Thiết kế cải tiến hệ thống lái cho xe tải IFA–W50

triệu chiếc, trong đó ô tô con chiếm 75%, còn lại 25% là xe tải và xe khách. Việt Nam là một nước có nền công nghiệp đang trong giai đoạn phát triển, trong đó nền công nghiệp ô tô cũng đang trong thời kỳ phát triển sơ khai. Hiện nay, nước ta có 14 công ty liên doanh ô tô, chủ yếu lắp ráp và chuyển giao công nghệ từng phần, việc tiến tới sản xuất ô tô có qui mô lớn mang thương hiệu Việt Nam là một trong những mục tiêu đã và đang trong giai đoạn thực hiện của ngành công nghiệp ô tô Việt Nam. Là một sinh viên chuyên nghành ô tô, việc đi đến thiết kế ô tô là cả một quá trình học hỏi và tích luỹ. Đứng trước thực tại phát triển với nhiều lựa chọn thì việc cải tiến và áp dụng một thành quả tiên tiến của khoa học kỹ thuật vào cải tiến xe hiện có để phù hợp với tính năng sử dụng là một trong những đòi hỏi cần có của một kỹ sư. Từ những yêu cầu thực tế, em được giao đề tài: “Thiết kế cải tiến hệ thống lái cho xe IFA – W50” nhằm mục đích giảm cường độ cho người lái, làm tăng thêm tính cơ động và độ an toàn chuyển động của xe. Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Phạm Vỵ đã nhiệt tình hướng dẫn và giúp đỡ em hoàn thành tốt đề tài này. Tuy nhiên, do lần đầu làm công tác thiết kế, thời gian lại có hạn nên không tránh khỏi những thiếu sót. Kính mong sự góp ý, chỉ bảo của các thầy cô và các bạn để em hiểu rõ hơn. Hà Nội, ngày tháng năm 2005 Sinh viên Nguyễn Đình Dũng đặc điểm và các thông số kỹ thuật của xe ifa – w50 Đặc điểm kỹ thuật của xe IFA – W50 Xe IFA-W50 do nhà máy chế tạo ô tô IFA của Cộng hoà dân chủ Đức sản xuất năm 1969. Vỏ xe bằng kim loại có sàn xe tự đổ, thành sau mở lật được, đổ tải qua 3 phía. Trang bị khí nén, thuỷ lực, điện để nâng ben của rơmoóc. Cabin có 2 chỗ ngồi bằng kim loại. Các thông số kỹ thuật của xe IFA – W50 STT Thông số Trị số và đơn vị 1 Trọng tải 5000 KG 2 Trọng lượng bản thân 5200 KG 3 Trọng lượng toàn bộ: Phân lên cầu trước Phân lên cầu sau 10200 KG 3400 KG 6800 KG 4 Khối lượng cho phép của rơmoóc 9000 KG 5 Thể tích thùng xe 3,24 m3 6 Chiều dài cơ sở 3200mm 7 Chiều dài toàn bộ 6480 mm 8 Chiều cao của xe 2600 mm 9 Chiều rộng của xe 2500 mm 10 Chiều rộng cơ sở 1760 mm 11 Khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng 1500 mm 12 Chiều dài đòn bên 200 mm 13 Chiều dài đòn kéo ngang 1376 mm 14 Chiều dài đòn kéo dọc 780 mm 15 Chiều dài đòn quay ngang 220 mm 16 Chiều dài đòn quay đứng 210 mm 17 Bán kính vành tay lái 250 mm 18 Vết bánh: Trước Sau 1750 mm 1780 mm 19 Bánh kính quay vòng theo vỏ xe 7,1 m 20 Tốc độ cực đại 90 km/h 21 Tiêu hao nhiên liệu 17 lít/100 km 22 động cơ 4 VD 14,5/12-1 SRW Điêden 4 kỳ, 4 xilanh, bố trí thẳng hàng: 1-3-4-2 23 đường kính xi lanh 120 mm 24 Hành trình pit-tông 145 mm 25 Dung tích công tác 6,56 lít 26 Tỉ số nén 18 27 Công suất cực đại 125 mã lực ở 2300 vòng/phút 28 Mômen xoắn cực đại 43 KG.m ở 1350 vòng/phút 29 Bơm cao áp DEP 4V-S 804/3 30 Vòi phun Se 170 66-1, TGL 12348 31 Điện áp thiết bị điện 12V 32 Li hợp Ma sát khô, 1 đĩa 33 Hộp số 5 cấp, đồng tốc cho số II, III, IV, V 34 Truyền lực chính 2 cấp, côn răng xoắn, bánh răng hành tinh 35 tỉ số truyền của hộp số: Số I Số II Số III Số IV Số V Số lùi 8,62 4,56 2,62 1,59 1,00 6,38 36 Tỉ số truyền của truyền lực chính 5,36 37 Cơ cấu lái Trục vít – con lăn 38 Hiệu suất thuận của cơ cấu lái 0,72 39 Hiệu suất nghịch của cơ cấu lái 0,55 40 Tỷ số truyền của cơ cấu lái 23,4 41 Hệ thống treo phía trước Nhíp 42 Hệ thống treo phía sau Nhíp có đệm cao su phụ 43 Phanh công tác Tang trống có dẫn động thuỷ lực tách rời và cường hoá khí nén 44 Phanh khi dừng Phanh tang trống, dẫn động cơ khí, tích năng lượng đàn hồi 45 Phanh phụ Phanh mô tơ 46 Số bánh xe 6 + 1 47 Kích thước lốp 9,00 – 20 48 áp suất trong lốp bánh trước và sau 6,5 KG/cm2 Chương i Tổng quan về hệ thống lái trên ô tô 1. công dụng, phân loại, yêu cầu 1.1. Công dụng Hệ thống lái của ô tô dùng để thay đổi hướng chuyển động hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo một quỹ đạo xác định nào đó. 1.2. Phân loại Tuỳ thuộc vào yếu tố căn cứ để phân loại, hệ thống lái được chia thành các loại sau: 1.2.1. Theo cách bố trí vành lái - Hệ thống lái với vành lái bố trí bên trái (theo chiều chuyển động của ô tô) được dùng trên ô tô của các nước có luật đi đường bên phải như ở Việt Nam và một số nước khác. - Hệ thống lái với vành lái bố trí bên phải (theo chiều chuyển động của ô tô) được dùng trên ô tô của các nước có luật đi đường bên trái như ở Anh, Nhật, Thuỵ Điển, … 1.2.2. Theo số lượng cầu dẫn hướng - Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu trước. - Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu sau. - Hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở tất cả các cầu. 1.2.3. Theo kết cấu của cơ cấu lái - Cơ cấu lái loại trục vít – bánh vít. - Cơ cấu lái loại trục vít – cung răng. - Cơ cấu lái loại trục vít – con lăn. - Cơ cấu lái loại trục vít – chốt quay. - Cơ cấu lái loại liên hợp (gồm trục vít, êcu, cung răng). - Cơ cấu lái loại bánh răng trụ – thanh răng. 1.2.4. Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cường hoá - Hệ thống lái có cường hoá thuỷ lực. - Hệ thống lái có cường hoá khí nén. - Hệ thống lái có cường hoá liên hợp. 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: - 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. - 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 hướng. - Đảm bảo quan hệ tuyến tính giữa góc quay vành lái và góc quay bánh xe dẫn hướng. - Cơ cấu lái phải được đặt ở phần được treo để kết cấu hệ thống treo trước không ảnh hưởng đến động học cơ cấu lái. - Hệ thống lái phải bố trí sao cho thụân tiện trong việc bảo dưỡng và sửa chữa. 2. cấu tạo chung hệ thống lái Sơ đồ cấu tạo của hệ thống lái được thể hiển trên hình 1.1, bao gồm các bộ phận chính như sau: - Vành lái: Vành lái cùng với trục lái có nhiệm vụ truyền lực quay vòng của người lái từ trục vít của cơ cấu lái. 1- Vành lái 2- Trụ lái 3- Trục vít 4- Cung răng 5- Đòn quay đứng 6- Đòn kéo dọc 7 - Cam quay 8, 9, 1 0- Hình thang lái 11- Trục bánh xe 12- Dầm cầu dẫn hướng Hình 1.1– Hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại liền - Cơ cấu lái: Cơ cấu lái ở sơ đồ hình 1.1 gồm có trục vít 3 và cung răng 4. Nó có nhiệm vụ biến chuyển động quay của trục lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng và khuyếch đại lực điều khiển trên vành lái. - Dẫn động lái: Dẫn động lái bao gồm đòn quay đứng 5, thanh kéo dọc 6, cam quay 7. Nó có nhiệm vụ biến chuyển động góc của đòn quay đứng 5 thành chuyển động góc của trục bánh xe dẫn hướng. - Hình thang lái: Hình thang lái bao gồm các đòn 8, 9 và 10. Ba khâu này hợp với dầm cầu dẫn hướng tạo thành bốn khâu dạng hình thang nên gọi là hình thang lái. Hình thang lái có nhiệm vụ tạo chuyển động góc của hai bánh xe dẫn hướng theo một quan hệ xác định bảo đảm các bánh xe không bị trượt khi quay vòng. 3. các loại hệ thống lái 3.1. Hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại liền (hình 1.1) và hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại rời (hình 1.2) Hình 1.2 – Hệ thống lái với bánh dẫn hướng trong hệ thống treo độc lập ở hệ thống lái cầu liền (hệ thống treo phụ thuộc) khi ô tô hoặc cầu dao động thì toàn bộ các chi tiết của hình thang lái dao động cùng một khối với cầu dẫn hướng. Nhưng ở hệ thống lái với hệ thống treo độc lập (hình 1.2), các bánh xe dẫn hướng bên trái hoặc bên phải có thể dao động độc lập với nhau nên cấu tạo của dẫn động lái và hình thang lái có khác so với loại cầu liền. Đó là thanh ngang của hình thang lái không thể làm liền mà phải cắt rời thành nhiều đoạn và liên kết với nhau bằng các khớp cầu. Còn các bộ phận khác như vành lái, trục lái, cơ cấu lái đều có cấu tạo và nguyên lý làm việc như đã nói trong mục 2. 