THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI
Công dụng
Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động của ôtô hoặc giữ cho ôtô chuyển động đúng hướng nào đó.
Phân loại
a Theo cách bố trí vành tay lái:
- Hệ thống lái với vành lái bố trí bên trái (khi chiều thuận đi đường là chiều phải như ở các nước xã hội chủ nghĩa…).
- Hệ thống lái với vành lái bố trí bên phải (khi chiều thuận đi đường là chiều trái như ở Anh, Nhật, Thụy Điển…). b Theo kết cấu của cơ cấu lái:
- Liên hợp (Trục vít – êcu- đòn quay hay trục vít – êcu – thanh răng – cung răng). c Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ trợ lực:
- Loại trợ lực khí nén (gồm cả cường hóa chân không).
- Loại trợ lực điện. d Theo số lượng cầu dẫn hướng:
- Tất cả các cầu dẫn hướng.
Yêu cầu
Dựa vào yêu cầu tối thiểu về sự an toàn của xe và hàng thì hệ thống lái phải có các yêu cầu sau:
- Đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô có nghĩa là khả năng quay vòng nhanh và ngoặt trong một thời gian rất ngắn trên một diện tích rất bé.
- Lực tác động 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 phải chính xác, tính chất tuỳ động đảm bảo phối hợp chặt chẽ giữa sự tác động của hệ thống lái và sự quay vòng của bánh xe dẫn hướng.
- Đảm bảo quan hệ tuyến tính giữa góc quay vành lái và góc quay bánh xe dẫn hướng.
- 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.
- Hệ thống lái phải bố trí sao cho thuận tiện trong việc bảo dưỡng và sửa chữa.
Cấu tạo chung hệ thống lái
a Hệ thống lái không có trợ lực:
Trên một số ô tô tải có trọng tải nhỏ, ô tô du lịch có công suất lít trung bình và nhỏ không bố trí trợ lực lái, cấu tạo hệ thống lái gồm: cơ cấu lái, dẫn động lái.
Hình 1.1: Cấu tạo hệ thống lái không có trợ lực
1.Vành tay lái 2.Trục lái 3.Cơ cấu lái 4.Đòn quay đứng
5.Thanh kéo dọc 6.Đòn quay ngang 7.Cam quay 8.Hình thang lái
Hệ thống lái không sử dụng trợ lực về mặt cấu tạo thì đơn giản hơn hệ thống lái có bố trí trợ lực, thường sử dụng cơ cấu lái loại trục vít- con lăn. b Hệ thống lái có trợ lực: Đối với ôtô tải có trọng tải lớn, xe khách loại vừa và lớn thì lực tác dụng lên vành tay lái rất lớn, để làm giảm nhẹ lực tác dụng lên vành tay lái khi điều khiển hệ thống lái bố trí thêm trợ lực lái, hiện nay để tăng tính an toàn cho ôtô chuyển động ở tốc độ cao thì cả trên các loại ô tô con cũng được bố trí trợ lực.
Hình 1.2: Hệ thống lái có trợ lực xylanh lực bố trí trên thang lái; van phân phối bố trí tại cơ cấu lái dùng trên các ô tô con a Một số loại cơ cấu lái thường dùng.
Hiện nay cơ cấu lái thường dùng trên ôtô có những loại: trục vít cung răng, trục vít con lăn, trục vít chốt quay và loại liên hợp.
Cơ cấu lái trục vít - con lăn:
Loại cơ cấu lái này hiện nay được sử dụng rộng rãi nhất Trên phần lớn các ôtô Liên
Xô loại có tải trọng bé và tải trọng trung bình đều đặt loại cơ cấu này.
Trên hình 1.3 trình bày cơ cấu lái loại trục vít con lăn Cơ cấu lái gồm trục vít glô- bô-it 1 ăn khớp với con lăn 2 (có ba ren) đặt trên các ổ bi kim của trục 3 của đòn quay đứng Số lượng ren của loại cơ cấu lái trục vít con lăn có thể là một, hai hoặc ba tuỳ theo lực truyền qua cơ cấu lái.
Hình 1.3:Cơ cấu lái trục vít con lăn Ưu điểm:
- Nhờ trục vít có dạng glô-bô-it cho nên tuy chiều dài trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc các răng ăn khớp được lâu hơn và trên diện rộng hơn, nghĩa là giảm được áp suất riêng và tăng độ chống mài mòn.
- Tải trọng tác dụng lên chi tiết tiếp xúc được phân tán tùy theo cỡ ôtô mà làm con lăn có hai đến bốn vòng ren.
- Mất mát do ma sát ít hơn nhờ thay được ma sát trượt bằng ma sát lăn.
- Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa các bánh răng Đường trục của con lăn nằm lệch với đường trục của trục vít một đoạn
∆ = 5 7mm, điều này cho phép triệt tiêu sự ăn mòn khi ăn khớp bằng cách điều chỉnh trong quá trình sử dụng.
Tỷ số truyền cơ cấu lái trục vít con lăn xác định tại vị trí trung gian xác định theo công thức:
Trong đó: r2- bán kính vòng tròn ban đầu của hình glô-bô-it của trục vít t - bước của trục vít. z1- số đường ren của truc vít.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái ic sẽ tăng lên từ vị trí giữa đến vị trí rìa khoảng 57% nhưng sự tăng này không đáng kể coi như tỷ số truyền của loại trục vít con lăn là không thay đổi.Hiệu suất thuận ηth= 0,65, hiệu suất nghịch ηng= 0,5.
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 chốt quay Ưu điểm:
Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay có thể thay đổi tỷ số truyền theo yêu cầu cho trước Tùy theo điều kiện cho trước khi chế tạo trục vít ta có thể có loại cơ cấu lái chốt quay với tỷ số truyền không đổi, tăng hoặc giảm khi quay vành lái ra khỏi vị trí trung gian Khi gắn chặt chốt hay ngỗng vào đòn quay giữa ngỗng và trục vít hay đòn quay và trục vít phát sinh ma sát trượt Để tăng hiệu suất của cơ cấu lái và giảm độ mòn của trục vít và chốt quay thì chốt được đặt trong ổ bi Nếu bước của trục vít không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo công thức:
Ω - góc quay của đòn quay đứng. r2- bán kính đòn quay.
Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch của cơ cấu lái này vào khoảng 0,7 Cơ cấu lái này được dùng trước hết ở hệ thống lái không có trợ lực nó được dùng chủ yếu cho ôtô tải và ôtô khách.
Loại cơ cấu lái trục vít đòn quay với một chốt quay ngày càng ít được sử dụng vì áp suất riêng giữa chốt và trục vít lớn, chốt mòn nhanh, bản thân chốt có độ chịu mài mòn kém. Để điều chỉnh khe hở giữa chốt và trục vít bằng cách dịch chuyển trục quay đứng theo chiều trục, ngoài ra còn phải điều chỉnh khoảng hở của trục lái.
Cơ cấu lái trục vít - cung răng.
Với tiết diện bên của mặt cắt ngang của mối răng trục vít và răng của cung răng là hình thang, trục vít và cung răng tiếp xúc nhau theo đường nên toàn bộ chiều dài của cung răng đều truyền tải trọng.Vì vậy áp suất riêng, ứng suất tiếp xúc, độ mòn của trục vít và cung răng đều giảm Để đạt độ cứng vững tốt người ta đặt trục đòn quay trong ổ bi kim và tìm cách hạn chế độ võng của cung răng.
