Tính toán thiết kế và mo phỏng hệ thống lái xe con

Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Mục lục
LỜI NÓIĐẦU………………………………………………………… 02
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN……………………………………………….03
1.1 Công dụng, yêu cầu, phân loại hệ thống lái……………………………03
1.2 Kết cấu các dạng cơ cấu lái………………………………………… 04
1.3 Các dẫn động lái……………………………………………………… 09
1.4 Lựa chọn phương án thiết kế…………………………………………. 12
CHƯƠNG II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI……………… 14
2.1 Tỷ số truyền của hệ thống lái………………………………………… 14
2.2 Xác định lực tác dụng lên vành tay lái…………………………………15
2.3 Xác định các thong số cơ bản của cơ cấu lái………………………… 29
2.4 Thiết kế cơ cấu lái…………………………………………………… 20
2.5 Thiết kế dẫn động lái và trợ lực lái…………………………………….29
CHƯƠNG III: MÔ PHỎNG HỆ THỐNG LÁI XE CON…………………43
3.1 Giới thiệu chung về phần mềm solidwork…………………………… 43
3.2 Xây dựng quy trình lắp ráp…………………………………………….44
3.3 Mô phỏng hệ thống lái xe con…………………………………………47
KẾT LUẬN……………………………………………………………… 49
TÀI LIỆU THAM KHẢO…………………………………………………50
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
1
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
LỜI NÓI ĐẦU
Trên nền tảng của đất nước đang trên đà phát triển lớn mạnh về kinh tế
đó là sự thay da đổi thịt của quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá đất
nước và sự hội nhập của các ngành công nghiệp, kỹ thuật Ôtô ở nước ta
ngày càng được chú trọng và phát triển. Thể hiện bởi các liên doanh lắp ráp
Ôtô giữa nước ta với nước ngoài ngày càng phát triển như: TOYOTA,
FORD, NISAN, DAEWOO, KIA, Một vấn đề lớn đặt ra đó là sự hội
nhập, tiếp thu những công nghệ kỹ thuật tiên tiến của các nước có nền công

nghiệp phát triển vào việc lắp ráp sản xuất cũng như sử dụng, bảo dưỡng
Hệ thống lái là một hệ thống quan trọng của ôtô dùng để thay đổi
hướng chuyển động hoặc giữ cho ôtô chuyển động theo một hướng xác
định nào đó. Một hệ thống lái hoàn thiện về kết cấu, điều khiển dễ dàng sẽ
giúp chúng ta điều khiển xe dễ dàng, thoải mái, đảm bảo an toàn của xe
trong quá trình vận hành khai thác.
Đáp ứng nhu cầu đó và sự hiểu biết về các ứng dụng khoa học kỹ thuật
hiện đại. Em đã được giao nhiệm vụ “ Tính toán thiết kế và mo phỏng hệ
thống lái xe con “
Em xin bày tỏ lòng cảm ơn sâu sắc tới thầy giáo hướng dẫn : Th.Sỹ
Nguyễn Thành Công đã tận tình chỉ bảo để em có thể hoàn thành được bản
đồ án này.
Mặc dù đã cố gắng nhiều nhưng do vì trình độ cũng như điều kiện
tìm hiểu thực tế còn hạn chế nên đồ án của em còn nhiều thiếu sót.Em kính
mong được sự đóng góp ý kiến của các thầy giáo và các bạn để đồ án được
hoàn chỉnh và đi vào thực tiễn.
Em xin chân thành cảm ơn các Thầy trong bộ môn Ôtô - Khoa cơ
khí trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Hà Nội cùng các bạn đã giúp đỡ
em trong quá trình nghiên cứu và hoàn thành đồ án.
Sinh viên.
Nguyễn Văn Cường
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
2
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
CHƯƠNG I
TỔNG QUAN
1.1 Công dụng, yêu cầu, phân loại hệ thống lái
1.1.1. Công dụng:
- Hệ thống lái là hệ thống điều khiển hướng chuyển động của xe, đảm bảo
giữ nguyên hoặc thay đổi hướng chuyển động của xe ở một vị trí nào đó.

