Yêu cầu của hệ treo đặt ra là phải xác định được tất cả kích thước của hệ thống treo, vị trí đặt các khâu khớp và các đòn sao cho đảm bảo về mặt động lực học và bố trí cụ thể trên xe đượ
TỔNG QUAN
Dao động ô tô và các chỉ tiêu liên quan đến dao động ô tô
Khi ô tô di chuyển trên đường, dao động xuất hiện do tác động của các mấp mô và biến dạng đường, ảnh hưởng đến người lái, hành khách, hàng hóa và độ bền của xe Dao động kéo dài gây mệt mỏi, giảm hiệu suất, nguy cơ mắc bệnh thần kinh và ảnh hưởng đến phản ứng linh hoạt, dẫn đến tai nạn giao thông.
Nói cách khác, độ êm dịu chuyển động của ô tô là khả năng hạn chế các tác động tiêu cực của dao động lên con người, hàng hóa và kết cấu xe, góp phần mang lại trải nghiệm lái xe thoải mái và an toàn.
Dao động của ô tô ảnh hưởng đến phản lực pháp tuyến giữa bánh xe và mặt đường, làm giảm khả năng tiếp nhận lực kéo, lực phanh và lực bám ngang khi phản lực pháp tuyến giảm, dẫn đến tách bánh khỏi đường Ngược lại, khi phản lực pháp tuyến tăng, tải trọng động tác dụng xuống nền đường tăng, ảnh hưởng đến kết cấu xe.
Quá trình nghiên cứu dao động của ô tô là quá trình xác định các thông số của hệ thống treo, tạo cơ sở cho việc thiết kế các phần tử của chúng: phần tử đàn hồi, phần tử giảm chấn và bộ phận dẫn hướng Có như vậy mới tạo ra một hệ dao động có chất lượng tốt, các kết quả nghiên cứu sẽ góp phần nâng cao trình độ công nghệ thiết kế, cải tiến ô tô, góp phần nâng cao hiệu quả sử dụng và năng suất vận chuyển của ô tô trong nền kinh tế quốc dân.
1.1.1 Các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu và an toàn chuyển động
Các tính chất dao động của ô tô thường được đánh giá theo 2 quan điểm:
Độ êm dịu của chuyển động phụ thuộc nhiều vào thông số gia tốc dao động, bởi vì nó ảnh hưởng trực tiếp đến cảm nhận của lái xe và hành khách.
Theo quan điểm về độ an toàn chuyển động và tải trọng tác dụng xuống nền, giá trị tải trọng động giữa bánh xe và nền đường là thông số quyết định Để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, các quốc gia có nền công nghiệp ô tô phát triển hàng đầu đã đưa ra các chỉ tiêu khác nhau Dựa vào các nghiên cứu quốc tế và tài liệu của Viện Khoa học Kỹ thuật Bảo hộ Lao động Việt Nam, một số chỉ tiêu đặc trưng cho độ êm dịu chuyển động của ô tô được đưa ra.
+ Chỉ tiêu về tần số:
Con người khi tham gia giao thông cũng là một hệ dao động Hoạt động đi lại thường xuyên đã trở thành thói quen Tùy thuộc vào hình dáng, trọng lượng riêng, và thói quen của từng người, số lần bước trong một phút thường trong khoảng 60-80 lần.
90 bước, tương ứng với tần số dao động khoảng 1-1,5Hz Vậy nên từ thói quen đó con người chịu dao động hợp lý trong khoảng tần số vừa nêu trên Khi đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô với các điều kiện mặt đường cũng như kết cấu cụ thể thì tần số dao động của ô tô phải nằm trong giới hạn 1-1,5 Hz, thường lấy chuẩn để đánh giá dao động của ô tô như sau:
- Đối với xe con(du lịch): n = 60 - 90 (dđ/ph)
- Đối với xe vận tải: n = 100 - 120 (dđ/ph).
+ Chỉ tiêu về gia tốc dao động.
Chỉ tiêu này được xác định dựa trên cơ sở trị số bình phương trung bình của gia tốc theo các phương X, Y, Z là: X , Y , Z Chúng có các giá trị sau: X 1 , 0 ( m / s 2 ),
Các số liệu trên có thể được xem là gần đúng để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, dựa trên cơ sở thống kê Bên cạnh đó, một số tài liệu tham khảo cũng đề cập đến các chỉ tiêu khác để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, bao gồm cả chỉ tiêu về an toàn chuyển động và tải trọng tác dụng xuống nền đường.
Theo quan điểm về an toàn chuyển động, đặc biệt là khả năng điều khiển, và tải trọng tác dụng lên nền đường, lực tác dụng thẳng đứng giữa bánh xe và đường là thông số quan trọng để đánh giá Lực động Fd(t) phức tạp hơn, phụ thuộc vào tính chất dao động của ô tô, vận tốc chuyển động và độ mấp mô của đường.
Tải trọng tác dụng lên nền đường được đánh giá dựa trên giá trị lớn nhất của tải trọng bánh xe, cụ thể là giá trị dương của Fd(t) Lực tác động càng lớn, ảnh hưởng tiêu cực lên lốp xe, các bộ phận của xe và nền đường càng nghiêm trọng Để giảm thiểu tác động này, cần giảm tải trọng bánh xe so với tải trọng tĩnh, tuy nhiên điều này sẽ làm giảm khả năng tiếp nhận lực tiếp tuyến và lực ngang, ảnh hưởng đến khả năng phanh và quay vòng Trong trường hợp bánh xe bị nảy khỏi mặt đường, lực tác dụng từ đường lên bánh xe sẽ bằng 0, dẫn đến mất kiểm soát Để đánh giá tính chất dao động của ô tô theo quan điểm an toàn chuyển động, cần xác định tỉ số giữa lực động Fd(t) và tải trọng tĩnh của bánh xe, được biểu diễn là RtK.
Khảo sát dao động của ô tô người ta quan tâm đến sự bám của lốp với mặt đường, nhằm đảm bảo dao động của ô tô thoả mãn các chỉ tiêu về độ êm dịu nhưng bánh xe vẫn phải bám đường, nếu không đạt 2 chỉ tiêu đó sẽ dẫn đến làm mất tính ổn định khi điều khiển xe, làm tăng tiêu hao nhiên liệu
Giá trị gần đúng của lực tác dụng xuống nền đường có thể xác định như sau:
Trong đó: C L : độ cứng của lốp.
: chuyển dịch của bánh xe theo phương thẳng đứng. q : chiều cao mấp mô biên dạng đường.
1.2 Công dụng , phân loại và yêu cầu đối với hệ thống treo.
1.2.1 Công dụng và yêu cầu của hệ thống treo
Hệ thống treo là bộ phận kết nối mềm giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe Chức năng chính của hệ thống treo là đảm bảo khả năng đàn hồi, giúp xe vận hành êm ái và ổn định trên mọi địa hình.
Hệ thống treo xe được thiết kế để cho phép bánh xe chuyển động lên xuống theo phương thẳng đứng một cách êm ái, đồng thời hạn chế tối đa các chuyển động không mong muốn như lắc ngang và lắc dọc, đảm bảo sự ổn định và an toàn cho xe.
