Lời nói đầu
=== ===
Sự phát triển to lớn của tất cả các ngành kinh tế quốc dân đòi hỏi cần
chuyên chở khối lợng hàng hoá và hành khách. Tính cơ động cao, tính việt
dã và khả năng hoạt động trong những điều kiện khác nhau đã tạo cho ôtô
trở thành một trong những phơng tiện chủ yếu để chuyên chở những hàng
hoá và hành khách.
Cùng với sự phát triển của ngành khoa học và kỹ thuật khác, ngành sản
xuất chế tạo ôtô trên thế giới cũng ngày càng phát triển và hoàn thiện hơn
đáp ứng khả năng vận chuyển, tốc độ, an toàn cũng nh đạt hiệu quả kinh tế
cao. Chủng loại xe cũng ngày càng phong phú.
Hyundai là một hãng xe lớn của Hàn Quốc họ cho ra đời rất nhiều chủng
loại xe và xuất sang các nớc khác trong đó có Việt Nam. Họ xuất sang ta chủ
yếu là các loại xe tải nhỏ vừa và lớn. Các loại xe này có giá thành thấp và
phù hợp với địa hình nớc ta. Một số loại xe tải lớn đã có thiết kế bộ trợ lực lái
tuy nhiên các loại xe tải nhỏ nh loại 2,5 tấn thì cha có do vậy để giảm bớt
nặng nhọc cho ngời lái thì yêu cầu đề ra là phải thiết kế bộ trợ lực lái cho các
loại xe này và đó cũng chính là nội dung đồ án em đợc giao.
Các thông số kỹ thuật cơ bản của xe: Hyundai 2,5 tấn
1
Chơng I
Phân tích chọn phơng án thiết kế hệ thống lái
1.1 Nhiệm vụ, thiết kế hệ thống lái cho xe tải 2,5
1.1.1. Nhiệm vụ
TT Tên danh nghĩa Ký hiệu Giá trị Đơn vị đo
1 Tải trọng xe G 25000 N
2 Trọng lợng bản thân xe G
0
27500 N
3 Trọng lợng toàn bộ xe G
T

54150 N
4 Phân cho cầu trớc G
1
13500 N
5 Phân cho cầu sau G
2
39000 N
6 Ký hiệu lốp
B dì
7 16ì
inch
7 Chiều dài cơ sở L
o
3350 mm
8 Chiều rộng cơ sở B 1450 mm
9 Chiều rộng vết trớc B
T
1630 mm
10 Chiều rộng vết sau B
S
1435 mm
11 Chiều cao của xe H 2210 mm
12 Chiều dài toàn bộ
L
6183 mm
13 Chiều dài trục lái l
Tl
720 mm
14 Bán kính vành tay lái R
1

200 mm
15 Đờng kính trục lái 15 mm
16 Chiều rộng toàn bộ B 2010 mm
17 Ký hiệu lốp 406,4 mm
18 Bán kính quay vòng min 6500 mm
19 Vận tốc max V
max
106 Km/h
20 Góc nghiêng trụ đứng 6 độ
21 Góc thoát sau xe 27 độ
22 Góc thoát trớc xe 28 độ
23 Tỷ số truyền cơ cấu lái
i

20,5
2
Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hớng chuyển động nhờ quay các
bánh xe dẫn hớng cũng nh để giữ hớng chuyển động thẳng hay chuyển
động cong của ôtô khi cần thiết.
1.1.2. Yêu cầu
Dựa vào yêu cầu tối thiểu về sự an toàn của xe và hàng thì hệ thống lái
phải có 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 tr-
ợt lết khi quay vòng.
Hệ thống trợ lực phải chính xác 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.
Đảm bảo quan hệ tuyến tính giữa góc quay vành lái và góc quay
bánh xe dẫn hớng.
Cơ cấu lái phải đợc đặt ở phần đợc treo để kết cấu hệ thống treo trớc
không ảnh hởng đến động học cơ cấu lái.
Hệ thống lái phải bố trí sao cho thụân tiện trong việc bảo dỡng và
sửa chữa.
Hệ thống cờng hoá lái thuỷ lực
3
1.1.3. Sơ đồ nguyên lý:

Trong trờng hợp này phần giữa của trụ phân phối 4 đợc giữ ở vị trí trung
gian nhờ sự tuần hoàn tự do của dòng chất lỏng. ở bộ phận phân phối thờng
đặt loxo 15 cờng hoá chỉ bắt đầu làm việc khi nào lực tác dụng lên vành tay
lái 8 đủ thắng lực loxo 15. Khi tăng lực cản do quay vòng thì lực tác dụng
lên bánh lái sẽ không thay đổi. Để đảm bảo sự nhạy cảm đối với mặt đờng
trong kết cấu có đặt van đĩa 6 và buồng phản ứng nằm ngay sau van. Khi
dịch chuyển trụ phân phối 4 về phía này hoặc về phía khác tơng đối với vỏ
thì trụ phân phối phải thắng đợc lực loxo 7 và áp lực của chất lỏng ở buồng
phản ứng nằm sau van đĩa số 6.
Nguyên lý làm việc:
Khi đi thẳng con trợt ở vị trí trung gian nhờ sự tuần hoàn tự do của dòng
chất lỏng do vậy chất lỏng ở các khoang a và b thông nhau. Dầu từ bơm dầu
5 đi vào trong khoang a và b. Một đờng dầu đi theo đờng dầu 10, 11 đến các
khoang A, B, áp suất trong các khoang và các đờng ống dẫn bằng nhau do
đó hệ thống không đợc cờng hoá.
Khi quay vòng sang phải con trợt 4 đi xuống, ở khoang a đờng dầu nạp
đợc mở, đờng dầu hồi thì đóng lại. Còn trong khoang b thì đờng ống nạp
đóng lại, đờng dầu hồi đợc mở ra. Khi đó dầu từ bơm dầu 5 đi khoang a
theo 10 đến buồng A của xilanh sinh lực làm piston dịch chuyển sang phải,

