MỤC LỤC MỤC LỤC 3LỜI NÓI ĐẦU 41 MỤC ĐÍCH Ý NGHĨA CỦA ĐỀ TÀI 42 TỔNG QUAN 42 1 TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI TRÊN ÔTÔ 42 1 1 Công dụng, phân loại, yêu cầu 42 1 1 1 Công dụng 52 1 1 2 Yêu cầu 52 1 1 3 Phân loại 172 1 2 Các sơ đồ hệ thống lái 172 1 2 1 Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo phụ thuộc 172 1 2 2 Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo độc lập 182 1 3 Cường hóa lái 182 1 3 1 Công dụng 192 1 3 2 Yêu cầu 192 1 3 3 Phân loại 232 1 3 4 Các thông số đánh giá 242 1 4 Dẫn động lái 252 1.
MỤC ĐÍCH Ý NGHĨA CỦA ĐỀ TÀI
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI TRÊN ÔTÔ
2.1.1 Công dụng, phân loại, yêu cầu
Hệ thống lái là một tập hợp các cơ cấu thiết yếu giúp ôtô duy trì hướng di chuyển xác định và cho phép thay đổi hướng khi cần thiết, đáp ứng yêu cầu về khả năng cơ động của xe.
Hệ thống lái bao gồm các bộ phận chính sau:
- Cơ cấu lái, vô lăng và trục lái: Dùng để tăng và truyền mômen do người lái tác dụng lên vô lăng đến dẫn động lái.
- Dẫn động lái: Dùng để truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng và để đảm bảo động học quay vòng đúng.
Cường hoá lái là một tính năng có thể có hoặc không trên xe, giúp giảm nhẹ lực quay vòng của người lái bằng cách sử dụng nguồn năng lượng từ bên ngoài Tính năng này thường được áp dụng cho các loại xe có tải trọng vừa và lớn.
Hệ thống lái phải đảm bảo những yêu cầu chính sau:
- Đảm bảo chuyển động thẳng ổn định,để đảm bảo yêu cầu này thì :
Hành trình tự do của vô lăng đề cập đến khe hở trong hệ thống lái khi vô lăng ở vị trí trung gian Khe hở này cần được duy trì ở mức tối thiểu, không vượt quá 15 độ khi có trợ lực và 5 độ khi không có trợ lực, nhằm đảm bảo độ chính xác và an toàn trong việc điều khiển phương tiện.
+ Các bánh dẫn hướng phải có tính ổn định tốt.
+ Không có hiện tượng tự dao động các bánh dẫn hướng trong mọi điều kiện làm việc và mọi chế độ chuyển động.
- Đảm bảo tính cơ động cao: tức xe có thể quay vòng thật ngoặt, trong một khoảng thời gian ngắn, trên một diện tích bé.
Để đảm bảo động học quay vòng đúng, cần tránh tình trạng bánh xe bị trượt lê, điều này sẽ giúp giảm mòn lốp, tiết kiệm công suất và nâng cao tính ổn định của xe.
- Giảm được các va đập từ đường lên vô lăng khi chạy trên đường xấu hoặc gặp chướng ngại vật.
Lực điều khiển lớn nhất cần tác dụng lên vô lăng (Plvmax) được quy định theo tiêu chuẩn quốc gia hoặc tiêu chuẩn ngành, đảm bảo việc điều khiển xe trở nên nhẹ nhàng và thuận tiện.
+ Đối với xe du lịch và tải trọng nhỏ: Plvmax không được lớn hơn 150 ÷ 200 N;
+ Đối với xe tải và khách không được lớn hơn 500 N.
Đảm bảo tỷ lệ hợp lý giữa lực tác dụng lên vô lăng và mô men quay của bánh xe dẫn hướng là rất quan trọng để duy trì cảm giác đường tốt Đồng thời, cần thiết lập sự tương ứng động học giữa góc quay của vô lăng và bánh xe dẫn hướng để cải thiện hiệu suất lái xe.
2.1.1.3 Phân loại a/ Theo vị trí bố trí vô lăng:
+ Vô lăng bố trí bên trái: ( tính theo chiều chuyển động ) dùng cho những nước xã hội chủ nghĩa trước đây, Pháp, Mỹ
+ Vô lăng bố trí bên phải : Dùng cho các nước thừa nhận luật đi đường bên trái như: Anh , Thuỵ Điển
Việc bố trí này nhằm đảm bảo tầm quan sát của người lái, đặc biệt là khi thực hiện các thao tác vượt xe Theo cấu trúc của hệ thống lái, có thể chia thành nhiều thành phần khác nhau.
Loại này có kết cấu đơn giản và bền vững, nhưng hiệu suất hoạt động thấp với ηth từ 0,5 đến 0,7 và ηng từ 0,4 đến 0,55 Hơn nữa, việc điều chỉnh khe hở ăn khớp trở nên phức tạp khi bố trí cung răng ở mặt phẳng đi qua trục vít.
Hình 2-1 Trục vít lăn - cung răng đặt giữa
1- Ổ bi; 2- Trục vít; 3- Cung răng; 4-Vỏ.
Cung răng có thể được đặt ở mặt phẳng trục vít hoặc bên cạnh, với ưu điểm của cung răng bên là giảm ứng suất tiếp xúc và mài mòn nhờ vào sự di chuyển liên tục của trục vít trên toàn bộ chiều dài răng Điều này không chỉ làm tăng tuổi thọ mà còn cải thiện khả năng tải trọng, đặc biệt phù hợp cho xe tải cỡ lớn Trục vít có thể có dạng trụ tròn hoặc glôbôít, trong đó dạng glôbôít với số răng ăn khớp nhiều hơn giúp giảm thiểu ứng suất tiếp xúc và mài mòn.