3.2. Hệ thống lái có cường hoá Bố trí chung của hệ thống lái loại này được thể hiện trên hình 1.3. Hình 1.3 – Hệ thống lái có cường hoá So với hệ thống lái không có cường hoá đã trình bày ở trên, cấu tạo chung của hệ thống lái có cường hoá gồm hai phần chính: phần lái cơ khí và phần cường hoá. Phần lái cơ khí có cấu tạo và nguyên lý giống như các trường hợp đã trình bày ở trên. Phần cường hoá với các bộ phận chính sau: - Nguồn năng lượng của bộ cương hoá, trong sơ đồ hình 1.3 là bơm thuỷ lực. - Van phân phối (van điều khiển). - Cơ cấu chấp hành (xi lanh lực). 4. CấU TạO CủA CáC Bộ PHậN TRONG Hệ THốNG LáI 4.1. Trục lái Trục lái có hai loại: loại cố định không thay đổi được góc nghiêng (hình 1.4.a) và loại thay đổi được góc nghiêng (hình 1.4.b). Hình 1.4 – Cấu tạo trục lái Trục lái cố định không thay đổi được góc nghiêng. Trục lái thay đổi được góc nghiêng. Đối với loại không thay đổi được góc nghiêng thì trục lái gồm một thanh thép hình trụ rỗng. Đầu trên của trục lái được lắp bằng then hoa với moayơ của vành lái (vô lăng), còn đầu dưới cũng được lắp bằng then hoa với khớp các đăng. Trục chính được đỡ trong ống trục lái bằng các ổ bi. ống trục lái được cố định trên vỏ cabin bằng các giá đỡ. Vành lái có dạng một thanh thép hình tròn với một số nan hoa (hai hoặc ba) nối vành thép với moayơ vành lái cũng bằng kim loại. Moayơ có làm lỗ với các then hoa để ăn khớp then với đầu trên của trục lái. Đối với loại không thay đổi được góc nghiêng thì ngoài những chi tiết kể trên, trục chính không phải là một thanh liên tục mà được chia thành hai phần có thể chuyển động tương đối với nhau trong một góc độ nhất định nhờ kết cấu đặc biệt của khớp nối (hình 1.4.b). Tuỳ thuộc vào tư thế và khuôn khổ của người lái mà vành lái có thể được điều chỉnh với góc nghiêng phù hợp. 4.2. Cơ cấu lái Cơ cấu lái là hộp giảm tốc đảm bảo tăng mômen quay của người lái từ vành lái tới các bánh xe dẫn hướng. Cơ cấu lái có các thông số đặc trưng cho tính năng kỹ thuật sau: - Tỷ số truyền ic: Trong đó: - là các góc quay nguyên tố tương ứng của vành lái và trục đòn quay đứng; - là góc quay tương ứng của vành lái và trục đòn quay đứng. Tỷ số truyền của cơ cấu lái có thể thay đổi hoặc không thay đổi. Tỷ số truyền cơ cấu lái có phạm vi thay đổi rộng, cao ở vùng vị trí trung gian và thấp ở các vị trí rìa thường được dùng ở hệ thống lái không có cường hoá. - 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. Vì vậy, nói chung khi thiết kế cơ cấu lái yêu cầu phải có hiệu suất thuận cao. - Hiệu suất nghịch: Hiệu suất nghịch là hiệu suất tính theo lực truyền từ dưới đòn quay đứng lên trục lái. Thông thường yêu cầu phải có hiệu suất nghịch phải có trị số bé hơn hiệu suất thuận. Nếu hiệu suất nghịch rất bé thì các lực va đập tác dụng lên hệ thống chuyển động của ô tô sẽ không truyền đến vành lái được vì chúng bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái. Đây là một tính chất rất quý của cơ cấu lái. Tuy nhiên, không thể đưa hiệu suất nghịch xuống quá thấp, vì lúc đó bánh xe dẫn hướng sẽ không tự trả lại được về vị trí ban đầu dưới tác dụng của các mômen ổn định. Vì vậy, để đảm bảo khả năng tự trả bánh xe dẫn hướng từ vị trí đã quay về vị trí ban đầu và để hạn chế các va đập từ đường lên vành lái trong một phạm vi nào đấy thì cơ cấu lái được thiết kế với một hiệu suất nghịch nhất định. 4.2.1. Cơ cấu lái loại trục vít cung răng (hình 1.5) Cơ cấu lái loại trục vít cung răng có ưu điểm là giảm được trọng lượng và kích thước so với loại trục vít bánh răng. Cung răng có thể là cung răng thường (hình 1.5.a) hoặc cung răng bên (hình 1.5.b). Cung răng bên có ưu điểm là tiếp xúc theo toàn bộ chiều dài răng, do đó giảm được ứng suất tiếp xúc và răng ít hao mòn, cho nên thường dùng cho ô tô tải cỡ lớn. Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít cung răng được xác định như sau: Trong đó: ro - bán kính vòng tròn cơ sở của cung răng; t - bước trục vít. Hình 1.5 – Cơ cấu lái loại trục vít cung răng Cung răng thường Cung răng bên Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này có giá trị không đổi. Hiệu suất thuận khoảng 0,5 còn hiệu suất nghịch khoảng 0,4. 4.2.2. Cơ cấu lái loại trục vít con lăn (hình 1.6) Hình 1.6 – Cơ cấu lái loại trục vít con lăn Cơ cấu lái loại trục vít con lăn có những ưu điểm sau: - Nhờ trục vít có dạng glôbôit cho nên mặc dù chiều dài trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc của các răng ăn khớp được lâu hơn và trên diện rộng hơn, có nghĩa là giảm được kích thước chung và giảm ứng suất tiếp xúc của các răng. - Tải trọng tác dụng lên chi tiết tiếp xúc với nhau được phân tán, tuỳ theo loại ô tô mà có thể làm con lăn có từ hai đến bốn vòng ren. - Tổn thất do ma sát ít hơn nhờ thay ma sát trượt bằng ma sát lăn. - Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp của các bánh răng. Đường trục của con lăn nằm lệch với đường trục của trục vít một khoảng e = 5 - 7 mm. Điều này cho phép điều chỉnh lại khe hở ăn khớp sau một thời gian làm việc các chi tiết bị hao mòn. Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít con lăn tại vị trí trung gian xác định theo công thức: Trong đó: r2 - bán kính vòng tròn ban đầu của hình glôbôit của trục vít; t - bước của trục vít; z1 - số mối ren của trục vít. Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này sẽ tăng lên từ vị trí giữa đến vị trí rìa khoảng từ 5 - 7%, nhưng sự tăng này không đáng kể nên có thể bỏ qua và coi như tỉ số truyền không đổi. Hiệu suất thuận vào khoảng 0,65 và hiệu suất nghịch vào khoảng 0,5. Cơ cấu lái loại này được sử dụng rộng rãi trong các loại ô tô khác nhau. 4.2.3. Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay (hình 1.7) Cơ cấu lái loại này có ưu điểm cơ bản là có thể thiết kế tỷ số truyền thay đổi theo các quy luật khác nhau tuỳ thuộc vào yêu cầu sử dụng. Hình 1.7 – Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay Nếu bước của trục vít t không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo công thức: Trong đó: - góc quay của đòn quay đứng; r2 - bán kính từ chốt quay đến trục đòn quay đứng. Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch của cơ cấu lái loại này đều vào khoảng 0,7. Cơ cấu lái loại này thường được sử dụng ở hệ thống lái không có cường hoá trên ô tô tải và ô tô khách. 