thiết kế và chế tạo xe 4 chỗ điện sử dụng năng lượng điện nhiệt

Về mặt nhiên liệu cho động cơ nhiệt, chất lượng của các loại nhiênliệu lỏng truyền thống sẽ được nâng cao, các loại nhiên liệu khí LPG, khí thiênnhiên sẽ được áp dụng rộng rãi trên ô tô,

Tổng quan về đề tài

Mục đích ý nghĩa đề tài

Ở các nước phát triển cuộc chạy đua tìm nguồn năng lượng sạch cho ô tô đang là vấn đề rất được quan tâm Theo xu thế chung, đứng đầu danh sách là ô tô chạy điện tiếp theo là ô tô lai, ô tô chạy bằng pin nhiên liệu là ứng viên thứ ba của cuộc chạy đua Về mặt nhiên liệu cho động cơ nhiệt, chất lượng của các loại nhiên liệu lỏng truyền thống sẽ được nâng cao, các loại nhiên liệu khí (LPG, khí thiên nhiên) sẽ được áp dụng rộng rãi trên ô tô, các loại nhiên liệu sinh học (như ethanol, colza) có lợi thế so sánh thấp về mặt môi trường và giá thành nhiên liệu này còn cao nên hạn chế về mặt sử dụng, các nhiên liệu tổng hợp từ khí thiên nhiên đang được nghiên cứu, nhiên liệu khí hydro cho ô tô chưa có triển vọng ứng dụng do công nghệ và giá thành.

Sự phát triển của ô tô sử dụng điện và pin nhiên liệu phụ thuộc vào khả năng phát triển, hoàn thiện các loại động cơ truyền thống và sử dụng các nguồn nhiên liệu sạch thay thế các nguồn nhiên liệu lỏng hiện nay để làm giảm ô nhiễm môi trường Các yếu tố cần quan tâm để xem xét gồm dự báo chất lượng của hệ thống vận chuyển khách công cộng và giá thành của pin nhiên liệu với các loại nhiên liệu thay thế khác để đạt cùng mức độ giảm NOx Kết quả nghiên cứu cho thấy trong vòng 10 năm tới, kỹ thuật làm giảm NOx bằng cách cải thiện động cơ diesel, sử dụng LPG và khí thiên nhiên rẻ hơn là sử dụng pin nhiên liệu Trong tương lai dài hơn thì việc giảm NOx bằng cách sử dụng pin nhiên liệu trên xe buýt sẽ có giá thành tương đương với việc cải thiện động cơ diesel để đạt cùng mức độ hiệu quả Để đạt được cùng tính năng kinh tế và mức độ phát ô nhiễm đối với động cơ sử dụng LPG thì trong thập niên 2010, giá nhiên liệu hydro phải giảm đi 50% và giá thành pin nhiên liệu phải giảm đi 30% so với giá cả hiện nay Vì vậy trong vòng

2 thập niên tới, ô tô chạy bằng pin nhiên liệu vẫn chưa có lợi thế cạnh tranh so với các loại nhiên liệu thay thế

Nhu cầu sử dụng ô tô trong tương lai là xu thế tất yếu của xã hội phát triển Nước ta có thị trường nội địa lớn với hơn 80 triệu dân, thị trường này hầu như vẫn còn nguyên vẹn Trong xu thế hòa nhập kinh tế khu vực (AFTA) và thế giới(WTO), thị trường nội địa của nước ta chắc chắn sẽ là mảnh đất màu mỡ đối với các nhà sản xuất ô tô thế giới Đề tài "Thiết kế, chế tạo ô tô 4 chỗ ngồi kết hợp nguồn năng lượng Điện- Nhiệt " với mục đích cụ thể là phục vụ cho nhu cầu tham quan du lịch ở Miền Trung nói chung và thành phố Đà Nẵng nói riêng Mục đích là tận dụng tối đa nguồn năng lượng thiên nhiên mà cụ thể ở đây là năng lượng mặt trời, góp phần giải quyết tình trạng ô nhiễm môi trường và tình hình cạn kiệt nguồn nhiên liệu Trong tương lai xa hơn khi mà nghành công nghiệp Việt Nam phát triển thì ta có thể sản xuất ô tô điện mang thương hiệu Việt.

Tổng quan về vấn đề năng lượng và môi trường

Ô nhiễm môi trường là vấn đề thời sự nóng bỏng của cả thế giới chứ không phải riêng của một quốc gia nào Môi trường đang có nhiều biến đổi rõ rệt và có ảnh hưởng xấu đến con người và các sinh vật Hàng năm con người khai thác và sử dụng hàng tỉ tấn than đá, dầu mỏ, khí đốt Đồng thời cũng thải vào môi trường một khối lượng lớn các chất thải khác nhau như: chất thải sinh hoạt, chất thải từ các nhà máy và xí nghiệp làm cho hàm lượng các loại khí độc hại tăng lên nhanh chóng. Điều đáng lo ngại nhất là con người thải vào không khí các loại khí độc như: CO2,

NOX, CH4, CFC gây hiệu ứng nhà kính

Nguồn gây ô nhiễm nhân tạo rất đa dạng, nhưng chủ yếu là do hoạt động công nghiệp, đốt cháy nhiên liệu hoá thạch và hoạt động của các phương tiện giao thông

Theo dự báo, trữ lượng dầu thô của thế giới sẽ cạn kiệt vào khoảng từ năm

2050 - 2060 Vấn đề an toàn nguồn năng lượng và đa dạng hóa nguồn cung cấp nhiên liệu, tình trạng hiệu ứng nhà kính do khí thải, những tiến bộ của khoa học và công nghệ của nhân loại đang đặt ra cho các nước trên thế giới phải quan tâm đến việc sản xuất và sử dụng nhiên liệu sinh học

Thế giới hiện có khoảng 800 triệu xe ô-tô các loại, tiêu thụ mỗi ngày 10 triệu tấn dầu mỏ, bằng một phần hai sản lượng dầu mỏ khai thác mỗi ngày Việc sản xuất và sử dụng nhiên liệu bền vững đang là một nhiệm vụ vô cùng to lớn, trong khi ngành công nghiệp lại đang bước sang một bước ngoặt quan trọng

Các nhà khoa học cũng đang nỗ lực tìm ra các nguồn năng lượng thay thế để đáp ứng nhu cầu của nhân loại Sau đây là một số nguồn năng lượng có thể sẽ được thay thế cho dầu mỏ trong một tương lai gần đó là năng lượng tái sinh Năng lượng tái sinh có nguồn gốc trực tiếp hay gián tiếp từ năng lượng mặt trời.

Các nguồn năng lượng thay thế Đứng trước những vấn đề vô cùng cấp bách về môi trường và cạn kiệt nguồn nhiên liệu, đòi hỏi các nhà khoa học, kĩ sư phải có những bước đi mới theo hướng bền vững để đảm bảo có thể giải quyết cân bằng giữa phát triển công nghiệp ô tô và bảo đảm không gây ô nhiểm và vấn đề năng lượng Một xu hướng hiện nay là nghiên cứu thay thế sử dụng nhiên liệu truyền thống như xăng, dầu Diezel,… bằng các loại nhiên liệu mới “sạch”, nhiên liệu tái sinh cho các loại động cơ như năng lượng mặt trời, khí thiên nhiên, khí dầu mỏ hoá lỏng, năng lượng điện, khí sinh vậtBiogas, năng lượng thuỷ điện,… việc chuyển dần sang sử dụng các loại nhiên liệu không truyền thống đã trở thành chiến lược trong chính sách năng lượng của nhiều quốc gia phát triển.Sau đây ta sẻ đi vào cụ thể từng nguồn năng lượng đang được nghiên cứu và ứng dụng trên thế giới.

- Sự phát triển năng lượng mặt trời tại Việt Nam

Việt Nam có tiềm năng lớn về nguồn năng lượng tái tạo song cho tới nay nguồn này chỉ chiếm 1% tổng công suất điện cả nước ( chừng 12.000MW) Phát triển mạnh năng lượng tái tạo sẽ góp phần đa dạng hoá nguồn điện, đảm bảo an ninh năng lượng trong tương lai, nhận định của PGS.TS Nguyễn Tiến Nguyên, chuyên viên cao cấp Trung tâm Nghiên cứu Năng lượng và Môi trường

- Số liệu về bức xạ mặt trời tại Việt Nam

Hình 1 - 1 Thành phần tổng xạ và nhiễu xạ trong 1 ngày trong sáng.

Bảng 1-1 Lượng tổng bức xạ mặt Trời trung bình ngày của các tháng trong năm ở một số địa phương Việt Nam,(đơnvị MJ/m 2 ngày)

Tổng bức xạ mặt Trời các tháng trong năm (MJ/m 2 ngày)

Hình 1 – 2 Lượng tổng bức xạ mặt trời/ ngày tại thành phố Đà Nẵng (đơnvị MJ/ m 2 ngày)

Nhận xét: Số liệu về lượng tổng bức xạ mặt trời trên cho thấy, Đà Nẵng là một trong những thành phố có lượng bức xạ mặt trời cao nhất nước, đặt biệt là vào các tháng 6, 7, 8 thuộc vào kì hè, có lượng nắng cao Do đó, đây là cơ sở khoa học chứng tỏ Đà Nẵng có tiềm năng lớn trong việc ứng dụng năng lượng mặt trời và sự phát triển ô tô năng lượng mặt trời tại Đà Nẵng là điều rất cần thiết, một mặt làm giảm khí thải ô nhiễm, bảo vệ môi trường, mặt khác tại ra một Đà Nẵng văn minh,hiện đại và thu hút khách du lịch trong tương lai

1.2.2 Thủy điện tua bin hồ chư ùa nư ớc hơi nư ớc

Biể n nhiệ t năng thuỷ điệ n mây

Hình 1 – 3 Sơ đồ tạo nhiệt năng thủy điện Đối với thủy điện nhỏ thì công suất mà nó tạo ra  100 kw Thủy điện hiện nay là nguồn năng lượng chính của nước ta.Nhưng nó chủ yếu đóng góp cho nền công nghiệp, nông nghiệp là chính.Để lấy năng lượng thủy điện để sủ dụng làm năng lượng cho ô tô là một việc rất khó khăn và đòi hỏi rất tốn kém về chi phí.

H 2 O 2 oxy(khọng khờ) Nhiên liệ u

Hình 1 – 4 Sơ đồ tạo pin nhiên liệu Một trong những giải pháp của nguồn năng lượng sạch cung cấp cho ô tô trong tương lai là pin nhiên liệu Pin nhiên liệu là hệ thống điện hoá biến đổi trực tiếp hoá năng trong nhiên liệu thành điện năng Xét về khía cạnh gây ô nhiễm môi trường thì Pin nhiên liệu là một giải pháp tối ưu nhất hiện nay, vì nó không có quá trình cháy xảy ra nên sản phẩm hoạt động của Pin nhiên liệu là điện, nhiệt và hơi nước Ôtô chạy bằng Pin nhiên liệu không nạp điện mà chỉ nạp nhiên liệu hydrogen. Đây là một điều hết sức khó khăn vì nó liên quan đến việc lưu trữ hydro dưới áp suất cao hoặc trong vật liệu hấp thụ trên phương tiện vận tải Cũng đã có nhiều nhà nghiên cứu về vấn đề này và đưa ra giải pháp điều chế hydro ngay trên xe để thuận tiện cho việc sử dụng, nhưng nếu làm vậy thì rất cồng kềnh và phức tạp.

Xu thế phát triển ô tô trên thế giới và Việt Nam

Sự phát triển các phương tiện giao thông trên thế giới nói chung là không giống nhau, vì tình hình kinh tế của các nước phát triển theo nhiều hướng khác nhau Giao thông vận tải nói chung và vận tải ô tô nói riêng là một ngành quan trọng của quá trình phát triển kinh tế - xã hội mỗi quốc gia cũng như trên toàn thế giới.Sự gia tăng về số lượng ô tô trên thế giới đã làm biến đổi rất lớn về tình hình năng lượng trên toàn cầu, như giá dầu tăng lên mức kỉ lục, đồng thời cũng kéo theo giá cả thị trường leo thang và đặc biệt là làm cho môi trường sống của chúng ta bị đe dọa nghiêm trọng Ở Việt Nam mười năm trước đây phương tiện giao thông chủ yếu là các loại xe thô sơ, các phương tiện cũ để lại từ thời chiến tranh không đạt các tiêu chuẩn đặt ra hiện nay Hiện nay kinh tế tăng trưởng, ô tô trở thành phương tiện giao thông phổ biến của khá nhiều người dân Việt Nam, những phương tiện này đã trở thành nguồn gây ô nhiễm lớn ở Việt Nam Do vậy Việt Nam đang đi theo những tiêu chuẩn về khí thải trên thế giới để nhằm làm giảm thiểu ô nhiểm môi trường.

Trong thời gian gần đây, ở nước ta giảm đáng kể lượng xe củ gây ô nhiễm môi trường Và ở nước ta hiện nay đã có nhiều đề tài nghiên cứu về nhiên liệu và các loại phương tiện mới, các kỹ thuật mới nhằm cải thiện động cơ đốt trong, đã cho phép nâng cao rõ rệt tính năng của nó bao gồm áp dụng hệ thống điều khiển điện tử, lọc bồ hóng và xử lý trên đường xả bằng bộ xúc tác ba chức năng, hoặc nâng cao chất lượng nhiên liệu, giảm bớt hàm lượng lưu huỳnh trong nhiên liệu diesel hay hàm lượng chì trong xăng Việc kết hợp dùng hai loại nhiên liệu khí hoá lỏng và nhiên liệu truyền thống cũng là một giải pháp hay để nâng cao tính năng của động cơ đốt trong Đây được xem là chìa khoá mở cánh cửa tiến vào kỷ nguyên mới của những chiếc ô tô, đó là ô tô không gây ô nhiễm môi trường hay còn gọi là ô tô sinh thái Và chúng ta đang từng bước thay đổi các loại ô tô củ gây ô nhiễm môi trường bằng các loại ô tô sử dụng năng lượng sạch như ô tô chạy bằng gas, ô tô điện …

Xuất hiện từ đầu những năm 1990 và cho đến nay, ôtô hybrid đã luôn được nghiên cứu và phát triển như là một giải pháp hiệu quả về tính kinh tế và môi trường Trong thời gian gần đây, các nhà sản xuất ô tô hàng đầu trên thế giới như Toyota, Honda, đã tung ra thị trường những thế hệ ô tô mới có hiệu suất cao và giảm đáng kể lượng chất thải gây ô nhiểm môi trường được gọi là “ô tô lai” (Hybrid

- Car) Có thể nói, công nghệ lai là chìa khoá mở cánh cửa tiến vào kỷ nguyên mới của những chiếc ô tô, đó là ô tô không gây ô nhiễm môi trường hay còn gọi là ô tô sinh thái (the ultimate eco-car).

Bánh răng giảm tốc Máy phát điện Động cơ nhiệt

Dòng cơ năng Dòng điện năng

Bộ chuyển đổi điện Ắc quy

Tuỳ theo sự phối hợp giữa động cơ nhiệt và động cơ điện mà có ba dạng hệ thống kết nối sau đây được sử dụng.

- Kiểu lai nối nối tiếp: Động cơ điện truyền lực đến bánh xe, công việc duy nhất của động cơ nhiệt là sẽ kéo máy phát điện để phát sinh ra điện năng nạp cho ăc quy hoặc cung cấp cho động cơ điện Kiểu lai này được mô tả như ở hình 1- 5.

Dòng điện sinh ra chia làm hai phần, một để sạc bình ắc quy và một sẽ dùng chạy động cơ điện. Động cơ điện ở đây có vai trò như một máy phát điện (tái sinh năng lượng) khi xe xuống dốc và thực hiện quá trình phanh Ưu điểm: Động cơ đốt trong sẽ không khi nào hoạt động ở chế độ không tải nên giảm được ô nhiễm môi trường, động cơ đốt trong có thể chọn ở chế độ hoạt động tối ưu, phù hợp với các loại ôtô Mặt khác động cơ nhiệt chỉ hoạt động nếu xe chạy đường dài quá quãng đường đã quy định dùng cho ăcquy Sơ đồ này có thể không cần hộp số.

Nhược điểm: Tuy nhiên, tổ hợp ghép nối tiếp còn tồn tại những nhược điểm như:

Kích thước và dung tích ắc quy lớn hơn so với tổ hợp ghép song song, động cơ đốt trong luôn làm việc ở chế độ nặng nhọc để cung cấp nguồn điện cho ắc quy nên dễ bị quá tải.

Hình 1 – 5 Hệ thống lai nối tiếp.

- Kiểu lai song song: Dòng năng lượng truyền tới bánh xe chủ động đi song song.

Cả động cơ nhiệt và mô tơ điện cùng truyền lực tới trục bánh xe với mức độ tuỳ theo các điều kiện hoạt động khác nhau Ở hệ thống này động cơ nhiệt đóng vai trò

Bánh răng giảm tốc Động cơ nhiệt

Dòng cơ năng Dòng điện năng

Bánh xe chủ động là nguồn năng lượng truyền mômen chính còn môtơ điện chỉ đóng vai trò trợ giúp khi tăng tốc hoặc vượt dốc. Ở hệ thống lai này không cần dùng máy phát điện riêng do động cơ điện có tính năng giao hoán lưỡng dụng sẽ làm nhiệm vụ nạp điện cho ắc quy trong các chế độ hoạt động bình thường, ít tổn thất cho các cơ cấu truyền động trung gian, nó có thể khởi động động cơ đốt trong và dùng như một máy phát điện để nạp điện cho ắc quy Kiểu lai này được mô tả như ở hình 1- 6.

Hình 1 – 6 Hệ thống lai song song. Ưu điểm: Công suất của ôtô sẽ mạnh hơn do sử dụng cả hai nguồn năng lượng, mức độ hoạt động của động cơ điện ít hơn động cơ nhiệt nên dung lượng bình ắc quy nhỏ và gọn nhẹ, trọng lượng bản thân của xe nhẹ hơn so với kiểu ghép nối tiếp và hỗn hợp.

Nhược điểm: Động cơ điện ( máy điện) cũng như bộ phận điều khiển mô tơ điện có kết cấu phức tạp, giá thành đắt và động cơ nhiệt phải thiết kế công suất lớn hơn kiểu lai nối tiếp Tính ô nhiễm môi trường cũng như tính kinh tế nhiên liệu không cao.

- Kiểu lai hỗn hợp : Động cơ nhiệt

Bộ phân chia công suất

Bộ chuyển đổi điện Ắc quy

Dòng cơ năng Dòng điện năng

Hình 1 – 7 Hệ thống lai hỗn hợp.

Hệ thống này kết hợp cả hai hệ thống nối tiếp và song song nhằm tận dụng tối đa các lợi ích được sinh ra Hệ thống lai nối tiếp này có một bộ phận gọi là "thiết bị phân chia công suất" chuyển giao một tỷ lệ biến đổi liên tục công suất của động cơ nhiệt và động cơ điện đến các bánh xe chủ động Tuy nhiên xe có thể chạy êm dịu chỉ với một mình động cơ điện Hệ thống này chiếm ưu thế trong việc chế tạo xe hybrid Kiểu lai này được mô tả như ở hình 1 - 7. Ưu và nhược điểm của 3 kiểu lai của hệ thống được so sánh ở bảng 2-2.

Bảng 2 - 2 So sánh ưu nhược điểm giữa 3 kiểu hệ thống lai.

