MỤC LỤC

Mục lục................................................................................................ 1

Lời nói đầu.......................................................................................... 4

Một số thông số thiết kế xe tham khảo..........................................5

Chương I: Giới thiệu tổng quan về hệ thống lái

1.1. Công dụng, phân loại, yêu cầu.................................................6

1.1.1. Công dụng ...................................................................... 6

1.1.2. Phân loại......................................................................... 6

1.1.3. Yêu cầu........................................................................... 6

1.2. Tỷ số truyền hệ thống lái........................................................7

1.2.1. Tỷ số truyền của cơ cấu lái ............................................. 7

1.2.2. Tỷ số truyền của dẫn động lái......................................... 8

1.2.3. Tỷ số truyền theo góc của hệ thống lái ........................... 8

1.2.4. Tỷ số truyền lực của hệ thống lái.................................... 8

1.2.5. Hiệu suất thuận............................................................... 9

1.2.6. Hiệu suất nghịch.............................................................. 9

1.3. Một số loại cơ cấu lái thường dùng.......................................9

1.3.1. Cơ cấu lái trục vít con lăn............................................... 9

1.3.2. Cơ cấu lái trục vít chốt quay........................................... 11

1.3.3. Cơ cấu lái trục vít cung răng........................................... 12

1.3.4. Cơ cấu lái loại liên hợp.................................................... 14

1.4. Cường hoá hệ thống lái ......................................................... 15

1.4.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại........................................ 15

1.4.2. Phân tích một số loại cường hoá hệ thống lái.................. 16

1.5. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng..................................... 20

1.5.1. Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay ...................... 20

1.5.2. Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay ......................... 22

1.5.3. Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang............................. 23

1.6. Các góc đặt bánh xe dẫn hướng.............................................24

1.6.1. Góc doãng....................................................................... 24

1.6.2. Góc chụm........................................................................ 24

1.7. Quan hệ động học của góc quay trong và ngoài bánh xe dẫn hướng....25

Chương II: Kiểm nghiệm hệ thống lái xe UAZ-469

2.1. Tính động học của hệ thống lái ..............................................28

2.1.1. Tính động học hình thang lái........................................... 28

2.1.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết.. 31

2.1.3. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế...... 31

2.2. Xác định mômen cản quay vòng........................................... 34

2.2.1. Mômen cản M₁................................................................ 35

2.2.2. Mômen cản M₂................................................................ 36

2.3. Xác định lực cực đại tác dụng lên hệ thống lái.....................37

2.4. Tính bền hệ thống lái.............................................................38

2.4.1. Tính bền cơ cấu lái.......................................................... 39

2.4.2. Tính bền trục lái ............................................................. 39

2.4.3. Tính bền đòn quay đứng................................................. 40

2.4.4. Tính bền đòn kéo dọc ..................................................... 42

2.4.5. Tính bền đòn kéo ngang.................................................. 43

2.4.6. Tính bền đòn bên ........................................................... 46

2.4.7. Tính bền khớp cầu.......................................................... 47

Chương III: Lựa chọn phương án thiết kế

3.1. Sự cần thiết của việc thiết kế trợ lực lái..................................50

3.2. Các loại cường hoá.................................................................50

3.3. Các phương pháp bố trí trợ lực...............................................51

3.3.1. Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái..... 51

3.3.2. Van phân phối bố trí liền với xi lanh lực, cơ cấu lái thành cụm riêng biệt........... 51

3.3.3. Van phân phối đặt trong cơ cấu lái, xilanh lực đặt thành một cụm riêng biệt............52

3.3.4. Van phân phối, cơ cấu lái và xi lanh lực là những cụm riêng biệt…….53         

Chương IV: Tính toán cường hoá lái

4.1. Lực lái lớn nhất đặt trên vánh lái................................................... 55

4.2. Xây dựng đặc tính cường hoá......................................................... 55

4.3. Xác định lực xilanh phải sinh ra.................................................... 57

4.4. Tính toán xilanh lực....................................................................... 58

4.4.1. Xác định đường kính trong của xilanh lực và đường kính cần piston…59

4.4.2. Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xilanh lực............... 59