- Trên ôtô có các phương pháp thay đổi hướng chuyển động, ngày nay phổ
biến là loại điều khiển hướng của các bánh xe gọi là các bánh xe dẫn
hướng.
- 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.
- Trong quá trình chuyển động, hệ thống lái có ý nghĩa quan trọng thông
qua việc nâng cao an toàn điều khiển và chất lượng chuyển động do vậy hệ
thống lái ngày các được hoàn thiện nhất là khi xe đạt tốc độ lớn.
1.1.2. Yêu cầu của hệ thống lái
Hệ thống lái phải đảm bảo những yêu cầu chính sau:
- Đảm bảo cho xe quay vòng ngoặt, trong thời gian ngắn, trên diện tích bé
- Đảm bảo động học quay vòng đúng cho các bánh xe dẫn hướng tránh
trượt lê gây mòn lốp.
- Hệ thống lái phải có khả năng ngăn được các va đập của bánh xe dẫn
hướng lên vành tay lái.
- Giữ cho xe chuyển động thẳng ổn định.
- Đặt cơ cấu lái lên phần được treo của ô tô. Cấu tạo đơn giản điều khiển
nhẹ nhàng và thuận lợi.
1.1.3. Phân loại hệ thống lái
Hệ thống lái có thể phân loại theo nhiều cách khác nhau:
 Theo cách bố trí cơ cấu lái:
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
3
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
- Loại cơ cấu lái đặt bên trái ( theo luật đi đường bên phải).
- Bố trí cơ cấu lái bên phải( theo luật đi đường bên trái).
 Theo số bánh xe dẫn hướng:
- Hệ thống lái với các bánh xe dẫn hướng ở cầu trước.

- Hệ thống lái với các bánh xe dẫn hướng ở cầu sau.
- Hệ thống lái với các bánh xe dẫn hướng ở tất cả các cầu
 Theo nguyên lý làm việc của bộ phận trợ lực lái:
- Loại trợ lực lái thủy lực:
- Loại trợ lực loại khí (Khí nén hoặc chân không).
- Loại trợ lực lái cơ khí.
- Loại trợ lực lái dùng điện
1.2. Kết cấu các dạng cơ cấu lái
a)Dạng trục vít - cung răng:
Trên các loại xe trước kia, cơ cấu lái loại này thường dùng rộng rãi trên
các loại ôtô.

Hình 1.1 : Kết cấu trục vít- con lăn
1 Trục vít; 2 Vỏ cơ cấu lái; 3 Trục của cung răng ; 4 ổ bi; 5 Cung răng
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
4
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
* Ưu điểm: Cho tỷ số truyền lớn (lớn hơn 24), kết cấu đơn giản, dễ bảo
dưỡng sửa chữa và giá thành thấp.
* Nhược điểm: Nhược điểm lớn nhất khiến cho loại này ít được sử dụng
hiện nay đó là khó khăn cho việc bố trí trợ lực lái
b) Cơ cấu lái trục vít- con lăn:
7
8
5
6
A-A
A
A
1

2
3
4

Hình 1.2. Cơ cấu lái trục vít glôbôít - con lăn hai vành
1 Trục đòn quay đứng; 2 Đệm điều chỉnh; 3 Nắp trên; 4 Vít điều chỉnh;
5 Trục vít; 6 Đệm điều chỉnh; 7 Con lăn; 8 Trục con lăn.
* Ưu điểm: Cơ cấu lái loại trục vít - con lăn được sử dụng rộng rãi trên các
loại ô tô do có ưu điểm:
- Kết cấu gọn nhẹ;
- Hiệu suất cao do thay thế ma sát trượt bằng ma sát lăn;
- Hiệu suất thuận: η
t
= 0,77 - 0,82;
- Hiệu suất ngịch: η
n
= 0,6;
- Điều chỉnh khe hở ăn khớp đơn giản và có thể thực hiện nhiều lần.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
5
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Để có thể điều chỉnh khe hở ăn khớp, đường trục của con lăn đươc bố trí
lệch với đường trục của trục vít một khoảng 5-7 mm. Khi dịch chuyển con
lăn dọc theo trục quay của đòn quay đứng thì khoảng cách A sẽ thay đổi.
Do đó khe hở ăn khớp cũng thay đổi.
Sự thay đổi khe hở ăn khớp từ vị trí giữa đến vị trí biên được thực hiện
bằng cách dịch chuyển trục quay O
2
của đòn quay đứng ra khỏi tâm mặt trụ
chia của trục vít O

1
một lượng x =2,5-5 mm.
c)Trục vít - chốt quay.
3
1
2
Hình 1.3. Cơ cấu lái trục vít - chốt quay
1- chốt quay; 2- Trục vít; 3- Đòn quay
* Ưu điểm: Có thể thiết kế với tỷ số truyền thay đổi, theo quy luật bất kỳ
nhờ cách chế tạo bước răng trục vít khác nhau.
Nếu bước răng trục vít không đổi thì tỷ số truyền được xác định theo
công thức:
i
ω
=
t
R
π
2
.cosϕ
Ở đây : ϕ - Góc quay của đòn quay đứng.
R - Bán kính đòn dặt chốt.
Hiệu suất thuận và hiệu suất nghịch của cơ cấu loại này vào khoảng 0.7.
Cơ cấu lái này dùng nhiều ở hệ thống lái không có cường hoá và chủ yếu
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
6
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
trên các ôtô tải và khách. Tuy vậy do chế tạo phức tạp và tuổi thọ không cao
nên hiện nay ít sử dụng.
d) Cơ cấu lái trục vít- êcubi thanh răng- cung răng:

Hình 1.4: Kết cấu cơ cấu lái Trục vít- êcubi thanh răng- bánh răng
1Trục vít; 2 Phớt dầu; 3 ổ bi; 4 Vỏ cơ cấu lái; 5 Cung răng; 6 Êcu bi; 7
Nút tháo dầu
* Ưu điểm: Hiệu suất truyền của cơ cấu lái này lớn hơn các loại khác chỉ sau
loại thanh răng - Bánh răng. Hiêu suất truyền thuận nghịch của cơ cấu lái này
khoảng 0.7. Ma sát nhỏ nhờ các viên bi tuần hoàn.
* Nhược điểm: Độ dơ của cơ cấu lái khó điều chỉnh. Cơ cấu lái loại này
không có khả năng tự thay dổi tỷ số truyền, muốn thay đổi thì phải bố trí trợ
lực lái.
e) Cơ cấu lái trục răng (bánh răng) - thanh răng
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
7
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Hình 1.5: Kết cấu cơ cấu lái bánh răng- thanh răng
1 Thanh xoắn; 2 Gioăng thanh xoắn; 3 Vỏ van phân phối; 4 Phớt chắn;
5 ổ bi đỡ; 6 Van quay; 7 ổ bi chặn; 8 Gioăng làm kín; 9 Chốt; 10 Bánh
răng; 11 Nắp bịt bên; 12 Lò xo; 13 Tấm đệm; 14 Dẫn hướng TR; 15 Bạc;
16 Trục van điều khiển.
* Ưu điểm:
+ Do ăn khớp trực tiếp nên có độ nhạy cao.
+ Sự truyền mômen tốt do sức cản trong cơ cấu nhỏ nên tay lái nhẹ.
+ Hiệu suất thuận bằng hiệu suất nghịch bằng 0,8-0,9.
+ Độ dơ cơ cấu lái nhỏ và có khả năng tự động điều chỉnh.
+ Cấu trúc đơn giản, gọn, nhẹ. Các cơ cấu được bọc kín nên ít phải
bảo dưỡng sửa chữa.Thông thường tỷ số truyền của bộ truyền này không
đổi khi đánh lái sang phải hoặc sang trái. Tuy nhiên trong một số cơ cấu tỷ
số truyền có cho phép thay đổi bằng cách thay đổi kết cấu của bộ truyền.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
8

Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
1.3. Các loại dẫn động lái
1.3.1 Hệ thống dẫn động lái
Hệ thống dẫn động lái đảm nhận chức năng chuyển động từ cơ cấu lái
đến bánh xe dẫn hướng, đảm bảo quan hệ giữa các góc quay của bánh xe
dẫn
hướng khi thực hiện quay vòng để không xảy ra sự trượt bên ở tất cả các
bánh xe, đồng thời tạo liên kế giữa các bánh xe dẫn hướng.
Hệ thống dẫn động là cơ cấu cơ khí gồm các đòn rỗng(để tiết kiệm
nguyên vật liệu) liên kết với nhau qua các khớp cầu đảm bảo khả năng tự
lựa mà không có khe hở.
a)Hệ thống dẫn động lái 4 khâu:
Hình 1.6 Sơ đồ dẫn động lái 4 khâu.
Hình thang lái 4 khâu đơn giản, dễ chế tạo đảm bảo được động học và
động lực học quay vòng các bánh xe. Nhưng cơ cấu này chỉ dung trên xe có
hệ thống treo phụ thuộc( lắp với dầm cầu dẫn hướng). thường sử dụng trên
xe tải, còn với các xe du lịch có hệ thống treo độc lập thì không đảm bảo
động học.
b. Dẫn động lái 6 khâu

