- Đề xuất giải pháp , xây dựng các phương án thiết kế và lựa chọn phương án 1.5 Tổng quan hệ thổng lái - Hệ thống lái với vành lái bố trí bên phải theo chiều chuyển động của ô tô đượcdùn
GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
Tính cấp thiết của đề tài
Bước sang thế kỷ 21, sự tiến bộ về khoa học kỹ thuật đã đạt tầm cao mới, với nhiều thành tựu và phát minh hiện đại có tính ứng dụng cao Là một quốc gia đang phát triển, Việt Nam đang thực hiện các cải cách để thúc đẩy kinh tế, đặc biệt là trong ngành công nghiệp ô tô Nhà nước chú trọng tiếp nhận và áp dụng các công nghệ tiên tiến nhằm chuyển đổi từ một nền nông nghiệp kém phát triển sang một nền công nghiệp phát triển Qua nhiều năm phấn đấu, việc giao lưu và học hỏi từ các quốc gia có nền kinh tế phát triển giúp Việt Nam tiếp thu kinh nghiệm và công nghệ, từ đó phát triển kinh tế bền vững và vững bước trên con đường quá độ lên chủ nghĩa xã hội.
Công nghiệp ô tô đang trở thành một trong những ngành tiềm năng được nhà nước chú trọng đầu tư, nhưng đối mặt với thách thức về ô nhiễm môi trường và cạn kiệt tài nguyên thiên nhiên Để đảm bảo chất lượng khí thải và tiết kiệm nhiên liệu, các hãng sản xuất ô tô như FORD, TOYOTA, và MESCEDES đã cải tiến công nghệ, mẫu mã và chất lượng phục vụ Hệ thống lái của ô tô cần hoạt động an toàn, chính xác và bền bỉ để đáp ứng các yêu cầu này Đề tài nghiên cứu “Ứng dụng phần mềm Catia V5 vào tính toán và thiết kế cải tiến hệ thống lái cho xe tải 5 tấn” không chỉ giúp sinh viên củng cố kiến thức chuyên ngành mà còn tạo điều kiện cho họ làm quen với nghiên cứu khoa học, nâng cao trình độ trước khi ra trường Hoàn thành đồ án cũng sẽ là tài liệu quý giá cho các thế hệ sinh viên sau này.
Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
- Đối tượng nghiên cứu: mô hình xe tự chế
- Phạm vi nghiên cứu: Hệ thống lái trên mô hình xe tự chế.
Các phương pháp nghiên cứu
1.3.1 Phương pháp nghiên cứu thực tiễn a Khái niệm
Phương pháp này tác động trực tiếp đến đối tượng trong thực tiễn, giúp bộc lộ bản chất và các quy luật vận động của nó Để thực hiện, cần tuân theo các bước cụ thể nhằm đảm bảo hiệu quả và tính chính xác trong quá trình nghiên cứu.
Bước 1: Xây dựng phương án thiết kế “Hệ thống lái ”
Bước 2: Lựa chọn phương án cho ‘Hệ thống lái ”.
Bước 3: Tính toán thiết kế “Hệ thống lái ”.
1.3.2 Phương pháp nghiên cứu tài liệu a Khái niệm
Phương pháp nghiên cứu này tập trung vào việc thu thập thông tin khoa học từ các văn bản và tài liệu có sẵn, kết hợp với các thao tác tư duy logic để đưa ra những kết luận khoa học cần thiết Các bước thực hiện phương pháp này bao gồm việc xác định nguồn tài liệu, phân tích nội dung, và tổng hợp kết quả để đạt được những hiểu biết sâu sắc hơn.
Bước 1: Thu thập, tìm kiếm các tài liệu viết về “Hệ thống lái ”
Lưabước, từng đơn vị kiến thức, từng vấn đề khoa học có cơ sở và bản chất nhất định.
Bước 3: Đọc, nghiên cứu và phân tích các tài liệu nói về “Hệ thống lái ”.
Bước 4: Tổng hợp kết quả đã phân tích được, hệ thống hoá lại những kiến thức
(liên kết từng mặt, từng bộ phận thông tin đã phân tích) tạo ra một hệ thống lý thuyết đầy đủ và sâu sắc.
1.3.3 Phương pháp phân tích thống kê và mô tả
- Là phương pháp tổng hợp kết quả nghiên cứu thực tiễn và nghiên cứu tài liệu để đưa ra kết luận chính xác, khoa học.
Mục tiêu của đề tài
- Tính toán ,thiết kế hệ thống lái cho xe tải 5 tấn
- Đề xuất giải pháp , xây dựng các phương án thiết kế và lựa chọn phương án
Tổng quan hệ thổng lái
- 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.
- Tuỳ thuộc vào yếu tố căn cứ để phân loại, hệ thống lái được chia thành các loại sau:
1.5.3 Theo cách bố trí vành lái
Hệ thống lái với vành lái bên trái được sử dụng trên ô tô tại các quốc gia có luật giao thông đi bên phải, như Việt Nam và nhiều nước khác.
Hệ thống lái với vành lái bên phải được sử dụng trên ô tô tại các quốc gia có luật đi đường bên trái, như Anh, Nhật Bản và Thụy Điển.
1.5.4 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.
1.5.5 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.
1.5.6 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.
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:
Để đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô, điều quan trọng là khả năng quay vòng nhanh và chính xác trong thời gian ngắn, ngay cả trên diện tích hạn chế.
- 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 cần phải chính xác, với tính chất tùy động để đảm bảo sự phối hợp chặt chẽ giữa 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.
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.
Hình 1.1 Hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại liền
Cơ cấu lái, như thể hiện trong sơ đồ hình 1.1, bao gồm trục vít 3 và cung răng 4 Nhiệm vụ chính của cơ cấu này là chuyển đổi chuyển động quay của trục lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng, đồng thời khuyếch đại lực điều khiển trên vành lái.
Dẫn động lái bao gồm đòn quay đứng, thanh kéo dọc và cam quay, có nhiệm vụ chuyển đổi chuyển động góc của đòn quay đứng thành chuyển động góc của trục bánh xe dẫn hướng.
Hình thang lái bao gồm các đòn 8, 9 và 10, kết hợp với dầm cầu dẫn hướng để tạo thành bốn khâu hình thang Chức năng chính của hình thang lái là tạo ra chuyển động góc cho hai bánh xe dẫn hướng, đảm bảo rằng các bánh xe không bị trượt khi thực hiện các vòng quay.
1.7.1 Hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại liền và hệ thống lái với cầu dẫn hướng loại rời
Hình 1.2 Hệ thống lái với bánh dẫn hướng trong hệ thống treo độc lập
Trong hệ thống lái cầu liền với treo phụ thuộc, khi ô tô hoặc cầu dao động, toàn bộ các chi tiết của hình thang lái dao động đồng thời với cầu dẫn hướng Ngược lại, trong hệ thống lái với treo độc lập, các bánh xe dẫn hướng bên trái và bên phải có thể dao động độc lập, dẫn đến sự khác biệt trong cấu tạo của dẫn động lái và hình thang lái Do đó, thanh ngang của hình thang lái không thể được làm liền mà phải được cắt 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.
1.7.2 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
Hệ thống lái có cường hoá được cấu tạo từ hai phần chính: phần lái cơ khí và phần cường hoá, mang lại hiệu suất tốt hơn so với hệ thống lái không có 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).
Cấu tạo của các bộ phận trong hệ thống 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 a) Trục lái cố định không thay đổi được góc nghiêng. b) Trục lái thay đổi được góc nghiêng.
Trục lái của loại không thay đổi được góc nghiêng bao gồm một thanh thép hình trụ rỗng, với đầu trên được lắp bằng then hoa vào moayơ của vành lái và đầu dưới kết nối với khớp các đăng Trục chính được hỗ trợ trong ống trục lái bằng các ổ bi, trong khi ống trục lái được cố định trên vỏ cabin thông qua các giá đỡ Vành lái có hình dạng thanh thép tròn với hai hoặc ba nan hoa kết nối vành thép với moayơ, và moayơ có lỗ để ăn khớp với then hoa ở đầu trên của trục lái.
Đối với loại không thay đổi được góc nghiêng, trục chính được chia thành hai phần có khả năng chuyển động tương đối nhờ cấu trúc đặc biệt của khớp nối Hình dạng và tư thế của người lái sẽ quyết định góc nghiêng phù hợp của vành lái, đảm bảo sự thoải mái và hiệu quả khi điều khiển.
- 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:
d d, - 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 được điều chỉnh hoặc giữ cố định, với phạm vi thay đổi rộng Thông thường, tỷ số truyền cao ở vị trí trung gian và thấp ở các vị trí rìa, điều này thường áp dụng cho các hệ thống lái không sử dụng cường hoá.
