ĐỒ án TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ THỐNG lái

Đặc điểm và phạm vi sử dụng :- Cầu trước dẫn hướng a là loại dẫn hướng thông dụng, dễ thiết kế, được sử dụng trên các loại xe con,xe tải nhẹ - Cầu sau dẫn hướng b có tính cơ động cao tro

CHƯƠNG I

GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI

1.1 Vai trò và nhiệm vụ của hệ thống lái

Hệ thống lái được sử dụng để thay đổi hướng chuyển động hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo một hướng nhất định tùy theo tác động của người lái

1.3 Phân loại

a, Theo bố trí bánh lái

Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bên trái Tùy thuộc vào điều kiện địa lý và luật pháp của từng quốc gia

b,Theo số lượng bánh dẫn hướng

Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu trước,cầu sau ở hai cầu và ở các cầu

Hình 1.2 – Phân loại hệ thống lái theo số bánh dẫn hướng

Đặc điểm và phạm vi sử dụng :

- Cầu trước dẫn hướng (a) là loại dẫn hướng thông dụng, dễ thiết kế, được

sử dụng trên các loại xe con,xe tải nhẹ

- Cầu sau dẫn hướng (b) có tính cơ động cao trong diện tích chật hẹp, loại

cơ cấu này thường được dùng trên các xe nâng

- Hai cầu dẫn hướng (c) được dùng trên các xe chuyên dụng hoặc xe địa hình,xe có khả năng cơ động cao với bán kính quay vòng nhỏ

- Nhiều cầu dẫn hướng (d) sử dụng trên các xe tải nặng, với các yêu cầu về việc phân bố tải trọng trên các bánh xe không vượt quá giới hạn cho phép

c,Theo kết cấu của cơ cấu lái

Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại bánh răng-thanh răng, trục cung răng, trục vít-con lăn, trục vít-êcu bi-thanh răng-cung răng

vít-• Cơ cấu lái trục vít con lăn

Loại cơ cấu lái này hiện nay được sử dụng rộng Trên phần lớn các ôtô loại có tải trọng bé và tải trọng trung bình đều đặt loại cơ cấu này Cơ cấu lái gồm trục vít glôbôit 1 ăn khớp với con lăn 2 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

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

Hình 1.3 - Cơ cấu lái trục vít – con lăn

1 -Trục vít 2 -Con lăn 3 - Ổ bi kim

• Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi- thanh răng- cung răng.

Gồm một trục vít, cả hai đầu trục vít được đỡ bằng ổ bi đỡ chặn Trục vít

và êcu có rãnh tròn có chứa các viên bi,các viên bi lăn trong rãnh và truyền lực Khi đến cuối rãnh thì các viên bi theo đường hồi bi quay trở lại vị trí ban đầu

Khi trục vít quay (phần chủ động), êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động này làm quay răng rẻ quạt Trục của bánh răng rẻ quạt là trục đòn quay đứng Khi bánh răng rẻ quạt quay làm cho đòn quay đứng quay, qua các đòn dẫn động làm quay bánh xe dẫn hướng

Hình 1.4 - Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi-thanh răng cung răng

1 Vỏ cơ cấu lái 6 Phớt2.Bi dưới 7 Đai ốc điều chỉnh 3.Trục vít 8 Đai ốc hãm4.Êcu bi 9.Bánh răng rẻ quạt

32

5.Ổ bi trên 10.Bi

Ưu điểm:

Cơ cấu lái kiểu trục vít-êcu bi –cung răng có những ưu điểm sau:

- Ma sát giữa trục vít và ê cu là ma sát lăn thông qua các viên bi, bởi vậy mà hiệu suất truyền lực cao, giảm được sự mòn trong cơ cấu lái

- Tỉ số truyền của cơ cấu lái có thể thay đổi nếu bán kính vòng chia của cung răng và bước thanh răng thay đổi

