bài đồ án lý thuyết ô tô

Mục lục
Trang
Lời mở đâu....................................................................................
Lời nhận xét của giáo viên.........................................................
Đề bài ............................................................................................
Phần 1. Tính toán và kiểm tra chất lượng kéo của ô tô
1. Vẽ đường đặc tính của ô tô……………………………………………….
Phần 2. Thiết kế hệ thống lái ………………………………
1.
2.

2.1.
2.2.
2.3.
2.4.
3.
4.

4.1.
4.2.
5.

5.1.
5.2.
6.

6.1.
6.2.
6.3.
6.4.

Tính toán dẫn động lái...............................................................
Xác định momen cản quay vòng...............................................
Momen cản lăn....................................................................
Momen ma sát....................................................................
Momen ổn định...................................................................
Momen quay vòng..............................................................
Chọn tỷ số truyền......................................................................
Tính toán êcu – trục vít..............................................................
Các thông số của trục vít – êcu bi.......................................
Kiểm nghiệm bền................................................................
Tính toán thanh răng – cung răng.............................................
Tính toán độ bền tiếp xúc cho cặp răng ăn khớp................
Tính toán thanh răng – cung răng.......................................
Tính bền các bộ phận của hệ thống lái......................................
Trục lái.................................................................................
Kiểm tra góc xoắn cho phép của trục lái............................
Đòn quay đứng....................................................................
Kiểm tra bền khớp cầu........................................................
Kết thúc...........................................................................................
Tài liệu tham khảo...........................................................................


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

TRƯỜNG ĐẠI HỌC

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM

GIAO THÔNG VẬN TẢI TP.HCM

Độc Lập – Tự Do – Hạnh Phúc.

Khoa cơ khí
Bộ môn Cơ khí ô tô

ĐỀ TÀI ĐỒ ÁN MÔN HỌC
“THIẾT KẾ Ô TÔ”
ĐỀ 47
Cho các thông số ban đầu của ô tô như sau:
Mẫu ô tô
Kích thước hình học DxRxC
Động cơ

Nemax/nN
Memax/nM
Khối lượng đầy đủ m

mm x mm x
mmm
KW/v/p
N.m/v/p
kg

4350x1800x16
90
65/5000
2000

Yêu cầu:
1. Tính toán, kiểm tra chất lượng kéo của ô tô.
2. Tính toán và thiết kế hệ thống lái của ô tô có
Sinh viên: Hà Văn Qúy
MSSV:
1251080042
PHẦN I: TÍNH TOÁN VÀ KIỂM TRA CHẤT LƯỢNG KÉO CỦA
Ô TÔ.
I.
Vẽ Đường Đặt Tính Ngoài Của Động Cơ.
2


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

ta có các thông số của động cơ
Nemax: 65 KW
nN:
5000 v/p
nemax = nN = 5000 v/p.
nemin : 500 – 900 v/p; chọn nemin = 600 v/p.
ta có: - công thức tính công suất động cơ ở số vòng quay động cơ ne
bất kỳ
Ne = Nemax
(KW)
trong đó:
+ Ne : công suất hữu ích của động cơ [kW] ứng với số vòng quay bất
kỳ ne [v/p]

+ Nemax và nN : công suất hữu ích cực đại [kW] và số vòng quay trục
khuỷu ở công suất hữu ích cực đại.
+ a = b = c = 1 (động cơ xăng).
+ ne: số vòng quay trục khuỷu.
- Công thức tính mô men xoắn của động cơ
Me = (Nm)
Với các giá trị ne và 2 công thức trên ta xác định
vẽ đường đặt tính ngoài của động cơ.
Ta được bảng sau:
ne
600 110 160 210 2600 3100
(v/p)
0
0
0
Ne
33,9
(kW) 8,6 16,7 25,3
5
42,23 49,8
Me 137, 145, 151, 154, 155,1 153,4
(Nm) 3
47
18
41
6
2

II.

Chọn tỷ số truyền của hệ thống truyền lực:
1. Xác định vận tốc lớn nhất:
3

được Ne và Me và
3600

4100

4600

5000

56,23 61,16 64,2
65
142,4
124,1
149,2
9
133,3
6


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Phương trình cân bằng công suất:
Nk = Ne.ηtl = v.fGcosα + v.Gsinα + KFv3 +
suy ra Nkmax = Nemax.ηtl = vmax.fGcosα + vmax.Gsinα + KFvmax3 +

Vì trường hợp đang xét ở đường bằng và vận tốc cực đại là hằng số
nên góc nghiên α = 00 và = 0

 Nkmax = Nemax.ηtl = vmax.fGcosα + KFvmax3 (*)
-

Với
- = 65 (KW) = 65000 (W)
ηt = 0,85 là hiệu suất truyền lực
f =0.02 là hệ số cản lăn
G (N) trọng lượng của ô tô
K = 0,3() ( xe du lịch)
F = 1.8x 1.69= 3,042( m2). Diện tích chính diện của ô tô
Thay vào phương trình(*) trên ta được:
65000x0.85=0.3x3,042xV3max+0,02x19620 xVmax
Suy ra : Vmax=35,6 (m/s)=128,16(Km/h).
*Chọn lốp xe:
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe r k được chon phụ thuộc
vào tải trọng tác dụng lên một bánh xe. Tải trọng tối đa tác dụng
lên bánh xe được xác định bởi vị trí của trọng tâm khối lượng của ô
tô, vị trí này được quy định bởi bản vẽ phác thảo ban đầu hoặc mậu
của ô tô.
Vì vậy, tải trọng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu trước và cầu sau
ô tô tương ứng có thể xác định bằng công thức:
P1 =G1/2
P2 =G2/2
P 1- Tải trọng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu trước ô
tô, N;
4

Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

P 2-Tải trọng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu sau ô tô,
N;
G 1, G2 – tương ứng các trọng lượng của khối lượng đầy đủ
tác dụng lên cầu trước và cầu sau của ô tô.
Theo số liệu từ tài liệu, trọng lượng của các khối lượng đầy đủ tác
dụng lên cầu trước và cầu sau ô tô thực tế của xe là:
G = G1 + G2=2000. 9,81=19620 (N)
G1= 9,81 . 1152 =11301,12
(N)
G2= 9,81 . 848=8318,88 (N)
Vậy ta có:
P1 = G1/2 = 11301,12 : 2 = 5650,56 (N)
P2 = G2/2 =8318,88: 2 =4159,44 (N)
Tải trọng tối đa tác dụng lên mỗi bánh xe:
Pmax = P1 =5650,56 (N)
Khoảng cách từ cầu trước đến trọng tâm khối lượng được tính bằng
công thức và có kết quả như sau:
a= G2 . L /G = 8318,88 . 3015/ 19620 =1278,36 (mm)
Trong đó: G- là trọng lượng đầy đủ của ô tô, N;
L- là chiều dài cơ sở của ô tô, N;
Khoảng cách từ trọng tâm khối lượng đến cầu sau là:
b = L – a = 3015 – 1278,36 = 1736,64 (mm)
Với các số liệu tải trọng tác dụng lên các bánh xe, ta chọn kiểu lốp
cho xe là: 175/80R16
2. Tính bán kính rk :

Với lốp 175/80R16 ta có :
- Chiều rộng của lốp: B = 175 (mm)
- Tỉ số chiều cao với chiều rộng của lốp xe: = 0,8 => H=140(mm)
- Đường kính vành lốp: d=16 (inch)=16.25,4= 406,4(mm)
Bán kính thiết kế của lốp xe:
Ta tính được bán kính làm việc trung bình của lốp xe:
Chọn = 320mm
Với : hệ số kể đến sự biến dạng đàn hồi của lốp xe:
Chọn
.
3. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính:
i0 = 0,377.
5


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Trong đó:
i0 – tỉ số truyền của truyền lực chính.
nN – Số vòng quay trục khuỷu động cơ khi ô tô đạt vận tốc chuyển
động tối đa (v/p);
rk – bán kính làm việc trung bình của bánh xe (m);
ic- Tỉ số truyền ở cấp truyền cao nhất của hộp số. Chọn ic=1.

 i0 = 0,377. = 4,7
4. Lựa chọn tỉ số truyền của hộp số.
Ψmax – Hệ số cản tổng cộng của đường t.Và được tính như sau:
Ψmax= + tgα

Vì xét xe chạy trên đường bằng nên α = 0.
 Ψmax=0,02
• Kp : Hệ số điều chỉnh . Khi tính toán, có thể chọn Kp= (0,6
 Kiểm tra theo điều kiện bám:
= = 10,12

Trong đó:
mi : Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu
Gb : Trọng lượng phân bố lên cầu chủ động (N)
Chọn Vtmin = 25 km/h =6,94 m/s
Từ đây ta tính được = = 0,32 = 5,13
6


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

= 5,13 thỏa mãn điều kiện
5. Lựa chọn các tay số còn lại.
Đối với hộp số truyền tăng 4 số tiến 1 số lùi ta có:
q=
o
o
o
o
o

với: dk = = = 5,12
q = = 1,72

ik1= 5,13
ik2 = = = 2,98
ik3 = = = 1,73
ik4 = 1
ikl=1,2.ik1=1,2.5,13=6,15

TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC
TRUYỀN LỰC CHÍNH
HỘP SỐ

i0

4.7
1

2

3

ik 5,1 2,9
3
8 1,73

III.

Đồ Thị Cân Bằng Công Suất Của Ô
Đường Bằng:
Vận tốc: v = = 0,32.3,6(km/h)
Công suất kéo: Nk = Ne.ηtl = Ne.0,85
ne

Me
Ne
Nk
vt1
137,2 8,623 7,330 0,833
600 76
68
128
478
145,4 16,75 14,24 1,528
1100 709
388
08
044
7

4

lùi

1

6,1
5

Tô Khi Chuyển Động Trên

vt2
1,434
814

2,630
492

vt3
2,471
529
4,531
136

vt4
4,275
745
7,838
865


Thiết kế hệ thống lái ô tô

1600
2100
2600
3100
3600
4100
4600
5000

151,1
824
154,4

107
155,1
557
153,4
174
149,1
958
142,4
909
133,3
028
124,1
643

GVHT : Phạm Văn Thức

25,32
608
33,95
028
42,23
648
49,79
468
56,23
488
61,16
708
64,20
128

21,52
717
28,85
774
35,90
101
42,32
548
47,79
965
51,99
202
54,57
109

65

55,25

2,222
609
2,917
175
3,611
74
4,306
306
5,000
871

5,695
436
6,390
002
6,945
654

3,826
17
5,021
848
6,217
526
7,413
204
8,608
882
9,804
56
11,00
024
11,95
678

6,590
743
8,650
351
10,70
996

12,76
957
14,82
917
16,88
878
18,94
839
20,59
607

11,40
199
14,96
511
18,52
823
22,09
135
25,65
447
29,21
759
32,78
071
35,63
121

Công suất lực cản không khí Nω được tính bằng công thức sau:
Trong đó:

-

Va : vận tốc chuyển động của ô tô, m/s

Công suất lực cản đường chuyển động N ψ được tính bằng công thức
sau:

Đồ thị cân bằng công suất.

Thiết kế hệ thống lái

8


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Hình 1: Bố trí hệ thống lái với cơ cấu lái
kiểu trục vít êcu bi thanh răng bánh răng.

1 - đòn quay ngang.
2 - Thanh kéo dọc.

4 - Đòn bên hình thang lái.
5 - Thanh kéo ngang.

3 - Đòn quay đứng.

1.

Tính toán động học dẫn động lái
Tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái,
động học đúng của các đoàn quay khi có biến dạng của bộ phận đàn hồi trong hệ
thống treo và chọn giá trị cần thiết của tỷ số truyền của dẫn động lái.

9


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Hình Hình
2: Sơ đồ tính toán động học dẫn động lái
Trên cơ sở lý thuyết để các bánh xe lăn tinh khi quay vòng thì hệ thống lái phải đảm
bảo mối quan hệ sau đây của các góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong và bên ngoài
so với tâm quay vòng:

Trong đó:
B – Chiều dài tay đòn của dẫn động lái (cm).
L – Chiều dài cơ sở của ô tô (cm).
10


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

αLT – Góc quay trong lý thuyết.

βLT – Góc quay ngoài lý thuyết.
Như vậy, nếu chọn trước β LT , ta có được đường cong biểu diễn mối quan hệ giữ góc
quay trong và góc quay ngoài lý thuyết:

Trên đa số ô tô hiện nay để đảm bảo mối quan hệ động học giữa hai bánh xe dẫn
hướng người ta sử dụng một kết cấu đơn giản đó là dẫn động lái 4 khâu, bao gồm các
đòn được nối với nhau bằng các khớp cầu và các đoàn bên được đặt nghiêng một góc
so với dầm cầu trước.
Thông qua liên kết trên, ta rút ra mối liên hệ giữa góc quay trong và góc quay ngoài
của bánh xe dẫn hướng thực tế là:

Trong đó:
– Góc nghiêng của đòn bên với dầm cầu trước.
m – Chiều dài đòn bên (mm), chọn trước m=(0.14÷0.16)B0.
– khoảng cách giữa 2 đòn quay đứng.
n – Chiều dài thanh kéo ngang (mm).
So sánh αLT và αtt, nếu chênh nhau không quá 10 thì đạt yêu cầu.
Trên cơ sở lý thuyết trên ta tiến hành vẽ đồ thị mối liên hệ giữa để chọn góc nghiêng
của các đòn bên của hình thang lái.

11


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Hình 3:Sơ đồ hình thang lái 4 khâu
Để có cơ sở chọn ban đầu cho nhanh và sát gần với đường . Chọn sơ bộ . Có được ta
tính được n.

Chọn:
m – chiều dài đòn bên
chạy từ
Ta lập bảng số liệu sau:

= 35

= 30

= 25

= 16

= 15

1

0,990710

0,985449

0,988281

0,990764

0,994573

0,994955

2

1,963193

1,942589

1,953637

1,963373

1,978399

1,97991

3

2,917979

2,872493

2,896767

2,918258

2,95162

2,954989

4

3,855596

3,776106

3,818286

3,855801

3,914358

3,920293

5

4,776571

4,654257

4,718739

4,776334

4,866714

4,875907

12


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

6

5,681426

5,507680

5,598602

5,680146

5,808768

5,821898

7

6,570677

6,337018

6,458294

6,567489

6,740583

6,758314

8

7,444834

7,142840

7,298182

7,438578

7,662205

7,685189

9

8,304403

7,925646

8,118586

8,293594

8,573662

8,602542

10

9,149877

8,685874

8,91978

9,13269

9,474968

9,510377

11

9,981744

9,423911

9,702004

9,955989

10,36612

10,40868

12

10,80048 10,140095

10,46546

10,76359

11,2471

11,29743

13

11,60656 10,834719

11,21032

11,55557

12,11788

12,1766

14

12,40043 11,508040

11,93672

12,33198

12,97842

13,04612

15

13,18256 12,160278

12,64478

13,09284

13,82865

13,90594

16

13,95338 12,791622

13,33458

13,83818

14,66851

14,75598

17

14,71332 13,402233

14,00621

14,56799

15,49791

15,59616

18

15,46279 13,992245

14,65969

15,28223

16,31676

16,42637

19

16,20222 14,561771

15,29506

15,98088

17,12495

17,24651

20

16,93199 15,110902

15,91233

16,66388

17,92236

18,05646

21

17,65251 15,639710

16,5115

17,33116

18,70886

18,85608

22

18,36416

16,14825

17,09254

17,98265

19,48431

19,64523

23

19,06730

16,63656

17,65542

18,61824

20,24856

20,42375

24

19,76231

17,10467

18,2001

19,23783

21,00143

21,19147

25

20,44953

17,55259

18,72652

19,84132

21,74276

21,94823

26

21,12931

17,98034

19,23461

20,42857

22,47237

22,69382

27

21,80201

18,38789

19,72431

20,99944

23,19004

23,42806

28

22,46793

18,77525

20,19551

21,55381

23,89558

24,15073

29

23,12742

19,14239

20,64815

22,09151

24,58877

24,86162

13


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

30

23,78078

19,48928

21,08212

22,61238

25,26937

25,56049

31

24,42833

19,81589

21,49731

23,11628

25,93716

26,2471

32

25,07037

20,12220

21,89364

23,60302

26,59189

26,9212

33

25,70720

20,40816

22,27098

24,07243

27,23329

27,58253

34

26,33910

20,67373

22,62924

24,52434

27,86111

28,23081

35

26,96637

20,91889

22,96829

24,95856

28,47506

28,86578

36

27,58928

21,14358

23,28803

25,37491

29,07486

29,48713

37

28,20811

21,34778

23,58834

25,7732

29,66022

30,09457

38

28,82313

21,53144

23,86912

26,15325

30,23085

30,68779

39

29,43460

21,69453

24,13024

26,51486

30,78642

31,26647

40

30,04279

21,83703

24,37162

26,85785

31,32662

31,83028

41

30,64796

21,95890

24,59314

27,18203

31,85114

32,37889

42

31,25035

22,06012

24,7947

27,48723

32,35964

32,91197

43

31,85023

22,14068

24,97621

27,77325

32,8518

33,42915

44

32,44783

22,20056

25,13758

28,03992

33,32726

33,9301

45

33,04341

22,23976

25,27872

28,28707

33,78569

34,41444

Dựa trên bảng số liệu có được ta vẽ được đồ thị:

Hình 4 :Đồ thị để chọn góc nghiêng của các đòn bên của hình thang lái
Dựa vào đồ thị và bảng số liệu ta chọn được góc thỏa mãn .

14


Thiết kế hệ thống lái ô tô
2.

GVHT : Phạm Văn Thức

Xác định momen cản quay vòng
2.1.
Moment cản lăn:
Moment cản lăn được xác định theo công thức:

Trong đó:
– tải trọng tác dụng lên một bánh xe dẩn hướng;

f – hệ số cản lăn, ta lấy f = 0,015
a – Tay đòn của lực cản lăn quay quanh trụ đứng (cm), thông thường a=30÷60mm;
Chọn a = 0,04m

Hình 5
Vậy:

2.2.

Moment ma sát do sự trượt bên của các bánh xe trên mặt đường:
15


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Khi có lực ngang tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệt
đi đối với trục bánh xe. Nguyên nhân lệch là do sự đàn hồi của lốp. Lực ngang Y như
hình vẽ.
Khi momen quay vòng tác dụng lên bánh xe, tại khu vực tiếp xúc giữa bánh xe và
mặt đường sẽ suất hiên lực ngang Y. Do lốp có tính chất đàn hồi nên lực Y làm vết
tiếp xúc bị lệt đi so với trục bánh xe 1 đoạn x về phía sau.
Chọn cỡ lốp :225/60R16 97 H
B = 225 mm
B/H = 60%
R : Bố tròn
D = 16 inch
Tải trọng tối đa cho phép ( 97 ) : 730 kg

Tốc độ tối đa cho phép ( H ) : 210km/h
Dựa vào : Tải trọng khi xe toàn tải lên bánh trước là : 576 kg
Tải trọng khi xe toàn tải đặt lên bánh sau : 674 kg
Loại xe ô tô du lịch
Chất lượng đường tương đối tốt
Tra bảng phụ lục : Đặc tính kĩ thuật lốp xe ô tô DRC

16


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Hình 6 : bán kính bánh xe

– hệ số bám ngang , chọn
Đoạn x được xác định theo công thức:

Trong đó:
r – bán kính tự do của bánh xe; bánh xe có cỡ lốp: 225/60R16

rbx – bán kính làm việc của bánh xe, ta thừa nhận rbx = 0,96r
Ta có:

Do đó moment cản do bánh xe trượt bên là:

17

Thiết kế hệ thống lái ô tô
2.3.

GVHT : Phạm Văn Thức

Moment ổn định gây nên bởi góc đặt bánh xe

Moment ổn định tạo nên bởi độ nghiêng ngang, nghiêng dọc của trụ đứng. giá trị của
M3 thường tính thông qua hệ số , chọn .
2.4.

Momen cản quay vòng Mc:

Trong đó:
η1 – Hiệu suất tổn hao do ma sát ở cam quay và các khớp nối truyền động lái:
η1=0.5÷0.7; chọn

3.

Chọn tỉ số truyền
Tỉ số truyền của hệ thống lái có thể biểu thị bằng tích của tỉ số truyền cơ cấu lái với tỉ
số truyền dẫn động lái:

Tỉ số truyền cơ cấu lái i c=15÷25. Với xe có cường hóa tỉ số truyền có thể lấy bé,
ngược lại khi không có cường hóa tỉ số truyền lấy lơn.
Chọn tỉ số truyền dẫn động lái id. Thường chọn id=0.85÷1.1
Tỉ số truyền hệ thống lái còn được tính theo công thức:

Trong đó:
Mc – Momen cản quay vòng (kg.cm).

η – Hiệu suất truyền lực của hệ thống. Thường chọn η=0.7÷0.85
18


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Mvl – Momen tác dụng trên vành lái (kg.cm) và được tính như sau:
(kg.cm)
Trong đó:
Pv – Lực lái tác dụng lên vành lái, (kg). Với xe tải P vmax=50kg, xe con
Pvmax=(25÷30)kg
Rv – Bán kính vành lái (cm), với xe con R v≈190mm, xe lớn không cường hóa
Rv≥230mm
Như vậy lực tác dụng lên vành tay lái sẻ là:

Nếu hệ thống lái có trợ lực thì định trước lực tác dụng lên vành lái từ 15-20kg. Sau
đó xác định lực cần trợ lực để tính toán cho bộ trợ lực.
Ta chọn:

Vậy:

Chọn:
– hiệu suất truyền lực của hệ thống;
– bán kính vành lái

19

Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Như vậy với lực trên vành lái được xác định như trên thì xe không cần phải bố trí trợ
lực.
4 Tính toán êcu – Trục vít
1

0

2

3

4

5

6

7

8

9

Hình 7 : Hệ thống lái trục vít - êcu- bi-thanh răng, cung răng
1 – Vỏ cơ cấu lái
4 – Eecu bi

7 – Đai ốc điều chỉnh

2 - Ổ bi dưới
3 – Trục vít
10 - Bi
5 - Ổ bi trên
6 – Phớt
8 - Đai ốc hãm 9 – Bánh răng rẻ quạt

4.1Các thông số của trục vít ê-cu bi

20


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức
Hinh 8: êcu bi

Khi đánh lái, trục vít bị xoay, tạo ra lực vuông góc từ bề mặt rãnh vít qua các viên bi
tác dụng vào bề mặt rãnh bi trên ê cu. Lực này được phân ra thành 2 thành phần: là
lực vòng Pv và lực dọc trục Pd. Lực Pd chính là lực tác dụng làm quay bánh răng rẻ
quạt.
Lực Pd có giá trị như sau:

Trong đó:
•
•
•
•

•

Mc- mômen cản quay vòng khi xe đứng tại chỗ, Mc = ,84[Nm]
- Độ dài đòn quay đứng, ;
ln - Độ dài đòn quay ngang,
ηth – hiệu suất thuận của cơ cấu lái, ηth = 0,6 ;
- bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt ;
Ta chọn đường kính bi: db = 7 [mm]
⇒Bước vít của trục vít: p = db + 4 = 11 [mm]
Ta có:

Vậy:

Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 35. Do đặc điểm cấu tạo, Êcu bi và thanh răng là
một chi tiết và cùng được làm từ thép 45.
Xác định đường kính trong của ren trục vít theo độ bền kéo:
21


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Trong đó: [ σK ] = σch/3 với σch- giới hạn chảy của vật liệu vít. Với thép 45, σch = 350
(MPa). [ σK] = 350/3=117 (MPa) = 117 (MN/m )
2

Vậy:

•

•
•
•

Chọn
Chọn đường kính bi: db =7 (mm)
Bước vít p = db+ (1…5) (mm)= 7+4=11 (mm)
Bán kính rãnh lăn: chọn r1 = 0,51. db = 0,51.7=3,57 (mm)
Khoảng cách từ tâm rãnh lăn đến tâm bi:

Trong đó β - là góc tiếp xúc, nên chọn β = 45o thì khả năng tải của trục vít tăng.

• Đường kính vòng tròn qua tâm các viên bi:
• Đường kính trong của êcu:
• Chiều sâu của profin ren:
• Đường kính ngoài của trục vít:
• Đườngkính ngoài của ê cu:
• Góc vít được xác định như sau:
22


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

• Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 vòng.
• Số viên bi trên các vòng ren làm việc:
• Chọn zb = 30 viên bi
• Xác định khe hở hướng tâm:
• Khe hở tương đối:

• Hiệu suất thuận:
• Hiệu suất nghịch:
4.2Kiểm nghiệm bền :
Các thông số cơ bản của cặp trục vít-êcu được tính chọn phải đảm bảo thỏa
mãn các điều kiện bền.
Ứng suất chèn dập được tính theo công thức :

F – diện tích tiếp xúc giữa trục vít và bi được tính theo công thức :

Trong đó :
23


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

+ r – bán kính ngoài trục vít, [cm]
+ – bán kính bi, [cm]

Thỏa mãn điều kiện bền chèn dập
5. Tính toán Thanh Răng – Cung Răng
5.1 Tính Toán độ bền tiếp xúc cho cặp răng ăn khớp
Chọn vật liệu:
Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép 45 tôi cải thiện, độ rắn HB,
[Mpa] ; [Mpa].
Xác định các thông số của bộ truyền: bằng cách tính ngược dựa trên điều kiện ứng
suât tiếp xúc đã bền.
Tính bánh răng rẻ quạt về độ bền tiếp xúc:
Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện

tiếp xúc lớn nhất σ H sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép

[σH ] .
Ứng suất tiếp xúc lớn nhất được tính theo công thức Héc đối với hai hình trụ tiếp xúc
dọc đường sinh.
Ta có điều kiện bền:

24


Thiết kế hệ thống lái ô tô

GVHT : Phạm Văn Thức

Trong đó :
• qn- cường độ tải trọng pháp tuyến(tải trọng riêng)
• bán kính cong tương đương của bề mặt
• ZM-hệ số xét đến cơ tính của vật liệu; Do bánh răng rẻ quạt chế tạo bằng thép nên
ZM=275 [Mpa]1/2
Vì hiện tượng tróc rỗ xảy ra tại phần chân răng gần vùng tâm ăn khớp, nên ta tính
toán độ bền tiếp xúc của răng tại tâm ăn khớp.
Đối với bánh răng trụ răng thẳng, cường độ tải trọng pháp tuyến, có xét đến sự phân
bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng và tải trọng động là:

Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc.
Do đó tổng chiều dài tiếp xúc bằng chiều rộng vành răng b ω ;
Bán kính cong tương đối:

Trong đó: bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.
Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ

bền tiếp xúc:

o
•
•
•

Trong đó:
Md - mômen quay trục bánh răng rẻ quạt
- ứng suất tiếp xúc cho phép [Mpa] ;
ZH - hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tính theo công thức :

25