2 .TỔNG QUAN
2.2.2Giới thiệu các hệ thống trên xe tham khảo
2.2 TỔNG QUAN VÀ GIỚI THIỆU CÁC HỆ THỐNG TRÊN XE THAM
2.2.2Giới thiệu các hệ thống trên xe tham khảo
2.2.2.1 Động cơ lắp trên xe
Động cơ 4G69 là loại động cơ được trang bị trên xe du lịch đời mới Grandis của hãng Mitsubishi. Với trình độ kỹ thuật sản xuất tiên tiến của hãng Mitsubishi đã cho ra đời loại động cơ 4G69 có thể tích tồn bộ của động cơ nhỏ nhưng cơng suất phát ra lớn đã giúp cho việc bố trí động cơ trên xe được dễ dàng và tiết kiệm được vật liệu chế tạo động cơ. Khơng những động cơ 4G69 có những ưu việt trên mà nó cịn đóng góp vào cơng việc làm sạch mơi trường và tiết kiệm nguồn tài nguyên cho con người. Những loại động cơ xăng cổ điển dùng bộ chế hồ khí để hịa trộn hỗn hợp và sau quá trình cháy sản vật cháy đưa ra mơi trường có hàm lượng chất độc hại rất cao như NOx, CO2, CO và một phần lượng nhiên liệu dư chưa cháy kịp. Động cơ 4G69 với hệ thống nhiên liệu phun trực tiếp điều khiển bằng điện tử MPI và hệ thống kiểm sốt khí thải đã phần nào khắc phục được những nhược điểm trên của các động cơ xăng dùng bộ chế hồ khí.
Hình 2-21 Động cơ 4G69 Bảng 2-2 Thông số động cơ 4G69
Loại xe Mitsubishi Grandis
Động cơ 4G69 Số xy lanh và bố trí 4 máy thẳng hàng (1-3-4-2) Dung tích xy lanh [cm3] 2,378 Đường kính xy lanh x Hành trình piston [mm] 87x 100 Tỉ số nén 9,5
Cơng suất cực đại [KW] 121 (tại 6000 vịng/ phút) Mơmem cực đại [N.m] 217 (tại 4000 vịng/ phút)
Góc mở sớm xupap nạp α1 =200
Góc đóng muộn xupap nạp α 2 = 720 Góc mở sớm xupap thải α 3 = 540 Góc đóng muộn xupap thải α 4 = 210
2.2.2.2 Hệ thống phanh 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 6 8 9 10 12 7 11
Hình 2-22 Sơ đồ hệ thống phanh chính xe Mitsubishi Grandis
1- Đĩa phanh; 2- Vịng răng; 3- Xilanh chính; 4- Bầu trợ lực; 5- Cơng tắc; 6,12- Các cảm biến; 7- Dòng phanh 1; 8- Bộ thuỷ lực; 9- Đèn báo ABS; 10- Đèn báo
phanh; 11- Dòng phanh 2 Hệ thống phanh xe thiết kế gồm:
Hệ thống phanh chính (phanh chân): Phanh trước và phanh sau là phanh đĩa điều khiển bằng thuỷ lực trợ lực chân không, phân phối lực phanh bằng điện tử (EDB), có sử dụng hệ thống chống trượt ABS
Phanh dừng (phanh tay): phanh cơ khí tác dụng lên bánh sau Xylanh chính: Loại kép, đường kính xylanh: 23,8[mm].
Bầu trợ lực loại kép, chân khơng, đường kính có ích của xilanh: 205+230 [mm]
Phanh trước: loại má kẹp tuỳ động, 1pittông Đường kính có ích * độ dày đĩa [mm]: 241*26 Đường kính trong xilanh con [mm] : 60,3 Độ dày má phanh [mm]: 10
Điều chỉnh khe hở tự động.
