Thiết kế hệ thống lái cho xe du lịch có trợ lực

lái loại liên hợp có đặc điểm nổi bật là có khả năng làm việc dự trữ rất lớn, vì vậy nó được dùng chủ yếu trên các loại ôtô cỡ lớn. Đối với đề tài: Thiết kế hệ thống lái cho xe du lịch, thì cơ cấu lái tốt nhất và thích hợp nhất là cơ cấu lái trục răng – thanh răng. 2.3 Tính toán động học hệ thống lái: 2.3.1. Tính động học hình thang lái: Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thống truyền dẫn động lái. Từ lý thuyết quay vòng ta thấy để nhận được sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quay hệ sau đây của của góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng. Theo giáo trình thiết kế và tính toán ôtô máy kéo mối quan hệ đó được thể hiện ở công thức sau: ( 2.1 ) Trong đó: b : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong. a : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài. B : là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng. L : là chiều dài cơ sở của ôtô. Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hướng lăn tinh mà không bị trượt lết trong quá trình quay vòng thì hiệu số cotg góc quay của bánh xe bên ngoài và bên trong phải luôn là một hằng số và bằng B/L. Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng. Nó bao gồm các khâu được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với dầm cầu trước. a). Trường hợp xe đi thẳng: Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình 2.8 ta có thể tính được mối quan hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau: ( 2.2 ) Trong đó: ( 2.3 ) Mặt khác: ị ( 2.4 ) Hình 2.8 Sơ đồ hình thang lái khi xe chạy thẳng. Thay (2.4) vào (2.2) ta được: ( 2.5 ) Các đòn bên tạo với phương dọc một góc q. Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa a và b vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đan - Tô không thể thoả mãn hoàn toàn được. Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép tức là độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất ở những góc quay lớn, nhưng cũng không được vượt quá 1.50. b).Trường hợp khi xe quay vòng: Hình 2.9 Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng. Khi bánh xe bên trái quay đi một góc a và bên phải quay đi một góc b, lúc này đòn bên của bánh xe bên phải hợp với phường ngang một góc (q-b) và bánh xe bên trái là (q +a). Từ sơ đồ dẫn động trên hình 2.9 ta có mối quan hệ của các thông số theo quan hệ sau: ( 2.6 ) Với: ( 2.7 ) Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có: ( 2.8 ) Thay(2.8) vào biểu thức trên ta có: ị ( 2.9 ) Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ta có: ị Mặt khác: ( 2.10 ) ( 2.11 ) Từ (2.9) và (2.10) thay vào (2.11) ta rút ra được biểu thức liên hệ giữa b và a như sau: ( 2.12 ) Trong đó: (2.13) 2.3.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết: Trên hệ trục toạ độ đề các a0b ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ b = f(q,a). Theo công thức (2.1) ta có: Hay: ( 2.14) ứng với các giá trị của góc b từ 00, 50, ... , 400 ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc a. Các giá trị này được lập trong bảng 1 dưới đây: Bảng 1: Quan hệ giữa a và b theo lý thuyết b a 00 00 50 4.750 100 9.070 150 13.030 200 16.690 250 20.10 300 23.310 350 26.380 400 29.330 2.3.3. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế: Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng được đường cong biểu thị hàm số a = f(q,b). Theo mối quan hệ này thì nếu biết trước một góc q nào đó ứng với một giá trị của góc b thì ta có một giá trị của góc a. Mối quan hệ giữa các góc q, b và a theo công thức (2.12) và (2.13) được thể hiện như sau: Trong đó: b - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên ngoài. a - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên trong. L - chiều dài cơ sở của xe L = 2450 (mm). B - khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hướng B = 1440 (mm). q - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang. q=78° m - chiều dài đòn bên hình thang lái m = 160 (mm). y – Khoảng cách giữa đòn ngang với trục trước trong hình thang lái y = 182 (mm). p – Chiều dài đòn thanh nối bên hình thang lái. P = 250 (mm). Dựa vào công thức (2.12) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc a = (00, 50, ... , 400) ta lấy góc q theo xe thiết kế q = 780. Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây: Bảng 2: Quan hệ giữa a và b trong điều kiện thực tế b(độ) a(độ) Da(độ) 0 0 0 5 4.84 0.09 10 9.4 0.32 15 13.65 0.61 20 17.55 0.86 25 21.08 0.98 30 24.19 0.85 35 26.75 0.36 40 28.76 0.57 Đường thực tế. Đường cong lý tưởng Dựa vào các số liệu trong bảng trên ta vẽ được đồ thị đặc tính động học hình thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục toạ độ: Nhận thấy rằng độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết đều nhỏ hơn 10 trong phạm vi có thể quay vòng của bánh xe dẫn hướng do đó các thông số của hình thang lái xe thiết kế là thoả mãn. 2.4. Tính toán động lực học hệ thống lái: 2.4.1 Xác định mômen cản quay vòng: Lực tác động lên vành tay lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại chỗ. Lúc đó mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường và mômen cản M3 gây nên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hướng. ( 2.15 ) 2.4.1.1. Mômen cản M1 Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức: ị ( 2.16 ) Hình 2.10 Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng Trong đó: Gbx – Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng. (N). a – cánh tay đòn của bánh xe dẫn hướng với xe thiết kế ta đo được (a = 0.03 m). f – hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường nhựa và khô ta chọn f = 0.015. Vậy: (Nm). 2.4.1.2. Mômen cản M2 do sự trượt bên của bánh xe trên mặt đường: Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe. Nguyên nhân lệch này là do sự đàn hồi bên của lốp. Điểm đặt của lực Y sẽ nằm cách hình chiếu của trục bánh xe một đoạn x về phía sau. đoạn x được thừa nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của nó theo công thức sau: Hình 2.11 Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi xe quay vòng ( 2.17 ) Trong đó: + r – bán kính tự do của bánh xe. Với bánh xe có cỡ lốp là: 185/70R 14 88H. ị(mm) + rbx – bán kính làm việc của bánh xe. Ta thừa nhận: rbx = 0.96*r = 0.96*355.6 = 341.4 (mm). Nên: . Do đó mômen cản do bánh xe trượt bên là: (Nm) ( 2.18 ) Với j là hệ số bám ngang. Lấy j = 0,8 Vậy: (Nm) 2.4.1.3. Mômen ổn định ở các bánh xe: Mômen ổn định tạo nên bởi độ nghiêng ngang,nghiêng dọc của trụ đứng. Giá trị của M3 thường rất nhỏ lấy M3 = 0. 