Đồ án Tính toán thiết kế hệ thống lái

ĐỒ ÁN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI CHƯƠNG I GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG LÁI .Vai trò và nhiệm vụ của hệ thống lái Hệ thống lái được sử dụng để thay đổi hướng chuyển động hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo một hướng nhất định tùy theo tác động của người lái. .Kết cấu hệ thống lái Hệ thống lái có nhiều loại khác nhau nhưng hầu hết đều có các bộ phận như hình vẽ 1-1, bao gồm: Vô lăng Trục lái Cơ cấu lái Đòn quay đứng Đòn kéo dọc Hình thang lái Đòn ngang Cam quay Bánh xe dẫn hướng .Phân loại a, Theo bố trí bánh lái Theo bố trí bánh lái chia ra hệ thống lái với bánh lái bố trí bên phải hoặc bên trái. Tùy thuộc vào điều kiện địa lý và luật pháp của từng quốc gia. b,Theo số lượng bánh dẫn hướng Theo số lượng bánh dẫn hướng chia ra hệ thống lái với các bánh dẫn hướng ở cầu trước,cầu sau ở hai cầu và ở các cầu. // //
 Đặc điểm và phạm vi sử dụng : Cầu trước dẫn hướng (a) là loại dẫn hướng thông dụng, dễ thiết kế, được sử dụng trên các loại xe con,xe tải nhẹ Cầu sau dẫn hướng (b) có tính cơ động cao trong diện tích chật hẹp, loại cơ cấu này thường được dùng trên các xe nâng Hai cầu dẫn hướng (c) được dùng trên các xe chuyên dụng hoặc xe địa hình,xe có khả năng cơ động cao với bán kính quay vòng nhỏ Nhiều cầu dẫn hướng (d) sử dụng trên các xe tải nặng, với các yêu cầu về việc phân bố tải trọng trên các bánh xe không vượt quá giới hạn cho phép c,Theo kết cấu của cơ cấu lái Theo kết cấu của cơ cấu lái chia ra loại bánh răng-thanh răng, trục vít-cung răng, trục vít-con lăn, trục vít-êcu bi-thanh răng-cung răng. Cơ cấu lái trục vít con lăn Loại cơ cấu lái này hiện nay được sử dụng rộng . Trên phần lớn các ôtô loại có tải trọng bé và tải trọng trung bình đều đặt loại cơ cấu này. Cơ cấu lái gồm trục vít glôbôit 1 ăn khớp với con lăn 2 đặt trên các ổ bi kim của trục 3 của đòn quay đứng. Số lượng ren của loại cơ cấu lái trục vít con lăn có thể là một, hai hoặc ba tuỳ theo lực truyền qua cơ cấu lái.
 Ưu điểm: - Nhờ trục vít có dạng glô-bô-it cho nên tuy chiều dài trục vít không lớn nhưng sự tiếp xúc các răng ăn khớp được lâu hơn và trên diện rộng hơn, nghĩa là giảm được áp suất riêng và tăng độ chống mài mòn. - Tải trọng tác dụng lên chi tiết tiếp xúc được phân tán tùy theo cỡ ôtô mà làm con lăn có hai đến bốn vòng ren. - Mất mát do ma sát ít hơn nhờ thay được ma sát trượt bằng ma sát lăn. - Có khả năng điều chỉnh khe hở ăn khớp giữa các bánh răng. Đường trục của con lăn nằm lệch với đường trục của trục vít một đoạn ( = 5 ( 7mm, điều này cho phép triệt tiêu sự ăn mòn khi ăn khớp bằng cách điều chỉnh trong quá trình sử dụng. Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi- thanh răng- cung răng. 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 (phần chủ động), 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.