Hiệu suất thuận là chỉ số đo lường lực truyền từ trục lái xuống, và khi hiệu suất này càng cao thì việc lái xe sẽ trở nên nhẹ nhàng hơn Do đó, trong thiết kế cơ cấu lái, việc đảm bảo có hiệu suất thuận cao là một yêu cầu quan trọng.
Hiệu suất nghịch là chỉ số đo lường lực truyền từ dưới đòn quay lên trục lái, thường yêu cầu phải nhỏ hơn hiệu suất thuận Nếu hiệu suất nghịch quá thấp, lực va đập từ hệ thống chuyển động ô tô sẽ không truyền đến vành lái do bị triệt tiêu bởi ma sát trong cơ cấu lái, điều này tạo ra một tính chất quý giá Tuy nhiên, hiệu suất nghịch không thể quá thấp, vì sẽ làm cho bánh xe dẫn hướng không tự trở lại vị trí ban đầu dưới tác dụng của các mômen ổn định Do đó, cơ cấu lái cần được thiết kế với một hiệu suất nghịch nhất định để đảm bảo khả năng tự trả của bánh xe dẫn hướng và hạn chế va đập từ đường lên vành lái.
1.8.2.1 Cơ cấu lái loại trục vít cung răng
Cơ cấu lái loại trục vít cung răng mang lại lợi ích về việc giảm trọng lượng và kích thước so với trục vít bánh răng Cung răng có thể là cung răng thường hoặc cung răng bên, trong đó cung răng bên có ưu điểm vượt trội nhờ tiếp xúc toàn bộ chiều dài răng, giúp giảm ứng suất tiếp xúc và hạn chế hao mòn, vì vậy thường được sử dụng cho ô tô tải cỡ lớn.
- Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít cung răng được xác định như sau: t i c 2r o
- 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 a) Cung răng thường b) 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.
1.8.2.2 Cơ cấu lái loại trục vít con lăn
Hình 1.6 Cơ cấu lái loại trục vít con lăn
* Cơ cấu lái loại trục vít con lăn có những ưu điểm sau:
Trục vít glôbôit giúp tăng cường thời gian và diện tích tiếp xúc giữa các răng ăn khớp, mặc dù chiều dài trục vít không lớn Điều này không chỉ làm giảm kích thước tổng thể mà còn giảm ứng suất tiếp xúc của các răng, mang lại hiệu quả cao hơn trong hoạt động.
Tải trọng tác động lên các chi tiết tiếp xúc được phân bố đồng đều, và tùy thuộc vào loại ô tô, con lăn có thể được thiết kế với 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, với đường trục của con lăn lệch so với đường trục của trục vít một khoảng e = 5 - 7 mm Điều này giúp điều chỉnh lại khe hở ăn khớp sau một thời gian làm việc, khi 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 này tăng từ 5 - 7% khi di chuyển từ vị trí giữa đến vị trí rìa, nhưng mức tăng này không đáng kể và có thể coi là 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.
1.8.2.3 Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay
Cơ cấu lái này nổi bật với ưu điểm cho phép thiết kế tỷ số truyền linh hoạt, có thể thay đổi theo các quy luật khác nhau nhằm đáp ứng nhu cầu sử dụng đa dạng.
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: t i c r
- 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.
1.8.2.4 Cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng
Hai đầu trục vít được hỗ trợ bởi ổ bi chặn, trong đó một đai ốc bi di chuyển trên trục vít nhờ vào nhiều viên bi trong các rãnh xoắn Các viên bi này lăn trong các rãnh được thiết kế đặc biệt, cho phép chúng tuần hoàn liên tục, đảm bảo hiệu suất hoạt động mượt mà và hiệu quả.
Hình 1.8 Cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng
Trục với bánh răng rẻ quạt được lắp đặt trong hộp cơ cấu lái thông qua các ổ bi kim Phần răng rẻ quạt ăn khớp với răng của đai ốc bi, giúp truyền động hiệu quả Khi trục vít quay, nó sẽ làm cho trục đòn quay đứng cũng quay theo, tạo ra chuyển động cần thiết cho hệ thống.
Cơ cấu lái loại trục vít êcu bi cung răng có ưu điểm nổi bật là giảm thiểu tổn thất ma sát giữa trục vít và trục rẻ quạt, nhờ vào việc biến ma sát trượt thành ma sát lăn.
1.8.2.5 Cơ cấu lái loại bánh răng trụ thanh răng
Bánh răng trụ, còn được gọi là trục răng, được chế tạo liền với trục lái Khi người lái quay vành lái, trục răng sẽ quay, dẫn đến sự dịch chuyển của thanh răng sang phải hoặc trái Sự dịch chuyển này được truyền tới cam quay thông qua các đầu thanh răng và khớp cầu.
* Cơ cấu lái loại trục răng thanh răng có các ưu điểm sau:
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.
Để đảm bảo độ ổn định cho bánh xe dẫn hướng, cần thiết lập khả năng tự động quay trở lại vị trí trung gian khi bánh xe bị lệch.
Các góc quan trọng trong hệ thống lái bao gồm góc camber (nghiêng ngang của bánh xe), góc caster (nghiêng dọc của trụ quay đứng), góc kingpin (nghiêng ngang của trụ quay đứng) và độ chụm của bánh xe.
CƠ SỞ LÝ THUYẾT VÀ TÍNH TOÁN CẢI TIẾN HỆ THỐNG LÁI
Thông số kỹ thuật của xe tải 5 tấn và yêu cầu khi cải tiến hệ thống lái xe tải 5 tấn
Bảng 2.1 Các thông số kỹ thuật của xe tải 5 tấn
STT Thông số Trị số và đơn vị
2 Trọng lượng bản thân 5200 KG
4 Khối lượng cho phép của rơmoóc 9000 KG
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
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
4 kỳ, 4 xilanh, bố trí thẳng hàng:
23 Đường kính xi lanh 120 mm
24 Hành trình pit-tông 145 mm
25 Dung tích công tác 6,56 lít
27 Công suất cực đại 125 mã lực ở 2300 vòng/phút
28 Mômen xoắn cực đại 43 KG.m ở 1350 vòng/phút
31 Điện áp thiết bị điện 12V
32 Li hợp Ma sát khô, 1 đĩa
33 Hộp số 5 cấp, đồng tốc cho số
34 Truyền lực chính 2 cấp, côn răng xoắn, bánh răng hành tinh
Tỉ số truyền của hộp số:
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
48 Áp suất trong lốp bánh trước và sau 6,5 KG/cm 2
- 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.
Để đảm bảo tính chất tùy động lực, điều quan trọng là phải nâng cao cảm giác về đường đi Điều này được thể hiện qua việc tăng cường lực tác động vào vành tay lái, tương ứng với sự gia tăng của lực cản khi 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.
Phân tích lựa chọn phương án cải tiến
2.2.1 Phương án 1: Xi lanh lực và van phân phối được bố trí trong cơ cấu lái
Hình 2.1 Bộ cường hoá lái bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực thành một cụm
Bộ phận cường hoá được tích hợp trong cơ cấu lái với trục vít êcu bi thanh răng và bánh răng, trong đó khối trục vít êcu bi không chỉ là phần của cơ cấu lái mà còn hoạt động như một pittông trong xi lanh lực Vỏ của cơ cấu lái cũng đồng thời là vỏ của xi lanh lực, mang lại sự tiện lợi và hiệu quả cho hệ thống.
- 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.
Cơ cấu lái có cấu tạo phức tạp, với các chi tiết trong hệ thống phải chịu toàn bộ mômen cản quay vòng, dẫn đến ứng suất biến dạng lớn.
Phải thay cơ cấu lái mới nên có giá thành cải tiến cao.
2.2.2 Phương án 2: Van phân phối được bố trí cùng với xi lanh lực, còn cơ cấu lái là một cụm riêng biệt
Hình 2.2 Bộ cường hoá bố trí xi lanh lực và van phân phối thành cụm, cơ cấu lái riêng biệt
- 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.
- 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.
- 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.
2.2.3 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
Van phân phối và cơ cấu lái đặt thanh một cụm, tách biệt với xi lanh lực.
Phương án này có ưu điểm là van phân phối được tích hợp trong cơ cấu lái, trong khi xi lanh lực được đặt riêng biệt Mặc dù yêu cầu chiều dài các đường ống dẫn, nhưng nó giúp giảm tải cho cơ cấu lái và dẫn động lái khỏi ảnh hưởng của cường hoá lái Hơn nữa, công suất của cường hoá lái có thể dễ dàng điều chỉnh nhờ vào khả năng thay đổi vị trí của xi lanh lực.
