- KÈM BẢN VẼ CAD (NẾU GIAO DỊCH QUA ZALO 0985655837) Công dụng Hệ thống lái là tập hợp các cơ cấu dùng để giữ cho ôtô chuyển động theo một hướng xác định nào đó và để thay đổi hướng chuyển động khi cần thiết theo yêu cầu 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: Cường hoá lái có thể có hoặc không. Dùng để giảm nhẹ lực quay vòng của người lái bằng nguồn năng lượng từ bên ngoài. Nó thường được sử dụng trong các xe có tải trọng vừa và lớn.1.1.2. Yêu cầu 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 tức là khe hở trong hệ thống lái khi vô lăng ở vị trí trung gian tương ứng với chuyển động thẳng phải nhỏ (không lớn hơn 150 khi có trợ lực và không lớn hơn 50 khi không có trợ lực).+ Các bánh dẫn hướng phải có tính ổn định tốt.+ Không có hiện tượng tự dao động các bánh dẫn hướng trong mọi điềukiện 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. Đảm bảo động học quay vòng đúng: để các bánh xe không bị trượt lê gây mòn lốp, tiêu hao công suất vô ích và giảm tính ổn định của xe.
CÔNG DỤNG, PHÂN LOẠI, YÊU CẦU
Hệ thống lái ôtô là tập hợp các cơ cấu quan trọng giúp duy trì hướng di chuyển của xe và cho phép thay đổi hướng khi cần thiết, đáp ứng yêu cầu cơ động của phương tiện.
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 cho người lái nhờ vào nguồn năng lượng từ bên ngoài Tính năng này thường được áp dụng cho các phương tiện 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 là khe hở trong hệ thống lái khi vô lăng ở vị trí trung gian Khe hở này tương ứng với chuyển động thẳng phải không vượt quá 15 độ khi có trợ lực và không quá 5 độ khi không có trợ lực.
+ 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 chính xác, cần ngăn chặn hiện tượng trượt lốp, nhằm giảm thiểu mòn lốp, tiết kiệm công suất và tăng cường tính ổn định cho xe.
- Giảm được các va đập từ đường lên vô lăng khi chạy trên đường xấu hoặc gặp chướng ngại vật.
Lực điều khiển tối đa cần tác dụng lên vô lăng (P lmax) được quy định theo các tiêu chuẩn quốc gia hoặc tiêu chuẩn ngành, đảm bảo việc điều khiển nhẹ nhàng và thuận tiện.
+ Đối với xe du lịch và tải trọng nhỏ: Plvmax không được lớn hơn
+ Đối với xe tải và khách không được lớn hơn 500 N.
Đảm bảo tỷ lệ giữa lực tác dụng lên vô lăng và mô men quay của các bánh xe dẫn hướng là rất quan trọng để duy trì cảm giác đường Đồng thời, cần có sự tương ứng động học chính xác giữa góc quay của vô lăng và bánh xe dẫn hướng để cải thiện hiệu suất lái xe.
Vô lăng ô tô có hai vị trí bố trí chính: bên trái và bên phải Vô lăng bố trí bên trái, theo chiều chuyển động, thường được sử dụng ở các nước xã hội chủ nghĩa trước đây, cũng như ở Pháp và Mỹ Ngược lại, vô lăng bố trí bên phải được áp dụng ở những quốc gia tuân thủ luật đi đường bên trái, như Anh và Thụy Điển.
Sở dĩ được bố trí như vậy là để đảm bảo tầm quan sát của người lái, đặt biệt là khi vượt xe.
Nhiệm vụ đối với hệ thống lái
Hệ thống lái ô tô chịu trách nhiệm điều khiển hướng di chuyển bằng cách quay bánh xe dẫn hướng thông qua sự tác động của vành lái từ người điều khiển Đồng thời, hệ thống này cũng giúp duy trì sự ổn định khi xe di chuyển thẳng nhờ vào khả năng tự trả lái.
Giảm lực quay vô lăng cho người lái
Bảo đảm chuyển động an toàn khi có sự số lớn ở bánh xe dẫn hướng
Giảm lực va đập từ bánh xe lên vành tay lái.
- Hệ thống lái gồm : cơ cấu lái và hệ dẫn động lái
Cơ cấu lái, được đánh số 3 trong hình 1.1, thực chất là bộ giảm tốc giúp tăng mô men điều khiển hướng di chuyển của người lái Nó có nhiệm vụ truyền tải và thay đổi hướng lực từ trục lái đến bánh xe dẫn hướng.
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 theo yêu cầu.
Hệ dẫn động lái bao gồm vành lái, các đòn dẫn động cơ cấu lái và các đòn dẫn động từ cơ cấu lái đến bánh xe dẫn hướng Hình thang lái, với các chi tiết (1,2,4,5,6,7) trong hình 1.1, có nhiệm vụ truyền lực từ vành lái và cơ cấu lái đến bánh xe dẫn hướng.
Hình 1.1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống lái
1 - Vành tay lái 5- Thanh kéo dọc.
2 - Trục lái 6- Đòn quay đứng.
3 - Cơ cấu lái 7- Hình thang lái.
Các hệ thống lái có trợ lực
- Để giảm cường độ hoạt động của người lái thì hệ thống lái cần có trợ lực
Hình 1.2 - Sơ đồ nguyên lý hệ thống lái có trợ lực
Hệ thống lái trợ lực (trên xe du lịch) có các kiểu sau: trợ lực khí nén, trợ lực thuỷ lực, trợ lực điện.
1.3.1 Hệ thống lái trợ lực bằng thuỷ lực
Hệ thống gồm 3 phần chính: bơm trợ lực (bơm cánh gạt), van điều khiển, xi lanh lực.
Van điều khiển gồm 3 loại: kiểu van cánh, kiểu van ống, kiểu van quay.
Hình 1.3: Sơ đồ cấu tạo hệ thống lái trợ lực thủy lực
Người điều khiển Bánh xe
Hình 1.4 là sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống lái trợ lực dầu.
Hình 1.4 - Sơ đồ nguyên lý
Khi người lái xoay vô lăng, van điều khiển sẽ xoay theo, từ đó phân phối dầu đến xi lanh lực Áp suất dầu từ bơm trợ lực giúp xi lanh hỗ trợ người lái trong việc điều khiển xe.
Khi trạng thái quay vòng trái xảy ra, việc xoay vành lái sang trái sẽ kích hoạt van điều khiển cấp dầu, đưa dầu vào khoang trái của xi lanh Điều này làm cho áp suất dầu trợ lực đẩy thanh răng sang phải, trong khi dầu ở khoang phải được hồi về bình chứa Khi góc quay của vành lái tăng, van phân phối dầu đến xi lanh cũng mở rộng, dẫn đến việc cung cấp nhiều dầu hơn và tăng cường trợ lực nhờ vào áp suất dầu gia tăng.
