MỤC LỤC

MỤC LỤCi...............................................................................................2

LỜI NÓI ĐẦU i........................................................................................3

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN HỆ THỐNG LÁIi..........................................4

1.1 Công dụng, cấu tạo chung và phân loạii...........................................4

1.2 Yêu cầu với hệ thống láii...................................................................5

Các số liệu thiết kế của xei.....................................................................7

1.4Lựa chọn phương án thiết kế i...........................................................8

1.4.1 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu láii........................8

1.4.2 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế dẫn động láii....................9

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁIi........................13

2.1 Xác định lực tác dụng lên vành lái lớn nhấti....................................13

2.1.1 Tỷ số truyền của hệ thống láii.......................................................13

2.1.3 Lực lớn nhất tác dụng lên vành láii...............................................17

2.2 Tính toán cơ cấu láii.........................................................................18

2.2.1  Xác định thông số cơ bản của cơ cấu láii....................................18

2.2.2 Tính toán kiểm tra bền cơ cấu láii.................................................18

2.3 Tính toán dẫn động láii.....................................................................26

2.3.2.1 Tính toán động học hình thang láii.............................................28

2.3.2.2 Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết.............30

2.4.1 Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái...............................................42

2.4.2 Xây dựng đặc tính trợ lực lái.........................................................43

2.4.3 Xác định lực tính toáni...................................................................45

2.4.4 Tính toán xilanh lực i.....................................................................45

2.4.5 Tính chọn bơm trợ lực i.................................................................47

2.4.6 Tính toán các chi tiết của van phân phốii......................................48

3.1.1 Bảo dưỡng kỹ thuật hệ thốngi.......................................................51

3.2 Những hiện tượng hư hỏng chính của hệ thống láii........................56

KẾT LUẬN i...........................................................................................61

TÀI LIỆU THAM KHẢOi........................................................................62

LỜI NÓI ĐẦU

Trong nền kinh tế đang tăng trưởng mạnh mẽ của nước ta,nhu cầu về giao thông vận tải ngày càng lớn.Vai trò quan trọng của ô tô ngày càng được khẳng định vì ô tô có khả năng cơ động cao,vận chuyển được người và hàng hóa trên nhiều loại địa hình khác nhau.

Những năm gần đây,lượng ô tô tải có xu hướng tăng lên nhanh chóng,đặc biệt là loại ô tô tải 2,5 tấn với ưu điểm về khả năng cơ động,tính kinh tế và thích hợp với nhiều loại địa hình khác nhau.

Với ô tô nói chung và ô tô tải nói riêng,an toàn chuyển động là tiêu chí hàng đầu trong việc đánh giá chất lượng thiết kế và sử dụng của phương tiện.Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động là hệ thống lái.Với đồ án tốt nghiệp của em,em đã cơ bản hoàn thành việc “Tính toán,thiết kế hệ thống lái cho xe ô tô tải có tải trọng 2,5 tấn”.

Sau nhiều ngày dưới sự chỉ bảo,hướng dẫn tận tình của thầy : TS……………… và sự tìm hiểu của em,em đã cơ bản hoàn thành đồ án tốt nghiệp.Trong quá trình thực hiện chắc chắn không thể tránh khỏi những thiếu sót.

Do đó em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy để đồ án của em được hoàn thiện đầy đủ.

Em xin chân thành cảm ơn !

                                                                                                     Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                  Sinh viên thực hiện

                                                                                                ………..………

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN HỆ THỐNG LÁI

1.1 Công dụng, cấu tạo chung và phân loại

Nhờ tác dụng của người lái xe,hệ thống lái điều khiển hướng di chuyển của ô tô có thể là: đi thẳng,quay vòng,chuyển làn tránh chướng ngại vật,...theo ý muốn.Hệ thống lái trên ô tô khá đa dạng,tuy nhiên cấu tạo chung gồm các bộ phận chính:

+ Vành lái và trục lái: vành lái là một vành tròn,nhận tác động điều khiển xoay tròn từ tay người lái xe,chúng tạo nên mô men quay và làm quay trục lái.

+ Cơ cấu lái: Cơ cấu lái là cơ cấu cơ khí có nhiệm vụ biến chuyển động quay của trục lái thành chuyển động lắc của các đòn dẫn động và làm quay bánh xe dẫn hướng quanh trục đứng.

+ Dẫn động lái: Dẫn động lái bao gồm các đòn dẫn động có nhiệm vụ nhận chuyển động quay từ trục ra của cơ cấu lái làm quay các bánh xe dẫn hướng.

Hệ thống lái rất đa dạng và có thể phân loại hệ thống lái theo nhiều cách khác nhau:

- Theo bố trí vành lái: vành lái đặt bên trái hoặc bên phải theo hướng tiến của xe (tùy thuộc quy định mỗi quốc gia).

- Theo đặc điểm truyền lực:bộ truyền cơ khí thông thường và bộ truyền cơ khí có trợ lực.Trợ lực có thể là loại thủy lực hoặc điện.

- Theo số lượng bánh xe dẫn hướng : 2WS ( 2 wheels steering- 2 bánh xe phía trước dẫn hướng); 4WS hay AWS (4 wheels steering - tất cả 4 bánh xe dẫn hướng).

- Theo đặc điểm bố trí dẫn động lái: hệ thống lái trên dầm cầu cứng( dẫn động lái 4 khâu với hình thang lái Đan tô);Hệ thống lái trên ô tô có hệ thống treo độc lập (dẫn động lái nhiều khâu).

1.2 Yêu cầu với hệ thống lái

Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn và ổn định chuyển động của ô tô chính là hệ thống lái.Theo đó hệ thống lái cần dảm bảo các yêu cầu sau:

- Đảm bảo tính năng vận hành cao của ô tô có nghĩa là khả năng quay vòng nhanh và ngặt trong một thời gian rất ngắn trên một diện tích rất bé.

- Lực tác dụng lên vành lái nhẹ,vành lái nằm ở vị trí tiện lợi đối với người lái.

