MỤC LỤC
MỤC LỤC………………………………………………………………......................………....4
LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………………......................……………..5
DANH MỤC HÌNH ẢNH……………………………………………….......................………...6
DANH MỤC BẢNG BIỂU……………………………………………...…......................……..7
Chương 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI..................................................................7
1.1. Công dụng, yêu cầu và phân loại hệ thống lái.............................................................7
1.1.1. Công dụng hệ thống lái.............................................................................................7
1.1.2. Yêu cầu của hệ thống lái ôtô.....................................................................................8
1.2. Dẫn động lái.................................................................................................................8
1.2.1. Công dụng................................................................................................................ 9
1.2.2. Yêu cầu đối với dẫn động lái.....................................................................................9
1.3. Các đòn dẫn động lái...................................................................................................9
1.3.1. Đòn quay đứng..........................................................................................................9
1.4. Phân loại hệ thống lái ô tô...........................................................................................11
1.4.1. Phân loại theo số phương pháp quay vòng.............................................................11
1.3.2. Theo vị trí bố trí vành tay lái....................................................................................12
1.3.3. Theo đặc điểm kết cấu dẫn động lái........................................................................12
1.3.4. Phân loại theo cơ cấu lái.........................................................................................13
1.5. Các hệ thống trợ lực lái..............................................................................................16
1.5.1. Hệ thống lái thuần cơ khí.........................................................................................16
1.5.2. Hệ thống lái trợ lực thủy lực (HPS-Hydraulic Power Steering)................................17
1.5.3. Hệ thống lái trợ lực thủy lực điều khiển bằng điện tử (EHPS).................................18
1.5.4. Hệ thống lái trợ lực điện tử (EPS)............................................................................19
1.6. Phân tích đặc điểm các cơ cấu lái thường dùng trên ô tô hiện nay............................20
1.6.1. Cơ cấu lái Trục vít - Con lăn:....................................................................................20
1.5.4. Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng:...........................................................................23
1.5.5. Cơ cấu lái loại liên hợp, cơ cấu lái trục vít– Đai ốc – cung răng:.............................24
Chương 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI........................................................27
2.1. Tính toán thiết kế hệ thống lái.....................................................................................28
2.1.1. Xác định momem cản quay vòng tại chỗ.................................................................28
2.1.2. Xác định lực cản cực đại lên vành tay lái.................................................................31
2.1.3. Tỷ số truyền của hệ thống lái...................................................................................32
2.1.5 Thiết kế bộ truyền thanh răng Đai ốc – cung răng....................................................37
2.2. Tính toán hình thang lái theo hướng tối ưu hóa dẫn động lái.....................................44
2.2.1. Phân tích lựa chọn phương án thiết kế dẫn động lái................................................44
2.2.2 Tính toán động học hình thang lái.............................................................................46
2.2.3. Thiết kế dẫn động lái theo hướng tối ưu hóa............................................................47
2.4. Tính toán van phân phối..............................................................................................52
2.4.1. Chọn van phân phối ................................................................................................52
2.4.2. Nguyên lý làm việc của van phân phối kiểu van xoay..............................................52
2.4.3. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái..........................................................................54
2.4.4. Xây dựng đặc tính cường hóa lái.............................................................................54
2.4.5. Xác định lực tính toán..............................................................................................56
2.4.6. Tính toán xi lanh lực.................................................................................................57
2.4.6. Tính toán chọn bơm trợ lực......................................................................................58
2.4.7. Tính toán các chi tiết của van phân phối..................................................................59
Chương 3: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM BỀN HỆ THỐNG LÁI ......................................62
3.1. Tính bền trục lái...........................................................................................................62
3.2. Kiểm nghiệm bền trục vít đai ốc..................................................................................63
3.3. Tính bền thanh kéo ngang..........................................................................................64
3.4. Tính bền đòn bên........................................................................................................66
3.5 Tính bền khớp cầu (Rô tuyn)........................................................................................67
KẾT LUẬN.........................................................................................................................69
TÀI LIỆU THAM KHẢO.....................................................................................................70
LỜI NÓI ĐẦU
Ngành ôtô giữ một vị trí quang trọng trong nền kinh tế quốc dân góp phần to lớn vào sự phát triển chung của nền kinh tế. Trong những năm gần đây những tiến bộ của khoa học kỷ thuật đã được ứng dụng vào nền công nghiệp chế tạo ôtô nhằm tăng tính năng thông qua, tính kinh tế nhiên liệu, độ tin cậy làm việc…. Đối với hệ thống lái cũng vậy, việc bố trí trợ lực lái sẽ giảm cường độ lao động cho người lái, đảm bảo độ an toàn cho người vầ hàng hoá trên xe
Hiện nay một số loại xe đã và đang sản xuất và lắp ráp tại Việt Nam, tuy nhiên phần lớn các xe đang sử dụng tại Việt Nam là nhập từ các nước. Còn trong Quân đội phần lớn các xe được nhập từ Liên Xô cũ như: ôtô chỉ huy, ôtô tải và các loại ôtô có lắp vũ khí, khí tài …..do đó việc khai thác, sử dụng, đánh giá hiệu quả các phương tiện có ý nghĩa đặc biệt quang trọng đối với người làm công tác kỹ thuật nói chung và những cán bộ quản lý VKTBKT nói riêng.
Nhiệm vụ của đồ án môn học: “TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI Ô TÔ TẢI 2.5 TẤN ” gồm các nội dung chính sau:
Nội dung bao gồm:
- Tổng quan về hệ thống lái.
- Tính toán thiết kế hệ thống lái .
- Tính toán kiểm nghiệm bền hệ thống lái .
