Hệ thống treo

PHẦN – HỆ THỐNG CHUYỂN ĐỘNG CHƯƠNG - HỆ THỐNG TREO Mục tiêu: Sau học xong chương sinh viên có khả năng: Trình bày công dụng, yêu cầu phân loại hệ thống treo Vẽ cấu tạo cấu hướng hệ thống treo Tính toán phận dẫn hướng Trình bày đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo Tính toán phần tử đàn hồi kim loại Trình bày nguyên lý làm việc loại giảm chấn thủy lực Vẽ trình bày đường đặc tính giảm chấn thủy lực Trình bày vấn đề lựa chọn đặc tính hệ thống treo Trình bày đặc điểm kết cấu số loại hệ thống treo truyền thống đại 10 So sánh đặc điểm kết cấu hệ thống treo độc lập hệ thống treo phụ thuộc MỤC LỤC A – KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG TREO I CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI II ĐẶC ĐIỀM KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG TREO CẤU TẠO CHUNG PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CÁC BỘ PHẬN CỦA HTT ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CỦA MỐT SỐ LOẠI HỆ THỐNG TREO .23 B – TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO 48 III CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT ĐẶC TRƯNG CHO HỆ THỐNG TREO .48 IV ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG TREO 48 V ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THỐNG TREO 67 CÂU HỎI ÔN TẬP 90 A – KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG TREO I CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI Cơng dụng Các phận hệ thống treo dùng để nối khung hay thân xe với cầu (bánh xe) ô tô phận thực nhiệm vụ sau đây:  Bộ phận đàn hồi làm giảm nhẹ tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung, đảm bảo độ êm dòu cần thiết di chuyển truyền lực, mômen từ đường lên khung xe  Bộ phận dẫn hướng để truyền lực dọc, ngang mômen từ đường lên khung xe Động học phận dẫn hướng xác đònh tính chất dòch chuyển tương đối bánh xe khung  Bộ phận giảm chấn để dập tắt dao động phần treo không treo ô tô Cứu lực phát sinh bánh xe đường gộp lại thành ba phản lực chính: lực thẳng đứng Z, lực dọc X lực ngang Y (hình 1) M1x bx Z bx M2x Z1 Y Z2 Y1 Y2 y X bx X1 x a) M1z M1y X2 M2z Y2 Y1 b) M2y Hình - Lực tác dụng lên bánh xe mặt phẳng tiếp xúc với mặt tựa a  Các phản lực thành phần tác dụng từ đường lên bánh xe; b  Lực mômen truyền từ bánh xe lên khung Các mômen lực X, Y, Z gây nên mômen MX, MY, MZ, có giá trò khác bánh xe bên trái bên phải Các chi tiết hệ thống treo truyền phản lực mômen lên khung Đường mấp mô phát sinh lực động Z mômen động MX truyền lên thùng xe nhờ phận đàn hồi hệ thống treo Lực dọc X, lực ngang Y momen MY, MZ truyền qua phận dẫn hướng hệ thống treo u cầu  Độ võng tónh ft (độ võng sinh tác dụng tải trọng tónh) phải nằm giới hạn đủ đảm bảo tần số dao động riêng vỏ xe độ võng động fđ (độ võng sinh ô tô chuyển động) phải đủ để đảm bảo vận tốc chuyển động ô tô đường xấu nằm giới hạn cho phép Ở giới hạn va đập lên phận hạn chế  Động học bánh xe dẫn hướng giữ bánh xe dẫn hướng dòch chuyển mặt phẳng thẳng đứng (nghóa khoảng cách hai vết bánh trước góc đặt trụ đứng bánh dẫn hướng không thay đổi)  Dập tắt nhanh dao động thân xe bánh xe  Giảm tải trọng động ô tô qua đường gồ ghề Phân loại HTT loại dầm xoắn HTT loại nối HTTphụ thuộc HTT loại lò xo nhíp (lá) HTT khí HTT độc lập HTT loại giằng Macpheson HTT loại hình thang HTT cân HTT loại bán dọc HỆ THỐNG TREO HTT treo điều biến-điện tử (EMS) HTT bán chủ động HTT chủ động HTT điều khiển điện tử BOSCH HTT với giảm xóc MagneRide HTT đa liên kết HTT thơng minh Hình - Sơ đồ phân loại hệ thống treo ô tơ * Theo phận đàn hồi chia ra:  Loại kim loại (gồm có nhíp lá, lò xo xoắn ốc, xoắn)  Loại