Tính toán thiết kế hệ thống lái dựa trên xe cơ sở Hyundai Grand i10”. Công nghiệp ô tô Việt Nam đang trong những bước đầu hình thành và phát triển nên mới chỉ dừng lại ở việc nhập khẩu tổng thành, lắp ráp các mẫu xe sẵn có, chế tạo một số chi tiết đơn giản và sửa chữa. Do đó, một vấn đề lớn đặt ra trong giai đoạn này là tìm hiểu và nắm vững kết cấu của từng cụm hệ thống trên các xe hiện đại, phục vụ quá trình khai thác sử dụng đạt hiệu quả cao nhất, từ đó có thể từng bước làm chủ công nghệ.Xuất phát từ những yêu cầu và đặc điểm đó, em đã thực hiện nhiệm vụ đồ án tốt nghiệp với đề tài: “Tính toán thiết kế hệ thống lái dựa trên xe cơ sở Hyundai Grand i10”.
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI
Công dụng, yêu cầu, phân loại hệ thống lái
Để đảm bảo an toàn khi ôtô chuyển động trên đường, người vận hành phải có kinh nghiệm xử lí và thành thạo các thao tác điều khiển Mặt khác, để thuận tiện cho người vận hành thực hiện các thao tác đó, đòi hỏi ôtô phải đảm bảo tính năng an toàn cao Mà hệ thống lái là một bộ phận quan trọng đảm bảo tính năng đó Việc quay vòng hay chuyển hướng của ôtô khi gặp các chướng ngại vật trên đường đòi hỏi hệ thống lái làm việc thật chuẩn xác
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;
- Trợ lực lái: Dùng để giảm nhẹ lực quay vòng của người lái bằng nguồn năng lượng từ bên ngoài
Hệ thống lái phải đảm bảo những yêu cầu chính sau:
- Đảm bảo chuyển động thẳng ổn định:
+ 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 15 0 khi có trợ lực và không lớn hơn 5 0 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;
- 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;
- Giảm được các va đập từ đường lên vô lăng khi chạy trên đường xấu hoặc gặp chướng ngại vật;
- Điều khiển nhẹ nhàng, thuận tiện: Lực điều khiển lớn nhất cần tác dụng lên vô lăng (Plmax) được quy định theo tiêu chuẩn quốc gia hay tiêu chuẩn ngành:
+ Đối với xe du lịch và tải trọng nhỏ: P lvmax không được lớn hơn 150200 N;
+ Đối với xe tải và khách không được lớn hơn 500 N
- Đảm bảo sự tỷ lệ giữa lực tác dụng lên vô lăng và mô men quay các bánh xe dẫn hướng (để đảm bảo cảm giác đường) cũng như sự tương ứng động học giữa góc quay của vô lăng và của bánh xe dẫn hướng
*Theo vị trí bố trí vô lăng
- Vô lăng bố trí bên trái: (tính theo chiều chuyển động) dùng cho những nước xã hội chủ nghĩa trước đây, Pháp, Mỹ
- Vô lăng bố trí bên phải: Dùng cho các nước thừa nhận luật đi đường bên trái như: Anh,
Sở dĩ được bố trí như vậy là để đảm bảo tầm quan sát của người lái, đặt biệt là khi vượt xe
* Theo số lượngbánh xe dẫn hướng
- Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu trước;
- Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu sau;
- Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở tất cả các cầu
* Theo kết cấu cơ cấu lái
- Cơ cấu lái kiểu trục vít - cung răng;
- Cơ cấu lái kiểu trục vít - con lăn;
- Cơ cấu lái kiểu trục vít - chốt quay;
- Cơ cấu lái kiểu liên hơp (trục vít - ê cu - cung răng);
- Trợ lực khí (khí nén hoặc chân không);
Kết cấu chung hệ thống lái
1.2.1 Kết cấu các dạng cơ cấu lái a.Cơ cấu lái với cơ cấu 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, 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 là cung răng thường đặt ở mặt phẳng đi qua trục trục vít (hình 1.1) Cung răng đặt bên có ưu điểm là đường tiếp xúc giữa răng cung răng và răng trục vít khi trục vít quay dịch chuyển trên toàn bộ chiều dài răng của cung răng nên ứng suất tiếp xúc và mức độ mài mòn giảm, do đó tuổi thọ và khả năng tải tăng Cơ cấu lái loại này thích hợp cho các xe tải cỡ lớn Trục vít có thể có dạng trụ tròn hay lõm Khi trục vít có dạng lõm thì số răng ăn khớp tăng nên giảm được ứng suất tiếp xúc và mài mòn
Ngoài ra còn cho phép tăng góc quay của cung răng mà không cần tăng chiều dài của trục vít
Hình 1.1 Cơ cấu trục vít - cung răng 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:
R0 - Bán kính vòng lăn của cung răng; t - Bước trục vít;
Zt - Số mối ren trục vít
