CHƯƠNG 3 THIẾT kế cải TIẾN hệ THỐNG lái XE UAZ469

Chơng iii
Thiết kế cải tiến hệ thống lái xe UAZ469
3.1. những yêu cầu khi cải tiến hệ thống lái xe UAZ469
- Đảm bảo điều khiển ô tô một cách nhẹ nhàng.
- Tránh khả năng gây ra sự dao động của các bánh xe dẫn hớng.
- Độ chậm tác dụng phải nằm trong phạm vi cho phép.
- Không có hiện tợng tự cờng hoá, nghĩa là không có hiện tợng ngời lái
xe không đánh tay lái mà xe vẫn tự quay vòng.
- Đảm bảo tính chất tuỳ động lực, có nghĩa cảm giác của đờng, đợc
thể hiện ở chỗ lực đặt vào vành tay lái phải tăng cờng cùng với sự tăng của lực
cản quay vòng.
- Hệ thống lái vẫn đảm bảo làm việc đợc khi hệ thống cờng hoá bị
hỏng.
- Có độ nhạy cao, làm việc ổn định, bộ phận cải tiến chi tiết là ít nhất.
- Không làm ảnh hởng tới khả năng việt dã của xe.
- Không làm thay đổi quan hệ động học và động lực học giữa hệ thống
treo và hệ thống lái.
- Chăm sóc bảo dỡng đợc thuận tiện, dễ dàng.
- Chế tạo đơn giản, có giá thành cải tiến thấp.
3.2. phân tích lựa chọn phơng án cải tiến
3.2.1. Phơng án 1: Xi lanh lực và van phân phối đợc bố trí trong cơ cấu lái

42


11

BC
9

B

1. Vành tay lái
2. Trục lái
3. Hình thang lái
4. Đòn quay ngang
5. Đòn kéo ngang
6. Đòn quay đứng
7. Cơ cáu lái
8. Van phân phối
9. Xilanh lục
10. Bơm thuỷ lục
11. Đuờng ống dẫn dầu

Hình 3.1 Bộ cờng hoá lái bố trí
cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực thành một cụm
Đặc điểm
Bộ phận cờng hoá đợc bố trí trên cơ cấu lái loại trục vít êcu bi thanh
răng, bánh răng. Khối trục vít êcu bi vừa là bộ phận của cơ cấu lái vừa
đóng vai trò là một pittông của xi lanh lực, vỏ cơ cấu lái đồng thời là vỏ
của xi lanh lực.
Ưu điểm
Có kết cấu gọn, tốn ít đờng ống dẫn nên độ chậm tác dụng nhỏ, giảm đợc va đập từ mặt đờng lên vành tay lái.
Nhợc điểm
- Cấu tạo của cơ cấu lái rất phức tạp, các chi tiết của hệ thống phải
chịu toàn bộ mômen cản quay vòng, do vậy ứng suất biến dạng lớn.
- Phải thay cơ cấu lái mới nên có giá thành cải tiến cao.
3.2.2. Phơng án 2: Van phân phối đợc bố trí cùng với xi lanh lực, còn cơ cấu
lái là một cụm riêng biệt

43

10

BC
B
7

6

9

11

1. Vành tay lái
2. Trục lái
3. Hình thang lái
4. Đòn quay ngang
5. Đòn kéo ngang
6. Đòn quay đứng
7. Cơ cáu lái
8. Van phân phối
9. Xilanh lục
10. Bơm thuỷ lục
11. Đuờng ống dẫn dầu

8

Hình 3.2 Bộ cờng hoá bố trí
xi lanh lực và van phân phối thành cụm, cơ cấu lái riêng biệt

Đặc điểm
- Cơ cấu lái là một cụm riêng biệt, đòn quay đứng dẫn động van phân
phối.
- Xi lanh lực dẫn động đòn kéo dọc qua khớp cầu, vỏ van phân phối
gần với khớp cầu.
Ưu điểm
- Kết cấu gọn, đờng ống dẫn ngắn nên thời gian tác dụng nhanh, tổn
hao ít.
- Giữ nguyên đợc cơ cấu lái khi cải tiến.
Nhợc điểm
- Đờng kính xi lanh lớn do bố trí xa cơ cấu lái.
- Xi lanh lực tác dụng lên cam quay qua nhiêu chi tiết trung gian nên
độ nhạy thấp.

44


Cum xi lanh van phân phối có kết cấu phức tạp nên có giá thành
cải tiến cao.
-

3.2.3. Phơng án 3: Van phân phối đợc đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực là
một cụm riêng biệt nằm trên hình thang lái
Đặc điểm
Van phân phối và cơ cấu lái đặt thanh một cụm, tách biệt với xi lanh
lực.
Ưu điểm
ở phơng án này, van phân phối đợc bố trí chung trong cơ cấu lái, còn xi
lanh lực nằm riêng rẽ. Trong kiểu bố trí này đòi hỏi các đờng ống dẫn phải
dài, nhng u điểm chính của nó lại là cơ cấu lái và dẫn động lái đợc giảm tải

khỏi tác động của cờng hoá lái, công suất của cờng hoá lái dễ dàng thay đổi
do xi lanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí.
Trong trờng hợp này ta bố trí xi lanh lực trên hình thang lái để giảm
thiệu lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái. Do vậy, nó làm giảm kích
thớc của dẫn dộng lái và làm giảm dao động ở hệ thống dẫn động do lực cản
quay vòng sinh ra.
Nhợc điểm
Đờng ống dẫn dài nên thời gian tác dụng chậm, tổn hao trên đờng ống
lớn, tăng phần khối lợng bị treo trên hệ thống treo.

