Thiết kế tính toán hệ thống lái xe tải 8 tấn”. CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN HỆ THỐNG LÁI 4 1.1.Nhiệm vụ,yêu cầu,phân loại 4 1.1.1.Nhiệm vụ hệ thống lái 4 1.1.2.Yêu cầu hệ thống lái 5 1.1.3.Phân loại hệ thống lái 5 1.2.Các cơ cấu lái thường dùng trên ô tô 6 1.2.1.Kết cấu hệ thống lái 6 1.2.1.1.Vành lái 6 1.2.1.2.Trục lái 7 1.2.1.3.Cơ cấu lái 7 1.2.1.4.Các cơ cấu lái thường dùng 9 1.2.1.5.Dẫn động lái 11 1.2.1.6.Các góc đặt bánh xe 14 1.2.1.7.Hệ thống lái có trợ lực 17 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI 19
TỔNG QUAN HỆ THỐNG LÁI
Nhiệm vụ,yêu cầu,phân loại
1.1.1.Nhiệm vụ hệ thống lái
-Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động của ôtô nhờ quay vòng các bánh xe dẫn hướng cũng như để giữ phương chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần thiết
-Việc điều khiển hướng chuyển động của xe được thực hiện như sau: vành lái tiếp nhận lực tác động của người lái và truyền vào hệ thống lái, trục lái truyền mômen từ vô lăng tới cơ cấu lái, cơ cấu lái tăng mômen truyền từ vành lái tới các thanh dẫn động lái, các thanh dẫn động lái truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng Kết cấu lái phụ thuộc vào cơ cấu chung của xe và của từng chủng loại xe
- Để quay vòng được thì người lái cần phải tác dụng vào vô lăng một lực Đồng thời cần có một phản lực sinh ra từ mặt đường lên mặt vuông góc với bánh xe Để quay vòng đúng thì các bánh xe dẫn hướng phải quay quanh một tâm quay tức thời khi quay vòng
- Các trạng thái quay vòng của xe.
+ Sự chuyển động và thay đổi hướng chuyển động của xe trên đường là quá trình phức tạp Khi xe chuyển động trên đường vòng với tốc độ thấp thì ứng với mỗi vị trí góc quay của vành tay lái nhất định vl xe sẽ quay vòng với một bán kính quay vòng R0 tương ứng Đây có thể coi là trạng thái quay vòng tĩnh (quay vòng đủ).
+ Trong thực tế xe thường chuyển động ở tốc độ lớn, do vậy quá trình quay vòng là động, trạng thái quay vòng đủ ít xảy ra mà thường gặp là trạng thái quay vòng thiếu và quay vòng thừa xảy ra trên cơ sở của việc thay đổi tốc độ chuyển động, sự đàn hồi của lốp và hệ thống treo.
+ Khi quay vòng thiếu, để thực hiện quay vòng xe theo bán kính R0 người lái phải tăng góc quay vành lái một lượng vl Khi quay vòng thừa, để thực hiện quay vòng xe theo bán kính R0 người lái phải giảm góc quay vành lái một lượng vl.
+ Quay vòng thừa và quay vòng thiếu là những trạng thái quay vòng nguy hiểm, làm mất tính ổn định và tính điều khiển của xe vì chúng gia tăng lực ly tâm (vận tốc quay vòng của xe tăng kéo theo lực ly tâm khi quay vòng tăng) Ở những trạng thái này yêu cầu người lái phải có kinh nghiệm xử lý tốt Vấn đề chất tải, độ đàn hồi của lốp cũng có ảnh hưởng tới tính năng quay vòng và tính an toàn chuyển động của xe, đặc biệt là những xe có vận tốc lớn
Trạng thái quay vòng thiêu: Rqv>Ro
Trạng thái quay vòng thõa: Rqv /2 thì ic giảm rất nhanh, ở hai rìa của đồ thị thì ic hầu như không thay đổi Ở đoạn này khi quay vành lái một góc nhỏ thì bánh dẫn hướng quay một góc lớn giúp khả năng quay vòng của ôtô tốt hơn
-Tỷ số truyền của dẫn động lái id
+ Tỷ số truyền này phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn Trong quá trình bánh xe dẫn hướng quay vòng giá trị của các cánh tay đòn sẽ thay đổi Trong các kết cấu hiện nay id thay đổi không nhiều lắm: id = 0,9 1,2
-Tỷ số truyền lực của hệ thống lái il
+Là tỷ số giữa tổng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng và lực đặt lên vành lái cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng c l l i p
(1 - 3) Trong đó: Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe. c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đường trục đứng kéo dài.
