Báo cáo tổng kết đề tài nghiên cứu khoa học nghiên cứu thiết kế, chế tạo các phụ tùng xe ôtô tải HD

BỘ CƠNG THƯƠNG
TẬP ĐỒN CƠNG NGHIỆP THAN- KHỐNG SẢN VIỆT NAM

VIỆN CƠ KHÍ NĂNG LƯỢNG VÀ MỎ- TKV
*****

BÁO CÁO TỔNG KẾT ĐỀ TÀI NCKH
TÊN ĐỀ TÀI

NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ, CHẾ TẠO CÁC PHỤ
TÙNG XE ƠTƠ TẢI HD
MÃ SỐ: 09NN-07

ThS. TrÞnh TiÕn Kh

6782
12/4/2008
Hà Nội, 2007

0


BỘ CƠNG THƯƠNG
TẬP ĐỒN CƠNG NGHIỆP THAN – KHỐNG SẢN VIỆT NAM

VIỆN CƠ KHÍ NĂNG LƯỢNG VÀ MỎ- TKV

BÁO CÁO TỔNG KẾT ĐỀ TÀI NCKH
TÊN ĐỀ TÀI

NGHIÊN CỨU THIẾT KẾ, CHẾ TẠO CÁC PHỤ TÙNG XE ÔTÔ

TẢI HD: CỤM VAN LIÊN HỢP BEN LÁI, GIẢM CHẤN (KHỚP
NỐI GIẢM GIẬT ĐỘNG CƠ), BƠM LIÊN HỢP BEN LÁI B186A
MÃ SỐ: 09NN-07

THUYẾT MINH BÁO CÁO
Cơ quản chủ quản: Bộ Công Thương
Cơ quan chủ trì:

Viện Cơ khí Năng lượng và Mỏ -TKV
DUYỆT VIỆN

CHỦ NHIỆM ĐỀ TÀI

Trịnh Tiến Khoẻ

2


Hà Nội, 2007
DANH SÁCH NHỮNG NGƯỜI THỰC HIỆN
TT
Họ và tên
1 Trịnh Tiến khoẻ
2
3
4
5
6

Nghề nghiệp

Cơ quan công tác
Thạc sỹ Máy và Dụng cụ Viện Cơ khí Năng lượng
Cơng nghiệp
và Mỏ - TKV
Đỗ Trung Hiếu
Thạc sỹ Máy và Dụng cụ Viện Cơ khí Năng lượng
Cơng nghiệp
và Mỏ - TKV
Dương Đình Hùng
Kỹ sư Luyện kim
Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
Đỗ Thế Ngần
Kĩ sư Chế tạo máy mỏ Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
Phạm Hà Trung
Kĩ sư Công nghệ chế tạo Viện Cơ khí Năng lượng
máy
và Mỏ - TKV
Trần Ngọc Hưng
Kĩ sư Cơ khí
Cơng ty Cổ phần Than
Cọc Sáu - TKV

3


Mơc lơc
Trang
Ch−¬ng 1. TỔNG QUAN................................................................... 5

1.1. Khảo sát nhu cầu ph tựng ụtụ ti............................................. 5
1.2. Phân tích cấu tạo và nguyên lý làm việc các sản phẩm ............ 8
Chơng 2. THIẾT KẾ SẢN PHẨM ................................................. 17
2.1. TÝnh to¸n thiÕt kÕ cụm bơm và van liên hợp ben lái ............... 17
2.2. Tính toán thiết kế cụm khớp nối giảm chấn............................ 29
2.3. Lập bộ bản vẽ thiết kế sản phẩm ............................................. 34
Chơng 3. CH TO và thử nghiệm sản phẩm ................. 35
3.1. Chế tạo sản phẩm .................................................................... 35
3.2. Thử nghiệm sản phẩm ............................................................. 35
Ch−¬ng 4. KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ......................................... 42
4.1. Kết luận ................................................................................... 42
4.2. Kiến nghị................................................................................. 42

4


Ch−¬ng 1. TỔNG QUAN
1.1.

