MỤC LỤC

Mục lục.........................................................................................i

Lời núi đầu.................................................................................... 1

Một số thụng số thiết kế xe tham khảo.........................................1

Chương I: Giới thiệu tổng quan về hệ thống lỏi

1.1. Cụng dụng, phõn loại, yờu cầu................................................ 3

1.1.1. Cụng dụng ...................................................................... 3

1.1.2. Phõn loại......................................................................... 3

1.1.3. Yờu cầu........................................................................... 3

1.2. Tỷ số truyền hệ thống lỏi......................................................... 4

1.2.1. Tỷ số truyền của cơ cấu lỏi ............................................ 4

1.2.2. Tỷ số truyền của dẫn động lỏi......................................... 5

1.2.3. Tỷ số truyền theo gúc của hệ thống lỏi ........................... 5

1.2.4. Tỷ số truyền lực của hệ thống lỏi.................................... 5

1.2.5. Hiệu suất thuận............................................................... 6

1.2.6. Hiệu suất nghịch.............................................................. 6

1.3. Một số loại cơ cấu lỏi thường dựng.......................................... 6

1.3.1. Cơ cấu lỏi trục vớt con lăn.............................................. 6

1.3.2. Cơ cấu lỏi trục vớt chốt quay.......................................... 8

1.3.3. Cơ cấu lỏi trục vớt cung răng.......................................... 9

1.3.4. Cơ cấu lỏi loại liờn hợp................................................... 11

1.4. Cường hoỏ hệ thống lỏi ........................................................... 12

1.4.1. Cụng dụng, yờu cầu, phõn loại....................................... 12

1.4.2. Phõn tớch một số loại cường hoỏ hệ thống lỏi................ 13

1.5. Tớnh ổn định của bỏnh xe dẫn hướng...................................... 17

1.5.1. Độ nghiờng ngang của trụ đứng cam quay ..................... 17

1.5.2. Độ nghiờng dọc của trụ đứng cam quay ......................... 19

1.5.3. Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang............................. 20

1.6. Cỏc gúc đặt bỏnh xe dẫn hướng............................................... 21

1.6.1. Gúc doóng....................................................................... 21

1.6.2. Gúc chụm........................................................................ 21

1.7. Quan hệ động học của gúc quay trong và ngoài bỏnh xe dẫn hướng.22

Chương II: Kiểm nghiệm hệ thống lỏi xe Hyundai 2,5 tấn

2.1. Tớnh động học của hệ thống lỏi .............................................. 25

2.1.1. Tớnh động học hỡnh thang lỏi........................................ 25

2.1.2. Xõy dựng đường cong đặc tớnh hỡnh thang lỏi lý thuyết 28

2.1.3. Xõy dựng đường cong đặc tớnh hỡnh thang lỏi thực tế... 28

2.2. Xỏc định mụmen cản quay vũng.............................................. 32

2.2.1. Mụmen cản M₁................................................................ 33

2.2.2. Mụmen cản M₂................................................................ 34

2.3. Xỏc định lực cực đại tỏc dụng lờn hệ thống lỏi........................ 35

2.4. Tớnh bền hệ thống lỏi.............................................................. 36

2.4.1. Tớnh bền cơ cấu lỏi......................................................... 36

2.4.2. Tớnh bền trục lỏi ............................................................ 39

2.4.3. Tớnh bền đũn quay đứng................................................ 40

2.4.4. Tớnh bền đũn kộo dọc ................................................... 42

2.4.5. Tớnh bền đũn kộo ngang................................................. 43

2.4.5. Tớnh bền đũn bờn .......................................................... 46

2.4.6. Tớnh bền khớp cầu......................................................... 47

Chương III: Lựa chọn phương ỏn thiết kế

3.1. Một số phương ỏn bố trớ cường hoỏhệ thống lỏi..................... 50

3.1.1. Van phõn phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lỏi..... 50

3.1.2. Van phõn phối nằm trong cơ cấu lỏi, xilanh lực nằm riờng        52

3.1.3. Van phõn phối, xilanh lực đặt thành một cụm tỏch biệt với cơ cấu lỏi ................................................... 53

3.1.4. Van phõn phối và cơ cấu lỏi đặt thành một cụm xilanh lực nằm trờn hỡnh thang lỏi................................. 54

