MỤC LỤC

MỤC LỤC...1

LỜI NÓI ĐẦU.. 2

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG.. 4

1.1. Giới thiệu về xe HD65 2.5 Tấn. 4

1.2 Giới thiệu về hệ thống lái 8

1.2.1. Công dụng. 8

1.2.2. Phân loại 8

1.2.3. Yêu cầu. 8

1.3. Tỷ số truyền hệ thống lái 9

1.3.1. Tỷ số truyền cơ cấu lái i_c 9

1.3.2. Tỷ số truyền của dẫn động lái i_d. 9

1.3.3. Tỷ số truyền theo góc của hệ thống lái i_g 9

1.3.4. Tỷ số truyền lực của hệ thống lái i_l 10

1.3.5. Hiệu suất thuận. 10

1.3.6. Hiệu suất nghịch. 10

1.4. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng. 11

1.5 Các góc đặt bánh xe : 14

1.7. Quan hệ động học của góc quay trong và ngoài bánh xe dẫn hướng. 23

CHƯƠNG 2: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ  HỆ THỐNG LÁI 26

2.1 Một số loại cơ cấu lái thường dùng. 26

2.1.1 Cơ cấu lái trục vít con lăn. 26

Cơ cấu lái trục vít con lăn. 27

2.1.2 Cơ cấu lái trục vít chốt quay. 27

2.1.3 Cơ cấu lái trục vít cung răng. 28

2.1.4. Cơ cấu lái loại liên hợp. 29

2.2 Cường hoá hệ thống lái 30

2.2.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại 30

2.2.3. Phân tích một số loại cường hoá hệ thống lái 37

2.4 Lựa chọn phương án thiết kế. 40

2.4.1. Một số phương án bố trí cường hoá hệ thống lái thường gặp hiện nay. 40

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI 45

3.1 Thông số kỹ thuật xe. 45

3.2. Tính động học của hệ thống lái 46

3.2.1. Tính động học hình thang lái 46

3.2.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết 48

3.2.3. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế. 49

3.3  Xác định mômen cản quay vòng. 52

3.3.1. Mômen cản M₁. 52

3.4 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái 54

3.5 Tính bền hệ thống lái 55

3.5.1. Tính bền cơ cấu lái 55

3.5.2. Tính bền trục lái 57

3.5.3. Tính bền đòn quay đứng. 58

3.5.4. Tính bền đòn kéo dọc. 60

3.5.5. Tính bền đòn kéo ngang. 61

3.5.6. Tính bền đòn bên. 62

3.6 Tính trợ lực lái 66

3.6.1. Công tiêu hao của người lái để quay vành tay lái: 66

3.6.2. Xây dựng đặc tính cường hóa lái : 67

3.6.3. Tính toán xi lanh lực: 69

3.6.4. Xác định năng suất của bơm: 70

3.6.5. Tính các chi tiết của van phân phối. 72

3.6.5.1. Tính góc xoay của van quay. 72

3.6.5.2. Các thông số khác: 73

KẾT LUẬN.. 76

TÀI LIỆU THAM  KHẢO.. 77

LỜI NÓI ĐẦU

Trong những năm gần đây, nền khoa học kỹ thuật trên thế giới đã có những bước tiến vô cùng mạnh mẽ. Có rất nhiều thành tựu khoa học tiên tiến được ứng dụng rộng dãi vào đời sống và phát triển kinh tế, đặc biệt là trong lĩnh vực giao thông vận tải.

Nền công nghiệp chế tạo ô tô thế giới hiện nay đã có sự phát triển rất lớn và đang tạo đà cho khả năng phát triển nhanh chóng trong tương lai tới đây. Cùng với sự phát triển của khoa học, ngành công nghiệp ô tô cũng không ngừng đưa đến cho người sử dụng những công nghệ mới. Nó khiến cho xe ô tô không những trở nên tiện nghi, an toàn hơn mà còn thân thiện với con người và môi trường.

Ở nước ta ngành công nghiệp ô tô đa phần là lắp ráp và sử dụng. Tuy nhiên cùng với sự phát triển không ngừng của khoa học kỹ thuật trên thế giới mà các công ty đã dần đưa các công nghệ tiên tiến, hiện đại ứng dụng vào lắp đặt, chế tạo ô tô. Trong đó hệ thống lái là một phần rất quan trọng, nó quyết định tới độ an toàn cho người sử dụng khi tham gia giao thông.

