Quan hệ này được thể hiện ở các yêu cầu chính sauđây :+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ thuật của xexe chạy trên đường tốt hay xe chạy trên các loại đư
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Công dụng, yêu cầu của hệ thống treo
Hệ thống treo ở đây được hiểu là hệ thống liên kết mềm giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe Mối liên kết treo của xe là mối liên kết đàn hồi có chức năng chính sau đây:
Tạo điều kiện cho bánh xe thực hiện chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng đối với khung xe hoặc vỏ xe theo yêu cầu dao động “êm dịu”, hạn chế tới mức có thể chấp nhận được những chuyển động không muốn có khác của bánh xe (như lắc ngang, lắc dọc)
Truyền lực giữa bánh xe và khung xe bao gồm lực thẳng đứng (tải trọng, phản lực) lực dọc (lực kéo hoặc lực phanh, lực đẩy hoặc lực kéo với khung, vỏ) lực bên (lực li tâm, lực gió bên, phản lực bên ). b Yêu cầu
Trên hệ thống treo, sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần thiết phải mềm nhưng cũng phải đủ khả năng để truyền lực Quan hệ này được thể hiện ở các yêu cầu chính sau đây :
+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ thuật của xe (xe chạy trên đường tốt hay xe chạy trên các loại đường khác nhau).
+ Bánh xe có thể chuyển dịch trong một giới hạn nhất định.
+ Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lý thoả mãn mục đích chính của hệ thống treo là làm mềm theo phương thẳng đứng nhưng không phá hỏng các quan hệ động học và động lực học của chuyển động bánh xe.
+ Không gây nên tải trọng lớn tại các mối liên kết với khung hoặc vỏ.
+ Có độ tin cậy lớn, không gặp hư hỏng bất thường.
Đối với xe con chúng ta cần phải quan tâm đến các yêu cầu sau :
- Giá thành thấp và độ phức tạp của hệ thống treo không quá lớn.
- Có khả năng chống rung và chống ồn truyền từ bánh xe lên thùng, vỏ tốt
- Đảm bảo tính ổn định và tính điều khiển chuyển động của ô tô ở tốc độ cao, ô tô
Các bộ phận chính của hệ thống treo
+ Chức năng: là bộ phận nối mềm giữa bánh xe và thùng xe, nhằm biến đổi tần số dao động cho phù hợp với cơ thể con người (60-80 lần/ph) Bộ phận đàn hồi có thể bố trí khác nhau trên xe nhưng nó cho phép bánh xe có thể dịch chuyển theo phương thẳng đứng
Các bộ phận đàn hồi thường được sử dụng:
Hình 1.1 Bộ phận đàn hồi
1 Bộ phận đàn hồi nhíp lá 2 Bộ phận đàn hồi lò xo trụ 3.Bộ phận đàn hồi thanh xoắn.
Nhíp được làm từ các lá thép mỏng, có độ đàn hồi cao, các lá thép có kích thước chiều dài nhỏ dần từ lá lớn nhất gọi là lá nhíp chính Hai đầu của nhíp chính được uốn lại thành hai tai nhíp dùng để nối với khung xe Giữa bộ nhíp có các lỗ dùng để bắt bulông siết các lá nhíp lại với nhau Quang nhíp dùng để giữ cho các lá nhíp không bị sô lệch về hai bên, các lá nhíp có thể dịch chuyển tương đối với nhau theo chiều dọc Khi dịch chuyển tương đối theo chiều dọc, giữa các lá nhíp có lực ma sát, lực ma sát này dùng để dập tắt dao động theo phương thẳng đứng của ôtô Khi làm việc, mặt trên của lá nhíp sẽ chịu kéo, còn mặt dưới sẽ chịu nén.
Lò xo chỉ có chức năng là một cơ cấu đàn hồi khi bộ phận chịu lực theo phương thẳng đứng Còn các chức năng khác của hệ thống treo sẽ do bộ phận khác đảm nhiêm.
Lò xo chủ yếu được sử dụng trong hệ thống treo độc lập, nó có thể đặt ở đòn trên hay đòn dưới của bộ phận dẫn hướng.
Thanh xoắn giống như lò xo xoắn loại này cũng chỉ có chức năng đàn hồi khi chịu lực tác dụng theo phương thẳng đứng còn lại chức năng khác do bộ phận khác của hệ thống treo đảm nhận.
Thanh xoắn được chế tạo từ thanh thép dài, có tiết diện tròn, đàn hồi theo chiều xoắn vặn Một đầu của thanh xoắn được gắn cứng vào khung xe, đầu còn lại gắn vào một tay đòn
Hiện nay bộ phận đàn hồi được làm có xu hướng “mềm mại” hơn nhằm tạo điều kiện cho bánh xe lăn “êm” trên mặt đường. b Bộ phận dẫn hướng:
Cho phép các bánh xe dịch chuyển thẳng đứng ở mỗi vị trí của nó so với khung vỏ, bánh xe phải đảm nhận khả năng truyền lực đầy đủ Bộ phận dẫn hướng phải thực hiện tốt chức năng này Trên mỗi hệ thống treo thì bộ phận dẫn hướng có cấu tạo khác nhau. Quan hệ của bánh xe với khung xe khi thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng được gọi là quan hệ động học
Khả năng truyền lực ở mỗi vị trí được gọi là quan hệ động lực học của hệ treo. Trong mối quan hệ động học các thông số chính được xem xét là : sự dịch chuyển (chuyển vị) của các bánh xe trong không gian ba chiều khi vị trí bánh xe thay đổi theo phương thẳng đứng (z).Mối quan hệ động lực học được biểu thị qua khả năng truyền các lực và các mô men khi bánh xe ở các vị trí khác nhau. c Bộ phận giảm chấn: Đây là bộ phận hấp thụ năng lượng dao động cơ học giữa bánh xe và thân xe Bộ phận giảm chấn có ảnh hưởng tới biên độ dao động Trên các xe hiện đại chỉ dùng loại giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều trả và nén Trong hành trình trả (bánh xe đi xa khung và vỏ) giảm chấn có nhiệm vụ giảm bớt xung lực va đập truyền từ bánh xe lên khung.
Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với mục đích sau:
- Giảm và dập tắt các va đập truyền lên khung khi bánh xe lăn trên nền đường không bằng phẳng nhằm bảo vệ được bộ phận đàn hồi và tăng tính tiện nghi cho người sử dụng
- Đảm bảo dao động của phần không treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.
-Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc, khả năng an toàn khi chuyển động. d Thanh ổn định:
Trên xe con thanh ổn định hầu như đều có Trong trường hợp xe chạy trên nền đường không bằng phẳng hoặc quay vòng, dưới tác dụng của lực li tâm phản lực thẳng đứng của 2 bánh xe trên một cầu thay đổi sẽ làm cho tăng độ nghiêng thùng xe và làm giảm khả năng truyền lực dọc, lực bên của bánh xe với mặt đường Thanh ổn định có tác dụng khi xuất hiện sự chênh lệch phản lực thẳng đứng đặt lên bánh xe nhằm san bớt tải trọng từ bên cầu chịu tải nhiều sang bên cầu chịu tải ít hơn Cấu tạo chung của nó có dạng e Các vấu cao su tăng cứng và hạn chế hành trình:
Trên xe con các vấu cao su thường được đặt kết hợp trong vỏ của giảm chấn Vấu cao su vừa tăng cứng vừa hạn chế hành trình của bánh xe nhằm hạn chế hành trình làm việc của bánh xe. f Các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe:
Hệ thống treo đảm nhận mối liên kết giữa bánh xe và thùng vỏ, do vậy trên hệ thống treo có thêm các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe Các cơ cấu này rất đa dạng nên ở mỗi loại xe lại có cách bố trí khác nhau, các loại khác nhau.
Các thông số tương đương và mô phỏng hoạt động
a Các thông số tương đương:
- Phần được treo: Là bộ phận chủ yếu của ôtô bao gồm: khung, thùng, hệ thống động cơ và các chi tiết bộ phận khác gắn trên thùng xe hoặc khung xe Toàn bộ khối lượng của các bộ phận này được đỡ trên hệ thống treo.
- Phần không được treo gồm có: Cầu , dầm cầu, hệ thống chuyển động (cụm bánh xe ), cơ cấu dẫn động lái Các bộ phận này đặt dưới hệ thống treo.
- Có một số chi tiết và bộ phận vừa được lắp lên phần được treo vừa được lắp lên phần không được treo như: nhíp, lò xo, giảm chấn, trục cardan Do đó một phần khối lượng của chúng được xem như thuộc phần được treo và nửa kia thuộc phần không được treo. b Mô phỏng hoạt động: a Khi cầu sau của ôtô được nâng lên. b khi cầu trước của ôtô được nâng lên.
Hình 1.4 Dao động của ôtô
+ M - Khối lượng phần được treo.
+ Ct , Cs - Hệ số độ cứng của bộ phận giảm chấn phía trước và phía sau.
+ mt , ms - khối lượng của những phần không được treo. c d c Trạng thái cân bằng d Trạng thái nghiêng ngang.
Hình 1.5 Mô hình khi ô tô dao động ngang.
Phân loại hệ thống treo
Hiện nay ở trên xe ôtô hệ thống treo bao gồm 2 nhóm chính:
1- Hệ thống treo phụ thuộc 2- Hệ thống treo độc lập
Hình 1.6 Hệ thống treo 1.4.1 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.
2 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.
Hình 1.7.Hệ thống treo phụ thuộc sử dụng nhíp.
Nếu bộ phận đàn hồi là nhíp lá thì nhíp đóng vai trò là bộ phận dẫn hướng, có thể dùng thêm giảm chấn hoặc không.
Hình 1.8 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 Panhada
Nếu như bộ phận đàn hồi là lò xo xoắn phải dùng thêm hai đòn dọc dưới và một hoặc hai đòn dọc trên Đòn dọc dưới được nối với cầu, đòn dọc trên được nối với khớp trụ (hình 1.8) Để đảm bảo truyền được lực ngang và ổn định vị trí thùng xe so với cầu người ta cũng phải dùng thêm “đòn Panhada”, một đầu nối với cầu còn đầu kia nối với thùng xe.
Lò xo xoắn ốc trong trường hợp này có thể đặt trên đòn dọc hoặc đặt ngay trên cầu.Giảm chấn thường được đặt trong lòng lò xo xoắn ốc để chiếm ít không gian.
*Cấu tạo của hệ thống treo phụ thuộc có những ưu nhược điểm:
- Khối lượng phần liên kết bánh xe (phần không được treo) lớn, đặc biệt là ở cầu chủ động Khi xe chạy trên đường không bằng phẳng, tải trọng động sinh ra sẽ gây nên và đập mạnh giữa phần không treo và phần treo làm giảm độ êm dịu chuyển động Mặt khác bánh xe va đập mạnh trên nền đường sẽ làm xấu sự tiếp xúc của bánh xe với đường.
- Khoảng không gian phía dưới sàn xe phải lớn để đảm bảo cho dầm cầu có thể thay đổi vị trí, do vậy chỉ có thể lựa chọn là chiều cao trọng tâm lớn
Hình 1.9 Sự thay đổi vị trí bánh xe và của xe khi xe trèo lên mô đất
-Sự nối cứng bánh xe 2 bên bờ dầm liên kết gây nên hiện tượng xuất hiện chuyển vị phụ khi xe chuyển động. Ưu điểm:
-Trong quá trình chuyển động vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra hiện tượng mòn lốp nhanh như hệ thống treo độc lập.
-Khi chịu lực bên (lực li tâm, lực gió bên, đường nghiêng) 2 bánh xe liên kết cứng bởi vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe.
-Công nghệ chế tạo đơn giản, dễ tháo lắp và sửa chữa.
