Đồ án tốt nghiệp là một điều kiện cần để các sinh viên sau khi hoàn thành khóa học có thể tốt nghiệp. Vào học kỳ cuối, những sinh viên đủ điều kiện sẽ được làm đồ án tốt nghiệp. Việc thực hiện đề tài tốt nghiệp là cơ hội để sinh viên tổng hợp kiến thức, thể hiện khả năng, tìm hiểu thực tế và trau dồi thêm những ký năng cần thiết trước khí ra trường.
Tổng quan về hệ thống treo
Công dụng, phân loại, yêu cầu
Các bộ phận của hệ thống treo dùng để nối khung hay thân xe với các cầu (bánh xe) ô tô và từng bộ phận, thực hiện các yêu cầu sau đây:
- Bộ phận đàn hồi làm giảm nhẹ các tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung, đảm bảo độ êm dịu khi di chuyển và truyền lực, mômen từ đường lên khung xe
- Bộ phận hướng để truyền lực dọc, ngang và mômen từ đường lên khung xe Động học của bộ phận hướng xác định tính chất dịch chuyển tương đối của bánh xe đối với khung
- Bộ phận giảm chấn để dập tắt các dao động của phần được treo và không được treo của ô tô
Lực phát sinh giữa bánh xe và đường có thể gộp lại làm ba phản lực chính: lực thẳng đứng Z, lực dọc X và lực ngang Y (Hình 1)
Hình 1.1: Lực tác dụng lên các bánh xe trong mặt phẳng tiếp xúc với mặt tựa a) Các phản lực thành phần tác dụng từ đường lên bánh xe b) Lực và mômen truyền từ bánh xe lên khung
Các mômen do các lực X,Y,Z gây nên mômen MX, MY, MZ có thể có giá trị khác nhau đối với bánh xe bên trái hoặc bên phải Các chi tiết của hệ thống treo truyền những phản lực và mômen trên lên khung Đường mấp mô phát sinh lực động Z và mômen động MX truyên lên thùng xe nhờ bộ phận đàn hồi của hệ thống treo Lực dọc X, lực ngang Y và các mômen MY, MZ truyền qua bộ phận dẫn hướng của hệ thống treo
Theo phần tử đàn hồi:
- Loại bằng kim loại (gồm 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)
- Loại phụ thuộc với cầu liền (gồm 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 đứng)
Theo phương pháp dập tắt chấn động:
- Loại giảm chấn thủy lực (gồm loại tác dụng một chiều và loại tác dụng hai chiều)
- Loại ma sát cơ (gồm ma sát trong bộ phận đàn hồi và trong bộ phận dẫn hướng) 1.1.3 Yêu cầu
- Độ võng tĩnh ft (độ võng sinh ra do tác dụng của tải trọng tĩnh) phải nằm trong giới hạn đủ để đảm bảo được các tần số dao dộng riêng của vỏ xe và đọ võng động fđ (độ võng sinh ra khi ô tô chuyển động) phải đủ để đảm bảo vận tốc chuyển động của ô tô 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 khoảng cách hai vết bánh trước và các góc đặt trụ đứng và bánh dẫn hướng không hay đổi)
- Dặp tắt nhanh các dao động của vỏ và các bánh xe
- Giảm tải trọng động khi ô tô qua nhưỡng đường gồ ghề.
Phân tích kết cấu của hệ thống treo
1.2.1 Hệ thống treo phụ thuộc
Hình 1.2: Sơ đồ kết cấu hệ thống treo phụ thuộc a) Nhíp dọc nửa êlíp b) Nhớp ẳ ờ lớp (lắc qua lắc lại trờn điểm tựa 1 và nối với khung nhờ quang nhớp 2 và nối với cầu bằng quang nhíp 3)
Nhíp là một dầm ghép các tấm thép lá mỏng để có độ đàn hồi cao
Hình 1.3: Dạng tổng quát của nhíp
Kích thước các lá nhíp nhỏ dần từ lá lớn nhất gọi là lá nhíp chính hay lá nhíp gốc Hai đầu lá nhíp chính được uốn thành hai tai 1 để nối với khung Phần giữa nhíp có bulông căng
4 để siết các lá nhíp lại với nhau Các quang nhíp 3 giữ cho nhíp không bị xô lệch về hai bên
Trong hệ thống treo phụ thuộc, nhíp đặt dọc thường làm nhiệm vụ dẫn hướng, truyền lực đẩy hoặc lực phanh lên khung Ở ô tô có cầu trước loại liền nhíp được bố trí ngang
Trong trường hợp này khung chỉ nối với cầu Vì vậy phần được treo của ô tô sẽ không chuyển động ổn định và tốc độ ô tô bị hạn chế Không làm nhiệm vụ truyền lực đẩy từ khung xuống cầu trước được Muốn truyền lực đẩy, phải làm các thanh riêng
1.2.2 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
6 Ụ cao su hạn chế hành trình dao động
Hình 1.5: Hệ thống treo độc lập
Trên hình 1.5 là kết cấu hệ thống treo độc lập thường được sử dụng trên xe du lịch Ở hệ thống treo này bộ phận hướng gồm đòn trên 1 và đòn dưới 4, chúng kết nối với đòn đứng và dầm cầu dẫn hướng 5 bằng các khớp quay Trong trưởng hợp này lò xo là bộ phận đàn hồi còn giảm chấn ống 2 được luồn vào bên trong lò xo 3 nên kết cấu rất gọn
Do các đòn hình nạng, nên lực tác dụng lên khớp quay khi có lực ngang và mômen của bản thân lực ngang sẽ giảm
Bộ phận hướng dùng để truyền các lực dọc, ngang và mômen tương tác giữa bánh xe với khung vỏ ô tô Chẳng hạn, để ô tô có thể chuyển động được thì lực kéo Pk đặt tại bánh xe chủ động cần được truyền tới khung xe, nhưng do bộ phận đàn hồi và giảm chấn không có khả năng truyền lực dọc và mômen nên cần phải có bộ phận hướng (thanh đòn 5) để thực hiện nhiệm vụ này Bộ phận hướng không chỉ truyền các lực và mômen, nó còn có nhiệm vụ đảm bảo động học các bánh xe trong quá trình chuyển động
Hình 1.6: Các bộ phận cơ bản của hệ treo
1 Bánh xe; 2 Dầm cầu; 3 Giảm chấn;
4 Bộ phận đàn hồi; 5 Bộ phận hướng
- Hệ thống treo phụ thuộc: Đối với 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 Hệ thống treo phụ thuộc không thể đảm bảo đúng hoàn toàn động học của bánh xe dẫn hướng
