.4 Bảng giá trị của βtt và βlt theo α

α (0) 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 βlt (0) 0 4,854 9,438 13,782 17,920 21,886 25,710 29,424 33,056 36,634 βtt(0) 0 4,920 9,682 14,285 18,720 22,974 27,028 30,855 34,423 37,690 Δβ(0) 0 0,066 0,244 0,503 0,8 1,088 1,318 1,431 1,367 1,056 Trong đó: ttlt      

Từ bảng giá trị thu được, ta xây dựng đồ thị lý thuyết và thực tế về mối quan hệ giữa α và β.

83 Theo bảng giá trị trên và đồ thị, ta thấy được: Giá trị  lớn nhất và nhỏ hơn 1 tại vị trí α = 200.

Do đó ta chọn được θ = 100, ứng với góc quay vịng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong max 200 và bánh xe dẫn hướng phía ngồi max 18, 720.

Từ công thức (5.2) suy ra:

0 max 1450 500 4234 5000 tan 2 tan(20 ) 2 LB Rmmmm       

Thoả điều kiện bán kính quay vịng tối đa 5m theo tiêu chuẩn của cuộc thi. Từ cơng thức (5.4) ta có độ dài thanh kéo ngang:

0 2. .sin 500 2.70.sin(10 ) 524,31( ) n Bm     mm Kết luận: Bảng 5.5 Bảng giá trị các thơng số tính tốn Thông số Giá trị θ 100 m 70 mm n 524,31 mm αmax 200 βmax 18,720 Tính tốn kích thước, cách bố trí hệ thống lái Kích thước các cam quay

Dựa vào các kích thước phần 5.2.3 và quan sát các đội thi trước, nhóm thiết kế được cam quay bên trái với kích thước như hình.

84

Hình 5.9 Kích thước cam quay bên trái.

Cam quay bên phải có các kích thước như cam quay bên trái, chỉ khơng có địn bên dài 55 mm.

Kích thước và cách bố trí hệ thống lái

Hình 5.10 Cách bố trí các bộ phận hệ thống lái trên xe sinh thái.

Ta thấy đòn quay đứng và thanh kéo dọc được thiết kế vng góc với nhau. Lí do ln có mơmen cản tại trục lái mà mơmen cản này được tạo ra do các lực cản tại các bánh xe tác dụng lên đòn quay đứng qua thanh kéo dọc. Do đó, khi bố trí thanh kéo dọc vng góc với địn quay đứng nhằm giảm lực tác dụng lên địn quay đứng sinh ra mơmen cản khi đánh lái sang trái hoặc sang phải, lúc này người lái tác dụng lực như nhau để tạo ra mômen lái

85 thắng được mơmen cản khi đó, cách bố trí này sẽ giúp người lái có cảm giác lái tốt hơn khi đánh lái sang hai phía.

Dựa vào kết luận ở phần 5.2.3 và quan sát các đội thi, nhóm thiết kế hệ thống lái sẽ có các kích thước cụ thể như sau:

Bảng 5.6 Các kích thước có sẵn và được lựa chọn.

Thơng số Giá trị a 55 mm c 100 mm d 50 mm e 300 mm f 150 mm m 70 mm n 524,34 mm θ 100

Như vậy, thông số chiều dài thanh kéo dọc b và góc nghiêng của địn quay đứng so với phương ngang Φ là 2 thông số cần phải tính tốn để từ đó tính được tỷ số truyền góc lái.

Hình 5.11 Vị trí các bộ phận khi xe chạy thẳng.

Theo hình 5.11, ta tính được chiều dài các đoạn: BD = 250 mm, CD = 95 mm, BC = 267,44 mm.

86 Suy ra: b BC2AC2  267, 442502 262, 73mm

Ta lại tính được các góc: BCD69, 20, BCA79, 20

Lại có: 0 0000 0 D 180 69, 2 79, 2 90 180 58, 4 BCBCAACy            

Hình 5.12 Vị trí các bộ phận khi xe quay vịng trái tối đa.