Ngoài ra còn cho phép tăng góc quay của cung răng mà không cần tăng chiều dài của trục vít
Hình 2-2 Cơ cấu loại trục vít hình trụ - cung răng đặt bên
1- Ổ bi ; 2 - Trục vít; 3- Cung răng ; 4- Vỏ.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít - cung răng không đổi và xác định theo công thức: iω 1
R0 - Bán kính vòng lăn của cung răng; t - Bước trục vít;
Z1 - Số mối ren trục vít.
Góc nâng của đường ren vít thường nằm trong khoảng từ 8° đến 12° Khe hở ăn khớp khi quay đòn quay đứng từ vị trí trung gian đến các vị trí biên thay đổi từ 0,03 đến 0,5 mm.
Sự thay đổi khe hở được đảm bảo nhờ mặt sinh trục vít và vòng tròn cơ sở của cung răng có bán kính khác.
Hình 2-3 Cơ cấu lái trục vít glôbôít - con lăn hai vành
1- Trục đòn quay đứng; 2- Đệm điều chỉnh; 3- Nắp trên; 4- Vít điều chỉnh; 5- Trục vít; 6- Đệm điều chỉnh; 7- Con lăn; 8- Trục con lăn.
Cơ cấu lái loại trục vít - con lăn (hình 2-3) được sử dụng rộng rãi trên các loại ô tô do có ưu điểm:
- Hiệu suất cao do thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn
Điều chỉnh khe hở ăn khớp là một quy trình đơn giản và có thể thực hiện nhiều lần Để điều chỉnh khe hở, trục của con lăn cần được bố trí lệch với trục của trục vít khoảng 5÷7 mm Khi di chuyển con lăn dọc theo trục quay của đòn quay đứng, khoảng cách giữa trục con lăn và trục vít sẽ thay đổi, dẫn đến sự thay đổi của khe hở ăn khớp.
Sự thay đổi khe hở ăn khớp từ vị trí giữa đến vị trí biên được thực hiện bằng cách dịch chuyển trục quay O2 của đòn quay đứng ra khỏi tâm mặt trụ chia của trục vít.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít - con lăn được xác định theo công thức sau:
R tZ i ω = πR K = π K = ω K (2.2) Ở đây : t- Bước của mối răng trục vít;
Z1- Số đường ren trục vít;
Rk- Bán kính vòng (tiếp xúc) giữa con lăn và trục vít (khoảng cách từ điểm tiếp xúc đến tâm đường quay đứng);
R0- Bán kính vòng chia của bánh răng cắt trục vít; i0- Tỷ số truyền giửa bánh răng cắt và trục vít.
Theo công thức đã nêu, iω biến đổi theo góc quay của trục vít, tuy nhiên mức thay đổi này không đáng kể, chỉ khoảng 5 đến 7% từ vị trí giữa đến vị trí biên, do đó có thể coi iω là hằng số.
Cơ cấu lái trục vít - chốt quay, như thể hiện trong hình 2-4, có khả năng thiết kế với tỷ số truyền thay đổi linh hoạt Điều này đạt được nhờ vào việc chế tạo bước răng trục vít theo nhiều cách khác nhau, cho phép áp dụng quy luật truyền động đa dạng.
Hiệu suất thuận và nghịch của cơ cấu lái này khoảng 0,7, thường được sử dụng trong hệ thống lái không có cường hoá, chủ yếu trên ôtô tải và khách Tuy nhiên, do độ phức tạp trong chế tạo và tuổi thọ không cao, cơ cấu này hiện nay ít được sử dụng Nếu bước răng trục vít không đổi, tỷ số truyền có thể được xác định bằng công thức iω = 2 R 2 t π cosϕ, trong đó ϕ là góc quay của đòn quay đứng.
R2 - Bán kính đòn đặt chốt.
Hình 2-4 Cơ cấu lái trục vít - chốt quay
1- chốt quay; 2- Trục vít; 3- Đòn quay.
+ Trục vít - Liên hợp êcu bi - Thanh răng - Cung răng
TỔNG QUAN VÀ GIỚI THIỆU CÁC HỆ THỐNG TRÊN XE THAM KHẢO
- Mitsubishi Grandis là một trong mẫu sedan chủ lực của hãng Mitsubishi : Grandis, Jolie, Pajero, Zinger
Mitsubishi Grandis sở hữu động cơ xăng 4G69 2,4 lít kết hợp với hộp số tự động 4 cấp, mang đến khả năng vận hành mạnh mẽ và bứt phá tốc độ khi cần thiết, đồng thời vẫn đảm bảo sự êm ái và tiện nghi cho hành khách.
Xe có thiết kế nội và ngoại thất thể thao trẻ trung, kết hợp với các điểm nhấn sang trọng và cao cấp Đặc biệt, xe được trang bị nhiều hệ thống an toàn và tiện nghi, bao gồm túi khí và hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS, đảm bảo sự an toàn và thoải mái cho người sử dụng.
