Giáo trình thiết kế ô tô - Đặng Quý, Đỗ Văn Dũng, Dương Tuấn Tùng.pdf

1. NHAØ XUAÁT BAÛN
ÑAÏI HOÏC QUOÁC GIA TP. HOÀ CHÍ MINH
GIÁO TRÌNH
ĐẶNG QUÝ
ĐỖ VĂN DŨNG
DƯƠNG TUẤN TÙNG
BOÄ GIAÙO DUÏC VAØ ÑAØO TAÏO
TRÖÔØNG ÑAÏI HOÏC SÖ PHAÏM KYÕ THUAÄT THAØNH PHOÁ HOÀ CHÍ MINH
NAÊM XAÂY DÖÏNG VAØ PHAÙT TRIEÅN
60
THIẾT KẾ Ô TÔ

2. BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT
THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH
--------------------
GVC.MSC. ĐẶNG QUÝ, PGS.TS. ĐỖ VĂN DŨNG,
GVC.TS. DƯƠNG TUẤN TÙNG
GIÁO TRÌNH
THIẾT KẾ Ô TÔ
NHÀ XUẤT BẢN ĐẠI HỌC QUỐC GIA
THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH – 2021

3. 2

4. 3
LỜI NÓI ĐẦU
Nền công nghiệp chế tạo ô tô trên thế giới ngày càng phát triển mạnh
mẽ. Ở Việt nam, trong thời gian không lâu nữa từ tình trạng lắp ráp xe hiện
nay, chúng ta sẽ tiến đến tự chế tạo ô tô. Bởi vậy, việc đào tạo đội ngũ kỹ
sư có trình độ đáp ứng được những đòi hỏi của ngành công nghệ, chế tạo
và sửa chữa ô tô là một nhiệm vụ rất quan trọng và cấp bách.
Để phục vụ cho mục đích lâu dài nêu trên và trước mắt để đáp ứng
cho chương trình đào tạo theo hướng công nghệ ô tô, Khoa Cơ khí động
lực của Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật đã phân công các cán bộ giảng
dạy biên soạn giáo trình Thiết kế ô tô dùng cho hệ đại học.
Giáo trình này có 10 chương, bao gồm: Tổng quan về thiết kế ô tô,
khái quát chung về ô tô, các chế độ tải trọng khi xe hoạt động, hệ thống
truyền lực, các cầu xe, các hệ thống treo, lái, phanh.
“Thiết kế ô tô” là môn học chuyên ngành quan trọng ở năm cuối. Bởi
vậy, trước khi học môn này, sinh viên phải học trước các môn sau “Cơ lý
thuyết”, “Sức bền vật liệu”, “Chi tiết máy”, “Cấu tạo ô tô”, “Nguyên lý
động cơ đốt trong” và “Lý thuyết ô tô”.
Giáo trình này đề cập đến những vấn đề cơ bản quan trọng của môn
học, phù hợp với chương trình quy định của Bộ Giáo dục và Đào tạo đối
với ngành Công nghệ ô tô. Nội dung kiến thức ở giáo trình này nhằm trang
bị cho sinh viên những hiểu biết cơ bản về đặc điểm cấu tạo và nguyên lý
làm việc của các cụm, chi tiết và các hệ thống thuộc gầm ô tô, những tính
toán cơ bản về động học và động lực học của các cụm và các hệ thống, từ
đó làm cơ sở cho những hoạt động nghề nghiệp thuộc lĩnh vực sửa chữa,
lắp ráp, kiểm định và thiết kế cải tiến những mẫu xe mới.
Do lần đầu xuất bản và thời gian có hạn, bởi vậy giáo trình này chắc
sẽ có chỗ chưa hoàn thiện và thiếu sót. Rất mong các bạn đọc góp ý để lần
tái bản sau có chất lượng tốt hơn. Chúng tôi xin chân thành cảm ơn!
Người biên soạn:
GVC.MSc. Đặng Quý
PGS.TS. Đỗ văn Dũng
GVC.TS. Dương Tuấn Tùng

5. 4

6. 5
MỤC LỤC
. Trang
Lời nói đầu..................................................................................................3
Mục lục.......................................................................................................5
Ký hiệu và đơn vị đo cơ bản.....................................................................11
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ THIẾT KẾ Ô TÔ.............................13
Mục tiêu....................................................................................................13
1.1. Khái quát chung về thiết kế ô tô........................................................14
1.2. Trình tự trong tính toán và thiết kế ô tô.............................................14
1.2.1. Những yêu cầu chung khi thiết kế ô tô......................................14
1.2.2. Tính toán các thông số cơ bản của hệ thống động lực ô tô......15
1.3. Khái quát về tính toán thiết kế hệ thống truyền lực...........................19
1.4. Khái quát về tính toán thiết kế hệ thống phanh.................................20
1.5. Khái quát về tính toán thiết kế hệ thống treo.....................................20
1.5.1. Bộ phận dẫn hướng (Cơ cấu hướng)........................................21
1.5.2. Bộ phận đàn hồi........................................................................21
1.5.3. Bộ phận giảm chấn...................................................................21
1.6. Khái quát về tính toán thiết kế hệ thống lái.......................................21
CHƯƠNG 2: KHÁI QUÁT CHUNG VỀ Ô TÔ.
..................................23
Mục tiêu....................................................................................................23
2.1. Phân loại ô tô.....................................................................................24
2.2. Các yêu cầu đối với ô tô.
....................................................................25
2.2.1. Các yêu cầu về thiết kế, chế tạo................................................25
2.2.2. Các yêu cầu về sử dụng............................................................25
2.2.3. Các yêu cầu về bảo dưỡng, sửa chữa.......................................25
2.3. Các thông số của ô tô.........................................................................26
2.3.1. Các thông số kích thước............................................................26
2.3.2. Các thông số trọng lượng.........................................................27
1.4. Bố trí chung trên ô tô.........................................................................28
2.4.1. Bố trí động cơ trên ô tô.............................................................29
2.4.2. Bố trí hệ thống truyền lực trên ô tô...........................................32
CHƯƠNG 3: TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN CÁC CỤM VÀ CHI
TIẾT CỦA Ô TÔ.....................................................................................38

7. 6
Mục tiêu....................................................................................................38
3.1. Khái niệm về các loại tải trọng..........................................................39
3.2. Những trường hợp sinh ra tải trọng động..........................................40
3.2.1. Đóng ly hợp đột ngột................................................................40
3.2.2. Không mở ly hợp khi phanh......................................................41
3.2.3. Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay....................44
3.2.4. Xe chuyển động trên đường không bằng phẳng.......................46
3.3. Tải trọng dùng trong tính toán các cụm và chi tiết của gầm ô tô.......48
3.3.1. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực....................48
3.3.2. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống phanh..........................49
3.3.3. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống treo và cầu...................50
3.3.4. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống lái................................51
CHƯƠNG 4: LY HỢP............................................................................53
Mục tiêu....................................................................................................53
4.1. Công dụng, phân loại, yêu cầu...........................................................54
4.1.1. Công dụng.................................................................................54
4.1.2. Phân loại...................................................................................54
4.1.3. Yêu cầu......................................................................................54
4.2. Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý làm việc của ly hợp ma sát....................55
4.2.1. Sơ đồ cấu tạo............................................................................55
4.2.2. Nguyên lý làm việc của ly hợp ma sát.......................................55
4.3. Công trượt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp.................................56
4.3.1. Quá trình đóng ly hợp...............................................................56
4.3.2. Tính toán xác định công trượt...................................................58
4.4. Xác định kích thước cơ bản, tính toán hao mòn và nhiệt độ
của ly hợp..................................................................................................61
4.4.1. Xác định kích thước cơ bản của ly hợp.....................................61
4.4.2. Tính toán độ hao mòn của ly hợp.............................................65
4.4.3. Tính toán nhiệt độ của ly hợp...................................................66
4.5. Ly hợp thủy động...............................................................................67
4.5.1. Cấu tạo và nguyên lý làm việc..................................................67
4.5.2. Tính toán ly hợp thủy động.......................................................68
4.5.3. Đường đặc tính của ly hợp thủy động.......................................71

8. 7
CHƯƠNG 5: HỘP SỐ VÀ HỘP PHÂN PHỐI....................................73
Mục tiêu....................................................................................................73
5.1. Hộp số có cấp.....................................................................................74
5.1.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.................................................74
5.1.2. Sơ đồ động học và nguyên lý làm việc của các loại hộp số......75
5.1.3. Trình tự tính toán hộp số có cấp...............................................77
5.1.4. Tính toán các thông số hình học của bánh răng hộp số...........77
5.1.5. Bộ đồng tốc...............................................................................85
5.2. Hộp số tự động..................................................................................85
5.2.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.................................................85
5.2.2. Khái quát về hộp số tự động.....................................................85
5.2.3. Biến mômen thủy lực.................................................................94
5.2.4. Hộp số hành tinh.....................................................................102
5.2.5. Hệ thống điều khiển hộp số tự động.......................................117
5.3. Hộp phân phối..................................................................................122
5.3.1. Nguyên tắc phân phối công suất cho các cầu của xe
nhiều cầu chủ động. .........................................................................122
5.3.2. Sơ đồ động học của các loại hộp phân phối...........................127
CHƯƠNG 6: TRUYỀN ĐỘNG CÁC ĐĂNG.
....................................129
Mục tiêu..................................................................................................129
6.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.........................................................130
6.1.1. Công dụng...............................................................................130
6.1.2. Yêu cầu....................................................................................130
6.1.3. Phân loại.................................................................................130
6.2. Động học của cơ cấu các đăng.........................................................131
6.2.1. Cơ cấu các đăng đơn..............................................................131
6.2.2. Cơ cấu các đăng kép...............................................................134
6.2.3. Khớp các đăng kép đồng tốc...................................................135
6.2.4. Khớp các đăng đồng tốc loại bi..............................................136
6.3. Số vòng quay nguy hiểm của trục các đăng..
...................................140
CHƯƠNG 7: CẦU CHỦ ĐỘNG.........................................................144
Mục tiêu..................................................................................................144
7.1. Sơ đồ động học của bộ truyền lực trong cầu chủ động....................145

9. 8
7.1.1 Cầu chủ động không dẫn hướng..............................................145
7.1.2. Cầu chủ động dẫn hướng........................................................145
7.2. Truyền lực chính..............................................................................146
7.2.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại...............................................146
7.2.2. Tính toán kích thước truyền lực chính....................................147
7.2.3. Độ cứng vững và độ bền của truyền lực chính.......................149
7.2.4. Truyền lực cạnh.......................................................................152
7.3. Vi sai................................................................................................154
7.3.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại...............................................154
7.3.2. Động học và động lực học của vi sai bánh răng nón.............156
7.3.3. Hệ số hãm và hệ số gài vi sai..................................................160
7.3.4. Sơ đồ động học của một số loại vi sai khác............................164
7.4. Bán trục............................................................................................165
7.4.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại...............................................165
7.4.2. Xác định các lực tác dụng lên bán trục..................................167
7.4.3. Tính toán các bán trục theo bền.............................................172
CHƯƠNG 8: HỆ THỐNG PHANH....................................................176
Mục tiêu..................................................................................................176
8.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.........................................................177
8.1.1. Công dụng...............................................................................177
8.1.2. Yêu cầu....................................................................................177
8.1.3. Phân loại.................................................................................178
8.2. Sơ đồ cấu tạo các hệ thống phanh....................................................178
8.2.1. Sơ đồ cấu tạo hệ thống phanh dầu..........................................179
8.2.2. Sơ đồ cấu tạo hệ thống phanh khí...........................................181
8.2.3. Sơ đồ cấu tạo hệ thống phanh thủy khí...................................185
8.3. Tính toán mômen phanh cần thiết tại các cơ cấu phanh..................186
8.4. Tính toán cơ cấu phanh guốc...........................................................188
8.4.1. Quy luật phân bố áp suất trên má phanh................................188
8.4.2. Tính toán cơ cấu phanh..........................................................191
8.4.3. Phanh êm dịu và ổn định của ô tô khi phanh (hiện
tượng tự siết).....................................................................................202
8.5. Tính toán truyền động phanh...........................................................203
8.5.1. Truyền động phanh bằng cơ khí..............................................203

