CHƯƠNG 2 TÍNH TOÁN hệ THỐNG lái XE UAZ 469

Ưu điểm của hệ thống lái xe UAZ 469 - áp suất tác dụng lên con lăn giảm đáng kể so với loại trục vít – bánh vít.. Nhợc điểm của hệ thống lái xe UAZ 469 - Là hệ thống lái cơ khí nên lực l

Chơng 2 - tính toán hệ thống lái xe uaz 469

2.1 Các thông số cơ bản của xe UAZ 469

Loại xe UAZ 469 đợc Liên Xô sản suất năm 1972 có các thông số cơ bản sau:

Các thông số tính toán cần thiết khác:

+ Hệ số ma sát f = 0,02

+ Hệ số bám ngang ϕy = 0,85

+ Hệ số bám dọc ϕ = 0,6

2.2 Kết cấu hệ thống lái xe thiết kế

2.2.1 Sơ đồ hệ thống lái xe UAZ469

21

Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống lái xe UAZ 469

1 Vô lăng

2 trục lái

3 Cơ cấu lái

4 Đòn quay đứng

5 Thanh kéo dọc

6 Đòn trên hình thang lái

7 Thanh kéo ngang

8 Bánh xe dẫn hớg

2.2.2 Đặc điểm

Hệ thống lái lắp trên xe UAZ 469 có các đặc điểm sau:

22

- Là hệ thống lái cơ khí, không có cờng hoá lái.

- Cơ cấu lái loại trục vít – con lăn 2 răng, tỷ số truyền ic = 23,4

- Dẫn động lái gồm: đòn quay đứng, đòn kéo dọc, đòn quay ngang

- Hình thang lái gồm: dầm cầu trớc, đòn kéo ngang và đòn bên, các chi tiết liên hệ với nhau thông qua khớp cầu

2.2.3 Ưu điểm của hệ thống lái xe UAZ 469

- áp suất tác dụng lên con lăn giảm đáng kể so với loại trục vít – bánh vít

- Khe hở giữa trục vít và con lăn nhỏ nhất khi xe đi thẳng nên khắc phục đợc hiện tợng kẹt răng

- Hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch (ηt = 0,72; ηn = 0,55), do vậy giảm đợc va đập từ mặt đờng lên vành lái

- Độ bền và chống mòn của trục vít và con lăn cao, có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa trục vít và con lăn, do đó điều chỉnh đợc độ dơ vành tay lái

2.2.4 Nhợc điểm của hệ thống lái xe UAZ 469

- Là hệ thống lái cơ khí nên lực lái lớn, nhất là khi quay vòng nhanh, nên gây mệt mỏi cho ngời lái, làm giảm tính năng cơ động của xe

- Lực va đập từ bánh xe với mặt đờng lên vành tay lái còn lớn, nên vành tay lái bị rung lắc mạnh khi xe đi vào đờng xấu

-Có thể chia hệ thống lái của xe UAZ 469 thành 2 phần chính:

a.Cơ cấu lái: gồm trục vít lõm glôboit, trục của đòn quay đứng cùng với con

lăn tạo thành cơ cấu truyền lực Trục vít lõm ở vỏ hộp tay lái trên hai vòng bi

đũa hình côn không có vỏ áo trong Vỏ áo trong của của vòng bi thay bằng rãnh lăn trên trục vít lõm và các viên bi lăn trong rãnh lăn đó Vỏ áo ngoài của vòng bi lắp vào vỏ cơ cấu lái Trong vỏ cơ cấu lái giữa lớp dới của vỏ hộp và

vỏ hộp tay lái có lắp một số miếng đệm mỏng để điều chỉnh độ rơ của vòng bi khi cần thiết

b.Truyền động lái:

hình thang lái đựoc đặt theo chiều ngợc lại Đó là điểm khác biệt so với cơ cấu lái thông thờng