 . Hình 1.4 - Cơ cấu lái kiểu trục vít êcu bi-thanh răng cung răng 1. Vỏ cơ cấu lái 6. Phớt 2.Bi dưới 7. Đai ốc điều chỉnh 3.Trục vít 8. Đai ốc hãm 4.Êcu bi 9.Bánh răng rẻ quạt 5.Ổ bi trên 10.Bi Ưu điểm: Cơ cấu lái kiểu trục vít-êcu bi –cung răng có những ưu điểm sau: Ma sát giữa trục vít và ê cu là ma sát lăn thông qua các viên bi, bởi vậy mà hiệu suất truyền lực cao, giảm được sự mòn trong cơ cấu lái Tỉ số truyền của cơ cấu lái có thể thay đổi nếu bán kính vòng chia của cung răng và bước thanh răng thay đổi Hiệu suất thận và nghịch gần bằng nhau và đạt được
có khả năng điều chỉnh khe hở giữa thanh răng và bánh răng rẻ quạt 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 D1 ,D2,D3 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 : / Hình 1.5 - Cơ cấu lái loại trục vít -êcu bi cung răng Cơ cấu lái 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.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 xuay đứng.
 Hình 1.6 - 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. Cơ cấu lái được bao kín hoàn toàn nên ít phải chăm sóc bảo dưỡng d,Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của cường hóa Theo kết cấu và nguyên lý làm việc của bộ cường hóa chia ra loại cơ khí, cường hóa thủy lực, loại cường hóa khí nén, dẫn động thủy lực cường hóa khí nén .Chọn cơ cấu lái Dựa vào đặc điểm kết cấu và ưu nhược điểm của từng loại cơ cấu lái giới thiệu trên em lựa chọn phương án thiết kế hệ thống lái với cơ cấu lái đơn giản là bánh răng thanh răng, với cơ cấu lái này thanh răng được lấy luôn là 1 khâu của hình thang lái. Đồng thời ta có thể bố trí trợ lực lái nếu muốn có được tỉ số truyền thay đổi. Phương án lựa chọn dẫn động lái Dẫn động lái gồm tất cả các chi tiết truyền lực từ cơ cấu lái đến ngỗng quay của tất cả các bánh xe dẫn hướng khi quay vòng. Phần tử cơ bản của dẫn động lái là hình thang lái, nó được tạo bởi cầu trước, đòn kéo ngang và các đòn bên. Sự quay vòng của ôtô là rất phức tạp, để đảm bảo đúng mối quan hệ động học của các bánh xe phía trong và phía ngoài khi quay vòng là một điều khó thực hiện vì phải cần tới dẫn động lái 18 khâu. Hiện nay người ta chỉ đáp ứng điều kiện gần đúng của mối quan hệ động học đó bằng hệ thống khâu khớp và đòn kéo tạo lên hình thang lái. Dẫn động lái bốn khâu. Hình thang lái bốn khâu đơn giản dễ chế tạo đảm bảo được động học và động lực học quay vòng các bánh xe. Nhưng cơ cấu này chỉ dùng trên xe có hệ thống treo phụ thuộc (lắp với dầm cầu dẫn hướng). Do đó chỉ được áp dụng cho các xe tải và những xe có hệ thống treo phụ thuộc, còn trên xe du lịch ngày nay có hệ thống treo độc lập thì không dùng được. / Hình 1.7 - Dẫn động lái 4 khâu. Dẫn động lái sáu khâu: Dẫn động lái sáu khâu được lắp đặt hầu hết trên các xe du lịch có hệ thống treo độc lập lắp trên cầu dẫn hướng. Ưu điểm của dẫn động lái sáu khâu là dễ lắp đặt cơ cấu lái, giảm được không gian làm việc, bố trí cường hoá lái