Tính toán và thiết kế hệ thống treo ô tô điện Vinfast VF e34 5 chỗ ngồi với hệ thống treo trước McPherson và hệ thống treo sau là nhíp lá. Với ô tô con thì hệ thống treo trước nên sử dụng McPherson và hệ thống treo sau tính toán theo tài liệu hướng dẫn chỉ có thể là nhíp lá cho cả xe ô tô con hay du lịch hay xe tải nhẹ nặng.
TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO
Y ÊU CẦU CỦA HỆ THỐNG TREO
Hệ thống treo là mối liên kết giữa bánh xe và khung xe, đóng vai trò quan trọng trong việc cung cấp sự đàn hồi cho xe Chức năng chính của hệ thống treo là hấp thụ các chấn động từ mặt đường, giúp cải thiện sự ổn định và thoải mái khi lái xe.
Bánh xe cần được thiết kế để chuyển động theo phương thẳng đứng một cách tương đối so với khung xe hoặc vỏ xe, nhằm đảm bảo sự dao động “êm dịu” Điều này giúp hạn chế tối đa những chuyển động không mong muốn như lắc ngang và lắc dọc, mang lại trải nghiệm lái xe mượt mà và an toàn hơn.
Truyền lực và mô men giữa bánh xe và khung xe bao gồm các thành phần lực thẳng đứng như tải trọng và phản lực, lực dọc như lực kéo, lực phanh, và lực đẩy Ngoài ra, còn có lực bên như lực li tâm, lực gió bên và phản lực bên, cùng với mô men chủ động và mô men phanh.
Hệ thống treo của xe cần đảm bảo sự liên kết mềm mại giữa bánh xe và khung vỏ, đồng thời đủ khả năng truyền lực Các yêu cầu chính bao gồm: phù hợp với điều kiện sử dụng kỹ thuật của xe, bánh xe có thể di chuyển trong giới hạn nhất định, quan hệ động học hợp lý để giảm chấn theo phương thẳng đứng mà không làm hỏng động lực học, không tạo tải trọng tại các mối liên kết, có độ bền và độ tin cậy cao, tránh hư hỏng bất thường Đối với xe con, cần chú ý đến những yêu cầu này để đảm bảo hiệu suất và an toàn khi vận hành.
Giá thành thấp và độ phức tạp của hệ thống treo không quá lớn.
Hệ thống chống rung và chống ồn hiệu quả từ bánh xe đến thùng xe giúp đảm bảo sự ổn định và khả năng điều khiển của ô tô khi di chuyển ở tốc độ cao, mang lại trải nghiệm lái xe nhẹ nhàng và êm ái.
P HÂN LOẠI HỆ THỐNG TREO
Hiện nay ở trên xe con hệ thống treo bao gồm 2 nhóm chính:
Hệ thống treo phụ thuộc và hệ thống treo độc lập
Hệ thống treo phụ thuộc (hình 2.1.a) có cấu trúc với các bánh xe gắn trên dầm cầu liền, trong đó bộ phận giảm chấn và đàn hồi được lắp đặt giữa thùng xe và dầm cầu Cấu tạo này cho phép sự dịch chuyển theo phương thẳng đứng của một bánh xe ảnh hưởng đến chuyển vị của bánh xe đối diện.
Trong hệ thống treo độc lập, các bánh xe trên dầm cầu có khả năng dao động độc lập, cho phép chúng di chuyển tương đối với khung vỏ của xe Tuy nhiên, điều này chỉ đúng khi chúng ta xem thùng hoặc vỏ xe là cố định trong quá trình chuyển động.
Hình 2.1 Sơ đồ hệ treo 1.Thùng xe; 2 Bộ phận đàn hồi; 3 Bộ phận giảm chấn; 4 Dầm cầu;
5 Các đòn liên kết của hệ treo Đối với hệ treo độc lập, căn cứ vào đặc tính động học và đặc điểm kết cấu người ta thường chia làm các loại sau đây:
Treo đòn dọc có thanh ngang liên kết
1.2.1 Hệ thống treo phụ thuộc Đặc trưng của hệ thống treo phụ thuộc là các bánh xe lắp trên một dầm cầu cứng Trong trường hợp cầu xe là bị động thì dầm đó là một thanh thép định hình, còn trường hợp là cầu chủ động thì dầm là phần vỏ cầu trong đó có một phần của hệ thống truyền lực. Đối với hệ treo này thì bộ phận đàn hồi có thể là nhíp lá hoặc lò xo xoắn ốc, bộ phận dập tắt dao động là giảm chấn Nếu bộ phận đàn hồi là nhíp lá thì người ta sử dụng cả bộ nhíp gồm nhiều là nhíp ghép lại với nhau bằng những quang nhỏ và được bắt chặt với dầm cầu ở giữa nhíp Hai đầu nhíp được uốn tròn lại để một đầu bắt với thùng hoặc khung xe bằng khớp trụ còn đầu kia bắt với thùng hoặc khung xe bằng quang treo để cho cho nhíp dễ dàng dao động và đảm bảo có khả năng truyền lực dọc và ngang.
Bộ phận đàn hồi của xe sử dụng lò xo xoắn cần thêm hai đòn dọc dưới và một hoặc hai đòn dọc trên để đảm bảo sự ổn định và truyền lực Đòn dọc dưới kết nối với cầu, trong khi đòn dọc trên gắn với khớp trụ Để duy trì lực ngang và vị trí thùng xe ổn định so với cầu, việc sử dụng "đòn Panhada" là cần thiết.
Hình 2.2 Treo phụ thuộc loại lò xo xoắn ốc 1.Dầm cầu; 2.Lò xo xoắn ốc; 3 Giảm chấn; 4.Đòn dọc dưới
5.Đòn dọc trên; 6 Thanh giằng Panhala
Lò xo xoắn ốc có thể được lắp đặt trên đòn dọc hoặc trực tiếp trên cầu, giúp tiết kiệm không gian Để tối ưu hóa hiệu suất, giảm chấn thường được tích hợp bên trong lò xo xoắn ốc.
Hệ thống treo phụ thuộc trên xe con có thể gặp các dạng sau đây:
Treo phụ thuộc có bộ phận đàn hồi nhíp lá.
Treo phụ thuộc có lò xo xoắn ốc và nhiều đòn liên kết (treo nhiều khâu).
Treo phụ thuộc có cấu trúc dạng đòn dọc.
1.2.2 Hệ thống treo độc lập Đặc điểm:
Hai bánh xe được lắp trên cầu rời thay vì một dầm cứng, dẫn đến sự chuyển động độc lập của chúng khi thùng xe đứng yên.
Mỗi bên bánh xe được kết nối bởi các đòn ngang giúp giảm khối lượng phần không được treo, từ đó giảm mô men quán tính, mang lại cho xe sự chuyển động êm ái.
Hệ treo không cần dầm ngang giúp tối ưu hóa không gian bên sườn xe, từ đó hạ thấp trọng tâm và nâng cao vận tốc của xe.
Trong hệ thống treo độc lập còn được phân ra các loại sau:
Dạng treo kiểu đòn dọc
Dạng treo kiểu đòn dọc có thanh ngang liên kết
Dạng treo đòn chéo Đặc điểm kết cấu của các dạng treo:
Hình 2.4 Sơ đồ nguyên lý của hệ treo 2 đòn ngang 1.Bánh xe; 2 Giảm chấn; 3 Lò so; 4.Đòn trên; 5.Đòn dưới; 6 Đòn đứng
Hệ treo McPherson là biến thể của hệ treo 2 đòn ngang, trong đó đòn ngang trên có chiều dài bằng 0, cho phép tạo ra không gian cho hệ thống truyền lực hoặc khoang hành lý Cấu trúc hệ treo bao gồm một đòn ngang dưới, giảm chấn theo phương thẳng đứng, gối tại khớp cầu B và được kết nối với khung xe, trong khi bánh xe gắn chặt với vỏ giảm chấn Lò xo có thể được lồng giữa vỏ giảm chấn và trục giảm chấn So với hệ treo 2 đòn ngang, hệ treo McPherson có cấu trúc đơn giản hơn, tiết kiệm không gian và giảm trọng lượng Tuy nhiên, nhược điểm chính là giảm chấn phải chịu tải lớn vì vừa làm nhiệm vụ giảm chấn vừa là trụ đứng, đòi hỏi độ cứng và độ bền cao hơn, dẫn đến cần phải có những điều chỉnh trong thiết kế của giảm chấn.
Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson:
Trong hệ thống treo, đặc biệt là ở cầu dẫn hướng, các góc đặt bánh xe đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo khả năng điều khiển nhẹ nhàng và chính xác Chúng cần phải giảm thiểu lực cản và ngăn ngừa tình trạng mòn lốp quá nhanh.
