Tính toán và thiết kế hệ thống lái xe zace

Tính toán và thiết kế, hệ thống lái xe zace

Trang 1

Lời nói đầu

Sự phát triển to lớn của tất cả các ngành kinh tế quốc dân đòi hỏi cần chuyên chở khối lợng hàng hoá và hành khách Tính cơ động cao, tính việt dã và khả năng hoạt

động trong những điều kiện khác nhau đã tạo cho ôtô trở thành một trong những phơng tiện chủ yếu để chuyên chở những hàng hoá và hành khách

Cùng với sự phát triển của ngành khoa học và kỹ thuật khác, ngành sản xuất chế tạo

ôtô trên thế giới cũng ngày càng phát triển và hoàn thiện hơn đáp ứng khả năng vận chuyển, tốc độ, an toàn cũng nh đạt hiệu quả kinh tế cao Chủng loại xe cũng ngày càng phong phú

Ng y nay ô tô tải chuyên chở 1 là ợng hàng hoá lớn trong thi trờng với chức năng chuyên chở hàng hoá vận tải nên xe tải đòi hỏi có kết cấu vững chắc điều này đặc biệt quan trọng nhất là ở hệ thống lỏi của xe Vì thế hệ thống lỏi là bộ phận đặc biệt quan trọng trong xe tải

Trong quá trình tính toán và thiết kế đồ án này em đã cố gắng tìm hiểu và vận dụng các kiến thức đã học Nhng do thời gian có hạn, kinh nghiệm bản thân còn thiếu, nên không tránh đợc những sai sót trong quá trình làm đồ án

Em rất mong đợc các thầy và các bạn đóng góp ý kiến để đồ án của em đợc hoàn thiện, đầy đủ hơn!

Sinh viên

Hoàng Thanh Nghị

nhận xét của giáo viên hớng dẫn

Sinh viên thực hiện: Bùi Hải Nam

Giảng viên hớng dẫn : Thạc sĩ Nguyễn Mạnh Cờng

Trang 2

Ch÷ kÝ cña gi¶ng viªn híng dÉn Hng Yªn , ngµy Th¸ng N¨m

B¶ng c¸c th«ng sè c¬ b¶n cña xe Race

2 Träng lîng ph©n cho cÇu

Sinh viªn thùc hiÖn: Bïi H¶i Nam

Gi¶ng viªn híng dÉn : Th¹c sÜ NguyÔn M¹nh Cêng

Trang 3

13 Kí hiệu lốp 195/70R14

CHƯƠNG I Giới thiệu chung về hệ thống

1 Công dụng, phân loại, yêu cầu

1.1 Công dụng

Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hớng chuyển động nhờ quay các bánh xe dẫnhớng cũng nh để giữ hớng chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cầnthiết

1.2 Phân loại

Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái

 Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bêntrái (tính theo chiều chuyển động của xe) Bánh lái bố trí bên trái dùng cho những nớcthừa nhận luật đi đờng theo phía phải nh ở các nớc xã hội chủ nghĩa Bánh lái bố tríbên phải dùng cho những nớc thừa nhận luật đi đờng theo phía bên trái nh ở Anh, Nhật,Thụy Điển…

 Theo số lợng bánh dẫn hớng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn hớng ở cầutrớc, ở hai cầu và ở tất cả các cầu

 Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại trục vít loại liên hợp (gồm trục vít, êcu,thanh khía, quạt răng) Loại thanh răng – bánh răng…

Trang 4

 Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cờng hóa chia ra loại cờng hóa thuỷlực, loại cờng hoá khí nén, loại cờng hoá liên hợp (kết hợp cả thuỷ lực và điện)

đợc đảm bảo không gây lên các dao động và va đập trong hệ thống

 Đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô có nghĩa là khả năng quay vòngnhanh 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 ngời lái

 Đảm bảo đợc động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trợt lết khiquay vòng

 Đảm bảo cho ô tô quay vòng ở đờng vòng với bán kính nhỏ nhất

 Hệ thống trợ lực phải chính xác tính chất tuỳ động đảm bảo phối hợp chặt chẽgiữa sự tác động của hệ thống lái và sự quay vòng của bánh xe dẫn hớng Khi trợ lựchỏng vẫn điều khiển đợc xe

