Cũng như thiết kế sơ lược quá trình thiết kế hệ dẫn động bơm dầu bôi trơn của động cơ D243, ta căn cứ vào thông số bộ truyền và yêu cầu chung về lưu lượng, áp suất đã cho trước.Sử dụng c
Nhiệm vụ, yêu cầu của hệ thống bôi trơn
Nhiệm vụ của hệ thống bôi trơn
Khi động cơ hoạt động, các bề mặt tiếp xúc của các chi tiết có chuyển động tương đối của động cơ (pít tông, xi lanh, ổ lăn, ổ trượt, cam, bánh răng,…) chịu sự ma sát và mài mòn lớn, làm giảm hiệu suất và tuổi thọ của động cơ Hệ thống bôi trơn có nhiệm vụ đưa dầu bôi trơn đến các bề mặt có chuyển động tương đối với nhau nhằm:
- Bôi trơn bằng cách dùng dầu đệm vào giữa các bề mặt chuyển động tương đối với nhau, nhằm ngăn cản hoặc giảm bớt sự tiếp xúc trực tiếp giữa hai bề mặt ma sát
- Làm mát nhằm bảo vệ những bộ phận động cơ, tránh cho chúng bị nóng quá độ, vì những bộ phận này không thể tản nhiệt trực tiếp qua chất lỏng làm mát hoặc không khí mát
- Làm kín nhằm bảo đảm việc bít kín chính xác giữa những chi tiết trượt lên nhau
- Đóng vai trò như một chất làm sạch trong động cơ khi di chuyển các hạt bụi bẩn Cụ thể, các hạt bụi nhỏ sẽ được giữ lại ở bộ lọc dầu trong khi các hạt to được giữ ở bể dầu
- Dầu bôi trơn có tác dụng như lớp bảo vệ chống ăn mòn hoá học.
Yêu cầu của hệ thống bôi trơn
Dầu nhờn phải được đưa đi đến tất cả các vị trí cần bôi trơn, lưu lượng và áp suất dầu bôi trơn phải phù hợp với từng vị trí bôi trơn.Hệ thống dầu nhờn phải đơn giản, làm việc tin cậy đảm bảo suất tiêu hao dầu nhờn là nhỏ nhất
Chất bôi trơn phải phù hợp với từng loại động cơ (2 kỳ hay 4 kỳ, tăng áp hay không tăng áp, tốc độ cao hay thấp,…), phù hợp với chế độ, điều kiện, nhiệm vụ của cơ cấu, hệ thống mối ghép,… , và nó phải bôi trơn Phải dễ kiếm
7 có lượng đủ dùng, giá thành có thể chấp nhận được, lại không độc hại Bền vững về tính chất bôi trơn, không hoặc ít tạo cấn, tạo bột: không hoặc ít bị phân giải không gây cháy, nổ,…
Chất bôi trơn phải phải được đưa tới chỗ cần bôi trơn một cách liên tục, đều đặn với lưu lượng, trạng thái (áp suất, nhiệt độ) tính chính xác và có thể kiểm tra, điều chỉnh và điều khiển được
Các thiết bị, bộ phận,… của HTBT phải đơn giản dễ sử dụng, tháo lắp,
Phân loại các hệ thống bôi trơn
Hệ thống bôi trơn bằng vung té
Hệ thống bôi trơn lợi dụng chuyển động của các chi tiết (trục khuỷu, thanh truyền, bánh răng ) để vung té dầu lên các bề mặt bôi trơn Hệ thống này đơn giản, dễ bố trí, nhưng không đảm bảo lưu lượng dầu bôi trơn của ổ trục, cường độ dầu bôi trơn không ổn định.
Hệ thống bôi trơn bằng cách pha dầu
Hệ thống bôi trơn bằng cách pha dầu vào nhiên liệu xăng theo một tỷ lệ nào đó (thường khoản 1/20 – 1/50) Dầu được pha vào xăng, theo hỗn hợp nhiên liệu vào buồng đốt của động cơ Tại đó dầu đọng lại trên bề mặt chi tiết, bôi trơn ngay cho các chi tiết đó.
