Nghiên cứu thiết kế, chế tạo các phụ tùng xw ô tô tải HD

0

BỘ CÔNG THƯƠNG
TẬP ĐOÀN CÔNG NGHIỆP THAN- KHOÁNG 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
MÃ SỐ: 09NN-07

ThS. TrÞnh TiÕn KhoÎ








6782
12/4/2008

Hà Nội, 2007

2

BỘ CÔNG THƯƠNG
TẬP ĐOÀN CÔNG NGHIỆP THAN – KHOÁNG 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


CHỦ NHIỆM ĐỀ TÀI

Trịnh Tiến Khoẻ

DUYỆT VIỆN





3
Hà Nội, 2007

DANH SÁCH NHỮNG NGƯỜI THỰC HIỆN

TT Họ và tên Nghề nghiệp Cơ quan công tác
1 Trịnh Tiến khoẻ Thạc sỹ Máy và Dụng cụ
Công nghiệp
Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
2 Đỗ Trung Hiếu Thạc sỹ Máy và Dụng cụ
Công nghiệp
Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
3 Dương Đình Hùng Kỹ sư Luyện kim Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
4 Đỗ Thế Ngần Kĩ sư Chế tạo máy mỏ Viện Cơ khí Năng lượng
và Mỏ - TKV
5 Phạm Hà Trung Kĩ sư Công nghệ chế tạo
máy
Viện Cơ khí Năng lượng

và Mỏ - TKV
6 Trần Ngọc Hưng Kĩ sư Cơ khí Công ty Cổ phần Than
Cọc Sáu - TKV







4
Mục lục
Trang

Chơng 1.

TNG QUAN...................................................................5

1.1.

Kho sỏt nhu cu ph tựng ụtụ ti............................................. 5

1.2.

Phân tích cấu tạo và nguyên lý làm việc các sản phẩm ............ 8

Chơng 2.

THIT K SN PHM ................................................. 17

2.1.

Tính toán thiết kế 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

Chơng 4.

KT LUN V KIN NGH......................................... 42

4.1.

Kt lun ................................................................................... 42

4.2.

Kin ngh.................................................................................42









5
Ch−¬ng 1. TỔNG QUAN
1.1. Khảo sát nhu cầu phụ tùng ôtô tải
Là một nước đang phát triển với dân số trên 83 triệu người, có mạng
lưới giao thông 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 nă
m 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% còn lại là xe có tải trọng trên 7 tấn. Nếu
tính theo thời gian đưa vào sử dụng thì lượng ôtô sử dụng dưới 10 năm chiếm
51,2%; lượng xe sử dụng trên 15 năm chiếm 28,9%. Như vậ
y 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 thố
ng 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 luôn phải
hoạt động trong điều kiện khắc nghiệt của môi trường mỏ nên yêu cầu sửa
chữa, thay th
ế 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 ôtô vận tải của Việt Nam (tính đến hết 6/2006)
TT Chỉ tiêu Tổng số
xe các
loại
Xe con Xe
khách
Xe tải Xe
chuyên
dùng
Xe
khác
1 Số lượng
(Chiếc)
631.580 220.712 82.728 239.470 58.458 30.212
2 Tỷ lệ (%) 100 34.9 13.1 37.9 9.3 4.8
Nguồn: Hiệp hội vận tải ôtô Việt Nam

6

Bảng 1 - 2: Kế hoạch huy động xe ôtô tải của Than Việt Nam năm 2005
Kế hoạch huy
động
D.Kiến
thanh lý
Nhu cầu
bổ sung
Tên thiết bị Xe có đến
31.12.04
SX P.Vụ
Toàn Tập đoàn 3491 2604 927 248 417
Công ty Than Cao Sơn 228 208 34 10 24
Công tyThan Cọc Sáu 259 199 52 20 16
Công ty Than Đèo Nai 200 146 58 16 20
Công ty Than Hà Tu 205 144 64 12 15
Công tyThan Núi Béo 108 79 46 0 23
Công ty Than Dương Huy 105 81 26 8 12
Công ty Than Khe Chàm 31 19 12 - -
Công ty Than Nội Địa 277 199 70 23 24
Công ty Than Uông Bí 196 113 72 17 4
Công ty Than Mạo Khê 65 48 22 4 9
Công ty Than Vàng Danh 106 - - - -
Công ty Than Quang Hanh 68 51 27 7 18
Công ty Than Hạ Long 99 84 34 6 25
Công ty Than Hòn Gai 118 76 57 5 20
Công ty Than Hà Lầm 73 46 25 10 8
Công ty Than Thống Nhất 63 45 15 3 -
Công ty Than Mông Dương 43 38 5 - -
Công ty Xây dựng Mỏ 77 57 32 1 13
Công ty Địa chất Mỏ 53 16 37 9 8

