Tính toán và thiết kế hệ thống lái xe zace
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (349.06 KB, 33 trang )
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
-1-
Lời nói đầu
===
===
Sự phát triển to lớn của tất cả các ngành kinh tế quốc dân đòi hỏi cần chuyên chở
khối lợng hàng hoá và hành khách. Tính cơ động cao, tính việt dã và khả năng hoạt
động trong những điều kiện khác nhau đã tạo cho ôtô trở thành một trong những phơng
tiện chủ yếu để chuyên chở những hàng hoá và hành khách.
Cùng với sự phát triển của ngành khoa học và kỹ thuật khác, ngành sản xuất chế tạo
ôtô trên thế giới cũng ngày càng phát triển và hoàn thiện hơn đáp ứng khả năng vận
chuyển, tốc độ, an toàn cũng nh đạt hiệu quả kinh tế cao. Chủng loại xe cũng ngày
càng phong phú.
Ngy nay ô tô tải chuyên chở 1 l ợng hàng hoá lớn trong thi trờng với chức năng
chuyên chở hàng hoá vận tải nên xe tải đòi hỏi có kết cấu vững chắc điều này đặc biệt
quan trọng nhất là ở hệ thống lỏi của xe. Vì thế hệ thống lỏi là bộ phận đặc biệt quan
trọng trong xe tải.
Trong quá trình tính toán và thiết kế đồ án này em đã cố gắng tìm hiểu và vận
dụng các kiến thức đã học. Nhng do thời gian có hạn, kinh nghiệm bản thân còn thiếu,
nên không tránh đợc những sai sót trong quá trình làm đồ án.
Em rất mong đợc các thầy và các bạn đóng góp ý kiến để đồ án của em đợc hoàn
thiện, đầy đủ hơn!
Sinh viên
Hoàng Thanh Nghị
nhận xét của giáo viên hớng dẫn
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
-2-
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
..........................................................................................................................................
................................................................................................
Chữ kí của giảng viên hớng dẫn
Hng Yên , ngày.....Tháng.......Năm......
Bảng các thông số cơ bản của xe Race
TT
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
Tên danh nghĩa
Trọng lợng toàn bộ xe
Trọng lợng phân cho cầu
trớc
Trọng lợng phân cầu sau
Chiều dài cơ sở
Chiều rộng cơ sở
Chiều rộng vết trớc
Chiều rộng vết sau
Chiều cao của xe
Bán kính vành tay lái
Tỉ số truyền cơ cấu lái
Đờng kính trục lái
12
Chiều dài trục lái
Ký hiệu
GT
G1
Giá trị
1945
825
Đơn vị đo
kg
kg
G2
L
B
BT
Bs
h
R
ICCL
D
d
l
1120
2650
1370
1445
1430
1850
200
15
30
20
600
kg
mm
mm
mm
mm
mm
mm
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
mm
mm
mm
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
13
Kí hiệu lốp
14
Bán kính vòng quay min
-3-
195/70R14
R
4900
mm
CHƯƠNG I
Giới thiệu chung về hệ thống
1. Công dụng, phân loại, yêu cầu
1.1. Công dụng
Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hớng chuyển động nhờ quay các bánh xe dẫn
hớng cũng nh để giữ hớng chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần
thiết.
1.2. Phân loại
Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái
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 nớc
thừa nhận luật đi đờng theo phía phải nh ở các nớc xã hội chủ nghĩa. Bánh lái bố trí
bên phải dùng cho những nớc thừa nhận luật đi đờng theo phía bên trái nh ở Anh, Nhật,
Thụy Điển
Theo số lợng bánh dẫn hớng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn hớng ở cầu
trớc, ở hai cầu và ở tất cả các cầu.
Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại trục vít loại liên hợp (gồm trục vít, êcu,
thanh khía, quạt răng). Loại thanh răng bánh răng
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
-4-
Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cờng hóa chia ra loại cờng hóa thuỷ
lực, loại cờng hoá khí nén, loại cờng hoá liên hợp (kết hợp cả thuỷ lực và điện).
1.3. 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:
Hệ thống lái phải đảm bảo điều khiển dễ dàng, nhanh chóng, an toàn, chính
xác, các cơ cấu điều khiển bánh xe dẫn hớng và quan hệ hình học của hệ thốnh lái phải
đợc đảm bảo không gây lên các dao động và va đập trong hệ thống
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 ngời lái.