10. 9
8.5.2. Truyền động phanh bằng chất lỏng (dầu)...............................206
8.5.3. Truyền động phanh bằng khí nén............................................209
8.6. Hệ thống phanh chống hãm cứng ABS............................................214
8.6.1. Nguyên lý làm việc..................................................................214
8.6.2. Sơ đồ cấu tạo cụm van phân phối áp suất dầu.......................216
CHƯƠNG 9: HỆ THỐNG TREO.......................................................222
Mục tiêu..................................................................................................222
9.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.........................................................223
9.1.1. Công dụng...............................................................................223
9.1.2. Yêu cầu....................................................................................224
9.1.3. Phân loại.................................................................................224
9.2. Bộ phận dẫn hướng .........................................................................225
9.2.1. Cấu tạo các cơ cấu hướng ở hệ thống treo độc lập ...............225
9.2.2. Cấu tạo các cơ cấu hướng ở hệ thống treo phụ thuộc............228
9.3. Bộ phận đàn hồi...............................................................................230
9.3.1. Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo.............................230
9.3.2. Tính toán nhíp đặt dọc............................................................234
9.3.3. Tính các chi tiết của nhíp........................................................249
9.4. Bộ phận giảm chấn.
..........................................................................251
9.4.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại...............................................251
9.4.2. Nguyên lý làm việc của các loại giảm chấn thủy lực..............252
9.4.3. Đường đặc tính của giảm chấn thủy lực.................................255
9.5. Lựa chọn đặc tính của hệ thống treo theo quan điểm êm dịu
và động lực học................................................................................256
CHƯƠNG 10: HỆ THỐNG LÁI.........................................................261
Mục tiêu..................................................................................................261
10.1. Công dụng, yêu cầu, phân loại.......................................................262
10.1.1. Công dụng.............................................................................262
10.1.2. Yêu cầu..................................................................................262
10.1.3. Phân loại...............................................................................262
10.2. Kết cấu của hệ thống lái.................................................................263
10.2.1. Sơ đồ cấu tạo của hệ thống lái..............................................263
10.2.2. Cơ cấu lái..............................................................................264

11. 10
10.2.3. Truyền động lái.....................................................................269
10.3. Các tỉ số truyền của hệ thống lái....................................................271
10.3.1. Tỉ số truyền của cơ cấu lái i
...............................................271
10.3.2. Tỉ số truyền của dẫn động lái id
............................................272
10.3.3. Tỉ số truyền theo góc của hệ thống lái ig
...............................272
10.3.4. Tỉ số truyền lực của hệ thống lái il
........................................272
10.4. Xác định lực cực đại tác dụng lên vô lăng.....................................273
10.5. Tính toán hình thang lái.................................................................276
10.5.1. Động học của hình thang lái.................................................276
10.5.2. Tính toán kiểm tra hình thang lái.........................................277
10.6. Phối hợp động học giữa hệ thống treo và hệ thống lái..................279
TÀI LIỆU THAM KHẢO......................................................................281

12. 11
KÝ HIỆU VÀ ĐƠN VỊ ĐO CƠ BẢN
Đại lượng
Ký
hiệu
Đơn vị
Hệ số chuyển đổi giữa đơn
vị cơ bản và đơn vị cũ
Chiều dài l m 1 inch = 2,54 cm = 0,0254 m
Vận tốc dài v m/s 1 m/s = 3,6 km/h
Vận tốc góc ω rad/s
Số vòng quay n vg/ph
Gia tốc j m/s2
Gia tốc góc e rad/s2
Lực F N 1N ≈ 0,1kG
Trọng lượng G N 103
N ≈ 102
kG ≈0,1 tấn
Khối lượng m kg
Áp suất q N/m2
1 N/m2
= 1 Pa = 10-5
kG/cm2
Ứng suất s N/m2
1 MN/m2
≈ 10 kG/cm2
Mômen quay M N m
1Nm ≈ 10 kGcm ≈ 0,1
kGm
Công L J 1 J = 1 Nm ≈ 0,1 kGm
Công suất P W
1 W = 1 J/s ≈ 0,1 kGm/s
1 W ≈ 1/736 m.l (mã lực)
Nhiệt độ T 0
K
T = t + 2730
(T: độ Kenvin, t: độ
Xenxiut)
Nhiệt lượng Q J 1 J ≈ 2,4.10-3
kcal
Nhiệt dung
riêng
C J/kgđộ
1 J/kgđộ ≈ 2,4.10-3
kcal/
kgđộ
Thời gian t s

13. 12

14. 13
CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN VỀ THIẾT KẾ Ô TÔ
Mục tiêu:
Sau khi học xong chương trình này sinh viên có khả năng:
1. Trình bày được khái quát chung về thiết kế ô tô.
2. Nêu được các trình tự trong tính toán và thiết kế ô tô.
3. Trình bày được khái quát về tính toán thiết kế hệ thống truyền lực.
4. Trình bày được khái quát về tính toán thiết kế hệ thống phanh.
5. Trình bày được khái quát về tính toán thiết kế hệ thống treo.
6. Trình bày được khái quát về tính toán thiết kế hệ thống lái.

15. 14
1.1. KHÁI QUÁT CHUNG VỀ THIẾT KẾ Ô TÔ
Nhu cầu vận chuyển hành khách, hàng hóa bằng đường bộ trên
thế giới ngày càng tăng. Không những thế các yêu cầu về tính tiện
nghi, an toàn, kinh tế và thẩm mỹ ngày càng cao hơn và khắt khe hơn
nhằm cạnh tranh với các phương thức vận chuyển bằng đường sắt và
đường hàng không.
Đứng trước những yêu cầu cấp bách đó, đòi hỏi các kỹ sư ô tô phải
tìm tòi, suy nghĩ và sáng tạo để thiết kế và chế tạo ra những mẫu xe mới
có các tính năng vượt trội so với các mẫu xe cũ cùng chủng loại.
Khi nghiên cứu để thiết kế, chế tạo ra các mẫu xe mới hoặc cải tạo,
cải tiến một mẫu xe cũ, chúng ta phải đi theo thứ tự sau đây:
1. Dựa trên các yêu cầu sử dụng, điều kiện môi trường hoạt động,
có tính đến khả năng công nghệ của nhà máy và giá thành cho chi phí để
chế tạo, chúng ta phải phân tích ưu điểm và nhược điểm của từng phương
án kết cấu, thiết kế và chế tạo.
2. Tiến hành xây dựng mô hình động lực học của từng chi tiết và
của cả mẫu xe mới.
3. Xác định chế độ tải trọng tác dụng lên mô hình động lực học.
4. Lựa chọn phương pháp tính toán độ bền, từ đó xác định ra các
thông số cơ bản.
5. Xây dựng các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả vận hành của xe.
6. Kiểm tra sơ bộ các đặc tính động lực học của mẫu xe mới thông
qua các phần mềm mô phỏng trên máy tính.
1.2. TRÌNH TỰ TRONG TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ Ô TÔ
1.2.1. Những yêu cầu chung khi thiết kế ô tô
- Xe phải mang tính hiện đại, các bộ phận và tổng thành trên xe
phải có kết cấu hiện đại, kích thước nhỏ gọn, bố trí hợp lý phù hợp với
các điều kiện đường xá và khí hậu.
- Thân xe phải đẹp, phù hợp với yêu cầu về thẩm mỹ công nghiệp
và thẩm mỹ người tiêu dùng.

16. 15
- Vật liệu chế tạo các chi tiết phải có độ bền cao, độ chống mòn,
chống gỉ cao, nhằm nâng cao độ tin cậy và tuổi thọ của xe. Nên tăng tỷ lệ
vật liệu nhẹ để giảm tự trọng của xe.
- Kết cấu và hình dạng của các chi tiết phải có tính công nghệ cao,
dễ gia công, số lượng các nguyên công trong quy trình công nghệ chế tạo
càng ít càng tốt.
1.2.1.1. Những yêu cầu khi thiết kế xe ô tô con và xe chở khách
Ngoài những yêu cầu chung đã nêu ở mục 1.2.1 thì đối với xe ô
tô con và xe chở khách còn có những yêu cầu riêng sau đây:
- Xe phải có đặc tính động lực học cao, tức là: khả năng đạt tốc độ
cực đại, khả năng tăng tốc và khả năng leo dốc tốt nhất có thể có được.
- Xe phải có độ ổn định và độ an toàn cao ở các loại đường.
- Xe phải có tính tiện nghi và độ êm dịu cao.
- Xe phải có tính kinh tế và tiêu hao ít nhiên liệu.
1.2.1.2. Những yêu cầu khi thiết kế ô tô tải
Ngoài những yêu cầu chung đã nêu ở mục 1.2.1 thì đối với xe ô tô
tải còn có những yêu cầu riêng sau đây:
- Xe phải có khả năng kéo, bám tốt ở các loại đường xấu.
- Xe phải có khả năng cơ động cao.
- Xe phải có độ ổn định và độ an toàn cao.
- Xe phải có tính kinh tế cao, giảm tối đa tự trọng của xe và tiêu
hao ít nhiên liệu.
1.2.2. Tính toán các thông số cơ bản của hệ thống động lực ô tô
1.2.2.1. Các dạng thông số
Khi tính toán sức kéo của ô tô, người thiết kế cần phải phân biệt 3
dạng thông số:
- Các thông số cho trước
- Các thông số chọn
- Các thông số tính toán.

17. 16
 Các thông số cho trước:
- Loại ô tô: ô tô tải, ô tô chở khách, ô tô con (một cầu chủ động
hoặc nhiều cầu chủ động).
- Trọng tải hữu ích Ge hoặc số lượng hành khách.
- Vận tốc lớn nhất của ô tô vmax ở số truyền cao nhất.
- Hệ số cản của mặt đường  tương ứng với vận tốc cực đại.
- Hệ số cản lớn nhất của mặt đường mà xe có thể khắc phục được
ở số 1 là max.
- Loại động cơ dùng trên ô tô (động cơ xăng hoặc động cơ diesel).
- Loại hệ thống truyền lực.
+ Lưu ý: khi thiết kế ô tô vận tải thì hệ số cản tổng cộng của mặt
đường  cần cho lớn hơn một ít so với  khi ô tô chuyển động ứng với
vận tốc cực đại để có thêm một phần dự trữ công suất nhằm cho ô tô
chuyển động được ổn định ở vận tốc cực đại. Thông thường chọn  =
0,025 ÷ 0,035. Như vậy, khi cho hệ số cản lăn f = 0,02 thì ô tô còn có thể
khắc phục được độ dốc i = 0,005 ÷ 0,015 khi chuyển động ở vận tốc cực
đại vmax.
Đối với ô tô con, hệ số cản tổng cộng của mặt đường khi chuyển
động với vận tốc cực đại chọn bằng hệ số cản lăn f, nghĩa là vận tốc cực
đại chỉ đạt được khi chuyển động trên đường bằng i = 0.
 Các thông số chọn:
- Trọng lượng bản thân của ô tô G0.
- Hệ số cản không khí Cx và diện tích cản chính diện của ô tô S
hoặc nhân tố cản không khí W = 0,625 Cx S.
- Trọng lượng phân bố ra các cầu ô tô khi không có tải G01, G02 và
khi có đầy tải G1, G2.
- Vận tốc góc của trục khuỷu động cơ ứng với Pemax là .
- Hiệu suất cơ khí của hệ thống truyền lực ηt.

18. 17
Các thông số chọn dựa trên các điều kiện sử dụng thực tế, các số
liệu thí nghiệm và trên cơ sở các ô tô mẫu sẵn có cùng loại.
 Các thông số tính toán:
Trong tính toán sức kéo của ô tô, khi thiết kế: các thông số cần xác
định gồm:
- Công suất thiết kế (công suất danh định) của động cơ Ped.
- Thể tích công tác của động cơ Vc.
- Tỉ số truyền của truyền lực chính io.
- Số lượng số truyền n và tỉ số truyền ihi của hộp số, của hộp phân
phối hoặc hộp số phụ ip.
1.2.2.2. Trình tự tính toán các thông số cơ bản
1.2.2.2.1. Xác định trọng lượng toàn bộ của ô tô G
 Đối với ô tô con và ô tô chở khách:
G = Go + nh.Gh + Ghl
Ở đây:
Go - Trọng lượng bản thân ô tô.
Gh - Trọng lượng của một hành khách.
Ghl - Trọng lượng của hành lý.
nh - Số lượng hành khách kể cả người lái và phụ xe (nếu có).
 Đối với ô tô vận tải:
G = G0 + ncGn + Ghh
Ở đây:
G0 - Trọng lượng bản thân ô tô.
Gn - Trọng lượng của một người.
Ghh - Trọng lượng của hàng hóa chở trên xe.
nc - Số chỗ ngồi trong buồng lái.
1.2.2.2.2. Chọn lốp cho ô tô
 Đối với ô tô con:
Thông thường trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau ở xe
con (G1 = G2), bởi vậy ta có thể chọn các lốp như nhau cho cả hai cầu.

