Đề tài Thiết kế cải tiến hệ thống cho xe tải Hyundai 2,5 tấn

trên trụ quay đứng là: . Trong đó xilanh lực phải sinh ra mômen có độ lớn bằng: (4 – 1) ở đây: k – là phần trăm lực mà bộ cường hoá sinh ra trên vành tay lái. Khi quy dẫn lên vành tay lái thì: . Trong đó: Plmax – lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi quay vòng ôtô tại chỗ khi chưa có cường hoá Plmax = 47,68 (KG). Pc – lực cực đại trên vành tay lái mà người lái phải sinh ra khi có bộ cường hoá làm việc Pc = 15 (KG). Lực mà xilanh phải sinh ra là: . (4 – 2) e – là khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu dẫn hướng e = 130 (mm). 3.4. Tính toán xilanh lực Kích thước của xilanh lực cần phải đủ lớn để đảm bảo sinh ra được lực cần thiết trong khi áp suất chất lỏng trong hệ thống trợ lực lái là có giới hạn. Nếu kích thước nhỏ thì áp suất dầu trợ lực phải lớn và ngược lại. áp suất dầu là do bơm dầu sinh ra, nó không thể quá lớn được. Còn kích thước xilanh phải vừa phải để có thể bố trí được trên xe. 3.4.1. Xác định đường kính trong của xilanh lực và đường kính cần piston Theo sách [5] đường kính trong của xilanh lực được tính theo công thức: (4 – 3) Trong đó: Dx – đường kính trong của xilanh lực. P0 – là áp suất cực đại trong hệ thống cường hoá. P0 = 65 (KG/cm2) theo sách [12]. d – là đường kính cần đẩy piston, chọn d = 20 (mm). Pxl – lực mà xilanh phải sinh ra Pxl = 618,44 (KG). Như vậy ta có: Lấy Dx = 4,0 (cm). 3.4.2. Chọn đường kính ngoài và kiểm bền xilanh lực Lấy chiều dày của thành xilanh là 8 (mm) thì đường kính ngoài của xilanh lực là: . ứng suất tác dụng lên thành xilanh: (4 – 4) Vật liệu làm xilanh là thép 40XH. . . Vậy: xilanh lực thoả mãn điều kiện bền. 3.4.3. Xác định hành trình và thể tích làm việc của xilanh lực Hình 4.2 Sơ đồ hành trình dịch ngang của thanh kéo khi xe quay vòng lớn nhất. Do kết cấu và bố trí cường hoá, vỏ xilanh lực được gắn trên dầm cầu, cần đẩy piston gắn với đòn kéo ngang thông qua các khớp. Hành trình của piston xilanh lực là chiều dài mà piston phải trượt khi ta quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải. Quãng đường này của piston bằng hai lần quãng đường mà piston phải trượt từ vị trí trung gian sang tận cùng một phía. Theo như ta đã chọn thì góc quay của bánh xe khi hết lái là 370 so với vị trí trung gian. Hình minh hoạ trên thể hiện tay lái ở vị trí trung gian bằng nét liền, tay lái ở vị trí tận cùng bên trái bằng nét đứt. Theo hình vẽ thì hành trình piston gần bằng hành trình dịch ngang của thanh kéo ngang và được tính bằng biểu thức sau: (4 – 5) Vậy thể tích làm việc của xilanh lực là: . (4 – 6) Trong đó: Dx - đường kính trong của xilanh lực Dx = 4,0 (cm). h – hành trình làm việc của piston. Như vậy ta có: . 3.4.4. Xác định chỉ số hiệu quả tác dụng của cường hoá Theo giáo trình TKTT ôtô tập 2 – 1971 thì chỉ số hiệu dụng của cường hoá được xác định qua kệ số k: (4 – 7) Theo quy phạm thì hệ số k nằm trong phạm vi cho phép [k] = 2 á 6. ở đây k = 3,18 nằm trong khoảng cho phép. Vậy các thông số của bộ cường hoá mà ta đang tính toán thoả mãn điều kiện này. 3.5. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái Với bơm cung cấp dầu cho cường hoá thì đòi hỏi phải cung cấp đủ dầu cho cường hoá làm việc. Lưu lượng của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xilanh lực của cường hoá phải kịp làm quay các bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều mà người lái có thể làm được. Nếu không đảm bảo được điều kiện này thì ứng với trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ phải tiêu hao một lực lớn không những để thắng được lực cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng mà còn để đẩy dầu di chuyển từ khoang bên này sang khoang bên kia của xilanh lực vì bơm không đủ lưu lượng. 3.5.1. Tính lưu lượng của bơm Lưu lượng của bơm được tính theo thời gian quay vòng và thể tích làm việc của xilanh lực: (4 – 8) Trong đó: Q – lưu lượng của bơm. Vlv – thể tích làm việc của xilanh Vlv = 215,03 (cm3). t – thời gian quay vòng của xe t = 2,61 (s). Ta có: . Thực tế lưu lượng của bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự dò dỉ dầu ở van phân phối. Lưu lượng dò dỉ là DQ DQ = (0,05 á 0,1)Q. Lấy DQ = 0,08Q Tức là: Qtt = Q + DQ = 1,08Q = 1,08.82,39 = 89 (cm3/s). Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt được ở số vòng quay của động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt được là 0,5Pmax . 3.5.2. Chọn bơm cường hoá Bơm cường hoá là cụm phức tạp và chịu tải lớn nhất của hệ thống cường hoá thuỷ lực. Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao và sự ảnh hưởng cảu môi trường xung quanh. Bơm được sử dụng cho cường hoá có nhiều loại như bơm piston, bơm trục vít, bơm bánh răng, bơm cánh gạt. Hiện nay trên các xe hiện đại người ta sử dụng chủ yếu hai loại bơm là bơm bánh răng và bơm cánh gạt. Qua phân tích các yêu cầu và điều kiện làm việc của bơm cường hoá ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép vì loại bơm này có kết cấu nhỏ gọn, hiệu suất có thể đạt tới 0,7 á 0,8, áp suất có thể đạt 100 (KG/cm2), lưu lượng từ 5 á 200 (l/phút). Căn cứ vào lưu lượng thực tế của bơm ta đã tính toán ở phần trước ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép có lưu lượng riêng là 90 (cm3/s). 3.6. Tính toán các chi tiết của van phân phối 3.6.1. Đặc tính của van phân phối Van phân phối có ảnh hưởng rất lớn tới sự làm việc ổn định lâu dài của cường hoá lái. Việc thiết kế van phân phối thực chất là tính toán thiết kế con trượt của van. Độ nhạy cảm tác động và mức độ chậm tác dụng của hệ thống cường hoá là những nhân tố cơ bản để xác định sự làm việc của nó. Độ nhạy cảm tác động của bộ cường hoá ở một mức độ lớn phụ thuộc vào bề rộng tiết diện lưu thông của cặp con trượt và vỏ của van phân phối và được đặc trưng bằng bằng trị số hành trình của con trượt mà trong đó áp suất thay đối từ giá trị cực tiểu đến giá trị cực đại. Trên hình 4.3 biểu thị đường đặc tính của van phân phối có nghĩa là những đường cong thay đổi áp suất phụ thuộc vào sự di chuyển của con trượt của những kết cấu khác nhau và ứng với bề rộng khác nhau của tiết diện lưu thông. Nếu chọn đường đặc tính của van phân phối là đường cong 1 và 2 thì áp suất dầu trong hệ thống sẽ có sự thay đổi đột ngột gay nên tải trọng va đập trong hệ thống làm giảm tuổi thọ các chi tiết trong hệ thống cường hoá. Đường 4 và 5 thì áp suất thay đổi tương đối đều nhưng vẫn có độ chậm tác dụng vẫn gây nên sự mất linh hoạt của hệ thống. Đường cong 3 là tối ưu hơn cả, nó gần như không có độ chậm tác dụng, áp suất tăng ngay khi con trượt di chuyển và trong suốt quá trình di chuyển của con trượt áp suất dầu trong hệ thống thay đổi đều cho nên không có sóng áp suất sinh ra đảm bảo sự làm việc bền lâu của hệ thống. Muốn có được như vậy thì mép con trượt phải vê tròn. Hình 4.3 Các đường đặc tính của van phân phối. 3.6.2. Kết cấu và nguyên lý làm việc của van phân phối Hình 4.4 Kết cấu của van phân phối. 1 – Loxo định tâm của van phân phối. 2 – Con trượt van phân phối. 3 – Lỗ tiết lưu. 4 – Ngỗng con trượt. 