981 8 chuong 3 son xe 3 wsesk 20130111025848

Chương 3
KIỂM NGHIỆM CƠ CẤU LÁI XE MATIZ

3.1.

Các thông số đầu vào
Bảng 3.1. Các thơng số đầu vào tính tốn kiểm nghiệm
Thơng số đầu vào

Kí hiệu

Giá trị

Chiều dài cơ sở xe
Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ
đứng
Tải trọng phân bố lên cầu trước dẫn
hướng
Tỉ số truyền của cơ cấu lái
Tỉ số truyền của dẫn động lái
Kích thước lốp xe
Gia tốc trọng trường
Góc nghiêng ngang của bánh răng
Góc ăn khớp của bánh răng
Hệ số bám
Hệ số cản lăn
Cánh tay đòn của bánh xe dẫn
hướng
Bán kính vành tay lái
Chiều dài thanh kéo bên
Chiều dài địn bên(cam quay)

Góc hợp bởi địn bên hình thang lái
và đường tâm cầu trước
Khoảng cách giữa thanh kéo ngang
với đường tâm cầu trước trong hình
thang lái

L

2340

Đơn
vị
mm

B0

1200

mm

G1

6239,16

N

i
id
g
β

α
φ
f

15,7
0.984
175/60R13
9,81
14
20
0,07
0,015

mm
m/s2
Độ
Độ

a

0,04

m

R
p
m

185
190

130

mm
mm
mm



74

độ

y

150

mm

3.2 Xác định momen cản quay vòng và lực tác dụng lên vành tay lái
a. Xác định momen cản quay vòng

15


Trạng thái nặng nề nhất khi quay vòng xe là khi xe đứng yên tại
chỗ. Lúc đó momen cản quay vịng tác dụng lên một bánh xe dẫn
hướng được tính theo công thức: sẽ bằng tổng momen cản lăn của bánh
xe dẫn hướng M1, momen cản do bánh xe trượt lết trên đường M2, và
momen do tính ổn định chuyển động thẳng M3 .
M c1  M 1  M 2  M 3 .

1


(3.1)

- Momen cản lăn M1
Mômen cản lăn được xác định theo công thức:

(3.2)

M 1 Gbx . f .a

Trong đó:
+ Gbx là tải trọng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng.
Gbx 

G1
2

(3.21)

Trong đó:
G1 là tải trọng tác dụng lên cầu trước dẫn hướng;
Thay số vào ta được:
Gbx = 3119,58 [N].
+ a là cánh tay đòn của bánh xe dẫn hướng a = 0,04 [m];
+ f là hệ số cản lăn f = 0,015;
Thay số vào (3.20) ta được:
M1=3119,58.0,04.0,015=1,87 [Nm].

- Momen cản do bánh xe trượt lết trên đường M2

16


Hình 3.1. Sơ đồ lực ngang tác dụng khi bánh xe quay vịng

Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa
lốp và đường sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe. Nguyên nhân lệch này
là do sự đàn hồi bên của lốp. Điểm đặt của lực Y sẽ nằm cách hình
chiếu của trục bánh xe một đoạn x về phía sau (hình 3.1). đoạn x được
thừa nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa
ngồi của nó theo cơng thức sau:
x 0,5 r 2  rbx2

Trong đó:
+ r là bán kính của bánh xe;
d

r  H  
2


(3.22)

Trong đó:
H là chiều cao lốp;
d là đường kính vành;
Với bánh xe có cỡ lốp là 175/60R13 ta được
 175.60 13.25,4 



2
 100


r =

=270,1[mm]

+ rbx – bán kính làm việc của bánh xe;
Ta thừa nhận:

17


rbx = 0,96.r
Nên:
x 0,5. r 2   0,96.r 

2

0,14.r

Vậy thay số ta được
x =0,14.270,1=37,8[mm]=0,0378[m].
Do đó mơmen cản do bánh xe trượt lết là:
M 2 0,14.Gbx . .r Gbx . .x

(3.23)

Trong đó
φ là hệ số bám φ = 0,7
Vậy thay số ta được
M2 = 3119,58.0,7.0,0378 = 82,54 [Nm]
- Momen do tính ổn định chuyển động thẳng M3
Giá trị của M3 thường rất nhỏ lấy M3 = 0.
- Hiệu suất dẫn động động của trụ đứng và hình thang lái

