đồ án thiết kế hệ thống ô tô tải

Đồ án tốt nghiệp Thiết kế hệ thống lái xe tải MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU 4 CHƯƠNG I 5 TỔNG QUAN HỆ THỐNG LÁI 5 1 Công dụng, phân loại và yêu cầu 5 1 1 Công dụng 5 1 2 Các trạng thái quay vòng của xe.

Công dụng, phân loại và yêu cầu

Hệ thống lái ô tô có chức năng thay đổi hướng di chuyển bằng cách quay các bánh xe dẫn hướng, đồng thời giữ cho ô tô di chuyển thẳng hoặc theo đường cong khi cần thiết.

Việc điều khiển hướng chuyển động của xe bắt đầu từ vành lái, nơi nhận lực tác động từ người lái và truyền vào hệ thống lái Trục lái chuyển mô men từ vô lăng tới cơ cấu lái, và cơ cấu lái tăng mô men này để truyền từ vành lái tới các thanh dẫn động lái, giúp chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng Để thực hiện việc quay vòng, người lái cần tác dụng lực vào vô lăng, đồng thời có phản lực từ mặt đường tác động lên bánh xe Để quay vòng chính xác, các bánh xe dẫn hướng phải quay quanh một tâm quay tức thời.

1.2 Các trạng thái quay vòng của xe

Quá trình chuyển động và thay đổi hướng của xe trên đường là một quá trình phức tạp Khi xe di chuyển trên đường vòng với tốc độ thấp, mỗi góc quay của vành tay lái sẽ tương ứng với một bán kính quay vòng nhất định Điều này có thể được xem là trạng thái quay vòng tĩnh, cho phép xe quay vòng một cách hiệu quả.

Trong thực tế, xe thường di chuyển với tốc độ cao, dẫn đến quá trình quay vòng diễn ra động Hai trạng thái quay vòng phổ biến là quay vòng thiếu và quay vòng thừa, xảy ra do sự thay đổi tốc độ di chuyển, cũng như ảnh hưởng từ độ đàn hồi của lốp và hệ thống treo.

Khi thực hiện quay vòng xe, nếu thiếu góc quay, người lái cần tăng góc quay vành lái một lượng δ v1 để đạt bán kính R0 Ngược lại, trong trường hợp quay vòng thừa, người lái phải giảm góc quay vành lái một lượng ∂ v1 để điều chỉnh về bán kính R0.

Quay vòng thừa và quay vòng thiếu là những trạng thái nguy hiểm có thể làm mất ổn định và kiểm soát xe, do gia tăng lực ly tâm khi tốc độ quay vòng tăng Trong những tình huống này, người lái cần có kinh nghiệm xử lý tốt Ngoài ra, chất tải và độ đàn hồi của lốp cũng ảnh hưởng đến tính năng quay vòng và an toàn chuyển động của xe, đặc biệt là đối với những xe có vận tốc lớn.

Trạng thái quay vòng thõa: RqvRo

1.3 Yêu cầu của hệ thống lái ô tô

Hệ thống lái là một trong những yếu tố quan trọng quyết định tính an toàn và ổn định chuyển động của ô tô Để đảm bảo hiệu quả hoạt động, hệ thống lái cần đáp ứng đầy đủ các yêu cầu cần thiết.

Đảm bảo tính năng vận hành cao của ô tô liên quan đến khả năng quay vòng nhanh và linh hoạt trong thời gian ngắn, ngay cả trên những diện tích hạn chế.

 Lực tác dụng lên vành lái nhẹ, vành lái nằm ở vị trí tiện lợi đối với người lái;

 Đảm bảo được động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt lết khi quay vòng;

Hệ thống trợ lực cần có tính tùy động để đảm bảo sự phối hợp chặt chẽ giữa tác động của hệ thống lái và sự quay vòng của bánh xe dẫn hướng.

 Tránh va đập truyền ngược từ bánh xe lên vành lái;

 Cơ cấu lái phải được đặt ở phần được treo để kết cấu hệ thống treo trước không ảnh hưởng đến động học cơ cấu lái;

 Giữ chuyển động thẳng ổ định;

 Hệ thống lái phải được bố trí thuận tiện trong việc bảo dưỡng và sửa chữa.

Các bộ phận hợp thành hệ thống lái ô tô

Hình 2: Sơ đồ tổng quát hệ thống lái.