*Vấn đề sử dụng hệ thống treo phụ thuộc:
Do yêu cầu của thực tế và do trình độ phát triển của kỹ thuật thì tốc độ của ô tô ngày càng được nâng cao Khi tốc độ ô tô ngày càng cao thì yêu cầu về kỹ thuật của ô tô ngày càng khắt khe : trọng tâm của ô tô cần phải được hạ thấp Vấn đề ổn định lái phải tốt, trọng lượng phần không được treo nhỏ để tăng sự êm dịu khi chuyển động Vì lí do chỉ được sử dụng ở những xe có tốc độ trung bình trở xuống và những xe có tính năng việt dã cao.
1.4.2 Hệ thống treo độc lập
- Trên hệ thống treo độc lập dầm cầu được chế tạo rời, giữa chúng liên kết với nhau bằng khớp nối, bộ phận đàn hồi là lò xo trụ, bộ giảm chấn là giảm chấn ống Trong hệ thống treo độc lập hai bánh xe tráI và phảI không quan hệ trực tiếp với nhau vì vậy khi chúng ta dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng ngang bánh xe còn lại vẫn giữ nguyên Do đó động lực học của bánh xe dẫn hướng sẽ giữ đúng hơn hệ then treo phụ thuộc.
Hình 1.10 Hệ thống treo độc lập của ôtô hoạt động trên đường không bằng phẳng. Ưu điểm của hệ thống treo độc lập:
+ Khối lượng phần không được treo nhỏ, đặc tính bám đường của bánh xe tốt vì vậy sẽ em dịu khi chuyển độngvà có tính ổn định tốt.
+ Các lò xo chỉ làm nhiệm vụ đỡ thân ôtô mà không phảI làm nhiệm vụ dẫn hướng nên có thể làm lò xo mềm hơn nghĩa là tính êm dịu tốt hơn.
+ Do không có sự nối cứng giữa các bánh xe bên tráI và bên phảI nên có thể hạ thấp sàn ôtô và vị trí lắp động cơ Do đó mà có thể hạ thấp trọng tâm ôtô.
+ Khoảng cách bánh xe và các vị trí đặt bánh xe thay đổi cùng với sự dịch chuyển lên
- 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 1.11 Hệ thống treo hai đòn ngang.
1- Bánh xe 2- Đòn trên 3 -Giảm chấn 4- Lò xo 5-Đòn dưới
Cấu tạo của hệ treo 2 đòn ngang bao gồm 1 đòn ngang trên, một đòn ngang dưới. Các đầu trong được liên kết với khung, vỏ bằng khớp trụ Các đầu ngoài được liên kết bằng khớp cầu với đòn đứng Đòn đứng được nối cứng với trục bánh xe Bộ phận đàn hồi có thể nối giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới Giảm chấn cũng đặt giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới Hai bên bánh xe đếu dùng hệ treo này và được đặt đối xứng qua mặt phẳng dọc giữa xe.
Hệ treo trên 2 đòn ngang (hình 1.11) được sử dụng nhiều trong các giai đoạn trước đây nhưng hiện nay hệ treo này đang có xu hướng ít dần do kết cấu phức tạp, chiếm khoảng không gian quá lớn.
Hình 1.12 Hệ thống treo Mc.pherson.
1- Đòn ngang chữ A 2- Giảm chấn.3- Lò xo 4- Bánh xe
Hệ treo này chính là biến dạng của hệ treo 2 đòn ngang.Coi đòn ngang trên có chiều dài bằng 0 và đòn ngang dưới có chiều dài khác 0.Chính nhờ cấu trúc này mà ta có thể có được khoảng không gian phía trong để bố trí hệ thống truyền lực hoặc khoang hành lý.
Sơ đồ cấu tạo của hệ treo bao gồm : một đòn ngang dưới, giảm chấn đặt theo phương thẳng đứng, một đầu được gối ở khớp cầu B đầu còn lại được bắt vào khung xe Bánh xe được nối cứng với vỏ giảm chấn Lò xo có thể được đặt lồng giữa vỏ giảm chấn và trục giảm trấn.
Nếu ta so sánh với hệ treo 2 đòn ngang thì hệ treo Mc.Pherson kết cấu ít chi tiết hơn, không chiếm nhiều khoảng không và có thể giảm nhẹ được trọng lượng kết cấu. Nhưng nhược điểm chủ yếu của hệ treo Mc.Pherson là do giảm chấn vừa phải làm chức năng của giảm chấn lại vừa làm nhiệm vụ của trụ đứng nên trục giảm chấn chịu tải lớn nên giảm trấn cần phải có độ cứng vững và độ bền cao hơn do đó kết cấu của giảm chấn phải có những thay đổi cần thiết.
Hệ treo hai đòn dọc ( Hình 1.13) là hệ treo độc lập mà mỗi bên có một đòn dọc Mỗi đầu của đòn dọc được gắn cứng với trục quay của bánh xe, một đầu liên kết với khung vỏ bởi khớp trụ Lò xo và giảm chấn đặt giữa đòn dọc và khung Đòn dọc vừa là nơi tiếp nhận lực ngang, lực dọc, và là bộ phận hướng dẫn Do phải chịu tải trọng lớn nên nó thường được làm có độ cứng vững tốt.