Đảm bảo đợc động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trợt lết khi
quay vòng.
Đảm bảo cho ô tô quay vòng ở đờng vòng với bán kính nhỏ nhất
Hệ thống trợ lực phải chính xác tính chất tuỳ động đảm bảo phối hợp chặt chẽ
giữa sự tác động của hệ thống lái và sự quay vòng của bánh xe dẫn hớng. Khi trợ lực
hỏng vẫn điều khiển đợc xe
Đảm bảo quan hệ tuyến tính giữa góc quay vành lái và góc quay bánh xe dẫn
hớng.
Cơ cấu lái phải đợc đặt ở phần đợc treo để kết cấu hệ thống treo trớc không
ảnh hởng đến động học cơ cấu lái.
Đối với xe có vận tốc từ 25 ữ 100 km/h, độ dơ vành tay lái cho phép không
quá 270, với có vận tốc lớn hơn 100 km/h, độ dơ vành tay lái cho phép không quá 18 0
Hệ thống lái phải bố trí sao cho thụân tiện trong việc bảo dỡng và sửa chữa.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
-5-
Chơng II
Phân tích tính động học của hệ thống lái
2.1. Tỉ số truyền của hệ thống lái.
2.1.1 Tỉ số truyền của cơ cấu lái: i c
Là tỉ số của góc quay của vành tay lái chia cho góc quay của đòn quay đứng tuỳ
theo cơ cấu lái i c có thể không đổi hoặc thay đổi. ở loại cơ cấu lái có tỉ số truyền thay
đổi tỉ số truyền có thể tăng hay giảm khi quay vành tay lái ra khỏi vị trí trung gian. Đối
với ôtô du lịch cần ứng dụng cơ cấu lái có tỉ số truyền thay đổi. Tỉ số này có giá trị cực
đai khi vành tay lái ở vị trí trung gian. Nh vậy đảm bảo cho ôtô chuyển động ở vận tốc
cao an toàn hơn, vì vành tay lái quay đi 1 góc bé sẽ làm cho bánh dẫn hớng quay ít.
Ngoài ra khi ôtô chạy ở tốc độ cao, sự ổn định của bánh đẫn hớng đến hệ thống lái
cao, tỉ số chuyền thay đổi sẽ làm cho ngời lái đỡ mệt. i c nằm trong khoảng từ 10 ữ 20
ta chọn i c = 15
2.1.2 Tỉ số truyền đẫn động lái: i d
Nó phụ thuộc vào kích thớc và quan hệ của các cánh tay đòn. Trong quá trình
bánh dẫn hớng quay vòng giá trị cánh tay đòn của các đòn dẫn độn sẽ thay đổi . Trong
kết cấu hiện nay i d không thay đổi nhiều lắm .i d = 0,8 ữ 1,1 ta chọn i d =1
2.1.3 Tỉ số truyền theo góc của hệ thống lái : i g
Là tỉ số của góc quay vành tay lái lên góc quay của bánh dẫn hớng. Tỉ số truyền này
bằng tích của tỉ số truyền cơ cấu lái với tỉ số truyền của dẫn động lái i g =i c .i d =15.1
= 15
2.2. Tính động học hình thang lái
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
-6-
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối
u của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe
dẫn hớng 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.
L
0
B
Rs
Từ lý thuyết quay vòng ta thấyHình
để nhận
2.1 đợc sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hSơ đồ
động
của ôtô
haimối
bánhquay
dẫn hệ
hớng
ớc. của góc
ớng khi quay
vòng
thìhọc
hệ quay
thốngvòng
lái phải
đảmcóbảo
sauphía
đâytrcủa
quay bánh xe dẫn hớng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng. Theo lý thuyết
ôtô ta có :
Cotg Cotg =
B
L
(2 - 1)
Trong đó:
: là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên ngoài.
: là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trong.
B : là khoảng cách giữa hai đờng tâm trụ đứng.
L : là chiều dài cơ sở của ôtô.
Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hớng lăn tinh mà không bị trợt 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.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
-7-
Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hớng.
Nó bao gồm các khâu đợc nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên đợc bố trí
nghiêng một góc so với dầm cầu trớc.
2.3. Xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái lý thuyết
Trên hệ trục toạ độ đề các 0 ta xác định đợc đờng cong đặc tính lý thuyết qua
quan hệ = f(,).
