981 8 chuong 3 son xe 3 wsesk 20130111025848

Chương KIỂM NGHIỆM CƠ CẤU LÁI XE MATIZ 3.1 Các thông số đầu vào Bảng 3.1 Các thông số đầu vào tính tốn kiểm nghiệm Thơng số đầu vào Kí hiệu Giá trị Chiều dài sở xe Khoảng cách hai đường tâm trụ đứng Tải trọng phân bố lên cầu trước dẫn hướng Tỉ số truyền cấu lái Tỉ số truyền dẫn động lái Kích thước lốp xe Gia tốc trọng trường Góc nghiêng ngang bánh Góc ăn khớp bánh Hệ số bám Hệ số cản lăn Cánh tay đòn bánh xe dẫn hướng Bán kính vành tay lái Chiều dài kéo bên Chiều dài đòn bên(cam quay) Góc hợp địn bên hình thang lái đường tâm cầu trước Khoảng cách kéo ngang với đường tâm cầu trước hình thang lái L 2340 Đơn vị mm B0 1200 mm G1 6239,16 N i id g β α φ f 15,7 0.984 175/60R13 9,81 14 20 0,07 0,015 mm m/s2 Độ Độ a 0,04 m R p m 185 190 130 mm mm mm  74 độ y 150 mm 3.2 Xác định momen cản quay vòng lực tác dụng lên vành tay lái a Xác định momen cản quay vòng 15 Trạng thái nặng nề quay vòng xe xe đứng yên chỗ Lúc momen cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng tính theo cơng thức: tổng momen cản lăn bánh xe dẫn hướng M1, momen cản bánh xe trượt lết đường M2, momen tính ổn định chuyển động thẳng M3 M c1  M  M  M   (3.1) - Momen cản lăn M1 Mômen cản lăn xác định theo công thức: (3.2) M Gbx f a Trong đó: + Gbx tải trọng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng Gbx  G1 (3.21) Trong đó: G1 tải trọng tác dụng lên cầu trước dẫn hướng; Thay số vào ta được: Gbx = 3119,58 [N] + a cánh tay đòn bánh xe dẫn hướng a = 0,04 [m]; + f hệ số cản lăn f = 0,015; Thay số vào (3.20) ta được: M1=3119,58.0,04.0,015=1,87 [Nm] - Momen cản bánh xe trượt lết đường M2 16 Hình 3.1 Sơ đồ lực ngang tác dụng bánh xe quay vịng Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe bề mặt tiếp xúc lốp đường bị lệch trục bánh xe Nguyên nhân lệch đàn hồi bên lốp Điểm đặt lực Y nằm cách hình chiếu trục bánh xe đoạn x phía sau (hình 3.1) đoạn x thừa nhận nửa khoảng cách tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngồi theo cơng thức sau: x 0,5 r  rbx2 Trong đó: + r bán kính bánh xe; d  r  H   2  (3.22) Trong đó: H chiều cao lốp; d đường kính vành; Với bánh xe có cỡ lốp 175/60R13 ta  175.60 13.25,4     100  r = =270,1[mm] + rbx – bán kính làm việc bánh xe; Ta thừa nhận: 17 rbx = 0,96.r Nên: x 0,5 r   0,96.r  0,14.r Vậy thay số ta x =0,14.270,1=37,8[mm]=0,0378[m] Do mơmen cản bánh xe trượt lết là: M 0,14.Gbx  r Gbx  x (3.23) Trong φ hệ số bám φ = 0,7 Vậy thay số ta M2 = 3119,58.0,7.0,0378 = 82,54 [Nm] - Momen tính ổn định chuyển động thẳng M3 Giá trị M3 thường nhỏ lấy M3 = - Hiệu suất dẫn động động trụ đứng hình thang lái (3.24)   k  t Trong đó: k : Là hiệu suất khớp kéo k = 0,8; t : Là hiệu suất trụ đứng t = 0,9;   0,8.0,9 0,72 Thay giá trị M1, M2, M3  vào công thức (3.19) ta được: Mc1 = 1,87  82,54  0 0,72 =117,23 [N] Momen cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng Mc=2.Mc1=2.117,23=234,46 [N] b Xác định lực tác dụng lên vành tay lái Khi đánh lái trường hợp tơ đứng n chỗ lực đặt lên vành tay lái để thắng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn 18 hướng lớn Lực đặt lên vành tay lái xác định theo công thức: Pvl  Mc R.i i d  th (3.25) Trong đó: + Mc mơmen cản quay vịng Mc = 234,46 [Nm]; + R bán kính vành lái R = 0,185 [m]; + i tỷ số truyền cấu lái i = 15,7; + th hiệu suất thuận cấu lái, cấu lái bánh – hiệu suất thuận th = 0,7 + id tỷ số truyền truyền dẫn động lái id = 0,984 Vậy thay vào công thức (3.25): Pvl  234,46 117,19 0,185.15,7.0,984.0,7 [N] 3.3 Tính bền