Báo cáo 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

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 đ−ợc tăng áp và ra ống đẩy. Trong quá trình làm việc dầu đ−ợc 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 tr−ớc, áp suất của khoang đẩy bạc sau thông qua đ−ờng P, để đẩy cặp bạc sau tiến sát vào bánh răng làm khe hở giữa mặt bên của bánh răng và cặp bạc tr−ớc nhỏ đi. 10 p Hình 1 – 1: Cấu tạo của Bơm liên hợp ben lái 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 l−u 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 đ−ợc đ−a vào xilanh ben để nâng hạ hoặc chuyển h−ớng 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 đ−ợc dẫn qua hệ thống ống dẫn đến cung cấp vào khoang nâng của lòng xilanh ben từ đó ben đ−ợc nâng lên. Khi gạt tay gạt điều khiển van sang vị trí thứ hai, dầu lại đ−ợc bơm đ−a qua hệ thống ống dẫn, qua van và cũng nhờ kết cấu của van mà dầu đ−ợc dẫn đến khoang hạ của lòng xilanh ben từ đó ben đ−ợc 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 h−ớng lái. Tất cả l−ợng dầu tuần hoàn đều đ−ợc qua van và đ−a về bể dầu. Hình 1 - 3 mô tả sự liên hợp giữa 02 chức năng là chức chuyển h−ớng 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 đ−ờng kính φ80 dầy s = 60mm. Chữ thập đ−ợc 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 ng−ợc với chữ thập, trên thân có khoan lỗ φ11 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 đ−ợc 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 th−ớc φ80, s = 60 có tác dụng làm giảm va đập giữa các cánh của thớt giữa và chữ thập. 5. Vung giảm chấn: Đ−ợc 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 t−ơng 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 h−ởng do dao động, truyền động xoắn gây nên. - Bù lại độ lệch trục. Kết quả mômen xoắn từ trục ra động cơ đ−ợc truyền đến các bộ phận tiếp theo êm dịu, giảm chấn động. Vị trí của cụm khớp nối giảm chấn động cơ đ−ợc trình bày trên Hình 1 - 5. 17 Ch−ơng 2. THIẾT KẾ SẢN PHẨM 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− l−u l−ợng 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 đ−ợc 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. L−u l−ợng lý thuyết trung bình của bơm bánh răng B186A. Cũng nh− bơm bánh răng khác ta có công thức tính l−u l−ợng 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−ợng lý thuyết. Với a = 2 t .h.b, với t = π d z . là b−ớc răng: D- đ−ờng 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. L−u ý các công thức tính t, h trên đối với bánh răng không dịch chỉnh. Thực tế thì khi tính l−u l−ợng ta còn phải tính đến tổn thất và do vậy còn phải nhân với đại l−ợng ηQ gọi là hiệu suất của bơm 18 Q =ηQ.2π.D.m.b.n = Qtt ( Qtt :l−u l−ợng thực tế) Hay 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)/cosβ (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: αt = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg200/cos00) = 200. (2-5) Góc ăn khớp: αtw= arccos(acosαt/aw)= arccos(55.cos200/60)=30032’. (2-6) Tổng hệ số dịch chỉnh [2]: xt= [(z1+z2)(invαtw- invαt)]/(2.tgα) (2-7) = [(10+10).