Theo công thức (2 - 1) ta có:
Cotg Cotg =
B
L
Hay:
cot g cot g =
1370
2650
ứng với các giá trị của góc từ 00, 50, ... , 450 ta lần lợt có các giá trị tơng ứng của
góc . Các giá trị này đợc lập trong bảng 1 dới đây:
Bảng 1: Quan hệ giữa và theo lý thuyết
1
50
100
150
200
250
300
350
400
450
0
0,974
4,8020
9,2020
13,2250
17,0140
20,6060
23,9890
27,2030
30,3280
33,3850
0
2.4. Xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái thực tế
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
-8-
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Để xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng đợc đờng cong biểu thị hàm số = f(,). Theo mối quan hệ này thì nếu biết trớc một góc
nào đó ứng với một giá trị của góc thì ta có một giá trị của góc . Mối quan hệ giữa
các góc , và theo giáo trình thiết kế tính toán ôtô đợc thể hiện nh sau:
m.cos( + )
m + 2 B sin 2m sin 2 m.sin( + )
= + arctg
arcsin
2
B m.sin( + )
m 2 cos 2 ( + ) + [ B m.sin( + ) ]
(2.2)
n
B
m
Hình 2 : đồ thị động
L học của xe khi đi thẳng
Trong đó:
- góc quay của trục bánh xe dẫn hớng bên ngoài.
- góc quay của trục bánh xe dẫn hớng bên trong.
L - chiều dài cơ sở của xe L = 2650 (mm).
B - khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hớng B = 1370 (mm).
- góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phơng dọc.
m - chiều dài đòn bên hình thang lái .
n - chiều dài đòn ngang hình thang lái n.
Theo giáo trình TTTK ôtô m đợc lấy theo kinh nghiệm :
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
-9-
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
m=(0,14 ữ 0,16)B =191,8 ữ 219,2(mm)
chọn m =200 (mm)
chọn sơ bộ theo côg thức :
tg =
B
2 xL
(2.3)
trong đó: xL = 0,7L ( x đợc xác định nh hình vẽ)
tg =
1370
=0,369
2.0,7.2650
=20,250
Để xây dựng đợc hình thang lái thực tế ta dùng một số giá trị xung
quanh giá trị đã chọn của thay vào công thức [2.3].
Tơng ứng với một giá trị đã chon của ta cho các giá trị từ 00
đến 450 qua đó ta sẽ xác định đợc các giá trị của tơng ứng
+chọn cho các giá trị : 180, 190 ,200, 210
+ nhận các giá trị từ 00 đến 450
Mối quan hệ giữa và đợc thể hiện thông qua bảng dới đây:
Bảng 2: quan hệ
=
và phụ thuộc góc
=
=
=
lt
0
1
0,974 0,950 0,021
0,986
0,004
0,995
0,021
0,987
50
4,802 4,851 0,049
4,831
0,071
4,834
0,032
4,820
100
9,202 9,406 0,204
9,363
0,283
9,332
0,130
9,289
0
15
13,225 13,674 0,449 13,591
0,561 13,520
0,295
13,431
200 17,014 17,662 0,648 17,516
0,826 17,387
0,373
17,241
250 20,606 21,340 0,734 21,131
1,031 20,922
0,316
20,708
300 23,989 24,699 0,709 24,403
1,103 24,120
0,131
23,819
350 27,203 27,717 0,514 27,325
0,945 26,944
0,259
26,546
400 30,328 30,359 0,031 29,858
0,558 29,368
0,960
28,872
0
45
33,385 32,582 0,803 31,966
0,234 31,362
2,023
30,746
- từ bảng giá trị này ta đi xây dựng đồ thị đặc tính hình thang lái thực tế
-
-
0,013
0,018
0,087
0,206
0,227
0,102
0,170
0,657
1,456
2,639
từ bảng giá trị trên ứng với sự sai lệch max <10 ta chon góc thiết kế
=180
độ dài đòn kéo ngang n đợc xác định theo công thức:
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
- 10 -
(2.4)
Trong đó
+ y : là tỉ số giữa m và n y =
m
n
n + 2. y. cos = B
n = B 2. y. cos = 1370 2.200. cos18 0 = 989,6(mm)
Dựa vào các số liệu trong bảng trên ta vẽ đợc đồ thị đặc tính động học hình thang
lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục toạ độ.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 11 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
2.5 Xác định các lực và mô men cản quay vòng tác động lên
2.5.1. Xác định mômen cản quay vòng
Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái:
c
d
V
B
e
l
m
n
l0
r
P
Lực tác động lên vành tay lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại
chỗ. Lúc đó mômen cản quay vòng trênHình
bánh2.3
xe dẫn hớng M sẽ bằng tổng số của
Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái. c
mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 do sự trợt lê bánh xe trên mặt đờng và
mômen cản M3 gây nên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hớng.
