HÖ thèng l¸i EBOOKBKMT COM Lêi nãi ®Çu Trong nÒn kinh tÕ quèc d©n hiÖn nay, vai trß cña giao th«ng «t« rÊt quan träng trong viÖc vËn chuyÓn ngêi vµ hµng ho¸ Mét trong nh÷ng nhiÖm vô quan träng nhÊt cñ[.]
Nhiệm vụ, yêu cầu hệ thống lái trên xe tải lớn
Nhiệm vụ hệ thống lái
Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hớng chuyển động của ôtô nhờ quay vòng các bánh xe dẫn hớng cũng nh để giữ phơng chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần thiết
Trong quá trình chuyển động trên đờng, hệ thống lái có ảnh hởng rất lớn đến an toàn chuyển động của xe nhất là ở tốc độ cao, do đó chúng không ngừng đợc hoàn thiện.
Việc điều khiển hớng chuyển động của xe đợc thực hiện nhờ vô lăng (vành lái ), trục lái (truyền chuyển động quay từ vô lăng tới cơ cấu lái), cơ cấu lái (tăng lực quay của vô lăng để truyền mômen lớn hơn tới các thanh dẫn động lái), và các thanh dẫn động lái (truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hớng).
Kết cấu lái phụ thuộc vào cơ cấu chung của xe và của từng chủng loại xe. Để quay vòng đợc thì ngời lái cần phải tác dụng vào vô lăng một lực, đồng thời để quay vòng đợc thì cần có một phản lực sinh ra từ mặt đờng lên bánh xe. Để quay vòng đúng thì các bánh xe dẫn hớng quay trên những đờng tròn đồng tâm với nhau Đó là tâm quay tức thời khi quay vòng
Phân loại hệ thống lái
Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái ôtô: a Phân loại theo phơng pháp chuyển hớng
+Chuyển hớng hai bánh xe ở cầu trớc
+Chuyển hớng tất cả các bánh xe b Phân loại hệ thống lái theo đặc tính truyền lực
+Hệ thống lái cơ khí
+Hệ thống lái cơ khí có trợ lực bằng thuỷ lực hoặc bằng khí nén. c Phân loại theo kết cấu của cơ cấu lái.
+Cơ cáu lái kiểu trục vít lõm - con lăn.
+ Cơ cấu lái kiểu trục vít - răng rẻ quạt và trục vít -đai ốc
+ Cơ cấu lái kiểu trục vít - thanh răng.
+ Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng.
+ Cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn d Phân loại theo bố trí vành lái
+ Bố trí vành lái bên trái (theo luât đi đờng bên trái ).
+ Bố trí vành lái bên phải (theo luật đi đờng bên phải ). e Phân loại theo kết cấu đòn dẫn động.
- Dẫn động lái một cầu
- Dẫn động lái hai cầu
Yêu cầu đối với hệ thống lái xe tải lớn
An toàn chuyển động trong giao thông vận tải bằng ôtô là chỉ tiêu hàng đầu trong việc đánh giá chất lợng thiết kế và sử dụng phơng tiện này.
Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động của ôtô là hệ thống lái Để đảm bảo tính êm dịu chuyển động, hệ thống lái cần đảm bảo các yêu cầu sau :
Hệ thống lái phải đảm bảo dễ dàng điều khiển, nhanh chóng và an toàn.
Đảm bảo ổn định bánh xe dẫn hớng
Đảm bảo khả năng quay vòng hẹp dễ dàng
Đảm bảo lực lái thích hợp
Hệ thống lái không đợc có độ dơ lớn
Đảm bảo khả năng an toàn bị động của xe
Đảm bảo tỷ lệ thuận giữa góc quay vô lăng với góc quay bánh xe dẫn hớng.
Không đòi hỏi ngời lái xe một cờng độ lao động quá lớn khi điều khiển ôtô.
Sơ đồ tổng quát hệ thống lái ôtô
Sơ đồ tổng quát của hệ thống lái không có trợ lực gồm có vành tay lái, trục lái, cơ cấu lái và dẫn động lái.
Hình 1.2-Sơ đồ tổng quát hệ thống lái.
1.vành tay lái 5.Thanh kéo dọc
2.Trục lái 6.Đòn quay ngang
3.Cơ cấu lái 7.Hình thang lái
4.1 Vành tay lái Để tạo ra mô men quay vòng thì ngời lái cần phải tác dụng một lực lên vô lăng.Vô lăng có dạng vành tròn, có nan hoa bố trí đều hay không đều quanh
Trục lái có nhiệm truyền mômen lái xuống cơ cấu lái Trục lái gồm có trục lái chính có thể chuyển động truyền chuyển động quay của vô lăng xuống cơ cấu lái và ống trục lái để cố định trục lái vào thân xe Đầu phía trên của trục lái chính đợc gia công ren và then hoa để lắp vô lăng lên đó và đợc giữ chặt bằng một đai ốc.
Cơ cấu lái là bộ giảm tốc đảm bảo tăng mô men tác động của ngời lái đến các bánh xe dẫn hớng, chúng có chức năng giảm lực đánh lái bằng cách tăng mô men đầu ra, tỷ số giảm tốc đợc gọi là tỷ số truyền của cơ cấu lái và thờng bằng 18 đến 20 đối với xe con và bằng từ 21 đến 25 đối với xe tải
Tỷ số truyền lớn sẽ giảm lực đánh lái nhng ngời lái phải quay vô lăng nhiều hơn khi quay vòng
Dẫn động lái bao gồm tất cả những chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của bánh xe Vì vậy dẫn động lái trên xe phải đảm bảo các chức n¨ng sau :
+ Nhận chuyển động từ cơ cấu lái tới các bánh xe dẫn hớng.
+ Đảm bảo quay vòng của các bánh xe dẫn hớng sao cho không xảy ra hiện tợng trợt bên lớn ở tất cả các bánh xe, đồng thời tạo liên kết giữa các bánh xe dẫn hớng.
+ Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái tạo bởi cầu trớc ,đòn kéo ngang và đòn kéo bên Nhờ hình thang lái nên khi quay vô lăng một góc thì các bánh xe dẫn hớng sẽ quay đi một góc nhất định Hình thang lái có thể bố trí trớc hoặc sau cầu dẫn hớng tùy theo bố trí chung.
Xe tải hạng nặng HUYNDAI đời 1994
Chiều dài toàn bộ :12270 mm
Chiều cao toàn bộ :2780 mm
Khoảng cách giữa hai trụ quay đứng : B080 mm
Chiều dài cơ sở của cầu dần hớng thứ nhất là : L1p60 mm
Chiều dài cơ sở của cầu dẫn hớng thứ hai là : L2S60 mm.
Trọng Lợng toàn tải : GT'3000 N
Trọng lợng toàn tải phân bố ra hai cầu dẫn động lái (cầu I và cầu II) :
Trọng lợng toàn tải phân bố ra hai cầu sau (cầu III và cầu IV ) :
Chơng ii thiết kế dẫn động lái
Dẫn động lái gồm tất cả các cơ cấu truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của các bánh xe dẫn hớng khi quay vòng.
Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái ĐANTÔ, nó đợc tạo bởi cầu trớc, đòn kéo ngang và các đòn kéo bên Sự quay vòng của ôtô rất phức tạp, để đảm bảo mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng là một điều khó thực hiện Hiện nay ngời ta chỉ đáp ứng gần đúng mối quan hệ động học đó bằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo nên hình thang lái.
Với xe thiết kế là xe tải hạng nặng, ta chọn phơng án dẫn động lái bao gồm hai cầu dẫn hớng, với hai hình thang lái ĐANTÔ và một cơ cấu liên động gi÷a hai cÇu.
1 Tỷ số truyền của hệ thống lái
1.1 Tỷ số truyền của dẫn động lái I d
Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thớcvà quan hệ của các cánh tay đòn.
Chọn sơ bộ Id=1 ( cho cầu dẫn hớng thứ nhất)
1.2 Tỷ số truyền của cơ cấu lái I
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại trục vít-êcu-bi-răng rẻ quạt đợc tính theo công thức sau : t i 2 R 0
Trong đó : t-bớc vít của trục vít
R0 - bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.
R0 và t không đổi nên tỷ số truyền của loại cơ cấu lái trục vít vô tận-êcu –cung răng là không đổi.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này thờng lấy theo kinh nghiệm thiết kế
1.3 Tỷ số truyền của hệ thống lái
Tỷ số truyền của hệ thống lái bằng tích số của tỷ số truyền cơ cấu lái (i
) và tỷ số truyền của dẫn động lái(id). i d i i
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hớng thứ nhất i 1 i i d 1
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hớng thứ hai i 2 i i d 2
Trong đó id1, id2 lần lợt là tỷ số truyền của dẫn động lái đến bánh xe dẫn hớng cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Giá trị tỷ số truyền đối với cầu dẫn hớng thứ nhất chọn sơ bộ i1=1.24$
1.4 Tỷ số truyền lực của hệ thống lái
Il - là tỷ số của tổng lực cản khi ôtô máy kéo quay vòng(Pc) và lực đặt trên vành tay lái khi cần thiết để khắc phục đợc lực cản quay vòng(Pl). l c l P
Với : Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe
Ml - mômen đặt trên vành tay lái. c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đờng trục đứng kéo dài.
R - bán kính vành tay lái.
2 Tính toán các thông số hình học của hệ dẫn động lái
2.1 Tính toán hình thang lái a) Công dụng của hình thang lái:
- Hình thang lái có tác dụng đảm bảo sự quay vòng đúng của các bánh xe dẫn hớng Khi đó các bánh xe dẫn hớng không có sự trợt khi xe chuyển động.
- Đảm bảo quan hệ giữa góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trái và bên phải sao cho các bánh xe lăn trên các đờng tròn khác nhau nhng đồng tâm. b)Xây dựng đờng đặc tính ly thuyết của hệ thống lái hai cầu trớc:
Muốn các bánh xe thực hiện quay vòng đúng thì quan hệ giữa chúng phải thoả mãn công thức sau : rbx c
Trong đó : β1,β2: Là góc quay của bánh xe dẫn hớng ngoài của cầu dẫn hớng thứ nhất và thứ hai α1,α2: Là góc quay của bánh xe dẫn hớng trong của cầu dẫn hớng thứ nhất và thứ hai
L1,L2 : chiều dài cơ sở của hai cầu (trên hình vẽ).