2.2.5 Nguyên lý làm việc

Khi vô lăng quay đi một góc ω tạo ra mô men quay truyền cho đòn dọc xuống trục vít thuộc cơ cấu lái Do sự ăn khớp của trục vít lõm với con lăn 2 răng có tác dụng biến chuyển động quay của vành lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng trong mặt phẳng thẳng đứng qua thanh kéo dọc, thanh kéo ngang và cam quay làm bánh xe quay sang phải hoặc trái

2.3 Tính toán hệ thống lái

2.3.1.Xác dịnh kích thớc hình học của hình thang lái và quan hệ động học

của góc quay bánh xe dẫn hớng

Việc xác định các thông số của hình thang lái là việc rất quan trọng

• xây dựng quan hệ lý thuyết

từ quan hệ góc quay bánh xe dẫn hớng

lý thuyết của bánh xe:

L

B g

gβ −cot α = o

cot suy ra

cotgβ= gα

L

B

cot

Hình 2.2 Sơ đồ góc đánh lái lý thuyết thay các giá trị tơng ứng ta có bảng sau:

lt

lt

β 0 4.77 9.14 13.16 16.89 20.39 23.7 26.86 29.91

• Xây dựng các quan hệ thực tế của cơ cấu lái kiểu Đantô

L

θ

A

B

D

C

Hầu hết các ôtô ngày nay đều dùng hình thang lái đantô Hình thang lái đantô

là cơ cấu đảm bảo gần đúng quan hệ của công thức trên

Chọn m= (0,14ữ0,16)B o = 0,15.1280=192mm

Sơbộ:

21

384 , 0 2380 7 , 0 2

1280

7 , 0 2 ) 90 (

=

=

=

=

−

θ

θ

L

B g

Hình 2.3: Các thông

số hình học Sau khi xác định đợc góc sơ bộ ta xác định các góc thực tế theo công thức sau:

0 2

2

0

2 0

sin 2 sin

2 sin

arcsin

sin

cos

α θ α

θ

θ θ

α

θ α

θ

α θ θ

β

+

− + +

+

− +

−

− +

−

+ +

=

m B m

B m

B m m

B

m artg

(giáo trình tính toán thiết kế ô tô - Tg: Nguyễn Trọng Hoan)

Sau đó chọn các giá trị θ2,θ3 xung quanh θ 1.Giá trị tính đợc ghi trong bảng

1

2

3

4

Từ bảng giá trị thu đợc ta xây dựng đồ thị quan hệ α 1 và β 1 thực tế trên cùng đồ thị quan hệ α 1 và β 1 theo lý thuyết

Theo bảng giá trị trên ta chọn góc θ 1 sao cho sự sai lệch so với đờng

lý thuyết ∆ β 1 (Trong đó ∆ β 1i = β 10 − β 1i) nhỏ nhất và nhỏ hơn 10, ta chọn đợc

θ 1=21,50, ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng là

0

max

1 =35

α và β1max =26,130

L

m

x.L θ

Hình 2.4 Động học quay vòng bánh xe dẫn hớng

2.3.2.Xác định chế độ tải trọng tính toán trong hệ thống lái

Tải trọng tính toán qui định cho hệ thống lái đuợc xác định thông qua mô men cản quay vòng và mô men tác động lớn nhất đặt trên vành lái

• Tính toán mômen cản quay vòng

Mô men cản quay vòng đợc tính toán khi xuất hiện lực cản lăn của hai bánh

xe ngợc chiều nhau ,có mặt lực bên Y, moment ổn dịnh bánh xe dẫn hớng

3 2

M

M c = + +

Mô men cản quay vòng gây nên do lực cản lăn:

c f G c

P

M1 =2 1 =2 bx

KG

G bx =890:2 =445 là tải trọng tác dụng lên một bánh xe dẫn hớng

0

2

4

6

8

10

12

14

16

18

20

22

24

26

28

30

α

β

theta1 theta2 theta3 theta4

Đồ thị góc láI lý thuyết và thực tế

Hình 2.5 Các lực tác dụng khi phanh

c =60 mm là cánh tay đòn của lực Pr quay xung quanh trụ đứng

Giá trị mô men do Y gây nên M2 đợc tính cho một bánh xe, phản lực bên lùi sau một đoạn x