Hệ thống bôi trơn cưỡng bức
Hệ thống dùng bơm dầu đẩy dầu đến các bề mặt ma sát dưới một áp suất nhất định, đảm bảo tốt tất cả yêu cầu về bôi trơn, làm mát, tẩy rửa các bề mặt nên được sự dụng rộng rãi trong các loại động cơ đốt trong
Tuỳ theo vị trí chứa dầu nhờn, hệ thống bôi trơn cưỡng bức được phân biệt thành hai loại: hệ thống bôi trơn các te ướt (dầu bôi trơn chứa trong các te) và hệ thống bôi trơn các te khô (dầu chứa trong thùng dầu riêng) a) Hệ thống bôi trơn cưỡng bức các te ướt
Hệ thống bôi trơn này được sử dụng phổ biến Sơ đồ nguyên lý được thể hiện trên hình 1.1 Dầu chứa trong cát te 1 được bơm dầu 3 hút và đi qua lưới
8 lọc 2 đến bầu lọc thô 5 Bơm dầu có van một chiều 4 đóng vai trò là van an toàn, khi áp suất dầu sau bơm dầu 3 quá lớn thì van an toàn 4 sẽ mở, dầu hồi bớt về các te Dầu được bơm đẩy qua bầu lọc thô 5, đi vào đường dầu chính 8 Trong trường hợp bầu lọc thô tắc, áp suất trước bầu lọc tăng lên và van một chiều 6 mở dẫn dầu qua Dầu từ đường dầu chính 8 đi bôi trơn các chi tiết cần thiết và một phần nhỏ đi qua bầu lọc tinh 12 và đổ về các te Sau khi bôi trơn các chi tiết, dầu bị nóng lên và rơi xuống các te
Dầu bôi trơn và hấp thụ nhiệt, truyền nhiệt ra môi trường qua đáy các te Tuy nhiên sự truyền nhiệt này không đủ duy trì nhiệt độ ổn định của dầu Do đó, một phần dầu còn được bơm sang két làm mát dầu 18 qua khóa 16 và van một chiều 17 Tại két làm mát, dầu truyền nhiệt cho môi trường bên ngoài hoặc cho nước làm mát rồi trở về các te
Hình 1.1: Sơ đồ nguyên lý của hệ thống bôi trơn các te ướt b) Hệ thống bôi trơn các te khô
Sơ đồ nguyên lý của hệ thống bôi trơn các te khô được thể hiện trên hình
1.2 Hệ thống này cũng gồm các bộ phận như hệ thống bôi trơn các te ướt Điểm khác biệt là các te động cơ làm nhiệm vụ bao kín dầu, còn dầu được chứa riêng trong thùng 3 Sau khi bôi trơn các chi tiết, dầu rơi xuống các te và được bơm 2 chuyển về thùng 3 qua két làm mát dầu 13 Van điều áp 14 bố trí song song với két làm mát dầu nhằm nâng cao độ tin cậy làm việc cho két 13
Hệ thống bôi trơn các te khô đảm bảo bôi trơn động cơ tốt và thường gặp trên các động cơ của xe thể thao, xe địa hình và mô tô
Hình 1.2: Sơ đồ nguyên lý của hệ thống bôi trơn các te khô
Hệ thống bôi trơn động cơ D243
Giới thiệu động cơ D243
Động cơ diezen D243 là động cơ 4 xi lanh thẳng hàng, chu trình 4 kì, số thứ tự nổ 1-3-4-2, làm mát bằng chất lỏng, hút khí tự nhiên, phun nhiên liệu trực tiếp và đánh lửa nén Động cơ được sử dụng lắp trên các máy kéo, máy nông nghiệp, lâm nghiệp và công nghiệp có công suất 80 mã lực Một số thông số chủ yếu của động cơ:
Công suất định mức: 80 HP
Dung tích xi lanh: 4.75l Đường kính xi lanh: 110 mm
Suất tiêu hao nhiên liệu: 183 g/hp.h
Hệ thống bôi trơn động cơ D243
Hình 1.4: Bố trí hệ thống bôi trơn của động cơ D243
1: các te, 2: bơm dầu, 3: két làm mát dầu, 4: bầu lọc dầu ly tâm hoàn toàn, 5: đồng hồ đo áp suất dầu, 6: đường dầu chính, 7: đường dầu bôi trơn trục khuỷu, 8: trục khuỷu, 9: đường dầu bôi trơn trục cam, 10: trục cam