Phanh sau: loại má kẹp tuỳ động, 1 pittông Đường kính có ích * độ dày đĩa [mm]: 258*10 Đường kính trong xilanh con [mm] : 38,1 Độ dày má phanh [mm]: 10
Dầu phanh : DOT 3 hoặc DOT 4
Hành trình tự do của bàn đạp: 3-8 (mm)
2.2.2.3 Hệ thống lái
Hệ thống lái của xe Mitsubishi Grandis là hệ thống lái có trợ lực. Cấu tạo của hệ thống lái bao gồm: vành tay lái, trục lái, các đăng truyền động, cơ cấu lái, bộ trợ lực thuỷ lực và dẫn động lái, bơm trợ lực lái.
+ Bộ trợ lực thuỷ lực có nhiệm vụ làm giảm bớt lực điều khiển của người lái, làm giảm bớt các lực va đập sinh ra do đường xấu truyền lên vơ lăng. Bộ trợ lực cịn làm tăng tính an tồn khi có một bánh xe dẫn hướng bị nổ. Vì lúc đó người lái đủ sức giữ tay lái cho xe chuyển động thẳng và vừa thực hiện phanh ngặt.
+ Bơm trợ lực lái là loại bơm cánh gạt, được đặt trên thân động cơ và được truyền động từ trục khuỷu động cơ thông qua dây đai.
+ Tay lái có thể điều chỉnh theo 4 hướng: gật gù và xa-gần đến vị trí thích hợp làm tăng sự thoải mái cho người lái.
+ Cơ cấu lái là loại bánh răng - thanh răng. Loại này có kết cấu nhỏ gọn, tỷ số truyền nhỏ, độ nhạy cao, chế tạo đơn giản và hiệu suất cao.
Hệ thống lái xe thiết kế gồm các thơng số sau:
Đường kính ngồi của vơ lăng có túi khí: 380 (mm) Số vòng quay tối đa: 3,4
Cột lái có thể điều chỉnh được, có cơ cấu giảm chấn và chỉnh nghiêng Trợ lực lái dạng liên động .
Hình thang lái sau trục trước. Tỉ số truyền có trợ lực lái : 18,5
Cơ cấu lái loại bánh răng và thanh răng Thể tích dầu trong trợ lực lái : 1,1 (lít) (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
Bơm dầu loại bơm cánh dẫn lượng cung cấp cơ sở : 9,6 cm3/vịng, áp suất tràn : 9,8 cm3/vịng, bình chứa loại độc lập
Tỷ số hành trình (hành trình thanh răng/số vịng quay tối đa của vơ lăng): 44,1
Hình 2-24 Cơ cấu lái bánh răng – thanh răng
1-Thanh răng; 2-Ổ bi; 3-Bánh răng; 4-Ổ bi; 5-Vịng làm kín; 6-Đai ốc; 7-Nắp cao su; 8-Đệm ép; 9-Lò xo; 10-Nút ,Đai ốc
Hình 2-25 Sơ đồ lắp cơ cấu lái bánh răng-thanh răng
1. Khớp nối; 2.Thanh răng
2.2.2.4 Hệ thống treo a) Hệ thống treo trước
Là loại thanh chống McPherson có lị xo ống, Bộ giảm chấn thuỷ khí tác động kép
Lị xo với các thơng số: đường kính dây: 14 (mm), đường kính trung bình: 164÷169 (mm), chiều dài tự do: 352 (mm)
Hình 2-26 Hệ thống treo trước.
1-Lị xo cuộn; 2-Địn ngang trục trước; 3-Thanh ổn định; 4-Ống giảm chấn; 5- Thanh dẫn hướng; 6-Trục trước số 1
Đây thực chất là kết cấu biến thể của loại hai đòn chiều dài khác nhau, với chiều dài địn trên bằng khơng, 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 xe, do vậy có thể bố trí ln giảm chấn nhờ đó đơn giản được kết cấu, giảm được số lượng khâu khớp và giảm được khối lượng cũng như khơng gian bố trí hệ thống treo.
