- KÈM BẢN VẼ CAD (NẾU GIAO DỊCH QUA ZALO 0985655837) . Công dụng, phân loại, yêu cầu1.1.1.Công dụngHệ thống lái giữ vai trò điều khiển hướng chuyển động của ô tô (thay đổi hay duy trì) theo tác động của người lái. Hệ thống lái tham gia cùng các hệ thống điều khiển khác thực hiện điều khiển ô tô và đóng góp vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn giao thông khi ô tô chuyển động. Hệ thống lái bao gồm các cụm và chi tiết từ cơ cấu điều khiển (vành lái) tới các cơ cấu điều khiển hướng chuyển động toàn xe.1.1.2.Yêu cầu của hệ thống lái1. Giữ chuyển động thẳng, ổn định.2. Quay vòng ngoặt trên diện tích bé, thời gian ngắn.3. Động học quay vòng phải đúng, để các bánh xe không bị trượt.4. Lái phải nhẹ nhàng, thuận tiện.5. Giảm va đập từ mặt đường lên vô lăng.6. Hạn chế tối đa ảnh hưởng của hệ thống treo với hệ thống lái,nhằm đảm bảo khả năng điều khiển hướng của ô tô khi hoat động trên đường xấu.1.1.3.Phân loạiCó nhiều cách phân loại hệ thống lái:a)Phân loại theo số lượng cầu dẫn hướng.Các bánh dẫn hướng ở cầu trước.Các bánh dẫn hướng ở cầu sau .Các bánh dẫn hướng ở tất cả các cầu.b)Phân loại hệ thống lái theo kiểu truyền lực . Hệ thống lái cơ khí . Hệ thống lái có trợ lực bằng thuỷ lực, bằng khí nén, hoặc kết hợp…c)Phân loại theo kết cấu của cơ cấu lái. Trục vít – bánh vít. Trục vít cung răng .
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI
Công dụng, phân loại, yêu cầu
Hệ thống lái ô tô đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển hướng chuyển động của xe, giúp thay đổi hoặc duy trì hướng đi theo ý muốn của người lái Nó phối hợp cùng các hệ thống điều khiển khác để đảm bảo an toàn giao thông khi xe di chuyển Hệ thống lái bao gồm nhiều cụm và chi tiết, từ cơ cấu điều khiển như vành lái đến các cơ cấu điều khiển hướng chuyển động toàn bộ xe.
1.1.2.Yêu cầu của hệ thống lái
1 Giữ chuyển động thẳng, ổn định.
2 Quay vòng ngoặt trên diện tích bé, thời gian ngắn.
3 Động học quay vòng phải đúng, để các bánh xe không bị trượt.
4 Lái phải nhẹ nhàng, thuận tiện.
5 Giảm va đập từ mặt đường lên vô lăng.
6 Hạn chế tối đa ảnh hưởng của hệ thống treo với hệ thống lái,nhằm đảm bảo khả năng điều khiển hướng của ô tô khi hoat động trên đường xấu.
Có nhiều cách phân loại hệ thống lái: a) Phân loại theo số lượng cầu dẫn hướng.
- Các bánh dẫn hướng ở cầu trước.
- Các bánh dẫn hướng ở cầu sau
- Các bánh dẫn hướng ở tất cả các cầu. b) Phân loại hệ thống lái theo kiểu truyền lực
- Hệ thống lái cơ khí
- Hệ thống lái có trợ lực bằng thuỷ lực, bằng khí nén, hoặc kết hợp…
- Cơ cấu lái loại liên hợp ( trục vít, ê cu, cung răng).
- Bánh răng – thanh răng. d) Phân loại theo bố trí vành lái
- Bố trí vành lái bên trái (theo luật đi đường bên phải ).
- Bố trí vành lái bên phải (theo luật đi đường bên trái ).
Kết cấu hệ thống lái
Sơ đồ tổng quát của hệ thống lái không có trợ lực:
Hình 1.1 Sơ đồ tổng quát hệ thống lái.
1.Vành tay lái 5.Thanh kéo dọc
2.Trục lái 6.Đòn quay ngang
3.Cơ cấu lái 7.Hình thang lái
Vô lăng có dạng vành tròn, có nhiệm vụ tiếp nhận lực tác động của người lái và truyền vào hệ thống lái
Trục lái thường có dạng ống, nó đảm nhận việc truyền mômen từ vô lăng tới cơ cấu lái
Cơ cấu lái là thành phần thiết yếu trong hệ thống lái, có chức năng chuyển đổi chuyển động quay của trục lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng, đồng thời đảm bảo tỉ số truyền phù hợp với yêu cầu.
Cơ cấu lái là hộp giảm tốc, có chức năng tăng mômen truyền từ vô lăng tới bánh xe dẫn hướng Các thông số quan trọng của cơ cấu lái bao gồm tỷ số truyền, hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch Tỷ số truyền cơ cấu lái đóng vai trò quyết định trong việc điều khiển và ổn định xe.
Tỷ số truyền cơ cấu lái được định nghĩa như sau: i c = ω 1 ω 2 trong đó: ω 1 : Là góc quay của vô lăng ω 2 : Là góc quay của trục đòn quay đứng
Tỷ số truyền trong cơ cấu lái có thể giữ nguyên hoặc thay đổi Quy luật thay đổi tỷ số truyền được thể hiện rõ ràng qua giản đồ minh họa.
Hình 1.2 Giản đồ thể hiện quan hệ giữa tỷ số truyền của cơ cấu lái và góc quay của vành tay lái.
* i = góc quay của vô lăng /góc quay của bánh dẫn hướng (đối với cơ cấu lái trục răng - thanh răng ).
Khi ô tô di chuyển trên đường thẳng, tỷ số truyền lớn giúp giảm va đập từ mặt đường lên vô lăng Ở những góc đánh lái lớn, tỷ số truyền nhỏ tạo điều kiện cho việc điều khiển linh hoạt, cho phép ô tô quay vòng ở những không gian hẹp với bán kính nhỏ Tuy nhiên, cơ cấu lái có tỷ số truyền thay đổi thường phức tạp và tốn kém, vì vậy, hệ thống lái trợ lực nên sử dụng cơ cấu lái với tỷ số truyền không đổi để đảm bảo hiệu suất tốt hơn.
Trong cơ cấu lái người ta phân biệt 2 hiệu suất thuận và nghịch
Hiệu suất thuận là chỉ số đo lường khả năng truyền lực từ vô lăng đến bánh xe Khi hiệu suất này cao, tổn hao năng lượng trong quá trình điều khiển sẽ giảm, giúp việc lái xe trở nên nhẹ nhàng và dễ dàng hơn.
Hiệu suất nghịch là chỉ số thể hiện lực truyền từ bánh xe lên vô lăng Để tối ưu hóa thiết kế cơ cấu lái, cần lựa chọn hiệu suất nghịch nhỏ nhằm giảm thiểu lực truyền từ mặt đường lên vô lăng.
Hiệu suất nghịch nhỏ giúp giảm đáng kể lực va đập từ mặt đường lên vô lăng, mang lại lợi ích cho cơ cấu lái Tuy nhiên, nếu hiệu suất nghịch quá thấp, vô lăng sẽ không còn khả năng tự trở về vị trí trung gian do thiếu mô men ổn định Do đó, trong thiết kế, cần lựa chọn hiệu suất nghịch ở mức hợp lý để đảm bảo hiệu quả và tính năng của cơ cấu lái.
Phần lớn các yêu cầu của hệ thống lái đều do cơ cấu lái đảm bảo Vì vậy cơ cấu lái cần phải đảm bảo những yêu cầu sau:
Hệ thống lái có khả năng quay cả hai chiều, đảm bảo chuyển động linh hoạt cho xe Đặc biệt, hiệu suất cao giúp việc điều khiển trở nên nhẹ nhàng, trong đó hiệu suất thuận cần lớn hơn hiệu suất nghịch để giảm thiểu tác động từ va chạm với mặt đường, giữ lại phần lớn lực va đập trong cơ cấu lái.
+Đảm bảo thay đổi trị số của tỷ số truyền khi cần thiết.
+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.
Lực lái là lực cần thiết để quay vô lăng, đạt giá trị tối đa khi xe đứng yên và giảm dần khi tốc độ xe tăng Lực này sẽ nhỏ nhất khi xe di chuyển với tốc độ cao nhất.