19. 18
 Đối với ô tô khách và ô tô tải loại 4x2:
Khi chở đầy tải theo thiết kế thì thông thường trọng lượng phân bố
ra cầu trước khoảng 25 ÷ 30% trọng lượng toàn bộ của xe, còn phân bố
ra cầu sau khoảng 70 ÷ 75% trọng lượng toàn bộ của xe, tức là:
G1 = (0,25 ÷ 0,3)G
G2 = (0,7 ÷ 0,75)G
Cần chú ý rằng, ở xe 2 cầu thì cầu chủ động sau thông thường có
04 bánh xe (loại ô tô 4x2). Tuy nhiên, theo các tài liệu thí nghiệm thì
thường trọng lượng tác dụng lên mỗi lốp sau lớn hơn so với lốp trước,
bởi vậy ta chọn lốp sau để bố trí cho lốp ở cả hai cầu.
Sau khi đã chọn được lốp, chúng ra sẽ tính được bán kính làm việc
trung bình rb của bánh xe.
1.2.2.2.3. Xác định công suất lớn nhất của động cơ
Xin xem ở giáo trình Lý thuyết ô tô, Chương 5 (tác giả: GVC.MSc.
Đặng Quý, NXB Đại học quốc gia TP Hồ Chí Minh, năm 2012).
1.2.2.2.4. Xác định thể tích công tác của động cơ
Thể tích công tác của động cơ được tính theo công thức sau:
Ở đây:
- Số vòng quay của động cơ ứng với công suất cực đại.
- Áp suất hữu ích trung bình ứng với công suất cực đại của
động cơ.
= 0,45 ÷ 0,6 MPa.
z - Số kì của động cơ.
1.2.2.2.5. Xác định tỉ số truyền cực đại và cực tiểu của hệ thống
truyền lực
Xin xem ở giáo trình Lý thuyết ô tô, Chương 5 (tác giả: GVC.MSc.
Đặng Quý, NXB Đại học quốc gia TP. Hồ Chí Minh, năm 2012).

20. 19
1.2.2.2.6. Xác định tỉ số truyền của truyền lực chính
Xin xem ở giáo trình Lý thuyết ô tô, Chương 5 (tác giả: GVC.MSc.
Đặng Quý, NXB Đại học quốc gia TP. Hồ Chí Minh, năm 2012).
1.2.2.2.7. Xác định số lượng tỉ số truyền, tỉ số truyền ở các tay số,
của hộp số, hộp số phụ hoặc hộp phân phối
Xin xem ở giáo trình Lý thuyết ô tô, Chương 5 (tác giả: GVC.MSc.
Đặng Quý, NXB Đại học quốc gia TP. Hồ Chí Minh, năm 2012).
1.2.2.2.8. Xác định tỉ số truyền của số lùi
Xin xem ở giáo trình Lý thuyết ô tô, Chương 5 (tác giả: GVC.MSc.
Đặng Quý, NXB Đại học quốc gia TP. Hồ Chí Minh, năm 2012).
Trong giáo trình này chỉ đề cập đến tính toán thiết kế hệ thống
truyền lực, hệ thống phanh, treo và lái của ô tô; còn phần tính toán thiết
kế động cơ đã được viết ở một giáo trình khác.
1.3. KHÁI QUÁT VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG
TRUYỀN LỰC
Nhiệm vụ của hệ thống truyền lực là truyền năng lượng từ động cơ
đến các bánh xe chủ động. Trong quá trình truyền năng lượng, hệ thống
truyền lực phải tăng được mômen xoắn của động cơ lên để tạo ra lực kéo
lớn hơn hoặc bằng tổng các lực cản tác dụng lên ô tô thay đổi liên tục.
Hiệu suất của hệ thống truyền lực phải lớn.
Thứ tự tính toán thiết kế hệ thống truyền lực có thể chia ra hai bước
lớn như sau:
1) Xác định tỉ số truyền chung của cả hệ thống truyền lực nhằm
đảm bảo các tính chất động lực học của ô tô, đảm bảo khả năng kéo và
tính kinh tế của ô tô đối với điều kiện làm việc đã cho.
2) Xác định kích thước của các chi tiết trong hệ thống truyền lực.
Hai bước lớn trên đây được cụ thể hóa theo các bước chi tiết
như sau:
+ Trên cơ sở của điều kiện kỹ thuật và sử dụng đã cho trước, kết
hợp với điều kiện chế tạo, chúng ta chọn sơ đồ động học của cả hệ thống
truyền lực, của hộp số và dự kiến luôn số cấp của hộp số.

21. 20
+ Tiến hành tính toán lực kéo của ô tô, xác định tỉ số truyền chung
của cả hệ thống truyền lực khi gài các số khác nhau.
+ Phân chia tỉ số truyền của hệ thống truyền lực theo từng cụm
(hộp số, hộp số phụ, truyền lực chính, truyền lực cuối).
+ Xác định tỉ số truyền của hộp số ở các tay số.
+ Xác định kích thước của các chi tiết, tiến hành bố trí toàn bộ hệ
thống truyền lực và kiểm tra sự liên quan làm việc giữa các bộ phận và
chi tiết với nhau.
1.4. KHÁI QUÁT VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH
Nhiệm vụ của hệ thống phanh là để giảm tốc độ của ô tô cho
đến khi dừng hẳn hoặc giảm đến một tốc độ nhất định nào đó. Mặt
khác nó còn dùng để giữ cho ô tô đứng yên ở các dốc. Như vậy hệ
thống phanh đảm bảo ổn định và an toàn cho ô tô khi chuyển động và
cả khi đứng yên.
Trình tự tính toán thiết kế hệ thống phanh như sau:
+ Trên cơ sở độ lớn mômen phanh cầu sinh ra ở các cơ cấu phanh
đủ để dừng xe lại trong khoảng thời gian ngắn nhất theo điều kiện bám,
chúng ta sẽ tính được các lực tác dụng lên các chi tiết của cơ cấu phanh.
Từ đó chúng ta sẽ xác định được kích thước các chi tiết của cơ cấu phanh
hoặc tính toán kiểm tra độ bền các chi tiết của hệ thống phanh.
+ Dựa trên độ lớn các lực tác dụng lên các chi tiết của các cơ cấu
phanh chúng ta sẽ tính toán thiết kế được truyền động phanh hoặc tính
toán kiểm tra độ bền các chi tiết của nó.
1.5. KHÁI QUÁT VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO
Nhiệm vụ của hệ thống treo là phải thực hiện được hai yêu cầu cơ
bản sau đây:
+ Đảm bảo độ êm dịu tốt khi ô tô chuyển động.
+ Đảm bảo yêu cầu về động lực học và an toàn chuyển động của ô tô.
Hệ thống treo của ô tô có ba bộ phận đảm nhận các nhiệm vụ khác
nhau. Đó là bộ phận dẫn hướng, bộ phận đàn hồi và bộ phận giảm chấn.

22. 21
1.5.1. Bộ phận dẫn hướng (Cơ cấu hướng)
Bộ phận dẫn hướng đảm bảo động học dao động của bánh xe so với
khung xe (hoặc thân xe), đồng thời nó góp phần truyền một số lực và
mômen từ mặt đường lên khung xe.
Trên cơ sở phân tích ưu điểm và nhược điểm của các phương án
treo bánh xe, chúng ta sẽ chọn được một loại bộ phận dẫn hướng phù hợp
với loại xe đang thiết kế.
Dựa vào chủng loại xe chúng ta tiến hành thiết kế kích thước động
học của bộ phận dẫn hướng một cách phù hợp để hệ thống treo thực hiện
tốt hai yêu cầu cơ bản đã nêu trên.
1.5.2. Bộ phận đàn hồi
Trong phần bộ phận đàn hồi chúng ta chỉ đề cập đến tính toán kiểm
tra nhíp đặt dọc:
+ Dựa trên độ lớn và hướng của các lực tác dụng lên nhíp, chúng ta
sẽ phân tích các lực tác dụng lên nhíp tại các chốt nhíp.
+ Từ độ lớn và hướng của các lực tác dụng tại các chốt nhíp lên
nhíp, chúng ta sẽ tính được các ứng suất xuất hiện trong các lá nhíp ở các
chế độ tải trọng đặc biệt.
+ Dựa trên các giá trị ứng suất thực tế vừa tính được, chúng ta sẽ
kiểm nghiệm xem nhíp có đủ độ bền khi làm việc hay không.
+ Phần tính toán thiết kế nhíp cũng được đưa vào giáo trình.
1.5.3. Bộ phận giảm chấn
Trong phần bộ phận giảm chấn chúng ta chỉ đề cập đến kết cấu của
các loại giảm chấn thủy lực và các loại đường đặc tính của chúng.
1.6. KHÁI QUÁT VỀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG LÁI
Nhiệm vụ của hệ thống lái là để thay đổi hướng chuyển động của ô tô,
nó có thể giữ cho ô tô chuyển động thẳng hoặc quay vòng khi cần thiết.
+ Khi tính toán kiểm tra độ bền các chi tiết của hệ thống lái, bắt
buộc chúng ta trước hết phải xác định lực cực đại của người lái tác dụng
lên vô lăng. Vì nó là cơ sở để tính toán các ứng suất xuất hiện trong các
chi tiết của hệ thống lái.

23. 22
+ Nhiệm vụ quan trọng nhất khi tính toán thiết kế hệ thống lái là
tính toán thiết kế hình thang lái:
 Để tính toán thiết kế hình thang lái trước hết chúng ta phải
tính toán động học của hình thang lái để đảm bảo cho ô tô quay vòng
không trượt.
 Công việc tiếp theo là chúng ta tính toán thiết kế các thông số
hình học của hình thang lái.
 Sau cùng là chúng ta tính toán kiểm tra hình thang lái xem nó có
đáp ứng đúng điều kiện quay vòng để xe không bị trượt hay không.

24. 23
CHƯƠNG 2
KHÁI QUÁT CHUNG VỀ Ô TÔ
Mục tiêu:
Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:
1. Trình bày được các phương án phân loại ô tô.
2. Nêu ra được các yêu cầu đối với ô tô.
3. Trình bày được các thông số của ô tô.
4. Đánh giá được các ưu điểm và nhược điểm của từng phương án bố trí
động cơ.
5. Trình bày được các phương án bố trí hệ thống truyền lực trên ô tô.

25. 24
2.1. PHÂN LOẠI Ô TÔ
Nhu cầu về vận chuyển hàng hóa và khách hàng bằng các phương
tiện vận tải ô tô rất lớn. Để đáp ứng đầy đủ các yêu cầu vận chuyển đó, ô
tô có rất nhiều chủng loại khác nhau, được tập hợp theo sơ đồ phân loại
(hình 2.1).
Hình 2.1: Sơ đồ phân loại ô tô

26. 25
2.2. CÁC YÊU CẦU ĐỐI VỚI Ô TÔ
2.2.1. Các yêu cầu về thiết kế, chế tạo
- Xe ô tô phải mang tính hiện đại, các tổng thành trên xe có kết
cấu hiện đại, kích thước nhỏ gọn, bố trí hợp lý phù hợp với các điều kiện
đường xá và khí hậu.
- Vỏ xe phải đẹp, phù hợp với yêu cầu về thẩm mỹ công nghiệp.
- Vật liệu chế tạo các chi tiết có độ bền cao, độ chống mòn,
chống gỉ cao, nhằm nâng cao tính tin cậy và tuổi thọ của xe. Nên tăng
loại vật liệu nhẹ để giảm tự trọng của xe.
- Kết cấu của các chi tiết phải có tính công nghệ cao, dễ gia công,
số lượng các nguyên công trong quy trình công nghệ chế tạo ít.
2.2.2. Các yêu cầu về sử dụng
- Xe phải có các tính năng động lực cao như: tốc độ trung bình
cao nhằm quay vòng xe nhanh, nâng cao năng suất vận chuyển, thời gian
gia tốc và quãng đường gia tốc ngắn, xe khởi động dễ dàng.
- Xe phải có tính an toàn cao, đặc biệt đối với hệ thống phanh và
hệ thống lái.
- Xe phải đảm bảo tính tiện nghi cho lái xe và hành khách, thao
tác nhẹ và dễ dàng, đảm bảo tầm nhìn tốt.
- Mức tiêu hao nhiên liệu, dầu mỡ bôi trơn, săm lốp và các vật
liệu chạy xe ít.
- Kích thước thùng xe phải phù hợp với trọng tải để nâng cao hệ
số sử dụng trọng tải.
- Kích thước và hình dáng xe phải đảm bảo cho công tác xếp dỡ
hàng hoá được thuận tiện và nhanh chóng.
- Xe chạy phải êm, không ồn, giảm lượng độc hại trong khí thải.
2.2.3. Các yêu cầu về bảo dưỡng, sửa chữa
- Giờ công bảo dưỡng và sửa chữa xe so với chế tạo rất lớn, so
với cả đời xe thường gấp 30  50 lần giờ công chế tạo.
- Nếu mọi chi phí cho đời xe từ khi chế tạo đến khi thanh lý là
100%, các phần được phân bổ như sau (số liệu của nhà máy GAZ –
CHLB Nga):