Trong trường hợp này, việc bố trí xi lanh lực trên hình thang lái giúp giảm thiểu lực tác dụng lên cơ cấu lái và dẫn động lái Điều này không chỉ làm giảm kích thước của dẫn động lái mà còn giảm dao động trong hệ thống dẫn động do lực cản quay vòng gây 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 2.3 Bộ cường hoá bố trí van phân phối đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực đặt riêng biệt
2.2.4 Phương án 4: Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt
Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau.
Trong phương án này, các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực được bố trí tách biệt, mang lại nhiều ưu điểm Cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi lực tác động của cường hoá, đồng thời công suất của cường hoá có thể dễ dàng điều chỉnh nhờ vào khả năng thay đổi tự do vị trí của xi lanh lực.
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 2.4 Bộ cường hoá bố trí van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt
Qua việc đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hoá, phương án 3 được xác định là lựa chọn tối ưu nhất cho công tác tính toán và thiết kế.
- Loại này có kết cấu tương đối đơn giản.
- 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.
Hệ thống lái xe tải 5 tấn
Sơ đồ hệ thống lái xe tải 5 tấn được thể hiện trên hình 2.5
Hình 2.5 Sơ đồ hệ thống lái trên xe tải 5 tấn
Hệ thống lái lắp trên xe tải 5 tấn 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.
2.3.2 Ưu điểm của hệ thống lái xe tải 5 tấn
- 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 ( t = 0,72; n = 0,55), do vậy giảm được va đập từ mặt đường lên vành lái.
Trục vít và con lăn có độ bền cao và khả năng chống mòn tốt, cho phép điều chỉnh khe hở giữa chúng, từ đó điều chỉnh độ dơ của vành tay lái một cách hiệu quả.
2.3.3 Nhược điểm của hệ thống lái xe tải 5 tấn
Hệ thống lái cơ khí có thể tạo ra lực lái lớn, đặc biệt khi thực hiện các vòng quay nhanh, điều này dẫn đến mệt mỏi cho người lái và 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.
Cơ sở tính toán động học
2.4.1 Phân tích sơ đồ và quan hệ động học, động lực học
2.4.1.1 Sơ đồ bó trí các bánh xe dẫn hướng
- Sơ đồ a: hai bánh xe dẫn hướng là sơ đồ bố trí cho ôtô con, ôtô khách, ôtô khách, ôtô tải.
Sơ đồ b minh họa cách các bánh xe dẫn hướng trên ôtô hoạt động với chiều quay ngược nhau ở cầu trước và sau, giúp tạo ra bán kính quay nhỏ, rất phù hợp cho các loại ôtô yêu cầu cơ động cao Đặc biệt, trên ôtô con, hệ thống này còn được cải tiến với khả năng nâng cao độ ổn định, cho phép hai bánh xe sau vừa quay ngược chiều ở vận tốc thấp, vừa quay cùng chiều ở vận tốc cao.
Sơ đồ c, d, e được thiết kế cho ôtô ba cầu, trong đó phương án d và c mang lại khả năng cơ động cao hơn so với phương án a Tuy nhiên, cần lưu ý rằng khi giảm bán kính R, gia tốc bên sẽ tăng lên đáng kể.
- Sơ đồ g: dùng cho ôtô bốn cầu có hai cầu trước dẫn hướng.
Hình 2.6 Các sơ đồ bố trí bánh xe dẫn hướng.
2.4.1.2 Động học quan hệ của góc quay bánh xe dẫn hướng
Bánh xe dẫn hướng cần đảm bảo mối quan hệ động học tốt khi quay vòng, giúp các bánh xe ô tô lăn mà không gây ra trượt dọc hoặc trượt ngang Sự dịch chuyển của bánh xe phụ thuộc vào liên kết giữa hai bánh xe, đảm bảo hiệu suất lái xe tối ưu.
Hình 2.7 Quan hệ động học trong hình thang lái.
: khoảng cách giữa hai tâm trụ đứng
L: chiều dài cơ sở của ôtô.
: góc quay bánh xe dẫn hướng ngoài và trong.
Một kết cấu bất kỳ nếu thỏa mãn quan hệ này sẽ đảm bảo tôt quan hệ động học của các bánh xe trên ôtô.
Nếu kẻ đường vuông góc với đường tâm trục quay bánh xe trong, giao điểm của
Bq và OA là E Khi thay đổi quan hệ qui tích của E, nó sẽ nằm trên GC, với G là điểm giữa của và C là góc sau trong hình chữ nhật ABCD Những kết cấu không đáp ứng điều kiện này sẽ dẫn đến trạng thái quay vòng thừa hoặc thiếu.
Hầu hết các ôtô đều dùng hình thang lái Đantô: Hình thang lái Đantô là cơ cấu đảm bảo gần đúng quan hệ của công thức trên.
Hình 2.8 Hình thang lái Đantô.
Khi cho trước các kích thước m, n, , L và góc 0 quan hệ và được xác định nhờ công thức sau đây:
Khi thiết kế cần thiết chọn m, n, theo và L sao cho quan hệ và sai khác với công thức trên là nhỏ nhất
Xây dựng và duy trì quan hệ với các bên liên quan là rất quan trọng, nhằm đảm bảo sự đồng nhất và giảm thiểu sai lệch Hình thang lái có nhiều khâu và cấu trúc đa dạng, nhưng nền tảng của chúng ta vẫn là hình thang lái Đantô, với đòn ngang được chia thành nhiều đoạn để phù hợp với hệ thống treo.
2.4.1.3 Các thông số cơ bản của hệ thống lái a- Tỷ số truyền Ở đây có thể quan tâm tới tỷ số truyền động học và tỷ số truyền động lực học ( và ).
Hình 2.9 Quan hệ của với góc quay vành lái.
Quy luật biến đổi theo góc quay vành lái biểu thị trên hình 4 Dạng đường cong
Ôtô tải thường sử dụng dạng 3, trong khi ô tô buýt trong thành phố cũng áp dụng dạng này, và ô tô con sử dụng dạng 2 Phần lớn ô tô hiện nay sử dụng dạng 2 và 3 Khi kích thước lớn hơn, lực vành lái sẽ nhỏ hơn, giúp chuyển dịch của các bánh xe chậm lại và dễ dàng điều khiển hướng chính xác, mặc dù cơ cấu lái sẽ có kích thước lớn hơn Giá trị thông dụng cho ô tô con là từ 16 đến 23, trong khi ô tô tải có giá trị từ 20 đến 32.
Khi sử dụng nhỏ lực trên vành lái sẽ lớn Giới hạn cho phép đối với lực trên vành lái là (200 500 N), trong tính toán có thể coi
Vậy phân phối tỷ số truyền trong hệ thống lái:
Tỷ số truyền của cơ cấu lái và dẫn động lái thường dao động trong khoảng 0,9 đến 1,1, cho thấy cơ cấu lái đảm nhận toàn bộ tỷ số truyền của hệ thống lái Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch cũng là những yếu tố quan trọng cần được xem xét trong quá trình đánh giá hiệu quả của hệ thống lái.
Hiệu suất thuận được tính đến khả năng truyền công suất từ vành lái xuống, ngược lại là hiệu suất nghịch
, , là công suất tính ở vành lái, bánh xe và tổn haop cho cơ cấu lái và khâu khớp,
Khi thiết kế, cần đảm bảo kích thước lớn để giảm bớt sức lao động, đồng thời cũng cần kích thước nhỏ hơn để hạn chế các chấn động từ bánh xe truyền lên vành lái.
Giá trị độ dơ của vành lái phụ thuộc vào cơ cấu lái và khớp dẫn dòng, với các khớp truyền cần có phần tử đàn hồi để đảm bảo truyền mô men êm từ bánh xe lên vành lái Trị số độ dơ nằm trong khoảng từ 0,55 đến 0,90.
Độ dơ của vành lái là một yếu tố quan trọng trong cấu trúc và an toàn giao thông, với yêu cầu rằng độ dơ càng nhỏ càng tốt Sự thay đổi của độ dơ phụ thuộc vào góc quay của vành lái, và quy luật biến đổi độ dơ có thể được xác định rõ ràng.
Khi ôtô di chuyển thẳng, cần đảm bảo độ dơ của vô lăng ở mức tối thiểu Tuy nhiên, khi ôtô quay vòng, độ dơ có thể tăng lên để ngăn chặn hiện tượng kẹt răng trong cơ cấu lái Độ dơ của vô lăng được xác định khi khóa bánh xe dẫn hướng và phụ thuộc vào khe hở bên của các bề mặt răng trong cơ cấu lái, cũng như độ dơ của khâu khớp trong dẫn động lái Chủ yếu, độ dơ của vô lăng phụ thuộc vào khe hở bên trong cơ cấu lái.
