Đồ án tính toán thiết kế hệ thống treo xe tải 8 tấn 4

Lời nói đầu
Ô tô là phương tiện quan trọng trong mạng lưới giao thông của các quốc
gia, đặc biệt trong các quốc gia phát triển. Vận tải bằng ô tô chiểm khoảng 80%
tỉ trọng của ngành vận tải, nhu cầu vận tải lại không ngừng gia tăng cùng khả
năng vận chuyển hàng hóa, con người một cách linh hoạt đa dạng, kể cả ở
thành phố và nông thôn . Điều đó chứng tỏ sự cấp thiết của phương tiện này,
đòi hỏi sự quan tâm mạnh mẽ của mọi quốc gia.
Việt Nam đang trong quá trình công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước
và đã vươn lên trở thành quốc gia có thu nhập trung bình. Với việc mở cửa kêu
gọi đầu tư, các khu công nghiệp, chế xuất ngày càng nhiều và mở rộng khắp cả
nước cùng với hệ thống giao thông đường bộ đang dần hoàn thiện đòi hỏi sự
luân chuyển vận tải hàng hóa phải nhanh chóng, kịp thời, giá thành rẻ. Chính vì
vậy, em nhận thấy dòng xe tải có tải trọng trung bình là phù hợp với bối cảnh
nước ta hiện nay.
Mặc khác, ô tô cũng đòi hỏi sự an toàn, bền bỉ và tính tiện nghi ngày
càng cao, vì vậy tính êm dịu chuyển động là một trong những nhỉ tiêu quan
trọng của xe. Với những kiến thức được học trong nhà trường, cùng với sự tìm
hiểu thực tiễn cùng chủ trương nội địa hóa, em đã chọn đề tài: Thiết kế hệ
thống treo xe tải của ô tô.
Trong quá trình làm đồ án, mặc dù được sự hướng dẫn tận tình của giáo
viên hướng dẫn Nguyễn Chí Thanh và các thầy cô khác trong bộ môn trong bộ
môn nhưng do trình độ của em còn có hạn, lại thiếu kinh nghiệm nên đồ án chắc
chắn còn nhiều thiếu sót. Em mong các thầy thông cảm và đóng góp thêm để em
có thể làm tốt hơn trong tương lai.
Em xin chân thành cảm ơn!

1


Chương I: TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO
1.1. Lịch sử hình thành

Sự phát triển của xã hội loài người gắn liền với sự phát triển của các loại
phương tiện giao thông vận tải. Con người đã sử dụng sức kéo của động vật
trong các loại xe kéo, và đến khi ô tô được phat minh ra thì bánh xe cũng chỉ
được liên kết cứng với thân xe và bánh xe không thể đàn hồi được. Điều này đã
gây khó khăn lớn cho phương tiện khi hoạt động, đó là sự hạn chế về tốc độ di
chuyển; cũng như gây nguy hiểm do xuất hiện dao động mạnh của hàng hóa và
người trên xe. Do đó vấn đề dao động rất được quan tâm và là vấn đề quan trọng
trên các phương tiện vận tải nói chung và đặc biệt trên ô tô.
1.2. Công dụng và phân loại hệ thống treo
1.2.1. Công dụng
Hệ thống treo dùng để nối đàn hồi khung vỏ ô tô với bánh xe, có tác dụng
làm êm dịu cho quá trình chuyển động, đảm bảo đúng động học bánh xe.
Xe chuyển động có êm dịu hay không phụ thuộc chủ yếu vào chất lượng
của hệ thống treo.
Để đảm bảo công dụng như đã nêu ở trên hệ thống treo thường có 3 bộ
phận chủ yếu:
- Bộ phận hướng.
- Bộ phận đàn hồi.
- Bộ phận giảm chấn.
Bộ phận đàn hồi: nối đàn hồi khung vỏ với bánh xe, tiếp nhận lực thẳng
đứng tác dụng từ khung vỏ tới bánh xe và ngược lại. Bộ phận đàn hồi có cấu tạo
chủ yếu là một chi tiết (hoặc 1 cụm nhi tiết) đàn hồi bằng kim loại (nhíp, lò xo
xoắn, thanh xoắn) hoặc bằng khí (trong trường hợp hệ thống treo bằng khí hoặc
thuỷ khí).
Bộ phận giảm chấn: Có tác dụng dập tắt nhanh chóng các dao động bằng
cách biến năng lượng dao động thành nhiệt năng toả ra ngoài. Việc biến năng
lượng dao động thành nhiệt năng nhờ ma sát. Giảm chấn trên ô tô là giảm chấn
thuỷ lực, khi xe dao động, chất lỏng trong giảm chấn được pittông giảm chấn
dồn từ buồng nọ sang buồng kia qua các lỗ tiết lưu. Ma sát giữa chất lỏng với
2

thành lỗ tiết lưu và giữa các lớp chất lỏng với nhau biến thành nhiệt nung nóng
vỏ giảm chấn toả ra ngoài.
Bộ phận hướng: Có tác dụng đảm bảo động học bánh xe, tức là đảm bảo
cho bánh xe chỉ dao động trong mặt phẳng đứng, bộ phận hướng còn làm nhiệm
vụ truyền lực dọc, lực ngang, mô men giữa khung vỏ và bánh xe.
1.2.2. Phân loại
Hệ thống treo ôtô thường được phân loại dựa vào cấu tạo của bộ phận đàn
hồi, bộ phận dẫn hướng và theo phương pháp dập tắt dao động.
1.2.2.1. Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo bộ phận dẫn hướng
Hệ thống treo phụ thuộc: là hệ thống treo mà bánh xe bên trái và bên
phải được liên kết với nhau bằng dầm cứng (liên kết dầm cầu liền), cho nên khi
một bánh xe bị chuyển dịch (trong mặt phẳng ngang hoặc thẳng đứng) thì bánh
xe bên kia cũng bị dịch chuyển. Ưu điểm của hệ thống treo phụ thuộc là cấu tạo
đơn giản. rẻ tiền, và bảo đảm độ êm dịu chuyển động cần thiết cho các xe có tốc
độ chuyển động không cao lắm. Nếu ở hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn
hồi là nhíp thì nó làm được cả nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng.
Hệ thống treo cân bằng: dùng ở những xe có tính năng thông qua cao với
3 hoặc 4 cầu chủ động để tạo mối quan hệ phụ thuộc giữa hai hàng bánh xe ở hai
cầu liền nhau.
Hệ thống treo độc lập: là hệ thống treo mà bánh xe bên phải và bánh xe
bên trái không có liên kết cứng. Do đó sự dịch chuyển của một bánh xe không
gây nên sự dịch chuyển của bánh xe kia. Tùy theo mặt phẳng dịch chuyển của
bánh xe mà người ta phân ra hệ thống treo độc lập có sự dịch chuyển bánh xe
trong mặt phẳng ngang, trong mặt phẳng dọc và đồng thời trong cả hai mặt
phẳng dọc và ngang.Hệ thống treo độc lập chỉ sử dụng ở những xe có kết cấu
rời, có độ êm dịu của cả xe cao, tuy nhiên kết cấu của bộ phận hướng phức tạp,
giá thành đắt.

3


1.2.2.2. Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo của phần tử đàn hồi
Phần tử đàn hồi là kim loại: nhíp lá, lò xo
Phần tử đàn hồi là khí nén gồm: phần tử đàn hồi khí nén có bình chứa là
cao su kết hợp sợi vải bọc làm cốt; dạng màng phân chia và dạng liên hợp.
Phần tử đàn hồi là thủy khí có loại kháng áp và không kháng áp.
Phần tử đàn hồi là cao su có loại làm việc ở chế độ nén và làm việc ở
chế độ xoắn.
1.2.2.3. Phân loại hệ thống treo theo phương pháp dập tắt dao động
Dập tắt dao động nhờ các giảm chấn thủy lực gồm giảm chấn dạng đòn và
dạng ống.
Dập tắt dao động nhờ ma sát cơ học ở trong phần tử đàn hồi và trong phần
tử hướng.

4


Chương II: PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ
THỐNG TREO
2.1. Phân tích các phương án bố trí hệ thống treo
2.1.1. Các phương án bố trí

2.1.2. Phân tích ưu, nhược điểm chung của các phương án bố trí
2.1.2.1. Ưu điểm của hệ theo phụ thuộc
Khi bánh xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng, khoảng cách hai bánh
xe (được nối cứng) không thay đổi. Điều nàylàm cho mòn lốp giảm đối với
trường hợp treo độc lập. Do hai bánh xe được nối cứng nên khi có lực bên tác
dụng thì lực này đựơc chia đều cho hai bánh xe làm tăng khả năng truyền lực

bên của xe, nâng cao khả năng chống trượt bên.
Hệ treo phụ thuộc được dùng cho cầu bị động có cấu tạo đơn giản.
Giá thành chế tạo thấp, kết cấu đơn giản, dễ tháo lắp, sửa chữa, bảo
dưỡng.

5


2.1.2.2. Nhược điểm của hệ treo phụ thuộc
Do đặc điểm kết cấu của hệ thống treo phụ thuộc nên chúng có khối lượng
không được treo rất lớn. Trên cầu bị động khối lượngnày bao gồm khối lượng
rầm thép, khối lượng cụm bánh xe, một phần nhíp hoặc lò xo và giảm chấn. Nếu
là cầu chủ động thì nó gồm vỏ cầu và toàn bộ phần truyền lực bên trong cầu
cộng với một nửa khối lượng đoạn các đăng nối với cầu. Trong truờng hợp là
cầu dẫn hướng thì khối lượng của nó còn thêm phần các đòn kéo ngang, đòn kéo
dọc của hệ thống lái. Khối lượng không được treo lớn sẽ làm cho độ êm dịu
chuyển động không được cao và khi di chuyển trên các đoạn đường gồ ghề sẽ
sinh ra các va đập lớn làm khả năng bám của bánh xe kém đi.
Kết cấu của hệ treo phụ thuộc khá cồng kềnh, lớn và chiếm chỗ dưới gầm
xe. Co hai bánh xe được lắp trên dầm cầu cứng nên khi dao động thì cả hệ dầm
cầu cũng dao động theo cho nên dưới gầm xe phải có khoảng không gian đủ lớn.
Do đó thùng xe cần phải nâng cao lên, làm cho trọng tâm xe nâng lên, điều này
không có lợi cho sự ổn định chuyển động của ôtô.
Về mặt động học, hệ treo phụ thuộc còn gây ra một bất lợi khác là khi một
bên bánh xe dao động thì bánh bên kia cũng dao động theo, chuyển dịch của
bánh bên này phụ thuộc bánh bên kia và ngược lại. Điều đó gây mất ổn định khi
xe quay vòng.
2.2. Phân tích lựa chọn thiết kế bộ phận đàn hồi
Bộ phận đần hồi kim loại: Bộ phận đần hồi kim loại thường có 3 dạng
chính để lựa chọn: nhíp lá, lò xo xoắn và thanh xoắn.

• Nhíp lá thường được dùng trên hệ thống treo phụ thuộc, hệ thống treo
thăng bằng. Khi chọn bộ phận đàn hồi là nhíp lá, nếu kết cấu và lắp ghép
hợp lý thì bản thân bộ phận đàn hồi có thể làm luôn nhiệm vụ của bộ phận
hướng. Điều này làm cho kết cấu của hệ thống treo trở nên đơn giản, lắp
ghép dễ dàng. Vì thế nhíp lá được sử dụng rộng rãi trên nhiều loại xe kể
cả xe du lịch. Nhíp lá ngoài nhược điểm chung của bộ phận đần hồi kim
loại còn có nhược điểm là khối lượng lớn.
6


• Lò xo xoắn thường được sử dụng trên nhiều hệ thống treo độc lập. Lò xo
xoắn chỉ chịu được lực thẳng đứng do đó hệ thống treo có bộ phận đàn hồi
là lò xo xoắn phải có bộ phận hướng riêng biệt. So với nhíp lá, lò xo xoắn
có trọng lượng nhỏ hơn.
• Bộ phận đàn hồi là thanh xoắn cũng được sủ dụng trên một số hệ thống
treo độc lập của ôtô. So với nhíp lá, lò xo xoắn có thế năng đàn hồi lớn
hơn, trọng lượng nhỏ và lắp đặt dễ dàng.
Bộ phận đàn hồi kim loại có ưu điểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ.
Nhược điểm của loại này là độ cứng không đổi (C=const). Độ êm dịu của xe chỉ
được đảm bảo một vùng tải trọng nhất định, không thích hợp với những xe có tải
trọng thường xuyên thay đổi. Mặc dù vậy bộ phận đàn hồi kim loại được sử
dụng phổ biến chủ yếu trên các loại xe hiện nay.
Bộ phận đàn hồi bằng khí: Loại này có ưu điểm là độ cứng của phần tử
đàn hồi (lò xo khí) không phải là hằng số do vậy có đường đặc tính đàn hồi phi
tuyến rất thích hợp khi sủ dụng trên ôtô. Mặt khác tuy theo tải trọng có thể điều
chỉnh độ cứng của phần tử đàn hồi (bằng cách thay đổi áp suất của lò xo khí)
cho phù hợp. Vì thế hệ thống treo loại này có độ êm dịu cao. Tuy nhiên bộ phận
đần hồi này có kết cấu phức tạp, giá thành cao, trọng lượng lớn (vì có thêm
nguồn cung cấp khí, các van và phải có bộ phận hướng riêng). Trên xe du lịch
thường chỉ trang bị cho các dòng xe đắt tiền, sang trọng. Còn đối với xe tải,

cũng được sử dụng đối với các xe có tải trọng lớn. Các loại xe đua bộ phận đàn
hồi dạng này được sử dụng nhiều dưới dạng hệ thống treo thủy khí điều khiển
được.
Lựa chọn: Trong xu thế phát triển kinh tế chung hiện nay, nhu cầu nội địa
hóa ngành ôtô ngày càng được chú trọng. Yêu cầu đặt ra cho người thiết kế
trước hết phải nhắm vào mục tiêu này. Một vấn đề không kém phần quan trọng
đó là giá thành của một chiếc xe bán ra, một mức giá phù hợp nhưng phải đảm
bảo tối ưu các yêu cầu kỹ thuật. Đây chính là 2 tiêu chí cơ bản cho việc tính
chọn và thiết kế hệ thống treo cho xe ôtô.
7


Qua những phân tich ưu nhựơc điểm của các loại bộ phận đàn hồi, thêm
vào đó việc chọn thiết kế hệ thống treo cho xe tải. Xe có khả năng di chuyển
trên các loại địa hình phức tạp, do đó chọn thiết kế bộ phận đàn hồi là nhíp.
Trước hết với tình hình kinh tế hiện nay, các ngành chế tạo trong nước có thể
đảm nhận đựơc sản xuất nhíp. Nhíp được sản xuất không cần những vật liệu quá
phức tạp, cầu kỳ do đó sẽ đảm bảo được tiêu chí đầu tiên là tăng nội địa hóa
ngành ôtô. Nhíp còn có thêm ưu điểm là trong quá trình vận hành xe ít bị hư
hỏng và phải sửa chữa, tuổi thọ lâu do đó rất phù hợp việc sử dụng ôtô trên địa
hình giao thông phức tạp của nước ta hiện nay.
Các bộ nhíp trước được lắp với khung xe qua các giá đỡ và được nối với
dầm cầu qua các quang treo nhíp. Bộ nhíp trước gồm có hai lá nhíp chính dài
bằng nhau mục đích để cường hóa .Để tăng tuổi thọ của nhíp và các lá nhíp
chính không bị xoắn đầu ta đặt vào trong các gối ụ cao su. Và ta chọn phương án
thiết kế (I) và phương án thiết kế (II) cho cầu trước và cầu sau.
2.3. Phân tích lựa chọn thiết kế giảm chấn
Giảm chấn sử dụng trên ôtô dựa theo nguyên tắc bằng cách tạo ra sức cản
nhớt và sức cản quán tính của chất lỏng công tác khi đi qua lỗ tiết lưu nhỏ để
hấp thụ năng lượng dao động do phần tử đàn hồi gây ra. Về mặt tác dụng có thể

có loại giảm chấn 1 chiều hoặc 2 chiều. Loại tác dụng 2 chiều có loại tác dụng
đối xứng hoặc không đối xứng. Đối với giảm chấn tác dụng đơn thì có nghĩa
trong 2 hành trình (nén và trả) thì chỉ có một hành trình giảm chấn có tác dụng
(thường là ở hành trình trả). Còn đối với giảm chấn 2 chiều, do cấu tạo của
pittông giảm chấn loại này bao gồm hai lỗ với hai nắp van (dạng van một chiều)
với kích thước lỗ khác nhau. Lỗ nhỏ có tác dụng ở hành trình trả còn lỗ lớn có
tác dụng ở hành trình nén. Như vậy lực cản của giảm chấn ở hành trình trả sẽ
lớn hơn ở hành trình nén, phù hợp với yêu cầu làm việc của hệ thống treo. Do đó
ta chọn thiết kế giảm chấn trên xe là loại thủy lực 2 chiều.

8


2.4. Các thông số cơ bản
Các thông số kỹ thuật của xe
Trọng lượng của ô tô không tải (N)

84000

Trọng tải của ô tô (N)

45000

Trọng lượng phần treo khi ô tô đầy tải (N)

100500

- Phân bố lên cầu trước (N)

27000

- Phân bố lên cầu sau (hoặc trục cân bằng) (N)

73500

Công thức bánh xe

6x6

Trọng lượng phần treo khi ô tô không tải (N)

52500

- Phân bố lên cầu trước (N)

23000

- Phân bố lên cầu sau (N)

29500

Trọng lượng phần không treo (N)
- Ở treo trước (N)

12000

- Ở treo sau (N)

19500

Chiều dài cơ sở của xe (mm)

4200

Chiều dài toàn bộ xe (tự chọn) (mm)

7350

Chiều rộng toàn bộ xe (tự chọn) (mm)

2450

9


Chương III: TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TREO TRƯỚC
Trên các ôtô hiện đại thường sử dụng nhíp bán elíp, thực hiện chức năng của
bộ phận đàn hồi và bộ phận dẫn hướng. Ngoài ra nhíp bán elíp còn thực hiện
một chức năng hết sức quan trọng là khả năng phân bố tải trọng lên khung xe.
3.1. Tính phần tử đàn hồi nhíp
3.1.1. Xác định tần số dao động
Hệ thống treo là đối xứng hai bên, vì vậy khi tính toán hệ thống treo ta chỉ
cần tính toán cho một bên. Tải trọng tác dụng lên một bên của hệ thống treo
trước:
Trọng lượng không được treo (Got):
Got = 12000( N ).

Trọng lượng được treo (Gdt):
Gdt = 23000( N )

Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ
tiêu đã đề ra. Hện nay có rất nhiều chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động như
tần số dao động, gia tốc dao động, vận tốc dao động......
Trong khuôn khổ của một đồ án tốt nghiệp, em chỉ lựa chọn một chỉ tiêu, đó
là chỉ tiêu tần số dao động. Chỉ tiêu này được lựa chọn như sau:
Tần số dao động của xe: n=60÷120(lần/phút). Với số lần như vậy thì người khoẻ
mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững.
Ta có: n =

30
ft

ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo (m)
Nếu n<60 (lần/phút) thì càng tốt đối với sức khoẻ con người nhưng độ
võng tĩnh của hệ thống treo rất lớn nên khi kiểm nghiệm thì lại không đủ cứng
vững.

10


Nếu n>120 (lần/phút) không phù hợp với hệ thần kinh của con người dẫn
đến mệt mỏi, ảnh hưởng đến sức khoẻ và an toàn khi lái xe.
Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo trước: ntr=80 (lần/phút).
2

2

 30   30 
Vậy độ võng tĩnh (ft) : ft =  ÷ =  ÷ = 0,14(m) = 14(cm)
 ntr   80 

G

23000

dt
Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: Ct = f = 14 = 1642,86( N / cm)
t

⇒ Ct = 1642,86( N / cm)
Độ võng động fđ của hệ thống treo phụ thuộc vào đường đặc tính của hệ
thống treo và độ võng tĩnh ft.
Giá trị độ võng động fđ chính xác bằng bao nhiêu hiện nay chưa định được
nhưng khi thiết kế thường lấy:
fđ = (0,6 ÷ 1,0)ft=(0,6 ÷ 1,0).14= 8,4 ÷ 14 (cm)
Chọn fđ=9 (cm)
3.1.2. Tính toán và chọn thông số chính của lá nhíp

Hình 2.3
Ta chọn nhíp là loại nửa elip đối xứng, khi đó cầu ôtô được gắn ở phần
giữa còn các đầu nhíp được nối với khung.
Khi đó sơ đồ tính toán nhíp được thể hiện trên hình 2.4.

11


O

X'

A

Z1

Z'
Z

B X''
α
Z''
Z2

Hình 2.4
Lực tác dụng lên nhíp là phản lực của đất Z tác dụng lên nhíp tại điểm tiếp
xúc của nhíp với dầm cầu. Quang nhíp thường được đặt dưới một góc α, vì vậy
trên nhíp sẽ có lực dọc X tác dụng. Muốn giảm lực X góc α phải làm càng nhỏ
nếu có thể. Nhưng góc α phải có trị số giới hạn nhất định để đảm bảo cho quang
nhíp không vượt quá trị giá trị trung gian (vị trí thẳng đứng). Khi ôtô chuyển
động không tải thì góc α thường chọn không bé hơn 5 o. Khi tải trọng đầy góc ỏ
có thể đạt trị số 40÷50o. Để đơn giản tính toán chúng ta sẽ không tính đến ảnh
hưởng của lực X.
Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước:
Z bx=Gđt+Got=23000+12000= 35000(N)
Chọn chiều dài lá nhíp chính:
Đối với nhíp trước của xe tải:
L=(0,22÷0,35)Lx
Lx: chiều dài cơ sở của xe: 420 (cm).
L=(0,22÷0,35).420=92,4÷ 147(cm)
Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 145 (cm)
Xác định số lá nhíp và chiều dày lá nhíp theo điều kiện sau:

12


Độ êm dịu của ôtô phụ thuộc nhiều vào độ võng tĩnh và độ võng động của
nhíp. Khi xác định các đại lượng này để thiết kế hệ thống treo với việc kể đến
tần số dao động cần thiết của nhíp và bắt chúng vào cầu, người ta chuyển sang
xác định kích thước chung của nhíp và các lá nhíp. Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng
của nhíp phụ thuộc chủ yếu vào việc lựa chọn chiều dài của nhíp, bề dày nhíp
trên cơ sở tải trọng, ứng suất, độ võng tĩnh đã biết.
Ta biết rằng ứng suất tỷ lệ nghịch với bình phương chiều dài nhíp, vì vậy
khi tăng một chút chiều dài nhíp, ta phải tăng đáng kể bề dày các lá nhíp. Điều
này rất quan trọng với lá nhíp gốc vì nó phải chịu thêm cả tải trọng ngang, dọc
và mômen xoắn. Nếu chiều dài nhíp bé ta không thể tăng bề dày lá nhíp gốc mặc
dù đã thoả mãn các yêu cầu về tỷ lệ tải trọng, độ võng, ứng suất. Nếu nhíp dài
quá làm cho độ cứng của nhíp giảm, nhíp làm việc nặng nhọc hơn, gây nên các
va đập giữa ụ nhíp và khung xe.
Tóm lại, ta không thể lấy chiều dài nhíp quá bé hoặc quá lớn mà còn kết
hợp cả bề dày và bề rộng của nhíp để xác định kích thước hình học của nhíp.
Chọn chiều dày các lá nhíp chính: h=10 mm.
Tỷ số giữa chiều rộng và chiều dày của là nhíp chọn trong giới hạn:
6<

b
< 10
h

Chọn tất cả các lá nhíp có bề rộng bằng nhau b=8(cm)
Nếu chiều rộng của lá nhíp quá nhỏ thì nhíp sẽ không đủ bền, còn nếu
chiều rộng của lá nhíp quá lớn thì khi thân ôtô bị nghiêng ứng suất xoắn ở lá

nhíp chính và các lá tiếp theo sẽ tăng lên.
Khi nhíp làm việc các lá nhíp không chỉ chịu lực thẳng đứng mà còn chịu
lực ngang và mômen xoắn, các lực này tác động chủ yếu lên lá gốc và tai nhíp,
chỉ có một phần lực được chuyển cho các lá kế tiếp lá nhíp gốc. Do vậy để tăng
độ bền của lá nhíp chính và tai nhíp thì ta phải tăng chiều dầy lá nhíp chính và
chiều dài của một số lá sát với lá nhíp chính. Để có thể nhận được độ võng tĩnh
13


cực đại của nhíp khi chiều dài của nhíp bé thì nhíp phải được kết cấu bởi các lá
nhíp có chiều dày giảm dần khi càng cách xa lá nhíp chính.
Chọn số lá nhíp là 9, ta chia số nhíp làm 2 nhóm:
Nhóm một có 2 lá: h=9(mm); b=80(mm)
Nhóm hai có 6 lá: h=10(mm); b=80(cm)
Xác định chiều dài các lá nhíp:
Hệ phương trình dùng để xác định chiều dài nhíp có dạng:
l3 3 l 2
j2 l1
j2

0,5
(3
−
1)
−
(1
+
)
+
0,5(

) (3 − 1) = 0

j1 l2
j1
l2
l3


j3 l2
j3
l 4 3 l3
0,5 (3 − 1) − (1 + ) + 0,5( ) (3 − 1) = 0
j2 l3
j2
l3
l4

.........................................................................

jn
ln −1
jn

0,5 j (3 l − 1) − (1 + j ) = 0

n −1
n
n −1

Trong đó:

li: chiều dài lá nhíp thứ i
ji: mô men quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i
j 1 = 2bh 3c /12 = 2.8.1 3 /12 = 1,33 (cm 4 )
j = bh3/12 = 8.0,93/12 = 0,49(cm4)
Biết l1 = l 2 = 65 cm.
Do l 1 =l 2 nên ta tính từ l 2 .
Ta có hệ phương trình:

14



0, 5


0, 5


0, 5



0, 5


0, 5


0, 5



0, 5



l
j2 l 2
j
l
(3 −1) − (1 + 2 ) + 0, 5( 4 )3 (3 3 −1) = 0
j1 l3
j1
l3
l4
j3 l3
j
l
l
(3 −1) − (1 + 3 ) + 0, 5( 5 )3 (3 4 −1) = 0
j2 l 4
j2
l4
l5
l
l
j4 l 4
j
(3 −1) − (1 + 4 ) + 0, 5( 6 ) 3 (3 5 −1) = 0
j3 l5
j3

l5
l6
j5 l5
j
l
l
(3 −1) − (1 + 5 ) + 0, 5( 7 )3 (3 6 −1) = 0
j4 l 6
j4
l6
l7
j6 l6
j
l
l
(3 −1) − (1 + 6 ) + 0, 5( 8 )3 (3 7 −1) = 0
j5 l7
j5
l7
l8
j7 l7
j
l
l
(3 −1) − (1 + 7 ) + 0, 5( 9 )3 (3 8 −1) = 0
j6 l8
j6
l8
l7
j8 l8

j
(3 −1) − (1 + 8 ) = 0
j7 l9
j7

Giải hệ phương trình:
Ta dùng phương pháp thế để giải hệ trên.
Cụ thể từ phương trình cuối ta có:
15


0,5.1(3

l8
− 1) − (1 + 1) = 0 ⇔ l9 = 0, 6l8 (1)
l9

Thế phương trình (1) vào phương trình thứ 8 ở hệ trên ta có :

l8 = 0,725l7
Thế lần lượt từ dưới lên trên ta được :

l 7 = 0,789l 6
l 6 = 0,828l 5
l 5 = 0,854l 4
l 4 = 0,874l 3
l 3 = 0,845l 2

Mà l2 = 650 mm ⇒ l3=550 ; l4=480 ; l5=410 ; l6=340 ; l7=270 ; l8=195;

l9=115

Từ phương trình Lk = 2lk + a ta có bảng sau: (mm)
Nhíp số

1

2

3

4

5

6

7

8

9

lk

650

650

550

480

410

340

270

195

115

Lk

145
0

1450 1250 1110

970

830

690

540

380

3.1.3. Tính độ cứng của nhíp
Khi lắp nhíp lên xe, người ta dùng các quang nhíp bắt chặt phần giữa nhíp
với dầm cầu. Với kết cấu này ta có thể coi như nhíp bị ngàm cứng ở giữa. Do
vậy khi tính toán chỉ tính cho một nửa nhíp với giả thiết nửa nhíp bị ngàm chặt
một đầu.
Theo phương pháp thế năng biến dạng đàn hồi độ cứng của nhíp được
tính theo công thức sau:

C=

6 Eα

n

∑a
k =1

3
k +1

(Yk − Yk +1 )

Trong đó:
E là mô đun đàn hồi của vật liệu, E=2.105 N/mm2; Ik
16


α = 0,83; ak = lk – lk+1;
Yk = 1/Ik; Ik = J1 + J2 + J3 +… Jk ;

Jk

bhk3
;
=
12
L

t

l'

l

Z
l1
l2
l3

P

a

a

2

3

ln

ln

-1

a

n + 1

Do trong bộ nhíp có 2 lá nhíp cái có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta

mbhk3
coi 2 lá nhíp cái là lá thứ nhất với: J 1 =
Ta có bảng giá trị sau: (mm)
12
Yk − Yk +1

k

lk

ak+1

b

hk

Jk

Ik

Yk
x(E-6)

1

650

100

80

2x9

9720

9720

102.881

41.855

41.855

2

550

170

80

10

6666.667

16386.67

61.025

17.648

86.702

3

480

240

80

10

6666.667

23053.33

43.378

9.73

134.512

4

410

310

80

10

6666.667

29720

33.647

6.165

183.655

5

340

380

80

10

6666.667

36386.67

27.483

4.256

233.513

6

270

455

80

10

6666.667

43053.33

23.227

3.114

293.363

7

195

535

80

10

6666.667

49720

20.113

2.378

364.135

8

115

650

80

10

6666.667

56386.67

17.735

17.735

4870.389

17

x(E-6)

a k3+1 (Yk − Yk +1 )


12

∑a
k =1

3
k +1

(Yk − Yk +1 )

6208.12

Vậy ta có độ cứng của nhíp là:
C=

6 Eα
n

∑a
k =1

3
k +1

=

(Yk − Yk +1 )

6.2.105.0,85
= 172,516( N / mm)
6208,12

Độ võng tĩnh f:

ft =

Gt 23000
=
= 133,32(mm)
C 172,516

Nhận thấy các giá trị độ cứng C và độ võng tĩnh f thỏa mãn điều kiện đánh giá
độ êm dịu.
3.1.4. Tính kiểm tra chốt nhíp
Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của
tai nhíp Dchốt=2(cm)=20(mm).
Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép hợp kim có thành phần các bon
thấp (20X) thấm các bon trước khi tôi thì ứng suất chèn dập cho phép [σchèn dập ]=
750÷900(N/cm2).
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu, σchèn
dập

<[σchèn dập ]. Vậy chốt đảm bảo bền.

3.2.Tính toán giảm chấn
Sự cản chấn động ở hệ thống treo không chỉ phụ thuộc vào giảm chấn mà
còn do ma sát giữa các lá nhíp, ma sát giữa các khớp nối của hệ thống treo. Việc
tác động của chúng ta vào sự cản chấn động ở hệ thống treo bằng cách thiết kế
giảm chấn chính là việc tác động của chúng ta vào thông số mà chúng ta kiểm
soát được, tức là lực cản chấn động của giảm chấn. ảnh hưởng dập tắt chấn động
của các yếu tố không kiểm soát được là không lớn lắm, vì vậy khi thiết kế giảm
chấn, ta coi sự cản dao động của toàn bộ hệ thống treo là sự cản dao động của
giảm chấn. Khi làm việc, giảm chấn phải thực hiện được nhiệm vụ của nó là dập
tắt dao động tương đối của phần được treo và phần không được treo.

18


Để thiết kế giảm chấn, ta phải thực hiện việc chọn trước một số thông số
ban đầu của giảm chấn dựa trên những xe tương đương và không gian bố trí của

giảm chấn. Sau đó, ta xác định kích thước các lỗ, van của giảm chấn.
3.2.1. Xác định hệ số cản của giảm chấn Kg
Hệ số cản của hệ thống treo K góp phần quan trọng, nó tạo ra độ êm dịu
của xe. Tương tự bộ phận đàn hồi, tùy thuộc cách lắp giảm chấn trên xe. Hệ số
cản của giảm chấn Kg có thể bằng hoặc không bằng hệ số cản của hệ thống treo.
3.2.1.1. Hệ số cản của hệ thống treo:
Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ
số dập tắt chấn động tương đối như sau:
ψ=

K
CM
G

t
Trong đó: C: độ cứng của hệ thống treo. C = f ( N / m)
t

M: khối lượng được treo tính trên một bánh xe
ψ: hệ số dập tắt chấn động. (ở các ôtô hiện nay ψ = 0, 15÷0, 3).
Lấy ψ = 0, 2
Gt: trọng lượng được treo tính trên một bánh xe ở trạng thái tĩnh.
Gt=23000 (N)
g: gia tốc trong trường. g = 10(m/s2)
ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo. ft=14(cm)
Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:
Ktr= ψ CM
⇒Ktr= 0, 2

230002

= 3888(Ns/m)
0,14.10

Hệ số cản trung bình của giảm chấn:
19


Kgc= Ktr = 3888 (Ns/m)
K

K

gt
gt
Với K = 2 ÷3 chọn K = 3
gc
gc

3.2.1.2. Tính toán hệ số cản của giảm chấn
Ta có phương trình: Kn+ Ktr=2Kgc (1)
Trong đó:
Kn, Ktr: hệ số cản chấn động ở bộ phận giảm chấn tương ứng với hành trình
nén và trả.
Với 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÷3Kn.
Chọn Ktr=3Kn (2)

Từ (1) và (2) ta có hệ phương trình:
 K n + Ktr = 2 K gc

 K tr = 3K n

⇒ Kn= 1944(Ns/m)
Ktr=5832Ns/m)
Để thiết kế giảm chấn, ta phải thực hiện việc chọn trước một số thông số ban
đầu của giảm chấn dựa trên những xe tương đương và không gian bố trí của
giảm chấn. Sau đó, ta xác định kích thước các lỗ, van của giảm chấn.
Như ta đã tính ở phần trên, tổng hành trình của bánh xe tính từ vị trí ôtô bắt
đầu chịu tải đến vị trí hành trình lớn nhất là 20 (cm). Từ đó ta có thể chọn trước
hành trình làm việc của giảm chấn là 20 (cm) với góc đặt giảm chấn ở phía trước
là 90 độ so với phương thẳng đứng.
Các thông số chọn trước của giảm chấn
20


Tên

Kí hiệu

Giá trị

Đơn vị

Đường kính piston

dp

40

mm

Đường kính thanh đẩy

dt

20

mm

Hành trình làm việc (do fđ)

hg

200

mm

Góc đặt giảm chất trước

α

90

độ

Chiều dài buồng chứa dầu

lđ

370

mm

3.2.2. Xác định kích thước các van.

Hình 2.13
- Ta có phương trình Bécnuli cho toàn dòng chất lỏng thực (tại mặt cắt 1-1 và
2-2) không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):

p1 α1v12
p2 α 2v22
z1 + +
= z2 +
+
+ hw1− 2
γ
2g
γ
2g
Trong đó:
z: độ cao hình học của chất lỏng(m)
p: áp suất(N)
γ: trọng lượng riêng của chất lỏng(N/m3). Dầu γ=9000(N/m3)
v: vận tốc trung bình dòng chất lỏng tại mặt cắt(m/s)
g: gia tốc trọng trường(g=9,8m/s2)
α: hệ số hiệu chỉnh động năng, phụ thuộc chế độ chảy
α=2: chảy tầng

21


α=1: chảy rối
hw1-2: tổn thất năng lượng trung bình (thế năng) dọc theo dòng chảy
Mặt cắt 1-1 là mặt cắt của dòng chất lỏng trong piston. Như vậy vận tốc
dòng chất lỏng tại mặt cắt 1-1 chính là vận tốc tương đối của piston và xylanh.
Mặt cắt 2-2 là mặt cắt của dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van. Hiệu độ cao hình
học ∆z giữa hai mặt cắt là rất nhỏ (bằng chiều cao lỗ) nên ta bỏ qua đại lượng
này khi tính toán. Chất lỏng chuyển động trong lỗ van ở chế độ chảy rối do đó
hệ số α=1.
Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 chính là đại
lượng biến năng lượng chuyển động của dòng chất lỏng thành nhiệt năng do ma
sát của chất lỏng với lỗ van, chất lỏng với chất lỏng, chất lỏng với thành
xylanh...Vì vậy khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng sẽ được đặc trưng
bởi hệ số dập tắt dao động của giảm chấn, nghĩa là vế phải của phương trình
Bécnuli sẽ không có đại lượng hw1-2 mà thay vào đó là hệ số tắt chấn ψ (theo
phần trên ψ=0,2).
- Phương trình Bécnuli trở thành:

p1 v12
p2 v22
( z1 + + ).(1 − 0,2) = z2 + +
γ 2g
γ 2g
p1 v12
p2 v22
( z1 + + ).0,8 = z2 + +
γ 2g
γ 2g