3.1.5.  Van phõn phối, xilanh lực và cơ cấu lỏi đặt tỏch biệt........................................... 55

Chương IV: Tớnh toỏn cường hoỏ lỏi

4.1. Lực lỏi lớn nhất đặt trờn vỏnh lỏi............................................ 56

4.2. Xõy dựng đặc tớnh cường hoỏ................................................. 56

4.3. Xỏc định lực xilanh phải sinh ra.............................................. 58

4.4. Tớnh toỏn xilanh lực................................................................ 60

4.4.1. Xỏc định đường kớnh trong của xilanh lực và đường kớnh cần piston……….60

4.4.2. Chọn đường kớnh ngoài và kiểm bền xilanh lực.............. 60

4.4.3. Xỏc định hành trỡnh và thể tớch làm việc của xilanh ..... 61

4.4.4. Xỏc định chỉ số hiệu quả tỏc dụng của cường hoỏ........... 62

4.5. Xỏc định lực lỏi lớn nhất đặt lờn vành tay lỏi.......................... 63

4.5.1. Tớnh lưu lượng của bơm................................................. 63

4.5.2. Chọn bơm cường hoỏ...................................................... 64

4.6. Tớnh toỏn cỏc chi tiết của van phõn phối................................ 64

4.6.1. Đặc tớnh của van phõn phối........................................... 64

4.6.2. Kết cấu và nguyờn lý làm việc của van phõn phối.......... 66

4.6.3. Tớnh hành trỡnh toàn bộ của con trượt.......................... 67

4.6.4. Cỏc thụng số khỏc .......................................................... 68

4.6.5. Tớnh loxo van phõn phối............................................... 70

4.6.6. Tớnh diện tớch tỏc dụng của buồng phản ứng................. 72

Chương V: Quy trỡnh cụng nghệ gia cụng con trượt van phõn phối

5.1. Phõn tớch chi tiết gia cụng....................................................... 74

5.1.1. Kết cấu con trượt............................................................. 74

5.1.2. Điều kiện làm việc của con trượt..................................... 74

5.1.3. Phõn tớch kết cấu cụng nghệ trong kết cấu con trượt...... 75

5.1.4. Chọn phụi và xỏc định bề mặt gia cụng ......................... 75

5.2. Lập sơ đồ cỏc nguyờn cụng..................................................... 76

5.2.1. Nguyờn cụng 1................................................................ 76

5.2.2. Nguyờn cụng 2................................................................ 77

5.2.3. Nguyờn cụng 3................................................................ 79

5.2.4. Nguyờn cụng 4................................................................ 81

5.2.5. Nguyờn cụng 5................................................................ 82

5.2.6. Nguyờn cụng 6 ............................................................... 83

Kết luận......................................................................................... 84

Tài liệu tham khảo........................................................................ 85

Mục lục.......................................................................................... 86

LỜI NÓI ĐẦU

Sự phỏt triển to lớn của tất cả cỏc ngành kinh tế quốc dõn đũi hỏi cần chuyờn chở khối lượng hàng hoỏ và hành khỏch. Tớnh cơ động cao, tớnh việt dó và khả năng hoạt động trong những điều kiện khỏc nhau đó tạo cho ụtụ trở thành một trong những phương tiện chủ yếu để chuyờn chở những hàng hoỏ và hành khỏch.

Cựng với sự phỏt triển của ngành khoa học và kỹ thuật khỏc, ngành sản xuất chế tạo ụtụ trờn thế giới cũng ngày càng phỏt triển và hoàn thiện hơn đỏp ứng khả năng vận chuyển, tốc độ, an toàn cũng như đạt hiệu quả kinh tế cao. Chủng loại xe cũng ngày càng phong phỳ.

Hyundai là một hóng xe lớn của Hàn Quốc họ cho ra đời rất nhiều chủng loại xe và xuất sang cỏc nước khỏc trong đú cú Việt Nam. Họ xuất sang ta chủ yếu là cỏc loại xe tải nhỏ vừa và lớn. Cỏc loại xe này cú giỏ thành thấp và phự hợp với địa hỡnh nước ta. Một số loại xe tải lớn đó cú thiết kế bộ trợ lực lỏi tuy nhiờn cỏc loại xe tải nhỏ như loại 2,5 tấn thỡ chưa cú do vậy để giảm bớt nặng nhọc cho người lỏi thỡ yờu cầu đề ra là phải thiết kế bộ trợ lực lỏi cho cỏc loại xe này và đú cũng chớnh là nội dung đồ ỏn em được giao.   

Trong quỏ trỡnh tớnh toỏn và thiết kế đồ ỏn này em đó cố gắng tỡm hiểu và vận dụng cỏc kiến thức đó học. Nhưng do thời gian cú hạn, kinh nghiệm bản thõn cũn thiếu, nờn khụng trỏnh được những sai sút trong quỏ trỡnh làm đồ ỏn.

Em rất mong được cỏc thầy và cỏc bạn đúng gúp ý kiến để đồ ỏn của em được hoàn thiện, đầy đủ hơn!

                                                                                                           Hà nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                          Sinh viên thực hiện

                                                                                                            ………………..

CHƯƠNG I

GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI

1.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu

1.1.1. Công dụng

Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động nhờ quay các bánh xe dẫn hướng cũng như để giữ hướng chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần thiết.

1.1.2. Phân loại

- Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bên trái (tính theo chiều chuyển động của xe). Bánh lái bố trí bên trái dùng cho những nước thừa nhận luật đi đường theo phía phải như ở các nước xã hội chủ nghĩa. Bánh lái bố trí bên phải dùng cho những nước thừa nhận luật đi đường theo phía bên trái như ở Anh, Nhật, Thụy Điển…

- Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn 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, êcu, thanh khía, quạt răng). Loại thanh răng …

1.2. Tỷ số truyền hệ thống lái

1.2.1. Tỷ số truyền cơ cấu lái i_c

Tỷ số truyền i_c có thể không đổi hoặc thay đổi. Cơ cấu lái với tỷ số truyền thay đổi trong giới hạn rộng được dùng trước hết trong hệ thống lái không có cường hóa. Trong trường hợp này nên dùng qui luật thay đổi tỷ số truyền như trên hình 1.1.

1.2.2. Tỷ số truyền của dẫn động lái i_d

Tỷ số truyền này phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn. Trong quá trình bánh xe dẫn hướng quay vòng giá trị của các cánh tay đòn sẽ thay đổi. Trong các kết cấu hiện nay i_d thay đổi không nhiều lắm.

i_d = 0,9 - 1,2

1.2.3. Tỷ số truyền theo góc của hệ thống lái i_g

Là tỷ số của góc quay vành tay lái và góc quay của bánh xe dẫn hướng. Tỷ số truyền này bằng tích số giữa tỷ số truyền của cơ cấu lái i_c và tỷ số truyền của dẫn động lái i_d. 

i_g= i_c. i_d                                      (1 - 2)                

1.2.5. Hiệu suất thuận

Hiệu suất thuận là hiệu suất tính theo lực truyền từ trên trục lái xuống. Hiệu suất thuận càng cao thì lái càng nhẹ. Khi thiết kế hệ thống lái yêu cầu phải hiệu suất thuận cao. 