+ Truyền lực giữa bánh xe và khung xe bao gồm lực thẳng đứng, lực dọc và lực bên.
Hệ thống treo cần đảm bảo sự kết nối mềm dẻo giữa bánh xe và khung vỏ, đồng thời đủ khả năng truyền lực hiệu quả Điều này đòi hỏi hệ thống treo phải đáp ứng các yêu cầu sau:
Giới thiệu ô tô tham khảo
Hyundai Grand i10 là mẫu xe đô thị có kích thước lớn nhất phân khúc, với chiều dài cơ sở 2,425mm và khoảng sáng gầm 152mm Phiên bản hatchback sở hữu kích thước 3,765 x 1,660 x 1,505 (mm), trong khi phiên bản sedan có kích thước 3,995 x 1,660 x 1,505 (mm) Kích thước vượt trội mang đến cho Grand i10 một diện mạo cá tính và không gian nội thất rộng rãi hàng đầu phân khúc.
Hyundai Grand i10 sedan & hatchback được trang bị 2 tùy chọn động cơ: Kappa 1.0L (66 mã lực, 94 Nm) và Kappa 1.2L (87 mã lực, 120 Nm) Xe đi kèm hai lựa chọn hộp số: tự động 4 cấp (tăng tốc mạnh mẽ, chuyển số mượt mà, tiết kiệm nhiên liệu) và số sàn 5 cấp (chuyển số nhẹ nhàng, tiết kiệm nhiên liệu tối đa).
Hyundai Grand i10 được trang bị đầy đủ các tính năng an toàn hàng đầu, bao gồm túi khí đôi, cảm biến lùi, hệ thống chống bó cứng phanh ABS và EBD Đặc biệt, khung xe được cấu tạo từ vật liệu chịu lực cao, đảm bảo an toàn tối ưu cho hành khách trong trường hợp xảy ra va chạm.
Các thông số kỹ thuật chính:
Các thông số kỹ thuật của hệ thống treo được lấy dựa trên cơ sở của xeHyundai grand i10 2018 – 1.2 AT sản xuất, lắp ráp tại Việt Nam:
+ Tải trọng của toàn xe khi không tải Go : G0 = 969 (kg)
+ Tải trọng của toàn xe khi đầy tải GT : GT = 1334 (kg)
+ Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G01 = 475 (kg)
+ Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G02: G02 = 494 (kg).
+ Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải GT1: GT1 = 654 (kg).
+ Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải GT2: GT2 = 680 (kg).
+ Chiều dài cơ sở của xe L: L = 2425 (mm)
+ Kích thước bao dài x rộng x cao: 3765 x 1660 x 1505 (mm).
+ Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải Hmin: Hmin = 112 (mm).
+ Khối lượng không được treo của cầu trước mkt1: mkt1 = 30 (kg) + Khối lượng của một bánh xe mbx: mbx = 10 (kg).
+ Bán kính bánh xe rbx: rbx = 268 (mm)
+ Công thức bánh ôtô: FWD
+ Chiều rộng cơ sở của cầu trước B01: B01 = 1479 (mm).
+ Chiều rộng cơ sở của cầu sau B02: B02 = 1493 (mm).
+ Chiều cao trọng tâm xe khi đầy tải Hg: Hg = 600 (mm)
+ Khoảng cách từ trọng tâm của xe tới cầu sau a: a = 1188,25 (mm).
+ Khoảng cách từ trọng tâm của xe tới cầu sau b: b = 1236,75 (mm).
PHÂN TÍCH KẾT CẤU VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Hệ thống treo độc lập hai đòn ngang
Hệ thống treo độc lập hai đòn ngang sử dụng hai đòn ngang cho mỗi bánh xe, một đòn trên và một đòn dưới Đầu trong của đòn nối với thân xe bằng khớp trụ, đầu ngoài nối với đòn quay bằng khớp cầu Bánh xe được nối cứng với đòn quay Hệ thống lò xo và giảm chấn được đặt giữa thân xe và đòn ngang dưới (hoặc trên) Các đòn ngang thường không song song và có chiều dài khác nhau, tạo hình chữ A để tiếp nhận tốt lực dọc và lực ngang.
Hình 2.1 – Cấu tạo của hệ treo 2 đòn ngang
Hệ thống treo độc lập hai đòn ngang sử dụng các đòn ngang và trục quay bánh xe làm bộ phận dẫn hướng, trong khi bộ phận đàn hồi có thể là lò xo xoắn, thanh xoắn, bóng khí nén hoặc thủy khí kết hợp Hệ thống này mang lại nhiều ưu điểm, bao gồm khả năng kiểm soát chuyển động bánh xe tốt hơn, tăng cường độ ổn định và mang lại cảm giác lái êm ái hơn.
- Trọng tâm xe thấp cho phép tăng độ võng tĩnh, độ võng động, do đó làm tăng độ êm dịu chuyển động của xe.
- Nó cho phép giảm dao động, tăng khả năng bám đường vì vậy tăng tính ổn định và điều khiển.
Nhược điểm của hệ thống treo hai đòn ngang:
- Có kết cấu phức tạp, gồm nhiều đòn liên kết với nhau.
- Không gian bố trí hệ thống treo hai đòn ngang lớn.
- Khi bánh xe dao động xuất hiện góc lắc ngang bánh xe, sự dịch ngang vết bánh xe.
Kết luận: Hệ thống treo này có thể bố trí cả hệ thống treo trước và hệ thống treo sau của ô tô con.
Hệ thống treo Mc.Pherson
Hệ thống treo MacPherson là biến thể của hệ thống treo hai đòn ngang, được đặc trưng bởi độ dài đòn ngang trên bằng 0 Cấu tạo gồm một đòn ngang hình chữ A, lò xo trụ, giảm chấn, kết nối với thân xe bằng khớp trụ và khớp cầu Giảm chấn đóng vai trò kép, vừa là trụ xoay của bánh xe, vừa giảm chấn.
Trụ quay của bánh xe dẫn hướng là đường EG ( là đường thẳng nối điểm liên kết trên của giảm chấn E và thân xe, điểm G là tâm của khớp cầu dưới) Lò xo có thể được lồng ra ngoài giảm chấn nhằm thu gọn kích thước của hệ thống treo Phần tử đàn hồi của hệ thống treo thường là lò xo xoắn Khi bánh xe chuyển dịch theo phương thẳng đứng, các góc kết cấu của trụ quay thay đổi Chiều dài của đòn ngàn dưới và thông số kết cấu của HTT được thiết kế hợp lý để hạn chế sự thay đổi này Khi bánh xe dao động, các chuyển vị HTT Mc.Pherson xảy ra tương tự với HTT hai đòn ngang.
7 Tai bắt thanh ổn định
10 Giá đỡ trục bánh xe Hình 2.2 Cấu tạo hệ thống treo Ưu điểm của hệ thống treo Mc.Pherson:
Hệ thống treo MacPherson có kết cấu đơn giản hơn so với hệ thống treo hai đòn ngang, ít chi tiết và chiếm ít diện tích hơn Điều này giúp giảm khối lượng không được treo, tạo không gian cho việc bố trí thêm các kết cấu khác.