Độ đàn hồi của hệ thống lái ảnh hưởng đến việc truyền va đập từ mặt đường lên vô lăng; độ đàn hồi cao giúp giảm va đập nhưng nếu quá cao sẽ ảnh hưởng đến khả năng điều khiển xe Độ đàn hồi được xác định qua tỷ số góc quay đàn hồi trên vành lái và mô men tác động lên vành lái Yếu tố này phụ thuộc vào độ đàn hồi của các thành phần như cơ cấu lái và các đòn dẫn động.
Hiện nay trên ô tô thường sử dụng các loại cơ cấu lái như:
+ Loại trục vít glôbôit – con lăn,
+ Loại trục vít – ê cu bi – thanh răng – cung răng,
+ Loại bánh răng – thanh răng,
+ Loại trục vít – cung răng,
Ngoài ra còn có cơ cấu lái: trục vít – chốt quay, bánh răng – cung răng…
* Kiểu bánh răng – thanh răng:
Cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng bao gồm một bánh răng gắn dưới trục lái chính, kết hợp với thanh răng Trục bánh răng được lắp đặt trên các ổ bi, và việc điều chỉnh các ổ này được thực hiện bằng êcu lớn để ép chặt ổ bi Trên vỏ êcu có phớt che bụi, giúp đảm bảo trục răng quay nhẹ nhàng và hiệu quả.
Thanh răng có cấu tạo dạng răng nghiêng, phần cắt răng của thanh răng nằm ở phía giữa, phần thanh còn lại có tiết diện tròn Khi vô lăng quay,
Hình 1.3 Cơ cấu lái kiểu bánh răng – thanh răng.
Cơ cấu lái được lắp đặt trên vỏ xe nhằm tạo ra góc ăn khớp lớn cho bộ truyền răng nghiêng Trục răng được đặt nghiêng ngược chiều với thanh răng, giúp tăng cường sự ăn khớp của bộ truyền Nhờ đó, hoạt động của hệ thống lái trở nên êm ái và phù hợp với cách bố trí vành lái trên xe.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng- thanh răng có các ưu điểm sau:
Cơ cấu lái của hệ thống này được thiết kế đơn giản và gọn nhẹ, nhờ vào kích thước nhỏ của nó Thanh răng không chỉ đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển mà còn hoạt động như một thanh dẫn động lái, giúp loại bỏ nhu cầu sử dụng các đòn kéo ngang như trong các cơ cấu lái truyền thống khác.
Có độ nhạy cao vì ăn khớp giữa các răng là trực tiếp.
Sức cản trượt, cản lăn nhỏ và truyền mô men rất tốt nên tay lái nhẹ
3 Đai ốc điều chỉnh 9 Lò xo.
5 Vỏ cơ cấu lái 11 trục răng
Hình 1.4 Cơ cấu lái trục vít con lăn
* Cơ cấu lái trục vít con lăn:
Cơ cấu lái này hiện đang được sử dụng phổ biến trên hầu hết các ô tô Liên Xô, đặc biệt là các loại có tải trọng nhỏ và trung bình.
Cơ cấu lái loại trục vít con lăn, như hình 1.4, bao gồm trục vít gơbôlôit 1 kết hợp với con lăn 2 có ba ren, được lắp trên các ổ bi kim của trục 3 thuộc đòn quay đứng Số lượng ren của cơ cấu này có thể là một, hai hoặc ba, tùy thuộc vào lực truyền qua cơ cấu lái Ưu điểm của thiết kế này là khả năng truyền lực hiệu quả và độ bền cao.
Các góc đặt bánh xe
Việc bố trí các bánh xe dẫn hướng ảnh hưởng trực tiếp đến tính điều khiển và ổn định chuyển động của ô tô Yêu cầu chính là đảm bảo sự điều khiển nhẹ nhàng, chính xác, ổn định khi đi thẳng và quay vòng, ngay cả khi có sự cố ở các hệ thống khác Đặc biệt, đối với xe con, yêu cầu này ngày càng quan trọng do vận tốc ngày càng cao Các bánh xe dẫn hướng cần được bố trí hợp lý, trong khi các bánh xe không dẫn hướng cũng được chú ý, mặc dù bị hạn chế bởi chi phí và độ phức tạp của kết cấu Ô tô có khả năng chuyển động theo mọi hướng nhờ vào sự điều khiển của người lái qua vô lăng Tuy nhiên, nếu người lái phải liên tục tác động lên vô lăng để giữ xe đi thẳng hoặc phải dùng lực lớn để quay vòng, sẽ dẫn đến mệt mỏi và căng thẳng Để khắc phục vấn đề này, các bánh xe được lắp với các góc nhất định tùy theo yêu cầu và tính năng sử dụng của từng loại xe, được gọi là góc đặt bánh xe.
Việc điều chỉnh góc đặt bánh xe chính xác theo thiết kế là rất quan trọng để việc điều khiển xe trở nên dễ dàng hơn và ngăn ngừa mài mòn lốp Nếu các góc đặt bánh xe không đúng, xe có thể gặp phải nhiều vấn đề nghiêm trọng.
+ Tính ổn định lái kém.
+ Trả lái trên đường vòng kém.
+ Góc nghiêng ngang của bánh xe( Góc Camber )
+ Góc nghiêng dọc của trụ đứng và chế độ lệch dọc( Góc Castervà khoảng Caster )
+ Góc nghiêng ngang trụ đứng ( Góc Kingpin )
+ Góc doãng ( Độ chụm và độ mở )
1.3.1 Góc nghiêng ngang của bánh xe ( Camber )
Góc camber là góc tạo bởi đường tâm của bánh xe dẫn hướng khi ở vị trí thẳng đứng so với đường tâm của bánh xe ở vị trí nghiêng, được đo bằng độ Khi bánh xe dẫn hướng nghiêng ra ngoài, góc này được gọi là camber dương, trong khi nếu bánh xe nghiêng vào trong, nó được gọi là camber âm Nếu bánh xe không nghiêng, camber sẽ bằng không, tức là bánh xe ở vị trí thẳng đứng.
Hình 1.8 Góc nghiêng ngang bánh xe.
*Chức năng của góc nghiêng ngang bánh xe:
Trước đây, bánh xe thường được thiết lập với góc CAMBER dương để tăng cường độ bền cho cầu trước và đảm bảo lốp xe tiếp xúc vuông góc với mặt đường Điều này giúp ngăn ngừa hiện tượng mòn không đều của lốp, do trọng lượng xe khiến phần giữa lốp cao hơn hai bên.
Góc camber giúp các bánh xe lăn thẳng và giảm thiểu va chạm giữa mép lốp và mặt đường Khi góc camber đạt giá trị bằng không hoặc gần bằng không, bánh xe sẽ tối ưu hóa khả năng truyền lực dọc và lực bên khi di chuyển trên đường cong.
Góc CAMBER giúp ngăn ngừa hiện tượng bánh xe bị nghiêng ngược do trọng lượng xe, nhờ vào việc điều chỉnh khe hở và giảm biến dạng trong các chi tiết của trục trước và hệ thống treo Nó cũng giảm cánh tay đòn của phản lực tiếp tuyến với trục đứng, từ đó làm giảm mômen tác dụng lên dẫn động lái và giảm áp lực lên vành tay lái.
Khi xe di chuyển trên đường vòng, lực ly tâm khiến thân xe nghiêng theo hướng quay, làm cho các bánh xe ngoài nghiêng vào trong và các bánh xe trong nghiêng ra ngoài Để đảm bảo các bánh xe lăn gần vuông góc với mặt đường, từ đó tiếp nhận lực bên hiệu quả hơn, xe có tốc độ cao thường sử dụng hệ treo độc lập với góc CAMBER âm.
1.3.2 Gócnghiêng dọc trụ đứng ( caster và khoảng caster )
Góc nghiêng dọc của trụ đứng là độ nghiêng về phía trước hoặc phía sau của trụ, được đo bằng độ Nó được xác định bởi góc giữa trụ xoay đứng và phương thẳng đứng khi nhìn từ cạnh xe Nếu trụ nghiêng về phía sau, gọi là góc nghiêng dương; nếu nghiêng về phía trước, gọi là góc nghiêng âm.
Khoảng cách từ giao điểm của đường tâm trục đứng với mặt đất đến đường tâm vùng tiếp xúc giữa lốp và mặt đường được gọi là khoảng Caster c.