- Đảm bảo được động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt lết khi quay vòng.

1.3 Giới thiệu về ô tô tham khảo

Xe tải Hyundai HD65 2,5 tấn:xe được thiết kế với tải trọng là 2,5 tấn,sử dụng động cơ Hyundai D4D8 mạnh mẽ,cabin đầu tròn cứng cáp,đảm bảo được tính thẩm mĩ.Đây là dòng xe đáp ứng được sự hoàn hảo về công việc và độ an toàn của người dùng.Với mức tiêu hao nhiên liệu trung bình(12 lít dầu / 100km)trong khi khả năng vượt tải gấp 3-4 lần thiết kế (tải trọng quá tải có thể lên đến hơn 10 tấn).

Việc sử dụng xe tải Hyundai HD65 tại Việt Nam có thể hoàn toàn an tâm vì sẽ dễ dàng thay thế phụ tùng dù ở bất kỳ tỉnh thành nào trên cả nước,đây chính là một ưu điểm vượt trội so với những hãng xe tải khác vì khi cần thiết bạn phải đặt hàng và chờ nhập khẩu sẽ tốn rất nhiều thời gian.Bên cạnh đó sản phẩm này còn có tính năng phanh thủy lực hỗ trợ bằng mạch kép giúp giữ thăng bằng và chống bó cứng bánh xe.

Các số liệu thiết kế của xe như bảng 1.1.

1.4 Lựa chọn phương án thiết kế

1.4.1 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế cơ cấu lái

a. Bánh răng - Thanh răng

+) Ưu điểm :

- 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.

- Độ rơ cơ cấu nhỏ và có khả năng tự điều chỉnh.

+) Nhược điểm

- Tỷ số truyền nhỏ.

- Kích thước chiều dài cơ cấu lớn,thanh răng chế tạo từ thép chất lượng cao,kích thước nhỏ,tuy vậy dễ bị cong trong quá trình sử dụng.

- Hiệu suất nghịch lớn nên truyền các xung lực va đập từ mặt đường lên vành lái gây mỏi mệt cho người điều khiển.

=> Phù hợp để sử dụng trên xe ô tô con với hệ thống treo độc lập.

b. Trục vít- ê cubi- thanh răng – cung răng

+) Ưu điểm :

- Ma sát giữa trục vít và ê cu là ma sát lăn thông qua các viên bi,bởi vậy hiệu suất truyền lực cao,giảm được sự mòn trong cơ cấu lái.

- Cho phép dễ dàng kết hợp với trợ lực lái thủy lực và được dùng phổ biến trên ô tô tải và ô tô bus.

+) Nhược điểm:

- Kết cấu tương đối phức tạp dẫn đến giá thành đắt và chi phí sửa chữa cũng cao.

1.4.2 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế dẫn động lái

a. Dẫn động lái với hình thang lái 4 khâu

+) Ưu điểm:

Kết cấu đơn giản,đáp ứng gần đúng quan hệ lý thuyết

+) Nhược điểm:

Phạm vi sử dụng hạn chế.Được sử dụng trên ô tô có dầm cầu liền với 2 phương pháp bố trí đòn ngang là đòn ngang liên kết nằm sau dầm cầu và nằm trước dầm cầu.Dùng với hệ thống treo phụ thuộc.

b. Dẫn động lái với hình thang lái 6 khâu

Số lượng đòn và khâu khớp tăng lên nhằm đảm bảo các bánh xe chuyển động độc lập.

Kết luận : Từ những lựa chọn trên ta sẽ lựa chọn hệ thống lái có cơ cấu lái kiểu trục vít ê cubi- thanh răng – cung răng , dẫn động lái với hình thang lái 4 khâu , trợ lực lái thủy lực sẽ đảm bảo phù hợp cho việc tính toán và thiết kế hệ thống lái cho xe Hyundai HD65 2,5 tấn.

CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI

2.1 Xác định lực tác dụng lên vành lái lớn nhất

2.1.1 Tỷ số truyền của hệ thống lái

Hệ thống lái còn có tỷ số truyền lực,tỷ số truyền này còn đảm bảo với lực tác động trên vành lái nhất định mà vẫn có thể thắng được lực cản bánh xe dẫn hướng khi không cần tới trợ lực lái.

Khi tỷ số truyền lớn,lực tác động lên vành lái nhỏ nhưng phải quay nhiều vòng và ngược lại.Lực tác động lớn nhất lên vành lái khi không có trợ lực lái đối với ô tô con( theo tiêu chuẩn quốc tế) không vượt quá 150 N,ô tô tải có tổng trọng lượng 3,5 tấn lực tác động lớn nhất không vượt quá 200 N.

Mặt khác tỷ số truyền của hệ thống lái bao gồm : tỷ số truyền cơ cấu lái; tỷ số truyền dẫn động lái, Ta có : i_g= 12.

2.1.2. Xác định mô men cản quay các bánh xe dẫn hướng.

Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái như hình 9.

Lực tác động lên vành tay lái của ô tô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ô tô tại chỗ.Lúc đó mô men cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướng M_c sẽ bằng tổng số của mô men cản chuyển động M₁, mô men cản M₂ do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường và mô men cản M₃ gây nên bởi các góc đặt của bánh xe và trụ đứng nhằm làm ổn định các bánh xe dẫn hướng.

M_c = 2( M₁ + M₂ + M₃)                                                                   (2.1)

a. Mô men cản M₁

Mô men cản lăn được xác định theo công thức:

M₁ = G_bx . f . a                                                                                     (2.2)

G_bx = 6750 (N)

B: Chiều rộng lốp B = 7 (inch);

d: Đường kính vành bánh xe d = 16 (inch).

Nên ta có: r = 381 (mm).

β: Góc nghiêng ngang trụ quay đứng β = 6⁰.

