Trên cơ sở phân tích những ưu nhược điểm của từng loại hệ treo và yêu cầu bố trí cụ thể trên xe ,ta sẽ tính toán thiết kế hệ treo trước là hệ thống treo phụ thuộc.Yêu cầu của hệ treo đặt
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO
CÔNG DỤNG – PHÂN LOẠI – YÊU CẦU
Hệ thống treo là một cấu trúc đàn hồi kết nối giữa bánh xe và khung xe, cho phép bánh xe di chuyển theo chiều thẳng đứng và hạn chế các chuyển động không mong muốn theo các hướng khác.
+ Hệ thống treo đảm nhận khả năng dập tắt dao động tạo nên khả năng bám của bánh xe với nền đường, nâng cao độ êm dịu
- Theo kết cấu hệ thống treo người ta chia ra : Hệ thống treo độc lập và hệ thống treo phụ thuộc
Hệ thống treo độc lập dầm cầu được thiết kế tách rời và kết nối với nhau qua các khớp nối, thường được sử dụng trên một số loại xe du lịch.
+ Hệ thống treo phụ thuộc dầm cầu là một thanh liền được dùng phổ biến trên các xe vận tải và chở hành khách
- Phân loại theo đặc tính nối mềm:Bằng phần tử đàn hồi kim loại, bằng khí nén, bằng thủy lực, liên hợp cơ-thuỷ khí
Để đảm bảo hiệu quả hoạt động của hệ thống, việc lựa chọn nối mềm cần phù hợp với tính êm dịu của chuyển động, với tần số dao động riêng nằm trong khoảng từ 60 đến 120 lần/phút.
Giảm thiểu va đập cứng và hạn chế xung lực từ bánh xe lên khung là rất quan trọng Đồng thời, việc đảm bảo hệ số bám trung bình của các bánh xe với nền đường cũng góp phần nâng cao hiệu suất và an toàn trong vận hành.
+ Dập tắt nhanh dao động của thân xe khi đi trên đường
+ Trọng lượng phần không treo phải nhỏ
+ Hạn chế đến mức nhiều nhất các chuyển động theo phương không mong muốn, nhất là ở các bánh xe dẫn hướng, nhằm đảm bảo tính điều khiển của ôtô
+ Nghiêng ngang thùng xe nhỏ: ôtô con:6° ữ 8°; ôtô khách 6° ữ 12°; ôtô tải 6° ữ 12°
+ Tại các vị trí liên kết với khung vỏ không gây nên tải trọng lớn đảm bảo tuổi thọ của các liên kết
+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kĩ thuật của xe như chạy được trên nhiều địa hình khác nhau
Bánh xe có khả năng di chuyển trong không gian hạn chế, và quan hệ động học của bánh xe cần phải đảm bảo mục đích chính của hệ thống treo, đó là làm mềm chuyển động theo phương thẳng đứng Tuy nhiên, điều này không được phép làm ảnh hưởng đến các quan hệ động lực học và động học của chuyển động bánh xe.
+ Có độ bền cao, độ tin cậy lớn trong điều kiện sử dụng phù hợp với tính năng kỹ thuật , không gặp hư hỏng bất thường.
NGUYÊN LÍ LÀM VIỆC CHUNG CỦA HỆ THỐNG TREO
1.2.1 Nguyên lí làm việc của hệ thống treo phụ thuộc
Khi ô tô di chuyển trên mặt đường không bằng phẳng, khung xe sẽ dao động theo phương thẳng đứng nhờ bộ phận dẫn hướng Sự dao động này ảnh hưởng đến bộ phận đàn hồi (nhíp lá) và bộ phận giảm chấn (giảm xóc) được gắn với khung xe Quá trình này dẫn đến sự chuyển hóa năng lượng từ cơ năng sang nhiệt năng, làm cho dao động dần dần tắt.
Bộ phận đàn hồi của xe, được cấu thành từ các lá nhíp ép chặt vào nhau nhờ gông, tạo ra ma sát khi nhíp dao động Điều này không chỉ giúp xe di chuyển êm ái mà còn làm giảm dần độ rung lắc, mang lại cảm giác thoải mái cho người sử dụng.
Bộ phận giảm chấn, hay còn gọi là giảm xóc, là một thành phần quan trọng trong hệ thống treo của xe, có chức năng hấp thụ năng lượng cơ học giữa bánh xe và thân xe Hiện nay, loại giảm chấn thủy lực hai chiều được sử dụng phổ biến, giúp giảm bớt xung lực va đập từ bánh xe lên khung xe trong quá trình nén Khi bánh xe dịch chuyển gần khung xe, giảm chấn hoạt động để làm dịu những tác động mạnh, đảm bảo sự ổn định và thoải mái cho hành khách.
Bánh xe dịch chuyển ra xa khung giúp giảm chấn, giảm xung lực va đập khi bánh xe tiếp xúc với mặt đường Điều này tạo điều kiện cho bánh xe tiếp xúc "êm" hơn với bề mặt đường, đồng thời giảm thiểu phản lực từ mặt đường tác động ngược vào thân xe.
Thanh ổn định giúp cải thiện sự ổn định của xe khi di chuyển trên đường không bằng phẳng hoặc khi quay vòng Khi chịu tác động của lực ly tâm và độ nghiêng của khung xe, phản lực thẳng đứng của hai bánh xe trên một cầu sẽ thay đổi, dẫn đến việc tăng độ nghiêng của thùng xe và làm giảm khả năng truyền lực giữa bánh xe và mặt đường Nhờ có thanh ổn định, phản lực thẳng đứng được phân bổ đều giữa hai bánh xe, giúp xe di chuyển ổn định hơn.
Ngoài ra xe còn có bộ phận đòn truyền lực có tác dụng truyền một phần tải trọng của khung xe xuồng cầu
1.2.2 Nguyên lý làm việc của hệ thống treo độc lập
Hệ thống treo trước được lắp đặt trên giá treo để dễ dàng lắp ráp, với các đòn ngang kết nối nhờ khớp trụ nghiêng vào trong xe Lò xo trụ có ụ cao su giúp hạn chế hành trình, trong khi giảm chấn tại đòn ngang trên giảm tải cho đòn ngang dưới Thanh ổn định được đặt ở phía trước cầu xe và kết nối với hệ thống treo qua các đòn thẳng đứng bằng đệm cao su, giúp giảm ma sát tại đầu thanh ổn định và cho phép đầu ngoài di chuyển tự do.
Khi xe di chuyển, mặt đường không bằng phẳng khiến khung xe dao động theo phương thẳng đứng Nhờ vào hệ thống giảm chấn và bộ phận đàn hồi như lò xo, dao động này sẽ nhanh chóng được triệt tiêu thông qua quá trình chuyển hóa năng lượng từ cơ năng thành nhiệt năng.
Thanh ổn định giúp cải thiện sự ổn định của xe khi di chuyển trên đường không bằng phẳng hoặc khi quay vòng Nhờ vào việc điều chỉnh phản lực thẳng đứng giữa hai bánh xe, thanh ổn định giảm độ nghiêng của thùng xe, từ đó nâng cao khả năng truyền lực giữa bánh xe và mặt đường Điều này góp phần làm cho xe vận hành mượt mà và an toàn hơn.