Trong quá trình chuyển động, bánh xe liên tục dao động theo phương thẳng đứng, dẫn đến sự thay đổi góc nghiêng ngang, độ chum trước và khoảng cách giữa hai vết bánh xe Sự dao động này cũng ảnh hưởng đến góc nghiêng dọc và nghiêng ngang của trụ xoay dẫn hướng Mối quan hệ giữa các thông số này phụ thuộc vào sự chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng, thể hiện mối quan hệ động học của hệ treo.
Hình 2.7 Sơ đồ cấu tạo hệ Mc.Pherson
1.Giảm chấn đồng thời là trụ đứng; 2 Đòn ngang dưới; 3 Bánh xe; 4 Lò xo; 5.
P.tâm quay bánh xe; S Tâm quay tức thời theo mặt phẳng ngang của thùng xe
Trên hình 2.8 biểu diễn mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson: a) b) c) Hình 2.8 Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson
Sự thay đổi góc nghiêng ngang của bánh xe và trụ xoay dẫn hướng
Sự thay đổi góc nghiêng dọc của trụ, xoay dẫn hướng
C ẤU TẠO CHUNG CỦA HỆ THỐNG TREO
Bộ phận đàn hồi là phần mềm kết nối giữa bánh xe và thùng xe, giúp điều chỉnh tần số dao động phù hợp với cơ thể con người (60 80 lần/ph) Nó có thể được bố trí khác nhau trên xe, cho phép bánh xe di chuyển theo phương thẳng đứng Bộ phận này bao gồm một hoặc nhiều phần tử đàn hồi, được chia thành hai loại: phần tử đàn hồi kim loại (nhíp, lò xo trụ, thanh xoắn) và phần tử đàn hồi phi kim loại (vấu cao su, khí nén, thuỷ khí…).
Bộ nhíp lá được tạo thành từ các lá nhíp dẹt có tiết diện hình chữ nhật, với độ dài và bán kính cong khác nhau, được xếp chồng lên nhau Các lá nhíp được cố định chắc chắn với nhau bằng bu lông chữ U để ngăn chặn sự xô lệch dọc, trong khi đó, các quang nhíp phụ giúp chống xô lệch ngang.
Hình 1.3.1.Bộ phận đàn hồi loại nhíp
1 Khung xe ; 2 Vấu chống va đập; 3 Chốt
4 Lá nhíp; 5.Quang nhíp; 6 Quang treo
Lò xo trụ chủ yếu sử dụng trong ô tô du lịch làm bộ phận đàn hồi Lò xo trụ có thể có tiết diện tròn hay vuông.
1 Dầm cầu; 2 Đòn dưới; 3.Lò xo trụ
Lò xo trụ được chế tạo từ dây thép lò xo đặc biệt, quấn thành hình ống, và khi chịu tải, dây lò xo sẽ bị xoắn do lực nén Quá trình này giúp lưu trữ năng lượng ngoại lực và giảm thiểu va đập Lò xo trụ thường được sử dụng trong hệ thống treo độc lập của xe du lịch.
Thanh xoắn là một bộ phận quan trọng trong một số ô tô du lịch, có cấu trúc đơn giản nhưng lắp đặt khó khăn do chiều dài lớn Được làm từ thép lò xo, thanh xoắn sử dụng tính đàn hồi của mình để giảm thiểu hiện tượng “lắc” của xe Một đầu của thanh xoắn được gắn cố định vào khung xe, trong khi đầu còn lại kết nối với cấu trúc chịu tải xoắn Ngoài ra, thanh xoắn còn có thể được sử dụng như một thanh ổn định, góp phần nâng cao hiệu suất vận hành của xe.
Hình 1.3.3.Bộ phận đàn hồi loại khí
1 Bình chứa khí; 2 Bộ giảm chấn; 3 Bộ dẫn hướng
Bộ phận đàn hồi loại khí có cấu tạo theo kiểu bình cao xu, trong đó có chứa khí nén
Hệ thống treo có khả năng tự động điều chỉnh độ cứng bằng cách thay đổi áp suất bên trong các phần tử đàn hồi, giúp duy trì độ võng tĩnh và tần số dao động riêng không đổi khi tải trọng tĩnh thay đổi.
Hình 1.3.4.Bộ phận đàn hồi thủy khí
1 Chất khí; 2 Pít tông ngăn cách; 3 Van tiết lưu
4 Pít tông và đòn đấy giảm chấn; 5 Chất lỏng
Bộ phận đàn hồi thủy khí kết hợp giữa cơ cấu điều khiển thủy lực và cơ cấu chấp hành khí nén, tạo ra hệ treo thuỷ khí với chức năng giảm chấn hiệu quả Hệ thống này bao gồm hai buồng: buồng trên chứa khí nén và buồng dưới chứa chất lỏng, được ngăn cách bởi màng cao su hoặc piston Thân của bộ phận này là ống giảm chấn, bên trong có chất lỏng lấp đầy giữa ống xi lanh và piston, cùng với các van tiết lưu cho phép dầu lưu thông Nhờ vào khả năng làm kín chất lỏng dễ dàng hơn chất khí, bộ phận đàn hồi thủy khí có kích thước gọn nhẹ hơn so với bộ phận đàn hồi khí.
*Đàn hồi loại cao su
Trên xe con, vấu cao su được kết hợp trong vỏ của giảm chấn, giúp tăng cứng và hạn chế hành trình của bánh xe Chức năng của vấu cao su là giảm thiểu hành trình làm việc của bánh xe và hấp thụ dao động thông qua việc tạo ra nội ma sát khi bị biến dạng dưới tác động của ngoại lực.
Bộ phận dẫn hướng xác định động học và tính chất dịch chuyển của bánh xe so với khung hoặc vỏ xe, đồng thời truyền lực dọc như lực kéo và lực phanh, cũng như lực ngang, mô men phản lực và mô men phanh.
Bộ phận dẫn hướng cần có kết cấu đơn giản và dễ sử dụng, phụ thuộc vào số khớp, điểm bôi trơn của hệ thống treo và số các đăng cho bánh xe chủ động Việc giảm trọng lượng bộ phận dẫn hướng, đặc biệt là phần không được treo, sẽ giúp tăng độ êm dịu của xe.
Hình 1.6.Bộ phận dẫn hướng
1 Bộ phận dẫn hướng 1 đòn ngang; 2 Bộ phận dẫn hướng 2 đòn ngang bằng nhau;
3 Bộ phận dẫn hướng hai đòn ngang không bằng nhau
Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với mục đích sau:
Giảm thiểu va đập truyền lên khung khi bánh xe di chuyển trên bề mặt không bằng phẳng là cần thiết để bảo vệ bộ phận đàn hồi và nâng cao sự thoải mái cho người sử dụng Đồng thời, việc giữ dao động của phần không treo ở mức tối thiểu sẽ giúp cải thiện sự tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường.
Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc, khả năng an toàn khi chuyển động.
Giảm chấn hai lớp vỏ, ra đời vào năm 1938, là một loại giảm chấn phổ biến và quen thuộc trong ngành công nghiệp ôtô, được sử dụng rộng rãi cho các phương tiện giao thông cho đến ngày nay.
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụ ng hai chiều
Cấu tạo giảm chấn vỏ hai lớp:
Trong hệ thống giảm chấn, piston hoạt động bên trong xy lanh, phân chia không gian thành hai buồng A và B Phía đuôi của xy lanh thủy lực có cụm van bù, bao bọc bên trong là lớp vỏ ngoài Khoảng không giữa hai lớp vỏ tạo thành buồng bù chứa chất lỏng, kết nối với buồng B thông qua các van một chiều (III, IV).
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong C chỉ điền đầy một nửa, không gian còn lại chứa không khí có áp suất khí quyển.
Giảm chấn một lớp vỏ:
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn ống thuỷ lực một lớp vỏ có tác dụ ng hai chiều
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
H Ệ THỐNG TREO TRƯỚC
Hệ thống treo độc lập được sử dụng chủ yếu ở cầu trước các ôtô du lịch.
Nó có ưu điểm là:
Cho phép tăng độ võng tĩnh và động của hệ thống treo, nhờ đó tăng được độ êm dịu chuyển động.
Giảm được hiện tượng dao động các bánh xe dẫn hướng do hiệu ứng mô men con quay.
Tăng được khả năng bám đường, do đó tăng được tính điều khiển và ổn định của xe.
Nhược điểm của nó là:
Hệ thống treo độc lập ở cầu chủ động thường phức tạp và tốn kém, vì vậy nhiều ôtô hiện đại lựa chọn sử dụng hệ thống treo phụ thuộc ở cầu sau Chỉ những ôtô có tính cơ động cao mới được trang bị hệ thống treo độc lập ở cầu chủ động.
Với cơ sở phân tích trên, cùng với đặc điểm, mục đích sử dụng của xe thiết kế ta tính chọn hệ thống treo độc lập trước và sau.
