Đề tài Thiết kế cải tiến hệ thống lái cho xe IFA – W50

i ta vẫn xét trong trường hợp khi cường hoá không làm việc. Do cường hoá lái không làm việc nên lực tác dụng trên vành tay lái (Pvl) khi quay vòng lớn nhất là 60,52 KG. Ngoài ra, còn có lực ma sát giữa pittông và vỏ xi lanh lực, lực ép dầu trong hai khoang của xi lanh lực. Do có thêm các lực này, nên lực tác dụng lên vành tay lái sẽ tăng lên. Pvl” = Pvl + P’vl = aPvl (2 – 11) Trong đó: P”vl – lực tác dụng lên vành tay lái khi cường hoá không làm việc Pvl – lực tác dụng lên vành tay lái khi không có cường hoá Pvl’ – lực để thắng cản ma sát và lực ép dầu tuần hoàn trong hai khoang của xi lanh lực a – hệ số tăng tải của hệ thống lái khi cường hoá không làm việc, chọn a = 1,05. Khi đó ta có: P”vl = 1,05 . 60,52 = 63,55 (KG) Như vậy, khi kiểm tra bền hệ thống lái ta lấy lực cực đại tác dụng lên vành tay lái là Pvl = 63,55 KG. 4.1. Kiểm bền cơ cấu lái Cơ cấu lái xe IFA – W50 là cơ cấu lái loại trục vít con lăn 2 răng, khi làm việc các răng của trục vít và con lăn tiếp xúc với nhau. Vì vậy, ta kiểm bền cơ cấu lái theo: ứng suất chèn dập răng trục vít. ứng suất uốn con lăn. 4.1.1. Tính ứng suất chèn dập răng trục vít và con lăn Hình 2.7 – Sơ đồ tính diện tích tiếp xúc của cơ cấu lái trục vít con lăn ứng suất chèn dập răng trục vít được tính theo công thức: (2 – 12) Trong đó: T – lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít (2 – 13) Pvl – lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái, Pvl = 63,55 KG; Rvl – bán kính vành tay lái, Rvl = 250 mm; r1 – bán kính vong chia trục vít, r1 = 32,4 mm; l - góc nâng của đường ren trục vít Z1 – mối ren của trục vít, Z1 = 1; q – hệ số đường kính trục vít: d1 - đương kính trung bình của trục vít, d1 = 67,3 mm; m – mô đun răng trục vít, m = 6,3 mm; ị ở đây q được lấy theo tiêu chuẩn hoá và lấy theo m. Tra bảng ta được q = 10. Do đó ta có: Thay số vào biểu thức (2 – 13) ta có: F – diện tích tiếp xúc giữa trục vít với con lăn, coi như tải trọng tác dụng lên một đường ren con lăn. Ta có công thức tính như sau: F = (j1 - sinj1).r12 + (j2 - sinj2).r22 (2 – 14) j1 – góc của cung tiếp xúc giữa trục vít và con lăn: j1 = 70o = 1,22 rad; j2 – góc nâng của cung tiếp xúc giữa con lăn và trục vít: j2 = 84o = 1,47 rad; r1, r2 – bán kính vòng chia của răng trục vít và con lăn: r1 = 32,4 mm r2 = 27,6 mm Thay số vào biểu thức (2 – 14) ta có: F = (1,22 – sin70o)32,42 + (1,47 – sin84o)27,62 = 656,5 (mm2) F = 656,5 mm2 = 6,565 cm2 Thay số vào biểu thức (2 – 12) ta có: Con lăn được chế tạo bằng thép 30XH3A, 20XH, 12XNA … Trục vít được chế tạo bằng thép 30X, 35XH … có ứng suất chèn dập cho phép là: Như vậy, kết quả ta tính được: scd = 746,99 KG/cm2, nên trục vít và con lăn đủ bền. 4.1.2. Tính ứng suất uốn con lăn ứng suất uốn con lăn được xác định theo công thức: (2 – 15) Trong đó: P2 – lực vòng sinh ra trên con lăn (2 – 16) d2 – đường kính vòng chia con lăn, d2 = 2r2 = 52,8 mm ị KH – hệ số tải trọng KH = KHb . KHV (2 – 17) KHb - hệ số phân phối tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng (2 – 18) q - hệ số biến dạng phụ thuộc vào q và Z1 Tra bảng ứng với q = 10, Z1 = 1 ta có q = 108 T2max – mômen xoắn trung bình trên con lăn (2 – 19) Vì cơ cấu lái có thời gian làm việc khi quay vòng ngắn, tốc độ quay vòng nhỏ cho nên T2max = T2m. = hằng số. Do vậy, hệ số phân bố tải trọng không đều trên răng con lăn. KHb = 1 KHV – hệ số tải trọng động Với bộ truyền có vận tốc nhỏ, làm việc trong thời gian ngắn nên tra bảng ta có: KHV = 1,3. Thay số vào công thức (2 – 17) ta có: KH = KHb . KHV = 1 . 