HỆ THỐNG TREO MAC PERSON
* Đặc điểm của hệ treo Mac Person
Hệ thống treo MacPherson là một giải pháp ưu việt, khắc phục nhược điểm của hệ thống treo cũ bằng cách giảm số điểm gắn với khung xe từ 4 xuống chỉ còn 2 điểm Với thiết kế đơn giản, hệ thống này chỉ bao gồm thanh đỡ dưới, trụ chống mâm bánh, giảm chấn và lò xo, giúp giảm chi phí sản xuất Đồng thời, cấu trúc này cũng giúp giảm trọng lượng khoang động cơ của xe dẫn động cầu trước, giải phóng không gian cho động cơ.
Hình 1: Sơ đồ hệ thống treo Mac person
Hệ thống treo MacPherson đã phát triển mạnh mẽ với việc khung xe liên khối ngày càng được áp dụng rộng rãi Giảm xóc mới đã loại bỏ thanh đòn, thay vào đó là lò xo kết hợp với ống nhún, được gắn với khung xe thông qua đệm cao su Thanh ống ngang được thay thế bằng thanh đòn hình tam giác có hai điểm tỳ, với lò xo được đặt lệch và nghiêng vào phía trong Các cao su giảm chấn tại khớp tiếp xúc với khung vẫn được giữ nguyên, dẫn đến sự thay đổi đáng kể về ma sát và độ mài mòn trong ống.
Hệ thống treo MacPherson hiện nay không chỉ được áp dụng ở phía trước mà còn được sử dụng với treo độc lập, đa liên kết ở phía sau Điểm nổi bật là bánh sau không dẫn động, giúp góc đặt ống nhún thẳng đứng, thay vì chụm như ở giảm xóc trước Ngoài ra, thanh chống ngang được gia cố để chịu lực tốt hơn.
*Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson:
Trong hệ thống treo, đặc biệt là ở cầu dẫn hướng, các góc đặt bánh xe đóng vai trò quan trọng Chúng cần đảm bảo khả năng điều khiển nhẹ nhàng, chính xác, đồng thời hạn chế lực cản và ngăn ngừa mòn lốp nhanh chóng.
Trong quá trình chuyển động, bánh xe luôn dao động theo phương thẳng đứng, gây ra sự thay đổi về góc nghiêng ngang, độ chum trước và khoảng cách giữa hai vết bánh xe Sự dao động này cũng ảnh hưởng đến góc nghiêng dọc và nghiêng ngang của trụ xoay dẫn hướng Các mối quan hệ giữa các thông số này phụ thuộc vào sự chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng, phản ánh mối quan hệ động học của hệ treo.
Hệ treo McPherson thể hiện mối quan hệ động học qua ba yếu tố chính: đầu tiên, sự thay đổi góc nghiêng ngang của bánh xe và trụ xoay dẫn hướng; thứ hai, sự thay đổi góc nghiêng dọc của trụ và xoay dẫn hướng; và cuối cùng, sự thay đổi độ chụm trước của bánh xe.
Hình.2 Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson
CÁC BỘ PHẬN CHÍNH CỦA HỆ THỐNG TREO XE CON
Hệ thống treo xe con gồm các bộ phận chính sau đây :
Bộ phận đàn hồi là phần kết nối linh hoạt giữa bánh xe và khung xe, giúp điều chỉnh tần số dao động để phù hợp với cơ thể con người (60-80 lần/ph) Phần này có thể được bố trí khác nhau trên xe, cho phép bánh xe di chuyển theo phương thẳng đứng.
Trên xe con bộ phận đàn hồi thường gặp là loại :
- Lò xo côn hoặc lò xo xếp
Hiện nay bộ phận đàn hồi được làm có xu hướng “mềm mại” hơn nhằm tạo điều kiện cho bánh xe lăn “êm” hơn trên mặt đường
Hiện nay, các bộ phận đàn hồi có khả năng thay đổi độ cứng trong giới hạn rộng được sử dụng để đáp ứng nhu cầu tải trọng của xe Khi xe chạy ít tải, độ cứng cần thiết thấp, nhưng khi tăng tải, độ cứng phải cao hơn Do đó, cần có các bộ phận đàn hồi phụ như nhíp phụ và vấu tỳ bằng cao su biến dạng, cùng với các bộ phận có khả năng tự động điều chỉnh độ cứng theo tải trọng và thay đổi chiều cao trọng tâm của xe Bộ phận dẫn hướng cho phép bánh xe di chuyển thẳng đứng và truyền lực hiệu quả, với cấu tạo khác nhau trên mỗi hệ thống treo Quan hệ động học giữa bánh xe và khung xe khi thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng được gọi là quan hệ động học, trong khi khả năng truyền lực ở mỗi vị trí được xác định là quan hệ động lực học của hệ treo, với sự dịch chuyển là thông số chính được xem xét.
Sự chuyển vị của các bánh xe trong không gian ba chiều xảy ra khi vị trí của chúng thay đổi theo phương thẳng đứng (z) Mối quan hệ động lực học này thể hiện khả năng truyền tải lực và mô men khi bánh xe ở các vị trí khác nhau.
Bộ phận giảm chấn là thiết bị quan trọng trong hệ thống treo của xe, giúp hấp thụ năng lượng dao động giữa bánh xe và thân xe, từ đó ảnh hưởng đến biên độ dao động Trên các xe hiện đại, bộ phận này thường sử dụng loại giảm chấn ống thủy lực với chức năng hoạt động hai chiều, bao gồm cả trả và nén.
Trong hành trình trả (bánh xe đi xa khung và vỏ) giảm chấn có nhiệm vụ giảm bớt xung lực va đập truyền từ bánh xe lên khung
Thanh ổn định là một bộ phận quan trọng trên xe con, giúp cải thiện khả năng điều khiển khi xe di chuyển trên đường không bằng phẳng hoặc khi quay vòng Khi xe gặp lực ly tâm, thanh ổn định giúp giảm độ nghiêng của thùng xe và tối ưu hóa lực truyền từ bánh xe đến mặt đường Cấu tạo của thanh ổn định thường có dạng chữ U, với các đầu nối với bánh xe và thân nối với vỏ xe thông qua các ổ đỡ cao su, nhằm cân bằng tải trọng giữa các bánh xe.
Các vấu cao su trên xe con có chức năng tăng cứng và hạn chế hành trình của bánh xe, thường được lắp đặt trong vỏ của giảm chấn Chúng giúp kiểm soát hành trình làm việc của bánh xe, từ đó nâng cao hiệu suất và độ ổn định của xe.
+ Các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe :
Hệ thống treo là cầu nối giữa bánh xe và thân xe, đảm bảo sự ổn định và điều chỉnh góc bố trí bánh xe Các cơ cấu điều chỉnh trong hệ thống treo rất đa dạng, dẫn đến sự khác biệt trong cách bố trí giữa các loại xe khác nhau.
KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT TRONG HỆ THỐNG TREO
Các lò xo được chế tạo từ thép lò xo đặc biệt, cho phép chúng xoắn lại khi chịu tải trọng Quá trình này giúp tích lũy năng lượng từ ngoại lực và giảm thiểu chấn động hiệu quả.
- Đặc tính của lò xo
+ Tỷ lệ hấp thu năng lượng tính cho một đơn vị khối lượng cao hơn so với loại lò xo lá(nhíp)
+ Có thể chế tạo các lò xo mềm
Do không có ma sát giữa các lá như ở nhíp, nên không thể tự khống chế dao động Do đó, cần sử dụng thêm bộ phận giảm chấn để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
+ Vì không chịu được lực theo phương ngang nên cần phải có các cơ cấu liên kết để đỡ trục bánh xe (đòn treo,thanh giằng ngang…)
- Lò xo phi tuyến tính
Hình 3 Kết cấu chung lò xo
Lò xo trụ được làm từ thanh thép có đường kính đồng đều sẽ co lại đồng đều theo tải trọng, nhưng nếu sử dụng lò xo mềm sẽ không chịu được tải trọng nặng, trong khi lò xo cứng khiến xe không êm với tải trọng nhỏ Ngược lại, nếu sử dụng thanh thép có đường kính thay đổi, hai đầu lò xo sẽ có độ cứng thấp hơn phần giữa, giúp hấp thu chuyển động khi tải trọng nhỏ, trong khi phần giữa đủ cứng để chịu tải trọng nặng.
+ Các lò xo có bước không đều, lò xo hình nón… cũng có tác dụng như vậy
* Ưu nhược điểm của một số loại lò xo thường dùng trên xe ôtô du lịch
- Chiếm ít không gian của xe
- Không chịu ảnh hưởng do ma sát nên không phải chăm sóc
- Lò xo xoắc ốc không có khả năng dẫn hướng
- Ít có khả năng dập tắt dao động
Lò xo trụ là bộ phận đàn hồi quan trọng trong hệ thống treo độc lập của xe du lịch, được chế tạo từ thép với tiết diện vuông hoặc tròn, giúp nâng cao khả năng vận hành và ổn định của xe.
- Nếu cùng độ cứng và độ bền với nhíp thì lò xo trụ có khối lượng nhỏ hơn nhíp và tuổi thọ cao hơn nhíp
- Khi làm việc ở giữa các vòng lò xo không có ma sát như nhíp
Hình 4: Một số dạng lò so đặc biệt
- Kết cấu rất gọn gàng nhất là khi được bố trí lồng vào giảm chấn
Hệ thống treo với lò xo trụ có cấu trúc phức tạp hơn do chỉ có lò xo thực hiện chức năng đàn hồi, trong khi các bộ phận dẫn hướng và giảm chấn được đảm nhiệm bởi các thành phần khác Để dẫn hướng cho bánh xe và truyền lực đẩy, cần bổ sung thêm hệ thống đòn dẫn hướng.
Khi xe di chuyển trên mặt đường gồ ghề, hệ thống treo với các lò xo sẽ hấp thụ các chấn động Tuy nhiên, do lò xo có đặc tính dao động liên tục, nên xe không thể chạy êm ngay lập tức Bộ giảm chấn có nhiệm vụ hấp thụ những dao động này, không chỉ cải thiện độ êm ái khi lái xe mà còn giúp lốp xe bám đường tốt hơn và tăng cường sự ổn định trong việc điều khiển xe.
Trong ô tô, bộ giảm chấn kiểu ống lồng sử dụng dầu giảm chấn đặc biệt làm môi chất làm việc Lực làm tắt dao động được tạo ra bởi sức cản thủy lực khi dầu bị piston ép qua lỗ nhỏ Lực giảm chấn lớn giúp dập tắt dao động nhanh chóng, nhưng cũng tạo ra chấn động lớn hơn do hiệu ứng làm tắt Ngoài ra, lực giảm chấn còn thay đổi theo tốc độ của piston, và có nhiều kiểu bộ giảm chấn khác nhau tùy thuộc vào tính chất biến đổi của lực giảm chấn.
+ Kiểu lực giảm chấn tỷ lệ thuận với tốc độ piston
+ Kiểu có hai mức lực giảm chấn, tuỳ theo tốc độ của piston
+ Kiểu lực giảm chấn thay đổi theo phương thức chạy xe
Hệ thống treo trên xe hiện nay chủ yếu sử dụng hai kiểu lực giảm chấn đầu Trong khi đó, hệ thống treo kiểu 3 thường được áp dụng cho các xe trang bị ESM (Hệ thống treo điều biến điện tử).
Hình 5: Giảm chấn trên ôtô.
2.Các kiểu bộ giảm chấn
Bộ giảm chấn được phân loại như sau:
- Phân loại theo vận hành:
- Phân loại theo cấu tạo:
-Phân loại theo môi chất làm việc:
Các bộ giảm chấn hiện nay được thiết kế với hai kiểu chính là ống đơn và ống kép, mang lại tính năng đa dụng Gần đây, bộ giảm chấn nạp khí cũng đã được áp dụng, mở rộng khả năng sử dụng Trong đó, cấu tạo và ưu nhược điểm của bộ giảm chấn một lớp vỏ cần được xem xét kỹ lưỡng để đánh giá hiệu quả và phù hợp với từng loại xe.
Van một chiều (Van trả) Đũa đẩy
Van một chiều (Van nén)
+ Ưu nhược điểm của giảm chấn một lớp vỏ
- Kết cấu đơn giản, gọn nhẹ
- Dễ thoát nhiệt ra môi trường xung quanh
Hình 6: Giảm chấn một lớp vỏ
- Hay bị sủi bọt không khí trong dầu b.Cấu tạo, nguyên lý hoạt động của giảm chấn hai lớp vỏ
2- Lỗ dầu bôi trơn trục
3- Phớt che lực và làm kín
Trong hệ thống giảm chấn, piston di chuyển trong xy lanh, phân chia không gian thành hai buồng A và B Phía đuôi của xy lanh thủy lực có cụm van bù, bên ngoài là lớp vỏ ngoài, tạo ra không gian giữa hai lớp vỏ là buồng bù chứa chất lỏng, kết nối với buồng B thông qua các van một chiều (III, IV).
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong C chỉ điền đầy một nửa, không gian còn lại chứa không khí có áp suất khí quyển
+ Ưu nhược điểm của giảm chấn hai lớp vỏ
- Làm việc êm dịu, nhanh chóng dập tắt dao động
- Thích hợp với nhiều loại xe
Hình 7: Giảm chấn hai lớp vỏ
Đối với xe tải trọng lớn, yêu cầu trục giảm chấn có đường kính lớn và buồng bù lớn dẫn đến sự thay đổi áp suất làm việc trong khoảng rộng Điều này thường gây ra hiện tượng sủi bọt không khí trong dầu, làm giảm hiệu quả rập tắt dao động Hơn nữa, khả năng thoát nhiệt từ vỏ trong qua chất lỏng hoặc không khí tới lớp vỏ ngoài diễn ra chậm Ở vùng lạnh như Bắc Âu, loại giảm chấn này còn gặp hiện tượng bó cứng khi xe đứng yên qua đêm lạnh, khiến các van tiết lưu bị kẹt trong các chuyển dịch đầu của bánh xe.
