HỆ THỐNG PHANH Ô TÔ
CÔNG DỤNG & YÊU CẦU CỦA HỆ THỐNG PHANH CHÍNH
1.1.1 Công dụng hệt hống phanh chính
- Giảm tốc độ của ô tô máy kéo cho đến khi dừng hẳn hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đó (HT phanh chính).
HỆ THỐNG PHANH CHÍNH: TRANG BỊ CƠ CẤU PHANH Ở TẤT CẢ CÁC BÁNH
XE => TẠO LỰC PHANH MAX CÓ THỂ ĐỂ GIẢM NHANH TỐC ĐỘ VỀ 0 (PHANH KHẨN CẤP).
F_max phải giữu xe đứng yên lâu dài trên dốc Có thể hổ trợ một phần khi hệ thống phanh chính mất tác dụng.
PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM HỆ THỐNG PHANH (HT PHANH CHÍNH)
1.2.1 Phân tích đặc điểm dẫn động phanh:
(=> phân tích theo yêu cầu kỹ thuật đã nêu trên) a) Dẫn động phanh dầu:
Hệ thống dẫn động thủy lực trợ lực chân không bao gồm các thành phần chính như xy lanh chính kiểu kép, các piston, bình chứa dầu, và bầu trợ lực chân không Bầu trợ lực này có piston hoặc màng, cùng với bộ lọc không khí và cụm lò xo kết hợp với nắp van Van không khí và bàn đạp cũng là những phần quan trọng, trong đó lò xo hồi vị từ bàn đạp đóng vai trò vừa là chức năng đóng kín đế van không khí vừa giúp điều chỉnh hoạt động của hệ thống.
11-Đế van chân không; 12- Bình chân không; 13-Van một chiều;
Hệ thống phanh dầu với các đường dẫn đến các xy lanh bánh xe trước và sau mang lại nhiều ưu điểm Áp suất dầu trong xy lanh chính được truyền khắp hệ thống thông qua các đường ống, đến xy lanh công tác, tạo ra lực ép cần thiết cho cơ cấu phanh Hệ thống này đáp ứng đầy đủ các yêu cầu kỹ thuật.
+ Có thể tạo lực phanh lớn nhất theo yêu cầu.
+ Có độ nhạy tốt (vì dầu có sẵn trong toàn hệ thống & không chịu nén).
Khi thực hiện phanh đồng thời cho tất cả các cơ cấu phanh, áp suất trong toàn hệ thống sẽ đồng nhất Nếu một cơ cấu phanh nào đó chưa ép sát và vẫn còn dịch chuyển, áp suất toàn hệ thống chỉ đạt mức áp suất ma sát thủy lực đang dịch chuyển, không thể tăng lên mức tối đa để phanh riêng từng cơ cấu.
Lực phanh đồng đều được đảm bảo khi áp suất dầu tối đa trong toàn bộ hệ thống đạt mức giống nhau Sự khác biệt nhỏ chỉ xảy ra do ma sát cơ khí không đồng nhất ở các bộ phận phanh khác nhau.
+ Lực phanh do trực tiếp lái xe tạo ra thông qua áp suất dầu => là không đủ lớn để phanh ô tô cần lực phanh lớn
=> Khắc phục: PHẢI CÓ BỘ PHẬN HỔ TRỢ THÊM LỰC :
Trợ lực chân không là một công nghệ sử dụng chênh lệch áp suất giữa không khí và chân không, thường được lấy từ họng nạp của động cơ xăng hoặc máy hút chân không của động cơ diesel, nhằm tạo ra lực hỗ trợ cho việc lái xe.
- Trợ lực khí nén: Sử dụng chênh lệch cao của khí nén (nhờ máy nén khí) với không khí để tạo thêm lực hổ trợ cho lái xe
Khi hệ thống phanh bị rò rỉ hoặc không khí xâm nhập, chức năng phanh sẽ bị mất hiệu lực Điều này xảy ra do dầu vẫn di chuyển, khiến áp suất dầu chỉ đạt được mức ma sát thủy lực đang dịch chuyển, không thể tăng lên tối đa để thực hiện phanh hiệu quả.
=> Khắc phục: CHỐNG LỌT KHÍ VÀO HỆ THỐNG:
Để tạo áp suất dư trong hệ thống, có thể nâng cao bình chứa dầu nhằm tạo cột áp dư, hoặc lắp đặt van ngược chiều giữa xy-lanh chính và đường ống Van ngược chiều sẽ chỉ cho phép dầu cao áp trở về bình chứa khi áp suất đủ để thắng lò xo của van, từ đó mở van dầu về.
Tất cả các xy lanh bánh xe cần phải có van xả "air" để loại bỏ không khí không mong muốn trong hệ thống, đặc biệt trong quá trình sửa chữa và bảo dưỡng Áp suất làm việc của hệ thống phanh khí nén rất lớn, dao động từ 7.10^6 đến 20.10^6 N/m^2, trong khi áp suất khí nén chỉ khoảng 7-8 kg/cm^2 (0,7 đến 0,8.10^6) Điều này dễ dẫn đến tình trạng rò rỉ, ảnh hưởng đến độ tin cậy và an toàn của hệ thống, có thể gây mất phanh Để khắc phục, cần sử dụng ống có kích thước nhỏ (d==2mm) với độ dày, độ dẻo và độ bền cao, như ống đồng hoặc thép mềm.
Hệ thống phanh khí nén bao gồm các thành phần chính như máy nén khí, bộ điều chỉnh áp suất, bộ lọc bụi và lắng nước, cùng với các bình chứa khí nén và các van phân phối Mặc dù cấu tạo của nó khá phức tạp, nhưng hệ thống này có nhiều ưu điểm vượt trội so với dẫn động dầu, như khả năng hoạt động hiệu quả hơn trong các điều kiện khắc nghiệt và khả năng điều chỉnh áp suất linh hoạt.
+ Có thể tạo lực phanh lớn nhất theo yêu cầu.
Hệ thống phanh hoạt động với lực điều khiển nhẹ nhàng, chỉ cần mở van điều khiển nhờ vào áp suất do máy nén tạo ra Áp suất làm việc thấp và liên tục từ máy nén đảm bảo rằng ngay cả khi có nhánh bị rò rỉ, các nhánh khác vẫn có thể phanh bình thường, từ đó nâng cao độ tin cậy và an toàn của hệ thống.
Tuy nhiên, ngược lại với phanh dầu ; dẫn động khí nén có nhiều nhược điểm :
Hệ thống phanh có độ nhạy không tốt do khí nén giãn nở, khi mở van, áp suất khí bị tiết lưu qua van và di chuyển trong đường ống trước khi tích tụ ở bầu phanh để đạt áp suất tối đa Để khắc phục tình trạng này, cần thiết kế đường ống có kích thước lớn từ 10 đến 12 mm và điều chỉnh kích thước bầu phanh để nhanh chóng tích tụ đủ áp suất tối đa, ngay cả khi áp suất khí nén thấp.
Khi thực hiện phanh không đồng thời, áp suất trong hệ thống phanh trở nên không đồng nhất, dẫn đến việc các bầu phanh phía sau tích đủ áp lực chậm hơn Để khắc phục tình trạng này, có thể mở van cho dòng phanh phía sau trước hoặc thiết kế thêm van tăng tốc và van xả nhanh cho dòng phanh sau.
Hình 1-12B Sơ đồ dẫn động phanh khí nén (có van tăng tốc & xả nhanh)
Máy nén khí là thiết bị quan trọng trong hệ thống phanh, kết hợp với bộ điều chỉnh áp suất và bộ lọc bụi để đảm bảo hiệu suất hoạt động Cụm van chia và bảo vệ các dòng độc lập giúp duy trì an toàn, trong khi bình chứa khí nén cho phanh sau và van tăng tốc & xả nhanh hỗ trợ trong việc điều khiển phanh Đầu chia hai dòng cho hai bầu và các bầu phanh sau phối hợp với dòng điều khiển mở/đóng van tăng tốc để tối ưu hóa hiệu suất Bàn đạp phanh và tổng van phanh 2 dòng cùng với các bầu phanh trước và đường ống dẫn khí nén đến các bầu phanh trước đảm bảo hệ thống phanh hoạt động hiệu quả và an toàn Bình chứa khí nén cho phanh trước cũng đóng vai trò quan trọng trong việc cung cấp áp lực cần thiết cho phanh.
Lực phanh không đồng đều xảy ra do tổn thất ma sát dòng khí trong các đường ống với chiều dài và độ tuổi khác nhau, dẫn đến áp suất phanh không đồng nhất trong các bầu phanh Thêm vào đó, ma sát cơ khí khác nhau cũng góp phần làm cho mô-men phanh của các cơ cấu trở nên khác biệt, gây khó khăn trong việc duy trì sự đồng đều.
Yêu cầu chiều dài các đường ống từ nới cấp đến bầu phanh phải đồng nhất về kích cỡ, hình dạng, và tình trạng (mới hoặc cũ) Điều này đặc biệt quan trọng đối với hệ thống phanh liên hợp thủy khí để đảm bảo hiệu suất và an toàn khi vận hành.
Hình 1-14 Dẫn động phanh liên hợp thủy khí.
Mô-men phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh
Để đảm bảo hiệu quả phanh tối ưu với gia tốc chậm dần lớn nhất mà không gây trượt bánh xe, cơ cấu phanh ở mỗi bánh cần phải có khả năng tạo ra mô-men phanh lớn nhất.
Mbx = Gbx.�bx.Rbx (1.1) trong đó :
Gbx : Trọng lượng bám của bánh xe khi phanh, [N].
�bx : Hệ số bám giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh.
Rbx là bán kính làm việc trung bình của bánh xe, được xác định dựa trên số liệu đã cho trong đề bài hoặc tra cứu bảng bán kính thiết kế Rtk theo ký hiệu lốp đã được chỉ định Để tính toán bán kính Rbx, có thể áp dụng công thức kinh nghiệm phù hợp.
Rbx = Rtk.b (1.2), trong đó b là hệ số phản ánh sự biến dạng của lốp trong quá trình hoạt động so với bán kính thiết kế Hệ số này có thể được xác định dựa trên các số liệu kinh nghiệm.
+ Với lốp áp suất thấp: pl = (0,08 0,5) [MN/m 2 ] thì b = 0,930 0,935
+ Với lốp áp suất cao: pl > 0,5 [MN/m 2 ] có thể chọn b = 0,945 0,950
Hệ số bám giữa lốp và mặt đường khi phanh cần đạt giá trị tối đa để tối ưu hóa hiệu quả của hệ thống phanh Tuy nhiên, cần tránh chọn hệ số bám vượt quá giới hạn cho phép, vì điều này có thể dẫn đến hiện tượng trượt lết của bánh xe Khi bánh xe trượt, xe sẽ mất khả năng dẫn hướng, dễ bị lệch khỏi hướng di chuyển, và có nguy cơ bị xoay hoặc lật, gây ra những tình huống nguy hiểm.
Hệ số bám giữa lốp và mặt đường thường được xác định qua thực nghiệm, với giá trị tối đa có thể đạt từ 0,75 đến 0,85 trên các loại đường nhựa hoặc bê-tông khô ráo Tuy nhiên, hệ số bám này sẽ thay đổi trong quá trình phanh, phụ thuộc vào trạng thái và độ trượt giữa lốp và mặt đường.
Hệ số bám của lốp xe có mối quan hệ chặt chẽ với độ trượt tương đối của nó trên mặt đường, như thể hiện trong hình 1.1 Giá trị tối đa của hệ số bám đạt được khi độ trượt tương đối khoảng 25% Khi độ trượt tương đối đạt đến giới hạn 100%, lốp bắt đầu trượt hoàn toàn, dẫn đến việc hệ số bám giảm khoảng 20% đến 25% so với giá trị tối đa Nếu vượt qua giới hạn này, lốp sẽ trượt hoàn toàn, gây nguy hiểm cho phương tiện.
Khi lựa chọn hệ số bám �bx cho thiết kế hệ thống phanh, cần xem xét khả năng bám của bánh xe với mặt đường Khả năng bám tối đa của bánh xe phụ thuộc vào diện tích và chất lượng tiếp xúc giữa lốp và mặt đường, cũng như khả năng điều chỉnh chống trượt của bánh xe trong hệ thống phanh thiết kế.
Hệ thống phanh hiện đại với chức năng kiểm soát độ trượt bánh xe, bao gồm hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS và hệ thống phanh điều khiển điện tử EBS, giúp tối ưu hóa hệ số bám, đạt giá trị cực đại.