Sự cải tiến tiết kiệm nhiên liệu Sự thực hiện truyền động

Sự dừng không tái sinh

Hoạt động hiệu suất cao

Tổng hiệu suất Gia tốc

Công suất phát ra cao liên tục

1.3.2 Ô tô điện Ôtô chạy điện về nguyên tắc là ôtô sạch tuyệt đối (zero emission) đối với môi trường không khí trong thành phố Nhưng ôtô chạy bằng năng lượng điện gặp phải khó khăn vấn đề cung cấp điện năng, nếu như tất cả các loại ôtô đều chạy bằng điện thì ít hay nhiều còn phụ thuộc loại nhiên liệu dùng trong sản xuất điện năng So với nhiên liệu truyền thống, mức độ có lợi tính theo C02 tương đương trên 1Km lên 90% đối với điện sản xuất bằng năng lượng nguyên tử, khoảng 20% khi sản xuất điện bằng nhiên liệu và gần như không có lợi gì khi sản xuất bằng than.

Về mặt kỹ thuật thì ôtô điện có hai nhược điểm quan trọng đó là năng lượng dữ trữ thấp (khoảng thấp hơn 100 lần so với ôtô dùng động cơ nhiệt truyền thống) và giá thành ban đầu cao hơn (30-40% cao hơn so với ôtô dùng động cơ nhiệt). Những chướng ngại khác cần được giải quyết để đưa ôtô chạy điện vào ứng dụng thực tế một cách đại trà là khả năng gia tốc, thời gian nạp điện, vấn đề sưởi và điều hòa không khí trong ôtô.

Nếu như sự thâm nhập những ôtô chạy bằng điện vào cuộc sống của nhân loại thay các loại ôtô chạy bằng động cơ nhiệt thì các loại động cơ nhiệt được xử lý ô nhiễm triệt để với những thành tựu công nghệ hiện đại, dĩ nhiên bị biến mất vì thế mức độ có lợi về mặt ô nhiễm khi dùng động cơ điện sẽ không đáng kể, chắc chắn ít có lợi hơn khi thay ô tô cũ bằng ô tô mới dùng động cơ nhiệt hoàn thiện triệt để về mặt ô nhiễm.

Phân tích lựa chọn phương án thiết kế

Các yêu cầu cơ bản đối với xe thiết kế

+ Đảm bảo yêu cầu cơ bản đối với ô tô: khả năng mang tải, khả năng gia tốc, giảm tốc, dừng, khởi động dễ dàng, khả năng quay vòng, khả năng vượt dốc (trong

1 giới hạn nào đó), độ ổn định.

+ Thuân lợi cho bố trí hệ thống truyền lực, sàn xe thấp, mở rộng tầm nhìn của người lái, không gian tiện nghi, thoáng mát, thuân lợi cho việc lên xuống, trọng lượng kết cấu nhỏ

+ Ngoài ra, cần phải đảm bảo được an toàn giao thông, sự tiện nghi thoải mái cho người sử dụng và có mức tiêu hao năng lượng thấp.

Phân tích lựa chọn các thông số ban đầu

- Tải trọng : Xe hybrid thiết kế thuộc dạng xe du lịch, tải trọng của xe được tính dựa vào số hành khách mà xe có thể chở được Xe thiết kế là loại xe 4 chỗ, có thể chở tối đa 4 người Ước lượng khối lượng ban đầu của 4 người là 280kg Tải trọng của xe bao gồm tải trọng khung, vỏ, động cơ điện, nhiệt, tấm pin năng lượng mặt trời, các bánh xe, cầu, hệ thống treo, lái, phanh ước lượng khoảng 290kg và 10kg cho hành lí của hành khách.

- Vận tốc: Xe thiết kế với mục đích là tham quan du lịch do đó mà ta lựa chọn vận tốc phải đảm bảo cho du khách có thể tận hưởng được cảnh quan khi đi trên xe, do đó ban đầu ta chọn vận tốc xe như sau.

+ Vận tốc cực đại của xe thiết kế : Vmax 30km/h

+ Vận tốc nhỏ nhất của xe: Vmin = 5km/h

- Điều kiện đường: Với mục đích tham quan du lịch do đó mà xe chạy trong thành phố hay các khu resort, các đường ven biển, khuôn viên các công ty, trường học rộng lớn nên chọn loại đường xe chạy là đường nhựa tốt, với các hệ số như sau:

- Động cơ điện và nhiệt: Trên cơ sở tính toán sơ bộ công suất động cơ cần thiết đối với điều kiện ban đầu về tải trọng và vận tốc xe ta có các thông số sơ bộ như sau:

+ Động cơ điện: 1800W sử dụng ắc qui: 48V - 100Ah

+ Động cơ nhiệt: dung tích xy lanh: 110 cm 3

- Hệ thống năng lượng và nhiên liệu

Thông qua việc tính chọn công suất cần thiết cho xe thiết kế và lựa chọn động cơ điển, ta lựa chọn công suất Pin năng lượng mặt trời và ắc quy sao cho nó có thể cung cấp đầy đủ năng lượng cho mục đích di chuyển của xe Từ đó ta chọn Pin năng lượng mặt trời công suất 240wp và bộ chuyển đổi năng lượng mặt trời và ắc qui 12V – 100Ah

+ Kiểu truyền lực: Truyền động xích (đối với động cơ điện và động cơ nhiệt) + Hộp số: Do động cơ nhiệt chỉ là nguồn động lực phụ do đó để đơn giản ta thiết kế 1 số tiến và 1 số lùi.

+ Chọn phương án dẫn động là thông qua truyền lực chính và vi sai ở cầu sau Phương án này dễ bố trí, lại có nhiều ưu điểm ( Phân tích ở phần thiết kế hệ thống truyền lực).

+ Kiểu loại cơ cấu phanh trước/sau: đĩa/đĩa.

+ Phanh dừng: đĩa, tác động lên cơ cấu phanh sau.

- Hệ thống treo: Ban đầu ta chọn loại treo độc lập cho cả cầu trước và sau Trong quá trình tính toán thiết kế sẽ phân tích và thiết kế sau đó sẽ chọn loại treo phù hợp nhất.

- Hệ thống lái: Có nhiều kiểu hệ thống lái, tuy nhiên với mục đích sử dụng và chế độ di chuyển tốc độ thấp nên ta có thể lựa chọn lại cơ cấu lái thanh răng – bánh răng Vì nó có ưu điểm là đơn giản, giá thành rẻ và hoạt động khá ổn định.

- Hệ thống điện và các thiết bị:

+ Các loại đèn: pha, xi nhan, phanh… đảm bảo cho quá trình di chuyển, chuyển hướng của xe, các đèn báo hiệu.

+ Còi theo quy định của luật giao thông

+ Các công tắc điều khiển hệ thống: công tắc khởi động, công tắc đèn, công tắc còi…

- Chọn chassis và hình dáng vỏ xe: Được phân tích cụ thể trong phần thiết kế khung – vỏ, ban đầu ta chọn như sau:

+ Chassis kiểu: Giới hạn là loại khung dùng cho ô tô du lịch

+ Hình dáng vỏ kiểu hở, có mái che ở trên là các tấm Pin năng lượng mặt trời.

Thiết kế khung - vỏ

Tổng quan về khung - vỏ

3.1.1 Tổng quan về khung xe

Khung xe trước tiên là dùng để tạo nên độ cứng vững cho xe, đảm bảo an toàn cho người trên xe, các tải trọng trên xe, các phần tử khác trên xe.

Khung xe còn là khuôn để định vị và lắp các hệ thống trên xe như động cơ, hộp số, hệ thống truyền lực, vi sai và bộ phận treo

Một vai trò nữa đó là dùng để định hình và lắp vỏ xe tạo nên tính thẩm mĩ cho xe.

- Yêu cầu đối với khung xe

Trong quá trình làm việc xe tải phải chịu tải trọng rất lớn từ mặt đường tác dụng lên và cả trọng lượng của hàng trên xe Khung ô tô là phần tử chịu tải dùng để đỡ và bắt chặt động cơ, các cụm của hệ thống truyền lực, đồng thời nó là nơi chịu toàn bộ tải trọng của xe, những thay đổi từ mặt đường lên xe khi xe chuyển động, tác động của lực cản khí động, lực quán tính, lực phanh và các lực do va chạm Do mục đích sử dụng, do chế độ khai thác và tải trọng của ô tô rất đa dạng và phức tạp nên khung ô tô phải có kết cấu hợp lý, hình dạng thích hợp để có thể bố trí lắp đặt các cụm, hệ thống, thiết bị khác trên xe, đồng thời phải đáp ứng các yêu cầu cơ bản về độ cứng vững, độ bền Để đảm bảo tính cứng vững và độ an toàn tuyệt đối cho hành khách, cho các chi tiết trên xe đặc biệt là khi có tai nạn xảy ra Vì thế kết cấu khung đòi hỏi các yêu cầu sau:

+ Độ cứng vững cao, đồ bền cao cùng với thời gian phục vụ của xe

+ Kết cấu gọn nhẹ, dể bố trí các chi tiết, cụm chi tiết của xe

+ Đảm bảo hành trình hoạt động của hệ thống treo

+ Kết cấu hợp lí để hạ thấp trọng tâm của xe

3.1.2 Tổng quan về vỏ xe

Vỏ xe là chi tiết tạo nên tính thẩm mĩ cho xe Nó đóng vai trò vô cùng quan trong trong quá trình thiết kế và hoàn thành một chiếc xe Không những để tạo tính thẩm mĩ cho xe, vỏ xe còn giúp bảo vệ những chi tiết bên trong xe như động cơ, ắc quy, bộ điều khiển khỏi những tác động bên ngoài và đặc biệt là bảo vệ người ngồi trong xe.

- yêu cầu đối với vỏ xe

Vỏ xe thiết kế phải mang tính thẩm mĩ cao và phù hợp với mục đích sử dụng,công nghệ chế tạo đơn giản, dể dàng trong quá trình lắp ráp, khối lượng nhẹ và đảm bảo độ bền với thời gian phục vụ của xe.

Phân tích và lựa chọn phương án thiết kế khung

3.2.1 Phân tích, chọn phương án thiết kế

Trên cơ sở phân tích và chọn phương án thiết kế ban đầu là loại xe du lịch dùng chủ yếu cho mục đích tham quan của khách với tốc độ thấp( khoảng 25 km/h), được thiết kế 4 chỗ Căn cứ vào đó ta có thể giới hạn các loại khung có thể dùng để làm cơ sở tham khảo cho việc thiết kế Các loại khung đó bao gồm:

+ Khung chịu lực tất cả,

+ Khung và vỏ cùng chịu lực,

+ Vỏ chịu lực tất cả.

- Khung chịu lực tất cả: Vỏ nối với khung bằng các khớp nối mềm, độ cứng của khung rất lớn so với độ cứng của vỏ, do đó vỏ không chịu tác dụng của ngoại lực khi khung bị biến dạng Thông thường loại khung chịu lực tất cả được áp dụng cho xe tải, xe khách, xe du lịch

Hình 3- 1 Loại khung ô tô chịu lực tất cả.

- Khung và vỏ cùng chịu lực: Vỏ và khung nối cứng với nhau bằng đinh tán hoặc bằng bulông, như thế khung và vỏ chịu tất cả tải trọng.

Hình 3 - 2 Loại khung và vỏ cùng chịu lực tác dụng

- Vỏ chịu lực tất cả (không có khung): Loại vỏ chịu lực tất cả, thường áp dụng cho xe khách và xe con nhằm giảm trọng lượng của xe (có thể giảm được 20  25% trọng lượng so với xe cùng loại có khung).

Hình 3 – 3 Loại vỏ chịu tất cả lực tác dụng Trong các loại khung ở trên thì loại vỏ chịu lực tuy có ưu điểm là khối lượng nhỏ và độ cứng vững cao hơn các loại còn lại Tuy nhiên, công nghệ chế tạo loại này rất phức tạp nên giá thành rất cao và chỉ được sử dụng cho các xe du lịch hiện đại.

Loại khung và vỏ cùng chịu lực tuy có kết cấu rất vững chắc, có độ bền và tuổi thọ cao, đảm bảo tính an toàn cho người và thiết bị trên ô tô Tuy nhiên, loại vỏ này có cấu tạo rất phức tạp, có khối lượng khá lớn, loại khung này phù hợp với sản xuất hang loạt, sau thời gian hoạt động khó bảo trì và thay thế sữa chữa các hệ thống thiết bị trên ô tô Loại khung vỏ này phù hợp với các loại xe tải, xe con yêu cầu tính an toàn cao, các xe hoạt động ở các điều kiện đặc biệt

Loại khung chịu tất cả lực tác dụng là loại khung có nhiều ưu điểm như tính cơ động cao, kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, việc chế tạo cũng đơn giản ( Có thể gia công bằng tay dùng cho loại sản xuất đơn chiếc), bên cạnh đó việc chế tạo theo loại khung này cho phép thiết kế vỏ dể dàng hơn và linh hoạt hơn trong các phương án bố trí và lắp đặt các chi tiết, cụm chi tiết trên xe. Đối với xe ta thiết kế là loại xe du lịch 4 chỗ tốc độ thấp, việc thiết kế chế tạo khung tuy không đòi hỏi nhiều yêu cầu khắt khe như việc chế tạo khung các loại ô tô có vận tốc lớn khác, tuy nhiên củng cần đáp ứng được các yêu cầu cơ bản như: Kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, có thể gia công bằng tay, đảm bảo đồ bền và yêu cầu làm việc cùng với xe, dể lắp đặt và bố trí các cụm chi tiết và thiết kế vỏ xe Dựa trên việc phân tích ưu điểm củng như nhược điểm của các loại trên, ban đầu ta chọn loại khung chịu lực tất cả để thiết kế cho xe.

Hình 3 - 4: Loại khung ô tô chịu lực tất cả dùng cho xe thiết kế.

3.2.2 Phân tích chọn loại khung thiết kế cho xe

Sau khi lựa chọn được phương án thiết kế khung là loại khung chiu lực thì ta điểm qua một số loại khung thuộc loại khung chịu lực sử dụng trên các xe thể thao, xe con, xe du lịch, trên cơ sở đó kết hợp với điều kiện thực tế để chọn loại khung khung thích hợp.

- Khung chịu lực loại dầm dọc ở hai bên a) b)

Hình 3 – 5 Hình dáng khung có dầm dọc ở hai bên a) b)

Hình 3 - 6 Hình dáng khung có hai

1,7: xà dọc; 2,3,4,5,6 : xà ngang Đặc điểm của loại khung này là cấu tạo chủ yếu của nó là 2 dầm dọc.Các xà dọc và xà ngang được chế tạo bằng thép và được nối với nhau bằng mối ghép đinh tán hạn hữu nối với mối ghép hàn.

Tiết diện các xà ngang, hình dáng và khoảng cách củng như kiểu chọn loại bố trí xà ngang phụ thuộc vào chế độ tải trọng đặt lên khung, việc bố trí các hệ thống như động cơ, hộp số gắn lên chúng Vật liệu chế tạo thanh xà ngang thường dùng là các loại thép các bon thấp và trung bình như 20, 25, 30T

Các xà dọc thì người ta có thể dùng lọai tiết diện hình ống, hộp, hình chữ C Trong số đó thì loại thép dập chữ C là loại được dùng phổ biến nhất Bên cạnh đó để giảm trọng tâm của xe, thì người ta uốn xà dọc vòng lên ở vị trí đở các cầu xe.

Ngoài ra thì trên xà dọc người ta có thể khoan nhiều lỗ nhằm mục đích nối với vỏ xe hay các cụm khác bằng bulong, đinh tán Ngoài ra người ta còn để nhiều lỗ trống để khung chịu ứng suất đều. Ưu điểm: Khung gầm lọai này có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và lắp ráp, có giá thành rẻ, phù hợp với sản xuất đơn chiếc, dễ bảo dưỡng sữa chữa.

Nhược điểm: Vì có cấu trúc 2 chiều nên độ cứng xoắn thấp hơn hẳn so với các loại khung gầm khác, đặc biệt là khi chịu tác động của trọng tải đứng hoặc xóc nảy lên.

Ngày nay nhiều loại ô tô dùng loại khung này từ xe du lịch, khách đến xe tải.

- Khung chịu lực loại dầm dọc ở giữa Đặc điểm của lọa khung gầm hình xương sống là rất đơn giản: Củng như loại khung có cấu trúc hai dầm dọc, loại khung này các xà ngang và xà dọc được chế tạo từ thép Xà dọc là một xương sống có tiết diện hình ống rắn chắc (thường cắt hình chữ nhật).Các xà ngang được ghép vào dầm dọc ở giữa bằng mối ghép hàn và mối ghép đinh tán.Việc bố trí các xà ngang về số lượng, tiết diện và khoảng cách nó còn tùy thuộc vào việc ta chọn bố trí các cụm như động cơ, hộp số, ghế ngồi trên khung. Vật liệu chế tạo thanh xà ngang thường dùng là các loại thép các bon thấp và trung bình như 20, 25, 30T

Hình 3 - 7 Hình dáng khung gầm hình xương sống Ưu điểm:Thích hợp cho dòng xe thể thao loại nhỏ Dễ chế tạo bằng tay kéo theo chi phí thấp đối với các dây chuyền sản xuất qui mô nhỏ Cấu trúc đơn giản giúp giảm chi phí Tiết kiệm không gian hơn cả loại khung gầm liền khối.

Nhược điểm:Không phù hợp với dòng xe thể thao high-end Khung gầm xương sống không thể bảo vệ người lái trong các vụ va chạm Do đó, nó cần đi kèm các thiết bị bù khác trong thân xe Không tiết kiệm chi phí nếu sản xuất hàng loạt. Chế tạo đơn chiếc hoạc bằng tay khó khăn Loại khung gầm này có thể ứng dụng cho dòng xe thể thao loại nhỏ nhưng không thích hợp với loại ô tô lớn Loại khung gầm này có thể ứng dụng cho dòng xe thể thao loại nhỏ nhưng không thích hợp với loại ô tô lớn

Các loại xe sử dụng khung gầm hình xương sống: Lotus Espirit, Elan Mk II, TVR và Marcos

- Khung chịu lực loại hỗn hợp( hay hình chữ X)

Loại khung này là kết hợp được nhiều ưu điểm của hai loại khung trên.

Phân tích lựa chọn hình dáng vỏ

Hình dáng vỏ xe là điều đầu tiên đập vào mắt người sử dụng xe Do đó thiết kế hình dáng vỏ là điều không hề đơn giản Thiết kế và lựa chọn hình dáng vỏ xe ta có thể phân tích theo các vấn đề như sau:

Theo lý thuyết thì khi chuyển động, ôtô phải khắc phục nhiều loại lực cản: lực cản lăn, lực quán tính, lực ma sát và nhất là lực cản của gió khi xe lao như bay về phía trước.

Hình 3 -10 Khí động học vỏ ô tô Lực cản lăn liên quan đến chất lượng mặt đường, chất lượng lốp Lực quán tính liên quan đến khối lượng và gia tốc của xe Lực ma sát liên quan đến vật liệu, công nghệ chế tạo và dầu mỡ bôi trơn Còn lực cản của gió lại liên quan đến hình dạng khí động học và tốc độ của xe Đây cũng là loại lực cản phức tạp nhất khi nghiên cứu về các loại lực cản tác dụng lên ô tô, lực này được xem như là lực cản khí động học.được tạo ra bởi kết quả của hình dạng cản, sự ma sát của không khí với bề mặt xe và lực nâng xe làm sự thay đổi hệ số bám của xe với mặt đường(thành phần này gây ảnh hưởng khi vận tốc lớn).