1 Vành lái 5 Đòn kéo dọc 9 Bánh xe

2 Trục lái 6 Hình thang lái

3 Cơ cấu lái 7 Đòn quay ngang

4 Đòn quay đứng 8 Trụ xoay đứng

Vành lái có hình dạng tròn, và lực tác động từ người lái lên vành lái tạo ra mô men quay cần thiết cho hệ thống lái hoạt động Mô men này được tính bằng tích số của lực mà người lái tác động lên vành tay lái với bán kính của vành lái.

Mv1: mô men vành lái

P1: lực mà người lái tạo ra trên vành lái rv1: bán kính vành lái.

Vành lái của bất kỳ loại ô tô nào cũng có độ rơ nhất định, với xe con không vượt quá 8 0

Trục lái có vai trò quan trọng trong việc truyền mô men lái từ vô lăng xuống cơ cấu lái, bao gồm trục lái chính và ống trục lái để cố định vào thân xe Ngoài ra, trục lái còn kết hợp với cơ cấu hấp thụ va đập, giúp giảm thiểu lực dọc trục tác động lên người lái trong trường hợp va chạm mạnh hoặc tai nạn.

Trục lái thường có hai loại: Loại trục lái có thể thay đổi được góc nghiêng và loại trục lái không thay đổi được góc nghiêng.

Cơ cấu hấp thụ va đập ở trục lái chính có thể kết hợp với các cơ cấu điều khiển khác như cơ cấu khóa lái để khóa cứng trục lái, cơ cấu nghiêng trục lái và hệ thống trượt trục lái Những cơ cấu này cho phép điều chỉnh vị trí vô lăng theo phương thẳng đứng, phù hợp với người lái, đồng thời điều chỉnh chiều dài của trục lái nhằm đạt được vị trí ngồi lái thoải mái và an toàn nhất.

Cơ cấu lái là bộ phận giảm tốc, giúp tăng mô men tác động của người lái lên các bánh xe dẫn hướng Tỷ số truyền của cơ cấu lái thường dao động từ 18 đến 20 cho xe con và từ 21 đến 25 cho xe tải.

2.3.1 Các yêu cầu của cơ cấu lái

Cơ cấu lái cần phải đảm bảo những yêu cầu sau:

 Có thể quay được cả hai chiều để đảm bảo chuyển động cần thiết của xe;

Để đạt được hiệu suất cao trong việc lái nhẹ, cần đảm bảo rằng hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch Điều này giúp giữ lại phần lớn các va đập từ mặt đường trong cơ cấu lái, mang lại trải nghiệm lái mượt mà và ổn định hơn.

 Đảm bảo thay đổi trị số của tỷ số truyền khi cần thiết;

 Đơn giản trong việc điều chỉnh khoảng hở ăn khớp của cơ cấu lái;

 Độ rơ của cơ cấu lái là nhỏ nhất;

 Đảm bảo kết cấu đơn giản nhất, giá thấp nhất và tuổi thọ cao;

 Chiếm ít không gian và dễ dàng tháo lắp.

Độ đàn hồi của hệ thống lái ảnh hưởng trực tiếp đến việc truyền va đập từ mặt đường lên vô lăng Khi độ đàn hồi cao, va đập truyền lên vô lăng sẽ giảm, nhưng nếu độ đàn hồi quá lớn, nó có thể ảnh hưởng đến khả năng chuyển động của 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 Ngoài ra, độ đàn hồi của hệ thống lái còn phụ thuộc vào độ đàn hồi của các bộ phận như cơ cấu lái và các đòn dẫn động.

2.3.2 Tỷ số truyền của cơ cấu lái

Tỷ số truyền của cơ cấu lái IC được xác định bằng tỷ lệ giữa góc quay của bánh lái và góc quay của đòn quay đứng Công thức tính tỷ số truyền này là i c = d d Ω=w ❑ w Ω d, trong đó w ❑ là góc quay của vô lăng d Ω và w Ω là góc quay của trục đòn quay đứng.

Tỷ số truyền trong cơ cấu lái có vai trò quan trọng trong việc tăng mô men từ vành lái đến các bánh xe dẫn hướng Một tỷ số truyền lớn sẽ giúp giảm lực đánh lái, tuy nhiên, người lái cần phải quay vô lăng nhiều hơn khi thực hiện các vòng quay.

