Nội dung kiến thức ở giáo trình Thiết kế ô tô 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.
CHƯƠNG CẦU CHỦ ĐỘNG Mục tiêu: Sau học xong chương sinh viên có khả năng: Vẽ sơ đồ động học truyền lực cầu chủ động Tính tốn kích thước truyền lực Trình bày độ cứng vững độ bền truyền lực Tính động học động lực học vi sai bánh nón Xác định lực tác dụng lên bán trục 144 7.1 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC CỦA BỘ TRUYỀN LỰC TRONG CẦU CHỦ ĐỘNG 7.1.1 Cầu chủ động không dẫn hướng Bộ truyền lực cầu chủ động khơng dẫn hướng bao gồm: truyền lực chính, vi sai bán trục Ở xe tải loại lớn cịn có thêm truyền lực cạnh (truyền lực cuối cùng) Công dụng phận ta nghiên cứu kĩ phần Hình 7.1: Sơ đồ động học cầu chủ động không dẫn hướng – Bánh xe – Truyền lực – Bạc đạn ngồi – Bán trục – Vi sai – Bạc đạn 7.1.2 Cầu chủ động dẫn hướng Bộ truyền lực cầu chủ động dẫn hướng bao gồm: truyền lực chính, vi sai bán trục Các bán trục chia làm nhiều đoạn kết nối với thông qua khớp đăng, để đảm bảo cho bánh xe chủ động dẫn hướng quay quanh trụ đứng hệ thống lái làm việc 145 6 Hình 7.2: Sơ đồ động học cầu chủ động dẫn hướng – Truyền lực – Vỏ cầu – Vi sai – Khớp đăng – Bán trục – Cơ cấu hướng 7.2 TRUYỀN LỰC CHÍNH 7.2.1 Công dụng, yêu cầu, phân loại 7.2.1.1 Công dụng Truyền lực để tăng mơmen xoắn để đổi hướng truyền mômen xoắn từ chiều dọc xe thành chiều ngang nửa trục trường hợp động đặt dọc 7.2.1.2 Yêu cầu Đảm bảo tỉ số truyền cần thiết, kích thước trọng lượng nhỏ, khoảng sáng gầm xe đạt u cầu tính thơng qua xe Có hiệu suất cao vận tốc góc nhiệt độ thay đổi Đảm bảo vận hành êm dịu, khơng ồn, có tuổi thọ cao 146 7.2.1.3 Phân loại * Dựa theo loại truyền lực có loại sau: Loại bánh nón (bánh nón thẳng, bánh nón cong, loại hipơít) Loại bánh trụ Loại trục vít * Dựa theo số cặp bánh ăn khớp gồm có: Loại đơn (io = 7) Loại kép (io = 12) * Dựa theo số cấp truyền gồm có: Loại cấp Loại cấp 7.2.2 Tính tốn kích thước truyền lực 7.2.2.1 Chọn tỉ số truyền i0 (Xem lại giáo trình “Lý thuyết tơ”) 7.2.2.2 Căn vào i0 chọn z1 z2 cho tỉ số z2/z1 khơng khác biệt so với i0 Có thể chọn z1 theo kinh nghiệm bảng 7.1 Bảng 7.1: Dùng để chọn z1 i0 2,5 68 z1 15 12 7.2.2.3 Tính đường sinh L theo công thức kinh nghiệm L=14 M e max i (7.1) Trong đó: L Chiều dài đường sinh [mm] Memax Mômen xoắn cực đại động [Nm] i0 Tỷ số truyền truyền lực 7.2.2.4 Tính tốn chọn mơđuyn pháp tuyến Vì bán kính vịng trịn sở bánh chủ động bị động đáy là: 147 r1 z1 m n cos r2 z m n cos Cho nên theo kích thước hình học bánh ta có: mn L cos (7.2) 0,5 z12 z 22 Ở đây: - Góc nghiêng đường xoắn z1, z2 - Số bánh chủ động bị động truyền lực e1 r1 rtb1 b 1 2 rtb2 r2 Re2 L Hình 7.3: Các thơng số