Thiết kế hệ thống lái

3.1. Tính mô men cản quay vòng

Mômen cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng được xác định ở trạng thái xe quay vòng và chở đủ tải. Mômen cản quay vòng được tính toán khi xuất hiện lực cản lăn ở hai bánh xe ngược chiều nhau, có một lực bên Y, mô men ổn định của bánh xe dẫn hướng. Lúc đó mômen cản quay vòng trên một bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản lăn M1, mômen ma sát giữa bánh xe và mặt đường M2 và mômen ổn định M3 gây nên bởi các góc đặt của các bánh xe và trụ đứng.

M = MC 1+M +M2 3 (2.1)

3.1.1. Mô men cản quay vòng M gây nên do lực cản lăn 1

- M1 được tính theo công thức:

M = G . f.a (2.2)1 bx Trong đó:

+ G = 6800 (N)bx

+ a: cánh tay đòn của lực P quay xung quanh trụ đứng.f Với xe thiết kế ta đo được a = 45 (mm) = 0,045 (m)

+ f: hệ số cản lăn xét cho trường hợp ô tô chạy trên đường nhựa và khô f = 0,02

x 0 rbx r Y a

Hình 2.3. Sơ đồ trụ đứng nghiêng trong mặt phẳng ngang

3.1.2. Mô men cản M do ma sát giữa bánh xe và mặt đường 2

Giá trị mômen do Y gây lên M được tính cho một bánh xe, phản lực bên lùi sau2 một đoạn x. Giá trị của x thừa nhận bằng 1/4 chiều dài của vết tiếp xúc và gây lên mômen quay cùng chiều M :1

M2 = Y. x (2.3) Trong đó: + x là khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc với hợp lực ma sát:

x=0,5 .√r2−rbx2

(2.4) Với r là bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng:

2 25, 4

d rB  

  (mm) (2.5) Với bánh xe có ký hiệu 215/70 R16 ta tính được:

16 215 25, 4 0, 4 2 r      (m)

+ r là bán kính làm việc trung bình của bánh xe:bx

rbx=λ.r => rbx=0,96 .r

(2.6)

Thay vào (2.4) ta được: x = 0,14r + Y = Gbx.y

Với = 0,85: hệ số bám ngang giữa bánh xe và mặt đườngy

M = Y. x = 0,14.r.G2 bx.y (2.7)

Hình 2.4. Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi xe quay vòng

+ Mômen ổn định M có giá trị nhỏ nên khi tính có thể dùng hệ số . 3   Mômen cản tổng cộng trên cầu trước dẫn hướng được tính toán như sau:

M = 2.(M + M ) /c 1 2  ηt = 2 G (f.a + 0,14.bx y.r) / ηt (2.8)

Giá trị theo kinh nghiệm 1,07 - 1,15. Chọn = 1,1 

ηt = 0,5 - 0,7 hiệu suất tính đến tổn hao ma sát, chọn ηt

= 0,7 Thay số vào (2.8) ta có: M = 1040 (N.m)c

3.2. Tỷ số truyền của hệ thống lái

3.2.1. Tỷ số truyền của dẫn động lái id

Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn: i = 0,85-1,1 d

Chọn sơ bộ: i =1 ( cho cầu dẫn hướng )d

3.2.2. Tỷ số truyền của cơ cấu lái ic

Ta có công thức: α ’max = α max.i

(2.9)

Trong đó :

+ α ’max: gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí đi thẳng. Với xe thiết kế là xe du lịch ta chọn α ’

max = 1,75 (vòng)

+ α max: góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng ( 40 ). o

Ta có:

i=αmax

'

αmax=1,75 . 360

40 =15,75

Ta lấy sơ bộ tỷ số truyền của hệ thống lái i =16. Tính lại α ’max,ta có: αmaz

' =i.αmax=16 . 40=640o=1,78 (vòng), phù hợp với tiêu chuẩn thiết kế.

3.2.3. Xác định lực tác động lớn nhất ở vành tay lái

Pvlmax=

Mc

il.η.R (2.10) Trong đó:

+ M : là mô men cản quay vòng M =1040 (Nm)c c + P là lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái.max + i : là tỷ số truyền của hệ thống lái.l

+ R: là bán kính vành lái, R=190 (mm) + : là hiệu suất của hệ thống lái  =0,8 Thay số ta được Pvlmax=1040

16 .0,8 . 0,19=430

(N)

Với P này, sẽ làm cho người lái mệt mỏi khi điều khiển một khoảng thời gian,vl cho nên ta phải sử dụng hệ thống trợ lực lái, tạo sự thoải mái cho người lái.

