tính toán và kiểm nghiệm htl

Lời giới thiệu


Hiện nay vấn đề về giao thông đường bộ đang là vấn đề rất được quan tâm
không chỉ với những quốc gia phát triển mà với cả những quốc gia kém phát
triển . Trong các phương tiện giao thông đường bộ thì ôtô là phương tiện chủ
yếu , nó không những đa dạng về chủng loại mà nó còn là một phương tiện vận
chuyển dễ dàng với mọi địa hình và giá thành dẻ
Với yêu cầu ngày càng cao của cuộc sống ôtô không chỉ là phương tiện vận
chuyển , mà nó còn mặt hàng sa sỉ thể hiện sự thành công của mỗi người .
Cùng với thời gian ôtô đã có rất nhiều thay đổi cả về công suất , hiệu suất và
kiểu dáng .
Rất nhiều hãng sản xuất ôtô đã tạo cho mình một thương hiệu có chỗ đứng
vững chắc trên thị trường như : TOYOTA ,MERCEDES , MISUBISHI,FORD ,
NISSAN …
Mặc dù công dụng của ôtô là rất lớn nhưng xung quanh nó có rất nhiều vấn
đề phải giải quyết nh , độ an toàn , môi trường , giá thành …
Mét trong những vấn đề phải nói đến đó là độ an toàn , ta thấy rằng các vụ
tai nạn giao thông đường bộ chủ yếu là do ôtô gây ra ,để giải quyết tốt vấn đề
này thì ta phải trang bị một hệ thống lái tốt cho mỗi xe đảm bảo an toàn cho
người và hành khách trên xe
Trong đồ án này tôi xin được trình bày về hệ thống lái trên xe yza 469 là xe
do nhà máy chế tạo ôtô Ulianốp sản xuất năm 1972 .Xe có bốn cửa , xe chạy
bằng động cơ xăng ,gồm hai cầu chủ động phù hợp với địa hình đường xá Việt
Nam đặc biệt là với vùng cao .
Xe yza là loại xe du lịch dễ điều khiển ,dễ bảo dưỡng và đặc biệt có phụ tùng
thay thế sẵn có ở Việt Nam , giá thành thấp ,được sử dụng khá phổ biến trong
công tác đào tạo lái xe
Cuối cùng em xin cảm ơn thầy Đàm Hoàng Phúc và các thầy trong bộ môn
ôtô đã nhiệt tình giúp em hoàn thành đồ án này
PHẦN I. TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI.

I- Công dụng, phân loại, yêu cầu về hệ thống lái.
1-Công dông:
Hệ thống lái ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động hoặc giữ
cho ôtô chuyển động theo một hướng nhất định nào đó.
2-Phân loại:
Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên
phải hoặc bên trái.
Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh
đẫn hướng ở cầu trước, ở hai cầu và ở tất cả các cầu.
Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại trục vít, loại liên hợp (gồm
trục vít,ê cu, thănh khía, quạt răng ), loại thanh răng v v
Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cường hoá chia ra loại
cường hoá thuỷ lực, loại cường hoá khí và loại cường hoá liên
hợp( kết hợp cả thuỷ lực và điện.)
3- Yêu cầu:
- Đảm bảo tính năng vận hành cao của ôtô, có nghĩa là khả năng
quay vòng nhanh và ngoặt trong những diện tích giới hạn.
-Nhẹ nhàng trong điều khiển khi quay vòng tại chỗ và khi
chuyển động.Lực trên vành lái không được vượt quá 6 KG khi ôtô
chạy với vận tốc 20 km/h trên đường bê tông-nhựa theo quĩ đạo
hình số 8 có bán kính vòng tròn 15m và khoảng cách giữa tâm của
hai vòng tròn là 42m. Lực khi quay vòng tại chỗ trên mặt đường
bê tông nhựa không vượt quá 16 đến 25KG.
2
-Động học quay vòng quay đúng, có nghĩa khi quay vòng tất cả
các bánh xe lăn mà không bị trượt.
-Truyền tối thiểu những va đập nghịch đảo lên vành lái.
-Các bánh xe dẫn hướng có khả năng quay trở về vị trí ban đầu và
giữ được hướng chuyển động dang có của ôtô.
-Chính xác về tính tuỳ động, động học và động lực học.

-Có độ bền lâu và không bị hư hỏng trong toàn bộ thời gian hoạt
động.
-Thuận tiện trong việc sử dụng và bảo dưỡng.
-Không có những khe hở trong hệ thống lái.
II.KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG LÁI.
Trường hợp tổng quát hệ thống láI gồm có:
1.Vô lăng: là vành tay lái để người lái xe cầm để điều khiển hướng
chuyển động của xe.
2.Trục lái: ống thép,truyền mô men tư vô lăng đến cơ cấu lái.
Trục lái được chế tạo nhiều đoạn,nối với nhau bằng khớp các đăng.
3.Cơ cấu lái: biến chuyển động quay trục lái đén chuyển động
quay của đòn quay đứng.
4.Dẫn động lái:đòn kéo –hình thang lái.
5.Trợ lực lái: thuỷ lực,khí nén,điện.

3
PHầN ii. TíNH TOáN Và KIểM NGHIệM Hệ
THốNG LáI của XE CƠ Sở YAZ-469.
.Kết cấu nguyên lý làm việc của hệ thống lái xe yaz-469.
1.Sơ đồ hệ thống xe yaz-469.
1-Vô lăng vành tay lái 6-Đòn bên hình thang lái
2-Trục lái 7-Thanh kéo ngang
3-Cơ cấu lái 8-Bánh xe dẫn hướng
4-Đòn quay đứng 9-cầu dẫn hướng
5-Thanh kéo dọc 10-Tay đòn
Có thể chia hệ thống lái yaz-469 ra thành 2 phần chính sau:
+Cơ cấu lái.
+Dẫn động lái.
2.Cơ cấu lái.
4

Gồm trục vít lõm con glôbôit,trục đòn quay đứng cùng quay con lăn
tạo thành cơ cấu truyền lực,trục vít lõm lắp ở vỏ hộp tay lái trên 2
vòngbi côn không có vỏ áo trong.Vỏ áo ngoài của vòng bi lắp vào
vỏ cơ cấu lái.
Trong vỏ cơ cấu lái giữa lắp dưới của vỏ hộp và ỏ hộp tay lái có
một số miếng đệm mỏng đẻ điều chỉnh độ dơ của vòng bi khi cần
thiết trục vít lõm được Ðp vào đầu cuối có then hoa dọc ở đầu trên
của trục láivà tay lái được lấy vào răng dọc của trục lái bằng êcu.ở
phần trên của trục láicó lắp vòng bi vành tay lái.Con lăn của cơ cấu
lái ăn khớp với trục vit lõm nằm ở trên trục.Con lăn dùng bạc lót
bằng đồng lắp vào lỗ của cơ cấu lái,đầu trục hình trụ lắp vào trong
vòng bi đũa.Có điều chỉnh khe hở ăn khớp trục vít và con lăn.
b)Truyền động lái:
Dùng để truyền lực từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn
hướng.Cấu tạo của truyền động lái phải đảm bảo đúng yêu cầu kĩ
thuật và khi quay vòng thì các bánh xe không bị trượt lê , điều
khiển nhẹ nhàng mòn lốp Ýt.
Muốn vậy các bánh xe phải cùng tâm quay vòng.
Cấu tạo hình thang lái gồm: cầu trước,các đòn kéo ngang.Hình
thang lái bố trí phía trên cầu dẫn hướng.
3. Nguyên lý làm việc của hệ thống lái xe yaz-469.
Khi vô lăng quay đi một góc ω tạo ra mô men quay truyền qua
trục lái xuống trục vít lõm glôbôit thuộc cơ cấu lái.đo sự ăn khớp
của trục vít lõm với con lăn 2 răng có tác dụng biến chuyển động
quay của vành lái thành chuyển động góc của đòn quay đứng trong
mặt phẳng thẳng đứng qua thanh kéo dọc,thanh kéo ngang và cam
quay là bánh xequay sang phải hoặc sang trái.
4. Yêu cầu của hệ thống lái.
5
-Đảm bảo cho ôtô quay vòng ở đoạn đường với bán kính vòng

quay nhỏ nhất .
-Giữ cho ôtô chuyển động thẳng,ổn định,đảm bảo tỉ số truyền cần
thiết.
- Đảm bảo lực tác dụng lên bánh lái nhỏ,lái nhẹ nhàng .
-Đảm bảo tỉ số truyền từ trục lái xuống bánh xe cao và hiệu suất
từ bánh xe lên vô lăng nhỏ.
- Động lực học quay vòng đúng để xác định bánh xe không bị trượt
lê gây mòn lốp,do hình thang lái phải đảm bảo động học các bánh
xe dẫn hướng của ôtô.
- Ngoài ra hình thang lái phải có kết cấu phù hợp với bộ phận dẫn
hướng của hệ thống treo để khi bánh xe dao động thẳng đứng thì
không ảnh hưởng gì đến động học của dẫn động lái.

II. CÁC THÔNG SỐ KĨ THUẬT CƠ BẢN CỦA XE YAZ-469.
Xe YAZ-469 do nhà máy chế tạo ôtô Ulianốp sản suất năm
1972.

Khối lượng xe khi không tải (kg) 1540
Khối lượng phân bố lên cầu trước
(kg)
850
Khối lượng phân bố lên cầu sau (kg) 690
Khối lượng toàn bộ xe khi đầy tải (kg) 2290
Kltb phân bố lên cầu trước (kg) 960
Kltb phân bố lên cầu sau (kg) 1330
Bán kính vòng quay nhỏ nhất theo
vết bánh xe trước phía ngoài (m)

6
Bkqv theo vá xe 6,5

Tốc độ cực đại (km/h) 100
Cơ cấu lái trục vít lõm có 2 rãnh
conlăn tỉ số
6
truyền=20,3
Công thức bánh xe 4*4
Kích thước lốp 8,4-15
áp suất hơi trong bánh xe (kg/cm
2
)
Bánh trước 1,7
Bánh sau 1,9
Chiều dài cơ sở (mm) L= 2380
Chiều rộng cơ sở (mm) B = 1280
Đường kính vô lăng lái (mm) 400
Đường kính ngoài ống lái (mm) 32
Đường kính trục lái (mm) 28
Chiều dài đòn quay đứng (mm) 210
Chiều dài thanh kéo (mm) 775
Chiều dài thanh kéo ngang (mm) 1305
Chiều dài đòn bên htl (mm) 180

III. KIỂM NGHIỆM HỆ THỐNG LÁI.
1.Xác định kích thước hình học của hình thang lái và quan hệ
động học của góc quay bánh xe dẫn hướng.
Mục đích là: xác định m,n,θ theo B
0
,L nhằm đảm bảo gần
đúng quan hệ góc quay của bánh xe dẫn hướng, α.
L

x.L
θ
θ
n
m
β
α
β
α
a). Xâydựng quan hệ lý thuyết
Để đảm bảo cho xe ôtô không bị trượt lê khi quay vòngthì các bánh
7
xe dẫn hướng bên phải và bên trái quay theo những góc quaykhác
nhau theo mối quan hệ sau:
cotgα - cotgβ =
2380
1280
= 0,538 (1)
Trong đó: -α , β: góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên trong
và bên ngoài.
- B
0
:khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng.
- L: chiều dài cơ sở của xe.
- Từ (1) ta có: β = artg(
L
B
g

+

α
cot
1
)
- Để đảm bảo khi xe quay vòng với bán kính quay vòng khác nhau và
quan hệ giữa α và βvẫn giữ nguyên theo công thức trên ta lập bảng
quan hệ giữa góc quay vòng lý thuyết α và β:
Cho trước giá trị α,tính các giá trị β theo công thức (1):
α
0
0 5 10 15 20
α(rad)
0 0,087 0,174 0,261 0,349
β(rad)
0 0,067 0,129 0,188 0,243
α
0
25 30 35 40 45
α(rad)
0,436 0,523 0,610 0,698 0,785
β(rad)
0,29
5
0,344 0,392 0,437 0,481
8
b)Xây dưng quan hệ thực tế :
Thực tế xe sử dụng hình thang lái Đantô.Thông qua hình thang
lái từ mối quan hệ hình học chúng ta có biểu thức sau:
β =
+

θ
arctg
( )
( )
αθ
αθ
+−
+
sin.
cos.
lm
l
-
-
( )
( ) ( )
[ ]
2
22
2
sin.cos.
sin.sin2sin2
arcsin
αθαθ
αθθθ
+−++
+−−−
lml
mlml
(2)

Trong đó : θ- góc nghiêng của đòn bên hình thang lái so với dầm
cầu trước.
m- chiều dài đòn bên hình thang lái:
m = (0,14
÷
0,16).B
0
= (0,14
÷
0,16).1280 = (179,2
÷
204,8)
Chọn m = 180 mm
Tính θ
sơbộ
: θ
sơ bé
= artg
0
0
21
2380702
1280
702
==
., ,.
artg
L
B

Các thông số của hình thang lái có thể chọn sơ bộ. Vì hình thang lái
của xe yaz –469 bố trí trước dầm cầu trước.Vì vậy việc chọn giao
điểm của đường kéo dài hai đòn bên sẽ nằm trực tiếp trên tâm cầu
sau.Ta có thể trọn sơ bộ θ=21
0
sau khi dựa vào công thức (2) ở
trên ta có thể tính để đưa ra sù sai số cá góc quay lý thuyết và góc
9
quay thực tế sai khác <1
0
.Thay các giá trị α,θ
1
vào (2) lần lượt cho
các góc quayvòng của xe những giá trị từ 0-45
0
; sau đó chọn tiếp
các giá trị θ
2
=21,5
0
;θ
3
=22
0
;θ
4
=20,5
0
;θ
5

=20
0
xung quanh giá trị
θ
1.
Tính toán giá trị β
TT
và vẽ đồ thị bằng chương trình matlab sau
đây:
%%% Nhập số liệu:
L=2380
B
0
=1280
m=180
teta=linspace(18*pi/180,35*pi/180,10)
alpha=linspace(0,45*pi/180,10)
betalt=acot(m/L+cot(alpha))
%%%%Tinh beta thuc nghiem
T=ones(1,10);
Teta=[teta(1)*T;teta(2)*T;teta(3)*T;teta(4)*T;teta(5)*T;teta(6)*T;
teta(7)*T;teta(8)*T;teta(9)*T;teta(10)*T];
Alpha=alpha*ones[1,10];
Beta=Teta+atan(m*cos(Teta+Alpha)./(B
0
-m*sin(Teta+Alpha)))-
asin((m+2*B
0
*sin(Teta)-2*m*sin(Teta).^2-
B

0
*sin(Teta+Alpha))./sqrt(m^2*cos(Teta+Alpha).^2+(B
0
-
m*sin(Teta+Alpha)).^2))plot(alpha,Beta(1,:),alpha,Beta(2,:),alpha,
Beta(3,:),alpha,Beta(4,:),alpha,Beta(5,:),alpha,
Beta:alpha,Beta(7,:),alpha,Beta(8,:),alpha,Beta(9,:),alpha,Beta(10,:
),alpha,betalt)
Giá trị thu được đưa vào bảng sau:
10
α
0
0
0
5
0
10
0
15
0
20
0
25
0
30
0
35
0
40
0

45
0
α
(rad)
0 0,087 0,174 0,261 0,349 0,436 0,523 0,610 0,437 0,481
β
LT
0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481
θ
1
=21
0
β
TT
0 0,067 0,191 0,248 0,301 0,350 0,395 0,346 0,472
∆
β 0 0 0,002 0,003 0,005 0,006 0,006 0,003 0,001 0,009
β
LT
0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481
θ
2
=21,5
0
β
TT
0 0,067 0,131 0,191 0,247 0,30 0,348 0,393 0,433 0,469
∆
β 0 0 0,002 0,003 0,004 0,005 0,004 0,001 0,004 0,002
β

LT
0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481
θ
3
=22
0
β
TT
0 0,067 0,131 0,190 0,246 0,298 0,346 0,390 0,430 0,465
∆
β 0 0 0,002 0,002 0,003 0,003 0,002 0,002 0,007 0,016
β
LT
0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481
θ
4
=20,5
0
β
TT
0 0,067 0,132 0,192 0,25 0,303 0,353 0,399 0,441 0,479
∆
β
0 0 0,003 0,004 0,007 0,008 0,009 0,007 0,004 0,002
β
LT
0 0,067 0,129 0,188 0,243 0,295 0,344 0,392 0,437 0,481
θ
5
=20

0
β
TT
0 0,067 0,131 0,192 0,249 0,302 0,351 0,397 0,439 0,476
∆
β
0 0 0,002 0,004 0,004 0,007 0,007 0,005 0,002 0,005
11
0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8
0
0.05
0.1
0.15
0.2
0.25
0.3
0.35
0.4
0.45
0.5
0.55
0.6
0.65
0.7
ly thuyet
21
Từ đồ thị ta chọn θ =21
0
.
.

III- THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT CỦA HỆ THỐNG LÁI
1-Xác định tỷ số truyền của hệ thống lái.
i
l
= i
c
. i
d
.
i
l
-Tỷ số truyền của hệ thống lái.
i
c
-Tỷ số truyền của cơ cấu lái.
i
d
-Tỷ số truyền của dẫn động lái.
a-Xác dịnh i
c
.
Dựa vào các yêu cầu mà hệ thống lái cần có:
-Thuận tiện điều khiển
-Tính năng quay vòng tốt
-Đảm bảo tính năng dẫn hướng của xe.
-Cải thiện tính năng vận hành và nhẹ nhàng điều khiển.
Tính năng quay vòng cao chỉ nhận được khi i
c
nhỏ, nhưng với
giá trị nhỏ lại làm giảm khá lớn tính năng dẫn hướng của xe khi

chuyển động thẳng. Mặt khác xe thiết kế là xe chạy trên đường
trường nên để cho nhẹ nhàng việc điều khiển cơ cấu lái cần có tỷ
số truyền lớn ở những góc quay vòng nhỏ. Do vậy đồ thị quan hệ
giữa i
c
và góc quay của vành bánh lái ϕ phải có dạng sau
Khi xe chuyển động thẳng tỷ số truyền
là lớn nhất. Về hai bên tỷ số truyền có thể không
đổi hoặc giảm dần cho tới hết góc quay của vành
lái.
Tuy nhiên nó vẫn còn nhược điểm là khi góc quay
bánh xe dẫn hướng lớn thì lực cản quay vòng của
H.1
mặt đường lớn nên cần tỷ số truyền lớn nhưng
12

i
c
ϕ
ở đây tỷ số truyền lại nhỏ và khi ôtô chuyển động
thẳng lực cản quay vòng không lớn cần tỷ số
truyền nhỏ thì tỷ số truyền chọn theo qui luật này khi đó lại lớn,
đồng thời nó gây khó khăn hơn cho người lái khi quay vòng ngoặt.
Với qui luật thay đổi tỷ số truyền như hình H.1 ta
chọn cơ cấu lái trục vít lõm con lăn có tỷ số truyền i
c
=20,3.
Loại cơ cấu lái trục vít lõm con lăn này đơn giản trong sản xuất
hàng loạt, giá thành không cao, đáp ứng được những yêu cầu sử
dụng cơ bản.

của cơ cấu lái.
2- Xác định chế độ tải trọng để tính bền chi tiết của hệ thống
lái.
a-Xác định mô men cản quay vòng ở các bánh xe
Mô men cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng được xác định
khi ôtô quay vòng trên đường nhựa khô và chở đủ tải.
Mô men cản quay vòng tính tại bánh xe lớn nhất khi xe quay đầu
tại chỗ và gồm 3 thành phần:
M
max
= (2.M
1
+2.M
2
+ M
3
).
1
1
η
.
η
1
- Hiệu suất tính đến ma sát ở cam quay và khớp nối .
η
1
= 0,5 ÷ 0,7.
M
1
=f.2G

bx
.c : mô men cản lăn
f-Hệ số cản lăn f= 0,018.
G
bx
-Tải trọng hướng kính tác dụng lên bánh xe dẫn hướng
2G
bx
=G
1
=960 KG
G
1
-Tải trọng phân bố len cầu trước.
c- Khoảng cách giữa giao điểm của đường
tâm trục đứng với mặt đất và tâm vết tiếp xúc. c
13
Với xe con có thể chọn c = 60
M
1
= 960.0,018.0,06 = 1,036 KGm
-Xác định mô men cản quay M
2
vòng do ma sát giữa bánh xe với
mặt đường.
Khi bánh xe quay vòng trên mặt đường xuất hiện lực cản theo
phương ngang Y nằm ở phía sau tâm vết tiếp xúc có điểm đặt cách
đường tâm của hình chiếu trục xe một đoạn là x.
Coi x=
2

OA
; r
bx
=0,96.r
r- Bán kính tự do của bánh dẫn
hướng .
r=
2.
380 2.213
402 0,402
2 2
bx
bx
mm m
d
H
+
+
= = =
Trong đó d
bx
-Đường kính trong để lắp lốp
H
bx
-Chiều cao của tiết diện lốp.
OA=
( )
2
2
0,96.r r−

=0,28.r
Y
max
=ϕ
ymax
.G
bx
→ M
2
=x.Y
max
=0,14.r.G
bx
.ϕ
ymax
.
ϕ
ymax :
hệ số bám ngang của lốp so với mặt đường; .ϕ
ymax
= 0,85
M
2
=0,14.0,402.
960
2
.0,85 = 23 (KG.m).
-Mô men cản do góc đặt bánh xe M
3
.

M
3
tính phức tạp do vậy dể tính M
3
người ta thêm vào hệ số χ
χ = 1,07÷ 1,15 – Hệ số mô men tính đến góc đặt bánh xe.
Mô men cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng:
M
max
= ( M
1
+ 2M
2
).χ.
1
1
η
Chọn η
1
=0,6; χ=1,12.
→M
max
= ( 1,036 + 23 ).
1,12
0,6
= 44,86KG.m
14
b-Lực trên vành lái : P
max
=

max
. .
.
c dd
t
R
M
i i
η
.
η
t
= 0,85- Hiệu suất thuận của cơ cấu lái.(Chọn theo cơ cấu lái
trục vít con lăn truyền mô men không lớn ).
R= 200 mm= 0,2m – Bán kính vành lái.
→ P
max
=
2085090320
8644
,.,.,.,
,
= 15,44 KG.
Với xe ôtô du lịch lực trên vành lái khi không có trợ lực không
quá 50KG
→Hệ thống lái thiết kế không cần trợ lực lái.
c.Xác định tỉ số truyền của hệ thống lái.
Trong tính toán có thể xác định tỉ số truyền của hệ thống lái:
i
l

=
η

maxvl
c
PR
M
=i
ccl
.i
tr
trong đó: i
c
– tỉ số truyền của cơ cấu lái,i
c
=20,3
i
tr
- tỉ số truyền của truyền động lái , i
tr
= 1,1.
Vậy tỉ số truyền của hệ thống lái :i
l
= 20,3.1,1 = 22,3.
3.Xác định góc quay vành lái và bán kính quay vòng của ôtô.
a)Góc quay vành lái lớn nhất .
Góc quay vành lái lớn nhất được xác định theo góc quay bánh
xe dẫn hướng yêu cầu nhằm tạo nên khẳ năng quay vòng với bán
kính quay vòng nhỏ nhất.Thông thường góc quay bánh xe dẫn
hướng kể từ vị trí trung gian đến vị trí quay lớn nhất lấy trung bình

cho cả hai bên β
bxmax
.
xe con lấy

β
bxmax
= 30
0
Góc quay vành lái lớn nhất khi tính từ vị trí trung gian β
vl max
:
15
β
vlmax
= β
bxmax
.i
l
=30.22,3 =669
0
b)Bán kính quay vòng nhỏ nhất gồm:
B
R
L
R
n
m
i
n

R
m
i
n
B
h
l
O

β










b
x
m
a
x
Bán kính lý thuyết R
lt
nhỏ nhất tính tới trọng tâm ôtô:
R
ltmin
=
·bxm
tg

L
β
=
570
2380
,
=4122 mm =4,12 m.
Bán kính nhỏ nhất R
t min
của hành lang quét phía trong
R
t min
= R
lt min
- 0,5 B
b
=4,12- 0,5.1,280 = 3,1 m
Bán kính nhỏ nhất R
n min
của hành lang quét phía ngoài:
R
n min
=
2
2
2
L
B
R
b

lt
+






+
min
=
2
2
3802
2
2801
124 ,
,
, +






+
=5,32 m
Chiều rộng hành lang quét:B
hl
= R

n min
- R
t min
B
hl
= 5,32 – 3,1 = 2,22 m.
16
4-Cơ cấu lái trục vít lõm – con lăn
a-Ưu ,nhược điểm: Nhờ trục vít có dạng glôbôit cho nên chiều dài
trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc các răng ăn khớp được lâu
hơn và trên dịên rộng hơn nên giảm được áp suất riêng và tăng độ
chống mòn.
+Tải trọng tác dụng lên các chi tiết tiếp xúc với nhau được phân
tán.
+Mất mát do ma sát Ýt nhờ thay ma sát trượt thành ma sát lăn.
+Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp .
+Có hiệu suất thuận cao khi truyền mô men không lớn.
-Nhược điểm: Hiệu suất thuận thấp (0,6 ÷ 0,65 ) đối với cơ cấu có
kích thước lớn và khó phối hợp với bộ van phân phối của cường
hoá
ở đây hệ thống lái thiết kế có mô men cần truyền nhỏ (87,21
KG.m) và không cần trợ lực lái do vậy chọn cơ cấu lái trục vít lõm
–con lăn là hợp lý.
Vì truyền mô men nhỏ nên chọn con lăn có hai dãy răng.
b-Tính chọn các thông số hình học cơ cấu lái.
Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít-bánh vít:
Từ công thức xác định khoảng cách trục vít và bánh vít:
a
ϖ
= (z

2
+ q).
[ ]
3
2
2

170
H
k
q
T
z
n








σ

Trong đó: a
ϖ
: Khoảng cách giữa trục vít và bánh vít
z
2
:số răng bánh vít, trong đó z

2
được tính theo công thức
z
2
= u.z
1
u=15(tỉ số truyền động trục vít)
z
1
:số mối ren của trục vít chọn sao cho(28<u.z
1
<z
2
=80) *
Dựa vào tỉ số truyền u=15 để chọn mối ren của trục vít
17
z
1
=1;2 hoặc 4 sao cho thoả mãn(*)để tránh gây nên biến dạng lớn
của trục vít và kích thước quá lớn.
Với u=15 chọn z
1
=2 thoả mãn (*)
z
2
=u.z
1
=15.2=30
K
H

:hệ số tảI trọng
Q:hệ số đường kính trục vít,được tiêu chuẩn hoátheo mô đun tiêu
chuẩn m và được xác định theo công thức :
Aq=d1/m
T
2
=T
1
.η
Trong đó:T
1
mô men xoắn trên trục vít
T
2
-mô men xoắn trên trục bánh vít
:
dựa vào z
1
chọn sơ bộ hiệu suất

η theo bảng:



Z
1
1 2 4
η
0,7…0,75 0,75…0,82 0,87…
0,92

Chọn η=0,8
-chọn sơ bộ k
H
=1,1
÷
1,3. Ta chọn k
H
= 1,2
- chọn sơ bộ q
≥
(0,25…0,3).z
2
=0,25.z
2
=0,25.30=7,5
chọn q=8 theo tiêu chuẩn
[σ]
H
:ứng suất tiếp xúc cho phép=100 Mpa
T
1
=
=
n
N
.047,1
10
4
5228 Nmm
T

2
=T
1
.η=5228.0,8=418,4
Ta có công thức tính khoảng cách trục vít và bánh vít:
a
ϖ
=(30+8).
mm48
8
2,1.4,4182
.
100.30
170
2
=







Mô đun dọc trục vít được xác định từ a
ϖ
18
m=
830
48.2
2

2
+
=
+ qz
a
ω
=2,52
lấy m=2,5 theo tiêu chuẩn (Thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1).
Hệ số dịch chỉnh: muốn đảm bảo được khoảng cách trục a
ϖ
định
trước cần tiến hành dịch chỉnh khi cắt bánh vít.
Hệ số dịch chỉnh được xác định theo công thức:
( ) ( )
2,03085,0
5,2
48
5,0
2
=+−






=+−







= zq
m
a
x
ω
thoả mãn ( –0,7
≤
x
≤
0,7) đảm bảo không cắt chân răng .
c).Các thông số của bộ truyền trục vít bánh vít:
-Khoảng cách trục:a
ϖ
=0,5.m(q+z
2
+2.x)=
=0,5.2,5(8+30+2.0,2)=48 mm
-Hệ số dịch chỉnh: x=0,2
*Trục vít:
-Chiều cao răng:h
1
=(1,6 1,8).m=1,8.2,5=4,5 mm
-Chiều cao đỉnh răng:h
d1
=(0,5 0,6)m=0,6.2,5=1,5 mm
-Khe hở chân răng:c=(0,15…0,25).m=0,2.2,5=0,5 mm
-Đường kính vòng chia: d

1
=q.m=8.2,5=20 mm
-Đường kính vòng đỉnh:d
a1
=d
1
+2m=m.(q+2)=
=2,5.(8+2)=25 mm
-Đường kính vòng đáy:d
f1
=m(q-2,4)=2,5(8-2,4)=14 mm
-Chiều dài cắt ren trục vít: b
1
=30 mm
Góc ôm:
( )
0
1
2
27,49
5,2.5,025
18
arcsin
5,0
arcsin =







−
=






−
=
md
b
a
δ
-Chiều dài làm việc của trục vít:
δ
ω
sin.
2
2
1






−=
d

aL

mmL 5,5727,49sin
2
20
482
0
=






−=
-Chiều dài chế tạo L
ct
=L+π.m=57,5+3,14.2,5=65,35 mm
19
*Bánh vít
-Số răng bánh vít (Đây là số răng
giả định bánh vít dạng bánh răng
sau đó các thông số của răng bánh
vít cũng chính là các thông số của
răng con lăn. Còn đường kính vòng
chia bánh vít chính là d
c2
trên hình vẽ ).
-Đường kính vòng chia:d
2

=m.z
2
-Đường kính vòng đỉnh :
d
a2
=m.(z
2
+2+2.x)=2.5.(30+2+2.0,2)=81 mm
-Đường kính vòng đáy:
d
f2
=m(q-2,4+2.x)=
=2,5(30-2,4+2.0,2)=70 mm
-Đường kính ngoài bánh vít:
d
aM2
≤
d
a2
+1,5.2,5=84 mm
-Chiều rộng bánh vít:b
2
≤
0,75d
a1
=0,75.2,5=18 mm
-Chiều cao răng bánh vít :h
2
=(1,6
÷

1,8).m=(1,6
÷
1,8).2,5
h
2
=(4
÷
4,5) mm chọn h
2
=4,5 mm
-Chiều cao đỉnh răng:h
d2
=(0,5
÷
0,6)h
1
=0,6.4,5=2,7mm
-Chiều cao chân răng: H
2
=h
2
-h
d2
=4,5-2,7=1,8 mm
-Khe hở chân răng:c=(0,15 0,25).m
n
=0,15.4=0,6 mm
*Bước ren vít.
T= m.π = 4.3,14 = 12,6 mm.
*Góc nâng vít : tgγ =

1
q
z
=
8
2
=0,25
→ γ = 14
0
.
*Chọn các thông số cho con lăn:
Mô đun m=4; bước răng t =12,6
20
Chiều cao răng: ( d
a2
– d
f2
)/2 = (81–70)/2 =5.5 mm.
Chọn đường kính vòng chia con lăn: vì chọn đường kính con lăn
ảnh hưởng đến diện tích tiếp xúc của răng con lăn và răng trục vít
nên sẽ ảnh hưởng đến ứng suất tiếp xúc và ứng suất chèn dập. Do
vậy sẽ chọn sau ở phần tính bền .
*Vật liệu: Chọn sơ bộ.
Để đảm bảo độ bền lâucó ưthể chọn vật liệu chế tạo trục vít là
thép hợp kim 20CrNi. Bánh vít do có chuyển ma sát trượt thành
ma sát lăn nên bánh vít có thể chọn bằng đồng thanh. Chọn chính
thức sau khi kiểm nghiệm độ bền theo chèn dập.
*Vấn đề về nhiệt.Do cơ cấu lái làm việc không liên tụcvà ma sát
trong cơ cấu lái là ma sát lăn nên không cần biện pháp thoát
nhiệtmà chỉ cần bôi trơn thông thường. Dùng dầu bôi trơn cùng

loại dầu bôi trơn cầu.
IV-tính bền các chi tiết chủ yếu của hệ thống láI
1-Trục lái.
Trục lái chế tạo bằng thép rỗng chịu xoắn.
*Kiểm tra độ bền xoắn.
-ứng suất xoắn: τ =
( )
[ ]
max
4
4
. .
0,2.
R D
P
d
D
τ
≤
−
.
Chọn d,D theo xe tham khảo: D =32 mm ; d=28 mm.
R- Bán kính vành tay lái : R = 0,2 m.
τ =
( )
44
0280032020
0320204154
,,.,
,.,.,

−
=21,38 MN/m
2

[τ]= 50 ÷ 80 MN/m
2
.
→τ < [τ]. Vậy trục lái đủ bền xoắn.
*Kiểm tra góc xoắn.
21
γ =
2. .
.
L
D G
τ
.
L=1,1m -Chiều dài trục lái (Chọn theo xe tham khảo ).
G=8.10
4
MPa – Mô đuyn trượt của vật liệu thép cácbon.
γ=
4
1080320
38212
,
,.

= 0,016 rad = 0,9
0

[γ] = 5,5
0
÷ 7,5
0
. → γ < [γ].
Vậy trục lái đạt yêu cầu.
2-Kiểm nghiệm bền cơ cấu lái trục vít - con lăn.
Truyền động loại trục vít con lăn đảm bảo cho các răng có độ
bền uốn cao. Do vậy chỉ cần tính đến chống mòn và độ bền tiếp
xúc.
-ứng suất chèn dập:
σ
cd
=
T
F
.
T-Lực chiều trục tác dụng lên răng trục vít. Xác định theo công
thức:
T =
max
2. . .P R
t
π
.
Trong đó: P
max
=154,4 N.
R = 0,2 m – Bán kính vành lái .
t = 12,6 mm = 0,0126 m – bước răng trục vít.

→ T=
0126,0
2,0.4,154.14,3.2
=15391 N.
F- diện tích tiếp xúc ứng với hai bánh răng ăn khớp. Xét trường
hợp tải trọng truyền lên một răng con lăn ( Trường hợp này tải tác
dụng lên một răng con lăn là lớn nhất.)F = (ϕ
1
- sinϕ
1
).r
1
2
+( ϕ
2
-
sinϕ
2
).r
2
2
.Từ phần xác định các thông số hình họccủa trục vít
22
ta có: bán kính của trục vít r
1
= 21mm
Góc tiếp xúc giữa trục vít với con lăn:
ϕ
1
=71

0
30
’
=1,24 rad;sinϕ
1
=0,948
Chọn thử các trị số r, ϕ của con lăn:
Bán kính con lăn: r
2
= 27mm = 0,027m;
Góc tiếp xúc giữa con lăn với trục vít:
ϕ
2
= 50
0
30
’
=0,881 rad ; sin ϕ
2
=0,771
→ F = (1,24 – 0,948).0,021
2
+(0,881-0,771).0,027
2
= =0,0002 m
2
.
σ
cd
=

==
0002,0
15391
F
T
77.10
6
N/m
2
=77 MN/m
2
Trục vít chế tạo bằng thép hợp kim 20CrNi có ứng suất chèn
dập cho phép là: [σ
cd
] = 300 ÷ 400 MN/m
2
. σ
cd
nhỏ hơn [σ
cd
] nhiều
nên ta có thể giảm bớt đường kính con lăn. nhưng vì vấn đề kết
cấu con lăn đặt trên trục vít nên ta giữ nguyên các thông số đã
chọn.
→ σ
cd
< [σ
cd
]. Vậy cơ cấu lái đủ bền.
3- Đòn quay đứng

Đòn quay đứng dùng để truyền chuyển động từ trục bị động của
23
cơ cấu lái đến đòn kéo dọc của dẫn động lái.Kích thước cơ bản của
đòn quay đứng được xxác định theo giá trị các lực truyền từ các
bánh xe dẫn hướng qua đòn quay đứng khi ôtô chuyển động trên
đường gồ ghề.
Đòn quay đứng được lắp trên cơ cấu lái bằng phần trục khía rãnh
nông.
Thực nghiệm cho thấy: N
≤
0,5.G
1
= 0,5.960/2= 240 KG.
G
1
- Trọng lượng tác dụng lên bánh xe cầu dẫn hướng ở trngj
thái tĩnh.
Mặt khác mô men ở đầu A phải cân bằng với mô men ở đầu B
nên ta có:
N’=
max
. . .
c th
P R i
l
η
i
c
=20,3 - tỷ số truyền của cơ cấu lái

η
th
=0,85; l
c
=190 mm= 0,19 m.
N’=
=
19,0
85,0.3,20.2,0.44,15
280,4KG.
N’ > N nên ta chọn N’ để tính bền đòn quay đứng. Trong quá
trình làm việc đòn quay đứng chịu uốn và xoắn.
*Tính bền theo uốn
Từ biểu đồ mô men ta thấy tại tiết diện A-A mô men uốn là lớn
nhất bởi vậy ta kiểm nghiệm bền tại tiết diện đó
σ
u
A-A
=
'.
c
u
N l
w
b
w
u
=
2
.

6
a b
. Chọn a= 25mm; b= 35 mm;
σ
u
A-A
=
==
22
035,0.025,0
4,280.6
.
6
'
ba
lN
c
55 MN/m
2
[σ
u
]=150 ÷ 200 MPa.
24
→ σ < [σ
u
]. Vậy đòn quay đứng đủ bền uốn.
*Tính bền theo xoắn
Coi đòn quay đứng là thẳng
σ
x

=
'.
x
N c
w
.
c- Khoảng cách từ tâm chốt cầu tới trục đòn quay đứng.
Chọn theo xe tham khảo c= 40 mm.
W
x
= α.a.b
2
(Mặt cắt hình chữ nhật ).
α- Hệ số phụ thuộc vào tỷ số b/a.
b/a= 1,4 → α= 0,231 ( Chọn theo sức bền vật liệu ).
→ σ
x
=
=
2
035,0.025,0.231,0
04,0.4,280
15,85.10
6
N/m
2

=15,85 MPa
[σ
x

] = 60 ÷ 80 MPa.
Vậy σ
x
< [σ
x
] đòn quay đứng đủ bền xoắn.
Vì ở các góc ứng suất bằng không nên ta có
thể làm các góc tròn tiết kiệm được
nguyên vật liệu. Đồng thời càng về phía dưới
gần đòn kéo dọc mô men uốn càng giảm về không.
Do vậy đầu dưới ta có thể làm tiết diện nhỏ hơn, cụ thể là:
a= 20 mm; b= 30 mm
Kiểm nghiệm lại ứng suất xoắn đầu dưới:
σ
x
dưới
=
==
2
'
03,0.02,0.231,0
04,0.2804.
u
w
cN
26,97.10
6
N/m
2
= 26,97 MPa

→ σ
x
dưới
< [σ
x
] = 60 ÷80 MPa.
→ Đầu dưới đủ bền.
25