Hình dáng tổng thể của ô tô Mitsubishi Grandis được thể hiện trên hình 2-20
Hình 2-20 Sơ đồ tổng thể xe Mitsubishi Grandis
Bảng 2-1 Bảng thông số kỹ thuật cơ bản xe Mitsubishi Grandis
TT Thông Số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
1 Trọng lượng bản thân xe G0 Kg 1650
2 Trọng lượng toàn bộ Gt Kg 2250
3 Chiều cao tổng thể(không tải) Ha mm 1680
4 Chiều rộng tổng thể Ba mm 1795
5 Chiều dài tổng thể La mm 4765
6 Chiều dài cơ sở L mm 2830
7 Khoảng sáng gầm xe - mm 165
8 Số chỗ ngồi (kể cả người lái) - Người 07
Vết bánh xe Trước Sau
2.2.2 Giới thiệu các hệ thống trên xe tham khảo
2.2.2.1 Động cơ lắp trên xe Động cơ 4G69 là loại động cơ được trang bị trên xe du lịch đời mới Grandis của hãng Mitsubishi Với trình độ kỹ thuật sản xuất tiên tiến của hãng Mitsubishi đã cho ra đời loại động cơ 4G69 có thể tích toàn bộ của động cơ nhỏ nhưng công suất phát ra lớn đã giúp cho việc bố trí động cơ trên xe được dễ dàng và tiết kiệm được vật liệu chế tạo động cơ Không những động cơ 4G69 có những ưu việt trên mà nó còn đóng góp vào công việc làm sạch môi trường và tiết kiệm nguồn tài nguyên cho con người Những loại động cơ xăng cổ điển dùng bộ chế hoà khí để hòa trộn hỗn hợp và sau quá trình cháy sản vật cháy đưa ra môi trường có hàm lượng chất độc hại rất cao như NOx, CO2, CO và một phần lượng nhiên liệu dư chưa cháy kịp Động cơ 4G69 với hệ thống nhiên liệu phun trực tiếp điều khiển bằng điện tử MPI và hệ thống kiểm soát khí thải đã phần nào khắc phục được những nhược điểm trên của các động cơ xăng dùng bộ chế hoà khí.
Hình 2-21 Động cơ 4G69 Bảng 2-2 Thông số động cơ 4G69
Loại xe Mitsubishi Grandis Động cơ 4G69
Số xy lanh và bố trí 4 máy thẳng hàng (1-3-4-2)
Dung tích xy lanh [cm 3 ] 2,378 Đường kính xy lanh x Hành trình piston [mm] 87x 100
Công suất cực đại [KW] 121 (tại 6000 vòng/ phút)
Mômem cực đại [N.m] 217 (tại 4000 vòng/ phút)
Góc mở sớm xupap nạp α1 0
Góc đóng muộn xupap nạp α 2 = 72 0
Góc mở sớm xupap thải α 3 = 54 0
Góc đóng muộn xupap thải α 4 = 21 0
Cách bố trí cam SOHC
Hình 2-22 Sơ đồ hệ thống phanh chính xe Mitsubishi Grandis
1- Đĩa phanh; 2- Vòng răng; 3- Xilanh chính; 4- Bầu trợ lực; 5- Công tắc; 6,12- Các cảm biến; 7- Dòng phanh 1; 8- Bộ thuỷ lực; 9- Đèn báo ABS; 10- Đèn báo phanh;
Hệ thống phanh xe thiết kế gồm:
Hệ thống phanh chính (phanh chân) bao gồm phanh trước và phanh sau được thiết kế dạng phanh đĩa, hoạt động bằng cách sử dụng thủy lực trợ lực chân không Hệ thống này phân phối lực phanh thông qua công nghệ điện tử (EDB) và được trang bị hệ thống chống trượt ABS, đảm bảo an toàn và hiệu quả khi phanh.
Phanh dừng (phanh tay): phanh cơ khí tác dụng lên bánh sau
Xylanh chính: Loại kép, đường kính xylanh: 23,8[mm].
Bầu trợ lực loại kép, chân không, đường kính có ích của xilanh: 205+230 [mm]
Phanh trước sử dụng loại má kẹp tùy động với 1 pittông, có đường kính hữu ích 241mm và độ dày đĩa 26mm Đường kính trong của xilanh con là 60,3mm, trong khi độ dày của má phanh đạt 10mm Hệ thống phanh được trang bị tính năng điều chỉnh khe hở tự động để đảm bảo hiệu suất tối ưu.
Phanh sau sử dụng loại má kẹp tuỳ động với 1 pittông, có kích thước đường kính có ích là 258mm và độ dày đĩa là 10mm Đường kính trong xilanh con đạt 38,1mm, trong khi độ dày của má phanh cũng là 10mm Hệ thống phanh được trang bị tính năng điều chỉnh khe hở tự động, đảm bảo hiệu suất phanh tối ưu.
Dầu phanh : DOT 3 hoặc DOT 4
Hành trình tự do của bàn đạp: 3-8 (mm)
Hệ thống lái của xe Mitsubishi Grandis được trang bị trợ lực, bao gồm các thành phần chính như vành tay lái, trục lái, các đăng truyền động, cơ cấu lái, bộ trợ lực thủy lực và bơm trợ lực lái.
Bộ trợ lực thuỷ lực giúp giảm lực điều khiển cho người lái, đồng thời giảm thiểu các lực va đập từ đường xấu lên vô lăng Ngoài ra, bộ trợ lực còn tăng cường tính an toàn khi một bánh xe dẫn hướng bị nổ, giúp người lái giữ tay lái ổn định để xe di chuyển thẳng và thực hiện phanh khẩn cấp.
+ Bơm trợ lực lái là loại bơm cánh gạt, được đặt trên thân động cơ và được truyền động từ trục khuỷu động cơ thông qua dây đai.
+ Tay lái có thể điều chỉnh theo 4 hướng: gật gù và xa-gần đến vị trí thích hợp làm tăng sự thoải mái cho người lái.
Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng có thiết kế nhỏ gọn và tỷ số truyền thấp, mang lại độ nhạy cao Với quy trình chế tạo đơn giản, cơ cấu này đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.
Hệ thống lái xe thiết kế gồm các thông số sau: Đường kính ngoài của vô lăng có túi khí: 380 (mm)
Số vòng quay tối đa: 3,4
Cột lái có thể điều chỉnh được, có cơ cấu giảm chấn và chỉnh nghiêng
Trợ lực lái dạng liên động
Hình thang lái sau trục trước.
Tỉ số truyền có trợ lực lái : 18,5
Cơ cấu lái loại bánh răng và thanh răng
Thể tích dầu trong trợ lực lái : 1,1 (lít)
Bơm dầu loại bơm cánh dẫn lượng cung cấp cơ sở : 9,6 cm 3 /vòng, áp suất tràn : 9,8 cm 3 /vòng, bình chứa loại độc lập
Tỷ số hành trình (hành trình thanh răng/số vòng quay tối đa của vô lăng): 44,1
Hành trình thanh răng: 152 (mm)
Hình 2-24 Cơ cấu lái bánh răng – thanh răng
1-Thanh răng; 2-Ổ bi; 3-Bánh răng; 4-Ổ bi; 5-Vòng làm kín; 6-Đai ốc; 7-Nắp cao su; 8-Đệm ép; 9-Lò xo; 10-Nút ,Đai ốc
Hình 2-25 Sơ đồ lắp cơ cấu lái bánh răng-thanh răng
2.2.2.4 Hệ thống treo a) Hệ thống treo trước
Là loại thanh chống McPherson có lò xo ống,
Bộ giảm chấn thuỷ khí tác động kép
Lò xo với các thông số: đường kính dây: 14 (mm), đường kính trung bình: 164÷169 (mm), chiều dài tự do: 352 (mm)
Hình 2-26 Hệ thống treo trước.
1-Lò xo cuộn; 2-Đòn ngang trục trước; 3-Thanh ổn định; 4-Ống giảm chấn; 5-
Thanh dẫn hướng 6-Trục trước số 1 là một cấu trúc biến thể của loại hai đòn với chiều dài khác nhau, trong đó chiều dài đòn trên bằng không Trụ quay đứng hoặc thanh nối hai đòn được thiết kế dưới dạng ống lồng có khả năng thay đổi độ dài, giúp đảm bảo động học cho xe Nhờ vào thiết kế này, hệ thống treo có thể tích hợp giảm chấn, từ đó đơn giản hóa cấu trúc, giảm số lượng khâu khớp, cũng như giảm khối lượng và không gian cần thiết cho hệ thống treo.
Tuy nhiên nhược điểm của chúng là chất lượng chế tạo ống trượt cao, thông số động học hơi kém b) Hệ thống treo sau
Là loại hệ thống treo đa liên kết, sử dụng lò xo trụ, giảm chấn thuỷ lực, xi lanh tác động kép
Hình 2-27 Hệ thống treo sau.
1,6-Đòn ngang; 2-Thanh cân bằng; 3-Lò xo cuộn; 4-Ống giảm chấn; 5-Thanh dẫn hướng; 7-Thanh ổn định; 8-Thanh ngang treo sau
Lò xo trụ có đường kính dây 15 mm, đường kính trung bình 115 mm và chiều dài tự do đạt tiêu chuẩn 258 mm, với hệ thống treo cao 263 mm Giảm chấn được sử dụng cho hệ thống treo sau là loại giảm chấn thủy lực với tác động kép.
2.2.2.5 Hệ thống truyền lực a Hộp số
Hộp số trên xe là loại tự động, với động cơ đặt ở phía trước và cầu trước chủ động, được thiết kế gọn nhẹ Bộ vi sai được lắp đặt bên trong, do đó nó còn được gọi là hộp số tích hợp.
“Hộp số có vi sai”
Hộp số tự động cho phép chuyển số một cách tự động tại thời điểm tối ưu, dựa vào tải động cơ và tốc độ xe So với hộp số thường, hộp số tự động mang lại nhiều ưu điểm vượt trội.
Làm giảm mệt mỏi cho lái xe bằng cách loại bỏ các thao tác cắt ly hợp và thường xuyên chuyển số
Chuyển số một cách tự động và êm dịu tại các tốc độ thích hợp với chế độ lái xe
Việc kết nối động cơ và dòng dẫn động bằng thủy lực thông qua biến mô giúp tránh tình trạng quá tải, mang lại hiệu suất tốt hơn so với việc kết nối bằng cơ khí.
Hình 2-28 Cấu tạo hộp số tự động F4A4B-2-N4Z
1 Bộ truyền hành tinh; 2 Bộ biến mô; 3 Bộ truyền động cuối cùng
Hộp số tự động gồm các bộ phận chính sau:
Bộ biến mô thủy lực
Bộ bánh răng hành tinh
Bộ điều khiển thuỷ lực
Bộ truyền động cuối cùngCác thanh điều khiểnDầu hộp số tự động
Bảng 2-3 Các tỷ số truyền của hộp số F4A4B-2-N4Z
Tỷ số truyền hộp số
Tỷ số truyền bánh răng cuối cùng
Ly hợp trên xe là loại ly hợp một đĩa ma sát khô, sử dụng cơ hoành và được điều khiển bằng hệ thống thủy lực Loại dầu được khuyến nghị cho ly hợp này là dầu DOT 3 hoặc DOT 4.