- Hệ thống treo độc lập: Đối với hệ thống treo độc lập hai bánh xe trái và phải không có quan hệ trực tiếp với nhau Vì vậy trong khi dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng ngang, bánh xe kia vẫn đứng nguyên Do đó động học của bánh xe dẫn hướng giữ đúng hơn Hệ thống treo độc lập cải thiện tính điều khiển, tính ổn định và độ êm dịu chuyển động của ô tô
Bộ phận hướng và phần tử đàn hồi không phụ thuộc vào nhau Ví dụ như hệ thống treo phụ thuộc có thể là loại nhíp, loại thanh xoắn, loại treo khí Ngược lại, hệ thống treo loại thanh xoắn có thể độc lập hoặc phụ thuộc
Các yêu cầu cơ bản mà bộ phận dẫn hướng phải thỏa mãn:
- Giữ nguyên động học của các bánh xe khi ô tô chuyển động Điều nay có nghĩa là khi bánh xe dịch chuyển thì các góc đặt bánh xe, các chiều rộng, chiều dài cơ sở phải giữ nguyên Nếu xe dịch chuyển theo chiều ngang Ybx (thay đổi chiều rộng cơ sở) sẽ làm lốp mòn nhanh và tăng sức cản chuyển động ô tô trên các loại đất mềm Dịch chuyển theo chiều dọc Xbx tuy có giá trị thứ yếu nhưng cũng gây nên sự thay đổi động học của truyền động lái Việc làm thay đổi góc doãng 𝛼 của bánh xe dẫn hướng là điều nên tránh vì nó kèm theo mômen do hiệu ứng con quay làm cho lốp bị lắc qua lắc lại nhanh Ngoài ra khi bánh xe lăn với góc nghiêng lớn sẽ làm mòn lốp, sinh ra phản lực ngang Y lớn, làm ô tô khó bám đường hơn
- Tránh thay đổi góc nghiêng 𝛾 của bánh dẫn hướng, vì làm trụ đứng nghiêng về phía sau nên độ ổn định của ô tô sẽ kém đi
- Đảm bảo truyền các lực X,Y và các mômen lực từ bánh xe lên khung mà không gây biến dạng rõ rệt, hay không làm dịch chuyển các chi tiết của hệ thống treo
- Giữ được đúng động học của truyền động lái (nếu sự dịch chuyển thẳng đứng và sự quay quanh trụ đứng của bánh xe không phụ thuộc nhau)
- Độ nghiêng của thùng xe phải bé
- Bộ phận hướng phải đảm bảo bố trí thuận tiện và không ngăn cản việc dịch chuyển động cơ về phía trước Nếu được bố trí hợp lí thì làm tăng mômen quán tính đối với trục ngang đi qua trọng tâm phần được treo
- Bộ phận hướng phải có kết cấu đơn giản và dễ sử dụng
- Trọng lượng bộ phận hướng và phần không được treo phải nhỏ
1.2.3.4 Kết cấu của bộ phận hướng
1.2.3.4.1 Kết cấu bộ phận hướng của hệ thống treo phụ thuộc
Nhíp không phải chỉ là bộ phận đàn hồi mà còn là một thành phần của bộ phận hướng
Hệ thống treo phụ thuộc có những ưu, nhược điểm sau:
- 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 va đập mạnh giữa phần không treo và phần treo làm giảm độ êm dịu chuyển động Mặt khác bánh xe va đập mạnh trên 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
- Sự nối cứng bánh xe 2 bên dầm liên kết gây nên chuyển vị phụ khi xe chuyển động
- 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 Giá thành thấp
1.2.3.4.2.Kết cấu bộ phận dẫn hướng của hệ thống treo độc lập
- Khối lượng phần không được treo nhỏ, đặc tính bám đường của bánh xe tốt vì vậy sẽ êm dịu khi chuyển động và có tính ổn định tốt
toán thiết kế hệ thống treo trước
Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng: xe tham khảo Everest Limited 4x2 mt
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 18960 N
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 26070 N
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7584 N
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 11376 N
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 10428 N
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 15642 N
Nhóm các thông số kích thước xe:
- Chiều dài cơ sở : L = 2860 mm
- Chiều rộng cơ sở : B = 1500 mm
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 255/60R18
Trong đó 𝛾 𝑏𝑥 hệ số biến dạng lốp, đối với lốp áp suất thấp lấy 𝛾 𝑏𝑥 = 0,93
- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 210 mm
- Khối lượng phần không treo : mkt = 12*2 = 24 (kg)
- Khối lượng phần bánh xe: mbx = 22 (kg)
Ne max = 141 (hp) / 3500 (v/ph) vmax = 105 (km/h)
- Khoảng cách 2 bánh trước/sau : 1475/1470 (mm)
Tính toán các thông số dao động của bánh xe với thân xe
Đối với ô tô du lịch giá trị 𝜀 𝑦 = 0,85 ÷ 1,05 (Hệ số phân bố khối lượng) Vì vậy có thể coi dao động của khối lượng đặt lên cầu trước là độc lập
2.2.1 Xác định độ cứng của hệ thống treo thông qua tần số dao động riêng của cơ hệ
Ta chọn độ võng tĩnh với xe du lịch ft = 0,15 (mm)
Tần số dao động riêng của hệ treo được xác định từ công thức:
Phù hợp với tần số dao động trong khoảng n = 60 ÷ 85 ( 𝑙
𝑝ℎ) Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức:
CT: Độ cứng của hệ thống treo đối với một bánh xe (N/m)
M: Khối lượng của phần treo của ô tô đặt lên cầu (kg)
𝜔: Tần số dao động riêng của hệ treo (rad/s) giá trị này được tính từ số lần dao động của xe trong thời gian một phút n (lần/ph) Độ cứng trung bính của hệ treo lấy từ trung bình cộng của hai giá trị: Khi xe đầy tải và khi xe không tải
Với hệ thống treo trước ta có:
2 𝜔 2 Khối lượng phần không được treo mkt = 25 (kg)
Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải:
M10 : Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải là 758,4 kg
- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải:
MT1 = 1042,8 – 24 – 22*2 = 974,8 (kg) m1T : Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải 1042,8 (kg)
Vậy độ cứng tính toán là:
Với hệ thống treo sau ta có:
M0 được xác định từ công thức: Md0 = M0t – 2.mbx = 1137,6 – 2*22 = 1093,6 (kg)
Mt được xác định từ công thức: Mdt = Mtt – 2.mbx = 1564,2 – 2.22 = 1520,2 (kg) Độ cứng tính toán: 𝐶 𝑡 = 𝐶 𝑡 0 +𝐶 𝑡 1
2 8,1 2 = 85745,7 (N/m) 2.2.2 Xác định hành trình động của bánh xe
Hành trình động của bánh xe: fd = (0,7+1,0).ft Lấy fd = 0,8.ft = 0,8.0,15 = 0,12 (m)
Tổng hành trình của bánh xe: Tình từ chuyển bị bánh xe bắt đầu chịu tải đến vị trí chạm dấu tì hạn chế (max) fn = fd + ft = 1,8.ft = 1,8.0,15 = 0,27 (m)
Với ụ hạn chế bằng cao su có thể lấy đoạn biến dạng bằng 0,1 ÷ 0,2 của toàn bộ chiều dài của ụ
2.2.3 Kiểm tra hành trình động của bánh xe
Kiểm tra hành trình động của bánh xe theo điều kiện đảm bảo khoảng sáng gầm xe tối thiểu Hmin fd ≤ H0 – Hmin
H0: Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
Hmin: Khoảng sáng gầm xe tối thiểu cần thiết
- Đối với cầu trục trước cần kiểm tra hành trình động để không xảy ra va đập cứng vào ụ tì khi tăng tốc: fd ≥ ft 𝜑 ℎ 𝑠
𝜑 𝑚𝑎𝑥 : Hệ số bám lớn nhất (0,75 ÷ 0.85) Chọn 0,75 a: Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước hg: Chiều cao trọng tâm xe
- Đối với cầu trục trước cần kiểm tra hành trình động để không xảy ra va đập vào ụ tì khi phanh: Từ công thức: fd ≥ft 𝜑 𝑚𝑎𝑥 ℎ 𝑔
Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau b = L.55% = 2860.55% = 1573 (mm)
Hình 2.1 :Sơ đồ phân bố tải trọng
- Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải:
1564,2 = 109,1 (𝑚𝑚) 2.2.4 Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn Ktb
- Hệ số dập tắt dao động của hệ treo D
D = 2.ψ ω = 2.0,2.8,1 = 3,24 (rad/s) Ψ: Hệ số cản tương đối, Chọn ψ = 0,2
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe:
+ Đối vớ hệ thống treo cầu trước:
2.9,81 3,24 = 1609,8 (Ns/m) + Đối với hệ thống treo cầu sau:
Số liệu cơ sở để tính toán:
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước: BT = 1500 mm
- Bán kính bánh xe: rbx = 354,9 mm
- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (Góc Kingpin): 𝛿 0 = 10 𝑜
- Chiều cao từ giảm chấn đến khung xe lớn nhất: Chọn Htmax = 820 mm
- Góc nghiêng ngang bánh xe (Góc Camber): 𝛾 0 = 0 𝑜
- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -15 mm
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin = 210 mm
- Độ võng tĩnh ft = 150 mm
- Độ võng động fd = 120 mm
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 128 mm
- Chiều dài trụ đứng : Kr = 155 mm
- Chọn chiều dài càng A: ld = 380 mm
Động học hệ treo MC.Pherson
2.3.1 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 𝜀 và góc nghiêng ngang
𝜎 Các góc này được bố trí tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe
2.3.1.1 Độ cứng chuyển vị của lò xo
Hình 2.2: Sơ đồ chuyển vị của lò xo
𝑙 𝑏𝑥 ∗ 𝑐𝑜𝑠𝛿 𝑙𝑥 𝑐𝑜𝑠𝜀 𝑏𝑥 ; Độ cứng theo trục tâm:
𝑙 𝑙𝑥) 2 𝐶 𝑡 cos 2 𝜀 𝑙𝑥 cos 2 𝛿 𝑙𝑥 ; Trong đó: f = ft + fd tổng hành trình làm việc của bánh xe
Clx: độ cứng phần tử đàn hồi flx: Hành trình làm việc của lò xo
2.3.1.2 Độ cứng và hành trình giảm chấn
Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp như sơ đồ bên dưới:
Trục của giảm chấn không trùng với đường tâm trụ đứng thường gặp nên xe có: r0 (bán kình quay bánh xe dẫn hướng) âm và góc nghiên ngang trụ đứng khá lớn
Hệ số cản theo tâm trục:
Hình 2.3: Sơ đồ bố trí giảm chấn
2.3.2 Động lực học hệ treo
Các chế độ tải trọng tính toán:
- 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 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
G1T: 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
Hình 2.4: Sơ đồ phân tích lực khi lực kéo và lực phanh cực đại
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được hai thành phần X0 và MX:
- Lực X0 gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX :
440+75 = 4009,2 (𝑁) Trong đó: n = C1C2 = Kr/2= 75 mm m = C2O2 = 440 mm
- Do mômen MX gây nên tại A và B:
- Lực X gây ra trên đòn ngang lái đặt tại S là Sy và tạo nên các phản lực AS và BS:
40 𝑐𝑜𝑠10 𝑜 = 1733 (𝑁) Trong đó: lS: Chiều dài đòn ngang lái Chọn 40mm
Chọn: s = m, t = n (Kích thước để lắp đòn ngang lái)
Và tỉ số truyền ro/ls = 15/40 = 0,375
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
Theo phương AB: ZA = Zlx = 10269,6.0,6 = 6161,8 (N)
Theo phương Y: AMZ + AZY – AS = (299 + 984,2)*0,6 – 252,4 = 517,5 (N)
Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = (299 + 2795).0,6 + 1480,6 = 3337 (N)
Trong đó: CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
120+180= 9174,5 (𝑁) d1, d2: là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A tới khớp cầu ngoài của càng Chọn d1 = 120, d2 = 180
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/
Trường hợp lực ngang cực đại:
- Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng lực X)
Bỏ qua trọng lượng bánh xe để dự trữ bền
Trong đó: B: Chiều rộng cơ sở, B = 1,5 (m) hg: Chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,5 (m)