Hình 1.13 Hệ treo hai đòn dọc
1 Khung vỏ 2 Lò xo 3 Giảm chấn 4 Bánh xe5 Đòn dọc 6 Khớp quay
Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống treo(HTT)
Hiện nay trên thị trường trong nước và thế giới đang sử dụng nhiều loại HTT rất đa dạng và phong phú , với đủ kiểu mẫu và chủng loại Nhưng đối với ôtô con hiện đại ngày nay người ta thường hay sử dụng các loại hệ thống treo độc lập như:
- HTT đòn dọc có thanh liên kết
Kết hợp với việc sử dụng HTT độc lập là sử dụng loại lốp có bề rộng lớn và có áp suất thấp Điều này có lợi cho việc biến dạng lốp , và làm tăng độ êm dịu chuyển động của ôtô Tăng khả năng bám đường của lốp và do đó nâng cao được tốc độ chuyển động của ôtô, tăng khả năng ổn định khi quay vòng Các HTT của ôtô con hiện nay thường dùng loại có cấu tạo đơn giản , giảm số chi tiết , giảm trọng lượng HTT , giá thành hạ , dễ tháo lắp sửa chữa và bảo dưỡng Ở đồ án này với một khoảng thời gian ngắn và trình độ hạn chế em chỉ đi sâu vào nghiên cứu và thiết kế HTT cho xe RAV4 với hệ thống treo trước là hệ thốngMc.Pherson
Hình 1.16 Hệ thống treo Macpherson
1.Lốp xe, 2 Tanh kim loại, 3 Vành lốp, 4.Đĩa phanh, 5.Bu lông tắc kê, 6.Moay-ơ,7.Nắp chụp, 8.Đai ốc, 9.Long đen, 10.Then trục láp, 11.Vòng phớt, 12.Ổ bi, 13 Vỏ moay-ơ, 14.Chốt chẻ, 15.Cao su chắn bụi, 16.Khớp cầu, 17.Vỏ rô tuyn, 18.Bu long,19.Tai giảm chấn, 20.Đệm, 21,Đai ốc, 22.Ổ bi đỡ, 23.Chặn lò xo, 24.Lò xo, 25 Ụ hạn chế, 26.Ty đẩy, 27.Chặn lò xo dưới, 28.Tấm đệm, 29.Bu lông, 30.Chụp chắn bụi, 31.Khớp thanh ổn định, 32.Càng chữ A, 33.Khớp bản lề, 34.Bu lông.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE RAV4
Xác định các thông số cơ bản của hệ thông treo
2.1.1 Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng:
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 12800 N.
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 17300 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7000 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 8500 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 5800 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 8800 N.
- Chiều dài cơ sở : L = 2630 (mm).
- Chiều rộng cơ sở : B = 1480 (mm).
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H.
- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 100 (mm).
- Khối lượng phần không treo : mkt = 11.2 = 22 Kg
- Khối lượng phần bánh xe : mbx = 16 Kg.
- Vết bánh xe: Trước 00(mm); Sau = 1310(mm).
Ne max = 110 (ml) / 6000 (v/ph) vmax = 195 (km/h).
2.1.2 Xác định các thông số cơ bản của HTT
Có rất nhiều các thông số đánh giá độ êm dịu của ôtô khi chuyển động như tần số dao động , gia tốc dao động và vận tốc dao động
Trong đồ án này ta đánh giá độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động của HTT.Đối với ôtô con tần số dao động n = 60 90 lần/ph để đảm bảo phù hợp với dao động của con người a Xác định độ cứng của lò xo Độ cứng của lò xo Ct được tính toán theo điều kiện kết quả tính được phải phù hợp với tần số dao động trong khoảng n = 60 90 lần/ph Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức :
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
MT0= 700 -22 – 16.2 = 646 Kg. m10: tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải m10 = 700 Kg.
Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : MT1 = m1T - mkt - mbx
MT1= 850 - 22 – 16.2 = 796 Kg. m1T: tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải m1T = 850 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 :
2.(17927 + 22090) = 20008.5 N/m = 20,008 (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 = g
- Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh vói C T = 20008 N/m.
Từ công thức : f T 0 ở chế độ không tải : f T 0 = = = 158 (mm).
Từ công thức : n¿ ot ¿¿¿ = = = 75,2 (l/ph)
Ở chế độ đầy tải : f T 1 t = = = 195 (mm).
Qua kiểm nghiệm ta thấy ở cả hai chế độ không tải và đầy tải tần số dao động đều nằm trong khoảng 60 90 (l/ph) đảm bảo được yêu cầu đặt ra Do đó với bộ phận đàn hồi có độ cứng C T = 20,008 (N/mm) thoả mãn được yêu cầu tính toán thiết kế
Xác định hành trình tĩnh của bánh xe: hay chính là độ võng tĩnh của hệ treo ft= = = 0,18 (m). c Xác định hành trình động của bánh xe (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 4 + 180 = 324 (mm).
Sử dụng kết quả này để đặt ụ cao su hạn chế hành trình trên và dưới của bánh xe. Với ụ hạn chế bằng cao su lấy đoạn biến dạng bằng 0,1 0,2 của toàn bộ chiều dài ụ 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 = 100 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 &30.55 =1,446m
- Chiều dài cơ sở xe L = 2630 mm.
- Chiều cao cơ sở xe hg = 500 mm.
Hình 2.1 Sơ đồ phân bố lực thân xe a b hg Pp
* Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh : f0T = 646 ¿ 796 ¿ ¿ ¿
.180 6(mm). 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= 1480 mm.
- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H Rbx)8 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 = -15 mm.
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin 0 mm.
- Độ võng tĩnh fT = 180 mm.
- Độ võng động fđ = 144 mm.
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 146 mm
- Chiều dài trụ đứng Kr = 150 mm.
- Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường hs = 50 mm.
Động học hệ treo mc.pherson
2.2.1 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 = 740 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| mm.
- Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc o o
- Trên Boz đặt BoB=rbx)8 mm.
- Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C2 C2là 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
Bằng cách tương tự ta sẽ tìm được vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở vị trí đầy tải như sau : Khi hệ treo biến dạng lớn nhất , nếu coi thùng xe đứng yên thì bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến lên tới điểm B1
Hình 2.2 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.
Nối D1O2 thì D1O2 là đường tâm trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất.Trong quá trình chuyển dịch bánh xe,khoảng cách CoC1 không thay đổi,do đó trên
D1O2 ta lấy D1D2 = CoC1.D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang 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.
- Xác định giao điểm O1 của tt với kk O1 chính là tâm khớp trụ trong của đòn ngang
Khoảng cách từ O1 tới đường đối xứng của xe phải sao cho có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy Nếu nó không phù hợp thì có thể cho phép thay đổi 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 :
Phương pháp tính chiều dài đòn ngang Ldtheo phương pháp giải tích
Xét trong hệ tọa độ Đề-Các (XOY), cho 2 điểm A và B đã biết:
Ta có: xem hình (2.2) dưới đây
+1 Phương trình đường thẳng AB là: y=
+2 Khoảng cách giữa hai điểm A và B là: lAB =
+3 Phương trình đường thẳng (d) vuông góc với (AB) tại điểm C là: y = ;với điều kiện: yC = y A yB x B xA
Hình 3.2 Tọa độ Đề-Các (XOY)
Trình tự xác định kích thước đòn ngang bằng phương pháp giải tích:
●1 Trước hết coi mặt phẳng [zB0d_d] như là hai trục tọa độ của hệ tọa độ Đề-Các: _ trục hoành _ trục tung
●2 Xác định được tọa độ điểm B: B0B = rbx; B ∈ B0z.
●3 Xác định được tọa độ điểm C0: B0C0 = r0; C0 ∈ dd.
●4 Xác định được phương trình đường thẳng C0n hệ số góc là (90 0 - δ 0 )đi qua điểmC0.
●5 Xác định được tọa độ điểm O2: O2 ∈ C0n khoảng cách từ O2 tới dd là:750(đơn vị)
●6 Xác định được phương trình đường thẳng BC2
=>Xác định được tọa độ điểm C2, là giao điểm của hai đường thẳng BC2 và C0n.
●7 Xác định được tọa độ điểm C1: C2C1 = Kr/2; C1 ∈ C0n (*).
●8 Xác định được tọa độ điểm B1: B0B1 = fđ + ft + fot; B1 ∈ B0z.
●9 Xác định được tọa độ điểm D1: B1D1 ¿ B0z; B1D1 = r0.
=> Vì lúc này đã biết tọa độ của hai điểm D1 và O2
●11 Xác định được tọa độ điểm D2: D2 ∈ D1O2
●12 Xác định được phương trình đường trung trực của đoạn thẳng C1D2( gọi là đường thẳng: l) biết điểm C1biết điểm D2.
●13 Xác định được phương trình đường thẳng p: p // dd đường thẳng p cách gốc tọa độ B0 một đoạn là: ( hg + fđ + ft - fot )
●14 Giao điểm của hai đường thẳng: l và p lúc này sẽ là: l giao p tại điểm O1.
Xác định được tọa độ điểm O1 (**)
=> Từ (*) và (**), tính ra được khoảng cách:
2.2.2 Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo
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
2.2.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo:
Hình 2.5 Sơ đồ mối quan hệ hình học giữa các góc đặt
Từ đồ thị động học đã xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn: ld = O1C = 297,88 (mm).
+ Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC2 = ld.sinα ;
+ Khi bánhxe chuyển vị lên một đoạn là: ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn tâm O1 bán kính là ld một đoạn là: CC’ và đòn ngang sẽ quay đi một góc làΔα.
Lúc này góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ là: α – Δα.
+ Khi đó ta có thể coi điểm C’ gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2.
+ Và ta có C’C2 chính là đoạn chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng.Tức là: C’C2 = ΔH
Suy ra, ta có: ΔH = ld.sin(α – Δα); sin(α – Δα) ΔH l d
CC’ = ld.tg ΔαVà:C’C’’ = CC’.sin Δα;
Mà độ sai lệch vết lốp xeΔB chính bằng: ΔB = 2 C’C’’ = 2.ld tg Δα sin Δα (1).
+Ta xét mối quan hệ giữaαvà δ:
Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:
OC1 = ld.sinα; Và: OC2 = O2C1.tangδ = (OO2 + OC1).tangδ ;
Mặt khác thì ta có:OC2 = O1C2 - OO1 = ld.cosδ - OO1 ;
Vậy ta suy ra: OC2 = ld.cosα - OO1 = (OO2 + OC1).tangδ ;
=> ld.cosα - OO1 = (OO2 + ld.sinα)tangδ;
Suy ra: tangδ = ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα) ;
3.2.4 Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson
Bằng cách xây dựng đồ thị động học của hệ treo (hình 2.7) với các thông số đã tính toán ở phần trên ta xác định được sự thay đổi chiều rộng cơ sở B và góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng Kết quả đưa ra trên đồ thị quan hệ giữa chúng với sự biến dạng của hệ treo như sau :
Động lực học hệ treo Mc.Pherson
2.3.1 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 - khối lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe,larăng và cơ cấu phanh), Gbx = 270(N).
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 = 1,480 (m). hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,5 (m). φ * y- hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0,6g. φy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1.
2 1 = 21130 (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
2.3.2 Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi
Các phần tử đàn hồi có thể ở dạng lò xo trụ,lò xo côn,thanh xoắn.Trong mục này chỉ đề cập tới việc tính lực và chọn cách bố trí lò xo trụ.
Các góc bố trí trong không gian có thể gặp là: góc nghiêng dọc ồ và góc nghiêng ngang δ.Các góc này được bố trí tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe. a.Độ cứng và chuyển vị của lò xo lbx llx
Hình 2.8 Sơ đồ mô phỏng lò xo
Hành trình làm việc:flx = cos cos ; Độ cứng theo trục tâm:Clx = ;
Trong đó: f = ft + fđ tổng hành trình làm việc của bánh xe.
Clx - độ cứng phần tử đàn hồi.
Flx - hành trình làm việc của lò xo. b.Độ cứng và hành trình giảm chấn
Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp như hình vẽ dưới đây.
Trục của giảm chấn không trùng với đường tâm trụ đứng thường gặp trên xe có: ro
(bán kính quay bánh xe dẫn hướng)âm và góc nghiêng ngang trụ đứng ọ khá lớn.