- Như vậy vận tốc của dòng chất lỏng qua van được xác định theo công thức:

v2 =

(0,8 p1 − p2 )2 g
+ 0,8v12
γ

- Trong công thức trên, v1 và p2 rất nhỏ nên bỏ qua. Vận tốc của dòng chất
lỏng qua van được tính xấp xỉ theo biểu thức sau:

22


v2 =

0,8∆p 2 g
γ

- Lưu lượng chất lỏng qua van trong một đơn vị thời gian được xác định theo
công thức:
Q=Fv=∑fv.µ.v2=∑fv.µ.

0,8∆p 2 g
(1)
γ

Q: lưu lượng chất lỏng qua van
F: diện tích tiết diện cắt ngang của dòng chất lỏng
v: vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt

∑fv: tổng diện tích các lỗ van
µ: hệ số tổn thất lưu lượng của lỗ do dòng chảy bị đột thu, đột mở. Hệ
số tổn thất lưu lượng trung bình µ=0,5
Chất lỏng tiêu tốn trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:
Q=Fv1 (2)
Trong đó:
Q: lưu lượng mà piston đẩy đi trong một đơn vị thời gian
F: diện tich làm việc hiệu dụng của piston
v1: vận tốc dịch chuyển tương đối của piston và xilanh
Vì lượng chất lỏng mà piston đẩy đi bằng lưu lượng chất lỏng qua van nên
Q=Q’. Từ (1) và (2) ta có phương trình:
Fv1=∑fvµ.

0,8∆p 2 g
(3)
γ

Khi giảm chấn làm việc có những trường hợp sau:
- Trường hợp trả nhẹ
- Trường hợp trả mạnh
23


- Trường hợp nén nhẹ
- Trường hợp nén mạnh
3.2.2.1. Xác định kích thước van trả.
Xác định kích thước van trả nhẹ.
Van trả nhẹ làm việc một mình khi vận tốc piston v≤0,3(m/s). Khi xe làm
việc ở điều kiện đường xá tương đối tốt mặt đường không gồ ghề lắm, lúc này
lực kích động mặt đường nhỏ giảm chấn làm việc ở chế độ tải nhẹ tức là lúc này

áp suất dầu không cao lắm. Với vận tốc v≤0,3(m/s) thì chất lỏng chỉ đi qua các
lỗ van thông qua chứ chưa đủ áp suất làm thay đổi diện tích lưu thông và với
vận tốc lưu thông như thế thì diện tích lưu thông là hằng số.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van trả nhẹ:

∑f

vtn

Ft v1

=
µ

0,8∆p2g
γ

- Ft diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình trả:
π
4

Ft= (d 2p − d 2t )
Trong đó:
dp: đường kính piston 0,04(m)
dt: đường kính thanh đẩy 0,02(m)
⇒Ft=9,42.10-4(m2)
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:
Ztn=Ktv
Trong đó: Kt: hệ số cản trong hành trình trả nhẹ. Kt=5832 (Ns/m)
v: vận tốc tương đối piston và xilanh.v=0,3(m/s)

⇒Ztn=5832.0,3=1749,6(N)
24


- Độ chênh áp suất của dòng chất lỏng là:
∆p =

Z tn
1749, 6
=
= 1857325 (N/m2)
Ft
9, 42.10−4

Thay số ta có tổng diện tích van trả nhẹ:

∑ f vtn =

Ft v1
9, 42.10−4.0,3
=
≈ 1, 0.10−5
(m2)
0,8∆p2g
0,8.1857325.2.10
µ
0,5.
γ
9000

Chọn số lỗ van trả nhẹ là 6 lỗ.
Đường kính một lỗ là: d =

4∑ f vtn
6π

4.12.10−6
=
= 1, 6.10−3 (m) = 1, 6(mm)
6.π

Vậy van trả nhẹ có 6 lỗ đường kính một lỗ là d=1,6(mm).
Xác định kích thước van trả mạnh:
Van trả mạnh làm việc khi vận tốc piston v>0,3(m/s). Khi xe làm việc ở điều
kiện đường xá gồ ghề, mặt đường xấu, lúc này lực kích động mặt đường lớn
giảm chấn làm việc ở chế độ tải nặng làm giảm chấn bị kéo ra rất mạnh, lúc này
áp suất dầu tăng một cách đột ngột. Với vận tốc v>0,3(m/s) thì chất lỏng lúc này
có áp suất rất cao làm mở hết các van trả, tức là diện tích lưu thông là tối đa và ở
vận tốc trên thì tiết diện lưu thông là không đổi vì nó không thể mở rộng hơn
được nữa, như thế diện tích lưu thông là hằng số.
Giai đoạn van trả mạnh bắt đầu mở đến khi mở hoàn toàn là giai đoạn
chuyển tiếp hay giai đoạn quá độ. Giai đoạn này xảy ra ở thời gian rất nhỏ, vì
vậy ta bỏ qua không xét đến giai đoạn này.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van trả:

∑f

v

Ft v1

=
µ

0,8∆p2g
γ

Trong đó:

25