1,3 = 1,3 q – hệ số đường kính trục vít, q = 10; m – môđun răng, m = 6,3 mm = 0,63 cm; Yk – hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng quy dẫn Zqd l - góc nâng trục vít, l = 5,71o Vì góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 35o nên góc quay vành lái về một phía là: Ln, Ld – chiều dài đòn quay ngang và đòn quay đứng ic – tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 23,4 b - góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong, b = 35o Thay số vào ta có: Số vòng quay vành tay lái về một phía từ vị trí trung gian là: (vòng) Như vậy, từ vị trí trung gian khi quay trục vít 2,4 vòng thì bánh xe dẫn hướng quay được một góc lớn nhất với tỷ số truyền ic = 23,4 thì con lăn có số lần chuyển răng tiếp xúc là: Z2 = n1 . icc = 2,4 . 23,4 = 56,16 Do đó ta có: Tra bảng tìm hệ số răng: ứng với Zqd= 57,15 ta có hệ số dạng răng Yk= 1,4. Thay số vào công thức (2 – 15) ta có: su = 2534,28 KG/cm2 = 253,43 MN/m2 Con lăn được chế tạo bằng thép 12XH3A có [su] = 480 MN/m2, ứng suất uốn của con lăn su = 253,43 MN/m2 < [su] = 480 MN/m2, do đó con lăn đảm bảo đủ bền khi làm việc. 4.2. Kiểm tra bền đòn quay đứng Đòn quay đứng dẫn động đòn kéo dọc vào van phân phối. Khi cường hoá không làm việc thì đòn quay đứng dẫn động đòn kéo dọc với lực lái rất lớn. Trong quá trình làm việc đòn quay đứng bị uốn xoắn. Vì vậy, ta kiểm tra bền đòn quay đứng theo ứng suất xoắn tại tiết diện nguy hiểm. Lực tác dụng lớn nhất lên đòn quay đứng được xác định theo công thức: (2 – 20) Trong đó: Qdmax – lực tác dụng lớn nhất trên đòn quay đứng Pvl – lực lớn nhất tác dụng lên vành lái, Pvl = 63,55 KG ic – tỷ số truyền của cơ cấu lái, ic = 23,4 ht – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, ht = 0,72 Rvl – bán kính vành lái, Rvl = 250 mm Ld – chiều dài đòn quay đứng, Ld = 210 mm Thay số vào công thức (2 – 20) ta có: 4.2.1. Tính ứng suất uốn Trên hình vẽ ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện 1 – 1 (tại đó đòn quay đứng thay đổi diện tích), tiết diện đó có dạng hình chữ nhật: - Chiều rộng: b = 25 mm = 2,5 cm - Chiều ngang: a = 32 mm = 3,2 cm - Cánh tay đòn: ld = 186 mm = 18,6 cm ứng suất uốn được xác định theo công thức: (2 – 21) Hình 2.8 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn quay đứng Trong đó: Qdmax–lực lớn nhất tác dụng lên đòn quay đứng, Qdmax=1274 KG Wu – môđun chống uốn của tiết diện 1 – 1 Thay số vào công thức (2 – 21) ta có: su = 55,56 KG/mm2 = 555,6 MN/m2 Đòn quay đứng chế tạo bằng thép cacbon trung bình 40X được tôi và ram, có [su] = 600 MN/m2 và [tx] = 260 MN/m2. Như vậy, với su = 555,6 MN/m2 < [su] = 600 MN/m2 nên đòn quay đứng đủ bền. 4.2.2. Tính ứng suất xoắn Do lực Qd tác dụng không chính tâm lên tiết diện 1 – 1, nên đòn quay đứng bị xoắn khi làm việc. Mômen xoắn đòn quay đứng được tính theo công thức sau: Mx = Qdmax . c Trong đó: c – khoảng cách lệch tâm, c = 50 mm ứng suất xoắn được tính theo công thức: (2 – 22) Trong đó: Mx – mômen xoắn Wx – môđun chống xoắn tại tiết diện 1 – 1 Wx = a . b . a2 a - hệ số phụ thuộc vào kích thước chiều ngang a và chiều rộng b, với . Tra bảng ta được a = 0,219. ị Wx = 0,219 . 