đề tài tính toán thiết kế hệ thống lái ô tô

MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Kể từ đời đến ngành khí động lực khơng ngừng phát triển đạt thành tựu to lớn Ngày với phát triển khoa học kỹ thuật, ngành công nghiệp ôtô chế tạo nhiều loại ơtơ với hệ thống lái có tính kỹ thuật cao để đảm bảo vấn đề an toàn tính động tơ Trong tập đồ án mơn học em nhận đề tài “Tính tốn Thiết kế hệ thống lái ô tô” Nội dung đề tài giúp em hệ thống kiến thức học, nâng cao tìm hiểu hệ thống ôtô từ cổ điển đến đại, từ sâu nghiên cứu chun mơn Trang Được hướng dẫn tận tình thầy giáo Vũ Văn Định, với nổ lực thân, em hoàn thành nhiệm vụ đề tài Vì thời gian kiến thức có hạn nên tập đồ án tránh khỏi sai sót định Vì em mong thầy, mơn đóng góp ý kiến để đề tài em hoàn thiện TP.HCM , ngày tháng năm 2021 Sinh viên thực Nguyễn Hoàng Sơn Trang Phần Tổng quan hệ thống lái 1.1 Công dụng phân loại 1.1.1 Công dụng Hệ thống lái ôtô dùng để thay đổi hướng chu yển động ôtô giữ cho ôtô chuyển động hướng Thay đổi hướng chuyển động theo hướng cần thiết theo yêu cầu động xe Hệ thống lái gồm phận sau: - Cơ cấu lái, vô lăng lái trục lái dùng để tăng truyền mô men từ người lái tác dụng lên vô lăng đến dẫn động lái - Dẫn động lái: Dùng để truyền chuyển động từ cấu lái đến bánh xe dẫn hướng để đảm bảo động học quay vịng - Cường hố lái: Cường hoá lái thường sử dụng xe tải, khách Dùng để giảm nhẹ lực quay vòng người lái nguồn lượng bên ngồi Nó thường sử dụng xe có tải trọng vừa lớn 1.1.2 Yêu cầu Dựa vào yêu cầu tối thiểu an tồn xe hàng hệ thống lái phải có yêu cầu sau: - Đảm bảo tính vận hành cao ơtơ có nghĩa khả quay vòng nhanh ngặt thời gian ngắn diện tích bé - Lực tác động lên vành lái nhẹ, vành lái nằm vị trí tiện lợi người lái - Đảm bảo động học quay vòng để bánh xe khơng bị trượt lết quay vịng - Hệ thống trợ lực phải xác, tính chất tuỳ động đảm bảo phối hợp chặt chẽ tác động hệ thống lái quay vòng bánh xe dẫn hướng - Đảm bảo quan hệ tuyến tính góc quay vành lái góc quay bánh xe dẫn hướng - Cơ cấu lái phải đặt phần treo để kết cấu hệ thống treo trước không ảnh hưởng đến động học cấu lái - Hệ thống lái phải bố trí cho thuận tiện việc bảo dưỡng sửa chữa 1.2 Phân loại 1.2.1 Theo cách bố trí vành tay lái - Hệ thống lái với vành lái bố trí bên trái (khi chiều thuận đường chiều phải nước xã hội chủ nghĩa…) Trang - Hệ thống lái với vành lái bố trí bên phải (khi chiều thuận đường chiều trái Anh, Nhật, Thụy Điển…) 1.2.2 Theo kết cấu cấu lái - Trục vít – cung - Trục vít – lăn - Bánh – - Trục vít – chốt quay - Liên hợp (Trục vít - êcu - địn quay hay trục vít - êcu - - cung răng) 1.2.3 Theo kết cấu nguyên lý làm việc trợ lực - Trợ lực