 Đảm bảo quan hệ tuyến tính giữa góc quay vành lái và góc quay bánh xe dẫnhớng

 Cơ cấu lái phải đợc đặt ở phần đợc treo để kết cấu hệ thống treo trớc không

Trang 5

Chơng II Phân tích tính động học của hệ thống lái

2.1 Tỉ số truyền của hệ thống lái.

2.1.1 Tỉ số truyền của cơ cấu lái: ic

Là tỉ số của góc quay của vành tay lái chia cho góc quay của đòn quay đứng tuỳ

theo cơ cấu lái ic có thể không đổi hoặc thay đổi ở loại cơ cấu lái có tỉ số truyền thay

đổi tỉ số truyền có thể tăng hay giảm khi quay vành tay lái ra khỏi vị trí trung gian Đốivới ôtô du lịch cần ứng dụng cơ cấu lái có tỉ số truyền thay đổi Tỉ số này có giá trị cực

đai khi vành tay lái ở vị trí trung gian Nh vậy đảm bảo cho ôtô chuyển động ở vận tốc cao an toàn hơn, vì vành tay lái quay đi 1 góc bé sẽ làm cho bánh dẫn hớng quay ít Ngoài ra khi ôtô chạy ở tốc độ cao, sự ổn định của bánh đẫn hớng đến hệ thống lái cao, tỉ số chuyền thay đổi sẽ làm cho ngời lái đỡ mệt ic nằm trong khoảng từ 10ữ20

ta chọn ic= 15

2.1.2 Tỉ số truyền đẫn động lái: id

Nó phụ thuộc vào kích thớc và quan hệ của các cánh tay đòn Trong quá trình bánh dẫn hớng quay vòng giá trị cánh tay đòn của các đòn dẫn độn sẽ thay đổi Trong kết cấu hiện nay id không thay đổi nhiều lắm id= 0,8ữ1,1 ta chọn id=1

2.1.3 Tỉ số truyền theo góc của hệ thống lái : ig

Là tỉ số của góc quay vành tay lái lên góc quay của bánh dẫn hớng Tỉ số truyền này bằng tích của tỉ số truyền cơ cấu lái với tỉ số truyền của dẫn động lái ig=ic.id =15.1

= 15

2.2 Tính động học hình thang lái

Trang 6

Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối

u của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe

dẫn hớng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biếndạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thốngtruyền dẫn động lái

h-ôtô ta có :

Cotg Cotg B

L

β − α = (2 - 1)

Trong đó:

β : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên ngoài

α : là góc quay của bánh xe dẫn hớng bên trong

B : là khoảng cách giữa hai đờng tâm trụ đứng

L : là chiều dài cơ sở của ôtô

Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hớng lăn tinh mà không bị trợt lết trong quátrình quay vòng thì hiệu số cotg góc quay của bánh xe bên ngoài và bên trong phảiluôn là một hằng số và bằng B/L

Hình 2.1

Sơ đồ động học quay vòng của ôtô có hai bánh dẫn h ớng phía tr ớc.

αβ

BL

Rs

0

αβ

Trang 7

Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hớng.

Nó bao gồm các khâu đợc nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên đợc bố trínghiêng một góc so với dầm cầu trớc

2.3 Xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Trên hệ trục toạ độ đề các α0β ta xác định đợc đờng cong đặc tính lý thuyết quaquan hệ β = f(θ,α)

2.4 Xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái thực tế

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

Trang 8

Để xây dựng đờng cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng đợc ờng cong biểu thị hàm số β = f(θ,α) Theo mối quan hệ này thì nếu biết trớc một góc θ

đ-nào đó ứng với một giá trị của góc α thì ta có một giá trị của góc β Mối quan hệ giữacác góc θ, α và β theo giáo trình thiết kế tính toán ôtô đợc thể hiện nh sau:

β - góc quay của trục bánh xe dẫn hớng bên ngoài

α - góc quay của trục bánh xe dẫn hớng bên trong

L - chiều dài cơ sở của xe L = 2650 (mm)

B - khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hớng B = 1370 (mm)

θ - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phơng dọc

m - chiều dài đòn bên hình thang lái

n - chiều dài đòn ngang hình thang lái n

• Theo giáo trình TTTK ôtô m đợc lấy theo kinh nghiệm :

L

B

m n θ

Trang 9

⇒tgθ=

2650.7,0.2

1370

=0,369 ⇒ θ=20,250

• Để xây dựng đợc hình thang lái thực tế ta dùng một số giá trị xungquanh giá trị đã chọn của θ thay vào công thức [2.3]