Trạng thái quay vòng bên phải sẽ trái ngược với quay vòng bên trái, khi đó dầu từ van phân phối sẽ được cung cấp vào khoang bên phải của xi lanh, dẫn đến việc thanh răng bị đẩy sang trái.
Trong trạng thái đi thẳng, van phân phối ở vị trí trung gian, dẫn đến áp suất dầu ở hai khoang xi lanh bằng nhau và lực tác dụng lên thanh răng bị triệt tiêu Hệ thống hoạt động dựa trên một thông số mô men trục lái, từ đó có thể xác định các ưu nhược điểm của hệ thống.
1.3.1.2 Ưu nhược điểm của hệ thống
Hệ thống lái trợ lực giúp người lái điều khiển xe nhẹ nhàng hơn so với hệ thống lái không có trợ lực Sự hỗ trợ này đến từ tác động của xi lanh lực lên thanh răng, nhờ vào áp suất dầu do bơm trợ lực tạo ra.
- Là cơ cấu an toàn khi xe bị nổ lốp hoặc xì hơi
-Kết cấu đơn giản so với hệ thống trợ lực khác: trợ lực khí nén và trợ lực điện.
- Làm việc tin cậy có độ bền cao, chịu được va đập nhẹ.
Áp suất dầu được tạo ra từ bơm dầu, được dẫn động bởi trục khuỷu của động cơ Bơm dầu hoạt động liên tục trong suốt quá trình xe vận hành, điều này dẫn đến việc tiêu tốn công suất của động cơ một cách thường xuyên.
-Hệ thống cần độ kín khít cao, nên thường xuyên phải kiểm tra sự dò rỉ dầu của hệ thống.
-Kết cấu đơn giản nhưng hệ thống cồng kềnh dẫn đến tăng khối lượng của hệ thống.
-Làm việc ồn do tiếng kêu của bơm dầu và dầu chảy qua các đường ống và van và dầu là chất thải ô nhiễm gây ô nhiễm môi trường
Hệ thống trợ lực dầu hiện tại chỉ đáp ứng được chức năng hỗ trợ người lái trong việc điều khiển xe một cách nhẹ nhàng, nhưng vẫn còn nhiều hạn chế cần khắc phục.
Hệ thống này hoạt động dựa trên hai thông số chính là mô men và góc quay của trục lái, do người điều khiển tác động Tuy nhiên, nó chỉ cung cấp trợ lực mà chưa điều chỉnh được tỷ số truyền lực theo tốc độ của xe.
Tỉ số truyền góc của hệ thống lái bị hạn chế, với yêu cầu tỉ số truyền thấp ở tốc độ thấp để người lái có thể quay vòng hiệu quả, trong khi ở tốc độ cao cần tỉ số truyền cao để phản ứng của xe trở nên nhạy bén hơn Tuy nhiên, hệ thống hiện tại chưa đáp ứng được nhu cầu này.
+ Khi quay vòng ngoặt người điều khiển vẫn phải đánh tay lái khá nhiều vòng.
+ Khi hệ thống trợ lực hỏng lực điều khiển nặng hơn hệ thống không có trợ lực
1.3.2 Hệ thống lái trợ lực điện điều khiển điện
1.3.2.1 Đặc điểm của hệ thống lái trợ lực điện
Các bộ phận chính của hệ thống trợ lực điện bao gồm cảm biến mô men, mô tơ điện một chiều, ECU, cảm biến tốc độ ô tô và các dây điện.
Cảm biến mô men có chức năng xác định mô men tác động lên trục lái từ người lái thông qua vành lá Sau đó, tín hiệu này được gửi đến ECU để xử lý.
Hình 1.5 - Sơ đồ hệ thống lái trợ lực điện
Hình 1.6 thể hiện Motor và bộ truyền trục vít - bánh ví
Hình 1.6 - Motor và bộ truyền trục vít – bánh ví
Cảm biến vận tốc xe
Trên hình 1.6 ta có motor điện được dẫn động từ ECU Motor truyền mô men qua khớp nối sang trục vít sang bánh vít bắt trên trục lái
ECU, hay bộ phận điều khiển, nhận tín hiệu từ cảm biến mô men và cảm biến tốc độ xe Dựa trên các tín hiệu này, ECU tính toán mô men cần trợ lực và điều khiển motor điện tương ứng.
+ Cảm biến tốc độ xe có nhiệm vụ đưa tín hiệu tốc độ của ô tô tới ECU
1.3.2.2 Nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái bằng điện
Hình 1.7 là sơ đồ tín hiệu vào ra của hệ thống.
Hình 1.7 – Sơ đồ tín hiệu vào ra.
Theo hình 1.5 và 1.7, nguyên lý hoạt động của ECU dựa trên việc tiếp nhận hai tín hiệu chính: tín hiệu từ cảm biến mô men của trục lái và tín hiệu từ cảm biến tốc độ bánh sau Từ đó, ECU tính toán để điều khiển motor điện trợ lực mô men phù hợp với lực đánh lái Khi lực đánh lái tăng, motor điện sẽ cung cấp nhiều trợ lực hơn, tuy nhiên, mô men trợ lực sẽ giảm dần khi tốc độ xe tăng.
Khi người điều khiển quay vành lái, cảm biến mô men sẽ ghi nhận và truyền tín hiệu đến ECU ECU kết hợp tín hiệu từ cảm biến tốc độ xe để tính toán và điều chỉnh mô tơ điện trợ lực mô men phù hợp Nhờ vào cảm biến mô men, ECU có khả năng xác định chiều quay của trục lái, từ đó điều khiển chiều quay của motor điện một cách chính xác.
Khi xe ở trạng thái đi thẳng, trục lái không quay và cảm biến mô men không phát hiện mô men trên trục lái Tín hiệu gửi vào ECU từ cảm biến mô men không có, dẫn đến việc ECU không điều khiển mô tơ điện trợ lực Do đó, trạng thái đi thẳng được duy trì mà không có sự trợ lực.
Lựa chọn phương án thiết kế
Hệ thống lái trợ lực thủy lực có cấu tạo đơn giản, tác động nhanh và hiệu suất trợ lực cao, nổi bật hơn so với các bộ trợ lực khác như trợ lực khí nén, trợ lực điện và trợ lực điện thủy lực Công nghệ chế tạo hiện đại cho phép thiết kế các bộ trợ lực thủy lực nhỏ gọn, điều này giúp chúng được sử dụng rộng rãi trên hầu hết các xe ô tô Với những ưu điểm vượt trội này, tôi đã chọn thiết kế hệ thống lái trợ lực thủy lực cho dự án của mình.
