Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong xu thế phát triển của ngành giao thông vận tải và công nghiệp hóa, các dòng xe tải hạng nặng nhiều cầu đóng vai trò then chốt trong việc vận chuyển hàng hóa khối lượng lớn phục vụ xây dựng, công nghiệp và nông nghiệp. Trên ô tô tải trọng lớn, hệ thống lái là một trong những cụm chi tiết quan trọng nhất, quyết định trực tiếp đến tính ổn định hướng, độ êm dịu, khả năng cơ động và tính an toàn chuyển động ở mọi dải tốc độ. Do xe tải nặng có tải trọng phân bố lên các cầu trước rất lớn, mô men cản quay vòng tại chỗ tại các bánh xe dẫn hướng đạt giá trị cao, đòi hỏi hệ thống lái phải được tính toán động học chính xác và trang bị hệ thống trợ lực nhằm giảm nhẹ cường độ lao động của người lái.

Đồ án tốt nghiệp của sinh viên Phạm Quốc Trị (dưới sự hướng dẫn của thầy giáo Vũ Văn Tấn, Bộ môn Cơ khí Ô tô) tập trung giải quyết bài toán: "Thiết kế hệ thống lái trên xe cơ sở ô tô HUYNDAI 24 tấn HD 370". Nhiệm vụ nghiên cứu được phân định thành các nội dung cụ thể:

  1. Khảo sát tổng quan kết cấu, nguyên lý làm việc và các yêu cầu kỹ thuật đối với hệ thống lái trên ô tô tải; phân tích các trạng thái quay vòng và đặc tính dẫn hướng của ô tô hai cầu trước dẫn hướng.
  2. Phân tích các thông số kỹ thuật cơ bản của xe cơ sở Hyundai HD370 (tải trọng 24 tấn, công thức bánh xe 8x4).
  3. Đánh giá ưu nhược điểm của các phương án dẫn động lái, cơ cấu lái và hệ thống trợ lực lái để lựa chọn phương án thiết kế tối ưu cho xe hai cầu dẫn hướng.
  4. Tính toán động học hình thang lái Đantô cho cả hai cầu dẫn hướng nhằm thỏa mãn quan hệ động học Ackerman; xác định kích thước các khâu khớp và tỷ số truyền của hệ thống dẫn động lái liên kết hai cầu.
  5. Tính toán động lực học, xác định mô men cản quay vòng tại chỗ của các bánh xe dẫn hướng và lực tác dụng lên các khâu truyền lực.
  6. Thiết kế kích thước hình học và kiểm nghiệm bền các chi tiết chính: trục lái, cơ cấu lái trục vít - êcu bi - cung răng, đòn quay đứng, thanh kéo dọc, thanh kéo ngang, đòn bên và các khớp cầu (rôtuyn lái).
  7. Tính toán các thông số cơ bản của hệ thống trợ lực thủy lực (xi lanh lực, bơm dầu, van phân phối).
  • Đối tượng nghiên cứu: Cụm hệ thống lái hai cầu dẫn hướng trang bị cơ cấu lái trục vít - êcu bi - cung răng và hệ thống trợ lực thủy lực.
  • Phạm vi nghiên cứu: Áp dụng trên dòng xe tải tự đổ/tải nặng Hyundai HD370 (8x4, tổng tải trọng 41.600 kg); thời gian thực hiện nghiên cứu hoàn thành trong thời hạn 3 tháng theo tiến độ giao đồ án tốt nghiệp.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp thiết kế

Nghiên cứu được xây dựng trên nền tảng lý thuyết động học và động lực học ô tô, kết hợp với các phương pháp tính toán thiết kế chi tiết máy truyền thống trong kỹ thuật cơ khí động lực:

  • Quan hệ động học quay vòng Ackerman: Mô hình lý thuyết xác định điều kiện chuyển động quay vòng không trượt của các bánh xe dẫn hướng. Tâm quay vòng tức thời của xe phải nằm trên đường kéo dài của tâm trục các cầu sau. Đối với hệ thống lái hai cầu dẫn hướng, góc quay của bánh xe dẫn hướng phía trong và phía ngoài ở cầu thứ nhất ($\theta_1, \beta_1$) và cầu thứ hai ($\theta_2, \beta_2$) phải thỏa mãn quan hệ hàm cotang với khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng ($B_0$) và chiều dài cơ sở giữa các trục ($L_1, L_2$).
  • Mô hình hình thang lái Đantô: Ứng dụng để thiết lập cơ cấu khớp bản lề truyền động gần đúng quan hệ động học Ackerman thực tế. Tác giả sử dụng công thức thực nghiệm của Chudakov để chọn sơ bộ góc nghiêng ban đầu của đòn bên và tối ưu hóa sai lệch góc quay giữa thực tế và lý thuyết xuống dưới $1^\circ$.
  • Lý thuyết động lực học quay vòng tại chỗ: Xác định mô men cản quay vòng tổng hợp $M_c$ tác dụng lên các bánh xe dẫn hướng, bao gồm: mô men cản chuyển động $M_1$ (liên quan đến hệ số cản lăn $f = 0,015$ và độ lệch tâm bánh xe $c$), mô men cản do lốp trượt ngang trên mặt đường $M_2$ (dựa trên tải trọng bánh xe $G_{bx} = 3.120\text{ kG}$, hệ số bám ngang $\varphi = 0,7$, bán kính lốp trung bình $r_{bx} = 519\text{ mm}$), và mô men ổn định dẫn hướng $M_3$ khi cầu trước bị nâng lên.
  • Phương pháp tính toán và kiểm nghiệm sức bền vật liệu: Áp dụng phương pháp giải tích để kiểm nghiệm ứng suất xoắn, ứng suất uốn, ứng suất nén uốn dọc (mất ổn định Euler) và ứng suất dập/cắt theo các tiêu chuẩn kỹ thuật cơ khí cho thép C40, thép hợp kim 40X, 20X, 20XH và gang CH 18-36. Ứng suất tiếp xúc giữa bánh răng rẻ quạt và thanh răng được xác định theo công thức Hertz.
  • Nguồn dữ liệu tham khảo: Toàn bộ thông số kích thước, tải trọng, động cơ, hệ thống truyền lực và hệ số phân bố tải của xe tải Hyundai HD370 được trích xuất từ tài liệu kỹ thuật của nhà sản xuất Hyundai kết hợp với giáo trình Thiết kế tính toán ô tô và Sổ tay Chi tiết máy tập 2.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Hệ thống lái được thiết kế cho xe cơ sở Hyundai HD370 với cấu hình hai cầu trước dẫn hướng và hai cầu sau chủ động (công thức bánh xe 8x4), bao gồm ba cụm kết cấu chính:

                       [Dẫn động lái Cầu 1]                                                                  [Dẫn động lái Cầu 2]
                (Thanh kéo dọc 1 -> Đòn bên 1 ->                                                      (Đòn lắc liên kết -> Thanh kéo dọc 2 ->
                   Hình thang lái Đantô Cầu 1)                                                               Hình thang lái Đantô Cầu 2)
                                                    (Bơm dầu + Van phân phối + Xi lanh lực)
  1. Cơ cấu lái: Chọn kiểu trục vít - êcu bi - bánh răng rẻ quạt (cung răng). Cơ cấu này có ưu điểm giảm đáng kể lực cản ma sát nhờ các viên bi lăn tuần hoàn trong rãnh kín giữa trục vít và đai ốc, hiệu suất truyền động thuận và nghịch đạt cao ($0,7 - 0,85$), tỷ số truyền lớn ($i = 23,55$), cho phép chịu tải trọng va đập lớn và ít bị mài mòn.
  2. Dẫn động lái: Thiết kế hệ thống dẫn động hai cầu trước độc lập nhưng liên kết đồng bộ qua cơ cấu đòn lắc phụ và các thanh kéo dọc. Mỗi cầu sử dụng một hình thang lái Đantô riêng biệt. Để đáp ứng điều kiện quay vòng đồng tâm, góc quay của các bánh xe cầu thứ hai được thiết kế nhỏ hơn cầu thứ nhất, đạt được thông qua tỷ lệ kích thước các cánh tay đòn lắc ($a = 400\text{ mm}, b = 140\text{ mm}, c = 190\text{ mm}, d = 367,07\text{ mm}$).
  3. Cường hóa lái (Trợ lực thủy lực): Hệ thống trợ lực thủy lực bao gồm bơm thủy lực dẫn động trực tiếp từ trục khuỷu động cơ diesel, van phân phối dòng dầu (dạng van xoay hoặc van cánh tùy động nối qua thanh xoắn) và xi lanh lực thủy lực bố trí dọc khung xe, truyền lực trực tiếp vào đòn dẫn động lái để hỗ trợ lực cho cả hai cầu dẫn hướng.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Tổng quan - Những vấn đề chung của hệ thống lái

Chương I trình bày cơ sở lý luận về hệ thống lái, phân tích cấu tạo, phân loại, yêu cầu kỹ thuật và giới thiệu chi tiết các thông số của xe tải cơ sở Hyundai HD370.

  • Yêu cầu kỹ thuật hệ thống lái: Đảm bảo khả năng điều khiển nhẹ nhàng, an toàn, ổn định bánh xe dẫn hướng, lực lái thích hợp, độ rơ vành lái nằm trong giới hạn cho phép, tỷ lệ thuận giữa góc quay vành lái và góc quay bánh xe dẫn hướng.
  • Phân tích động học quay vòng: Làm rõ các trạng thái "quay vòng đủ", "quay vòng thiếu" và "quay vòng thừa" do biến dạng đàn hồi của lốp khi tăng tốc độ; phân tích tác dụng của các góc đặt bánh xe dẫn hướng (góc nghiêng ngang của bánh xe $\alpha$ nhằm giảm cánh tay đòn phản lực $a$, kết hợp với độ chụm bánh xe để triệt tiêu hiện tượng trượt ngang mòn lốp).
  • Phân tích trợ lực lái: Giới thiệu nguyên lý làm việc của trợ lực thủy lực kiểu van xoay và kiểu van cánh với thanh xoắn tùy động, tự động đóng mở các đường dầu $P-A-T$ hoặc $P-B-T$ tương ứng với mô men cản quay vòng.
  • Thông số kỹ thuật xe cơ sở Hyundai HD370:
STT Tên thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Kích thước toàn bộ (Dài $\times$ Rộng $\times$ Cao) $L_a \times B_a \times H_a$ $9025 \times 2495 \times 3100$ mm
2 Kích thước lòng thùng xe ($D \times R \times C$) - $5300 \times 2300 \times 1280$ mm
3 Vệt bánh xe (Trước / Sau) $B_t / B_s$ $2098 / 1850$ mm
4 Trọng lượng không tải $G_0$ 14.470 kg
5 Trọng lượng toàn tải $G_a$ 41.600 kg
6 Phân bố tải trọng lên cầu 1, 2 $G_{a1}$ 12.480 kg
7 Phân bố tải trọng lên cầu 3, 4 $G_{a2}$ 29.120 kg
8 Kiểu động cơ Diesel D6CA38A -
9 Công suất cực đại / Số vòng quay $N_{e\max} / n_N$ $407 / 2000$ kW / v/p
10 Mô men xoắn cực đại / Số vòng quay $M_{e\max} / n_m$ $1668 / 1200$ N.m / v/p
11 Đường kính xi lanh $\times$ Hành trình piston $D \times S$ $135 \times 140$ mm
12 Tỷ số truyền hộp số chính $i_{h1} / i_{h2} / i_{hL}$ $9,145 / 4,780 / 8,327$ -
13 Chiều dài cơ sở giữa các trục (1-2 / 2-3 / 3-4) - $1700 / 2900 / 1300$ mm
14 Bán kính quay vòng nhỏ nhất $R_{\min}$ 9,5 m
15 Ký hiệu quy cách lốp - 11.00x20-16PR -
  • Lựa chọn phương án kết cấu: Chọn hình thang lái Đantô cho hai cầu dẫn hướng, cơ cấu lái loại trục vít - êcu bi - cung răng và trợ lực lái thủy lực dẫn động từ động cơ.

Chương II: Thiết kế hệ thống lái

Chương II là phần trọng tâm của đồ án, bao gồm toàn bộ quá trình tính toán động học, động lực học và kiểm nghiệm độ bền các cụm chi tiết trong hệ thống lái.

1. Tính toán động học hình thang lái và dẫn động lái

  • Xác định thông số hình thang lái cầu 1: Khoảng cách hai tâm trụ đứng $B_0 = 1850\text{ mm}$. Chiều dài đòn bên chọn $m_1 = 278\text{ mm}$. Bằng phương pháp lập bảng so sánh đường đặc tính lý thuyết và thực tế với các góc $\theta$ thử nghiệm ($12^\circ$ đến $16^\circ$), tác giả chọn góc nghiêng ban đầu của đòn bên $\theta_1 = 15^\circ$ (sai lệch $< 1^\circ$). Chiều dài thanh kéo ngang $n_1 = 1706\text{ mm}$. Góc quay lớn nhất bánh xe cầu 1: bánh ngoài $\theta_{1\max} = 35^\circ$, bánh trong $\beta_1 = 28,88^\circ$.
  • Xác định thông số hình thang lái cầu 2: Chiều dài đòn bên $m_2 = 278\text{ mm}$. Khảo sát các góc $\theta$ từ $18^\circ$ đến $22^\circ$, chọn góc nghiêng ban đầu $\theta_2 = 18^\circ$. Chiều dài thanh kéo ngang $n_2 = 1678\text{ mm}$. Góc quay lớn nhất bánh xe cầu 2: bánh ngoài $\theta_{2\max} = 25^\circ$, bánh trong $\beta_2 = 25,35^\circ$.
  • Kích thước các đòn dẫn động liên kết hai cầu: Chiều dài cơ sở $L_1 = 5250\text{ mm}, L_2 = 3550\text{ mm}$. Chọn kích thước các cánh tay đòn: $a = 400\text{ mm}, b = 140\text{ mm}, c = 190\text{ mm}$, tính toán ra kích thước đòn lắc thứ hai $d = 367,07\text{ mm}$.
  • Góc quay vô lăng lớn nhất: Với góc quay bánh xe cầu trước lớn nhất $35^\circ$ và tỷ số truyền cơ cấu lái $i = 24$, góc quay vô lăng lớn nhất từ vị trí trung gian là $\theta_{vl\max} = 24 \times 35^\circ = 840^\circ$ (tương đương 2,33 vòng).
  • Góc quay các đòn dẫn động: Góc quay lớn nhất đòn quay đứng $\alpha_d = 39^\circ$; góc quay trục bánh răng rẻ quạt $\alpha_{rq} = 2 \times 39^\circ = 78^\circ$.

2. Tính toán động lực học và tải trọng

  • Tải trọng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng: $G_{bx} = 3.120\text{ kG}$.
  • Mô men cản quay vòng tại chỗ tính cho mỗi cầu dẫn hướng: $M_{c1} = M_{c2} = 3.689\text{ N.m}$. Tổng mô men cản hai cầu: $M_c = 7.378\text{ N.m}$.
  • Tổng lực cản quy dẫn về đầu đòn quay đứng: $P_D = P_{D1} + P_{D2} = 18.737\text{ N}$.
  • Lực đánh lái cực đại người lái tác dụng lên vô lăng (khi chưa tính trợ lực): $P_l = 1.004\text{ N}$ (với bán kính vô lăng $R_{vl} = 0,25\text{ m}$).

3. Kết quả kiểm nghiệm bền các chi tiết hệ thống lái

Chi tiết kiểm nghiệm Vật liệu chế tạo Kích thước hình học Ứng suất tính toán Ứng suất / Điều kiện cho phép Kết luận bền
Trục đòn quay đứng Thép hợp kim $d_d = 46\text{ mm}$ (tính ra $45,4\text{ mm}$) - $[\tau] = 80\text{ MN/m}^2$, $k = 1,2$ Đạt yêu cầu
Trục lái (dạng ống) Thép C40 $D = 30\text{ mm}, d = 20\text{ mm}, L = 1\text{ m}$ $\tau = 57\text{ MN/m}^2$
$\theta = 0,046\text{ rad/m}$		 $[\tau] = 60\text{ MN/m}^2$
$[\theta] = 0,087\text{ rad/m}$		 Đạt độ bền xoắn & độ cứng vững
Đòn quay đứng (uốn) Thép 40X Tiết diện $a \times b = 75 \times 25\text{ mm}$ $\sigma_u = 236\text{ N/mm}^2$ $[\sigma_u] = 1000\text{ N/mm}^2$ Đạt độ bền uốn
Đòn quay đứng (xoắn) Thép 40X Cánh tay đòn $c = 58\text{ mm}$ $\tau_x = 76,5\text{ N/mm}^2$ $[\tau_x]$ cho phép Đạt độ bền xoắn
Thanh kéo dọc (nén uốn) Thép ống 40X $D = 40\text{ mm}, d = 30\text{ mm}, L = 800\text{ mm}$ $\sigma_n = 34,1\text{ N/mm}^2$ Hệ số an toàn $n_d = 8,35 > 1$ Đạt ổn định dọc
Thanh kéo ngang (nén uốn) Thép ống 40X $D = 40\text{ mm}, d = 30\text{ mm}, L = 1706\text{ mm}$ $\sigma_n = 34,1\text{ N/mm}^2$ Hệ số an toàn $n_n = 1,83 > 1$ Đạt ổn định dọc
Đòn bên hình thang lái Thép 20X Tiết diện nguy hiểm tại ngàm $\sigma_u = 121\text{ N/mm}^2$ $[\sigma_u] = 135\text{ N/mm}^2$ ($n = 2$) Đạt độ bền uốn
Khớp cầu (Rôtuyn lái) Thép 20XH Đường kính chốt cầu $D = 35\text{ mm}$ $\sigma_d = 19,4\text{ N/mm}^2$
$\tau_c = 19,4\text{ N/mm}^2$		 $[\sigma_d] = 20 - 25\text{ N/mm}^2$
$[\tau_c] = 60 - 80\text{ N/mm}^2$		 Đạt độ bền dập & bền cắt

4. Tính toán thông số cơ cấu lái trục vít - êcu bi

  • Bước vít tiêu chuẩn: $t = 20\text{ mm}$. Chiều cao làm việc của ren vít: $h = 10\text{ mm}$.
  • Đường kính trung bình trục vít: $d_{tv} = 40\text{ mm}$.
  • Đường kính vòng chia bánh răng rẻ quạt: $d_{rq} = 150\text{ mm}$ ($R_0 = 75\text{ mm}$).
  • Tỷ số truyền thực tế cơ cấu lái: $i = \frac{2 \pi R_0}{t} = \frac{2 \pi \times 75}{20} = 23,55$ (phù hợp với khoảng chọn sơ bộ $i = 24$).
  • Đường kính các viên bi tuần hoàn: $D_{bi} = 8\text{ mm}$.
  • Vật liệu chế tạo: Trục vít bằng thép 35; đai ốc êcu bi bằng gang hợp kim CH 18-36 với áp suất tiếp xúc bề mặt ren cho phép $[\sigma] = 6\text{ MPa}$.

Kết quả và đóng góp kỹ thuật

Kết quả tính toán thiết kế chính

  • Xác lập hoàn chỉnh bộ thông số hình học của hệ thống lái hai cầu trước cho xe tải Hyundai HD370, đảm bảo động học quay vòng đúng theo Ackerman với sai lệch góc quay thực tế so với lý thuyết luôn nhỏ hơn $1^\circ$.
  • Xác định đầy đủ các thông số kết cấu dẫn động: kích thước đòn bên ($m_1 = m_2 = 278\text{ mm}$), thanh kéo ngang ($n_1 = 1706\text{ mm}, n_2 = 1678\text{ mm}$), hệ thống đòn lắc trung gian ($a = 400\text{ mm}, b = 140\text{ mm}, c = 190\text{ mm}, d = 367,07\text{ mm}$).
  • Tính toán cơ cấu lái trục vít - êcu bi - cung răng với tỷ số truyền $i = 23,55$, bước vít $t = 20\text{ mm}$, bán kính vòng chia bánh răng rẻ quạt $R_0 = 75\text{ mm}$.
  • Kiểm nghiệm toàn diện và chứng minh độ bền, độ cứng vững và độ ổn định của toàn bộ các chi tiết chịu tải trong hệ thống dẫn động lái (trục lái, trục đòn quay đứng, đòn quay đứng, đòn ngang, đòn dọc, đòn bên, rôtuyn).

Giải pháp kỹ thuật tác giả đề xuất

  • Đề xuất phương án dẫn động lái liên kết hai cầu thông qua hệ thống đòn lắc và thanh kéo phụ, giải quyết được sự chênh lệch góc quay dẫn hướng giữa cầu thứ nhất ($\theta_{1\max} = 35^\circ$) và cầu thứ hai ($\theta_{2\max} = 25^\circ$).
  • Bố trí hệ thống trợ lực thủy lực với xi lanh lực và van phân phối đặt dọc thân xe, tác dụng trực tiếp vào đòn nối dẫn động chung nhằm trợ lực đồng thời cho cả bốn bánh xe dẫn hướng trên hai cầu.

Đóng góp của đồ án

  • Cung cấp phương pháp luận và quy trình tính toán chi tiết cho hệ thống lái ô tô tải nhiều cầu dẫn hướng (cấu hình 8x4), một dạng kết cấu phức tạp ít được trình bày chi tiết trong các giáo trình thiết kế ô tô thông thường.

Hạn chế và phạm vi ứng dụng

  • Hạn chế:
    • Do thời gian thực hiện đề tài giới hạn trong 3 tháng và khối lượng tính toán cơ khí lớn, đồ án tập trung chủ yếu vào tính toán động học hình học phẳng, tính toán động lực học ở trạng thái quay vòng tĩnh tại chỗ và kiểm nghiệm sức bền tĩnh các chi tiết chính.
    • Các chế độ tải trọng động phức tạp khi xe chuyển động ở tốc độ cao trên đường mấp mô, ảnh hưởng của góc nghiêng sau trụ đứng (caster) và góc nghiêng trong (kingpin) lên quá trình tự hồi vị và ổn định động lực học chưa được mô phỏng chuyên sâu bằng phần mềm phần tử hữu hạn (FEA) hay mô phỏng đa vật thể (MBD).
  • Phạm vi ứng dụng: Phương án thiết kế áp dụng trực tiếp cho dòng xe tải hạng nặng Hyundai HD370 24 tấn và có thể mở rộng tính toán cho các dòng ô tô tải, xe chuyên dùng có kết cấu hai cầu trước dẫn hướng tương đương (8x4 hoặc 8x8).

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án có giá trị tham khảo kỹ thuật cao đối với:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực: Sử dụng làm tài liệu mẫu cho đồ án môn học Thiết kế ô tô, đồ án tốt nghiệp chuyên ngành về tính toán hệ thống lái ô tô nhiều cầu dẫn hướng.
  • Kỹ sư thiết kế, khai thác và bảo dưỡng ô tô: Tham khảo phương pháp xây dựng đường đặc tính hình thang lái Đantô, phương pháp tính toán tỷ số truyền hệ thống đòn lắc liên kết và quy trình kiểm nghiệm bền các cụm chi tiết cơ cấu lái trục vít - êcu bi và khớp cầu chịu tải nặng.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao ô tô tải Hyundai HD370 lại yêu cầu góc quay của bánh xe dẫn hướng ở cầu thứ hai nhỏ hơn cầu thứ nhất?
Trả lời: Theo nguyên lý động học quay vòng Ackerman, để tất cả các bánh xe lăn trên các đường tròn đồng tâm (không bị trượt lết khi quay vòng), tâm quay vòng của xe phải nằm trên đường kéo dài của tâm trục các cầu sau. Vì cầu thứ hai nằm gần tâm cầu sau hơn cầu thứ nhất ($L_2 = 3550\text{ mm} < L_1 = 5250\text{ mm}$), góc quay yêu cầu của bánh xe cầu thứ hai ($\theta_{2\max} = 25^\circ$) phải nhỏ hơn góc quay của bánh xe cầu thứ nhất ($\theta_{1\max} = 35^\circ$).

2. Làm thế nào để hệ thống dẫn động lái thực hiện được sự khác biệt về góc quay giữa hai cầu?
Trả lời: Hệ thống dẫn động sử dụng cơ cấu đòn lắc phụ liên kết giữa hai cầu với chiều dài các cánh tay đòn được tính toán khác nhau ($a = 400\text{ mm}, b = 140\text{ mm}, c = 190\text{ mm}, d = 367,07\text{ mm}$). Nhờ tỷ số truyền hình học của các đòn lắc này, hành trình chuyển vị của các đòn kéo được biến đổi phù hợp để tạo ra góc quay bánh xe ở mỗi cầu đúng theo lý thuyết.

3. Cơ cấu lái kiểu trục vít - êcu bi - cung răng mang lại ưu thế gì cho xe tải 24 tấn?
Trả lời: Cơ cấu này sử dụng các viên bi lăn tuần hoàn trong rãnh kín giữa trục vít và đai ốc, giúp chuyển đổi ma sát trượt thành ma sát lăn, giảm tối đa lực cản ma sát và hao mòn. Đồng thời, cơ cấu cho phép tạo ra tỷ số truyền lớn ($i = 23,55$), hiệu suất truyền lực cao ($0,7 - 0,85$), chịu được tải trọng va đập lớn từ mặt đường tác động lên hai cầu dẫn hướng.

4. Tổng mô men cản quay vòng tại chỗ của xe Hyundai HD370 là bao nhiêu và được xác định như thế nào?
Trả lời: Tổng mô men cản quay vòng tại chỗ của hai cầu dẫn hướng là $M_c = 7.378\text{ N.m}$ (mỗi cầu $M_{c1} = M_{c2} = 3.689\text{ N.m}$). Giá trị này được xác định dựa trên tải trọng tác dụng lên mỗi bánh xe dẫn hướng $G_{bx} = 3.120\text{ kG}$, hệ số bám ngang $\varphi = 0,7$, bán kính lốp trung bình $r_{bx} = 519\text{ mm}$, hệ số cản lăn $f = 0,015$ và ảnh hưởng nâng cầu khi quay vòng.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của sinh viên Phạm Quốc Trị đã hoàn thành toàn diện việc tính toán và thiết kế hệ thống lái cho xe tải tự đổ hạng nặng Hyundai HD370 24 tấn (8x4). Nghiên cứu đã giải quyết chính xác bài toán động học hình thang lái Đantô cho hai cầu dẫn hướng độc lập thỏa mãn điều kiện quay vòng Ackerman với sai lệch góc quay dưới $1^\circ$. Kết quả kiểm nghiệm sức bền và ổn định đã khẳng định tính an toàn, độ cứng vững của toàn bộ hệ thống truyền lực lái, đồng thời xác lập phương án trợ lực thủy lực phù hợp cho xe tải nặng nhiều cầu.