Ml - mômen lái đặt trên vành lái. r - bán kính vành tay lái
: góc quay đòn quay đứng
(1 - 4) +Bán kính vành tay lái ở đa số ôtô hiện nay là 200 250mm và tỷ số truyền góc ig không vượt quá 25 vì vậy il không được lớn quá, il hiện nay chọn trong khoảng từ 10 30
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
Giới thiệu xe tham khảo
2.1.1.Giới thiệu chung về xe tải huyndai HD800
- Xe tải Huyndai HD800 8 tấn là dòng sản phẩm xe có tải trọng 8 tấn được nhập khẩu toàn bộ linh phụ kiện từ nhà máy Huyndai Hàn Quốc và được lắp ráp tại nhà máy Huyndai Đô Thành đây là sản phẩm xe được cải tiến và trang bị thông minh với cabin đạt tiêu chuẩn khí động lực học động cơ D4DB 4 kỳ 4 xilanh thẳng hàng vô cùng mạnh mẽ và có độ bền cao ,khung gầm cầu Dymos có khả năng chịu tải trọng cao.Đặc biệt xe tích hợp lá nhíp 2 tầng giúp chở tải nặng mà không bị xệ nhíp Xe tải Huyndai HD800 được thiết kế rất khoa học với các góc cạnh được chau chuốt cân đối ,mang tính khí động lực học cao giúp xe di chuyển dễ dàng tiết kiệm nhiên liệu Xe tải Huyndai HD800 8 tấn cũng sở hữu 2 màu chủ đạo xanh và trắng đầu xe với lới tản nhiệt được mạ crom sang bóng đặt ở giữa với nhiều khe hút gió giúp máy mát,cụm đèn pha xếp tầng giúp khả năng chiếu sang cao đi kèm với nó là đèn xương mù đèn xi nhang giúp lái xe an toàn hơn Xe tải Huyndai HD800 là dòng xe đang được rất nhiều người sử dụng trong những năm gần đây
Hình 2.1 Hình ảnh xe Huyndai HD800
2.1.2.Thông số kỹ thuật Động cơ
Loại Diesel, 4 kỳ, 4 xi lanh thẳng hàng, làm mát bằng nước Công suất động cơ
(ps/vòng/phút) 100 ps/rpm
(N.m/vòng/phút) 30 kg.m (294N.m)/2000rpm Dung tích xy lanh (cm3) 3907cc
Hệ thống phun nhiên liệu Phun nhiên liệu trực tiếp
Hệ thống tăng áp Turbo Charge Intercooler (TCI) Dung tích thùng nhiên liệu (lít) 100
Tiêu chuẩn khí thải Euro II
Kích thước xe : Dài x Rộng x Cao (mm)
Kích thước lòng thùng hàng (mm)
Vết bánh xe trước / sau (mm) 1650/1520
Trọng lượng bản thân (kg) 3290 Tải trọng cho phép (kg) 8000 Trọng lượng toàn bộ (kg) 11425
Loại hộp số 5 số tiến, 1 số lùi
Ly hợp Đĩa đơn ma sát khô, dẫn động thủy lực, trợ lực chân không
Hệ thống lái Trục vít e-cu bi, trợ lực thủy lực
Hệ thống treo (trước/sau) Phụ thuộc, lá nhíp, giảm chấn thủy lực
Thông số lốp (Trước/Sau) 7.00x16
Hệ Thống Phanh Phanh chính (Trước/Sau) Phang tang trống, dẫn động thủy lực 2 dòng, trợ lực chân không
Tốc độ tối đa (km/h) 96 Bán kính quay vòng nhỏ nhất (m)
Khả năng vượt dốc lớn nhất (%)
Trang thiết bị tiêu chuẩn
Hệ thống âm thanh Radio, Cassette, 2 loa
Hệ thống điều hòa Có Đèn sương mù Có Đèn báo rẽ tích hợp bên hông cửa xe
Gương chiếu hậu ngoài Có
Kiểu cabin Cabin tiêu chuẩn
Chắn bùn trước và sau Có
Các thông số chính của xe
2.Trọng lượng phân bố lên cầu trước:
3.Trọng lượng toàn bộ:11425 kG
5.Dung tích xy lanh: 3907 (cc)
6.Công suất động cơ: Ne = 100 ps/rpm.
7.Hệ thống phanh : phanh dầu dẫn động 1 dòng có trợ lực chân không.
8.Hệ thống treo : phụ thuộc.
9.Cơ cấu lái : tỷ số truyền i = 20,5.
10.Tốc độ tối đa : vmax = 96 (km/h).
12.Chiều dài cơ sở của xe : 3360 (mm)
13.Chiều dài toàn bộ của xe : 6960 (mm)
14Chiều rộng cơ sở của xe : 1650 (mm)
15.Chiều rộng toàn bộ :2200 (mm)
17.Bán kính quay vòng min : 6,5 (m).
Lựa chọn phương án thiết kế
2.2.1.Chọn phương án dẫn động lái
- Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái ĐANTÔ, nó được tạo bởi cầu trước, 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 người 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 có hệ thống treo phụ thuộc, do đó chọn phương án dẫn động lái với hình thang lái Đantô (hình thang lái 4 khâu).
2.2.2.Chọn phương án cơ cấu lái
- Dựa vào những ưu điểm đã trình bày trong phần tổng quan cơ cấu lái, ta chọn phương án cơ cấu lái loại trục vít - êcu bi - cung răng
-Cơ cấu lái loại này có ưu điểm là hiệu suất cao (0,65 - 0,7), độ bền cao, dễ dàng phối hợp với van phân phối và xy lanh của cường hoá thuỷ lực và hệ thống lái 4 khâu.
2.2.3.Lựa chọn trợ lực lái
-Trợ lực điện, trợ lực điện - thuỷ, trợ lực cơ khí rất ít được sử dụng.