2.4.1.4 Xác định tải trọng tính toán cho hệ thống lái
Tải trọng tính toán cho hệ thống lái được xác định dựa trên mô men cản quay vòng và mô men tác động lớn nhất trên vành lái.
- Tính toán mô men carn quay vòng:
Mô men cản quay vòng được xác định dựa trên lực cản lăn giữa hai bánh xe quay ngược chiều, trong đó có sự tác động của lực bên Y và mô men ổn định của bánh xe dẫn hướng.
Hình 2.11 Sơ đồ tính toán
Mô men của cản quay vòng gây nên do lực cản lăn:
: Tải trọng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng.
= 0,15 (hệ số cản lăn); cánh tay đòn của lực quay xung quanh trụ đứng
Khi có mặt lực bên Y, tổng hợp phản lực bên thành phần lùi sau một đoạn x (Hình 6.b) Giá trị của x được xác định bằng chiều dài của vết tiếp xúc và gây nên mô men quay cùng chiều Giá trị mô men cản do Y gây ra được tính toán dựa trên các yếu tố này.
: hệ số bám ngang bằng 0,85; : bán kính xe.
Tính động học hình thang lái
Nhiệm vụ của tính động học hình thang lái là xác định các thông số tối ưu cho hệ thống lái Sự chuyển động của ô tô là sự kết hợp hài hòa giữa bánh xe dẫn hướng và các góc quay khác nhau Để đảm bảo sự lăn trơn tru của bánh xe dẫn hướng khi ô tô quay, bánh xe bên trái và bên phải cần lăn trên các vòng tròn đồng tâm Vì vậy, cơ cấu hình thang lái đóng vai trò quan trọng trong việc đáp ứng các yêu cầu này.
2.5.1 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết
Theo lý thuyết quay vòng, để các bánh xe ô tô quay vòng chính xác, cần đảm bảo mối quan hệ giữa chúng tuân thủ những điều kiện nhất định.
- là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài
- 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 2.17 minh họa sơ đồ động học quay vòng của ô tô với hai bánh dẫn hướng phía trước Dựa trên các giá trị của góc β từ 0° đến 40°, chúng ta có thể tính toán giá trị α của bánh dẫn hướng phía ngoài tương ứng.
Giá trị của được suy ra từ biểu thức (3 – 1):
Từ đó ta lập được bảng đặc tính lý thuyết sau:
2.5.2 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế
Xe tải tải 5 tấn có cấu tạo hình thang lái là cơ cấu 4 khớp
Hình 2.18 Sơ đồ hình thang lái
Thông qua hình thang lái, chúng ta có thể xác định mối quan hệ giữa các góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong dựa vào các yếu tố hình học, được diễn đạt qua một công thức cụ thể.
- góc quay của bánh xe dẫn hướng phía ngoài
- góc quay của bánh xe dẫn hướng phía trong
- 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 tháng lái: m = 200 mm, m thường được chọn theo kinh nghiệm : m = (0,11 0,16)B với m = 0,135B Như vậy thỏa mãn điều kiện trên
Tính sơ bộ theo công thức:
Thay giá trị vào công thức ta có:
Chọn giá trị của trong khoảng từ 17° đến 20° trong công thức Mỗi giá trị của sẽ tương ứng với một loạt giá trị của theo giá trị đã chọn trước của Kết quả này sẽ được trình bày trong bảng giá trị.
(độ) lt (độ) tt (độ) lt - tt
(độ) lt (độ) tt (độ) lt - tt
(độ) lt (độ) tt (độ) lt - tt
(độ) lt (độ) tt (độ) lt - tt
Dựa vào công thức đã cho, chúng ta có thể xác định các thông số trong bảng đặc tính lý thuyết Sử dụng trục tọa độ vuông góc α và β, ta có thể xây dựng đường cong biểu thị mối quan hệ lý thuyết giữa α và f(β) Với các giá trị đã cho của θ, việc chọn trước m là cần thiết để tiến hành phân tích.
Từ biểu thức ta xây dựng được một họ đường cong = f(, , m) cũng trên toạ độ vuông góc nói trên.
Hình 2.19 Đồ thị đặc tính động học hình thang lái
Từ bảng số liệu và đồ thị ta có nhận xét sau:
Khi = 18°, giá trị tt gần sát với đường đặc tính quay vòng lý thuyết Đối với ≤ 35°, sự sai lệch so với đường đặc tính lý thuyết được biểu diễn bằng = ( lt.
Để tránh tình trạng mòn lốp nhanh, góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong không nên vượt quá 35 độ, trong khi góc quay tối đa của bánh xe dẫn hướng phía ngoài là 28 độ Điều này giúp giảm thiểu sự trượt ngang của bánh xe dẫn hướng phía ngoài.
2.5.3 Tính chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái
Trong đó: n – chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái.
Thay số với = 18 o ; B = 1500 mm; m = 200 mm, ta có: n = 1500 – 2.200.sin18 o = 1376,4 (mm) Vậy ta lấy chiều dài đòn kéo ngang hình thang lái là: n = 1376 mm.
Tính toán động lực học
Tính toán động lực học nhằm phân phối tỷ số truyền của cơ cấu lái, giúp tăng độ tin cậy cho ô tô khi tham gia giao thông và đảm bảo sự phù hợp với tốc độ của xe.
2.6.1 Tính mômen cản quay vòng
Mômen cản quay vòng của bánh xe dẫn hướng được xác định khi ô tô di chuyển trên đường nhựa khô và ở trạng thái tải đầy Mômen này sẽ đạt giá trị lớn nhất khi xe chạy trên đường xấu, mặt đường nghiêng hoặc khi xe thực hiện quay vòng tại chỗ.
Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức:
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 của trụ quay đứng.
2.6.2 Xác định mômen cản quay vòng M 1 do lực cản lăn gây ra
Mômen cản quay vòng M1 được sinh ra từ lực cản lăn của bánh xe với mặt đường trong quá trình quay vòng Mômen này tác động lên đòn quay và qua cơ cấu lái, ảnh hưởng đến vành tay lái Trị số của mômen này được xác định bằng công thức cụ thể.
Hình 2.20 Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng
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, e0 mm = 0,13 m.
2.6.3 Xác định mômen cản M 2 do các lực ngang gây ra
Khi quay vòng, lực ngang Y xuất hiện và tổng hợp các lực thành phần này sẽ dịch chuyển về phía sau so với tâm vết tiếp xúc một đoạn x Giá trị x được xác định là 1/4 chiều dài vết tiếp xúc.
Hình 2.21 Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi quay vòng
Vậy ta có công thức sau:
Trong đó: r – bán kính tự do của bánh xe, r = 466 mômen
Rbx – bán kính làm việc của bánh xe
Rbx = R o Với: - hệ số biến dạng lốp, chọn = 0,93
Ro – với lốp áp suất thấp
Thay các giá trị váo công thức (2 - 6) ta có: x
Mômen cản M2 do bánh xe trượt lê được tính theo công thức:
Y – hệ số bám ngang, chọn Y = 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 :
- 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 chụm của bánh xe dẫn hướng
- góc nghiêng của bánh xe dẫn hướng.
Tất cả các góc được điều chỉnh nhằm ổn định hệ thống lái, nhưng đồng thời cũng tạo ra mômen cản M3 Trong quá trình tính toán, giá trị mômen cản M3 được xác định thông qua hệ số .
Như vậy, tổng mômen quay vòng của bánh xe dẫn hướng được xác định bằng công thức:
- hệ số tính đến ảnh hưởng của M 3 do đầu trước của ô tô bị nâng lên khi lái, 1,07 1,15 Ta chọn = 1,08.
Hiệu suất của xe được tính toán dựa trên mức tiêu hao năng lượng do ma sát tại cam quay và các khớp nối trong quá trình chuyển động lái Đối với những xe được thiết kế với một cầu dẫn hướng ở phía trước, hiệu suất này dao động trong khoảng từ 0,05 đến 0,7.
Thay toàn bộ các giá trị trên vào công thức ta có:
2.6.4 Tính mômen cản quy dẫn tới vành tay lái
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
t - hiệu suất thuận của cơ cấu lái, chọn t = 0,72.
Thay các giá trị trên vào công thức (2 – 9), ta có:
* Lực tác dụng lớn nhất của người lái lên vành tay lái khi chưa có cường hóa:
Pvl max 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:
Lực tác động của người lái lên vành tay lái xe rất lớn, gây mệt mỏi cho người lái Để khắc phục nhược điểm này, cần cải tiến hệ thống lái cơ khí thành hệ thống lái có cường hoá Mục đích là giảm sức lao động nặng nhọc cho người lái, đồng thời tăng cường khả năng cơ động của ô tô, đảm bảo an toàn khi di chuyển.