Hệ thống bôi trơn của động cơ D243 thuộc loại hệ thống bôi trơn cưỡng bức bằng các te ướt và được thể hiện trong Hình 1.4 Nó chỉ sử dụng một bầu lọc dầu ly tâm hoàn toàn 4, trong đó dầu được bơm một phần qua hai vòi phun gây ra mô-men xoắn làm quay rôto của nó và sau đó thoát ra các te 1 trong khi dầu lọc chảy vào đường dầu chính 6 Từ đó dầu được dẫn đến năm vòng bi chính của trục khuỷu 8 qua các đường dầu phân nhánh 7 và sau đó chảy trong bốn lỗ của trục khuỷu đến bạc lót thanh truyền Trục cam 10 có ba vòng bi được bôi trơn bằng dầu từ đường dầu chính 6 thông qua các đường dầu 9
TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT BƠM DẦU VÀ TỶ SÓ TRUYỀN DẪN ĐỘNG BƠM DẦU
Tính toán công suất, khoảng cách trục, momen xoắn trục
TT Thông số Ký hiệu
1 Tốc độ trục khuỷu động cơ n đc 2200 v/ph
2 Lưu lượng dầu bôi trơn do bơm cung cấp lên hệ thống V dầu
3 Áp suất dầu bôi trơn do bơm cung cấp p dầu 0,65 MN/m 2
4 Khoảng cách 2 trục (trục khuỷu và trục chủ động của bơm dầu) L 99 mm
5 Số răng của bánh răng chủ động Z 1 47 răng
6 Tỷ số truyền của cặp bánh răng dẫn động bơm dầu k 1,72 -
7 Hiệu suất cơ của bơm dầu
8 Hiệu suất cơ giới của bơm dầu
Bảng 2.1 Dữ liệu đã cho 2.1.1 Xác định công suất của bơm dầu
Chọn: Hiệu suất cơ của bơm dầu: b = 0,75
Hiệu suất cơ giới của bơm dầu: m = 0,85
2.1.2 Xác định khoảng cách 2 trục (trục khuỷu và trục chủ động của bơm dầu)
Khoảng cách 2 trục (trục khuỷu và trục chủ động của bơm dầu) được tính theo công thức: L = a w = m(Z 1 +Z 2 )
Tỷ số truyền đã cho: 𝑘 = 𝑛 1
Số răng của bánh răng bị động: Z2 =𝑍 1 𝑘 = 47 1,72 = 80,84
Tính toán lại tỉ số truyền: 𝑘 𝑚 = 𝑍 2
47 = 1,70 Thay vào công thức tính khoảng cách trục:
2.99 = 1,92 (không thoả mãn) Chọn m = 1,5(dựa vào bảng 6,8 trang 99) ta được: cos β = m(Z 1 +Z 2 )
2.1.3 Xác định momen xoắc trên 2 trục
Tốc độ trục chủ động của bơm dầu: n 2 = n 1
1,70 = 1294 (v ∕ ph) Momen xoắn trên trục khuỷu:
2200 = 9068,15 (N.mm) Momen xoắn trên trục chủ động của bơm dầu:
Thông số thiết kế
Bánh răng chủ động (nối liền trục khuỷu):
Bánh răng bị động (nối liền trục bơm):
Momen xoắn trên trục bơm dầu:
Tính toán thiết kế bộ truyền dẫn động bơm dầu bôi trơn động cơ
Tính toán thiết kế bộ truyền dẫn động bơm dầu bôi trơn động cơ 13
3.1.1 Tính toán thiết kế cặp bánh răng dẫn động
Vật liệu bánh răng đầu ra trục khuỷu:
Nhiệt luyện: thường hoá Độ rắn: HB 170÷217 →Chọn độ cứng HB1= 200 (MPa)
Vật liệu bánh răng dẫn động bơm:
Nhiệt luyện: tôi cải thiện
14 Độ rắn: HB 241÷285 → Chọn độ cứng HB2= 260 (Mpa)
3.1.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ H ] = σ Hlim 0
S H Z R Z V K xH K HL Ứng suất uốn cho phép: [σ F ] = σ Flim 0
S F Y R Y S K xF K FC K FL trong đó:
- ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc
- ZV: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
- KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kính thước bánh răng
- KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ
- YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng
- YS: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất
- KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn
- σ Hlim 0 và σ Flim 0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở, trị số của chúng tra ở bảng 6.2 [1]
- SH, SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 [1]
- KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía
Chọn sơ bộ: ZRZVKxH = 1; YRYSKxF = 1
• Bánh răng đầu ra trục khuỷu:
SH1 = 1,1; SF1 =1,75 σ Hlim1 0 = 2HB1 + 70 = 2.200 + 70 = 470 (MPa)
• Bánh răng dẫn động bơm:
SH2 = 1,1; SF2 =1,75 σ Hlim2 0 = 2HB2 + 70 = 2.260 + 70 = 590 (MPa) σ Flim2 0 = 1,8.HB2 = 1,8.260 = 468 (MPa)
KHL và KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức sau:
FE mF trong đó: mF, mH: bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn
Do bánh răng có độ rắn mặt răng HB ≤ 350 → 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 uốn; NFO = 4.10 6 đối với tất cả các thép
NHE, NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh:
N HE = N FE = N = 60cnt Σ trong đó: c: số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1; n: số vòng quay trong một phút; tΣ: tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét; 𝑡 Σ = 10000ℎ
1,75 1.1.1 = 267,43 (MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền ( với bánh răng nghiêng ) :
[σ H ] = [σ H ] min ⬚ đến 1,25[σ H ] min = 430(MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải với bánh răng tôi cải thiện
[σ H ] max = 2,8 max(σ ch1 ; σ ch2 ) = 2,8.580 = 1624(MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải với HB ≤ 350
3.1.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục chia a: 𝑎 = 0,5𝑚 𝑍 1 +𝑍 2 cos 𝛽 = 0,5.1,5 47+80 cos 15,82° = 99 (𝑚𝑚) Góc prôfin gốc α: Theo TCVN 105-71, α = 20°
Góc ăn khớp αtw: 𝛼 𝑡𝑤 = arccos ( 𝑎.cos(𝑎 𝑡 )
Góc nghiêng của răng trên trục cơ sở:
Tra bảng 6.6 trang 97 [1] ta được:
𝜓 𝑏𝑑 = 0,53 𝜓 𝑏𝑎 (𝑢 + 1) = 0,53.0,2 (1,7 + 1) = 0,286 Đường kính vòng chia, đường kính vòng lăn:
𝑑 2 = 𝑑 𝑤2 = 𝑚 𝑍 2 cos 𝛽 = 1,5.80 cos(15,82°)= 124,72(𝑚𝑚) Đường kính đỉnh răng:
𝑑 𝑓2 = 𝑑 2 − 2,5𝑚 = 124,72 − 2,5.1,5 = 120,97 (𝑚𝑚) Vận tốc vòng của bánh răng: v = 𝜋𝑑 𝑤1 𝑛 1
60000 = 8,44 (m/s) Tra bảng 6.13 trang 106 [2] với bánh răng trụ nghiêng và v = 8,44 m/s chọn cấp chính xác của bộ truyền bằng 8
3.1.4 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.1.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc
ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số tra bảng 6.5 trang 96 ta được: ZM = 274
ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc
Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝘷
+ KHβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7 trang 98 [1])
+ 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 [2]) với: CCX = 8, v = 8,37(m/s)
+ KHv: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, Tra bảng phụ lục 2.3 trang 250 [1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 8,37 (m/s) được cấp chính xác của bộ truyền bằng 8