khí (gồm loại bọc cao su – sợi, loại bọc màng, loại ống)  Loại thủy lực (loại ống)  Loại cao su (gồm loại chòu nén loại chòu xoắn) * Theo sơ đồ phận dẫn hướng chia ra:  Loại phụ thuộc với cầu liền (gồm có loại riêng, loại thăng bằng)  Loại độc lập với cầu cắt (gồm loại dòch chuyển bánh xe mặt phẳng dọc, loại dòch chuyển bánh xe mặt phẳng ngang, loại nến với bánh xe dòch chuyển mặt phẳng thẳng đứng) * Theo phương pháp dập tắt chấn động chia ra:  Loại giảm chấn thủy lực (gồm loại tác dụng chiều loại tác dụng hai chiều)  Loại ma sát (gồm ma sát phận đàn hồi phận dẫn hướng) II ĐẶC ĐIỀM KẾT CẤU CỦA HỆ THỐNG TREO Cấu tạo chung Cấu tạo chung HTT gồm phận chính: Phần tử đàn hồi (lò xo, xoắn, nhíp, khí,…); Bộ phận dập tắt dao động (giảm chấn thủy lực, ma sát, ); Bộ phận ổn định ngang (thanh ổn định ngang,…) Bộ phận dẫn hướng (thanh dẫn hướng, khớp nối,…) b) a) Hình – Kết cấu hệ thống treo a) Hệ thống treo cầu trước; b) Hệ thống treo cầu sau – Bộ phận dẫn hướng; – Phần tử đàn hồi; – Bộ phận dập tắt dao động); – Bộ phận ổn định ngang *Một số khái niệm hệ thống treo: - Khối lượng treo: toàn khối lượng thân xe đỡ hệ thống treo Nó bao gồm: khung, vỏ, động cơ, hệ thống truyền lực,… - Khối lượng không treo: phần khối lượng không đỡ hệ thống treo Bao gồm: cụm bánh xe, cầu xe,… Hình – Khối lượng treo khơng treo a) Sự dao động phần treo ô tô: Sự lắc dọc: dao động lên xuống phần trước sau xe quanh trọng tâm b) Sự lắc ngang: Khi xe quay vòng hay vào đường mấp mơ, lò xo mộ phía giãn ra, phía bị nén co lại Điều làm cho xe bị lắc ngang c) Sự xóc nẩy: dịch chuyển lên xuống thân xe Khi xe với tốc độ cao đường gợn sóng, tượng dễ xảy d) Sự xoay đứng: quay thân xe theo phương dọc quanh trọng tâm xe Trên đường có lắc dọc xoay đứng xuất Hình – Các dạng dao động phần khối lượng treo Sự dao động phần khối lượng không treo: a) Sự dịch đứng: chuyển lên xuống bánh xe cầu xe Điều thường xảy xe đường gợn sóng với tốc độ trung bình hay cao b) Sự xoay dọc theo cầu xe: dao động lên xuống ngược hướng bánh xe cầu làm cho bánh xe nẩy lên khổi mặt đường Thường xảy hệ thống treo phụ thuộc c) Sự uốn: tượng nhíp có xu hướng bị uốn quanh thân cầu xe mô men xoắn chủ động (kéo phanh) truyền tới Hình – Các dạng dao động phần khối lượng không treo - Phân tích cơng dụng hệ thống treo: a) Đỡ thân xe lên cầu xe, cho phép bánh xe chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng khung xe vỏ xe; hạn chế chuyển động khơng muốn có khác bánh xe b) Bộ phận hệ thống treo thực nhiệm vụ hấp thụ dập tắt dao động, rung động va đập mặt đường truyền lên c) Đảm nhận khả truyền lực mô men bánh xe khung xe Công dụng hệ thống treo thể qua phần tử hệ thống treo: + Phần tử đàn hồi: làm giảm nhẹ tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung đảm bảo độ êm dịu cần thiết chuyển động + Phần tử dẫn hướng: xác định tính chất dịch chuyển bánh xe đảm nhận khả truyền lực đầy đủ từ mặt đường tác dụng lên thân xe + Phần tử giảm chấn: dập tắt dao động ô tô phát sinh dao động + Phần tử ổn định ngang: chức phần tử đàn hồi phụ, phần tử ổn định ngang làm tăng khả chống lật thân xe xe có thay đổi tải trọng mặt phẳng ngang, giúp xe ổn định rẽ cua hay chạy đường vòng + Các phần tử phụ khác vấu cao su, chịu lực phụ… có tác dụng tăng cứng, hạn chế hành trình chịu thêm tải trọng PHÂN TÍCH ĐẶC ĐIỂM KẾT CẤU CÁC BỘ PHẬN CỦA HTT 2.1 Đặc điểm kết cấu phần tử đàn hồi 2.1.1 Chức - Có nhiệm vụ đưa vùng tần số dao động phù hợp vùng tần số thích hợp với người sử dụng (60-85 dao động/phút) Đảm bảo độ êm dịu chuyển động cần thiết thùng xe - Nối mềm bánh xe thùng xe, giảm nhẹ tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung địa hình khác - Truyền tải trọng theo phương thẳng đứng - Có đường đặc tính đàn hồi phù hợp với chế độ hoạt động xe 2.1.2 Phân loại Phần tử đàn hồi gồm số phần tử đàn hồi kim loại phi kim loại gộp lại • Trên tơ sử dụng phổ biến phần tử đàn hồi kim loại: nhíp, lò xo, trục xoắn (là chịu mơ men xoắn) • Phần tử đàn hồi phi kim loại (ít sử dụng hơn): cao su, khí nén, dầu Đặc tính đàn hồi treo loại đảm bảo nhờ tính chất đàn hồi cao su, khí nén dầu Trên ô tô đại ngày sử dụng nhiều kết cấu đàn hồi hỗn hợp: gộp lại từ số phần tử đàn hồi (kim loại phi kim loaị) Lò xo xoắn Phần tử đàn hồi kim loại Lò xo nhíp (lá) Lò xo xoắn Lò xo cao su Phần tử đàn hồi Phần tử đàn hồi phi kim Lò xo khơng khí nén Dầu Cao su +kim loại Phần tử hỗn hợp (kim loại+phi kim loại) Kim loại + Thủy + khí Hình – Sơ đồ phân loại phần tử đàn hồi 2.1.3 Yêu cầu - Có đường đặc tính đàn hồi hợp lý, đảm bảo độ êm dịu cao - Vật liệu phải có tính đàn hồi cao - Có độ bền mỏi cao - Có thể tích (U) lớn - Đơn giản chế tạo, bảo dưỡng, thay 2.1.4 Đặc điểm kết cấu Hình – Hình dạng số loại phần tử đàn hồi a) Lò xo xoắn hình trụ: - Hệ thống treo với phần tử đàn hồi lo xo sử dụng rộng rãi ô tô con, xe du lịch ô tô tải nhẹ - Đặc điểm kết cấu: chế tạo từ thép có tiết diện tròn hay vng - Ưu điểm: kết cấu đơn giản, có tuổi thọ cao khơng có ma sát làm việc, bảo dưỡng chăm sóc - Nhược điểm: khơng có khả dẫn hướng giảm chấn Vì phải sử dụng thêm giảm chấn Do bố trí phức tạp so với loại dùng nhíp - Bố trí: thường bố trí cầu trước độc lập cầu sau phụ thuộc - Đặc tính đàn hồi: đường đặc tính đàn hồi tuyến tính Hình – Lò xo trụ Các lò xo làm thép lò xo đặc biệt Khi đặt tải trọng lên lò xo, tồn thép bị xoắn lò xo co lại Nhờ lượng ngoại lực tích lại, chấn động giảm bớt + Lò xo phi tuyến tính Nếu lò xo trụ làm từ thép có đường kính đồng tồn lò xo co lại đồng đều, tỷ lệ với tải trọng Nghĩa là, sử dụng lò xo mềm khơng chịu tải trọng nặng, sử dụng lò xo cứng xe chạy khơng êm với tải trọng nhỏ Hình 10 – Các dạng lò xo Hình 11 – Đường đặc tính đàn hồi lò xo Tuy nhiên, sử dụng thép có đường kính thay đổi đều, minh hoạ hình sau đây, hai đầu lò xo có độ cứng thấp phần Nhờ thế, có tải trọng nhỏ hai đầu lò xo co lại hấp thu chuyển động Mặt khác, phần lò xo lại đủ cứng để chịu tải trọng nặng Các lò xo có bước khơng đều, lò xo hình nón có tác dụng b) Nhíp (lá): - Nhíp dùng phổ biến nhíp vừa phận đàn hối, phận dẫn hướng môtô phần làm nhiệm vụ giảm chấn - Đặc điểm kết cấu phần tử đàn hối nhíp lá: Nhíp làm số băng thép lò xo uốn cong, gọi “lá nhíp”, xếp chồng lên theo thứ tự từ ngắn đến dài Các nhíp lắp ghép thánh bulông tán đinh giữa, có phận kẹp ngang để tránh khả xơ ngang nhíp làm việc Hai đầu dài (lá nhíp chính) uốn cong thành vòng để lắp ghép với khung xe kết cấu khác Bộ nhíp bắt chặt với dầm cầu thơng qua bu lơng quang nhíp, liên kết với khung thơng qua tai nhíp quang treo (để nhíp biến dạng tự do) 10 Hình 87 - Sơ đồ loại nhíp a  Sơ đồ loại nhíp 1/2 êlíp b  Sơ đồ loại nhíp côngxôn c  Sơ đồ loại nhíp 1/4 êlíp Để so sánh độ cứng loại nhíp có kết cấu khác thường người ta qua lực Zn mà qua ứng suất cực đại nhíp, vừa đánh giá ảnh hưởng Zn kết cấu nhíp Đối với nhíp có chiều rộng b chiều cao h c thì: M h  uc  u c (7.10) 2J c Trường hợp nhíp nửa êlip không đối xứng ta có: M u  Z A l1  Z B l Mu  Z n l1h l h thay vaøo phương trình 7.1 ta có: l1h  l h 3f EJ M uc  c c l1h l 2h (7.11) Thay giá trò Muc vào (7.10) ta có ứng với trường hợp nhíp không đối xứng nhíp ứng suất uốn tónh là: 3f Eh  utc  tc c 2l1h l h (7.12) Với trường hợp nhíp đối xứng, nhíp ta có ứng suất uốn tónh là: 6Eh c f tc  utc  (7.13) l 2h