2.5.1.1 Mômen cản M1
Mômen cản quay vòng đợc xác định theo công thức:
M 1 = Gbx . f .a
(2.5)
Trong đó:
Gbx trọng lợng tác dụng lên một
bánh xe dẫn hớng.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
B
r
a
Bt
Hình 2.4
Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hớng
- 12 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Gbx =
825
G1
=
=412,5 (kg)
2
2
a cánh tay đòn chọn a=35 (mm)
f hệ số cản lăn theo lý thuyết ôtô ứng
với loại đờng nhựa tốt ta chọn
f=0,015
M1=412,5.0,015.0,035=0,216(KG.m)
2.5.1.2. Mômen cản M2 do sự trợt lê của bánh xe trên mặt đờng
Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đờng
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.
Theo lý thuyết ôtô x đợc xác định bằng công thức sau:
x = 0,5. r 2 r 2bx
(2.6)
Trong đó:
+ r bán kính tự do của bánh xe.
r = (B+
d
)25,4 (mm).
2
+với B là chiều rộng của lốp =7,68(ins)
+d là đờng kính vành bánh xe=14(ins)
r =372,87(mm)
+ rbx bán kính làm việc của bánh xe.
Ta chọn:
rbx = 0,96.r = 0,96.372,87 = 357,95 (mm).
r
Nên: x = 0,5 372,87 2 357,95 2 =57,32(mm).
Do đó mômen cản do bánh xe trợt lê là:
M 2 = Gbx ..x ( KGm)
0
(2.7)
x
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Y
Hình 2.5
Sơ đồ lực ngang tác dụng
lên bánh xe khi xe quay vòng
rbx
- 13 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Với là hệ số bám ngang theo lý thuyết ôtô ứng với đờng nhựa tốt ta chọn = 0,8
Vậy:
M 2 = 412,5.0,8.0,0573 =20,1(KG.m)
Để làm ổn định các bánh xe dẫn hớng ngời ta làm các góc đặt bánh xe:
- góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe.
- góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe.
- góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đờng so với mặt phẳng giữa
của bánh xe.
- góc doãng của bánh xe dẫn hớng.
Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhng chúng làm xuất hiện
mômen cản M3 . Trong tính toán giá trị mômen cản M3 đợc kể đến bởi hệ số .
- hệ số tính đến ảnh hởng của M3 do cầu trớc của ôtô bị nâng lên.
= 1,07 ữ 1,15. Ta chọn = 1,1.
Nh vậy:
Mc =
2. ( M 1 + M 2 ) .
( KGm )
l
(2.8)
l hiệu suất tính đến tiêu hao do ma sát ở cam quay và các khớp nối trong truyền
động lái. Với xe thiết kế có một cầu dẫn hớng và ở đằng trớc cho nên ta chọn l = 0,6.
[2]
Mc =
2.(0,216 + 20,1)
.1,1 =74,48(KG.m)
0,6
2.5.2.3 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái
Khi đánh lái trong trờng hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để
thắng đợc lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hớng là lớn nhất. Lực lớn nhất
đặt lên vành tay lái đợc xác định theo công thức:
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Pmax = M c .
1
R.ic .i d . th
- 14 -
(2.9)
Trong đó:
Mc mômen cản quay vòng Mc = 74, 48 (KGm).
R bán kính bánh lái R = 0,2 (m).
ic tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 15
th hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái loại trục vít thanh răng
th =0,9
i d tỷ số truyền của truyền động lái i d =1
Vậy ta có:
Pl max =
74,48
=27,58(KG)
0,2.15.1.0,9
2.5.2 Tính bền hệ thống lái
2.5.2.1. Tính bền cơ cấu lái
Toyota Race sử dụng cơ cấu lái loại trục vít thanh răng hai đầu thanh răng
liên kết với đòn ngang bên
trục vít có cấu tạo răng nghiêng đầu dới lắp trên ổ thanh lăn kim đầu
trên lắp trên ổ bi cầu .
thanh răng chuyển động tịnh tiến trên hai bạc trợt .