- Hiệu suất thận và nghịch gần bằng nhau và đạt được η = 0,85 0,70 ÷

có khả năng điều chỉnh khe hở giữa thanh răng và bánh răng rẻ quạt

Ta có thể giảm nhẹ lực đánh lái khi xe chạy chậm hoặc đang đỗ bằng cách thay đổi tỷ số truyền của cơ cấu lái.Tuy nhiên khi tăng tỷ số truyền của cơ cấu lái thì làm giảm độ nhạy của cơ hệ thống lái Trên các xe có trợ lực lái ta dùng cơ cấu lái có tỷ số truyền không thay đổi được

Đặc điểm của loại cơ cấu lái có tỷ số truyền không đổi là các bán kính ăn khớp của các răng rẻ quạt C1,C2,C3 là bằng nhau và các bán kính ăn khớp

D1 ,D2,D3 của các răng đai ốc bi cũng bằng nhau Do vậy tỷ số truyền của mỗi răng là không đổi ở bất kỳ góc quay nào của trục răng rẻ quạt và bằng tỷ số sau :

C

D

c=c=c d=d=d

C C

D D

Hình 1.5 - Cơ cấu lái loại trục vít -êcu bi cung răng

• Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng

Cơ cấu lái kiểu bánh răng -thanh răng gồm bánh răng ở phía dưới trục lái

chính ăn khớp với thanh răng, trục bánh răng được lắp trên các ổ bi.Thanh răng có cấu tạo dạng răng nghiêng, phần cắt răng của thanh răng nằm ở phía giữa, phần thanh còn lại có tiết diện tròn Khi vô lăng quay, bánh răng quay làm thanh răng chuyển động tịnh tiến sang phải hoặc sang trái trên hai bạc trượt.Sự dịch chuyển của thanh răng được truyền tới đòn bên qua các đầu thanh răng, sau đó làm quay bánh xe dẫn hướng quanh trụ xuay đứng

Hình 1.6 - Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng

1.Trục lái 7.Đai ốc 2.Chụp nhựa 8.Đai ốc điều chỉnh 3.Đai ốc điều chỉnh 9.Lò xo

4 Ổ bi trên 10.Thanh răng

5.Vỏ cơ cấu lái 11.Trục răng

6 Dẫn hướng thanh răng 12 Ổ bi dưới

11 10

9

8

5 4 3

12

Cơ cấu lái đặt trên vỏ xe để tạo góc ăn khớp lớn cho bộ truyền răng nghiêng, trục răng đặt nghiêng ngược chiều với chiều nghiêng của thanh răng nhờ vậy sự ăn khớp của bộ truyền lớn,do đó làm việc êm và phù hợp với việc

bố trí vành lái trên xe

Cơ cấu lái kiểu bánh răng- thanh răng có các ưu điểm sau:

- Cơ cấu lái đơn giản gọn nhẹ Do cơ cấu lái nhỏ và bản thân thanh răng tác dụng như thanh dẫn động lái nên không cần các đòn kéo ngang như các cơ cấu lái khác

- Có độ nhạy cao vì ăn khớp giữa các răng là trực tiếp.Sức cản trượt, cản lăn nhỏ và truyền mô men rất tốt nên tay lái nhẹ

- Cơ cấu lái được bao kín hoàn toàn nên ít phải chăm sóc bảo dưỡng

d,Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của cường hóa

- Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cường hóa chia ra loại cơ khí, cường hóa thủy lực, loại cường hóa khí nén, dẫn động thủy lực cường hóa khí nén

1.4 Chọn cơ cấu lái

Dựa vào đặc điểm kết cấu và ưu nhược điểm của từng loại cơ cấu lái giới thiệu trên em lựa chọn phương án thiết kế hệ thống lái với cơ cấu lái đơn giản là bánh răng thanh răng, với cơ cấu lái này thanh răng được lấy luôn là 1 khâu của hình thang lái Đồng thời ta có thể bố trí trợ lực lái nếu muốn có được tỉ số truyền thay đổi

1.5 Phương án lựa chọn dẫn động lái

Dẫn động lái gồm tất cả các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngỗng quay của tất cả các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng

Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái, nó được tạo bởi cầu trước, đòn kéo ngang và các đòn bên Sự quay vòng của ôtô là rất phức tạp, để đảm bảo đúng mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng là một điều khó thực hiện vì phải cần tới dẫn động lái 18 khâu Hiện nay người ta chỉ đáp ứng điều kiện gần đúng của mối quan hệ động học

đó bằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo lên hình thang lái

- Dẫn động lái bốn khâu

Hình thang lái bốn khâu đơn giản dễ chế tạo đảm bảo được động học và động lực học quay vòng các bánh xe Nhưng cơ cấu này chỉ dùng trên xe có hệ thống treo phụ thuộc (lắp với dầm cầu dẫn hướng) Do đó chỉ được áp dụng cho các xe tải và những xe có hệ thống treo phụ thuộc, còn trên xe du lịch ngày nay có hệ thống treo độc lập thì không dùng được

V

Hình 1.7 - Dẫn động lái 4 khâu.

- Dẫn động lái sáu khâu:

Dẫn động lái sáu khâu được lắp đặt hầu hết trên các xe du lịch có hệ thống treo độc lập lắp trên cầu dẫn hướng Ưu điểm của dẫn động lái sáu khâu là dễ

lắp đặt cơ cấu lái, giảm được không gian làm việc, bố trí cường hoá lái thuận tiện ngay trên dẫn động lái, Hiện nay dẫn động lái sáu khâu được dùng rất thông dụng trên các loại xe du lịch như : Toyota, Nisan, Mercedes,Kia … Với đề tài thiết kế hệ thống lái cho kia morning, hệ thống treo độc lập do đó ta chọn dẫn động lái sáu khâu Đặc điểm của dẫn động lái sáu khâu là có thêm thanh nối nên ngăn ngừa được ảnh hưởng sự dịch chuyển của bánh xe dẫn hướng này lên bánh xe dẫn hướng khác.

Hình 1.8 - Dẫn động lái sáu khâu.

CHƯƠNG II TÍNH TOÁN SƠ BỘ HỆ THỐNG LÁI Thông số kĩ thuật tham khảo của XE KIA MORNING

Dài-rộng-cao tổng thể (mm) 3495-1595-1480

Chiều rộng cơ sở trước/sau (mm) 1400/1385

Bán kính quay vòng tối thiểu (m) 4,6

Trọng lượng không tải (N) 8500

Trọng lượng toàn tải (N) 13500

Trọng lượng cầu trước G1(N) 7400

Trọng lượng cầu sau G2(N) 6100

2.1 Tính toán động học hệ thống lái

2.1.1 Xây dựng đường cong lý thuyết

Để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng cần thỏa mãn

Trong đó:

α : Gúc quay vũng của bỏnh xe dẫn hướng bờn ngoài

β : Gúc quay vũng của bỏnh xe dẫn hướng bờn trong

B : Chiều rộng cơ sở

L : Chiều dài cơ sở

Để thỏa món một cỏch chớnh xỏc biểu thức trờn thỡ dẫn động lỏi phải cú

18 khõu và cú cấu tạo phức tạp Vỡ vậy , trong thực tế người ta thường sử dụng cỏc cơ cấu dẫn động đơn giản hơn mà vẫn đảm bảo được gần đỳng cụng thức trờn , trong đú cơ cấu được sử dụng phổ biến hơn cả là hỡnh thang lỏi Đan tụ Kinh nghiệm cho thấy, nếu lựa chọn cỏc thụng số của hỡnh thang lỏi một cỏch hợp lý thỡ cú thể thỏa món được cụng thức 2.1

Hỡnh 2-1 : Sơ đồ động học quay vũng.

Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong βmax:

max

min

2

L arctg

B R

2

o arctg

=α

gcotLB

Larctg

Thay (2.7) vào (2.5) ta được:

Các đòn bên tạo với phương dọc một góc θ

Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa α và β 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 10

b,Trường hợp khi xe quay vòng:

Trên hình 2-3 là Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng Khi bánh xe bên trái quay đi một góc α và bên phải quay đi một góc β, lúc này đòn bên

( )2 2

Hình 2-2 : Sơ đồ hình thang lái khi xe đi thẳng.

của bánh xe bên phải hợp với phương ngang một góc (θ-β) và bánh xe bên trái là (θ +α) Ta có mối quan hệ của các thống số theo quan hệ sau:

β

X

ψ

D A C

ϕ Mặt khác:

ϕ ψ α

θ ϕ ψ

2 2

θ - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang: θ =78°

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 β = (00, 50, , 400)

ta lấy góc θ theo xe thiết kế

θ = 780 Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây:

3 Xác định mômen cản quay vòng tại chỗ.

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

( 1 2 3)

1 2

+ Mômen cản M 2 do sự trượt bên của bánh xe trên mặt đường:

Trên hình 2-6 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

Khi mô men quay vòng tác dụng lên bánh xe, tại khu vực tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường sẽ xuất hiện lực ngang Y Do lốp có tính đàn hồi nên lực Y làm vết tiếp xúc bị lệch đi so với 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:

2 2

5

Với B là chiều cao lốp : B = 0,6.165 =99 (mm)

Với d là đường kính vành bánh xe : d = 14 (ins) = 14.25,4 = 355,6 (mm)

Y

Hình 2.6- Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi xe quay vòng

Ta có mômen ma sát giữa bánh xe và đường là:

x G

M2 = bx ϕ

Với ϕ là hệ số bám ngang Lấy ϕ = 0,85

Vậy: M2 = 3700.0,85.0,14.276,8.10-3 =122 (Nm)

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 λkhi đó mô men cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hýớng ðýợc tính nhý sau :

M = (M1 + M2)λ

Với λ = 1,07- 1,15 ta chọn λ = 1,1 suy ra ta có :

M = (1,665 +122).1,1 = 136 (Nm)

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:

c d th

M P

răng hiệu suất thuận ηth = 0,65.

id - tỷ số truyền của truyền động lái id = 0,85- 1,1 ; chọn id = 1

388

176( ) 0,18.20.0,65

4 Xác định chiều dài thanh răng:

Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay đi một góc

5 Tính toán bộ truyền cơ cấu lái:

5.1 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:

+ Chọn trước đường kính vòng lăn của bánh răng từ đó tính ra vòng quay của bánh răng có phù hợp không Có nghĩa là ứng với số vòng quay (n) nào

đó thì thanh răng phải dịch chuyển được một đoạn X1 = 84,78 (mm)

+ Chọn trước số vòng quay của vành lái rồi sau đó xác định bán kính vòng lăn của bánh răng đối với cơ cấu lái loại bánh răng - thanh răng thì số vòng quay của vành lái thì cũng là 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

5.2Xác định các thông số của bánh răng

Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy

Dc = cosm Z n

Trong đó:

Dc : Đường kính vòng chia: Dc = 2R = 2.9 = 18 (mm )

mn : Môdun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn mn = 2,5

 : Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng  = 120

Từ công thức (2.22) ta suy ra số răng của bánh răng :

0

cos 18.cos12

7,02,5

c n

D Z

Môdun ngang của bánh răng :

cosn

t

m m

β

Số răng tối thiểu:

Zmin = 17cos3 = 17.cos3140 = 12,78

= 3,14.2,5/2 + 2.0,538.2,5.tg200 = 4,9 mm

5.3 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

π

= 8,25Suy ra:

Z = 169.568, 25 = 19,8

Vậy ta chọn Z = 20 răng

Hệ số dịch chỉnh thanh răng :

+ Đường kính vòng chia của thanh răng:

Dc = Dd - 2m(1,25 - )

= 24 - 2.2,5(1,25 -0,647) = 20,985 mm ≈ 21mm.+ Đường kính vòng đỉnh của thanh răng:

Dd = D = 24 mm

+ Chiều cao của thanh răng

h = (f’ + f’’) mn = (1+ 1,25).2,5 = 5,625 mm

5.4 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

+ Kiểm tra vật liệu

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