Hình dạng cản: Sự chuyển động của xe đẩy không khí phía trước nó, tuy nhiên, không khí không thể dịch chuyển ra khỏi phía đó ngay lập tức và áp suất của không khí do đó tăng lên trở thành khí có áp suất cao Đồng thời, không khí phía sau xe không thể điền đầy khoảng trống bên trái ngay bởi sự dịch chuyển về phía trước của xe, nó tạo ra vùng khí có áp suất thấp Do đó, sự chuyển động của xe tạo ra 2 vùng áp suất đối lập nhau bởi việc đẩy và kéo không khí ra sau được thể hiện ở hình dưới:

Hình 3 - 11 Hình dạng cản khí động học của xe

Kết quả hình dạng lực trên xe là hình dạng cả khí động học xe ô tô và nó được quyết định bởi hình dạng hình học thân xe xe ô tô thiết kế.

Sự ma sát bề mặt: Không khí gần bề mặt của xe hầu như di chuyển với tốc độ của xe trong khi không khí ở ngoài xe gần như được giữ nguyên Các phân tử khí di chuyển với khoảng tốc độ rộng Sự khác biệt giữa hai dòng khí tạo ra sự ma sát là kết của của thành phần gây ra lực cản khí động.

Lực nâng: Theo lý thuyết khí động học, khi xe chạy, luồng không khí phía trên mui xe di chuyển với quãng đường dài hơn luồng không khí phía bên dưới gầm xe, phía trước nhanh hơn phía sau nên theo nguyên lý Bernoulli, vận tốc khác nhau của dòng khí sẽ phát sinh chênh lệch áp suất tạo nên lực nâng xe lên làm giảm sức bám mặt đường của lốp.

Cũng như lực cản, lực nâng tỷ lệ với diện tích mặt sàn xe, với bình phương vận tốc và hệ số nâng (Cl) – hệ số này phụ thuộc hình dạng của xe Ở tốc độ cao, lực nâng có thể tăng quá mức và gây ảnh hưởng rất xấu đến sự chuyển động của xe Lực nâng tập trung chủ yếu ở phía sau, nếu lực nâng quá lớn, các bánh xe phía sau sẽ bị trượt, và như vậy rất nguy hiểm, nhất là khi xe chạy ở tốc độ cao hơn 200km/giờ. Hiệu suất khí động học của xe được xác định bởi hệ số cản CD (một số sách ở Việt Nam ký hiệu là K) Hệ số cản là một thông số phụ thuộc vào diện tích cản chính diện, nó cho thấy sự ảnh hưởng của hình dạng vật thể tới lực cản khí động. Hình dạng có hiệu suất khí động tốt nhất là hình dạng một giọt nước đang rơi, hệ số cản CD của nó là 0,05 Một kiểu xe thông thường có hệ số cản vào khoảng 0,3 Lực cản gió của xe tỷ lệ với hệ số cản không khí, diện tích cản chính diện và bình phương vận tốc xe

+ K: Hệ số cản không khí, nó phụ thuộc vào hình dạng ô tô và chất lượng bề mặt của nó, phụ thuộc mật độ không khí Ns 2 /m 4 ,

+ F: Diện tích cản chính diện của ô tô máy kéo, m 2 ,

+ vo: Vận tốc tương đối của ô tô và không khí, m/s.

Bảng 3.1 – Thông số hệ số cản theo các loại hình dạng thân xe khác nhau

Hình dạng xe Loại xe Hệ số cản CD Ô tô mui trần 0,5 – 0,7

Xe tải chở người(>4 chỗ ngồi) 0,5 – 0,7

Xe du lịch ( α ≈ 6 o

 Lực cản lăn được tính:

Pf= f.(Z1 + Z2) = f.Gtb.cosα, với f: là hệ số cản lăn (f =0,018: đối với đường nhựa).

Gtb = 578.9,81 = 5670,18(N): là tổng trọng tải của xe thiết kế.

 Lực cản lên dốc được tính:

Pi = Gtb.sinα ,với sinα là độ dốc của mặt đường, nếu độ dốc là 10% (sinα = 0,1), thì ta sẽ có: Pi = 5670,18.0,1 = 567(N).

Trong đó: k : là hệ số cản không khí Đối với xe con vỏ hở k = 0,4 ÷ 0,5 (Ns 2 /m 4 ), chọn k 0,5 (Ns 2 /m 4 ).

F là diện tích cản chính diện Đối với ô tô du lịch: S = 0,8.B.H

B : chiều rộng toàn bộ ô tô, B = 1,2 (m).

H : chiều cao toàn bộ của ô tô, H = 1,65 (m).

V là vận tốc lớn nhất của xe, vận tốc lớn nhất của xe được chọn là: v = 30(km/h) ≈ 8,33 (m/s).

 Lực cản quán tính: Pj= Gtb.a với a là gia tốc của xe Chọn gia tốc của xe: a 1(m/s2), ta có: Pj= 578.1 = 578(N).

Từ những tính toán trên, thay các giá trị tính được vào biểu thức (4.1) ta có:

= 101,5+ 567+ 55,5 + 578 = 1302(N). Đó là trường hợp cực đoan của công suất Trong thực tế 4 lực cản này thường không xảy ra cùng lúc Chẳng hạn, khi xe lên dốc chạy đều và vận tốc nhỏ, có thể bỏ qua lực quán tính và lực cản không khí hoặc khi xe đang chạy ở tốc độ tối đa thì xem như không tồn tại lực cản lên dốc và lực quán tính Như vậy, lực cần thiết của động cơ ở hai trường hợp này được tính lại là:

Cả hai trường hợp này đều có lực cản chung nhỏ hơn trường hợp tổng quát và phù hợp với chế độ hoạt động thực tế của xe Trường hợp xe chạy ở tốc độ tối đa được xem là sử dụng hết công suất của động cơ điện Trường hợp xe leo dốc tuy lực cản có lớn hơn nhưng nếu xe chạy với vận tốc rất bé thì công suất phụ tải cũng sẽ bé hơn trường hợp xe chạy ở tốc độ tối đa Vì vậy ta có thể chọn trường hợp xe chạy ở tốc độ tối đa để xác định cân bằng công suất cho động cơ, khi đó Pfω= 157,36 (N) và vận tốc của xe v = 8,33(m/s).

Ta có công suất cản của xe lúc này là:

Neω= Pfω.v = 157.8,33 = 1307,81(W). Đây là công cản của xe, công suất cần thiết của động cơ để cân bằng với công cản của xe trong trường hợp này, công suất cực đại yêu cầu của động cơ:

Nect= Neω/ ηHiệu suất trung bình của động cơ điện là ηdc ¿ 80% và hiệu suất của hệ thống truyền lực, ta chọn sơ bộ là ηtl = 0,9.

Nect = Neω/( ηdc ηtl) = 1307,81/(0,85.0,9) = 1709,6 (W) Chọn động cơ lắp trên xe ứng với công suất cực đại yêu cầu Ne max

Vì vậy để đảm bảo xe đạt được các thông số thiết kế, chúng ta chọn động cơ điện có công suất tổng Nemax = 2 (KW).

4.2.2 Chọn động cơ điện cho xe thiết kế a Yêu cầu.

Chọn một động cơ điện cho hệ thống truyền lực cần phải đáp ứng được một số điều kiện sau: o Động cơ phải có đủ công suất kéo. o Tốc độ phù hợp và đáp ứng được phạm vi điều chỉnh tốc độ với một phương pháp điều chỉnh thích hợp. o Phù hợp với nguồn điện năng sử dụng. o Thích hợp với điều kiện làm việc (điều kiện thông thoáng, nhiệt độ, độ ẩm, khí độc hại, ngoài trời hay trong nhà ). b Chọn loại động cơ điện.

Theo phương pháp cung cấp năng lượng thì động cơ điện được phân ra làm: động cơ xoay chiều (AC) và động cơ một chiều (DC).Và từ hai loại động cơ điện này, tùy theo cấu trúc động cơ và cơ chế vận hành mà người ta lại phân chia ra thành các loại khác nhau như sau:

Hình 4-5 Các loại động cơ điện chính. Đối với động cơ một chiều DC thì như tên gọi cho thấy sử dụng nguồn cung cấp là dòng điện một chiều Nó có ưu điểm là dễ điều khiển tốc độ mà không ảnh

M(Nm) n(v/p) Động cơ AC không động bộ Động cơ DC Động cơ AC đồng bộ hưởng tới công suất và giá cả rẻ hơn, qua phân tích đồ thị đặc tính cơ (hình 4-6) thì ta thấy động cơ điện một chiều có khả năng cung cấp một mômen khởi động cao hoặc yêu cầu tăng tốc êm ở một dải tốc độ rộng Nhưng bên cạnh đó thì nó lại có kích thước và trọng lượng lớn hơn động cơ AC Đối với động cơ xoay chiều AC thì ưu điểm chính động cơ này là thường đạt được hiệu suất cao vàphạm vi hoạt động rộng, nhưng các mạch điện tử phức tạp cầnphải lắp thêm bộ biến tần tuy nhiên thiết bị này chỉ cải thiện việc điều khiển tốc độ nhưng chất lượng dòng điện lại giảm và có hệ số tỷ lệ công suất/ trọng lượng là cao (gấp đôi so với tỷ lệ công suất: trọng lượng của động cơ điện một chiều).

Hình 4-6 Đường đặc tính cơ của 3 loại động cơ điện.

Qua các phân tích ở trên ta chọn loại động cơ một chiều (DC) cho xe thiết kế. Hiện nay, động cơ điện một chiều có hai loại: động cơ một chiều có chổi than và động cơ một chiều không chổi than Loại có chổi than thì tuổi thọ không cao, trong quá trình vận hành đòi hỏi phải bảo dưỡng chổi than, còn động cơ điện một chiều không chổi than có rất nhiều ưu điểm nhưng giá thành rất cao Vì vậy xét về mặt kinh tế thì ta chọn loại động cơ điện một chiều có chổi than làm nguồn động lực cho xe thì giá thành của xe sẽ giảm bên cạnh đó vẫn đảm bảo được các đặc tính kỹ thuật cần thiết cho xe thiết kế.

Theo cách kích thích từ thì động cơ điện một chiều có rất nhiều loại Theo cách phân loại này thì có các loại động cơ điện như:

+ Động cơ điện một chiều kích từ độc lập: Bao gồm động cơ kích thích bằng nam châm vĩnh cửu hay kích thích điện từ Loại kích thích bằng nam châm vĩnh cửu chỉ dùng cho các loại động cơ có công suất nhỏ (cỡ vài chục W) Loại kích thích điện từ có dây quấn lấy điện từ ắc quy lưới điện một chiều và được dùng trong trường hợp điều chỉnh điện áp trong phạm vi rộng, công suất lớn và điện áp thấp hoặc điện áp cao

+ Động cơ điện một chiều tự kích thích: Tuỳ theo cách nối các dây quấn kích thích ta có: o Động cơ điện một chiều kích thích song song. o Động cơ điện một chiều kích thích nối tiếp. o Động cơ điện một chiều kích thích hỗn hợp.

Hình 4-7 Sơ đồ nguyên lý hoạt động của động cơ điện một chiều.

(d): Kích thích hỗn hợp. Đối với động cơ điện một chiều kích thích độc lập mặc dù nó có ưu điểm là khả năng điều chỉnh dòng kích thích thuận lợi và kinh tế Tuy nhiên, ta phải sử dụng thêm một nguồn kích thích phụ bên ngoài, điều này sẽ gây khó khăn trong việc bố trí và sắp xếp các chi tiết nên ta không chọn loại động cơ điện loại này.

Trong các loại động cơ điện tự kích thích do phạm vi hoạt động của xe thiết kế chủ yếu chạy ở thành phố nên động cơ điện kiểu kích thích nối tiếp là phù hợp nhất vì có tốc độ quay không tải lý tưởng  lớn nên có thể tái sinh năng lượng khi động cơ ở trạng thái hãm Không những thế động cơ điện kích từ nối tiếp còn có khả năng quá tải lớn về mômen, khi có cùng một hệ số quá tải dòng điện như nhau thì mômen của động cơ điện kích từ nối tiếp lớn hơn, mặt khác dòng điện cho phép của động cơ điện loại này có thể lớn đến 2,5.Iđm Do vậy ta chọn loại động cơ điện này để lắp cho xe đang thiết kế.

Tuỳ theo cách kích thích từ, động cơ điện một chiều có những tính năng khác nhau biểu diễn bằng các đường đặc tính làm việc Trong các loại đặc tính thì quantrọng nhất là đặc tính cơ: là đặc tính biểu thị quan hệ giữa tốc độ quay và mômen ( n = f(M) ) khi U = const. Đặc tính cơ của động cơ điện một chiều kích thích nối tiếp có dạng của đường hyperbolbậc hai (hình 4-8) Ta thấy rằng ở động cơ điện một chiều kích thích nối tiếp, tốc độ (n) giảm rất nhanh khi mômen (M) tăng và khi mất tải (I = 0, M = 0) có trị số rất lớn Với đặc tính cơ mềm mại như vậy nên động cơ điện một chiều rất có ưu việt trong những điều kiện cần khởi hành với mômen lớn hay cần tốc độ thay đổi trong một phạm vi rộng

Tính toán và thiết kế truyền lực chính

4.3.1 Tổng quan về truyền lực chính

- Truyền lực chính để tăng và truyền mômen xoắn từ trục bánh xe đến các bánh xe chủ động thông qua vi sai và các bán trục.

- Có tác dụng biến đổi chuyển động quay theo trục dọc xe sang trục ngang xe.

- Theo loại bánh răng và cách lắp đặt, truyền lực chính chia ra các loại: Bánh răng nón răng thẳng, bánh răng nón răng xoắn, bánh răng hypoit và bánh vít trục vít.

- Theo số lượng cặp bánh răng ăn khớp, truyền lực chính chia ra:

+ Loại đơn: Chỉ có một cặp bánh răng ăn khớp.

+ Loại kép : Có hai cặp bánh răng ăn khớp thường được sử dụng trên các xe có tải trọng trung bình và lớn.

- Theo vị trí bố trí các cặp bánh răng, truyền lực chính loại kép chia ra:

+ Tập trung : Hai cặp bánh răng lắp tập trung trong một cụm ở phần giữa.

+ Phân tán: Một cặp bánh răng bố trí ở giữa, cặp thứ hai được tách ra bố trí ở hai bên gọi là hộp giảm tốc bên.

- Có tỉ số truyền thích hợp, đảm bảo cho xe có chất lượng kéo tối ưu và tính kinh tế nhiên liệu cao.

- Kích thước nhỏ gọn để dễ bố trí và đảm bảo được khoảng sáng gầm xe cần thiết.

- Hiệu suất cao, làm việc bền vững, êm dịu.

- Trọng lượng phần không được treo nhỏ.

4.3.2 Tỉ số truyền của truyền lực chính

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực. ω N =π.n

8,33 =4,4Với mục đích chính là thiết kế xe sử dụng truyền động từ động cơ điện là chính nên ta sẽ tính toán truyền lực chính theo tỉ số truyền của hệ thống truyền lực trong trường hợp này Còn phần tính toán truyền lực cho trường hợp sử dụng động cơ nhiệt sẽ dựa trên những thông số của phần truyền lực bằng động cơ điện mà ta không cần phải tính lại.

Theo như ý tưởng ban đầu về cách bố trí truyền lực của xe thì ta có: it = i0.ix

Trong đó: it : Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực. ix : Tỉ số truyền của bộ truyền xích Ta chọn ix = 1,5. i0 : Tỉ số truyền của truyền lực chính.

Với tỉ số truyền này, có thể chọn truyền lực chính đơn để bố trí cho xe thiết kế.

4.3.3 Tính toán truyền lực chính

Khi tính toán truyền lực chính thì đường kính mặt nón lăn của bánh chủ động và tỉ số truyền của truyền động nói chung được chọn từ những dữ liệu ban đầu. Thay cho tỉ số truyền, số răng Z1 và Z2 là được giả định.

 Tính các kích thước của cặp bánh răng.

Với tỉ số truyền tính được i0 = 3, giả định ta chọn { Z 1 ¿¿¿¿

Tính đường sinh L theo công thức kinh nghiệm:

L = 14 3 √ M e max.i 0 (4.5) Trong đó: L : chiều dài đường sinh (mm).

Memax : Mômen xoắn cực đại của động cơ (N.m). i0 : Tỉ số truyền của truyền lực chính.

Thay các giá trị đã có vào biểu thức (4.5) ta được:

Ta có môđun pháp tuyến được xác định như sau:

Môđun pháp tuyến mn L.cosβ

Với: Z1, Z2 : Số răng của bánh răng chủ động và bánh răng bị động. β : Là góc nghiêng đường xoắn của răng. β = (35 0 ÷45 0 ), ta chọn β = 40 0 Giá trị của môđun pháp tuyến mn được chọn theo tiêu chuẩn, ta chọn mn = 2,5. Góc mặt côn lăn δ1 của bánh răng chủ động δ 1 =arctg(Z 1 /Z 2 )=arctg(12/36) 0 Góc mặt côn lăn δ2 của bánh răng bị động δ 2 0 −δ p 1 0 −18 0 r 0 Môđun vòng ngoài. mn = mte.(1- 0,5.Kte).cos β Trong đó: hệ số chiều rộng vành răng Kte ≤ 0,3 ; ta chọn Kte = 0,2

, chọn theo tiêu chuẩn mte = 4(mm). Đường kính vòng chia ngoài. de1 = mte.Z1 = 4.12 = 48(mm) de2 = mte.Z2 = 4.36 = 144(mm) Chiều dài côn ngoài.

(mm) Chọn thiết kế b = 20(mm)

Chiều dài côn trong: R i =R A −bu,5−20U,5 (mm)

Hệ số dịch chỉnh x1, để nâng cao độ bền uốn của răng bánh răng nhỏ

Chiều cao răng ngoài. he = 2.hte.mte + c = 2.cosβ.mte + 0,2.mte = 2.cos40 0 4 + 0,2.4 = 6,9(mm).

Chiều cao đầu răng ngoài. hae1 = (hte + x1.cosβ).mte

= (cos40 0 + 0,1.cos40 0 ).4 = 3,4(mm). hae2 = 2.hte.mte – hae2

= 2.cos40 0 4 – 3,4 = 2,7(mm). Đường kính đỉnh răng ngoài. dae1 = de1 + 2.hae1.cosδ1 = 48 + 2.3,4.cos18 0 = 54,5(mm). dae2 = de2 + 2.hae2.cosδ2 = 144 + 2.2,7.cos72 0 = 145,7(mm).

Chiều cao chân răng ngoài. hfe1 = he – hae1 = 6,9 – 3,4 = 3,5(mm). hfe2 = he – hae2 = 6,9 – 2,7 = 4,2(mm).

Góc chân răng. θf1 = arctghfe1/Re = arctg3,5/75,5 = 2,65 0 θf2 = arctghfe2/Re = arctg4,2/75,5 = 3,18 0

Góc côn đỉnh. δa1 = δ1 + θf1 = 18 + 2,65 = 20,65 0 δa2 = δ2 + θf2 = 72 + 3,18 = 75,18 0 Góc côn đáy. δf1 = δ1 - θf1 = 18 - 2,65 = 15,35 0 δf2 = δ2 - θf2 = 72 + 3,18 = 68,82 0 Khoảng cách từ đỉnh côn đến mặt phẳng.

Hình 4-13 Sơ đồ tính toán các kích thước cơ bản của cặp bánh răng côn xoắn.

Tính toán và chọn bộ truyền xích

Bộ truyền xích truyềnđộng từ trục ra của động cơ điện truyền đến trục ra bánh răng quả dứa của truyền lực chính và sau đó thông qua bánh răng vành chậu đến bộ vi sai ở cầu sau của xe.