Tuy nhiên nhược điểm của chúng là chất lượng chế tạo ống trượt cao, thông số động học hơi kém
b) Hệ thống treo sau
Là loại hệ thống treo đa liên kết, sử dụng lò xo trụ, giảm chấn thuỷ lực, xi lanh tác động kép
Hình 2-27 Hệ thống treo sau.
1,6-Đòn ngang; 2-Thanh cân bằng; 3-Lò xo cuộn; 4-Ống giảm chấn; 5-Thanh dẫn hướng; 7-Thanh ổn định; 8-Thanh ngang treo sau
Lị xo trụ với các thơng số: đường kính dây: 15 [mm], đường kính trung bình: 115 (mm), chiều dài tự do: theo tiêu chuẩn 258 (mm), hệ thống treo cao 263 (mm). Giảm chấn sử dụng trên hệ thống treo sau là loại giảm chấn thuỷ lực, tác động kép
2.2.2.5 Hệ thống truyền lực a. Hộp số
Hộp số sử dụng trên xe là hộp số tự động ,động cơ đặt trước- cầu trước chủ động do vậy chúng được thiết kế gọn nhẹ, bộ vi sai lắp ở bên trong nên cịn được gọi là “Hộp số có vi sai”
Hộp số tự động giúp việc chuyển số lên xuống một cách tự động tại thời điểm thích hợp nhất theo tải động cơ và tốc độ xe
Ưu điểm so với hộp số thường:
Làm giảm mệt mỏi cho lái xe bằng cách loại bỏ các thao tác cắt ly hợp và thường xuyên chuyển số
Tránh cho động cơ và dịng dẫn động khỏi bị q tải, do nó nối chúng bằng thuỷ lực (qua biến mơ) tốt hơn so với nối chúng bằng cơ khí.
Hình 2-28 Cấu tạo hộp số tự động F4A4B-2-N4Z
1. Bộ truyền hành tinh; 2. Bộ biến mô; 3. Bộ truyền động cuối cùng Hộp số tự động gồm các bộ phận chính sau:
Bộ biến mơ thủy lực Bộ bánh răng hành tinh Bộ điều khiển thuỷ lực Bộ truyền động cuối cùng Các thanh điều khiển Dầu hộp số tự động
Bảng 2-3 Các tỷ số truyền của hộp số F4A4B-2-N4Z Loại hộp số F4A4B-2-N4Z Tỷ số truyền hộp số Số 1 2,842 Số 2 1,529 Số 3 1,000 Số 4 0,712 Số lùi 2,480 Tỷ số truyền bánh răng cuối cùng 2,606 b. Ly hợp
Ly hợp sử dụng trên xe là loại ly hợp một đĩa ma sát khơ,loại cơ hồnh,ly hợp được điều khiển bằng thủy lực sử dụng dầu DOT 3 hoặc DOT 4 (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
- Chiều cao bàn đạp ly hợp : 226 ÷ 229 (mm) - Kích thước đĩa ly hợp : 230 x 155 (mm)
- Hành trình tự do của bàn đạp ly hợp : 4 ÷ 13 (mm)
- Hành trình ty đẩy (hành trình dịch chuyển của bàn đạp tính từ khi đạp bàn đạp tới khi ty đẩy bắt đầu tác động vào piston của xilanh chính) : 1÷3 (mm)
3. TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI XE DU LỊCH 7 CHỖ 2,25 TẤN
3.1 CÁC THƠNG SỐ THAM KHẢO
Bảng 3-1 Các thơng số tham khảo
TT Thông Số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
2 Chiều dài đòn quay đứng l 168 mm 3 Khoảng cách giữa hai tâm trụ
quay đứng m 1350 mm
4 Góc dỗng bánh xe dẫn
hướng α 2 Độ
5 Góc nghiêng ngang trụ quay
đứng β 8 Độ
6 Hệ số cản lăn f 0,017
7 Bán kính vơ lăng Rvl 190 mm
8 Tỷ số truyền của cơ cấu lái iω 18,5
9 Hiệu suất thuận ηt 0,9
10 Cánh tay đòn a 40 mm
11 Ký hiệu lốp 215/55R17
12
Trọng lượng phân bố lên cầu
trước G1 1060 Kg
3.2 CHỌN LOẠI HỆ THỐNG LÁI VÀ SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG3.2.1 Chọn loại hệ thống lái 3.2.1 Chọn loại hệ thống lái
Trong phần phân loại các hệ thống lái em đã phân tích các ưu, nhược điểm của các loại hệ thống lái cùng với việc hiện nay nhiều loại xe du lịch sử dụng hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng vì hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng làm việc tin cậy, thời gian tác dụng nhanh, có kết cấu đơn giản, trọng lượng nhẹ nên trong đồ án này em chọn hệ thống lái cho xe thiết kế là hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng
2 1 3 4 5 6 7
Hình 3-1 Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng
1- Lỗ ren; 2- Bánh răng; 3- Thanh răng; 4- Bulông hãm; 5- Đai ốc điều chỉnh khe hở bánh răng thanh răng; 6- Lị xo; 7- Dẫn hướng thanh răng
Trên hình 3-1 là kết cấu của cơ cấu lái bánh răng - thanh răng.
Bánh răng có thể răng thẳng hay răng nghiêng. Thanh răng trượt trong các ống dẩn hướng. Để đảm bảo ăn khớp không khe hở, bánh răng được ép đến thanh răng bằng lị xo.
Ưu điểm: (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
- Có tỷ số truyền nhỏ, iω nhỏ dẫn đến độ nhạy cao. Vì vậy được sử dụng rộng rãi trên các xe đua, du lịch, thể thao ...
- Hiệu suất cao.
- Kết cấu gọn, đơn giản, dễ chế tạo. Nhược điểm:
- Lực điều khiển tăng (do iω nhỏ).
- Không sử dụng được với hệ thống treo trước loại phụ thuộc. - Tăng va đập từ mặt đường lên vô lăng.
3.2.2 Chọn sơ đồ dẫn động
Sơ đồ dẫn động lái với hệ thống treo độc lập được em chọn trong đồ án thiết kế này bởi nó phù hợp với hệ thống treo xe tham khảo, được trang bị nhiều trên các dòng xe du lịch hiện nay
Dẫn động lái với hệ thống treo độc lập có nhiều ưu điểm hơn so với dẫn động lái với hệ thống treo phụ thuộc bởi :
+ Kết cấu nhỏ gọn, tốc độ cao
+ Tăng độ êm dịu chuyển động của xe
+ Tăng tính điều khiển và ổn định của xe, tăng khả năng bám đường + Giảm được hiện tượng dao động của các bánh xe dẫn hướng
Hình 3-2 Sơ đồ dẫn động lái với hệ thống treo độc lập.
1-Vô lăng; 2- Trục lái; 3-Cơ cấu lái; 4-Trục ra; 5-Đòn quay đứng; 6-Bộ phận hướng của hệ thống treo; 7-Đòn kéo bên; 8-Đòn lắc; 9-Bánh xe. 3.3 XÁC ĐỊNH MƠMEN CẢN QUAY VỊNG CỦA CÁC BÁNH XE DẪN HƯỚNG
Mơmen cản quay vịng có giá trị lớn nhất khi quay vịng ơ tơ tại chỗ. Mơ 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:
Mcq = M1 + M2 + M3 (3.1) Trong đó:
M1 ≈ f.Gbx.a (3.2) Ở đây: Gbx- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng;
Gbx = 0,5G1 (3.3) G1 - Trọng lượng phân bố lên cầu trước. G1 = 1060 (Kg)
G1 = 1060.9,81 = 10398,6 (N) Thế vào (3.3) ta được: Gbx = 0,5. 10398,6= 5199,3 (N)
f- Hệ số cản lăn 0,016÷0,018; chọn f = 0,017. a- Cánh tay đòn
+ Đối với xe cỡ vừa và nhỏ thì a = 30÷60 mm + Đối với xe cỡ lớn thì a = 60÷100 mm Với xe thiết kế ta chọn a = 40 mm Theo ký hiệu lốp 215/55R17 tính r0 như sau : r0 =( B + 2 d ). 25,4 (3.4) Ở đây : B-Bề rộng của lốp B=215 (mm). d- Đường kính vành bánh xe d=17 (insơ). Ta được: r0 = 215 +17 2 .25,4= 430,9 (mm)
Hình 3-3 Sơ đồ tính tốn mơ men cản quay
vịng do tác dụng của lực cản lăn
Ta có : M2 = ϕnGbx.x = Y.x (3.5) Ở đây:
Y- Lực ngang tổng hợp;
x- Độ dịch về phía sau của điểm đặt 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 3.4).
Hình 3-4 Sơ đồ xác định mơ men cản quay vịng gây ra do lực ngang
Hình 3-5 Sơ đồ bánh xe đàn hồi lăn khi có và khơng có lực ngang tác dụng
a- Khơng có lực ngang; b- Có lực ngang; c- Phân bố phản lực ngang ở vết tiếp xúc. Trên hình 3-5 là sơ đồ mơ tả sự lăn của bánh xe đàn hồi khi khơng có và khi có lực ngang tác dụng. Do độ đàn hồi bên của lốp mà khi bánh xe đàn hồi lăn dưới tác dụng của lực ngang nó sẽ lăn lệch và vết tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường sẽ quay tương đối đối với mặt phẳng bánh xe (hình 3-5b). Biến dạng ngang của lốp tăng dần từ phía trước ra phía sau vết tiếp xúc làm cho điểm đặt lực ngang tổng hợp Y dịch về phía sau so với tâm một lượng x (hình 3-5c).
Một cách gần đúng có thể thừa nhận x lk (adsbygoogle = window.adsbygoogle || []).push({});
4 1
= ; ở đây lk- chiều dài vết tiếp xúc, tức là: x≈0,5. r2 −rbx2 .
Thành phần mô men cản quay M3 khi tính tốn có thể bỏ qua (do giá trị của nó khá nhỏ so với các mơ men 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 mô men cản quay của chúng về trục của địn quay đứng thì ta được mơ men cản quay tổng: dd dd M n bx dd dd M i K r a f G i K M M M η ϕ η 3 0 3 2 1 ( . 0,14 ) 2 ) ( 2 + = + = Σ (3.6) Trong đó:
ηdđ- Hiệu suất của dẫn động lái; chọn ηdd= 0,98
idd - Tỷ số truyền của dẫn động lái có giá trị 0,85÷1,1; chọn idd = 1,0. KM3- Hệ số tính đến ảnh hưởng của mơ men ổn định các bánh xe dẫn hướng M3; Khi tính tốn có thể lấy KM3 =1,07÷1,15. Chọn KM3 = 1,12
Thế vào (3.6) ta được:
2.5199,3 .(0,017.0,04 0,14.0,85.0, 4309).1,12 1.0,98
MΣ = +
= 616,51 (N.m)
3.4 XÁC ĐỊNH LỰC CẦN THIẾT TÁC DỤNG LÊN VÔ LĂNG
Lực cần thiết tác dụng lên vô lăng được xác định theo công thức sau
max dd .i .i . l t M P R ω ∑ η = (3.7) Trong đó:
R- Bán kính vơ lăng: R = 190 (mm)= 0,190 (m). (chọn theo xe tham khảo)
ic– Tỷ số truyền động học của cơ cấu lái; iω = 18,5 (chọn theo xe tham khảo)
ηt - Hiệu suất thuận cơ cấu lái
Với hệ thống lái thanh răng - bánh răng ηt = (0,8÷0,9) chọn ηt = 0,9 idd – tỷ số truyền dẫn động lái (idd = (0,85÷1,1) chọn idd = 1)
Thế vào (3.7) ta được: Plvmax = 616,51
0,190.18,5.1.0,9=194,88 (N)
Lực Plmax =194,88 nhỏ hơn [Plmax]=200 (N) nên thỏa mãn điều kiện. Tuy nhiên vì