thuỷ lực - Loại trợ lực khí nén (gồm cường hóa chân khơng) - Loại trợ lực điện 1.2.4 Theo số lượng cầu dẫn hướng - Một cầu dẫn hướng - Nhiều cầu dẫn hướng - Tất cầu dẫn hướng 1.2.5 Hệ thống lái trợ lực hệ thống lái có trợ lực 1.2.5.1 Hệ thống lái khơng có trợ lực Trên số tơ tải có trọng tải nhỏ, tơ du lịch có cơng suất lít trung bình nhỏ khơng bố trí trợ lực lái, cấu tạo hệ thống lái gồm: cấu lái, dẫn động lái Trang 10 Hình 1-1: Cấu tạo chung hệ thống lái khơng có trợ lực 1-Vành tay lái; 2- trục lái; 3-cơ cấu lái; 4-đòn quay đứng; 5-thanh kéo dọc; 6-đòn quay ngang; 7- cam quay; 8- hình thang lái; 9-Trụ đứng; 10-dầm cầu Hệ thống lái không sử dụng trợ lực mặt cấu tạo đơn giản hệ thống lái có bố trí trợ lực, thường sử dụng cấu lái loại trục vít- lăn 1.2.5.2 Hệ thống lái có trợ lực: Đối với ơtơ tải có trọng tải lớn, xe khách loại vừa lớn lực tác dụng lên vành tay lái lớn, để làm giảm nhẹ lực tác dụng lên vành tay lái, điều khiển hệ thống lái bố trí thêm trợ lực lái, để tăng tính an tồn cho ơtơ chuyển động tốc độ cao loại tơ bố trí trợ lực Hình 1-2: Hệ thống lái có trợ lực xy lanh lực bố trí hình thang lái; van phân phối bố trí cấu lái dùng tơ Trang Phần Tính tốn phân phối tỷ số truyền Sau phân tích đặc điểm cấu lái với xe tơ ta nên chọn cấu lái loại - bánh Trong cấu lái răng-bánh biến chuyển động xoay tròn bánh thành chuyển động tịnh tiến Tỷ số truyền hệ thống lái − Tỳ số truyền cấu lái quay đứng, ô tô) iω : tỳ số góc quay vơ lăng chia cho góc quay đòn ic = ( 12 − 20 ) − Tỷ số truyền dẫn động lái đòn id = 0,85 ÷ 1,1 chọn id ic = 19,5 : phụ thuộc vào kích thước quan hệ cánh tay id = − Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái bánh dẫn hướng chọn ig : tỷ số góc quay vành tay lái lên góc quay ig = ic id = 1.19,5 = 19,5 − Tỷ số truyền lực hệ thống lái i1 : Tỷ số tổng lực cản ô tô quay vòng chia cho lực đặt vành tay lái cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng P MC M1 i1 = C ; PC = ; P1 = P1 C r Trong đó: MC : Mơ men cản quay vịng bánh xe C: Cánh tay đòn quay vòng, tức khoảng cách từ tâm mặt tựa lốp đến trụ đứng kéo dài, ô tô từ (30-60) mm M1 : Mô men lái đặt vành tay lái; Mc M r = ig i1 = C M1 C.M Như vậy: ; Bỏ qua lực ma sát ta có r 240 i1 = ig = 19,5 = 117 c 40 Trang • r : bán kính tay lái chọn r = 180 mm i i • : tỷ số truyền theo góc hệ thống lái < 25 i • : khoảng 100 - 300 • C: cánh tay đòn quay vòng chọn C = 50mm g g Lựa chọn phương án thiết kế Thông qua phân tích tìm hiểu thực tế xe Innova em xin chọn phương án thiết kế hệ thống lái kiểu - bánh răng, trợ lực lái trợ lực lái thủy lực Ta có sơ đồ bố trí chung hệ thống lái cần thiết kế sau: 1; Đai ốc hãm; Khớp cầu; Đòm