Góc Caster và khoảng Caster được thể hiện ở hình sau:
Hình 1.9 Caster và khoảng Caster
* Tác dụng của góc Caster :
Hồi vị bánh xe do khoảng Caster xảy ra khi lực ly tâm tác động lên bánh xe khi vào đường cong, hoặc do gió bên và trọng lượng xe khi di chuyển trên đường nghiêng Tại khu vực tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, sẽ xuất hiện các phản lực bên Yb.
Khi trụ quay đứng nghiêng về phía sau theo hướng di chuyển của xe (Caster dương), phản lực bên Yb từ mặt đường sẽ tạo ra một mô men ổn định tại điểm tiếp xúc Mô men này được tính toán bằng công thức: M = Yb.c.
Mômen này có xu hướng đưa bánh xe trở lại vị trí trung gian ban đầu khi bị lệch, nhưng người lái cần tạo ra lực để khắc phục mômen này khi quay vòng Do đó, góc Caster thường không lớn và phụ thuộc vào góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng Trên các xe hiện đại, góc Caster thường dao động từ 0 độ đến 3 độ.
1.3.3 Góc nghiêng ngang trụ đứng( Kingpin )
Góc nghiêng ngang của trụ đứng được xác định trên mặt cắt ngang của xe, trong khi góc Kingpin được hình thành từ hình chiếu của đường tâm trụ đứng trên mặt cắt ngang và phương thẳng đứng.
* Tác dụng của góc KingPin:
Giảm lực đánh lái có thể đạt được bằng cách điều chỉnh bán kính quay r0 của bánh xe Khi bánh xe quay sang phải, r0 được xác định là khoảng cách từ tâm trụ quay đứng đến điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường Nếu r0 lớn, mô men xoắn quanh trụ quay đứng sẽ tăng do lực cản lăn của lốp, dẫn đến tăng lực đánh lái Để giảm lực đánh lái, cần giảm giá trị của r0 thông qua việc tạo CAMBER dương và nghiêng trụ quay đứng, tức là thiết lập góc KingPin hợp lý.
Giảm thiểu hiện tượng đẩy ngược và kéo lệch sang một phía là rất quan trọng Khi khoảng cách lệch r0 quá lớn, phản lực tác động lên các bánh xe trong quá trình di chuyển thẳng hoặc phanh sẽ tạo ra mômen quay quanh trụ đứng, dẫn đến việc các bánh xe bị kéo sang một phía có phản lực lớn hơn Hơn nữa, các va đập từ mặt đường cũng ảnh hưởng đến bánh xe, gây ra sự dao động mạnh của vô lăng và hiện tượng bị đẩy ngược.
Cải thiện tính ổn định khi chạy thẳng là một yếu tố quan trọng trong thiết kế xe Góc KingPin giúp các bánh xe tự động quay về vị trí đi thẳng sau khi quay vòng Khi người lái quay vô lăng để thực hiện vòng quay, cần tăng lực đánh lái; nếu không, bánh xe sẽ trở về vị trí trung gian Để duy trì vòng quay, cần giữ vành lái với một lực nhất định Sự trở về vị trí thẳng sau khi quay vòng được điều chỉnh bởi mômen phản lực từ mặt đường lên bánh xe, và giá trị của mômen này phụ thuộc vào độ lớn của góc KingPin.
Dẫn động lái
Dẫn động lái là hệ thống bao gồm tất cả các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của bánh xe, đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển xe Do đó, dẫn động lái cần phải đảm bảo các chức năng cần thiết để hoạt động hiệu quả và an toàn.
+ Nhận chuyển động từ cơ cấu lái tới các bánh xe dẫn hướng.
Đảm bảo rằng các bánh xe dẫn hướng quay vòng một cách hiệu quả để tránh hiện tượng trượt bên lớn, đồng thời tạo ra sự liên kết vững chắc giữa các bánh xe này.
Phần tử chính của hệ thống dẫn động lái là hình thang lái, bao gồm cầu trước, đòn kéo ngang và đòn kéo bên Nhờ vào cấu trúc hình thang lái này, khi người lái quay vô lăng một góc nhất định, các bánh xe dẫn hướng sẽ chuyển động theo một góc tương ứng.
Quan hệ hình học của ACKERMAN
Quan hệ hình học của Ackermann mô tả góc quay của các bánh xe dẫn hướng quanh trục đứng, với giả định rằng tâm quay vòng tức thời của xe nằm trên đường kéo dài của tâm trục cầu sau Để thực hiện việc quay vòng chính xác, các bánh xe dẫn hướng trên cùng một cầu cần quay theo các góc α và β khác nhau, và mối quan hệ hình học được xác định qua biểu thức cot cot B 0 g g.
(1) Trong đó :L : Chiều dài cơ sở của xe.
Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ quay đứng được ký hiệu là B0, trong khi α và β là góc quay của bánh xe dẫn hướng phía ngoài và phía trong Để đảm bảo điều kiện kỹ thuật, xe sử dụng cơ cấu hình thang lái 4 khâu, gọi là hình thang lái Đantô Mặc dù hình thang lái Đantô chỉ áp dụng gần đúng điều kiện này, nhưng nhờ vào cấu trúc đơn giản, nó rất phổ biến trong ngành công nghiệp ô tô Mỗi loại xe có kích thước và vị trí đòn của cơ cấu 4 khâu được thiết kế sao cho sai lệch trong mối quan hệ hình học với cấu trúc lái 4 khâu theo lý thuyết ACKERMAN chỉ xảy ra ở góc quay bánh xe dẫn hướng lớn, với giá trị sai lệch từ 0°30' đến 1° khi bánh xe dẫn hướng ở vùng quay vòng gấp.
* Có hai phương pháp bố trí dẫn động lái điển hình được trình bày theo hình dưới đây:
+ Đối với dầm cầu liền, hệ thống treo phụ thuộc thì cấu tạo của hình thanh lái Đantô như sau:
Dầm cầu đứng là một phần quan trọng trong cấu trúc, giữ vai trò cố định và hỗ trợ hai đòn bên dẫn động bánh xe Đòn ngang kết nối các đòn bên thông qua các khớp cầu (rotuyl lái), cho phép các đòn bên quay quanh trục đứng.
Phương pháp bố trí được trình bày như hình dưới đây.
Dầm cầu liền Đòn kéo ngang v a) b) v
Hình1.15 Cơ cấu 4 khâu khi có dầm cầu liền. a Đòn kéo ngang khi có dầm cầu liền.
V a b Đòn kéo ngang b Đòn kéo ngang nằm trước dầm cầu.
+ Trên hệ thống treo độc lập, số lượng các đòn và khớp tăng lên nhằm đảm bảo các bánh xe dịch chuyển độc lập với nhau.
Số lượng các đòn trong cơ cấu lái phụ thuộc vào kết cấu, vị trí bố trí, dẫn động lái và hệ thống treo, nhưng cần đảm bảo tuân thủ quan hệ hình học ACKERMAN, gần giống với hình thang lái Đantô.
Hình 1.16 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 trước dầm cầu.
Hiện nay trên xe con thông dụng là hệ thống treo độc lập, do vậy dẫn động lái có rất nhiều đòn và khớp.
Trên các xe tải thông dụng, hệ thống treo thường là loại phụ thuộc, và do đó, sử dụng hình thang lái Đantô Đối với một số xe tải hạng nặng, xe siêu trường và xe siêu trọng, hệ thống lái được dẫn động bằng hai cầu trước, tức là bốn bánh dẫn hướng và hai hình thang lái bốn khâu Đantô, như trên mẫu xe HUYNDAI 18 tấn.
Tỷ số truyền của hệ thống lái phụ thuộc vào kích thước và mối quan hệ giữa các cánh tay đòn Hiện nay, tỷ số truyền của các hệ thống lái thường dao động từ 0,85 đến 1,1.
* Cấu tạo các khớp, đòn, giảm chấn của dẫn động lái
- Khớp cầu : Khớp cầu dùng trong hệ thống lái có 2 dạng:
Khớp cầu bôi trơn thường xuyên và khớp cầu bôi trơn một lần hiện nay được sử dụng phổ biến trong xe con và xe tải Xe con thường sử dụng khớp cầu bôi trơn một lần, trong khi xe tải yêu cầu khớp cầu bôi trơn thường xuyên Các loại khớp cầu bôi trơn một lần bao gồm khớp có bạc kim loại, bạc nhựa và bạc cao su Đối với các hệ thống lái có đòn quay, các đòn phụ chỉ đảm nhận mối quan hệ dịch chuyển hình học, do đó khớp cầu có bạc cao su là lựa chọn phù hợp để chịu lực tác dụng.