Khe hở ăn khớp thay đổi từ 0,03mm (ở vị trí trung gian), 0,25 0,6mm ở vị trí hai bên rìa.Điều chỉnh khe hở ăn khớp nhờ thay đổi chiều dày của đệm đồng 2 Khắc phục khoảng hở trong các ổ, thanh lăn nhờ giảm bớt các đệm điều chỉnh 1 từ nắp trên của vỏ.
Hình 1.5:Cơ cấu lái trục vít - cung răng Ưu điểm:
Cơ cấu lái trục vít cung răng có ưu điểm là giảm được trọng lượng và kích thước so với loại trục vít bánh răng Do ăn khớp trên toàn bộ chiều dài của cung răng nên áp suất trên răng bé, giảm được ứng suất tiếp xúc và hao mòn.
Tuy nhiên loại này có nhược điểm là có hiệu suất thấp.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít cung răng được xác định theo công thức: t i c 2 r 0
Trong đó: ro - bán kính vòng tròn cơ sở của cung răng. t - bước trục vít.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này có giá trị không đổi Hiệu suất thuận khoảng 0,5 còn hiệu suất nghịch khoảng 0,4 Cơ cấu lái loại này có thể dùng trên các loại ôtô khác nhau.
Cơ cấu lái loại liên hợp.
Cơ cấu lái loại liên hợp hay dùng nhất là loại trục vít - êcu - cung răng Sự nối tiếp giữa trục vít và êcu bằng dãy bi nằm theo rãnh của trục vít Nhờ có dãy bi mà trục vít ăn khớp với êcu theo kiểu ma sát lăn.
Hình 1.6:Cơ cấu lái loại liên hợp
Tỷ số truyền của cơ cấu lái này có giá trị không đổi và được xác định theo công thức: t i c 2 r 0
Trong đó: ro - bán kính ban đầu của cung răng. t - bước của trục vít.
Hiệu suất thuận vào khoảng 0,7, hiệu suất nghịch vào khoảng 0,85 Do hiệu suất nghịch cơ cấu lái loại liên hợp lớn cho nên khi lái trên đường mấp mô sẽ nặng nhọc, nhưng nó có khả năng làm cho ôtô chạy ổn định ở hướng thẳng nếu vì một nguyên nhân nào đó làm bánh xe phải quay vòng.
TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI TRÊN XE TẢI 3,5 TẤN 17 2.1 Giới thiệu xe tham khảo
Lựa chọn phương án thiết kế
Đối với loại xe đang thiết kế là loại xe tải trung bình vận tải hàng hoá trong điều kiện quãng đường ngắn Tải trọng tác dụng lên các bánh xe dẫn hướng lớn do đó lực lái lớn nhất mà người lái phải đặt lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng lớn Nên cần phải bố trí trợ lực lái nhằm làm giảm bớt sức lao động cho người lái, đồng thời làm tăng tính ổn định cho xe khi ôtô quay vòng.
2.2.1 Một số phương án bố trí trợ lực hệ thống lái.
Trên xe ôtô bố trí trợ lực lái dạng thuỷ lực có kết cấu gọn Hệ thống trợ lực lái là một hệ thống tự điều khiển, bởi vậy nó bao gồm: nguồn năng lượng, van phân phối và xilanh lực Tuỳ thuộc vào việc sắp xếp các bộ phận trên vào hệ thống lái có thể chia ra các phương án sau: a - Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái. b - Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái. c - Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái. d - Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
2.2.2 Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái. Ưu điểm của phương pháp bố trí này là gọn và dễ bố trí trên xe, ngoài ra các đường ống là ngắn nhất cho nên tránh được những khả năng phát sinh dao động do sự không ổn định động lực học do trợ lực gây nên.
Tuy nhiên nhược điểm chính của phương pháp bố trí này là hầu như toàn bộ các chi tiết của dẫn động hệ thống lái phải chịu tác dụng của mômen cản quay vòng toàn bộ của các bánh xe dẫn hướng Điều này làm tăng độ biến dạng đàn hồi của hệ thống lái và hậu quả làm tăng khả năng phát sinh dao động của các bánh xe dẫn hướng Sử dụng phương pháp này là không có lợi do phải tăng khối lượng các chi tiết dẫn động lái và cơ cấu lái.
Hình 2.2: Bộ trợ lực lái bố trí cơ cấu lái van phân phối và xilanh lực thành một cụm
1.Đòn quay đứng 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 xylanh lực, van phân phối + cơ cấu lái 11.Bánh xe dẫn hướng
5.Cầu dẫn hướng 12.Trục quay
2.2.3 Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.
Trong phương án này van phân phối và xilanh lực được bố trí chung thành một cụm trên thanh kéo dọc Kiểu bố trí như thế này cho phép ta có thể sử dụng nhiều cơ cấu lái khác nhau Tuy nhiên khuynh hướng gây nên sự dao động của các bánh xe dẫn hướng sẽ cao hơn so với kiểu bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực thành một cụm.
Bố trí kiểu này khi tăng tải tức là khi tăng đường kính của xilanh lực thì không đảm bảo lái nhẹ bởi vì khi quay vòng những lực thành phần bên tác dụng lên đòn quay đứng từ thanh kéo dọc (lực thành phần hướng kính tác dụng lên vỏ van phân phối) sẽ cản trở chuyển dịch của con trượt và chính nguyên nhân này làm tăng đáng kể lực ở vành tay lái.
Hình 2.3:Bộ trợ lực bố trí cơ cấu lái riêng xilanh lực và van phân phối thành một 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 xylanh lực, van phân phối 11.Bánh xe dẫn hướng
5.Cầu trước của bánh xe dẫn hướng 12.Trục quay
2.2.4.Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với xilanh lực. Ở phương án này, van phân phối được bố trí chung trong cơ cấu lái, còn xilanh lực nằm riêng rẽ Trong kiểu bố trí này đòi hỏi các đường ống dẫn phải dài nhưng ưu điểm chính của nó lại là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi tác động của trợ lực lái, công suất của trợ lực lái dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí.
Trong trường hợp này ta bố trí xilanh lực trên hình thang lái để giảm thiểu lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái do vậy nó làm giảm kích thước của dẫn động lái và làm giảm dao động ở hệ thống dẫn động do lực cản quay vòng sinh ra.
Hình 2.4: Bộ trợ lực bố trí van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, xi lanh lực nằm ở trên hình thang lái
1.Van phân phối 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 lái 11.Bánh xe dẫn hướng
5.Cầu trước của bánh xe dẫn hướng 12.Trục quay
2.2.5 Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
Trong phương án này ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực nằm tách biệt với nhau Nó cũng có đầy đủ những ưu điểm của các phương án bố trí trước như là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi lực tác động của trợ lực, công suất của trợ lực dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí Tuy nhiên bố trí như phương án này tay lái vẫn không nhẹ và lực tác động lên van phân phối thay đổi do cánh tay đòn thay đổi.
Hình 2.5: Bộ trợ lực bố trí van phân phối cơ cấu lái và xilanh lực đặt riêng rẽ
2.Thanh kéo dọc 7.Trục lái
3.Đòn quay ngang 8.Vành tay lái
4.Van phân phối 11.Bánh xe dẫn hướng
5.Cầu trước của bánh xe dẫn hướng 12.Trục quay
6,9,10.Cơ cấu hình thang lái 13.Xilanh lực
Vì kết cấu các cụm chi tiết của xe nhỏ gọn, để phù hợp với hình dáng kích thước của xe ta phải lựa chọn phương án thiết kế cụm trợ lực đảm bảo các yêu cầu sau:
- Đảm bảo được tính năng trợ lực, nhưng vẫn phải tạo được “cảm giác” lực cản của mặt đường cho người lái.