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Hệ thống treo trước
Hệ thống treo độc lập chủ yếu được áp dụng cho cầu trước của ôtô du lịch, mang lại nhiều lợi ích Ưu điểm nổi bật của nó là khả năng tăng cường độ võng tĩnh và động, từ đó cải thiện độ êm ái trong chuyển động của xe.
+ Giảm được hiện tượng dao động các bánh xe dẫn hướng do hiệu ứng mô men con quay
+ Tăng được khả năng bám đường, do đó tăng được tính điều khiển và ổn định của xe
Nhược điểm của nó là :
Hệ thống treo phụ thuộc thường được sử dụng ở cầu sau của ôtô du lịch hiện đại do tính phức tạp và chi phí cao của hệ thống treo độc lập ở các cầu chủ động Chỉ những ôtô có tính cơ động cao mới áp dụng hệ thống treo độc lập ở cầu chủ động.
* Với cơ sở phân tích trên, cùng với đặc điểm, mục đích sử dụng của xe thiết kế ta tính chọn hệ thống treo độc lập trước và sau
* Các bộ phận của hệ thống treo:
Lò xo trụ có những ưu điểm nổi bật như kết cấu và chế tạo đơn giản, cùng với kích thước nhỏ gọn giúp dễ dàng bố trí Tuy nhiên, loại lò xo này cũng tồn tại nhược điểm là chỉ có thể tiếp nhận lực theo phương thẳng đứng và cần phải có bộ phận hướng riêng để hoạt động hiệu quả.
Bộ phận đàn hồi loại nhíp lá có kết cấu đơn giản, dễ bảo trì và sửa chữa, đồng thời có thể đảm nhiệm chức năng của bộ phận hướng Tuy nhiên, nó cũng có nhược điểm như trọng lượng lớn, tiêu tốn nhiều kim loại hơn so với các loại đàn hồi kim loại khác và thời gian sử dụng ngắn do ma sát.
+ Hệ thống treo trước, sau: chọn bộ phận đàn hồi loại lò xo trụ
Chọn bộ phận đàn hồi phụ cho hệ thống treo nên sử dụng ụ hạn chế bằng cao su có độ bền cao, không cần bôi trơn và bảo dưỡng, trọng lượng nhẹ và có đường đặc tính phù hợp Tuy nhiên, bộ phận này có nhược điểm là dễ xuất hiện biến dạng thừa dưới tác động của tải trọng kéo dài và tải trọng thay đổi, đồng thời cao su cũng bị hoá cứng khi gặp nhiệt độ thấp.
Bộ phận giảm chấn là một yếu tố quan trọng trong hệ thống treo của xe, được lựa chọn dựa trên cách lắp đặt và yêu cầu êm dịu của thiết kế Để đảm bảo hiệu suất tối ưu, chúng ta sử dụng bộ giảm chấn thuỷ lực dạng ống, có khả năng tác dụng hai chiều và được trang bị van giảm tải cho cả hệ thống treo phía trước.
Hệ thống treo trước là một hệ thống treo độc lập, bao gồm nhiều loại như một đòn, hai đòn chiều dài bằng nhau, hai đòn chiều dài khác nhau, đòn ống (Macpherson) và loại nến Trong đó, loại đòn ống được sử dụng, là một biến thể của loại hai đòn chiều dài khác nhau, với chiều dài đòn trên bằng không Trụ quay đứng hoặc thanh nối hai đòn được thiết kế dưới dạng ống lồng có thể thay đổi độ dài, giúp đảm bảo động học của bánh xe Đặc điểm này cho phép tích hợp giảm chấn hoặc phần tử đàn hồi thủy khí vào cấu trúc trụ quay đứng hoặc thanh nối, từ đó đơn giản hóa kết cấu, giảm số lượng khâu khớp, khối lượng và không gian cần thiết cho hệ thống treo.
Kết cấu này có nhược điểm là cần phải đảm bảo chất lượng chế tạo ống trượt cao, đồng thời các thông số động học của nó không đạt hiệu quả tốt bằng loại hai đòn với chiều dài khác nhau.
Vậy lựa chọn hệ thống treo độc lập kiểu Mc.pherson cho cầu trước.
Hệ thống treo sau
Sau khi phân tích ưu và nhược điểm của các loại hệ thống treo, hệ thống treo độc lập hai đòn ngang được xác định là lựa chọn hợp lý nhất cho xe con 5 chỗ Do đó, chúng ta quyết định sử dụng hệ thống treo kiểu độc lập hai đòn ngang.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO TRƯỚC MC.PHERSON
Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo
3.1.1 Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng:
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 11530 N
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 15780 N
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 6920 N
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 9470 N
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 4610 N
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 6310 N
- Chiều dài cơ sở : L = 2489 (mm)
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 185/55 R15
- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 100 (mm)
- Khối lượng phần không treo : mkt = 76(kg)
- Vết bánh xe: trước 00(mm), sau = 1310(mm)
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước : BT = 1473 mm
- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin) : 0= 11 o
- Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng : = 2 o
- Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber) : o=0 o
- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng : ro = -15 mm
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin 0 mm
- Chiều dài trụ đứng : Kr = 150 mm
- Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường : hs = 50 mm
- Công suất cực đại : Ne max = 121 (ml) / 6000 (v/ph)
- Momen xoắn cực đại : Me max = 151 (N.m) / 4050 (v/ph)
3.1.2 Xác định các thông số cơ bản của HTT
Để đánh giá độ êm dịu của ô tô khi di chuyển, có nhiều thông số quan trọng cần xem xét, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động Những yếu tố này ảnh hưởng trực tiếp đến cảm giác thoải mái của hành khách trong suốt hành trình.
Trong đồ án này, độ êm dịu của ôtô được đánh giá dựa trên tần số dao động của hệ thống treo (HTT), với tần số dao động lý tưởng cho ôtô con nằm trong khoảng 60 đến 90 lần/phút, nhằm đảm bảo sự phù hợp với dao động của con người Để xác định độ cứng của lò xo, cần tính toán sao cho kết quả đạt được tương ứng với tần số dao động trong khoảng n = 60 đến 90 (l/ph) Chọn tần số n = 75 (l/ph) để tính toán độ cứng của hệ thống treo theo công thức phù hợp.
Ta tính theo công thức sau:
- Khối lượng phần không treo : mkt = 76 kg
- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : MT0 = m10 - mkt
Với m10 là tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải : m10 = 692 Kg
- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : MT1 = m1T - mkt
Với m1T là tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải : m1T = 947 Kg
- Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái không tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình : b Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (độ võng tĩnh của hệ treo)
- Độ võng tĩnh của hệ treo (khi đầy tải) : ft = M T 1 g 2 C T
- Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh với C T = 22908 N/m
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy tần số dao động ở cả hai chế độ không tải và đầy tải đều nằm trong khoảng 60 đến 90 l/ph, đáp ứng yêu cầu đề ra Với bộ phận đàn hồi có độ cứng C T = 22,908 N/mm, thiết kế đã thỏa mãn các tiêu chí tính toán.
