Đồ án Thiết kế máy 2021 Bơm bánh răng bôi trơn động cơ Audi 2.0

TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BƠM DẦU BÔI TRƠN

Xác định momen xoắn trên 2 trục

=> Tốc độ trục chủ động của bơm dầu n 2 = k.n 1,35.2500 3375(v/ ph) 1 = =

=> Momen xoắn trên trục khuỷu

=> Momen xoắn trên trục chủ động của bơm dầu

2.2 Tính toán thiết kế cặp bánh răng dẫn động

• Vật liệu bánh răng đầu ra trục khuỷu:

Nhiệt luyện : tôi cải thiện Độ rắn : HB = 192÷240→Chọn độ cứng HB1"0 (MPa)

Giới hạn chảy : σ = ch1 450(MPa)

• Vật liệu bánh răng chủ động của bơm:

Nhiệt luyện : thường hóa Độ rắn : HB = 170÷217→Chọn độ cứng HB2!0 (MPa)

Giới hạn chảy : σ = ch2 340(MPa)

2.2.2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép   σ H

  Ứng suất uốn cho phép   σ F

+: Hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng khi làm việc.

+: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

+Y R : Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

+Y S : Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

+K FC : Hệ số ảnh hưởng xét đến đặt tải

Chọn sơ bộ: ZRZvZxH = 1; YRYSKxF =1

Tra bảng 6.2 trang 94 Tài liệu [2]

• Bánh răng đầu ra trục khuỷu

• Bánh răng dẫn động bơm dầu

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 bánh răng có 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 tiếp uốn

NFO = 4.10 6 đối với tất cả các thép

+ : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. c – số lần ăn khớp trong một vòng, c = 1; n – số vòng quay bánh răng trong một phút;

– tổng thời gian làm việc của bánh răng đang xét, t ∑ P00h

• Ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền

• Ứng suất tiếp xúc khi quá tải với bánh răng tôi cải thiện

H max 2,8.max ch1 , ch2 2,8.450 1260 MPa

• Ứng suất uốn khi quá tải với HB < 350

2.2.3 Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Theo dữ liệu đã cho ta có

0 t tw 0 tan tan20 arctan arctan 22,8 cos cos30

• Góc nghiêng của răng trên trục cơ sở

( ) ( 0 0 ) 0 b arctan cos tan t arctan cos22,8 tan30 28,02 β = α β = =

• Chiều rộng vành răng bw

Tra bảng 6.6 trang 97 Tài liệu [2] ta được w ba w w w bd ba

• Đường kính vòng chia, đường kính vòng lăn

2 w2 0 mZ 2.40 d d 92(mm) cos cos30 mZ 2.30 d d 70(mm) cos cos30

= = = = β Vận tốc vòng của bánh răng

Tra bảng 6.13 trang 106 Tài liệu [2] với bánh răng trụ nghiêng và v = 12 m/s chọn cấp chính xác (CCX) của bộ truyền là CCX = 7

KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, KxH = 1

YR là hệ số ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng Chọn YR = 1

YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

KxF: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

2.2.4 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

2.2.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

• ZM – Hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 trang 96 Tài liệu [2])

• ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

• 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.

• 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 [2])

+ 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 [2]) với: CCX = 7, v = 12 (m/s)

+ KHv = hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,

Tra bảng phụ lục 2.3 trang 250 Tài liệu [2] với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 12 (m/s) được cấp chinh xác của bộ truyền là: CCX = 7

=> Thỏa mãn điều kiện bền

2.2.4.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn 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

= − β = − + YF1, YF2: hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương (

3 3 v1 1 v2 2 z =Z / cos β vàz =Z / cos β) và hệ số dịch chỉnh tra trong bảng 6.18 trang 109

Theo bảng 6.18 với bánh răng không dịch chỉnh ta được:

YF1 = 3,62 ; YF2 = 3,65 + KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn

K = K K K β α với K F β 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 Tài liệu [2]

⇒ K F α 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 [2] :

Bánh răng trụ răng nghiêng, cấp chính xác CCX=7, vận tốc v= 12 m/s

⇒ K Fv 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 [2]

⇒ = = Thay vào công thức tính ứng suất uốn:

Y 3,62 σ = σ = = Ứng suất cho phép:σ F1 "6,29 MPa; σ F2  !6,00 MPa

=> Thoả mãn điều kiện bền uốn

Tính toán thiết kế trục chủ động của bơm dầu

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

Hình 2-1 Minh hoạ bánh răng ăn khớp Độ rắn: HB = 192÷240

Giới hạn chảy: Ứng suất xoắn cho phép     τ = 12 20MPa ÷ => Chọn     τ = 12MPa

2.3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Chọn chiều quay và hướng nghiêng của bánh răng 1 (nghiêng phải) và bánh răng 2 (nghiêng trái) như hình vẽ để giảm thiểu tổng hợp các lực tác dụng lên trục.