4.4.3. Xác định hành trình và thể tích làm việc của xilanh ....... 60

4.4.4. Xác định chỉ số hiệu quả tác dụng của cường hoá........... 61

4.5. Xác định lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái..........................61

4.5.1. Tính lưu lượng của bơm.................................................. 62

4.5.2. Chọn bơm cường hoá...................................................... 62

4.6. Tính toán các chi tiết của van phân phối............................... 63

4.6.1. Đặc tính của van phân phối............................................ 63

4.6.2. Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối.......... 64

4.6.3. Tính hành trình toàn bộ của con trượt............................ 66

4.6.4. Các thông số khác .......................................................... 67

4.6.5. Tính loxo van phân phối................................................. 68

4.6.6. Tính diện tích tác dụng của buồng phản ứng................... 70

Chương V: Quy trình công nghệ gia công con trượt van phân phối

5.1. Phân tích chi tiết gia công...................................................... 73

5.1.1. Kết cấu con trượt............................................................. 73

5.1.2. Điều kiện làm việc của con trượt..................................... 73

5.1.3. Phân tích kết cấu công nghệ trong kết cấu con trượt....... 74

5.1.4. Chọn phôi và xác định bề mặt gia công ......................... 74

5.2. Lập sơ đồ các nguyên công................................................ 75

5.2.1. Nguyên công 1................................................................ 75

5.2.2. Nguyên công 2................................................................ 76

5.2.3. Nguyên công 3................................................................ 77

5.2.4. Nguyên công 4................................................................ 78

5.2.5. Nguyên công 5................................................................ 79

5.2.6. Nguyên công 6 ............................................................... 80

Kết luận.................................................................................... 81

Tài liệu tham khảo................................................................... 82

LỜI NÓI ĐẦU

Ôtô là một trong những phương tiện giao thông hữu ích phục vụ con người, rút ngắn khoảng cách giao lưu kinh tế văn hoá giữa các vùng trong một nước nói riêng và giưa các quốc gia nói chung. Là phương tiện góp phần thành công vào công cuộc xây dựng kinh tế làm cho miền núi tiến kịp miền xuôi, nông thôn tiến kịp thành thị.

Ngày nay, nền công nghiệp Ô tô, đã có những tiến bộ vượt bậc cả về số lượng cũng như chất lượng, tính trung bình hàng năm lượng Ô tô trên thế giới tăng gần 6 triệu chiếc, trong đó ô tô con chiếm 75%, còn lại 25% là xe tải và xe khách.

Việt Nam là một nước có nền công nghiệp trong giai đoạn phát triển, trong đó nền công nghiệp ô tô cũng đang trong thời kỳ phát triển sơ khai, hiện nay, nước ta có 14 công ty liên doanh ô tô, chủ yếu lắp ráp và chuyển giao công nghệ từng phần, việc tiến tới sản xuất ô tô có qui mô lớn mang thương hiệu Việt Nam là một  trong những mục tiêu đã và đang trong giai đoạn thực hiện của ngành công nghiệp ô tô Việt Nam. 

Là một sinh viên chuyên nghành ô tô, việc đi đếm thiết kế ô tô là cả một quá trình học hỏi và tích luỹ. Đứng trước thực tại phát triển với nhiều lựa chọn thì việc cải tiến và áp dụng một thành quả tiên tiến của khoa học kỹ thuật vào cải tiến xe hiện có để phù hợp với tính năng sử dụng là một trong những đòi hỏi cần có của một kỹ sư. Từ những yêu cầu thực tế, em được giao nhiệm vụ :

“ Thiết kế hệ thống lái có cường hoá cho xe UAZ-469”. 

Em xin chân thành cảm ơn thầy : TS…………….. đã nhiệt tình hướng dẫn giúp đỡ em trong suốt quá trình làm đồ án tốt nghiệp.

                                                                                            Hà Nội, ngày … tháng … năm 20..

