đề tài thiết kế '''' thiết kế hệ thống treo cho xe tải ''''

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ
THIẾT KẾ HỆ THỐNG
TREO CHO XE TẢI

Giáo viên hướng dẫn : Ths Đồng Minh Tuấn
Họ tên sinh viên : Nguyễn Thành Luân
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 1
Mục lục
Trang
Mục lục 03
Lời nói đầu 04
Chương 1. Tổng quan về hệ thống treo
1.1. Nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại 05
1.1.1 Nhiệm vụ 05
1.1.2. Yêu cầu 05
1.1.3 Phân loại hệ thống treo 06
1.2. Kết cấu các chi tiết 07
1.2.1. Nhíp lá 07
1.2.2. Bộ giảm chấn 08
1.2.3 Lò xo xoắn ốc 13
Chương 2. Tính toán thiết kế hệ thống treo trên xe tải
A. Lựa chọn phương án thiết kế 15
2.1 Các thông số cho trước 15
2.2 Chọn phương án thiết kế 15
2.2.1 Chọn loại hệ thống treo 15
2.2.2 Chọn bộ phận đàn hồ 15
2.2.3 Chọn bộ phận giảm chấn 15
B. Tính toán thiết kế hệ thống treo.
2.1 Tính toán sơ đồ treo 16
2.1.1 Xác định hệ số phân bố khối lượng phần treo 16

2.1.2 Xác định độ cứng của hệ thống treo 17
2.1.3. Xác định hành trình tĩnh của bánh xe 18
2.1.4 Xác định hành trình động của bánh xe 18
2.1.5 Kiểm tra lại hành trình động của bánh xe theo điều kiện đảm bảo
khoảng sáng gầm xe là nhỏ nhất
18
2.1.6 Xác định hệ số dập tắt dao động của khối lượng phần treo 18
2.2. Tính toán dao động của oto 19
2.2.1. Xác định tân số dao động và hệ số dập tắt 20
2.2.2 Tính tai nhíp 27
2.3. Tính toán thiết kế các bộ phận của hệ thống treo 23
2.3.1. Xác định các kích thước cơ bản của bộ phận nhíp 2
2.3.2 Tính tai nhíp 27
Kết luận 35
Tài liệu tham khảo 36
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 2
Lời nói đầu
Trong đời sống kinh tế xã hội hiện nay, nhu cầu về chuyên chở hàng hoá và hành
khách là rất lớn. Có rất nhiều phương tiện giao thông cùng tham gia giải quyết vấn đề này,
một trong những phương tiện không thể thiếu được đó là ôtô. ở Việt Nam những năm gần đây
số lượng ôtô lưu thông càng lớn, chủng loại càng phong phú và đa dạng : xe tải, xe khách, xe
con
Trên ôtô, hệ thống treo có vai trò hết sức quan trọng, nó quyết định đến ổn định
chuyển động của bánh xe trên đường. Đối với xe tải thì vấn đề này cũng rất quan trọng, vì
trong quá trình vận chuyển xe tải thường phải chuyên trở vật liệu với tải trọng lớn đồng thời
xe tải cũng có kết cấu cồng kềnh vì thế việc giúp cho xe chạy ổn định, ít bị dao động là hết
sức cần thiết.
Đề tài thiết kế mà em được giao là: “ Thiết kế hệ thống treo cho xe tải ”. Đây là một
đề tài rất thiết thực cho ngành công nghệ ôtô hiện nay, vì lượng xe tải trong hệ thống giao

thông Việt Nam ngày càng phong phú và đa dạng với những kết cấu và chủng loại phức tạp.
Trên cơ sở phân tích những ưu nhược điểm của từng loại hệ thống treo và yêu cầu bố trí cụ
thể trên xe em chọn thiết kế hệ thống treo phụ thuộc. Vì đây là hệ thống treo có nhiều ưu điểm
và được sử dụng nhiều trên các dòng xe tải hiện nay.
Tuy nhiên, trong quá trình làm đồ án mặc dù đã cố gắng hết sức nhưng do trình độ
và thời gian có hạn nên không thể tránh khỏi được những sai sót em rất mong đươc sự đóng
góp ý kiến của thầy cô, bạn bè để đồ án của em được hoàn thiện hơn.
Đặc biệt, trong quá trình thực hiện đồ án em rất cám ơn sự chỉ bảo tận tình của thầy giáo
Th.s Đồng Minh Tuấn đã giúp đỡ em rất nhiều để em có thể hoàn thành đồ án được giao.
Em xin trân thành cảm ơn!
Hưng Yên, Tháng 02 năm 2012.
Sinh Viên thực hiện:
Nguyễn Thành Luân
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 3
Chương I: Tổng quan về hệ thống treo
1.1. Nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại
1.1.1 Nhiệm vụ
Hệ thống treo ở đây được hiểu là hệ thống liên kết giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe.
Mối liên kết treo của xe là mối liên kết đàn hồi. Nó có các chức năng sau đây:
+ Tạo điều kiện cho bánh thực hiện chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng đối
với khung xe hoặc vỏ xe theo yêu cầu dao động êm dịu, hạn chế tới mức có thể chấp nhận
được những chuyển động không muốn có khác của bánh xe như lắc ngang lắc dọc
+ Truyền lực, mô men giữa bánh xe và khung xe: bao gồm lực thẳng đứng ( tải trọng, phản
lực), lực dọc ( lực kéo hoặc lực phanh, lực đẩy hoặc lực kéo với khung, vỏ) lực bên ( lực li
tâm, lực gió bên, phản lực bên ) mô men chủ động và mô men phanh.
1.1.2. Yêu cầu
Sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần thiết phải "mềm", nhưng cũng phải đủ khả năng
truyền lực. Quan hệ này thể hiện ở các yêu cầu chính sau đây:
+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kĩ thuật của xe có thể

