Hệ treo đàn hồi cao su

Hệ thống treo có phần tử đàn hồi là cao su phù hợp cho các cầu bị động tandem xe moóc, cầu chủ động tandem xe kéo, xe téc.

Hình 1.21 Bố trí chung hệ treo đàn hồi cao su 1.9.6 Hệ thống treo khí

Hình dưới là sơ đồ bố trí hệ treo khí xe tải ba cầu. Máy nén khí (C) được lai bởi động cơ đốt trong, đi qua van không tải, bộ điều chỉnh áp suất (PR), bình chứa (RT) và bộ lọc (F) đến các Balon khí (AS). Hệ thống cung cấp khí nén là chung cho cả hệ thống phanh. Van không tải ngắt động lực máy nén khi áp suất đạt 8 - 8,5 bar; áp suất cấp cho bình nén khí là 7,25 bar. Nhu cầu khí cho hệ thống phanh nhiều hơn nhiều so với hệ thống treo. Hệ thống treo làm việc với áp suất 5,5 bar. Hình 10a và 10b là hai dạng treo khí điển hình. Chuyển động tương đối giữa khối lượng được treo và không treo là tín hiệu điều khiển. Hệ thống có các cụm cơ bản sau: Bình chứa khí (RT), balon khí (AS), van điều khiển độ cao

CHƯƠNG 2. PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO, TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

2.1 Phân tích, lựa chọn phương pháp bố trí hệ thống treo

Theo đề tài nghiên cứu thiết kế hệ thống treo xe tham khảo xe bán mooc ( xe HUYNDAI/TANTHANH), trên cơ sở ưu nhược điểm của các hệ thống treo, ta lựa chọn hệ thống treo phụ thuộc, liên động cầu cân bằng.

2.2

Phân tích ưu nhược điểm của hệ thống treo phụ thuộc 2.2.1 Ưu điểm

Khi bánh xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng, khoảng cách hai bánh xe (được nối cứng) không thay đổi. Điều nàylàm cho mòn lốp giảm đối với trường hợp treo độc lập. Do hai bánh xe được nối cứng nên khi có lực bên tác dụng thì lực này đựơc chia đều cho hai bánh xe làm tăng khả năng truyền lực bên của xe, nâng cao khả năng chống trượt bên.

Hệ treo phụ thuộc được dùng cho cầu bị động có cấu tạo đơn giản.

Giá thành chế tạo thấp, kết cấu đơn giản, dễ tháo lắp, sửa chữa, bảo dưỡng

2.2.2 Nhược điểm

Do đặc điểm kết cấu của hệ thống treo phụ thuộc nên chúng có khối lượng không được treo rất lớn. Trên cầu bị động khối lượngnày bao gồm khối lượng rầm thép, khối lượng cụm bánh xe, một phần nhíp hoặc lò xo và giảm chấn. Nếu là cầu chủ động thì nó gồm vỏ cầu và toàn bộ phần truyền lực bên trong cầu cộng với một nửa khối lượng đoạn các đăng nối với cầu. Tronm/g truờng hợp là cầu dẫn hướng thì khối lượng của nó còn thêm phần các đòn kéo ngang, đòn kéo dọc của hệ thống lái. Khối lượng không được treo lớn sẽ làm cho độ êm dịu chuyển động không được cao và khi di chuyển trên các đoạn đường gồ ghề sẽ sinh ra các va đập lớn làm khả năng bám của bánh xe kém đi.

Kết cấu của hệ treo phụ thuộc khá cồng kềnh, lớn và chiếm chỗ dưới gầm xe. Co hai bánh xe được lắp trên dầm cầu cứng nên khi dao động thì cả hệ dầm cầu cũng dao động theo cho nên dưới gầm xe phải có khoảng không gian đủ lớn. Do đó thùng xe cần phải nâng cao lên, làm cho trọng tâm xe nâng lên, điều này không có lợi cho sự ổn định chuyển động của ôtô.