19,8 1,7 73,27 2 = 269,40 (MPa) σ H < [σ H ] = 430 (MPa) → Thoả mãn điều kiện bền
3.1.4.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép
Yε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương (Zv1 và Zv2) và hệ số dịch chỉnh tra trong bảng 6.18 trang 109 [1]
Theo bảng 6.18 tr.109 [1] với bánh răng không dịch chỉnh ta được: 𝑌 𝐹1 3,67, 𝑌 𝐹2 = 3,60
KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn
20 với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7 trang 98 [1]
+ KFα: là 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=8, vận tốc v= 8,37 m/s
+ KFv: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: tra bảng Phụ lục 2.3 trang 250 Tài liệu [1]
KF=KFβKFαKFv= 1,01 1,35 1,27 = 1,73 Công thức tính ứng suất uốn:
➔ Thoả mãn điều kiện bền uốn
3.1.4.3 Kiểm tra độ bền quá tải
𝑇 𝑑𝑛 là hệ số quá tải; 𝑇 𝑚𝑎𝑥 là momen xoắn quá quá tải; 𝑇 𝑑𝑛 là momen xoắn danh nghĩa Giả sử ta lấy hệ số quá tải 𝐾 𝑞𝑡 = 2,5
⟹ Thỏa mãn độ bền quá tải.
Tính toán thiết kế trục chủ động của bơm dầu
Nhiệt luyện: thường hoá Độ rắn: HB 170÷217 →Chọn độ cứng HB2= 200 (MPa)
3.2.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục
Hình 3.1: Minh hoạ bánh răng ăn khớp
Từ các thông số đã cho, ta tính được các lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng:
𝐹 𝑎2 = 𝐹 𝑡2 tan 𝛽 = 210,18 tan 15,82° = 59,55 (𝑁) 3.2.3 Xác định đường kính trục cơ sở Đường kính trục sơ bộ xác định bằng:
Do trục chủ động gắn với trục khuỷu còn có nhiệm vụ truyền moment dẫn động cho nhiều cơ cấu khác nên ta chọn đường kính trục chủ động là: d 1 = 25 mm
Chọn đường kính trục bị động là: d2 = 20 mm với [τ] là ứng suất xoắn cho phép, với vật liệu trục là thép C45, [τ] = 15 ÷
3.2.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm trợ lực
Hình 3.2 Sơ đồ xác định khoảng cách đối với trục dẫn động bơm dầu
Từ bảng 10.2 trang 189 [1] ta chọn ổ lăn có chiều rộng ổ là:
Tra bảng 10.3 trang 189 [1] ta chọn các thông số:
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay :
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15)mm ; lấy k12 = k22 = 10 mm
+ Khoảng cách từ măt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20)mm ; lấy k31 = k32 = 15 mm
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulong:
Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích, moay ơ bánh rang trụ được xác định theo công thức:
Trục 2: lm23 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).20 = ( 24…30) mm lm22 = (1,2…1,5).d2 = (1,2…1,5).20 = (24…30) mm
Lấy lm23 = 30mm lm22 = 30mm
Theo bảng 10.4 ta có : l12 = -lc12
𝑙 11 = 2𝑙 13 = 89 (𝑚𝑚); lc22 = 0,5 ( lm22 + b02 ) + k32 + hn2 = 0,5( 30 + 15 ) + 15 + 18 = 55,5 (mm); l23 = 0,5 ( lm23 + b02 ) + k12 + hn2 = 0,5( 30 + 15 ) + 10 + 10 = 42,5 (mm);
𝑙 21 = 2𝑙 23 = 85 (𝑚𝑚) 3.2.5 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a) Sơ đồ trục, sơ đồ chi tiết quay và các lực tác dụng lên trục