- Dễ dàng bố trí trong khoang động cơ.
Nhược điểm chủ yếu của hệ treo Mc.Pherson:
Do giảm chấn vừa phải thực hiện chức năng của giảm chấn vừa đóng vai trò trụ đứng, trục giảm chấn chịu tải trọng lớn Vì vậy, giảm chấn cần có độ cứng vững và độ bền cao hơn, đòi hỏi kết cấu giảm chấn phải được điều chỉnh phù hợp.
- Khó giảm được chiều cao mũi xe vì giảm chấn và lò xo được thiết kế cùng nhau.
- Có khả năng gây ra sự thay đổi góc lắc ngang và dịch chuyển vết bánh xe.
- Chiều cao trọng tâm dao động lớn.
Kết luận: Hệ thống treo này thường được bố trí ở hệ thống treo trước ô tô con.
Hệ thống treo đòn dọc
Hệ thống treo đòn dọc sử dụng cấu trúc đối xứng, với mỗi bên xe được trang bị một đòn dọc (5) chạy song song với thân xe Một đầu của đòn dọc được nối cố định với trục bánh xe.
Hệ thống treo (HTT) sử dụng khớp trụ quay để kết nối bánh xe với khung xe, tạo nên quỹ đạo tròn cho bánh xe Lực ly tâm khi xe quay vòng gây lệch tải trọng hai bên, dẫn đến lệch cầu xe Đòn dọc chịu lực ngang, dọc và điều khiển chuyển vị bánh xe, đóng vai trò dẫn hướng Do chịu tải trọng lớn, đòn dọc thường có độ cứng vững cao, khớp quay sử dụng ổ bi kim hoặc ổ cao su HTT tăng khả năng chịu lực cho khớp quay bằng cách sử dụng ổ lăn kim cách xa nhau, đồng thời sử dụng thanh ổn định ngang để phân bổ tải trọng thẳng đứng đều.
Hình 2.3 - Cấu tạo hệ treo đòn dọc
Hệ thống treo phụ thuộc (HTT) thường sử dụng lò xo trụ hoặc thanh xoắn làm bộ phận đàn hồi Lò xo thường được lồng vào giảm chấn để tối ưu hóa không gian Nhờ cấu trúc này, hệ treo HTT gọn nhẹ, đơn giản và có giá thành thấp Thông thường, hệ treo này được ứng dụng cho cầu sau bị động trong các trường hợp động cơ đặt phía trước, cầu trước là cầu chủ động.
Kết luận: Hệ thống treo này thường được bố trí ở hệ thống treo trước ô tô con.
Hệ thống treo đòn dọc có thanh liên kết
Hình 2.4 Cấu tạo hệ thống treo đòn dọc có thanh liên kết
Hệ thống treo đòn dọc có thanh ngang liên kết là một biến thể của hệ thống treo đòn dọc, được bổ sung thêm thanh liên kết ngang nằm giữa hai đòn dọc Thanh liên kết ngang này có vai trò kết nối chuyển động của hai bánh xe, đồng thời đảm nhiệm chức năng của thanh ổn định ngang, giúp cải thiện sự ổn định và kiểm soát của xe.
Khi ô tô chuyển động dưới tác dụng của lực bên, phản lực thẳng đứng tác dụng lên các bánh xe khác nhau, dẫn đến sự dịch chuyển thân xe Sự thay đổi này tạo ra góc nghiêng ngang thân xe ψ Hệ thống treo đòn dọc có thanh ngang liên kết khiến cầu xe xoay đi một góc δs, được gọi là góc “tự điều khiển cầu xe” Góc δs có ảnh hưởng xấu đến tính ổn định của ô tô và bị giới hạn trong khoảng nhỏ trên ô tô con.
Trên hệ thống treo độc lập (HTT) đòn dọc có thanh ngang liên kết, góp phần giảm góc lệch δs so với HTT đòn dọc thông thường Thanh ngang này cũng giúp cải thiện khả năng chịu lực bên của bánh xe và tăng độ bền của các khớp trụ 6.
Thanh liên kết thường có độ cứng xoắn nhỏ ( có tiết diện tròn hở, tam giác hoặc rảnh dọc) nhằm đảm nhận vai trò của thanh ổn định ngang trên HTT.
Kết cấu của HTT này có ưu điêm là gọn, khối lượng nhỏ, dễ dàng chế tạo hàng loạt, lắp ráp thuận lợi do vậy hiện nay được dùng rộng rãi trên một số ô tô con cầu sau bị động , giá thành tấp hoặc trung bình.
HTT là một hệ thống treo thuộc loại nửa phụ thuộc, nửa độc lập Tính chất phụ thuộc hay độc lập của HTT phụ thuộc vào vị trí và độ cứng của thanh ngang liên kết với đòn dọc Thanh ngang liên kết đặt gần khớp 6 sẽ tạo ra HTT độc lập, trong khi thanh ngang liên kết đặt gần trục bánh xe sẽ tạo ra HTT phụ thuộc.
Kết luận: Hệ thống treo này thường được bố trí ở hệ thống treo trước ô tô con.
Bộ phận giảm chấn
Hệ thống giảm chấn trên ô tô giúp loại bỏ rung động, mang lại cảm giác êm ái khi di chuyển Đây là loại giảm chấn thủy lực hai chiều, hiệu quả dập tắt dao động phụ thuộc vào hệ số cản và thiết kế van tiết lưu Giảm chấn trên ô tô con thường có hệ số cản nhỏ để tăng cường sự êm ái và thường có hai loại phổ biến.
2.5.1 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 đến nay.
Trong hệ thống giảm chấn, piston di chuyển trong xy lanh, chia không gian thành hai buồng A và B Một cụm van bù được lắp đặt ở đuôi của xy lanh thuỷ lực Lớp vỏ ngoài bao bọc vỏ trong, tạo thành buồng bù thể tích chất lỏng, và buồng này được kết nối với buồng B thông qua các cụm van một chiều (III, IV).
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong đó chỉ chứa đầy một nửa chất lỏng, phần còn lại là không khí có áp suất bằng áp suất khí quyển.
Trong hệ thống giảm chấn, van I và IV đóng vai trò van nén mạnh và van nén nhẹ, trong khi van II và III là van trả mạnh và van trả nhẹ.
Giảm chấn hai lớp vỏ có cấu tạo như sau:
Hình 2.5 - Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ
Khi bánh xe tiến lại gần khung xe, thể tích buồng B giảm dẫn đến áp suất tăng Điều này khiến chất lỏng di chuyển qua van (I) và (IV) lên khoang A và sang khoang C.
Buồng khí ở buồng bù lại áp suất, nắp giảm chấn có phớt che bụi, phớt chắn dầu và lỗ bôi trơn cho trục Khi bánh xe di chuyển xa khung xe, thể tích buồng B tăng, áp suất giảm, chất lỏng đi qua van (II, III) vào B, không khí giãn ra và đẩy chất lỏng nhanh chóng vào buồng B.