Các bộ phận của hệ thống treo:
Lò xo trụ là loại lò xo có kết cấu và chế tạo đơn giản, với kích thước nhỏ gọn giúp dễ dàng bố trí Tuy nhiên, loại lò xo này chỉ có khả năng tiếp nhận lực thẳng đứng và cần có bộ phận hướng riêng để hoạt động hiệu quả.
Bộ phận đàn hồi loại nhíp lá có kết cấu đơn giản, dễ bảo dưỡng và sửa chữa, đồng thời có thể thực hiện chức năng định hướng Tuy nhiên, nhíp lá cũng có một số nhược điểm như trọng lượng lớn, tiêu tốn nhiều kim loại hơn so với các loại đàn hồi kim loại khác, và thời gian sử dụng ngắn do ảnh hưởng của ma sát.
Hệ thống treo trước, sau: chọn bộ phận đàn hồi loại lò xo trụ.
Chọn bộ phận đàn hồi phụ cho hệ thống treo nên sử dụng ụ hạn chế bằng cao su có độ bền cao, không cần bảo trì và trọng lượng nhẹ Tuy nhiên, cần lưu ý rằng cao su có thể bị biến dạng thừa khi chịu tải trọng kéo dài và tải trọng thay đổi, đồng thời cũng bị hoá cứng khi nhiệt độ thấp.
Để đảm bảo cách lắp đặt và yêu cầu êm dịu cho xe thiết kế, chúng ta lựa chọn bộ phận giảm chấn thủy lực dạng ống với tác dụng hai chiều và van giảm tải cho cả hệ thống treo trước và sau.
Hệ thống treo trước là một hệ thống treo độc lập, bao gồm nhiều loại như một đòn, hai đòn chiều dài bằng nhau, hai đòn chiều dài khác nhau, đòn ống (Macpherson) và loại nến Trong bài viết này, chúng ta tập trung vào loại đòn ống, là một biến thể của loại hai đòn chiều dài khác nhau với chiều dài đòn trên bằng không Cấu trúc này bao gồm trụ quay đứng hoặc thanh nối hai đòn được thiết kế dưới dạng ống lồng, cho phép điều chỉnh độ dài để đảm bảo động học của bánh xe Đặc điểm này cho phép tích hợp giảm chấn hoặc phần tử đàn hồi thuỷ khí vào cấu trúc, giúp đơn giản hóa kết cấu, giảm số lượng khớp nối, cũng như giảm khối lượng và không gian cần thiết cho hệ thống treo.
Kết cấu này có nhược điểm là yêu cầu chất lượng chế tạo ống trượt phải cao, đồng thời các thông số động học cũng kém hơn so với loại hai đòn có chiều dài khác nhau.
Vậy lựa chọn hệ thống treo độc lập kiểu Mc.pherson cho cầu trước.
H Ệ THỐNG TREO SAU
Sau khi phân tích các ưu và nhược điểm của các loại hệ thống treo, hệ thống treo sau phụ thuộc kiểu lá nhíp được đánh giá là lựa chọn hợp lý nhất cho xe Vinfast VF e34 5 chỗ.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO VINFAST VF E34
X ÁC ĐỊNH TẦN SỐ DAO ĐỘNG CỦA HỆ THỐNG TREO M C P HERSON 15 3.3 Đ ỘNG HỌC CỦA HỆ THỐNG TREO M C P HERSON
Để đánh giá độ êm dịu của ô tô khi di chuyển, có nhiều thông số quan trọng cần xem xét, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động Những yếu tố này giúp xác định mức độ thoải mái và ổn định của xe trong quá trình vận hành.
Trong đồ án này, chúng ta đánh giá độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động của hệ thống treo (HTT) Đối với ôtô con, tần số dao động lý tưởng nằm trong khoảng 60 đến 90 lần/phút, nhằm đảm bảo sự phù hợp với cảm nhận dao động của con người Để xác định độ cứng của lò xo (Ct), cần tính toán sao cho kết quả đạt được phù hợp với tần số dao động trong khoảng n = 60 đến 90 l/ph Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo một công thức nhất định.
Ta tính theo công thức sau:
- Khối lượng phần không treo : mkt = 22 kg.
- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : MT0 = m10 - mkt - mbx
Với m10 tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải m10 = 670 Kg.
- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : MT1 = m1T - mkt - mbx
MT1 = 980 - 22 - 18x2 = 922 Kg. m1T tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải m1T = 980 Kg. Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái không tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình :
C = = x (16.984 + 25.587) = 21.286 N/m = 21,286 (N/mm). b Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (Độ võng tĩnh của hệ treo)
- Độ võng tĩnh của hệ treo (khi đầy tải) : ft = 922×9,81 2×21,286 = 213 (mm).
- Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh vói C = 21.286 N/m.
Từ công thức : f Ở chế độ không tải : f = 612×9,81 2×21,286 = 141 (mm).
Ở chế độ đầy tải : f = 922×9,81 2×21,286 = 213 (mm).
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy tần số dao động ở cả chế độ không tải và đầy tải đều nằm trong khoảng 60 đến 90 (l/ph), đáp ứng yêu cầu đề ra Như vậy, bộ phận đàn hồi với độ cứng C = 21,286 (N/mm) đã thỏa mãn các yêu cầu trong thiết kế tính toán.
Hành trình tĩnh của bánh xe, hay độ võng tĩnh của hệ treo, được xác định là ft = 0.18 (m) Tiếp theo, cần xác định hành trình động của bánh xe, tức là độ võng động của hệ treo.
Tổng hành trình của bánh xe (tính từ vị trí bánh xe bắt đầu chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế): fTổng = fđ + ft 2 + 180 = 342 (mm).
Sử dụng kết quả này để lắp đặt ụ cao su nhằm hạn chế hành trình di chuyển lên và xuống của bánh xe Đối với ụ cao su, đoạn biến dạng nên chiếm từ 0,1 đến 0,2 tổng chiều dài của ụ.
81.9 d Kiểm tra hành trình động của bánh xe
Theo điều kiện : fđ H0 - Hmin
- H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
- Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu = 140 mm
Đối với cầu trước cần kiểm tra hành trình động để không xẩy ra va đập cứng vào ụ tì trước khi phanh :
Khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính, trọng tâm của xe sẽ dịch chuyển và đầu xe sẽ bị dìm xuống, lúc này fđ sẽ thay đổi.
Từ công thức : fđ ft max
- Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau b =L.55 &10x55 = 1,436 m
- Chiều dài cơ sở xe L = 2610 mm.
- Chiều cao cơ sở xe hg = 566 mm.
* Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh : f 0T = 612
M fM e Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn K TB
Hệ số dập tắt dao động của hệ treo :
- : Hệ số cản tương đối = 0,2 ( = 0.15 ÷ 0.3)
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe :
Số liệu cơ sở để tính toán
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1578 mm.
- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 215/45R18 93W Rbx= 398 mm.
- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin): 0= 10 o
- Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng = 2 o
- Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): o=0 o
- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -20 mm.
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin 0 mm.
- Độ võng tĩnh fT = 180 mm.
- Độ võng động fđ = 162 mm.
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 120 mm.
- Chiều dài trụ đứng Kr = 150 mm.
- Chiều cao tai xe lớn nhất Ht max = 800 mm
Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường hs = 50 mm.
3.3 Động học của hệ thống treo Mc.Pherson
3.3.1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)
Các bước cụ thể như sau: (Vẽ với tỉ lệ 1:2)
- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường: dd
- Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd.
- Trên Aod đặt AoBo = B/2 = 789 mm.
- Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.
- Tại Bo dựng Boz vuông góc với dd.
- Trên đoạn AoBo đặt BoCo = |ro|= 20 mm.
- Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc o o
- Trên Boz đặt BoB = rbx = 398 mm.
- Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C2 C2 là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng.
- Trên Con từ C2 đặt về phía trên và phía dưới các đoạn:
C1, C2 là tâm quay ngoài của hai đòn ngang ở vị trí không tải
Để xác định vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở trạng thái tải tối đa, ta cần xem xét hệ treo khi bị biến dạng lớn nhất Trong trường hợp này, nếu coi thùng xe đứng yên, bánh xe sẽ di chuyển tịnh tiến đến điểm B1.
2150 Đồ thị xác định chiều dài đòn ngang
Nếu coi khảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
Khi đó BoB1 = fđ + ft - fot.
- Trên C0n tìm điểm O2 là điểm liên kết của giảm chấn với tai xe O2 cách mặt đường một đoạn Htmaz = 810 mm theo phương trụ đứng.
D1O2 là đường tâm của trụ xoay, nằm ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Trong quá trình chuyển động của bánh xe, khoảng cách CoC1 không thay đổi, do đó trên D1O2, D1D2 được xác định bằng CoC1 D2 đại diện cho vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang, tương ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất.
Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn dưới.
- Kẻ đường trung trực kk của C1D2.
- Từ A4 kẻ đường tt // dd.
