Khi chuyÓn ®éng trªn ®êng vßng, do t¸c dông cña lùc ly t©m th©n xe nghiªng theo híng quay vßng, c¸c b¸nh xe ngoµi nghiªng vµo trong, c¸c b¸nh xe trong nghiªng ra ngoµi so víi th©n xe. §Ó c¸c b¸nh xe l¨n gÇn vu«ng gãc víi mÆt ®êng ®Ó tiÕp nhËn lùc bªn tèt h¬n, trªn xe cã tèc ®é cao, hÖ treo ®éc lËp th× gãc Camber thêng ©m.
Tổng quan về hệ thống lái I Tổng quan hệ thống lái ôtô
Tổng quan
Hệ thống lái của ô tô có vai trò quan trọng trong việc điều chỉnh hướng di chuyển của xe bằng cách quay các bánh xe dẫn hướng Nó không chỉ giúp thay đổi hướng đi mà còn duy trì phương chuyển động thẳng hoặc cong khi cần thiết.
Việc điều khiển hướng chuyển động của xe bắt đầu từ vành lái, nơi tiếp nhận lực từ người lái và truyền vào hệ thống lái Trục lái chuyển mômen từ vô lăng tới cơ cấu lái, và cơ cấu lái tăng mômen này để truyền từ vành lái tới các thanh dẫn động lái Các thanh dẫn động lái sau đó truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng Cấu trúc lái phụ thuộc vào thiết kế tổng thể của xe và từng loại xe cụ thể Để thực hiện việc quay vòng, người lái cần tác động một lực vào vô lăng, đồng thời cần có phản lực từ mặt đường tác động lên bánh xe Để quay đúng, các bánh xe dẫn hướng phải quay quanh một tâm quay tức thời trong quá trình quay vòng.
Các trạng thái quay vòng
Quá trình chuyển động và thay đổi hướng của xe trên đường là một hiện tượng phức tạp Khi xe di chuyển trên đường vòng với tốc độ thấp, mỗi góc quay của vành tay lái θ sẽ tương ứng với một bán kính quay vòng R0 Đây được xem là trạng thái quay vòng tĩnh, tức là xe quay vòng đủ theo yêu cầu.
Trong thực tế, xe thường di chuyển với tốc độ cao, dẫn đến quá trình quay vòng thường xuyên Tuy nhiên, trạng thái quay vòng thiếu và quay vòng thừa thường xảy ra do sự thay đổi tốc độ di chuyển, độ đàn hồi của lốp xe và hệ thống treo.
Khi thực hiện quay vòng thiếu, người lái cần tăng góc quay vô lăng một lượng θvl để xe quay theo bán kính R0 Ngược lại, trong trường hợp quay vòng thừa, người lái phải giảm góc quay vô lăng một lượng θvl để duy trì bán kính R0.
Quay vòng thừa và quay vòng thiếu là những trạng thái nguy hiểm có thể làm mất tính ổn định và khả năng điều khiển của xe, do gia tăng lực ly tâm khi vận tốc quay vòng tăng Trong những tình huống này, người lái cần có kinh nghiệm xử lý tốt để đảm bảo an toàn Ngoài ra, vấn đề chất tải và độ đàn hồi của lốp cũng ảnh hưởng đến khả năng quay vòng và tính an toàn của xe, đặc biệt là đối với những xe có vận tốc cao.
Trạ ng thái quay vòng thiêu: Rqv>Ro
Trạ ng thái quay vòng thõa: Rqv π/2, dòng điện ic giảm nhanh chóng, trong khi ở hai rìa của đồ thị, ic gần như không thay đổi Trong đoạn này, khi quay vành lái một góc nhỏ, bánh dẫn hướng sẽ quay một góc lớn, từ đó cải thiện khả năng quay vòng của ô tô.
3.3 Tỷ số truyền của dẫn động lái i d
H×nh 1.3: Quy luËt thay đổi tỷ số truyền i c của cơ cấu lái c i d d ωθ θ ω Ω
= Ω (1 ω θ : góc quay bánh -1) lái ω Ω : góc quay đòn quay đứng
Tỷ số truyền phụ thuộc vào kích thước và mối quan hệ giữa các cánh tay đòn Khi bánh xe dẫn hướng quay vòng, giá trị của các cánh tay đòn sẽ biến đổi Trong các kết cấu hiện nay, tỷ số truyền thường dao động từ 0,9 đến 1,2.
3.4 Tỷ số truyền lực của hệ thống lái i l
Tỷ số giữa tổng lực cản quay vòng tác động lên bánh xe dẫn hướng và lực cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng trên vành lái là yếu tố quan trọng trong việc điều khiển phương tiện.
Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe. c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đờng trục đứng kéo dài.
Ml - mômen lái đặt trên vành lái. r - bán kính vành tay lái
Bán kính vành tay lái của đa số ô tô hiện nay dao động từ 200 đến 250mm, với tỷ số truyền góc ig không vượt quá 25 Do đó, il không nên lớn quá, thường được chọn trong khoảng từ 10 đến 30.
Hiệu suất thuận là chỉ số phản ánh lực truyền từ trục lái xuống Khi hiệu suất thuận cao, việc lái xe trở nên nhẹ nhàng hơn Do đó, trong thiết kế hệ thống lái, cần chú trọng để đạt được hiệu suất thuận tối ưu.
Hiệu suất nghịch là chỉ số quan trọng trong việc truyền lực từ đòn quay lên trục lái của ôtô Nếu hiệu suất nghịch quá thấp, lực va đập sẽ không đến được bánh lái do bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái Tuy nhiên, nếu hiệu suất nghịch quá thấp sẽ khiến bánh lái không thể tự trở về vị trí ban đầu dưới tác dụng của mômen ổn định Do đó, để đảm bảo bánh lái có khả năng tự trả về vị trí ban đầu và hạn chế va đập từ đường tác động lên hệ thống lái, cơ cấu lái cần được thiết kế với một hiệu suất nghịch nhất định.
3.7 Một số loại cơ cấu lái thờng dùng:
3.7 1 Cơ cấu lái trục vít chốt quay
Cơ cấu lái loại này gồm hai loại:
+ Cơ cấu lái trục vít và một chốt quay.
+ Cơ cấu lái trục vít và hai chốt quay
Hình 1.4: Cơ cấu lái trục vít chèt quay ¦u ®iÓm:
H×nh 1.5 Cơ cấu lái trục vít
Tính toán hệ thống lái I Các thông số của xe thiết kế
Tính toán động học hình thang lái 25 3.1 Xác định kích thớc hình học của hình thang lái và quan hệ của góc quay bánh xe dẫn hớng 25 3.2 Xác định momen cản quay vòng và lực
Nhiệm vụ của tính toán động học hình thang lái là xác định các thông số tối ưu cho hình thang lái, nhằm đảm bảo động học quay vòng chính xác của các bánh xe dẫn hướng.
3.1 Xác dịnh kích thớc hình học của hình thang lái và quan hệ động học của góc quay bánh xe dẫn hớng
3.1.1 Xây dựng quan hệ lý thuyết
Theo lý thuyết quay vòng, hệ thống lái cần duy trì mối quan hệ chính xác giữa góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng Công thức thể hiện mối quan hệ này được nêu rõ trong giáo trình thiết kế và tính toán ôtô máy kéo.
L g B gβ −cot α = o cot (2-1) suy ra: cotgβ= gα
Víi B0= 1480 (mm); L= 2370 (mm) β : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên ngoài. α : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trong.
Khi xe di chuyển thẳng, các đòn bên tạo với phương dọc một góc θ Trong trường hợp ôtô quay vòng với các bán kính khác nhau, mối quan hệ giữa α và β vẫn được giữ nguyên theo công thức, nhưng hình thang lái Đantô không hoàn toàn thỏa mãn Tuy nhiên, chúng ta có thể lựa chọn một kết cấu hình thang lái sao cho sai lệch với quan hệ lý thuyết nằm trong giới hạn cho phép, với độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết không vượt quá 1,5 độ ở các góc quay lớn.
Khi xe quay vòng, để tránh hiện tượng trượt lết hoặc trượt quay của các bánh xe dẫn hướng, các đường vuông góc với véc tơ vận tốc của tất cả bánh xe phải giao nhau tại một điểm duy nhất, được gọi là tâm quay vòng tức thời của xe.
Thay các giá trị tơng ứng ta có bảng sau (đơn vị đo góc là độ):
Bảng 1: Quan hệ giữa β và α theo lý thuyết α lt 0.00 5.00 10.00 15.00 20.00 25.00 30.00 35.00 40.00 β lt 0.00 4.74 9.03 12.95 16.53 19.85 23.05 26.00 28.92
Hình2.2 Sơ đồ động học quay vòng xe có hai bánh dẫn h- íng phÝa tríc α β
Hình2.1 Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng
Hình thang lái Đantô là một cơ cấu quan trọng giúp đảm bảo mối quan hệ gần đúng theo công thức đã đề cập Khi biết trước các kích thước B0, L, m, n và θ, ta có thể xác định các giá trị α và β thông qua công thức cụ thể.