B0 : Khoảng cách giữa hai đờng tâm trụ quay đứng
Sơ đồ động học khi quay vòng.
Ta tìm đợc mối quan hệ của các góc quay bánh xe dẫn hớng với góc α1 nh sau :
Cho 1 các giá trị khác nhau từ 0 0 40 0 ta lần lợt xác định đợc các góc 1 , 2 , 2 tơng ứng theo bảng sau :
Bảng 1: Bảng thông số của đờng đặc tính lý thuyết của các góc quay cầu thứ nhất và quan hệ góc quay giữa cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đợc quan hệ :
c)Xây dựng đờng đặc tính thực tế.
Nhiệm vụ cơ bản khi thiết kế hình thang lái Đantô là xác định đúng góc nghiêng của các đòn bên khi xe chạy thẳng :
Sơ đồ xác định các kích thớc của hình thang lái
Cần xác định góc và độ dài mỗi đòn bên m và đòn ngang n.
Quan hệ thực tế giữa các góc quay 1 và 1 , 2 và 2 phụ thuộc vào góc và độ dài m của đòn bên
Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình ta có thể tính đợc mối quan hệ giữa các thông số theo biểu thức sau: m 2 n sin B
Hình vẽ 2.6 - Sơ đồ hình thang lái khi quay vòng.
Khi bánh xe dẫn hớng bên trái quay đi một góc và bên phải quay đi một góc , lúc này đòn bên phải hợp với phơng thẳng ngang một góc
và bánh xe bên trái là
Từ sơ đồ dẫn động trên hình trên ta có mối quan hệ của các thông số theo quan hệ sau :
( cos sin 2 sin 2 ) sin( arcsin ) sin(
Bo arctg m (1.7) m thờng lấy theo kinh nghiệm : m= 0 , 14 0 , 16 Bo
Chọn sơ bộ theo kinh nghiệm cho cả hai cầu độ dài đòn bên : m1=m2=0,15.Bo(2 (mm)
Chọn sơ bộ góc ban đầu theo công thức của Chuđakôp:
Từ đó ta tính đợc
Tính các thông số cho cầu dẫn hớng thứ nhất (cầu I).
Ta tính đợc 1 11 0 35 0 (theo kinh nghiệm thiết kế). n
Cho 1 các giá trị xung quanh giá trị sơ bộ ( 1 0 ) và công thức (1.7) để tìm quan hệ thực tế của 1 và 1
Cho lần lợt 1=9 0 ,10 0 ,11 0 ,12 0 ,13 0 ,sẽ tìm đợc mối quan hệ thực tế giữa
1 và 1 theo công thức sau :
Bảng 3.Bảng thông số của đờng đặc tính thực tế cho cầu thứ nhất.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đồ thị quan hệ 1 và 1 thực tế trên cùng đồ thị quan hệ 1 và 1 theo lý thuyết.
Theo bảng giá trị trên ta chọn góc 1 sao cho sự sai lệch so với đờng lý thuyết 1 nhỏ nhất và nhỏ hơn 1 0 , ta chọn đợc 1 0 , ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng cầu thứ nhất là 1 max 35 0 và
Vậy với cầu dẫn hớng thứ nhất ta có:
-Độ dài đòn bên m1 = 282 (mm)
-Độ dài thanh kéo ngang n1= B 2 m sin 1 1753 , 13 ( mm )
Dựa vào bảng 1, ta tìm đợc góc quay vòng lớn nhất của cầu dẫn hớng thứ 2 :
Tính các thông số cho cầu dẫn hớng thứ hai
Cotg ta tính đợc 2 14 0 35 0 (theo kinh nghiệm thiết kế).
Chọn 2 các giá trị xung quanh giá trị đã chọn ( 2 0 ) và công thức
Cho lần lợt 2 0 , 13 0 , 14 0 , 15 0 , 16 0 , sẽ tìm đợc mối quan hệ thực tế giữa 2 và 2
Bảng 4.Bảng thông số của đờng đặc tính thực tế cho cầu thứ hai.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đồ thị quan hệ 2 và 2 thực tế trên cùng đồ thị quan hệ 2 và 2 theo lý thuyết.
Thiết kế dẫn động lái
Tỷ số truyền của hệ thống lái
1.1 Tỷ số truyền của dẫn động lái I d
Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thớcvà quan hệ của các cánh tay đòn.
Chọn sơ bộ Id=1 ( cho cầu dẫn hớng thứ nhất)
1.2 Tỷ số truyền của cơ cấu lái I
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại trục vít-êcu-bi-răng rẻ quạt đợc tính theo công thức sau : t i 2 R 0
Trong đó : t-bớc vít của trục vít
R0 - bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.
R0 và t không đổi nên tỷ số truyền của loại cơ cấu lái trục vít vô tận-êcu –cung răng là không đổi.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này thờng lấy theo kinh nghiệm thiết kế
1.3 Tỷ số truyền của hệ thống lái
Tỷ số truyền của hệ thống lái bằng tích số của tỷ số truyền cơ cấu lái (i
) và tỷ số truyền của dẫn động lái(id). i d i i
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hớng thứ nhất i 1 i i d 1
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hớng thứ hai i 2 i i d 2
Trong đó id1, id2 lần lợt là tỷ số truyền của dẫn động lái đến bánh xe dẫn hớng cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Giá trị tỷ số truyền đối với cầu dẫn hớng thứ nhất chọn sơ bộ i1=1.24$
1.4 Tỷ số truyền lực của hệ thống lái
Il - là tỷ số của tổng lực cản khi ôtô máy kéo quay vòng(Pc) và lực đặt trên vành tay lái khi cần thiết để khắc phục đợc lực cản quay vòng(Pl). l c l P
Với : Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe
Ml - mômen đặt trên vành tay lái. c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đờng trục đứng kéo dài.
R - bán kính vành tay lái.
Tính toán các thông số hình học của hệ dẫn động lái
2.1 Tính toán hình thang lái a) Công dụng của hình thang lái:
- Hình thang lái có tác dụng đảm bảo sự quay vòng đúng của các bánh xe dẫn hớng Khi đó các bánh xe dẫn hớng không có sự trợt khi xe chuyển động.
- Đảm bảo quan hệ giữa góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trái và bên phải sao cho các bánh xe lăn trên các đờng tròn khác nhau nhng đồng tâm. b)Xây dựng đờng đặc tính ly thuyết của hệ thống lái hai cầu trớc:
Muốn các bánh xe thực hiện quay vòng đúng thì quan hệ giữa chúng phải thoả mãn công thức sau : rbx c
Trong đó : β1,β2: Là góc quay của bánh xe dẫn hớng ngoài của cầu dẫn hớng thứ nhất và thứ hai α1,α2: Là góc quay của bánh xe dẫn hớng trong của cầu dẫn hớng thứ nhất và thứ hai
L1,L2 : chiều dài cơ sở của hai cầu (trên hình vẽ).
B0 : Khoảng cách giữa hai đờng tâm trụ quay đứng
Sơ đồ động học khi quay vòng.
Ta tìm đợc mối quan hệ của các góc quay bánh xe dẫn hớng với góc α1 nh sau :
Cho 1 các giá trị khác nhau từ 0 0 40 0 ta lần lợt xác định đợc các góc 1 , 2 , 2 tơng ứng theo bảng sau :
Bảng 1: Bảng thông số của đờng đặc tính lý thuyết của các góc quay cầu thứ nhất và quan hệ góc quay giữa cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đợc quan hệ :
c)Xây dựng đờng đặc tính thực tế.
Nhiệm vụ cơ bản khi thiết kế hình thang lái Đantô là xác định đúng góc nghiêng của các đòn bên khi xe chạy thẳng :
Sơ đồ xác định các kích thớc của hình thang lái
Cần xác định góc và độ dài mỗi đòn bên m và đòn ngang n.
Quan hệ thực tế giữa các góc quay 1 và 1 , 2 và 2 phụ thuộc vào góc và độ dài m của đòn bên
Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình ta có thể tính đợc mối quan hệ giữa các thông số theo biểu thức sau: m 2 n sin B
Hình vẽ 2.6 - Sơ đồ hình thang lái khi quay vòng.
Khi bánh xe dẫn hớng bên trái quay đi một góc và bên phải quay đi một góc , lúc này đòn bên phải hợp với phơng thẳng ngang một góc
và bánh xe bên trái là
Từ sơ đồ dẫn động trên hình trên ta có mối quan hệ của các thông số theo quan hệ sau :
( cos sin 2 sin 2 ) sin( arcsin ) sin(
Bo arctg m (1.7) m thờng lấy theo kinh nghiệm : m= 0 , 14 0 , 16 Bo
Chọn sơ bộ theo kinh nghiệm cho cả hai cầu độ dài đòn bên : m1=m2=0,15.Bo(2 (mm)
Chọn sơ bộ góc ban đầu theo công thức của Chuđakôp:
Từ đó ta tính đợc
Tính các thông số cho cầu dẫn hớng thứ nhất (cầu I).
Ta tính đợc 1 11 0 35 0 (theo kinh nghiệm thiết kế). n
Cho 1 các giá trị xung quanh giá trị sơ bộ ( 1 0 ) và công thức (1.7) để tìm quan hệ thực tế của 1 và 1
Cho lần lợt 1=9 0 ,10 0 ,11 0 ,12 0 ,13 0 ,sẽ tìm đợc mối quan hệ thực tế giữa
1 và 1 theo công thức sau :
Bảng 3.Bảng thông số của đờng đặc tính thực tế cho cầu thứ nhất.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đồ thị quan hệ 1 và 1 thực tế trên cùng đồ thị quan hệ 1 và 1 theo lý thuyết.
Theo bảng giá trị trên ta chọn góc 1 sao cho sự sai lệch so với đờng lý thuyết 1 nhỏ nhất và nhỏ hơn 1 0 , ta chọn đợc 1 0 , ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng cầu thứ nhất là 1 max 35 0 và
Vậy với cầu dẫn hớng thứ nhất ta có:
-Độ dài đòn bên m1 = 282 (mm)
-Độ dài thanh kéo ngang n1= B 2 m sin 1 1753 , 13 ( mm )
Dựa vào bảng 1, ta tìm đợc góc quay vòng lớn nhất của cầu dẫn hớng thứ 2 :
Tính các thông số cho cầu dẫn hớng thứ hai
Cotg ta tính đợc 2 14 0 35 0 (theo kinh nghiệm thiết kế).