�bx = �max 0,75 0,85 ứng với độ trượt tương đối 20% 30% (hình 1.1)
Hệ thống phanh thông thường không trang bị ABS không có khả năng điều chỉnh độ trượt tối ưu giữa lốp và mặt đường, dẫn đến hệ số bám khi phanh chỉ đạt khoảng 0,75 đến 0,80 Hệ số bám tối đa khi phanh ước tính trong khoảng 0,56 đến 0,68.
Trong công thức (1.1), trọng lượng bám ở mỗi bánh xe Gbx tương đương với phản lực pháp tuyến Zi tại bánh xe khi thực hiện phanh (hình 1.2) Khi ô tô phanh khẩn cấp ở bất kỳ tốc độ nào, việc này ảnh hưởng đến sự phân bổ trọng lượng và lực tác động lên các bánh xe.
Hình 1.1 : Quan hệ giữa hệ số bám và độ trượt tương đối hg
Khi ôtô phanh và dừng hẳn (v = 0), gia tốc phanh đạt giá trị cực đại Giá trị này được xác định từ phương trình cân bằng lực quán tính lớn nhất khi phanh Pj, như minh họa trong hình 1.2.
Viết phương trình cân bằng mô-men lần lượt đối với tâm O1 và O2 ta có:
Gbx2 = (1.3b) trong đó Ga là trọng lượng toàn bộ của xe thiết kế [N], được xác định theo số liệu nhiệm vụ thiết kế Jpmax đại diện cho gia tốc chậm dần cực đại khi phanh, trong khi g là gia tốc trọng trường [m/s²] Hg là chiều cao trọng tâm xe và Lo là chiều dài cơ sở xe, thường được cung cấp trong đề bài Thêm vào đó, a và b là khoảng cách từ trọng tâm O đến các trục bánh xe trước và sau [m].
Trong công thức (1.3), hệ số 2 được áp dụng cho mỗi vị trí lắp bánh xe trên mỗi trục, như thể hiện trong sơ đồ hình 1.2 Đối với xe có cầu kép, như các loại 6x4 hoặc 8x4, nếu hai trục sau hoặc hai trục trước hoàn toàn giống nhau về liên kết và khả năng chịu tải, hệ số 2 sẽ được thay bằng số 4, tương ứng với bốn cơ cấu phanh cho bốn vị trí lắp bánh xe, không phân biệt giữa lốp đơn hay lốp kép.
Tại thời điểm ôtô thực hiện phanh vừa dừng hẳn (v = 0), từ phương trình cân bằng lực suy ra gia tốc phanh cực đại được xác định gần đúng bằng:
Hệ số bám giữa lốp với mặt đường khi phanh được ký hiệu là Jpmax �bx.g (1.4) hay �bx Jpmax/g, thể hiện lực phanh riêng, tức là lực phanh lớn nhất có thể đạt được trên mỗi đơn vị trọng lượng tại vị trí lắp bánh xe Mặc dù hệ số bám khi phanh bx có thể khác nhau ở mỗi vị trí bánh xe, nhưng nếu giả định rằng tất cả các lốp trước/sau của ôtô có kích thước, hoa lốp, biến dạng và trạng thái tiếp xúc với mặt đường giống nhau, thì có thể coi hệ số bám của chúng là đồng nhất và bằng �bx Do đó, các phương trình ở (1.3) có thể được điều chỉnh cho phù hợp.
Khi đó mô-men phanh yêu cầu của mỗi cơ cấu phanh ở các bánh xe trước được xác định bằng:
Mbx1 = Fbx1.Rbx1 = Gbx1.�bx.Rbx1 (1.6)
Và mô-men phanh ở bánh xe sau:
Mbx2 = Fbx2.Rbx2 = Gbx2 �bx.Rbx2 (1.6c)
Trong đó Fbx chính là lực phanh yêu cầu ở mỗi cơ cấu phanh bánh xe và được xác định bằng:
Chú ý rằng các khoảng cách a và b có thể được xác định theo yêu cầu của đề bài thiết kế xe, hoặc được tính toán dựa trên trọng lượng phân bố trên trục trước Ga1 và trục sau Ga2, những thông số này đã được cung cấp trong nhiệm vụ thiết kế.
Mô-men phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu
Sau khi lựa chọn kiểu và loại cơ cấu phanh phù hợp, bước tiếp theo là tiến hành tính toán để xác định các thông số cơ bản cần thiết cho thiết kế của cơ cấu phanh.
Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh bao gồm mô-men phanh và lực ép cần thiết Mô-men phanh và công thức tính lực ép phụ thuộc vào từng loại cơ cấu phanh cụ thể Để xác định lực ép yêu cầu cho từng cơ cấu phanh, cần xem xét kỹ lưỡng từng kiểu/loại cơ cấu phanh khác nhau.
Tính toán xác định bề rộng má phanh
Bề rộng má phanh ảnh hưởng trực tiếp đến diện tích làm việc khi ép lên tang trống, với việc tăng bề rộng sẽ làm tăng diện tích làm việc Điều này có lợi cho sự mài mòn của tấm ma sát, vì diện tích lớn hơn giúp giảm áp lực trên mỗi đơn vị diện tích, từ đó giảm mức độ mài mòn trong mỗi lần phanh Tuy nhiên, nếu bề rộng má phanh tăng quá mức, sẽ dẫn đến sự phân bố áp lực không đồng đều, gây ra mòn không đều và giảm hiệu quả phanh.
Sau khi các thông số cần thiết đã được lựa chọn và xác định dựa trên mô-men yêu cầu, bề rộng má phanh sẽ được tính toán dựa trên áp suất cho phép [q] được hình thành trong quá trình phanh.
Cấu trúc phanh tang trống xác định bề rộng má phanh b dựa trên mô-men phanh Mg do mỗi guốc tác động lên tang trống Công thức tính b được thể hiện như sau: b = (1.33), trong đó rt là bán kính tang trống và α = (α2 - α1) là góc ôm của má phanh Ngoài ra, q[N/m²] là áp lực sinh ra trên bề mặt má phanh trong quá trình phanh.
+ Với kiểu cơ cấu phanh đĩa, bề rộng má phanh có thể được xác định theo lực ép P tạo ra cho đĩa phanh như sau:
F = = (1.34), trong đó R1 và R2 lần lượt là đường kính trong và ngoài của đĩa phanh Góc ôm α của tấm ma sát theo chu vi hình vành khăn của đĩa thể hiện bề rộng má phanh trong cơ cấu phanh đĩa.
[rad], còn q là áp lực [N/m 2 ] làm việc trung bình hình thành giữa má phanh và đĩa phanh trong quá trình phanh
Từ (1.34) suy ra góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh kiểu đĩa: α = (1.35)
Nếu thay F theo mô-men phanh Mp từ (1.34) thì góc ôm có thể viết lại: α = (1.35b)
Bề rộng má phanh đĩa tính theo chiều dài cung qua đường kính trung bình.
Cc = Rtb.α (1.36) Ở đây, bán kính trung bình của hình vành khan đĩa phanh Rtb được tính:
Để tăng cường tuổi thọ của má phanh, áp lực làm việc trung bình cần phải được giữ ở mức thấp Theo kinh nghiệm, áp lực làm việc tối đa cho phép của má phanh hiện nay dao động trong khoảng 1.36b.
+ q = [q] 1,0 2,0 [MN/m 2 ] đối với xe con;
+ q = [q] 1,5 2,5 [MN/m 2 ] đối với xe khách;
+ q = [q] 2,0 3,5 [MN/m 2 ] đối với xe buýt và vận tải hàng hóa.
Khi áp lực làm việc trung bình của má phanh p nhỏ, góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh sẽ tăng, dẫn đến chiều dài cung Cc cũng tăng theo Do đường kính xy lanh ép má phanh không vượt quá bề rộng vành khăn, chiều dài cung Cc không được lớn quá Để đảm bảo má phanh ép đều, chiều dài cung má phanh Cc không nên vượt quá hai lần (R2 – R1) Nếu vượt quá giới hạn này, cần sử dụng xy lanh kép để đảm bảo ép đều cho má phanh Đối với các cơ cấu phanh đĩa hiện nay, góc ôm má phanh nằm trong khoảng (20 75) độ, trong khi bề rộng má phanh kiểu guốc b nằm trong khoảng từ (20 150) mm, tùy thuộc vào kích thước xe.
Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh
2.4.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng
Kích thước má phanh được xác định không chỉ dựa vào áp suất làm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng áp lực cho phép để đảm bảo tuổi thọ, mà còn dựa vào công ma sát trượt riêng nhằm duy trì hiệu suất làm việc lâu dài Điều này bởi vì, với cùng một áp suất làm việc, tốc độ xe càng lớn khi bắt đầu phanh thì má phanh sẽ bị mòn nhanh hơn.
Công ma sát trượt là công mà má phanh thực hiện trong quá trình phanh trên mỗi đơn vị diện tích làm việc của nó Khi ôtô bắt đầu phanh với vận tốc v1 và dừng lại hoàn toàn (v2 = 0), công ma sát trượt L sẽ thu toàn bộ động năng của ôtô.
L = (1.39) Suy ra công trượt riêng là:
Trong hệ thống phanh ôtô, ma là khối lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải tính bằng kg, Ga là trọng lượng của ôtô tính bằng Newton (N), v1 là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh tính bằng mét trên giây (m/s), g là gia tốc trọng trường với giá trị g = 9,81 m/s², và A Σ là tổng diện tích làm việc của tất cả các má phanh trong hệ thống phanh tính bằng mét vuông (m²).
Trong mỗi cơ cấu phanh, diện tích làm việc có thể được xác định như sau:
+ Với cơ cấu phanh đĩa:
+ Với cơ cấu phanh guốc:
A = 2 (1.42) Ở đây, góc ôm α đều tính bằng [rad].
Trị số công ma sát riêng, được tính theo các công thức đã nêu, khi bắt đầu phanh với tốc độ trung bình (v1 = vtb = 0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn (v2 = 0), cần phải nằm trong giới hạn cho phép [Lr].
+ Đối với ôtô du lịch: [Lr] = 415[MJ/m 2 ] (1.43)
+ Đối với ôtô khác: [Lr] = 37[MJ/m 2 ] (1.43b)
2.4.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh
Trong quá trình phanh ô tô, động năng được chuyển hóa thành nhiệt năng do ma sát, làm nóng má phanh và trống phanh hoặc đĩa phanh Khi phanh gấp trong thời gian ngắn, nhiệt năng không kịp tỏa ra môi trường, do đó trong thiết kế, có thể coi rằng tang trống hoặc đĩa phanh hấp thụ toàn bộ nhiệt năng này Điều này dẫn đến phương trình cân bằng nhiệt trong quá trình phanh.
Tổng khối lượng của các tang trống hoặc đĩa phanh được ký hiệu là mp, trong khi C là nhiệt dung riêng của vật liệu làm tang trống hoặc đĩa phanh, với giá trị khoảng 500[J/kg] cho thép hoặc gang, và lên tới 950[J/kg] cho hợp kim xi-lu-min Độ tăng nhiệt độ (ΔT) của tang trống hoặc đĩa phanh khi phanh từ tốc độ ôtô v1 8,33[m/s] đến khi dừng hẳn (v2 = 0) không được vượt quá 150 độ C Đặc biệt, khi phanh gấp với tốc độ trung bình khoảng 50% so với tốc độ cực đại, độ tăng nhiệt độ cũng cần được kiểm soát không vượt quá giới hạn an toàn.
Khi phanh liên tục trên dốc dài, nhiệt độ của trống phanh có thể vượt quá giới hạn cho phép, dẫn đến việc làm nóng quá mức má phanh, tang trống và dầu dẫn động, gây mất an toàn cho hệ thống phanh và tiềm ẩn nguy hiểm cho ôtô Để hỗ trợ hệ thống phanh chính trong trường hợp này, ôtô cần được trang bị hệ thống phanh chậm dần, không dựa vào nguyên lý tiêu tán năng lượng bằng ma sát cơ khí, như sử dụng van chắn đường thải động cơ (phanh động cơ) hoặc phanh điện từ.
Khi thực hiện bài toán tính bề rộng má phanh (mục 1.4) và kiểm tra công trượt riêng (mục 1.5.1), nếu giá trị không đạt yêu cầu, cần tính toán lại để điều chỉnh bề rộng tấm ma sát cho phù hợp với các điều kiện đã đề ra (1.40).
Chú ý 2 : Cùng với bài toán kiểm tra nhiệt, bài toán tính toán thiết kế bề dày tang trống
(hoặc bề dày đĩa phanh) có thể được suy ra từ công thức khối lượng (1.41) như sau.
(1.45b) trong đó: ρ là khối lượng riêng của vật liệu làm tang trống hoặc đĩa phanh Với gang hoặc thép thì ρ = 7800[kg/m 3 ].