25 . 322 = 5606,4 (mm2) Thay số vào công thức (2 – 22) ta có: tx = 11,37 KG/mm2 = 113,7 MN/m2 Như vậy, với tx = 113,7 MN/m2 < [tx] = 260 MN/m2, do đó đòn quay đứng đủ bền. 4.3. Kiểm bền đòn kéo dọc Đòn kéo dọc của hệ thống lái xe IFA – W50 có dạng hình trụ rỗng. Đường kính ngoài D = 36 mm, đường kính trong d = 32 mm. Khi làm việc đòn kéo dọc bị kéo, nén do mất ổn định (bị uốn dọc). Vì vậy, khi kiểm tra bền ta cần tính theo ứng suất kéo, nén và ổn định. Hình 2.9 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo dọc Tải trọng tác dụng lên đòn kéo dọc đạt giá trị lớn nhất khi phanh. Lúc đó, mômen cản quay vòng quy dẫn tới đòn kéo dọc là: (2 – 23) Trong đó: Mc – mômen cản quay vòng, Mc = 242,2 KG.m e – khoảng cách từ tâm bán kính bánh xe đến tâm trụ đứng e = 130 mm Pp1 – lực phanh trên một bánh xe dẫn hướng Pp1 = mp . Gbx . jx jx – hệ số bám dọc, jx = 0,8 Gbx – tải trọng trên một bánh xe dẫn hướng, Gbx = 1700 KG mp – hệ số phân phối tải trọng khi phanh, mp = 1,5 ị Pp1 = 1,5 . 1700 . 0,8 = 2040 (KG) Thay số vào công thức (2 – 23) ta có: Vậy lực Qd tác dụng lên đòn kéo dọc là: 4.3.1. Tính ứng suất đòn kéo dọc ứng suất nén đòn kéo dọc được tính theo công thức: (2 – 24) Trong đó: Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc Thay số vào công thức (2 – 24) ta có: sn = 8,224 KG/mm2 = 82,24 MN/m2 Như vậy, với sn = 82,24 MN/m2 < [sn] = 150 MN/m2 nên đòn kéo dọc đủ bền về kéo nén. 4.3.2. Kiểm tra độ ổn định đòn kéo dọc Dưới tác dụng của lực Qd, đòn kéo dọc có thể bị uốn dọc. ứng suất uốn dọc đòn kéo được tính theo công thức: (2 – 25) Trong đó: E – môđun đàn hồi của vật liệu, E = 2 . 106 KG/m2 J – mômen quán tính tiết diện, Jmin = . D4. (1 – S4) Với: S = ị Jmin = hay Jmin = 3,07 . 10-8 m2 Ld – chiều dài đòn kéo dọc, Ld = 780 mm = 78 cm Fd – diện tích tiết diện đòn kéo dọc, Fd = 2,14 cm2 Thay số vào công thức (2 – 25) ta có: hay sud = 264,4 MN/m2 Độ ổn định của đòn kéo dọc xác định theo công thức: Vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ ổn định khi làm việc. 4.4. Kiểm bền đòn kéo ngang hình thang lái Đòn kéo ngang hình thang lái dẫn động hai bánh xe dẫn hướng, tải trọng lớn nhất tác dụng lên đòn kéo ngang khi cả hai bánh xe dẫn hướng bị phanh. Khi đó lực tác dụng lên đòn kéo ngang làm quay hai bánh xe dẫn hướng là: (2 – 26) V Ppmax Ppmax Qn Hình 2.10 – Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo ngang Trong đó: Q2 – lực tác dụng lên đòn kéo ngang e – khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc bánh xe đến tâm trụ đứng, e=130 mm c – khoảng cách từ đòn kéo ngang tới dầm cầu dẫn hướng, c = 150 mm Pp – lực phanh tách dụng lên hai bánh xe dẫn hướng Pp = mp . G1 . jx = 1,5 . 