Khảo sát nhu cầu phụ tùng ơtơ tải
Là một nước đang phát triển với dân số trên 83 triệu người, có mạng

lưới giao thơng đường bộ trải dài trên khắp đất nước, vì vậy nhu cầu vận tải
bằng ôtô của Việt Nam hiện nay là rất lớn. Số liệu về lượng xe vận tải đường
bộ của Việt Nam tính đến hết tháng 6 năm 2006 thể hiện trong Bảng 1-1.
Nhìn vào bảng 1-1 ta thấy chỉ riêng số lượng xe tải đã là 239.470 chiếc, chiếm
37,9% trong tổng số xe các loại. Trong đó xe tải trọng đến 2 tấn chiếm 42,9%;
xe tải trọng 2 ÷ 7 tấn chiếm 34,8% cịn lại là xe có tải trọng trên 7 tấn. Nếu
tính theo thời gian đưa vào sử dụng thì lượng ơtơ sử dụng dưới 10 năm chiếm
51,2%; lượng xe sử dụng trên 15 năm chiếm 28,9%. Như vậy đội xe tải của

chúng ta đã được đưa vào sử dụng với thời gian khá dài, chính vì vậy hiện nay
nhu cầu về phụ tùng phục vụ cho công tác thay thế sửa chữa là rất lớn.
Trong Tập đoàn Than – Khoáng sản Việt Nam, xe tải được sử dụng
nhiều để vận tải đất đá thải, vận tải than... Số lượng huy động xe tải của toàn
ngành trong năm 2005 là 3491 xe các loại (xem Bảng 1 -2). Theo thống kê
trong tài liệu khảo sát, đánh giá thực trạng và đề ra chiến lược sử dụng ôtô
vận tải mỏ của Than Việt Nam do Viện Cơ khí Năng lượng và Mỏ thực hiện
năm 2005 thì: Tổng số xe HD sử dụng trong TKV là 88 xe (trong đó Cọc Sáu
có 66 xe; Cao Sơn có 8 xe; Hà Tu có 14 xe). Số lượng xe lớn và ln phải
hoạt động trong điều kiện khắc nghiệt của môi trường mỏ nên yêu cầu sửa
chữa, thay thế phụ tùng thiết bị rất lớn. Dự báo nhu cầu sửa chữa lớn và phụ
tùng ôtô vận tải mỏ của Than Việt Nam được thể hiện trong Bảng 1 – 4.
Bảng 1 - 1: Lượng xe ơtơ vận tải của Việt Nam (tính đến hết 6/2006)
TT

Chỉ tiêu

1

Số lượng
(Chiếc)
Tỷ lệ (%)

2

Tổng số Xe con
xe các
loại
631.580 220.712
100

34.9

Xe
khách

Xe
chuyên
dùng
82.728 239.470 58.458
13.1

Nguồn: Hiệp hội vận tải ôtô Việt Nam
5

Xe tải

37.9

9.3

Xe
khác
30.212
4.8


Bảng 1 - 2: Kế hoạch huy động xe ôtô tải của Than Việt Nam năm 2005
Tên thiết bị

Toàn Tập đồn
Cơng ty Than Cao Sơn
Cơng tyThan Cọc Sáu
Cơng ty Than Đèo Nai
Công ty Than Hà Tu
Công tyThan Núi Béo
Công ty Than Dương Huy
Công ty Than Khe Chàm
Công ty Than Nội Địa
Cơng ty Than ng Bí
Cơng ty Than Mạo Khê
Cơng ty Than Vàng Danh
Công ty Than Quang Hanh
Công ty Than Hạ Long
Cơng ty Than Hịn Gai
Cơng ty Than Hà Lầm
Cơng ty Than Thống Nhất
Công ty Than Mông Dương
Công ty Xây dựng Mỏ
Công ty Địa chất Mỏ
Công ty CP ĐTTM & DV
Công ty Cảng và KD Than
Cơng ty Tuyển Than Cửa Ơng
Cơng ty Tuyển Than Hịn Gai
Cơng ty VL nổ Cơng nghiệp
Cơng ty Đo lường TVN
Công ty TBĐ Cẩm Phả
Công ty CTM Than Việt Nam
Cơng ty CK Đóng tàu TVN
Cơng ty CN Ôtô TVN

Trung tâm Cấp cứu Mỏ
Công ty C phần TM Đá Mài
Công ty Đông Bắc
Công ty CP Vận tải & ĐTTM
Công ty Vật tư VT & XD
Trường đào tạo NM Hồng Cẩm
Trường đào tạo NM Hữu Nghị

Xe có đến
31.12.04
3491
228
259
200
205
108
105
31
277
196
65
106
68
99
118
73
63
43
77
53

52
14
56
19
79
13
8
40
9
10
20
33
490
116
90
60
8

Kế hoạch huy
động
SX
P.Vụ
2604
927
208
34
199
52
146
58

144
64
79
46
81
26
19
12
199
70
113
72
48
22
51
27
84
34
76
57
46
25
45
15
38
5
57
32
16
37

28
23
14
19
26
7
10
61
18
15
4
4
16
20
9
11
16
8
29
8
551
7
110
8
64
38
48
13
2
7