27. 26
Thiết kế chế tạo ô tô 1,4%
Bảo dưỡng ô tô 45,4%
Sửa chữa thường xuyên 46,0%
Sửa chữa lớn 7,2%
Qua đó, chúng ta thấy giờ công bảo dưỡng, sửa chữa rất lớn. Để
giảm khối lượng công việc, kéo dài chu kỳ bảo dưỡng, ô tô phải đảm bảo
các yêu cầu sau:
- Số lượng các điểm bôi trơn phải ít để giảm giờ công bơm dầu mỡ,
thay thế các điểm bôi trơn có vú mỡ bằng vật liệu bôi trơn vĩnh cửu. Các vú
mỡ phải bố trí thẳng hàng, cùng phía thuận lợi cho công tác bảo dưỡng.
- Giảm giờ công kiểm tra siết chặt bằng cách sử dụng các bulông,
vít cấy, đai ốc… có tính tự hãm cao, đúng tiêu chuẩn và ít chủng loại để
đỡ phải thay đổi dụng cụ tháo lắp.
- Giảm giờ công điều chỉnh bằng cách thay các khâu điều chỉnh
bằng tay bằng điều chỉnh tự động, hoặc dễ điều chỉnh.
- Kết cấu của xe phải đảm bảo cho công tác tháo lắp được dễ
dàng, thuận tiện cho công tác sửa chữa thay thế phụ tùng.
- Kết cấu cũng như vật liệu chế tạo của các chi tiết có độ hao
mòn lớn phải đủ bền sau khi phục hồi, sửa chữa. Các mặt chuẩn (công
nghệ, định vị …) của chi tiết phải được bảo toàn, tạo điều kiện cho gia
công cơ khí sửa chữa đáp ứng được các yêu cầu kỹ thuật.
2.3. CÁC THÔNG SỐ CỦA Ô TÔ
2.3.1. Các thông số kích thước
Kích thước và hình dáng xe phải phù hợp với chức năng sử dụng.
Theo GOST 9314 - 59 của CHLB Nga quy định chiều rộng của xe không
quá 2,5m, chiều cao không quá 3,8m, dài không quá 12m, trường hợp
kéo nửa moóc dài không quá 20m, kéo hai moóc thì chiều dài tổng cộng
không quá 24m (Hình 2.2).
Hình 2.2: Kích thước giới hạn của ô tô (GOST9314 – 59)

28. 27
Các thông số đảm bảo tính cơ động của xe được thể hiện ở bảng 2.1.
Bảng 2.1: Các thông số hình học đảm bảo tính cơ động của ô tô (hình 2.3)
Loại xe
Khoảng
sáng gầm
xe C (mm)
Các góc vát (độ) Bán kính
thông qua
dọc Rm (m)
Trước 1 Sau 2
1. Xe con
2. Xe tải: Trọng tải 1,5 ÷ 5t
Trọng tải 8,0 ÷ 12t và có
tính năng thông qua cao.
3. Xe khách (dài từ 7,0 ÷
16,5m)
160 ÷ 210
200 ÷ 260
270 ÷ 300
250 ÷ 400
240 ÷ 270
30 ÷ 35
45*
35 ÷ 65
30 ÷ 40
40 ÷ 50
10 ÷ 20
15 ÷ 25
35*
20 ÷ 30
20 ÷ 35
30 ÷ 45
8 ÷ 13
2,0 ÷ 4,5
1,5 ÷ 3,0
3,0 ÷ 5,0
1,5 ÷ 3,5
4,0 ÷ 8,0
*Xe có tính năng thông qua cao.
Hình 2.3: Các thông số hình học của tính năng cơ động
2.3.2. Các thông số trọng lượng
Hội đồng tương trợ kinh tế giữa các nước xã hội chủ nghĩa đã
thống nhất dải trọng tải của xe tải thùng gỗ như sau: 0,5t – 1t – 1,5t –
3,0t – 5t – 8t – 13t. Giảm tự trọng của xe là một trong những phương

29. 28
hướng nghiên cứu chế tạo ô tô. Tỉ lệ giữa tự trọng của xe và trọng tải là
hệ số chất tải K.
K =
h
0
q
m
Trong đó: m0 - Tự trọng của xe.
qh - Trọng tải của xe.
Hệ số K được thể hiện như sau:
qh 1,5 3,0 5,0 8,0 ÷ 12,0
K 1,15 0,8 0,7 0,65
Tải trọng cho phép tác dụng lên cầu chủ động của các xe do CHLB
Nga chế tạo được quy định trong GOST 9314-59 (bảng 2.2).
Bảng 2.2: Tải trọng cho phép tác dụng lên cầu chủ động
Loại đường Khoảng cách giữa hai trục (m)
> 3 m < 3 m
kN kN
I – II
Các loại xe
100
60
90
55
2.4. BỐ TRÍ CHUNG TRÊN Ô TÔ
Bố trí chung trên ô tô bao gồm bố trí động cơ và hệ thống truyền
lực. Tùy thuộc vào mục đích sử dụng, công dụng và tính kinh tế mà mỗi
loại xe có cách bố trí riêng. Nhìn chung, khi chọn phương pháp bố trí
chung cho xe, chúng ta phải cân nhắc để chọn ra phương án tối ưu, nhằm
đáp ứng các yêu cầu sau đây:
- Kích thước của xe nhỏ, bố trí hợp lý phù hợp với các điều kiện
đường xá và khí hậu.
- Xe phải đảm bảo tính tiện nghi cho lái xe và hành khách, đảm
bảo tầm nhìn thoáng và tốt.
- Xe phải có tính kinh tế cao, được thể hiện qua hệ số sử dụng
chiều dài  của xe.

30. 29
Khi hệ số  càng lớn thì tính kinh tế của xe càng tăng.
0
1
L
 
Ở đây:
l - Chiều dài thùng chứa hàng (xe tải) hoặc chiều dài buồng chứa
hành khách (xe chở khách).
0
L - Chiều dài toàn bộ của ô tô.
- Đảm bảo không gian cần thiết cho tài xế dễ thao tác, điều khiển
xe và chỗ ngồi phải đảm bảo an toàn.
- Dễ sửa chữa, bảo dưỡng động cơ, hệ thống truyền lực và các bộ
phận còn lại.
- Đảm bảo sự phân bố tải trọng lên các cầu xe hợp lý, làm tăng
khả năng kéo, bám, độ ổn định, độ êm dịu v.v. của xe khi chuyển động.
2.4.1. Bố trí động cơ trên ô tô
Các phương án sau đây thường được sử dụng khi bố trí động cơ
trên ô tô:
2.4.1.1. Động cơ đặt ở đằng trước
Phương án này sử dụng được cho tất cả các loại xe. Khi bố trí động
cơ đằng trước chúng ta lại có hai phương pháp như sau:
2.4.1.1.1. Động cơ đặt ở đằng trước và nằm ngoài buồng lái
Động cơ đặt ở đằng trước và nằm ngoài buồng lái (hình 2.4a) sẽ tạo
điều kiện cho công việc sửa chữa, bảo dưỡng được thuận tiện hơn. Khi
động cơ làm việc, nhiệt năng do động cơ tỏa ra và sự rung của động cơ ít
ảnh hưởng đến tài xế và hành khách.
Nhưng trong trường hợp này hệ số sử dụng chiều dài  của xe sẽ
giảm xuống. Nghĩa là thể tích chứa hàng hóa hoặc lượng hành khách sẽ
giảm. Mặt khác, trong trường hợp này tầm nhìn của người lái bị hạn chế,
ảnh hưởng xấu đến độ an toàn chung.

31. 30
l
Lo
a)
b)
d)
e)
l
Lo
l
c)
h)
L
Hình 2.4: Bố trí động cơ trên ô tô
a – Nằm trước buồng lái. d – Nằm ở đằng sau.
b – Nằm trong buồng lái. e – Nằm dưới sàn xe.
c – Nằm giữa buồng lái và thùng xe. h – Buồng lái lật.
2.4.1.1.2. Động cơ đặt ở đằng trước và nằm trong buồng lái
(hình 2.4b)
Phương án này đã hạn chế và khắc phục được những nhược điểm
của phương án vừa nêu trên. Trong trường hợp này hệ số sử dụng chiều
dài  của xe tăng rất đáng kể, tầm nhìn người lái được thoáng hơn.
Nhưng do động cơ nằm bên trong buồng lái, nên thể tích buồng lái
sẽ giảm và đòi hỏi phải có biện pháp cách nhiệt và cách âm tốt, nhằm hạn
chế các ảnh hưởng của động cơ đối với tài xế và hành khách như nóng và
tiếng ồn do động cơ phát ra.
Động cơ nằm trong buồng lái sẽ khó khăn cho việc sửa chữa và bảo
dưỡng động cơ. Bởi vậy trong trường hợp này người ta thường dùng loại
buồng lái lật (Hình 2.4h) để dễ dàng chăm sóc động cơ.

32. 31
Ngoài ra một nhược điểm cần lưu ý nữa là ở phương án này trọng
tâm của xe bị nâng cao, làm cho độ ổn định của xe bị giảm.
2.4.1.2. Động cơ đặt ở đằng sau
Phương án này thường sử dụng ở xe du lịch và xe khách.
Khi động cơ đặt ở đằng sau (hình 2.4d) thì hệ số sử dụng chiều dài
 tăng, bởi vậy thể tích phần chứa khách của xe sẽ lớn hơn so với trường
hợp động cơ đặt ở đằng trước nếu cùng một chiều dài 0
L của cả hai xe
như nhau, nhờ vậy lượng hành khách sẽ nhiều hơn.
Nếu chúng ta chọn phương án động cơ đặt ở đằng sau, đồng thời
cầu sau là cầu chủ động, cầu trước bị động, thì hệ thống truyền lực sẽ đơn
giản hơn vì không cần sử dụng đến truyền động các đăng.
Ngoài ra, nếu động cơ nằm ở sau xe, thì người lái nhìn rất thoáng,
hành khách và người lái hoàn toàn không bị ảnh hưởng bởi tiếng ồn và
sức nóng của động cơ.
Nhược điểm chủ yếu của phương án này là vấn đề điều khiển động
cơ, ly hợp, hộp số v.v. sẽ phức tạp hơn vì các bộ phận nói trên nằm cách
xa người lái.
2.4.1.3. Động cơ đặt giữa buồng lái và thùng xe
Phương án động cơ nằm giữa buồng lái và thùng xe (hình 2.4c) có
ưu điểm là thể tích buồng lái tăng lên, người lái nhìn sẽ thoáng và thường
chỉ sử dụng ở xe tải và một số xe chuyên dùng trong ngành xây dựng.
Trường hợp bố trí này có nhược điểm sau:
Nó làm giảm hệ số sử dụng chiều dài  và làm cho chiều cao trọng
tâm xe tăng lên, do đó tính ổn định của xe giảm. Để trọng tâm xe nằm ở vị
trí thấp, bắt buộc phải thay đổi sự bố trí thùng xe và một số chi tiết khác.
2.4.1.4. Động cơ đặt ở dưới sàn xe
Phương án này được sử dụng ở xe khách cỡ lớn (hình 2.4e) và nó
có được những ưu điểm như trường hợp động cơ đặt ở đằng sau.
Nhược điểm chính của phương án này là khoảng sáng gầm máy bị
giảm, hạn chế phạm vi hoạt động của xe và khó sửa chữa, chăm sóc
động cơ.