Để tối ưu hóa hệ thống lái, chúng ta cần lựa chọn và thiết kế các yếu tố chính như cơ cấu lái, dẫn động lái và trợ lực lái Việc chọn lựa thiết kế phù hợp cho từng thành phần này sẽ đảm bảo hiệu suất và sự an toàn trong quá trình điều khiển phương tiện.
1.4.1 Lựa chọn cơ cấu lái
Phương án 1: Trục vít - Cung răng
Loại này có ưu điểm là kết cấu đơn giản, làm việc bền vững Tuy vậy có nhược điểm là hiệu suất thấp th= 0,5….0,7;
ng=0,4….0,55), điều chỉnh khe hở ăn khớp phức tạp nếu bố trí cung răng ở mặt phẳng đi qua trục trục vít.
Cung răng có thể được đặt ở mặt phẳng đi qua trục vít hoặc ở bên cạnh, mỗi loại có những ưu điểm riêng Cung răng bên giúp giảm ứng suất tiếp xúc và mài mòn nhờ vào việc trục vít quay dịch chuyển trên toàn bộ chiều dài răng, từ đó tăng tuổi thọ và khả năng tải Loại cơ cấu lái này rất phù hợp cho xe tải cỡ lớn Trục vít có thể có dạng trụ tròn hoặc glôbôít, và khi sử dụng dạng glôbôít, số răng ăn khớp tăng lên, giúp giảm ứng suất tiếp xúc và mài mòn hiệu quả hơn.
Ngoài ra còn cho phép tăng góc quay của cung răng mà không cần tăng chiều dài của trục vít.
Hình 1.8 - Trục vít lăn - cung răng đặt giữa1- Ổ bi; 2- Trục vít; 3- Cung răng; 4-Vỏ.
Hình 1.9 - 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 cơ cấu lái trục vít - cung răng không đổi và xác định theo công thức: i ω = 2 πRR 0 tZ 1 (2.1) Ở đây:
R0 - Bán kính vòng lăn của cung răng . t - Bước trục vít.
Zt - Số mối ren trục vít.
Góc nâng của đường ren vít dao động từ 8 đến 12 độ Khe hở ăn khớp khi quay đòn quay đứng từ vị trí trung gian đến các vị trí biên thay đổi trong khoảng 0,03 đến 0,05 mm Sự điều chỉnh khe hở này được đảm bảo nhờ vào mặt sinh trục vít và vòng tròn cơ sở của cung răng có bán kính khác nhau.
Phương án 2 : Trục vít – con lăn x
Hình 1.10 - 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 1.10) 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 có thể thực hiện nhiều lần Để điều chỉnh khe hở, đường trục của con lăn cần được bố trí lệch so với đường 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, giúp tối ưu hóa hiệu suất hoạt động.
Do đó khe hở ăn khớp cũng thay đổi.
Sự thay đổi khe hở ăn khớp từ vị trí giữa đến vị trí biên được thực hiện thông qua việc dịch chuyển trục quay O2 của đòn quay đứng ra khỏi tâm mặt trụ chia của trục vít O1 một khoảng x.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít - con lăn được xác định theo công thức sau: i ω = 2 πRR K tZ 1 = 2 πRR 0 tZ 1
(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, iω biến đổi theo góc quay của trục vít, nhưng mức độ thay đổi này chỉ khoảng 5-7% từ vị trí giữa đến vị trí biên, do đó có thể coi iω là hằng số.
Phương án 3: Trục vít - Chốt quay
Cơ cấu lái trục vít - chốt quay, như được thể hiện trong hình 1.11, có ưu điểm nổi bật là khả năng thiết kế với tỷ số truyền thay đổi linh hoạt, nhờ vào việc chế tạo bước răng trục vít đa dạng.
Nếu bước răng trục vít không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo công thức: i ω 2 πRR t cos(2.3) Ở đây :
- Góc quay của đòn quay đứng;
R2 - Bán kính đòn dặt chốt.
Hiệu suất thuận và nghịch của cơ cấu lái này đạt khoảng 0,7, thường được sử dụng trong các hệ thống lái không có cường hóa, đặc biệt là trên ôtô tải và xe khách Tuy nhiên, do thiết kế phức tạp và tuổi thọ không cao, cơ cấu này hiện nay ít được áp dụng.
Hình 1.11 - Cơ cấu lái trục vít - chốt quay
1- chốt quay; 2- Trục vít; 3- Đòn quay.
Phương án 4: Trục vít - Liên hợp êcu bi - Thanh răng - Cung răng
Hình 1.12 mô tả kết cấu cơ cấu trục vít - êcu bi - thanh răng - cung răng Êcu (20) được lắp lên trục vít thông qua các viên bi nằm trong rãnh ren, giúp chuyển đổi ma sát trượt thành ma sát lăn Phần dưới của êcu bi có các răng được cắt để ăn khớp với cung răng trên trục (2).
Hình 1.12 - Cơ cấu lái liên hợp trục vít - êcu bi - thanh răng - cung răng
1 – Đai ốc hãm đòn quay đứng; 2 – Trục tròn quay đứng; 3 – Vòng chặn dầu; 4, 6 - Ổ bi kim; 5 – Vỏ cơ cấu lái; 7 – Tấm đệm;
Trong cơ cấu lái, các thành phần quan trọng bao gồm đai ốc điều chỉnh, vít điều chỉnh ăn khớp, đai ốc hãm, và vòng làm kín Mặt bích bên cơ cấu lái và đai ốc tháo dầu cũng đóng vai trò thiết yếu, cùng với chốt định vị và tấm chặn để đảm bảo sự ổn định Đai ốc điều chỉnh độ rơ của ổ bi và nắp dưới cơ cấu lái giúp tối ưu hóa hiệu suất Cuối cùng, ổ đỡ chặn, êcu, ống dẫn hướng bi và bi là các chi tiết không thể thiếu trong hệ thống này.
23 – Vít đậy lỗ rót dầu; 24 - Ổ đỡ chặn; 25 – Vòng chặn dầu; 26 – Then bán nguyệt; 27 – Cung răng.
Tỷ số truyền động học của cơ cấu lái loại này không đổi và xác định theo công thức : i ω =
2 πRR 2 t (2.4) Ở đây: R2 - Là bán kính chia cung răng t - Bước răng trục vít.
- Hiệu suất cao: hiệu suất thuận η t = 0,7 - 0,85, hiệu suất nghịch η n = 0,85.
Do hiệu suất nghịch lớn nên khi lái trên đường xấu sẽ vất vả nhưng ôtô có tính ổn định về hướng cao khi chuyển động thẳng.
- Khi sử dụng với cường hoá thì nhựơc điểm hiệu suất nghịch lớn không quan trọng.
- Có độ bền cao vì vậy thường được sử dụng trên các xe cở lớn.