- Cách bố trí của phương án phải phù hợp với xe thiết kế.
- Giá thành sản xuất, thay thế phải đảm bảo tính kinh tế.
- Dễ dàng tháo lắp, bảo dưỡng và sửa chữa.
Qua đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các loại cơ cấu lái, dẫn động lái, trợ lực lái, phương án bố trí trợ lực và kết cấu của xe nên em lựa chọn phương án thiết kế là :
“Thiết kế hệ thống lái có cơ cấu lái loại Trục vít –êcu bi – thanh răng – cung răng, dẫn động lái 4 khâu, cường hóa lái thủy lực”
Mô hình bố trí chung của hệ thống lái lựa chọn thiết kế như hình dưới đây.
1.Van phân phối 7.Trục lái
2.Thanh kéo dọc 8.Vành tay lái
3.Đòn quay ngang 11.Bánh xe dẫn hướng
4.Cơ cấu lái 12.Trục quay
5.Cầu trước của bánh xe dẫn hướng 13.Xilanh lực
Xác định lực tác dụng lên vành tay lái
Hình 2.7: Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái
Lực tác động lên vành tay lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại chỗ Lúc đó mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường và mômen cản M3 gây nên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hướng.
Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức:
Gbx – trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng
Bt – chiều rộng vết trước Bt = 1710mm
B – khoảng cách giữa hai trụ đứng cầu dẫn hướng B = 1520mm r – bán kính tự do của bánh xe.
B – chiều rộng lốp B = 7,0 (inch). d - đường kính vành bánh xe d = 16 (inch). r 7 16 2 25 , 4 381 ( mm )
d - góc nghiêng ngang trụ quay đứng β = 6 0
f – hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường xấu như đường đất, đá sỏi (f = 0,04).
2.3.2 Mômen cản M 2 do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường.
Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe Nguyên nhân lệch này là 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, đoạn x được thừa nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của nó theo công thức sau:
Hình 2.8: Sơ đồ đặt bánh xe
+ r – bán kính tự do của bánh xe r = 381 (mm).
+ rbx – bán kính làm việc của bánh xe.
Ta thừa nhận: rbx= 0,96.r = 0,96.381 = 365,8 (mm)
Do đó mômen cản do bánh xe trượt lê là:
Với φ là hệ số bám ngang Lấy φ = 0,80
Vậy: M2 = 1300.0,80.0,05327 = 55,4 (KGm). Để làm ổn định các bánh xe dẫn hướng người ta làm các góc đặt bánh xe: β - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe. γ - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe. δ - góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đường so với mặt phẳng giữa của bánh xe α - góc doãng của bánh xe dẫn hướng. γc - góc chụm của bánh xe dẫn hướng.
Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhưng chúng làm xuất hiện mômen cản M3 Trong tính toán giá trị mômen cản M3 được kể đến bởi hệ số χ χ - hệ số tính đến ảnh hưởng của M3 do cầu trước của ôtô bị nâng lên. χ = 1,07 1,15 Ta chọn χ = 1,1
(2-5) η1 – hiệu suất tính đến tiêu hao do ma sát ở cam quay và các khớp nối trong truyền động lái Với xe thiết kế có một cầu dẫn hướng và ở đằng trước cho nên ta chọn η1 = 0,6.
Hình 2.9: Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi quay vòng
2.3.3 Lực cực đại tác dụng lên vành tay lái.
Khi đánh lái trong trường hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng là lớn nhất Lực lớn nhất đặt lên vành tay lái được xác định theo công thức: th tr c c R i i
Mc – mômen cản quay vòng Mc = 213,6 (KGm).
R – bán kính bánh lái R = 0,2 (m). ic – tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 25 ηth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái trục vít con lăn hiệu suất thuận ηth = 0,65. itr – tỷ số truyền của truyền động lái.
Hình 2.10: Sơ đồ xác định tỷ số truyền dẫn động lái
Coi tỷ số truyền của dẫn động lái bằng tỷ số giữa chiều dài các đòn nối với thanh kéo dọc.
Xác định và phân phối tỉ số truyền của hệ thống lái
Tỷ số truyền của hệ thống lái (tỷ số truyền động học) bằng tỷ số góc quay của trục vành tay lái và góc quay tương ứng của cam quay Tỷ số truyền này một mặt phải đủ lớn để ứng với một lực nhất định nào đó tác động vào vành tay lái sẽ làm quay được bánh xe dẫn hướng trong những điều kiện nặng nhọc nhất, đó là khi quay vòng tại chỗ trên mặt đường nhựa khô, xe đầy tải.
Tỷ số truyền của hệ thống lái il được biểu thị bằng tích số giữa tỷ số truyền của cơ cấu lái ic (từ trục lái đến đòn quay đứng) và tỷ số truyền của dẫn động lái id il = ic id (2-8)
Với xe thiết kế là xe tải cho nên tỷ số truyền góc nằm trong khoảng
16 32 Vì ta chọn id = 1 cho nên il = 25 tức là khi góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 32 0 thì góc quay của vành tay lái là 80 0
Thời gian quay vòng tay lái là thời gian mà người lái phải quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải tức là phải quay vành tay lái đi một góc
Xác định các thông số cơ bản của hình thang lái
2.5.1 Tính động học hình thang lái.
Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thống truyền dẫn động lái.
Hình 2.11: Sơ đồ quay vòng của ôtô
Từ lý thuyết quay vòng ta thấy để nhận được sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quay hệ sau đây của của góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng
Trong đó: β: là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài α: là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong
B : là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng.
L : là chiều dài cơ sở của ôtô.
Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hướng lăn tinh mà không bị trượt lết trong quá trình quay vòng thì hiệu số cotg góc quay của bánh xe bên ngoài và bên trong phải luôn là một hằng số và bằng B/L.
Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Nó bao gồm các khâu được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với dầm cầu trước.
2.5.2 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết.
Trên hệ trục toạ độ đề các α0β ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ β= f(θ,α).
Theo công thức (2 - 10) ta có:
Cotg B Cotg 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 dưới đây:
Bảng 1: Quan hệ giữa β và α theo lý thuyết α β
2.5.3 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế. Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng được đường cong biểu thị hàm số β= f(θ,α).Theo mối quan hệ này thì nếu biết trước một góc θ nào đó ứng với một giá trị của góc α thì ta có một giá trị của góc β Mối quan hệ giữa các góc θ , α và β theo giáo trình thiết kế tính toán ôtô được thể hiện như sau:
Trong đó: β - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên ngoài α - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên trong
L - chiều dài cơ sở của xe L = 3650 (mm).
B - khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hướng B = 1750 (mm) θ - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương dọc m - chiều dài đòn bên hình thang lái m = 152 (mm). n - chiều dài đòn ngang hình thang lái n = 1290 (mm).