Ft2, Fr2, Fa2, Ft13, Fr13: lần lượt là lực vòng, lực hướng tâm, lực dọc trục trên bánh răng dẫn động bơm, bánh răng bơm
Fx10, Fy10, Fx11, Fy11 – là các phản lực ổ trục trên các ổ đỡ 10, 11 b) Tính phản lực Fy và Fx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx
Ta có các giá trị sau:
F y11 = 272,8 (N) c) Vẽ biểu đồ momen uốn My, Mx
Hình 3.3 Sơ đồ trục, chi tiết quay và các điểm đặt lực
27 d) Tính momen tương đương Mtdj và đường kính trục dj tại các tiết diện j trên chiều dài trục
3 trong đó, [σ] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195 [1] ta được: [σ] = 63 MPa
M td12 504,1 M td10 = 27558,9 M td13 = 23599 M td11 = 0 d 12 = 14,05 d 10 = 16,35 d 13 = 15,53 d 11 = 0 Đường kính tiết diện gắn với ổ lăn lấy theo tiêu chuẩn: d 10 = d 11 = 17 mm Đường kính tiết diện gắn với bánh răng lấy theo tiêu chuẩn: d 12 15 mm; d 13 = 20 mm
3.2.6 Tính toán mối ghép then
Hình 3.5 Sơ đồ xác định khoảng cách đối với mối ghép then
- Sử dụng then bán nguyệt để truyền moment xoắn từ trục sang bánh răng ở bánh chủ động và ngược lại ở bánh bị động truyền moment xoắn từ bánh răng sang trục
Có đường kính trục chủ động là 30 mm, then dùng để truyền moment xoắn tra theo bảng 9.2/175 –[1] được các thông số của then như sau:
+ Kích thước tiết diện then: b = 6 mm; h = 10 mm;
+ Chiều sâu rãnh then: trên trục: 𝑡 1 = 7,5 mm; trên mayơ: 𝑡 2 = 2,8 mm;
+ Bán kính góc lượn rãnh then r: 0,16 mm< r < 0,25 mm.
Có đường kính trục bị động là 20 mm, then dùng để truyền moment xoắn tra theo bảng 9.2/175 – [1] được các thông số của then như sau:
+ Kích thước tiết diện then: b = 4 mm; h = 7,5 mm;
+ Chiều sâu rãnh then: trên trục 𝑡 1 = 5,5 mm; trên mayơ 𝑡 2 = 2,3 mm;
+ Bán kính góc lượn rãnh then r: 0,16 mm< r < 0,25 mm
*) Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng sau đây: σ d = 2T dl t (h−t 1 ) ≤ [σ d ] τ c = 2T dl t b ≤ [τ c ] trong đó:
+ σ d , τ c : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa;
+ d: đường kính trục, mm xác định khi tính trục: 𝐷 = 25 𝑚𝑚; 𝑑 = 20 𝑚𝑚;
+ T: momen xoắn trên trục, Nmm; 𝑇 1 = 9068,15 𝑁𝑚𝑚; 𝑇 2 = 13107,26 𝑁𝑚𝑚 + b, h: lần lượt chiều rộng, chiều cao tiết diện then
+ t1: chiều sâu rãnh then trên trục, mm;
+ 𝑙 𝑡 : chiều dài then, mm xác định qua chiều dài mayơ;
[σ d ]- ứng suất dập cho phép, MPa, xem bảng 9.5 trang 178:
Mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ [σ d ] = 100MPa
[τ c ] −ứng suất cắt cho phép, MPa; then bằng thép C45 tải trọng va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3 so với tải trọng tĩnh: [τ c ] = 40 MPa
Thay vào công thức tính điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:
Như vậy, thoả mãn điều kiện bền
3.2.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục vừa thiết kế phải đảm bảo được độ bề mỏi tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: s j = s σj s τj
[s] – hệ số an toàn cho phép; lấy [s]=2,5, như vậy không cần kiểm nghiêm về độ cứng của trục s σj và s τj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: s σj = σ −1
