Do an tot nghiep he thong treo

đồ án tốt nghiệp hệ thống treo báo cáo hệt hống treo trên oto đồ án tốt nghiệp hệ thống treo báo cáo hệt hống treo trên oto đồ án tốt nghiệp hệ thống treo báo cáo hệt hống treo trên oto

TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO

Công dụng, phân loại và yêu cầu của hệ thống treo

- Hệ thống treo dùng để nối đàn hồi khung hoặc vỏ ôtô với các cầu Nhiệm vụ chủ yếu của hệ thống treo là giúp ôtô chuyển động êm dịu khi đi qua các mặt đường không bằng phẳng Ngoài ra hệ thống treo còn dùng để truyền các lực và momen từ bánh xe lên khung hoặc vỏ xe, đảm bảo đúng động học bánh xe.

- Để đảm bảo chức năng đó hệ thống treo thường có 3 bộ phận chủ yếu:

Hình 1 Các bộ phận cơ bản của hệ thống treo

1- bánh xe 2- dầm cầu 3- giảm chấn 4- bộ phận đàn hồi 5- bộ phận dẫn hướng

+ Bộ phận đàn hồi: Có tác dụng làm êm dịu sự chuyển động của thân xe khi đi trên đường bằng cách biến đổi tần số dao động giữa hai phần của hệ thống treo thành tần số dao động thích hợp, phù hợp với trạng thái sinh lý của con người.

+ Bộ phận dẫn hướng: Có nhiệm vụ xác định quan hệ dịch chuyển tương đối của bánh xe so với thùng xe, cho phép dịch chuyển theo phương thẳng đứng và hạn chế dịch chuyển khác không mong muốn của bánh xe, truyền lực và momen từ bánh xe lên thùng xe hoặc khung xe.

+ Bộ phận giảm chấn: Có tác dụng dập tắt nhanh chóng các dao động của thân xe và bánh xe bằng cách chuyển năng lượng dao động (cơ năng) thành nhiệt năng (ma sát) và tỏa ra ngoài môi trường không khí Khả năng dập tắt dao động trong hệ thống treo được đảm nhiệm chính bởi giảm chấn, ngoài ra còn có sự tham gia của các thành phần ma sát khác (ma sát giữa các lá nhíp, giữa bạc và chốt nhíp ) Những thành phần ma sát này được khống chế nhằm đảm bảo sự làm việc của hệ thống treo.

- Theo bộ phận đàn hồi chia ra:

+ Loại bằng kim loại (gồm có nhíp lá, lò xo xoắn ốc, thanh xoắn).

+ Loại khí (gồm loại bọc bằng cao su - sợi, loại bọc bằng màng, loại ống). + Loại thủy lực (loại ống).

+ Loại cao su (gồm loại chịu nén và loại chịu xoắn).

- Theo sơ đồ bộ phận dẫn hướng chia ra:

+ Loại phụ thuộc với cầu liền (gồm có loại riêng, loại thăng bằng).

+ Loại độc lập với cầu cắt (gồm loại dịch chuyển bánh xe trong mặt phẳng dọc, loại dịch chuyển bánh xe trong mặt phẳng ngang, loại nến với bánh xe dịch chuyển trong mặt phẳng thẳng đứng).

- Theo phương pháp dập tắt chấn động chia ra:

+ Loại giảm chấn thủy lực (gồm loại tác dụng 1 chiều và tác dụng 2 chiều).

+ Loại ma sát cơ (gồm ma sát trong bộ phận đàn hồi và ma sát trong bộ phận dẫn hướng).

- Độ võng tĩnh f t (sinh ra dưới tác dụng của tải trọng tĩnh) phải nằm trong giới hạn đủ đảm bảo được các tần số dao động riêng của vỏ xe.

- Độ võng động f d (sinh ra khi ôtô chuyển động) phải đủ đảm bảo vận tốc chuyển động của ôtô trên đường xấu nằm trong giới hạn cho phép, ở giới hạn này không có sự va đập lên bộ phận hạn chế.

- Động học của các bánh xe dẫn hướng vẫn giữ đúng khi các bánh xe dẫn hướng dịch chuyển trong mặt phẳng thẳng đứng (nghĩa là chiều rộng cơ sở và các góc đặt trụ đứng của bánh xe dẫn hướng không đổi).

- Có hệ số cản thích hợp để dập tắt nhanh dao động của vỏ và bánh xe.

- Đảm bảo sự tương ứng giữa động học của bánh xe với động học của dẫn động lái, dẫn động phanh Giảm tải trọng động khi ô tô qua đường gồ ghề.

- Phải đảm bảo an toàn, dễ sửa chữa, thay thế và giá thành hợp lý Ngoài ra có thể chế tạo được với trình độ công nghệ sản xuất trong nước.

Downloaded by gsg hag (mocyxu@gmail.com)

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO

Hệ thống treo phụ thuộc

Hình 2 Hệ thống treo phụ thuộc

- Hai bánh xe trái và phải được nối nhau bằng một dầm cứng nên khi dịch chuyển một bánh xe trong mặt phẳng ngang thì bánh xe còn lại cũng dịch chuyển.

Do đó hệ thống treo phụ thuộc không thể đảm bảo đúng hoàn toàn động học của bánh xe dẫn hướng.

- Hệ thống treo phụ thuộc thường được sử dụng trong hệ thống treo cầu sau của ôtô du lịch và ở tất cả các cầu của ôtô tải, ôtô khách loại lớn.

+ Trong quá trình chuyển động, vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra mòn lốp nhanh như ở hệ thống treo độc lập.

+ Khi ôtô quay vòng chỉ có thùng xe nghiêng còn cầu xe vẫn thăng bằng, do đó lốp ít mòn.

+ Khi chịu lực bên (lực ly tâm, đường nghiêng, gió bên) hai bánh xe liên kết cứng, vì vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe.

+ Kết cấu đơn giản, rẻ tiền, nhíp vừa làm nhiệm vụ đàn hồi vừa làm nhiệm vụ dẫn hướng.

+ Số khớp quay ít và không càn phải bôi trơn khớp quay.

+ Dễ chế tạo, dễ tháo lắp và sửa chữa, giá thành rẻ.

+ Khi nâng một bên bánh xe lên, vết bánh xe sẽ thay đổi, phát sinh lực ngang làm tính chất bám đường của ôtô kém đi và ôtô dễ bị trượt ngang.

+ Hệ thống treo ở các bánh xe, nhất là các bánh xe chủ động có trọng lượng phần không được treo lớn.

+ Sự nối cứng bánh xe hai bên nhờ dầm liền làm phát sinh những dao động nguy hiểm ở bánh xe trong giới hạn vận tốc chuyển động.

+ Nếu hệ thống treo phụ thuộc đặt ở bánh xe dẫn hướng, độ nghiêng của hai bánh xe sẽ thay đổi khi một bánh xe dịch chuyển thẳng đứng, làm phát sinh momen do hiệu ứng con quay, ảnh hưởng đến các dịch chuyển góc của các cầu và các bánh xe dẫn hướng quanh trục quay.

+ Khó bố trí các cụm của ôtô nếu đặt hệ thống treo phụ thuộc ở đằng trước.

- Một số hệ thống treo phụ thuộc đang dùng phổ biến cho ôtô:

+ Hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là nhíp lá.

+ Hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là lò xo trụ.