1.2.6. Hiệu suất nghịch

Hiệu suất nghịch là hiệu suất tính theo lực truyền từ đòn quay đứng lên trục lái. Nếu hiệu suất nghịch rất bé thì  các lực va đập tác dụng lên hệ thống chuyển động của ôtô sẽ không truyền đến bánh lái được vì chúng bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái. Đây là một tính chất rất quí của cơ cấu lái. Nhưng không thể đưa hiệu suất nghịch xuống thấp quá vì khi đó bánh lái xẽ không tự trả lại được về vị trí ban đầu dưới tác dụng của mômen ổn định. 

1.3. Một số loại cơ cấu lái thường dùng

Hiện nay cơ cấu lái thường dùng trên ôtô có những loại: trục vít cung răng, trục vít con lăn, trục vít chốt quay và loại liên hợp.

1.3.1 Cơ cấu lái trục vít con lăn

Loại cơ cấu lái này hiện nay được sử dụng rộng rãi nhất. Trên phần lớn các ôtô Liên Xô loại có tải trọng bé và tải trọng trung bình đều đặt loại cơ cấu này.

Trên hình 1.2 trình bày cơ cấu lái loại trục vít con lăn. Cơ cấu lái gồm trục vít gơbôlôit 1 ăn khớp với con lăn 2 (có ba ren) đặt trên các ổ bi kim của trục 3 của đòn quay đứng. Số lượng ren của loại cơ cấu lái trục vít con lăn có thể là một, hai hoặc ba tuỳ theo lực truyền qua cơ cấu lái. 

1.3.2 Cơ cấu lái trục vít chốt quay

Cơ cấu lái loại này gồm hai loại:

+ Cơ cấu lái trục vít và một chốt quay.

+ Cơ cấu lái trục vít và hai chốt quay. 

1.3.3 Cơ cấu lái trục vít cung răng

Với tiết diện bên của mặt cắt ngang của mối răng trục vít và răng của cung răng là hình thang, trục vít và cung răng tiếp xúc nhau theo đường nên toàn bộ chiều dài của cung răng đều truyền tải trọng. Vì vậy áp suất riêng, ứng suất tiếp xúc, độ mòn của trục vít và cung răng đều giảm. Để đạt độ cứng vững tốt người ta đặt trục đòn quay trong ổ bi kim và tìm cách hạn chế độ võng của cung răng.

1.4. Cường hoá hệ thống lái

1.4.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại

a. Công dụng

Cường hoá của hệ thống lái có tác dụng làm giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái, giảm mệt mỏi khi xe chạy trên đường dài. Ngoài ra cường hoá lái còn nhằm nâng cao an toàn chuyển động khi có sự cố lớn ở bánh xe (nổ lốp, hết khí nén trong lốp..) và giảm va đập truyền từ bánh xe lên vành lái.

b. Yêu cầu

Cường hoá hệ thống lái phải thoả mãn các yêu cầu sau:

- Khi bộ cường hoá hỏng thì hệ thống lái vẫn phải làm việc được tuy nhiên lái nặng hơn.

- Chỉ gài bộ cường hoá khi lực cản quay vòng lớn, khi lực cản quay vòng bé hệ thống lái làm việc như bình thường, tức là lúc ấy lực đặt lên vành lái đối với ôtô du lịch P₁= 10-20N, đối với ôtô tải P₁= 30-40N.

1.4.2. Phân tích một số loại cường hoá hệ thống lái

a. Hệ thống cường hoá bằng khí nén

Loại hệ thống cường hoá này dùng lực khí nén để tạo ra lực cường hoá. Loại này hiện nay trong nghành thiết kế và tính toán ôtô không còn dùng nữa.

b. Hệ thống cường hoá bằng thuỷ lực

Cường hoá lái loại thuỷ lực hiện nay được dùng nhiều trên các ôtô hiện đại vì nó có những ưu điểm hơn so với hệ thống lái cường hoá khí nén:

- Áp suất chất lỏng của hệ thống thuỷ lực lớn p = 6 -10 MN/cm² nên giảm được kích thước và trọng lượng xilanh lực, không ồn khi làm việc.

- Tác dụng của bộ cường hoá nhanh, thời gian chậm tác dụng của bộ cường hóa không quá 0,02 - 0,045 (s). Nhờ vậy đảm bảo tính năng làm việc tức thời của bộ cường hoá.

1.5. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng được hiểu là khả năng của chúng giữ được vị trí ban đầu ứng với vị trí khi xe chuyển động thẳng và tự quay trở về vị trí này sau khi bị lệch. Nhờ có tính ổn định mà khả năng dao động của các bánh xe dẫn hướng và tải trọng tác dụng lên hệ thống lái giảm đi đáng kể.

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng được duy trì dưới tác dụng của các thành phần phản lực: thẳng đứng, bên và tiếp tuyến tác dụng lên chúng khi xe chuyển động.

Để có được các lực như vậy là do các yếu tố kết cấu và cụ thể là do các yếu tố sau đây:

+ Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay.

+ Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay.

+ Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang. 

1.5.1. Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay

Khi trụ đứng được đặt nghiêng ngang thì phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên trục trước sẽ được sử dụng để đảm bảo tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng, bởi vì trên mặt đường cứng khi các bánh xe dẫn hướng bị lệch khỏi vị trí trung gian của chúng thì trục trước của bánh xe sẽ được nâng lên.