thuận tiện ngay trên dẫn động lái, Hiện nay dẫn động lái sáu khâu được dùng rất thông dụng trên các loại xe du lịch như : Toyota, Nisan, Mercedes,Kia …. Với đề tài thiết kế hệ thống lái cho kia morning, hệ thống treo độc lập do đó ta chọn dẫn động lái sáu khâu. Đặc điểm của dẫn động lái sáu khâu là có thêm thanh nối nên ngăn ngừa được ảnh hưởng sự dịch chuyển của bánh xe dẫn hướng này lên bánh xe dẫn hướng khác. / Hình 1.8 - Dẫn động lái sáu khâu. CHƯƠNG II TÍNH TOÁN SƠ BỘ HỆ THỐNG LÁI Thông số kĩ thuật tham khảo của XE KIA MORNING Dài-rộng-cao tổng thể (mm)  3495-1595-1480   Chiều dài cơ sở(mm)  2370   Chiều rộng cơ sở trước/sau (mm)  1400/1385   Hộp số sàn  5 số   Cỡ lốp  165/60/R14   Bán kính quay vòng tối thiểu (m)  4,6   Trọng lượng không tải (N)  8500   Trọng lượng toàn tải (N)  13500   Trọng lượng cầu trước G1(N)  7400   Trọng lượng cầu sau G2(N)  6100   Vận tốc cực đại(km/h)  160   2.1 Tính toán động học hệ thống lái 2.1.1 Xây dựng đường cong lý thuyết Để đảm bảo động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng cần thỏa mãn
(2.1) Trong ®ã: ( : Góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên ngoài. ( : Góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên trong. B : Chiều rộng cơ sở. L : Chiều dài cơ sở. Để thỏa mãn một cách chính xác biểu thức trên thì dẫn động lái phải có 18 khâu và có cấu tạo phức tạp. Vì vậy , trong thực tế người ta thường sử dụng các cơ cấu dẫn động đơn giản hơn mà vẫn đảm bảo được gần đúng công thức trên , trong đó cơ cấu được sử dụng phổ biến hơn cả là hình thang lái Đan tô. Kinh nghiệm cho thấy, nếu lựa chọn các thông số của hình thang lái một cách hợp lý thì có thể thỏa mãn được công thức 2.1 /
 Xác định góc quay lớn nhất của bánh xe dẫn hướng phía trong (max:
(2.2) Với Rmin = 4,6m suy ra
Từ 2.1 qua các phép biến đổi ta có :
(2.3) thay số vào 2.3 ta có phương trình :
(2.4) 2.2 Xây dựng đường cong thực tế a, Khi xe đi thẳng Từ sơ đồ dẫn động lái trên hình 2-2 ta có thể tính được mối quan hệ giữa các thông số theo các biểu thức sau:
 ( 2.5)   Trong đó:
 ( 2.6)   Mặt khác:

 ( 2.7)   / Thay (2.7) vào (2.5) ta được:
 ( 2.8)   Các đòn bên tạo với phương dọc một góc (. Khi ôtô quay vòng với các bán kính quay vòng khác nhau mà quan hệ giữa ( và ( vẫn được giữ nguyên như công thức trên thì hình thang lái Đan - Tô không thể thoả 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 tức là độ sai lệch giữa góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất ở những góc quay lớn, nhưng cũng không được vượt quá 10. b,Trường hợp khi xe quay vòng: Trên hình 2-3 là Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng. Khi bánh xe bên trái quay đi một góc ( và bên phải quay đi một góc (, lúc này đòn bên của bánh xe bên phải hợp với phương ngang một góc ((-() và bánh xe bên trái là (( +(). Ta có mối quan hệ của các thống số theo quan hệ sau:
Hình 2-3 : Sơ đồ hình thang lái khi xe quay vòng.
 ( 2.9 )   Với:
 (2.10 )   Từ quan hệ hình học trong tam giác ACD ta có:
 ( 2.11 )  
   Thay(2.11) vào biểu thức trên ta có:
  
(

 ( 2.12 )   Từ mối quan hệ hình học trong tam giác ta có:
   (
   Mặt khác:
 ( 2.13 )  
 (2.14 )   Từ (2.12) và (2.13) thay vào (2.14) ta rút ra được biểu thức liên hệ giữa ( và ( như sau:
 (2.15 )   Trong đó:
 (2.16)   ( - góc tạo bởi đòn bên hình thang lái và phương ngang: ( =78( m - chiều dài đòn bên hình thang lái m = 180 (mm). y - Khoảng cách giữa đòn ngang với trục trước trong hình thang lái y = 182 (mm). p - Chiều dài đòn thanh nối bên hình thang lái. p = 250 (mm). Dựa vào công thức(2.4) và (2.15) ta xây dựng các đường đặc tính hình thang lái lý thuyết và thực tế ứng với mỗi giá trị của góc ( = (00, 50, ... , 400) ta lấy góc ( theo xe thiết kế ( = 780. Các giá trị tương ứng được thể hiện trong bảng dưới đây: (((độ)  (lt (độ)  (tt (độ)  (((độ)   0  0  0  0   5  4.75  4.69  0.09   10  9.07  9.34  0.32   15  13.02  13.20  0.26   20  16.67  17.20  0.45   25  20.08  21.02  0.82   30  23.29  24.12  0.72   35  26.35  26.75  0.55   40  29.29  28.76  0.26   (lt : Góc ( tính theo lý thuyết (tt : Góc ( tính theo thực tế (( : Độ sai lệch Dựa vào các thông số ở bảng trên ta vẽ được đồ thị đặc tính động học hình thang lái lý thuyết và thực tế trên cùng hệ trục tọa độ / 3. Xác định mômen cản quay vòng tại chỗ. Lực tác động lên vành tay lái của ôtô sẽ đạt giá trị cực đại khi ta quay vòng ôtô tại chỗ. Lúc đó mômen cản quay vòng trên bánh xe dẫn hướng Mc sẽ bằng tổng số của mômen cản chuyển động M1, mômen cản M2 do sự trượt lê bánh xe trên mặt đường và mômen cản M3 gây nên bởi sự làm ổn định các bánh xe dẫn hướng.
Với ( là hiệu suất tính đến tổn hao ma sát tại cam quay và các khớp trong dẫn động lái ( = 0,5- 0,7 chọn ( = 0,7    + Mômen cản M1 / Hình 2-5 - Sơ đồ đặt bánh xe dẫn hướng Mômen cản quay vòng được xác định theo công thức:
 ( 2.17)   Trong đó: Gbx - Trọng lượng tác dụng lên một bánh xe dẫn hướng.
(N). a -cánh tay đòn của bánh xe dẫn hướng với xe thiết kế đo được a = 0,03 m f -hệ số cản lăn ta xét trong trường hợp khi ôtô chạy trên đường nhựa và khô ta chọn f = 0,015. Vậy:
(Nm). + Mômen cản M2 do sự trượt bên của bánh xe trên mặt đường: Trên hình 2-6. 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. Điểm đặt của lực Y sẽ nằm cách hình chiếu
 Khi mô men quay vòng tác dụng lên bánh xe, tại khu vực tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường sẽ xuất hiện lực ngang Y. Do lốp có tính đàn hồi nên lực Y làm vết tiếp xúc bị lệch đi so với trục bánh xe một đoạn x về phía sau, đoạn x được thừa nhận bằng nửa khoảng cách của tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngoài của nó theo công thức sau:
   Trong đó: + r - bán kính tự do của bánh xe.
Với bánh xe có cỡ lốp là: 165/60/R14 Với B là chiều cao lốp : B = 0,6.165 =99 (mm) Với d là đường kính vành bánh xe : d = 14 (ins) = 14.25,4 = 355,6 (mm) (
(mm) + rbx - bán kính làm việc của bánh xe. Ta có : rbx = 0.96r = 0,96 . 276,8 = 265,7 (mm). Nên:
. Ta có mômen ma sát giữa bánh xe và đường là:
   Với ( là hệ số bám ngang. Lấy ( = 0,85 Vậy: M2 = 3700.0,85.0,14.276,8.10-3 =122 (Nm) M3 mô men gây bởi các góc đặt của bánh xe và trụ đứng, việc tính toán mô men này tương đối phức tạp nên trong khi tính toán có thể thay thế M3 bằng một hệ số
khi đó mô men cản quay vòng tại 1 bánh xe dẫn hướng được tính như sau : M = (M1 + M2)
Với
= 1,07- 1,15 ta chọn
= 1,1 suy ra 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 trong trường hợp ôtô đứng yên tại chỗ thì lực đặt lên vành tay lái để thắng được lực cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng là lớn nhất. Lực lớn nhất đặt lên vành tay lái được xác định theo công thức:
 (2.18)   Trong đó: Mc - mômen cản quay vòng: Mc = 388(Nm). R -bán kính vành lái: R = 0,18 (m). ic -tỷ số truyền cơ cấu lái : Chọn ic = 20. (th -hiệu suất thuận của cơ cấu lái, đối với cơ cấu lái thanh răng - trục răng hiệu suất thuận. (th = 0,65. id - tỷ số truyền của truyền động lái. id = 0,85- 1,1 ; chọn id = 1 Vậy
4. Xác định chiều dài thanh răng: Theo sơ đồ dẫn động lái, khi bánh xe dẫn hướng quay đi một góc
thì thanh răng dịch chuyển một đoạn là X.