D.Kiến
thanh lý

Nhu cầu
bổ sung

248

417
10
20
16
12
0
8
23
17
4
7
6
5
10
3
1
9
5
11
2
1

4
1
34
18
11
10
-

24
16
20
15
23
12
24
4
9
18
25
20
8
13
8
4
10
3
1
5
4
102

20
18
10
1

Nguồn: Khảo sát, đánh giá thực trạng và đề ra chiến lược sử dụng ôtô vận tải mỏ của TVN

6


Bảng 1 – 4: Nhu cầu sửa chữa lớn và phụ tùng ôtô vận tải mỏ của Than Việt Nam giai đoạn 2005 ÷ 2020 (Tấn)
TT
A

Tên gọi
Sửa chữa lớn

2005

2006

2007

2008

2009

2010

2015

2020

12.517

12.661

12.852

12.985

13.104

13.167

12.883

12.482

1

Vùng Cẩm Phả

8.569

8.631

8.760

8.865

8.951

8.984

8.668

8.356

2

Vùng Hịn Gai

2.223

2.250

2.265

2.267

2.274

2.281

2.231

2.093

3

Vùng ng Bí

851

874

901

922

944

964

1.002

0.017

4

Vùng Nội Địa

876

906

926

931

935

938

982

1.016

1.751

1.771

1.799

1.819

1.835

1.845

1.803

1.748

B

Phụ Tùng

1

Vùng Cẩm Phả

1.199

1.208

1.226

1.241

1.253

1.258

1.213

1.170

2

Vùng Hịn Gai

311

314

317

318

319

320

312

293

3

Vùng ng Bí

119

122

126

129

132

135

140

142

4

Vùng Nội Địa

122

127

130

131

131

132

138

143

Nguồn: Chiến lược và quy hoạch phát triển Cơ khí Ngành Than giai đoạn 2005 – 2010 có xét triển vọng đến 2020

0


Mặt khác, hiện nay Tập đồn Than – Khống sản Việt Nam là đơn vị
được Nhà nước cho phép tiến hành lắp ráp, sản xuất xe tải nặng. Để đáp ứng
được u cầu nội địa hố theo đúng lộ trình mà nhà nước đề ra thì địi hỏi các
nhà chế tạo trong và ngoài ngành cần phải đẩy mạnh nghiên cứu, thiết kế, chế
tạo các phụ tùng phục vụ nội địa hố.
Tóm lại: Nhu cầu về thiết kế, chế tạo thiết bị, phụ tùng phục vụ thay

thế, sửa chữa, nội địa hố ơtơ tải là rất lớn. Việc Viện Cơ khí Năng lượng và
Mỏ - TKV, đề xuất đề tài: “Nghiên cứu thiết kế, chế tạo phụ tùng xe ôtô tải
HD”, và đã được Bộ Công Thương cho thực hiện là một bước đi đúng. Kết
quả thành công của đề tài mang cả ý nghĩa thực tiễn và ý nghĩa khoa hc.

1.2.

Phân tích cấu tạo và nguyên lý làm việc các sản phẩm

1.2.1. Cấu tạo và nguyên lý làm việc của cụm van và bơm liên hợp ben lái
1.2.1.1. Cấu tạo, nguyên lý làm việc Bơm B186A
* Cấu tạo bơm liên hợp ben lái B186A (Hình 1-1) gồm các chi tiết sau:
1 Thân bơm
2 Nắp sau
3 Bạc định tâm
4 Bạc lệch tâm
5 Phớt lệch tâm

6 Gioăng làm kín
7 Vòng bi SKF 69/28
8 Trục răng chủ động
9 Bạc sau
10 Trục răng bị động

11 Bạc trớc
12 Nắp trớc
13 Phớt cổ trục
14 Vòng phanh
15 Bu lông M12

* Nguyên lý làm việc của Bơm B186A nh sau:
Trục chủ động nhận công suất từ động cơ. Các bánh răng chủ động gắn
trên trục chủ động quay truyền chuyển động cho các bánh răng ăn khớp với nó
quay theo. Theo nguyên tác cặp bánh răng ăn khớp với nhau, ở nơi ra khớp,
chất lỏng sẽ đợc hút và điền đầy các vùng chân răng rồi đợc mang theo
trong quá trình quay của bánh răng, đến nơi vào khớp chất lỏng bị chèn ép đẩy
ra khỏi vùng chân răng do đó chất lỏng đợc tăng áp và ra ống đẩy. Trong quá
trình làm việc dầu đợc điền đầy vào khoang hút qua cửa vào của bơm, dầu
bôi trơn các ổ bi thông qua lỗ A đi vào hốc nắp B1 và B2.