quay đứng; Đai ốc dầu; Đường dầu từ bơm đến; Đường dầu hồi bình chứa; Hộp lái; Vơ lăng; Trục lái; 10 Trục cácđăng; 11 Khớp đăng; 12 Đai ốc định vị trục van điều khiển; 13O; 14 Gân tăng cứng; 15 Đường dầu nối khoang phải xy lanh với van xoay; 16 Đường dầu nối khoang trái xy lanh với van xoay; 17.Xy lanh trợ lực; 18 Đai ốc dầu; 19.Thanh kéo ngang; 20 Thanh kéo bên; 21 Đai ốc hãm; 22 Bánh xe dẫn hướng; 23 Puly; 24 Bơm; 25 Bình chứa dầu; 26 Đai ốc dầu Trang Các thông số cho trước Xe Ký hiệu lốp : 6.5 - 16 Trọng lượng phân cho cầu trước : Ga1 = 9400 N Ga Trọng lượng phân cho cầu sau : = 12350 N Chiều dài sở : L = 2300 m m Khoảng cách tâm trụ đứng mặt phẳng chứa hình thang lái B = 1440 mm Bán kính quay vịng nhỏ bánh xe ngồi phía trước Loại cấu lái : Thanh – bánh Loại hệ thống treo : Độc lập MC Pherson Rng = 6,0 m 2.1 Tính tốn phân phối tỉ số truyền - Góc quay lớn bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng:   L   α max = arctg   2 R − a − L − B ( )   ng độ (2.1) Trong đó: • Rng min: Bán kính quay vịng nhỏ bánh xe ngồi phía trước • a: Khoảng cách từ tâm trụ đứng đến tâm lốp bánh xe trước (a =50mm) • L: Chiều dài sở tơ, L = 2300 mm • B: Khoảng cách hai đường tâm trụ đứng, B = 1440 mm α max = arctg[ 2300 (6000 − 50) − 23002 − 1440 B  β max = arctg  cotgα max − ÷ L  ] = 22,74 độ ⇒ β max = arctg (cot g 22,74 − độ iL = - Xác định tỉ số truyền hệ hống lái : 2.ϕ max α max + β max 1440 ) = 60,39 2300 ⇒ iL = (2.2) độ 2.720 = 17, 32 22, 74 + 60,39 Trang 2.2 Xác định lực tác dụng lên vành tay lái - Xác định mơmen cản quay vịng Lực tác động lên vành tay lái ôtô đạt giá trị cực đại ta quay vịng ơtơ chỗ Lúc mơmen cản quay vịng bánh xe dẫn hướng Mc tổng số mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 trượt lết bánh xe mặt đường mômen cản M3 gây nên làm ổn định bánh xe dẫn hướng M C = ( M1 + M + M ) × η a Momen cản M1 Mômen cản quay vịng xác định theo cơng thức: M = × Gbx × f × a Trong đó: Gbx = − Gbx – Trọng lượng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng G1 9400 = = 4700 2 − a – cánh tay đòn bánh xe dẫn hướng a = 0,03 (m) − f – hệ số cản lăn f = 0,015 Vậy M = 4700 × 0.015 × 0.03 = 2,115 (Nm) b Momen cản M2 Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe bề mặt tiếp xúc lốp đường bị lệch trục bánh xe Nguyên nhân lệch đàn hồi bên lốp Điểm đặt lực Y nằm cách hình chiếu trục bánh xe đoạn X phía sau Đoạn X thừa nhận nửa khoảng cách tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngồi theo cơng thức sau: x = 0.5 r − rbx2 (3.5) Trong đó: Trang − r : bán kính tự bánh xe Với bánh xe có cỡ lốp là: 6,5-16 −r −r d  r = B + ữì 24,5 16 r = 6,5 + ữì 25, = 368,3(mm) 2  bx – bán