 ( 2.19)   Trong đó:
 ( 2.20)   Thay các số liệu vào công thức (2. 19) ta được:
   Do thanh răng quay về cả hai bên nên khoảng cách của thanh răng sẽ phải thoả mãn là: L = 180 (mm) ( 2 X1 = 2.84,78 = 169,5 (mm). Vậy khoảng cách phải làm việc của thanh răng đo trên chiều dài của trục nhỏ bằng nửa lần chiều dài ( L = 180 mm ). Vậy thanh răng đủ dài để xe có thể quay vàng dễ dàng mà không bị chạm. 5. Tính toán bộ truyền cơ cấu lái: 5.1 Xác định bán kính vòng lăn của bánh răng: Để xác định được bán kính vòng lăn của bánh răng ta có thể thực hiện theo các phương pháp sau: + Chọn trước đường kính vòng lăn của bánh răng từ đó tính ra vòng quay của bánh răng có phù hợp không. Có nghĩa là ứng với số vòng quay (n) nào đó thì thanh răng phải dịch chuyển được một đoạn X1 = 84,78 (mm). + Chọn trước số vòng quay của vành lái rồi sau đó xác định bán kính vòng lăn của bánh răng. đối với cơ cấu lái loại bánh răng - thanh răng thì số vòng quay của vành lái thì cũng là số vòng quay của bánh răng. Dựa vào xe tham khảo, chọn số vòng quay về 1 phía của vành lái ứng với bánh xe quay là n = 1,5 vòng. X1 = 2(Rn  ( 2.21)   Ta có công thức Suy ra: R =
= 9 mm. 5.2Xác định các thông số của bánh răng Tính số răng theo tài liệu chi tiết máy. Dc =
 ( 2.22)   Trong đó: Dc : Đường kính vòng chia: Dc = 2R = 2.9 = 18 (mm ). mn : Môdun pháp tuyến của bánh răng, chọn theo tiêu chuẩn mn = 2,5. ( : Góc nghiêng ngang của bánh răng, chọn sơ bộ góc nghiêng ( = 120. Từ công thức (2.22) ta suy ra số răng của bánh răng :
Chọn số răng Z = 7 răng. Tính chính xác lại góc nghiêng, ta có : Cos( =
=
= 0,97 Suy ra ( = arccos 0.972 = 140 Môdun ngang của bánh răng :
=
= 2.57 Số răng tối thiểu: Zmin = 17cos3( = 17.cos3140 = 12,78 Lấy Zmin=13 Như vậy Zmin = 13 >7 do vậy có hiện tượng cắt chân răng nên phải dịch chỉnh, ta chọn kiểu dịch chỉnh đều (( = 0. Xác định hệ số dịch chỉnh (br theo công thức : ( =
=
= 0,538 Từ đó ta tính được các thông số của bộ truyền bánh răng : + 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 của bánh răng được chọn theo chi tiết máy ( = 200. + Đường kính cơ sở của bánh răng: D0 = Dc. cos( = 18.cos(200) = 16.91mm. + Chiều cao răng : 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 của răng trên 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 và thông số của thanh răng: Đường kính của thanh răng được cắt tại mặt cắt nguy hiểm nhất: d=
 ( 2.23)   Trong đó:
: ứng suất tiếp xúc cho phép tại tiết diện nguy hiểm nhất. Lấy
= 15.106 N/m2. Mx : Mô men xoắn gây lên sự nguy hiểm ở thanh răng, chính bằng mômen cản quay vòng từ bánh xe: Mx = Mc = 388 Nm Thay các thông số vào công thức (2.23) ta được : d =
=
= 0,0195 m