- Xác định giao điểm O1 của tt với kk O1 chính là tâm khớp trụ trong của đòn ngang.
Khoảng cách từ O1 đến đường đối xứng của xe cần được xác định để có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy một cách hợp lý Nếu khoảng cách này không phù hợp, có thể điều chỉnh khoảng sáng gầm xe trong giới hạn cho phép.
- Nếu kéo dài O1C1 và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại P (tâm quay tức thời của bánh xe).
- Nối PBo và kéo dài cắt Aom tại S(S là tâm quay tức thời của cầu xe cũng như là thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe).
- Đo khoảng cách O1C1 rồi nhân tỉ lệ ta đựơc độ dài đòn chữ ‘A’ của hệ treo:
3.3.2 Xây dựng hoạ đồ kiểm tra động học hệ thống treo Mc.Pherson:
Khi hệ treo biến dạng thì các góc nghiêng ngang trụ đứng, khoảng cách giữa hai vết lốp sẽ thay đổi
Các điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường là: 0, 1, 2, 3, 4.
Các góc nghiêng ngang trụ đứng lần lượt là: 0, 1, 2, 3, 4.
Đ ỘNG LỰC HỌC M C P HERSON
Chế độ tải trọng tác dụng lên các thanh đòn của hệ thống treo.
- Tải trọng thẳng đứng (pháp tuyến) : Z
- Tải trọng theo phương dọc : X
- Tải trọng theo phương ngang : Y
- Hệ thống treo chịu tải trọng động thẳng đứng lớn nhất :
- Hệ thống treo chịu tải trọng dọc lớn nhất (khi phanh) :
- Hệ thống treo chịu tải trọng ngang lớn nhất (khi quay vòng) :
Z = Ztĩnh ; X = 0 ; Y = Ymax + Bỏ qua các góc bố trí bánh xe.
+ Tính toán ở chế độ tải trọng lớn nhất.
+ Lựa chọn kết cấu đòn ngang dạng chữ A có kết cấu và kích thước như sau :
+ Sơ đồ hệ thống treo và các kích thước cho như sau : m = C2O2 = 418 (mm) ; n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm); s = m; t = n mm ; rbx = 398 mm; r0 = -20 mm; δo = 10 o ; lđ = 442 mm; d1 = 110 mm; d2 = 170 mm.
3.4.2 Các chế độ tải trọng tính toán a Trường hợp lực kéo và lực phanh cực đại
Trên sơ đồ phân tích lực tồn tại lực Z,X nhưng tính với giá trị cực đại (vắng mặt lực Y).
Tính trong trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại:
Ztt - tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe. mp - hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp, mp = 1.2
G1 - trọng lượng tĩnh đặt trên cầu trước (khi đầy tải).
Xmax - lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường. φ - hệ số bám dọc lấy bằng 0.75
Gbx - Trọng lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe, larăng và cơ
Sơ đồ hệ thống treo và kết cấu đòn ngang d
S s t cấu phanh), Gbx = 180 (N). b Trường hợp lực ngang cực đại
Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng mặt X).
Các lực được tính toán như sau:
B - chiều rộng vết bánh xe, B = 1,793 (m). hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,566 (m). φ * y - hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0.6g. φy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1.
1,793 9,81)*1 = 23.109 (N). c Trường hợp chịu tải trọng động
Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y).
G1- tải trọng đặt trên cầu trước. kd- hệ số tải trọng động, kd = 1.8 - 2.5 với xe du lịch chạy trên đường tốt
3.4.3 Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng a Trường hợp chỉ có lực Z (vắng lực X, Y)
- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
- ZAB cân bằng với Zlx:
- Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ:
Z - tải trọng thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe,
Z = 0.5*G1 = 0.5*9.800 = 4.900 (N) ro - là bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng, 0,020 (m)
ZAB - lực dọc theo phương trụ đứng.
ZY - lực ngang tác động lên bánh xe. Δ - góc nghiêng ngang trụ đứng, δ = 10 o
Và có MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ , BMZ
- Trong đó: m = C2O2 = 418 (mm). n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) rbx = 398 (mm)
- Còn ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY:
+ Khi tính toán thì cánh tay đòn m thay đổi, nên có thể lấy ở trạng thái chịu tải trọng tĩnh lớn nhất.
+ Khi góc δ bé có thể bỏ qua : cos δ = 1 và sin δ = 0.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là: Đầu A:
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tựa D và E là:
Trong bài viết này, lực tác động lên cấu trúc được xác định là 631 N, trong đó d1 và d2 là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A đến khớp cầu ngoài của càng Khi xem xét trường hợp chịu lực phanh cực đại, chỉ có các thành phần Z và X được xem xét.
- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực xác định như phần trên.
- Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trụ đứng AB như hình vẽ dưới.
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và MX:
+ Lực Xo gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX:
- Mômen MX gây nên tại A và B:
- Lực X gây nên đòn ngang lái đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực AS và BS:
+ lS -chiều dài đòn ngang lái Theo số liệu tham khảo
+ chọn: s = m , t = n Và tỉ số truyền S o l r
- Trong đó: s, t - kích thước để lắp đòn ngang lái
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Theo phương Y: AMZ + AZY - AS = 196 + 558 - 248 = 506 (N).
- Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 196 + 1.409 + 1.381 = 2.986 (N).
CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
CY gây nên các phản lực tại gối D và E:
Tại D có: DX , DY , DYX
Tại E có: EX , EY , EYX. c Trường hợp chịu lực bên cực đại, chỉ có hai thành phần Z và Y
-Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự như ở phần trên.
-Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới.
-Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Các lực tác dụng lên đòn ngang:
C HỌN VÀ KIỂM BỀN CÁC BỘ PHẬN CHÍNH
Chỉ có lực Z Có lực Z và X Có lực Z và Y
C Z 4.826 có cấu trúc đòn ngang hình chữ A, được kết nối với thân xe thông qua hai khớp trụ Đầu ngoài của đòn ngang được gắn với cam quay Rô-tuyn, trong khi hai đầu trong được nối với thân xe bằng khớp bản lề, nhằm tăng cường độ cứng vững cho hệ treo.
Trạng thái chủ lực trong cấu trúc chịu lực bao gồm kéo, nén và uốn, với tiết diện đòn ngang dưới là yếu tố quan trọng Khi kiểm tra bền, giả thiết rằng một phần của cấu trúc hình chữ A sẽ chịu toàn bộ tải trọng Do đó, trong trường hợp chỉ có lực Z tác động, có thể tiến hành tính toán cụ thể để đánh giá khả năng chịu lực của hệ thống.
Fz = ZAB = 4.826 (N). Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc:
-Fz đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy.
-Ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức:
Thay vào ta có: max = 3/2* 4.826/2400 = 3,02 (N/mm 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: bQ0 Mpa.
. Suy ra: max < []. với n = 1,5: hệ số an toàn.
Với đòn ngang dưới thoả mãn điều kiện bền về mặt cắt.
Thành phần Fz tạo ra mômen uốn dọc lớn nhất tại điểm kết nối của đòn ngang với khung xe Tại tâm khớp trụ, mômen uốn bằng 0, do đó cần kiểm nghiệm tại mặt cắt gần đó (mặt cắt 1-1) Ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức.
Mu : mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx : mô men quán tính của mặt cắt ngang
Y: tung độ của điểm đang xét đến trục trung hoà OE
Mu = Fz l = 4.826*300 = 1.447.800 (N.mm). với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ; l = 300 (mm).
= 320.000 (mm 4 ). y: lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm).
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50: b = 510 (MPa).
Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn.
+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm.
[k] Thỏa mãn điều kiện bền. b Trường hợp 2: Chỉ có lực Z và X
Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy).
Qy: lực cắt Qy = Fz = 4.826 (N/mm 2 ).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 b = 510 (Mpa)
+ Fz gây ra mômen uốn dọc:Tương tự trường hợp 1 ta có:
Mà mômen Mu = Fz.l = 4.826*300 = 1.447.800 (N.mm).
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
k = 2.986 2400 = 1,24 (N/mm 2 ) [k] 10 (N/mm 2 ).Thoả mãn bền.
Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phẳng (xOy):
+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức:
Qy: lực cắt Qy = Fx = 7.299 (N).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 b = 510 (Mpa)
+Fx gây ra mômen uốn ngang: ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức: u J y
Mà mômen Mu = Fx.l = 7.299*300 = 2.189.700 (N.mm 2 ).
u = 2.189.700 720.000 ×30 = 91,24 (N/mm 2 ) [u] Thỏa mãn bền. c Trường hợp 3: Chỉ có lực Z và Y
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả:
+ Thành phần Fy gây ra nén đúng tâm:
[n] Thỏa mãn điều kiện bền nén.
*Ngoài ra, do đòn A chịu nén đúng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:
Kiểm tra hệ số ổn định của càng A:
[n 0 ] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu.