Như trên hình vẽ, l là khoảng cách từ tâm bề mặt tựa của bánh xe tới tâm của trụ đứng. Khi góc quay của bánh xe dẫn hướng nhỏ, M_Zb không lớn, ảnh hưởng của nó tới tính ổn định không lớn, mômen này có ý nghĩa chủ yếu làm cho các bánh xe dẫn hướng tự động quay về vị trí trung gian sau khi thực hiện quay vòng.

1.5.2. Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay

Ngoài góc nghiêng ngang trụ đứng còn được đặt nghiêng về phía sau so với chiều chuyển động tiến của xe. Dưới tác động của lực ly tâm khi xe tiến vào đường vòng, lực gió bên hoặc thành phần bên của trọng lực khi xe chạy trên mặt đường nghiêng ở khu vực tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường sẽ xuất hiện các phản lực bên Y_b. 

1.6. Các góc đặt bánh xe dẫn hướng

Bản thân các bánh xe dẫn hướng của ôtô cũng có những góc đặt gọi là góc doãng và góc chụm.

1.61. Góc doãng

Trên hình 1.12 biểu thị góc doãng của bánh xe dẫn hướng trước. Góc này có công dụng sau:

- Ngăn ngừa khả năng bánh xe bị nghiêng theo theo chiều ngược lại dưới tác động của trọng lượng xe do các khe hở và sự biến dạng trong các chi tiết của trục trước và hệ thống treo trước.

- Tạo nên thành phần lực chiều trục từ trọng lực xe chống lại lực Z_b.sinb.cosa do góc nghiêng trụ đứng tạo ra.

1.6.2. Góc chụm

Ngoài góc doãng, các bánh xe dẫn hướng thường có góc chụm trong mặt phẳng ngang. Góc chụm g_c là góc được tạo nên bởi hình chiếu lên mặt phẳng lên mặt phẳng ngang của đường kính hai bánh dẫn hướng. Độ chụm cũng được đặc trưng bằng hiệu số của hai khoảng cách A và B, đo được giữa các mép trong của lốp trong mặt phẳng ngang đi qua tâm của hai bánh xe khi chúng nằm ở vị trí trung gian.

1.7. Quan hệ động học của góc quay trong và ngoài bánh xe dẫn hướng.

Để thực hiện quay vòng ôtô người ta có thể quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước hoặc quay vòng đồng thời cả các bánh xe dẫn hướng phía trước và phía sau, tuy nhiên biện pháp quay vòng hai bánh xe dẫn hướng phía trước được dùng phổ biến hơn do nó có hệ thống lái đơn giản hơn mà vẫn đảm bảo được động học quay vòng của ôtô. 

Như vậy bán kính quay vòng càng nhỏ khi chiều dài cơ sở L càng nhỏ hoặc góc b càng lớn, trị số góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng đạt đến 28⁰ - 38⁰.

CHƯƠNG II

KIỂM NGHIỆM HỆ THỐNG LÁI XE HYUNDAI 2,5T

2.1. Tính động học của hệ thống lái

2.1.1. 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.

b - là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài.

a - là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong.

B - là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng.

L- là chiều dài cơ sở của ôtô.

a. Trường hợp xe đi thẳng

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.

b. Trường hợp khi xe quay vòng

Trong trường hợp khi xe vào đường vòng để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các véc tơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm 0 trên hình 2.2).

2.1.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Ứng với các giá trị của góc a từ 0⁰, 5⁰, ... , 45⁰ ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc b. Các giá trị này được lập trong bảng 1.

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.   

Với xe thiết kế là xe tải cho nên tỷ số truyền góc nằm trong khoảng

16 ¸ 32. Vì ta chọn i_dđ = 1 cho nên i_g = 20,5 tức là khi góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 37⁰ thì góc quay của vành tay lái là 760⁰.

Thời gian quay vòng tay lái là thời gian mà người lái phải quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải tức là phải quay vành tay lái đi một góc 760 x 2 = 1520⁰.

2.2. Xác định mômen cản quay vòng

Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái:

2.2.1.  Mômen cản M₁

Ta có: B + 2(r.tgb + a) = B_t.

f - hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường xấu như đường đất, đá sỏi  (f = 0,04).

Vậy: M₁ = 1,44 (KG.m)

2.2.2. Mômen cản M₂ do sự trượt lê 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. 

Ta thừa nhận: r_bx = 0,96.r = 0,96.381 = 365,8 (mm).

Vậy: M₂ = 30,56 (KG.m)

Để làm ổn định các bánh xe dẫn hướng người ta làm các góc đặt bánh xe:

b - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe.

g - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe.

d - góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đường so với mặt phẳng giữa của bánh xe.

a - góc doãng của bánh xe dẫn hướng.

g_c - góc chụm của bánh xe dẫn hướng.

Như vậy:  M_c = 117,3 (KG.m)

2.3. 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.

M_c - mômen cản quay vòng M­_c = 117,3 (KGm).

R - bán kính bánh lái R = 0,2 (m).

i_c - tỷ số truyền cơ cấu lái i_c = 20,5.

h_th - hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái trục vít con lăn hiệu suất thuận h_th = 0,6.

i_tr - tỷ số truyền của truyền động lái.

Vậy ta có: P_max = 47,68 (KG).

2.4. Tính bền hệ thống lái

2.4.1. Tính bền cơ cấu lái

Đối với loại truyền động trục vít - con lăn phải đảm bảo cho các răng có độ bền cao. Bởi vậy trong tính toán cần phải chú ý tới độ chống mài mòn và độ bền tiếp xúc. 

P_max - lực lái lớn nhất đặt lên vành lái P_max = 47,68 (KG).

R - bán kính vành tay lái R = 200 (mm).

t - bước răng của trục vít, t = p.m (m : môđun của răng m = 5). 