kính làm việc bánh xe bx = 0,935 r = 0.935 368,3 = 344,36 (mm) × × x = 0,5 × r − ( 0,935 × r ) = 0,14 × r ⇒ Do mơmen cản bánh xe trượt lết là: M = × Gbx × ϕ × x = × Gbx × ϕ × 0,14 × r - Với ϕ hệ số bám ngang Lấy ϕ = 0,8 M = 4700 × 0,8 × 0,14 × 0,344 = 181,08 Vậy: (Nm) c Mômen ổn định bánh xe M3 Mômen ổn định tạo nên độ nghiêng ngang, nghiêng dọc trụ đứng Giá trị M3 thường nhỏ lấy M3 = d Hiệu suất dẫn động trụ đứng hình thang lái η = ηk × ηt Trong đó: • η - hiệu suất khớp kéo Chọn η = 0,8; • η - hiệu suất trụ đứng Chọn η = 0,9 k t k t η = 0,8 × 0,9 = 0,72 ⇒ * Thay giá trị M1, M2, M3 η vào công thức (3.3) ta được: M C = ( 2,115 + 181,08 ) × = 254, 44 0,72 (Nm) 2.3 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái Trang 10 Cho giá trị hệ thực tế ( θ = 24 ) θ xung quanh giá trị sơ β ,α ⇒ Cho dựa vào cơng thức để tìm quan θ = 220 , 230 , 240 , 250 , 260 Bảng 2.2: Quan hệ α β θ = 220 α0 β10 ∆β10 = β − β10 0.00 0.00 4.81 0.07 10 9.25 0.23 15 13.35 0.43 20 17.10 0.59 25 20.49 0.64 30 23.51 0.53 35 26.14 0.18 40 28.34 -0.48 Bảng 2.3: Quan hệ α β θ = 230 α0 β 20 ∆β 20 = β − β 0 0.00 0.00 4.80 0.06 10 9.21 0.19 Trang 15 15 13.26 0.34 20 16.95 0.44 25 20.27 0.42 30 23.21 0.23 35 25.74 -0.22 40 27.85 -0.97 Bảng 2.4: Quan hệ α β θ = 240 α0 β30 ∆β30 = β − β30 0.00 0.00 4.79 0.05 10 9.17 0.15 15 13.18 0.26 20 16.81 0.30 25 20.06 0.21 30 22.91 -0.07 35 25.35 -0.61 40 27.35 -1.47 Bảng 2.5: Quan hệ α β θ = 250 Trang 16 α0 β 40 ∆β 40 = β − β 0 0.00 0.00 4.78 0.04 10 9.13 0.11 15 13.09 0.17 20 16.66 0.15 25 19.84 -0.01 30 22.61 -0.37 35 24.96 -1.00 40 26.86 -1.96 Bảng 2.6: Quan hệ α β θ = 260 α0 β50 ∆β50 = β − β50 0.00 0.00 4.77 0.03 10 9.09 0.07 15 13.01 0.09 20 16.52 0.01 25 19.62 -0.23 30 22.31 -0.67 Trang 17 35 24.56 -1.40 40 26.36 -2.46 Theo bảng giá trị ta chọn Độ dài kéo ngang là: θ = 220 , độ dài đòn bên m = 216 mm n = B − 2m cos θ = 1440 − 2.216.cos 22 = 1040 mm Bảng 2.7: Đồ thị đặc tính hình học hình thang lái 2.5 Thiết kế cấu lái 2.5.1 Xác định bán kính vịng lăn bánh X = 101mm Chọn chiều dài dịch chuyển đoạn Chọn số vịng quay phía vành lái ứng với bánh xe quay Ta có cơng thức: n = 1,5 vịng X 101 X = 2π R.n → R = = = 10,7mm 2π n 2π 1,5 2.5.2 Xác định thông số bánh Dc = - Tính số răn theo tài liệu chi tiết máy: mn Z cos β (2.9) Trang 18 Dc Dc = R = 2.10,7 = 21, 4mm Trong đó: : đường kính vịng chia mn mn = 2,5 : Mô đun pháp tuyến bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn β β = 120 : Góc nghiêng ngang bánh răng, chọn sơ góc nghiêng D cos β 21, 4.cos12 Z= c = =8 mn 2,5 - Từ công thức ta suy số bánh răng: Z mn 8.2,5 cos β = = = 0,934 → β = 200 Dc 21,4 - Tính xác lại góc nghiêng, ta