Các lực tác dụng lên trục:

: ngược chiều với chiều quay của bánh 1

• Lực dọc trục Fauuur 1 = −Fauuur 2

: song song với trục quay xác định theo quy tắc bàn tay phải

• Lực hướng tâm Fruur 1 = −Fruur 2

: hướng vào tâm bánh răng

Các thông số đã cho và tính được:

Từ đó tính được các lực tác dụng lên trục

Fr Fr Ft 115,43 56,03(N) cos cos30

Fa Fa Ft tan 115,43.tan30 66,64 (N)

= = β = 2.3.3 Xác định đường kính trục sơ bộ

Momen xoắn trên trục dẫn động bơm đã tính T2= 3338,97 Nmm

Công thức xác định đường kính trục sơ bộ:

  => Chọn trục có đường kính sơ bộ d= 20 mm

2.3.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Chọn ổ trượt có chiều rộng ổ là b0 = 20 (mm)

Chiều dài trục đo được: Ltrục0 mm

Chiều dày răng trên bánh răng bơm: b13=8 mm

Chiều mài moay ơ bánh răng bơm: lm13 = 8 mm

•Chiều dài moay ơ lm= (1,2… 1,5)d => lm= 1,4.20( mm

•Tham khảo bảng 10.3 trang 189 xác định được trị số các khoảng cách

+) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữ các chi tiết quay: k1

+) Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp là: k2

=> Trên cơ sở thực tiễn để đảm bảo yêu cầu của bơm bánh răng thì lấy k1+k2=0,5 mm +) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 10

+) Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

Hình 2-2 Sơ đồ xác định khoảng cách đối với trục dẫn động bơm dầu

• lc1, lc2: phần trục dư ra ở hai đầu: lc1= 16 mm; lc2 = 2 mm

• l11 : khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục dẫn động bơm l11=2 l13= 29 mm l13=0,5 (lm13+b0) + k1+ k2= 14,5 mm

• lm12: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ 2 lắp trên trục lm12= 1,4.d= 1,4 20 = 28 mm

• lc12: Khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục, tính từ chi tiết thứ 2 ở ngoài bơm đến gối đỡ: lc12 = 0,5.(lm12 + b0) + k3 + hn

2.3.5 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

Hình 2-3 Sơ đồ trục, chi tiết quay và các điểm đặt lực

Trong hệ thống bơm, Ft2, Fr2 và Fa2 đại diện cho lực vòng, lực hướng tâm và lực dọc trục trên bánh răng dẫn động Đồng thời, Flx10, Fly10, Flx11 và Fly11 là các phản lực ổ trục tại các ổ đỡ 10 và 11.

Tb là momen xoắn của bơm L11, được xác định bởi khoảng cách giữa vị trí ổ đỡ 10 và ổ đỡ 11 Khoảng cách L12 là khoảng cách giữa ổ đỡ 10 và vị trí lắp đặt bánh răng dẫn động bơm, trong khi L13 là khoảng cách giữa ổ đỡ 10 và vị trí bánh răng bơm Bên cạnh đó, cần tính toán phản lực Fly và Flx trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy và zOx để đảm bảo hiệu suất hoạt động của bơm.

Ft =115, 43 N; Fr =56,03N; l =29mm; l =49mm; T =T =3338,97 Nmm Trong mặt phẳng zOx: kx 2 x10 x11 x10

Trong mặt phẳng zOy: ky 2 y10 y11 y10

∑ ∑ c) Vẽ biểu đồ momen uốn My và Mx, trong các mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu momen xoắn T.