Thay số được: T = 3814,4 (KG)

Ở đây:  j₁, j₂, r₁, r₂ được thể hiện trên hình vẽ: r₁ = 50mm, r₂ = 50mm, j₁ = j₂ = 60⁰.

Tra tra bảng ta được:  y_k = 0,51.

Vậy:  s_u = 57,4 (MN/m²). => s_u < [s_u] = 120 (MN/m²).

Vậy cơ cấu lái thoã mãn điều kiện bền uốn và độ bền ứng suất.

2.4.2. Tính bền trục lái  

Trục lái làm bằng thép  30  có ứng suất cho phép   [t] = 80(MN/m²). trục chế tạo đặc có đường kính D = 30 (mm). Dưới tác dụng của mômen đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn.

P­_vl - lực cực đại tác dụng lên vánh tay lái P­_vl = 47,68 (KG).

R - bán kính vành tay lái R = 200 (mm).

W_x - môduyn chống xoắn.

Ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái: t = 17,66 (MN/m²)

Vậy: 0 = 0,0106 (rad)

góc xoắn tương đối không vướt quá (5,5⁰ -7,5⁰)/m.      

w < [w] =5,5⁰/m . Vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tương đối

Như vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

2.4.3. Tính bền đòn quay đứng

Đòn quay đứng có kết cấu ở dạng thẳng hoặc cong, khi là đòn thẳng đòn quay đứng chỉ chịu uốn, nếu là đòn cong thì chịu uốn và xoắn.

Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (rotuyl) và nối với cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.

P_vlmax - lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái P_vlmax = 47,68(KG).

R - bán kính vánh tay lái R = 200 (mm).

i_ccl - tỷ số truyền cơ cấu lái i_ccl = 20,5.

h_l - hiệu suất thuận cơ cấu lái h_l = 0,6.

l_d - chiều dài đòn quay đứng l_d = 180 (mm).

Thay số được: Q₂ = 651,2 (KG)

2.4.4. Tính bền đòn kéo dọc

Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dưới tác dụng của lực Q đã tính ở phần 2.5.3 và có trị số là : 675 (KG). Đòn kéo dọc có tiết diện tròn rỗng đường kính ngoài là 30mm đường kính trong là 20mm.

E - modun đàn hồi khi kéo E = 2.10⁶ (KG/cm²).

m - hệ số liên kết với khớp cầu m = 1.

l - chiều dài thanh kéo dọc l = 720 (mm).

Vậy: P_th = 12130,9 (KG)

Hệ số dự trữ bền ổn định: [n] > 1,8 - 3 

=> Thay số được: n = 18

Như vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.

2.4.5. Tính bền đòn bên

Theo như biểu đồ mômen ta có: M_A = 127,35 (KG/m)

Ở đây:

b - chiều rộng đòn bên b = 3,5 (cm).

h - chiều cao đòn bên h = 3,0 (cm).

Vậy: e = 2425,7 ( KG/cm²)

Hệ số an toàn: n = 1,65

Như vậy đòn bên đảm bảo điều kiện bền.        

2.4.6. Tính bền khớp cầu (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 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.

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.

a. Kiểm tra bến khớp cầu

Như phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo ngang khi phanh. N = 981,35 (KG)

Như phần tính bền thanh kéo dọc lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo dọc khi mômen cản quay vòng lớn nhất và không có cường hóa. Q = 675 (KG)

Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số N = 981,35 (KG) làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu.

* Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt

Kiểm tra độ bền cắt khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm nhất.

Ở đây: d - là đường kính tại chỗ thắt của rô1tuyl d = 20 (mm).

Thay số được: t = 312,5 (KG/cm²)

Hệ số an toàn: .n = 2,24

Như vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm.

CHƯƠNG III

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

3.1. Một số phương án bố trí cường hoá hệ thống lái

Trên xe ôtô bố trí trợ lực lái dạng thuỷ lực có kết cấu gọn. Hệ thống trợ lực lái là một hệ thống tự điều khiển, bởi vậy nó bao gồm: nguồn năng lượng, van phân phối và xilanh lực. Tuỳ thuộc vào việc sắp xếp các bộ phận trên vào hệ thống lái có thể chia ra các phương án sau:

- Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái.

- Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.

- Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.

- Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.

3.1.1.Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái

Phương án bố trí này giống như trên xe ZIN - 130, van phân phối, xilanh lực được bố trí chung với cơ cấu lái. Ưu điểm của phương pháp bố trí này là gọn và dễ bố trí trên xe, ngoài ra các đường ống là ngắn nhất cho nên tránh được những khả năng phát sinh dao động do sự không ổn định động lực học do cường hoá gây nên.

3.1.2. Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái

Trong phương án này van phân phối và xilanh lực được bố trí chung thành một cụm trên thanh kéo dọc. Kiểu bố trí như thế này cho phép ta ta có thể sử dụng nhiều cơ cấu lái khác nhau. Tuy nhiên khuynh hướng gây nên sự dao động của các bánh xe dẫn hướng sẽ cao hơn so với kiểu bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực thành một cụm.

3.1.4. Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau

Trong phương án này ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực nằm tách biệt với nhau. Nó cũng có đầy đủ những ưu điểm của các phương án bố trí trước như là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi lực tác động của cường hoá, công suất của cường hoá dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Tuy nhiên bố trí như phương án này tay lái vẫn không nhẹ và lực tác động lên van phân phối thay đổi do cánh tay đòn thay đổi.    

Vì kết cấu các cụm chi tiết của xe nhỏ gọn, để phù hợp với hình dáng kích thước của xe ta phải lựa chọn phương án thiết kế cụm cường hóa đảm bảo các yêu cầu sau:

- Đảm bảo được tính năng cường hoá, nhưng vẫn phải tạo được “cảm giác” lực cản của mặt đường cho người lái.