45


10

BC
B

6

8

11

1. Vành tay lái
2. Trục lái
3. Hình thang lái
4. Đòn quay ngang
5. Đòn kéo ngang
6. Đòn quay đứng

7. Cơ cáu lái
8. Van phân phối
9. Xilanh lục
10. Bơm thuỷ lục
11. Đuờng ống dẫn dầu

7
4

9

Hình 3.3 Bộ cờng hoá bố trí
van phân phối đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực đặt riêng biệt
3.2.4. Phơng án 4: Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm
riêng biệt
Đặc điểm
Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
Ưu điểm
Trong phơng án này, ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh
lực nằm tách biệt với nhau. Nó có đầy đủ những u điểm của phơng án trớc nh
là cơ cấu lái và dẫn động lái đợc giảm tải khỏi lực tác động của cờng hoá,
công suất của cờng hoá dễ dàng thay đổi do xi lanh lực có thể thay đổi tự do
cách bố trí.
Nhợc điểm
Tuy nhiên, bố trí nh phơng án này tay lái vẫn không nhẹ và lực tác động
lên van phân phối thay đổi do cánh tay đòn thay đổi.

46

10

BC
B
7

6
8

1. Vành tay lái
2. Trục lái
3. Hình thang lái
4. Đòn quay ngang
5. Đòn kéo ngang
6. Đòn quay đứng
7. Cơ cáu lái
8. Van phân phối
9. Xilanh lục
10. Bơm thuỷ lục
11. Đuờng ống dẫn dầu

11

4

9

Hình 3.4 Bộ cờng hoá bố trí
van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt
3.2.5. Kết luận

Qua đánh giá và phân tích các u, nhợc điểm của các phơng án bố trí cờng hoá. Ta thấy phơng ánh 4 là phơng án thích hợp nhất để tính toán và thiết
kế:
- Loại này có kết cấu tơng đối đơn giản.
- Các cụm đợc bố trí riêng rẽ nên việc sản xuất, tháo lắp, bảo dỡng, sửa
chữa tơng đối dễ dàng và thuận tiện.
- Có thể chọn lựa xi lanh lực tiêu chuẩn.
- Bơm dầu đợc gắn trên động cơ và đợc dẫn động thông qua puly trục
khuỷu.
- Giữ nguyên đợc cơ cấu lái của xe.
- Có giá thành chi phí cho cải tiến thấp.
3.3. nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái
3.3.1. Khi xe đi thẳng

47


Ngời lái giữ tay lái ở vị trí đi thẳng, van trợt ở vị trí trung gian. Dầu có
áp suất cao đi từ bơm dầu đến van phân phối qua khe hở giữa rãnh và con trợt
theo đờng dầu hồi trở về bơm dầu, áp suất dầu ở hai phía xi lanh đợc cân
bằng, lúc này xe ở vị trí đi thẳng (hình 3.5).

Hình 3.5 Sơ đồ nguyên lý làm việc của
cờng hoá lái khi xe đi thẳng
3.3.2. Khi xe chạy vòng
Khi xe chạy quay vòng phải (Hình 3.6)