Về mặt động học, hệ treo phụ thuộc còn gây ra một bất lợi khác là khi một bên bánh xe dao động thì bánh bên kia cũng dao động theo, chuyển dịch của bánh bên này phụ thuộc bánh bên kia và ngược lại. Điều đó gây mất ổn định khi xe quay vòng.

2.3 Phân tích lựa chọn thiết kế bộ phận đàn hồi2.3.1 Bộ phận đần hồi kim loại: 2.3.1 Bộ phận đần hồi kim loại:

Bộ phận đàn hồi kim loại thường có 3 dạng chính để lựa chọn: nhíp lá, lò xo xoắn và thanh xoắn.

Nhíp lá thường được dùng trên hệ thống treo phụ thuộc, hệ thống treo thăng bằng. Khi chọn bộ phận đàn hồi là nhíp lá, nếu kết cấu và lắp ghép hợp lý thì bản thân bộ phận đàn hồi có thể làm luôn nhiệm vụ của bộ phận hướng. Điều này làm cho kết cấu của hệ thống treo trở nên đơn giản, lắp ghép dễ dàng. Vì thế nhíp lá được sử dụng rộng rãi trên nhiều loại xe kể cả xe du lịch. Nhíp lá ngoài nhược

Lò xo xoắn thường được sử dụng trên nhiều hệ thống treo độc lập. Lò xo xoắn chỉ chịu được lực thẳng đứng do đó hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là lò xo xoắn phải có bộ phận hướng riêng biệt. So với nhíp lá, lò xo xoắn có trọng lượng nhỏ hơn.

Bộ phận đàn hồi là thanh xoắn cũng được sủ dụng trên một số hệ thống treo độc lập của ôtô. So với nhíp lá, lò xo xoắn có thế năng đàn hồi lớn hơn, trọng lượng nhỏ và lắp đặt dễ dàng

Bộ phận đàn hồi kim loại có ưu điểm là kết cấu đơn giản, giá thành hạ. Nhược điểm của loại này là độ cứng không đổi (C=const). Độ êm dịu của xe chỉ được đảm bảo một vùng tải trọng nhất định, không thích hợp với những xe có tải trọng thường xuyên thay đổi. Mặc dù vậy bộ phận đàn hồi kim loại được sử dụng phổ biến chủ yếu trên các loại xe hiện nay.

2.3.2 Bộ phận đàn hồi bằng khí

Loại này có ưu điểm là độ cứng của phần tử đàn hồi (lò xo khí) không phải là hằng số do vậy có đường đặc tính đàn hồi phi tuyến rất thích hợp khi sủ dụng trên ôtô. Mặt khác tuy theo tải trọng có thể điều chỉnh độ cứng của phần tử đàn hồi (bằng cách thay đổi áp suất của lò xo khí) cho phù hợp. Vì thế hệ thống treo loại này có độ êm dịu cao. Tuy nhiên bộ phận đần hồi này có kết cấu phức tạp, giá thành cao, trọng lượng lớn (vì có thêm nguồn cung cấp khí, các van và phải có bộ phận hướng riêng). Trên xe du lịch thường chỉ trang bị cho các dòng xe đắt tiền, sang trọng. Còn đối với xe tải, cũng được sử dụng đối với các xe có tải trọng lớn. Các loại xe đua bộ phận đàn hồi dạng này được sử dụng nhiều dưới dạng hệ thống treo thủy khí điều khiển được.

2.3.3 Lựa chọn

Trong xu thế phát triển kinh tế chung hiện nay, nhu cầu nội địa hóa ngành ôtô ngày càng được chú trọng. Yêu cầu đặt ra cho người thiết kế trước hết phải nhắm vào mục tiêu này. Một vấn đề không kém phần quan trọng đó là giá thành của một chiếc xe bán ra, một mức giá phù hợp nhưng phải đảm bảo tối ưu các yêu

cầu kỹ thuật. Đây chính là 2 tiêu chí cơ bản cho việc tính chọn và thiết kế hệ thống treo cho xe ôtô.

