LỜI NÓI ĐẦU 4 Chương 1: Hệ thống cung cấp nhiên liệu cao áp động cơ Diesel 7 1. Nhiệm vụ và yêu cầu 7 1.1. Nhiệm vụ 7 1.2. Yêu cầu 7 2. Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm dãy 7 2.1. Bơm cao áp tập trung PE 7 2.2. Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống 8 3. Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm phân phối 9 3.1. Bơm cao áp phân phối VE 9 3.2. Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống 10 4. Hệ thống cung cấp nhiên liệu common rail. 10 4.1. Cấu tạo 10 4.2. Sơ đồ và nguyên lý hoạt động 12 Chương 2: Tính toán và thiết kế hệ dẫn động bơm cao áp 14 1. Các thông số cơ bản 14 1.1. Công suất trên các trục 14 1.2. Thông số bộ truyền bánh răng 14 1.3. Số vòng quay trên các trục 15 1.4. Momen xoắn trên các trục 15 1.5. Bảng đặc tính 15 2. Tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng 15 2.1. Chọn vật liệu 15 2.2. Các thông số cơ bản 16 2.3. Xác định ứng suất cho phép 17 2.4. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 20 2.5. Kiểm tra về độ bền uốn 23 2.6. Kiểm tra về độ bền quá tải 26 3. Tính toán thiết kế trục 27 3.1 Chọn vật liệu và xác định đường kính sơ bộ 27 3.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 27 3.3 Tải trọng tác động lên trục 28 3.4 Phản lực gối đỡ tác dụng lên trục 28 3.5 Xây dựng biểu đồ momen và tính momen tương đương 30 3.6 Tính lại đường kính các đoạn trục 31 3.7 Chọn then và kiểm nghiệm then 32 3.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 33 3.9 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh 38 4. Dung sai lắp ghép 39 4.1 Dung sai lắp ghép bánh răng – trục 39 4.2 Dung sai lắp ghép mối ghép then 39 4.3 Dung sai lắp ghép ổ trượt 39 Kết luận 40 Tài liệu tham khảo 41
Hệ thống cung cấp nhiên liệu cao áp động cơ Diesel
Nhiệm vụ và yêu cầu
- Bơm nhiên liệu áp suất cao tới vòi phun
- Cấp nhiên liệu đúng thời điểm và đúng qui luật thiết kế.
- Cấp nhiên liệu đồng đều tới các vòi phun.
- Điều chỉnh thay đổi lượng nhiên liệu cấp cho chu trình một cách dễ dàng và nhanh chóng phù hợp với chế dộ làm việc của động cơ.
- Cấp nhiên liệu đúng thời điểm và đúng qui luật thiết kế.
- Cấp nhiên liệu đồng đều tới các vòi phun.
- Điều chỉnh thay đổi lượng nhiên liệu cấp cho chu trình một cách dễ dàng và nhanh chóng phù hợp với chế dộ làm việc của động cơ.
Dựa vào các loại bơm cao áp của hệ thống nhiên liệu ta có thể phân loại sơ bộ hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel thành 3 loại sau:
- Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm dãy.
- Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm phân phối.
- Hệ thống cung cấp nhiên liệu Common rail.
Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm dãy
2.1 Bơm cao áp tập trung PE
Nguyên lý làm việc của bơm PE chia làm 3 giai đoạn:
- Nạp nhiên liệu: Lúc này trục cam chưa tác động nên lò xo kéo piston xuống ở vị trí thấp nhất khiến lỗ nạp và thoát mở ra, nhiên liên tràn vào xy lanh qua 2 lỗ nạp và thoát này.
- Bơm nhiên liệu: Trục cam tác động đẩy piston lên đỉnh, đóng kín 2 lỗ náp và thoát Áp suất trong xy lanh tăng lên đẩy van thoát dầu cao áp mở ra, piston tiếp tục đẩy lên để bơm nhiên liệu vào vòi phun.
- Kết thúc bơm: Piston vẫn đi lến đến khi rãnh xiên ở piston mở lỗ thoát Khi này nhiên liệu ở đỉnh piston qua rãnh thẳng đứng, rãnh xiên, rãnh ngang đi vào buồng chứa nhiên liệu Áp suất trong xy lanh giảm nhanh Van thoát cao áp đóng lại. Bơm cao áp kết thúc quá trình bơm nhiên liệu và vòi phun kết thúc quá trình phun.