Chọn 2 các giá trị xung quanh giá trị đã chọn ( 2 0 ) và công thức
Cho lần lợt 2 0 , 13 0 , 14 0 , 15 0 , 16 0 , sẽ tìm đợc mối quan hệ thực tế giữa 2 và 2
Bảng 4.Bảng thông số của đờng đặc tính thực tế cho cầu thứ hai.
Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đồ thị quan hệ 2 và 2 thực tế trên cùng đồ thị quan hệ 2 và 2 theo lý thuyết.
Theo bảng giá trị trên ta chọn góc 2 sao cho sự sai lệch so với đờng lý thuyết 2 nhỏ nhất và nhỏ hơn 1 0 , ta chọn đợc 2 0 , ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng của cầu thứ tơng ứng là
Vậy với cầu dẫn hớng thứ hai ta có:
-Độ dài đòn bên m2 = 282 (mm)
-Độ dài thanh kéo ngang n2= B 0 2 m sin 2 1724 , 54 ( mm )
2.2 Xác định góc quay vòng lớn nhất của vô lăng
max :gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí đi thẳng.
1max :góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng cầu trớc.
I1 :gọi là tỷ số truyền hệ thống lái đối với cầu trớc (i1 $)
lớn nhất từ 1 , 0 1 , 75 vòng đối với xe du lịch từ 2 , 0 2 , 5 vòng đối với xe tải lớn
Thay những thông số tính đợc vào công thức trên ta tìm đợc góc quay vô lăng lín nhÊt :
(vòng) (trong giới hạn cho phép đối với xe tải)
2.3 Tính toán thông số hình học của dẫn động lái
Sơ đồ tính toán dẫn động lái.
3 Đòn kéo dọc cầu trớc
4 Đòn kéo ngang cầu trớc.
6 Đòn kéo dọc cầu sau.
7 Đòn kéo ngang cầu sau.
9 Đòn nối hai cầu dẫn hớng.
Khi đòn quay đứng quay 1 góc , đòn lắc thứ nhất (chiều dài a) quay một góc 1 , đòn lắc thứ hai ( chiều dài d ) quay một góc 2
Gọi a,b,c,d : lần lợt là kích thớc của các cánh tay đòn trên hình vẽ.
S1,S2,S’1,S’2:lần lợt là dịch chuyển dọc của các điểm A, B, C, D. ln1,ln2 :là kích thớc đòn ngang của cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Theo hình vẽ ta có: độ dịch chuyển dọc của điểm A chính bằng độ dịch chuyển dọc của điểm A1 và bằng S1, tơng tự độ dịch chuyển của điểm B bằng độ dịch chuyển dọc của điểm B1 và bằng S2.
Dựa vào những tam giác đồng dạng ta tìm đợc các mối quan hệ sau:
(1.13) mặt khác: độ dịch chuyển dọc của các điểm 1 và 3 trên cùng một đòn kéo dọc là bằng nhau, tức là:
(1.15) Thay các công thức (1.14) và (1.15) vào công thức (1.13) ta đợc :
(với giả thiết ln1=ln2)
Theo mối quan hệ góc quay của cầu một và cầu thứ hai ta có:
tg L tg L (1.17) Thay vào (1.16) ta đợc :
(1.18) là công thức biểu diễn quan hệ kích thớc các đòn dẫn động đảm bảo mối quan hệ quay vòng đúng của cầu dẫn hớng thứ nhất và cầu dẫn hớng thứ hai.
Dựa vào công thức (1.18) ta tính đợc kích thớc các đòn bằng cách sau:
Thay vào công thức (1.19) ta tính đợc kích thớc đòn d:
VËy víi a@0 (mm) b0 (mm) c0 (mm) dA2,14 (mm), đảm bảo đợc quan hệ 1, 2 tức là đảm bảo quay vòng đúng.
Lý thuyÕt ί 1 a1 Đặc tính quay vòng của cầu thứ nhất. a1
Lý thuyÕt Thùc tÕ a2 quan hệ góc quay vòng của bánh xe dẫn hứơng thứ nhất với bánh xe dẫn hứơng thứ hai.
Thùc tÕ ί 2 a2 đặc tính quay vòng của cầu thứ hai.
*.Tính tỷ số truyền của dẫn động lái: tỷ số truyền của hệ dẫn động lái đến cầu thứ nhất:
Với ld ,ln là kích thớc các đòn quay đứng và đòn ngang của hệ thống lái.
Tỷ số truyền của dẫn động lái đến cầu thứ hai:
*.Tính góc quay lớn nhất của các đòn dẫn động lái.
Tính góc quay lớn nhất của đòn quay đứng:
Gọi S là độ dịch dọc lớn nhất của điểm A1 ứng với góc quay lớn nhất
Theo hình vẽ ta có mối quan hệ sau:
tg l tg tg l tg l tg l d n n d
Tính góc quay lớn nhất của đòn lắc 2 (đòn lắc có kích thớc bằng d):
2 - góc quay lớn nhất của đòn lắc 2,
- góc quay lớn nhất của đòn quay đứng, a, b, c, ld, ln – các kích thớc của các đòn đợc thể hiện trên hình vẽ 2.7. Góc quay lớn nhất của trục bánh răng rẻ quạt khi đánh lái từ rìa bên này sang rìa bên kia bằng hai lần góc quay lớn nhất của đòn quay đứng.
Gọi rq - là góc quay lớn nhất của trục bánh răng rẻ quạt, ta có:
Tính các chi tiết của dẫn động lái
3.1 Chọn đờng kính của trục đòn quay đứng
Khi quay vành lái, trục đòn quay đứng chịu mômen lớn nhất so với tất cả các chi tiết của hệ thống lái Lực cản quay vòng của các bánh xe dẫn hớngphụ thuộc vào phần trọng lợng của xe đặt lên trục trớc, kích thớc lốp, bánh xe quay vòng và nhiều nhân nhân tố khác, vì vậy mômen truyền từ cơ cấu lái tới cam quay bánh xe dẫn hớng sẽ khác nhau đối với những xe khác nhau.
Thêm vào đó là tỷ số giữa chiều dài của đòn quay đứng và đòn kéo ngang gần nh bằng một, nên có thể xem nh toàn bộ mômen để khắc phục lực cản quay vòng của các bánh xe dẫn hớng đều đợc truyền qua đòn quay đứng. Những va đập nghịch đảo tác động lên một trong hai bánh xe dẫn hớng khi xe chạy trên mặt đờng gồ ghề sẽ đợc truyền tới vành tay lái và ở trên trờng hợp này trục đòn quay đứng cũng chịu lực va đập toàn bộ Vì vậy, đờng kính trục đòn quay đứng phải đợc xem là một trong những kích thớc cơ bản của cơ cấu lái khi chọn lựa cơ cấu lái hoặc khi tính toán thiết kế mới. Đờng kính của trục đòn quay đứng đợc xác định theo công thức sau:
Mc – mômen cản quay vòng, t0’ – giới hạn bền xoắn (t0’ = 8000N/cm 2 ). k –hệ số dự trữ độ bền (chọn k = 1,2)
Mômen cản quay vòng đã đợc xác định ở phần trên, Mc = 2926,1 (N.m)
Thay những giá trị vào công thức ta xác định đợc: d = 42mm, phù hợp với số liệu thực tế đo đợc.
Trục lái làm bằng thép rỗng đợc tính theo ứng suất xoắn do lực tác dụng trên vành tay lái
Plmax- lực lái lớn nhất tác dụng lên vô lăng.
D, d - đờng kính trong và đờng kính ngoài của trục lái.
Chọn vật liệu chế tạo trục lái là thép C40 không nhiệt luyện, phôi chế tạo là phôi thép ống.ứng suất tiếp xúc cho phép 50 80 MN / m 2
Chọn sơ bộ kích thớc của trục lái là:
Thay những thông số trên vào công thức (1.38) ta đợc:
(MN/m 2 ), thoả mãn điều kiện cho phÐp.
Vậy ta chọn kích thớc sơ bộ là kích thớc thiết kế.
Với trục lái xe thiết kế, dựa trên số liệu thực tế ta chọn chiều dài của trục lái L00 (mm).
Ta cần tính toán trục lái theo độ cứng vững (góc xoắn trục) theo công thức sau:
L - chiều dài của trục lái (m)
G - mô đuyn đàn hồi dịch chuyển (G=8.10 4 MN/m 2 )
max đổi ra không đợc vợt quá(( 5 , 5 0 7 , 5 0 ) / 1 m
Thay số vào ta đợc:
, thoả mãn điều kiện cho phép.
3.3 Tính bền các đòn dẫn động lái
Giả sử tiết diện cắt ngang của đòn quay đứng dạng hình chữ nhật.
Hình dạng và kích thớc tính toán đòn quay đứng đợc thể hiện ở hình vẽ sau: 1.Rô tuyn lái
3.Trục quay đòn quay đứng(trục quay của bánh răng rẻ quạt).
I-I :tiết diện nguy hiểm. Đòn quay đứng để truyền chuyển động từ trục thụ động của cơ cấu lái đến đòn dọc của dẫn động lái. Đòn quay đợc nối với dẫn động lái nhờ các khớp cầu và nối với trục cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.
Thực nghiệm cho ta biết lực truyền từ bánh xe qua đòn dọc không quá một nửa giá trị của trọng lợng tĩnh tác dụng lên một bánh trớc của ôtô( [n] = 1 , 8 3 Đòn kéo dọc của cầu thứ nhất và cầu thứ hai hoàn toàn giống nhau,và cùng kích thớc Nhng đòn kéo dọc ở cầu thứ hai có lực kéo nhỏ hơn nên không cần kiÓm tra.
*.Kiểm bền cho các đòn bên. Để đảm bảo an toàn và tính ổn định của quá trình làm việc, đòn bên đợc làm bằng thép 20X Đòn bên của dẫn động lái chủ yếu chịu ứng suất uốn Do vậy ta tính theo điều kiện bền uốn:
Mômen uốn tác dụng lên đòn bên đợc xác định theo công thức sau:
Ta tính bền cho đòn bên của hình thang lái cầu dẫn hớng thứ nhất:
Ta tính ứng suất tại tiết diện nguy hiểm nhất là tại chỗ giao nhau giữa hai tiết diện của cầu trớc và đòn bên. u u u W
Theo tài liệu chuyên ngành, lấy hệ số an toàn n=1,5 và với thép 20X ta có:
Vậy u 231 , 77 N / mm 2 u 533 N / mm 2 nên thoả mãn điều kiện bền uốn.
