Hệ thống lái trên xe yza 469

ỗi người . Cùng với thời gian ôtô đã có rất nhiều thay đổi cả về công suất , hiệu suất và kiểu dáng . Rất nhiều hãng sản xuất ôtô đã tạo cho mình một thương hiệu có chỗ đứng vững chắc trên thị trường như : TOYOTA ,MERCEDES , MISUBISHI,FORD , NISSAN … Mặc dù công dụng của ôtô là rất lớn nhưng xung quanh nó có rất nhiều vấn đề phải giải quyết như , độ an toàn , môi trường , giá thành … Một trong những vấn đề phải nói đến đó là độ an toàn , ta thấy rằng các vụ tai nạn giao thông đường bộ chủ yếu là do ôtô gây ra ,để giải quyết tốt vấn đề này thì ta phải trang bị một hệ thống lái tốt cho mỗi xe đảm bảo an toàn cho người và hành khách trên xe Trong đồ án này tôi xin được trình bày về hệ thống lái trên xe yza 469 là xe do nhà máy chế tạo ôtô Ulianốp sản xuất năm 1972 .Xe có bốn cửa , xe chạy bằng động cơ xăng ,gồm hai cầu chủ động phù hợp với địa hình đường xá Việt Nam đặc biệt là với vùng cao . Xe yza là loại xe du lịch dễ điều khiển ,dễ bảo dưỡng và đặc biệt có phụ tùng thay thế sẵn có ở Việt Nam , giá thành thấp ,được sử dụng khá phổ biến trong công tác đào tạo lái xe Cuối cùng em xin cảm ơn thầy Đàm Hoàng Phúc và các thầy trong bộ môn ôtô đã nhiệt tình giúp em hoàn thành đồ án này phần i. tổng quan về hệ thống lái. I- Công dụng, phân loại, yêu cầu về hệ thống lái. 1-Công dụng: Hệ thống lái ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động hoặc giữ cho ôtô chuyển động theo một hướng nhất định nào đó. 2-Phân loại: Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bên trái. Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh đẫn hướng ở cầu trước, ở hai cầu và ở tất cả các cầu. Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại trục vít, loại liên hợp (gồm trục vít,ê cu, thănh khía, quạt răng ), loại thanh răng v..v.. Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cường hoá chia ra loại cường hoá thuỷ lực, loại cường hoá khí và loại cường hoá liên hợp( kết hợp cả thuỷ lực và điện.) 3- Yêu cầu: - Đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô, có nghĩa là khả năng quay vòng nhanh và ngoặt trong những diện tích giới hạn. -Nhẹ nhàng trong điều khiển khi quay vòng tại chỗ và khi chuyển động.Lực trên vành lái không được vượt quá 6 KG khi ôtô chạy với vận tốc 20 km/h trên đường bê tông-nhựa theo quĩ đạo hình số 8 có bán kính vòng tròn 15m và khoảng cách giữa tâm của hai vòng tròn là 42m. Lực khi quay vòng tại chỗ trên mặt đường bê tông nhựa không vượt quá 16 đến 25KG. -Động học quay vòng quay đúng, có nghĩa khi quay vòng tất cả các bánh xe lăn mà không bị trượt. -Truyền tối thiểu những va đập nghịch đảo lên vành lái. -Các bánh xe dẫn hướng có khả năng quay trở về vị trí ban đầu và giữ được hướng chuyển động dang có của ôtô. -Chính xác về tính tuỳ động, động học và động lực học. -Có độ bền lâu và không bị hư hỏng trong toàn bộ thời gian hoạt động. -Thuận tiện trong việc sử dụng và bảo dưỡng. -Không có những khe hở trong hệ thống lái. II.kết cấu của hệ thống lái. Trường hợp tổng quát hệ thống láI gồm có: 1.Vô lăng: là vành tay lái để người lái xe cầm để điều khiển hướng chuyển động của xe. 2.Trục lái: ống thép,truyền mô men tư vô lăng đến cơ cấu lái. Trục lái được chế tạo nhiều đoạn,nối với nhau bằng khớp các đăng. 3.Cơ cấu lái: biến chuyển động quay trục lái đén chuyển động quay của đòn quay đứng. 4.Dẫn động lái:đòn kéo –hình thang lái. 5.Trợ lực lái: thuỷ lực,khí nén,điện. PHầN ii. TíNH TOáN Và KIểM NGHIệM Hệ THốNG LáI của XE CƠ Sở YAZ-469. .Kết cấu nguyên lý làm việc của hệ thống lái xe yaz-469. 1.Sơ đồ hệ thống xe yaz-469. 