Plim - Lực giới hạn cho ổn định.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 -6 (KG/cm 2 ).
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của càng A
: Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của càng l = ld = 442 (mm).
Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định.
Tóm lại đòn A thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau. 3.5.2 Tính bền Rôtuyn
Rôtuyn là khớp cầu để giữa đòn ngang và cam quay Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt, uốn, chèn dập.
Trường hợp 3: Qc = √ F Y 2 + F Z 2 = √ 14.176 2 +4.826 2 = 14.975 (N). Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 14.975 (N).
-S diện tích tiết diên nguy hiểm: mặt cắt 1-1
4 = 314 (mm 2 ) d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20 (mm).
Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt.
Tính theo ứng suất uốn:
h: tung độ lớn nhất, h = 13 mm.
785 =¿ 248 (N/mm 2 ) Kiểm tra theo ứng suất uốn: Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Rôtuyn thoả mãn bền uốn.
Scd: diện tích mặt chèn dập, lấy bằng 2/3 diện tích mặt cầu
* Tính theo trường hợp có lực Fz lớn nhất: Fz = 14.975 (N)
Mà ta có: [cd] = 150 (N/mm 2 )
Vậy cd [cd] Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
T ÍNH TOÁN LÒ XO
Trong hệ thống treo, lò xo đóng vai trò là phần tử đàn hồi giúp làm êm dịu chuyển động Khi hoạt động, lò xo chỉ chịu tác động của tải trọng thẳng đứng Z mà không truyền lực theo chiều ngang.
Dựa trên phân tích chế độ tải trọng trong phần động lực học, chúng ta nhận thấy rằng tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất Do đó, việc thiết kế cần phải tuân theo chế độ tải trọng này để đảm bảo hiệu quả và an toàn.
3.6.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất:
Z: tải trọng động llx: chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx = 346 mm. ld: chiều dài đòn ngang ld = 442 mm.
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 6700 (N).
3.6.2 Trình tự thiết kế lò xo
- Hành trình làm việc của lò xo:
- Độ cứng của lò xo:
Các bước thiết kế lò xo:
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến
= 1600 (MN/m 2 ) (theo tài liệu CTM tập II).
- Đường kính dây lò xo: d = 10 20 (mm).
- Tỷ số đường kính: c = = 10 (lần).
D: đường kính trung bình của vòng lò xo.
Để tính đường kính dây lò xo (d) và số vòng làm việc (n), đường kính dây lò xo được xác định bằng công thức: d ≥ 1.6* Trong đó, hệ số k được tính dựa trên độ cong của dây lò xo, cụ thể là k = 4.c + 2.
Fmax = 10.858 (N).Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn.
Thay vào ta có: d 1.6*√ 1,135 × 1600 10.858 ×10 = 14,04 (mm).
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là: d = 16 (mm).
- Đường kính trung bình của lò xo: D = c*d = 10*16 = 160 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức: n = ;
Trong đó: flx: chuyển vị của lò xo, flx = 200 (mm).
G: mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 ). d: đường kính dây lò xo, d = 15 (mm). c: tỷ số đường kính, c = 10.
Thay số vào ta có: d D
Xác định kích thước của lò xo
- Đối với lò xo chịu nén, số vòng toàn bộ n0 được tính theo công thức: n0 = n + 1 = 5 + 1 = 6 (vòng).
- Chiều cao của lò xo Hs:
Mỗi đầu lò xo chịu nén được nén xít lại do vậy chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là:
- Bước của vòng lò xo khi chịu tải: t = d + ; trong đó: chuyển vị của lò xo ứng với lực Fmax λ max =F max
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải:
- Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo:
- Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo:
Kiểm nghiệm lò xo theo điều kiện:
0: Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng.
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo ( =2).
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình (=0,1).
Các thông số thiết kế lò xo
- Đường kính dây lò xo: d = 16 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 160 (mm).
- Bước lò xo khi chịu tải: t = 82 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 88 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải: H0 = 418 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo: n = 5 (vòng).
- Số vòng toàn bộ: n0 = 6 (vòng).
- Hành trình lò xo: flx = 200 (mm).
- Độ cứng lò xo: Clx = 32.890 (Nm).
T ÍNH THANH ỔN ĐỊNH
Thanh ổn định của hệ thống treo giúp giảm khả năng lắc ngang của xe, đồng thời san đều tải trọng lên bánh xe, từ đó nâng cao ổn định chuyển động Góc nghiêng cho phép của thân xe du lịch hiện nay thường được đặt trong khoảng 4 - 5 độ.
Xác định mômen lật của cầu ML (Nm):
ML = Y ’’ *Mdl*ho + Mdl*g*ho*sin ψ max ; (1).
Md1: Khối lượng của phần treo đặt lên cầu trước
Y ’’ : Gia tốc bên lớn nhất có thể Y ’’ = (0.6 0.8)*g (m/s 2 ) ta chọn Y ’’ = 0.8*g = 0.8*9.81 = 7.8 (m/s 2 ).
Góc nghiêng lớn nhất của thùng xe được xác định là max = 4 5 0, tương đương với max = (0.07 0.087) rad, trong đó sinmax ≈ max và chọn max = 0.087 (rad) Chiều cao trọng tâm của phần được treo so với tâm nghiêng tức thời của cầu được tính bằng công thức h0 = hg - hs, với hg là chiều cao trọng tâm của toàn xe khi đầy tải, hg = 566 (mm), và hs là chiều cao tâm quay tức thời của thùng xe, hs = 50 (mm).
Thay các thông số vào (1) ta có:
Xác định mô men chống lật của hệ theo do phần tử đàn hồi đảm nhận:
MCL = CTX* ψ max (N.m) ; Trong đó:
Độ cứng góc của hệ treo thùng xe được tính bằng đơn vị Nm/rad, gọi là CTX Độ cứng CLX được xác định dựa trên độ cứng của các phần tử đàn hồi, theo thông tin có trong bảng phụ lục của tài liệu Đồ án môn học Thiết kế Hệ Treo Độc Lập.
C1: Độ cứng của hệ treo, C1 20.008 (N/m). ld: Chiều dài đòn ngang, ld = 0.442
(m). f: Chiều dài khoảng cách đặt lò xo đến khớp trụ dưới f = 0.2 (m).
B: Chiều rộng cơ sở xe B = 1.578
Thay vào công thức trên ta có: e f t
Từ các số liệu trên ta tính được MCL:
Mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:
Độ cứng chống lật của thanh ổn định, hay còn gọi là phần tử đàn hồi, là đặc điểm quan trọng giúp tạo ra độ cứng phụ khi có sự sai lệch tải trọng thẳng đứng.
Độ cứng của thanh ổn định quy dẫn về bánh xe:
S: Là điểm đặt của thanh ổn định với đòn đưới và được xác định nhờ kích thước f và tự coi tại nó có phần tử đàn hồi phụ,
E: chiều dàI đòn dưới e = 370 (mm), f: Chọn f = 200 (mm).
Thay số vào ta có:
Xác định độ cứng cần thiết của thanh ổn định CS :
Với cấu tạo như hình vẽ, độ cứng tạo nên cho thanh sẽ là:
Chọn trước: P = 0.06 (m):
. lS = 0.6 (m) = 60 (cm) .
C s φ 7.293×0,06 2 = 638 (Nm/rad) = 63800 (Nm/rad) Xác định kích thước của thanh ổn định trên cơ sở lựa chọn chiều dải LS, P:
G: Mô đun đàn hồi G = 8.10 5 (N/cm 2 ).
JP: Mô men quán tính của thanh ổn định thay số ta có:
Kiểm bền cho thanh ổn định theo tải trọng lớn nhất tác dụng lên thanh:
Tải trọng lớn nhất được tính bằng:
: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên trái.
: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên phải. i : Chỉ số đối với cầu trước, ta có:
Thay số vào ta có:
2 =3.790(N) Khi đó tải trọng đặt lên đầu thanh ổn định lớn nhất:
0,2 782(N) trong đó: e, f _ là các kích thước đã có trên hình vẽ e = ld = 0.442 (m) và f = 0.20 (m)
Mô men lớn nhất tác dụng vào thanh ổn định là:
Lúc này sử dụng MSmax để tính bền thanh ổn định:
Thanh ổn định chịu xoắn nên ta kiểm tra theo ứng suất tiếp: với:
=1.007×100 2,49 @.441 (N/cm 2 ) Góc xoắn lớn nhất trên chiều dài chịu lực: φ max = M s max
Chọn vật liệu làm thanh ổn định thép 60SiCr7 có:
Ta có hệ số an toàn n = 1,5 2,5 chọn n = 1,8.
Vậy Vậy thanh ổn định thoả mãn điều kiện bền.
Để xây dựng đường đặc tính cho hệ thống treo, việc chọn loại ụ cao su hạn chế hành trình cho giảm chấn là rất quan trọng Chúng ta cần xác định rõ loại ụ cao su phù hợp để tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống treo.