(3.24)

  k . t

Trong đó:
k : Là hiệu suất của các khớp thanh kéo k = 0,8;
t : Là hiệu suất của trụ đứng t = 0,9;


 0,8.0,9 0,72

Thay các giá trị M1, M2, M3 và  vào công thức (3.19) ta được:
1

Mc1 = 1,87  82,54  0. 0,72 =117,23 [N]
Momen cản quay vòng tác dụng lên cả 2 bánh xe dẫn hướng là
Mc=2.Mc1=2.117,23=234,46 [N]
b. Xác định lực tác dụng lên vành tay lái
Khi đánh lái trong trường hợp ô tơ đứng n tại chỗ thì lực đặt lên
vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn

18


hướng là lớn nhất. Lực đặt lên vành tay lái được xác định theo công
thức:
Pvl 

Mc
R.i .i d . th

(3.25)

Trong đó:
+ Mc là mơmen cản quay vịng Mc = 234,46 [Nm];
+ R là bán kính vành lái. R = 0,185 [m];
+ i là tỷ số truyền cơ cấu lái . i = 15,7;
+ th là hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái bánh
răng – thanh răng hiệu suất thuận. th = 0,7.
+ id là tỷ số truyền của truyền dẫn động lái. id = 0,984.
Vậy thay vào cơng thức (3.25):
Pvl



234,46
117,19
0,185.15,7.0,984.0,7

[N].

3.3. Tính bền
Tính bền cơ cấu lái bánh răng xoắn– thanh răng.
Đối với loại truyền động bánh răng – thanh răng phải đảm bảo cho
các răng có độ bền cao.
- Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng – thanh răng.
*Lực vòng tác dụng lên bánh răng:
(3.26)

Pv  Pvl .i

Thay số ta được
Pv = 117,19.15,7 = 1839,9 [N]
*Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng theo cơng thức:
Pr 

Pv .tg
cos 

Trong đó
+  là góc ăn khớp của bánh răng,  = 200;
+ β là góc ăn khớp của bánh răng β = 140;

19

(3.27)


+ Pr là lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng;
Thay số vào ta được:
1839,9.tg 20 

690,16 [N]
cos14 

Pr 

*Lực dọc tác dụng lên bánh răng:
(3.28)

Pa  Pv .tg   

Thay số ta được
Pa = 690,16.tg14o = 172,17 [N]
- Kiểm tra bền
Trong quá trình làm việc bánh răng, thanh răng chịu ứng suất uốn,
ứng suất tiếp xúc và chịu tải trọng va đập từ mặt đường. Vì vậy thường
gây ra hiện tượng rạn nứt chân răng. Do đó ảnh hưởng lớn tới sự tin cậy
và tuổi thọ của cơ cấu lái. Để đảm bảo được những yêu cầu làm việc
của cơ cấu lái thì vật liệu chế tạo bánh răng – thanh răng được dùng là
thép 40X được tôi cải thiện.

 ch  700MPa.
 b  1000MPa.

Có:

HB = 260  280.
+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở:
 o HLim 2.HB  70

(3.29)

Thay số ta được
σoHlim = 2.260+70 = 590 [Mpa]
Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng:

 H   


o

HLim

.Z .Z .K .K
S H  R V HL XH

Trong đó:
SH là hệ số an tồn khi tính tiếp xúc, lấy SH = 1,1;

20

(3.30)


ZR là hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám, ZR = 0,95;
ZV là hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng, ZV = 1,1;
KXH là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng tới độ
bền tiếp xúc, KXH = 1;
KHL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ
của bộ truyền, KHL = 1;

Thay các thông số vào công thức(3.30) ta được:
[σH]  5901,1.0,95.1,1.1.1 560,5 [MPa]
+ Ứng suất uốn cho phép :
Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở
 o FLim 1,8.HB

(3.30)

Thay số ta được
σoFlim = 1,8.260 = 468 [MPa]
Ứng suất uốn cho phép:
o

  F   FLim .YR .YS .K XF .K FL .K FC
SF

(3.31)

Trong đó:
KFL là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng,
KFL = 1;
KFC là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với bộ truyền quay hai
chiều ta chọn KFC = 0,7;
YR là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân
răng, YR = 1;
KXF là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ
bền uốn, KXF = 1.
SF là hệ số an tồn khi tính uốn, lấy SF = 1,7.