chạy trên mọi địa hình khác nhau.
+ Bánh xe có khả năng chuyển dịch trong một giới hạn không gian hạn chế.
+ Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lí, thoả mãn mục đích là mềm theo phương
thẳng đứng nhưng không phá hỏng quan hệ động lực học và động học của chuyển động bánh
xe.
+ Không gây nên tải trọng lớn tại mối liên kết với khung hoặc vỏ.
+ Có độ bền cao
+ Có độ tin cậy lớn, trong điều kiện sử dụng phù hợp với tính năng kĩ thuật, không gặp hư
hỏng bất thường.
Riêng đối với xe con còn phải được chú ý thêm các yêu cầu:
+ 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 thùng vỏ tốt.
+ Đảm bảo tính điều khiển và ổn định chuyển động của xe ở tốc độ cao.
1.1.3 Phân loại hệ thống treo
Ngày nay trên ô tô sử dụng hai nhóm lớn là :hệ thống treo phụ thuộc và hệ thống treo độc
lập.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 4
a) b)
Hình 1 : Sơ đồ tổng thể hệ thống treo
a. Hệ thống treo phụ thuộc b. Hệ thống treo độc lập
1.Thùng xe- 2. Bộ phận đàn hồi 3. Bộ phận giảm chấn 4. Dầm cầu
5. Các đòn liên kết của hệ treo
- Hệ thống treo phụ thuộc : Là hệ thống treo mà các bánh xe đặp trên dầm liền, bộ phận
giảm trấn và đàn hồi đặt giữa thùng xe và dầm cầu liền. Qua cấu tạo của hệ thống treo phụ
thuộc, sự dịch chuyển của một bên bánh xe theo phương thẳng đứng sẽ gây chuyển vị nào đó
của bánh xe kia, chúng ta có ý nghĩa chúng "phụ thuộc" lẫn nhau.
- Hệ thống treo độc lập : là hệ thống treo mà các bánh xe gắn "độc lập" với khung vỏ
thông qua đòn, bộ phận giảm chấn đàn hồi. Các bánh xe "độc lập" dịch chuyển tương đối với

khung vỏ. Trong thực tế chuyển động của xe , điều này chỉ đúng khi chúng ta coi thùng xe
hoặc vỏ xe đứng yên.
Ngoài ra người ta còn phân chia hệ thống treo theo nhiều cách khác như:

+ Dựa và tính chất động học, hệ thống treo độc lập còn được chia ra các loại: Treo trên hai
đòn ngang, treo trên một đòn ngang và giảm chấn, treo đòn dọc, treo đòn chéo.
+ Hệ thống treo còn được phân loại theo kết cấu của bộ phận đàn hồi như: Treo nhíp lá, treo
lò xo, treo thanh xoắn, treo khí nén treo thuỷ khí.
+ Phân loại theo kết cấu giảm chấn: Giảm chấn ống, giảm chấn đòn, giảm chấn có áp suất
trong bằng áp suất khi quyển, giảm chấn có áp suất trong cao.
1.2. Kết cấu các chi tiết
1.2.1. Nhíp lá
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 5
Hình 2 : Kết cấu nhíp lá.
a. Ưu điểm:
- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo.
- Chịu được tải trọng lớn.
- Sửa chữa và bảo dưỡng dễ dàng.
- Đóng vai trò cả giảm xóc và giảm chấn.
b. Nhược điểm:
- Dập tắt dao động không được nhanh và êm dịu.
- Chiếm diện tích không gian lớn, do đó khoảng không gian phải lớn làm tăng chiều cao của
xe dẫn đến tính ổn định không cao.
1.2.2. Bộ giảm chấn
 Giảm chấn được sử dụng trên xe với mục đích
- Giảm chấn dập tắt các va đập truyền lên khung khi xe bắt đầu lăn trên đường không bằng
phẳng, nhờ vậy mà bảo vệ được bộ phận đàn hồi tăng tính tiện nghi cho sử dụng.
- Đảm bảo giao động của phần được treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt tiếp xúc của bánh
xe trên nền đường, nâng cao tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc, khả năng an

toàn chuyển động.
- Bản chất của quá trình giảm chấn là quá trình tiêu hao cơ năng ( biến cơ năng thành nhiệt
năng). Thực ra quá trình này sảy ra với cả ma sát của nhíp lá, khớp trượt, khớp quay của các ổ
kim loại, ổ cao su. Song quá trình dao động cơ học của xe đòi hỏi phải tiêu hao cơ năng nhanh
và khống chế được quá trình vật lí đó, cho nên giảm chấn đặt trên các bánh xe thực hiện chức
năng này chủ yếu.
- Giảm chán dùng cho xe có nhiều loại, đến nay chỉ sản xuất giảm chấn ống thủy lực có tác
dụng hai chiều ( nén và giãn).
 Bộ giảm chấn được phân loại như sau:
- Phân loại theo vận hành: Kiểu tác dụng đơn, kiểu đa tác dụng.
- Phân loại theo cấu tạo: Kiểu ống đơn, kiểu ống kép.
- Phân loại theo môi chất làm việc: Kiểu thủy lực, kiểu nạp khí.
- Giảm chấn ống có một lớp vỏ và giảm chấn ống có hai lớp vỏ.
Trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở
cấu trúc hai lớp .
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 6
A . Giảm chấn hai lớp vỏ
Giảm chấn hai lớp vỏ ra đời vào năm 1938, đây là một loại giảm chấn quen thuộc và được
dùng phổ biến cho ôtô từ trước đến nay.
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụng hai chiều .
1- Vỏ ngoài.
2- Van cố định;
3- Piston;
4- Khoang vỏ trong;
5- Đũa đẩy;
6- Vỏ chắn bụi;
7- Phớt làm kín;
8- Bạc dẫn hướng
Hình 3: Giảm chấn vỏ hai lớp

*) Cấu tạo giảm chấn vỏ hai lớp
Trong giảm chấn , piston di chuyển trong xy lanh,chia không gian trong thành buồng A và
B . ở đuôi của xy lanh thuỷ lực có một cụm van bù.Bao ngoài vỏ trong là một lớp vỏ ngoài ,
không gian giữa hai lớp vỏ là buồng bù thể tích chất lỏng và liên hệ với B qua các cụm van
một chiều (III,IV).
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong C chỉ điền đầy một nửa, không gian còn lại
chứa không khí có áp suất khí quyển .
*) Nguyên lý làm việc:
ở hành trình nén (bánh xe tiến lại gần khung xe), lúc đó ta có thể tích buồng B giảm
nên áp suất tăng, chất lỏng qua van (I) và (IV) đi lên khoang A và sang khoang C ép không
khí ở buồng bù lại . Vỏ ngoài của giảm chấn có tác dụng chứa dầu và thoát nhiệt ra môi
trường không khí xung quanh. Trên nắp của giảm chấn có phớt che bụi , phớt chắn dầu và các
lỗ ngang để bôi trơn cho trục giảm chấn trong quá trình làm việc.
ở hành trình trả (bánh xe đi xa khung xe). Thể tích buồng B tăng do đó áp suất giảm ,
chất lỏng qua van (II,III) vào B, không khí ở buồng bù giãn ra, đẩy chất lỏng nhanh chóng
điền đầy vào khoang B.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 7
8
Trong quá trình làm việc của giảm chấn để tránh bó cứng bao giờ cũng có các lỗ van
lưu thông thường xuyên . Cấu trúc của nó tuỳ thuộc vào kết cấu cụ thể. Van trả , van nén của
hai cụm van nằm ở piston và xylanh trong cụm van bù có kết cấu mở theo hai chế độ , hoặc
các lỗ van riêng biệt để tạo nên lực cản giảm chấn tương ứng khi nén mạnh, nén nhẹ , trả
mạnh , trả nhẹ.
Khi chất lỏng chảy qua lỗ van có tiết diện rất nhỏ tạo nên lực ma sát làm cho nóng
giảm chấn lên. Nhiệt sinh ra truyền qua vỏ ngoài (1) và truyền vào không khí để cân bằng
năng lượng.
Ưu điểm:
- Giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc ở cả hai hành trình, trọng lượng
nhẹ.

Nhược điểm:
Khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng để giảm hiệu
quả của giảm chấn.
Sự khác nhau giữa các giảm chấn hiện nay là ở các kết cấu van trả van nén, cụm bao kín và
đường kính, hành trình làm việc. Việc bố trí trên xe cho phép nghiêng tối đa là 45
0
so với
phương thẳng đứng.
B.Giảm chấn một lớp vỏ:
1. Đũa đẩy
2. Cụm làm kín
3. Van một chiều
4. Piston
5. Buồng chứa dầu
6. Khoang chứa khí
7. Vỏ ngoài
8. Van một chiều
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 8

Hình 4 : Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn ống
thuỷ lực một lớp vỏ có tác dụng hai chiều.
Nguyên lý làm việc :
Trong một giảm chấn một lớp vỏ không còn bù dầu nữa mà thay thế chức năng của nó là
buồng II chứa khí nén có P = 2,5.10
6
N/mm
2
đây là sự khác nhau giữa giảm chấn một lớp vỏ
và hai lớp vỏ

Khi piston dịch chuyển xuống dưới tạo nên sự chênh áp dẫn đến mở van (8) chất lỏng chảy
nên phía trên của piston. Khi piston đi lên làm mở van (3) chất lỏng chảy xuống dưới piston.
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, một trạng thái
không an toàn cho sự làm việc của giảm chấn. Trong quá trình làm việc piston ngăn cách (4)
di chuyển 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 có độ nhạy cao kể cả piston 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 ưu điểm sau :
- Khi có cùng đường kính ngoài, đường kính của cần piston 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.
- ở nhiệt độ thấp ( Vùng băng giá ) giảm chấn không bị bó kẹt ở những hành trình
đầu tiên.
- Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào.
Nhờ các ưu điểm này mà giảm chấn một lớp một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi trên
hệ treo Mc.pherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết.
- Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là vấn đề công nghệ và bao kín ( tuổi
thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng ).
- ở loại hai lớp vỏ: ống dẫn hướng cần piston hỏng trước phớt bao kín.
- ở loại giảm chấn một lớp vỏ : phớt bao kín hỏng trước ống dẫn hướng của cần
piston.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 9
1.2.3 Lò xo xoắn ốc
Hình 5. Các dạng lò
xo xoắn ốc thông dụng.
Hình 6. Các dạng lò xo xoắn ốc đặc biệt
a. Ưu điểm:

Khối lượng nhỏ, không phải chăm sóc, lắp đặt đơn giản, không bị hư hỏng do ma sát.
b. Nhược điểm:
Không có khả năng dẫn hướng, ít có khả năng dập tắt dao động.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 10

Chương II
tính toán thiết kế hệ thống treo trên xe tải
A. Lựa chọn phương án thiết kế
2.1 Các thông số cho trước
Trọng lượng ô tô không tải G
0
= 35500 (N)
Trọng tải ô tô G = 25500 (N)
Trọng lượng phần treo ô tô đầy tải: G
T
= 61000 (N)
Trọng lượng phần treo khi không tải trên cầu trước M
1
= 12200 (N)
Trọng lượng phân bố cầu sau M
2
= 13300 (N)
Trọng lượng không treo cầu trước m
1
= 6400 (N)
Trọng lượng không treo cầu sau m
2
= 10500 (N)
Chiều dài cơ sở L = 4250 (mm)

2.2 Chọn phương án thiết kế
2.2.1 Chọn loại hệ thống treo
Xe thiết kế là xe tải, thường xuyên phải chịu tải trọng lớn và hoạt động trên địa hình phức
tạp, đòi hỏi tính việt dã cao nhưng độ êm dịu của xe dựa vào các thông số cho trước ta lựa
chọn hệ thống treo phụ thuộc.
Loại hệ thống treo này độ êm dịu của xe không cao nhưng kết cấu đơn giản, khoảng sáng
gầm xe lớn thích hợp với di chuyển trên địa hình phức tạp. ta chọn treo sau để tính toán thiết
kế.
2.2.2 Chọn bộ phận đàn hồi
Đối với hệ thống treo phụ thuộc ta chọn bộ phận đàn hồi là nhíp đồng thời nó cũng là bộ
phận hướng. Điều này làm cho hệ thống treo đơn giản và lắp ghép dễ dàng.
2.2.3 Chọn bộ phận giảm chấn
Ta chọn loại giảm chấn hai chiều không đối xứng. Về mặt kết cấu ta chọn loại giảm
chấn thuỷ lực loại ống lồng. Giảm chấn ống lồng có áp suất chất lỏng nhỏ
( )
2
55,2
m
MN
÷
,
thoát nhiệt tốt phù hợp với xe tải.
B. Tính toán thiết kế hệ thống treo.
2.1 Tính toán sơ đồ treo
2.1.1 Xác định hệ số phân bố khối lượng phần treo
Từ công thức:
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 11

baM

J
Y
Y
⋅⋅
=
ε
(2-1)
Trong đó:
M : Khối lượng phần treo khi ô tô đầy tải .
a : Khoảng cách từ trọng tâm phần treo đến bánh xe cầu trước.
b : Khoảng cách từ trọng tâm phần treo đến bánh xe cầu sau.
J
Y
: Mô men quán tính của khối lượng phần treo.
Mặt khác mô men quán tính của khối lượng phần treo được xác định theo công thức sau:

2
LMAJ
Y
⋅⋅=
(Nm.s
2
)
Trong đó:
A: Hệ số kinh nghiệm. Đối với hầu hết các ô tô hệ số kinh nghiệm A từ 0,13 đến 0,22
ta chọn A = 0,2
M: Khối lượng phần treo khi ô tô đâỳ tải (N.s
2
/m)
Ta có M được xác định theo công thức sau:

g
G
M
T
=
(2-2)
Trong đó:
G
T
: Trọng lượng phần treo ô tô đầy tải
g : Gia tốc trọng trường.
Như vậy:
( )
2
61000
6224.5 /
9,8
T
G
M N s m
g
= = = ×
L: Chiều dài cơ sở của ô tô.
Vậy mô men quán tính:
( )
2 2
0,2 6224.5 4,250 22486
Y
J N m s= × × = × ×

Xác định chiều dài a,b:
Từ các công thức tính khối lượng phần treo phân bố lên các cầu:

1
1
T
T
M Lb
M M b
L M
×
= × ⇒ =
(2-3)
Trong đó :
MT
1
: Khối lượng phần treo phân bố lên cầu trước.
Ta lại có:
( )
2
1
1
12200
1245 /
9,8
T
M
M N s m
g

= = = ×
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 12
Vậy:

1245.4,250
0,85( )
6224,5
b m= =
Mặt khác ta lại có: a+b= L
Suy ra: a = L - b = 4,250 – 0,85 = 3,4 (m)
Thay các giá trị J
Y
, a, b vào phương trình (1) ta có:
22486
1,25
6224,5 3,4 0,85
Y
ε
= =
× ×
2.1.2 Xác định độ cứng của hệ thống treo
Độ cứng của hệ thống treo được xác định theo công thức sau:

2
2
ω
⋅=
M
C

t
(2-4)
Trong đó:
C
t
: Độ cứng của hệ thống treo N/m
M: Khối lượng phần treo phân bố lên cầu N.s
2
/m
ω
: Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo.
Để đảm bảo cho độ êm dịu của ô tô, khi tính toán độ cứng của hệ thống treo `tần số dao
động riêng của khối lượng phần treo thường được chọn
( )
srad /1510 ÷=
ω
Ta chọn
srad /12=
ω
.
Vậy độ cứng của hệ thống treo sau là:
( )
2
1
6224,5
12 448164 /
2
t
C N m= × = ×
2.1.3. Xác định hành trình tĩnh của bánh xe

Hành trình tĩnh của bánh xe được xác định theo công thức sau:

2
ω
g
f
t
=
(2-5)
Trong đó:
t
f
: Hành trình tĩnh của bánh xe (m).
g : Gia tốc trọng trường m/s
2
ω
: Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo.
Vậy:
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 13
( ) ( )
mmmf
t
68068,0
12
8,9
2
===
2.1.4 Xác định hành trình động của bánh xe
Ta có hành trình động của bánh xe.

( )
td
ff ⋅÷= 5,10,1
(2-6)
Chọn:
( )
mmff
td
2,9568.4,14,1 ==⋅=
Trong đó:
d
f
: Hành trình động cuả bánh xe.
2.1.5 Kiểm tra lại hành trình động của bánh xe theo điều kiện đảm bảo khoảng sáng
gầm xe là nhỏ nhất
Ta có:
dd
ff −=⇒−≤
χχχχ
minmin
Trong đó:
χ
: Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái tĩnh (m)
min
χ
: Khoảng sáng gầm xe sau khi bánh xe dịch chuyển hết hành trình động m
Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái tĩnh
mmm 27,0270 ==
χ

Vậy:
mmm 175,08.1742,95270
min
==−=
χ
Mà
m15,01,0
min
÷≥
χ
vậy thoả mãn điều kiện
2.1.6 Xác định hệ số dập tắt dao động của khối lượng phần treo

ω
⋅Ψ=
0
h
(2-7)
Trong đó:
Ψ
: Hệ số cản tương đối khi tính toán có thể chọn
( )
3,02,0 ÷=Ψ
chọn
25,0=Ψ
.
h
0
: Hệ số dập tắt dao động của khối lượng phần treo.
ω

: Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo rad/s.
Vậy:

325,012
0
=⋅=h
2.2 Tính toán dao động của ô tô.
Trong phần 2.1 ta mới chỉ xác định được hệ số tần số dao động riêng của phần treo, hành
trình tĩnh, hành trình động của bánh xe, lựa chọn sơ đồ tính toán Thực chất những thông số
trên chưa đủ để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô nói riêng. Đồng thời mục đích của
việc tính toán sơ đồ treo mới chỉ xét được phần khối lượng phần treo mà chưa kể đến ảnh
hưởng của phần không treo đến dao động đó.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 14
Để đánh giá đầy đủ độ êm dịu chuyển động của ô tô ta cần xét một hệ trong đó có cả dao
động của khối lượng phần treo và không treo.
Khi tiến hành xét hệ dao động hai khối lượng cần xác định các thông số sau:
Tần số dao động riêng cao tần
k
Ω
của hệ.
Hệ số dập tắt dao động cao tần h
k
của hệ.
Hệ số dao động thấp tần
1
Ω
của hệ.
Hệ số dập tắt dao động thấp tần h
1

của hệ.
Trong phần trước ta đã coi phần trước và phần sau dao động độc lập với nhau quá trình tính
toán được tiến hành như sau:
+ Dao động của ô tô chỉ sảy ra trong mặt phẳng dọc xe.
+ Nguồn kích thích dao động là sóng mặt đường có phương trình như sau:
( )
tqq cos1
0
υ
−⋅=
+ Dao động của ô tô là ổn định.
Tính toán các thông số dao động của ô tô được thực hiện bằng các công thức gần đúng sau.
2.2.1 Xác định tần số dao động riêng và hệ số dập tắt dao động của hệ.
Tần số dao động thấp tần
1
Ω
của hệ được xác định bằng công thức gần đúng.

( ) ( )
1 1
1
1 1 1
2
2 448,164 600
0,64
1245 448,164 600
t
T t
C C
M C C

× ×
× ×
Ω = = =
× + × +
(2-8)
Trong đó:
C
1
: Độ cứng của phần không treo
Với C
1
= 600 N/mm
Gọi m
1
là khối lượng phần không treo phân bố lên cầu trước. Ta có:
( )
1
1
6400
653,06
9,8
kt
G
m N
g
= = =
Hệ số dao động thấp tần được xác định

( )









+
−








+
=
1
1
1
2
1
2
1
01
.
.
1

M
m
CCC
C
CC
C
hh
ltl
t
tl
l
(2-9)

2
2
1 0
1
600
. 3. 0.98
600 448,64
l
l t
C
h h
C C
 
 
≈ = =
 ÷
 ÷

+ +
 
 
Tần số dao động cao tần
k
Ω
của hệ treo trước.

2 2
1
1
2
2 448,164 600
0.48
6400
t l
k k k
C C
h
m
ω
× +
× +
Ω = − ≈ ≈ =
(2-10)
Hệ số dao động cao tần.
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 15

1

1
0
1 1
1245 448,164
. 3. 1,87
6400 448,164 600
t
T
k
t l
C
M
h h
m C C
 
 
≈ + ≈ + ≈
 ÷
 ÷
+ +
 
 
(2-11)
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 16
2.2.2 Xác định biên độ dao động của khối lượng phần treo và khối lượng phần không
treo.
a. Xác định biên độ dao động của khôí lượng phần treo.
Ta có sơ đồ tính toán gần đúng biên độ dao động của khối lượng phần treo.

Hình 2.1 : sơ đồ biên độ dao động của khối lượng phần treo
Theo sơ đồ biên độ dao động của khối lượng phần treo được xác định theo công thức sau
đây.

( )
2222
24
.4
.4
υυ
υ
ϑ
hU
hU
q
Z
o
+−
+
=
(2-12)
Trong đó:
q
0
: Biên độ sóng mặt đường.
0
q
Z
θ
: Biên độ dao động của khối lượng phần treo.

U : Tần số dao động.

2 2 2 2 2
1 1
0,353 0,98 1,085U h= Ω + = + =
(2-13)
Khi sảy ra hiện tượng cộng hưởng tần số thấp
)( U=
υ
, biên độ dao động của khối lượng
phần treo có giá trị lớn nhất và bằng:

2 2 2 2 2
2 2
1 1 1 1
1 1
4 4
1.08 4 0,98
1,14
2 2 2 0,98
u
o
U h h h
Z
q h h
+ Ω + +
+ ×
= = = =
×
(2-14)

b. Xác định biên độ dao động của khôí lượng phần không treo.
Ta có sơ đồ sau:
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 17
M
( )
tqq cos1
0
υ
−⋅=
m
( )
tqq ⋅−⋅=
υ
cos1
0
Hình 2.2 : Biên độ dao động của khối lượng phần không treo
Biên độ dao động của khối lượng phần không treo được xác định theo công thức sau:

22
1
22
2
4)(
υυ
ϖζ
ϑ
k
k
o

hV
q
+−
=
(2-15)

Với:
2 2 2 2 2
0,48 1,87 3,7
k k
V h= Ω + = + =
Biên độ dao động phần không treo có giá trị lớn nhất khi sảy ra hiện tượng cộng hưởng ở
tần số cao
( )
V=
ϑ
khi đó ta có:

22
22
2
2
kkk
k
k
k
o
hh
Vhq
+Ω⋅⋅

=
⋅⋅
=
ϖϖζ
ϑ
(2-16)
Với
k
ϖ
tần số dao động của khối lượng phần không treo khi cố định phần treo.

( )
1
2
2
2.(448136 600)
9,25
10500
t l
k
C C
m
ϖ
× +
+
= = =
(2-17)
Thay vào công thức trên ta có:
( )
2

9,25
11,9
2 1,87 3,7
o
q
ϑ
ζ
= =
× ×
2.2.3 Xác định gia tốc dao động của khối lượng phần treo trước.
ở vùng cộng hưởng tần số thấp gia tốc dao động của khối lượng phần treo xác định theo
công thức gần đúng sau:
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 18
v, h
k

( )
22
1
22
22
1
4
2
4
4
.
υυ
υ

ϑ
ϑ
hU
hU
q
Z
o
+−
+
=

(2-
18)
Khi sảy ra hiện tượng cộng hưởng tần số thấp
( )
U=
υ
của gia tốc dao động của khối lượng
phần treo sẽ bằng:
2
1
2
1
2
1
1
2
1
2
1

2
1
2
1
2
.4.
.2
.4.
.2
hh
h
h
hU
h
U
q
Z
o
u
++Ω
+Ω
=+=

2 2
1,085
. 0,353 5.0,98 1,23
2 0,98
u
o
Z

q
= + =
×
&&
ở vùng cộng hưởng tần số cao gia tốc dao động của khối lượng phần treo được xác định
theo công thức gần đúng sau:
( )
22
1
2
22
22
1
4
1
2
4
.4

υυ
υω
ϑζ
ϑ
hU
h
q
Z
V
o
−

+
=

2.3. Tính toán thiết kế các bộ phận của hệ thống treo
2.3.1. Xác định các kích thước cơ bản của bộ phận nhíp
a.Xác định chiều dài của bộ phận nhíp
Ta có:

( )
Ll ⋅÷= 35,03,0
(2-19)
Trong đó:
l : Chiều dài của bộ phận nhíp.
L: Chiều dài cơ sở của ô tô.
Như vậy:

( )
0,32 4,250 1,36l m= × ≈
Vậy chiều dài là 1,36m, Số nhíp chính là 2 lá.

Xác định chiều dài quy chuẩn l
'

'
1 1,36
0,68 68
2 2
l l m cm= × = = =
(2-20)
Xác định chiều dày lá nhíp.

Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 19

[ ]
Σ
⋅
⋅⋅
⋅=
fE
l
h
2'
3
2
σδ
(2-21)
Trong đó:
h: Chiều dày của lá nhíp.

δ
: Hệ số biến dạng nhíp ta chọn nhíp có gia cường nên
δ
= 1,4.

[ ]
σ
:ứng suất uốn cho phép của bộ nhíp

[ ]
( )

2
90008500 cmKG÷=
σ
.
E: Mô đun đàn hồi E = 2.10
6
KG/cm
2
.
Σ
f
: Độ võng toàn bộ của hệ thống treo.
Như vậy độ võng toàn bộ của hệ thống treo là:
cmmmfff
td
3,162,163682,95 ==+=+=
Σ
Vậy chiều dày lá nhíp sẽ là:
2
6
2 1,4 8900 68
1,18
3 2.10 16,3
h cm
× × ×
= =
× ×
chon h = 1,2 cm
Xác định chiều rộng của lá nhíp
Chiều rộng của lá nhíp được xác định theo công thức sau:

[ ]
2
2'
max
6
hnl
lP
b
⋅⋅⋅
⋅⋅
=
σ
(2-22)
Trong đó:
n: Số lượng lá nhíp trong bộ. Đối với ô tô vận tải
( )
7 16n = ÷
lá ta chọn n = 7 lá nhíp.
P
t
: Tải trọng tĩnh tác dụng lên nhíp.
Ta có:
13300 10500
1214,28( )
2.9,8
t k
P G N
+
= = =

G
k
: Trọng lượng phần treo khi ô tô đầy tải.

Mà ta lại có:

max
16,3
1214,28 2910,7
6,8
t
t
f
P P N
f
Σ
= × = × = ×
(2-23)
Vậy:
2
2
6 2910,7 68
6,6
8900 1360 7 1,2
b
× ×
= =
× × ×
cm
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn

Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 20
Chọn b = 7 cm
Chọn các lá nhíp sau ngắn hơn lá nhíp trước là 100 mm.
Như vậy ta có chiều dài của lá nhíp thứ 2: l
2
= 1360 mm
chiều dài của lá nhíp thứ 3: l
3
= 1260 mm
chiều dài cuả lá nhíp thứ 4: l
4
= 1160 mm
chiều dài cuả lá nhíp thứ 5: l
5
= 1060 mm
chiều dài cuả lá nhíp thứ 6: l
6
= 960 mm
chiều dài cuả lá nhíp thứ 7: l
7
= 860 mm

b. Tính bền các lá nhíp :
Chọn loại vật liệu làm nhíp là thép 65T có ứng suất uốn cho phép [
u
σ
] =
600(MN/m
2
).

Đối với nhíp thiết kế là loại nhíp 1/2 êlíp , ứng suất uốn trong lá nhíp chính xác định
theo công thức :

5
1
2 2
2 2
1
6. . .
6 2 10 1,2 68
. 1,4.1360
37,8( / ) 37,8( / )
t
u
h
u
E h f
l
N mm MN m
σ
δ
σ
× × × ×
= =
⇒ = =
(2-24)
ứng suất trong các lá nhíp phụ được tính theo công thức XII – 20(TKVTTOTOMK) :

2
.2

15,0
i
it
u
hb
lP
⋅
=
σ
(2-25)
ứng suất trong các lá nhíp thứ ba :

2
3
2
0,15.1214,28.1,260
11,38( / )
2.7.1,2
u
MN m
σ
= =
ứng suất trong các lá nhíp thứ tư :

2
4
2
0,15.1214,28.1,106
10.48( / )
2.7.1,2

u
MN m
σ
= =
ứng suất trong các lá nhíp thứ năm :

2
5
2
0,15.1214,28.1.060
9,57( / )
2.7.1,2
u
MN m
σ
= =
ứng suất trong các lá nhíp thứ sáu :

2
6
2
0,15.1214,28.0,960
8,67( / )
2.7.1,2
u
MN m
σ
= =
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 21

ứng suất trong các lá nhíp thứ bảy :

2
7
2
0,15.1214,28.0,860
7,76( / )
2.7.1,2
u
MN m
σ
= =
Nhận thấy rằng ứng suất uốn trong các lá nhíp đều nhỏ hơn ứng suất uốn cho phép vì vậy
nhíp thiết kế đảm bảo điều kiện bền đặt ra.
.

2.3.2 Tính tai nhíp :
Tai nhíp chịu lực thẳng đứng Z và lực dọc X
K
(lực kéo tiếp tuyến)


ứng suất uốn ở tai nhíp :

u
u
u
W
M
=

σ
(2-26)
Trong đó :
2
.
max
c
Ku
hD
XM
+
=
(2-27)

6
.
2
hb
W
u
=
(2-28)
Với :
- X
Kmax
: lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp .
X
Kmax
= X
Pmax

=
bx
Z.
ϕ
(2-29)
Trong đó:
- ϕ: hệ số bám. Chọn ϕ=0,7
- Z
bx
: Phản lực tác dụng lên bánh xe sau

. (35500 25500).0,85
12200
4,250
bx
G a
Z
L
+
= = =
(N) (2-30)
- G: trọng lượng toàn bộ của xe
X
Kmax
= 0,7.12200=8540 (N).
- D : dường kính trong tai nhíp ; D = 30(mm).
ứng suất uốn ở tai nhíp :
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 22
X

Z
h
K

max
2
2
2
2
3. .
.
30 12
3.8540. 106,75( / )
70 12
106,75( / )
c
u K
c
u
u
D h
X
b h
N mm
MN m
σ
σ
σ
+
=

+
⇒ = =
×
⇒ =

ứng suất nén ở tai nhíp :

2
max
2
8540
10,16( / )
. 70.12
10,16( / )
K
n
c
n
X
N mm
b h
MN m
σ
σ
= = =
⇒ =
(2-31)
ứng suất uốn tổng hợp tai nhíp :

2

106,75 10,16 116,9( / )
th u n
MN m
σ σ σ
= + = + =
ứng suất uốn tổng hợp cho phép [
th
σ
] = 350(MN/m
2
).
Ta thấy
th
σ
< [
th
σ
]
⇒
tai nhíp đảm bảo điều kiện bền .
d. Kiểm nghiệm chốt nhíp :
Chốt nhíp được kiểm tra theo điều kiện bền dập :

bD
Z
cd
.
=
σ
(2-32)

Vật liệu làm chốt nhíp là thép cácbon hợp kim xêmăngtít loại 20 hay 20X với
[ ]
)/(30
2
mMN
cd
=
σ
.
Vì nhíp là loại nhíp nửa êlíp đối xứng , do đó :

2
1 2
12200
2,9( / ).
2 . 2 30 70
cd cd
Z
MN m
D b
σ σ
= = = =
× ×
Nhận thấy
cd
σ
< [
cd
σ
] do đó chốt nhíp đảm bảo điều kiện bền.

Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 23
2.4. Tính toán bộ phận giảm chấn.
2.4.1. Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn.
Kích thước cơ bản của giảm chấn là đường kích của xy lanh làm việc, hành trình làm
việc và hành trình của piston.
Kích thước của lỗ van giảm chấn (số lượng các lỗ van và diện tích lưu thông của các lỗ
van).
Đường kính xy lanh làm việc cần phải tính toán sao cho áp suất cực đại truyền qua giảm
chấn không vợt quá giới hạn cho phép, đồng thời không làm giảm chấn nóng quá nhiệt độ cho
phép khi giảm chấn làm việc ở chế độ căng thẳng.
Chọn :
- Đường kính làm việc của xy lanh : d
xy lanh
= 35
÷
45 mm
chọn đường kính làm việc của xy lanh công tác d
xy lanh
= 38 mm
- Suy ra đường kính piston : d
p
= 32 mm
- Đường kính ngoài của xy lanh làm việc : d
x

d
x
= d
p

+ 2.2,5 = 32 +5 = 37 mm
- Đường kính của thanh giảm chấn : d
t

d
t
= (0,3
÷
0,5).d
p

Chọn
0,3 0,3 32 9,6
t p
d d mm= × = × =
Chọn dt = 10 cm
- Đường kính ống ngoài của xy lanh : d
n


( )
2 2 2 2
2 4 . 3 32 37 66,6
n p x
d d d mm
= ÷ + = × + =
(2-33)
Chọn dn = 68 cm
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 24

- Chiều dài phần chứa dầu (chiều dài thiết kế của giảm chấn) : l
g
l
g
= (3
÷
5)d
x
= 4.37 = 148 mm (2-34)
Diện tích ngoài của giảm chấn : F

2 2
2
68
. 3,14 3629,84
4 4
D
F mm
π
= × = × =
(2-35)
Trong đó :
D - là đường kính ngoài của giảm chấn ; D = d
n

l
g
– là chiều dài thiết kế của giảm chấn
Hành trình của piston H
p

=120 (mm).
Theo sơ đồ chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình nén bằng :
L
n
= L
k
+ H
p
(2-36)
Trong đó:
• L
k
: Chiều dài kết cấu của giảm chấn và L
k
= ể L
i
.
• L
i
: Chiều dài cụm i của giảm chấn.
Chiều dài các cụm của giảm chấn có thể chọn như sau.
L
y
= (0,75-1,50)d
x
L
0
= (0,75-1,1)d
x
L

c
= (0,4-0,9)d
x
L
m
= (1,1-1,5)d
x
Ta chọn:
L
y
= 1,37.d
x
=1,37.37=50,69 (mm) L
0
= 0,95d
x
= 0,95.37=35,1 (mm).
L
c
= 0,53d
x
= 0,53.37=19,6 (mm) L
m
= 1,26d
x
= 1,26.37=46,6 (mm).

0
50,69 19,6 35,1 46,6 152
k i y c m

L L L L L L⇒ = = + + + = + + + =
∑
(mm).
Vậy chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình nén là:

152 120 272
n k p
L L H⇒ = + = + =
(mm)
Và chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình trả là:

2 152 2.120 392
k p
L L H⇒ = + = + =
(mm)
2.4.2 Xác định hệ số giảm chấn.
Nếu ta gọi K là hệ số cản của giảm chấn thì ta có:
K
1
: hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén.
K
2
: hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả.
Theo bảng ta có: K
n
=2; K
t
= 7,9
Vậy:
95,4

2
9,72
2
=
+
=
+
=
tn
KK
K
(2-37)
2.4.3 Xác định các lỗ và van giảm chấn.
Diện tích piston: F
p

2
2
2 3 2
. 3,14 32
803.84 0.80384 10
4 4
P
P
d
F mm m
π
−
×
= = = = ×

(2-38)
Q
n
- Lưu lượng dầu ở hành trình nén

3 4 3
p
Qn F 0,80384.10 .0,25 2,0096.10 /
g
V m s
− −
= × = =
(2-39)
V
g
: Vận tốc tính toán của giảm chấn ta có
( )
smV
g
/3,02,0 ÷=
Gi¸o Viªn Híng DÉn : Th.S §ång Minh TuÊn
Sinh Viªn Thùc HiÖn : NguyÔn Thµnh Lu©n Trang 25