thông qua cơ cấu hình thang lái làm cho bánh xe dẫn hớng phía bên phải
4
Xilanh lực.
Thanh kéo dọc.
Bánh xe dẫn h ớng.
Con tr ợt.
Bơm dầu.
Van đĩa.
Loxo định tâm.
Vành tay lái.
Đ ờng dầu hồi.
10,11- Đ ờng dầu.
Hình 1.7
Sơ đồ c ờng hoá hệ thống lái thuỷ lực
A
B
1
b
a
quay về phía bên phải. Piston đẩy dầu từ buồng B của cơ cấu xilanh sinh lực
đi vào 11 vào khoang b trở về bơm dầu 5.
Khi dừng đánh tay lái, con trợt 4 đứng yên nhng khi đó dầu vẫn tiếp tục
đi vào buồng A, kéo bánh xe dẫn hớng 3 tiếp tục đi sang phải, thông qua
đòn liên kết 2 làm cho vỏ cơ cấu phân phối đi xuống, con trợt trở về vị trí
trung gian kết thúc quá trình cờng hoá. Đây là nguyên lý tuỳ động của hệ
thống cờng hoá.
Khi quay vòng sang trái, con trợt 4 đi lên, ở khoang a đờng dầu ống nạp
đóng lại còn đờng dầu hồi đợc mở ra. Trong khoang b đờng dầu nạp đợc mở
ra còn đờng dầu hồi đợc đóng lại. Dầu tờ bơm 5 đi vào khoang b theo 11 đi
vào khoang B của xilanh sinh lực làm cho piston dịch chuyển sang trái đẩy

bánh xe dẫn hớng 3 quay về bên trái, đồng thời thông qua hệ thống hình
thang lái sẽ kéo bánh xe bên phải quay về phía bên trái. Piston đẩy dầu từ
khoang A theo 10 trở về khoang a theo đờng dầu hồi trở về bơm 5.
Khi dừng đánh tay lái, con trợt 4 đứng yên nhng khi đó dầu vẫn tiếp tục
đi vào buồng b, kéo bánh xe dẫn hớng 3 tiếp tục đi sang trái, thông qua đòn
liên kết 2 làm cho vỏ cơ cấu phân phối đi lên, con trợt sẽ trở về vị trí trung
gian kết thúc quá trình cờng hoá.
2. Các phơng án thiết kế
Đối với loại xe đang thiết kế là loại xe tải trung bình vận tải hàng hoá
trong điều kiện quãng đờng ngắn. Tải trọng tác dụng lên các bánh xe dẫn h-
ớng lớn do đó lực lái lớn nhất mà ngời lái phải đặt lên vành tay lái để thắng
đợc lực cản quay vòng lớn. Nên cần phải bố trí cờng hoá lái nhằm làm giảm
bớt sức lao động cho ngời lái, đồng thời làm tăng tính ổn định cho xe khi
ôtô quay vòng.
2.1. Một số phơng án bố trí cờng hoá hệ thống lái
Trên xe ôtô bố trí trợ lực lái dạng thuỷ lực có kết cấu gọn. Hệ thống trợ
lực lái là một hệ thống tự điều khiển, bởi vậy nó bao gồm: nguồn năng lợng,
van phân phối và xilanh lực. Tuỳ thuộc vào việc sắp xếp các bộ phận trên
vào hệ thống lái có thể chia ra các phơng án sau:
Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái.
Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.
Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.
Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
2.1.1.Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái
5
Phơng án bố trí này giống nh trên xe ZIN - 130, van phân phối, xilanh
lực đợc bố trí chung với cơ cấu lái. u điểm của phơng pháp bố trí này là gọn
và dễ bố trí trên xe, ngoài ra các đờng ống là ngắn nhất cho nên tránh đợc
những khả năng phát sinh dao động do sự không ổn định động lực học do c-
ờng hoá gây nên.