1-Vô lăng vành tay lái 6-Đòn bên hình thang lái 2-Trục lái 7-Thanh kéo ngang 3-Cơ cấu lái 8-Bánh xe dẫn hướng 4-Đòn quay đứng 9-cầu dẫn hướng 5-Thanh kéo dọc 10-Tay đòn Có thể chia hệ thống lái yaz-469 ra thành 2 phần chính sau: +Cơ cấu lái. +Dẫn động lái. 2.Cơ cấu lái. Gồm trục vít lõm con glôbôit,trục đòn quay đứng cùng quay con lăn tạo thành cơ cấu truyền lực,trục vít lõm lắp ở vỏ hộp tay lái trên 2 vòngbi côn không có vỏ áo trong.Vỏ áo ngoài của vòng bi lắp vào vỏ cơ cấu lái. Trong vỏ cơ cấu lái giữa lắp dưới của vỏ hộp và ỏ hộp tay lái có một số miếng đệm mỏng đẻ điều chỉnh độ dơ của vòng bi khi cần thiết trục vít lõm được ép vào đầu cuối có then hoa dọc ở đầu trên của trục láivà tay lái được lấy vào răng dọc của trục lái bằng êcu.ở phần trên của trục láicó lắp vòng bi vành tay lái.Con lăn của cơ cấu lái ăn khớp với trục vit lõm nằm ở trên trục.Con lăn dùng bạc lót bằng đồng lắp vào lỗ của cơ cấu lái,đầu trục hình trụ lắp vào trong vòng bi đũa.Có điều chỉnh khe hở ăn khớp trục vít và con lăn. b)Truyền động lái: Dùng để truyền lực từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng.Cấu tạo của truyền động lái phải đảm bảo đúng yêu cầu kĩ thuật và khi quay vòng thì các bánh xe không bị trượt lê , điều khiển nhẹ nhàng mòn lốp ít. Muốn vậy các bánh xe phải cùng tâm quay vòng. Cấu tạo hình thang lái gồm: cầu trước,các đòn kéo ngang.Hình thang lái bố trí phía trên cầu dẫn hướng. 3. Nguyên lý làm việc của hệ thống lái xe yaz-469. Khi vô lăng quay đi một góc w tạo ra mô men quay truyền qua trục lái xuống trục vít lõm glôbôit thuộc cơ cấu lái.đo sự ăn khớp của trục vít lõm với con lăn 2 răng có tác dụng biến chuyển động quay của vành lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng trong mặt phẳng thẳng đứng qua thanh kéo dọc,thanh kéo ngang và cam quay là bánh xequay sang phải hoặc sang trái. 4. Yêu cầu của hệ thống lái. -Đảm bảo cho ôtô quay vòng ở đoạn đường với bán kính vòng quay nhỏ nhất . -Giữ cho ôtô chuyển động thẳng,ổn định,đảm bảo tỉ số truyền cần thiết. - Đảm bảo lực tác dụng lên bánh lái nhỏ,lái nhẹ nhàng . -Đảm bảo tỉ số truyền từ trục lái xuống bánh xe cao và hiệu suất từ bánh xe lên vô lăng nhỏ. Động lực học quay vòng đúng để xác định bánh xe không bị trượt lê gây mòn lốp,do hình thang lái phải đảm bảo động học các bánh xe dẫn hướng của ôtô. Ngoài ra hình thang lái phải có kết cấu phù hợp với bộ phận dẫn hướng của hệ thống treo để khi bánh xe dao động thẳng đứng thì không ảnh hưởng gì đến động học của dẫn động lái. ii. các thông số kĩ thuật cơ bản của xe yaz-469. Xe YAZ-469 do nhà máy chế tạo ôtô Ulianốp sản suất năm 1972. Khối lượng xe khi không tải (kg) 1540 Khối lượng phân bố lên cầu trước (kg) 850 Khối lượng phân bố lên cầu sau (kg) 690 Khối lượng toàn bộ xe khi đầy tải (kg) 2290 Kltb phân bố lên cầu trước (kg) 960 Kltb phân bố lên cầu sau (kg) 1330 Bán kính vòng quay nhỏ nhất theo vết bánh xe trước phía ngoài (m) 6 Bkqv theo vỏ xe 6,5 Tốc độ cực đại (km/h) 100 Cơ cấu lái trục vít lõm có 2 rãnh conlăn tỉ số truyền=20,3 Công thức bánh xe 4*4 Kích thước lốp 8,4-15 áp suất hơi trong bánh xe (kg/cm2) Bánh trước 1,7 Bánh sau 1,9 Chiều dài cơ sở (mm) L= 2380 Chiều rộng cơ sở (mm) B = 1280 Đường kính vô lăng lái (mm) 400 Đường kính ngoài ống lái (mm) 32 Đường kính trục lái (mm) 28 Chiều dài đòn quay đứng (mm) 210 Chiều dài thanh kéo (mm) 775 Chiều dài thanh kéo ngang (mm) 1305 Chiều dài đòn bên htl (mm) 180 III. Kiểm nghiệm hệ thống lái. 1.Xác định kích thước hình học của hình thang lái và quan hệ động học của góc quay bánh xe dẫn hướng. Mục đích là: xác định m,n,q theo B0,L nhằm đảm bảo gần đúng quan hệ góc quay của