- Chiều cao bàn đạp ly hợp : 226 ÷ 229 (mm)
- Kích thước đĩa ly hợp : 230 x 155 (mm)
- Hành trình tự do của bàn đạp ly hợp : 4 ÷ 13 (mm)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI XE DU LỊCH 7 CHỖ 2,25 TẤN
CÁC THÔNG SỐ THAM KHẢO
Bảng 3-1 Các thông số tham khảo
TT Thông Số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
1 Chiều dài cơ sở của xe L 2830 mm
2 Chiều dài đòn quay đứng l 168 mm
3 Khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng m 1350 mm
4 Góc doãng bánh xe dẫn hướng α 2 Độ
5 Góc nghiêng ngang trụ quay đứng β 8 Độ
7 Bán kính vô lăng Rvl 190 mm
8 Tỷ số truyền của cơ cấu lái iω 18,5
Trọng lượng phân bố lên cầu trước G1 1060 Kg
CHỌN LOẠI HỆ THỐNG LÁI VÀ SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG
3.2.1 Chọn loại hệ thống lái
Trong phần phân loại hệ thống lái, tôi đã phân tích các ưu và nhược điểm của từng loại Hiện nay, nhiều xe du lịch ưa chuộng hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng nhờ vào độ tin cậy cao, thời gian phản hồi nhanh, kết cấu đơn giản và trọng lượng nhẹ Vì vậy, trong đồ án này, tôi chọn hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng cho thiết kế xe của mình.
Hình 3-1 Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng
1- Lỗ ren; 2- Bánh răng; 3- Thanh răng; 4- Bulông hãm; 5- Đai ốc điều chỉnh khe hở bánh răng thanh răng; 6- Lò xo; 7- Dẫn hướng thanh răng
Trên hình 3-1 là kết cấu của cơ cấu lái bánh răng - thanh răng.
Bánh răng có thể có dạng răng thẳng hoặc răng nghiêng, trong khi thanh răng trượt trong các ống dẫn hướng Để đảm bảo sự ăn khớp mà không có khe hở, bánh răng được ép chặt vào thanh răng bằng lò xo Ưu điểm của hệ thống này là mang lại độ chính xác cao và hiệu suất hoạt động ổn định.
- Có tỷ số truyền nhỏ, iω nhỏ dẫn đến độ nhạy cao Vì vậy được sử dụng rộng rãi trên các xe đua, du lịch, thể thao
- Kết cấu gọn, đơn giản, dễ chế tạo.
- Lực điều khiển tăng (do iω nhỏ).
- Không sử dụng được với hệ thống treo trước loại phụ thuộc.
- Tăng va đập từ mặt đường lên vô lăng.
3.2.2 Chọn sơ đồ dẫn động
Trong đồ án thiết kế này, em đã chọn sơ đồ dẫn động lái kết hợp với hệ thống treo độc lập, vì nó phù hợp với hệ thống treo của xe tham khảo Giải pháp này hiện đang được trang bị rộng rãi trên nhiều dòng xe du lịch hiện nay.
Dẫn động lái với hệ thống treo độc lập có nhiều ưu điểm hơn so với dẫn động lái với hệ thống treo phụ thuộc bởi :
+ Kết cấu nhỏ gọn, tốc độ cao
+ Tăng độ êm dịu chuyển động của xe
+ Tăng tính điều khiển và ổn định của xe, tăng khả năng bám đường
+ Giảm được hiện tượng dao động của các bánh xe dẫn hướng
Hình 3-2 Sơ đồ dẫn động lái với hệ thống treo độc lập.
1-Vô lăng; 2- Trục lái; 3-Cơ cấu lái; 4-Trục ra; 5-Đòn quay đứng; 6-Bộ phận hướng của hệ thống treo; 7-Đòn kéo bên; 8-Đòn lắc; 9-Bánh xe.
XÁC ĐỊNH MÔMEN CẢN QUAY VÒNG CỦA CÁC BÁNH XE DẪN HƯỚNG
Mômen cản quay vòng là yếu tố quan trọng khi ô tô quay vòng tại chỗ, bao gồm mômen do lực cản lăn M1, mômen cản từ phản lực ngang tại vết tiếp xúc M2 và mômen ổn định từ các bánh xe dẫn hướng M3.
M1 ≈ f.Gbx.a (3.2) Ở đây: Gbx- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng;
G1 - Trọng lượng phân bố lên cầu trước G1 = 1060 (Kg)
Thế vào (3.3) ta được: Gbx = 0,5 10398,6= 5199,3 (N) f- Hệ số cản lăn 0,016÷0,018; chọn f = 0,017. a- Cánh tay đòn
+ Đối với xe cỡ vừa và nhỏ thì a = 30÷60 mm
+ Đối với xe cỡ lớn thì a = 60÷100 mm
Với xe thiết kế ta chọn a = 40 mm
Theo ký hiệu lốp 215/55R17 tính r0 như sau : r0 =( B +
2 d ) 25,4 (3.4) Ở đây : B-Bề rộng của lốp
B!5 (mm). d- Đường kính vành bánh xe d (insơ).
Hình 3-3 Sơ đồ tính toán mô men cản quay vòng do tác dụng của lực cản lăn
Y- Lực ngang tổng hợp; x- Độ dịch về phía sau của điểm đặt lực ngang tổng hợp so với tâm diện tích tiếp xúc giữa lốp với mặt đường do sự đàn hồi bên của lốp gây ra (hình 3.4).