0 cos sin sin 2 sin 2 sin arcsin sin
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, tức là hàm số β = f(θ,α) thể hiện đường cong đặc tính thực tế của hình thang lái Điều quan trọng là lựa chọn các thông số hình thang lái hợp lý để giảm thiểu sự sai khác giữa đường cong đặc tính thực tế và đường đặc tính lý thuyết.
Dùng phơng pháp đồ thị để kiểm tra sự sai khác của đờng đặc tính hình thang lái thực tế so với lý thuyết theo quan hệ β = f(θ,α).
Theo kinh nghiệm ta chọn m=0,15.1480 222(= mm)
Chọn sơ bộ góc θ ban đầu theo công thức của E.A.ΥyδaKob:
Dựa trên công thức (2-2), chúng tôi đã xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế cho từng giá trị của góc α Ngoài ra, chúng tôi cũng đã lấy thêm một số giá trị lân cận với góc θ để thực hiện so sánh Các giá trị tương ứng được trình bày trong bảng dưới đây.
Bảng 2: Bảng giá trị quan hệ giữa α và β phụ thuộc vào góc θ
Dựa vào số liệu trong bảng, 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.
Lý thuyet teta 1 teta2 teta3 teta4
Hình 2.3: Đồ thị đặc tính động học hình thang lái
Nhận thấy rằng độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết ∆ βnhỏ nhất là giá trị θ" 0
Sau khi chọn xong góc θ ta tính n:
3.2 Xác định mômen cản quay vòng và lực lái lớn nhất
Lực đặt lên vành lái trong trường hợp ôtô quay vòng tại chỗ đạt giá trị cực đại do lực cản quay vòng Mômen cản quay vòng trên một bánh xe dẫn hướng Mc bằng tổng mômen cản lăn M1, mômen ma sát giữa bánh xe và mặt đường M2, cùng với mômen ổn định M3 do các góc đặt của bánh xe và trụ đứng gây ra.
Hình2.4: Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái Hình 2.5: Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hớng
Mômen cản quay vòng đợc xác định theo công thức:
Gbx - Trọng lợng tác dụng lên một bánh xe dẫn hớng
Bt - ChiÒu réng vÕt tríc Bt = 1730 (mm)
B0 - Khoảng cách giữa hai trụ đứng cầu dẫn hớng B0= 1480 (mm)
1730 mm a= − f - Hệ số cản lăn ta xét trong trờng hợp khi ôtô chạy trên đờng xấu nh đờng đất, đá sỏi (f = 0,04)
3.2.2 Mômen cản M 2 do ma sát giữa bánh xe và mặt đờng
Khi lực ngang Y tác động lên bánh xe, bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ lệch so với trục bánh xe do sự đàn hồi bên của lốp Điểm đặt của lực Y sẽ nằm cách hình chiếu của trục bánh xe một đoạn x về phía sau, với đoạn x được xác định bằng nửa khoảng cách từ tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của lốp.
+ r - Bán kính tự do của bánh xe.
B - ChiÒu réng lèp B = 215 (mm) d - Đờng kính vành bánh xe d = 16 (ins)
+r bx - Bán kính làm việc của bánh xe.
Ta thõa nhËn: r bx = 0,96.r = 0,96.418 = 401,3 (mm).
Do đó mômen cản do bánh xe trợt lê là:
Với ϕ là hệ số bám ngang Lấy ϕ 0,85
Mômen cản M3 được tính toán để ổn định hệ thống lái thông qua các góc đặt bánh xe, với giá trị M2 = 6000 0, 85 0 0585 = 298,35 (Nm) Các góc này giúp tăng cường sự ổn định cho bánh xe dẫn hướng, nhưng cũng tạo ra mômen cản M3, việc tính toán mômen này khá phức tạp Để đơn giản hóa, mômen cản M3 được xác định bằng hệ số χ, trong đó χ được chọn là 1,1, nằm trong khoảng từ 1,07 đến 1,15.
Mômen cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hớng là:
Nh vậy mômen cản quay vòng tại cầu dẫn hớng đợc tính nh sau: l c
= (2 - 9) ηl - Là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong dẫn động lái, η = 0,50 ÷ 0,70, lÊy η = 0,6 :
3.2.3 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái
H×nh 2.6 Lùc ngang Y do lốp xe có tính đàn hồi khi chịu mômen quay vòng
3.2.3.1.Tỷ số truyền của dẫn động lái i d
Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thớc và quan hệ của các cánh tay đòn id = 0,85 – 1,1.
Chọn sơ bộ id = 1 (cho cầu dẫn hớng).
3.2.3.2.Tỷ số truyền của cơ cấu lái i c
Ta có công thức : αmax′ =αmax.i
Trong đó : α′max : Gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí thẳng.