Hình 3: Quy luật thay đổi tỷ số truyền i c của cơ cấu lái

Việc chọn tỷ số truyền cho cơ cấu lái cần đảm bảo rằng bánh xe có thể quay tối đa từ 350 đến 450 độ từ vị trí trung gian khi vô lăng quay từ 1 đến 2 vòng Quy luật thay đổi tỷ số truyền tối ưu được thể hiện rõ trong sơ đồ hình 3.

Trong góc quay θ ≤ π / 2, tỷ số truyền của cơ cấu lái đạt giá trị cực đại, giúp tăng cường độ chính xác khi lái ô tô trên đường thẳng với tốc độ cao Điều này cũng mang lại cảm giác lái nhẹ nhàng, vì phần lớn thời gian lái chỉ cần quay vành lái một góc nhỏ quanh vị trí trung gian Hơn nữa, cơ cấu lái với tỷ số truyền thay đổi theo quy luật sẽ giảm thiểu tác động của va đập từ bánh dẫn hướng lên vành lái.

Khi θ ≥ π/2, dòng điện ic giảm nhanh chóng, trong khi ở hai rìa của đồ thị, ic gần như không thay đổi Ở đoạn này, việc quay vành lái một góc nhỏ sẽ khiến bánh dẫn hướng quay một góc lớn, từ đó cải thiện khả năng quay vòng của ô tô.

2.3.3 Tỷ số truyền của dẫn động lái i d

Tỷ số truyền phụ thuộc vào kích thước và mối quan hệ giữa các cánh tay đòn Khi bánh xe dẫn hướng quay, giá trị của các cánh tay đòn sẽ thay đổi, nhưng trong các kết cấu hiện nay, giá trị này thường không thay đổi nhiều, dao động trong khoảng id = 0,9 ÷ 1,2.

2.3.4 Tỷ số truyền lực của hệ thống lái i l

Tỷ số giữa tổng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng và lực cần thiết đặt lên vành lái để khắc phục lực cản quay vòng được biểu thị qua công thức i l = p c / p l, trong đó p c = M c * c và p l = M l * r.

Trong đó: pc: lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng; pl: lực đặt lên vành lái;

Mô men cản quay vòng của bánh xe (Mc) được xác định bởi cánh tay đòn quay vòng (c), tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đường trục đứng kéo dài.

Ml: mô men lái đặt lên vành lái; r: bán kính vành tay lái.

Bán kính vành tay lái của hầu hết các ô tô hiện nay dao động từ 200 đến 250 mm, trong khi tỷ số truyền góc ig không được vượt quá 25 Do đó, il không nên quá lớn, và hiện tại il thường được chọn trong khoảng từ 10 đến 30.

Phân tích lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu lái

1.1 Bánh răng – thanh răng Ưu điểm:

Cơ cấu lái đơn giản và gọn nhẹ, với thiết kế nhỏ gọn, thanh răng đóng vai trò như thanh dẫn động lái, giúp loại bỏ nhu cầu sử dụng các đòn kéo ngang như trong các hệ thống lái 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 thuận và nghịch bằng nhau và bằng 0,8 đến 0,9.

 Kích thước chiều dài cơ cấu lớn, thanh răng chế tạo từ thép chất lượng cao, kích thước nhỏ, tuy vậy dễ bị cong trong quá trình sử dụng.

1.2 Trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng Ưu điểm:

Ma sát giữa trục vít và ê cu là ma sát lăn qua các viên bi, giúp nâng cao hiệu suất truyền lực và giảm thiểu mòn trong cơ cấu lái.

 Cho phép dễ dàng kết hợp với trợ lực lái thủy lực và được dùng phổ biến trên ô tô tải và ô tô buýt.

 Kết cấu tương đối phức tạp dẫn đến giá thành đắt và sửa chữa phức tạp hơn.

Kết luận: Với đặc điểm của xe thiết kế là tải xe tải.Ta chọn cơ cấu lái loại trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng.

Phân tích lựa chọn phương án thiết kế dẫn động lái

2.1 Dẫn động lái với hình thang lái 4 khâu Ưu điểm:

 Kết cấu đơn giản, đáp ứng gần đúng quan hệ lý thuyết.

Phạm vi sử dụng của sản phẩm này bị hạn chế, chỉ áp dụng cho ô tô có dầm cầu liền Có hai phương pháp bố trí đòn ngang: đòn ngang liên kết nằm sau dầm cầu và đòn ngang liên kết nằm trước dầm cầu Sản phẩm này được sử dụng với hệ thống treo phụ thuộc.