Hình 3-4 Sơ đồ xác định mô men cản quay vòng gây ra do lực ngang
Hình 3-5 minh họa sự lăn của bánh xe đàn hồi dưới tác dụng của lực ngang, với hai trường hợp: không có lực ngang (a) và có lực ngang (b) Khi bánh xe lăn dưới lực ngang, do tính đàn hồi của lốp, nó sẽ lăn lệch và vết tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường sẽ quay tương đối với mặt phẳng bánh xe Sự biến dạng ngang của lốp tăng dần từ phía trước đến phía sau vết tiếp xúc, dẫn đến điểm đặt lực ngang tổng hợp.
Y dịch về phía sau so với tâm một lượng x (hình 3-5c).
Một cách gần đúng có thể thừa nhận x l k
= 1 ; ở đây lk- chiều dài vết tiếp xúc, tức là: x≈0,5 r 2 −r bx 2 ϕ n - Hệ số bám ngang 0,85÷0,9 ; chọn ϕ n = 0,85
Khi tính toán mô men cản quay M3, có thể bỏ qua thành phần này do giá trị nhỏ so với các mô men khác, hoặc tính đến bằng một hệ số nhất định Nếu giả định rằng cầu trước có hai bánh xe dẫn hướng và quy dẫn mô men cản quay của chúng về trục của đòn quay đứng, ta sẽ có mô men cản quay tổng.
Trong đó: ηdđ- Hiệu suất của dẫn động lái; chọn ηdd= 0,98 idd - Tỷ số truyền của dẫn động lái có giá trị 0,85÷1,1; chọn idd = 1,0
KM3- Hệ số tính đến ảnh hưởng của mô men ổn định các bánh xe dẫn hướng M3; Khi tính toán có thể lấy KM3 =1,07÷1,15 Chọn KM3 = 1,12
XÁC ĐỊNH LỰC CẦN THIẾT TÁC DỤNG LÊN VÔ LĂNG
Lực cần thiết tác dụng lên vô lăng được xác định theo công thức sau max
R- Bán kính vô lăng: R = 190 (mm)= 0,190 (m) (chọn theo xe tham khảo) ic– Tỷ số truyền động học của cơ cấu lái; iω = 18,5 (chọn theo xe tham khảo) ηt - Hiệu suất thuận cơ cấu lái
Với hệ thống lái thanh răng - bánh răng ηt = (0,8÷0,9) chọn ηt = 0,9 idd – tỷ số truyền dẫn động lái (idd = (0,85÷1,1) chọn idd = 1)
0,190.18,5.1.0,94,88 (N) Lực Plmax 4,88 nhỏ hơn [Plmax] 0 (N) nên thỏa mãn điều kiện Tuy nhiên vì xe thiết kế là loại xe du lịch nên cần phải bố trí trợ lực lái
Khi chọn bộ trợ lực lái sao cho nó phải đảm bảo :
+ Khi trợ lực hỏng vẫn đảm bảo hệ thống lái làm việc tuy có hơi nặng
+ Thời gian chậm tác dụng nhỏ
Để đảm bảo an toàn khi lái xe, cần duy trì tỷ lệ hợp lý giữa góc quay của vô lăng và góc quay của bánh xe dẫn hướng Khi sức cản quay vòng gia tăng, lực tác động lên vô lăng cũng phải tăng theo để người lái có thể cảm nhận được tình trạng đường, nhưng không nên vượt quá mức 100 đến 150 N.
+ Không xảy ra hiện tượng tự cường hóa khi ô tô chạy qua những chỗ lồi lõm, rung xóc
CHỌN LOẠI TRỢ LỰC LÁI VÀ PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ TRỢ LỰC LÁI
So với các loại trợ lực lái khác như trợ lực khí nén và trợ lực điện, trợ lực lái thủy lực có kết cấu đơn giản, thời gian tác động nhanh và hiệu suất trợ lực cao nhất Công nghệ chế tạo hiện đại cho phép thiết kế bộ trợ lực thủy lực nhỏ gọn, khiến nó trở thành lựa chọn phổ biến trong ngành công nghiệp ô tô hiện nay Do đó, trong đồ án này, tôi đã chọn hệ thống lái trợ lực thủy lực cho thiết kế xe Hệ thống này bao gồm bơm thủy lực, van phân phối, xilanh lực và các đường ống dẫn dầu.
Sau khi đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hóa, tôi đã chọn phương án bố trí xi lanh trợ lực ở hình thang lái và van phân phối ở phía trước cơ cấu lái Phương án này là lựa chọn tối ưu cho việc tính toán và thiết kế, vì nó tương thích tốt với cơ cấu lái thanh răng - bánh răng mà tôi đã chọn.
Hình 3-11 Sơ đồ bố trí trợ lực lái xe thiết kế
1-Cơ cấu lái; 2-Van phân phối; 2-Thanh kéo dọc; 3-Xilanh lực; 4-Cơ cấu hình thang lái; 5-Cầu dẫn hướng; 6-Trục lái; 7-Vô lăng; 8-Bánh xe
TÍNH TOÁN KIỂM TRA HÌNH THANG LÁI
Khi kiểm tra động học hình thang lái, cần xác định mối quan hệ thực tế giữa các góc quay của bánh dẫn hướng và một ôtô cụ thể, sau đó so sánh với mối quan hệ lý thuyết mà không tính đến độ biến dạng của lốp.
Để ô tô quay vòng mà không bị trượt, điều kiện cần và đủ là tất cả các bánh xe phải quay quanh cùng một tâm quay O Đối với ô tô hai cầu, trong đó cầu trước dẫn hướng, tâm quay sẽ được xác định rõ ràng.