Kết cấu của ụ cao su như hình vẽ dưới đây:
Đặc điểm nổi bật của ụ cao su hạn chế là cấu trúc đơn giản và dễ dàng tháo lắp Hiện nay, loại ụ này đang được sử dụng phổ biến trên các dòng xe du lịch.
T ÍNH TOÁN GIẢM CHẤN
3.8.1 Tính toán thiết kế giảm chấn a Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
Việc xác định kích thước cơ bản của giảm chấn được bắt đầu từ việc chọn kích thước cơ bản của nó.
Kích thước cơ bản của giản chấn bao gồm đường kính ngoài của xi lanh công tác (dX) và hành trình làm việc của pistôn (fgc) Theo các số liệu tham khảo, kích thước sơ bộ được chọn là dX = 45 mm và fgc = HP Hành trình của giảm chấn được xác định dựa trên các thông số này.
Góc nghiêng giảm chấn được chọn ban đầu là 10 độ, với chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn là 442 mm Chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ là 418 mm.
Thay vào công thức ta được: fS: Tổng hành trình bánh xe: fS = fđ + ft = 144 + 180 = 324 (mm) f gc =(f d +f t )× l gc ×1 l bx ×cosγ gc 24×442×1
HP = 263 (mm). dP = dx - 5 = 45 -5 = 40 (mm).
LY: Chiều dài nắp giảm chấn:
LY = (0.4 0.6)dX = 18 27 (mm), ta chọn: LY = 26 (mm).
LP: Chiều cao đòn piston:
Lp = (0.75 1.1)dP = 30 44 (mm), ta chọn: LP = 31 (mm).
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston động dưới :
LK = (0.4 0.9)dX = 18 40,5 (mm), ta chọn: LK = 32 (mm).
Lb: Chiều dài của buồng bù :
Lb = (1.0 1.5)dX = 45 67,5 (mm), ta chọn: Lb= 67 (mm).
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB
Chiều dài của toàn giảm chấn:
Với Lu là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy, Lu = 70(mm).
Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP + LY + LP = 70 + 263 + 26 +31 = 390 (mm).
Chọn và tính các thông số của giảm chấn dx - đường kính ngoài của xilanh công tác. dP - đường kính piston. dt - đường kính ty đẩy.
Ta dã chọn ở trên: dx = 45 (mm).
Nên đường kính piston là: dP = dx - 5 = 45 -5 = 40 (mm) Đường kính ty đẩy: dt = (0.4 0.5) dP
Chiều dài cụm làm kín:
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:
Lkn = 0.35*dP = 0.35*40 = 14 (mm). b Xác định các thông số tính toán
Tỷ số truyền của giảm chấn: i=l gc l bx × 1 cosγ= 290×1
Hệ số cản yêu cầu theo phương thẳng đứng của mỗi giảm chấn:
Md1 - khối lượng đặt lên cầu trước,
D - Hệ số dập tắt dao động.
Hệ số cản giảm chấn Kgc:
Kn - Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn.
Kt - Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn.
Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc
K - Hệ số cản của giản chấn. v - vận tốc dịch chuyển của piston
Khi tính toán không xét đến đặc tính của lò xo lá nên đường đặc tính của giảm chấn coi như tuyến tính (m = 1).
+ Lực nén và trả max: vmax = 0,6 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả nhẹ: vmin = 0,3 (m/s 2 )
Ptrmin = Ktr*vmin = 1089*0,3 = 327 (N) c Tính toán thiết kế van nén van trả
●Tính toán van trả Áp suất chảy lỏng tác dụng lên piston ở hành trình trả là: n t n tr tr n gc
Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van trả sẽ là: fvt Trong đó:
- là hệ số tiêu tốn, = 0,6 - 0,75 chọn = 0,75
- khối lượng riêng của dầu, = 900 (kg/m 3 ). fvt 601×10 −6
Vậy đường kính van trả sẽ là: dtr = = √ 4 π × ×6,72 6 1,2 (mm) trong đó: ntr -là số lỗ van trả, ntr = 6 (lỗ)
●Tính toán van nén Áp suất tác dụng khi bị nén:
Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc: t P t
Nên tiết diện van nén là: fvn = 753,6×10 −6
Vậy đường kính van nén sẽ là: dvn = = √ 4 3,14 ×16,51 × 6 1,8 (mm). trong đó: nn _ số lỗ van nén, nn = 6 (lỗ).
Các thông số để chọn giảm chấn
-Đường kính xy lanh công tác dx = 45 (mm).
-Hành trình của giảm chấn Hp = 263 (mm).
-Đường kính ty đẩy dđ = 18 (mm).
-Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 419 (mm).
-Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 489 (mm).
-Hệ số dập tắt dao động D = 2,98 (rad/s).
-Đường kính van nén Dn = 1,8 (mm).
Số lỗ van nén n = 6 (lỗ).
-Đường kính van trả Dt = 1,2 (mm).
Số lỗ van trả n = 6 (lỗ). d Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn
Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm viêc trong một giờ được xác định theo công thức:
: hệ số tỷ lệ chọn = 1.
: hệ số truyền nhiệt vào không khí của thanh óng giảm chấn
F: diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
R: là bán kính ngoài của giảm chấn R = dn/2 = 26 (mm).
Lx: chiều dài của xi lanh công tác Lx = 419 (mm)
Tmax: nhiệt độ sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn
T0: nhiệt độ của môi trường xung quanh, T0 = (30 40) 0 C ta chọn: T0 = 30 0 C. t: thời gian làm việc của giảm chấn trong 3.600(s).
Công suất sinh ra khi giảm chấn làm việc với lực cản lớn nhất(tính ở hành trình trả):
Công suất của giảm chấn:
N P max = **Hg*Ptmax* ; trong đó:
: là tần số dao động của hệ treo = 7,45 (rad/s)
: hệ số tăng năng lượng sức cản = 1,5
Hg: hành trình của Piston HP = 180 (mm).
: Hệ số thu năng lượng = 0.05 0.13 chọn = 0.1
Thay số vào ta có:
=1,5×0,1×0,18×65,3×7,45 = 13,1 (KGm/s) Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thoả mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt
A: Hệ số chuyển đổi A = 427 (KGm/kcal).
N Q max >N P max vậy giảm chấn thoả mãn điều kiện bền nhiệt tức là giảm chấn làm việc bình thường.
3.8.2 Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén (hay uốn dọc) Do đó, cần thực hiện kiểm tra theo phương pháp uốn và nén dọc để đảm bảo hiệu suất làm việc.
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức:
Ptrmax _ Lực trả lớn nhất Ptrmax = 653 (N). dd: Đườngg kính của ty đẩy piston dd = 18 (mm)
K = 4 × 653 3,14×18 2 = 2,57 (N/mm 2 ) Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép:
Vậy khi chịu ứng suất kéo ty đẩy thoả mãn điều kiện bền.
Khi đòn đẩy chịu nén:
Kiểm tra hệ số ổn định của ty đẩy:
Plim: Lực giới hạn cho ổn định.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 6- (KG/cm 2 ).
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của ty đẩy
: Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của ty đẩy l = Hp + Ly + Lu/2 = 324 (mm).
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ phải chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén (hay uốn dọc) Do đó, việc kiểm tra ty đẩy cần phải được thực hiện dựa trên ứng suất kéo và uốn dọc.
Khi ty đẩy chịu nén ứng suất nén được xác định theo công thức:
Vậy ty đẩy đủ bền.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO SAU
Đ Ộ CỨNG CỦA NHÍP
Chọn tần số dao động ở chế độ không tải thích hợp (n = 80115) Đối với xe ô tô du lịch ta chọn (n = 90 dao động/phút)
Ta tính cho nhíp chính:
Khi đó áp dụng công thức tính độ cứng cho nhíp:
Cc: Độ cứng của nhíp chính (kg/cm)
Mc: Khối lượng phần được treo ở đây đối với treo sau khối lượng phần không được treo lấy bằng 45 (kg)
: Tần số dao động góc nên Cc -3 x 775 x 88,83 = 68,84 (kg/cm)
Với Cc = 68,84 (kg/cm) đây là độ cứng của cả hệ thống treo sau chính.
Mà độ cứng của treo sau chủ yếu phụ thuộc vào độ cứng của nhíp, với C được xem là độ cứng của nhíp sau chính Khi khối lượng phân bổ đều sang hai bên bánh sau khi không tải, độ cứng của nhíp ở mỗi bên được xác định một cách đồng đều.
T ÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA NHÍP SAU
Xác định độ võng tĩnh và động của nhíp: F t , F d
Tải trọng tác dụng lên một bên nhíp khi đầy tải MT2 =1.200− 2 45 = 577,5 (kg) f t = M T 2
C c =577,5 68,84 = 8,4 (cm); Lấy f d : được xác định = (0,71,2) f t = 5,88 ÷ 10,1 f d = 10 (cm) khi đó độ võng toàn bộ nhíp sẽ là: f p =f T +f d = 8,4 + 10 = 18,4 (cm)
Xác định chiều dài của nhíp
Chiều dài của nhíp được xác định theo công thức:
La: chiều dài cơ sở của xe = 2.610 (mm)
Xác định momen quán tính tổng cộng của nhíp: Được xác định theo công thức:
p = (1.25 1.4) là hệ số dạng nhíp chọn p =1,4
L: chiều dài của nhíp l 1 , h a chiều dài từ đầu hai phía của nhíp đến điểm giữa
Do nhíp đối xứng nên: l1 = ha = 0.5L = 1.170 2 X5 (mm) Modun đàn hồi của vật liệu làm nhíp E = 2.10 5 MN/m 2 Độ cứng của nhíp: Cp i p =α p C p ¿ ¿
Xác định chiều dày, bề rộng nhíp, số lá nhíp và chiều dài của từng lá
Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng của nhíp phụ thuộc vào chiều dài và bề dày của nhíp Mối quan hệ giữa bề dày và chiều rộng nhíp cần được tính toán hợp lý để đảm bảo tuổi thọ cao và độ bền khi sử dụng Để xác định bề dày nhíp, ta sử dụng công thức: h p = 2i p ω.
Do nhíp đối xứng nên: h p =2α p (L−d c ) 2 δ max
- ứng suất lớn nhất: max= 800 1000 Mn/m2
- Độ võng toàn bộ của nhíp: fp
- khoảng cách giữa hai bu lông quang nhíp: dc 0(mm)
- bề dày của nhíp: hp
- chiều dài cơ sở của nhíp: L
- modun đàn hồi của vật liệu làm nhíp E = 2.10 5 Mn/m 2 h p =2×1,4׿ ¿ lấy h p = 7 (mm) b) Tính bề rộng các lá nhíp
Ta có mối quan hệ giữa bề rộng và bề dày lá nhíp như sau:
⇒ 42 < b < 70 Chọn b = 50 (mm) c) Tính số lượng lá nhíp áp dụng công thức: bi p nh 3
Tổng đại số momen quán tính mặt cắt tất cả các lá cần phải bằng momen quán tính tổng cộng ip = Ic = 0,8.1 0 −8 m 4
- Momen quán tính tổng: ip
- Chiều dày của các lá nhíp: h ni p bh 3 ¿12×0,8×1 0 −8
6 =¿0,13 x 10 -8 (m 4 ) d) Tính chiều dài các lá nhíp
Chiều dài các lá nhíp được xác định theo công thức sau: ln = ln-1 - Xn-1
- Chiều dài lá nhíp thứ n: ln
- Momen quán tính của lá nhíp thứ n: in
- Là momen quán tính tổng: ic
- Hệ số kể đến độ tăng ứng suất của lá ngắn nhất: p
- Xác định theo công thức dưới đây: Kp
Là hệ số xét đến ảnh hưởng của lá nhíp cuối cùng đến sự tăng ứng suất trên các lá nhíp Kp (1−α p I p
- Momen quán tính của lá ngắn nhất: ip k p =( 1−1,4× 0,130,8× ×101 0 −8 −8 ) × 0,8×100,8 −8 × −0,1310 −8 ×10 −8 =0,922 Trong quá trình tính toán ta coi: l1 = l2 =L/2
Ta thiết kế chiều dài lá nhíp thứ nhất bằng chiều dài lá nhíp thứ hai nên: l 1 =l 2 =L
T ÍNH KIỂM TRA NHÍP
4.3.1 Tính kiểm tra độ cứng và độ võng tĩnh của nhíp Đối với nhíp đối xứng ta có quan hệ giữa kích thước các lá nhíp với độ cứng và độ võng tĩnh như sau:
Q = G/2 E: là modun đàn hồi của vật liệu làm nhíp
Trước hết ta tính momen quán tính tổng của từng nhíp Như ta đã tính ở phần trước:
Tính momen tổng của các lá nhíp Coi như các lá nhíp từng cặp xếp cạnh nhau không có khe hở:
Cứ tương tự như vậy cho tới I10:
I 3 = 0,4287 (cm 4 ) I 5 = 0,7145 (cm 4 ) Để thuận tiện trong quá trình tính toán ta lập bảng sau:
BẢNG TÍNH ĐỘ CỨNG NHÍP SAU
= 0,85 x 60,13 = 51,11 (kg/cm) hệ số α =0.83 ÷ 0.87lấy α =0,85 Σ 1 5 a k+ 3 1 ¿
I k (1/cm 4 ) ak = l1 – lk (k = 2n) lk – Chiều dài nửa lá nhíp thứ k lk = ln –ⅆ c
2 (k=1n) Như vậy ta có độ cứng lý thuyết:
Từ đó ta suy ra tải trọng tác dụng lên nhíp là:
Ta có công thức tính ứng suất δ uk NG và δ uk TU như sau: δ uk NG = M uk NG
An Xn-1 + Bn Xn = 0 Trong đó:
Từ các thông số đã biết ta tính được giá trị các thông số trong bảng sau:
BẢNG XÁC ĐỊNH HỆ SỐ AK, BK, CK
Ta có hệ phương trình sau:
P: Tải trọng phân ra cầu trước 1 bên nhíp:
Giải hệ phương trình bằng phương pháp thế hoặc Matlab ta được kết quả sau:
4.3.2 Tính ứng suất tĩnh tại các tiết diện của từng lá nhíp
Mômen tại điểm A (Điểm tiếp xúc với lá nhíp phía dưới): MA = Xk (lk - lk+1)
Mômen tại điểm B (tại quang nhíp (tại ngàm)): MB = Xklk -Xk+1lk+1 σ u = M U
Wu: môđun chống uốn tại điểm tiết diện tính toán
Ta lập bảng tính ứng suất trong từng lá nhíp vì có chung kích thước nên chúng có cùng một momen chống uốn.
Bảng ứng suất sinh ra trong các lá nhíp
Với ứng suất cho phép: σ = 900 ¿ 1000 MN / m 2 ⇔ 9000÷10000 kg/ cm 2
Ta nhận thấy các lá nhíp hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền.
4.3.3 Tính bền các chi tiết của nhíp a) Tính bền tai nhíp
Sơ đồ tính bền tai nhíp được biểu diễn trên hình bên
D - đường kính trong của tai nhíp h0 - chiều dầy lá nhíp chính, h0 = 7 mm. b - chiều rộng lá nhíp, b = 50 mm
Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo Pk hay lực phanh Pp Trị số của lực này được xác định theo công thức sau:
Zbx - Phản lực của đường lên bánh xe, Zbx = 5.775 N.
- Đường kính trong lớn nhất của tai nhíp được tính theo công thức sau:
- Ứng suất uốn ở tai nhíp là : σ uốn =M u
- Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là : σ nén = P kmax
- Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp :
- Ứ ng suất tổng hợp cho phép :
[th] = 350MN/m 2 = 350 N/mm 2 th [th] Vậy tai nhíp đủ bền. b) Tính bền chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp:
Chốt nhíp chế tạo từ thép các bon trung bình (thép 30 hoặc 40) xianua hoá có ứng suất chèn dập cho phép là 3 – 4 N/mm² Trong khi đó, chốt nhíp làm từ thép hợp kim với thành phần các bon thấp (20X) đã được thấm các bon trước khi tôi thì có ứng suất chèn dập cho phép cao hơn, đạt từ 7,5 – 9 N/mm².
Chốt nhíp nên được chế tạo từ thép hợp kim có thành phần carbon thấp (20X) và được thấm carbon sau quá trình tôi Ứng suất chèn dập cho phép của vật liệu này là [cd] = 7,5 (N/mm²).
Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập:
D: đường kính chốt nhíp D = 35 (mm) b: bề rộng của lá nhíp chính b = 50 (mm)
Thay số ta có: chèn dập = 4.331,25 35 × 50 =2,475 (N/mm 2 )
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu,
cd < [cd] Vậy chốt đảm bảo bền.
T ÍNH TOÁN GIẢM CHẤN
Xác định hệ số cản của giảm chấn Kg
Hệ số cản của hệ thống treo K đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra độ êm dịu cho xe Tương tự như bộ phận đàn hồi, cách lắp đặt giảm chấn trên xe cũng ảnh hưởng đến hiệu suất Hệ số cản của giảm chấn Kg có thể tương đương hoặc không tương đương với hệ số cản của hệ thống treo.