- Cách bố trí của phương án phải phù hợp với xe thiết kế.

- Giá thành sản xuất, thay thế phải đảm bảo tính kinh tế.

- Dễ dàng tháo lắp, bảo dưỡng và sửa chữa.

Qua đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hoá. Ta thấy phương án 4 là phương án thích hợp nhất để tính toán và thiết kế.

CHƯƠNG IV

TÍNH TOÁN CƯỜNG HÓA LÁI

4.1. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái

Ta biết rằng khi chưa có cường hoá lái, muốn quay vòng ôtô thì người lái phải tác dụng một lực rất lớn lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng. Nếu sử dụng lực này trong một thời gian dài thì người lái sẽ bị mệt và không an toàn khi di chuyển. Do vậy ta phải xác định được lực lớn nhất mà người lái phải tác dụng lên vành tay lái. Theo như phần 2.4 ta đã xác định được lực cực đại tác dụng lên vành tay lái dựa vào lực cản của mặt đường. Pmax = 47,68 (KG)

4.2. Xây dựng đặc tính cường hoá lái

Theo giáo trình TKTT 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 P_l và mômen cản quay vòng của các bánh dẫn hướng M_c.

Đồ thị các đường đặc tính khi chưa cường hoá P_l = f(M_c) và được lắp bộ cường hoá P_c = f(M_c) được thể hiện ở hình dưới đây.

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: P_l = P_c = f(M_c). Lực do người lái hoàn toàn đảm nhận.

- Đoạn AC: P_c = f(M_c). Biểu thị lực mà người lái cảm nhận về chất lượng mặt đường. Điểm C [15 ; 117,3], chọn P_c = 15 (KG).

- Từ C trở đi: P_c = f(M_c) song song với đường P_l = f(M_c).

Hiệu số các toạ độ của hai đường P_c và P_l 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.

4.3. Xác định lực tính toán

Với ôtô tải để giảm cường độ lao động của người lái thì lực lái lớn nhất mà người lái phải sinh ra khi quay vòng xe là 15 (KG). Trong khi đó nếu không có cường hoá thì lực lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 47,68 (KG) như đã tính ở trên. 

* Lực thực tế mà xilanh lực phải sinh ra

Ta có lực cường hoá cực đại quy dẫn về vành tay lái là: 32,68 (KG).

Mômen cản quay vòng lớn nhất của xe sinh ra trên trụ quay đứng là: 117,3 (KGm).

Lực mà xilanh phải sinh ra là: P_xl  = 618, 44 (KG)      (4 - 2)

e - là khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu dẫn hướng e = 130 (mm).

4.4. 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. 

4.4.1. Xác định đường kính trong của xilanh lực và đường kính cần piston

D_x - đường kính trong của xilanh lực.

P₀ - là áp suất cực đại trong hệ thống cường hoá. P₀ = 65 (KG/cm²) theo sách [12].

d - là đường kính cần đẩy piston, chọn d = 20 (mm).

P_xl - lực mà xilanh phải sinh ra P_xl = 618,44 (KG).

Như vậy ta có:  D_x = 4,01 (cm).=> Lấy D_x = 4,0 (cm).

4.4.3. Xác định hành trình và thể tích làm việc của xilanh lực

Do kết cấu và bố trí cường hoá, vỏ xilanh lực được gắn trên dầm cầu, cần đẩy piston gắn với đòn kéo ngang thông qua các khớp. Hành trình của piston xilanh lực là chiều dài mà piston phải trượt khi ta quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải. Quãng đường này của piston bằng hai lần quãng đường mà piston phải trượt từ vị trí trung gian sang tận cùng một phía.

D_x - đường kính trong của xilanh lực D_x = 4,0 (cm).

h - hành trình làm việc của piston.

Như vậy ta có: Vlv = 215,03 (cm³)

4.6. Tính toán các chi tiết của van phân phối

4.6.1. Đặc tính của van phân phối       

Van phân phối có ảnh hưởng rất lớn tới sự làm việc ổn định lâu dài của cường hoá lái. Việc thiết kế van phân phối thực chất là tính toán thiết kế con trượt của van.

Độ nhạy cảm tác động và mức độ chậm tác dụng của hệ thống cường hoá là những nhân tố cơ bản để xác định sự làm việc của nó.

Đường 4 và 5 thì áp suất thay đổi tương đối đều nhưng vẫn có độ chậm tác dụng vẫn gây nên sự mất linh hoạt của hệ thống.

Đường cong 3 là tối ưu hơn cả, nó gần như không có độ chậm tác dụng, áp suất tăng ngay khi con trượt di chuyển và trong suốt quá trình di chuyển của con trượt áp suất dầu trong hệ thống thay đổi đều cho nên không có sóng áp suất sinh ra đảm bảo sự làm việc bền lâu của hệ thống. Muốn có được như vậy thì mép con trượt phải vê tròn.

4.6.2. Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối

- Nguyên lý hoạt động: Ở trạng thái bình thường khi cường hoá chưa làm việc con trượt van phân phối được giữ ở trạng thái trung gian nhờ lò xo định tâm, dầu từ bơm dầu qua cửa 6 vào trong van phân phối, lượng dầu thừa sẽ được hồi về bình chứa qua cửa số 5. Khi người lái muốn quay vòng trái hoặc quay vòng phải nhờ lực dọc trục của cần đẩy con trượt sẽ được đưa sang trái hoặc đưa sang phải, dầu từ đường cửa 6 sẽ đi vào trong cửa 7 hoặc cửa 8, và làm cho xilanh lực chuyển dịch sang bên trái hoặc sang bên phải. 