Hình 1.7 Sơ đồ dẫn động lái 6 khâu
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
9
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Dẫn động lái 6 khâu được lắp đặt hầu hết trên các xe du lịch có hệ thống
treo độc lập lắp trên cầu dẫn hướng. Ưu điểm của hệ thống lái 6 khâu là dễ
lắp đặt cơ cấu lái, giảm được không gian làm việc bố trí cường hóa lái
thuận tay ngay trên dẫn động lái. Hiện nay dẫn động lái 6 khâu được dung
rất rộng rãi trên các loại xe như: Toyota, Nissan, Mercedes…
Đặc điểm của dẫn động lái 6 khâu là có them thanh nối nên ngăn ngừa

ddowcj ảnh hưởng sự dịch chuyển của bánh xe dẫn hướng này lên bánh xe
dẫn hướng khác.
1.3.2 Trợ lực lái
a) Công dụng và sự cần thiết của trợ lực lái:
Trợ lực của hệ thống lái có tác dụng giảm nhẹ cường độ lao động của
người lá, giảm mệt mỏi khi xe hoạt động trên đường dài. Đặc biệt trên xe
có tốc độ cao, trợ lực lái còn nhằm nâng cao tính an toàn chuyển động khi
xe có sự cố ở bánh xe như nổ lốp, hết khí nén trong lốp và giảm va đập
truyền từ bánh xe lên vành tay lái.
Để cải thiện tính êm dịu chuyển động, phần lớn các xe hiện đại đều
dùng lốp bản rộng, áp suất thấp để tăng diện tích tiếp xúc với mặt đường.
Kết quả là cần một lực lái lớn hơn.
Lực lái có thể giảm bằng cách tăng tỷ số truyền của cơ cấu lái. Tuy
nhiên việc đó lại đòi hỏi phải quay vô lăng nhiều hơn, thời gian quay vòng
kéo dài.
Chính vì vậy trợ lực lái đựơc sử dụng phổ biến trên ôtô ngày nay .
b) Phân loại hệ thống trợ lực lái.
Trợ lực lái được chia thành các kiểu sau
+ Loại trợ lực thuỷ lực .
+ Loại trợ lực khí(gồm cả cường hoá chân không) .
+ Loại trợ lực điện.
+ Loại trợ lực cơ khí.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
10
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
c) Nguyên lý hoạt động: Trợ lực lái là một thiết bị thuỷ lực sử dụng công
suất của động cơ để giảm nhẹ lực lái. Động cơ dẫn động bơm tạo ra dầu cao
áp tác dụng lên piston nằm trong xy lanh lực. Mức độ trợ giúp phụ thuộc
vào áp xuất dầu tác dụng lên piston. Vì vậy nếu cần trợ lực lái lớn hơn thì
phải tăng áp suất dầu.

* Sơ đồ trợ lực lái thủy lực
- Vị trí trung gian ( khi xe chuyển động thẳng)

Hình 1.8 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái ở vị trí trung gian .
Nếu van ở vị trí trung gian, tất cả dầu sẽ chảy qua van vào cửa xả và hồi
về bơm. Vì áp suất dầu bên trái và bên phải piston là như nhau lên piston
không chuyển động về hướng nào.
- Khi quay vòng

Hình 1.9 - Sơ đồ nguyên lý trợ lực lái khi quay vòng.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
B¬m
Khèi van ®iÒu khiÓn
PistonXy lanh lùc
B¬m
Khèi van ®iÒu khiÓn
PistonXy lanh lùc
11
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Khi trục lái chính quay theo bất kỳ hướng nào, giả sử quay sang phải thì
van điều khiển cung di chuyển làm đóng một phần cửa dầu, còn cửa kia mở
rộng hơn. Vì vậy làm thay đổi lượng dầu vào các cửa, cùng lúc đó áp suất
dầu được tạo ra. Như vậy tạo ra sự chênh lệch áp suất giữa hai khoang trái
và phải của piston. Sự chênh lệch áp suất đó làm piston dịch chuyển về phía
có áp suất thấp, dầu bên áp suất thấp sẽ được đẩy qua van điều khiển về
bơm.
1.4. Lựa chọn phương án thiết kế
1.4.1 Lựa chọn
Em xin lựa chọn phương án thiết kế hệ thống lái kiểu thanh răng – bánh
răng. trợ lực lái thuỷ lực.