-Trợ lực khí chỉ dùng cho những xe tải hạng nặng có máy nén khí và cóbình khí nén. -Như vậy, với xe tải cỡ trung bình ta sẽ dùng trợ lực thuỷ lực sử dụng van phân phối và xylanh lực.
*Các ưu điểm của trợ lực thuỷ lực
- Có áp suất trong hệ thống thuỷ lực lớn: p = 4 10 (MN/cm 2 ) nên giảm được kích thước và trọng lượng xilanh lực.
- Tác dụng của bộ trợ lực nhanh, thời gian chậm tác dụng của bộ trợ lực không chậm quá 0,020,04 (giây) nhờ vận tốc truyền áp suất trong chất lỏng nhanh.
- Giảm được va đập trong truyền dẫn thuỷ lực do mặt đường không bằng phẳng nên người lái đỡ mệt.
- Hiệu suất làm việc của bộ trợ lực thuỷ lực cao và hiệu quả tác dụng lớn
Chọn phương án bố trí trợ lực
*Phương án 1:Van phân phối, xy lanh lực đặt chung trong cơ cấu lái.
Hình 2.2 Van phân phối, xy lanh lực đặt chung trong cơ cấu lái
1.Bình dầu 2.Bơm dầu 3.Van phân phối 4.Cơ cấu lái 5.Xilanh lực
+ Với phương án bố trí này, xilanh lực và van phân phối đều nằm trong cơ cấu lái tạo thành một cụm bao gồm: xilanh lực – van phân phối – cơ cấu lái.
+ Gọn gàng, tốn ít đường ống, độ chậm tác dụng nhỏ, giảm được va đập truyền từ bánh xe lên vành lái Tránh được khả năng phát sinh dao động của các bánh xe dẫn hướng do sự không ổn định động lực của cường hoá gây nên
+ Cơ cấu lái phức tạp, các chi tiết trong dẫn động lái chịu ứng suất biến dạng lớn Do đó phải tăng khối lượng của các chi tiết của hệ thống dẫn động lái.
+ Hầu như tất cả các chi tiết của hệ thống lái phải chịu tác dụng của mômen cản quay vòng toàn bộ của bánh xe dẫn hướng, điều này làm tăng độ biến dạng đàn hồi của hệ thống lái và hậu quả là làm tăng khả năng phát sinh dao động của các bánh xe dẫn hướng với các xe có tải trọng lớn Do vậy, phương án bố trí này chỉ sử dụng cho các loại xe ôtô có khối lượng đặt trên các bánh xe dẫn hướng từ 2,5 đến 4 tấn.
-Khả năng áp dụng trên xe:
+ Với xe có tải trọng trung bình 8000 kg và trọng lượng toàn bộ 11425 kg ta có thể sử dụng phương án bố trí trợ lực này.
*Phương án 2:Van phân phối nằm trong cơ cấu lái, xy lanh lực đặt riêng
Hình 2.3 Van phân phối nằm trong cơ cấu lái, xy lanh lực đặt riêng
1.Bình dầu 2.Bơm dầu 3.Van phân phối 4.Cơ cấu lái 5.Xilanh lực
+Van phân phối được bố trí chung với cơ cấu lái thành một cụm, xilanh lực đặt riêng rẽ. -Ưu điểm:
+ Dễ bố trí xilanh lực, cơ cấu lái được giảm tải khỏi lực tác dụng của cường hoá, công suất của cường hoá dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể được nối với một khâu bất kỳ nào của dẫn động lái.
+Đòi hỏi phải có chiều dài đường ống lớn, độ chậm tác dụng lớn hơn phương án 1.
-Khả năng áp dụng trên xe:
+ Cơ cấu lái cũ kiểu trục vít lõm – con lăn do đó rất khó phối hợp với van phân phối của trợ lực lái.
*Phương án 3:Van phân phối, xy lanh lực đặt thành cụm riêng ,cơ cấu lái nằm riêng.
Hình 2.4 Van phân phối, xy lanh lực đặt thành cụm riêng ,cơ cấu lái nằm riêng 1.Bình dầu 2.Bơm dầu 3.Van phân phối 4.Cơ cấu lái 5.Xilanh lực
+ Van phân phối và xilanh lực được đặt chung trong một cụm, cơ cấu lái đặt riêng rẽ.
+ Cường hoá bố trí theo kiểu này cho phép sử dụng được nhiều loại cơ cấu lái khác nhau, cơ cấu lái được giảm tải khỏi lực tác dụng của cường hoá.
+ Khuynh hướng gây nên sự dao động của các bánh xe dẫn hướng cao hơn ở hai phương án trên Khi phải tăng đường kính xilanh lực sẽ gây khó khăn lớn cho việc bố trí cường hoá trên những loại xe có tính năng thông qua cao (sử dụng lốp có prôfin rộng) vì vị trí giữa dầm dọc và bánh xe bị hạn chế Độ chậm tác dụng lớn hơn phương án 1.
-Khả năng áp dụng trên xe:
+ Với xe tải đầu ngắn, không gian gầm xe khá hẹp, nếu sử dụng phương án bố trí này ta có thể đặt van phân phối và xilanh lực ở đòn kéo dọc.