• Xác định hành trình tĩnh của bánh xe: hay chính là độ võng tĩnh của hệ treo
29 c Xác định hành trình động của bánh xe (độ võng động của hệ treo)
➔ Tổng hành trình của bánh xe (tính từ vị trí bánh xe bắt đầu chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế) : fTổng = fđ + ft 8 + 160 = 288 (mm) = 0,288 (m)
Sử dụng kết quả này để lắp đặt ụ cao su nhằm giới hạn hành trình trên và dưới của bánh xe Đối với ụ cao su, đoạn biến dạng nên được thiết lập từ 0,1 đến 0,2 lần chiều dài tổng thể của ụ Cuối cùng, cần kiểm tra hành trình động của bánh xe để đảm bảo hoạt động hiệu quả.
Theo điều kiện: fđ H0 - Hmin
- H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
- Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu 0 mm
Đối với cầu trước cần kiểm tra hành trình động để không xẩy ra va đập cứng vào ụ tì trước khi phanh:
Khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính, trọng tâm của xe sẽ dịch chuyển và đầu xe sẽ bị dìm xuống, lúc này fđ sẽ thay đổi
- Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau: b =L.55 $89x55 =1,369 m
- Chiều dài cơ sở xe: L = 2489 mm
- Chiều cao cơ sở xe: hg = 500 mm g
* Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh: f0T = M T 0 f T
871 e Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn: K TB
Hệ số dập tắt dao động của hệ treo :
: Hệ số cản tương đối = 0,2 ; ( = 0,15 ÷ 0,3)
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe :
Từ đó ta suy ra được các thông số tính toán đó là :
- Độ võng tĩnh : fT = 160 mm
- Độ võng động : fđ = 128 mm
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải : f0T = 113 mm.
Động học hệ treo Mc.pherson
3.2 1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)
Các bước cụ thể như sau : (Vẽ với tỉ lệ 1: 2 )
- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd
- Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd
- Trên Aod đặt AoBo = B T /2 = 772 mm
- Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
- Tại Bo dựng Boz vuông góc với dd
- Trên đoạn AoBo đặt BoCo mm
- Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc o o
- Trên Boz đặt BoB = rbx
Với bán kính làm việc trung bình được tính: rbx = λ.ro
32 λ: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp λ = 0,93†0,95 chọn λ = 0,93 ro : Bán kính thiết kế, ro = D/2 Với xe tham khảo, kiểu lốp sử dụng là 185/55 R15 ta có: d1 = 15 inch 81 (mm)
- Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C2 C2 là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng
- Trên Con từ C2 đặt về phía dưới đoạn :
C1, C2 là tâm quay ngoài của hai đòn ngang ở vị trí không tải
Để xác định vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở trạng thái đầy tải, ta cần xem xét khi hệ treo biến dạng lớn nhất Trong trường hợp này, nếu thùng xe giữ nguyên vị trí, bánh xe sẽ di chuyển tịnh tiến đến điểm B1.
Nếu coi khảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
Khi đó BoB1 = fđ + ft - fot = 174 (mm)
Trong quá trình xây dựng D1, ta tạo ra một đường thẳng đứng D1O2 cắt đường C0 tại O2 với góc ‟= o + ∆ Đường D1O2 được xác định là đường tâm của trụ xoay đứng, nằm ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Khi bánh xe di chuyển, khoảng cách CoC1 vẫn không thay đổi, do đó trên đường D1O2, ta xác định được điểm D1D2.
= CoC1 D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất
Hình 3.2: Đồ thị xác định chiều dài đòn ngang
Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn dưới
- Kẻ đường trung trực kk của C1D2
- Từ A4 kẻ đường tt // dd
Xác định giao điểm O1 của trục với không gian, đây là tâm khớp trụ trong của đòn ngang Khoảng cách từ O1 đến đường đối xứng của xe cần đảm bảo đủ để bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy Nếu khoảng cách này không phù hợp, có thể điều chỉnh khoảng sáng gầm xe trong giới hạn cho phép.
- Nếu kéo dài O1C1 và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại P ( tâm quay tức thời của bánh xe )
- Nối PBo và kéo dài cắt Aom tại S (S là tâm quay tức thời của cầu xe cũng như là thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe )
- Đo khoảng cách O1C1 rồi nhân tỉ lệ 1: 2 như trên hình vẽ ta đựơc độ dài đòn chữ „A‟ của hệ treo : Ld = 372,8 mm
3.2.2 Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo
Khi hệ treo biến dạng thì các góc nghiêng ngang trụ đứng, khoảng cách giữa hai vết lốp sẽ thay đổi Trên hình 3.3 ta có :
Các điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường là: 0, 1, 2, 3, 4
Các góc nghiêng ngang trụ đứng lần lượt là: 0, 1, 2, 3, 4
3.2.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo: (hình 3.5)
Từ đồ thị động học đã xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn: ld = O1C = 412,5 (mm), O1O = 310,5 (mm), O2O = 506 (mm)
+ Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC2 = ld*sinỏ
Hình 3.3 Đồ thị động học HTT
Khi bánh xe di chuyển một đoạn ÄH, điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn có tâm O1 với bán kính ld, tạo ra đoạn CC’ Đồng thời, đòn ngang sẽ quay một góc Äỏ.
Lúc này góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ là: ỏ – Äỏ
+ Khi đó ta có thể coi điểm C’ gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2
Do đó: C’C 2 =ld *sin(ỏ–Äỏ);
Hình 3.4.Mối quan hệ hình học giữa các góc đặt
+ Và ta có C‟C2 chính là đoạn chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng Tức là: C‟C2 1 ÄH
Suy ra, ta có: ÄH = ld* sin(ỏ – Äỏ) ; sin(ỏ – Äỏ) = H ; l d ỏ – Äỏ = arcsin( H ) ; l d Äỏ = ỏ - arcsin( H ) ; (0) l d + Ta lại có: CC’ = ld*tg Äỏ ; và: C’C’’ = CC’*sin Äỏ ;
Mà độ sai lệch vết lốp xe ÄB chính bằng : ÄB = 2* C‟C‟‟ = 2*ld* tg Äỏ* sin Äỏ (1) + Ta xét mối quan hệ giữa ỏ và ọ:
Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:
OC1 = ld*sinỏ ; và: OC2 = O2C1*tan ọ = (OO2 + OC1)*tan ọ ; Mặt khác thì ta có: OC2 = O1C2 - OO1 = ld*cosỏ - OO1 ;
Vậy ta suy ra: OC2 = ld*cosỏ - OO1 = (OO2 + OC1)*tan ọ ;
=> ld*cosỏ - OO1 = (OO2 + ld*sinỏ)tan ọ ; Suy ra: tan ọ = ld*cosỏ - OO1/(OO2 + ld*sinỏ) ;
3.2.4 Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson
Bằng cách xây dựng đồ thị động học của hệ treo, chúng ta có thể xác định sự thay đổi chiều rộng cơ sở B và góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng Kết quả được trình bày trên đồ thị cho thấy mối quan hệ giữa các yếu tố này với sự biến dạng của hệ treo.
