bài đồ án lý thuyết ô tô

đồ án lý thuyết ô tô rất quan trọng trong việc phát triển kĩ năng tính toán và khả năng phân tích chất lượng kéo của ô tô từ đó mà tìm ra thông số của xe chạy trên đường khi có lực cản hay không có lực cản

Lời mở đâu

Lời nhận xét của giáo viên

Đề bài

Phần 1 Tính toán và kiểm tra chất lượng kéo của ô tô 1 Vẽ đường đặc tính của ô tô……….

Phần 2 Thiết kế hệ thống lái ………

1 Tính toán dẫn động lái

2 Xác định momen cản quay vòng

2.1. Momen cản lăn

2.2. Momen ma sát

2.3. Momen ổn định

2.4. Momen quay vòng

3 Chọn tỷ số truyền

4 Tính toán êcu – trục vít

4.1. Các thông số của trục vít – êcu bi

4.2. Kiểm nghiệm bền

5 Tính toán thanh răng – cung răng

5.1. Tính toán độ bền tiếp xúc cho cặp răng ăn khớp

5.2. Tính toán thanh răng – cung răng

6 Tính bền các bộ phận của hệ thống lái

6.1. Trục lái

6.2. Kiểm tra góc xoắn cho phép của trục lái

6.3. Đòn quay đứng

6.4. Kiểm tra bền khớp cầu

Kết thúc

Tài liệu tham khảo

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAMGIAO THÔNG VẬN TẢI TP.HCM Độc Lập – Tự Do – Hạnh Phúc.

Mẫu ô tô

Kích thước hình học DxRxC mm x mm x

mmm

4350x1800x1690

2 Tính toán và thiết kế hệ thống lái của ô tô có

I Vẽ Đường Đặt Tính Ngoài Của Động Cơ.

ta có các thông số của động cơ

+ Ne : công suất hữu ích của động cơ [kW] ứng với số vòng quay bất

kỳ ne [v/p]

+ Nemax và nN : công suất hữu ích cực đại [kW] và số vòng quay trục khuỷu ở công suất hữu ích cực đại

+ a = b = c = 1 (động cơ xăng)

+ ne: số vòng quay trục khuỷu

- Công thức tính mô men xoắn của động cơ

Me = 104N e

1,047.n e (Nm)

Với các giá trị ne và 2 công thức trên ta xác định được Ne và Me và

vẽ đường đặt tính ngoài của động cơ

Ne Me

II. Chọn tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:

Vì trường hợp đang xét ở đường bằng và vận tốc cực đại là hằng số nên góc nghiên α = 00 và dv max

- F = 1.8x 1.69= 3,042( m2) Diện tích chính diện của ô tô

Thay vào phương trình(*) trên ta được:

tô, vị trí này được quy định bởi bản vẽ phác thảo ban đầu hoặc mậucủa ô tô

Vì vậy, tải trọng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu trước và cầu sau

ô tô tương ứng có thể xác định bằng công thức:

dụng lên cầu trước và cầu sau ô tô thực tế của xe là:

L- là chiều dài cơ sở của ô tô, N;

Khoảng cách từ trọng tâm khối lượng đến cầu sau là:

Trong đó:

i0 – tỉ số truyền của truyền lực chính

nN – Số vòng quay trục khuỷu động cơ khi ô tô đạt vận tốc chuyển động tối đa (v/p);

rk – bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m);

ic- Tỉ số truyền ở cấp truyền cao nhất của hộp số Chọn ic=1

 Kp : Hệ số điều chỉnh Khi tính toán, có thể chọn Kp= (0,6÷ 0,8¿

 Kiểm tra theo điều kiện bám:

i k 1 ≤ m i G b. r k

M emax .i0.η T=155,2.4,7.0,85 1.19620 0,32 = 10,12

Trong đó:

mi : Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu

Gb : Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động (N)

Từ đây ta tính được i k 1= 2π n N

60.V tmin.i0r k = 60.6,94 4,72 π.5000 .0,32 = 5,13

i k 1= 5,13 thỏa mãn điều kiện

Đối với hộp số truyền tăng 4 số tiến 1 số lùi ta có:

III Đồ Thị Cân Bằng Công Suất Của Ô Tô Khi Chuyển Động Trên Đường Bằng:

Vận tốc: v = 2π n e

60.i ki i0.r k.3,6 = 2π n e

60.i ki.4,7.0,32.3,6(km/h)Công suất kéo: Nk = Ne.ηtl = Ne.0,85

- Va : vận tốc chuyển động của ô tô, m/s

Công suất lực cản đường chuyển động Nψ được tính bằng công thứcsau:

N ψ =N f =f G cosα v a=0,021.(1+ va2

1500)19620 v a (W )

Đồ thị cân bằng công suất.