- Hành trình làm việc: fgc = cos cos ;
Hệ số cản theo tâm trục: Kgc= lbx lgc
Hình 2.9 Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp 2.3.3 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 )
Hình 2.10 Sơ đồ mô phỏng chỉ có lực Z
- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB: và mômen Mz(yoz).
- 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 = 0.5.8500 = 4250 (N) ro - là bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng, 0,015(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 = 462 (mm). n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) rbx: bán kính bánh xe, 298 (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 : cosδ = 1 và sin δ = 0.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là: Đầu A: ZA = 4185 (N).
AMZ + AZY = 117 + 306 = 423 (N). Đầu B:BMZ + BZY = 117 + 1044 = 1161 (N).
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tựa D và E là:
Trong đó: d1 ,d2 - là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A tới khớp cầu ngoài của càng b Trường hợp chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X n r
Hình 2.11 Sơ đồ chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X
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: + SY = X .cosδ = 3820.0,375.cos10 = 1410 (N)
+ lS -chiều dàI đòn ngang lái.Theo số liệu tham khảo
+ chọn: s =m , t =n Và tỉ số truyền = 0.375
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 = 115 + 302 - 197 = 220 (N).
- Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 115 + 1029 +1213 = 2357 (N). (BS = BY)
CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
CY gây nên các phản lực tại gối D và E:
Như vậy:Tại C có: CX , CY
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:
Hình 2.12 Sơ đồ chịu lực bên cực đại,chỉ có hai thành phần Z và Y
-Các lực tác dụng lên trụ đứng:
-Các lực tác dụng lên đòn ngang:
Tại C:CYY = BY - BMZ - BZY = 11471 (N)
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
Chỉ có lực Z Có lực Z và X Có lực Z và Y
Bảng kết quả tính toán động lực học Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ Đầu ngoài bắt với cam quay Rô-tuyn Việc sử dụng 2 đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng vững cho hệ treo.
Trạng thái chủ lực chủ yếu là kéo, nén, uốn, tiết diện của đòn ngang dưới , tham khảo và khi kiểm bền giả thiết rằng : một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng Do vậy có thể tính toán như sau : a Trường hợp 1 : Chỉ có lực Z
Fz= ZAB = 4185 (N). Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc :
Hình 2.13 Sơ đồ lực 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 :
Qy : lực cắt ngang.Qy = Fz = 4185 (N).
S : diện tích tiết diện.S = 40.60 = 2400 (mm 2 ).
Thay vào ta có :max = 3/2 4185/2400 = 2,62(N/mm 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: bQ0 Mpa.
Suy ra: < [].với n = 1,5 : hệ số an toàn
Với đòn ngang dưới thoả mãn điều kiện bền về mặt cắt
+ Thành phần Fz gây ra mômen uốn dọc có giá trị lớn nhất tại điểm bắt của đòn ngang vào khung xe Do khớp nối là khớp trụ do đó tại tâm khớp mômen uốn sẽ bằng 0.
Ta kiểm nghiệm tại mặt cắt sát 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 = 4185.300 = 1255500 (N.mm 2 ). với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ; l00(mm).
FZ = 4185 (N). JX = = 320000 (mm 4 ). y : lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm).
Thay các giá trị trên vào công thức ta có :u = 117,70 (N/mm 2 ).
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
Hình 2.14 Sơ đồ lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy)
Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy).
Qy : lực cắt Qy = Fz = 4185 (N/mm 2 ).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50b = 510 (Mpa)
[] = b/ 2n = 170 (N/mm 2 ) max Thoả mãn bền.
+ Fz gây ra mômen uốn dọc :Tương tự trường hợp 1 ta có:
Mà mômen Mu=Fz.lA85.300 = 1255500 (N.mm).
Thay vào ta có :u = [u] Thỏa mãn bền.
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
2400 0,98 (N/mm 2 ) [] 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 = 5406 (N).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50b = 510 (Mpa)
[] = b/ 2n = 170 (N/mm 2 ) max.(Thoả mãn bền.)
+Fx gây ra mômen uốn ngang : ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức:
Mà mômen Mu=Fx.lT06.300 = 1621800 (N.mm 2 ).
u= [u] Thỏa mãn bền. c.Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y
Hình 2.15 Sơ đồ 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:
1 5 340 (N/mm 2 ) [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 = P lim
[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 = 370 (mm).
Plim = = 1321139(N) n = = 8361 > [n] = 2 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.
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 = = 13783 (N). ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 13783 (N).
-S diện tích tiết diên nguy hiểm : mặt cắt 1-1
S d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20(mm).
c Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt.
Tính theo ứng suất uốn:
Mu : mômen chống uốn; h: tung độ lớn nhất , h mm.
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 = 13783 ( N )
Mà ta có: [cd] = 150 (N/mm 2 )
Vậy cd [cd] Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
Tính toán lò xo
Trong hệ thống treo , lò xo là phần tử đàn hồi có nhiệm vụ làm êm dịu chuyển động Lò xo trong quá trình làm việc chỉ chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng Z , mà không truyền lực dọc lực ngang
Dựa vào chế độ tải trọng đã phân tích ở phần động lực học , ta thấy rằng trường hợp tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất nên ta cần thiết kế theo chế độ tải trọng này
2.5.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo đựoc 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)0 mm. ld : chiều dài đòn ngang ld70 mm.
Hình 2.16 Sơ đồ lực tác dụng lên lò xo
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
Trong đó: G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 700 (Kg).
2.5.2 Trình tự thiết kế lò xo
Hành trình làm việc của lò xo: = 0,2 (m) 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
- Đường kính dây lò xo:d20(mm).
- Tỷ số đường kính :c = = 10 (lần).
D:đường kính trung bình của vòng lò xo.
- Tính đường kính dây lò xo d và số vòng làm việc n: Đường kính dây lò xo được tính theo công thức: d 1.6 ; k : hệ số xét đến độ cong của dây lò xo => =1,172 ; c : tỷ số đường kính (c = 10).
Fmax845 (N).Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn
Thay vào ta có : d 1.6 = 14,26 (mm).
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là : d = 15 (mm).
- Đường kính trung bình của lò xo : D = c.d = 10.15 = 150 (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.
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 = 6 + 1 = 7 (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 Fma x.
- 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:
- Biên độ ứng suất:a Ứng suất trung bình : =
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 so
- Đường kính dây lò xo: d = 15 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 150 (mm).
- Bước lò xo khi chịu tải : t = 70 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 97,5 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 427,5 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 6 (vòng).
- Số vòng toàn bộ : n0 = 7 (vòng).
- Hành trình lò xo : flx = 200 (mm).
- Độ cứng lò xo : Clx = 32325 (Nm).
Tính thanh ổn định
Thanh ổn định của hệ thống treo được thiết kế dựa trên cơ sở đảm bảo giảm khẳ năng lắc ngang thân xe Thanh ổn định có tác dụng san đều tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Do đó nâng cao được ổn định chuyển động của xe.
Xuất phát từ góc nghiêng cho phép của thân xe du lịch hiện nay Ψ thường đặt: Ψ 4 - 5 o
ML = Y ’’ Mdl.ho + Mdl.g.ho.sin Ψmax ; (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 )
max: Góc nghiêng lớn nhất của thùng xe max = 4 5 0 tương đương max = (0,07 0,087 ) rad, và: sinmax ≈ max =>chọn max = 0,087 (rad). h0: Chiều cao trọng tâm phần được treo đối với tâm nghiêng tức thời của cầu: h0 hg - hs hg: Chiều cao trọng tâm của toàn xe khi đầy tải: hg = 510 (mm). hs: Chiều cao tâm quay tức thời của thùng xe , hs = 40 (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:
CTX: Độ cứng góc của hệ treo tính cho thùng xe (Nm/rad) Độ cứng CLX được xác định thông qua độ cứng của phần tử đàn hồi( theo bảng phụ lục ở tài liệu Đồ án môn học TK (Hệ Treo Độc Lập). e t f
Hình 2.17 Sơ đồ tính toán độ cứng góc của hệ treo tính cho thânxe
C1: Độ cứng của hệ treo, C1 = 20008 (N/m). ld : Chiều dài đòn ngang, ld = 0.37 (m). f : Chiều dài khoảng cách đặt lò xo đến khớp trụ dưới f = 0.2(m).
B : Chiều rộng cơ sở xe B = 1480 (m).
Thay vào công thức trên ta có:
Từ các số liệu trên ta tính được MCL:MCL = 6402.0,087 = 557 (N.m).
Mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:
Độ cứng chống lật của thanh ổn định( còn gọi là phần tử đàn hồi có đặc điểm là chỉ tạo độ cứng phụ khi có sự sai lệch tải trọng thẳng đứng).
Độ cứng của thanh ổn định quy dẫn về bánh xe:
Hình 2.18 Sơ thanh ổn định quy dẫn về bánh xe
S: Là điểm đặt của thanh ổn định với đòn đưới và được xácđịnh 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):(P cánh tay đòn giữa đầu thanh xoắn và thân thanhxoắn ). lS = 0,6 (m) = 60 (cm) ( Chiều dài xoắn).
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:
Khi đó tải trọng đặt lên đầu thanh ổn định lớn nhất:
Trong đó: e, f : là các kích thước đã có trên hình vẽ e = ld = 0,37 (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: vớiWP = 0,2.D 3 = 0,2 2,32 3 = 2,49 (cm 3 ).
Góc xoắn lớn nhất trên chiều dài chịu lực:
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.
Chọn ụ cao su hạn chế hành trình cho HTT Để xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo, ta sẽ chọn trước loại ụ cao su hạn chế hành trình cho giảm chấn cùng với đường đặc tính cho trước của nó.
Kết cấu của ụ cao su như hình vẽ dưới đây:
Hình 2.20 Kết cấu ụ cao su Đặc điểm của ụ cao su hạn chế này là có kết cấu đơn giản, tháo lắp dễ dàng.Loại này hiện được sử dụng phổ biến trên các dòng xe du lịch hiện nay.
Tính toán giảm chấn
Giảm chấn là một phần tử đàn hồi trong hệ thống treo, nhiêm vụ của giảm chấn là:
Dập tắt được các va đập cứng của bánh xe vào khung xe, khi xe đi trên đường không bằng phẳng, nhờ đó tăng được tính tiện nghi.
Giữ cho cầu xe, bánh xe chỉ dao động ở mức nhỏ nhất để đảm bảo cho khả năng tiếp xúc của bánh xe với nền đường nhiều nhất, nhằm nâng cao tính an toàn chuyển động của xe.
Khi dập tắt va đập, làm êm dịu chuyển động, giảm chấn phải hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng.
Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn việc của nó là nhờ ma sát giữa các chất lỏng và lỗ tiết lưu là ma sát chủ yếu để dập tắt các dao động Giảm chấn phải đảm bảo dập tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô và phải dập tắt chậm các dao động nếu ôtô chạy trên đường ít mấp mô để cho ôtô chuyển động êm dịu.
Trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở cấu trúc hai lớp
Giảm chấn hai lớp vỏ:
Giảm chấn hai lớp vỏ ra đời vào năm 1938, đây là một loại giảm chấn quen thuộc và được dùng phổ biến cho ôtô từ trước đến nay.
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụng hai chiều
Hình 2.21 Giảm chấn 2 lớp vỏ
Cấu tạo giảm chấn hai lớp vỏ
Trong giảm chấn , piston di chuyển trong xy lanh,chia không gian trong thành buồng A và B ở đuôi của xy lanh thuỷ lực có một cụm van bù.Bao ngoài vỏ trong là một lớp vỏ ngoài , không gian giữa hai lớp vỏ là buồng bù thể tích chất lỏng và liên hệ với B qua các cụm 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 hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ.
Khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng để giảm hiệu quả của giảm chấn.