Tuy nhiên nhợc điểm chính của phơng pháp bố trí này là hầu nh toàn bộ
các chi tiết của dẫn động hệ thống lái phải chịu tác dụng của mômen cản
quay vòng toàn bộ của các bánh xe dẫn hớng. Điều này làm tăng độ biến
dạng đàn hồi của hệ thống lái và hậu quả làm tăng khả năng phát sinh dao
động của các bánh xe dẫn hớng. Sử dụng phơng pháp này là không có lợi do
phải tăng khối lợng các chi tiết dẫn động lái và cơ cấu lái.
6

2.1.2. Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái
Trong phơng án này van phân phối và xilanh lực đợc bố trí chung thành
một cụm trên thanh kéo dọc. Kiểu bố trí nh thế này cho phép ta ta có thể sử
dụng nhiều cơ cấu lái khác nhau. Tuy nhiên khuynh hớng gây nên sự dao
động của các bánh xe dẫn hớng sẽ cao hơn so với kiểu bố trí cơ cấu lái, van
phân phối và xilanh lực thành một cụm.
Bố trí kiểu này khi tăng tải tức là khi tăng đờng kính của xilanh lực thì
không đảm bảo lái nhẹ bởi vì khi quay vòng những lực thành phần bên tác
dụng lên đòn quay đứng từ thanh kéo dọc (lực thành phần hớng kính tác
dụng lên vỏ van phân phối) sẽ cản trở chuyển dịch của con trợt và chính
nguyên nhân này làm tăng đáng kể lực ở vành tay lái.
7
1 - Đòn quay đứng.
2 - Thanh kéo dọc.
3 - Đòn quay ngang.
4 - Cơ cấu xilanh lực, van phân phối + cơ cấu lái.
5 - Cầu dẫn h ớng.
6, 9 ,10 - Cơ cấu hính thang lái.
7 - Trục lái.
8 - Vành tay lái.
11 - Bánh xe dẫn h ớng.
12 - Trục quay.

Hình 3.1
Bộ c ờng hoá lái bố trí cơ cấu lái
van phân phối và xilanh lực thành một cụm.
CC
B
2
1
4
3
10
11
7
6
5
12
9
11
8
1 - Cơ cấu lái
2 - Thanh kéo dọc.
3 - Đòn quay ngang.
4 - Cơ cấu xilanh lực và van phân phối.
5 - Cầu tr ớc của bánh xe dẫn h ớng.
6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái.
Hình 3.2
Bộ c ờng hóa bố trí cơ cấu lái riêng
xilanh lực và van phân phối thành một cụm.
CC
B
2

1
4
3
10
11
7
6
5
12
9
11
8
7 - Trục lái.
8 - Vành tay lái.
11 - Bánh xe dẫn h ớng.
12 - Trục quay.
2.1.3. Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với
xilanh lực
ở phơng án này, van phân phối đợc bố trí chung trong cơ cấu lái, còn
xilanh 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 xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí.
Trong trờng hợp này ta bố trí xilanh lực trên hình thang lái để giảm thiểu
lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái do vậy nó làm giảm kích th-
ớc của dẫn động lái và làm giảm dao động ở hệ thống dẫn động do lực cản
quay vòng sinh ra.

8
Hình 3.3

Bộ c ờng hóa bố trí van phân
phối cơ cấu lái và xilanh lực đặt riêng rẽ.
1 - Van phân phối
2 - Thanh kéo dọc.
3 - Đòn quay ngang.
4 - Cơ cấu lái.
5 - Cầu tr ớc của bánh xe dẫn h ớng.
6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái.
7 - Trục lái.
8 - Vành tay lái.
11 - Bánh xe dẫn h ớng.
12 - Trục quay.
13 - Xilanh lực.
11
8
13
7
10
6
9
2
3
5
12
CC
1
4
B
11


2.1.4. Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau
Trong phơng án này ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xilanh
lực nằm tách biệt với nhau. Nó cũng có đầy đủ những u điểm của các phơng
án bố trí 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 xilanh lực có thể
thay đổi tự do cách bố trí. 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.

9
1 - Cơ cấu lái.
2 - Thanh kéo dọc.
3 - Đòn quay ngang.
4 - Vân phân phối.
5 - Cầu tr ớc của bánh xe dẫn h ớng.
6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái.
7 - Trục lái.
8 - Vành tay lái.
11 - Bánh xe dẫn h ớng.
12 - Trục quay.
13 - Xilanh lực.
Hình 3.3
Bộ c ờng hóa bố trí van phân phối và
cơ cấu lái đặt thành một cụm, xi lanh lực nằm ở trên hình thang lái.
5
7
8
11
10
6

4
3
1
2
CC
B
12
9
11
13
Vì kết cấu các cụm chi tiết của xe nhỏ gọn, để phù hợp với hình dáng
kích thớc của xe ta phải lựa chọn phơng án thiết kế cụm cờng hóa đảm bảo
các yêu cầu sau:
Đảm bảo đợc tính năng cờng hoá, nhng vẫn phải tạo đợc cảm
giác lực cản của mặt đờng cho ngời lái.
Cách bố trí của phơng án phải phù hợp với xe thiết kế.
Giá thành sản xuất, thay thế phải đảm bảo tính kinh tế.
Dễ dàng tháo lắp, bảo dỡng và sửa chữa.
Qua đánh giá và phân tích các u, nhợc điểm của các phơng án bố trí c-
ờng hoá. Ta thấy phơng án 4 là phơng án thích hợp nhất để tính toán và thiết
kế.
3. Tính toán cờng hóa lái
3.1. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái
Ta biết rằng khi cha có cờng hoá lái, muốn quay vòng ôtô thì ngời
lái phải tác dụng một lực rất lớn lên vành tay lái để thắng đợc lực cản quay
vòng. Nếu sử dụng lực này trong một thời gian dài thì ngời lái sẽ bị mệt và
không an toàn khi di chuyển. Do vậy ta phải xác định đợc lực lớn nhất mà
ngời lái phải tác dụng lên vành tay lái. Theo nh phần 2.4 ta đã xác định đợc
lực cực đại tác dụng lên vành tay lái dựa vào lực cản của mặt đờng.