4.4.1 Ưu, nhược điểm của bộ truyền xích

- Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục khá xa nhau.

- Kích thước và khuôn khổ nhỏ gọn hơn bộ truyền đai.

- Khi làm việc không có hiện tượng trượt.

- Hiệu suất làm việc cao ( = 0,96 ÷ 0,98).

- Lực tác dụng lên trục tương đối nhỏ.

- Truyền động tốt ở trường hợp có khoảng cách trục trung bình.

- Bộ truyền xích tạo ra nhiều tiếng ồn khi làm việc.

- Vận tốc tức thời của xích và đĩa xích bị dẫn không ổn định.

- Yêu cầu chăm sóc thường xuyên (bôi trơn, điều chỉnh căng xích).

- Nhanh mòn, nhất là những nơi làm việc nhiều bụi, không được bôi trơntốt.

Có 3 loại xích: Xích ống, xích con lăn, xích răng ta có thể chọn một trong ba loại xích này, từng loại xích có những đặc điểm sau:

 Xích ống. Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề nhanh mòn Nên chỉ dùng xích ống cho những bộ truyền không quan trọng và yêu cầu khối lượng nhỏ.

Gọi tắt là xích con lăn về kết cấu thì giống như xích ống, chỉ khác ở phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn) Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi và dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15m/s.

Có ưu điểm là khả năng tải lớn, làm việc êm, không ồn nhưng chế tạo tương đối phức tạp và giá thành đắt, do vậy chỉ dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10 đến 15m/s.

Vậy qua các phân tích bên trên ta thấy loại xích dùng để dẫn động từ trục động cơ điện đến trục ra của bánh răng quả dứa của truyền lực chính là xích ống con lăn vì nó phù hợp với điều kiện làm việc của xe thiết kế.

+ Các thông số của xích con lăn dùng trên xe như sau:

Hình 4-14 Kết cấu xích con lăn dùng trên xe.

1 Má ngoài; 2 Má trong; 3 Chốt; 4 Con lăn; 5 Ống.

4.4.3 Tính toán các thông số của bộ truyền xích

- Xác định số răng của đĩa xích:

Ta có quan hệ giữa số răng của đĩa dẫn và đĩa bị dẫn thì ta có tỉ số truyền của bộ truyền sẽ là: i Z 2

Z 1 (4.6) Trong đó: i : Là tỉ số truyền của bộ truyền xích Theo thông số ở phần trước ta có: i = 1,7.

Z2 : Số răng của đĩa xích bị dẫn.

Z1 : Số răng của đĩa xích dẫn.

Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng va đập càng lớn và xích mòn càng nhanh. Đối với loại xích ống con lăn vận tốc trung bình thì số ren nhỏ nhất khi thiết kế của đĩa xích phải không nhỏ hơn Zmin = 17÷19, ta chọn Z1 = 20( răng).

Vậy số răng của đĩa bị dẫn sẽ là Z2 = i.Z1 = 1,5.20 = 30(răng).

Với thiết kế ban đầu của hệ thống truyền lực, cũng như về bố trí tổng quan chung của xe thiết kế thì ta có thể gới hạn khoảng cách trục của 2 đĩa xích trong gới hạn là A ≤ 250(mm).

Vậy với thiết kế sơ bộ ban đầu như vậy thì để cho bộ truyền xích làm việc tốt thì ta chọn: t A

250 30÷50 = 8,33 ÷ 5(mm) Bước xích t là thông số chính của xích và đã được tiêu chuẩn hóa, ta có thể chọn bước xích t = 8.

Khi ta chọn được bước xích thì các thông số của xích có giá trị như bảng 4-4.

Bảng 4-4 Thông số của xích ống con lăn.

Khối lượng 1 mét xích q(kg)

- Tính đường kính vòng chia của đĩa xích. Đường kính vòng chia của đĩa xích. dc1 t sin180 0

30 = 76,5(mm) Đường kính vòng đỉnh răng của đĩa xích

Z ) Đối với đĩa dẫn và đĩa bị dẫn với số răng Z = (17 ÷ 35) (răng) thì ta có hệ số: k

30 ) = 80,35(mm). Đường kính vòng chân răng của đĩa xích.

- Định khoảng cách trục và số mắt xích:

Tính số mắt xích theo công thức sau:

Ta lấy số mắt xích X = 88

Kiểm nghiệm số lần va đập của xích trong một giây theo công thức: u Z 1 n 1

Với n1: là số vòng quay của đĩa xích chủ động, n1 = nđm = 1750(vòng/phút). Thay các thông số đã có vào biểu thức trên ta được: u 20.1750

15.88 = 26,52(lần/1s) < [u] = 60: số lần va đập cho phép trong một giây.

Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn, ta có:

= 251,68(mm). Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, ta giảm khoảng cách trục A một khoảng ∆A = 0,004.A = 1,01 Vậy cuối cùng lấy A 250(mm).

- Kiểm nghiệm độ bền của xích:

Với bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn. s = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) ≥ [s] (4.7)

Q : tải trọng phá hỏng của xích,N Q = 5000(N). kđ: hệ số tải trọng động, chọn kđ = 1,2 ứng với trường hợp tải trọng trung bình.

Fv : lực căng do lực ly tâm gây ra, N.

F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, N.

[s] : là hệ số an toàn cho phép.

* Lực vòng Ft = 1000.P/v, trong đó:

P : công suất của động cơ điện, P = 2(Kw). v : vận tốc của đĩa xích chủ động v = Z1.t.n1/60000 = 20.8.1750/6.10 4 ≈ 5(m/s). Thay vào ta được: Ft = 1000.2/5 = 400(N).

* Lực căng: Fv = q.v 2 ; với q là khối lượng một mét xích, q = 0,18(kg); v = 5(m/s) Vậy Fv = 0,18.5 2 = 4,5(N).

* Lực căng : F0 = 9,81.kf.q.a; với a: là khoảng cách trục (m), kf : hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích, ta chọn kf = 1( ứng với bộ truyền thẳng đứng).

Thay các thông số đã có vào ta được: F0= 9,81.1.0,18.0,25 = 0,4(N).

Thay các thông số đã tính được vào phương trình 4.7 ta được: s = 5000/(1,2.400 + 0,4 + 4,5) = 10,31 ≥ [s] = [8÷9] đối với các bộ truyền có tải trọng trung bình và vận tốc của xích là trung bình Vậy xích được chọn thõa mãn điều kiện bền.

Hình 4-15 Kết cấu đĩa xích.

Bảng 4-5 Các thông số cơ bản của bộ truyền xích.

Loại xích Xích ống con lăn

Bề dày của đĩa xích(mm) 7

Thông số Đĩa dẫn Đĩa bị dẫn Đường kính vòng chia(mm) dc1 = 51,14 dc2 = 76,5 Đường kính vòng đỉnh(mm) De1 = 54,75 De1 = 80,35 Đường kính vòng đáy (mm) Di1 = 46,02 Di2 = 71,38

Tính toán bán trục

4.5.1 Chọn phương án truyền động đến các bánh xe

Dùng để truyền mômen xoắn từ truyền lực chính đến các bánh xe chủ động. Nếu cầu chủ động là loại cầu liền (đi kèm với hệ thống treo phụ thuộc) thì truyền động đến các bánh xe nhờ các nửa trục Nếu cầu chủ động là cầu rời (đi kèm với hệ thống treo độc lập) hoặc truyền mômen đến các bánh dẫn hướng là bánh chủ động thì có thêm các khớp đồng tốc.

Với phương án của nhóm là thiết kế hệ thống treo phụ thuộc dùng cho dầm cầu liền ở sau xe để có khả năng chịu tải lớn, kết cấu đơn giản, rẽ tiền, làm việc tin cậy, an toàn dễ bảo dưỡng và sửa chữa, trong khi vẫn đảm bảo được các yêu cầu kỹ thuật cần thiết nhất là đối với xe có tốc độ chuyển động không lớn lắm.

Như đã nóiở trên thì đi liền với hệ thống treo phụ thuộc là việc sử dụng các bán trục để truyền động đến các bánh xe chủ động và với phương án này thì tùy theo mức độ chịu lực hướng kính và lực chiều trục sẽ có các loại nửa trục như sau: a Nửa trục không giảm tải.

Khi ổ bi trong và ổ bi ngoài đều đặt trực tiếp lên nữa trục.

Hình 4-16 Sơ đồ nửa trục không giảm tải.

Trường hợp này nửa trục chịu toàn bộ các lực: Mômen uốn gây nên do lực vòng từ bánh răng chậu chuyển về đầu nữa trục, mômen xoắn Mx, phản lực thẳng đứng từ bánh xe Zbx, lực kéo Xk, lực phanh Xp, lực cản trượt ngang xuất hiện khi ô tô đi trên đường nghiêng hay quay vòng, nghĩa là tất cả các lực từ phía mặt đường và lực vòng của bánh răng chậu.

Hiện nay, các loại ô tô không còn sử dụng loại nửa trục này, vì nửa trục chịu lực lớn và làm việc căng thẳng. b.Nửa trục giảm tải một nửa: Khi ổ bi trong đặt trên vi sai còn ổ bi ngoài đặt trực tiếp lên nửa trục.

Nửa trục chịu các lực và mômen:Từ phía mặt đường chịu các lực Xp, Xk và phản lực Y Chịu các mômen lực kéo Mk = Xk.rbx, mômen lực phanh Mp = Xp.rbx và mômen lực ngang My = ± R.rbx Về phía vi sai có phản lực R và phản lực mômen Mk hay Mp.

Loại nửa trục này chịu tất cả các lực và mômen tác dụng từ phía mặt đường truyền qua bánh xe nên điều kiện làm việc cũng khá nặng nhọc

Tuy vậy, kết cấu kiểu này đơn giản và rẽ tiền nên được sử dụng rộng rãi trên tất cả các ô tô du lịch và tải trọng nhỏ.

Hình 4-17 Sơ đồ nửa trục giảm nửa tải. c.Nửa trục giảm tải ắ. Ở loại nửa trục này, ổ bi trong đặt trên vỏ bộ vi sai như nửa trục giảm tải một nửa, ổ bi ngoài được đặt trên dầm cầu và lồng vào trong mayơ bánh xe mà không đặt trực tiếp lên nửa trục.

Hỡnh 4-18 Sơ đồ nửa trục giảm tải ắ.

Bố trí như vậy nửa trục chỉ chịu tác dụng của mômen xoắn Mk hay mômen phản lực và lực ngang tác dụng từ mặt đường lên bánh xe Y

Các lực kéo tiếp tuyến và phản lực của đất thẳng đứng Zbx do dầm cầu chịu. Phần tải trọng tác dụng lên nữa trục phụ thuộc vào kết cấu và độ cứng vững của ổ trục phía ngoài Khi có lực ngang Y tác dụng, ổ chịu một mômen uốn bằng Y.rbx và bị vênh đi Do đó, tuổi thọ ổ bi giảm nhiều, vì thế kết cấu này hiện nay ít sử dụng. d Nửa trục giảm tải hoàn toàn Ở loại này chỉ khỏc loại giảm tải ắ là ổ bi ngoài là

2 ổ bi đặt gần nhau (có thể là một ổ bi cầu, một ổ bi côn)

Hình 4-19 Sơ đồ nửa trục giảm tải hoàn toàn.

Các lực Xk, Y, Zbx sẽ không truyền đến trục mà chỉ truyền đến dầm cầu (mômen My = ±Y.rbx do ổ bi chịu).

Về mặt lý thuyết, lúc này nửa trục chỉ chịu mômen xoắn Tuy vậy, trong thực tế do biến dạng đàn hồi của các chi tiết và sai số gia công lắp ghép nên nửa trục vẫn chịu uốn.

Qua các phân tích ở trên ta thấy với kết cấu của xe thiết thì việc sử dụng bán trục giảm tải một nửa là phù hợp nhất nhờ kết cấu đơn giản và giá thành rẽđồng thời cũng đảm bảo được các yêu cầu về mặt kỹ thuật của xe thiết kế. e Liên kết bán trục với vi sai.

Với công dụng truyền mômen xoắn từ bánh răng vi sai ra các bán trục, đồng thời đảm bảo yêu cầu dễ tháo lắp sửa chữa, chọn liên kết bằng mối ghép then vì đây là mối ghép có thể tháo được, dùng rất phổ biến để ghép các chi tiết máy có dạng trục và mayơ.

Ghép bằng then hoa là ghép mayơ vào trục nhờ các răng của trục lòng vào các rãnh đã được chế tạo sẵn trên mayơ So với mối ghép then, mối ghép then hoa có các ưu điểm sau đây:

- Đảm bảo mối ghép được đúng tâm hơn và dễ di động chi tiết máy trên trục.

- Khả năng chịu tải lớn hơn so với mối ghép then có cùng kích thước do diện tích bề mặt làm việc lớn hơn và tải trọng phân bố đều hơn trên bề mặt răng.

- Độ bền mỏi cao hơn, chịu va đập và tải trọng động tốt hơn.

Các nữa trục thường được chế tạo với đường kính ở đầu trong to hơn đường kính ở thân để cho đường kính các rãnh then bằng đường kính ở thân, để tránh tập trung ứng suất, xẻ thế nào để rãnh ăn sâu từ từ vào thân nữa trục để tránh tập trung ứng suất và để giảm chiều sâu rãnh ta chọn số rãnh then tương đối lớn. f Liên kết bán trục với mayơ bánh xe.

Tính toán và chọn công suất của động cơ nhiệt

4.6.1 Các thông số ban đầu cho tính toán

Loại xe : Xe 04 chỗ ngồi

Trọng lượng của xe : Trọng lượng bản thân:G0 = 288(KG) = 2825,28(N)

Trọng lượng toàn bộ:Ga = 578 (KG) = 5670,18(N)

Vận tốc cực đại : 30(km/h) = 8,33(m/s)

Bán kính thiết kế của lốp xe: Rbx = 200(mm)

Bảng 4-6 Bảng thông số chọn.

Thông số Đơn vị Khoảng giá trị Chọn Tham khảo

- Hệ số cản không khí k Ns 2 /m 4 0,4÷0,5 0,5 [4]

- Hiệu suất của hệ thống truyền lực η t 0,85÷0,9 0,85

- Hệ số phương trình lây decman a b c

- Hệ số tốc độ của động cơ 0,9 ÷ 1 0,9 [4]

- Diện tích cản chính diện F (m 2 ) 1,6÷2,8 2 [4]

4.6.2 Xác định công suất của động cơ ứng với vận tốc cực đại của xe

Khi ô tô chuyển trên mặt đường có hệ số cản tổng cộng thì công suất ứng với vận tốc cực đại được tính theo biểu thức sau:

Trong đó: η t : hiệu suất của hệ thống truyền lực.

G a : trọng lượng toàn bộ của ô tô, (N).

 : hệ số cản tổng cộng của mặt đường ( = f + i). f : hệ số cản lăn của các bánh xe với mặt đường. i : hệ số cản độ dốc của mặt đường.

V max : vận tốc lớn nhất của ô tô, (m/s).

K : hệ số cản khí động học, (N.s 2 /m 4 ).

F : diện tích cản chính diện, (m 2 ).

Hiệu suất trung bình của động cơ nhiệt là 90%

0,9 66,92(W) Công suất cực đại yêu cầu của động cơ.

Chọn động cơ lắp trên xe ứng với công suất cực đại yêu cầu Ne max

Ne max = (1,1÷1,25) Ne max tt = 2014,6÷ 2289,31(KW) Qua quá trình tham khảo các loại động cơ có sẵn trên thị trường thì ta tìm được loại động cơ nhiệt gắn trên xe honda super cup 50 là có các thông số có thể thõa mãn được các yêu cầu của thiết kế nên ta chọn loại động cơ này.

Bảng 4-7 Bảng thông số động cơ nhiệt.

Mômem xoắn toàn tải Memax (Nm) 4,7/5000 Nm/v/ph

Tỉ số truyền của hộp số i1 = 3,272 i2 = 1,764 i3 = 1,190

Tỉ số truyền sơ cấp của hộp số isc = 4,058

4.6.3 Xây dựng các đường đặc tính khi sử dụng nguồn động lực là động cơ nhiệt

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực. ω N =π.n

Hiệu suất kể đến ảnh hưởng của các trang thiết bị phụ trên xe ta chọn: t = 0,8 i t =ω N λ V R bx

Vì truyền lực chính là ta dùng chung với trường hợp dẫn động bằng động cơ điện nên ta có tỉ số truyền của truyền lực chính trong trường hợp dùng động cơ nhiệt cũng sẽ là: i0 = 3.

Tỷ số truyền của hộp số ih1: sẽ được tính sao cho đảm bảo được tỉ số truyền chung của hệ thống truyền lực khi sử dụng động cơ nhiệt.

Ta lại có các thông số của động cơ ban đầu với tỉ số truyền của hộp số xe Super Cup 50 là: (3,272; 1,764; 1,190)

Ta có: ihs = isc.ih1, với tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp của hộp số: isc = 4,058 Thì ta thấy rằng việc sử dụng số truyền cao nhất của hộp số động cơ ih1 = 1,19 đồng thời kết hợp với một hộp số phụ với tỉ số truyền ip = 1,1 thì sẽ thõa mãn tỉ số truyền yêu cầu. a Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ. Đặc tính công suất được xác định thông qua đặc tính mômen như sau:

Nemax : Công suất cực đại động cơ (W).

N : Tốc độ góc ứng với công suất cực đại (Rad/s).

Với động cơ HONDA 50 Cm 3 ta có Nemax = 2800(W); N = 7000 (v/ph). a, b, c : Các hằng số thực nghiệm, theo giáo sư Lây-dec-man.

e : Tốc độ góc bất kỳ (rad/s).

Ta lại có: Ne = Me.e, thay vào biểu thức trên ta được:

N e =N emax ( a ω ω N e +b ( ω ω N e ) 2 +c ( ω ω N e ) 3 ) Đặc tính công suất được xác định qua đặc tính mômen như sau:

Bảng tính và đồ thị Me = f(e), Ne = Me.e cho trên bảng 4-8 và hình 4-20

Bảng 4-8 Bảng số liệu xây dựng đường đặc tính ngoài.

Hình 4-20 Đồ thị đường đặc tính ngoài của động cơ đốt trong. b Đặc tính lực kéo P k = f(v) của xe.

Phương trình cân bằng lực kéo của xe cũng có thể biểu diễn bằng đồ thị. Chúng được xây dựng bằng quan hệ giữa lực kéo phát ra ở bánh xe chủ động và các lực cản chuyển động của ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của xe nghĩa là P

Trong đó trị số Pk ở các tay số khác nhau tính theo công thức sau:

Pk: Lực kéo ở bánh xe chủ động (N).

Me : Mômen xoắn của động cơ (N.m). isc: Tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp hộp số. ihi: Tỷ số truyền của hộp số ở số thứ i. ix : Tỷ số truyền của bộ truyền xích, ta chọn ix = 1. i0 : Tỷ số truyền của truyền lực chính.

t: Hiệu suất truyền động từ động cơ đến bánh xe chủ động.

p: Hiệu suất kể đến sự ảnh hưởng của các trang thiết bị phụ,p = 0,8.

dc: Hiệu suất nhiệt của động cơ sử dụng,dc = 0,9.

Rbx: Bán kính bánh xe chủ động (m). v : Tốc độ tính tiến của xe (m/s).

e : Tốc độ góc của động cơ (rad/s).

Ta có bảng tính và đồ thị Pk = f(v, it) cho trên bảng 4-9 và hình 4-21

Bảng 4-9 Dữ liệu tính lực kéo Pk đối với nguồn động lực là động cơ nhiệt. i h1 = 3,272 i h2 = 1,764 i h3 = 1,19 i h3 = 1,19

Hình 4-21 Đặc tính lực kéo Pk khi chỉ dùng nguồn động lực là động cơ nhiệt. c Đặc tính động học và động lực học của động cơ nhiệt.

