TÍNH BỀN BỈ CỦA HỆ THỐNG LÁI

4.3.1. Tinh bền của trục lái

Trục lái được làm bằng thép 30 có ứng suất cho phép là [𝜏] = 80 (MN/m2). Trục được chế tạo rỗng có đường kính D = 25 (mm), d= 17 (mm). Dưới tác dụng của mô men đặt lên vành tay lái trục lái được chịu tác động của ứng suất xoắn.

Hình 4. 11: Mặt cắt của trục lái

Ứng suất xoắn tác động lên trục lái:

𝜏 = 𝑃𝐿𝑚𝑎𝑥.𝑅𝑙

𝑊𝑥 (33) Trong đó:

PLmax: Là lực cực đại tác động lên vành tay lái PLmax = 355 (N) Rl: Là bán kính của vành tay lái Rl = 200 (mm)

Wx: Là mô đun chống xoắn.

Wx = 0,2. D3. (1 – α4) = 0,2.253.(1 – 0,684) = 2457 (mm3).

Ta có: α = 𝑑

𝐷 = 0,68.

𝜏 = 355.0,2.10−6

2457.10−9 = 28,9 (MPa)

Độ dự trữ tới hạn: n = 70

28,9 = 2,42.

Kiểm tra góc xoắn đối với trục lái, góc xoắn trục lái được tính theo công thức sau:

2. . . L D G   = (34) Trong đó:

L: Là chiều dài của trục lái L = 720 (mm) D: Là đường kính của trục lái D = 25 (mm)

G: Là mô đun đàn hồi dịch chuyển G = 8.104 (MPa)

𝜏: Là ứng suất xoắn tác dụng lên trục lái 𝜏 = 28,9 (MPa) Vậy cho nên:

𝜃 = 2.28,9.0,72

0,025.8.104 = 0,02 (rad).

Góc xoắn tương đối không được vượt quá (5,50 ÷ 7,50)/m.

𝜑 = 0,02.1000.180

720𝜋 = 1,6 0 /m.

𝜑 < [𝜑] = 5,50/m. Vậy trục lái được đảm bảo góc xoắn tương đối. Cho nên trục lái đã đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

4.3.2. Tính bền của đòn quay đứng

Hình 4. 12: Sơ đồ các kích thước của đòn quay đứng

Đòn quay đứng được cấu tạo với dạng thẳng hoặc cong. Tỷ số giữa chiều dài giữa các đòn quay đứng và đòn kéo ngang là bằng một, cho nên có thể xem như toàn bộ mô men được truyền qua đòn quay đứng. Những va đập tác động lên một trong hai bánh xe dẫn hướng khi xe chạy trên đường gồ ghề sẽ được truyền tới vành tay lái. Ở trường hợp này trục đòn quay đứng sẽ chịu lực va đập của toàn bộ. Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu (Rô tuyn) và nối với cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.

Vật liệu để làm và tạo ra đòn quay đứng là thép 35X, có ứng suất uốn cho phép:

[𝜎𝑢 ] = 700 (MPa), theo tài liệu chuyên ngành, ta lấy hệ số an toàn n = 2 do đó:

[𝜎𝑢 ] = 700

2 = 350 (MPa) Ứng suất xoắn được cho phép [] = 60  80 (MPa).

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

Q1 = 0,5.G1 = 0,5.13500 = 6750 (N) (35) Lực do mô men cản quay vòng lớn nhất được tạo ra là:

Q2 = 𝑃𝐿𝑚𝑎𝑥.𝑅𝑙.𝑖𝑐.𝜂𝑡ℎ

𝑙𝑑 (36) Trong khi đó:

PLmax: Là lực lớn nhất tác dụng lên vành tay lái PLmax = 355 (N) Rl: Là bán kính của vành tay lái Rl = 200 (mm)

ic: Là tỷ số truyền của cơ cấu lái ic = 20,5 ηth: Là hiệu suất thuận của cơ cấu lái ηth = 0,7 ld: Là chiều dài đòn quay đứng ld= 200 (mm) Từ trên có:

Q2 = 355.200.20,5.0,7

200 = 5090 (N)

Như vậy lấy lực Q1 để tính cho đòn quay đứng. Đòn quay đứng được kiểm tra theo uốn và xoắn tại tiết diện nguy hiểm là 1-1.