hình học cặp bánh nón 7.2.2.5 Thường chọn n = 200 (góc ăn khớp tiết diện pháp tuyến cho xe tải) = 350 450 n = 17 030’ 160 140 (góc ăn khớp tiết diện pháp tuyến cho xe du lịch) 148 7.2.2.6 Xác định môđuyn pháp tuyến tiết diện trung bình m ntb m n L 0,5b L (7.3) Ở đây: b - Chiều rộng Đối với bánh chủ động: b = (0,250,3).L cho xe du lịch b = (0,30,4).L cho xe tải Đối với bánh bị động chọn bánh chủ động ngắn 34 mm Các thơng số cịn lại như: chiều cao bánh chủ động (thường bánh nhỏ) bánh bị động (thường bánh lớn), chiều cao đỉnh răng, chân răng, hệ số dạng thông số khác tra bảng sách “Chi tiết máy” Chiều xoắn bánh nón chọn cho để lực chiều trục bánh chủ động hướng từ đỉnh xuống đáy nón để đẩy bánh nón chủ động khỏi bánh bị động (tránh bị kẹt răng) Muốn xe chuyển động tiến bánh nón quay theo chiều kim đồng hồ, đứng từ phía động hay từ phía đáy lớn bánh nón chủ động chiều xoắn phải xoắn trái (tức xa ta phía tay trái) Nghĩa chiều quay chiều xoắn phải ngược chiều 7.2.3 Độ cứng vững độ bền truyền lực 7.2.3.1 Bánh trục chủ động Thường có hai cách bố trí gối đỡ bánh nón chủ động: bố trí cơng xơn (hình 7.4a) bố trí hai phía (hình 7.4b): Hình 7.4: Sơ đồ ổ đỡ trục chủ động 149 Phương án bố trí gối đỡ hai phía có độ cứng vững cao công nghệ chế tạo vỏ truyền lực phức tạp Loại thường dùng trường hợp mơmen xoắn truyền qua truyền lực q lớn, có khả gây biến dạng đáng kể Phương án bố trí kiểu cơng xơn phổ biến tô Trong trường hợp thường dùng bạc đạn lăn nón đỉnh quay vào để giảm độ cơng xơn a, giảm mơmen uốn đầu cơng xơn (hình 7.5) Q a) f A b) Q Hình 7.5: Cách bố trí trục chủ động a - Sơ đồ biến dạng trục chủ động b - Đồ thị biến dạng 1; - Các lò xo Để tăng độ cứng vững kết cấu theo chiều trục, bạc đạn lăn nón lắp ghép với găng ban đầu Thực chất độ găng ban đầu điều chỉnh ổ lăn khơng hồn toàn khắc phục khoảng hở viên lăn, mà gây biến dạng đàn hồi chi tiết ổ lăn Bản chất độ găng ban đầu, thể sơ đồ (hình 7.5) thay độ biến dạng đàn hồi hai lị xo Nếu khơng có độ nén ban đầu, quan hệ lực chiều trục Q độ nén lò xo là: Q = c.f [N] Ở đây: c – Độ cứng lò xo f – Độ biến dạng lò xo (trên đồ thị đường nét đứt) Nếu độ nén ban đầu, lực Q tính sau: 150 Q = 2.c.f [N] Trên đồ thị đường nét liền OA Như có độ găng ban đầu, giá trị lực chiều trục Q, biến dạng có giảm Do cần phải khắc phục khe hở đầu bạc đạn Độ găng ban đầu có ảnh hưởng đến tuổi thọ truyền lực chính, độ găng tăng ăn khớp bánh nón ổn định hơn, làm chi tiết chóng mịn 7.2.3.2 Bánh trục bị động Để tăng tỷ số truyền, bánh bị động thường có đường kính lớn so với bánh chủ động Trong nhiều kết cấu có điểm tựa để giới hạn dịch chuyển bánh bị động lực nhiều trục sinh (hình 7.6) Hình 7.6: Sơ đồ loại