Qua những phân tich ưu nhựơc điểm của các loại bộ phận đàn hồi, thêm vào đó việc chọn thiết kế hệ thống treo cho xe bán mooc dựa trên xe cơ sở là xe HUYNDAI/TANTHANH. Xe có thể di chuyển trên địa hình phức tạp, do đó chọn bộ phận đàn hồi là nhíp. Nhíp còn có thêm ưu điểm là trong quá trình vận hành xe ít bị hư hỏng và phải sửa chữa, tuổi thọ lâu do đó rất phù hợp việc sử dụng ôtô trên địa hình giao thông phức tạp của nước ta hiện nay.

2.4 Tính toán thiết kế

Bảng 2.1 Các thông số kỹ thuật

Thông số Giá trị Đơn vị

Kích thước bao (DxRxC) 13960x2490x1500 mm

Chiều dài cơ sở 8370+1310+1310 mm

Chiều dài đuôi xe 2280 mm

Trọng lượng bản thân 6500 kg

Phân bố lên chốt kéo 1130 kg

Phân bố lên trục 1 1790 kg

Phân bố lên trục 2 1790 kg

Phân bố lên trục 3 1790 kg

Tải trọng 30100 kg

Trọng lượng toàn bộ 36600 kg

Phân bố lên chố kéo 12600 kg

Phân bố lên trục 1 8000 kg Phân bố lên trục 2 8000 kg Phân bố lên trục 3 8000 kg Hệ thống treo Trục 1 Phụ thuộc,nhíp lá Trục 2 Phụ thuộc,nhíp lá Trục 3 Phụ thuộc,nhíp lá

2.4.1 Tính toán và chọn các thông số chính

Hệ thống treo là đối xứng hai bên, và tại một bên các hệ thống treo giống nhau, vì vậy ta tính toán cho một phần tử thay cho toàn bộ hệ thống treo.

Hình 2.24 Sơ đồ hệ thống treo phụ thuộc

Trọng lượng được treo (Gdt):

Trọng lượng không được treo (Gkt): Gkt=gc+ngbx

+ gc là trọng lượng cầu xe : gc = 4600 N +gbx là trọng lượng bánh xe : gbx = 800 N + n là số bánh xe mỗi cầu : n = 4 bánh Gkt = 4600 + 4.800 = 7800 N

Gs trọng lượng đầy tải tác dụng lên cầu : Gs = 80000 N Vậy

Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo :

Đối với xe chở người lên chọn trong khoảng 60 -90 lần/phút Đối với xe tải có thể chọn trong khoảng 90 – 120 lần/phút ( tính toán thiết kế ô tô)

Do hệ thống treo thiết kế cho xe bán mooc,vị trí được treo không có người ngồi,nên tập trung vào yêu cầu cứng vững,tải trọng tốt.Vậy chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo : n=190 (lần/phút)

Độ cứng của bộ phận đang hồi C ==

2.4.2 Tính toán nhíp

Chiều dài nhíp xác định theo chiều dài cơ sở của xe Đối với ô tô du lịch :

Đối với ô tô tải : Cho nhíp trước: ( thiết kế tính toán ô tô) Cho nhíp sau : L = (0,35 0,45)L0

Chiều dài lá nhíp cơ sở L = (0,35 0,45)L0 L0 là chiều dài cơ sở của xe L0 =8370mm

Vậy L = (0,350,45)L=(0,35 0,45)8370 = 2929.5 3766,5 mm

Do hệ treo 1 bên gồm có 3 nhíp giống nhau vây lên ta chon chiều dài lá nhíp cơ sở của 1 nhíp : L1 = 1200 mm