Thiết kế hệ thống lái

Hình 1: Bố trí hệ thống lái với cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi thanh răng bánh răng.

1 - đòn quay ngang 4 - Đòn bên hình thang lái

2 - Thanh kéo dọc 5 - Thanh kéo ngang

3 - Đòn quay đứng

1 Tính toán động học dẫn động lái

Tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái,động học đúng của các đoàn quay khi có biến dạng của bộ phận đàn hồi trong hệthống treo và chọn giá trị cần thiết của tỷ số truyền của dẫn động lái

Hình Hình 2: Sơ đồ tính toán động học dẫn động lái

Trên cơ sở lý thuyết để các bánh xe lăn tinh khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảmbảo mối quan hệ sau đây của các góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong và bên ngoài

so với tâm quay vòng:

c otg α¿– cotg β¿= B L

Trong đó:

B – Chiều dài tay đòn của dẫn động lái (cm)

L – Chiều dài cơ sở của ô tô (cm)

αLT – Góc quay trong lý thuyết.

βLT – Góc quay ngoài lý thuyết

Như vậy, nếu chọn trước βLT , ta có được đường cong biểu diễn mối quan hệ giữ gócquay trong và góc quay ngoài lý thuyết:

α¿=arccotg(B

L +cotg β¿)(độhoặcrad)

Trên đa số ô tô hiện nay để đảm bảo mối quan hệ động học giữa hai bánh xe dẫnhướng người ta sử dụng một kết cấu đơn giản đó là dẫn động lái 4 khâu, bao gồm cácđòn được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đoàn bên được đặt nghiêng một góc

so với dầm cầu trước

Thông qua liên kết trên, ta rút ra mối liên hệ giữa góc quay trong và góc quay ngoàicủa bánh xe dẫn hướng thực tế là:

θ – Góc nghiêng của đòn bên với dầm cầu trước

m – Chiều dài đòn bên (mm), chọn trước m=(0.14÷0.16)B0

B0 – khoảng cách giữa 2 đòn quay đứng B0=1620 mm

n – Chiều dài thanh kéo ngang (mm)

So sánh αLT và αtt, nếu chênh nhau không quá 10 thì đạt yêu cầu

Trên cơ sở lý thuyết trên ta tiến hành vẽ đồ thị mối liên hệ giữa α ,β để chọn gócnghiêng của các đòn bên của hình thang lái

Hình 3:Sơ đồ hình thang lái 4 khâu

Để có cơ sở chọn θ ban đầu cho nhanh và sát gần với đường θ¿ Chọn sơ bộ θ<350 Cóđược θ ta tính được n

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 0

bênhình thang lái

Deta LT Deta = 35 Deta 30 Deta 25 Deta = 16 Deta 15

Hình 4 :Đồ thị để chọn góc nghiêng của các đòn bên của hình thang lái

Dựa vào đồ thị và bảng số liệu ta chọn được góc θ=160 thỏa mãn ∆ α<10

2.2 Moment ma sát do sự trượt bên của các bánh xe trên mặt đường:

Khi có lực ngang tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệt

đi đối với trục bánh xe Nguyên nhân lệch là do sự đàn hồi của lốp Lực ngang Y nhưhình vẽ

Khi momen quay vòng tác dụng lên bánh xe, tại khu vực tiếp xúc giữa bánh xe vàmặt đường sẽ suất hiên lực ngang Y Do lốp có tính chất đàn hồi nên lực Y làm vếttiếp xúc bị lệt đi so với trục bánh xe 1 đoạn x về phía sau

Tải trọng tối đa cho phép ( 97 ) : 730 kg

Tốc độ tối đa cho phép ( H ) : 210km/h

Dựa vào : Tải trọng khi xe toàn tải lên bánh trước là : 576 kg

Tải trọng khi xe toàn tải đặt lên bánh sau : 674 kgLoại xe ô tô du lịch

Chất lượng đường tương đối tốtTra bảng phụ lục : Đặc tính kĩ thuật lốp xe ô tô DRC