điểm Khi đặt điểm tựa phải tính tốn để bánh bị động dịch chuyển giới hạn cho phép (0,25mm) chạm vào điểm tựa Có loại điểm tựa khơng điều chỉnh (hình 7.6a) mũ đồng thau loại điểm tựa lăn (hình 7.6b) cách thay chốt bulông Các bạc đạn đỡ trục bị động ổ lăn nón đỉnh quay hai phía, mục đích để giảm khoảng cách a, c giảm mơmen uốn, tăng độ cứng vững cho trục bị động (hình 7.7) 151 Hình 7.7: Cách bố trí bánh bị động 7.2.4 Truyền lực cạnh Truyền lực cạnh đặt bánh xe chủ động Ở xe tải loại lớn, nhờ có truyền lực cạnh tăng mơmen xoắn động thêm lần Bởi mômen chủ động bánh xe lớn mơmen cản lớn mặt đường Sau làm quen với số dạng truyền lực cạnh tơ Ở hình 7.8 số phương án kết cấu truyền lực cạnh kiểu bánh trụ Hình 7.8: Sơ đồ động học truyền lực cạnh kiểu bánh trụ a Bánh ăn khớp Bán trục 152 b Bánh ăn khớp 2; Bánh Nguyên lý làm việc: Khi động hoạt động mômen từ động truyền qua hộp số đến truyền lực chính, sau truyền tới truyền lực cạnh, cuối truyền đến bánh xe Khi bán trục truyền mômen quay qua bánh đến bánh 3, trục bánh nối với bánh xe, nên mômen truyền đến bánh xe Trên hình 7.9 truyền lực cạnh kiểu bánh hành tinh xe MAZ 500 Hình 7.9: Sơ đồ động học truyền lực cạnh kiểu bánh hành tinh Vòng răng; Bánh hành tinh; Bánh trung tâm Ngun lý làm việc: Vịng ngồi gắn liền với bánh xe, trục bánh hành tinh cố định Bán trục quay làm cho bánh trung tâm chuyển động, thông qua bánh hành tinh mômen quay truyền đến vịng bánh xe Hình 7.10: Sơ đồ động học truyền lực cạnh xe UD 10T Vòng răng; Bánh hành tinh; Bánh trung tâm 153 Hình 10.7: Sơ đồ hệ thống lái tơ có cầu dẫn hướng kèm với hệ thống treo độc lập Đặc điểm địn kéo ngang hình thang lái làm rời thành ba đoạn Kết cấu ngăn ngừa ảnh hưởng dịch chuyển bánh xe dẫn hướng lên bánh xe dẫn hướng khác, khớp nằm đường kéo dài trục dao động bánh xe Đòn vừa đỡ đòn kéo ngang vừa với đòn quay đứng xác định động học dịch chuyển kéo ngang Khi thiết kế hệ thống lái cần ý phối hợp động học hệ thống lái với động học hệ thống treo Nếu đầu nhíp trước cố định cấu lái cần bố trí đằng trước Như tâm dao động địn dọc dẫn động lái tâm dao động cầu trước gần bên (hình 10.8a) Điểm A vừa nằm đòn kéo dọc vừa nằm cầu dao động theo hai cung bán kính 1 2 Trong phạm vi biến dạng nhíp 1 2 Nếu bố trí cấu lái đằng sau (hình 10.8b) tơ chạy đường xấu, nhíp biến dạng nhiều, bánh dẫn hướng bị vẫy, người lái mệt mỏi nhiều 270 O O A O a) A O b) Hình 10.8: Bố trí cấu lái thích hợp với động học hệ thống treo 10.3 CÁC TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG LÁI Trong hệ thống lái có tỉ số truyền sau: Tỉ số truyền cấu lái i Tỉ số truyền dẫn động lái id Tỉ số truyền theo góc hệ thống lái ig Tỉ số truyền lực hệ thống lái il 