max
47,68( )P KG
=
.
3.2. Xây dựng đặc tính cờng hoá lái
Theo giáo trình TKTT ôtô thì đặc tính của cờng hoá chỉ rõ sự đặc trng
của quá trình làm việc của bộ cờng hoá hệ thống lái. Nó biểu thị mối quan
hệ giữa lực mà ngời lái đặt lên vành tay lái P
l
và mômen cản quay vòng của
các bánh dẫn hớng M
c
.

( )
. . .
c
l
d th
M
P KG
R i i


=
.
Qua đây ta thấy khi không có cờng hoá thì lực đặt lên vành tay lái chỉ
phụ thuộc vào mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hớng (vì R, i

, i

d
,

th
là những hằng số). Do đó đờng đặc tính là những đờng bậc nhất đi qua
gốc toạ độ. Theo tính toán ở phần trớc khi quay vòng ôtô tại chỗ mômen
cản quay vòng là lớn nhất, toạ độ xác định điểm này trên đờng đặc tính là B
[47,68 ; 117,3]. Vậy đờng đặc tính đợc xác định P
1
= f(M
c
) sẽ đi qua gốc toạ
độ và đi qua điểm B [47,68 ; 117,3].
10
Khi hệ thống lái đợc lắp cờng hoá đờng đặc tính của của nó cũng
biểu thị mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mômen cản quay
vòng của các bánh xe dẫn hớng M
c
. Đây cũng là mối quan hệ bậc nhất.
Khi con trợt của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực cờng hoá
quy dẫn lên vành tay lái P
c
= 0 nên mômen cản quay vòng M
c
= 0.
Do bộ cờng hoá đợc thiết kế ở van phân phối có lò xo định tâm. Khi
những va đập ở mặt đờng truyền ngợc lên vành tay lái nếu nằm trong giới
hạn lực nén sơ bộ ban đầu của lò xo thì lực đó đợc truyền lên vành tay lái.
Nếu nh lực ngợc đó mà vợt quá giới hạn đó thì lò xo sẽ đợc nén tiếp dẫn
đến con trợt van phân phối bị lệch về một phía và bộ cờng hoá bắt đầu làm

việc. Cụ thể, để bộ cờng hoá làm việc thì lực đặt lên vành tay lái phải lớn
hơn 2,5 (KG). ở giai đoạn này đặc tính biểu thị sẽ trùng với đặc tính khi ch-
a có bộ cờng hoá.
Tại điểm A [2,5 ; 6,15] thì bộ cờng hoá bắt đầu làm việc.
Khi lực đặt lên vành tay lái lớn hơn 2,5 (KG) đờng đặc tính đặc trng
cho hoạt động của cờng hoá ở giai đoạn này cũng là đờng bậc nhất nhng có
độ dốc thấp hơn so với đờng đặc tính khi cha có cờng hoá (độ dốc này cần
thiết phải có để đảm bảo cho ngời lái có cảm giác sức cản của mặt đờng tác
dụng lên vành tay lái). Khi mômen cản quay vòng lớn hơn M
c
= 117,3
(KGm) thì hệ thống lái làm việc nh hệ thống lái cơ khí ban đầu (cờng hoá
đã làm việc hết khả năng). Cụ thể là ngời lái muốn quay vòng ôtô thì phải
tác dụng lên vành tay lái một lực P
l
> P
c
.
Đồ thị các đờng đặc tính khi cha cờng hoá P
l
= f(M
c
) và đợc lắp bộ c-
ờng hoá P
c
= f(M
c
) đợc thể hiện ở hình dới đây.
Ta thấy rằng:
Đặc tính khi cha có cờng hoá là đờng bậc nhất, đoạn OB.

Đặc tính khi có cờng hoá là đờng bậc nhất gãy khúc và thấp
hơn đờng đặc tính khi cha có cờng hoá.
Đoạn OA: P
l
= P
c
= f(M
c
). Lực do ngời lái hoàn toàn đảm nhận.
Đoạn AC: P
c
= f(M
c
). Biểu thị lực mà ngời lái cảm nhận về chất
lợng mặt đờng. Điểm C [15 ; 117,3], chọn P
c
= 15 (KG).
Từ C trở đi: P
c
= f(M
c
) song song với đờng P
l
= f(M
c
).
Hiệu số các toạ độ của hai đờng P
c
và P
l

chính là lực tạo nên bởi bộ c-
ờng hoá. Lực này phải phụ thuộc vào áp suất môi trờng làm việc và đờng
kính của xilanh.
11
Lực cờng hoá cực đại quy dẫn về vành tay lái:

max
47,68 15 32,68( )
H l c
P P P KG= = =
.
Nếu chọn P
c
lớn thì quay riêng các bánh xe dẫn hớng tại chỗ sẽ nặng
hơn, còn nếu chon P
c
quá nhỏ thì ngời lái sẽ không đủ cảm giác về chất l-
ợng mặt đờng.