33. 32
2.4.2.Bố trí hệ thống truyền lực trên ô tô
Hệ thống truyền lực của ô tô bao gồm các bộ phận và cơ cấu nhằm
thực hiện nhiệm vụ truyền mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ
động. Hệ thống truyền lực thường bao gồm các bộ phận sau:
 Ly hợp (viết tắt LH).
 Hộp số (viết tắt HS).
 Hộp số phụ (hoặc hộp phân phối) (viết tắt HP).
 Truyền động các đăng (viết tắt CĐ).
 Truyền lực chính (viết tắt TC).
 Vi sai (viết tắt VS).
 Bán trục (nửa trục) (viết tắt BT hoặc NT).
 Truyền lực cuối cùng (viết tắt là TCC).
Ở trên xe một cầu chủ động sẽ không có hộp phân phối. Ngoài ra ở
xe tải với tải trọng lớn thì trong hệ thống truyền lực sẽ có thêm truyền lực
cuối cùng.
Mức độ phức tạp của hệ thống truyền lực một xe cụ thể được thể
hiện qua công thức bánh xe. Công thức bánh xe được ký hiệu tổng quát
như sau:
a x b
Trong đó:
a là số lượng tất cả các bánh xe.
b là số lượng các bánh xe chủ động.
Để đơn giản và không bị nhầm lẫn, với ký hiệu trên chúng ta quy
ước đối với bánh kép (bánh đôi) cũng chỉ coi là một bánh.
Thí dụ cho các trường hợp sau:
4 x 2: xe có một cầu chủ động (có 4 bánh xe, trong đó có 2 bánh xe
là chủ động).
4 x 4: xe có hai cầu chủ động (có 4 bánh xe và cả 4 bánh đều chủ
động).

34. 33
6 x 4: xe có hai cầu chủ động, một cầu bị động (có 6 bánh xe, trong
đó 4 bánh xe là chủ động).
6 x 6: xe có 3 cầu chủ động (có 6 bánh xe và cả 6 bánh đều chủ động).
8 x 4: xe có 4 cầu, trong đó 2 cầu bị động, 2 cầu chủ động
8 x 8: xe có 4 cầu chủ động (có 8 bánh xe và cả 8 bánh đều chủ động).
2.4.2.1. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4 x 2
2.4.2.1.1. Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động
Phương án này được thể hiện ở hình 2.5, thường được sử dụng ở xe
du lịch và xe tải hạng nhẹ. Phương án bố trí này rất cơ bản và đã xuất
hiện từ lâu.
Hình 2.5: Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động (4 x 2)
2.4.2.1.2. Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động
Phương án này được thể hiện ở hình 2.6 thường được sử dụng ở một
số xe du lịch và xe khách. Trong trường hợp này hệ thống truyền lực sẽ gọn
và đơn giản vì không cần đến truyền động các đăng. Ở phương án này có thể
bố trí động cơ, ly hợp, hộp số, truyền lực chính gọn thành một khối.
Hình 2.6: Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động (4 x 2)

35. 34
Một ví dụ điển hình cho phương án này là hệ thống truyền lực cho
xe du lịch VW 1200 (của CHDC Đức) ở hình 2.7.
1
Hình 2.7: Hệ thống truyền lực xe VW 1200
1 – Bánh răng vành chậu
2 – Vỏ bộ vi sai
3 – Bánh răng bán trục
(Không vẽ số lùi trên hình vẽ)
2.4.2.1.3. Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động
Phương án này được thể hiện ở hình 2.8, thường được sử dụng ở
một số xe du lịch sản xuất trong thời gian gần đây. Cách bố trí này rất
gọn và hệ thống truyền lực đơn giản vì động cơ nằm ngang, nên các bánh
răng của truyền lực chính là các bánh răng trụ, chế tạo đơn giản hơn bánh
răng nón ở các bộ truyền lực chính trên các xe khác.

36. 35
ÑC
Hình 2.8: Động cơ ở trước, cầu trước chủ động
Một ví dụ điển hình cho phương án này là cách bố trí hệ thống
truyền lực của xe du lịch TALBOT SOLARA (CH Pháp):
1
2
Hình 2.9: Hệ thống truyền lực của xe du lịch TALBOT SOLARA 1 và 2:
cơ cấu sang số lùi (không thể hiện hết ở hình vẽ)
2.4.2.2. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4 x 4
Phương án này được sử dụng nhiều ở xe tải và một số xe du lịch.
Trên hình 2.10 trình bày hệ thống truyền lực của xe du lịch VAZ - 2121
(sản xuất tại CHLB Nga). Ở bên trong hộp phân phối có bộ vi sai giữa
hai cầu và cơ cấu khóa bộ vi sai đó khi cần thiết.

37. 36
Hình 2.10: Hệ thống truyền lực của xe VAZ 2121
1 – Cơ cấu khoá vi sai giữa hai cầu 2 – Vi sai giữa hai cầu
2.4.2.3. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6 x 4
Hình 2.11: Hệ thống truyền lực của xe KAMAZ – 5320
Phương án này được sử dụng nhiều ở các xe tải có tải trọng lớn. Ở
trên hình 2.11 là hệ thống truyền lực 6 x 4 của xe tải KAMAZ – 5320
(sản xuất tại CHLB Nga). Đặc điểm cơ bản của cách bố trí này là không

38. 37
sử dụng hộp phân phối cho hai cầu sau chủ động, mà chỉ dùng một bộ vi
sai giữa hai cầu nên kết cấu rất gọn.
2.4.2.4. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6 x 6
Phương án này được sử dụng hầu hết ở các xe tải có tải trọng lớn
và rất lớn. Một ví dụ cho trường hợp này là hệ thống truyền lực của xe tải
URAL 375 (sản xuất tại CHLB Nga) ở trên hình 2.12.
ÑC
LH
HS
Caàu tröôùc
Caàu giöõa
Caàu sau
P
o
Hình 2.12: Hệ thống truyền lực của xe URAL 375
Đặc điểm chính của hệ thống truyền lực này là trong hộp phân phối
có bộ vi sai hình trụ để chia công suất đến các cầu trước, cầu giữa và cầu
sau. Công suất dẫn ra cầu giữa và cầu sau được phân phối thông qua bộ
vi sai hình nón (Như ở hình 2.11).
Ngoài ra có một số hệ thống truyền lực ở một số xe lại không sử
dụng bộ vi sai giữa các cầu như xe ZIL 131, ZIL 175 K,…

39. 38
CHƯƠNG 3
TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN CÁC CỤM
VÀ CHI TIẾT CỦA Ô TÔ
Mục tiêu:
Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:
1. Phân biệt được các loại tải trọng tác dụng lên các cụm và chi tiết của
ô tô.
2. Xác định được các trường hợp sinh ra tải trọng động.
3. Tính được tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực.
4. Tính được tải trọng tính toán dùng cho hệ thống phanh.
5. Tính được tải trọng tính toán dùng cho hệ thống treo và cầu.
6. Tính được tải trọng tính toán dùng cho hệ thống lái.

40. 39
3.1. KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI TẢI TRỌNG
Mục đích của công việc tính toán thiết kế ô tô là xác định kích
thước tối ưu của các bộ phận và chi tiết của xe. Trong khi đó, kích thước
của một chi tiết phụ thuộc vào độ lớn và bản chất của ứng suất sinh ra
bên trong chi tiết đó khi nó làm việc. Mà ứng suất sinh ra trong các chi
tiết của ô tô lại phụ thuộc vào chế độ tải trọng tác dụng lên chúng trong
các điều kiện sử dụng khác nhau. Như vậy, muốn xác định kích thước
của các chi tiết để đủ độ bền làm việc, cần phải xác định tải trọng tác
dụng lên chúng khi xe làm việc.
Ô tô là một hệ động lực học rất phức tạp, khi chuyển động với vận
tốc khác nhau, trên các loại đường khác nhau thì tình trạng chịu tải của
các chi tiết sẽ thay đổi. Khi tính toán độ bền của các bộ phận và chi tiết
của ô tô, ngoài tải trọng tĩnh chúng ta phải xét đến tải trọng động. Tải
trọng động tác dụng lên chi tiết trong thời gian ngắn, nhưng giá trị của nó
lớn hơn tải trọng tĩnh rất nhiều.
Tải trọng động xuất hiện trong các bộ phận và chi tiết của hệ thống
truyền lực khi đóng ly hợp đột ngột, khi gài số trong quá trình tăng tốc,
khi phanh đột ngột bằng phanh tay hoặc khi phanh gấp mà không mở ly
hợp… Còn đối với các bộ phận không được treo và hệ thống lái, tải trọng
động sẽ xuất hiện khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng.
Như vậy, để xác định được kích thước của các chi tiết đảm bảo đủ
độ bền làm việc, thì chúng ta phải xác định được tải trọng động tác dụng
lên chi tiết đó khi xe chuyển động.
Xác định chính xác giá trị tải trọng động tác dụng lên các chi
tiết của xe là một bài toán rất phức tạp. Bởi vì, giá trị tải trọng động
có thể thay đổi do điều kiện mặt đường và trạng thái chuyển động của
xe thay đổi.
Đối với hệ thống truyền lực của ô tô, tải trọng tĩnh tác dụng lên chi
tiết được tính từ mômen xoắn cực đại của động cơ Memax. Còn tải trọng
động thường được xác định theo công thức kinh nghiệm nhận được từ
hàng loạt các thí nghiệm.
Thông thường tải trọng động được đặc trưng bằng hệ số tải trọng
động kđ. Hệ số này bằng tỉ số của giá trị tải trọng động trên giá trị tải
trọng tĩnh:

41. 40
tónh
troïng
taûi
trò
giaù
ñoäng
troïng
taûi
trò
giaù
kñ  (3.1)
Thông qua sự phân tích và tổng hợp giữa tải trọng tĩnh, hệ số
an toàn, thống kê xác suất tải trọng động, chúng ta sẽ chọn ra được
một chế độ tải trọng hợp lý để đưa vào tính toán thiết kế các chi tiết
của ô tô.
Tiếp theo sau đây chúng ta sẽ nghiên cứu một số trường hợp sinh ra
tải trọng động thường gặp.
3.2. NHỮNG TRƯỜNG HỢP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG
3.2.1 Đóng ly hợp đột ngột
Khi khởi động xe, nếu chúng ta đóng ly hợp đột ngột (thả bàn
đạp ly hợp quá nhanh) thì sẽ phát sinh tải trọng động rất lớn, vì vận
tốc góc của phần bị động tăng lên rất nhanh và biến thiên theo thời
gian, bởi vậy sẽ xuất hiện gia tốc góc và mômen của các lực quán
tính tác dụng lên trục bị động của ly hợp và các chi tiết được nối với
trục bị động. Kết quả của việc đóng ly hợp đột ngột là xe bị giật
mạnh hoặc động cơ sẽ tắt máy. Hiện tại chưa có phương pháp chính
xác để tính toán tải trọng động sinh ra khi đóng ly hợp đột ngột, nên
chúng ta chấp nhận công thức kinh nghiệm sau đây để tính hệ số tải
trọng động cho trường hợp này:
i
8
i
kñ

 β (3.2)
Ở đây:  – Hệ số dự trữ của ly hợp (xem chương 4).
I – Tỉ số truyền chung của cả hệ thống truyền lực ứng với
tay số đang tính toán.
Qua thí nghiệm, người ta nhận thấy rằng khi đóng ly hợp đột ngột
thì mômen quay sinh ra trên trục sơ cấp của hộp số có thể lớn gấp 33,5
lần mômen quay cực đại của động cơ và ở bánh xe chủ động mômen
xoắn có thể gấp hai lần so với mômen xoắn từ động cơ truyền xuống.
Bảng 3.1 và 3.2 cho thấy hệ số tải trọng động đối với hệ thống
truyền lực của một số xe trong các điều kiện tải trọng khác nhau:

42. 41
Bảng 3.1: Hệ số tải trọng động của hệ thống truyền lực khi đóng ly hợp
đột ngột
Hiệu ô tô
GAZ – 51 ZIN - 150 MAZ – 200
Số
truyền
một
Số lùi Số
truyền
một
Số lùi Số
truyền
một
Số lùi
Hệ số tải trọng
động
Lý thuyết thực
nghiệm
1,99
2,2
1,55
–
1,94
2,75
1,78
–
2,17
2,14
1,97
–
Bảng 3.2: Hệ số tải trọng động đối với hệ thống truyền lực của xe GAZ -
51 ở các điều kiện tải trọng khác nhau
Các thông số
Khởi động tại chỗ
Thả bàn đạp ly hợp để
phanh bằng động cơ khi
chuyển động xuống dốc.
Số
truyền
2
Số
truyền
3
Số
truyền
4
Số
truyền
2
Số
truyền
3
Số
truyền
4
Hệ số tải trọng động
Tỉ số mômen động
trên mômen tĩnh
của ly hợp
3,0
1,67
3,35
1,82
0,66
2,03
2,93
1,62
3,55
1,98
4,05
2,25
3.2.2 Không mở ly hợp khi phanh
Khi phanh mà không mở ly hợp thì các chi tiết quay của động cơ
(đáng kể nhất là bánh đà với mômen quán tính Jbđ) phải dừng lại trong
khoảng thời gian rất ngắn t và với gia tốc chậm dần rất lớn
dt
d bñ

. (bđ - Vận tốc góc của bánh đà).