Theo hình 5.12, ta tính được chiều dài các đoạn: EF = 18,81 mm, EB’ = 51,68 mm, B’D’ = 231,19 mm, B’C’= 251,23 mm, C’D’ = 98,32 mm.

Ta lại tính được các góc: B C D' ' '66,960, B C A' ' ' 100, 06 0.

Lại có: 0 000 0 ' ' ' ' ' ' ' ' 180 66,96 100,06 ' ' 180 ' ' 12,98 B C DB C AA C y A C y A C y         

Góc đánh lái khi xe quay vòng trái tối đa: 00000

90   A C y' ' 90 58, 4 12,98 18, 62

Làm tương tự, ta được góc đánh lái khi xe quay vịng phải tối đa: 19,540.

Vì hệ thống lái mà nhóm chế tạo thuần cơ khí nên có tỷ số truyền cố định. Do đó, góc đánh lái sẽ có 1 ít thay đổi khi đánh lái sang trái và phải nhưng khơng đáng kể.

Chọn góc đánh lái trung bình để tính tỷ số truyền phục vụ cho việc tính tốn bền. Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái:

00 0 (19,54 18,62 ) / 2 0,954 20 gd i  i   .

87

Kích thước địn quay đứng và cách bố trí tay lái

Dựa theo kết quả phần 5.2.4.2, nhóm thiết kế và bố trí các bộ phận trên tay lái như hình:

Hình 5.13 Kích thước tay lái và địn quay đứng.

Kết luận: Từ các thơng số đã tính ở phần này, hình dạng và cách bố trí của từng bộ phận hệ

thống lái, ta thiết kế được toàn bộ hệ thống lái trên xe sinh thái.

88

Kiểm tra bền các chi tiết hệ thống lái

 Lực cực đại tác dụng lên tay lái

Lực tác dụng lên tay lái sẽ đạt giá trị cực đại khi xe quay vịng tại chỗ. Lúc đó mơmen cản quay vòng trên một bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng mômen cản chuyển động M1, mômen cản do các bánh xe trượt lê trên đường M2 và mômen cản cần thiết để làm ổn định dẫn hướng M3 (mơmen cản này có thể bỏ qua).

- Mơmen cản chuyển động M1:

1 bx. .

M Gf c (5.6)

Trong đó:

Gbx – Trọng lượng tác dụng lên 1 bánh xe dẫn hướng.Gbx 232,51( )N . f – Hệ số cản lăn: f 0, 02.

c – Chiều dài cánh tay địn trên hình 5.10:c0,1( )m . Thay số vào (5.6) ta được:

1 232,51.0, 02.0,1 0, 47( )

M   Nm

- Mômen cản do các bánh xe trượt lết trên mặt đường M2:

Hình 5.15: Các lực tác dụng lên bánh xe khi bánh xe trượt lết.

Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe, do sự đàn hồi bên của lốp và diện tích tiếp xúc giữa lốp với mặt đường sẽ bị quay tương đối với mặt phẳng bánh xe. Điểm đặt của lực ngang Y sẽ dịch chuyển một đoạn x nào đó phía sau đối với trục bánh xe. Đoạn x được thừa

89 nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngồi của nó theo cơng thức sau: 22 0,5. bx x r r (5.7) Trong đó: r – Bán kính tự do của bánh xe. r = 0,25 (m). Ta có: rbx 0,96r do đó x0,14r.

Vậy mômen cản do các bánh xe trượt lê trên mặt đường:

2 . 0,14. bx. .1

M Y x G  r (5.8)

Trong đó:

µ1 – Hệ số bám ngang:µ10,8. Y – Lực ngang (N).