có: mn 2,5 mt = = = 2,66 cos β cos 200 - Mô đun ngang bánh răng: Z = 17 cos β = 17.cos3 200 = 14 - Số tối thiểu: Z = 14 > Như vậy có tượng cắt chân nên phải dịch chỉnh 14 − Z 14 − ϕ= = = 0, 429 14 14 - Hệ số dịch chỉnh - Từ ta tính thơng số truyền bánh răng: + Đường kính vịng đỉnh: Dd = Dc + 2mn ( + ϕ ) = 21, + 2.2,5 ( + 0, 429 ) = 28,545mm + Đường kính chân răng: D f = Dc − 2mn ( 1, 25 − ϕ ) = 21, − 2.2,5 ( 1, 25 − 0, 429 ) = 17, 295mm α = 200 + Góc ăn khớp bánh chọn theo chi tiết máy D0 = Dc cos 200 = 20mm + Đường kính sở bánh răng: h = ( h'f + h ''f ) m = ( + 1, 25 ) 2,5 = 5, 625mm + Chiều cao răng: h = ( f f' + ϕ ) m = ( + 0, 429 ) 2,5 = 3,57 mm + Chiều cao đỉnh răng: + Chiều dày vòng chia: π m 3,14.2,5 S= + 2ϕ m.tan α = + 2.0, 429.2,5.tan 20 = 4,7 mm 2 Trang 19 2.5.3 Xác định kích thước thơng số dtr = Mx 0, 2.[ τ x ] - Đường kính cắt mặt cắt nguy hiểm nhất: Trong đó: [ τ x ] = 35kG / mm : Ứng suất tiếp xúc cho phép tiết diện nguy hiểm • M M • : Momen xoắn gây nên nguy hiểm x dtr = Thay vào công thức ta được: Chọn dtr = 30mm x = M c = 254, 44 Nm 254, 44.103 = 16mm 0, 2.350 chế tạo liền trục • Chiều dài đoạn làm việc răng: L = 202mm • Mơđun răng: m = 2,5mm t = π m = 3,14.3,5 = 7,85mm • Bước răng: • Chiều cao răng: h = 2,5.m = 2,5.2,5 = 6, 25mm • Số cần thiết để quay vịng khơng bị chạm : Z CT = - 202 = 25,73 7,85 Chọn số 26 L 202 y= = = 7,77 Z 26 Khoảng cách liên tiếp răng: Góc nghiêng hợp với phương ngang d 30 tan β = tr = = 3,86 → β = 75, 40 y 7,77 β = 90 − 75 = 15 Vậy góc nghiêng Chọn β = 750 0 Trang 20 Phần Tính bền cấu trục – trợ lực Đối với loại truyền động bánh trụ – phải đảm bảo cho có độ bền cao Xác định lực tác dụng lên truyền bánh trụ – - Lực vòng tác dụng lên bánh trụ: Pv = Pmax × ic = 120,82 ×19,5 = 2356 (N) - Lực hướng tâm tác dụng lên bánh trụ: Pv × tgα 2356 × tg 200 Pr = = = 901,64 cos β cos180 (N) - Lực dọc tác dụng lên bánh trụ: Pd = Pv × tg β = 2356 × tg180 = 765,52 (N) - Mơmen tác dụng lên bánh trụ: P ×d 2356 × 50 T= v ω = = 58900 2 (N.mm) 3.1 Xác định ứng suất cho phép Trong trình làm việc bánh trụ, chịu ứng suất uốn tiếp xúc chịu tải trọng va đập từ mặt đường Vì thường gây tương rạn nứt chân răng, ảnh hưởng lớn tới tin cậy tuổi thọ cấu lái Để đảm bảo yêu cầu làm việc cấu lái vật liệu chế tạo bánh trụ dùng thép XH tơi cải thiện, có: [σ ch ] = 700MPa [σ b ] = 1000MPa HB = 260 ÷ 290 a Ứng suất tiếp xúc cho phép: - Giới hạn bền mỏi tiếp xúc bánh răng: σ H lim = × [ σ b ] + 70 = × 260 + 70 = 590 MPa - Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng: σ  [ σ H ] = H lim ữì Z R ì ZV ì K F × K XH  SH  (3.7) Trong đó: SH - hệ số an toàn; lấy SH = 1,1; ZR - hệ số xét ảnh