*Phương án 4:Xy lanh lực, van phân phối và cơ cấu lái riêng biệt nhau.
Hình 2.5 Xy lanh lực, van phân phối và cơ cấu lái riêng biệt nhau
3.Van phân phối 4.Cơ cấu lái 5.Xilanh lực - Đặc điểm:
+ Xilanh lực, van phân phối, cơ cấu lái là các cụm riêng biệt.
+ Với phương án bố trí này có thể sử dụng được nhiều loại cơ cấu lái khác nhau, dễ dàng bố trí xilanh lực, công suất của cường hoá dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể được nối với một khâu bất kỳ nào của dẫn động lái.
+ Giảm tải cho cơ cấu lái khỏi lực tác dụng của cường hoá.
+ Chiều dài đường ống lớn nhất trong các phương án bố trí, độ chậm tác dụng là lớn nhất trong các phương án bố trí, đòi hỏi phải có không gian để bố trí, có khuynh hướng làm dao động các bánh xe dẫn hướng.
-Khả năng áp dụng trên xe:
+Với xe tải trọng trung bình, đầu ngắn, không gian gầm xe hạn hẹp, việc bố trí riêng rẽ từng cụm khá khó khăn, cồng kềnh, trong khi xe có tải trọng trung bình không cần cường hoá có công suất lớn.
Tính toán thiết kế hệ thống lái
2.3.1.Tính toán động lực học hình thang lái
Nhiệm vụ của tính toán động học hình thang lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái, đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng.
2.3.1.1.Xây dựng đường cong lý thuyết
Hình 2.6 Sơ đồ nguyên lý quay vòng
-Từ lý thuyết quay vòng, để bánh xe lăn tinh khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quan hệ dưới đây của các bánh xe dẫn hướng. cotg - cotg = L
(2.1) Trong đó: B – khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng, B 00 (mm)
L – chiều dài cơ sở của Ôtô, L = 3360 (mm)
- góc quay bánh xe dẫn hướng phía ngoài,
- góc quay bánh xe dẫn hướng phía trong,
-Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong max:
(2.2) Với : Rmin – là bán kính quay vòng nhỏ nhất của Ôtô, Rmin = 6,5 (m)
-Từ 2.1 qua các phép biến đổi ta có :
(2.3) -Thay số vào 2.3 ta có phương trình :
2.3.1.2.Xây dựng đường cong thực tế
Hình 2.7 Sơ đồ hình thang lái
-Các thông số của hình thang lái:
Xây dựng mối quan hệ = f() với các thông số trên :
Theo hình vẽ ta có:
Kết hợp 2.5 và 2.6 và biến đổi ta được:
2 sin m B cos m sin B sin m 2 sin B 2 arcsin m sin m B cos arctg m
(2.7) Thay số vào 2.7 và biến đổi ta có :
Lập bảng và vẽ đồ thị: Từ 2.4 và 2.8 ta có bảng:
STT lt tt = tt lt
31 30,3 24,865431 24,6404 -0,224991532 Đồ thị đường cong lý thuyết và đường cong thực tế :
Hình 2.8Đồ thị đặc tính hình thang lái sau
-Sai lệch giữa giá trị thực tế và lý thuyết:
-Như vậy hình thang lái đảm bảo động học quay vòng.
-Giá trị sai lệch đạt max khi góc đánh lái là lớn nhất, khá nhỏ khi góc quay vòng nhỏ và trung bình
2.3.2.Tính toán thiết kế cơ cấu lái trục vít-êcubi-cung răng
2.3.2.1.Lực cực đại tác dụng lên vô lăng
-Lực tác dụng lên vành lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại chỗ với điều kiện xe ôtô chở đủ tải và đường xá có hệ số cản lăn và hệ số bám ngang là lớn nhất. -Lúc đó, mômen cản quay vòng trên tại các bánh xe dẫn hướng sẽ bằng tổng số mômen cản chuyển động M1, mômen cản do các bánh xe trượt lê trên đường M2, và mômen cần thiết để làm ổn định dẫn hướng M3, do các góc đạt bánh xe dẫn hướng tạo nên.
- Momen cản quay vòng trên 1 bánh xe dẫn hướng:
M2 : Momen ma sát giữa bánh xe và mặt đường.
M3 : Momen ổn định do các góc đặt bánh xe và trụ đứng.
Trong đó:+Gbx – tải tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng
+a : chiều dài cánh tay đòn, với loại xe tải chở hang ta có thể chọn a = 22,5 (mm)
Hình 2.9 Cánh tay đòn a (độ lệch)
- Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe, do sự đàn hồi bên của lốp, diện tích tiếp xúc giữa lốp với mặt đường sẽ bị quay tương đối với mặt phẳng bánh xe.
- Điểm đặt của lực ngang Y sẽ dịch chuyển một đoạn x nào đó phía sau đối với trục bánh xe Thừa nhận x = 1/4 chiều dài của bề mặt tiếp xúc giữa lốp với đường.
-Từ hình vẽ ta có: x = 2
Trong đó: R - bán kính tự do của bánh xe
Rbx- bán kính lăn của bánh xe
-Đường kính lắp vành larăng: d = 16 (inch)
-Với B’ là chiều rộng của lốp.