3.3. Xác định lực tính toán
Với ôtô tải để giảm cờng độ lao động của ngời lái thì lực lái lớn nhất
mà ngời lái phải sinh ra khi quay vòng xe là 15 (KG). Trong khi đó nếu
không có cờng hoá thì lực lớn nhất mà ngời lái phải sinh ra là 47,68 (KG)
nh đã tính ở trên. Khi quay vòng tại chỗ mômen cản quay vòng là lớn nhất

max
117,3( )
c
M KGm=

.
Lực thực tế mà xilanh lực phải sinh ra
Ta có lực cờng hoá cực đại quy dẫn về vành tay lái là:

32,68( )
H
P KG=
.
Mômen cản quay vòng lớn nhất của xe sinh ra trên trụ quay đứng là:

117,3( )
c
M KGm=
.
Trong đó xilanh lực phải sinh ra mômen có độ lớn bằng:

.
ch c
M k M=
(4 1)
ở đây: k là phần trăm lực mà bộ cờng hoá sinh ra trên vành tay lái.
Khi quy dẫn lên vành tay lái thì:
12
117,3 KGm
6,15 KGm
0
15 KG
47,68 KG
B
C

D
A
2,5 KG
Khoõng coự cửụứng hoaự
Coự cửụứng hoaự
P
M
c
Hình 4.1
Đồ thị đặc tính của bộ c ờng hoá.
Không có c ờng hoá
Có c ờng hoá

max
max
47,68 15
.100% .100% 68,54%
47,68
l c
l
P P
k
P

= = =
.
Trong đó:
P
lmax
lực cực đại trên vành tay lái mà ngời lái phải sinh ra khi

quay
vòng ôtô tại chỗ khi cha có cờng hoá P
lmax
= 47,68 (KG).
P
c
lực cực đại trên vành tay lái mà ngời lái phải sinh ra khi có bộ
cờng hoá làm việc P
c
= 15 (KG).
Lực mà xilanh phải sinh ra là:

68,54.117,3
618,44( )
100.0,13
ch
xl
M
P KG
e
= = =
. (4 2)
e là khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu
dẫn hớng e = 130 (mm).
3.4. Tính toán xilanh lực
Kích thớc của xilanh lực cần phải đủ lớn để đảm bảo sinh ra đợc lực
cần thiết trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái là có giới
hạn. Nếu kích thớc nhỏ thì áp suất dầu trợ lực phải lớn và ngợc lại. áp suất
dầu là do bơm dầu sinh ra, nó không thể quá lớn đợc. Còn kích thớc xilanh
phải vừa phải để có thể bố trí đợc trên xe.

3.4.1. Xác định đờng kính trong của xilanh lực và đờng kính cần piston
Theo sách [5] đờng kính trong của xilanh lực đợc tính theo công thức:

2
0
4.
.
xl
x
P
D d
P

= +
(4 3)
Trong đó:
D
x
đờng kính trong của xilanh lực.
P
0
là áp suất cực đại trong hệ thống cờng hoá.
P
0
= 65 (KG/cm
2
) theo sách [12].
d là đờng kính cần đẩy piston, chọn d = 20 (mm).
P
xl

lực mà xilanh phải sinh ra P
xl
= 618,44 (KG).
Nh vậy ta có:

2
4.618,44
2 4,01( )
3,14.65
x
D cm= + =

Lấy D
x
= 4,0 (cm).
3.4.2. Chọn đờng kính ngoài và kiểm bền xilanh lực
13
Lấy chiều dày của thành xilanh là 8 (mm) thì đờng kính ngoài của
xilanh lực là:

40 2.8 56( )
n
D mm= + =
.
ứng suất tác dụng lên thành xilanh:

2 2 2 2
2
0 0
2 2 2 2

5,6 4,0
. .65 65 265,4( / )
5,6 4,0
n x
n x
D D
P P KG cm
D D
+ +
= + = + =

(4
4)
Vật liệu làm xilanh là thép 40XH.

[ ]
2
800( / )
ch
KG cm

=
.

[ ]
2
571,4( / )KG cm

=
.

Vậy:
[ ]

<
xilanh lực thoả mãn điều kiện bền.

14
3.4.3. Xác định hành trình và thể tích làm việc của xilanh lực

Do kết cấu và bố trí cờng hoá, vỏ xilanh lực đợc gắn trên dầm cầu,
cần đẩy piston gắn với đòn kéo ngang thông qua các khớp. Hành trình của
piston xilanh lực là chiều dài mà piston phải trợt khi ta quay vành tay lái từ
vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải. Quãng đờng này của
piston bằng hai lần quãng đờng mà piston phải trợt từ vị trí trung gian sang
tận cùng một phía.
Theo nh ta đã chọn thì góc quay của bánh xe khi hết lái là 37
0
so với
vị trí trung gian. Hình minh hoạ trên thể hiện tay lái ở vị trí trung gian bằng
nét liền, tay lái ở vị trí tận cùng bên trái bằng nét đứt. Theo hình vẽ thì hành
trình piston gần bằng hành trình dịch ngang của thanh kéo ngang và đợc
tính bằng biểu thức sau:

0
2.( .sin .sin(37 ))
2.(135.sin16 135.sin(37 16)) 171,2( )
h m m
mm

= +

= + =
(4 5)
Vậy thể tích làm việc của xilanh lực là:

2
3
.
. ( )
4
x
lv
D
V h cm

=
. (4 6)
Trong đó:
D
x
- đờng kính trong của xilanh lực D
x
= 4,0 (cm).
h hành trình làm việc của piston.
Nh vậy ta có:

2
3
3,14.4,0
.17,12 215,03( )
4

lv
V cm= =
.
15
38
0

Hình 4.2
Sơ đồ hành trình dịch ngang
của thanh kéo khi xe quay vòng lớn nhất.
3.4.4. Xác định chỉ số hiệu quả tác dụng của cờng hoá
Theo giáo trình TKTT ôtô tập 2 1971 thì chỉ số hiệu dụng của c-
ờng hoá đợc xác định qua kệ số k:

max
47,68
3,18
15
l
c
P
k
P
= = =
(4 7)
Theo quy phạm thì hệ số k nằm trong phạm vi cho phép [k] = 2 ữ 6. ở
đây k = 3,18 nằm trong khoảng cho phép. Vậy các thông số của bộ cờng
hoá mà ta đang tính toán thoả mãn điều kiện này.
3.5. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái
Với bơm cung cấp dầu cho cờng hoá thì đòi hỏi phải cung cấp đủ dầu

cho cờng hoá làm việc. Lu lợng của bơm đợc xác định từ điều kiện là làm
thế nào để xilanh lực của cờng hoá phải kịp làm quay các bánh xe dẫn h-
ớng nhanh hơn điều mà ngời lái có thể làm đợc. Nếu không đảm bảo đợc
điều kiện này thì ứng với trờng hợp quay vòng nhanh thì ngời lái sẽ phải
tiêu hao một lực lớn không những để thắng đợc lực cản quay vòng ở các
bánh xe dẫn hớng mà còn để đẩy dầu di chuyển từ khoang bên này sang
khoang bên kia của xilanh lực vì bơm không đủ lu lợng.
3.5.1. Tính lu lợng của bơm
Lu lợng của bơm đợc tính theo thời gian quay vòng và thể tích làm
việc của xilanh lực:

lv
V
Q
t
=
(4 8)
Trong đó:
Q lu lợng của bơm.
V
lv
thể tích làm việc của xilanh V
lv
= 215,03 (cm
3
).
t thời gian quay vòng của xe t = 2,61 (s).
Ta có:

3

215,03
82,39( / )
2,61
Q cm s= =
.
Thực tế lu lợng của bơm còn phải lớn hơn nh vậy để bù vào sự dò dỉ dầu
ở van phân phối. Lu lợng dò dỉ là Q
Q = (0,05 ữ 0,1)Q. Lấy Q = 0,08Q
Tức là:
Q
tt
= Q + Q = 1,08Q = 1,08.82,39 = 89 (cm
3
/s).
16
Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt đợc ở số vòng quay của
động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt đợc là
0,5P
max
.
3.5.2. Chọn bơm cờng hoá
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 cảu môi trờng xung quanh.
Bơm đợc sử dụng cho cờng hoá có nhiều loại nh bơm piston, bơm trục
vít, bơm bánh răng, bơm cánh gạt. Hiện nay trên các xe hiện đại ngời ta sử
dụng chủ yếu hai loại bơm là bơm bánh răng và bơm cánh gạt.
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/cm

2
), lu lợng
từ 5 ữ 200 (l/phút).
Căn cứ vào lu lợng thực tế của bơm ta đã tính toán ở phần trớc ta chọn
loại bơm cánh gạt tác dụng kép có lu lợng riêng là 90 (cm
3
/s).
3.6. Tính toán các chi tiết của van phân phối
3.6.1. 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 bằng trị số hành trình của con trợt mà trong đó áp suất
thay đối từ giá trị cực tiểu đến giá trị cực đại.
Trên hình 4.3 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.
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 gay 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.
17
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.

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

18
P
s
(mm)
(KG)
0
1
2
3
4
5
Hình 4.3
Các đ ờng đặc tính của van phân phối.
Hình 4.4
Kết cấu của van phân phối.
1 Loxo định tâm của van phân phối.
2 Con tr ợt van phân phối.
3 Lỗ tiết l u.
4 Ngỗng con tr ợt.
5 Đ ờng dầu hồi.
6 Đ ờng cấp dầu.
7,8 Đ ờng dầu đến xilang lực.
9 Êcu điều chỉnh.
d

1
d
t
2
d
4
3
2
1
56
7 8 9

Nguyên lý: 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 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 làm cho 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 2,5 (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 2,5 (KG).
3.6.3. Tính hành trình toàn bộ của 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 ứng với hớng quay vòng của bánh xe, khoảng dịch chuyển đó là . Nó
đợc xác định nh sau:


= +

(4 9)
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
2
(0,3 0,4) /P KG cm = ữ
. Khi đó


đợc xác định theo công thức:

( )
2. .
2. . .
.
t
d
Q
cm

g P
d



=

(4 10)
ở đây:
Q lu lợng của bơm dầu cung cấp cho bộ cờng hoá làm việc.
theo kết quả của phần 4.5.1 ta có: Q = 89 (cm
3
/s).
d
t
đờng kính ngõng con trợt, lấy d
t
= 2,5 (cm).
g gia tốc trọng trờng lấy tròn g = 10 (m/s
2
).
P

- tổn thất ở hành trình không tải
2
0,3( / )P KG cm =
.
19
d


- trọng lợng riêng của dầu
d

= 0,9 (g/cm
3
) = 0,009 (KG/cm
3
).

