Chơng iii Thiết kế cải tiến hệ thống lái xe UAZ469 3.1 yêu cầu cải tiến hệ thống lái xe UAZ469 - Đảm bảo điều khiển ô tô cách nhẹ nhàng - Tránh khả gây dao động bánh xe dẫn hớng - Độ chậm tác dụng phải nằm phạm vi cho phép - Không có tợng tự cờng hoá, nghĩa tợng ngời lái xe không đánh tay lái mà xe tự quay vòng - Đảm bảo tính chất tuỳ động lực, có nghĩa cảm giác đờng, đợc thể chỗ lực đặt vào vành tay lái phải tăng cờng với tăng lực cản quay vòng - Hệ thống lái đảm bảo làm việc đợc hệ thống cờng hoá bị hỏng - Có độ nhạy cao, làm việc ổn định, phận cải tiến chi tiết - Không làm ảnh hởng tới khả việt dà xe - Không làm thay đổi quan hệ động học động lực học hệ thống treo hệ thống lái - Chăm sóc bảo dỡng đợc thuận tiện, dễ dàng - Chế tạo đơn giản, có giá thành cải tiến thấp 3.2 phân tích lựa chọn phơng án cải tiến 3.2.1 Phơng án 1: Xi lanh lực van phân phối đợc bố trí cấu lái 42 11 BC B Vành tay lái Trục lái Hình thang lái Đòn quay ngang Đòn kéo ngang Đòn quay đứng Cơ cáu lái Van phân phối Xilanh lục 10 Bơm thuỷ lục 11 Đuờng ống dẫn dầu Hình 3.1 Bộ cờng hoá lái bố trí cấu lái, van phân phối xi lanh lực thành cụm ã Đặc điểm Bộ phận cờng hoá đợc bố trí cấu lái loại trục vít êcu bi răng, bánh Khối trục vít êcu bi vừa phận cấu lái vừa đóng vai trò pittông xi lanh lực, vỏ cấu lái đồng thời vỏ xi lanh lực ã Ưu điểm Có kết cấu gọn, tốn đờng ống dẫn nên độ chậm tác dụng nhỏ, giảm đợc va đập từ mặt đờng lên vành tay lái ã Nhợc điểm - Cấu tạo cấu lái phức tạp, chi tiết hệ thống phải chịu toàn mômen cản quay vòng, ứng suất biến dạng lớn - Phải thay cấu lái nên có giá thành cải tiến cao 3.2.2 Phơng án 2: Van phân phối đợc bố trí với xi lanh lực, cấu lái cụm riêng biÖt 43 10 BC B 11 Vành tay lái Trục lái Hình thang lái Đòn quay ngang Đòn kéo ngang Đòn quay đứng Cơ cáu lái Van phân phối Xilanh lục 10 Bơm thuỷ lục 11 Đuờng ống dẫn dầu Hình 3.2 Bộ cờng hoá bố trí xi lanh lực van phân phối thành cụm, cấu lái riêng biệt ã Đặc điểm - Cơ cấu lái cụm riêng biệt, đòn quay đứng dẫn động van phân phối - Xi lanh lực dẫn động đòn kéo dọc qua khớp cầu, vỏ van phân phối gần với khớp cầu ã Ưu điểm - Kết cấu gọn, đờng ống dẫn ngắn nên thời gian tác dụng nhanh, tổn hao - Giữ nguyên đợc cấu lái cải tiến ã Nhợc điểm - Đờng kÝnh xi lanh lín bè trÝ xa c¬ cÊu lái - Xi lanh lực tác dụng lên cam quay qua nhiêu chi tiết trung gian nên độ nhạy thấp 44 Cum xi lanh – van ph©n phèi cã kÕt cấu phức tạp nên có giá thành cải tiến cao - 3.2.3 Phơng án 3: Van phân phối đợc đặt cấu lái, xi lanh lực cụm riêng biệt nằm hình thang lái ã Đặc điểm Van phân phối cấu lái đặt cụm, tách biệt với xi lanh lực ã Ưu điểm phơng án này, van phân phối đợc bố trí chung cấu lái, xi lanh lực nằm riêng rẽ Trong kiểu bố trí đòi hỏi đờng ống dẫn phải dài, nhng u điểm lại cấu lái dẫn động lái đợc giảm tải khỏi tác động cờng hoá lái, công suất cờng hoá lái dễ dàng thay ®ỉi xi lanh lùc cã thĨ thay ®ỉi tù cách bố trí Trong trờng hợp ta bố trí xi lanh lực hình thang lái để giảm thiệu lực tác dụng lên cấu lái lên dẫn động lái Do vậy, làm giảm kích thớc dẫn dộng lái làm giảm dao động hệ thống dẫn động lực cản quay vòng sinh ã Nhợc