Tơng tự ta kiểm nghiệm đòn bên của hình thang lái dẫn động cầu sau (với gia thiết tiết diện cắt ngang của đòn bằng tiết diện cắt ngang của đòn bên của dẫn động lái cầu thứ nhất.
, thoả mãn điều kiện bền uốn.
*.Kiểm nghiệm bền khớp cầu (Rôtuyn lái).
Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 20XH có cd 30 N / mm 2 , khớp cầu đợc kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại vị trí ngàm.
Lực tác dụng lên khớp cầu chính là lực tác dụng lên đòn quay đứng PD
Kiểm tra ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu:
F – diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyn Trong thức tế làm việc, diện tích làm việc chiếm 2/3 bề mặt của khớp cầu Nên bề mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.2/3=1/3 bề mặt khớp cầu.
D - đờng kính khớp cầu: chọn theo thực tế D = 35mm
, vậy thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu.
Kiểm tra theo độ bền cắt.
Kiểm tra rôtuyn tại vị trí nguy hiểm nhất (vị trí ngàm), với ứng suất cắt cho phép là:
ứng suất cắt đợc tính theo công thức sau: c
Thiết kế cơ cấu lái
Các yêu cầu của cơ cấu lái
Phần lớn các yêu cầu của hệ thống lái đều do cơ cấu lái đảm bảo.Vì vậy cơ cấu lái cần phải đảm bảo những yêu cầu sau :
+ Có thể quay đợc cả hai chiều để đảm bảo chuyển động. + Có hiệu suất cao để lái nhẹ, trong đó cần có hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch để các va đập từ mặt đ- ờng đợc giữ lại phần lớn ở cơ cấu lái
+ Đảm bảo thay đổi trị số của tỷ số truyền khi cần thiết. + Đơn giản trong việc điều chỉnh khoảng hở ăn khớp của cơ cấu lái.
+ Độ dơ của cơ cấu lái là nhỏ nhất.
+ Đảm bảo kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp và tuổi thọ cao.
+ Chiếm ít không gian và dễ dàng tháo lắp.
Lực dùng để quay vô lăng đợc gọi là lực lái ,giá trị của lực này đạt giá trị lớn nhất khi xe đứng yên tại chỗ, và giảm dần khi tốc độ của xe tăng lên và đạt nhỏ nhất khi tốc độ của xe lớn nhất.
Sự đàn hồi của hệ thống lái có ảnh hởng tới sự truyền các va đập từ măt đ- ờng lên vô lăng Độ đàn hồi càng lớn thì sự va đập truyền lên vô lăng càng ít, nhng nếu độ đàn hồi lớn quá sẽ ảnh hởng đến khả năng chuyển động của xe. Độ đàn hồi của hệ thống lái đợc xác định bằng tỷ số góc quay đàn hồi tính trên vành lái vô lăng và mô men đặt trên vành lái Độ đàn hồi của hệ thống lái phụ thuộc vào độ đàn hồi của các phần tử nh cơ cấu lái, các đòn dẫn động
Tỷ số truyền của cơ cấu lái
Tỷ số truyền của cơ cấu lái đảm bảo tăng mômen từ vành lái đến các bánh xe dẫn hớng ở mỗi loại cơ cấu lái khác nhau thì cách tính tỷ số truyền cũng khác nhau. ở có cấu lái kiểu trục vít -êcu bi -cung răng thì tỷ số truyền của cơ cấu lái đợc tính bằng tỷ số giữa góc quay của vô lăng và góc dịch chuyển của đòn lắc(đòn quay đứng ). ở cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng, tỷ số truyền của cơ cấu lái đợc tính bằng tỷ số giữa góc quay của vô lăng và góc quay của bánh trớc( bánh dÉn híng). Đối với xe con tỷ số truyền của cơ cấu lái nằm trong khoảng từ 16 đến 22.
Các kiểu cơ cấu lái
có nhiều kiểu cơ cấu lái, nhng hiện nay kiểu cơ cấu lái bánh răng – thanh răng và kiểu cơ cấu lái trục vít-êcu bi –cung răng đợc dùng phổ biến trên cả xe con và xe tải.
1 Kiểu bánh răng – thanh răng.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng gồm bánh răng ở phía dới trục lái chính ăn khớp với thanh răng, trục bánh răng đợc lắp trên các ổ bi Điều chỉnh các ổ này dùng êcu lớn ép chặt ổ bi, trên vỏ êcu đó có phớt che bụi đảm bảo trục răng quay nhẹ nhàng.
Thanh răng có cấu tạo dạng răng nghiêng, phần cắt răng của thanh răng nằm ở phía giữa, phần thanh còn lại có tiết diện tròn Khi vô lăng quay, bánh răng quay làm thanh răng chuyển động tịnh tiến sang phải hoặc sang trái trên hai bạc trợt.Sự dịch chuyển của thanh răng đợc truyền tới đòn bên qua các đầu thanh răng, sau đó làm quay bánh xe dẫn hớng quanh trụ xoay đứng.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng.
2.Chụp nhựa 8.Đai ốc điều chỉnh
3.Đai ốc điều chỉnh 9.Lò xo.
5.Vỏ cơ cấu lái 11.trục răng.
6 Dẫn hớng thanh răng 12 ổ bi dới
Cơ cấu lái đặt trên vỏ xe để tạo góc ăn khớp lớn cho bộ truyền răng nghiêng, trục răng đặt nghiêng ngợc chiều với chiều nghiêng của thanh răng, nhờ vậy sự ăn khớp của bộ truyền lớn,do đó làm việc êm và phù hợp với việc bố trí vành lái trên xe.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng- thanh răng có các u điểm sau:
+ Cơ cấu lái đơn giản gọn nhẹ Do cơ cấu lái nhỏ và bản thân thanh răng tác dụng nh thanh dẫn động lái nên không cần các đòn kéo ngang nh các cơ cấu lái khác. + Có độ nhạy cao vì ăn khớp giữa các răng là trực tiếp. + Sức cản trợt, cản lăn nhỏ và truyền mô men rất tốt nên tay lái nhẹ
2 Kiểu bi trục vít-êcu bi –cung răng.
Gồm một trục vít, cả hai đầu trục vít đợc đỡ bằng ổ bi đỡ chặn Trục vít và êcu có rãnh tròn có chứa các viên bi,các viên bi lăn trong rãnh và truyền lực. Khi đến cuối rãnh thì các viên bi theo đờng hồi bi quay trở lại vị trí ban đầu. Khi trục vít quay, êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động này làm quay răng rẻ quạt Trục của bánh răng rẻ quạt là trục đòn quay đứng Khi bánh răng rẻ quạt quay làm cho đòn quay đứng quay, qua các đòn dẫn động làm quay bánh xe dẫn hớng.
Cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn
1 vỏ cơ cấu lái 6 Phớt
2 ổ bi 7 Đai ốc điều chỉnh
3 Trục vít 8 Đai ôc hãm
4 Êcu bi 9 Bánh răng rẻ quạt
Cơ cấu lái kiểu trục vít-êcu bi –cung răng có những u điểm sau: Do lực cản nhỏ, do ma sát giữa trục vít và trục rẻ quạt rất nhỏ (do có ma sát lăn).
Ta có thể giảm nhẹ lực đánh lái khi xe chạy chậm hoặc đang đỗ bằng cách thay đổi tỷ số truyền của cơ cấu lái.Tuy nhiên khi tăng tỷ số truyền của cơ cấu lái thì làm giảm độ nhạy của cơ hệ thống lái Trên các xe có trợ lực lái ta dùng cơ cấu lái có tỷ số truyền không thay đổi đợc. Đặc điểm của loại cơ cấu lái có tỷ số truyền không đổi là các bán kính ăn khớp của các răng rẻ quạt C1,C2,C3 là bằng nhau và các bán kính ăn khớp
1 4 5 6 7 răng là không đổi ở bất kỳ góc quay nào của trục răng rẻ quạt và bằng tỷ số sau :
Cơ cấu lái loại trục vít -êcu bi –cung răng(tỷ số truyền không đổi).
Căn cứ vào các điều kiện trên, ta chọn cơ cấu lái cho xe tính toán là loại liên hợp.
Tính chế độ tải trọng
Tính lực cản quay vòng PD1 của bánh xe cầu dẫn hớng thứ nhất quy về đầu đòn quay đứng đợc tính theo cách sau :
Tính lực cản quay vòng PD2 của bánh xe cầu dẫn hớng thứ hai quy về đầu đòn quay đứng,và đợc tính theo công thức sau:
Tổng lực cản quy về đầu đòn quay đứng là :
PD1 ,PD2: lần lợt là lực cản quy dẫn của cầu thứ nhất và cầu thứ hai về đầu đòn quay đứng.
Mc1 ,Mc2: Mômen cản quay vòng các bánh xe cầu dẫn hớng thứ nhất và cầu dẫn hớng thứ hai.(Mc1=Mc2=Mc/2).Thay các giá trị đã tính đợc ở phần trên vào công thức (1.21) ta tính đợc :
Mômen quay trục răng rẻ quạt chính là mômen quay của trục đòn quay đứng.
Mômen quay trục đòn quay đứng:
Gọi drq ,dtv lần lợt là đờng kính vòng chia bánh răng rẻ quạt và trục vít Lực vòng tác dụng lên bánh răng rẻ quạt : rq d v d
Lực dọc trục tác dụng lên trục vít bằng lực vòng trên bánh răng rẻ quạt: rq d v a d
t - hiệu suất thuận của cơ cấu lái (chọn theo kinh nghiệm thiết kế
Lực ngời lái tác dụng lên vành tay lái là:
Mômen quay vành lái chính là mômen quay trục vít, do vậy lực vòng tác dụng lên trục vít là: tv l v d
Góc vít đợc tính theo công thức sau :
Gọi t là bớc vít của trục vít ,ta có : d tv tg t
Tính trục vít- êcu bi
+ Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 35, vật liệu chế tạo êcu bi là gang CH18-36.
+ Xác định đờng kính trung bình của trục vít theo điều kiện bền mòn, và theo công thức sau :
h (chọn ren vít có dạng hình thang) t x H d
Với: h, H- lần lợt là chiều cao làm việc của ren vít và chiều cao của êcu.