Khi đó: a  = 67,4 (mm)

Vậy nên: M₁ = 6750.0,04.0,0674 = 18,2 (Nm)

b. Mô men cản M₂ do sự trượt lê của bánh xe trên mặt đường

Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe thì bề mặt tiếp xúc giữa lốp và đường sẽ bị lệch đi đối với trục bánh xe. Nguyên nhân lệch này là do sự đàn hồi bên của lốp. 

r: Bán kính tự do của bánh xe r = 381(mm);

r_bx Bán kính làm việc của bánh xe;

Ta thừa nhận:

r_bx = 0,96.r = 0,96.381 = 365,8 (mm)

Nên: x  = 53,27 (mm)

Vậy ta có: M₂ = 6750.0,85.0,05327 =305,6 (Nmm).

Tất cả các góc này để làm ổn định cho hệ thống lái nhưng chúng làm xuất hiện mô men cản M₃, việc tính toán mô men này tương đối phức tạp. Trong tính toán giá trị mô men cản M₃ được kể đến bởi hệ số χ.

Do đó: M_c = 1020 (Nm)

2.1.3 Lực lớn nhất tác dụng lên vành lái

M_c: Mô men cản quay vòng M_c = 1020 (Nm);

M_c: Bán kính bánh lái M_c = 0,2 (m);

i_c: Tỷ số truyền của cơ cấu lái i_c = 20,5;

η_th: Hiệu suất thuận của cơ cấu lái , đối với cơ cấu lái trục vít – ê cubi hiệu suất thuận η_th = 0,7;

=> Thay số được: P_Lmax = 355 (N)

2.2 Tính toán cơ cấu lái

2.2.2. Tính toán kiểm tra bền cơ cấu lái

2.2.2.1 Thiết kế bộ truyền trục vít – ê cubi

M_c: Mô men cản khi qyau vòng tại chỗ , M_c = 1020 (Nm);

P_Lmax: Lực lái lớn nhất của người lái: 355 (N);

R_l : Bán kính vành lái R_l = 200 (mm);

η_th:Hiệu suất truyền lực thuận của hệ thống lái  η_th = 0,7.

Vậy nên ta có : i = 20,5

M_c: Mô men cản quay vòng khi bánh xe đứng tại chỗ M_c = 1020 (Nm);

l_d: Độ dài đòn quay đứng l_d = 200 (mm);

l_n: Độ dài đòn quay ngang, đoạn nối giữa trục bánh xe với đòn kéo dọc l_n = 200 (mm);

η_th: Hiệu suất thuận của cơ cấu lái η_th = 0,7;

R_c2: Bán kính vòng chia của bánh răng rẻ quạt.

Ta chọn đường kính bi: d_b = 6 (mm).

Do đó bước vít của trục vít: p = d_b + 5 =11 (mm).

Ta có: R_c2 = 36 (mm).

Vậy : P_d = 19833 (N).

Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép 20X. Do đặc điểm cấu tạo,ê cubi và thanh răng là một chi tiết và cùng được làm từ thép 20XH.

Vậy nên: d₁  ≥ 16 (mm)

Theo bảng P2.4 (Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động động cơ tập 1) chọn d₁ = 22 (mm).

Chọn đường kính bi: d_b = 6 (mm).

Bước vít : p = d_b + 5 = 11 (mm).

Bán kính rãnh lăn : chọn r₁ = 0,51.d_b = 0,51.6 = 3,06 (mm).

Đường kính trong của đai ốc

D₁= D_tb + 2(r₁ – c) =28,04 + 2.(3,06 - 0,04)=34,08(mm)

Chiều sâu của profin ren:

h₁ = ( 0,3 ¸ 0,35)d_b = 0,35.6 = 2,1 (mm)

Đường kính ngoài của trục vít:

d= d₁ + 2h₁ = 22 +2.2,1 = 26,2 (mm)

Đường kính ngoài của ê cubi:

D =D₁ – 2 h₁ =34,08 – 2.2,1 = 29,88 (mm)

Bước vít: t = pD_tb. tgl = 10 (mm)

Số vòng ren trên ê cu: K = 2,5 (vòng ).

Số viên bi trên các vòng ren làm việc:

Z_b = pD_tb.K/d_b -1= 36 (viên).

Số viên bi không làm việc phụ thuộc vào chiều dài rãnh hồi bi:

Z_k = L_k/d_b = 30/6 = 5 (viên).

Tổng số viên bi :

Z = Z_b + Z_k  = 36+ 5 = 41 (viên).

Xác định khe hở hướng tâm :

D = D₁ – (2d_b +d₁) = 34,08 – (2.6+22) = 0,08 (mm).

Khe hở tương đối :

c = D/d₁= 0,08/22 = 0,004 (mm).

2.2.2.2 Thiết kế bộ truyền thanh răng – cung răng

Sơ đồ truyền thanh răng – cung răng :

a. Chọn vật liệu

Thanh răng và bánh răng rẻ quạt được chế tạo bằng thép 20XH, thường hóa, độ rắn HRC 50.

b. Xác định các thông số của bộ truyền

* Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền tiếp xúc

Bánh răng rẻ quạt là bánh răng trụ răng thẳng. Tính toán nhằm thỏa mãn điều kiện tiếp xúc lớn nhất sinh ra khi các đôi răng ăn khớp không vượt quá trị số cho phép [e_H].

Hệ số tập trung tải trọng tra theo đồ thị trên hình 10-14 (trang 157 – CTM tập I)

Đặt b_w = ψ_d . d_w2

Lấy Z_H =1,76, e_w= 1,6

Với bánh răng bằng thép Z_M = 275 (MPa)^1/3.

Chọn mô đun: m = 6 (mm).

Đường kính vòng chia: D_c2 = 2R_c2 = 36.2 = 72 (mm).

Chiều cao răng: h₂ = (1,6 ÷ 1,8)m = 1,6.6 = 9,6 (mm).

Chiều cao đỉnh răng: h_đ2 = 0,6.m = 0,6.6 =3,6 (mm).

Chiều cao chân răng: h_f2 = h₂ – h_đ2 = 9,6 - 3,6 = 6 (mm).