Góc nâng của đường ren vít thường từ 8 ÷ 12 0 Khe hở ăn khớp khi quay đòn quay đứng từ vị trí trung gian đến các vị trí biên thay đổi từ 0,03 ÷ 0,05 mm Sự thay đổi khe hở này được đảm bảo nhờ mặt sinh trục vít và vòng tròn cơ sở của cung răng có bán kính khác nhau b Cơ cấu lái với cơ cấu trục vít - con lăn
Hình 1.2 Cơ cấu lái trục vít glôbôít - con lăn hai vành
Cơ cấu lái loại trục vít - con lăn (hình 1.2) 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 đơn giản và có thể thực hiện nhiều lần Để có thể điều chỉnh khe hở ăn khớp, đường trục của con lăn được bố trí lệch với đường trục của trục vít một khoảng 5-7 mm Khi dịch chuyển con lăn dọc theo trục quay của đòn quay đứng thì khoảng cách trục giữa con lăn và trục vít sẽ thay đổi 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 bằng cách dịch chuyển trục quay O2 của đòn quay đứng ra khỏi tâm mặt trụ chia của trục vít O1 một lượng x =2,5-5 mm
Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít - con lăn được xác định theo công thức sau:
Trong đó: t - Bước của mối răng trục vít;
Z t - Số đường ren trục vít;
R k - Bán kính vòng (tiếp xúc) giữa con lăn và trục vít (khoảng cách từ điểm tiếp xúc đến tâm đường quay đứng);
R 0- Bán kính vòng chia của bánh răng cắt trục vít; i 0- Tỷ số truyền giửa bánh răng cắt và trục vít
Theo công thức trên ta thấy iω thay đổi theo góc quay trục vít Tuy vậy sự thay đổi này không lớn khoảng từ 5-7% (từ vị trí giữa ra vị trí biên) Nên có thể coi nhưi = const. c Cơ cấu lái với cơ cấu trục vít - chốt quay
Hình 1.3 Cơ cấu lái trục vít - chốt quay 1- chốt quay; 2- Trục vít; 3- Đòn quay. Ưu điểm: có thể thiết kế với tỷ số truyền thay đổi, theo quy luật bất kỳ nhờ cách chế tạo bước răng trục vít khác nhau
Nếu bước răng trục vít không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo công thức:
- Góc quay của đòn quay đứng;
R - Bán kính đòn dặt chốt
Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch của cơ cấu loại này vào khoảng 0,7 Cơ cấu lái này dùng nhiều ở hệ thống lái không có cường hoá và chủ yếu trên các ôtô tải và khách. Tuy vậy do chế tạo phức tạp và tuổi thọ không cao nên hiện nay ít sử dụng d Cơ cấu lái với cơ cấu liên hợp Êcu 20 lắp lên trục vít qua các viên bi nằm theo rãnh ren của trục vít cho phép thay đổi ma sát trượt thành ma sát lăn Phần dưới của êcu bi có cắt các răng tạo thành thanh răng ăn khớp với cung răng trên trục (2).
Hình 1.4 Cơ cấu lái liên hợp trục vít - êcu bi - thanh răng - cung rang
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- Vỏ cơ cấu lái
8- Đai ốc điều chỉnh 9- Vít điều chỉnh ăn khớp 10-Đai ốc hãm 11-Vòng làm kín 12-Mặt bích bên cơ cấu lái; 13-Đai ốc tháo dầu
14-Vòng làm kín; 15-Chốt định vị; 16-Tấm chặn
17-Đai ốc điều chỉnh độ rơ của ổ
18-Nắp dưới cơ cấu lái 19-Ổ đỡ chặn
20-Êcu 21-Ống dẫn hướng bi 22-Bi
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:
Trong đó: R 2 - Bán kính chia cung răng; t - Bước răng trục vít.
- Hiệu suất cao: hiệu suất thuận t = 0,7 - 0,85, hiệu suất nghịch n = 0,85;
- 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 cỡ lớn. e Cơ cấu lái với cơ cấu bánh răng - thanh răng
Hình 1.5 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 6- Lò xo
Bánh răng có thể răng thẳng hay răng nghiêng Thanh răng trượt trong các ống dẩn hướng Để đảm bảo ăn khớp không khe hở, bánh răng được ép đến thanh răng bằng lò xo.
- Có tỷ số truyền nhỏ, iω nhỏ dẫn đến độ nhạy cao Vì vậy được sử dụng rộng rãi trên các xe 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.
1.2.2 Kết cấu các dạng dẫn động lái (trợ lực) a.Hệ thống lái có trợ lực thủy lực
Hình 1.6 Hệ thống lái trợ lực thủy lực
1- Bình chứa 2- Bơm trợ lực lái 3- Van điều khiển 4- Hộp cơ cấu lái 5- Xi lanh trợ lái
Các bộ phận chính của hệ thống lái có trợ lực gồm: bơm, van điều khiển, xilanh trợ lực, hộp cơ cấu lái (bót lái).Hệ thống lái sử dụng công suất động cơ để dẫn động cho bơm trợ lực tạo ra áp suất Khi xoay vô lăng sẽ chuyển mạch một đường dẫn dầu tại van điều khiển Nhờ áp suất dầu này mà píttông trong xilanh trợ lực được đẩy đi và làm quay bánh xe dẫn hướng.
