Đồ án thiết kế hệ thống lái xe 7 chỗ

Khi bạn xoay vành tay lái đi, đương nhiên chiếc xe của bạn sẽ chuyển hướng theo phía mà bạn muốn. Thế nhưng quan hệ “nhân quả” của chúng như thế nào? Chắc chắn sẽ có nhiều điều thú vị khi bạn tìm hiểu về nguyên lý làm việc của hệ thống lái trên xe ô tô.Sau đây sẽ là một số kiến thức cơ bản nhất về hệ thống chuyển hướng của xe. Chúng ta sẽ cùng nghiên cứu về nguyên lý làm việc, một số hệ thống chuyển hướng cơ bản và ảnh hưởng của nó đến tính kinh tế nhiên liệu của xe. Chúng ta hãy cùng xem xét cái gì làm cho chiếc xe chuyển hướng. Chắc chắn nó không đơn giản như bạn nghĩ.Đầu tiên, bạn sẽ rất ngạc nhiên vì khi chuyển hướng, các bánh xe trước không đi theo cùng một hướng. Tại sao vậy? Để chiếc xe chuyển hướng êm dịu, mỗi bánh xe cần phải đi theo một đường tròn khác nhau. Bởi vì bánh xe bên trong chuyển động theo một vòng tròn có bán kính nhỏ hơn, việc quay vòng khó khăn hơn so với bánh xe phía ngoài. Nếu bạn vẽ một đường thẳng vuông góc với từng bánh xe, các đường thẳng đó sẽ giao nhau tại tâm quay vòng. Sơ đồ hình học dưới đây cho biết bánh xe bên trong sẽ phải quay nhiều hơn bánh xe ngoài.Hình 2: Sơ đồ mô phỏng bán kính quay vòngTừ trước đến nay tồn tại một cặp cơ cấu lái khác nhau. Có thể tóm tắt chung nhất là cơ cấu bánh răng thanh răng (Rackandpinion) và trục vít – bánh vít (recirculating ball). Trước hết chúng ta cùng xem xét nguyên lý của hệ thống bánh răng – thanh răng.Hình 3: Xin mời kích chuột vào vô lăng để xem nguyên lýCơ cấu lái bánh răng – thanh răng xuất hiện và rất nhanh được sử dụng phổ biến trên các xe ô tô du lịch và xe tải nhỏ, xe SUV. Nó là một cơ cấu cơ khí khá đơn giản. Một bánh răng được nối với một ống kim loại, một thanh răng được gắn trên một ống kim loại. Một thanh nối (tie rod) nối với hai đầu mút của thanh răng.

Trờng đại học bách khoa hà nội

VIệN CƠ KHí Động lực

Bộ môn ÔTÔ và xe chuyên dụng

NHIệM Vụ THIếT Kế TốT NGHIệP

Họ và tên : Nguyễn Tiến Dũng

I Nhiệm vụ đề tài:

Thiết kế hệ thống lái cho xe du lịch 7 chỗ ngồi

II Nội dung các phần thuyết minh và tính toán:

1 Khảo sát chung về hệ thống lái trên ôtô

2 Thiết kế hệ thống lái dựa trên số liệu của xe yêu cầu

3 Xây dựng đặc tính cờng hoá cho hệ thống lái

4 Xây dựng quy trình công nghệ gia công một chi tiết trong hệ thống lái

5 Tìm hiểu các vấn đề về bảo dỡng và sửa chữa hệ thống lái

III Các bản vẽ và đồ thị:

1 Bản vẽ bố trí chung cơ cấu lái 1A0

2 Bản vẽ lựa chọn các phơng án thiết kế 1A0 3 Bản vẽ quan hệ động học quay vòng và đặc tính cờng hoá 1A0 4 Bản vẽ cơ cấu lái + xy lanh lực +van phân phối 1A0 5 Bản vẽ sơ đồ nguyên lý hoạt động của hệ thống lái 1A0 6 Bản vẽ chi tiết của hệ thống lái (4 chi tiết) 1A0

7 Bản vẽ quy trình công nghệ gia công một chi tiết 1A0 Giáo viên hớng dẫn : Trần Thanh Tùng Ngày 03 tháng 6 năm 2010 Ngời hớng dẫn Mục lục Lời nói đầu 05