* Đồ thị cân bằng công suất. Ô tô chuyển động trên đường bằng, không có gia tốc nên phương trình cân bằng công suất có dạng sau:

Bảng 4-10 Bảng số liệu vẽ đồ thị cân bằng công suất.

Hình 4-22 Đồ thị cân bằng công suất.

Tính toán và thiết kế hộp số lùi

a Mục đích thiết kế: Vì động cơ được chọn là động cơ xe máy nên không có số lùi và để tăng khả năng cơ động của xe nên có thể phải có hộp số lùi Nhiệm vụ của hộp số lùi không chỉ là để lùi xe mà nó còn nhiệm vụ của hộp giảm tốc, vì như đã phân tích ở phần trên thì cần phải có thêm một hộp số phụ nữa để đảm bảo tỉ số truyền của hệ thống truyền lực cho xe thiết kế khi sử dụng động cơ gắn trên xe honda super cup 50. b Phân tích và chọn loại hộp số thiết kế.

Hộp số ba trục có các ưu điểm chính sau:

+ Có khả năng tạo số truyền thẳng bằng cách nối trực tiếp trục sơ cấp với trục thứ cấp Khi đó, các bánh răng, ổ trục và trục trung gian hầu như được giảm tải hoàn toàn nên giảm được mài mòn, tiếng ồn và giảm mất mát công suất.

+ Ở các số truyền khác, mômen truyền qua hai cặp bánh răng do đó có thể tạo được tỷ số truyền lớn với kích thước bánh răng khá nhỏ gọn, nhờ đó giảm kích thước, trọng lượng hộp số nên dễ dàng bố trí, giảm trọng lượng toàn bộ ôtô Điều này rất có ý nghĩa nhất là trong trường hợp dùng cho xe du lịch.

Tuy vậy, hộp số ba trục vẫn tồn tại một số nhược điểm, như:

+ Ở các số truyền trung gian, sự truyền mômen được thực hiện qua hai cặp bánh răng ăn khớp nhau nên làm việc không êm, hiệu suất giảm.

+ Trục thứ cấp có một đầu gối trong ổ lăn ở phần bánh răng côngxôn của trục sơ cấp nên không thể làm lớn được Do đó khả năng tải thấp, nếu hoạt động ở các tay số thấp tức tải lớn sẽ làm giảm tuổi thọ của hộp số Tuy vậy thời gian làm việc ở các tay số này rất ít, khoảng 10% nên ổ lăn này vẫn đảm bảo bền

Trong khi đó, hộp số hai trục có các ưu điểm:

+ Kết cấu đơn giản, làm việc êm dịu và có hiệu suất cao ở các tay số trung gian.

+ Dễ bố trí và đơn giản được kết cấu hệ thống truyền lực khi xe đặt gần cầu chủ động.

Nhược điểm của loại hộp số này:

+ Không có số truyền thẳng vì thế các bánh răng ổ trục không được giảm tải ở các số truyền cao nên làm tăng mài mòn và tiếng ồn khi làm việc.

+ Giá trị tỷ số truyền tay số thấp nhất bị hạn chế.

So sánh hộp số hai trục với hộp số ba trục, với phương án là không có số truyền direct và hộp số thiết kế chỉ có 2 số là một số tiến và một số lùi nên ta thấy ở hộp số hai trục thì kết cấu hộp số sẽ đơn giản hơn Do đó ta chọn loại hộp số 2 trục để thiết kế cho xe.

Hình 4-23 Sơ đồ tính toán hộp số phụ.

Tỷ số truyền của số lùi ihl được xác định khi bố trí chung của hộp số Thường chọn : i hl = (1,2 ÷ 1,3).ih1 (4.15)

Chọn tỷ số truyền số lùi là ihl = 1,4. c Xác định các thông số cơ bản của hộp số lùi.

Khoảng cách trục A có thể xác định bằng công thức kinh nghiệm sau:

A=K a ×( M ra ) 1/ 3 (mm) (4.16) Ở đây: Ka : Hệ số kinh nghiệm Ka = (13÷16) đối với ô tô con Chọn Ka = 15.

Mra : Mômen trên trục ra (thứ cấp) của hộp số.

M ra =Me max ×i h 1 ×i sc ×i p (N.m) Với: Memax : Mômen cực đại của động cơ, Memax = 4,7(N.m). ih1 : Tỷ số truyền số 1: ih1 = 1,19. isc : Tỷ số truyền sơ cấp từ trục khuỷu động cơ đến đầu vào của hộp số Theo như thông số của nhà sản xuất thì ta có isc = 4,058. ip : Tỷ số truyền số tiến của hộp số phụ, ta có ip = 1,1.

Khi đó khoảng cách trục là: A = 15.24,97 1/3 = 43,84mm)

Ta chọn khoảng cách trục A = 44(mm)

- Chiều rộng các vành răng.

Chiều rộng các vành răng có thể xác định sơ bộ theo công thức kinh nghiệm sau: b≈(0,19÷0,23).A (mm) (4.17) Ở đây: A : Khoảng cách trục, A = 44(mm).

- Chiều rộng các ổ bi. Đối với ô tô cở nhỏ, chiều rộng các ổ bi có thể xác định theo công thức kinh nghiệm sau:

B≈(0,25÷0,28)×A (mm) (4.18) Ở đây: A - Khoảng cách trục: A = 44(mm).

Kích thước chiều rộng của ổ bi phụ thuộc vào loại ổ cụ thể, ở đây ta lấy sơ bộ

- Đường kính trục: Đường kính các trục của hộp số được chọn chủ yếu theo điều kiện cứng vững, dựa vào các công thức kinh nghiệm sau:

+ Đường kính trục sơ cấp. d 1 =K d ×( Me max i sc i h1 ) 1/3 (mm) (4.19) Ở đây: Kd - Hệ số kinh nghiệm: Kd = 4,0 ÷ 4,6.

Các thông số khác đã được chú thích ở trên Thay các giá trị đã có vào biều thức trên ta được: d1 = (4,0 ÷ 4,6)×(4,7.4,058.1,19) 1/3 = (11,33 ÷ 13,02) (mm).

+ Đường kính trục thứ cấp. d2 = K d ×( Me max i sc i h1 i l ) 1/3 (4.20)

* Các thông số chính của bánh răng.

Theo công thức kinh nghiệm ta có: bánh răng răng thẳng: ms = mn = (0,032 ÷ 0,04).A = (1,41 ÷ 1,76) (mm) Tuy nhiên trong các bộ truyền lực không nên lấy môđun nhỏ hơn 1,5 ÷ 2; nếu không răng sẽ bị gãy khi quá tải Vậy ta chọn môđun m

- Xác định số răng của các bánh răng.

+ Xác định số răng của cặp bánh răng gài số 1.

= 21.1,1 = 23,1 ; ta chọn Z2 = 23(răng) Khoảng cách trục A được xác định lại: A =

+ Xác định số răng của bánh răng số lùi. Để dẫnđộng bánh răng số lùi dùng một trục trung gian (gọi là trục số lùi). Đểđảm bảo sựăn khớp và tránh hiện tượng cắt chân răng ta chọn: Z l = 20(răng) và Z l ’ = 18(răng).

Tỷ số truyền của số lùi là ihl = 1,4.

Trên trục sơ cấp ta chọn số răng của bánh răng thứ 2 cũng là: Z1 ’ = 18 (răng) ihl = isl × itl Z l

Ta chọn: Z2 ’ = 23 (răng). Ở đây: isl : Tỷ số truyền của cặp bánh răng trên trục sơ cấp và trục số lùi. itl : Tỷ số truyền của cặp bánh răng trên trục số lùi và trục thứ cấp.

Z 1 , Z 1 ’ : Số răng bánh răng trên trục số lùi.

Z 1 ’ , Z 2 ’ : Số răng bánh răng trên trục sơ cấp và thứ cấp của hộp số. Xácđịnh khoảng cách trục số lùi với trục sơ cấp của hộp số (Lsc) và trục thứ cấp (Ltc) Khoảng cách trụcđược xácđịnh theo số răng và môđun của bánh răng dựa vào công thức:

Trong đó:L : khoảng cách trục (mm). mn : môđun của bánh răng (mm).

Z, Z’ : Số răng của bánh răng chủđộng và bịđộng

- Thông số hình học của các cặp bánh răng ăn khớp.

+ Cặp bánh răng gài số 1.

Môđun bánh răng: m = mn = ms = 2(mm)

Chiều cao răng: h = 2,25.mn = 2,25×2 = 4,5(mm) Đường kính vòng chia: dc1 = (ms×Z1) = (2×21) = 42(mm) dc2 = (ms×Z2) = (2×23) = 46(mm) Đường kính vòng lăn: d1 = dc1 = 42(mm); d2 = dc2 = 46(mm) Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.mn = 42 + 2.2 = 46(mm)

De2 = dc2 + 2.mn = 46 + 2.2 = 50(mm) Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 – 2,5.mn = 42 – 2,5.2 = 37(mm)

+ Hai cặp bánh răng gài số lùi.

Khối bánh răng số lùi bao gồm hai bánh răng: Bánh răng có số răng Z 1 ’ ăn khớp với bánh răng trục số lùi Zl, bánh răng có số răng Z l ăn khớp với bánh răng trên trục thứ cấp có số răng Z2 ’.

* Cặp bánh răng thứ nhất có số răng: Z1’ = 18 răng, Z l = 20(răng).

Môđun tiếp: m = mn = ms = 2(mm).

Chiều cao răng: h = 2,25.ms = 2,25.2 = 4,5(mm) Đường kính vòng chia: dc1 ’ = ms.Z1 ’ = 2.18 = 36(mm) dcl = ms.Z l = 2.20 = 40(mm) Đường kính vòng lăn: d1 ’ = dc1 ’ = 36(mm); d l = dcl = 40(mm). Đường kính vòng đỉnh răng: De1 ’ = dc1 ’ + 2.mn = 36 + 2.2 = 40(mm)

Del = dcl + 2.mn = 40 + 2.2 = 44(mm) Đường kính vòng chân răng: Di1 ’ = dc1 ’ – 2,5.mn = 36 – 2,5.2 = 31(mm)

* Cặp bánh răng thứ hai có số răng: Z l ’ = 18 răng, Z2 ’ = 23 răng.

Môđun tiếp: m = mn = ms = 2(mm).

Chiều cao răng: h = 2,25.ms = 2,25.2 = 4,5(mm) Đường kính vòng chia: dcl ’ = ms.Z l ’ = 2.18 = 36(mm) dc2 ’ = ms.Z2 ’ = 2.23 = 46(mm) Đường kính vòng lăn: d l ’ = dcl ’ = 36(mm),d2 ’ = dc2 ’ = 46(mm). Đường kính vòng đỉnh răng: Del ’ = dcl ’ + 2.mn = 36 + 2.2 = 40(mm)

De2 ’ = dc2 ’ + 2.mn = 46 + 2.2 = 50(mm) Đường kính vòng chân răng: Dil ’ = dcl ’ – 2,5.mn= 36 – 2,5.2 = 31(mm)

Thiết kế hệ thống treo cho xe

Yêu cầu của hệ thống treo

Hệ thống treo là tập hợp tất cả các cơ cấu để nối đàn hồi khung hoặc vỏ ôtô với các cầu hay hệ thống chuyển động Vì vậy khi thiết kế cần phải đảm bảo những yêu cầu cơ bản sau :

+ Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo (đặc trưng bởi độ võng tĩnh f t , và hành trình động f d ) phải đảm bảo cho xe có độ êm dịu cần thiết khi chạy trên đường tốt và không bị va đập liên tục lên các ụ hạn chế khi chạy trên đường xấu không bằng phẳng với tốc độ cho phép, khi xe quay vòng tăng tốc hoặc phanh thì vỏ xe không bị nghiêng, ngửa hay chúc đầu.

+ Đặc tính động học, quyết định bởi bộ phận dẩn hướng phải đảm bảo cho xe chuyển động ổn định và có tính điều khiển cao cụ thể là :

+ Đảm bảo cho chiều rộng cơ sở và góc đặt các trục quay đứng của bánh xe dẩn hướng không đổi hoặc thay đổi không đáng kể.

+ Đảm bảo sự tương ứng động học giữa các bánh xe và truyền động lái, để tránh gây ra hiện tượng tự quay vòng hoặc dao động các bánh xe dẩn hướng xung quanh trụ quay của nó.

+ Giảm chấn phải có hệ số dập tắt dao động thích hợp để dập tắt dao động hiệu quả và êm dịu.

+ Có khối lượng nhỏ, đặc biệt là phần không được treo

+ Kết cấu đơn giản dể bố trí, làm việc bền vững tin cậy.

Phân tích chọn loại hệ thống treo

Hiện nay trên ô tô người ta thường sử dụng những kiểu hệ thống treo như sau:

- Theo dạng bộ phận dẫn hướng, hệ thống treo được chia ra các loại:

+Hệ thống treo phụ thuộc: đặc điểm đặc trưng là dùng với dầm cầu liền Bởi vậy, dịch chuyển của các bánh xe trên một cầu phụ thuộc lẫn nhau Việc truyền lực và mô men từ bánh xe lên khung có thể thực hiện trực tiếp qua các phần tử đàn hồi dạng nhíp hay nhờ các thanh đòn

Hình 5-1 Hệ thống treo phụ thuộc

1 - Thùng xe, 2- Bộ phận giảm chấn, 3 – Bộ phận đàn hồi, 4 – Dầm cầu.

+ Hệ thống treo độc lập: với dầm cầu cắt, cho phép các bánh xe dịch chuyển độc lập Bộ phận hướng trong trường hợp này có thể là loại đòn, loại đòn - ống hay còn gọi là Makferxon Loại đòn lại có loại: 1 đòn, 2 đòn, loại đòn lắc trong mặt phẳng ngang, lắc trong mặt phẳng dọc và lắc trong mặt phẳng chéo.

Hình 5-2 Hệ thống treo độc lập

1 - Thùng xe, 2- Bộ phận giảm chấn, 3 – Bộ phận đàn hồi, 4 – Đòn liên kết.

- Theo loại phần tử đàn hồi, chia ra:

+ Loại kim loại, gồm: nhíp lá, lò xo xoắn, thanh xoắn.

+ Loại cao su: chịu nén hoặc chịu xoắn.

+ Loại khí nén và thuỷ khí.

- Theo phương pháp dập tắt dao động, chia ra:

+ Loại giảm chấn thuỷ lực: tác dụng một chiều và hai chiều.

+ Loại giảm chấn bằng ma sát cơ: gồm ma sát trong bộ phận đàn hồi và trong bộ phận dẫn hướng . Để chọn được hệ thống treo phù hợp cho xe thiết kế ta phân tích ưu - nhược điểm của các loại hệ thống treo trên cơ sở phân loại (theo bộ phận hướng) trên:

- Hệ thống treo phụ thuộc được sử dụng phổ biến trên tất cả các loại ôtô Nó có ưu điểm là: kết cấu đơn giản, giá thành rẻ trong khi vẫn đảm bảo được các yêu cầu cần thiết, nhất là đối với những xe có tốc độ chuyển động không lớn Tuy nhiên nó có nhược điểm là ảnh hưởng đến tính ổn định ngang, dẫn đến hiện tượng trược và sinh ra momen con quay lớn ( Mcq)

- Hệ thống treo độc lập được sử dụng chủ yếu ở cầu trước các ôtô du lịch Nó có ưu điểm là:

+ Cho phép tăng độ võng tĩnh và động của hệ thống treo, nhờ đó tăng được độ êm dịu chuyển động.

+ Giảm được hiện tượng dao động các bánh xe dẫn hướng do hiệu ứng mô men con quay.

- Tăng được khả năng bám đường, do đó tăng được tính điều khiển và ổn định của xe.

Nhược điểm của nó là :

+ Phức tạp và đắt tiền khi sử dụng ở các cầu chủ động Vì thế các ôtô du lịch hiện đại thường dùng hệ thống treo phụ thuộc ở cầu sau Hệ thống treo độc lập ở các cầu chủ động chỉ sử dụng trên các ôtô có tính cơ động cao.

* Với cơ sở phân tích trên, cùng với đặc điểm, mục đích sử dụng của xe thiết kế ta tính chọn hệ thống treo độc lập đối với hệ thống treo trước và hệ thống treo phụ thuộc đối với hệ thống treo sau

Hình 5-3 Sơ đồ bố trí hệ thống treo 1- Bánh xe, 2- Treo sau ,3-Lò xo, 4-Giảm chấn, 5- Bách bắt treo sau,6- Treo trước, 7 Bách bắt treo sau,8- Khung xe, 9- Chốt quay

* Các bộ phận của hệ thống treo:

Loại lò xo trụ, có các ưu điểm: kết cấu, chế tạo đơn giản, kích thước nhỏ gọn dễ bố trí Tuy nhiên, nó cũng có nhược điểm: chỉ tiếp nhận lực thẳng đứng, cần có bộ phận hướng riêng.

Bộ phận đàn hồi loại nhíp lá: kết cấu đơn giản, bảo dưỡng, sửa chữa dễ dàng, có thể đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận hướng Tuy vậy, nó có nhược điểm: trọng lượng lớn, tốn nhiều kim loại hơn so với phần tử đàn hồi kim loại khác, thời hạn phục vụ thấp do ma sát

+ Hệ thống treo trước, sau: chọn bộ phận đàn hồi loại lò xo trụ.

+ Chọn bộ phận đàn hồi phụ của cả hai hệ thống treo là ụ hạn chế bằng cao su có độ bền cao, không cần bôi trơn, bảo dưỡng, trọng lượng bé và có đường đặc tính phù hợp, có nhược điểm là xuất hiện biến dạng thừa dưới tác dụng của tải trọng kéo dài và tải trọng thay đổi, cao su bị hoá cứng khi nhiệt độ thấp.

- Bộ phận giảm chấn: Theo cách lắp đặt và yêu cầu êm dịu của xe thiết kế, ta chọn bộ phận giảm chấn thuỷ lực dạng ống, tác dụng hai chiều và có van giảm tải cho cả hệ thống treo trước và sau.

+ Hệ thống treo trước: là hệ thống treo độc lập nên bộ phận hướng gồm các loại là: loại một đòn, loại hai đòn chiều dài bằng nhau, loại hai đòn chiều dài khác nhau, loại đòn ống (Macpherson), loại nến Ở dây ta sử dụng loại đòn ống Đây thực chất là một kết cấu biến thể của loại hai đòn chiều dài khác nhau với chiều dài đòn trên bằng không, trụ quay đứng hay thanh nối hai đòn được làm dưới dạng ống lồng thay đổi được độ dài để đảm bảo động học của bánh xe. Đặc điểm đó cho phép bố trí luôn giảm chấn hay phần tử đàn hồi thuỷ khí vào kết cấu trụ quay đứng hay thanh nối Nhờ đó đơn giản được kết cấu, giảm được số lượng khâu khớp và giảm được khối lượng cũng như không gian bố trí hệ thống treo.

Nhược điểm của kết cấu này là yêu cầu chất lượng chế tạo ống trượt cao, các thông số động học kém hơn so với loại hai đòn chiều dài khác nhau.

+ Hệ thống treo sau: là hệ thống treo phụ thuộc có bộ phận hướng thường dùng là nhíp lá, các thanh đòn Ta chọn bộ phận hướng là các thanh đòn.