Cơ cấu lái loại trục vít thanh răng đợc tính toán dựa trên độ bền uốn và độ bền tiếp
xúc .
2.5.2.1.1 Tính toán cơ cấu theo độ bền uốn.
Theo giáo trình TTTK ÔTÔ ứng xuất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng đợc
xác định theo công thức:
u =
p.k
< [ ] .
b.t n . y
(2.10)
Trong đó :
P là lực chiều trục của thanh răng
b là chiều rộng răng của bánh răng
tn là bớc răng pháp tuyến t= .m
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 15 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
y là hệ số rạng răng
k là hệ số bổ xung tính đến sự tập trung ứng xuất
Xác định các thông số : theo giáo trình tttk ôtô ta có:
P = P1
R
r0
(2.11)
Với :
P1 là lực cực đại tác dụng lên vành tay lái P1=27,58(KG).
R là bán kính vành tay lái R=200 (mm)
r0 là bán kính vòng tròn cơ sở của bánh răng chủ
động vì ta chọn ic=15 mà ic=
R
=15 lên ta có r0=13,33
r0
P = 27,58.15 = 413,7( KG ) .
b chọn theo giá trị của m theo giáo trình TTTK ôtô với m là
hệ số moduyn răng vì bánh răng là bánh răng nghiêng lên
chọn m=4. Vây b =(7 ữ 8,6)m =(7 ữ 8,6).4
b =28 ữ 34,4 Chọn b=30 (mm)
K chọn bằng 0,75
chọn góc nghiêng của răng = 40 0
hệ số biên rạng răng y = 0,75 .
Từ các giá trị đã chọn ở trên ta có :
u =
413,7.0,75
= 10,979( MN / m 2 )
.0,004.0,03.0,75.
Bánh răng, thanh răng đợc chế tạo từ thép CT45 có [ u ]=85(MN/m2) .
Vậy bánh răng và thanh răng thoả mãn điều kiện bền uốn.
2.5.2.1.2 Tính bền cơ cấu theo tiếp xúc.
Theo giáo trình tttk ôtô ứng xuất tiếp xúc tại vị trí ăn khớp của trục vít và
thanh răng đợc xác định theo công thức :
tx = 0,418.
N .E 1
1
.( + )
b0 1 2
Trong đó :
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
(2.12)
- 16 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
N là lực thẳng góc tác dụng lên mặt tiếp xúc giữa các răng ăn
khớp.
E là môduyn đàn hồi E=2,1.105(MN/m2)
b0 là chiều dài đờng tiếp xúc các răng
1 , 2 là bán kính cong của các bề mặt chủ động và thụ động
tại điểm tiếp xúc .
= 20 0 là góc ăn khớp giữa các răng ta có :
N=
b0 =
p
cos . cos
b
30
=
= 59,16(mm)
cos cos 40
tx = 0,418.
P.E
1
1
( + )
b. cos 1 2
sin
1 = r1 . cos 2
Mà :
= r . sin
2
2
cos 2
(2.13)
(2.14)
(2.15)
(2.16)
Với r1,r2 lần lợt là bán kính vòng tròn lăn của trục vít và thanh răng ở đây ứng
r = 20(mm)
r2 = 30(mm)
với bánh răng chế tạo liền trục do số răng nhỏ (z=5 ữ 7)răng lên ta chọn : 1
= 20(mm)
1
2 = 30( mm)
tx = 0,418.
Ta có
2.5.2.2
4137.10 6.2,1.10 5 1
1
( + ) =18,34(MN/m2)
3
0
20 30
40.10 . cos 20
tx < [ tx ] vậy bánh răng và thanh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc
Tính bền trục lái
Trục lái làm bằng thép 30 có ứng suất cho phép [] = 80(MN/m2). Trục chế tạo
rỗng có đờng kính ngoài D = 30 (mm), đờng kính trong d=20(mm). Dới tác dụng của
mômen đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
- 17 -
ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái:
=
Plv .R.D
0,2.( D 4 d 4 )
(2.17)
Trong đó:
Pvl lực cực đại tác dụng lên vánh tay lái Plmax = 27,58 (KG).