Với xe thiết kế là xe du lịch ta chọn α′max = 1,75vòng. αmax : Góc quay vòng xe lớn nhất của bánh xe dẫn hớng Chọn αmax= 31 0
Khi ô tô đứng yên và thực hiện đánh lái, lực tác động lên vành lái để vượt qua lực cản quay vòng tại bánh xe dẫn hướng là lực lái lớn nhất Lực này có thể được xác định bằng một công thức cụ thể.
Mc - Mômen cản quay vòng Mc = 1204 (Nm).
Bán kính bánh lái được xác định là R = 0,2 m, trong khi tỷ số truyền cơ cấu lái là ic = 5 Hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đặc biệt là với cơ cấu lái trục vít-êcu bi, đạt ηth = 0,7 Tỷ số truyền của truyền động lái được ký hiệu là itr.
Coi tỷ số truyền của dẫn động lái bằng tỷ số giữa chiều dài các đòn nối với thanh kéo dọc. id = Ln/L® =1 (2 - 11)
3.2.4 Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng ôtô:
1 Góc quay vành lái lớn nhất:
Góc quay vành lái lớn nhất được xác định theo góc quay bánh xe dẫn hướng, nhằm tạo khả năng quay vòng với bán kính nhỏ nhất Thông thường, góc quay bánh xe dẫn hướng được tính từ vị trí trung gian đến vị trí quay lớn nhất, và trung bình cho cả hai bên là β bx max, có thể áp dụng cho xe con.
Góc quay vành lái lớn nhất khi tính từ vị trí trung gian
1 0 max max = bx i = = vl β β (vòng)
2 Bán kính quay vòng nhỏ nhất gồm:
Bán kính lý thuyết Rlt nhỏ nhất tính tới trọng tâm ôtô:
Hình 2.7: Sơ đồ xác định tỷ số truyền dẫn động lái
0 max min mm tg tg
Hình 2.8: Bán kính quay vòng ôtô
Bán kính nhỏ nhấtRt mincủa hành lang quét phía trong:
2 0 max min mm tg c B tg
Bán kính nhỏ nhất R n min của hành lang quét phía ngoài:
Chiều rộng hành lang quét:B hl =R n min −R t min =6176−3743=2433 ( mm ) (2-15)
IV Tính toán thiết kế cơ cấu lái trục vít - êcu bi - thanh răng - cung r¨ng.
Vi phân góc quay của vành tay lái: dθ = 2 p π dt (2-16)
40 p : bíc ren trôc vÝt θ : góc quay vành lái t : thêi gian
Vi phân góc quay của trục đòn quay đứng: dΩ 2
Rc2 : bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt do đó: iω Ω d θ d p
4.2 Thiết kế bộ truyền trục vít- êcu bi
Tỷ số truyền của hệ thống lái: t L c
Trong đó: Mc - Mômen cản khi quay vòng tại chỗ, Mc = 1204 (Nm) PLmax - Lực lái lớn nhất của ngời lái, Plmax = 419,5 (N)
R - bán kính vành lái, R = 200 (mm) ηt = 0,7– hiệu suất truyền lực thuận của hệ thống lại.
1 vỏ cơ cấu lái 6 Phớt
2 ổ bi dới 7 Đai ốc điều chỉnh
3.Trục vít 8 Đai ôc hãm
4 Êcu bi 9 Bánh răng rẻ quạt
Hình 2.9- Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng
Tỷ số truyền của cơ cấu lái: i d i ω = i (2-19)
Trong đó: id = Ln/Lđ=1 tỷ số truyền của dẫn động lái.(đã tính ở trên)
Khi đánh lái, trục vít xoay tạo ra lực vuông góc từ rãnh vít tác động lên các viên bi trên ê cu Lực này được chia thành hai thành phần chính: lực vòng Pv và lực dọc trục Pd, trong đó lực Pd là yếu tố chính làm quay bánh răng rẻ quạt.
Hình 2.10- Các thông số của trục vít - êcu- bi
Lực Pd có giá trị nh sau: n c t d c d R L
Mc- mômen cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ, Mc = 1204 (Nm)
Ld - Độ dài đòn quay đứng, Ld = 180 (mm)
Ln - Độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc, Ld = 180 (mm). ηth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, ηth = 0,7
Rc2- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt,
Ta chọn đờng kính bi: db = 6 (mm)
⇒Bớc vít của trục vít: p = db + 5 = 11 (mm)
Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 35 Do đặc điểm cấu tạo, Êcu bi và thanh răng là một chi tiết và cùng đợc làm từ thép 45.
