- KÈM BẢN VẼ CAD (nếu giao dịch qua zalo 0985655837) ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE TẢI 7 TẤNTỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO1.1. Lịch sử hình thànhSự phát triển của xã hội loài người gắn liền với sự phát triển của các loạiphương tiện giao thông vận tải. Con người đã sử dụng sức kéo của động vật trongcác loại xe kéo, và đến khi ô tô được phat minh ra thì bánh xe cũng chỉ được liênkết cứng với thân xe và bánh xe không thể đàn hồi được. Điều này đã gây khó khănlớn cho phương tiện khi hoạt động, đó là sự hạn chế về tốc độ di chuyển; cũng nhưgây nguy hiểm do xuất hiện dao động mạnh của hàng hóa và người trên xe. Do đóvấn đề dao động rất được quan tâm và là vấn đề quan trọng trên các phương tiệnvận tải nói chung và đặc biệt trên ô tô.Năm 1888, J.B Dunlop phát minh ra lốp cao su có chứa khí nén bên tronggiúp tốc độ ô tô vượt qua 40 kmh. Hơn thế, ô tô còn được bố trí hệ thống liên kếtgiữa bánh xe và thân xe, hệ thống này được gọi là hệ thống treo. Trong hệ thốngtreo bánh xe được liên kết mềm với thân xe và lốp cao su có chứa khí nén, giúp chothân xe không bị va đập mạnh bởi các mấp mô của mặt đường, đảm bảo thân xechuyển động êm dịu bảo vệ tốt hàng hóa và người, hạn chế tải trọng phá hỏng nền.1.2. Công dụng và phân loại hệ thống treo1.2.1. Công dụngHệ thống treo dùng để nối đàn hồi khung vỏ ô tô với bánh xe, có tác dụnglàm êm dịu cho quá trình chuyển động, đảm bảo đúng động học bánh xe.Xe chuyển động có êm dịu hay không phụ thuộc chủ yếu vào chất lượng củahệ thống treo.Để đảm bảo công dụng như đã nêu ở trên hệ thống treo thường có 3 bộ phậnchủ yếu: Bộ phận hướng. Bộ phận đàn hồi. Bộ phận giảm chấn. 6Bộ phận đàn hồi: nối đàn hồi khung vỏ với bánh xe, tiếp nhận lực thẳngđứng tác dụng từ khung vỏ tới bánh xe và ngược lại. Bộ phận đàn hồi có cấu tạochủ yếu là một chi tiết (hoặc 1 cụm nhi tiết) đàn hồi bằng kim loại (nhíp, lò xoxoắn, thanh xoắn) hoặc bằng khí (trong trường hợp hệ thống treo bằng khí hoặcthuỷ khí).Bộ phận giảm chấn: Có tác dụng dập tắt nhanh chóng các dao động bằngcách biến năng lượng dao động thành nhiệt năng toả ra ngoài. Việc biến năng lượngdao động thành nhiệt năng nhờ ma sát. Giảm chấn trên ô tô là giảm chấn thuỷ lực,khi xe dao động, chất lỏng trong giảm chấn được pittông giảm chấn dồn từ buồngnọ sang buồng kia qua các lỗ tiết lưu. Ma sát giữa chất lỏng với thành lỗ tiết lưu vàgiữa các lớp chất lỏng với nhau biến thành nhiệt nung nóng vỏ giảm chấn toả rangoài.Bộ phận hướng: Có tác dụng đảm bảo động học bánh xe, tức là đảm bảocho bánh xe chỉ dao động trong mặt phẳng đứng, bộ phận hướng còn làm nhiệm vụtruyền lực dọc, lực ngang, mô men giữa khung vỏ và bánh xe.1.2.2. Phân loạiHệ thống treo ôtô thường được phân loại dựa vào cấu tạo của bộ phận đànhồi, bộ phận dẫn hướng và theo phương pháp dập tắt dao động.1.2.2.1. Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo bộ phận dẫn hướngHệ thống treo phụ thuộc: là hệ thống treo mà bánh xe bên trái và bên phảiđược liên kết với nhau bằng dầm cứng (liên kết dầm cầu liền), cho nên khi mộtbánh xe bị chuyển dịch (trong mặt phẳng ngang hoặc thẳng đứng) thì bánh xe bênkia cũng bị dịch chuyển. Ưu điểm của hệ thống treo phụ thuộc là cấu tạo đơn giản.rẻ tiền, và bảo đảm độ êm dịu chuyển động cần thiết cho các xe có tốc độ chuyểnđộng không cao lắm. Nếu ở hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn hồi là nhíp thìnó làm được cả nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng.Hệ thống treo cân bằng: dùng ở những xe có tính năng thông qua cao với 3hoặc 4 cầu chủ động để tạo mối quan hệ phụ thuộc giữa hai hàng bánh xe ở hai cầuliền nhau.7Hệ thống treo độc lập: là hệ thống treo mà bánh xe bên phải và bánh xe bêntrái không có liên kết cứng. Do đó sự dịch chuyển của một bánh xe không gây nênsự dịch chuyển của bánh xe kia. Tùy theo mặt phẳng dịch chuyển của bánh xe màngười ta phân ra hệ thống treo độc lập có sự dịch chuyển bánh xe trong mặt phẳngngang, trong mặt phẳng dọc và đồng thời trong cả hai mặt phẳng dọc và ngang.Hệthống treo độc lập chỉ sử dụng ở những xe có kết cấu rời, có độ êm dịu của cả xecao, tuy nhiên kết cấu của bộ phận hướng phức tạp, giá thành đắt.1.2.2.2. Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo của phần tử đàn hồiPhần tử đàn hồi là kim loại: nhíp lá, lò xoPhần tử đàn hồi là khí nén gồm: phần tử đàn hồi khí nén có bình chứa làcao su kết hợp sợi vải bọc làm cốt; dạng màng phân chia và dạng liên hợp.Phần tử đàn hồi là thủy khí có loại kháng áp và không kháng áp.Phần tử đàn hồi là cao su có loại làm việc ở chế độ nén và làm việc ở chếđộ xoắn.1.2.2.3. Phân loại hệ thống treo theo phương pháp dập tắt dao độngDập tắt dao động nhờ các giảm chấn thủy lực gồm giảm chấn dạng đòn vàdạng ống.Dập tắt dao động nhờ ma sát cơ học ở trong ph
TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO
Lịch sử hình thành
Sự phát triển của xã hội loài người gắn liền với sự tiến bộ của các phương tiện giao thông vận tải Ban đầu, con người dùng sức kéo của động vật cho các loại xe kéo; khi ô tô ra đời, bánh xe được liên kết cố định với thân xe và thiếu tính đàn hồi, khiến phương tiện di chuyển với tốc độ thấp và dễ gây dao động mạnh của hàng hóa và người trên xe Điều này làm cho vấn đề dao động trở thành một mối quan tâm lớn đối với các phương tiện vận tải nói chung và đặc biệt là ô tô, ảnh hưởng đến hiệu quả và an toàn khi vận chuyển.