𝜑 𝑦 : Hệ số bám ngang, chọn bằng 1
Hình 2.5: Sơ đồ phân tích lực trong trường hợp lực ngang cực đại
- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực Ay, By:
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Các lực tác dụng lên đòn ngang:
Tại C: CYY = BY – BMZ – BZY = 1629 (N)
Trường hợp chỉ chịu tải trọng động:
- Chỉ có lực Z tác động ( Vắng Y,X)
2 2 = 10428 (𝑁) kd: Hệ số tải trọng động, kd = 1,8 – 2,5 với xe chạy trên đường tốt, chọn bằng 2
Hình 2.6: Sơ đồ phân tích lực trong trường hợp chỉ chịu tải trọng động
- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
- ZAB cân bằng với Zlx :
- Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ :
Z: Tải trọng động thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe ro: Bán kính quay bánh xe quanh trụ đúng ro mm
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:
- 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
- Như vậy, tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:
AMZ + AZY = 299 + 984,2 = 1283,2 (N) + Đầu B: BMZ + BZY = 299 + 2795 = 3094 (N)
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tụa D và E:
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
2.4.1 Đòn ngang chữ A 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 bên giả thiết rằng: một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng Do vậy có thể tính toán như sau:
Trường hợp 1: Chỉ có lực Z
Fz = ZAB = 10296,6 (N) Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc:
Hình 2.7: Sơ đồ phân tích lực trong trường hợp chỉ có lực Z trên đòn ngang chữ A
- FZ đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy
- Ứng suất tiếp lớn nhât được xác định theo công thức:
2400 = 6,44 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 [3], có 𝜎 𝑏 Q0Mpa
Do tính kinh tế nên chọn vật liệu hợp kim nhôm thay cho thép nhưng vẫn đảm bảo tính an toàn
Suy ra: 𝜏 𝑚𝑎𝑥 < [𝜏], Với n = 1,5: hệ số an toàn
Với đòn ngang dưới thỏa 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 gần đó Ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức:
Trong đó: + Mu: Mômen uốn trên mặt cắt ngang
+ Jx : Mômen quán tính của mặt cắt ngang
+ y: Tung đọ của điểm đang xét đến trục trung hòa OE
Với: l – Chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt; l = 300mm
12 = 320000 (𝑚𝑚 4 ) Y: Lấy tại điểm có tung độ max; y = 30mm
Thay các giá trị trên vào công thức:
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 [3], có 𝜎 𝑏 Q0Mpa
Thỏa điều kiện bền uốn
+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
𝜎 < [𝜎 𝑘 ] Vậy thỏa điều kiện bền
Trường hợp 2: Chỉ có lực Z và X
Hình 2.8: Sơ đồ phân tích lực trường hợp chỉ có lực Z và X
Fz: đóng vai trò là lực cắt và gây ra mômen uốn dọc trong mặt phẳng
Qy: Lực cắt Qy = Fz = 6161,7 (N)
2400 = 3,85 (N/mm 2 ) Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 [3], có 𝜎 𝑏 Q0Mpa
2.1,5= 170 (N/mm 2 ) ≥ 𝜏 𝑚𝑎𝑥 Vậy thỏa mãn bền
+ Fz gây ra mômen uốn dọc Tương tự trường hợp 1 ta có: Ứng suất uốn lớn nhất với tiết diện hình chữ nhật (40x60) được xác định theo công thức:
Mà mômen Mu = Fz.l = 6161,7.300 = 1848510 (N.mm)
320000 30 = 173,3 (N/mm 2 ) => Thỏa mãn điều kiện bền
- Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
- Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phảng xoy
+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức:
Qy: lực cắt Qy = Fx = 7243 (N)
- Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, có 𝜎 𝑏 Q0Mpa
+ Fx gây ra mômen uốn ngang: ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức:
Mà mômen Mu = Fx l = 7243 300 = 2172900 (N.mm 2 )
Trường hợp 3: Chỉ có lực Z và Y
Hình 2.9: Sơ đồ phân tích lực trường hợp chỉ có lực Z và Y
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta thu được kết quả:
+ Thành phần Fy gây ra nến đúng tâm:
- 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:
𝑃 𝑚𝑎𝑥 ≥ [𝑛 0 ] Trong đó: [n0] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu
Plim : Lực giới hạn cho ổn định
(𝜇.𝑙) 2 Với: E: Môđun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 -6 (KG/cm 2 )
J: Mômen quán tính nhỏ nhất của càng A
12 = 720000 (𝑚𝑚 4 ) à: Hệ số phụ thuộc vào liờn kết à = 0,5 l: Chiều dài của càng l = ld = 380 (mm)
Đòn ngang chữ A đủ ổn định Thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau
Rôtuyn là khớp cầu ở giữa đòn ngang và cam quay Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt, uốn, chèn dập
Trường hợp 3: Qc = √𝐹 𝑦 2 + 𝐹 𝑧 2 = √1629 2 + (8690 𝑐𝑜𝑠10 0 ) 2 = 8711,64 (𝑁) Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 8711,64 (N)
S: Diện tích tiết diện nguy hiểm:
4 = 314 (𝑚𝑚 2 ) d: Đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20mm
- Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V [3] có: 𝜎 𝑏 = 1000(𝑀𝑝𝑎)= 1000(N/mm 2 )
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt
Tính theo ứng suất uốn:
Mu: Mômen chống uốn h: Tung độ lớn nhất, h = 13mm
Kiểm tra theo ứng suất uốn: Với vật liệu là thép 45CrMo4V:
𝜎 𝑢 < [𝜎 𝑢 ] => Rôtuyn thỏa 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 = 10296,6 (N)
Vậy Rôtuyn thỏa mãn điều kiện bền.
