ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI

ĐỒ ÁN TÍNH TỐN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI CHƯƠNG I GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI 1.1 Vai trò nhiệm vụ hệ thống lái Hệ thống lái sử dụng để thay đổi hướng chuyển động giữ cho ô tô chuyển động theo hướng định tùy theo tác động người lái 1.2 Kết cấu hệ thống lái Hệ thống lái có nhiều loại khác hầu hết có phận hình vẽ 1-1, bao gồm: 123456789- Vơ lăng Trục lái Cơ cấu lái Đòn quay đứng Đòn kéo dọc Hình thang lái Đòn ngang Cam quay Bánh xe dẫn hướng Hình 1.1 - Hệ thống lái 1.3 Phân loại a, Theo bố trí bánh lái Theo bố trí bánh lái chia hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải bên trái Tùy thuộc vào điều kiện địa lý luật pháp quốc gia b,Theo số lượng bánh dẫn hướng Theo số lượng bánh dẫn hướng chia hệ thống lái với bánh dẫn hướng cầu trước,cầu sau hai cầu cầu Hình 1.2 – Phân loại hệ thống lái theo số bánh dẫn hướng Đặc điểm phạm vi sử dụng : - Cầu trước dẫn hướng (a) loại dẫn hướng thông dụng, dễ thiết kế, sử dụng loại xe con,xe tải nhẹ - Cầu sau dẫn hướng (b) có tính động cao diện tích chật hẹp, loại cấu thường dùng xe nâng - Hai cầu dẫn hướng (c) dùng xe chuyên dụng xe địa hình,xe có khả động cao với bán kính quay vòng nhỏ - Nhiều cầu dẫn hướng (d) sử dụng xe tải nặng, với yêu cầu việc phân bố tải trọng bánh xe không vượt giới hạn cho phép c,Theo kết cấu cấu lái Theo kết cấu cấu lái chia loại bánh răng-thanh răng, trục vítcung răng, trục vít-con lăn, trục vít-êcu bi-thanh răng-cung  Cơ cấu lái trục vít lăn Loại cấu lái sử dụng rộng Trên phần lớn ơtơ loại có tải trọng bé tải trọng trung bình đặt loại cấu Cơ cấu lái gồm trục vít glơbơit ăn khớp với lăn đặt ổ bi kim trục đòn quay đứng Số lượng ren loại cấu lái trục vít lăn một, hai ba tuỳ theo lực truyền qua cấu lái Hình 1.3 - Cơ cấu lái trục vít – lăn -Trục vít -Con lăn - Ổ bi kim Ưu điểm: - Nhờ trục vít có dạng glơ-bơ-it chiều dài trục vít khơng lớn tiếp xúc ăn khớp lâu diện rộng hơn, nghĩa giảm áp suất riêng tăng độ chống mài mòn - Tải trọng tác dụng lên chi tiết tiếp xúc phân tán tùy theo cỡ ơtơ mà làm lăn có hai đến bốn vòng ren - Mất mát ma sát nhờ thay ma sát trượt ma sát lăn - Có khả điều chỉnh khe hở ăn khớp bánh Đường trục lăn nằm lệch với đường trục trục vít đoạn  =  7mm, điều cho phép triệt tiêu ăn mòn ăn khớp cách điều chỉnh trình sử dụng  Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi- răng- cung Gồm trục vít, hai đầu trục vít đỡ ổ bi đỡ chặn Trục vít êcu có rãnh tròn có chứa viên bi,các viên bi lăn rãnh truyền lực Khi đến cuối rãnh viên bi theo đường hồi bi