- Bản vẽ kết cấu cơ cấu lái.
Do điều kiện thời gian hạn chế nên trong đồ án này tập chung vào cơ cấu lái là chủ yếu. Trong quá trình thực hiện không tránh khỏi những thiếu sót rất mong được các thầy và đồng nghiệp tận tình giúp đỡ.
Xin chân thành cảm ơn!
TP.HCM, ngày … tháng … năm 20…
Học viên thực hiện
…………………
Chương 1
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI
1.1. Công dụng, yêu cầu và phân loại hệ thống lái.
1.1.1. Công dụng hệ thống lái.
Hệ thống lái là hệ thống điều khiển hướng chuyển động của xe, đảm bảo giữ nguyên hoặc thay đổi hướng chuyển động của ô tô ở một vị trí nào đó.
Hệ thống lái có chức năng tiếp nhận tác động của người điều khiển, thông qua các cơ cấu dẫn động thực hiện điều khiển các bánh xe chuyển động theo quỹ đạo mong muốn việc điều khiển này phải đảm bảo tính linh hoạt nhanh chóng và chính xác.
Hệ thống lái giúp xe quay vòng sang trái hoặc sang phải được dễ dàng.
1.1.2. Yêu cầu của hệ thống lái ôtô.
An toàn chuyển động trong giao thông vận tải bằng ôtô là chỉ tiêu hàng đầu trong việc đánh giá chất lượng thiết kế và sử dụng phương tiện này. Để đảm bảo tính êm dịu chuyển động trên mọi loại đường hệ thống lái cần đảm bảo các yêu cầu sau:
+ Hệ thống lái phải đảm bảo dễ dàng điều khiển, nhanh chóng và an toàn.
+ Đảm bảo ổn định bánh xe dẫn hướng: các bánh xe dẫn hướng sau khi thực hiện quay vòng cần có khả năng tự động quay về trạng thái chuyển động thẳng. Để quay bánh xe về trạng thái chuyển động thẳng chỉ cần đặt lực trên vành lái nhỏ hơn khi xe đi đường vòng.
+ Đảm bảo khả năng quay vòng hẹp dễ dàng: Khi xe đi trên đường hẹp, đường gấp khúc.
1.2. Dẫn động lái.
1.2.1. Công dụng.
Dẫn động lái dùng để truyền lực từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng làm quay các bánh xe dẫn hướng đi những góc nhất định và bảo đảm động học quay vòng đúng của bánh xe.
Kết cấu của dẫn động lái phụ thuộc vào kết cấu của cơ cấu lái, không gian cho phép bố trí các đòn và khâu khớp, do vậy dẫn động lái rất đa dạng. tuy nhiên việc bố trí dẫn động lái phải phù hợp với quan hệ động học của hệ thống treo.
1.2.2. Yêu cầu đối với dẫn động lái.
+ Bảo đảm quan hệ các góc quay của các bánh xe dẫn hướng đúng để quay vòng không xảy ra trượt ngang.
+ Không xảy ra quay vòng tự do khi ô tô chuyển động trên đường.
1.3. Các đòn dẫn động lái.
1.3.1. Đòn quay đứng.
Trên hình 1.8 là kết cấu của đòn quay đứng, đòn dọc. Đòn quay đứng có tiết diện chữ nhật, đầu trên được bắt chặt với trục của quay của đòn quay đứng bằng rãnh then hoa. Đầu dưới của đòn được nối với đòn dọc thông qua khớp cầu (rôtuyl).
1.3.2. Khớp nối.
Phần tử liên kết giữa các các đòn là các khớp nối. Không cho phép có khe hở trong các khớp nối. Các khớp nối khác nhau về kết cấu nhưng đều phải bảo đảm bù lại sự mài mòn các bề mặt iàm việc bằng cách tự động điều chỉnh, điều chỉnh định kỳ hoặc không cần điều chỉnh.
1.4. Phân loại hệ thống lái ô tô.
1.4.1. Phân loại theo số phương pháp quay vòng.
Để quay vòng ô tô, hiện nay sử dụng một số phương pháp sau đây áp dụng cho các loại xe khác nhau.
Dựa vào cách thay đổi phương pháp quay vòng mà ta phân ra thành các hệ thống lái khác nhau. Mỗi phương pháp quay vòng có hệ thống lái khác nhau và từng loại xe khác nhau.
+ Thay đổi phương của mặt phẳng lăn các bánh xe dẫn hướng cầu trước bằng cách quay các bánh xe dẫn hướng xung quanh trụ đứng.
+ Thay đổi phương pháp của trục dẫn hướng bằng cách quay trục dẫn hướng xung quanh trụ đứng đặt ở giữa.
1.3.4. Phân loại theo cơ cấu lái.
1.2.4.1. Cơ cấu lái loại trục vít con lăn
+ Cơ cấu lái trục vít – con lăn
1.2.4.2. Cơ cấu lái loại trục vít –đai ốc– thanh răng – cung răng.
Người ta phân biệt cơ cấu lái loại này theo phương pháp biến chuyển động tịnh tiến của đai ốc thành chuyển động quay của trục đòn quay.
Cơ cấu lái loại vít có các loại sau đây:
+ Cơ cấu lái loại vít –đai ốc– thanh răng – cung răng có tỉ số truyền không đổi.
Đây là cơ cấu được sử dụng phổ biến hiện nay trên các loại xe tải hạng trung cũng như hạng nặng, vì kết cấu của nó nhỏ gọn, ít hư hỏng, độ dịch chỉnh của cơ cấu lái cũng nhỏ do sự ăn khớp của các vòng bi với trục vít, dễ bố trí trợ lực lái trên các loại xe đối với cơ cấu này.