[p] -áp suất trên bề mặt ren vít Đối với vật liều chế tạo trên ta chọn [p] =6MPa x- Số vòng ren của êcu
Từ công thức (1.27) ta có đợc:
Thay số vào công thức (3.4.10) ta tính đợc: rq tv d d 3 , 14 0 , 5 6 2
Thay vào công thức (1.29) ta tính đợc đờng kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt :
Theo số liệu tham khảo ta chọn đờng kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt là: drq0 (mm)
Thay giá trị vào công thức
R0-bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt
R0=drq/2=1/2u (mm) t, i –bớc vít và tỷ số truyền của cơ cấu lái. i= 23
, (chọn i#), từ đó suy ra i#.1,14&,22
Thay các giá trị vào công thức (1.30) ta tính đợc bớc vít:
Lấy theo tiêu chuẩn t (mm)
Tính lại tỷ số truyền của cơ cấu lái:
i (thoả mãn sai số cho phép ).
Góc vít của trục vít theo công thức (1.26):
Chiều cao làm việc của ren vít là:
*.Tính toán độ bền và độ cứng vững của trục vít.
Khi tính toán trục vít, coi trục vít là thanh thẳng chịu tác dụng của uốn, xoắn và lực dọc trục. ở đây ta tính bền trong trờng hợp tiếp xúc ở điểm giữa.
Lực dọc trục do bánh răng rẻ quạt tác dụng lên trục vít (theo công thức 1.23): rq d v a d
Lực vòng của trục vít (theo công thức 1.24): tv l v d
Lực hớng kính tác dụng lên trục vít T:
- góc vít của trục vít (đợc tính ở phần trên).
Vì trục vít ngắn nên không cần thiết phải kiểm tra về độ bền và độ ổn định.
Chọn đờng kính của bi là: Db=5 (mm)
Tính bánh răng rẻ quạt và thanh răng
Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.
Z-số răng của bánh răng rẻ quạt
T-bớc răng của bánh răng rẻ quạt
M-môđun drq-đờng kính vòng chia a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc.
Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vợt quá trị số cho phép H . ứng suất tiếp xúc lớn nhất đợc tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc đờng sinh.Ta có điều kiện bền:
Trong đó : qn-cờng độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)
-bán kính cong tơng đơng của bề mặt
ZM-hệ số xét đến cơ tính của vật liệu
Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên ZM'5(MPa) 1/2
Vì hiện tợng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp,nên ta tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp. Đối với bánh răng trụ răng thẳng cờng độ tải trọng pháp tuyến,có xét đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động.
(1.33) Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc.
Do đó tổng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng b
Bán kính cong tơng đơng
Trong đó 1 , 2 -bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.
Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc
Md-mômen quay trục bánh răng rẻ quạt,
H -ứng suất tiếp xúc cho phép(MPa),
ZH-hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức
Bánh răng rẻ quạt đợc thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0,ta có 20 0 và tính đợc ZH= 0
Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14(trang 157 – CTM tËp I) Đặt b d d 2
Với bánh răng bằng thép ZM'5( MPa) 1/2
Hệ số chiều rộng bánh răng
a b a phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ Trong trờng hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể lấy a 0 , 3 0 , 5 , ta chọn a 0 , 4
Do vËy chiÒu réng r¨ng b 0 , 4 75 30 ( mm )
d b d dùng để tra ra các hệ số K H và K F (theo hình
Bánh răng rẻ quạt thờng chế tạo bằng thép 35X, đôi khi chế tạo bằng thép xêmăngtít 20X hay 18 X T Trong đồ án này ta chế tạo bánh răng rẻ quạt bằng thép C45 (thép 45 Liên Xô),thờng hoá ,độ rắn 200HB,
, phôi rèn. Độ rắn của vật liệu chế tạo HB 17 răng đảm bảo tránh đợc hiện tợng cắt ch©n r¨ng).
-Đờng kính đỉnh răng: da=drq+2.m0+2.62 (mm)
-§êng kÝnh ch©n r¨ng: df=drq-2,5.60-2,5.65 (mm)
-Môđun của bánh răng rẻ quạt : m=6
Tính số răng của cung răng rẻ quạt:
Cung răng rẻ quạt có số đo góc bằng 78 0 , vậy số răng của cung răng rẻ quạt là :
360 n 78 , do đó ta chọn n=6 (răng). b) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn. ứng suất uốn đợc tính theo công thức sau đây:
T (MN/m 2 ) (Công thức trong tài liệu tính toán thiết kế ôtô máy kéo)
Trong đó: t - bớc của trục vít vô tận (m)
- góc nghiêng của đờng ren trục vít vô tận. h và b - chiều cao và chiều rộng tơng ứng của răng bánh răng rẻ quạt.
Lực dọc T đợc xác định theo công thức: t
Thay số vào công thức trên ta tính đợc :
Chiều rộng răng bánh răng rẻ quạt b 0 (mm)
Chiều cao răng bánh răng rẻ quạt h=( 162-135)/2 = 13,5 (mm)
Bớc vít của trục vít : t = 20,48 (mm)
Thay vào công thức tính đợc ứng suất uốn :
Thiết kế cờng hóa lái
Chọn phơng án trợ lực lái
* Yêu cầu đối với trợ lực lái
Mặc dù trợ lực lái là cơ cấu đợc sử dụng để giảm lực lái nhng mức độ giảm phải khác nhau phụ thuộc vào điều kiện chuyển động Và nó phải đảm bảo đợc các yêu cầu sau :
+Khi hệ thống của trợ lực lái có sự cố thì hệ thống lái vẫn có thể làm việc. Nếu có h hỏng xảy ra làm ngng việc cấp dầu từ bơm đến cơ cấu lái thì ngời lái có thể lái đợc xe mà không cần tới trợ lực lái Ngay cả khi bơm dầu của trợ lực lái không làm việc hay có rò rỉ (đứt) các đờng ống của hệ thống của trợ lực lái, dẫn đến đờng ống hoàn toàn mất tác dụng thì ngời lái vẫn phải đảm bảo điều khiển đợc xe nhng với một lực lái lớn hơn
+Đảm bảo lực lái thích hợp : Công dụng chính của trợ lực lái là giảm lực lái đồng thời đó là một cơ cấu an toàn, mức độ giảm lực lái phải phù hợp với từng điều kiện chuyển động của xe Nói chung, lực lái lớn khi xe đứng yên hay chay chậm ở tốc độ trung bình cần lực lái nhỏ hơn và lực lái giảm dần khi tốc độ tăng Chỉ cần lực lái nhỏ khi tốc độ xe cao vì ma sát giữa bánh xe và mặt đờng giảm Nói cách khác phải đạt đợc lực lái phù hợp ở bất kỳ dải tốc độ nào và cùng lúc đó “cảm giác đờng “ phải đựơc truyền tới ngời lái Để đảm bảo đợc lực lái thích hợp, trên các xe hiện đại đợc trang bị những thiết bị dặc biệt đi kèm với trợ lực lái trên bơm hoặc van điện từ nh: kiểu cảm biến tốc độ xe, kiểu cảm biến tốc độ động cơ (RPM)
+ Khắc phục hiện tợng tự cờng hoá khi ôtô vợt qua chỗ lõm , đờng xấu , có khả năng cờng hoá lúc lốp xe bị hỏng, để khi đó ngời lái vừa phanh ngặt, vừa giữ đợc hớng chuyển động ban đầu của xe
+ Thời gian cờng hoá phải là tối thiểu và chỉ cờng hoá khi lực quay vòng lín.
Nh vậy sử dụng hệ thống trợ lực lái đảm bảo tính năng vận hành của xe, giảm đợc lực đánh lái và chọn đợc tỷ số truyền của hệ thống lái thích hợp hơn Nhng hệ thống lái có trợ lực làm mòn lốp nhanh hơn, kết cấu phức tạp hơn và khối lợng bảo dỡng cũng tăng lên so với hệ thống lái không có cờng hoá.
Với nhiệm vụ thiết kế ta chọn phơng án trợ lực thuỷ lực vì nó có các u ®iÓm sau :
- Kích thớc và khối lợng gọn nhẹ ,dễ bô trí
- Có hiệu quả tác động cao đặc biệt là tính tuỳ động (tính chép h×nh).
- Tốc độ tác động cao (độ chậm tác dụng khoảng 0,05 giây ).
- Đóng vai trò giảm chấn, giảm những va đập từ mặt đợng ngợc lên hệ thống lái
- Hệ thống tuần hoàn kín nên độ an toàn hoạt động cao và ít xảy ra h háng.
Với xe thiết kế là xe tải hạng nặng nên ta chọn hệ thống trợ lực thuỷ lực , hệ thống này bao gồm: trợ lực thuỷ lực đặt tại cơ cấu lái và trợ lực lái thủy lực cho cầu dẫn hớng thứ hai Xylanh lực của bộ cờng hoá đặt chung một vỏ với cơ cấu lái,các buồng của xylanh đợc nối với các đờng dầu của bộ phân phối đặt ngay trên trục lái, bộ phân phối dạng van trợt, trong vỏ bộ phân phối đặt những trụ phản ứng đợc phân cách nhờ các lò xo bị nén sơ bộ, lò xo đợc xiết bằng êcu Lực xiết này xác định giá trị lực đóng bộ cờng hoá Giữa các mặt bên của vỏ và vành trong ổ bi có khoảng hở Hai nửa trục lái đợc nối nhau bằng bộ ly hợp hình lá Ly hợp này cho phép độ dịch chuyển phần dới của trục láI trong giới hạn khoảng hở.
Nguyên lý hoạt động
Khi lực P trên vành lái bé, bộ cờng hoá không làm việc, ôtô quay vòng do lực bản thân ngời lái, lúc đó cả hai buồng trớc và sau xylanh thông nhau, áp suất trong các đờng ống cân bằng nhau Khi sức cản quay vòng tăng, bộ c- ờng hoá bắt đầu làm việc, trục lái quay đẩy trụ phân phối dịch chuyển trong giới hạn khoảng hở, một trong các buồng của xylanh làm việc sẽ nối với đờng dầu đi, áp suất chất lỏng tăng sẽ làm pittông bắt đầu dịch chuyển và qua một số chi tiết làm quay đòn quay đứng.
Khi ngừng quay vòng, do pittông tiếp tục dịch chuyển, trụ phân phối chiếm vị trí trung gian và bộ cờng hoá thôi làm việc Muốn tiếp tục quay vòng ôtô phải tiếp tục chuyển trụ phân phối Nếu bộ cờng hoá bị hỏng thì hệ thống lái vẫn làm việc đợc.
