Bài tập hệ thống ô tô

1. Xây dựng đặc tuyến đàn hồi của hệ thống treo của 1 trục bánh xe ô tô theo 2 phương án thiết kế sau đây: a. Trục bánh xe dùng 1 bộ nhíp bố trí theo phương án mặt phẳng đối xứng của bộ nhíp trùng với đường tâm trục bánh xe và vuông góc với mặt đường. Biết trọng lượng phân bố trên trục bánh xe này là Zbx, trọng lượng không được treo của trục bánh xe này là Zkt. Tần số dao động êm dịu của bộ phận đàn hổi Bộ phận đàn hồi được đặc trưng bởi độ cứng C của nó. Với khối lượng được treo là m thì tần số dao động tự do w được xác định từ phương trình dao động tự do: m. + C.x = 0 (1.1) => + .x = 0. Đặt 2 = (1.2) Thì (1.1) trở thành: + 2 x = 0 (1.3) Phương trình (1.3) có nghiệm là: X = A.sin(.t) (1.4) trong đó: A là biên độ dao động m;  là tần số dao động tự do rads; xác định theo công thức (1.2) b. Trục bánh xe dùng 02 bộ nhíp bố trí theo phương án mặt phẳng đối xứng của mỗi bộ nhíp vuông góc với đường tâm trục bánh xe và vuông góc với mặt đường. Biết trọng lượng phân bố trên trục bánh xe này là Zbx, trọng lượng không được treo của trục bánh xe này là Zkt.

BÀI TẬP KẾT CẤU TÍNH TOÁN CÁC HỆ THỐNG Ô TÔ

Học kỳ 2 năm học 2020-2021

Sinh viên : Đậu Anh Cường

1 Xây dựng đặc tuyến đàn hồi của hệ thống treo của 1 trục bánh xe ô tô theo

2 phương án thiết kế sau đây:

a Trục bánh xe dùng 1 bộ nhíp bố trí theo phương án mặt phẳng đối xứng của bộ nhíp trùng với đường tâm trục bánh xe và vuông góc với mặt đường Biết trọng lượng phân bố trên trục bánh xe này là Z bx , trọng lượng không

được treo của trục bánh xe này là Z kt

-Tần số dao động êm dịu của bộ phận đàn hổi

Bộ phận đàn hồi được đặc trưng bởi độ cứng C của nó Với khối lượng được treo là m thì tần số dao động tự do w được xác định từ phương trình dao động tự do:

=> + x = 0

Thì (1.1) trở thành:

trong đó: A là biên độ dao động [m];  là tần số dao động tự do [rad/s]; xác định theo công thức (1.2)

b Trục bánh xe dùng 02 bộ nhíp bố trí theo phương án mặt phẳng đối xứng c

ủa mỗi bộ nhíp vuông góc với đường tâm trục bánh xe và vuông góc với mặt đ ường Biết trọng lượng phân bố trên trục bánh xe này là Z bx , trọng lượng khôn

g được treo của trục bánh xe này là Z kt

- Đặc tính đàn hồi của bộ phận đàn hồi

Đặc tính đàn hồi là đường biểu diễn mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến Z tác dụng lên bánh xe với biến dạng của hệ thống treo (kí hiệu f) đo ngay tại trục bánh xe Nhờ đặc tính đàn hồi mà ta đánh giá được tính êm dịu của bộ phận đàn hồi của hệ thống treo

Khi xây dựng đặc tính đàn hồi, giả thiết bỏ qua ma sát và khối lượng phần không được treo; và coi đặc tính đàn hồi là tuyến tính

Đặc tính đàn hồi đặc trưng bởi độ võng tĩnh ft và độ võng động fđ phải đảm bảo:

- Cho xe chuyển động êm dịu trên đường tốt

- Không va đập liên tục lên bộ phận hạn chế khi chuyển động trên đường xấu với tốc độ cho phép

- Khi xe quay vòng, tăng tốc hoặc phanh thì thùng xe không bị nghiêng hay chúc đầu