Tính toán thiết kế hệ thống treo cho xe

5.3.1 Xác định độ biến dạng và tải trọng tác dụng lên hệ thống treo trước và sau

Bảng 5-1 Các thông số ban đầu:

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị Chú thích

Trọng lượng không tải G0 288 KG

Cầu trước Gt0 107 KG ft fđdfhcd fhct fcsfđ t

B Điểm tựa của ụ cao su dưới C Điểm tựa của ụ cao su trên

Trọng lượng đầy tải Ga 578 KG

Chiều dài cơ sở L0 1,86 m Đặc tính đàn hồi là quan hệ giữa phản lực pháp tuyến (Z) tác dụng lên bánh xe và độ biến dạng của hệ thống treo (f) đo ngay tại trục bánh xe, tức là quan hệ hàm Z = g(f). Đặc tính đàn hồi thường được xây dựng với giả thiết:

- Bỏ qua ma sát và khối lượng phần không được treo Nếu có số liệu về khối lượng phần không được treo thì có thể trừ đi phần khối lượng này khi tính phản lực Z.

Xem như đặc tính có dạng tuyến tính.

- Đặc tính đàn hồi yêu cầu của hệ thống treo phải đi qua hai điểm: A(ft , Zt), B(fđ , Zđ), trong đó:

Zt: tải trọng tĩnh tác dụng tại bánh xe gây ra biến dạng ft. ft: biến dạng tĩnh của hệ thống treo đo tại trục bánh xe.

Zđ: tải trọng động tác dụng lên bánh xe gây ra biến dạng fđ. fđ: biến dạng thêm của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động.

Hình 5-4 Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo a) Độ biến dạng và tải trọng tác dụng lên hệ thống treo trước Để xây dựng đặc tính đàn hồi yêu cầu của hệ thống treo, trước tiên ta xác định hai điểm A(ft , Zt), B(fđ , Zđ).

- Xác định Ztt, ta có:

Tải trọng tác dụng ôtô đầy tải : G = Gat- Gkt [Kg] [5.1] Trong đó:

Gat: trọng lượng toàn bộ phân bố lên cầu trước,Ga = 179 [Kg],

Gkt: trọng lượng phần không được treo ở cầu trước [Kg].

Với: Gkt= Gct+ 2.Gbx [Kg] [5.2]

Gct: trọng lượng của cầu trước [Kg],

Gbx: trọng lượng của bánh xe [Kg].

Do đó ta được: G = Gat- (Gct+ 2.Gbx) [5.3] = 179-2.7,5 4 (Kg)

Biến dạng tĩnh của hệ thống treo đo tại trục bánh xe ft được xác định trên cơ sở tiêu chuẩn về độ êm dịu, đối với xe du lịch có ft = 200500 mm.

√ f t [dao động/phút] [5.4] n - số dao động trong 1 phút với ft(cm).

Xe du lịch có n= 6070, ta chọn ftt= 200 mm Do đó: n = 67,08

- Xác định Zđt: Tải trọng động của xe tác dụng lên hệ thống treo được xác định:

Trong đó: kđ là hệ số tải trọng động, kđ=1,752,5, đối với xe du lịch thì kđ nằm ở giới hạn nhỏ, còn đối với xe tải thì kđ nằm ở giới hạn lớn, ta chọn kđ=1,75. Vậy: Zđt = kđ.Ztt =1,75.82 = 143,5 (Kg).

- Xác định fđt: Biến dạng thêm của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động fđ phải đủ lớn để thùng xe không va đập liên tục vào ụ hạn chế, nhưng fđ không quá lớn vì ôtô sẽ giảm tính ổn định, phức tạp truyền động lái, tăng yêu cầu với bộ phận hướng, thay đổi khoảng sáng gầm xe đối với hệ thống treo độc lập.

Theo kinh nghiệm thì xe du lịch có: fđ = 0,5.ft [5.6] Vậy: fđt = 0,5.200 = 100 (mm).

Sử dụng ụ cao su hạn chế hành trình fđ, cao su có đặc tính đàn hồi gần tuyến tính Bộ phận đàn hồi chạm vào ụ cao su khi Z = Zmax.

- Xác định fcs: Xe du lịch có: fcs= (0,350,4).fđ [mm] [5.7] fcs - biến dạng của cao su [mm].

Ta có : fcst = (0,350,4).fđt = (0,350,4).100 540 (mm) Chọn fcst= 40 (mm) Ụ cao su có chiều cao hcs , ta có: h cs ≥3

Hình 5-5 Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước b) Độ biến dạng và tải trọng tác dụng lên hệ thống treo sau

Ta có: G = Gas- (Gcs+ 2.Gbx)99- (15+2.7,5) = 369(Kg) [5.9]

- Xác định fts: Để tránh các dao động lắc dọc kiểu ngựa phi của ôtô thì tỷ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước phải phù hợp, với xe du lịch ta có tỷ số như sau: f ts f tt =(0,8÷0,9) [5.10]

Trong đó: fts: độ võng tĩnh của hệ thống treo sau [mm] ftt: độ võng tĩnh của hệ thống treo trước [mm]

Vậy f ts =(0,8÷0,9).f tt = (0,80,9).200 = 160180 (mm) Chọn fts0 mm

- Xác định Zđs: Từ (5.5) ta có: Zđs= kđ.Zts=1,75.184,5 = 322,9 (Kg).

- Xác định fđs: Từ (5.6) ta có: fđs = 0,5.fts = 0,5.160 = 80 (mm).

- Xác định fcss: Từ (5.7) có:fcss=(0,350,4).80(32(mm)

Chiều cao ụ cao su sau có giá trị: hcss 

Hình 5-6 Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau

5.3.2 Tính toán thiết kế phần tử đàn hồi a) Tính toán thiết kế phần tử đàn hồi hệ thống treo trước

Bảng 5-2 Các thông số ban đầu của hệ thống treo trước:

Thông số Giá trị Đơn vị ft 200 mm fđ 100 mm fcs 65 mm

Zt 82 KG Để tính toán lò xo trụ của hệ thống treo trước cho xe ta có các thông số cơ bản như hình vẽ :

Hình 5-7 Sơ đồ hệ thống treo trước Chọn các kích thước ban đầu của xe, ta có:

-Tính lực tác dụng lên lò xo : Để tính toán đường kính và các kích thước của phần tử đàn hồi là lò xo ta phải xác định được lực tác dụng lên lò xo (Zlx), độ võng tĩnh (ft) và độ võng động (fd) của lò xo khi chịu tải trọng tĩnh Từ đó tính các kích thước còn lại theo các ứng suất tác dụng lên lò xo. z tblx

Tải trọng tĩnh tác dụng lên mỗi bánh xe:

Lực tác dụng lên mỗi lò xo:

Ta có phương trình momen tại A:

∑ M A =Z tbx AC−Z lx Cos α.AB=0

Cos20 o 16526,74 [N] Độ biến dạng tĩnh của lò xo tại điểm B ta có: f tlx Cos α f t =AB

275 Cos20 o ,8[cm] Độ biến dạng động của lò xo:

Tương tự ta cũng có: f dlx = f d AB

. -Tính các kích thước của lò xo :

Trong đó :D – Đường kính trung bình của lò xo. d – Đường kính dây lò xo.

Tỷ số a được lấy trong khoảng :[4-9] Ta chọn: a = 7.

- Tính đường kính dây lò xo (d):

Từ phương trình ứng suất tiếp lớn nhất trong lò xo, ta có : τ max =8KZ lx D πd 3 [5.11] τ max =8aKZ lx πd 2

- Zlx – Lực tác dụng lên lò xo.

- K – Hệ số tính đến sự tăng ứng suất ở bề mặt trong của lò xo Hệ số này tăng khi giảm tỷ số D/d và được xác định như sau:

Vật liệu chế tạo lò xo của hệ thống treo tương tự như vật liệu làm nhíp, thường là: 55 ΓCC (55MnSi), 50 C2 (50Si2), 60 C2(60Si2), … các vật liệu này có ứng suất cho phép trong khoảng: [ τ ]0÷1000 MPa khi chịu biến dạng cực đại Ta chọn ứng suất cho phép của vật liệu là 800 Mpa = 8.10 8 Pa.

Vậy ta có: τ max ≤8 10 8 [Pa]

- Tính đường kính trung bình của lò xo (D):

- Tính độ cứng của lò xo (Clx):

- Tính số vòng làm việc (n) và số vòng toàn bộ (nlx) của lò xo, ta có: n= G.d 4

(G – Mô đun đàn hồi xoắn: G = 7,8.10 4 MPa = 7,8.10 10 Pa)

Thay số vào ta có: n= 7,8.10 10 0,007 4

Từ đó ta có số vòng toàn bộ của lò xo: n lx =n+2+2

- Chiều dài nhỏ nhất của lò xo khi ụ cao su chịu tải trọng động:

Với:  : là khe hở nhỏ nhất của dây lò xo khi chịu tải.

Thường  = 1 - 2 [mm], ta chọn:  = 1,5 mm.

- Chiều dài của lò xo khi chịu tải trọng tĩnh (Lt):

Ta có: Lt= Lmin + fdlx

-Chiều dài ban đầu của lò xo (L):

- Bước xoắn của lò xo (t):

18 ,3[mm]. b) Tính toán thiết kế hệ thống treo sau

Tính toán tương tự như hệ thống treo trước, ta chỉ xét và tính toán cho trường hợp xe đầy tải.

Bảng5-3 Các thông số ban đầu của hệ thống treo sau:

Thông số Giá trị Đơn vị ft 160 mm fđ 80 mm fcs 48 mm

Ta có các sơ đồ lực như hình 5.8:

Hình 5-8 Sơ đồ hệ thống treo sau

- Tính lực tác dụng và độ biến dạng của lò xo

Lực tác dụng lên mỗi lò xo:

Từ sơ đồ hình 3.8, ta có:

Z lx =Z t 4,5 /cos 20 [KG]26,1 [N]. Độ biến dạng tĩnh của lò xo: f tlx =f t /cos 20 [cm] Độ biến dạng động của lò xo: f dlx =f d /cos20=8,5 [cm]

- Tính các kích thước lò xo

Trong đó :D – Đường kính trung bình của lò xo. d – Đường kính dây lò xo.

Tỷ số a được lấy trong khoảng (4  9) Ta chọn: a = 7.

- Tính đường kính dây lò xo (d):

Từ phương trình ứng suất lớn nhất trong lò xo ta có: τ max =8KZ lx D πd 3 == > τ max =

Zlx – Lực tác dụng lên lò xo.

K – Hệ số tính đến sự tăng ứng suất ở bề mặt trong của lò xo Hệ số này tăng khi giảm tỷ số D/d và được xác định theo công thức:

4a−3 == > K = 1,2 Ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo lò xo nằm trong khoảng:

[ τ ]0÷1000 MPa khi lò xo chịu biến dạng cực đại Ta chọn ứng suất cho phép của vật liệu là 900 Mpa = 9.10 8 Pa.

Vậy ta có: τ max ≤9 10 8 [Pa] Hay:

- Tính đường kính trung bình của lò xo (D):

-Tính độ cứng của lò xo (C lx ):

- Tính số vòng làm việc (n) và số vòng toàn bộ (n lx ) của lò xo:

(G – Mô đun đàn hồi xoắn: G = 7,8.10 4 MPa = 7,8.10 10 Pa)

Thay số vào ta có: n=7,8.10 10 0,007 4

Từ đó ta có số vòng toàn bộ của lò xo: n lx =n+2+2

-Chiều dài nhỏ nhất của lò xo khi ụ cao su chịu tải trọng động:

 - là khe hở nhỏ nhất của dây lò xo khi chịu tải Chọn:  = 1,5 mm.

- Chiều dài của lò xo khi chịu tải trọng tĩnh (L t ):

Ta có: Lt= Lmin + fdlx

Thay số vào ta có: Lt = 0,16 + 0,0085 = 0,1685 [m]

-Chiều dài ban đầu của lò xo (L):

- Bước xoắn của lò xo (t):

5.3.3 Tính toán thiết kế giảm chấn Để đảm bảo độ êm dịu khi xe hoạt động trên đường, trên ô tô hiện nay người ta thường lắp thêm các bộ phận giảm chấn Giảm chấn có tác dụng: dập tắt nhanh các dao động có tần số cao để tránh cho thùng xe không bị lắc khi qua đường mấp mô lớn và hạn chế các lực truyền qua giảm chấn tác dụng lên thùng xe.

Hiện nay có rất nhiều loại giảm chấn như giảm chấn cơ khí,giảm chấn loại đòn, các loại giảm chấn thuỷ lực dạng ống (loại 1 ống, loại 2 ống lồng vào nhau, loại có van giảm tải, loại không có van giảm tải) Loại đòn hiện nay ít được dùng vì có khối lượng lớn, cồng kềnh, làm việc với áp suất cao nên tuổi thọ giảm, đòi hỏi vỏ giảm chấn phải dày Đối với xe thiết kế là xe du lịch ta chọn loại giảm chấn thuỷ lực có dạng ống.

Tính toán bộ phận giảm chấn gồm các bước như sau:

+ Xây dựng đặc tính yêu cầu của giảm chấn.

+ Xác định các kích thước cơ bản của giảm chấn.

+ Xác định tiết diện thông qua các van.

+ Tính toán nhiệt của giảm chấn. a) Tính toán giảm chấn của hệ thống treo trước

* Xây dựng đặc tính yêu cầu của giảm chấn Đặc tính của giảm chấn là đường biểu diễn mối quan hệ giữa lực cản và tốc độ piston của giảm chấn có dạng tiêu biểu như hình vẽ:

Hình 5-9 Đặc tính giảm chấn của hệ thống treo

Quan hệ giữa lực cản giảm chấn (Pg) và tốc độ dịch chuyển của piston giảm chấn (Vg) được xác định như sau:

Kgn, Kgt: hệ số cản giảm chấn ở hành trình nén và trả,

Vg: vận tốc của piston giảm chấn. z : Độ dịch chuyển của piston giảm chấn. m: số mũ có giá trị phụ thuộc kích thước lỗ tiết lưu, độ nhớt của chất lỏng và kết cấu các van, thường m = 1,0  2,0, khi tính toán ta thừa nhận gần đúng m = 1 Trong trường hợp tổng quát thì đặc tính giảm chấn là một đường phi tuyến, khi chọn m = 1 thì đặc tính là tuyến tính. Để xây dựng đường đặc tính của giảm chấn ta cần xác định các điểm a,b ,c,d,e,f và các hệ số cản Kgn ,K’gn , Kgt ,K’gt Các điểm a,d tương ứng với lúc giảm chấn mở van giảm tải, thường chọn tương ứng với piston đạt khoảng 30 cm/s.Lúc này các hệ số cản giảm chấn K’gn ,K’gt giảm xuống, hạn chế áp suất cực đại của chất lỏng và cường độ tăng lực cản K’gn ,K’gt được chọn xuất phát từ giá trị tải trọng lớn nhất tác dụng lên piston giảm chấn và tốc độ dịch chuyển lớn nhất Vgmax nằm trong giới hạn từ 5060 cm/s Từ đó ta biết được tung độ các điểm a,b,c,d,e,f và tung độ điểm b,e Để xác định tung độ các điểm a và d ta cần xác định các hệ số cản Kgn và Kgt của giảm chấn.

Kgn và Kgt được xây dựng theo điều kiện êm dịu thông qua hệ số cản K của hệ thống treo ( thực chất là hệ số cản của giảm chấn quy về trục bánh xe) được xác định theo hệ số tắt dần Kngh Kngh được xác định như sau:

Trong đó: C: độ cứng của hệ thống treo, C =

M: Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo M=G o g Trong đó : Go:Trọng lượng phần được treo. ft : Độ võng tĩnh của hệ thống treo. ị

√ 9 , 81 0,2 = 1148,6 (Ns/m) Nếu K  Kngh chuyển động của phần được treo sẽ dập tắt rất đột ngột gây gia tốc và gây tải trọng động, ta nên tránh trường hợp này.

Nếu K nhỏ thì dao động kéo dài lâu tắt, trường hợp này cũng không tốt. Để đánh giá khả năng dập tắt dao động, người ta dùng hệ số dập tắt dao động tương đối , với:

K ngh = 0,150,30 , chọn  = 0,15 [5.16] Kết hợp (5.15) và (5.16) ta có:

Thiết kế hệ thống lái cho xe

Yêu cầu khi thiết kế hệ thống lái

Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động của ôtô hoặc giữ cho ôtô chuyển động đúng hướng nào đó Vì vậy khi thiết kế cần đảm bảo những 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 thuận tiện trong việc bảo dưỡng và sửa chữa.

Phân tích chọn hệ thống lái

6.2.1 Một số loại cơ cấu lái thường dùng

*Loại bánh răng - thanh răng:

Kết cấu cơ cấu lái loại này như trên hình Bánh răng có thể có răng thẳng hay nghiêng Thanh răng trượt trong các ống dẫn hướng Để đảm bảo ăn khớp không khe hở, thanh răng được ép đến bánh răng bằng lò xo (hình 5.1).

Tỷ số truyền cơ cấu lái : iccl = D d vl cl

Dvl : Đường kính của vành lái.

Dvl : Đường kính vòng chia của bánh răng

Hình 6-1 Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng

1- Thanh răng; 2- Bánh răng Ưu điểm:

- Cơ cấu lái loại bánh răng - thanh răng có i nhỏ nên rất nhạy Vì thế nó được sử dụng rộng rãi trên các xe đua và thể thao cũng như các xe du lịch cỡ nhỏ.

- Hiệu suất cao, kết cấu gọn, chế tạo đơn giản, giá thành rẻ.

- Không sử dụng được với hệ thống treo trước loại phụ thuộc;

- Nhạy cảm với va đập do ma sát nhỏ (hiệu suất nghịch lớn).

*Cơ cấu lái trục vít - con lăn:

Trên hình trình bày cơ cấu lái loại trục vít con lăn Cơ cấu lái gồm trục vít glô-bô-it 1 ăn khớp với con lăn 2 (có ba ren) đặt trên các ổ bi kim của trục 3 của đòn quay đứng Số lượng ren của loại cơ cấu lái trục vít con lăn có thể là một, hai hoặc ba tuỳ theo lực truyền qua cơ cấu lái Ưu điểm:

- Nhờ trục vít có dạng glô-bô-it cho nên tuy chiều dài trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc các răng ăn khớp được lâu hơn và trên diện rộng hơn, nghĩa là giảm được áp suất riêng và tăng độ chống mài mòn.

Hình 6-2 Cơ cấu lái trục vít con lăn Tải trọng tác dụng lên chi tiết tiếp xúc được phân tán tùy theo cỡ ôtô mà làm con lăn có hai đến bốn vòng ren.

- Mất mát do ma sát ít hơn nhờ thay được ma sát trượt bằng ma sát lăn.

- Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa các bánh răng

Tỷ số truyền cơ cấu lái trục vít con lăn xác định tại vị trí trung gian xác định theo công thức: i c =

Trong đó: r2- bán kính vòng tròn ban đầu của hình glô-bô-it của trục vít t - bước của trục vít. z1- số đường ren của truc vít.

Tỷ số truyền của cơ cấu lái ic sẽ tăng lên từ vị trí giữa đến vị trí rìa khoảng 5 ¿ 7% nhưng sự tăng này không đáng kể coi như tỷ số truyền của loại trục vít con lăn là không thay đổi Hiệu suất thuận th= 0,65; hiệu suất nghịch ng= 0,5.

Cơ cấu lái này thường được sử dụng trên xe có tải trọng trung bình.

* Cơ cấu lái trục vít chốt quay.

Cơ cấu lái loại này gồm hai loại:

+ Cơ cấu lái trục vít và một chốt quay.