R bán kính vành tay lái R = 200 (mm).
d đờng kính trong của trục lái
D đờng kính ngoài trục lái
Vậy:
=
20,5.0,2.0,03
2
4
4 =12,73 (MN/m )
0,2.(0,03 0,02 )
Với trục lái dài cần kiểm tra góc xoắn đối trục lái, góc xoắn trục lái đợc tính theo
công thức:
=
2. .l
G.D
(2.18)
Trong đó:
L - chiều dài trục lái L = 60 (mm).
D - đờng kính ngoài trục lái d = 30 (mm).
G - môduyl đàn hồi dịch chuyển G = 8.104 (MN/m2).
- ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái = 12,73 (MN/m2).
Vậy:
=
2.12,73.0,06
=0,00064(rad)
8.10 4.0,03
Góc xoắn tơng đối không vớt quá (5,50 ữ 7,50)/m.
=
0.00064.180
=0, 610<5,50
.0,06
< [ ] =5,50/m . Vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tơng đối
Nh vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.
2.5.2.3 Tính bền đòn quay đứng(theo sức bền vật liệu)
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.
Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (rotuyl) và nối với cơ cấu
lái bằng then hoa hình tam giác.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 18 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
b
1
1
c
ld
a
Theo giáo trình TTTK ôtô lực truyền
bánh xe qua đòn kéo dọc không quá một nửa
Hìnhtừ2.6
Sơ
đồ
biểu
diễn
các
kích
th
ớc
của
đứng.
giá trị trọng lợng tĩnh tác dụng lên một bánh
xeđòn
trớcquay
của xe.
Q1=0,5.G1=0,5.825=412,5(KG)
(2.19)
Lực do mômen cản quay lớn nhất tạo ra là:
Q2 =
Pvl max .R.ic . t
ld
(2.20)
Trong đó:
Pvlmax lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái Pvlmax = 27,58(KG).
R bán kính vánh tay lái R = 200 (mm).
ic tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 15.
t hiệu suất thuận cơ cấu lái t = 0,9.
ld chiều dài đòn quay đứng chọn ld = 180 (mm).
Vậy:
Q2 =
27,58.0,2.15.0,9
=413,7(KG)
0,18
Nh vậy ta lấy lực Q2 để tính cho đòn quay đứng. Đòn quay đứng đợc kiểm tra theo
uốn và theo xoắn tại tiết diện nguy hiểm 1-1.
ứng suất uốn:
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 19 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
u =
Q.ld
b.a 2
6
(2.21)
Trong đó:
b chiều dày đòn quay đứng b = 20 (mm).
a chiều rộng đòn quay đứng a = 35 (mm).
Vậy:
u =
413,7.180.
20.35 2 =18,236(KG/mm2) =182,36(MN/m2)
6
ứng suất xoắn:
x =
Q.c
.b.a 2
(2.22)
Trong đó:
c khoảng cách từ tâm tiết diện tới tâm rôtuyl c = 100 (mm).
- hệ số phụ thuộc vào tỷ số
a
b
a 35
=
= 1,75 do đó tra bảng ta có = 0,239.
b 20
Vậy:
x =
413,7.100
=7,07(KG/mm2) =70,7(MN/m2)
0,239.20.35 2
Đòn quay đứng đợc chế tạo từ thép 40, 40Cr, 40CrNi có:
[ u ] = 300 ữ 400( MN / m2 ).
[ x ] = 150 ữ 300(MN / m2 ).
Nh vậy đòn quay đứng đảm bảo độ bền theo uốn và xoắn.
2.5.2.4. Tính các đòn dẫn động
Tính các đòn dẫn động chủ yếu là tính đòn kéo dọc và đòn ngang.
2.5.2.4.1. Tính đòn kéo dọc
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 20 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dới tác dụng của lực Q đã tính ở phần trên và có
trị số là : 413,7 (KG). Đòn kéo dọc có tiết diện tròn đặc đờng kính là 30mm
ứng suất kéo nén đợc tính theo công thức:
kn =
Q
F
(2.23)
Trong đó:
F là diện tích tiết diện của đòn kéo dọc.
F= .D = .0,03 =7,056.10-4(m2)
2
2
4
n =
4
413,7
=586309,524 (KG/ m2)=5,86 (MN/m2)
7,056.10 4
Đòn kéo dọc đợc chế tạo từ thép CT30 có:
[ n ] = 400( KG / cm 2 ) = 40( MN / m2 ).