Tính toán thiết kế điều khiển dẫn động phanh dầu & liên hợp thủy khí
3.1.1 Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh công tác của cơ cấu ép.
Trong hệ thống phanh dầu, lực ép cần thiết cho cơ cấu phanh được tạo ra thông qua piston, giúp truyền lực ép P lên guốc phanh hoặc trực tiếp lên đĩa phanh trong trường hợp phanh đĩa.
Đối với cơ cấu phanh guốc, hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] được xác định theo công thức x = (1.46), trong đó o là khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh Khe hở này thường được điều chỉnh theo kinh nghiệm từ 0,5 đến 0,6 [mm].
m là độ mòn hướng kính cho phép của má phanh và tang trống Khi lượng mòn hướng kính đạt đến giá trị cho phép nằm trong khoảng
1,01,2[mm] thì hành trình bàn đạp sẽ đạt giá trị cực đại cho phép [Sbd] mà tại đó cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình o
Giá trị cực đại cho phép của hành trình bàn đạp ôtô ứng với giới hạn mòn phải điều chỉnh khe hở nằm trong giới hạn kinh nghiệm sau.
+ Đối với ôtô vận tải hàng hóa và hành khách: [Sbd] = 170180[mm]
+ Đối với ôtô du lịch: [Sbd] = 150160 [mm] (1.47)
Giá trị hành trình thực tế của bàn đạp, không tính đến lượng mòn, dao động trong khoảng 60 đến 90 mm cho xe du lịch và từ 70 đến 100 mm cho xe vận tải hàng hóa và hành khách.
+ Đối với kiểu cơ cấu phanh đĩa: hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] của cơ cấu ép phanh đĩa được xác định bằng: x = o (1.48)
Cơ cấu phanh đĩa có khe hở hướng trục o nhỏ, thường vào khoảng 0,30,5 mm, và được tự điều chỉnh nhờ ma sát giữa đĩa phanh và má phanh hoặc qua cơ cấu tự điều chỉnh Điều này khiến cho không cần thiết phải tính đến lượng mòn cho phép m trong công thức Nhờ vậy, phanh đĩa nổi bật hơn phanh trống guốc với “độ chậm tác dụng” nhỏ hơn, mang lại hiệu suất phanh tốt hơn.
3.1.2 Hành trình dịch chuyển của piston xy lanh chính
Piston chính có vai trò quan trọng trong việc truyền lực từ bàn đạp và bộ trợ lực phanh, tạo ra áp suất cao trong hệ thống phanh Áp suất này chỉ hình thành khi tất cả các khe hở trong hệ thống đã được khắc phục, do đó hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính được xác định theo công thức h = (1.49), trong đó x1 và x2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước và sau.
Để xác định số lượng piston hoạt động trong mỗi hệ thống phanh, ta sử dụng thông số x Trong đó, n1 và n2 đại diện cho số lượng trục bánh xe ở cầu trước và cầu sau Đồng thời, d1 và d2 là đường kính của xy-lanh công tác ở phanh cầu trước và cầu sau.
2 bên ngoài ngoặc đơn xác định có hai cơ cấu phanh trên mỗi trục bánh xe trước/sau.
Dc là đường kính của xy lanh chính, trong khi ddk là đường kính của xy lanh dầu điều khiển, dùng để mở và đóng van trong bộ trợ lực kiểu gián tiếp Đối với bộ trợ lực kiểu điều khiển trực tiếp, tỷ lệ giữa ddk và Dc sẽ được tính toán theo công thức ddk/Dc.
1, 2 lần lượt là khe hở thông dầu trong xy-lanh chính ở trạng thái không phanh ứng với các dòng trước/sau.
Khoảng dịch chuyển của piston trợ lực, ký hiệu là dk, đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực Hệ số K, thường nằm trong khoảng 1,05 đến 1,07, được tính đến để phản ánh độ đàn hồi của hệ thống Trong quá trình tính toán thiết kế, các khe hở 1, 2 và dk thường được lựa chọn dựa trên kinh nghiệm, với giá trị nằm trong khoảng 1,0 đến 2,0 mm.
3.1.3 Đường kính xy lanh chính và xy lanh công tác Đường kính xy-lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh kiểu trống guốc được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk.
Trong cơ cấu phanh đĩa, lực ép yêu cầu được xác định bởi Pk, trong đó pd là áp suất làm việc của dầu phanh trong xy lanh thứ k.
(1.50b) Trong đó nk là số xy lanh ép của cơ cấu phanh đĩa thứ k.
Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu phanh pd trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng:
+ Hệ thống phanh không có bơm dầu hổ trợ: pd 510[MN/m 2 ]
Hệ thống phanh có bơm dầu hỗ trợ (ABS) hoạt động với áp suất khoảng 10 đến 25 MN/m², trong đó áp suất thấp được áp dụng cho phanh đĩa và áp suất cao cho phanh trống guốc Đường kính của xy lanh chính Dc được xác định dựa trên tỷ số khuếch đại thủy lực ik.
Tỷ số khuếch đại thủy lực (ik) của xy-lanh công tác thứ k so với xy-lanh chính thường có giá trị từ 0,75 đến 1,50 cho hệ thống phanh guốc Trong khi đó, đối với hệ thống phanh đĩa, tỷ số này dao động từ 1,00 đến 3,00.
Vì vậy trong tính toán thiết kế có thể tính đường kính xy-lanh chính theo giá trị trung bình gần đúng như sau:
+ Đối với cơ cấu phanh trống guốc:
(1.52) + Đối với cơ cấu phanh đĩa:
Giá trị dkmin đại diện cho đường kính nhỏ nhất của xy-lanh công tác, trong khi dkmax là giá trị lớn nhất Các tham số n1,2 chỉ định số xy-lanh công tác trong cơ cấu phanh đĩa trước hoặc sau, với n1 hoặc n2 là các số nguyên Các hệ số khuếch đại 0,75 đến 1,50 và 1,00 đến 3,00 được lựa chọn dựa trên kinh nghiệm đã được đề cập trước đó.
3.1.4a Hành trình và thể tích bầu phanh của hệ thống phanh thủy khí
Hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính tương ứng với hành trình dịch chuyển của bầu phanh khí nén trong hệ thống dẫn động phanh thủy khí Điều này cho thấy sự liên kết chặt chẽ giữa hai bộ phận, đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu của hệ thống phanh.
Bầu phanh khí nén có thể tích được xác định dựa trên đường kính của bầu phanh, theo biểu thức cân bằng lực.
Tính toán điều khiển dẫn động phanh khí nén
3.2.1 Hành trình dịch chuyển của đầu guốc di động.
Trong hệ thống phanh khí nén, cơ cấu phanh chủ yếu được sử dụng là kiểu tang trống Cơ cấu này hoạt động thông qua một cam ép cơ khí, tạo ra lực ép tác động lên guốc phanh.
Hành trình dịch chuyển của đầu guốc di động x [mm] cũng được xác định theo công thức (1.46); tức là: x = (1.64)
Các thông số đã được chú thích và có thể chọn theo (1.46).
3.2.2 Hành trình dịch chuyển của cần đẩy bầu phanh.
Giá trị dịch chuyển của đầu guốc di động được xác định thông qua hành trình nâng của cam ép Hiện tại, góc quay trục cam tương ứng với hành trình dịch chuyển x (hành trình nâng cam) dao động trong khoảng từ 5 đến 10 độ.
Hành trình dịch chuyển của cần đẩy bầu phanh hb [mm] được xác định theo công thức hb = lq.q (1.65), trong đó lq là chiều dài của cánh tay đòn dẫn động cam ép và q là góc quay của cam Trong thiết kế, chiều dài cánh tay đòn quay cam ép thường nằm trong khoảng 110-150 [mm] Với cấu trúc hiện tại, hành trình dịch chuyển của cần đẩy bầu phanh dao động trong khoảng 1025 [mm].
3.2.3 Lực đẩy yêu cầu của bầu phanh.
Lực đẩy cần thiết của bầu phanh Pb trong các hệ thống phanh khí nén được xác định dựa trên lực ép yêu cầu của cam ép P1 và P2.
Trong thiết kế, P1 và P2 là lực ép yêu cầu của cam ép đối với hai guốc phanh, được xác định từ các phương trình (1.28) và (1.28b) Chiều dài của cánh tay đòn dẫn động cam ép được ký hiệu là lq, trong khi ro là bán kính vòng tròn cơ sở của cam ép Đối với tính toán thiết kế, bán kính vòng tròn cơ sở của cam ép có thể được chọn trong khoảng từ 30 đến 40 mm.
3.2.4 Đường kính bầu phanh. Đường kính bầu phanh Db ở các cơ cấu phanh khí nén được xác định từ lực đẩy yêu cầu của bầu phanh Pb đã xác định ở trên.
Áp suất khí nén (pkn) cung cấp vào bầu phanh trong trường hợp phanh khẩn cấp thường dao động từ 0,55 đến 0,75 MN/m² khi lực phanh đạt mức tối đa Kích thước của bầu phanh thường nằm trong khoảng từ 100 đến 200 mm.
3.2.5 Thể tích bình chứa khí nén và số lượng bình chứa khí nén.
Dung tích bình chứa khí nén Vc cần phải đủ lớn để thực hiện quá trình phanh gấp liên tục ít nhất 10 lần mà áp suất trong bình không giảm quá 50% so với áp suất yêu cầu ban đầu p0 khi máy nén không khí ngừng hoạt động.
Mối quan hệ giữa dung tích bình chứa \( V_c \) và áp suất trong bình chứa ở trạng thái đầu \( p_0 \) trước khi phanh và áp suất cuối cùng \( p_n \) sau \( n \) lần phanh có thể được xác định theo công thức: \( p_0 \cdot V_c = m_0 \cdot R \cdot T \) (1.68).
Sau khi phanh, khối lượng khí giảm đi một lượng dm, chỉ còn lại khối lượng m1, dẫn đến áp suất trong bình Vc giảm xuống p1 Do đó, phương trình (1.68) có thể được viết lại dưới dạng: p0.Vc = (m1 + Δm).RT (1.68b).
(1.69) Sau khi phanh lần thứ n, áp suất trong bình Vc sẽ giảm về pn như sau:
Dung tích dV là lượng khí nén mà bình chứa cần cung cấp cho mỗi lần phanh, bao gồm dung tích của các bầu phanh Vb và dung tích đường ống dẫn Vod từ bình chứa qua van điều khiển đến các bầu phanh.
Giả sử với điều kiện pn = 0,5p0 với n = 10 lần phanh thì (1.70) được viết lại.
= 13,93723.V 14.V (1.70b) Ở đây dung tích V có thể xác định gần đúng như sau:
Đường kính bầu phanh Dbi (i = 1, 2) trong các cơ cấu phanh khí nén được xác định từ lực đẩy yêu cầu của bầu phanh Pb Hai bầu phanh này phục vụ cho hai cơ cấu phanh trên một trục bánh xe Hành trình dịch chuyển cần đẩy piston bầu phanh hbi được tính toán dựa trên các thông số n1 và n2, tương ứng với số trục bánh xe trước và sau Đường kính ống dẫn khí nén dod từ bình chứa đến các bầu phanh thường có kích thước là 10, 12 hoặc 14 Thông số L đại diện cho chiều dài tổng cộng của tất cả các đoạn ống dẫn khí nén từ bình chứa đến các bầu phanh và có thể được xác định gần đúng.
Công thức L = KL.(Lo + [n1 + n2].Bo) (1.71b) mô tả chiều dài tổng thể của ôtô, trong đó Lo là chiều dài cơ sở, Bo là chiều rộng cơ sở, và KL là hệ số điều chỉnh cho chiều dài bổ sung do kết nối từ bình chứa đến van phân phối và các vị trí bánh xe xuống bầu phanh Hệ số KL có thể thay đổi từ 2,0 đến 4,0 tùy thuộc vào cách bố trí của các bình chứa.
Sau khi tính toán dung tích cần thiết theo công thức (1.70), bước tiếp theo là xác định số lượng bình chứa tối thiểu cho hệ thống phanh Hiện nay, bình chứa cao áp đã được chuẩn hóa với các dung tích 20 lít hoặc 40 lít, từ đó có thể dễ dàng xác định số lượng bình chứa cần thiết cho hệ thống.
Số lượng bình chứa nước sẽ được làm tròn lên theo giá trị tính toán từ công thức (1.72) Số lượng bình chứa có thể dao động từ 3 đến 5 bình.
HỆ THỐNG LÁI Ô TÔ
Công dụng, phân loại, yêu cầu
2.1.1 Công dụng: Để điều khiển ô tô chuyển động theo hướng quỹ đạo yêu cầu của lái xe.
Hệ thống lái là tập hợp các cơ cấu dùng để:
- Giữ cho ôtô máy kéo chuyển động theo một hướng xác định.