Từ vấn đề đó, với những kiến thức đã học và sự hướng dẫn tận tình của giảng viên hướng dẫn, em quyết định thực hiện đề tài: “Thiết kế hệ thống lái xe tải 2,5 Tấn”. Đề tài được thực hiện dưới sự hướng dẫn của thầy Vương Văn Sơn cùng các thầy khác trong bộ môn công nghệ và kỹ thuật ô tô.

Đến nay em đã đưa ra được cấu tạo và hoạt động của hệ thống lái trợ lực cũng như những hư hỏng thường gặp của cơ cấu trong quá trình hoạt động của ôtô. Xây dựng được quy trình tính toán thiết kế, kiểm tra, độ bền của các bộ phận trong cơ cấu lái trợ lực.

Em rất mong những đóng góp ý kiến của quý thầy cô cùng tất cả các bạn để đề tài của em ngày một hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!  

                                                                                    Hà nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                 Sinh viên thực hiện

                                                                                …………………

CHƯƠNG 1: GIỚI THIỆU CHUNG

1.1. Giới thiệu về xe HD65 2.5 Tấn

Thông số kỹ thuật: Xe Tải Hyundai HD65 2.5 Tấn

· Số loại: HYUNDAI HD65

· Nơi sản xuất: Việt Nam - Hàn Quốc linh kiện nhập khẩu ba cục (CKD) từ Hàn Quốc

· Kiểu cabin: Cabin lật

· Công thức bánh xe: 4x2

· Số chỗ ngồi: 03 người

Thông số về kích thước/ Xe Tải Hyundai HD65 2.5 Tấn

· Kích thước tổng thể DxRxC: 6.560 x 2.190 x 2.865 (mm)

· Kích thước thùng xe DxRxC: 4410 x 2050 x 1850 mm (thùng kín inox có cửa hông)

Thông số về trọng lượng/Xe Tải Hyundai HD65 2.5 Tấn

+ Trọng lượng toàn bộ: 5750 kg

+ Trọng lượng bản thân: 3,155 kg

+ Tải trọng: 2,5 tấn (thùng khung mui phủ bạt) hạ tải 1 tấn 8 chạy trong Thành Phố

Động cơ/Xe Tải Hyundai HD65 2.5 tấn

Hệ thống phanh/Xe Tải Hyundai HD65 2.5 Tấn

- Nội thất xe Hyundai HD65:

Nội Thất Xe Tải Hyundai HD65 2.5 Tấn được thiết kế khoang cabin rộng rãi kết hợp hệ thống máy lạnh tạo cảm giác cực thoải mái cho khách hàng. Vô lăng gật gù 2 nấc giúp khách hàng dễ dang điều khiển phù hợp với từng tư thế dáng ngồi.

1.2 Giới thiệu về hệ thống lái

1.2.1. Công dụng

Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động nhờ quay các bánh xe dẫn hướng cũng như để giữ hướng chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần thiết.

1.2.2. Phân loại

- Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bên trái (tính theo chiều chuyển động của xe). Bánh lái bố trí bên trái dùng cho những nước thừa nhận luật đi đường theo phía phải như ở các nước xã hội chủ nghĩa. Bánh lái bố trí bên phải dùng cho những nước thừa nhận luật đi đường theo phía bên trái như ở Anh, Nhật, Thụy Điển

- Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu trước, ở hai cầu và ở tất cả các cầu.

1.2.3. 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 ngặt 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.

1.3. Tỷ số truyền hệ thống lái

1.3.1. Tỷ số truyền cơ cấu lái i_c

Tỷ số truyền i_c có thể không đổi hoặc thay đổi. Cơ cấu lái với tỷ số truyền thay đổi trong giới hạn rộng được dùng trước hết trong hệ thống lái không có cường hóa. Trong trường hợp này nên dùng qui luật thay đổi tỷ số truyền như trên hình 1.1.

1.3.2. Tỷ số truyền của dẫn động lái i_d

Tỷ số truyền này phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn. Trong quá trình bánh xe dẫn hướng quay vòng giá trị của các cánh tay đòn sẽ thay đổi. Trong các kết cấu hiện nay i_d thay đổi không nhiều lắm: i_d = 0,9 - 1,2

1.3.5. Hiệu suất thuận

Hiệu suất thuận là hiệu suất tính theo lực truyền từ trên trục lái xuống. Hiệu suất thuận càng cao thì lái càng nhẹ. Khi thiết kế hệ thống lái yêu cầu phải hiệu suất thuận cao. 

