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

1,37 KG/mm2 = 113,7MN/m2 Như vậy với tx = 113,7MN/m2 < [tx] = 260MN/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 = 36mm, đường kính trong d = 32mm. 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 tới lớn nhất khi phanh, lúc đó mômen cản quay vòng quy dẫn tới đòn kéo dọc là: + PP1 . e (2.23) Trong đó: Mc - Mô men cản quay vòng- Mc = 242,2 KGm e- Khoảng cách từ tâm bán kính bánh xe đến tâm trụ đứng e = 130 . 10-3m PP1 - Lực phanh trên một bánh xe dẫn hướng PP1 = mP . CT1 . jx Với: jx - Hệ số bám dọc jx = 0,8 Gbx - Tải trọng trên một bánh xe dẫn hướng Gbx = 1700KG mP - Hệ số phân bố tải trọng khi phanh, mP = 1,5 Thay số vào ta có: PP1 = 1,5 . 1700 . 0,8 = 2040 KG Thay số vào công thức (2.23) ta có: + 2040. 130.10-3 = 386,3 KGm Vậy lực Q1 tác dụng lên đòn kéo dọc là: = 1756KG 4.3.1. Tính ứng suất đòn kéo dọc ứng suất nén đòn kéo dọc được tính theo công thức: sn = (2.24) Trong đó: F- Diện tích tiết diện đòn kéo dọc F = (D2 - d2) = (362 - 322) = 213,5mm2 Thay số vào công thức (2.24) ta có: sn = = 8,23 KGmm2 = 82,3MN/m2 Như vậy với sn = 82,3MN/m2 < [sn] = 150MN/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 Q1 đòn kéo dọc có thể bị uốn dọc ứng suất uốn dọc đòn kéo được tính theo công thức: sud = (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 = = 0,89 Jmin = . 364 (1 - 0,894) = 3070,7mm2 = 3,07.10-8m2 Ld - Chiều dài đòn kéo dọc Ld = 780mm = 78cm Fd- Diện tích tiết diện đòn kéo dọc Fd = 2,14cm2 Thay số vào công thức (2.25) ta có: sud = = 26,44 . 106 KG/m2 = 264,4MN/m2 Độ ổn định của đòn kéo dọc xác định theo công thức: nôđ = > [nôđ] nôđ = = 3,2 > [nôđ] = 2 á2,5 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: Q2 = (2.26) Trong đó: Q2- Lực tác dụng lên đòn kéo ngang e- Khoảng cách từ tâm vết tiếp xúc bánh xe đến tâm trụ đứng c- Khoảng cách từ đòn kéo ngang tới dầm cầu dẫn hướng, c = 150mm Pp - Lực phanh tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng Pp = mp . G1 . jx = 1,5 . 3400 . 0,8 = 4080 KG Thay số vào công thức (2.26) ta có: Q2 = =3536 KG V Ppmax Ppmax N Hình 2.10 Sơ đồ lực tác dụng lên đòn kéo ngang 4.4.1. ứng suất nén của đòn kéo ngang Do Q2 là lực tác dụng lên đòn kéo ngang và được xác định theo công thức- sn = (2.27) Trong đó: Q2- Lực tác dụng lên đòn kéo ngang, Q2 = 3536 KG Ft- Diện tích tiết diện đòn kéo ngang Ft = Với D - đường kính đòn kéo ngang D = 36mm Vậy Ft = = 1017,36 mm2 = 10,1736cm2 Thay số vào công thức (2.27) ta có: sn = = 347,57 KG/cm2 = 34,757 MN/m2 Như vậy, với sn = 34,34757MN/m2 < [sn] = 150MN/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: sud = (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 Jmin = = 82406mm2 = 8,24cm2 Ln - Chiều dài đòn kéo ngang Ln = 1376mm F- Diện tích tiết diện đòn kéo ngang F = 10,1736cm2 Thay số vào công thức (2.28) ta có: sud = = 843,54 KG/cm2 = 84,354MN/m2 Tính ổn định của đòn kéo ngang được xác định theo công thức nôđ = = = 2,45 Như vậy với nôđ = 2,45 ³ [nôđ] = 2 á2,5. Nên đòn kéo ngang đảm bảo độ ổn định khi làm việc. 4.5. Kiểm bền khớp cầu 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. [ schd] = 110MN/m2; [ su] = 620MN/m2; [ tc] = 85MN/m2 Kích thước của khớp cầu - Đường kính mặt cầu: dc = 35mm - Đường kính chân cầu: dA = 19mm - Khoảng cách từ chân tới tâm bắt với đòn quay ngang L = 25mm - Tải trọng tác dụng lớn nhất lên khớp cầu chính là lực lớn nhất tác dụng lên đòn kéo Q1 = 1260,45KG. 