- Thay đổi hướng chuyển động khi cần thiết theo yêu cầu cơ động của xe.
Hệ thống lái nói chung bao gồm các bộ phận chính sau:
- Vô lăng, trục lái và cơ cấu lái: dùng để tăng và truyền mômen do người lái tác dụng lên vô lăng đến dẫn động lái.
Dẫn động lái là hệ thống quan trọng giúp truyền chuyển động từ cơ cấu lái đến các bánh xe dẫn hướng, đảm bảo sự quay vòng hiệu quả và chính xác trong quá trình di chuyển.
Cường hóa lái là một tính năng thường thấy trên các xe tải trọng lớn và vừa, giúp giảm bớt lực quay vòng cho người lái nhờ vào nguồn năng lượng bên ngoài Tuy nhiên, các xe cỡ nhỏ có thể không được trang bị tính năng này.
Hệ thống lái phải đảm bảo những yêu cầu chính sau:
Để đảm bảo an toàn, hệ thống cần duy trì chuyển động thẳng ổn định cho xe Nếu xe bị tác động khiến chuyển động vòng ngẫu nhiên, nó sẽ tự động trở về trạng thái thẳng Sau khi ra khỏi đoạn đường cong, ô tô cũng sẽ tự động điều chỉnh về chuyển động thẳng mà không cần sự can thiệp của người lái.
+2) Đối với chuyển động ( quay vòng ) bất kỳ, thì tất cả các bánh xe phải cùng tâm quay tức thời
+ 3) Lực điều khiển hệ thống lái phải nhẹ nhàng.
Hiệu suất truyền thuận cần đạt mức cao, trong khi hiệu suất nghịch phải ở mức thấp để đảm bảo hiệu quả hoạt động Hiệu suất nghịch thấp giúp tạo ra mô-men ma sát lớn khi truyền lực từ bánh xe dẫn hướng lên vô lăng, qua đó giảm thiểu va đập từ bánh xe lên vô lăng Hơn nữa, hiệu suất nghịch nhỏ còn góp phần vào tính ổn định của chuyển động thẳng; khi có va đập lệch hướng lên bánh xe dẫn hướng, mô-men ma sát ngược không đủ mạnh sẽ không làm bánh xe dẫn hướng quay lệch.
Độ chậm tác dụng của trợ lực lái rất quan trọng để tránh hiện tượng mất lái Hệ thống trợ lực chỉ bắt đầu hoạt động khi vô-lăng đã quay đến một góc an toàn nhất định, góc này phải lớn hơn góc có thể bị cản trở bởi vật cản từ bánh xe dẫn hướng.
: Để đảm bảo yêu cầu này thì:
Hành trình tự do của vô lăng là khoảng cách di chuyển trong hệ thống lái khi vô lăng ở vị trí trung gian Khoảng cách này không được vượt quá 15 độ khi có trợ lực và không quá 5 độ khi không có trợ lực, đảm bảo sự chính xác và an toàn trong việc điều khiển phương tiện.
+ Các bánh dẫn hướng phải có tính ổn định tốt.
+ Không có hiện tượng tự dao động các bánh dẫn hướng trong mọi điều kiện làm việc và mọi chế độ chuyển động.
- Đảm bảo tính cơ động cao: tức xe có thể quay vòng thật ngoặt trong một khoảng thời gian rất ngắn trên một diện tích thật bé.
Để đảm bảo hiệu suất tối ưu cho xe, việc kiểm tra động học quay vòng là rất quan trọng Điều này giúp ngăn chặn hiện tượng trượt bánh xe, từ đó giảm thiểu mòn lốp, tiết kiệm năng lượng và tăng cường tính ổn định cho phương tiện.
- Giảm được các va đập từ đường lên vô lăng khi chạy trên đường xấu hoặc chướng ngại vật.
- Điều khiển nhẹ nhàng, thuận tiện: lực điều khiển lớn nhất cần tác dụng lên vô lăng
(Plmax) được qui định theo tiêu chuẩn quốc gia hay tiêu chuẩn ngành:
+ Đối với xe du lịch và tải trọng nhỏ: Plvmax không được lớn hơn 150 200 N;
+ Đối với xe tải và khách không được lớn hơn 500 N.
Đảm bảo tỷ lệ giữa lực tác dụng lên vô lăng và mô men quay của các bánh xe dẫn hướng là rất quan trọng để duy trì cảm giác đường Điều này cũng bao gồm sự tương ứng động học giữa góc quay của vô lăng và bánh xe dẫn hướng, nhằm cải thiện trải nghiệm lái xe.
Hệ thống lái trên ô tô được phân loại dựa trên các yếu tố sau:
- Theo cách bố trí vô lăng, chia ra:
Vô lăng được bố trí bên trái theo chiều chuyển động phù hợp với các quốc gia có luật giao thông cho phép đi bên phải, bao gồm những nước xã hội chủ nghĩa trước đây, Pháp và Mỹ.
Vô lăng bên phải được sử dụng ở các quốc gia có luật giao thông cho phép di chuyển bên trái, như Anh và Thụy Điển Việc bố trí này nhằm đảm bảo tầm quan sát tốt cho người lái, đặc biệt trong các tình huống vượt xe.
- Theo kết cấu cơ cấu lái, hệ thống lái được chia ra các loại:
+ Thanh răng liên hợp (Trục vít - Liên hợp êcu bi - Thanh răng - Cung răng).
- Theo kết cấu và nguyên lí làm việc của bộ cường hoá lái, chia ra:
+ Cường hoá khí (khi nén hoặc chân không)
Ngoài ra, có thể phân loại theo số lượng bánh xe dẫn hướng, bao gồm bánh dẫn hướng chỉ ở cầu trước, ở cả hai cầu hoặc tất cả các cầu, cùng với sơ đồ bố trí cường hóa lái.
Các sơ đồ hệ thống lái
2.2.1 Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo phụ thuộc:
Hình 2.1 Sơ đồ kết cấu hệ thống lái với hệ thống treo phụ thuộc.
1- vô lăng; 2- cạnh bên hình thang lái; 3- đòn kéo ngang; 4- cam quay; 5- đòn quay ngang; 6- đòn kéo dọc; 7- đòn quay đứng; 8- trục vít-cung răng của cơ cấu lái; 9- trục lái Trên hình 2.1 là sơ đồ kết cấu chung nhất của hệ thống lái dùng cho hệ thống treo phụ thuộc, nó bao gồm các chi tiết và bộ phận chính sau: Vô lăng 1, trục lái 9, cơ cấu lái 8, đòn quay đứng 7, đòn kéo dọc 6, đòn quay ngang 5, cam quay 4, cạnh bên hình thang lái 2 và đòn kéo ngang 3 Với hệ thống treo phụ thuộc, cả hai bánh xe được đỡ bằng một hộp cầu xe hoặc dầm cầu xe, vì thế cả hai bánh xe sẽ cùng dao động với nhau khi gặp chướng ngại vật.
Loại hệ thống treo này có những ưu điểm sau:
- Định vị của các bánh xe ít thay đổi do chuyển động lên xuống của chúng, nhờ thế mà các bánh xe ít bị mòn.
- Cấu tạo đơn giản, ít chi tiết vì thế dễ bảo dưỡng.
- Có độ cứng vững cao nên có thể chịu được tải nặng.
- Vì có độ cứng vững cao nên khi xe đi vào đường vòng, thân xe ít bị nghiêng.
Tuy vậy nó cũng có những nhược điểm như sau:
- Vì có khối lượng không được treo lớn nên tính êm dịu của xe khi sử dụng hệ thống treo phụ thuộc kém.
- Do chuyển động của bánh xe bên trái và bên phải có ảnh hưởng lẫn nhau nên dễ xuất hiện dao động và rung động.
2.2.2 Sơ đồ hệ thống lái với hệ thống treo độc lập:
Hình 2.2 Hệ thống lái với hệ thống treo độc lập.
1- các đòn quay; 2- đòn kéo bên; 3- đòn quay trên trục ra cơ cấu lái; 4- đòn kéo ngang giữa; 5- đòn lắc.
Hệ thống lái cho hệ thống treo độc lập được thể hiện qua sơ đồ kết cấu chung nhất trong hình 2.2 Khác với sơ đồ hình 2.1, đòn kéo ngang không thể sử dụng dạng thanh liền, do đó cần bổ sung đòn lắc 5 và thanh kéo bên 2.
2.2.3 Các sơ đồ dẫn động lái. a) Dẫn động lái với hệ thống treo phụ thuộc b) Dẫn động lái với hệ thống treo độc lập Hình 2.3 Các sơ đồ dẫn động lái
1- Đòn quay đứng; 2,4- Đòn kéo dọc và ngang; 3- Đòn quay ngang; 5- Hình thang lái; 6- Bộ phận hướng hệ thống treo; 7- Thanh kéo bên; 8- Đòn lắc; 9,10- Các khớp bản lề.
Hình 2.3 minh họa sơ đồ nguyên lý dẫn động lái cho hai loại hệ thống treo: hệ thống treo phụ thuộc (a) và hệ thống treo độc lập (b) Trong hình, các chi tiết và bộ phận chính đã được nêu rõ theo phần chú thích.
2.2.4 Sơ đồ hệ thống lái có cường hóa.
Hình 2.4 sơ đồ hệ thống lái có cường hóa.
1- Bộ phận phân phối; 2- Xi lanh lực; 3- Cơ cấu lái.
Hệ thống lái có cường hóa điển hình, như thể hiện trong hình 2.4, bao gồm các bộ phận phân phối, xi lanh lực và cơ cấu lái được bố trí riêng biệt Kiểu bố trí này mang lại nhiều ưu điểm nổi bật, sẽ được trình bày chi tiết hơn trong phần cường hóa lái tiếp theo.
Các chi tiết và bộ phận chính của hệ thống lái trên ô tô
Vô lăng, hay bánh lái, thường có hình tròn với các nan hoa, đóng vai trò quan trọng trong việc tạo và truyền mô men quay từ người lái đến trục lái Thiết kế của các nan hoa có thể được sắp xếp đối xứng hoặc không, và có thể đều hay không đều, tùy thuộc vào sự tiện lợi khi điều khiển xe.
Bán kính vô lăng là yếu tố quan trọng, phụ thuộc vào loại xe và cách bố trí chỗ ngồi của người lái, với kích thước dao động từ 190 mm cho xe du lịch đến 275 mm cho xe tải và xe khách cỡ lớn.
Trục lái là một thanh dài, có thể đặc hoặc rỗng, có chức năng truyền mô men từ vô lăng đến cơ cấu lái Độ nghiêng của trục lái ảnh hưởng trực tiếp đến góc nghiêng của vô lăng, từ đó tác động đến sự thoải mái của người lái trong quá trình điều khiển xe.
Trục lái không chỉ là bộ phận quan trọng trong hệ thống lái xe mà còn là nơi lắp đặt các thiết bị thường xuyên sử dụng như đèn, còi và gạt mưa Do đó, trục lái cần có độ cứng vững nhất định để đảm bảo thực hiện tốt vai trò của mình trong việc điều khiển và an toàn khi lái xe.
Cơ cấu lái là một hộp giảm tốc, có chức năng chuyển đổi chuyển động quay tròn của vô lăng thành chuyển động góc của đòn quay đứng, đồng thời tăng momen theo tỷ số truyền yêu cầu.
Cơ cấu lái có nhiều loại với những đặc trưng khác nhau, tỷ số truyền, hiệu suất làm việc khác nhau, tương ứng cho các loại xe khác nhau.
Cơ cấu lái là bộ phận quyết định khả năng hoạt động của hệ thống lái, đóng vai trò quan trọng trong sự thành công của sản phẩm Việc lựa chọn cơ cấu lái phù hợp góp phần lớn vào hiệu quả và hiệu suất của hệ thống này, cho thấy rằng cơ cấu lái chính là phần thiết yếu nhất trong toàn bộ hệ thống lái.
2.3.3.1 Các thông số đánh giá cơ bản a Tỷ số truyền động học: Ở đây:
, - Các góc quay tương ứng của trục vào (vô lăng) và trục ra (đòn quay đứng).
, : Các vận tốc góc tương ứng.
Tỷ số truyền động học được lựa chọn dựa trên yêu cầu đảm bảo góc quay vô lăng không vượt quá 1,8 vòng cho ô tô du lịch và 3 vòng cho ô tô tải, ô tô khách Điều này nhằm đảm bảo tính cơ động cao và thuận tiện trong việc điều khiển xe khi quay vòng.