Khớp cầu với bạc nhựa liền khối có độ biến dạng tối thiểu và khả năng chịu ma sát tốt, đồng thời có giá thành phải chăng Chính vì vậy, loại khớp cầu này được sử dụng phổ biến trên các loại xe con hiện nay.
Khớp cầu có bạc kim loại chỉ dùng trên các xe thể thao vì yêu cầu độ bền cao
Các đòn dẫn động lái thường có hai dạng chính: dạng cố định (hình thang lái) và dạng có thể điều chỉnh chiều dài (đòn kéo dọc) Hình dạng của các đòn này phụ thuộc vào vị trí, kết cấu và không gian cho phép khi di chuyển, nhưng phần lớn đều có tiết diện tròn và rỗng Đối với các đòn kéo dọc, chúng điều chỉnh độ chụm của bánh xe với hai đầu là khớp cầu, và trên thân có ren ngược chiều nhau để dễ dàng điều chỉnh bằng cách xoay đòn kéo Khớp cầu kết nối với các đòn qua bề mặt và được hãm bằng chốt chẻ.
Giảm chấn trong hệ thống lái là yếu tố quan trọng để nâng cao chất lượng xe Một số loại xe hiện nay sử dụng giảm chấn trong hệ thống lái, trong đó cường hoá cũng đóng vai trò như một dạng giảm chấn, giúp cải thiện trải nghiệm lái và độ ổn định của xe.
Tác dụng của giảm chấn là dập tắt các dao động từ mặt đường lên vành tay lái, ổn định vành lái khi đi trên đường xấu.
Hệ thống lái có trợ lực
1.5.1 Công dụng và sự cần thiết của hệ thống trợ lực lái
Hệ thống trợ lực lái giúp giảm cường độ lao động cho người lái, đồng thời nâng cao tính an toàn khi xe di chuyển ở tốc độ cao, đặc biệt khi xảy ra sự cố ở bánh xe Bên cạnh đó, việc sử dụng lốp bản rộng và áp suất thấp trên các xe hiện đại cải thiện tính êm dịu của chuyển động, mặc dù điều này cũng đòi hỏi một lực lái lớn hơn.
Để duy trì sự nhạy bén của hệ thống lái với lực lái tối thiểu, cần sử dụng các thiết bị hỗ trợ gọi là trợ lực lái.
1.5.2 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 phổ biến hiện nay sử dụng van phân phối và xy lanh lực kết hợp với cơ cấu lái chung Nguồn năng lượng cho hệ thống này được cung cấp bởi một bơm cánh gạt, được dẫn động từ động cơ xe thông qua dây đai.
1.5.3.Nguyên lý hoạt động của hệ thống lái có trợ lực thủy lực
Trợ lực lái là một thiết bị thuỷ lực sử dụng công suất của động cơ để giảm
Khối van điều khiển Bơm
Xy lanh lực trong hệ thống lái có vai trò quan trọng, với mức độ trợ giúp phụ thuộc vào áp suất dầu tác động lên piston Để tăng cường trợ lực lái, cần thiết phải gia tăng áp suất dầu.
Khi van ở vị trí trung gian, dầu sẽ chảy qua van vào cửa xả và quay trở lại bơm Do áp suất dầu bên trái và bên phải piston bằng nhau, piston sẽ không di chuyển theo hướng nào.
Hình 1.27 Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái ở vị trí chung gian
Khi trục lái chính quay, van điều khiển sẽ di chuyển, đóng một phần cửa dầu và mở rộng cửa còn lại, dẫn đến sự thay đổi lượng dầu vào các cửa Điều này tạo ra áp suất dầu, tạo ra sự chênh lệch áp suất giữa hai khoang trái và phải của piston Sự chênh lệch áp suất này khiến piston dịch chuyển về phía có áp suất thấp, và dầu từ phía áp suất thấp sẽ được đẩy qua van điều khiển về bơm.
Khối van điều khiển Bơm
Hình 1.28 Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái khi quay vòng.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
Các số liệu thiết kế
Xe du lịch 5 chỗ ngồi
Chiều rộng cơ sở B 1470mm
Khoảng cách giữa 2 trụ quay đứng B0 1230mm
Chiều dài cơ sở của xe L 2550mm
Chiều dài toàn bộ xe L0 4300mm
Trọng lượng tác dụng lên cầu dẫn hướng G1 7300N Trọng lượng tác dụng lên một bánh dẫn hướng
Thông số hệ thống lái.
Chiều dài đòn bên hình thang lái m = 180mm
Khoảng cách giữa đòn ngang và trụ trước y = 188mm
Chiều dài thanh nối bên hình thang lái p (0mm
Lựa chọn phương án thiết kế
2.2.1 Chọn phương án dẫn động lái
Phần tử cơ bản của hệ thống dẫn động lái là hình thang lái ĐANTÔ, bao gồm cầu trước, đòn kéo ngang và các đòn kéo bên Quá trình quay vòng của ôtô rất phức tạp, đòi hỏi phải đảm bảo mối quan hệ động học giữa các bánh xe phía trong và phía ngoài Hiện nay, mối quan hệ này được đáp ứng gần đúng thông qua hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo nên hình thang lái Đối với xe có hệ thống treo phụ thuộc, việc lựa chọn phương án dẫn động lái với hình thang lái ĐANTÔ (hình thang lái 4 khâu) là hợp lý.
2.2.2 Chọn phương án cơ cấu lái
Dựa vào những ưu điểm đã trình bày trong phần tổng quan cơ cấu lái, ta chọn phương án cho cơ cấu lái là loại bánh răng – thanh răng.
Cơ cấu lái loại này có ưu điểm là
Cơ cấu lái của hệ thống này được thiết kế đơn giản và gọn nhẹ, nhờ vào kích thước nhỏ gọn và thanh răng hoạt động như một thanh dẫn động lái, điều này giúp loại bỏ sự cần thiết của các đòn kéo ngang như trong các cơ cấu lái truyền thống khác.
-Có độ nhạy cao vì ăn khớp giữa các răng là trực tiếp.
-Sự cản trượt,cản lăn nhỏ và truyền mô men rất tốt nên tay lái nhẹ.
-Có khả năng tự động triệt tiêu khe hở tại chỗ ăn khớp.Tỉ số truyền thuân và nghịch bằng nhau và bằng 0,8 đến 0,9.
2.2.3 Chọn phương án trợ lực lái
Yêu cầu đối với trợ lực lái
Khi hệ thống trợ lực lái gặp sự cố, người lái vẫn có thể điều khiển xe mà không cần trợ lực, mặc dù sẽ cần nhiều sức lực hơn Nếu xảy ra hỏng hóc khiến dầu không được cung cấp từ bơm đến cơ cấu lái, việc lái xe vẫn khả thi nhưng đòi hỏi sự nỗ lực lớn từ người lái.
Trợ lực lái đóng vai trò quan trọng trong việc giảm lực lái và đảm bảo an toàn cho người điều khiển Mức độ giảm lực lái cần phải phù hợp với từng điều kiện chuyển động của xe, với lực lái nhỏ hơn ở tốc độ trung bình và giảm dần khi tốc độ tăng Đồng thời, "cảm giác đường" cũng phải được truyền đạt rõ ràng đến tay lái để duy trì sự kiểm soát tốt.
Để khắc phục hiện tượng tự cường hóa khi ô tô vượt qua các chỗ lõm và đường xấu, cần thiết lập hệ thống giúp xe duy trì khả năng cường hóa ngay cả khi lốp xe bị hỏng Điều này cho phép người lái vừa phanh gấp mà vẫn giữ được hướng chuyển động ban đầu của xe, đảm bảo an toàn và ổn định trong quá trình lái.
Thời gian cường hoá phải là tối thiểu và chỉ cường hoá khi lực quay vòng lớn
Với nhiệm vụ thiết kế ta chọn phương án trợ lực thuỷ lực vì nó có các ưu điểm sau :
- Kích thước và khối lượng gọn nhẹ ,dễ bố trí
- Có hiệu quả tác động cao đặc biệt là tính tuỳ động.
- Tốc độ tác động cao (độ chậm tác dụng khoảng 0,05 giây ).
- Đóng vai trò giảm những va đập từ mặt đường lên hệ thống lái
- Hệ thống tuần hoàn kín nên độ an toàn hoạt động cao và ít xảy ra hư hỏng.