Dựa vào công thức (2 - 16) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc α = (0 0 , 5 0 , , 45 0 ) ta lấy góc θ theo xe thiết kế θ = 16 0 Đồng thời ta lấy thêm một vài giá trị lân cận với góc θ để so sánh Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây:
Bảng 2: Bảng giá trị quan hệ giữa β và α phụ thuộc vào góc θ
Dựa vào các số liệu trong bảng trên ta vẽ được đồ thị đặc tính động học hình thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục toạ độ
Hình 2.12: Đồ thị động học hình thang lái
Nhận thấy rằng độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết đều nhỏ hơn 1 0 trong phạm vi có thể quay vòng của bánh xe dẫn hướng do đó các thông số của hình thang lái xe thiết kế là thoả mãn.
Tính toán thiết kế cơ cấu loại trục vít – êcu bi – thanh răng – cung răng
Vi phân góc quay của vành tay lái: d = dt p: bước ren trục vít; θ: góc quay vành tay lái; t: thời gian
Vi phân góc quay của trục đòn quay đứng: dΩ =
Rc2: bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.
Do đó: iw = thay vào ta được: Rc2 2.6.2.Thiết kế bộ truyền trục vít – êcubi:
Tỷ số truyền của hệ thống lái: i = (19)
Mc: Mô men cản khi quay vòng tại chỗ, Mc = 213,6 (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 = 0,65.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái: iw = (20) Trong đó: id : tỷ số truyền của dẫn động lái (tính ở trên);
Hình 2.13: 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 bị xoay, tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít qua các viên bi tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu Lực này được phân ra thành 2 thành phần: là lực vòng Py và lực dọc trục Pd Lực Pd chính là lực tác dụng làm quay bánh răng rẻ quạt.
Hình 2.14: Các thông số của trục vít – ê cubi – thanh răng – cung răng
Lực Pd có giá trị như sau:
Mc: Mô men cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ Mc = 213,6 (Nm); ld: độ dài đòn quay đứng ld = 200 (mm); ln: độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc ln = 200 (mm); ηth: hiệu suất thuận của cơ cấu lái ηth = 0,65;
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 20X Do đặc điểm cấu tạo, ê cubi và thanh răng là một chi tiết và cùng được làm từ thép 20XH.
Xác định đường kính trong của trục vít theo độ bền kéo:
[ ] = với : giới hạn chảy của vật liệu vít Với thép 20X, = 400 (MPa), [ ]
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: cos
Trong đó β: góc tiếp xúc, nên chọn β = 45 0 thì khả năng tải của trục vít tăng.
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 :
Với = 0,004 ÷ 0,006 là hệ số ma sát lăn.
Bước vít: t = Dtb tg = .28,04 6,5 10(tg 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:
Zk = Lk/db = 30/6 = 5 (viên) Trong đó:
LK: chiều dài rãnh hồi bi LK = 30 (mm)
Xác định khe hở hướng tâm:
= D1 – (2db +d1) = 34,08 – (2.6+22) = 0,08 (mm) Khe hở tương đối:
6,5 0,99 ng tg tg tg tg
Tải trọng riêng dọc trục được xác định theo công thức sau:
b 2 b d a Z d q P (26) Trong đó: = 0,8 hệ số phân bố không đều tải trọng cho các viên bi. qa = = 19 (MPa)
Từ khe hở tương đối χ và tải trọng riêng dọc trục qa, theo đồ thị xác định ứng suất lớn nhất , ta xác định được ứng suất lớn nhất = 3800 MPa.
= 5000 (MPa) đối với mặt làm việc của trục vít.
Do đó trị số thỏa mãn điều kiện:
2.6.3.Thiết kế bộ truyền thanh răng – cung răng:
Sơ đồ bộ truyền thanh răng – cung răng:
Hình 2.15: Cơ cấu lái liên hợp
Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép C45, thường hóa, độ rắn HRC 200 , = 650 (MPa), = 400 (MPa), phôi rèn.
2.6.5 Xác định các thông số của bộ truyền: a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc
Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng Tính toán nhằm thỏa mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc dọc đường sinh Ta có điều kiện bền:
Z σ σ ρ (27) Trong đó: qn: cường độ tải trọng pháp tuyến (tải trọng riêng);
: 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
Vì hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp, nên ta 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, có xét đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:
(28) Để đơn giản trong tính toán ta 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:
(29) Trong đó , : bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.
Ta có: Do đó: ρ ρ ω sinαω
Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc:
Md: mô men quay trục bánh răng rẻ quạt Md = Mc = 1020 (Nm);
[ : ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa);
ZH: hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức: α ω
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 = phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể lấy ψa 0,3 ÷ 0,5, 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.
Thỏa mãn ứng suất cho phép σ H 650 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). Góc ăn khớp: αw = 20 0
Chiều rộng bánh răng: bw = 28,8 (mm) Chọn bw = 40 (mm).
Góc ôm của bánh răng rẻ quạt: 0
R b) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
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 hệ số trùng khớp của răng, Y 1 1 , 6 0 , 625 ;
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.
KFβ hệ số tải trọng khi tính về uốn KFβ = 2 ÷ 2,5 chọn KFβ = 2,5.
Thỏa mãn điều kiện bền cho phép của loại vật liệu chế tạo.
Tính toán thiết kế và kiểm tra các chi tiết trong hệ thống lái
Trục lái làm bằng thép 30 có ứng suất cho phép [τ] = 80(MN/m 2 ) Trục chế tạo đặc có đường kính D = 30 (mm) Dưới tác dụng của mômen đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn. Ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái:
Pmax– lực cực đại tác dụng lên vánh tay lái Pmax = 47,68 (KG)
R – bán kính vành tay lái R = 200 (mm).
Vậy: 47 , 5 68 , 4 20 176 , 6 ( KG / cm 2 ) 17 , 66 ( MN / m 2 ) Độ dự trữ tới hạn: n 17 80 , 66 4 , 53
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 = 30 (mm).
G - môduyl đàn hồi dịch chuyển G = 8.10 4 (MN/m 2 ). τ - ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái τ = 17,66 (MN/m 2 ).
Góc xoắn tương đối không vướt quá ( 5 , 5 0 7 , 5 0 ) / m
φ < [φ] = 5,5 0 Vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tương đối.
Như vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.
2.7.2 Tính toán đòn quay đứng. Đòn quay đứng có kết cấu ở dạng thẳng hoặc cong, khi là đòn thẳng đòn quay đứng chỉ chịu uốn, nếu là đòn cong thì chịu uốn và xoắn. Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (rotuyl) và nối với cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.
Hình 2.16: Sơ đồ biểu diễn các kích thước của đòn quay đứng
Thực nghiệm cho ta biết lực truyền từ bánh xe qua đòn kéo dọc không quá một nửa giá trị trọng lượng tĩnh tác dụng lên một bánh xe trước của xe.
Lực do mômen cản quay vòng lớn nhất tạo ra là: d l ccl l i R
Pmax – lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái Pmax = 47,68(KG)
R – bán kính vánh tay lái R = 200 (mm). iccl – tỷ số truyền cơ cấu lái iccl = 20,5. ηth– hiệu suất thuận cơ cấu lái ηth = 0,65. ld– chiều dài đòn quay đứng ld = 180 (mm)
Như vậy ta lấy lực Q1 để tính cho đòn quay đứng Đòn quay đứng được kiểm tra theo uốn và theo xoắn tại tiết diện nguy hiểm 1 - 1. Ứng suất uốn:
Trong đó: b – chiều dày đòn quay đứng b = 20 (mm). a – chiều rộng đòn quay đứng a = 35 (mm).