O nằm ngoài ôtô như trên hình 3-12 và liên hệ với nhau theo biểu thức:
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các yếu tố quan trọng liên quan đến góc quay của bánh dẫn hướng, bao gồm góc quay của bánh dẫn hướng phía trong (α) và góc quay của bánh dẫn hướng phía ngoài (β) Đồng thời, khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng (m) cũng được đề cập, với giả định rằng các góc nghiêng được bỏ qua và trụ quay được coi là thẳng đứng.
L - Chiều dài cơ sở của xe.
Hình 3-12 minh họa động học quay vòng lý tưởng và thực tế khi sử dụng hình thang lái Phần a thể hiện động học quay vòng lý tưởng, trong khi phần b phản ánh động học quay vòng thực tế Khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng được ký hiệu là m, với giả định bỏ qua các góc nghiêng của trụ quay.
L - Chiều dài cơ sở; α, β- Các góc quay của bánh dẫn hướng phía trong và phía ngoài;
Để đảm bảo mối quan hệ chính xác giữa α và β, cần một cơ cấu phức tạp với 18 khâu Tuy nhiên, có thể sử dụng các cơ cấu đơn giản hơn như đĩa hình sao elíp, truyền động culít, truyền động xích và cơ cấu hình thang Trong đó, cơ cấu hình thang với các khớp nối, đặc biệt là hình thang lái Đan Tô, hiện đang được sử dụng phổ biến do tính ổn định và đơn giản hơn so với ba cơ cấu còn lại.
Khi dùng hình thang lái thì tâm quay vòng O của các bánh xe trước không nằm trên trục sau mà nằm ở khoảng cách Lht < L cách đường AB (hình 3-12b)
L thì rõ ràng tỷ số λ càng gần đơn vị thì hình thang lái càng hoàn thiện
Giá trị của λ có thể tính từ các quan hệ hình học sau :
Lht = OA.sinβ , mà : sin
Suy ra : Lht = m sin( - ) sin sin α α β β và λ = L ht
Nhiệm vụ thiết kế hình thang lái là xác định các thông số kích thước và lắp đặt để tỷ số λ đạt giá trị gần nhất với 1 Công thức tính toán liên quan đến các yếu tố như m, L, α và β, trong đó L = m L sin(α) sin(β) sin(α - β).
+ Dựa vào đồ thị biểu diễn quan hệ giữa x và m
L (hình 3-13) ta xác định giá trị của x với ba giá trị thường gặp nhất của tỷ số y = l n là 0,12 ; 0,14 ; 0,16 Chọn y 0,12
2,83= 0,477 gióng lên đường 1 cắt đường 1 tại 1 điểm ứng với x 0,68
+ Sau khi có m, x, y ta xác định được các thông số còn lại của hình thang lái dựa vào các quan hệ hình học sau : θt = arctg[xL/(0,5.m)] (3.9)
Chiều dài của đòn kéo ngang n (m) : n1 2 cos t m y θ
1 2.0,14.cos 71, 2+ =1,25 (m) (3.10) Chiều dài của đòn kéo bên l (m) : l= n.y = 1,25.0,14 = 0,15 (m) (3.11)
Hình 3-13 Sơ đồ hình thang lái và đồ thị biểu diễn quan hệ x=f(m/L).
1; 2 và 3 – Tương ứng với y = 0,12; 0,14 và 0,16.
Từ sơ đồ trên ta tìm được quan hệ hình học giữa β, θ và α
.cos( ) sin( ) 2 .sin 2 .sin arcsin
Phương pháp đặt hình thang lái theo góc θ thường không thuận tiện do khó khăn trong việc đo đạc chính xác góc này Để cải thiện tính tiện lợi, người ta đã quy định độ dài giao điểm của hai cánh tay đòn kéo dài đến cầu trước, được gọi là đoạn xL.
Trên (Hình 3-13) ta có: θ t = arctg [ 0 , x 5 L m ] (3.13)
Sử dụng phương trình (3.12) và đồ thị (Hình 3-13) có thể xác định các giá trị của θ
3.6.2 Kiểm tra động học quay vòng
+ Khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng: m = 1,35 (m)
+ Chiều dài cơ sở của xe: L = 2,83 (m)
+ Chiều dài của đòn kéo ngang : n = 1,25 (m)
+ Chiều dài đòn quay đứng : l = 0,15 (m)
Cho góc quay của bánh dẫn hướng phía trong α = 1 0 ÷ 45 0
+ Xác định góc quay lý thuyết βlt của bánh dẫn hướng phía ngoài theo công thức:
+ Xác định góc quay thực tế βtt của bánh dẫn hướng phía ngoài theo công thức (3.14) trên.