43. 42
Lúc này mômen các lực quán tính Mj của bánh đà sẽ truyền qua ly
hợp tác dụng lên hệ thống truyền lực, gây nên tải trọng động theo sơ đồ
trên hình 3.1.
dt
dω
J
Mj
bñ
bñ 
 (3.3)
Khi các bánh xe đã dừng hẳn lại thì bánh đà còn quay thêm một
góc bđ và sẽ làm cho các trục của hệ thống truyền lực bị xoắn với các
góc xoắn liên quan với nhau theo biểu thức sau:
bđ = c.ih + n.i0.ih (3.4)
Ở đây:
c – Góc xoắn của trục các đăng (rad).
n – Góc xoắn của một bán trục (rad).
Hình 3.1: Sơ đồ tính toán tải trọng động khi phanh mà ly hợp vẫn đóng
Các góc xoắn c, n được tính theo sách “Sức bền vật liệu”:
.G
.J
2
.l
.i
.i
M
.G
J
.l
.i
M
n
n
0
h
j
n
c
c
h
j
c





44. 43
Ở đây:
lc, ln – chiều dài trục các đăng và bán trục (m).
Jc, Jn – mômen quán tính độc cực của tiết diện trục các đăng
và bán trục (m4
).
G – môđuyn đàn hồi dịch chuyển (khi xoắn).
G = 8.104
MN/m2
Thay các giá trị c, n vào biểu thức (2.4) ta có:
bđ )
.G
2J
.l
.i
i
.G
J
.l
i
(
M
n
n
2
h
2
0
c
c
2
h
j 
 (3.5)
Nếu chúng ta đặt:
G
.
J
2
l
.
i
.
i
G
.
J
l
.
i
1
C
n
n
2
h
2
0
c
c
2
h


là độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực (Nmrad-1
) khi các bánh xe
cùng bị hãm, sẽ nhận được một biểu thức khác biểu diễn mômen các lực
quán tính:
Mj = C.bđ (3.6)
Từ 2 biểu thức (3.3) và (3.6) chúng ta có:
Jbđ
dt
d bñ
ω
 = C.bđ (3.7)
Mặt khác ta có:
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
bñ
d
J
dt
d
J


 








d
J
d
d
dt
d
ω
Bởi vậy:
C.bđ.dbđ = Jbđ.bđ.dbđ (3.8)
Lấy tích phân biểu thức (3.8) với các giới hạn sau: khi bắt đầu
phanh bđ = 0 và bđ = o đến thời điểm cuối cùng của quá trình phanh
bđ = max và bđ = 0

45. 44


 


 bñ
bñ d
C
max
0
bñ
bñ
0
bñ d
.
J
0





Vì chúng ta cần giá trị tuyệt đối nên:
C. 2
max = Jbđ.0
2
và max
C
Jbñ
0
ω

Sau cùng giá trị Mjmax là giá trị chúng ta cần tìm:
Mjmax = C
.
J
C bñ
o
max 


 (3.9)
Mômen của các lực quán tính tác dụng lên hệ thống truyền lực của
xe có giá trị cực đại khi phanh gấp ở số truyền thẳng của hộp số (ih=1), vì
lúc đó độ cứng C của hệ thống truyền lực sẽ có giá trị cực đại. Trường
hợp này thường xảy ra trong thực tế.
Nếu chúng ta phanh gấp xe đang chạy với vận tốc lớn (số vòng
quay trục khuỷu khoảng 2000÷2500 vòng/phút) mà không mở ly hợp thì
mômen của các lực quán tính Mj sẽ lớn hơn mômen cực đại của động cơ
khoảng 15÷20 lần. Mômen này sẽ truyền từ bánh đà qua ly hợp đến hệ
thống truyền lực. Vì Mjmax > Ml là mômen ma sát của ly hợp, nên lúc này
ly hợp sẽ trượt và mômen xoắn mà bánh đà truyền xuống hệ thống truyền
lực chỉ có thể bằng mômen xoắn cực đại mà ly hợp có thể truyền được.
Như vậy trong trường hợp này, ly hợp làm nhiệm vụ của cơ cấu an toàn,
nhằm giúp cho hệ thống truyền lực tránh không bị tác dụng bởi tải trọng
quá lớn.
3.2.3 Phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay
Chúng ta xét trường hợp cơ cấu phanh tay bố trí ở trục thứ cấp của
hộp số. Khi xe đang chuyển động, người lái không sử dụng phanh chân
để dừng xe, mà sử dụng phanh tay cho đến lúc xe dừng hẳn lại. Khi trục
thứ cấp của hộp số bị hãm chặt, nhưng do quán tính, bánh xe còn quay đi
một góc bx rồi mới dừng hẳn lại. Đây là chuyển động quay chậm dần
với gia tốc góc
dt
d bx

, bởi vậy làm xuất hiện mômen của lực quán tính:
dt
d
J
M bx
bx
j

 (3.10)

46. 45
Mômen này truyền ngược trở lại tác dụng lên hệ thống truyền lực
theo sơ đồ ở hình 3.2 và gây nên xoắn.
Jc, lc
j
Haõm
io
2M
io
HS
HS BX
j
Mj
bx
c

c
io
io
c

n
j
io
2M
Jc
c
l n
l
n
J
bx
j
M
Jbx
Jbx
bx
Hình 3.2: Sơ đồ tính toán tải trọng động khi sử dụng phanh tay đột ngột
Từ sơ đồ 3.2 chúng ta có quan hệ giữa các góc xoắn:
n
o
c
bx
i




 (3.11)
Ở đây:
G
J
i
l
M
2
c
o
c
j
c





n
G
J
l
M
n
n
j



Thay các giá trị n, c vào biểu thức (3.11) ta có:















G
J
l
G
J
i
l
2
M
n
n
c
2
o
c
j
bx

47. 46
Nếu chúng ta gọi:
G
J
l
G
J
i
l
2
1
C
n
n
c
2
o
c






là độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực khi phanh đột ngột
bằng phanh tay, chúng ta nhận được một biểu thức khác cũng biểu thị
mômen các lực quán tính:
Mj = C.bx (3.12)
Từ biểu thức (3.10) và (3.12) ta nhận được phương trình vi phân
sau đây:
Jbx .
dt
dωbx
= C.bx (3.13)
Giải phương trình này bằng phương pháp tương tự như ở mục (II –
2) ta có:
bx max = bx0
C
Jbx
(3.14)
Bởi vậy:
C
J
M bx
0
bx
max
j 

 (3.15)
Ở đây:
bx0 – vận tốc góc của bánh xe khi bắt đầu phanh.
Thông thường tải trọng tác dụng lên hệ thống truyền lực khi phanh
bằng phanh chân lớn hơn khi phanh bằng phanh tay. Khi tính toán
mômen các lực quán tính theo công thức (3.9) và (3.15) cần chú ý rằng
độ cứng thực tế của hệ thống truyền lực sẽ nhỏ hơn khi tính toán, bởi vì
khi mômen phanh tác dụng thì nhíp sẽ biến dạng, do đó vỏ cầu sau cũng
bị quay đi một ít.
3.2.4 Xe chuyển động trên đường không bằng phẳng
Khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng, hiện tượng
dao động của xe sẽ làm xuất hiện thêm tải trọng phụ. Thường thì tải trọng
động này được cân nhắc và xét đến khi tính toán bộ phận vận hành và hệ

48. 47
thống lái. Ở trên hình 3.3 là một mô hình đơn giản về dao động của xe và
phương pháp tính toán tải trọng cho trường hợp này.
Ở đây chúng ta có thể xem toàn bộ xe như một hệ động lực học và
mỗi thành phần của hệ đều có gia tốc dao động, do đó nó sẽ chịu thêm tải
trọng động:
Fđ = m.
Trong đó: m - Khối lượng.
- Gia tốc dao động.
Hình 3.3: Mô hình dao động của ô tô
– Gia tốc m – Khối lượng
 – Gia tốc góc J0 – Mômen quán tính khối lượng
Theo hình 3.3 thì tải trọng động đối với các cầu xe được tính như sau:
Fđ1 = mo. o. + Jo. + m1. 1
Fđ1 = mo. o. + Jo. + m2. 2
Ở đây: Fđ1 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu trước.
Fđ2 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu sau.

49. 48
3.3. TẢI TRỌNG DÙNG TRONG TÍNH TOÁN CÁC CỤM VÀ
CHI TIẾT CỦA GẦM Ô TÔ
3.3.1. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực
Qua phân tích ở mục 1, chúng ta thấy rằng, để đảm bảo đủ độ bền
làm việc, các bộ phận và chi tiết của ô tô phải được tính toán thiết kế theo
chế độ tải trọng động. Nhưng việc tính toán giá trị tải trọng động theo lý
thuyết là rất phức tạp và khó chính xác, vì nó thay đổi tùy theo điều kiện
mặt đường và điều kiện sử dụng. Bởi vậy, hiện tại các bộ phận và chi tiết
của ô tô được tính theo tải trọng tĩnh và có tính đến tải trọng động bằng
cách chọn hệ số an toàn phù hợp hoặc đưa vào hệ số tải trọng động được
rút ra từ thực nghiệm. Phần sau đây sẽ trình bày phương pháp tính toán
sức bền các chi tiết của hệ thống truyền lực theo tải trọng tĩnh:
Khi tính toán sức bền các chi tiết, trước hết cần tính mômen từ
động cơ và mômen theo sự bám giữa bánh xe và mặt đường truyền đến
các chi tiết đó, sau đó lấy giá trị mômen nhỏ hơn từ hai giá trị mômen
vừa tìm được để đưa vào tính toán. Mục đích của công việc này là để
chọn ra kích thước tối ưu cho chi tiết đó, tránh trường hợp thừa kích thước,
tốn nhiều vật liệu chế tạo, không kinh tế. Nếu mômen truyền từ động cơ đến
chi tiết tính toán lớn hơn mômen tính theo điều kiện bám, thì chi tiết ấy sẽ
chịu mômen có giá trị bằng mômen tính theo bám mà thôi, lúc này mômen
của động cơ thừa chỉ làm quay trơn các bánh xe chủ động, mà không làm
tăng thêm giá trị mômen xoắn tác dụng lên chi tiết ấy.
Ngược lại, nếu mômen tính theo điều kiện bám lớn hơn mômen của
động cơ truyền xuống chi tiết đang tính toán, thì chi tiết ấy sẽ chịu mômen
xoắn có giá trị bằng mômen tính theo mômen xoắn của động cơ truyền
xuống. Bởi vì, thực chất các tải trọng sinh ra trong các chi tiết của hệ thống
truyền lực là do mômen xoắn của động cơ truyền xuống gây nên.
Mômen xoắn truyền từ động cơ xuống chi tiết của hệ thống truyền
lực trong trường hợp tính theo động cơ là:

 .
i
.
M
M max
e
X (3.16)
Ở đây:
Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ (N.m).
i – Tỉ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính toán.
 – Hiệu suất truyền lực từ động cơ đến chi tiết tính toán.

50. 49
Mômen tính theo điều kiện bám ngược lên chi tiết được xác định
như sau:
b l
b
x.Z .φ .r
M
i η


(3.17)
Ở đây:
x – Số lượng các bánh xe chủ động.
Zb – Phản lực thẳng đứng tác dụng lên 1 bánh xe chủ động (N).
 – Hệ số bám dọc ( = 0,7  0,8).
rl – Bán kính lăn của bánh xe chủ động (m).
i – Tỉ số truyền giữa chi tiết đang tính và bánh chủ động.
 – Hiệu suất truyền lực từ chi tiết đang tính đến bánh xe chủ động.
3.3.2. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống phanh
Khi chọn chế độ tính toán cho cơ cấu phanh, chúng ta phải chọn
cho trường hợp phanh xe với cường độ phanh và hiệu suất phanh cực đại,
nghĩa là lực phanh bằng lực bám cực đại của bánh xe với mặt đường. Lúc
đó mômen phanh Mp của bánh xe có giá trị là:
Mp = Zb..rb
Trường hợp xe có hai cầu và cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các
bánh xe, lúc đó mômen phanh ở mỗi cơ cấu phanh của cầu trước sẽ có
giá trị là Mp1
.
.m
2
G
M 1p
1
p1
 .rb =
2L
G
(b + ’.hg).rb (3.18)
và mômen phanh ở mỗi cơ cấu cầu sau là Mp2:
.
.m
2
G
M 2p
2
p2
 .rb =
2L
G
(a - ’.hg).rb (3.19)
Ở đây:
G – Trọng lượng toàn bộ của xe khi đầy tải.
G1, G2 – Tải trọng tác dụng lên cầu trước và sau ở trạng thái
tĩnh trên mặt đường nằm ngang.
m1p, m2p – Hệ số thay đổi tải trọng lên cầu trước và cầu sau khi
phanh.