= 349 (mm) -Lực cản ngang Y lớn nhất bằng lực bám ngang:
-Trong đó: n – hệ số bám ngang, n = 0,85
-Mômen ổn định M3 do các góc đặt bánh xe và trụ đứng gây nên, việc tính toán M3 là tương đối phức tạp, do đó trong quá trình tính toán ta sẽ thay thế M3 bằng hệ số ( 1,07 1,15), ta lấy = 1,15.
-Khi đó mômen cản quay vòng tại một bánh xe dẫn hướng :
-Mômen cản quay vòng tại đòn kéo dọc:
-Trong đó là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong dẫn động lái, = 0,50 0,70, lấy = 0,70.
-Lực cực đại đặt lên vôlăng:
+ Trong đó: Rv – bán kính của vành tay lái, chọn Rv = 200 (mm) i - tỉ số truyền của cơ cấu lái, i = 20,5
t – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, Đối với cơ cấu lái trục vít – êcu bi – cung răng hiệu suất thuận là: t = 0,65 id – tỉ số truyền của dẫn động lái
+Coi tỉ số truyền của dẫn động lái bằng tỉ số giữa chiều dài các đòn nối với thanh kéo dọc
+Chọn ln = 180 mm; ld = 180 mm id 180 1
2.3.2.2.Thiết kế trục vít- êcu bi a.Thông số hình học
- Khi đánh lái trục vít bị xoay tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít qua các viên bi tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu Để đảm bảo động học quay vòng không thay đổi, ta giữ nguyên tỉ số truyền của cơ cấu lái Vậy tỉ số truyền của cơ cấu lái trục vít - êcu bi, thanh răng – cung răng là : i = 20,5 l n l d
-Vi phân góc quay của vành tay lái:d 2 t
Trong đó :t’ : bước ren trục vít
: góc quay vành lái t : thời gian
-Vi phân góc quay của trục đòn quay đứng:d = 0 d t
Trong đó R0 : bán kính vòng tròn cơ sở của cung răng i 2 0 d R d t
' t i b.Thiết kế cặp truyền động trục vít – êcu bi
Hình 2.12 Sơ đồ bộ truyền trục vít - êcu bi
+Trục vít được làm từ thép CrWM, tôi thể tích đạt độ rắn HRC 60.
+ Đai ốc bi dùng vật liệu thép 18CrMnTi, nhiệt luyện đai ốc đặt độ rắn HRC63. -Xác định sơ bộ đường kính trong của ren theo độ bền kéo:
[k ]– ứng suất kéo nén cho phép, [k] = 3 σ ch
Với ch là giới hạn chảy của vật liệu vít, ch = 240 (MPa)
-Lực Pd có giá trị như sau:
Trong đó:Mc = 1720 Nm ld = ln = 180 mm
Rcr bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt chọn 50.
Thay số vào công thức ta có: d1 80.10 6
Vậy theo tiêu chuẩn chọn ổ bi ta ta chọn d1 = 25 (mm)
Chọn các thông số của bộ truyền :
-Chọn đường kính bi: db = 8 (mm)
-Bán kính rãnh lăn: r1 = 0,51db = 4,043 (mm)
- Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi:
- là góc tiếp xúc, chọn khe hở hướng tâm sao cho = 45 0 để độ cứng dọc và khả năng tải của vít tăng.
= 0,03 (mm) -Đường kính vòng tròn qua các tâm bi :
-Đường kính trong của đai ốc :
-Chiều sâu của prôfin ren : h1 = 0,3db = 0,3.8 = 2,4 (mm)
-Đường kính ngoài của trục vít : d = d1 + 2h1 = 25 + 2.2,4 = 29,8 (mm)
-Đường kính ngoài của êcu:
= 7,14 0 -Số vòng ren làm việc theo chiều cao êcu: k = 2
-Số bi trên các vòng ren làm việc:
= 25 (viên bi) -Xác định khe hở hướng tâm:
= 0,002 (mm) -Góc ma sát lăn thay thế :
Trong đó : ft – hệ số ma sát lăn thay thế, ft = 0,005
= 0,032 0 -Hiệu suất khi biến chuyển động quay thành tịnh tiến :
Và khi biến chuyển động tịnh tiến thành chuyển động quay :
= 61,06 (Nm) ; Tính kiểm nghiệm về độ bền:
-Tải trọng riêng dọc trục được xác định theo công thức : qa = 2 d b b
Trong đó: - hệ số phân bố tải trọng không đều, = 0,8
-Tải trọng cho các viên bi: qa = 25.64.0,8.10 6
= 23,05 (MN/m 2 ) -Từ khe hở tương đối = 0,002 và tải trọng riêng dọc trục theo các đồ thị ta xác định được ứng suất lớn nhất :
Do [max] = 5000 (MN/m 2 ) đối với mặt làm việc của vít.
Vậy, max [max] thỏa mẫn điều kiện bền
2.3.2.3.Thiết kế bộ truyền thanh răng –cung răng
Hình 2.13 Sơ đồ bộ truyền thanh răng 1.Thanh răng 2.Cung răng a.Chọn vật liệu:
-Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép C45,thường hoá, độ rắn
200HB, σ b 610MPa,σ ch 340MPa, phôi rèn. b.Xác định các thông số của bộ truyền:
Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc:
-Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.
-Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép H
-Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc đường sinh.Ta có điều kiện bền:
Trong đó : qn-cường độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)
-bán kính cong tương đương 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 tượng 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 cường độ tải trọng pháp tuyến,có xét đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động.
-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 tương đương
Trong đó ρ 1 ,ρ 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,
σ H -ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa),
ZH-hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức sin2α ω
Bánh răng rẻ quạt được thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0,ta có α ω 20 0 và tính được:
Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14(trang 157 –CTM tập I) Đặt b ω ψ d d ω 2
Với bánh răng bằng thép ZM = 275( MPa) 1/2
Hệ số chiều rộng bánh răng ω ψ ω a b a phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ. Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể lấy ψ a 0,30,5 , ta chọn ψ a 0,4
Do vậy chiều rộng răng b ω 0,4.42,5 17(mm), ta lấy b
2 d ω ψ ω dùng để tra ra các hệ số K H β và K F β
I ). Độ rắn của vật liệu chế tạo HB 17 răng đảm bảo tránh được hiện tượng cắt chân răng). -Đường kính đỉnh răng: da= drq+2.m + 2.2,5 = 90 (mm)
-Đường kính chân răng: df = drq- 2,5.3 = 85 - 2,5.2,5 = 78,75(mm)
-Chiều rộng bánh răng:b 30(mm)
-Môđun của bánh răng rẻ quạt :m = 2,5
- Tính số răng của cung răng rẻ quạt:
Góc quay toàn bộ của cung răng rẻ quạt khi bánh xe dẫn hướng quay một góc : 1 = 2 max = 2.30,5 0 = 61 0
Góc quay toàn bộ của cung răng rẻ quạt :
P,83 0 Cung răng rẻ quạt có số đo góc băng 50,83 0 , vậy số răng của cung răng rẻ quạt là :
, do đó ta chọn n = 5 (răng).
Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn:
-Ứng suất uốn được tính theo công thức sau đây: σ 2 2 γ cos
(MN/m 2 ) (Công thức trong tài liệu tính toán thiết kế ôtô máy kéo) Trong đó:t - bước của trục vít vô tận (m) γ - góc nghiêng của đường ren trục vít vô tận. h và b - chiều cao và chiều rộng tương ứng của răng bánh răng rẻ quạt.
- Lực dọc T được xác định theo công thức: t
Thay số vào công thức trên ta tính được :
-Chiều rộng răng bánh răng rẻ quạt b = 30 (mm)
-Chiều cao răng bánh răng rẻ quạt h = ( 90 – 78,75)/2 = 5,625 (mm)
-Bước vít của trục vít : t = 13 (mm)
Thay vào công thức tính được ứng suất uốn:
2.3.3.Tính bền các chi tiết còn lại của hệ thống lái
-Trục lái được làm bằng ống thép, vật liệu làm trục lái là thép 35, không nhiệt luyện, có ứng suất tiếp xúc cho phép: [x] = 50 80 MN/m 2
Kích thước trục lái: Trục rỗng có đường kính ngoài Dtl = 30 mm Ứng suất xoắn do lực trên vành lái sinh ra:
Wx – là mômen chống xoắn của tiết diện tính toán
Thay số vào công thức ta có:
x < [x] (vậy trục lái đảm bảo độ bền)
Góc xoắn tác dụng lên trục lái
Trong đó : Ll – chiều dài trục lái chọn Ll = 940 mm
G – Mô đun đàn hồi G = 8.10 4 Mpa
-Góc xoắn cực đại trên một mét chiều dài
-Góc xoắn cực đại cho phép [ ]= 5.5 7.5 / 0 m
< [ ] (trục lái đảm bảo yêu cầu kĩ thuật)
2.3.3.2.Kiểm tra bền 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 hướngphụ thuộc vào phần trọng lượng của xe đặt lên trục trước, kích thước 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 hương 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 như bằng một, nên có thể xem như toàn bộ mômen để khắc phục lực cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng đều được truyền qua đòn quay đứng Những va đập nghịch đảo tác động lên một trong hai bánh xe dẫn hướng khi xe chạy trên mặt đường gồ ghề sẽ được truyền tới vành tay lái và ở trên trường hợp này trục đòn quay đứng cũng chịu lực va đập toàn bộ.
- Đòn quay được nối với dẫn động lái nhờ các khớp cầu và nối với trục cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.
- Vật liệu làm chế tạo đòn quay đứng là thép 35X, có ứng suất uốn cho phép: [u]= 700
(MN/m 2 ), Chọn hệ số an toàn là n=3=>
-Ứng suất xoắn cho phép [] = 60 80 (MN/m 2 ).
Sơ đồ tính toán đòn quay đứng: b 1 a1
+Khoảng cách từ điểm đặt lực tại tâm chốt cầu đến tiết diện nguy hiểm I-I: l1 = 155 (mm).
+Tiết diện tính toán: hình elíp có kích thước:a1= 40(mm);b1 = 30(mm).