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: schd = Ê [schd] (2.29) Trong đó: Q1 - Lực tác dụng lên khớp cầu, Q1 = 1260,45 KG Ftx - Diện tích tiếp xúc giữa chỏm cầu và bát 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. Hình 2.12 Sơ đồ tính diện tích chèn dập của khớp cầu 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 = 17,5mm hc- Chiều cao chỏm cầu hc = 5,5mm Vậy Ftx = 2 . 3,14 . 17,5 . 5,5 = 604,45mm2 = 6,04cm2 Thay số vào công thức (2.29) ta có: schd = = 290,73 KG/cm2 = 29,73 MN/m2 Vậy với schd = 29,73 MN/m2 < [schd] = 110MN/m2 nên khớp cầu đảm bảo 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: su = Ê [su] (2.30) Trong đó: Mu- Mô men uốn khớp cầu tại tiết diện nguy hiểm A-A Mu = Q1 . L Với L - Chiều dài tính từ mặt cắt tiết diện nguy hiểm A-A tới tâm lắp với đòn quay ngang: L = 25mm = 25.103m Vậy: Mu = 1756 . 24. 10-3 = 42 KGm Wu - Mô đun chống uốn tại tiết diện nguy hiểm Wu = 0,1 d3A = 0,1 (19 . 10-3) = 0,6859 m3 Thay số vào công thức (2.30) ta có: su = = 61,234 KG/m2 = 612 MN/m2 Như vậy su = 612 MN/m2 < [su] = 620MN/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 Q1, do bị ngàm nên khớp có thể bị cắt tại tiết diện A-A. ứng suất cắt được xác định theo công thức sau: tc = (2.31) Trong đó: FA- Diện tích tại tiết diện bị ngàm A-A FA = = 2,834 . 10-2 m2 Thay vào công thức (2.31) ta có: tc = = 619,61.10-2 KG/cm2 = 61,8 MN/m2 Như vậy với tc = 61,9 MN/m2 < [tc] = 85MN/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 - Đảm bảo việc 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 - Loại này van phân phối được bố trí chung cùng với cơ cấu lái và xi lanh lực. 1. Đòn quay đứng. 2. Thanh kéo dọc. 3. Đòn quay ngang. 4. Cơ cấu xilanh lực, van phân phối + cơ cấu lái. 5. Cầu dẫn hướng. 6, 9 ,10. Cơ cấu hính thang lái. 7. Trục lái. 8. Vành tay lái. 11. Bánh xe dẫn hướng. 12. Trục quay. Hình 3.1 Bộ cường hoá lái bố trí cơ cấu lái van phân phối và xilanh lực thành một cụm. * Đặc điểm Bộ phận cường hoá được bố trí trên cơ cấu lái loại trục vít êcubi-thanh răng, bánh răng. Khối trục vít êcubi vừa là bộ phận của cơ cấu lái vừa đóng vai trò là một piston 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 bằng cơ cấu lái mới cho nên có giá thành cải tiến cao. 2.2. Phương án 2 - Van phân phối được bố trí cùng với xi lanh lực, xi lanh lực tác dụng lên dòn kéo dọc, cơ cấu lái là một cụm riêng biệt. Hình 3.2 Bộ cường hóa bố trí cơ cấu lái riêng xilanh lực và van phân phối thành một cụm. 7. Trục lái. 8. Vành tay lái. 11. Bánh xe dẫn hướng. 12. Trục quay. 1. Cơ cấu lái 2. Thanh kéo dọc. 3. Đòn quay ngang. 4. Cơ cấu xilanh lực và van phân phối. 5. Cầu trước của bánh xe dẫn hướng. 6, 9, 10. Cơ cấu hình thang lái. * 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 gắn với khớp cầu. * Ưu điểm Kết cấu gọn, đường ống dẫn ngắn nên thời gian tác dụng nhanh, tổn hao ít, mặt khác giữ nguyên được cơ cấu lái khi cải tiến. * Nhược điểm - Đường kính xi lanh lực lớn do bố trí xa cơ cấu lái. - Xi lanh lực tác dụng lên cam quay qua nhiều chi tiết trung gian nên độ nhạy thấp. - Cụm xi lanh - van phân phối có kết cấu phức tạp cho nên có giá thành cải tiến cao. 2.3. Phương án 3 Bộ cường hóa bố trí van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, xi lanh lực nằm ở trên hình thang lái. 1. Cơ cấu lái. 2. Thanh kéo dọc. 3. Đòn quay ngang. 