Giá trị của xe phụ thuộc vào loại và kích thước, thường nằm trong khoảng 13 đến 22 đối với ô tô du lịch và từ 20 đến 25 cho ô tô tải và xe khách, trong một số trường hợp có thể lên tới 40.
Tỷ số truyền động học trong hệ thống lái có thể được thiết kế là cố định hoặc thay đổi theo góc quay của vô lăng Các cơ cấu lái thay đổi thường được áp dụng cho hệ thống lái không có cường hoá Mặc dù cấu trúc của chúng không phức tạp, nhưng do công nghệ kém hơn, nên giá thành cao hơn so với các cơ cấu lái cố định.
Quy luật thay đổi có nhiều dạng khác nhau, phụ thuộc vào loại, kích cỡ và tính năng của xe Đối với các xe thông thường, dạng quy luật thay đổi hợp lý nhất là dạng đường 4 như minh họa trong hình 2.5.
Hình 2.5 Quy luật thay đổi thay đổi tỷ số truyền động học của cơ cấu lái
Trong phạm vi góc quay từ 90° đến 120°, tỷ số truyền cần lớn để cải thiện độ chính xác điều khiển và giảm lực tác động lên vô lăng Khi xe di chuyển với tốc độ cao trên đường thẳng, hệ thống lái thường hoạt động với góc quay nhỏ quanh vị trí trung gian, giúp giảm va chạm từ mặt đường Tuy nhiên, ở các góc quay lớn hơn 120°, tỷ số truyền cần giảm để tăng tốc độ quay vòng và cải thiện tính cơ động của xe.
Đối với các xe có tốc độ thấp và trọng lượng lớn, quy luật thay đổi lực tác dụng được thể hiện theo đường 2 trong hình 2.5, nhằm đảm bảo rằng khi xe quay vòng không bị ngoặt quá mức, lực cần thiết sẽ ở mức nhỏ.
Trên các xe có tốc độ lớn, thường áp dụng quy luật như trong hình 2.5 Khi xe di chuyển thẳng với tốc độ cao, việc điều khiển ô tô trở nên nhạy bén hơn Tuy nhiên, khi xe quay vòng với tốc độ vừa phải, lực tác dụng sẽ được giảm thiểu.
Đối với các xe được trang bị hệ thống cường hoá lái, tỷ số truyền lực không thay đổi (đường 3 trên hình 2.5) vì vấn đề giảm nhẹ điều khiển đã được hệ thống cường hoá giải quyết hiệu quả Tỷ số truyền lực được ký hiệu là iF.
Mr- Mô men ra khỏi cơ cấu lái (hay trên đòn quay đứng).
Mv- Mô men vào cơ cấu lái (hay trên vô lăng). c Hiệu suất:
Hiệu suất của cơ cấu lái có thể xác định theo công thức sau: Ở đây:
Mr, Mv - Các mô men đo ở đầu ra và đầu vào của cơ cấu lái.
- Các tốc độ góc tương ứng ở đầu ra và đầu vào của cơ cấu lái.
- Tỷ số truyền động học.
Do hiệu suất của cơ cấu lái có sự khác biệt tùy thuộc vào chiều truyền lực, từ trục lái xuống hay từ bánh xe dẫn hướng lên, vì vậy cần phân biệt giữa hai hướng này.
- Hiệu suất thuận : là hiệu suất tính theo chiều truyền lực từ trên trục lái xuống các bánh xe dẫn hướng.
- Hiệu suất nghịch : là hiệu suất tính theo chiều truyền lực từ dưới bánh xe dẫn hướng lên vô lăng.
ĐỘNG HỌC QUAY VÒNG LÝ THUYẾT CÁC BÁNH XE
Để đảm bảo động học quay vòng chính xác và tránh hiện tượng trượt, tất cả các bánh xe của ô tô khi quay vòng cần có cùng tâm quay tức thời Tâm quay tức thời được xác định là giao điểm chung của các vectơ tốc độ của tất cả các bánh xe.
Tùy thuộc vào chức năng và nhiệm vụ của từng loại xe, bánh xe dẫn hướng có thể được thiết kế trên một trục, hai trục hoặc tất cả các trục của xe.
5.1.1 Lý thuyết quay vòng của các bánh xe ô tô 4x2 có một cầu dẫn hướng
Sơ đồ qua vòng của ô tô 2 cầu với công thức bánh xe 4x2; trong đó có một cầu chủ động, một cầu dẫn hướng được cho trên hình 5.1
Khi xe di chuyển vào đường vòng, bánh xe cầu trước sẽ được điều chỉnh để quay vòng, đảm bảo rằng các bánh xe có cùng tâm quay tức thời O nằm trên trục của hai bánh xe sau, với giá của vectơ tốc độ trùng với trục sau.
Góc quay của bánh xe phía ngoài và bánh xe phía trong được xác định so với tâm quay tức thời O Khoảng cách giữa hai trụ quay đứng là C, trong khi L0 là chiều dài cơ sở của xe, tức là khoảng cách giữa hai trục bánh xe Các góc quay bánh xe được liên kết thông qua hệ phương trình.
(5.1) Trong đó Rq là bán kính quay vòng tức thời, được xác định từ tâm quay tức thời đến đường tâm trục dọc của xe (xem thêm hình 5.1).
Hình 5.1: Sơ đồ động học quay vòng ô tô 2 trục có một cầu dẫn hướng
Sau khi biến đổi, quan hệ các góc quay bánh xe và bán kính quay vòng tức thời có thể viết lại:
(5.2) Nếu đặt thì bán kính quay vòng tức thời Rq được viết
(5.3) Trong đó là góc quay trung bình của hai góc quay đối với hai bánh xe; xác lặp bởi biểu thức đã cho (5.3).
Ngoài ra, từ hình vẽ, dễ dàng xác định tốc độ góc quay vòng của xe:
V là tốc độ tính tiến của bánh xe, được xác định dựa trên tốc độ trung bình của hai bánh xe chủ động, cụ thể là tại điểm giữa của trục chủ động.
Với một chiếc xe có chiều dài L0 và khoảng cách giữa hai trụ quay C, mối quan hệ giữa góc quay của bánh xe bên ngoài và bánh xe bên trong được thể hiện qua hình 5.2 Hình ảnh này cũng minh họa mối quan hệ góc quay thực tế của hai bánh xe bằng các đường nét đứt.
Góc quay bánh xe ngoài β (độ)
Góc quay bánh xe trong α (độ)
Hình 5.2: Đồ thị biểu diễn quan hệ góc quay của hai bánh xe dẫn hướng
5.1.2 Lý thuyết quay vòng của các bánh xe ô tô 4x2 có hai cầu dẫn hướng
Sơ đồ qua vòng của ô tô 2 cầu đều dẫn hướng (có công thức bánh xe 4x2) được cho trên hình 5.3
Khi di chuyển vào đường vòng, tất cả các bánh xe cầu trước được điều khiển để quay vòng sao cho tâm quay tức thời O của các bánh xe nằm trên một trục vuông góc với trục dọc của hai trục bánh xe.
Khi phân tích chuyển động của xe, chúng ta có thể xác định mối quan hệ giữa các góc quay của bánh xe thông qua hệ phương trình dựa trên các thông số như khoảng cách hai trụ quay đứng của cầu trước và cầu sau (C1 và C2), chiều dài cơ sở của xe (L0) và góc quay của bánh xe bên trong và bên ngoài của cầu dẫn hướng trước và sau so với tâm quay tức thời O.
(5.5) Còn bán kính quay vòng tức thời Rq được xác định:
(5.6) Trong đó Rq là bán kính quay vòng tức thời, được xác định từ tâm quay tức thời đến đường tâm trục dọc của xe (xem thêm hình 5.3).
Nếu L1 = L2 = L0/2 và C1 = C2 dễ dàng suy ra và thì các biểu thức (5.5) và (5.5) được viết lại:
Nếu xe có chiều dài cơ sở L0 và khoảng cách giữa hai trụ quay đứng giống nhau, khi cả hai cầu đều dẫn hướng, bán kính quay vòng tức thời Rq có thể giảm đến một nửa so với các bánh xe dẫn hướng khác.
Hình 5.3 minh họa sơ đồ động học quay vòng của ô tô 2 trục đều, cho thấy ý nghĩa quan trọng đối với xe quân sự Thiết kế này cho phép xe quay vòng trong không gian hẹp, dẫn đến tốc độ quay vòng nhanh gấp đôi so với tốc độ chuyển động tịnh tiến Tốc độ góc quay vòng tỷ lệ nghịch với bán kính quay vòng tức thời, điều này càng làm nổi bật tính linh hoạt của xe trong các tình huống chiến đấu (xem thêm hình 5.1 và 5.3).
5.1.3 Lý thuyết quay vòng của các bánh xe ô tô 6x4 có một cầu dẫn hướng
Sơ đồ qua vòng của ô tô một cầu dẫn hướng (có công thức bánh xe 6x4) được cho trên hình 5.4.
Khi xe đi vào đường vòng, chỉ có hai bánh xe ở cầu trước đảm nhiệm vai trò dẫn hướng Việc đảm bảo rằng các bánh xe có cùng tâm quay tức thời O nằm trên một trục vuông góc với trục dọc của các trục bánh xe là không khả thi, vì bánh xe của hai trục sau luôn song song, dẫn đến tâm quay tức thời của chúng ở xa "vô cùng".
Trong trường hợp này, chỉ có thể điều khiển hai bánh xe dẫn hướng quay vòng với các góc quay tương ứng của bánh xe bên trong và bên ngoài, đảm bảo chúng gặp nhau tại tâm quay tức thời O, nằm trên đường trung trực của tâm hai cầu sau.
L0, hay còn gọi là chiều dài cơ sở của xe, được xác định bằng khoảng cách từ trục bánh xe dẫn hướng đến đường trung bình chung của hai trục sau.
Trong đó L1 là khoảng cách từ trục dẫn hướng đến trục sau gần nhất; L12 là khoảng cách của hai trục sau.
Hình 5.4: Sơ đồ động học quay vòng ô tô 3 trục với trục trước dẫn hướng
Xe 6x4 có cấu trúc đặc biệt khi quay vòng, trong đó các bánh xe của hai trục sau không cùng tâm quay tức thời O với hai bánh xe dẫn hướng Tuy nhiên, độ lệch giữa chúng không lớn nếu hai trục bánh xe sau được thiết kế gần nhau và bán kính quay vòng tức thời đủ lớn, đặc biệt khi chiều dài cơ sở L0 của xe cũng khá lớn.
Khi xe quay vòng, các bánh xe trên hai trục sau không bị trượt ngang nhờ độ đàn hồi của lốp, cho phép bánh xe lăn theo biến dạng ngang Động học quay vòng của các bánh xe dẫn hướng trên ô tô với sơ đồ 3 trục được xác định thông qua hệ phương trình cụ thể.
TỐC ĐỘ LĂN KHÔNG TRƯỢT CÁC BÁNH XE KHI QUAY VÒNG
Khi quay vòng quỹ đạo các bánh xe khác nhau do khoảng cách từ tâm vết các bánh xe đến tâm quay vòng là khác nhau (xem hình 5.7).
Do các bánh xe có cùng bán kính làm việc nhưng lại có quỹ đạo khác nhau, tốc độ của chúng sẽ phải khác nhau để đảm bảo bánh xe lăn mà không bị trượt.
Hình 5.7: Sơ đồ động học quay vòng - lăn không trượt của các bánh xe
Xét chuyển động quay vòng của ô tô hai trục 4x2 với cầu trước dẫn hướng và cầu sau chủ động, tốc độ tính tiến V của xe trước khi vào quay vòng được xác định dựa trên tốc độ của trục sau.
Tốc độ góc quay vòng của ô tô được biểu thị bằng q, tương ứng với góc quay trung bình của các bánh xe dẫn hướng Bánh kính quay vòng tức thời của xe được ký hiệu là Rq, minh họa góc quay như trong hình 5.7.
Với quan hệ Rq = L0/tan thì tốc độ góc quay vòng q của ô tô ứng với góc quay trung bình của các bánh xe dẫn hướng được xác định:
ĐỘNG HỌC QUAY VÒNG THỰC CÁC BÁNH XE DẪN HƯỚNG
Để thực hiện quay vòng cho ô tô, các bánh xe cần được điều khiển quay quanh một trụ đứng, nhằm đạt được tâm quay tức thời O theo lý thuyết quay vòng.
Hình 5.11: Sơ đồ quay vòng thực tế các bánh xe dẫn hướng
Muốn vậy, với hầu hết ô tô truyền thống hiện nay (kể cả các ô tô có hệ thống lái hiện đại
Hệ thống lái trợ lực điện và hệ thống lái bằng dây ("Steering by wire") đều yêu cầu thiết kế cho phép tài xế điều khiển các bánh xe dẫn hướng quay quanh trụ đứng của chúng.
5.3.1 Động học quay vòng thực của hai bánh xe dẫn hướng trên một trục
Để điều khiển hai bánh xe quay vòng về cùng tâm quay tức thời O, các bánh xe trên cầu dẫn hướng cần có mối quan hệ quay vòng thực Điều này được thực hiện thông qua một hệ thống bao gồm các đòn quay và thanh kéo nối kết giữa hai bánh xe, tạo thành một cấu trúc dẫn động được gọi là “hình thang lái”.
Trên sơ đồ quay vòng của hai bánh xe dẫn hướng, hình thang lái bao gồm các đòn với kích thước R, nghiêng một góc θ so với phương ngang Hai đòn quay được nối với nhau bằng một thanh kéo ngang có chiều dài L Khoảng cách giữa hai trục quay đứng được ký hiệu là C, từ đó chiều dài thanh kéo ngang có thể được xác định.
Trong đó � là góc đặt của đòn quay R so với phương ngang.
Theo kinh nghiệm, góc đặt được xác định sao cho kích thước (x.L0) chiếm khoảng 70-80% chiều dài cơ sở L0, tức là x nằm trong khoảng từ 0,7 đến 0,8 Do đó, góc đặt có thể tính toán bằng công thức phù hợp.
Chiều dài thanh kéo ngang L được xác định dựa trên kinh nghiệm thông qua tỷ số kích thước không thứ nguyên kn = R/L = 0,120-0,16 Do đó, giá trị chiều dài thanh kéo ngang L có thể được tính bằng công thức phù hợp.
Bằng cách sử dụng sơ đồ hình thang lái và phương pháp giải tích, chúng ta có thể xác định hai điểm mút của hai đòn quay có bán kính R với góc ban đầu so với phương dọc là = (/2 – �) Từ đó, quan hệ động học quay vòng thực của hai bánh xe dẫn hướng được thiết lập thông qua các phương trình lượng giác.
Phương trình trên thể hiện mối quan hệ giữa góc quay thực tế của bánh xe dẫn hướng phía ngoài và các thông số kích thước của hình thang lái Đối với hệ thống lái có kích thước hình thang L và R đã xác định, việc tính toán kiểm nghiệm động học quay vòng đúng sẽ được thực hiện qua phương pháp lặp Mục tiêu là đảm bảo sai lệch giữa góc quay thực tế và giá trị góc quay lý thuyết không vượt quá 5% cho mọi góc quay vòng của hai bánh xe dẫn hướng.
Hình 5.12 Đồ thị so sánh góc quay các bánh xe dẫn hướng thực và lý thuyết
Việc tính lặp sẽ được thực hiện bằng cách thay đổi dữ liệu đầu vào x (7080)%L0 và kích thước không thứ nguyên kn = R/L = 0,120,16[-] Quá trình này sẽ tiếp tục cho đến khi đạt được yêu cầu về sai lệch cho phép của góc quay.
TÍNH CHAT ỔN ĐỊNH KHI QUAY VÒNG
Bánh xe dẫn hướng không chỉ cần đảm bảo động học quay vòng chính xác quanh tâm quay tức thời O, mà còn phải đáp ứng yêu cầu cao về tính ổn định của hệ thống lái Điều này có nghĩa là các bánh xe phải duy trì chế độ chuyển động thẳng ổn định, tự động điều chỉnh để trở về trạng thái chuyển động thẳng khi có bất kỳ yếu tố nào làm cho xe có xu hướng lệch hướng.
Để đảm bảo yêu cầu này, trụ quay đứng của bánh xe dẫn hướng cần được đặt nghiêng về phía sau và vào bên trong một góc nhất định, thay vì hoàn toàn thẳng đứng Mô-men ổn định từ các góc nghiêng này sẽ trở thành mô-men cản khi lái xe đánh lệch bánh để quay vòng ô tô.
5.4.1 Dac diem tính chat ổn định của các bánh xe dẫn hướng. Độ ổn định của bánh xe dẫn hướng tốt hay xấu là do cách đặt trục đứng cam quay và bánh xe dẫn hướng để cho khi ô tô chuyển động thì bánh không bị lệch sang một bên do vấp phải đá đường mấp mô, v v Như vậy người lái không phải quay vô lăng để đưa bánh xe về vị trí
Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng là yếu tố quan trọng giúp giảm mệt mỏi cho người lái bằng cách giữ cho bánh xe tự quay về vị trí trung tâm sau mỗi lần quay vòng Sự ổn định này không chỉ giảm dao động của bánh xe dẫn hướng mà còn giảm tải trọng tác động lên tay lái Khi bánh xe lệch khỏi vị trí trung tâm, khả năng giữ cho bánh xe trở lại vị trí đó là một đặc điểm nổi bật của tính ổn định bánh dẫn hướng.
Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng chủ yếu phụ thuộc vào các phản lực từ mặt đất tác động lên bánh xe, tạo ra các mô men ổn định Để nâng cao tính ổn định cho trục quay đứng của bánh xe dẫn hướng, người ta thiết kế bánh xe với các góc độ khác nhau.
5.4.2 Góc doãng cacs banh xe dan huong.
Góc doãng: là góc tạo bởi mặt phẳng quay bánh xe và mặt phẳng thẳng đứng, chiều dương ngược chiều kim đồng hồ khi nhìn từ đầu xe.
- Tác dụng của góc doãng dương:
Giảm tải trọng thẳng đứng là một yếu tố quan trọng trong thiết kế trục và cam quay Khi góc doãng bằng không, tải trọng sẽ tác động lên trục tại giao điểm giữa đường tâm lốp và trục, dễ dẫn đến hiện tượng cong trục Việc điều chỉnh góc doãng sang dương giúp giảm tải trọng tác động vào phía trong của trục, từ đó giảm lực tác dụng lên trục và cam quay, cải thiện độ bền và hiệu suất hoạt động.
+ Ngăn ngừa sự tụt bánh xe
Góc doãng dương đóng vai trò quan trọng trong việc ngăn chặn hiện tượng nghiêng vào trong của xe khi chất đầy tải, do sự biến dạng của hệ thống treo và các bạc tương ứng Khi xe bị tải trọng nặng, góc doãng giúp duy trì sự ổn định và cải thiện hiệu suất lái, đảm bảo an toàn cho người sử dụng.
Giảm lực đánh tay lái có thể đạt được bằng cách giảm khoảng lệch khi bánh xe quay sang phải hoặc trái quanh trục quay đứng Khi khoảng lệch lớn, mômen sinh ra quanh trục quay đứng sẽ tăng do sự cản lăn của lốp, dẫn đến tăng lực đánh tay lái Do đó, việc giữ khoảng cách nhỏ sẽ giúp giảm lực đánh tay lái hiệu quả.
- Tác dụng của góc doãng âm:
Ngăn ngừa hiện tượng bánh xe nghiêng ngược do trọng lượng xe là rất quan trọng, điều này được thực hiện thông qua việc kiểm soát các khe hở và sự biến dạng trong chi tiết của trục trước và hệ thống treo trước.
+ Tạo nên thành phần chiều trục từ trọng lực xe và giữ cho bánh xe trên trục của cam quay.
Giảm cánh tay đòn của phản lực tiếp tuyến lên trục trụ đứng giúp giảm tải trọng tác động lên hệ thống dẫn động lái, từ đó giảm lực tác động lên vành tay lái.
Khi bánh xe bị đặt nghiêng, nó sẽ lăn theo một cung tròn với tâm quay là giao điểm giữa đường tâm bánh xe và mặt đường Hiện tượng này tạo ra phản lực bên tại vùng tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, hướng về phía nghiêng của bánh xe Kết quả là, lực cản lăn và độ mài mòn của lốp xe sẽ tăng lên.
Góc doãng có thể bằng không để ngăn chặn mòn không đều của lốp Việc thiết lập góc doãng, dù dương hay âm, đều dẫn đến việc lốp bị mòn nhanh chóng Khi lốp nghiêng trên đường, tải trọng sẽ dồn về một bên, gây ra sự hao mòn không đồng đều.
5.4.3 Độ chụm của bánh xe dẫn hướng.
Độ chụm đầu là hiện tượng khi khoảng cách giữa hai bánh xe ở phía trước gần nhau hơn so với phía sau khi nhìn từ trên xuống, trong khi bố trí ngược lại được gọi là độ mở Độ chụm được xác định bằng hiệu số giữa hai khoảng cách từ các đầu nút phía sau (B) và phía trước (A) của vành bánh xe tại chiều cao tâm bánh xe.
+ Tác dụng của độ chụm đầu:
Ngăn ngừa độ chụm âm do lực cản lăn là rất quan trọng, đặc biệt khi có khe hở và tính đàn hồi trong hệ thống trục trước và dẫn động lái Việc kiểm soát những yếu tố này giúp cải thiện hiệu suất và độ ổn định của phương tiện.
- Làm giảm ứng suất trong vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường cho góc doãng của bánh xe dẫn hướng gây nên.
Hình 2.31 Độ chụm của bánh xe dẫn hướng
5.4.4 Góc nghiêng dọc của trụ xoay đứng.
Góc nghiêng dọc của trụ xoay đứng là sự nghiêng của trục xoay so với mặt đường, có thể nghiêng về phía trước hoặc phía sau Khi đầu trên của trục xoay nghiêng ra phía sau bánh xe, ta có độ nghiêng dọc dương; ngược lại, nếu đầu trên nghiêng ra phía trước bánh xe, ta có độ nghiêng dọc âm.
Hình 2.28 Góc nghiêng dọc dương của trụ xoay đứng 1- Đường tim trục xoay; 2- Góc nghiêng dọc caster dương;
3- Đường thẳng góc mặt đất; 4-Khớp hình cầu; 5- Phía trước xe. a) b)
Hình2.29 Góc nghiêng dọc a- Góc nghiêng dọc dương; b- Góc nghiêng dọc âm.
+ Tác dụng của góc nghiêng dọc của trụ xoay đứng: Làm tăng hiệu quả trở về vị trí chuyển động thẳng của bánh xe dẫn hướng.
5.4.4 Góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng.
Là góc đo giữa trục xoay và đường thẳng góc với mặt đường khi ta nhìn từ đầu xe
+ Tác dụng góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng:
HỆ THÔNG TREO Ô TÔ
CHỨC NĂNG – YÊU CẦU HỆ THỐNG TREO Ô TÔ
Hệ thống treo là tập hợp các cơ cấu kết nối khung hoặc vỏ ôtô máy kéo với cầu hoặc hệ thống chuyển động như bánh xe và xích, giúp đảm bảo tính linh hoạt và ổn định cho phương tiện.
Hệ thống treo được cấu thành từ ba bộ phận chính: bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và bộ phận giảm chấn, mỗi bộ phận này đảm nhận một chức năng và nhiệm vụ riêng biệt.
Bộ phận đàn hồi trong ô tô máy kéo có chức năng tiếp nhận và truyền tải trọng thẳng đứng, giúp giảm thiểu va đập và tải trọng động lên khung vỏ cùng hệ thống chuyển động Điều này đảm bảo độ êm ái cần thiết cho xe khi di chuyển.
Bộ phận dẫn hướng có chức năng tiếp nhận và truyền tải các lực dọc, ngang, cũng như các mômen phản lực và mômen phanh tác động lên bánh xe lên khung Động học của bộ phận này quyết định đặc tính dịch chuyển tương đối của bánh xe so với khung vỏ.
Bộ phận giảm chấn trong hệ thống treo có vai trò quan trọng trong việc tạo lực cản và dập tắt các dao động của cả phần được treo và không được treo Nó giúp biến đổi cơ năng của dao động thành nhiệt năng, sau đó tiêu tán ra môi trường xung quanh.
Trong hệ thống treo của ô tô du lịch, ô tô khách và một số ô tô vận tải, ngoài ba bộ phận chính, còn có bộ phận ổn định ngang Bộ phận này có chức năng giảm độ nghiêng và các dao động lắc ngang của thùng xe, giúp cải thiện sự ổn định và an toàn khi di chuyển.
Hệ thống treo cần đáp ứng các yêu cầu cơ bản để đảm bảo độ êm ái khi di chuyển trên các đoạn đường xấu, tránh va đập liên tục lên các ụ hạn chế Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo, được thể hiện qua độ võng tĩnh và hành trình động, phải đảm bảo xe không bị nghiêng, ngửa hay chúc đầu khi quay vòng, tăng tốc hoặc phanh.