51. 50
a, b – Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước và sau.
L – Chiều dài cơ sở của xe.
 – Hệ số bám dọc giữa lốp và đường ( = 0,7 0,8).
Các hệ số m1p, m2p được xác định bởi lý thuyết ôtô:
a
h
'
1
a
g
h
j
1
m
b
h
'
1
b
g
h
j
1
m
g
g
max
2p
g
g
max
1p














Ở đây:
hg – Chiều cao trọng tâm của xe.
g – Gia tốc trọng trường.
jmax – Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh.
 – Hệ số đặc trưng cho cường độ phanh 









g
j
' max
Xác định độ bền các chi tiết của cơ cấu phanh và dẫn động phanh
bằng cơ khí thường chọn:
Lực đạp chân của người lái xe khoảng 1500N, lực tay kéo khoảng
800N, đối với xe du lịch chỉ nên chọn trong khoảng 40  50% các giá trị
nêu trên.
Đối với loại dẫn động phanh bằng dầu hoặc khí nén: lực tác dụng
lên các chi tiết dẫn động chọn theo trị số cực đại tương ứng với áp suất
khí nén hoặc chất lỏng trong các xilanh lực.
3.3.3. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống treo và cầu
Các chi tiết của hệ thống treo và dầm cầu được tính toán bền theo
tải trọng cực đại Fmax khi xe chuyển động thông qua tải trọng tĩnh Ft đã
biết và hệ số tải trọng động kđ:
Fmax = kđ.Ft
Thực nghiệm chứng tỏ rằng kđ tăng khi độ cứng của hệ thống treo
và vận tốc của xe tăng.
Khi xe hoạt động trong điều kiện bình thường thì tải trọng động
cực đại ít khi xuất hiện.
Khi xe chuyển động trên đường bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên
dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là từ khối lượng được treo. Khi mặt đường

52. 51
không bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là
tải trọng động từ các khối lượng không được treo.
Nhằm mục đích xác định tải trọng do chính trọng lượng bản thân
của cầu xe sinh ra, chúng ta chia cầu xe ra làm nhiều phần (thông thường
khoảng 812 phần) và xác định khối lượng của mỗi phần. Khi xe dao
động thì tải trọng động của mỗi phần được xác định:
Fđi = mi (3.20)
Ở đây:
mi – Khối lượng của từng phần.
– Gia tốc dao động thẳng đứng của cầu xe.
3.3.4. Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống lái
Khi tính toán bền cho các chi tiết của hệ thống lái, chúng ta có thể
tính theo các chế độ tải trọng sau:
* Mômen cực đại của người lái tác dụng lên vô lăng:
Mlmax = Flmax.R
Ở đây:
Flmax – Lực cực đại tác dụng lên vô lăng, đối với xe tải
nặng và trung bình vào khoảng 400500N, còn
đối với xe du lịch vào khoảng 150200N.
R – Bán kính của vô lăng.
* Lực phanh cực đại tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng khi
phanh xe trên đường có hệ số bám  = 0,8.
Các lực F1, F2 tác dụng lên các đòn dẫn động của hệ thống lái được
xác định theo sơ đồ ở hình 3.4:
1 b
m
F =Z .φ
n
2 b
m
F =Z .φ
c
* Tính theo lực va đập của mặt đường lên các bánh xe dẫn
hướng khi chuyển động trên đường gồ ghề. Giá trị lực va đập lên các
chi tiết của hệ thống lái phụ thuộc vào vận tốc của xe và tải trọng tác

53. 52
dụng lên bánh xe dẫn hướng. Thực nghiệm cho biết lực truyền từ bánh
xe qua đòn dọc không quá một nửa giá trị tải trọng tĩnh tác dụng lên 1
bánh xe dẫn hướng.
Hình 3.4: Sơ đồ các lực tác dụng lên hệ thống lái

54. 53
CHƯƠNG 4
LY HỢP
Mục tiêu:
Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:
1. Vẽ được sơ đồ cấu tạo và trình bày được nguyên lý làm việc của ly
hợp ma sát.
2. Trình bày được ảnh hưởng của ly hợp tới sự gài số.
3. Giải thích được tác dụng của ly hợp khi phanh.
4. Tính được công trượt sinh ra trong quá trình đóng ly hợp.
5. Xác định được kích thước cơ bản của ly hợp.
6. Tính toán được hao mòn và nhiệt độ của ly hợp.
7. Vẽ được sơ đồ cấu tạo và trình bày được nguyên lý làm việc của ly
hợp thủy lực.
8. Trình bày được đường đặc tính của ly hợp thủy lực.

55. 54
4.1. CÔNG DỤNG, PHÂN LOẠI, YÊU CẦU
4.1.1. Công dụng
Ly hợp dùng để nối cốt máy với hệ thống truyền lực, nhằm để
truyền mômen quay một cách êm dịu và để cắt truyền động đến hệ thống
truyền lực được nhanh và dứt khoát trong những trường hợp cần thiết.
4.1.2. Phân loại
4.1.2.1. Theo cách truyền mômen xoắn từ cốt máy đến trục của
hệ thống truyền lực
- Ly hợp ma sát: loại một đĩa và nhiều đĩa, loại lò xo nén biên, loại
lò xo nén trung tâm, loại càng tách ly tâm và nửa ly tâm.
- Ly hợp thủy lực: loại thủy tĩnh và thủy động.
- Ly hợp nam châm điện.
- Ly hợp liên hợp.
4.1.2.2. Theo cách điều khiển
- Điều khiển do lái xe (loại đạp chân, loại có trợ lực thủy lực
hoặc khí).
- Loại tự động.
Hiện nay trên ô tô được sử dụng nhiều là loại ly hợp ma sát. Ly hợp
thủy lực cũng đang được phát triển ở ô tô, vì nó có ưu điểm căn bản là
giảm được tải trọng va đập lên hệ thống truyền lực.
4.1.3. Yêu cầu
- Ly hợp phải truyền được mômen xoắn lớn nhất của động cơ mà
không bị trượt trong mọi điều kiện, bởi vậy mômen ma sát của ly hợp
phải lớn hơn mômen xoắn của động cơ.
- Khi kết nối phải êm dịu để không gây ra va đập ở hệ thống truyền lực.
- Khi tách phải nhanh và dứt khoát để dễ gài số và tránh gây tải
trọng động cho hộp số.
- Mômen quán tính của phần bị động phải nhỏ.
- Ly hợp phải làm nhiệm vụ của bộ phận an toàn do đó hệ số dự
trữ  phải nằm trong giới hạn.

56. 55
- Điều khiển dễ dàng.
- Kết cấu đơn giản và gọn.
- Đảm bảo thoát nhiệt tốt khi ly hợp trượt.
4.2. SƠ ĐỒ CẤU TẠO VÀ NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA LY
HỢP MA SÁT
4.2.1. Sơ đồ cấu tạo
Hình 4.1: Cấu tạo ly hợp ma sát có lò xo ép trung tâm
a - Ly hợp đóng b - Ly hợp mở
1 - Đĩa ép 6 - Ống trượt
2 - Bàn đạp 7 - Ống có bi tì
3 - Vỏ 8 - Lò xo tách dứt khoát
4 - Càng tách 9 - Đĩa bị động
5 - Lò xo trung tâm 10 - Bánh đà
4.2.2. Nguyên lý làm việc của ly hợp ma sát
Khi người tài xế đạp chân lên bàn đạp 2, qua hệ thống đòn điều
khiển, đòn mở tì lên ống có bi tì 7 tác dụng lên ống trượt 6 ép lên lò xo
trung tâm 5, lò xo 5 ép lên càng tách, làm cho càng tách rời khỏi vấu trên

57. 56
đĩa ép và nhờ lò xo tách dứt khoát 8 kéo đĩa ép khỏi đĩa bị động cũng như
khỏi bánh đà 10.
Đĩa bị động quay cùng với bánh đà, có nhiệm vụ truyền công suất
vào mặt ma sát của đĩa ép, cho nên nó phải nối với bánh đà thông qua các
bulông. Đĩa ép dày, có trọng lượng lớn để nhiệt từ các bề mặt ma sát
truyền nhanh vào trong đĩa ép rồi thoát ra không khí. Trên đĩa ép có gờ
dẫn hướng để định vị lò xo ép và giữ lò xo không bị văng khi quay, giữa
lò xo ép và đĩa ép có vòng cách nhiệt để tăng tuổi thọ của lò xo. Trong
quá trình đóng, ngắt ly hợp, các tấm ma sát bị bào mòn, làm khoảng cách
giữa vòng bi tì và đầu càng tách giảm đi, hành trình tự do của ly hợp
tăng, quá trình động học của ly hợp xấu đi, do đó trong ly hợp phải có cơ
cấu điều chỉnh để duy trì khoảng cách nói trên đúng quy định.
4.3. CÔNG TRƢỢT SINH RA TRONG QUÁ TRÌNH ĐÓNG LY HỢP
4.3.1. Quá trình đóng ly hợp
Quá trình đóng ly hợp xảy ra khi phần chủ động của ly hợp
quay với vận tốc góc m, và phần bị động quay với vận tốc góc b.
Do có sự khác biệt về vận tốc góc m  b nên giữa các đĩa chủ động
và bị động của ly hợp sẽ sinh ra sự trượt. Sự trượt này chấm dứt khi
các đĩa chủ động và bị động được nối liền thành một khối, tức là m =
b. Khi khởi động xe tại chỗ, do b = 0 nên sự trượt sẽ rất lớn.
Sự trượt sẽ sinh ra công ma sát, công này sẽ biến thành nhiệt
năng làm nung nóng các chi tiết của ly hợp, dẫn đến hậu quả là hệ
số ma sát của ly hợp giảm và các lò xo có thể mất khả năng ép.
Quá trình đóng ly hợp có thể có hai trường hợp sau:
4.3.1.1. Đóng ly hợp nhanh
Lúc này động cơ quay với vận tốc cao và tài xế đột ngột thả bàn
đạp ly hợp. Khởi động như vậy sẽ có sự giật lớn, nhất là ở những ly hợp
có hệ số dự trữ  lớn.
Đóng ly hợp theo phương pháp này không có lợi, vì nó sinh ra tải
trọng động lớn cho các chi tiết của hệ thống truyền lực, nhưng trong thực
tế ở một vài trường hợp người ta vẫn sử dụng.

58. 57
4.3.1.2. Đóng ly hợp từ từ
Ở trường hợp này tài xế thả từ từ bàn đạp của ly hợp cho xe chuyển
động từ từ. Do đó thời gian đóng ly hợp và công trượt trong trường hợp
này sẽ tăng.
Để xác định công trượt trong quá trình đóng ly hợp, chúng ta khảo
sát đồ thị ở hình 4.2:
Hình 4.2: Sơ đồ để tính toán công trượt
a - Mô hình tính toán.
b - Đồ thị biến thiên vận tốc góc.
m, b – Vận tốc góc của trục khuỷu và trục ly hợp.
Jm – Mômen quán tính khối lượng của bánh đà và của các
chi tiết động cơ quy dẫn về bánh đà.
Jb – Mômen quán tính khối lượng của xe và rơ moóc quy
dẫn về trục của ly hợp.
 
2
m l
b 2
h p o
G + G r
J =
g i i i
 

 
 
Ở đây:
G – Trọng lượng toàn bộ của xe.
Gm – Trọng lượng toàn bộ của rơ moóc.