Động lực học hệ treo Mc.Pherson
3.3.1 Các chế độ tải trọng tính toán a Trường hợp lực kéo và lực phanh cực đại
Trên sơ đồ phân tích lực tồn tại lực Z, X nhưng tính với giá trị cực đại (vắng mặt lực Y)
Tính trong trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại :
Ztt - tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe mp - hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp, mp = 1,2
G1 - trọng lượng tĩnh đặt trên cầu trước (khi đầy tải)
Xmax - lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường u - hệ số bám dọc lấy bằng 0,75
Gbx - khối lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe,larăng và cơ cấu phanh), Gbx = 270(N) y b Trường hợp lực ngang cực đại
Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng mặt X)
Các lực được tính toán như sau:
B - chiều rộng vết bánh xe, B = 1,480 (m) hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,5 (m) u * - hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0,6g uy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1
lx llx c Trường hợp chịu tải trọng động
Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y)
- Trong đó: G1- tải trọng đặt trên cầu trước kd- hệ số tải trọng động, kd = 1.8 - 2.5 với xe du lịch chạy trên đường tốt
3.3.2 Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi
Các phần tử đàn hồi bao gồm lò xo trụ, lò xo côn và thanh xoắn Trong phần này, chúng ta sẽ tập trung vào việc tính toán lực và lựa chọn cách bố trí cho lò xo trụ.
Trong không gian xe, có hai loại góc bố trí chính là góc nghiêng dọc và góc nghiêng ngang Việc lựa chọn các góc này phụ thuộc vào không gian có sẵn trên xe Độ cứng và chuyển vị của lò xo cũng là yếu tố quan trọng cần xem xét trong quá trình bố trí.
Hình 3.7: Đồ thị về chuyển vị lò xo
Hành trình làm việc: Độ cứng theo trục tâm:
Trong đó f = ft + fđ tổng hành trình làm việc của bánh xe
Clx - độ cứng phần tử đàn hồi
Flx - hành trình làm việc của lò xo b Độ cứng và hành trình giảm chấn
Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp như hình vẽ dưới đây
Trục của giảm chấn không trùng với đường tâm trụ đứng thường gặp trên xe có: ro
(bán kính quay bánh xe dẫn hướng)âm và góc nghiêng ngang trụ đứng ọ khá lớn
- Hành trình làm việc: o lbx
Hình 3.8 : Đồ thị hành trình giảm chấn lbx
3.3.3 Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng a Trường hợp chỉ có lực Z (vắng lực X,Y )
- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
Z = Z AB + Z Y và mômen Mz(yoz)
- ZAB cân bằng với Zlx:
- Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ:
Z - tải trọng thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe,
Z = 0.5*G1 = 0.5*9470 = 4735 (N) ro - là bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng, 0,015(m)
ZAB - lực dọc theo phương trụ đứng
ZY - lực ngang tác động lên bánh xe Δ - góc nghiêng ngang trụ đứng, δ = 11 o
Và có MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ , BMZ :
0, 460 + 0, 075 Trong đó: m = C2O2 = 460 (mm) n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) r = bán kính bánh xe 272 (mm)
- Còn ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY:
+ Khi tính toán thì cánh tay đòn m thay đổi, nên có thể lấy ở trạng thái chịu tải trọng tĩnh lớn nhất
+ Khi góc δ bé có thể bỏ qua : cos δ = 1 và sin δ = 0
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là: Đầu A:
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tựa D và E là:
Khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A đến khớp cầu ngoài của càng được ký hiệu là d1 và d2 Trong trường hợp chịu lực phanh cực đại, chỉ có hai thành phần Z và X tác động.
- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực xác định như phần trên
- Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trụ đứng AB như hình vẽ dưới
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và MX:
+ Lực Xo gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX:
- Mômen MX gây nên tại A và B:
- Lực X gây nên đòn ngang lái đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực
+ lS -chiều dài đòn ngang lái.Theo số liệu tham khảo
+ chọn: s =m , t =n Và tỉ số truyền r o = 0,375 l S
= 1241 (N) s,t - kích thước để lắp đòn ngang lái
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Theo phương Y: AMZ + AZY -AS = 130 + 333 – 202 = 261 (N)
- Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 130 + 333 +1241 = 1704 (N)
• Các lực liên kết tại C :
CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
CY gây nên các phản lực tại gối D và E:
Tại D có: DX , DY , DYX
Tại E có: EX , EY , EYX c Trường hợp chịu lực bên cực đại,chỉ có hai thành phần Z và Y
-Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự như ở phần trên
-Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới
-Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:
-Các lực tác dụng lên trụ đứng:
-Các lực tác dụng lên đòn ngang:
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
Bảng kết quả tính toán động lực học chỉ có Z có Z&X có Z&Y
Đòn ngang dưới có thiết kế hình chữ A được gắn vào thân xe qua hai khớp trụ, trong đó đầu ngoài kết nối với cam quay Rô-tuyn Việc sử dụng hai đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề giúp tăng cường độ cứng vững cho hệ treo.
Trạng thái chủ lực của đòn ngang dưới chủ yếu bao gồm kéo, nén và uốn, với giả thiết rằng một phần của đòn chữ A chịu toàn bộ tải trọng Do đó, có thể tiến hành tính toán với trường hợp chỉ có lực Z.
Fz = ZAB = 4648 (N) Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc :
Hình 3.12: Sơ đồ lực tác dụng lên đòn ngang khi chịu tải trọng động
-Fz đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy
-Ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức :
Thay vào ta có : max = 3/2* 4648/2400 = 2,91(N/mm 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: bQ0 Mpa
2 *1,5 = 170(N / mm 2 ) Suy ra: max < [] với n = 1,5 : hệ số an toàn
Với đòn ngang dưới thoả mãn điều kiện bền về mặt cắt
Thành phần Fz tạo ra mômen uốn dọc lớn nhất tại điểm kết nối của đòn ngang với khung xe Do khớp nối là khớp trụ, mômen uốn tại tâm khớp sẽ bằng 0 Để kiểm nghiệm, ta xem xét mặt cắt gần đó (mặt cắt 1-1).