Trong đó: c - khoảng cách từ tâm tiết diện tới tâm rôtuyl c = 100 (mm). α - hệ số phụ thuộc vào tỷ số a/b. b a 20 35 1 , 75 do đó tra bảng ta có α = 0,239
Vậy: x 0 , 239 675 20 100 35 2 11 , 53 ( KG / mm 2 ) 115 , 3 ( MN / m 2 ) Đòn quay đứng được chế tạo từ thép 40, 40Cr, 40CrNi có :
Như vậy đòn quay đứng đảm bảo độ bền theo uốn và xoắn.
2.7.3.Tính toán đòn kéo dọc. Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dưới tác dụng của lực Q đã tính ở phần 2.5.2 và có trị số là : 675 (KG) Đòn kéo dọc có tiết diện tròn rỗng đường kính ngoài là 30mm, đường kính trong là 20mm.
-Ứng suất kéo nén được tính theo công thức:
Fβ – là diện tích tiết diện của đòn
n 3 675 , 925 172 ( KG / cm 2 ) 17 , 2 ( MN / m 2 ) Đòn kéo dọc được chế tạo từ thép CT30 có:
-Tính ổn định của thanh kéo dọc bằng cách tìm lực tới hạn Pth
E - modun đàn hồi khi kéo E = 2.10 6 (KG/cm 2 ). μ - hệ số liên kết với khớp cầu μ = 1. l - chiều dài thanh kéo dọc l = 720 (mm).
Jmin- momen quán tính tiết diện thanh ta có:
D -là đường kính ngoài thanh kéo dọc D = 30 (mm). d -là đường kính trong thanh kéo dọc d = 20 (mm).
Hệ số dự trữ bền ổn định [n] = 1,8 3,0. n P Q th 12130 675 , 9 18
Suy ra n > [n] Như vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.
Tính toán thiết kế trợ lực lái
2.8.1 Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái.
Ta biết rằng khi chưa có trợ lực lái, muốn quay vòng ôtô thì người lái phải tác dụng một lực rất lớn lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng Nếu sử dụng lực này trong một thời gian dài thì người lái sẽ bị mệt và không an toàn khi di chuyển Do vậy ta phải xác định được lực lớn nhất mà người lái phải tác dụng lên vành tay lái Theo như phần 2.1 ta đã xác định được lực cực đại tác dụng lên vành tay lái dựa vào lực cản của mặt đường.
2.8.2 Xác định lực tính toán.
Với ôtô tải để giảm cường độ lao động của người lái thì lực lái lớn nhất mà người lái phải sinh ra khi quay vòng xe là 15 (KG) Trong khi đó nếu không có cường hoá thì lực lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 47,68 (KG) như đã tính ở trên Khi quay vòng tại chỗ mômen cản quay vòng là lớn nhất.
Lực thực tế mà xilanh lực phải sinh ra.
Ta có lực cường hoá cực đại quy dẫn về vành tay lái là:
Mômen cản quay vòng lớn nhất của xe sinh ra trên trụ quay đứng là:
Trong đó: xilanh lực phải sinh ra mômen có độ lớn bằng:
Mch = k.Mc (2-41) Ở đây: k – là phần trăm lực mà bộ cường hoá sinh ra trên vành tay lái.
Khi quy dẫn lên vành tay lái thì:
Plmax – lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi quay vòng ôtô tại chỗ khi chưa có trợ lực Plmax = 47,68 (KG).
Pc – lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi có bộ trợ lực làm việc Pc = 15 (KG)
Lực mà xilanh phải sinh ra là:
P xl M e ch 68 100 , 54 0 117 , 13 , 3 618 , 44 ( KG ) (2-42) e – là khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu dẫn hướng e = 130 (mm).
Kích thước của xilanh lực cần phải đủ lớn để đảm bảo sinh ra được lực cần thiết trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái là có giới hạn Nếu kích thước nhỏ thì áp suất dầu trợ lực phải lớn và ngược lại Áp suất dầu là do bơm dầu sinh ra, nó không thể quá lớn được Còn kích thước xilanh phải vừa phải để có thể bố trí được trên xe. a Xác định đường kính trong của xilanh lực và đường kính cần piston.
Theo sách [07] đường kính trong của xilanh lực được tính theo công thức:
Dx – đường kính trong của xilanh lực.
P0 – là áp suất cực đại trong hệ thống trợ lực.
P0 = 65 (KG/cm 2 ) theo sách [08]. d – là đường kính cần đẩy piston, chọn d = 20 (mm)
Pxl – lực mà xilanh phải sinh ra Pxl = 618,44 (KG).
Như vậy ta có: D X 4 3 , 618 14 65 , 44 2 2 4 , 01 ( cm )
Lấy Dx = 4,0 (cm) b Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xilanh lực
Lấy chiều dày của thành xilanh là 8 (mm) thì đường kính ngoài của xilanh lực là:
Dn = 40 + 2.8 = 56 (mm). Ứng suất tác dụng lên thành xilanh:
Vật liệu làm xilanh là thép 40XH.
Vậy: σ < [σ] Do đó xilanh lực thoả mãn điều kiện bền. c Xác định hành trình và thể tích làm việc của xilanh lực.
Hình 2.17:Sơ đồ hành trình dịch ngang của thanh kéo khi xe quay vòng lớn nhất.
Do kết cấu và bố trí cường hoá, vỏ xilanh lực được gắn trên dầm cầu, cần đẩy piston gắn với đòn kéo ngang thông qua các khớp Hành trình của piston xilanh lực là chiều dài mà piston phải trượt khi ta quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải Quãng đường này của piston bằng hai lần quãng đường mà piston phải trượt từ vị trí trung gian sang tận cùng một phía.
Theo như ta đã chọn thì góc quay của bánh xe khi hết lái là 37 0 so với vị trí trung gian Hình minh hoạ trên thể hiện tay lái ở vị trí trung gian bằng nét liền, tay lái ở vị trí tận cùng bên trái bằng nét đứt Theo hình vẽ thì hành trình piston gần bằng hành trình dịch ngang của thanh kéo ngang và được tính bằng biểu thức sau:
Vậy thể tích làm việc của xilanh lực là:
Dx - đường kính trong của xilanh lực Dx = 4,0 (cm) h - hành trình làm việc của piston.
V lv d Xác định chỉ số hiệu quả tác dụng của trợ lực.
Theo giáo trình TKTT ôtô tập 2 – 1971 thì chỉ số hiệu dụng của trợ lực được xác định qua kệ số k:
Theo quy phạm thì hệ số k nằm trong phạm vi cho phép [k] = 2 6 Ở đây k = 3,18 nằm trong khoảng cho phép Vậy các thông số của bộ trợ lực mà ta đang tính toán thoả mãn điều kiện này.
2.8.4 Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái.
Với bơm cung cấp dầu cho trợ lực thì đòi hỏi phải cung cấp đủ dầu cho trợ lực làm việc Lưu lượng của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xilanh lực của trợ lực phải kịp làm quay các bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều mà người lái có thể làm được.Nếu không đảm bảo được điều kiện này thì ứng với trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ phải tiêu hao một lực lớn không những để thắng được lực cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng mà còn để đẩy dầu di chuyển từ khoang bên này sang khoang bên kia của xilanh lực vì bơm không đủ lưu lượng. a Tính lưu lượng của bơm.