• Tơng ứng với một giá trị đã chon của θ ta cho α các giá trị từ 00

đến 450 qua đó ta sẽ xác định đợc các giá trị của β tơng ứng +chọn cho θ các giá trị : 180, 190 ,200, 210

+α nhận các giá trị từ 00 đến 450

Mối quan hệ giữa α và β đợc thể hiện thông qua bảng dới đây:

Bảng 2: quan hệ α và β phụ thuộc góc θ

- từ bảng giá trị này ta đi xây dựng đồ thị đặc tính hình thang lái thực tế

- từ bảng giá trị trên ứng với sự sai lệch ∆βmax<10 ta chon góc thiết kế θ

=180

- độ dài đòn kéo ngang n đợc xác định theo công thức:

Trang 10

(2.4)

Trong đó

+ y : là tỉ số giữa m và n y =

n m

Trang 11

Sinh viªn thùc hiÖn: Bïi H¶i Nam

Gi¶ng viªn híng dÉn : Th¹c sÜ NguyÔn M¹nh Cêng

B

e n

m

d c

l

l 0

α β

Bt

Trang 12

21

2.5.1.2 Mômen cản M2 do sự trợt lê của bánh xe trên mặt đờng

Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đờng

sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe Nguyên nhân lệch này là do sự đàn hồi bên của lốp

Điểm đặt của lực Y sẽ nằm cách hình chiếu của trục bánh xe một đoạn x về phía sau.Theo lý thuyết ôtô x đợc xác định bằng công thức sau:

Trang 13

Với ϕ là hệ số bám ngang theo lý thuyết ôtô ứng với đờng nhựa tốt ta chọn ϕ = 0,8 Vậy:

M2 =412,5.0,8.0,0573 =20,1(KG.m)

Để làm ổn định các bánh xe dẫn hớng ngời ta làm các góc đặt bánh xe:

β - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe

γ - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe

δ - góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đờng so với mặt phẳng giữa

ηl – hiệu suất tính đến tiêu hao do ma sát ở cam quay và các khớp nối trong truyền

động lái Với xe thiết kế có một cầu dẫn hớng và ở đằng trớc cho nên ta chọn ηl = 0,6.[2]

M c= 1,1

6,0

)1,20216,0.(

=74,48(KG.m)

2.5.2.3 Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái

Khi đánh lái trong trờng hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để thắng đợc lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hớng là lớn nhất Lực lớn nhất

đặt lên vành tay lái đợc xác định theo công thức:

Trang 14

th d c c i i R M P

η

1.max = (2.9) Trong đó:

Mc – mômen cản quay vòng Mc = 74, 48 (KGm).

R – bán kính bánh lái R = 0,2 (m)

ic – tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 15

ηth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái loại trục vít thanh răng

48,74

•thanh răng chuyển động tịnh tiến trên hai bạc trợt

Cơ cấu lái loại trục vít thanh răng đợc tính toán dựa trên độ bền uốn và độ bền tiếpxúc

2.5.2.1.1 Tính toán cơ cấu theo độ bền uốn.

Theo giáo trình TTTK ÔTÔ ứng xuất uốn tại tiết diện nguy hiểm của răng đợc xác định theo công thức:

[ ]

y t b

k p n

Trang 15

P= (2.11) Với :

• P1 là lực cực đại tác dụng lên vành tay lái P1=27,58(KG).

• R là bán kính vành tay lái R=200 (mm)

• r0 là bán kính vòng tròn cơ sở của bánh răng chủ động vì ta chọn ic=15 mà ic=

0

r

R

=15 lên ta có r0=13,33 ⇒ P=27,58.15=413,7(KG)

• b chọn theo giá trị của m theo giáo trình TTTK ôtô với m là

hệ số moduyn răng vì bánh răng là bánh răng nghiêng lên chọn m=4 Vây b =(7ữ8,6)m =(7ữ8,6).4

75,0.7,

m MN

πσ

Bánh răng, thanh răng đợc chế tạo từ thép CT45 có [σu]=85(MN/m2)

Vậy bánh răng và thanh răng thoả mãn điều kiện bền uốn

2.5.2.1.2 Tính bền cơ cấu theo tiếp xúc.

Theo giáo trình tttk ôtô ứng xuất tiếp xúc tại vị trí ăn khớp của trục vít và thanh răng đợc xác định theo công thức :

0,418 . ( 1 1 )

2 1

b

E N

tx (2.12) Trong đó :

Trang 16

• N là lực thẳng góc tác dụng lên mặt tiếp xúc giữa các răng ăn khớp.