TẦN SỐ DAO ĐỘNG ÊM DỊU => Y HỌC => (60-90) dao động/phút
Tần số dao động tự do:
Bộ phận đàn hồi có độ cứng C và khối lượng m đóng vai trò quan trọng trong việc tính toán dẫn hướng các bánh xe Để đảm bảo xe di chuyển ổn định và dễ điều khiển, bộ phận dẫn hướng cần duy trì kích thước dài cơ sở L0 và rộng cơ sở B0 không thay đổi, đồng thời giữ chiều rộng cơ sở và góc đặt trụ quay đứng của bánh xe dẫn hướng ổn định Sự tương ứng động học giữa các bánh xe và truyền động lái cũng cần được đảm bảo để tránh hiện tượng tự quay vòng hoặc dao động Ngoài ra, giảm chấn phải có hệ số dập tắt dao động thích hợp nhằm giảm thiểu dao động một cách hiệu quả và êm dịu, theo lý thuyết dao động ô tô, hệ số dập tắt dao động tương đối là yếu tố quan trọng trong thiết kế.
Ngoài ra, còn có yêu cầu chung:
- Có khối lượng nhỏ (nhất là các phần không được treo).
- Kết cấu đơn giản, dễ bố trí Hệ thống làm việc bền vững, tin cậy.
- Giá thành thấp, có tính cạnh tranh thương mại.
3.1.3.1 Phân loại theo bộ phần đàn hồi, gồm có:
- Loại kim loại, gồm: nhíp lá, lò xo xoắn, thanh xoắn.
- Loại cao su: chịu nén.
- Loại khí nén và thuỷ khí.
3.1.3.2 Phân loại theo bộ phận giảm chấn (dập tắt dao động):
- Loại giảm chấn thuỷ lực: tác dụng một chiều và hai chiều.
- Loại giảm chấn bằng ma sát cơ: gồm ma sát trong bộ phận đàn hồi và trong bộ phận dẫn hướng
3.1.3.3 Phân loại theo dạng bộ phận dẫn hướng:
Hệ thống treo phụ thuộc đặc trưng bởi việc sử dụng dầm cầu liền, dẫn đến sự dịch chuyển của các bánh xe trên cầu có sự liên kết chặt chẽ với nhau Lực và mô men từ bánh xe được truyền lên khung thông qua các phần tử đàn hồi như nhíp hoặc nhờ vào các thanh đòn.
Hệ thống treo phụ thuộc là một giải pháp phổ biến cho nhiều loại ô tô nhờ vào cấu trúc đơn giản và chi phí thấp Nó vẫn đáp ứng đầy đủ các yêu cầu cần thiết, đặc biệt là cho những xe có tốc độ di chuyển cao.
Hệ thống treo độc lập sử dụng dầm cầu cắt, cho phép các bánh xe di chuyển một cách độc lập Bộ phận hướng trong hệ thống này có thể là loại đòn, loại đòn - ống, hay còn được gọi là Makferxon.
Loại đòn lại có loại: 1 đòn, 2 đòn, loại đòn lắc trong mặt phẳng ngang, lắc trong mặt phẳng dọc và lắc trong mặt phẳng chéo.
Hệ thống treo độc lập thường được sử dụng chủ yếu ở cầu trước các ô tô 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.
Hệ thống treo phụ thuộc thường được sử dụng ở cầu sau của ô tô du lịch hiện đại do tính phức tạp và chi phí cao của hệ thống treo độc lập ở cầu chủ động Hệ thống treo độc lập chỉ được áp dụng cho các loại ô tô có tính cơ động cao.
PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM CẤU TẠO HỆ THỐNG TREO
Bộ phận đàn hồi nằm giữa thân xe và bánh xe, kết nối phần được treo và không được treo Cách bố trí này giúp giảm thiểu lực động lớn tác động lên thân xe khi bánh xe di chuyển trên đường mấp mô, từ đó giảm tải trọng động từ thân xe xuống mặt đường.
Bộ phận đàn hồi có thể bao gồm nhíp lá, lò xo, thanh xoắn, buồng khí nén và buồng thuỷ lực Đặc điểm chính của bộ phận đàn hồi là độ cứng, mà độ cứng này có mối liên hệ chặt chẽ với tần số dao động riêng, một yếu tố quyết định đến độ êm dịu của hệ thống.
Để đảm bảo tần số dao động riêng phù hợp với sức khỏe con người và an toàn hàng hóa, hệ thống treo cần có độ cứng thay đổi linh hoạt theo tải trọng.
Khi xe chạy không tải, độ cứng của bộ phận đàn hồi cần thấp, trong khi khi xe chở đầy tải, độ cứng phải cao hơn để duy trì tần số dao động ổn định và êm ái.
Đối với xe tải có tải trọng thay đổi lớn, cần trang bị thêm các bộ phận đàn hồi phụ như nhíp phụ và ụ tỳ hạn chế tải trọng động bằng cao su biến dạng, đảm bảo đủ cứng và chịu tải cao Trong đó, bộ phận đàn hồi kiểu lò xo trụ đóng vai trò quan trọng trong việc hỗ trợ và ổn định tải trọng của xe.
Lò xo được tạo thành từ dây thép đặc biệt, có khả năng đàn hồi cao và hình dáng trụ Khi chịu tải, lò xo sẽ bị nén và dây lò xo xoắn lại, giúp dự trữ năng lượng ngoại lực và giảm thiểu va đập.
Bảng 1: Bảng tra các công thức thiết kế lò xo.
Các hệ số k (*) và n (**), g (***) trong bảng 1 xác định theo tỷ số d
D và b a được cho trên bảng 2
Bảng 2: Bảng tra các hệ số thiết kế lò xo.
(***) g 5,57 2,67 1,713 1,256 0,995 0,698 - - Độ cứng được xác định từ yêu cầu về tần số dao động êm dịu của bộ phận đàn hồi của hệ thống treo:
2 Lò xo trụ là loại được dùng nhiều ở ô tô du lịch với cả hệ thống treo độc lập và phụ thuộc.
So với nhíp lá, phần tử đàn hồi dạng lò xo trụ có:
- Kết cấu và chế tạo đơn giản.
- Kích thước gọn, nhất là khi bố trí giảm chấn và bộ phận hạn chế hành trình ngay bên trong lò xo.
Nhược điểm của hệ thống này là chỉ có khả năng tiếp nhận tải trọng thẳng đứng, không thể truyền tải lực dọc ngang Do đó, cần phải bổ sung thêm bộ phận hướng riêng để đảm bảo hướng đi của bánh xe.
Phần tử đàn hồi lò xo chủ yếu là loại lò xo trụ làm việc chịu nén với đặc tính tuyến tính
Có thể chế tạo lò xo với các bước thay đổi, hình dạng côn hoặc parabol để đạt được đặc tính đàn hồi phi tuyến Tuy nhiên, do công nghệ chế tạo phức tạp và chi phí cao, loại lò xo này ít được sử dụng.
Hình 3.11: Các sơ đồ lắp đặt lò xo trong hệ thống treo [1] a- Không có bản lề; b- Bản lề một đầu; c- Bản lề hai đầu
Có ba phương án lắp đặt lò xo lên ô tô là:
- Lắp không bản lề (hình 3.11a).
- Lắp bản lề một đầu (hình 3.11b).
- Lắp bản lề hai đầu (hình 3.11c).
Khi lắp không có bản lề, lò xo sẽ bị cong và chịu tác động của lực bên và mô men uốn Lắp bản lề một đầu sẽ triệt tiêu mô men uốn, trong khi lắp bản lề hai đầu sẽ làm cho cả mô men uốn và lực bên đều bằng không.
Trong hai trường hợp đầu, lò xo cần được lắp đặt để đảm bảo trạng thái cân bằng tĩnh, trong đó mô men uốn và lực bên đều bằng không Khi lò xo đạt đến mức biến dạng tối đa, lực bên và mô men uốn sẽ làm tăng ứng suất lên khoảng 20% so với tình trạng khi lò xo chỉ chịu lực tải với mức nén tối đa.
Lò xo được định tâm trong các gối đỡ bằng bề mặt trong, với khe hở khoảng 0,02 đến 0,025 đường kính định tâm để bù cho sai số chế tạo Để giảm ma sát giữa các vòng lò xo và vành định tâm, chiều cao bước của lò xo cần bằng từ 1 đến 1,5 đường kính sợi dây lò xo khi chịu tải lớn nhất, đảm bảo các vòng lò xo không chạm nhau ở bất kỳ tải trọng nào.
Khi lò xo được làm từ dây thép có đường kính không đổi, biến dạng của lò xo sẽ tỉ lệ thuận với lực tác dụng Sử dụng lò xo mềm có thể dẫn đến việc không đủ cứng để chịu tải lớn, trong khi lò xo cứng lại giảm tính êm dịu khi tải nhỏ Để khắc phục nhược điểm này, có thể sản xuất các loại lò xo cải tiến như lò xo với đường kính dây khác nhau, lò xo có bước khác nhau, và lò xo côn.
Là loại đàn hồi dùng rất phổ biến.
+ Kết cấu và chế tạo đơn giản.
+ Sữa chữa bảo dưỡng dễ dàng.
+ Có thể đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng và một phần nhiệm vụ của bộ phận giảm chấn.
+ Trọng lượng lớn, tốn nhiều kim loại.
+ Thời gian phục vụ ngắn.
Kết cấu nhíp được thiết kế với kích thước nhỏ gọn và độ bền cao, giúp dễ dàng bố trí trên xe, tối ưu hóa việc sử dụng vật liệu và giảm khối lượng Nhíp có thể được chế tạo dưới dạng nhíp nhiều lá hoặc nhíp ít lá (tối đa 4 lá), còn được gọi là nhíp parabol.
Hình 3.1: Sơ đồ bố trí nhíp nhiều lá [1]
Tiết diện lá nhíp: có thể hình chữ nhật, hình thang, chữ T hay có rãnh ở giữa.
Hình 3.2:Tiết diện các lá nhíp a-Chữ nhật; b-Hình thang; c-Khoét rãnh ở giữa [1]
Kết cấu đầu lá nhíp có thể là theo dạng chữ nhật, hình thang hay ô van vát mỏng.
Để lắp đặt nhíp lên khung xe, các lá nhíp được thiết kế với nhiều dạng đầu khác nhau như chữ nhật, hình thang và ô van vát mỏng Đặc biệt, đầu một hoặc hai lá nhíp trên cùng sẽ được uốn cong thành tai nhíp nhằm đảm bảo sự chắc chắn và ổn định cho hệ thống treo của xe.
Hình 3.4 minh họa kết cấu tai nhíp, bao gồm tai nhíp không cường hóa và các loại tai nhíp được cường hóa Để giảm tải cho các lá nhíp chính và phân bố đều tải trọng lên các lá trên và dưới, các lá nhíp được chế tạo với độ cong ban đầu khác nhau Sau khi ghép lại, tất cả các lá nhíp sẽ đạt được độ cong đồng nhất.
Hình 3.5: Các lá nhíp có bán kính cong khác nhau ở trạng thái tự do [1]
Các lá nhíp sau khi chế tạo được lắp ghép với nhau thành bộ nhíp Kết cấu điển hình của một bộ nhíp như hình 3.6.
Hình 3.6: Kết cấu bộ nhíp [1]
Xây dựng đặc tính đàn hồi hệ thống treo
=> XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ KÍCH CỦA BỘ PHẠN ĐÀN HỒI. a) Tần số dao động êm dịu của bộ phận đàn hồi
Bộ phận đàn hồi có độ cứng C, và khi khối lượng m được treo, tần số dao động tự do w được xác định từ phương trình dao động tự do: m + C.x = 0.
Phương trình (3.3) có nghiệm là
Biên độ dao động (A) được xác định bằng công thức, trong đó tần số dao động tự do (ω) được tính bằng rad/s Đặc tính đàn hồi của bộ phận đàn hồi được thể hiện qua mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến (Z) tác dụng lên bánh xe và biến dạng của hệ thống treo (f) đo tại trục bánh xe Nhờ vào đặc tính đàn hồi, chúng ta có thể đánh giá tính êm dịu của bộ phận đàn hồi trong hệ thống treo.
Khi xây dựng đặc tính đàn hồi, giả thiết bỏ qua ma sát và khối lượng phần không được treo, đồng thời coi đặc tính đàn hồi là tuyến tính Đặc tính đàn hồi được xác định bởi độ võng tĩnh ft và độ võng động fđ, cần đảm bảo các yêu cầu nhất định.
- Cho xe chuyển động êm dịu trên đường tốt.
- Không va đập liên tục lên bộ phận hạn chế khi chuyển động trên đường xấu với tốc độ cho phép.
Khi xe thực hiện các thao tác như quay vòng, tăng tốc hoặc phanh, thùng xe sẽ không bị nghiêng hay chúc đầu Đặc tính đàn hồi của xe được mô tả qua đồ thị thể hiện mối quan hệ Z = f(f), với hai điểm đặc trưng là a(ft; Zt) và b(fđ; Zmax).
