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

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

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.


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

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

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

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

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.

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

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

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

:
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
1ta có x
1
= 1,15/2 = 0,575
d
a2

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

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 (

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

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

= (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

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

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:

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

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

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

=