Biểu đồ mômen uốn M x, M y và mômen xoắn T thể hiện sự phân bố lực tác động lên kết cấu trục Để tính toán momen tương đương Mtdj và đường kính trục dj tại các tiết diện j dọc theo chiều dài trục, cần phân tích các yếu tố ảnh hưởng đến lực và ứng suất trong kết cấu.

  trong đó,   σ là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195

Mtd10= 6920,28 Nmm Mtd11=0 Nmm Mtd12= 2891,63 Nmm Mtd13= 4271,27 Nmm d10,31 mm d11=0 mm d12= 8 mm d13= 10,68 mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính trục tại các tiết diện như sau: d12= 15 mm; d10= d11= 20 mm ; d13 = 24 mm

2.3.6 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: j j j 2 2 j j s s s s s s σ τ σ τ

• [s] – hệ số an toàn cho phép; lấy [s]=2,5, như vậy không cần kiểm nghiêm về độ cứng của trục

• s vàs σ j τ j – hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

+) σ − 1 vàτ − 1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Đối với thép cacbon có thể lấy gần đúng

− − τ ≈ σ = +) σ τ σ τaj, ,aj mj, mj- biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: max j minj max j minj aj ; mj

2 2 σ − σ σ + σ σ = σ = Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

2 2 yj xj j mj aj max j 3 j j

Khi trục quay 1 chiều ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó τ = τ = τ = = π j j max mj aj 3 oj j

+) ψ σ vàψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 trang 196 ta được: ψ = σ 0,1vàψ = τ 0,05

+) K vàK σ dj τ dj - hệ số xác định theo các cơng thức: x x dj dj y y

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

=>Chọn gia công bằng phương pháp tiện => Kx = 1,1

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

=> Trục tập trung ít ứng suất, phương pháp tăng bền: tôi cao tần

=> Ky = 1,6 ε σ vàε 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

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn được ký hiệu là K σ và K τ, và chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Đối với trục có rãnh then, người dùng có thể tham khảo bảng 10.12, cột gia công bằng dao phay ngón trong trang 199 để xác định trị số chính xác.

K σ =2,01vàK τ =1,88Thay vào cơng thức tính K vàK σ dj τ dj x dj y x dj y

Thay vào cơng thức tính s vàs σ j τ j

 Thay vào công thức tính hệ số an toàn j j j 2 2 2 2 j j s s 28,58.52,63 s 25,12 s s s 28,58 52,63 σ τ σ τ

Như vậy, trục đảm bảo độ bền mỏi.

2.3.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Công thức kiểm nghiệm có dạng:

Như vậy, đảm bảo độ bền tĩnh.

Tính toán mối ghép then

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng sau đây: d d t 1 c c t

  τ = ≤ τ  trong đó, σ τ d , c - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa; d – đường kính trục, mm xác định khi tính trục: d= 15 mm

T – momen xoắn trên trục, Nmm; T338,97 Nmm b, h – lần lượt chiều rộng, chiều cao tiết diện then t1 – chiều sâu rãnh then trên trục, mm;

Với đường kính d = 15 mm, theo bảng 9.1a trang 173 trong tài liệu [2], ta xác định được b = 5 mm, h = 5 mm và t1 = 3 mm Chiều dài then lt được tính qua chiều dài moayơ, với lt = (0,8…0,9)lm, cụ thể là lt = 0,8.lm = 0,82.28# mm Ứng suất dập cho phép σ d, được tham khảo từ bảng 9.5 trang 178, là một yếu tố quan trọng cần xem xét.

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 60MPa Thay vào công thức tính điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt: d d t 1

Như vậy, thoả mãn điều kiện bền.

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:

- Số vòng quay trên trục của bơm: n2 = 3375 (v/ph)

- Lực tác dụng lên ổ tại tiết diện 10: x10 y10

Lực dọc trục ngoài tác dụng lên ổ Fa10 =0

Vận tốc trục ngõng trục: dn 20.3375 v 3,53 m / s

= = Từ bảng 12.1 trang 127 Tài liệu [1]:

Chọn vật liệu: Đồng thanh nhôm sắt

Trị số áp suất cho phép là 15 MPa, trong khi tích số đạt 12 MPa.m/s Đối với các thông số kết cấu, tỷ số giữa chiều dài lót ổ và đường kính ngõng trục nên được chọn trong khoảng l/d = 0,5 đến 1.