Cũng tương tự độ võng động fđ ta xác đònh ứng suất uốn trường hợp động với nhíp nửa êlip không đối xứng: Eh f  uñ  c ñc l1h l h (7.14) Với nhíp nửa êlip loại đối xứng:   6Eh c f đc l 2h (7.15) Với loại nhíp côngxôn:  ut   l  3Eh c  l  o f t 4   l  l 2  l1       l2   l    l       76 (7.16)  l  3Eh c  l  o f ñ 4  (7.17) 3  l   l1  l0   2  l1      l      l     Với loại nhíp phần tư êlip: 3Ef t h c  ut  (7.18) l0   2 l1   4  3Ef ñ h c (7.19)  uñ  l0   2 l1   4  Như ứng suất nhíp (từ suy nhíp khác) tỉ lệ với độ dày độ võng (độ võng tónh động nói chung) Khi chất loại hàng rời lên ôtô nhíp thường phát sinh tải trọng động Để đề phòng hỏng nhíp, trường hợp người ta thường làm cấu hãm nhíp lúc chất tải Trong nhíp ứng suất lớn thường hành trình trả nhíp với tải trọng động Nếu hành trình trả không hạn chế thường để giảm tải cho nhíp người ta đặt ngược nhíp Theo Páckhilốpxki quan hệ lí thuyết trọng lượng cần thiết nhíp g n ứng suất tónh t nhíp biểu thò sau: Zf g n  5,0.10 t t t (7.20)   đây: Zt  Tải trọng tónh thẳng đứng (G) tác dụng lên nhíp (MN) ft  Độ võng tónh nhíp ( m) tác dụng trọng tải tónh Zt t  Ứng suất uốn tónh tương ứng nhíp (MN/m2) Như ứng suất tónh nhíp lớn trọng lượng nhíp bé Ứng suất ứng với tải trọng tónh cho phép bảng 7.1: Bảng 7.1 ft (mm) bé t (MN/m2) bé 80 400 80150 400  500 150250 500 700 Ngoài phải kiểm tra ứng suất đ nhíp độ võng động fđ (khi ụ đỡ nhíp cao su hoàn toàn biến dạng) Lúc đ không lớn 1000MN/m2 Đối với toàn nhíp kể nhíp ta có ứng suất uốn độ võng bảng (7.2) * Chú ý: Trong bảng 7.2 thừa nhận ký hiệu sau: lh = llo  Chiều dài làm việc có ích nhíp (m) b  Chiều rộng nhíp (m) hi  Tổng số chiều dày nhíp phụ (m) 77  ho  Tổng số chiều dày nhíp có chiều dài nhíp (m)   Hệ số biến dạng nhíp Khi thiết kế nhíp chọn trước đại lượng (ft +fđt), umax, kích thước l1h, l2h, l, b (chiều rộng nhíp) chọn Kđ để có Zmax = Kđ G Như tìm h2 từ công thức tính u h3 từ công thức tính độ võng f từ suy độ dày nhíp Chọn trước độ dày nhíp ta tính độ dày nhíp lại Để kể đến ảnh hưởng nhíp phụ kèm theo nhíp tính J o, đề nghò thay: hi3 =hi3 + 0,5 ho3 (7.29) Trong : hi  Tổng số độ dày tất nhíp (cm) ho  Tổng số độ dày nhíp chiều dày nhíp phụ có chiều dài nhíp (cm) Bảng 7.2: Các công thức để tính nhíp 78 Ứng suất(MN/m2) Sơ đồ Biến dạng (m) l l1 l1h XA l2 l2h lo ho XB  0,04.Z n l12h l 22 h f  b.lE ( h 3i  0,5  h 30 ) 0,6.Z n l1h l h bl  h 2i hi (7.21) (7.25) Zn l1 l1h XA l2 l2h lo ho XB  0,15.Z n l1h bl  h i2 f  0,04.Z n l1h b.E( h 3i  0,5  h 30 ) hi (7.22) (7.26) Zn Zn 0,6.Z n (l1   Zn l1 l0 ) l0 ) f  b.E( h 3i  0,5  h 30 ) 0,04.Z n (l1  bl  h 3i l0 (7.23) Zn l1 1+ l2 l2 XB XB Zn l0 l Zn l1 l2 (7.27) l 0,6.Z n (l1  )  bl  h i (7.24) l0 l l )  ( ) (l  ) ] l2 3 b.E (  h i  0,5  h ) 0,04.Z n [(l1  f  (7.28) Khi tính Jo sau thay hi3 theo (7.29) công thức (7.3), (7.4), (7.5) cần ý chọn số nhíp để thỏa mãn điều kiện sau:  Độ dày nhíp chọn theo loại nhíp phân loại theo tiêu chuẩn  Số nhóm nhíp (kể nhíp chính) có chiều dày khác phải không vượt ba  Chiều dày nhíp phải khác Thường lấy tỉ số chiều dày hai nhíp không đựơc vượt 1,5 Khi tăng độ dài hiệu dụng lh tăng chiều dày h giảm số nhíp n Như bớt công lao động chế tạo nhíp làm giảm ma sát nhíp 79 Trong ô tô du lòch loại nhíp gồm ứng dụng rộng rãi Trong điều kiện có độ bền từ đầu đến cuối, loại nhíp gồm phải có tiết diện thay đổi b 2x hx  h0 b x lh Trong đó: ho bo  Chiều dày chiều rộng tiết diện trung bình nhíp hx bx  Chiều dày chiều rộng tiết diện nhíp cách tiết diện trung bình khoảng cách x Theo điều kiện nhíp dầm có tính chống uốn có trọng lượng bé Loại nhíp gồm có độ dài lớn loại nhíp nhiều Khi đệm nhíp lắp