Vào năm 1888, J.B Dunlop phát minh ra lốp cao su có chứa khí nén, cho phép ôtô đạt tốc độ vượt qua 40 km/h Đồng thời, xe được trang bị hệ thống treo liên kết giữa bánh xe và thân xe, giúp giảm xóc và giữ xe chuyển động êm ái trên những con đường gồ ghề Sự kết hợp giữa lốp khí nén và hệ thống treo mềm làm giảm tác động va đập, bảo vệ hàng hóa và người trên xe, đồng thời hạn chế hư hại nền đường.
Công dụng và phân loại hệ thống treo
Hệ thống treo ô tô là bộ phận chịu trách nhiệm nối đàn hồi giữa khung vỏ và bánh xe, có tác dụng làm êm dịu quá trình chuyển động và đảm bảo động học bánh xe được thực hiện đúng thiết kế, từ đó tăng sự ổn định và mang lại sự thoải mái cho người lái và hành khách.
Xe chuyển động có êm dịu hay không phụ thuộc chủ yếu vào chất lượng của hệ thống treo Để đảm bảo công dụng như mong đợi, hệ thống treo thường được cấu thành từ ba bộ phận chủ yếu: giảm xóc nhằm hấp thụ và phân tán rung động, lò xo chịu tải để duy trì khoảng hành trình và độ cao của xe, cùng các liên kết và thanh cân bằng giúp định vị khung treo và giữ xe ổn định trên mọi địa hình Sự phối hợp nhịp nhàng của ba thành phần này quyết định khả năng giảm xóc hiệu quả, mang lại cảm giác lái êm ái và an toàn cho người dùng.
Bộ phận đàn hồi nối khung vỏ với bánh xe và tiếp nhận lực thẳng đứng tác dụng từ khung vỏ tới bánh xe và ngược lại Cấu tạo của nó chủ yếu gồm một chi tiết (hoặc một cụm chi tiết) đàn hồi bằng kim loại như nhíp, lò xo xoắn hoặc thanh xoắn, hoặc bằng khí trong các hệ thống treo khí hoặc thuỷ khí.
Bộ phận giảm chấn ô tô là hệ thống thủy lực có tác dụng dập tắt nhanh chóng các dao động bằng cách biến đổi năng lượng dao động thành nhiệt năng và tản nhiệt ra bên ngoài Quá trình này diễn ra nhờ ma sát giữa chất lỏng với thành lỗ tiết lưu và giữa các lớp chất lỏng với nhau khi pittông giảm chấn di chuyển từ buồng này sang buồng kia qua các lỗ tiết lưu Sự di chuyển của chất lỏng qua các lỗ tiết lưu làm tăng ma sát và sinh nhiệt, làm nóng vỏ giảm chấn và giải phóng năng lượng rung động Nhờ cơ chế này, hệ thống giảm chấn thủy lực giúp xe giảm rung và dao động, từ đó tăng sự êm ái và ổn định cho hành trình trên mọi địa hình.
Bộ phận hướng có vai trò quan trọng trong động học bánh xe, đảm bảo bánh xe chỉ dao động trong mặt phẳng đứng và hạn chế các biến dạng ngoài ý muốn Đồng thời, bộ phận hướng còn chịu trách nhiệm truyền lực dọc và lực ngang, cũng như truyền mô men giữa khung vỏ và bánh xe, từ đó tăng cường liên kết và ổn định cho hệ thống treo khi vận hành.
Hệ thống treo ôtô thường được phân loại dựa vào cấu tạo của bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và theo phương pháp dập tắt dao động
1.2.2.1 Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo bộ phận dẫn hướng
Hệ thống treo phụ thuộc là loại treo mà hai bánh xe bên trái và bên phải được liên kết với nhau bằng dầm cứng (liên kết dầm cầu liền), vì vậy khi một bánh xe bị dịch chuyển trong mặt phẳng ngang hoặc thẳng đứng thì bánh xe kia cũng sẽ dịch chuyển theo Ưu điểm của hệ thống treo phụ thuộc là cấu tạo đơn giản và rẻ tiền, đồng thời bảo đảm độ êm dịu của chuyển động cho các xe có tốc độ di chuyển không quá cao Nếu hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn hồi là nhíp, nó có thể đảm nhận cả nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng.
Hệ thống treo cân bằng là giải pháp treo được áp dụng trên các xe có tính năng vượt trội, với 3 hoặc 4 cầu chủ động để thiết lập mối quan hệ phụ thuộc giữa hai hàng bánh xe ở các cầu liền nhau Hệ thống này giúp đồng bộ tải trọng giữa các cầu, cải thiện độ bám và ổn định khi vận hành, giảm rung lắc và tăng khả năng vượt địa hình cho xe trọng tải lớn.
Hệ thống treo độc lập là hệ thống trong đó bánh xe bên trái và bánh xe bên phải không có liên kết cứng với nhau, nên sự dịch chuyển của một bánh không gây ảnh hưởng đến bánh còn lại Tùy theo hướng di chuyển của bánh xe mà người ta phân loại hệ thống treo độc lập thành các dạng cho phép di chuyển trong mặt phẳng ngang, trong mặt phẳng dọc hoặc đồng thời ở cả hai mặt phẳng Hệ thống treo độc lập chỉ được sử dụng trên các xe có kết cấu rời, mang lại độ êm dịu cao cho xe, nhưng cấu tạo của các bộ phận hướng phức tạp và giá thành cao.
1.2.2.2 Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo của phần tử đàn hồi
Phần tử đàn hồi là kim loại : nhíp lá, lò xo
Phần tử đàn hồi khí nén gồm bình chứa và phần tử đàn hồi được làm từ cao su kết hợp sợi vải, bọc quanh làm cốt; nó có hai dạng chính: dạng màng phân chia và dạng liên hợp.
Phần tử đàn hồi là thủy khí có loại kháng áp và không kháng áp
Phần tử đàn hồi là cao su có loại làm việc ở chế độ nén và làm việc ở chế độ xoắn
1.2.2.3 Phân loại hệ thống treo theo phương pháp dập tắt dao động
Dập tắt dao động nhờ các giảm chấn thủy lực gồm giảm chấn dạng đòn và dạng ống
Dập tắt dao động nhờ ma sát cơ học ở trong phần tử đàn hồi và trong phần tử hướng
PHÂN TÍCH LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO
Phân tích các phương án bố trí hệ thống treo
2.1.1 Các phương án bố trí
2.1.2 Phân tích ưu, nhược điểm chung của các phương án bố trí
2.1.2.1 Ưu điểm của hệ theo phụ thuộc
Khi bánh xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng, khoảng cách hai bánh xe (được nối cứng) không thay đổi Điều này làm 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
2.1.2.2 Nhược điểm của hệ treo phụ thuộc
Do đặc điểm kết cấu của hệ thống treo, khối lượng bị động (khối lượng không được treo) thường không lớn Trên cầu bị động, khối lượng này gồm khối lượng rầm thép, khối lượng cụm bánh xe, một phần nhíp hoặc lò xo và giảm chấn Nếu là cầu chủ động, 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 Trong trường hợp là cầu dẫn hướng, khối lượng của nó còn được tăng thêm nhờ các đòn kéo ngang và đòn kéo dọc của hệ thống lái Khối lượng bị động quá lớn sẽ làm cho độ êm dịu của chuyển động giảm và khi di chuyển trên đường gồ ghề sẽ sinh ra va đập lớn, làm giảm khả năng bám của bánh xe.