Sau khi xác định chiều dài nhíp cơ sở ta cần xác định số lượng và chiều dày lá nhíp theo điều kiện sau:

Độ êm dịu của ôtô phụ thuộc nhiều vào độ võng tĩnh và độ võng động của nhíp. Khi xác định các đại lượng này để thiết kế hệ thống treo với việc kể đến tần số dao động cần thiết của nhíp và bắt chúng vào cầu, người ta chuyển sang xác định kích thước chung của nhíp và các lá nhíp. Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng của nhíp phụ thuộc chủ yếu vào việc lựa chọn chiều dài của nhíp, bề dày nhíp trên cơ sở tải trọng, ứng suất, độ võng tĩnh đã biết.

Ta biết rằng ứng suất tỷ lệ nghịch với bình phương chiều dài nhíp, vì vậy khi tăng một chút chiều dài nhíp, ta phải tăng đáng kể bề dày các lá nhíp. Điều này rất quan trọng với lá nhíp gốc vì nó phải chịu thêm cả tải trọng ngang, dọc và mômen xoắn. Nếu chiều dài nhíp bé ta không thể tăng bề dày lá nhíp gốc mặc dù đã thoả mãn các yêu cầu về tỷ lệ tải trọng, độ võng, ứng suất. Nếu nhíp dài quá làm cho độ cứng của nhíp giảm, nhíp làm việc nặng nhọc hơn, gây nên các va đập giữa ụ nhíp và khung xe.

Tóm lại, ta không thể lấy chiều dài nhíp quá bé hoặc quá lớn mà còn kết hợp cả bề dày và bề rộng của nhíp để tính kích thước hình học của nhíp.

Với các lá nhíp chọn chiều dày h = 1,6 cm = 0,016 m Chọn chiều rộng tất cả các lá là b = 9 cm = 0,09 m

Vậy chọn số lá nhíp là 7; chiều rộng b = 0,09m; chiều dày h = 0,016m

Xác định chiều dài các lá nhíp

Hình 2.25 Xác định chiều dài các lá nhíp

Hệ phương trình dùng để xác định chiều dài nhíp có dạng: Trong đó:

li: chiều dài lá nhíp thứ i

ji: mô men quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i

Trong đó j là momen quán tính của tiết diện của lá nhíp thứ i Ta có:

b chiều rộng lá nhíp

h chiều dày lá nhíp thứ i

do các lá nhíp có bề dày và rộng bằng nhau suy ra j = j hay

l là chiều dài tính toán của lá nhíp thứ i được tính từ quang nhíp đến đầu mút của lá nhíp.

Từ phương trình cuối ta có : 0.5 Suy ra l=0.6l

Ta tiến hành thế lần lượt vào từng phương trình trong hệ, ta giải được ; ; ;

; ; .

Ta có L = 1200 mm,chọn chiều dài quang nhíp a = 200m, Có =, Suy ra Bảng 2.2 Chiều dài lá nhíp I 1 2 3 4 5 6 7 l (mm) 500 435 370 307 242 176 106 L (mm) 1200 1070 940 814 684 552 412 Tính độ cứng thực thế của nhíp

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

Trong đó:

E=2,1.105(N/mm2)

: hệ số thực nghiệm lấy trong khoảng (0,83 - 0,87) chọn  =0,85 ai=(l1-li)

li: chiều dài hiệu dụng lá nhíp thứ i I1=j1;I2=j1+j2;Ik=j1+j2+...+ji

ji: tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k là : ji= = 3,072(cm)=3,072.10 (m)

ta có

Bảng 2.3 Thông số tính toán của các lá nhíp

K Ii ai+1 (cm) Yi Yi – Yi+1 a3(Yi - Yi+1)

2 6.144 13.0 0.163 0.054 119 3 9.216 19.3 0.109 0.028 201 4 12.288 25.8 0.081 0.016 275 5 15.36 32.4 0.065 0.011 374 6 18.432 39.4 0.054 0.007 428 7 21.504 50 0.047 0.047 5875 = = 14637 (N/cm) =1463714 N/m Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: Số lần dao động trong một phút: ( lần/phút) Kiểm bền nhíp