5 – Đường dầu hồi. 6 – Đường cấp dầu. 7,8 – Đường dầu đến xilang lực. 9 – Êcu điều chỉnh. Nguyên lý: ở trạng thái bình thường khi cường hoá chưa làm việc con trượt van phân phối được giữ ở trạng thái trung gian nhờ lò xo định tâm, dầu từ bơm dầu qua cửa 6 vào trong van phân phối, lượng dầu thừa sẽ được hồi về bình chứa qua cửa số 5. Khi người lái muốn quay vòng trái hoặc quay vòng phải nhờ lực dọc trục của cần đẩy con trượt sẽ được đưa sang trái hoặc đưa sang phải, dầu từ đường cửa 6 sẽ đi vào trong cửa 7 hoặc cửa 8, và làm cho xilanh lực chuyển dịch sang bên trái hoặc sang bên phải. Van phân phối chỉ làm việc khi lực tác dụng lên vành tay lái lớn hơn 2,5 (KG) để đảm cho người lái có cảm giác mặt đường. Lực xiết của êcu 9 sẽ đảm bảo cho van phân phối chỉ làm việc khi lực ở tay lái lớn hơn 2,5 (KG). 3.6.3. Tính hành trình toàn bộ của con trượt Khi vành tay lái quay về một phía ứng với góc quay ngoặt nhất của bánh xe dẫn hướng từ vị trí trung gian thì con trượt sẽ dịch chuyển về một phía tương ứng với hướng quay vòng của bánh xe, khoảng dịch chuyển đó là D. Nó được xác định như sau: (4 – 9) Trong đó: - - khe hở giữa mép con trượt và rãnh vỏ van trượt. - - là độ trùng khớp cực đại của mép con trượt và rãnh. được xác định từ điều kiện tổn thất áp suất trong con trượt và hành trình không tải . Khi đó được xác định theo công thức: (4 – 10) ở đây: Q – lưu lượng của bơm dầu cung cấp cho bộ cường hoá làm việc. theo kết quả của phần 4.5.1 ta có: Q = 89 (cm3/s). dt – đường kính ngõng con trượt, lấy dt = 2,5 (cm). g – gia tốc trọng trường lấy tròn g = 10 (m/s2). - tổn thất ở hành trình không tải . - trọng lượng riêng của dầu = 0,9 (g/cm3) = 0,009 (KG/cm3). - hệ số tổn thất cục bộ = 3,1. Như vậy: Khi tính đến sự tiết lưu trong các đường rãnh dầu lấy: . - độ trùng khớp cực đại của mép con trượt và rãnh. được xác định từ điều kiện lọt dầu của con trượt (Q1). (4 – 11) được tính theo công thức: (4 – 12) ở đây: x - khe hở lớn nhất giữa bề mặt tiếp xúc của con trượt và vỏ van phân phối. Khi chọn bộ đôi theo nhóm kích thước x = (0,0015 á 0,002) cm và khi chế tạo con trượt và vỏ van phân phối theo cấp chính xác 2 (mối ghép di động) và có kể đến sự mài mòn thì lấy x = 0,005 (cm). Pmax – áp suất cực đại khi van an toàn bắt đầu điều chỉnh ta đã chọn Pmax = 65 (KG/cm2) = 65000 (G/cm2). h - hệ số nhớt động học của dầu, lấy h = 0,55. dt - đường kính ngõng con trượt dt = 2,5 (cm). Vậy: Nếu tính các khe hở giữa các viên bi và rãnh ta lấy: Vậy hành trình toàn bộ của con trượt về một phía là: . 4.6.4. Các thông số khác a) Góc quay không tải: tính tới thời điểm bắt đầu tác động của bộ cường hoá (4 – 13) Trong đó: - hành trình con trượt tới lúc bắt đầu che kín rãnh thoát dầu, khi con trượt che kín rãnh thoát dầu thì con trượt đã đi hết hành trình. Lấy Rvl – bán kính vành tay lái Rvl = 200 (mm). i - tỷ số truyền lực từ con trượt tới vành tay lái. (4 – 14) ỏ đây: - tỷ số truyền của cơ cấu lái, . l – chiều dài đòn quay đứng, l = 180 (mm). Vậy: . b) Góc quay tự do toàn bộ: là góc quay cho phép của vành tay lái khi cường hoá không làm việc. (4 – 15) Trong đó: - hành trình một phía của con trượt, . . . 3.6.5. Tính lò xo van phân phối Lò xo van phân phối dùng để giữ cân bằng con trượt ở vị trí trung gian. Nếu dùng kết cấu có lò xo thì trong quá trình di chuyển trên những mặt đường không bằng phẳng, các dao dộng từ mặt đường sẽ tác dụng lên van phân phối và làm sai lệch vị trí van ảnh hưởng đến quá trình cường hoá hệ thống lái. Lực tác dụng lên loxo được tính theo lực tác dụng lên vành tay lái lúc bộ cường hoá bắt đầu làm việc. P0 = 2,5 KG, lực cường hoá lớn nhất P1 = 15 KG. Chuyển vị của lò xo lấy theo độ dịch chuyển của con trượt về một phía: . Điều kiện làm việc của lò xo là tải trọng có va đập . Chỉ số gài thuận và gài nghịch của bộ cường hoá được đặc trưng bằng giá trị của lực P0. (4 – 16) Trong đó: R – lực cản gài của van phân phối. i1 – tỷ số truyền từ vành tay lái tới con trượt van phân phối, i1 = 22,8. - hiệu suất thuận của cơ cấu lái = 0,6. Lực tác dụng lên lò xo lúc bắt đầu cường hoá: (4 – 17) Chọn vật liệu là thép 60C2A có: Chọn tỷ số đường kính: c = D/d = 5. Theo bảng 19 –1 (CTM – T2) Ta có: k = 1,29. Đường kính dây lò xo được tính theo công thức: (4 – 18) Ta chọn đường kính dây lò xo d = 4,1 (mm). Đường kính lò xo: D = c.d = 5.4,1 = 20,5 (mm). Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức: (vòng) (4 – 19) Trong đó: G – mômen đàn hồi trượt: G = 8.104 (Mpa). (vòng). Số vòng thực tế của lò xo: n0 = n + 1,5 = 8,9 + 1,5 = 10 (vòng). Vì mỗi đầu mút lò xo được mài đi một ít nên chiều cao lò xo lúc các vòng sát nhau là: . (4 – 20) Bước của lò xo khi chịu tải: (4 – 21) Trong đó: (4 – 22) Vậy: . Chiều cao lò xo lúc chịu tải: . (4 – 23) Kiểm nghiệm tỷ số: . Như vậy lò xo không bị mất ổn định. 3.6.6. Tính toán diện tích tác dụng của buồng phản ứng Lực đẩy của xilanh về hai phía là khác nhau do một bên có sự chiếm chỗ của cần đẩy piston. Do đó các bánh xe dẫn hướng luôn có xu hướng lệch khỏi vị trí ứng với chuyển độnh thẳng của xe. Để khắc phục hiện tượng này ta phải bố trí các buồng phản ứng để giữ van phân phối nhằm tạo ra các lực mở van phân phối khác nhau dẫn đến áp suất ở hai khoang của xilanh lực là khác nhau tạo nên sự ổn định của xe. Diện tích làm việc của các buồng phản ứng quan hệ với diện tích của xilanh lực theo công thức: (4 – 24) Trong đó: F1,F2 – diện tích làm việc của xilanh lực ở khoang không và có cần đẩy piston. (4 – 25) (4 – 26) P1,P2 - áp suất dầu ở nhánh không và có cần đẩy piston. f1,f2 – diện tích làm việc của trụ phản ứng ứng với các diện tích làm việc của xilanh lực. Chọn đường kính cổ con trượt bên phải: d1 = 2,2 (cm). Đường kính phía trong vỏ van phân phối: D = 3,6 (cm). (4 – 27) Thay vào biểu thức quan hệ ta có: (4 – 28) (4 – 29) Đường kính cổ con trượt bên trái là: (cm) (4 – 30) Ta không thể lấy diện tích làm việc của trụ phản ứng quá lớn vì nếu không thì lực cần thiết của loxo sẽ nhỏ, khi chạy xe ở tốc độ thấp áp suất do bơm tạo ra nhỏ dẫn đến lực mở van phân phối nhỏ cho nên người lái sẽ mất cảm giác mặt đường. Lực của một trụ phản ứng tạo ra được tính theo trụ phản ứng có diện tích nhỏ. Trong đó: p0 là áp suất của bơm cường hoá tạo ra ở số vòng quay bằng 1,25 lần số vòng quay không tải của động cơ p = 50 (KG/cm2). Để hệ thống làm việc được lâu dài vấn đề làm kín là rất quan trọng ở những nơi như van phân phối, bơm cường hoá, xilanh lực làm kín bằng các gioăng cao su có tiết diện tròn. Riêng làm kín giữa piston và xilanh cường hoá thì được làm kín bằng xecmăng vát nghiêng đầu 450 loại này chịu được tải trọng va đập và chịu mài mòn cao. Chương II tính toán động học của dẫn động lái 2.1. Tính động học của hệ thống lái 2.1.1. Tính động học hình thang lái Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thống truyền dẫn động lái. Từ lý thuyết quay vòng ta thấy để nhận được sự lăn tinh của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm bảo mối quay hệ sau đây của của góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng. Theo giáo trình thiết kế và tính toán ôtô máy kéo mối quan hệ đó được thể hiện ở công thức sau: (2 - 1) Trong đó: b : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngoài. a : là góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong. B : là khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng. L : là chiều dài cơ sở của ôtô. Từ biểu thức trên để bánh xe dẫn hướng lăn tinh mà không bị trượt lết trong quá trình quay vòng thì hiệu số cotg góc quay của bánh xe bên ngoài và bên trong phải luôn là một hằng số và bằng B/L. Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng. Nó bao gồm các khâu được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với dầm cầu trước. a. Trường hợp xe đi thẳng Các đòn bên tạo với phương dọc một góc q. Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa a và b vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đan - Tô không thể thoả mãn hoàn toàn được. Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép tức là độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất ở những góc quay lớn, nhưng cũng không được vượt quá 1,50. Hình 2.1 Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng. Trường hợp khi xe quay vòng Trong trường hợp khi xe vào đường vòng để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các véc tơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm 0 trên hình 2.2). Hình 2.2 Sơ đồ động học quay vòng của ôtô có hai bánh dẫn hướng phía trước. Theo giáo trình thiết kế và tính toán ôtô ta có quan hệ giữa b và a như sau: (2 - 2) Theo quan hệ này khi biết trước một góc q nào đó thì ứng với mỗi giá trị của góc a ta sẽ có một giá trị của b. Nghĩa là hàm số b = f(q,a) sẽ biểu thị được đường cong đặc tính thực tế của hình thang lái. Vấn đề đặt ra là phải chọn các thông số hình thang lái sao cho hợp lý để sự sai khác giữa đường cong đặc tính của hình thang lái so với đường đặc tính lý thuyết là nhỏ nhất. Trên thực tế có nhiều phương pháp để kiểm tra động học của hình thang lái xong để đơn giản ta dùng phương pháp đồ thị để kiểm tra sự sai khác của đường đặc tính hình thang lái thực tế so với lý thuyết theo quan hệ b = f(q,a). 2.1.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết Trên hệ trục toạ độ đề các a0b ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ b = f(q,a). Theo công thức (2 - 1) ta có: Hay: (2 - 3) ứng với các giá trị của góc a từ 00, 50, ... , 450 ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc b. Các giá trị này được lập trong bảng 1 dưới đây: a b 10 0,9740 30 2,920 50 4,8020 70 6,6730 100 9,3140 150 13,4960 200 17,4320 250 21,2060 300 24,7970 350 28,2360 400 31,5920 450 34,9150 Bảng 1: Quan hệ giữa b và a theo lý thuyết 2.1.3. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế Để xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế ta phải xây dựng được đường cong biểu thị hàm số b = f(q,a). Theo mối quan hệ này thì nếu biết trước một góc q nào đó ứng với một giá trị của góc a thì ta có một giá trị của góc b. Mối quan hệ giữa các góc q, a và b theo giáo trình thiết kế tính toán ôtô được thể hiện như sau: (2 - 4) Trong đó: b - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên ngoài. a - góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên trong. L - chiều dài cơ sở của xe L = 3350 (mm). B - khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hướng B = 1450 (mm). q - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương dọc. m - chiều dài đòn bên hình thang lái m = 152 (mm). n - chiều dài đòn ngang hình thang lái n = 1290 (mm). Dựa vào công thức (2 - 4) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc a = (00, 50, ... , 450) ta lấy góc q theo xe thiết kế q = 160. Đồng thời ta lấy thêm một vài giá trị lân cận với góc q để so sánh. Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây: q q = 150 q = 160 q = 170 q = 180 blt b Db b Db b Db b Db a = 10 0,974 0,997 0,023 1,006 0,032 0,992 0,018 1,000 0,026 a = 50 4,802 4,882 0,08 4,873 0,071 4,859 0,057 4,856 0,054 a = 100 9,314 9,523 0,209 9,491 0,177 9,454 0,14 9,423 0,109 a = 150 13,496 13,934 0,438 13,863 0,367 13,78 0,284 13,709 0,213 a = 200 17,432 18,105 0,673 17,982 0,55 17,842 0,41 17,725 0,293 a = 250 21,206 22,03 0,824 21,838 0,632 21,629 0,423 21,443 0,237 a = 300 24,797 25,68 0,883 25,402 0,605 25,125 0,328 24,847 0,05 a = 350 28,236 29,032 0,796 28,662 0,426 28,287 0,051 27,924 0,312 a = 400 31,592 32,068 0,476 31,584 0,008 31,112 0,48 30,639 0,953 a = 450 34,915 34,733 0,182 34,140 0,775 33,541 1,374 32,966 1,949 Bảng 2: Bảng giá trị quan hệ giữa b và a phụ thuộc vào góc q  Dựa vào các số liệu trong bảng trên ta vẽ được đồ thị đặc tính động học hình thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục toạ độ. b a Hình 2.3 Đồ thị đặc tính động học hình thang lái Nhận thấy rằng độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và góc quay vòng lý thuyết đều nhỏ hơn 1,50 trong phạm vi có thể quay vòng của bánh xe dẫn hướng do đó các thông số của hình thang lái xe thiết kế là thoả mãn. Với xe thiết kế là xe tải cho nên tỷ số truyền góc nằm trong khoảng 16 á 32. Vì ta chọn idđ = 1 cho nên ig = 20,5 tức là khi góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 370 thì góc quay của vành tay lái là 7600. Thời gian quay vòng tay lái là thời gian mà người lái phải quay vành tay lái từ vị trí tận cùng bên trái sang vị trí tận cùng bên phải tức là phải quay vành tay lái đi một góc 760 ´ 2 = 15200. Nếu người lái đánh lái với vận tốc 1,5(v/s) thì thời gian quay vòng là: (2 - 5) 2.2. Xác định mômen cản quay vòng Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái: Hình 2.4 Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái. Lực tác động lên vành tay lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại chỗ. Lúc đó mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường và mômen cản M3 gây nên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hướng.  