bánh xe dẫn hướng, a. a). Xâydựng quan hệ lý thuyết Để đảm bảo cho xe ôtô không bị trượt lê khi quay vòngthì các bánh xe dẫn hướng bên phải và bên trái quay theo những góc quaykhác nhau theo mối quan hệ sau: cotga - cotgb = = 0,538 (1) Trong đó: -a , b: góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên trong và bên ngoài. - B0:khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng. L: chiều dài cơ sở của xe. Từ (1) ta có: b = artg( ) - Để đảm bảo khi xe quay vòng với bán kính quay vòng khác nhau và quan hệ giữa a và bvẫn giữ nguyên theo công thức trên ta lập bảng quan hệ giữa góc quay vòng lý thuyết a và b: Cho trước giá trị a,tính các giá trị b theo công thức (1): a0 0 5 10 15 20 a(rad) 0 0,087 0,174 0,261 0,349 b(rad) 0 0,067 0,129 0,188 0,243 a0 25 30 35 40 45 a(rad) 0,436 0,523 0,610 0,698 0,785 b(rad) 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 b)Xây dưng quan hệ thực tế : Thực tế xe sử dụng hình thang lái Đantô.Thông qua hình thang lái từ mối quan hệ hình học chúng ta có biểu thức sau: b = - - (2) Trong đó : q- góc nghiêng của đòn bên hình thang lái so với dầm cầu trước. m- chiều dài đòn bên hình thang lái: m = (0,14 0,16).B0 = (0,140,16).1280 = (179,2204,8) Chọn m = 180 mm Tính qsơbộ : qsơ bộ = artg Các thông số của hình thang lái có thể chọn sơ bộ. Vì hình thang lái của xe yaz –469 bố trí trước dầm cầu trước.Vì vậy việc chọn giao điểm của đường kéo dài hai đòn bên sẽ nằm trực tiếp trên tâm cầu sau.Ta có thể trọn sơ bộ q=210 sau khi dựa vào công thức (2) ở trên ta có thể tính để đưa ra sự sai số cá góc quay lý thuyết và góc quay thực tế sai khác <10.Thay các giá trị a,q1 vào (2) lần lượt cho các góc quayvòng của xe những giá trị từ 0-450 ; sau đó chọn tiếp các giá trị q2 =21,50;q3=220;q4=20,50;q5=200 xung quanh giá trị q1.Tính toán giá trị bTT và vẽ đồ thị bằng chương trình matlab sau đây: %%% Nhập số liệu: L=2380 B0=1280 m=180 teta=linspace(18*pi/180,35*pi/180,10) alpha=linspace(0,45*pi/180,10) betalt=acot(m/L+cot(alpha)) %%%%Tinh beta thuc nghiem T=ones(1,10); Teta=[teta(1)*T;teta(2)*T;teta(3)*T;teta(4)*T;teta(5)*T;teta(6)*T;teta(7)*T;teta(8)*T;teta(9)*T;teta(10)*T]; Alpha=alpha*ones[1,10]; Beta=Teta+atan(m*cos(Teta+Alpha)./(B0-m*sin(Teta+Alpha)))-asin((m+2*B0*sin(Teta)-2*m*sin(Teta).^2-B0*sin(Teta+Alpha))./sqrt(m^2*cos(Teta+Alpha).^2+(B0-m*sin(Teta+Alpha)).^2))plot(alpha,Beta(1,:),alpha,Beta(2,:),alpha,Beta(3,:),alpha,Beta(4,:),alpha,Beta(5,:),alpha, Beta:alpha,Beta(7,:),alpha,Beta(8,:),alpha,Beta(9,:),alpha,Beta(10,:),alpha,betalt) Giá trị thu được đưa vào bảng sau: a0 00 50 100 150 200 250 300 350 400 450 a (rad) 0 0,087 0,174 0,261 0,349 0,436 0,523 0,610 0,437 0,481 bLT 0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 q1=210 bTT 0 0,067 0,131 0,191 0,248 0,301 0,350 0,395 0,346 0,472 b 0 0 0,002 0,003 0,005 0,006 0,006 0,003 0,001 0,009 bLT 0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 q2=21,50 bTT 0 0,067 0,131 0,191 0,247 0,30 0,348 0,393 0,433 0,469 b 0 0 0,002 0,003 0,004 0,005 0,004 0,001 0,004 0,002 bLT 0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 q3=220 bTT 0 0,067 0,131 0,190 0,246 0,298 0,346 0,390 0,430 0,465 b 0 0 0,002 0,002 0,003 0,003 0,002 0,002 0,007 0,016 bLT 0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 q4=20,50 bTT 0 0,067 0,132 0,192 0,25 0,303 0,353 0,399 0,441 0,479 b 0 0 0,003 0,004 0,007 0,008 0,009 0,007 0,004 0,002 bLT 0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481 q5=200 bTT 0 0,067 0,131 0,192 0,249 0,302 0,351 0,397 0,439 0,476 b 0 0 0,002 0,004 0,004 0,007 0,007 0,005 0,002 0,005 Từ đồ thị ta chọn q =210. . III- thiết kế các chi tiết của hệ thống lái 1-Xác định tỷ số truyền của hệ thống lái. il = ic . id. il-Tỷ số truyền của hệ thống lái. ic-Tỷ số truyền của cơ cấu lái. id-Tỷ số truyền của dẫn động lái. a-Xác dịnh ic. Dựa vào các yêu cầu mà hệ thống lái cần có: -Thuận tiện điều khiển -Tính năng quay vòng tốt -Đảm bảo tính năng dẫn hướng của xe. -Cải thiện tính năng vận hành và nhẹ nhàng điều khiển. Tính năng quay vòng cao chỉ nhận được khi ic nhỏ, nhưng với giá trị nhỏ lại làm giảm khá lớn tính năng dẫn hướng của xe khi chuyển động thẳng. Mặt khác xe thiết kế là xe chạy trên đường trường nên để cho nhẹ nhàng việc điều khiển cơ cấu lái cần có tỷ số truyền lớn ở những góc quay vòng nhỏ. Do vậy đồ thị quan hệ giữa ic và góc quay của vành bánh lái j phải có dạng sau Khi xe chuyển động thẳng tỷ số truyền ic j là lớn nhất. Về hai bên tỷ số truyền có thể không đổi hoặc giảm dần cho tới hết góc quay của vành lái. Tuy nhiên nó vẫn còn nhược điểm là khi góc quay bánh xe dẫn hướng lớn thì lực cản quay vòng của H.1 mặt đường lớn nên cần tỷ số truyền lớn nhưng ở đây tỷ số truyền lại nhỏ và khi ôtô chuyển động thẳng lực cản quay vòng không lớn cần tỷ số truyền nhỏ thì tỷ số truyền chọn theo qui luật này khi đó lại lớn, đồng thời nó gây khó khăn hơn cho người lái khi quay vòng ngoặt. Với qui luật thay đổi tỷ số truyền như hình H.1 ta chọn cơ cấu lái trục vít lõm con lăn có tỷ số truyền ic=20,3. Loại cơ cấu lái trục vít lõm con lăn này đơn giản trong sản xuất hàng loạt, giá thành không cao, đáp ứng được những yêu cầu sử dụng cơ bản. của cơ cấu lái. 2- Xác định chế độ tải trọng để tính bền chi tiết của hệ thống lái. a-Xác định mô men cản quay vòng ở các bánh xe Mô men cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng được xác định khi ôtô quay vòng trên đường nhựa khô và chở đủ tải. Mô men cản quay vòng tính tại bánh xe lớn nhất khi xe quay đầu tại chỗ và gồm 3 thành phần: Mmax = (2.M1+2.M2+ M3).. h1- Hiệu suất tính đến ma sát ở cam quay và khớp nối . h1= 0,5 á 0,7. M1=f.2Gbx.c : mô men cản lăn f-Hệ số cản lăn f= 0,018. Gbx-Tải trọng hướng kính tác dụng lên bánh xe dẫn hướng 2Gbx=G1=960 KG G1-Tải trọng phân bố len cầu trước. c- Khoảng cách giữa giao điểm của đường tâm trục đứng với mặt đất và tâm vết tiếp xúc. c Với xe con có thể chọn c = 60 M1= 960.0,018.0,06 = 1,036 KGm -Xác định mô men cản quay M2 vòng do ma sát giữa bánh xe với mặt đường. Khi bánh xe quay vòng trên mặt đường xuất hiện lực cản theo phương ngang Y nằm ở phía sau tâm vết tiếp xúc có điểm đặt cách đường tâm của hình chiếu trục xe một đoạn là x. Coi x= ; rbx=0,96.r r- Bán kính tự do của bánh dẫn hướng . r= Trong đó dbx-Đường kính trong để lắp lốp Hbx-Chiều cao của tiết diện lốp. OA= =0,28.r Ymax=jymax.Gbxđ M2=x.Ymax=0,14.r.Gbx.jymax. jymax : hệ số bám ngang của lốp so với mặt đường; .jymax = 0,85 M2=0,14.0,402..0,85 = 23 (KG.m). -Mô men cản do góc đặt bánh xe M3. M3 tính phức tạp do vậy dể tính M3 người ta thêm vào hệ số c c = 1,07á 1,15 – Hệ số mô men tính đến góc đặt bánh xe. Mô men cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng: Mmax= ( M1 + 2M2 ).c. Chọn h1=0,6; c=1,12. đMmax= ( 1,036 + 23 ).= 44,86KG.m b-Lực trên vành lái : Pmax=. ht= 0,85- Hiệu suất thuận của cơ cấu lái.(Chọn theo cơ cấu lái trục vít con lăn truyền mô men không lớn ). R= 200 mm= 0,2m – Bán kính vành lái. đ Pmax== 15,44 KG. Với xe ôtô du lịch lực trên vành lái khi không có trợ lực không quá 50KG đHệ thống lái thiết kế không cần trợ lực lái. c.Xác định tỉ số truyền của hệ thống lái. Trong tính toán có thể xác định tỉ số truyền của hệ thống lái: il= =iccl .itr trong đó: ic – tỉ số truyền của cơ cấu lái,ic =20,3 itr- tỉ số truyền của truyền động lái , itr = 1,1. Vậy tỉ số truyền của hệ thống lái :il = 20,3.1,1 = 22,3. 