2.2 Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống
1: Thùng chứa nhiên liệu 2 : Cốc lọc 3 : Bơm tay 4 : Bơm cao áp
5 : Bầu lọc tinh 6 : Ống dầu cao áp 7: Vòi phun 8: Buồng cháy.
- Khi động cơ làm việc, trục khuỷu dẫn động cho trục cam của bơm cao áp hoạt động theo, trục cam dẫn động cho bơm thấp áp làm việc, bơm thấp áp hút nhiên liệu từ thùng chứa đẩy lên bầu lọc, qua đây nhiên liệu được lọc sạch một lần nữa
- Tiếp đó nhiên liệu được đẩy lên bơm cao áp, đồng thời bơm cap áp hoạt động tạo cho nhiên liệu có áp suất cao 175KG/cm2 đẩy qua van triệt hồi lên đường ống cao áp đưa ra vòi phun nhiên liệu phun vào trong buồng đốt của động cơ ở cuối kỳ nén.Quá trình hoạt động như vậy cứ diễn ra liên tục theo đúng thứ tự nổ của động cơ.
Hệ thống cung cấp nhiên liệu Diesel sử dụng bơm cao áp loại bơm phân phối
- Nạp nhiên liệu: Đỉnh cam trên đĩa cam chưa tác động vào con lăn nên lò xo kéo piston đi xuống khiến cửa nạp mở ra Nhiên liệu tràn vào xy lanh bơm qua cửa nạp, nạp vào không gian trên đỉnh piston bơm.
- Bơm nhiên liệu: Đỉnh cam trên đĩa cam tác động lên piston, đẩy piston đi lên đóng kín cửa nạp Nhiên liệu bên trong bị ép, áp suất tăng cao Piston xoay lỗ phân phối trùng với lỗ thoát trên xy lanh nhiên liệu Khi áp suất nhiên liệu thắng lực căng lò xo của van thoát cao áp, nhiên liệu sẽ thoát ra đường ống cao áp đi đến vòi phun.
- Kết thúc bơm: Khi quả ga mở lỗ thoát trên đuôi piston bơm, nhiên liệu từ đỉnh piston qua lỗ xuyên tâm đến lỗ thoát tràn qua đường áp suất thấp Áp suất đột ngột giảm, lò xo làm van thoát cao áp đóng lại, quá trình bơm kết thúc.
3.2 Sơ đồ và nguyên lý hoạt động của hệ thống
1: Thùng chứa nhiên liệu 2: Bơm tiếp vận 3: Bầu lọc tinh 4: Van điều áp 5: Van an toàn 6: Vòi phun 7: Buồng cháy; 8: Bơm cao áp phân phối
11: Lỗ đưa nhiên liệu đến các vòi phun 12: Vành điều lượng
-Khi động cơ làm việc, trục khuỷu dẫn động cho trục dẫn động của bơm cao áp hoạt động theo, trục cam dẫn động cho bơm thấp áp làm việc, bơm thấp áp hút nhiên liệu từ thùng chứa đẩy lên bầu lọc tinh, qua đây nhiên liệu được lọc sạch một lần nữa
-Tiếp đó nhiên liệu được đẩy lên bơm cao áp, đồng thời bơm cap áp hoạt động tạo cho nhiên liệu có áp suất cao phân phối nhiên liệu đến từng buồng cháy theo đúng thứ tự nổ của động cơ Áp suất của nhiên liệu được điều chỉnh bằng van điều áp, trong trường hợp áp suất của đường nhiên liệu quá cao thì van an toàn sẽ mở cho nhiên liệu hồi một phần về đường nạp để giảm áp suất.
Hệ thống cung cấp nhiên liệu common rail
Với hệ thống Commom Rail,áp suất phun được thực hiện cho mỗi vòi phun một cách riêng lẻ, nhiên liệu áp suất cao được chứa trong hộp chứa (Rail) hay còn gọi là “Ắc quy thủy lực” và được phân phối đến từng vòi phun theo yêu cầu.
Hệ thống Commom Rail được chia ra làm 4 thành phần chính sau: a, Bơm áp suất cao cùng van đo lường và van điều chỉnh.
