Đồ án Thiết kế hệ thống lái xe Innova G - Kèm bãn vẽ CAD

MỤC LỤC

1


DANH MỤC CÁC BẢNG BIỂU TRONG ĐỒ ÁN

2


DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ TRONG ĐỒ ÁN

3


MỞ ĐẦU
Đồ án tốt nghiệp là một điều kiện cần để các sinh viên sau khi hồn thành
khóa học có thể tốt nghiệp. Vào học kỳ cuối, những sinh viên đủ điều kiện sẽ
được làm đồ án tốt nghiệp. Thực hiện đề tài tốt nghiệp là cơ hội để sinh viên tổ
hợp kiến thức, thể hiện khả năng, tìm hiểu thực tế và trau dồi thêm những kỹ
năng cần thiết trước khi chính thức ra trường.
Như chúng ta biết, ơ tơ với đặc điểm có tính cơ động và linh hoạt cao đã trở
thành phương tiện rất cần thiết trong ngành giao thông vận tải. Ngày nay, ô tô là
một thành viên khơng thể thiếu của xã hội. Ơ tơ đã đóng góp một vai trị chính
trong sự phát triển cơng nghiệp và kinh tế. Đồng thời, nó cịn là phương tiện
nâng cao tiện nghi đời sống và hỗ trợ giao lưu, phát triển văn hóa xã hội. Do
vậy, khi đủ điều kiện để làm đồ án tốt nghiệp, e đã chọn thực hiện đề tài: “ Thiết
kế hệ thống lái xe TOYOTA INNOVA G 2010”.
Được sự hướng dẫn tận tình và xuyên suốt của thầy giáo: PGS. TS. Nguyễn
Văn Bang, sự giúp đỡ các thầy cô trong bộ môn cơ khí ơ tơ, cùng sự nỗ lực của
bản thân, em đã hồn thành được đề tài của mình. Tuy nhiên, do kiến thức, kinh

nghiệm, thời gian và điều kiện có hạn, nên đề tài của em cịn rất nhiều sai xót và
cịn nhiều vấn đề chưa giải quyết triệt để. Vì vậy, em rất mong nhận được sự chỉ
bảo của các thầy cơ để em có thể hồn thành tốt hơn nữa đề tài của mình.
Cuối cùng, em xin gửi lời cám ơn chân thành và chúc sức khỏe đến thầy
giáo hướng dẫn PGS. TS. Nguyễn Văn Bang, các thầy cơ giáo khoa cơ khí ơ tơ
và các bạn bè đã giúp đỡ em trong quá trình thực hiện đề tài này.
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Lưu Lân

4


CHƯƠNG I: TỔNG QUAN
1.1. Những vấn đề chung về hệ thống lái
1.1.1. Công dụng hệ thống lái
Hệ thống lái là hệ thống điều khiển hướng chuyển động của xe, đảm bảo
giữ nguyên hoặc thay đổi hướng chuyển động của ô tơ ở một vị trí nào đó.
Hệ thống lái có chức năng tiếp nhận tác động của người điều khiển, thông
qua các cơ cấu dẫn động thực hiện điều khiển các bánh xe chuyển động theo quỹ
đạo mong muốn việc điều khiển này phải đảm bảo tính linh hoạt nhanh chóng và
chính xác.
Hệ thống lái thơng dụng bao gồm cơ cấu điều khiển (vành lái, trục lái), cơ
cấu lái và các đòn dẫn động tạo khả năng chuyển hướng cho các bánh xe xung
quanh trụ đứng.
Trong quá trình chuyển động, hệ thống lái có ý nghĩa quan trọng thơng qua
việc nâng cao an toàn điều khiển và chất lượng chuyển động do vậy hệ thống lái
ngày càng được hoàn thiện nhất là khi xe chạy đạt tốc độ lớn.
1.1.2. Phân loại hệ thống lái
Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái ơ tơ tuỳ theo từng phương pháp
mà có các cách phân loại khác nhau. Có các cách phân loại sau:

- Theo cách bố trí vành lái:
+ Bố trí vành lái bên trái (theo luật đi đường bên phải)
+ Bố trí vành lái bên phải (theo luật đi đường bên trái)
- Theo cách biến đổi kiểu truyền động (phụ thuộc vào kết cấu của cơ cấu lái)
+ Biến chuyển động quay của hệ thống điều khiển thành chuyển động
quay của các đồn: (trục vít – bánh vít; trục vít – ê cu bi)
+ Biến chuyển động quay của hệ thống điều khiển thành chuyển động tịnh
tiến của các đoàn điều khiển (bánh răng - thanh răng)
1.1.3. Yêu cầu hệ thống lái
- Hệ thống lái phải đảm bảo những yêu cầu chính sau:
+ Đảm bảo chuyển động thẳng ổn định.
5


+ Đảm bảo tính cơ động cao: tức xe có thể quay vòng thật ngoặt trong
một khoảng thời gian rất ngắn trên một diện tích thật bé.
+ Đảm bảo động học quay vịng đúng: để các bánh xe khơng bị trượt lê
gây mịn lốp, tiêu hao cơng suất vơ ích và giảm tính ổn định của xe.
+ Điều khiển nhẹ nhàng, thuận tiện.
+ Đảm bảo sự tỷ lệ giữa lực tác dụng lên vô lăng và mô men quay các
bánh xe dẫn hướng (để đảm bảo cảm giác đường) cũng như sự tương ứng động
học giữa góc quay của vơ lăng và của bánh xe dẫn hướng.
1.1.4. Giới thiệu các hệ thống lái thường gặp
a. Hệ thống lái trên hệ thống treo phụ thuộc:

Hình 1.1. Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo phụ thuộc

1. Vành lái; 2. Trục lái; 3. Cơ cấu lái; 4. Trục ra của cơ cấu lái; 5. Đòn quay đứng;
6. Đòn kéo dọc; 7. Đòn quay ngang; 8. Cam quay; 9. Cạnh bên của hình thang lái;10.
Địn kéo ngang; 11. Bánh xe dẫn hướng;12. Bộ phận phân phối;13. Xi lanh lực

6


- Đặc điểm kết cấu:
Trong trường hợp tổng quát, hệ thống lái gồm có: Vành lái – trục lái, cơ
cấu lái, hệ dẫn động lái, bộ phận trợ lực lái, giảm chấn. Trên hình là sơ đồ hệ
thống lái thơng dụng điều khiển hướng chuyển động 2 bánh dẫn hướng trên cầu
trước.
Khi đánh lái, người lái tác động lên vành lái 1, qua trục lái 2 dẫn đến cơ
cấu lái 3. Chuyển động từ cơ cấu lái được đưa đến bộ phận dẫn động lái thơng
qua địn quay đứng. Dẫn động lái gồm đòn kéo dọc 6, đòn quay ngang 7, hình
thang lái và các cam quay bên trái, bên phải làm quay bánh xe ở hai bên.
Với hệ thống treo phụ thuộc, cả hai bánh xe được đỡ bằng một hộp cầu xe
hoặc dầm cầu xe, vì thế cả hai bánh xe sẽ cùng dao động với nhau khi gặp chướng
ngại vật.
Loại hệ thống treo này có những đặc tính sau:
+ Cấu tạo đơn giản, ít chi tiết vì thế dễ bảo dưỡng.
+ Có độ cứng vững cao nên có thể chịu được tải nặng.
+ Vì có độ cứng vững cao nên khi xe đi vào đường vòng, thân xe ít bị
nghiêng.
+ Định vị của các bánh xe ít thay đổi do chuyển động lên xuống của
chúng, nhờ thế mà các bánh xe ít bị mịn.
- Ưu điểm, nhược điểm:
+ Ưu điểm: Cơ cấu lái áp dụng trên loại hệ thống này có ưu điểm là có tỉ
số truyền lớn, kết cấu đơn giản, dễ bảo dưỡng, sửa chữa.
+ Nhược điểm: Khó khăn cho việc bố trí trợ lực lái .
- Phạm vi áp dụng:
+ Áp dụng trên những xe có tải trọng lớn, tải trọng trung bình, xe khách...