2.1.1 Hệ thống treo phụ thuộc có bộ phận đàn hồi là nhíp lá

+ Nhíp vừa là cơ cấu đàn hồi, vừa là cơ cấu dẫn hướng và một phần làm nhiệm vụ giảm chấn nghĩa là thực hiện toàn bộ chức năng của hệ thống treo Do đó kết cấu hệ thống treo sẽ đơn giản.

+ Với chức năng là bộ phận dẫn hướng, nhíp có thể truyền được lực dọc (lực kéo hoặc lực phanh) và lực ngang từ bánh xe qua cầu xe lên khung.

+ Chức năng đàn hồi theo phương thẳng đứng.

+ Ngoài ra nhíp cũng có khả năng truyền các mômen từ bánh xe lên khung. Đó là momen kéo hoặc momen phanh.

+ Trọng lượng nhíp nặng hơn tất cả các bộ phận đàn hồi khác, nhíp kể cả giảm chấn chiếm từ (5,5 - 8)% trọng lượng bản thân ôtô.

+ Thời hạn phục vụ ngắn do các ứng suất ban đầu, do trạng thái ứng suất phức tạp, do lực động và lặp lại nhiều lần

+ Đường đặc tính đàn hồi đòi hỏi phải là đường cong nhưng trong thực tế độ cứng của bản thân nhíp lại là hằng số.

2.1.2 Hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn hồi là lò xo trụ

- Hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn hồi là lò xo trụ có thể được bố trí ở cầu bị động hoặc ở cầu chủ động.

+ Nếu có cùng độ cứng và độ bền thì lò xo trụ có trọng lượng nhẹ hơn nhíp.

+ Lò xo trụ có tuổi thọ lớn hơn nhíp, khi làm việc giữa các vành lò xo không có ma sát như giữa các lá nhíp, không phải bảo dưỡng và chăm sóc như chăm sóc nhíp.

+ Lò xo trụ chỉ làm nhiệm vụ đàn hồi còn nhiệm vụ dẫn hướng và giảm chấn phải do các bộ phận khác đảm nhiệm, do đó kết cấu phức tạp.

Hệ thống treo độc lập

Hình 3 Hệ thống treo độc lập

- Hệ thống treo độc lập khi hai bánh xe trái và phải không có quan hệ trực tiếp với nhau Khi dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng nằm ngang, bánh xe kia không chịu ảnh hưởng đó.

- Hệ thống treo độc lập thường được sử dụng ở cầu trước ôtô du lịch, hiện nay có một số loại ôtô sử dụng hệ thống treo độc lập cho tất cả các cầu.

+ Khi dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng ngang bánh xe kia vẫn đứng nguyên, do đó động học bánh xe dẫn hướng được giữ đúng.

+ Khả năng quay vòng của xe tốt hơn, vì khi quay vòng đảm bảo được vận tốc quay của hai bánh xe trái và phải không bị ràng buộc nhiều như ở hệ thống treo phụ thuộc.

+ Khối lượng không được treo của hệ thống nhỏ hơn so với hệ thống treo phụ thuộc Do đó tăng trọng lượng bám, tăng độ êm dịu của ôtô.

+ Đảm bảo khi dịch chuyển, các bánh xe không làm thay đổi các góc đặt bánh xe và chiều rộng cơ sở, do đó làm triệt tiêu hoàn toàn sự lắc của bánh xe đối với trụ đứng, dẫn đến không phát sinh momen hiệu ứng con quay khi các bánh xe dịch chuyển thẳng đứng.

+ Kết cấu phức tạp gồm nhiều chi tiết.

+ Trong quá trình chuyển động, vết bánh xe không cố định do vậy xảy ra tình trạng mòn lốp nhanh.

+ Khi chịu lực bên (ly tâm, đường nghiêng, gió bên) hai bánh xe không liên kết cứng, vì vậy xảy ra hiện tượng trượt bên bánh xe.

- Một số hệ thống treo độc lập dùng cho ôtô:

+ Hệ thống treo đòn dọc.

+ Hệ thống treo trên 2 đòn ngang.

+ Hệ thống treo đòn chéo.

+ Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi thanh xoắn.

2.2.1 Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lò xo, đòn treo dọc

+ Dễ dàng tháo lắp toàn bộ cầu xe, kết cấu đơn giản.

+ Có trọng lượng phần không được treo bé và chiều rộng cơ sở không đổi.

+ Giảm nhẹ được lực tác dụng lên đòn ngang và các khớp quay, đồng thời không cần dùng đến thanh ổn định (dùng đòn liên kết có độ cứng nhỏ).

+ Không có momen hiệu ứng con quay ở bánh xe dẫn hướng, không gây nên sự thay đổi góc nghiêng ngang bánh xe, động học dẫn động lái đúng.

+ Đòi hỏi công nghệ hàn cao, tải trọng đặt lên cầu xe hạn chế và có thể làm quay trục cầu xe khi đi trên đường vòng ở trạng thái quay vòng thừa.

2.2.2 Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lò xo, hai đòn ngang

+ Khắc phục được sự phát sinh momen hiệu ứng con quay.

+ Triệt tiêu được sự rung của bánh xe đối với trục đứng.

+ Khắc phục được sự thay đổi độ nghiêng mặt phẳng quay của bánh xe. + Trọng tâm xe thấp, độ nghiêng thùng xe khi chịu lực ly tâm nhỏ.

+ Góc lệch và chuyển vị nhỏ nên có khả năng ổn định khi chuyển động ở tốc độ cao.

+ Khối lượng của phần không treo nhỏ đảm bảo độ êm dịu khi chuyển động trên đường gồ ghề.

+ Kết cấu phức tạp, chiếm khoảng không gian lớn trên xe.

+ Do sự thay đổi  B tương đối lớn nên lốp nhanh mòn.

+ Độ ổn định ngang của bánh xe kém.

+ Động học của bánh xe phụ thuộc vào độ dài của đòn dưới.

+ Chiều rộng cơ sở cũng như độ nghiêng bên thay đổi.

2.2.3 Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lò xo loại Macpherson

+ Có khả năng điều chỉnh chiều cao thân xe khi xe chạy ở tốc độ cao.

+ Tăng độ ổn định của phần thân vỏ xe nhờ bố trí thêm một thanh ổn định.

+ Kết cấu phức tạp, khó bảo dưỡng.

2.2.4 Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lò xo, đòn chéo

+ Tăng độ cứng vững nên tăng khả năng chịu lực ngang.

+ Giảm thiểu sự thay đổi của góc đặt bánh xe (độ chụm, vết bánh xe và góc nghiêng ngang của trụ đứng) xảy ra do bánh xe dao động trong phương thẳng đứng.

+ Kết cấu đơn giản và chiếm ít không gian.

2.2.5 Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi thanh xoắn

+ Kết cấu, kích thước và trọng lượng của phần tử đàn hồi nhỏ.

+ Không gian chiếm chỗ ít, bố trí thuận tiện.

+ Đảm bảo tính chịu lực cao cho xe trong mọi điều kiện.

Chọn phương án thiết kế

- Sau khi tìm hiểu và phân tích một số dạng hệ thống treo đang sử dụng thực tế, kết hợp với thực tế các xe tải hiện đang sử dụng trên thị trường, tình hình sản xuất của các công ty ôtô trong nước.

 Ta chọn hệ thống treo cho cầu trước và cầu sau cho xe thiết kế là hệ thống treo phụ thuộc với phần tử đàn hồi là nhíp.