điểm Đờng ống dẫn dài nên thời gian tác dụng chậm, tổn hao đờng ống lớn, tăng phần khối lợng bị treo hệ thống treo 45 10 BC B 11 Vµnh tay lái Trục lái Hình thang lái Đòn quay ngang Đòn kéo ngang Đòn quay đứng Cơ cáu lái Van phân phối Xilanh lục 10 Bơm thuỷ lục 11 Đuờng ống dẫn dầu Hình 3.3 Bộ cờng hoá bố trí van phân phối đặt cấu lái, xi lanh lực đặt riêng biệt 3.2.4 Phơng án 4: Van phân phối, xi lanh lực cấu lái cụm riêng biệt ã Đặc điểm Van phân phối, xi lanh lực cấu lái đặt riêng biệt với ã Ưu điểm Trong phơng án này, ta bố trí cụm cấu lái, van phân phối xi lanh lực nằm tách biệt với Nó có đầy đủ u điểm phơng án trớc nh cấu lái dẫn động lái đợc giảm tải khỏi lực tác động cờng hoá, công suất cờng hoá dễ dàng thay đổi xi lanh lực thay đổi tự cách bố trí ã Nhợc điểm Tuy nhiên, bố trí nh phơng án tay lái không nhẹ lực tác động lên van phân phối thay đổi cánh tay đòn thay đổi 46 10 BC B Vành tay lái Trục lái Hình thang lái Đòn quay ngang Đòn kéo ngang Đòn quay đứng Cơ cáu lái Van phân phối Xilanh lục 10 Bơm thuỷ lục 11 Đuờng ống dẫn dầu 11 Hình 3.4 Bộ cờng hoá bố trí van phân phối, xi lanh lực cấu lái cụm riêng biệt 3.2.5 Kết luận Qua đánh giá phân tích u, nhợc điểm phơng án bố trí cờng hoá Ta thấy phơng ánh phơng án thích hợp để tính toán thiết kế: - Loại có kết cấu tơng đối đơn giản - Các cụm đợc bố trí riêng rẽ nên việc sản xuất, tháo lắp, bảo dỡng, sửa chữa tơng đối dễ dàng vµ thn tiƯn - Cã thĨ chän lùa xi lanh lực tiêu chuẩn - Bơm dầu đợc gắn động đợc dẫn động thông qua puly trục khuỷu - Giữ nguyên đợc cấu lái xe - Có giá thành chi phí cho cải tiến thấp 3.3 nguyên lý làm việc hệ thống trợ lực lái 3.3.1 Khi xe thẳng 47 Ngời lái giữ tay lái vị trí thẳng, van trợt vị trí trung gian Dầu có áp suất cao từ bơm dầu đến van phân phối qua khe hở rÃnh trợt theo đờng dầu hồi trở bơm dầu, áp suất dầu hai phía xi lanh đợc cân bằng, lúc xe vị trí thẳng (hình 3.5) Hình 3.5 Sơ đồ nguyên lý làm việc cờng hoá lái xe thẳng 3.3.2 Khi xe chạy vòng ã Khi xe chạy quay vòng phải (Hình 3.6) Hình 3.6 Sơ đồ nguyên lý làm việc 48 cờng hoá lái xe quay vòng phải Khi xe quay vòng phải, ngời lái đánh tay lái phía bên phải, qua cấu làm cho đòn quay đứng quay phía sau Khi lực ngời lái lớn KG làm cho trợt dịch chuyển phía sau, nối thông khoang B xi lanh lực với đờng dầu cao áp bơm dầu Đồng thời nối khoang A xi lanh lực với đờng dầu hồi (thấp áp) Lúc cờng hoá làm việc nh sau: Dầu từ bơm dầu theo ®êng èng dÉn tíi van ph©n phèi Trong van ph©n phối lúc khoang a cửa nạp đóng, cửa xả mở Dầu từ khoang A xi lanh lực nối thông với khoang a van phân phối hồi thùng chứa dầu Tại khoang b van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng Do vậy, dầu có áp suất cao qua khoang b van phân phối vào khoang B xi lanh lực tác dụng vào đỉnh pittông làm cho pittông dịch chuyển sang trái Khi cần pittông (đợc gắn với đòn kéo ngang) dịch chuyển sang trái Lúc này, với lực đánh tay lái ngời lái làm cho xe quay vòng sang phải ã Khi xe quay vòng trái Khi xe quay vòng trái hoạt động cờng hoá diễn tơng tự nhng ngợc chiều với quay vòng phải Dầu có áp suất cao từ bơm dầu theo đờng ống dẫn tới van phân