K τdj σ aj +ψ τ τ mj σ −1 ; τ −1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Đối với thép cacbon có thể lấy gần đúng σ −1 = 0,436 σ b = 0,436 600 = 261,6 (MPa)
31 τ −1 = 0,58 σ −1 = 0,58 261,6 = 151,73 (MPa) σ aj , σ mj , σ aj , τ mj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σ aj = σ max j −σ min j
2 Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng σ mj = 0; σ j = σ maxj = M j
Khi trục quay 1 chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó τ mj = τ aj = τ max
=> σ aj = 37,97; τ aj = τ mj = 24,45 ψ σ ;ψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 trang 197[1] ta được: ψ σ =0,05; ψ τ = 0
K σdj ; K τdj - hệ số xác định theo các công thức:
+ Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 trang 197 [1]
➔ Chọn gia công bằng phương pháp tiện => K x = 1,06
+ Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc và phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, cho trong bảng 10.9 trang 197 [1]
⟹Trục tập trung ít ứng suất, phương pháp tăng bền: tôi bằng dòng điện tần số cao => K y = 1,6
+ ε σ ;ε τ : hệ số kích thước kể ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 trang 198
Tra bảng với đường kính trục 20 mm thép cacbon ta được ε σ = 0,92; ε τ = 0,89
+ K σ ;K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Đối với trục có rãnh then tra bảng 10.12, cột gia công bằng dao phay ngón trang
Ta thấy, trục đảm bảo độ bền mỏi
3.2.8 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Công thức kiểm nghiệm có dạng:
Tính toán mối ghép then
Ta thấy, chi tiết đảm bảo độ bền tĩnh.
Tính toán thiết kế các ổ, các chi tiết phụ và dung sai lắp ghép của bộ truyền dẫn bơm dầu
Tính toán thiết kế ổ
Với trục quay nhanh, làm việc trong điều kiện va đập chấn động mạnh, trong nước và chịu ăn mòn, ta sử dụng ổ trượt tại tiết diện trục 10
Thông số đã tính toán: d10 = 17 mm
- Số vòng quay trên trục của bơm: n2 = 1294(v/ph)
- Lực tác dụng lên ổ tại tiết diện 10:
Chọn vật liệu lót ổ
Vận tốc trục ngõng trục:v = πdn
Chọn vật liệu: đồng thau ЛҚС 80-3-3
Trị số áp suất cho phép :[p] = 12 MPa
Chọn các thông số kết cấu
a) Tỷ số l/d: Tỉ số giữa chiều dài lót ổ và đường kính ngõng trục nên chọn trong khoảng l/d = 0,5…1 ⇒ l d⁄ = 0,8 ⇒ l = 0,8d = 13,6 mm b) Chọn độ hở tương đối theo công thức thực nghiệm sau: ψ ≅ 0,8 10 −3 v 0.25 = 0,8 10 −3 1,15 0,25 = 0,83 10 −3
Trong đó v – vận tốc vòng của ngõng trục, m/s
Từ độ hở tương đối, xác định độ hở S = ψd và dựa vào S để tra kiểu lắp
Theo phụ lục bảng P4.1 trang 218 và P4.2 trang 219 [2] chọn kiểu lắp H8/g6 có sai lệch giới hạn:
• của trục là { es = −6 μm ei = −17 μm Như vậy S min = 6 μm; S max = 50 μm
Suy ra: độ hở trung bình S = S min +S max
Từ đó ta xác định lại trị số độ hở tương đối: ψ = S d = 0,028
Dùng dầu công nghiệp 12 và giả thiết nhiệt độ làm việc tốt 50°C, từ bảng 12.2 trang 229 [1] ta tra được độ nhớt động lực của dầu μ = 11,8 cP = 0,0118 MPa s
Tính kiểm nghiệm ổ