8


Khi bơm làm việc có tải áp suất của cửa ra cao hơn cửa trớc, áp suất
của khoang đẩy bạc sau thông qua đờng P, để đẩy cặp bạc sau tiến sát vào
bánh răng làm khe hở giữa mặt bên của bánh răng và cặp bạc trớc nhỏ đi.

9


C

C

p

Hình 1 1: Cấu tạo của Bơm liên hợp ben l¸i B186A

10

1.2.1.2. Cấu tạo, nguyên lý làm việc cụm van liên hợp ben lái
* Cấu tạo cụm van liên hợp ben lái (Hình 1 -2) gồm các chi tiết và cụm
chi tiết sau:

Hình 1 2: Cấu tạo của Van liên hợp ben lái
1. Cụm van tiết lu

10. Gioăng làm kín 19. Đai ốc M8 x 10 28. Gioăng vặn kín

2. Cụm điều chỉnh

11. Trục làm kín

3. Thân van

12. Gioăng làm kín 21. Vỏ làm kín

30. Gioăng vặn kín

4 . Trục van

13. Bích làm kín

31. Đai ốc làm kín

20. Bích làm kín

22. Then bằng

29. Gioăng vặn kín

5. Đai ốc M30 x 25 14. Bu l«ng M6x20 23. Bu l«ng M4x25 32. Đai ốc làm kín
6. Giăng làm kín

15. Đệm nghiêng 6 24. Cần gạt

33. Lò xo

7. Giăng làm kín

16. Giăng làm kín

25. Miếng chặn

34. Ty làm kín

8. Trục làm kín

17. Giăng làm kín

26. Bu lông

9. Gioăng làm kín

18. Giăng làm kín

27. Gioăng vặn kín

11

* Nguyên lý làm việc của cụm Van liên hợp ben lái nh sau:
Bơm liên hợp ben lái B186A và cụm van liên hợp ben lái là 02 phần tử
thuỷ lùc ®i liỊn trong hƯ thèng thủ lùc cđa xe tải HD. Nó thực hiện 02 chức
năng chính là: Nâng ben và điều khiển lái.
Khi động cơ chính làm việc, Bơm B186A làm việc và cung cấp dầu cho
cụm van qua các ống dẫn chính. Khi điều khiển van, tuỳ theo vị trí tay gạt mà
dầu đợc đa vào xilanh ben để nâng hạ hoặc chuyển hớng lái (steering).
Muốn điều khiển van ta gạt tay gạt điều khiển đến các vị trí yêu cầu. Khi tay
gạt ở vị trí thứ nhất (vị trí nâng ben) dầu từ bơm B186A đi qua hƯ thèng èng
dÉn ®Õn van, nhê kÕt cÊu cđa van mà dầu đợc dẫn qua hệ thống ống dẫn đến
cung cấp vào khoang nâng của lòng xilanh ben từ đó ben đợc nâng lên. Khi
gạt tay gạt điều khiển van sang vị trí thứ hai, dầu lại đợc bơm ®−a qua hƯ
thèng èng dÉn, qua van vµ cịng nhê kết cấu của van mà dầu đợc dẫn đến
khoang hạ của lòng xilanh ben từ đó ben đợc hạ xuống. Khi cần giữ tải cho
ben ta gạt cần gạt điều khiển van sang vị trí thứ 3 là vị trí giữ tải. Khi xe vận
hành thì ta gạt cần gạt điều khiển van sang vị trí thứ 4 là vị trí mà hệ thống
nâng ben ngừng hoạt động, lúc này dầu từ bơm B186A, đi qua van và đến hệ
thống lái, lúc này chức năng của cụm van là cung cấp dầu đến xi lanh chuyển
hớng lái. Tất cả lợng dầu tuần hoàn đều đợc qua van và đa về bể dầu.
Hình 1 - 3 mô tả sự liên hợp giữa 02 chức năng là chức chuyển hớng lái và
chức năng điều khiển ben.
1.2.1.3. Cấu tạo, nguyên lý làm việc của cụm khớp nối giảm chấn động cơ
* Cấu tạo của cụm khớp nối giảm giật động cơ (Hình 1 4) bao gồm:
1. Chữ thập: Có hình dạng chữ thập nằm ở trong thớt giữa, ngoài có 02
mặt bích, giữa thớt giữa và chữ thập có 08 miếng cao su đờng kính 80 dầy s
= 60mm. Chữ thập đợc lắp với trục 2 ở dạng then hoa, khi làm việc bốn cánh
sẽ ép lên các miếng cao su.
2. Thớt giữa: Có hình dạng tròn bao quanh chữ thập có 04 cánh quay