Chơng I: Tổng quan về hệ thống lái I Tổng quan hệ thống lái ôtô 06

1 Tổng quan 06

2 Các trạng thái quay vòng 06

3 Phân loại hệ thống lái 07

1

4 Yêu cầu của hệ thống lái 08

II Các bộ phận hợp thành hệ thống lái ôtô 09

1 Vành lái 09

2 Trục lái 10

3 Cơ cấu lái 10

3.1 Các yêu cầu của cơ cấu lái 10

3.2 Tỷ số truyền của cơ cấu lái 11

3.3 Tỷ số truyền của dẫn động lái id 12

3.4 Tỷ số truyền của hệ thống lái il 12

3.5 Hiệu suất thuận 12

3.6 Hiệu suất nghịch 12

3.7 Một số loại cơ cấu thờng dùng 13

4 Dẫn động lái 15

5 Các góc đặt bánh xe 17

5.1 Góc nghiêng ngang của bánh xe Camber 18

5.2 Góc nghiêng dọc trụ đứng Caster 18

5.3 Góc nghiêng ngang trụ đứng Kingpin 19

5.4 Độ chụm và độ mở 20

6 Hệ thống lái có trợ lực .21

6.1 Công dụng của trợ lực lái 21

6.2 Phân loại 21

6.3 Nguyên lý trợ lực lái 22

Chơng II: Tính toán hệ thống lái I Các thông số của xe thiết kế 24

II Chọn phơng án thiết kế 25

III Tính toán động học hình thang lái 25

3.1 Xác định kích thớc hình học của hình thang lái và quan hệ của góc quay bánh xe dẫn hớng 25

3.2 Xác định momen cản quay vòng và lực lái lớn nhất 29 IV TT-TK cơ cấu lái Trục vít-Êcu bi-thanh răng cung răng 35

4.1 Thông số hình học 35

4.2 Thiết kế bộ truyền trục vít – ecubi 35

4.3 Thiết kế bộ truyền thanh răng – cung răng 40

V Tính bền các chi tiết còn lại của hệ thống lái 45

5.1 Tính bền trục lái 45

5.2 Tính bền đòn quay đứng 46

5.3 Tính bền đòn kéo dọc 48

5.4 Tính bền đòn kéo ngang 49

5.5 Tính bền đòn bên 51

5.6 Tính bền khớp cầu 52

Chơng III: Thiết kế hệ thống cờng hoá lái I Đặc điểm của cờng hoá lái 55

1.1 Các yêu cầu của cờng hóa lái 55

1.2 Chọn loại trợ lực 55

II Lựa chọn phơng án bố trí cờng hoá lái 56

2.1 Một số phơng án bố trí cờng hóa hệ thống lái 56

III Tính toán cờng hoá lái 63

3.1 Lực lái lớn nhất đặt lên vành lái 63

3.2 Xây dựng đặc tính cờng hóa lái 64

3.3 Tính toán xilanh lực 66

3.4 Tính sơ bộ hành trình làm việc của Piston 68

3.5 Xác định lu lợng của bơm dầu 69

3.6 Tính toán các chi tiết của van phân phối 70

Chơng IV: Quy trình công nghệ gia công khớp cầu 73

Bảo dỡng – sửa chữa hệ thống lái 82

Kết luận 86

Tài liệu tham khảo 87

3

Lời nói đầu Trong nền kinh tế đang tăng trởng mạnh mẽ của nớc ta, nhu cầu về giao thông vận

tải ngày càng lớn Vai trò quan trọng của ôtô ngày càng đợc khẳng định vì ôtô có khảnăng cơ động cao, vận chuyển đợc ngời và hàng hoá trên nhiều loại địa hình khácnhau

Những năm gần đây, lợng xe du lịch có xu hớng tăng lên, đặc biệt là các loại xe 7chỗ với u điểm về khả năng cơ động, tính kinh tế và thích hợp với nhiều mục đích sửdụng khác nhau

Với ôtô nói chung và xe du lịch nói riêng, an toàn chuyển động là chỉ tiêu hàng

đầu trong việc đánh giá chất lợng thiết kế và sử dụng của phơng tiện Một trong các hệthống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động là hệ thống lái đặc biệt là ởtốc độ cao Với đồ án tốt nghiệp của mình, em đã cơ bản hoàn thành việc thiết kế hệthống lái cho xe du lịch 7 chỗ

Sau hơn ba tháng, đợc sự hớng dẫn tận tình của thầy Trần Thanh Tùng và sự giúp

đỡ của các bạn cùng lớp, em đã cơ bản hoàn thành đồ án tốt nghiệp Trong quá trìnhthực hiện, chắc chắn em không tránh khỏi những thiếu sót Do đó, em rất mong nhận

đợc sự chỉ bảo và góp ý của các thầy và các bạn

Em xin chân thành cảm ơn

Hà Nội ngày tháng năm 2010 Sinh viên

Nguyễn Tiến Dũng

Chơng I Tổng quan Hệ thống lái

I Mô tả chung hệ thống lái.

1 Tổng quan.

Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hớng chuyển động của ôtô nhờ quay vòngcác bánh xe dẫn hớng cũng nh để giữ phơng chuyển động thẳng hay chuyển độngcong của ôtô khi cần thiết

Việc điều khiển hớng chuyển động của xe đợc thực hiện nh sau: vành lái tiếpnhận lực tác động của ngời lái và truyền vào hệ thống lái, trục lái truyền mômen từ vôlăng tới cơ cấu lái, cơ cấu lái tăng mômen truyền từ vành lái tới các thanh dẫn động lái,các thanh dẫn động lái truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn h ớng.Kết cấu lái phụ thuộc vào cơ cấu chung của xe và của từng chủng loại xe

Để quay vòng đợc thì ngời lái cần phải tác dụng vào vô lăng một lực Đồng thờicần có một phản lực sinh ra từ mặt đờng lên mặt vuông góc với bánh xe Để quay vòng

đúng thì các bánh xe dẫn hớng phải quay quanh một tâm quay tức thời khi quay vòng

2 Các trạng thái quay vòng của xe.

Sự chuyển động và thay đổi hớng chuyển động của xe trên đờng là quá trình phứctạp Khi xe chuyển động trên đờng vòng với tốc độ thấp thì ứng với mỗi vị trí gócquay của vành tay lái nhất định vl xe sẽ quay vòng với một bán kính quay vòng R0 t-

ơng ứng Đây có thể coi là trạng thái quay vòng tĩnh (quay vòng đủ)

Trong thực tế xe thờng chuyển động ở tốc độ lớn, do vậy quá trình quay vòng là

động, trạng thái quay vòng đủ ít xảy ra mà thờng gặp là trạng thái quay vòng thiếu vàquay vòng thừa xảy ra trên cơ sở của việc thay đổi tốc độ chuyển động, sự đàn hồi củalốp và hệ thống treo

Khi quay vòng thiếu, để thực hiện quay vòng xe theo bán kính R0 ngời lái phảităng góc quay vành lái một lợng vl Khi quay vòng thừa, để thực hiện quay vòng xetheo bán kính R0 ngời lái phải giảm góc quay vành lái một lợng vl

Quay vòng thừa và quay vòng thiếu là những trạng thái quay vòng nguy hiểm, làmmất tính ổn định và tính điều khiển của xe vì chúng gia tăng lực ly tâm (vận tốc quayvòng của xe tăng kéo theo lực ly tâm khi quay vòng tăng) ở những trạng thái này yêucầu ngời lái phải có kinh nghiệm xử lý tốt Vấn đề chất tải, độ đàn hồi của lốp cũng có

ảnh hởng tới tính năng quay vòng và tính an toàn chuyển động của xe, đặc biệt lànhững xe có vận tốc lớn

5

Hình 1.1-Các trạng thái quay vòng của xe.