- Hệ thống treo này có kết cấu đơn giản, dễ sử dụng, sửa chữa và thay thế nên giá thành rất cạnh tranh Kết cấu của hệ thống đơn giản nhưng vẫn đảm bảo được tính êm dịu của ôtô khi làm việc.

- Do một số tính chất mà chỉ có nhíp mới có được (vừa là bộ phận đàn hồi, vừa là bộ hướng và có thể tham gia giảm chấn) Mặc dù nhíp vẫn còn một số hạn chế nhưng vẫn có thể khắc phục được tương đối tốt một số điểm còn chưa hoàn thiện.

- Hệ thống treo xe tải dùng hệ thống treo phụ thuộc loại nhíp lá, bộ phận giảm chấn dùng loại thủy lực, loại tác động 2 chiều.

- Phương án bố trí nhíp trên xe tải: Nhíp có 1 đầu di động phía đầu xe, 1 đầu cố định phía sau.

Hình 4 Sơ đồ bố trí nhíp trên xe tải

Thiết kế kỹ thuật hệ thống treo

- Nhíp được làm từ các lá thép cong, sắp xếp lại với nhau theo thứ tự từ ngắn đến dài Cụm nhíp được kẹp chặt lại với nhau ở vị trí giữa bằng một bulông định tâm Hai đầu của lá nhíp dài nhất (lá nhíp chính) được uốn cong tạo thành tai nhíp, mắt nhíp để gắn nhíp vào khung hay vào một dầm nào đó thông qua mõ nhíp và chốt nhíp.

- Lá nhíp chính làm việc căng thẳng nhất nên người ta chế tạo lá nhíp chính dày hơn Độ cong của mỗi lá nhíp được gọi là độ võng Do lá nhíp ngắn có độ võng lớn hơn, nên độ cong của nó lớn hơn các lá nhíp dài Khi bulông định tâm được xiết chặt các lá nhíp bị giảm độ võng một chút làm cho hai đầu lá phía dưới ép chặt vào lá phía trên.

- Sơ đồ đơn giản nhất của hệ thống treo phụ thuộc là hai nhíp có dạng nửa elip.

- Tính chất dịch chuyển của cầu đối với vỏ phụ thuộc vào thông số của nhíp. Tổng số khớp cả nhíp là sáu khớp (mỗi một nhíp có ba khớp) Lực dọc X và mô men phản lực M Y truyền lên khung qua nhíp.

- Trong quá trình biến dạng, chiều dài của nhíp thay đổi nên hai tai nhíp bắt lên khung hoặc dầm có một đầu cố định còn một đầu di động.

- Đối với nhíp sau đầu cố định ở phía trước đầu di động nằm ở phía sau, cách bố trí các đầu cố định và di động này phụ thuộc vào mối quan hệ giữa hệ thống treo và các hệ thống khác.

2.4.1.2 Một số nhược điểm của nhíp

+ Trọng lượng của nhíp nặng hơn tất cả các cơ cấu đàn hồi khác Nhíp kể cả giảm chấn chiếm từ (5,5  8)% trọng lượng bản thân ôtô.

+ Do các ứng suất ban đầu, do trạng thái ứng suất phức tạp, do lực động và lặp lại nhiều lần Độ mỏi của nhíp thấp hơn độ mỏi của phần tử đàn hồi là thanh xoắn Để tăng tuổi thọ của nhíp người ta thực hiện các biện pháp sau:

+ Giảm bớt lực tác động lên nhíp Để nhíp đỡ bị xoắn đầu nhíp đặt vào trong các gối cao su và đưa thêm ụ đỡ phụ để giới hạn mô men tác dụng lên nhíp khi phanh.

- Giảm ứng suất trong nhíp.

+ Bằng cách hạn chế biên độ trung bình của các dao động của bánh xe với thùng xe Ta đưa thêm vào các phần tử đàn hồi phụ (như cao su làm việc chịu nén) và làm tăng sức cản của các giảm chấn.

+ Có thể giảm ứng suất bằng cách thay đổi tiết diện ngang của lá nhíp làm phân bố lại các ứng suất pháp tuyến trong lá nhíp Khi nhíp chịu tải các lớp mặt trên của nhíp chịu kéo và các lớp mặt dưới chịu nén Vì giới hạn chịu mỏi của thép khi kéo kém hơn khi nén nên tiết diện ngang của lá nhíp nên làm vát hai đầu. Làm như vậy đường trung hòa sẽ dịch chuyển lên trên làm cho ứng suất kéo giảm đi Ngoài ra nó còn làm giảm ứng suất tập trung ở các góc tiết diện.

+ Đầu lá nhíp làm theo hình trái xoan và mỏng hơn thân sẽ làm tăng độ đàn hồi đầu lá nhíp Đồng thời làm cho ứng suất trong nhíp phân bố đều hơn và ma sát giữa các lá nhíp ít đi.

- Tăng độ cứng bề mặt lá nhíp.

+ Lá nhíp bị mỏi do ứng suất kéo, thường có vết nứt ở các góc của tiết diện hay trên mặt làm việc của các lá.

- Đường đặc tính của nhíp là đường thẳng.

+ Đường đặc tính đàn hồi đòi hỏi phải là đường cong nhưng thực tế độ cứng của nhíp lại là hằng số Vì thế cần phải làm cho độ cứng của nhíp thay đổi theo tải trọng Có thể thay đổi độ cứng của nhíp một ít bằng cách đặt nghiêng móc treo nhíp (khoảng 5 khi không tải).

- Ma sát giữa các lá nhíp cần hạn chế bé hơn (5  8)%.

+ Có thể làm giảm ma sát bằng cách bôi trơn tốt các lá nhíp, giảm số lá nhíp.

+ Đặt các tấm đệm giữa các lá nhíp không những làm giảm lực ma sát mà còn làm quy luật thay đổi lực ma sát tốt hơn.

2.4.2.1 Công dụng, phân loại và yêu cầu của bộ giảm chấn

+ Giảm chấn để dập tắt các dao động của vỏ xe và lốp xe bằng cách chuyển cơ năng của các dao động thành nhiệt năng.

+ Giảm chấn trên ôtô hiện nay chủ yếu là giảm chấn thủy lực nên ma sát giữa chất lỏng và các lỗ tiết lưu là ma sát chủ yếu để dập tắt dao động.

+ Đảm bảo giảm trị số và sự thay đổi đường đặc tính của các dao động.

+ Dập tắt càng nhanh các dao động nếu tần số dao động càng lớn Mục đích để tránh cho thùng xe khỏi bị lắc khi đi qua đường mấp mô lớn.

+ Dập tắt chậm các dao động nếu ôtô chạy trên đường ít mấp mô.

+ Hạn chế các lực truyền qua giảm chấn đến thùng xe.

+ Làm việc ổn định khi ôtô chuyển động trong các điều kiện đường xá khác nhau và nhiệt độ không khí khác nhau.

+ Trọng lượng và kích thước bé

- Phân loại: Người ta phân loại giảm chấn theo hai đặc điểm sau:

+ Theo tỉ số của hệ số cản K n hành trình trả ta có:

• Loại tác dụng một chiều trong hành trình nén và hệ số cản Kt trong

K n = 0 Chấn động chỉ được dập tắt ở hành trình trả tức là ứng với lúc bánh xe đi xa khung.

• Loại giảm chấn hai chiều có đường đặc tính đối xứng Chấn động bị dập tắt ở cả hai hành trình nén và trả.

• Loại giảm chấn hai chiều có đường đặc tính không đối xứng Chấn động bị dập tắt ở cả hai hành trình nén và trả.

• Loại có van giảm tải.

• Loại không có van giảm tải.

2.4.2.2 Chọn phương án thiết kế bộ phận giảm chấn

- Chất lỏng bị dồn từ buồng chứa này sang buồng chứa khác qua những van tiết lưu rất bé nên chất lỏng chịu sức cản chuyển động rất lớn Sức cản làm dập tắt nhanh các chấn động và năng lượng của dao động bị mất biến thành nhiệt năng nung nóng chất lỏng chứa trong giảm chấn.

Hình 7 Cấu tạo của giảm chấn ống

1- Tai giảm chấn; 2- Bạc ép; 3,24,26,28- Phớt;

4- Bộ phận dẫn hướng; 5- Thanh đẩy; 6- Ống giảm chấn;

10,23- Lò xo; 11- Đệm chặn lò xo; 12- Thân van trả;

14- Lò xo van giảm tải; 15- Đế chân van trả; 16,19- Đĩa đệm;

18- Đế chân piston; 20- Xéc măng; 21- Lò xo van nén ;

22- Bạc chặn; 25- Tấm chặn lò xo; 27- Bộ phận chặn.

+ Giảm chấn ống làm việc với áp suất cực đại nhỏ hơn (6 - 8) MN/m 2

+ Giảm chấn ống nhẹ hơn giảm chấn đòn hai lần Chế tạo đơn giản hơn và tuổi thọ tương đối cao.

- Chọn phương án thiết kế giảm chấn:

+ Sau khi phân tích các loại giảm chấn, dựa trên các điều kiện làm việc của xe thiết kế, ta chọn giảm chất loại tác dụng hai chiều dạng ống có đường đặc tính không đối xứng và có van giảm tải là phù hợp nhất.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO

Lựa chọn các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu

- Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra Trong đồ án tốt nghiệp, ta chỉ lựa chọn theo một chỉ tiêu, đó là chỉ tiêu tần số dao động.

+ Số lần dao động trong 1 phút (n): n = ( 80÷120 ) lần/phút.

- Chọn sơ bộ: n = 100 lần/ phút.

Xác định lực tác dụng lên nhíp

- Trọng lượng của xe lúc đầy tải là: 49900 (N); phân lên cầu: 17465/32435 (N) + Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo:

- Tải trọng tác dụng lên một bên nhíp cầu trước và một bên nhíp cầu sau là:

- Trọng lượng bản thân: 20700 (N); phân lên cầu: 8280/12420 (N)

+ Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo:

- Tải trọng tác dụng lên một bên nhíp cầu trước và một bên nhíp cầu sau là:

Thiết kế nhíp trước

3.3.1 Xây dựng đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước

- Đường đặc tính đàn hồi của phần tử đàn hồi là đường biểu thị quan hệ giữa lực thẳng đứng tác dụng lên phần tử đàn hồi và độ biến dạng của phần tử đàn hồi đo ngay trên trên trục bánh xe.

- Độ võng tĩnh của hệ thống treo trước:

- Tải trọng lớn nhất có thể truyền qua hệ thống treo trước:

+ Với kd = ( 1,7 ÷ 1,8 ), ta chọn kd = 1,8

- Độ võng động của hệ thống treo trước: fdt = 1,0.ftt = 0,09 ( m )

- Độ cứng của hệ thống treo trước chịu tải trọng tĩnh:

Hình 8 Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước

3.3.2 Chọn sơ bộ kích thước nhíp

- Nhíp là một loại lò xo gồm nhiều lá thép mỏng (lá nhíp) ghép lại với nhau. Kích thước hình học của các nhíp sẽ là:

+ h k : chiều dày lá nhíp thứ k.

- Chiều dài toàn bộ nhíp trước L t có thể chọn sơ bộ như sau:

Lt =( 0,26÷0,35 ).L (L là chiều dài cơ sở của xe).

- Khoảng cách giữa bulong ngàm khớp: d = 90 mm.

- Chiều dài của lá nhíp thứ nhất và lá nhíp thứ 2 là: l = L t - d

- Dựa vào loại xe, tải trọng, kết cấu khung vỏ của xe và kích thước các lá nhíp, ta có bộ thông số sau:

+ Số lá nhíp n = 7, trong đó có 2 nhíp cái.

+ Chiều rộng b và chiều dày h thỏa mãn:

- Chiều dài l k được tính bằng hệ số phương trình sau đây:

Hình 9 Sơ đồ tính toán các lá nhíp trước k 2J

2  l k   l k+1  + Hệ phương trình xuất phát từ phương trình tính phản lực đầu mút lá nhíp với điều kiện phản lực đầu mút ở các lá bằng nhau Trong hệ phương trình này ta coi l k là các ẩn số ( l1đã biết ) Như thế ta có n -1 ẩn với n -1 phương trình.

+ Giải hệ phương trình này ta sẽ có các l k các đầu mút lá nhíp xấp xỉ bằng nhau.

Ta có: với các l k này ta sẽ có phản lực

+ Cụ thể ta có 5 phương trình sau:

- Trong hệ phương trình này l1 là chiều dài 2 lá nhíp cái ( lá thứ nhất và lá thứ

2) l 6 là chiều dài lá cuối cùng lá thứ 7.

+ Giải hệ phương trình bằng phương pháp thế ta có:

J = J = 3583 ( mm 4 ) vào phương trình ( 5 ) ta được:

J = J = 3583 ( mm 4 ) và kết quả trên vào phương trình ( 4 ) :

• Tương tự phương trình ( 3 ) ta có:

+ Như vậy ta có chiều dài của các lá nhíp: l1= 530 ( mm ) l2 = 0,781.l1= 0,781.530 = 413 ( mm ) l3 = 0,828.l2 = 0,828.413 = 342 ( mm ) l4 = 0,789.l3 = 0,789.342 = 270 ( mm ) l5 = 0,725.l4 = 0,725.270 = 196 ( mm ) l6 = 0,6.l5 = 0,6.196 = 118 ( mm )

3.3.3 Tính độ cứng, độ võng tĩnh của nhíp

- Khi lắp nhíp lên xe, nhíp được bắt chặt với dầm cầu bằng quang nhíp với kết cấu này ta có thể coi nhíp bị ngàm cứng ở giữa Do vậy khi tính toán ta chỉ tính cho một nửa nhíp với giả thiết nhíp bị ngàm cứng chặt một đầu.

- Theo phương pháp thế năng biến dạng đàn hồi độ cứng của nhíp được tính theo công thức sau:

E: mô đun đàn hồi của vật liệu ( E = 2.10 5 α = (0,83 ÷ 0,87), chọn α = 0,85 a k+1 = l 1 - l k+1

I k : Tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k.

+ Nhíp có 2 lá nhíp cái khi tính toán ta coi 2 lá này là lá thứ nhất, do vậy trường hợp này ta tính số lá nhíp là 6 lá: n = 6

- Ta có bảng tính toán sau: k lk

+ Thay các thông số vào công thức tính độ cứng của nhíp ta được:

- Kiểm tra lại độ êm dịu:

C 109,7 + Tần số dao động: n = = = 113,96 ( lần/phút )

 Đạt yêu cầu so với chọn sơ bộ: n = 80÷120 ( lần/phút )

- Đối với nhíp 1/2 elip, với lý luận như trên ta coi rằng nhíp bị ngàm chặt ở giữa Như vậy khi tính toán ta chỉ tính cho một nửa lá nhíp với các giả thiết sau: + Coi nhíp là loại 1/4 elip, một đầu được ngàm chặt, một đầu chịu lực.

+ Bán kính cong của các lá nhíp bằng nhau, các lá nhíp chỉ tiếp xúc với nhau ở các đầu mút và lực chỉ truyền qua đầu mút.

+ Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa 2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau.

- Ta có hệ phương trình tính các phản lực tại các đầu mút của lá nhíp:

Hình 10 Sơ đồ tính bền các lá nhíp trước được tính theo công thức:

2  l 5   l 6  2  196   118  + Thay vào ta có hệ phương trình sau:

+ Giải hệ phương trình trên ta được:

+ Điểm A: Điểm tiếp xúc với lá nhíp phía dưới

+ Điểm B: tại quang nhíp (tại ngàm)

- Với vật liệu là thép hợp kim với hàm lượng cacbon cao (55 – 65), ứng suất có thể lấy  σ  = 600 ( MN/m 2 ) ở chế độ tải trọng tĩnh. σ u = M u

- Momen chống uốn 2 lá nhíp cái:

- Momen chốn uốn các lá nhíp còn lại: b.h 2 70.8 2 3

- Từ đó ta có bảng kết quả tính sau: k lk ( mm ) Xk (

 Sau khi tính ra các ứng suất và so sánh với ứng suất cho phép Ta thấy các lá nhíp đảm bảo đủ bền.

- Sơ đồ tính bền tai nhíp được biểu diễn trên hình bên Trong đó:

+ D: đường kính trong của tai nhíp, chọn D = 30 mm.

+ h0 : chiều dày lá nhíp chính, h0 = 7,5 mm.

+ b: chiều rộng lá nhíp, b = 70 mm Hình 11 Sơ đồ tính toán tai nhíp trước

- Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo P k được xác định theo công thức sau:

+ Trong đó: φ : Hệ số bám ,lấy φ = 0,7. hay lực phanh P p Trị số của lực này

Z bx : Phản lực của đường lên bánh xe, Z bx = 7595 N

 Pk max = Pp max = φ.Zbx = 0,7.7595 = 5316,5 ( N )

SVTH : TRƯƠNG MINH QUỐC 26 th th u n

- Ứng suất uốn ở tai nhíp là:

- Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là: σ = P kmax

- Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp: σ = σ + σ = 91,14 + 10,13 = 101,27 ( N/mm 2 )

- Ứng suất tổng hợp cho phép:

< [ σ th ] (101,27 < 350), suy ra tai nhíp đủ bền.

3.3.6 Tính kiểm tra chốt nhíp

- Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp D chot = 30 mm

- Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép hợp kim xêmăngtit hóa loại 20X thì ứng suất chèn dập cho phép [ σ cd ] = 7,5 ÷ 9 ( N/mm 2 )

- Kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập: σ cd = = = 4,42 ( N/mm )

- Kiểm nghiệm theo ứng suất cắt: σ = = = 8,83 N/mm2

 Ứng suất chèn dập và ứng suất cắt sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu Vậy chốt đảm bảo đủ bền.

Thiết kế nhíp sau

3.4.1 Xây dựng đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau

- Đường đặc tính đàn hồi của phần tử đàn hồi là đường biểu thị quan hệ giữa lực thẳng đứng tác dụng lên phần tử đàn hồi và độ biến dạng của phần tử đàn hồi đo ngay trên trên trục bánh xe.

- Độ võng tĩnh của hệ thống treo sau:

+ Với n: tần số dao động riêng (chọn n = 100 lần/phút)

- Tải trọng lớn nhất có thể truyền qua hệ thống treo sau:

+ Với kd = ( 1,7 ÷ 1,8 ), ta chọn kd = 1,8

- Độ võng động của hệ thống treo sau: fds = 1,0.fts = 0,09 ( m )

- Độ cứng của hệ thống treo trước chịu tải trọng tĩnh:

Hình 12 Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau

3.4.2 Chọn sơ bộ kích thước nhíp

- Nhíp là một loại lò xo gồm nhiều lá thép mỏng (lá nhíp) ghép lại với nhau. Kích thước hình học của các nhíp sẽ là :

+ h k : chiều dày lá nhíp thứ k.

- Chiều dài toàn bộ nhíp sau L s có thể chọn sơ bộ như sau:

Ls =( 0,35÷0,45 ).L (L là chiều dài cơ sở của xe).

- Khoảng cách giữa bulong ngàm khớp: d = 90 mm.

- Chiều dài của lá nhíp thứ nhất và lá nhíp thứ 2 là: l = L s - d

- Dựa vào loại xe, tải trọng, kết cấu khung vỏ của xe và kích thước các lá nhíp, ta có bộ thông số sau:

+ Số lá nhíp n = 9, trong đó có 2 nhíp cái.

+ Chiều rộng b và chiều dày h thỏa mãn:

- Chiều dài l k được tính bằng hệ số phương trình sau đây:

Hình 13 Sơ đồ tính toán các lá nhíp sau

2  l k   l k+1  + Hệ phương trình xuất phát từ phương trình tính phản lực đầu mút lá nhíp với điều kiện phản lực đầu mút ở các lá bằng nhau Trong hệ phương trình này ta coil k là các ẩn số ( l1 đã biết) Như thế ta có n -1 ẩn với n -1 phương trình.

+ Giải hệ phương trình này ta sẽ có các l k các đầu mút lá nhíp xấp xỉ bằng nhau.

Ta có: với các l k này ta sẽ có phản lực

+ Cụ thể ta có 7 phương trình sau:

- Trong hệ phương trình này l 1 là chiều dài 2 lá nhíp cái ( lá thứ nhất và lá thứ

2) l8 là chiều dài lá cuối cùng lá thứ 9.

+ Giải hệ phương trình bằng phương pháp thế ta có:

J 7 = J 8 = 4860 ( mm 4 ) vào phương trình ( 7 ) ta được:

) và kết quả trên vào phương trình ( 6 ) :

+ Như vậy ta có chiều dài của các lá nhíp: l1= 680 ( mm ) l 2 = 0,826.l 1 = 0,826.680 562 ( mm ) l3 = 0,874.l2 = 0,874.562 = 492 ( mm ) l4 = 0,855.l3= 0,855.492 = 421 ( mm ) l5 = 0,828.l4 = 0,828.421 = 349 ( mm ) l6 = 0,789.l5 = 0,789.349 = 276 ( mm ) l7 = 0,725.l6 = 0,725.276 = 201 ( mm ) l8 = 0,6.l7 = 0,6.201 = 121 ( mm )

3.4.3 Tính độ cứng, độ võng tĩnh của nhíp

- Khi lắp nhíp lên xe, nhíp được bắt chặt với dầm cầu bằng quang nhíp với kết cấu này ta có thể coi nhíp bị ngàm cứng ở giữa Do vậy khi tính toán ta chỉ tính cho một nửa nhíp với giả thiết nhíp bị ngàm cứng chặt một đầu.

- Theo phương pháp thế năng biến dạng đàn hồi độ cứng của nhíp được tính theo công thức sau:

E: mô đun đàn hồi của vật liệu ( E = 2.10 5 α = (0,83 ÷ 0,87) , chọn α = 0,85

I k : Tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k.

- Nhíp có 2 lá nhíp cái khi tính toán ta coi 2 lá này là lá thứ nhất, do vậy trường hợp này ta tính số lá nhíp là 8 lá: n = 8

- Ta có bảng tính toán sau: k l k

+ Thay các thông số vào công thức tính độ cứng của nhíp ta được:

- Kiểm tra lại độ êm dịu:

C 107,54 + Tần số dao động: n = = = 92,36 ( lần/phút )

 Đạt yêu cầu so với chọn sơ bộ: n = 80÷120 ( lần/phút )

- Đối với nhíp 1/2 elip, với lý luận như trên ta coi rằng nhíp bị ngàm chặt ở giữa Như vậy khi tính toán ta chỉ tính cho một nửa lá nhíp với các giả thiết sau: + Coi nhíp là loại 1/4 elip, một đầu được ngàm chặt, một đầu chịu lực.

+ Bán kính cong của các lá nhíp bằng nhau, các lá nhíp chỉ tiếp xúc với nhau ở các đầu mút và lực chỉ truyền qua đầu mút.

+ Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa 2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau.

- Với các giả thiết trên thì sơ đồ tính bền nhíp như sau( hình vẽ)

+ Tại điểm B biến dạng của lá thứ nhất và lá thứ 2 bằng nhau Tương tự, tại điểm s biến dạng của lá thứ k-1 và lá thứ k bằng nhau.

+ Ta có hệ phương trình tính các phản lực tại các đầu mút của lá nhíp:

Hình 14 Sơ đồ tính bền các lá nhíp sau

C k được tính theo công thức:

2  l 7   l 8  2  201   121  + Thay vào ta có hệ phương trình sau:

+ Giải hệ phương trình trên ta được:

+ Điểm A: Điểm tiếp xúc với lá nhíp phía dưới.

+ Điểm B: tại quang nhíp (tại ngàm).

- Với vật liệu là thép hợp kim với hàm lượng cacbon cao (55 – 65), ứng suất có thể lấy [ σ ] = 600 ( MN/m 2 ) ở chế độ tải trọng tĩnh. σ u = M u

- Momen chống uốn 2 lá nhíp cái:

- Momen chốn uốn các lá nhíp còn lại: b.h 2 80.9 2 3

- Từ đó ta có bảng kết quả tính sau: k lk ( mm ) Xk (

 Sau khi tính ra các ứng suất và so sánh với ứng suất cho phép Ta thấy các lá nhíp đảm bảo đủ bền.

- Sơ đồ tính bền tai nhíp được biểu diễn trên hình bên Trong đó:

+ D: đường kính trong của tai nhíp, chọn D = 30 mm.

+ h0 : chiều dày lá nhíp chính, h0 = 8,5 mm.

+ b: chiều rộng lá nhíp, b = 80 mm.

Hình 15 Sơ đồ tính toán tai nhíp sau

- Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo P k được xác định theo công thức sau:

+ Trong đó: φ : Hệ số bám ,lấy φ = 0,7. hay lực phanh P p Trị số của lực này

Z bx : Phản lực của đường lên bánh xe, Z bx = 11350 N th th u n

 Pk max = Pp max = φ.Zbx = 0,7.11350 = 7945 ( N )

- Ứng suất uốn ở tai nhíp là:

- Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là: σ = P kmax

- Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp: σ = σ + σ = 96,91 + 11,68 = 108,59 ( N/mm 2 )

- Ứng suất tổng hợp cho phép:

< [ σ th ] ( 108,59 < 350), suy ra tai nhíp đủ bền.

3.4.6 Tính kiểm tra chốt nhíp

- Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp D chot = 50 mm

- Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép hợp kim xêmăngtit hóa loại 20X thì ứng suất chèn dập cho phép [ σ cd ] = 7,5 ÷ 9 ( N/mm 2 )

- Kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập: σ cd = D = = 3,46 ( N/mm ) chot b 50.80

- Kiểm nghiệm theo ứng suất cắt: σ = = = 9,62 N/mm 2

 Ứng suất chèn dập và ứng suất cắt sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu Vậy chốt đảm bảo đủ bền.

Thiết kế giảm chấn trước

3.5.1 Xác định hệ số cản của giảm chấn K g

- Hệ số cản của hệ thống treo Ktreo góp phần quan trọng, nó tạo ra độ êm dịu của xe Tương tự bộ phận đàn hồi, tùy thuộc cách lắp giảm chấn trên xe Hệ số cản của giảm chấn Kg có thể bằng hoặc không bằng hệ số cản của hệ thống treo.

3.5.1.1 Hệ số cản của hệ thống treo K treo

- Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau: ψ = K treo

+ Trong đó: ψ : Hệ số dập tắt chấn động, ψ = ( 0,15 ÷ 0,3 ) , chọn ψ = 0,2

C: Độ cứng của hệ thống treo, C = 84388,89 N/m

M: Khối lượng tĩnh trên một bánh xe, M = 759,5 kg.

K treo : Hệ số cản của hệ thống treo.

+ Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:

3.5.1.2 Xác định hệ số cản của giảm chấn

- Hệ số cản trung bình của giảm chấn:

 : Góc nghiêng của giảm chấn,  = 20.

SVTH : TRƯƠNG MINH QUỐC 40 n2 n1 n gmax g

- Ta lại có các quan hệ:

K n : Hệ số cản của giảm chấn lúc nén.

K tr : Hệ số cản của giảm chấn lúc trả.

- Với giảm chấn, lực cản ở hành trình trả thường lớn hơn ở hành trình nén với mục đích, khi bánh xe đi qua chỗ gồ ghề thì giảm chấn bị nén nhanh cho nên không truyền lên khung xe những xung lực lớn ảnh hưởng đến độ bền khung xe và sức khoẻ người trong xe Do đó năng lượng được hấp thụ vào chủ yếu là ở hành trình trả.

- Từ ( 1 ) và ( 2 ) ta có hệ phương trình:

3.5.1.3 Xác định lực cản của giảm chấn

- Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ:

V g : Tốc độ piston trong hành trình nén, V g = 0,3 m/s

K n : Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén, K n 1934,16

- Lực cản của giảm chấn khi nén mạnh:

V gmax : Tốc độ piston khi nén mạnh,

K ' : Hệ số cản của giảm chấn khi nén mạnh, K ' = 0,6.K

- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:

V g : Tốc độ piston trong hành trình trả,

K tr : Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả,

- Lực cản của giảm chấn khi trả mạnh: tr2 tr1 ' tr gmax g

V gmax : Tốc độ piston khi trả mạnh,

K ' : Hệ số cản của giảm chấn khi trả mạnh, K ' = 0,6.K tr tr tr

3.5.2 Xác định các kích thước của giảm chấn

3.5.2.1 Xác định đường kính, hành trình pistol

- Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là V = 0, 3 m/s.

- Công suất tiêu thụ của giảm chấn được xác định theo công thức:

- Công suất tỏa nhiệt của một của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là

+ Trong đó: α : Hệ số truyền nhiệt, chọn Nhiệt độ cho phép:

- Cân bằng phương trình nhiệt ta có:

- Đối với loại giảm chấn ống: F = π.D. D

D: Là đường kính ngoài của xi lanh làm việc (m). l g : Là chiều dài phần chứa dầu (m) thường được xác định theo điều kiện kết cấu Chiều dài thiết kế giảm chấn phụ thuộc vào chiều dài kích thước cơ bản của từng phần giảm chấn Trong các giảm chấn hiện có l g = ( 3 ÷ 5 ).D , chọn l g = 4.D

 Thỏa mãn điều kiện nhiệt

- Đường kính trong của xy lanh làm việc: d = D - 2.Δ = 64 - 2.2 = 60 ( mm )

- Đường kính của piston: Vì đường kính trong của xy lanh làm việc cũng là đường kính của piston nên: d p = d = 60 ( mm )

- Đường kính của thanh piston là: d t = ( 0,4 ÷ 0,5 ) d p = ( 24÷30 ) ( mm )

- Đường kính ống ngoài: Ta thiết kế buồng điền đầy (thể tích buồng điền đầy phụ thuộc vào đường kính thanh và phải lớn hơn thể tích của thanh từ ( 2 ÷ 4 ) lần.

Hành trình piston càng bé càng phải đảm bảo tỷ lệ này) là loại đồng tâm và có chiều dài bằng chiều dài xy lanh làm việc nên đường kính ống ngoài sẽ là:

- Trong hệ thống treo phụ thuộc việc chọn H p phụ thuộc chủ yếu vào tổng biến dạng của bộ phận giảm chấn Giảm chấn trong hệ thống treo được bố trí nghiêng một góc 30 so với đường thẳng đứng nên hành trình dịch chuyển của piston là:

- Chiều dài từ ụ hạn chế đến tới đầu trên ty đẩy

- Chiều dày nắp giảm chấn L y :

Ly = ( 0,4 ÷ 0,6 ) dp = ( 24 ÷ 36 ) ( mm ), chọn Ly = 30 ( mm )

- Chiều dày của pit tông L p :

Lp = ( 0,75 ÷ 1,1 ) dp = ( 45 ÷ 66 ) ( mm ) , chọn Lp = 60 ( mm )

- Chiều dài của ty đẩy L T :

- Khoảng cách từ đáy xy lanh đến đỉnh của piston khi piston ở nằm điểm chết t 2

LK =( 0,4 ÷ 0,9 ) dp = ( 24 ÷ 54 ) ( mm ), chọn LK = 40 ( mm )

- Khoảng cách từ đáy của vỏ trong tới đáy của vỏ ngoài Lb:

- Chiều dài xy lanh giảm chấn:

Lx = Ly + Hp + 2.Lp + Lk + Lb = 30 + 289 + 2.60 + 40 + 50 = 529 ( mm )

- Chiều dài của toàn bộ giảm chấn:

- Chiều dài toàn bộ giảm chấn kể cả tai giảm chấn là:

3.5.2.2 Xác định kích thước lỗ van giảm chấn

- Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn (số lỗ và kích thước lỗ van) quyết định hệ số cản của giảm chấn Ta có công thức:

Q : Lưu lượng chất lỏng chảy qua lỗ tiết lưu, Q = F p V g

F v : Tổng diện tích các lỗ van. μ : Hệ số tổn thất, chọn μ = 0,6. p : áp suất chất lỏng trong giảm chấn, p = P g

F g γ : Trọng lượng riêng của chất lỏng, γ = 8600 N/m 3 g: Gia tốc trọng trường, g = 10

F p : Diện tích piston giảm chấn: m/s 2 π.d 2 π.0,06 2 -3 2

V g : Vận tốc giảm chấn khi làm việc, V g = 0, 3 m/s.

* Xác định kích thước lỗ van nén:

- Tổng diện tích lỗ van nén được xác định theo công thức:

- Đường kính từng lỗ van nén: n.π.d 2 2

4 + Chọn số lỗ van n = 4  d = 4,6 mm.

* Xác định kích thước lỗ van trả:

- Tổng diện tích lỗ van trả được xác định theo công thức:

- Đường kính từng lỗ van trả: n.π.d 2 2

* Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình nén:

- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi nén mạnh được xác định theo công thức:

- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình nén:

- Đường kính từng lỗ van giảm tải hành trình nén: n.π.d 2 2

+ Chọn số lỗ van n = 4  d = 3,5 mm.

* Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình trả:

- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi trả mạnh được xác định theo công thức: vtr '

- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình trả:

- Đường kính từng lỗ van giảm tải trong hành trình trả: n.π.d 2 2

3.5.2.3 Xác định kích thước lò xo các van giảm chấn

- Lực tác dụng lên lò xo van khi van bắt đầu mở:

+ Trong đó: p : áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ, p = K n

- Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn:

+ Trong đó: p' : áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với,

- Ứng suất trong lò xo được tính theo công thức: τ = 8.D.P 2 π.d 3 + Trong đó:

D: Đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 20 mm. d: Đường kính dây lò xo.

P2 : Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn.

- Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo [ τ ] = 500 MN/m 2

- Dịch chuyển h của van giảm tải (khi mở hoàn toàn) được xác định theo công thức: h = P 2 - P 1

G.d 4 C: Độ cứng của lò xo, C 8.D 3 n G: Mô đun đàn hồi của vật liệu khi xoắn, G = 8.10 4 MN/m 2

n: Số vòng làm việc của lò xo. h: Ta có thể chọn h = 2 mm.

- Từ đó ta có thể xác định được số vòng làm việc của lò xo: h.G.d 4 n = 8.D3.( P - P

- Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:

+ Trong đó: δ : Khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 0,8 mm. n 0 : Số vòng toàn bộ của lò xo, n 0 = n +1 = 3 +1 = 4 vòng.

- Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:

- Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:

+ Trong đó: λ : Biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở, λ P1 = 23,2 = 3,48 ( mm )

- Bước của lò xo: t = Htd - d.( n - n0

Thiết kế giảm chấn sau

3.6.1 Xác định hệ số cản của giảm chấn K g

- Hệ số cản của hệ thống treo K treo góp phần quan trọng, nó tạo ra độ êm dịu của xe Tương tự bộ phận đàn hồi, tùy thuộc cách lắp giảm chấn trên xe Hệ số cản của giảm chấn k g có thể bằng hoặc không bằng hệ số cản của hệ thống treo.

3.6.1.1 Hệ số cản của hệ thống treo K treo

- Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau: ψ = K treo

+ Trong đó: ψ : Hệ số dập tắt chấn động, ψ = ( 0,15 ÷ 0,3 ) , chọn ψ = 0,2

C: Độ cứng của hệ thống treo, C = 159667 N/m.

M: Khối lượng tĩnh trên một bánh xe, M = 1135 kg.

+ Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:

3.6.1.2 Xác định hệ số cản của giảm chấn

- Hệ số cản trung bình của giảm chấn:

Downloaded by gsg hag (mocyxu@gmail.com) cos 2 α

 : Góc nghiêng của giảm chấn,  = 20.

- Ta lại có các quan hệ:

K n : Hệ số cản của giảm chấn lúc nén.

K tr : Hệ số cản của giảm chấn lúc trả.

- Với giảm chấn, lực cản ở hành trình trả thường lớn hơn ở hành trình nén với mục đích, khi bánh xe đi qua chỗ gồ ghề thì giảm chấn bị nén nhanh cho nên không truyền lên khung xe những xung lực lớn ảnh hưởng đến độ bền khung xe và sức khoẻ người trong xe Do đó năng lượng được hấp thụ vào chủ yếu là ở hành trình trả.

- Từ ( 1 ) và ( 2 ) ta có hệ phương trình:

3.6.1.3 Xác định lực cản của giảm chấn

- Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ:

V g : Tốc độ piston trong hành trình nén, V g = 0,3 m/s

Kn : Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén, Kn = 3252,32 ( Ns/m )

SVTH : TRƯƠNG MINH QUỐC 51 n2 n1 n gmax g n n n

- Lực cản của giảm chấn khi nén mạnh:

V gmax : Tốc độ piston khi nén mạnh,

K ' : Hệ số cản của giảm chấn khi nén mạnh, K ' = 0,6.K

- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:

V g : Tốc độ piston trong hành trình trả,

K tr : Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả, K tr = 8943,88 ( Ns/m )

- Lực cản của giảm chấn khi trả mạnh: tr2 tr1 ' tr gmax g

V gmax : Tốc độ piston khi trả mạnh,

K ' : Hệ số cản của giảm chấn khi trả mạnh, K ' = 0,6.K tr tr tr

3.6.2 Xác định các kích thước của giảm chấn

3.6.2.1 Xác định đường kính, hành trình pistol

- Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là V = 0, 3 m/s.

- Công suất tiêu thụ của giảm chấn được xác định theo công thức:

- Công suất tỏa nhiệt của một của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là

+ Trong đó: α : Hệ số truyền nhiệt, chọn Nhiệt độ cho phép:

- Cân bằng phương trình nhiệt ta có:

- Đối với loại giảm chấn ống: F = π.D. D

D: Là đường kính ngoài của xi lanh làm việc (m). l g : Là chiều dài phần chứa dầu (m) thường được xác định theo điều kiện kết cấu Chiều dài thiết kế giảm chấn phụ thuộc vào chiều dài kích thước cơ bản của từng phần giảm chấn Trong các giảm chấn hiện có l g = ( 3 ÷ 5 ).D , chọn l g = 4.D

 Thỏa mãn điều kiện nhiệt

- Độ dày của thành xy lanh: Δ = ( 1,5 ÷ 2,5 ) mm ; chọn Δ = 2 mm

- Đường kính trong của xy lanh làm việc: d = D - 2.Δ = 82 - 2.2 = 78 ( mm )

- Đường kính của piston: Vì đường kính trong của xy lanh làm việc cũng là đường kính của piston nên: dp = d = 78 ( mm )

- Đường kính của thanh piston là: d t = ( 0,4 ÷ 0,5 ) d p = ( 31,2÷39 ) ( mm )

- Đường kính ống ngoài: Ta thiết kế buồng điền đầy (thể tích buồng điền đầy phụ thuộc vào đường kính thanh và phải lớn hơn thể tích của thanh từ ( 2 ÷ 4 ) lần.

Hành trình piston càng bé càng phải đảm bảo tỷ lệ này) là loại đồng tâm và có chiều dài bằng chiều dài xy lanh làm việc nên đường kính ống ngoài sẽ là:

- Trong hệ thống treo phụ thuộc việc chọn H p phụ thuộc chủ yếu vào tổng biến dạng của bộ phận giảm chấn Giảm chấn trong hệ thống treo được bố trí nghiêng một góc 30 so với đường thẳng đứng nên hành trình dịch chuyển của piston là:

- Chiều dài từ ụ hạn chế đến tới đầu trên ty đẩy

- Chiều dày nắp giảm chấn L y :

Ly = ( 0,4 ÷ 0,6 ) dp = (31,2 ÷ 46,8) ( mm ) , chọn Ly = 35 ( mm )

- Chiều dày của pit tông L p :

Lp = ( 0,75 ÷ 1,1 ) dp = (58,5 ÷ 85,8) ( mm ), chọn Lp = 70 ( mm ) t 2

- Chiều dài của ty đẩy L T :

- Khoảng cách từ đáy xy lanh đến đỉnh của piston khi piston ở nằm điểm chết dưới:

- Khoảng cách từ đáy của vỏ trong tới đáy của vỏ ngoài Lb:

- Chiều dài xy lanh giảm chấn:

Lx = Ly + Hp + 2.Lp + Lk + Lb = 35 + 404 + 2.70 + 60 + 65 = 704 ( mm )

- Chiều dài của toàn bộ giảm chấn:

- Chiều dài toàn bộ giảm chấn kể cả tai giảm chấn là:

3.6.2.2 Xác định kích thước lỗ van giảm chấn

- Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn (số lỗ và kích thước lỗ van) quyết định hệ số cản của giảm chấn Ta có công thức:

Q : Lưu lượng chất lỏng chảy qua lỗ tiết lưu, Q = F p V g

F v : Tổng diện tích các lỗ van. μ : Hệ số tổn thất , chọn μ = 0,6. p : áp suất chất lỏng trong giảm chấn, p = P g

F g γ : Trọng lượng riêng của chất lỏng, γ = 8600 N/m 3 g: Gia tốc trọng trường, g= 10

F p : Diện tích piston giảm chấn: m/s 2

Downloaded by gsg hag (mocyxu@gmail.com) π.d 2 π.0,078 2 -3 2

V g : Vận tốc giảm chấn khi làm việc, V g = 0, 3 m/s.

* Xác định kích thước lỗ van nén:

- Tổng diện tích lỗ van nén được xác định theo công thức:

- Đường kính từng lỗ van nén: n.π.d 2 2

* Xác định kích thước lỗ van trả:

- Tổng diện tích lỗ van trả được xác định theo công thức:

- Đường kính từng lỗ van trả: n.π.d 2 2

* Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình nén:

- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi nén mạnh được xác định theo công thức:

- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình nén:

- Đường kính từng lỗ van giảm tải hành trình nén: n.π.d 2 2

* Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình trả:

- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi trả mạnh được xác định theo công thức: vtr '

- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình trả:

- Đường kính từng lỗ van giảm tải trong hành trình trả: n.π.d 2 2

3.6.2.3 Xác định kích thước lò xo các van giảm chấn

- Lực tác dụng lên lò xo van khi van bắt đầu mở:

+ Trong đó: p : áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ, p = K n

- Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn:

+ Trong đó: p' : áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với,

- Ứng suất trong lò xo được tính theo công thức: τ = 8.D.P 2 π.d 3 + Trong đó:

D: Đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 20 mm. d: Đường kính dây lò xo.

P2 : Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn. n n1 n n2 n1

- Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo [ τ ] = 500 MN/m 2

- Dịch chuyển h của van giảm tải(khi mở hoàn toàn) được xác định theo công thức: h = P 2 - P 1

G.d 4 C: Độ cứng của lò xo, C 8.D 3 n G: Mô đun đàn hồi của vật liệu khi xoắn, G = 8.10 4 MN/m 2

n: Số vòng làm việc của lò xo. h: Ta có thể chọn h = 2 mm.

- Từ đó ta có thể xác định được số vòng làm việc của lò xo: h.G.d 4 n = 8.D3.( P - P

- Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:

+ Trong đó: δ : Khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 0,8 mm. n 0 : Số vòng toàn bộ của lò xo, n 0

- Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:

- Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:

+ λ = 11,2 + 3,46 = 14,66 ( mm ) λ : Biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở, λ = P

- Bước của lò xo: t = Htd - d.( n - n0

Tiêu đề	Thiết kế hệ thống treo xe tải Fuso Canter TF 4.9
Tác giả	Trương Minh Quốc
Người hướng dẫn	ThS. Vũ Văn Định
Trường học	Trường Đại học Giao thông Vận tải
Chuyên ngành	Cơ khí ô tô
Thể loại	Đồ án tốt nghiệp
Năm xuất bản	2022
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	112
Dung lượng	4,58 MB