Hình 3.6 Sơ đồ nguyên lý làm việc của

48

cờng hoá lái khi xe quay vòng phải
Khi xe quay vòng phải, ngời lái đánh tay lái về phía bên phải, qua cơ
cấu làm cho đòn quay đứng quay về phía sau. Khi lực ngời lái lớn hơn 2 KG
làm cho con trợt dịch chuyển về phía sau, nối thông khoang B của xi lanh lực
với đờng dầu cao áp của bơm dầu. Đồng thời nối khoang A của xi lanh lực với
đờng dầu hồi (thấp áp). Lúc này cờng hoá làm việc nh sau: Dầu từ bơm dầu
theo đờng ống dẫn tới van phân phối. Trong van phân phối lúc này ở khoang a
cửa nạp đóng, cửa xả mở. Dầu từ khoang A của xi lanh lực nối thông với
khoang a của van phân phối và hồi về thùng chứa dầu. Tại khoang b của van
phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu có áp suất cao đi qua
khoang b của van phân phối và đi vào khoang B của xi lanh lực tác dụng vào
đỉnh pittông làm cho pittông dịch chuyển sang trái. Khi đó cần pittông (đợc
gắn với đòn kéo ngang) cùng dịch chuyển sang trái. Lúc này, cùng với lực
đánh tay lái của ngời lái làm cho xe quay vòng sang phải.
Khi xe quay vòng trái
Khi xe quay vòng trái hoạt động của cờng hoá cũng diễn ra tơng tự nhng ngợc chiều với quay vòng phải. Dầu có áp suất cao từ bơm dầu theo đờng
ống dẫn tới van phân phối. ở van phân phối lúc này khoang b cửa nạp đóng,
cửa xả mở, dầu từ khoang B của xi lanh lực nối thông với khoang b của van
phân phối và hồi về thùng.
Tại khoang a của van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu
có áp suất cao đi qua khoang a của van phân phối và đi vào khoang A của xi
lanh lực tác dụng vào pittông, làm pittông dịch chuyển sang phải qua cơ cấu
dẫn động cùng với lực đánh lái của ngời lái làm cho xe quay vòng sang trái.
Tính chất tuỳ động động học đợc thể hiện nh sau:
Khi ngời lái đánh tay lái đi một góc nhất định rồi dừng lại, qua dẫn
động làm cho con trợt đứng yên. Nhng khi đó đờng dầu cao áp vẫn nối thông
với khoang B của xi lanh lực làm cho pittông tiếp tục dịch chuyển về bên
trái. Qua dẫn động (đòn kéo ngang, đòn quay đứng) làm cho đòn kéo dọc
tiếp tục dịch chuyển về phía sau kéo theo vỏ van phân phối cùng dịch chuyển

49


về phía sau. Nh vậy, con trợt lại trở về vị trí trung gian, dẫn tới áp suất dầu ở
hai khoang của xi lanh lực lại cân bằng. Lúc này cờng hoá kết thúc làm việc.
Tính chất tuỳ động động lực đợc thực hiện nh sau:
Khi van phân phối mở, khoang b của buồng phản ứng đợc nối thông với
buồng cao áp có tác dụng đẩy con trợt về vị trí trung gian. Do vậy, càng đánh
tay lái ngời lái càng cảm giác nặng. Do buồng phản ứng có kích thớc khác
nhau, do vậy lực tác dụng vào hai mặt đầu của con trợt khác nhau giữa hai mặt
đầu của xi lanh lực. Chính nhờ đặc điểm này mà ngời lái luôn giữa đợc cảm
giác đối với chất lợng của mặt đờng.
3.3.3. Trờng hợp lực cản của hai bánh xe khác nhau
Giả sử trong trờng hợp bánh xe dẫn hớng bên phải bị thủng (nổ lốp) làm
cho xe có xu hớng quay vòng sang phải. Qua dẫn động làm cho đòn kéo dọc
dịch chuyển về phía sau, nên vỏ van phân phối dịch chuyển theo. Điều này
dẫn tới việc tự động mở van phân phối làm cho dầu có áp suất cao đợc nối
thông với khoang A của xi lanh lực chống lại sự quay vòng về bên phải. Do
vậy ngời lái dễ dàng giữ đợc hớng chuyển động của xe.
Nh vậy, cờng hoá lái ngoài mục đích rút ngắn đợc thời gian quay vòng,
giảm nhẹ lao động nặng nhọc cho ngời lái, tốc độ tác dụng cao, đảm bảo tính
chép hình, đóng vai trò của bộ phận giảm chấn, thì bộ phận cờng hoá còn có
tác dụng giữ đợc ổn định hớng chuyển động của xe khi lực cản hai bánh xe
khác nhau, làm tăng tính an toàn chuyển động cho xe.
3.3.4. Trờng hợp bơm thuỷ lực bị hỏng
Trong trờng hợp bơm thuỷ lực bị hỏng, ngời lái vẫn thực hiện đánh tay
lái quay vòng làm cho áp suất ở một trong hai khoang của xi lanh lực tăng lên
sẽ đẩy mở van bi một chiều trên vỏ van phân phối nối thông hai khoang của xi
lanh lực nên vẫn thực hiện đợc quay vòng. Tuy nhiên lực đánh tay lái có nặng

hơn.
3.4. xác định hệ số cờng hoá và xây dựng đờng đặc
tính cờng hoá lái
3.4.1. Phân chia lực trong hệ thống lái
Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có:

50


Pvl = Pvl + Pch
Trong đó:
Pvl lực lái lớn nhất để thắng lực cản quay vòng
Pch lực do hệ thống chống cờng hoá sinh ra quy dẫn về vành
tay lái
Theo nguyên tắc cờng hoá không đợc thực hiện từ gốc O trên đồ thị cờng hoá (nhằm tránh tự cờng hoá) ta chọn lực tác dụng lớn nhất lên vành tay
lái khi có cờng hoá.
Pvl = 8 KG
Hệ số cờng hoá của hệ thống đợc xác định theo công thức:

K=

Pvl
Pvl'

(3 2)

Với Pvl = 29 KG


K=

29
= 3,62
8

Nh vậy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mômen cản quay
vòng chiếm tỷ lệ là:

Pvl'
8
=
.100% = 27,52%
Pvl 2958
Còn lại 72,48% mômen cản quay vòng là do hệ thống cờng hoá khắc
phục.
Mômen do ngời lái tác dụng khi có cờng hoá tại tâm quay trụ đứng đợc
xác định theo công thức:
Mvl = Pvl . Rvl . ii . t

(3 3)

Thay số vào công thức ta có:
Mvl = 8 . 0,20 . (19 . 0,95) . 0,72 = 28,86 (KG.m)
Mômen cờng hoá sinh ra tại tâm quay trụ đứng là:
Mch = Mc Mvl

(3 4)

Trong đó:

51


Mch mômen do cờng hoá sinh ra
Mc mômen cản lớn nhất, Mc = 77,21 KG.m
Mvl mômen do lực ngời lái sinh ra quy dẫn về tâm trụ đứng
Thay số vào công thức (3 4) ta có:
Mch = 77,21 28,88 = 48,33 (KG.m)
Nh vậy, khi tính toán cờng hoá cho xe UAZ ta phải tiến hành thiết kế
hệ thống cờng hoá sinh ra một mômen cản quy dẫn về tâm trụ đứng là 48,33
KG.m, để cùng với ngời lái thắng đợc lực cản quay vòng.
3.4.2. Xây dựng đặc tính cờng hoá lái
Đặc tính cờng hoá lái là đờng biểu diễn mối quan hệ của ngời lái tác
dụng lên vành tay lái (Pvl) và mômen cản quay vòng (Mc).
Pvl = f . Mc


Khi cha có cờng hoá

Theo công thức (3 3) ta có:

Pvl =

Mc
ii . t .Rvl

(3

5)
Trong đó: ii, t, Rvl là những hằng số nên ta đặt:

a=

( )

1
1
=
= 0,28 m 1
ii . t .Rvl 19.0,95.0,72.0,20

Vậy ta có thể viết: Pvl = a . Mc
Nh vậy lực vành tay lái tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng. Do đó, đờng biểu diễn là đờng bậc nhất, đi qua gốc toạ độ. Ta chỉ cần xác định điểm
thứ hai của đờng thẳng là có thể vẽ đợc đờng biểu diễn Pvl = a. Mc. Vậy điểm
thứ hai đó là điểm B ứng với Pvl = 29KG, Mc = 77,21KG.m.
Khi có cờng hoá
Trớc khi cờng hoá làm việc đờng đặc tính của trờng hợp không có cờng
hoá bắt đầu làm việc có mômen cản quay vòng là Mo.
Từ Po = a . Mo ta có:

52


Mo =

Po
a

(3 6)

Trong đó:
Mo mômen cản quay vòng tại thời điểm cờng hoá bắt đầu làm
việc.
Po lực tác dụng lên vành tay lái làm cờng hoá bắt đầu làm
việc. Chọn Po = 2 KG.
a hệ số, a = 0,28 m-1.
Vậy ta có:

Mo =

2
= 7,2( KG.m )
0,28

Nh vậy, cờng hoá lái bắt đầu làm việc khi P vl Po mômen cản quay
vòng tăng lên. Lúc đó, ngời lái phải tác dụng một lực lớn để tạo cờng hoá lớn
hơn. Lực cờng hoá tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng Mc.
Từ công thức Mc = Mvl + Mch ta thấy đờng đặc tính cờng hoá là một đờng thẳng nên ta chỉ cần xác định hai điểm của đờng thẳng là có thể xác định
đợc đờng đặc tính cờng hoá.
- Điểm 1: là điểm A ứng với điểm cờng hoá bắt đầu làm việc:
Pvl = Po = 2 KG
Mc = Mo = 7,2 KG.m
- Điểm 2: là điểm C ứng với thời điểm lực trên vành tay lái và mômen
cản quay vòng là lớn nhất:
Pvl = Pvlmax = 8 KG
Mc = Mcmax = 77,21 KG.m
Nối các điểm OAC ta đợc đờng đặc tính cờng hoá.
Nối các điểm OAB ta đợc đờng đặc tính khi cha có cờng hoá.

Nếu mômen cản quay vòng tiếp tục tăng M c > Mcmax thì độ nghiêng của
đờng đặc tính sẽ giống nh ở đờng đặc tính khi cha có cờng hoá.
PVL(KG)

29

B

53


D

C

8

2
0

A
8

77

M c (KG.m)

Hình 3.7 - Đờng đặc tính của cờng hoá lái
3.5. tính bộ cờng hoá lái
Tính cờng hoá lái gồm ba nhiệm vụ cơ bản sau đây:

- Xác định những thông số chủ yếu của xi lanh lực (đờng kính, hành trình).
- Năng suất cần thiết của bơm và những kích thớc cơ bản của van phân
phối.
- Tìm điều kiện ổn định làm việc của hệ thống dẫn động lái cùng với cờng hoá.
3.5.1. Xác định kích thớc xi lanh lực
Với việc chọn phơng án bố trí xi lanh lực cờng hoá tác dụng vào đòn
kéo ngang của hình thang lái qua khớp cầu nên ta có:
Px =

M ch
Lb . c

(3 7)