3 Phân loại hệ thống lái.

Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái ôtô:

3.1 Phân loại theo phơng pháp chuyển hớng.

+Chuyển hớng hai bánh xe ở cầu trớc (2WS)

+Chuyển hớng tất cả các bánh xe (4WS)

3.2 Phân loại hệ thống lái theo đặc tính truyền lực.

+Hệ thống lái cơ khí

+Hệ thống lái cơ khí có trợ lực bằng thuỷ lực hoặc bằng khí nén

3.3 Phân loại theo kết cấu của cơ cấu lái.

+Cơ cáu lái kiểu trục vít glôbôit - con lăn

+ Cơ cấu lái kiểu trục vít - răng rẻ quạt và trục vít - êcu bi

+ Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng

3.4 Phân loại theo cách bố trí vành lái.

+ Bố trí vành lái bên trái (theo luât đi đờng bên phải)

+ Bố trí vành lái bên phải (theo luật đi đờng bên trái)

4 Yêu cầu của hệ thống lái ôtô.

Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động của ôtô là hệ thống lái Theo đó hệ thống lái cần đảm bảo các yêu cầu sau:

 Đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô có nghĩa là khả năng quay vòng nhanh và ngặt trong một thời gian rất ngắn trên một diện tích rất bé.

 Lực tác động lên vành lái nhẹ, vành lái nằm ở vị trí tiện lợi đối với ngời lái

 Đảm bảo đợc động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trợt lết khi quay vòng

 Hệ thống trợ lực phải có tính chất tuỳ động đảm bảo phối hợp chặt chẽ giữa sự tác động của hệ thống lái và sự quay vòng của bánh xe dẫn hớng

4 5 6

7

9 8

7

1 Vành lái.

Vành lái có dạng vành tròn Lực của ngời lái tác dụng lên vành lái tạo ra mô men quay để

hệ thống lái làm việc Mô men tạo ra trên vành lái là tích số của lực ngời lái trên vành tay láivới bán kính của vành lái

Trục lái có nhiệm truyền mômen lái xuống cơ cấu lái Trục lái gồm có trục lái chính có

thể chuyển động truyền chuyển động quay của vô lăng xuống cơ cấu lái và ống truc lái để

cố định trục lái vào thân xe Trục lái kết hợp với một cơ cấu hấp thụ va đập Cơ cấu này hấpthụ lực dọc trục tác dụng lên ngời lái khi có va đập mạnh hoặc khi tai nạn xảy ra

Trục lái thờng có hai loại: Loại trục lái có thể thay đổi đợc góc nghiêng và loại trục láikhông thay đổi đợc góc nghiêng

Ngoài cơ cấu hấp thụ va đập ở trục lái chính còn có thể có thêm một số cơ cấu điều khiển

nh : cơ cấu khoá lái để khoá cứng trục lái, cơ cấu nghiêng trục lái để có thể điều chỉnh vị trívô lăng theo phơng thẳng đứng phù hợp với ngời lái, hệ thống trợt trục lái để có thể điềuchỉnh đợc chiều dài của trục lái và đạt đợc vị trí ngồi lái tốt nhất cho ngời lái

3 Cơ cấu lái.

Cơ cấu lái là bộ giảm tốc đảm bảo tăng mô men tác động của ngời lái đến các bánh xedẫn hớng Tỷ số truyền của cơ cấu lái thờng bằng 18 đến 20 đối với xe con và bằng từ 21

đến 25 đối với xe tải

3 1 Các yêu cầu của cơ cấu lái.

Cơ cấu lái cần phải đảm bảo những yêu cầu sau:

+ Có thể quayđợc cả hai chiều để đảm bảo chuyển động cần thiết của xe

+ Có hiệu suất cao để lái nhẹ, trong đó cần có hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch

để các va đập từ mặt đờng đợc giữ lại phần lớn ở cơ cấu lái

+ Đảm bảo thay đổi trị số của tỷ số truyền khi cần thiết

+ Đơn giản trong việc điều chỉnh khoảng hở ăn khớp của cơ cấu lái

+ Độ dơ của cơ cấu lái là nhỏ nhất.

+ Đảm bảo kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp và tuổi thọ cao

+ Chiếm ít không gian và dễ dàng tháo lắp

Sự đàn hồi của hệ thống lái có ảnh hởng tới sự truyền các va đập từ măt đờng lên vô lăng

Độ đàn hồi càng lớn thì sự va đập truyền lên vô lăng càng ít, nhng nếu độ đàn hồi lớn quá sẽ

ảnh hởng đến khả năng chuyển động của xe Độ đàn hồi của hệ thống lái đợc xác định bằng

tỷ số góc quay đàn hồi tính trên vành lái vô lăng và mô men đặt trên vành lái Độ đàn hồicủa hệ thống lái phụ thuộc vào độ đàn hồi của các phần tử nh cơ cấu lái, các đòn dẫn động

3 2 Tỉ số truyền của cơ cấu lái:

Tỷ số truyền cơ cấu lái ic là tỷ số giữa góc quay của bánh lái và góc quay của đòn quay

đứng

Tỷ số truyền của cơ cấu lái đảm bảo tăng mômen từ vành lái đến các bánh xe dẫn hớng

Tỷ số truyền lớn sẽ giảm lực đánh lái nhng ngời lái phải quay vô lăng nhiều hơn khi quayvòng

Vấn đề chọn tỷ số truyền của cơ cấu lái trên cơ sở ứng với 1 đến 2 vòng quay của vô lăngthì bánh xe phải quay đợc tối đa từ 350 đến 450 từ vị trí trung gian trở đi Quy luật thay đổi

tỷ số truyền thích hợp nhất đợc thể hiện trên giản

đồ bên:

Trong phạm vi góc quay   /2 thì tỷ số truyền

của cơ cấu lái có giá trị cực đại đảm bảo chính xác

giúp lái nhẹ nhàng vì đa số thời gian lái là quay

vành lái một góc nhỏ quanh vị trí trung gian Ngoài

việc lái nhẹ ra, cơ cấu lái có tỷ số truyền thay đổi

theo qui luật nh thế sẽ giảm ảnh hởng của những va

đập từ bánh dẫn hớng lên vành lái

Khi  > /2 thì ic giảm rất nhanh, ở hai rìa của đồ

thị thì ic hầu nh không thay đổi ở đoạn này khi

quay vành lái một góc nhỏ thì bánh dẫn hớng quay một góc lớn giúp khả năng quay vòngcủa ôtô tốt hơn