• E là môduyn đàn hồi E=2,1.105(MN/m2)

• b0 là chiều dài đờng tiếp xúc các răng

• ρ1,ρ2 là bán kính cong của các bề mặt chủ động và thụ động tại điểm tiếp xúc

• α =200là góc ăn khớp giữa các răng ta có :

β

α.coscos

p

N = (2.13)

59,16( )

40cos

30cos

418,0

2

1 ρρα

⇒

b

E P

β

αρ

2 2 2

2 1 1

cos

sin.cos

sin

r

(2.16)

Với r1,r2 lần lợt là bán kính vòng tròn lăn của trục vít và thanh răng ở đây ứng

với bánh răng chế tạo liền trục do số răng nhỏ (z=5ữ7)răng lên ta chọn :

)(202

1

mm r

30

)(

1(20cos.10.40

10.1,2.10.4137.418,

5 6

Trang 17

ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái:

).(

2,0

4

4 d D

D R

P lv

−

=

τ (2.17) Trong đó:

Pvl – lực cực đại tác dụng lên vánh tay lái Plmax = 27,58 (KG).

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

d – đờng kính trong của trục lái

D – đờng kính ngoài trục lái

Vậy:

)02,003,0.(

2

,

0

03,0.2,0.5,20

l

2τ

θ = (2.18)

Trong đó:

L - chiều dài trục lái L = 60 (mm)

D - đờng kính ngoài trục lái d = 30 (mm)

G - môduyl đàn hồi dịch chuyển G = 8.104 (MN/m2)

τ - ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái τ = 12,73 (MN/m2)

Vậy:

03,0.10.8

06,0.73,12.24

=

Góc xoắn tơng đối không vớt quá (5,50ữ 7,50)/m

06,0

180.00064

0

π

ϕ = =0, 610<5,50

ϕ ϕ < [ ]=5,50/m Vậy trục lái đảm bảo góc xoắn tơng đối

Nh vậy trục lái đảm bảo yêu cầu kỹ thuật

2.5.2.3 Tính bền đòn quay đứng(theo sức bền vật liệu)

Đòn quay đứng có kết cấu ở dạng thẳng hoặc cong, khi là đòn thẳng đòn quay

đứng chỉ chịu uốn, nếu là đòn cong thì chịu uốn và xoắn

Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (rotuyl) và nối với cơ cấulái bằng then hoa hình tam giác

Trang 18

i R

P max .η

(2.20) Trong đó:

Pvlmax – lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái Pvlmax = 27,58(KG).

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

ic – tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 15

ηt – hiệu suất thuận cơ cấu lái ηt = 0,9.

ld – chiều dài đòn quay đứng chọn ld = 180 (mm)

Vậy:

Q2=

18,0

9,0.15.2,0.58,27

=413,7(KG)

Nh vậy ta lấy lực Q2 để tính cho đòn quay đứng Đòn quay đứng đợc kiểm tra theouốn và theo xoắn tại tiết diện nguy hiểm 1-1

ứng suất uốn:

l

1

c 1

Trang 19

2

6

d u

.180.7,413

= (2.22)Trong đó:

c – khoảng cách từ tâm tiết diện tới tâm rôtuyl c = 100 (mm)

α - hệ số phụ thuộc vào tỷ số

b a

100.7,413

=

x

τ =7,07(KG/mm 2) =70,7(MN/m2) Đòn quay đứng đợc chế tạo từ thép 40, 40Cr, 40CrNi có:

Trang 20

Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dới tác dụng của lực Q đã tính ở phần trên và cótrị số là : 413,7 (KG) Đòn kéo dọc có tiết diện tròn đặc đờng kính là 30mm

ứng suất kéo nén đợc tính theo công thức:

kn Q

F

σ = (2.23)Trong đó:

F – là diện tích tiết diện của đòn kéo dọc

π =7,056.10-4(m2)

10.056,7

7,413

−

=

n

σ =586309,524 (KG/ m 2)=5,86 (MN/m2)

• E là môduyn đàn hồi của vật liệu chế tạo E=2,1.105 (MN/m2)

=39740,63(mm4) =3,974.10-8(m4) (2.25)

⇒ 2 2 5 4 8

10.056,7.72,0

10.974,3.10.1,2

95 , 224

=2,93 Vây đòn kéo dọc thoả mãn về điều kiện bền và đảm bảo an toàn

2.5.2.4.2 Tính bền đòn kéo ngang

Định dạng
Số trang	33
Dung lượng	741 KB