                                                                                            Sinh viên thực hiện

                                                                                           ………………

CHƯƠNG I

GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI

1. Công dụng, phân loại, yêu cầu

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.

1.2. 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 …

1.4. Tỷ số truyền hệ thống lái

1.4.1. 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.

1.4.3. 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)               

1.4.5. 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. 

1.5. 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.

1.5.1 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.

1.5.2 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.

1.5.3 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.

1.6. Cường hoá hệ thống lái

1.6.1. 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. Phân loại

Các loại cường hoá hệ thống lái hiện nay là:

-  Cường hoá hệ thống lái bằng khí nén.

- Cường hoá hệ thống lái bằng thuỷ lực.

- Cường hoá hệ thống lái bằng cơ khí và bằng điện (hiện nay ít được sử dụng).

1.6.2. 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 va 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.

- Giảm được va đập trong truyền dẫn thuỷ lực do mặt đường không bằng phẳng tác dụng lên vành lái. Hiệu suất làm việc của bộ cường hoá thuỷ lực cao.

1.7. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng

1.7.1. 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.

Trên hình 1.8 biểu thị các lực tác dụng lên bánh xe trong mặt phẳng đứng. Giả sử rằng bánh xe được quay đi một góc a, khi đó lực Z_b.sinb có thể chia thành hai lực thành phần: Z_b.sinb.cosa tác dụng trong mặt phẳng đi qua đường tâm của cam quay và Z_b.sinb.sina tác dụng trong mặt phẳng giữa của bánh xe.     

 1.7.2. 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. 

1.7.3 .Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang.

Đối với các bánh xe lắp lốp đàn hồi, dưới tác động của các phản lực bên, bánh xe sẽ bị lệch bên và vết tiếp xúc của lốp với mặt đường sẽ bị lệch so với mặt phẳng giữa của bánh xe một góc d.

1.9. 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.

Trong thực tế, để duy trì được mối quan hệ động học quay vòng giữa các bánh xe dẫn hướng, trên ôtô hiện nay người ta thường phải sử dụng một hệ thống các khâu khớp tạo nên hình thang lái. Hình thang lái đơn giản về mặt kết cấu nhưng không đảm bảo được mối quan hệ chính xác giữa những góc quay vòng của các bánh xe dẫn hướng như nêu trong biểu thức (1 - 14).

CHƯƠNG II

KIỂM NGHIỆM HỆ THỐNG LÁI UAZ 469

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.

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.

Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng.như hình 2.1.

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

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).

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

2.1.3. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế

Với kết cấu hình thang lái có sẵn để kiểm tra khả năng qay vòng ít trượt xuất phts từ việc tìm mối liên hệ giữa chiều dài các đòn với có góc trong thiết kế.

Từ công thức:

n = B - 2.m.sin   (2-4)

Dựa vào công thức (2 - 5) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc a = (0⁰, ... , 45⁰) ta lấy góc q theo xe thiết kế

q = 7,66⁰.

Nếu người lái đánh lái với vận tốc 1,5 v/s thì thời gian quay vòng là: i = 2,81 (s)

2.2. Xác định mômen cản quay vòng

 a. Mômen cản M₁

Ta có:

a=60 mm

a - cánh tay đòn.

f - hệ số cản lăn (f = 0,015

B - chiều rộng lốp B = 7,0 (ins).

d - đường kính vành bánh xe d = 16 (ins).   

b. 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.

Tha số được:  M_c  = 75 KGm

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. 

Vậy ta có: Pmax = 33 (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. 

=> e_dc = 275 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 80 MN/m²  Dưới tác dụng của mômen đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn, đường kính ngoài D = 38 mm, đường kính trong d = 30 mm

Vậy: t = 16 MN/m²

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

Vậy: Q₂ = 332N

Như vậy ta lấy lực Q₁ để tính cho đòn quay đứng. Đòn quay đứng được kiểm tra theo uốn và theo xoắn tại tiết diện nguy hiểm 1 -1.

Ứng suất xoắn:   t_x = 158 MN/m²

Đòn quay đứng được chế tạo từ thép 40, 40Cr, 40CrNi thỏa mãn điều kiện.

