1
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU : ..............................................................................................................2
CHƯƠNG I : Tổng quan về đề tài và lựa chọn phương án thiết kế. ...................... .3
1.1 Những vấn đề chung về hệ thống treo ......................................................... 3
1.1.1 Công dụng của hệ thống treo .................................................................3
1.1.2 Những bộ phận cơ bản của hệ thống treo ..............................................3
1.1.3 Phân loại hệ thống treo ..........................................................................3
1.1.4 Những yêu cầu khi thiết kế hệ thống treo ..............................................4
1.2 Mục tiêu và nhiệm vụ của đề tài ..................................................................7
1.3 Thông số kỹ thuật của ô tô tham khảo thiết kế ............................................7
1.4 Lựa chọn kết cấu hệ thống treo ...................................................................8
1.4.1 Lựa chọn kết cấu hệ thống treo ............................................................. 8
1.4.2 Lựa chọn kết cấu giảm chấn ..................................................................9
CHƯƠNG II : Thiết kế hệ thống treo độc lập Mc.Pherson.… ............................... 12
2.1 Các thông số cơ bản của hệ thống treo thiết kế .........................................12
2.1.1 Các thông số kỹ thuật của xe ............................................................... 12
2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của hệ treo ...........................................12
2.2 Thiết kế hệ thống treo ................................................................................15
2.2.1 Xác định sơ bộ kích thước và vị trí đòn ..............................................15
2.2.2 Xây dựng họa đồ kiểm tra động học hệ thống treo mc.pherson ..........20
2.2.3 Bố trí hệ treo đảm bảo góc nghiêng dọc ε ...........................................23
2.2.4 Tính toán động lực học hệ thống treo mc.pherson .............................. 23
2.2.5 Kiểm tra bền đòn ngang dưới .............................................................. 33
2.2.6 Kiểm tra bền rôtuyn .............................................................................35
2.2.7 Kiểm tra bền lò xo trụ ..........................................................................36
2.2.8 Chọn giảm chấn và kiểm tra bền thanh đẩy.........................................39
CHƯƠNG III : Bảo dưỡng kỹ thuật và chẩn đoán hệ thống treo ......................... 44
3.1. Đặc điểm hư hỏng của hệ thống treo. ........................................................ 44
3.2. Những hư hỏng thông thường, nguyên nhân và biện pháp khắc phục những hư
hỏng của hệ thống treo...................................................................................... 44
3.3 .Các dấu hiệu hư hỏng báo hiệu cho người sử dụng...................................45
KẾT LUẬN .................................................................................................................. 50
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................ 51
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
2
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
LỜI NÓI ĐẦU
Ngày nay, ô tô được sử dụng rộng rãi như một phương tiện đi lại thông
dụng. Các trang thiết bị, bộ phận trên ô tô ngày càng hoàn thiện và hiện đại,
đóng một vai trò quan trọng đối với việc bảo đảm độ tin cậy và an toàn cho
người vận hành và chuyển động của ô tô. Cùng với sự phát triển mạnh mẽ của
khoa học công nghệ, nền công nghiệp ô tô trên thế giới phát triển ngày càng cao,
đã cho ra đời nhiều loại xe ô tô hiện đại phục vụ cho nhu cầu và mục đích sử
dụng của con người. Trong đó, độ êm dịu và an toàn chuyển động của ô tô được
đặt lên hàng đầu. Do vậy, hệ thống treo có vai trò hết sức quan trọng. Có rất
nhiều hệ thống treo với cấu tạo, chức năng và công dụng khác nhau, mỗi loại lại
có các ưu, nhược điểm riêng. Vì vậy việc thiết kế một hệ thống treo phù hợp với
các thông số kết cấu của xe sẽ nâng cao tính tiện nghi và độ êm dịu cho xe.
Để nắm bắt những vấn đề về công nghệ cũng như đi vào những ứng dụng
đầu tiên trong công việc thiết kế cũng như khai thác hệ thống treo để từ đó khai
thác và vận hành ô tô có hiệu quả, với vai trò là một kỹ sư tương lai Em được
nhận đề tài : “ Thiết kế hệ thống treo độc lập Mc.Pherson cho cầu trước của ô
tô con ”. Do thời gian làm đồ án có hạn cùng với kiến thức thực tế còn hạn chế,
nên trong đồ án không tránh khỏi những thiếu sót, em rất mong nhận được sự
đóng góp ý kiến của các thầy giáo và các bạn.
Đồ án được hoàn thành đúng tiến độ nhờ có sự giúp đỡ và chỉ bảo tận tình
của Thầy giáo ThS. Nguyễn Hùng Mạnh và PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai cùng
các thầy giáo trong Bộ môn Cơ khí ô tô. Em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới
các Thầy giáo và các bạn đã giúp em hoàn thành đồ án này !
Hà Nội , ngày 30 tháng 04 năm 2011.
Sinh viên
Bùi Bảo Ngọc
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
3
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
CHƯƠNG 1 : TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI VÀ LỰA CHỌN
PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ.
1.1. NHỮNG VẤN ĐỀ CHUNG VỀ HỆ THỐNG TREO.
1.1.1. CÔNG DỤNG CỦA HỆ THỐNG TREO.
- Liên kết mềm giữa bánh xe và thân xe, làm giảm tải trọng động thẳng đứng tác
dụng lên thân xe và đảm bảo bánh xe lăn êm trên nền đường.
- Truyền lực từ bánh xe lên thân xe và ngược lại, để xe có thể chuyển động,
đồng thời đảm bảo sự chuyển dịch hợp lý vị trí của của bánh xe so với thùng xe.
- Dập tắt nhanh các dao động của mặt đường tác động lên thân xe.
1.1.2. NHỮNG BỘ PHẬN CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG TREO.
Hệ thống treo gồm 3 bộ phận chính : đàn hồi, dẫn hướng và giảm chấn.
- Bộ phận đàn hồi :
+ Có nhiệm vụ đưa vùng tần số dao động của xe phù hợp vùng tần số thích
hợp với người sử dụng.
+ Nối mềm giữa bánh xe và thùng xe giảm nhẹ tải trọng động tác dụng từ
bánh xe lên khung, đảm bảo độ êm dịu khi chuyển động.
+ Có đường đặc tính đàn hồi phù hợp với các chế độ hoạt động của xe.
- Bộ phận dẫn hướng :
+ Xác định tính chất chuyển động (động học) của bánh xe với khung, vỏ xe.
+ Tiếp nhận và truyền lực, mômen giữa bánh xe với khung vỏ xe.
- Bộ phận giảm chấn :
+ Dập tắt dao động từ mặt đường lên khung xe phát sinh trong quá trình xe
chuyển động trong các địa hình khác nhau một cách nhanh chóng.
+ Đảm bảo dao động của phần không treo nhỏ nhất, sự tiếp xúc của bánh xe
trên nền đường, nâng cao khả năng bám đường và an toàn trong chuyển động.
Ngoài ra trong hệ thống treo còn có các kết cấu khác như: thanh ổn định
ngang, vấu giảm va đập và hạn chế hành trình.
1.1.3. PHÂN LOẠI HỆ THỐNG TREO.
Việc phân loại hệ thống treo dựa theo các căn cứ sau :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
p
4
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
- Theo bộ phận đàn hồi chia ra:
+ Loại bằng kim loại (nhíp lá, lò xo, thanh xoắn ).
+ Loại khí ( loại bọc bằng cao su-sợi, màng, loại ống).
+ Loại thuỷ lực ( loại ống ).
+ Loại cao su.
- Theo bộ phận dẫn hướng chia ra:
+ Loại phụ thuộc với cầu liền ( loại riêng, loại thăng bằng).
+ Loại độc lập ( một đòn, hai đòn ).
a)
b)
Hình 1.1: Sơ đồ tổng thể hệ thống treo phụ thuộc (a) và hệ treo độc lập (b)
1: Thân xe; 2: Bộ phận đàn hồi; 3: Bộ phận giảm chấn;
4: Dầm cầu; 5: Đòn ngang dưới, trên.
- Theo phương pháp dập tắt dao động chia ra:
+ Loại giảm chấn thuỷ lực ( tác dụng 1 chiều, 2 chiều).
+ Loại ma sát cơ ( trong bộ phận đàn hồi, dẫn hướng ).
- Theo phương pháp điều khiển chia ra:
+ Hệ thống treo bị động (không được điều khiển ).
+ Hệ thống treo chủ động ( có điều khiển ).
1.1.4. NHỮNG YÊU CẦU KHI THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO.
Trên hệ thống treo, sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần thiết phải
mềm nhưng cũng phải đủ khả năng để truyền lực. Quan hệ này được thể hiện
ở các yêu cầu chính sau đây:
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
5
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ
thuật của xe như chạy trên đường tốt hoặc xe có khả năng chạy trên nhiều loại
địa hình khác nhau.
+ Bánh xe có thể chuyển dịch trong một giới hạn không gian hạn chế.
+ Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lý thoả mãn mục đích chính
của hệ thống treo là làm mềm theo phương thẳng đứng nhưng không phá
hỏng các quan hệ động học và động lực học của chuyển động bánh xe.
+ Không gây nên tải trọng lớn tại các mối liên kết với khung hoặc vỏ.
+ Có độ tin cậy lớn, độ bền cao và không gặp hư hỏng bất thường.
Đối với ô tô con còn được chú ý đến các yêu cầu sau:
+ Giá thành thấp và mức độ phức tạp của kết cấu không quá lớn.
+ Có khả năng chống rung và chống ồn truyền từ bánh xe lên khung, vỏ
xe tốt.
+ Đảm bảo tính điều khiển và ổn định chuyển động của ô tô ở tốc độ cao.
Ngoài các yêu cầu chung của các kết cấu cơ khí đặt trên xe ôtô phải đặc biệt
quan tâm tới các yêu cầu riêng sau:
1. Đảm bảo độ êm dịu cần thiết khi ôtô hoạt động. Thông số này được đánh giá
thông qua tần số riêng của hệ thống treo. Đối với ôtô con, tần số dao động
riêng n = 60  90 (v/ph) tương ứng với tần số góc  = 6,2 9,4 (rad/s).
2. Khi bánh xe chuyển vị thẳng đứng (chuyển vị cần thiết) ở mức độ nào đó,
chẳng hạn với mức độ lớn nhất Zmax = ft + fđ thì sinh ra các chuyển vị liên
quan (chuyển vị không mong muốn) của bánh xe như :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
6
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai



z
B
V
s
Hình 1.2: Các chuyển vị của bánh xe đối với thân xe.
+ Thay đổi khoảng cách giữa hai vết lốp bánh xe
B (mm)
+ Thay đổi độ chụm trước bánh xe
V (mm)
+ Thay đổi góc nghiêng ngang bánh xe
γ (độ)
+ Thay đổi góc nghiêng dọc trục đứng
 (độ)
+ Thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng
 (độ)
+ Thay đổi vị trí cầu sau (đánh giá bằng góc xoay cầu xe)
 S (độ)
Các chuyển vị này phải nằm trong giới hạn cho phép. Các thông số này
chọn phù hợp với bố trí chung, hệ thống truyền lực của xe, thông qua việc tham
khảo các xe tương tự hoặc tính toán nhờ các bài toán ổn định động của ôtô.
3. Đảm bảo khả năng truyền lực và mômen giữa bánh xe và khung (thân) xe.
4. Đảm bảo khoảng sáng gầm xe tối thiểu khi xe đầy tải.
5. Đảm bảo góc lắc thùng xe phải nhỏ và phù hợp giữa treo trước và sau, thông
số này phụ thuộc vào các đòn dẫn hướng của hệ treo và sơ đồ bố trí chung.
6. Tiết kiệm không gian để có thể bố trí cơ cấu phanh, hệ thống lái, khoang động
cơ và đảm bảo khả năng cơ động của xe.
7. Trọng lượng của phần không được treo nhỏ.
8. Có tuổi bền và độ tin cậy cao.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
7
EBOOKBKMT.COM
1.2. MỤC TIÊU VÀ NHIỆM VỤ CỦA ĐỀ TÀI.
Yêu cầu : Thiết kế hệ thống treo độc lập Mc.Pherson cho cầu trước của ô tô con.
Nội dung cơ bản :
- Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo độc lập.
+ Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (hay độ võng tĩnh của hệ treo).
+ Xác định hành trình động của bánh xe.
+ Xác định các thông số cơ bản của phần tử đàn hồi, của giảm chấn.
+ Xác định kết cấu cơ bản (vị trí các khớp nối và chiều dài các thanh đòn).
- Xác định các quan hệ động học của HTT Mc.pherson.
+ Xác định sơ bộ kích thước và vị trí.
+ Xây dựng lại mối quan hệ động học.
+ Bố trí hệ treo đảm bảo góc nghiêng dọc .
- Tính toán thiết kế bền của đòn ngang dưới.
- Thiết kế phần tử đàn hồi và chọn giảm chấn.
1.3. THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA Ô TÔ THAM KHẢO THIẾT KẾ.
Hãng sản xuất
TOYOTA
Kiểu động cơ
2ZR-FE
Loại động cơ
4 xi lanh thẳng hàng, 16 van
DOHC, VVT-i kép
Dung tích công tác
1798 cc
Dung tích bình nhiên liệu
55 lít
Dài x rộng x cao (mm)
4540 x 1760 x 1465
Chiều dài cơ sở (mm)
2600
Chiều rộng cơ sở (Trước/sau - mm)
1530/1535
Trọng lượng (kg)
Không tải : 1260 kg
Toàn tải :
Hệ thống treo
1634 kg
Trước : Kiểu Mac.Pherson
Sau : Thanh xoắn
Lốp xe
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
195/65R15
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
8
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
1.4. LỰA CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG TREO.
1.4.1. LỰA CHỌN KẾT CẤU HỆ THỐNG TREO.
Trên cơ sở xe thiết kế là loại xe con có 5 chỗ ngồi, hệ thống treo thường
được sử dụng là hệ thống treo độc lập, trong đó có hệ thống treo 2 đòn ngang, hệ
thống treo 1 đòn ngang (Mc.Pherson), hệ thống treo đòn dọc, hệ thống treo đòn
chéo. Đối với cầu trước có thể sử dụng hệ thống treo 2 đòn ngang hoặc hệ thống
treo 1 đòn ngang (Mc.Pherson). Ở đây chọn kết cấu hệ thống treo kiểu
Mc.Pherson bởi hệ treo này có các đặc điểm sau đây : so với cấu tạo hệ treo 2
đòn ngang thì cấu trúc này ít chi tiết, có thể giảm nhẹ khối lượng phần không
được treo, không gian chiếm chỗ nhỏ, có khả năng giải phóng được nhiều
khoảng không phía trong dành cho khoang truyền lực hoặc khoang hành lý.
A
Hình 1.3 : Sơ đồ cấu tạo hệ treo Mc.Pherson
1: Giảm chấn; 2 : Đòn ngang dưới; 3 : Bánh xe;
4 : Lò xo; 5 : Trục giảm chấn;
P : Tâm quay bánh xe; S : Tâm nghiêng cầu xe;
Cấu tạo hệ thống treo Mc.Pherson gồm : một đòn ngang, lò xo trụ, giảm
chấn. Đòn ngang có đầu trong liên kết với thân xe bởi khớp trụ, đầu ngoài nối
với đầu dưới của giảm chấn bởi khớp cầu. Đòn ngang có dạng hình chữ A để
đảm bảo khả năng tiếp nhận lực ngang và dọc tác động lên hệ thống treo khi xe
chuyển động. Trục của bánh xe được nối cứng với vỏ của giảm chấn. Đầu trên
của giảm chấn liên kết với thân xe bằng khớp tự lựa, đòn dưới liên kết với đòn
ngang bằng khớp cầu, như vậy giảm chấn đóng vai trò vừa là trụ xoay của bánh
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
9
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
xe (dẫn hướng) và giảm chấn. Lò xo có thể được lồng ra ngoài giảm chấn nhằm
thu gọn kích thước của hệ thống treo.
1.4.2. LỰA CHỌN KẾT CẤU GIẢM CHẤN.
Giảm chấn dùng cho xe con có nhiều loại, đến nay chỉ sản xuất giảm chấn
ống thủy lực có tác dụng hai chiều. Các dạng giảm chấn ống bao gồm :
+ Giảm chấn ống có hai lớp vỏ.
+ Giảm chấn ống có một lớp vỏ.
a) Giảm chấn hai lớp vỏ :
Giảm chấn hai lớp vỏ có cấu tạo như sau :
3
2
Hình 1.4. Giảm chấn 2 lớp vỏ
1. Xilanh giảm chấn; 2. Phớt làm kín;
3. Bạc dẫn hướng;4.Vỏ chắn bụi;
5. Cần đẩy; 6. Píttông; 7. Cụm van đế;
8. Vỏ ngoài; A. Khoang trên;
B. Khoang dưới; C. Khoang bù
I ,IV . Van nén mạnh và van nén nhẹ
II,III . Van trả mạnh và van trả nhẹ
4
5
1
6
7
A
B
III
I
II
8
IV
C
* Nguyên lý làm việc:
+ Hành trình nén : Khi bánh xe đến gần khung xe cần píttông mang theo
van dịch chuyển xuống phía dưới đi sâu vào lòng xi lanh, thể tích khoang B
giảm, dầu bị nén với áp suất tăng đẩy van II mở cho phép dầu thông khoang từ
khoang B sang khoang A. Do thể tích cần píttông choán một thể tích chất lỏng
nhất định nên một lượng thể tích tương đương sẽ được chuyển vào buồng bù C
thông qua van IV. Lực cản giảm chấn sinh ra khi dòng chất lỏng tiết lưu qua các
van.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
10
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
+ Hành trình trả: Ngược lại ở hành trình nén, khi bánh xe xa khung xe cần
píttông mang theo van chuyển động lên trên đi ra khỏi xy lanh, thể tích khoang
A giảm, áp suất tăng ép dầu thông qua van I chảy sang khoang B. Đồng thời do
cần píttông dịch chuyển ra khỏi xy lanh nên một phần thể tích thiếu hụt sẽ được
bù lại nhờ thể tích dầu từ buồng bù C chảy vào khoang B thông qua van III. Sức
cản sinh ra do dòng chất lỏng tiết lưu qua van sẽ đẩy xy lanh giảm chấn đi lên
đồng thời qua đó trả thân xe lai vị trí ban đầu.
b) Giảm chấn một lớp vỏ:
Giảm chấn một lớp vỏ có cấu tạo như sau :
3
Hình 1.5. Giảm chấn 1 lớp vỏ
1.Van trả; 2.Vỏ giảm chấn; 3.Buồng chứa khí;
4.Pít tông tự do; 5.Buồng chất lỏng; 6.Píttông;
7.Van nén; 8.Cụm bao kín; 9.Trục giảm chấn;
2
1
4
5
6
7
8
9
* Nguyên lý làm việc:
+ Trong giảm chấn một lớp vỏ không còn bù dầu nữa mà thay thế chức
năng của nó là buồng 3 chứa khí nén có áp suất P = 23 kG/cm2 đây là sự khác
nhau giữa giảm chấn một lớp vỏ và hai lớp vỏ.
+ Khi píttông dịch chuyển xuống dưới tạo nên sự chênh áp, dẫn đến mở
van 1, chất lỏng chảy lên phía trên của píttông. Khi píttông đi lên làm mở van 7,
chất lỏng chảy xuống dưới píttông. Áp suất trong giảm chấn sẽ thay đổi không
lớn và dao động xung quanh vị trí cân bằng với giá trị áp suất tĩnh nạp ban đầu,
nhờ vậy mà tránh được hiện tượng tạo bọt khí, là một trạng thái không an toàn
cho sự làm việc của giảm chấn. Trong quá trình làm việc píttông ngăn cách 4 di
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
11
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
chuyển để tạo nên sự cân bằng giữa chất lỏng và chất khí do đó áp suất không bị
hạ xuống dưới giá trị nguy hiểm.
+ Giảm chấn này có độ nhạy cao kể cả khi píttông dịch chuyển rất nhỏ,
tránh được hiện tượng cưỡng bức chảy dầu khi nhiệt độ thay đổi sẽ làm cho áp
suất thay đổi.
c) So sánh giữa hai loại giảm chấn :
* So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có các ưu điểm
sau:
- Khi có cùng đường kính ngoài, đường kính của cần píttông có thể làm
lớn hơn mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn.
- Điều kiện toả nhiệt tốt hơn.
- Giảm chấn có píttông ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố
trí nào.
* Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là:
- Làm việc kém tin cậy, có thể bị bó kẹt trong các hành trình nén hoặc trả
mạnh.
- Có tính công nghệ thấp, bao kín không tốt.
- Tuổi thọ của phớt và độ mòn của píttông với ống dẫn hướng cao.
d) Kết luận.
Trong đề tài này lựa chọn loại giảm chấn ống có hai lớp vỏ. Loại này có
các ưu, nhược điểm sau :
+ Ưu điểm : Tuổi thọ cao hơn so với loại 1 lớp vỏ, giá thành hạ, trọng
lượng nhẹ.
+ Nhược điểm : Bao kín không tốt, khi làm việc ở tần số cao, biên độ lớn
có thể xảy ra hiện tượng trộn hòa không khí với dầu và tạo nên bọt khí trong
chất lỏng, nhất là khi giảm chấn có buồng bù lớn gây nên giảm hiệu quả làm
việc của giảm chấn.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
12
EBOOKBKMT.COM
CHƯƠNG 2 : THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO ĐỘC LẬP
MC.PHERSON
2.1. CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG TREO THIẾT KẾ.
2.1.1 CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE.
+ Khối lượng của toàn xe khi không tải M0: M0 = 1260 (kg).
+ Khối lượng của toàn xe khi đầy tải MT: MT = 1634 (kg).
+ Khối lượng đặt lên cầu trước khi không tải M01: M01 = 756 (kg).
+ Khối lượng đặt lên cầu sau khi không tải M02: M02 = 504 (kg).
+ Khối lượng đặt lên cầu trước khi đầy tải MT1: MT1 = 817(kg).
+ Khối lượng đặt lên cầu sau khi đầy tải MT2: MT2 = 817 (kg).
+ Chiều dài cơ sở của xe L : L = 2600 (mm).
+ Kích thước bao dài x rộng x cao: 4540 x 1760 x 1465 (mm).
+ Kí hiệu lốp: 195/65R15
+ Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải Hmin : Hmin = 140 (mm).
+ Khối lượng không được treo của cầu trước Mkt: Mkt = 64 (kg).
+ Chiều rộng cơ sở của cầu trước BT: BT = 1530 (mm).
+ Chiều rộng cơ sở của cầu sau BS: BS = 1535 (mm).
+ Chiều cao trọng tâm xe khi đầy tải hg : hg = 395 (mm).
2.1.2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ TREO.
Có rất nhiều chỉ tiêu để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ôtô như tần
số dao động riêng, gia tốc dao động, vận tốc dao động, trong đồ án này đánh giá
độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động riêng n của hệ thống treo. Đối với
xe con thì tần số dao động riêng nằm trong khoảng n = 60  90 (dđ/ph) tương
ứng với tần số góc  = 6,2 9,4 (rad/s) nhằm đảm bảo không gây mệt mỏi cho
người lái cũng như hành khách trên xe. Do đó chọn n = 75 (dđ/ph).
a) Xác định độ cứng của hệ treo thông qua tần số dao động riêng của cơ hệ :
Độ cứng của hệ thống treo được xác định theo công thức:
Ct 
M dt 2
.
2
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
(N/m)
(2.1)
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
13
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Trong đó:
Ct : Độ cứng của hệ thống treo đối với một bánh xe
(N/m).
 : Tần số dao động riêng của hệ treo
(rad/s).
2n. 2.75.
=
= 7,85 (rad/s)
60
60