2.4.1.4. Hiệu suất dẫn động của trụ đứng và hình thang lái: ( 2.19) Trong đó: hk : Là hiệu suất của các khớp thanh kéo. Chọn hk = 0.8. ht : Là hiệu suất của trụ đứng. Chọn ht = 0.9. ị Thay các giá trị M1, M2, M3 và h vào công thức (2.15) ta được: (Nm) 2.4.2. Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái: Khi đánh lái trong trường hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng là lớn nhất. Lực lớn nhất đặt lên vành tay lái được xác định theo công thức: ( 2.20) Trong đó: Mc – mômen cản quay vòng. Mc = 487.6 (Nm). R – bán kính bánh lái. R = 0.18 (m). ic – tỷ số truyền cơ cấu lái . ic = 20.4. hth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái thanh răng – trục răng hiệu suất thuận. hth = 0.6. id – tỷ số truyền của truyền động lái. id = 1; [ ]. Vậy thay vào công thức (2.20): (N). 2.4.3. xác định các thông số hình học của dẫn động lái và cơ cấu lái: 2.4.3.1. Chiều dài thanh răng: Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay đi một góc thì thanh răng dịch chuyển một đoạn là X. ( 2.21) Trong đó: ( 2.22) Thay các số liệu vào công thức (2. 21) ta được: Do thanh răng quay về cả hai bên nên khoảng cách của thanh răng sẽ phải thoả mãn là: L = 170 (mm) > 2* X1 = 2*74 = 148 (mm). Vậy khoảng cách phải làm việc của thanh răng đo trên chiều dài của trục nhỏ bằng nửa lần chiều dài ( L = 170 mm ). Vậy thanh răng đủ dài để xe có thể quay vàng dễ dàng mà không bị chạm. 2.4.3.2. Các thông số của bộ truyền cơ cấu lái: a). Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng: Để xác định được bán kính vòng lăn của bánh răng ta có thể thực hiện theo các phương pháp sau: + Chọn trước đường kính vòng lăn của bánh răng từ đó tính ra vòng quay của bánh răng có phù hợp không. Có nghĩa là ứng với số vòng quay (n) nào đó thì thanh răng phải dịch chuyển được một đoạn X1 = 73.89 (mm). + Chọn trước số vòng quay của vành lái rồi sau đó xác định bán kính vòng lăn của bánh răng. đối với cơ cấu lái loại thanh răng – bánh răng thì số vòng quay của vành lái thì cũng là số vòng quay của bánh răng. Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay của vành lái ứng với bánh xe quay là n = 1.5 vòng. Ta có công thức : X1 = 2*p*R*n ( 2.23) Suy ra: R = = 7.84 mm. b).Xác định các thông số của bánh răng: * Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy. Dc = ( 2.24) Trong đó: Dc : Đường kính vòng chia: Dc = 2*R = 2*7.84 = 15.68 (mm ). mn : Môduyn pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn mn = 2.5. b : Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng b = 120. Từ công thức (2.25) ta suy ra số răng của bánh răng : Z= = = 6.13 Chọn số răng Z = 6 răng. Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có : Cosb = = = 0.956 Suy ra b = arcos 0.956 = 180 Môduyn ngang của bánh răng : mt = = = 2.62 Số răng tối thiểu: Zmin = 17*cos3b = 17*cos3180 = 14.62 Như vậy Zmin = 15 >5 do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh đều jS = 0. Xác định hệ số dịch chỉnh jbr theo công thức : j = = = 0.647 Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng : + Đường kính vòng đỉnh: Dd = Dc+2*mn*(1+ j) = 15.68 +2*2.5*(1+ 0.647) = 23.9mm ằ 24mm. + Đường kính đỉnh chân răng: Df =Dc- 2*mn*(1.25- j)=15.68–2*2.5*(1.25- 0.647) =12.665 mm ằ 12mm. + Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy a = 200. + Đường kính cơ sở của bánh răng: D0 = Dc. cosa = 15.68.cos(200) = 14.73 + Chiều cao răng : h= (hf’ + hf” )*m =(1 +1.25)*2.5 = 5.625 + Chiều cao đỉnh răng: h’ = (f’ + j)* m = (1+ 0.647) *2.5 = 4.12 + Chiều dày của răng trên vòng chia: S = p*m/2 + 2*j * m * tga = 3.14*2.5/2 + 2*0.647*2.5*tg200 = 5.1 mm c). Xác định kích thước và thông số của thanh răng: Đường kính của thanh răng được cắt tại mặt cắt nguy hiểm nhất: d= ( 2.25) Trong đó: [t] : ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất. Lấy [t] = 35 kg/mm2. Mx : Mô men xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, chính bằng mômen cản quay vòng từ bánh xe: Mx = Mc = 487.6 Nm Thay các thông số vào công thức (2.35) ta được : d = = d = = 19.09 Chọn d = 20 mm Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng : L = 2*X1 = 2*73.89 = 147.78 mm Mặt khác ta có: dc = Z = = Trong đó : t1 = = = = 8.25 Suy ra: Z = = 18.9 Vậy ta chọn Z = 20 răng. Hệ số dịch chỉnh thanh răng : jtr = jS - jbr = 0 – 0.647 = 0.647 + Đường kính vòng chia của thanh răng: Dc = Dd – 2*m*(1.25 - j) = 24 – 2*2.5*(1.25 – 0.647) = 20.985 mm ằ 20mm. + Đường kính vòng đỉnh của thanh răng: Dd = D = 24 mm + Chiều cao của thanh răng h = (f’ + f’’) mn = (1+ 1.25)*2.5 = 5.625 2.4.4. Tính bền: 2.4.4.1. Tính bền cơ cấu lái trục răng – thanh răng: Đối với loại truyền động truc răng – thanh răng phải đảm bảo cho các răng có độ bền cao. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền trục răng – thanh răng. *. Lực vòng tác dụng lên bánh răng: (N). *. Lực hướng tâm tác dụng lên trục răng theo công thức: (N) *. Lực dọc tac dụng lên trục răng: Kiểm tra vật liệu. Trong quá trình làm việc trục răng, thanh răng chịu ứng suất uốn tiếp xúc và chịu tải trọng va đập từ mặt đường. Vì vậy thường gây ra hiện tương rạn nứt chân răng. Do ảnh hưởng lớn tới sự tin cậy và tuổi thọ của cơ cấu lái. Để đảm bảo được những yêu cầu lam việc của cơ cấu lái thì vật liệu chế tạo trục răng – thanh răng được dùng là thép XH được tôi cải thiện. Có: HB = 260 á 290. *.ứng suất cho phép: +.ứng suất tiếp xúc cho phép: -. Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của trục răng: -.