Kiểm tra bền hệ thống lái
Hệ thống lái của xe tải 5 tấn đã được cải tiến với trợ lực, giúp giảm lực tác động lên vành tay lái và giảm tải trọng lên cơ cấu lái Tuy nhiên, khi kiểm tra độ bền của hệ thống lái, cần xem xét trường hợp khi trợ lực không hoạt động.
Khi hệ thống cường hoá lái không hoạt động, lực tác dụng tối đa trên vành tay lái khi quay vòng đạt 60,52 KG Thêm vào đó, lực ma sát giữa pittông và vỏ xi lanh, cùng với lực ép dầu trong hai khoang của xi lanh, làm gia tăng lực tác dụng lên vành tay lái.
Pvl ” = Pvl + P ’ vl = P vl 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
– hệ số tăng tải của hệ thống lái khi cường hoá không làm việc, chọn 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.
2.7.1 Kiểm bền cơ cấu lái
Cơ cấu lái của xe tải 5 tấn sử dụng loại trục vít con lăn 2 răng, trong đó các răng của trục vít tiếp xúc với con lăn khi hoạt động Do đó, việc kiểm tra độ bền của cơ cấu lái cần chú trọng đến ứng suất chèn dập của răng trục vít và ứng suất uốn của con lăn.
2.7.1.1 Tính ứng suất chèn dập răng trục vít và con lăn
Hình 2.22 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:
T – lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít
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;
- 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;
Ở đây q được lấy theo tiêu chuẩn hoá và lấy theo m Tra bảng ta được q = 10.
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:
1 – góc của cung tiếp xúc giữa trục vít và con lăn:
2 – góc nâng của cung tiếp xúc giữa con lăn và trục vít:
2 = 84 o = 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 = 656,5 mm 2 = 6,565 cm 2 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: cd = 746,99 KG/cm 2 , nên trục vít và con lăn đủ bền.
2.7.1.2 Tính ứng suất uốn con lăn Ứng suất uốn con lăn được xác định theo công thức:
P2 – lực vòng sinh ra trên con lăn d2 – đường kính vòng chia con lăn, d2 = 2r2 = 52,8 mm
KH – hệ số tải trọng
KH - hệ số phân phối tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng
- hệ số biến dạng phụ thuộc vào q và Z1
Tra bảng ứng với q = 10, Z1 = 1 ta có = 108
T2max – mômen xoắn trung bình trên con lăn
Cơ cấu lái có thời gian làm việc ngắn khi quay vòng và tốc độ quay vòng nhỏ, dẫn đến T2max = T2m, tức là hằng số Điều này gây ra hệ số phân bố tải trọng không đều trên răng con lăn.
KHV – hệ số tải trọng động
Với bộ truyền có vận tốc nhỏ, làm việc trong thời gian ngắn nên tra bảng ta có:
Thay số vào công thức ta có:
KH = KH 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
Vì góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 35 o 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
- góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong, = 35 o
Thay số vào ta có:
Số vòng quay vành tay lái về một phía từ vị trí trung gian là:
Khi trục vít quay 2,4 vòng, bánh xe dẫn hướng có thể quay một góc lớn nhất với tỷ số truyền ic = 23,4 Do đó, số lần chuyển răng tiếp xúc của con lăn sẽ được tính toán dựa trên các thông số này.
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 ta có:
Con lăn được chế tạo bằng thép 12XH3A có [ u ] = 480 MN/m 2 , ứng suất uốn của con lăn u = 253,43 MN/m 2 < [ u ] = 480 MN/m 2 , do đó con lăn đảm bảo đủ bền khi làm việc.
2.7.2 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:
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
t – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, t = 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:
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:
- Cánh tay đòn: ld = 186 mm = 18,6 cm Ứng suất uốn được xác định theo công thức: l
Hình 2.23 Sơ đồ lực tác dụng lên đòn quay đứng
Qdmax–lực lớn nhất tác dụng lên đòn quay đứng, Qdmax74 KG
Wu – môđun chống uốn của tiết diện 1 – 1
Thay số vào công thức (2 – 21) ta có:
Đòn quay đứng được chế tạo từ thép cacbon trung bình 40X đã được tôi và ram, với độ bền kéo tối đa đạt 600 MN/m² và giới hạn bền cắt là 260 MN/m² Giá trị ứng suất kéo thực tế của đòn quay là 555,6 MN/m², nhỏ hơn giới hạn bền kéo, cho thấy đòn quay đứng có khả năng chịu lực đủ bền.
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:
Wx – môđun chống xoắn tại tiết diện 1 – 1
- hệ số phụ thuộc vào kích thước chiều ngang a và chiều rộng b, với
Thay số vào công thức (2 – 22) ta có:
Như vậy, với x = 113,7 MN/m 2 < [ x ] = 260 MN/m 2 , do đó đòn quay đứng đủ bền.
2.7.3 Kiểm bền đòn kéo dọc Đòn kéo dọc của hệ thống lái xe tải 5 tấn – 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 2.24 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:
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
Gbx – tải trọng trên một bánh xe dẫn hướng, Gbx = 1700 KG mp – hệ số phân phối tải trọng khi phanh, mp = 1,5
Thay số vào công thức (2 – 23) ta có:
Vậy lực Qd tác dụng lên đòn kéo dọc là:
2.7.3.1 Tính ứng suất đòn kéo dọc Ứng suất nén đòn kéo dọc được tính theo công thức:
Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc
Thay số vào công thức (2 – 24) ta có:
n = 8,224 KG/mm 2 = 82,24 MN/m 2 Như vậy, với n = 82,24 MN/m 2 < [ n ] = 150 MN/m 2 nên đòn kéo dọc đủ bền về kéo nén.
2.7.3.2 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:
E – môđun đàn hồi của vật liệu, E = 2 10 6 KG/m 2
J – mômen quán tính tiết diện, Jmin = D 4 (1 – S 4 )
Ld – chiều dài đòn kéo dọc, Ld = 780 mm = 78 cm
Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc, Fd = 2,14 cm 2
Thay số vào công thức (2 – 25) ta có: hay ud = 264,4 MN/m 2 Độ ổn định của đòn kéo dọc xác định theo công thức:
Vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ ổn định khi làm việc.
2.7.4 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:
Hình 2.25 Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo ngang
Trong bài viết này, lực tác dụng lên đòn kéo ngang e được xác định là khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc bánh xe đến tâm trụ đứng, với giá trị e = 0 mm Đồng thời, khoảng cách từ đòn kéo ngang tới dầm cầu dẫn hướng được ghi nhận là c = 150 mm.
Pp – lực phanh tách dụng lên hai bánh xe dẫn hướng
Pp = mp G1 x = 1,5 3400 0,8 = 4080 (KG) Thay vào công thức (2 – 26) ta có:
2.7.4.1 Ứng suất nén của đòn kéo ngang Ứng suất nén của đòn kéo ngang được xác định theo công thức:
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 cm 2
Thay số vào công thức (2 – 27) ta có: hay n = 34,757 MN/m 2
Như vậy, với n = 34,757 MN/m 2 < [ n ] = 150 MN/m 2 nên đòn kéo ngang đảm bảo đủ bền về chịu nén.
2.7.4.2 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:
E – môđun đàn hồi của thép, E = 2 10 6 KG/cm 2
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 cm 2 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 [nod] = 2 2,5, đòn kéo ngang đảm bảo độ ổn định khi làm việc.
2.7.5 Kiểm bền khớp cầu (Rotuyl)
Khớp cầu của đòn dẫn động lái trên xe tải 5 tấn được đặt ở đầu đòn kéo dọc và đầu đòn kéo ngang hình thang lái Trong số các khớp cầu này, khớp cầu ở cuối đòn kéo dọc là bộ phận chịu lực tác dụng lớn nhất khi dẫn động đòn quay ngang.
Hình 2.26 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 ở bề mặt tiếp xúc với bát cầu, trong khi chân khớp cầu bị cắt và uốn Khớp cầu được chế tạo từ thép 12XH3A, có bề mặt được xêmentít hoá và có ứng suất cho phép.
[ cd ] = 110 MN/m 2 ; [ u ] = 620 MN/m 2 ; [ c ] = 85 MN/m 2 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.
2.7.5.1 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:
Qd – lực tác dụng lên khớp cầu, Qd = 1756 KG
Ftx – diện tích tiếp xúc giữa chỏm cầu và bát cầu
Hình 2.27 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:
Rc – bán kính chỏm cầu, Rc = 17,5 mm hc – chiều cao chỏm cầu, hc = 5,5 mm
Thay số vào công thức (2 – 29) ta có:
Vậy với cd = 29,05 MN/m 2 < [ cd ] = 110 MN/m 2 nên khớp cầu đủ bền về chèn dập.