- Bơm nạp sẽ hút nhiên liệu từ bình nhiên liệu đến 2 pit-tông thông qua phin lọc và SCV.Trục điều khiển quay roto trong và ngoài của bơm nạp làm thay đổi thể tích buồng bơm,nhiên liệu sẽ được hút vào bộ phận hút và bơm ra qua bộ phận xả.
- Van điều khiển giữ cho áp suất nạp nhiên liệu thấp hơn một mức nhất định Theo chu kỳ làm việc của động cơ mà ECU sẽ phát ra dòng xung điện điều khiển độ mở van SCV để điều chỉnh lượng nhiên liệu đi vào pit-tông. b, Các cảm biến (trục cam, tộc độ quay trục khuỷu, lưu lượng không khí, bàn đạp ra và nước làm mát, cam biến áp suất Rail…). c, Các cơ cấu thực hiện (Các đồng hồ đo áp suất, bộ tăng áp, bộ hồi lưu khí xả, vòi phun điều khiển bằng van solenoid…).
- Ống phân phối chứa nhiên liệu được nén(0-180 MPa) từ bơm cao áp và đưa đến các vòi phun của từng xy-lanh
- Vòi phun X2 là vòi phun nhỏ gọn,tiết kiệm năng lượng, điều khiển từ với ống phun 2 chiều.
- Vòi phun G2 Đây là một ống phun gọn, tiết kiệm năng lượng, điều khiển từ với ống phun 2 chiều (TWV) Điều khiển lượng phun chính xác hơn, chế độ vận hành tốc độ cao được cải tiến so với vòi phun X2. d, Bộ điều khiển trung tâm (EDU, ECU)
-ECU động cơ điều khiển hệ thống phun nhiên liệu và toàn bộ động cơ ECU động cơ nhận các tín hiệu từ các cảm biến Sau đó ECU sẽ tính toán một lượng nhiên liệu phù hợp với điều kiện vận hành của động cơ, chuyển thông tin này đến các chi tiết khởi động như ống phun, van SCV,… và điều khiển các chi tiết này để động cơ luôn vận hành tốt nhất.
-EDU giúp khởi động tốc độ cao các vòi phun EDU là một thiết bị dùng điện thế cao (bộ đổi DC/DC) để khởi động các van từ với tốc độ cao.
4.2 Sơ đồ và nguyên lý hoạt động
- Nhiên liệu từ thùng chứa sẽ được bơm cao áp đẩy vào bình tích áp Trong bình tích áp, nhiên liệu được nén tới áp suất cao và chở kim phun mở để đi vào buồng đốt.
- ECU tính toán thời điểm và lượng nhiên liệu phun ra tối ưu cho từng chế độ làm việc cụ thể của động cơ dựa vào tín hiệu từ cảm biến gửi về và gửi tín hiệu yêu cầu phun nhiên liệu đến EDU EDU có nhiệm vụ khuyếch đại điện áp từ 12V à 85V cấp đến kim phun để mở kim à nhiên liệu có áp suất cao đang chờ sẵng trong ống phân phối sẽ phun vào buồng đốt khi kim mở và dứt phun khi EDU ngừng cấp điện cho kim phun Thời điểm bắt đầu phun được quyết định bởi thời điểm ECU phát tín hiệu phun, lượng nhiên liệu phun ra được quyết định bởi độ dài thời gian phát tín hiệu phun của ECU Tín hiệu yêu cầu phun phát ra càng sớm thời điểm phun càng sớm và ngược lại, tín hiệu yêu cầu phun phát ra càng dài lượng nhiên liệu phun ra càng nhiều và ngược lại.
1: Thùng chứa 2: Ống tản nhiệt 3: Bộ lọc 4: Van đóng mở(theo nhiệt độ). 5: Bơm chuyển nhiên liệu 6: Van điều áp suất thấp 7: Van điều áp suất cao. 8: Đường ống dự trữ 9: Cảm biến áp suất nhiên liệu 10: Bơm cao áp. 11: ECU 12: Kim phum 13: Bơm điện 14 Cảm biến nhiệt độ nước làm mát 15: Cảm biến vị trí trục khuỷu 16: Cảm biến áp suất 17: Cảm biến vị trí trục cam
18: Cảm biến vị trí bàn đạp ga 19: Cảm biến nhiệt độ nhiên liệu.