ghép nhíp đè lên nhíp khác thường phần phần cuối Trong thực tế tính toán người ta giả thiết nhíp cong tiếp xúc từ đầu đến cuối nên tải trọng phân bố toàn chiều dài nhíp Thừa nhận giả thiết mômen tác dụng lên nhíp thứ i là:  1   (7.30) M i  J i    Ro Ri  Ở đây: Ji  Mômen quán tính nhíp thứ i Ri  Bán kính cong nhíp thứ i trạng thái tự Ro  Bán kính cong nhíp sau ghép vào nhíp Ứng suất nhíp bò siết chặt vào laø: Eh i  1     is    R R i  (7.31) Nhóm nhíp III 12-13 9-11 87 Nhóm nhíp II MN/m²] 800 700 600 500 Lá 400 300 200 100 Nhóm nhíp I 5000 p[N] 10000 15000 20000 25000 -100 -200 Hình 88 - Sự phân bố ứng suất nhíp 80 Trên hình 7.23 trình bày tính chất phân bố ứng suất nhíp nhíp có ba nhóm có độ dày khác Chiều dài nhíp xác đònh phương pháp đồ thò (hình 7.24) l1 n l2 m l/2 B X D Z2 Z1 d1 A C n Zbx n rbx m Xk Hình 89 - Sơ đồ xác đònh chiều dài nhíp Hình 90 - Tải trọng tác dụng lên nhíp nhíp truyền lực kéo Chọn trục tung nn trục bulông bắt chặt nhíp nhíp Trên trục tung đặt thứ tự giá trò chiều dày nhíp tính theo thứ tự nhíp từ điểm ứng với độ dày ta vẽ đường song song với trục hoành Đoạn BD nửa chiều dài nhíp, mm trục quang nhíp, AC nửa chiều dài nhíp Đường CD xác đònh chiều dài lại (khi ta biết chiều dài l, biết chiều dày nhíp h lo vẽ CD) Chiều dài lí thuyết nhíp lí tưởng (nhíp có tính chống uốn đều) đường CD Khi nhíp truyền lực kéo ta có sơ đồ (hình 7.25) Giá trò lực xác đònh theo phương trình hình chiếu mômen đảm bảo cho hệ lực cân X = Xk g ( Z bx  ).l  X k d Z n l  X k d Z1   l1  l l1  l (7.32) Z l  X k d Z2  n  l1  l g ( Z bx  ).l1  X k d l1  l Dùng phương trình (7.32) xác đònh kích thước nhíp chính, tai nhíp chi tiết cặp nhíp Khi nhíp truyền lực phanh Xk mang dấu ngược lại phương trình Mômen phản lực Xk.d1 gây ứng suất phụ nhíp Theo phương trình (7.21) ta tính ứng suất phụ nhíp 81  ui  6X k d (7.33) i n b h i2 i 0 Hoaëc :  ui  6X k d h i (7.34) i n b h i i 0 Trên ta tính toán nhíp truyền lực kéo hay lực phanh cực đại Ngoài phải tính nhíp chòu lực thẳng đứng lớn lúc ô tô bò trượt ngang (Ymax) Trên hình 7.26 ta thấy nhíp bên trái chòu lực thẳng đứng lớn Hơn xác đònh lực S1 theo phương trình cân mômen điểm tựa nhíp phải (điểm C ) B S1 B1  m i G i  Yd  (7.35) Trong đó: B1  Khoảng cách hai nhíp d  Là khoảng cách thẳng đứng từ trọng tâm ôtô đến mặt phẳng tựa nhíp mi Gi  Trọng lượng ôtô tác dụng lên cầu tương ứng tính Vì Y =1Gi (mi=1), sử dụng phương trình (7.35) ta coù: G  2 d  S1  i 1    B1  (7.36) Ứng suất nhíp phần là: l1l G  2 d  l 1l  '  S1  i 1   ( l  l ) W  B1  (l1  l )W Trong đó: W 1 l1, l2 S1 S2  Tổng số mômen chống uốn nhíp  Hệ số bám ngang  Các kích thước nhíp hình 7.20a  Lực thẳng đứng tác dụng lên nhíp trái  Lực thẳng đứng tác dụng lên nhíp phải Với chiều lực Y hình 7.26 S > S2 82 (7.37) Y miGi d S1 S2 C A Z1 Z2 B1 Y1 Y2 B Hình 91- Lực thẳng đứng tác dụng lên nhíp S1, S2 ôtô bò trượt ngang 2.1.2.Tính toán nhíp đặt ngang: Nhíp đặt ngang không truyền lực kéo lực phanh mà truyền lực thẳng đứng Khi tính toán nhíp đặt ngang ta tính nhíp đặt dọc cần phải ý nhiều đến góc nghiêng móc nhíp , lúc ô tô bò trượt ngang Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp nửa êlip đặt ngang (hình 7.27) Y m1G1 l/2  d 1 Z2 f Z1 Y1 Y2 l Hình 92 - Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp đặt ngang * Trường hợp 1: Khi lực ngang Y tác dụng lên xe: Ta ký hiệu góc nghiêng móc nhíp mặt phẳng thẳng đứng 1 2 Khi ô tô không trượt ngang (Y=0) hai góc (1 = 2 =o) nhíp tính theo ứng suất tổng hợp sau: 83 m1 G    m G tg     ftg    1 2Wu  2bh    (7.38) Trong đó: b  Chiều rộng nhíp h  Chiều cao nhíp m1  Hệ số phân bố lại tải trọng f  Độ võng