3400 . 0,8 = 4080 (KG) Thay vào công thức (2 – 26) ta có: 4.4.1. ứng suất nén của đòn kéo ngang ứng suất nén của đòn kéo ngang được xác định theo công thức: (2 – 27) Trong đó: Qn – lực tác dụng lên đòn kéo ngang, Qn = 3536 KG Fn – diện tích tiết diện đòn kéo ngang, D - đường kính đòn kéo ngang, D = 36mm Vậy Fn = hay Fn = 10,1736 cm2 Thay số vào công thức (2 – 27) ta có: hay sn = 34,757 MN/m2 Như vậy, với sn = 34,757 MN/m2 < [sn] = 150 MN/m2 nên đòn kéo ngang đảm bảo đủ bền về chịu nén. 4.4.2. Tính ổn định của đòn kéo ngang ứng suất uốn dọc của đòn kéo ngang dưới tác dụng của lực Q2 được tính theo công thức sau: (2 – 28) Trong đó: E – môđun đàn hồi của thép, E = 2 . 106 KG/cm2 Jmin – mômen quán tính của tiết diện đòn kéo ngang Ln – chiều dài đòn kéo ngang, Ln = 1376 mm Fn = diện tích tiết diện đòn kéo ngang, Fn = 10,1736 cm2 Thay số vào công thức (2 – 28) ta có: Tính ổn định của đòn kéo ngang được xác định theo công thức: Như vây, với nod = 2,45 ³ [nod] = 2 á 2,5, đòn kéo ngang đảm bảo độ ổn định khi làm việc. 4.5. Kiểm bền khớp cầu (Rotuyl) Khớp cầu của đòn dẫn động lái trên xe IFA – W50 được bố trí ở đầu đòn kéo dọc đầu xi lanh lực và đầu đòn kéo ngang hình thang lái. Trong các khớp cầu đó thì khớp cầu ở cuối đòn kéo dọc để dẫn động đòn quay ngang phải chịu lực tác dụng lớn nhất. Hình 2.11 – Sơ đồ kết cấu khớp cầu (Rotuyl) Khớp cầu được cấu tạo bởi hai bát cầu, khe hở giữa chúng được khắc phục nhờ lò xo khi dẫn động đòn quay ngang. Khớp cầu bị chèn dập bề mặt tiếp xúc với bát cầu, chân khớp cầu bị cắt và uốn. Khớp cầu được chế tạo bằng thép 12XH3A được xêmentít hoá bề mặt và có ứng suất cho phép: [scd] = 110 MN/m2; [su] = 620 MN/m2; [tc] = 85 MN/m2 Kích thước của khớp cầu: - Đường kính mặt cầu: dc = 35 mm - Đường kính chân cầu: dA = 19 mm - Khoảng cách từ chân tới tâm bắt với đòn quay ngang: L = 25 mm - Tải trọng tác dụng lớn nhất lên khớp cầu chính là lực lớn nhất tác dụng lên đòn kéo dọc: Qd = 1756 KG. 4.5.1. ứng suất chèn dập bề mặt khớp cầu ứng suất chèn dập bề mặt làm việc của khớp cầu được tính theo công thức sau: (2 – 29) Trong đó: Qd – lực tác dụng lên khớp cầu, Qd = 1756 KG Ftx – diện tích tiếp xúc giữa chỏm cầu và bát cầu Hình 2.12 – Sơ đồ tính diện tích chèn dập của khớp cầu Khi khớp cầu làm việc chỉ có một phần của chóp cầu tiếp xúc với bát cầu, do vậy ta có sơ đồ tính toán. Diện tích tiếp xúc của chỏm cầu được tính theo công thức: Ftx = 2 . p . Rc . hc Trong đó: Rc – bán kính chỏm cầu, Rc = 17,5 mm hc – chiều cao chỏm cầu, hc = 5,5 mm Vậy Ftx = 2 . 3,14 . 17,5 . 5,5 = 604,45 (mm2) Thay số vào công thức (2 – 29) ta có: Vậy với scd = 29,05 MN/m2 < [scd] = 110 MN/m2 nên khớp cầu đủ bền về chèn dập. 4.5.2. ứng suất uốn của khớp cầu tại tiết diện A – A Khi làm việc khớp cầu bị ngàm tại chân của nó, do vậy khớp cầu chịu uốn tại chân khớp cầu là lớn nhất. ứng suất uốn của khớp cầu được tính theo công thức: (2 – 30) Trong đó: Mu – mômen uốn khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm A – A Mu = Qd . L L – chiều dài tính từ mặt cắt tiết diện nguy hiểm A – A tới tâm lắp với đòn quay ngang: L = 25 mm = 25 . 10-3 m ị Mu = 1756 . 