vào trong ngợc với chữ thập, trên thân có khoan lỗ 11 để lắp 02 mặt bích
trong và ngoài, giữa 4 cánh có 08 miếng cao su, các gê cđa thít gi÷a khoan
12


các lỗ để bắt chặt với đuôi động cơ. Khi làm việc cả chi tiết sẽ quay với đuôi
động cơ và trục then hoa, bốn cánh quay vào trong sẽ ép lên các miếng cao su.
3. Mặt bích trong và ngoài: Các chi tiết này đợc lắp cố định vào thớt
giữa bằng các bu lông M10, khi làm việc sẽ bị chữ thập ép và nén vào các mặt
trong của những mặt bích này.
4. Cao su: Các miếng cao su cã kÝch th−íc φ80, s = 60 cã t¸c dơng làm
giảm va đập giữa các cánh của thớt giữa và chữ thập.
5. Vung giảm chấn: Đợc lắp vào đuôi động cơ có tác dụng chống bụi,
bảo vệ các chi tiết phía trong. Phía đầu của vung giảm chấn có lắp vòng bi
6213 với trục then hoa và trên đó có các gờ lắp các phớt chống bụi.
6. Vòng bi, bu lông và êcu: Vòng bi bao gồm 02 vòng 6208 và 6213. Bu
lông và êcu gồm 02 loại M10 và M12.
* Nguyên lý làm việc:
Theo phân tích động học và nguyên lý máy đối với cụm giảm chấn có
nguyên lý nh− lùa chän tỉng hỵp cđa khíp nèi trơc bï, khớp nối trục răng và
khớp nối trục đàn hồi.
- Khớp nối trục bù: giải quyết yêu cầu độ chính xác vị trí tơng đối giữa
các trục.
- Khớp nối trục răng: Đảm nhiệm việc truyền mômen xoắn từ động cơ
đến hệ thống truyền lực
- Khớp nối trục đàn hồi: Hai nửa nối trục ở giữa có bộ phận đàn hồi
Từ phân tích trên, khi cụm giảm chấn làm việc do cấu tạo các bộ phận
đàn hồi và chức năng truyền tải mômen xoắn của động cơ đến các bộ phận
khác của hệ thống truyền lực. Nó có tác dụng:
- Giảm va đập và chấn động vì bộ phận đàn hồi có tác dụng tích luỹ và

tiêu thụ cơ năng do va đập, chấn động sinh ra.
- Đề phòng cộng hởng do dao động, truyền động xoắn gây nên.
- Bù lại độ lệch trục.
Kết quả mômen xoắn từ trục ra động cơ đợc truyền đến các bộ phận
tiếp theo êm dịu, giảm chấn động. Vị trí của cụm khớp nối giảm chấn động cơ
đợc trình bày trên Hình 1 - 5.
13





Chơng 2. THIT K SN PHM
2.1.

Tính toán thiết kế cụm bơm và van liên hợp ben lái

Đối với hệ thống bơm + van liên hợp ben lái thì các yêu cầu tính toán về
áp lực cũng nh lu lợng để đảm bảo cho quá trình làm việc của hệ thống liên
hợp phụ thuộc chính vào việc tính toán thiết kế bơm liên hợp ben lái B186A. Do
vậy nhóm đề tài đà đi sâu tìm hiểu về lý thuyết bơm bánh răng và từ đó tính
toán thiết kế bơm đảm bảo các yêu cầu làm việc. Đối với van liên hợp ben lái
đợc điều khiển bằng cơ khí, không có yêu cầu gì đặc biệt đối với việc tính toán
thiết kế, do vậy nhóm đề tài chỉ đi sâu vào thiết chế tạo theo mẫu đà có sẵn. Kết
quả đề tài đà thiết kế hoàn chỉnh các bộ bản vẽ các sản phẩm.
2.1.1. Lu lợng lý thuyết trung bình của bơm bánh răng B186A.
Cũng nh bơm bánh răng khác ta có công thức tính lu lợng lý thuyết
của bơm bánh răng nh sau:
Qlt = 2.z.a.n

(2-1)

Trong đó:
a: thể tích của mỗi răng
n: số vòng quay của bơm.
z: số răng của bánh răng
Qlt: l−u l−ỵng lý thut.
Víi a =

d
t
.h.b, víi t = π . là bớc răng:
z
2

D- đờng kính vòng lăn:
b- chiều dày bánh răng;
h- chiều cao ăn khớp;
m- mô đun của bánh răng: m =