Do vậy, nhờ áp suất dầu thuỷ lực mà lực đánh lái vô lăng sẽ giảm đi và không phải quay tay lái quá nhiều Do yêu cầu của hệ thống phải tuyệt đối kín nên bạn cần định kỳ kiểm tra sự rò rỉ dầu để đảm bảo rằng hệ thống lái làm việc hiệu quả và an toàn.
* Các chi tiết chính của hệ thống
Hầu hết sử dụng loại bơm cánh gạt để làm bơm trợ lực vì loại này có ưu điểm kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, phù hợp với hệ thống thuỷ lực yêu cầu áp suất không lớn.
Bơm được dẫn động nhờ trục khuỷu của động cơ qua puly lắp ở đầu bơm để đưa dầu nén vào hộp cơ cầu lái.Lưu lượng của bơm tỷ lệ với tốc độ động cơ nhưng nhờ van điều chỉnh lưu lượng đưa dầu thừa trở lại đầu hút của động cơ mà dầu vào hộp cơ cấu không đổi, ổn định được lực đánh lái Những loại bơm dẫn động nhờ trục khuỷu thường làm tăng phụ tải của động cơ dó đó hao tốn nhiên liệu.
Hình 1.7 Bơm trợ lực lái
Chính vì vậy, các nhà sản xuất đã chế tạo loại trợ lái thuỷ lực – điện EHPS(electro-hydraulic power steering) sử dụng mô tơ điện để tạo áp suất thuỷ lực, giảm lực cần thiết để điều khiển vô lăng, tiết kiệm nhiên liệu do giảm phụ tải động cơ Một ECU kiểm soát tốc độ quay mô tơ (lượng xả của bơm) theo các thông số như tốc độ xe và góc
Trục bơm quay dẫn động cho rô to quay trong stato bơm (hay còn gọi là vòng cam) được gắn chắc với vỏ bơm.Trên rô to có các rãnh để gắn các cánh bơm Do chu vi vòng ngoài của rô to hình tròn nhưng mặt trong của vòng cam hình ô van nên tồn tại một khe hở giữa rô to và vòng cam.
Phân tích lựa chọn phương án
1.3.1 Giới thiệu xe tham khảo - ô tô Hyundai Grand i10 a Sơ đồ tổng thể ô tô Hyundai Grand i10
Hình 1.0 Các thông số lích thước xe
Bảng 1-1: Bảng thông số kỹ thuật cơ bản xe Hyundai Grand i10
1 Trọng lượng bản thân xe G0 N 8500
2 Trọng lượng toàn bộ Gt N 13500
5 Chiều cao toàn bộ Ha mm 1480
6 Chiều rộng tổng thể Ba mm 1595
7 Chiều dài tổng thể La mm 3495
8 Chiều dài cơ sở L mm 2370
9 Khoảng sáng gầm xe - mm 152
10 Số chỗ ngồi (kể cả người lái) - Người 4
Bảng 1-2: Thông số động cơ Hyundai Grand i10
Loại xe Hyundai Grand i10 Động cơ Kappa 1.25 MPI
Số xy lanh và bố trí 4 máy thẳng hang (1-3-4-2)
Cơ cấu xu páp 16 xupap DOHC, dẫn động xích
Dung tích xy lanh [cm 3 ] 2,405 Đường kính xy lanh x Hành trình piston [mm]
Công suất cực đại [KW] 87(tại 6000 vòng/ phút)
Mômem cực đại [N.m] 120 (tại 4000 vòng/ phút)
Vận tốc cực đại [km/h] 160 b Hệ thống truyền lực
Hệ thống truyền lực của ôtô Hyundai Grand i10 được bố trí theo kiểu FF (động cơ nằm ngang đặt ở đằng trước, cầu trước chủ động) Ô tô Huyndai Grand i10 có cầu trước chủ động dẫn hướng.
Hình 1.10.Sơ đồ bố trí hệ thống truyền lực ô tô Huyndai Grand i10
1 - Động cơ; 2 - Bán trục; 3 - Hộp số. c Hệ thống phanh Ôtô Hyundai Grand i10 sử dụng phanh đĩa cho bánh trước, phanh sau là phanh tang trống.
Hình 1.11 Sơ đồ hệ thống phanh chính
1- Đĩa phanh 2- Vòng răng 3- Xilanh chính
4- Bầu trợ lực 5- Công tắc 6,12- Các cảm biến
7,11- Dòng phanh 8- Bộ thuỷ lực + máy tính 9- Đèn báo ABS d Hệ thống treo
* Hệ thống treo phía trước
Hệ thống treo trước kiểu Macpherson với thanh cân bằng làm tăng độ chắc chắn, độ êm và độ bám đường, giúp điều khiển xe dễ dàng và thoải mái hơn.
Hình 1.12 Cấu tạo hệ thống treo trước 1- Lò xo; 2- Bộ giảm chấn ống; 3 - Thanh nối của bộ cân bằng ngang.
* Hệ thống treo phía sau
Sử dụng thanh xoắn kết hợp ống giảm chấn đã được cải tiến và nâng cấp giúp tăng độ chắc chắn và ổn định cho xe.