Hệ số cản của hệ thống treo:
Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau:
C: Độ cứng của hệ thống treo
M: Khối lượng được treo tính trên một bánh xe
: Hệ số dập tắt chấn động (Ở các ôtô hiện nay = 0,150, 3)
Gt : Trọng lượng được treo tính trên một bánh xe ở trạng thái tĩnh
Gt = 5.775 (N) g: Gia tốc trong trường g = 10 (m/s 2 ) ft: Độ võng tĩnh của hệ thống treo ft = 10 (cm)
Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:
Hệ số cản trung bình của giảm chấn:
Bố trí giảm chấn nghiêng một góc 30 0 so với phương thẳng đứng để thoả mãn không gian bố trí trong gầm xe Từ sơ đồ bố trí giảm chấn:
Kgc = K treo cos 3 0 0 =1.443,75 cos 30 =1.667,1 (Ns/m) Với
Tính toán hệ số cản của giảm chấn
Ta có phương trình: Kn+ Ktr = 2 Kgc (1)
Trong đó: Kn, Ktr: hệ số cản chấn động ở bộ phận giảm chấn tương ứng với hành trình nén và trả
Trong hệ thống giảm chấn, lực cản trong hành trình trả thường lớn hơn so với hành trình nén, nhằm giảm thiểu xung lực khi bánh xe đi qua các chướng ngại vật Điều này giúp giảm chấn nén nhanh chóng, ngăn không cho các lực lớn tác động lên khung xe, từ đó bảo vệ độ bền của khung và sức khỏe của hành khách Thực nghiệm cho thấy, ở các giảm chấn hiện nay, mối quan hệ giữa lực cản trong hành trình trả thường dao động trong khoảng từ 2,5 đến 3 kN.
Từ (1) và (2) ta có hệ phương trình:
{ K n K + trả K =3 trả =2 K n K g { K g = K 3 trả 2 + K trả = K 4 n = K 6 K trả 3 tr = 2 K 3 trả =1.667,1
Xác định lực cản của giảm chấn trong quá trình trả, nén ở giai đoạn làm việc bình thường với vận tốc nhỏ
Vg: Tốc độ piston trong trong hành trình trả nén Vg = 0,3 (m/s)
Trong giai đoạn làm việc với chế độ giảm tải và vận tốc lớn, các van giảm tải sẽ mở ra, dẫn đến việc hệ số cản của giảm chấn giảm xuống Khi thực hiện tính toán, có thể sử dụng các thông số này để đạt được hiệu quả tối ưu trong quá trình vận hành.
Vận tốc làm việc tối đa của giảm chấn thường không vượt quá 0,6 m/s lực cản tối đa ở cả hành trình được tính
Xác định kích thước ngoài của giảm chấn
Để xác định kích thước sơ bộ của các bộ phận giảm chấn, cần xác định đường kính và chiều dài pít tông dựa trên hình vẽ Đường kính pít tông được tính toán sơ bộ theo trọng lượng toàn bộ của xe là 21.800 N, với giá trị chọn lựa là d = 22 mm.
Từ đó: Ta có đường kính vỏ ngoài của giảm chấn.
Ta chọn Dn = 34 (mm); D = 31 (mm); d = 20 (mm); n d c = 6,6 (mm)
Chiều dài phần thân giảm chấn:
L = Lv + Lp+ Lg + Lm = 16 + 20 + 30 + 434 = 500 (mm)
Hành trình cực đại của giảm chấn: Với độ võng tĩnh của nhíp là 10 (cm)
Kiểm tra điều kiện làm việc của giảm chấn ở chế độ làm việc căng thẳng được xác định V = 0,3 m/s
Công suất tiêu thụ bởi giảm chấn được xác định:
2 0,039 (W) Công suất tỏa nhiệt giảm chấn
: là hệ số truyền nhiệt = 0, 120 0,168 J/m 2
Như vậy giảm chấn thỏa mãn điều kiện truyền nhiệt.
Xác định kích thước lỗ van giảm chấn
Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn (số lỗ và kích thước lỗ van) quyết định hệ số cản của giảm chấn
Q: Lưu lượng chất lỏng qua lỗ tiết lưu
Ft: Tổng diện tích các lỗ van
: Hệ số tổn thất: Khi tính toán lấy = 0, 6 ÷ 0, 75 Chọn = 0, 7 p: Áp suất chất lỏng trong giảm chấn P P / F g p
: Trọng lương riêng của chất lỏng = 9.100 N/m² g: Gia tốc rơi tự do: 9, 8m/s²
Q: Lưu lượng chất lỏng qua lỗ tiết lưu Q F V p g
Fp: Diện tích pít tông giảm chấn
Chọn đường kính Piston là d = 22 mm
Vận tốc giảm chấn khi làm việc của loại giảm chấn thủy lực 2 chiều không đối xứng là 0,3 m/s Trong mỗi hành trình trả và hành trình nén, áp suất chất lỏng sẽ tác động lên lò xo của các van, có thể làm mở hoàn toàn hoặc chỉ một phần Để đơn giản hóa, kích thước các lỗ được tính toán dựa trên trường hợp nén và trả mạnh khi các van ở trạng thái mở hoàn toàn.
-Xác định kích thước lỗ van nén
-Tính tổng diện tích lỗ van nén:
-Tính đường kính lỗ van nén:
-Xác định kích thước lỗ van trả
F g 750,2 3,14×(0,022 2 −0,01 2 ) = 622.180,2017 (N/m 2 ) -Tính tổng diện tích lỗ van trả:
-Tính đường kính lỗ van trả:
-Van lưu thông ở đế van trong hành trình trả (van giảm tải)
Tổng diện tích lỗ van được xác định:
Qk: Thể tích buồng bị rỗng trong thời gian 1s
Qt: Lưu lượng dầu qua van trong hành trình trả,
-Van giảm tải trong hành trình nén
Van giảm bắt đầu làm việc khi vận tốc piston đạt 0,3 (m/s)
Ta có : Qgt = Qmax - Qnmax
Qgt: Lưu lượng chất lỏng qua van giảm tải
Qmax: Lưu lượng lớn nhất qua van giảm tải và van nén
Qnmax: Lưu lượng lớn nhất qua van nén pnmax 400,11 3,14×0,0 22 2
Diện tích của van giảm tải: ¿>F ¿ = Q ¿ μ⋅ √ 2 g P γ ¿ =
Chọn số lỗ van n = 4 => d = 0,8 (mm)
Xác định kích thước một số chi tiết của giảm chấn
-Lò xo van giảm tải trong hành trình trả
Lò xo tính toán là loại lò xo hình trụ có bước ngắn, hoạt động hiệu quả khi giảm chấn ở vận tốc trên 0,3 m/s Khi chất lỏng đi qua van, áp lực thuỷ động R sẽ cân bằng với lực căng ban đầu của lò xo Flx, giúp van mở hoàn toàn.
Flx: Lực căng ban đầu của lò xo (N)
C: Độ cứng của lò xo (N/m)
X : Độ nén ban đầu của lò xo (m) Chọn x = 5.10 -3 (m)
R : Lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn Theo động học chất lỏng
R được xác định bằng định lý Ơle1 (hay là phương trình động lượng) (N)
: Trọng lượng riêng của chất lỏng (N/m 3 ) g: Gia tốc trọng trường g = 9,8(m/s 2 )
f: Tổng diện tích lỗ van (m 2 ) f = 4,45 x 10 -6 (m 2 ) v: Vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s) v = 49,5(m/s)
Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau:
(2) Trong đó: d: Đường kính sợi lò xo (m)
G: Mô đun trượt của vật liệu G = 8 x 10 10 (N/m 2 ) n: Số vòng lò xo Chọn n = 4 vòng
R: Bán kính lò xo (m) Chọn R = 10.10 -3 (m)
Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo:
Lò xo van trả mạnh có đường kính d = 1,6 (mm)
-Lò xo van giảm tải khi nén
Lò xo tính toán là loại lò xo hình trụ bước ngắn.
Khi giảm chấn hoạt động với vận tốc lớn hơn 0,3 m/s, chất lỏng đi qua van tạo ra áp lực thủy động R, cân bằng với lực căng ban đầu của lò Flx, khiến van nén mạnh mở ra hoàn toàn.
(1) Trong đó: Flx: Lực căng ban đầu của lò xo (N)
C: Độ cứng của lò xo (N/m)
X : Độ nén ban đầu của lò xo (m) Chọn x = 5 x 10 -3 (m)
: Trọng lượng riêng của chất lỏng (N/m 3 ) g: Gia tốc trọng trường g = 9,8 (m/s 2 )
R: Lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn Theo động học chất lỏng
R được xác định bằng định lý Ơle 1 (hay là phương trình động lượng) (N)
f: Tổng diện tích lỗ van (m 2 ) = 1,367 x 10 -5 (m 2 ) v: Vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s) v = 24 (m/s)
Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau:
(2) Trong đó: d: Đường kính sợi lò xo (m).
G: Mô đuyn trượt của vật liệu G=8.10 10 (N/m 2 ) n: Số vòng lò xo Chọn n = 4 vòng
R: Bán kính lò xo (m) Chọn R = 13.10 -3 (m)
Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo:
Lò xo van nén mạnh có đường kính d = 2 (mm)