10.3.1 Tỉ số truyền cấu lái i i tỉ số góc quay vơ lăng chia cho góc quay địn quay đứng Tùy theo loại cấu lái i khơng đổi thay đổi Ở loại cấu lái có tỉ số truyền thay đổi, tỉ số truyền tăng hay giảm quay vành tay lái khỏi vị trí trung gian Đối với tơ du lịch cần ứng dụng loại cấu lái có tỉ số truyền thay đổi Tỉ số truyền có giá trị cực đại vành tay lái vị trí trung gian Như đảm bảo ô tô chuyển động vận tốc cao an tồn hơn, vành tay lái quay góc nhỏ làm cho bánh dẫn hướng quay Ngồi tơ chạy tốc độ cao, ổn định bánh dẫn hướng ảnh hưởng đến hệ thống lái cao, tỉ số truyền thay đổi làm cho tay lái nhẹ người lái đỡ mệt 271 Ở tơ có khả thông qua lớn sử dụng cấu lái có tỉ số truyền thay đổi giá trị cực tiểu tỉ số truyền lại ứng với vị trí trung gian vành tay lái Bố trí tỉ số truyền hợp lý đảm bảo cho tay lái nhẹ ô tô cần chuyển động linh hoạt 10.3.2 Tỉ số truyền dẫn động lái id id phụ thuộc vào kích thước quan hệ cánh tay đòn đòn dẫn động lái Trong q trình bánh dẫn hướng quay vịng giá trị cánh tay đòn đòn dẫn động thay đổi Trong kết cấu id thay đổi không nhiều id = 0,85 1,1 10.3.3 Tỉ số truyền theo góc hệ thống lái ig ig tỉ số góc quay vành tay lái lên góc quay bánh dẫn hướng Tỉ số truyền tích số tỉ số truyền cấu lái i với tỉ số truyền dẫn động lái ig = i id (10.6) 10.3.4 Tỉ số truyền lực hệ thống lái il Hình 10.9: Sơ đồ trụ đứng nghiêng mặt phẳng ngang il tỷ số tổng lực cản ô tô quay vòng chia cho lực đặt vành tay lái cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng il = Fc Fl Fc = 272 Mc M ; Fl = l c R Ở đó: Mc – Mơmen cản quay vòng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng c – Cánh tay đòn quay vòng, khoảng cách từ tâm diện tích tiếp xúc lốp với đường đến đường trục đứng kéo dài (hình 10.9) Ml – Mômen lái tác dụng lên vành tay lái R – Bán kính vành tay lái Như vậy: MR il = c cM l Bỏ qua lực ma sát ta có Mc i g Ml il = R ig c (10.7) Bán kính vành tay lái đa số ô tô 200 250mm tỉ số truyền góc ig khơng vượt q 25 il khơng chọn lớn q Cánh tay địn khơng nên giảm nhiều giảm nhiều làm cho ô tô chuyển động không ổn định bánh xe nghiêng mặt phẳng ngang nhiều quá, il chọn khoảng từ 100 300 Nếu tỉ số truyền il đòi hỏi phải lớn cần thiết phải đặt trợ lực tay lái hệ thống lái 10.4 XÁC ĐỊNH LỰC CỰC ĐẠI TÁC DỤNG LÊN VƠ LĂNG Trên hình 10.11 trình bày sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái Lực tác dụng lên vành tay lái ô tô đạt giá trị cực đại ta quay vịng tơ chỗ Lúc mơmen cản quay vịng bánh xe dẫn hướng M c tổng số mômen cản chuyển động M1, mômen cản bánh xe trượt lê đường M2 mômen cản cần thiết để làm ổn định dẫn hướng M3 cánh tay địn c (hình 10.9) Khi xác định giá trị lực cực đại tác dụng lên vành