1.3.6. Hiệu suất nghịch

Hiệu suất nghịch là hiệu suất tính theo lực truyền từ đòn quay đứng lên trục lái. Nếu hiệu suất nghịch rất bé thì  các lực va đập tác dụng lên hệ thống chuyển động của ôtô sẽ không truyền đến bánh lái được vì chúng bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái. Đây là một tính chất rất quí của cơ cấu lái. 

1.4. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng được hiểu là khả năng của chúng giữ được vị trí ban đầu ứng với vị trí khi xe chuyển động thẳng và tự quay trở về vị trí này sau khi bị lệch. Nhờ có tính ổn định mà khả năng dao động của các bánh xe dẫn hướng và tải trọng tác dụng lên hệ thống lái giảm đi đáng kể.

Để có được các lực như vậy là do các yếu tố kết cấu và cụ thể là do các yếu tố sau đây:

- Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay.

- Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay.

- Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang.

1.5 Các góc đặt bánh xe :

Việc bố trí các bánh xe dẫn hướng liên quan  trực tiếp tới tính điều khiển xe, tính ổn định chuyển động của ôtô. Các yêu cầu chính của việc bố trí là điều khiển   chuyển động nhẹ nhàng, chính xác đảm bảo ổn định khi đi thẳng cũng như  khi  quay vòng, kể cả khi có sự cố  ở các hệ thống khác. Đối với xe con yêu cầu này ngày càng  được quan tâm và được nâng cao hơn vì vận tốc của xe không ngừng được nâng lên.Trên cầu dẫn hướng các bánh xe dẫn hướng được bố trí và quan tâm  thích đáng. Ở các bánh xe không dẫn hướng thì việc bố trí cũng đã được chú ý, song bị hạn chế bởi giá thành chế tạo và sự phức tạp của kết cấu nên việc bố trí vẫn được tuân thủ theo các điều kiện truyền thống.

+ Khó lái.

+ Tính ổn định lái kém.

+ Trả lái trên đường vòng kém.

+ Tuổi thọ lốp giảm (mòn nhanh ).

Góc  đặt bánh xe  gồm các  góc  sau :

+ Góc nghiêng ngang của bánh xe (Góc Camber )

+ Góc nghiêng dọc của trụ đứng và chế độ lệch dọc (Góc Caster và khoảng Caster)

+ Góc nghiêng ngang  trụ  đứng (Góc Kingpin)

+ Góc  doãng (Độ chụm và độ mở )

1.5.1. Góc nghiêng ngang của bánh xe (Camber):

Góc tạo bởi đường tâm của bánh xe dẫn hướng ở vị trí thẳng đứng với đường tâm của bánh xe ở vị trí nghiêng được gọi là góc CAMBER, và đo bằng độ. Khi bánh xe dẫn hướng nghiêng ra ngoài thì gọi là góc “CAMBER dương”, và ngược lại gọi là góc”CAMBER âm. Bánh xe không nghiêng thì CAMBER bằng không (bánh xe thẳng đứng ).

1.5.2. Góc nghiêng dọc trụ đứng ( caster và khoảng caster )

Góc nghiêng dọc của trụ đứng là sự nghiêng về phía trước hoặc phía sau của trụ đứng. Nó được đo bằng độ, và được xác định bằng góc giữa trụ xuay đứng và  phương thẳng đứng khi nhìn từ cạnh xe. Nếu trụ xuay đứng nghiêng về phía sau thì gọi là góc nghiêng dương và ngược lại gọi là góc nghiêng âm.

Khoảng cách từ giao điểm của đường tâm trục đứng với mặt đất đến đường tâm  vùng tiếp xúc giữa lốp và mặt đường được gọi là khoảng Caster c.

Khi trụ quay đứng được đặt nghiêng về phía sau một góc nào đó so với chiều tiến của xe (Caster dương ) thì phản lực bên Y_b của đường sẽ tạo với tâm tiếp xúc  một mô men ổn định, mô men đó được xác định bằng công thức sau:

M = Y_b.c 

1.5.3. Góc nghiêng ngang trụ đứng ( Kingpin )

Góc nghiêng ngang của trụ đứng được xác định trên mặt cắt ngang của xe. Góc Kingpin được tạo nên bởi hình chiếu của đường tâm trụ đứng trên mặt cắt ngang đó và phương thẳng đứng .