+ Cơ cấu lái trục vít và hai chốt quay. Ưu điểm:

Cơ cấu lái loại trục vít chốt quay có thể thay đổi tỷ số truyền theo yêu cầu cho trước Tùy theo điều kiện cho trước khi chế tạo trục vít ta có thể có loại cơ cấu lái chốt quay với tỷ số truyền không đổi, tăng hoặc giảm khi quay vành lái ra khỏi vị trí trung gian Khi gắn chặt chốt hay ngỗng vào đòn quay giữa ngỗng và trục vít hay đòn quay và trục vít phát sinh ma sát trượt Để tăng hiệu suất của cơ cấu lái và giảm độ mòn của trục vít và chốt quay thì chốt được đặt trong ổ bi

Nếu bước của trục vít không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo công thức: i c =2.π.r 2 t cosΩ

Ω - góc quay của đòn quay đứng. r2- bán kính đòn quay.

Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch của cơ cấu lái này vào khoảng 0,7 Cơ cấu lái này được dùng trước hết ở hệ thống lái không có trợ lực nó được dùng chủ yếu cho ôtô tải và ôtô khách.

Tuy nhiên loại cơ cấu lái trục vít đòn quay với một chốt quay ngày càng ít được sử dụng vì áp suất riêng giữa chốt và trục vít lớn, chốt mòn nhanh, bản thân chốt có độ chịu mài mòn kém, đồng thời chế tạo phức tạp.

* Cơ cấu lái trục vít - cung răng.

Hình 6-3 Cơ cấu lái trục vít chốt quay

Hình 6-4 Cơ cấu lái trục vít - cung răng Ưu điểm:

Cơ cấu lái trục vít cung răng có ưu điểm là giảm được trọng lượng và kích thước so với loại trục vít bánh răng Do ăn khớp trên toàn bộ chiều dài của cung răng nên áp suất trên răng bé, giảm được ứng suất tiếp xúc và hao mòn.

Tuy nhiên loại này có nhược điểm là có hiệu suất thấp.

Tỷ số truyền của cơ cấu lái trục vít cung răng được xác định theo công thức: i c =2 π.r 0 t

Trong đó: ro - bán kính vòng tròn cơ sở của cung răng. t - bước trục vít.

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 Cơ cấu lái loại này có thể dùng trên các loại ôtô khác nhau.

6.2.2 Một số loại dẫn động lái

Dẫn động lái gồm tất cả các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của tất cả các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng.

Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái, nó được tạo bởi cầu trước, đòn kéo ngang và các đòn bên Sự quay vòng của ôtô là rất phức tạp,để đảm bảo đúng mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng là một điều khó thực hiện Hiện nay người ta chỉ đáp ứng điều kiện gần đúng của mối quan hệ động học đó bằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo lên hình thang lái.

* Dẫn động lái có đòn ngang của hình thang lái loại liền: như dẫn động lái bốn khâu (Hình thang lái Đantô), dẫn động lái ba khâu…

Dẫn động lái có đòn ngang của hình thang lái loại liền đơn giản dễ chế tạo đảm bảo được động học và động lực học quay vòng các bánh xe Nhưng cơ cấu này chỉ dùng trên xe có hệ thống treo phụ thuộc (lắp với dầm cầu dẫn hướng) Do đó chỉ được áp dụng cho các xe tải và những xe có hệ thống treo phụ thuộc, còn trên xe du lịch ngày nay có hệ thống treo độc lập thì không đảm bảo động học

Hình 6-5 Dẫn động lái 3 khâu

* Dẫn động lái có đòn ngang của hình thang lái loại cắt: như dẫn động lái sáu khâu …

Dẫn động lái sáu khâu được lắp đặt hầu hết trên các xe du lịch có hệ thống treo độc lập lắp trên cầu dẫn hướng Ưu điểm của dẫn động lái sáu khâu là dễ lắp đặt cơ cấu lái, giảm được không gian làm việc, bố trí trợ lưc lái thuận tiện ngay trên dẫn động lái Hiện nay dẫn động lái sáu khâu được dùng rất thông dụng trên các loại xe du lịch như : Toyota, Nisan, Mercedes, Pregio…. Đặc điểm của dẫn động lái sáu khâu là có thêm thanh nối nên ngăn ngừa được ảnh hưởng sự dịch chuyển của bánh xe dẫn hướng này lên bánh xe dẫn hướng khác.

Hình 6-6 Dẫn động lái 6 khâu.

6.2.3 Trợ lực hệ thống lái

Trợ lực của hệ thống lái có tác dụng làm giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái, giảm mệt mỏi khi xe chạy trên đường dài Ngoài ra trợ lực lái còn nhằm nâng cao an toàn chuyển động khi có sự cố lớn ở bánh xe (nổ lốp, hết khí nén trong lốp…) và giảm va đập truyền từ bánh xe lên vành lái.

Trợ lực hệ thống lái phải thoả mãn các yêu cầu sau:

- Khi bộ trợ lực hỏng thì hệ thống lái vẫn phải làm việc được tuy nhiên lái nặng hơn.

Tính toán thiết kế hệ thống lái cho xe

6.3.1 Xác định các thông số cơ bản của hệ thống lái a) Tỷ số truyền động học

Gọi i là tỷ số truyền của hệ thống lái, ta có: vl bx i 

 vl - Góc quay tương ứng của vô lăng, do đây là loại xe con cỡ nhỏ (tương đương với xe du lịch ) nên chọn  vl = 1,2 (vòng), tương ứng với 432 0

 bx - Góc quay của bánh xe dẫn hướng,  bx = 30 0  45 0 , chọn  bx 2 0

Thế vào (6.1) ta có: iC2

Trong đó: ic - Tỷ số truyền của cơ cấu lái. ic = 13÷22 (xe du lịch). idđ - Tỷ số truyền của dẫn động lái. idđ = 0,85 1,1 Chọn idđ= 1

Thế vào (6.2) ta có: ic = dd i i 13,5

1 = 13,5 b) Tỷ số truyền lực : Tỷ số mô men ở trục ra (đòn quay) & mô men ở trục vào (vô lăng): i F =M r

Mr (Mđq) - Mômen trên trục ra (hay trên đòn quay đứng);

Mv (Mvl) - Mômen trên trục vào (hay trên trục vô lăng). Để đơn giản ta coi iF= ic ,5.

Tỷ số truyền của dẫn động lái nói chung thay đổi, do sự thay đổi cánh tay đòn của các thanh đòn Ngoài ra do sự bất đối xứng của dẫn động, tỷ số truyền còn có thể khác nhau khi xe quay trái hoặc phải. c) Hiệu suất

- Hiệu suất thuận (th): tính theo chiều truyền lực từ trên trục lái xuống th 1

- Hiệu suất nghịch (ngh ): là hiệu suất tính theo chiều truyền lực từ bánh xe lên; ngh = 1, vì gần bằng hiệu suất thuận.

6.3.2 Xác định mômen cản quay vòng M cq

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

M1, Mômen cản của các phản lực ngang ở vết tiếp xúc M2 và mômen ổn định các bánh xe dẫn hướng M3, tức là đối với một bánh xe dẫn hướng, ta có:

Gbx- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng; Gbx = 0,5G1 [6.6]

G1 - Trọng lượng phân bố lên cầu trước, G1= 179 (KG)

Thế vào (6.6) ta được: Gbx=0,5.179 = 89,5 (KG) f - Hệ số cản lăn Khi tính toán có thể lấy f = 0,015÷0,018; Chọn f = 0,015 a - Cánh tay đòn Do không có số liệu thực nghiệm có thể xác định a theo công thức gần đúng:

Trong đó: rbx - bán kính làm việc của bánh xe, thừa nhận rbx=0,96r0 r0- bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng,r0=0,2[m]=> rbx=0,96.0,2=0,192 [m] α- góc doãng của bánh xe, chọn α = 1 0 β - góc nghiêng của trục chuyển hướng, β = 1,5 0 l=B−B 1

B1 -khoảng cách tâm trụ quay đứng, = 750 [mm]

Thế các giá trị trên vào (6.7) ta được: a=[ l−r bx 180 π ( α + β ) ] = [ 175−192 180 π ( 1+ 1 5) ] 6 ,6 ( mm )=0 , 167(m )

Y- Lực ngang tổng hợp; x- Độ dịch về phía sau của điểm đăt lực ngang tổng hợp so với tâm diện tích tiếp xúc giữa lốp với mặt đường do sự đàn hồi bên của lốp gây ra (hình 6.9).

Hình 6-8 Sơ đồ tính toán mômen cản quay vòng do tác dụng của lực cản lăn

Hình 6-9 Sơ đồ xác định mômen cản quay gây ra do lực ngang

Một cách gần đúng có thể thừa nhận l k

, ở đây lk- chiều dài vết tiếp xúc

Trong đó: ro-bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng rbx-bán kính làm việc của bánh xe.

Nếu thừa nhận rbx=0,96ro thì ta có: x≈0,14.r 0 =0,14.0,2=0,028(N) và M 2   n G bx x  0 , 14 r o  n G bx

n - Hệ số bám ngang, khi tính toán có thể lấy n= 0,85÷0,9; Chọn n= 0,85

Thành phần mômen cản quay M3 khi tính toán có thể bỏ qua (do giá trị của nó khá nhỏ so với các mômen thành phần khác) hoặc tính đến bằng một hệ số nào đó. Như vậy, nếu cho rằng trên cầu trước có hai bánh xe dẫn hướng và quy dẫn mômen cản quay của chúng về trục của đòn quay đứng thì ta được mômen cản quay tổng:

M Σ =2 ( M 1 + M 2 ) K M 3 i dd η dd =2 G bx ( f a +0 , 14 ϕ n r o ) K M 3 i dd η dd [6.10]

Trong đó: dđ - Hiệu suất của dẫn động lái, dđ = 1 i dd - Tỷ truyền của dẫn động lái, i dd = 1

KM3- Hệ số tính đến ảnh hưởng của mômen ổn định các bánh xe dẫn hướng M3 Khi tính toán có thể lấy KM3 = 1,07÷1,15 Chọn KM3=1,1.

6.3.3 Xác định bán kính quay vòng nhỏ nhất

Bán kính quay vòng nhỏ nhất tính đến tâm đối xứng dọc của ô tô:

Hình 6-10 Sơ đồ quay vòng của ôtô Theo sơ đồ ta có:

Trong đó: α: Góc quay trung bình của các bánh xe dẫn hướng, α2 0

L : Chiều dài cơ sở của ô tô, L60 (mm) ị Rmin60/tg32 o = 2976,6(mm)

- Bán kính quay vòng nhỏ nhất tính vết bánh xe trước phía ngoài

Theo sơ đồ ta có:

B1 : Khoảng cách tâm hai trụ đứng của cầu trước, B1= 750 (mm)

Rmin : Bán kính quay vòng nhỏ nhất ở tâm đối xứng dọc của ô tô:

A : chiều dài từ tâm trụ đứng đến vết bánh xe trước

Với B là vết bánh xe trước, B= 1100(mm)

Thay B1, Rmin, A, L vào công thức trên ta được:

Vậy chọn bán kính quay vòng nhỏ nhất Rqmin = 4,008 (m).

6.3.4 Xác định lực cần tác dụng lên vô lăng

Sau khi biết mômen cản quay vòng tổng cộng trên đòn quay đứng, dễ dàng tìm được lực cần thiết tác dụng lên vô lăng theo công thức: max l c th

R- Bán kính vô lăng, dao động trong giới hạn từ 190 mm (đối với xe du lịch) đến 275 mm (đối với các xe tải và khách); Chọn R0 [mm] = 0,19 [m] ic - Tỷ số truyền động học của cơ cấu lái; ic,5

th - Hiệu suất thuận của cơ cấu lái; th 1

Thế vào (6.13) ta được: P lmax X,9

Lực Plmax tính đảm bảo giá trị cho phép là: 150÷200 N

6.3.5 Xác định các thông số cơ bản của hình thang lái a) Tính động học hình thang lái

Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thống truyền dẫn động lái

Hình 6-11 Sơ đồ quay vòng của ôtô

Từ lý thuyết quay vòng ta thấy để nhận được sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quay hệ sau đây của của góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng Theo giáo trình thiết kế và tính toán ôtô máy kéo mối quan hệ đó được thể hiện ở công thức sau:

Trong đó: β : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài α : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong

B : là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng.

L : là chiều dài cơ sở của ôtô.

Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hướng lăn tinh mà không bị trượt lết trong quá trình quay vòng thì hiệu số cotg góc quay của bánh xe bên ngoài và bên trong phải luôn là một hằng số và bằng B/L.

Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng Nó bao gồm các khâu được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với dầm cầu trước. a Trường hợp xe đi thẳng

Hình 6-12 Sơ đồ dẫn động lái khi xe đi thẳng

Từ sơ đồ dẫn động lái trên ta có thể tính được mối liên hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau: X=B−2.(m cosθ+p.cosγ)

Các đòn bên tạo với phương ngang một góc θ

Khi ô tô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau thì hình thang lái Đanto không thỏa mãn hoàn toàn được quan hệ giữa α và β như công thức trên Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép, không vượt quá 1 o b Trường hợp khi xe quay vòng.

Hình 6-13 Sơ đồ dẫn động khi xe quay vòng

Ta có các thông số như trên hình vẽ.

Từ sơ đồ ta có mối quan hệ của các thông số như sau:

Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:

BC 2 = AC 2 + AB 2 −2 AB AC cos ψ

Thay vào biểu thức trên ta cố: cosψ= AC 2 +AB 2 −BC 2

Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có: tg ϕ=CD

Thay vào ta có biểu thức sau: β=arctg y

AD =2 [ m cos θ+ √ p 2 −( y −m sin θ ) 2 )]−[ m cos( θ− β )+ √ p 2 −( y −m sin ( θ−α )) 2 ]

[6.23] b) Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Trên hệ trục toạ độ đề các (α0β) ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ β = f(θ,α).

Theo công thức (6.14) ta có: Cotg β−Cotg α=B

L Ứng với các giá trị của góc α từ 0 0 ,1 0 , 3 0 , , 35 0 ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc β Các giá trị này được lập trong bảng 6-1 dưới đây:

Bảng 6- 1: Quan hệ giữa α và β theo lý thuyết

33 27.23235 c) Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng được đường cong biểu thị hàm số = f(θ,α) Theo mối quan hệ này thì nếu biết trước một góc θ nào đó ứng với một giá trị của góc α thì ta có một giá trị của góc β. Mối quan hệ giữa các góc α , β và θ được thể hiện như sau: β=arctg y

AD =2 [ m cos θ+ √ p 2 −( y −m sin θ ) 2 )]−[ m cos( θ−α )+ √ p 2 −( y −m sin ( θ−α )) 2 ]

Ta có các thông số thiết kế như sau:

- θq o : góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang

- m = 180(mm): chiều dài đòn bên hình thang lái

- y = 140(mm): khoảng cách giữa đòn ngang với trục trước trong hình thang lái

- p = 110(mm) : chiều dài thanh nối bên hình thang lái

Bảng6-2: Quan hệ giữa α và β theo thực tế

Thiết kế hệ thống phanh cho xe

7.1.1 Yêu cầu đối với hệ thống phanh

Hệ thống phanh là một hệ thống an toàn của xe nên để đảm nhận được vai trò này khi thiết kế cũng như khi làm việc hệ thống phanh cần phải đảm bảo những yêu cầu sau:

- Làm việc bền vững, tin cậy: Để đạt được điều này hệ thống phanh của ô tô bao giờ cũng có tối thiểu ba loại phanh đó là: Phanh làm việc (phanh chính), phanh dự trữ và phanh dừng Đặc biệt đối với các ô tô du lịch có tốc độ cao, thường xuyên di chuyển trong khu vực thành phố, đông dân cư, thời gian sử dụng xe tương đối nhiều, hay gặp những trường hợp phanh ngặt, những lúc tắc đường nên hệ thống phanh yêu cầu càng cao

Các loại phanh trên có thể có cùng các bộ phận chung và kiêm nhiệm nhiệm vụ của nhau nhưng để đảm bảo an toàn chúng phải có ít nhất hai bộ phận điều khiển và dẫn động độc lập, ngoài ra để tăng thêm độ tin cậy hệ thống phanh chính còn được phân thành các dòng độc lập để nếu có một dòng nào hỏng thì các dòng còn lại vẫn có thể làm việc bình thường. Đối với xe thiết kế thì ít nhất phải có hai loại phanh đó là phanh chính và phanh dừng.

- Trong trường hợp nguy hiểm phanh đột ngột yêu cầu hệ thống phanh phải có hiệu quả cao (quãng đường phanh ngắn nhất tức là phải đảm bảo gia tốc chậm dần khi phanh là cực đại)

- Trong những trường hợp khác phanh phải êm dịu để đảm bảo tiện nghi và an toàn cho người lái Khi phanh đột ngột sẽ rất nguy hiểm vì lúc đó quán tính xe quá lớn có thể gây bị thương cho người, hư hỏng hàng hoá cũng như mất tính ổn định và điều khiển xe.

- Giữ cho xe đứng yên khi cần thiết trong thời gian không hạn chế: Có phanh tay (phanh dừng).

- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ô tô khi phanh Muốn vậy cần phải phân bố lực phanh ra các bánh xe phải hợp lý, cụ thể phải đảm bảo một số yêu cầu chính như sau:

+ Không có hiện tượng khoá cứng hay trượt các bánh xe khi phanh vì: Nếu các bánh trước bị trượt sẽ làm cho ô tô bị trượt ngang, còn nếu một bánh xe sau bị trượt có thể làm cho ô tô, máy kéo mất tính điều khiển, quay đầu xe Ngoài ra khi các bánh xe bị trượt còn gây ra mòn lốp, giảm hiệu quả phanh.

+ Lực phanh trên các bánh xe phải và trái trên cùng một cầu phải không được sai lệch quá phạm vi cho phép Vì nếu có sai lệch quá lớn sẽ làm cho xe mất tính điều khiển.

+ Không có hiện tượng tự phanh khi bánh xe dịch chuyển thẳng đứng và khi quay vòng.

+ Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh phải cao để cơ cấu phanh được nhỏ gọn, đồng thời phải ổn định trong mọi điều kiện sử dụng để hiệu quả phanh được đảm bảo.

+ Khi phanh do toàn bộ động năng của ô tô sẽ biến thành nhiệt năng do đó hệ thống phanh phải có khả năng thoát nhiệt tốt.

+ Để giảm lao động cho người lái, lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay tay phanh phải nhỏ, đồng thời để điều khiển được thuận tiện, hành trình tương ứng của bàn đạp phải nằm trong một phạm vi cho phép.

7.1.2 Phân tích phương án thiết kế hệ thống phanh chính cho xe Để thực hiện nhiệm vụ của mình, hệ thống phanh phải có hai phần kết cấu chính sau:

- Cơ cấu phanh: Là bộ phận trực tiếp tạo lực cản Trong quá trình phanh động năng của ô tô sẽ được biến thành nhiệt năng ở cơ cấu phanh rồi tiêu tán ra môi trường.

- Dẫn động phanh: Để điều khiển cơ cấu phanh.