Xác định đờng kính trong của ren trục vít theo độ bền kéo:
Trong đó: [ σK] = σch/3 với σch- giới hạn chảy của vật liệu vít Với thép 20XH, σch = 400 (MPa) [ σK] = 400/33 (MPa) = 133 (MN/m 2 )
1 mm d ≥ π Theo bảng P2.4 (Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí Tập 1) chọn
1 22 mm d Chọn đờng kính bi: db = 6 (mm) (mm)
Bíc vÝt p = db+ 5 mm = 11(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: β
Trong đó β - là góc tiếp xúc, nên chọn β = 45 o thì khả năng tải của trục vít tăng.
− Đờng kính vòng tròn qua tâm các viên bi:
Dtb = d1+ 2(r1 - c) = 22 + 2.(3,06 - 0,04) 28,04(mm) Đờng kính trong của đai ốc:
Chiều sâu của profin ren: h1 = ( 0,3 ữ 0,35) d b =0 , 35 6=2 , 1 ( mm ) Đờng kính ngoài của trục vít: d= d1 + 2h1=22+2 2 , 1=26 , 2 ( mm ) Đờngkính ngoài của ê cu: D =D1 - 2 h1 =34 , 08 − 2 2 , 1 = 29 , 88 ( mm )
Góc nâng trục vít đợc xác định nh sau:
= = = (2-23) ρ - Góc ma sát lăn thay thế: = β ρ à sin
2 d 1 artg (2-24) với à = 0,004 ữ 0,006 là hệ số ma sát lăn.
Bíc vÝt: t = πDtb tgλ = π.28,04 6,5tg 0 (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:
Trong đố: LK - Chiều dài rãnh hồi bi LK = 30(mm)
Tổng số viên bi: Z = Zb + Zk = 36+ 5 = 41 (viên)
Xác định khe hở hớng tâm:
Khe hở tơng đối: χ = ∆/d1= 0,08/22 = 0,004 (mm)
0 − − = tg tg tg tg ng λ ρ η λ
Tải trọng riêng dọc trục xác định theo công thức sau: ϕ
Trong đó: ϕ = 0,8 - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi. qa = 36.62.0,8.10 6
Tính bền các chi tiết còn lại của hệ thống lái
Trục lái được chế tạo từ thép 30 với ứng suất cho phép [τ] = 80 (MN/m²) và có đường kính D = 30 (mm) Khi mômen tác động lên vành tay lái, trục lái sẽ chịu ứng suất xoắn, gây ra ứng suất xoắn tác động lên trục lái.
PLmax - Lực cực đại tác dụng lên vánh tay lái PLmax = 419,5 (N).
R - Bán kính vành tay lái R = 200 (mm).
N τ Kiểm tra góc xoắn đối với trục lái, góc xoắn trục lái đợc tính theo công thức: 2 .
L - Chiều dài trục lái L = 940 (mm).
D - Đờng kính trục lái D = 30 (mm).
G - Môdun đàn hồi dịch chuyển G = 8.10 4 (MN/m 2 ). τ - ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái τ = 15,55 (MN/m 2 ).
Góc xoắn tơng đối không vợt quá (5,5 0 ữ 7,5 0 )/m. m
0 0 Π ϕ ϕ ϕ [nd] = 1 , 8÷3
Nh vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.
5.4 Tính bền đòn kéo ngang Đòn kéo ngang đợc tính bền dói tác dụng của lực N Lực N là lớn nhất khi lực phanh sinh ra là lớn nhất Lực phanh max đợc tính theo công thức:
Trong đó: Gbx - Tải trọng đặt lên một bánh xe dẫn hớng trong trạng thái tĩnh
Gbx = 6000(N). m1p - Hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trớc khi phanh m1p 1,4. ϕ - hệ số bám giữa lốp và mặt đờng ϕ = 0,75
Lực tác dụng lên đòn ngang đợc tính theo công thức:
Hình2.13:Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo ngang hình thang lái max
N = e (2 - 41) Trong đó: c, e là các kích thớc trên hình vẽ. e = 206 (mm).
N = Đòn ngang đợc chế tạo bằng thép ống 40X có: ứng suất nén của đòn ngang: n nn F
= N σ (2 - 42) Đờng kính ngoài của đòn ngang D = 35 (mm). Đờng kính trong của đòn ngang d = 25 (mm).
3822 2 2 m MN mm nn = = N σ ứng suất uốn giới hạn khi nén:
E - Môdun đàn hồi khi kéo E = 2.10 5 (MN/m 2 ) =2.10 5 (N/mm 2 )
Jn - Mômen quán tính của tiết diện ngang đòn kéo ngang
Fn - Tiết diện đòn ngang Fn = 471,2 (mm 2 ). l n - Chiều dài đòn ngang l n = 1313,67 (mm).