7


b. Hệ thống lái trên hệ thống treo độc lập.

Hình 1.2. Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo độc lập

1. Vô lăng; 2.Trục lái; 3.Cơ cấu lái; 4.Trục ra của cơ cấu lái; 5.Đòn quay; 6.Bộ phận
dẫn hướng của hệ thống treo; 7.Đòn kéo bên; 8.Đòn lắc; 9.Bánh xe dẫn hướng.

- Đặc điểm kết cấu:
+ Trên hệ thống treo độc lập, hai bên bánh xe dịch chuyển độc lập nhau,
do vậy dẫn động lái phải đảm bảo không ảnh hưởng đến khả năng dịch chuyển
của hệ thống treo đồng thời vẫn đảm bảo chuyển hướng được các bánh xe dẫn
hướng ở hai bên trên cầu trước. Để thỏa mãn điều này, dẫn động lái trên hệ
thống treo độc lập sử dụng loại các đòn chia cắt. Về mặt nguyên tắc các đoàn
dẫn động đều thỏa mãn quan hệ động học Ackerman, và vẫn có hình dáng cơ
bản là hình thang lái Đantơ.
+ Đối với hệ thống treo độc lập, trong q trình ơ tơ chuyển động khi chịu
tác dụng của các lực từ mặt đường thì mỗi bánh xe sẽ dao động độc lập theo kết
cấu của hệ thống treo mà không chịu tác động qua lại đồng thời như trên hệ
thống treo phụ thuộc. Bởi vậy mà hệ thống lái thiết kế cho xe sử dụng loại hệ
thống treo này đáp ứng những đặc trưng riêng của kết cấu xe.Đảm bảo cho hệ
thống lái của xe vẫn đáp ứng đầy đủ các yêu cầu về tính êm dịu và tiện nghi khi
xe chuyển động.
- Ưu điểm, nhược điểm:
8


+ Ưu điểm:

Sự truyền mô men tốt do sức cản trong cơ cấu lái nhỏ nên tay lái nhẹ, độ
dơ cơ cấu lái nhỏ và có khả năng tự điều chỉnh, cấu trúc đơn giản, gọn nhẹ.
- Phạm vi áp dụng:
Áp dụng trên các xe con, xe có tải trọng nhỏ, xe du lịch,...
1.2. Giới thiệu về ô tô TOYOTA INNOVA G:

176

24°

22°

INNOVA

Hình 1.3. Tuyến hình xe INNOVA G

INNOVA G là sản phẩm của dòng xe đa dụng hiện đại mang tính tồn cầu.
Ở Việt nam, hiện sản phẩm của INNOVA có nhiều loại: innovaG, innovaJ,
innovaV, innova E sử dụng số tự động hoạc số tay,động cơ 4 xy lanh thẳng hàng,
VVT-i, phun xăng điện tử. Dịng xe INNOVA G có 3 màu: trắng, xanh nhạt, đỏ.
Với động cơ thế hệ mới 2.0 có trang bị hệ thống phân phối khí thông minh nên
hoạt động của innova mạnh mẽ hơn, tiết kiệm nhiên liệu hơn, thân thiện với môi
trường đạt tiêu chuẩn khí thải Euro 2. Về thiết kế và hình dáng, innova lịch lãm
sang trọng cùng trang thiết bị hiện đại của dòng xe sedan nhưng vẫn giữ lại
phong cách thể thao năng động và tính tiện dụng giúp innova trở nên cuốn hút
hơn. Xe với không gian linh hoạt rộng rải với 8 chỗ ngồi đáp ứng nhu cầu về
9