tónh nhíp Vì f thường nhỏ nên bỏ qua (f.tgo) ta có: mG  l tg    th  1    2Wu bh  (7.39)  th  * Trường hợp 2: Khi có lực ngang Y=Ymax m1 =1 ta có: l Z l  Yd - G1  l Z1 l - Yd - G  Vì Ymax =G1 nên ta coù: Z2  G  21d  1    l  Z1  G  21d  1    l  Lực ngang Y1 Y2 xác đònh theo phương trình: Y1=Z tg1 , Y2=Z tg2 Ứng suất tổng hợp nhíp là: Nửa nhíp trái: Z1l Y G   d  l tg    'th    1    2Wu bh  l  2Wu bh  (7.40) Nửa nhíp phải:  "th  Z 2l Y G  2 d  tg     1    2Wu bh  l  2Wu bh  (7.41) 2.2 Tính chi tiết nhíp: * Tai nhíp: Tai nhíp thường tính theo ứng suất tổng hợp gồm ứng suất uốn, nén (hay kéo) Ứng suất uốn tai nhíp là: M u  u Wu 84  u  X k max D  h c bh c2 D  hc :  3X k max bh c2 Trong đó: Xkmax  Lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp (MN) (Xkmax  Xpmax = .Zbx), laáy  = 0,7 hc D B  Chiều dày nhíp (m)  Đường kính tai nhíp (m) (hình 7.28)  Chiều rộng nhíp (m) D Xk hc Hình 93 - Sơ đồ tính tai nhíp Ứng suất nén tai nhíp là: X  n  k max bh c (MN/m2) Ứng suất tổng hợp tai nhíp tính theo:  D  hc   (MN/m2)  th  X k max   bh bh c   c (7.42) Ứng suất tổng hợp cho phép [th] =350(MN/m2) Thực nghiệm chứng tỏ th đạt đến giới hạn chảy kim loại tai nhíp bò doãng Lực đẩy hay lực phanh truyền lên tai nhíp thường bò hạn chế lực bám với đường Tuy nhiên ôtô chuyển động đường gồ ghề, bánh xe chòu lực va đập, lực X đạt giá trò cực đại Vì người ta tính Xkmax = Gbx. = 0,7.Gbx = 0,7.Zbx, Trong đó: Gbx  Tải trọng tác dụng lên bánh xe Zbx  Phản lực đất lên bánh xe * Chốt nhíp: Chốt nhíp kiểm tra theo ứng suất chèn dập Z Z 1cd  (MN/m2) ;  cd  (MN/m2) Db Db Chốt nhíp chế tạo thép cacbon xianuya hoá loại 30 hay 40 với ứng suất chèn dập cho phép [cd] = 34 (MN/m2) hay thép hợp kim xêmăngtit hoá loại 20 hay 20X với [cd]=7,59(MN/m2) Bạc nhíp kiểm tra theo ứng suất chèn dập Bạc nhíp chế tạo đồng thanh, chất dẻo, thép mềm Bạc chế tạo thép mềm chòu áp suất chèn dập đến MN/m2 85 LỰA CHỌN ĐẶC TÍNH CỦA HỆ THỐNG TREO THEO QUAN ĐIỂM ÊM DỊU VÀ ĐỘNG LỰC HỌC Hệ thống treo ô tô phải thực hai yêu cầu quan trọng sau đây: * Có độ êm dòu tốt chuyển động, cụ thể là:  Gia tốc dao động thùng xe (thân xe) phải nhỏ  Tần số dao động riêng thân xe nhỏ không phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên hệ thống treo  Quá trình dập tắt dao động không phụ thuộc vào trạng thái chuyển động * Có độ an toàn chuyển động dẫn hướng cao, cụ thể là:  Sự thay đổi tải trọng từ bánh xe truyền lên phải nhỏ  Động học cầu không phụ thuộc vào tải trọng  Hạn chế tối đa thời gian bánh xe nảy khỏi mặt đường  Vò trí trọng tâm xe thay đổi tải trọng thùng xe thay đổi  Độ nghiêng thân xe nhỏ quay vòng chuyển động mặt đường nghiêng Vấn đề đặt cho người thiết kế phải lựa chọn đặc tính hệ thống treo để thỏa mãn hai yêu cầu nêu Khi ô tô chuyển động đường không phẳng, cầu xe bánh xe dao động liên tục Nếu tần số lực kích thích từ mặt đường trùng với tần số riêng khối lượng không treo xảy cộng hưởng làm cho bánh xe nảy khỏi mặt đường Khi có tượng nảy bánh xe, trình bám bánh xe với mặt đường bò gián đoạn, làm gián đoạn truyền lực bánh xe với mặt đường, khả chuyển động xe bò giảm Nếu bánh xe nảy lên bá nh xe chủ động làm giảm lực kéo bánh xe Nếu bánh xe nảy lên bánh xe dẫn hướng làm tính ổn đònh hướng khả điều khiển xe Vì tần số cộng hưởng làm nảy bánh xe cao nhiều so với tần số cộng hưởng khối lượng treo, nên xe chuyển động với vận tốc nhỏ, khối lượng treo lớn nhiều dằn lên khối lượng không treo, nên tượng nảy bánh xe khó xảy cho dù mặt đường không phẳng Khi mặt đường nhấp nhô với biên độ nhỏ dày, đồng thời tốc độ xe lớn tượng cộng hưởng nảy bánh xe dễ xảy ra, lúc tần số lực kích thích từ mặt đường