4.6.3. Tính hành trình toàn bộ của con trượt

Khi vành tay lái quay về một phía ứng với góc quay ngoặt nhất của bánh xe dẫn hướng từ vị trí trung gian thì con trượt sẽ dịch chuyển về một phía tương ứng với hướng quay vòng của bánh xe, khoảng dịch chuyển đó là D. 

Q- lưu lượng của bơm dầu cung cấp cho bộ cường hoá làm việc, theo kết quả của phần 4.5.1 ta có: Q = 89 (cm³/s).

d_t- đường kính ngõng con trượt, lấy d_t = 2,5 (cm).

g- gia tốc trọng trường lấy tròn g = 10 (m/s²).

Như vậy: A^' = 0,122 (cm)

Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy: A = 0,142 (cm)

Tính A^''. Ta có:

x - khe hở lớn nhất giữa bề mặt tiếp xúc của con trượt và vỏ van phân phối. Khi chọn bộ đôi theo nhóm kích thước x = (0,0015 ¸ 0,002) cm và khi chế tạo con trượt và vỏ van phân phối theo cấp chính xác 2 (mối ghép di động) và có kể đến sự mài mòn thì lấy x = 0,005 (cm). 

P_max -  áp suất cực đại khi van an toàn bắt đầu điều chỉnh ta đã chọn

P_max = 65 (KG/cm²) = 65000 (G/cm²).

h - hệ số nhớt động học của dầu, lấy h = 0,55.

d_t - đường kính ngõng con trượt d­_t = 2,5 (cm).              

Vậy: A^'' = 0,0005 (cm)

Nếu tính các khe hở giữa các viên bi và rãnh ta lấy: A^'' = 0,001 (cm)

Vậy hành trình toàn bộ của con trượt về một phía là:  1,34 (mm)

4.6.5. Tính lò xo van phân phối      

Lò xo van phân phối dùng để giữ cân bằng con trượt ở vị trí trung gian. Nếu dùng kết cấu có lò xo thì trong quá trình di chuyển trên những mặt đường không bằng phẳng, các dao dộng từ mặt đường sẽ tác dụng lên van phân phối và làm sai lệch vị trí van ảnh hưởng đến quá trình cường hoá hệ thống lái.

Lực tác dụng lên loxo được tính theo lực tác dụng lên vành tay lái lúc bộ cường hoá bắt đầu làm việc. P₀ = 2,5 KG, lực cường hoá lớn nhất P₁ = 15 KG.

Ta chọn đường kính dây lò xo d = 4,1 (mm).

Đường kính lò xo: D = c.d = 5.4,1 = 20,5 (mm).

Số vòng thực tế của lò xo: n₀ = n + 1,5 = 8,9 + 1,5 = 10 (vòng).

Vì mỗi đầu mút lò xo được mài đi một ít nên chiều cao lò xo lúc các vòng sát nhau là: H₀ = 30 (mm)

4.6.6. Tính toán diện tích tác dụng của buồng phản ứng

Lực đẩy của xilanh về hai phía là khác nhau do một bên có sự chiếm chỗ của cần đẩy piston. Do đó các bánh xe dẫn hướng luôn có xu hướng lệch khỏi vị trí ứng với chuyển độnh thẳng của xe.

P₁,P₂ - áp suất dầu ở nhánh không và có cần đẩy piston.

f₁,f₂ - diện tích làm việc của trụ phản ứng ứng với các diện tích làm việc của xilanh lực.

Chọn đường kính cổ con trượt bên phải: d₁ = 2,2 (cm).

Đường kính phía trong vỏ van phân phối: D = 3,6 (cm).

Đường kính cổ con trượt bên trái là: d₂ = 2,8 (cm)                 (4 - 30)

Ta không thể lấy diện tích làm việc của trụ phản ứng quá lớn vì nếu không thì lực cần thiết của loxo sẽ nhỏ, khi chạy xe ở tốc độ thấp áp suất do bơm tạo ra nhỏ dẫn đến lực mở van phân phối nhỏ cho nên người lái sẽ mất cảm giác mặt đường.

Để hệ thống làm việc được lâu dài vấn đề làm kín là rất quan trọng ở những nơi như van phân phối, bơm cường hoá, xilanh lực làm kín bằng các gioăng cao su có tiết diện tròn. Riêng làm kín giữa piston và xilanh cường hoá thì được làm kín bằng xecmăng vát nghiêng đầu 45⁰ loại này chịu được tải trọng va đập và chịu mài mòn cao.

CHƯƠNG V

QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CON TRƯỢT VAN PHÂN PHỐI

5.1. Phân tích chi tiết gia công

5.1.1. Kết cấu con trượt

Sơ đồ kết cấu con trượt van phân phối như hình 1.5.

5.1.3. Phân tích kết cấu công nghệ trong kết cấu con trượt   

Từ nhiệm vụ và yêu cầu của con trượt 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. 

Do kết cấu con trượt khá đơn giản do vậy trình tự gia công cũng đơn giản và rõ ràng. Những yêu cầu kỹ thuật đối với con trượt như độ nhẵn bóng các bề mặt phải được xác định hợp lý để đảm bảo điều kiện làm việc của chi tiết.

5.1.4. Chọn phôi và xác định bề mặt gia công

Để gia công con trượt van phân phối ta dùng phôi là thép cán f40. Trước khi đưa vào gia công cần làm vệ sinh phôi sạch sẽ và cắt bỏ ba via.

Bề mặt gia công của con trượt bao gồm hai mặt đầu, mặt ngoài, mặt trong và các mặt rãnh van. Tuy nhiên bề mặt quan trọng nhất là mặt ngoài, các mặt đầu của rãnh van bởi vì nó quyết định tới tuổi thọ và chất lượng của chi tiết.