Thay số vào (5.8) ta được:

2 0,14.232,51.0,8.0, 25 6,51( )

M   Nm

Tổng mơmen cản quay vịng ở 2 bánh xe dẫn hướng là:

12

2.( ).

c

M  M M  (5.9)

Trong đó:

γ – Hệ số tính đến ảnh hưởng của M3: γ = 1,07. Thay số vào (5.9) ta được:

2.(0, 47 6,51).1, 07 14,94( )

c

M    Nm

Suy ra, lực cản cực đại tác dụng lên tay lái:

max . . . c l tldtl M P r i i   (5.10) Trong đó: rtl – Bán kính tay lái:rtl 150(mm). id – Tỉ số truyền dẫn động lái:id 0,954. iω – Tỉ số truyền cơ cấu lái:i 1.

90 ηt – Hiệu suất thuận của cơ cấu lái:t 1(do hệ thống lái của xe không sử dụng cơ cấu lái).

ηl – Hiệu suất tính đến tiêu hao do mát sát tại các cam quay và khớp nối:l 0, 7. Thay số vào (5.10) ta được:

max 14,94 149,15( ) 0,15.1.0,954.1.0,7 l P   N

Kết luận: Plmax 149,15( )N là tương đối nhẹ để tài xế có thể đánh lái dễ dàng. Nhưng để giảm lực đánh lái thêm, ta có thể giảm hệ số cản lăn của bánh xe, tăng bán kính tay lái cũng như tăng tỉ số truyền dẫn động lái. Biện pháp để giảm hệ số cản lăn là dễ thực hiện nhất, trên các xe tham gia cuộc thi tiết kiệm nhiên liệu thường dùng lốp trơn, khơng có hoa lốp, lốp có bề rộng nhỏ, áp suất lốp đủ và tình trạng lốp tốt trong quá trình vận hành.

 Kiểm tra bền trục lái:

Hình 5.16 Tiết diện của trục lái.

Trục lái được làm bằng ống thép rỗng được tính theo ứng suất xoắn do lực tác dụng trên tay lái gây ra.

max 44 . . 0, 2.( ) l PR D Dd    (5.11) Trong đó: R – Bán kính tay lái: R = 150 (mm).

91 d – Đường kính trong trục lái: d = 18,5 (mm).

Trục lái được làm bằng thép cacbon CT3 không nhiệt luyện. Ứng suất xoắn cho phép lấy theo thuyết bền ba (thuyết bền ứng suất tiếp, chương 6 tài liệu [6]):

2 [ ] 420 [ ] 210( / ) 2 2 MN m     

Với [σ] là ứng suất kéo – nén cho phép của thép CT3. Thay số vào (5.11) ta được:

22 44 149,15.0,15.0,02 52,19( / ) [ ]=210( / )(*) 0, 2.(0,02 0,0185 ) MN mMN m      

Ở phần kiểm tra bền trục lái, chỉ kiểm tra ứng suất xoắn do lực tác dụng lên tay lái gây ra mà không cần kiểm tra theo độ cứng (góc xoắn trục) do chiều dài trục lái ngắn L = 50mm.

Từ (*) kết luận: Trục lái đảm bảo điều kiện bền.

 Kiểm tra bền đòn quay đứng, thanh kéo dọc, thanh kéo ngang và các địn bên

Ngồi đảm bảo tính nhẹ về khối lượng cũng như đơn giản về kết cấu, các bộ phận này của hệ thống lái phải được đảm bảo về độ bền trong q trình sử dụng.

Để tính tốn được bền, cần phải xét đến các lực như hình sau :

Hình 5.17 Các lực tác dụng lên hệ thống lái

92 Q – Lực tác dụng từ bánh xe lên đòn kéo dọc khi xe chạy trên đường gồ ghề (N).

Đối với hệ thống lái được thiết kế trên xe sinh thái của nhóm, chỉ sử dụng phanh tại bánh sau nên sẽ khơng có lực phanh tại hai bánh trước, do đó sẽ khơng có lực N tác dụng lên thanh kéo ngang.