132, 26( / ) 132, 26( / ) 1313,67 471, 2 un π N mm MN m σ = = Độ dự trữ ổn định của đòn kéo trong kết cấu hoàn thiện:
Vậy đòn kéo ngang đảm bảo độ bền và độ ổn định.
Theo nh biểu đồ mômen ta có:
M A = m N cosθ =0 , 222 3822 , 8 cos 22 0 =786 , 85 ( Nm ) Đòn bên làm bằng thép 45: [ ] σ = 4000( KG cm / 2 )= 400 (MN/m 2 )
Hình 2.14 Biểu đồ mômen uốn của đòn bên.
W =b h = = − m ở đây: b - Chiều rộng đòn bên b = 35 (mm). h - Chiều cao đòn bên h = 30 (cm).
Nh vậy đòn bên đảm bảo điều kiện bền
5.6 TÝnh bÒn khíp cÇu (Rotuyl)
Khớp cầu được lắp đặt trên đòn kéo dọc và đòn ngang của hệ thống lái, đóng vai trò quan trọng trong việc dẫn động lái Các khớp cầu này được phân loại dựa trên cách bù đắp khe hở giữa các bề mặt làm việc khi bị mòn Hiện nay, trên ôtô thường sử dụng hai loại khớp cầu.
Khớp cầu có lò xo nén đặt hớng kính.
Khớp cầu có lò xo nén đặt hớng trục
Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 40XH có cơ tính:
Khớp cầu được kiểm nghiệm độ bền dưới tải trọng động và va đập, với việc đánh giá ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc Đồng thời, độ bền cắt cũng được kiểm tra tại các vị trí có tiết diện nguy hiểm.
5.6.1 KiÓm tra bÕn khíp cÇu
Nh phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên đòn ngang khi phanh.
Trong phần tính bền của đòn kéo dọc, lực tác dụng lên khớp cầu tương đương với lực tác dụng lên đòn kéo dọc khi mômen cản quay vòng đạt giá trị lớn nhất và không có cường hóa, với giá trị lực là Q = 6688,7(N).
Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số Q = 6688,7(N) làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu.
Hình 2.12 Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl) a/Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu.
F là diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyl, trong đó diện tích làm việc chiếm 2/3 tổng diện tích bề mặt của khớp cầu Do đó, mặt chịu lực tiếp xúc sẽ chiếm 1/3 bề mặt khớp cầu, được tính bằng công thức S = 1/2 * 2/3.
D – là đờng kính khớp cầu: D = 30 (mm) = 0,03(m).
Nh vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu ở thanh kéo dọc b/ Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt
Kiểm tra độ bền cắt khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm nhất. ứng suất cắt đợc tính theo công thức:
Trong đó: Fc - Là tiết diện của rotuyl tại vị trí có tiết diện nguy hiểm nhất (tại chỗ thắt nhỏ của rotuyl nh trên hình 2.12)
F =π d =π = − m ở đây: d là đờng kính tại chỗ thắt của rô1tuyl d = 20 (mm)
Vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm.
Thiết kế hệ thống cờng hoá lái I Đặc điểm của cờng hoá lái
Các yêu cầu của cờng hóa lái
Khi hệ thống trợ lực lái gặp sự cố, hệ thống lái vẫn có khả năng hoạt động Nếu xảy ra hỏng hóc làm ngừng cung cấp dầu từ bơm đến cơ cấu lái, người lái vẫn có thể điều khiển xe một cách an toàn.
Để đảm bảo lực lái thích hợp, trợ lực lái cần giảm lực đánh lái một cách phù hợp với từng điều kiện chuyển động của xe Khi xe đứng yên hoặc di chuyển chậm, cần một lực lái lớn, trong khi ở tốc độ trung bình, lực lái cần giảm dần Khi xe đạt tốc độ cao, lực lái chỉ cần nhỏ vì ma sát giữa bánh xe và mặt đường giảm Quan trọng là phải đạt được lực lái phù hợp ở mọi dải tốc độ, đồng thời vẫn truyền được “cảm giác đường” cho người lái.
+ Khắc phục hiện tợng tự cờng hoá khi ôtô vợt qua chỗ lõm, đ- ờng xấu Có khả năng cờng hoá lúc lốp xe bị hỏng, để khi đó ngời
64 lái vừa phanh ngặt, vừa giữ đợc hớng chuyển động ban đầu của xe.
+ Thời gian tác động của cờng hoá phải là tối thiểu.
