝑟3 = 𝐹_𝑟4 ≈ 𝐹_𝑡4tan𝛼 = 13131,3 ⋅ tan20° = 4779,4 N

0,25đ

0,25đ

0,5đ

0,5đ

TỔNG ĐIỂM CÂU 1

4,0đ

2.a

Lực vòng Ft:

2𝑇_𝑑𝑐 2 ∙ 35016

𝐹_𝑡 = 𝑑 = 160 = 437,7 N

1

0,25đ

Điều kiện để không xảy ra hiện tượng trượt trơn:

𝐹 𝑒^𝑓𝛼 + 1 437,7 𝑒^0,25∙8𝜋 + 1

9

𝐹 ≥ 𝑡 ∙ = ∙ = 652,22 N

0 2 𝑒𝑓𝛼 − 1 2 0,25∙8𝜋

𝑒 9 − 1

Chọn giá trị tối thiểu 𝐹₀ = 652,22 N

0.25đ

2.b

Lực tác dụng lên trục (bỏ qua lực căng phụ Fv):

𝛼₁ 160°

𝐹_𝑟 ≈ 2𝐹₀ sin 2 = 2 ∙ 652,22 ∙ sin 2 = 1284,6 N

0,5đ

TỔNG ĐIỂM CÂU 2

1,0đ

3.a

Moment uốn tại vị trí bánh răng số 1:

𝑑₁ 40,89

𝑀_𝑎1 = 𝐹_𝑎1 ∙ 2 = 728 ∙ 2 = 14,885 Nm

0,25đ

Chuyển trục thành dầm sức bền, gỡ bỏ liên kết, đặt phản lực tại các gối đỡ:

𝑅 𝑅𝐵𝑥 𝑅𝐷𝑦 𝑅𝐷𝑥

𝐵𝑦

A C O z

𝐹 B D x

^𝑑 𝐹𝑡1 𝑀𝑎1 y

0,75đ

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng yOz đối với điểm B:

∑ 𝑀_𝑥/𝐴 = 𝐹_𝑟1 ∙ 100 + 𝑀_𝑎1 + 𝐹_𝑑 ∙ 100 − 𝑅_𝐷𝑌 ∙ 200 = 0 1274,5 ∙ 100 + 14885 + 1284,6 ∙ 100

⇒ 𝑅_𝐷𝑌 = 200 = 1353,98 N

Phương trình cân bằng lực theo phương y:

∑ 𝐹_𝑌 = 𝐹_𝑑 − 𝐹_𝑟1 − 𝑅_𝐵𝑌 + 𝑅_𝐷𝑌 = 0

⇒ 𝑅_𝐵𝑌 = 1284,6 − 1274,5 + 1353,98 = 1364,08 N

0,25đ

0,25đ

Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng xOz đối với điểm B:

∑ 𝑀_𝑌⁄𝐴 = 𝐹_𝑡1 ∙ 100 − 𝑅_𝐷𝑋 ∙ 200 = 0 3425,15

𝑅_𝐵𝑋 = 2 = 1712,58 N

Phương trình cân bằng lực theo phương x:

∑ 𝐹_𝑋 = −𝐹_𝑡1 + 𝑅_𝐵𝑋 + 𝑅_𝐷𝑋 = 0

⇒ 𝑅_𝐴𝑋 = 3425,15 − 1712,58 = 1712,58 N

0,25đ

0,25đ

3.b

𝐹𝑟1

B D

𝐹𝑡1 𝐹𝑎1

𝐹𝑑

𝐹𝑟1

𝑅 𝑅𝐵𝑥 𝑅𝐷𝑦 𝑅𝐷𝑥

𝐵𝑦

A C O z

𝐹 B D x

^𝑑 𝐹𝑡1 𝑀𝑎1 y

120,5Nm 135,4Nm

128,5Nm

O z

𝑀𝑋

122,3 Nm

1600 Nm y

𝑀𝑌

171,26 Nm

70,03 Nm

𝑇

0,75đ

0,75đ

0,5đ

3.c

Từ biểu đồ moment, suy ra được tiết diện nguy hiểm nhất là ở vị trí C. Với moment tương đương tại C:

𝑀_𝑡𝑑𝐶 = √𝑀² + 𝑀² + 0,75𝑇²

𝑥𝐶 𝑦𝐶

= √135,4² + 171,3² + 0,75 ∙ 70,03² = 226,59 Nm

Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm:

𝜎_𝑡𝑑𝐶 ≤ [𝜎_𝐹]

3 𝑀_𝑡𝑑𝐶 ∙ 32 ∙ 10³ 3 226,59 ∙ 32 ∙ 10³

𝑑 ≥ √ = √ = 33,76 mm

𝜋 ∙ [𝜎_𝐹] 𝜋 ∙ 60

Chọn đường kính trục tăng 5% và theo tiêu chuẩn: d = 36mm

0,5đ

0,5đ

TỔNG ĐIỂM CÂU 3

5,0đ