một chiếc xe gia đình nhưng khơng kém phần sang trọng trong cơng việc. Dịng

xe INNOVA được trang bị gần như đầy đủ các tính năng an tồn chủ động và an
tồn bị động với cơng nghệ tiến tiến nhằm bảo vệ tồn diện và tính an tồn tối
đa cho người sử dụng, an toàn chủ động bao gồm: (hệ thống chống bó cứng
phanh ABS, cảm biết lùi, chìa khóa điều khiển từ xa phanh đĩa), an toàn bị động
bao gồm: (hệ thống túi khí dây đai an tồn, cột lái tự đổ).
Bảng 1.1: Thông số kỹ thuật xe innova G 2010

Hãng sản xuất
Loại động cơ
Kiểu động cơ

TOYOTA
2.0(lít)
4 xi lanh thẳng hàng, 16 van, cam kép với
VVT_i
1998cc
5 tay số
Xăng
4555mm
1770mm
1745mm
2750mm
1510/1510mm
1530kg
2170kg
55 l
8 chỗ
1370mm

Dung tích xi lanh

Hộp số
Loại nhiên liệu
Dài
Rộng
cao
Chiều dài cơ sở
Chiều rộng cơ sở trước/sau
Trọng lượng khơng tải
Trọng lượng khi tồn tải
Dung tích bình nhiên liệu
Số chỗ ngồi
Khoảng cách giữa hai trụ đứng

10


1.3. Lựa chọn phương án thiết kế
Thông qua những phân tích ở trên và tìm hiểu thực tế về xe Innova em xin
được chọn phương án thiết kế hệ thống lái kiểu thanh răng - bánh răng, trợ lực
lái là trợ lực lái thủy lực. Ta có sơ đồ bố trí chung của hệ thống lái cần thiết kế
như sau:

8

9
25

26

24

6

23

11

22
13
21

20

19

7

10

18

17

16

15

5
4

12

14
3

1
2

Hình 1.4. Sơ đồ bố trí chung của hệ thống lái

1. Đai ốc hãm; 2. Khớp cầu; 3. Đòm quay đứng; 4. Đai ốc dầu; 5. Đường dầu từ bơm
đến; 6. Đường dầu hồi về bình chứa; 7. Hộp lái; 8. Vô lăng; 9. Trục lái; 10. Trục các
đăng; 11. Khớp các đăng; 12. Đai ốc định vị trục van điều khiển; 13. Cơ cấu lái;
14. Gân tăng cứng; 15. Đường dầu nối giữa khoang phải xy lanh với van xoay; 16.
Đường dầu nối giữa khoang trái xy lanh với van xoay; 17.Xy lanh trợ lực; 18. Đai ốc
dầu; 19.Thanh kéo ngang; 20. Thanh kéo bên; 21. Đai ốc hãm; 22. Bánh xe dẫn
hướng; 23. Puly; 24. Bơm; 25. Bình chứa dầu; 26. Đai ốc dầu

11


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ TỔNG THỂ HỆ THỐNG LÁI
2.1. Tính tốn và phân phối tỉ số truyền.
- Góc quay lớn nhất của các bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng:

α max



= arctg 






2
− a − L2 − B 

L

( Rng min

)

, độ

(2.1)

Trong đó:
: Bán kính quay vịng nhỏ nhất của bánh xe ngồi phía trước
a: Khoảng cách từ tâm trụ đứng đến tâm lốp của một bánh xe trước
(a = 50 mm)
L: Chiều dài cơ sở của ô tô, L = 2750 mm
B: Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng, B = 1370 mm
=> 42

, độ
=> = 32
- Xác định tỉ số truyền của hệ thống lái :
iL =

2.ϕmax
α max + βmax

(2.2)

2.2. Xác định lực tác dụng lên vành tay lái.
- Xác định mômen cản quay bánh xe dẫn hướng quanh trụ đứng:
, N.m
Trong đó: X = 1,07 1,15 chọn X = 1,15
= = 0,95.( 205.0,65 + .25,4 )
=> = 307,56 mm = 0,30756 m
f = 0,015
N.m
12