Tính toán động học hệ thống lái
2.3.1.Tính mô men cản quay vòng max
Mômen cản quay vòng tại các bánh xe dẫn hướng được xác định khi xe đang quay vòng và chở tải đầy Mômen này được tính toán dựa trên lực cản lăn ở hai bánh xe đối diện, cùng với một lực bên Y và mô men ổn định của bánh xe dẫn hướng.
Mô men cản quay vòng gây nên do lực cản lăn: rbx a
- a: Cánh tay đòn của lực P f quay xung quanh trụ đứng.
Với xe thiết kế ta đo được a = 45 (mm) = 0,045m
- f: Hệ số cản lăn xét cho trường hợp ô tô chạy trên đường nhựa và khô, f = 0,02
Hình 2.3 Sơ đồ trụ đứng nghiêng trong mặt phẳng ngang.
Giá trị mômen do lực Y tác động lên M2 được xác định cho một bánh xe, với phản lực bên lùi xuất hiện sau khoảng cách x Khoảng cách x được xác định bằng 1/4 chiều dài của vết tiếp xúc và tạo ra mômen quay cùng chiều với M1.
+ x là khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc với hợp lực ma sát: x=0,5 √ r 2 −r bx 2 (2.4) Với r làbán kính tự do của bánh xe dẫn hướng:
Với bánh xe có ký hiệu185/60R15: ta tính được:
(m) rb x r x l r bx là bán kính làm việc trung bình của bánh xe, và được xác định theo công thức sau: r bx = λ r r bx =0 , 96 r (2.6)
Với y = 0,85: Hệ số bám ngang giữa bánh xe và mặt đường
Mômen ổn định M3 có giá trị nhỏ nên khi tính có thể dùng hệ số
Mômen cản tổng cộng trên cầu trước dẫn hướng được tính toán như sau:
Giá trị theo kinh nghiệm 1,07-1,15 Chọn =1,1 η t =0,5-0,7 hiệu suất tính đến tổn hao ma sát, chọn η t = 0,7
Thay số vào ta có: McR9 (N.m)
2.3.2 Tỷ số truyền của hệ thống lái
2.3.2.1 Tỷ số truyền của dẫn động lái i d
Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn i= 0,85-1,1
Ta có công thức: α ’max= α max.i (2.9)
Trong đó : α ’ max : Gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí đi thẳng.
Với xe thiết kế là xe du lịch ta chọn α ’ max = 1,75 vòng α max : Góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng ( 40 o ).
Ta lấy sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống lái i
Tính lại α ’ max,ta có: α maz ' =i.α max 40d0 o =1,78vòng , phù hợp với tiêu chuẩn thiết kế.
Do tỷ số truyền của dẫn động lái id=1, nên tỷ số truyền của cơ cấu lái ic = 16
2.3.3 Xác định lực tác động lớn nhất ở vành tay lái
+ M c : Là mô men cản quay vòng M c R9Nm
+ P max là lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái.
+ i l : Là tỷ số truyền của hệ thống lái.
+ R: Là bán kính vành lái, R0 mm
+ : Là hiệu suất của hệ thống lái =0,8
Thay số ta được max
Hệ thống trợ lực lái là giải pháp cần thiết để giảm bớt sự mệt mỏi cho người lái trong quá trình điều khiển xe, mang lại sự thoải mái và dễ dàng hơn khi lái xe trong thời gian dài.
Khi quay vô lăng, lực từ vô lăng truyền qua trục lái đến trục răng của cơ cấu lái, tạo ra mô men quay Mô men này làm trục răng xoay, khiến thanh răng di chuyển sang trái hoặc phải Qua đó, thanh dẫn động và đòn quay tác động làm cho bánh xe xoay, thay đổi hướng chuyển động của ô tô.
Khi lực tác động lên vành tay lái đạt đến một giá trị nhất định đã được tính toán, hệ thống cường hóa lái sẽ bắt đầu hoạt động, tạo ra lực quay các bánh xe dẫn hướng.
Tính các thông số hình học của dẫn động lái
2.4.1 Tính động học hình thang lái
Tính động học dẫn động lái có nhiệm vụ xác định các thông số tối ưu cho hình thang lái, nhằm đảm bảo động học quay vòng chính xác cho các bánh xe dẫn hướng Đồng thời, nó cũng đảm bảo động học đúng của đòn quay đứng trong điều kiện biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và lựa chọn các thông số cần thiết cho hệ thống dẫn động lái.
Hình 2.6 Sơ đồ động học khi quay vòng.
Để đạt được sự lăn tinh của bánh xe dẫn hướng khi xe quay vòng, hệ thống lái cần đảm bảo mối quan hệ chính xác giữa góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng.
Theo giáo trình “ thiết kế và tính toán ô tô máy kéo ” mối quan hệ đó được biểu hiện ở công thức sau: cot gα− cot gβ =
: Là góc quay của bánh xe dẫn hướng ngoài của cầu dẫn hướng
B o : Là khoảng cách giữa hai tâm trụ đứng,B 0 =m.
A Trường hợp xe đi thẳng
Hình 2.7 Sơ đồ dẫn động lái khi xe đi thẳng.
Từ sơ đồ dẫn động lái, chúng ta có thể xác định mối liên hệ giữa các thông số thông qua các biểu thức toán học Cụ thể, công thức X được tính bằng B trừ đi hai lần tổng của m nhân với cosθ và p nhân với cosγ Ngoài ra, sin γ có thể được tính bằng tỷ lệ giữa y trừ đi m nhân với sin θ và p.
Các đòn bên tạo với phương ngang một góc θ
Khi ô tô thực hiện các vòng quay với bán kính khác nhau, hình thang lái đantô không hoàn toàn đáp ứng mối quan hệ giữa các góc α và β theo công thức đã nêu.
Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép, không vượt quá 1 o
B Trường hợp khi xe quay vòng
Hình 2.8 Sơ đồ dẫn động khi xe quay vòng.
Ta có các thông số như trên hình vẽ.
Từ sơ đồ ta có mối quan hệ của các thông số như sau:
Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:
BC 2 = AC 2 + AB 2 −2 AB AC cos ψ
Thay vào biểu thức trên ta có: cosψ= AC 2 +AB 2 −BC 2
Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có: tg ϕ= CD
AD =2 [m cos θ+ √ p 2 −( y−m sin θ ) 2 )]−[ m.cos (θ− β )+ √ p 2 −( y −m sin (θ− β )) 2 ]
2.4.2 Xây dựng đường đặc tính lý thuyết
Ta có mối quan hệ của các góc quay bánh xe dẫn hướng như sau: cot gα= Bo
Cho β các giá trị khác nhau tư 5 – 40, ta có các góc α tương ứng theo bảng sau: β
Từ bảng giá trị được ta xây dựng được quan hệ lý thuyết:
35 quan h lý thuyết ệ lý thuyết quan h lý thuyết ệ lý thuyết
Hình 2.9 Đờng đặc tính lý thuyết
Xây dựng đường đặc tính thực tế β
Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế, cần thiết lập đường cong biểu thị hàm số α = f(θ, β) Mối quan hệ giữa các thông số này được xác định qua công thức α = arctg y.
AD =2 [ m cos θ+ √ p 2 −( y−m sin θ ) 2 )]−[ m cos( θ− β )+ √ p 2 −( y −m sin (θ− β )) 2 ]
Theo các thông số lấy trên xe tham khảo ta có:
Góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang là 180 mm, với chiều dài đòn bên hình thang lái là 188 mm Khoảng cách giữa đòn ngang và trục trước trong hình thang lái là 280 mm, đồng thời chiều dài thanh nối bên hình thang lái cũng cần được chú ý.
Cho lần lượt θt o ,75 o ,76 o ,77 o ,78 o ta có được bảng số liệu trên.
Ta thấy chỉ có 78 o thì |Δα|≤1 o
Với góc 78 o, đường cong thực tế gần gũi nhất với đường cong lý thuyết, đồng thời đáp ứng điều kiện về độ sai lệch giữa lý thuyết và thực tế.
Ta xõy dựng đồ thị quan hệ α và β thực tế và lý thuyết trờn cựng đồ thị như sau:
Hình 2.10 Đường đặc tính thực tế
Vì vậy ta chọn được θ x 0 ,ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là β max @ o và
Tính bền các chi tiết của hệ thống lái
Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay được một góc β max @ o thì thanh răng dịch chuyển một đoạn X1.