4.2.4. Cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng (hình 1.8) 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 ở trong các rãnh xoắn trên trục vít và bên trong đai ốc. Các viên bi lăn trong các rãnh này, các rãnh được thiết kế để cho phép các viên bi tuần hoàn một cách liên tục. Hình 1.8 – Cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng Một trục với bánh răng rẻ quạt được lắp trong hộp cơ cấu lái bằng các ổ bi kim. Phần răng rẻ quạt ăn khớp với răng của đai ốc bi. Khi trục vít quay dẫn đến trục đòn quay đứng quay. Ưu điểm của cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng là: tổn thất ma sát giữa trục vít và trục rẻ quạt rất nhỏ nhờ biến ma sát trượt thành ma sát lăn. 4.2.5. Cơ cấu lái loại bánh răng trụ thanh răng (hình 1.9) Bánh răng trụ được chế tạo liền với trục lái nên còn gọi là trục răng. Khi quay vành lái trục răng quay làm thanh răng dịch chuyển sang phải hoặc sang trái. Sự dịch chuyển của thanh răng được truyền tới cam quay qua các đầu thanh răng và khớp cầu. Cơ cấu lái loại trục răng thanh răng có các ưu điểm sau: - Cấu trúc đơn giản, gọn nhẹ do cơ cấu lái nhỏ và bản thân thanh răng có tác dụng như thanh dẫn động lái nên không cần các thanh ngang như ở cơ cấu lái khác. - Ăn khớp răng trực tiếp nên độ nhạy cao. - Ma sát trượt và lăn nhỏ kết hợp với sự truyền mômen tốt nên lực điều khiển trên vành lái nhẹ. - Cơ cấu lái được bao kín hoàn toàn nên ít phải chăm sóc bảo dưỡng. Hình 1.9 – Cơ cấu lái loại bánh răng trụ thanh răng 4.3. Dẫn động lái 4.3.1. Đòn quay (hình 1.10) Đòn quay có nhiệm vụ truyền mômen từ trục đòn quay của cơ cấu lái tới các đòn kéo dọc hoặc kéo ngang được nối với cam quay của bánh xe dẫn hướng. Cấu tạo của đòn quay có dạng thanh gồm thân đòn quay, đầu to và đầu nhỏ. Đầu to là lỗ hinh trụ hoặc côn có then hoa bên trong để ăn khớp then hoa với đầu trục đòn quay. Đầu nhỏ đòn quay cũng có lỗ trơn hình côn để bắt với rôtuyn. Thân đòn quay có tiết diện nhỏ dần từ đầu to đến đầu nhỏ và hình dạng tiết diện phù hợp với phương chịu lực. Tuỳ theo loại cơ cấu lái và dẫn động lái mà đòn quay có thể quay trong mặt phẳng ngang (hình 1.10.a) hoặc mặt phẳng đứng (1.10.b). Hình 1.10 – Đòn quay 4.3.2. Đòn kéo (hình 1.11) Hình 1.11 – Đòn kéo Đòn kéo được dùng để truyền lực từ đòn quay của cơ cấu lái đến cam quay bánh xe dẫn hướng. Tuỳ theo phương đòn đặt kéo mà người ta có thể gọi đòn kéo dọc hoặc đòn kéo ngang. Đòn kéo cũng được sử dụng nối và truyền lực giữa hai cam quay của hai banh xe dẫn hướng. Nó là khâu thứ ba (trừ dầm cầu dẫn hướng) trong hình thang lái nên còn được gọi là thanh “ba ngang”. Cấu tạo chung của đòn kéo gồm một thanh thép hình trụ rỗng hai đầu có bố trí các rôtuyn với liên kết cầu. Vì trong quá trình làm việc vị trí của các đòn kéo có thể thay đổi trong không gian nên các điểm nối giữa các đòn kéo phải là liên kết cầu để tránh cưỡng bức. Liên kết cầu bao gồm một rôtuyn với một đầu có dạng cầu và các bát rôtuyn có bề mặt lắp ghép là một phần chỏm cầu lõm được lắp ráp với mặt cầu của rôtuyn. Một yêu cầu đối với dẫn động lái là phải chính xác, không có độ dơ, đồng thời để dập tắt các lực va đập truyền qua dẫn động lái nên hầu hết các khớp rôtuyn đều dùng lò xo để ép bát rôtuyn với mặt cầu của rôtuyn. Lực ép của các lò xo này lên rôtuyn được điều chỉnh bằng các nút tỳ có ren. Để bôi trơn các bề mặt làm việc của rôtuyn và bát rôtuyn thì người ta thường bố trí một vú mỡ và các đường dẫn mỡ từ vú mỡ tới các rôtuyn. Trên một đòn kéo có hai rôtuyn thì việc bố trí lò xo ở các đầu rôtuyn này phải bảo đảm sao cho khi lực truyền từ chốt rôtuyn này đến chốt kia chỉ có một trong hai lò xo làm việc. 4.3.3. Hình thang lái Hình thang lái thực chất là một tứ giác gồm bốn khâu (hình 1.12): dầm cầu, thanh lái ngang và hai thanh bên (cánh bản lề). ở vị trí trung gian, tứ giác này có dạng hình thang nên được gọi là hình thang lái. Trừ giầm cầu ra các khâu còn lại của hình thang lái có cấu tạo như các đòn kéo. Vì vậy, ở đây chúng ta không xét thêm về mặt cấu tạo mà chủ yếu đưa ra hình dạng và kích thước của hình thang lái. Để đảm bảo quan hệ giữa góc quay của bánh xe bên trong và bánh xe bên ngoài để các bánh xe cùng quay trên một tâm quay tức thời thì kích thước của các thanh lái ngang, cánh bản lề và góc q phải có những giá trị xác định. Hình 1.12 – Hình thang lái ở một số ô tô do kết cấu của hệ thống treo và hệ thống lái khác nhau nên hình thang lái cũng được suy biến theo. 5. góc đặt bánh xe Các góc đặt bánh xe và trụ quay đứng nhằm các mục đích sau: - Giảm lực cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng. - Tạo độ ổn định của bánh xe dẫn hướng, có nghĩa là khi bánh xe dẫn hướng lệch khỏi vị trí trung gian thì nó có khả năng tự động quay trở lại. Các góc này bao gồm góc nghiêng ngang của bánh xe (camber), góc nghiêng dọc của trụ quay đứng (caster), góc nghiêng ngang của trụ quay đứng (kingpin) và độ chụm của bánh xe. Chương ii Kiểm nghiệm hệ thống lái xe ifa – w50 1. hệ thống lái xe ifa – w50 Sơ đồ hệ thống lái xe IFA – w50 được thể hiện trên hình 2.1. 1- Vành tay lái 2- Trục tay lái 3- Cơ cấu lái 4- Đòn quay đứng 5- Đòn kéo dọc 6- Đòn quay ngang 7- Đòn kéo ngang 8- Đòn bên 9- Dầm cầu trước 10- Bánh xe dẫn hướng Hình 2.1 – Sơ đồ hệ thống lái của xe IFA - W50 1.1. Đặc điểm Hệ thống lái lắp trên xe IFA – W50 có các đặc điểm sau: - Là hệ thống lái cơ khí, không có cường hoá lái. - Cơ cấu lái loại trục vít – con lăn 2 răng, tỷ số truyền ic = 23,4. - Dẫn động lái gồm: đòn quay đứng, đòn kéo dọc, đòn quay ngang. - Hình thang lái gồm: dầm cầu trước, đòn kéo ngang và đòn bên, các chi tiết liên hệ với nhau thông qua khớp cầu. 1.2. Ưu điểm của hệ thống lái xe IFA – W50 - áp suất tác dụng lên con lăn giảm đáng kể so với loại trục vít – bánh vít. - Khe hở giữa trục vít và con lăn nhỏ nhất khi xe đi thẳng nên khắc phục được hiện tượng kẹt răng. - Hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch (ht = 0,72; hn = 0,55), do vậy giảm được va đập từ mặt đường lên vành lái. - Độ bền và chống mòn của trục vít và con lăn cao, có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa trục vít và con lăn, do đó điều chỉnh được độ dơ vành tay lái. 1.3. Nhược điểm của hệ thống lái xe IFA – W50 - Là hệ thống lái cơ khí nên lực lái lớn, nhất là khi quay vòng nhanh, nên gây mệt mỏi cho người lái, làm giảm tính năng cơ động của xe. - Lực va đập từ bánh xe với mặt đường lên vành tay lái còn lớn, nên vành tay lái bị rung lắc mạnh khi xe đi vào đường xấu. 2. tính động học hình thang lái Nhiệm vụ của việc tính động học hình thang lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái. Sự chuyển động của ô tô là quá trình kết hợp hài hoà giữa bánh xe dẫn hướng với những góc quay khác nhau. Để nhận được sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng, các bánh xe dẫn hướng bên trái và bên phải khi quay vòng lăn trên vòng tròn đồng tâm. Do đó, cơ cấu hình thang lái sẽ giải quyết tốt những yêu cầu trên. 2.1. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết Như ta đã biết từ lý thuyết quay vòng đã chứng minh rằng muốn các bánh xe ô tô quay vòng đúng thì quan hệ giữa chúng phải thoả mãn điều kiện sau: (2 - 1) Trong đó: a - là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài b - là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong B - là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng, B = 1500 mm Lo - là chiều dài cơ sở của ôtô, Lo = 3200 mm Hình 2.2 – Sơ đồ động học quay vòng của ô tô có hai bánh dẫn hướng phía trước ứng với các giá trị của góc b từ 00 á 400 ta lần lượt tính được giá trị a của bánh dẫn hướng phía ngoài. Giá trị của a được suy ra từ biểu thức (2 – 1): (2 – 2) Từ đó ta lập được bảng đặc tính lý thuyết sau: b(độ) 0 5 10 15 20 25 30 35 40 alt(độ) 0 4,804 9,251 13,391 17,273 20,941 24,436 27,797 31,06 2.