Kết cấu của hệ treo phụ thuộc khá cồng kềnh, lớn và chiếm chỗ dưới gầm xe
Hai bánh xe được lắp trên dầm cầu cứng khiến cả hệ dầm cầu dao động khi có dao động, nên dưới gầm xe cần có khoảng không gian đủ lớn Để tạo khoảng sáng này, thùng xe phải được nâng lên, làm tăng trọng tâm của xe và điều này không có lợi cho sự ổn định khi di chuyển của ôtô.
Trong động học, hệ treo phụ thuộc mang lại một nhược điểm đáng kể: khi một bên bánh xe dao động, bên kia cũng dao động theo, và sự chuyển động của bánh xe này phụ thuộc vào bánh xe kia và ngược lại Sự liên kết này có thể làm giảm ổn định của xe khi quay vòng.
Phân tích lựa chọn thiết kế bộ phận đàn hồi
Bộ phận đần hồi kim loại : Bộ phận đần hồi kim loại thường có 3 dạng chính để lựa chọn: nhíp lá, lò xo xoắn và thanh xoắn
Nhíp lá là bộ phận đàn hồi phổ biến được dùng trên hệ thống treo phụ thuộc Khi nhíp lá được chọn làm bộ phận đàn hồi và kết cấu lắp ghép hợp lý, chính nhíp lá có thể đảm nhận đồng thời vai trò của bộ phận hướng, làm cho kết cấu hệ thống treo trở nên đơn giản và dễ lắp ghép Vì thế nhíp lá được sử dụng rộng rãi trên nhiều loại xe, kể cả xe du lịch Bên cạnh nhược điểm chung của bộ phận đàn hồi kim loại, nhíp lá còn có nhược điểm là khối lượng lớn.
Lò xo xoắn thường được sử dụng trên nhiều hệ thống treo độc lập Do lò xo xoắn chỉ chịu được lực thẳng đứng, các hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là lò xo xoắn cần có bộ phận hướng dẫn riêng biệt để định vị và ổn định chuyển động của dàn treo So với nhíp lá, lò xo xoắn có trọng lượng nhẹ hơn, giúp giảm tải và cải thiện hiệu suất xe.
Bộ phận đàn hồi trên một số hệ thống treo độc lập của ô tô là thanh xoắn So với nhíp lá, lò xo xoắn có thế năng đàn hồi lớn hơn, trọng lượng nhẹ và lắp đặt dễ dàng.
Bộ phận đàn hồi kim loại có ưu điểm nổi bật là kết cấu đơn giản và giá thành thấp, giúp tiết kiệm chi phí sản xuất và bảo trì Tuy nhiên, nhược điểm chính là độ cứng ở mức cố định (độ cứng không đổi, C=const), khiến độ êm dịu của xe chỉ được đảm bảo trong một vùng tải trọng nhất định và không phù hợp với các xe có tải trọng biến động thường xuyên Mặc dù vậy, bộ phận đàn hồi kim loại vẫn được sử dụng phổ biến trên hầu hết các loại xe hiện nay do tính ứng dụng cao và chi phí hợp lý.
Bộ phận đàn hồi bằng khí, hay còn gọi là lò xo khí, có ưu điểm là độ cứng của phần tử đàn hồi không cố định mà thay đổi theo tải, tạo đường đặc tính đàn hồi phi tuyến rất phù hợp cho ôtô; đồng thời có thể điều chỉnh độ cứng bằng cách thay đổi áp suất của lò xo khí để phù hợp với các tải trọng khác nhau, mang lại độ êm dịu cao cho hệ thống treo Tuy nhiên, cấu trúc của bộ phận đàn hồi này phức tạp, giá thành cao và trọng lượng lớn do phải có nguồn cung cấp khí, van và bộ phận hướng riêng Trên xe du lịch, loại treo này thường chỉ được trang bị cho các dòng xe đắt tiền, sang trọng; còn đối với xe tải, nó cũng được sử dụng cho các xe có tải trọng lớn; trong lĩnh vực đua xe, bộ phận đàn hồi dạng khí được sử dụng phổ biến dưới dạng hệ thống treo thủy khí điều khiển được.
Trong xu thế phát triển kinh tế chung hiện nay, nhu cầu nội địa hóa ngành ô tô ngày càng được chú trọng; vì vậy người thiết kế trước hết phải nhắm tới mục tiêu này Một vấn đề không kém phần quan trọng là giá thành của một chiếc xe bán ra: một mức giá phù hợp nhưng vẫn đảm bảo tối ưu các yêu cầu kỹ thuật Đây chính là hai tiêu chí cơ bản cho việc lựa chọn và thiết kế hệ thống treo cho xe ô tô.
Qua phân tích ưu nhược điểm của các loại bộ phận đàn hồi, hệ thống treo cho xe tải 5 tấn cần tối ưu để vừa chịu tải vừa đảm bảo di chuyển an toàn trên địa hình phức tạp Trong bối cảnh đó, nhíp (bộ phận đàn hồi dạng lá) được xem là thiết kế phù hợp nhờ khả năng tải trọng lớn, khả năng giảm xóc ổn định và cấu hình đơn giản, chi phí bảo trì thấp Việc lựa chọn nhíp làm thành phần chủ đạo của hệ thống treo giúp cải thiện độ ổn định khi vận hành và khả năng vượt qua địa hình khó khăn Vì vậy, nên ưu tiên thiết kế hệ thống treo dựa trên nhíp cho xe tải 5 tấn, đồng thời cân nhắc loại nhíp và cách bố trí phù hợp với tải trọng thực tế và điều kiện vận hành.
Trong bối cảnh tình hình kinh tế hiện nay, ngành chế tạo trong nước có thể đảm nhận sản xuất nhíp cho ô tô, góp phần tăng nội địa hóa ngành công nghiệp ô tô Nhíp được sản xuất từ vật liệu không quá phức tạp nên dễ tiếp nhận công nghệ và có chi phí thấp, từ đó tăng tính cạnh tranh cho sản phẩm nội địa Thêm vào đó, nhíp có ưu điểm ít hư hỏng và tuổi thọ cao trong quá trình vận hành, phù hợp với xe chạy trên địa hình giao thông phức tạp của nước ta hiện nay.
Các bộ nhíp trước được lắp vào khung xe qua các giá đỡ và liên kết với dầm cầu qua các quang treo nhíp Bộ nhíp trước gồm hai lá nhíp chính có chiều dài bằng nhau nhằm tăng cường độ cứng và khả năng chịu tải cho hệ treo Để tăng tuổi thọ của nhíp và ngăn các lá nhíp chính bị xoắn, các gối ụ cao su được lắp ở bên trong Đồng thời, ta lựa chọn phương án thiết kế (I) và phương án thiết kế (II) cho cầu trước và cầu sau.