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 : 495  KG. Đòn kéo dọc có tiết diện tròn đặc.

Ở đây: D là đường kính thanh kéo dọc D = 24 mm. 

Jmin = 16286 mm⁴

Vậy: P_th = 56931 N

Hệ số dự trữ bền ổn định : n = 11,7

Như vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.

2.4.5.  Tính bền đòn kéo ngang

Đòn kéo ngang được tính theo sức bền kéo nén, ổn định của thanh kéo dọc. Thanh kéo dọc chịu nén dưới tác dụng của lực N, lực N là lớn nhất khi lực phanh sinh ra là lớn nhất. 

Ta có: c, e - là các kích thước trên hình vẽ.

e = 145 mm

c=87 mm

Vậy: N = 6180 N

Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống CT30 có:  [s_b] = 350 (KG/cm²).

Với hệ số dự trữ bền ổn định n = 2 ta có:  [s_b] = 175 (KG/cm²).

2.4.6. Tính bền đòn bên

Biểu đồ mômen: Như hình vẽ.

Ở đây:

b - chiều rộng đòn bên b = 3,5 cm.

h - chiều cao đòn bên h = 3,0 cm.

Vậy: e = 1870,3 (KG)

Hệ số an toàn: n = 2,1

Như vậy đòn bên đảm bảo điều kiện bền.        

2.4.7.  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. Câc 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 xử dụng hai loại khớp cầu:

- Khớp cầu có lò xo nén đặt hướng kính.

- Khớp cầu có lò xo nén đặt hướng trục.

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 = 618 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 = 495 KG

Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số N = 618 KG làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu.

Hệ số an toàn:  n = 3,7.   

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.

Ở đây: d là đường kính tại chỗ thắt của rotuyl  d = 20 mm.

Thay số được t = 347,2 KG/cm²

Hệ số an toàn: n = 2,02

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

CHƯƠNG III

CÁC PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ TRỢ LỰC LÁI

3.1. Sự cần thiết của việc thiết kế trơ lực cho xe.

Khi hệ thống láI không có trợ lực. Lực cực đại mà người lái phải chịu trên vàng tay lái là P = 33 KG nên điều kiên jlàm việc của người lái tương đối nặng nhọc. Để giảm bớt lao động nặng nhọc cho người lái, tạo cảm giác tin  cậy, tăng tính an toàn tích cực khi điều khiển trên xe UAZ việc thiết kế hệ thống trợ lực cho xe là cần thiết.

3.2. Các loại cường hoá lái.

Hệ thống lái trợ lực hiện nay áp dụng trên ô tô thường là trợ lực thuỷ lực, nguồn năng lượng được tạo ra từ  một bơm  dầu thuỷ lực, tạo áp suất đến bộ phận phân phối và bộ sinh lực thuỷ lực.

3.3. Các phương án bố trí trợ lực.

3.3.1. Phương án 1: Xilanh lực và van phân phối được bố trí trong cơ cấu lái                     

Trường hợp này cơ cấu lái bố trí chung với xilanh lực và van phân phối nên rất gọn và dễ dàng bố trí trên xe. Ngoài ra nó còn có ưu điểm là chiều dài đường ống dẫn là rất ngắn.

3.3.2. Phương án 2: Van phân phối bố trí liền với xilanh lực, còn cơ cấu lái là một cụm riêng biệt.

Thường hay sử dụng trong những xe có khối lượng đặt trên các bánh xe dẫn hướng lớn hơn 5 tấn ( ví dụ xe MAZ, KPAZ,..)

Cường hoá bố trí theo kiểu này cho phép sử dụng được nhiều loại cơ cấu lái khác nhau. Tuy nhiên khuynh hướng gây nên sự dao động của các bánh xe dẫn hướng của sơ đồ này sẽ cao hơn so với cường hoá được bố trí theo sơ đồ 3.3.1.