tay lái Fl max, M3 bỏ qua Khi cần độ xác cao phải tính M3 Mômen cản chuyển động: M1 = Gb fc 273 Trong đó: Gb – Tải trọng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng f – Hệ số cản lăn: f = 0,015 c – Chiều dài cánh tay đòn (hình 10.9) Khi có lực ngang Yb tác dụng lên bánh xe, đàn hồi bên lốp, diện tích tiếp xúc lốp với đường bị quay tương đối so với mặt phẳng bánh xe Điểm đặt lực ngang Yb dịch chuyển đoạn x phía sau trục bánh xe Đoạn x thừa nhận phần tư chiều dài bề mặt tiếp xúc lốp với đường Như theo hình 10.10 ta có: x = 0,5 r - rb2 Ở đây: r – Bán kính tự bánh xe Hình 10.10: Đặc điểm lực ngang tác dụng lên bánh xe quay vòng Nếu thừa nhận rb = 0,96r ta có x = 0,14r thì: M2 = Ybx = 0,14Gbyr Ở đây: y – Hệ số bám ngang, lấy y = 0,85 Tổng mômen cản quay vòng hai bánh dẫn hướng là: Mc = 2(M1 + M2) = 2Gb(fc + 0,14y.r) 274 (10.8) Hình 10.11: Sơ đồ lực tác dụng lên hệ thống lái Suy ra: Flmax = Mc Ri ω i d η t η1 (10.9) Ở đây: – Hệ số tính đến ảnh hưởng M3 sinh cầu trước ô tô bị nâng lên xe quay vịng = 1,07 ÷ 1,15 1 – Hiệu suất tính đến tiêu hao ma sát cam quay khớp nối truyền động lái, với ô tơ có cầu trước dẫn hướng 1 = 0,50 0,70 275 t – Hiệu suất thuận cấu lái Cánh tay đòn cmin thường xác định theo thực nghiệm, với ô tô tải loại thường cmin = 30 ÷ 60mm, tơ tải loại lớn cmin = 60 ÷ 100mm R – Bán kính vành tay lái khoảng từ 0,19m (đối với tơ có công suất bé) đến 0,275m (đối với ô tô tải nặng tơ bt) tính tốn với tơ tải nặng tơ bt (khơng có cường hóa) lấy Flmax = 500N Đối với tơ du lịch, tỉ số truyền i lấy từ 12 20 ô tô tải lấy từ 16 32 Muốn giảm Flmax tăng i, góc quay bánh dẫn hướng giảm góc quay vành tay lái Như thời gian quay vịng tô tăng Như xe cao tốc cần quay vòng nhanh phải chọn i bé Nếu chọn i sở ứng với góc quay bánh dẫn hướng 35 400 từ vị trí trung gian vành tay lái quay từ 1,0 đến 1,75 vòng (nhưng khơng lớn 2,0 vịng) vị trí trung gian lúc tơ chạy thẳng 10.5 TÍNH TỐN HÌNH THANG LÁI 10.5.1 Động học hình thang lái Khi tính tốn thiết kế động học hình thang lái, người ta xác định kích thước hình thang lái, góc nghiêng địn bên hình thang lái trục dọc tơ chọn tỉ số truyền cần thiết đòn dẫn động lái Khi tính tốn kiểm tra động học hình thang lái người ta xác định quan hệ thực tế góc quay bánh dẫn hướng ô tô cụ thể so sánh với quan hệ lý thuyết (khơng kể đến độ biến dạng lốp) Muốn tơ quay vịng khơng bị trượt điều kiện cần đủ bánh xe phải quay quanh tâm quay O Khi quay vòng, bánh dẫn hướng quay với ngỗng quay, ngỗng quay nằm dầm cầu trước nên quay quanh trục mà khơng di chuyển vị trí Quan hệ ngỗng quay nhờ hình thang lái mà ta gọi hình thang lái Đantơ Trên hình 10.12 theo lý thuyết tơ ta có góc 2 > 1 Hình thang