25 . 10-3 = 43,9 (KG.m) Wu – môđun chống uốn tại tiết diện nguy hiểm Wu = 0,1 . dA3 = 0,1 . (19 . 10-3)3 = 685,9 . 10-9 (m3) Thay số vào công thức (2 – 30) ta có: su = Như vậy, su = 612 MN/m2 < [su] = 620 MN/m2 nên khớp cầu đảm bảo đủ bền trong quá trình làm việc. 4.5.3. ứng suất cắt tại tiết diện A – A Dưới tác dụng của lực Qd, do bị ngàm nên khớp có thể bị cắt tại tiết diện A–A. ứng suất cắt được xác định theo công thức sau: (2 – 31) Trong đó: FA – diện tích tiết diện bị ngàm tại A – A Thay vào công thức (2 – 31) ta có: Như vậy với tc = 61,961 MN/m2 < [tc] = 85 MN/m2 nên khớp cầu đảm bảo bền về ứng suất cắt. Chương iii Thiết kế cải tiến hệ thống lái xe ifa – w50 1. những yêu cầu khi cải tiến hệ thống lái xe ifa – w50 - Đảm bảo điều khiển ô tô một cách nhẹ nhàng. - Tránh khả năng gây ra sự dao động của các bánh xe dẫn hướng. - Độ chậm tác dụng phải nằm trong phạm vi cho phép. - Không có hiện tượng tự cường hoá, nghĩa là không có hiện tượng người lái xe không đánh tay lái mà xe vẫn tự quay vòng. - Đảm bảo tính chất tuỳ động lực, có nghĩa “cảm giác của đường”, được thể hiện ở chỗ lực đặt vào vành tay lái phải tăng cường cùng với sự tăng của lực cản quay vòng. - Hệ thống lái vẫn đảm bảo làm việc được khi hệ thống cường hoá bị hỏng. - Có độ nhạy cao, làm việc ổn định, bộ phận cải tiến chi tiết là ít nhất. - Không làm ảnh hưởng tới khả năng việt dã của xe. - Không làm thay đổi quan hệ động học và động lực học giữa hệ thống treo và hệ thống lái. - Chăm sóc bảo dưỡng được thuận tiện, dễ dàng. - Chế tạo đơn giản, có giá thành cải tiến thấp. 2. phân tích lựa chọn phương án cải tiến 2.1. Phương án 1: Xi lanh lực và van phân phối được bố trí trong cơ cấu lái Hình 3.1 – Bộ cường hoá lái bố trí cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực thành một cụm Đặc điểm Bộ phận cường hoá được bố trí trên cơ cấu lái loại trục vít êcu bi thanh răng, bánh răng. Khối trục vít êcu bi vừa là bộ phận của cơ cấu lái vừa đóng vai trò là một pittông của xi lanh lực, vỏ cơ cấu lái đồng thời là vỏ của xi lanh lực. Ưu điểm Có kết cấu gọn, tốn ít đường ống dẫn nên độ chậm tác dụng nhỏ, giảm được va đập từ mặt đường lên vành tay lái. Nhược điểm Cấu tạo của cơ cấu lái rất phức tạp, các chi tiết của hệ thống phải chịu toàn bộ mômen cản quay vòng, do vậy ứng suất biến dạng lớn. Phải thay cơ cấu lái mới nên có giá thành cải tiến cao. 2.2. Phương án 2: Van phân phối được bố trí cùng với xi lanh lực, còn cơ cấu lái là một cụm riêng biệt Hình 3.2 – Bộ cường hoá bố trí xi lanh lực và van phân phối thành cụm, cơ cấu lái riêng biệt Đặc điểm Cơ cấu lái là một cụm riêng biệt, đòn quay đứng dẫn động van phân phối. Xi lanh lực dẫn động đòn kéo dọc qua khớp cầu, vỏ van phân phối gần với khớp cầu. Ưu điểm Kết cấu gọn, đường ống dẫn ngắn nên thời gian tác dụng nhanh, tổn hao ít. Giữ nguyên được cơ cấu lái khi cải tiến. Nhược điểm Đường kính xi lanh lớn do bố trí xa cơ cấu lái. Xi lanh lực tác dụng lên cam quay qua nhiêu chi tiết trung gian nên độ nhạy thấp. Cum xi lanh – van phân phối có kết cấu phức tạp nên có giá thành cải tiến cao. 2.3. Phương án 3: Van phân phối được đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực là một cụm riêng biệt nằm trên hình thang lái Đặc điểm Van phân phối và cơ cấu lái đặt thanh một cụm, tách biệt với xi lanh lực. Ưu điểm ở phương án này, van phân phối được bố trí chung trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực nằm riêng rẽ. Trong kiểu bố trí này đòi hỏi các đường ống dẫn phải dài, nhưng ưu điểm chính của nó lại là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi tác động của cường hoá lái, công suất của cường hoá lái dễ dàng thay đổi do xi lanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Trong trường hợp này ta bố trí xi lanh lực trên hình thang lái để giảm thiệu lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái. Do vậy, nó làm giảm kích thước của dẫn dộng lái và làm giảm dao động ở hệ thống dẫn động do lực cản quay vòng sinh ra. Nhược điểm Đường ống dẫn dài nên thời gian tác dụng chậm, tổn hao trên đường ống lớn, tăng phần khối lượng bị treo trên hệ thống treo. Hình 3.3 – Bộ cường hoá bố trí van phân phối đặt trong cơ cấu lái, còn xi lanh lực đặt riêng biệt 2.4. Phương án 4: Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt Đặc điểm Van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái đặt riêng biệt với nhau. Ưu điểm Trong phương án này, ta bố trí các cụm cơ cấu lái, van phân phối và xi lanh lực nằm tách biệt với nhau. Nó có đầy đủ những ưu điểm của phương án trước như là cơ cấu lái và dẫn động lái được giảm tải khỏi lực tác động của cường hoá, công suất của cường hoá dễ dàng thay đổi do xi lanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Nhược điểm Tuy nhiên, bố trí như phương án này tay lái vẫn không nhẹ và lực tác động lên van phân phối thay đổi do cánh tay đòn thay đổi. Hình 3.4 – Bộ cường hoá bố trí van phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái là những cụm riêng biệt 2.5. Kết luận Qua đánh giá và phân tích các ưu, nhược điểm của các phương án bố trí cường hoá. Ta thấy phương ánh 4 là phương án thích hợp nhất để tính toán và thiết kế: - Loại này có kết cấu tương đối đơn giản. - Các cụm được bố trí riêng rẽ nên việc sản xuất, tháo lắp, bảo dưỡng, sửa chữa tương đối dễ dàng và thuận tiện. - Có thể chọn lựa xi lanh lực tiêu chuẩn. - Bơm dầu được gắn trên động cơ và được dẫn động thông qua puly trục khuỷu. - Giữ nguyên được cơ cấu lái của xe. - Có giá thành chi phí cho cải tiến thấp. 3. nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái xe ifa – w50 3.1. Khi xe đi thẳng Người lái giữ tay lái ở vị trí đi thẳng, van trượt ở vị trí trung gian. Dầu có áp suất cao đi từ bơm dầu đến van phân phối qua khe hở giữa rãnh và con trượt theo đường dầu hồi trở về bơm dầu, áp suất dầu ở hai phía xi lanh được cân bằng, lúc này xe ở vị trí đi thẳng (hình 3.5). Hình 3.5 – Sơ đồ nguyên lý làm việc của cường hoá lái khi xe đi thẳng 3.2. Khi xe chạy vòng Khi xe chạy quay vòng phải (Hình 3.6) Hình 3.6 – Sơ đồ nguyên lý làm việc của cường hoá lái khi xe quay vòng phải Khi xe quay vòng phải, người lái đánh tay lái về phía bên phải, qua cơ cấu làm cho đòn quay đứng quay về phía sau. Khi lực người lái lớn hơn 2 KG làm cho con