D
z

Nh vậy: Nếu số răng của hai bánh răng không nh nhau, thì sẽ lấy số răng
của bánh chủ động để tính. Lu ý các công thức tính t, h trên đối với bánh
răng không dịch chỉnh.
Thực tế thì khi tính lu lợng ta còn phải tính đến tổn thất và do vậy còn
phải nhân với đại lợng Q gọi là hiệu suất của bơm
17

Q =ηQ.2π.D.m.b.n = Qtt
Hay

( Qtt :l−u l−ỵng thùc tÕ)

Q =ηQ.2π.m2.z.b.n

(2-2)

2.1.2. Tính toán cặp bánh răng của bơm B186A
Ta có :

A = 60 ( Khoảng cách tâm hai trục)
m = 5,5 ; Z = Z1 = Z2 = 10 ; B = 39 (Chiều rộng vành răng)

Tính toán bánh răng:
Ta tính hệ số dịch chỉnh tâm [2]
y = A/m - 0,5(Z1 + Z2) = 0,91

(2-3)

Khoảng cách trục chia:
a = 0,5.(d2+d1) = 0,5m(z2+z1)/cos

(2-4)

= 0,5.5,5.(10+10)/cos00 = 55 mm
Tính lại khoảng cách hai trục: [2]
aw= a + ym = 55 + 0,91x5,5 = 60 mm

Góc prôfin răng:
t = arctg(tg/cos) = arctg(tg200/cos00) = 200.

(2-5)

Góc ăn khíp:
αtw= arccos(acosαt/aw)= arccos(55.cos200/60)=30032’.

(2-6)

Tỉng hƯ sè dÞch chØnh [2]:
xt= [(z1+z2)(invαtw- invαt)]/(2.tgα)
= [(10+10).(inv30032’- inv200)]/(2.tg200)
xt = 20.(0,056720-0,014904)/0,728 = 1,15 mm
§−êng kÝnh chia d:
d1 = mz1cosβ = 5,5.10.cos00 = 55 mm
d2 = mz2cosβ=5,5.10.cos00 = 55 mm
Đờng kính lăn dw:

18

(2-7)


Hình 2-1: Sơ đồ nguyên lý ăn khớp cặp bánh răng thân khai
dw1= d1+[2y/(z2 + z1)]d1 = 55 + [ 2.0,91/20].55 = 60 mm
dw2= d2+[2y/(z2 + z1)d2 = 60 mm
§−êng kính đỉnh răng da:
da1 = d1+2(1+x1- y)m
= 55 + 2(1 + 0,575 - 0,0295).5,5 = 72 mm

Víi hƯ sè gi¶m đỉnh răng[2] y = 0,0295
Vì những bánh răng của bơm dầu bằng nhau nên hệ số dịch chỉnh cũng
bằng nhau: x2 = x1 nªn ta cã: xt = x2 + x1 ta cã x1 = 1,15/2 = 0,575
da2 =d2+2(1+x2-∆y)m = 72 với[2] y = 0,0295
Đờng kính đáy răng df:
df1 =df2 = d1- (2,5 - 2x1)m
= 55 - (2,5 - 2.1,15).5,5 = 47,5
bd=bw/dw1

= 39/60=0,65

Đờng kính vòng chia d = Zm = 5.5x10 =55
19


Chiều cao đầu răng hđ = 5.5
Chiều cao chân răng h = 11.92
Từ những tính toán trên ta có bảng thông số cần thiết của bánh răng bơm
B186A.
Bảng 2-1 Thông số bánh răng bơm B186A
M ô đun

m

5 ,5

S ố ră n g

Z

10

G ã c ¸ p lù c

αο

20°

K h o ¶ n g d Þc h d a o

ξm

3 ,1 6 3

C h iề u c a o đ ầ u ră n g

hđ

5 ,5

G óc ăn khớp



3 0 3 2 '

C h iề u c a o ră n g

h

1 1 ,9 2

C h iỊ u d µ i p h ¸ p tu y Õ n c h u n g

L

2 7 ,2 1

C Ê p c h Ýn h x ¸ c

6

P ro fin g è c

l oct 3018 - 54

2.1.3. Lu lợng và áp suất lý thuyết của bơm bánh răng B186A
Lu lợng tính toán tại buồng của bơm
Từ công thức (3.2) ta có:
Lu lợng của bơm bánh răng có b = 39 mm và vận tốc tối thiểu để vận
hành là n = 1300 đến 1500 v/ph:
Q =ηQ.2π.m2.z.b.n

(2-8)