Do thanh răng quay về cả hai bên nên chiều dài làm việc của thanh răng
Do đó ta chọn chiều dài làm việc của thanh răng là L 0(mm), để đảm bảo khi xe quay vòng hết thì thanh răng vẫn không bị chạm.
2.5.1.Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng
Số vòng quay của vành lái ứng với bánh xe quay là n =1,78 vòng.
2.5.2 Xác định các thông số của bánh răng
Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy.
- Đường kính vòng chia D c =2.R,78mm
- m n : Mô đun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn m n =2
- Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ 18 o
Ta có số răng của bánh răng là:
Tính lại góc nghiêng ta có:
Mô đun ngang của bánh răng:
Như vậy Zmin>6, do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh đều ζ =0
Xác định hệ số dịch chỉnh theo công thức:
Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng:
+ Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy α o
+ Đường kính cơ sở của bánh răng:
+ Chiều dày của răng trên vòng chia:
2.5.3 Xác định kích thước và thông số của thanh răng Đường kính của thanh răng được cắt tại mặt cắt nguy hiểm nhất: d= 3 √ 0,2 M [ x τ x ] (2.28)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất, lấy
- Mô mem xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, bằng mô mem cản quay vòng ở bánh xe: M x =M c R9(Nm).
Thay các thông số vào ta được:
Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng L 0mm.
Hệ số dịch chỉnh thanh răng:
+ Đường kính vòng chia của thanh răng:
+ Đường kính vòng đỉnh của thanh răng: D&mm
+ Chiều cao của thanh răng: h=(f ’ +f ” ).mn=(1+1,25).2 =4,5mm
2.5.4.Tính bền cơ cấu lái bánh răng - thanh răng
2.5.4.1 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng – thanh răng
- Lực vòng cực đại tác dụng lên bánh răng:
- Lực hướng tâm cực đại tác dụng lên bánh răng theo công thức:
- Lực dọc lớn nhất tác dụng lên bánh răng:
Trong quá trình hoạt động, thanh răng và bánh răng phải chịu áp lực từ ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc và tải trọng va đập từ mặt đường, dẫn đến hiện tượng rạn nứt chân răng Hiện tượng này ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền và độ tin cậy của cơ cấu lái Để đảm bảo yêu cầu làm việc hiệu quả cho cơ cấu lái, vật liệu chế tạo thanh răng và bánh răng thường được sử dụng là thép 40X đã qua quá trình tôi cải thiện.
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Giới hạn bền tiếp xúc của bánh răng: σ HLim =2.HB+70=2.260+70Y0MPa.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng:
+ Z V : Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng, Z V =1,1.
+ K XH : Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước bánh răng, K XH =1.
+ K F : Hệ số xét ảnh hưởng của độ bôi trơn, K F =1.
Thay các thông số ta được:
Ứng suất uốn cho phép:
- Giới hạn bền uốn của bánh răng:
Chọn KFL=1, với bộ truyền quay 2 chiều ta chọn KFC=0,7 với σ 0 F = 360Mpa.
- Ứng suất uốn cho phép:
+ S F : Là hệ số an toàn, lấy S F =1,7.
+ Y S : Là hệ số xét tới ảnh hưởng của mô đun với m=2.
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 6.33, trang 105, [4], ta có: σ H =Z M Z H Z ∑ ¿ d ω √ 2.T K Hα K b ω Hγ ( i c i c + 1) K Hβ ¿ (2.33)
ZM là hệ số phản ánh cơ tính của vật liệu bánh răng ăn khớp, với giá trị ZM = 274 MPa^(1/3) khi vật liệu là thép, theo bảng 6.5, trang 96, [4] ZH là hệ số liên quan đến hình dạng bề mặt tiếp xúc của bánh răng.
+ Z ∑ ¿ ¿ : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
- ε α : Là hệ số trùng khớp ngang.
+ d ω : Là đường kính thanh răng, d ω &mm.
+ ic: Tỷ số truyền của cơ cấu lái ic = 16.
+ T: Là mô men tác dụng từ trục răng T P R v 3480,32.8,39 29199,88 Nmm
Do đó thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Ứng suất uốn được tính theo công thức: σ F 1 = 2 T Y F Y β K Fα K Fβ K Fγ b ω d ω m (2.34) σ F 2 =σ F 1 Y F 2
Với YF1,YF2 là hệ số dạng răng.
Thay các thông số đã có vào công thức ta được:
Vậy điều kiện được thỏa mãn, bộ truyền bánh răng – thanh răng đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc.
Trục lái làm bằng thép rỗng được tính theo ứng suất xoắn do lực tác dụng trên vành tay lái: τ= P lmax R.D
P lmax - Lực lái lớn nhất tác dụng lên vô lăng P lmax = 217,52N.
D, d - Đường kính trong và đường kính ngoài của trục lái.
R: bán kính vành tay lái R = 190mm
Chọn vật liệu chế tạo trục lái là thép C40 không nhiệt luyện, phôi chế tạo là phôi thép ống, ứng suất tiếp xúc cho phép [ τ ] P ÷80 MN / m 2
Chọn sơ bộ kích thước của trục lái là:
D0 (mm), d= 20 (mm) Thay những thông số trên vào công thức (2.36) ta được:
→ τ ≤ [ τ ] thoả mãn điều kiện cho phép.
Vậy ta chọn kích thước sơ bộ là kích thước thiết kế.
Với trục lái xe thiết kế, dựa trên số liệu thực tế ta chọn chiều dài của trục lái L00 (mm).
Ta cần tính toán trục lái theo độ cứng vững (góc xoắn trục) theo công thức
L - Chiều dài của trục lái (m).
G - Mô đun đàn hồi dịch chuyển (G=8.10 4 MN/m 2 ). θ max đổi ra không được vượt quá ( 5,5 0 ÷7,5 0 )/ 1 m
Thay số vào ta được: 4
Thoả mãn tiêu chuẩn thiết kế.
Vậy ta chọn trục lái rỗng, có chiều dài là: 1(m)
2.5.6 Tính bền đòn kéo ngang
Trong quá trình làm việc, đòn kéo ngang chỉ chịu lực kéo và nén theo phương dọc trục, vì vậy khi tính bền, chỉ cần xem xét lực kéo, nén và lực tác dụng từ bánh xe Để tính bền của đòn kéo ngang theo chế độ phanh cực đại, công thức được sử dụng là: p p max = G 1 m 1 p ϕ (2.38).
G 1 s00N đề cập đến tải trọng tĩnh đặt lên cầu trước dẫn hướng Hệ số phân bố lại trọng lượng lên cầu trước khi phanh được xác định là m 1p = 1,4 Hệ số bám giữa lốp và mặt đường được ghi nhận là ϕ = 0,85.
Thay vào biểu thức ta được: Ppmax = 7300.1,4.0,85 = 8687(N)
Hình 2.11Sơ đồ phân bố lực phanh.
Qua sơ đồ phân tích lực ta có: Q=P p max c
AB, c: là các kích thước trên hình vẽ.
Q Q N Ứng suất nén dọc của thanh ngang liên kết được xác định theo công thức: σ = P
P = Q1 = 5608,38(N): Lực tác dụng theo phương của đòn ngang.
Diện tích của thanh ngang F t = π.(D 2 −d 2 )
4 )4,38(mm 2 ) Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống 40X, có đường kính ngoài và trong lần lượt là: D mm; d=5mm. σ b (MN/m 2 )
Với hệ số dự trữ bền ổn định n=1,5 ta có [ σ b ] = σ n b = 85 1,5 V , 67 ( MN / m 2 )
Thay số vào ta được:
Vậy đòn kéo ngang đảm bảo độ bền và ổn định.
2.5.7 Tính bền đòn bên hình thang lái Để đảm bảo an toàn và tính ổn định trong quá trình làm việc, đòn bên được làm bằng thép 40X Đòn bên của dẫn động lái chủ yếu chịu ứng suất uốn.
Do vậy ta tính bền theo điều kiện uốn:
Ta kiểm tra ứng suất uốn tại vị trí nguy hiểm nhất tại chỗ giao nhau giữa hai tiết diện, tại điểm A.
Theo tài liệu chuyên ngành lấy hệ số an toàn n=1,5 và với thép 40X thì ta có:
Vậy σ u (5,65< [ σ u ] W0, thỏa mãn điều kiện bền uốn.