Hình 22: Hình thang lái 4 khâu 2.2 Dẫn động lái với hình thang lái 6 khâu

Số lượng đòn và khâu khớp tăng lên nhằm đảm bảo các bánh xe chuyển động độc lập.

Hình 23: Hình thang lái 6 khâu

Kết luận: Đối với xe tải sử dụng treo phụ thuộc Nên ta sử dụng hệ thống dẫn động lái với hình thang lái 4 khâu.

Phân tích lựa chọn phương án cường hóa lái

3.1 Cường hóa điện Ưu điểm:

Hệ thống này cung cấp khả năng xử lý đa dạng thông tin liên quan đến khả năng quay vòng của ô tô, từ đó nâng cao chất lượng điều khiển và cải thiện hiệu suất quay vòng.

 Hệ thống với nhiều cảm biến phức tạp, các chương trình điều khiển mô tơ DC, bộ kiểm soát tốc độ Dẫn đến giá thành cao.

Hệ thống trợ lực khí nén trên ô tô sử dụng năng lượng từ khí nén với áp suất tối đa lên đến 10 bar Tuy nhiên, kích thước của xi lanh và van điều khiển thường lớn, gây khó khăn trong việc bố trí trên xe và làm cho cấu trúc hoạt động chậm Chính vì những hạn chế này, hiện nay hệ thống trợ lực khí nén ít được áp dụng trong ngành công nghiệp ô tô.

Cơ cấu lái, van phân phối, xi lanh lực bố trí trên cùng một khối. Ưu điểm:

Bộ trợ lực thủy lực có cấu tạo đơn giản, tác động nhanh và hiệu suất cao, nhờ vào công nghệ chế tạo hiện đại Thiết kế nhỏ gọn của các bộ trợ lực này khiến chúng trở thành lựa chọn phổ biến cho xe con và xe du lịch.

 Có áp suất trong hệ thống thủy lực lớn: p = 4 ÷ 10 (MN/cm 2 ) nên giảm được kích thước và trọng lượng xilanh lực.

 Giảm được va đập trong truyền dẫn thủy lực do mặt đường không bằng phẳng nên người lái đỡ mệt.

 Có nhiều chỗ tiếp xúc cơ khí dẫn đến mài mòn.

Kết luận, hệ thống lái tối ưu cho xe là loại có cơ cấu lái kiểu trục vít ê cubi kết hợp với thanh răng và cung răng Hệ thống này sử dụng dẫn động lái hình thang 4 khâu và được cường hóa bằng lái thủy lực, mang lại hiệu suất điều khiển tốt và độ chính xác cao.

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC CỦA HỆ THỐNG LÁ

1 Tính toán động học hình thang lái

Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định các thông số tối ưu cho hình thang lái, nhằm đảm bảo độ chính xác trong động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Điều này cũng liên quan đến việc duy trì động học đúng của đòn quay đứng khi bộ phận đàn hồi của hệ thống treo bị biến dạng, đồng thời lựa chọn các thông số cần thiết cho hệ thống truyền động lái.

Để đảm bảo sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng, hệ thống lái cần duy trì mối quan hệ giữa góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng Mối quan hệ này được thể hiện qua công thức trong giáo trình thiết kế và tính toán ô tô máy kéo.

L (1) Trong đó: β: là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài; α: là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong;

B0: là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng;

L: là chiều dài cơ sở của ô tô.

Để bánh xe dẫn hướng lăn một cách trơn tru mà không bị trượt trong quá trình quay vòng, hiệu số Cotg góc quay giữa bánh xe bên ngoài và bên trong cần phải duy trì ở mức hằng số, cụ thể là bằng B 0.

Hình thang lái cần đảm bảo động học quay vòng của bánh xe dẫn hướng, bao gồm các khâu liên kết bằng các khớp cầu Các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với tâm dầm cầu trước, tạo điều kiện cho xe hoạt động hiệu quả Trong trường hợp xe di chuyển thẳng, hệ thống này vẫn giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì sự ổn định và kiểm soát hướng đi.

Hình 24: Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng

Các đòn bên tạo với phương dọc một góc θ.