Ứng suất uốn là:

𝜎𝑢 = 𝑄𝑏.𝑎21.𝑙𝑑

(37) Trong đó:

b: Là chiều dày của đòn quay đứng b = 20 (mm) a: Là chiều rộng của đòn quay đứng a= 35 (mm) Vậy cho nên:

𝜎𝑢 = 6750.20020.352 6 = 297,5 (MPa) Ứng suất xoắn: 𝜏𝑥 = 𝑄.𝑐 𝛼.𝑏.𝑎2 (38) Trong đó:

c: Là khoảng cách từ tâm tiết diện cho đến tâm rô tuyn c = 100 (mm); α: Là hệ số phụ thuộc vào tỷ số a/b.

𝑎 𝑏 = 35

20 =1,75 do đó tra bảng ta có được α = 0,239.

Vậy nên:

𝜏𝑥 = 6750.100

Đòn quay đứng được chế tạo bằng thép 40, 40Cr, 40CrNi có: [𝜎𝑢] = 300 ÷ 400 (MPa)

[𝜏𝑥] = 150 ÷ 300 (MPa)

Như vậy đòn quay đứng đã đảm bảo được độ bền theo uốn và xoắn.

4.3.3. Tính bền bỉ của đòn kéo dọc

Đòn kéo dọc chịu một lực kéo nén dưới sự tác dụng của lực Q đã được tính ở trên và có trị số là : 6750(N). Đòn kéo dọc có tiết diện tròn và rỗng đường kính bên ngoài là 25 (mm) và đường kính bên trong là 17 (mm).

Ứng suất kéo nén được tính theo công thức như sau:

𝜎𝑘𝑛 = 𝑄

𝐹 (39)

Trong đó:

F: Là diện tích tiết diện của đòn.

F = 𝜋.(𝐷2− 𝑑2) 4 = 𝜋.(252−172) 4 = 263,7 (mm 2) 𝜎𝑛 = 6750 263,7= 25,6 (MPa)

Đòn kéo dọc được chế tạo bởi thép CT30 có:

[𝜎𝑛] = 40 (MPa)

Tính ổn định của thanh kéo dọc bằng cách tìm được lực tới hạn Pth:

( ) 2 min 2 . . . th E J P l   = (40) Trong đó:

E: Là mô đun đàn hồi khi kéo E = 2.105 (MPa)

𝜇: Là hệ số liên kết với khớp cầu 𝜇 = 1 l: Là chiều dài thanh kéo dọc l =720 (mm) Jmin: Là mô men quán tính tiết diện thanh ta có

59 4 4 min .( ) 64 D d J = − (41) Ở đây:

D là đường kính bên ngoài thanh kéo dọc D = 25 (mm) d là đường kính bên trong thanh kéo dọc d = 17 (mm).

Jmin =𝜋.(25 4−174) 64 = 15067 (mm 4) Vậy nên: Pth = 𝜋 2.2.105.15067.10−12 (1.0,72)2 = 57310 (N)

Hệ số dự trữ ổn định là:  n 1,8 3,0

n = 𝑃𝑡ℎ 𝑄 =

57310

6750 = 8,5

Như vậy đòn kéo dọc đã đảm bảo được độ bền.

4.3.4. Tính bền của đòn kéo ngang

Đòn kéo ngang tính theo sức bền của kéo nén, và ổn định của thanh kéo dọc. Thanh kéo dọc chịu sức nén dưới tác dụng của một lực N, lực N là lớn nhất khi lực phanh sinh ra là lớn nhất. Lực phanh max được tính theo công thức như sau:

pmax 1p 1

P = m .G . (42) Trong đó:

G1: Là tải trọng đặt lên cầu trước trong trạng thái tĩnh G1 = 13500 (N) m1p: Là hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trước khi phanh m1p = 1,4

𝜑: Là hệ số bám giữa lốp và mặt đường 𝜑 = 0,75.