Việc sử dụng hệ thống trợ lực lái giúp đảm bảo tính năng vận hành của xe và giảm lực đánh lái Tuy nhiên, hệ thống lái có trợ lực có cấu trúc phức tạp hơn và yêu cầu bảo trì nhiều hơn so với hệ thống lái không có trợ lực.
Chọn loại trợ lực
Với xe du lịch 7 chỗ ta dùng trợ lực thuỷ lực với các u điểm sau:
- Có áp suất trong hệ thống thuỷ lực lớn: p = 4ữ 10 (MN/cm 2 ) nên giảm đợc kích thớc và trọng lợng xilanh lực.
Bộ trợ lực nhanh có tác dụng quan trọng trong việc cải thiện hiệu suất hoạt động, với thời gian chậm tác dụng không vượt quá 0,02 đến 0,04 giây Điều này nhờ vào vận tốc truyền áp suất trong chất lỏng được tối ưu hóa, giúp hệ thống hoạt động mượt mà và hiệu quả hơn.
- Giảm đợc va đập trong truyền dẫn thuỷ lực do mặt đờng không bằng phẳng
- Hiệu suất làm việc của bộ trợ lực thuỷ lực cao và hiệu quả tác dônglín.
Lựa chọn phơng án bố trí cờng hoá lái
2.1 Một số phơng án bố trí cờng hoá hệ thống lái
Hệ thống trợ lực lái là một hệ thống tự động gồm nguồn năng lượng, van phân phối và xilanh lực Tùy thuộc vào cách sắp xếp các bộ phận này, hệ thống lái có thể được phân loại thành nhiều phương án khác nhau.
Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái.
Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái
Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với xilanh lùc
Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
2.1.1 Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái
Phương án bố trí này tích hợp xilanh lực và van phân phối trong cơ cấu lái, tạo thành một cụm gọn gàng và hiệu quả Ưu điểm nổi bật của thiết kế này là giảm thiểu đường ống, tối ưu hóa độ chậm tác dụng và hạn chế va đập từ bánh xe lên vành lái Điều này giúp ngăn ngừa sự phát sinh dao động ở các bánh xe dẫn hướng do sự không ổn định động lực của cường hóa.
Nhược điểm của hệ thống lái là cấu trúc phức tạp, khiến các chi tiết trong dẫn động lái phải chịu ứng suất biến dạng lớn Để khắc phục, cần tăng khối lượng của các chi tiết này Hơn nữa, hầu hết các chi tiết trong hệ thống lái đều chịu tác động của mômen cản quay vòng của bánh xe dẫn hướng, dẫn đến tăng độ biến dạng đàn hồi của hệ thống Kết quả là, khả năng phát sinh dao động của các bánh xe dẫn hướng sẽ gia tăng, đặc biệt ở những xe có tải trọng lớn.
Phương án bố trí này chỉ phù hợp cho ôtô có khối lượng trên các bánh xe dẫn hướng từ 2 đến 4 tấn Đối với xe du lịch 7 chỗ sử dụng cơ cấu lái trục vít - êcu bi - thanh răng bánh răng, phương án bố trí trợ lực này có thể được áp dụng.
Hình 3.1 Bộ cờng hóa lái bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực thành 1 cụm
1 - Cơ cấu lái 6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái.
2 - Thanh kéo dọc 7 - Trục lái
3 - Đòn quay ngang 8 – Vành tay lái
4 - Cơ cấu xilanh lực và van phân phối 11 – Bánh xe dẫn híng
5 - Cầu trớc của bánh xe dẫn hớng.
2.1.2 Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái
4 - Cơ cấu xilanh lực và van ph©n phèi
5 - Cầu trớc của bánh xe dẫn hớng
6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái
Bộ cờng hóa bố trí cơ cấu lái riêng xilanh lực và van phân phối thành một côm
Trong phương án này, van phân phối và xilanh lực được bố trí chung thành một cụm trên thanh kéo dọc, cho phép sử dụng nhiều cơ cấu lái khác nhau Tuy nhiên, kiểu bố trí này có xu hướng gây ra sự dao động cao hơn cho các bánh xe dẫn hướng so với việc bố trí van phân phối, xilanh lực thành một cụm và các đường ống dẫn có chiều dài lớn.
2.1.3 Van phân phối, cơ cấu lái đặt thành một cụm tách biệt với xilanh lực
H×nh 3.3: C êng hãa bè trÝ van phân phối cơ cấu lái thành cụm tách biệt với xi lanh lực
5 - Cầu tr ớc của bánh xe dẫn h íng
Trong phương án này, van phân phối được tích hợp trong cơ cấu lái, trong khi xilanh lực được đặt riêng biệt Mặc dù yêu cầu về các đường ống dẫn có chiều dài lớn, nhưng lợi ích chính là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi tác động của cường hóa lái Hơn nữa, công suất của cường hóa lái có thể dễ dàng điều chỉnh nhờ vào khả năng thay đổi vị trí của xilanh lực.