Hình 1.13 Cấu tạo hệ thống treo sau e Hệ thống an toàn
Hệ thống túi khí được trang bị trên xe bảo vệ cho lái xe và người ngồi trên ghế phụ tránh những tai nạn trong quá trình xảy ra va chạm
Bộ điều khiển túi khí (RCM) đặt ở sàn xe trong khoang cabin nằm ở phía dưới tay số Khi va chạm xảy ra, bộ điều khiển RCM xử lý và tính toán tín hiệu vào từ những cảm biến (cảm biến va chạm lắp ở bên ngoài và cảm biến va chạm nằm bên trong bộ điều khiển RCM) để xác định lực va chạm sau đó đưa ra quyết định chính xác
Cảm biến phía trước đầu xe được đặt phía sau giá đỡ két nước Dữ liệu từ cảm biến luôn được giám sát bởi bộ điều khiển túi khí, bộ điều khiển túi khí so sánh thông tin từ cảm biến đặt ở đầu xe với cảm biến đặt bên trong bộ điều khiển, nếu mức độ va chạm (lực va chạm) vượt quá giá trị quy định, bộ điều khiển túi khí sẽ cho bung túi khí và rút bộ dây đai an toàn.
Cảm biến va chạm sườn xe được đặt ở chân cột bên của sườn xe Khi va chạm ngang xảy ra, bộ điều khiển RCM so sánh mức độ va chạm thu được từ dữ liệu của cảm biến va chạm ngang với dữ liệu trong chương trình của bộ điều khiển RCM Nếu mức độ va chạm vượt giá trị qui định thì bộ điều khiển RCM điều khiển cho bung túi khí và rút bộ dây đai an toàn.
Hình 1.14 Sơ đồ hệ thống túi khí an toàn trên ôtô Hyundai Grand i10
A - Cảm biến va chạm phía trước xe;B - Cảm biến va chạm sườn xe;C - Bộ điều khiển túi khí;D - Túi khí bảo vệ người lái;E - Túi khí bảo vệ người ngồi trên ghế phụ.
*Hệ thống điều khiển dây đai an toàn
Dây đai an toàn là biện pháp chính để bảo vệ hành khách Việc đeo dây an toàn tránh cho hành khách khỏi văng ra khỏi xe khi có tai nạn, hạn chế chấn thương, đồng thời giảm phát sinh va đập thứ cấp trong cabin
Chương trình điều khiển ổn định bằng điện tử (ESP) ESP cảm nhận sự bất ổn trong suốt quá trình gia tốc, phanh rẽ hoặc quay vòng và tác động lên các bánh xe khi gặp sự cố giúp xe luôn vận hành ổn định f Hệ thống lái
Hệ thống lái của ôtô Hyundai Grand i10 là hệ thống lái có trợ lực Cấu tạo của hệ thống lái bao gồm: vành tay lái, trục lái, các đăng truyền động, cơ cấu lái, bộ trợ lực điện và dẫn động lái
Bộ trợ lực điện có nhiệm vụ làm giảm bớt lực điều khiển của người lái, làm giảm bớt các lực va đập sinh ra do đường xấu truyền lên vô lăng Bộ trợ lực còn làm tăng tính an toàn khi có một bánh xe dẫn hướng bị nổ Vì lúc đó người lái đủ sức giữ tay lái cho xe chuyển động thẳng và vừa thực hiện phanh ngặt
Tay lái có thể điều chỉnh theo 4 hướng: gật gù và xa-gần đến vị trí thích hợp làm tăng sự thoải mái cho người lái
Cơ cấu lái là loại bánh răng-thanh răng Loại này có kết cấu nhỏ gọn, tỷ số truyền nhỏ, độ nhạy cao, chế tạo đơn giản và hiệu suất cao.
* Hệ thống lái trợ lực điện điều khiển điện
- Đặc điểm của hệ thống lái trợ lực điện
Các bộ phận của phần trợ lực điện gồm các bộ phận sau: cảm biến mô men , mô tơ điên 1 chiều, ECU, cảm biến tốc độ ô tô, và các dây điện
+ Cảm biến mô men có nhiệm vụ xác định mô men trên trục lái do người lái tác dụng thông qua vành lá, từ đó gửi tín hiệu nàyđến ECU.
Hình 1.18.Sơ đồ hệ thống lái trợ lực điện
Trên hình 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 là bộ phận điều khiển ECU nhận tín hiệu từ cảm biến mô men và cảm biến tốc độ xe từ đó tính toán mô men cần trơ lực từ đó điều khiển motor điện.
+ Cảm biến tốc độ xe có nhiệm vụ đưa tín hiệu tốc độ của ô tô tới ECU
Hình 1.19.Motor và bộ truyền trục vít – bánh vít
-Nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái bằng điện.
Hình 1.20 sơ đồ tín hiệu vào ra.
Mục tiêu phương pháp nội dung nghiên cứu
Tìm hiểu được tổng quan hệ thống và thiết kế được hệ thống lái đảm bảo đúng yêu cầu kỹ thuật và phù hợp điều kiện làm việc.
Sự kết hợp giữa phương pháp nghiên cứu lý thuyết, tính toán thiết kế thong số chi tiết và nghiên cứu theo các tài liệu hướng dẫn có độ tin cậy cao kết hợp với việc quan sát đo đạc thực tế trên xe thiết kế để lựa chọn thiết kế các thông số phù hợp đưa ra quy trình công nghệ.