a) Tính kiểm nghiệm ổ về độ bền mòn và khả năng chống dính
Tiến hành kiểm nghiệm p và tích số pv :
Theo công thức 12.4 và 12.5 ta có: p = F r ld = 282,16
=> Vậy ổ thỏa mãn về độ bền mòn và khả năng chống dính b) Tính kiểm nghiệm ổ về hệ số an toàn theo chiều dày màng dầu bôi trơn
Theo công thức 12.8 hệ số khả năng tải của ổ
Theo bảng 12.3/230 [1] với l/d=0,8; CF= 1,079 nội suy ta được độ lệch tâm tương đối χ = 0,4
Theo công thức 12.7 chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn h min = 0,5S(1 − χ) = 0,5 0,028 (1 − 0,4) = 0,0084 mm
- Chọn độ nhám bề mặt ngõng trục được đánh bóng là R z1 = 1μm , độ nhám bề mặt lót ở là R z2 = 3 μm
Vậy các thông số đã chọn của ổ trượt làm việc trong điều kiện bôi trơn ma sát ướt c) Tính kiểm nghiệm về nhiệt:
Theo hình 12.2 với χ = 0,4; l/d=0,8 ta tra được Q ψωld 2 = 0,125
Theo hình 12.1 với χ = 0,4; l/d=0,8 ta tra được f ψ = 4
Từ (12.9) tính được chênh lệch nhiệt độ vào ra
1000(1,9.870.0,53.10 −7 +0,05π.0,0136.0,17) = 4,75°C Trong đó C = 1,9 kJ/(kg °C); γ = 870 kg/m 3 ; K T = 0,05 kW/(m 2 °C)
Theo (12.10), nhiệt độ trung bình của dầu t = t v + ∆t
Nhiệt độ này nhỏ hơn nhiệt độ giả thiết khi chọn à (50°C) , như vậy nhiệt độ làm việc trong ổ đảm bảo được độ nhớt cSũng như điều kiện bôi trơn ma sát ướt của ổ trượt.
Dung sai lắp ghép
4.5.1 Lắp ghép bánh răng trục
Chọn kiểu lắp ghép: Lắp trung gian giữa bánh răng chủ động động và trục
Chọn kiểu lắp ghép: Lắp trung gian giữa bánh răng bị động và trục 𝜙10 𝐻8
Dung sai lắp ghép then:
Sai lệch giới hạn của chiều rộng b, chiều cao h và chiều dài l của then cũng như sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then trên trục và trên bạc lấy theo số liệu ghi trong bảng 20-5
Tra bảng 20-5 trang 124 Tài liệu [2]:
Sai lệch giới hạn của kích thước then:
Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục: N9
Sai lệch giới hạn của rãnh then trên bạc: Js9
Trị số nên dùng của dung sai: độ chéo của rãnh then trên lỗ và trục 𝛿 𝑑 0,5𝛿 𝑏 còn dung sai độ không đối xứng của rãnh then 𝛿 𝑑 = 2𝛿 𝑏 khi dùng một then, trong đó 𝛿 𝑏 là dung sai chiều rộng rãnh then, tức là hiệu các sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then trên lỗ và trục trong bảng 20-6
Tra bảng 20-6 trang 125 tài liệu [2]:
Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then trên trục: 𝑁9~3 −0,029 −0.004 𝑚𝑚
⇒ Dung sai chiều rộng rãnh then trên trục 𝛿 𝑏 = 0,033
⇒ Dung sai độ không đối xứng của rãnh then 𝛿 𝑑 = 0,5𝛿 𝑏 = 0,5.0,033 0,0165
⇒ Dung sai độ không đối xứng của rãnh trên bạc 𝛿 𝑑 = 2𝛿 𝑏 = 2.0,033 0,066
Sai lệch giới hạn của rãnh then trên bạc: 𝐽 𝑠 9 ∼ 3 −0,0125 0,0125 𝑚𝑚
⇒ Dung sai chiều rộng rãnh then trên trục 𝛿 𝑏 = 0,025
⇒ Dung sai độ không đối xứng của rãnh then 𝛿 𝑑 = 0,5𝛿 𝑏 = 0,5.0,025 0,0125
⇒ Dung sai độ không đối xứng của rãnh trên bạc 𝛿 𝑑 = 2𝛿 𝑏 = 2.0,025 = 0,05 Sai lệch giới hạn của chiều sâu rãnh then:
Theo phụ lục bảng P4.1 trang 218 và P4.2 trang 219 [2] chọn kiểu lắp
𝑔6 có sai lệch giới hạn là; Trên trục là {𝐸𝑆 = 0,033