Phân tích lựa chọn thiết kế giảm chấn
Giảm chấn ôtô hoạt động theo nguyên lý tạo ra sức cản nhớt và sức cản quán tính của chất lỏng công tác khi qua lỗ tiết lưu nhỏ, từ đó hấp thụ năng lượng dao động của phần tử đàn hồi Về tác dụng, có thể chia làm giảm chấn một chiều và giảm chấn hai chiều; loại hai chiều có thể có tác dụng đối xứng hoặc không đối xứng Với giảm chấn tác dụng đơn, trong hai hành trình nén và trả chỉ có một hành trình có tác dụng giảm chấn (thường là hành trình trả) Đối với giảm chấn hai chiều, cấu tạo pittông gồm hai lỗ với hai nắp van (dạng van một chiều) có kích thước lỗ khác nhau, nhằm phân biệt đường dòng và cung cấp độ giảm chấn ở hai hành trình.
Lỗ nhỏ có tác dụng ở hành trình trả, còn lỗ lớn có tác dụng ở hành trình nén Nhờ vậy, lực cản của giảm chấn ở hành trình trả sẽ lớn hơn ở hành trình nén, phù hợp với yêu cầu làm việc của hệ thống treo Do đó, thiết kế giảm chấn trên xe được chọn là loại thủy lực 2 chiều không đối xứng.
Các thông số cơ bản
STT Thông số Giá trị Đơn vị
STT Thông số Giá trị Đơn vị
2 Chiều dài cơ sở 4850 mm
3 Vết bánh trước/sau 1950/1900 mm
4 Trọng lương xe không tải 68750 N
Phân bố lên cầu trước 34380 N
Phân bố lên cầu sau 34370 N
Phân bố lên cầu trước 39550 N
Phân bố lên cầu sau 99200 N
TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TREO TRƯỚC
Tính phần tử đàn hồi nhíp
3.1.1 Xác định tần số dao động
Hệ thống treo có đặc tính đối xứng hai bên, do đó khi tính toán hệ thống treo ta chỉ cần phân tích một bên Tải trọng tác dụng lên một bên của hệ thống treo trước: Trọng lượng không được treo (Got):
= 2 = (N) Trọng lượng được treo (Gdt):
Thiết kế hệ thống treo phải đảm bảo xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra Hiện nay có nhiều tiêu chí để đánh giá sự mềm mại của chuyển động, trong đó nổi bật là tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động, cùng các đại lượng liên quan khác Những tiêu chí này phản ánh mức độ triệt tiêu rung động từ mặt đường và ảnh hưởng đến cảm giác lái cũng như sự thoải mái của hành khách Việc tối ưu hệ thống treo đòi hỏi sự cân bằng giữa độ ổn định của xe và khả năng giảm chấn, đồng thời phù hợp với mục tiêu vận hành và hiệu suất mong muốn Quá trình thiết kế và kiểm định cần kết hợp mô phỏng và thử nghiệm trên thực tế để đảm bảo hệ thống treo đạt được độ êm dịu mong muốn và tuân thủ các tiêu chí đánh giá đã đề ra, từ tần số dao động đến vận tốc dao động.
Trong khuôn khổ của một đồ án tốt nghiệp, em chỉ lựa chọn một chỉ tiêu duy nhất, đó là chỉ tiêu tần số dao động Chỉ tiêu này được chọn dựa trên tác động của nó tới kết quả nghiên cứu, khả năng đo lường và độ ổn định của dữ liệu, đồng thời đảm bảo sự phù hợp với mục tiêu và phương pháp phân tích Chỉ tiêu tần số dao động được lựa chọn như một yếu tố trung tâm để tập trung tối ưu hóa quá trình phân tích, mô phỏng và so sánh các phương án, qua đó làm rõ mối liên hệ giữa đặc tính hệ thống và hiệu suất của đồ án.
Tần số dao động của xe: n`120(lần/phút) Với số lần như vậy thì người khoẻ mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững
Ta có: 30 t n= f ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo (m)
Việc giữ nhịp n dưới 60 lần/phút được cho là có lợi cho sức khỏe con người Tuy nhiên, độ võng tĩnh của hệ thống treo lại rất lớn, khiến khi kiểm nghiệm hệ thống treo không đạt được độ cứng vững mong đợi.
Nếu n>120 (lần/phút) không phù hợp với hệ thần kinh của con người dẫn đến mệt mỏi, ảnh hưởng đến sức khoẻ và an toàn khi lái xe
Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo trước: ntr0 (lần/phút)
Vậy độ võng tĩnh (ft) : ft= 0,09( ) 9( )
Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: Ct 17775
= f = 75(N/cm) Độ võng động fđ của hệ thống treo phụ thuộc vào đường đặc tính của hệ thống treo và độ võng tĩnh ft
Giá trị độ võng động fđ chính xác bằng bao nhiêu hiện nay chưa định được nhưng khi thiết kế thường lấy: fđ = (0,61,0)ft=(0,61,0).9= 5,49 (cm) Chọn fđ=8 (cm)
3.1.2 Tính toán và chọn thông số chính của lá nhíp
Ta chọn nhíp là loại nửa elip đối xứng, khi đó cầu ôtô được gắn ở phần giữa còn các đầu nhíp được nối với khung
Khi đó sơ đồ tính toán nhíp được thể hiện trên hình 3.2
Hình 3.2 Sơ đồ tính nhíp
Lực tác dụng lên nhíp là phản lực của đất Z tác dụng lên nhíp tại điểm tiếp xúc của nhíp với dầm cầu Quang nhíp thường được đặt dưới một góc α, vì vậy trên nhíp sẽ có lực dọc X tác dụng Muốn giảm lực X, góc α càng nhỏ càng tốt nếu có thể Tuy nhiên, góc α phải có trị số giới hạn nhất định để đảm bảo cho quang nhíp không vượt quá vị trí thẳng đứng trung gian Khi ôtô chuyển động không tải thì góc α thường chọn không bé hơn 5 độ; khi tải trọng đầy, góc α có thể đạt 40–50 độ Để đơn giản tính toán chúng ta sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước.
Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp trước của xe tải:
Lx: chiều dài cơ sở của xe: 4850 (mm)
Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 1500 (mm)
Chọn chiều rộng quang nhíp a = 180 (mm)
Để thiết kế hệ thống treo, số lá nhíp và chiều dày lá nhíp được xác định dựa trên độ võng tĩnh và độ võng động của nhíp, vì hai tham số này ảnh hưởng lớn đến sự êm dịu của ôtô Khi xác định các đại lượng này và liên hệ với tần số dao động cần thiết của nhíp và cách gắn nhíp 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 nhíp, cũng như chiều dày nhíp dựa trên tải trọng, ứng suất và độ võng tĩnh đã biết.