Tính toán và thiết kế hệ dẫn động bơm cao áp
Các thông số cơ bản
1.1 Công suất trên các trục Đặt: - Trục 1: trục khuỷu
- Trục 2: trục bánh răng trung gian A
- Trục 3: trục bơm cao áp
- Hiệu suất cơ giới bơm dầu : m = 0,85
1.2 Thông số bộ truyền bánh răng Đặt d1, d2, d3 lần lượt là đường kính vòng chia của bánh răng trục khuỷu, bánh răng trung gian A và bánh răng bơm cung cấp.
Theo đầu bài ta có z1 = 46 cùng với tính toán sơ bộ ta có z1, z2 > 30 nên bộ truyền bánh răng không dùng dịch chỉnh.
Ta có khoảng cách giữa các trục theo phương nối tâm aw12 = √ 123 2 + 10 7 2 3,028 (mm) aw23 = √ 14 6 2 +12 6 2 2,852 (mm)
Suy ra ta có đường kính vòng chia các bánh răng d2 = 2.L12 – d1 = 2.163,028 – 145 = 181,056 (mm) d3 = 2.L23 – d2 = 2.192,852 – 181,056 = 204,648 (mm)
Khi đó ta có số răng của các bánh răng:
Ta có tỷ số truyền giữa các trục: u12 = z z 2
1.3 Số vòng quay trên các trục
1.4 Momen xoắn trên các trục
Thông số Trục 1 Trục 2 Trục 3
Tính toán kiểm nghiệm bền bánh răng
Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn vật liệu bánh răng như sau:
- Bánh răng đầu trục khuỷu: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB$1-285 có σb10 MPa, σch1X0 MPa, ta chọn độ rắn HB1$5 HB.
- Bánh răng trung gian A: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2-240 có σb2u0 MPa, σch2E0 MPa, ta chọn độ rắn HB2#0 HB.
- Bánh răng bơm cung cấp: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB0-217 có σb4`0 MPa, σch440 MPa, ta chọn độ rắn HB3!0 HB.
2.2 Các thông số cơ bản
Theo dữ liệu tính toán từ mục 1.2 ta có
Thông số Bánh răng đầu trục khuỷu Bánh răng trung gian A Bánh răng bơm cung cấp
Do sử dụng hệ truyền động bánh răng không dịch chỉnh nên ta có
- Góc ăn khớp α tw : α t =α tw =arctan(costan α β ) =arctan (cos1 8tan 2 0 0 0 ) ,9 4 0
- Góc nghiêng của răng trên trục cơ sở: β b =arctan(cos α t tanβ)= arctan(cos2 0,9 4 0 tan1 8 0 ),8 8 0
- Ta tính lại đường kính vòng chia, đường kính vòng lăn: d 1=d w1 = m Z 1 cosβ= 3.46 cos1 8 0 5(mm) d 2=d w 2 = m Z 2 cosβ= 3.58 cos1 8 0 3(mm) d 3=d w 3 =m Z 3 cosβ= 3.65 cos1 8 0 5(mm) Khi đó ta có vận tốc vòng trên các bánh răng: v 1 =v 2 =v 3 =v 4 =π d w 1 n 1
Tra bảng 6.13 trang 106 tài liệu [1] với bánh răng trụ nghiêng và v = 13,6 m/s chọn cấp chính xác (CCX) của bộ truyền là CCX = 7
- Khoảng cách giữa các trục: a w 12 =d 1 +d 2
2 4(mm) Tra bảng 6.6 trang 97 tài liệu [1] ta chọn ψ ba =0,21
Suy ra ta có sơ bộ chiều rộng vành răng: ψ ba =0,21=b w a w b w12 =0,21.a w 12 =0,21.1644,44(mm)b w 23 =0,21.a w 23 =0,21.194@,74(mm) Chọn chiều rộng vành răng: bw1= 45 (mm); bw2= 41 (mm); bw3A (mm)
2.3 Xác định ứng suất cho phép
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]
- Ứng suất uốn cho phép [ σ F ]
+ ZR Z R : Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng khi làm việc
Theo mục 2.2 ta có cấp chính xác của bộ truyền là 7 => Ra = 1,25÷0,63 (μm) => Zm) => ZR=1 + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
Theo mục 2.2 vận tốc vòng trên các bánh răng v = 13,6 m/s và độ rắn mặt răng HB KxH=1
+ KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ.
+ YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng => YR=1
+ YS: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
+ K : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn => K =1
+ KFC K FC : Hệ số ảnh hưởng xét đến đặt tải Bộ truyền quay 1 chiều nên KFC=1
Theo bảng 6.2 tài liệu [1] ta có
- Bánh răng đầu trục khuỷu:
- Bánh răng bơm cung cấp:
Xét KHL và KFL lần lượt là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.
- mH, mF lần lượt bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và uốn, do tất cả các bánh răng có HB< 350 nên mH = 6, mF = 6
- NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc
- NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp uốn Do bánh răng làm hoàn toàn từ thép nên có NFO = 4.10 6
- N FE =N HE =N`cn t ∑ N FE =N HE =N`cn t Σ : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. c – số lần ăn khớp trong một vòng n – số vòng quay bánh răng trong một phút t Σ – tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét
Từ số liệu ở trên ta thấy
Nên ta lấy các giá trị để tính KHL và KFL như sau
Ta tính được ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ¿
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của từng cặp bánh răng ăn khớp
+ Bánh răng đầu trục khuỷu và bánh răng trung gian A
+ Bánh răng trung gian A và bánh răng bơm cung cấp
- Ứng suất tiếp xúc khi quá tải với bánh răng tôi cải thiện
- Ứng suất uốn khi quá tải với HB < 350
2.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
2.4.1 Cặp bánh răng đầu trục khuỷu và bánh răng trung gian A σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u d H (u+1) w 1 2 ≤ [ σ H ]
- ZM : Hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 trang 96 tài liệu [1])
- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Z H =√ sin 2 cos (2 α β tw b ) = √ 2 cos 28,02˚ sin(2.22,8)=1,57
Z H =√ sin 2cos (¿ 2 β α b tw ) = √ 2 cos1 6,8 8 0 sin(¿2.20,9 4 0 )=1,69¿ ¿
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ Ta có
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
- KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1])=> KHβ = 1,01
- KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1]) với: CCX = 7, v = 13,6 (m/s)
-KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp
Theo công thức (6.42) tài liệu [1] ta có ν H =δ H g 0 v √ a u w 12 12 =0,002.47.13,6 √ 1,261 164 ,58
+ δ H =0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( Bảng 6.15 tài liệu [1] ).
+ g0 = 47: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ( Bảng 6.16 tài liệu [1]).
+ v = 13,6 m/s: vận tốc vòng trên bánh răng
=> K H =K H β K H α K Hv =1,01.1,09.3,125=3,44K H =K Hα K Hβ K Hv =1,03.1,05 1,08=1,17 Khi đó ta có σ H 12 =Z M Z H Z ε √ 2T b 1 w K 2 u H 12 (u d 12 w 1 + 2 1) ¿274.1,69 0,77 √2.17274,889 3,44.(1,261+1)
Nên cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền
2.4.2 Cặp bánh răng trung gian A và bánh răng bơm cung cấp σ H =Z M Z H Z ε √ 2 T b 2 w K u d H (u+1) w 2 2 ≤ [ σ H ]
Tương tự mục 2.4.1 ta có
- Z H =√ sin 2 cos (2 α β b ) = √ 2 cos28,02˚ sin(2.22,8)=1,57Z H =√ sin 2cos 2 β α b = √ 2 cos1 6,8 8 0 sin 2.20,9 4 0 =1,69¿ ¿
- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
Phụ thuộc hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ Ta có
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
- KHβ: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1])=> KHβ = 1,01
- KHα: hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1]) với: CCX = 7, v = 13,6 (m/s)
- KHv = hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,
Theo công thức (6.42) tài liệu [1] ta có ν H =δ H g 0 v √ a u w 23 23 =0,002.47 13,6 √ 1,121 194 ,8
+ δ H =0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( Bảng 6.15 tài liệu [1] ).
+ g0 = 47: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ( Bảng 6.16 tài liệu [1]).