Ta sẽ tiến hành phân tích để tìm ra các kết cấu thích hợp nhất, đảm bảo được các yêu cầu cần thiết đối với một hệ thống phanh trên xe, đồng thời cũng phải đáp ứng được các yêu cầu về kinh phí, thuận lợi trong việc lắp ráp, gá đặt, tận dụng được các cơ cấu đã có sẵn… nhằm hướng đến tối ưu về mặt thiết kế cũng như chế tạo

- Chọn loại dẫn động phanh

Trên ô tô - máy kéo nói chung có thể gặp các loại dẫn động phanh sau: cơ khí, thủy lực, điện và khí nén Trong các loại dẫn động trên thì dẫn động cơ khí thường chỉ dùng cho phanh dừng vì hiệu quả phanh thấp và khó phanh đồng thời các bánh xe bởi vì không thể nào đảm bảo chế tạo chính xác các nhánh dẫn động, đồng thời sau một thời gian làm việc các khâu khớp mòn không giống nhau, bởi thế thời gian để khắc phục các khe hở cũng sẽ khác nhau Trên các đoàn xe kéo moóc ta có thể gặp loại dẫn động điện vì đoàn xe khá dài nên phải dùng dẫn động điện để thời gian dẫn động thấp, phanh được đồng thời các bánh xe Đối với ô tô thường dùng nhất là dẫn động thuỷ lực và khí nén, dẫn động thuỷ lực được dùng rộng rãi trên các ô tô tải cỡ trung bình và nhỏ, xe du lịch; dẫn động khí nén chủ yếu dùng trên xe tải nặng, xe kéo rơ moóc; đối với các loại xe mô tô hiện nay thường sử dụng dẫn động phanh thuỷ lực và cơ khí, trong đó dẫn động phanh thuỷ lực sử dụng cho bánh trước là chủ yếu. Để chọn loại dẫn động thích hợp, trước hết ta so sánh ưu nhược của từng loại, đối với xe thiết kế có thể sử dụng dẫn động thuỷ lực hoặc cơ khí.

Hình 7 - 1 Hệ thống phanh dẫn động thủy lực.

1 Cơ cấu phanh trước; 2, 7 Ống dẫn; 3, 4 Piston;

5 Bàn đạp; 6 Xilanh chính; 8 Cơ cấu phanh sau.

+ Độ nhạy lớn, thời gian chậm tác dụng nhỏ vì chất lỏng không chịu nén. + Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe vì áp suất trong dẫn động chỉ bắt đầu tăng khi tất cả các má phanh ép sát vào trống phanh.

+ Kết cấu đơn giản; kích thước, khối lượng và giá thành nhỏ.

+ Yêu cầu độ kín khít cao.

+ Sự dao động áp suất của chất lỏng làm việc có thể làm cho các đường ống bị rung động và momen phanh không ổn định.

+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ cao.

Hình 7 - 2 Dẫn động cơ khí.

1 Tay kéo; 2 Cáp kéo; 3 Đòn quay; 4 Thanh kéo.

- Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp.

Tính toán xác định các thông số của hệ thống phanh

7.2.1 Momen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh h  hg a b

Hình 7 - 8 Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi phanh.

Khi phanh sẽ có các lực sau tác dụng lên xe:

+ Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe đặt tại trọng tâm, [N].

+ Pf1: Lực cản lăn ở bánh xe trước.

+ Pf2: Lực cản lăn ở các bánh xe sau.

+ Z1, Z2: Phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên các bánh xe trước và sau + Pp1, Pp2: Lực phanh ở bánh xe trước và các bánh xe sau, các lực này đặt tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường và ngược chiều với chiều chuyển động của xe.

+ Pj: Lực quán tính sinh ra do khi phanh sẽ có gia tốc chậm dần, đặt tại trọng tâm và cùng chiều chuyển động với xe.

+ a, b, hg: Là toạ độ trọng tâm của xe.

+ L: Chiều dài cơ sở của xe.

Khi phanh vận tốc của xe giảm nhanh nên lực cản không khí cũng giảm rất nhanh, mặt khác các thành phần lực cản lăn cũng rất nhỏ so với các lực Pp1 và Pp2, do vậy có thể bỏ qua các thành phần lực P, Pf1 và Pf2 này Sự bỏ qua này chỉ gây sai số khoảng 1,5 ÷ 2%.

Thành phần lực quán tính được xác định theo biểu thức sau:

+ jp: Gia tốc chậm dần khi phanh.

Viết phương trình cân bằng momen đối với O1 ta được:

Và với a + b = L ta tính được: Z 1 =b.G a +P j H g

Muốn xác định được Z1, Z2 ta phải tính jp. Để tận dụng hết trọng lượng bám của xe thì cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe trước và sau và lực phanh lớn nhất phải bằng lực bám, tức là:

Sự phanh có hiệu quả nhất là khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với các phản lực pháp tuyến từ mặt đường tác dụng lên bánh xe, tức là:

Trong đó  là hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường Khi tính toán để cho cơ cấu phanh có khả năng sinh ra một momen cực đại luôn luôn lớn hơn hoặc tối thiểu bằng momen xác định theo điều kiện bám, ta lấy giá trị tối đa Tuy nhiên khi chọn  lớn vậy thì momen cần sinh ra phải lớn và do vậy cơ cấu phanh phải có kích thước lớn hơn để đảm bảo sinh ra được momen này.

Ta chọn hệ số bám trung bình tương ứng với loại đường nhựa, khô và sạch: φ = 0,7.

Viết phương trình cân bằng lực đối với phương song song với mặt đường ta được:

Thay [7.7] vào [7.3] và [7.4] và biến đổi ta được:

+ a, b: Toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc

+ hg: Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao.

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1860 (mm).

+ : Hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường,  = 0,7.

Dựa vào phần tính toán trọng tâm của xe trong trường hợp không tải và trường hợp đầy tải trong phần tính toán khung vỏ, ta có được các kết quả sau:

Trong trường hợp xe không tải:

+ a = 1176 (mm) + b = 684 (mm) + hg = 405 (mm) + m1 = 106 (kg) + m2 = 182 (kg) Trong trường hợp xe đầy tải:

+ a = 1284 (mm) + b = 576 (mm) + hg = 477 (mm) + m1 = 179 (kg) + m2 = 399 (kg) Thay số vào công thức [7.8] và [7.9] ta tính được:

- Tính momen phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh.

Do cầu trước có hai cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là: P pt = ϕ Z 1

(N) Momen phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là:

Với rbx là bán kính làm việc của bánh xe trước, rbx = 200 (mm) ị M pt 1 , 43.0,24 ,29 (Nm)

Vì cầu sau có hai cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là: P ps = ϕ Z 2

(N) Momen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:

Với rbx là bán kính làm việc của bánh xe sau, rbx = 200 (mm). ị M ps 13 ,13.0,2 2 , 63 (Nm)

7.2.2 Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh sau

- Bán kính làm việc của đĩa phanh:

Bán kính ngoài r1 của đĩa phanh phải thỏa mãn điều kiện: r1 < rbx Ở đây ta lấy theo kết cấu của đĩa phanh tương đương dùng trên dòng xe máy Wave S của hãng Honda: r1 = 105 (mm).

Bán kính làm việc trong của đĩa phanh: r2 = 70 (mm).

Bán kính trung bình được tính trên cơ sở cân bằng áp suất trên đĩa phanh từ r1 đến r2, có thể tính gần đúng theo công thức sau: r tb = r 1 +r 2

Hình 7 - 9 Sơ đồ tính lực ép cơ cấu phanh đĩa phanh sau.

1 Đĩa phanh; 2 Má phanh. Để tạo ra được momen phanh yêu cầu Mps cần phải tạo ra momen ma sát trên bề mặt đĩa phanh để thực hiện quá trình phanh

Suy ra lực ép lên đĩa phanh được xác định như sau:

+ Mms: Mômen ma sát sinh ra ở cơ cấu phanh sau, phải đảm bảo điều kiện:

Mms  Mps, ta lấy Mms = Mps = 202,63 (Nm) để tính toán.

+ : Hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh,  =0,35.

+ rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh, rtb = 87,5 (mm)

+ Zms: Số đôi bề mặt ma sát, Zms = 2.

Thay các giá trị đã biết vào công thức [7.11] ta được:

- Diện tích bề mặt làm việc của má phanh:

Diện tích bề mặt làm việc của má phanh được xác định bởi áp suất trung bình. Áp suất trung bình trên bề mặt má phanh là: p= P s

+ Ps: Lực ép cần thiết, Ps = 3302,18 (N) + F: Tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh.

+ [p]: Áp suất cho phép, [p] = 2 (MPa).

Từ [7.12], biến đổi và thay số vào ta có:

2 10 6 =0 ,001654 ¿ (m 2 ) Nếu coi gần đúng má phanh có tiết diện hình chữ nhật có hai kích thước là a, b thì: a=r 1 −r 2 5−705 (mm) b=

(mm) Tham khảo theo kết cấu dự kiến của má phanh của xe WaveS:

Hình 7 - 10 Kết cấu má phanh sau.

Diện tích của một má phanh là F = 2025 (mm 2 ) Vậy tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh là:

F Σ 25 2@50 (mm 2 ) Thay các thông số đã biết vào [7.12] ta có: p302,18

7.2.3 Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh trước

- Bán kính ngoài làm việc của đĩa phanh: Để tạo thuận lợi cho quá trình sửa chữa, thay thế hệ thống phanh trên xe khi có hư hỏng xảy ra, đồng thời đảm bảo việc đồng bộ hóa cho hệ thống, ta chọn kết cấu của cơ cấu phanh trước tương tự như cơ cấu phanh sau, nhưng vẫn đảm bảo được yêu cầu của hệ thống phanh.

Bán kính ngoài r1 của đĩa phanh phải thỏa mãn điều kiện: r1 < rbx. Tương tự như cơ cấu phanh trước, ta chọn: r1 = 105 (mm).

Bán kính làm việc trong của đĩa phanh: r2 = 70 (mm).

Bán kính trung bình được tính trên cơ sở cân bằng áp suất trên đĩa phanh từ r1 đến r2, có thể tính gần đúng theo công thức sau:

Hình 7 - 11 Sơ đồ tính lực ép cơ cấu phanh đĩa phanh trước.

1 Đĩa phanh; 2 Má phanh. Để tạo ra được momen phanh yêu cầu Mpt cần phải tạo ra momen ma sát trên bề mặt đĩa phanh để thực hiện quá trình phanh

Suy ra lực ép lên đĩa phanh được xác định như sau:

+ Mms: Mômen ma sát sinh ra ở cơ cấu phanh trước, phải đảm bảo điều kiện:

Mms  Mpt, ta lấy Mms = Mpt = 194,29 (Nm) để tính toán.

+ : Hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh,  = 0,35.

+ rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh, rtb = 87,5 (mm).

+ Zms: Số đôi bề mặt ma sát, Zms = 2.

Thay các giá trị đã biết vào công thức [7.14] ta được:

- Diện tích bề mặt làm việc của má phanh:

Diện tích bề mặt làm việc của má phanh được xác định bởi áp suất trung bình. Áp suất trung bình trên bề mặt má phanh là: p= P t

+ Pt: Lực ép cần thiết, Pt = 3172,03 (N) + F: Tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh.

+ [p]: Áp suất cho phép, [p] = 2 (MPa).

Từ [7.15], biến đổi và thay số vào ta có:

2 10 6 =0 ,001586 ¿ (m 2 ) Nếu coi gần đúng má phanh có tiết diện hình chữ nhật có hai kích thước là a, b thì: a=r 1 −r 2 5−705 (mm) b=

(mm) Tham khảo theo kết cấu dự kiến của má phanh của xe WaveS:

Hình 7 - 12 Kết cấu má phanh trước.

Diện tích của một má phanh là F = 2025 (mm 2 ) Vậy tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh là:

F Σ 25 2@50 (mm 2 ) Thay các thông số đã biết vào [7.15] ta có: p172,03

7.2.4 Tính toán nhiệt và mài mòn

Tính mài mòn được tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp là áp suất trung bình trên tất cả các má phanh và công ma sát riêng - xác định nhiệt độ đốt nóng trống phanh, đĩa phanh và cường độ mài mòn má phanh.

- Áp suất trung bình trên má phanh được tính như sau:

+ Đối với cơ cấu phanh sau: Áp suất trung bình trên má phanh được tính theo công thức: qtb P

≤ [qtb] [7.16] Ở mục 7.2.3 ta đã xác định diện tích làm việc của má phanh là:

(MPa) [qtb]: Áp suất trung bình cho phép Đối với má phanh làm bằng vật liệu atbét thông thường thì [qtb] = 2 (MPa).

+ Đối với cơ cấu phanh trước. Áp suất trung bình trên má phanh được tính theo công thức: qtb P

≤ [qtb] [7.17] Ở mục 7.3.3 ta đã xác định diện tích làm việc của má phanh là:

(Mpa) [qtb]: Áp suất trung bình cho phép Đối với má phanh làm bằng vật liệu atbét thông thường thì [qtb] = 2 (MPa).

- Công ma sát riêng l ms = m i V 2

[7.18] Đối với cơ cấu phanh sau:

+ m2: Khối lượng phân bố ra cầu sau, m2 = 399 (kg).

+ V: Vận tốc khi bắt đầu phanh, lấy trung bình V = 25 km/h (6,94 m/s).

+ F : Diện tích tất cả các má phanh.

+ [lms]: Trị số công ma sát riêng cho phép. Đối với ô tô thì: [lms] = 600 ÷ 800 (J/cm 2 )Thay các giá trị đã biết vào [7.18] ta được: l ms 99 6,94 2

(J/cm 2 ) Thỏa mãn điều kiện công ma sát riêng: lms < [lms]. Đối với cơ cấu phanh trước:

+ m1: Khối lượng phân bố ra cầu trước, m1 = 179 (kg).

+ V: Vận tốc khi bắt đầu phanh, lấy trung bình V = 25 km/h (6,94 m/s).

+ F : Diện tích tất cả các má phanh.

+ [lms]: Trị số công ma sát riêng cho phép. Đối với ô tô thì: [lms] = 600 ÷ 800 (J/cm 2 ) Thay các thông số đã biết vào [7.18] ta được: l ms 9 6,94 2

Từ kết quả tính toán trên ta thấy giá trị lms không lớn lắm nên có thể chấp nhận được

Kết luận: Má phanh đảm bảo điều kiện mài mòn.

Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ trống phanh, đĩa phanh tăng quá giới hạn cho phép.

Ta biết trong quá trình phanh động năng của xe chuyển thành nhiệt năng đốt nóng trống phanh; đĩa phanh và một phần tỏa ra ngoài không khí Do đó theo định luật bảo toàn năng lượng ta có thể viết:

+ Gc: Phần trọng lượng của xe tác dụng lên cầu được tính khi phanh + V1, V2: Tốc độ đầu và cuối quá trình phanh.

+ m: Khối lượng của các chi tiết bị nung nóng.

+c, (t): Lượng tăng nhiệt độ của trống phanh hoặc đĩa phanh so với môi trường ở cuối và trong quá trình phanh

+ K: Hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh hoặc đĩa phanh và không khí.

+ C: Nhiệt dung riêng của vật liệu làm trống phanh hay đĩa phanh.Đối với gang, thép: C = 482 (J/kg.K).

+ Ft: Diện tích tản nhiệt của trống phanh hay đĩa phanh.

Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, lượng nhiệt truyền cho không khí không đáng kể nên có thể xem thành phần: F t ∫

- Đối với cơ cấu phanh sau:

Từ [7.19] ta có công thức tính lượng tăng nhiệt độ của đĩa phanh trong một lần phanh:

+ Gc: Phần trọng lượng xe tác dụng lên cầu sau khi phanh.

+ V1, V2: Vận tốc đầu và cuối quá trình phanh, với xe thiết kế lấy V1 = 6,94 (m/s) và V2 = 0.

+ C: Nhiệt dung riêng của vật liệu làm đĩa phanh, với gang C = 482 (J/kg.K).

Và biểu thức điều kiện là: c G c (V 1 2 −V 2 2 ) 2g.m d C ≤ [c] [7.21] Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh được tính như sau: m d =ρ π ( r 1 2 −r 2 2 ) δ đ

+ : Khối lượng riêng của vật liệu đĩa phanh. Đối với gang  = 7,8.10 3 kg/m 3 + r1: Bán kính ngoài đĩa phanh, r1 = 105 (mm).

+ r2: Bán kính trong đĩa phanh, r2 = 70 (mm).

+ đ: Độ dày đĩa phanh, ta lấy đ = 4 mm.

Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh là: mđ = 7,8.10 3 .(0,105 2 – 0,07 2 ).4.10 -3 = 0,6 (kg) Thay các thông số đã biết vào [7.21] ta tính được độ tăng nhiệt độ của đĩa là: Δdτ c 99.9,81.6,94 2 2.9,81.0,6.4823,24

- Đối với cơ cấu phanh trước. r tb r 2 r 1

Hình 7 - 13 Kích thước đĩa phanh.

Từ [7.19] ta có công thức tính lượng tăng nhiệt độ của đĩa phanh trong một lần phanh:

+ Gc: Phần trọng lượng xe tác dụng lên cầu trước khi phanh.

+ V1, V2: Vận tốc đầu và cuối quá trình phanh, với xe thiết kế lấy V1 = 6,94 (m/s) và V2 = 0.

+ C: Nhiệt dung riêng của vật liệu làm đĩa phanh, với gang C = 482 (J/kg.K).

Và biểu thức điều kiện là: c G c (V 1 2 −V 2 2 ) 2g.m d C ≤ [c] [7.24] Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh được tính như sau: m d =ρ π ( r 1

+ : Khối lượng riêng của vật liệu đĩa phanh. Đối với gang  = 7,8.10 3 kg/m 3 + r1: Bán kính ngoài đĩa phanh, r1 = 105 (mm).

+ r2: Bán kính trong đĩa phanh, r2 = 70 (mm).

+ đ: Độ dày đĩa phanh, ta lấy đ = 4 mm.

Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh là: mđ = 7,8.10 3 .(0,105 2 – 0,07 2 ).4.10 -3 = 0,6 (kg) Thay các thông số đã biết vào [7.24] ta tính được độ tăng nhiệt độ của đĩa là: Δdτ c 9.9,81.6,94 2 2.9,81.0,6.482,92

7.2.5 Tính toán dẫn động phanh

- Phương án điều khiển hệ thống phanh:

Ta lựa chọn phương án điều khiển phanh bằng bàn đạp Đây là phương án thông dụng nhất, việc điều khiển vừa thuận tiện, vừa tạo được lực bàn đạp lớn, đồng thời hành trình bàn đạp cho phép cũng lớn.

- Tính toán dẫn động phanh thủy lực điều khiển bằng bàn đạp: d c r 1 d kt P t

Hình 7 - 14 Sơ đồ dẫn động phanh thủy lực của xe thiết kế.

1 Bàn đạp phanh; 2 Xilanh chính; 3 Cơ cấu phanh trước;

4 Đường ống dẫn dầu phanh; 5 Đầu nối ba ngã; 6 Cơ cấu phanh sau.

+ Tính đường kính xilanh cơ cấu phanh: Đường kính xilanh cơ cấu phanh được xác định dựa trên lực ép P cần tạo ra và áp suất cực đại cho phép của hệ thống truyền động thuỷ lực.

- Lực ép tác dụng lên má phanh của cơ cấu phanh sau:

+ Ps: Lực cần tác dụng lên má phanh để sinh ra momen phanh yêu cầu, Ps = 3308,18 [N].

+ dks: Đường kính xilanh cơ cấu phanh [m].

+ pmax: Áp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động. Theo [3] thì áp suất này càng cao thì kết cấu dẫn động càng gọn nhẹ, tuy nhiên yêu cầu độ kín khít cao hơn Thông thường thì pmax = 5 ÷ 8 (MPa) Ta chọn pmax = 5 (MPa).

Thay số vào [7.26] ta được: d ks =√ 4 3308 π 5.10 , 18 6 =0 , 02902 (m)

Thiết kế hệ thống điện, điều khiển

Quy trình công nghệ lắp ráp xe 4 chỗ sử dụng năng lượng điện-nhiệt