⇒ Do đó l d 20 mm= b) Chọn độ hở tương đối theo công thức thực nghiệm sau:

0,8.10 v − ψ 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

⇒ = ψ = Theo phụ lục bảng P4.1 trang 218 và P4.2 trang 219 Tài liệu[2] chọn kiểu lắpH8 g6 có sai lệch giới hạn:

+ của trục là es 0,007 ei 0,020

 =− Như vậy Smin =0, 007mm;Smax =0, 053mm

Do đó độ hở trung bình S max S min 0, 053 0,007

= = Từ đó ta xác định lại trị số độ hở tương đối:

Dùng dầu công nghiệp 20 và giả thiết nhiệt độ làm việc trung bình của ổ là 70 C , từ o bảng 12.2 trang 229 Tài liệu [1] ta tra được độ nhớt động lực của dầu

9, 2cP 0, 0092 MPa.s à = 2.5.3 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 r r

=> 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

1;C 0,597 d = = nội suy ta được độ lệch tâm tương đối χ =0, 47

- Theo công thức 12.7 chiều dày nhỏ nhất của màng dầu bôi trơn hmin =0,5S(1− χ =) 0,5.0, 03.(1 0, 47) 0, 008 (mm)− Với S S 0, 03= = _

- Chọn độ nhỏm bề mặt ngừng trục là RZ1 =0,6 mà , độ nhỏm bề mặt lút ổ RZ2 =1,6 mà Theo (12.6) hệ số an toàn về màng dầu bôi trơn là min h

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, 47 và l d =0,6 ta tra được Q 2

Theo hình 12.1 với χ =0, 47 và l d =1tra được f

Từ (12.9) tính được chênh lệch nhiệt độ vào ra r T t fF v

Trong đó C 1,9kJ / (kg C);= o γ 0kg / m ; K 3 T =0, 06kW / (m C) 2 o

Theo (12.10), nhiệt độ trung bình của dầu o v t 11, 41 t t 40 45, 705 C

Nhiệt độ làm việc trong ổ trượt nhỏ hơn nhiệt độ giả thiết (70°C), đảm bảo độ nhớt và điều kiện bôi trơn ma sát ướt.

Hình 2-6 Bản vẽ lắp hệ dẫn động hệ thống bôi trơn

1 Bánh răng trên trục khuỷu 4 Then vuông 7 Bơm

2 Bánh răng dẫn động bơm dầu 5 Ổ trượt

2.6.1 Lắp ghép bánh răng – trục

Chọn kiểu lắp ghép: Lắp trung gian giữa bánh răng và trục 7

H φ15 k + Bánh răng: φ15 H7 tương ứng φ15 + 0,025 mm

Dung sai và lắp ghép mối 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, được xác định dựa trên số liệu trong bảng 20-5.

Tra bảng 20-5 trang 124 Tài liệu [3]:

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 dung sai cho độ chéo của rãnh then trên lỗ và trục được xác định là δ = d 0,5 δ b, trong khi dung sai độ không đối xứng của rãnh then là δ = δ d 2 b khi sử dụng một then Ở đây, δ b đại diện cho dung sai chiều rộng rãnh then, tức là hiệu của các sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then trên lỗ và trục theo bảng 20-6.

Tra bảng 20-6 trang 125 Tài liệu [3]:

Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then trên trục: N9 0 − 0,030

=> Dung sai chiều rộng rãnh then trên trục δ = b 0,030

=> Dung sai độ chéo của rãnh then trên trục: δ = d 0,5 δ = b 0,5.0,030 0,015 = => Dung sai độ không đối xứng của rãnh then δ = δ = d 2 b 2.0,030 0,060 =

Sai lệch giới hạn của rãnh then trên bạc: J 9 S + − 0,015 0,015

=> Dung sai chiều rộng rãnh then trên bạc: δ = b 0,030

=> Dung sai độ chéo của rãnh then trên bạc: δ = d 0,5 δ = b 0,5.0,030 0,015 =

=> Dung sai độ không đối xứng của rãnh trên bạc: δ = δ = d 2 b 2.0,030 0,060 =

Sai lệch giới hạn của chiều sâu rãnh then:

Theo phụ lục bảng P4.1 trang 218 và P4.2 trang 219 Tài liệu[2] chọn kiểu lắp H8

20 g6 φ có sai lệch giới hạn:

+ của trục là es 0,007 ei 0,020

Hình 2-7 Bản vẽ chi tiết vòng giữ