trượt dịch chuyển về phía sau, nối thông khoang B của xi lanh lực với đường dầu cao áp của bơm dầu. Đồng thời nối khoang A của xi lanh lực với đường dầu hồi (thấp áp). Lúc này cường hoá làm việc như sau: Dầu từ bơm dầu theo đường ống dẫn tới van phân phối. Trong van phân phối lúc này ở khoang a cửa nạp đóng, cửa xả mở. Dầu từ khoang A của xi lanh lực nối thông với khoang a của van phân phối và hồi về thùng chứa dầu. Tại khoang b của van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu có áp suất cao đi qua khoang b của van phân phối và đi vào khoang B của xi lanh lực tác dụng vào đỉnh pittông làm cho pittông dịch chuyển sang trái. Khi đó cần pittông (được gắn với đòn kéo ngang) cùng dịch chuyển sang trái. Lúc này, cùng với lực đánh tay lái của người lái làm cho xe quay vòng sang phải. Khi xe quay vòng trái Khi xe quay vòng trái hoạt động của cường hoá cũng diễn ra tương tự nhưng ngược chiều với quay vòng phải. Dầu có áp suất cao từ bơm dầu theo đường ống dẫn tới van phân phối. ở van phân phối lúc này khoang b cửa nạp đóng, cửa xả mở, dầu từ khoang B của xi lanh lực nối thông với khoang b của van phân phối và hồi về thùng. Tại khoang a của van phân phối, cửa nạp mở, cửa xả đóng. Do vậy, dầu có áp suất cao đi qua khoang a của van phân phối và đi vào khoang A của xi lanh lực tác dụng vào pittông, làm pittông dịch chuyển sang phải qua cơ cấu dẫn động cùng với lực đánh lái của người lái làm cho xe quay vòng sang trái. Tính chất tuỳ động động học được thể hiện như sau: Khi người lái đánh tay lái đi một góc nhất định rồi dừng lại, qua dẫn động làm cho con trượt đứng yên. Nhưng khi đó đường dầu cao áp vẫn nối thông với khoang B của xi lanh lực làm cho pittông tiếp tục dịch chuyển về bên trái. Qua dẫn động (đòn kéo ngang, đòn quay đứng) làm cho đòn kéo dọc tiếp tục dịch chuyển về phía sau kéo theo vỏ van phân phối cùng dịch chuyển về phía sau. Như vậy, con trượt lại trở về vị trí trung gian, dẫn tới áp suất dầu ở hai khoang của xi lanh lực lại cân bằng. Lúc này cường hoá kết thúc làm việc. Tính chất tuỳ động động lực được thực hiện như sau: Khi van phân phối mở, khoang b của buồng phản ứng được nối thông với buồng cao áp có tác dụng đẩy con trượt về vị trí trung gian. Do vậy, càng đánh tay lái người lái càng cảm giác nặng. Do buồng phản ứng có kích thước khác nhau, do vậy lực tác dụng vào hai mặt đầu của con trượt khác nhau giữa hai mặt đầu của xi lanh lực. Chính nhờ đặc điểm này mà người lái luôn giữa được cảm giác đối với chất lượng của mặt đường. 3.3. Trường hợp lực cản của hai bánh xe khác nhau Giả sử trong trường hợp bánh xe dẫn hướng bên phải bị thủng (nổ lốp) làm cho xe có xu hướng quay vòng sang phải. Qua dẫn động làm cho đòn kéo dọc dịch chuyển về phía sau, nên vỏ van phân phối dịch chuyển theo. Điều này dẫn tới việc tự động mở van phân phối làm cho dầu có áp suất cao được nối thông với khoang A của xi lanh lực chống lại sự quay vòng về bên phải. Do vậy người lái dễ dàng giữ được hướng chuyển động của xe. Như vậy, cường hoá lái ngoài mục đích rút ngắn được thời gian quay vòng, giảm nhẹ lao động nặng nhọc cho người lái, tốc độ tác dụng cao, đảm