+ Cơ cấu lái loại vít - đai ốc di động có tỉ số truyền thay đổi.
1.2.4.4. Cơ cấu lái loại truyền động bánh răng – thanh răng.
+ Cơ cấu lái loại bánh răng (cặp bánh răng trụ hoặc bánh răng côn)
+ Cơ cấu lái loại thanh khía.
1.5. Các hệ thống trợ lực lái.
1.5.1. Hệ thống lái thuần cơ khí.
Được xuất hiện lần đầu trên các xe thế hệ đầu tiên từ thập kỷ 50 và vẫn liên tục được phát triển, cải tiến cho đến ngày nay. Các nghiên cứu về hệ thống lái cơ khí chủ yếu tập trung vào khả năng quay vòng ô tô trong thời gian ngắn nhất trên một diện tích bé, giữ cho chuyển động thẳng của xe được ổn định, lực tác dụng lên vành tay lái nhỏ, đảm bảo động lực quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt, sự tương ứng động học giữa dẫn động lái và bộ phận dẫn hướng của hệ thống treo, khả năng ngăn được các va đập của các bánh xe dẫn hướng lên vành tay lái, quan hệ chuyển động giữa bánh xe bên phải và bên trái.
1.5.2. Hệ thống lái trợ lực thủy lực (HPS-Hydraulic Power Steering).
HPS là sự cải tiến của hệ thống lái thuần cơ khí nhằm giải quyết vấn đề chính là hỗ trợ một phần năng lượng của người lái trong quá trình điều khiển xe tạo cảm giác thoải mái khi lái xe. Tùy theo thiết kế và chế độ chuyển động của xe, năng lượng hỗ trợ của bộ trợ lực do động cơ tạo ra có thể lên đến 80% năng lượng tổn hao cho việc đánh lái. Việc trang bị hệ thống lái trợ lực sẽ giúp cho người lái ít tổn hao năng lượng khi quay vòng xe và giảm được những va đập từ bánh xe lên vô lăng.
1.5.4. Hệ thống lái trợ lực điện tử (EPS).
Được phát triển cùng thời điểm với hệ thống trợ lực lái thủy lực điều khiển điện tử, hệ thống lái trợ lực điện tử có nhiều ưu điểm hơn. Hệ thống lái trợ lực thủy lực điều khiển điện tử sử dụng bộ trợ lực thủy lực thì với bơm thủy lực gắn với động cơ nên hoạt động liên tục trong quá trình chạy xe gây lãng phí công suất khi không sử dụng trợ lực lái, thêm vào đó dầu trợ lực lái là một nhân tố gây ô nhiễm môi trường. Hệ thống ESP đã khắc phục được điều này.
1.6. Phân tích đặc điểm các cơ cấu lái thường dùng trên ô tô hiện nay.
1.6.1. Cơ cấu lái Trục vít - Con lăn:
* Đặc điểm cấu tạo.
Trục lái các đăng (7) của hệ thống lái là chi tiết chủ động tiếp nhận lực quay vành lái. Trục lái được ép căng với trục vít lõm (5) thông qua then tam giác ở chế độ lắp có gia cường bằng nhiệt độ. Trục vít globoit được quay trên các ổ bi côn và có thể điều chỉnh độ rơ của ổ bi.
Trục vít lõm (5), liên kết với vành lái thông qua trục quay, trục các đăng (7). Trục có ren dạng răng thang, đặt quay trên hai ổ bi côn, không di chuyển dọc, giữ vai trò chủ động.
Con lăn có thể là loại hai ren dùng trên xe con hoặc loại ba ren dùng trên xe tải và xe buýt. Con lăn (8) đặt quay trên trục con lăn nhờ các ổ con lăn kim nhằm giảm ma sát. Trục con lăn được bố trí nghiêng phù hợp với chiều nâng của ren trục vít. Con lăn (8) dịch chuyển quay theo răng trục vít, dẫn động trục đòn quay đứng (9), là phần bị động. Con lăn (8) và trục (9) trong kết cấu là biến hình của bánh vít ăn khớp với trục vít lõm.
1.6.4. Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng:
* Đặc điểm cấu tạo.
Hình 2.4 là cơ cấu lái bánh răng – thanh răng sửu dụng phổ biến trên xe ô tô du lịch cũng như các loại ô tô con trên thị trường hiện nay
Các chi tiết chính của cơ cấu lái bao gồm: bánh răng 5 liên kết với trục lái thực hiện chuyển động quay của vành lái, thanh răng 11 ăn khớp với bánh răng thực hiện chuyển động tịnh tiến trong vỏ cơ cấu lái 12. Phần lớn cơ cấu lái loại này sử dụng bánh răng (chủ động) và thanh răng (bị động) răng nghiêng. Khe hở ăn khớp giữa bánh răng 5 và thanh răng 11 được tự động khắc phục, nhờ lò xo 9.
1.6.5. Cơ cấu lái loại liên hợp, cơ cấu lái trục vít - Đai ốc - cung răng:
Hai đầu trục vít được đỡ bằng ổ bi đỡ chặn một đai ốc bi chạy trên trục vít nhờ rất nhiều các viên bi rất nhiều các viên bi trong rãnh xoắn trên trục vít và bên trong đai ốc. Các viên bi nằm trong rãnh này, các rãnh được thiết kế để cho phép các viên bi tuần hoàn một cách liên tục.
Hộp số lái kiểu trục vít- đai ốc có trục quay là một loại trục vít vô tận, còn trục lắc tương tự như trục lắc của hộp số lái kiểu trục vít- cung răng, nhưng cung răng không ăn khớp với trục vít mà nhận chuyển động từ trục vít thông qua đai ốc và các viên bi .