Khi ô tô thực hiện các vòng quay với bán kính khác nhau, mối quan hệ giữa các góc α và β vẫn giữ nguyên theo công thức đã nêu, điều này cho thấy hình thang lái Đantô không thể hoàn toàn đáp ứng yêu cầu trong mọi tình huống.

Có thể lựa chọn cấu hình thang lái với sai lệch lớn nhất cho phép ở những góc quay lớn, nhưng không được vượt quá 1,5 độ Điều này đặc biệt quan trọng trong trường hợp xe quay vòng.

Chiều dài đòn ngang của xe là 1290 mm, trong khi chiều dài đòn bên được chọn là 190 mm, nằm trong khoảng từ 0.14 đến 0.16 m.

Khi xe vào đường vòng, để đảm bảo các bánh xe dẫn hướng không bị trượt, đường vuông góc với các vectơ vận tốc của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm duy nhất Điểm này được gọi là tâm quay vòng tức thời của xe, được ký hiệu là điểm 0 trên hình 25.

Hình 25: Sơ đồ động học quay vòng của ô tô có hai bánh dẫn hướng phía trước

Theo giáo trình thiết kế tính toán ô tô ta có quan hệ giữa β và α như sau: β=θ+arctg lcos(θ+α) m−lsin(θ+α)−arcsinl+2msinθ−2lsin 2 θ−msin(θ+α)

Theo mối quan hệ này, khi biết trước một góc θ, mỗi giá trị của góc α sẽ tương ứng với một giá trị của β Điều này có nghĩa là hàm số β = f(θ, α) sẽ biểu thị đường cong đặc tính thực tế của hình thang lái Vấn đề đặt ra là cần chọn các thông số của hình thang lái một cách hợp lý để giảm thiểu sự sai khác giữa đường cong đặc tính của hình thang lái và đường đặc tính lý thuyết.

Trong thực tế, có nhiều phương pháp để kiểm tra động học của hình thang lái Tuy nhiên, để đơn giản hóa quá trình, phương pháp đồ thị được sử dụng để so sánh sự khác biệt giữa đường đặc tính của hình thang lái thực tế và lý thuyết, theo mối quan hệ β = f(θ, α).

2 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Trên hệ trục tọa độ đề các α0β ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ β = f( θ ,α).

Theo công thức (1) ta có:

L: chiều dài cơ sở của xe L = 3375 (mm);

B0: khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hướng B0 = 1450 (mm).

L = Cotgα + 1450 3375 (3) Ứng với các giá trị của góc α từ 0 0 , 5 0 , …, 45 0 ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc β Các giá trị này được lập trong bảng 1.

Bảng 1: Quan hệ giữa β và α theo lý thuyết

3 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế

Chiều dài đòn ngang hình thang lái của xe là 1290 mm, và chiều dài đòn bên được chọn là 190 mm, nằm trong khoảng từ 0.14 đến 0.16 m Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế, cần thiết lập hàm số β = f(θ, α) Theo mối quan hệ này, khi biết trước một góc θ tương ứng với giá trị góc α, ta sẽ xác định được giá trị của góc β.

Mối quan hệ giữa góc θ, α và β theo giáo trình thiết kế tính toán ô tô được thể hiện như sau: β=θ+arctg lcos(θ+α) m−lsin(θ+α)−arcsinl+2msinθ−2lsin 2 θ−msin(θ+α)

Trong hệ thống lái, các thông số quan trọng bao gồm góc quay của trục dẫn hướng bên ngoài (β), góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên trong (α), và góc tạo bởi đòn bên hình thang lái với phương dọc (θ) Chiều dài đòn bên hình thang lái được xác định là 190 mm (l), trong khi chiều dài đòn ngang hình thang lái là 1290 mm (m) Những thông số này đóng vai trò quan trọng trong việc tối ưu hóa hiệu suất và độ chính xác của hệ thống lái.

Dựa vào công thức (2), chúng ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế cho từng giá trị của góc α từ 0 đến 45 độ, trong đó góc θ được lấy theo thiết kế là 16 độ Bên cạnh đó, chúng ta cũng xem xét một số giá trị lân cận của góc θ để thực hiện so sánh Các giá trị tương ứng được trình bày trong bảng 2.

Bảng 2: Bảng giá trị quan hệ giữa β và α phụ thuộc vào góc θ θ 0 ∆ β 0.00

Dựa vào các số liệu thu thập được, chúng ta có thể vẽ đồ thị đặc tính động học của hình thang lái, so sánh giữa lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục tọa độ.