Phương án 5: Bánh răng – thanh răng
Hình 1.13 - 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
Hình 1.14 - Sơ đồ lắp đặt cơ cấu lái bánh răng - thanh răng
Trên hình 1.13 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 chính xác mà không có khe hở, bánh răng được ép chặt vào thanh răng bằng lò xo Những đặc điểm này mang lại nhiều ưu điểm cho hệ thống truyền động.
- 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.
Với 5 phương án trên em lựa chọn phưong án 5 làm phương án thiết kế vì hệ thống đã có trợ lực ta chỉ cần cơ cấu lái đơn giản không cần có tỉ số truyền phải lớn và thay đổi, và lúc đó thanh răng được lấy luôn là 1 khâu của hình thang lái
Trục lái và trục các đăng của hệ thống lái
Hình 1.15 - Kết cấu trục lái
1- Đầu trục nối với vô lăng; 2- Vòng chặn; 3- Ổ bi; 4- Trục trượt; 5- Ống trượt trục; 6- Tấm hãm; 7- Vòng bi; 8- Trục chính; 9- Giá đỡ trên trục; 10- Khớp các đăng;
11- Trục các đăng; 12- Vòng chặn; 13- Bu lông hãm; 14- Cần khoá
Trục lái là thành phần quan trọng trong hệ thống lái, có chức năng chính là truyền momen lái từ vô lăng đến cơ cấu lái Trục lái không chỉ bao gồm trục và các bộ phận bao che mà còn có cấu tạo phức tạp hơn trên xe, cho phép điều chỉnh độ nghiêng của vành tay lái Ngoài ra, trong trường hợp xảy ra tai nạn, trụ lái có khả năng co ngắn lại, giúp bảo vệ các bộ phận khác của ôtô như cần điều khiển hệ thống đèn, cần gạt nước, cần hộp số, hệ thống dây điện và các đầu nối điện.
Trục các đăng là bộ phận quan trọng kết nối giữa trục lái và cơ cấu lái, giúp truyền động một cách hiệu quả Trên trục này có khớp nối chữ thập, cho phép điều chỉnh độ lệch giữa trục lái và trục vít của cơ cấu lái khi hai trục không đồng trục, đảm bảo hoạt động ổn định của hệ thống lái.
Hình 1.16 - Kết cấu van phân phối
Tính toán động học hệ thống lái
2.1.1 Các thông số của xe du lịch KIA MORNING
Chiều dài toàn bộ xe Lo 3495 mm
Chiều rộng toàn bộ xe 1595 mm
Chiều dài cơ sở L 2370 mm
Chiều rộng cơ sở B 1400 mm
Bán kính quay vòng tối thiểu 4,6 m
Trọng lượng không tải Go 950 kg 9500(N)
Trọng lượng toàn tải G 1350 kg 13500(N)
Trọng lượng cầu trước G1 740 kg 7400(N)
Trọng lượng cầu sau G2 610 kg 6100(N)
Trọng lượng tác dụng lên 1 bánh dẫn hướng
Vận tốc cực đại V max 160 km/h
Thông số hệ thống lái :
- Chiều dài đòn bên hình thang lái m = 180 mm
- Khoảng cách giữa đòn ngang và trụ trước y = 182 mm
- Chiều dài thanh nối bên hình thang lái p %0 mm
2.2 Tính toán động học hệ thống lái
2.2.1 Tính mô men cản quay vòng max
Mômen cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng được xác định khi xe quay vòng và chở tải đầy Mômen này được tính toán dựa trên lực cản lăn xuất hiện ở hai bánh xe đối diện nhau, cùng với lực bên Y và mô men ổn định của bánh xe dẫn hướng.
+ Mô men cản M 1 gây nên do lực cản lăn
- a : Cánh tay đòn của lực Pf quay xung quanh trụ đứng (hình 2.3)
Với xe thiết kế ta đo được a = 30 (mm) = 0,03 m
- f : Hệ số cản lăn xét cho trường hợp ô tô chạy trên đường nhựa và khô, f = 0,015
Hình 2.1 - Sơ đồ trụ đứng nghiêng trong mặt phẳng ngang.
Giá trị mômen do Y tác động lên M2 được xác định cho một bánh xe, với phản lực bên lùi sau khoảng cách x, trong đó x được tính bằng 1/4 chiều dài của vết tiếp xúc, và tạo ra mômen quay cùng chiều với M1.
+ Mômen cản M 2 do sự trượt bên của bánh xe trên mặt đường
+ x là khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc với hợp lực ma sát Y: x=0,5 √ r 2 −r bx 2 (2.4)
Với r là bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng: r = (B + d 2 * 25,4) (mm) (2.5) Với bánh xe có ký hiệu165/60 R14:
+ rbx : là bán kính làm việc trung bình của bánh xe, và được xác định theo công thức sau: r bx = λ.r = 0,96.r (2.6) Chọn λ = 0,96 (Vì là xe du lịch)
Ta có : Lực ngang có giá trị cực đại bằng lực bám:
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
Khi đó mômen cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hướng được tính toán như sau:
M= (M1 + M2 ) = Gbx (f.a + 0,14.y.r) (2.8) Giá trị theo kinh nghiệm = 1,07-1,15 Chọn =1,1
Vậy momen cản quay vòng tại đòn kéo dọc (cả cầu dẫn hướng) là:
+ η t = 0,5-0,7 là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong dẫn động lái
Thay số vào (2.9) ta có:
2.2.1.1 Tỷ số truyền của hệ thống lái a 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 id = 0,85-1,1
Chọn sơ bộ id = 1 ( cho cầu dẫn hướng). b Tỷ số truyền của cơ cấu lái i c
Ta có công thức: α ’max= α max.i (2.10)
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 β max :Góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng
Ta lấy sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống lái i
Ta có: α max ' =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
2.2.1.2 Xác định lực tác động lớn nhất ở vành tay lái
+ Mc: Là mô men cản quay vòng Mc= 302,7 Nm
+ Pmax : là lực cực đại đặt lên vành tay lái.
+ ic: Là tỷ số truyền của hệ thống lái.
+ id : Là tỷ số truyền dẫn động lái.
+ R: Là bán kính vành lái (vô lăng) , R0 mm
+ : Là hiệu suất thuận của hệ thống lái =0,65
Thay số ta được : P vlmax = 0,19.16 1.0,65 302,7 = 153,2 (N) < [ Pvlmax]
Hệ thống trợ lực lái là giải pháp cần thiết để giảm thiểu sự mệt mỏi cho người lái khi điều khiển xe trong thời gian dài Việc sử dụng hệ thống này không chỉ giúp tăng cường sự thoải mái mà còn nâng cao trải nghiệm lái xe.