3.3. Chọn phương án cường hóa lái

Với thực tế và những vấn đề về cường hóa lái đã được giới thiệu ở phần trước, ta chọn phương án thiết kế cường hóa như sau:

- Phương án cường hóa lái là cường hóa thủy lực. - Chọn bơm là bơm cánh gạt.

- Phương án bố trí là sơ đồ 4: Bố trí trợ lực cùng với đòn kéo ngang. - Chọn van điều khiển là loại van xoay.

Kết hợp với việc chọn phương án cơ cấu lái là trục răng – thanh răng, và dẫn động lái 6 khâu, ta có sơ đồ bố trí chung hệ thống lái thiết kế như sau:

B 0 C A D O m L  

Hình 2.5. Sơ đồ bố trí chung hệ thống lái thiết kế

* Nguyên lý hoạt động của hệ thống:

Khi quay vành lái đi một góc, lực từ vành lái truyền qua trục lái tới trục răng của cơ cấu lái. Mô men này làm quay trục răng, tác dụng làm thanh răng di chuyển sang trái hoặc phải, qua thanh dẫn động và đòn quay bên tác dụng làm cho bánh xe xoay sang phải hoặc sang trái, thay đổi hướng chuyển động của ôtô. Khi lực đặt vào vành tay lái đến một giá trị xác định ( được tính trước ), khi đó cường hóa lái bắt đầu làm việc và tác dụng lực làm quay các bánh xe dẫn hướng.

3.4. Tính các thông số hình học của dẫn động lái

3.4.1. Tính động học hình thang lái

Nhiệm vụ của tính 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 dẫn động lái.

Hình 2.6. Sơ đồ động học khi xe quay vòng

Bo

X

y p m



Từ lý thuyết ta thấy các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quan hệ của góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng như sau:

cotgα−cotgβ=B0

L (2.11) Trong đó:

+ : Là góc quay của bánh xe dẫn hướng ngoài + : Là góc quay của bánh xe dẫn hướng trong + L : Là chiều dài cơ sở của xe

+ B : Là khoảng cách giữa hai tâm trụ đứngo

 Trường hợp xe đi thẳng

Hình 2.7. Sơ đồ dẫn động lái khi xe đi thẳng

Từ sơ đồ dẫn động lái trên ta có thể tính được mối liên hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau: X=B−2.(m. cosθ+p.cosγ) (2.12)

Trong đó: sinγ=(y−m. sinθ)/p (2.13)

⇒cosγ=√1−sin2γ=1

p.√p2−(y−m. sinθ)2

(2.14) Thay vào ta được: X=B−2.(m. cosθ+√p2−(y−m. sinθ)2) (2.15)

A D B C X      

Các đòn bên tạo với phương ngang một góc θ . Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau thì hình thang lái đantô không thỏa mãn hoàn toàn được quan hệ giữa α và  như công thức trên.

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, không vượt quá 1 .o

 Trường hợp khi xe quay vòng

Hình 2.8. Sơ đồ dẫn động khi xe quay vòng

Ta có các thông số như trên hình vẽ.

Từ sơ đồ ta có mối quan hệ của các thông số như sau:

AD=B−[m. cos(θ−β)+p. cosγ+X] (2.16) Với:

cosγ=1

p.√p2−[y−m. sin(θ−β)]2

(2.17) Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:

AC2=AD CD2+ 2=AD2+y2

BC2=AC2+AB2−2.AB.AC. cosψ

Thay vào biểu thức trên ta có:

cosψ=AC2+AB2−BC2 2 .AC.AB =y 2 +m2−p2+AD2 2. .m √AD2+y2 (2.18) ⇒ψ=arccos y2+m2−p2+AD2 2 .m.√AD2+y2 (2.19)

Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có: tgϕ=CD AD= y AD ⇒ϕ=arctg y AD (2.20) Mặt khác: θ+α=ψ+ϕ ⇒α=ψ+ϕ−θ

Thay vào ta có biểu thức sau:

α=arctg y AD+arccos y2+m2−p2+AD2 2 .m.√AD2+y2 - θ (2.21) Trong đó: AD=2.[m. cosθ+√p2−(y−m. sinθ)2 )]−[m. cos(θ−β)+√p2−(y−m. sin(θ−β))2 ] (2.21)

3.4.2. Xây dựng đường đặc tính lý thuyết

Ta có mối quan hệ của các góc quay bánh xe dẫn hướng như sau:

cotgα=Bo

L +cotgβ

(2.22) Với Bo = 1510mm, L = 2650mm.