M2=2G bx φ y x=2G bx φ y 0,14r=2.5760.0,7.0,14 0,3382=381,81(Nm)

2.3 Moment ổn định gây nên bởi góc đặt bánh xe

Moment ổn định tạo nên bởi độ nghiêng ngang, nghiêng dọc của trụ đứng giá trị của

M3 thường tính thông qua hệ số χ=1,07 ÷1,15, chọn χ=1,1

Chọn tỉ số truyền dẫn động lái id Thường chọn id=0.85÷1.1

Tỉ số truyền hệ thống lái còn được tính theo công thức:

i1= M c

M vl η

Mc – Momen cản quay vòng (kg.cm).

η – Hiệu suất truyền lực của hệ thống Thường chọn η=0.7÷0.85

Mvl – Momen tác dụng trên vành lái (kg.cm) và được tính như sau:

0 9 8

3 2

Hình 7 : Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng

1 – Vỏ cơ cấu lái 2 - Ổ bi dưới 3 – Trục vít 10 - Bi

4 – Eecu bi 5 - Ổ bi trên 6 – Phớt

7 – Đai ốc điều chỉnh 8 - Đai ốc hãm 9 – Bánh răng rẻ quạt

4.1 Các thông số của trục vít ê-cu bi

Hinh 8: êcu bi

Khi đánh lái, trục vít bị xoay, tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít qua các viên bi tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu Lực này được phân ra thành 2 thành phần: là lực vòng Pv và lực dọc trục Pd Lực Pd chính là lực tác dụng làm quay bánh răng rẻ quạt

Lực Pd có giá trị như sau:

p d=M c l d η th Rrq ln

Trong đó:

 Mc- mômen cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ, Mc = 610,84[Nm]

 l d - Độ dài đòn quay đứng, l d =250(mm);

 ln - Độ dài đòn quay ngang, l n=250 (mm);

 th – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, th = 0,6 ;

 R rq- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt ;

 Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 vòng.

 Số viên bi trên các vòng ren làm việc:

 Khe hở tương đối:

Thỏa mãn điều kiện bền chèn dập

5 Tính toán Thanh Răng – Cung Răng

5.1 Tính Toán độ bền tiếp xúc cho cặp răng ăn khớp

Tính bánh răng rẻ quạt về độ bền tiếp xúc:

Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép

 qn- cường độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)

 ρ bán kính cong tương đương của bề mặt

 ZM-hệ số xét đến cơ tính của vật liệu; Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên ZM=275 [Mpa]1/2

Vì hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp, nên ta tính toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp.

Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cường độ tải trọng pháp tuyến, có xét đến sự phân

bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:

q n=F n

l H K Hβ .K HV=2 M d K Hβ K HV

dω cos α ω.lH

Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc

Do đó tổng chiều dài tiếp xúc l H bằng chiều rộng vành răng b;

Bán kính cong tương đối:

ρ= ρ1 ρ2

ρ1+ρ2

Trong đó: ρ1, ρ2bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt

Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc:

σ H=Z M Z H Z ε

d ω2 .√2.M d K Hβ K HV

b ω .i c ≤[σ H]

o Trong đó:

 Md - mômen quay trục bánh răng rẻ quạt M c=608.13 (N m)

 [σ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép [Mpa] ;

 ZH - hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức :

√sin 2.20ο

 Các bộ truyền bánh răng thường dùng có hệ số trùng khớp: ε ω=1,6

 Với bánh răng bằng thép nên lấy gần đúng ZM = 275 [Mpa]1/2

¿ > ¿Thoả mãn ứng suất cho phép [σ H]=650 [Mpa]

5.2 Tính toán thanh cung răng

Hình 9 : Cung răng thanh răng

 Mô đun bánh răng rẻ quạt: m = 6

 Bán kính vòng cơ sở của cung răng :

 1 vòng ren = 11+ 7,1= 18,1 (mm)

 2,5 vòng ren = 18,1.2,5 = 45,25 (mm)

 Suy ra Chiều dài sơ bộ của e cu Lecu

 Chọn chiều dài của e cu L êcu = 120 (cm)

 Chiều cao răng: h = 2,25m = 2,25 6 =13,5 [mm]