Ty le 2:1 Ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức :
Mu : mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx : mô men quán tính của mặt cắt ngang y : tung độ của điểm đang xét đến trục trung hoà OE
Mu = Fz l = 4648*300 = 1394400 (N.mm 2 ) với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ; l00(mm)
X 12 12 y : lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm)
Thay các giá trị trên vào công thức ta có :
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : b = 510 (MPa)
Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
[k] Thỏa mãn điều kiện bền b Trường hợp 2 : Chỉ có lực Z và X
Hình 3.13: Sơ đồ lực tác dụng lên đòn ngang khi chịu lực kéo phanh cực đại
Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy) + Ứng suất tiếp max :
Qy : lực cắt Qy = Fz = 4648 (N/mm 2 ) S = 2400 mm 2
2 2400 Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 b = 510 (Mpa)
+ Fz gây ra mômen uốn dọc :Tương tự trường hợp 1 ta có:
Mà mômen Mu=Fz.lF48*300 = 1394400 (N.mm)
320000 = 130,73 [u] Thỏa mãn bền Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
2400 = 0,71 (N/mm 2 ) [k] 10 (N/mm 2 ).Thoả mãn bền Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phẳng (xoy):
+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức:
Qy : lực cắt Qy = Fx = 5363 (N)
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : b = 510 (Mpa)
+Fx gây ra mômen uốn ngang : ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức:
Mà mômen Mu=Fx.l= 5363*300 = 1608900 (N.mm 2 )
Thay vào ta có : y0 (mm)
53 c Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y
Hình 3.14: Sơ đồ chịu lực đòn ngang khi chịu lực bên cực đại
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả :
+ Thành phần Fy gây ra nén đúng tâm :
[n] Thỏa mãn điều kiện bền nén
*Ngoài ra, do đòn A chịu nén đúng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:
Kiểm tra hệ số ổn định của càng A :
[n 0 ] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu
Plim : Lực giới hạn cho ổn định
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 -6 (KG/cm 2 )
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của càng A
: Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của càng l = ld = 372,8 (mm)
Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định
Tóm lại đòn A thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau
Rôtuyn là khớp cầu để giữa đòn ngang và cam quay Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt, uốn, chèn dập
Q: Lực cắt , Trường hợp 1: Qc = Fy = 1366 (N)
Trường hợp 2: Qc= Trường hợp 3: Qc = = 5627 (N)
= 12712 (N) Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 12712 (N)
+ S là tiết diên nguy hiểm tại mặt cắt 1-1 d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20(mm)
S 314 Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt
• Tính theo ứng suất uốn:
Mu : mômen chống uốn; h: tung độ lớn nhất , h mm
Kiểm tra theo ứng suất uốn: Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Rôtuyn thoả mãn bền uốn
Scd : diện tích mặt chèn dập, lấy bằng 2/3 diện tích mặt cầu
* Tính theo trường hợp có lực Fz lớn nhất : Fz = 12712 ( N )
Mà ta có: [cd] = 150 (N/mm 2 )
Vậy cd [cd] Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
Tính toán lò xo hệ thống treo trước
Trong hệ thống treo, lò xo là phần tử đàn hồi có nhiệm vụ làm êm dịu chuyển động
Lò xo trong quá trình làm việc chỉ chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng Z, mà không truyền lực dọc lực ngang
Dựa vào phân tích chế độ tải trọng trong phần động lực học, tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất, do đó cần thiết kế theo chế độ tải trọng này.
3.5.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất: Z = 9470 (N)
Ta có Fmax Trong đó
Z : tải trọng động llx : chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx= 315 mm ld : chiều dài đòn ngang ld= 372,8 mm
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 692 (Kg)
3.5.2 Trình tự thiết kế lò xo
- Hành trình làm việc của lò xo: f lx = f d + f t f = (128 +160)*0,315 = 197(mm) = 0,197(m) l lx l bx 0, 46
- Độ cứng của lò xo:
Các bước thiết kế lò xo
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến
= 1600 (MN/m 2 ) (theo tài liệu CTM tập II) lx
- Đường kính dây lò xo: d20(mm)
- Tỷ số đường kính : c = D = 8 (lần); (c lấy [4÷10]) d
D: đường kính trung bình của vòng lò xo
Để tính đường kính dây lò xo d và số vòng làm việc n, công thức được sử dụng là d ≥ 1.6*, trong đó k là hệ số xét đến độ cong của dây lò xo, được tính bằng k = 4.c + 2, với c là một yếu tố cụ thể Cụ thể, nếu c = 8, thì k sẽ là 4.8 + 2.
Fmax387 (N) Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn
Thay vào ta có : d 1.6* = 12,97 (mm)
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là : d = 13 (mm)
- Đường kính trung bình của lò xo : D = c*d = 8*13 = 104 (mm)
- Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức :
Trong đó : flx : chuyển vị của lò xo, flx = 197 (mm)
G : mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 ) 1,172*11208*8
59 d : đường kính dây lò xo, d = 13 (mm) c : tỷ số đường kính, c = 8
Thay số vào ta có :
Suy ra số vòng lò xo làm việc là : n = 7 (vòng)
• Bước 3: 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 = 7 + 1 = 8 (vòng)
- Chiều cao của lò xo Hs:
Mỗi đầu lò xo chịu nén được nén xít lại do vậy chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là :
- Bước của vòng lò xo khi chịu tải : t = d + mx
max : chuyển vị của lò xo ứng với lực Fmax
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải :
- ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo:
- ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo:
Các thông số thiết kế lò so
- Đường kính dây lò xo: d = 13 (mm)
- Đường kính trung bình lò xo: D = 104 (mm)
- Bước lò xo khi chịu tải : t = 64 (mm)
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 97.5 (mm)
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 454.5 (mm)
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 7 (vòng)
- Số vòng toàn bộ : n0 = 8 (vòng)
- Hành trình lò xo : flx = 197 (mm)
- Độ cứng lò xo : Clx = 36503 (Nm)
Tính toán giảm chấn
Giảm chấn là một thành phần đàn hồi quan trọng trong hệ thống treo của xe, có nhiệm vụ giảm thiểu va chạm cứng giữa bánh xe và khung xe khi di chuyển trên bề mặt đường không bằng phẳng, từ đó nâng cao tính tiện nghi cho người ngồi trong xe.
Khi dập tắt va đập, làm êm dịu chuyển động, giảm chấn phải hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng
Trong Chương I, chúng tôi phân tích kết cấu và ưu nhược điểm của giảm chấn một lớp vỏ và hai lớp vỏ Qua đó, chúng tôi quyết định thiết kế loại giảm chấn một lớp vỏ có khoang chứa khí nén (khí Nitơ N2) với áp suất khí trong khoang này tương đương với áp suất dầu Giảm chấn một lớp vỏ không chỉ có cấu trúc đơn giản, mà còn dễ dàng trong việc chế tạo, sửa chữa và bảo trì Hơn nữa, loại giảm chấn này rất nhạy với các tác động nén nhẹ và trả nhẹ Nếu hai loại giảm chấn có cùng đường kính xi lanh, giảm chấn một lớp vỏ có thể sử dụng cần piston lớn hơn so với loại hai lớp vỏ.