(2.3)


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

- Xác định lực lớn nhất tác dụng lên vô lăng :

Pmax =

M cq
R.iL .ηthl

,N

(2.4)

Trong đó:
R: Bán kính vơ lăng, R= 0,25 m
: Hiệu suất thuận của hệ thống lái,

Pmax =

644
= 143
0, 25.20.0,9

N

Vậy lực lớn nhất tác dụng lên vô lăng là: N
2.3. Thiết kế hình thang lái.
2.3.1. Các thơng số cơ bản của hình thang lái.
Nhiệm vụ của tính tốn 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 của địn quay đứng, khi có biến
dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ
thống truyền dẫn động lái.
Hình thang lái là một bộ phận quan trọng của truyền động lái đảm bảo cho
các bánh dẫn hướng của ôtô chuyển động theo những cung với bán kính khác

nhau trong khi quay vịng khơng sinh hiện tượng trượt để khơng gây hao mịn
lốp.
Khi quay vịng muốn cho các bánh ôtô không bị trượt cần phải quay các
bánh dẫn hướng ở bên phải và bên trái những góc α, β khác nhau và các góc này
được liên hệ với nhau theo công thức:
Cot gβ − Cotgα =

B
L

Trong đó:
L: Chiều dài cơ sở của xe
B: Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng
13

(2.5)


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

β: Góc quay của bánh xe dẫn hướng bên ngồi
α: Góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong
Để đảm bảo điều kiện quay vòng đúng, trên xe sử dụng cơ cấu hình thang
lái 4 khâu gọi là hình thang lái ĐAN TÔ chỉ áp dụng gần đúng điều kiện trên,
song do kết cấu đơn giản nên được dùng rất phổ biến.
Để kiểm tra động học hình thang lái bằng phương pháp đồ họa người ta
dựng sơ đồ động học quay vịng với giả thiết ơtơ là một khối thống nhất, tại từng
thời điểm các điểm của nó quay quanh một tâm tức thời. Như vậy, để các bánh

xe quay vòng khơng bị cưỡng bức thì các đường tâm quay của các bánh xe phải
cắt nhau tại một điểm O.

Hình 2.1. Sơ đồ động học quay vòng xe với 2 bánh dẫn hướng phía trước

Ta kiểm tra động học hình thang lái bằng phương pháp đồ thị như sau:

14


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

a) Trường hợp xe đi thẳng.

Hình 2.2. Sơ đồ động học hình thang lái khi xe đi thẳng

Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình 2.2 ta có thể tính được mối quan hệ giữa các
thông số theo các biểu thức sau:
n = B – 2.m.cosθ

(2.6)

Sai lệch trong quan hệ hình học của cơ cấu lái 4 khâu với quan hệ hình học
AC KERMAN chỉ nằm ở góc quay bánh xe dẫn hướng lớn. Giá trị sai lệch so
với lý thuyết từ 0o30’ đến 1o khi bánh xe dẫn hướng ở vùng quay gấp.
b) Trường hợp xe quay vòng.
Khi bánh xe bên trái quay đi một góc α bên phải quay đi một góc β, lúc này
địn bên của bánh xe bên phải hợp với phương ngang một góc (θ - β) và bánh xe

bên trái là (θ +α).