+ứng suất uốn dọc của đòn kéo dọc đợc xác định theo công thức:
bd =
2 .E. jd
l 2F
(2.24)
Trong đó :
E là môduyn đàn hồi của vật liệu chế tạo E=2,1.105 (MN/m2)
l là chiều dài đòn l=600(mm)
jd là mômen quán tính của tiết diện thanh dọc
4
4
jd= .D 3,14.30 =39740,63 ( mm4) =3,974.10-8(m4)
64
d =
64
(2.25)
2 .2,1.10 5.3,974.10 8
=224,95(MN/m2)
0,72 2.7,056.10 4
Độ dự trữ bền cho phép của thanh từ 1,2 ữ 2,5.độ dự trữ k đợc tính theo công thức
:
K=
ud 224,95
=
=2,93
5,89
un
Vây đòn kéo dọc thoả mãn về điều kiện bền và đảm bảo an toàn
2.5.2.4.2. Tính bền đòn kéo ngang
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 21 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Theo sách TTTK ôtô, đòn kéo ngang đợc tính theo sức bền kéo nén, ổn định của
thanh kéo dọc. Thanh kéo dọc chịu nén dới tác dụng của lực N, lực N đợc xác định
theo lực phanh và lực phanh max đợc tính theo công thức:
N=
Pp max .C
e
=
G1. mlp .C.
(2.26)
2e
Trong đó:
G1 tải trọng đặt lên cầu trớc trong trạng thái tĩnh G1 = 825(KG).
m1p hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trớc khi phanh khi tính toán chọn m1p
= 1,4.
- hệ số bám giữa lốp và mặt đờng chọn theo lý thuyết ôtô = 0,7.
.
c
V
Ppmax
Ppmax
e
N
n
Hình 2.7
c, e là các kích Sơ
thớc
vẽ lên đòn ngang hình thang lái.
đồtrên
lực hình
tác dụng
chọn e = 130 (mm).
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 22 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
1445 1370
=37,5(mm)
2
c=
BT B
2
N=
825.1,4.37,5.0,7
=116,61(KG)
2.130
=
Vậy:
Đòn kéo ngang đợc chế tạo bằng thép ống CT30 có:
[b] = 35 (MN/m2).
ứng suất nén của đòn kéo ngang:
n =
N
Ft
(2.27)
Đờng kính ngoài của đòn kéo ngang D = 30 (mm).
.D 2 = 0,03 2 =706,5 (mm2)= 7,065.10-4(m2)
FT =
4
4
n =
116,61
7,056.10 4
=16,53.104(KG/m2)=1,65(MN/m2)
ứng suất uốn dọc của đòn kéo là:
ud
2 .E.J t
= 2
l .Ft
(2.28)
Trong đó:
E môdun đàn hồi khi kéo E = 2,1.105 (MN/m2).
Jt mômen quán tính của tiết diện đòn kéo.
.D 4 = .30 4 =39740,63 (mm4) = 3,97.10-8(MN/m4)
64
64
Ft tiết diện đòn kéo ngang Ft = 7,056.10-4 (m2).
l chiều dài đòn kéo ngang l = 989,6 (mm).
JT =
Vậy:
ud =
2 .2,1.10 5.3,97.10 8
=118,96(MN/m2)
0,9896 2.7,056.10 4
Độ dự trữ ổn định của đòn kéo trong kết cấu hoàn thiện:
nod =
ud 110,8
=
=21,5
u n 5,143
Vậy đòn kéo ngang đảm bảo độ bền và độ ổn định.
2.5.6. Tính bền khớp cầu (Rotuyl)
(sủa 2.5.5)
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 23 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Khớp cầu đợc bố trí trên đòn kéo dọc, đòn ngang hệ thống lái. Chúng là khâu
quan trọng của dẫn động lái. Các khớp cầu đợc phân loại theo cách thức bù đắp khe hở
của các bề mặt làm việc khi chúng bị mòn. Hiện nay trên ôtô thờng sử dụng hai loại
khớp cầu:
Khớp cầu có loxo nén đặt hớng kính.
Khớp cầu có loxo nén đặt hớng trục.
Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 40XH có cơ tính:
d = 35( MN / m 2 ) .
c = 70( MN / m 2 ) .