Ta nhận thấy ứng suất tỉ lệ nghịch với bình phương chiều dài nhíp, nên tăng một chút chiều dài nhíp kéo theo yêu cầu tăng đáng kể bề dày các lá nhíp để đảm bảo độ bền Điều này đặc biệt quan trọng đối với lá nhíp gốc, vì nó phải chịu thêm cả tải trọng ngang, tải trọng dọc và mômen xoắn Trong trường hợp nhíp có chiều dài nhỏ, ta không thể tăng bề dày lá nhíp gốc dù đã thoả mãn các yêu cầu về tỷ lệ tải trọng, độ võng và ứng suất Ngược lại, nếu nhíp quá dài sẽ làm giảm độ cứng của nhíp, khiến nhíp làm việc nặng nhọc hơn và dễ gây va đập giữa ụ nhíp và khung xe.
Tóm lại, chiều dài nhíp không nên quá ngắn hoặc quá dài; để xác định kích thước hình học của nhíp một cách chính xác, cần kết hợp đồng thời chiều dài với các thông số bề dày và bề rộng của nhíp.
Chọn chiều dày các lá nhíp chính: h=9 mm
Chọn tất cả các lá nhíp có bề rộng bằng nhau b(mm)
Như vậy chiều rộng b và chiều dày h thỏa mãn điều kiện 6 10 h b
Chiều rộng của lá nhíp đóng vai trò then chốt cho độ bền và khả năng chịu tải của hệ nhíp trên ôtô Nếu chiều rộng quá nhỏ, nhíp sẽ không đủ bền, dễ bị biến dạng và nhanh xuống cấp dưới tải trọng Ngược lại, nếu chiều rộng quá lớn, khi thân xe bị nghiêng sẽ tăng ứng suất xoắn ở lá nhíp chính và các lá nhíp phụ phía sau, gây mỏi và nguy cơ hư hỏng cao Do đó, thiết kế chiều rộng lá nhíp cân bằng giúp tối ưu độ bền, ổn định vận hành và an toàn cho xe.
Khi nhíp làm việc, các lá nhíp không chỉ chịu lực thẳng đứng mà còn phải chịu lực ngang và mômen xoắn; những tác động này chủ yếu tập trung lên lá gốc và tai nhíp, trong khi một phần lực được truyền sang các lá kế tiếp phía trên Do vậy để tăng độ bền của nhíp, cần tối ưu hóa sự liên kết giữa các lá, lựa chọn vật liệu có độ bền và khả năng chống mỏi phù hợp, và cải thiện tiếp xúc giữa lá gốc và tai nhíp nhằm phân bổ lực đều hơn Việc thiết kế đúng các điểm ghép và cách lắp ráp giúp giảm biến dạng, giảm tích lũy mỏi và kéo dài tuổi thọ hệ nhíp, đồng thời đảm bảo khả năng chịu tải và ổn định vận hành dưới các điều kiện tải khác nhau.
Để đạt độ võng tĩnh cực đại của nhíp khi chiều dài nhíp còn ngắn, cần tăng chiều dày của lá nhíp chính và tăng chiều dài của một số lá nhíp nằm sát với lá nhíp chính Đồng thời, nhíp nên được kết cấu bởi các lá nhíp có chiều dày giảm dần theo khoảng cách từ lá nhíp chính.
Chọn số lá nhíp là 11, ta chia số nhíp làm 2 nhóm:
Nhóm một có 2 lá: h=9(mm); b(mm)
Nhóm hai có 9 lá: h(mm); b(mm)
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 j 1 = 2bh 3 c /12 = 2.80.9 3 /12 = 9720 (mm 4 ) j = bh 3 /12 = 80.10 3 /12 = 6666(mm 4 )
Do l 1 =l 2 nên ta tính từ l 2
Ta có hệ phương trình:
Giải hệ phương trình:Ta dùng phương pháp thế để giải hệ trên
Cụ thể từ phương trình cuối ta có:
Thế phương trình (1) vào phương trình thứ 8 ở hệ trên ta có : l10 =0,725l9
Thế lần lượt từ dưới lên trên ta được : l9 =0,790l8 l8 =0,829l7 l7 =0,855l6 l6 =0,874l5
Mà l2= 660 (mm) → l3`0(mm) ; l4T0(mm) ; l5H0 (mm) ; l6B0 (mm) ; l759(mm) ; l820(mm) ; l9%2(mm) ; l102 (mm) ; l119 (mm)
Từ phương trình L k =2l k +a ta có bảng sau :(mm)
3.1.3 Tính độ cứng của nhíp
Khi lắp nhíp lên xe, các quang nhíp bắt chặt phần giữa nhíp với dầm cầu, khiến nhíp được coi như ngàm cố định ở giữa Với kết cấu này ta có thể xem nhíp như bị ngàm giữa và do đó chỉ cần tính cho một nửa nhíp với giả thiết một đầu nửa nhíp bị ngàm chặt Giải pháp này giúp đơn giản hóa mô hình tính toán và cho kết quả tương đối chính xác về lực và biến dạng tác động lên hệ thống treo nhíp.
Theo phương pháp thế năng biến dạng đàn hồi độ cứng của nhíp được tính theo công thức sau:
Trong đó: E là mô đun đàn hồi của vật liệu, E=2,1.10 5 N/mm 2 ; α = 0,83÷0,87 Chọn α= 0,85 ; ak = lk – lk+1;
Hình 3.3 Sơ đồ tính độ cứng nhíp
Do trong bộ nhíp có 2 lá nhíp cái có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta coi 2 lá nhíp cái là lá thứ nhất với:
Ta có bảng giá trị sau: k l k mm a k+1 mm b mm h k mm j k mm 4 i k mm 4 Y k
Vậy ta có độ cứng của nhíp là:
= C = Số lần dao động trong một phút: t
Như vậy hệ thống treo thiết kế thoả mãn về độ êm dịu khi đầy tải
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
- Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa 2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau
Hình 3.4 Sơ đồ tính bền nhíp
Ta coi 2 lá nhíp 1 và 2 là một lá như phần tính toán trước
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 :
Đầu tiên, sử dụng công thức đã cho để tính biểu thức biến dạng tại các điểm tiếp xúc giữa hai lá nhíp Tiếp đó, cho các giá trị biến dạng tại từng cặp điểm tiếp xúc bằng nhau để đảm bảo sự đồng nhất giữa các lá nhíp Nhờ đó ta hình thành một hệ n-1 phương trình với n biến, cho phép xác định sự phân bố biến dạng trên toàn hệ nhíp một cách nhất quán và có thể giải bằng các phương pháp giải hệ tuyến tính phù hợp.