Tính toán phần tử đàn hồi
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
2.5.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất:
0,28 = 14152,3 (𝑁) Trong đó: Z: Tải trọng động llx: Chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx = 280 mm ld: Chiều dài đòn ngang: ld = 370 (mm)
Hình 2.10: Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên lò xo
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
- Hành trình làm việc của lò xo:
- Độ cứng của lò xo:
Chọn các thông số cơ bản:
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp [𝜏] = 1600 (MN/m 2 ) (Theo tài liệu Chi tiết máy tập 2)
- Đường kính dây lò xo: d = 10÷ 20 (𝑚𝑚)
- Tỷ số đường kính: c = D/d = 10 (lần)
Với D: Đường kính trung bình của vòng lò xo
Xác định đường kính 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:
[𝜏] k: Hệ số xét đến độ cong của dây lò xo c: Tỷ số đường kính (c)
Fmax = 14152,3 (N) Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn
Chọn đường kính dây lò xo là d = 16 (mm)
- Đường kính trung bính của lò xo: D = c.d = 10.16 = 160 (mm)
- Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức:
Flx: Chuyển vị của lò xo, flx = 190 (mm)
G: Mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 )
D: Đường kính dây lò xo, d = 16 (mm) c: Tỷ số đường kính, c = 10
Xác định kích thước lò xo
Xác định kích thước của lò xo
- Đối với lò xo chịu nén, số vòng toàn bộ n0 được tính theo công thức: n0 = n + 1,5 = 4 + 1,5 = 5,5 vòng
- Chiều cao của lò xò 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:
𝑛 ; Trong đó: λmax: Chuyển vị của lò xo ứng với lực Fmax λ 𝑚𝑎𝑥 =𝐹 𝑚𝑎𝑥
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải:
- Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất (khi xe không tải):
- Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diẹn dây lò xo:
- Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo:
2 = 1089,25 (MN/m 2 ) Kiểm nghiệm lò xo theo điều kiện:
𝜏 0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng
𝜀 𝜏 : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo (𝜀 𝜏 = 2,5) ψ τ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bính (ψ τ = 0,1)
- Đường kính dây lò xò: d = 16 (mm)
- Đường kính trung bình lò xo: D= 160 (mm)
- Bước lò xo khi chịu tải: t = 90 (mm)
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 80 (mm)
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải: H0 = 376 (mm)
- Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất: H1 = 270 (mm)
- Số vòng làm việc của lò xo: n = 4 vòng
- Số vòng toàn bộ: n0 = 5,5 vòng
- Hành trình lò xo: flx = 190 (mm)
- Độ cứng lò xo: Clx = 47914,7 (N.m)
2.6 Tình toán phần tử giảm chấn.
Tính toán phần tử giảm chấn
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 xilanh thì giảm chấn một lớp vỏ có thể làm cần piston lớn hơn so với giảm chấn hai lớp vỏ
2.6.2.1 Chọn và tính các thông số của giảm chấn 1 lớp vỏ dx: Đường kính ngoài của xilanh công tác dp: Đường kính piston dt: Đường kính ty đẩy
Nên đường kính piston là: dP = dx – 5 = 45 – 5 = 40 (mm) Đường kính ty đẩy: dt = (0,4 ÷ 0,5).dP = 0,45 40 = 18 (mm)
Chiều dài cụm làm kín: Ln = (0,75 ÷1,5).dP = 1,25.dP = 1,25.40 = 50 (mm)
Chiều cao cụm piston: LP = (0,75 ÷ 1,1).dP = 0,8.40 = 32 (mm)
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén: Lkn = (0,25÷ 0,75).dP = 0,35.40 = 14 (mm)
2.6.2.2 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 giảm chấn là: Đường kính ngoài xilanh công tác: dX
Hành trình làm việc của piston: fgc
Ta chọn sơ bộ kích thước: dX = 45 (mm) fgc = HP Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
𝛾 𝑔𝑐 : Góc nghiên giảm chấn, chọn ban đầu 𝛾 𝑔𝑐 = 10 0 lgc: Chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn lgc = 280 (mm) lbx: Chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ đòn dưới.lbx = 400(mm)
Thay vào công thức ta được:
Ly: Chiều dài nắp giảm chấn
Ly = (0,4÷0,6).dX Ta chọn: Ly = 0,6.45 = 27 (mm)
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston động dưới
Chiều dài xilanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK = 27 + 192 + 32 + 36 = 287 (mm) Chiều dài của toàn giảm chấn:
Lgc = LX + Lu = 287 + 70 = 353 (mm) Với: Lu: 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 + 192 + 27 + 32 = 421 (mm)
2.6.2.3 Xác định các thông số
Tỷ số truyền của giảm chấn:
Hệ số cản yêu cầu theo phương thẳng đứng của mỗi giảm chấn:
Trong đó: M1T: Khối lượng đặt lên cầu trước
D: Hệ số dập tát dao động