Trong đó:
Lb chiều dài đòn bên của cơ cấu hình thang lái
Px lực đẩy cần pittông xi lanh lực
Mch mômen do cờng hoá đảm nhận để thắng mômen cản tại vị
trí trụ xoay đứng, Mch = 48,33 KG.m
c hiệu suất truyền qua khớp cầu, c = 0,95
Thay vào công thức (3 7) ta có:

Px =

48,33
= 266( KG )
0,191.0,95

54

Lực trong xi lanh sinh ra tác dụng lên pittông (ở bên có cần pittông) là:

Px = p.S =


.( D x2 d 2 ). p
4

(3



8)
Trong đó:
p áp suất dầu làm việc, p = 70 KG/cm2
S diện tích làm việc của pittông
Dx đờng kính trong của xi lanh lực
d đờng kính cần pittông, chọn d = 15 mm = 1,5 cm
Từ công thức (3 8) ta có:
Vậy ta lấy đờng kính trong xi lanh là Dx = 30 mm.

Hình 3.8 Sơ đồ xác định kích thớc xi lanh lực
3.5.2. Xác định hành trình của pittông
Ta đã có góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hớng khi quay vòng là:
= 28o

;

= 35o

Với: - góc quay bánh xe dẫn hớng bên trong
- góc quay bánh xe dẫn hớng bên ngoài
Với việc bố trí kết cấu của xi lanh lực gắn với dầm cầu, cần pittông gắn
với đòn kéo, do vậy ta có sơ đồ nh ở hình 3.9.

B





55

B'


m

Hình 3.9 Sơ đồ xác định hành trình của pittông
Tại vị trí trung gian đòn bên hình thang lái nghiêng với dầm cầu dẫn hớng một góc = 72o khi quay vòng sang trái lớn nhất pittông dịch chuyển từ
vị trí trung gian đi một khoảng là:
Stmax = BB = m . cos(72o 35o) m . cos72o
Với: m là chiều dài đòn bên, m = 192 mm
Vậy Stmax = 192 . cos(72o 35o) 192 . cos72o = 9 (mm)
Tơng tự nh vậy khi quay vòng sang phải pittông cũng dịch chuyển một
đoạn Spmax = 94 mm.
Nh vậy ta có hành trình toàn bộ của pittông là:
Smax = Stmax + Spmax = 94 + 94 = 188 (mm)
Lấy Smax = 190 mm.

Để cho pittông không chạm vào đầu của xi lanh khi làm việc, hành
trình của pittông đợc cộng thêm một khoảng là 5mm về hai phía của xi lanh.
Vậy hành trình toàn bộ của pittông là:
Smax = 190 + 10 = 200 (mm)
3.5.3. Kiểm bền cần pittông của xi lanh lực

1234-

Cần pittông
xéc măng
Pittông
Đai ốc hãm

Hình 3.10 Sơ đồ mặt
cần pittông của xi lanh lực

cắt

Cần pittông của xi lanh lực một đầu cố định trên trụ xoay, khi làm việc
cần pittông chịu tác dụng của lực kéo nén chính tâm dọc trục. Vì vây, ta kiểm
tra bền cần pittông theo trạng thái ứng suất kéo nén và ổn định.
Kiểm bền cần pittông ở trạng thái ứng suất kéo nén
ứng suất kéo nén của cần pittông đợc tính theo công thức:

56


kn =

Px

Ft

(3 9)

Trong đó:
Px lực sinh ra trong xi lanh lực do áp suất dầu tạo nên
Px = p . S
Với: p áp suất dầu trong xi lanh, p = 70 KG/cm2
S diện tích làm việc lớn nhất của pittông

.D x2
S=
4
Dx đờng kính xi lanh lực, Dx = 30 mm = 3 cm



(

3,14.3 2
S=
7,06 cm 2
4

)

Px = 70 . 7,06 = 495 (KG)
Ft diện tích tiết diện cần pittông

.d 2 3,14.1,5 2

F t=
=
= 1,76( m 2 )
4
4
Với: d - đờng kính cần pittông, d = 1 5mm = 1,5 cm
Thay số vào công thức (3 9) ta có:
kn =

(

)

(

495
= 330 KG / cm 2 = 33 MN / m 2
1,76

)

Cần pittông đợc chế tạo bằng thép 20X có [kn] = 220 MN/m2.
Nh vậy, với kn = 33 MN/m2 < [kn] = 220 MN/m2. Do đó cần pittông
đảm bảo đủ bền về kéo nén.
Tính ổn định của cần pittông
Khi làm việc dới tác dụng của lực dọc trục Px cần pittông có thể bị uốn
dọc trục.
ứng suất uốn dọc trục đợc xác định theo công thức:

ud

2 .E.J min
=
L2t .Ft

(3 10)

Trong đó:
E mô đun đàn hồi của vật liệu, E = 2 . 106 KG/cm2
Jmin mômen quán tính của tiết diện cần pittông