+Cánh tay đòn của đòn quay bị xoắn c1 = 31 (mm)
-Theo [2], lực cực đại tác dụng lên đòn kéo dọc thường không vượt quá 1/2 trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng: Q1 2
G bx , do đó ta sẽ chọn lực Q1 lớn hơn trong hai lực tính theo các công thức dưới đây để tính toán:
Vậy ta lấy lực Q1 là : Q1 = 6939,8(N). a.Kiểm tra bền đòn quay đứng theo uốn
- Đòn quay đứng bị uốn do mô men Q.l gây nên.
Ta tính ứng suất tại tiết diện nguy hiểm nhất I – I.
σ u σ u (Đòn quay đứng thoả mãn điều kiện bên uốn.) b.Kiểm tra bền đòn quay đứng theo xoắn
-Đòn quay đứng bị xoắn do mômen Q1.c1 gây nên.
< [] (Đòn quay đảm bảo độ bền xoắn.)
Kết luận: Đòn quay đứng đảm bảo bền.
2.3.3.3.Kiểm tra bền các thanh kéo
-Tính các đòn dẫn động chủ yếu là tính đòn dọc AA1và đòn ngang DE.
-Các đòn dẫn động được làm bằng thép ống 40X.
-Tiết diện các thanh kéo: d
-Kích thước các đòn dẫn động:
+Đòn kéo dọc:Ddd = 30 (mm); ddd = 20 (mm);
+Đòn kéo ngang: Ddn = 30 (mm); ddn = 20 (mm);
+Chiều dài đòn kéo dọc: ldd = 700 (mm)
+Chiều dài đòn kéo ngang: ldn = 1400 (mm)
-Đòn kéo dọc được kiểm tra theo uốn dọc do lực Q1 và đòn kéo ngang được kiểm tra theo uốn dọc do lực N
Hình 2.15 Sơ đồ lực tác dụng lên các đòn kéo 1.Vôlăng
-Lực N được xác định theo giá trị lực phanh bằng công thức sau : e c m G e c
Trong đó:Pp-lực phanh tác dụng lên một bánh xe.
Pp = Gbx.mp. m1p - hệ số phân bố lại trọng lượng lên cầu dẫn hướng khi phanh, mp=1,4
- hệ số bám giữa lốp với đường,= 0,8. e - khoảng cách từ đòn kéo ngang tới đường thẳng nối tâm hai trụ đứng, e 141,4 (mm) c - khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc của bánh xe với mặt đường tới tâm trụ đứng, c = 95 (mm)
-Lực N được xác định theo giá trị lực phanh bằng công thức sau :
-Ứng suất nén trong đòn kéo dọc AA1: d
-Ứng suất nén trong đòn kéo ngang DE: nn f n
Trong đó :fd, fn – tiết diện ngang của đòn kéo dọc và đòn kéo ngang. fd= fn 392 , 5 ( mm )
-Ứng suất uốn dọc của đòn kéo dọc:
-Ứng suất uốn dọc của đòn kéo ngang: d 2 dn n
Trong đó:Jd, Jn – là mômen quán tính của tiết diện ngang đòn kéo dọc và đòn kéo ngang.
E – môđun đàn hồi của vật liệu chế tạo đòn kéo dọc và đòn kéo ngang, E=2,1.10 5 (MN/m 2 )
Thay số vào công thức ta có:
-Ứng suất uốn dọc của đòn kéo ngang: n 2 dn n
Thay số vào ta được 81,68(MN/m )
-Hệ số dự trữ tính cho đòn kéo dọc nd 49 ,
nd > [nd] = 1,83(Đòn kéo dọc đảm bảo độ bền)
-Hệ số dự trữ tính cho đòn kéo ngang nn 01 ,
nn > [nn] = 1,83(Đòn kéo ngang đảm bảo độ bền)
2.3.3.4.Kiểm tra bền đòn bên
+Chiều dài đòn bên: m = 155 (mm)
+ Tiết diện tính toán hình chữ nhật: bb = 50 (mm); hb = 35 (mm).
- Để đảm bảo an toàn và tính ổn định của quá trình làm việc, đòn bên được làm bằng thép 20X, có ứng suất uốn cho phép: [u] = 200 (MN/m 2 ).
Chọn hệ số an toàn n=1.5 ta có:
KHAI THÁC KỸ THUẬT HỆ THỐNG LÁI
Các phương pháp và quy trình chuẩn đoán hệ thống lái
-Đo độ rơ vành lái
-Đo giá trị lực vành lái lớn nhất.
-Đo góc quay bánh xe dẫn hướng.
-Kiểm tra qua tiếng ồn.
-Chuẩn đoán trên đường thử.
-Xác định khả năng ổn định chuyển động thẳng khi trên đường thử.
3.1.2.1.Đo độ rơ vành lái
-Độ rơ vành lái là thông số tổng hợp quan trọng nói lên độ mòn của hệ thống lái bao gồm đo độ mòn của cơ cấu lái, khâu khớp trong dân động lái.
-Độ rơ vành lái có thể sử dụng lực kế hay dung cảm nhận trực tiếp,khi đo bằng lực kế dùng đầu móc của lực kế móc vào vành lái đặt lực kéo trên vảnh lái thông qua lực kế ,lực kéo phải đặt theo phương tiếp tuyến với vòng tròn vành lái.