hưởng độ nhám; ZR = 0,95; ZV - hệ số xét ảnh hưởng vận tốc vòng; ZV = 1,1; KXH - hệ số xét ảnh hưởng kích thước bánh răng; KXH = 1; Trang 21 KF - hệ số xét ảnh hưởng độ độ bôi trơn; KF = * Thay thông số vào công thức (3.7) ta được: [σ H ] =  590  × 0,95 × 1,1 × × = 560,5MPa  1,1  - Giới hạn bền mỏi uốn bánh răng: [σ FL ] = σ F × K FL × K FC (3.8) + Chọn KFL = 1; Với truyền quay hai chiều chọn KFC = 0,7 [ σ FL ] = × 0, × 360 = 182 ⇒ - Ứng suất uốn cho phép bánh [σ F ] = σ F × YR × YS × K XF (3.9) Trong đó: YR = 1; KXF = 1; SF - hệ số an toàn; lấy SF = 1,7; YS - hệ số xét tới ảnh hưởng mô đun với m = 5; chọn YS = 1,03 [ σ F ] = 182 × 1, 03 × 1, = 318, MPa ⇒ b Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc theo công thức: σH = × T × K Hα × K H γ × ( u + 1) × K H β Z M × Z H × Zε × dω bω × u (3.10) Trong đó: ZM - hệ số xét đến tính vật liệu ZM = 275 (MPa)1/2 (đối với bánh thép); ZH - hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo cơng thức: × cos β × cos18o ZH = = = 1,72 sin(2α ) sin(2 × 20o ) Zε = 1 = = 0,864 εα 1, 34 Zε - hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc Với εα hệ số trùng khớp ngang, εα tính theo cơng thức sau:      1  ε α = 1.88 − 3.2 ×  +  × cos β = 1.88 − 3.2 ×  +  × cos 18  = 1,34  27    Z Z   K Hν - hệ số tải trọng động K Hν tính theo cơng thức: Trang 22 K Hν = + ν H × bω × d ω × T × K Hα × K Hβ Trong đó: KHα - hệ số phân bố không tải trọng KHα = 1,02; KHβ - hệ số tập trung tải trọng KHβ = 1,08; T - mômen xoắn bánh (Nmm) νH × × = 1,1; bω = ϕd dω = 0,6 50 =30 1.1× 30 × 50 K Hν = + = 1,02 × 58900 × 1× 1.08 ⇒ * Thay thông số vào công thức (3.10) được: 275 × 1,72 × 0,864 × 58900 ×1 ×1.02 × (3 + 1) ×1.08 σH = × = 538, 50 30 × (MPa) σ H = 538, 4MPa < [ σ H ] = 560,5MPa Vậy: Do thoả mãn điều kiện tiếp xúc c Kiểm nghiệm độ bền uốn: - Ứng suất uốn tính theo cơng thức: σ F1 = × T × Y F × K Fα × K Fβ × K Fγ × Y β σ F = σ F1 × dω × dω × m YF YF (3.11) - Hệ số dạng răngYF1, YF2 xác định theo đồ thị hình 10.21[3] với hệ số dạng dịch chỉnh ξ = 0.647 số tương đương Z1 = = 10,47 ⇒ YF = 3,3 cos β cos 18  Z2 27 = = = 31,4 ⇒ YF = 3,2 cos β cos 18 Z td1 = Z td - Hệ số KFB = 1,25 (tra theo đồ thị 10.14[3]) ν - Hệ số KF : Tính theo công thức: K Fν = + ν F = 3.3 ⇒ K Fγ = + ν F × bω × d ω × T × K Fα × K Fβ 3.3 × 30 × 50 = 1,043 × 58900 × 1× 1, 25 Trang 23 β 18 Yβ = − = 1− = 0,87 140 140 - Hệ số: * Thay thông số vào cơng thức (3.11) ta được: × 58900 × 3, ×1 × 1, 25 × 1, 043 × 0,87 = 48, 7( MPa ) 30 × 50 × 3, = 48, × = 69,3( MPa ) 3, σ F1 = σF2 ⇒ σ F < σ F < [ σ F ] = 318,7 MPa Vậy điều kiện đủ bền trình làm việc Đảm bảo truyền bánh trụ 3.2 Tính bền trục lái Trục lái làm thép 