1.4.2 Phân tích kết cấu
Hình 1.10. Cơ cấu lái bánh răng - thanh răng
* Đặc điểm
- Trục răng ăn khớp với thanh răng ở phía dưới. Khi vành lái quay, trục
răng quay làm di chuyển thanh răng sang trái hoặc phải, dẫn động các đòn
ngang bên chuyển động. Các đòn ngang bên được liên kết với đòn quay
bánh xe thực hiện chuyển hướng bánh xe theo yêu cầu điều khiển.
- Trục răng được đỡ bởi hai ổ bi (ở đầu là ổ bi kim), độ dịch chuyển dọc
trục của trục răng được điều chỉnh thông qua các ổ bi có ốc điều chỉnh ở
phía ngoài tỳ sát vào ổ bi ở đầu trên.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
12
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
- Thanh răng được cắt răng ở một phía, phần còn lại có tiết diện tròn.
Thanh răng được trượt trên các bạc trượt hình vành khăn. Một bạc trượt
nằm ở phía không cắt răng và một bạc trượt nửa hình vành khăn tuỳ ở phía
dưới thanh răng và có thể điều chỉnh thông qua êcu điều chỉnh nằm phía
dưới cơ cấu lái. Giữa bạc trượt và êcu có khe hở để đảm bảo tác dụng của
lò xo tỳ, tỳ sát bạc vào thanh răng. Êcu được khoá để tránh sự tự nới lỏng.
* Dẫn động lái và trợ lực lái:
Hình 1.11 Sơ đồ dẫn động lái có trợ lực thủy lực
Mômen quay của vành tay lái truyền qua trục lái, đến cơ cấu lái, qua
bánh răng làm cho thanh răng chuyển động tịnh tiến. Thông qua rotuyn lái
sẽ điều chỉnh làm quay bánh xe dẫn hướng.
Quá trình này được trợ lực bởi hệ thống trợ lực thủy lực được bố trí như
trên hình vẽ 1.11. Trợ lực lái là một thiết bị thủy lực đòi hỏi áp suất cao,
thiết bị này sử dụng lực của động cơ để dẫn động bơm trợ lực lái tạo áp suất
thủy lực. Bơm này là bơm cánh gạt vì trong bơm sử dụng các cánh gạt để
tạo áp suất thủy lực.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47

13
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
CHƯƠNG II
TINH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
2.1. Tỷ số truyền của hệ thống lái
* Bảng thông số kỹ thuật của xe cơ sở dựa trên thông số kỹ thuật của xe
Toyota Vios 2007.
Khối lượng bản thân ( kg) 1080
Khối lượng toàn bộ ( kg) 1520
Khối lượng phân bố trên cầu trước (kg) 800
Khối lượng phân bố trên cầu sau ( kg) 720
Kích thước toàn bộ dài - rộng -cao (mm) 4300 -1700 -1460
Chiều dài cơ sở (mm) 2550
Khoảng sáng gầm xe (mm) 150
Vệt bánh xe trước – sau (mm) 1470 -1460
Khoảng cách giữa 2 trục quay đứng 1428
Công suất lớn nhất/ Tốc độ quay ( kw/vgp) 80 / 6000
Mô men lớn nhất / Tốc độ quay (Nm/vgp) 141 / 6000
Tốc độ không tải nhỏ nhất (vgp) 70
Kiểu cơ cấu lái Bánh răng – thanh răng
Tỷ số truyền
Bán kính quay vòng nhỏ nhất (mm) 4,9
Lốp xe 180/60R15
Tỷ số truyền của hệ thống lái( tỷ số truyền động học) bằng tỷ số góc quay
của trục vòng tay lái và góc quay tương ứng của cam quay. Tỷ số truyền
này một mặt phải đủ lớn để ứng với một lục nhất định nào đó tác động vào
vành tay lái sẽ làm quay được bánh xe dẫn hướng trong những điều kiện
nặng nhọc nhất, đó là khi quay vòng tại chỗ trên mặt đường nhựa khô, xe
đầy tải.
Với xe thiết kế là xe du lịch có bố trí trợ lực lái nên tỷ số truyền của hệ

thống lái i
l
= 18
÷
25, vì tỷ số truyền của dẫn động lái ta chọn i
dd
=1 nên ta
chọn tỷ số truyền của hệ thống lái cần thiết kế là i
l
=21,6. Tức là góc quay
lớn nhất của bánh xe dẫn hướng là 40
0
thì góc quay của vành tay lái là 800
0
.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
14
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
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 và ngược lại, tức
là phải quay vành tay lái đi một góc 800*2= 1600
0
.
Nếu người lái đánh lái với vân tốc 1.5 v/s thì thời gian quay vòng là:
t
96.2
360*5.1
1600
==
(s).

2.2.Xác định lực tác dụng lên vành tay lái
Lực đặt lên vành lái được xác định cho trương hợp ôtô quay vòng tại chỗ
vì lúc này lực cản quay vòng đạt giá trị cực đại. Lúc đó mômen cản quay
vòng trên một bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản lăn
M1, mômen ma sát giữa bánh xe và mặt đường M2 và mômen ổn định M3
gây nên bởi các góc đặt của các bánh xe và trụ đứng.
a
p
f
p
f
y
y
i
p
max
R
x
Hinh 2.1: ̀ Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái khi ô tô quay vòng tại chỗ


SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
15

β
r
a
B
B
t

Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công

Hình 2.2 :Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng
a, Mô men cản M1
Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức:

1
. .
bx
M G f a
=

Trong đó:
G
bx
– trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng.

)(4000
2
8000
2
1
N
G
G
bx
===


1

G
- Khối lượng phân bố trên cầu trước
a – cánh tay đòn.
Ta có:
2
0
BB
a
t
−
=

ở đây: B
t
– chiều rộng vết trước B
t
= 1470 (mm)
B
0
– khoảng cách giữa hai trụ đứng cầu dẫn hướng B
0
= 1428 (mm).
Suy ra:
mma 21
2
14281470
=
−
=

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:
)(84,3021,0.04,0.4000
1
NmM ==
b, Mômen cản M
2
do ma sát giữa bánh xe và 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
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
16
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
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 2.3: Lực ngang Y do lốp xe có tính đàn hồi khi chịu mômen quay
vòng
Ta có công thức sau:
2 2
0,5.
bx
x r r
= −

Trong đó:
+ r – bán kính tự do của bánh xe.

.25,4( )

2
d
r B mm
 
= +
 ÷
 

+ B – chiều rộng lốp B =180
+ d - đường kính vành bánh xe d = 15 (ins).

3714,25.
2
15
180 =+=r
(mm)
+ r
bx
– bán kính làm việc của bánh xe.
Ta thừa nhận:
r
bx
= 0,96.r = 0,96.371 = 356,2 (mm).
Nên:
)(9,512,356371.5,0
22
mmx =−=

Do đó mômen cản do bánh xe trượt lê là:
xGM

bx

2
ϕ
=

Với ϕ là hệ số bám ngang. Lấy ϕ = 0,85
Vậy:
)(5,1760519.0.85,0.4000
2
NmM ==

SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
17
x
0
r
bx
r
Y
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Để làm ổn định các bánh xe dẫn hướng người ta làm các góc đặt bánh xe.
Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhưng chúng làm xuất
hiện mômen cản M
3
. Việc tính toán mômen này tương đối phức tạp nên giá
trị mômen cản M
3
được kể đến bởi hệ số χ.
χ = 1,07 ÷ 1,15. Ta chọn χ = 1,1.

Mômen cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hướng là: M =
χ
)(
21
MM +

Như vậy mômen cản quay vòng tại cầu dẫn hướng được tính như sau:
l
c
MM
M
η
χ
) (2
21
+
=

ηl –là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong
dẫn động lái, η = 0,50 ÷ 0,70, lấy η = 0,6 :

)(2,661
6,0
1,1)5,17684.3.(2
NmM
c
=
+
=
c, Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái

Khi đánh lái trong trường hợp ôtô đứng yên tại chỗ , lực đặt lên vành lái
để thắng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hương là lực lái lớn
nhất . Lực này được xác định theo công thức :

max
1
. . .
c
c tr th
P M
R i i
=
η

Trong đó:
M
c
– mômen cản quay vòng M
c
= 661,2 (Nm).
R – bán kính bánh lái R = 0,25 (m).
i
c
– tỷ số truyền cơ cấu lái ic=14,5
η
th
– hiệu suất thuận của cơ cấu lái , đối với cơ cấu lái bánh răng thanh
răng
65,0=
th

η

i
tr
=1 là tỷ số truyền của truyền động lái
Vậy ta có:
)(6,280
65,0.1.5,14.25,0
1
.2,661
max
NP
L
==
2.3. Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu lái
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
18
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Cơ cấu lái dung để truyền lực từ vành tay lái đến dẫn động lái. Việc quay
vòng các bánh xe dẫn hướng , nhất là quay vòng tại chỗ đòi hỏi phải có lực
lớn.
Tỷ số truyền tính trên cơ sở tăng lực lái và đảm bảo độ nhạy khi quay
vòng (thường xe du lịch từ 15
÷
20, xe tải từ 20
÷
27)
Tỷ số truyền
Ω
=

Ω
=
ω
ω
θ
θ
d
d
i
Trong đó:
θ
: Góc xoay của vành tay lái (độ)

Ω
: Góc xoay của tay biên (độ)
Tỷ số truyền có thể thay đổi hoặc không đổi. Cơ cấu lái với tỷ số truyền
thay đổi trong phạm vi rộng được dung cho hệ thống lái không có cường
hóa.
Đối với hệ thống lái trang bị trợ lực lái thì tỷ số truyền i không là vấn đề
quan trọng vì thao tác cơ cấu lái ở đây chủ yếu dung để mở các van của bộ
trợ lực lái khiến nó làm việc và đảm bảo động lực học của các hệ thống.
Đề phòng lúc hỏng trợ lực lái thì tỷ số truyền dẫn phải chọn đủ lớn để
người lái vẫn có thể lái xe.
Hiệu suất thuận (
t
η
) tính theo truyền lực từ trên trục lái xuống, nếu
t
η

càng cao lái càng nhẹ.
Hiệu suất nghịch (
n
η
) tính theo truyền lực từ tay biên (đòn quay đứng)
lên,

n
η
phải có trịn số bé hơn
t
η
2.4. Thiết kế cơ cấu lái
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
19
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công

t
m
h
Hinh 2.4 Kích thước hình học của thanh răng
D
d
D
f
D
c
Hình 2.5 kích thước hình học của bánh răng
a,. Chiều dài các răng.
Chiều dài thanh răng chọn theo xe tham khảo, X = 215 (mm).

b,. Các thông số của bộ truyền cơ cấu lái:
* Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng:
Để xác định được bán kính vòng lăn của bánh răng ta có thể thực hiện
theo các phương pháp sau:
+ Chọn trước đường kính vòng lăn của bánh răng từ đó tính ra vòng quay
của bánh răng có phù hợp không. Có nghĩa là ứng với số vòng quay (n) nào
đó thì thanh răng phải dịch chuyển được một đoạn X
1
= 107,05 (mm).
+ Chọn trước số vòng quay của vành tay lái rồi sau đó xác định bán kính
vòng lăn của bánh răng. đối với cơ cấu lái loại thanh răng – bánh răng thì
số vòng quay của vành tay lái thì cũng là số vòng quay của bánh răng.
Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay của vành tay lái ứng với
bánh xe quay là n = 1,5 vòng.
Ta có công thức :
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
20
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
X
1
= 2..R.n (2_1)
Vậy bán kính vòng lăn của bánh răng:
R =
5,1.14,3.2
06,107
5,1 2
1
=
π
X

= 11,4 (mm).
* Xác định các thông số của bánh răng:
- Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy.
D
c
=
β
cos
.Zm
n
(2_2)
Trong đó:
D
c
: Đường kính vòng chia: D
c
= 2.R = 2.11,4 = 22,8 (mm ).
m
n
: Môduyn pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn m
n
= 2,5.
 : Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng  = 12
0
.
Từ công thức (2_2) ta suy ra số răng của bánh răng :
Z=
n
c
m

D
β
cos.
=
5,2
12cos.8,22
0
= 8,72 (răng).
Chọn số răng Z = 9 răng.
Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có :
Cos =
c
n
D
mZ.
=
8,22
5,2.9
= 0,986
Suy ra  = arcos 0,986 = 9,6
0
Môduyn ngang của bánh răng :
m
t
=
β
cos
n
m
=

0
6,9cos
5,2
= 2,53
Số răng tối thiểu:
Z
min
= 17.(cos)
3
= 17.(cos9,6
0
)
3
= 16,29 .
Như vậy Z
min
>5 do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh,
ta chọn kiểu dịch chỉnh đều 

= 0.
Xác định hệ số dịch chỉnh 
br
theo công thức :

br
=
17
17 Z−
=
17

917 −
= 0,47
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
21
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng :
+ Đường kính vòng đỉnh:
D
d
= D
c
+2.m
n
.(1+ ) = 22,8 +2.2,5.(1+ 0,47) = 30,15 (mm).
+ Đường kính chân răng:
D
f
=D
c
- 2.m
n
.(1,25- )=22,8–2.2,5.(1,25- 0,47) =18,9 (mm).
+ Góc ăn khớp của bánh răng được chọn theo chi tiết máy  = 20
0
.
+ Đường kính cơ sở của bánh răng:
D
0
= D
c

. cos = 22,8.cos(20
0
) = 21,42.
+ Chiều cao răng :
h= (h
f
’
+ h
f
”
).m =(1 +1.25).2,5 = 5.625.
+ Chiều cao đỉnh răng:
h
’
= (f
’
+ ).m = (1+ 0,47) .2,5 = 3,675.
+ Chiều dày của răng trên vòng chia:
S = .m/2 + 2. . m . tg
= 3,14.2,5/2 + 2.0,47,2.5.tg20
0
= 4,77mm
c, Xác định kích thước và thông số của thanh răng:
Đường kính của thanh răng được cắt tại mặt cắt nguy hiểm nhất:
d=
[ ]
3
.2,0
x
x

M
τ
(2_3)
Trong đó:
[] : ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất.
Lấy [] = 35 N/mm
2
.
M
x
: Mô men xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, chính bằng
mômen cản quay vòng từ bánh xe:
M
x
= M
c
= 661,2(N.m)
Thay các thông số vào công thức (2_3) ta được :
d =
[ ]
3
.2,0
x
x
M
τ
= d =
3
5,3.2,0
2,661

= 30,73 (mm).
Chọn d = 32 mm
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
22
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công
Chiều dài đoạn làm việc của thanh răng :
L = 2.X
1
= 215 ( mm).
Mặt khác ta có:
d
c
=
π
Zt .
1
Z =
1
.
t
d
c
π
=
1
t
L

Để bánh răng ăn khớp được với thanh răng thì chúng phải có cùng bước
răng.

Do đó : t
1
=
β
cos
t
=
β
π
cos
.
n
m
=
0
6,9cos
5,2.
π
= 7,96
Suy ra:
Z =
96,7
215
= 27,01.
Vậy ta chọn Z = 28 răng.
Hệ số dịch chỉnh thanh răng :

tr
= 


- 
br
= 0 – 0,47 = - 0,47
+ Đường kính vòng chia của thanh răng:
D
c
= D
d
– 2.m.(1.25 - )
= 32 – 2.2,5(1,25 – 0,47) = 28,1 (mm).
+ Đường kính vòng đỉnh của thanh răng: D
d
= 32 mm
+ Chiều cao của thanh răng h = (f
’
+ f
’’
) m
n
= (1+ 1.25).2,5 = 5.625
d, Tính bền cơ cấu lái bánh răng – thanh răng:
Đối với loại truyền động bánh răng – thanh răng phải đảm bảo cho
các răng có độ bền cao.
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
23
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công

Pa
Pv
P'v

P'v
Pn
Pv
P'v
Pn
P'v
Pr
Pa

Hình 2.6 :Sơ đồ lực tác dung lên hê thống bánh răng-thanh răng
+Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng – thanh răng.
+Lực pháp tuyến
n
P
phân tích thành 3 thành phần
* Lực vòng tác dụng lên bánh răng:

7,40685.14.6,280.
max
===
cv
iPP
(N). (2_4)
*Lực hướng tâm tác dụng lên bánh răng theo công thức:

1502
6,9cos
20.7,4068
cos
.

===


tg
tgP
P
v
r
β
α
(N) (2_5)
* Lực dọc tác dụng lên bánh răng:

16,6886,9.7,4068. ===

tgtgPP
va
β
(N) (2_6)
Kiểm tra vật liệu.
Trong quá trình làm việc bánh 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 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 bánh răng – thanh răng được dùng là thép XH được tôi cải thiện.
Có:
[ ]
[ ]
.1000
.700

MPa
MPa
b
ch
=
=
σ
σ
HB = 260 ÷ 290.
* ứng suất cho phép:
- Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng:

[ ]
).(59070260.270.2 MPa
bHLim
=+=+=
σσ
- ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng:
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
24
Đồ án tốt nghiệp GVHD : Th.S Nguyễn Thành Công

[ ]
XHFVR
H
HLim
H
KKZZ
S







=
σ
σ
(2_7)
Trong đó:
+ S
H
: Là hệ số an toàn ; lấy S
H
= 1.1.
+ Z
R
: Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám; Z
R
= 0.95.
+ Z
V
: Hệ số xét ảnh hưởng của vận tốc vòng; Z
V
= 1.1.
+ K
XH
: Hệ số xét ảnh hưởng của kích thước trục răng; K
XH

= 1.
+ K
F
: Hệ số xét ảnh hưởng của độ bôi trơn; K
F
= 1.
Thay các thông số vào công thức (2_7) ta được:

[ ]
( )
.5,5601.1.1,1.95,0.
1.1
590
MPa
H
==
σ
* ứng suất cho phép :
Giới hạn bền mỏi uốn của bánh răng:

[ ]
FCFL
o
FFLim
FK
σσ
=
(2_8)
Chọn K
FL

= 1; Với bộ truyền quay hai chiều ta chọn K
FC
= 0,7
⇒
[ ]
.327360.7,0.1 MPa
FLim
==
σ

* ứng suất uốn cho phép:

[ ]
FXFSRFLimF
SKYY
σσ
=
. (2_9)
Trong đó:
+. Y
R
= 1; K
XF
= 1.
+. S
F
: Là hệ số an toàn; lấy S
F
= 1,7.
+. Y

S
: Là hệ số xét tới ảnh hưởng của mô đun với m = 2,5;
ta chọn Y
S
= 1,03.
⇒
[ ]
.5,1389.7,1.5,2.327 MPa
F
==
σ

* Kiểm nghiệm độ bền uốn:
- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
( )
2

.1 2
.

w
HHH
HM
H
dub
KuKKT
d
ZZZ
ω
β

γ
α
ω
σ
+
=
∑

(2_10)
Trong đó:
+ T: mô men xoắn trên bánh răng
SV : Nguyễn Văn Cường Lớp: Cơ Khí ô tô A_ K47
25