ứng suất tiếp xúc cho phép của trục răng: ( 2.26) Trong đó: +. SH: Là hệ số an toàn ; lấy SH = 1.1. +. ZR: Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám; ZR = 0.95. +. ZV: Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng; ZV = 1.1. +. KXH: Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước trục răng; KXH = 1. +. KF: Hệ số xét ảnh hưởng của độ độ bôi trơn; KF = 1. Thay các thông số vào công thức (2.26) ta được: *. ứng suất cho phép : Giới hạn bền mỏi uốn của trục răng: ( 2.27) Chọn KFL = 1; Với bộ truyền quay hai chiều ta chọn KFC = 0.7 ị *. ứng suất uốn cho phép: ( 2.28) Trong đó: +. YR = 1; KXF = 1. +. SF: Là hệ số an toàn; lấy SF = 1.7. +. YS: Là hệ số xét tới ảnh hưởng của mô đun với m = 2.5; ta chọn YS = 1.03. ị *. Kiểm nghiệm độ bền uốn. -. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: ( 2.29) Trong đó: +. ZM = 175 MPa (Đối với trục răng bằng thép). +. +. (ea là hệ số trùng khớp ngang, ea được tính theo công thức sau ): +. Trong đó: gH = 1.1; bw = jd * dw = 0.6*24 = 14.4 ị Thay các thông số vào công thức (2.29) ta được: Vậy: Do đó thoả mãn điêù kiện tiếp xúc. *. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: ứng suất uốn được tính theo công thức: ( 2.30) Với: YF1, YF2 là hệ số dạng răng. Theo đồ thị trên Hình (10.21) tài liệu chi tiết máy với hệ số dạng răng dịch chỉnh x = 0.647 và số răng tương đương. KFb = 1.25 (Tra theo đồ thị 10 - 14 tài liệu chi tiết máy.) KFg: Tính theo công thức: Với Thay các thông số vào công thức (2.28) ta được: Vậy điều kiện được thoả mãn ị Bộ truyền trục răng - thanh răng đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc. 2.4.4.2. Tính bền trục lái: Trục lái làm bằng thép 20 có ứng suất cho phép . Trục lái chế tạo đặc có đường kính D = 20 mm. ứng suất xoắn gây nên tại tiết diện nguy hiểm được xác định bằng công thức: ( 2.31) Trong đó: Pvl – lực cực đại tác dụng lên vành tay lái Pvl = 221.3 (N). R – bán kính vành tay lái R = 180 (mm). Wx – môduyn chống xoắn. (mm3). Thay số vào: (N/mm2). Với vật liệu chế tạo các đăng là thép nhiệt luyện có ứng suất xoắn cho phép là: N/mm2. Vậy: Trong quá trình làm việc trục lái chịu ứng suất xoắn truyền từ vô lăng xuống. Tính trục lái theo góc xoắn, góc xoắn của trục được tính theo công thức: ( 2.32) Trong đó: +. +. L: Chiều dài trục lái: L = 400 mm = 0.4 m. +. G: Mô đun đàn hồi dịch chuyển: G = 8*104 N/mm2. Thay các giá trị vào công thức(2.32): (rad). Góc xoắn tương đối không vượt quá (5.5° á 7.5°)/m. Suy ra: , vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tương đối. Như vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật. 2.4.4.3. Tính bền đòn kéo ngang: Trong quá trình làm việc đòn kéo ngang chỉ chịu kéo nén theo phương dọc trục. Do vậy khi tính bền ta chỉ cần tính kéo, nén và lực tác dụng từ bánh xe. Tính bền đòn kéo ngang theo chế độ phanh cực đại. ( 2.33) Trong đó: G1 – Tải trọng đặt lên cầu trước trong trạng thái tĩnh: G1 = 13100(N). m1p – Hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trước khi phanh: m1p = 1.4. - Hệ số bám giữa lốp và mặt đường: j = 0.8. Thay vào biểu thức ta được: (N) Hình 2.12- Sơ đồ phân bố lực phanh. Qua sơ đồ phân tích lực trên ta có: ( 2.34) Trong đó: c, AB: là các kích thước trên hình vẽ. (mm); AB = 160 (mm). Vậy: (N). Ta lại có: (N). (N). ứng suất nén dọc của thanh ngang liên kết được xác định theo công thức: ( 2.35) Trong đó: +. P: Lực tác dụng theo phương của đòn ngang. P = Q2 = 3620.8 (N). +. Ft: Là tiết diện của thanh: Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống CT20 có đường kính trong và ngoài lần lượt là: D = 20 mm; d = 10mm. [sb] = 350 (KG/cm2) = 35 (MN/m2). Với hệ số dự trữ bền ổn định n = 2 ta có: [sb] = 17.5 (MN/m2). Thay số vào (N/mm2). Vậy đòn kéo ngang đảm bảo độ bền và độ ổn định. 2.4.4.4. Tính bền đòn kéo dọc: Để đảm bảo an toàn và tính ổn định trong quá trình làm việc, đòn bên được làm bằng thép 20X. Đòn bên của dẫn động lái chủ yếu chịu ứng suất uốn. Do vậy ta tính bên theo điều kiện uốn: Ta kiểm tra ứng suất uốn tại vị trí nguy hiểm nhất tại chỗ giao nhau giữa hai tiết diện, tại điểm A. ( 2.36) Trong đó: +. Với b = 30 mm; h = 20mm. Theo tài liệu chuyên ngành, lấy hệ số an toàn n = 1.5 và với thép 20X thì ta có: ị Vậy: Nên thoả mãn điệu kiện bền uốn. 2.4.4.5.Tính bền thanh nối bên: Đòn nối của dẫn động lái 6 khâu do ở hai đầu là khớp nên chỉ chịu kéo nén đường tâm. Ta tính đòn nối trong trường hợp chịu phanh cực đại như trên: Thanh uốn AB chịu lực nén: Q1 = 3419.7 (N) ứng suất uốn của thanh. (2.37) Trong đó: ị . Thanh nối được làm băng vật liệu thép 20X có . Vậy: . Do đó đòn nối bên của dẫn động lái đủ bền trong quá trình là việc. 2.4.4.6. Tính bền khớp cầu (Rô - tuyn): Khớp cầu được bố trí trên đòn kéo dọc, đòn ngang hệ thống lái. Chúng là khâu quan trọng của dẫn động lái. Các khớp cầu được phân loại theo cách thức bù đắp khe hở của các bề mặt làm việc khi chúng bị mòn. Hiện nay trên ôtô thường sử dụng hai loại khớp cầu: Khớp cầu có loxo nén đặt hướng kính. Khớp cầu có loxo nén đặt hướng trục. Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 20XH có cơ tính: Hình 2.13 Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl). Với điều kiện là khớp làm việc ở chế độ tải trọng động và chịu va đập. Khớp cầu được kiểm nghiệm độ bền theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại vị trí có tiết diện nguy hiểm. Kiểm tra bền khớp cầu: Như phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực phanh cực đại PPMax. . Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu: (2.38) F – là diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyn. Trong thực tế diện tích làm việc chiếm 2/3 diện tích bề mặt của khớp cầu. Nên mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2 * 2/3 = 1/3 bề mặt khớp cầu. Ta có: . D – là đường kính khớp cầu: D = 20 (mm). ị . Hệ số an toàn: . Như vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu ở thanh kéo dọc. Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt: Kiểm tra độ bền cắt khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm nhất. ứng suất cắt được tính theo công thức: (2.39) Trong đó: Fc – là tiết diện của rotuyl tại vị trí có tiết diện nguy hiểm nhất (tại chỗ thắt nhỏ của rotuyl như trên hình 2.13) . ở đây: d là đường kính tại chỗ thắt của rô1tuyl d = 12 (mm). ị. Hệ số an toàn:. Như vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm. 2.5. Tính toán thiết kế trợ lực lái: 2.5.1. Sự cần thiết của việc trang bị trợ lực cho hệ thống lái: Trợ lực của hệ thống lái có tác dụng giảm nhẹ cường độ lao động của người lái, giảm mệt mỏi khi xe hoạt động trên đường dài. Đặc biệt trên xe có tốc độ cao, trợ lực lái còn nhằm nâng cao tính an toàn chuyển động khi xe có sự cố ở bánh xe như nổ lốp, hết khí nén trong lốp và giảm va đập truyền từ bánh xe lên vành tay lái. Để cải thiện tính êm dịu chuyển động, phần lớn các xe hiện đại đều dùng lốp bản rộng, áp suất thấp để tăng diện tích tiếp xúc với mặt đường. Kết quả là cần một lực lái lớn hơn. Lực lái có thể giảm bằng cách tăng tỷ số truyền của cơ cấu lái. Tuy nhiên việc đó lại đòi hỏi phải quay vô lăng nhiều hơn khi xe quay vòng dân đến không thể thực hiện được việc ngoặt gấp. Vì vậy để giữ cho hệ thống lái nhanh nhạy trong khi vẫn chỉ cần lực lái nhỏ, cần phải có một vài loại thiết bị trợ giúp hệ thống lái gọi là trợ lực hệ thống lái. Trợ lực lái đựơc sử dụng chủ yếu ở những xe hạng nặng , ngày nay cũng dùng trên các xe du lịch gọn nhẹ 2.5.2. Nguyên lý trợ lực: 2.5.2.1 Các phần tử cơ bản của trợ lưc: Hình 2.22 - Tổng quan hệ thống lái có trợ lực. Một hệ thống trợ lực lái cơ bản gồm có 3 phần chính sau đây: + Bơm trợ lực lái (Bơm cánh gạt). + Van điều khiển. + Xy lanh lực. *.Van điều khiển lưu lượng : Van điều khiển lưu lượng điều khiển lượng dầu từ bơm tới cơ cấu lái, đảm bảo một lưu lượng không đổi không phụ thuộc vào vận tốc bơm. Tuy nhiên, rất nhiều bơm hiện nay sử dụng một ống điều khiển cùng với van điều khiển lưu lượng để giảm lưu lượng dầu khi bơm đạt đến một tốc độ nhất định. Đó là trợ lực lái kiểu cảm biến tốc độ động cơ RPM. Nó tạo ra một lực phù hợp ngay cả khi xe chạy ở tốc độ cao. Trong van điều khiển lưu lượng có van an toàn để điều khiển áp suất dầu cực đại của bơm . áp suất cực đại sinh ra khi đánh vô lăng hết cỡ sang trái hoặc sang phải và van an toàn cửa dầu hồi. Lúc này để ngăn cản áp suất tăng quá cao, van an toàn mở. Khi cần thiết phải xả dầu cao áp vào bình. áp suất cực đại rất quan trọng, nếu nó quá thấp trợ lực lái sẽ không hiệu quả và ngược lại nếu quá cao sẽ ảnh hưởng tới các đường ống, các chỗ nối và các doăng... Nếu áp suất dầu cực đại của bơm quá cao, hay quá nhỏ chứng tỏ van an toàn đã bị hỏng. *.Nguyên lý làm việc của bơm cánh gạt : Bơm cánh gạt gồm các bộ phận sau : vòng cam, rô to, cánh và van điều khiển lưu lượng. Khi rô to quay trong vòng cam, vòng cam bắt chặt với vỏ bơm.Trong rô to có các rãnh các cánh gạt đặt trong các rãnh đó. Vòng ngoài của rô to dạng hình tròn, mặt trong của vòng cam là hình ôvan nên tạo khe hở giữa rôto và vòng cam. Các rãnh gạt chia các khe hở này thành các buồng dẫn. Hình 2.25- Sơ đồ nguyên lý hoạt động của bơm cánh gạt . Các cánh gạt tỳ lên nhau trong vòng cam nhờ có lực ly tâm lẫn áp suất dầu tác dụng tác dụng lên cạnh trong của cánh nên làm kín rất tốt, do vậy khi bơm hoạt động sinh ra dầu có áp suất cao mà không bị rò rỉ tại phần tiếp xúc giữa cánh gạt và vòng cam.Thể tích tại buồng dầu tăng tại cửa hút nên dầu trong bình chứa được hút vào buồng dầu từ cửa hút. Thể tích buồng dầu giảm ở phía bơm do vậy dầu hút vào bị đẩy ra ngoài theo cửa bơm. Bơm có hai cửa hút và hai cửa bơm. Vì vậy mỗi vòng quay của rôto thì dầu được hút và đẩy hai lần. *.Cơ cấu lái của trợ lực lái : Piston trong xy lanh lực được đặt trên thanh răng được trợ giúp chuyển động nhờ áp suất sinh ra do bơm cánh gạt tạo ra tác dụng lên piston. Một phớt dầu trên piston để ngăn cản không cho rò rỉ áp suất dầu .Phớt dầu cũng được đặt ở hai đầu của xy lanh để tránh rò rỉ ra bên ngoài . Hình2.26 - Cơ cấu lái hệ thống trợ lực . trục van điều khiển được nối với vô lăng .Khi vô lăng ở vị trí chung gian ( chạy thẳng ) ,van điều khiển cũng ở vị trí trung gian nên dầu từ bơm không tác dụng lên buồng nào mà hồi ngay về bình .Tuy nhiên , khi đánh lái theo bất kỳ hướng nào , van điều khiển thay đổi cửa dẫn dầu nên dầu đi vào một buồng .Dầu ở buồng đối diện bị đẩy ra ngoài và trở về bình thông qua van điều khiển . Hiện nay có 3 kiểu van điều khiển khác nhau , chúng đều thực hiện bằng cách thay đổi các đường dẫn dầu ,van ống , van xuay và van cánh . 2.5.2.2 Nguyên lý hoạt động của hệ thống lái khi có trợ lực; Trợ lực lái là một thiết bị thuỷ lực sử dụng công suất của động cơ để giảm nhẹ lực lái. Động cơ dẫn động bơm tạo ra dầu cao áp tác dụng lên piston nằm trong xy lanh lực. Piston trợ giúp cho việc chuyển động của thanh răng. Mức độ trợ giúp phụ thuộc vào độ lớn của áp suất dầu tác dụng lên piston. Vì vậy nếu cần trợ lực lái lớn hơn thì phải tăng áp suất dầu. a) . Vị trí trung gian (khi xe chuyển động thẳng ): Nguyên lý : Dầu từ bơm được đẩy lên van điều khiển. Nếu van ở vị trí trung gian, tất cả dầu sẽ chảy qua van vào cửa xả và hồi về bơm. Vì áp suất dầu bên trái và bên phải piston là như nhau lên piston không chuyển động về hướng nào. Van điều khiển Bơm Pisston Xi lanh lực Hình 2.23 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái ở vị trí trung gian . b). Khi quay vòng : Khi trục lái chính quay theo bất kỳ hướng nào, giả sử quay sang phải thì van điều khiển cung di chuyển làm đóng một phần cửa dầu, còn cửa kia mở rộng hơn. Vì vậy làm thay đổi lượng dầu vào các cửa, cùng lúc đó áp suất dầu được tạo ra. Như vậy tạo ra sự trênh lệch áp suất giữa hai khoang trái và phải của piston. Sự trênh lệch áp suất đó làm piston dịch chuyển về phía có áp suất thấp, dầu bên áp suất thấp sẽ được đẩy qua van điều khiển về bơm. Hình 2.24 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái khi quay vòng. 2.5.3. Phân tích lựa chọn phương án thiết kế: 2.5.3.1. Phân tích lựa chọn phương án bố trí trợ lực lái: Trợ lực lái được bố trí trên xe được bố trí theo các phương án sau: Phương án 1 Phương án 2 Phương án 3 Phương án 4 Phương án 5 Đối với đề tài: thiết kế hệ thống lái xe du lịch, với hệ thống lái trục răng - thanh răng thì ta lựa chọn phương án 5: bố trí trợ lực lái cùng với đòn kéo ngang. ưu điểm của việc bố trí này là gọn nhẹ, dễ bố trí do piston trợ lực kết hợp vói cùng thanh răng. 2.5.3.2. Phân tích lựa chọn phương án trợ lực: a).Kiểu van quay : Van điều khiển kiểu quay trong cơ cấu lái quyết định dầu từ bơm sẽ đi đến buồng nào. Trục van điều khiển (mômen từ vô lăng tác dụng lên ) và trục răng được nối với nhau bằng một thanh xoắn.Van quay và trục răng được nối với nhau bằng