Hình 4. 13: Sơ đồ lực tác dụng lên đòn ngang hình thang lái

Lực tác dụng lên đòn ngang được tính theo công thức như sau:

max. p P c N e = (43) Trong đó:

c, e là các kích thước ở trên hình vẽ với e = 130 (mm), c = Bt−B 2 =

1665−1450 2 =

90 (mm) Vậy cho nên:

N = 14175.90

130 = 9813,5 (N)

Đòn kéo ngang chế tạo bằng thép ống CT30 có: [b] = 35 (MPa) Với hệ số dự trữ bền ổn định là n = 2 ta có:

[b] = 17,5 (MPa) Ứng suất nén của đòn kéo ngang là:

n t

N F

 = (44)

Đường kính bên ngoài của đòn kéo ngang D = 30 (mm) Đường kính bên trong của đòn kéo ngang d = 20 (mm)

61 Ft = π.(D2−d2) 4 = π.(302 − 202) 4 = 392 (mm 2) 𝜎𝑛 = 9813,5 392 = 25 (N/mm 2) bằng 25 (MPa)

Ứng suất uốn giới hạn của khi nén:

𝜎𝑢𝑑 = π2.E.Jt

l2.Ft (45) Trong đó:

E: Là mô đun đàn hồi khi kéo E = 2.105 (MPa)

Jt: Là mô men quán tính của tiết diện đòn kéo Jt = π.(D4−d4) 64 =

π.(304− 204) 64 =

31890 (mm4)

Ft: Là tiết diện đòn kéo ngang Ft = 392 (mm2) l: Là chiều dài đòn kéo ngang l = 1290 (mm). Vậy cho nên ta có:

𝜎𝑢𝑑 = π2.2.105.31890

12902.392 = 96,4 (MPa)

Độ dự trữ ổn định và hoàn thiện của đòn kéo trong kết cấu:

nod = σud σn =

96,4

25 = 3,85

4.3.5. Tính bền của đòn bên

Hình 4. 14: Biểu đồ mô men uốn đòn bên

Theo biểu đồ mô men chúng ta có:

MA = l.N.cos𝜃 = 190.9813,5.cos160 = 1792334 (Nmm) Đòn bên được làm bằng thép 45:

[𝜎] = 400 (MPa) Mô men uốn là:

A u M W  = (45) Trong đó: Wu = b.h2 6 = 35.32 6 = 5250 (mm 3)

Wu: Là mô men cản uốn Ở đây:

h: Là chiều cao của đòn bên h = 30 (mm) Vậy nên: 𝜎 = 1792334 5250 = 341 (N/mm 2) bằng 341 (MPa) Hệ số an toàn là: n = [σ] σ = 400 341 = 1,17

Như vậy đòn bên sẽ đảm bảo điều kiện bền.

4.3.6. Tính bền của khớp cầu (Rô tuyn)

Khớp cầu được bố trí ở đòn kéo dọc và đòn ngang của hệ thống lái. Chúng là khâu rất cần thiết của dẫn động lái. Các khớp cầu được phân loại bằng cách thức bù đắp khe hở của các bề mặt làm việc khi bị mòn. Hiện nay trên xe thường sử dụng hai loại khớp cầu như sau:

• Khớp cầu có lò xo nén đặt ở hướng kính.

• Khớp cầu có lò xo nén đặt ở hướng trục. Vật liệu để chế tạo khớp cầu là thép 40XH có cơ tính:

[𝜎𝑑] =35 (MPa)

[𝜏𝑥] =70(MPa)

Với điều kiện là khớp được làm việc ở chế độ tải trọng động và chịu được những va đập. Khớp cầu được kiểm tra độ bền theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại các vị trí có tiết diện nguy hiểm.

Hình 4. 15: Sơ đồ kết cấu của khớp cầu (Rô tuyn)

❖ Kiểm tra độ bền của khớp cầu

Như phần tính độ bền thanh kéo ngang lực tác động lên khớp cầu cũng chính là lực tác động lên thanh kéo ngang khi phanh thắng.