Công ty CP ĐTTM & DV 52 28 23 5 4
Công ty Cảng và KD Than 14 - 14 - -
Công ty Tuyển Than Cửa Ông 56 19 26 11 10
Công ty Tuyển Than Hòn Gai 19 7 10 2 3
Công ty VL nổ Công nghiệp 79 61 18 - -
Công ty Đo lường TVN 13 - 15 1 -
Công ty TBĐ Cẩm Phả 844 - -
Công ty CTM Than Việt Nam 40 16 20 4 -
Công ty CK Đóng tàu TVN 9 - 9 - -
Công ty CN Ôtô TVN 10 - 11 - 1
Trung tâm Cấp cứu Mỏ 20 16 8 1 5
Công ty C phần TM Đá Mài 33 29 8 - 4
Công ty Đông Bắc 490 551 7 34 102
Công ty CP Vận tải & ĐTTM 116 110 8 18 20
Công ty Vật tư VT & XD 90 64 38 11 18
Trường đào tạo NM Hồng Cẩm 604813 10 10
Trường đào tạo NM Hữu Nghị 827 - 1
Nguồn: Khảo sát, đánh giá thực trạng và đề ra chiến lược sử dụng ôtô vận tải mỏ của TVN

0
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 Tên gọi 2005 2006 2007 2008 2009 2010 2015 2020
A Sửa chữa lớn 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 Hòn Gai 2.223 2.250 2.265 2.267 2.274 2.281 2.231 2.093
3 Vùng Uông Bí 851 874 901 922 944 964 1.002 0.017
4 Vùng Nội Địa 876 906 926 931 935 938 982 1.016
B Phụ Tùng 1.751 1.771 1.799 1.819 1.835 1.845 1.803 1.748
1 Vùng Cẩm Phả 1.199 1.208 1.226 1.241 1.253 1.258 1.213 1.170
2 Vùng Hòn Gai 311 314 317 318 319 320 312 293

3 Vùng Uông 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

8
Mt khỏc, hin nay Tp on Than Khoỏng sn Vit Nam l n v
c Nh nc cho phộp tin hnh lp rỏp, sn xut xe ti nng. ỏp ng
c yờu cu ni a hoỏ theo ỳng l trỡnh m nh nc ra thỡ ũi hi cỏc
nh ch to trong v ngoi ngnh cn phi y mnh nghiờn cu, thit k, ch
to cỏc ph tựng phc v ni a hoỏ.
Túm li: Nhu cu v
thit k, ch to thit b, ph tựng phc v thay
th, sa cha, ni a hoỏ ụtụ ti l rt ln. Vic Vin C khớ Nng lng v
M - TKV, xut ti: Nghiờn cu thit k, ch to ph tựng xe ụtụ ti
HD, v ó c B Cụng Thng cho thc hin l mt bc i ỳng. Kt
qu thnh cụng ca ti mang c
ý ngha thc tin v ý ngha 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.

9
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.

10

p


H×nh 1 – 1: CÊu t¹o cña B¬m liªn hîp ben l¸i B186A

C

C


11
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 20. Bích làm kín 29. Gioăng vặn kín
3. Thân van 12. Gioăng làm kín 21. Vỏ làm kín 30. Gioăng vặn kín
4 . Trục van 13. Bích làm kín 22. Then bằng 31. Đai ốc làm kín
5. Đai ốc M30 x 25 14. Bu lông M6x20 23. Bu lông 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

12
* 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 lực đi liền trong hệ thống thuỷ lực của 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 hệ thống ống
dẫn đến van, nhờ kết cấu của 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 đa qua hệ
thống ống dẫn, qua van và cũng nhờ 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 gờ của thớt giữa khoan

13
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 có kích thớc 80, s = 60 có tác dụng 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 lựa chọn tổng hợp của khớp nối trục bù, 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.