một chốt và quay cùng nhau. Nếu có áp suất dầu, thanh xoắn sẽ bị xoắn hết cỡ, trục van điều khiển và trục răng sẽ tiếp xúc với nhau ở vấu chặn nên mômen từ trục van điều khiển sẽ truyền thẳng đến trục răng . Hình 2.27 - Van điều khiển kiểu quay . Sơ đồ mạch điều khiển thuỷ lực của van quay. Một sức cản trong mạch dầu được tạo ra bởi chuyển dộng quay của trục van điều khiển so với van quay. Khi vô lăng quay sang phải, áp suất bị cản lại tại cửa X và Y, khi quay sang trái, nó bị cản lại tại X' và Y'. Hình 2.28 - Mạch điều khiển thuỷ lực của van quay . Khi đánh lái, trục van điều khiển quay, làm trục răng quay nhờ thanh kéo. Ngược lại với trục răng, do lúc này thanh xoắn bị xoắn tỷ lệ với lực tác dụng từ mặt đường , trục van điều khiển chỉ quay theo lượng xoắn của thanh xoắn và di chuyển sang phải hoặc sang trái so với van quay. Vì vậy các khe X,Y (hay X' và Y') được tạo ra và gây ra sự khác nhau trong áp suất dầu giữa buồng xy lanh bên phải và bên trái. Như vậy, chuyển động quay của trục van điều khiển trực tiếp gây ra sự thay đổi của các cửa và điều chỉnh áp suất dầu. Dầu từ bơm vào vành ngoài của van quay và dầu hồi về bình qua khe hở giữa thanh xoắn và trục van điều khiển. b).Kiểu van cánh: Trên hình vẽ là cấu tạo kiểu van cánh. Nó cũng có tác dụng như hai kiểu van trên . Trục van điều khiển và trục răng được nối nhau thông qua thanh xoắn, các cánh van được làm liền với thanh xoắn. Các van V1 và van V2 của cánh số một đóng vai trò như van điều khiển hướng chảy và lựa chọn dòng dầu:hoặc từ P-A-T hoặc từ P-B-T phụ thuộc vào sự dịch chuyển của vô lăng. Các van V3 và van V4 của cánh số hai đóng vai trò như van điều khiển áp suất tại điểm A và điểm B phụ thuộc vào lực đánh lái.ở vị trí chung gian tất cả các van V1,V2,V3 và van V4 đều mở và do đó không có sự trênh lệch áp suất giữa hai khoang A và khoang B . Khi vô lăng quay sang trái V1 mở,V2 đóng,V3 mở một phần,V4 mở do vậy áp suất tại A tăng lên và đẩy piston sang phải tạo sự trợ lực lái.Tương tự khi xe quay vòng sang phải. Hình 2.29 Sơ đồ điều khiển dạng van cánh c).Kiểu van ống: Van điều khiển kiểu ống được mô tả ở hình vẽ dưới đây: Hình vẽ 2.30 – Van điều khiển kiểu ống.  Một van ống trong được đạt bên trong van ống ngoài, có một lỗ và một rãnh trên phần dưới của van ống trong. Van ống được nối với van điều khiển nhờ hai viên bi và nó cũng được nối với trục răng nhờ hai chốt trượt. Van ống trong quay cùng chiều với trục răng nhưng di chuyển lên xuống chỉ bằng 1mm. Van ống ngoài được đạt giữa vỏ cơ cấu lái và van ống trong được gắn chặt với trục răng nhờ đĩa trượt và phanh hãm. van ống ngoài không thể dịch chuyển lên xuống được. Sở đồ mạch điều khiển thuỷ lực của van ống. Một sức cản trong mạch thuỷ lực được tạo ra bởi sự dịch chuyển của van ống trong so với van ống ngoài. Khi đánh lái sang phải, áp suất bị cản tại các cửa X và Y. Khi đánh lái sang trái thì áp suất dầu bị cản tại các cửa X’ và Y’. . Khi vô lăng quay, trục van điều khiển quay làm quay trục răng thông qua thanh xoắn. Van ống trong được nâng lên hay hạ xuống nhờ hai viên bi. Như vậy van ống trong di chuyển lên xuống so với van ống ngoài chỉ phụ thuộc vào mức độ xoắn của thanh xoắn. Hình 2.31- Sơ đồ mạch điều khiển thuỷ lực kiểu van ống. Khi van ống trong chuyển động lên trên trong quá trình quay phải và chuyển động xuống dưới trong quá trình quay trái sinh ra sự khác nhau của áp suất dầu giữa buồng bên phải và buồng bên trái. vì vậy dầu được gửi đến các buồng của xy lanh lực tạo sự chênh áp đẩy piston sang phải hay sang trái, nhờ vậy hệ thống lái được trợ lực. Tóm lại qua những đánh giá, phân tích ưu nhược điểm của từng bộ phận của hệ thống trợ lực lái cho xe du lịch ta chọn như sau: +.Phương án thiết kế hệ thống trợ lực lái là hệ thống trợ lực thuỷ lực. +. Phương án bố trí cường hoá 5. +. Chọn bơm cánh gạt. +. Chọn van điều khiển là loại van quay. 2.5.4.tính toán cường hóa lái: 2.5.4.1. Chọn những thông số làm việc của hệ thống lái: Trong việc tính toán hệ thống lái để quay vòng ôtô khi chuyển động được xác định bằng công như sau: ( 2.40 ) Trong đó: jt: Là góc quay trục lái ( độ) từ vị trí trung gian tới mép ngoài cùng, ở đây có. jt = 540°. RV: Bán kính vành lái. PV: Lực trung bình đặt vào vành lái: Chọn PV = 50N(Số liệu tham khảo). Thay các số liệu vào công thức (2.40): . Mặt khác đối với xe du lịch công trung bình giới hạn, . Như vậy: . Do đó thoả mãn Lực cực đại đặt lên vành lái khi có cường hoá ta chọn PVL0 = 90N (Theo tài liệu tham khảo chuyên ngành). Từ đó ta tính được phần trăm trợ lực là: . *. Lực đặt lên vành tay lái để gài trợ lực: Đối với ôtô du lịch hiện nay giá trị này thường nằm khoảng (20Ná 40N). Đối với xe thiết kế ta chọn là: P0 = 30N. Từ đó ta tính được mômen cần thiết để mở cường hoá là(Tại vành tay lái): Mặt khác: ( 2.41 ) Trong đó: MZ: Mômen cản khi trục lái dịch chuyển, giá trị này nhỏ MZ = 0 MQ: Mômen cần thiết để xoắn thanh xoắn tới vị trí bắt đầu trợ lực h0: Là hiệu suất từ vành tay lái tới van xoắn (Hiệu suất truyền lực). Chọn h0 = 1. i0: Là tỷ số truyền từ vành lái tới van. Chọn i0 = 1. Vậy mômen cần thiết để bắt đầu mở trợ lực là: M0 = MQ = 5.4 (Nm). *. ở thời điểm bắt đầu cường hoá thì mômen cản do mặt đường truyền lên là: . *. Mômen cản mà cường hoá phải khắc phục là: . *. Chỉ số hiệu quả tác dụng của cường hoá(H): Là tỷ số giữa lực đặt vào vành tay lái khi không có trợ lực và khi có trợ lực. Chỉ số H thường cho H < 4. Do đó H = 2.45 là hợp lý, phù hợp với chủng loại xe thiết kế. Để đảm bảo được các yếu cầu của cường hoá và phải đảm bảo tuổi thọ của lốp. 2.5.4.2. Xây dựng đặc tính cường hoá lái: Theo giáo trình Thết kế tính toán ôtô thì đặc tính của cường hoá chỉ rõ sự đặc trưng của quá trình làm việc của bộ cường hoá hệ thống lái. Nó biểu thị mối quan hệ giữa lực mà người lái đặt lên vành tay lái Pl và mômen cản quay vòng của các bánh dẫn hướng Mc: . Qua đây ta thấy khi không có cường hoá thì lực đặt lên vành tay lái chỉ phụ thuộc vào mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng (vì R, iw, id, hth là những hằng số). Do đó đường đặc tính là những đường bậc nhất đi qua gốc toạ độ. Theo tính toán ở phần trước khi quay vòng ôtô tại chỗ mômen cản quay vòng là