Khi tính toán chỉ tính cho 1/2 lá nhíp nên có các giả thiết

Coi nhíp là loại 1/4 elíp với 1 đầu được gắn chặt, một đầu chịu lực

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

l1 l2 lk ln-1 ln P X2 Xk Xn-1 Xn Hình 2.26 Sơ đồ tính bền nhíp

Tại điểm B biến dạng lá thứ 2 và lá thứ 3 bằng nhau. Tương tự tại điểm S biến dạng lá thứ k-1 và lá thứ k bằng nhau.

Biểu thức biến dạng của các lá nhíp khi chịu phản lực như sau :

Sử dụng công thức trên để tính biểu thức biến dạng tại các điểm tiếp xúc giữa 2 lá nhíp và cho chúng bằng nhau từng đôi một ta sẽ đi đến 1 hệ n-1 phương trình với n-1 ẩn là các giá trị X,…X.

Hệ phương trình đó như sau : ( tính toán thiết kế oto)

Trong đó : ; ;

Bảng 2.4 Các hệ số I 2 1.224 -2 0.778 3 1.264 -2 0.747 4 1.308 -2 0.687 5 1.403 -2 0.602 6 1.563 -2 0.435 7 1.991 -2 ---

Thay các giá trị trên vào phương trình ta có:

Giải phương trình trên bằng phương pháp thế ta có bảng giá trị

Bảng 2.5 Lực tác dụng lên các lá nhíp

P

18050 18165 18299 18262 18299 18254 18172

Tính ứng suất nhíp như sau:

lk lk+1 Xk+1 Xk Xk (lk-lk+1) Xk.lk-Xk+1.lk+1 Hình 2.27 Sơ đồ tính ứng suất lá nhíp

Mômen tại điểm A: MA = Xi(li – li+1) Mômen tại điểm B: MB = Xili –Xi+1li+1

Wu: môđun chống uốn tại điểm tiết diện tính toán Wu =

Bảng ứng suất sinh ra trong các lá nhíp

Bảng 2.6 Ứng suất lá nhíp (m) Wu (m3) Xi (N) MB (N.m) (N/m2) MA (N.m) (N/m2) 0,500 18050 1173,250 1123,225 293. 0,435 18165 1180,725 307. 1131,145 295. 0,370 18299 1152,837 300. 1164,196 303. 0,307 18262 1187,030 309. 1178,076 307. 0,242 18299 1207,734 300. 1215,654 317. 0,176 18254 1277,780 333.106 1286,472 335. 0,106 18172 1926.232 502.106 0 0

Chọn vật liệu làm nhíp là thép hợp kim có hàm lượng cacbon cao ( 55 - 65 ) ứng suất cho phép :

Ở chế độ tải tĩnh: Ở chế độ tải động:

Như vậy các lá nhíp đủ bền

2.4.3 Tính toán, thiết kê, kiếm bền tai nhíp

D

ho

Pk

D: đường kính trong của tai nhíp h0: chiều dầy lá nhíp chính (h0=1,6 cm) b: chiều rộng lá nhíp (b=9cm)

Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo Pk hay lực phanh Pp. Trị số của lực này được xác định theo công thức sau:

Pkmax=Ppmax= Zbx Trong đó:

: hệ số bám của bánh xe với đất. Lấy  = 0,7 Zbx: phản lực của đất lên bánh xe.

Theo phần trên ta có Zbx= 80000(N) Pkmax=0,7. 80000=56000(N)

Tai nhíp làm việc theo uốn, nén (hoặc kéo) : Ứng suất uốn ở tai nhíp là:

uốn

Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là: nén

Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức: th

Ứng suất tổng hợp cho phép [th]=350 MN/m2