Phản lực tác dụng ngợc lên vô lăng càng lớn khi sức cản quay vòng càng tăng Các trụ phản ứng truyền phản lực này làm tăng áp lực chiều trục lên ổ bi tì này hay ổ bi tì kia.
Tính mômen quay vòng cực đại
Mômen cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hớng đợc xác định ở trạng thái xe quay vòng và chở đủ tải Có nhiều cách và phơng pháp luận để xác định mômen cản quay vòng cực đại của bánh xe dẫn hớng Để đơn giản và dễ hiểu ta tính mômen cản quay vòng ở trạng thái xe quay vòng tại chỗ với vận tốc xấp xỉ bằng 0 (coi nh quay vòng tại chỗ) và xe trong trờng hợp quay vòng ngoặt nhất, lúc này mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hớngMc là tổng của các mômen cản sau:
+ Mômen cản chuyển động M1 do cản lăn.
+ Mômen cản M2 do sự trợt lê bánh xe trên mặt đờng.
+ Mômen cản M3 gây lên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hớng. * Tính mômen M 1 :
M1đợc xác định theo công thức:
Gbx- Trọng lợng tác dụng lên một bánh xe dẫn hớng f - Hệ số cản lăn(lấy f=0,015) c - cánh tay đòn(xem hình vẽ)
Theo kinh nghiệm thiết kế : Đối với xe tải loại trung bình c 30 60 ( mm ) Đối với xe tải loại lớn c 60 100 ( mm ) Đối với xe thiết kế là xe tải loại lớn, nên ta chọn sơ bộ c (mm)
Sơ đồ trụ đứng nghiêng trong mặt phẳng ngang.
Khi có lực ngang Y (hình vẽ )tác dụng lên bánh xe thì mặt tiếp xúc giữa lốp với mặt đờng sẽ lệch đi so với trục bánh xe (do sự đàn hồi bên của lốp).
Lực ngang tổng hợp Y G (1.2) rbx c
Gbx- Trọng lợng tác dụng lên một bánh xe dẫn hớng
Với - hệ số bám (lấy =0,8). Điểm đặt lực sẽ nằm cách trục bánh xe một khoảng x về phia sau:
0 r r bx x (1.3) Với r-bán kính tự do của bánh xe dẫn hớng
Với: B - chiều rộng của lốp(B=H) (inch)
H- chiều cao của lốp d - đờng kính vành bánh xe (inch).
Với bánh xe có ký hiệu 10,00-20 (số liệu thiết kế), ta xác định đợc đây là loại lốp áp suất thấp Và có các kích thớc :
Do đó ta tính đợc r:
r (mm) (1.4) rbx- bán kính làm việc trung bình của bánh xe,và đợc xác định theo công thc sau: r r bx
- hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, và đợc chọn tuỳ thuộc vào loại lèp.
Với lốp có áp suất thấp ta có 0 , 930 0 , 935,ta chọn 0 , 935
Từ đó ta tính đợc rbx: rbx=0,935.508G4,98 (mm) (1.5) Thay (1.4) và (1.5) vào công thức (1.3) ta tính đợc :
Trọng lợng tác dụng lên một bánh xe dẫn hớng là:
Trọng lợng tác dụng lên mỗi bánh xe dẫn hớng của cầu thứ nhất
Trọng lợng tác dụng lên mỗi bánh xe dẫn hớng cầu thứ hai
Tính mômen cản cho mỗi cầu dẫn hớng:
- Mômen cản quay vòng của cầu dẫn hớng thứ nhất:
Mômen cản quay tổng cộng của cầu dẫn hớng thứ nhất: t c M M
Với - hệ số cản tính đến ảnh hởng của M3 gây ra do sự làm ổn định ở các bánh xe dẫn hớng.
t - hiệu suất tính đến do tiêu hao ma sát ở trụ quay đứng và các khớp nối của truyền động lái,với ôtô có cầu trớc dẫn hớng chọn t =0,9
Thay số vào công thức (1.6) ta tính đợc : t c M M
- Tính mômen cản quay vòng cho cầu dẫn hớng thứ hai:
Tơng tự tính mômen cản cho cầu dẫn hớng thứ hai, ta cũng tìm đợc Mc2. Để đơn giản trong tính toán,ta giả thiết hai các hệ số cản của hai cầu là hoàn toàn giống nhau.Mặt khác trọng lợng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu dẫn hớng thứ nhất và thứ hai là bằng nhau (có GT1=GT22500N).
Xây dựng đặc tính cờng hoá hệ thống lái hai cầu trớc
Lực tác dụng lên bộ cờng hoá Ph sẽ là:
Pl là lực đặt lên vành lái khi không có cờng hoá
P – Lực ngời lái lớn nhất khi có cờng hoá.
Không nên chọn P quá nhỏ vì P lớn khi quay riêng các bánh dẫn hớng tại chỗ lốp sẽ mòn nhanh Đối với ôtô du lịch P = 40 - 70N, đối với ôtô tải trung bình, tải cỡ lớn và ôtô buýt P = 150 - 200N, đối với ôtô tải cỡ thật lớn P = 300
- 400N, đôi khi trong loại ôtô tải cỡ lớn ngời ta làm thêm cơ cấu có thể gài bộ cờng hoá khi ôtô đứng yên. Đối với xe thiết kế ta chọn P = 200 N
Từ đó ta tìm đợc Ph = 942,9 - 200 = 742,9 N Để tính toán kích thớc của cơ cấu phân phối lực, ta phải chọn sơ bộ lực c- ờng hoá lái đặt tại cơ cấu lái Ph1 và trợ lực lái cầu thứ hai Ph2
Ph1, Ph2 – Lực cờng hoá đặt tại cơ cấu lái và trợ lực lái cầu sau quy về vô l¨ng.
Cờng hoá bắt đầu làm việc khi lực ngời lái đặt lên vành lái là 40 N tơng ứng với mômen cản quy về đầu đòn quay đứng là 190 N.m.
Khi có cờng hoá, đờng đặc tính đợc thể hiện nh trên hình vẽ dới đây: Đờng đặc tính cờng hoá.
* Chỉ số hiệu dụng cờng hoá lái K. h l l c l
Pl - Lực tác dụng lên vành lái khi không có cờng hoá.
Pc - Lực tác dụng lên vành lái khi đã có cờng hoá cũng trong những điều kiện quay vòng nh trên.
Ph - Lực do bộ cờng hoá đảm nhiệm đợc qui về vành tay lái.
19 (KG.m)Khi ch a có c ờng hoá
Ph1, Ph2 - Lực do bộ cờng hoá đặt tại cơ cấu lái và xy lanh trợ lực cầu dẫn hớng thứ hai qui về vành tay lái.
D - đờng kính xy lanh lực d - đờng kính thanh đẩy piston (chính là đờng kính của trục vít vô tận).
P – áp suất môi trờng trong xy lanh lực, i – tỷ số truyền từ bộ cờng hoá tới vành lái,
Trong các bộ cờng hoá hiện nay K = 2 - 6.
(1.44) ở đây: d2- đờng kính piston của trợ lực cầu thứ hai,
P – áp suất của môi trờng trong xy lanh của trợ lực cầu thứ hai,
Trợ lực lái ở cơ cấu lái và trợ lực cầu hai đều đợc điều chỉnh áp suất bởi cùng một bơm.
Tính chỉ số hiệu dụng cờng hoá lái: h l l c l
94 (thoả mãn kinh nghiệm thiết kế K = 2-6).
* Chỉ số phản lực của bộ cờng hoá lên vành tay lái l c dP
(1.45) ở đây: dPc - số gia lực tác dụng lên vành lái khi đã có cờng hoá, dPl - số gia lực tác dụng lên vành lái khi cha có cờng hoá.
Trong bộ cờng hoá hiện nay =0,15-0,30.
Chỉ số phản lực của bộ cờng hoá lên vành tay lái : (theo công thức (1.45)) 94,29 20 0 , 212 (thoả mãn kinh nghiệm thiết kế =0,15-0,30)
Tính xy lanh trợ lực
* Tính trợ lực đặt tại cơ cấu lái:
Lực cờng hoá của cơ cấu lái quy dẫn về vô lăng là:
Trong đó: p - áp suất do bơm sinh ra, áp suất này dẫn đến piston xy lanh lực ih1 –tỷ số truyền từ vành lái đến xy lanh lực (bằng tỷ số truyền của cơ cấu lái i=i$),
F1 – diện tích piston của xy lanh lực,
t -hiệu suất của cơ cấu lái ( t =0,8).
Theo kinh nghiệm thiết kế ta chọn áp suất của bơm p = 500 N/cm 2
Thay vào công thức (1.47) ta đợc:
Đờng kính xy lanh của cơ cấu lái:
B42(mm 2 ) d - đờng kính trục vít (mm).
Tính hành trình làm việc của piston trợ lực lái:
Góc quay lớn nhất của bánh răng rẻ quạt từ vị trí trung gian bằng góc quay lớn nhất của đòn quay đứng, do đó góc đánh lái lớn nhất của vô lăng từ phía trái sang phải là:
rq , -góc quay lớn nhất của bánh răng rẻ quạt từ phía trái sang phải và bằng hai lần góc quay lớn nhất của đòn quay đứng
Hành trình SC của piston là chiều dài cung tròn của bánh răng rẻ quạt ứng víi gãc quay lín nhÊt rq
Tính trợ lực cầu dẫn hớng thứ 2:
Lực cờng hoá cầu thứ hai quy dẫn về vô lăng là:
Trong đó : p - áp suất do bơm sinh ra, áp suất này dẫn đến piston xy lanh lực ih2 –tỷ số truyền từ vành lái đến xy lanh lực,
F2 – diện tích piston của xy lanh lực,
t -Hiệu suất truyền lực từ vành lái đến xy lanh trợ lực ( t =0,7).
Thay vào công thức (1.48) ta đợc:
F P h h d - đờng kính cần đẩy piston (mm).
Tính d theo điều kiện chịu kéo nén, chọn vật liệu chế tạo cần đẩy là thép CT5 cã b = 16 (kN/ cm 2 )
Lực tác dụng tại xylanh P xl = P h 2.i h 2. t = 202,9.48,25.0,7 = 6853 (N)
Tính hành trình piston trợ lực lái cầu hai:
Gọi SP là một nửa hành trình của piston, theo hình 2.7 ta có :
Trong đó: lt, a, c – kích thớc trên hình vẽ 2.7 ( chọn lt= 270 (mm) theo số liệu tham khảo thực tế).