1.4.3 Nội dung Để thực hiện mục tiêu nghiên cứu thì đồ án bao gồm một số nội dung cơ bản sau: Chương 1: Tổng quan về hệ thống lái
Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống lái
Chương 3: Quy trình bảo dưỡng
Cảm biến mô men motor ECU
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
Tính toán thiết kế các thông số cơ bản
Bảng 2-1: Bảng thông số kỹ thuật cơ bản
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
1 Trọng lượng bản thân xe G0 N 8500
2 Trọng lượng toàn bộ Gt N 13500
5 Chiều cao toàn bộ Ha mm 1480
6 Chiều rộng tổng thể Ba mm 1595
7 Chiều dài tổng thể La mm 3495
8 Chiều dài cơ sở L mm 2370
9 Khoảng sáng gầm xe - mm 152
10 Số chỗ ngồi (kể cả người lái) - Người 4
2.1.2 Xây dựng đường cong lý thuyết:
Trên hình là sơ đồ nguyên lý quay vòng.Từ lý thuyết quay vòng, để bánh xe lăn tinh khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quan hệ dưới đây của các bánh xe dẫn hướng. cotg - cotg = L
- góc quay bánh xe dẫn hướng phía ngoài;
- góc quay bánh xe dẫn hướng phía trong.
Hình 2.1.Sơ đồ nguyên lý quay vòng
Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong max:
(2.2) 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 :
(2.3) thay số vào 1.3 ta có phương trình :
2.1.3 Xây dựng đường cong thực tế:
Trường hợp xe đi thẳng:
Từ sơ đồ dẫn động lái ta có thể tính được mối quan hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau:
Các đòn bên tạo với phương dọc một góc .
Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa và vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đan - Tô không thể thoả mãn hoàn toàn được.
Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép tức là độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất ở những góc quay lớn, nhưng cũng không được vượt quá 1 0
Hình 2.2 Sơ đồ hình thang lái khi xe chạy thẳng.
Trên hình là Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng Khi bánh xe bên trái quay đi một góc và bên phải quay đi một góc , lúc này đòn bên của bánh xe bên phải hợp với phường ngang một góc (-) và bánh xe bên trái là ( +) Ta có mối quan hệ của các thống số theo quan hệ sau:
Hình 2.3 Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng.
Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:
BC AC AB AB AC
Thay(2.8) vào biểu thức trên ta có:
Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ta có:
Từ (2.12) và (2.13) thay vào (2.14) ta rút ra được biểu thức liên hệ giữa và như sau:
- góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang: x m - chiều dài đòn bên hình thang lái m = 180 (mm). y - Khoảng cách giữa đòn ngang với trục trước trong hình thang lái y = 182 (mm). p - Chiều dài đòn thanh nối bên hình thang lái P = 250 (mm).
Dựa vào công thức(2.4) và (2.15) 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
Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây:
40 0 28.50 28.76 0.26 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 2.4 Đặc tính động học hình thang lái
Trên hình là đặc tính động học hình thang lái Nhận thấy rằng độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết đều nhỏ hơn 1 0 trong phạmvi có thể quay vòng của bánh xe dẫn hướng do đó các thông số của hình thang lái xe thiết kế là thoả mãn.
2.1.4 Xác định mômen cản quay vòng
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.
Với là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong dẫn động lái = 0,5- 0,7 Ta chọn = 0,7 vì đam bảo được các điều kiện bền sau khi kiểm nghiệm bền
Hình 2.5.Sơ đồ đặt 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
(N). a -cánh tay đòn của bánh xe dẫn hướng với xe thiết kế đo được a = 0,03 m. f -hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường nhựa và khô ta chọn f= 0,015
Mômen cản M 2 do sự trượt bên của bánh xe trên mặt đường:
Hình 2.6 Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi xe quay vòng
Trên hình 3.11 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:
+ r - bán kính tự do của bánh xe.
Với bánh xe có cỡ lốp là: 165/60/R14
Với B là chiều cao lốp : B = 0,6.165 (mm)
Với d là đường kính vành bánh xe : d = 14 (ins) = 14.25,4 = 355,6 (mm)
+ rbx - bán kính làm việc của bánh xe.
Ta thừa nhận: rbx = 0.96r = 0,96 276,8= 265,7 (mm).
Ta có mômen ma sát giữa bánh xe và đường là: x G
Với là hệ số bám ngang Lấy = 0,85
M3 mô men gây bởi các góc đặt của bánh xe và trụ đứng, việc tính toán mô men này tương đối phức tạp nên trong khi tính toán có thể thay thế M3 bằng một hệ số khi đó mô men cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hướng được tính như sau :
Với = 1,07- 1,15 ta chọn = 1,1 suy ra ta có :
Vậy mô men cản quay vòng là: Mc =2.136/0,7 = 388 (Nm)
Xác định 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: max c vl c d th
Mc - mômen cản quay vòng: Mc = 388(Nm).
R -bán kính bánh lái: R = 0,18 (m). ic -tỷ số truyền cơ cấu lái : Chọn ic = 20.
-hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái thanh răng - trục răng hiệu suất id - tỷ số truyền của truyền động lái id = 0,85- 1,1 ; chọn id = 1
2.1.5 Xác định chiều dài thanh răng:
Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay đi một góc max 40 thì thanh răng dịch chuyển một đoạn là X.
Thay các số liệu vào công thức (3 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).
Vậy khoảng cách phải làm việc của thanh răng đo trên chiều dài của trục nhỏ bằng nửa lần chiều dài ( L = 180 mm ) Vậy thanh răng đủ dài để xe có thể quay vàng dễ dàng mà không bị chạm.
Thiết kế cơ cấu lái (kiểm nghiệm)
2.2.1.Tính bền cơ cấu lái trục răng - thanh răng:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền trục răng - thanh răng.
Lực vòng tác dụng lên bánh răng: max 165,8.20, 4 3382.3 v c
Lực hướng tâm tác dụng lên trục răng theo công thức:
Lực dọc tac dụng lên trục răng:
Trong quá trình làm việc trục răng, thanh răng chịu ứng suất uốn tiếp xúc và chịu tải trọng va đập từ mặt đường Vì vậy thường gây ra hiện tương rạn nứt chân răng Do ảnh hưởng lớn tới sự tin cậy và tuổi thọ của cơ cấu lái Để đảm bảo được những yêu cầu lam việc của cơ cấu lái thì vật liệu chế tạo trục răng - thanh răng được dùng là thép XH được tôi cải thiện.
HB = 260 290. Ứng suất cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của trục răng:
ứng suất tiếp xúc cho phép của trục răng:
SH: Là hệ số an toàn ; lấy SH = 1,1.
ZR: Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám; ZR = 0,95.
ZV: Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng; ZV = 1,1.
KXH: Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước trục răng; KXH = 1.
KF: Hệ số xét ảnh hưởng của độ độ bôi trơn; KF = 1.
Thay các thông số vào công thức (3.24) ta được:
Giới hạn bền mỏi uốn của trục răng:
Chọn KFL = 1; Với bộ truyền quay hai chiều ta chọn KFC = 0.7
FLim 1.0,7.360 252 MPa. Ứng suất uốn cho phép:
SF: Là hệ số an toàn; lấy SF = 1 ,7.
YS: Là hệ số xét tới ảnh hưởng của mô đun với m = 2,5; ta chọn YS = 1,03.
Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
ZM = 175 MPa (Đối với trục răng bằng thép).
( là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức sau
Thay các thông số vào công thức (2.27) ta được:
Do đó thoả mãn điêù kiện tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Ứng suất uốn được tính theo công thức:
Với: YF1, YF2 là hệ số dạng răng.
Theo đồ thị trên Hình (10.21) tài liệu chi tiết máy với hệ số dạng răng dịch chỉnh
= 0.647 và số răng tương đương.
KF= 1,25 (Tra theo đồ thị 10 - 14 tài liệu chi tiết máy.)
KF: Tính theo công thức:
Thay các thông số vào công thức (2.28) ta được:
Vậy điều kiện được thoả mãn Bộ truyền trục răng - thanh răng đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc.
2.2.2 Tính bền dẫn động lái a Kiểm tra bền trục lái:
Hình 2.7.Kích thước trục lái.
- Đường kính trong: dtl = 25 (mm)
- Đường kính ngoài: Dtl = 17 (mm)
Trục lái được làm bằng ống thép, vật liệu làm trục lái là thép 35, không nhiệt luyện, có ứng suất tiếp xúc cho phép: [x] = 50 80 MPa.
R P trong đó: Wx – là mômen chống xoắn của tiết diện tính toán
Thay số vào công thức ta có:
Kết luận: vậy trục lái đảm bảo độ bền. b Kiểm tra bền Rô-tuyn:
Khoảng cách từ tâm cầu đến vị trí ngàm: eN = 23 (mm). Đường kính tại vị trí ngàm tính toán: dN = 18 (mm). Đường kính cầu rôtuyn: Dc = 28 (mm) Đường kính bề mặt tỳ với đệm rôtuyn: k = 16 (mm)
Vật liệu:trụ cầu được chế tạo bằng thép xêmăngtít hoá 15HM, có nhiệt luyện bề mặt để tăng tính chống mòn, có: Ứng suất chèn dập cho phép là: [σ ] 35( cd MPa ). Ứng suất uốn cho phép tại vị trí ngàm: [σ ] 300( u MPa ). Ứng suất cắt cho phép tại vị trí ngàm: [τ] 80( MPa )
Khớp cầu được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền uốn và cắt tại vị trí ngàm.
Lực tác dụng lên khớp cầu lớn nhất chính là lực cực đại tác dụng lên đòn kéo ngang: N = 7994,47 (N).
Kiểm tra ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu: c cd F
Fc- diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyn
Sơ đồ lực tác dụng:
Hình 2.8.Lực tác dụng lên đầu Rô-tuyn.
Trong thức tế làm việc, diện tích làm việc chiếm 2/3 bề mặt của khớp cầu, nên bề mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.2/3=1/3 bề mặt khớp cầu.
Dc - đường kính cầu rôtuyn, Dc = 28mm
Vậy chốt cầu thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc.