20 có ứng suất cho phép [τ ] = 80MN / m Trục lái chế tạo đặc có đường kính d = 20 mm Ứng suất xoắn gây nên tiết diện nguy hiểm xác định cơng thức: P ×R τ x = vl Wx (3.12) Trong đó: Pvl – lực cực đại tác dụng lên vành tay lái Pvl = 120,82 (N); R – bán kính vành tay lái R = 180 (mm); Wx – mơ đuyn chống xoắn W x = 0,2 × D = 0,2 × 20 = 1600 (mm3) * Thay số vào cơng thức (3.12) 120,82 × 180 τx = = 13,6 1600 (N/mm2) Với vật liệu chế tạo trục lái thép nhiệt luyện có ứng suất xoắn cho phép là: [τ x ] = 80 N/mm2 τ x = 13,6 N mm < [ τ x ] = 80 N mm Vậy , trục lái đủ bền * Trong trình làm việc trục lái chịu ứng suất xoắn truyền từ vô lăng xuống Tính trục lái theo góc xoắn, góc xoắn trục tính theo cơng thức: τ × 2× L θ= x G×D (3.13) Trang 24 Trong đó: τ x = 13,6 N mm L - chiều dài trục lái L = 400 mm = 0,4 m; × G - mô đun đàn hồi dịch chuyển G = 104 N/mm2 * Thay giá trị vào công thức(3.13): 13,6 × × 400 θ= = 6,8.10−3 × 10 × 20 Góc xoắn tương đối khơng vượt q (5,5 ữ 7,5)/m 6,8.103 ì1000 ì180 = = 1,590 400 × 3,14 Suy ra: ϕ < [ϕ ] , trục lái đảm bảo góc xoắn tương đối Như trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật 3.3 Thiết kế trợ lực lái 3.3.1 Xác định thông số trợ lực lái Atb = Công trung bình người lái để quay vịng tơ xác định: Trong đó: ϕt πϕt RVL PVL 180 ϕt = 5400 : Góc quay trục lái từ vị trí trung gian tới mép cùng, xe tham khảo chọn RVL RVL = 250mm = 0, 25m : Bán kính vành lái PVL PVL = 40 N : Lực trung bình đặt vào vành lái Oto chọn π 540 → Atb = 0, 25.40 = 94, Nm < [ Atb ] = 100 Nm 180 thõa mãn PVLo = 90 N Lực cực đại đặt lên vành tay lái có người cường hóa - Ta tính phần trăm trợ lực là: 67,9 − 90 = 32% 67,9 3.3.2 Momen cản mà trợ lực cần khắc phục Trang 25 Đối với xe thiết kế ta chọn P0 = 30 N Từ ta tính momen cần thiết để cường hóa là: M = P0 RVL = 30.0, 25 = 7,5 Nm M = M Q M Z η0 i0 Mặc khác ta lại có: Trong đó: MZ : Momen cản trục lái dịch chuyển, giá trị nhỏ lấy MQ : Momen cần thiết để xoắn xoắn tới vị trí bắt đầu trợ lực η0 : Hiệu suất vành tay lái tới van xoắn (Hiệu suất truyền lực) chọn M = M Q = 7,5 Nm Vậy momen cần thiết để bắt đầu mở trợ lực là: Ở thời điểm bắt đầu cường hóa momen mặt đường truyền lên là: M′ = P0 M c 30.264,63 = = 117 Nmm PVLMax 67,9 Momen cản mà cường hóa phải khắc phục là: M kp = M c 32% = 264, 63.32% = 84, 68 Nm 3.3.3 Chỉ số hiệu tác dụng trợ lực: Là tỉ số đặt lực vào vành tay lái khơng có trợ lực có trợ lực: H= PVL max 67,9 = = 0,75 PVL 90 3.3.4 Xác định đường kính xilanh lực Dxl = Đường kính xi lanh trợ lực tính theo cơng thức: Trong Dxl 4.Px +d π Pmax : Đường kính xi lanh Pmax : Áp suất cực đại hệ thống cường hóa Pmax < 300kG / cm , với xe tham