3.Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng của ôtô. a)Góc quay vành lái lớn nhất . Góc quay vành lái lớn nhất được xác định theo góc quay bánh xe dẫn hướng yêu cầu nhằm tạo nên khẳ năng quay vòng với bán kính quay vòng nhỏ nhất.Thông thường góc quay bánh xe dẫn hướng kể từ vị trí trung gian đến vị trí quay lớn nhất lấy trung bình cho cả hai bên bbxmax. xe con lấy bbxmax = 300 Góc quay vành lái lớn nhất khi tính từ vị trí trung gian bvl max : bvlmax = bbxmax.il=30.22,3 =6690 b)Bán kính quay vòng nhỏ nhất gồm: Bán kính lý thuyết Rlt nhỏ nhất tính tới trọng tâm ôtô: Rltmin = = =4122 mm =4,12 m. Bán kính nhỏ nhất Rt min của hành lang quét phía trong Rt min = Rlt min- 0,5 Bb =4,12- 0,5.1,280 = 3,1 m Bán kính nhỏ nhất Rn min của hành lang quét phía ngoài: Rn min===5,32 m Chiều rộng hành lang quét:Bhl = Rn min- Rt min Bhl = 5,32 – 3,1 = 2,22 m. 4-Cơ cấu lái trục vít lõm – con lăn a-Ưu ,nhược điểm: Nhờ trục vít có dạng glôbôit cho nên chiều dài trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc các răng ăn khớp được lâu hơn và trên dịên rộng hơn nên giảm được áp suất riêng và tăng độ chống mòn. +Tải trọng tác dụng lên các chi tiết tiếp xúc với nhau được phân tán. +Mất mát do ma sát ít nhờ thay ma sát trượt thành ma sát lăn. +Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp . +Có hiệu suất thuận cao khi truyền mô men không lớn. -Nhược điểm: Hiệu suất thuận thấp (0,6 á 0,65 ) đối với cơ cấu có kích thước lớn và khó phối hợp với bộ van phân phối của cường hoá ở đây hệ thống lái thiết kế có mô men cần truyền nhỏ (87,21 KG.m) và không cần trợ lực lái do vậy chọn cơ cấu lái trục vít lõm –con lăn là hợp lý. Vì truyền mô men nhỏ nên chọn con lăn có hai dãy răng. b-Tính chọn các thông số hình học cơ cấu lái. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít-bánh vít: Từ công thức xác định khoảng cách trục vít và bánh vít: av = (z2 + q). Trong đó: av : Khoảng cách giữa trục vít và bánh vít z2:số răng bánh vít, trong đó z2 được tính theo công thức z2 = u.z1 u=15(tỉ số truyền động trục vít) z1:số mối ren của trục vít chọn sao cho(28<u.z1<z2=80) * Dựa vào tỉ số truyền u=15 để chọn mối ren của trục vít z1=1;2 hoặc 4 sao cho thoả mãn(*)để tránh gây nên biến dạng lớn của trục vít và kích thước quá lớn. Với u=15 chọn z1=2 thoả mãn (*) z2=u.z1=15.2=30 KH:hệ số tảI trọng Q:hệ số đường kính trục vít,được tiêu chuẩn hoátheo mô đun tiêu chuẩn m và được xác định theo công thức : Aq=d1/m T2=T1.h Trong đó:T1 mô men xoắn trên trục vít T2-mô men xoắn trên trục bánh vít : dựa vào z1 chọn sơ bộ hiệu suất h theo bảng: Z1 1 2 4 h 0,7…0,75 0,75…0,82 0,87…0,92 Chọn h=0,8 -chọn sơ bộ kH=1,11,3. Ta chọn kH = 1,2 - chọn sơ bộ q(0,25…0,3).z2=0,25.z2=0,25.30=7,5 chọn q=8 theo tiêu chuẩn [s]H:ứng suất tiếp xúc cho phép=100 Mpa T1=5228 Nmm T2=T1.h=5228.0,8=418,4 Ta có công thức tính khoảng cách trục vít và bánh vít: av=(30+8). Mô đun dọc trục vít được xác định từ av m==2,52 lấy m=2,5 theo tiêu chuẩn (Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1). Hệ số dịch chỉnh: muốn đảm bảo được khoảng cách trục av định trước cần tiến hành dịch chỉnh khi cắt bánh vít. Hệ số dịch chỉnh được xác định theo công thức: thoả mãn ( –0,7x0,7) đảm bảo không cắt chân răng . c).Các thông số của bộ truyền trục vít bánh vít: -Khoảng cách trục:av=0,5.m(q+z2+2.x)= =0,5.2,5(8+30+2.0,2)=48 mm -Hệ số dịch chỉnh: x=0,2 *Trục vít: -Chiều cao răng:h1=(1,6..1,8).m=1,8.2,5=4,5 mm -Chiều cao đỉnh răng:hd1=(0,5..0,6)m=0,6.2,5=1,5 mm -Khe hở chân răng:c=(0,15…0,25).m=0,2.2,5=0,5 mm -Đường kính vòng chia: d1=q.m=8.2,5=20 mm -Đường kính vòng đỉnh:da1=d1+2m=m.(q+2)= =2,5.(8+2)=25 mm -Đường kính vòng đáy:df1=m(q-2,4)=2,5(8-2,4)=14 mm -Chiều dài cắt ren trục vít: b1=30 mm Góc ôm: -Chiều dài làm việc của trục vít: -Chiều dài chế tạo Lct=L+p.m=57,5+3,14.2,5=65,35 mm *Bánh vít -Số răng bánh vít (Đây là số răng giả định bánh vít dạng bánh răng sau đó các thông số của răng bánh vít cũng chính là các thông số của răng con lăn. Còn đường kính vòng chia bánh vít chính là dc2 trên hình vẽ ). -Đường kính vòng chia:d2=m.z2 -Đường kính vòng đỉnh : da2=m.(z2+2+2.x)=2.5.(30+2+2.0,2)=81 mm -Đường kính vòng đáy: df2=m(q-2,4+2.x)= =2,5(30-2,4+2.0,2)=70 mm -Đường kính ngoài bánh vít: daM2da2+1,5.2,5=84 mm -Chiều rộng bánh vít:b2 0,75da1=0,75.2,5=18 mm -Chiều cao răng bánh vít :h2=(1,61,8).m=(1,61,8).2,5 h2=(44,5) mm chọn h2=4,5 mm -Chiều cao đỉnh răng:hd2=(0,50,6)h1 =0,6.4,5=2,7mm -Chiều cao chân răng: H2=h2-hd2=4,5-2,7=1,8 mm -Khe hở chân răng:c=(0,15..0,25).mn=0,15.4=0,6 mm *Bước ren vít. T= m.p = 4.3,14 = 12,6 mm. *Góc nâng vít : tgg == =0,25 đ g = 140. *Chọn các thông số cho con lăn: Mô đun m=4; bước răng t =12,6 Chiều cao răng: ( da2 – df2)/2 = (81–70)/2 =5.5 mm. Chọn đường kính vòng chia con lăn: vì chọn đường kính con lăn ảnh hưởng đến diện tích tiếp xúc của răng con lăn và răng trục vít nên sẽ ảnh hưởng đến ứng suất tiếp xúc và ứng suất chèn dập. Do vậy sẽ chọn sau ở phần tính bền . *Vật liệu: Chọn sơ bộ. Để đảm bảo độ bền lâucó ưthể chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép hợp kim 20CrNi. Bánh vít do có chuyển ma sát trượt thành ma sát lăn nên bánh vít có thể chọn bằng đồng thanh. Chọn chính thức sau khi kiểm nghiệm độ bền theo chèn dập. *Vấn đề về nhiệt.Do cơ cấu lái làm việc không liên tụcvà ma sát trong cơ cấu lái là ma sát lăn nên không cần biện pháp thoát nhiệtmà chỉ cần bôi trơn thông thường. Dùng dầu bôi trơn cùng loại dầu bôi trơn cầu. IV-tính bền các chi tiết chủ yếu của hệ thống láI 1-Trục lái. Trục lái chế tạo bằng thép rỗng chịu xoắn. *Kiểm tra độ bền xoắn. -ứng suất xoắn: t = . Chọn d,D theo xe tham khảo: D =32 mm ; d=28 mm. R- Bán kính vành tay lái : R = 0,2 m. t = =21,38 MN/m2 [t]= 50 á 80 MN/m2. đt < [t]. Vậy trục lái đủ bền xoắn. *Kiểm tra góc xoắn. g = . L=1,1m -Chiều dài trục lái (Chọn theo xe tham khảo ). G=8.104 MPa – Mô đuyn trượt của vật liệu thép cácbon. g= = 0,016 rad = 0,90 [g] = 5,50á 7,50. đ g < [g]. Vậy trục lái đạt yêu cầu.lkkllk2 2-Kiểm nghiệm bền cơ cấu lái trục vít - con lăn. Truyền động loại trục vít con lăn đảm bảo cho các răng có độ bền uốn cao. Do vậy chỉ cần tính đến chống mòn và độ bền tiếp xúc. -ứng suất chèn dập: scd=. T-Lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít. Xác định theo công thức: T = . Trong đó: Pmax=154,4 N. R = 0,2 m – Bán kính vành lái . t = 12,6 mm = 0,0126 m – bước răng trục vít. đ T= =15391 N. F- diện tích tiếp xúc ứng với hai bánh răng ăn khớp. Xét trường hợp tải trọng truyền lên một răng con lăn ( Trường hợp này tải tác dụng lên một răng con lăn là lớn nhất.)F = (j1 - sinj1).r12 +( j2 - sinj2 ).r22.Từ phần xác định các thông số hình họccủa trục vít ta có: bán kính của trục vít r1= 21mm Góc tiếp xúc giữa trục vít với con lăn: j1=71030’=1,24 rad;sinj1=0,948 Chọn thử các trị số r, j của con lăn: Bán kính con lăn: r2= 27mm = 0,027m; Góc tiếp xúc giữa con lăn với trục vít: j2= 50030’=0,881 rad ; sin j2=0,771 đ F = (1,24 – 0,948).0,0212+(0,881-0,771).0,0272= =0,0002 m2. scd =77.106 N/m2=77 MN/m2 Trục vít chế tạo bằng thép hợp kim 20CrNi có ứng suất chèn dập cho phép là: [scd] = 300 á 400 MN/m2. scdnhỏ hơn [scd] nhiều nên ta có thể giảm bớt đường kính con lăn. nhưng vì vấn đề kết cấu con lăn đặt trên trục vít nên ta giữ nguyên các thông số đã chọn. đ scd < [scd]. Vậy cơ cấu lái đủ bền. 3- Đòn quay đứng Đòn quay đứng dùng để truyền chuyển động từ trục bị động của cơ cấu lái đến đòn kéo dọc của dẫn động lái.Kích thước cơ bản của đòn quay đứng được xxác định theo giá trị các lực truyền từ các bánh xe dẫn hướng qua đòn quay đứng khi ôtô chuyển động trên đường gồ ghề. Đòn quay đứng được lắp trên cơ cấu lái bằng phần trục khía rãnh nông. Thực nghiệm cho thấy: N 0,5.G1= 0,5.960/2= 240 KG. G1- Trọng lượng tác dụng lên bánh xe cầu dẫn hướng ở trngj thái tĩnh. Mặt khác mô men ở đầu A phải cân bằng với mô men ở đầu B nên ta có: N’= ic=20,3 - tỷ số truyền của cơ cấu lái hth=0,85; lc=190 mm= 0,19 m. N’= 280,4KG. N’ > N nên ta chọn N’ để tính bền đòn quay đứng. Trong quá trình làm việc đòn quay đứng chịu uốn và xoắn. *Tính bền theo uốn Từ biểu đồ mô men ta thấy tại tiết diện A-A mô men uốn là lớn nhất bởi vậy ta kiểm nghiệm bền tại tiết diện đó suA-A= b wu=. Chọn a= 25mm; b= 35 mm; suA-A=55 MN/m2 [su]=150 á 200 MPa. đ s < [su]. Vậy đòn quay đứng đủ bền uốn. *Tính bền theo xoắn Coi đòn quay đứng là thẳng sx=. c- Khoảng cách từ tâm chốt cầu tới trục đòn quay đứng. Chọn theo xe tham khảo c= 40 mm. Wx= a.a.b2 (Mặt cắt hình chữ nhật ). a- Hệ số phụ thuộc vào tỷ số b/a. b/a= 1,4 đ a= 0,231 ( Chọn theo sức bền vật liệu ). đ sx=15,85.106 N/m2 =15,85 MPa [sx] = 60 á 80 MPa. Vậy sx< [sx] đòn quay đứng đủ bền xoắn. Vì ở các góc ứng suất bằng không nên ta có thể làm các góc tròn tiết kiệm được nguyên vật liệu. Đồng thời càng về phía dưới gần đòn kéo dọc mô men uốn càng giảm về không. Do vậy đầu dưới ta có thể làm tiết diện nhỏ hơn, cụ thể là: a= 20 mm; b= 30 mm Kiểm nghiệm lại ứng suất xoắn đầu dưới: sxdưới=26,97.10 6 N/m2 = 26,97 MPa đ sxdưới < [sx] = 60 á80 MPa. đ Đầu dưới đủ bền. 4-Tính bền đòn kéo dọc AB và đòn ngang CD. Thanh kéo dọc AB chịu lực N’ tác dụng. Lực N’ đã được xác định ở phần trước. snén= . fAB-Diện tích tiết diện đòn kéo dọc Chọn D= 26 mm =0,026 m.d =16 mm = 0,016 m. đ fAB=3,29 . 10-4 m2 snén=8,52.106 N/m2=8,52 MPa Thanh AB cũng có thể bị uốn dọc khi chịu nén bởi một lực N > Ngh. Bởi vậy cần kiểm tra tính ổn định của thanh. sud=. E= 2.105 MN/m2: Mô đun đàn hồi của vật liệu. JAB: Mô men quán tính của tiết diện đòn. JAB= 0,05.(D4-d4)= 0,05. ( 0,0264- 0,0164 ) = 1,956 .10-8 m4. lAB= 775 mm = 0,775 m ( Chọn theo xe tham khảo ). sud=62 MN/m2. Hệ số dự trữ bền: k= sud/sn = = 5,3. K nằm trong khoảng 1,25á 2,5. như vậy đòn kéo dọc đảm bảo làm việc tốt *Đòn ba ngang CD Đòn ngang chịu lực Q tác dụng: Q = . G1- Trọng lượng phân bố lên cầu trước ở trạng thái tĩnh . m1p- Hệ số phân bố lại trọng lượng lên cầu dẫn hướng khi phanh. Chọn m=1,4. j - Hệ số bám giữa lốp với đường chọn j = 0,8. a-Khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm trụ đứng a= 60 mm. b-Khoảng từ đòn ba ngang đến dầm cầu trước. b= l. cosq = 200. cos(200) = 187,94 mm đQ= = 171,63 KG = 1716,3 N. Ưng suất nén: sn=. Chọn kích thước tiết diện đòn CD: D= 30 mm; d =18 mm. fCD== 452,16 mm2 =452,16.10-6 m2. đ snCD== 3,8.106N/m2 = 3,8 MN/m2. *ứng suất uốn dọc: sud= JCD= 0,05 ( 0,034- 0,0184) = 0,035.10-6 m4. fCD= 452,16.10-6m2; lCD=1305,2 mm. đsud= = 89,6 MN/m2. -Hệ số dự trữ bền: k=sud/sn = =23. Hệ số dự trữ k cho phép k= 1,25 á 2,5 . Hệ số k tính ra lớn hơn giá trị cho phép nhiều. Nhưng vì đòn ba ngang nằm ở dưới gầm ngay sau cầu trước có thể bị va đập khi đi vào những đường có nhiều nhấp nhô lớn. Bởi vậy để đảm bảo làm việc tốt ta vẫn giữ nguyên kich thước đã chọn. Thanh kéo dọc và đòn ba ngang làm bằng thép các bon C40. 5-Tính bền chốt cầu. *Kiểm tra theo ứng suất chèn dập ở mặt cầu scd= . Q-lực tác động lên mặt cầu từ bánhdẫn hướng khi phanh. Như phần trên ta có Q= 171,63 KG. F- Diện tích tiếp xúc với bề mặt rôtuyn. F=. Chọn đường kính Dc của chốt cầu theo tải trọng tĩnh tác dụng lên bánh xe dẫn hướng G1= 960 KG đ Dc= 28 mm. đ F== 410,3 mm2 = 410,3.10-6 m2. scd= .106 N/m2. =4,18 MN/m2. [scd] = 25 á 35 MN/m2 (Vật liệu thép 12CrNi ). Vậy mặt cầu đủ bền. *Kiểm tra ứng suất cắt và uốn tại chân trụ cầu. -Theo cắt: sc= d= 18mm – Dường kính tiết diện tại chân trụ cầu. đ Fc== 254,34 mm2 =254,34.10-6 m2 đsc== 6,75.106 N/m2 = 6,75 MN/m2. [sc]= 60 á 70 MN/m2 đ sc < [sc]. -Theo uốn: su= . l – Khoảng cách từ tâm chốt tới tiết diện I-I. l=23 mm = 0,023 m. ` wu= 0,1.d3 = 0,1. 183 = 583,2 mm3 = 583,2.10-9 m3. su= = 67,6.106 N/m2 = 67,6 MN/m2. [su]= 400 MN/m2.đsu < [su]. Vậy chốt cầu đủ bền trong quá trình làm việc. V-kết luận 1-Về động học hình thang lái: Chiều dài cạnh bên hình thang lái: lb= 180 mm. Góc giữa cạnh bên và đường thẳng vuông góc với cầu trước q =200. Chiều dài đòn ngang: ldn= 1305 mm. 2-Cơ cấu lái: Cơ cấu lái trục vít lõm - con lăn, có hai dãy con lăn. Bán kính vòng ngoài của con lăn r2 =27 mm. Đường kính vòng đáy ban đầu của trục vít df1= 14 mm. Đường kính vòng đỉnh ban đầu của trục vít da1= 25mm Mô đun dọc ren vít: m = 2.5. Bước ren trục vít t= 12,6 mm. Góc nâng vít g =140. 3-Dẫn động lái. -Đòn quay đứng: Chiều dài đòn quay đứng: lđq= 190 mm. Tiết diện đầu trên đòn quay đứng: a= 25 mm; b= 35 mm. Tiết diện đầu dưới: a= 20 mm; b= 30 mm. -Thanh kéo dọc: Chiều dài: lkd= 775 mm. Tiết diện: D= 26 mm; d= 16 mm. -Đòn ba ngang: Chiều dài: l= 1305 mm. Tiết diện: D= 30 mm; d=18 mm. -Chốt cầu: Chiều dài phần làm việc: 50mm. Đường kính chốt D= 28 mm. Đường kính tiết diện tại chân chốt: d= 18 mm Đường kính vành lái D= 400 mm. Chiều dài trục lái: l= 1100 mm. Tiết diện hình vành khăn: D= 20 mm; d= 14 mm. Lực tác dụng lên vành lái khi quay đầu xe tại chỗ: Pmax=15,44 KG. Tỷ số truyền của cơ cấu lái i = 20,3. Tài liệu tham khảo Giáo trình thiết kế và tính toán ôtô máy kéo. Hướng dẫn làm đồ án môn học thiết kế hệ thống lái của ôtô. Cấu tạo ôtô. Giáo trình chi tiết máy. 5-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập1,2. 6-Dung sai và lắp ghép. Mục lục Nội dung trang Lời giới thiệu Phần I.Tổng quan về htl 1 I.Công dụng phân loại và các yêu cầu 1 1.Công dụng 1 2.Phân loại 1 3.Yêu cầu 1 II.Kết cấu của hệ thống lái 2 Cơ cấu tay lái 2 Phần II.tính toán và kiểm nghiệm htl 3 I.Kết cấu nguyên lý làm việc của HTL 3 1.Sơ đồ hệ thống láI xe uaz-469 3 2.Cơ cấu lái 3 3 Nguyên lý làm việc của hệ thống láI xe uaz-469 4 4.Yêu cầu của HTL 5 II.Các thông số kĩ thuật cơ bản của xe uaz-469............................5 III.Kiểm ghiệm hệ thống láI xe 6 1.Xác định kích thước hình học của hình thang lái và quan hệ động học của góc quay bánh xe dẫn hướng 6 IV- Thiết kế các chi tiết của hệ thống lái 11 1-Xác định tỷ số truyền của hệ thống lái 11 2- Xác định chế độ tải trọng để tính bền chi tiết của hệ thống lái 15 3.Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng của ôtô. 15 4-Cơ cấu lái trục vít lõm – con ăn 16 IV-tính bền các chi tiết chủ yếu của hệ thống láI 19 1Trục lái 20 2-Kiểm nghiệm bền cơ cấu lái trục vít -conlăn 21 3- Đòn quay đứng 22 4-Tính bền đòn kéo dọc AB và đòn ngang CD 25 5-Tính bền chốt cầu 27 V. kếtluận 28 1-Về động học hình thang lái 28 2-Cơ cấu lái 28 3-Dẫn động lái 29 Tài liệu tham khảo 30 ._.