- hệ số tổn thất cục bộ

= 3,1.
Nh vậy:

89
0,122( )
2.100.0,3
2.3,14.2,5.
0,009.3,1
cm

= =
Khi tính đến sự tiết lu trong các đờng rãnh dầu lấy:
0,142( )cm =
.



- độ trùng khớp cực đại của mép con trợt và rãnh.



đợc xác định
từ điều kiện lọt dầu của con trợt (Q
1
).

3
1
0,1. 0,1.89 8,9( / )Q Q cm s= = =
(4 11)



đợc tính theo công thức:

3
max
1
. . .
24. .
t
d P
Q



=
(4 12)
ở đây:
- khe hở lớn nhất giữa bề mặt tiếp xúc của con trợt và vỏ van

phân phối. Khi chọn bộ đôi theo nhóm kích thớc = (0,0015 ữ
0,002) cm và khi chế tạo con trợt và vỏ van phân phối theo cấp
chính xác 2 (mối ghép di động) và có kể đến sự mài mòn thì lấy =
0,005 (cm).
P
max
áp suất cực đại khi van an toàn bắt đầu điều chỉnh ta
đã chọn
P
max
= 65 (KG/cm
2
) = 65000 (G/cm
2
).
- hệ số nhớt động học của dầu, lấy = 0,55.
d
t
- đờng kính ngõng con trợt d
t
= 2,5 (cm).
Vậy:

3
0,005 .3,14.2,5.65000
0,0005( )
24.0,6.8,9
cm

= =

Nếu tính các khe hở giữa các viên bi và rãnh ta lấy:

0,001( )cm

=
Vậy hành trình toàn bộ của con trợt về một phía là:

0,142 0,001 0,143( ) 1,43( )cm mm

= + = + = =
.
4.6.4. Các thông số khác
20
a) Góc quay không tải: tính tới thời điểm bắt đầu tác động của bộ cờng
hoá

0
.
vl
i
R



=
(4 13)
Trong đó:


- hành trình con trợt tới lúc bắt đầu che kín rãnh thoát dầu, khi

con trợt che kín rãnh thoát dầu thì con trợt đã đi hết hành trình.
Lấy
0,2( ).mm

=

R
vl
bán kính vành tay lái R
vl
= 200 (mm).
i - tỷ số truyền lực từ con trợt tới vành tay lái.

.
vl
R i
i
l

=
(4 14)
ỏ đây:

i

- tỷ số truyền của cơ cấu lái,
20,5i

=
.

l chiều dài đòn quay đứng, l = 180 (mm).

200.20,5
22,8
180
i = =
Vậy:

0
0,2
.22,8 0,0228( )
200
rad

= =
.

0 0
0
180
0,0228. 1,3 4
3,14

= = <

b) Góc quay tự do toàn bộ:
0


là góc quay cho phép của vành tay lái khi

cờng hoá không làm việc.

0
2.
.
vl
i
R



=
(4 15)
Trong đó:

- hành trình một phía của con trợt,
1,55( )mm =
.

0
2.1,55
.22,8 0,353( )
200
rad


= =
.

0 0

0
180
0,353. 20,23 35
3,14


= = <
.
3.6.5. Tính lò xo van phân phối
21
Lò xo van phân phối dùng để giữ cân bằng con trợt ở vị trí trung gian.
Nếu dùng kết cấu có lò xo thì trong quá trình di chuyển trên những mặt đ-
ờng không bằng phẳng, các dao dộng từ mặt đờng sẽ tác dụng lên van phân
phối và làm sai lệch vị trí van ảnh hởng đến quá trình cờng hoá hệ thống lái.
Lực tác dụng lên loxo đợc tính theo lực tác dụng lên vành tay lái lúc bộ
cờng hoá bắt đầu làm việc. P
0
= 2,5 KG, lực cờng hoá lớn nhất P
1
= 15 KG.
Chuyển vị của lò xo lấy theo độ dịch chuyển của con trợt về một
phía:

1,55( )x mm=
.
Điều kiện làm việc của lò xo là tải trọng có va đập . Chỉ số gài thuận
và gài nghịch của bộ cờng hoá đợc đặc trng bằng giá trị của lực P
0
.