1.5.4  Độ chụm và độ mở ( góc doãng ):

Độ chụm của bánh xe là thông số biểu thị góc chụm của 2 bánh xe dẫn hướng (hoặc hai bánh xe trên cùng một cầu xe), góc chụm là góc xác định trên một mặt phẳng đi qua tâm trục nối hai bánh xe và song song với mặt phẳng đường tạo bởi  hình chiếu mặt phẳng đối xứng dọc trục của hai bánh xe lên mặt phẳng đó và hướng chuyển động của xe .

Thông thường độ chụm được biểu diễn bằng khoảng cách B-A. Kích thước B, A được đo ở mép ngoài của vành lốp ở trạng thái không tải khi xe đi thẳng. Độ chụm là dương nếu B-A>0, là âm nếu B-A<0.

1.6. Dẫn động lái:

Dẫn động lái bao gồm tất cả những chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của bánh xe. Vì vậy dẫn động lái trên xe phải đảm bảo các chức năng sau:

+ Nhận chuyển động từ cơ cấu lái tới các bánh xe dẫn hướng.

+ Đảm bảo quay vòng của các bánh xe dẫn hướng sao cho không xảy ra hiện tượng trượt bên lớn ở tất cả các bánh xe, đồng thời tạo liên kết giữa các bánh xe dẫn hướng.

+ Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái tạo bởi cầu trước, đòn kéo ngang và đòn kéo bên. Nhờ hình thang lái nên khi quay vô lăng một góc thì các bánh xe dẫn hướng sẽ quay đi một góc nhất định.

Để thực hiện quay vòng đúng thì các bánh xe dẫn hướng (trên cùng một cầu) phải quay theo các góc α, β khác nhau và quan hệ hình học được xác định theo biểu thức sau :                   

cotg α - cotg β =B₀ /L.  (1)

* Cấu tạo các khớp, đòn, giảm chấn của dẫn động lái :

Khớp cầu :  Khớp cầu dùng trong hệ thống lái có 2 dạng:

Khớp cầu bôi trơn thường xuyên và khớp cầu bôi trơn một lần. Ngày nay khớp cầu  dùng cho xe con là loại không cần bảo dưỡng (bôi trơn một lần ). Khớp cầu dùng cho xe tải là khớp cầu bôi trơn thường xuyên. Khớp cầu bôi trơn 1 lần  bao gồm  các loại sau: loại có bạc kim loại, loại bạc nhựa và loại bạc cao su.

1.7. Quan hệ động học của góc quay trong và ngoài bánh xe dẫn hướng.

Để thực hiện quay vòng ôtô người ta có thể quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước hoặc quay vòng đồng thời cả các bánh xe dẫn hướng phía trước và phía sau, tuy nhiên biện pháp quay vòng hai bánh xe dẫn hướng phía trước được dùng phổ biến hơn do nó có hệ thống lái đơn giản hơn mà vẫn đảm bảo được động học quay vòng của ôtô.

CHƯƠNG 2: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ  HỆ THỐNG LÁI

2.1 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.

2.1.1 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.

Cơ cấu lái loại trục vít con lăn. Cơ cấu lái gồm trục vít gơbôlôit 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.

2.1.2 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.

2.1.3 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.

2.1.4. Cơ cấu lái loại liên hợp

Loại cơ cấu lái này gần đây được sử dụng rộng rãi trên các loại ôtô tải GMC, không có cường hoá thuỷ lực và trên ôtô ZIN - 130, ZIN - 131 với cường hoá thuỷ lực. 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. 

2.2 Cường hoá hệ thống lái

2.2.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại

a. Công dụng

Cường hoá của hệ thống lái có tác dụng làm giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái, giảm mệt mỏi khi xe chạy trên đường dài. Ngoài ra cường hoá lái còn nhằm nâng cao an toàn chuyển động khi có sự cố lớn ở bánh xe (nổ lốp, hết khí nén trong lốp…) và giảm va đập truyền từ bánh xe lên vành lái.

b. Yêu cầu

Cường hoá hệ thống lái phải thoả mãn các yêu cầu sau:

- Khi bộ cường hoá hỏng thì hệ thống lái vẫn phải làm việc được tuy nhiên lái nặng hơn.

- Chỉ gài bộ cường hoá khi lực cản quay vòng lớn, khi lực cản quay vòng bé hệ thống lái làm việc như bình thường, tức là lúc ấy lực đặt lên vành lái đối với ôtô du lịch P₁= 10 - 20N, đối với ôtô tải P₁= 30 - 40N.

c. Phân loại

Các loại cường hoá hệ thống lái hiện nay là:

- Cường hoá hệ thống lái bằng khí nén.

- Cường hoá hệ thống lái bằng thuỷ lực.

2.2.2. Kết cấu

2.2.2.1 Nguồn cung cấp

Bao gồm bơm thủy lực, bình chứa dầu, các van an toàn, ác quy thủy lực. Bơm thủy lực thường dùng là bơm cánh gạt, bơm bánh răng, áp suất chất lỏng có thể đạt 0,4 – 0,6 MN/m².

2.2.2.3. Van phân phối:

Hay là van điều khiển, có nhiệm vụ điều khiển dòng chất lỏng đi đến xi lanh lực phù hợp với trạng thái quay vòng (sang trái, sang phải, hoặc đi thẳng ). Van phân phối có một yêu cầu quan trọng là đảm bảo tính chép hình cho hệ thống lái nghĩa là góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng phải tương ứng với góc quay của vô lăng và lực trên vô lăng phải tương ứng với lực cản quay vòng.

2.2.3. Phân tích một số loại cường hoá hệ thống lái

a. Hệ thống cường hoá bằng khí nén

Loại hệ thống cường hoá này dùng lực khí nén để tạo ra lực cường hoá. Loại này hiện nay trong nghành thiết kế va tính toán ôtô không còn dùng nữa.

b. Hệ thống cường hoá bằng thuỷ lực

Cường hoá lái loại thuỷ lực hiện nay được dùng nhiều trên các ôtô hiện đại vì nó có những ưu điểm hơn so với hệ thống lái cường hoá khí nén:

- Áp suất chất lỏng của hệ thống thuỷ lực lớn p = 6 ¸ 10 MN/cm² nên giảm được kích thước và trọng lượng xilanh lực, không ồn khi làm việc.

- Tác dụng của bộ cường hoá nhanh, thời gian chậm tác dụng của bộ cường hóa không quá 0,02 ¸ 0,045 (s). Nhờ vậy đảm bảo tính năng làm việc tức thời của bộ cường hoá.

- Giảm được va đập trong truyền dẫn thuỷ lực do mặt đường không bằng phẳng tác dụng lên vành lái. Hiệu suất làm việc của bộ cường hoá thuỷ lực cao.

2.4 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. 

2.4.1. Một số phương án bố trí cường hoá hệ thống lái thường gặp hiện nay

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 thường chia ra các phương án sau:

- Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái.

- Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.

- Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với cơ cấu lái.

 2.4.1.1. Van phân phối, xilanh lực đặt chung trong cơ cấu lái

Phương án bố trí này giống như trên xe tải thông thường, van phân phối, xilanh lực được bố trí chung với cơ cấu lái.

2.4.1.3. 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 cường hoá lái, công suất của cường hoá lái dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí.   

2.4.1.4. Phương án bố trí van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau

Trong phần cải tiến 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 cường hoá, công suất của cường hoá dễ dàng thay đổi do xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. 

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 cường hóa đảm bảo các yêu cầu sau:

- Đảm bảo được tính năng cường hoá, 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.

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI XE TẢI 2,5 TẤN

3.1 Thông số kỹ thuật xe

Thông số kỹ thuật xe thể hiện như bảng 3.1.

3.2. Tính động học của hệ thống lái

3.2.1. 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.

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.

a. Trường hợp xe đi thẳng

Các đòn bên tạo với phương dọc một góc q.

Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa a và b vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đan - Tô không thể thoả mãn hoàn toàn được.

b. Trường hợp khi xe quay vòng

Trong trường hợp khi xe vào đường vòng để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các véc tơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm 0 trên hình 2.2).

3.2.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Trên hệ trục toạ độ đề các a0b ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ b = f(q,a).

3.2.3. 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 b = f(q,a). Theo mối quan hệ này thì nếu biết trước một góc q nào đó ứng với một giá trị của góc a thì ta có một giá trị của góc b. 

Dựa vào công thức (2 - 4) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc a = (0⁰, 5⁰, ... , 45⁰) ta lấy góc q theo xe thiết kế

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 760 ´ 2 = 1520⁰.

Nếu người lái đánh lái với vận tốc 1,5(v/s) thì thời gian quay vòng là:

t = 2,81 (s)  (3 - 5)

3.3  Xác định mômen cản quay vòng

Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái:

3.3.1.  Mômen cản M₁

B : chiều rộng lốp B = 7,0 (ins).

d : đường kính vành bánh xe d = 16 (ins).   

f : hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường xấu như đường đất, đá sỏi  (f = 0,04).

Vậy: M₁  = 1,44 KG.m

3.3.2. Mômen cản M₂ do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường

Vậy: M₂ = 30,56 KG.m    

Để làm ổn định các bánh xe dẫn hướng người ta làm các góc đặt bánh xe:

b : góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe.

g : góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe.

d : góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đường so với mặt phẳng giữa của bánh xe.

a : góc doãng của bánh xe dẫn hướng.

g_c : góc chụm của bánh xe dẫn hướng.

Suy ra:  M_c = 117,3 KG.m

3.4 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái

Ta có:

M_c : mômen cản quay vòng M­_c = 117,3 (KGm).

R : bán kính bánh lái R = 0,2 (m).

i_c : tỷ số truyền cơ cấu lái i_c = 20,5.

h_th : hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái trục vít con lăn hiệu suất thuận h_th = 0,6.

i_tr : tỷ số truyền của truyền động lái

Vậy ta có: P_max = 47,68 KG

3.5 Tính bền hệ thống lái

3.5.1.  Tính bền cơ cấu lái

Đối với loại truyền động trục vít - con lăn phải đảm bảo cho các răng có độ bền cao. Bởi vậy trong tính toán cần phải chú ý tới độ chống mài mòn và độ bền tiếp xúc.       .

P_max : lực lái lớn nhất đặt lên vành lái P_max = 47,68 (KG).

R : bán kính vành tay lái R = 200 (mm).

t : bước răng của trục vít, t = p.m (m : môđun của răng m = 5). 

Thay số ta được: T = 3814,14 KG     

Tra tra bảng ta được:  y_k = 0,51.

Vậy: s_u = 57,4 KG/cm²

s_u < [s_u] = 120 (MN/m²).

Vậy cơ cấu lái thoã mãn điều kiện bền uốn và độ bền ứng suất.

3.5.2. Tính bền trục lái  

Trục lái làm bằng thép  30  có ứng suất cho phép [t] = 80(MN/m²). 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.

Góc xoắn tương đối không vướt quá (5,5⁰ - 7,5⁰)/m.

g =5,5⁰/m . Vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tương đối

Như vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

3.5.3. Tính bền 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.

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.

=> Q₁ = 675 KG

Vậy: Q₂ = 651,6 KG

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.

3.5.4. Tính bền đòn kéo dọc

Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dưới tác dụng của lực Q đã tính ở phần 2.5.3 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.

Hệ số dự trữ bền ổn định [n] = 1,8 - 3,0

=> n = 1,8                

Như vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.

3.5.5. Tính bền đòn kéo ngang

Đòn kéo ngang được tính theo sức bền kéo nén, ổn định của thanh kéo dọc. Thanh kéo dọc chịu nén dưới tác dụng của lực N, lực N là lớn nhất khi lực phanh sinh ra là lớn nhất.

G₁ : tải trọng đặt lên cầu trước trong trạng thái tĩnh G₁ = 1350(KG).

m_1p : hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trước khi phanh m_1p = 1,4.

j : hệ số bám giữa lốp và mặt đường j = 0,75.

=> P_max  = 1417,5 KG                      

Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống CT30 có: [s_b] = 350 (KG/cm²).

Với hệ số dự trữ bền ổn định n = 2 ta có: [s_b] = 175 (KG/cm²).

3.5.7. Tính bền khớp cầu (Rotuyl)

Khớp cầu được bố trí trên đòn kéo dọc, đòn ngang hệ thống lái. Chúng là khâu quan trọng của dẫn động lái. Các khớp cầu được phân loại theo cách thức bù đắp khe hở của các bề mặt làm việc khi chúng bị mòn. Hiện nay trên ôtô thường sử dụng hai loại khớp cầu:

- Khớp cầu có loxo nén đặt hướng kính.

- Khớp cầu có loxo nén đặt hướng trục.

Với điều kiện là khớp làm việc ở chế độ tải trọng động và chịu va đập. Khớp cầu được kiểm nghiệm độ bền theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại vị trí có tiết diện nguy hiểm.

* Kiểm tra bến khớp cầu

Như phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo ngang khi phanh: N = 981,35 KG

Như phần tính bền thanh kéo dọc lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo dọc khi mômen cản quay vòng lớn nhất và không có cường hóa: Q = 675 KG

Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số N = 981,35 (KG) làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu.

* Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu.

Hệ số an toàn:  n = 3,36.   

Như vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu ở thanh kéo dọc. 

3.6 Tính trợ lực lái

3.6.1. Công tiêu hao của người lái để quay vành tay lái:

Thay số ta được: A_tb = 89 N.m

Mặt khác đối với xe tải 2,5 tấn công trung bình giới hạn [A_tb] = 100 N.m

Vậy thỏa mãn điều kiện.

Ta thừa nhận lực lớn nhất của người lái đặt vào vành tay lái P_v = 160N

Với P_v = 160N, là lực lớn nhất đặt vào vành tay lái khi có trợ lực.

Chỉ số H thường lấy < 4. Do đó H = 2,9 là hợp lý.

3.6.2. Xây dựng đặc tính cường hóa lái :

Theo giáo trình thiết kế tính toán ô tô thì thì đặc tính của cường hóa chỉ rõ sự đặc trưng của quá trình làm việc của bộ cường hóa hệ thống lái. 

Khi van quay của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực cường hóa quy dẫn lên vành tay lái P_c = 0 nên mô men cản quay vòng M_c = 0.

Do bộ cường hóa được thiết kế ở giữa có thanh xoắn, nên khi những va đập ở mặt đường truyền ngược lên vành tay lái nếu nằm trong giới hạn lực xoắn sơ bộ ban đầu của thanh xoắn thì lực đó được truyền lên vành tay lái. Nếu lực ngược đó vượt qua giới hạn đó thì thanh xoắn sẽ được xoắn tiếp dẫn đến thân van phân phối bị lệch về một phía và bộ cường hóa bắt đầu làm việc. Cụ thể, để bộ cường hóa làm việc thì lực đặt lên vành tay lái phải lớn hơn 30N. Ở giai đoạn này đặc tính biểu thị sẽ trùng với đặc tính khi chưa có bộ cường hóa.

* Đồ thị đặc tính:

Ta thấy rằng:

Đặc tính khi chưa có cường hóa là đường bậc nhất, đoạn OB.

Đặc tính khi có cường hóa là đường bậc nhất gãy khúc và thấp hơn đường đặc tính khi chưa có cường hóa.

Đoạn OA: P_l = P_c = f(M_c), lực do người lái hoàn toàn đảm nhiệm.

Đoạn AC: P_c = f(M_c). Biểu thị lực mà người lái cảm nhận về chất lượng mặt đường, điểm C, chọn P_c = 160N .

Từ C trở đi: P_c = f(M_c) song song với đường P_l = f(M_c).

Hiệu số các tọa độ của hai đường P_l và P_c chính là lực tạo nên bởi bộ cường hóa. Lực này phải phụ thuộc vào áp suất môi trường làm việc và đường kính của xi lanh.

Nếu chọn P_c lớn thì quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ nặng hơn, còn nếu chọn P_c quá nhỏ thì người lái sẽ không đủ cảm giác về chất lượng mặt đường.

3.6.3. Tính toán xi lanh lực:

Kích thước của xi lanh 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 có giới hạn, còn kích thước xi lanh phải vừa phải để bố trí được trên xe.

* Xác định đường kính trong xi lanh và đường kính cần piston.

Thay số: P_x =  310.20,5.0,8 = 5084N

Thay số vào ta được: D_x = 38mm. Ta lấy D_x = 38mm

3.6.4. Xác định năng suất của bơm:

Năng suất của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xi lanh lực của cường hóa phải làm quay bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều kiện có thể làm được của người lái. Nếu điều kiện này không được đảm bảo thì trong những trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ bị tiêu hao một lực lớn. Vì không chỉ thắng lực cản quay vòng ở bánh xe dẫn hướng mà còn đẩy dầu đi từ phần này sang phần kia của xi lanh lực.

Tốc độ quay vòng (v/p) lớn nhất có thể đặt được của người lái theo số liệu tham khảo n_v = 60 (v/p). Như vậy khi quay 1,5 vòng thì mất 1,5s, và thanh răng dịch chuyển là: S = X1 = 87,86mm

Ta có: Q_tt=5,3(l/phút).

Từ đó ta chọn bơm cường hóa:

Bơm cánh gạt kép có kết cấu nhỏ, hiệu suất từ 0.7 – 0.8, áp suất có thể đạt 100at, lưu lượng từ 5 – 100 l/p

Ký hiệu bơm:

Lưu lượng bơm: Q_b = 6 (l/p)

Số vòng quay roto: n = 950 (vòng/phút)

Các bộ phận của bơm gồm có: cụm bơm tạo áp suất, cụm van điều tiết, van an toàn và lưu lượng, các cụm vỏ và lắp, cốc đựng dầu đặt riêng rẽ với bơm và được nối với bơm bằng ống  dẫn dầu.

3.6.5. Tính các chi tiết của van phân phối.

3.6.5.1. Tính góc xoay của van quay.

* Độ trùng khớp cực đại của mép van ống trong và ngoài, được xác định từ điều kiện lượng lọt dầu của van xoay (Q1)

l: là hành trình của van xoay đi hết khi cường hóa, l = 0,9.

R: là bán kính van ống trong của van phân phối, R = 20mm

Vậy thanh xoán sẽ phải xoắn đi một góc 2,58 độ, thì đường dầu đi cường hóa mới làm việc.

3.6.5.2. Các thông số khác:

Với:

Tỷ số truyền của cơ cấu lái i_c = 20,5

Chiều dài đòn quay bên l = 180

* Tính toán thanh xoắn :

Ta chọn vật liệu chế tạo thanh xoắn là thép lò xo có mô đun đàn hồi G = 8.10⁴N/mm.

Ta phải tính đường kính của thanh xoắn sao cho khi bắt đầu trợ lực, ứng với lực đặt lên vành tay lái là P_vl = 30N thì thanh xoắn phải xoắn là O = 0,045rad.

Chiều dài của thanh xoắn L=100mm

Vậy D = 6,31 mm

* Tính mối ghép then hoa :

+ Về độ bền dập :

Thay số ta được: e_d = 9,1(N/mm²)

+ Về độ bền mòn :

Với N=60nL_h = 60.60.15000=540.10⁵_, n = 60 (vòng/phut), Lh = 15000h là tổng số giờ làm việc của mối ghép.

Kr’: hệ số kể tới sự phân bố không đều tải trọng cho các răng và sự trượt khác nhau trên bề mặt làm việc khi trục quay, Kr’ = 1,1 – 4,5. chon Kr’ = 4.

Kl: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng, Kl = 1 – 4, chọn Kl = 3

Kb: hệ số kể đến điều kiện bôi trơn mối ghép, với điều kiện bôi trơn trung bình Kb = 1.

Thay số được: e_m = 24,5 

=> Như vậy đảm bảo bền mỏi.

KẾT LUẬN

Kỹ thuật ôtô ngày càng được phát triển tới mức rất cao, thoả mãn những yêu cầu và đòi hỏi khắt khe về tính năng kinh tế, kỹ thuật môi trường, đặc biệt là an toàn chuyển động của ôtô ở tốc độ cao. Vì vậy trên ôtô được trang bị thêm rất nhiều hệ thống kỹ thuật cao để đảm bảo được các tính năng nói trên.

Sau một thời gian dài nghiên cứu, tính toán và thiết kế được sự trợ giúp tận tình của Thầy: TS……………… và các thầy trong bộ môn cùng toàn thể các bạn đồng nghiệp. Đến nay em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp với đề tài “Thiết kế hệ thống lái cho xe tải 2,5 tấn”.

Dựa trên những kiến thức đã học trong trường và kết quả thu được qua các đợt thực tập, em đã thực hiện đồ án với ba nội dung chính:

Chương 1 : Nghiên cứu và phân tích một số vấn đề lý thuyết liên quan đến kết cấu và điều khiển đối với hệ thống lái ôtô.

Chương 2: Tiến hành chọn phương án thiết kế cụ thể một hệ thống lái có trợ lực.

Chương 3: Tính toán thiết kế hệ thống lái           

Em thực hiện đồ án với những nội dung cụ thể sau:

- Chọn phương án thiết kế hệ thống lái.

- Tính toán hệ thống lái có cường hoá.

- Các thông số tin cậy.

Thông qua đồ án tốt nghiệp đã phần nào nói lên được tác dụng và vai trò quan trọng của hệ thống lái, và những cải tiến kỹ thuật để việc điều khiển xe được dễ dàng hơn.

Mặc dù có nhiều cố gắng nhưng do thời gian và kinh nghiệm nghiên cứu còn hạn chế nên không thể tránh khỏi những thiếu sót. Em mong các Thầy tận tình chỉ bảo, giúp đỡ.

Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM  KHẢO

1. Kỹ thuật sửa chữa ôtô  của T.S   Hoàng  Đình Long  nxb Giáo Dục  năm 2005

2. Cấu tạo Gầm xe con của  P.T.S. Nguyên Khắc Trai nxb Giao Thông Vận  Tải năm 1996.

3. Kỹ thuật chẩn đoán ôtô  của  PSG.TS Nguyễn Khắc Trai  nxb Giao thông vận tải năm 2000.

4. Tài liệu xe ô tô Cửu Long.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"