 D – đường kính ngoài trục lái, (mm);

 d – đường kính trong trục lái (mm);

 Đường kính trong và ngoài trục lái được lựa chọn trên cơ sở đường kính trục lái trung bình sơ bộ:

Với [τ x]≤ 50÷ 80(MPa) suy ra trục lái đủ bền

6.2 Kiểm tra góc xoắn cho phép của trục lái:

θ= 2τ x L tl

DG ≤[θ](rad)

Trong đó :

 Ltl – chiều dài trục lái chọn sơ bộ 1000mm

 G – modun đàn hồi dịch chuyển: G = 8.105 (kg/cm2);

Đòn quay đứng có kết cấu dạng thẳng hoặc cong Những va đập tác động lên mộttrong hai bánh xe dẫn hướng khi xe chạy trên mặt đường gồ ghề sẽ được truyền tớivành tay lái Ở trường hợp này trục đòn quay đứng chịu lực va đập Đòn quay đứngnối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (Rô-tuyn) và nối với cơ cấu lái bằng thenhoa

Vật liệu làm chế tạo đòn quay đứng là thép 35X, có ứng suất uốn cho phép: [u]=

700 (MN/m2), theo tài liệu chuyên ngành, ta lấy hệ số an toàn n = 2 

2 =350(MN /m2)

Ứng suất xoắn cho phép [] = 60 80 (MN/m2)

Kinh nghiệm cho thấy lực cực đại tác dụng lên đòn kéo dọc thường không vượtquá trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng Vì vậy khi tính đòn quay đứngnên chọn lực lớn hơn trong 2 lực tính theo các công thức dưới đây để tính toán:

Z1− ¿trọng lượng tác dụng lên một bánh xe cầu dẫn hướng,

P max– lực lớn nhất tác dụng lên vành P max= 300(N)

R – bán kính vánh tay lái R = 200 (mm)

iccl – tỷ số truyền cơ cấu lái iccl = 25

l – hiệu suất thuận cơ cấu lái l = 0.8

ld – chiều dài đòn quay đứng ld = 250 (mm)

Đòn quay đứng bị uốn do mô men Q.ld gây nên.

Vậy đòn quay đứng thoả mãn điều kiện bền uốn

Kiểm tra bền đòn quay đứng theo xoắn:

Đòn quay đứng bị xoắn do mômen Q.c gây nên

Ứng suất xoắn: (2 - 36)

Trong đó: c – khoảng cách từ tâm tiết diện tới tâm rôtuyl c = 60 (mm)

 - hệ số phụ thuộc vào tỷ số a/b

Kết luận: đòn quay đứng đảm bảo độ bền theo uốn và xoắn.

6.4 Kiểm tra bến khớp cầu.

Như phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lựctác dụng lên đòn ngang khi phanh

Như phần tính bền đòn kéo dọc, lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tácdụng lên đòn kéo dọc khi mômen cản quay vòng lớn nhất và không có cường hóa

Q=4000(N)Sau khi so sánh hai giá trị lực ta lấy trị số Q =4000(N) làm số liệu tính toán kiểm bềnkhớp cầu

34 24 10

Hình 11 : Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl)

a/Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu

σd= Q S

(2 – 45)

S – là diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyl Trong thực tế diện tích làm việc chiếm 2/3 diện tích bề mặt của khớp cầu Nên mặt chịu lực tiếp xúc chiếm: S = 1/2 2/3 = 1/3 bề mặt khớp cầu

S= π D3 2= π 0,033 2=9,4 10−4(m2)

Ta có:

 D – là đường kính khớp cầu: D = 30 (mm) = 0,03(m)

σd=4000 9,4.10−4=31,23( MN/m

Tài Liệu Tham Khảo

 Tính toán thiết kế ô tô – Đặng Quý – Trường đại học sư phạm thành phố HCM 2001

 Tài liệu hướng dẫn tính toán thiết kế hệ thống lái –TS Nguyễn Văn Nhanh , Ths Phạm Văn Thức – Nhà xuất bản ĐH GTVT HCM 2014

 Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo Phan Đình Kiên và Nguyễn Hữu Cẩn – Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật

 Cơ sở thiết kế chi tiết máy – Nguyễn Hữu Lộc – Nhà xuất bản ĐH Quốc gia Tp HCM 2011