Nhợc điểm của phơng án này là đòi hỏi phải có chiều dài đờng ống lớn, độ chậm tác dụng lớn hơn phơng án 1.
2 1.4 Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau
Trong phương án này, các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực được bố trí tách biệt, mang lại nhiều ưu điểm Cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi lực tác động của cường hóa, giúp công suất của cường hóa dễ dàng điều chỉnh nhờ vào khả năng thay đổi vị trí của xilanh lực Tuy nhiên, lực tác động lên van phân phối lại thay đổi do sự biến đổi của cánh tay đòn.
Với cấu trúc các cụm chi tiết nhỏ gọn, việc lựa chọn phương án thiết kế cụm cường hóa cần đảm bảo phù hợp với kích thước và hình dáng của xe, đồng thời đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật cần thiết.
- Đảm bảo đợc tính năng cờng hoá, nhng vẫn phải tạo đợc “cảm giác” lực cản của mặt đờng cho ngời lái
- Cách bố trí của phơng án phải phù hợp với xe thiết kế.
- Giá thành sản xuất, thay thế phải đảm bảo tính kinh tế.
5 - Cầu trớc của bánh xe dẫn h- íng
6, 9, 10 - Cơ cấu hình thang lái
H×nh 3.4: Bé cêng hãa bè trÝ van ph©n phèi cơ cấu lái, xi lanh lực nằm riêng rẽ với nhau
- Dễ dàng tháo lắp, bảo dỡng và sửa chữa.
Qua việc đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hóa, chúng tôi nhận thấy rằng phương án 1 là phương án tối ưu nhất cho việc tính toán và thiết kế.
Van phân phối phổ biến có hai loại chính: van trợt và van xoay Van trợt có kết cấu phức tạp, trong khi van xoay có thiết kế gọn gàng và không có độ dịch chuyển dọc.
2.1.6 Nguyên lý làm việc của van phân phối kiểu van xoay
Van ống ngoài( van xoay): Dng = 40(mm); dtr = 26(mm).
Van có đường dầu với kích thước d = 7mm, được khoan thẳng, cùng với hai lỗ cường hóa khoan chéo góc có đường kính d = 4mm Mỗi mặt van được đục 4 lỗ cách đều nhau, tổng cộng có 12 lỗ trên bề mặt Mặt ngoài của van được khoét rãnh vuông, trong khi mặt trong được khoét rãnh êlíp Van được lắp chặt vào trục vít bằng chốt đường kính 3mm.
Van èng trong (tróc van phân phối) có kích thước Dng = 26(mm) và dtr = 13(mm) Van này bao gồm hai loại lỗ: một lỗ trung gian cho xe đi thẳng và một lỗ cao để hồi dầu Bên trong van được thiết kế rỗng, với thanh xoắn cố định Cả van ống trong và thanh xoắn được kết nối với trục vít bằng chốt có đường kính 4(mm), trong khi đầu còn lại của thanh xoắn được lắp chặt với van ống trong bằng chốt 4(mm) Ngoài ra, mặt bên ngoài của van ống trong có rãnh êlíp để dẫn dầu đi cường hóa.
Khi xe di chuyển thẳng, ba lỗ trung gian sẽ trùng nhau, cho phép dầu từ bơm chảy qua lỗ trung gian vào van ống trong và sau đó trở về bình chứa Lúc này, buồng trái và buồng phải của xi lanh bị nén nhẹ, nhưng không có sự chênh lệch áp suất giữa chúng, dẫn đến việc không có trợ lực lái.
Khi xe rẽ, van ống trong kết nối với các đăng của vành lái sẽ xoay theo, tạo ra một góc xoắn nhỏ khoảng 3 độ giữa van ống trong và van ống ngoài Sự lệch này cho phép dầu từ van ống ngoài được dẫn đến bên cần cường hóa, trong khi dầu từ bên không cần cường hóa sẽ được dẫn về bình chứa qua khoang trống.
Khi lái xe và giữ nguyên vành lái, thanh xoắn sẽ tiếp tục bị xoắn trong khi dầu trợ lực hỗ trợ một bên của xi lanh lực tùy thuộc vào hướng quay Vì vành lái không thay đổi vị trí, thanh răng đứng yên, dẫn đến việc trục vít quay theo chiều ngược lại, làm cho thanh xoắn không còn bị xoắn nữa.