2.5.8.Tính bền thanh nối bên của dẫn động lái
Do ở hai đầu là khớp nên chỉ chịu kéo nén đường tâm Ta tính đòn nối trong trường hợp chịu phanh cực đại như trên:
Thanh uốn AB chịu lực nén: Q1V08,38N. Ứng suất uốn của thanh:
: là tiết diện thanh nối bên.
Với đường kính thanh nối D mm, chọn theo xe tham khảo.
Thanh nối được làm bằng vật liệu thép 40X có [ σ u ] W0 ( N / mm 2 )
Vậy: σ u < [ σ u ] Do đó đòn nối bên của dẫn động lái đủ bền trong quá trình làm việc.
2.5.9 Tính bền khớp cầu(rotuyl)
Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 40XH có cơ tính:
Khớp cầu hoạt động dưới tải trọng động và chịu va đập cần được kiểm tra độ bền Việc kiểm tra này bao gồm đánh giá ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại các vị trí có tiết diện nguy hiểm.
Kiểm tra bền khớp cầu.
Như phần tính bền thanh kéo ngang lức tác dụng lên khớp cầu cũng chính là d D
Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu. σ u = Q
F: Là diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rotuyn Trong thực tế diện tích làm việc chiếm 2/3 diện tích khớp cầu.nên mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.2/3=1/3 bề mặt khớp cầu.
18 G00(mm 2 ) Với D0mm, là đường kính khớp cầu.
Như vậy khớp cầu thỏa mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc.
Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt.
Kiểm tra độ bền cắt khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm nhất. Ứng suất cắt được tính theo công thức:
Fc: Là tiết diện của rotuyn tại vị trí có tiết diện nguy hiểm nhất.
4 14(mm 2 ) Với d = 20 mm: Là đường kính chỗ cắt của rotuyn.
.Như vậy khớp cầu thỏa mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm.
CHƯƠNG3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƯỜNG HÓA LÁI
Công tiêu hao của người lái để quay vành tay lái
Với ϕ t : Góc quay của trục lái từ vị trí giữa đến mép ngoài cùng, ϕ t d0 o
R v vàP v : Bán kính vành tay lái và lực trung bình đặt vào vành tay lái.
Thay số ta được: A tb =3,14 640 o
Mặt khác đối với xe du lịch công trung bình giới hạn [ A tb ] 0 Nm
Vậy A tb ¿ ¿ , thỏa mãn điều kiện.
Ta thừa nhận lực lớn nhất của người lái đặt vào vành tay lái Pv = 160N
- Phần trăm mô men cản quay vòng được truyền tới tay người lái từ mặt đường là:
Với: i c : Là tỷ số truyền của cơ cấu lái i c = 16. η c : Là hiệu suất thuận của cơ cấu lái η c = 0,8.
- Phần trăm mô men cản quay vòng được thu nhận bởi xi lanh lực( ứng với góc quay của bánh xe là 40 0 ) là: M cx 40 −973 Nm
Để gài trợ lực cho ô tô du lịch, lực đặt lên vành tay lái thường dao động từ 20 đến 40N, với giá trị cụ thể được chọn là Po = 30N Từ giá trị này, chúng ta có thể tính toán mô men cần thiết để mở cường hóa.
M z : Là mô men cản khi trục lái dịch chuyển, giá trị này rất nhỏ, lấy M z = 0.
M Q là mô men quan trọng để xoắn thanh xoắn về vị trí khởi đầu của trợ lực Hiệu suất từ vành tay lái tới van xoắn được ký hiệu là η o, với giá trị chọn là η o = 1 Tỷ số truyền từ vành lái tới van được ký hiệu là i o, cũng được chọn là i o = 1.
Như vậy mô men đặt lên vành tay lái để trợ lực bắt đầu làm việc là 5,7Nm.
* Ở thời điểm bắt đầu cường hóa thì mô men cản do mặt đường truyền lên là:
Trong đó: i l = 16, là tỷ số truyền của hệ thống lái.
* Chỉ số hiệu quả tác dụng: là tỷ số giữa lực đặt vào vành tay lái khi không có trợ lực và khi có trợ lực. max 217,52
Với Pv = 160N, là lực lớn nhất đặt vào vành tay lái khi có trợ lực.
Chỉ số H thường lấy < 4 Do đó H = 1,3595 là hợp lý.
Xây dựng đặc tính cường hóa lái
Theo giáo trình thiết kế tính toán ô tô, đặc tính của cường hóa thể hiện rõ quá trình làm việc của bộ cường hóa hệ thống lái Nó mô tả mối quan hệ giữa lực tác động của người lái lên vành tay lái và mô men cản quay vòng của các bánh dẫn hướng.
Khi không có cường hóa, lực tác động lên vành tay lái chỉ phụ thuộc vào mô men cản quay vòng của bánh xe dẫn hướng, dẫn đến việc đường đặc tính trở thành những đường bậc nhất đi qua gốc tọa độ Tính toán cho thấy, khi ô tô quay vòng tại chỗ, mô men cản quay vòng đạt giá trị lớn nhất, và tọa độ của điểm này trên đường đặc tính được xác định là B Do đó, đường đặc tính P l = f(M c) sẽ đi qua gốc tọa độ và điểm B.
Khi hệ thống lái được lắp cường hóa, đường đặc tính của nó thể hiện mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mô men cản quay vòng của bánh xe dẫn hướng, tạo thành mối quan hệ bậc nhất.
Khi van quay của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực cường hóa quy dẫn lên vành tay lái Pc = 0 nên mô men cản quay vòng Mc = 0.
Bộ cường hóa được thiết kế với thanh xoắn ở giữa, giúp truyền lực từ mặt đường lên vành tay lái khi lực xoắn nằm trong giới hạn ban đầu Nếu lực này vượt qua giới hạn, thanh xoắn sẽ tiếp tục xoắn, làm lệch thân van phân phối và kích hoạt bộ cường hóa Để bộ cường hóa hoạt động hiệu quả, lực tác động lên vành tay lái cần lớn hơn 30N, và trong giai đoạn này, đặc tính của hệ thống sẽ tương tự như khi chưa có bộ cường hóa.
Tại điểm A thì bộ cường hóa bắt đầu làm việc
Khi lực tác dụng lên vành tay lái vượt quá 30N, đường đặc tính cường hóa trở thành đường bậc nhất với độ dốc thấp hơn so với khi chưa có cường hóa, điều này ảnh hưởng đến cảm giác lái của người điều khiển Khi mô men cản quay vòng đạt mức lớn hơn 529Nm (Mc = 529Nm), hệ thống lái sẽ hoạt động tương tự như hệ thống lái cơ khí ban đầu, yêu cầu người lái phải tác động một lực lớn hơn lực cản để thực hiện việc quay vòng ô tô.
Có cường hóa Đồ thị đặc tính:
Đặc tính của đoạn OB khi chưa có cường hóa là đường bậc nhất, trong khi đoạn AC khi có cường hóa là đường bậc nhất gãy khúc và thấp hơn đường đặc tính ban đầu Ở đoạn OA, lực Pl bằng lực Pc và phụ thuộc vào Mc, cho thấy rằng người lái hoàn toàn đảm nhận lực này Tại đoạn AC, lực Pc cũng phụ thuộc vào Mc, phản ánh cảm nhận của người lái về chất lượng mặt đường, với điểm C được chọn là Pc = 160N.
Từ C trở đi: Pc = f(Mc) song song với đường Pl = f(Mc).
Hiệu số tọa độ giữa hai đường Pl và Pc tạo ra lực do bộ cường hóa, lực này chịu ảnh hưởng bởi áp suất môi trường làm việc và đường kính của xi lanh.
Khi lựa chọn kích thước của Pc, nếu chọn Pc lớn, việc quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ trở nên nặng nề hơn Ngược lại, nếu chọn Pc quá nhỏ, người lái sẽ không cảm nhận được chất lượng mặt đường một cách rõ ràng.
Tính toán xi lanh lực
Kích thước nhỏ của hệ thống trợ lực lái yêu cầu áp suất dầu phải cao, trong khi kích thước lớn hơn lại cần áp suất thấp hơn Áp suất dầu được tạo ra bởi bơm dầu có giới hạn nhất định, do đó kích thước của xi lanh cần được thiết kế hợp lý để phù hợp với không gian trên xe.
Xác định đường kính trong xi lanh và đường kính cần piston.
- D x : Là đường kính trong của xi lanh
- p max : Là áp suất dầu cực đại trong hệ thống cường hóa,
- d: Là đường kính cần đẩy piston Nó chính là đường kính của thanh răng, d = 26mm.