40 ĐỒ T H Ị Đ ẶC T ÍN H Đ ỘN G H ỌC HÌN H TH A N G L Á I

Độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết nhỏ hơn 1,5 độ trong phạm vi quay vòng của bánh xe dẫn hướng, cho thấy các thông số thiết kế của hình thang lái xe là hợp lý và đạt yêu cầu.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU LÁI TRỤC VÍT – Ê CUBI – THANH RĂNG –

Vi phân góc quay của vành tay lái: d θ = 2 p π dt (17) p: bước ren trục vít; θ: góc quay vành tay lái; t: thời gian.

Vi phân góc quay của trục đòn quay đứng: dΩ = R dt c 2 (18)

Rc2: bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt

Do đó : iw = dθ d Ω=2π R c 2 p thay vào ta được: Rc2 = i w p

2 Thiết kế bộ truyền trục vít – ê cubi

Tỷ số truyền của hệ thống lái: i = R M c l P Lmax η t h (19) Trong đó:

Mc: Mô men cản khi quay vòng tại chỗ, Mc = 1020 (Nm);

PLmax: Lực lái lớn nhất của người lái PLmax = 355 (N);

Rl: bán kính vành lái Rl = 200 (mm); ηth: hiệu suất truyền lực thuận của hệ thống lái ηth = 0,7.

Tỷ số truyền của cơ cấu lái: iw = i i d (20)

Trong đó: id : tỷ số truyền của dẫn động lái (tính ở trên);

Hình 31: Cơ cấu lái trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng

1.Vỏ cơ cấu lái 6.Phớt

2.Ổ bi dưới 7.Đai ốc điều chỉnh

3.Trục vít 8.Đai ốc hãm

4.Ê cubi 9 Bánh răng rẻ quạt

Khi đánh lái, trục vít xoay và tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít thông qua các viên bi tác động lên bề mặt rãnh bi trên ê cu Lực này được chia thành hai thành phần chính: lực vòng Py và lực dọc trục Pd Trong đó, lực Pd là lực tác động giúp quay bánh răng rẻ quạt.

Hình 32: Các thông số của trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng

Lực Pd có giá trị như sau:

Mô men cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ là Mc = 1020 (Nm), với độ dài đòn quay đứng ld = 200 (mm) và độ dài đòn quay ngang giữa trục bánh xe và đòn kéo dọc ln = 200 (mm) Hiệu suất thuận của cơ cấu lái được xác định là ηth = 0,7.

Rc2: bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.

Ta chọn đường kính bi: db = 6 (mm)

Do đó bước vít của trục vít: p = db + 5 (mm)

Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 20XH, nhờ vào đặc điểm cấu tạo, ê cubi và thanh răng cũng được sản xuất từ thép 20XH để đảm bảo tính đồng nhất và độ bền cao trong ứng dụng.

Xác định đường kính trong của trục vít theo độ bền kéo: d 1 ≥√ 4 1,3 π [ σ K P ] d (22)

[ σ K ] = σ ch /3 với σ ch : giới hạn chảy của vật liệu vít Với thép 20X, σ ch = 400 (MPa), [ σ K ] = 400/3 3 (MPa) và bằng 133(MN/m 2 ).

Theo bảng P2.4 ( Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1) chọn d1 = 22 (mm).

Chọn đường kính bi: db = 6 (mm).

Bán kính rãnh lăn: chọn r1 = 0,51.db = 0,51.6 = 3,06 (mm).

Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi: c=( r 1 − d 2 b ) cos β (23)

Trong đó β: góc tiếp xúc, nên chọn β = 45 0 thì khả năng tải của trục vít tăng.

Ta có: c=( 3 , 06− 62) cos 45 0 =0 , 04 (mm ) Đường kính vòng tròn qua tâm viên bi:

Dtb = d1+ 2(r1 – c) = 22+2.(3,06 - 0,04) (,04(mm) Đường kính trong của đai ốc:

D1= Dtb + 2(r1 – c) (,04 + 2.(3,06 - 0,04)4,08(mm) Chiều sâu của profin ren: h1 = ( 0,3  0,35)db = 0,35.6 = 2,1 (mm) Đường kính ngoài của trục vít: d= d1 + 2h1 = 22 +2.2,1 = 26,2 (mm) Đường kính ngoài của ê cu:

D =D1 – 2 h1 4,08 – 2.2,1 = 29,88 (mm) Góc nâng của trục vít được xác định như sau:

: góc ma sát lăn thay thế : ρ= artg ( d 1 2 sin μ β ) (25)

Với μ = 0,004 ÷ 0,006 là hệ số ma sát lăn.