khảo lấy Pmax = 120kG / cm Trang 26 d : đường kính cần lực đẩy piston Nó đường kính chọn Px : Lực tác dụng lên cần đẩy, tính theo cơng thức: Với: d = 30mm Px = P.ic η0 P = PVL max − PVL = 90 − 67,9 = 22,1N ic ic = 20 : Tỉ số truyền cấu lái, η0 η0 = 0,9 : Hiêuk suất cấu lái → Px = 20.0,9.22,1 = 397,8 N Dxl = Thay vào biểu thức ta được: 4.397,8 + = 5cm π 120 3.3.5 Chọn đường kính kiểm tra bền xilanh lực Chọn chiều dày thành xi lanh mm đường kính xi lanh lực là: Dn = 50 + 2.6 = 62mm Ứng suất tác dụng vành xilanh σ= Dn2 + Dxl2 6, 22 + 52 P + P = 120 + 120 = 561,32kG / cm max max Dn2 − Dxl2 6, 22 − 52 [ σ ] = 571, 4kG / cm2 Vật liệu làm xi lanh thép 40 XH có σ < [σ ] Vậy: -> Xilanh thỏa mãn điều kiện bền KẾT LUẬN Sau thời gian tập trung nghiên cứu tài liệu, khảo sát, tính tốn, tìm hiểu thực tế xe, với chủ động, nỗ lực cố gắng thân, cộng với giúp đỡ nhiệt tình thầy Bộ môn ô tô quân bạn đồng nghiệp, em hoàn thành TKMH: “Thiết kế tính tốn hệ thống lái tơ”, đủ khối lượng, tiến độ thời gian Trang 27 Trong trình thực đồ án em sâu vào bốn nội dung chính, tương ứng với bốn phần thuyết minh: Phần 1: Tổng quan hệ thống lái Phần 2: Tính tốn phân phối tỉ số truyền Phần 3: Tính bề cấu trục – trợ lực lái Vì điều kiện thời gian có hạn, trình độ kinh nghiệm cịn bị hạn chế, chất lượng TKMH hạn chế, cịn nhiều thiếu sót phần tính tốn kết cấu chưa hợp lý Rất mong đóng góp ý kiến thầy để đồ án em hoàn chỉnh Em xin chân thành cảm ơn! Sinh viên thực hiện: Nguyễn Hoàng Sơn TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Lý thuyết ô tô máy kéo, NXB KHKT, 1996 [2] Nguyễn Hữu Cẩn, Phạm Đình Kiên, Thiết kế tính tốn ô tô máy kéo, NXB ĐH&THCN, 1971 [3] Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy (tập 1,2), NXB GD, 2006 [4] Phạm Đình Vy, Vũ Đức Lập, Cấu tạo tơ quân (tập 2), HVKTQS, 1995 [5] Vũ Đức Lập, Sổ tay tra cứu tính kỹ thuật tơ, HVKTQS, 2004 Trang 28 [6] Hướng dẫn đồ án môn học: Kết cấu tính tốn tơ qn Tập 4, Phần hệ thống lái Trường ĐHKTQS, Vĩnh Yên 1977 [7] TOYOTA, cẩm nang sửa chữa, xê ri NCP 41, 42, 8/2003 Trang 29 ... quan hệ thống lái 1.1 Công dụng phân loại 1.1.1 Công dụng Hệ thống lái ? ?tô dùng để thay đổi hướng chu yển động ? ?tô giữ cho ? ?tô chuyển động hướng Thay đổi hướng chuyển động theo hướng cần thiết. .. hướng - Tất cầu dẫn hướng 1.2.5 Hệ thống lái khơng có trợ lực hệ thống lái có trợ lực 1.2.5.1 Hệ thống lái khơng có trợ lực Trên số ô tô tải có trọng tải nhỏ, ô tô du lịch có cơng suất lít trung... Hệ thống lái gồm phận sau: - Cơ cấu lái, vô lăng lái trục lái dùng để tăng truyền mô men từ người lái tác dụng lên vô lăng đến dẫn động lái - Dẫn động lái: Dùng để truyền chuyển động từ cấu lái