17
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 đã 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 đã có sẵn. Kết
quả đề tài đã 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:
Q
lt
= 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
Q
lt
: lu lợng lý thuyết.
Với a =
2
t
.h.b, với t =
d
z

. là bớc răng:
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

18
Q =
Q
.2.D.m.b.n = Q
tt
( Q
tt
:lu lợng thực tế)
Hay Q =
Q
.2.m
2
.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 = Z
1
= Z
2
= 10 ; B = 39 (Chiều rộng vành răng)
Tính toán bánh răng:
Ta tính hệ số dịch chỉnh tâm [2]
y = A/m - 0,5(Z
1
+ Z
2
) = 0,91 (2-3)
Khoảng cách trục chia:
a = 0,5.(d
2
+d
1
) = 0,5m(z
2
+z
1
)/cos (2-4)
= 0,5.5,5.(10+10)/cos0
0
= 55 mm
Tính lại khoảng cách hai trục: [2]
a
w
= a + ym = 55 + 0,91x5,5 = 60 mm

Góc prôfin răng:

t
= arctg(tg/cos) = arctg(tg20
0
/cos0
0
) = 20
0
. (2-5)
Góc ăn khớp:

tw
= arccos(acos
t
/a
w
)= arccos(55.cos20
0
/60)=30
0
32. (2-6)
Tổng hệ số dịch chỉnh [2]:
x
t
= [(z
1
+z
2
)(inv

tw
- inv
t
)]/(2.tg) (2-7)
= [(10+10).(inv30
0
32- inv20
0
)]/(2.tg20
0
)
x
t
= 20.(0,056720-0,014904)/0,728 = 1,15 mm
Đờng kính chia d:
d
1
= mz
1
cos = 5,5.10.cos0
0
= 55 mm
d
2
= mz
2
cos=5,5.10.cos0
0
= 55 mm
Đờng kính lăn d

w
:

19

Hình 2-1: Sơ đồ nguyên lý ăn khớp cặp bánh răng thân khai
d
w1
= d
1
+[2y/(z
2
+ z
1
)]d
1
= 55 + [ 2.0,91/20].55 = 60 mm
d
w2
= d
2
+[2y/(z
2
+ z
1
)d
2
= 60 mm
Đờng kính đỉnh răng d
a

:
d
a1
= d
1
+2(1+x
1
- y)m
= 55 + 2(1 + 0,575 - 0,0295).5,5 = 72 mm
Với hệ số giảm đỉnh răng[2] y = 0,0295
Vì những bánh răng của bơm dầu bằng nhau nên hệ số dịch chỉnh cũng
bằng nhau: x
2
= x
1
nên ta có: x
t


= x
2
+ x
1


ta có x
1
= 1,15/2 = 0,575
d
a2

=d
2
+2(1+x
2
-y)m = 72 với[2] y = 0,0295
Đờng kính đáy răng d
f
:
d
f1
=d
f2
= d
1
- (2,5 - 2x
1
)m
= 55 - (2,5 - 2.1,15).5,5 = 47,5

bd
=b
w/
d
w1
= 39/60=0,65
Đờng kính vòng chia d

= Zm = 5.5x10 =55

20

Chiều cao đầu răng h
đ
= 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
Cấp chính xác
Khoảng dịch dao
Chiều cao đầu răng
Chiều cao răng
C h iều d ài p h áp tu yế n chung
Góc ăn khớp
Profin gốc
Mô đun
Số răng
Góc áp lực
5,5
11,92
27,21
l oct 3018 - 54
h
L

m
hđ

5,5
20

m


Z
10
6
3,163
3032'

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 =
Q
.2.m
2
.z.b.n (2-8)
Q

= 2..0,89.(5,5)
2
.10.39.1300 = 86(l/ph)
Vậy lu lợng tính 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 trục.

21
Với áp suất đầu ra của bơm là P = 20 MPa.
P = 20000kPa = 20.10
6
Pa (N/m
2
).
Công suất bơm cần có:
N=p.Q = 20.10
6
.86.10
-3
/60 = 28,7.10
3
(W) =28,7 kW.
2.1.5. Lực 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:
M
1
= p.b(R
2
-x).
22
2
2
1
...( )
22
Rx
p bR x
+
=
(2-10)
Trong đó: p-độ chênh áp suất giữa khoang hút và khoang đẩy:
b- chiều rộng vành răng:
R
2
- bán kính vòng đỉnh răng.
Mô men tác dụng lên bánh răng 2 là:
M
2
=
22
2

1
...( )
2
pb R y
(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 động sẽ là:
M = M1+M2 =
()
222
2
1
..2
2
pb R x y

+

(2-12)
Toạ độ của điểm ăn khớp A(x,y) đợc xác định
x
2
= c
2
+ (R-k)
2
y
2
= c
2

+ (R+k)
2
hay x
2
+ y
2
= 2R
2
+ 2(k
2
+c
2
)
ở đây, k
2
+c
2
= l
2


22


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:

x
2
+ y
2

= 2(R
2
+l
2
) (2-13)
thay (2.13 vào (2.12) ta có:
M = p.b(
222
2
RRl
) (2-14)
Đối với bánh răng không dịch chỉnh,R
2
= R +m, vì vậy:
M = p.b(2R.m + m
2
-l
2
). (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 = l
max
thì M = M
min