3.3.4. Phương án 4: Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt.

Sơ đồ này đòi hỏi đường ống dẫn là dài nhất và dễ có khuynh hướng làm dao động các bánh xe dẫn hướng. Nhưng nó có những ưu điểm về sử dụng của các cơ cấu lái tiêu chuẩn như sơ đồ 3.3.2. và khả năng bố trí xilanh lực trong hệ thống dẫn động lái như sơ đồ 3.3.3. 

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, người 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. 

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.

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, i_w, i_d, h_th 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 [33 ; 75]. Vậy đường đặc tính được xác định P₁ = f(M_c) sẽ đi qua gốc toạ độ và đi qua điểm B [33 ; 75]. 

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 [10 ; 75], chọn P_c = 10 KG.

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

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 10 KG. Trong khi đó nếu không có cường hoá thì lực lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 33 KG như đã tính ở trên. 

P_lmax - lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi quayvòng ôtô tại chỗ khi chưa có cường hoá P_lmax = 33 KG.

P_c - lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi có bộ cường hoá làm việc P_c = 10 KG.

Lực mà xilanh phải sinh ra là: P_xl = 360,5 KG

e - là khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu dẫn hướng e = 145 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. 

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 = 360,5 KG.

Như vậy ta có:  D_x = 3,34 cm. Lấy D_x = 3,5 cm.

4.4.2. 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:

D_n = 35 + 2.8 = 51 mm .

4.4.4. Xác định chỉ số hiệu quả tác dụng của cường hoá

Theo giáo trình TKTT ôtô tập 2 - 1971 thì chỉ số hiệu dụng của cường hoá được xác định qua kệ số k: K = 3,3,

Theo quy phạm thì hệ số k nằm trong phạm vi cho phép [k] = 2 ¸ 6. ở dây k = 3,3 nằm  trong khoảng cho phép. Vậy các thông số của bộ cường hoá mà ta đang tính toán thoả mãn điều kiện này.

4.5. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái

4.5.1. Tính lưu lượng của bơm

Thực tế lưu lượng của bơm  còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự dò dỉ dầu ở van phân phối. Lưu lượng dò dỉ là DQ

DQ = (0,05 - 0,1)Q. Lấy DQ = 0,08Q 

Tức là: Q_tt = Q + DQ = 1,08Q = 1,08.72 = 78 cm³/s.

Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt được ở số vòng quay của động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt được là 0,5P_max . 

4.5.2. Chọn bơm cường hoá

Bơm cường hoá là cụm phức tạp và chịu tải lớn nhất của hệ thống cường hoá thuỷ lực. Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao (nhiệt độ làm việc của bơm trong khoảng 100 ¸ 110⁰C) và sự ảnh hưởng cảu môi trường xung quanh.

Qua phân tích các yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm cường hoá ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép vì loại bơm này có kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất có thể đạt tới 0,7 - 0,8, áp suất có thể đạt 100 at, lưu lượng từ 5 -200 l/phút.

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.

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.

4.6.3. Tính hành trình toàn bộ của con trượt

Khi vành tay lái quay về một phía ứng với góc quay ngặt 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 = 78 cm³/s.

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

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

Thay số được: A^' = 0,133 cm

Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy: A = 0,153 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 cm.             .                 

Vậy hành trình toàn bộ của con trượt về một phía là: A = 1,54 mm

4.6.5. Tính lò xo định tâm  van phân phối:      

Lò xo đinh tâm 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 lò xo được tính theo lực tác dụng lên vành tay lái lúc bộ cường hoá bắt đầu làm việc. P₀ = 2 KG, lực cường hoá lớn nhất P₁ = 10 KG.

Chuyển vị của lò xo lấy theo độ dịch chuyển của con trượt về một phía: x = 1,54 mm.

Lực tác dụng lên lò xo lúc bắt đầu cường hoá:

P_lx = P₀.i₁ = 2.18,4 = 36,8 KG                              (4 - 17)

Chọn vật liệu là thép 60C2A.

Chọn tỷ số đường kính: c = D/d = 5. Theo bảng 19 -1 (CTM - T2)

Ta có: k = 1,29.