N = 9813,5 (N)

Như phần tính bền thanh kéo dọc lực tác động lên khớp cầu cũng chính là lực tác động lên thanh kéo dọc khi mô men cản quay vòng lớn nhất và không có cường hóa.

Q = 675 (N)

Sau khi so sánh hai giá trị lực này thì ta lấy trị số là N = 9813,5 (N) làm số liệu tính toán kiểm bền của khớp cầu.

➢ Tính ứng suất chèn dập tại bề mặt hoạt động của khớp cầu. Ta có: F = π.D2 3 = π.302 3 = 942 (mm 2)

D: Là đường kính khớp cầu D = 30 (mm)

𝜎𝑑 = 9813,5 942 = 10,4 (N/mm 2) bằng 10,4 (MPa) Hệ số an toàn là: n = [σd] σd = 35 10,4 = 3,36

Như vậy khớp cầu sẽ thỏa mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu ở thanh kéo dọc.

➢ Kiểm tra khớp cầu ở điều kiện cắt

Kiểm tra khớp cầu ở tiết diện nguy hiểm nhất. Ứng suất cắt được tính theo công thức bên dưới:

c c N F  = (46) Trong đó:

Fc: Là tiết diện của Rô tuyn ở vị trí có tiết diện nguy hiểm nhất (tại chỗ thắt nhỏ của Rô tuyn như trên hình 4.15).

Fc = 𝜋.𝑑2 4 = 𝜋.202 4 = 314 (mm 2) Ở đây:

d: Đường kính tại chỗ thắt của Rô tuyn là: d = 20 (mm).

𝜏𝑐 = 9813,5 314 = 31,2 (N/mm 2) bằng 31,2 (MPa) Hệ số an toàn là: n = [τd] τd = 70 31,2 = 2,24

CHƯƠNG 5. THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRỢ LỰC LÁI 5.1. NHỮNG YÊU CẦU CỦA TRỢ LỰC LÁI

• Khi hệ thống của trợ lực lái có vấn đề thì hệ thống lái vẫn sẽ có thể làm việc được. Nếu có hỏng hóc xảy ra làm dừng cấp dầu từ bơm đến cơ cấu lái thì tài xế vẫn có thể điều khiển được xe.

• Đảm bảo lực lái thích hợp: công dụng lớn nhất của trợ lực là làm giảm lực đánh lái, mức độ giảm lực lái cần phải phù hợp với từng điều kiện chuyển động. Nói tóm lại, cần lực lái lớn hơn khi xe đứng yên hay chạy chậm. Khi tốc độ trung bình cần lực lái bé hơn và lực lái giảm dần khi tốc độ tăng. Chỉ cần lực lái bé khi tốc độ xe cao vì ma sát giữa các bánh xe và mặt đường giảm. Nghĩa là phải đạt được lực lái thích hợp ở bất kỳ dải tốc độ nào và cùng lúc đó “cảm giác đường” phải được truyền tới tài xế.

• Khắc phục được hiện tượng tự cường hóa khi xe vượt qua chỗ lồi lõm, đường không tốt. Có thể cường hóa lúc lốp xe bị hư, để khi đó người lái vừa có thể phanh ngặt, vừa giữ được hướng chuyển động ban đầu của xe.

• Thời gian để tác động của cường hóa phải tối thiểu.

Như vậy khi sử dụng hệ thống trợ lực lái cần phải bảo đảm được tính năng vận hành của xe, giảm thiểu được lực đánh lái. Tuy vậy, hệ thống lái có trợ lực kết cấu phức tạp lên và khối lượng bảo dưỡng sẽ tăng lên so với hệ thống lái không có trợ lực.

5.2. CHỌN PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ TRỢ LỰC LÁI

Đối với các dòng xe đang thiết kế là loại xe tải trung bình vận tải và hàng hóa trong điều kiện đường ngắn. Tải trọng tác động lên các bánh xe dẫn hướng lớn do vậy lực lái lớn nhất mà người lái cần phải đặt lên vành tay lái để làm giảm bớt sức lao động cho người lái xe, đồng thời làm tăng sự ổn định cho xe khi quay vòng.