lái có nhiệm vụ đảm bảo cho hai bánh 276 dẫn hướng quay với góc 2 1 theo quan hệ không đổi đảm bảo điều kiện quay không trượt sau: cotg1 = Vậy: cotg1 - cotg2 = OD OC , cotg2 = L L OD OC b = L L (10.10) Ở đây: O – tâm quay vòng L – Khoảng cách hai cầu ô tô chiều dài sở ô tô b – Khoảng cách tâm ngỗng quay (Tâm ngỗng quay giao điểm trục ngỗng quay trục trụ đứng) Phương trình (10.10) chưa kể đến độ biến dạng ngang bánh xe Để tơ quay vịng với bán kính quay vịng khác mà quan hệ 2 1 giữ cơng thức (10.10) dạng hình thang lái Đantơ phải hồn tồn xác định Hình thang lái Đantơ khơng thể hồn tồn thỏa mãn quan hệ cơng thức (10.10) chọn quan hệ cấu hình thang lái cho ta sai lệch với quan hệ lý thuyết 10.5.2 Tính tốn kiểm tra hình thang lái Phương trình (10.10) giải theo phương pháp hình học sau: hình 10.12 ta nối điểm G cầu trước với điểm C AB Nối điểm E giao điểm trục bánh xe (bánh xe xa tâm quay vòng) kéo dài với đoạn GC, với điểm B (là tâm quay bánh xe trong) nằm cầu sau Khoảng cách từ C đến điểm cầu sau N ˆ =α Ta chứng minh góc GBE Muốn ta hạ EF vng góc với cầu trước AB b GF BF Ta có: cotg GBE = cotg FBE = = EF EF 277 b GF AF Trong EFA ta có: cotg1 = = EF EF Hai GEF GCB đồng dạng cho ta quan hệ hai góc cotg1 cotg GBE : cotg1 - cotg GBE = 2GF b = EF L (10.11) So sánh hai công thức (10.10) (10.11) ta thấy GBE = 2 Hình 10.12: Sơ đồ xác định quan hệ góc quay bánh xe dẫn hướng Cách chứng minh theo phương pháp hình học cho phép ta kiểm tra độ xác hình thang lái sẵn có cách sau: Vẽ cấu hình thang lái theo tỉ lệ thu nhỏ giấy thay đổi vị trí hình thang lái để tìm góc 2 1 tương ứng khác Xong đặt góc 2 1 khác đơi vị trí hình 10.12 Giao điểm chúng nằm sát đường GC chứng tỏ hình thang lái thiết kế sai với phương trình lý thuyết (10.10), nghĩa tơ trượt quay vòng 278 10.6 PHỐI HỢP ĐỘNG HỌC GIỮA HỆ THỐNG TREO VÀ HỆ THỐNG LÁI Những bánh xe dẫn hướng ô tô số điều kiện định bị dao động góc có tính chất chu kỳ xung quanh trụ đứng Hiện tượng thường cảm nhận tay người lái Những dao động mạnh bánh dẫn hướng làm tính dẫn hướng ô tô Một nguyên nhân gây nên dao động góc bánh dẫn hướng xe chạy mặt đường gồ ghề phối hợp không động học di chuyển kéo lái nhíp Nếu bánh dẫn hướng dịch chuyển thẳng đứng mà động học điểm giữ bánh xe trục trước với nhíp địn quay ngang với kéo dọc hệ thống lái khơng có phối hợp gây nên dao động góc bánh dẫn hướng Thí dụ động học phận đàn hồi hệ thống treo làm cho tâm bánh xe di chuyển theo cung AA với tâm dao động điểm khớp quay trước nhíp (hình 10.13a), cịn động học kéo dọc lại làm cho bánh xe di chuyển theo cung BB với tâm quay khớp cầu đòn quay đứng Điều dẫn tới việc làm nảy sinh dao động góc bánh xe dẫn hướng tác động dao