= p.b(2R.m +m
2
-l
2
max
).
Khi l = 0 thì M =M
max
= M = p.b(2R.m +m
2
).
ở đây ta xét mô men quay lớn nhất:
M
3
= 20.10
6
.39.10
-3
.(2.36.5,5 + 5,5
2
)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 tính nh sau:
N = M. = p.Q (2-16)

23
Hay: Q =
.M

p

= (2R.m +m
2
-l
2
) .b (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.
Q
max
=(2Rm+m
2
)..b (2-18)
Q
min
= (2R.m +m
2
-l
2
max
).b (2-19)
Biên độ dao động lu lợng của bơm bánh răng thay đổi theo chu kỳ từ
Q
min
đến Q
max.
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:

max min
TB
QQ
Q


=
(2-20)
Đối với bánh răng trụ, hệ số dao động đợc tính theo công thức:

2
cos
1,25.
Z


=
(2-21)
ở đây

là góc ăn khớp, thờng

=20
0
.

Ngời ta xác định rằng biên độ dao động lu lợng của bơm bánh răng,
A = Q
max
-Q
min
, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp

, số răng Z, chiều rộng vành
răng b, vận tốc góc của bánh răng chủ động

và bán kính vòng cơ sở R
0
.
A = Q
max
-Q
min
=
2
22
0
2
.. . .Rb
Z


(2-22)
Dao động 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.

24
- 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 phép.
ứng suất tiếp xúc cho phép
[ ]
H

và ứng suất uốn cho phép
[ ]
F

đợc tính
theo công thức sau:

[ ]
( )
0
lim
/...
HHHRVxHHL

SZZKK

=
(2-23)

[ ]
( )
0
lim
/.....
F F F R S xF FC FL
SYYKKK

=
(2-24)
Trong đó:
Z
R
- Hệ số xết đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với R
a


1,25
0,63 nên ta chọn Z
R
= 1;
Z
V
- hệ số xét đến ảnh hởng của vận tốc vòng, vì độ rắn HB >
350 nên:

Z
V
= 0,925.v
0,05
; Với v =
.

.R
Mà R = 30 mm và
.
30
n


=
nên thay vào công thức tính vận tốc :
v =
3
.4000
.30.10 12,5 /
30
ms


=
= 5,65 m/s
Với v = 5,65 m/s > 5 m/s ta có:
Z
V
= 0,925.12,5

0,05
= 1,05.
K
xH
: hệ số xét đến ảnh hởng của kích thớc bánh răng. Vì d
a
=72
nên chọn K
xH
= 1.
Y
R
: Hệ số xét đến ảnh hởng của độ nhám mặt lợn chân răng.
Y
R
= 1.

25
Y
S
= 1,08 - 0,695.ln(m): Hệ số độ nhậy của vật liệu đối với tập trung
ứng suất, trong đó m môđun tính bằng mm .
Y
S
= 1,08 - ln(5,5) = 0,96.
K
xF
: Hệ số xét đến kích thớc bánh răng ảnh hởng độ bền uốn:
K
xF

= 0,95.
0
limH

và
lim
o
F

lần lợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn
cho phép với chu kỳ cơ sở:

0
limH

= 23.HRC = 23.58 =1334 MPa
0
limF

=750 MPa.
S
H
, S
F
: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.
S
H
=1,2; S
F
=1,55.

K
FC
: Hệ số xét đến ảnh hởng đặt tải.
K
FC
=1 (tải một phía)
K
HL
,K
FL
: 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 thức sau:

/
H
m
HLHOHE
K NN=
(2-25)

/
F
m
FLFOFE
K NN=
(2-26)
ở đây:
m
H
, m

F
bậc của đờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn.
M
H
=6, m
F
=9 (tra bảng khi HB>350)
N
HO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc :
2,4
30.
HOHB
NH=
với H
HB
=605 (tra bảng) ta có:
2,4 7
30.605 14,23.10
HO
N ==

- N
FO
: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.
N
FO
= 4.10
6
N

HE
, N
FE
số chu kỳ thay đổi ứng suất tơng đơng. Vì tải trọng thay đổi
liên tục nên:

.
HE HE
NKN

=

.
FE FE
NKN

=