57


J min

.d 4 3,14.1,5 4
=
=
= 0,25( cm 2 )
64
64

Lt chiều dài cần pittông, Lt =30 cm
Ft diện tích tiết diện cần pittông, Ft = 1,76 cm2
Thay số vào công thức (3 10) ta có:

(

)

(

3,14 2.2.10 6.0,25
ud =
= 1971,92 KG / cm 2 = 197,2 MN / m 2
2
30 .3,14
Độ ổn định của cần pittông đợc xác định theo công thức:

nod =

)

ud 197,2
=
= 6,0
kn
33

Nh vậy nod = 6,0 > [nod] = 2 ữ 2,5 nên cần pittông đảm bảo ổn định
trong quá trình làm việc.
3.5.4. Kiểm bền xi lanh lực
Xi lanh lực đợc chế tạo bằng thép ống có đờng kính trong Dx = 45mm
và đờng kính ngoài Dn = 53mm.
Dx

Dn

Pa

Pb

Hình 3.11 Sơ đồ trạng thái ứng suất
Xi lanh lực đợc kiểm bền theo ứng suất của ống dày chịu lực tác dụng của lực
phân bố đều.
Các thành phần của ứng suất bao gồm:
- ứng suất dọc (d) do lực kéo dọc ống gây nên

58


- ứng suất pháp (r) theo phơng hớng kính
- ứng suất tiếp (t)
ứng suất dọc
Lực dọc ống gây nên sẽ có xu hớng kéo ống. Lực dọc ống do áp suất
dầu tác dụng lên hai đầu ống sinh ra:
P=p.S
Trong đó:
p áp suất dầu tác dụng lên pittông, p = 70 KG/cm2
S diện tích đỉnh pittông
.d 2
4
Với: d đờng kính đỉnh pittông, d = 44,8 mm
S=

(

)

3,14.3,0 2

S=
= 7,06 cm 2
4
Vậy
P = 70 . 7,06 = 495 (KG)
ứng suất dọc ống đợc tính theo công thức:

kn=

P
F

(3 11)

Trong đó:
F diện tích của tiết diện xi lanh lực

F=


.( Dn2 D x2 )
4

Với: Dn đờng kính ngoài của xi lanh, Dn = 40 mm
Dx đờng kính trong của xi lanh, Dx = 30 mm
3,14
.( 40 2 30 2 ) = 550( mm 2 )
4

Thay số vào công thức (3 11) ta có:

Vậy ta có:

F=

kn =

495
= 0,9( KG / mm 2 ) = 9( MN / m 2 )
550

Kiểm tra ứng suất tiếp và ứng suất pháp

59


ứng suất pháp theo phơng bán kính r. Trong toạ độ độc cực, thành ống
chịu lực tác dụng của tải trọng phân bố đều đối xứng, tại mép trong của thành
ống ứng với r = a có ứng suất pháp.
r = - pa = - 70 KG/cm2 = - 7 MN/m2
ứng suất tiếp theo phơng vuông góc với véctơ r đợc xác định theo công
thức:

p a .a 2 pb .b 2 a 2 .b.( pb p a ) 1
(3 12)
t =

. 2
b2 a2

b2 a2
r
Trong đó:
pa áp suất tác dụng lên thành trong của xi lanh lực
pa =70 KG/cm2
pb áp suất tác dụng lên thành ngoài của xi lanh lực
pb =1 KG/cm2
(vì pb rất nhỏ nên có thể bỏ qua khi tính toán)
a bán kính trong của xi lanh lực, a = 15 mm = 1,5 cm
b bán kính ngoài của thành ống xi lanh lực
b = 20 mm = 2 cm
r toạ độ điểm tính ứng suất tại mép trong thành ống
r = a = 1,5 cm
Từ công thức (3 12) ta có thể viết:
p a .a 2
1 a 2 .b.( p a )
t = 2
.
b a2 r 2 b2 a2
Thay số vào công thức (3 13) ta có:

t =

(3 13)

70.1,5 2
1 1,5 2.2.( 70 )

. 2
= 431,6 KG / cm 2

2
2
2
2
2 1,5 1,5
2 1,5

(

)

t = 431,6 KG/cm2 = 43,16 MN/m2
Theo thuyết bền thế năng biến dạng ta có công thức:
td = r2 + t2 + d2 + r t r d t d [ ]

Trong đó:
td ứng suất tơng đơng
r ứng suất pháp, t = - 7 MN/m2

60

(3 14)


t ứng suất tiếp, t = 43,16 MN/m2
d ứng suất dọc, d = 17,9 MN/m2
Thay số vào công thức (3 14) ta có:
td =

( 7) 2 + 43,16 2 + 17,9 2 + ( 7) .43,16 ( 7 ) .17,9 43,16.17,9 = 43,44( MN / m 2 )