4. Vân phân phối. 5. Cầu trước của bánh xe 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. 13. Xilanh lực. Hình 3.3 Bộ cường hóa bố trí van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, xi lanh lực nằm ở trên hình thang lái. * Đặc điểm Van phân phối và cơ cấu lái đặt thành một cụm, tách biệt với xilanh lực * Ưu điểm ở phương án này, van phân phối được bố trí chung trong cơ cấu lái, còn xilanh 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 xilanh lực có thể thay đổi tự do cách bố trí. Trong trường hợp này ta bố trí xilanh lực trên hình thang lái để giảm thiểu lực tác dụng lên cơ cấu lái và lên dẫn động lái do vậy nó làm giảm kích thước của dẫn động 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. 2.4. Phương án 4 Loại này có cơ cấu lái là một cụm riêng biệt, van phân phối và xi lanh lực được bố trí riêng rẽ. Hình 3.4 Bộ cường hóa bố trí van phân phối cơ cấu lái và xilanh lực đặt riêng rẽ. 1. Van phân phối.. 2. Thanh kéo dọc. 3. Đòn quay ngang. 4. Cơ cấu lái. 5. Cầu trước của bánh xe 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. 13. Xilanh lực. * 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 xilanh lực nằm tách biệt với nhau. Nó cũng có đầy đủ những ưu điểm của các phương án bố trí 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 xilanh 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. 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 án 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, lắp ghép, 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 Căn cứ vào những lý do trên nên ta chọn phương án 4 để cải tiến cường hóa lái cho xe IFA - W50 là hợp nhất. 3. Nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái xe IFA-w50 3.1. Khi xe đi thẳng Hình 3.5 Sơ đồ nguyên lý làm việc của cường hoá lái ô tô 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 đầu hồi trở về bơm dầu, áp suất dầu ở hai phía xi lanh được cân bằng, lúc này xe ở vị trí đi thẳng. 3.2. Khi xe chạy vòng A B Hình 3.6 Sơ đồ khi xe quay vòng phải a b * Khi xe chạy quay vòng phải Giả sử 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 của người lái lớn hơn 2KG 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 thông 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 piston làm cho piston dịch chuyển sang trái khi đó cần piston (được gắn với đòn kéo ngang) cùng dịch chuyển theo sang trái. Lúc này cùng với lực đánh tay lái của người lái làm cho xe quay vòng sang phải. * Khi xe chạy 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 piston làm piston 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 thực 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 piston tiếp tục dịch chuyển về phía 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 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 có 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 piston xi lanh lực. Chính nhờ đặc điểm này mà người lái luôn giữ 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 trrường 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 vẫn dễ dàng giữ được hướng chuyển động của xe. Như vậy cường hoá lái ngoài mục đích rút ngắn 