9

180 360 540

5 10 15 20 25

Hình 1.3: Quy luật thay đổi

tỷ số truyền i

c của cơ cấu lái

c

d i

3.3 Tỷ số truyền của dẫn động lái i d

Tỷ số truyền này phụ thuộc vào kích thớc và quan hệ của các cánh tay đòn Trong quátrình bánh xe dẫn hớng quay vòng giá trị của các cánh tay đòn sẽ thay đổi Trong các kếtcấu hiện nay id thay đổi không nhiều lắm: id = 0,9  1,2

3.4 Tỷ số truyền lực của hệ thống lái i l

Là tỷ số giữa tổng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hớng và lực đặt lên vànhlái cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng

c l

l

p i

p



(1 - 2)

Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe

c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đờng trục đứngkéo dài

Ml - mômen lái đặt trên vành lái

l

M r i

c M



(1 - 4) Bán kính vành tay lái ở da số ôtô hiện nay là 200  250mm và tỷ số truyền góc ig không v-

ợt quá 25 vì vậy il không đợc lớn quá, il hiện nay chọn khoảng từ 10  30

3.5 Hiệu suất thuận

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

3.6 Hiệu suất nghịch

Hiệu suất nghịch là hiệu suất tính theo lực truyền từ đòn quay đứng lên trục lái Nếu hiệusuất nghịch rất bé thì các lực va đập tác dụng lên hệ thống chuyển động của ôtô sẽ khôngtruyền đến bánh lái đợc vì chúng bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái Nhng không thể đahiệu suất nghịch xuống thấp quá vì khi đó bánh lái xẽ không tự trả lại đợc về vị trí ban đầudới tác dụng của mômen ổn định Bởi vậy để đảm bảo khả năng tự trả bánh lái từ vị trí đãquay về vị trí ban đầu và để hạn chế các va đập từ đờng tác dụng lên hệ thống lái trong mộtphạm vi nào đấy thì cơ cấu lái đợc thiết kế với một hiệu suất nghịch nhất định

3.7 Một số loại cơ cấu lái thờng dùng:

3.7 1 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

Hình 1.4: Cơ cấu lái trục vít chốt quay

Ưu điểm:

Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay có

thể thay đổi tỷ số truyền theo yêu cầu

cho trớc Tùy theo điều kiện cho trớc khi

chế tạo khi chế tạo trục vít ta có thể có

loại cơ cấu lái chốt quay với tỷ số truyền

không đổi, tăng hoặc giảm khi quay vành

lái ra khỏi vị trí trung gian Để tăng hiệu

suất của cơ cấu lái và giảm độ mòn của

trục vít và chốt quay thì chốt đợc đặt

trong ổ bi

3.7 2 Cơ cấu lái trục vít con lăn

Loại cơ cấu lái này đợc sử dụng rộng

rãi nhất Cơ cấu lái gồm trục vít glôbôit 1

ăn khớp với con lăn 2 (có ba tầng ren) đặt

trên các ổ bi kim của trục 3 của đòn quay

đứng Số lợng ren của loại cơ cấu lái trục vít con lăn có thể là một, hai hoặc ba tuỳ theo lựctruyền qua cơ cấu lái

3.7.3.Cơ cấu lái trục vít -êcu bi - thanh răng - cung răng.

Gồm một trục vít có hai đầu đợc đỡ bằng ổ bi đỡ chặn Trục vít và êcu có rãnh tròn cóchứa các viên bi lăn trong rãnh Khi đến cuối rãnh thì các viên bi theo đờng hồi bi quay trởlại vị trí ban đầu

11

Hình 1.5 Cơ cấu lái trục vít con lăn

2 1

3 1

Khi trục vít quay (phần chủ động), êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động này làm quayrăng rẻ quạt Trục của bánh răng rẻ quạt là trục đòn quay đứng Khi bánh răng rẻ quạt quaylàm cho đòn quay đứng quay, qua các đòn dẫn động làm quay bánh xe dẫn hớng.

Hình 1.6- Cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn.

Cơ cấu lái kiểu trục vít- êcu bi – cung răng có u điểm lực cản nhỏ, ma sát giữa trục vít

và trục rẻ quạt nhỏ (ma sát lăn)

4 Dẫn động lái.

Dẫn động lái gồm những chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của bánh xe.Dẫn động lái phải đảm bảo các chức năng sau:

+ Nhận chuyển động từ cơ cấu lái tới các bánh xe dẫn hớng

+ Đảm bảo quay vòng của các bánh xe dẫn hớng sao cho không xảy ra hiện tợng trợtbên lớn ở tất cả các bánh xe, đồng thời tạo liên kết giữa các bánh xe dẫn hớng

+ Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái tạo bởi cầu trớc, đòn kéo ngang và

đòn kéo bên Nhờ hình thang lái nên khi quay vô lăng một góc thì các bánh xe dẫn ớng sẽ quay đi một góc nhất định Hình thang lái có thể bố trí trớc hoặc sau cầu dẫnhớng tùy theo bố trí chung

h-Quan hệ hình học ACKERMAN

Quan hệ hình học ACKERMAN biểu thị quan hệ góc quay của các bánh xe dẫn hớngquanh trục đứng với giả thiết tâm quay tức thời của xe nằm trên đờng kéo dài của tâm trụccầu sau

12

H

ì n

h 2 1

1 S

ơ

đ

ồ b iể

u d iễ

n c

á

c kí c

h t

h ớ

c c ủ

a

đ ò

n q u a

y

đ ứ n

B

O

β 

3 2

Hình 1.7- Quan hệ hình học của ACKERMAN.