59. 58
ih, ip, io – Tỉ số truyền của hộp số, hộp số phụ và truyền lực chính.
Mb – Mômen cản chuyển động quy dẫn về trục ly hợp:
  2 l
b m x
h p 0 t
r
M = G + G ψ + 0,625C Sv
i i i η
 
  (4.1)
Ở đây:
 – Hệ số cản tổng cộng của đường.
Cx – Hệ số cản của không khí.
t – Hiệu suất của hệ thống truyền lực.
0 – Vận tốc góc của khối lượng có mômen quán tính Jm và Jb sau
khi ly hợp vừa kết thúc sự trượt.
S – Diện tích mặt cản gió chính diện của xe.
v – Vận tốc của xe.
rl – Bán kính lăn của bánh xe.
Công trượt của ly hợp được xác định theo phương trình:
α
l
0
L = M dα
 (4.2)
Trong đó: Ml – Mômen ma sát của ly hợp.
 – Góc trượt của ly hợp.
Do có hai quá trình đóng ly hợp khác nhau: đóng ly hợp nhanh và
đóng ly hợp từ từ, bởi vậy sẽ có hai phương pháp khác nhau để xác định
công trượt.
4.3.2. Tính toán xác định công trƣợt
4.3.2.1. Phương pháp thứ nhất
Chúng ta giả thiết quá trình đóng ly hợp diễn ra rất nhanh (đột
ngột). Bởi vậy trong thời gian đóng ly hợp, các giá trị Mm, Mb, Ml không
đổi và lúc đó phương trình của hệ chủ động gồm động cơ, ly hợp (Phần
A) là:
m m 0 m o l o
J (ω - ω ) - M .t - M .t =0 (4.3)

60. 59
Đối với phần bị động gồm ly hợp và hệ thống truyền lực (Phần B)
chúng ta có:
l o b o b b o
M .t - J (ω - ω ) - M .t =0 (4.4)
Từ hai phương trình (4.3) và (4.4) chúng ta xác định được giá trị o
ở cuối thời kỳ trượt:
m m l b b b l m
o
m l b b l m
J ω (M - M ) + J ω (M - M )
ω = L
J (M - M ) + J (M - M )
(4.5)
Trong đó: m, b, o là các giá trị vận tốc góc được trình bày ở
hình 4.2 b.
Cũng từ hai phương trình trên ta xác định được thời gian trượt của
ly hợp t0:
m b m b
o
m l b b l m
J .J (ω - ω )
t =
J (M - M ) + J (M - M )
(4.6)
Góc trượt  được xác định:
 = tb.to
Trong đó:
tb – Vận tốc góc trượt trung bình:
 
2
0
b
m
tb






Thay giá trị t0 và tb vào biểu thức  ta có:
 
   
2
m b m b
m l b b l m
0,5.J .J ω - ω
α =
J M - M + J M - M
(4.7)
Công trượt sinh ra khi đóng ly hợp đột ngột là:
 
   
2
l m b m b
l
m l b b l m
0,5.M .J .J ω - ω
L = M .α =
J M - M + J M - M
(4.8)
Công trượt L và góc trượt  tính theo các công thức trên sẽ có giá
trị nhỏ hơn thực tế bởi vì thời gian trượt ly hợp khi đóng ly hợp đột ngột
sẽ nhỏ.

61. 60
4.3.2.2. Phương pháp thứ hai
Ở phương pháp này người ta xét đến hai giai đoạn thực tế của quá
trình đóng ly hợp từ từ:
* Giai đoạn 1: Tăng mômen ma sát của ly hợp Ml từ 0 đến giá trị
bằng Mb. Lúc đó xe bắt đầu khởi động tại chỗ.
* Giai đoạn 2: Tăng mômen của ly hợp Ml đến giá trị không còn
tồn tại sự trượt của ly hợp.
Ở giai đoạn 1, ly hợp bị trượt hoàn toàn, bởi vậy công của động cơ
ở giai đoạn này với thời gian t1 sẽ tiêu hao cho sự trượt và nung nóng ly
hợp. Công trượt của giai đoạn này được tính:
m b
1 b 1
ω - ω
L = M t
2
 
Ở giai đoạn 2, công của động cơ với thời gian t2 dùng để tăng tốc
trục bị động của ly hợp và để thắng các sức cản chuyển động của xe.
Giá trị công trượt của giai đoạn này là:
2
b
m
b
2
b
m
b
2 t
)
(
M
3
2
)
(
J
2
1
L 







Công trượt toàn bộ L của ly hợp là:
2
1
1 2 b m b 2 b m b
t 2 1
L=L +L =M (ω - ω ) + t + J (ω - ω )
2 3 2
 
 
 
(4.9)
Thời gian t1 và t2 được tính như sau:
k
A
t
k
M
t
2
b
1


Trong đó:
k – Hệ số tỉ lệ, đặc trưng cho nhịp độ tăng mômen của đĩa ly hợp
Ml khi đóng ly hợp.
k = 50  150 Nm/s đối với xe du lịch.
k = 150  750 Nm/s đối với xe tải.
Lấy giá trị k lớn đối với xe có công suất riêng lớn.
Giá trị của A được xác định theo công thức:

62. 61
)
(
J
2
A b
m
b 



Vận tốc góc của trục khuỷu khi đóng ly hợp có thể coi là không đổi
và bằng vận tốc góc ứng với mômen cực đại của động cơ.
Qua các công thức trên ta thấy rằng công trượt sẽ tăng, nếu giá trị của
hiệu số m - b tăng. Để giảm công suất trượt (nghĩa là giảm sự mài mòn
của các tấm ma sát của ly hợp), tài xế cần giảm giá trị của hiệu số m - b.
Hiệu số này lớn nhất khi khởi động xe tại chỗ, lúc đó b = 0. Nếu tăng khối
lượng của xe hoặc của cả đoàn xe thì công trượt cũng tăng. Khi khởi động
xe tại chỗ, để giảm công trượt tài xế phải khởi động ở số truyền thấp, nhờ đó
sẽ giảm được giá trị mômen cản quy dẫn về trục ly hợp.
4.4. XÁC ĐỊNH KÍCH THƢỚC CƠ BẢN, TÍNH TOÁN HAO
MÕN VÀ NHIỆT ĐỘ CỦA LY HỢP
4.4.1. Xác định kích thƣớc cơ bản của ly hợp
Cơ sở để xác định kích thước cơ bản của ly hợp là ly hợp phải có
khả năng truyền được mômen xoắn lớn hơn mômen xoắn cực đại của
động cơ một ít.
Mômen ma sát của ly hợp phải bằng mômen xoắn lớn nhất cần
truyền qua ly hợp:
max
e
l M
M 

 (4.10)
Ở đây:
Ml - Mômen ma sát của ly hợp (Nm).
Me max - Mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm).
 - Hệ số dự trữ của ly hợp.
Xe du lịch:  = 1,3  1,75
Xe tải không có rơ moóc  = 1,6  2,25
Xe tải có rơ moóc  = 2  3.
Phương trình (4.10) cũng có thể viết dưới dạng sau:
1 emax tb
M =β.M =μ.F.R .p (4.11)
Ở đây:

63. 62
 - Hệ số ma sát của ly hợp.
p - Số lượng đôi bề mặt ma sát:
1
n
m
p 


m - Số lượng đĩa chủ động.
n - Số lượng đĩa bị động.
F - Lực ép lên các đĩa ma sát.
Rtb - Bán kính ma sát trung bình (bán kính của điểm đặt lực
ma sát tổng hợp).
Từ phương trình (4.11) xác định được lực ép cần thiết lên các đĩa
để truyền được mômen Memax:
emax
1
tb tb
β.M
M
F= =
μ.R .p μ.R .p
(4.12)
Bán kính Rtb được xác định theo công thức sau:
1
2
2
2
1
3
2
3
tb
R
R
R
R
3
2
R




Hình 4.3: Sơ đồ xác định Rtb
Giá trị Rtb được xác định như sau:
Trên hình 4.3 là một tấm ma sát của ly hợp. Chúng ta xét trường
hợp ly hợp có một đôi bề mặt ma sát (p = 1).

64. 63
Giả thiết có lực F tác dụng lên tấm ma sát với bán kính trong là R1,
bán kính ngoài R2 bởi vậy áp suất sinh ra trên bề mặt tấm ma sát sẽ là:
 
2 2
2 1
F F
q = =
S π R - R
Bây giờ ta hãy xét một vòng phần tử nằm cách tâm O một đoạn
bằng bán kính R và có chiều dày dR. Mômen do các lực ma sát tác dụng
trên vòng phần tử đó là:
dR
qR
2
R
dR
R
2
q
dM 2
l 








Mômen các lực ma sát tác dụng trên toàn vòng ma sát là:
 
 
2 2
1 1
2
1
R R
2
1 1
R R
3 3
R
2 1
2
2 2 2 2
2 1 R 2 1
M = dM = 2μπqR dR=
R - R
2Fμ 2
= R dR = μ.F
R - R 3 R - R

 

(4.13)
Mặt khác mômen các lực ma sát tác dụng trên toàn vòng ma sát
cũng bằng lực ma sát tổng hợp F nhân với Rtb, tức là:
(4.14)
Từ công thức (4.13) và (4.14) ta suy ra;
 
 
2
1
2
2
3
1
3
2
tb
R
R
R
R
3
2
R



 (4.15)
Trong trường hợp không cần độ chính xác cao thì Rtb có thể xác
định theo công thức gần đúng sau:
2
R
R
R 2
1
tb

 (4.16)
Đường kính ngoài D2 của vòng ma sát bị khống chế bởi đường kính
ngoài của bánh đà động cơ. Có thể chọn đường kính ngoài của tấm ma
sát theo công thức kinh nghiệm sau:
C
M
16
,
3
R
2
D max
e
2
2 
 (4.17)

65. 64
Trong đó:
D2 – Đường kính ngoài của tấm ma sát (cm).
Me max – Mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm).
C – Hệ số kinh nghiệm:
Đối với xe du lịch C = 4,7
Đối với xe tải sử dụng trong điều kiện bình thường C = 3,6
Đối với xe tải đổ hàng và xe tải sử dụng trong điều kiện nặng nhọc
C = 1,9.
Bán kính trong R1 của tấm ma sát có thể chọn sơ bộ như sau:
R1 = (0,53  0,75)R2
Giới hạn dưới (0,53 R2) dùng cho động cơ có số vòng quay
thấp. Còn giới hạn trên (0,75R2) dùng cho các động cơ có số vòng
quay cao.
Hệ số ma sát  phụ thuộc vào tính chất vật liệu, tình trạng bề mặt,
tốc độ trượt và nhiệt độ của tấm ma sát. Khi tính toán, có thể thừa nhận
hệ số ma sát chỉ phụ thuộc vào tính chất vật liệu (xem bảng 4.1).
Bảng 4.1: Vật liệu chế tạo tấm ma sát của ly hợp
Nguyên liệu của
các bề mặt ma sát
Hệ số ma sát  Áp suất cho
phép
(kN/m2
)
Khô Trong dầu
Thép với gang
Thép với thép
Thép với phêrađô
Gang với phêrađô
Thép với phêrađô
cao su
0,15  0,18
0,15  0,20
0,25  0,35
0,2
0,4  0,5
0,03  0,07
0,07  0,15
0,07  0,15
150  300
250  400
100  250
100  250
100  250
Số lượng đôi bề mặt ma sát p có thể tự chọn dựa vào kết cấu hiện
có, sau đó tìm lực ép F cần thiết theo công thức (4.12), sau đó cần kiểm
tra áp suất lên bề mặt ma sát theo công thức sau:

66. 65
(4.18)
Ở đây: [q] – Áp suất cho phép lấy theo bảng 4.1.
Trong trường hợp không thể dự kiến trước được số lượng đôi
bề mặt ma sát p thì có thể xác định thông qua công thức sau:
2
l emax tb
M = β.M = 2πR b.μ.q.p
Trong đó:
Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ (Nm).
B – Chiều rộng của tấm ma sát: b = R2 – R1.
q – Áp suất cho phép lấy theo bảng 4.1 (N/m2
).
Từ đó có thể xác định số lượng đôi bề mặt ma sát:
2
tb
max
e
R
.
b
.
2
β.M
p
.
.
q
. 

 (4.19)
4.4.2. Tính toán độ hao mòn của ly hợp
Hiện tượng trượt của ly hợp khi đóng ly hợp sẽ làm cho các tấm ma
sát bị hao mòn. Khi ly hợp bị trượt sẽ xuất hiện công trượt. Nhưng chúng
ta không thể đánh giá mức độ hao mòn thông qua công trượt, bởi vì nếu 2
ly hợp có cùng giá trị công trượt, nhưng ly hợp nào có diện tích bề mặt
các tấm ma sát nhỏ hơn sẽ bị mòn nhiều hơn. Cho nên để xét mức độ hao
mòn của ly hợp, chúng ta phải tính công trượt trên đơn vị diện tích bề
mặt các tấm ma sát. Đó chính là công trượt riêng L0:
 
o
o L
p
.
S
L
L 
 (4.20)
Trong đó:
Lo – Công trượt riêng (J/m2
).
L – Công trượt sinh ra khi ly hợp trượt (J).
S – Diện tích bề mặt tấm ma sát (m2
),  
2
1
2
2 R
R
π.
S 
 .
p – Số lượng đôi bề mặt ma sát.
[Lo] – Công trượt riêng cho phép tra theo bảng 4.2.