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 trợ lực bị hỏng Trong trường hợp bơm trợ lực bị hỏng, lúc này 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 = 17KG Hệ số cường hoá của hệ thống được xác định theo công thức: K = (3.2) Với: Pvl = 60,52KG Vậy ta có: K = = 3,56 Như vậy lực tác dụng lên vành tay lái để khắc phục mô men cản quay vòng chiếm tỉ lệ là: = 28,09% Còn lại 71,91% mô men cản quay vòng là do hệ thống cường hoá khắc phục. Mô men 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 . h (3.3) Thay số vào công thức ta có: M'vl = 17 . 0,25 . (23,4 . 0,95) . 0,72 = 68,024 (KGm) Mô men cường hoá sinh ra tại tâm quay trụ đứng là: Mch = Mc - M'vl (3.4) Trong đó: Mch - Mô men do cường hoá sinh ra Mc - Mô men cản quay vòng lớn nhất, Mc = 242,2 KGm V'vl - Mô men 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 KGm Như vậy khi tính toán cường hoá cho xe IFA - W50, ta phải tiến hành thiết kế hệ thống cường hoá sinh ra một mô men cản quy dẫn về tâm trụ đứng là 174,176 KGm, 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 mô men cản quay vòng (Mc). Pvl = f . Mc 4.2.1. Khi chưa có cường hoá Theo công thức (1.3) ta có: Pvl = (3.5) Trong đó: ii, ht, Rvl - Những hằng số vì thế ta có thể đặt: a = = 0,2499m-1 Vậy ta có thể viết: Pvl = a . Mc Như vậy lực vành tay lái tỉ lệ thuận với mô men của quay vòng. Do đó đường biểu diễn là đường bậc nhất, đi qua gốc toạ độ. Ta chỉ cần xác định điểm thứ 2 của đường thẳng là ta có thể vẽ được đường biểu diễn Pvl= a . Mc. Vậy điểm thứ 2 đó là điểm B ứng với Pvl = 60,2KG, Mc=242,2 KGm. 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 M0. Từ P0 = a . M0 ta có: M0 = (3.6) Trong đó: M0 - Mô men cản quay vòng tại thời điểm cường hoá bắt đầu làm việc. P0 - Lực tác dụng lên vành tay lái làm cường hoá bắt đầu làm việc, chọn P0 = 2KG a - Hệ số, a = 0,2499m-1 Vậy ta có: M0 = = 8 KGm Như vậy cường hoá bắt đầu làm việc khi Pvl ³ P0 mô men cản quay vòng tăng lên, lúc đó người lái phải tác dụng một lực lớn để tạo cường hoá lớn hơn. Lực cường hoá tỉ lệ thuận với mô men cản quay vòng Mc. Từ công thức Mc = Mvl + Mch ta thấy đường đặc tính cường hoá là một đường thẳng nên ta chỉ cần xác định 2 điểm của đường thẳng là có thể xác định được đường đặc tính cường hoá. - Điểm 1: Là điểm A ứng với điểm cường hoá bắt đầu làm việc Pvl = P0 = 2KG Mc = M0 = 8 KG - Điểm 2: Là điểm C ứng với thời điểm lực trên vành tay lái và mômen cản quay vòng là lớn nhất: Pvl = Pvlmax = 17KG Mc = Mcmax = 242,2 KGm Nối các điểm OAC ta được đường đặc tính cường hoá. Nối các điểm OAB ta được đường đặc tính khi chưa có cường hoá. Nếu mô men cản quay vòng tiếp tục tăng Mc > Mcmax thì độ nghiêng của đường đặc tính sẽ giống như ở đường đặc tính khi chưa có cường hoá. 0 2 17 60,2 B C D 242,2 MC M0 = 8 A PVL Hình 3.7 Đường đặc tính của cường hoá lái 5. Tính bộ cường hoá lái Tính cường hoá lái gồm ba nhiệm vụ cơ bản sau đây: xác định những thông số chủ yếu của xi lanh lực (đường kính, hành trình); năng suất cần thiết của bơm, những kích thước cơ bản của van phân phối và tìm điều kiện ổn định làm việc của hệ thống dẫn động lái cùng với cường hoá. 5.1. Xác định kích thước xi lanh lực Với việc chọn phương án bố trí xi lanh lực cường hoá tác dụng vào đòn kéo ngang của hình thang lái qua khớp cầu nên ta có: Px = (3.7) Trong đó: Lb - Chiều dài đòn bên của