quay trở lại vị trí ban đầu Khi trục vít quay (phần chủ động), êcu bi chạy dọc trục vít, chuyển động làm quay rẻ quạt Trục bánh rẻ quạt trục đòn quay đứng Khi bánh rẻ quạt quay làm cho đòn quay đứng quay, qua đòn dẫn động làm quay bánh xe dẫn hướng 10 Hình 1.4 - Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi-thanh cung Vỏ cấu lái Phớt 2.Bi Đai ốc điều chỉnh 3.Trục vít Đai ốc hãm 4.Êcu bi 9.Bánh rẻ quạt 5.Ổ bi 10.Bi Ưu điểm: Cơ cấu lái kiểu trục vít-êcu bi –cung có ưu điểm sau: - Ma sát trục vít ê cu ma sát lăn thông qua viên bi, mà hiệu suất truyền lực cao, giảm mòn cấu lái - Tỉ số truyền cấu lái thay đổi bán kính vòng chia cung bước thay đổi - Hiệu suất thận nghịch gần đạt   0,85 �0, 70 có khả điều chỉnh khe hở bánh rẻ quạt Ta giảm nhẹ lực đánh lái xe chạy chậm đỗ cách thay đổi tỷ số truyền cấu lái.Tuy nhiên tăng tỷ số truyền cấu lái làm giảm độ nhạy hệ thống lái Trên xe có trợ lực lái ta dùng cấu lái có tỷ số truyền khơng thay đổi Đặc điểm loại cấu lái có tỷ số truyền khơng đổi bán kính ăn khớp rẻ quạt C 1,C2,C3 bán kính ăn khớp D1 ,D2,D3 đai ốc bi Do tỷ số truyền không đổi góc quay trục rẻ quạt tỷ số sau : D DD C CC c =c =c d =d=d Hình 1.5 - Cơ cấu lái loại trục vít -êcu bi cung  Cơ cấu lái kiểu bánh - Cơ cấu lái kiểu bánh -thanh gồm bánh phía trục lái ăn khớp với răng, trục bánh lắp ổ bi.Thanh có cấu tạo dạng nghiêng, phần cắt nằm phía giữa, phần lại có tiết diện tròn Khi vơ lăng quay, bánh quay làm chuyển động tịnh tiến sang phải sang trái hai bạc trượt.Sự dịch chuyển truyền tới đòn bên qua đầu răng, sau làm quay bánh xe dẫn hướng quanh trụ xuay đứng 10 12 11 Hình 1.6 - Cơ cấu lái kiểu bánh - 1.Trục lái 2.Chụp nhựa 7.Đai ốc 8.Đai ốc điều chỉnh 3.Đai ốc điều chỉnh 9.Lò xo Ổ bi 10.Thanh 5.Vỏ cấu lái 11.Trục Dẫn hướng 12 Ổ bi Cơ cấu lái đặt vỏ xe để tạo góc ăn khớp lớn cho truyền nghiêng, trục đặt nghiêng ngược chiều với chiều nghiêng nhờ ăn khớp truyền lớn,do làm việc êm phù hợp với việc bố trí vành lái xe Cơ cấu lái kiểu bánh răng- có ưu điểm sau: - Cơ cấu lái đơn giản gọn nhẹ Do cấu lái nhỏ thân tác dụng dẫn động lái nên khơng cần đòn kéo ngang cấu lái khác - Có độ nhạy cao ăn khớp trực tiếp.Sức cản trượt, cản lăn nhỏ truyền mô men tốt nên tay lái nhẹ - Cơ cấu lái bao kín hồn tồn nên phải chăm sóc bảo dưỡng d,Theo kết cấu nguyên lý làm việc cường hóa - Theo kết cấu nguyên lý làm việc cường hóa chia loại khí, cường hóa thủy lực, loại cường hóa khí nén, dẫn động thủy lực cường hóa khí nén 1.4 Chọn cấu lái Dựa vào đặc điểm kết cấu ưu nhược điểm loại cấu lái giới thiệu em lựa chọn phương án thiết kế hệ thống lái với cấu lái đơn giản bánh răng, với cấu lái lấy khâu hình thang lái Đồng thời ta bố trí trợ lực lái muốn có tỉ số truyền thay đổi 1.5 Phương án lựa chọn dẫn động lái Dẫn động lái gồm tất chi tiết truyền lực từ cấu lái đến ngỗng quay tất bánh xe dẫn hướng quay vòng Phần tử dẫn động lái hình thang lái, tạo cầu trước, đòn kéo ngang đòn bên Sự quay vòng ôtô phức tạp, để đảm bảo mối quan hệ động học bánh xe phía phía ngồi quay vòng điều khó thực phải cần tới dẫn động lái 18 khâu Hiện người ta đáp ứng điều kiện gần mối quan hệ động học hệ thống khâu khớp đòn kéo tạo lên hình thang lái - Dẫn động lái bốn khâu Hình thang lái bốn khâu đơn giản dễ chế tạo đảm bảo động học động lực học quay vòng bánh xe Nhưng cấu dùng xe có hệ thống treo phụ thuộc (lắp với dầm cầu dẫn hướng) Do áp dụng cho xe tải xe có hệ thống treo phụ thuộc, xe du lịch ngày có hệ thống treo độc lập khơng dùng V Hình 1.7 - Dẫn động lái khâu - Dẫn động lái sáu khâu: Dẫn động lái sáu khâu lắp đặt hầu hết xe du lịch có hệ thống treo độc lập lắp cầu dẫn hướng Ưu điểm dẫn động lái sáu khâu dễ lắp đặt cấu lái, giảm không gian làm việc, bố trí cường hố lái thuận tiện dẫn động lái, Hiện dẫn động lái sáu khâu dùng thông dụng loại xe du lịch : Toyota, Nisan, Mercedes,Kia … Với đề tài thiết kế hệ thống lái cho morning, hệ thống treo độc lập ta chọn dẫn động lái sáu khâu Đặc điểm dẫn động lái sáu khâu có thêm nối nên ngăn ngừa ảnh hưởng dịch chuyển bánh xe dẫn hướng lên bánh xe dẫn hướng khác Hình 1.8 - Dẫn động lái sáu khâu  r B a Bt Hình 2-5 - Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng Mơmen cản quay vòng xác định theo cơng thức: M  Gbx fa ( 2.17) Trong đó: Gbx - Trọng lượng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng Gbx  G1 7400   3700 (N) 2 a -cánh tay đòn bánh xe dẫn hướng với xe thiết kế đo a = 0,03 m f -hệ số cản lăn ta xét trường hợp ôtô chạy đường nhựa khô ta chọn f = 0,015 Vậy: M  3700.0, 015.0, 03  1, 665 (Nm) + Mômen cản M2 trượt bên bánh xe mặt đường: Trên hình 2-6 Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe bề mặt tiếp xúc lốp đường bị lệch trục bánh xe Nguyên nhân lệch đàn hồi bên lốp Điểm đặt lực Y nằm cách hình chiếu r rbx x Y Hình 2.6- Sơ đồ lực ngang tác dụng lên bánh xe xe quay vòng Khi mơ men quay vòng tác dụng lên bánh xe, khu vực tiếp xúc bánh xe mặt đường xuất lực ngang Y Do lốp có tính đàn hồi nên lực Y làm vết tiếp xúc bị lệch so với trục bánh xe đoạn x phía sau, đoạn x thừa nhận nửa khoảng cách tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngồi theo cơng thức sau: x 0.5 r  rbx2 Trong đó: + r - bán kính tự bánh xe r   B  d / 2 Với bánh xe có cỡ lốp là: 165/60/R14 Với B chiều cao lốp : B = 0,6.165 =99 (mm) Với d đường kính vành bánh xe : d = 14 (ins) = 14.25,4 = 355,6 (mm) � �  r  �99  355, � � 276,8 (mm) � + rbx - bán kính làm việc bánh xe Ta có : rbx = 0.96r = 0,96 276,8 = 265,7 (mm) Nên: x  0,5 r   0,96r   0,14 r Ta có mơmen ma sát bánh xe đường là: M Gbx  x Với  hệ số bám ngang Lấy  = 0,85 Vậy: M2 = 3700.0,85.0,14.276,8.10-3 =122 (Nm) M3 mơ men gây góc đặt bánh xe trụ đứng, việc tính tốn mơ men tương đối phức tạp nên tính tốn thay M hệ số  mơ men cản quay vòng bánh xe dẫn hýớng ðýợc tính nhý sau : M = (M1 + M2)  Với  = 1,07- 1,15 ta chọn  = 1,1 suy ta có : M = (1,665 +122).1,1 = 136 (Nm) Vậy mô men cản quay vòng là: Mc =2.136/0,7 = 388 (Nm) + Xác định lực cực đại tác dụng lên vành tay lái: Khi đánh lái trường hợp ôtô đứng yên chỗ lực đặt lên vành tay lái để thắng lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng lớn Lực lớn đặt lên vành tay lái xác định theo công thức: Pmax  Mc Ricidth Trong đó: Mc - mơmen cản quay vòng: Mc = 388(Nm) R -bán kính vành lái: R = 0,18 (m) ic -tỷ số truyền cấu lái : Chọn ic = 20 (2.18) th -hiệu suất thuận cấu lái, cấu lái - trục hiệu suất thuận th = 0,65 id - tỷ số truyền truyền động lái id = 0,85- 1,1 ; chọn id = Vậy Pmax  388  176( N ) 0,18.20.0, 65 Xác định chiều dài răng: Theo sơ đồ dẫn động lái, bánh xe dẫn hướng quay góc  max 40  dịch chuyển đoạn X X  m cos       p cos  '   m cos   p cos   ( 2.19) Trong đó: p2  � y  m sin      � � � p Thay số liệu vào công thức (2 19) ta được: cos  '  ( 2.20) X  180 cos  78o  40o   250  [182  180 sin(78o  40o)]  � 180 cos 78o  2502   182  180 sin 78o  � 84, 78  mm  � � Do quay hai bên nên khoảng cách phải thoả mãn là: L = 180 (mm)  X1 = 2.84,78 = 169,5 (mm) Vậy khoảng cách phải làm việc đo chiều dài trục nhỏ nửa lần chiều dài ( L = 180 mm ) Vậy đủ dài để xe quay vàng dễ dàng mà khơng bị chạm Tính tốn truyền cấu lái: 5.1 Xác định bán kính vòng lăn bánh răng: Để xác định bán kính vòng lăn bánh ta thực theo phương pháp sau: + Chọn trước đường kính vòng lăn bánh từ tính vòng quay bánh có phù hợp khơng Có nghĩa ứng với số vòng quay (n) phải dịch chuyển đoạn X1 = 84,78 (mm) + Chọn trước số vòng quay vành lái sau xác định bán kính vòng lăn bánh cấu lái loại bánh - số vòng quay vành lái số vòng quay bánh Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay phía vành lái ứng với bánh xe quay n = 1,5 vòng Ta có cơng thức Suy ra: R = X1 = 2Rn ( 2.21) X1 = mm 2 1.5 5.2Xác định thông số bánh Tính số theo tài liệu chi tiết máy mn Z Dc = cos  ( 2.22) Trong đó: Dc : Đường kính vòng chia: Dc = 2R = 2.9 = 18 (mm ) mn : Môdun pháp tuyến bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn mn = 2,5  : Góc nghiêng ngang bánh răng, chọn sơ góc nghiêng  = 120 Từ cơng thức (2.22) ta suy số bánh : Dc cos  18.cos120 Z   7, mn 2,5 Chọn số Z = Tính xác lại góc nghiêng, ta có : Cos = Zmn 7.2,5 = = 0,97 Dc 18 Suy  = arccos 0.972 = 140 Môdun ngang bánh : mt  mn 2.5 = = 2.57 cos  cos140 Số tối thiểu: Zmin = 17cos3 = 17.cos3140 = 12,78 Lấy Zmin=13 Như Zmin = 13 >7 có tượng cắt chân nên phải dịch chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh  = Xác định hệ số dịch chỉnh br theo công thức : = 13  Z 13  = = 0,538 13 13 Từ ta tính thơng số truyền bánh : + Đường kính vòng đỉnh: Dd = Dc+2mn(1+ ) = 18 +2.2,5(1+ 0,538) = 25,7 mm + Đường kính chân răng: Df =Dc- 2mn(1.25- )=18-2.2,5(1,25- 0,538) =14,44 mm + Góc ăn khớp bánh chọn theo chi tiết máy  = 200 + Đường kính sở bánh răng: D0 = Dc cos = 18.cos(200) = 16.91mm + Chiều cao : h= (hf’ + hf” )m =(1 +1.25)2,5 = 5,625mm + Chiều cao đỉnh răng: h’ = (f’ + ) m = (1+ 0.538) 2,5 = 4,12 mm + Chiều dày vòng chia: S = m/2 + 2 mtg = 3,14.2,5/2 + 2.0,538.2,5.tg200 = 4,9 mm 5.3 Xác định kích thước thơng số răng: Đường kính cắt mặt cắt nguy hiểm nhất: Mx d= 0,   x ( 2.23) Trong đó:   x  : ứng suất tiếp xúc cho phép tiết diện nguy hiểm Lấy   x  = 15.106 N/m2 Mx : Mô men xoắn gây lên nguy hiểm răng, mơmen cản quay vòng từ bánh xe: Mx = Mc = 388 Nm Thay thông số vào công thức (2.23) ta : Mx d = 0,   x = 388 0, 2.15.106 = 0,0195 m Chọn d = 20 mm Chiều dài đoạn làm việc : L = 2X1 = 2.84.78 = 169,56 mm Mặt khác ta có: dc = t1Z   dc suy Z = t L = t Trong : t t1 = cos  =  mn  2,5 = = 8,25 cos  cos180 Suy ra: 169.56 Z = 8, 25 Vậy ta chọn Z = 20 Hệ số dịch chỉnh : = 19,8 tr =  - br = -0,647 = 0,647 + Đường kính vòng chia răng: Dc = Dd - 2m(1,25 - ) = 24 - 2.2,5(1,25 -0,647) = 20,985 mm  21mm + Đường kính vòng đỉnh răng: Dd = D = 24 mm + Chiều cao h = (f’ + f’’) mn = (1+ 1,25).2,5 = 5,625 mm 5.4 Tính bền cấu lái trục - răng: Đối với loại truyền động truc - phải đảm bảo cho có độ bền cao +Xác định lực tác dụng lên truyền trục - Lực vòng tác dụng lên bánh răng: Pv  Pmax ic  176.20,  3590 (N) Lực hướng tâm tác dụng lên trục theo công thức: Pr  Pvtg 3590tg 20o   1374 (N) cos  cos18o Lực dọc tac dụng lên trục răng: Pa  Pv tg     3590tg18o  1307( N ) + Kiểm tra vật liệu Trong trình làm việc trục răng, chịu ứng suất uốn tiếp xúc chịu tải trọng va đập từ mặt đường Vì thường gây tương rạn nứt chân Do ảnh hưởng lớn tới tin cậy tuổi thọ cấu lái Để đảm bảo yêu cầu lam việc cấu lái vật liệu chế tạo trục - dùng thép XH cải thiện  ch  700MPa  b  1000MPa Có: HB = 260  290 +ứng suất cho phép: ứng suất tiếp xúc cho phép: Giới hạn bền mỏi tiếp xúc trục răng:  HLim    b   70  2.260  70  590 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép trục răng:  H   � � HLim S � �Z Z K K � R V F XH H � ( 2.24) Trong đó: SH: Là hệ số an toàn ; lấy SH = 1,1 ZR: Hệ số xét ảnh hưởng độ nhám; ZR = 0,95 ZV: Hệ số xét ảnh hưởng vận tốc vòng; ZV = 1,1 KXH: Hệ số xét ảnh hưởng kích thước trục răng; KXH = KF: Hệ số xét ảnh hưởng độ độ bôi trơn; KF = Thay thông số vào công thức (2.24) ta được: H    5901,1 0,95.1,1.1.1  560,5MPa Giới hạn bền mỏi uốn trục răng:   FLim    Fo K FL K FC ( 2.27) Chọn KFL = 1; Với truyền quay hai chiều ta chọn KFC = 0.7    FLim   1.0, 7.360  327 MPa ứng suất uốn cho phép:   F    FLimYRYS K XF Trong đó: ( 2.28) YR = 1; KXF = SF: Là hệ số an toàn; lấy SF = ,7 YS: Là hệ số xét tới ảnh hưởng mô đun với m = 2,5; ta chọn YS = 1,03   F   327.1, 03.1,  198, 48MPa  +Kiểm nghiệm độ bền uốn Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: H  Z M Z H Z � 2TK H  K H   u  1 K H  d b u ( 2.25) Trong đó: ZM = 175 MPa (Đối với trục thép) cos  cos18o ZH    1, 72 sin(2 ) sin(220o) 1   0,884 ( hệ số trùng khớp ngang,  tính  1, 28 Z�  theo công thức sau ): � � �1 � � � �1 �   � 1,88  3, �  � cos   � 1,88  3, �  � cos18o  1, 28 � � Z Z � � � � � �1 � � �  bd H   + K H    2TK K H H Trong đó: H = 1,1; b = d d = 0,6.24 = 14,4  K H   1,1.14, 4.24  1, 02 2.944, 76.1.1, 08 Thay thông số vào công thức (2.29) ta được: H  175.1, 72.0,884 2.944, 76.1.1, 02.(22,81  1)1, 08  486, 05 24 14, 4.22,81  H  486.05MPa    H  560.5MPa Do thoả mãn điêù kiện Vậy: tiếp xúc +Kiểm nghiệm độ bền uốn: ứng suất uốn tính theo cơng thức:  F1  F2 2TYF K F K F  K F  Y d d m ( 2.26) Y   F1 F YF Với: YF1, YF2 hệ số dạng Theo đồ thị Hình (10.21) tài liệu chi tiết máy với hệ số dạng dịch chỉnh  = 0.647 số tương đương Z1   6,986 � YF  3, cos  cos3 18o Z2 20    23, 285 � YF1  3,3 cos  cos3 18o Z td  Z td KF = 1,25 (Tra theo đồ thị 10 - 14 tài liệu chi tiết máy.)  bd F   KF: Tính theo cơng thức: K F   2TK K F F Với   3.3 � K   3,3.14, 4.24  1, 048 F F 2.944, 76.1.1, 25  18 Y 1  1  0.714 140 140 Thay thông số vào công thức (2.28) ta được: 2.944, 76.3.2,1.1, 25.1, 048.0, 714  65,5 14, 4.24.2,5 3,3  65,5  67,55 3,  F1  F2 �  F   F    F   198, 48 MPa Vậy điều kiện thoả mãn  Bộ truyền trục - đảm bảo đủ bền trình làm việc Tính bền dẫn động lái 6.1 Kiểm tra bền trục lái: Kích thước trục lái(xem hình 2.7) - Đường kính trong: Dtl = 25 (mm) - Đường kính ngồi: dtl = 17 (mm) Hình 2.7 Trục lái làm ống thép, vật liệu làm trục lái thép 35, khơng nhiệt luyện, có ứng suất tiếp xúc cho phép: [x] = 50  80 MPa Ứng suất xoắn lực vành lái sinh ra: x = Mx Pl max.R v = Wx Wx đó: Wx – mơmen chống xoắn tiết diện tính tốn D4tl  d4tl Wx = 0,2 Dtl Thay số vào cơng thức ta có: 468,734.0,2 0,025  0,0174 x = 0,2 0,025 x = 38,16 (MPa)  x < [x] Kết luận: trục lái đảm bảo độ bền 6.2 Kiểm tra bền Rơ-tuyn: Kích thước: - Khoảng cách từ tâm cầu đến vị trí ngàm: eN = 23 (mm) - Đường kính vị trí ngàm tính tốn: dN = 18 (mm) - Đường kính cầu rơtuyn: Dc = 28 (mm) - Đường kính bề mặt tỳ với đệm rôtuyn: k = 16 (mm) Vật liệu:trụ cầu chế tạo thép xêmăngtít hố 15HM, có nhiệt luyện bề mặt để tăng tính chống mòn, có: -ứng suất chèn dập cho phép là: [σ cd ]  35( MPa) -ứng suất uốn cho phép vị trí ngàm: [σ u ]  300( MPa) -ứng suất cắt cho phép vị trí ngàm: [τ]  80( MPa) Khớp cầu kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập vị trí làm việc kiểm tra độ bền uốn cắt vị trí ngàm Lực tác dụng lên khớp cầu lớn lực cực đại tác dụng lên đòn kéo ngang N = 7994,47 (N) Sơ đồ lực tác dụng: xem hình 2.7 Hình 2.7 - Kiểm tra ứng suất chèn dập bề mặt làm việc khớp cầu: σ cd  Trong đó: N Fc Fc - diện tích tiếp xúc mặt cầu đệm rôtuyn Trong thức tế làm việc, diện tích làm việc chiếm 2/3 bề mặt khớp cầu, nên bề mặt chịu lực tiếp xúc chiếm 1/2.2/3=1/3 bề mặt khớp cầu Fc  Dc Ta có: Dc - đường kính cầu rôtuyn, Dc = 28mm  σ cd  7994, 47 3,14.0, 0282  31, 42( MPa)   σ cd  , chốt cầu thoả mãn điều kiện chèn dập bề mặt làm việc -Kiểm tra theo độ bền uốn: Kiểm tra độ bền uốn chốt cầu vị trí ngàm ứng suất uốn vị trí ngàm: σuc  NeN Wu : Wu – mơmen chống uốn tiết diện tính tốn, ta có : Wu = 0,1 d3N Thay số vào ta có : σ uc  7994, 47.0, 023  273, 69( MPa) 0,1.0, 0183 uc < [uc]  chốt cầu đảm bảo độ bền uốn vị trí nguy hiểm - Kiểm tra theo độ bền cắt: Kiểm tra rơtuyn vị trí ngàm ứng suất cắt vị trí ngàm: Trong đó: .D2c Fc  τc  N Fc Suy ra: τc  N 6939,8   27, 272( MPa) ; Fc 3,14.0, 028 c < []  khớp cầu thoả mãn điều kiện cắt tiết diện nguy hiểm Kết luận: Khớp cầu đủ bền trình làm việc ... Chọn cấu lái Dựa vào đặc điểm kết cấu ưu nhược điểm loại cấu lái giới thiệu em lựa chọn phương án thiết kế hệ thống lái với cấu lái đơn giản bánh răng, với cấu lái lấy khâu hình thang lái Đồng thời... trí bánh lái Theo bố trí bánh lái chia hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải bên trái Tùy thuộc vào điều kiện địa lý luật pháp quốc gia b,Theo số lượng bánh dẫn hướng Theo số lượng bánh dẫn... trí cường hoá lái thuận tiện dẫn động lái, Hiện dẫn động lái sáu khâu dùng thông dụng loại xe du lịch : Toyota, Nisan, Mercedes,Kia … Với đề tài thiết kế hệ thống lái cho morning, hệ thống treo