1 ẩn là các giá trị X 2 ,…X n
Hệ phương trình đó như sau :
C l ; lk: chiều dài tính toán;
Jk: mô men quán tính của các tiết diện lá nhíp
J =bh với b là chiều rộng lá nhíp, hk là chiều dày lá nhíp thứ k
Ta có bảng giá trị
Thay các giá trị vào hệ phương trình trên ta được :
Giải phương trình trên bằng phương pháp thế lần lượt từ dưới lên trên ta được kết quả
Tính ứng suất tại các tiết diện nguy hiểm: l k
Hình 3.5 Sơ đồ tính ứng suất nhíp
Mô men tại điểm A: MA = Xk(lk – lk+1)
Mô men tại điểm B: MB = Xklk - Xk+1lk+1
Mô men chống uốn tại tiết diện tính toán: Đối với 2 lá nhíp cái: 1 2 2.8.0, 9 2 2,16( 3 )
W =mbh = = cm Đối với các lá nhíp còn lại: 2 8.1 2 1, 33( )3
Ta có bảng giá trị ứng suất sinh ra trong các lá nhíp:
STT l (cm) X (N) Wu(cm 3 ) MB(Ncm) B ( N cm 2 ) M A (Ncm) A ( N cm 2 )
Với vật liệu nhíp là 65Γ,ứng suất cho phép [] `000(N/cm 2 ) →nhíp đủ bền
Hình 3.6 Sơ đồ tính bền tai nhíp
D: đường kính trong của tai nhíp h0: chiều dầy lá nhíp chính (h0=0,9 cm) b: chiều rộng lá nhíp (bm)
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:
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= 19775(N)
Tai nhíp làm việc theo uốn, nén (hoặc kéo) Ứng suất uốn ở tai nhíp là:
= = + Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là:nén max
= bh Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức:
= + + Ứng suất tổng hợp cho phép [th]50 MN/m 2 = 35000N/cm 2
Như vậy đường kính trong lớn nhất của tai nhíp được xác định theo công thức:
Chọn đường kính trong tai nhíp: D = 30 (mm) Ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra là:
+ + Vậy tai nhíp đủ bền
3.1.6 Tính kiểm tra chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp Dchốt=3(cm)0(mm)
Chốt nhíp nên được chế tạo từ thép hợp kim có thành phần cacbon thấp để bảo đảm độ bền và độ dẻo cần thiết Quá trình thấm cacbon (carburizing) được thực hiện trước khi luyện và dập để tăng cường độ cứng bề mặt và tối ưu hóa ứng suất chèn dập cho phép, với mức thấm cacbon (20X) như yêu cầu.
Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập:
D: đường kính chốt nhíp D= 3(cm) b: bề rộng của lá nhíp chính b=8(cm)
Thay số ta có: chèn dập 2 2
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu, chèn dập
0,3(m/s) chất lỏng qua van sinh ra áp lực thuỷ động R cân bằng với lực căng ban đầu của lò Flx làm cho van trả mạnh mở ra hoàn toàn lx
Trong đó:Flx: lực căng ban đầu của lò xo (N)
C: độ cứng của lò xo (N/m)
∆x: độ nén ban đầu của lò xo (m) Chọn ∆x=5.10 -3 (m)
R: lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn Theo động học chất lỏng R được xác định bằng định lý Ơle 1 (N) γ: trọng lượng riêng của chất lỏng , γ = 9000 (N/m 3 ) g: gia tốc trọng trường g=9,8(m/s2)
f : tổng diện tích lỗ van (m 2 ) f =0,6.10 -5 (m 2 ) v: vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s) vI,5(m/s)
Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau:
Trong đó: d: đường kính sợi lò xo (m)
G: môđun trượt của vật liệu G=8.10 10 (N/m2) n: số vòng lò xo Chọn n=4 vòng
R: bán kính lò xo (m) Chọn R -3 (m)
Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo:
Lò xo van trả mạnh có đường kính d=1,57(mm)
• Lò xo van giảm tải khi nén
Lò xo tính toán là loại lò xo hình trụ bước ngắn
Ở trạng thái giảm chấn làm việc với vận tốc v > 0,3 m/s, chất lỏng qua van sinh ra áp lực thủy động R Áp lực này cân bằng với lực căng ban đầu của lò Flx, khiến van bị nén mạnh và mở hoàn toàn.
Flx: lực căng ban đầu của lò xo (N)
C: độ cứng của lò xo (N/m)
∆x: độ nén ban đầu của lò xo (m 2 ) Chọn ∆x=5.10 -3 (m)
R: lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn Theo động học chất lỏng R được xác định bằng định lý Ơle 1 (N) γ: trọng lượng riêng của chất lỏng , γ = 9000 (N/m3) g: gia tốc trọng trường g=9,8(m/s2)
f : tổng diện tích lỗ van (m2) f =1,29.10 -5 (m2) v: vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s) v$(m/s)
Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau:
= nR (2) Trong đó: d: đường kính sợi lò xo (m)
G: môđun trượt của vật liệu G=8.10 10 (N/m2) n: số vòng lò xo Chọn n=4 vòng
R: bán kính lò xo (m) Chọn R -3 (m)
Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo:
Lò xo van nén mạnh có đường kính d=1,63 (mm)
TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TREO SAU
Tính toán nhíp
4.1.1 Tính toán và chọn thông số chính
Vì hệ thống treo hai bên đối xứng nên việc tính toán có thể giới hạn ở một bên và suy ra toàn bộ hệ thống Tải trọng tác dụng lên một bên hệ thống treo được xác định trước làm cơ sở cho mô hình hóa và phân tích lực, từ đó dự đoán các đại lượng như phản lực, độ cứng và hành trình của hệ thống treo Quá trình phân tích một bên giúp tối ưu hóa thiết kế và giảm thiểu sai số; sau khi đã xác định tải trọng trên một bên, các bước tương tự có thể được áp dụng cho bên đối diện để hoàn thiện kết quả và đảm bảo hiệu suất vận hành.
Trọng lượng được treo (Gdt):
Trọng lượng không được treo (Gkt):
+ gc là trọng lượng cầu xe:= 5600 (N)
+gbx là trọng lượng bánh xe 0(N)
+n là só bánh xe mỗi cầu: n=4
Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo : n0 (lần/phút)
Vậy độ võng tĩnh tổng (ft) :
= = = Xác định tải trọng tác dụng lên nhíp chính Z C và nhíp phụ Z P
Giả thiết nhíp phụ bắt đầu làm việc ở tải trọng Z T " và được tính theo công thức kinh nghiệm sau :
Trong đó Z T " : Tải trọng nhíp phụ bắt đầu làm việc
Z T ' : Tải trọng tĩnh khi không chất tải
Z =G VớiG os : trọng lượng tác dụng lên cầu sau khi không tải
Zt: Tải trọng tĩnh khi chất đầy tải ZtE000(N)
' f T : Là biến dạng tĩnh của nhíp khi không chất tải f o : Là khe hở giữa nhíp phụ và ụ đỡ hạn chế khung xe
Z = trong đó là thông số ta lựa chọn và Z =Z C +Z P thì ta sẽ xác định được tải trọng tác dụng lên nhíp chính và nhíp phụ như sau:
Z C = −Z Z P E000 22500− "500( )N Độ cứng của nhíp chính là 22500 2500( / )
= f = Tổng độ biến dạng của nhíp khi không tải f T ' cùng với khe hở của nhíp phụ và khung xe là ' " 28792 11,5( )
= + = C = Vậy khe hở của nhíp phụ và khung xe là: f P = f A − =f 11,5 9− =2,5(cm)
43 Độ cứng chung của cả bộ nhíp
= = Vậy độ cứng của nhíp phụ là C P = −C C c d83 2500− 983(N cm/ )
4.1.2.1 Chọn sơ bộ các thông số cơ bản
Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp trước của xe tải: L=(0,350,45)Lx
Lx: chiều dài cơ sở của xe: 4850 (mm)
Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 180 (cm)
Chọn chiều rộng quang nhíp a = 200 (mm)
Xác định số lá nhíp và chiều dày lá nhíp dựa trên các 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 và khi xét đến tần số dao động cần thiết của nhíp cũng như cách gắn chúng vào cầu, người ta tập trung vào việc xác định kích thước chung của nhíp và của các lá nhíp Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng của nhíp phụ thuộc chủ yếu vào việc lựa chọn chiều dài nhíp và chiều dày nhíp trên cơ sở tải trọng, ứng suất và độ võng tĩnh đã biết.