(inv30032’- inv200)]/(2.tg200) xt = 20.(0,056720-0,014904)/0,728 = 1,15 mm Đ−ờng kính chia d: d1 = mz1cosβ = 5,5.10.cos00 = 55 mm d2 = mz2cosβ=5,5.10.cos00 = 55 mm Đ−ờng kính lăn dw: 19 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 Đ−ờng kính đỉnh răng da: da1 = d1+2(1+x1- ∆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: x2 = x1 nên ta có: xt = x2 + x1 ta có x1 = 1,15/2 = 0,575 da2 =d2+2(1+x2-∆y)m = 72 với[2] ∆y = 0,0295 Đ−ờng kính đáy răng df: df1 =df2 = d1- (2,5 - 2x1)m = 55 - (2,5 - 2.1,15).5,5 = 47,5 ψbd=bw/dw1 = 39/60=0,65 Đ−ờng kính vòng chia d∂ = Zm = 5.5x10 =55 20 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 C ấ p c h ín h x á c K h o ả n g d ịc h d a o C h iề u c a o đ ầ u ră n g C h iề u c a o ră n g C h iề u d à i p h á p tu y ế n c h u n g G ó c ă n k h ớ p P ro fin g ố c M ô đ u n S ố ră n g G ó c á p lự c 5 ,5 1 1 ,9 2 2 7 ,2 1 l o c t 3 0 1 8 - 5 4 h L ξm h đ α 5 ,5 2 0 ° m α ο Z 1 0 6 3 ,1 6 3 3 0 °3 2 ' 2.1.3. L−u l−ợng và áp suất lý thuyết của bơm bánh răng B186A L−u l−ợng tính toán tại buồng của bơm Từ công thức (3.2) ta có: L−u l−ợng 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) Vậy l−u l−ợng 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.ω = p.Q (2-9) Trong đó: N: công suất trên trục; P: áp suất của bơm; Q: l−u l−ợng của bơm; ω : vận tốc góc trên trục. 21 Với áp suất đầu ra của bơm là P = 20 MPa. P = 20000kPa = 20.106 Pa (N/m2). Công suất bơm cần có: N=p.Q = 20.106.86.10-3/60 = 28,7.103 (W) =28,7 kW. 2.1.5. Lực đẩy h−ớng 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 đ−ợc phân bố tuyến tính từ khoang hút A đến khoang đẩy B, t−ơng đ−ơng với hợp lực F tác dụng lên các ổ đỡ theo ph−ơng h−ớng kính. Chúng ta sẽ xét các biện pháp giảm lực h−ớng kính này trong mục sau. Cũng áp suất chênh lệch này tác dụng theo ph−ơng vòng sẽ gây nên mô men cản ( hay mô men quay), mà tích số M.ω chính là công suất trên trục bơm (ω là vận tốc góc của trục bơm). Mô men cản tác dụng lên trục của bánh răng 1 là: M1 = p.b(R2-x). 2 22 2 1 . . .( ) 2 2 R x p b R x+ = − (2-10) Trong đó: 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: M2= 2 2 2 1 . . .( ) 2 p b R y− (2-11) Nếu không kể tới ảnh h−ởng 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 = ( )2 2 221 . . 22 p b R x y⎡ ⎤− +⎣ ⎦ (2-12) Toạ độ của điểm ăn khớp A(x,y) đ−ợc xác định x2= c2 + (R-k)2 y2= c2 + (R+k)2 hay x2 + y2 = 2R2 + 2(k2+c2) ở đây, k2+c2 = l2 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: x2 + y2 = 2(R 2+l2) (2-13) thay (2.13 vào (2.12) ta có: M = p.b( 2 2 2 2R 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 thì M = Mmin= p.b(2R.m +m 2-l2max). Khi l = 0 thì M =Mmax= M = p.b(2R.m +m 2). ở đây ta xét mô men quay lớn nhất: M3 = 20.10 6.39.10-3.(2.36.5,5 + 5,52)10-6 = 332,5 (Nm) . 2.1.6. L−u l−ợng tức thời và dao động l−u l−ợng của bơm bánh răng Công suất trên trục bơm d−ợc tính nh− sau: N = M. ω = p.Q (2-16) 23 Hay: Q = .M p ω = (2R.m +m2-l2) ω.b (2-17) Trong công thức (2-17), các đại l−ợng R, m, b, ω 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 l−u l−ợng tức thời của bơm bánh răng cũng luôn luôn biến đổi và dao động. Qmax=(2Rm+m 2).