.cos( ) sin( ) 2 .sin 2 .sin arcsin
+ Sai số tương đối giữa góc quay thực tế so với góc quay lý thuyết của bánh dẫn hướng phía ngoài:
100 % lt lt tt β β ε = β − (3.15) Điều kiện ε < 5%
Lập bảng tính ta được:
Bảng 3-2 Bảng giá trị các góc quay của các bánh xe dẫn hướng α (độ) tgα βlt θ1+α cos(θ1+α) sin(θ1+α) βtt ε(%)
Hình 3-14 Đồ thị biểu diễn quan hệ góc quay các bánh xe dẫn hướng
Theo bảng 3-2, sai số tương đối giữa góc quay thực tế và góc quay lý thuyết ε luôn nhỏ hơn 5% Điều này cho thấy hình thang lái của ô tô được thiết kế đạt chất lượng tốt, giúp các bánh xe dẫn hướng giảm thiểu tình trạng trượt khi quay vòng.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU LÁI
Các thông số ta có :
+ Khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng: m = 1,35 (m)
+ Chiều dài cơ sở của xe: L = 2,83 (m)
+ Chiều dài của đòn kéo ngang : n = 1,25 (m)
+ Chiều dài đòn quay đứng : l = 0,15 (m)
+ Khoảng cách giữa đòn ngang và trụ trước : y = 165 mm
+ Chiều dài đòn thanh nối bên hình thang lái : p = 240 mm
3.7.1 Xác định chiều dài làm việc của thanh răng
Hình 3-15 Sơ đồ hình thang lái khi xe chạy thẳng
Từ hình 3-15 ta có quan hệ biểu thức sau : X = − m 2 .cos ( l θ + p cos γ ) trong đó : sin sin y l p γ = − θ cos γ = 1 sin − 2 γ = 1 p p 2 − − ( y l sin θ ) 2
Hình 3-16 Sơ đồ hình thang lái khi xe chạy vòng
Khi bánh dẫn hướng quay đi một góc βmax = 45 0 thì thanh răng dịch chuyển một đoạn là X1 : X 1 =l.cos(θ −β)+ p.cosγ ' −(l.cosθ + p.cosγ) (3.17)
Trong đó : cos γ ' = 1 p 2 − ( y − l sin( θ − β )) 2 p (3.18) cosγ 1 sin 2 γ 1 p 2 ( y l sinθ) 2 p − −
Do thanh răng quay về cả hai bên, khoảng cách làm việc của thanh răng cần thỏa mãn điều kiện L > 2 Với X1 = 2.66 = 132 mm, chiều dài đoạn làm việc của thanh răng (đoạn có răng) được chọn là L = 140 mm.
Vậy thanh răng đủ dài để xe có thể quay vòng dễ dàng mà không bị chạm.
3.7.2 Các thông số bộ truyền cơ cấu lái
3.7.2.1 Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng Để xác định được bán kính vòng lăn của bánh răng ta có thể thực hiện theo các phương pháp sau:
Để đảm bảo tính chính xác trong thiết kế, cần lựa chọn đường kính vòng lăn của bánh răng trước, từ đó xác định số vòng quay của bánh răng có phù hợp hay không Cụ thể, với một số vòng quay (n) nhất định, thanh răng phải có khả năng dịch chuyển một đoạn X1 = 66 mm.
Chọn số vòng quay của vành lái trước, sau đó xác định bán kính vòng lăn của bánh răng Trong cơ cấu lái loại thanh răng - bánh răng, số vòng quay của vành lái tương ứng với số vòng quay của bánh răng.
Dựa vào xe tham khảo chọn số vòng quay của vô lăng quay về 1 phía ứng với bánh xe quay là n = 1,7 (vòng)
3.7.2.2 Xác định các thông số của bánh răng
Tính số răng của bánh răng Z: Áp dụng công thức : β cos
Đường kính vòng chia (Dc) của bánh răng được tính bằng công thức Dc = 2.Rbr, với Rbr là bán kính bánh răng, cho kết quả là 16 mm Môduyn pháp tuyến (mn) của bánh răng được chọn theo tiêu chuẩn là mn = 2,5 mm Góc nghiêng ngang (β) của bánh răng nằm trong khoảng từ 8° đến 20°, và trong trường hợp này, góc nghiêng được chọn sơ bộ là 14°.
Từ công thức (3.21) ta suy ra số răng của bánh răng :
2,5 = 6,21 Chọn số răng của bánh răng là: Z = 6 răng.
Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có :
6 = 0.9375 => = arccos 0,937 = 20 0 Môduyn ngang của bánh răng : m t β cos m n
Số răng tương đương: Z tđ =cos3 β
Như vậy Ztđ = 8 > 6 do vậy không thể xảy ra hiện tượng cắt chân răng
Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng :
- Đường kính vòng đáy chân răng:
- Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy = 20 0
- Đường kính cơ sở của bánh răng:
- Chiều cao răng : h= 2,25.mn =2,25,2,5 = 5,625 (mm)
- Độ hở hướng tâm: c = 0,25.mn = 0,25.2,5 = 0,625 (mm)
Hình 3-17 Kích thước hình học của bánh răng.
3.7.2.3 Xác định kích thước và thông số của thanh răng
Hình 3-18 Kích thước hình học của thanh răng
- Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng :
- Môđun thanh răng là mn = 2,5 mm.
- Chiều cao của răng thanh răng h = 2,25.mn = 2,25.2,5 = 5,62 (mm)
- Số răng cần thiết trên thanh răng để khi quay vòng xe không bị chạm:
= =t Chọn số răng trên thanh răng ZCT = 16 răng
3.7.2.4 Xác định thông số,tính toán bộ trợ lực lái
Lực tác dụng lên vành tay lái: Pmax = 194,88 (N)
Tỉ số truyền cơ cấu lái : i ω = 18,5 (chọn theo xe tham khảo)
Ta có : lực đặt lên vành tay lái do người lái tạo ra (PNL) là:
- Khi đó lực tác dụng lên bộ cường hóa (P h ) là:
Hình 3-19 Sơ đồ tính đường kính xi lanh trợ lực.
Trong đó : p – áp suất chất lỏng hệ thống thủy lực ( 40-100 KG/cm 2 )
Chọn p = 40 (KG/cm 2 ) i– tỷ số truyền từ bộ cường hóa tới vành tay lái vì cơ cấu lái là bánh răng - thanh răng nên i = iω = 18,5
DXL - Đường kính làm việc của xilanh công tác của trợ lực [cm]
DTR - Đường kính phần trục piston ta có D tr = 32 mm = 3,2 cm