2.7.5.2 Ứng suất uốn của khớp cầu tại tiết diện A – A
Khi làm việc, khớp cầu thường bị ngàm ở chân, dẫn đến ứng suất uốn lớn nhất tại vị trí này Ứng suất uốn của khớp cầu có thể được tính toán theo công thức cụ thể.
Mu – mômen uốn khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm A – A
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
Wu – môđun chống uốn tại tiết diện nguy hiểm
Wu = 0,1 dA 3 = 0,1 (19 10 -3 ) 3 = 685,9 10 -9 (m 3 ) Thay số vào công thức (2 – 30) ta có:
u Như vậy, u = 612 MN/m 2 < [ u ] = 620 MN/m 2 nên khớp cầu đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc.
2.7.5.3 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:
FA – diện tích tiết diện bị ngàm tại A – A
Thay vào công thức (2 – 31) ta có:
Như vậy với c = 61,961 MN/m 2 < [ c ] = 85 MN/m 2 nên khớp cầu đảm bảo bền về ứng suất cắt.
Hệ thống trợ lực lái sau khi cải tiến của xe tải 5 tấn
* Xác đinh hệ số cường hóa và xây dựng đường đặc tính cường hóa lái
+ Phân chia lực trong hệ thống lái
Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có:
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 là lực do hệ thống chống cường hoá tạo ra, tác động đến vành tay lái Theo nguyên tắc, việc cường hoá không nên thực hiện từ gốc O trên đồ thị cường hoá để tránh hiện tượng tự cường hoá Do đó, lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái sẽ được chọn khi có cường hoá.
Hệ số cường hoá của hệ thống được xác định theo công thức:
Như vậy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mômen cản quay vòng chiếm tỷ lệ là:
Hệ thống cường hoá khắc phục chiếm 71,91% mômen cản quay vòng Mômen tác động từ người lái khi có cường hoá tại tâm quay trụ đứng được tính toán theo công thức cụ thể.
M ’ vl = P ’ vl Rvl ii t 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 – 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:
Khi thiết kế hệ thống cường hoá cho xe tải 5 tấn, cần tính toán để tạo ra mômen cản quy dẫn về tâm trụ đứng đạt 174,176 KG.m Mômen này sẽ giúp người lái vượt qua lực cản khi quay vòng.
Đặc tính cường hoá lái thể hiện mối quan hệ giữa lực tác động của người lái lên vành tay lái (Pvl) và mômen cản quay vòng (Mc) Việc hiểu rõ đặc tính này giúp cải thiện khả năng điều khiển và độ ổn định của phương tiện trong quá trình di chuyển.
- Khi chưa có cường hoá
Theo công thức (3 – 3) ta có: vl t i c vl i R
Trong đó: ii, t , Rvl là những hằng số nên ta đặt:
R a i vl t i Vậy ta có thể viết: Pvl = a Mc
Lực vành tay lái tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng, dẫn đến đường biểu diễn là đường thẳng bậc nhất đi qua gốc tọa độ Để vẽ đường biểu diễn Pvl = a Mc, chỉ cần xác định một điểm thứ hai, cụ thể là điểm B với Pvl = 60,2 KG và Mc = 242,2 KG.m.
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: a
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
Cường hoá lái hoạt động khi áp lực Pvl đạt hoặc vượt quá P o, dẫn đến mômen cản quay vòng gia tăng Khi đó, người lái cần phải áp dụng một lực lớn hơn để tạo ra cường hoá cần thiết, và lực cường hoá này tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng Mc.
Công thức Mc = Mvl + Mch cho thấy rằng đường đặc tính cường hoá là một đường thẳng Do đó, việc xác định hai điểm trên đường thẳng này là đủ để xác định đường đặc tính cường hoá.
- Điểm 1: là điểm A ứng với điểm cường hoá bắt đầu làm việc:
- Điểm 2: là điểm C ứng với thời điểm lực trên vành tay lái và mômen cản quay vòng là lớn nhất:
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.
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.
2.9.1 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: c b ch x L
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
c – hiệu suất truyền qua khớp cầu, c = 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:
Trong đó: p – áp suất dầu làm việc, p = 70 KG/cm 2
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 2.29 Sơ đồ xác định kích thước xi lanh lực
2.9.2 Xác định hành trình của pittông
Ta đã có góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng khi quay vòng là:
= 28 o ; = 35 o Với: - góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong
- góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài
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 2.30 Sơ đồ xác định hành trình của pittông
Tại vị trí trung gian của đòn bên hình thang lái nghiêng với dầm cầu dẫn hướng ở góc θ = 72°, khi quay vòng sang trái, pittông dịch chuyển từ vị trí trung gian một khoảng lớn nhất.
Stmax = BB ’ = m cos(72 o – 35 o ) – m cos72 o Với: m – là chiều dài đòn bên, m = 200 mm
Vậy Stmax = 200 cos(72 o – 35 o ) – 200 cos72 o = 97,9 (mm)
Tương tự như vậy khi quay vòng sang phải pittông cũng dịch chuyển một đoạn
Như vậy ta có hành trình toàn bộ của pittông là:
Smax được tính bằng công thức Smax = Stmax + Spmax, với giá trị Stmax và Spmax đều là 97,9 mm, dẫn đến Smax = 195,8 mm Do đó, Smax được làm tròn thành 196 mm Để đảm bảo pittông không chạm vào đầu xi lanh trong quá trình hoạt động, hành trình của pittông cần được tăng thêm 5 mm ở cả hai phía Như vậy, hành trình toàn bộ của pittông sẽ được xác định.
2.9.3 Kiểm bền cần pittông của xi lanh lực
Hình 2.31 Sơ đồ mặt cắt cần pittông của xi lanh lực
Cần pittông của xi lanh lực được cố định một đầu trên trụ xoay và chịu tác dụng của lực kéo nén dọc trục khi hoạt động Do đó, việc kiểm tra độ bền của cần pittông cần được thực hiện theo các trạng thái ứng suất kéo nén và ổn định.
2.9.3.1 Kiểm bền cần pittông ở trạng thái ứng suất kéo nén Ứng suất kéo nén của cần pittông được tính theo công thức: t kn x
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/cm 2
S – diện tích làm việc lớn nhất của pittông
Dx – đường kính xi lanh lực, Dx = 45 mm = 4,5 cm
Ft – diện tích tiết diện cần pittông
Với: d - đường kính cần pittông, d = 20 mm = 2 cm
Thay số vào công thức ta có:
Cần pittông được chế tạo bằng thép 20X có [ kn ] = 220 MN/m 2
Như vậy, với kn = 35,424 MN/m 2 < [ kn ] = 220 MN/m 2 Do đó cần pittông đảm bảo đủ bền về kéo nén.
2.9.3.2 Tính ổn định của cần pittông
Khi pittông chịu tác động của lực dọc trục Px, nó có thể bị uốn dọc trục Ứng suất uốn dọc trục được xác định bằng công thức: t = (t * ud * L) / F.
E – mô đun đàn hồi của vật liệu, E = 2 10 6 KG/cm 2
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 cm 2
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 2,5 nên cần pittông đảm bảo ổn định trong quá trình làm việc.
2.9.4 Kiểm bền xi lanh lực
Xi lanh lực được chế tạo bằng thép ống có đường kính trong Dx = 45mm và đường kính ngoài Dn = 53mm.
Xi lanh lực được kiểm bền theo ứng suất của ống dày chịu lực tác dụng của lực phân bố đều.