2-góc lắc lớn nhất của đòn lắc thứ hai (đợc tính ở mục 3.3, phầnII). Vậy hành trình toàn bộ của piston là:
* Tính độ bền của xy lanh lực.
+ Yêu cầu và chọn vật liệu chế tạo:
Xy lanh lực chịu áp suất p = 500 N/cm 2 nên ta chọn vật liệu chế tạo là gang xám. Độ bóng của bề mặt làm việc của xy lanh lực, piston thờng là cấp 10 và cấp 9 Trong những trờng hợp khác có thể gia công đạt độ bóng cấp 8.
Mặt trong của xy lanh phải mài bóng và đạt độ chính xác cao: 5 - 10 Khi tính độ bền của xy lanh lực thờng bỏ qua những tác động ngẫu nhiên lên nó (va đập từ bên ngoài) mà chỉ để ý ảnh hởng của áp suất chất lỏng bên trong xy lanh.
Chiều dày thành xy lanh đợc xác định theo công thc:
Trong đó: t – chiều dày của thành (cm), d - đờng kính trong của xy lanh (cm),
+ Tính độ dày xy lanh lực của cơ cấu lái. d = 71,71 (mm) = 7,171 (cm)
dn - đờng kính ngoài của xy lanh lực.
+ Tính xy lanh lực trợ lực cầu thứ hai. d = 59,1 mm = 5,91(cm)
Suy ra: dn = 2.15,84 + 59,1 = 90,77 (mm) ứng suất cho phép của xy lanh lực đợc xác định theo công thức:
đối với xy lanh lực của cơ cấu lái:
2 cm KG Đối với xy lanh lực của trợ lực cầu sau:
2 cm KG vậy điều kiện bền của hai xy lanh đợc đảm bảo.
Ngoại lực tác dụng hớng trục cho phép F đợc xác định từ biểu thức sau:
F * - ngoại lực tác dụng tới hạn gây nứt vỡ xy lanh. n * - hệ số ổn định, giá trị của nó phụ thuộc vào vai trò và vật liệu chế tạo xy lanh Với vật liệu chế tạo bằng gang cầu n = 4,0 - 5,0, ta chọn n = 4,5.
F’ – lực hớng trục tới hạn nếu coi xy lanh và piston có tiết diện bằng nhau và bằng f.
- hệ số tính đến tiết diện của xy lanh và của piston khác nhau.
Thay các thông số vào công thức ta tính đợc lực hớng trục cho phép tác dụng lên các xy lanh lực. Đối với xy lanh lực đặt tại cơ cấu lái:
(lực dọc trục tác dụng lên cần piston chính là lực mà cờng hoá đặt tại cơ cấu lái đảm nhận). Vậy xy lanh đủ bền. Đối với xy lanh lực đặt tại cầu thứ 2:
Xy lanh trợ lực cầu sau đặt song song với phơng của đòn dọc, do vậy: Lực hớng trục tác dụng lên đầu piston trợ lực cầu thứ hai là: d t c t
Mc = 2926,1 (N.m) ln = 330 mm ld = 290 mm d = 412,14 mm lt = 270 mm. thay số vào ta đợc:
(Lực hớng trục tác dụng lên đầu piston trợ lực cầu thứ hai Vậy xy lanh đủ bền.
Xác định năng suất của bơm trợ lực lái
Với bơm trợ lực là bơm cánh gạt, hiệu suất b =0,75 – 0,85.
Năng suất của bơm đợc tính theo công thức sau: b b
F - diện tích piston bộ cờng hoá (m 2 ),
S - hành trình toàn bộ của piston khi quay các bánh xe dẫn hớng từ vị trí rìa bên này sang vị trí rìa bên kia(m), n - Số vòng quay cực đại của vành tay lái (vg/ph),
- góc quay vành tay lái (rad) ứng với toàn bộ góc quay của các bánh xe dẫn hớng từ vị trí rìa bên này sang vị trí rìa bên kia.
b - hiệu suất của bơm ( chọn b =0,85),
- tiêu hao chất lỏng qua trụ phân phối Q = (0,05-0,1)Q.
n = 2,33 (vòng) (theo mục 3.2 phần II),
Thay các giá trị vào công thức (1.49) ta đợc:
Thay các giá trị vào công thức (1.49) ta đợc:
Năng suất của bơm là:
Năng suất tính toán của bơm Q phải đạt đợc số vòng quay lớn hơn số vòng quay khi động cơ chạy không tải từ 25% trở lên.
ThiÕt kÕ van ph©n phèi
Tính van trợt là xác định khoảng dịch chuyển của con trợt theo công thức:
- khoảng dịch chuyển về một phía của con trợt,
’ - khe hở giữa mép con trợt và rãnh vỏ van trợt,
’’ - độ trùng khớp cực đại của mép con trợt và rãnh.
Khe hở ’ đợc xác định từ điều kiện là tổn thất áp suất trong rãnh của con trợt ở hành trình không tải (của cờng hóa), P = 0,3 – 0,4KG/cm 2 (dầu chảy qua hai rãnh).
(cm) ở đây: dc - đờng kính của con trợt
- hệ số tổn thất cục bộ ( = 3,1),
d - trọng lợng riêng của dầu (g/cm 3 ).
Qb = 147,44.10 -6 (m 3 /s). ở đây chọn đờng kính của con trợt dc = 40(mm)
Từ đó ta tính đợc: d cm
Khi tính đến sự tiết lu của các rãnh dầu, ta lấy: ' 0 , 02 (cm)
Khoảng trùng khớp '' đợc xác định từ điều kiện là lợng lọt dầu trong con tr- ợt
ở đây: khe hở lớn nhất giữa mặt tiếp xúc của con trợt và vỏ van phân phối. Khi chọn sơ bộ 0,0015 0,002 cm,
Pmax - áp suất cực đại(van an toàn bắt đầu đợc) (g/cm 2 ),
- hệ số độ nhớt động lực của dầu:
Hành trình về một bên của con trợt: cm
Hành trình toàn bộ của con trợt:
TÝnh van tiÕt lu
1 Đối với xy lanh trợ lực cầu dẫn hớng thứ hai, do diện tích tác dụng của hai buồng khác nhau nên cần có van tiết lu để trợ lực đợc cân bằng.
Do lực tác dụng của hai buồng là nh nhau nên ta có: p1
Trong đó: - z là độ cao hình học (m)
- p là áp suất chất lỏng (N/m2)
- là trọng lợng riêng của dầu, = 9000 (N/m2)
- v là vận tốc chất lỏng (m/s)
- g là gia tốc trọng trờng, g = 9,8 (m/s2)
- là hệ số hiệu chỉnh động năng, = 1 khi chảy rối, 2 khi chảy tầng, lấy = 2
Khi tính toán coi z 1 = z 2 v 1 tính theo độ dịch chuyển của van trợt và thời gian tác dụng, lấy v 1 = 26 (m/s), từ đó ta tính đợc v 2 v 2 = 36,46 (m/s)
Do lu lợng qua ống không đổi nên có: F 1 v 1 = F 2 v 2 , với F 1 là tiết diện của đờng dầu và F2 là tiết diện tiết lu,
Chọn F1 theo kinh nghiệm, F1 = 3,14 (cm2)
Từ đó ta tính đợc đờng kính lỗ tiết lu d = 1.7 (cm)
Tính lò xo định tâm
Khi đánh lái, ngời lái tác dụng vào vô lăng một lực 40 N thì thắng đợc lực cản của lò xo định tâm, trợ lực bắt đầu làm việc Mômen quay trục đòn quay đứng tơng ứng là 190 (N.m).
Lực dọc trục vít tác dụng lên lò xo định tâm có giá trị bằng lực vòng trên bánh răng rẻ quạt: rq d v a d
1 = 2 0 , 190 15 = 2533,3 (N) Chọn vật liệu làm lò xo là dây thép lò xo cấp 1, ứng suất xoắn cho phép = o,5 b = 0,5.2700 = 1350 (MPa) d 1,6
Lấy d = 5,5 (mm), đờng kính lò xo D = 4.d = 22 (mm)
Số vòng làm việc của lò xo: n ) (
Số vòng thực tế của lò xo: n0 = n + 1,5 = 4 (vòng)
Chuyển vị lớn nhất của lò xo:
Bớc của vòng lò xo khi cha chịu tải: t = d + 1,2 max/n = 5,5 + 1,2.7,37/2,5 = 9 (mm)
Bảo dỡng, sửa chữa hệ thống lái
Bảo dỡng kỹ thuật hệ thống lái
- Trong bảo dỡng kỹ thuật hàng ngày, kiểm tra khoảng chạy tự do của tay lái và cả tác động của hệ thống lái đối với đờng đi của ôtô Cần xem tình trạng bên ngoài các tấm đệm khít của cácte cơ cấu lái để ngăn ngừa tình trạng rò rỉ dÇu nhên.
- Trong bảo dỡng kỹ thuật cấp 1: Kiểm tra độ kín khít của những mối ghép nối hệ thống trợ lái thuỷ lực và việc bắt chặt bơm trợ lái thuỷ lực Vặn chặt các đai ốc bắt chặt cơ cấu lái vào dầm ôtô, khớp cầu của đòn lái.
- Bảo dỡng kỹ thuật cấp 2 gồm những việc sau đây: cọ rửa bầu lọc của bơm trợ lái thuỷ lực, kiểm tra độ bắt chặt đòn quay đứng vào trục và khớp cầu vào đòn quay đứng Kiểm tra khe hở trong cơ cấu lái và nếu khe hở vợt quá giới hạn quy định thì điều chỉnh lại.
- Dầu cho hệ thống lái là loại SAE 5W-30, khi thay dầu chú ý dùng khí có áp lực cao để đẩy hết dầu cặn ra khỏi các-te Sau khi nạp dầu mới, tiến hành xả Air bằng cách nổ máy, đánh vôlăng hết cỡ sang một phía, giữ một thời gian rồi làm tơng tự với phía còn lại Làm nh vậy vài lần để đẩy hết không khí ra ngoài.
Sửa chữa hệ thống lái
2.1 Những hiện tợng h hỏng chính của hệ thống lái
Các hiện tợng này có thể xuất hiện riêng rẽ hoặc cùng lúc với nhau.