2.2.1. Mômen cản M1 Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức: (2 - 6) Hình 2.5 Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng Trong đó: Gbx – trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng. . a – cánh tay đòn. Ta có: B + 2(r.tgb + a) = Bt. ị ở đây: Bt – chiều rộng vết trước Bt = 1630. B – khoảng cách giữa hai trụ đứng cầu dẫn hướng B = 1450mm. r – bán kính tự do của bánh xe. (2 - 7) B – chiều rộng lốp B = 7,0 (ins). d - đường kính vành bánh xe d = 16 (ins). b - góc nghiêng ngang trụ quay đứng b = 60. f – hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường xấu như đường đất, đá sỏi (f = 0,04). Vậy: 2.2.2. Mômen cản M2 do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường 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. đoạn x được thừa nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của nó theo Hình 2.6 Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe khi xe quay vòng. công thức sau: (2 - 8) Trong đó: + r – bán kính tự do của bánh xe. r = 381 (mm). + rbx – bán kính làm việc của bánh xe. Ta thừa nhận: rbx = 0,96.r = 0,96.381 = 365,8 (mm). Nên: . Do đó mômen cản do bánh xe trượt lê là: (2 - 9) Với j là hệ số bám ngang. Lấy j = 0,8 Vậy: Để làm ổn định các bánh xe dẫn hướng người ta làm các góc đặt bánh xe: b - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe. g - góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe. d - góc lệch của vết tiếp xúc của lốp với mặt đường so với mặt phẳng giữa của bánh xe. a - góc doãng của bánh xe dẫn hướng. gc – góc chụm của bánh xe dẫn hướng. Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhưng chúng làm xuất hiện mômen cản M3 . Trong tính toán giá trị mômen cản M3 được kể đến bởi hệ số c. c - hệ số tính đến ảnh hưởng của M3 do cầu trước của ôtô bị nâng lên. c = 1,07 á 1,15. Ta chọn c = 1,1. Như vậy: (2 - 10) hl – 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 hướng và ở đằng trước cho nên ta chọn hl = 0,6. 2.3. Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái Khi đánh lái trong trường hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng là lớn nhất. Lực lớn nhất đặt lên vành tay lái được xác định theo công thức: (2 - 11) Trong đó: Mc – mômen cản quay vòng Mc = 117,3 (KGm). R – bán kính bánh lái R = 0,2 (m). ic – tỷ số truyền cơ cấu lái ic = 20,5. hth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái trục vít con lăn hiệu suất thuận hth = 0,6. itr – tỷ số truyền của truyền động lái. Hình 2.7 Sơ đồ xác định tỷ số truyền dẫn động lái. Coi tỷ số truyền của dẫn động lái bằng tỷ số giữa chiều dài các đòn nối với thanh kéo dọc. (2 - 12) Vậy ta có: . 2.4. Tính bền hệ thống lái 2.4.1. Tính bền cơ cấu lái Đối với loại truyền động trục vít - con lăn phải đảm bảo cho các răng có độ bền cao. Bởi vậy trong tính toán cần phải chú ý tới độ chống mài mòn và độ bền tiếp xúc. ứng suất chèn dập được tính theo công thức: (2 - 13) Trong đó: T – lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít. (2 - 14) ở đây: Pmax – lực lái lớn nhất đặt lên vành lái Pmax = 47,68 (KG). R – bán kính vành tay lái R = 200 (mm). t – bước răng của trục vít, t = p.m (m : môđun của răng m = 5). F – diện tích tiếp xúc giữa trục vít và con lăn, coi như tất cả tải trọng tác dụng lên một đường ren của con lăn, ta có công thức: (2 - 15) Hình 2.8 Sơ đồ xác định diện tích tiếp xúc của cơ cấu lái trục vít con lăn. ở đây: j1, j2, r1, r2 được thể hiện trên hình vẽ: r1 = 50mm, r2 = 50mm, j1 = j2 = 600. . . Kiểm tra theo uốn cho răng trục vít dưới tác dụng của lực T: (2 - 16) Trong đó: T – lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít T = 3814,4 (KG). k – hệ số tải trọng động k = 1,1. q – hệ số đường kính trục vít q = 10. m – môdun dọc trục vít m = 5. yk – hệ số dạng răng lấy theo Ztd Tra tra bảng ta được: yk = 0,51. Vậy: su < [su] = 120 (MN/m2). Vậy cơ cấu lái thoã mãn điều kiện bền uốn