Các thành phần của ứng suất bao gồm:
- Ứng suất dọc ( d ) do lực kéo dọc ống gây nên
- Ứng suất pháp ( r ) theo phương hướng kính
Hình 2.32 Sơ đồ trạng thái ứng suất
Lực dọc ống gây nên sẽ có xu hướng kéo ống Lực dọc ống do áp suất dầu tác dụng lên hai đầu ống sinh ra:
P = p S Trong đó: p – áp suất dầu tác dụng lên pittông, p = 70 KG/cm 2
S Với: d – đường kính đỉnh pittông, d = 44,8 mm
VậyP = 70 15,75 = 1102,5 (KG) Ứng suất dọc ống được tính theo công thức:
F – diện tích của tiết diện xi lanh lực
Với: Dn – đường kính ngoài của xi lanh, Dn = 53 mm
Dx – đường kính trong của xi lanh, Dx = 45 mm
Thay số vào công thức ta có:
2.9.4.2 Kiểm tra ứng suất tiếp và ứng suất pháp Ứng suất pháp theo phương bán kính r Trong toạ độ độc cực, thành ống chịu lực tác dụng của tải trọng phân bố đều đối xứng, tại mép trong của thành ống ứng với r = a có ứng suất pháp.
r = - pa = - 70 KG/cm 2 = - 7 MN/m 2 Ứng suất tiếp theo phương vuông góc với véctơ r được xác định theo công thức:
Trong bài viết này, chúng ta sẽ xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến áp suất trong và ngoài của xi lanh lực Áp suất tác dụng lên thành trong của xi lanh được ký hiệu là pa, với giá trị pa p KG/cm² Trong khi đó, áp suất tác dụng lên thành ngoài của xi lanh là pb, được xác định là pb = 1 KG/cm², tuy nhiên, do pb rất nhỏ nên có thể bỏ qua trong các phép tính Bán kính trong của xi lanh lực được tính là a = 22,5 mm (tương đương 2,25 cm), còn bán kính ngoài của thành ống xi lanh là b = 26,5 mm (tương đương 2,65 cm) Cuối cùng, tọa độ điểm tính ứng suất tại mép trong thành ống được xác định là r = a = 2,65 cm.
Từ công thức (3 – 12) ta có thể viết:
Thay số vào công thức (3 – 13) ta có:
Theo thuyết bền thế năng biến dạng ta có công thức:
td – ứng suất tương đương
Thay số vào công thức (3 – 14) ta có:
Xi lanh lực được chế tạo bằng thép ống có [] = 160 MN/m 2
Như vậy, với td = 43,44 MN/m 2 < [] = 160 MN/m 2 , do đó xi lanh đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc.
2.9.5.1 Tính lưu lượng của bơm Để đảm bảo kịp thời làm quay vòng các bánh xe dẫn hướng, xi lanh lực của bộ cường hoá phải làm việc ngay khi van phân phối làm việc Lúc này, dầu có áp suất cao từ bơm phải có đủ lưu lượng để điền vào khoang cao áp của xi lanh, dầu từ khoang thấp áp về bầu chứa dầu của bơm dầu Có như vậy khi quay vòng nhanh người lái mới không tốn một lực lớn để thắng sức cản vòng quay, vừa để dầu di chuyển từ khoang thấp áp của xi lanh lực về bầu chứa dầu của bơm dầu.
Nhằm thoả mãn điều kiện trên ta có:
Qb – lưu lượng của bơm dầu
b – hiệu suất lưu lượng của bơm ở áp suất 0,5Pmax, với bơm cánh gạt có hiệu suất 0,7 0,8 Ta chọn b = 0,75
– độ lọt dầu trong hệ thống, = 0,05 0,1 Ta chọn = 0,07
F – diện tích xi lanh lực
F x dt ds – tốc độ dịch chuyển tương đối của pittông với xi lanh lực, m/s
Việc bố trí xi lanh lực tác động lên đòn kéo ngang hình thang lái ảnh hưởng đến vận tốc tương đối của pittông Vận tốc này được xác định theo công thức: d c b v i i.
Với: nv – số vòng quay cực đại của vành tay lái do người lái thực hiện, theo kinh nghiệm với xe tải nv = 60 70 v/ph
Lb – chiều dài đòn bên, Lb = 200mm = 0,2m ic – tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 23,4 id – tỷ số truyền của dẫn động lái, id = 0,95
Thay vào công thức (3 – 16) ta có:
Từ công thức (3 – 15) ta có lưu lượng của bơm:
Thay số vào ta có:
Vậy lưu lượng của bơm dầu cần chọn Qb theo công thức phải thoả mãn điều kiện
Bơm cường hoá là thành phần quan trọng nhất trong hệ thống cường hoá thuỷ lực, chịu tải trọng lớn và phức tạp Điều kiện làm việc của bơm thường gặp phải sự thay đổi lớn về tải trọng, ứng suất nhiệt cao, cùng với tác động từ môi trường xung quanh.
Có nhiều loại bơm được sử dụng cho cường hoá, bao gồm bơm pittông, bơm trục vít, bơm bánh răng và bơm cánh gạt Trong số đó, bơm bánh răng và bơm cánh gạt là hai loại phổ biến nhất được sử dụng trên các xe tải hiện nay.
Sau khi phân tích yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm cường hoá, chúng tôi chọn bơm cánh gạt tác dụng kép Loại bơm này có cấu trúc nhỏ gọn, hiệu suất cao đạt từ 0,7 đến 0,8, áp suất tối đa lên tới 100 KG/cm² và lưu lượng từ 5 đến 200 l/ph.
Căn cứ vào lưu lượng thực tế của bơm nên ta chọn bơm dầu có những thông số sau:
Ta đã có: Qb t = 9 l/ph = 9000 cm 3 /ph
Mà Qb t = qb.nb qb – lưu lượng của bơm dầu cần chọn.
Chọn qb = 10 l/ph = 10 cm 3 /vòng. nb – số vòng quay của bơm
Ta chọn bơm dầu có số vòng quay định mức là nbđm = 1500 v/ph.
Vậy ta có những thông số của bơm dầu được chọn như sau:
- Kiểu bơm: cánh gạt tác dụng kép
- Hiệu suất lưu lượng bơm b = 0,75
- Lưu lượng của bơm qb = 10 l/ph
- Áp suất Pmax = 100 KG/cm 2
- Số vòng quay nbmin = 900 v/ph, nbmax = 1500 v/ph
2.9.6 Tính toán các chi tiết của van phân phối
2.9.6.1 Đặc tính của van phân phối
Van phân phối đóng vai trò quan trọng trong việc duy trì sự ổn định của hệ thống cường hoá lái Thiết kế van phân phối chủ yếu liên quan đến việc tính toán con trượt của van Độ nhạy cảm tác động và mức độ chậm tác dụng của hệ thống cường hoá là những yếu tố quyết định hiệu suất hoạt động của nó Đặc biệt, độ nhạy cảm tác động phụ thuộc vào bề rộng tiết diện lưu thông giữa cặp con trượt và vỏ van, được thể hiện qua hành trình của con trượt khi áp suất thay đổi từ mức tối thiểu đến tối đa.
Đường đặc tính của van phân phối thể hiện sự biến đổi áp suất dựa vào chuyển động của con trượt trong các kết cấu khác nhau, tương ứng với bề rộng khác nhau của tiết diện lưu thông.
Hình 2.33 Các đường đặc tính của van phân phối
Khi lựa chọn đường đặc tính của van phân phối là đường cong 1 và 2, áp suất dầu trong hệ thống sẽ thay đổi đột ngột, gây tải trọng va đập và giảm tuổi thọ các chi tiết trong hệ thống cường hoá Đường 4 và 5 cho thấy áp suất thay đổi tương đối đều, nhưng vẫn có độ chậm tác dụng, dẫn đến sự mất linh hoạt của hệ thống Trong khi đó, đường cong 3 là tối ưu nhất, với độ chậm tác dụng gần như không có; áp suất tăng ngay khi con trượt di chuyển và ổn định trong suốt quá trình, giúp ngăn ngừa sóng áp suất và đảm bảo sự bền lâu cho hệ thống Để đạt được điều này, mép con trượt cần được vê tròn.
2.9.6.2 Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối
1 Lò xo của van phân phối
2 Con trượt van phân phối
7,8 Đường dầu đến xi lanh lực
Hình 2.34 Kết cấu của van phân phối
Van phân phối hoạt động dựa trên nguyên lý giữ con trượt ở trạng thái trung gian nhờ lò xo định tâm, cho phép dầu từ bơm đi qua cửa 6 vào van, trong khi lượng dầu thừa được hồi về bình chứa qua cửa số 5 Khi người lái muốn quay trái hoặc phải, lực dọc trục từ cần đẩy sẽ di chuyển con trượt sang trái hoặc phải, khiến dầu từ cửa 6 chảy vào cửa 7 hoặc 8, làm cho xilanh lực chuyển dịch Van phân phối chỉ hoạt động khi lực tác dụng lên vành tay lái vượt quá 2 KG, đảm bảo cảm giác mặt đường cho người lái, với lực xiết của êcu 9 cũng đảm bảo điều này.
2.9.6.3 Tính hành trình toàn bộ của con trượt
Hình 2.35 Sơ đồ xác định khoảng cách con trượt
Giới thiệu phần mềm
Profile : Vẽ biên dạng thay đổi
Rectangles, Keyholes, Polygons : Vẽ tứ giác
Circles, Arcs : Vẽ hình tròn
Corner : Tạo góc bo tròn giữa các đối tượng
Chamfer : Tạo góc vát giữa các đối tượng
Trim options : Kéo nối 2 đường vẽ
Symmetry : Tạo các đối tượng đối xứng
Projection : Chiếu một sketch lên mặt phẳng chọn
Hình 3.2 Giao diện Part Design
Các thanh công cụ cơ bản
Pad : Lệnh tạo khối theo phương vuông góc với mặt phẳng vẽ sketch.
Pocket : Lệnh cắt tiết diện theo phương vuông góc với mặt phẳng vẽ sketch
Shaft : Lệnh tạo chi tiết bằng cách xoay tiết diện quanh một trục
Groove : Lệnh cắt chi tiết bằng cách xoay tiết diện quanh một trục
Rib : Lệnh tạo gân bằng cách quét tiết diện quanh đường dẫn
Slot : Lệnh cắt rãnh bằng cách quét tiết diện quanh đường dẫn
Stiffener : Lệnh tạo gân giữa hai bề mặt
Multi-sections solid : Lệnh tạo chi tiết bằng cách quét nhiều tiết diện kín với nhiều đường dẫn
Removed Multi-sections solid : Lệnh cắt chi tiết bằng cách quét nhiều tiết diện kín với nhiều đường dẫn
Pattern : Lệnh copy hàng loạt
Các thanh công cụ cơ bản
Hình 3.4 Các thanh công cụ cơ bản
Component : Tạo một thành phần mới trong bản vẽ lắp.
Product : Tạo một cụm chi tiết mới trong bản vẽ lắp.
Part : Tạo một chi tiết đơn mới trong một cụm chi tiết, thành phần hay chi tiết hoàn chỉnh.
Existing Component : lắp một chi tiết hay cụm chi tiết vào bản vẽ lắp từ một tập tin có sẵn hay một file hiện hữu.
Existing Component with Positioning : lắp một chi tiết hoặc một cụm chi tiết vào bản vẽ lắp từ một tập tin có sẵn với các tính năng ràng buộc.
Replace Component : Thay thế một chi tiết hiện tại thành một chi tiết khác.
Graph Tree Reordering : thay đổi thứ tự lắp cho từng thành phần trên thanh Specification Tree.
Fast Multi Instantiation : Nhân bản nhanh nhiều lần trong bản vẽ lắp.
Concidence Constraint : Ràng buộc đồng trục, điểm, phẳng cho các đối tượng.
Contact Constraint : Ràng buộc tiếp xúc cho các đối tượng.
Offsets Constraint : Ràng buộc khoảng cách song song.
Angle Constraint : Ràng buộc theo góc
Fix Component : Cố định một chi tiết hay một cụm chi tiết.
Fix Toghether : Cố định các chi tiết lại với nhau trong bản vẽ lắp.
Quick Constraint : Tính năng ràng buộc nhanh, tự động chọn lựa các kiểu ràng buộc khi ta chọn xong các thành phần.
Change Constraint : thay đổi các thuộc tính ràng buộc
Manipulation : Di chuyển các cụm chi tiết hay đối tượng trên bản vẽ lắp. 3.1.4 Giao diện tính bền
Hình 3.5: Giao diện tính bền
* Các thanh công cụ cơ bản:
Hình 3.6 Các thanh công cụ cơ bản
Clamp : Lệnh tạo ràng buộc mặt.
Slider : Lệnh tạo ràng buộc cho hai mặt, bế mặt Surface.
User-defined Restraint : Lệnh tạo ràng buộc cứng cho toàn bộ chi tiết.
Pressure : Lệnh tạo ứng suất đường ống.
Distributed Force : Lệnh đặt lực và mômen.
Acceleration : Lệnh đặt tải trọng và mômen.
Line Force Density : Lệnh đặt lực tập trung.
Temperature Field : Lệnh đặt lực từ trường.
Compute : Lệnh chạy chia lưới.
Von Mises Stress : Lệnh hiển thị ứng suất chi tiết tính bền.
Thiết kế một chi tiết điển hình
Bước 1: Vào giao diện Sketch để vẽ định dạng profile
Bước 2: Thoát khỏi Sketch và chọn lệnh shaft thực hiện tạo khối chi tiết
Hình 3.8 Tạo khối cho chi tiết Bước 3: Sử dụng lệnh phocket để tạo lỗ tiết lưu
Bước 4: Sử dụng lệnh pocket để tạo lỗ tiết lưu
Bước 5: Sử dụng lệnh pocket để tạo lỗ
Hình 3.11 Tạo lỗ cho chi tiết
Bước 6: Sử dụng lệnh library để chọn vật liệu cho chi tiết
Hình 3.12 Chọn vật liệu cho chi tiết
Sau khi thực hiện các bước ta được chi tiết hoàn thiện.
Hình 3.13 Chi tiết hoàn thiện
Tương tự như các bác bước vẽ chi tiết trên ta vẽ các chi tiết còn lại :
Chi tiết của xi lanh trợ lực
Hình 3.14 Vỏ xi lanh trợ lực
Hình 3.17 Cao su chắn bụi
Chi tiết của van phân phối
Hình 3.19 Vỏ van phân phối
Hình 3.20 Con trượt van phân phối
Hình 3.22 Lò xo định tâm
Sau khi vẽ hết các chi tiết ta thực hiện lắp ghép thành cụm chi tiết hoàn chỉnh:
Để tính bền cho chi tiết xilanh lực, chúng ta thực hiện qui trình tính bền trên phần mềm Các bước tính toán sẽ được tiến hành theo trình tự cụ thể để đảm bảo độ chính xác và hiệu quả trong việc phân tích.
Bước 1: Đưa chi tiết cần tính bền vào phần mềm Catia.
Sử dụng giao diện thiết kế chi tiết để thiết kế chi tiết xilanh lực theo thông số có sẵn bằng các lệnh vẽ 2D (Sketch) và 3D (Pad, Pocket)
Hình 3.26 Đưa chi tiết cần tính bền vào phần mềm catia
Để chọn vật liệu cho xilanh lực, đầu tiên bạn cần click chọn toàn bộ chi tiết, sau đó chọn lệnh "Apply Material" Giao diện sẽ hiển thị thư viện vật liệu, tại đây bạn chọn "Metal" và tiếp theo là "Steel" Cuối cùng, click "Apply Material" và chọn "OK" để hoàn tất quá trình chọn vật liệu.
Bước 3: Chuyển sang giao diện tính bền bằng Alalysis & Simulation – Generative Structural Analysis Click chuột trái vào Start, chọn Alalysis & Simulation sau đó chọn Generative Structural Analysis.
Khi đó chi tiết xilanh lực sẽ được chuyển sang giao diện tính bền Với các trình duyệt như cây thư mục bên trái màn hình.
Hình 3.28 Chi tiết trong giao diện tính bền
Bước 4: Tạo ràng buộc cố định
Nhấn vào biểu tượng Clamp để hiển thị bảng trình duyệt ở góc dưới bên phải màn hình, sau đó chọn các mặt ràng buộc Qua đó, chúng ta đã thiết lập các ràng buộc chi tiết cho xilanh lực.
Hình 3.29 Tạo ràng buộc cố định cho chi tiết
Bước 5: Đặt lực tác dụng lên xilanh
Nhấp vào biểu tượng Lực Phân Phối, một bảng trình duyệt sẽ xuất hiện ở góc dưới bên phải màn hình Tiếp theo, hãy chọn các bề mặt mà lực sẽ tác động Như vậy, chúng ta đã áp dụng các lực lên chi tiết của xilanh.
Hình 3.30 Đặt lực tác dụng cho xilanh
Click 2 lần liên tiếp vào trình duyệt OCTREE Tetrahedeon Mesh1: Part1, bên trái màn hình hiện ra bảng thông số Ta chọn kích thước mắt lưới là 20mm và trình duyệt Absolute sag là 5mm sau đó click ok
Để bắt đầu quá trình chia lưới, bạn cần nhấp vào biểu tượng Compute và chọn tùy chọn All, sau đó quá trình chia lưới và tính toán sẽ được khởi động.
Kết quả tính bền sẽ hiển thị dưới dạng khối khi nhấp vào biểu tượng Von Mises Stress, với các kết quả được thể hiện qua dải màu bên phải màn hình Đồng thời, màn hình cũng chỉ ra điểm có ứng suất tập trung lớn nhất (kém bền nhất) trên chi tiết xialnh.
Hình 3.33 Hiển thị chia lưới
Kết quả tính bền sẽ được hiển thị dưới dạng điểm khi bạn nhấn vào biểu tượng Displacement, với thông tin được thể hiện qua dải màu bên phải màn hình Bên cạnh đó, màn hình cũng sẽ chỉ ra các điểm có chuyển vị lớn nhất trên chi tiết xilanh.
Hình 3.34 Hiển thị chuyển vị trên xilanh
Hình 3.35 Hiển thị ứng suất trên xilanh