bảo tính chép hình, đóng vai trò của bộ phận giảm chấn, thì bộ phận cường hoá còn có tác dụng giữ được ổn định hướng chuyển động của xe khi lực cản hai bánh xe khác nhau, làm tăng tính an toàn chuyển động cho xe. 3.4. Trường hợp bơm thuỷ lực bị hỏng Trong trường hợp bơm thuỷ lực bị hỏng, người lái vẫn thực hiện đánh tay lái quay vòng làm cho áp suất ở một trong hai khoang của xi lanh lực tăng lên sẽ đẩy mở van bi một chiều trên vỏ van phân phối nối thông hai khoang của xi lanh lực nên vẫn thực hiện được quay vòng. Tuy nhiên lực đánh tay lái có nặng hơn. 4. xác định hệ số cường hoá và xây dựng đường đặc tính cường hoá lái 4.1. Phân chia lực trong hệ thống lái Khi cải tiến cho hệ thống lái ta có: Pvl = P’vl + Pch Trong đó: Pvl – lực lái lớn nhất để thắng lực cản quay vòng P’vl – lực lái lớn nhất của người lái cần đặt lên vành tay lái khi chưa có cường hoá Pch – lực do hệ thống chống cường hoá sinh ra quy dẫn về vành tay lái Theo nguyên tắc cường hoá không được thực hiện từ gốc O trên đồ thị cường hoá (nhằm tránh tự cường hoá) ta chọn lực tác dụng lớn nhất lên vành tay lái khi có cường hoá. P’vl = 17 KG Hệ số cường hoá của hệ thống được xác định theo công thức: (3 – 2) Với Pvl = 60,52 KG ị Như vậy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mômen cản quay vòng chiếm tỷ lệ là: Còn lại 71,91% mômen cản quay vòng là do hệ thống cường hoá khắc phục. Mômen do người lái tác dụng khi có cường hoá tại tâm quay trụ đứng được xác định theo công thức: M’vl = P’vl . Rvl . ii . ht (3 – 3) Thay số vào công thức ta có: M’vl = 17 . 0,25 . (23,4 . 0,95) . 0,72 = 68,024 (KG.m) Mômen cường hoá sinh ra tại tâm quay trụ đứng là: Mch = Mc – M’vl (3 – 4) Trong đó: Mch – mômen do cường hoá sinh ra Mc – mômen cản lớn nhất, Mc = 242,2 KG.m M’vl – mômen do lực người lái sinh ra quy dẫn về tâm trụ đứng Thay số vào công thức (3 – 4) ta có: Mch = 242,2 – 68,024 = 174,176 (KG.m) Như vậy, khi tính toán cường hoá cho xe IFA – W50 ta phải tiến hành thiết kế hệ thống cường hoá sinh ra một mômen cản quy dẫn về tâm trụ đứng là 174,176 KG.m, để cùng với người lái thắng được lực cản quay vòng. 4.2. Xây dựng đặc tính cường hoá lái Đặc tính cường hoá lái là đường biểu diễn mối quan hệ của người lái tác dụng lên vành tay lái (Pvl) và mômen cản quay vòng (Mc). Pvl = f . Mc 4.2.1. Khi chưa có cường hoá Theo công thức (3 – 3) ta có: (3 – 5) Trong đó: ii, ht, Rvl là những hằng số nên ta đặt: Vậy ta có thể viết: Pvl = a . Mc Như vậy lực vành tay lái tỷ lệ thuận với mômen cản quay vòng. Do đó, đường biểu diễn là đường bậc nhất, đi qua gốc toạ độ. Ta chỉ cần xác định điểm thứ hai của đường thẳng là có thể vẽ được đường biểu diễn Pvl = a. Mc. Vậy điểm thứ hai đó là điểm B ứng với Pvl = 60,2 KG, Mc = 242,2 KG.m. 4.2.2. Khi có cường hoá Trước khi cường hoá làm việc đường đặc tính của trường hợp không có cường hoá bắt đầu làm việc có mômen cản quay vòng là Mo. Từ Po = a . Mo ta có: (3 – 6) Trong đó: Mo – mômen cản quay vòng tại thời điểm cường hoá bắt đầu làm việc. Po – lực tác dụng lên vành tay lái làm cường hoá bắt đầu làm việc. Chọn Po = 2 KG. a – hệ số, a = 0,2499 m-1. Vậy ta có: Như