phối van phân phối lúc khoang b cửa nạp đóng, cửa xả mở, dầu từ khoang B xi lanh lùc nèi th«ng víi khoang b cđa van phân phối hồi thùng Tại khoang a van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng Do vậy, dầu có áp suất cao qua khoang a van phân phối vào khoang A xi lanh lực tác dụng vào pittông, làm pittông dịch chuyển sang phải qua cấu dẫn động với lực đánh lái ngời lái làm cho xe quay vòng sang trái ã Tính chất tuỳ động động học đợc thể nh sau: Khi ngời lái đánh tay lái góc định dừng lại, qua dẫn động làm cho trợt đứng yên Nhng đờng dầu cao áp nối thông với khoang B xi lanh lực làm cho pittông tiếp tục dịch chuyển bên trái Qua dẫn động (đòn kéo ngang, đòn quay đứng) làm cho đòn kéo dọc tiếp tơc dÞch chun vỊ phÝa sau kÐo theo vá van phân phối dịch chuyển 49 phía sau Nh vậy, trợt lại trở vị trí trung gian, dẫn tới áp suất dầu hai khoang xi lanh lực lại cân Lúc cờng hoá kết thúc làm việc ã Tính chất tuỳ động động lực đợc thực nh sau: Khi van phân phối mở, khoang b buồng phản ứng đợc nối thông với buồng cao áp có tác dụng đẩy trợt vị trí trung gian Do vậy, đánh tay lái ngời lái cảm giác nặng Do buồng phản ứng cã kÝch thíc kh¸c nhau, vËy lùc t¸c dơng vào hai mặt đầu trợt khác hai mặt đầu xi lanh lực Chính nhờ đặc điểm mà ngời lái đợc cảm giác chất lợng mặt đờng 3.3.3 Trờng hợp lực cản hai bánh xe khác Giả sử trờng hợp bánh xe dẫn hớng bên phải bị thđng (nỉ lèp) lµm cho xe cã xu híng quay vòng sang phải Qua dẫn động làm cho đòn kéo dọc dịch chuyển phía sau, nên vỏ van phân phối dịch chuyển theo Điều dẫn tới việc tự động mở van phân phối làm cho dầu có áp suất cao đợc nối thông với khoang A xi lanh lực chống lại quay vòng bên phải Do ngời lái dễ dàng giữ đợc hớng chuyển động xe Nh vậy, cờng hoá lái mục đích rút ngắn đợc thời gian quay vòng, giảm nhẹ lao động nặng nhọc cho ngời lái, tốc độ tác dụng cao, đảm bảo tính chép hình, đóng vai trò phận giảm chấn, phận cờng hoá có tác dụng giữ đợc ổn định hớng chuyển động xe lực cản hai bánh xe khác nhau, làm tăng tính an toàn chuyển động cho xe 3.3.4 Trờng hợp bơm thuỷ lực bị hỏng Trong trờng hợp bơm thuỷ lực bị hỏng, ngời lái thực đánh tay lái quay vòng làm cho áp suất hai khoang xi lanh lực tăng lên đẩy mở van bi chiều vỏ van phân phối nối thông hai khoang xi lanh lực nên thực đợc quay vòng Tuy nhiên lực đánh tay lái có nặng 3.4 xác định hệ số cờng hoá xây dựng đờng đặc tính cờng hoá lái 3.4.1 Phân chia lực hệ thống lái Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có: 50 Pvl = P’vl + Pch Trong ®ã: Pvl – lực lái lớn để thắng lực cản quay vòng Pch – lùc hƯ thèng chèng cêng ho¸ sinh quy dẫn vành tay lái Theo nguyên tắc cờng hoá không đợc thực từ gốc O đồ thị cờng hoá (nhằm tránh tự cờng hoá) ta chọn lực tác dụng lớn lên vành tay lái cã cêng ho¸ P’vl = KG HƯ sè cờng hoá hệ thống đợc xác định theo công thøc: K= Pvl Pvl' (3 – 2) Víi Pvl = 29 KG ⇒ K= 29 = 3,62 Nh vËy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mômen cản quay vòng chiếm tỷ lệ là: Pvl' = 100% = 27,52% Pvl 2958 Còn lại 72,48% mômen cản quay vòng hệ thống cờng hoá khắc phục Mômen ngời lái tác dụng có cờng hoá tâm quay trụ đứng đợc xác định theo c«ng thøc: M’vl = P’vl Rvl ii t (3 3) Thay số vào công thức ta cã: M’vl = 0,20 (19 0,95) 0,72 = 28,86 (KG.m) Mômen cờng hoá sinh tâm quay trụ đứng là: Mch = Mc M’vl (3 – 4) Trong ®ã: 51 σ kn = Px Ft (3 – 9) Trong ®ã: Px – lùc sinh xi lanh lực áp suất dầu tạo nên Px = p S Với: p ¸p suÊt dÇu xi lanh, p = 70 KG/cm2 S diện tích làm việc lớn pittông π D x2 S= Dx – ®êng kÝnh xi lanh lùc, Dx = 30 mm = cm ⇒ ⇒ ( 3,14.3 S= 7,06 cm ) Px = 70 7,06 = 495 (KG) Ft – diện tích tiết diện cần pittông d 3,14.1,5 F t= = = 1,76( m ) 4 Với: d - đờng kính cần pittông, d = 5mm = 1,5 cm Thay số vào công thức (3 – 9) ta cã: σ kn = ( ) ( 495 = 330 KG / cm = 33 MN / m 1,76 ) Cần pittông đợc chế t¹o b»ng thÐp 20X cã [σkn] = 220 MN/m2 Nh vËy, víi σkn = 33 MN/m2 < [σkn] = 220 MN/m2 Do cần pittông đảm bảo đủ bền kéo nén ã Tính ổn định cần pittông Khi làm việc dới tác dụng lực dọc trục Px cần pittông bị uốn dọc trục ứng suất uốn dọc trục đợc xác định theo công thức: ud π E.J = L2t Ft (3 – 10) Trong đó: E mô đun đàn hồi vËt liÖu, E = 106 KG/cm2 Jmin – mômen quán tính tiết diện cần pittông 57 J π d 3,14.1,5 = = = 0,25( cm ) 64 64 Lt chiều dài cần pitt«ng, Lt =30 cm Ft – diƯn tÝch tiÕt diƯn cần pittông, Ft = 1,76 cm2 Thay số vào công thøc (3 – 10) ta cã: ( ) ( 3,14 2.2.10 6.0,25 σ ud = = 1971,92 KG / cm = 197,2 MN / m 2 30 3,14 Độ ổn định cần pittông đợc xác định theo c«ng thøc: nod = ) σ ud 197,2 = = 6,0 σ kn 33 Nh vËy nod = 6,0 > [nod] = ữ 2,5 nên cần pittông đảm bảo ổn định trình làm việc 3.5.4 Kiểm bền xi lanh lực Xi lanh lực đợc chế tạo thép ống có đờng kính Dx = 45mm ®êng kÝnh ngoµi Dn = 53mm Dx Dn Pa Pb Hình 3.11 Sơ đồ trạng thái ứng suất Xi lanh lực đợc kiểm bền theo ứng suất ống dày chịu lực tác dụng lực phân bố Các thành phần ứng suất bao gồm: - ứng suất dọc (d) lực kéo dọc ống gây nên 58 - ứng suất pháp (r) theo phơng hớng kính - øng suÊt tiÕp (σt) • øng suÊt däc Lùc dọc ống gây nên có xu hớng kéo ống Lực dọc ống áp suất dầu tác dụng lên hai đầu ống sinh ra: P=p.S Trong đó: p áp suất dầu tác dụng lên pittông, p = 70 KG/cm2 S diện tích đỉnh pittông d Với: d đờng kính đỉnh pittông, d = 44,8 mm S= ( ) 3,14.3,0 ⇒ S= = 7,06 cm VËy P = 70 7,06 = 495 (KG) ứng suất dọc ống đợc tính theo c«ng thøc: σ kn= P F (3 – 11) Trong ®ã: F – diƯn tÝch cđa tiÕt diƯn xi lanh lùc F= π ( Dn2 − D x2 ) Với: Dn đờng kính xi lanh, Dn = 40 mm Dx – ®êng kÝnh cđa xi lanh, Dx = 30 mm 3,14 ( 40 − 30 ) = 550( mm ) Thay số vào công thức (3 11) ta có: Vậy ta cã: F= σ kn = 495 = 0,9( KG / mm ) = 9( MN / m ) 550 ã Kiểm tra ứng suất tiếp ứng suất pháp 59 ứng suất pháp theo phơng bán kính r Trong toạ độ độc cực, thành ống chịu lực tác dụng tải trọng phân bố đối xứng, mép thành ống ứng với r = a cã øng suÊt ph¸p σr = - pa = - 70 KG/cm2 = - MN/m2 øng suÊt tiÕp theo phơng vuông góc với véctơ r đợc xác định theo c«ng thøc: p a a − pb b a b.( pb − p a ) (3 – 12) σt = − b2 − a2 b2 a2 r Trong đó: pa áp suất tác dụng lên thành xi lanh lực pa =70 KG/cm2 pb áp suất tác dụng lên thành xi lanh lực pb =1 KG/cm2 (vì pb rÊt nhá nªn cã thĨ bá qua tÝnh to¸n) a – b¸n kÝnh cđa xi lanh lùc, a = 15 mm = 1,5 cm b – b¸n kÝnh ngoµi cđa thµnh èng xi lanh lùc b = 20 mm = cm r toạ độ điểm tính ứng suất mép thành ống r = a = 1,5 cm Tõ c«ng thøc (3 – 12) ta cã thÓ viÕt: p a a a b.( − p a ) σt = − b − a2 r b2 − a2 Thay số vào công thức (3 13) ta có: t = (3 – 13) 70.1,5 1,5 2.2.( − 70 ) − = 431,6 KG / cm 2 2 2 − 1,5 1,5 − 1,5 ( ) σt = 431,6 KG/cm2 = 43,16 MN/m2 Theo thuyết bền biến dạng ta có c«ng thøc: σ td = σ r2 + σ t2 + σ d2 + σ r σ t − σ r σ d − σ t σ d ≤ [σ ] Trong đó: td ứng suất tơng đơng r – øng suÊt ph¸p, σt = - MN/m2 60 (3 – 14) σt – øng suÊt tiÕp, σt = 43,16 MN/m2 σd – øng suÊt däc, σd = 17,9 MN/m2 Thay số vào công thức (3 14) ta cã: σ td = ( − 7) + 43,16 + 17,9 + ( − 7) 43,16 − ( − ) 17,9 − 43,16.17,9 = 43,44( MN / m ) Xi lanh lực đợc chế tạo b»ng thÐp èng cã [σ] = 160 MN/m2 Nh vËy, víi σtd = 43,44 MN/m2 < [σ] = 160 MN/m2, xi lanh đảm bảo đủ bền trình làm việc 3.5.5 Tính toán chọn bơm ã Tính lu lợng bơm Để đảm bảo kịp thời làm quay vòng bánh xe dẫn hớng, xi lanh lực cờng hoá phải làm việc van phân phối làm việc Lúc này, dầu có áp suất cao từ bơm phải có đủ lu lợng để điền vào khoang cao áp xi lanh, dầu từ khoang thấp áp bầu chứa dầu bơm dầu Có nh quay vòng nhanh ngời lái không tốn lực lớn để thắng sức cản vòng quay, vừa để dầu di chuyển từ khoang thấp áp xi lanh lực bầu chứa dầu bơm dầu Nhằm thoả mÃn điều kiện ta có: Qb b (1 − δ ) ≥ F ds dt (3 15) Trong đó: Qb lu lợng bơm dầu b hiệu suất lu lợng bơm áp suất 0,5Pmax, với bơm cánh gạt có hiệu suất 0,7 ÷ 0,8 Ta chän ηb = 0,75 δ – độ lọt dầu hệ thống, = 0,05 ữ 0,1 Ta chän δ = 0,07 F – diÖn tÝch xi lanh lùc π D x2 3,14.30 F= = = 706( mm ) = 7,06.10 − ( m ) 4 ds tốc độ dịch chuyển tơng đối pittông với xi lanh lực, m/s dt 61 Víi viƯc bè trÝ xi lanh lùc t¸c dụng lên đòn kéo ngang hình thang lái Do vận tốc tơng đối pittông xi lanh lực đợc xác định theo công thức: ds nv Lb = dt 30.ic id (3 – 16) Víi: nv – số vòng quay cực đại vành tay lái ngêi l¸i thùc hiƯn, theo kinh nghiƯm víi xe nv = 60 v/ph Chän nv = 60 v/ph Lb chiều dài đòn bên, Lb = 192mm = 0,192m ic tỷ số truyền cấu lái, ic = 19 id – tû sè trun cđa dÉn ®éng lái, id = 0,95 Thay vào công thức (3 16) ta cã: ds 3,14.60.0,192 = = 0,37.10 −4 ( m / s ) dt 30.19.0,95 Tõ c«ng thøc (3 15) ta có lu lợng bơm: ds dt Qbt = η b (1 − δ ) F (3 – 17) Thay sè vµo ta cã: 7,06.10 −4.659,17.10 −4 Q = = 15,02.10 −5 m / s = 4( l / ph ) 0,75.(1 − 0,07 ) ( t b ) Vậy lu lợng bơm dầu cần chọn Qb theo công thức (3 15) phải thoả m·n ®iỊu kiƯn Qb ≥ Qbt = 15,02.10-5 m3/s = l/ph ã Chọn bơm Bơm cờng hoá cụm phức tạp chịu tải lớn hệ thống cờng hoá thuỷ lực Điều kiện làm việc bơm gây nên chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao ảnh hởng môi trờng xung quanh Bơm đợc sử dụng cho cờng hoá có nhiều loại nh bơm pittông, bơm trục vít, bơm bánh răng, bơm cánh gạt Hiện nay, xe tải ngời ta sử dụng chủ yếu hai loại bơm bơm bánh bơm cánh gạt 62 Qua phân tích yêu cầu điều kiện làm việc bơm cờng hoá ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép, loại bơm có kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất đạt tới 0,7 ữ 0,8, áp suất đạt 100 KG/cm2, lu lợng từ ữ 200 l/ph Căn vào lu lợng thực tế bơm nên ta chọn bơm dầu có thông số sau: Ta đà có: Qbt = l/ph = 4000 cm3/ph Mµ Qbt = qb.nb qb – lu lợng bơm dầu cần chọn Chọn qb = l/ph = cm3/vßng nb – sè vßng quay cđa b¬m VËy ta cã: Qbt 4000 = = 500( v / ph ) Q = qb nb ⇒ nb = qb t b Ta chọn bơm dầu có số vòng quay định mức nbđm = 1000 v/ph Vậy ta có thông số bơm dầu đợc chọn nh sau: - Kiểu bơm: cánh gạt tác dụng kép - Hiệu suất lu lợng bơm b = 0,75 - Lu lợng bơm qb = l/ph - ¸p suÊt Pmax = 100 KG/cm2 - Sè vßng quay nbmin = 500 v/ph, nbmax = 1000 v/ph 35.6 TÝnh toán chi tiết van phân phối Đặc tính van phân phối Van phân phối có ảnh hởng lớn tới làm việc ổn định lâu dài cờng hoá lái Việc thiết kế van phân phối thực chất tính toán thiết kế trợt van Độ nhạy cảm tác động mức độ chậm tác dụng hệ thống cờng hoá nhân tố để xác định làm việc Độ nhạy cảm tác động cờng hoá mức độ lớn phụ thuộc vào bề rộng tiết diện lu thông cặp trợt vỏ van phân phối đợc đặc trng trị số hành trình trợt mà áp suất thay đổi từ giá trị cực tiểu đến giá trị cực đại 63 Trên hình 3.12 biểu thị đờng đặc tính van phân phối, có nghĩa đờng cong thay đổi áp suất phụ thuộc vào di chuyển trợt kết cấu khác ứng với bề rộng khác tiÕt diƯn lu th«ng P (KG) s Hình phối 3.12 Các đờng đặc tính van phân(mm) Nếu chọn đờng đặc tính van phân phối đờng cong ¸p st dÇu hƯ thèng sÏ cã sù thay đổi đột ngột gây nên tải trọng va đập hệ thống làm giảm tuổi thọ chi tiết hệ thống cờng hoá Đờng áp suất thay đổi tơng đối nhng có độ chậm tác dụng gây nên linh hoạt hệ thống Đờng cong tối u cả, gần nh độ chậm tác dụng, áp suất tăng trợt di chuyển suốt trình di chuyển trợt áp suất dầu hệ thống thay đổi sóng áp suất sinh đảm bảo làm việc bền lâu hệ thống Muốn có đợc nh mép trợt phải vê tròn Kết cấu nguyên lý làm việc van phân phối Nguyên lý làm việc van phân phối trạng thái bình thờng cờng hoá cha làm việc trợt van phân phối đợc giữ trạng thái trung gian nhờ lò xo định tâm, dầu từ bơm dầu qua cửa vào van phân phối, lợng dầu thừa đợc hồi bình chứa qua cửa 64 số Khi ngời lái muốn quay vòng trái quay vòng phải nhờ lực dọc trục cần đẩy trợt đợc đa sang trái đa sang phải, dầu từ đờng cửa vào cửa cửa 8, làmcho xilanh lực chuyển dịch sang bên trái sang bên phải Van phân phối làm việc lực tác dụng lên vành tay lái lớn KG để đảm cho ngời lái có cảm giác mặt đờng Lực xiết êcu đảm bảo cho van phân phối làm việc lực tay lái lớn KG H×nh 3.13 – KÕt d2 dt d1 Lò xo định tâm van phân phối Con trợt van phân phối Lỗ tiết lu Ngỗng trợt Đờng dầu hồi Đờng cấp dầu 7, Đờng dầu ®Õn xi lanh lùc £cu ®iÒu chØnh cấu van phân phối Tính hành trình toàn trợt Hình 3.14 Sơ đồ xác định khoảng cách trợt Khi vành tay lái quay vỊ mét phÝa øng víi gãc quay ngt nhÊt bánh xe dẫn hớng từ vị trí trung gian trợt dịch chuyển phía tơng 65 ứng với hớng quay vòng bánh xe, khoảng dịch chuyển Nó đợc xác định nh sau: (3 – 19) ∆ = ∆′ + ∆′′ Trong đó: khe hở mép trợt rÃnh vỏ van trợt - độ trùng khớp cực đại mép trợt rÃnh đợc xác định từ điều kiện tổn thất áp suất trợt hành trình không tải P = (0,3 ÷ 0, 4) KG / cm Khi ®ã đợc xác định theo công thức: / = Qb 2.π d t 2.g.∆P γ d ψ (3 – 20) đây: Qb lu lợng bơm dầu cung cấp cho cờng hoá làm việc Theo kết phần 5.5 ta có: Qb = 167 cm3/s dt đờng kính ngõng trợt, lấy dt = 2,5 cm g – gia tèc träng trêng, g = 9,81 m/s2 = 98,1 cm/s2 ∆P – tæn thÊt ë hành trình không tải, P = 0,35 KG/cm2 d trọng lợng riêng dầu d = 0,9 g/cm3 = 0,0009 KG/cm3 ψ – hƯ sè tỉn thÊt cơc bé, ψ = 3,1 Nh vËy: ∆/ = 60,5 2.98,1.0,3 2.3,14.2,5 0,0009.3,1 = 0,098(cm) Khi tÝnh ®Õn sù tiÕt lu đờng rÃnh dầu lấy: = 0,12 cm độ trùng khớp cực đại mép trợt rÃnh, đợc xác định từ điều kiện lọt dầu trợt (Q1) Q1 = 0,1.Qb = 0,1.167 =16,7 (cm3/s) (3 21) đợc tính theo công thøc: ∆′′ = ξ π d t Pmax 24.η Q1 (3 22) đây: 66 khe hở lớn bề mặt tiếp xúc trợt vỏ van phân phối Khi chọn đôi theo nhãm kÝch thíc ξ = (0,0015 ÷ 0,002) cm chế tạo trợt vỏ van phân phối theo cấp xác (mối ghép di động) có kể đến mài mòn lấy = 0,005 cm Pmax áp suất cực đại van an toàn bắt đầu điều chỉnh Ta đà chọn Pmax = 70 KG/cm2 = 70000 g/cm2 η – hÖ số nhớt động học dầu, lấy = 0,55 dt đờng kính ngõng trợt dt = cm 0,005 3.3,14.2.70000 ∆ = = 0,001(cm) 24.0,55.16,7 VËy hµnh trình toàn trợt phía là: VËy: // ∆ = ∆/ + ∆// = 0,12 + 0,001 = 0,121(cm) = 1,21(mm) Góc quay không tải Tính tới thời điểm bắt đầu tác động cêng ho¸: ϕ0 = ∆′ i Rvl (3 – 23) Trong đó: hành trình trợt tới lúc bắt đầu che kín rÃnh thoát dầu, trợt che kín rÃnh thoát dầu trợt đà hết hành trình Lấy / = 0,2mm Rvl bán kính vành tay lái, Rvl = 200 mm i tỷ số truyền lực từ trợt tới vành tay lái i= Rvl icc Ld (3 24) đây: ic tỷ số truyền cấu lái, ic = 23 Ld chiều dài đòn quay đứng, Ld = 200 mm i= VËy: 200.23 = 23 200 ϕ0 = 0,2 23 = 0,023rad 200 67 ϕ = 0,023 200 = 1,8 < 3,14 Vậy với o = 1,5o cờng hoá đảm bảo độ nhạy tác dụng Góc quay tự toàn vành tay lái Góc quay cho phép vành tay lái cờng hoá không làm việc = 2.∆ i Rvl (3 – 25) Trong ®ã: ∆ - hành trình phía trợt, = 1,21 mm ϕ0 = 2.1,21 18,09 = 0,21rad 200 ϕ0 = 200 0,21 = 13,94 < 3,14 / / 35 Vậy với o = 13,94o vành tay lái có độ dơ đảm bảo Chọn phơng án tính toán lò xo định tâm van phân phối a) Chọn phơng án Lò xo nén định tâm có tác dụng tạo nên cảm giác cho ngời lái, đồng thời cản trở việc gài nghịch đảo cờng hoá phần lớn lực va đập nhỏ từ mặt đờng bánh xe dẫn hớng Sử dụng lò xo định tâm giảm nhiều tải trọng lên van phân phối bơm dầu, nhằm nâng cao tuổi thọ van phân phối bơm dầu trợt van xo (a) Vành Con tay lái phân phối Đòn quay đứng định tâm Lò 68 (b) 3 Đòn dọc Hình 3.15 Sơ đồ bố trí lò xo định tâm van phân phối Các phơng án lắp đặt lò xo định tâm van phân phối: * Phơng án 1: Dùng hai lò xo lắp tỳ vào hai đầu trợt (hình 3.15.a) - Ưu điểm: kết cấu đơn giản - Nhợc điểm: khó đảm bảo cho lực lò xo hai phía cân nhau, dẫn đến tợng bên nặng, bên nhẹ quay vòng * Phơng án 2: Bố trí lò xo chịu nén phía đầu trợt (hình 3.15.b) - Ưu điểm: + Cảm giác quay hai phía giống + Dễ điều chỉnh, nhỏ gọn phơng án - Nhợc điểm: gia công phức tạp phơng án Qua phân tích u, nhợc điểm ta chọn lò xo định tâm theo phơng án - Nguyên lý làm việc: Khi quay tay lái (1) làm đòn quay đứng (2) quay, đòn kéo (3) dịch chuyển Nếu lực vành tay lái nhỏ sức căng ban đầu lò xo trợt vị trí trung gian Khi lực vành tay lái lớn sức