21

YS là hệ số xét tới độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng
suất ta chọn, YS = 1,03 [mm];
Thay số vào ta được
[σF] =

468.1.1,03.1.1.0,7
1,7

= 198,48[MPa]

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
H 

2.T .K H .K Hv . u  1.K H
Z M .Z H .Z 
.
d
b .u

(3.32)

Trong đó:
+dω là
+u là tỉ số truyền của cơ cấu lái u=iω=15,7
+T là momen xoắn tác dụng lên vành lái, T=Mc=234,46 [N]
+ZM là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,
ZM = 175 MPa (Đối với bánh răng bằng thép).
+ZH là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH 

2. cos 
sin(2. )

(3.33)

Thay số vào ta được
ZH =

2. cos14 
. =1,74
sin(2.20  )

+Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
EMBED Equation.3

Z 

1


(3.34)

Trong đó
 là hệ số trùng khớp ngang

 1
1 
  . cos 

   1,88  3,2.

Z
Z
2 
 1


Trong đó
Z1: Số răng bánh răng trụ răng xoắn, Z1=6;

22

(3.35)


Z2: Số răng thanh răng, Z2=30;
Thay số vào (3.35) ta được

 1 1 
   1,88  3,2.    . cos14  1,2.
 6 30  


Thay số vào (3.34) ta được
Z 

1
0,91.
1,2

+ KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các
đôi răng đồng thời ăn khớp, KH=1;
+ KHβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng , KHβ=1,1;
+ KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp
K H 1 

 H .b .d 
2.T .K H .K H

(3.36)

Trong đó:
υH là hệ số, υH = 1,1;
dω là đường kính vịng lăn của bánh răng trụ răng
xoắn, dω=16 [mm];
bω là chiều rộng vành răng của bánh răng
b = d . d = 0,6.16 = 9,6[mm]
Thay số vào (3.36) ta được


K H 1 

1,1.16.9,6
1,33
2.234,46.1.1,1

Thay các thông số vào công thức (3.32) ta được:

175.1,74.0,91 2.234,46.1.1,1.(15,7  1).1,33
.
150,99
16
9,6.15,7

H 

[MPa].
Vậy: σH=150,99<[ σH]=560,5, do đó thoả mãn điều kiện bền
tiếp xúc.

23


- Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Ứng suất uốn được tính theo cơng thức:
 F1 

2.T .YF .K F .K F .K F .Y
b .d  .m

 F 2  F 1 .

YF 2
YF 1

(3.37)

Trong đó

+YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng và thanh răng
Theo tài liệu chi tiết máy với hệ số dịch chỉnh  = 0,65
và số răng tương đương:
Z1
cos 3 
Z2

cos 3 

Z td 1 
Z td 2

(3.38)

Thay số ta được
6
6,57
cos 3 14 
30

32,84
cos 3 14 

Z td 1 
Z td 2

Chọn Ztđ1=7 

YF 1 3,2

Chọn Ztđ2=33  YF 2 3,35
+ KF là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đơi
răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, KF=1,25;
+ KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều
rộng vành răng khi tính về uốn, KFβ=1,25;
+ KFυ là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn
khớp khi tính về uốn
K F 1 

 F .b .d 
2.T .K F .K F

Với υF=3,3

24


 F 3,3  K F 1 
Y 1 

3,3.14,4.24
1,48
2.946,3.1.1,25


14
1 
0,9

140

140

Thay các thông số vào công thức (3.21) ta được:
2.946,3.3,2.1.1,25.1,48.0,9
11,67
14,4.24.2,5
3,3
11,67.
12,03
3,2

 F1 
F2

  F 1   F 2    F  198,48MPa.

Vậy điều kiện được thoả mãn  Bộ truyền bánh răng - thanh răng
đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc.

25