Với điều kiện là khớp làm việc ở chế độ tải trọng động và chịu va đập. Khớp cầu đợc
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.
d
D
Sơ đồ kết cấu khớp cầu(rotuyl)
Nh 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 = 116,61( KG ) .
Nh 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 cờng hóa.
Q=413,7(KG).
Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số Q = 413,7 (KG) làm số liệu tính toán
kiểm bền khớp cầu.
Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu.
d =
Q
F
(2.29)
F là diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyl. Trong thực tế diện tích làm
việc chiếm 2/3 diện tích bề mặt của khớp cầu. Nên mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.
2/3 = 1/3 bề mặt khớp cầu.
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
Ta có:
- 24 -
. F = .D = 3,14.0,03 =2,35.10-4(m2)
2
2
4.3
12
D là đờng kính khớp cầu: D = 30 (mm) = 3,0 (cm).
=
625
= 266.10 4 ( KG / m 2 ) = 26,6( MN / m 2 )
4
2,35.10
Hệ số an toàn:
.
n=
[ d ]
35
=
= 1,3
26,6
Nh vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu
ở thanh kéo dọc.
*Kiểm tra khớp cầu theo điều kiện cắt
Kiểm tra độ bền cắt khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm nhất.
ứng suất cắt đợc tính theo công thức:
c =
Q
Fc
(2.30)
Trong đó:
Fc là tiết diện của rotuyl tại vị trí có tiết diện nguy hiểm nhất (tại
chỗ thắt nhỏ của rotuyl nh trên hình (2.8)
.d 2 .0,02 2
=
= 3,14.10 4
4
4
ở đây: d là đờng kính tại chỗ thắt của rô1tuyl d = 20 (mm).
FC =
c =
625
= 198,9.10 4 ( KG / m 2 ) = 19,89( MN / m 2 ) .
4
3,14.10
Hệ số an toàn: n =
[ c ]
70
=
= 3,5
19,89
Nh vậy khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm.
3.1. Tính toán trợ lực lái
3.1.1. Tính các phần tử của bộ trợ lực
Trên cơ sở đã tính toán mômen cản quay vòng (Mc) ta sẽ xác định các lực tác
động lên dẫn động lái và thanh đẩy pittông
Lực tác dụng lên bộ cờng hoá Ph sẽ là
Ph = Pvlmax- P
(3.1)
Trong đó
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
- 25 -
Khoa cơ khí động lực - Trờng Đại học - SPKT Hng Yên
+ Pvlmax : lực cực đại tác dụng lên vành tay lái
+ P : lực do ngời lái đảm nhận P từ 40 ữ 70(N) đối với xe du lịch. Ta chọn P
= 70(N).
Ph= 27,58- 7 = 20,58 (KG)
Xác định các lực tính toán
Nh đã tính toán lực lớn nhất mà ngời lái sinh ra là 7(KG) khi ngời lái thực
hiện quay vòng tại chỗ mômen cản quay vòng là lớn nhất Mc
=74,48(KG.m).
Trong đó xilanh sinh ra mônmen có độ lớn bằng Mch= k.Mc
Với k là phần trăm lực mà bộ cờng hoá sinh ra trên vành tay lái khi
quy dẫn trên vành tay lái thì
k=
Pvl max P
27,58 7
.100% =
.100% = 74,62%
Pvl max
27,58
Trong đó
Plmax : lực cực đại tác động lên vành tay lái khi cha có bộ
cờng hoá
P : lực cực đại của ngời lái tác dụng lên vành tay lái khi
cha có bộ cờng hoá P=7(KG)
Lực mà xilanh sinh ra Pxl=
M ch 74,48.74,62%
=
= 427,52( KG )
e
0,13
3.1.2 .Tính toán xilanh trợ lực
xác định đờng kính trong của xilanh trợ lực và đờng kính cần pittông
dựa vào công thức
-
D x=
4.Pxl
+d2
.P0
(3.2)
Trong đó :
+ Dx:Đờng kính trong của xilanh trợ lực
+ P0 :áp suất cực đại trong hệ thống cờng hoá P0=65(KG/cm2)
+ d : Đờng kính cần đẩy pittông chọn d= 20(cm)
+ Pxl :Lực mà xilanh sinh ra Pxl=427,52(KG)
Dx =
4.427,52
+ 2 2 = 3,52(cm)
3,14.65
Ta chọn Dx=35(mm)
Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam
Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng