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế Xe tải IFA – W50 có cấu tạo hình thang lái là cơ cấu 4 khâu hay còn gọi là hình thang lái kiểu Đan – tô. Hình 2.2 – Sơ đồ hình thang lái Thông qua hình thang lái, từ mối quan hệ hình học chúng ta rút ra được về mối quan hệ giữa các góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong, được xác định theo công thức: (2 – 3) Trong đó: a - góc quay của bánh xe dẫn hướng phía ngoài b - góc quay của bánh xe dẫn hướng phía trong q - góc nghiêng đòn bên của hình thang lái m – chiều dài đòn bên B – khoảng cách giữa hai tâm trụ quay đứng Chọn sơ bộ chiều dài đòn bên hình thang lái: m = 200 mm, m thường được chọn theo kinh nghiệm: m = (0,11 á 0,16)B với m = 0,135B. Như vậy là thoả mãn điều kiện trên. Tính sơ bộ q theo công thức: (2 - 4) Với X = 0,7 ị Thay giá trị vào công thức ta có: Chọn q trong khoảng 17o á 20o vào công thức (2 - 3). Như vậy, cứ ứng với mỗi giá trị của q ta tìm được một loạt giá trị tương ứng của a theo b chọn trước. Từ đó ta có các bảng giá trị sau: Bảng 1: ứng với q1 = 17o b (độ) alt (độ) att (độ) alt - att 0 0 0 0 5 4,804 4,8497 - 0,0557 10 9,251 9,445 - 0,23 15 13,391 13,764 - 0,373 20 17,273 17,811 - 0,538 25 20,942 21,5732 - 0,6312 30 24,436 25,0328 - 0,5968 35 27,797 28,1633 - 0,3663 40 31,06 30,9336 0,1264 Bảng 2: ứng với q2 = 18o b (độ) alt (độ) att (độ) alt - att 0 0 0 0 5 4,804 4,8495 - 0,0455 10 9,251 9,4092 - 0,1942 15 13,391 13,686 - 0,295 20 17,273 17,677 - 0,44 25 20,942 21,3702 - 0,4282 30 24,436 24,7468 - 0,3108 35 27,797 27,782 0,015 40 31,06 30,4454 0,6146 Bảng 3: ứng với q3 = 19o b (độ) alt (độ) att (độ) alt - att 0 0 0 0 5 4,804 4,8401 - 0,0361 10 9,251 9,3731 - 0,1221 15 13,391 13,608 - 0,217 20 17,273 17,5427 - 0,2697 25 20,942 21,166 - 0,224 30 24,436 24,461 - 0,025 35 27,797 27,4012 0,3958 40 31,06 29,959 1,101 Bảng 4: ứng với q4 = 20o b (độ) alt (độ) att (độ) alt - att 0 0 0 0 5 4,804 4,83046 - 0,02646 10 9,251 9,3366 - 0,0856 15 13,391 13,4352 - 0,0442 20 17,273 17,407 - 0,137 25 20,942 20,9613 - 0,0193 30 24,436 24,1735 0,2625 35 27,797 27,021 0,776 40 31,06 29,475 1,585 Từ công thức (2 - 4) ta xác định được các thông số trong bảng đặc tính lý thuyết, dựa vào trục toạ độ vuông góc a và b ta lập được đường cong biểu thị mối quan hệ a = f(b) lý thuyết. Cho trước các giá trị của q, chọn trước m. Từ biểu thức (2 - 3) ta xây dựng được một họ đường cong a = f(b, q, m) cũng trên toạ độ vuông góc nói trên (hình 2.4). Hình 2.4 - Đồ thị đặc tính động học hình thang lái Từ bảng số liệu và đồ thị ta có nhận xét sau: Ta thấy ứng với q = 18o thì giá trị att gần sát với đường đặc tính quay vòng lý thuyết hơn. Vì với b Ê 35o thì sự sai lệch so với đường đặc tính lý thuyết là: Da = (alt - att) Ê 1o. Nếu lớn hơn điều kiện này sẽ gây mòn lốp nhanh. Do đó góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong bmax = 35o và amax = 28o. Khi đó bánh xe dẫn hướng phía ngoài có sự trượt ngang nhỏ. 2.3. Tính chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái Từ công thức: Trong đó: n – chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái. ị n = B – 2msinq Thay số với q = 18o; B = 1500 mm; m = 200 mm, ta có: n = 1500 – 2.200.sin18o = 1376,4 (mm) Vậy ta lấy chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái là: n = 1376 mm. 3. kiểm nghiệm động lực học Việc tính toán động lực học là nhằm mục đích phân phối tỷ số truyền của cơ cấu lái, làm tăng độ tin cậy cho ô tô khi tham gia giao thông, đông thời làm phù hợp với tốc độ của ô tô . 3.1. Tính mômen cản quay vòng Mômen cản quay vòng của bánh xe dẫn hướng được xác định khi ô tô quay vòng trên đường nhựa khô và đủ tải. Mômen cản quay vòng lớn nhất khi xe chạy trên đường xấu, mặt đường nghiêng hoặc xe quay vòng tại chỗ. Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức: (2 - 4) Trong đó: Mc – mômen cản quay vòng tổng cộng; M1 – mômen cản quay vòng do lực cản lăn gây ra; M2 – mômen cản quay vòng khi có lực ngang Y; M3 – mômen ổn định gây nên bởi độ nghiêng ngang b của trụ quay đứng. 3.1.1. Xác định mômen cản quay vòng M1 do lực cản lăn gây ra Mômen cản quay vòng M1 sinh ra là do trong quá trình quay vòng mômen này gây nên bởi lực cản lăn của bánh xe với mặt đường. Mômen này tác động lên đòn quay, qua cơ cấu lái tác dụng lên vành tay lái. Về trị số nó được xác định bằng công thức sau: M1 = Gbx.f.e (2 - 5) Hình 2.5 – Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng Trong đó: Gbx – tải trọng thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng f – hệ số cản lăn, chọn f = 0,02 e – cánh tay đòn lăn của bánh xe dẫn hướng, e=130 mm = 0,13 m. Vậy ta có: M1 = 1700 . 0,02 . 0,13 = 4,42 (KG.m) 3.1.2. Xác định mômen cản M2 do các lực ngang gây ra Khi quay vòng sẽ xuất hiện lực ngang Y. Tổng hợp các lực thành phần của lực ngang sẽ dịch chuyển về phía sau so với tâm vết tiếp xúc một đoạn là x. Giá trị của x thừa nhận bằng 1/4 chiều dài vết tiếp xúc. r 0 bx r x Y Hình 2.6 – Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi quay vòng Vậy ta có công thức sau: (2-6) Trong đó: r – bán kính tự do của bánh xe, r = 466 mômen Rbx – bán kính làm việc của bánh xe Rbx = l . Ro Với: l - hệ số biến dạng lốp, chọn l = 0,93 Ro – với lốp áp suất thấp Vậy ta có: Thay các giá trị váo công thức (2 - 6) ta có: Mômen cản M2 do bánh xe trượt lê được tính theo công thức: M2 = Gbx . jY . x (2 - 7) Trong đó: jY – hệ số bám ngang, chọn jY = 0,7 Vậy ta có: M2 = 1700 . 0,7 . 0,0623 = 74,14 (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 chụm của bánh xe dẫn hướng a - góc nghiêng của bánh xe dẫn hướng. Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhưng chung lại làm xuất hiện mômen cản M3. Trong tính toán giá trị mômen cản M3 được kể đến bởi hệ số c. Như vậy, tổng mômen quay vòng của bánh xe dẫn hướng được xác định bằng công thức: (2 – 8) Trong đó: c - hệ số tính đến ảnh hưởng của M3 do đầu trước của ô tô bị nâng lên khi lái, c = 1,07 á 1,15. Ta chọn c = 1,08. h - hiệu suất tính đến tiêu hao do ma sát ở cam quay và các khớp nối trong chuyển động lái, với xe thiết kế có một cầu dẫn hướng ở phía trước, h = 0,05 á 0,7. Ta chọn h = 0,7. Thay toàn bộ các giá trị trên vào công thức (2 – 8) ta có: Vậy Mc = 242,2 KG.m 3.2. Tính mômen cản quy dẫn tới vành tay lái Ta có công thức: (2 – 9) Trong đó: Mcvl – mômen cản lớn nhất quy dẫn tới vành tay lái ic – tỷ số truyền cơ cấu lái, ic = 23,4 id – tỷ số truyền của dẫn động lái, Ld – chiều dài đòn quay đứng, Ld = 210 mm Ln – chiều dài đòn quay ngang, Ln = 220 mm ht - hiệu suất thuận của cơ cấu lái, chọn ht = 0,72. Thay các giá trị trên vào công thức (2 – 9), ta có: (KG.m) Vậy Mcvl = 15,13 KG.m * Lực tác dụng lớn nhất của người lái lên vành tay lái khi chưa có cường hóa: Pvl max = (2 – 10) Với: Rvl – bán kính vành tay lái, Rvl = 0,25 m Mcvl – mômen cản lớn nhất quy dẫn tới vành tay lái, Mcvl = 15,13 KG.m Vậy ta có: (KG) Như vậy, lực của người lái tác dụng lên vành tay lái để điều khiển xe là rất lớn, sẽ gây mệt mỏi cho người lái. Vì vậy, để khắc phục nhược điểm trên cần thiết phải cải tiến hệ thống lái cơ khí thành hệ thống lái có cường hoá. Nhằm mục đích để giảm sức lao động nặng nhọc cho người lái xe, đồng thời tăng sức cơ động của ô tô đảm bảo an toàn khi chuyển động. 4. kiểm tra bền hệ thống lái Hệ thống lái của xe IFA – W50 sau khi đã được cải tiến có trợ lực. Do đó lực tác động lên vành tay lái sẽ nhỏ, tải trọng tác động lên cơ cấu lái cũng giảm. Song khi kiểm tra bền hệ thống lái ta vẫn xét trong trường hợp khi cường hoá không làm việc. Do cường hoá lái không làm việc nên lực tác dụng trên vành ._.tay lái (Pvl) khi quay vòng lớn nhất là 60,52 KG. Ngoài ra, còn có lực ma sát giữa pittông và vỏ xi lanh lực, lực ép dầu trong hai khoang của xi lanh lực. Do có thêm các lực này, nên lực tác dụng lên vành tay lái sẽ tăng lên. Pvl” = Pvl + P’vl = aPvl (2 – 11) Trong đó: P”vl – lực tác dụng lên vành tay lái khi cường hoá không làm việc Pvl – lực tác dụng lên vành tay lái khi không có cường hoá Pvl’ – lực để thắng cản ma sát và lực ép dầu tuần hoàn trong hai khoang của xi lanh lực a – hệ số tăng tải của hệ thống lái khi cường hoá không làm việc, chọn a = 1,05. Khi đó ta có: P”vl = 1,05 . 60,52 = 63,55 (KG) Như vậy, khi kiểm tra bền hệ thống lái ta lấy lực cực đại tác dụng lên vành tay lái là Pvl = 63,55 KG. 4.1. Kiểm bền cơ cấu lái Cơ cấu lái xe IFA – W50 là cơ cấu lái loại trục vít con lăn 2 răng, khi làm việc các răng của trục vít và con lăn tiếp xúc với nhau. Vì vậy, ta kiểm bền cơ cấu lái theo: ứng suất chèn dập răng trục vít. ứng suất uốn con lăn. 4.1.1. Tính ứng suất chèn dập răng trục vít và con lăn Hình 2.7 – Sơ đồ tính diện tích tiếp xúc của cơ cấu lái trục vít con lăn ứng suất chèn dập răng trục vít được tính theo công thức: (2 – 12) Trong đó: T – lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít (2 – 13) Pvl – lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái, Pvl = 63,55 KG; Rvl – bán kính vành tay lái, Rvl = 250 mm; r1 – bán kính vong chia trục vít, r1 = 32,4 mm; l - góc nâng của đường ren trục vít Z1 – mối ren của trục vít, Z1 = 1; q – hệ số đường kính trục vít: d1 - đương kính trung bình của trục vít, d1 = 67,3 mm; m – mô đun răng trục vít, m = 6,3 mm; ị ở đây q được lấy theo tiêu chuẩn hoá và lấy theo m. Tra bảng ta được q = 10. Do đó ta có: Thay số vào biểu thức (2 – 13) ta có: F – diện tích tiếp xúc giữa trục vít với con lăn, coi như tải trọng tác dụng lên một đường ren con lăn. Ta có công thức tính như sau: F = (j1 - sinj1).r12 + (j2 - sinj2).r22 (2 – 14) j1 – góc của cung tiếp xúc giữa trục vít và con lăn: j1 = 70o = 1,22 rad; j2 – góc nâng của cung tiếp xúc giữa con lăn và trục vít: j2 = 84o = 1,47 rad; r1, r2 – bán kính vòng chia của răng trục vít và con lăn: r1 = 32,4 mm r2 = 27,6 mm Thay số vào biểu thức (2 – 14) ta có: F = (1,22 – sin70o)32,42 + (1,47 – sin84o)27,62 = 656,5 (mm2) F = 656,5 mm2 = 6,565 cm2 Thay số vào biểu thức (2 – 12) ta có: Con lăn được chế tạo bằng thép 30XH3A, 20XH, 12XNA … Trục vít được chế tạo bằng thép 30X, 35XH … có ứng suất chèn dập cho phép là: Như vậy, kết quả ta tính được: scd = 746,99 KG/cm2, nên trục vít và con lăn đủ bền. 4.1.2. Tính ứng suất uốn con lăn ứng suất uốn con lăn được xác định theo công thức: (2 – 15) Trong đó: P2 – lực vòng sinh ra trên con lăn (2 – 16) d2 – đường kính vòng chia con lăn, d2 = 2r2 = 52,8 mm ị KH – hệ số tải trọng KH = KHb . KHV (2 – 17) KHb - hệ số phân phối tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng (2 – 18) q - hệ số biến dạng phụ thuộc vào q và Z1 Tra bảng ứng với q = 10, Z1 = 1 ta có q = 108 T2max – mômen xoắn trung bình trên con lăn (2 – 19) Vì cơ cấu lái có thời gian làm việc khi quay vòng ngắn, tốc độ quay vòng nhỏ cho nên T2max = T2m. = hằng số. Do vậy, hệ số phân bố tải trọng không đều trên răng con lăn. KHb = 1 KHV – hệ số tải trọng động Với bộ truyền có vận tốc nhỏ, làm việc trong thời gian ngắn nên tra bảng ta có: KHV = 1,3. Thay số vào công thức (2 – 17) ta có: KH = KHb . KHV = 1 . 1,3 = 1,3 q – hệ số đường kính trục vít, q = 10; m – môđun răng, m = 6,3 mm = 0,63 cm; Yk – hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng quy dẫn Zqd l - góc nâng trục vít, l = 5,71o Vì góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 35o nên góc quay vành lái về một phía là: Ln, Ld – chiều dài đòn quay ngang và đòn quay đứng ic – tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 23,4 b - góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong, b = 35o Thay số vào ta có: Số vòng quay vành tay lái về một phía từ vị trí trung gian là: (vòng) Như vậy, từ vị trí trung gian khi quay trục vít 2,4 vòng thì bánh xe dẫn hướng quay được một góc lớn nhất với tỷ số truyền ic = 23,4 thì con lăn có số lần chuyển răng tiếp xúc là: Z2 = n1 . icc = 2,4 . 23,4 = 56,16 Do đó ta có: Tra bảng tìm hệ số răng: ứng với Zqd= 57,15 ta có hệ số dạng răng Yk= 1,4. Thay số vào công thức (2 – 15) ta có: su = 2534,28 KG/cm2 = 253,43 MN/m2 Con lăn được chế tạo bằng thép 12XH3A có [su] = 480 MN/m2, ứng suất uốn của con lăn su = 253,43 MN/m2 < [su] = 480 MN/m2, do đó con lăn đảm bảo đủ bền khi làm việc. 4.2. Kiểm tra bền đòn quay đứng Đòn quay đứng dẫn động đòn kéo dọc vào van phân phối. Khi cường hoá không làm việc thì đòn quay đứng dẫn động đòn kéo dọc với lực lái rất lớn. Trong quá trình làm việc đòn quay đứng bị uốn xoắn. Vì vậy, ta kiểm tra bền đòn quay đứng theo ứng suất xoắn tại tiết diện nguy hiểm. Lực tác dụng lớn nhất lên đòn quay đứng được xác định theo công thức: (2 – 20) Trong đó: Qdmax – lực tác dụng lớn nhất trên đòn quay đứng Pvl – lực lớn nhất tác dụng lên vành lái, Pvl = 63,55 KG ic – tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 23,4 ht – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, ht = 0,72 Rvl – bán kính vành lái, Rvl = 250 mm Ld – chiều dài đòn quay đứng, Ld = 210 mm Thay số vào công thức (2 – 20) ta có: 4.2.1. Tính ứng suất uốn Trên hình vẽ ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện 1 – 1 (tại đó đòn quay đứng thay đổi diện tích), tiết diện đó có dạng hình chữ nhật: - Chiều rộng: b = 25 mm = 2,5 cm - Chiều ngang: a = 32 mm = 3,2 cm - Cánh tay đòn: ld = 186 mm = 18,6 cm ứng suất uốn được xác định theo công thức: (2 – 21) Hình 2.8 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn quay đứng Trong đó: Qdmax–lực lớn nhất tác dụng lên đòn quay đứng, Qdmax=1274 KG Wu – môđun chống uốn của tiết diện 1 – 1 Thay số vào công thức (2 – 21) ta có: su = 55,56 KG/mm2 = 555,6 MN/m2 Đòn quay đứng chế tạo bằng thép cacbon trung bình 40X được tôi và ram, có [su] = 600 MN/m2 và [tx] = 260 MN/m2. Như vậy, với su = 555,6 MN/m2 < [su] = 600 MN/m2 nên đòn quay đứng đủ bền. 4.2.2. Tính ứng suất xoắn Do lực Qd tác dụng không chính tâm lên tiết diện 1 – 1, nên đòn quay đứng bị xoắn khi làm việc. Mômen xoắn đòn quay đứng được tính theo công thức sau: Mx = Qdmax . c Trong đó: c – khoảng cách lệch tâm, c = 50 mm ứng suất xoắn được tính theo công thức: (2 – 22) Trong đó: Mx – mômen xoắn Wx – môđun chống xoắn tại tiết diện 1 – 1 Wx = a . b . a2 a - hệ số phụ thuộc vào kích thước chiều ngang a và chiều rộng b, với . Tra bảng ta được a = 0,219. ị Wx = 0,219 . 25 . 322 = 5606,4 (mm2) Thay số vào công thức (2 – 22) ta có: tx = 11,37 KG/mm2 = 113,7 MN/m2 Như vậy, với tx = 113,7 MN/m2 < [tx] = 260 MN/m2, do đó đòn quay đứng đủ bền. 4.3. Kiểm bền đòn kéo dọc Đòn kéo dọc của hệ thống lái xe IFA – W50 có dạng hình trụ rỗng. Đường kính ngoài D = 36 mm, đường kính trong d = 32 mm. Khi làm việc đòn kéo dọc bị kéo, nén do mất ổn định (bị uốn dọc). Vì vậy, khi kiểm tra bền ta cần tính theo ứng suất kéo, nén và ổn định. Hình 2.9 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo dọc Tải trọng tác dụng lên đòn kéo dọc đạt giá trị lớn nhất khi phanh. Lúc đó, mômen cản quay vòng quy dẫn tới đòn kéo dọc là: (2 – 23) Trong đó: Mc – mômen cản quay vòng, Mc = 242,2 KG.m e – khoảng cách từ tâm bán kính bánh xe đến tâm trụ đứng, e = 130 mm Pp1 – lực phanh trên một bánh xe dẫn hướng Pp1 = mp . Gbx . jx jx – hệ số bám dọc, jx = 0,8 Gbx – tải trọng trên một bánh xe dẫn hướng, Gbx = 1700 KG mp – hệ số phân phối tải trọng khi phanh, mp = 1,5 ị Pp1 = 1,5 . 1700 . 0,8 = 2040 (KG) Thay số vào công thức (2 – 23) ta có: Vậy lực Qd tác dụng lên đòn kéo dọc là: 4.3.1. Tính ứng suất đòn kéo dọc ứng suất nén đòn kéo dọc được tính theo công thức: (2 – 24) Trong đó: Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc Thay số vào công thức (2 – 24) ta có: sn = 8,224 KG/mm2 = 82,24 MN/m2 Như vậy, với sn = 82,24 MN/m2 < [sn] = 150 MN/m2 nên đòn kéo dọc đủ bền về kéo nén. 4.3.2. Kiểm tra độ ổn định đòn kéo dọc Dưới tác dụng của lực Qd, đòn kéo dọc có thể bị uốn dọc. ứng suất uốn dọc đòn kéo được tính theo công thức: (2 – 25) Trong đó: E – môđun đàn hồi của vật liệu, E = 2 . 106 KG/m2 J – mômen quán tính tiết diện, Jmin = . D4. (1 – S4) Với: S = ị Jmin = hay Jmin = 3,07 . 10-8 m2 Ld – chiều dài đòn kéo dọc, Ld = 780 mm = 78 cm Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc, Fd = 2,14 cm2 Thay số vào công thức (2 – 25) ta có: hay sud = 264,4 MN/m2 Độ ổn định của đòn kéo dọc xác định theo công thức: Vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ ổn định khi làm việc. 4.4. Kiểm bền đòn kéo ngang hình thang lái Đòn kéo ngang hình thang lái dẫn động hai bánh xe dẫn hướng, tải trọng lớn nhất tác dụng lên đòn kéo ngang khi cả hai bánh xe dẫn hướng bị phanh. Khi đó lực tác dụng lên đòn kéo ngang làm quay hai bánh xe dẫn hướng là: (2 – 26) V Ppmax Ppmax Qn Hình 2.10 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo ngang Trong đó: Q2 – lực tác dụng lên đòn kéo ngang e – khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc bánh xe đến tâm trụ đứng, e=130 mm c – khoảng cách từ đòn kéo ngang tới dầm cầu dẫn hướng, c = 150 mm Pp – lực phanh tách dụng lên hai bánh xe dẫn hướng Pp = mp . G1 . jx = 1,5 . 3400 . 0,8 = 4080 (KG) Thay vào công thức (2 – 26) ta có: 4.4.1. ứng suất nén của đòn kéo ngang ứng suất nén của đòn kéo ngang được xác định theo công thức: (2 – 27) Trong đó: Qn – lực tác dụng lên đòn kéo ngang, Qn = 3536 KG Fn – diện tích tiết diện đòn kéo ngang, D - đường kính đòn kéo ngang, D = 36mm Vậy Fn = hay Fn = 10,1736 cm2 Thay số vào công thức (2 – 27) ta có: hay sn = 34,757 MN/m2 Như vậy, với sn = 34,757 MN/m2 < [sn] = 150 MN/m2 nên đòn kéo ngang đảm bảo đủ bền về chịu nén. 4.4.2. Tính ổn định của đòn kéo ngang ứng suất uốn dọc của đòn kéo ngang dưới tác dụng của lực Q2 được tính theo công thức sau: (2 – 28) Trong đó: E – môđun đàn hồi của thép, E = 2 . 106 KG/cm2 Jmin – mômen quán tính của tiết diện đòn kéo ngang Ln – chiều dài đòn kéo ngang, Ln = 1376 mm Fn = diện tích tiết diện đòn kéo ngang, Fn = 10,1736 cm2 Thay số vào công thức (2 – 28) ta có: Tính ổn định của đòn kéo ngang được xác định theo công thức: Như vây, với nod = 2,45 ³ [nod] = 2 á 2,5, đòn kéo ngang đảm bảo độ ổn định khi làm việc. 4.5. Kiểm bền khớp cầu (Rotuyl) Khớp cầu của đòn dẫn động lái trên xe IFA – W50 được bố trí ở đầu đòn kéo dọc đầu xi lanh lực và đầu đòn kéo ngang hình thang lái. Trong các khớp cầu đó thì khớp cầu ở cuối đòn kéo dọc để dẫn động đòn quay ngang phải chịu lực tác dụng lớn nhất. Hình 2.11 – Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl) Khớp cầu được cấu tạo bởi hai bát cầu, khe hở giữa chúng được khắc phục nhờ lò xo khi dẫn động đòn quay ngang. Khớp cầu bị chèn dập bề mặt tiếp xúc với bát cầu, chân khớp cầu bị cắt và uốn. Khớp cầu được chế tạo bằng thép 12XH3A được xêmentít hoá bề mặt và có ứng suất cho phép: [scd] = 110 MN/m2; [su] = 620 MN/m2; [tc] = 85 MN/m2 Kích thước của khớp cầu: - Đường kính mặt cầu: dc = 35 mm - Đường kính chân cầu: dA = 19 mm - Khoảng cách từ chân tới tâm bắt với đòn quay ngang: L = 25 mm - Tải trọng tác dụng lớn nhất lên khớp cầu chính là lực lớn nhất tác dụng lên đòn kéo dọc: Qd = 1756 KG. 4.5.1. ứng suất chèn dập bề mặt khớp cầu ứng suất chèn dập bề mặt làm việc của khớp cầu được tính theo công thức sau: (2 – 29) Trong đó: Qd – lực tác dụng lên khớp cầu, Qd = 1756 KG Ftx – diện tích tiếp xúc giữa chỏm cầu và bát cầu Hình 2.12 – Sơ đồ tính diện tích chèn dập của khớp cầu Khi khớp cầu làm việc chỉ có một phần của chóp cầu tiếp xúc với bát cầu, do vậy ta có sơ đồ tính toán. Diện tích tiếp xúc của chỏm cầu được tính theo công thức: Ftx = 2 . p . Rc . hc Trong đó: Rc – bán kính chỏm cầu, Rc = 17,5 mm hc – chiều cao chỏm cầu, hc = 5,5 mm Vậy Ftx = 2 . 3,14 . 17,5 . 5,5 = 604,45 (mm2) Thay số vào công thức (2 – 29) ta có: Vậy với scd = 29,05 MN/m2 < [scd] = 110 MN/m2 nên khớp cầu đủ bền về chèn dập. 4.5.2. ứng suất uốn của khớp cầu tại tiết diện A – A Khi làm việc khớp cầu bị ngàm tại chân của nó, do vậy khớp cầu chịu uốn tại chân khớp cầu là lớn nhất. ứng suất uốn của khớp cầu được tính theo công thức: (2 – 30) Trong đó: Mu – mômen uốn khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm A – A Mu = Qd . L L – chiều dài tính từ mặt cắt tiết diện nguy hiểm A – A tới tâm lắp với đòn quay ngang: L = 25 mm = 25 . 10-3 m ị Mu = 1756 . 25 . 10-3 = 43,9 (KG.m) Wu – môđun chống uốn tại tiết diện nguy hiểm Wu = 0,1 . dA3 = 0,1 . (19 . 10-3)3 = 685,9 . 10-9 (m3) Thay số vào công thức (2 – 30) ta có: su = Như vậy, su = 612 MN/m2 < [su] = 620 MN/m2 nên khớp cầu đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc. 4.5.3. ứng suất cắt tại tiết diện A – A Dưới tác dụng của lực Qd, do bị ngàm nên khớp có thể bị cắt tại tiết diện A–A. ứng suất cắt được xác định theo công thức sau: (2 – 31) Trong đó: FA – diện tích tiết diện bị ngàm tại A – A Thay vào công thức (2 – 31) ta có: Như vậy với tc = 61,961 MN/m2 < [tc] = 85 MN/m2 nên khớp cầu đảm bảo bền về ứng suất cắt. Chương iii Thiết kế cải tiến hệ thống lái xe ifa – w50 1. những yêu cầu khi cải tiến hệ thống lái xe ifa – w50 - Đảm bảo điều khiển ô tô một cách nhẹ nhàng. - Tránh khả năng gây ra sự dao động của các bánh xe dẫn hướng. - Độ chậm tác dụng phải nằm trong phạm vi cho phép. - Không có hiện tượng tự cường hoá, nghĩa là không có hiện tượng người lái xe không đánh tay lái mà xe vẫn tự quay vòng. - Đảm bảo tính chất tuỳ động lực, có nghĩa “cảm giác của đường”, được thể hiện ở chỗ lực đặt vào vành tay lái phải tăng cường cùng với sự tăng của lực cản quay vòng. - Hệ thống lái vẫn đảm bảo làm việc được khi hệ thống cường hoá bị hỏng. - Có độ nhạy cao, làm việc ổn định, bộ phận cải tiến chi tiết là ít nhất. - Không làm ảnh hưởng tới khả năng việt dã của xe. - Không làm thay đổi quan hệ động học và động lực học giữa hệ thống treo và hệ thống lái. - Chăm sóc bảo dưỡng được thuận tiện, dễ dàng. - Chế tạo đơn giản, có giá thành cải tiến thấp. 2. phân tích lựa chọn phương án cải tiến 2.1. Phương án 1: Xi lanh lực và van phân phối được bố trí trong cơ cấu lái Hình 3.1 – Bộ cường hoá lái bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực thành một cụm Đặc điểm Bộ phận cường hoá được bố trí trên cơ cấu lái loại trục vít êcu bi thanh răng, bánh răng. Khối trục vít êcu bi vừa là bộ phận của cơ cấu lái vừa đóng vai trò là một pittông của xi lanh lực, vỏ cơ cấu lái đồng thời là vỏ của xi lanh lực. Ưu điểm Có kết cấu gọn, tốn ít đường ống dẫn nên độ chậm tác dụng nhỏ, giảm được va đập từ mặt đường lên vành tay lái. Nhược điểm Cấu tạo của cơ cấu lái rất phức tạp, các chi tiết của hệ thống phải chịu toàn bộ mômen cản quay vòng, do vậy ứng suất biến dạng lớn. Phải thay cơ cấu lái mới nên có giá thành cải tiến cao. 2.2. Phương án 2: Van phân phối được bố trí cùng với xi lanh lực, còn cơ cấu lái là một cụm riêng biệt Hình 3.2 – Bộ cường hoá bố trí xi lanh lực và van phân phối thành cụm, cơ cấu lái riêng biệt Đặc điểm Cơ cấu lái là một cụm riêng biệt, đòn quay đứng dẫn động van phân phối. Xi lanh lực dẫn động đòn kéo dọc qua khớp cầu, vỏ van phân phối gần với khớp cầu. Ưu điểm Kết cấu gọn, đường ống dẫn ngắn nên thời gian tác dụng nhanh, tổn hao ít. Giữ nguyên được cơ cấu lái khi cải tiến. Nhược điểm Đường kính xi lanh lớn do bố trí xa cơ cấu lái. Xi lanh lực tác dụng lên cam quay qua nhiêu chi tiết trung gian nên độ nhạy thấp. Cum xi lanh – van phân phối có kết cấu phức tạp nên có giá thành cải tiến cao. 2.3. Phương án 3: Van phân phối được đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực là một cụm riêng biệt nằm trên hình thang lái Đặc điểm Van phân phối và cơ cấu lái đặt thanh một cụm, tách biệt với xi lanh lực. Ưu điểm ở phương án này, van phân phối được bố trí chung trong cơ cấu lái, còn xi lanh 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 xi lanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Trong trường hợp này ta bố trí xi lanh lực trên hình thang lái để giảm thiệu lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái. Do vậy, nó làm giảm kích thước của dẫn dộng lái và làm giảm dao động ở hệ thống dẫn động do lực cản quay vòng sinh ra. Nhược điểm Đường ống dẫn dài nên thời gian tác dụng chậm, tổn hao trên đường ống lớn, tăng phần khối lượng bị treo trên hệ thống treo. Hình 3.3 – Bộ cường hoá bố trí van phân phối đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực đặt riêng biệt 2.4. Phương án 4: Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt Đặc điểm Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau. Ưu điểm Trong phương án này, ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực nằm tách biệt với nhau. Nó có đầy đủ những ưu điểm của phương án 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 xi lanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Nhược điểm Tuy nhiên, bố trí như phương án này tay lái vẫn không nhẹ và lực tác động lên van phân phối thay đổi do cánh tay đòn thay đổi. Hình 3.4 – Bộ cường hoá bố trí van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt 2.5. Kết luận Qua đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hoá. Ta thấy phương ánh 4 là phương án thích hợp nhất để tính toán và thiết kế: - Loại này có kết cấu tương đối đơn giản. - Các cụm được bố trí riêng rẽ nên việc sản xuất, tháo lắp, bảo dưỡng, sửa chữa tương đối dễ dàng và thuận tiện. - Có thể chọn lựa xi lanh lực tiêu chuẩn. - Bơm dầu được gắn trên động cơ và được dẫn động thông qua puly trục khuỷu. - Giữ nguyên được cơ cấu lái của xe. - Có giá thành chi phí cho cải tiến thấp. 3. nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái xe ifa – w50 3.1. Khi xe đi thẳng Người lái giữ tay lái ở vị trí đi thẳng, van trượt ở vị trí trung gian. Dầu có áp suất cao đi từ bơm dầu đến van phân phối qua khe hở giữa rãnh và con trượt theo đường dầu hồi trở về bơm dầu, áp suất dầu ở hai phía xi lanh được cân bằng, lúc này xe ở vị trí đi thẳng (hình 3.5). 3.2. Khi xe chạy vòng - Khi xe chạy quay vòng phải (Hình 3.6) Khi xe quay vòng phải, người lái đánh tay lái về phía bên phải, qua cơ cấu làm cho đòn quay đứng quay về phía sau. Khi lực người lái lớn hơn 2 KG làm cho con trượt dịch chuyển về phía sau, nối thông khoang B của xi lanh lực với đường dầu cao áp của bơm dầu. Đồng thời nối khoang A của xi lanh lực với đường dầu hồi (thấp áp). Lúc này cường hoá làm việc như sau: Dầu từ bơm dầu theo đường ống dẫn tới van phân phối. Trong van phân phối lúc này ở khoang a cửa nạp đóng, cửa xả mở. Dầu từ khoang A của xi lanh lực nối thông với khoang a của van phân phối và hồi về thùng chứa dầu. Tại khoang b của van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu có áp suất cao đi qua khoang b của van phân phối và đi vào khoang B của xi lanh lực tác dụng vào đỉnh pittông làm cho pittông dịch chuyển sang trái. Khi đó cần pittông (được gắn với đòn kéo ngang) cùng dịch chuyển sang trái. Lúc này, cùng với lực đánh tay lái của người lái làm cho xe quay vòng sang phải. Hình 3.5 – Sơ đồ nguyên lý làm việc của cường hoá lái khi xe đi thẳng Hình 3.6 – Sơ đồ nguyên lý làm việc của cường hoá lái khi xe quay vòng phải - Khi xe quay vòng trái Khi xe quay vòng trái hoạt động của cường hoá cũng diễn ra tương tự nhưng ngược chiều với quay vòng phải. Dầu có áp suất cao từ bơm dầu theo đường ống dẫn tới van phân phối. ở van phân phối lúc này khoang b cửa nạp đóng, cửa xả mở, dầu từ khoang B của xi lanh lực nối thông với khoang b của van phân phối và hồi về thùng. Tại khoang a của van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu có áp suất cao đi qua khoang a của van phân phối và đi vào khoang A của xi lanh lực tác dụng vào pittông, làm pittông dịch chuyển sang phải qua cơ cấu dẫn động cùng với lực đánh lái của người lái làm cho xe quay vòng sang trái. - Tính chất tuỳ động động học được thể hiện như sau: Khi người lái đánh tay lái đi một góc nhất định rồi dừng lại, qua dẫn động làm cho con trượt đứng yên. Nhưng khi đó đường dầu cao áp vẫn nối thông với khoang B của xi lanh lực làm cho pittông tiếp tục dịch chuyển về bên trái. Qua dẫn động (đòn kéo ngang, đòn quay đứng) làm cho đòn kéo dọc tiếp tục dịch chuyển về phía sau kéo theo vỏ van phân phối cùng dịch chuyển về phía sau. Như vậy, con trượt lại trở về vị trí trung gian, dẫn tới áp suất dầu ở hai khoang của xi lanh lực lại cân bằng. Lúc này cường hoá kết thúc làm việc. - Tính chất tuỳ động động lực được thực hiện như sau: Khi van phân phối mở, khoang b của buồng phản ứng được nối thông với buồng cao áp có tác dụng đẩy con trượt về vị trí trung gian. Do vậy, càng đánh tay lái người lái càng cảm giác nặng. Do buồng phản ứng có kích thước khác nhau, do vậy lực tác dụng vào hai mặt đầu của con trượt khác nhau giữa hai mặt đầu của xi lanh lực. Chính nhờ đặc điểm này mà người lái luôn giữa được cảm giác đối với chất lượng của mặt đường. 3.3. Trường hợp lực cản của hai bánh xe khác nhau Giả sử trong trường hợp bánh xe dẫn hướng bên phải bị thủng (nổ lốp) làm cho xe có xu hướng quay vòng sang phải. Qua dẫn động làm cho đòn kéo dọc dịch chuyển về phía sau, nên vỏ van phân phối dịch chuyển theo. Điều này dẫn tới việc tự động mở van phân phối làm cho dầu có áp suất cao được nối thông với khoang A của xi lanh lực chống lại sự quay vòng về bên phải. Do vậy người lái dễ dàng giữ được hướng chuyển động của xe. Như vậy, cường hoá lái ngoài mục đích rút ngắn được thời gian quay vòng, giảm nhẹ lao động nặng nhọc cho người lái, tốc độ tác dụng cao, đảm bảo tính chép hình, đóng vai trò của bộ phận giảm chấn, thì bộ phận cường hoá còn có tác dụng giữ được ổn định hướng chuyển động của xe khi lực cản hai bánh xe khác nhau, làm tăng tính an toàn chuyển động cho xe. 3.4. Trường hợp bơm thuỷ lực bị hỏng Trong trường hợp bơm thuỷ lực bị hỏng, người lái vẫn thực hiện đánh tay lái quay vòng làm cho áp suất ở một trong hai khoang của xi lanh lực tăng lên sẽ đẩy mở van bi một chiều trên vỏ van phân phối nối thông hai khoang của xi lanh lực nên vẫn thực hiện được quay vòng. Tuy nhiên lực đánh tay lái có nặng hơn. 4. xác định hệ số cường hoá và xây dựng đường đặc tính cường hoá lái 4.1. Phân chia lực trong hệ thống lái Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có: Pvl = P’vl + Pch Trong đó: Pvl – lực lái lớn nhất để thắng lực cản quay vòng P’vl – lực lái lớn nhất của người lái cần đặt lên vành tay lái khi chưa có cường hoá Pch – lực do hệ thống chống cường hoá sinh ra quy dẫn về vành tay lái Theo nguyên tắc cường hoá không được thực hiện từ gốc O trên đồ thị cường hoá (nhằm tránh tự cường hoá) ta chọn lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái khi có cường hoá. P’vl = 17 KG Hệ số cường hoá của hệ thống được xác định theo công thức: (3 – 2) Với Pvl = 60,52 KG ị Như vậy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mômen cản quay vòng chiếm tỷ lệ là: Còn lại 71,91% mômen cản quay vòng là do hệ thống cường hoá khắc phục. Mômen do người lái tác dụng khi có cường hoá tại tâm quay trụ đứng được xác định theo công thức: M’vl = P’vl . Rvl . ii . ht (3 – 3) Thay số vào công thức ta có: M’vl = 17 . 