15


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

Hình 2.3. Sơ đồ động học hình thang lái khi xe quay vịng

Hình thang lái ĐAN TƠ là cơ cấu đảm bảo gần đúng quan hệ của công thức
trên. Khi cho trước các kích thước: B, L, θ, m, n, thì quan hệ α, β được xác định
nhờ công thức :
m.cos ( θ + α )
m − B.sin ( θ + α ) − 2.m.sin 2 θ + 2.B.sin θ
β = θ + arctg
− arcsin
2
B − m.sin ( θ + α )
m2 .cos 2 ( α + θ ) +  B − m.sin ( α + θ ) 

(2.7)

2.3.2. Xác định đường đặc tính lý thuyết.
Trên hệ trục tọa độ đề các αOβ ta xác định được đường cong đặc tính lý
thuyết qua quan hệ β = f(θ,x).
C ot g β − Cotgα =

B

L

=

1370
2750

= 0,5

 Cotgβ = Cotgα + 0,5
Ứng với các giá trị của α từ 0o, 5o, 35o, 40o lần lượt ta có các giá trị tương ứng
của β. Các giá trị này được tính theo EXCEL.
Bảng 2.1: Quan hệ giữa α và β theo lý thuyết.

αo
0
5
10
15
20
25
30
35
40

βo
0
4.79
9.20
13.29

17.12
20.71
24.13
27.41
30.59

2.3.3. Xây dựng đường cong 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 α = f(θ,β). Theo mối quan hệ này thì nếu biết
trước một góc θ nào đó ứng với một giá trị của góc β thì ta có 1 giá trị của góc
α. Mối quan hệ giữa các góc θ, β và α xác định theo công thức (2.7):
16


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

m.cos ( θ + α )
m − B.sin ( θ + α ) − 2.m.sin 2 θ + 2.B.sin θ
β = θ + arctg
− arcsin
2
B − m.sin ( θ + α )
m 2 .cos 2 ( α + θ ) +  B − m.sin ( α + θ ) 

Trong đó:
α: Góc quay của trục bánh xe dẫn hướng bên ngồi.
β: Góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trong.
L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 2750 mm

B: Khoảng các giữa tâm hai trụ đứng của cầu dẫn hướng, B = 1370 mm
θ: Góc tạo bởi địn bên hình thang lái và phương ngang.
m: Chiều dài địn bên hình thang lái, m thường lấy theo kinh nghiệm:
m = (0,14-0,16).B
=> chọn m= 0,15.B = 0,15.1370 = 205,5 mm
- Chọn sơ bộ góc θ ban đầu theo E.A Chuđakốp:

o

Cotg(90

- θ)=

B
1370
=
= 0,355
2.0,7.L 2.0,7.2750

 θ = 20o
Cho θ các giá trị xung quanh giá trị sơ bộ (θ = 20o) và dựa vào cơng thức trên
để tìm ra quan hệ thực tế giữa β, α.
 Cho θ = 18o, 19o, 20o, 21o.
Bảng 2.2: Quan hệ giữa α và β 1 khi θ = 18o

αo
0
5
10
15

20
25
30
35
40

β1o
0
4.85
9.40
13.67
17.65
21.33
24.69
27.70
30.33
17

∆β1o = βo - β1o
0
0.06
0.20
0.38
0.53
0.62
0.56
0.29
-0.26

GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

Bảng 2.3: Quan hệ giữa α và β 2 khi θ = 19o

αo

β2 o

∆β2o = βo - β2o

0

0

0.00

5

4.84

0.05

10

9.37

0.17

15

13.59

0.30

20

17.51

0.39

25

21.12

0.41

30

24.39

0.26

35

27.31

-0.10

40

29.83

-0.76

Bảng 2.4: Quan hệ giữa α và β 3 khi θ = 20o

αo

β3 o

∆β3o = βo - β3o

0

0

0

5

4.83

0.04

10

9.33

0.13

15

13.51

0.22

20

17.38

0.26

25

20.91

0.20

30

24.10

-0.03

35

26.92

-0.49

40

29.33

-1.26

18


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

Bảng 2.5: Quan hệ giữa α và β 4 khi θ = 21o

αo

β4o

∆β4o = βo - β4o

0

0

0

5

4.82

0.03

10

9.29

0.09

15

13.43

0.14

20

17.24

0.12

25

20.70

-0.01

30

23.80

-0.33

35

26.53

-0.88

40

28.84

-1.75

Theo bảng giá trị trên ta chọn góc θ sao cho sự sai lệch với đường lý thuyết
nhỏ nhất và nhỏ hơn 1o, ta chọn được góc θ = 18o
Thơng số cầu dẫn hướng là: θ = 180
Độ dài đòn bên: m = 205,5 mm
Độ dài thanh kéo ngang là:
n = B - 2.m.cosθ = 1370 - 2.205,5.cos180 = 979,1 mm
Dựa vào các số liệu trong bảng trên ta vẽ được đồ thị đặc tính hình học hình
thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục tọa độ:

19


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

Hình 2.4. Đồ thị đặc tính hình học hình thang lái.

2.4. Thiết kế cơ cấu lái
2.4.1. Xác định bán kính vịng lăn của bánh răng
Để xác định được bán kính vịng lăn của bánh răng ta có thể thực hiện
theo các phương pháp sau:
+ Chọn trước đường kính vịng lăn của bánh răng từ đó tính ra vịng quay
của bánh răng có phù hợp khơng. Có nghĩa là ứng với số vịng quay (n) nào đó
thì thanh răng phải dịch chuyển một đoạn X = 101 mm
+ Chọn trước số vòng quay của vành lái rồi sau đó xác định bán kính
vịng lăn của bánh răng. Đối với cơ cấu lái loại bánh răng - thanh răng thì số
vịng quay của vành lái cũng là số vòng quay của bánh răng.
Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay về một phía của vành lái ứng
với bánh xe quay là n = 1,5 vòng.

20


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang
Ta có cơng thức:

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

X = 2π .R.n

R=
=>

(2.8)

X1
= 10,7 mm
2π .n

2.4.2. Xác định các thơng số của bánh răng.
- Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy:

Dc =

m n .Z
cos β

(2.9)

Trong đó:
Dc
mn

β

: Đường kính vịng chia:

Dc = 2.R = 2.10,7 = 21, 4mm

: Mô đun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn

: Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng

- Từ cơng thức trên ta suy ra số răng của bánh răng:
Z=

Dc .cos β 21,4.cos12°
=
=8
mn
2,5

Chọn số răng Z = 8 răng
- Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có:
cos β =



mn = 2,5

Z .mn 8.2,5
=
= 0,934
Dc
21, 4

β = arccos0,934 = 20°

- Mô đun ngang của bánh răng:

mt =

mn
2,5
=
= 2,66
cos β cos 20°

- Số răng tối thiểu:
21

β = 12°


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

Z min = 17.cos3 β = 17.cos 3 20° = 14

Lấy

Z min = 14

Như vậy

Z min = 14

>7 do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch

chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh đều
Xác định hệ số dịch chỉnh

ϕ=

ϕΣ

ϕΣ = 0

theo công thức:

14 − Z 14 − 8
=
= 0, 429
14
14

- Từ đó ta tính được các thơng số của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vịng đỉnh:
Dd = Dc + 2.m n .( 1 + ϕ ) = 21, 4 + 2.2,5.( 1 + 0,429 ) = 28,545mm
+ Đường kính chân răng:

Df = Dc − 2.m n .( 1, 25 − ϕ ) = 21,4 − 2.2,5. ( 1,25 − 0,429 ) = 17,295mm
+ Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy

α = 20°

+ Đường kính cơ sở của bánh răng:
D0 = Dc .cos α = 21, 4.cos 20° = 20mm

+ Chiều cao răng:

(

)

h = h f ' + h f '' .m = ( 1 + 1,25 ) .2,5 = 5,625mm
+ Chiều cao đỉnh răng:

(

)

h ' = f ' + ϕ .m = ( 1 + 0,429 ) .2,5 = 3,5725mm
+ Chiều dày của răng trên vòng chia:
S=

π .m
3,14.2,5
+ 2.ϕ .m.tgα =
+ 2.0,429.2,5.tg 20° = 4,7mm
2
2

22


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

2.4.3. Xác định kích thước và thơng số của thanh răng.

- Đường kính của thanh răng được cắt tại mặt cắt nguy hiểm nhất:

dtr = 3

Mx
0,2.[ τ x ]

(2.10)

Trong đó:

[τ x ]
Lấy

: ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất.

[τ x ]

= 35 kG/mm2.

Mx : Mô men xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, chính bằng
mơmen cản quay vịng từ bánh xe:
Mx = Mc = 644 Nm
Thay các thông số vào công thức trên ta được :
644.103
dtr =
= 20,95mm
0,2.350
3

Chọn dtr= 30 mm.
- Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng:
L = 202 mm
- Môđun thanh răng là: m = 2,5 mm.
- Bước răng: t =

π .m

= 3,14.2,5 = 7,85 mm

- Chiều cao của răng thanh răng: h = 2,5.m = 2,5.2,5 = 6,25 mm
- Số răng cần thiết trên thanh răng để khi quay vòng xe không bị chạm:

ZCT =

202
= 25,73
7,85

Chọn số răng trên thanh răng: ZCT = 26 răng.
- Khoảng cách giữa 2 răng liên tiếp của thanh răng:
y = L/Z = 202/26 = 7,77
- : Góc nghiêng của răng (hợp với phương ngang).
23


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

tg = dtr/y = 30/7,77 = 3,86 →  =arctg3,86 = 75,4o. Lấy  = 75o
Vậy góc nghiêng của răng  = 90o-75o = 15o
2.4.4. Tính bền cơ cấu trục răng - thanh răng.
Đối với loại truyền động trục răng – thanh răng phải đảm bảo cho các
răng có độ bền cao.
- Xác định lực tác dụng lên bộ truyền trục răng - thanh răng.
Lực vòng tác dụng lên bánh răng:
Pv = Pmax .ic = 143.20 = 2860N

Lực hướng tâm tác dụng lên trục răng theo công thức:

Pr =

Pv .tgα 2860.tg20°
=
= 1078N
cos β
cos15°

Lực dọc tác dụng lên trục răng:
Pa = Pv .tgβ = 2860.tg15° = 766,33N

- Kiểm tra vật liệu.
Trong quá trình làm việc trục răng, thanh răng chịu ứng suất uốn tiếp xúc
và chịu tải trọng va đập từ mặt đường. Vì vậy thường gây ra hiện tượng rạn nứt
chân răng. Do đó ảnh hưởng lớn tới sự tin cậy và tuổi thọ của cơ cấu lái. Để đảm
bảo được những yêu cầu làm việc của cơ cấu lái thì vật liệu chế tạo trục răng thanh răng được dùng là thép XH được tơi cải thiện.
Có:

[ σch ] = 700MPa

[ σb ] = 1000MPa
HB = 260÷290

- Ứng suất cho phép:
24


GVHD: PGS-TS. Nguyễn Văn Bang

SVTH: Nguy ễn L ưu Lân

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của trục răng:

σHLim = 2 [ σb ] + 70 = 2.260 + 70 = 590MPa
Ứng suất tiếp xúc cho phép của trục răng:
 σHLim 
÷ZR .ZV .K F .K XH
 SH 

[ σH ] = 

(2.11)

Trong đó:
SH
ZR
ZV

: Là hệ số an toàn, lấy

: Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám,

ZR

= 0,95

: Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng,

K XH
KF

SH = 1,1

ZV

= 1,1

: Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước trục răng,

: Hệ số xét ảnh hưởng của độ bôi trơn,

KF

K XH

=1

Thay các thông số vào công thức trên ta được:

[ σH ] = 

590 
÷.0,95.1,1.1.1 = 560,5MPa
1,1



Giới hạn bền mỏi uốn của trục răng:

[ σFLim ] = σoF .K FL .K FC
Chọn

K FL = 1

, với bộ truyền quay hai chiều ta chọn

K FC = 0,7

[ σFLim ] = 1.0,7.360 = 252MPa
+ Ứng suất uốn cho phép:
25

=1