lên khối lượng không treo có tần số cao dễ trùng với tần số riêng bánh xe cầu Khi lựa chọn đặc tính hệ thống treo, phải chọn độ cứng hệ thống treo vừa đủ lớn để cộng hưởng nảy bánh xe xảy tần số cao Trong nhiệm vụ phận giảm hướng phải dập tắt nhanh dao động có tần số cao Để đạt yêu cầu đó, phải chọn hệ số cản giảm chấn phù hợp Mặt khác vấn đề động lực học – an toàn chuyển động ô tô bò ảnh hưởng hệ thống treo thông qua hệ số động lực học Kđ Nếu hệ số Kđ lớn, độ cứng hệ thống treo tăng tượng cộng hưởng nảy bánh xe khó xảy ra, tức cải thiện vấn đề động lực học – an toàn chuyển động Nhưng hệ số Kđ lớn độ êm dòu hệ thống treo lại giảm Nếu hệ số Kđ nhỏ, 86 độ cứng hệ thống treo giảm độ nghiêng thân xe tăng quay vòng, làm cho độ an toàn chuyển động giảm Khi tính toán tần số cộng hưởng nảy bánh xe, người ta thường sử dụng công thức sau: f ch  0,159 (C t  C l ) g / G c Ở đây: fch – Tần số cộng hưởng nảy bánh xe (Hz) Ct – Độ cứng hệ thống treo (N/m) Cl – Độ cứng lốp (N/m) Gc – Trọng lượng cầu xe (N) g – Gia tốc trọng trường (9,81 m/s2) Khi thiết kế hệ thống treo, người ta muốn đưa tần số cộng hưởng nảy bánh xe lên cao Từ biểu thức tính fch trên, để tăng fch ta tăng độ cứng hệ thống treo lốp, giảm trọng lượng cầu xe Nhưng tăng độ cứng hệ thống treo làm giảm độ êm dòu, nên người ta chọn cách giảm trọng lượng cầu xe Phương án tối ưu điều chỉnh độ cứng hệ thống treo linh hoạt, điều thực hệ thống treo tự động điều khiển Thân xe đặt hệ thống treo có đặc tính mềm đảm bảo độ êm dòu tốt xe chuyển động, đưa đến cảm giác dễ chòu cho hành khách, tài xế bảo vệ hàng hóa thùng xe Đặc tính mềm hệ thống treo có ưu điểm cách ly tốt tần số kích thích mặ t đường vùng tần số cộng hưởng cầu xe thùng xe Mặt khác làm giảm tải trọng xe tác dụng lên bề mặt đường, tức góp phần bảo vệ mặt đường Qua phân tích thấy rằng: Để xe chuyển động êm dòu độ cứng hệ thống treo phải giảm, độ cứng giảm làm cộng hưởng nảy bánh xe xảy tần số thấp Hệ số động lực học nhỏ làm khả dẫ n động xe Với hệ thống treo mềm tạo cách ly tốt, lực kích thích từ mặt đường truyền lên gây bánh xe truyền lên thân xe Nếu độ võng động lớn tính êm dòu xe tăng, đồng thời làm tăng ổn đònh giảm độ an toàn ô tô quay vòng Ngược lại, tăng độ cứng hệ thốn g treo dẫn đến độ êm dòu chuyển động xe giảm Đó tính mâu thuẫn lớn hệ thống treo bò động Tính mâu thuẫn thể rõ đồ thò hình 7.33 87 z  Fđ     Ft  Hình 94- Tính mâu thuẫn gia tốc thân xe (tính êm dòu) với thay đổi tải trọng tác dụng lên bánh xe (quan điểm động lực học) Ở đồ thò: Fđ tải trọng động, lực xuất xe chuyển động, bánh xe tương tác với mặt đường gây truyền lên tác dụng vào hệ thống treo Ft lực đầu hệ thống treo tác dụng lên thân xe Nếu tỉ số Fđ/Ft lớn tính êm dòu tăng lực tác động từ mặt đường bò cách ly với thân xe Nguyên nhân hệ thống treo có tính mềm lớn, làm cho mức độ dao động cầu xe tăng Điều làm giảm độ an toàn xe mà làm giảm sức kéo xe Ngoài gia tốc thân xe lớn tính êm dòu lại giảm Như với hệ thống treo bò động tìm điểm thiết kế thỏa mãn hài hòa tính êm dòu tính động lực học xe Nguyên nhân hệ thống treo bò động miền thiết kế tối ưu bò chặn đường cong biên hình 7.33 Ngược lại hệ thống treo tích cực miền thiết kế vượt khỏi đường cong biên hướng đến trạng thái lý tưởng Vì lý nêu mà hệ thống treo cần điều khiển linh hoạt nhằm giải mâu thuẫn hệ thống treo bò động Điều khiển hệ thống treo nhằm điều chỉnh độ cứng phận đàn hồi thay đổi hệ số cản phận giảm chấn tải trọng thùng xe thay đổi xe chạy với vận tốc khác loại đường khác Tính tốn thiết kế hệ thống treo ô tô a) Các thông số cho trước để tính tốn hệ thống treo bao gồm: + Hệ số tải trọng động; + Tải