Giá trị của x thừa nhận bằng 1/4chiều dài của vết tiếp xúc và gây nên mô men quay cùng chiều M1

M2 = Y.x=0.14.G bx.ϕy.r bx

85 0

=

y

ϕ hệ số bám ngang

r bx = + /2 25,4.λ = 8,4+15/2.25,4.0,96= 384

Bán kính bánh xe

B =8,4 inches - chiều rộng lốp

d=15 inches - đờng kính vành bánh xe

96 , 0

=

λ - hệ số biến dạng của lốp

Mô men ổn định M3 có giá trị nhỏ nên khi tính có thể dùng hệ số χ

Mô men cản tổng cộng trên cầu dẫn huớng đợc tính nh sau:

M

r c

f G M

M M

M

c

bx y bx

c

56 , 46328 11

, 1 384 85 , 0 14 , 0 60 02 , 0 445 2

14 , 0 2

3 2

1

= +

=

+

≈ +

+

=

V

Y

Pf Pf

c

Mô men truyền lên vành lái, cần thiết tính thêm hiệu suất truyền lực η , có thể tính gần đúng η =0.6 Nhủ vậy mô men cản đợc tính tại trụ xoay đứng là:

i r c

f G

6 , 0

1 56 , 46328

1

14 , 0 2

1

=

= +

=

η χ

Chọn sơ bộ i1 = iccl iddl = 1 23 = 23

ddl

i -chọn sơ bộ bằng 1

ccl

i - đảm nhận toàn bộ tỉ số truyền của hệ thống lái

Lực lớn nhất đặt lên vành lái là:

7 , 0 23 200

63 , 77214

η

ddl ccl

c

i i R

M

kG = 290,4N

R=200mm là bán kính vành lái

Hình 2.6 Các góc đánh lái

2.3.3.Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng ôtô

• Góc quay vành lái lớn nhất:

O

a

β

L

A

B

C

D

Rtmi n

Bhl Rnmi n

góc quay vành lái lớn nhất đợc xác định theo góc quay bánh xe dẫn hớng yêu cầu nhằm tạo nên 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 βbxmaxcó thể lấy nh sau: với xe du

lịch: βbxmax =300

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

0 1

max max = bx i = 30 19 = 570

β

• Bán kính quay vòng nhỏ nhất gồm:

Bán kính lý thuyết R lt nhỏ nhất tính tới trọng tâm ôtô:

mm tg

tg

L R

bx

30

2380

0 max

β

Bán kính nhỏ nhất Rtmincủa hành lang quét phía trong:

3422 60

640 30

2380

0 max

tg c

B tg

L

R t

α

Bán kính nhỏ nhất R nmin của hành lang quét phía ngoài:

5140 60

30 sin 640 30

sin

2380 sin

2 sin

0 0

max 0

max

β

Chiều rộng hành lang quét:Bhl = Rnmin − Rtmin = 5140-3422=1718mm

2.3.4 Tính toán cơ cấu lái trục vít glôbôit - con lăn

Coi con lăn thay thế một phần bánh vít Xác định kích thớc hình học của trục bánh vít:

1 Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít - bánh vít

-Chọn q =9 là hệ số đờng kính trục vít và ms=6 (mm) là mô đun dọc của trục vít cần thiết sao cho đảm bảo đìêu kiện gia công theo tiêu chuẩn theo bảng quy chuẩn

-Chọn số mối ren trục vít Z tv = 1 nhằm đảm bảo kích thứơc có kết cấu nhỏ gọn

-Tính góc nâng λ và mô đun pháp tuyến m n:

9

1

=

=

q

Z

96 , 5 34 , 6 cos 6 cos

m

chọn mn = 6

-Tính số răng bánh vít Z bv:

=

= cci tv

-Tính khoảng cách trục lý thuyết A: Hình 2.7 Các thông số của bánh vít

m

2

6

2 Xác định các kích thớc hình học của trục vít

quả tính

Đờng kính vòng chia nhỏ nhất Dcl ms q = 6 9 = 54 54

Đờng kính vòng đỉnh(nhỏ nhất) D 1 Dcl+2 h 1 60

Đờng kính vòng chân(nhỏ nhất) Df Dcl-2 h1 39,6

Bán kính vòng chân răng R f1 c+R dl+h1 64,4

Lc t

R n

Rd 1

2 α

Chiều dài cánh tay đòn ngang L n 210 Chiều dài đòn quay đứng

d

Góc quay lớn nhất của bánh xe

Nửa góc ôm của trục vít α 2arcsin[ sin( bxmax/ 2 )]

d

n l

l

Chiều dài làm việc của trục vít L

2(A-2

Dc1

Chiều dài Lct chế tạo

ct

Bán kính cung cắt chế tạo 0,5D ctao 102,78.0,5 51,39 Tại tiết diện lớn nhất:

-đờng kính vòng chia:

-đờng kính vòng chân răng:

-đờng kính vòng đỉnh răng:

max

cl D

max

f D

max

dl D

Dcl+(D 2-D 2.cosα )

D 2=ms.Zbv

max

cl

D - hf1

max

cl

D +hf1

69,27 114 62,07

76,47

Để tạo nên sự thay đổi khe hở bên δ trong chế tạo dùng biên pháp dịch chuyển giữa dao cắt đờng biên dạng của trục vít con lăn và dao cắt răng con lăn:

Khi đó R2 > R1 và ∆ R = R2 − R1

-Giá trị khe hở δ = ∆R tgα thay đổi(α là góc nửa đỉnh

của răng trục vít và con lăn)

Hình 2.8: Trục vít

3 Xác định các kích thớc hình học của bánh vít:

hiệu

Dd2 Dc2 Df2

Đờng kính vòng

chia chế tạo

Chiều cao răng h2 (1,6-1,8) m n=1,7.6 10,2

Chiều cao đỉnh

răng

h 2 (0,5-0,6) h2=0,55.10,2 5,61

Chiều cao chân

răng

Khe hở chân răng c (0,15-0,25)mn=0,2.6 1,2

Đờng kính vòng

đỉnh(chế tạo)

D 2 D 2-2 h 2=114-2.5,61 102,78

Đờng kính vòng

chân răng

Df2 D 2-2(hf2+c)=114- 2(4,59+1,2) 102,42

Giá trị độ dơ vành lái cho phép của cơ cáu lái :

Độ giơ tổng cộng của hệ thống lái [ ] δvl :

với xe du lịch <80,độ giơ bao gốm của cơ cấu lái, khớp trụ đứng, bi bánh xe.Độ dơ cho cơ cấu lái chiếm khoảng 40% - 60% độ giơ tổng cộng

Độ giơ cho phép trong cơ cấu lái tại vị trí trung gian:

[ ] ( 0 , 4 ữ 0 , 6 )

= vl

khe hở trong cơ cấu lái ở vị trí trung gian khi thiết kế∆:

δccl 0 , 5 dcl sin

=

∆ = 4.0,5.sin(6,43)=1,44 với λlà góc nâng trục vít

Xác định góc nửa đỉnh làm việc của bánh vít tơng đơng:

2

sin

c

D

L

=

α

=57/114=0,5

Xác định độ dịch tâm khi chế tạo biên dạng trục vít ∆R.Xuất phát từ khe hở trong cơ cấu lái δ = ∆R tgα chọn δ = 6mm có thể tìm:

α

δ

tg

R =

30

44 , 1

tg = 2,5 mm

gía trị ∆ R=2,5 – 5 mm

Xác định đờng cong biên dạng trục vít lõm nhờ đờng kính bánh vít của dao cắt D cdao

R D

Dcdao = c2 + 2 ∆

Tâm trục dao cắt biên dạng trục vít đợc dịch chuyển một đoạn ∆R

Độ lệch bên khi lắp ráp :e=(0,10ữ0,18).D col=0,15.54=8,1mm

Sau khi có độ dịch trục e cần thiết tính lại khoảng cách trục của trục vít

và trục của đòng quay đứng A0nhờ công thức sau:

2 2

4 Xác định kích thớc của con lăn

Hình 2.9 Các thông số con lăn

Để đảm bảo độ bền tơng đơng của bộ truyền ,đờng kính con lăn có thể lấy

bằng đờng kính trục vít tại chỗ nhỏ nhất:

cl

Khoảng cách từ tâm trục con lăn tới tâm trục vít A H là:

c D

A H = cl + =54+1,2=55,2

Góc nghiêng trục con lăn với trục vítτ

λ

τ = 90 + =90+6,43=96,430 Góc nghiêng trục con lăn với trục đòn quay đứng bằng góc nghiêng của

Lcl

răng bánh vít tơng đơng, tức là bắng góc nâng của răng trục vít λ

Biên dạng con lăn đợc chế tạo theo biên dạng của trục vít

Chiều dài làm việc của con lăn lcl tuỳ thuộc vào số răng con lăn (chọn theo xe tham khảo) và tính nh sau:

chọn loại 2 tầng = 1,7.π.mn= 1,7.3,14.6=32mm

+Xác định hiệu suất :

Hiệu suất thuận ηt :

λ η

+

ữ

=

tg

tg

t 0,95 0,97 = 0,96(tg6,43)/tg(4,57+6,43)=0,56

trong đó λ −góc nâng ren trục vít

ρ -góc ma sát của vật liệu tgρ =f=0,08(chọn)

f-hệ số ma sát (lấy bằng 0,08-0,12)

Hiệu suất nghịch ηng:

λ

ρ λ η

tg

tg

ng

−

ữ

= 0,95 0,97 = 0,96.tg(6,43-4,57)/tg6,43=0,28

Hiệu suất thuận cơ cấu lái bằng 0,55-0,7

2.3.5.Tính toán bền cho hệ thống lái

1) Tính toán bền cho cơ cấu lái:

Sơ đồ lực đợc đợc chỉ ra trên hình bên:

Khi tính toán các răng ăn khớp, lực chiều trục T đợc tính:

λ

tg r

R P

T

cl

vl

max

t

R

P vl

2π max Khi tính bền lấy Pvlmax=50kG>Pvl(tinh toán)

cl

r :bán kính vòng tròn chia của trục vít

λ =6,43:góc nghiêng của răng, R=200mm bán kính vành lái

t=m.π=6.3,14=18,84mm

T=50.200/(27.tg6,43)=3286 kG

Kiểm tra theo tiếp xúc giữa răng trục vít và răng con lăn (coi lực chỉ truyền qua một răng)

F

T

cd =

σ

Bề mặt tiếp xúc đợc tính theo công thức:

2 2

2 1

2

1, r

r -bán kính vòng tròn đỉnh răng của

trục vít và con lăn

2

1,ϕ

ϕ -xác định qua việc dựng kết cấu nh

đã tính toán ,tính theo radian

1

ϕ =71030’=1,2473rad

1

ϕ =50030’=0,881rad

rcl= 27mm

2.10- Góc tiếp xúc F=(1,2473-sin71030’)27.27+(0,881-sin50030’)27.27=217,95+79,73=297,68