Đặc tính đàn hồi là đồ thị biểu diễn quan hệ: Z= f(f) Nó có 2 điểm đặc trưng là a(ft; Zt)

và b(fđ; Zmax) Trong đó:

Z: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên phần tử đàn hồi

f: Độ võng của phần tử đàn hồi của hệ thống treo (đo tại tâm bánh xe)

ft: Biến dạng của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng tĩnh

Zt: Tải trọng tĩnh tác dụng tại bánh xe, gây biến dạng ft

fđ: Biến dạng của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động

Zmax = KđZđ: Tải trọng động lớn nhất, gây ra biến dạng thêm fđ

Hình 1.1 Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo.

Đặc tính đàn hồi tiêu biểu của hệ thống treo có dạng như trên hình 1.1 Nó có 2 điểm đặc trưng là a(ft, Zt) và b(fđ, Zmax) Ở đây:

- ft : Biến dạng của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng tĩnh

- Zt : Tải trọng tĩnh tác dụng tại bánh xe, gây ra biến dạng ft

- fđ : Biến dạng thêm của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động

Để xây dựng đặc tính đàn hồi của hệ thống treo ta phải xác định các đại lượng đặc trung trên

Trình tự xây dựng như sau:

+ Xác định giá trị độ võng tĩnh ft:

thống treo nên quyết định bởi độ êm dịu của chuyển động Tùy thuộc vào độ êm dịu theo yêu cầu, độ võng tĩnh của hệ thống treo được xác đinh trong giới hạn sau:

Từ công thức (1.2) với 2 = ; ta thay C = (kí hiệu độ võng tĩnh f t thay cho dịch chuyển tĩnh x ứng với tải trọng tĩnh Zt) và

m = (trong đó g là gia tốc trọng trường); thì ta có:

Y HỌC => n = 60-90 [dao động/phút] hay  = (6,28 - 9,42) [rad/s]

Thay vào công thức (1.6), ta được:

Trong phạm vi giới hạn (1.6b) nêu trên, gía trị lớn (ft = 250 [mm]) chỉ áp dụng cho xe con (vì xe có trọng tâm thấp, khoảng dịch chuyển lớn như vậy không ảnh hưởng gì đến

ổn định lật ngang);

[mm]) để không làm giảm tính ổn định ngang của xe

Với xe khách, cũng có trọng tâm khá cao, tuy nhiêu do yêu cầu tính êm dịu đối với xe khách cao hơn xe tải (vì chở người) nên có thể chọn với giá trị trung gian vào khoảng

giới hạn cao)

Chọn ft = 200 [mm]

+ Xác định độ võng động fđ:

Ngoài độ võng tĩnh, để đảm bảo cho xe chuyển động êm dịu, hệ thống treo còn phải có

độ võng động đủ lớn để tránh xảy ra va đập giữa phần được treo và không được treo khi ô tô chuyển động trên đường không bằng phẳng Độ võng động của hệ thống treo

là khoảng dịch chuyển cần thiết tăng thêm tính từ trạng thái ứng với tải trọng tĩnh (Zt) cho đến trạng thái chịu tải lớn nhất (Zmax)

Tuy vậy độ võng động tăng sẽ làm tăng dịch chuyển tương đối của thùng xe với bánh

xe và do đó có thể làm tăng chiều cao trọng tâm xe, và vì vậy:

Giảm tính ổn định của ô tô

Tăng yêu cầu khắc khe hơn đối với bộ phận hướng

Phức tạp điều kiện làm việc của dẫn động lái

Về lý thuyết, với tải trọng động cho phép thiết kế từ 1,5 đến 2 lần so với tải trọng tĩnh,

để dầm cầu không va đập trực tiếp vào khung xe khi chị tải trọng động, thường phải thiết kế thêm ụ hạn chế cao su đặt giữa chúng; và vì vậy độ võng động thực tế đối với

bộ phận đàn hồi thường nhỏ hơn giá trị đã nêu (xem hình minh họa 3.1)