(2.2)
Mdt : Khối lượng phần được treo của ô tô đặt lên cầu trước. ( kg )
Khi xe ở trạng thái không tải thì khối lượng của phần được treo là:
Mdt0 = M01 - Mkt
(2.3)
Mkt : Khối lượng phần không được treo của cầu trước. Mkt = 64 (kg)
Vậy :
Mdt0 = 756 - 64 = 692 (kg).
Khi xe ở trạng thái đầy tải thì khối lượng của phần được treo là:
Mdt1 = MT1 - Mkt = 817- 64 = 753 (kg).
Thay số vào công thức 2.1 được độ cứng của 1 bên hệ treo trước khi không tải
và khi đầy tải là:
Ct0 
M dt 0 2 692
. 
.7,85 2 = 21321 (N/m).
2
2
Ct1 
M dt1 2 753
 
.7,85 2 = 23201 (N/m).
2
2
Như vậy độ cứng của 1 bên hệ treo được lấy từ giá trị trung bình:
Ct 
Ct0  Ct1 21321  23201
= 22261 (N/m)

2
2
(2.4)
b) Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (hay độ võng tĩnh của hệ treo).
Độ võng tĩnh của hệ thống treo ở chế độ đầy tải:
ft 
G
g
 2
Ct 
ft : Hành trình tĩnh của bánh xe.
(mm)
(2.5)
(mm)
g : Gia tốc trọng trường ( g = 9,81 m/s2).
: Tần số góc.
ft 
(rad/s).
g

2
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc

9,81
 0,160 m = 160 (mm).
7,85 2
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
14
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
c) Xác định hành trình động của bánh xe.
Hành trình động của bánh xe được tính theo công thức:
fđ = (0,7  1,0)ft
(mm)
(2.6)
Khi phanh thì cầu trước bị chúi xuống, để không xảy ra va đập cứng vào ụ tỳ
trước thì độ võng động cần đảm bảo sao cho :
fđ  f t . max
hg
b
(mm)
(2.7)
Trong đó:
max: Hệ số bám lớn nhất. max= 0,75  0,8
b : Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau.
Tính được b = 1300 (mm).
hg : Chiều cao trọng tâm xe khi đầy tải : hg = 395 (mm)
Chọn  max = 0,80 thay vào công thức 2.7 được:
fđ  160.0,8.
395
= 38,89 (mm).
1300
Theo công thức 2.6 thì lấy : fđ = 0,8.ft = 0,8 . 160 = 128 (mm).
+ Xác định khoảng sáng gầm xe H0 :
Để đảm bảo cho xe khi dao động đầu xe không bị đập vào nền đường thì độ
võng động của xe phải thỏa mãn :
fđ  H0 - Hmin
(2.8)
 H0 ≥ fđ + Hmin = 128 + 140 = 268 (mm)
Chọn : H0 = 280 (mm)
+ Độ võng tĩnh của hệ thống treo ở trạng thái không tải :
f ot  M o'
ft
M 't
(mm)
(2.9)
Trong đó: M o' , M t' : Khối lượng đặt lên một bánh xe khi không tải, khi đầy tải
tĩnh. ( Khi tính với một người là 55 kg và 20 kg hành lý).
M o' 
M dt 0
M
; M t'  dt1 ;
2
2
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
(kg)
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
15
EBOOKBKMT.COM
Suy ra :
f0t =
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
692.160
M dt 0 . f t
=
= 147 (mm)
753
M dt1
d) Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn Ktb :
Hệ số dập tắt dao động của hệ thống treo được tính theo công thức:
D = 2. . (rad/s)
(2.10)
Trong đó:
 : Hệ số cản tương đối.  = 0,15 ÷ 0,3. Chọn  = 0,25.
Thay vào 2.10 :
D = 2 . 0,25 . 7,85 = 3,93 (rad/s).
Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe :
K tb 
G
.D
g
(Ns/m)
(2.11)
G’: Trọng lượng phần được treo đặt lên một bánh xe (N).
G’ =
M dt1
.g
2
(N)
(2.12)
g : Gia tốc trọng trường ( g = 9,81 m/s2 )
Thay vào 2.11 :
Ktb =
M dt1
753
.D 
.3,93 = 1479,6 (Ns/m)
2
2
Các số liệu tính toán này sẽ sử dụng cho các tính toán cụ thể cho hệ treo
Mc.Pherson ở các phần sau.
2.2. THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO
2.2.1. XÁC ĐỊNH SƠ BỘ KÍCH THƯỚC VÀ VỊ TRÍ ĐÒN.
a) Các thông số đã tính toán và tham khảo.
- Chiều rộng cơ sở của xe
B = 1530 mm.
- Bán kính bánh xe : ký hiệu lốp 195/65R15:
rbx = 317 mm.
- Góc nghiêng bánh xe
o = 0o
- Góc nghiêng ngang trụ đứng
o = 12o
- Góc nghiêng dọc trụ đứng
εo = 70
- Bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng
ro = - 22 mm.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
16
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
- Khoảng sáng gầm xe
Hmin = 140 mm.
- Độ võng khi không tải
f0t = 147 mm.
- Độ võng tĩnh
ft
= 160 mm.
- Độ võng động
fđ
= 128 mm.
- Chiều dài của trụ xoay đứng
Kt
= 160 mm.
- Chiều cao tai xe lớn nhất
Htmaz = 810 mm.
b) Cơ sở để xác định kích thước và vị trí các đòn ngang.
- Xác định các kích thước và vị trí lắp ráp đòn ngang nhằm thỏa mãn các công
dụng của hệ thống treo.
- Đảm bảo nối mềm thân xe với bánh xe .
- Loại bỏ hoặc làm giảm những chuyển vị không mong muốn .
- Tính bền cho các thanh đòn nối giữa thân xe và bánh xe.
- Đảm bảo tâm nghiêng ngang tức thời của cầu xe từ đó biết được chuyển vị
sắp tới của bánh xe .
- Đảm bảo dập tắt dao động thì tìm hệ số cản trung bình của giảm chấn kết
hợp với dao động tìm được ta chọn được giảm chấn lắp trên xe.
c) Chọn tỷ lệ xích và giả thiết của phương pháp vẽ.
- Sử dụng phương pháp đồ thị phẳng.
- Trên khổ giấy Ao lấy tỉ lệ 1: 2 .
- Cách xác định độ dài các đòn ngang và vị trí các khớp được tiến hành theo
giả thiết là coi khung xe đứng yên, bánh xe dao động tương đối so với khung
xe.
d) Trình tự xác định.
Các bước cụ thể như sau :
- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd
- Vẽ đường trục đối xứng ngang Aom: Aom vuông góc dd
- Trên A0m đặt: A0A1 = Hmin = 140 mm.
A1A2 = fđ
= 128 mm.
A2A3 = ft
= 160 mm.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
17
EBOOKBKMT.COM
A3A4 = fot
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
= 147mm.
- Trên A0d (mặt phẳng đường ) đặt AoBo = B/2 = 765mm. (Bo là điểm tiếp xúc
của bánh xe và mặt đường ở trạng thái không tải).
- Tại Bo dựng B0z  dd (vì o = 0 nên đây là mặt phẳng bánh xe).
- Trên đường B0d lấy ra phía ngoài của bánh xe một đoạn B0C0 .
B0C0 =r0= 22 mm.
- Tại C0 dựng C0n : đường nghiêng ngang của đường tâm trụ quay đứng giả
tưởng với o = 120 so với phương thẳng đứng.
- Trên C0n tìm điểm O2 là điểm liên kết của giảm chấn với tai xe. O2 cách mặt
đường một đoạn Htmaz = 810 mm theo phương trụ đứng.
- Trên B0z đặt B0B = rbx = 317 mm.
- Tại B dựng đường vuông góc với B0z đường này cắt C0n tại C2. C2 là điểm nối
cứng của trục bánh xe với vỏ giảm chấn.
- Trên C0n, từ C2 đặt xuống phía dưới một đoạn C2C1 = Kt/2 = 80mm.
C2C1 là khoảng cách từ tâm trục bánh xe tới khớp quay ngoài của đòn ngang. C 1
là vị trí khớp quay ngoài của đòn ngang ở vị trí không tải.
Bằng cách dựng tương tự ta sẽ xác định được vị trí khớp quay ngoài của
đòn ngang ở trạng thái đầy tải như sau :
Khi hệ treo biến dạng lớn nhất, nếu coi thùng xe là đứng yên thì bánh xe
dịch chuyển tịnh tiến lên phía trên tới điểm B1 (nếu coi khoảng cách giữa hai vết
lốp bánh xe ở trạng thái này là thay đổi không đáng kể so với trạng thái xe
không tải).
Khi đó: B0B1 = A1A4 = fđ + ft - f0t = 128 +160 – 147 = 141 mm.
- Từ B1 kẻ B1q // dd
- Trên B1q đặt B1D1 = B0C0 = r0 = 22 mm.
- Nối D1O2 thì D1O2 là đường tâm trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn
nhất. Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, khoảng cách C0C1 không thay đổi.
Do đó trên D1O2 ta đặt D1D2 = CoC1 . D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang
ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
18
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong O1
của đòn ngang, bán kính là chiều dài đòn ngang lđ (chưa biết). Tâm khớp trong
O1 phải nằm trên đường trung trực của C1D2.
Tiến hành xác định vị trí của O1 bằng cách tìm điểm gặp nhau giữa đường
trung trực của C1D2 và đường song song với mặt đường kẻ từ A4, ứng với vị trí
hệ treo biến dạng lớn nhất. O1 chính là khớp quay trong của đòn ngang.
- Nếu kéo dài C1O1 và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại P. P
là tâm quay tức thời của bánh xe trong mặt phẳng ngang.
- Nối P với B0, PB0 cắt đường đối xứng của xe tại S. S là tâm quay tức thời của
cầu xe và cũng là tâm quay tức thời của thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe.
Đến đây tìm được độ dài của đòn ngang và vị trí các khớp quay của hệ
treo (O1,O2,C1). Độ dài đòn ngang thực tế ld sẽ bằng độ dài C1O1 nhân với tỉ lệ
xích.
Từ cách vẽ như trên ta tìm được lđ = 369 mm.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
d
C1
C2
B1
Co Bo
D1
q
B
n
A1
A2
Ao
S
A4
Hình 2.1 : Xây dựng quan hệ động học hệ thống treo Mc.Pherson
O1
A3
d
P
EBOOKBKMT.COM
D2
O2
δo = 120
z
A0A1 = Hmin = 140 mm ;
A1A2 = fđ
= 128 mm ;
A2A3 = ft
= 160 mm ;
A3A4 = f0t = 147 mm ;
Chiều rộng cơ sở : B = 1530 mm ;
Bán kính bánh xe : rbx = 317 mm ;
Góc nghiêng ngang bánh xe : γo = 0º ;
m
Góc nghiêng ngang trụ đứng : δo = 12º ;
Bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng : r0 = 22 mm.
19
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
20
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
2.2.2. XÂY DỰNG HỌA ĐỒ KIỂM TRA ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG TREO
MC.PHERSON.
Khi đã xác định được độ dài đòn ngang lđ ta đi xây dựng được hoạ đồ biểu
thị sự thay đổi góc nghiêng của giảm chấn và đòn ngang khi độ võng của thân xe
(hay độ đi lên của bánh xe) thay đổi:
z
3
O2
4
Δδ (độ)
2
0
1
4
4 3
3 2
2 0
1
0
4
O1
1
3
S(mm)
2
0
1
ΔB (mm)
Hình 2.2 : Xác định các quan hệ sau thiết kế động học hệ thống treo Mc.Pherson
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
21
EBOOKBKMT.COM
* Cách xây dựng họa đồ kiểm tra động học.
+ Việc thiết lập mối quan hệ động học của hệ treo thông qua các vị trí của chúng
khi không tải (ký hiệu 0).
+ Dựng lại chính xác vị trí khi hệ treo chịu tải trọng lớn nhất (ký hiệu là 4).
+ Tìm ra vị trí của hệ treo khi bánh xe ở vị trí lớn nhất (lấy khoảng 40  60 mm
so với vị trí không tải ) (ký hiệu là 1).
+ Sau đó tìm các vị trí trung gian (từ 34 vị trí).
+ Giá trị z thay đổi theo hành trình của bánh xe từ : vị trí thấp nhất  0  f0
 ft fđ.
+ Vẽ đồ thị : các chuyển vị của B ;  theo dịch chuyển bánh xe (phương
B = f(S),  = f(S).
thẳng đứng) :
ΔB (mm)
Δδ (độ)
200
200
S(mm)
S(mm)
150
150
-30
ΔB
(mm)
-20
100
100
50
50
Δδ (độ)
0
0
-10
0
10
-3
-2
-1
0
-50
-50
-100
-100
1
2
3
4
Hình 2.3 : Các chuyển vị của hệ thống treo Mc.Pherson thiết kế
So sánh chuyển vị của hệ thống treo thiết kế với các xe hiện đại (hình 2.4)
có quan hệ động học tốt thì hệ treo thiết kế đã thỏa mãn các quan hệ động học.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
22
EBOOKBKMT.COM
B (mm)
 (độ)
S(mm)
S(mm)
40
40
0
20
00
20
B(mm)
-2
0
2
(độ)
PORSCHE 924; B = 1420mm
B (mm)
 (độ)
S(mm)
40
S(mm)
40
40
20
00
40
20
B(mm)
-2
0
0
2
(độ)
BMW 320 ; B = 1380mm
20
B (mm)
40S(mm)
40
 (độ)
40
40
00
20
B(mm)
S(mm)
-2
00
(độ)
2
FIAT 127 ; B = 1445mm
Hình 2.4. Các chuyển vị của hệ treo Mc. Phersol
đo trên xe khi tháo lò xo
40
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
40
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
23
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
2.2.3. BỐ TRÍ HỆ TREO ĐẢM BẢO GÓC NGHIÊNG DỌC ε.
Trên hệ treo này O2 cố định vì vậy góc  thay đổi rất nhỏ. Phương án bố
trí trình bày trên hình 2.5 :

O2
Hình 2.5. Phương án bố trí góc nghiêng dọc 
Với :   0; nk  0 (thay đổi);
O1
O1
nk
Với mục đích nâng cao sự ổn định chuyển động ở vận tốc cao, các góc
này được bố trí theo cách phối hợp các hệ treo độc lập trước và sau trên một xe.
2.2.4. TÍNH TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THỐNG TREO MC.PHERSON.
a) Các giả thiết.
+ Chế độ tải trọng tác dụng lên các thanh đòn của hệ thống treo.
* Các lực tác dụng :
- Tải trọng thẳng đứng (pháp tuyến) : Z
- Tải trọng theo phương dọc :
X
- Tải trọng theo phương ngang :
Y
* Chế độ tải trọng.
- Hệ thống treo chịu tải trọng động thẳng đứng lớn nhất :
Zmax= Kđ.Ztĩnh. ; X = Y = 0.
- Hệ thống treo chịu tải trọng dọc lớn nhất (khi phanh) :
Z = Ztĩnh ; X = Xmax ; Y = 0.
- Hệ thống treo chịu tải trọng ngang lớn nhất ( khi quay vòng ) :
Z = Ztĩnh ; X = 0 ; Y = Ymax .
+ Bỏ qua các góc bố trí bánh xe.
+ Tính toán ở chế độ tải trọng lớn nhất.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
24
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
+ Lựa chọn kết cấu đòn ngang dạng chữ A có kết cấu và kích thước như sau :
+ Sơ đồ hệ thống treo và các kích thước cho như sau :
m = 486 mm; n = 80 mm; s = 396 mm;
t = 170 mm; ls = 100 mm; r = 317 mm;
r0 = -22 mm; δo = 12o ;
lđ = 369 mm; d1 = 130 mm; d2 = 130 mm.
 A
D
m
S
O
d1
d2
s
E
n
r
B
t
C
ld
ls
ro
Hình 2.6 : Sơ đồ hệ thống treo và kết cấu đòn ngang
b) Xác định các lực và phản lực tác dụng lên đòn ngang.
*. Trường hợp chỉ có lực Z :
Trong trường hợp này chỉ có lực Z, còn các lực X = 0 và Y = 0.
Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên tâm bánh xe là:
Z1t =
M T1
817
.g 
.9,81  4007,4 (N)
2
2
(2.13)
Nhưng do xe chịu tải theo chế độ tải trọng động cho nên:
Z = Kđ .Z1t
(2.14)
Với Kđ : Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,7  2,0. Chọn Kđ = 1,8.
Thay vào 2.14 :
Z = 1,8 . 4007,4 = 7213 (N).
Do đặc điểm kết cấu hệ thống treo Mc.Pherson nên trụ xoay đứng của
bánh xe cũng đồng thời là thân của giảm chấn, đầu trên A của nó ăn khớp gối
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
25
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
tựa với thân (khung vỏ) xe còn đầu dưới B thì bắt khớp cầu với đầu ngoài C của
đòn ngang, đầu trong D của đòn ngang được liên kết bản lề với thân xe.
Chính vì vậy nên các phản lực tác dụng lên giảm chấn và đòn ngang được
xác định tại những chỗ khớp nối đó.
ZA A
MZ
AZY
 A
Zlx
Dy
m
C
O
r
Z ro
B n
BMZ BZY
Zy
ZAB
d1
D
d2
E
Cy
Ey
Hình 2.7: Phân tích lực khi có mặt lực Z
- Phản lực Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB (hình 2.7)



Z  Z AB  Z Y và mômen Mz(yoz)
- ZAB cân bằng với Zlx :
Zlx =
Z
cos 
Tại đầu A, lực dọc tác dụng :
ZA = ZAB = Zlx =
Z
7213

 7374 (N)
cos  cos 12 0
(2.15)
Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ là:
ZY = Z . tg = 7213 . tg12 = 1533
(N)
(2.16)
MZ = Z .r0 . cos.
(Nm)
(2.17)
r0 : Bán kính quay bánh xe xung quanh trụ đứng. r0 = 0,022 m.
Thay vào 2.17 :
MZ = 7213 . 0,022 . cos12 = 155 (Nm)
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
26
EBOOKBKMT.COM
- MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ và BMZ
Z .r0 . cos  7213.22. cos12 0
MZ
AMZ = BMZ =
=

 274 (N) (2.18)
mn
mn
566
Với : m + n = 566 mm.
- ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY :
AZY =
Z Y .(r  n) 1533.317  80

 642(N)
mn
566
(2.19)
BZY =
Z Y .(m  r ) 1533.486  317

 2175 (N)
mn
566
(2.20)
Với : n = 80 mm; m = 486 mm.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:
Đầu A :



Z A , A MZ + A ZY
Với : Z A = 7374 N ;
Đầu B :
Với :
A MZ + A ZY = 274 + 642 = 916 (N)


B MZ + B ZY
B MZ + B ZY = 274 + 2175 = 2449 (N)
Trục dẫn hướng (là vỏ giảm chấn chịu nén).
- Trên đòn ngang tại C có lực liên kết :



C Y = B MZ + B ZY
Với :
C Y = B MZ + B ZY = 2449 (N)
- Các phản lực tại gối tựa D, E sẽ là:
Dy 
CY .d 2
2449.130

 1225 (N)
d1  d 2
260
Ey 
CY .d1
2449.130

 1225
d1  d 2
260
(N)
Với d1 = d2 = 130 mm.
*. Trường hợp chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X.
+) Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực được xác định như phần a.
Đối với cầu trước, tính trong trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
27
EBOOKBKMT.COM
Z  Z tt 
m p1 .G1
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
(N)
2
(2.21)
Ztt : Tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe. (N)
mp1 : Hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp. mp1 = 1,3  1,38.
Chọn mp1 = 1,3.
G1 : Trọng lượng tĩnh đặt lên cầu trước. G1 = MT1 . g
Thay vào 2.21 :
Z  Z tt 
(N)
1,3.817.9,81
 5209 (N)
2
Tính các phản lực do tác dụng của lực Z.
Tại đầu A, lực dọc tác dụng :
ZA = ZAB = Zlx =
Z
5209

= 5325 (N)
cos  cos12 0
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ là:
ZY = Z . tg = 5209 . tg12 = 1107 (N)
MZ = Z .r0 . cos.
(Nm)
r0 : Bán kính quay bánh xe xung quanh trụ đứng. r0 = 0,022 m
Thay số :
MZ = 5209 . 0,022 . cos12 = 112 (Nm)
- MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ và BMZ :
AMZ = BMZ =
Z .r0 . cos  5209.22. cos12 0
MZ
=

 198 (N)
mn
566
mn
Với m + n = 566 mm.
- ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY :
AZY =
Z Y .(r  n) 1107.317  80

 463 (N)
mn
566
BZY =
Z Y .(m  r ) 1107.486  317 

 1570 (N)
mn
566
Với n = 80 mm ; m = 486 mm
- Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:
+ Đầu A :
Với



Z A , A MZ + A ZY
Z A = 5325 (N) ;
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
A MZ + A ZY = 198 + 463 = 661 (N)
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
28
EBOOKBKMT.COM
+ Đầu B :

GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai

B MZ + B ZY
Với B MZ + B ZY = 198 + 1570 = 1768 (N)
- Trên đòn ngang tại C có lực liên kết :
+ Đầu C :
Với



C Y = B MZ + B ZY
C Y = B MZ + B ZY = 1768 (N)
- Các phản lực tại gối tựa D, E sẽ là:
Dy 
CY .d 2 1768.130

 884 (N)
d1  d 2
260
Ey 
CY .d1
1768.130

 884 (N)
d1  d 2
260
Với d1 = d2 = 130 mm.
+) Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB (hình 2.8)
X  X max  Z tt . max
(N)
(2.22)
Xmax : Lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt
đường. (N)
max : Hệ số bám dọc cực đại. max = 0,7 0,8. Chọn max = 0,8.
Thay vào 2.22 :
X  X max  5209.0,8  4167 (N)
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được hai thành phần X0 và MX .
X0 = X = 4167 (N)
MX = X.r = 4167 . 0,317 = 1321 (Nm)
AMX AS
 A AX
m
S Sy s
O
r
X
ro
B n
Bs t
BMx
ls Bx
Cx
Dc
C x
(2.23)
D
xD
d1
d2
Ecx E Ex
Hình 2.8 Phân tích lực khi có mặt lực X
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
29
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
- Lực X0 gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX :
BX =
X .m 4167.486

= 3578 (N)
mn
566
(2.24)
AX =
X .n
4167.80

= 589 (N)
mn
566
(2.25)
- Mômen MX gây nên 2 phản lực tại A và B là AMX và BMX:
AMX = BMX =
MX
1321

= 2334 (N)
m  n 0,566
(2.26)
- Lực X gây nên trên đòn ngang lái đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực
AS và BS :
r
lS
SY = X . 0 . cos   4167.
22
cos12 = 897 (N)
100
(2.27)
lS : Chiều dài đòn ngang lái. lS = 100 (mm)
AS = SY
r
t
t
22
170
= X . 0 . cos  .
= 269 (N)
 4167.
. cos12 .
st
lS
st
100
566
(2.28)
BS = SY
r
s
s
22
396
= X . 0 . cos  .
= 627 (N)
 4167.
. cos12 .
st
lS
st
100
566
(2.29)
s, t : Kích thước để xác định vị trí lắp đòn ngang lái.
t = 170 mm ; s = 396 mm.
- Các lực tác dụng trên trụ đứng :
+ Đầu A :

Theo phương x :


A MX + A X

Với : | A MX + A X | = (AMX - AX ) = 2334 – 589 = 1745 (N)
Theo phương AB: ZA = 5325 (N)



Theo phương y: A MZ + A ZY + A S



Với | A MZ + A ZY + A S | = (AMZ + AZY - AS) = 198 + 463 – 269 = 392 (N)
+ Đầu B:

Theo phương x:


B MX + B X

Với | B MX + B X | = (BMX + BX) = 2334 + 3578 = 5912 (N)
Theo phương y:





B MZ + B ZY + B S


( B S = BY )

Với | B MZ + B ZY + B S | = (BMZ + BZY - BS) = 198 + 1570 – 627 = 1141 (N)
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
30
EBOOKBKMT.COM

- Các lực liên kết: CX =

GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai

B MX + B X

Với CX = | B MX + B X | = 5912 (N)



CY = B MZ + B ZY + B S



Với CY = | B MZ + B ZY + B S | = 1141 (N)
- Với CX : các thành phần lực gây nên tại gối D và E là :
+ thành phần lực theo phương x: DX =EX =
C X 5912
= 2956 (N)

2
2
+ thành phần lực theo phương y: DCX = ECX = CX
ld
369
= 8390 (N)
 5912.
d1  d 2
260
ld : Chiều dài đòn ngang dưới. ld = 369 mm.
- Với CY có các phản lực tại gối D và E :
Như vậy :
DY = CY.
d2
130
= 570,5 (N)
 1141.
d1  d 2
260
EY = CY.
d1
130
= 570,5 (N)
 1141.
d1  d 2
260
Tại C có : CX , CY
Tại khớp D có : DX , DY , DCX
Tại khớp E có : EX , EY , ECX
*. Trường hợp chịu lực bên cực đại: có hai thành phần Z và Y.
+) Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự ở phần a.
Giá trị Z được tính như sau :
Z  Z tt1 
G1  2.hg. y 
1 
  Gbx
2 
B1 
(N)
(2.30)
B1 : Chiều rộng vết bánh xe của cầu trước. B1 = BT = 1530 (mm).
hg : Chiều cao trọng tâm ôtô. hg = 395 (mm).
Gbx : Trọng lượng cụm bánh xe, thông thường gồm trọng lượng bánh xe,
vành và cụm cơ cấu phanh. Chọn Gbx = 300N.
Y : Hệ số bám ngang lấy bằng 1.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
31
EBOOKBKMT.COM
Thay vào 2.30 :
Z  Z tt1 
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
817.9,81  2.395.1 
1 
  300 = 5776 (N)
2
1530 

- Tính các phản lực do tác dụng của lực Z.
Tại đầu A, lực dọc tác dụng :
ZA = ZAB = Zlx =
Z
5776

= 5905 (N)
cos  cos12 0
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ là:
ZY = Z . tg = 5776 . tg12 = 1228 (N)
MZ = Z .r0 . cos = 5776 . 0,022 . cos12 = 124 (Nm)
- MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ và BMZ :
AMZ = BMZ =
MZ
Z .r0 . cos  5776.22. cos12 0
=

 220 (N)
mn
566
mn
Với m+n = 566 mm.
- ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY :
AZY =
Z Y .(r  n) 1228.317  80

 514 (N)
mn
566
BZY =
Z Y .(m  r ) 1228.486  317 

 1742 (N)
mn
566
Với n = 80 mm ; m = 486 mm.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:
+ Đầu A :
Với



Z A , A MZ + A ZY
Z A = 5905 (N) ;
+ Đầu B :

A MZ + A ZY = 220 + 514 = 734 (N)

B MZ + B ZY
Với B MZ + B ZY = 220 + 1742 = 1962 (N)
- Trên đòn ngang tại C có lực liên kết :
+ Đầu C :



C Y = B MZ + B ZY
Với C Y = B MZ + B ZY = 1962 (N)
- Các phản lực tại gối tựa D, E là:
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
32
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Dy 
CY .d 2 1962.130

 981 (N)
d1  d 2
260
Ey 
CY .d1 1962.130

 981 (N)
d1  d 2
260
Với d1 = d2 = 130 mm.
+) Tác dụng của thành phần lực ngang Y (hình 2.9):
Giá trị Y được tính như sau:
Y  Ytti 
2hg . y 
Gi 
 1 
 y
2 
Bi 
Y  Ytt1 
817.9,81  2.395.1 
1 
.1  6076 (N)
2
1530 

(N)
(2.31)
Thay vào 2.31 :
AY
 A
m
O
r
C
Cyy
n
B
Dy
Dy
d1
E
By
Y
d2
Ey
y
Hình 2.9 Phân tích lực khi có mặt lực Y
ro
- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY và BY :
AY =
Y .(r  n) 6076.(317  80)

= 2544 (N)
mn
566
BY = AY + Y = 2544 + 6076 = 8620 (N)
- Các lực tác dụng lên trụ đứng :
+ Đầu A : ZA = 5905 (N)



Theo phương y : A MZ + A ZY + A Y



Với | A MZ + A ZY + A Y | = (AY - AMZ - AZY) = 2544 - 220 - 514 = 1810 (N)
+ Đầu B :



B MZ + B ZY + B Y
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
33
EBOOKBKMT.COM


GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai

Với | B MZ + B ZY + B Y | = (BY - BMZ - BZY) = 8620 – 220 – 1742 = 6658 (N)
- Các lực tác dụng lên đòn ngang :



+ Đầu C :
CYY = | B MZ + B ZY + B Y | = 6658 (N)
+ Đầu E :
EYY = CYY.
+ Đầu D :
DYY = CYY .
d1
130
 6658.
= 3329 (N)
d1  d 2
260
d2
130
 6658.
= 3329 (N)
d1  d 2
260
2.2.5. KIỂM TRA BỀN ĐÒN NGANG DƯỚI.
Để đơn giản trong tính toán ta coi đòn ngang CDE như 1 thanh thẳng CD
có tiết diện tròn, đầu ngoài C được liên kết cầu với đầu dưới của trụ xoay đứng,
còn đầu trong D được liên kết bản lề với thân xe. Đòn ngang có chiều dài lđ =
369 mm được xác định từ họa đồ động học.
Đòn ngang được chế tạo từ thép lá, hàn St 37-2 có giới hạn bền σb  512
MPa, nó có sức bền kéo như sức bền nén và có ứng suất cho phép:
    b  512 = 426,7 (MPa) = 426,7 (N/mm2)
n
(2.32)
1,2
Với n là hệ số an toàn, chọn n = 1,2.
Từ kết quả tính toán động lực học nhận thấy đòn ngang chịu lực lớn nhất
trong 2 trường hợp: có lực Z và Y và trường hợp có lực Z và X
a) Trường hợp có lực Z và lực Y :
C
CYY
DYY
D
Ld
Hình 2.10 : Lực tác dụng lên đòn ngang.
Từ kết quả tính toán : CYY = 6658 (N).
40
Ứng suất kéo trong đòn ngang là:
σk =
CYY
Fd
(N/mm2)
(2.33)
Hình 2.11 : Tiết diện đòn ngang.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
34
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Với : Fd là diện tích tiết diện của đòn ngang.
Từ hình 2.11 suy ra :
d2
40 2
= 1256 (mm2).
Fd   .
 .
4
4
(2.34)
Với d : Là đường kính của mặt cắt tiết diện đòn ngang, d = 40 mm.
Thay vào 2.33 :
k 
6658
= 5,3 (N/mm2).
1256
Vậy σk < [σ] = 426,7 N/mm2  Đòn ngang thỏa mãn sức bền kéo.
b) Trường hợp có lực Z và lực X.
CX
CY
D
C
Ld
Hình 2.12 : Lực tác dụng lên đòn ngang.
Từ kết quả tính toán : CX = 5912 (N) ; CY = 1141 (N)
Đòn ngang vừa chịu kéo do lực kéo CY lại vừa chịu uốn do lực dọc CX.
* Mômen uốn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm là:
Mumax = CX . Ld = 5912 . 369 = 2181528 (Nmm)
(2.35)
Ứng suất uốn lớn nhất trên đòn ngang:
σumax =
M u max
Wx
(N/mm2)
(2.36)
Trong đó :
Wx : Mômen chống uốn của tiết diện tròn.
Wx = 0,1.d3 = 0,1 . 403 = 6400 (mm3)
Thay vào 2.36 :
 u max 
2181528
= 340,8
6400
(2.37)
(N/mm2).
Thay CY = 1141 (N) vào 2.33 :
Ứng suất kéo trong đòn ngang :
σk =
CY 1141
= 0,9 (N/mm2).

Fd 1256
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
35
EBOOKBKMT.COM
Ứng suất tổng hợp trong đòn ngang là:
 th   u2max   k2  340,82  0,9 2 = 340,8 (N/mm2).
(2.38)
Vậy σth < [σ] = 426,7 N/mm2  Đòn ngang đủ bền.
2.2.6. KIỂM TRA BỀN RÔTUYN.
Rôtuyn là khớp cầu để nối đòn ngang và trụ đứng, nó làm việc chủ yếu chịu
lực cắt, uốn và chèn dập. Trong phần này chỉ kiểm bền rôtuyn theo cắt và theo
chèn dập.
Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có giới hạn bền σb = 1000 Mpa.
Suy ra ứng suất tiếp cho phép:
b
[ ] =
2.n

1000
= 416,7 MPa = 416,7 (N/mm2).
2.1,2
(2.39)
* Kiểm tra bền cắt :
Ứng suất cắt của rôtuyn được tính theo công thức:
 c = Qc  [  ]
S
(N/mm2)
(2.40)
Với QC : Là lực cắt lớn nhất ở đầu ngoài đòn ngang. Dựa vào kết quả tính toán
động lực học thì lực cắt lớn nhất trong
trường hợp xe chịu lực ngang, khi đó:
B
A
QC = CYY = 6658 (N).
12
Mặt cắt A_A là mặt cắt nguy hiểm nhất :
R12
S : Diện tích tiết diện A-A.
A
S=
d
4
2
=
 .12
4
2
B
2
= 113 (mm ).
Hình 2.13 : Cấu tạo rôtuyn
Thay vào 2.40 suy ra ứng suất cắt :
 c = Qc =
S
6658
= 58,92 (N/mm2).
113
Vậy  c < [  ] = 416,7 N/mm2  Rôtuyn đảm bảo bền cắt.
* Kiểm tra bền theo chèn dập:
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
36
EBOOKBKMT.COM
Với vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V thì ứng suất chèn dập cho phép
[σcd] = 25 ÷ 35 MPa = 25 ÷ 35 (N/mm2).
Ứng suất chèn dập tại mặt cắt nguy hiểm B_B được tính theo công thức:
 cd 
Fcd
S
(N/mm2)
(2.41)
Lực chèn dập Fcd là lực tác dụng thẳng góc lên rôtuyn, từ kết quả tính toán thì
lực này lớn nhất khi xe chịu lực ngang, khi đó Fcd = CYY = 6658 (N).
Mặt cắt B_B là mặt cắt nguy hiểm nhất:
S = SB : Diện tích tiết diện mặt cắt B-B :
SB =
Thay vào 2.41 :
σcd =
d 2
4
=
 .24 2
4
= 452,4 (mm2)
6658
= 14,7
452,4
(N/mm2 )
Vậy σcd < [σcd] = 25 ÷ 35 (N/mm2 )  Rôtuyn đảm bảo bền theo chèn dập.
2.2.7. KIỂM TRA BỀN LÒ XO TRỤ.
Trong hệ thống treo, lò xo trụ là phần tử đàn hồi có nhiệm vụ làm êm dịu
chuyển động. Trong quá trình làm việc lò xo chỉ chịu tải trọng thẳng đứng mà
không truyền lực dọc hay lực ngang.
Với hệ thống treo Macpherson thì lò xo trụ
Clx
được đặt lồng bên ngoài giảm chấn, đầu trên tỳ lên
khung xe còn đầu dưới được bắt cố định vào vỏ của
giảm chấn. Do đó lực dọc tác dụng lên giảm chấn
cũng chính là lực tác dụng lên lò xo. Từ kết quả tính
toán động lực học suy ra lực lớn nhất và nhỏ nhất tác
lx
llx
lbx
Hình 2.14 : Sơ đồ bố trí lò xo
dụng lên lò xo:
Flxmax = 7374 (N) và Flxmin = 5325 (N).
Trên hình 2.14 :
Clx : Độ cứng của lò xo.
δlx : Góc nghiêng ngang của lò xo. δlx = 6o
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
37
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
lbx : Khoảng cách từ điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường đến khớp
trong của đòn ngang. lbx = 395,6 (mm)
llx : Khoảng cách từ giao điểm của đường tâm lò xo với phương của đòn
ngang đến khớp trong của đòn ngang. llx = 366,8 (mm)
Từ hành trình làm việc của hệ thống treo :
f = fđ + ft = 0,128 + 0,160 = 0,288 (m).
+ Hành trình làm việc của lò xo:
f lx 
f
0,288

= 0,29 (m)
cos  lx cos 6
(2.42)
+ Độ cứng của lò xo được xác định theo công thức:
l
Ct
Clx  ( bx ) 2 .
2
llx cos  lx cos 2  lx
Clx  (
(N/m)
(2.43)
395,6 2
22261
= 26575 (N/m)
) .
2 
366,8 cos 7 cos 2 6
Với Ct : Độ cứng của 1 bên hệ treo ở trạng thái đầy tải, Ct = 22261 (N/m).
εlx : Góc nghiêng dọc của lò xo. εlx = 70 .
Chọn vật liệu làm lò xo là thép 50Cr4V4 có ứng suất tiếp cho phép :
  = 1200MPa = 1200 N/mm2.
+ Đường kính dây lò xo xác định theo công thức:
d
k .Flx max .c
0,4. 
(mm)
(2.44)
Trong đó:
c = D/d : Là hệ số tỷ lệ đường kính, chọn c = 8.
Hình 2.15 : Cấu tạo lò xo
k : Hệ số xét đến độ cong của dây lò xo,
k
Thay vào 2.44 :
d
c  0,25 8  0,25

= 1,1
c 1
8 1
k .Flx max .c
=
0,4. 
(2.45)
1,1.7374.8
= 11,6 (mm)
0,4.1200
Chọn d = 12 (mm).
Suy ra:
D = c.d = 8. 12 = 96 (mm).
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
38
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
+ Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức:
n0 
f lx .G.d
8.Flx max  Flx min .c 3
(vòng)
(2.46)
Với G : Là môđun đàn hồi của vật liệu chế tạo lò xo, G = 8.10 9 (N/m2).
Thay vào 2.46 :
n0 
0,29.8.10 9.0,012
= 3,3 (vòng).
8.(7374  5325).83
Vậy số vòng làm việc của lò xo là : no = 3 vòng.
Tổng số vòng của lò xo : n = 3 + 2 = 5 vòng. (vì lò xo có 2 vòng đầu và cuối).
+ Chiều cao của lò xo khi chịu nén :
HS = (n - 0,5).d = (5 - 0,5).12 = 54 (mm).
(2.47)
+ Bước của vòng lò xo khi chịu tải lớn nhất được tính theo công thức :
T=d+
 max
(m)
n0
(2.48)
Với max : Là chuyển vị ứng với Flxmax của lò xo:
max = Flx max = 7374 = 0,27 (m).
C lx
26575
(2.49)
Thay vào 2.48 :
T = 0,012 +
0,27
= 0,102 (m) = 102 (mm).
3
+ Chiều cao của lò xo khi chưa chịu tải:
H0 = HS + n.(T - d) = 54 + 5.( 102 - 12) = 504 (mm). (2.50)
* Tính bền lò xo khi ứng suất cắt lớn nhất:
 max =
8.Flx max .D.k
8.7374.96.1,1
=
= 1147,5 (N/mm2).
 .d 3
 .12 3
 min =
8.Flx min .D.k
8.5325.96.1,1
=
= 828,7 (N/mm2).
d 3
 .12 3
(2.51)
Vậy  max < [  ] = 1200 N/mm2  Lò xo đủ bền theo ứng suất cắt.
* Kiểm nghiệm lò xo theo hệ số an toàn :
Công thức xác định hệ số an toàn của lò xo :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
39
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
2
(2.52)
EBOOKBKMT.COM
S  
0
a

  . m
Trong đó :
 0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo, với vật liệu là thép 50Cr4V4 có  0
= 600 (N/mm2) .
 a : Biên độ ứng suất :
a =
 max   min
2
=
1147,5  828,7
= 159,4 (N/mm2).
2
=
1147,5  828,7
= 988 (N/mm2).
2
 m : Ứng suất trung bình :
m =
 max   min
2
  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tiết diện dây lò xo.   = 2.
  : Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình.   = 0,1.
Thay vào 2.52 :
S =
600
= 3,36 > 2  Lò xo đảm bảo an toàn.
159,4
 0,1.988
2
Vậy qua các tính toán kiểm nghiệm ở trên  Lò xo trụ đủ bền.
2.2.8. CHỌN GIẢM CHẤN VÀ KIỂM TRA BỀN THANH ĐẨY.
Giảm chấn là một phần tử của hệ thống treo dùng để dập tắt dao động của
thân xe khi xe chạy qua những đoạn đường gồ ghề. Quá trình dập tắt được thực
hiện theo nguyên tắc tiêu hao động năng của thân xe bằng việc chuyển thành
nhiệt năng do ma sát bên trong giảm chấn.
Trong đồ án này lựa chọn loại giảm chấn tác dụng 2 chiều có cấu trúc 2
lớp vỏ do loại này có đặc tính làm việc lý tưởng, dễ bố trí các van, bao kín tốt và
giá thành thấp.
a) Xác định các thông số cơ bản của giảm chấn.
Trên hình 2.16 :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
40
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
δgc : Góc nghiêng ngang của giảm chấn.
δgc = 6o
lbx : Khoảng cách từ điểm tiếp xúc của
gc
ogclx
lgc
lbx
bánh xe với mặt đường đến khớp trong của đòn
ngang. lbx = 395,6 (mm)
lgc : Khoảng cách từ giao điểm của đường
tâm giảm chấn với phương của đòn ngang đến
Hình 2.16 : Sơ đồ bố trí giảm chấn
khớp trong của đòn ngang. lgc = 366,8 (mm)
+ Hành trình làm việc của giảm chấn :
fgc= flx = 0,29 (m)
+ Hệ số cản theo tâm trục của giảm chấn :
l
l gc
Kgc = ( bx ) 2 .
K tb
cos  gc . cos 2  gc
2
(Ns/m)
(2.53)
Với εgc : Góc nghiêng dọc của giảm chấn. εgc = 7o .
Thay vào 2.53 :
Kgc = (
Mặt khác:
Kgc =
395,6 2
1479,6
= 1766 (Ns/m)
) .
2 
366,8 cos 7 . cos 2 6
K n  K tr
2
(Ns/m)
(2.54)
Trong đó:
Kn : Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn.
Ktr : Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn.
Trong các hành trình làm việc của giảm chấn, lực cản ở hành trình trả
thường lớn hơn ở hành trình nén với mục đích khi bánh xe đi qua chỗ gồ ghề thì
giảm chấn bị nén nhanh cho nên không truyền lên khung xe những xung lực lớn
ảnh hưởng đến độ bền khung xe và sức khoẻ người trong xe. Do đó năng lượng
được hấp thụ vào chủ yếu là ở hành trình trả. Trong thực nghiệm thường thấy ở
các giảm chấn hiện nay có quan hệ sau: Ktr = 2,5  3 Kn.
Chọn Ktr = 3.Kn thay vào công thức 2.54 :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
41
EBOOKBKMT.COM
K gc 
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
K n  3K n
2
 Kn = Kgc/2 = 1766/2 = 883 (Ns/m).
Suy ra :
Ktr = 3Kn = 3. 883 = 2649 (Ns/m).
+ Lực sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn:
P = K.vPm
(N)
(2.55)
Trong đó:
vP : Vận tốc dịch chuyển của piston giảm chấn, vPmax = 0,524 (m/s).
Khi ta không xét đến đặc tính làm việc của lò xo thì đường đặc tính của
giảm chấn coi như là tuyến tính, do đó hệ số m = 1.
Như vậy lực cản lớn nhất sinh ra trong quá trình nén và trả :
Pnmax = Kn.vPmax = 883 . 0,524 = 462,7 (N).
Ptrmax = Ktr.vPmax = 2649 . 0,524 = 1388 (N).
Pn (N)
462,7
Vp (m/s)
0,524
0
Vp (m/s)
0,524
1388
Ptr (N)
Hình 2.17 : Đồ thị đặc tính của giảm chấn.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
42
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
b) Chọn giảm chấn và kiểm tra bền thanh đẩy.
*. Chọn giảm chấn .
Từ kết quả tính toán ở trên chọn được giảm chấn có các thông số sau:
Kí
Đường
Đường
Đường
Đường
Chiều
Hành
Lực lớn nhất ở vận
hiệu
kính cần
kính pit
kính vỏ
kính vỏ
dài
trình
tốc 0,542 m/s
đẩy
tông
ngoài
bảo vệ
thanh
làm
(KN)
(mm)
(mm)
(mm)
(mm)
đẩy
việc
Hành
Hành
(mm)
(mm)
trình
trình nén
trả
T27
11
27
38,3
47
360
300
3,0
0,7/2,02
*. Kiểm tra bền thanh đẩy.
Khi giảm chấn làm việc, thanh đẩy của giảm chấn sẽ chịu nén ở hành
trình nén và chịu kéo ở hành trình trả. Do đó ta sẽ kiểm tra bền thanh đẩy theo
kéo nén và theo ổn định.
+ Kiểm tra bền khi kéo :
Chọn vật liệu làm thanh đẩy là thép hợp kim 42CrMoS4 có ứng suất kéo cho
phép  k  = 800 (N/mm2).
Do lực kéo trong hành trình trả là lớn nhất nên kiểm bền cho thanh đẩy trong
trường hợp này:
k 
4P
Ptr max
 tr max
 dT2
FT
(N/mm2)
(2.56)
dT : Đường kính của thanh đẩy. dT = 11 (mm). Ptrmax = 1388 N.
Thay vào 2.56 :
Vậy
k =
4.1388
= 14,6
 .112
(N/mm2)
 k <  k  = 800 (N/mm2)  Thanh đẩy đủ bền khi chịu kéo.
+ Kiểm tra bền khi nén:
Khi thanh đẩy chịu nén ở hành trình nén thì thanh có thể bị mất ổn định dọc do
đó cần đảm bảo hệ số an toàn :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
43
EBOOKBKMT.COM
no =
Pgh
Pn max
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
 nođ
(2.57)
Trong đó:
Pnmax = 462,7 (N).
Pgh : Lực giới hạn khi uốn dọc.
Pgh =
 . E.J min
 .L T 2
(N)
(2.58)
E : Môđun đàn hồi của vật liệu, E = 8.103 (N/mm2).
Jmin : Mômen quán tính nhỏ nhất trong thanh đẩy. (mm4)
 dT4  .114
Do thanh đẩy có tiết diện tròn nên : Jmin = Jo =
=
= 1437,4 (mm4).
32
32
nođ : Hệ số an toàn ổn định. Chọn nođ = 2.
μ : Hệ số phụ thuộc liên kết của thanh. Do thanh liên kết gối tựa với thân
xe nên μ = 0,5.
LT : Chiều dài thanh đẩy. LT = 360 (mm).
Thay vào 2.58 :
Pgh =
 .8.10 3.1437,4
0,5.3602
= 1115 (N).
Thay vào 2.57 :
no =
1115
= 2,4
462,7
Vậy no > nođ = 2  Thanh đẩy không mất ổn định khi nén.
Sau khi đi thiết kế tính toán và kiểm bền cho một số chi tiết của hệ thống
treo Mc.Pherson trên xe con 5 chỗ ngồi cho ta đặc tính động lực học của hệ
thống treo nói chung và các bộ phận, chi tiết trong hệ thống treo nói riêng,
chúng đều đảm bảo động học cũng như đảm bảo đủ bền.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
44
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
CHƯƠNG 3 : BẢO DƯỠNG KỸ THUẬT VÀ CHẨN ĐOÁN
HỆ THỐNG TREO.
3.1. ĐẶC ĐIỂM HƯ HỎNG CỦA HỆ THỐNG TREO.
+ Tính chất tải trọng trên hệ thống treo : Do sự thay đổi tải trọng của xe lúc
không tải cho đến khi đầy tải cộng với các mấp mô của mặt đường làm cho các
bánh xe dao động có gia tốc. Sự dao động này đã tạo nên tải trọng động tác dụng
lên toàn bộ hệ thống treo.
+ Ảnh hưởng của tải trọng động đến hệ thống treo làm các chi tiết của khâu
khớp bị mòn. Do vậy việc bôi trơn cho các khớp là rất cần thiết. Ngoài ra để
giảm tải trọng động ta sử dụng các khớp cao su và gối truyền lực.
+ Trong quá trình làm việc hệ thống treo thường hay gặp những hư hỏng sau:
- Lò xo bị nứt, gãy, độ cứng của lò xo ở hai bên không bằng nhau, lò xo bị
vượt quá giới hạn bền mỏi.
- Giảm chấn thường có các hư hỏng như chảy dầu, kẹt piston trong ống
xilanh hoặc mòn piston trong ống xilanh.
- Khớp cầu rotuyn bị mòn, chốt bản lề nối giữa đòn ngang và thân xe bị
mòn, các gối cao su bị nát.
- Các ổ bi của bánh xe bị rơ.
- Các góc nghiêng của bánh xe bị thay đổi.
3.2. NHỮNG HƯ HỎNG THÔNG THƯỜNG, NGUYÊN NHÂN VÀ BIỆN
PHÁP KHẮC PHỤC NHỮNG HƯ HỎNG CỦA HỆ THỐNG TREO.
+ Các hư hỏng và biện pháp khắc phục :
- Lốp tự hao mòn : do áp suất lốp không đúng; quả rôtuyn bị mòn hoặc bị lỏng;
các góc đặt bánh xe sai. Để khắc phục cần điều chỉnh áp suất lốp đúng tiêu
chuẩn; rôtuyn mòn cần được thay thế; điều chỉnh lại các góc đặt bánh xe.
- Phát hiện tiếng kêu trên hệ thống treo : do bị bám bẩn hoặc giảm chấn có vấn
đề. Để khắc phục cần rửa xe sạch bụi bẩn, với giảm chấn phát hiện hỏng cần
thay thế.
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
45
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
- Sự giảm xóc kém : do áp suất bánh xe quá lớn; bộ giảm chấn bị hỏng. Để
khắc phục cần điều chỉnh lại áp suất lốp cho đúng; thay thế giảm chấn nếu hỏng.
- Giảm chấn bị dò rỉ dầu : phớt làm kín bị mòn, khi đó cần thay mới. Kiểm tra
độ bám đường của bánh xe để xác định khả năng làm việc của giảm chấn.
- Tiếng rít của bánh xe khi quay vòng : do tốc độ xe quá cao khi quay vòng; áp
suất lốp xe thấp hoặc không đều; các bánh xe không thẳng hàng; các lốp xe quá
mòn. Để khắc phục cần giảm tốc độ khi xe quay vòng; bơm đúng đều áp suất
các lốp; điều chỉnh các bánh xe thẳng hàng; thay thế các lốp xe đã quá mòn.
+ Đề xuất phương án bảo dưỡng, chăm sóc :
- Bôi trơn các khớp : sử dụng phương pháp bôi trơn vĩnh cửu bằng các loại mỡ
lâu phá hủy và giảm ma sát.
- Đảm bảo bao kín tốt nhằm hạn chế ảnh hưởng của môi trường như nhiệt độ,
độ ẩm đến tính chất của mỡ bôi trơn.
- Thường xuyên kiểm tra vỏ bọc các chỗ bao kín, nếu phát hiện nứt vỡ phải
khắc phục ngay.
- Kiểm tra sự hao mòn của các khớp. Nếu khớp mòn phải tiến hành thay cả
cụm chi tiết.
- Để đảm bảo kích thước hình học : cần thường xuyên kiểm tra, xiết chặt các
mối ghép; kiểm tra kích thước các thanh đòn xem có hợp lý không. (kích thước
các thanh đòn trên cùng 1 cầu phải bằng nhau và có tính đối xứng.)
3.3. CÁC DẤU HIỆU HƯ HỎNG BÁO HIỆU CHO NGƯỜI SỬ DỤNG.
3.3.1. BÁNH XE BỊ CHAO ĐẢO (CHẠY KHÔNG THEO HƯỚNG LÁI).
- Xác định hư hỏng : Khi chuyển động trên đường xe không chạy theo hướng
đánh lái vô lăng. Lúc này người lái phải liên tục điều chỉnh tay lái để giữ xe
chuyển động theo hướng mong muốn. Khi đó cần kiểm tra và bơm bổ sung lốp
xe cho đều và đủ áp xuất theo quy định của nhà sản xuất. Nếu tình trạng trên
không được cải thiện hãy đưa xe đến xưởng sửa chữa gần nhất để kiểm tra sửa
chữa.
- Có thể tham khảo quy trình chẩn đoán hư hỏng như sơ đồ dưới đây :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
46
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Thấp
Kiểm tra áp xuất bánh xe
Không đều
Bơm bổ sung cho đủ, đều
OK
Kiểm tra hệ thống lái
Điều chỉnh sửa chữa
OK
Lỏng,ma sát
Kiểm tra vòng bi bánh xe
quá lớn
Điều chỉnh, bôi trơn hoặc thay thế
OK
Kiểm tra khớp cầu và trục
xoay
Lỏng,ma sát
Bôi trơn hoặc thay thế
quá lớn
OK
Kiểm tra các đòn treo
Cong, hỏng
Sửa chữa hoặc thay thế
OK
Kiểm tra giảm chấn
Hỏng
Thay thế
OK
Kiểm tra lò xo
Yếu
Thay thế
OK
Kiểm tra chiều rộng và
chiều dài cơ sở
Sai
Điều chỉnh sửa chữa
OK
Kiểm tra góc đặt bánh trước
Sai
Điều chỉnh
3.3.2. XE CÓ XU HƯỚNG BỊ KÉO LỆCH VỀ MỘT PHÍA.
- Xác định hư hỏng: Khi xe chuyển động trên đường, xe có xu hướng chạy sang
một bên trong khi lái xe đang cố gắng chạy theo đường thẳng. Khi đó cần kiểm
tra cỡ lốp sử dụng ở tất cả các bánh xe xem có đúng không. Nếu không đúng,
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
47
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
hãy đưa xe đến xưởng sửa chữa gần nhất để thay lốp đúng chủng loại. Kiểm tra
và bơm bổ sung áp suất khí cho lốp xe theo quy định của nhà sản xuất. Nếu tình
trạng không được cải thiện hãy đưa xe đến xưởng sửa chữa gần nhất để được
kiểm tra sửa chữa.
- Có thể tham khảo quy trình chẩn đoán hư hỏng như sơ đồ dưới đây :
Kiểm tra áp xuất bánh xe
Thấp
Không đều
Bơm bổ xung cho đủ đều
OK
Kiểm tra phanh
Bó phanh
Sửa chữa hệ thống phanh
OK
Lỏng
Kiểm tra vòng bi bánh xe
ma sát lớn
Điều chỉnh, bôi trơn hoặc thay thế
OK
Kiểm tra bạc chốt hệ thống
treo
Mòn, yếu
Thay thế
OK
Kiểm tra giảm chấn
OK
Hỏng
Thay thế
Yếu
Kiểm tra lò xo
Thay thế
OK
Kiểm tra chiều rộng và
chiều dài cơ sở
Sai
Điều chỉnh sửa chữa
OK
Sai
Kiểm tra góc đặt bánh trước
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Điều chỉnh
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
48
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
3.3.3. HỆ THỐNG TREO DAO ĐỘNG QUÁ GIỚI HẠN HÀNH TRÌNH CỦA NÓ.
- Xác định hư hỏng: Trong quá trình chuyển động, thấy xe dao động lên xuống
với biên độ quá lớn gây cảm giác khó chịu và có thể mất an toàn. Nếu gặp sự cố
trên, hãy đưa xe đến xưởng sửa chữa gần nhất để được kiểm tra sửa chữa.
- Có thể tham khảo quy trình chẩn đoán hư hỏng như sơ đồ dưới đây :
Kiểm tra nhíp
Rão,yếu
Thay thế
OK
Kiểm tra giảm chấn
Hỏng
Xiết chặt hoặc thay thế
Lỏng
OK
Kiểm tra cao su hạn chế hành trình
Nát,hỏng
Thay thế
OK
Kiểm tra tải trọng
Quá lớn
Yêu cầu giảm tải
3.3.4 LỐP XE MÒN KHÔNG ĐỀU.
- Xác định hư hỏng : Quan sát các bánh xe thấy độ mòn ở các vị trí khác nhau
của lốp không đều. Khi đó cần kiểm tra và bơm bổ sung áp suất khí cho lốp theo
đúng quy định của nhà sản xuất.
- Có thể tham khảo quy trình chẩn đoán hư hỏng như sơ đồ dưới đây :
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
49
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
Kiểm tra mòn lốp
- Nếu mòn cả mặt hoa lốp, hãy kiểm
tra áp suất lốp
- Nếu chỉ mòn ở giữa mặt hoa lốp,
hãy kiểm tra áp suất lốp
Điều chỉnh, sửa chữa
Áp suất
thấp
Áp suất
cao
- Bơm bổ sung cho đúng áp suất quy
định.
- Điều chỉnh giảm áp suất lốp đúng
quy định.
- Nếu chỉ mòn một bên mặt hoa lốp, Góc nghiêng - Điều chỉnh giảm góc nghiêng
hãy kiểm tra độ nghiêng của bánh
ngang lớn
ngang bánh xe dẫn hướng.
xe.
- Nếu chỉ mòn vát góc lốp, hãy kiểm Độ chụm - Điều chỉnh giảm độ chụm bánh xe
quá lớn
tra độ chụm bánh xe
dẫn hướng.
- Kiểm tra thông tin về tốc độ mòn
lốp.
Quá
nhanh
- Thay lốp mới, chạy ở tốc độ thấp
hơn.
3.3.5 XE BỊ LẮC KHI QUAY VÒNG.
- Xác định hư hỏng: Sự lắc ngang thái quá khi xe quay vòng, thậm chí khi dao
động trên đường thẳng. Nếu gặp sự cố trên, hãy đưa xe đến xưởng sửa chữa gần
nhất để được kiểm tra sửa chữa.
- Có thể tham khảo quy trình chẩn đoán hư hỏng như sơ đồ dưới đây :
Kiểm tra thanh cân bằng
Lỏng
Xiết chặt
OK
Kiểm tra lò xo
Yếu, gãy
Thay thế
OK
Kiểm tra góc nghiêng trục quay
bánh xe dẫn hướng
OK
Kiểm tra bộ giảm chấn
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Sai
Điều chỉnh lại cho đúng
Lỏng, hỏng
Xiết chặt, thay thế
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
50
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
KẾT LUẬN
Hiện nay ôtô con đang được sử dụng ở nước ta với số lượng và chủng loại
ngày càng tăng. Kết cấu hệ thống treo độc lập cũng rất đa dạng và ngày càng
được hoàn thiện theo hướng tự động điều chỉnh. Đồ án “Thiết kế hệ thống treo
độc lập Mc.Pherson cho cầu trước của ô tô con” đã đi vào những tính toán cơ
bản nhất trong thiết kế hệ thống treo trên ô tô, cụ thể là hệ treo độc lập
Mc.Pherson.
Đồ án đã trình bày một cách logic và khoa học từ đặc điểm cấu tạo, công
dụng của hệ thống treo được bố trí trên ô tô cũng như phân loại và đưa ra những
yêu cầu khi thiết kế hệ thống treo. Từ phương pháp họa đồ đã xác định được
chiều dài của đòn ngang là lđ = 369 mm và vị trí các khâu khớp trong hệ thống
treo thiết kế. Bên cạnh đó việc tính toán kiểm tra bền đòn ngang, rôtuyn, phần tử
đàn hồi và thanh đẩy của giảm chấn cũng thỏa mãn đảm bảo điều kiện làm việc.
Trong quá trình làm thuyết minh em cũng đã hình thành được 05 bản vẽ, trong
đó có 01 bản vẽ kết cấu cụm tổng thành, 01 bản vẽ chi tiết giảm chấn đã chọn và
các bản vẽ lựa chọn phương án với họa đồ động học và chuyển vị của hệ thống
treo. Ở chương cuối cùng, đồ án trình bày các dạng hư hỏng của hệ thống treo,
nêu nguyên nhân hư hỏng và biện pháp bảo dưỡng sửa chữa. Bên cạnh những
việc đã làm được thì đồ án này còn có hạn chế đó là chưa tính toán thiết kế
thanh ổn định ngang.
Mặc dù rất cố gắng nhưng đồ án không thể tránh được những thiếu sót.
Kính mong các Thầy giáo và các bạn góp ý để đồ án được hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn !
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47
51
EBOOKBKMT.COM
GVHD: ThS. Nguyễn Hùng Mạnh
PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Cấu tạo gầm xe con. PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai. Nhà xuất bản GTVT 2002.
2. Cấu tạo hệ thống truyền lực xe con. PGS.TS. Nguyễn Khắc Trai. Nhà xuất
bản GTVT 2002.
3. Giáo trình hướng dẫn thiết kế hệ thống treo độc lập. PGS.TS. Nguyễn Khắc
Trai & Nguyễn Văn Chưởng.
4. Bài giảng Cấu tạo ô tô. THS. Nguyễn Hùng Mạnh. 2009
Sinh viên : Bùi Bảo Ngọc
Lớp : Cơ Khí Ô Tô B.K47