trọng tĩnh tác dụng lên hệ thống treo 88 b)Trong trình thiết kế hệ thống treo cần thực theo trình tự bước sau: + Lựa chọn kiểu hệ thống treo xác định thông số động học chúng; + Tính tốn phần tử đàn hồi phận dẫn hướng hệ thống treo; + Xây dựng giản đồ mô men uốn tác dụng lên hệ thống treo c) Các thơng số kích thước hệ thống treo bao gồm: Các thơng số kích thước hình học hệ thống treo: + Đối với nhíp: Chiều dài, rộng độ dày nhíp; số lượng nhíp chiều cao cụm, hình dạng nhíp, khối lượng tiêu chuẩn, khối lượng riêng khối lượng lý thuyết nhíp; + Đối với lò xo: đường kính lò xo, chiều dài, bước lò xo,… Các thơng số động học đặc trưng cho trình làm việc hệ thống treo: + Độ cứng lò xo; + Hệ số cản giảm chấn; + Tần số dao động hệ thống treo; + Khối lượng treo không treo; + Vận tốc gia tốc dao động; + Độ uốn (cong, xoắn, võng,…) tĩnh động d)Thuật tốn tính tốn hệ thống treo: 1) Lựa chọn kiểu hệ thống treo xác định thông số bản: - Lựa chọn kiểu hệ thống treo; - Thiết lập sơ đồ động học sơ đồ tính tốn kiểu hệ thống treo chọn; - Tính tốn tải trọng tác dụng lên trục (trọng tâm khối lượng đầy đủ ô tô cho trước); - Tính tải trọng tĩnh tác dụng lên phần tử đàn hồi hệ thống treo; - Thiết lập sơ đồ tính tốn phần tử đàn hồi hệ thống treo; - Tính tải trọng động tác dụng lên phần tử đàn hồi; - Tính tải trọng động tác dụng lên phần tử đàn hồi chế độ ô tô tăng tốc phanh 2) Tính tốn phần tử đàn hồi phận dẫn hướng: - Lò xo nhíp: tải trọng tác dụng lên nhíp; chiều dài, rộng độ dày nhíp; số lượng nhíp chiều cao cụm, mơ men qn tính mơ men lực cản tiết diện trung tâm nhíp; hệ số võng hình dạng nhíp; độ võng tĩnh; ứng suất trung bình, số trạng thái ứng suất; khối lượng tiêu chuẩn, khối lượng riêng khối lượng lý thuyết nhíp; hệ số sử dụng kim loại; - Lò xo xoắn: thơng số hình học bản, ứng suất xoắn đường đặc tính đàn hồi; - Bộ phận dẫn hướng: thông số ứng suất phận dẫn hướng 3) Xây dựng giản đồ mô men uốn tác dụng lên hệ thống treo: - Xác định phản lực tác dụng lên hệ thống treo mô men uốn; - Xây dựng giản đồ mô men uốn; - Xác định mặt cắt nguy hiểm tính tốn ứng suất xuất 89 CÂU HỎI ÔN TẬP 10 11 12 13 14 15 Công dụng, yêu cầu hệ thống treo? Hãy nêu kiểu hệ thống treo sử dụng ô tô? Hãy trình bày cấu tạo chung hệ thống treo tô? Thế khối lượng treo không treo? Q trình dao động chúng? Phân tích đặc điểm kết cấu phần tử đàn hồi? Nêu yêu cầu phần tử đàn hồi phân tích yêu cầu đó? Nêu giải pháp để khắc phục độ cứng nhíp? Cho hình vẽ, nêu cấu tạo giải thích nguyên lý làm việc hệ thống treo khí nén? Phân tích đặc điểm kết cấu nêu nguyên lý làm việc giảm chấn ống? Trình bày đặc điểm kết cấu hệ thống treo phụ thuộc? Trình bày đặc điểm kết cấu hệ thống treo độc lập? Hãy trình bày đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo? Hãy trình bày đường đặc tính làm việc giảm chấn thủy lực? Lựa chọn đặc tính kết cấu hệ thống treo theo quan điểm êm dịu động lực học? Hãy trình bày thông số kỹ thuật hệ thống treo? 90 ... CỦA MỐT SỐ LOẠI HỆ THỐNG TREO .23 B – TÍNH TỐN VÀ THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO 48 III CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT ĐẶC TRƯNG CHO HỆ THỐNG TREO .48 IV ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG TREO ... cấu hệ thống treo a) Hệ thống treo cầu trước; b) Hệ thống treo cầu sau – Bộ phận dẫn hướng; – Phần tử đàn hồi; – Bộ phận dập tắt dao động); – Bộ phận ổn định ngang *Một số khái niệm hệ thống treo: ... bánh xe khác Hình 34 – Hệ thống treo độc lập loại đòn dọc Hình 35 – Hệ thống treo độc lập loại đòn ngang 30 Hình 36 – Kết cấu hệ thống treo độc lập Hình 37 – Sơ đồ hệ thống treo độc lập – Thân xe;