5.2. Lập sơ đồ các nguyên công

5.2.1. Nguyên công 1: Cắt đứt phôi, khoan lỗ f10 và vát mép    

- Sơ đồ nguyên công:  Như hình vẽ.

a. Bước 1: Cắt đứt chi tiết

 Chiều sâu cắt: t = 20 (mm).

 Bước tiến dao: s = 0.08(mm/v).

 Dùng dao tiện thép gió có gắn mảnh hợp kim ký hiệu P9.

b. Bước 2: Khoan lỗ f10

Chiều sâu cắt: t = 5 (mm).

Bước tiến dao: s = 0,18(mm/v).

Dùng mũi khoan ruột gà có đường kính f10 ký hiệu P18.

5.2.3. Nguyên công 3: Tiện các mặt trụ và rãnh

- Sơ đồ nguyên công: Nhu hình vẽ.

Phôi được gá và kẹp chặt trên hai mũi chống tâm hạn chế 5 bậc tự do và được kẹp tốc. Tiến hành tiện mặt trụ f36,5 tiện mặt trụ f22,5 tiện mặt trụ f28,5 tiện hai rãnh f25,5.

a. Bước 1: Tiện mặt trụ f36,5.

Chiều sâu cắt: t = 1,75 (mm).

Bước tiến dao: s = 0.6(mm/v).

 Dùng dao tiện thép gió có gắn mảnh hợp kim ký hiệu P9.

b. Bước 2: Tiện mặt trụ f22,5.

Chiều sâu cắt: t = 7 (mm).

Bước tiến dao: s = 0.3(mm/v).

Dùng dao tiện thép gió có gắn mảnh hợp kim  có góc nghiêng chính 90⁰ ký hiệu P9.

d. Bước 4: Tiện rãnh f25,5.

Chiều sâu cắt: t = 5,5 (mm).

Bước tiến dao: s = 0.05(mm/v).

Dùng dao tiện thép gió có gắn mảnh hợp kim ký hiệu P9.

5.2.5. Nguyên công 5: Mài các bề mặt trục

- Sơ đồ nguyên công: Như hình vẽ.

Chi tiết được gá trên hai mũi chống tâm hạn chế 5 bậc tự do và được kẹp tốc

Sau đó cho đá tiến vào mài các bề mặt trục.

Chiều sâu cắt : t = 0,25 (mm).

Tốc độ quay của đá: n_D = 2200 (v/phút).

Tốc độ quay của phôi: n_P = 45 (v/phút).

Dùng đá mài: 2P.   

5.2.6. Nguyên công 6: Kiểm tra các tiêu chuẩn kỹ thuật của chi tiết vừa gia công.

- Sơ đồ nguyên công: Như hình vẽ.

Chi tiết sau khi gia công đòi hỏi phải đạt được đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật vì vậy ta phải tiến hành kiểm tra.

Gá chi tiết trên hai mũi chống tâm và dùng:

Đồng hồ so kiểm tra độ tròn và độ đồng tâm của mặt ngoài chi tiết.

Đồng hồ so kiểm tra độ đảo mặt đầu và các mặt bên của rãnh.

Yêu cầu kiểm tra độ bóng các bề mặt làm việc của con trượt đạt R_a = 0,63mm, tại hai bên cổ trục và mặt bên các rãnh đạt R_a = 1,25mm. 

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 : TS…………….. cùng toàn thể các thầy giáo trong bộ môn em đã hoàn thành nhiịem 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 cải tiến hệ thống cho xe tải Hyundai 2,5 tấn”

  Trong đồ án này em đã làm được những việc sau:

1. Nêu lên sự làm việc của hệ thống lái, sự làm việc ổn định của hệ lái, kiểm nghiệm lại hệ thống lái của xe cơ sở là xe Hyundai 2,5 tấn.

2. Tính toán hệ thống lái nói chung cũng như hệ thống dẫn động và cường hoá lái nói riêng.

4. Đưa ra quy trình công nghệ gia công con trượt van phân phối.

  Phần bản vẽ em có các bản vẽ:

5. Bản vẽ bố trí chung hệ thống lái trên xe.  

6. Bản vẽ các phương án cường hoá hệ thống lái trên ôtô.

7. Bản vẽ cụm van phân phối.

8. Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống.

9. Bản vẽ các chi tiết tiêu biểu của hệ thống.

10. Bản vẽ sơ đồ nguyên công gia công chi tiết con trượt van phan phối.

Vì điều kiện thời gian có hạn, trình độ kinh nghiệm còn bị hạn chếmà 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, cô trong bộ môn để đồ án của em được hoàn chỉnh hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Lý thuyết Ôtô máy kéo - NXB Khoa Học        Nguyễn Hữu Cẩn - Kỹ Thuật - 1998

2. Giáo trình: Thiết kế và tính toán ôtô                Nguyễn Hữu Cẩn

máy kéo (I, II, III) - 1998.                                     Phan Đình KIên

3. Chi tiết máy (I, II) - NXB Giáo Dục - 1997      Nguyễn Trọng Hiệp

4. Thiết kế  tính toán hệ dẫn động cơ khí             Trịnh Chất

 (I, II) - NXB Giáo Dục - 1998                             Lê Văn Uyển

5. Trang bị thuỷ khí trên ôtô, xe máy - 1999       Bộ môn ôtô - Trường ĐHBK - Hà Nội

6. Sổ tay công nghệ chế tạo máy - 1992               Tập thể tác giả

7. Tính toán sức kéo ôtô - 1991                           Phạm Minh Thái

8. Máy thuỷ lực và truyền động thuỷ lực             Nguyễn Phú Vịnh

 "TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"