-Sự tăng độ rơ vành lái chứng tỏ hệ thống lái bị mòn, lỏng liên kết ,hiện nay ô tô có tốc độ càng cao thì yêu cầu độ rơ vành lái càng nhỏ.
3.1.2.2.Đo giá trị lực vành lái lớn nhất
-Để xe đứng yên trên mặt đường tốt và phẳng.
-Đánh lái tới vị trí tận cùng.
-Dùng lực kế đánh lái ở 2 phía khác nhau còn cho biết sai lệch lực đánh lái khi rẽ sang trái hoặc sang phải.
-Khi xuất hiện sai khác chứng tỏ độ mòn của cơ cấu lái về 2 phía khác nhau,góc đặt bánh xe của 2 phía không đồng đều ,có hiện tượng biến dạng thanh đòn dẫn động 2 bánh xe dẫn hướng ,lốp 2 bên có áp suất khí nén khác nhau.
3.1.2.3.Đo góc quay bánh xe dẫn hướng
- Cho đầu xe lên các bệ kiểu mâm xoay có ghi độ dung vành lái lần lượt đnhá hết về hai phía xác định các góc quay bánh xe hai bên trên mâm xoay chia độ.
-Khi không có mâm xoay chia độ ta có thể tiến hành kiểm trả như sau : nâng bánh xe của cầu trước lên khỏi mặt đường đặt vành lái và bánh xe ở vị trí đi thẳng ,đánh dấu mặt phẳng bánh xe trên nền đánh lái về từng phía đánh dấu các mặt phẳng bánh xe tại vị trí quay hết vành lái
-Khi đánh lái về hai phía các góc quay bánh xe không bằng nhau có thể do:
+ Trụ đứng hay rôtuyn mòn
+Cơ cấu lái bị mòn gây kẹt.
+Đòn ngang dẫn động lái bị sai lệch.
+Ốc hạn chế quay bánh xe bị hỏng.
3.1.2.4.Kiểm tra qua tiếng ồn
-Ô tô đứng yên trên nền phẳng lắc mạnh vành lái theo hai chiều nhằm tạo xung đổi chiều nghe tiếng ồn phát ra trong hệ thống xác định vị trí bị va đập tìm nguyên nhân.
-Đặc biệt cần kiểm tra độ rơ dọc trục của trục lái và các liên kết với buồng lái bằng cách lắc mạnh vành lái theo phương dọc trục lái.
3.1.2.5.Chuẩn đoán khi thử trên đường
-Cho xe chạy trên mặt đường rộng tốc độ thấp lần lượt đánh lái hết về phía trái sáu đó đánh về phía bên phải tạo nên chuyển động rích rắc theo dõi sự hoạt động của xe lực đánh lái khả năng quay vòng ở tốc độ thấp có thể xác định hư hỏng của hệ thống lái theo toàn bộ góc quay.
- Tiến hành kiểm tra ở tốc độ cao khoảng 50% vận tốc lớn nhất của ô tô nhưng giới hạn góc quay vành lái từ 30% đến 50%.
- Xác định khả năng chuyển hướng linh hoạt qua đó đánh giá tính điều khiển của ô tô cảm nhận lực đánh lái trên vành lái.
3.1.2.6.Xác định khả năng ổn định chuyển động thẳng khi trên đường thử
-Chọn mặt đường thẳng phẳng tốt,ô tô chuyển động với vận tốc cao bằng khoảng 2/3 vận tốc lớn nhất đặt tay lên vành lái cho xe chạy thẳng không giữ chặt và hiệu chỉnh hướng khi thử cho xe chuyển động trên đoạn đường 100m xem xét độ lệch bên của ô tô,nếu độ lệch bên không quá 3m thì hệ thống lái và kết cấu bánh xe tốt ngược lại cần xem xét kỹ hơn bằng các phương pháp xác định khác.
Quy trình tháo lắp hệ thống lái
3.2.1.Trình tự tháo,lắp hệ thống lái
Hình 3.1 Sơ đồ cấu tạo hệ thống lái có trợ lực
STT Nội dung công việc Dụng cụ Chú ý
1 Xả dầu hộp tay lái Clê dẹt 14 Xả dầu vào khay
2 Tháo các đường ống dầu cao áp và hạ áp Clê dẹt 19-22 Không làm hỏng các gioăng đệm làm kín
- Nới lỏng êcu, tháo dây đai.
- Tháo êcu bắt đòn quay đứng.
- Tháo bulông liên kết giữa trục tay lái và hộp tay lái.
Quay vô lăng cho bulông lên trên để tháo.
6 Tháo núm còi Vừa ấn vừa xoay
7 Tháo đòn kéo dọc Clê dẹt 19-22; kìm
Tháo hình thang lái: Tháo êcu, dùng búa đóng vào hai bên.
Trình tự lắp tiến hành ngược với trình tự tháo, khi lắp chú ý:
- Vệ sinh sạch sẽ các chi tiết trước khi lắp.
- Khi lắp phải đúng theo chiều và đúng vị trí, không làm xước bề mặt thanh răng và làm rách các phớt chắn dầu.
- Kiểm tra và điều chỉnh khe hở ăn khớp của trục vít – êcubi sau khi lắp.