Để thực hiện quay vòng đúng thì các bánh xe dẫn hớng (trên cùng một cầu) phải quay theocác góc ,  khác nhau và quan hệ hình học đợc xác định theo biểu thức sau :

Cotg Cotg B

L

(1- 5) Trong đó :

L : chiều dài cơ sở của xe

B0 : khoảng cách của hai đờng tâm trụ quay đứng trong mặt phẳng đi qua tâmtrục bánh xe và song song với mặt đờng

,  : Góc quay của bánh xe dẫn hớng phía trong và phía ngoài

Để đảm bảo điểu kiện (1), trên xe sử dụng cơ cấu hình thang lái 4 khâu gọi là hình thanglái Đantô Hình thang lái Đantô chỉ áp dụng gần đúng điều kiện trên, song do kết cấu đơngiản nên đợc dùng rất phổ biến Mỗi một chủng loại xe, có kích thớc và vị trí đòn của cơ cấu

4 khâu sao cho sai lệch trong quan hệ hình học của cơ cấu lái 4 khâu với quan hệ hình họcACKERMAN chỉ nằm ở góc quay bánh xe dẫn hớng lớn Giá trị sai lệch so với lý thuyết từ

0030’ đến 10 khi bánh xe dẫn hớng ở vùng quay vòng gấp

Đối với dầm cầu liền, hệ thống treo phụ thuộc thì cấu tạo của hình thanh lái Đantô nhsau:

Dầm cầu đứng đóng vai trò là một khâu cố định, hai đòn bên dẫn động các bánh xe, đònngang liên kết với các đòn bên bằng những khớp cầu (rotuyl lái) Các đòn bên quay quanh

đờng tâm trụ đứng (hình 1.8)

v

b) a)

v

Hình 1.8 - Cơ cấu 4 khâu khi có dầm cầu liền.

a Đòn kéo ngang khi có dầm cầu liền

b Đòn kéo ngang nằm trớc dầm cầu

Trên hệ thống treo độc lập, số lợng các đòn và khớp tăng lên nhằm đảm bảo các bánh xedịch chuyển độc lập với nhau

Số lợng các đòn tăng lên tuỳ thuộc vào kết cấu của cơ cấu lái, vị trí bố trí cơ cấu lái, dẫn

động lái và hệ thống treo nhng vẫn đảm bảo quan hệ hình học ACKERMAN, tức gần đúng

13

H

ì n

h 2 1

1 S

ơ

đ

ồ b iể

u d iễ

n c

á

c kí c

h t

h ớ

c c ủ

a

đ ò

n q u a

y

đ ứ n g.

R

s

với hình thang lái Đantô Hai phơng pháp bố trí dẫn động lái điển hình ở hệ thống treo độclập đợc trình bày theo hình 1.9:

Hình1.9 - Cơ cấu đòn ngang nối liên kết với hệ thống treo độc lập

a Đòn ngang nối nằm sau dầm cầu

b Đòn ngang nối nằm trớc dầm cầu

Một số xe tải hạng nặng dùng dẫn động lái hai cầu trớc tức 4 bánh dẫn hớng và haihình thang lái 4 khâu Đantô

+ Khó lái + Trả lái trên đờng vòng kém

+ Tính ổn định lái kém + Tuổi thọ lốp giảm (mòn nhanh)

5.1 Góc nghiêng ngang của bánh xe (Camber).

Góc tạo bởi đờng tâm của bánh xe dẫn hớng ở vị trí thẳng đứng với đờng tâm củabánh xe ở vị trí nghiêng đợc gọi là góc Camber, và đo bằng độ

Hình 1.11- Góc CAMBER.

Góc Camber ngăn ngừa khả năng bánh xe bị nghiêng theo chiều ngợc lại dới tác động của trọng lợng xe do các khe hở và sự biến dạng trong các chi tiết của trục trớc và hệ thống treo trớc Đồng thời giảm cánh tay đòn

của phản lực tiếp tuyến với trục trụ đứng, để làm giảm mômen tác dụng lên dẫn động lái

và giảm lực lên vành tay lái

Khi chuyển động trên đờng vòng, do tác dụng của lực ly tâm thân xe nghiêng theo ớng quay vòng, các bánh xe ngoài nghiêng vào trong, các bánh xe trong nghiêng ra ngoài

h-so với thân xe Để các bánh xe lăn gần vuông góc với mặt đờng để tiếp nhận lực bên tốthơn, trên xe có tốc độ cao, hệ treo độc lập thì góc Camber thờng âm

5.2.Góc nghiêng dọc trụ đứng và chế độ lệch dọc (Caster và khoảng Caster).

Góc nghiêng dọc của trụ đứng đo bằng độ, xác định bằng góc giữa trụ xoay đứng vàphơng thẳng đứng khi nhìn từ cạnh xe và phơng thẳng đứng khi nhìn từ cạnh xe tiếp xúcgiữa lốp và mặt đờng đợc gọi là khoảng Caster

Hồi vị bánh xe do khoảng Caster: Dới tác dụng của lực ly tâm khi bánh xe vào

đờng vòng hoặc lực do gió bên hoặc thành phần của trọng lợng xe khi xe đi vào ờng nghiêng, ở khu vực tiếp xúc của bánh xe với mặt đờng sẽ xuất hiện các phản lựcbên Yb

15

9

0 0

CAMBE R

Hình 1.12 Caster và khoảng Caster Khi trụ quay đứng đợc đặt nghiêng về phía sau một góc nào đó so với chiều tiến của xe

(Caster dơng) thì phản lực bên Yb của đờng sẽ tạo với tâm tiếp xúc một mô men ổn định, mômen đó đợc xác định bằng công thức sau:

M=Yb.c (1- 6)

Mômen này có xu hớng làm bánh xe trở lại vị trí trung gian ban đầu khi nó bị lệch khỏi

vị trí này Nhng khi quay vòng ngời lái phải tạo ra một lực để khắc phục mô men này Vìvậy, góc Caster thờng không lớn Mômen này phụ thuộc vào góc quay vòng của bánh xe dẫnhớng Đối với các xe hiện đại thì trị số của góc Caster bằng khoảng từ 00đến 30

5.3 Góc nghiêng ngang trụ đứng (Kingpin).

Hình 1.13 - Góc KingPin

Góc nghiêng ngang của trụ đứng đợc xác định trên mặt cắt ngang của xe Góc Kingpin đợctạo nên bởi hình chiếu của đờng tâm trụ đứng trên mặt cắt ngang đó và phơng thẳng đứng Tác dụng:

Giảm lực đánh lái: Khi bánh xe quay quanh trụ đứng với khoảng lệch tâm là bánkính quay của bánh xe quay quanh trụ đứng r0 Nếu r0 lớn sẽ sinh ra mô men lớn quanhtrụ quay đứng do sự cản lăn của lốp, vì vậy làm

c

Góc Caster

(-) (+)

V

90°

Kingpin

tăng lực đánh lái Do vậy giá trị của r0 có thể đợc giảm để giảm lực đánh lái, phơngpháp để giảm r0 là tạo Camber dơng và làm nghiêng trụ quay đứng (tạo góc KingPin)

Cải thiện tính ổn định khi chạy thẳng: Góc KingPin sẽ làm cho các bánh xe tự

động quay về vị trí chạy thẳng sau khi quay vòng do có mômen phản lực (gọi làmômen ngợc) tác dụng từ mặt đờng lên bánh xe Giá trị của mômen ngợc phụ thuộcvào độ lớn của góc KingPin

5.4 Độ chụm và độ mở (góc doãng).