+ Đối với xe tải: fd = ft Vì thiết kế ft nhỏ để ổn định (khi tải thay đổi phạm vi rộng và chiều cao lớn); nhưng dk làm việc nặng hơn, dễ chịu nhiều va đập + Ụ cao su để hạn chế va đập

=> Zdh = (ft + fd)*C = 2*ff*C = 2* Zt

Hệ số Kd: Zđmax = Zdh + Zcs > 2.Zt => Kđ = 2,5 đên 3,0

+ Đối với xe con: fd = 0,5.ft Vì dã thiết kế êm dịu với ft khá lớn (200 – 250[mm]), nếu

fd lớn nữa thì dễ bị tròng trành khi dao động

=> Zdh = (ft + 0,5.fd)*C = 1,5*ff*C = 1,5*Zt

Zđmax = Zdh + Zcs > 1,5.Zt => Kđ >= 2,0 đến 2,5

+ Đối với xe khách: fd = 0,75.ft (hoặc fd = ft) êm dịu với ft khá lớn (150 – 180[mm]), fd

lấy trung bình

=> Zdh = (ft + 0,75.fd)*C = 1,75*ff*C = 1,75*Zt

Hệ số Kd: Zđmax = Zdh + Zcs > 1,75.Zt => Kđ >= 2,0 đên 2,5

Hình 1.2: Đặc tính đàn hồi hệ thống treo trước

2 Xây dựng sơ đồ biểu thị quan hệ lực tác dụng lên vành tay lái với mô men cản quay vòng bánh xe dẫn hướng trong trường hợp hệ thống lái ô tô có trợ lực

Cơ cấu lái chọn: Loại cơ cấu lái trục vít êcu bi thanh răng cung răng

Hình 2.1 Sơ đồ cơ cấu lái trục vít – êcu bi – cung răng

1 Vỏ, 2 Ổ bi, 3 Trục lái, 4 Êcu bi, 5 Ổ bi, 6 Phớt,

7 Đai ốc điều chỉnh, 8 Đai ốc hãm, 9 Bánh răng rẻ quay, 10 Bi

Phương án bố trí dẫn động lái: Hình thang lái Dantô, nó được tạo bởi cầu trước, đòn

kép ngang và đòn kép dọc

Hình 2.2: Sơ đồ dẫn động hình thang lái Dantô

Loại trợ lực lái: Hệ thống trợ lực bằng thủy lực, hệ thống này bao gồm: Trợ lực thủy

lực tại cơ cấu lái và trợ lực thủy lực cho cầu dẫn hướng thứ 2 Xi lanh thủy lực của bộ cường hóa đặt chung 1 vỏ với cơ cấu lái, các buồng xilanh lực được nối với đường dầu đặt ngay trên trục lái, bộ phân phân phối dạng van trượt, trong vỏ bộ phân phối đặt những trục phản ứng được phân cách bằng những lò xo được nén sơ bộ Lò xo được siết bằng các êcu Lực siết này xác định lực đóng của bộ cường hóa Giữa các mặt bên của vỏ và vành trong ổ bi có khoảng hở 2 nửa trục lái được nối với nhau bằng bộ ly hợp hình lá Ly hợp này cho phép độ dịch chuyển phần dưới của trục lái trong giới hạn khoảng hở

Hình 2.3: Sơ đồ trợ lực lái

2.1 Mô-men cản quay vòng của ô tô.

Mô men cản quay vòng sẽ có giá trị lớn nhất khi ô tô quay vòng tại chỗ, và trong trường hợp này mô men cản quay vòng sẽ bao gồm: Mô men sinh ra do lực cản lăn

mô men ổn định các bánh xe dẫn hướng Nghĩa là:

Ở đây:

dụng lên cầu trước, hay:

chọn f = 0,015 cho việc tính toán

một góc , nghĩa là:

rbx - Bán kính làm việc của bánh xe, do xét đến sự biến dạng của lốp nên rbx = 0,96r0 với r0 là bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng và ta có thể tính được thông qua

thông số kỹ thuật của lốp Ví dụ: Lốp mà xe sử dụng có ký hiệu 245/70R16 nghĩa là lốp có bề rộng B = 245mm, đường kính vành bánh xe d = 16inch Vậy từ đó ta sẽ tìm

được bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng được xác định bởi công thức:

Hình 2.4 dưới đây mô tả sơ đồ tính toán mô men cản quay vòng do lực cản lăn tác dụng ở bánh xe dẫn hướng và các thông số kích thước liên quan:

Hình 2.4 Sơ đồ tính toán mô men cản quay vòng do lực cản lăn tác dụng ở bánh xe

dẫn hướng

dưới đây:

Hình 2.5 Sơ đồ xác định mô men cản quay gây ra do lực ngang

hướng ta sẽ tìm được giá trị của mô men cản quay M2 gây ra do lực ngang được xác định bởi công thức:

Ở đây:

- Hệ số bám ngang của bánh xe dẫn hướng với mặt đường, hệ số này có giá trị thường trong khoảng từ 0,9 ÷ 0,1

- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng

tích tiếp xúc giữa lốp với mặt đường do sự đàn hồi bên của lốp gây ra

nhỏ so với các mô men thành phần khác) hoặc tính đến bằng một hệ số nào đó

Như vậy, trên cầu trước có hai bánh xe dẫn hướng và thực hiện quy dẫn mô men cản quay của chúng về trục ra của cơ cấu lái(thanh răng) thì ta được mô men cản quay tổng:

Trong đó:

- Hiệu suất của dẫn động lái,

tính toán có thể lấy KM3 =1,07-1,15

2.2 Xác định lực cần thiết tác dụng lên vô lăng.

Khi đã có mô men cản quay vòng tổng cộng trên trục ra của cơ cấu lái (thanh răng) thì

ta dễ dàng xác định được lực cần thiết tác dụng lên vô lăng theo công thức:

Trong đó:

- Tỷ số truyền động học của cơ cấu lái

- Hiệu suất thuận cơ cấu lái, cơ cấu lái sử dụng là loại bánh răng thanh răng nhờ có thêm bộ phận tăng cường khả năng ăn khớp bằng lò xo ép nên cơ cấu làm việc ít bị trượt vì thế mà hiệu suất rất cao và đạt khoảng = 0,99

Như vậy giá trị lực cần thiết tác dụng lên vô lăng Plmax tính được trên đây nằm trong

200[N], vì vậy trong trường hợp bộ cường hóa lái bị hỏng thì người lái vẫn đảm bảo điều khiển được xe Tuy nhiên, lực của người lái tác dụng lên vành tay lái để điều khiển xe là tương đối 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

Khi trong hệ thống lái có sử dụng thêm trợ lực bằng thủy lực vì thế lực cần thiết tác dụng lên vô lăng lúc này chỉ còn bằng:

Trong đó:

quan hệ giữa áp suất dầu và diện tích làm việc của xilanh trợ lực, nghĩa là:

Ở đây:

thêm bộ trợ lực lái, lực cần thiết của người điều khiển tác dụng lên vô lăng được giảm đáng kể hơn so với khi không có trợ lực Nhờ vậy mà giúp giảm thiểu được lao động cho người lái khi quay vòng cũng như hỗ trợ tốt cho người lái có đủ sức để giữ được

xe chuyển động đúng hướng trong trường hợp một trong số các bánh xe dẫn hướng bị nổ

Tài liệu tham khảo

[1] Kết cấu, tính toán và thiết kế ô tô (Biên soạn: TS Nguyễn Hoàng Việt)

[2] Thiết kế hệ thống treo ô tô (Biên soạn: TS Lê Văn Tụy)

[3] Thiết kế hệ thống lái ô tô (Biên soạn: TS Lê Văn Tụy)