0,25 . (23,4 . 0,95) . 0,72 = 68,024 (KG.m) Mômen cường hoá sinh ra tại tâm quay trụ đứng là: Mch = Mc – M’vl (3 – 4) Trong đó: Mch – mômen do cường hoá sinh ra Mc – mômen cản lớn nhất, Mc = 242,2 KG.m M’vl – mômen do lực người lái sinh ra quy dẫn về tâm trụ đứng Thay số vào công thức (3 – 4) ta có: Mch = 242,2 – 68,024 = 174,176 (KG.m) Như vậy, khi tính toán cường hoá cho xe IFA – W50 ta phải tiến hành thiết kế hệ thống cường hoá sinh ra một mômen cản quy dẫn về tâm trụ đứng là 174,176 KG.m, để cùng với người lái thắng được lực cản quay vòng. 4.2. Xây dựng đặc tính cường hoá lái Đặc tính cường hoá lái là đường biểu diễn mối quan hệ của người lái tác dụng lên vành tay lái (Pvl) và mômen cản quay vòng (Mc). Pvl = f . Mc 4.2.1. Khi chưa có cường hoá Theo công thức (3 – 3) ta có: (3 – 5) Trong đó: ii, ht, Rvl là những hằng số nên ta đặt: Vậy ta có thể viết: Pvl = a . Mc Như vậy lực vành tay lái tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng. Do đó, đường biểu diễn là đường bậc nhất, đi qua gốc toạ độ. Ta chỉ cần xác định điểm thứ hai của đường thẳng là có thể vẽ được đường biểu diễn Pvl = a. Mc. Vậy điểm thứ hai đó là điểm B ứng với Pvl = 60,2 KG, Mc = 242,2 KG.m. 4.2.2. Khi có cường hoá Trước khi cường hoá làm việc đường đặc tính của trường hợp không có cường hoá bắt đầu làm việc có mômen cản quay vòng là Mo. Từ Po = a . Mo ta có: (3 – 6) Trong đó: Mo – mômen cản quay vòng tại thời điểm cường hoá bắt đầu làm việc Po – lực tác dụng lên vành tay lái làm cường hoá bắt đầu làm việc, chọn Po = 2 KG a – hệ số, a = 0,2499 m-1 Vậy ta có: Như vậy, cường hoá lái bắt đầu làm việc khi Pvl ³ Po mômen cản quay vòng tăng lên. Lúc đó, người lái phải tác dụng một lực lớn để tạo cường hoá lớn hơn. Lực cường hoá tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng Mc. Từ công thức Mc = Mvl + Mch ta thấy đường đặc tính cường hoá là một đường thẳng nên ta chỉ cần xác định hai điểm của đường thẳng là có thể xác định được đường đặc tính cường hoá. - Điểm 1: là điểm A ứng với điểm cường hoá bắt đầu làm việc: Pvl = Po = 2 KG Mc = Mo = 8 KG.m - Điểm 2: là điểm C ứng với thời điểm lực trên vành tay lái và mômen cản quay vòng là lớn nhất: Pvl = Pvlmax = 17 KG Mc = Mcmax = 242,2 KG.m Nối các điểm OAC ta được đường đặc tính cường hoá. Nối các điểm OAB ta được đường đặc tính khi chưa có cường hoá. Nếu mômen cản quay vòng tiếp tục tăng Mc > Mcmax thì độ nghiêng của đường đặc tính sẽ giống như ở đường đặc tính khi chưa có cường hoá. (KG.m) (KG) B D C A c VL P 60,52 17 2 M 242,2 8 0 Hình 3.7 - Đường đặc tính của cường hoá lái 5. tính bộ cường hoá lái Tính cường hoá lái gồm ba nhiệm vụ cơ bản sau đây: - Xác định những thông số chủ yếu của xi lanh lực (đường kính, hành trình). - Năng suất cần thiết của bơm và những kích thước cơ bản của van phân phối. - Tìm điều kiện ổn định làm việc của hệ thống dẫn động lái cùng với cường hoá. 5.1. Xác định kích thước xi lanh lực Với việc chọn phương án bố trí xi lanh lực cường hoá tác dụng vào đòn kéo ngang của hình thang lái qua khớp cầu nên ta có: (3 – 7) Trong đó: Lb – chiều dài đòn bên của cơ cấu hình thang lái Px – lực đẩy cần pittông xi lanh lực Mch – mômen do cường hoá đảm nhận để thắng mômen cản tại vị trí trụ xoay đứng, Mch = 174,176 KG.m hc – hiệu suất truyền qua khớp cầu, hc = 0,95 Thay vào công thức (3 – 7) ta có: Lực trong xi lanh sinh ra tác dụng lên pittông (ở bên có cần pittông) là: (3 – 8) Trong đó: p – áp suất dầu làm việc, p = 70 KG/cm2 S – diện tích làm việc của pittông Dx – đường kính trong của xi lanh lực d – đường kính cần pittông, chọn d = 20 mm = 2 cm Từ công thức (3 – 8) ta có: Vậy ta lấy đường kính trong xi lanh là Dx = 45 mm. Hình 3.8 – Sơ đồ xác định kích thước xi lanh lực 5.2. Xác định hành trình của pittông Ta đã có góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng khi quay vòng là: a = 28o ; b = 35o Với: b - góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong a - góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài ' m B B ? ? Với việc bố trí kết cấu của xi lanh lực gắn với dầm cầu, cần pittông gắn với đòn kéo, do vậy ta có sơ đồ như ở hình 3.9. Hình 3.9 – Sơ đồ xác định hành trình của pittông Tại vị trí trung gian đòn bên hình thang lái nghiêng với dầm cầu dẫn hướng một góc q = 72o khi quay vòng sang trái lớn nhất pittông dịch chuyển từ vị trí trung gian đi một khoảng là: Stmax = BB’ = m . cos(72o – 35o) – m . cos72o Với: m – là chiều dài đòn bên, m = 200 mm Vậy Stmax = 200 . cos(72o – 35o) – 200 . cos72o = 97,9 (mm) Tương tự như vậy khi quay vòng sang phải pittông cũng dịch chuyển một đoạn Spmax = 97,9 mm. Như vậy ta có hành trình toàn bộ của pittông là: Smax = Stmax + Spmax = 97,9 + 97,9 = 195,8 (mm) Lấy Smax = 196 mm. Để cho pittông không chạm vào đầu của xi lanh khi làm việc, hành trình của pittông được cộng thêm một khoảng là 5mm về hai phía của xi lanh. Vậy hành trình toàn bộ của pittông là: Smax = 196 + 10 = 206 (mm) 5.3. Kiểm bền cần pittông của xi lanh lực Cần pittông xéc măng Pittông Đai ốc hãm Hình 3.10 – Sơ đồ mặt cắt cần pittông của xi lanh lực Cần pittông của xi lanh lực một đầu cố định trên trụ xoay, khi làm việc cần pittông chịu tác dụng của lực kéo nén chính tâm dọc trục. Vì vây, ta kiểm tra bền cần pittông theo trạng thái ứng suất kéo nén và ổn định. 5.3.1. Kiểm bền cần pittông ở trạng thái ứng suất kéo nén ứng suất kéo nén của cần pittông được tính theo công thức: (3 – 9) Trong đó: Px – lực sinh ra trong xi lanh lực do áp suất dầu tạo nên Px = p . S Với: p – áp suất dầu trong xi lanh, p = 70 KG/cm2 S – diện tích làm việc lớn nhất của pittông Dx – đường kính xi lanh lực, Dx = 45 mm = 4,5 cm ị ị Px = 70 . 15,89 = 1112,3 (KG) Ft – diện tích tiết diện cần pittông Với: d - đường kính cần pittông, d = 20 mm = 2 cm Thay số vào công thức (3 – 9) ta có: Cần pittông được chế tạo bằng thép 20X có [skn] = 220 MN/m2. Như vậy, với skn = 35,424 MN/m2 < [skn] = 220 MN/m2. Do đó cần pittông đảm bảo đủ bền về kéo nén. 5.3.2. Tính ổn định của cần pittông Khi làm việc dưới tác dụng của lực dọc trục Px cần pittông có thể bị uốn dọc trục. ứng suất uốn dọc trục được xác định theo công thức: (3 – 10) Trong đó: E – mô đun đàn hồi của vật liệu, E = 2 . 106 KG/cm2 Jmin – mômen quán tính của tiết diện cần pittông Lt – chiều dài cần pittông, Lt 50 cm Ft – diện tích tiết diện cần pittông, Ft = 3,14 cm2 Thay số vào công thức (3 – 10) ta có: Độ ổn định của cần pittông được xác định theo công thức: Như vậy nod = 6,7 > [nod] = 2 á 2,5 nên cần pittông đảm bảo ổn định trong quá trình làm việc. 5.4. Kiểm bền xi lanh lực Xi lanh lực được chế tạo bằng thép ống có đường kính trong Dx = 45mm và đ._.