IV. Tính toán thiết kế cơ cấu lái trục vít êcu bi-thanh răng cung răng
4.2 Thiết kế bộ truyền trục vít êcu bi
Tỷ số truyền của hệ thống lái:
i= Mc
R.PLmaxηt (2-18)
Trong đó: M - Mômen cản khi quay vòng tại chỗ, Mc = 1080,48 (Nm)c
PLmax - Lực lái lớn nhất của người lái, Plmax = 376,47 (N) R - bán kính vành lái, R = 200 (mm)
ηt= 0,7– hiệu suất truyền lực thuận của hệ thống lái.
Vậy: i=1080,48
0,2. 376,67 .0,7=20
1
0 9 8
3 2
1 4 5 6 7
1. vỏ cơ cấu lái 6. Phớt
2. ổ bi dưới 7. Đai ốc điều chỉnh 3.Trục vít 8. Đai ôc hãm 4. Êcu bi 9. Bánh răng rẻ quạt 5. ổ bi trên 10.Bi
Hình 2.8- Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng
Tỷ số truyền của cơ cấu lái:
iω=i
id (2-19)
Trong đó: i = Ld n/Lđ=1 tỷ số truyền của dẫn động lái.(đã tính ở trên)
Suy ra: iω=20
Dtb Dt d1 /2 /2 rl rl db d1 Dt Dtb D d B rl rl c c c Fa
Hình 2.9- Các thông số của trục vít - êcu- bi
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. Lực này được phân ra thành 2 thành phần: là lực vòng P và lực dọc trục P . Lực P chính là lực tác dụng làm quay bánhv d d
răng rẻ quạt.
Lực P có giá trị như sau:d
Pd=Mc.Ld.ηt
Rc2.Ln (2-20) Trong đó:
Mc- mômen cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ, M = 1080,48 (Nm)c
Ld - Độ dài đòn quay đứng, L = 180 (mm)d
Ln - Độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc, Ln = 180 (mm).
th – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, = 0,7th
Rc2- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt,
Ta chọn đường kính bi: d = 6 (mm)b Bước vít của trục vít: p = d + 5 = 11 (mm)b Ta có: R = c2 iω.p 2π = 20.11 2.3 14, = 36 (mm) Vậy : Pd=1080,48 . 0 18. 0 . 7, 0,036 .0,18 . =21063,3(N)
Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 40Cr. Do đặc điểm cấu tạo, Êcu bi và thanh răng là một chi tiết và cùng được làm từ thép 40Cr.
Xác định đường kính trong của ren trục vít theo độ bền kéo:
d1≥√4 .1,3 .Pd
π.[σK] (2-21)
Trong đó:
[ ] = K ch/3 với ch- giới hạn chảy của vật liệu vít. Với thép 20XH, ch = 400 (MPa). [ ] = 400/3=133 (MPa) = 133 (MN/mK
2
) Vậy : d1≥√4 .1,3 . 21063 3,
π.133 =16(mm)
Theo bảng P2.4 (Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí Tập 1) chọn
d1=22(mm)
Chọn đường kính bi: d = 6 (mm) b
Bước vít p = d + (1…5) mm = d + 5 = 11 (mm)b b
Bán kính rãnh lăn: chọn r = 0,51. d = 0,51.6=3,06(mm)1 b
Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi:
c=(r1−db
2)cosβ
Vậy: c=(3,06−6
2)cos 450=0,04(mm)
Đường kính vòng tròn qua tâm các viên bi:
Dtb = d + 2.(r –c) = 22+2.(3,06- 0,04) =28,04(mm)1 1
Đường kính trong của đai ốc:
D1= D + 2(r – c) =28,04 + 2.(3,06- 0,04)=34,08(mm)tb 1
Chiều sâu của profin ren: h = ( 0,3 0,35) 1 db=0,35 .6=2,1(mm)
Đường kính ngoài của trục vít: d= d + 2h1 1=22+2. 2,1=26,2(mm)
Đườngkính ngoài của ê cu: D =D – 2 h =1 1 34,08−2. 2,1=29,88(mm)
Góc nâng trục vít được xác định như sau:
0 11 ( ) arctg( ) 7,1 . tb .27,04 p ar g D ct (2-23) - Góc ma sát lăn thay thế: ρ=artg( 2μ d1sinβ) (2-24) với = 0,004 0,006 là hệ số ma sát lăn. Vậy: ρ=artg( 2. 0 004, 22 .sin 450)=0,00050 Bước vít: t = .Dtb. tg = π. 28,04 .tg7,10= (11mm)
Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 vòng. Số viên bi trên các vòng ren làm việc:
Zb = . . 1 tb b b K D Z d = π. 28,04 . 2,5 6 −1=36 (viên) Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rãnh hồi bi: Z = Lk k/db = 30/6 = 5 (viên)
Trong đó: L – chiều dài rãnh hồi bi. LK K =30(mm)
Tổng số viên bi: Z = Z + Z = 36+ 5 = 41 (viên)b k
Xác định khe hở hướng tâm:
= D – (2d +d ) = 34,08 – (2.6+22) =0,08(mm)1 b 1
Khe hở tương đối: = /d1= 0,08/22 = 0,004 (mm) Hiệu suất thuận:
ηt= tg λ tg(λ+ρ)= tg7,10 tg(9,10+0,00050)= 0,99 Hiệu suất nghịch: ηng=tg(λ−ρ) tg λ =tg(7,1 0−0,00050) tg7,10 =0,99 +) Tính kiểm bền:
Tải trọng riêng dọc trục xác định theo công thức sau:
qa= Pd
Zb.db2.ϕ (2-25)
Trong đó: = 0,8 - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi.
qa =
21063 3,
36 .62. 0,8. 10−6 =20 (MN/m )2
Từ khe hở tương đối và tải trọng riêng dọc trục q , theo đồ thị xác định ứng a
suất lớn nhất max., ta xác định được ứng suất lớn nhất max=3800 Mpa. [max] = 5000 Mpa đối với mặt làm việc của trục vít
Do đó trị số max thoả mãn điều kiện: max < [max]