Hơn nửa, thanh kéo dọc được thiết kế và bố trí trên mặt phẳng song song với mặt đường nên sẽ khơng có lực Q tác dụng từ bánh xe lên thanh kéo dọc.

Kết luận: Không cần kiểm tra bền các đòn quay đứng, thanh kéo dọc, thanh kéo ngang và các đòn bên.

93

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 6.1 Kết luận

Đề tài “Nghiên cứu đề xuất một số giải pháp cải tiến khung thân xe và hệ thống truyền lực, điều khiển của xe đua sinh thái”, nhóm đã nghiên cứu và hồn thành các nhiệm vụ sau:

- Nghiên cứu, thiết kế, cải tiến và chế tạo thành công khung xe sinh thái 3 bánh tiết kiệm nhiên liệu. Đạt được mục tiêu là giảm khối lượng, mà vẫn giữ tính vững chắc, thẩm mĩ và ổn định của xe.

- Nghiên cứu thiết kế hệ thống lái dựa vào cải tiến các hệ thống lái của các năm trước. Đạt được mục tiêu hệ thống lái rất bền, nhẹ và đảm bảo lái ổn định.

- Nghiên cứu thiết kế hệ thống truyền lực dựa vào cải tiến hệ thống truyền lực của các xe năm trước. Đạt được mục tiêu là hệ thống truyền lực nhẹ, bền và hiệu suất truyền lực là tốt nhất.

- Thiết kế được video mô phỏng thân vỏ xe 3 bánh tiết kiệm nhiên liệu, hệ thống lái, hệ thống truyền lực và chạy mô phỏng khí động học của xe.

Trong quá trình thực hiện đề tài, nhóm đã ơn lại và tích luỹ thêm được nhiều kiến thức trong các môn như lí thuyết ô tô, thiết kế ô tô, vật liệu học…và các môn thực hành như Thực tập động cơ đốt trong, hệ thống điều khiển động cơ, hệ thống truyền lực ô tô, đồng sơn… và có cơ hội tìm hiểu thêm nhiều kiến thức mới giúp cho bản thân ngày càng hồn thiện hơn.

6.2 Kiến nghị

Do tình hình dịch bệnh nên ảnh hưởng rất nhiều tới điều kiện nghiên cứu và thực hiện sản phẩm, nên đề tài của nhóm vẫn cịn rất nhiều điểm chưa hồn thiện như: Chưa thể gia công vỏ xe, đã gia công các chi tiết của hệ thống truyền lực mà chưa thể lắp ráp lên khung xe. Ngoài ra do hạn chế về mặt thời gian và cơ sở vật chất nên nhóm chưa nghiên cứu sâu vào động cơ cũng như chưa kiểm nghiệm được độ bền và khí động học của xe ngồi thực tế.

Đó là những tồn tại còn hạn chế của đề tài và cũng là nền tảng để sau khi hết dịch nhóm có thể nghiên cứu sâu hơn nữa để giúp xe có thể tiết kiệm nhiên liệu ở mức tối đa, đạt

94 thứ hạng cao trong cuộc thi Honda EMC 2021 tổ chức tại Hà Nội và một phần nào đó giúp lan tỏa ý thức tiết kiệm nguồn tài nguyên khí đốt sắp cạn kiệt trên thế giới cho mọi người.

95

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính tốn thiết kế dẫn động cơ khí tập 1, Nhà suất bản giáo dục, năm 2004.

[2] Đặng Q, Giáo Trình Lí Thuyết Ơ tô, NXB Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh, 2012.

[3] Đặng Q, Giáo Trình thiết kế Ơ tơ, NXB Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh, 2012.

[4] Đinh Bá Trụ - Hồng Văn Lợi, Hướng dẫn sử dụng ANSYS, Học viện kĩ thuật quân sự Hà Nội.

[5] Honda Việt Nam, Tài liệu hướng dẫn tham gia cuộc thi “Lái xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu” Hà Nội 2013.