Trong quá trình hoạt động của giảm chấn để tránh hiện tượng bó cứng, luôn có các lỗ van lưu thông thường xuyên Cấu trúc của các lỗ van này phụ thuộc vào kết cấu cụ thể Van trả và van nén của hai cụm van, đặt ở piston và xylanh, được thiết kế mở trong cụm van bù.
theo hai chế độ, hoặc các lỗ van riêng biệt để tạo nên lực cản giảm chấn tương ứng khi nén mạnh, nén nhẹ, trả mạnh, trả nhẹ.
Khi chất lỏng chảy qua lỗ van nhỏ, lực ma sát sinh ra làm giảm nhiệt độ của chất lỏng Nhiệt lượng sinh ra được truyền qua vỏ ngoài và vào không khí để cân bằng năng lượng.
+ Ưu điểm của giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc tin cậy ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ.
+ Nhược điểm là khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng làm giảm hiệu quả của giảm chấn.
2.5.2 Giảm chấn một lớp vỏ:
Giảm chấn một lớp vỏ có cấu tạo như sau:
6- Piston; Hình 2.6 - Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn một lớp vỏ 7- Van một chiều;
Trong một giảm chấn một lớp vỏ không còn bù dầu nữa mà thay thế chức năng của nó là buồng 8 chứa khí nén có P = 23 KG/cm 2 đây là sự khác nhau giữa giảm chấn một lớp vỏ và hai lớp vỏ.
Khi piston dịch chuyển xuống dưới tạo nên sự chênh áp, dẫn đến mở van 1, chất lỏng chảy nên phía trên của piston Khi piston đi lên làm mở van 7, chất lỏng chảy xuống dưới piston áp suất trong giảm chấn sẽ thay đổi không lớn và dao động xung quanh vị trí cân bằng với giá trị áp suất tĩnh nạp ban đầu, nhờ vậy mà tránh được hiện tượng tạo bọt khí, là một trạng thái không an toàn cho sự làm việc của giảm chấn Trong quá trình làm việc piston ngăn cách 4 di chuyển để tạo nên sự cân bằng giữa chất lỏng và chất khí do đó áp suất không bị hạ xuống dưới giá trị nguy hiểm
Giảm chấn này có độ nhạy cao, phản ứng tốt ngay cả với chuyển động piston nhỏ nhất Điều này giúp tránh hiện tượng cưỡng bức chảy dầu do thay đổi nhiệt độ, từ đó duy trì áp suất ổn định.
* So sánh giữa hai loại giảm chấn:
So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có các ưu điểm sau:
Với cùng đường kính ngoài, tăng đường kính cần piston giúp giảm biến động áp suất chất lỏng một cách hiệu quả.
+ Điều kiện toả nhiệt tốt hơn.
+ Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào
Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là:
+ Làm việc kém tin cậy, có thể bị bó kẹt trong các hành trình nén hoặc trả mạnh.
+ Có tính công nghệ thấp, bao kín không tốt.
+ Tuổi thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng cao.
Lựa chọn phương án thiết kế
Xe ô tô con hiện đại thường sử dụng các hệ thống treo độc lập như hệ thống treo hai đòn ngang, Mc.Pherson, đòn dọc, đòn dọc có thanh liên kết Những hệ thống này có ưu điểm cấu tạo đơn giản, ít chi tiết, khối lượng phần không được treo nhỏ, giá thành thấp, dễ dàng tháo lắp, sửa chữa và bảo dưỡng.
Trong đồ án này, đối tượng nghiên cứu là ô tô con 5 chỗ có động cơ đặt trước và cầu trước chủ động, hệ thống treo được lựa chọn là hệ thống treo độc lập Do ưu điểm vượt trội và đáp ứng yêu cầu thiết kế điển hình cho hệ thống treo trước, đề tài đã lựa chọn hệ thống treo MacPherson với lò xo trụ đặt lồng bên ngoài trụ đứng, đòn treo dưới là càng chữ A.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO ĐỘC LẬP MC.PHERSON
Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo
Độ êm dịu chuyển động của ô tô được đánh giá thông qua tần số dao động riêng ω Đối với xe con, tần số dao động riêng lý tưởng nằm trong khoảng 6,2 – 9,4 (rad/s) để đảm bảo sự thoải mái cho người lái và hành khách.
3.1.1 Độ cứng của hệ thống treo: Độ cứng của hệ thống treo được xác định thông qua tần số dao động riêng:
+ Ct : Độ cứng của treo đối với một bánh xe (N/m)
+ M: Khối lượng phần treo của ôtô đặt lên cầu (kg)
+ ω : Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo đã chọn ω = 8 (rad/s) (3.2)
Khi xe ở trạng thái không tải thì khối lượng của phần được treo :
Với M t k 1 - Khối lượng không được treo của cầu trước.(Kg)
G 1 - Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải (Kg)
M t - Khối lượng của phần được treo ở trạng thái không tải.
1 k m t - Khối lượng không treo cầu trước ( chưa gồm khối lượng bánh xe) m bx - Khối lượng của một bánh xe ( mbx = 10 kg).
Khi xe ở trạng thái đầy tải thì khối lượng của phần được treo :
Thay số vào công thức 3.1 được độ cứng của 1 bên hệ treo trước khi không tải và khi đầy tải :
C t - Độ cứng một bên hệ thống treo trước khi xe ở trạng thái không tải (N/m)
C t - Độ cứng một bên hệ thống treo trước khi xe ở trạng thái đầy tải (N/m) Độ cứng của 1 bên hệ treo được lấy từ giá trị trung bình:
3.1.2 Xác định độ võng của hệ thống treo a) Độ võng tĩnh của hệ thống treo (ở chế độ đầy tải): f t = g ω 2
+ ft: Hành trình tĩnh của bánh xe (m).
+ g: Gia tốc trọng trường (m/s 2 ) chọn g = 9,81 (m/s 2 ).
+ ω : Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo (rad/s)
+ Hành trình tĩnh của một bánh xe cầu trước f t1 = g ω 12
+ Độ võng tĩnh của hệ thống treo ở trạng thái không tải: f0t 0 1 1 t t T t
604 = 107,7 (mm) (3.7) b) Độ võng động của bánh xe. Độ võng động của hệ thống treo được tính theo công thức: f d1 =(0,7−1,0).f t 1 (3.8)
Vậy theo công thức 3.8 thì lấy fđ = 0,85.ft = 0,85.153 = 130 (mm).
+ Xác định khoảng sáng gầm xe H0: Để đảm bảo cho xe khi dao động đầu xe không bị đập vào nền đường thì độ võng động của xe phải thỏa mãn: fđ ¿ H0 - Hmin (3.9)
3.1.3 Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn
Hệ số dập tắt dao động của hệ thống treo được tính theo công thức:
+ D : Hệ số dập tắt dao động của khối lượng phần treo (rad/s).
+ ω : Tần số dao động riêng của khối lượng phần treo (rad/s)
+ ψ : Hệ số cản tương đối Chọn ψ = 0,15-0,3 chọn ψ = 0,2
Vậy thay vào 3.11 suy ra:
- Hệ số cản trung bình của giảm trấn quy dẫn về bánh xe là:
Trong đó: Gt1 : Trọng lượng phần treo đặt lên một bánh xe (N).