+ v = 13,6 m/s: vận tốc vòng trên bánh răng
2.18518,876 1,01.1,09=4,09 => K H =K H α K H β K Hv =1,01.1,09.4,09=4K H =K Hα K Hβ K Hv =1,03.1,05 1,08=1,17,5 Khi đó ta có σ H 23 =Z M Z H Z ε √ 2T b 2 w3 K u H 23 (u d 23 w +1) 2 2 ¿274.1,69 0,77 √2.18518,876.4,5.(1,121+1)
Nên cặp bánh răng thỏa mãn điều kiện bền
2.5 Kiểm tra về độ bền uốn
2.5.1 Cặp bánh răng đầu trục khuỷu và bánh răng trung gian A Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép
- Y ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2.
Ta có số răng tương đương z v 1= z 1 cos 3 β= 46 cos 3 1 8 0 S z v 2= z 2 cos 3 β= 58 cos 3 1 8 0 g Theo bảng 6.18 tài liệu [1] với bánh răng không dịch chỉnh ta được:
- KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
- K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] ⇒ K Fβ =1,03
- K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1] Bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chính xác CCX=7, vận tốc v= 13,6 m/s ⇒ K Fα =1,25
- K : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Theo công thức (6.42) tài liệu [1] ta có ν F =δ F g 0 v √ a u w 12 12 =0,006.47.13,6 √ 1,261 164 = 43,73
+ δ F =0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( Bảng 6.15 tài liệu [1] ).
+ g0 = 47: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ( Bảng 6.16 tài liệu [1]).
+ v = 13,6 m/s: vận tốc vòng trên bánh răng
⇒K F =K Fβ K Fα K Fv =1,03.1,25 6,84=8,806 Thay vào công thức tính ứng suất uốn: σ F1=2T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 2 d w 1 m ¿2.17274,889 8,806 0,6.0,87 3,65
=> Thoả mãn điều kiện bền uốn
2.5.2 Cặp bánh răng trung gian A và bánh răng bơm cung cấp Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép
- Y ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng
- YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2.
Ta có số răng tương đương z v 2= z 2 cos 3 β= 58 cos 3 1 8 0 g z v 3= z 3 cos 3 β= 65 cos 3 18 0 u Theo bảng 6.18 tài liệu [1] với bánh răng không dịch chỉnh ta được:
- KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
- K Fβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 trang 98 tài liệu [1] ⇒ K Fβ =1,03
- K Fα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 trang 107 tài liệu [1] Bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chính xác CCX=7, vận tốc v= 13,6 m/s ⇒ K Fα =1,25
- K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn Theo công thức (6.42) tài liệu [1] ta có ν F =δ F g 0 v √ a u w 23 23 =0,006.47 13,6 √ 1,121 194 P,45
+ δ F =0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp ( Bảng 6.15 tài liệu [1] ).
+ g0 = 47: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ( Bảng 6.16 tài liệu [1]).
+ v = 13,6 m/s: vận tốc vòng trên bánh răng
⇒K F =K Fβ K Fα K Fv =1,03.1,25 8,93,49 Thay vào công thức tính ứng suất uốn: σ F2=2T 2 K F Y ε Y β Y F2 b w 3 d w 2 m ¿2.18518,876 11,49 0,59 0,87 3,62
=> Thoả mãn điều kiện bền uốn
2.6 Kiểm tra về độ bền quá tải
Chọn hệ số quá tải: Kqt = T max
- Theo công thức (6.48) tài liệu [1] để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: σ H12max = σ H12 √ K qt = 177,28 1 Then thoả mãn về độ bền dập và độ bền cắt
3.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau : j j j 2 2 j j s s s [s] s s
- [s]: Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]=1,5…2,5 ( khi cần tăng độ cứng [s] 2,5…3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
- s ;s j j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất cho phép và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tai tiết diện j
+ Với 1 ; 1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Có thể lấy gần đúng :
+ aj , , aj mj , mj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Do trục quay một chiều nên ta có: maxj minj mj σ σ σ = =0(MPa)
2 2 xj yj maxj minj j aj j j σ σ M M +M σ = = = (MPa)
Trong đó:W , W là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, j oj được xác định theo bảng 10.6 tài liệu [1]
+ , là hệ số kể đén ảnh hưởng các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 tài liệu [1] với b 750MPa ta được:
+ K ,K dj dj được xác định theo công thức
K x : là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiêt diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 1,25÷0,63 (μm) => Zm).Tra bảng 10.8 tài liệu [1] ta có K x =1,1
K y : là hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bề mặt, ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên ta chọn K y =1
, : là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 tài liệu [1].