ω.b (2-18) Qmin= (2R.m +m 2-l2max)ω.b (2-19) Biên độ dao động l−u l−ợng 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 β=2π/z. Để đánh giá mức độ dao động l−u l−ợng của bơm bánh răng, ng−ời ta định nghĩa hệ số dao động l−u l−ợng δ của bơm nh− sau: max min TB Q Q Q δ −= (2-20) Đối với bánh răng trụ, hệ số dao động đ−ợc tính theo công thức: 2cos1,25. Z αδ = (2-21) ở đây α là góc ăn khớp, th−ờng α=200. Ng−ời ta xác định rằng biên độ dao động l−u l−ợng của bơm bánh răng, A = Qmax-Qmin, phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ε, số răng Z, chiều rộng vành răng b, vận tốc góc của bánh răng chủ động ω và bán kính vòng cơ sở R0. A = Qmax-Qmin = 2 2 2 02 . . . .R bZ π ε ω (2-22) Dao động l−u l−ợng và dao động áp suất là những hiện t−ợng không mong muốn đối với hệ thống truyền động thuỷ lực. 2.1.7. Các b−ớc thiết kế truyền động bánh răng bơm - Chọn vật liệu. - Xác định ứng suất cho phép. 24 - Tính sơ bộ một kích th−ớc cơ bản cuả truyền động bánh răng, trên cơ sở đó xác định các yếu tố ảnh h−ởng 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 đ−ợc 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 [ ]Hσ và ứng suất uốn cho phép [ ]Fσ đ−ợc tính theo công thức sau: [ ] ( )0 lim / . . .H H H R V xH HLS Z Z K Kσ σ= (2-23) [ ] ( )0 lim / . . . . .F F F R S xF FC FLS Y Y K K Kσ σ= (2-24) Trong đó: ZR- Hệ số xết đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với Ra ≤1,25 … 0,63 nên ta chọn ZR = 1; ZV- hệ số xét đến ảnh h−ởng của vận tốc vòng, vì độ rắn HB > 350 nên: ZV = 0,925.v 0,05; Với v = .ω .R Mà R = 30 mm và . 3 0 nπω = nên thay vào công thức tính vận tốc : v = 3.4000 .30.10 12,5 / 30 m sπ − = = 5,65 m/s Với v = 5,65 m/s > 5 m/s ta có: ZV = 0,925.12,5 0,05 = 1,05. KxH : hệ số xét đến ảnh h−ởng của kích th−ớc bánh răng. Vì da=72 nên chọn KxH = 1. YR: Hệ số xét đến ảnh h−ởng của độ nhám mặt l−ợn chân răng. YR = 1. 25 YS = 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 . YS = 1,08 - ln(5,5) = 0,96. KxF: Hệ số xét đến kích th−ớc bánh răng ảnh h−ởng độ bền uốn: KxF= 0,95. 0 limHσ và limoFσ lần l−ợt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: 0 limHσ = 23.HRC = 23.58 =1334 MPa 0 limFσ =750 MPa. SH, SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. SH=1,2; SF=1,55. KFC: Hệ số xét đến ảnh h−ởng đặt tải. KFC =1 (tải một phía) KHL,KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh h−ởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền đ−ợc xác định theo công thức sau: /HmHL HO HEK N N= (2-25) /FmFL FO FEK N N= (2-26) ở đây: mH, mF bậc của đ−ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. MH=6, mF=9 (tra bảng khi HB>350) NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về ứng suất tiếp xúc : 2,430.HO HBN H= với HHB=605 (tra bảng) ta có: 2,4 730.605 14, 23.10HON = = - NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.10 6 NHE, NFE số chu kỳ thay đổi ứng suất t−ơng đ−ơng. Vì tải trọng thay đổi liên tục nên: .HE HEN K NΣ= .FE FEN K NΣ= 26 Trong đó: KHE, KFE là hệ số qui đổi theo chế độ chịu tải, ta chọn chế độ tải nặng và có: KHE= 0,50. KFE=0,30. 