- Độ rơ vành lái ra tăng do mòn cơ cấu lái, hệ dẫn động lái, cong thanh xoắn
- Lực đánh lái nặng do bơm trợ lực hỏng, các đờng ống dẫn dầu rò rỉ, van phân phối mòn hoặc hỏng các phớt làm kín, do hệ treo, moay ơ bánh xe, lốp xe có vấn đề Lực đánh lái có thể nặng về một phía do hỏng phớt làm kín phía đó hoặc van phân phối,cầu xe bị cong, lốp xe, treo, moay ơ có vấn đề về phía đó.
- Xe mất khả năng chuyển động thẳng ổn định do hệ treo, lốp xe
- Mất cảm giác điều khiển hoặc điều khiển không chính xác do bơm trợ lùc, van ph©n phèi háng
- Rung vành lái, phải thờng xuyên giữ chặt vành lái do hệ treo, cầu xe, hệ dẫn động lái hoặc lốp xe có vấn đề
- Mài mòn lốp nhanh do đặt sai các góc đặt bánh xe, áp suất lốp không đúng với yêu cầu của nhà sản xuất.
2.2 Kiểm tra điều chỉnh cơ cấu lái: Điều chỉnh ăn khớp của bánh răng rẻ quạt và thanh răng: Khi xe đỗ tại chỗ, tắt máy, lắc đầu đòn quay đứng dịch chuyển trong phạm vi 0,5 - 1 (mm) là đạt yêu cầu Nếu khe hở lớn hơn mức đó, điều chỉnh việc vào khớp bằng cách nới lỏng Êcu điều chỉnh rồi vặn Êcu điều chỉnh theo chiều kim đồng hồ cho đến khi trừ bỏ đợc hết khe hở. Điều chỉnh lắc dọc của trục vít bằng cách điều chỉnh ổ bi đỡ trục vít ổ bi đỡ trục vít đợc điều chỉnh độ dơ bằng các đệm điều chỉnh có chiều dày khác nhau Điều chỉnh sao cho khi tháo đòn quay đứng ra, tắt máy, lực trên vôlăng bằng 0,3 KG.
2.3 Kiểm tra dẫn động lái và khắc phục khe hở:
Cho xe tắt máy tại chỗ, một ngời đánh lái hết cỡ sang hai bên thật nhanh Một ngời quan sát phần dẫn động lái, độ dơ lớn của dẫn động lái sẽ gây ra tiếng kêu khi quay vôlăng Việc khắc phục chủ yếu là thay các chốt cầu và bạc lót đã mòn để khắc phục khe hở.
2.4 Kiểm tra trợ lực lái:
- Kiểm tra bơm trợ lực: Dùng đồng hồ đo áp suất lắp ở đầu ra của bơm, áp suất phải đạt 60 ( KG / cm 2 ) Việc sửa chữa tiến hành theo trình tự sau: tháo nắp thùng và bơm, tháo thùng ra khỏi thân bơm, tháo nắp bơm, trong khi đó phải giữ van an toàn bằng một chốt công nghệ (giữ trục bơm ở t thế thẳng đứng và bánh đai ở phía dới), nhấc đĩa phân phối ra khỏi vít cấy, nhấc stato, rôto cùng với bộ cánh quạt bơm, sau khi đã đặt trên rôto một vòng cao su công nghệ và đánh dấu vị trí của stato với đĩa phân phối và thân bơm Sau khi tháo rời bơm, xả hết dầu nhờn, cọ rửa cẩn thận các chi tiết Khi tháo, lắp và sửa chữa bơm, không đợc tách riêng cụm chi tiết nắp bơm và van chuyển (van hai ngả), stato, rôto và cánh bơm Chỉ trong trờng hợp cần sửa chữa hay thay thế mới tháo bánh đai, vòng hãm và trục bơm cùng với vòng bi phía trớc Khi thử nghiệm, cần xem bơm làm việc có bị rung động, co giật và có tiếng gõ hay không áp suất phải tăng lên dần dần Dầu nhờn trong thùng không đợc phép sủi bọt và rò rỉ qua các mối lắp ghép và đệm khít.
- Kiểm tra các đòng ống dẫn và giắc-co xem có rò rỉ, nứt vỡ không Khi phát hiện h hỏng cần thay thế kịp thời.
Quy trình công nghệ chế tạo rotuyl
Phân tích chi tiết gia công
1.2 Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn
Rô-tuyn là một khâu quan trọng trong liên kết cầu, giúp dẫn động lái chính xác Một đầu Rô-tuyn có dạng cầu, liên kết với các bát Rô-tuyn có bề mặt lắp ghép là một phần chỏm cầu lõm Đoạn giữa của Rô-tuyn có dạng côn để lắp ghép với các đòn trong cơ cấu dẫn động lái Đoạn cuối đợc gia công ren để lắp đai ốc và có lỗ lắp chốt chẻ phỏng lỏng Rô-tuyn làm việc ở chế độ tải trọng động, chịu va đập.
Do phải chịu tải trọng động và chịu va đập đồng thời để giảm ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, khớp cầu cần đảm bảo:
- Các bề mặt lắp ráp có độ nhẵn bóng hợp lý Mặt cầu đạt Ra 0,32 Mạt côn lắp ráp đạt Ra = 0,63 Các bề mặt còn lại đạt Rz 14
- Mặt cầu đợc tôi đạt độ cứng HRC 32 Để đảm bảo làm việc bền lâu, vật liệu chế tạo khớp cầu phải có độ cứng và độ chống mài mòn cao Chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim 40XH.
Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu
Việc thiết kế quy trình công nghệ gia công phải phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của khớp cầu và thực tế sản xuất trong nớc Thị trờng trong nớc là thị tr- ờng nhỏ, việc sản xuất mang tính chất thử nghiệm, công nghệ còn lạc hậu, do vậy dạng sản xuất đơn chiếc là lựa chọn khả thi
2.1 Chọn phôi Để đơn giản, chọn phôi gia công khớp cầu là thép thanh Trớc khi đa vào gia công cần làm vệ sinh phôi sạch sẽ và cắt bỏ ba via.
2.2 Lập sơ đồ nguyên công
Rô-tuyn là chi tiết dạng trục Chuẩn tinh thống nhất khi gia công là hai lỗ tâm ở hai đầu của Rô-tuyn Dùng hai lỗ tâm làm chuẩn có thể hoàn thành việc gia công thô và tinh hầu hết cấc bề mặt của Rô-tuyn
2.2.1 Nguyên công 1: Tiện ngoài và tiện cắt phôi n
+ Chi tiết đợc định vị trong mâm cặp.
+ Kẹp chặt bằng mâm kẹp.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu T15K6.
Chiều sâu cắt: t1 = 0,4mm; t2 = 0,6mm.
Lợng chạy dao: S1 = 0,25mm/vg; S2 = 0,4mm/vg.
Số vòng quay của máy: n1 = 723vg/ph; n2 = 732vg/ph.
+ Định vị: Chi tiết đợc định vị bằng một khối chữ V
+ Kẹp chặt bằng mỏ kẹp
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy 2A – 125.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
Lợng chạy dao: S = 0,17mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 723vg/ph
2.2.3 Nguyên công 3: Khoan tâm và tiện mặt đầu
+ Định vị: Chi tiết đợc định vị trong mâm cặp.
+ Kẹp chặt trong mâm kẹp.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9, T15K6.
Tiện mặt đầu: t1 = 0,6mm; S = 0,4mm/vg; n = 375vg/ph. Khi khoan lỗ định tâm: t2 = 0,2mm; S = 0,12 mm/vg; n = 2100vg/ph.
2.2.4 Tiện trụ bậc, tiện các mặt côn và tiện ren
+ Định vị: Chi tiết đợc định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy T616.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
Lợng chạy dao: S = 0,4mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 375vg/ph.
2.2.5 Nguyên công 5: t iện mặt cầu
+ Định vị: Chi tiết đợc định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy tiện chuyên dùng T8.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
Lợng chạy dao: S = 0,04mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 375vg/ph
+ Định vị: Chi tiết đợc định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy 3115.
+ Chọn dao: Chọn đá mài chuyên dùng.
Mài côn: t = 0,016mm, n = 702vg/ph.
Mài cầu: t = 0,016mm, n = 720vg/ph.
+ Đầu tiên tôi ở nhiệt độ cao 850 0 C trong 2 phút.
+ Sau đó ram ở nhiệt độ 350 0 C trong 2 phút.
+ Kiểm tra độ bóng của bề mặt cầu đạt 1,25; mặt côn đạt 0,63. + Mặt côn đạt 1:7; 1:12.
+ Kiểm tra độ đảo của mặt cầu 35
Trên đây là toàn bộ thuyết minh đồ án tốt nghiệp của em Có thể thấy một đồ án tốt nghiệp là những kiến thức thực sự bổ ích, phần nội dung tính toán trong đó không chỉ sử dụng những kiến thức chuyên ngành mà là sự tổng hợp của những môn cơ sở của chúng em đợc học trong suốt những năm học đại học. Với đề tài: Thiết kế hệ thống lái cho xe tải 27 tấn có hai cầu dẫn hớng, với công thức bánh xe 8 x 4. Đây là một đề tài mang tính thực tế cao nhằm hạn chế những nguy hiểm xảy ra cho ngời và hàng hoá, nâng cao độ bền của xe. ở nớc ta hiện nay, công nghệ sản xuất xe hơi không ngừng đợc cải tiến với sự trợ giúp về khoa học kỹ thuật của các nớc tiên tiến Việc sản xuất một chiếc xe tải hoàn chỉnh phù hợp với điều kiện Việt Nam là hoàn toàn có thể làm đ- ợc Chúng ta cần những chiếc xe ngày càng có thể chở nặng hơn phù hợp với điều kiện đờng xá, có tính an toàn chuyển động cao.
Trong quá trình làm đồ án em đã cố gắng tìm hiểu dới sự hớng dẫn của thầy
Phạm Hữu Nam và các thầy trong bộ môn ôtô Nhng do thời gian có hạn, cũng nh kiến thức về thực tế cha nhiều nên trong quá trình hoàn thiện đồ án vẫn còn có khiếm khuyết Em rất mong sự chỉ bảo của các thầy cô để đồ án của em hoàn thiện hơn.
Một lần nữa em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới thầy Phạm Hữu Nam cùng tất cả các thầy trong bộ môn đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án tốt nghiệp.