Kết luận: Theo những phân tích đã nêu ở trên, để thiết kế một cơ cấu lái cho xe tải có tải trọng 2,5 tấn, chọn thiết kế là loại cơ cấu trục vít – đai ốc – cung răng
+ Thiết kế một cơ cấu lái phù hợp với tải trọng của xe
+ Thiết kế một cơ cấu lái tỷ số truyền cao, hiệu suất cao
+ Cơ cấu lái trục vít đai ốc giảm ma sát giữa các chi tiết lái, chuyển ma sát các chi tiết lái thành ma sát lăn giữa các viên bi với đai ốc nên độ bền cao, không phải thường xuyên tháo lắp điều chỉnh sửa chữa.
+ Cơ cấu dễ bố trí trên xe, dễ bố trí trợ lực lái đối với cơ cấu lái loại trục vít đai ốc.
Theo những gì đa phân tích ở trên ta chọn thiết kế cơ cấu lái loại liên hợp “ Trục vít – Đai ốc – cung răng ”.
Chương 2
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
Các thông số đầu vào tham khảo: Lựa chọn xe HUYNDAI 2,5 TẤN
Theo yêu cầu thiết kế chúng ta thiết kế hệ thống lái cho xe có tải trọng 2,5 tấn
- Chọn thiết kế là cơ cấu lái trục vít – Đai ốc - Cung răng.
- Chọn trợ lực lái là trợ lực thủy lực.
Số liệu tham khảo để tính toán như namgr 2.1.
2.1. Tính toán thiết kế hệ thống lái.
2.1.1. Xác định momem cản quay vòng tại chỗ
Khi ô tô quay vòng, sẽ xuất hiện mô men cản tác dụng lên hệ thống lái. Mô men cản quay vòng khi xác định ta đặt tại tâm quay của trụ đứng. Mô men cản quay vòng M bao gồm:
+ Mô men cản lăn M1
+ Mô men cản do sự trượt của vết tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường M2
+ Mô men cản do tính ổn định chuyển động thẳng M3, Mô men cản M3, nhỏ nên có thể bỏ qua.
* Mô men cản lăn M1
Đối với ô tô vận tải loại lớn và loại vừa c = 60 ÷ 100 mm
Bt: chiều rộng vết trước Bt = 1666 (mm);
B: khoảng cách giữa hai trụ đứng cầu dẫn hướng B = 1450 (mm);
r: bán kính tự do của bánh xe.
B: chiều rộng vết trước B = 7 (inch);
d: đường kính tự do của bánh xe d = 16 (inch)
Nên ta có: r = 381 (mm)
Vậy nên: M1 = 64,5 (N.m)
* Mô men cản do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường
Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe. Nguyên nhân lệch này là do sự đàn hồi bên của lốp.
r : bán kính tự do của bánh xe r = 381(mm);
rbx: bán kính làm việc của bánh xe;
Ta thừa nhận: rbx= 365,5 (mm)
l0: chiều dài của vết tiếp xúc giữa bánh xe dẫn hướng với mặt đường
Chiều dài có thể xác định theo công thức sau:
r : bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng
Vậy ta có: M2 = 855,5 (N.m)
Như vậy: Mc = 1020 (N.m)
2.1.2. Xác định lực cản cực đại lên vành tay lái
Khi đánh lái trong trường hợp ô tô 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.
Trong quá trình tính toán, lực tác dụng lên vành tay lái lấy trong khoảng là: PLmax = 34 - 45 (kg)
Vậy ta chọn PLmax = 35,5 (kg) =355 (N)
Khi thiết kế, lực lớn nhất đặt lên vành lái không được vượt quá 120N, lực nhỏ nhất không nhỏ hơn 60N. Hạn chế lực tối thiểu trên vành lái là nhằm tạo cảm giác về mặt đường cho lái xe. Khi quay vòng tại chỗ trên đường có lớp phủ tốt, lực lớn nhất đặt trên vành lái không vượt quá 400N.
2.1.3. Tỷ số truyền của hệ thống lái.
2.1.3.1.Tỷ số truyền góc của cơ cấu lái i .
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại trục vít –đai ốc- răng rẻ quạt được tính theo công thức sau theo tài liệu [7].
2.1.3.2. Tỷ số truyền của dẫn động lái
Tỷ số truyền dẫn động lái phụ thuộc vào kích thước và quan hệ của các cánh tay đòn, đòn quay đứng và đòn quay ngang.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái là thay đổi vì nó thay đổi theo vị trí của các đòn, giá trị của nó nằm trong khoảng: id = 0,85 - 1,1 . Chọn để tính toán id = 1
2.1.3.3. Tỷ số truyền của hệ thống lái i
Tỷ số truyền của hệ thống lái bằng tích số của tỷ số truyền cơ cấu lái i và tỷ số truyền của dẫn động lái id
R : là bán kính vành tay lái. Chọn R = 200(mm)
Dựa vào công thức (2.6) ta tính lực tác động cực đại tác dụng cản cực đại tác dụng lên vành tay lái: PLmax = 355 (N)
Sai số nhỏ so với lực PLmax đã chọn nên thỏa mãn việc tính toán.
2.1.4. Tính toán thông số bộ truyền trục vít – Đai ốc – Cung răng.
2.1.4.1. Chọn vật liệu thiết kế.
Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép CrWM độ rắn HRC 60 là loại thép hợp kim cán nóng, chịu ăn mòn, kháng nhiệt tốt, độ dẻo dai cao chịu va đập tốt, có thể chịu được nhiệt độ cao mà không bị biến đổi tính chất vật lý
Vật liệu chế tạo đai ốc lmà bằng thép 18CrMnTi độ cứng HRC 63, có độ bền nén cao, có khả năng chống mài mòn tốt, tính công nghệ cao dễ cát gọt, gia công.
2.1.4.2. Tính toán các chi tiết của trục vít – đai ốc .
Kinh nghiệm sử dụng cơ cấu lái vít - đai ốc - cung răng cho thấy rãnh ren và các viên bi bị mòn nhiều nhất.
Mc: Mô men cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ Mc = 1020 (Nm)
ηth: hiệu suất thuận của cơ cấu lái ηth = 0,8
R0 : Bán kính bánh răng rẻ quạt.
Vậy ta có: Pd = 19833 (N)
Xác định đường kính trong của trục vít theo độ bền kéo:
Vậy nên: d1 > 21,97 (mm)
Vậy theo tài liệu [5] chọn d1 = 22 mm để tính toán
Đường kính trong của đai ốc: D = 34,08 (mm)
Chiều sâu của profin ren: h1 = 2,1 (mm)
Đường kính ngoài của trục vít: d = 26,2 (mm)
Đường kính ngoài của đai ốc: D = 29,88 (mm)
Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rảnh hồi bi:
Tổng số viên bi: Z = 41 (viên)
Xác định khe hở hướng tâm: A = 0,08 (mm)
Khe hở tương đối: x = 0,04 (mm)
Mô men quay đai ốc: T = 39 (N.m)
Thông số trục vít như bàng 2.2.
2.1.5 Thiết kế bộ truyền thanh răng Đai ốc – cung răng.
2.1.5.1. Chọn vật liệu.
Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép C45, thường hóa, độ rắn HRC50.
2.1.3.2. Xác định các thông số của bộ truyền
* Khoảng cách trục giữa bộ truyền đai ốc răng và bánh răng rẻ quạt.
Việc tính toán như tính toán 2 bánh răng trụ ăn khớp với nhau.
Dấu (+) dùng cho trường hợp ăn khớp ngoài và dấu (–) dùng cho trường hợp ăn khớp trong. Trong thiết kế này thiết kế bộ bánh răng ăn khớp ngoài với bánh răng rẻ quạt nên ta chon dấu +.
u: là chỉ số truyền. Ở đây tỉ số truyền mong muốn khi thiết kế giữa đai ốc và bánh răng rẻ quạt là u =1
Vậy ta có: aw = 62,7 (mm)
Ta chọn khoảng cách trục là aw = 62,7 (mm), lấy aw = 62 (mm)
Tính đường kính trung bình của ren theo tài liệu [4] trang 163
Vậy: d2 > 45,8 (mm). Lấy d2 > 46 (mm)
Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng. Tính toán nhằm thỏa mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất 𝜎𝐻 sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép [𝜎𝐻]
Độ rắn của vật liệu chế tạo HB < 350, nên ta tìm được: KHβ = 1,01. Chọn sơ bộ hệ số KHV = 1,2.
Thay những thông số vào công thức ta tính được ứng suất tác dụng lên bề mặt của bánh răng rẻ quạt.
Chọn mô đun: m = 2.5 (mm).
Số răng của bánh răng rẻ quạt: Z = 28,8 (răng)
Góc quay của cung răng rẻ quạt khi bánh xe quay một góc lớn nhất trên thực tế là B = 30 - 350, chọn góc quay lớn nhất là B= 300 để tính toán.
Số răng của cung răng rẻ quạt chọn để tính toán: n = 4,8. Vậy chọn n = 5 để tính toán
Đường kính vòng chia: D0 = 36.2 = 72 (mm).
Chiều cao răng: ha= (1,6 ÷ 1,8).m = 1,6.2,5 = 4 (mm).
Chiều cao đỉnh răng: hd= 0,6.m = 0,6.2,5 =1,5 (mm).
Chiều cao chân răng: hf= 4 – 1,5 = 2,5 (mm).
Khe hở chân răng: c = (0,15 ÷ 0,25).m = 0,15.2,5 = 0,375 (mm).
Đường kính vòng đỉnh răng: Dd = 72 + 2.1,5 = 75 (mm).
Đường kính vòng chân răng: Dt = 72 – 2.(2,5 +0,375) = 66,25 (mm).
* Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép.
Rc: bán kính vòng chia bánh răng rẻ quạt Rc = 36 (mm)
bw: bề rộng bánh răng rẻ quạt bw = 40 (mm);
Vậy nên: eu = 2361 (KNm) bằng 2,361 (MPa) < 400 (MPa)
Thỏa mãn điều kiện bền cho phép của vật liệu chế tạo.
Bảng thông số bánh răng rẻ quạt như bàng 2.3.
2.2. Tính toán hình thang lái theo hướng tối ưu hóa dẫn động lái.
2.2.1. Phân tích lựa chọn phương án thiết kế dẫn động lái.
* Dẫn động lái hình thang lái Đan tô
Dẫn động lái bao gồm tất cả các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến cam quay các bánh xe dẫn hướng, trong đó đòn quay đứng được lắp trên trục bị động của cơ cấu lái, hình thang lái có cấu tạo 2 đòn kéo bên, thanh lái ngang và dầm cầu.
Hình thang lái gồm 4 khâu đơn giản, dễ chế tạo đảm bảo được động học và động lực học quay vòng của bánh xe.
* Dẫn động lái 6 liên kết.
Dễ dàng lắp đặt cơ cấu lái, khi cầu dẫn hướng có hệ thống treo độc lập thì đảm bảo sự dao động của bánh xe bên này không ảnh hưởng đến bánh xe bên kia, dẫn động lái gồm thanh lái ngang được làm thành 2 đoạn rời nối với đòn kéo bên và đòn quay
* Lựa chọn phương án thiết kế.
Vị trí đặt hệ thống lái lên dẫn động lái như hình 2.7.
Ta chọn phương án bố trí xi lanh lực nằm trung với cơ cấu lái để xe được gọn và dễ bố trí trên xe.
Dẫn động lái dùng để truyền lực từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng và thực hiện quay vòng đúng của ô tô. Để đảm bảo quay vòng đúng, nghĩa là các bánh xe lăn không trượt, thì đường tâm kéo dài của các trục bánh xe phải cắt nhau tại một điểm, điểm này được gọi là tâm quay vòng của ô tô. Chỉ có như vậy thì khi quay vòng ô tô không bị trượt ngang và lực cản quay vòng là nhỏ nhất, trường hợp ngược lại sẽ làm mất mát tính dẫn hướng của ô tô, tăng tiêu hao nhiên liệu và mòn lốp.
Ở ô tô 2 cầu có cầu trước dẫn hướng, để các bánh xe lăn không trượt bên thì tâm quay vòng của ô tô phải nằm trên đường tâm kéo dài của trục các bánh xe cầu sau.
2.2.2 Tính toán động học hình thang lái.
Khi thiết kế dẫn động lái cho xe tải ưu tiên thiết kế dẫn động theo hướng:
+ Dẫn động lái phải nhỏ gọn chiếm diện tích ít nhất so với khung xe nhưng vẫn đảm bảo các góc bánh xe dẫn hướng phù hợp với tiêu chuẩn.
+ Góc quay của bánh xe dẫn hướng trên ô tô thường phải có góc quay lớn nhất từ 30o - 35o.
+ Thiết kế một hệ dẫn động lái cho xe có công thức 4x2 cầu trước chủ động.
2.2.1.1. Xây dựng đường cong lý thuyết quay vòng theo Ackerman.
Động học Ackerman rất khác so với động học lái kiểu bàn xoay khi tất cả bánh xe tự quay quanh trục của nó. Tâm quay được hình thành qua 2 đường nối 2 điểm khớp quay trên và dưới của hệ thống treo bánh xe hay qua đường nối dài của chốt chính đùm gá bánh xe.
Sơ đồ quay vòng không trượt của ô tô 2 cầu như hình 2.8.
2.2.3. Thiết kế dẫn động lái theo hướng tối ưu hóa.
2.2.2.1. Xây dựng công thức tính toán.
Để đảm bảo quay vòng đúng, thiết kế một dẫn động lái bao gồm 6 liên kết như hình 2.9, trên cơ sở ghép 2 cơ cấu 4 khâu lại với nhau, với góc là góc quay của cơ cấu lái dẫn động.
Góc quay của bánh xe dẫn hướng được xác định theo góc quay của các khâu. Theo sơ đồ hình 2.9, ta xác đinh được biểu thức sau.
s1 = θ2 - (90 - β) ; s2 = φ4 - (90 + β)
Trong đó:
β: góc nghiêng của dẫn động lái
θ2, φ4: góc quay của khâu 2 và khâu 6.
Chiều dài và góc quay của các khâu được xác định như bàng 2.4.
2.2.2.2. Tối ưu hóa dẫn động lái.
Các kích thước và góc của cơ cấu dẫn động lái trong sơ đồ 2.6 phải được xác định sao cho mức độ sai lệch của các góc quay của bánh xe dẫn hướng theo biểu thức (2.20) so với góc quay của các bánh xe dẫn hướng lý thuyết theo biểu thức (2.19) phải nằm trong khoảng từ 0,5o - 1o để giảm thiểu độ trượt ngang của các bánh xe khi ô tô quay vòng.
Góc quay của bánh xe dẫn hướng trên ô tô thường phải có góc quay lớn nhất từ 30o - 35o. Tuy nhiên, ô tô chủ yếu chuyển động ở trên đường với góc quay của bánh xe dẫn hướng trong khoảng ±15o. Khả năng quay vòng đúng có thể đánh giá thông qua giá trị bình phương trung bình sai lệch của cơ cấu dẫn động lái so với với lý thuyết góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài so với lý thuyết tương ứng với các góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong với vùng làm việc ±15o
Theo thông số của ô tô thiết kế hệ thống lái cũng như giới hạn không gian bố trí cơ cấu dẫn động lái và thực hiện tối ưu hóa lựa chọn giá trị x của khâu số 4.
Trên hình 2.8 thể hiện giá trị bình phương trung bình sai lệch của cơ cấu dẫn động lái so với với lý thuyết góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài so với lý thuyết tương ứng với các góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong với vùng làm việc ±15o khi giá trị x thay đổi từ -0,9 m đến 0,2 m.
* Kết luận: Theo như thiết kế tối ưu hóa ta có một dẫn động lái có kích thức như hình 2.12.
2.4. Tính toán van phân phối.
2.4.1. Chọn van phân phối
Van phân phối có hai dạng được dùng phổ biến là loại van trượt và loại van xoay. Loại van trượt có kết cấu phức tạp. Với cơ cấu lái liên hợp của xe thiết kế, loại van xoay có kết cấu gọn, không có độ dịch chuyển dọc.
2.4.2. Nguyên lý làm việc của van phân phối kiểu van xoay
Van ống ngoài (van xoay): Dng = 40 (mm), dtr = 26 (mm).
Có đường dầu đến d = 7 (mm), được khoan thẳng, hai lỗ cường hóa được khoan chéo góc d = 4 (mm). Đục mỗi mặt 4 lỗ cách đều nhau, có tất cả 12 lỗ trên mặt van. Mặt ngoài có khoét rãnh vuông và mặt trong có khoét rãnh elip. Van được lắp chặt với trục vít bằng chốt đường kính 3 (mm).
Van ống trong (trục van phân phối): Dng = 26 (mm), dtr = 13 (mm).
Nguyên lý cường hóa:
Khi xe đi thẳng: lúc này ba lỗ trung gian trùng nhau. Dầu đi từ bơm qua lỗ trung gian vào van ống trong rồi qua cửa hồi về bình chứa. Buồng trái và buồng phải xilanh bị nén nhẹ nhưng không có sự chênh lệch áp suất giữa chúng nên không có sự trợ lực lái.
Khi xe rẽ về một bên: van ống trong có phần vỏ nối với các đăng của vành lái. Khi các đăng xoay, van ống trong cũng xoay, thanh xoắn bị xoắn một góc làm cho van ống trong và van ống ngoài lệch nhau một góc nhỏ (khoảng gần 30) chỉ đủ để đường dầu đi thẳng của van ống ngoài có thể đi đến bên đường dầu cần cường hóa, đồng thời hướng mặt bên không cần cường hóa có thể đi về bình chứa.
2.4.3. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái
Ta biết rằng khi chưa có cường hóa lái, muốn quay vòng ô tô thì người lái phải tác dụng một lực rất lớn lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng. Nếu sử dụng lực này trong một thời gian dài thi người lái sẽ bị mệt và không an toàn khi di chuyển. Do vậy ta phải xác định được lực lớn nhất mà người lái phải tác dụng lên vành tay lái. Theo như ở trên ta đã xác định được lực cực đại tác dụng lên vành tay lái dựa vào lực cản của mặt đường: PLmax = 355 (N)
2.4.4. Xây dựng đặc tính cường hóa lái
Khi hệ thống lái được lắp cường hóa đường đặc tính của nó cũng biểu thị mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mô men cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Mc. Đây cũng là mối quan hệ bậc nhất.
Khi con trượt của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực cường hóa quy dẫn lên vành tay lái Pc = 0 nên mô men cản quay vòng Mc = 0.
Đồ thị các đường đặc tính khi chưa cường hóa lái PL = f(Mc) và được lắp bộ cường hóa Pc = f(Mc) được thể hiện ở hình dưới đây.
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: 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 [150;1020], chọn Pc = 150 (N);
+ Từ C trở đi: Pc = f(Mc) song song với đường PL = f(Mc).
Hiệu số các tọa độ của hai đường Pc và PL 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 xilanh.
2.4.5. Xác định lực tính toán
Với ô tô tải để giảm cường độ lao động của người lái thì lực lái lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 150 (N). Trong khi đó nếu không có cường hóa thì lực lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 355 (N) như đã tính ở trên. Khi quay vòng tại chỗ mô men cản quay vòng là lớn nhất.
Mcmax = 1020 (Nm)
Lực thực tế mà xilanh lực phải sinh ra:
Ta có lực cường hóa cực đại quy dẫn về vành tay lái là: PH = 205 (N)
Mô men cản quay vòng lớn nhất của xe sinh ra trên trụ quay đứng là: Mc = 1020 (Nm)
2.4.6. Tính toán xi lanh lực.
Kích thước của xilanh lực cần phải đủ lớn để đảm bảo sinh ra được lực cần thiết trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái là có giới hạn. Nếu kích thước nhỏ thì áp suất dầu trợ lực phải lớn và ngược lại. Áp suất dầu là do bơm dầu sinh ra, nó không thể quá lớn được.
* Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xilanh lực
Lấy chiều dày của thành xilanh là 8 (mm) thì đường kính ngoài của xilanh lực là: Dn = 78 + 2.8 = 94 (mm)
2.4.6. Tính toán chọn bơm trợ lực
Với bơm cung cấp dầu cho cường hóa thì đòi hỏi phải cung cấp đủ dầu cho cường hóa làm việc. Lưu lượng của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xilanh lực của cường hóa phải kịp làm quay các bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều mà người lái có thể làm được. Nếu không đảm bảo được điều kiện này thì ứng với trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ phải tiêu hao một lực lớn không những để thắng được lực cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng mà còn để đẩy dầu di chuyển từ khoang bên này sang khoang bên kia của xilanh lực vì bơm không đủ lưu lượng.
* Tính lưu lượng của bơm
Q: lưu lượng của bơm;
Vlv: thể tích làm việc của xilanh Vlv = 219693 (mm3);
t: thời gian quay vòng của xe t= 2,81 (s).
Ta có:
Q = 78182 (mm3/s)
Thực tế lưu lượng của bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự rò rỉ dầu ở van phân phối. Lưu lượng rò rỉ là Q:
∆Q = (0,05 ÷ 0,1)Q ta chọn ∆Q = 0.08Q
Tức là:
Qtt = Q + Q = 1,08Q = 1,08.78182 = 84436 (mm3/s)
Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt được ở số vòng quay của động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt được là 0,5Pmax.
* Chọn bơm cường hóa
Bơm cường hóa là cum phức tạp và chịu tải lớn của hệ thống cường hóa thủy lực. Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao và sự ảnh hưởng của môi trường xung quanh.
Qua phân tích các yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm cường hóa ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép vì loại bơm này có kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất có thể đạt tới 0,7 ÷ 0,8, áp suất có thể đạt 10 (MPa), lưu lượng từ 5 ÷ 200 (l/phút).
Căn cứ vào lưu lượng thực tế của bơm ta đã tính toán ở phần trước ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép có lưu lượng riêng là 90000 (mm3/s).
Chương 3
TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM BỀN HỆ THỐNG LÁI
3.1. Tính bền trục lái.
Trục lái làm bằng thép 30 có ứng suất cho phép [𝜏] = 80 (MN/m2). Trục chế tạo rỗng có đường kính D = 25 (mm), d= 17 (mm). Dưới tác dụng của mô men đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn.
Wx: mô đun chống xoắn.
Wx = 0,2.D3.(1 – α4) = 0,2.253.(1 – 0,684) = 2457 (mm3).
Kiểm tra góc xoắn đối với trục lái, góc xoắn trục lái:
L: chiều dài trục lái L = 720 (mm); D: đường kính trục lái D = 25 (mm);
G: mô đun đàn hồi dịch chuyển G = 8.104 (MPa);
𝜏: ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái 𝜏 = 28,9 (MPa).
3.3. Tính bền thanh kéo ngang
Đòn kéo ngang được tính theo sức bền kéo nén, ổn định của thanh kéo dọc. Thanh kéo dọc chịu sự nén dưới tác dụng của lực N, lực N là lớn nhất khi lực phanh sinh ra lớn nhất.
Vậy: Ppmax = 22610 (N)
Lực tác dụng lên đòn ngang:
Vậy nên: N = 13566 (N)
Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống CT30
Vậy hệ số dự trữ bền ổn định n = 2 ta có: [eb] = 17,5 (MPa).
Đường kính ngoài của đòn kéo ngang chọn D = 30 (mm)
Đường kính trong của đòn kéo ngang chọn d = 18 (mm)
3.4. Tính bền đòn bên.
Đòn bên của dẫn động lái chủ yếu chịu ứng suất uốn, do vậy ta tính theo điều kiện bền uốn. Chọn vật liệu làm đòn bên là thép 45.
Mômen uốn tác dụng lên đòn bên được xác định theo công thức sau:
Mu = c.Ncos
Thay số ta có: Mu = 124 (MPa)
b: chiều rộng đòn bên chọn b=35 (mm)
h: chiều cao đòn bên chọn h=30 (mm)
Vậy nên:e = 120 (MPa)
Hệ số an toàn: n = 2
Như vậy đòn bên đảm bảo điều kiện bền.
3.5 Tính bền khớp cầu (Rô tuyn).
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 ô tô thường sử dụng hai loại khớp cầu:
Khớp cầu có lò xo nén đặt hướng kính.
* Kiểm tra bền khớp cầu
Khớp cầu được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại vị trí ngàm. Lực tác dụng lên khớp cầu chính là lực tác dụng lên thanh kéo ngang N. Chọn vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 20XH có: [ecd] = 30 (N/mm2); N =13566 )N)
Thay số ta được: ecd = 10,5 (N/mm2) < 30 (N/mm2)
Kiểm tra theo độ bền cắt:
Ứng suất cắt:
Thay số ta được: t = 14,1(N/mm2) < [t] = 80 (N/mm2)
KẾT LUẬN
Qua thời gian làm đồ án tốt nghiệp với sự cố gắng của bản thân và đặc biệt là sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy giáo : TS ………………. cùng toàn thể các thầy giáo trong bộ môn em đã hoàn thành nhiệm vụ được giao. Cũng như tinh thần chung nhằm làm quen với việc tính toán và thiết kế em đã hoàn thành đồ án: “TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI Ô TÔ TẢI 2.5 TẤN”
Trong đồ án này em đã làm được những việc sau:
Nêu lên sự làm việc của hệ thống lái, sự làm việc ổn định của hệ thống lái, kiểm nghiệm lại hệ thống lái của xe cơ sở là ô tô Huyndai 2,5 tấn;
Tính toán hệ thống lái nói chung cũng như hệ thống dẫn động và cường hóa lái nói riêng;
Phần bản vẽ em có các bản vẽ:
+ Bản vẽ mặt cắt cơ cấu lái (1 bản A0);
+ Sơ đồ động học hình thang lái (1 bản A0);
+ Sơ đồ bố trí hệ thống lái (1 bản A0);….
+ Đồ thị mối quan hệ giữa góc quay của các bánh xe chuyển hướng (1 bản A0)
Vì điều kiện thời gian có hạn, trình độ kinh nghiệm còn bị hạn chế mà khối lượng công việc lớn cho nên chất lượng đồ án còn hạn chế, còn nhiều thiếu sót trong phần tính toán và kết cấu có thể chưa hợp lý. Rất mong sự đóng góp ý kiến của các thầy trong bộ môn để đồ án của em được hoàn chỉnh hơn.
Em xin chân thành cảm ơn!
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Lý thuyết ôtô máy kéo, Nguyễn Hữu Cẩn - Dư Quốc Thịnh - Phạm Minh Thái - Nguyễn Văn Tài - Lê Thị Vàng, Nxb Khoa học và Kĩ thật, 2008.
[2]. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo (I, II, III), Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình Kiên, Giáo trình, 1998.
[3]. Chi tiết máy (I, II), Nguyễn Trọng Hiệp, Nxb Giáo Dục, 1997.
[4]. Thiết kế tính toán hệ dẫn động cơ khí (I, II), Trịnh Chất - Lê Văn Uyển, Nxb Giáo Dục, 1998.
[5]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I
[6]. Kết cấu ô tô tập 1 và 2 trường sĩ quan kỹ thuật quân sự.
[7]. Hướng dẫn đồ án môn học lý thuyết kết cấu và tính toán ô tô quân sự, Học viện kỹ thuật quân sự.
[8]. Kết cấu ô tô, Nguyễn Khắc Trai - Nguyễn Trọng Hoan - Hồ Hữu Hải - Phạm Huy
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"