Z: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên phần tử đàn hồi f: Độ võng của phần tử đàn hồi của hệ thống treo (đo tại tâm bánh xe) ft: Biến dạng của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng tĩnh
Zt: Tải trọng tĩnh tác dụng tại bánh xe, gây biến dạng ft fđ: Biến dạng của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động
Để xác định đặc tính đàn hồi của hệ thống treo, ta cần tính toán tải trọng động lớn nhất (Zmax = KđZđ), gây ra biến dạng thêm (fđ) Việc xác định các điểm đặc trưng a(ft; Zt) và b(fđ; Zmax) là rất quan trọng trong quá trình này.
Dựa vào những giả thuyết trên, ta có trình tự xây dựng như sau:
Độ võng tĩnh f t của hệ thống treo liên quan chặt chẽ đến tần số dao động riêng, ảnh hưởng đến độ êm dịu của chuyển động Độ võng tĩnh này được xác định trong giới hạn phù hợp với yêu cầu về độ êm dịu của hệ thống.
Dựa vào công thức (3.2) với 2 = , chúng ta thay C = (ký hiệu độ võng tĩnh f t thay cho dịch chuyển tĩnh x ứng với tải trọng tĩnh Z t) và m = (trong đó g là gia tốc trọng trường).
Y HỌC => n = 60-90 [dao động/phút] hay = (6,28 - 9,42) [rad/s]
Thay vào công thức (3.6), ta được: f t = 110 - 250 [mm] (3.6b)
Trong phạm vi giới hạn (3.6b) nêu trên, gía trị lớn (f t = 250 [mm]) chỉ áp dụng cho xe con
(vì xe có trọng tâm thấp, khoảng dịch chuyển lớn như vậy không ảnh hưởng gì đến ổn định lật ngang);
Còn xe tải thường có trọng tâm cao, nên thường chọn giá trị có giới hạn thấp (f t = 110 [mm]) để không làm giảm tính ổn định ngang của xe
Xe khách có trọng tâm cao hơn xe tải, nhưng yêu cầu về độ êm dịu cho xe khách lại cao hơn do chở người Do đó, giá trị trọng tâm thường được chọn trong khoảng f t = 150-180 mm, tùy thuộc vào kiểu bộ phận đàn hồi Đối với hệ thống đàn hồi khí nén, có thể lựa chọn giới hạn cao hơn.
+ Xác định độ võng động f đ :
Để đảm bảo xe di chuyển êm ái, hệ thống treo không chỉ cần có độ võng tĩnh mà còn phải có độ võng động đủ lớn Điều này giúp tránh va chạm giữa phần được treo và không được treo khi ô tô di chuyển trên đường không bằng phẳng Độ võng động của hệ thống treo được xác định là khoảng dịch chuyển cần thiết, từ trạng thái ứng với tải trọng tĩnh (Zt) đến trạng thái chịu tải lớn nhất (Zmax).
Tuy nhiên, việc tăng độ võng động có thể dẫn đến sự dịch chuyển tương đối giữa thùng xe và bánh xe, làm gia tăng chiều cao trọng tâm của xe.
- Giảm tính ổn định của ô tô.
- Tăng yêu cầu khắc khe hơn đối với bộ phận hướng.
- Phức tạp điều kiện làm việc của dẫn động lái.
Theo lý thuyết, tải trọng động cho phép thiết kế từ 1,5 đến 2 lần tải trọng tĩnh, do đó độ võng động thường được chọn trong khoảng fd = (0,75-1,0)*ff Tuy nhiên, để tránh va chạm giữa dầm cầu và khung xe khi chịu tải trọng động, cần thiết kế thêm ụ hạn chế cao su giữa chúng, dẫn đến độ võng động thực tế của bộ phận đàn hồi thường nhỏ hơn giá trị đã nêu.
Đối với xe tải, công thức f d = f t được áp dụng, trong đó thiết kế ft nhỏ nhằm đảm bảo sự ổn định khi tải trọng thay đổi lớn và chiều cao cao Tuy nhiên, điều kiện làm việc nặng hơn sẽ giúp xe tải chịu được nhiều va đập hơn Sử dụng Ụ cao su cũng là một giải pháp hiệu quả để hạn chế va đập.
Hệ số K d : Z đmax = Z dh + Z cs > 2.Z t => K đ = 2,5 đên 3,0
+ Đối với xe con: f d = 0,5.f t Vì dã thiết kế êm dịu với ft khá lớn (200 – 250[mm]), nếu fd lớn nữa thì dễ bị tròng trành khi dao động
+ Đối với xe khách: f d = 0,75.f t (hoặc f d = f t ) êm dịu với ft khá lớn (150 – 180[mm]), fd lấy trung bình
Hệ số K d : Z đmax = Z dh + Z cs > 1,75.Z t => K đ >= 2,0 đên 2,5
Hình 3.1: Đặc tính đàn hồi hệ thống treo trước
Tính toán bộ phận đàn hồi hệ thống treo kiểu lò xo
(TÍNH TƯƠNG TỰ LÒ XO LY HỢP)
+ Độ cứng của lò xo, theo [1]:
(3.1) + Kích thước cơ bản của lò xo:
Từ biểu thức tính ứng suất cực đại sinh ra trong lò xo theo SBVL:
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép hợp kim 55MnSi có [ ] 1000 [MPa], suy ra:
Chọn tỷ lệ đường kính (D/d) và hệ số k theo bảng 3.1:
Bảng 3.1: Hệ số tăng ứng suất k theo tỷ số kích thước D/d
(3.3) + Số vòng làm việc của lò xo theo SBVL:
(3.4) Trong đó: G: Mô đun đàn hồi xoắn, G = 0,81.10 11 [N/m 2 ]; Clx: Độ cứng của lò xo [N/m].
+ Chiều dài làm việc của lò xo Llv [mm]
Llv = [(n+1)*(d+(1á 2)) + d] + (1.5 á 2)*d (3.5) + Chiều dài tự do của lò xo L0 [mm]
Với fmax = Zlx(max)/Clx
Tính toán bộ phận đàn hồi kiểu nhíp
3.5.1 Tính nhíp theo phương pháp độ cong chung a) Tính sơ bộ chiều dày lá nhíp h k
Trên hình 1.1 minh họa mô hình hệ thống treo kiểu nhíp của dầm cầu, trong đó các kí hiệu được qui ước như sau:
Hình 1.1: Minh họa hệ thống treo kiểu nhíp chịu tải.
1 – Gối cố định 2- Các lá nhíp ở trạng thái chịu tải 3- Bu-lông quang nhíp (gắn bộ nhíp vào dầm cầu) 4- Gối di động 5- Bánh xe 6- Dầm cầu.
Chiều dài hai gối đỡ nhíp, bao gồm gối cố định và gối di động, được ký hiệu là Ln và tính bằng mét, tương đương với chiều dài thực của lá nhíp chính L1 Khoảng cách giữa hai bu-lông quang nhíp được ký hiệu là d [m] Chiều dài hiệu dụng của lá nhíp thứ nhất, ký hiệu là l1, được xác định theo công thức: l1 = (L1 – d)/2.
+ Chiều dài hiệu dụng của là nhíp thứ hai: l2 [m] được xác định bằng: l2 = (L2 – d)/2 (1.1b)
(với L 2 là chiều dài thực của lá nhíp thứ hai)
+ Chiều dài hiệu dụng lá nhíp thứ k bất kỳ được xác định: lk = (Lk – d)/2 (1.2)
(với L k là chiều dài thực của lá nhíp thứ k)
Nếu gọi mô men tác dụng lên lá nhíp thứ i tại một điểm bất kỳ là Mi thì theo điều kiện cân bằng:
Trong đó: n: Số lá nhíp tại tiết diện đang tính [-].
M: Mômen uốn do ngoại lực tác dụng tại điểm tính, [N.m].
Theo điều kiện độ cong chung, có thể viết:
Trong đó : r -bán kính cong, [m].
Ji: mô men quán tính tại mặt cắt xem xét của lá nhíp thứ i [m 4 ];
(Với tiết diện hình chữ nhật: J = b.h 3 /12 [m 4 ])
E: moduyn đàn hối của vật liệu làm nhíp, 2,1.10 11 [N/m 2 ]:
Xét lá nhíp thứ k, ta có:
-Ứng suất cực đại của lá thứ k: skmax (1.5b)
Với: hk -Chiều lá nhíp thứ k.
Wk – mo-men chông uốn, [m 3 ]
(Với tiết diện chữ nhật: W k = b.h 2 /6) skmax (1.5c)
Cân bằng mô-men hình 1.1:
Mômen do ngoại lực tác dụng:
(1.7) b) Tính sơ bộ chiều dày h k , số lá nhíp n :
123 Độ vỏng tĩnh được tính theo công thức SBVL:
Mặc khác: Jji = n.(b.h 2 /6), nên ta có số lá nhíp có thể tính bằng:
=> n = Jb.h 2 /6) (1.9) c) Ứng suất do lắp ghép :
Khi các lá nhíp chưa được lắp thành bộ, chúng có độ cong khác nhau Tuy nhiên, khi được lắp ghép lại thành bộ, các lá nhíp sẽ có độ cong đồng nhất, dẫn đến sự hình thành ứng suất bên trong.
-R0: bán kính cong của lá thứ k ở trạng thái tự do.
-Rk:Bán kính cong chung của bộ nhíp sau khi lắp ghép.
Suy ra, ứng suất phụ tăng thêm của lá thứ k:
Vậy, Ứng suất sinh ra tổng cộng của các lá nhíp thứ k:
Tính bộ phận đàn hồi kiểu thanh xoắn
Đường kính thanh xoắn được xác định từ điều kiệu chịu ứng suất tiếp lớn nhất dưới tác dụng của tải trọng Mmax : £ [t] [N/m 2 ] (1.22)
[m 3 ] Trong đó: Md là mô-men xoắn tác dụng lên thanh ứng với độ võng động fd; d là đường kính thanh xoắn đơn.
Và độ cứng xoắn được xác định từ mô-men xoắn tác dụng Mt:
[N.m/rad] Ở đây jx là góc xoắn khi chịu tải trọng tĩnh.
Còn độ cứng Cx & chiều dài làm việc của thanh xoắn lx được xác định từ yêu cầu độ cứng xoắn.
Với J0 là mô men quán tính độc cực [m 4 ], với : [m 4 ]
Tính toán bộ phận giảm chấn
3.7.1 Đặc tính giảm chấn Đặc tính của giảm chấn là đường biểu diễn quan hệ lực cản giảm chấn sinh ra và tốc độ piston của nó Fg = f(Vp)
Lực cản giảm chấn (Fg) phụ thuộc vào tốc độ dịch chuyển của piston giảm chấn (Vg) theo công thức sau, theo [1]:
Trong lĩnh vực kỹ thuật, giá trị m thường nằm trong khoảng từ 1,0 đến 2,0, phụ thuộc vào kích thước lỗ tiết lưu, độ nhớt của chất lỏng và cấu trúc của các van Mặc dù đặc tính giảm chấn thường là phi tuyến, nhưng trong tính toán, có thể đơn giản hóa và coi m bằng 1.
Fgt = Kgtr.Vg, trong đó Fgt là lực tác động lên piston, Kgtr là hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả, Vg là tốc độ piston, và x là dịch chuyển của piston theo phương thẳng đứng Hệ số cản Kgtr và Kgn ảnh hưởng đến hiệu suất của hệ thống giảm chấn trong quá trình nén và trả.
Hệ số cản Kgn và Kgt của giảm chấn được lựa chọn dựa trên điều kiện chuyển động êm dịu, thông qua hệ số cản trung bình K của dao động tắt dần trong hệ thống treo.
Thực nghiệm & mô phỏng cm: dao động êm dịu khi:
Với C = Zt/ff còn m = Zt/g
C: Độ cứng của hệ thống treo; m: Khối lượng của phần được treo tác dụng lên hệ thống treo đó;
Zt Tải trọng tĩnh [N]; ft là độ võng tĩnh [m]; g là gia tốc trọng trường.
Nếu Kgc lớn hơn K, chuyển động của phần treo sẽ bị dập tắt đột ngột, gây ra tải trọng động và gia tốc cao, điều này cần được tránh Để khắc phục tình trạng này, giảm chấn sẽ được lắp nghiêng một góc b so với phương thẳng đứng, đảm bảo rằng Kgc.cos(b) = K.
Nếu Kgc < K nhỏ quá thì hiêu quả dập tắt dao động bé, dao động kéo dài lâu, không có lợi, nên tránh.