K , K : là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây mất tập trung ứng suất Tra các bảng 10.11, 10.12, 10.13 tài liệu [1].
3.8.1 Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng dẫn động bơm cung cấp
- Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện 32
-Với rãnh then phay bằng dao phay ngón ta có σ τ
-Tra bảng 10.10 tài liệu [1] ta được
- Hệ số an toàn tại tiết diện 32 chỉ xét riêng ứng suất pháp và chỉ xét riêng ứng suất tiếp :
- Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm 32:
Vậy tiết diện tại đoạn trục lắp bánh răng dẫn động bơm cung cấp đảm bảo độ bền mỏi.
3.8.2 Kiểm nghiệm tại vị trí lắp ổ trượt 30
- Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện 30
-Tiết diện 30 lắp ổ trượt nên lắp ghép giữa trục và ổ là lắp ghép có độ hở Ta có σ τ
-Tra bảng 10.12 tài liệu [1] ta được
- Hệ số an toàn tại tiết diện 30 chỉ xét riêng ứng suất pháp và chỉ xét riêng ứng suất tiếp :
- Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm 30:
Vậy tiết diện tại đoạn trục lắp ổ trượt 30 đảm bảo độ bền mỏi.
Dễ thấy tại tiết diện lắp ổ trượt 31 cùng đường kính với tiết diện 30 nhưng lại chịu momen nhỏ hơn nên tiết diện tại đoạn trục lắp ổ trượt 31 cũng đảm bảo độ bền mỏi.
3.8.3 Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng bơm cung cấp
- Do M 34 0Nmmnên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện 34
-Với rãnh then phay bằng dao phay ngón ta cóK =1,88 τ
-Tra bảng 10.10 tài liệu [1] ta được 0,85
- Hệ số an toàn tại tiết diện 32 chỉ xét riêng ứng suất tiếp :
- Hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm 32:
Vậy tiết diện tại đoạn trục lắp bánh răng bơm cung cấp đảm bảo độ bền mỏi.
3.9.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
-Để đề phòng khả nămg bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.
-Theo công thức 10.27 tài liệu [1] ta có
Trong đó: max 3 max 3 ch σ=M 0,1d τ= T 0,1d [σ]=0,8σ
+ Với M max ,T (Nmm) max là mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải
+ ch (MPa)là giới hạn chảy của vật liệu với thép C45 tôi cải thiện ch 450MPa
- Xét tại tiết diện 32 max
Dung sai lắp ghép
Thỏa mãn độ bền tĩnh
Như vậy, trục thoả mãn độ bền tĩnh.
4.1Dung sai lắp ghép bánh răng – trục
Do chịu va đập nhẹ, không yêu cầu tháo lắp thường xuyên nên ta chọn kiểu lắp trung gian giữa bánh răng dẫn động bơm cung cấp và trục
- Bánh răng: 20 7 H tương ứng 20 0,021 mm
4.2Dung sai lắp ghép mối ghép then
Với kích thước lắp ghép là bề rộng của then, ta chọn kiểu lắp trên trục là
H h còn trên moay-ơ bánh răng là
Ta có : then lắp bánh răng dẫn động bơm cung cấp, kích thước bxh 6x6 ,
- Sai lệch chiều rộng rãnh then trên trục
- Sai lệch chiều rộng rãnh then trên moay-ơ 10
- Sai lệch giới hạn chiều sâu rãnh then trên trục t 1 là + 0,1 (mm)
- Sai lệch giới hạn chiều sâu rãnh then trên bạc t 2 là + 0,1 (mm)
4.3Dung sai lắp ghép ổ trượt Để đảm bảo độ hở vửa phải cho trục quay tự do trong ổ trượt ta chọn kiểu lắp ghép
Theo phụ lục bảng P4.1 trang 218 và P4.2 trang 219 tài liệu [2] ta có sai lệch giới hạn: