Thiết kế hệ thống lái xe tải, cơ cấu lái trục vít con lăn

trong phạm vi đề tài được giao, bài viết này chỉ đề cập đến việc thiết kế hệ thống lái của ôtô Để cho quá trình vận tải được thực hiện thì hệ thống lái đóng vai trò hết sức quan trọng, n

LỜI NÓI ĐẦU

Trong bất kỳ thời đại nào, dù là nước phát triển hay chưa phát triển thì GTVT luôn có tầm quan trọng hàng đầu đối với nhiều lĩnh vực, nhất là lĩnh vực kinh tế Ngày nay các phương tiện giao thông không ngừng đổi mới, phát triển theo hướng ngày càng hiện đại để thoả mãn nhu cầu sử dụng ngày càng cao của con người Trong các loại phương tiện giao thông hiện có trên thế giới, ôtô luôn

có tầm quan trọng hàng đầu và luôn thu hút được các nhà khoa học đầu tư nghiên cứu trong phạm vi đề tài được giao, bài viết này chỉ đề cập đến việc thiết kế hệ thống lái của ôtô

Để cho quá trình vận tải được thực hiện thì hệ thống lái đóng vai trò hết sức quan trọng, nó dùng để thay đổi phương hướng chuyển động của ô tô hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo hướng định trước của người lái Trong quá trình chuyển động trên đường, hệ thống lái có ảnh hưởng rất lớn đến sự an toàn chuyển động của xe nhất là ở tốc độ cao, do đó chúng đã không ngừng được hoàn thiện

Thiết kế hệ thống lái của ô tô với các số liệu sau:

2 Loại cơ cấu lái Trục vít con lăn Ic=20.5

PHẦN I - YÊU CẦU CHUNG CỦA HỆ THỐNG LÁI

Việc thay đổi hướng chuyển động của ôtô thực hiện bằng cách quay các bánh xe trước thông qua cơ cấu lái Cơ cấu lái gồm có bộ tay lái và bộ phận dẫn động Sự quay của vành tay lái, thông qua bộ tay lái sẽ truyền cho cần chuyển hướng và đòn chuyển hướng của bộ phận dẫn động để làm quay các bánh xe chủ động

Hệ thống lái của ôtô cần phải thoả mãn những yêu cầu cơ bản sau:

- Đảm bảo quay vòng ô tô thật ngoặt trong thời gian rất ngắn trên một diện tích bé

- Nhẹ nhàng trong việc điều khiển ( lực tác động lên vành tay lái bé )

- Đảm bảo động lực học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt

- Hệ thống lái phải có khả năng ngăn được các va đặp của bánh xe dẫn hướng nên vành tay lái

- Giữ cho xe chuyển động thẳng và ổn định

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 2

PHẦN II - THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI

I TÍNH TOÁN HỆ THỐNG LÁI.

1.Xác định lực tác dụng nên vành tay lái:

- Lực tác dụng nên vành tay lái sẽ có giá trị cực đại khi ô tô quay vòng tại chỗ,

để tạo ra mô men đủ thắng các mô men cản bao gồm:

+ Mô men cản lăn M1

+ Mô men cản M2 gây nên bởi sự trượt lê của bánh xe dẫn hướng trên mặt đường

+ Mô men cản M3 gây nên bởi việc làm ổn định của các bánh xe dẫn hướng

Ta có:

M1=Gb x.f.a

Trong đó:

Gbx:Trọng lượng tác dụng nên một bánh xe dẫn hướng (N)

Gbx=Z1/2=2037/2=1018,5 (KG) hay Gbx=10185 (N)

f: Hệ số cản lăn f=0.01

a:Tay đòn của lực cản lăn đối với trụ đứng của hệ thống lái

( Chọn a=23mm)

M1=10185.0,01.23=2342,55 (Nm)

M2=Y.x=Gb x.ϕ.0,14.rb x

Trong đó:

ϕ: Hệ số bám

Đối với đường khô và sạch ϕ = 0,7÷ 0,8

Ta chọn: ϕ = 0,7 Hình 1 x:Tay đòn của lực ngang đối với trụ đứng của hệ thống lái, thừa nhận x=0,14rbx

rb x: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe

rb x= λ.r0 (λ= 0.93 ÷ 0.95 : áp suất lốp bánh xe )

Ta chọn :λ = 0.93

r0 = *25.4

2

2B

d+

(mm)

P Y

a f

) ( 5 , 319 325

, 0 75 , 30 425

1357192

Với thông số của lốp đã cho ta có:

rb x= 0.93 *25.4

2

25 8 2

20+

= 431(mm)

M2=10185.0,7.0,14.431=430194(Nmm) Ảnh hưởng của mô men cản M3 được xác định bằng thực nghiệm và đúc rút thành một hệ số α =1,07 ÷ 1,15, ta chọn α=1,1

+ Mô men cản tổng cộng

M=2.Gb x.(f.a+0,14.rb x) α

=2.10185.(0,01.23+0,14.431).1,1

=1357192(Nmm) + Lực tác dụng nên vành tay lái

Trong đó:

R: Bán kính vành tay lái R= 425 (mm) (Tra bảng 4 – Hướng dẫn TKMH)

i∑:Tỉ số truyền tổng cộng từ vành tay lái đến bánh xe dẫn hướng

i∑=ic.id=20,5.1,5=30.75 (Chọn id=1.5)

η∑=ηth ηl

ηth: Hiệu suất thuận của cơ cấu lái ηth=0,65

ηl: hiệu suất tính đến sự ma sát của dẫn động lái ηl=0,5

η∑=0,65.0,5=0,325

Do đó:

Ta thấy Pmax< 500(N) nên thoả mãn

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 4

∑

∑

= η

max R i

M P

2 Thiết kế cơ cấu lái.

2.1 Tính toán trục vít.

- Chọn khoảng cách trục A, số răng z2 của bánh vít, số mối ren z1

- Trên cơ sở tỉ số truyền đã cho và dựa vào thiết kế CTM ta có:

ic=20,5 Chọn số mối ren trục vít: Z1=2

⇒ Số răng của bánh vit : Z2 = 2.20,5 =41

⇒ Khoảng cách trục : A=0.5m(q+Z2+2)

Với: m: môdun răng của trục vít Chọn m=3

q: đường kính trục vít (tra bảng 4-1 thiết kế CTM)

→ q = 12

: hệ số dịch dao Chọn  = 0

A = 0,5.3(12+41) = 79,5 ≈ 80 (mm)

- Đường kính vòng chia trục vít :dc1

dc1 = q.m = 12.3 =36(mm)

- Xác định đường kính vòng đáy ren trong tiết diện trung bình của trục vít Di1

Di1 = dc1-2f0m-2c0m

Với: f0: Hệ số chiều cao răng chọn f0=1

c0: Hệ số khe hở hướng tâm c0=0,2

⇒ Di1=36-2.1.3-2.0,2.3=28.8 (mm)

-Xác định đường kính vòng tròn tính toán d1 tại tiết diện trung bình của trục vít

d1=Di1+2.h1,, Trong đó:

h1,,: Chiều cao đầu răng trục vít

h1,,=(f0+c0+ξ).m

f0: Hệ số chiều cao răng chọn f0=1

c0: Hệ số khe hở hướng tâm c0=0,2

ξ: Hệ số dịch dao ξ=0

m: Mô đun răng trục vít chọn m=3

(4 0 5)

41

360

⇒ h1,,=(1+0,2+0).3=3,6 (mm)

d1=28.8+2.3,6=36 (mm)

- Tính toán đường kính vòng đỉnh ren trục vít De1

De1=d1+2.h1,

Trong đó:

h1’: Chiều cao chân răng

h1’=(f0+ξ).m=(1+0).3=3 De1=36+2.3=42 (mm)

- Bán kính răng của mặt đỉnh răng trục vít Re1

Re1=A- 0,5 De1 Re1=80- 0,5.42 Re1=59 (mm)

- Xác định chiều dài làm việc của trục vít 2:

Trong đó:

d2: Đườngkính tính toán bánh vít

γ: Góc ôm

z2: Số răng của bánh vít Z2=41

z’2: Số răng được trục vít ôm.Giả sử Z2=4

Do đó ta có:

2.2 Tính toán bánh vít

d2 :đường kính vòng tròn tính toán của bánh vít

d2=2A- d1 d2=2 80-36 = 124 (mm)

d2=124(mm)

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 6

( 0 5)

360

2

+

′

z

γ

-Đường kính vòng đỉnh bánh vít De2

De2=d2+2h2’

h2’=h1’’- c

Trong đó:

c=co.m=0,2.3=0,6

h2’=3,6-0,6=3

De2=124+2.3

De2=130(mm)

-Đường kính vòng đáy răng

Di 2=d2- 2h2, ,

h2, ,=h1,+c=3+0,6

h2, ,=3,6

Di 2=124-2.3,6

Di 2=116.8(mm)

* Từ các thông số đã cho ta xác định được chiều dài làm việc của trục vít

L= d2.sinγ=124.sin19.80 = 42(mm)

3.Thiết kế trục lái.

- Trục lái được làm bằng ống thép rỗng và được tính xoắn bởi mô men sinh ra

do lực tác dụng của người lái PM A X

- Ứng suất xoắn:

Trong đó:

PM A X: Lực tác dụng nên vành tay lái

PM A X=319,5 (N)

R: bán kính vành tay lái

R=425 (mm)

D,d: Đường kính ngoài và trong của trục lái

τ<[τ]=50÷80 (MN/m2) Chọn [τ]= 65

) (

2 , 0

4 4

·

d D

D R

P MA X

−

= τ

) ( 90525 3

14 , 3

425 5 , 319 2

N

Do đó ta có:

Giả sử d=0,8D

⇒ Pmax.R = 0,2.0,6.65.D3

⇒D =25,9

Ta lấy D = 26(mm)

⇒ d = 0,8.26 = 21(mm) Vậy ta có:

τ=6,7.101 0 (N/m2)=67 (MN/m2)

4 Kiểm tra bền cơ cấu lái.

Truyền động loại trục vít con lăn cần đảm bảo cho các răng có độ bền uốn,bởi thế trong tính toán cần chú ý đến độ chống mòn và độ bền tiếp xúc

- Kiểm tra theo ứng suất chèn dập

Trong đó:

T: lực dọc trục

Với t=πm

PM A X : Lực tác dụng lớn nhất nên vành tay lái R: Bán kính vành tay lái R=425 (mm)

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 8

) / ( ) 021 , 0 026

, 0 ( 2 , 0

026 , 0 425 5 ,

4

−

=

τ

2 / 800

F

T

δ

t

R P

T = 2π. max.

65 )

( 2 , 0

4 4

D

D R

P MA X

F: Diện tích tiếp xúc giữa trục vít với con lăn xem như tải trọng truyền lên một đường ren của con lăn

ϕ2= 230 , ϕ1= 760, r1= De1/2 =21, r2= De2/2 =65

ϕ1= 180

76

π =1,326; ϕ2=

180

23

⇒ F=(1,326- 0,970).212+(0,4- 0,39).652 = 156.997+42,25

F=199,277(mm2)

=45426 (N/cm2) =454,26 (MN/m2)

- Sơ đồ trục vít bánh vít: hình 2

Hình 2

5 Tính toán dẫn động lái

- Sơ đồ hệ thống lái : hình 3

) /

( 26 , 454 277

, 199

mm N

δ

Trục vít

Bánh vít

ϕ1

ϕ2 r 2

r1

( ) ( ) 2

2 2 2

2 1 1

1 sin r sin r

β

B

Hình 3 Các thanh dẫn động trong hình thang lái được tính toán như sau:

5.1 Đòn quay đứng

Dùng để truyền chuyển động từ trục bị động của cơ cấu lái đến thanh dọc của dẫn động lái

Thực nghiệm chứng tỏ rằng lực cực đại tác dụng nên đòn quay đứng thường không quá 0,5G1.Tính toán với hai giá trị N giá trị nào lớn hơn ta lấy N=0,5G1=0,5.20370 =10185 (N)

N=

l

R

Pmax. ηthuan

Trong đó :

l:Chiều dài đòn quay đứng l=180(mm)(Tra bảng 4 HDTKMH)

R:Bán kính vành tay lái R=425(mm)

h:Hiệu suất truyền hthuận=0,65

N= 490 , 3 ( )

180

65 , 0 425 5 , 319

N

Vậy ta lấy N=10185 (N) hay N=1018,5 (KG)

+ Ứng suất uốn tác dụng lên đòn quay đứng:

σu=

u

W

l

N.

< [σu ]=1500÷2000(KG/cm2) Lấy [σu ]=1800(KG/cm2)

Mặt khác ta có:Wu=

32

.d3 π

⇒ 3

.

32

d

l N

π =1800(KG/cm2) (d: đường kính trục của đòn quay đứng)

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 10

l

⇒d= 3

1800

14 , 3

18 5 , 1018

32

= 4,6(cm) = 46(mm)

⇒ Wu= 9,55(cm4)

⇒ σu= 10189,55,5.18=1919,7 (KG/cm2)

+ ứng suất xoắn tác dụng lên đòn quay đứng:

0

.

w

d N

τ <600÷800(KG/cm2)

W0=

16

.d3

16

6 , 4 14 ,

=19,1(cm4) (Mô men chống xoắn)

⇒ τx =101819,5,1.4,6=245,3 (KG/cm2)

5.2 Tính toán sức bền của thanh kéo.

+Trên thanh dọc sẽ có một lực N=1018,5 (KG) tác dụng

+ Đối với thanh ngang lực tác dụng lại tính theo trường hợp nguy hiểm của cầu dẫn hướng

Q=

b

a m G b

a

2

.

G1 Trọng lượng tác dụng nên bánh xe trước ô tô ở trạng thái tĩnh

G1=20370 (N)

m1 P Hệ số phân bố trọng lượng nên cầu dẫn hướng khi phanh lúc tính toán ta lấy m1 p=1,4

f Hệ số bám f =0,7÷0,8 Ta lấy f =0,7

a tay đòn của lực cản lăn đối với trụ đứng của hệ thống lái

a=23(mm) b=45(mm)

45 2

23 7 , 0 4 , 1 20370

N

= -Ưng suất nén :

+Của thanh dọc :

σd= d F

N

<[σn ]=500÷600(MN/m2) Trong đó:

[σn ]: ứng suất nén cho phép

Ta chọn [σn ] = 500(MN/m2) = 500(KG/cm2)

Fd:Diện tích tiết diện của thanh kéo dọc

Fd=0.785(D2-d2) =0,283.D2 (Do d=0,8D) ( D,d: đường kính ngoài, đường kính trong của thanh kéo dọc)

⇒ 0,283.D2.500 =1018,5

⇒ D = 2,6(cm) =26(mm)

⇒ d = 0,8.26 = 20(mm)

⇒ Fd= 0,283.262 = 191 (mm2) Vậy ta có:

σd =

191

5 , 1018

=53,3 (N/mm2) +Của thanh ngang :

191

5101 F

2 n

mm N

(Lấy Fn=Fd=191(mm2))

7 , 26

3 ,

=

nn

nd

σ σ

Vậy thanh đủ bền (Vì k = 1,25÷2,5)

5.3 Thiết kế hình thang lái

- Khi quay vòng ô tô là một vật thể thốnh nhất mà tất cả các điểm của nó được quay quanh từng tâm quay tức thời Để đạt được điều kiện nêu trên làm

cho các bánh xe khi quay vòng không bị trượt và điều khiển rễ ràng thì các tâm

quay của các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm O và phải thoả mãn biểu thức liên hệ giữa góc quay a và b như sau :

cotgb-cotga=

L B

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 12

Trong đó :

a: góc quay của bánh xe dẫn hướng phía trong

b: góc quay của bánh xe dẫn hướng phía ngoài

L : Chiều dài cơ sở của ô tô

B : Khoảng cách giữa tâm hai trụ đứng của cầu dẫn hướng

Từ hình vẽ ta có biểu thức ta có :

2

)) sin(

( ) ( cos

) sin(

sin 2 sin 2 arcsin )

sin(

) cos(

α θ α

θ

α θ θ

θ α

θ

α θ

+

− + +

+

−

− +

− +

−

+

l B l

B l

B l l

B l

Theo biểu thức trên nếu cho trước một góc  ứng với một giá trị của a ta sẽ

có một giá trị tương ứng b nghĩa là có hàm b=f(,a)

Ta coi  là hàm số thì ta sẽ được một họ đường cong b-a Sau đó xem góc  của đường cong nào nằm sát với đường cong lí tưởng thì lấy để thiết kế thang lái

Sau khi có góc  ta đi xác định LR theo biểu thức :

LR=B-2lsin

Trong đó :

l=0,15B=0,15.1940 =291 (mm)

∗ Cụ thể ta tiến hành tính toán các hàm lý thuyết, hàm thực tế như sau:

Hàm lý thuyết được tính theo biểu thức:

cotgb-cotga=

L

B

(1) Với α=(100÷460) dựa vào biểu thức (1) ta sẽ tính được các giá trị tương ứng của β theo bảng 1-1

BẢNG 1-1: Hàm lý thuyết

BẢNG 2-2:Hàm thực tế của hệ thống lái

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 14

18 16.91 18 17.02 18 17.12 18 17.23 18 17.33

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX

16

α0 β0 α0 β0 α0 β0 α0 β0 α0 β0 α0 β0

40 22.04 40 22.5 40 22.97 40 23.45 40 23.93 40 24.41

Từ kết quả bảng trên ta có các đường cong thực tế ứng vói các góc ố khác nhau so với đuờng cong lí tưởng , ta chọn =13

Vậy ta có LR=1940- 2.244,5.sin13=1830(mm)

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1 Thiết kế hệ thống lái của ôtô- Máy kéo bánh xe

Tác giả: Phạm Minh Thái

2 Kết cấu tính toán ô tô ( Nhà xuất bản GTVT 1984 )

Tác giả: Trịnh Chí Thiện

Tô Đức Long, Nguyễn Văn Bang

3 Thiết kế chi tiết máy (Nhà xuất bản GD 1999 )

Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm

4 Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo tập 1 và 2

( Nhà xuất bản Đại học và trung học chuyên nghiệp

HN 1968 )

Tác giả: Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiện

SVTH: Dương Ngô Như Lớp: Ô tô K13B-TX 18

.