5.2.1. Một vài phương án bố trí trợ lực lái

Trên xe việc bố trí trợ lực lái dạng thủy lực có kết cấu gọn. Hệ thống trợ lực lái là hệ thống có thể tự điều khiển, bởi vậy nó gồm: nguồn năng lượng, van phân phối và xilanh lực. Tùy vào việc sắp xếp các bộ phận trên vào hệ thống lái ta có thể chia ra được các phương án như sau:

• Van phân phối, xilanh lực đặt chung với cơ cấu lái.

• Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm và tách biệt với cơ cấu lái.

• Van phân phối, cơ cấu lái đặt thành một cụm và tách biệt với xilanh lực.

• Van phân phối, xilanh lực và cơ cấu lái đặt riệng biệt. a) Van phân phối, xilanh lực đặt chung với cơ cấu lái

Phương pháp bố trí này giống với xe ZIN – 130, van phân phối, xilanh lực được bố trí ở chung với cơ cấu lái. Ưu điểm của phương pháp này là gọn và dễ dàng bố trí trên xe, ngoài ra các đường ống là ngắn nhất cho nên tránh được những khả năng phát sinh dao động do sự không ổn định động lực học do cường hóa gây ra.

Tuy vậy nhược điểm chính của phương pháp này là hầu như tất cả các chi tiết của dẫn động hệ thống lái đều phải chịu tác động của mô men cản quay vòng hoàn toàn của các bánh xe dẫn hướng. Việc này làm tăng độ biến dạng đàn hồi của hệ thống lái và hậu quả làm tăng khả năng phát sinh dao động của các bánh xe dẫn hướng. Sử dụng phương pháp này là hoàn toàn không có lợi do phải tăng khối lượng ở các chi tiết dẫn động lái, cơ cấu lái.

Hình 5. 1: Bộ cường hóa lái bố trí cơ cấu lái van phân phối và xilanh lực thành một cụm

1.Đòn quay đứng 2.Thanh kéo dọc 3.Đòn quay ngang

4.Cơ cấu xilanh lực, van phân phối và cơ cấu lái 5.Cầu dẫn hướng

6.9.10. Cơ cấu hình thang lái 7.Trục lái

8.Vành tay lái

11.Bánh xe dẫn hướng 12.Trục quay

b) Van phân phối, xilanh lực đặt thành một cụm và tách biệt với cơ cấu lái

Ở phương án này van phân phối và xilanh lực được bố trí chung thành một cụm trên thanh kéo dọc. Kiểu bố trí này cho phép ta có thể sử dụng được nhiều cơ cấu lái khác nhau. Tuy vậy khuynh hướng gây ra sự dao động của bánh xe dẫn hướng sẽ cao hơn so với kiểu bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xilanh lực thành một cụm.

Bố trí như kiểu này khi tăng tải nghĩa là khi tăng đường kính của xilanh lực thì không đảm bảo được lái nhẹ bởi vì khi quay vòng những lực thành phần bên tác động lên đòn quay đứng từ thanh kéo dọc (lực thành phần hướng kính tác động lên vỏ van phân phối) sẽ gây cản trở chuyển dịch của con trượt và chính lí do này làm tăng đáng kể lực ở vành tay lái.

Hình 5. 2: Bộ cường hóa bố trí cơ cấu lái riêng xilanh lực và van phân phối thành một cụm riêng

1. Cơ cấu lái 7. Trục lái 2. Thanh kéo dọc 8. Vành tay lái

3. Đòn quay ngang 11. Bánh xe dẫn hướng 4. Cơ cấu xilanh lực và van phân phối 12. Trục quay

5. Cầu trước của bánh xe dẫn hướng 6,9,10. Cơ cấu hình thang lái

c) Van phân phối, cơ cấu lái đặt thành một cụm và tách biệt với xilanh lực

PHÂN TÍCH VÀ CHỌN HƯỚNG TRỢ LỰC LÁI

CHỌN PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ TRỢ LỰC LÁI