60. . .i iN c n tΣ = ∑ Trong đó: ni số vòng quay ở chế độ i. Ta chọn một chế độ là nặng ni = 1800 v/phút. C = 10 số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti:tổng giờ làm việc. Ti = 4000 h. 7400060.10. .4000 16.10 60 NΣ = = NHE=0,5.16.10 7= 8.107 NFE=0,3.16.10 7=4,8.107 Từ đó thay vào 2-25 và 2-26 ta đ−ợc: 7 6 7 14, 23.10 1,1 8.10HL K = = Vì NFE> NFO do đó KFL=1. Thay vào (2.1), (2.2) ta đ−ợc: [σH]=(1334/1,2).1.1,05.1.1,1 = 1284 MPa [σF] = (750/1,55).1.0,96.0,95.1.1 = 361,85 MPa Từ công thức tính (2-18), (2-19) ta xác định đ−ợc ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép của bánh răng chủ động và bánh răng bị động là: [σH1]=[σH2]=[σH]=990 MPa. [σF1]=[σF2]=[σF]=361,85 MPa. ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σH]max=40HRCm=40.58=2320 MPa; ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 27 [σF]max=0,6σch=0,6.800=540 MPa. 2.1.8. Kiểm nghiệm bền cho bánh răng Phép tính kiểm nghiệm nói chung đ−ợc tiến hành khi đã biết các thông số của bộ truyền và điều kiện làm việc của nó. ở đây yêu cầu xác định với độ chính xác cao nhất có thể các hệ số ảnh h−ởng đến khả năng làm việc của bộ truyền, nhờ đó ng−ời thiết kế có thể thay đổi một vài kích th−ớc nếu cần thiết. ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: [ ]3 2 1 2. . .( 1). . . . . H H M H H w w T K uZ Z Z b u dε σ σ±= ≤ Trong đó: ZM-hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng ta có: ZM= 274 (MPa) 1/3. ZH - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc 2cos / sin 2H b twZ β α= (2-27) βb-góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgβb = cosαt .tgβ với: β=00 ,α = 200 βb=β = 00 thay vào ta có: 0 02cos 0 / sin 2.30 30 ' 1,51HZ = = εβ -hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức: Zε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định nh− sau: εβ= bw.sinβ/(mπ) với bw= 39 mm thay vào ta có: εβ = 39.sin00/(m.π) = 0. Nên ta dùng công thức: (4 ) / 3Zε αε= − Trong đó εα xác định theo công thức: 2 2 2 2 1 1 2 2 2 sin 2 cos / cos a b a b w tw t d d d d a mα αε π α β − + − −= 28 2 2 0 0 2 72 55 2.60sin 30 30 ' 2 .5,5cos 20α ε π − −= hoặc: εα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ =[1,88-3,2(1/10+1/10)]cos00 =1,24. Thay vào (2-23) ta có: (4 1, 24) / 3 0,96Zε = − = . KH- hệ số tải trong khi tính về tiếp xúc KH=KHβ.KHα.KHv Với KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng , KHβ=1,12. KHα là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KHα=1. KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số KHv=1+νH.bw.dw1/(2T3.KHβ.KH 0. . . /H H wg v a uν δ= Trong đó: δH=0,01 g0= 42 v=12,5 m/s Thay vào (2-26) đ−ợc: 0,01.42.12,5. 60 /1 40Hν = = Thay vào (2-25) ta đ−ợc: KHv=1+40.39.60/(2.40380.1,12.1) = 1,60 KH = 1,12.1.1,60 = 1,792 Từ các số liệu đã tính đ−ợc thay vào ta đ−ợc: 2 2.40380.1,792.(1 1)274.1,51.0,96. 750,8 22,5.1.60H MPaσ += = < [σH]max 2.1.9. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho phép của răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không d−ợc v−ợt quá một giá trị cho phép: 29 σF1=2T1KFYεYβYF1/(bwdwm)≤ [σF1] Trong đó: - T1: Mômen xoắn trên bánh chủ động, Nmm. - m: Môđun pháp tuyến, mm. - bw: Chiều rộng vành răng, mm. - dw1: Đ−ờng kính vòng lăn bánh chủ động, mm. - Yε= 1/εα Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Yε=1/1,24=0,806 Yβ=1-β/140: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ=1 YF1: Hệ số dạng răng của bánh 1 hoặc hệ số dịch chỉnh của bánh răng. KF = KFβ KFαKFν. Với KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, KFβ =1,45 KFα =1: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng của cặp răng. 1 1 1 2 F w w Fv F F b dK T K Kβ α ν= + Với bW = 39 mm; dW1 = 60 mm; v =πdW1n/6000 =3,14.60.1800/6000 =56,55 m/s 0 / 0,010.0,011.56,55 60 0,048F F wv g v a uδ= = = 0,048.22,5.601 1,13 2.40380.1,45.1Fv K = + = KF = 1,13.1,45 = 1,64 σF1 =2.40380.1,7.0,806.1.1,75(22,5.60.5,5) = 45 MPa. σF1 < [σF1] =361 MPa 2.2. Tính toán thiết kế cụm khớp nối giảm chấn 2.2.1. Các dạng h− hỏng, nguyên nhân và biện pháp khắc phục 2.2.1.1. Các dạng h− hỏng 1. Chữ thập: Vật liệu thép 45 (theo mẫu), th−ờng gặp các dạng h− hỏng sau: - Phần răng trong lỗ chữ thập – là dạng then hoa hình chữ nhật bị mòn - Phần cánh (4 cánh) bị biến dạng trong thớt giữa 30 2. Thớt giữa: Vật liệu GX15-32 (theo mẫu) th−ờng gặp các dạng h− hỏng sau: - Các cánh phía trong bị vỡ do chữ thập ép, nén - Các vành bị nứt, vỡ do bị rung động trong quá trình làm việc 3. Mặt bích trong, ngoài: Vật liệu CT3 (theo mẫu) th−ờng gặp các dạng h− hỏng sau: - Biến dạng do chữ thập ép vào, bề mặt bị lõm sâu - Các lỗ định vị bị nứt, vỡ với đuôi động cơ (bánh đà) 4. Vung giảm chấn: Vật liệu GX15-32 (theo mẫu), th−ờng gặp c cá dạng h− hỏng sau: - Lỗ lắp vòng bi bị mòn rộng kích th−ớc - Các lỗ bắt bu lông bị nứt vỡ do rung động trong qu átrình làm việc - Bị đất đ ábắn lên gây nứt vỡ 5. Trục then hoa - Cổ trục φ40 và φ65 bị mòn - Then hoa dạng chữ nhật bị nứt gây vỡ - Lỗ ren lắp bu lông bị mòn trong qu átrình làm việc 6. Vòng bi, bu lông và êcu: th−ờng gặp các dạng h− hỏng sau: - Mòn đ−ờng kính trong và ngoài trong qu átrình làm việc - Kẹt do bụi - Rơi ra do các lỗ định vị bị nứt vỡ 2.2.1.2. Nguyên nhân và biện pháp khắc phục 1. Nguyên nhân: Qua thời gian làm việc trong môi tr−ờng mỏ khắc nghiệt, các chi tiết của cụm khớp nối giảm chấn bị mòn, nứt, vỡ. Do phải truyền mô mên xoắn từ động cơ đến các bộ phận tiếp theo của hệ thống truyền lực. Chỉ cần một trong các chi tiết bị hỏng, phá vỡ cân bằng động của cụm giảm chấn, dẫn đến mất tính năng và tác dụng của cả cụm chi tiết trên 2. Biện pháp khắc phục: Các chi tiết của cụm khớp nối giảm chấn xe HD do Nhật chế tạo rất chính xác, độ bền cao, lắp ráp cẩn thận. Do hết thời gian bảo hành, đề nghị nhập chi tiết th−ờng chậm không đáp ứng tiến độ sửa