Đường kính dây lò xo :

Ta chọn đường kính dây lò xo d = 4 mm.

Đường kính lò xo: D = c.d = 5.4 = 20 mm.

Số vòng làm việc của lò xo:

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 = (n₀ - 0,5).d = (10 - 0,5).4 = 38 mm.                  (4 - 20)

Chiều cao lò xo lúc chịu tải:

H_s = H₀ + n(t - d) = 38 + 8,9(2,6 - 4) = 25,6 mm.             (4 - 23)

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 cm.

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

Thay số được: f₁ =  6,04 cm²

Đường kính cổ con trượt bên trái là: d₂ = 2,3 cm

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 5.1.

5.1.2. Điều kiện làm việc của con trượt

Con trượt nằm trong bộ van phân phối làm nhiệm vụ đóng mở van phân phối để các đường dầu thông với các khoang của xilanh lực khi ôtô quay vòng.

Trong điều kiện con trượt phải di chuyển chiều trục liên tục phụ thuộc vào chất lượng mặt đường do vậy áp suất dầu trong hệ thống luôn luôn thay đổi , con trượt phải đảm bảo độ kín khít thuỷ lực.

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 cácbề mặt phải được xác định hợp lý để đảm bảo điều kiện làm việc của chi tiết.

5.2. Lập sơ đồ các nguyên công

5.2.1. Nguyên công 1: Tiện thô bề mặt ngoài của chi tiết, khoan lỗ f10.   

Phôi là một ống thép dài, ta gá và kẹp chặt trên máy tiện bằng mâm cặp 3 chấu định vị 4 bậc tự do và kẹp chặt. Tiến hành tiện mặt đầu, tiện trơn bề mặt ngoài của chi tiết trên máy tiện vạn năng của Liên Xô 1K62 sau đó khoan lỗ f10.

a. Bước 1: tiện mặt đầu

 Chiều sâu cắt:  t = 2,5 mm.

 Bước tiến dao: s = 0.08(mm/v).

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

 Số vòng quay trục chính:

(tính cho khi dao tiến vào trong mép khi khoả mặt đầu). n = 145 v/pht.

 b. Bước 2: tiện thô bề mặt ngoài 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.

d.  Bước 4: khoan lỗ f10

Chiều sâu cắt: t = 5.

Bước tiến dao: s = 0.18(mm/v).

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

Số vòng quay trục chính: n = 1061 v/pht

5.2.3. Nguyên công 3: Gia công rãnh trên máy tiện 1K62.   

Sau khi gia công xong lỗ ta tiến hành gia công tiếp các rãnh mặt ngoài. Định vị bằng mặt trụ được kẹp chặt trên mâm cặp 3 chấu hạn chế 4 bậc tự do, dùng mũi chống tâm định vị vào lỗ f10 vừa gia công để hạn chế thêm 1 bậc tự do.

a. Bước 1: Tiện rãnh f25,5

Chiều sâu cắt: n = 5,5 mm.

Bước tiến dao: s = 0.05(mm/v).

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

Số vòng quay trục chính: n = 611 v/pht.

b. Bước 2: Tiện rãnh f25,5 còn lại

Tương tự như bước 2.

5.2.5. Nguyên công 5: Mài tinh mặt ngoài con trượt, mặt bên các rãnh

Sơ đồ nguyên công:

Chọn máy: Chon máy mài của Liên Xô : máy 3450.

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

Bước tiến của máy: s = 0,08 (mm/vòng).

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.

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 hệ thống lái có cường hoá cho xe UAZ-469

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

- 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 UAZ-469.

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

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

  Phần bản vẽ em có các bản vẽ:

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

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

- Bản vẽ xilanh lực.

- Bản vẽ cụm van phân phối.

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

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

- 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 & Kỹ Thuật - 1998. Nguyễn Hữu Cẩn ; Dư Quốc Thịnh

2. Giáo trình: Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo (I, II, III) - 1998. Nguyễn Hữu Cẩn 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 ĐHBK - Hà Nội. Bộ môn ôtô - Trường

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

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

 "TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"