Sự khác nhau giữa các giảm chấn hiện nay là ở các kết cấu van trả van nén, cụm bao kín và đường kính, hành trình làm việc Việc bố trí trên xe cho phép nghiêng tối đa là
45 0 so với phương thẳng đứng
Giảm chấn một lớp vỏ:
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn ống thuỷ lực một lớp vỏ có tác dụng hai chiều.
Hình 2.22 Giảm chấn 1 lớp vỏ
So sánh giữa hai loại giảm chấn
So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có ưu điểm sau:
- Khi có cùng đường kính ngoài, đường kính của cần piston có thể làm lớn hơn mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn.
- Điều kiện toả nhiệt tốt hơn.
- ở nhiệt độ thấp ( Vùng băng giá ) giảm chấn không bị bó kẹt ở những hành trình đầu tiên.
- Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào. Nhờ các ưu điểm này mà giảm chấn một lớp một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi trên hệ treo Mc.pherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết.
Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là vấn đề công nghệ và bao kín ( tuổi
Qua việc phân tích kết cấu của giảm chấn ta chọn thiết kế tính toán loại giảm chấn một lớp vỏ có khoang chứa khí nén (khí Nitơ N2), và áp suất khí trong khoang này bằng áp suất dầu Mặt khác giảm chấn một lớp vỏ có kết cấu vừa đơn giản, vừa dễ chế tạo, sửa chữa bảo dưỡng, hơn nữa giảm chấn loại này rất nhạy trong trường hợp nén nhẹ và trả nhẹ, nếu hai giảm chấn có cùng đường kính xi lanh thì giảm chấn một lớp vỏ có thể làm cần piston lớn hơn so với giảm chấn hai lớp vỏ
2.7.2 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 là: Đường kính ngoài xi lanh công tác: dX. Hành trình làm việc của pistôn: fgc Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dX = 45 (mm). fgc = HP Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
gc: góc nghiêng giảm chấn,chọn ban đầu γ gc = 10 0. lgc: chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn lgc = 370 (mm). lbx: Chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ lbx = 462 (mm).
Thay vào công thức ta được : fS: Tổng hành trình bánh xe : fS = fđ + ft = 144 + 180 = 324 (mm).
LY: Chiều dài nắp giảm chấn.
LY = (0,4 0,6)dX = 18,4 27,6 (mm), ta chọn: LY = 26 (mm).
LP: Chiều cao đòn piston.
Lp = ( 0,75 1,1)dP = 34,5 50,6 (mm), ta chọn: LP = 31 (mm).
L : Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston động dưới
LK = (0,4 0,9)dX = 18,4 41,6 (mm), ta chọn: LK = 32 (mm).
Lb: Chiều dài của buồng bù.
Lb = (1,0 1,5)dX = 46 69 (mm), ta chọn: Lb= 69 (mm).
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP+ LP + LK +LB= 26 + 263 +31 +32 +69 = 421 (mm).
Chiều dài của toàn giảm chấn: Lgc = LX + Lu = 421 +70 = 491 (mm).
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=>dt = 0,45.dP = 0,45.40 = 18 (mm)
Chiều dài cụm làm kín:Ln = (0,75 ¿ 1,5) dP =>Ln = 1,275.dP = 1,275.40 = 51 (mm). Chiều cao cụm piston:LP = (0,75 ¿ 1,1) dP =>Lp = 0,775.dP = 0,775.40 = 31 (mm). Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:Lkn = (0,25 ¿ 0,75) dP
Lkn = 0,35.dP = 0,35.40 = 14 (mm). b Xác định các thông số tính toán
Tỷ số truyền của giảm chấn:
Hệ số cản yêu cầu theo phương thẳng đứng của mỗi giảm chấn:
M - khối lượng đặt lên cầu trước,
D - Hệ số dập tắt dao động D = 2.. = 2.0,2.7,45 = 2,98 (rad/s).
Hệ số cản giảm chấn
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 )
Hình 2.23 Đường đặc tính của giảm chấn 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:
Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Qtr = vg.(SP -St)= 0,6 = 600,99.10 -6 (m 3 /s).Nên tiết diện van trả sẽ là:
- là hệ số tiêu tốn, = 0,6 – 0,75chọn = 0,75
- khối lượng riêng của dầu, = 900 (kg/m 3 ). fvt = = 8.10 -6 (m 2 ).
Vậy đường kính van trả sẽ là: dtr = = ¿ 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:
4 10 -6 = 753,6.10 -6 (m 3 /s). Nên tiết diện van nén là: fvn = = = 31,84 (mm 2 ).
Vậy đường kính van nén sẽ là: dvn = = ¿ 2,6 (mm).
Trong đó: nn: số lỗ van nén, nn = 6 (lỗ).
Các thông sốđể chọn giảm chấn
-Đường kính xy lanh công tác dx = 46 (mm).
-Đường kính ty đẩy dđ = 18 (mm).
-Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 344 (mm).
-Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 504 (mm).
-Hệ số dập tắt dao động D = 2.98 (rad/s).
-Đường kính van nén Dn = 2,6 (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 = 344 (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 3600(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:
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 AB7 (KGm/kcal); T = 3600 (s); Qmax = 312 (Kcal).
N Q max>N P max vậy giảm chấn thoả mãn điều kiện bền nhiệt tức là giảmchấn làm việc bình thường.
2.7.3.Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn
Khi giảm chấn làm việc ty đẩy sẽ chịu kéo ở hành trình trả và nén ở hành trình nén (hay uốn dọc) do đó sẽ kiểm tra theo uốn và nén dọc.
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức:
K Trong đó: dd: Đườngg kính của ty đẩy piston dd = 18 (mm)
K Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép:
[k] 0 [MPa] = 850 (N/mm 2 ) Như vậy là :
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)0(mm).
Khi giảm chấn làm việc ty đẩy sẽ chịu lực kéo ở hành trình trả và nén ở hành trình nén (hay uốn dọc) do đó ty đẩy được kiểm tra theo 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.