Tính toán bộ phận dẫn hướng
3.2.1 Các thông số hình học của hệ thống treo:
+ Góc nghiêng ngang trụ đứng 0 : 0 = 8 o
+ Góc nghiêng ngang bánh trước
+ Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng r0: r0 = 25 (mm).
+ Độ võng tĩnh ft: ft = 153 (mm)
+ Độ võng động fđ: fđ = 130 (mm).
+ Độ võng tĩnh tĩnh của hệ treo khi không tải f0t: f0t = 107,7 (mm).
+ Khoảng cách từ tâm quay bánh xe tới đòn dưới kc: kc = 60 (mm).
+ Khoảng cách từ mặt đường tới tâm quay trụ đứng hO2: hO2 = 880(mm).
3.2.2 Động học hệ thống treo Mc.Pherson a) Xây dựng họa đồ động học hệ thống treo Mc.Pherson: Để xác định động học của hệ thống treo Macpherson ta dùng phương pháp đồ thị (họa đồ) theo các bước tuần tự như sau:
+ Kẻ đường nằm ngang dd để biểu diễn mặt phẳng đường.
+ Vẽ đường trục đối xứng của xe A0m, A0m vuông góc với dd tại A0.
+ Trên A0m ta đặt các đoạn: A0A1 = Hmin = 112 (mm)
Trong các đoạn trên thì chiều của các đoạn được lấy hướng lên trên, còn đoạn
A3A4 mang dấu âm lên hướng xuống.
+ Trên mặt phẳng đường A0d đặt A0B0 = B01/2 79/2 = 739,5 mm, B0 chính là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.
+ Tại B0 dựng đường B0z tạo với A0d 1 góc 0 = 1 o 30’, B0z chính là phương của bánh xe.
+ Trên đường B0 lấy ra phía ngoài của bánh xe một đoạn B0C0 = r 0 = 25 mm. + Tại C0 dựng C0n: Đường nghiêng ngang của tâm trụ quay đứng giả tưởng với
0 = 8 o so với phương thẳng đứng.
+ Trên C0n tìm điểm O2 là điểm liên kết của giảm chấn với tai xe O2 cách mặt đường một đoạn 880mm
+ Trên đoạn B0z lấy B0B = rbx &8 mm, B là tâm quay của bánh xe.
+ Từ B dựng đường thẳng song song với mặt phẳng đường dd , đường này cắt
C0n tại C2 C2 chính là điểm nối lý thuyết bánh xe với trụ xoay đứng (giảm chấn).
+ Trên C0n, từ C2 lấy về phía dưới 1 đoạn C2C1 = kc = 60 mm, C1 chính là vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở trong trường hợp xe không tải Tại vị trí này tâm quay của đòn ngang phải cao hơn hoặc ngang bằng vị trí A4 trên đường A0m.
Khi hệ treo biến dạng lớn nhất, nếu coi thân xe đứng yên, bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến lên phía trên tới điểm B1 Điều này xảy ra khi khoảng cách giữa hai vết lốp bánh xe ở trạng thái này thay đổi không đáng kể so với trạng thái xe không tải.
Khi nối D1O2, ta có đường tâm trụ xoay đứng tại vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Trong quá trình bánh xe chuyển động, khoảng cách C0C1 không đổi Do đó, trên D1O2, ta đặt D1D2 bằng với C0C1 Điểm D2 chính là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang tương ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất.
C1D2 nằm trên cùng một cung tròn có tâm là khớp trong O1 của đòn ngang, với bán kính bằng chiều dài đòn ngang ld (chưa biết) Tâm khớp trong O1 phải nằm trên đường trung trực của đoạn thẳng C1D2.
Tiến hành xác định vị trí O1 bằng cách tìm điểm gặp nhau giữa đường trung trực của C1D2 và đường song song với mặt đường kẻ từ A4, ứng với vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất O1 chính là khớp quay của đòn ngang.
- Nếu kéo dài C1O1 và kẻ đường vuông góc với O2C0 thì chúng gặp nhau tại P.
P là tâm quay tức thời của bánh xe trong mặt phẳng ngang.
Nối điểm P với B0, đường thẳng PB0 cắt đường đối xứng của xe tại điểm S Điểm S là tâm quay tức thời của cầu xe và đồng thời là tâm quay tức thời của thùng xe trong mặt phẳng ngang của cầu xe Từ đây, ta có thể xác định độ dài của đòn ngang và vị trí các khớp xoay của hệ treo (O1, ).
O2,C1) Độ dài đòn ngang thực tế Ld sẽ bằng độ dài C1O1 nhân với tỷ lệ xích.
Với cách tính trên ta tính đươc Ld = 385 (mm).
H ìn h 3 1 H ọa đ ồ độ n g h ọc h ệ th ốn g th eo b) Xây dựng lại mối quan hệ động học.
* Mối liên hệ giữa góc nghiêng của giảm chấn δ và độ võng ΔHH
Dựa trên họa đồ động học đã thiết lập, bài viết sẽ phân tích mối quan hệ hình học trong hệ thống treo MacPherson dựa trên các nguyên tắc động học đã được xác định.
Từ đồ thị động học Hình 3.1 suy ra độ dài các đoạn:
+ Trước tiên đi thiết lập mối liên hệ giữa α và δ:
( với α là góc tạo bởi đòn ngang và mặt phẳng nằm ngang)
Từ hình vẽ 3.2 suy ra độ dài của các đoạn:
Và OC2 = O2C1.tg(δ) = (OO2 + OC1).tg(δ) (3.15) Mặt khác thì ta có OC2 = O1C2 - OO1 = Ldcos(α) - OO1 (3.16) Vậy từ 3.15 và 3.16 suy ra: OC2 = Ld.cos(α) - OO1 = (OO2 + OC1)tg(δ)
Ld.cos(α) - OO1 = (OO2 + Ld.sin(α))tg(δ)
tg(δ) = Ld.cos(α) - OO1/(OO2 + Ld.sin(α))
Khi hệ thống treo bị võng xuống 1 đoạn fV bất kì, nếu giả thiết thân xe đứng yên còn bánh xe mới di chuyển, thì bánh xe sẽ đi lên 1 đoạn ΔH = fV.
Khi đó thì điểm C nối giữa giảm chấn và đòn ngang sẽ đi lên 1 đoạn là:
Nhưng do đoạn kr.(cos(8 o ) - cos(δ)) rất nhỏ so với ΔH cho nên có thể bỏ qua, và điểm C1 sẽ di chuyển đến điểm C1H với C1C1H = ΔH.
Mặt khác: sin(α) = (OC1 - C1C1H)/Ld
Vậy suy ra α = arcsin[(OC1 - ΔH)/Ld] (3.19) Trong đó: OC1 = Ldsin(αo) = 385,3.sin(11,79 0 ) = 78,72 (mm).
Thay vào công thức 3.17 được: δ = arctang
Từ đó ta có thể lập được mối quan hệ giữa ΔH và δ khi ΔH thay đổi từ fmin = - 107,7 đến fmax,với fmax = fđ + ft - f0t = 130 + 153 – 107,7 = 175,3 mm, là độ võng lớn nhất của hệ thống treo
Mối quan hệ giữa góc nghiêng của giảm chấn gama và delta H
Độ dịch chuyển ngang của bánh xe ΔHB phụ thuộc vào độ võng ΔHH theo công thức: ΔB = Ld.cos(α) – O1C2 = Ld [cos(α) - cos(α0)] = Ld [cos(α) - cos(11,79)] (3.21), trong đó góc α được tính theo công thức 3.19: α = arcsin[(OC1 - ΔH)/Ld].
Với OC1 = Ld.sin(αo) = 385,3.sin(11,79 0 ) = 78,72 (mm).
Từ đó ta suy ra đồ thị quan hệ giữa ΔB và ΔH khi ΔH thay đổi từ fmin đến fmax:
Mối quan hệ giữa ΔB và delta HB và delta H c) Bố trí treo đảm bảo góc nghiêng dọc ε.
Hình 3.3 Phương án bố trí góc nghiêng dọc ε
Dựa trên cơ sở xe nghiên cứu Hyundai grand i10, lựa chọn góc nghiêng dọc trụ đứng ε = 2 0 21’.
3.2.3 Động lực học hệ thống treo Mac Pherson
Khi ô tô chuyển động trên nền đường, tại bánh xe có các thành phần lực tác dụng lên:
Hình 2.3 minh họa sơ đồ lực tác động lên hệ thống treo Các lực này tác dụng lên đòn dẫn hướng thông qua cụm bánh xe, do đó cần xác định các chế độ tải trọng tác động lên đòn dẫn hướng Trong trường hợp xe chỉ chịu tải trọng động theo phương thẳng đứng, chúng ta cần phân tích các lực tác động lên đòn dẫn hướng.
Trong trường hợp hệ thống treo không hoạt động, chỉ có tải trọng thắng đứng được xét khi xe đầy tải Lúc này, chỉ có lực Z tác động lên tâm bánh xe, trong khi lực X và Y bằng 0 Tải trọng thẳng đứng tác động lên tâm bánh xe là…
Nhưng do xe chịu tải theo chế độ tải trọng động cho nên:
Với Kđ _ Hệ số tải trọng động, Kđ = 1,5 2,5 chọn Kđ = 1,9.
Vậy thay vào (3.23) suy ra:
Phản lực Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục tụ đứng AB ( hình 3.7).
- ZAB cân bằng với Zlx : Zlx = Z.cosδ (3.24)
Thay số vào công thức 3.28 ta có: Zlx = 5908,56.cos8 0 = 5851,06 (N)
Tại đầu A lực dọc tác dụng
Lực Z gây ra lực ngang ZY và mô men MZ là:
ZY = Z.sinδ ( bỏ qua giá trị này) và MZ = Z.r0.cosδ.
Thay số : ZY = 5908,56.sin8 0 = 822,3 (N) r0: Bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng.
- MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ và BMZ
Theo sơ đồ động học hình 3.1 Ta có m = 617,5 (mm); n= 60 (mm)
Thay số vào công thức 3.26 ta có:
- ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là : Đầu A: Z A A , MZ A ZY
(3.30) Trục dẫn hướng ( là vỏ giảm chấn chịu nén )
- Trên đòn ngang tại C có lực liên kết
(3.31) Chiếu lực lên phương Ox : CY = 215,9 1074,77 1290,67 (N)
- Các phản lực tại gối tựa D, E sẽ là:
Trong trường hợp này, d1 và d2 đại diện cho khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A đến khớp cầu ngoài của càng Khi lực kéo hoặc lực phanh đạt cực đại, các thông số này trở nên đặc biệt quan trọng.
Trên sơ đồ chỉ có lực Z và X, lực Y = 0.
Hình 3.8 - Sơ đồ lực trong trường hợp có lực phanh cực đại
Trong trường hợp này khi ôtô phanh với lực phanh lớn nhất thì tải trọng sẽ được dồn lên cầu trước, phản lực từ đường là:
(3.34) Trong đó: m1p _ Hệ số phân bố lại tải trọng tác dụng lên cầu trước khi phanh, m1p = 1 + gb h
Jmax _ Gia tốc phanh cực đại, lấy Jmax = 8 (m/s 2 ).
8.600 9,81.1236,75 = 1,4 Thay vào công thức 3.34 được:
+ Lực phanh lớn nhất khi phanh:
Với max _ Hệ số bám lớn nhất, max = 0,8.
Vậy thay vào suy ra: X = 0,8.4491 = 3592,8 (N) (3.36) + Lực tác dụng lên trụ đứng:
Lực phanh X khi rời về điểm O gây lên 1 mômen xoắn MX tại điểm O trong mặt phẳng OXZ, được xác định bằng công thức:
MX = X.rbx = 3592,8.268 = 962870,04 (N.mm) (3.38) Lực X0 gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX
Mô men MX gây lên tại A và B:
Lực X gây nên trên đòn ngang lái đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực AS và
= 889,46 (N) (3.43) với ls – Chiều dài đòn ngang lái (Từ xe cơ sở tham khảo chọn ls = 100 mm.)
600 78 = 787,1 (N) (3.45) với s, t – Kích thước để xác định vị trí lắp đòn ngang lái ( dựa theo xe cơ sở chọn s
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
= A MX A X = 1103 (N) Theo phương AB: ZA = 4392,9 (N)
= AS = 102,3 (N) + Ở đầu B: Theo phương x: B MX B X
= ( B MX B X ) = 4695,82 (N) Theo phương y: B MZ B ZY B S
) : 787,1 (N) + Các lực liên kết: C X B MX B X
: 787,1 (N) + Với CX: Các thành phần lực gây lên tại gối D và E:
Thành phần lực theo phương x: 2
Thành phần lực theo phương y: 1 2
= 6456,75 (N) + Với CY có các phản lực tại gối D và E:
110 170 = 309,2 (N) Như vậy : Tại C có CX, CY
Tại khớp D có DX, DY, DYX
Tại khớp E có EX, EY, EYX. c) Trường hợp chịu lực ngang cực đại:
Trên sơ đồ chỉ có lực Z và Y, lực X = 0.
Hình 3.9 – Sơ đồ trong trường hợp chịu lực ngang cực đại
Trong trường hợp xe bị trượt ngang với hệ số bám ngang giữa bánh xe với mặt đường là Y = 1, phản lực thẳng đứng tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường được xác định bằng một công thức cụ thể.
Với B01 là chiều rộng cơ sở của cầu trước, B01 = 1479 (mm).
Khi đó phản lực tác dụng tại đầu O của trục quay bánh xe:
- Lực ngang Y được xác định theo công thức:
- Ta dời lực Y về điểm O trong mặt phẳng OYZ được 1 mômen MY có độ lớn:
- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB và các phản lực AY và BY :
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Các lực tác dụng lên đòn ngang:
C d d d = 1083,1 (N) d) Bảng kết quả tính toán động lực học:
Tổng hợp các trường hợp trên có bảng sau:
Gối Lực Chỉ có lực Z Có lực Z và X Có lực Z và Y
Bảng 3.1 Kết quả tính toán động lực học
Tính chọn và kiểm tra bền một số bộ phận chính
Trong hệ thống treo, lò xo trụ đóng vai trò là phần tử đàn hồi, giúp làm êm dịu chuyển động Lò xo trụ chỉ chịu tải trọng thẳng đứng, không truyền lực dọc hay lực ngang.
Với hệ thống treo Macpherson thì lò xo trụ được đặt lồng bên ngoài giảm chấn, đầu trên tỳ lên khung xe còn đầu dưới được bắt cố định vào vỏ của giảm chấn Do đó lực dọc tác dụng lên trụ đứng cũng chính là lực tác dụng lên lò xo.
Từ hành trình làm việc của hệ thống treo: f = fđ + ft = 0,130 + 0,153 = 0,283 (m).
Suy ra hành trình làm việc của lò xo: flx = f/cos( 0 ) = 0,283/ cos(8 o ) = 0,2 (m).
+ Độ cứng của lò xo được xác định theo công thức:
Với CT1 là độ cứng của 1 bên hệ treo ở trạng thái đầy tải, CT1 = 19328 (N/m).
Chọn vật liệu làm lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp cho phép x 00 MN/m 2 + Đường kính dây lò xo xác định theo công thức: d x lx c kF
(3.51) Trong đó: c = D/d - Là hệ số tỷ lệ đường kính, chọn c = 8. k - Hệ số xét đến độ cong của dây lò xo, k = 4 3
= 1,172 Thay vào công thức 3.51 ta được:
Hình 3.10 – Lò xo trụ d x lx c kF
+ Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức: no = max min 3
Với G - Là môđun đàn hồi của vật liệu chế tạo lò xo, G = 8.10 4 (MN/m 2 ).
Thay vào công thức 3.52 suy ra: no 10
+ Đối với lò xo chịu nén thì số vòng toàn bộ của lò xo ở trạng thái tự do tính theo công thức: n = n0 + 1 = 6 + 1= 7 (vòng).
+ Chiều cao của lò xo khi chịu nén:
+ Bước của vòng lò xo khi chịu tải lớn nhất được tính theo công thức:
(3.53) Với max _ Là chuyển vị ứng với Flxmax của lò xo:
Suy ra chiều cao của lò xo khi chưa chịu tải:
+ Tính bền lò xo khi ứng suất cắt lớn nhất:
Vậy max < [ x ] = 1600 MN/m 2 Lò xo đủ bền theo ứng suất cắt.
+ Kiểm nghiệm lò xo theo hệ số an toàn:
Công thức xác định hệ số an toàn của lò xo:
0 _ Là giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo, với vật liệu là thép 50CrV4 có 0 =
_ Hệ số kể đến ảnh hưởng của tiết diện dây lò xo, = 2.
_ Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình, = 0,1.
Thay số vào công thức 3.54 ta được:
= 3,3 > 2 Lò xo đảm bảo an toàn.
Vậy qua các tính toán kiểm nghiệm ở trên lò xo trụ đủ bền
* Các thông số thiết kế lò so.
- Đường kính dây lò xo: d = 10 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 80 (mm).
- Bước lò xo khi chịu tải : t = 60 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 60 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 6
- Số vòng toàn bộ : n0 = 7 (vòng).
- Hành trình lò xo : flx = 200 (mm).
- Độ cứng lò xo : Clx = 19518 (Nm).
Rôtuyn là khớp cầu kết nối đòn ngang và trụ đứng, chịu lực cắt, uốn và chèn dập Bài viết tập trung phân tích khả năng chịu lực cắt và chèn dập của rôtuyn Vật liệu chế tạo là thép 42CrMo4V với giới hạn bền σb = 1000 MPa, từ đó suy ra ứng suất tiếp cho phép.
+ Kiểm tra bền cắt: Ứng suất cắt của rôtuyn được tính theo công thức:
QC là lực cắt lớn nhất ở đầu ngoài đòn ngang Theo kết quả tính toán động lực, lực cắt lớn nhất xảy ra khi xe chịu lực ngang.
Mặt cắt A_A là mặt cắt nguy hiểm nhất:
SA _ Diện tích tiết diện A-A,
Thay số vào 3.55 suy ra ứng suất cắt:
rôtuyn đảm bảo bền cắt.
+ Kiểm tra bền theo chèn dập:
Với vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V, ứng suất chèn dập cho phép nằm trong khoảng 25 đến 35 MPa (tương đương 25 đến 35 N/mm²) Ứng suất chèn dập tại mặt cắt nguy hiểm A_A được tính theo công thức: σcd / S .
Lực chèn dập Fcd là lực tác động vuông góc lên rôtuyn, đạt giá trị lớn nhất khi xe bị trượt ngang với giá trị Fcd = ZA = 5851,06 (N).
Rôtuyn đảm bảo bền theo chèn dập.
Giảm chấn là bộ phận quan trọng trong hệ thống treo, giúp hấp thụ rung động của thân xe khi di chuyển trên đường gồ ghề Nguyên lý hoạt động của giảm chấn dựa trên việc chuyển hóa động năng của thân xe thành nhiệt năng thông qua ma sát bên trong.
Hệ thống treo ô tô thường sử dụng giảm chấn ống, loại giảm chấn có tác dụng hai chiều Giảm chấn ống có hai cấu trúc chính là giảm chấn một lớp vỏ và giảm chấn hai lớp vỏ.
Mặc dù giảm chấn một lớp vỏ có cấu tạo đơn giản, dễ sản xuất và bảo dưỡng, nhưng giảm chấn hai lớp vỏ lại được ưu tiên lựa chọn nhờ đặc tính làm việc lý tưởng, khả năng bố trí van linh hoạt, khả năng bao kín tốt và giá thành thấp.
3.3.3.2 Tính Chọn các kích thước cơ bản của giảm chấn:
Các kích thước cơ bản của giảm chấn bao gồm:
+ Đường kính xylanh dx, dx = 50(mm).
+ Chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy LU, LU = 55 (mm)
+ Chiều dày nắp giảm chấn LY, LY = (0,40,6)dx chọn LY = 0,5dx = 0,5.50 = 25 (mm).
+ Chiều dày của piston LP, LP = (0,751,1)dx chọn LP = 0,8dx = 0,8.50 = 40 (mm).
Hình 2.14 - Cấu tạo và góc đặt giảm chấn
Hình 3.13 – Cấu tạo và góc đặt giảm chấn
+ Hành trình làm việc của piston giảm chấn HP, HP = fgc với fgc là biến dạng của hệ thống treo Do cấu tạo của giảm chấn có nhiệm vụ là trụ xoay đứng, mặt khác đường tâm trục của giảm chấn không trùng với đường tâm lý thuyết của trụ xoay đứng và có góc nghiêng của giảm chấn gc = 6 o do đó: fgc = gc t d f f cos
+ Chiều dài của ty đẩy là:
LT = LU + LY + HP = 55 +25 + 285 = 365 (mm).
+ Khoảng cách từ đáy của piston tới mặt trên của vỏ ngoài khi piston nằm ở điểm chết dưới Lk, Lk = (0,40,9)dx chọn Lk= 0,6dx= 0,6.50 0(mm).
+ Khoảng cách từ đáy của vỏ trong tới đáy của vỏ ngoài Lb,
Lb =(0,11,5)dx ta lấy Lb = dx = 50 (mm).
Như vậy chiều dài của xylanh giảm chấn là:
Lx = LY + HP + 2LP + Lk + Lb = 25+285 +2.40 +30 +50 = 470 (mm).
Suy ra chiều dài của toàn giảm chấn là:
3.3.3.3 Tính hệ số cản của giảm chấn:
Tỷ số truyền của giảm chấn được tính như sau: i = bx gc gc l l cos = bx
Với lbx là khoảng cách từ bánh xe tới khớp trụ của đòn ngang, lbx = 382 (mm).
Suy ra hệ số cản thực tế của giảm chấn:
Kn _ Hệ số cản trong hành trình nén nhẹ của giảm chấn.
Ktr _ Hệ số cản trong hành trình trả nhẹ của giảm chấn.
Lực cản của giảm chấn ở hành trình trả thường lớn hơn hành trình nén, giúp hấp thụ năng lượng khi bánh xe đi qua chỗ gồ ghề, hạn chế truyền xung lực lớn lên khung xe, bảo vệ độ bền khung xe và sức khỏe người trong xe Quan hệ giữa lực cản ở hai hành trình thường được thể hiện bởi công thức: Ktr = 2,53Kn.
Chọn Ktr = 3Kn thay vào công thức 3.58 suy ra:
Vậy suy ra: Ktr = 3Kn = 3.996,13 = 2988,38 (Ns/m).
+ Trong quá trình nén mạnh và trả mạnh thì:
+ Lực sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn:
Trong đó: vP là vận tốc dịch chuyển của piston giảm chấn, vPmax = 0,6 (m/s 2 ).
Khi ta không xét đến đặc tính làm việc của lò xo thì đường đặc tính của giảm chấn coi như là tuyến tính, do đó hệ số m = 1.
Như vậy lực cản sinh ra trong quá trình nén nhẹ và trả nhẹ:
Và lực cản sinh ra trong quá trình nén mạnh và trả mạnh:
Pnmax = Pn + Knm.(vPmax - vPmim) )8,84 + 398,45.(0,6 - 0,3) = 418,38 (N).
Ptrmax = Ptr + Ktrm.(vPmax - vPmim) = 896,52 +1195,35.(0,6 - 0,3) = 1255,13 (N).
Từ mối quan hệ giữa lực cản với vận tốc dịch chuyển của piston giảm chấn ta xây dựng được đồ thị đặc tính của giảm chấn như trên hình 3.14.
Hình 3.14 - Đồ thị đặc tính của giảm chấn 3.3.3.4 Tính kích thước các van giảm chấn: a) Phương trình Bécnuli trong cơ học chất lỏng:
Phương trình Bécnuli cho toàn dòng chất lỏng thực không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):
(3.60) Trong đó: z1,2 _ Độ cao hình học của chất lỏng (m). p1,2 _ áp suất (N).
_ Trọng lượng riêng của chất lỏng 0980, chọn 0(KG/m 3 ) v1,2 _ Vận tốc trung bình dòng chất lỏng tại các mặt cắt 1 và 2 (m/s). g _ Gia tốc trọng trường, g = 9,81 (m/s 2 ).
Hệ số hiệu chỉnh động năng () phụ thuộc vào chế độ chảy: = 2 cho dòng chảy tầng và = 1 cho dòng chảy rối hw1,2 đại diện cho tổn thất năng lượng trung bình (thế năng) dọc theo dòng chảy.
Vận tốc dòng chất lỏng tại mặt cắt 1-1 bằng vận tốc tương đối của piston và xylanh, trong khi vận tốc tại mặt cắt 2-2 là vận tốc dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van Hiệu độ cao hình học giữa hai mặt cắt này rất nhỏ và có thể bỏ qua trong tính toán Do dòng chất lỏng chảy rối trong lỗ van nên hệ số bằng 1.
Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 là kết quả của việc biến năng lượng chuyển động của chất lỏng thành nhiệt năng do ma sát Khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng này được biểu diễn bằng hệ số dập tắt dao động , thay thế cho đại lượng hw1-2 trong phương trình Bécnuli Theo kết quả phân tích, hệ số dập tắt dao động tương đối được xác định là 0,2.
Vậy phương trình Bécnuli 3.69 trở thành :
Do v1 rất nhỏ nên ta có thể bỏ qua, khi đó vận tốc chất lỏng qua van được tính xấp xỉ theo biểu thức sau:
Lưu lượng chất lỏng qua van trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức: Q = F.v = fv2 = f..
Trong đó: f _ Tổng diện tích các lỗ van.
_ Hệ số tổn thất chất lỏng, = 0,60,75 chọn = 0,7. b) Tính tổng diện tích các lỗ van nén:
Từ công thức 3.63 suy ra lưu lượng của chất lỏng qua van trong hành trình nén nhẹ: Qn = fn.
Với fn là tổng diện các lỗ van nén trong hành trình nén nhẹ.
Trong hành trình nén nhẹ của giảm chấn thì lượng chất lỏng qua các lỗ van nén khi piston đi xuống được tính theo công thức:
(3.65) Trong đó dT là đường kính của ty đẩy piston, dT = (0,40,6)dx chọn dT = 0,4.dx = 0,4.50 = 20 (mm).
Thay số vào công thức 3.65 suy ra:
Khi piston đi xuống sẽ tạo ra sự chênh lệch áp suất trong khoang chứa khí nén:
Với Fp là diện tích đỉnh piston, Fp = 4 d 2
Thay các giá trị trên vào 3.64: fn
Trong hành trình nén mạnh thì lưu lượng chất lỏng đi qua các lỗ van được tính theo công thức:
Do vPmax = 0,6 = 2vPmin nên Qnm = 2Qn = 2.495.10 3 = 990.10 3 (mm 3 /s).
Và độ chênh áp trong hành trình nén mạnh:
Theo 3.64 suy ra tổng diện tích các lỗ van nén mạnh: fnm
= 65,63 (mm 2 ). c) Tính tổng diện tích các lỗ van trả:
Lưu lượng chất lỏng qua các lỗ van khi giảm chấn làm việc ở hành trình trả nhẹ: Qtr = Qn = 495.10 3 (mm 3 /s).
Khi piston đi lên thì độ chênh lệch áp suất lúc này sẽ là: ∆Ptr = Ptr/Ftr (3.68) Với diện tích làm việc của piston trong hành trình trả Ftr,
Tổng diện tích các lỗ van trả nhẹ được tính tương tự như tính cho các lỗ van nén: ftr
Trong hành trình trả mạnh thì lưu lượng chất lỏng đi qua các lỗ van được tính theo công thức: Qtrm = max 2 2
Do vPmax = 0,6 = 2vPmin nên Qtrm = 2Qtr = 2.495.10 3 = 990.10 3 (mm 3 /s). Độ chênh áp trong hành trình trả mạnh:
Suy ra tổng diện tích các lỗ van trả mạnh: ftrm
= 34,72 (mm 2 ). + Tính diện tích các lỗ van nén và van trả:
Công thức tính tổng diện tích các lỗ van của giảm chấn: f = 4 d 2 n
Với: n _ Số van nén hay số van trả. d _ Đường kính 1 lỗ van.