lớn nhất, toạ độ xác định điểm này trên đường đặc tính là B [47,68 ; 117,3]. Vậy đường đặc tính được xác định P1 = f(Mc) sẽ đi qua gốc toạ độ và đi qua điểm B [47,68 ; 117,3]. Khi hệ thống lái được lắp cường hoá đường đặc tính của của nó cũng biểu thị mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Mc. Đây cũng là mối quan hệ bậc nhất. Khi con trượt của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực cường hoá quy dẫn lên vành tay lái Pc = 0 nên mômen cản quay vòng Mc = 0. Do bộ cường hoá được thiết kế ở van phân phối có lò xo định tâm. Khi những va đập ở mặt đường truyền ngược lên vành tay lái nếu nằm trong giới hạn lực nén sơ bộ ban đầu của lò xo thì lực đó được truyền lên vành tay lái. Nếu như lực ngược đó mà vượt quá giới hạn đó thì lò xo sẽ được nén tiếp dẫn đến con trượt van phân phối bị lệch về một phía và bộ cường hoá bắt đầu làm việc. Cụ thể, để bộ cường hoá làm việc thì lực đặt lên vành tay lái phải lớn hơn 30 (N). ở giai đoạn này đặc tính biểu thị sẽ trùng với đặc tính khi chưa có bộ cường hoá. Tại điểm A [30 ; 66] thì bộ cường hoá bắt đầu làm việc. Khi lực đặt lên vành tay lái lớn hơn 30 (N) đường đặc tính đặc trưng cho hoạt động của cường hoá ở giai đoạn này cũng là đường bậc nhất nhưng có độ dốc thấp hơn so với đường đặc tính khi chưa có cường hoá (độ dốc này cần thiết phải có để đảm bảo cho người lái có cảm giác sức cản của mặt đường tác dụng lên vành tay lái). Khi mômen cản quay vòng lớn hơn Mc = 487.6 (Nm) thì hệ thống lái làm việc như hệ thống lái cơ khí ban đầu (cường hoá đã làm việc hết khả năng). Cụ thể là người lái muốn quay vòng ôtô thì phải tác dụng lên vành tay lái một lực Pl > Pc. Đồ thị các đường đặc tính khi chưa cường hoá Pl = f(Mc) và được lắp bộ cường hoá Pc = f(Mc) được thể hiện ở hình dưới đây. Có cường hoá Không có cường hoá Ta thấy rằng: Đặc tính khi chưa có cường hoá là đường bậc nhất, đoạn OB. Đặc tính khi có cường hoá là đường bậc nhất gãy khúc và thấp hơn đường đặc tính khi chưa có cường hoá. Đoạn OA: Pl = Pc = f(Mc). Lực do người lái hoàn toàn đảm nhận. Đoạn AC: Pc = f(Mc). Biểu thị lực mà người lái cảm nhận về chất lượng mặt đường. Điểm C [90 ; 487.6], chọn Pc = 90 (KG). Từ C trở đi: Pc = f(Mc) song song với đường Pl = f(Mc). Hiệu số các toạ độ của hai đường Pc và Pl chính là lực tạo nên bởi bộ cường hoá. Lực này phải phụ thuộc vào áp suất môi trường làm việc và đường kính của xilanh. Nếu chọn Pc lớn thì quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ nặng hơn, còn nếu chon Pc quá nhỏ thì người lái sẽ không đủ cảm giác về chất lượng mặt đường. 2.5.4.3. Tính toán xilanh lực: Kích thước của xilanh lực cần phải đủ lớn để đảm bảo sinh ra được lực cần thiết trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái là có giới hạn. Nếu kích thước nhỏ thì áp suất dầu trợ lực phải lớn và ngược lại. áp suất dầu là do bơm dầu sinh ra, nó không thể quá lớn được. Còn kích thước xilanh phải vừa phải để có thể bố trí được trên xe. *. Xác định đường kính trong của xilanh lực và đường kính cần piston *. đường kính trong của xilanh lực được tính theo công thức: ( 2.42 ) Trong đó: Dx – Đường kính trong của xilanh lực. P0 – Là áp suất cực đại trong hệ thống cường hoá. P0 = 85 (KG/cm2) (Theo tài liệu tham khảo). d – Là đường kính cần đẩy piston. Nó chính là đường kính của thanh răng, chọn d = 21 (mm). Px – Lực tác dụng lên đầu cần đẩy của piston được xác định như sau: ( 2.43 ) Với: +. P: Lực tác dụng lên vành tay lái ứng với phần trăm của mômen cản thu nhận bởi cường hoá. +. ic: Tỷ số truyền của cơ cấu lái: +. h0: Tỷ số truyền của cơ cấu lái: Px =131.3*20.4*0.95 = 2544.5(N). Như vậy thay vào (4.3) ta có: Lấy Dx = 4.0 (cm). b). Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xilanh lực: Lấy chiều dày của thành xilanh là 8 (mm) thì đường kính ngoài của xilanh lực là: . ứng suất tác dụng lên thành xilanh: Vật liệu làm xilanh là thép 40XH. . . Vậy: xilanh lực thoả mãn điều kiện bền. 2.5.4.4. Xác định năng suất của bơm: Năng suất của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xy lanh lực của cường hoá phải làm quay các bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều kiện có thể làm được của người lái. Nếu điều kiện này không được đảm bảo thì trong những trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ bị tiêu hao một lực lớn. Vì không chỉ thắng lực cản quay vòng ở bánh xe dẫn hướng mà còn đẩy dầu đi từ phần này sang phần kia của xy lanh lực. Để đảm bảo điều kiện trên ta phải chọn bơm có lưu lượng đủ lớn, có nghĩa là phải thoả mãn: ( 2.44 ) Trong đó: Qb: Năng suất định mức của bơm. hb: Hiệu suất thể tích của bơm đối với bơm cánh gạt, hb = 0.75 á 0.85. Ta chọn hb = 0.85. d = 0.05 á 0.1, chọn d = 0.075 ds/dt: Là tốc độ của piston (m/s). Tốc độ quay vòng (v/p) lớn nhất có thể đạt được của người lái theo số liệu tham khảo nv = 60 (v/p). Như vậy khi quay 1.5 vòng thì mất 1.5s, và thanh răng dịch chuyển là: S = X1 = 74 mm. F: Là diện tích của xy lanh lực. . Do vậy ta phải chọn bơm có năng suất thoả mãn điều kiện: . Thực tế lưu lượng bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự rò rỉ của van phân phối. lưu lượng rò rỉ là : = (0.05 á 0.1)*Q. Chọn = 0.08* Q. Qtt = Q + = 1.08*57.55 = 62.15 (cm3/s). Chọn bơm cường hoá: Bơm cánh gạt kép có kết cấu nhỏ, hiệu suất từ 0.7 á 0.8, áp suất có thể đạt 100 at, lưu lượng từ 5 á 100 (l/phút). Ký hiệu bơm: G 12 – 21. Lưu lượng: Q = 4 (l/phút). Số vòng quay roto: n = 950 (vòng/phút). Hiệu suất bơm: hQ = 0.78. Hiệu suất toàn phần: h = 0.55. Hiệu suất cơ khí: hck = 0.8. Bơm thuỷ lực dùng cho xe Toyota corolla là loại bơm cánh gạt. Các cụm cơ bản bao gồm: Cụm bơm tạo áp suất, cụm van điều tiết, van an toàn và lưu lượng, các cụm vỏ và nắp, cốc đựng dầu đặt riêng rẽ với bơm và được nối với bơm bằng ống dẫn dầu. 2.5.4.5. Tính toán các chi tiết của van phân phối: a). Tính góc xoay của van quay: *. : Khe hở giữa mép van ống trong và van ống ngoài. ( 2.45) Trong đó: +. Q: lưu lượng dầu cung cấp cho bộ cường hoá là việc. Q = 57.55(cm3/s). +. d: Đường kính thanh răng. d = 2.1(cm) +. g: Gia tốc trọng trường. g = 10(m/s2) = 1000(cm/s2). +. : Tổn thất áp suất ở hành trình không tải. . +. : Trọng lượng riêng của dầu. . +. y: Tổn thất cục bộ. y = 3.1. ị . Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy: . *. : Độ trùng khớp cực đại của mép van ống trong và van ống ngoài. được xác định từ điều kiện lượng lọt dầu của van xoay (Q1). Do quá nhỏ nên lấy . Vậy hành trình toàn bộ van xoay xê dịch về một phía: . Với van xoay thì khi mở van để đi cường hoá sẽ phải quay thanh xoắn đi một góc là: 0 Trong đó: +. l: Chính là hành trình của van xoay đi hết khi cường hoá. l = 1.21 (mm) +. R: Bán kính van ống trong của van phân phối. R = 22 (mm). Vậy thanh xoắn sẽ phải xoắn đi một góc là 3.15 độ thì đường dầu đi cường hoá mới làm việc. *. Các thông số khác: *.Góc xoắn không tải:(Tính từ thời điểm bắt đầu tác động của cường hoá) : Hành trình van xoay tới lúc bắt đầu che kín rãnh thoát dầu. Rvl: Bán kính vành lái. Rvl = 180 (mm). i: Tỷ số truyền lực tới vành tay lái. iw: Tỷ số truyền cơ cấu lái. iw = 20.4 l: Chiều dài đòn quay đứng. l = 160. Vậy : 0 . *.Góc quay tự do toàn bộ: là góc quay cho phép của vành tay lái khi cường hoá không làm việc. 0 Vậy : 0 < 350 *. Tính toán thanh xoắn: Ta chọn vật liệu chế tạo thanh xoắn là thép loxo có moduyn đàn hồi G = 8*104 N/mm. Ta phải tính đường kính của thanh xoắn sao cho khi bắt đầu trợ lực, ứng với lực đặt lên vành tay lái là PVL0 = 30N thì thanh xoắn phải xoắn là 3079’. ứng suất xoắn của thanh xoắn được xác định theo công thức : ( 2.46) Góc xoắn của thanh xoắn được xác định theo công thức : . Dựa trên thực tế xe tham khảo ta lấy: Chiều dài của thanh xoắn . L= 80 mm. Đường kính của thanh xoắn là. D = 5.35 mm. Chương 3: quy trình công nghệ gia công chi tiết rotuyl 3.1. Phân tích chi tiết gia công: 3.1.1. Kết cấu rotuyl: 3.1.2. Điều kiện làm việc của rotuyl: Khớp cầu được bố trí trên đòn kéo dọc, đòn ngang hệ thống lái. Chúng là khâu quan trọng của dẫn động lái. Các khớp cầu làm việc ở chế độ tải trọng động và chịu tải va đập. 3.1.3. Phân tích kết cấu công nghệ trong kết cấu khớp cầu: Từ nhiệm vụ và yêu cầu của khớp cầu trong vấn đề thiết kế quy trình công nghệ gia công chi tiết phải phù hợp với điều kiện gia công, công nghệ trong nước. Thị trường trong nước là thị trường nhỏ việc sản xuất mang tính chất thử nghiệm, công nghệ còn lạc hậu do vậy ta chọn dạng sản xuất là đơn chiếc. Những yêu cầu kỹ thuật đối với khớp cầu như: độ nhẵn bóng các bề mặt phải được xác định hợp lý để đảm bảo điều kiện làm việc của chi tiết. Do phải chịu tải trọng động và chịu va đập, để giảm ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, phải có độ nhẵn bóng nhất định. Ta phải chọn độ nhẵn bóng bề mặt đầu hình cầu và chuôi hình cầu được Xêmentit tới độ sâu từ 1.5 á 3 mm. Để đảm bảo độ làm việc bền lâu vật liệu chế tạo khớp cầu phải có độ cứng và độ chống mài mòn cao ta chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim có ký hiệu là 40X. 3.1.4. Chọn phôi: Để gia công con trượt van phân phối ta dùng phôi là thép thanh dễ gia công. Trước khi đưa vào gia công cần làm vệ sinh phôi sạch sẽ và cắt bỏ ba via. 3.2. Lập sơ đồ các nguyên công: Nguyên công 1: Tiện ngoài và tiện đứt phôi: + Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp. + Kẹp chặt bằng mâm kẹp. + Chọn máy: Kiểu máy 1Б 136 + Chọn dao: Dao có ký hiệu T15k6 + Chế độ cắt: Chiều sâu cắt: t1 = 0.4 mm; t2 = 0.6mm. Lượng chạy dao: S1 = 0.25mm/v; S2 = 0,4mm/v. Số vòng quay của máy: n1 = 720v/p; n2 = 720v/p. Các bước gia công được thể hiện trong bảng dưới đây: TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Tiện 1Б 136 T15K6 0.6 0.4 720 2 Tiện đứt 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 3.2.2. Nguyên công 2: Khoan tâm và tiện mặt đầu: + Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp. + Kẹp chặt bằng mâm kẹp. + Chọn máy: Kiểu máy 1Б 136 + Chọn dao: Dao có ký hiệu T15k6 + Chế độ cắt: Tiện mặt đầu: t1 = 0.6 mm; S = 0.4mm/v; n= 360 v/p. Khoan tâm: t = 4mm; S = 0.17mm/v; n= 360 v/p. TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Tiện đầu 1Б 136 T15K6 0.6 0.4 360 2 Khoan tâm 1Б 136 P9 4 0.17 360 Nguyên công 3: Tiện mặt ngoài, tiện ren và tiện đứt: + Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp và một đầu chống tâm. + Kẹp chặt bằng mâm kẹp và đầu định tâm. + Chọn máy: Kiểu máy 1Б 136 + Chọn dao: Dao có ký hiệu P9 + Chế độ cắt: t = 0.6mm; S= 0.4mm/v; n = 720 v/p. TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Tiện trụ 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 2 Tiện côn 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 3 Tiện mặt đầu 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 4 Tiện vát 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 5 Tiện rãnh 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 6 Tiện ren 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 7 Tiện đứt 1Б 136 T15K6 0.4 0.25 720 3.2.4. Nguyên công 4: Khoan lỗ tâm mặt còn lại: + Định vị: Khối chữ V và một đầu chống tâm. + Kẹp chặt bằng khối chữ V. + Chọn máy: Kiểu máy 2A- 125. + Chọn dao: Dao có ký hiệu P9 + Chế độ cắt: t = 2mm; S = 0.17mm/v; n = 720 v/p. TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Khoan tâm 2A-125 P9 0.17 2 720 3.2.5. Nguyên công 5: Khoan lỗ f 4: + Định vị: Khối chữ V và một đầu chống tâm. + Kẹp chặt bằng khối chữ V. + Chọn máy: Kiểu máy 2A- 125. + Chọn dao: Dao có ký hiệu P9 + Chế độ cắt: t = 2mm; S = 0.17mm/v; n = 720 v/p. TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Khoan tâm 2A-125 P9 0.17 2 720 3.2.6. Nguyên công 6: Nhiệt luyện: + Đầu tiên tôi ở nhiệt độ cao 8500C trong thời gian 2 phút. + Sau đó ram ở nhiệt độ 3500C trong 2 phút 3.2.7. Nguyên công 7: Mài: + Định vị: Bằng hai đầu chống tâm. + Kẹp chặt bằng hai đầu chống tâm. + Chọn máy: Kiểu máy 3115. + Chọn dao: Đá mài chuyên dùng. + Chế độ cắt: Mài côn: t = 0.016mm; n = 720 v/p. Mài cầu: t = 0.016mm; n = 720 v/p. TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph) 1 Mìa cầu 3151 Đá mài 0.019 0.016 720 2 Mài côn 3151 Đá mài 0.01 0.016 720 3.2.8. Kiểm tra: + Kiểm tra độ bóng của bề mặt cầu đạt 1.25; mặt côn đạt 0.63. + Mặt côn đạt 1: 10; 1: 20. Chương IV lắp ráp và bảo dưỡng sửa chữa hệ thống lái của xe du lịch 4.1. Lắp ráp các cụm chi tiết: 4.1.1. Lắp ráp các bộ phận của xy lanh lực: Piston được hàn trước một mảnh vào thanh