Khe hở chân răng: c = (0,15 ÷ 0,25)m = 0,15.6 = 0,9 (mm).

Đường kính vòng đỉnh răng: D_đ2 = D_c2 + 2h_đ2 = 72 + 2.3,6 = 79,2 (mm).

Đường kính vòng chân răng: D_f = D_c2 – 2.(h_f2 + c) = 72 – 2.(6 +0,9) = 58,2 (mm).

Góc ăn khớp: α_w = 20⁰.

Chiều rộng bánh răng: b_w = 28,8 (mm). Chọn b_w = 40 (mm).

* Tính bánh răng rẻ quạt theo độ bền uốn:

M_d : Mô men quay trục bánh răng rẻ quạt bằng M_c = 1020 (Nm);

R_c : Bán kính vòng chia bánh răng rẻ quạt R_c = 36 (mm) ;

b_w : Bề rộng bánh răng rẻ quạt b_w = 40 (mm);

K_F hệ số tải trọng khi tính về uốn K_F = 2 ÷ 2,5 chọn K_F = 2,5.

Vậy nên :

eu = 2361 (KNm) bằng 2,361 (MPa); [e_u] = 400 (MPa).

Thỏa mãn điều kiện bền cho phép của loại vật liệu chế tạo.

2.3 Tính toán dẫn động lái

2.3.1. Quan hệ động học các bánh xe dẫn hướng

Khi ô tô quay vòng,với giả thiết các bánh xe lăn không trượt,các đường vuông góc với các vecto vận tốc tịnh tiến của các bánh xe gặp nhau tại một điểm.Điểm đó gọi là tâm quay vòng tức thời.Từ mối quan hệ về hình học có thể thiết lập được mối quan hệ giữa góc quay bánh xe dẫn hướng trong và ngoài so với tâm o,hay còn gọi là quan hệ hình học Arckerman như sau:

Cotgα – cotgβ = B/L

Để đảm bảo tính chính xác theo quan hệ lý thuyết trên,dẫn động giữa 2 bánh xe dẫn hướng phải bao gồm nhiều đòn và các khớp liên kết phức tạp.Tuy nhiên,điều này thực tế khó có thể đạt được khi bố trí trên ô tô,do vậy dẫn động giữa 2 bánh xe dẫn hướng thường bao gồm hệ các đòn được bố trí tối giản nhưng vẫn đảm bảo độ chính xác cần thiết với quan hệ hình học Arckerman( Hình thang Đanto).

Trong 4 khâu của cơ cấu Đan tô có 1 khâu cố định là dầm cầu phụ thuộc, các khâu động còn lại chuyển động để tạo nên sự dịch chuyển các góc quay bánh xe dẫn hướng ở 2 bên.Góc lệch của đòn quyết định nhiều tới mối quan hệ giữa góc quay bánh xe dẫn hướng bên trong và ngoài.Hai giá đầu trục mang theo bánh xe quay quanh trụ đứng lắp ở 2 bên của dầm cầu cứng trụ đứng có góc nghiêng ngang,nghiêng dọc.

2.3.2. Tính toán các kích thước của hình thang lái

2.3.2.1 Tính toán động học hình thang lái

Nhiệm vụ của tính toán động học dẫn động lái là xác định những thông số tối ưu của hình thang lái để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng một cách chính xác nhất và động học đúng của đòn quay đứng khi có sự biến dạng của bộ phận đàn hồi hệ thống treo và chọn các thông số cần thiết của hệ thống truyền dẫn động lái.

Hình thang lái phải đảm bảo động học quay vòng của bánh xe dẫn hướng. Nó bao gồm các khâu được nối với nhau bởi các khớp cầu và các đòn bên được bố trí nghiêng một góc so với tâm dầm cầu trước.

a. Trường hợp xe đi thẳng

Khi ô tô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa α và β vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đantô không thể thỏa mãn hoàn toàn  được.

Tuy nhiên ta có thể chọn một kết cấu hình thang lái cho sai lệch với quan hệ lý thuyết trong giới hạn cho phép lớn nhất ở những góc quay lớn, nhưng cũng không được vượt quá 1,5⁰.

b. Trường hợp khi xe quay vòng

Với kích thước cơ bản của xe ta có chiều dài đòn ngang hình thang lái m = 1290 (mm) từ đó ta chọn được chiều dài đòn bên hình thang lái l = 190 (mm) với (l = (0.14 ÷ 0.16)m).

Trong trường hợp khi xe vào đường vòng để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các vec tơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm 0 trên hình 25).

2.3.2.2. Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái lý thuyết

Trên hệ trục tọa độ đề các α0β ta xác định được đường cong đặc tính lý thuyết qua quan hệ β.

L: Chiều dài cơ sở của xe L = 3375 (mm);

B₀: Khoảng cách giữa hai trục đứng của cầu dẫn hướng B₀ = 1450 (mm).

Ứng với các giá trị của góc α từ 0⁰, 5⁰, …, 45⁰ ta lần lượt có các giá trị tương ứng của góc β. Các giá trị này được lập trong bảng 1.

* Xây dựng đường cong đặc tính hình thang lái thực tế:

Với kích thước cơ bản của xe ta có chiều dài đòn ngang hình thang lái m = 1290 (mm) từ đó ta chọn được chiều dài đòn bên hình thang lái l = 190 (mm) với (l = (0.14 ÷ 0.16)m).

Dựa vào công thức (2) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái thực tế ứng với mỗi giá trị của góc α = (0⁰, 5⁰, …, 45⁰) ta lấy góc  theo xe thiết kế α = 16⁰. Đồng thời ta lấy thêm một vài giá trị lân cận với góc để so sánh. Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng 2.

Dựa vào các số liệu trên ta vẽ được đồ thị đặc tính động học hình thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng một hệ trục tọa độ.

Nếu người lái đánh lái với vận tốc 1,5 (v/s) thì thời gian quay vòng là:

t = 2,81 (s)                                           (2.30)

2.3.3. Tính toán kiểm tra bền một số chi tiết của dẫn động lái

2.3.3.1 Tính bền trục lái

Trục lái làm bằng thép 30 có ứng suất cho phép [t] = 80 (MN/m²). Trục chế tạo rỗng có đường kính D = 25 (mm), d= 17 (mm). Dưới tác dụng của mô men đặt lên vành tay lái trục lái sẽ chịu tác dụng của ứng suất xoắn.

P_Lmax: Lực cực đại tác dụng lên vành tay lái P_Lmax = 355 (N);

R_l: Bán kính vành tay lái R_l = 200 (mm);

W_x: Mô đun chống xoắn.

W_x = 0,2.D³.(1 – α⁴) = 0,2.25³.(1 – 0,68⁴) = 2457 (mm³).

Vậy: t  = 28,9 (MPa)

2.3.3.2 Tính bền đòn quay đứng

Đòn quay đứng có kết cấu dạng thẳng hoặc cong. Tỷ số giữa chiều dài của đòn quay đứng và đòn kéo ngang bằng một, nên có thể xem như toàn bộ mô men được truyền qua đòn quay đứng. Những va đập tác động lên một trong hai bánh xe dẫn hướng khi xe chạy trên đường gồ ghề sẽ được truyền tới vành tay lái. Ở trường hợp này trục đòn quay đứng chịu lực va đập toàn bộ. Đòn quay đứng nối với dẫn động lái bằng một khớp cầu ( Rô tuyn) và nối với cơ cấu lái bằng then hoa hình tam giác.

Kinh nghiệm cho thấy lực cực đại tác dụng lên đòn kéo dọc thường không vượt quá trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng. Vì vậy khi tính đòn quay đứng nên chọn lực lớn hơn trong 2 lực tính theo các công thức dưới đây để tính toán :

Q₁ = 0,5.G₁ = 0,5.13500 = 6750 (N)                                                    (2.33)

Từ trên ta có: Q₂  = 5090 (N)

Như vậy ta lấy lực Q₁ để tính cho đòn quay đứng. Đòn quay đứng được kiểm tra theo uốn và xoắn tại tiết diện nguy hiểm 1-1.

Đòn quay đứng được chế tạo từ thép 40, 40Cr, 40CrNi có:

[e_u] = 300 ÷ 400 (MPa).

[t_x] = 150 ÷ 300 (MPa).

Như vậy đòn quay đứng bảo đảm độ bền theo uốn và xoắn.

2.3.3.3 Tính bền đòn kéo dọc

Đòn kéo dọc chịu lực kéo nén dưới tác dụng của lực Q đã tính ở trên và có trị số là : 6750(N). Đòn kéo dọc có tiết diện tròn rỗng đường kính ngoài là 25 (mm) và đường kính trong là 17 (mm).

Vậy: P_th = 57310 (N)

Hệ số dự trữ ổn định: . n = 8,5

Như vậy đòn kéo dọc đảm bảo độ bền.

2.3.3.4 Tính bền đòn kéo ngang

Đòn kéo ngang được tính theo sức bền kéo nén, ổn định của thanh kéo dọc. 

G₁: Tải trọng đặt lên cầu trước trong trạng thái tĩnh G₁ = 13500 (N);

m_1p: Hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu trước khi phanh m_1p = 1,4;

P_pmax = 1,4.13500.0.75 = 14175 (N)

Vậy nên: N = 9813,5 (N)

Đòn kéo ngang được chế tạo bằng thép ống CT30 có:

[s_b] = 35 (MPa)

Với hệ số dự trữ bền ổn định n = 2 ta có: [s_b] = 17,5 (MPa)

Độ dự trữ ổn định của đòn kéo trong kết cấu hoàn thiện: n_od  = 3,85

Vậy đòn kéo ngang đảm bảo độ bền và ổ định.

2.3.3.5 Tính bền đòn bên

Theo như biểu đồ mô men ta có:

M_A = l.N.cos = 190.9813,5.cos16⁰ = 1792334 (Nmm).

Vậy nên:e = 341 (N/mm²) bằng 341 (MPa)

Hệ số an toàn: n = 1,17

Như vậy đòn bên đảm bảo điều kiện bền.

2.3.3.6 Tính bền khớp cầu (Rô tuyn)

Khớp cầu được bố trí trên đòn kéo dọc, đòn ngang hệ thống lái. Chúng là khâu quan trọng của dẫn động lái. Các khớp cầu được phân loại theo cách thức bù đắp khe hở của các bề mặt làm việc khi chúng bị mòn. Hiện nay trên ô tô thường sử dụng hai loại khớp cầu:

Khớp cầu có lò xo nén đặt hướng kính;

Khớp cầu có lò xo nén đặt hướng trục.

* Kiểm tra bền khớp cầu:

Như phần tính bền thanh kéo ngang lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo ngang khi phanh. N = 9813,5 (N)

Như phần tính bền thanh kéo dọc lực tác dụng lên khớp cầu cũng chính là lực tác dụng lên thanh kéo dọc khi mô men cản quay vòng lớn nhất và không có cường hóa: Q = 675 (N)

Sau khi so sánh hai giá trị lực này ta lấy trị số N = 9813,5 (N) làm số liệu tính toán kiểm bền khớp cầu.

Như vậy khớp cầu thỏa mãn điều kiện cắt tại tiết diện nguy hiểm.

2.4. Tính toán trợ lực lái

2.4.1. Lực lái lớn nhất đặt lên vành tay lái

Ta biết rằng khi chưa có trợ lực lái, muốn quay vòng ô tô thì người lái phải tác dụng một lực rất lớn lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng. Nếu sử dụng lực này trong một thời gian dài thi người lái sẽ bị mệt và không an toàn khi di chuyển. Do vậy ta phải xác định được lực lớn nhất mà người lái phải tác dụng lên vành tay lái. Theo như ở trên ta đã xác định được lực cực đại tác dụng lên vành tay lái dựa vào lực cản của mặt đường: P_Lmax = 355 (N)

2.4.2. Xây dựng đặc tính trợ lực lái

Qua đây ta thấy khi không có trợ lực lái thì lực đặt lên vành tay lái chỉ phụ thuộc vào mô men cản quay vòng  của các bánh xe dẫn hướng (vì R, , i_d, η_th là những hằng số). Do đó đường đặc tính là những đường bậc nhất đi qua gốc tọa độ.Theo tính ở phần trước khi quay vòng ô tô tại chỗ mô men cản quay vòng là lớn nhất, tọa độ xác định điểm này trên đường đặc tính là B [355; 1020]. Vậy đường đặc tính được xác định P_L = f(M_c) sẽ đi qua gốc tọa độ và đi qua điểm B [355;1020].

Khi hệ thống lái được lắp bộ trợ lực thì đường đặc tính của nó cũng biểu thị mối quan hệ giữa lực tác dụng lên vành tay lái và mô men cản quay vòng của các bánh xe dẫn hướng M_c. Đây cũng là mối quan hệ bậc nhất.

Khi con trượt của van phân phối ở vị trí trung gian thì lực trợ lực quy dẫn lên vành tay lái P_c = 0 nên mô men cản quay vòng M_c = 0.

Đồ thị các đường đặc tính khi chưa trợ lực lái P_L = f(M_c) và được lắp bộ cường hóa P_c = f(M_c) được thể hiện ở hình dưới đây.

Ta thấy rằng:

- Đặc tính khi chưa có trợ lực là đường bậc nhất, đoạn OB;

- Đặc tính khi có trợ lực là đường bậc nhất gãy khúc và thấp hơn đường đặc tính khi chưa có trợ lực;

- Đoạn OA: P_L = P_c = f(M_c). Lực do người lái hoàn toàn đảm nhận;

- Đoạn AC: P_c = f(M_c). Biểu thị lực mà người lái cảm nhận về chất lượng mặt đường. Điểm C [150;1020], chọn P_c = 150 (N);

- Từ C trở đi: P_c = f(M_c) song song với đường P_L = f(M_c).

Lực trợ lực cực đại quy dẫn về vành tay lái: P_H = P_Lmax – P_c = 355 – 150 = 205 (N)

Nếu chọn P_c lớn thì quay riêng các bánh xe dẫn hướng tại chỗ sẽ nặng hơn, còn  nếu chọn P_c quá nhỏ thì người lái sẽ không đủ cảm giác về chất lượng mặt đường.

2.4.3. Xác định lực tính toán

Với ô tô tải để giảm cường độ lao động của người lái thì lực lái lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 150 (N). Trong khi đó nếu không có trợ lực lái thì lực lớn nhất mà người lái phải sinh ra là 355 (N) như đã tính ở trên. Khi quay vòng tại chỗ mô men cản quay vòng là lớn nhất: M_cmax = 1020 (Nm)

Lực thực tế mà xilanh lực phải sinh ra:

Ta có lực trợ thì lực cực đại quy dẫn về vành tay lái là: P_H = 205 (N)

Mô men cản quay vòng lớn nhất của xe sinh ra trên trụ quay đứng là: M_c = 1020 (Nm)

Trong đó xilanh lực phải sinh ra mô men có độ lớn bằng:

M_ch = k.M_c                                                             (2.47)

Lực mà xilanh phải sinh ra là: P_xl = 4527 (N)

e: Khoảng cách từ đòn kéo ngang tới cầu dẫn hướng e = 130 (mm)

2.4.5. Tính chọn bơm trợ lực

Với bơm cung cấp dầu cho trợ lực thì đòi hỏi phải cung cấp đủ dầu cho cường hóa làm việc. Lưu lượng của bơm được xác định từ điều kiện là làm thế nào để xilanh lực của trợ lực lái phải kịp làm quay các bánh xe dẫn hướng nhanh hơn điều mà người lái có thể làm được. Nếu không đảm bảo được điều kiện này thì ứng với trường hợp quay vòng nhanh thì người lái sẽ phải tiêu hao một lực lớn không những để thắng được lực cản quay vòng ở các bánh xe dẫn hướng mà còn để đẩy dầu di chuyển từ khoảng bên này sang khoảng bên kia của xilanh lực vì bơm không đủ lưu lượng.

a. Tính lưu lượng của bơm

Q: Lưu lượng của bơm;

V_lv: Thể tích làm việc của xilanh V_lv = 219693 (mm³);

t: Thời gian quay vòng của xe t= 2,81 (s).

Ta có: Q = 78182 (mm³/s)

Thực tế lưu lượng của bơm còn phải lớn hơn như vậy để bù vào sự rò rỉ dầu ở van phân phối. Lưu lượng rò rỉ là Q:

∆Q = (0,05 ÷ 0,1)Q ta chọn ∆Q = 0.08Q

Tức là: Qtt = Q + Q = 1,08Q = 1,08.78182 = 84436 (mm³/s)

Năng suất tính toán của bơm ở đây phải đạt được ở số vòng quay của động cơ cao hơn số vòng quay không tải là 25% và áp suất đạt được là 0,5P_max.

b. Chọn bơm trợ lực lái

Bơm cường hóa là cum phức tạp và chịu tải lớn của hệ thống trợ lực thủy lực. Điều kiện làm việc của bơm gây nên bởi chế độ tải trọng thay đổi lớn, ứng suất nhiệt cao và sự ảnh hưởng của môi trường xung quanh.

Căn cứ vào lưu lượng thực tế của bơm ta đã tính toán ở phần trước ta chọn loại bơm cánh gạt tác dụng kép có lưu lượng riêng là 90000 (mm³/s).

* Kiểm nghiệm điều kiện bền:

Thay số ta được: t = 200 (MPa) < [t] = 500 (MPa) 

Vậy thanh xoắn thỏa mãn điều kiện bền.

CHƯƠNG III : KHAI THÁC KỸ THUẬT HỆ THỐNG LÁI

3.1 Các nội dung kiểm tra , điều chỉnh hệ thống lái

3.1.1 Bảo dưỡng kỹ thuật hệ thống

- Trong bảo dưỡng kỹ thuật hàng ngày,kiểm tra khoảng chạy tự do của tay lái và cả tác động của hệ thống lái đối với người đi đường của ô tô.Cần xem tình trạng bên ngoài các tấm đệm khít của cacte cơ cấu lái để ngăn ngừa tình trạng rò rỉ dầu nhờn;

- Trong bảo dưỡng kỹ thuật cấp 1: kiểm tra độ kín khít của những mối ghép nối hệ thống trợ lái thủy lực và việc bắt chặt bơm trợ lái thủy lực.Vặn chặt các đai ốc bắt chặt cơ cấu lái vào dầm ô tô, khớp cầu của đòn lái.

- Bảo dưỡng kỹ thuật cấp 2 gồm có: cọ rửa bầu lọc của bơm trợ lái thủy 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 hiệu chỉnh lại.

3.1.2 Các công việc kiểm tra,điều chỉnh

2.1.2.1 Kiểm tra dẫn động lái

a. Xác định độ rơ và lực lớn nhất đặt trên vành lái

* Đo độ rơ vành lái:

Độ rơ vành lái là thông số quan trọng biểu hiện độ mòn của hệ thống lái,bao gồm độ mòn của cơ cấu lái,khâu khớp trong dẫn động lái và cả của hệ thống treo.Việc đo độ rơ này được thực hiện khi xe đứng yên,trên mặt phẳng,bánh xe bị khóa cứng không di chuyển được .

- Sử dụng vành rẻ quạt có thang chia độ;

- Kẹp kim chỉ lên vành tay lái 1;

- Đỗ xe ở nơi thẳng và các bánh xe ở vị trí thẳng.

b. Đo góc quay bánh xe dẫn hướng khác nhau

Cho đầu xe lên các bệ kiểu mâm xoay.Dùng vành lái đánh lần lượt về hai phía,xác định các góc quay bánh xe hai bên trên mâm xoay chia độ.

Khi không có mâm xoay chia độ ta có thể tiến hành kiểm tra như sau: nâng bánh xe cầu trước lên khỏi mặt đường,đặt vành lái và bánh xe ở vị trí đi thẳng,đánh dấu mặt phẳng bánh xe trên nền,đánh lái về từng phía,đánh dấu các mặt phẳng bánh xe tại các vị trí quay hết vành lái.

d. Chẩn đoán khi đi thử trên đường

Cho xe chạy trên mặt đường rộng,tốc độ thấp,lần lượt đánh lái hết về phía trái,sau đó về phía phải,tạo nên chuyển động rích rắc,theo dõi sự hoạt động của xe,lực đánh lái, khả năng quay vòng tốc độ thấp có thể xác định hư hỏng của hệ thống lái theo toàn bộ góc quay.

Tiến hành kiểm tra ở tốc độ cao , khoảng 50% tốc độ lớn nhất của xe nhưng giới hạn góc quay vành lái ở mức 30⁰ - 50⁰.

3.1.2.2 Kiểm tra cơ cấu lái

a. Áp suất của cường hóa lái thủy lực hệ thống lái không ổn định

* Van lưu thông của bơm bị bẩn:

- Van lưu thông hạn chế việc nạp dầu vào bộ cường hóa khi số vòng quay của động cơ tăng lên. Van bị bẩn sẽ làm cho bộ cường hóa làm việc không bình thường. Áp suất trở lên không đều;

- Chỉ được phép đổ vào hệ thống cường hóa lái loại dầu sạch và đúng tiêu chuẩn, khi đổ phải dùng phễu lọc sạch. Trong thùng dầu trên đường dầu về phải có lưới lọc. Dùng dầu bẩn sẽ làm cho các chi tiết của bơm và bộ cường hóa thủy lực bị mòn nhanh chóng.

* Ống dẫn dầu của bơm bị vỡ:

- Áp suất dầu không đồng đều của bộ cường hóa thủy lực hệ thống lái phát sinh do dầu bị chảy rò mạnh qua những đoạn ống dẫn hỏng.

* Mức dầu của bơm trong bình dầu không đủ hoặc có bọt:

- Mức dầu đúng quy định trong bình dầu phải lên tới mức đánh dấu. Mức dầu thấp làm cho khí lọt vào hệ thống. Do vậy phải luôn luôn kiểm tra mức dầu trên bình dầu. Kiểm tra xem có bọt hoặc vẩn đục không, nếu có bọt hoặc vẩn đục thì xả khí hệ thống lái.

* Vành tay lái bị rung:

- Vô lăng bị rung là do áp suất lốp không đều, bánh xe không cân xứng bị đảo. Sai lệch độ chụm lớn. Các khớp cầu trong cơ cấu lái bị rơ. Cụm cơ cấu lái bị rơ.

- Do vậy để đảm bảo cho xe có tính dẫn hướng tốt ta phải bơm và đo lại áp suất lốp của các bánh xe nếu bánh xe bị đảo mà không điều chỉnh được thì phải thay thế điều chỉnh lại độ chụm, điều chỉnh độ rơ của các khớp cầu trong dẫn động lái đúng theo tiêu chuẩn cho phép, điều chỉnh lại độ rơ của cơ cấu lái.

b. 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 các ê cu điều chỉnh rồi vặn ê cu điều chỉnh theo chiều kim đồng hồ cho đến khi trừ bỏ được hết khe hở.

d. Kiểm tra trợ lực lái

Kiểm tra bơm trợ lực: Dùng đồng hồ đo áp suất ở đầu ra của bơm, áp suất phải đạt 9 (N/mm²). Việc sửa chữa tiến hành theo trình tự sau: tháo nắp thùng 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.

3.2 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.

3.2.1 Hư hỏng cơ cấu lái

3.2.1.1 Mài mòn cơ cấu lái

Cơ cấu lái là một cụm đảm bảo tỷ số truyền trong hệ thống lái . Thông thường tỷ số truyền của ô tô con nằm trong khoảng từ 14-23,đối với ô tô tải là 18-32.Do vậy các vị trí làm việc của cơ cấu lái bị mài mòn rất nhanh,mặc dù trong chế tạo đã cố gắng sử dụng vật liệu có độ bền cao và khả năng chịu mài mòn tốt.

3.2.1.3 Thiếu dầu trong cơ cấu lái

Các cơ cấu lái luôn được bôi trơn bởi dầu mỡ vì vậy chúng ta cần rất lưu ý về sự thất thoát dầu mỡ của cơ cấu lái thông qua sự chảy dầu mỡ,đặc biệt là cơ cấu lái có xy lanh thủy lực cùng chung với buồng bôi trơn.

3.2.2 Hư hỏng dẫn động lái

3.2.2.1 Mòn rơ các khớp trụ,khớp cầu

Trong sử dụng các khớp cầu,khớp trụ thường là những chi tiết có kích thước nhỏ,làm việc trong trạng thái bôi trơn là dầu hay là mỡ,tính chất chịu tải,va đập thường xuyên,luôn luôn phải xoay tương đối với đệm hoặc vỏ,dễ bụi bẩn bám vào,do vậy rất hay bị mòn.

Các dạng mòn thường tạo nên các hình ovan không đều.Một số khớp cầu có lò xo tì nhằm tự triệt tiêu khe hở,một số khác không có.Do vậy khi bị mòn thường dẫn tới tăng độ rơ trong hệ thống lái và thể hiện qua độ rơ vành lái.

3.2.2.3 Hư hỏng ốc hạn chế  quay bánh xe dẫn hướng

Các ốc hạn chế quay bánh xe dẫn hướng thường đặt ở khu vực bánh xe,do vậy khi quay vòng với góc quay lớn nhất,tải trọng trực tiếp va đập lên ốc hạn chế có thể gây lỏng ốc, cong thân ốc.Sự nguy hiểm là khi bánh xe quay ở tốc độ cao có thể dẫn tới lật xe.Biểu hiện của hư hỏng này chính này bán kính quay vòng của ô tô về hai phía không giống nhau.

3.2.2.5 Sự cố trong van phân phối dầu

Van phân phối dầu có thể được đặt trong cơ cấu lái,trên các đòn dẫn động hay ở ngay đầu xylanh lực.Sự sai lệch vị trí tương quan của con trượt và vỏ van sẽ làm cho việc đóng mở đường dầu thay đổi,dẫn tới áp suất đường dầu cấp cho các buồng xylanh lực khác nhau, gây nên tay lái nặng nhẹ về hai phía.Cảm nhận hay lực đánh tay lái không đều,sự điều khiển ô tô lúc đó mất đi sự chính xác.

3.2.2.7 Lỏng và sai lệch các liên kết

Sự rơ lỏng và sai lệch các liên kết trong sử dụng,đòi hỏi thường xuyên kiểm tra vặn chặt.Các hư hỏng thường gặp kể trên,có thể tổng quát qua các biểu hiện chung và được gọi là thông số chẩn đoán như sau :

- Độ rơ vành lái tăng.

- Lực trên vành lái gia tăng không đều.

- Xe mất khả năng chuyển động thẳng ổn định.

KẾT LUẬN

Qua thời gian làm đồ án tốt nghiệp với sự cố gắng của bản thân và đặc biệt là sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy giáo : TS………………… cùng toàn thể các thầy giáo trong bộ môn em đã hoàn thành nhiệm vụ được giao. Cũng như tinh thần chung nhằm làm quen với việc tính toán và thiết kế em đã hoàn thành đồ án:

Thiết kế,tính toán hệ thống lái ô tô tải có tải trọng 2,5 tấn.

Trong đồ án này em đã làm được những việc sau:

- Nêu lên sự làm việc của hệ thống lái,sự làm việc ổn định của hệ thống lái, kiểm nghiệm lại hệ thống lái của xe cơ sở là ô tô Huyndai HD65 2,5 tấn;

- Tính toán hệ thống lái nói chung cũng như hệ thống dẫn động và cường hóa lái nói riêng;

- Cách bảo dưỡng và sửa chữa hệ thống lái.

Phần bản vẽ em có các bản vẽ:

- Bản vẽ bố trí chung hệ thống lái trên ô tô;

- Bản vẽ các phương án bố trí trợ lực lái trên ô tô;

- Bản vẽ cụm cơ cấu lái, xi lanh lực và van phân phối;

- Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống trợ lực lái ;

- Bản vẽ kiểm tra bảo dưỡng những hư hỏng hệ thống lái;

- Bản vẽ đồ thị động học quay vòng và đặc tính trợ lực lái;

Vì điều kiện thời gian có hạn, trình độ kinh nghiệm còn bị hạn chế mà khối lượng công việc lớn cho nên chất lượng đồ án còn hạn chế,còn nhiều thiếu sót trong phần tính toán và kết cấu có thể chưa hợp lý. Rất mong sự đóng góp ý kiến của các thầy trong bộ môn để đồ án của em được hoàn chỉnh hơn.

Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1.Tài liệu tham khảo thuyết minh.

[1] Gầm ô tô hiện đại – Nguyễn Hùng Mạnh – Nhà xuất bản xây dựng(2023).

2.Tài liệu tham khảo tính toán.

[1] Nguyễn Trọng Hoan (Chủ biên) (2019). Thiết kế tính toán ô tô. NXB GD VN.

[2] https://kenhxehyundai.vn/product/xe-tai-hyundai-hd65-25-tan/.

[3] Tính toán thiết kế hệ thống lái, Nguyễn Văn Chưởng.

[4] Kết cấu ô tô, Nguyễn Khắc Trai - Nguyễn Trọng Hoan - Hồ Hữu Hải - Phạm Huy Hường - Nguyễn Văn Chưởng - Trịnh Minh Hoàng, Nxb Bách Khoa Hà Nội, 2009.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"