Khi nhìn từ trên xuống, nếu phía trớc của các bánh xe gần nhau hơn phía sau thì gọi

là độ chụm Nếu bố trí ngợc lại là độ mở

Độ chụm đợc biểu diễn bằng khoảng cách B-A Kích thớc B, A đợc đo ở mép ngoàicủa vành lốp ở trạng thái không tải khi xe đi thẳng Độ chụm có ảnh hởng lớn tới sựmài mòn của lốp và ổn định của vành lái

B

A

Hình 1.14 Độ chụm

Quá trình lăn của bánh xe gắn liền với sự xuất hiện lực cản lăn Pf ngợc chiều chuyển động đặttại chỗ tiếp xúc của bánh xe với mặt đờng Lực Pf này đặt cách trụ quay đứng một đoạn R0

và tạo nên một mômen quay với tâm trụ quay đứng Mômen này tác dụng vào hai bánh xe

và ép hai bánh xe về phía sau Để lăn phẳng thì các bánh xe đặt với độ chụm  =B-A

P f

R 0

f

ở cầu dẫn hớng, lực kéo cùng chiều với chiều chuyển động sẽ ép bánh xe về phía

tr-ớc Bởi vậy góc  giảm.Trong trờng hợp này, để giảm ảnh hởng của lực cản lăn và lựcphanh và đồng thời giảm tốc độ động cơ đột ngột (phanh bằng động cơ), thì bố trí cácbánh xe với góc đặt  có giá trị nhỏ hơn hoặc bằng không

6 Hệ thống lái có trợ lực.

6.1 Công dụng và sự cần thiết của hệ thống trợ lực lái.

Trợ lực của hệ thống lái có tác dụng giảm nhẹ cờng độ lao động của ngời lái Trên xe có

tốc độ cao, trợ lực lái còn nâng cao tính an toàn chuyển động khi xe có sự cố ở bánh xe vàgiảm va đập truyền từ bánh xe lên vành tay lái Ngoài ra để cải thiện tính êm dịu chuyển

động, phần lớn các xe hiện đại đều dùng lốp bản rộng, áp suất thấp để tăng diện tích tiếpxúc với mặt đờng Kết quả là cần một lực lái lớn hơn

Vì vậy để giữ cho hệ thống lái nhanh nhạy trong khi chỉ cần lực lái nhỏ, phải có một vàiloại thiết bị trợ giúp hệ thống lái gọi là trợ lực lái

6.2 Phân loại hệ thống trợ lực lái.

Dựa vào kết cấu và nguyên lý của van phân phối:

+ Hệ thống lái trợ lực kiểu van trụ tịnh tiến

+ Hệ thống lái trợ lực kiểu van cánh

Dựa vào vị trí của van phân phối và xi lanh lực:

+ Hệ thống lái trợ lực kiểu van phân phối, xy lanh lực đặt chung trong cơ cấu lái

+ Hệ thống lái trợ lực kiểu van phân phối, xy lanh lực đặt riêng

+ Hệ thống lái trợ lực kiểu van phân phối, xy lanh lực kết hợp trong đòn kéo

Hiện nay dạng bố trí thông dụng nhất trên hệ thống lái của xe là van phân phối, xy lanhlực và cơ cấu lái đặt chung Còn nguồn năng lợng là một bơm cánh gạt đợc dẫn động từ

động cơ của xe nhờ dây đai

6.3 Nguyên lý trợ lực lái.

Trợ lực lái là một thiết bị thuỷ lực sử dụng công suất của động cơ để giảm nhẹ lực lái

Động cơ dẫn động bơm tạo ra dầu cao áp tác dụng lên piston nằm trong xy lanh lực Pistontrợ giúp cho việc chuyển động của thanh răng Mức độ trợ giúp phụ thuộc vào độ lớn của

áp suất dầu tác dụng lên piston Vì vậy nếu cần trợ lực lớn hơn thì phải tăng áp suất dầu

Bơm Khối van điều khiển

Piston

Hình 1.16 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái ở vị trí trung gian

Xy lanh lực

6.3.1 Vị trí trung gian (khi xe chuyển động thẳng).

Dầu từ bơm đợc đẩy lên van điều khiển Nếu van ở vị trí trung gian, tất cả dầu sẽ chảy qua van vào cửa xả và hồi về bơm Vì áp suất dầu bên trái và bên phải piston là nh nhau nên

piston không chuyển động về hớng nào

6.3.2 Khi quay vòng

Khi trục lái chính quay theo bất kỳ hớng nào, giả sử quay sang phải thì van điều khiểncung di chuyển làm đóng một phần cửa dầu, còn cửa kia mở rộng hơn Vì vậy làm thay đổilợng dầu vào các cửa, cùng lúc đó áp suất dầu đợc tạo ra Nh vậy tạo ra sự trênh lệch áp suấtgiữa hai khoang trái và phải của piston Sự trênh lệch áp suất đó làm piston dịch chuyển vềphía có áp suất thấp, dầu bên áp suất thấp sẽ đợc đẩy qua van điều khiển về bơm

Hình 1.17 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái khi quay vòng.

19

Bơm Khối van

điều khiển

Piston

Xy lanh lực

Chơng II Tính toán hệ thống lái

I các thông số của xe thiết kế

Xe du lịch 7 chỗ

Chiều dài toàn bộ: 4290 mm

Chiều rộng toàn bộ: 1800 mm

Chiều cao toàn bộ: 1855 mm

Khoảng cách giữa hai trụ quay đứng: B0= 1480 mm

ph v Nm

M

ph v ml

N

e

e

/ 160

/ 2400 / 295

/ 3600 / 125

để đảm bảo mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng

là một điều khó thực hiện Hiện nay ngời ta chỉ đáp ứng gần đúng mối quan hệ động học đóbằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo nên hình thang lái Với xe thiết kế có hệ thống treophụ thuộc, do đó chọn phơng án dẫn động lái với hình thang lái Đantô (hình thang lái 4khâu)

III tính toán động học hình thang lái.