Tính bền cấu lái bánh xoắn– Đối với loại truyền động bánh – phải đảm bảo cho có độ bền cao - Xác định lực tác dụng lên truyền bánh – *Lực vòng tác dụng lên bánh răng: (3.26) Pv  Pvl i Thay số ta Pv = 117,19.15,7 = 1839,9 [N] *Lực hướng tâm tác dụng lên bánh theo công thức: Pr  Pv tg cos  Trong +  góc ăn khớp bánh răng,  = 200; + β góc ăn khớp bánh β = 140; 19 (3.27) + Pr lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng; Thay số vào ta được: 1839,9.tg 20  690,16 [N] cos14  Pr  *Lực dọc tác dụng lên bánh răng: (3.28) Pa  Pv tg    Thay số ta Pa = 690,16.tg14o = 172,17 [N] - Kiểm tra bền Trong trình làm việc bánh răng, chịu ứng suất uốn, ứng suất tiếp xúc chịu tải trọng va đập từ mặt đường Vì thường gây tượng rạn nứt chân Do ảnh hưởng lớn tới tin cậy tuổi thọ cấu lái Để đảm bảo yêu cầu làm việc cấu lái vật liệu chế tạo bánh – dùng thép 40X cải thiện  ch  700MPa  b  1000MPa Có: HB = 260  280 + Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì sở:  o HLim 2.HB  70 (3.29) Thay số ta σoHlim = 2.260+70 = 590 [Mpa] Ứng suất tiếp xúc cho phép bánh răng:  H     o HLim .Z Z K K S H  R V HL XH Trong đó: SH hệ số an tồn tính tiếp xúc, lấy SH = 1,1; 20 (3.30) ZR hệ số xét ảnh hưởng độ nhám, ZR = 0,95; ZV hệ số xét ảnh hưởng vận tốc vòng, ZV = 1,1; KXH hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng tới độ bền tiếp xúc, KXH = 1; KHL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời hạn phục vụ truyền, KHL = 1; Thay thông số vào công thức(3.30) ta được: [σH]  5901,1.0,95.1,1.1.1 560,5 [MPa] + Ứng suất uốn cho phép : Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì sở  o FLim 1,8.HB (3.30) Thay số ta σoFlim = 1,8.260 = 468 [MPa] Ứng suất uốn cho phép: o   F   FLim YR YS K XF K FL K FC SF (3.31) Trong đó: KFL hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng, KFL = 1; KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải với truyền quay hai chiều ta chọn KFC = 0,7; YR hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng, YR = 1; KXF hệ số xét đến kích thước bánh ảnh hưởng đến độ bền uốn, KXF = SF hệ số an tồn tính uốn, lấy SF = 1,7 21 YS hệ số xét tới độ nhậy vật liệu tập trung ứng suất ta chọn, YS = 1,03 [mm]; Thay số vào ta [σF] = 468.1.1,03.1.1.0,7 1,7 = 198,48[MPa] - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: H  2.T K H K Hv  u  1.K H Z M Z H Z  d b u (3.32) Trong đó: +dω +u tỉ số truyền cấu lái u=iω=15,7 +T momen xoắn tác dụng lên vành lái, T=Mc=234,46 [N] +ZM hệ số kể đến tính vật liệu bánh ăn khớp, ZM = 175 MPa (Đối với bánh thép) +ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH  cos  sin(2. ) (3.33) Thay số vào ta ZH = cos14  =1,74 sin(2.20  ) +Zε hệ số kể đến trùng khớp EMBED Equation.3 Z   (3.34) Trong  hệ số trùng khớp ngang   1    cos     1,88  3,2.  Z Z    Trong Z1: Số bánh trụ xoắn, Z1=6; 22 (3.35) Z2: Số răng, Z2=30; Thay số vào (3.35) ta   1     1,88  3,2.    cos14  1,2  30    Thay số vào (3.34) ta Z  0,91 1,2 + KH hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng thời ăn khớp, KH=1; + KHβ hệ số kể đến phân bố không tải trọng chiều rộng vành , KHβ=1,1; + KHv hệ số kể đến tải trọng động xuất vùng ăn khớp K H 1   H b d  2.T K H K H (3.36) Trong đó: υH hệ số, υH = 1,1; dω đường kính vịng lăn bánh trụ xoắn, dω=16 [mm]; bω chiều rộng vành bánh b = d d = 0,6.16 = 9,6[mm] Thay số vào (3.36) ta  K H 1  1,1.16.9,6 1,33 2.234,46.1.1,1 Thay thông số vào công thức (3.32) ta được: 175.1,74.0,91 2.234,46.1.1,1.(15,7  1).1,33 150,99 16 9,6.15,7 H  [MPa] Vậy: σH=150,99