Hệ số cản giảm chấn Kgc
Với: Kn: Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn
Ktr: Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn
Thay số vào ta được: Kn = Kgc/2 = 851,6/2 = 425,8 (N.s/m)
Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc
P = K.v m ; Trong đó: K: Hệ số cản của giảm chấn v m : Vận tốc dịch chuyển của piston
- Trạng thái nén mạnh trả mạnh
Trong trường hợp này vận tốc của piston đi với vận tốc tối đa và khoảng 0,6(m/s 2 ) lúc đó lưu lượng chất lỏng qua các lỗ van nén và van trả là Q = vmax.(SP-St)
+ Lực nén và trả max: vmax = 0,6 (m/s)
- Trạng thái nén nhẹ trả nhẹ
Trong trường hợp này vận tốc của piston đi với vận tốc nhỏ hơn 0,3m/s 2 , lúc đó lưu lượng chất lỏng qua các lỗ van nén và trả là
Q = vmin.(SP-St) + Lực nén và trả nhẹ: vmin = 0,3 (m/s)
Hình 2.11: Đường đặc tính của giảm chấn
- Tính toán kích thước các van nén và van trả
+ Van trả mạnh: 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:
Nên tiết diện van trả sẽ là:
𝛾 Với: 𝜇: Hệ số tiêu tốn, 𝜇= 0,6 ÷ 0,75 Chọn 𝜇 = 0,75
𝛾: Khối lượng riêng của dầu, 𝛾 = 8600(kg/m 3 )
Vậy đường kính van trả sẽ là:
Với, ntr = 5 lỗ, số lỗ van trả
+ Van trả nhẹ: 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:
Nên tiết diện van trả nhẹ sẽ là:
Vậy đường kính van trả nhẹ sẽ là:
+ Van nén mạnh: Áp suất tác dụng khi bị nén:
4 40 2 = 0,2 (N/mm 2 ) = 0,2.10 6 (N/m 2 ) Lưu lượng chảy qua van né khí giảm chấn làm việc:
Tiết diện van nén là:
Vậy đường kính van nén sẽ là:
Với nn: số lỗ van nén, nn = 5 lỗ
+ Van nén nhẹ: Áp suất tác dụng khi bị nén:
Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc:
Tiết diện van nén là:
Vậy đường kính van nén nhẹ sẽ là:
Kết quả tính toán giảm chấn:
- Đường kính xilanh công tác dX = 40 (mm)
- Hành trình của giảm chấn HP = 192 (mm)
- Đường kính ty đẩy dd = 18 (mm)
- Chiều dài của xilanh giảm chấn LX = 287 (mm)
- Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 353 (mm)
- Hệ số dập tắt dao động D = 3,24 (rad/s)
- Đường kính van nén Dn = 2 (mm)
- Số lỗ van nén n = 5 lỗ
- Đường kính van trả Dt = 1,3 (mm)
2.6.2.4 Xác định công suất tỏa nhiệt của giảm chấn
Theo phương truyền nhiệt, lượng nhiệt được tỏa ra khi giảm chấn làm việc trong một giờ được xác định theo công thức:
𝜇: Hệ số tỉ lệ, chọn 𝜇 = 1
𝛼: Hệ số truyền nhiệt vào không khí của thành phần ống giảm chấn
F: Diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
𝐹 = 2𝜋 𝑅 𝐿 𝑋 Với R: Bán kính ngoài của giảm chấn R=dx/2 = 22,5 (mm)
LX: Chiều dài của xilanh công tác LX = 287 (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
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):
Trong đó: 𝜔: Tần số dao động của hệ treo, 𝜔 = 8,1 (rad/s)
𝛾: Hệ số tăng năng lượng sức cản, 𝛾 = 1,5
HP: Hành trình của piston, HP = 192 (mm)
𝛽: Hệ số thu năng lượng, 𝛽 = 0,05 ÷ 0,13, Chọn 𝛽 = 0,1
Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thỏa mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt
𝑡 Trong đó: A: Hệ số chuyển đổi A = 427 (KGm/Kcal), T: 3600 (s), Qmax = 219 (Kcal)
Vậy, 𝑁 𝑚𝑎𝑥 𝑄 > 𝑁 𝑚𝑎𝑥 𝑃 nên giảm chấn thỏa mã điều kiện bền nhiệt, tức là giảm chấn làm việc bình thường
2.6.2.5 Tính bền ti đẩy piston của giảm chấn
Khi giảm chấn làm việc ty đẩy sẽ chịu kéo ở hành trình trả và nén ở hành hình 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:
Trong đó: Ptr max: Lực trả lớn nhất Ptrmax = 766,44 (N) dd: Đường kính của ty đẩy piston dd = 18 (mm)
Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép: [𝜎 𝐾 ] = 850 (𝑀𝑃𝑎) = 850 (𝑁/mm 2 )
Vậy khi chịu ứng suất kéo, ty đẩy thỏa mã điều kiện bền
Khi đòn đẩy chịu nén:
Kiểm tra hệ số ổn định của ty đẩy:
Trong đó: Plim: Lực giới hạn cho ổn định
E: Môdun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 6 (KG/cm 2 )
J: Mômen quán tính nhỏ nhất của ty đẩy
𝜇: Hệ số phụ thuộc vào liên kết, 𝜇 = 0,5 l: Chiều dài của ty đẩy l = HP + LY + Lu/2 = 192 + 27 + 70/2 = 254 (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
2.6.2.6 Chọn ụ cao su hạn chế hành trình cho hệ thống treo 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 với đường đặc tính cho trước của nó
Hình 2.12: Kết cấu của ụ cao su hạn chế Đặc điểm của ụ cao su hạn chế này 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 Ụ hạn chế này được lắp ở đầu trên của giảm chấn, có tác dụng làm hạn chế hành trình của giảm chấn và không cho giảm chấn đập trực tiếp vào vỏ xe và ụ hạn chế còn có tác dụng tăng độ cứng cho hệ thống treo.
Tính toán thiết kế hệ thông treo sau
Chọn đường đặc tính đàn hồi
Hệ thống treo cầu sau dùng phương án treo cân bằng Có ưu điểm là chi phí thấp, dễ tháo lắp sửa chữa trong quá trình bảo dưỡng, do 2 bánh xe liên kết với 1 dầm cầu cứng nên khả năng chống lực ngang là rất tốt Nhíp vừa có nhiệm vụ đàn hồi vừa có nhiệm vụ dẫn hướng
Bộ phận giảm chấn cùng với sự ma sát ở hệ thống treo sẽ sinh lực cản và dập tắt dao động Việc tính toán thiết kế hệ thống treo cầu sau tính cho thường hợp ô tô đầy tải
- Đường đặc tính đàn hồi
Hình 3.1: Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo đã chọn bao gồm 2 yếu tố đường tuyến tính
OA với độ cứng không đổi và đường phi tuyến tính AB với độ cứng thay đổi Hoành độ
OE là độ võng tĩnh ft của hệ thống ứng với tải trọng tĩnh Ft Điểm C là điểm tựa của bộ phận hạn chế trên nên EC là giá trị độ võng động trên fdt, đoạn OE là dạng của phần tử đàn hồi có độ cứng thay đổi, để có đường đặc tính như trên ta chọn phần tử đàn hồi là nhíp và ụ hạn chế bằng cao su
Hệ thống treo đối xứng 2 bên, vì vậy khi tính toán ta chỉ cần tính toán cho 1 bên Tải trọng tác dụng lên 1 bên của hệ thống treo sau:
Trọng lượng không được treo tại vị trí cầu sau (G0t3):
Phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe:
Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra Hiện nay có rất nhiều chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động như tần số dao động, gia tốc dao động, vận tốc dao động…
Chọn chỉ tiêu tần số dao động để đánh giá như sau:
Tần số dao động của xe du lịch: n = 60 90 (lần/phút)
Với ft : độ võng tĩnh của hệ treo
Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo sau ns = 70 (lần/phút) Độ võng tĩnh : 𝑓 𝑡 = ( 𝑓 𝑑
70) 2 = 0,18 (m) = 180 (mm) Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: 𝐶 = 𝐺 𝑑𝑡
180 = 42,8 (N/mm) Độ võng động fđ = (0,5÷ 0,6) 𝑓 𝑡 = 0,5.180 = 90 (mm).
Tính toán nhíp
3.2.1 Chọn thông số của lá bó nhíp chính
Khi ô tô chuyển động không tải thì góc 𝛼 (góc nghiêng của móc nhíp) thường được chọn không bé hơn 5 0 Khi tải trọng đầy góc 𝛼 có thể đạt trị số 40÷ 50 0 Để đơn giản tính toán sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X
Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe: Zbx = 7821 (N)
Chọn chiều dài lá nhíp chính Đối với nhíp sau xe tải:
L = (0,35÷ 0,5).LX = 1001 ÷ 1430 (mm) Với: LX: Chiều dài cơ sở của xe, LX = 2860 (mm)
Chọn chiều dài lá nhíp chính, L = 1200 (mm)
Chọn chiều rộng quang nhíp, lq = 120 (mm)
1/2 lá nhíp từ quang nhíp, lk = (L-lq)/2 = (1200-120)/2 = 540 (mm)
Hình 3.2: Phân tích lực tác dụng lên lá nhíp
Chọn số lá nhíp là 5 được chia làm hai nhóm:
Nhóm 1: gồm 2 lá có L = 1200 (mm) chiều dày 7,5 (mm)
Nhóm 2: gồm 3 lá, chiều dày các lá 8 (mm)
Chiều rộng các lá 60 (mm) 3.2.2 Xác định chiều dài các lá nhíp
Việc xác định chiều dài các lá nhíp là một trong những điều kiện cơ bản để đảm bảo độ đồng đều giữa các lá nhíp, điều này cần thiết để năng cao tuổi thọ của nhíp Chiều dài các lá nhíp được xác định từ điều kiện sao cho dạng của nhíp thực tế trong mặt phẳng gần trùng với dầm hình thang và điều kiện cân bằng phản lực trên đầu mút các lá nhíp từ tải trọng ngoài được xác định bằng phương pháp tải trọng tập trung Hệ phương trình dùng để xác định chiều dài nhíp có dạng:
Trong đó: li: Chiều dài lá nhíp thứ i
Ji: Mômen quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i
12 , 𝑣ớ𝑖 b là chiều rộng lá nhíp, d là độ dày lá nhíp
Với lk = l1 = 540 (mm), giải hệ phương trình ta được Từ phương trình cuối ta có: l5 = 0,6l4 thế lần lượt từ dưới lên trên ta được kết quả sau: l4 =0,75l3; l3=0.7l2
Theo công thức: Lk = 2.lk + lq
Bảng 3.1: Chiều dài các lá nhíp
3.2.3 Tính độ cứng thực tế của nhíp
Hỡnh 3.3: Lực tỏc dụng lờn nhớp loại ẳ ờlớp
Phương trình tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi
Khi chịu lực Z, thanh biến dạng một đoạn là f
Gọi U là thế nang biến dạng đàn hồi của thanh ta có:
Nếu thanh có tiết diện không đổi thì f = dU/dP
Các lá nhíp chồng khít lên nhau, một đầu được ngàm chặt, đầu còn lại chịu tác dụng của lực P
Vậy độ cứng của nhíp là: Cn = 6.𝐸.𝛼
∑ 𝑛 𝑖=1 𝑎 𝑘+1 3 (𝑌 𝑘 −𝑌 𝑘+1 ) Trong đó: E: Môdun đàn hồi của vật liệu, E = 2.10 5 (Mpa)
𝛼: Hệ số thực nghiệm Chọn 𝛼 = 0,85 ak = (li-lk) với li là chiều dài của lá nhíp thứ i
Yk = 1/ik jk: Tổng mômen quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k Trong bộ nhíp có 2 lá nhíp có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta coi 2 lá nhíp là một quy về lá nhíp thứ nhất với 𝑗 𝑘 = 𝑚𝑏ℎ 𝑘 3
Bảng 3.2 : Mômen quán tính các lá nhíp k lk mm ak+1 mm b mm hk mm jk mm 4 ik mm 4
Vậy độ cứng của nhíp là: 𝐶 𝑛 = 6.2.10 5 0,85
15457 = 66 (N/mm) Độ võng thực tế của nhíp là: 𝑓 𝑡 = 𝐺 𝑑𝑡
Số lần dao động trong một phút: n = 30
√0,1167 = 87,8 (l/p) Nằm trong giới hạn cho phép 60 ÷ 90 (lần/phút)
Vậy hệ thống treo thỏa mã về độ êm dịu khi đầy tải
3.2.4 Lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp
Tính theo phương pháp tải trọng tập trung Giả thiết các lá nhíp khi là việc chỉ tiếp xúc ở hai đầu lá Như vậy lực được truyền từ lá này sang lá kia chỉ qua hai điểm đầu mút của lá, phần còn lại không tiếp xúc và như vậy lá được biến dạng tự do Với giả thiết tải trọng tập trung, giữa các lá ở hai đầu đưa vào các con lăn, phần giữa nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, truyền lực giũa các lá chỉ nằm giữa hai đầu
Nếu chỉ khảo sỏt ẵ lỏ nhớp, ta cú thể hỡnh dung bộ nhớp được cấu tạo từ một số dầm được ngàm chặt một đầu, ở đầu tự do chịu tác động của một tải trọng ngoài, ứng suất trong các lá có thể xác định nếu biết các lực tác động lên mỗi lá nhíp Như vậy bài toán xác định ứng suất chuyển về bài toán xác định các lực đặt lên các lá nhíp: X1, X2, … Xn-1
Hình 3.4: Sơ đồ tính nhíp
Tại điểm đầu của lá nhíp thứ hai thì biến dạng của lá nhíp thứ nhất và lá nhíp thứ hai bằng nhau, tương tự tại đầu của lá nhíp thứ k thì biến dạng của lá nhíp thứ k-1 và lá thứ k bằng nhau Bằng cách lập biểu thức biến dạng tại các điểm trên và cho chúng bằng nhau từng đôi một ta sẽ đi đến 1 hệ n-1 phương trình với n-1 ẩn là các giá trị X2, …Xn-1
Ta có hệ phương trình để tính toán phản lực:
2 = 3850,5 (𝑁) Trong đó: lk: Nửa chiều dài hiệu dụng của lá nhíp thứ k
P: Phản lực tác dụng lên tai nhíp
Xi: Phản lực tại các đầu mút
Bảng 3.3: Lực tại các đầu mút của lá nhíp
K lk (mm) jk (mm 4 ) Ak Bk Ck
Thay số ta có hệ phương trình sau:
3.2.5 Xây dựng biểu đồ ứng suất
Công thức tính ứng suất:
Hình 3.5: Biểu đồ ứng suất
Trong đó Wu là mômen chống uốn:
Từ các công thức ta có kết quả ở bảng sau:
Bảng 3.4: Ứng suất trên các lá nhíp
STT l (mm) X (N) Wu (mm 3 ) Mc (N.mm) c MPa M B (N.mm) B MPa
Với vật liệu là thép đàn hồi C70, ứng suất sinh ra của mỗi nhíp đều nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [𝜎 𝑢 ] = 800 (Mpa) => Các lá nhíp đủ bền
3.2.6 Tính toán một số chi tiết khác của nhíp
3.2.6.1 Tính đường kính tai nhíp
Trong đó: D: Đường kính trong của tai nhíp
H0: Chiều dày của lá nhíp chính b: Chiều rộng của lá nhíp
Tai nhíp chịu tác động của lực kéo Pk hay phanh Pp trị số của lực này được xác định theo công thức: Pkmax ~ Ppmax = 𝜑 𝑍 𝑏𝑥
Trong đó: φ là hệ số bám của bánh xe với đất φ = 0,75
Zbx: Phản lực của đường tác dụng lên bánh xe
Tai nhíp làm việc theo uốn nén hoặc kéo Ứng suất uốn ở tai nhíp:
𝑏 ℎ 0 2 Ứng suất nén ở tai nhíp: 𝜎 𝑛 = 𝑃 𝑘𝑚𝑎𝑥
𝑏.ℎ 0 Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp sẽ tính theo: σth = 𝑃 𝑘𝑚𝑎𝑥 (3 𝐷+ℎ 0
60.7,5) = 243,32 (MN/m 2 ) Ứng suất tổng hợp cho phép [𝜎 𝑡ℎ ] = 350 (MN/m 2 ) Đường kính trong tối đa của tai nhíp được xác định :
Thực nghiệm chứng tỏ ràng chỉ khi 𝜎
Chọn đường kính tai nhíp : D = 40 (mm)
𝜎 𝑡ℎ < [𝜎];Vậy tai nhíp đủ bền
Thực nghiệm chứng tỏ ràng chỉ khi 𝜎 𝑡ℎ đạt đến giới hạn chảy của kim loại thì tai nhíp mới bị doãng ra Lực đẩy hay lực phanh truyền lên tai nhíp thường bị hạn chế bởi lực bám với đường Tuy nhiên khi ô tô chuyển động trên đường gồ ghề, khi bánh xe chịu lực va đập, lực P có thể đạt giá trị cực đại Vì vậy người ta tính Pkmax = Gbx.𝜑
Chốt nhíp được kiểm tra theo ứng suất chèn dập Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính danh nghĩa của tai nhíp :
Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép xêmăngtít hóa loại 20 với ứng suất chèn dập cho phép :
Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất dập : cd K max
Trong đó : D: Đường kính chốt nhíp
B: Chiều rộng của lá nhíp
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép vật liệu.Vậy chốt nhíp đủ bền.