động thẳng đứng Để phối hợp động học hệ thống treo dẫn động lái, người ta sử dụng cách bố trí hình 10.13b 10.13c, với mục đích để quỹ đạo dao động nửa nhíp kéo dọc có hướng với Những dao động góc mạnh (cịn gọi tượng vẫy) bánh xe dẫn hướng phá hỏng tính dẫn hướng xe Những dao động có hai tần số: cao thấp Những dao động có tần số thấp (nhỏ 1Hz) biên độ lớn 30 có hại cả, dao động có tần số cao (lớn 10Hz) biên độ nhỏ 1,5 20 nguy hiểm Khi thiết kế trình sử dụng, người ta cố gắng tìm biện pháp để giảm dao động góc bánh xe dẫn hướng như: tăng độ cứng hệ thống dẫn động lái, đảm bảo độ cân động bánh xe, điều chỉnh dẫn động lái không để khe hở lớn mài mòn chi tiết cầu trước 279 A B B A A A A B B a) b) B A B c) Hình 10.13: Phối hợp động học hệ thống treo hệ thống lái 280 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] GVC MSc Đặng Q Tính tốn thiết kế tô, Trường ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật TP HCM - 2001, 279 trang [2] GVC MSc Đặng Q Ơ tơ (Dùng cho hệ cao đẳng ) Trường ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM - 2007, 273 trang [3] GVC MSc Đặng Q Ơ tơ (Dùng cho ĐH chuyển tiếp) Trường ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM - 2008, 285 trang [4] GVC TS Lâm Mai Long Cơ học chuyển động ô tô, Trường ĐH Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM - 2001, 112 trang [5] Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên Thiết kế tính tốn tơ, máy kéo, Nhà XB Đại học THCN, Hà Nội 1984 Tập 1, 3; 648 trang [6] Thái Nguyễn Bạch Liên Kết cấu tính tốn tơ, Nhà XB giao thông vận tải, Hà Nội 1984, 212 trang [7] Prof Ing M Apetaur, DrSc Motorová vozidla, Doc Ing V Stejskal, CSc Nhà xuất SNTL Praha Czech Republic - 1983 Tập 1, 2, 3, 5; 895 trang [8] Prof Ing M Apetaur, DrSc Vypoctové metody ve stavbe vozidel, Nhà xuất CVUT Praha Czech Republic - 1984, 178 trang 281 [9] Prof Ing Frantisek Vlk, DrSc [9.1] Teorie vozidel, Nhà xuất SNTL Praha Czech Republic 1982, 235 trang [9.2] Dynamika motorových vozidel, Nhà xuất SNTL Praha - 432 trang [9.3] Podvozky motorových vozidel, Nhà xuất SNTL Praha -356 trang [9.4] Prevodová ústrojí vozidel, Nhà xuất SNTL Praha - 214 trang [9.5] Karoserie motorových vozidel, Nhà xuất SNTL Praha - 248 trang [9.6] Koncepce motorových vozidel, Nhà xuất SNTL Praha -193 trang [10] Prof Ing Petranek Jan, CSc Ústrojí automobilu, Nhà xuất SNTL Praha - 1980, Czech Republic 579 trang [11] Prof Heldt P.M The automotive chassis, The University of New York - 1962, USA 386 trang [12] Fenton, J Handbook of Automotive Powertrains and Chassis Design, Professional Engineering Publishing, Ltd., Suffolk (UK) - 1998 [13] Fenton, J Handbook of Vehicle Design