răng ở vị trí xác định, ta đặt xéc măng bằng nhựa vào sau đó lắp nốt mảnh nữa của piston sao cho xecmăng rơi khít vào trong khe hở, lắp phanh hãm vào hốc của piston và thanh răng. Vậy là hoàn thành xong phần xy lanh. Đóng miếng đệm bằng thép dày có hai mặt phẳng vào, nó có tác dụng định vị cho phớt chắn dầu, đồng thời làm cho phớt khỏi bị nát khi chạm vào ren ống nối tiếp xy lanh. Tiếp theo là đóng phớt chắn dầu vào, cho thanh răng vào ống xy lanh nhẹ nhàng để khỏi vênh mặt phớt gạt dầu. Vặn êcu định vị: Ê cu này có 2 chức năng: Một là định hướng cho thanh răng do có bạc đỡ răng, Hai là làm điểm tỳ cho phớt để phớt không bị nát. 4.1.2. Lắp van phân phối: Lắp thanh xoắn vào vỏ trục răng sau đó đóng bạc vào tỳ lên đầu dưới của thanh xoắn để giữ cứng thanh xoắn ở dưới nghĩa là chỉ có phần giữa của thanh xoắn được xoay một góc nhỏ chỉ đủ để mở cho các đường dầu chảy sang cường hoá. Lắp gioăng nhỏ vào thân của thanh xoắn. Cắm thanh xoắn vào lỗ của trục thanh xoắn được định vị cứng bằng một chốt để có tác dụng khi nào cường hoá không có tac dụng(không có áp suất dầu trong đường ống) thì thanh xoắn xoay van ống trong và trục răng xoay. Cắm van ống trong vào rãnh đã được làm trước quy định mối ghép chặt có cả bạc, khi cắm vào sẽ phải đóng nhẹ bằng búa. Lắp các vòng găng bằng nhựa vào van ống ngoài đúng vào rãnh và các vòng này cựa được. Lắp van ống ngoài lên sao cho các lỗ làm với nhau thành một đường thẳng, xỏ chốt định vị xuyên qua 2 cái lỗ của: van ống ngoài và trục răng. ở trên thanh xoắn còn được cố định bởi một chốt xỏ qua để cố định thanh xoắn với vỏ van ống trong. Chốt này nằm ở trên đầu gần chỗ lắp với các đăng. Đóng bi vào vỏ trục răng sau đó lắp phanh có rãnh vào trục răng. 4.2. Lắp ráp các cum chi tiết: Ngoài vỏ thành để van phân phối có rãnh ở dưới cùng đóng bạc mỏng vào còn có thể định vị chính xác tương đối trục quay của van phân phối. Lắp mảnh vỏ trên. Nhớ lắp gioăng để mối ghép lắp ráp giữa hai mảnh không bị chảy dầu. Sau đó bắt chặt ba con bulông 8 xiết chặt hai mặt. Lắp các đường ống dẫn dầu vặn chặt êcu ngoài để ống bắt vào cho chặt. Cho bạc cố định thước lái và trục, đặt lo xo vào để điều chỉnh vặn nắp điều chỉnh sao cho trục răng và thanh răng vừa ăn khớp đúng lại vừa có thể đi lại dễ dáng. 4.3. Một số hư hỏng và sửa chữa: Những hư hỏng chính của các chi tiết cơ cấu lái là mòn cụm trục răng thanh răng và ống lót của đòn quay đứng, vòng bi, ổ để lắp vòng bi, mặt bích bắt mặt các te bị sứt mẻ hoặc nứt, lỗ ở cácte để lắp ống lót trục của đòn quay đứng bị mòn. Sửa chữa cơ cấu lái: Hư hỏng Cách khắc phục Bề mặt của trục răng hoặc thanh răng mòn, rỗ bề mặt, ăn khớp không đều Điều chỉnh lại hoặc thay thế Mòn trục của đòn quay đứng Mạ crôm rồi mài theo kích thước danh nghĩa Mòn ống lót bằng đồng Phải thay thế Ren của đòn quay đứng bị chờn Tiện hết ren cũ rồi hàn đắp kim loại và tiện theo kích thước danh nghĩa, và cắt ren mới. Rãnh then hoa trên trục quay đứng bị xoắn, hư hỏng Thay thế Sứt mẻ và nứt trên mặt bích cacte Phục hồi bằng phương pháp hàn Chốt cầu bị mòn bị nứt mẻ hay có vết xước, Các lò xo yếu Thay thế Các thanh trong hệ thống bị cong Nắn nguội Nắp chắn bụi bị rách Thay thế Kiểm tra xem thanh răng có ăn khớp đúng không nếu nghe thấy tiếng ồn khi vận hành Điều chỉnh bằng vít điểu chỉnh ở bên cạnh thanh răng. +. Hư hỏng ở bơm thuỷ lực làm cho lực tác dụng bị giảm hoặc không đủ lớn hoặc không đồng đều. áp suất của chất lỏng không đảm bảo trong quá trình cường hoá làm việc. +. Để sửa chữa cần tháo rời bơm ra, xả hết dầu nhờn cọ rửa cẩn thận. Sau đó, tháo các chi tiết phải cọ rửa trong thùng dung dịch rồi rửa bằng nước sau đó thổi sạch bằng không khí nén, kiểm tra cánh gạt nếu mòn phải thay thế, thân bơm mòn phải thay mới. +. Sau khi lắp ráp nên chạy rà bơm trên bệ thử và kiểm tra lưu lượng và áp suất phát huy được theo đúng yêu cầu kỹ thuật. +. Thử nghiệm hệ thống lái trên đường: Để xe đứng yên trên mặt đường tốt và phẳng đánh lái tới vị trí tận cùng. Dùng lực kế đo giá trị lực tại đó để xác định lực vành lái lớn nhất. +. Kiểm tra mức dầu trong bình dầu cường hoá trong bình dầu có vạch min, max chú ý kiểm tra khi dầu nguội. Kết luận Qua thời gian làm đồ án tốt nghiệp với sự cố gắng của bản thân và đặc biệt là sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy giáo Đỗ Tiến Minh cùng toàn thể các thầy giáo trong bộ môn em đã hoàn thành nhiệm vụ được giao. Cũng như tinh thần chung nhằm làm quen với việc tính toán và thiết kế em đã hoàn thành đồ án: ‘ Thiết kế hệ thống lái có cường hoá cho xe du lịch’ Trong đồ án này em đã làm được những việc sau: Nêu lên sự làm việc của hệ thống lái, sự làm việc của trợ lực lái. Tính toán hệ thống lái trục răng thanh răng, tính toán trợ lực lái. Đưa ra quy trình công nghệ gia công Rotuyl. Phần bản vẽ em có các bản vẽ: Bản vẽ bố trí chung. Bản vẽ đồ thị động học. Bản vẽ các phương án cơ cấu lái. Bản vẽ các phương án bố trí trợ lực. Bản vẽ lắp van phân phối. Bản vẽ lắp trợ lực lái. Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của trợ lực lái. Bản vẽ qui trình công nghệ chế tạo Rotuyl. Vì điều kiện thời gian có hạn, trình độ kinh nghiệm còn bị hạn chế mà khối lượng công việc lớn cho nên chất lượng đồ án còn hạn chế, còn nhiều thiếu sót trong phần tính toán và kết cấu có thể chưa hợp lý. Rất mong sự đóng góp ý kiến của các thầy trong bộ môn để đồ án của em được hoàn chỉnh hơn. Em xin chân thành cảm ơn! Hà Nội 5/2006 Tài liệu tham khảo 1. Lý thuyết ôtô máy kéo – Năm 1993 Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. 2. Thiết kế tính toán ôtô - máy kéo – Năm 1971 Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Nguyễn Khắc Trai. 3. Chi tiết máy Tập I, tập II – Năm 1997 Nguyễn Trọng Hiệp. 4. Cấu tạo gầm xe con, Nhà xuất bản giao thông vận tải – Năm 1996 Nguyễn Khắc Trai. 5. Thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy Trần Văn Địch. 6. Thiết kế hệ thống lái của ôtô - máy kéo bánh xe, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội – Năm 1991 Phạm Minh Thái. 7. Tính điều khiển và quỹ đạo chuyển động của ôtô - Năm 1997 Nguyễn Khắc Trai. 8. Toyota service training. 9. Một số tài liệu hướng dẫn kỹ thuật của các hãng: Toyota, Nissan, Honda…