Xi lanh lực đợc chế tạo bằng thép ống có [] = 160 MN/m2.
Nh vậy, với td = 43,44 MN/m2 < [] = 160 MN/m2, do đó xi lanh đảm
bảo đủ bền trong quá trình làm việc.
3.5.5. Tính toán chọn bơm
Tính lu lợng của bơm
Để đảm bảo kịp thời làm quay vòng các bánh xe dẫn hớng, xi lanh lực
của bộ cờng hoá phải làm việc ngay khi van phân phối làm việc. Lúc này, dầu
có áp suất cao từ bơm phải có đủ lu lợng để điền vào khoang cao áp của xi
lanh, dầu từ khoang thấp áp về bầu chứa dầu của bơm dầu. Có nh vậy khi quay
vòng nhanh ngời lái mới không tốn một lực lớn để thắng sức cản vòng quay,
vừa để dầu di chuyển từ khoang thấp áp của xi lanh lực về bầu chứa dầu của
bơm dầu.
Nhằm thoả mãn điều kiện trên ta có:
Qb . b .(1 ) F.

ds
dt

(3 15)

Trong đó:
Qb lu lợng của bơm dầu
b hiệu suất lu lợng của bơm ở áp suất 0,5Pmax, với bơm cánh
gạt có hiệu suất 0,7 ữ 0,8. Ta chọn b = 0,75
độ lọt dầu trong hệ thống, = 0,05 ữ 0,1. Ta chọn = 0,07
F diện tích xi lanh lực

.D x2 3,14.30 2
F=

=
= 706( mm 2 ) = 7,06.10 4 ( m 2 )
4
4
ds
tốc độ dịch chuyển tơng đối của pittông với xi lanh lực, m/s
dt

61


Với việc bố trí xi lanh lực tác dụng lên đòn kéo ngang hình thang lái.
Do vậy vận tốc tơng đối của pittông trong xi lanh lực đợc xác định theo công
thức:

ds .nv .Lb
=
dt 30.ic .id

(3 16)

Với: nv số vòng quay cực đại của vành tay lái do ngời lái thực hiện,
theo kinh nghiệm với xe con nv = 60 v/ph.
Chọn nv = 60 v/ph
Lb chiều dài đòn bên, Lb = 192mm = 0,192m
ic tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 19
id tỷ số truyền của dẫn động lái, id = 0,95
Thay vào công thức (3 16) ta có:

ds 3,14.60.0,192

=
= 0,37.10 4 ( m / s )
dt
30.19.0,95
Từ công thức (3 15) ta có lu lợng của bơm:

ds
dt
Qbt =
b .(1 )
F.

(3 17)

Thay số vào ta có:

7,06.10 4.659,17.10 4
Q =
= 15,02.10 5 m 3 / s = 4( l / ph )
0,75.(1 0,07 )

(

t
b

)

Vậy lu lợng của bơm dầu cần chọn Qb theo công thức (3 15) phải
thoả mãn điều kiện Qb Qbt = 15,02.10-5 m3/s = 9 l/ph.

Chọn bơm
Bơm cờng hoá là cụm phức tạp và chịu tải lớn nhất của hệ thống cờng
hoá thuỷ lực. Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay
đổi lớn, ứng suất nhiệt cao và sự ảnh hởng của môi trờng xung quanh.
Bơm đợc sử dụng cho cờng hoá có nhiều loại nh bơm pittông, bơm trục
vít, bơm bánh răng, bơm cánh gạt. Hiện nay, trên các xe tải ngời ta sử dụng
chủ yếu hai loại bơm là bơm bánh răng và bơm cánh gạt.

62


Qua phân tích các yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm cờng 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 ữ 0,8, áp suất có thể đạt 100 KG/cm2, lu lợng từ 5 ữ
200 l/ph.
Căn cứ vào lu lợng thực tế của bơm nên ta chọn bơm dầu có những
thông số sau:
Ta đã có:
Qbt = 4 l/ph = 4000 cm3/ph
Mà
Qbt = qb.nb
qb lu lợng của bơm dầu cần chọn.
Chọn qb = 8 l/ph = 8 cm3/vòng.
nb số vòng quay của bơm
Vậy ta có:

Qbt 4000
=
= 500( v / ph )
Q = qb .nb nb =

qb
8
t
b

Ta chọn bơm dầu có số vòng quay định mức là nbđm = 1000 v/ph.
Vậy ta có những thông số của bơm dầu đợc chọn nh sau:
- Kiểu bơm: cánh gạt tác dụng kép
- Hiệu suất lu lợng bơm b = 0,75
- Lu lợng của bơm qb = 8 l/ph
- áp suất Pmax = 100 KG/cm2
- Số vòng quay nbmin = 500 v/ph, nbmax = 1000 v/ph
35.6. Tính toán các chi tiết của van phân phối
1. Đặc tính của van phân phối
Van phân phối có ảnh hởng rất lớn tới sự làm việc ổn định lâu dài của cờng hoá lái. Việc thiết kế van phân phối thực chất là tính toán thiết kế con trợt
của van.
Độ nhạy cảm tác động và mức độ chậm tác dụng của hệ thống cờng hoá
là những nhân tố cơ bản để xác định sự làm việc của nó.
Độ nhạy cảm tác động của bộ cờng hoá ở một mức độ lớn phụ thuộc
vào bề rộng tiết diện lu thông của cặp con trợt và vỏ của van phân phối và đợc
đặc trng bằng trị số hành trình của con trợt mà trong đó áp suất thay đổi từ giá
trị cực tiểu đến giá trị cực đại.