Lưu lượng của bơm được tính theo thời gian quay vòng và thể tích làm việc của xilanh lực: t
Vlv– thể tích làm việc của xilanh Vlv = 215,03 (cm ). t – thời gian quay vòng của xe t = 2,81 (s).
Thực tế lưu lượng của bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự dò dỉ dầu ở van phân phối Lưu lượng dò dỉ là ∆Q.
Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt được ở số vòng quay của động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt được là 0,5Pmax b Chọn bơm trợ lực.
Bơm trợ lực là cụm phức tạp và chịu tải lớn nhất của hệ thống trợ lực thuỷ lực.Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao và sự ảnh hưởng của môi trường xung quanh.
Bơm được sử dụng cho trợ lực có nhiều loại như bơm piston, bơm trục vít, bơm bánh răng, bơm cánh gạt Hiện nay trên các xe hiện đại người ta sử dụng chủ yếu hai loại bơm là bơm bánh răng và bơm cánh gạt.
Qua phân tích các yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm trợ lực ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép vì loại bơm này có kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất có thể đạt tới 0,7 0,8, áp suất có thể đạt 100 (KG/cm 2 ), lưu lượng từ 5 200 (l/phút).
Căn cứ vào lưu lượng thực tế của bơm ta đã tính toán ở phần trước ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép có lưu lượng riêng là 90 (cm 3 /s).
2.8.5 Tính toán các chi tiết của van phân phối. a Chọn van phân phối.
Van phân phối có hai dạng được dùng phổ biến là loại van trượt và loại van xoay. Loại van trượt có kết cấu phức tạp Với cơ cấu lái liên hợp của xe thiết kế, loại van xoay có kết cấu gọn, không có độ dịch chuyển dọc có kết cấu gọn, không có độ dịch chuyển dọc. b Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối.
Hình 2.18: Kết cấu của van phân phối
1 Chốt cố định 2 Trục van điều khiển 3 Thanh xoắn
4 Phớt làm kín 5,11 Ổ đỡ 6 Thân van
7 Van quay 8 Ống nối A 9 Ống nối B
10.Ống nối C 12 Trục vít 13 Thanh xoắn
14 Phớt làm kín 15 Cửa nạp 16 Cửa hồi về bình chứa
Van ống ngoài (van xoay): Dng = 40 (mm), dtr = 26 (mm)
Có đường dầu đến d = 7 (mm), được khoan thẳng, hai lỗ cường hóa được khoan chéo góc d = 4 (mm) Đục mỗi mặt 4 lỗ cách đều nhau, có tất cả 12 lỗ trên mặt van Mặt ngoài có khoét rãnh vuông và mặt trong có khoét rãnh elip Van được lắp chặt với trục vít bằng chốt đường kính 3 (mm)
Van ống trong (trục van phân phối): Dng = 26 (mm), dtr = 13 (mm).
Van này chỉ có hai loại lỗ: một lỗ trung gian (khi xe đi thẳng) và một lỗ nằm trên cao để hồi dầu về Van làm rỗng bên trong Thanh xoắn nằm cố định trong van Cả van ống trong và thanh xoắn được lắp với trục vít bằng một chốt đường kính 4 (mm), đầu còn lại của thanh xoắn lắp chặt với van ống trong bằng chốt 4 (mm) Mặt bên ngoài van ống trong có rãnh elip để dẫn dầu đi cường hóa
CHẨN ĐOÁN BẢO DƯỠNG KỸ THUẬT HỆ THỐNG LÁI
Những hư hỏng thường gặp
Các hiện tượng này có thể xuất hiện riêng rẽ hoặc cùng lúc với nhau. a) Độ rơ vành tay lái Độ rơ vành tay lái lớn nhất cho phép là 30 (mm), nếu lớn hơn có thể do các nguyên nhân sau:
+ Vòng bi trục bánh xe bị mòn;
+ Các khớp cầu (rô tuyn) bị mòn;
+ Ổ bi trong cơ cấu lái bị mòn;
+ Bánh răng và thanh răng bị mòn;
+ Bu lông bắt vỏ của cơ cấu lái bị hỏng. b) Áp suất của cường hóa lái thủy lực hệ thống lái không ổn định
Van lưu thông của bơm bị bẩn:
+ Van lưu thông hạn chế việc nạp dầu vào bộ cường hóa khi số vòng quay của động cơ tăng lên Van bị bẩn sẽ làm cho bộ cường hóa làm việc không bình thường Áp suất trở lên không đều;
+ Chỉ được phép đổ vào hệ thống cường hóa lái loại dầu sạch và đúng tiêu chuẩn, khi đổ phải dùng phễu lọc sạch Trong thùng dầu trên đường dầu về phải có lưới lọc. Dùng dầu bẩn sẽ làm cho các chi tiết của bơm và bộ cường hóa thủy lực bị mòn nhanh chóng.
Ống dẫn dầu của bơm bị vỡ:
+ Áp suất dầu không đồng đều của bộ cường hóa thủy lực hệ thống lái phát sinh do dầu bị chảy rò mạnh qua những đoạn ống dẫn hỏng.
Bơm dầu không làm việc hoặc làm việc không ổn định:
+ Kiểm tra dây đai xem có bị trùng hay hỏng không, nếu bị hỏng phải thay dây đai mới Lưu ý: dùng dưỡng đo độ căng dây đai dẫn động ( đai mới: 45 ÷ 55 (kg), đai cũ: 25 ÷ 35 (kg)) Nếu độ căng đai không như tiêu chuẩn hãy thay nó.
Không khí lọt vào hệ thống cường hóa lái:
+ Không khí có thể lọt vào bộ cường hóa thủy lực khi thay thế dầu Điều đó sẽ làm cho áp suất bộ cường hóa thủy lực không đồng đều.
Mức dầu của bơm trong bình dầu không đủ hoặc có bọt:
+ Mức dầu đúng quy định trong bình dầu phải lên tới mức đánh dấu Mức dầu thấp làm cho khí lọt vào hệ thống Do vậy phải luôn luôn kiểm tra mức dầu trên bình dầu. Kiểm tra xem có bọt hoặc vẩn đục không, nếu có bọt hoặc vẩn đục thì xả khí hệ thống lái.
Đế van an toàn của bơm không siết chặt:
+ Van an toàn giới hạn áp suất dầu trong hệ thống cường hóa lái khi xe chạy ở tốc độ cao hay quá tải Cũng có trường hợp bơm bắt đầu làm việc không đều, ảnh hưởng xấu tới việc điều khiển Thông thường hiện tượng này là do đế van an toàn của bơm bị lỏng. Điều này có thể do siết đế van không chặt trong quá trình lắp ráp Để phục hồi lại áp suất quy định của bơm, cần thiết phải siết lại đế van an toàn.
Lưới lọc của bơm bị bẩn:
+ Trong bầu lọc có đặt hai lưới lọc Lưới thứ nhất là để lọc sạch dầu khi đổ vào hệ thống, lưới thứ hai lọc tất cả dầu đi từ bộ cường hóa về bơm Trường hợp các lưới lọc bị bẩn, bộ cường hóa thủy lực sẽ không làm việc được.
Vành tay lái bị rung:
+ Vô lăng bị rung là do áp suất lốp không đều, bánh xe không cân xứng bị đảo Sai lệch độ chụm lớn Các khớp cầu trong cơ cấu lái bị rơ Cụm cơ cấu lái bị rơ.