chữa và giá thành các chi tiết rất đắt, phải mua bằng ngoại tệ. Khi các Công ty Than Cọc Sau, Hà Tu... đặt vấn đề chế tạo mới trong n−ớc, nhóm đề tài của Viện Cơ khí Năng l−ợng và Mỏ – TKV đã tiến hành: 31 - Lấy mẫu sản phẩm - Lựa chọn vật liệu theo h−ớng tăng c−ờng độ bền - Lập quy trình công nghệ chế tạo - Lắp cụm - Cân bằng động - Thử nghiệm 2.2.2. Kết quả nghiên cứu 2.2.2.1. Lựa chọn vật liệu cho các chi tiết cụm khớp nối giảm chấn 1. Chữ thập: - Vật liệu chọn thép 40XM cơ tính tốt hơn thép 45 của mẫu chuẩn - Nhiệt luyện: Tôi cao tần then hoa, làm nguội trong dầu và ram thấp, chi tiết sẽ ổn định kích th−ớc, đảm bảo đạt độ cứng trung bình 55 – 58HRC 2. Mặt bích trong và ngoài: - Vật liậu: chọn thép 20Γ là vật liệu có cơ tính tốt hơn thép CT3 của mẫu chuẩn. Vật liệu này còn có tính chịu mài mòn, chịu nhiệt độ trong quá trình làm việc. 3. Vung giảm chấn: - Vật liệu: chọn gang xám GX18-36 có cơ tính cao hơn GX15-32 của mẫu 4. Thớt giữa: - Vật liệu: chọn thép đúc 45Λ có cơ tính cao hơn thép 40Λ của mẫu - Nhiệt luyện: th−ờng hoá và ram 5. Trục then hoa: - Vật liệu: chọn thép chế tạo là 20XM có cơ tính tốt hơn so với thép 20X từ mẫu chuẩn vì có thêm thành phần môlípđen, tăng tính chịu nhịêt, bền nóng - Nhiệt luyện: Thấm C có chiều sâu 1,2-1,5mm sau đó tôi cao tần và ram thấp đảm bảo độ cứng trung bình 58 – 60HRC. 2.2.2.2. Lựa chọn kết cấu, nguyên lý đối với sản phẩm chế tạo mới 1. Chữ thập Chọn dạng then hoa thân khai có m = 2,5; góc ăn khớp α = 300; dạng răng thẳng; số l−ợng răng không đổi; độ đồng tâm cho phép ≤ 0,03 – 0,05; cấp 32 chính xác 7. Dùng trục then hoa lắp ghép và kiểm tra chữ thập sau khi gia công cơ khí 2. Trục then hoa Chọn then hoa thân khai giống nh− then hoa của chữ thập. 3. Thớt giữa Sau khi đúc chi tiết đ−ợc th−ờng hoá và ram, sau đó gia công theo mẫu, đảm bảo độ đồng tâm δ ≤ 0,05 và các lỗ định vị trên chi tiết, làm cùn cạnh sắc. 4. Vung giảm chấn Sau khi đúc đ−ợc ủ và gia công theo mẫu đảm bảo độ đồng tâm δ ≤ 0,05 và các lỗ định vị trên chi tiết. Đặc biệt khi gia công lỗ φ120 để lắp vòng bi 6213. Trên vung cần để l−ợng d− gia công, đánh bóng tr−ớc khi lắp vòng bi trên. 5. Mặt bích trong và ngoài Gia công theo mẫu, đảm bảo độ đồng tâm và các lỗ định vị trên chi tiết 6. Giải quyết cân bằng động giữa chi tiết và cụm chi tiết - Trục then hoa và chữ thập - Cả cụm chi tiết: Chữ thập, trục then hoa, thớt giữa, và mặt bích trong ngoài có đặt các miếng cao su ở trong + Tốc độ vận hành: 50 – 3500 vòng/phút + Thiết bị kiểm tra cân bằng động: VIBRO BALANCER41-VB41 kiểm tra độ rung của gối trục. 2.2.2.3. Tính toán kiểm tra mối ghép then hoa thân khai Khi lựa chọn mối ghép then hoa thân khai của trục then hoa và chữ thập có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc. Ngoài ra do biến dạng và khe hở gây nên những dịch chuyển t−ơng đối giữa các bề mặt làm việc, mối ghép này có thể bị hỏng do mòn. Tính toán quy −ớc theo điều kiện trung bình σd (ứng suất dập) trên bề mặt then hoa không v−ợt quá trị số cho phép. [ ] )( .... 2 MPa