Ta biết rằng ứng suất tỉ lệ nghịch với bình phương chiều dài nhíp; khi tăng một chút chiều dài nhíp, ta phải tăng đáng kể bề dày các lá nhíp Điều này cực kỳ quan trọng với lá nhíp gốc vì nó phải chịu thêm cả tải trọng ngang, dọc và mô-men xoắn Nếu chiều dài nhíp ngắn, dù đã thỏa mãn các yêu cầu về tỷ lệ tải trọng, độ võng và ứng suất, ta vẫn không thể tăng được bề dày lá nhíp gốc Ngược lại, nhíp dài quá sẽ làm giảm độ cứng, khiến nhíp làm việc nặng nhọc hơn và gây va đập giữa ụ nhíp và khung xe.
Để xác định kích thước hình học của nhíp một cách chính xác, ta không thể để cho chiều dài nhíp quá ngắn hoặc quá dài, và cũng cần kết hợp đồng thời bề dày cùng bề rộng của nhíp.
Chọn số lá nhíp : với xe tải (6 -14) lá Chọn số lá nhíp 11 lá
Với các lá nhíp chọn chiều dày h = 1 (cm)
Chọn chiều rộng tất cả các lá là b = 9 (cm).Như vậy chiều rộng b và chiều dày h thỏa mãn điều kiện 6 < b h< 10
Chiều rộng của lá nhíp ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền và khả năng chịu tải của hệ treo Nếu chiều rộng quá nhỏ, lá nhíp sẽ không đủ bền để chịu tải trọng và điều kiện vận hành Ngược lại, nếu chiều rộng quá lớn, khi thân ôtô bị nghiêng, ứng suất xoắn ở lá nhíp chính và các lá nhíp tiếp theo sẽ tăng lên, làm tăng nguy cơ mòn và hư hỏng.
Chọn số lá nhíp là 11; chiều rộng b = 90mm; chiều dày h = 10mm
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
Ta có hệ phương trình
Giải hệ phương trình:Ta dùng phương pháp thế để giải hệ trên
Cụ thể từ phương trình cuối ta có 10 11 10
0,5.1(3l 1) (1 1) 0 0, 6 l l l − − + = = (1) Thế phương trình (1) vào phương trình thứ 9 ở hệ trên ta có l 10 =0, 725l 9
Thế lần lượt từ dưới lên trên ta được : l9 =0,790l8 l8 =0,829l7 l7 =0,855l6 l6 =0,874l5 l5 =0,889l4
Mà l 1 = 80 (cm) l2s,4 ; l3f,7 ; l4` ; l5S,3 ;l6F,6 ; l79,8 ; l83 ; l9& ; l10,8 ; l11,3 (cm) Với Lk =2lk +ak (ak là khoảng cách quang nhíp) Chọn a (cm)
4.1.2.2 Tính độ cứng thực tế của nhíp:
Theo phương pháp thế năng biến dạng đàn hồi độ cứng của nhíp được tính theo công theo công thức sau: n n k 1 k k 1 k 1
: hệ số thực nghiệm lấy trong khoảng (0,83 - 0,87) chọn =0,85 ak=(l1-lk) ;li: chiều dài hiệu dụng lá nhíp thứ i k k
= I ;I1=j1;I2=j1+j2;Ik=j1+j2+ +jk jk: tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k jk 3 3
K I k ak+1 Yk Yk-Yk+1 a 3 (Yk-Yk+1)
= = − Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: t dt n
= = Số lần dao động trong một phút: t
Hệ thống treo được thiết kế để đảm bảo độ êm dịu cho người trong cabin trong suốt thời gian vận hành của xe, bất kể xe đang chạy ở chế độ không tải hay có tải Nhờ đó, cảm giác mượt mà được duy trì liên tục và mang lại sự thoải mái cho người lái cùng hành khách ở mọi tải trọng và mọi điều kiện vận hành.
4.1.2.3 Kiểm tra bền các lá 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
- Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa 2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau l 1 l 2 l k l n-1 l n
Hình 4.1.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 :
Áp dụng công thức đã trình bày để tính biểu thức biến dạng tại các điểm tiếp xúc giữa hai lá nhíp và đặt các giá trị biến dạng ở từng cặp tiếp xúc bằng nhau, ta thu được một hệ n-1 phương trình liên quan đến n biến Việc ghép đôi các điều kiện bằng nhau tại các điểm tiếp xúc giúp mô hình hóa biến dạng của nhíp một cách đầy đủ và hợp lý, đồng thời cho phép giải bài toán một cách có cấu trúc Với n điểm tiếp xúc, hệ n-1 phương trình sẽ xác định đồng bộ n biến liên quan đến biến dạng tại các điểm, từ đó dự đoán đúng hành vi biến dạng của hệ nhíp dưới tác động của tải trọng.