⇒ σcd =3286/297,68=11,03(kG/mm2)=110,3MN/m2

Kiểm tra theo uốn cho răng trục vít dới tác dụng của lực T:

k

u

y m q

k T

3 , 1

2

=

σ

k-hệ số tải trọng lấy bằng 1.1-1.4 theo độ chính xác chế tạo cấp 7,8,9

k

y -là hệ số dạng răng lấy theo Z td:

λ

3

cos

bv td

Z

981 , 0

23

=23,37

tra bảng ta có yk=0,509

Suy ra σu=2300,2.1,3/(1,3.9.6.6.0,509)=12,95kG/mm2

r1

r2

fi1 fi2

e

Vật liệu trục vít thép20, 20Cr,18CrMnTi, đợc xêmentit hoá hay thép

35Cr,35CrNi xianua hoá [ ]σcd = 700ữ800MN/m2;[ ]σu =120ữ150MN/m2

Thoả mãn điều kiện bền

2) Tính toán các chi tiết dẫn động lái

• Trục lái:

Đợc làm từ thép ống hoặc tròn đặc và tính toán theo xoắn dới tác dụng của mô men đặt lên vành lái:

Với các thông số kết cấu cho trớc là:

Pmax = 50kG(lấy để tính toán)

R = 200 mm : bán kính vô lăng

D = 32mm : đờng kính ngoài của trục lái

d = 28mm : đờng kính vòng trong của trục lái

) /

W

P

x

vl

=

τ = 0,2max(D4. d. 4)

D R P

− =50.200.32/(0,2(324-284))=3,68 kG/mm2 = 36,8 MN/m2<[τ ] = 50- 80 MN/m2

Trục lái làm bằng thép 20,30,40,có ứng suất

cho phép [ ] τ =50ữ80MN /m2

Các trục dài cần thiết phải kiểm tra góc

xoắn:

) (

2

rad G D

L

τ

θ =

L=1 m :chiều dài của trục lái;

G: mô đun đàn hồi dịch chuyển: Hình 2.11 Kích thớc đòn quay đứng

3

10

G =

θ = 2.25,8.1/(0,032.80000)=0,02rad = 1,460

Góc xoắn tơng đối không đợc vợt quá (5,50 ữ 7 , 5 0)/m Độ dự trữ tới giới hạn chảy cần chọn từ 2,5-3,5

c

- A

Trục lái thoả mãn mọi điều kiện bền

3) Các loại đòn nối:

• Đòn quay đứng:

Kết cấu ở trạng thái thẳng hoặc cong Khi là đòn thẳng, đòn quay đứng chỉ chịu uốn, còn là thanh cong sẽ chịu uốn và xoắn

Tải trong tác dụng đợc lấy theo hai chế độ và chọn lực nào lớn hơn để tính: Q= 0,5.G1= 0,5.890 =445kG

Q=

c

th c

l

i R

Pmax .η

=35.200.19.0,56/210=355kG

Lấy Q = 445kG= 4450N

ứng suất uốn ,xoắn tại tiết diện 1-1 :

6

2

ba

l Q

σ

a b

c

Q

x

α

α =0,231 xác định theo bảng

Wu= b.a2/6 = 20.32.32/6 = 3413,33(N/mm2)

Ta có các ứng suất là:

σu = 4450.210/3413,33=273,8(N/mm2)= 273,8(MN/m2)

τx = 4450.15.6/(0,231.20.322)=84,6(N/mm2)=84,6(MN/m2)

Đòn quay đứng đợc chế tạo từ thép 40,40Cr,40CrNi

[ ] σu =310ữ400MN/m2;[ ] τx =150ữ300MN /m2

hệ số an toàn lấy từ 2-3

• Đòn kéo dọc:

chịu lực kéo nén dới tác dụng của lực Q đã tính ở trên

Tiết diện đòn thờng ở dạng tròn đặc hoặc tròn rỗng (chọn rỗng với kích thớc Dxd=26x20)

ứng suất kéo nén có thể tính:

F

Q

n

k, =

σ