Analysis, Professional Engineering Publishing, Ltd., Suffolk (UK) - 1996 [14] Prof.Ing Frantisek Vlk, DrSc Stavba motorových vozidel, Nhà xuất SNTL Praha Czech Republic 2003, 499 trang 282 GIÁO TRÌNH THIẾT KẾ Ơ TƠ GVC.MSC Đặng Q, PGS.TS Đỗ Văn Dũng, GVC.TS Dương Tuấn Tùng Chịu trách nhiệm xuất nội dung TS ĐỖ VĂN BIÊN Biên tập NGUYỄN ANH TUYẾN Sửa in THIÊN PHONG Trình bày bìa TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM Website: http://hcmute.edu.vn Đối tác liên kết – Tổ chức thảo chịu trách nhiệm tác quyền TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM Website: http://hcmute.edu.vn NHÀ XUẤT BẢN ĐẠI HỌC QUỐC GIA THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH Phòng 501, Nhà Điều hành ĐHQG-HCM, phường Linh Trung, quận Thủ Đức, TP Hồ Chí Minh ĐT: 028 6272 6361 - 028 6272 6390 E-mail: vnuhp@vnuhcm.edu.vn Website: www.vnuhcmpress.edu.vn VĂN PHÒNG NHÀ XUẤT BẢN PHÒNG QUẢN LÝ DỰ ÁN VÀ PHÁT HÀNH Tòa nhà K-Trường Đại học Khoa học Xã hội & Nhân văn, số 10-12 Đinh Tiên Hoàng, phường Bến Nghé, Quận 1, TP Hồ Chí Minh ĐT: 028 66817058 - 028 62726390 - 028 62726351 Website: www.vnuhcmpress.edu.vn Nhà xuất ĐHQG-HCM tác giả/ đối tác liên kết giữ quyền© Copyright © by VNU-HCM Press and author/ co-partnership All rights reserved ISBN: 978-604-73-8132-6 Xuất lần thứ Số lượng in 250 cuốn, khổ 16 x 24 cm, XNĐKXB số: 5576-2020/CXBIPH/1110/ĐHQGTPHCM QĐXB số 47/QĐ-NXB, cấp ngày 29/03/2021 In tại: Cơng ty TNHH In & Bao bì Hưng Phú Đ/c: 162A/1, KP1A, Phường An Phú, TP Thuận An, Bình Dương Nộp lưu chiểu: Quý I/2021 Bản tiếng Việt ©, TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP HCM, NXB ĐHQG-HCM TÁC GIẢ Bản quyền tác phẩm bảo hộ Luật Xuất Luật Sở hữu trí tuệ Việt Nam Nghiêm cấm hình thức xuất bản, chụp, phát tán nội dung chưa có đồng ý Trường đại học Sư phạm Kỹ thuật TP HCM Tác giả ĐỂ CÓ SÁCH HAY, CẦN CHUNG TAY BẢO VỆ TÁC QUYỀN! CHÍNH SÁCH CHẤT LƯỢNG Không ngừng nâng cao chất lượng dạy, học, nghiên cứu khoa học phục vụ cộng đồng nhằm mang đến cho người học điều kiện tốt để phát triển toàn diện lực đáp ứng nhu cầu phát triển hội nhập quốc tế ... 12) * Dựa theo số cấp truyền gồm có: Loại cấp Loại cấp 7 .2. 2 Tính tốn kích thước truyền lực 7 .2. 2.1 Chọn tỉ số truyền i0 (Xem lại giáo trình “Lý thuyết ô tô? ??) 7 .2. 2 .2 Căn vào i0 chọn z1 z2... lớn Ngồi ô tô loại dùng hệ thống phanh thủy khí Dùng hệ thống phanh kết hợp ưu điểm phanh khí phanh dầu Sơ đồ kết cấu loại hệ thống phanh ô tô trình bày sau đây: 8 .2. 1 Sơ đồ cấu tạo hệ thống... Z1 = Z2 Khi truyền lực kéo cực đại: X1 =X = M emax i h i 2rb m G Z1 =Z2 = 2k 2 Y1=Y2 = (7.31) Khi phanh với lực phanh cực đại: X1 X Z1 Z m 2p G m 2p G Y1=Y2 = (7. 32) Ở đây: – Hệ số