Kiểm tra theo độ bền uốn: Ứng suất uốn tại vị trí ngàm: σ uc N u
W trong đó : Wu – mômen chống uốn của tiết diện tính toán, ta có :
Thay số vào ta có :
uc< [uc] chốt cầu đảm bảo độ bền uốn tại vị trí nguy hiểm nhất.
Kiểm tra theo độ bền cắt:
Kiểm tra rô-tuyn tại vị trí ngàm. ứng suất cắt tại vị trí ngàm: c F c
c< [] khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm nhất.
Kết luận: Khớp cầu đủ bền trong quá trình làm việc.
Thiết kế dẫn động lái
2.3.1 Xây dựng đặc tính cường hoá lái:
Theo giáo trình Thết kế tính toán ôtô thì đặc tính của cường hoá chỉ rõ sự đặc trưng của quá trình làm việc của bộ cường hoá hệ thống lái Nó biểu thị mối quan hệ giữa lực mà người lái đặt lên vành tay lái Pl và mômen cản quay vòng của các bánh dẫn hướng
Qua đây ta thấy khi không có cường hoá thì lực đặt lên vành tay lái chỉ phụ thuộc vào mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng (vì R, ic, id, th là những hằng số).
Do đó đường đặc tính là những đường bậc nhất đi qua gốc toạ độ Theo tính toán ở phần trước khi quay vòng ôtô tại chỗ mômen cản quay vòng là lớn nhất, toạ độ xác định điểm này trên đường đặc tính là B [388; 176] Vậy đường đặc tính được xác định P1 = f(Mc) sẽ đi qua gốc toạ độ và đi qua điểm B [388 ; 176]
Khi hệ thống lái được lắp cường hoá đường đặc tính của của nó cũng biểu thị mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mômen cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Mc Đây cũng là mối quan hệ bậc nhất. Để bộ cường hoá làm việc thì lực đặt lên vành tay lái phải lớn hơn 20 (N) ở giai đoạn này đặc tính biểu thị sẽ trùng với đặc tính khi chưa có bộ cường hoá.
Tại điểm A [44 ; 20] thì bộ cường hoá bắt đầu làm việc. Đồ thị các đường đặc tính khi chưa cường hoá Pl = f(Mc) và được lắp bộ cường hoá
Pc = f(Mc) được thể hiện ở hình 2.8 dưới đây.
Hình 2.9.Đường đặc tính cường hoá
Khi lực đặt lên vành tay lái lớn hơn 20 (N) đường đặc tính đặc trưng cho hoạt động của cường hoá ở giai đoạn này cũng là đường bậc nhất nhưng có độ dốc thấp hơn so với đường đặc tính khi chưa có cường hoá (độ dốc này cần thiết phải có để đảm bảo cho người lái có cảm giác sức cản của mặt đường tác dụng lên vành tay lái) Khi mômen cản quay vòng lớn hơn Mc = 388 (Nm) thì hệ thống lái làm việc như hệ thống lái cơ khí ban đầu (cường hoá đã làm việc hết khả năng) Cụ thể là người lái muốn quay vòng ôtô thì phải tác dụng lên vành tay lái một lực Pl> Pc
Ta thấy rằng: Đặc tính khi chưa có cường hoá là đường bậc nhất, đoạn OB. Đặc tính khi có cường hoá là đường bậc nhất gãy khúc và thấp hơn đường đặc tính khi chưa có cường hoá. Đoạn OA: Pl = Pc = f(Mc) Lực do người lái hoàn toàn đảm nhận. Đoạn AC: Pc = f(Mc) Biểu thị lực mà người lái cảm nhận về chất lượng mặt đường. Điểm C [388; 60], chọn Pc = 60 (N).
Từ C trở đi: Pc = f(Mc) song song với đường Pl = f(Mc).
Hiệu số các toạ độ của hai đường Pc và Pl chính là lực tạo nên bởi bộ cường hoá.Lực này phải phụ thuộc vào áp suất môi trường làm việc và đường kính của xilanh.
Nếu chọn Pc lớn thì quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ nặng hơn, còn nếu chon Pc quá nhỏ thì người lái sẽ không đủ cảm giác về chất lượng mặt đường.
Chọn đường kính thanh xoắn D = 5 mm = 0,005 m.
Chiều dài thanh xoắn là L 0 mm = 0,13 m. Ứng suất xoắn của thanh xoắn được xỏc định theo công thức :
RVL - bán kính vành lái: 0,18 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:
Vậy ứng suất xoắn của thanh xoắn tại thời điểm trợ lực cực đại là:
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 2.3 ta có góc xoắn của thanh xoắn tại 2 thời điểm trên là:
2.3.3 Tính chọn motor điện trợ lực
Ta có mô men cản lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 388 N.m
Ta có mô men của trục lái được tính như sau:
Trong đó: Mvl là mô men của người lái tác dụng lên vành lái
Mtl là mô men trợ lực
Suy ra mô men của motor điện là: M m 19,05
Chọn motor điện có số vòng quay n = 900 v/p
Suy ra vận tốc góc =30 94, 2( / ) n rad s
Vậy công suất của motor điện là: P = Mm. = 2,72.94,2 %6 w
2.3.4 Tính toán điều khiển motor điện Để motor trợ lực thay đổi theo tốc độ của ô tô thì tat hay đổi mô men trợ lực bằng cách điều khiển dòng điện cấp cho motor theo tốc độ xe và theo mô men tác động trên trục lái:
Với vận tốc xe nhỏ nhất vmin = 0(km/h), thì dòng điện cực đại cấp cho motor là 65(A). Với vận tốc xe lớn nhất vmax = 160(km/h), thì dòng điện cực đại cấp cho motor là 17(A).