Nên ta có: ρ=artg (22 sin 452 0 , 004 0 ) = 0 , 0005 0

Bước vít: t = Dtb tg= .28,04 6,5tg 0 10(mm)

Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 (vòng).

Số viên bi trên các vòng ren làm việc:

Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rãnh hồi bi:

Zk = Lk/db = 30/6 = 5 (viên) Trong đó:

LK: chiều dài rãnh hồi bi LK = 30 (mm)

Tổng số viên bi:

Z = Zb + Zk = 36+ 5 = 41 (viên) Xác định khe hở hướng tâm:

 = D1 – (2db +d1) = 34,08 – (2.6+22) = 0,08 (mm) Khe hở tương đối:

( ) (6,5 0,0005 ) 0,99 ng 6,5 tg tg tg tg

Tải trọng riêng dọc trục được xác định theo công thức sau: q a = P d

Z b d b 2 ϕ (26) Trong đó: φ = 0,8 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi. qa = 19833 36.6 2 0,8.10 −6 = 19 (MPa)

Từ khe hở tương đối χ và tải trọng riêng dọc trục qa, chúng ta có thể xác định ứng suất lớn nhất σ max, với giá trị đạt 3800 MPa.

[σ¿¿max]¿ = 5000 (MPa) đối với mặt làm việc của trục vít.

Do đó trị số σ max thỏa mãn điều kiện: σ max ¿[σ max ]

3 Thiết kế bộ truyền thanh răng - cung răng

Sơ đồ bộ truyền thanh răng – cung răng:

Hình 33: Cơ cấu lái liên hợp

Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép 20XH, thường hóa, độ rắn HRC 50, σ b = 650 (MPa), σ ch = 400 (MPa), phôi rèn.

3.2 Xác định các thông số của bộ truyền a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc

Bánh răng rẻ quạt là loại bánh răng trụ với răng thẳng Để đảm bảo tính toán hiệu quả, cần phải thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất σ H không vượt quá giá trị cho phép [σ H ] Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được xác định theo công thức Héc cho hai hình trụ tiếp xúc dọc theo đường sinh, với điều kiện bền được biểu diễn như sau: σ H = Z M √ 2 q n ρ ≤ [ σ H ].

Trong đó: qn: cường độ tải trọng pháp tuyến (tải trọng riêng); ρ: bán kính cong tương đương của bề mặt;

ZM: hệ số xét đến cơ tính của vật liệu, do bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng vật liệu thép nên ZM = 275 (MPa) 1/2

Hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp, do đó cần tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cường độ tải trọng pháp tuyến được xác định với sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng cũng như tải trọng động Công thức tính toán cho cường độ tải trọng pháp tuyến là: q n = F n l H K Hβ K Hv = 2 M d K Hβ K Hv d ω 2 cos α ω l H Để đơn giản hóa trong tính toán, giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc, do đó tổng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng bw.

Bán kính cong tương đương: ρ= ρ 1 ρ 2 ρ 2 +ρ 1 (29)

Trong đó ρ 1, ρ 2: bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.

Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc: σ H =Z M Z H Z ε d ω2 √ b 2 ω cos M d K α ω Hβ sin K α Hv ω ≤ [ σ H ] (30) Trong đó:

Md: mô men quay trục bánh răng rẻ quạt Md = Mc = 1020 (Nm);

[ σ H ¿: ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);

ZH: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức:

Z H = √ sin 2 2 α ω (31) Bánh răng rẻ quạt được thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0, ta có αw = 20 0 và tính được:

Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14 (trang 157 – CTM tập I) Đặt bw = ψd dw2

Với bánh răng bằng thép ZM = 275 (MPa) 1/3

Hệ số chiều rộng bánh răng ψa được xác định bởi công thức ψa = b a w, trong đó w phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ Khi thiết kế bánh răng rẻ quạt ở vị trí đối xứng, có thể chọn hệ số ψa trong khoảng từ 0,3 đến 0,5, và chúng ta chọn ψa = 0,4.

Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt đã tính ở trên Rc2 = 36 (mm) Suy ra dw2 = 72 (mm).

Do vậy chiều rộng bánh răng bw = 0,4.72 = 28,8 (mm).

d   dùng để tra các hệ số KHβ và KFββ (theo hình 10 -14 CTM tập I). Độ rắn của vật liệu chế tạo HB¿ 350, nên ta tìm được: KHβ = 1,01.

Chọn sơ bộ hệ số KHv = 1,2.

Thay những thông số vào công thức ta tính được ứng suất tác dụng lên bề mặt của bánh răng rẻ quạt. σ H '5.1,76 0,89

Thỏa mãn ứng suất cho phép [ σ H ] e0 ( MPa ) 1/ 2

Chọn mô đun: m = 6 (mm). Đường kính vòng chia: Dc2 = 2Rc2 = 36.2 = 72 (mm).

Chiều cao đỉnh răng: hđ2 = 0,6.m = 0,6.6 =3,6 (mm).

Chiều cao chân răng: hf2 = h2 – hđ2 = 9,6 - 3,6 = 6 (mm).

Khe hở chân răng: c = (0,15 ÷ 0,25)m = 0,15.6 = 0,9 (mm). Đường kính vòng đỉnh răng: Dđ2 = Dc2 + 2hđ2 = 72 + 2.3,6 = 79,2 (mm). Đường kính vòng chân răng: Df = Dc2 – 2.(hf2 + c) = 72 – 2.(6 +0,9) = 58,2 (mm).

Chiều rộng bánh răng: bw = 28,8 (mm) Chọn bw = 40 (mm).

Góc ôm của bánh răng rẻ quạt:

Để tính toán độ bền uốn cho bánh răng rẻ quạt, cần đảm bảo rằng ứng suất uốn tại chân răng không vượt quá giá trị cho phép Cụ thể, công thức tính ứng suất uốn được biểu diễn như sau: σ u = 2.M d.K F.Y β.Y F 1/b w.R c.m ≤ [σ u] Việc tuân thủ điều kiện này là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của bánh răng trong quá trình hoạt động.

Md : mô men quay trục bánh răng rẻ quạt bằng Mc = 1020 (Nm);

Rc : bán kính vòng chia bánh răng rẻ quạt Rc = 36 (mm) ; bw : bề rộng bánh răng rẻ quạt bw = 40 (mm);

= 1 ε α hệ số trùng khớp của răng, Y ε = 1

Yβ = 1 hệ số kể đến độ nghiêng của răng (bánh răng thẳng)

YFβ1 hệ số dạng răng tra bảng 6.18 trang 109 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 Ta có : YFβ1 = 4

KFβ hệ số tải trọng khi tính về uốn KFβ = 2 ÷ 2,5 chọn KFβ = 2,5.

40 10 −3 36.10 −3 6 = 2361 (KNm) bằng 2,361 (MPa) ≤ [ σ u ¿ = 400 (MPa). Thỏa mãn điều kiện bền cho phép của loại vật liệu chế tạo.

TÍNH BỀN HỆ THỐNG LÁI

Trục lái được chế tạo từ thép 30 với ứng suất cho phép [τ] = 80 (MN/m²) Trục có hình dạng rỗng với đường kính ngoài D = 25 (mm) và đường kính trong d = 17 (mm) Khi chịu tác dụng của mô men lên vành tay lái, trục lái sẽ phải chịu ứng suất xoắn.

Hình 34: Mặt cắt trục lái Ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái: τ=P Lmax R l

PLmax: lực cực đại tác dụng lên vành tay lái PLmax = 355 (N);

Rl: bán kính vành tay lái Rl = 200 (mm);

Wx: mô đun chống xoắn.

2457 10 −9 = 28,9 (MPa) Độ dự trữ tới hạn: n = 28,9 70 = 2,42.

Kiểm tra góc xoắn đối với trục lái, góc xoắn trục lái được tính theo công thức:

L: chiều dài trục lái L = 720 (mm);

D: đường kính trục lái D = 25 (mm);

G: mô đun đàn hồi dịch chuyển G = 8.10 4 (MPa); τ: ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái τ = 28,9 (MPa).

Góc xoắn tương đối không vượt quá (5,5 0 ÷ 7,5 0 )/m. φ = 0,02.1000.180

720π = 1,6 0 /m. φ