3.6.2 Tính toán thiết kế giảm chấn a Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
*Chọn và tính các thông số của giảm chấn dx - đường kính ngoài của xilanh công tác dP - đường kính piston dt - đường kính ty đẩy
t - bề dày thành giảm chấn , t = 5 (mm)
Nên đường kính piston là: dP = dx – t 2 = 50 - 5.2 = 40 (mm) Đường kính ty đẩy: dt = (0.4 0.5) dP
Chiều dài cụm làm kín: Ln = (0,75 1,5) dP
Chiều cao cụm piston: LP = (0,75 1,1) dP
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén: Lkn = (0,25 0,75) dP
*Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn Đường kính ngoài xi lanh công tác: dX
Hành trình làm việc của pistôn: fgc
Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dX = 50 (mm) fgc = HP Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
Góc nghiêng giảm chấn ban đầu được xác định là = 11 độ, trong khi chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn là lgc = 365 mm và chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ là lbx = 460 mm Áp dụng công thức, tổng hành trình bánh xe được tính như sau: fS = fđ + ft = 128 + 160 = 288 mm Cuối cùng, công thức tổng quát cho hành trình bánh xe là f = (fđ + ft) * lgc * 1.
HP : Hành trình giảm chấn 233 (mm)
LY: Chiều dài nắp giảm chấn:
LY = (0.4 0.6)dX = 20 30 (mm), ta chọn: LY = 25 (mm)
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston động dưới
LK = (0.4 0.9)dX = 20 45 (mm), ta chọn: LK = 35 (mm)
Lb: Chiều dài của buồng bù
Lb = (1,0 1,5)dX = 50 75 (mm), ta chọn: Lb= 60 (mm)
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB
Chiều dài của toàn giảm chấn:
Với Lu là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy, Lu = 70(mm)
Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP +LY +LP = 70 +233 +25 +32 = 360 (mm) b Xác định các thông số tính toán
• Tỷ số truyền của giảm chấn:
• Hệ số cản yêu cầu theo phương thẳng đứng của mỗi giảm chấn:
Trong đó: Md1 - khối lượng đặt lên cầu trước,
Hệ số dập tắt dao động
Hệ số cản giảm chấn Kgc: K = K *i 2 = 1411*0, 755 2 = 804(N.s / m)
Gọi: Kn - Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn
Kt - Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn
• Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc : P = K*v m ;
Trong đó: K - Hệ số cản của giản chấn v - vận tốc dịch chuyển của piston
Khi tính toán không xét đến đặc tính của lò xo lá nên đường đặc tính của giảm chấn coi như tuyến tính (m = 1)
+ Lực nén và trả max : vmax = 0,6 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả nhẹ : vmin = 0,3 (m/s 2 )
Hình 3.18 Đường đặc tính của giảm chấn c Tính toán thiết kế van nén van trả
● Tính toán van trả Áp suất chảy lỏng tác dụng lên piston ở hành trình trả là:
Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van trả sẽ là: fvt = Q tr
Trong đó : - là hệ số tiêu tốn, = 0,6 – 0,75 nên chọn = 0,75
- khối lượng riêng của dầu, = 900 (kg/m 3 )
Vậy đường kính van trả sẽ là: dtr =
1,2 (mm) trong đó: ntr -là số lỗ van trả, ntr = 5 (lỗ)
• Tính toán van nén Áp suất tác dụng khi bị nén
Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van nén là: fvn = Q n *
Vậy đường kính van nén sẽ là: dvn = = 1,8 (mm) trong đó: nn là số lỗ van nén, nn = 5 (lỗ)
Các thông số để chọn giảm chấn
- Đường kính xy lanh công tác dx = 45 (mm)
- Hành trình của giảm chấn Hp = 226 (mm)
- Đường kính ty đẩy dđ = 18 (mm)
- Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 381 (mm)
- Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 451 (mm)
- Hệ số dập tắt dao động D = 2,98 (rad/s)
- Đường kính van nén Dn = 1,8 (mm)
- Số lỗ van nén n = 5 (lỗ)
- Đường kính van trả Dt = 1,2 (mm)
- Số lỗ van trả n = 5 (lỗ)
67 c Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn
• Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm viêc trong một giờ được xác định theo công thức: N Q max = **F*(Tmax - T0)*t ;
Trong đó: : hệ số tỷ lệ chọn = 1
: hệ số truyền nhiệt vào không khí của thanh ống giảm chấn
F : diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
F = 2**R*LX với: R: là bán kính ngoài của giảm chấn R = dx/2 = 25 (mm)
Lx : chiều dài của xi lanh công tác Lx = 385 (mm)
Tmax : nhiệt độ sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn
T0 : nhiệt độ của môi trường xung quanh, T0 = (30 40) 0 C ta chọn: T0 = 30 0 C t: thời gian làm việc của giảm chấn trong 3600(s)
Thay vào ta được: Q max = 1* 62
• Công suất sinh ra khi giảm chấn làm việc với lực cản lớn nhất( tính ở hành trình trả):
Công suất của giảm chấn: N P max = **Hg*Ptmax* ; trong đó:
: là tần số dao động của hệ treo = 7.45 (rad/s)
: hệ số tăng năng lượng sức cản = 1.5
Hg: hành trình của Piston HP = 250 (mm)
: Hệ số thu năng lượng = 0.05 0.13 chọn = 0.1
Ptmax = 754 (N) = 75,4 (KG) Thay số vào ta có: N max P = 1,5*0,1*0, 25*75, 4*7, 45 = 21(KG.m / s)
Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thoả mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt
A: Hệ số chuyển đổi AB7 (KGm/kcal) t = 3600 (s)
N Q max > N P max vậy giảm chấn thoả mãn điều kiện bền nhiệt tức là giảm chấn làm việc bình thường
• Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén, do đó cần kiểm tra theo phương pháp uốn và nén dọc.
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức:
Trong đó: Ptrmax _ Lực trả lớn nhất Ptrmax = 754 (N) dd: Đườngg 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: [k] 0 [MPa] = 850 (N/mm 2 )
Vậy khi chịu ứng suất kéo ty đẩy thoả mãn điều kiện bền
• Khi đòn đẩy chịu nén:
Kiểm tra hệ số ổn định của ty đẩy:
Trong đó: Plim: Lực giới hạn cho ổn định
(.* l) 2 Với: E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 6- (KG/cm 2 )
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của ty đẩy
: Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của ty đẩy l=Hp+Ly+Lu/2%0 + 27 + 35 = 312 (mm)
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ phải chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén (hay uốn dọc) Do đó, ty đẩy cần được kiểm tra để đảm bảo khả năng chịu ứng suất kéo và uốn dọc.
Khi ty đẩy chịu nén ứng suất nén được xác định theo công thức:
*18 2 Vậy kết luận được ty đẩy đủ bền.
Chọn ụ cao su hạn chế hành trình cho HTT
Để xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo, trước tiên cần lựa chọn loại ụ cao su hạn chế hành trình cho giảm chấn cùng với đường đặc tính tương ứng Đặc điểm nổi bật của ụ cao su này là có cấu trúc đơn giản và dễ dàng tháo lắp, hiện đang được sử dụng phổ biến trên các xe du lịch.
Ụ hạn chế được lắp ở đầu trên của giảm chấn, giúp hạn chế hành trình của giảm chấn và ngăn không cho giảm chấn va đập trực tiếp vào vỏ xe Ngoài ra, ụ hạn chế còn tăng cường độ cứng cho hệ thống treo.
Hình 3.19 : Kết cấu ụ cao su hạn chế hành trình