0
1
1
. ( )
.
t
P R KG
i

=
(4 16)
Trong đó:
R lực cản gài của van phân phối.
i
1
tỷ số truyền từ vành tay lái tới con trợt van phân phối, i
1
= 22,8.
t

- hiệu suất thuận của cơ cấu lái
t

= 0,6.
Lực tác dụng lên lò xo lúc bắt đầu cờng hoá:

0
. 2,5.22,8 57 ( )
lx l
P P i KG= = =

(4 17)
Chọn vật liệu là thép 60C2A có:

[ ] [ ]
1600( ), 1400( ).
b ch
Mpa Mpa

= =


[ ]
0,3 0,3.1600 480( ).
b
Mpa

= = =

Chọn tỷ số đờng kính: c = D/d = 5. Theo bảng 19 1 (CTM T2)
Ta có: k = 1,29.
Đờng kính dây lò xo đợc tính theo công thức:

[ ]
. . 1, 29.570.5
1,6. 1,6. 4,03( )
580
lx
k P c
d mm


= = =
(4 18)
Ta chọn đờng kính dây lò xo d = 4,1 (mm).
Đờng kính lò xo: D = c.d = 5.4,1 = 20,5 (mm).
Số vòng làm việc của lò xo đợc tính theo công thức:

3
max min
. .
8. .( )
lx lx
x G d
n
c P P
=

(vòng) (4 19)
Trong đó:
22
G mômen đàn hồi trợt: G = 8.10
4
(Mpa).

4
3
1,55.8.10 .4,1
8,9
8.5 .57
n = =
(vòng).

Số vòng thực tế của lò xo: n
0
= n + 1,5 = 8,9 + 1,5 = 10 (vòng).
Vì mỗi đầu mút lò xo đợc mài đi một ít nên chiều cao lò xo lúc các
vòng sát nhau là:

0 0
( 0,5). (10 0,5).4,1 39( )H n d mm= = =
. (4 20)
Bớc của lò xo khi chịu tải:

max
1, 2.
( )
d
t mm
n

+
=
(4 21)
Trong đó:

3 3
max
4 4 4
8. . . 8.20,5 .8,7.570
15,12( )
. 8.10 .4,1
lx

D n P
mm
G d

= = =
(4 22)
Vậy:

4,1 1,2.15,12
2,6( )
8,7
t mm
+
= =
.
Chiều cao lò xo lúc chịu tải:

0
( ) 39 8,7(2,6 4,1) 26( )
s
H H n t d mm= + = + =
. (4 23)
Kiểm nghiệm tỷ số:
s
H
D


26
1,3 3

20,5
s
H
D
= = <
.
Nh vậy lò xo không bị mất ổn định.
3.6.6. 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 hớng luôn có xu hớng lệch
khỏi vị trí ứng với chuyển độnh thẳng của xe.
Để khắc phục hiện tợng này ta phải bố trí các buồng phản ứng để giữ
van phân phối nhằm tạo ra các lực mở van phân phối khác nhau dẫn đến áp
suất ở hai khoang của xilanh lực là khác nhau tạo nên sự ổn định của xe.
Diện tích làm việc của các buồng phản ứng quan hệ với diện tích của
xilanh lực theo công thức:

2 1 2
1 2 1
f P F
f P F
= =
(4 24)
23
Trong đó:
F
1
,F
2
diện tích làm việc của xilanh lực ở khoang không và có cần đẩy

piston.

2 2
2
1
. 3,14.4
12,56( )
4 4
x
D
F cm

= = =
(4 25)

2 2 2 2
2
2
. . 3,14.4 3,14.2
9,42( )
4 4 4 4
x c
D D
F cm

= = =
(4 26)
P
1
,P

2
- áp suất dầu ở nhánh không và có cần đẩy piston.
f
1
,f
2
diện tích làm việc của trụ phản ứng ứng với các
diện tích làm việc của xilanh lực.
Chọn đờng kính cổ con trợt bên phải: d
1
= 2,2 (cm).
Đờng kính phía trong vỏ van phân phối: D = 3,6 (cm).

2 2 2 2
2
1
1
. . 3,14.3,6 3,14.2,2
6,37( )
4 4 4 4
D d
f cm

= = =
(4 27)
Thay vào biểu thức quan hệ ta có:

2
2 1
2

1
. 9,42.6,37
4,78( )
12,56
F f
f cm
F
= = =
(4 28)

2 2
2
( )
4
f D d

=
(4 29)

Đờng kính cổ con trợt bên trái là:

2 2
2
2
4. 4.4,78
3,6 2,8
4
f
d D


= = =
(cm) (4 30)
Ta không thể lấy diện tích làm việc của trụ phản ứng quá lớn vì nếu
không thì lực cần thiết của loxo sẽ nhỏ, khi chạy xe ở tốc độ thấp áp suất do
bơm tạo ra nhỏ dẫn đến lực mở van phân phối nhỏ cho nên ngời lái sẽ mất
cảm giác mặt đờng.
Lực của một trụ phản ứng tạo ra đợc tính theo trụ phản ứng có diện
tích nhỏ.

0 1
. 65.6,37 414( )
pu
P p f KG= = =

Trong đó: p
0
là áp suất của bơm cờng hoá tạo ra ở số vòng quay bằng
1,25 lần số vòng quay không tải của động cơ p = 50 (KG/cm
2
).
Để hệ thống làm việc đợc lâu dài vấn đề làm kín là rất quan trọng ở
những nơi nh van phân phối, bơm cờng hoá, xilanh lực làm kín bằng các
gioăng cao su có tiết diện tròn. Riêng làm kín giữa piston và xilanh cờng
24
hoá thì đợc làm kín bằng xecmăng vát nghiêng đầu 45
0
loại này chịu đợc tải
trọng va đập và chịu mài mòn cao.

25