Nhiệm vụ của tính toán động học hình thang lái là xác định những thông số tối u củahình thang lái, đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hớng

3.1 Xác dịnh kích thớc hình học của hình thang lái và quan hệ động học của góc quay bánh xe dẫn hớng.

3.1.1 Xây dựng quan hệ lý thuyết

Từ lý thuyết quay vòng, hệ thống lái phải đảm bảo gần đúng mối quan hệ giữa góc quaybánh xe dẫn hớng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng Theo giáo trình thiết kế vàtính toán ôtô máy kéo mối quan hệ đó đợc thể hiện ở công thức sau:

L

B g

 : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên ngoài

 : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trong

Khi xe đi thẳng các đòn bên tạo với phơng dọc một góc  Khi ôtô quay vòng với cácbán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa  và  vẫn đợc giữ nguyên nh công thứctrên thì hình thang lái Đantô không thể thoả mãn hoàn toàn đợc Tuy nhiên ta có thể chọnmột kết cấu hình thang lái sao cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép tức

là độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất ở những góc quaylớn không đợc vợt quá 1,5 độ

21

XL

n C

B



Khi xe quay vòng để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hớng không bị trợt lết hoặc trợt quay thì

đờng vuông góc với các véc tơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tạimột điểm, điểm đó là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm 0 trên hình 2.2)

Thay các giá trị tơng ứng ta có bảng sau (đơn vị đo góc là độ):

Bảng 1: Quan hệ giữa  và  theo lý thuyếtlt

 0.00 5.00 10.00 15.00 20.00 25.00 30.00 35.00 40.00

lt

 0.00 4.74 9.03 12.95 16.53 19.85 23.05 26.00 28.92

3.1.2 Xây dựng các quan hệ thực tế của cơ cấu Đantô

Hình thang lái Đantô là cơ cấu đảm bảo gần đúng quan hệ của công thức trên Khi chotrớc các kích thớc B0,L.,m,n, thì quan hệ  ,  đợc xác định nhờ công thức sau:

2

0

2 0

sin.2sin.2sin

.arcsin

sin

cos

B m

B m m

Hình2.1 Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng.

Hình2.2 Sơ đồ động học quay vòng xe có hai bánh dẫn hớng phía trớc.





B L

R s

0





sai khác giữa đờng cong đặc tính của hình thang lái so với đờng đặc tính lý thuyết là nhỏnhất.

Dùng phơng pháp đồ thị để kiểm tra sự sai khác của đờng đặc tính hình thang lái thực tế

so với lý thuyết theo quan hệ  = f(,)

Chọn m(0,14 0,16) B o

Theo kinh nghiệm ta chọn m0,15.1480 222( mm)

Chọn sơ bộ góc θ ban đầu theo công thức của E.A. y aKob:

1480

7 , 0 2 )

Dựa vào công thức (2-2) ta xây dựng các đờng đặc tính hình thang lái thực tế ứng vớimỗi giá trị của góc  Đồng thời ta lấy thêm một vài giá trị lân cận với góc  để so sánh Cácgiá trị tơng ứng đợc thể hiện trong bảng dới đây:

sin 222 2 1480 sin

.

3.2 Xác định mômen cản quay vòng và lực lái lớn nhất.

Lực đặt lên vành lái đợc xác định cho trơng hợp ôtô quay vòng tại chỗ vì lúc này lựccản quay vòng đạt giá trị cực đại Lúc đó mômen cản quay vòng trên một bánh xe dẫn hớng

Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản lăn M1, mômen ma sát giữa bánh xe và mặt đờng M2

và mômen ổn định M3 gây nên bởi các góc đặt của các bánh xe và trụ đứng

Vậy: M1  6000 0 , 04 0 , 125  30 (Nm)

3.2.2 Mômen cản M 2 do ma sát giữa bánh xe và mặt đờng

Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đờng sẽ bịlệch đi đối với trục bánh xe Nguyên nhân lệch này là do sự đàn hồi bên của lốp Điểm đặtcủa lực Y sẽ nằm cách hình chiếu của trục bánh xe một đoạn x về phía sau đoạn x đ ợc thừanhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của nó theo

hệ thống lái nhng chúng làm xuất hiện mômen cản M3 Việc tính toán mômen này tơng đối phức tạp nên giá trị mômen cản M3 đợc kể đến bởi hệ số 

l c

M M M

6 , 0

1 , 1 ) 35 , 298 30

.(

2

Nm

3.2.3 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái.

3.2.3.1.Tỷ số truyền của dẫn động lái i d

Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thớc và quan hệ của các cánh tay đòn

  : Gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí thẳng.

Với xe thiết kế là xe du lịch ta chọn  max = 1,75vòng

max

1

Mc - Mômen cản quay vòng Mc = 1204 (Nm)

R - Bán kính bánh lái R = 0,2 (m)

ic - Tỷ số truyền cơ cấu lái ic =20,5

th - Hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái

trục vít- êcu bi hiệu suất thuận th = 0,7

itr – Tỷ số truyền của truyền động lái

27

ln

ld

Coi tỷ số truyền của dẫn động lái bằng tỷ số giữa chiều dài các đòn nối với thanh kéo dọc.

id = Ln/Lđ =1 (2 - 11)

7 , 0 1 5 , 20 2 , 0

1

1204

3.2.4 Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng ôtô:

1 Góc quay vành lái lớn nhất:

Góc quay vành lái lớn nhất đợc xác định theo góc quay bánh xe dẫn hớng yêu cầu nhằm tạonên khả năng quay vòng với bán kính quay vòng nhỏ nhất.Thông

thờng góc quay bánh xe dẫn hớng kẻ từ vị trí trung gian đến vi trí quay lớn nhất ,lấy trung bình cho cả hai bên bxmaxcó thể lấy với xe con: bxmax=310

Góc quay vành lái lớn nhất khi tính từ vị trí trung gian

8 , 1 5 , 635 5 , 20 31

1 max

2370

0 max

tg tg

L R

bx

 (2-12)

Hình 2.7: Sơ đồ xác định tỷ số truyền dẫn động lái.