cơ cấu hình thang lái Px - Lực đẩy cần piston xi lanh lực Mch - Mô men do cường hoá đảm nhận để thắng mô men cản tại vị trí trụ xoay đứng, Mch = 174,176 KGm hc - Hiệu suất truyền qua khớp cầu hc = 0,95 Thay số vào công thức (3.7) ta có: Px = = 916,716 KG Lực trong xi lanh sinh ra tác dụng lên piston (ở bên có cần piston) là: Px = p. S = = (D2x - d2) . p (3.8) Trong đó: p - áp suất dầu làm việc p = 70KG/cm2 S - Diện tích làm việc của piston Dx - Đường kính trong của xi lanh lực d - Đường kính cầu piston, chọn d = 20mm = 2cm Hình 3.8 Sơ đồ xác định kích thước xi lanh lực Từ công thức (3.8) ta có : Dx = = 4,55cm = 45,5mm Vậy ta lấy đường kính trong của xi lanh Dx = 45mm. 5.2. Xác định hành trình của piston Ta đã có góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng khi quay vòng là: b = 35o a = 28o Với: b - Góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong a - Góc quay bánh xe dẫn hướng bên ngoài Với việc bố trí kết cấu của xi lanh lực gắn với dầm cầu, cần piston gắn với đòn kéo do vậy ta có sơ đồ sau: Hình 3.9 Sơ đồ xác định hành trình của piston Tại vị trí trung gian đòn bên hình thang lái nghiêng với dầm cầu dẫn hướng một góc q = 72o khi quay vòng sang trái lớn nhất piston dịch chuyển từ vị trí trung gian đi một khoảng là: Stmax = BB' = m . cos (72o - 35o) - m cos72o Với: m - Chiêu dài đòn bên, m = 200mm Vậy: Stmax = 200 . cos(72o - 35o) - 200 . cos72o = 97,9mm Tương tự như vậy khi quay vòng sang phải piston cũng dịch chuyển một đoạn Spmax = 97,9mm. Như vậy ta có hành trình toàn bộ của piston là: Smax = Stmax + Spmax = 97,9 + 97,9 = 195,8mm Lấy Smax = 196mm Để cho piston không chạm vào đầu của xi lanh khi làm việc, hành trình của piston được cộng thêm một khoảng là 5(mm) về hai phía của xi lanh. Vậy hành trình toàn bộ của piston là: Smax = 1996 + 10 = 206mm 5.3. Kiểm bền cần piston của xi lanh lực Cần piston của xi lanh lực một đầu cố định trên trụ xoay, khi làm việc cần piston chịu tác dụng của lực kéo nén chính tâm dọc trục. Vì vậy ta kiểm tra bền cần piston theo trạng thái ứng suất kéo nén và ổn định. 1. Cần piston 3. Piston 2. Xéc măng 4. Đai ốc hãm Hình 3.10 Sơ đồ mặt cắt cần piston của xi lanh lực 5.3.1. Kiểm bền cần piston ở trạng thái ứng suất kéo nén ứng suất kéo, nén của cần piston được tính theo công thức: skn = (3.9) Trong đó: Px - Lực sinh ra trong xi lanh lực do áp suất dầu tạo nên Px = p . S Với : p - áp suất dầu trong xi lanh, p = 70KG/cm2 S - Diện tích làm việc lớn nhất của piston S = Với : Dx - Đường kính xi lanh lực, Dx = 45mm = 4,5cm Ta có: S = = 15,89 cm2 Vậy Px = 70 . 15,89 = 112,3 KG Ft - Diện tích tiết diện cần piston Ta có: Ft = = 3,14cm2 Với: d - Đường kính cần piston, d = 20mm = 2cm Thay số vào công thức (3.9) ta có: skn = = 354,24 KG/m2 = 35,424MN/m2 Cần piston được chế tạo bằng thép 20X có [skn] = 220 MN/m2. Như vậy với skn = 35,424 MN/m2 < [skn] = 220MN/m2. Do đó cần piston đảm bảo đủ bền về kéo nén. 5.3.2. Tính ổn định của piston Khi làm việc dưới tác dụng của lực dọc trục Px cần piston có thể bị uốn dọc trục. ứng suất uốn dọc trục được xác định theo công thức: sud = (3.10) Trong đó: E - Mô đun đàn hồi của vật liệu, E = 2 . 106 KG/cm2 Jmin - Mô men quán tính của tiết diện cần piston Jmin = = 0,785cm2 Lt - Chiều dài cần piston, Lt = 50cm Ft - Diện tích tiết diện cần piston, Ft = 3,14cm2