Vì vậy ta tính dòng điện cực đại cho motor ở các vận tốc khác nhau theo công thức sau:
Ta có lực tác dụng lên vành lái nhỏ nhất khi bắt đầu trợ lực là 20N, như vậy mô men tác dụng trên trục lái là = 20.0,18 = 3,6(N.m).(bán kính vành lái Rvl = 0,18m).
Ta có lực tác dụng lên vành lái lớn nhất khi trợ lực hoạt động cực đại là 60N, như vậy mô men tác dụng trên trục lái là = 60.0,18 = 10,8(N.m).
Ta có đồ thị sau:
Hình 2.10 Đặc tính điều khiển motor điện.
Trên hình ta thấy: khi vận tốc xe càng lớn thì độ dốc của đồ thị càng nhỏ có nghĩa là dòng điện cấp cho motor càng nhỏ với cùng mô men tác dụng trên trục lái, như vậy mô men trợ lực của motor thay đổi theo tốc độ xe.tốc độ xe càng lớn hệ thống lái trợ lực cang ít đi
2.3.5 Tính toán và kiểm bền trục vít - bánh vít
Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức :
Vsb vận tốc trượt sơ bộ. Đối với bánh vít làm vật liệu composite ta tính các ứng suất giới hạn như sau:
Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có ứng suất uốn cho phép tính theo công thức :
Với vt là vận tốc trượt : 1,1m/s
Xác định sơ bộ khoảng cách trục aw
Tính sơ bộ hệ số đường kính trục vít: q (0,250,3).Z 2
Khoảng cách trục sơ bộ, theo công thức :
Tong đó: a w là khoảng cách trục q là hệ số đường kính trục vít.
Z2 là số răng bánh vít.
T2 là mô men của trục bánh vít.
KH là hệ số tải trọng chọn KH = 1,1.
Chọn modul tiêu chuẩn: m = 2 mm.
Khi đó khoảng cách trục tính lại:
Chọn khoảng cách trục là aw = 53 mm, nên để đảm bảo khoảng cách trục thì ta phải tiến hành dịch chỉnh.
Hệ số dịch chỉnh được tính theo công thức: x 2 53 10,5 42
Để chánh cắt chân răng và chọn bánh vít trong thực tế cần đảm bảo điều kiện:
Vậy thoả mãn điều kiện dịch chỉnh.
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và độ bền uốn
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc:
Theo công thức 7.19[I] ,ứng suất tiếp xúc:
H là ứng suất tiếp xúc
Z 2là số răng bánh vít. a w là khoảng cách trục.
T 2 là mô men thực tế trên trục bánh vít.
K H là hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.
K HV là hệ số tải trọng động.
Vận tốc trượt thực tính theo công thức : w w t n v d
Góc vít lăn tính theo công thức :
(vật liệu chọn là phù hợp).
Hiệu suất trục vít - bánh vít tính theo công thức :
Khi vt = 1,1(m/s) = 2,58 0 (góc ma sát)
Hiệu suất thực tế của bộ truyền trục vít là:
Do đó mômen thực tế trên trục bánh vít là:
Nhưng do tải trọng thay đổi nên ta có: K H 1,1
Tra bảng 7.5[I] ,ta có với : Z1 = 6/, q = 10 hệ số biến dạng của trục vít 86
Hệ số tải trọng động: Theo bảng 7.7[I], chọn cấp chính xác 8 với vận tốc trượt: vt =1,1 (m/s) K HV 1, 2
Theo công thức 7.19[I] ,ứng suất tiếp xúc:
< [ H ] 190 MPa độ bền tiếp xúc đảm bảo.
Kiểm nghiệm độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn của bánh răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép: Ứng suất uốn trên răng bánh vít,theo công thức 7.26[I]:
Trongđó:mn là modul pháp của bánh răng vít: mn = mcos = 2.cos2,58 o = 1,99 ( là góc ma sát).
K F là hệ số tải trọng phân bố tải trọng trên chiều rộng vành răng.
K Fv là hệ số tải trọng động. d2 = mz2 là đường kính vòng chia bánh vít: d2 = 2.42 = 84 mm. b2 chiều rộng vành răng bánh vít.
Y F là hệ số dạng răng.
Tra bảng 7.9[I], ta có các thông số của bộ truyền trục vít - bánh vít:
Chiều rộng bánh vít Z1 = 6 b 2 0,67.d a1 da1 là đường kính vòng đỉnh trục vít: d = m(q + 2) = 2(10,5 +2) = 25 (mm) b 0,67.25= 16,75 (mm)
KF = KH = KH.KHv = 1,1.1,2 = 1,32. Ứng suất uốn trên răng bánh vít,theo công thức 7.26[I]: