MỤC LỤC
Mục lục.............................................................i
Lời nói đầu………………………………………………………………….ii
Chương I: Nhiệm vụ, yêu cầu hệ thống lái trên xe tải lớn…………………..1
1. Nhiệm vụ hệ thống lái…………………………………………………2
2. Phân loại hệ thống lái………………………………………………….2
3. Yêu cầu đối với hệ thống lái xe tải lớn………………………………..3
4. Sơ đồ tổng quát hệ thống lái ôtô……………………………………..4
5 . Số liệu tham khảo …………………………………………………,,,..5
Chương II: Thiết kế dẫn động lái…………………………………………...7
1. Tỷ số truyền của hệ thống lái…………………………………………7
2. Tính toán các thông số hình học của hệ dẫn động lái………………....9
3. Tính các chi tiết của dẫn động lái………………………………….....23
Chương III: Thiết kế cơ cấu lái………………………………………….....33
1. Các yêu cầu của cơ cấu lái……………………………………………33
2. Tỷ số truyền của cơ cấu lái ……………………………………….....34
3. Các kiểu cơ cấu lái…………………………………………………...34
4. Tính chế độ tải trọng…………………………………………………37
5. Tính trục vít- êcu bi………………………………………………….39
6. Tính bánh răng rẻ quạt và thanh răng……………………………….42
Chương IV: Thiết kế cường hóa lái……………………………………….47
1. Chọn phương án trợ lực lái …………………………………………47
2. Nguyên lý hoạt động………………………………………………..49
3. Tính mômen quay vòng cực đại…………………………………….49
4. Xây dựng đặc tính cường hoá hệ thống lái hai cầu trước………….53
5. Tính xy lanh trợ lực………………………………………………..56
6. Xác định năng suất của bơm trợ lực lái…………………………....61
7. Thiết kế van phân phối……………………………………………63
8. Tính van tiết lưu…………………………………………………..65
9. Tính lò xo định tâm………………………………………………67
Chương V: Bảo dưỡng, sửa chữa hệ thống lái…………………………68
1. Bảo dưỡng kỹ thuật hệ thống lái………………………………….68
2. Sửa chữa hệ thống lái……………………………………………..68
Chương VI: Quy trình công nghệ chế tạo rotuyl………………………71
1. Phân tích chi tiết gia công……………………………………….71
2. Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu…………………….72
Kết luận………………………………………………………………..79
Tài liệu tham khảo……………………………………………………..80
LỜI NÓI ĐẦU
Trong nền kinh tế quốc dân hiện nay, vai trò của giao thông ôtô rất quan trọng trong việc vận chuyển người và hàng hoá. Một trong những nhiệm vụ quan trọng nhất của ôtô là điều khiển hướng chuyển động, nhiệm vụ này được đảm bảo bởi hệ thống lái của ôtô.
Đối với xe tải lớn, do tải trọng phân bố lên cầu trước lớn nên với hệ thống lái một cầu dẫn hướng, để đảm bảo an toàn, kích thước các chi tiết phải đủ lớn, do đó việc sửa chữa thay thế khó khăn.
Từ đó em được giao nhiệm vụ: Thiết kế hệ thống lái cho xe tải cỡ lớn có hai cầu dẫn hướng, với công thức bánh xe 8 x 4.
Trong quá trình làm đồ án, được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo: TS………...........… và các thầy giáo trong bộ môn, em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình. Do trình độ bản thân và thời gian có hạn nên đồ án của em không tránh khỏi khiếm khuyết. Em mong được sự chỉ bảo của các thầy.
Em xin chân thành cảm ơn
…….,ngày…tháng…năm20….
Sinh viên thực hiện
…………………
CHƯƠNG I
NHIỆM VỤ, YÊU CẦU HỆ THỐNG LÁI TRÊN XE TẢI LỚN
1. Nhiệm vụ hệ thống lái.
Hệ thống lái của ôtô dùng để thay đổi hướng chuyển động của ôtô nhờ quay vòng các bánh xe dẫn hướng cũng như để giữ phương chuyển động thẳng hay chuyển động cong của ôtô khi cần thiết .
Trong quá trình chuyển động trên đường, hệ thống lái có ảnh hưởng rất lớn đến an toàn chuyển động của xe nhất là ở tốc độ cao, do đó chúng không ngừng được hoàn thiện.
Việc điều khiển hướng chuyển động của xe được thực hiện nhờ vô lăng (vành lái ), trục lái (truyền chuyển động quay từ vô lăng tới cơ cấu lái), cơ cấu lái (tăng lực quay của vô lăng để truyền mômen lớn hơn tới các thanh dẫn động lái), và các thanh dẫn động lái (truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng).
Kết cấu lái phụ thuộc vào cơ cấu chung của xe và của từng chủng loại xe.
Để quay vòng được thì người lái cần phải tác dụng vào vô lăng một lực, đồng thời để quay vòng được thì cần có một phản lực sinh ra từ mặt đường lên bánh xe.
Để quay vòng đúng thì các bánh xe dẫn hướng quay trên những đường tròn đồng tâm với nhau. Đó là tâm quay tức thời khi quay vòng
2. Phân loại hệ thống lái.
Có nhiều cách để phân loại hệ thống lái ôtô:
a . Phân loại theo phương pháp chuyển hướng .
+Chuyển hướng hai bánh xe ở cầu trước
+Chuyển hướng tất cả các bánh xe
b . Phân loại hệ thống lái theo đặc tính truyền lực .
+Hệ thống lái cơ khí .
+Hệ thống lái cơ khí có trợ lực bằng thuỷ lực hoặc bằng khí nén.
c . Phân loại theo kết cấu của cơ cấu lái.
+Cơ cáu lái kiểu trục vít lõm - con lăn.
+ Cơ cấu lái kiểu trục vít - răng rẻ quạt và trục vít -đai ốc .
+ Cơ cấu lái kiểu trục vít - thanh răng.
+ Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng.
+ Cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn .
d . Phân loại theo bố trí vành lái .
+ Bố trí vành lái bên trái (theo luât đi đường bên trái ).
+ Bố trí vành lái bên phải (theo luật đi đường bên phải ).
e . Phân loại theo kết cấu đòn dẫn động.
- Dẫn động lái một cầu
- Dẫn động lái hai cầu
3. Yêu cầu đối với hệ thống lái xe tải lớn
An toàn chuyển động trong giao thông vận tải bằng ôtô là chỉ tiêu hàng đầu trong việc đánh giá chất lượng thiết kế và sử dụng phương tiện này. Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động của ôtô là hệ thống lái. Để đảm bảo tính êm dịu chuyển động, hệ thống lái cần đảm bảo các yêu cầu sau :
+ Hệ thống lái phải đảm bảo dễ dàng điều khiển, nhanh chóng và an toàn.
+ Đảm bảo ổn định bánh xe dẫn hướng
+ Đảm bảo khả năng quay vòng hẹp dễ dàng
+ Đảm bảo lực lái thích hợp
+ Hệ thống lái không được có độ dơ lớn
+ Đảm bảo khả năng an toàn bị động của xe
+ Đảm bảo tỷ lệ thuận giữa góc quay vô lăng với góc quay bánh xe dẫn hướng.
+ Không đòi hỏi người lái xe một cường độ lao động quá lớn khi điều khiển ôtô.
4. Sơ đồ tổng quát hệ thống lái ôtô.
Sơ đồ tổng quát của hệ thống lái không có trợ lực gồm có vành tay lái, trục lái, cơ cấu lái và dẫn động lái.
Hình 1.2-Sơ đồ tổng quát hệ thống lái.
1.vành tay lái 5.Thanh kéo dọc
2.Trục lái. 6.Đòn quay ngang
3.Cơ cấu lái. 7.Hình thang lái
4.Đòn quay đứng
4.1. Vành tay lái.
Để tạo ra mô men quay vòng thì người lái cần phải tác dụng một lực lên vô lăng.Vô lăng có dạng vành tròn, có nan hoa bố trí đều hay không đều quanh vành trong của vành tay lái.
4.2. Trục lái.
Trục lái có nhiệm truyền mômen lái xuống cơ cấu lái. Trục lái gồm có trục lái chính có thể chuyển động truyền chuyển động quay của vô lăng xuống cơ cấu lái và ống trục lái để cố định trục lái vào thân xe. Đầu phía trên của trục lái chính được gia công ren và then hoa để lắp vô lăng lên đó và được giữ chặt bằng một đai ốc.
4.3. Cơ cấu lái.
Cơ cấu lái là bộ giảm tốc đảm bảo tăng mô men tác động của người lái đến các bánh xe dẫn hướng, chúng có chức năng giảm lực đánh lái bằng cách tăng mô men đầu ra, tỷ số giảm tốc được gọi là tỷ số truyền của cơ cấu lái và thường bằng 18 đến 20 đối với xe con và bằng từ 21 đến 25 đối với xe tải .
Tỷ số truyền lớn sẽ giảm lực đánh lái nhưng người lái phải quay vô lăng nhiều hơn khi quay vòng .
4.4. Dẫn động lái .
Dẫn động lái bao gồm tất cả những chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của bánh xe. Vì vậy dẫn động lái trên xe phải đảm bảo các chức năng sau :
+ Nhận chuyển động từ cơ cấu lái tới các bánh xe dẫn hướng.
+ Đảm bảo quay vòng của các bánh xe dẫn hướng sao cho không xảy ra hiện tượng trượt bên lớn ở tất cả các bánh xe, đồng thời tạo liên kết giữa các bánh xe dẫn hướng.
+ Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái tạo bởi cầu trước ,đòn kéo ngang và đòn kéo bên. Nhờ hình thang lái nên khi quay vô lăng một góc thì các bánh xe dẫn hướng sẽ quay đi một góc nhất định. Hình thang lái có thể bố trí trước hoặc sau cầu dẫn hướng tùy theo bố trí chung.
5 . Số liệu tham khảo .
Xe tải hạng nặng HUYNDAI đời 1994
Chiều dài toàn bộ :12270 mm
Chiều cao toàn bộ :2780 mm
Khoảng cách giữa hai trụ quay đứng : B0=1880 mm
Chiều dài cơ sở của cầu dần hướng thứ nhất là : L1=7060 mm
Chiều dài cơ sở của cầu dẫn hướng thứ hai là : L2=5360 mm.
Trọng lượng không tải : G0=93000 N
Trọng Lượng toàn tải : GT=273000 N
Ký hiệu lốp :10.00-20
Trọng lượng toàn tải phân bố ra hai cầu dẫn động lái (cầu I và cầu II) :
GT1=GT2=32500 N
Trọng lượng toàn tải phân bố ra hai cầu sau (cầu III và cầu IV ) :
GT3=GT4=104000 N
CHƯƠNG II
THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG LÁI
Dẫn động lái gồm tất cả các cơ cấu truyền lực từ cơ cấu lái đến ngõng quay của các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng.
Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái ĐANTÔ, nó được tạo bởi cầu trước, đòn kéo ngang và các đòn kéo bên. Sự quay vòng của ôtô rất phức tạp, để đảm bảo mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng là một điều khó thực hiện. Hiện nay người ta chỉ đáp ứng gần đúng mối quan hệ động học đó bằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo nên hình thang lái.
Với xe thiết kế là xe tải hạng nặng, ta chọn phương án dẫn động lái bao gồm hai cầu dẫn hướng, với hai hình thang lái ĐANTÔ và một cơ cấu liên động giữa hai cầu.
1. Tỷ số truyền của hệ thống lái.
1.1. Tỷ số truyền của dẫn động lái Id.
Tỷ số truyền của dẫn động lái phụ thuộc vào kích thướcvà quan hệ của các cánh tay đòn.
Id=0,85-1,1
Chọn sơ bộ Id=1 ( cho cầu dẫn hướng thứ nhất)
1.2. Tỷ số truyền của cơ cấu lái 
.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại trục vít-êcu-bi-răng rẻ quạt được tính theo công thức sau :
Trong đó :
t-bước vít của trục vít
R0 - bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.
R0 và t không đổi nên tỷ số truyền của loại cơ cấu lái trục vít vô tận-êcu -cung răng là không đổi.
Tỷ số truyền của cơ cấu lái loại này thường lấy theo kinh nghiệm thiết kế 
, ta chọn sơ bộ 
.
1.3. Tỷ số truyền của hệ thống lái.
Tỷ số truyền của hệ thống lái bằng tích số của tỷ số truyền cơ cấu lái (i
) và tỷ số truyền của dẫn động lái(id).
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hướng thứ nhất 
Tỷ số truyền cho cầu dẫn hướng thứ hai 
Trong đó id1, id2 lần lượt là tỷ số truyền của dẫn động lái đến bánh xe dẫn hướng cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Giá trị tỷ số truyền đối với cầu dẫn hướng thứ nhất chọn sơ bộ i1=1.24=24
1.4. Tỷ số truyền lực của hệ thống lái.
Il - là tỷ số của tổng lực cản khi ôtô máy kéo quay vòng(Pc) và lực đặt trên vành tay lái khi cần thiết để khắc phục được lực cản quay vòng(Pl).
Trong đó:
Với : Mc - mômen cản quay vòng của bánh xe
Ml - mômen đặt trên vành tay lái.
c - cánh tay đòn quay vòng tức là khoảng cách từ tâm mặt tựa của lốp đến đường trục đứng kéo dài.
R - bán kính vành tay lái.
2. Tính toán các thông số hình học của hệ dẫn động lái.
2.1. Tính toán hình thang lái.
a) Công dụng của hình thang lái:
- Hình thang lái có tác dụng đảm bảo sự quay vòng đúng của các bánh xe dẫn hướng. Khi đó các bánh xe dẫn hướng không có sự trượt khi xe chuyển động.
- Đảm bảo quan hệ giữa góc quay của bánh xe dẫn hướng bên trái và bên phải sao cho các bánh xe lăn trên các đường tròn khác nhau nhưng đồng tâm.
b)Xây dựng đường đặc tính ly thuyết của hệ thống lái hai cầu trước:
Muốn các bánh xe thực hiện quay vòng đúng thì quan hệ giữa chúng phải thoả mãn công thức sau :
Cotg õ1-Cotg ỏ1=
Cotg õ2- Cotg ỏ2=
Trong đó :
õ1,õ2: Là góc quay của bánh xe dẫn hướng ngoài của cầu dẫn hướng thứ nhất và thứ hai
ỏ1,ỏ2: Là góc quay của bánh xe dẫn hướng trong của cầu dẫn hướng thứ nhất và thứ hai .
L1,L2 : chiều dài cơ sở của hai cầu (trên hình vẽ).
B0 : Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ quay đứng .
Sơ đồ động học khi quay vòng.
Theo hình vẽ : Cotg ỏ1=
Cotg ỏ2=
Ta tìm được mối quan hệ của các góc quay bánh xe dẫn hướng với góc ỏ1 như sau :
Cho 
các giá trị khác nhau từ 
ta lần lượt xác định được các góc 
tương ứng theo bảng sau :
Bảng 1: Bảng thông số của đường đặc tính lý thuyết của các góc quay cầu thứ nhất và quan hệ góc quay giữa cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
 
| 0 | 5 | 10 | 15 | 20 | 25 | 30 | 35 | 40 |
| 0 | 4,89 | 9,56 | 14,04 | 18,36 | 22,53 | 26,58 | 30,55 | 34,44 |
| 0 | 3,80 | 7,62 | 11,50 | 15,47 | 19,50 | 23,67 | 28,00 | 32,50 |
Bảng 2: Cầu thứ hai:
 (0)
| 0 | 5 | 10 | 15 | 20 | 25 | 30 | 35 | 40 |
b20 (0) | 0 | 4,85 | 9,43 | 13,76 | 17,89 | 21,84 | 25,65 | 29,34 | 32,96 |
Từ bảng giá trị thu được ta xây dựng được quan hệ :
c)Xây dựng đường đặc tính thực tế.
Nhiệm vụ cơ bản khi thiết kế hình thang lái Đantô là xác định đúng góc nghiêng của các đòn bên 
khi xe chạy thẳng :
Sơ đồ xác định các kích thước của hình thang lái
Cần xác định góc và độ dài mỗi đòn bên m và đòn ngang n.
Quan hệ thực tế giữa các góc quay 
phụ thuộc vào góc và độ dài m của đòn bên .
Khi xe chạy thẳng:
Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình ta có thể tính được mối quan hệ giữa các thông số theo biểu thức sau:
Khi xe quay vòng :
Hình vẽ 2.6 - Sơ đồ hình thang lái khi quay vòng.
Khi bánh xe dẫn hướng bên trái quay đi một góc 
và bên phải quay đi một góc 
, lúc này đòn bên phải hợp với phương thẳng ngang một góc 
và bánh xe bên trái là 
.
Từ sơ đồ dẫn động trên hình trên ta có mối quan hệ của các thông số theo quan hệ sau :
(1.7)
m thường lấy theo kinh nghiệm :
m=
Chọn sơ bộ theo kinh nghiệm cho cả hai cầu độ dài đòn bên :
m1=m2=0,15.Bo=282 (mm)
Chọn sơ bộ góc ban đầu theo công thức của Chuđakôp:
(1.8)
Từ đó ta tính được 
Tính các thông số cho cầu dẫn hướng thứ nhất (cầu I).
Tính
Thay số: 
Ta tính được 
theo kinh nghiệm thiết kế).
Cho 1 các giá trị xung quanh giá trị sơ bộ (1=110) và công thức (1.7) để tìm quan hệ thực tế của 
và .
Từ bảng giá trị thu được ta xây dựng đồ thị quan hệ và thực tế trên cùng đồ thị quan hệ và theo lý thuyết.
Theo bảng giá trị trên ta chọn góc 1 sao cho sự sai lệch so với đường lý thuyết 
nhỏ nhất và nhỏ hơn 10, ta chọn được 1=130, ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng cầu thứ nhất là 
và 
Vậy với cầu dẫn hướng thứ nhất ta có:
-1=130
-Độ dài đòn bên m1 = 282 (mm)
-Độ dài thanh kéo ngang n1=
Dựa vào bảng 1, ta tìm được góc quay vòng lớn nhất của cầu dẫn hướng thứ 2 :
Tính các thông số cho cầu dẫn hướng thứ hai
Tính
Thay số : 
ta tính được 
theo kinh nghiệm thiết kế).
Chọn 2 các giá trị xung quanh giá trị đã chọn (2=140) và công thức (4) để tìm quan hệ thực tế của 
và .
Cho lần lượt 2=120, 130, 140, 150, 160, sẽ tìm được mối quan hệ thực tế giữa và .
(1.12)
Bảng 4.Bảng thông số của đường đặc tính thực tế cho cầu thứ hai.
 =120
| (0) | 0 | 5 | 10 | 15 | 20 | 25 | 30 | 35 | 40 |
b20 (0) | 0 | 4,85 | 9,43 | 13,76 | 17,89 | 21,84 | 25,65 | 29,34 | 32,96 |
b21 (0) | 0 | 4,90 | 9,61 | 14,13 | 18,45 | 22,56 | 26,43 | 30,04 | 33,36 |
Db21(0) | 0 | -0,05 | -0,18 | -0,37 | -0,56 | -0,72 | -0,78 | -0,7 | -0,4 |
 =130
| b22 (0) | 0 | 4,89 | 9,58 | 14,06 | 18,32 | 22,36 | 26,14 | 29,65 | 32,85 |
Db22(0) | 0 | -0,04 | -0,15 | -0,3 | -0,43 | -0,52 | -0,49 | -0,31 | 0,11 |
 =140
| b23 (0) | 0 | 4,88 | 9,55 | 13,98 | 18,19 | 22,15 | 25,85 | 29,26 | 32,34 |
Db23(0) | 0 | -0,03 | -0,12 | -0,22 | -0,3 | -0,31 | -0,2 | 0,08 | 0,62 |
 =150
| b24 (0) | 0 | 4,88 | 9,03 | 13,91 | 18,06 | 21,95 | 25,56 | 28,87 | 31,83 |
Db24(0) | 0 | -0,03 | 0,4 | -0,15 | -0,17 | -0,11 | 0,09 | 0,47 | 1,13 |
 =160
| b25 (0) | 0 | 4.87 | 9,48 | 13,83 | 17,92 | 21,74 | 25,27 | 28,48 | 31,33 |
Db25(0) | 0 | -0,02 | -0,05 | -0,07 | -0,03 | 0,1 | -0,38 | 0,86 | 1,63 |
Trong đó: 
Từ bảng giá trị thu được ta xây dựng đồ thị quan hệ và thực tế trên cùng đồ thị quan hệ và theo lý thuyết.
Theo bảng giá trị trên ta chọn góc 2 sao cho sự sai lệch so với đường lý thuyết 
nhỏ nhất và nhỏ hơn 10, ta chọn được 2=160, ứng với góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng của cầu thứ tương ứng là 
(tính 
theo công thức (1.12))
Vậy với cầu dẫn hướng thứ hai ta có:
-2=160
-Độ dài đòn bên m2 = 282 (mm)
-Độ dài thanh kéo ngang n2=
2.2. Xác định góc quay vòng lớn nhất của vô lăng.
max=1max.i
Trong đó :
max :gọi là vòng quay vành lái lớn nhất tính từ vị trí đi thẳng.
1max :góc quay vòng lớn nhất của bánh xe dẫn hướng cầu trước.(350).
I1:gọi là tỷ số truyền hệ thống lái đối với cầu trước (i1 =24)
lớn nhất từ 
vòng đối với xe du lịch từ 
vòng đối với xe tải lớn .
Thay những thông số tính được vào công thức trên ta tìm được góc quay vô lăng lớn nhất :
(vòng) (trong giới hạn cho phép đối với xe tải)
2.3. Tính toán thông số hình học của dẫn động lái.
Sơ đồ tính toán dẫn động lái.
1. Cơ cấu lái
2. Đòn quay đứng
3. Đòn kéo dọc cầu trước
4. Đòn kéo ngang cầu trước.
5. Bánh xe.
6. Đòn kéo dọc cầu sau.
7. Đòn kéo ngang cầu sau.
8. Đòn lắc
9. Đòn nối hai cầu dẫn hướng.
10. Đòn lắc.
Khi đòn quay đứng quay 1 góc 
, đòn lắc thứ nhất (chiều dài a) quay một góc
, đòn lắc thứ hai ( chiều dài d ) quay một góc 
.
Gọi a,b,c,d : lần lượt là kích thước của các cánh tay đòn trên hình vẽ.
S1,S2,S’1,S’2:lần lượt là dịch chuyển dọc của các điểm A, B, C, D.
ln1,ln2 :là kích thước đòn ngang của cầu thứ nhất và cầu thứ hai.
Theo hình vẽ ta có: độ dịch chuyển dọc của điểm A chính bằng độ dịch chuyển dọc của điểm A1 và bằng S1, tương tự độ dịch chuyển của điểm B bằng độ dịch chuyển dọc của điểm B1 và bằng S2.
Dựa vào những tam giác đồng dạng ta tìm được các mối quan hệ sau:
(1.13)
Mặt khác: độ dịch chuyển dọc của các điểm 1 và 3 trên cùng một đòn kéo dọc là bằng nhau, tức là:
S’1=S’2 (1.14)
Và 
(1.15)
Thay các công thức (1.14) và (1.15) vào công thức (1.13) ta được :
(1.16)
(với giả thiết ln1=ln2)
Theo mối quan hệ góc quay của cầu một và cầu thứ hai ta có:
(1.17)
Thay vào (1.16) ta được :
Suy ra: 
(1.18)
(1.18) là công thức biểu diễn quan hệ kích thước các đòn dẫn động đảm bảo mối quan hệ quay vòng đúng của cầu dẫn hướng thứ nhất và cầu dẫn hướng thứ hai.
Dựa vào công thức (1.18) ta tính được kích thước các đòn bằng cách sau:
Chọn :
a=400 (mm)
b=140(mm)
c=190(mm)
L1=7060(mm)
L2=5360(mm)
Thay vào công thức (1.19) ta tính được kích thước đòn d:
Vậy với a=400 (mm)
b=140 (mm)
c=190 (mm)
d=412,14 (mm), đảm bảo được quan hệ a1, a2 tức là đảm bảo quay vòng đúng.
\
*.Tính tỷ số truyền của dẫn động lái:
Tỷ số truyền của hệ dẫn động lái đến cầu thứ nhất:
Với ld ,ln là kích thước các đòn quay đứng và đòn ngang của hệ thống lái.
Tỷ số truyền của dẫn động lái đến cầu thứ hai:
*.Tính góc quay lớn nhất của các đòn dẫn động lái.
Tính góc quay lớn nhất của đòn quay đứng:
Gọi S là độ dịch dọc lớn nhất của điểm A1 ứng với góc quay lớn nhất
Theo hình vẽ ta có mối quan hệ sau:
Tính góc quay lớn nhất của đòn lắc 2 (đòn lắc có kích thước bằng d):
Trong đó:
- góc quay lớn nhất của đòn lắc 2,
- góc quay lớn nhất của đòn quay đứng,
a, b, c, ld, ln - các kích thước của các đòn được thể hiện trên hình vẽ 2.7.
Góc quay lớn nhất của trục bánh răng rẻ quạt khi đánh lái từ rìa bên này sang rìa bên kia bằng hai lần góc quay lớn nhất của đòn quay đứng.
Gọi 
- là góc quay lớn nhất của trục bánh răng rẻ quạt, ta có:
=2.
3. Tính các chi tiết của dẫn động lái
3.1. Chọn đường kính của trục đòn quay đứng.
Khi quay vành lái, trục đòn quay đứng chịu mômen lớn nhất so với tất cả các chi tiết của hệ thống lái. Lực cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướngphụ thuộc vào phần trọng lượng của xe đặt lên trục trước, kích thước lốp, bánh xe quay vòng và nhiều nhân nhân tố khác, vì vậy mômen truyền từ cơ cấu lái tới cam quay bánh xe dẫn hướng sẽ khác nhau đối với những xe khác nhau.
Thêm vào đó là tỷ số giữa chiều dài của đòn quay đứng và đòn kéo ngang gần như bằng một, nên có thể xem như toàn bộ mômen để khắc phục lực cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng đều được truyền qua đòn quay đứng. Những va đập nghịch đảo tác động lên một trong hai bánh xe dẫn hướng khi xe chạy trên mặt đường gồ ghề sẽ được truyền tới vành tay lái và ở trên trường hợp này trục đòn quay đứng cũng chịu lực va đập toàn bộ. Vì vậy, đường kính trục đòn quay đứng phải được xem là một trong những kích thước cơ bản của cơ cấu lái khi chọn lựa cơ cấu lái hoặc khi tính toán thiết kế mới.
Đường kính của trục đòn quay đứng được xác định theo công thức sau:
Ở đây:
Mc - mômen cản quay vòng,
t0’ - giới hạn bền xoắn (t0’ = 8000N/cm2).
k -hệ số dự trữ độ bền (chọn k = 1,2)
Mômen cản quay vòng đã được xác định ở phần trên, Mc = 2926,1 (N.m)
Thay những giá trị vào công thức ta xác định được:
d = 42mm, phù hợp với số liệu thực tế đo được.
3.2. Tính trục lái.
Trục lái làm bằng thép rỗng được tính theo ứng suất xoắn do lực tác dụng trên vành tay lái
(MN/m2) (1.38)
Trong đó:
Plmax- lực lái lớn nhất tác dụng lên vô lăng.
D, d - đường kính trong và đường kính ngoài của trục lái.
Chọn vật liệu chế tạo trục lái là thép C40 không nhiệt luyện, phôi chế tạo là phôi thép ống.ứng suất tiếp xúc cho phép 
.
Chọn sơ bộ kích thước của trục lái là:
D=30 (mm)
d= 20 (mm)
Plmax=
Thay những thông số trên vào công thức (1.38) ta được:
(MN/m2), thoả mãn điều kiện cho phép.
Vậy ta chọn kích thước sơ bộ là kích thước thiết kế.
Với trục lái xe thiết kế, dựa trên số liệu thực tế ta chọn chiều dài của trục lái L=1000 (mm).
Ta cần tính toán trục lái theo độ cứng vững (góc xoắn trục) theo công thức sau:
(rad)
Trong đó:
L - chiều dài của trục lái (m)
G - mô đuyn đàn hồi dịch chuyển (G=8.104MN/m2)
đổi ra không được vượt quá(
.
Thay số vào ta được:
(rad)
Suy ra:
, thoả mãn điều kiện cho phép.
3.3. Tính bền các đòn dẫn động lái.
3.3..1. Đòn quay đứng.
Giả sử tiết diện cắt ngang của đòn quay đứng dạng hình chữ nhật.
Hình dạng và kích thước tính toán đòn quay đứng được thể hiện ở hình vẽ sau:
1.Rô tuyn lái
2.Đòn quay đứng
3.Trục quay đòn quay đứng(trục quay của bánh răng rẻ quạt).
I-I :tiết diện nguy hiểm.
Đòn quay đứng để truyền chuyển động từ trục thụ động của cơ cấu lái đến đòn dọc của dẫn động lái.
Đòn quay được nối với dẫn động lái nhờ các khớp cầu và nối với trục cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.
Thực nghiệm cho ta biết lực truyền từ bánh xe qua đòn dọc không quá một nửa giá trị của trọng lượng tĩnh tác dụng lên một bánh trước của ôtô(<0,5.GT1). Vì vậy khi tính đòn quay đứng ta sẽ lấy lực Q nào lớn hơn trong hai giá trị lực Q tác dụng lên chốt hình cầu dưới đây
Q1 = 0,5.Gt1 = 0,5.16250 = 8125(N)
Q2 = Pd = 15605,9(N)
Do vậy ta chọn Q=15605,9 (N) khi tính bền đòn quay đứng. Khi tính bền ta tính tại những tiết diện nguy hiểm ( Ở đây ta tính cho tiết diện I-I).
Chọn vật liệu chế tạo đòn quay đứng là thép các bon tôi và ram.Then hoa tam giác ở đầu đòn quay đứng được kiểm tra theo chèn dập và cắt.
Dựa vào số liệu thực tế đo được ta chọn sơ bộ kích thước tại mặt cắt I-I :
a=75 (mm)
b=25 (mm)
Kiểm tra đòn quay đứng theo uốn:
Đòn quay đứng bị uốn do mô men Q.ln gây lên.
Ta tính ứng suất tại tiết diện nguy hiểm nhất I - I.
Trong đó:
Mu = Q.ld = 15605,9.290.10-3 = 5149,95 (N.m).
Suy ra:
Theo tài liệu chuyên ngành, lấy hệ số an toàn n = 1,5 và với thép 40X ta có:
= 1500 N/mm2
Suy ra:
Vậy 
nên thoả mãn điều kiện bên uốn.
Kiểm tra đòn quay đứng theo xoắn:
Đòn quay đứng bị xoắn do mômen Q.c gây lên.
c - cánh tay đòn như hình vẽ (chọn theo số liệu thực tế đo được c = 58 mm).
được chọn theo bảng sau:
a/b | 1 | 1,2 | 1,25 | 1,5 | 1,75 | 2,5 |
| 0,208 | 0,219 | 0,221 | 0,231 | 0,239 | 0,253 |
Với a/b = 75/25 = 3, ta chọn = 0,253
Thay vào công thức trên ta được:
= 2544,1(N/ cm2), thoả mãn giới hạn cho phép (15000-31000 N/ cm2)
3.3..2. Kiểm tra bền các đòn dẫn động lái.
*.Tính bền đòn kéo dọc và đòn kéo ngang.
Tính các đòn dẫn động chủ yếu là tính đòn dọc AA1và đòn ngang DE. Đòn dọc được kiểm tra theo uốn dọc do lực Q và đòn ngang được kiểm tra theo uốn dọc do lực N. Lực Q =15605,9 (N). Lực N được xác định theo giá trị lực phanh bằng công thức sau :
Ở đây:
Xp-lực phanh tác dụng lên một bánh xe.
m1p - hệ số phân bố lại trọng lượng lên cầu dẫn hướng khi phanh (m1p=1,4).
- hệ số bám giữa lốp với đường (lấy =0,8).
Tính bền đòn kéo dọc và đòn kéo ngang cho dẫn động lái cầu dẫn hướng thứ nhất:
Tính e:
c được chọn sơ bộ trong phần tính toán trước c = 80 mm ( đối với xe tải lớn).
- tính trong phần dẫn động lái.
Thay các giá trị vào công thức ta tính được lực N:
= 2649,5 (N)
Chọn vật liệu chế tạo:
Đòn kéo dọc và đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống loại 40. Chiều dầy của ống t = 5mm.
Ứng suất nén trong đòn kéo dọc AA1: 
Ứng suất nén trong đòn kéo ngang DE: 
ở đây:
fd, fn - tiết diện ngang của đòn kéo dọc và đòn kéo ngang.
fd= fn = 
D, d - đường kính trong và đường kính ngoài của các đòn kéo(mm)
Ứng suất giới hạn uốn dọc của đòn kéo dọc 
Trong đó:
Jd, Jn - là mômen quán tính của tiết diện ngang thanh kéo dọc và thanh kéo ngang.
E - môđuyn đàn hồi của vật liệu chế tạo đòn kéo dọc và đòn kéo ngang (E=2,1.105 MN/m2 ).
lb , n - các kích thước chiều dài trên hình 1.3
n = n1 = 1753,13 (mm).
lb = 
= 770 (mm) (Lấy theo số liệu thực tế đo được).
l3 - chiều dài đòn kéo dọc cầu trước.
Tính mômen quán tính Jd:
Thay những thông số vào công thức
, ta được 
Ứng suất uốn dọc của đòn kéo ngang 
fn = fd = 549,5 (mm2)
Jn = Jd = 171718,75 (mm4)
Thay số vào ta được 
Hệ số dự trữ tính cho đòn kéo dọc nd = 
> [n] = 
Hệ số dự trữ tính cho đòn kéo ngang nn = 
> [n] =
Đòn kéo dọc của cầu thứ nhất và cầu thứ hai hoàn toàn giống nhau,và cùng kích thước. Nhưng đòn kéo dọc ở cầu thứ hai có lực kéo nhỏ hơn nên không cần kiểm tra.
*.Kiểm bền cho các đòn bên.
Để đảm bảo an toàn và tính ổn định của quá trình làm việc, đòn bên được làm bằng thép 20X. Đòn bên của dẫn động lái chủ yếu chịu ứng suất uốn. Do vậy ta tính theo điều kiện bền uốn:
Mômen uốn tác dụng lên đòn bên được xác định theo công thức sau:
Mu = m.Ncos
Ta tính bền cho đòn bên của hình thang lái cầu dẫn hướng thứ nhất:
Mu = m.Ncos
= 282.8610,8.cos130 = 2366 N.m
Ta tính ứng suất tại tiết diện nguy hiểm nhất là tại chỗ giao nhau giữa hai tiết diện của cầu trước và đòn bên.
Trong đó:
Suy ra:
Theo tài liệu chuyên ngành, lấy hệ số an toàn n=1,5 và với thép 20X ta có:
Vậy 
nên thoả mãn điều kiện bền uốn.
Tương tự ta kiểm nghiệm đòn bên của hình thang lái dẫn động cầu sau (với gia thiết tiết diện cắt ngang của đòn bằng tiết diện cắt ngang của đòn bên của dẫn động lái cầu thứ nhất.
, thoả mãn điều kiện bền uốn.
*.Kiểm nghiệm bền khớp cầu (Rôtuyn lái).
Vật liệu chế tạo khớp cầu là thép 20XH có 
, khớp cầu được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập tại vị trí làm việc và kiểm tra độ bền cắt tại vị trí ngàm.
Lực tác dụng lên khớp cầu chính là lực tác dụng lên đòn quay đứng PD
PD = 15606,1 (N).
Kiểm tra ứng suất chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu:
Trong đó:
F - diện tích tiếp xúc giữa mặt cầu và đệm rôtuyn. Trong thức tế làm việc, diện tích làm việc chiếm 2/3 bề mặt của khớp cầu. Nên bề mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.2/3=1/3 bề mặt khớp cầu.
Ta có: 
D - đường kính khớp cầu: chọn theo thực tế D = 35mm
Suy ra:
, vậy thoả mãn điều kiện chèn dập tại bề mặt làm việc của khớp cầu.
Kiểm tra theo độ bền cắt.
Kiểm tra rôtuyn tại vị trí nguy hiểm nhất (vị trí ngàm), với ứng suất cắt cho phép là:
Ứng suất cắt được tính theo công thức sau:
Trong đó:
Suy ra:
, nên khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm nhất.
Kết luận: Khớp cầu đủ bền trong quá trình làm việc.
CHƯƠNG III
THIẾT KẾ CƠ CẤU LÁI
1. Các yêu cầu của cơ cấu lái.
Phần lớn các yêu cầu của hệ thống lái đều do cơ cấu lái đảm bảo.Vì vậy cơ cấu lái cần phải đảm bảo những yêu cầu sau :
- Có thể quay được cả hai chiều để đảm bảo chuyển động.
- Có hiệu suất cao để lái nhẹ, trong đó cần có hiệu suất thuận lớn hơn hiệu suất nghịch để các va đập từ mặt đường được giữ lại phần lớn ở cơ cấu lái
- Đảm bảo thay đổi trị số của tỷ số truyền khi cần thiết.
- Đơn giản trong việc điều chỉnh khoảng hở ăn khớp của cơ cấu lái.
- Độ dơ của cơ cấu lái là nhỏ nhất.
- Đảm bảo kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp và tuổi thọ cao.
- Chiếm ít không gian và dễ dàng tháo lắp.
Lực dùng để quay vô lăng được gọi là lực lái ,giá trị của lực này đạt giá trị lớn nhất khi xe đứng yên tại chỗ, và giảm dần khi tốc độ của xe tăng lên và đạt nhỏ nhất khi tốc độ của xe lớn nhất.
Sự đàn hồi của hệ thống lái có ảnh hưởng tới sự truyền các va đập từ măt đường lên vô lăng. Độ đàn hồi càng lớn thì sự va đập truyền lên vô lăng càng ít, nhưng nếu độ đàn hồi lớn quá sẽ ảnh hưởng đến khả năng chuyển động của xe. Độ đàn hồi của hệ thống lái được xác định bằng tỷ số góc quay đàn hồi tính trên vành lái vô lăng và mô men đặt trên vành lái. Độ đàn hồi của hệ thống lái phụ thuộc vào độ đàn hồi của các phần tử như cơ cấu lái, các đòn dẫn động
2. Tỷ số truyền của cơ cấu lái .
Tỷ số truyền của cơ cấu lái đảm bảo tăng mômen từ vành lái đến các bánh xe dẫn hướng. Ở mỗi loại cơ cấu lái khác nhau thì cách tính tỷ số truyền cũng khác nhau.
Ở có cấu lái kiểu trục vít -êcu bi -cung răng thì tỷ số truyền của cơ cấu lái được tính bằng tỷ số giữa góc quay của vô lăng và góc dịch chuyển của đòn lắc(đòn quay đứng ).
Ở cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng, tỷ số truyền của cơ cấu lái được tính bằng tỷ số giữa góc quay của vô lăng và góc quay của bánh trước( bánh dẫn hướng).
Đối với xe con tỷ số truyền của cơ cấu lái nằm trong khoảng từ 16 đến 22.
3. Các kiểu cơ cấu lái.
Có nhiều kiểu cơ cấu lái, nhưng hiện nay kiểu cơ cấu lái bánh răng - thanh răng và kiểu cơ cấu lái trục vít-êcu bi -cung răng được dùng phổ biến trên cả xe con và xe tải.
1. Kiểu bánh răng - thanh răng.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng gồm bánh răng ở phía dưới trục lái chính ăn khớp với thanh răng, trục bánh răng được lắp trên các ổ bi. Điều chỉnh các ổ này dùng êcu lớn ép chặt ổ bi, trên vỏ êcu đó có phớt che bụi đảm bảo trục răng quay nhẹ nhàng.
Thanh răng có cấu tạo dạng răng nghiêng, phần cắt răng của thanh răng nằm ở phía giữa, phần thanh còn lại có tiết diện tròn. Khi vô lăng quay, bánh răng quay làm thanh răng chuyển động tịnh tiến sang phải hoặc sang trái trên hai bạc trượt.Sự dịch chuyển của thanh răng được truyền tới đòn bên qua các đầu thanh răng, sau đó làm quay bánh xe dẫn hướng quanh trụ xoay đứng.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng - thanh răng.
1.Trục lái. 7.Đai ốc .
2.Chụp nhựa. 8.Đai ốc điều chỉnh .
3.Đai ốc điều chỉnh. 9.Lò xo.
4. ổ bi trên. 10.Thanh răng.
5.Vỏ cơ cấu lái. 11.trục răng.
6. Dẫn hướng thanh răng . 12. ổ bi dưới.
Cơ cấu lái đặt trên vỏ xe để tạo góc ăn khớp lớn cho bộ truyền răng nghiêng, trục răng đặt nghiêng ngược chiều với chiều nghiêng của thanh răng, nhờ vậy sự ăn khớp của bộ truyền lớn,do đó làm việc êm và phù hợp với việc bố trí vành lái trên xe.
Cơ cấu lái kiểu bánh răng- thanh răng có các ưu điểm sau:
- Cơ cấu lái đơn giản gọn nhẹ. Do cơ cấu lái nhỏ và bản thân thanh răng tác dụng như thanh dẫn động lái nên không cần các đòn kéo ngang như các cơ cấu lái khác.
- Có độ nhạy cao vì ăn khớp giữa các răng là trực tiếp.
- Sức cản trượt, cản lăn nhỏ và truyền mô men rất tốt nên tay lái nhẹ.
2. Kiểu bi trục vít-êcu bi -cung răng.
Cấu tạo :
Gồm một trục vít, cả hai đầu trục vít được đỡ bằng ổ bi đỡ chặn. Trục vít và êcu có rãnh tròn có chứa các viên bi,các viên bi lăn trong rãnh và truyền lực. Khi đến cuối rãnh thì các viên bi theo đường hồi bi quay trở lại vị trí ban đầu.
Khi trục vít quay, êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động này làm quay răng rẻ quạt .Trục của bánh răng rẻ quạt là trục đòn quay đứng. Khi bánh răng rẻ quạt quay làm cho đòn quay đứng quay, qua các đòn dẫn động làm quay bánh xe dẫn hướng.
Cơ cấu lái kiểu trục vít-êcu bi –cung răng có những ưu điểm sau: Do lực cản nhỏ, do ma sát giữa trục vít và trục rẻ quạt rất nhỏ (do có ma sát lăn).
Tỷ số truyền :
Ta có thể giảm nhẹ lực đánh lái khi xe chạy chậm hoặc đang đỗ bằng cách thay đổi tỷ số truyền của cơ cấu lái.Tuy nhiên khi tăng tỷ số truyền của cơ cấu lái thì làm giảm độ nhạy của cơ hệ thống lái. Trên các xe có trợ lực lái ta dùng cơ cấu lái có tỷ số truyền không thay đổi được.
Đặc điểm của loại cơ cấu lái có tỷ số truyền không đổi là các bán kính ăn khớp của các răng rẻ quạt C1,C2,C3 là bằng nhau và các bán kính ăn khớp D ,D,D của các răng đai ốc bi cũng bằng nhau. Do vậy tỷ số truyền của mỗi răng là không đổi ở bất kỳ góc quay nào của trục răng rẻ quạt và bằng tỷ số sau :
Cơ cấu lái loại trục vít -êcu bi -cung răng(tỷ số truyền không đổi).
Căn cứ vào các điều kiện trên, ta chọn cơ cấu lái cho xe tính toán là loại liên hợp.
4. Tính chế độ tải trọng
Tính lực cản quay vòng PD1 của bánh xe cầu dẫn hướng thứ nhất quy về đầu đòn quay đứng được tính theo cách sau :
(1.19)
Tính lực cản quay vòng PD2 của bánh xe cầu dẫn hướng thứ hai quy về đầu đòn quay đứng,và được tính theo công thức sau:
(1.20)
Tổng lực cản quy về đầu đòn quay đứng là :
(1.21)
Trong đó :
PD1 ,PD2: lần lượt là lực cản quy dẫn của cầu thứ nhất và cầu thứ hai về đầu đòn quay đứng.
Mc1 ,Mc2: Mômen cản quay vòng các bánh xe cầu dẫn hướng thứ nhất và cầu dẫn hướng thứ hai.(Mc1=Mc2=Mc/2).Thay các giá trị đã tính được ở phần trên vào công thức (1.21) ta tính được :
= 15606,1(N)
Mômen quay trục răng rẻ quạt chính là mômen quay của trục đòn quay đứng.
Mômen quay trục đòn quay đứng:
Md=PD.ld=15606,1.0,29 = 4525,8 (N.m)
Gọi drq ,dtv lần lượt là đường kính vòng chia bánh răng rẻ quạt và trục vít
Lực vòng tác dụng lên bánh răng rẻ quạt :
(1.22)
Lực dọc trục tác dụng lên trục vít bằng lực vòng trên bánh răng rẻ quạt:
(1.23)
Mômen vành tay lái :
= 235,7 (N.m)
Trong đó :
- hiệu suất thuận của cơ cấu lái (chọn theo kinh nghiệm thiết kế =0,8).
Lực người lái tác dụng lên vành tay lái là:
= 942,9 (N)
Mômen quay vành lái chính là mômen quay trục vít, do vậy lực vòng tác dụng lên trục vít là:
(1.24)
Góc vít được tính theo công thức sau :
(1.25)
Gọi t là bước vít của trục vít ,ta có :
(1.26)
5. Tính trục vít- êcu bi
+ Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 35, vật liệu chế tạo êcu bi là gang CH18-36.
+ Xác định đường kính trung bình của trục vít theo điều kiện bền mòn, và theo công thức sau :
(1.27)
Trong đó :
(chọn ren vít có dạng hình thang)
Với:
h, H- lần lượt là chiều cao làm việc của ren vít và chiều cao của êcu.
[p] -áp suất trên bề mặt ren vít. Đối với vật liều chế tạo trên ta chọn [p] =6MPa
x- Số vòng ren của êcu
Từ công thức (1.27) ta có được:
(1.28)
Thay số vào công thức (3.4.10) ta tính được:
(1.29)
Chọn dtv= 30(mm).
Thay vào công thức (1.29) ta tính được đường kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt :
Theo số liệu tham khảo ta chọn đường kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt là:
drq=150 (mm)
Thay giá trị vào công thức
(1.30)
Trong đó:
R0-bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt
R0=drq/2=1/2=75 (mm)
t, i -bước vít và tỷ số truyền của cơ cấu lái.
i=
, (chọn iw=23), từ đó suy ra i=23.1,14=26,22
Thay các giá trị vào công thức (1.30) ta tính được bước vít:
Lấy theo tiêu chuẩn t=20 (mm)
Tính lại tỷ số truyền của cơ cấu lái:
(thoả mãn sai số cho phép ).
Góc vít của trục vít theo công thức (1.26):
Chiều cao làm việc của ren vít là:
*.Tính toán độ bền và độ cứng vững của trục vít.
Khi tính toán trục vít, coi trục vít là thanh thẳng chịu tác dụng của uốn, xoắn và lực dọc trục.
Ở đây ta tính bền trong trường hợp tiếp xúc ở điểm giữa.
Lực dọc trục do bánh răng rẻ quạt tác dụng lên trục vít (theo công thức 1.23):
=
Lực vòng của trục vít (theo công thức 1.24):
=
Lực hướng kính tác dụng lên trục vít T:
T=
- góc vít của trục vít (được tính ở phần trên).
Vì trục vít ngắn nên không cần thiết phải kiểm tra về độ bền và độ ổn định.
*.Chọn bi :
Chọn đường kính của bi là: Db=5 (mm)
6. Tính bánh răng rẻ quạt và thanh răng.
Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng.
Gọi :
Z-số răng của bánh răng rẻ quạt
T-bước răng của bánh răng rẻ quạt
M-môđun
drq-đường kính vòng chia
a) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc.
Tính toán nhằm thoả mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất 
sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép 
.
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:
(1.32)
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.
(1.33)
Để đơn giản trong tính toán ta giả thiết có hai răng ăn khớp cùng một lúc.
Do đó tổng chiều dài tiếp xúc lH bằng chiều rộng vành răng 
Bán kính cong tương đương
Trong đó 
-bán kính cong các bề mặt răng của thanh răng và bánh răng rẻ quạt.
Ta có 
Do đó 
(1.34)
Từ những công thức trên ta suy ra công thức kiểm nghiệm bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc
(1.35)
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
(1.36)
Bánh răng rẻ quạt được thiết kế với độ dịch chỉnh bằng 0,ta có 
và tính được ZH=
1,76
Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14(trang 157 –CTM tập I)
Đặt 
Lấy ZH = 1,76
Với bánh răng bằng thép ZM=275( MPa)1/2
Với 
Hệ số chiều rộng bánh răng 
phụ thuộc vào vị trí của bánh răng so với các ổ. Trong trường hợp thiết kế, bánh răng rẻ quạt bánh răng rẻ quạt đặt ở vị trí đối xứng nên ta có thể lấy 
, ta chọn 
Do vậy chiều rộng răng 
Hệ số 
dùng để tra ra các hệ số 
và 
(theo hình 10-14-CTM tập I ).
Bánh răng rẻ quạt thường chế tạo bằng thép 35X, đôi khi chế tạo bằng thép xêmăngtít 20X hay 
. Trong đồ án này ta chế tạo bánh răng rẻ quạt bằng thép C45 (thép 45 Liên Xô),thường hoá, độ rắn: 200HB,
, phôi rèn.
Độ rắn của vật liệu chế tạo HB <350 , nên ta tìm được =0,01,chọn sơ bộ hệ số KHv=1,2.
Thay những thông số vào công thức ta tính được ứng suất tác dụng lên bề mặt răng của bánh răng rẻ quạt
thoả mãn ứng suất cho phép 
.
Tính môđun bánh răng rẻ quạt:
Chọn môđun m = 6 (mm).
Đối với bộ truyền bánh răng thẳng không dịch chỉnh, ta có các thông số của bánh răng rẻ quạt như sau:
-Số răng của bánh răng rẻ quạt
(răng) (>17 răng đảm bảo tránh được hiện tượng cắt chân răng).
-Đường kính đỉnh răng:
da=drq+2.m=150+2.6=162 (mm)
-Đường kính chân răng:
df=drq-2,5.6=150-2,5.6=135 (mm)
-Góc ăn khớp :
-Chiều rộng bánh răng:
-Khoảng cách trục :
-Môđun của bánh răng rẻ quạt : m=6
Tính số răng của cung răng rẻ quạt:
Cung răng rẻ quạt có số đo góc bằng 780, vậy số răng của cung răng rẻ quạt là :
, do đó ta chọn n=6 (răng).
b) Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn.
Ứng suất uốn được tính theo công thức sau đây:
(MN/m2) (Công thức trong tài liệu tính toán thiết kế ôtô máy kéo)
Trong đó:
t - bước của trục vít vô tận (m)
- góc nghiêng của đường ren trục vít vô tận.
h và b - chiều cao và chiều rộng tương ứng của răng bánh răng rẻ quạt.
Lực dọc T được xác định theo công thức:
(MN)
Thay số vào công thức trên ta tính được :
Chiều rộng răng bánh răng rẻ quạt b =30 (mm)
Chiều cao răng bánh răng rẻ quạt h=( 162-135)/2 = 13,5 (mm)
Bước vít của trục vít : t = 20,48 (mm)
Thay vào công thức tính được ứng suất uốn :
< 
Thoả mãn điều kiện bền cho phép của loại vật liệu chế tạo.
CHƯƠNG IV
THIẾT KẾ CƯỜNG HÓA LÁI
1. Chọn phương án trợ lực lái .
* Yêu cầu đối với trợ lực lái .
Mặc dù trợ lực lái là cơ cấu được sử dụng để giảm lực lái nhưng mức độ giảm phải khác nhau phụ thuộc vào điều kiện chuyển động. Và nó phải đảm bảo được các yêu cầu sau :
+Khi hệ thống của trợ lực lái có sự cố thì hệ thống lái vẫn có thể làm việc. Nếu có hư hỏng xảy ra làm ngưng việc cấp dầu từ bơm đến cơ cấu lái thì người lái có thể lái được xe mà không cần tới trợ lực lái. Ngay cả khi bơm dầu của trợ lực lái không làm việc hay có rò rỉ (đứt) các đường ống của hệ thống của trợ lực lái, dẫn đến đường ống hoàn toàn mất tác dụng thì người lái vẫn phải đảm bảo điều khiển được xe nhưng với một lực lái lớn hơn .
+Đảm bảo lực lái thích hợp : Công dụng chính của trợ lực lái là giảm lực lái đồng thời đó là một cơ cấu an toàn, mức độ giảm lực lái phải phù hợp với từng điều kiện chuyển động của xe. Nói chung, lực lái lớn khi xe đứng yên hay chay chậm. Ở tốc độ trung bình cần lực lái nhỏ hơn và lực lái giảm dần khi tốc độ tăng. Chỉ cần lực lái nhỏ khi tốc độ xe cao vì ma sát giữa bánh xe và mặt đường giảm. Nói cách khác phải đạt được lực lái phù hợp ở bất kỳ dải tốc độ nào và cùng lúc đó “cảm giác đường “ phải đựơc truyền tới người lái. Để đảm bảo được lực lái thích hợp, trên các xe hiện đại được trang bị những thiết bị dặc biệt đi kèm với trợ lực lái trên bơm hoặc van điện từ như: kiểu cảm biến tốc độ xe, kiểu cảm biến tốc độ động cơ (RPM) .
+ Khắc phục hiện tượng tự cường hoá khi ôtô vượt qua chỗ lõm , đường xấu , có khả năng cường hoá lúc lốp xe bị hỏng, để khi đó người lái vừa phanh ngặt, vừa giữ được hướng chuyển động ban đầu của xe .
+ Thời gian cường hoá phải là tối thiểu và chỉ cường hoá khi lực quay vòng lớn.
Như vậy sử dụng hệ thống trợ lực lái đảm bảo tính năng vận hành của xe, giảm được lực đánh lái và chọn được tỷ số truyền của hệ thống lái thích hợp hơn. Nhưng hệ thống lái có trợ lực làm mòn lốp nhanh hơn, kết cấu phức tạp hơn và khối lượng bảo dưỡng cũng tăng lên so với hệ thống lái không có cường hoá.
Với xe thiết kế là xe tải hạng nặng nên ta chọn hệ thống trợ lực thuỷ lực , hệ thống này bao gồm: trợ lực thuỷ lực đặt tại cơ cấu lái và trợ lực lái thủy lực cho cầu dẫn hướng thứ hai. Xylanh lực của bộ cường hoá đặt chung một vỏ với cơ cấu lái,các buồng của xylanh được nối với các đường dầu của bộ phân phối đặt ngay trên trục lái, bộ phân phối dạng van trượt, trong vỏ bộ phân phối đặt những trụ phản ứng được phân cách nhờ các lò xo bị nén sơ bộ, lò xo được xiết bằng êcu. Lực xiết này xác định giá trị lực đóng bộ cường hoá. Giữa các mặt bên của vỏ và vành trong ổ bi có khoảng hở. Hai nửa trục lái được nối nhau bằng bộ ly hợp hình lá. Ly hợp này cho phép độ dịch chuyển phần dưới của trục láI trong giới hạn khoảng hở.
2. Nguyên lý hoạt động
Khi lực P trên vành lái bé, bộ cường hoá không làm việc, ôtô quay vòng do lực bản thân người lái, lúc đó cả hai buồng trước và sau xylanh thông nhau, áp suất trong các đường ống cân bằng nhau. Khi sức cản quay vòng tăng, bộ cường hoá bắt đầu làm việc, trục lái quay đẩy trụ phân phối dịch chuyển trong giới hạn khoảng hở, một trong các buồng của xylanh làm việc sẽ nối với đường dầu đi, áp suất chất lỏng tăng sẽ làm pittông bắt đầu dịch chuyển và qua một số chi tiết làm quay đòn quay đứng.
Khi ngừng quay vòng, do pittông tiếp tục dịch chuyển, trụ phân phối chiếm vị trí trung gian và bộ cường hoá thôi làm việc. Muốn tiếp tục quay vòng ôtô phải tiếp tục chuyển trụ phân phối. Nếu bộ cường hoá bị hỏng thì hệ thống lái vẫn làm việc được.
Phản lực tác dụng ngược lên vô lăng càng lớn khi sức cản quay vòng càng tăng. Các trụ phản ứng truyền phản lực này làm tăng áp lực chiều trục lên ổ bi tì này hay ổ bi tì kia.
3. Tính mômen quay vòng cực đại.
Mômen cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng được xác định ở trạng thái xe quay vòng và chở đủ tải. Có nhiều cách và phương pháp luận để xác định mômen cản quay vòng cực đại của bánh xe dẫn hướng. Để đơn giản và dễ hiểu ta tính mômen cản quay vòng ở trạng thái xe quay vòng tại chỗ với vận tốc xấp xỉ bằng 0 (coi như quay vòng tại chỗ) và xe trong trường hợp quay vòng ngoặt nhất, lúc này mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướngMc là tổng của các mômen cản sau:
+ Mômen cản chuyển động M1 do cản lăn.
+ Mômen cản M2 do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường.
+ Mômen cản M3 gây lên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hướng.
*. Tính mômen M1:
M1được xác định theo công thức:
M1=Gbx.f.c (1.1)
Trong đó:
Gbx- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng
f - Hệ số cản lăn(lấy f=0,015)
c - cánh tay đòn(xem hình vẽ)
Theo kinh nghiệm thiết kế :
Đối với xe tải loại trung bình 
Đối với xe tải loại lớn 
Đối với xe thiết kế là xe tải loại lớn, nên ta chọn sơ bộ c=80 (mm)
Sơ đồ trụ đứng nghiêng trong mặt phẳng ngang.
*. Tính mômen M2:
Khi có lực ngang Y (hình vẽ )tác dụng lên bánh xe thì mặt tiếp xúc giữa lốp với mặt đường sẽ lệch đi so với trục bánh xe (do sự đàn hồi bên của lốp).
Lực ngang tổng hợp 
(1.2)
Gbx- Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng
Với - hệ số bám (lấy =0,8).
Điểm đặt lực sẽ nằm cách trục bánh xe một khoảng x về phia sau:
(1.3)
Với r-bán kính tự do của bánh xe dẫn hướng
(mm)
Với: B - chiều rộng của lốp(B=H) (inch)
H- chiều cao của lốp .
d - đường kính vành bánh xe (inch).
Với bánh xe có ký hiệu 10,00-20 (số liệu thiết kế), ta xác định được đây là loại lốp áp suất thấp. Và có các kích thước :
B = H = 10 (inch)
d = 20 (inch)
Do đó ta tính được r:
(mm) (1.4)
rbx- bán kính làm việc trung bình của bánh xe,và được xác định theo công thưc sau:
- hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, và được chọn tuỳ thuộc vào loại lốp.
Với lốp có áp suất thấp ta có 
,ta chọn 
Từ đó ta tính được rbx:
rbx=0,935.508=474,98 (mm) (1.5)
Thay (1.4) và (1.5) vào công thức (1.3) ta tính được :
(mm)
Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng là:
Trọng lượng tác dụng lên mỗi bánh xe dẫn hướng của cầu thứ nhất
Gbx1 = 16250 (N)
Trọng lượng tác dụng lên mỗi bánh xe dẫn hướng cầu thứ hai
Gbx2 = 16250 (N)
Tính mômen cản cho mỗi cầu dẫn hướng:
- Mômen cản quay vòng của cầu dẫn hướng thứ nhất:
M1 = 2. Gbx1 .f.c = 52 (N.m)
M2 = 2.Gbx2..x = 2342,1 (N.m)
Mômen cản quay tổng cộng của cầu dẫn hướng thứ nhất:
(1.6)
Với - hệ số cản tính đến ảnh hưởng của M3 gây ra do sự làm ổn định ở các bánh xe dẫn hướng.
Theo kinh nghiệm :
Ta chọn 
- hiệu suất tính đến do tiêu hao ma sát ở trụ quay đứng và các khớp nối của truyền động lái,với ôtô có cầu trước dẫn hướng chọn =0,9
Thay số vào công thức (1.6) ta tính được :
= 2926,1 (N.m)
- Tính mômen cản quay vòng cho cầu dẫn hướng thứ hai:
Tương tự tính mômen cản cho cầu dẫn hướng thứ hai, ta cũng tìm được Mc2.
Để đơn giản trong tính toán,ta giả thiết hai các hệ số cản của hai cầu là hoàn toàn giống nhau.Mặt khác trọng lượng tác dụng lên mỗi bánh xe của cầu dẫn hướng thứ nhất và thứ hai là bằng nhau (có GT1=GT2=32500N).
Do đó :
Mc2=Mc1=2926,1 (N.m)
4. Xây dựng đặc tính cường hoá hệ thống lái hai cầu trước.
Lực tác dụng lên bộ cường hoá Ph sẽ là:
Ph=Pl-P
Ở đây:
Pl là lực đặt lên vành lái khi không có cường hoá
Pl=942,9 N
P - Lực người lái lớn nhất khi có cường hoá.
Không nên chọn P quá nhỏ vì P lớn khi quay riêng các bánh dẫn hướng tại chỗ lốp sẽ mòn nhanh. Đối với ôtô du lịch P = 40 - 70N, đối với ôtô tải trung bình, tải cỡ lớn và ôtô buýt P = 150 - 200N, đối với ôtô tải cỡ thật lớn P = 300 - 400N, đôi khi trong loại ôtô tải cỡ lớn người ta làm thêm cơ cấu có thể gài bộ cường hoá khi ôtô đứng yên.
Đối với xe thiết kế ta chọn P = 200 N
Từ đó ta tìm được Ph = 942,9 - 200 = 742,9 N
Để tính toán kích thước của cơ cấu phân phối lực, ta phải chọn sơ bộ lực cường hoá lái đặt tại cơ cấu lái Ph1 và trợ lực lái cầu thứ hai Ph2.
Chọn sơ bộ Ph1 = 540 N
Ph2 = 742,9 - 540 = 202,9 N
Ph1, Ph2 - Lực cường hoá đặt tại cơ cấu lái và trợ lực lái cầu sau quy về vô lăng.
Cường hoá bắt đầu làm việc khi lực người lái đặt lên vành lái là 40 N tương ứng với mômen cản quy về đầu đòn quay đứng là 190 N.m.
Khi có cường hoá, đường đặc tính được thể hiện như trên hình vẽ dưới đây:
Đường đặc tính cường hoá.
*. Chỉ số hiệu dụng cường hoá lái K.
ở đây:
Pl - Lực tác dụng lên vành lái khi không có cường hoá.
Pc - Lực tác dụng lên vành lái khi đã có cường hoá cũng trong những điều kiện quay vòng như trên.
Ph - Lực do bộ cường hoá đảm nhiệm được qui về vành tay lái.
Ph=Ph1+Ph2
Trong đó:
Ph1, Ph2 - Lực do bộ cường hoá đặt tại cơ cấu lái và xy lanh trợ lực cầu dẫn hướng thứ hai qui về vành tay lái.
(1.4
Ở đây:
D - đường kính xy lanh lực
d - đường kính thanh đẩy piston (chính là đường kính của trục vít vô tận).
P - áp suất môi trường trong xy lanh lực,
i - tỷ số truyền từ bộ cường hoá tới vành lái,
Trong các bộ cường hoá hiện nay K = 2 - 6.
(1.44)
ở đây:
d2- đường kính piston của trợ lực cầu thứ hai,
P - áp suất của môi trường trong xy lanh của trợ lực cầu thứ hai,
Trợ lực lái ở cơ cấu lái và trợ lực cầu hai đều được điều chỉnh áp suất bởi cùng một bơm.
Tính chỉ số hiệu dụng cường hoá lái:
=
(thoả mãn kinh nghiệm thiết kế K = 2-6).
*. Chỉ số phản lực của bộ cường hoá lên vành tay lái .
(1.45)
Ở đây:
dPc - số gia lực tác dụng lên vành lái khi đã có cường hoá,
dPl - số gia lực tác dụng lên vành lái khi chưa có cường hoá.
Trong bộ cường hoá hiện nay =0,15-0,30.
Chỉ số phản lực của bộ cường hoá lên vành tay lái : (theo công thức (1.45))
(thoả mãn kinh nghiệm thiết kế =0,15-0,30)
5. Tính xy lanh trợ lực
*. Tính trợ lực đặt tại cơ cấu lái:
Lực cường hoá của cơ cấu lái quy dẫn về vô lăng là:
Ph1 = p.F1/ih1. (1.47)
Trong đó:
p - áp suất do bơm sinh ra, áp suất này dẫn đến piston xy lanh lực
ih1 -tỷ số truyền từ vành lái đến xy lanh lực (bằng tỷ số truyền của cơ cấu lái i=i
=24),
F1 - diện tích piston của xy lanh lực,
-hiệu suất của cơ cấu lái (=0,8).
Theo kinh nghiệm thiết kế ta chọn áp suất của bơm p = 500 N/cm2
Thay vào công thức (1.47) ta được:
Đường kính xy lanh của cơ cấu lái:
=4242(mm2)
d - đường kính trục vít (mm).
Suy ra: D = 
Tính hành trình làm việc của piston trợ lực lái:
Góc quay lớn nhất của bánh răng rẻ quạt từ vị trí trung gian bằng góc quay lớn nhất của đòn quay đứng, do đó góc đánh lái lớn nhất của vô lăng từ phía trái sang phải là:
Trong đó:
-góc quay lớn nhất của bánh răng rẻ quạt từ phía trái sang phải và bằng hai lần góc quay lớn nhất của đòn quay đứng.
Hành trình SC của piston là chiều dài cung tròn của bánh răng rẻ quạt ứng với góc quay lớn nhất .
Tính trợ lực cầu dẫn hướng thứ 2:
Lực cường hoá cầu thứ hai quy dẫn về vô lăng là:
Ph2 = p.F2/ih2. (1.48)
Trong đó :
p - áp suất do bơm sinh ra, áp suất này dẫn đến piston xy lanh lực
ih2 -tỷ số truyền từ vành lái đến xy lanh lực,
F2 - diện tích piston của xy lanh lực,
-Hiệu suất truyền lực từ vành lái đến xy lanh trợ lực (=0,7).
Tính tỷ số truyền ih2:
Thay vào công thức (1.48) ta được:
d - đường kính cần đẩy piston (mm).
Tính d theo điều kiện chịu kéo nén, chọn vật liệu chế tạo cần đẩy là thép CT5 có 
= 16 (kN/
)
Lực tác dụng tại xylanh P
= P
.i. = 202,9.48,25.0,7 = 6853 (N)
Ta có : P.4/
d 
0,5456 (cm)
Chọn d = 2 (cm)
Tính hành trình piston trợ lực lái cầu hai:
Gọi SP là một nửa hành trình của piston, theo hình 2.7 ta có :
Trong đó:
lt, a, c - kích thước trên hình vẽ 2.7 ( chọn lt= 270 (mm) theo số liệu tham khảo thực tế).
-góc lắc lớn nhất của đòn lắc thứ hai (được tính ở mục 3.3, phầnII).
Vậy hành trình toàn bộ của piston là:
S=2.SP = 2.116,10=232,2 (mm)
*. Tính độ bền của xy lanh lực.
+ Yêu cầu và chọn vật liệu chế tạo:
Xy lanh lực chịu áp suất p = 500 N/cm2 nên ta chọn vật liệu chế tạo là gang xám.
Độ bóng của bề mặt làm việc của xy lanh lực, piston thường là cấp 10 và cấp 9. Trong những trường hợp khác có thể gia công đạt độ bóng cấp 8.
Mặt trong của xy lanh phải mài bóng và đạt độ chính xác cao: 5 - 10
Khi tính độ bền của xy lanh lực thường bỏ qua những tác động ngẫu nhiên lên nó (va đập từ bên ngoài) mà chỉ để ý ảnh hưởng của áp suất chất lỏng bên trong xy lanh.
Chiều dày thành xy lanh được xác định theo công thưc:
Trong đó:
t - chiều dày của thành (cm),
d - đường kính trong của xy lanh (cm),
+ Tính độ dày xy lanh lực của cơ cấu lái.
d = 71,71 (mm) = 7,171 (cm)
= 4000 N/cm2 (gang cầu)
P = 500 N/cm2
dn - đường kính ngoài của xy lanh lực.
+ Tính xy lanh lực trợ lực cầu thứ hai.
d = 59,1 mm = 5,91(cm)
= 4000 N/cm2
p = 500 N/cm2
Suy ra:
dn = 2.15,84 + 59,1 = 90,77 (mm)
Ứng suất cho phép của xy lanh lực được xác định theo công thức:
Đối với xy lanh lực của cơ cấu lái:
Đối với xy lanh lực của trợ lực cầu sau:
Vậy điều kiện bền của hai xy lanh được đảm bảo.
Ngoại lực tác dụng hướng trục cho phép F được xác định từ biểu thức sau:
Trong đó:
F* - ngoại lực tác dụng tới hạn gây nứt vỡ xy lanh.
n* - hệ số ổn định, giá trị của nó phụ thuộc vào vai trò và vật liệu chế tạo xy lanh. Với vật liệu chế tạo bằng gang cầu n = 4,0 - 5,0, ta chọn n = 4,5.
Trong đó:
F’ - lực hướng trục tới hạn nếu coi xy lanh và piston có tiết diện bằng nhau và bằng f.
- hệ số tính đến tiết diện của xy lanh và của piston khác nhau.
= 1,2
k - hệ số an toàn, k = 1,5.
Thay các thông số vào công thức ta tính được lực hướng trục cho phép tác dụng lên các xy lanh lực.
Đối với xy lanh lực đặt tại cơ cấu lái:
(lực dọc trục tác dụng lên cần piston chính là lực mà cường hoá đặt tại cơ cấu lái đảm nhận). Vậy xy lanh đủ bền.
Đối với xy lanh lực đặt tại cầu thứ 2:
Xy lanh trợ lực cầu sau đặt song song với phương của đòn dọc, do vậy:
Lực hướng trục tác dụng lên đầu piston trợ lực cầu thứ hai là:
Ta có:
Mc = 2926,1 (N.m)
ln = 330 mm
ld = 290 mm
d = 412,14 mm
lt = 270 mm.
Thay số vào ta được:
(Lực hướng trục tác dụng lên đầu piston trợ lực cầu thứ hai. Vậy xy lanh đủ bền.
6. Xác định năng suất của bơm trợ lực lái.
Với bơm trợ lực là bơm cánh gạt, hiệu suất 
=0,75 – 0,85.
Năng suất của bơm được tính theo công thức sau:
(1.49)
Trong đó:
F - diện tích piston bộ cường hoá (m2),
S - hành trình toàn bộ của piston khi quay các bánh xe dẫn hướng từ vị trí rìa bên này sang vị trí rìa bên kia(m),
n - Số vòng quay cực đại của vành tay lái (vg/ph),
- góc quay vành tay lái (rad) ứng với toàn bộ góc quay của các bánh xe dẫn hướng từ vị trí rìa bên này sang vị trí rìa bên kia.
- hiệu suất của bơm ( chọn =0,85),
- tiêu hao chất lỏng qua trụ phân phối = (0,05-0,1)Q.
Năng suất của bơm Q = Q1 + Q2
Tính Q1:
(1.50)
n = 2,33 (vòng) (theo mục 3.2 phần II),
Chọn 
,
F1, S1 được tính ở phần trên.
S1= 102,075 (mm) = 102,075 .10-3 (m)
F1= 20,74 (cm2) = 32,12.10-4 (m2)
Thay các giá trị vào công thức (1.49) ta được:
Tính Q2:
F2 = 13,7 (cm2) = 13,7.10-4 (m2)
S2 = 232,20 (mm) =232,2.10-3 (m)
Thay các giá trị vào công thức (1.49) ta được:
Năng suất của bơm là:
Q = Q1 + Q2 = (75,86 + 73,6).10-6 = 147,44.10-6 (m3/s).
Năng suất tính toán của bơm Q phải đạt được số vòng quay lớn hơn số vòng quay khi động cơ chạy không tải từ 25% trở lên.
7. Thiết kế van phân phối
Tính van trượt là xác định khoảng dịch chuyển của con trượt theo công thức:
ở đây:
- khoảng dịch chuyển về một phía của con trượt,
’ - khe hở giữa mép con trượt và rãnh vỏ van trượt,
’’ - độ trùng khớp cực đại của mép con trượt và rãnh.
Khe hở ’ được xác định từ điều kiện là tổn thất áp suất trong rãnh của con trượt ở hành trình không tải (của cường hóa), P = 0,3 - 0,4KG/cm2 (dầu chảy qua hai rãnh).
Khi đó:
(cm)
ở đây:
dc - đường kính của con trượt
- hệ số tổn thất cục bộ ( = 3,1),
- trọng lượng riêng của dầu (g/cm3).
Qb = 147,44.10-6 (m3/s).
Ở đây chọn đường kính của con trượt dc = 40(mm)
Các thông số khác:
= 0,9 g/cm3
= 3,1
= 300 g/cm2
Từ đó ta tính được:
Khi tính đến sự tiết lưu của các rãnh dầu, ta lấy: 
(cm)
Khoảng trùng khớp 
được xác định từ điều kiện là lượng lọt dầu trong con trượt
Q1 = 0,1.Qb. Khi đó:
Ở đây:
khe hở lớn nhất giữa mặt tiếp xúc của con trượt và vỏ van phân phối. Khi chọn sơ bộ 
cm,
Pmax - áp suất cực đại(van an toàn bắt đầu được) (g/cm2),
- hệ số độ nhớt động lực của dầu:
Chọn : 
Suy ra:
Hành trình về một bên của con trượt:
Hành trình toàn bộ của con trượt:
8. Tính van tiết lưu
Đối với xy lanh trợ lực cầu dẫn hướng thứ hai, do diện tích tác dụng của hai buồng khác nhau nên cần có van tiết lưu để trợ lực được cân bằng.
Do lực tác dụng của hai buồng là như nhau nên ta có:
p1. 
= p2. 
500.( 
- 
) = p2.
p2 = 440 (N/)
Theo phương trình Bécnuli:
= 
Trong đó: - z là độ cao hình học (m)
- p là áp suất chất lỏng (N/m2)
- là trọng lượng riêng của dầu, = 9000 (N/m2)
- v là vận tốc chất lỏng (m/s)
- g là gia tốc trọng trường, g = 9,8 (m/s2)
- là hệ số hiệu chỉnh động năng, = 1 khi chảy rối, = 2 khi chảy tầng, lấy = 2
Khi tính toán coi 
= 
tính theo độ dịch chuyển của van trượt và thời gian tác dụng, lấy = 26 (m/s), từ đó ta tính được 
= 36,46 (m/s)
Do lưu lượng qua ống không đổi nên có: F
. = F
. , với F là tiết diện của đường dầu và F là tiết diện tiết lưu,
Chọn F theo kinh nghiệm, F = 3,14 (cm2)
F = F.
= 3,14.26/36,46 = 2,24 ()
Từ đó ta tính được đường kính lỗ tiết lưu d = 1.7 (cm)
9. Tính lò xo định tâm
Khi đánh lái, người lái tác dụng vào vô lăng một lực 40 N thì thắng được lực cản của lò xo định tâm, trợ lực bắt đầu làm việc. Mômen quay trục đòn quay đứng tương ứng là 190 (N.m).
Lực dọc trục vít tác dụng lên lò xo định tâm có giá trị bằng lực vòng trên bánh răng rẻ quạt:
= 
= 2533,3 (N)
Chọn vật liệu làm lò xo là dây thép lò xo cấp 1, ứng suất xoắn cho phép
= o,5. 
= 0,5.2700 = 1350 (MPa)
d 1,6
= 5,13(mm)
Lấy d = 5,5 (mm), đường kính lò xo D = 4.d = 22 (mm)
Số vòng làm việc của lò xo:
n = 
= 
= 2,5 (vòng)
Số vòng thực tế của lò xo: n
= n + 1,5 = 4 (vòng)
Chuyển vị lớn nhất của lò xo:
= 
= 
= 7,37 (mm)
Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải:
t = d + 1,2. 
/n = 5,5 + 1,2.7,37/2,5 = 9 (m
CHƯƠNG V
BẢO DƯỠNG, SỬA CHỮA HỆ THỐNG LÁI
1. Bảo dưỡng kỹ thuật hệ thống lái
- Bảo dưỡng kỹ thuật cấp 2 gồm những việc sau đây: cọ rửa bầu lọc của bơm trợ lái thuỷ lực, kiểm tra độ bắt chặt đòn quay đứng vào trục và khớp cầu vào đòn quay đứng. Kiểm tra khe hở trong cơ cấu lái và nếu khe hở vượt quá giới hạn quy định thì điều chỉnh lại.
- Dầu cho hệ thống lái là loại SAE 5W-30, khi thay dầu chú ý dùng khí có áp lực cao để đẩy hết dầu cặn ra khỏi các-te. Sau khi nạp dầu mới, tiến hành xả Air bằng cách nổ máy, đánh vôlăng hết cỡ sang một phía, giữ một thời gian rồi làm tương tự với phía còn lại. Làm như vậy vài lần để đẩy hết không khí ra ngoài.
2. Sửa chữa hệ thống lái
2.1 Những hiện tượng hư hỏng chính của hệ thống lái
Các hiện tượng này có thể xuất hiện riêng rẽ hoặc cùng lúc với nhau.
- Độ rơ vành lái ra tăng do mòn cơ cấu lái, hệ dẫn động lái, cong thanh xoắn
- Lực đánh lái nặng do bơm trợ lực hỏng, các đường ống dẫn dầu rò rỉ, van phân phối mòn hoặc hỏng các phớt làm kín, do hệ treo, moay ơ bánh xe, lốp xe có vấn đề. Lực đánh lái có thể nặng về một phía do hỏng phớt làm kín phía đó hoặc van phân phối,cầu xe bị cong, lốp xe, treo, moay ơ có vấn đề về phía đó.
- Xe mất khả năng chuyển động thẳng ổn định do hệ treo, lốp xe.
- Mất cảm giác điều khiển hoặc điều khiển không chính xác do bơm trợ lực, van phân phối. hỏng
- Rung vành lái, phải thường xuyên giữ chặt vành lái do hệ treo, cầu xe, hệ dẫn động lái hoặc lốp xe có vấn đề
- Mài mòn lốp nhanh do đặt sai các góc đặt bánh xe, áp suất lốp không đúng với yêu cầu của nhà sản xuất.
2.2. Kiểm tra điều chỉnh cơ cấu lái:
Điều chỉnh ăn khớp của bánh răng rẻ quạt và thanh răng: Khi xe đỗ tại chỗ, tắt máy, lắc đầu đòn quay đứng dịch chuyển trong phạm vi 0,5 - 1 (mm) là đạt yêu cầu. Nếu khe hở lớn hơn mức đó, điều chỉnh việc vào khớp bằng cách nới lỏng Êcu điều chỉnh rồi vặn Êcu điều chỉnh theo chiều kim đồng hồ cho đến khi trừ bỏ được hết khe hở.
Điều chỉnh lắc dọc của trục vít bằng cách điều chỉnh ổ bi đỡ trục vít. Ổ bi đỡ trục vít được điều chỉnh độ dơ bằng các đệm điều chỉnh có chiều dày khác nhau. Điều chỉnh sao cho khi tháo đòn quay đứng ra, tắt máy, lực trên vôlăng bằng 0,3 KG.
2.3. Kiểm tra dẫn động lái và khắc phục khe hở:
Cho xe tắt máy tại chỗ, một người đánh lái hết cỡ sang hai bên thật nhanh. Một người quan sát phần dẫn động lái, độ dơ lớn của dẫn động lái sẽ gây ra tiếng kêu khi quay vôlăng. Việc khắc phục chủ yếu là thay các chốt cầu và bạc lót đã mòn để khắc phục khe hở.
2.4. Kiểm tra trợ lực lái:
- Kiểm tra bơm trợ lực: Dùng đồng hồ đo áp suất lắp ở đầu ra của bơm, áp suất phải đạt 60 (
). Việc sửa chữa tiến hành theo trình tự sau: tháo nắp thùng và bơm, tháo thùng ra khỏi thân bơm, tháo nắp bơm, trong khi đó phải giữ van an toàn bằng một chốt công nghệ (giữ trục bơm ở tư thế thẳng đứng và bánh đai ở phía dưới), nhấc đĩa phân phối ra khỏi vít cấy, nhấc stato, rôto cùng với bộ cánh quạt bơm, sau khi đã đặt trên rôto một vòng cao su công nghệ và đánh dấu vị trí của stato với đĩa phân phối và thân bơm. Sau khi tháo rời bơm, xả hết dầu nhờn, cọ rửa cẩn thận các chi tiết. Khi tháo, lắp và sửa chữa bơm, không được tách riêng cụm chi tiết nắp bơm và van chuyển (van hai ngả), stato, rôto và cánh bơm. Chỉ trong trường hợp cần sửa chữa hay thay thế mới tháo bánh đai, vòng hãm và trục bơm cùng với vòng bi phía trước. Khi thử nghiệm, cần xem bơm làm việc có bị rung động, co giật và có tiếng gõ hay không. áp suất phải tăng lên dần dần. Dầu nhờn trong thùng không được phép sủi bọt và rò rỉ qua các mối lắp ghép và đệm khít.
- Kiểm tra các đưòng ống dẫn và giắc-co xem có rò rỉ, nứt vỡ không. Khi phát hiện hư hỏng cần thay thế kịp thời.
- Kiểm tra van phân phối, chủ yếu là kiểm tra các phớt làm kín, và các bề mặt có bị xước, rỗ hay không để có biện pháp khắc phục.
Sau khi sửa chữa và kiểm tra xong xuôi các chi tiết, phải lắp ráp lại toàn bộ tổ hợp trợ lái thuỷ lực rồi điều chỉnh và thử nghiệm
CHƯƠNG VI
QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO ROTUYL
1. Phân tích chi tiết gia công.
1.1. Kết cấu rô- tuyn.
1.2. Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn.
Rô-tuyn là một khâu quan trọng trong liên kết cầu, giúp dẫn động lái chính xác. Một đầu Rô-tuyn có dạng cầu, liên kết với các bát Rô-tuyn có bề mặt lắp ghép là một phần chỏm cầu lõm. Đoạn giữa của Rô-tuyn có dạng côn để lắp ghép với các đòn trong cơ cấu dẫn động lái. Đoạn cuối được gia công ren để lắp đai ốc và có lỗ lắp chốt chẻ phỏng lỏng. Rô-tuyn làm việc ở chế độ tải trọng động, chịu va đập.
Để đảm bảo làm việc bền lâu, vật liệu chế tạo khớp cầu phải có độ cứng và độ chống mài mòn cao. Chọn vật liệu chế tạo là thép hợp kim 40XH.
2. Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu.
Việc thiết kế quy trình công nghệ gia công phải phù hợp với yêu cầu kĩ thuật của khớp cầu và thực tế sản xuất trong nước. Thị trường trong nước là thị trường nhỏ, việc sản xuất mang tính chất thử nghiệm, công nghệ còn lạc hậu, do vậy dạng sản xuất đơn chiếc là lựa chọn khả thi.
2.1. Chọn phôi.
Để đơn giản, chọn phôi gia công khớp cầu là thép thanh. Trước khi đưa vào gia công cần làm vệ sinh phôi sạch sẽ và cắt bỏ ba via.
2.2. Lập sơ đồ nguyên công.
Rô-tuyn là chi tiết dạng trục. Chuẩn tinh thống nhất khi gia công là hai lỗ tâm ở hai đầu của Rô-tuyn. Dùng hai lỗ tâm làm chuẩn có thể hoàn thành việc gia công thô và tinh hầu hết cấc bề mặt của Rô-tuyn
2.2.1. Nguyên công 1: Tiện ngoài và tiện cắt phôi.+ Chi tiết được định vị trong mâm cặp.
+ Kẹp chặt bằng mâm kẹp.
+ Chọn máy: Kiểu máy T616.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu T15K6.
+ Chế độ cắt:
Chiều sâu cắt: t1 = 0,4mm; t2 = 0,6mm.
Lượng chạy dao: S1 = 0,25mm/vg; S2 = 0,4mm/vg.
Số vòng quay của máy: n1 = 723vg/ph; n2 = 732vg/ph.
2.2.2. Nguyên công 2: Khoan lỗ d3.
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng một khối chữ V
+ Kẹp chặt bằng mỏ kẹp
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy 2A – 125.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
+ Chế độ cắt:
Chiều sâu cắt: t = 2mm.
Lượng chạy dao: S = 0,17mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 723vg/ph
2.2.3. Nguyên công 3: Khoan tâm và tiện mặt đầu.
+ Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp.
+ Kẹp chặt trong mâm kẹp.
+ Chọn máy: Kiểu máy T616.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9, T15K6.
+ Chế độ cắt:
Khi tiện mặt đầu:
Tiện mặt đầu: t1 = 0,6mm; S = 0,4mm/vg; n = 375vg/ph.
Khi khoan lỗ định tâm:
t2 = 0,2mm; S = 0,12 mm/vg; n = 2100vg/ph.
2.2.4. Tiện trụ bậc, tiện các mặt côn và tiện ren.
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Kẹp chặt bằng tốc
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy T616.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
+ Chế độ cắt:
Chiều sâu cắt: t = 0,6mm.
Lượng chạy dao: S = 0,4mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 375vg/ph.
2.2.5. Nguyên công 5: Tiện mặt cầu
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Kẹp chặt bằng tốc
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy tiện chuyên dùng T8.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9.
+ Chế độ cắt:
Chiều sâu cắt: t = 0,6mm.
Lượng chạy dao: S = 0,04mm/vg.
Số vòng quay của máy: n = 375vg/ph
2.2.6. Nguyên công 6: Mài.
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng 2 mũi tâm.
+ Kẹp chặt bằng tốc
+ Chọn máy: Chọn kiểu máy 3115.
+ Chọn dao: Chọn đá mài chuyên dùng.
+ Chế độ cắt:
Mài côn: t = 0,016mm, n = 702vg/ph.
Mài cầu: t = 0,016mm, n = 720vg/ph.
2.2.7. Nguyên công 7: Nhiệt luyện.
+ Đầu tiên tôi ở nhiệt độ cao 8500 C trong 2 phút.
+ Sau đó ram ở nhiệt độ 3500 C trong 2 phút.
2.2.8. Nguyên công 8: Kiểm tra.
+ Kiểm tra độ bóng của bề mặt cầu đạt 1,25; mặt côn đạt 0,63.
+ Mặt côn đạt 1:7; 1:12.
+ Kiểm tra độ đảo của mặt cầu .
KẾT LUẬN
Trên đây là toàn bộ thuyết minh đồ án tốt nghiệp của em. Có thể thấy một đồ án tốt nghiệp là những kiến thức thực sự bổ ích, phần nội dung tính toán trong đó không chỉ sử dụng những kiến thức chuyên ngành mà là sự tổng hợp của những môn cơ sở của chúng em được học trong suốt những năm học đại học.
Với đề tài: Thiết kế hệ thống lái cho xe tải 27 tấn có hai cầu dẫn hướng, với công thức bánh xe 8 x 4.
Đây là một đề tài mang tính thực tế cao nhằm hạn chế những nguy hiểm xảy ra cho người và hàng hoá, nâng cao độ bền của xe.
Ở nước ta hiện nay, công nghệ sản xuất xe hơi không ngừng được cải tiến với sự trợ giúp về khoa học kỹ thuật của các nước tiên tiến. Việc sản xuất một chiếc xe tải hoàn chỉnh phù hợp với điều kiện Việt Nam là hoàn toàn có thể làm được. Chúng ta cần những chiếc xe ngày càng có thể chở nặng hơn phù hợp với điều kiện đường xá, có tính an toàn chuyển động cao.
Trong quá trình làm đồ án em đã cố gắng tìm hiểu dưới sự hướng dẫn của thầy : TS …………… và các thầy trong bộ môn ôtô. Nhưng do thời gian có hạn, cũng như kiến thức về thực tế chưa nhiều nên trong quá trình hoàn thiện đồ án vẫn còn có khiếm khuyết. Em rất mong sự chỉ bảo của các thầy cô để đồ án của em hoàn thiện hơn.
Một lần nữa em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới thầy : TS …………… cùng tất cả các thầy trong bộ môn đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án tốt nghiệp.
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1.Lý thuyết ôtô máy kéo - Năm 1993 - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng.
2. Thiết kế tính toán ôtô - máy kéo - Năm 1971 - Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Nguyễn Khắc Trai.
3.Chi tiết máy Tập I, tập II -Năm 1997 - Nguyễn Trọng Hiệp.
4.Cấu tạo gầm xe con, Nhà xuất bản giao thông vận tải - Năm 1996
Nguyễn Khắc Trai.
5.Thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy - Trần Văn Địch.
6.Thiết kế hệ thống lái của ôtô - máy kéo bánh xe, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội -Năm 1991 - Phạm Minh Thái.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"