+ Do vậy để đảm bảo cho xe có tính dẫn hướng tốt ta phải bơm và đo lại áp suất lốp của các bánh xe nếu bánh xe bị đảo mà không điều chỉnh được thì phải thay thế điều chỉnh lại độ chụm, điều chỉnh độ rơ của các khớp cầu trong dẫn động lái đúng theo tiêu chuẩn cho phép, điều chỉnh lại độ rơ của cơ cấu lái.
Xe có xu hướng chuyển động lệch:
+ Xe có xu hướng chuyển động lệch do áp suất lốp không đều, độ nghiêng tới hoặc độ nghiêng ngang của quay bánh xe dẫn hướng không cân bằng (do mòn không đều), dầm cầu bị lệch (do bị biến dạng), các lò xo của hệ thống treo không đều, chùng gãy. + Để khắc phục lại hiện tượng này ta cần kiểm tra lại độ nghiêng, phục hồi lại bạc trục của trục quay bánh xe dẫn hướng, nếu không phục hồi được thì phải thay thế Uốn và đo chỉnh lại dầm cầu nếu không được thì phải thay thế Thay các lò xo bị gãy và chọn lựa để lắp lại để cho các lò xo phải đều nhau.
Tay lái bị rung nhanh và mạnh:
+ Tay lái bị rung nhanh và mạnh, dội ngược lại khi bánh xe phía trước chạm phải chướng ngại vật là do áp suất lốp quá căng Thanh giảm chấn bị hỏng Khe hở tự do dẫn động lái quá nhỏ Giảm chấn của trục lái hỏng Do vậy cần phải đo lại áp suất của lốp, phục hồi hoặc thay thế giảm chấn của trục lái và giảm chấn của hệ thống treo, điều chỉnh lại khe hở của dẫn động lái và cơ cấu lái.
Vành tay lái không trả về vị trí cân bằng:
+ Sai góc đặt bánh xe: góc nghiêng ngang và góc dọc trụ đứng, do mòn gây giảm hiệu ứng nghịch từ bánh xe lên vành tay lái.
Bơm làm việc có tiếng ồn:
+ Do dầu trong bình không đủ, khí lọt vào hệ thống thủy lực, trục bơm bị cong hoặc gioăng đệm cổ bơm bị hư hỏng, các đệm và gioăng của cơ cấu lái bị mòn hoặc hỏng, các đường ống cao áp hoặc thấp áp bị hỏng, các đầu nối bị lỏng.
+ Cần đổ dầu đúng mức quy định xả khí, nắn thẳng lại trục bơm, thay thế các đệm gioăng làm kín, thay thế các đường ống cao áp và thấp áp bị hỏng, siết chặt các đầu nối. c, Tay lái nặng:
Tay lái nặng có thể xảy ra do các nguyên nhân sau:
+ Điều chỉnh cơ cấu lái quá chặt hoặc do thiếu dầu.
+ Dẫn động lái bị chặt (khe hở các khớp quá nhỏ, thiếu mỡ bôi trơn. d, Chạy sai quỹ đạo chuyển động:
Các nguyên nhân gây ra:
+ Áp suất bánh xe không đều nhau.
+ Lốp mòn không đều hoặc hỏng.
+ Góc đặt bánh xe dẫn hướng sai.
+ Dẫn động lái quá dơ lỏng, khớp cầu mòn.
+ Bánh xe bị dơ lỏng quá mức. e, Có tiếng ồn khi làm việc:
+ Cơ cấu lái bị mòn, dơ lỏng.
+ Các khớp, ổ đỡ dơ hoặc thiếu dầu.
+ Điều chỉnh dây đai của trợ lực lái quá căng.
Bảo dưỡng kĩ thuật hệ thống lái
3.2.1 Bảo dưỡng kỹ thuật hệ thống lái
+ Trong bảo dưỡng kỹ thuật hàng ngày, kiểm tra khoảng chạy tự do của tay lái và cả tác động của hệ thống lái đối với người đi đường của ô tô Cần xem tình trạng bên ngoài các tấm đệm khít của cacte cơ cấu lái để ngăn ngừa tình trạng rò rỉ dầu nhờn;
+ Trong bảo dưỡng kỹ thuật cấp 1: kiểm tra độ kín khít của những mối ghép nối hệ thống trợ lái thủy lực và việc bắt chặt bơm trợ lái thủy lực Vặn chặt các đai ốc bắt chặt cơ cấu lái vào dầm ô tô, khớp cầu của đòn lái.
+ Bảo dưỡng kỹ thuật cấp 2 gồm có: cọ rửa bầu lọc của bơm trợ lái thủy lực, kiểm tra độ bắt chặt đòn quay đứng vào trục và khớp cầu vào đòn quay đứng Kiểm tra khe hở trong cơ cấu lái và nếu khe hở vượt quá giới hạn quy định thì hiệu chỉnh lại.
+ Dầu cho hệ thống lái là loại Shell Spirax S2 ATFβ D2, khi thay dầu chú ý dùng khí có áp lực cao để đẩy hết dầu cặn ra khỏi cacte Sau khi nạp dầu mới, tiến hành xả air bằng cách nổ máy, đánh vô lăng hết cỡ sang một phía, giữ một thời gian rồi làm tương tự với phía còn lại Làm như vậy vài lần để đẩy hết không khí ra ngoài.
3.2.2 Sửa chữa chi tiết hệ thống lái Để xác định mức độ mài mòn và tính chất sửa chữa, phải tháo rời chi tiết trong hệ thống lái.
Khi tháo tay lái và đòn quay đứng phải dùng vam tháo Những hư hỏng chính của hệ các chi tiết hệ thống lái là: mòn thanh răng – bánh răng, ống lót, vòng bi và ổ lắp vòng bi Mặt bích bắt chặt cacte bị sứt mẻ và nứt, mòn bạc ở cacte dành cho ổ bi kim đỡ ổ trục của đòn quay đứng và các chi tiết của khớp cầu thanh chuyển hướng, thanh chuyển hướng bị cong.
Phải thay thanh răng của cơ cấu lái nếu bề mặt làm việc của thanh răng mòn rõ rệt hay lớp tôi bị tróc ra Thải bỏ cung răng nếu bề mặt có khe nứt hay vết lõm.
Cổ trục của đòn quay đứng nếu mòn thì phải phục hồi bằng cách mạ crôm rồi mài theo kích thước danh nghĩa Cổ trục có thể phục hồi bằng cách lắp vào cacte những ống lót bằng đồng thanh đã được mài theo kích thước sửa chữa Đầu có ren của đầu trục đòn quay đứng nếu bị cháy thì phục hồi bằng cách hàn đắp bằng hồ quang điện rung Trước hết phải tiện hết ren củ trên máy tiện rồi hàn đắp kim loại, tiện trên kích thước danh nghĩa và cắt ren mới Trục của đòn quay đứng nếu bị xoắn thì phải loại bỏ.
Các ổ lắp vòng bi cơ cấu lái nếu bị mòn thì phục hồi bằng cách lắp thêm chi tiết phụ Muốn vậy phải khoan rộng lỗ, lắp ép vào đó một ống lót và gia công đường kính trong của nó theo kích thước của vòng bi.
Những chỗ sứt mẻ và khe nứt trên mặt bích cacte khắc phục bằng phương pháp hàn Thường dùng hàn khí, có nung nóng toàn bộ chi tiết trước khi hàn.