- P x : Là lực tác dụng lên đầu cần đẩy của piston được xác định như sau:
+ P: Là lực tác dụng lên vành tay lái ứng với phần trăm của mô men cản thu nhận bởi cường hóa P P l max P vl 0 217,56 160 57,56 N
+ i c : Là tỷ số tỷ số truyền của cơ cấu lái, i c = 16.
+ Hiệu suất thuận của cơ cấu lái = 0,8.
Thay số vào ta được:
*Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xi lanh lực:
Lấy chiều dày của xi lanh lực là 4mm, thì đường kính ngoài của xi lanh lực là:
- Vật liệu làm xi lanh chọn là thép 40XH
Vậy σ¿ ¿ , xi lanh lực đủ bền.
Xác định năng suất của bơm
Năng suất của bơm phụ thuộc vào khả năng của xi lanh lực trong việc làm quay bánh xe dẫn hướng nhanh hơn khả năng của người lái Nếu không đảm bảo điều kiện này, người lái sẽ phải tiêu tốn nhiều lực khi quay vòng nhanh, không chỉ để thắng lực cản mà còn để đẩy dầu trong xi lanh Do đó, việc chọn bơm có lưu lượng đủ lớn là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Trong đó: η b : Hiệu suất thể tích của bơm đối với bơm cánh gạt, η b = 0,75 – 0,85 ta chọn η b = 0,8. δ = 0,05 – 0,1, chọn δ = 0,08 v: Là vận tốc chuyển động của piston (m/s).
Tốc độ quay vòng tối đa của người lái được xác định là 60 vòng/phút (v/p) Khi thực hiện 1,5 vòng quay, thời gian cần thiết là 1,5 giây, dẫn đến thanh răng dịch chuyển được tính là S = X1 = 93,82mm.
F: Là diện tích của xi lanh lực
Do vậy ta phải chọn bơm có năng suất thỏa mãn điều kiện:
Thực tế lưu lượng bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự rò rỉ của van phân phối Lưu lượng rò rì là ΔQ : ΔQ= ( 0 , 05÷0,1 ) Q b
Ta có: Q tt =Q b + ΔQ=1 ,08 Q b = 1,08.60,077 = 65 cm 3 s =3,9(l/phút).
Từ đó ta chọn bơm cường hóa:
Bơm cánh gạt kép có kết cấu nhỏ, hiệu suất từ 0.7 – 0.8, áp suất có thể đạt 100at, lưu lượng từ 4 – 100 l/p
Số vòng quay roto: n = 950 (vòng/phút)
Hiệu suất cơ khí: η ck = 0,8
Bơm bao gồm nhiều bộ phận quan trọng như cụm bơm tạo áp suất, cụm van điều tiết, van an toàn và lưu lượng Ngoài ra, bơm còn có các cụm vỏ và lắp, cùng với cốc đựng dầu được đặt riêng và kết nối với bơm qua ống dẫn dầu.
Tính các chi tiết của van phân phối
3.5.1.Tính góc xoay của van quay Δ= Δ ' + Δ '' (3.8)
Trong đó: Δ ' : Khe hở giữa mép van ống trong và van ống ngoài
- Q b : Lưu lượng dầu cung cấp cho bộ cường hòa làm việc, Q b = 65 cm 3 s
- d: Đường kính thanh răng, d = 26mm
- g: Gia tốc trọng trường, g = 10(m/s 2 )00 (cm/s 2 ).
- Δ p : Là tổn thất áp suất ở hành trình không tải, Δ p =3N/cm 3
- γ d : Trọng lượng riêng của dầu γ d = 0,09N/cm 3
* Độ trùng khớp cực đại của mép van ống trong và ngoài, được xác định từ điều kiện lượng lọt dầu của van xoay (Q1) Δ '' =ε 2 π.d.P max
Do Δ '' quá nhỏ nên lấy Δ '' = 0,01cm
Vậy hành trình toàn bộ van xoay xê dịch về một phía: Δ= ' '' 0,05 0,01 0,06 cm0,6mm
Với van xoay thì khi mở van để đi cường hóa sẽ phải xoay thanh xoán đi một góc là: α = l
Trong đó: l: Là hành trình của van xoay đi hết khi cường hóa, l = 0,7.
R: Là bán kính van ống trong của van phân phối, R = 20mm
Vậy thanh xoán sẽ phải xoắn đi một góc 1,72 độ, thì đường dầu đi cường hóa mới làm việc.
- Góc xoắn không tải (tính từ thời điểm bắt đầu tác động của cường hóa ):
(3.11) trong đó: Δ ' : Hành trình van xoay tới lúc bắt đầu che kín rãnh thoát dầu Δ ' =0,6mm.
R vl : Bán kính vành lái, R vl = 190mm i: Tỷ số truyền lực tới vành tay lái i=R vl i c l 0 16
- Tỷ số truyền của cơ cấu lái i c = 16 ϕ o = Δ ' i
- Chiều dài đòn quay bên l = 180
, phù hợp với yêu cầu.
- Góc quay tự do toàn bộ: ϕ o ' là góc quay cho phép của vành tay lái khi cường hóa không hoạt động.
Ta chọn vật liệu chế tạo thanh xoắn là thép lò xo có mô đun đàn hồi G = 8.10 4 N/ mm.
Để tính toán đường kính của thanh xoắn, cần đảm bảo rằng khi bắt đầu trợ lực với lực đặt lên vành tay lái Pvl = 30N, thanh xoắn phải xoắn một góc θ = 0,03rad Ứng suất xoắn của thanh xoắn được xác định bằng công thức τ = Pvl Rvl.
Góc xoắn của thanh xoắn được xác định theo công thức: θ=2.τ.L
Chiều dài của thanh xoắn L0mm
Tính mối ghép then hoa
+ Về độ bền dập Ứng suất dập trên bề mặt răng: σ d = 2 T d tb l h z ≤ [ σ d ]
- T: Mô men xoắn trên trục T = 5700Nmm.( mô men làm thanh xoắn bắt đầu bị xoắn ).
- l: Chiều dài làm việc của mối ghép l = 16 mm.
- dtb: Đường kính trung bình mối ghép, dtb = 14,5mm.
- h: Chiều cao làm việc của răng, h = 0,9mm.
14,5.16.0,9.69,1(N/mm 2 ) Ở đây ta có mối ghép then cố định, nên ứng suất dập cho phép được tính theo công thức:
- σ ch : Ứng suất dập của chi tiết có độ rắn thấp hơn( là bánh răng) Do bánh răng làm bằng thép 40X, tôi cải thiện, có σ ch = 550MPa U0 (N/mm 2 ).
- s: Hệ số an toàn, s = 1,5 – 4, chon s = 2
- Kt = Tmax/T: Hệ số tải trọng động, với Tmax = 54000Nmm: là mô men lớn nhất.
- Ks: Hệ số tập trung tải trọng, Ks = 1,1 – 1,6, chọ Ks = 1,2.
- Kr: Hệ số kể tới sự phân bố không đều tải trọng cho các răng, Kr = 1,6 – 3, chọn Kr = 1,8
- Kl: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, Kl = 1 – 4, chọn Kl = 1,2.
Như vậy σ d ≤ [ σ d ] , then đảm bảo độ bền dập.
Để đảm bảo độ bền mòn cho bề mặt làm việc của răng then hoa, ứng suất quy ước tính về mòn σ m cần phải tuân thủ điều kiện: σ m = 2 T d tb l h z ≤ [ σ m ].
Ứng suất quy ước [ σ mq ] cho phép khi tính toán về mòn, dựa trên số chu kỳ làm việc cơ sở và tải trọng tĩnh, được xác định là 150 MPa, theo bảng 9.10.
- Kc: Hệ số chế độ tải trọng, tra bảng 9.11,[4], Kc = 0,63.
- KN: Là hệ số tuổi thọ, K N =
Với N`nL h = 60.60.15000T0.10 5 , n = 60 (vòng/phut), Lh = 15000h là tổng số giờ làm việc của mối ghép.
Hệ số Kr’ phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên các răng và sự trượt khác nhau trên bề mặt làm việc của trục quay, với giá trị dao động từ 1,1 đến 4,5 Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, nên chọn Kr’ bằng 4.
- Kb: Hệ số kể đến điều kiện bôi trơn mối ghép, với điều kiện bôi trơn trung bình Kb = 1.
Như vậy đảm bảo bền mỏi.