Q = 2.π.0,89.(5,5)2.10.39.1300 = 86(l/ph)
VËy l−u l−ỵng tÝnh toán của bơm là Q = 86 lít/ phút hay Q = 0,066 l/v
2.1.4. Công suất trên trục bơm
Ta có công thức tính công suất trên trục bơm:
N = M. = p.Q

(2-9)

Trong đó:
N: công suất trên trục;
P: áp suất của bơm;
Q: lu lợng của bơm;
: vận tốc góc trên trôc.
20


Với áp suất đầu ra của bơm là P = 20 MPa.
P = 20000kPa = 20.106 Pa (N/m2).
Công suất bơm cÇn cã:
N=p.Q = 20.106.86.10-3/60 = 28,7.103 (W) =28,7 kW.
2.1.5. Lùc đẩy hớng kính và mô men quay của bơm bánh răng
Theo chiều quay của bơm bánh răng, áp suất trong các rÃnh răng của
bánh răng tăng dần từ khoang hút đến khoang đẩy. áp suất đợc phân bố
tuyến tính từ khoang hút A đến khoang đẩy B, tơng đơng với hợp lực F tác
dụng lên các ổ đỡ theo phơng hớng kính. Chúng ta sẽ xét các biện pháp
giảm lực hớng kính này trong mục sau.
Cũng áp suất chênh lệch này tác dụng theo phơng vòng sẽ gây nên mô
men cản ( hay mô men quay), mà tích số M. chính là công suất trên trục
bơm ( là vận tốc góc của trục bơm). Mô men cản tác dụng lên trục của bánh
răng 1 là:
M1 = p.b(R2-x).

R2 + x 1
= . p.b.( R22 − x 2 )
2

2

(2-10)

Trong ®ã: p-độ chênh áp suất giữa khoang hút và khoang đẩy:
b- chiều rộng vành răng:
R2- bán kính vòng đỉnh răng.
Mô men tác dụng lên bánh răng 2 là:

1
2
2
M2= . p.b.( R2 y )
2

(2-11)

Nếu không kể tới ảnh hởng của lực ma sát giữa hai mặt răng, thì mô
men (hay mô men quay) tác động lên trục của bánh răng chủ ®éng sÏ lµ:
M = M1+M2 =

1
p.b. ⎡⎣ 2 R22 − ( x 2 + y 2 )
2

Toạ độ của điểm ăn khớp A(x,y) đợc xác định
x2= c2 + (R-k)2
y2= c2 + (R+k)2
hay x2 + y2 = 2R2 + 2(k2+c2)
ë ®©y, k2+c2 = l2

21

(2-12)


Hình 2-2: Sơ đồ tính mô men tức thời của bánh răng
l - khoảng cách từ điểm ăn khớp A đến tâm ăn khớp p, Hình 2-2
R- bán kính vòng lăn;
Ro- bán kính vòng cơ sở.
Do đó:
x2 + y2 = 2(R2+l2)

(2-13)

thay (2.13 vµo (2.12) ta cã:
2
2
2
M = p.b( R2 − R l )

(2-14)

Đối với bánh răng không dịch chỉnh,R2= R +m, vì vậy:
M = p.b(2R.m + m2-l2).

(2-15)

Công thức (2-15) cho thấy mô men phụ thuộc vào áp suất p, kết cấu của
bánh răng (b,R,m) và phụ thuộc tức thời vào toạ độ điểm ăn khớp, nh:
Khi l = lmax th× M = Mmin= p.b(2R.m +m2-l2max).

Khi l = 0 th× M =Mmax= M = p.b(2R.m +m2).
ở đây ta xét mô men quay lín nhÊt:
M3 = 20.106.39.10-3.(2.36.5,5 + 5,52)10-6 = 332,5 (Nm) .
2.1.6. Lu lợng tức thời và dao động lu lợng của bơm bánh răng
Công suất trên trục bơm dợc tÝnh nh− sau:
N = M. ω = p.Q

(2-16)
22


Hay:

Q=

M .
= (2R.m +m2-l2) .b
p

(2-17)

Trong công thức (2-17), các đại lợng R, m, b, là không đổi. Còn
thông số l phục thuộc vào tính chất ăn khớp của bánh răng. Trong quá trình ăn
khớp, l luôn luôn biến đổi và dao động, vì vậy lu lợng tức thời của bơm
bánh răng cũng luôn luôn biến đổi và dao động.
Qmax=(2Rm+m2)..b

(2-18)

Qmin= (2R.m +m2-l2max).b

(2-19)

Biên độ dao động lu lợng của bơm bánh răng thay đổi theo chu kỳ từ
Qmin đến Qmax.Một chu kỳ dao động của các thông số dòng chảy là =2/z.
Để đánh giá mức độ dao động lu lợng của bơm bánh răng, ngời ta
định nghĩa hệ số dao động lu lợng của bơm nh sau:

=

Qmax Qmin
QTB

(2-20)

Đối với bánh răng trụ, hệ số dao động đợc tính theo công thức:
cos 2
= 1, 25.
Z

(2-21)

ở đây là góc ăn khớp, thờng =200.
Ngời ta xác định rằng biên độ dao động lu lợng của bơm bánh răng,
A = Qmax-Qmin, phơ thc vµo hƯ sè trïng khíp ε, sè răng Z, chiều rộng vành
răng b, vận tốc góc của bánh răng chủ động và bán kính vòng cơ së R0.
A = Qmax-Qmin =

π2
Z

2

.ε .ω 2 .R02 .b

(2-22)

Dao ®éng lu lợng và dao động áp suất là những hiện tợng không mong
muốn đối với hệ thống truyền động thuỷ lực.
2.1.7. Các bớc thiết kế truyền động bánh răng bơm
- Chọn vật liệu.
- Xác định ứng suất cho phép.

23


- Tính sơ bộ một kích thớc cơ bản cuả truyền động bánh răng, trên cơ sở đó
xác định các yếu tố ảnh hởng đến khả năng làm việc của bộ truyển rồi
tiến hành kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc, độ bền uốn về quá tải.
2.1.7.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng
Bơm B186A là thiết bị vận hành với tải trọng lớn và phức tạp nên vật liệu
đợc chọn làm phải có cơ tính tốt về độ bền uốn, độ bền xoắn, độ cứng vững,
do đó ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép hợp kim 20XM, thấm than sâu
1,5 mm và nhiệt luyện đạt độ cứng bề mặt răng 58 - 62 HRC
2.1.7.2. ứng suất cho phÐp.
øng suÊt tiÕp xóc cho phÐp [σ H ] và ứng suất uốn cho phép [ F ] đợc tÝnh
theo c«ng thøc sau:

[σ H ] = (σ H0 lim / S H ) Z R .ZV .K xH .K HL

(2-23)

[σ F ] = (σ F0 lim / S F ) .YR .YS .K xF .K FC .K FL

(2-24)

Trong ®ã:
ZR- Hệ số xết đến độ nhám của mặt răng làm viƯc. Víi Ra ≤1,25
… 0,63 nªn ta chän ZR = 1;
ZV- hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng, vì độ rắn HB >
350 nên:
ZV = 0,925.v0,05;
Mà R = 30 mm vµ
v=

π .4000
30

Víi v = ω. .R

ω =

π .n
30

nên thay vào công thức tính vận tốc :

.30.103 = 12,5m / s = 5,65 m/s

Víi v = 5,65 m/s > 5 m/s ta cã:

ZV = 0,925.12,50,05 = 1,05.
KxH : hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng. Vì da=72
nên chọn KxH = 1.
YR: Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng.
YR = 1.
24


YS = 1,08 - 0,695.ln(m): HƯ sè ®é nhËy cđa vËt liƯu ®èi víi tËp trung
øng st, trong ®ã m môđun tính bằng mm .
YS = 1,08 - ln(5,5) = 0,96.
KxF: Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng độ bền uốn:
KxF= 0,95.
H0 lim và Fo lim lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn

cho phép với chu kỳ cơ sở:
H0 lim = 23.HRC = 23.58 =1334 MPa
σ F0 lim =750 MPa.

SH, SF: HƯ sè an toµn khi tÝnh vỊ tiếp xúc và uốn.
SH=1,2;

SF=1,55.

KFC: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
KFC =1

(tải một phía)

KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời hạn phục vụ và chế độ

tải trọng của bộ truyền đợc xác định theo công thøc sau:
K HL = mH N HO / N HE

(2-25)

K FL = mF N FO / N FE

(2-26)

ở đây:
mH, mF bËc cđa ®−êng cong mái khi thư vỊ tiÕp xóc và uốn.
MH=6,

mF=9 (tra bảng khi HB>350)

NHO: số chu kỳ thay ®ỉi øng st c¬ së khi thư vỊ øng st tiÕp xóc :
2,4
N HO = 30.H HB

víi HHB=605 (tra b¶ng) ta cã:

N HO = 30.6052,4 = 14, 23.107

- NFO: sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử vỊ n.
NFO = 4.106
NHE, NFE sè chu kú thay ®ỉi ứng suất tơng đơng. Vì tải trọng thay đổi
liên tục nªn:
N HE = K HE .N Σ
N FE = K FE .N Σ

25