H×nh 2.8: B¸n kÝnh quay vßng «t«

B¸n kÝnh nhá nhÊtRtmincña hµnh lang quÐt phÝa trong:

) ( 3743 2

215 125 8

, 30

215 125 5 , 23 sin

2370 2

ChiÒu réng hµnh lang quÐt:B hl R nmin  R tmin  6176  3743  2433 (mm) (2-15)

IV TÝnh to¸n thiÕt kÕ c¬ cÊu l¸i trôc vÝt - ªcu bi - thanh r¨ng - cung r¨ng.

Rc2 : bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt

do đó: i =

Ω d

θ d

p

i

4.2 Thiết kế bộ truyền trục vít- êcu bi

Tỷ số truyền của hệ thống lái:

t L

c P R

M i



max

 (2-18)

Trong đó: Mc - Mômen cản khi quay vòng tại chỗ, Mc = 1204 (Nm)

PLmax - Lực lái lớn nhất của ngời lái, Plmax = 419,5 (N)

R - bán kính vành lái, R = 200 (mm)

ηt = 0,7– hiệu suất truyền lực thuận của hệ thống lại

7 , 0 5 , 419 2 , 0

Hình 2.9- Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng

Tỷ số truyền của cơ cấu lái:

Suy ra: 20 , 5

1

5 , 20

t d c d

L R

L M P

.

.

2



 (2-20) Trong đó:

Mc- mômen cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ, Mc = 1204 (Nm)

Ld - Độ dài đòn quay đứng, Ld = 180 (mm)

Ln - Độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc, Ld = 180(mm)

th – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, th = 0,7

Rc2- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt,

Ta chọn đờng kính bi: db = 6 (mm)

31

11 5 , 20

= 36 (mm)

18 , 0 036 , 0

7 0 18 , 0 1204





.3,1.4

1  (2-21) Trong đó: [ K] = ch/3 với ch- giới hạn chảy của vật liệu vít Với thép 20XH, ch = 400(MPa) [ K] = 400/3=133 (MPa) = 133 (MN/m2 )

133

4 , 25539 3 , 1 4

Vậy: cos 45 0 , 04 ( )

2

6 06 ,

Chiều sâu của profin ren: h1 = ( 0,3  0,35) d b  0 , 35 6  2 , 1 (mm)

Đờng kính ngoài của trục vít: d= d1 + 2h1 22  2 2 , 1  26 , 2 (mm)

Đờngkính ngoài của ê cu: D =D1 - 2 h1 =34 , 08  2 2 , 1  29 , 88 (mm)

Góc nâng trục vít đợc xác định nh sau:

p arctg arctg

với  = 0,004  0,006 là hệ số ma sát lăn

45 sin 22

004 , 0 2



  (viên)

Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rãnh hồi bi:

Zk = Lk/db = 30/6 = 5 (viên)

Trong đố: LK - Chiều dài rãnh hồi bi LK = 30(mm)

Tổng số viên bi: Z = Zb + Zk = 36+ 5 = 41 (viên)

5 , 6 )

0

tg

tg tg

, 6

) 0005 , 0 5 , 6 ( ) (

0

0 0

 2

b b

d a

d Z

P

q  (2-25)Trong đó:  = 0,8 - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi

10 8 , 0 6 36

4 , 25539

 = 24,6 (MN/m2)

Từ khe hở tơng đói  và tải trọng riêng dọc trục qa, theo đồ thị xác định ứng suất lớn

nhất max., ta xác định đợc ứng suất lớn nhất max= 3800 Mpa

[max] = 5000 Mpa đối với mặt làm việc của trục vít

Do đó trị số max thoả mãn điều kiện: max < [max]

4.3 Thiết kế bộ truyền thanh răng - cung răng.

Sơ đồ bộ truyền thanh răng -cung răng:

1 Thanh răng

2 Cung răng

Hình2.11: Cơ cấu lái liên hợp

4.3.1 Chọn vật liệu.

Thanh răng và bánh răng rẻ quạt đợc chế tạo bằng thép 20XH, thờng hoá, độ rắn HRC

50, σb  650MPa, σch  400MPa, phôi rèn

4.3.2Xác định các thông số của bộ truyền:

a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc:

1

2

Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất  H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vợt quá trị số cho phép H.ứng suất tiếp xúc lớn nhất đợc tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc

đờng sinh.Ta có điều kiện bền:

n M

qn- cờng độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)

 - bán kính cong tơng đơng của bề mặt

ZM-hệ số xét đến cơ tính của vật liệu

Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên ZM = 275(MPa)1/2

Vì hiện tợng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp,nên ta tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cờng độ tải trọng pháp tuyến, có xét đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:

H 2

Hv H d Hv

K K M 2 K K

β β

α



Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc

Do đó tổng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng b;

Bán kính cong tơng đơng

1 2

2

1.ρρ

ρρρ

M

H

sin cos b

K K M 2 d

Z

Z

.

Z

σ α α

σ

ω ω ω

β ω

ω

α 2 sin

2

ZH 

(2-29)Bánh răng rẻ quạt đợc thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0,ta có αω  20 0 và tính đợc:

0 20 2 sin

Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14(CTM tập I)

Đặt bω  ψd dω2Lấy ZH = 1,76

6 , 1



α

ε Với bánh răng bằng thép ZM = 275( MPa)1/3

3

6,143

4

b

a  phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ.Trong trờng hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta cóthể lấy ψa  0 , 3  0 , 5 , ta chọn ψa  0 , 4

Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt đã tính ở trên Rc2 = 36 (mm).

2 ω

Độ rắn của vật liệu chế tạo HB <350, nên ta tìm đợc:K H = 1,01

Chọn sơ bộ hệ số KHv= 1,2

Thay những thông số vào công thức ta tính đợc ứng suất tác dụng lên bề mặt răng củabánh răng rẻ quạt

2 / 1 0

0 3

4

20 sin 20 cos 10 8 , 28

10 01 , 1 2 , 1 1204 2 10

.

72

89 , 0 76

Bớc răng: t = .m = .8 = 25,13(mm)

Góc ôm của bánh răng rẻ quạt: 0

2

5 , 3 36

13 , 25 5

 b/ Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không đợc vợt quámột giá trị cho phép :

37