Cho β các giá trị khác nhau tư 5 – 40, ta có các góc α tương ứng theo bảng: β (¿0) 0 5 10 15 20 25 30 35 40 α (¿0) 0 4.7 6 9.08 13.04 16.70 20.11 23.33 26.4 0 29.3 5 Từ bảng giá trị thu được ta xây dựng được đồ thị quan hệ lý thuyết:

Hình 2.9. Đồ thị đường đặc tính lý thuyết 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 0 5 10 15 20 25 30 35 alpha lý thuyết β α

3.4.3. Xây dựng đường đặc tính thực tế

Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng đường cong biểu thị hàm số α=f(θ , β) . Ta có mối quan hệ giữa các thông số đó như sau:

α=arctg y AD+arccos y2+m2−p2+AD2 2 .m.√AD2+y2 - θ (2.23) Trong đó:

AD=2.[m. cosθ+√p2−(y−m. sinθ)2)]−[m. cos(θ−β)+√p2−(y−m. sin(θ−β))2]

(2.24)

Theo các thông số lấy trên xe tham khảo ta có:

- θ=76o : góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang - m = 180(mm): chiều dài đòn bên hình thang lái

- y = 188(mm): khoảng cách giữa đòn ngang với trục trước trong hình thang lái - p = 280(mm): chiều dài thanh nối bên hình thang lái

Cho lần lượt θ=74o,75o,76o,77o,78o ta có được bảng số liệu sau: Trong đó: Δα1i=αli−α10

Ta xây dựng đồ thị quan hệ α vµ β thực tế và lý thuyết trên cùng đồ thị như sau: 00 34 36 98 70 64 10 25 θ4 = 77 0 α4 0.00 4.86 9.46 13.76 17.75 21.38 24.58 27.29 29.4 Δα4 0.00 0.11 0.37 0.73 1.06 1.28 1.26 0.90 0.06 θ4 = 78 0 α5 0.00 4.88 9.51 13.87 17.94 21.66 24.98 27.83 30.10 Δα5 0.00 0.12 0.43 0.84 1.25 1.56 1.66 1.44 0.76 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 0 5 10 15 20 25 30 35

Đồ thị đặc tính hình thang lái ở các góc khác nhau ϴ

alpha lý thuyếết alpha 1 alpha 2 alpha 3 alpha 4 alpha 5 β α

Hình 2.10. Đường đặc tính thực tế

Ta thấy chỉ có θ=75o thì |Δα|≤1o

Như vậy với θ=75o thì ta có được đường cong thực tế gần với đường cong lý thuyết nhất, và thỏa mãn điều kiện về sai lệch giữa lý thuyết và thực tế.

Vì vậy ta chọn được θ =750, ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn

hướng là βmax=40o vµ αmax=27,70

Độ dài thanh kéo ngang:

X=B0−2 .(m. cosθ+√p2−(y−m.sinθ)2)

=1510 2.− (180 . cos750+√2802−(188−180 . sin 750)2) => X=760 (mm)

3.5. Kiểm tra các thông số hình học của cơ cấu lái

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

βmax=40o thì thanh răng dịch chuyển một đoạn X1 - 45 -

X1=m. cos(θ−β)+√p2−(y−m. sin(θ−β))2−m.cosθ−√p2−(y−m. sinθ)2 (2.25) Thay m =180, p =280, y =188, θ=75o và β=40o

Ta tính được X = 87.86 (mm)1

Do thanh răng quay về cả hai bên nên chiều dài làm việc của thanh răng L > 2.X1=175,72mm

Do đó ta chọn chiều dài làm việc của thanh răng là L =195(mm), để đảm bảo khi xe quay vòng hết thì thanh răng vẫn không bị chạm.

3.5.1. Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng

Số vòng quay của vành lái ứng với bánh xe quay là n =1,78 (vòng).