Khi quay vành lái, lực truyền qua trục lái tới trục răng của cơ cấu lái, tạo ra mô men làm quay trục răng và di chuyển thanh răng sang trái hoặc phải Qua thanh dẫn động và đòn quay, lực này khiến bánh xe xoay, thay đổi hướng chuyển động của ôtô Khi lực tác động vào vành tay lái đạt đến giá trị xác định, cường hóa lái bắt đầu hoạt động, tạo lực làm quay các bánh xe dẫn hướng.
2.2.2 Kiểm tra động học quay vòng của hình thang lái
2.2.2.1 Xây dựng đường cong lý thuyết
Hình 2.2 minh họa sơ đồ nguyên lý quay vòng, trong đó hệ thống lái cần đảm bảo mối quan hệ giữa các bánh xe dẫn hướng để bánh xe lăn tinh khi quay vòng, được thể hiện qua công thức cotgα - cotgβ = B.
L (1.1) trong đó: B – khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng, B 00(mm)
L – chiều dài cơ sở của ô tô, L = 2370 (mm) - góc quay bánh xe dẫn hướng phía ngoài, - góc quay bánh xe dẫn hướng phía trong,
Hình 2.2 - sơ đồ nguyên lý quay vòng
Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong max:
2 (1.2) với : Rmin – là bán kính quay vòng nhỏ nhất của Ôtô, Rmin = 4,6 (m)
Từ 1.1 qua các phép biến đổi ta có : α=arctg L
B+Lcotgβ (1.3) thay số vào 1.3 ta có phương trình : α=arctg2370
Cho các giá trị khác nhau tư 5 – 40, ta có các góc α tương ứng theo bảng sau:
2.3 - Đồ thị biểu diễn đường đặc tính lý thuyết
2.2.2.2 Xây dựng đường cong thực tế a) Trường hợp xe đi thẳng
Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình 2.4 ta có thể tính được mối quan hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau:
Mặt khác: sin 2 γ+cos 2 γ=1 cos 1 sin 2 1 p 2 y m sin 2
X B m p y m ( 1.8) Các đòn bên tạo với phương dọc một góc .
Khi ôtô thực hiện các vòng quay với bán kính khác nhau, mối quan hệ giữa các góc lái và vẫn được duy trì theo công thức đã nêu Tuy nhiên, hình thang lái Đan - Tô không thể hoàn toàn đáp ứng yêu cầu trong trường hợp này.
Chúng ta có thể lựa chọn một kết cấu hình thang lái cho phép sai lệch so với quan hệ lý thuyết trong giới hạn nhất định, với độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết tối đa ở các góc quay lớn, nhưng không được vượt quá 10 độ Trong trường hợp xe quay vòng, việc tuân thủ các quy tắc này là rất quan trọng.
Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng được minh họa trong hình 2.5, cho thấy sự quay của bánh xe bên trái và bên phải Khi bánh xe bên trái quay một góc α và bánh xe bên phải quay một góc β, góc giữa đòn bên của bánh xe bên phải và phương ngang là (θ - β), trong khi bánh xe bên trái tạo thành góc (θ + α).
Ta có mối quan hệ của các thống số theo quan hệ sau:
Hình 2.5 - Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng.
Hình 2.4 - Sơ đồ hình thang lái khi xe chạy thẳng.
Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:
BC AC AB AB AC
Thay vào biểu thức trên ta có:
Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ta có: tg ϕ=CD
Từ (1.12) và (1.13) thay vào (1.14) ta rút ra được biểu thức liên hệ giữa và như sau:
Góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang được ký hiệu là θ với độ dài đòn bên hình thang lái là m = 180 mm Khoảng cách giữa đòn ngang và trục trước trong hình thang lái được xác định là y = 182 mm Chiều dài đòn thanh nối bên của hình thang lái là p = 250 mm.
Dựa vào công thức(1.4) và (1.15) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái lý thuyết và thực tế ứng với mỗi giá trị của góc = (0 0 ,
5 0 , , 40 0 ) ta lấy góc theo xe thiết kế
= 78 0 Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây:
(độ) (lý thuyết) (độ) (thực tế) (độ)
Dựa trên các 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.
Hình 2.6 - Đặc tính động học hình thang lái
Hình 2.6 cho thấy đặc tính động học của hình thang lái, với độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết nhỏ hơn 1 độ trong phạm vi quay vòng của bánh xe dẫn hướng Điều này chứng tỏ rằng các thông số thiết kế của hình thang lái xe là hợp lý và đáp ứng yêu cầu kỹ thuật.
2.2.3 Xác định chiều dài thanh răng
Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay đi một góc β max @ ∘ thì thanh răng dịch chuyển một đoạn là X.
Thay các số liệu vào công thức (2 19) ta được:
Do thanh răng quay về cả hai bên nên khoảng cách của thanh răng sẽ phải thoả mãn là: L = 180 (mm) 2 X1 = 2.84,78 = 169,5 (mm).
Khoảng cách làm việc của thanh răng đo trên chiều dài của trục nhỏ là nửa chiều dài (L = 180 mm), đảm bảo thanh răng đủ dài để xe có thể quay vòng dễ dàng mà không bị va chạm.
2.2.4 Tính toán bộ truyền cơ cấu lái
2.2.4.1 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 sự phù hợp của bánh răng, trước tiên cần chọn đường kính vòng lăn của nó Từ đó, tính toán số vòng quay (n) cần thiết để thanh răng di chuyển một đoạn X1 = 84,78 mm.
Để xác định bán kính vòng lăn của bánh răng, trước tiên cần chọn số vòng quay của vành lái Đối với cơ cấu lái sử dụng bánh răng và thanh răng, số vòng quay của vành lái sẽ tương đương với số vòng quay của bánh răng.
Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay về 1 phía của vành lái ứng với bánh xe quay là n = 1,5 vòng.
2.2.4.2 Xác định các thông số của bánh răng:
Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy.
Dc : Đường kính vòng chia: Dc = 2R = 2.9 = 18 (mm ) mn : Môdun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn mn = 2.
: Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng = 12 0
Từ công thức (2.22) ta suy ra số răng của bánh răng :
Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có :
Môdun ngang của bánh răng : mt m n cos β 2 cos 27 0 = 2.24
Như vậy Zmin = 12.02 > 6 do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh đều = 0.
Xác định hệ số dịch chỉnh br theo công thức:
Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng:
Dd = Dc+2mn.(1+ ) = 18 +2.2.(1+ 0,647) = 24,58mm, chọn = 27 mm. + Đường kính đỉnh 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= (hf ’ + hf ” ) mn =(1 +1.25).2 = 5,625mm + Chiều cao đỉnh răng: h ’ = (f ’ + ) mn = (1+ 0.647) 2,5 = 4,12 mm + Chiều dày của răng trên vòng chia:
2.2.4.3 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 x x
[] : ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất.
Mx : Mô men xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, chính bằng mômen cản quay vòng từ bánh xe:
Thay các thông số vào công thức (2.23) ta được : d = 3 0, 2 x x
Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng :
Mặt khác ta có: dc t Z 1
Hệ số dịch chỉnh thanh răng :
+ Đường kính vòng chia của thanh răng:
= 27 - 2.2(1,25 -0,647) = 21,58 mm 24,5 mm. + Đường kính vòng đỉnh của thanh răng:
+ Chiều cao của thanh răng h = (f ’ + f ’’ ) mn = (1+ 1,25).2 = 4,5 mm
2.2.5 Tính bền cơ cấu lái trục răng - thanh răng Đối với loại truyền động truc răng - thanh răng phải đảm bảo cho các răng có độ bền cao
+Xác định lực tác dụng lên bộ truyền trục răng - thanh răng.
Lực vòng tác dụng lên bánh răng:
P v = P max i c = 153,2.16 = 2451,2 (N) Lực hướng tâm tác dụng lên trục răng theo công thức:
P r = P v tgα cosββ = 2451,2.tg 20 0 cos27 0 = 1001,29 (N) Lực dọc tác dụng lên trục răng:
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
Vậy A tb ¿ ¿ , thỏa mãn điều kiện.
Ta thừa nhận lực lớn nhất của người lái đặt vào vành tay lái Pv 60N
- 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:
Lực cần thiết để gài trợ lực trên vô lăng ô tô du lịch thường dao động từ 20 đến 40N, với giá trị cụ thể cho xe thiết kế là Po = 30N Từ đó, 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 cần thiết để xoắn thanh xoắn về vị trí bắt đầu trợ lực Hiệu suất từ vành tay lái tới van xoắn được ký hiệu là η o, với giá trị chọn η o = 1 Tỷ số truyền từ vành lái tới van được ký hiệu là i o, với giá trị chọn i o = 1.
Như vậy mô men đặt lên vành tay lái để trợ lực bắt đầu làm việc là 5,7Nm. d
* 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.
H = P P vmax v = 154,2 60 = 2,553 Với Pv = 60N, là lực lớn nhất đặt vào vành tay lái khi có trợ lực. Chỉ số H thường lấy < 4 Do đó H = 2,553 là hợp lý.
3.2 Tính toán xi lanh lực
Kích thước của xi lanh lực phải đủ lớn để tạo ra lực cần thiết, trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái có giới hạn Nếu xi lanh quá nhỏ, áp suất dầu trợ lực sẽ phải tăng cao, và ngược lại Áp suất dầu do bơm dầu cung cấp cũng có giới hạn, vì vậy kích thước 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 = 27 mm.
- 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 lmax - P v10 = 153,2-
+ 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 C45
Vậy σ¿ ¿ , xi lanh lực đủ bền.
3.3 Xây dựng đặc tính cường hoá lái
Theo giáo trình thiết kế tính toán ôtô, đặc tính của cường hoá thể hiện quá trình làm việc của bộ cường hoá hệ thống lái, phản ánh mối quan hệ giữa lực mà người lái tác động lên vành tay lái Pl và mômen cản quay vòng của các bánh dẫn hướng Mc.
Khi không có hệ thống cường hoá, lực tác động lên vành tay lái chỉ phụ thuộc vào mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng, vì các yếu tố như R, ic, id, và ηth là hằng số Do đó, đường đặc tính sẽ là những đường thẳng đi qua gốc tọa độ Tính toán cho thấy, khi ôtô quay vòng tại chỗ, mômen cản quay vòng đạt giá trị lớn nhất, và tọa độ xác định điểm này trên đường đặc tính là B [388].
302,7] Vậy đường đặc tính được xác định P1 = f(Mc) sẽ đi qua gốc toạ độ và đi qua điểm B [388 ; 302,7]
Khi hệ thống lái được lắp bộ cường hoá, mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mômen cản quay của các bánh xe dẫn hướng Mc trở nên rõ ràng, thể hiện đặc tính bậc nhất Để bộ cường hoá hoạt động hiệu quả, lực tác động lên vành tay lái cần lớn hơn 20 N Ở giai đoạn này, đặc tính biểu thị sẽ tương tự như khi chưa có bộ cường hoá Tại điểm A [44 ; 20], bộ cường hoá bắt đầu hoạt động Đồ thị thể hiện các đường đặc tính trước và sau khi lắp bộ cường hoá, Pl = f(Mc) và Pc = f(Mc), được trình bày trong hình 2.11 dưới đây.
Khi lực tác động lên vành tay lái vượt quá 20 N, đường đặc tính thể hiện hoạt động của cường hoá trong giai đoạn này vẫn là đường bậc nhất nhưng có độ dốc thay đổi.
Cường hóa dốc thấp hơn so với đường đặc tính ban đầu, điều này là cần thiết để đảm bảo người lái cảm nhận được sức cản của mặt đường tác động lên vành tay lái.
Khi mômen cản quay vòng vượt quá 302,7 Nm, hệ thống lái sẽ hoạt động giống như hệ thống lái cơ khí ban đầu, cho thấy rằng cường hóa đã đạt đến giới hạn khả năng làm việc của nó.
Cụ thể là người lái muốn quay vòng ôtô thì phải tác dụng lên vành tay lái một lực Pl > Pc
Hình 2.11 - Đường đặc tính cường hoá
Đặc tính của hệ thống trước khi cường hoá thể hiện qua đường bậc nhất đoạn OB, trong khi sau khi cường hoá, đường bậc nhất trở thành đường gãy khúc và có giá trị thấp hơn Ở đoạn OA, lực Pl bằng với Pc và phụ thuộc vào Mc, cho thấy người lái hoàn toàn chịu trách nhiệm về lực Đoạn AC cho thấy Pc cũng phụ thuộc vào Mc, phản ánh cảm nhận của người lái về chất lượng mặt đường, với điểm C tại tọa độ [302,7; 60] và Pc được chọn là 60 N.
Từ C trở đi: Pc = f(Mc) song song với đường Pl = f(Mc).
Hiệu số tọa độ giữa hai đường Pc và Pl tạo ra lực do bộ cường hóa, lực này chịu ảnh hưởng bởi áp suất môi trường làm việc và đường kính của xilanh.
Khi lựa chọn kích thước PC, việc quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ nặng hơn nếu chọn PC lớn Ngược lại, nếu chọn PC quá nhỏ, người lái sẽ không cảm nhận đầy đủ chất lượng mặt đường.
3.4 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 điều khiển của người lái Nếu không đảm bảo điều kiện này, người lái sẽ phải chịu một lực lớn trong những tình huống quay vòng nhanh, do không chỉ phải vượt qua lực cản mà còn phải đẩy dầu giữa các phần của xi lanh lực Để đảm bảo điều kiện này, cần chọn bơm có lưu lượng đủ lớn để đáp ứng yêu cầu.
Qb:Lưu lượng định mức của bơm. 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 nv = 60 (v/p) Khi thực hiện 1,5 vòng quay, thời gian cần thiết là 1,5 giây, và khoảng cách thanh răng dịch chuyển được tính là S = X1 84,78 mm.
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 ΔQQ:ΔQQ=(0,05÷0,1).Q b
Ta có: Q tt =Q b + ΔQQ =1 , 08 Q b = 1,08.96,452 = 104 cm 3 sβ =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 các bộ phận chính như cụm bơm tạo áp suất, cụm van điều tiết, van an toàn và lưu lượng, cùng với các cụm vỏ và lắp Ngoài ra, cốc đựng dầu được đặt riêng rẽ với bơm và được kết nối với bơm thông qua ống dẫn dầu.
3.5 Tính các chi tiết của van phân phối
3.5.1 Tính góc xoay của van quay ΔQ= ΔQ ' + ΔQ '' (3.8)
Trong đó: ΔQ ' : Khe hở giữa mép van ống trong và van ống ngoài
- Q b : Lưu lượng dầu cung cấp cho bộ cường hòa làm việc,
- d: Đường kính thanh răng, d = 27 mm
- g: Gia tốc trọng trường, g = 10(m/s 2 )00 (cm/s 2 ).
- ΔQ p : Là tổn thất áp suất ở hành trình không tải, ΔQ p =3N/ cm 3
- γ d : Trọng lượng riêng của dầu γ d = 0,09 N/cm 3
Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy ΔQ ' = 0,1 cm
* 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) ΔQ '' =ε 2 πR.d.P max
Do ΔQ '' quá nhỏ nên lấy ΔQ '' = 0,05 cm
Vậy hành trình toàn bộ van xoay xê dịch về một phía: Δ = ΔQ ' + ΔQ '' = 0,1-0,05 = 0,05 cm = 0,5 mm
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 0,035 độ, thì đường dầu đi cường hóa mới làm việc.
Chọn đường kính thanh xoắn D = 5 mm = 0,005 m.
Chiều dài thanh xoắn là L 0 mm = 0,130 m. Ứng suất xoắn của thanh xoắn được xỏc định theo công thức:
RVL - bán kính vành lái: 0,19 m
PVL - lực tác dụng lên vành lái.
Tính tại 2 thời điểm là :
Lúc bắt đầu có trợ lực PVL = 20N, và lúc trợ lực hoạt động cực đại PVL 60N.
Vậy ứng suất xoắn của thanh xoắn tại thời điểm bắt đầu có trợ lực là: τ 1 = 20.0,19
Vậy ứng suất xoắn của thanh xoắn tại thời điểm trợ lực cực đại là: τ 2 = 60.0,19
0,2.0,005 3 = 456.10 6 N/m 2 Góc xoắn của thanh xoắn được xác định theo công thức:
G - mô đun đàn hồi : 8.10 4 (Mpa) = 8.10 10 (N/m 2 ).
Vậy từ công thức 2.28 ta có góc xoắn của thanh xoắn tại 2 thời điểm trên là: θ 1 = 2.152 10 6 2,37
3.6 Nguyên lý làm việc của trợ lực lái a Khi xe đi thẳng
Hình 2.12 - Van xoay ở vị trí trung gian 1- Xy lanh; 2- Thân van ngoài; 3- Thân van trong; 4- Thanh xoắn; 5- Bơm;
6- Bình chứa; a- Đường dầu hồi.
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 chịu một lực lớn khi quay vòng nhanh, do phải thắng lực cản và đẩy dầu trong xi lanh Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, cần chọn bơm có lưu lượng đủ lớn để đáp ứng yêu cầu này.
Qb:Lưu lượng định mức của bơm. 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 ghi nhận là nv = 60 (v/p) Khi thực hiện 1,5 vòng quay, thời gian mất là 1,5 giây, dẫn đến thanh răng dịch chuyển được khoảng 84,78 mm.
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 ΔQQ:ΔQQ=(0,05÷0,1).Q b
Ta có: Q tt =Q b + ΔQQ =1 , 08 Q b = 1,08.96,452 = 104 cm 3 sβ =3,9 (l/ phút).
Từ đó ta chọn bơm cường hóa:
Tính các chi tiết của van phân phối
Số vòng quay roto: n = 950 (vòng/phút)
Hiệu suất cơ khí: η ck = 0,8
Bơm bao gồm các bộ phận chính như cụm bơm tạo áp suất, cụm van điều tiết, van an toàn và lưu lượng, cùng với các cụm vỏ và lắp Ngoài ra, bơm còn có cốc đựng dầu được đặt riêng và kết nối với bơm thông qua ống dẫn dầu.
3.5 Tính các chi tiết của van phân phối
3.5.1 Tính góc xoay của van quay ΔQ= ΔQ ' + ΔQ '' (3.8)
Trong đó: ΔQ ' : Khe hở giữa mép van ống trong và van ống ngoài
- Q b : Lưu lượng dầu cung cấp cho bộ cường hòa làm việc,
- d: Đường kính thanh răng, d = 27 mm
- g: Gia tốc trọng trường, g = 10(m/s 2 )00 (cm/s 2 ).
- ΔQ p : Là tổn thất áp suất ở hành trình không tải, ΔQ p =3N/ cm 3
- γ d : Trọng lượng riêng của dầu γ d = 0,09 N/cm 3
Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy ΔQ ' = 0,1 cm
* 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) ΔQ '' =ε 2 πR.d.P max
Do ΔQ '' quá nhỏ nên lấy ΔQ '' = 0,05 cm
Vậy hành trình toàn bộ van xoay xê dịch về một phía: Δ = ΔQ ' + ΔQ '' = 0,1-0,05 = 0,05 cm = 0,5 mm
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 0,035 độ, thì đường dầu đi cường hóa mới làm việc.
Chọn đường kính thanh xoắn D = 5 mm = 0,005 m.
Chiều dài thanh xoắn là L 0 mm = 0,130 m. Ứng suất xoắn của thanh xoắn được xỏc định theo công thức:
RVL - bán kính vành lái: 0,19 m
PVL - lực tác dụng lên vành lái.
Tính tại 2 thời điểm là :
Lúc bắt đầu có trợ lực PVL = 20N, và lúc trợ lực hoạt động cực đại PVL 60N.
Vậy ứng suất xoắn của thanh xoắn tại thời điểm bắt đầu có trợ lực là: τ 1 = 20.0,19
Vậy ứng suất xoắn của thanh xoắn tại thời điểm trợ lực cực đại là: τ 2 = 60.0,19
0,2.0,005 3 = 456.10 6 N/m 2 Góc xoắn của thanh xoắn được xác định theo công thức:
G - mô đun đàn hồi : 8.10 4 (Mpa) = 8.10 10 (N/m 2 ).
Vậy từ công thức 2.28 ta có góc xoắn của thanh xoắn tại 2 thời điểm trên là: θ 1 = 2.152 10 6 2,37
Nguyên lý làm việc của trợ lực lái
Hình 2.12 - Van xoay ở vị trí trung gian 1- Xy lanh; 2- Thân van ngoài; 3- Thân van trong; 4- Thanh xoắn; 5- Bơm;
6- Bình chứa; a- Đường dầu hồi.
Khi xe di chuyển thẳng, vành tay lái ở vị trí trung gian, chất lỏng từ bơm chạy vào lõi và trở về bình dầu, tạo áp suất đồng đều ở hai khoang của xylanh lực, khiến piston không dịch chuyển và thanh răng giữ nguyên vị trí Điều này giúp giảm va đập từ bánh xe nhờ vào chất lỏng áp suất cao Khi xe quay sang trái, các yếu tố này sẽ thay đổi để hỗ trợ quá trình điều khiển.
Khi xe quay vòng sang trái, cụm van xoay sẽ chuyển động theo hướng trái, cho phép dầu từ bơm chảy vào khoang I của xylanh Đồng thời, van cũng mở đường cho dầu ở khoang II hồi về bình chứa Quá trình này khiến thanh răng dịch chuyển sang trái, từ đó đẩy bánh xe quay sang trái và thực hiện việc quay vòng.
Hình 2.13 - Van hoạt động quay trái 1- Xy lanh; 2- Thân van ngoài; 3- Thân van trong; 4- Thanh xoắn; 5- Bơm;
6- Bình chứa; a- Đường dầu hồi.
Khi dừng quay vành tay lái, thân van trong giữ nguyên vị trí, nhưng dầu vẫn chảy vào khoang I, đẩy bánh răng theo chiều ngược lại, khiến thanh xoắn trở lại Các cửa van mở ở trạng thái nhất định tạo ra chênh áp suất ổn định giữa khoang I và II, đảm bảo ô tô không tiếp tục quay Khi xe quay vòng sang phải, quá trình này vẫn được duy trì để giữ sự ổn định cho xe.
Hình 2.14 - Van hoạt động quay phải 1-Xy lanh; 2-Thân van ngoài; 3-Thân van trong; 4-Thanh xoắn; 5-Bơm;
6- Bình chứa; a- Đường dầu hồi.
Khi xe quay vòng sang phải, cụm van xoay sẽ ở vị trí xác định, cho phép dầu từ bơm chảy vào khoang II của xylanh Đồng thời, van mở đường dầu ở khoang I kết nối với đường hồi về bình chứa, khiến thanh răng dịch chuyển sang phải và đẩy bánh xe quay sang phải, thực hiện quá trình quay vòng.
Khi dừng quay vành tay lái, thân van trong giữ nguyên vị trí, trong khi dầu vẫn tiếp tục chảy vào buồng II Dòng dầu này đẩy bánh răng theo chiều ngược lại, khiến thanh xoắn trở lại và các cửa van mở ở trạng thái nhất định Điều này tạo ra sự chênh lệch áp suất ổn định giữa hai khoang I và II, giúp đảm bảo ô tô không tiếp tục quay.
+ Độ rơ kết cấu của hệ thống lái phụ thuộc nhiều vào độ rơ của cơ cấu lái.
Sự gài trợ lực trong hệ thống lái phụ thuộc vào độ cứng của thanh xoắn đàn hồi, cho phép biến dạng thanh xoắn và mở thông các đường dầu Kết cấu này tạo ra khe hở nhỏ nhờ vào việc gia công chính xác các miệng rãnh đường dầu ở thân van trong và van ngoài của van phân phối Thanh xoắn càng nhỏ thì khả năng trợ lực càng sớm, với đầu trên được cố định với trục van điều khiển và đầu dưới gắn với bánh răng qua chốt cố định.
Thanh xoắn đàn hồi có khả năng xoay 70 độ từ vị trí trung gian sang hai bên, tạo ra sự quay tương đối giữa thân van trong và thân van ngoài, giúp đóng mở tối đa đường dầu.
+ Kết cấu van xoay cho phép khả năng tạo nên góc mở thông các đường dầu bé, do vậy độ nhạy của cơ cấu cao.
Dẫn động lái
Hình 2.15 - Kết cấu khớp cầu của thanh kéo bên 1- Vòng kẹp; 2- Bạc lót; 3- Khớp cầu; 4- Cao su giảm chấn; 5- Lò xo.
Dẫn động lái trên ôtô bao gồm các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngỗng quay của bánh xe Hình thang lái, bao gồm cầu trước, đòn kéo ngang và các cạnh bên, là bộ phận quan trọng nhất, đảm bảo động học quay vòng đúng cho bánh xe Việc này giúp ngăn chặn tình trạng trượt lê khi quay vòng, từ đó giảm mài mòn lốp, giảm tổn hao công suất và tăng tính ổn định khi xe quay vòng.
Bơm trợ lực lái
Bơm trợ lực lái trên xe ô tô là loại bơm cánh gạt tác dụng kép, với 10 cánh gạt, thực hiện hai lần hút và hai lần đẩy trong mỗi vòng quay Ưu điểm của bơm cánh gạt bao gồm kết cấu nhỏ gọn, đơn giản, dễ chế tạo, làm việc tin cậy, ít hư hỏng và khả năng điều chỉnh lưu lượng hiệu quả.
Hình 2.16 - Kết cấu bơm trợ lực lái xe kia morning
Bơm trợ lực thủy lực hoạt động dựa trên các thành phần chính như trục bơm, vỏ bơm, stato và roto Dầu được dẫn qua đường dẫn dầu tới van điều chỉnh lưu lượng, nơi cánh gạt và chốt định vị đảm bảo hoạt động ổn định Các bu lông lắp giữ cho toàn bộ hệ thống kết nối chặt chẽ, góp phần vào hiệu suất hoạt động của bơm.
Khi roto quay, lực ly tâm khiến các cánh gạt văng ra và tiếp xúc với không gian kín hình ô van Dầu thủy lực được hút từ đường ống áp suất thấp và nén đến đầu ra áp suất cao, với lượng dầu phụ thuộc vào tốc độ động cơ Bơm được thiết kế để cung cấp đủ dầu ngay cả khi động cơ không tải, dẫn đến việc cung cấp quá nhiều dầu khi động cơ chạy ở tốc độ cao Để ngăn ngừa quá tải cho hệ thống ở áp suất cao, một van giảm áp được lắp đặt, tự động mở khi áp suất dầu vượt mức cho phép, cho phép dầu chảy trở lại khoang chứa.