Lỗ trên cacte dành cho ổ bi kim đỡ trục đòn quay đứng nếu bị mòn thì doa lại theo kích thước sửa chữa.
Trong cơ cấu dẫn động lái, chốt cầu và máng lót thanh truyền hướng ngang bị mòn nhanh hơn, còn các đầu thì mòn ít hơn Ngoài ta còn có những hư hỏng khác là do mòn lỗ ở mút, cháy ren, lõ xo ép các máng đệm vào chốt cầu bị gãy hoặc yếu.
Tùy theo tính chất mài mòn mà xác định khả năng tiếp tục sử dụng của nắp thanh chuyển hướng ngang hay thay từng chi tiết Nếu cần thiết thì tháo rời khớp của nắp. Muốn vậy, tháo chốt chẻ của nút ren, vặn nút ra khỏi lỗ rồi tháo chi tiết ra Chốt cầu bị mòn, bị sứt mẻ hay có vết xước, cần thay mới Đồng thời lắp máng lót mới của chốt cầu. Thay mới các lò xo mòn bị gãy.
Những hư hỏng đặc trưng của bộ trợ lực lái là không có lực tác dụng ở bất kỳ tần số quay nào của động cơ, lực không đủ lớn và không đồng đều khi quay tay lái sang bên này hay bên kia. Để khắc phục hư hỏng trên hay tháo rời bơm ra, xả hết dầu nhờn, cọ rửa cẩn thận các chi tiết Khi tháo lắp và sửa chữa bơm, không được tách riêng cụm chi tiết nắp bơm và van chuyển, stato, rôto và cánh bơm.
Quy trình bảo dưỡng kỹ thuật hệ thống lái
3.3.1 Quy trình tháo lắp, bảo dưỡng cơ cấu lái a, Quy trình tháo, lắp:
TT Nguyên công Hình vẽ minh họa Dụng cụ Chú ý
1 Kẹp hộp lái lên ê tô Ê tô, kẹp chuyên dùng.
- Đánh dấu trên đai ốc hãm với thanh đòn cuối.
- Tháo đi ốc hãm ra.
Vạch dấu, cờ lê dẹt 22
3 Tháo các ống dẫn dầu:
- Tháo rắc co đưa ống dẫn ra.
4 Tháo bọc cao su bảo vệ thanh răng:
- Tháo đai giữ và lò xo kẹp.
- Đưa bọc cao su ra ngoài.
Tuốc nơ vít hai cạnh
5 Tháo phớt chắn bụi Tay
6 Tháo đòn ngang bên, khớp cầu và vòng đệm:
- Kẹp chặt đòn Đục, búa thép, cờ lê chuyên dùng 30 ngang lên ê tô.
- Đưa đệm, đòn ngang ra.
- Kẹp hộp lái lên ê tô.
- Nới lỏng và tháo đai ốc hãm ra
8 Tháo đai ốc điều chỉnh độ rơ ngang, lò xo tỳ, vòng làm kín, đệm bạc tỳ và bạc tỳ ra.
42, kìm nhọn, lục lăng 24, kẹp chuyên dùng.
Tránh xước bạc, cong lò xo và biến dạng
9 Tháo cụm van phân phối:
- Đánh dấu trên vỏ van và vỏ hộp lái.
- Nới lỏng hai đai ốc cố định trục với vỏ rồi tháo ra.
- Tháo trục chính cùng cụm van.
- Tháo vòng đệm làm kín ra.
- kẹp van phân phối lên ê tô.
- Tháo đai ốc điều chỉnh ra.
- Tháo trục chính ra. Ê tô, tuýp chuyên dùng, búa nhựa
11 Tháo gối đỡ bạc dẫn hướng và phớt chắn dầu:
- Tháo gối dỡ bạc ra, tháo vòng làm kín đầu xylanh ra.
12 Tháo thanh răng ra Búa nhựa
13 Tháo vòng chắn dầu và ống cách.
14 Quy trình lắp ngược lại với quy trình tháo b, Bảo dưỡng:
- Bổ sung dầu bôi trơn cho cơ cấu lái.
- Siết chặt các mối lắp ghép của cơ cấu lái, các mối lắp ghép của cơ cấu lái với ô tô.
- Điều chỉnh độ rơ của bộ truyền động cơ cấu lái.
- Thay các phớt chắn dầu.
3.3.2 Kiểm tra, bảo dưỡng dẫn động lái và khắc phục khe hở
Cho xe tắt máy tại chỗ, một người đánh lái hết cỡ sang hai bên thật nhanh Một người quan sát phần dẫn động lái, độ rơ lớn của dẫn động lái sẽ gây ra tiếng kêu khi quay vô lăng Việc khắc phục chủ yếu là thay các chốt cầu và bạc lót đã mòn để khắc phục khe hở.
3.3.3 Kiểm tra, bảo dưỡng trợ lực lái
+ Kiểm tra bên ngoài bộ trợ lực lái: Dùng mắt và kính lúp quan sát các vết nứt bên ngoài các chi tiết của trợ lực lái.
+ Kiểm tra khi vận hành: kiểm tra áp suất dầu: Gắn đồng hồ đo áp suất vào đường ống dầu cao áp, vận hành động cơ và quay vành tay lái ở các chế độ không tải, tải nhỏ, tải lớn, đồng thời quan sát đồng hồ ghi các trị số đo và so với tiêu chuẩn (P = 60 –
65 kg/cm 2 , sai số ở các tốc độ không lớn hơn 5 kg/cm 2 ).
+ Kiểm tra bơm trợ lực: Dùng đồng hồ đo áp suất ở đầu ra của bơm, áp suất phải đạt 9 (N/mm 2 ) Việc sửa chữa tiến hành theo trình tự sau: tháo nắp thùng bơm, tháo thùng ra khỏi thân bơm, tháo nắp bơm, trong khi đó phải giữ van an toàn bằng một chốt công nghệ (giữ trục bơm ở tư thế thẳng đứng và bánh đai ở phía dưới), nhấc đĩa phân phối ra khỏi vít cấy, nhấc stato, rôto cùng với bộ cánh quạt bơm, sau khi đã đặt trên rôto một vòng cao su công nghệ và đánh dấu vị trí của stato với đĩa phân phối và thân bơm.Sau khi tháo rời bơm, xả hết dầu nhờn và cọ rửa cẩn thận các chi tiết Khi tháo, lắp và sửa chữa bơm, không được tách riêng cụm chi tiết nắp bơm và van chuyển (van hai ngả),stato, rôto và cánh bơm Chỉ trong trường hợp cần sửa chữa hay thay thế mới tháo bánh đai, vòng hãm và trục bơm cùng với vòng bi phía trước Khi thử nghiệm, cần xem bơm làm việc có bị rung động, co giật và có tiếng gõ hay không, áp suất phải tăng lên dần dần.Dầu nhờn trong thùng không được phép sủi bọt và rò rỉ qua các mối lắp ghép và đệm khít;
+ Kiểm tra các đường ống dẫn và giắc – co xem có rò rỉ, nứt vỡ không Khi phát hiện hư hỏng phải thay thế kịp thời;
+ Kiểm tra van phân phối, chủ yếu là kiểm tra các phớt làm kín và các bề mặt có bị xước, rỗ hay không để có biện pháp khắc phục.
Sau khi sửa chữa và kiểm tra xong xuôi các chi tiết, phải lắp ráp lại toàn bộ tổ hợp trợ lái thủy lực rồi điều chỉnh và thử nghiệm.