Ta có: X1=2 .π.R.n (2.26)

⇒R= X1

2 .π.n=87,86

2.π. 1,78=9,1(mm)

3.5.2. Xác định các thông số của bánh răng

Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy. Dc=mn.Z

cosβ (2.27) Trong đó:

- Đường kính vòng chia D =2.R = 18,2 (mm)c

- m : mô đun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn m = 2,5n n - Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ β=12o

Ta có số răng của bánh răng là:

Z=Dc. cosβ mn =15,7. cos 12o 2,5 =6,14 Chọn số răng Z=6. Tính lại góc nghiêng ta có: cosβ=Z.mn Dc =6 .2,5 15,7 =0,9554⇒β=17o

Mô đun ngang của bánh răng:

mt= mn

cosβ= 2,5

cos 17o=2,614

Zmin=17 . cos3β=14,87

Như vậy Z =15>6, do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh, tamin chọn kiểu dịch chỉnh đều ζ=0 .

Xác định hệ số dịch chỉnh theo công thức:

ζbr=17−Z

17 =17 6−

17 =0,647

Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng:  Đường kính vòng đỉnh:

Dd=Dc+2.mn.(1+ζ)=15,7+2 .2,5 .(1+0,647)=23 94,

 Đường kính chân răng:

Df=Dc−2 .mn.(1,25−ζ)=15,7−2 .2,5 .(1 25, −0 . 647)=12,7

 Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy α=20o

 Đường kính cơ sở của bánh răng:

D0=Dc. cosα=15,7 .cos 20o=14,75(mm)

 Chiều cao răng: h=(h +h’

f ”f).m=(1+1,25).2,5=5,63 (mm)  Chiều dày của răng trên vòng chia:

S=π.m/2+2 . .m ζ.tg α=3,14 .2,5/2+2 . 2,5. 0,647 .tg20o=5,1mm

3.5.3. 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

√ Mx

0,2.[τx] (2.28) Trong đó:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất, lấy [τx]=3500N/mm2

- Mô mem xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, bằng mô mem cản quay vòng ở bánh xe: Mx=Mc=1040 (Nm)

Thay các thông số vào ta được:

d=3 √1040 .103 0,2. 350 =24,58 (mm) Chọn: d =26 (mm) - 47 -

 Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng L=195 mm. Mặt khác ta có: dc= t1.Z π ⇒Z=π.dc t1 =L t1 (2.29) Trong đó: t1=π.mn cosβ=π. 2,5 cos 17o=8,213⇒Z=190 8,213=23,134  Vậy ta chọn: Z = 24 Hệ số dịch chỉnh thanh răng: ζtr=|ζ ζ− br|=0,647

 Đường kính vòng chia của thanh răng:

Dc=Dd−2 .m.( 1,25- ζ )=26 - 2.2,5.(1,25-0,647) = 23 (mm)  Đường kính vòng đỉnh của thanh răng: D=26mm

 Chiều cao của thanh răng: h=(f’+f ).m =(1+1,25).2,5=5,63” n

3.6. Tính bền cơ cấu lái bánh răng - thanh răng

3.6.1. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng – thanh răng

- Lực vòng cực đại tác dụng lên bánh răng:

P =P .iv max c= 430.16 = 6880 (N)

- Lực hướng tâm cực đại tác dụng lên bánh răng theo công thức:

pr=pv.tgα cosβ =6880 .tg20 cos 17 =2620 (N) - Lực dọc lớn nhất tác dụng lên bánh răng: pa=pv.tg β=8128.tg17 2103= (N)

3.6.2. Kiểm tra vật liệu

Trong quá trình làm việc thanh răng và bánh răng chịu ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc và tải trọng va đập từ mặt đường. Vì vậy thường gây ra hiện tượng rạn nứt chân răng. Do đó ảnh hưởng tới độ bền và độ tin cậy của cơ cấu lái. Để đảm bảo những yêu cầu làm việc của cơ cấu lái thì vật liệu chế tạo thanh răng – bánh răng thường là thép 40X tôi cải thiện.

Có: [σch]=550

(Mpa) [σb]=850

HB = 260 – 290

 Giới hạn bền tiếp xúc của bánh răng:

σHLim=2.HB+70=2 .260+ =70 590 (Mpa)

 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng:

[σH]=(σHLim SH).ZR.ZV.KF.KXH (2.30) Trong đó: + S : Hệ số an toàn, lấy SH H =1,1 + Z : Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám, Z = 0,95R R