căng ban đầu lò xo lò xo bị ép lại làm cho trợt rời khỏi vị trí trung gian để cờng hoá làm việc b) Tính toán lò xo định tâm van phân phối Lò xo van phân phối để giữ cân trợt vị trí trung gian Nếu dùng kết cấu có lò xo trình di chuyển mặt đờng không phẳng, dao động từ mặt đờng tác dụng lên van phân phối làm sai lệch vị trí van ảnh hởng đến trình cờng hoá hệ thống lái Lực tác dụng lên lò xo đợc tính theo lực tác dụng lên vành tay lái lúc cờng hoá bắt đầu làm việc Po = KG, lùc cêng ho¸ lín nhÊt Pvl’ = 17 KG Chun vị lò xo lấy theo độ dịch chuyển trợt phía: x = 1,21 mm Điều kiện làm việc lò xo tải trọng có va đập Chỉ số gài thuận gài nghịch cờng hoá đợc đặc trng giá trị cña lùc Po: 69 Po = R i.η t (3 27) Trong đó: R lực cản gài cđa van ph©n phèi i – tû sè trun tõ vành tay lái tới trợt van phân phối i = 18,09 ηt – hiƯu st thn cđa c¬ cÊu lái t = 0,72 Lực tác dụng lên lò xo lúc bắt đầu cờng hoá: Plx = Po.i = 2.18,09 = 36,18 (KG) Chän vËt liƯu lµ thÐp 60C2A cã: (4 – 17) [δb] = 1600 Mpa [δch] = 1400 Mpa [τ] = 0,3 δb = 0,3.1600 = 480 Mpa Chän tû sè ®êng kÝnh: c = D/d = Theo b¶ng 19 –1 (CTM – T2), ta cã: k = 1,25 Đờng kính dây lò xo đợc tính theo c«ng thøc: d = 1,6 k Plx c 1,25.36,18.6 = 1,6 = 3,8(mm) [τ ] 480 (3 – 29) Ta chọn đờng kính dây lò xo d = 4,0 mm §êng kÝnh lß xo: D = c.d = 6.4 = 24 (mm) Số vòng làm việc lò xo đợc tÝnh theo c«ng thøc: n= x.G.d 8.c ( Plx max − Plx ) (3 – 30) Trong ®ã: G mômen đàn hồi trợt, G = 8.104 Mpa ⇒ n= 2,203.8.10 4.4 = 6,2 (vßng) 8.6 3.36,18 70 Hai mặt đầu lò xo cần thêm khoảng từ (1,5 ữ 2) vòng để mài phẳng Chọn số vòng quay không tác dụng 1,7 vòng Khi đó, số vòng thực tế lò xo là: no = n + 1,7 = 6,2 + 1,7 = 8,9 (vßng) Lấy no = vòng Vì đầu mút lò xo đợc mài nên chiều cao lò xo lúc vòng sát là: H0 = (n0 – 0,5).d = (9 – 0,5).4 = 34 (mm) (3 31) Bớc lò xo chịu tải: t= d + 1,2.λ max n (3 – 32) Trong ®ã: λ max 8.D n.Plx 8.24 3.6,2.3618 = = = 28(mm) G.d 8.10 4.4 4 + 1,2.28 = 6,0(mm) 6,2 Chiều cao lò xo lúc chịu tải: Hs = H0 - n(t - d) Hs = 34 - 6,2.(6 – 4) = 21.6 (mm) VËy: (3 – 33) t= KiĨm nghiƯm tû sè (3 – 34) Hs D H s 27,67 = = 1,15 < D 24 Nh lò xo không bị ổn định Xác định độ ổn định làm việc hệ thống lái có cờng hoá Lực đẩy xi lanh hai phía khác bên có chiếm chỗ cần đẩy pittông Do đó, bánh xe dẫn hớng có xu hớng lệch khỏi vị trí ứng với chuyển độnh thẳng xe Để khắc phục tợng ta phải bố trí buồng phản ứng để giữ van phân phối nhằm tạo lực mở van phân phối khác dẫn đến ¸p st ë hai khoang cđa xi lanh lùc lµ khác tạo nên ổn định xe 71 ... trục khuỷu - Giữ nguyên đợc cấu lái xe - Có giá thành chi phí cho cải tiến thấp 3. 3 nguyên lý làm việc hệ thống trợ lực lái 3. 3.1 Khi xe thẳng 47 Ngời lái giữ tay lái vị trí thẳng, van trợt vị... tay lái có nặng 3. 4 xác định hệ số cờng hoá xây dựng đờng đặc tính cờng hoá lái 3. 4.1 Phân chia lực hệ thống lái Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có: 50 Pvl = Pvl + Pch Trong đó: Pvl lực lái. .. 48 ,33 (KG.m) Nh vËy, tÝnh to¸n cờng hoá cho xe UAZ ta phải tiến hành thiết kế hệ thống cờng hoá sinh mômen cản quy dẫn tâm trụ đứng 48 ,33 KG.m, để với ngời lái thắng đợc lực cản quay vòng 3. 4.2