63


Trên hình 3.12 biểu thị đờng đặc tính của van phân phối, có nghĩa là
những đờng cong thay đổi áp suất phụ thuộc vào sự di chuyển của con trợt của
những kết cấu khác nhau và ứng với bề rộng khác nhau của tiết diện lu thông.

P

(KG)

1

3

2

4

5

s

Hình
phối
0 3.12 Các đờng đặc tính của van phân(mm)
Nếu chọn đờng đặc tính của van phân phối là đờng cong 1 và 2 thì áp
suất dầu trong hệ thống sẽ có sự thay đổi đột ngột gây nên tải trọng va đập
trong hệ thống làm giảm tuổi thọ các chi tiết trong hệ thống cờng hoá.
Đờng 4 và 5 thì áp suất thay đổi tơng đối đều nhng vẫn có độ chậm tác
dụng vẫn gây nên sự mất linh hoạt của hệ thống.
Đờng cong 3 là tối u hơn cả, nó gần nh không có độ chậm tác dụng, áp
suất tăng ngay khi con trợt di chuyển và trong suốt quá trình di chuyển của
con trợt 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 đợc nh vậy
thì mép con trợt phải vê tròn.
2. Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối

Nguyên lý làm việc của van phân phối
ở trạng thái bình thờng khi cờng hoá cha làm việc con trợt van phân
phối đợc giữ ở trạng thái trung gian nhờ lò xo định tâm, dầu từ bơm dầu qua
cửa 6 vào trong van phân phối, lợng dầu thừa sẽ đợc hồi về bình chứa qua cửa

64


số 5. Khi ngời lái muốn quay vòng trái hoặc quay vòng phải nhờ lực dọc trục
của cần đẩy con trợt sẽ đợc đa sang trái hoặc đa sang phải, dầu từ đờng cửa 6
sẽ đi vào trong cửa 7 hoặc cửa 8, và làmcho xilanh lực chuyển dịch sang bên
trái hoặc sang bên phải. Van phân phối chỉ làm việc khi lực tác dụng lên vành
tay lái lớn hơn 2 KG để đảm cho ngời lái có cảm giác mặt đờng. Lực xiết của
êcu 9 sẽ đảm bảo cho van phân phối chỉ làm việc khi lực ở tay lái lớn hơn 2
KG.

6

Hình 3.13 Kết

3

4

2

1

d2

5

dt

d1

1. Lò xo định tâm của
van phân phối
2. Con trợt van phân
phối
3. Lỗ tiết lu
4. Ngỗng con trợt
5. Đờng dầu hồi
6. Đờng cấp dầu
7, 8. Đờng dầu đến xi
lanh lực
9. Êcu điều chỉnh

7

8

9

cấu của van phân phối
3. Tính hành trình toàn bộ của con trợt

Hình 3.14 Sơ đồ xác định khoảng cách con trợt
Khi vành tay lái quay về một phía ứng với góc quay ngoặt nhất của bánh
xe dẫn hớng từ vị trí trung gian thì con trợt sẽ dịch chuyển về một phía tơng

65


ứng với hớng quay vòng của bánh xe, khoảng dịch chuyển đó là . Nó đợc
xác định nh sau:
(3 19)
= +
Trong đó:
khe hở giữa mép con trợt và rãnh vỏ van trợt
- là độ trùng khớp cực đại của mép con trợt và rãnh
đợc xác định từ điều kiện tổn thất áp suất trong con trợt và hành
trình không tải P = (0,3 ữ 0, 4) KG / cm 2 . Khi đó đợc xác định theo công
thức:

/ =

Qb
2. .d t .

2.g.P
d .

(3 20)

ở đây:
Qb lu lợng của bơm dầu cung cấp cho bộ cờng hoá làm việc.
Theo kết quả của phần 5.5 ta có: Qb = 167 cm3/s.
dt đờng kính ngõng con trợt, lấy dt = 2,5 cm
g gia tốc trọng trờng, g = 9,81 m/s2 = 98,1 cm/s2

P tổn thất ở hành trình không tải, P = 0,35 KG/cm2
d trọng lợng riêng của dầu d = 0,9 g/cm3 = 0,0009 KG/cm3.
hệ số tổn thất cục bộ, = 3,1
Nh vậy:

/ =

60,5
2.98,1.0,3
2.3,14.2,5.
0,0009.3,1

= 0,098(cm)

Khi tính đến sự tiết lu trong các đờng rãnh dầu lấy: = 0,12 cm
độ trùng khớp cực đại của mép con trợt và rãnh, đợc
xác định từ điều kiện lọt dầu của con trợt (Q1)
Q1 = 0,1.Qb = 0,1.167 =16,7 (cm3/s)
(3 21)
đợc tính theo công thức:

=

3 . .d t .Pmax
24. .Q1

(3 22)

ở đây:

66