1 ẩn là các giá trị X 2 ,…X n
Hệ phương trình đó như sau :
Như trên ta có j k = 0,75 (cm 4 )
Thay các giá trị vào hệ phương trình trên ta được :
Giải hệ phương trình trên bằng phương pháp thế lần lượt từ dưới lên trên ta được kết quả: (N)
Tính ứng suất nhíp chính sau : lk lk+1 Xk+1
Xk (lk-lk+1) Xk.lk-Xk+1.lk+1
Hình 4.4 Sơ đồ tính ứng xuất lá nhíp
Mômen tại điểm A: MA = Xk(lk - lk+1)
Mômen tại điểm B: MB = Xklk -Xk+1lk+1
Wu: môđun chống uốn tại điểm tiết diện tính toán
Bảng ứng suất sinh ra trong các lá nhíp lk Wu (cm 3 ) Xk (N) MB (N.cm) B(N/cm 2 ) MA (N.cm) A(N/cm 2 )
Với vật liệu nhíp là 65, ứng suất cho phép là: [] = 600 N/mm 2
Vậy các lá nhíp đủ bền
Hình 4.3 Sơ đồ tính tai nhíp
D: đường kính trong của tai nhíp h0: chiều dầy lá nhíp chính (h0=1 cm) b: chiều rộng lá nhíp (bm)
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:
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= 225000(N)
Tai nhíp làm việc theo uốn, nén (hoặc kéo) : Ứng suất uốn ở tai nhíp là:
= = + Ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là:
= bh Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức:
= + + Ứng suất tổng hợp cho phép [th]50 MN/m 2 = 35000N/cm 2
Như vậy đường kính trong lớn nhất của tai nhíp được xác định theo công thức:
Chọn đường kính trong tai nhíp: D = 50(mm) Ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra là:
+ + 1 9.1) 3250 (N/cm 2 ) Vậy tai nhíp đủ bền
4.1.2.5 Tính kiểm tra chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn :
Để chế tạo chốt nhíp, chọn vật liệu là thép hợp kim có hàm lượng cacbon thấp (ví dụ loại 20X) Vật liệu này được thấm cacbon trước khi gia công nhằm nâng cao độ cứng và độ bền bề mặt Sau đó, quá trình dập chèn được thực hiện với một ứng suất chèn dập cho phép từ 900 đến 1000 N/cm² để bảo đảm độ chính xác và chất lượng của chốt nhíp.
Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập:
Trong đó:D: đường kính chốt nhíp D= 4(cm)
54 b: bề rộng của lá nhíp chính b=9(cm)
Thay số ta có: chèn dập 2 2
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu,
chèndập 1, hoặc là đường cong lồi khi n < 1 Đường đặc tính của giảm chấn là một đường không đối xứng, tác dụng theo hai chiều.
Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau: K
C: độ cứng của hệ thống treo t ( / ) t
M: khối lượng được treo tính trên một bánh xe
: hệ số dập tắt chấn động.(ở các ôtô hiện nay =0,150,3)
Gt: trọng lượng được treo tính trên một bánh xe ở trạng thái tĩnh
GtE000(N) g: gia tốc trọng trường.g=9,8(m/s 2 ) ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo.ft(cm)
Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:
Hệ số cản trung bình của giảm chấn:
Ta có phương trình: Kn+ Ktr=2Kgc (1)
Kn, Ktr: hệ số cản chấn động ở bộ phận giảm chấn tương ứng với hành trình nén và trả
Mặt khác, khi xem xét giảm chấn, lực cản ở hành trình trả thường lớn hơn ở hành trình nén, nhằm khi bánh xe đi qua chướng ngại thì giảm chấn được nén nhanh và không truyền lên khung xe những xung lực lớn ảnh hưởng đến độ bền khung xe và sức khỏe người trên xe Do đó năng lượng được hấp thụ chủ yếu ở hành trình trả Thực nghiệm với các loại giảm chấn hiện nay cho thấy quan hệ thường gặp là Ktr = 2,5–3 kN.
Từ (1) và (2) ta có hệ phương trình:
Xác định lực cản của giảm chấn trong quá trình trả, nén
Vg: Tốc độ piston trong hành trình trả nén
Lực cản sinh ra ở hành trình trả mạnh
Lực cản sinh ra ở hành trình nén mạnh
Pnmax = Pn1,5 = 2045,5 N Trong thiết kế giảm chấn, ta phải xác định trước một số tham số ban đầu dựa trên xe tương đương và không gian bố trí của hệ giảm chấn Dựa trên các tham số đã chọn, bước tiếp theo là xác định kích thước các lỗ và van của giảm chấn để đạt được hiệu quả làm việc mong muốn.
Như đã tính ở phần trước, tổng hành trình của bánh xe từ vị trí ôtô bắt đầu chịu tải đến vị trí hành trình tối đa là 20 cm Từ đó, ta có thể xác định hành trình làm việc của giảm chấn là 20 cm và thiết lập góc đặt giảm chấn ở phía trước, nhằm bảo đảm sự đồng bộ giữa hành trình bánh xe và khả năng hấp thụ dao động của hệ thống treo.
90 0 so với phương nằm ngang
Các thông số chọn trước của giảm chấn
Tên Kí hiệu Giá trị Đơn vị Đường kính piston dp 40 mm Đường kính thanh đẩy dt 20 mm
Hành trình làm việc (do fđ) hg 200 mm
Góc đặt giảm chất trước 90 độ
Chiều dài buồng chứa dầu lđ 370 mm
4.2.2 Xác định kích thước các van
- Ta có phương trình Bécnuli cho toàn dòng chất lỏng thực (tại mặt cắt 1-1 và 2-
2) không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):
Trong đó: z: độ cao hình học của chất lỏng(m) p: áp suất(N)
: trọng lượng riêng của chất lỏng(N/m 3 ) Dầu 00(N/m 3 ) v: vận tốc trung bình dòng chất lỏng tại mặt cắt(m/s) g: gia tốc trọng trường(g=9,8m/s 2 )
: hệ số hiệu chỉnh động năng, phụ thuộc chế độ chảy
=1: chảy rối hw1-2: tổn thất năng lượng trung bình (thế năng) dọc theo dòng chảy
Mặt cắt 1-1 là mặt cắt của luồng chất lỏng trong khoang piston và vận tốc luồng chất lỏng tại mặt cắt này chính là vận tốc tương đối giữa piston và xylanh Điều này cho phép xác định lưu lượng và động lực của hệ thống piston-xylanh bằng cách phân tích vận tốc ở các mặt cắt khác nhau trên dòng chảy Mặt cắt 2- là mặt cắt tiếp theo được dùng để so sánh biến thiên vận tốc và đánh giá hiệu quả truyền động trong cơ cấu này.
Mặt cắt 2 là mặt cắt của dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van Hiệu độ cao hình học Δz giữa hai mặt cắt rất nhỏ (bằng chiều cao lỗ), nên bỏ qua đại lượng này khi tính toán Chất lỏng chuyển động trong lỗ van ở chế độ chảy rối, do đó hệ số α = 1.
Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 chính là đại lượng biểu thị sự biến đổi động năng của dòng chất lỏng thành nhiệt năng do ma sát nội tại của chất lỏng và ma sát với thành ống khi dòng chảy di chuyển Đại lượng này phản ánh mức tiêu hao năng lượng để duy trì vận tốc và lưu lượng trong hệ thống và là thước đo quan trọng nhằm đánh giá hiệu suất truyền động của hệ thống vận chuyển chất lỏng Tổn thất này phụ thuộc vào các yếu tố như tốc độ dòng chảy, độ nhớt của chất lỏng, đặc tính bề mặt và độ nhám của đường ống, cũng như điều kiện vận hành Việc ước lượng và tối ưu hóa tổn thất năng lượng dọc theo dòng hw1-2 giúp giảm tiêu hao năng lượng, tăng hiệu suất và kéo dài tuổi thọ của hệ thống.
65 chất lỏng với lỗ van, chất lỏng với chất lỏng, chất lỏng với thành xylanh Vì vậy khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng sẽ được đặc trưng bởi hệ số dập tắt dao động của giảm chấn, nghĩa là vế phải của phương trình Bernoulli sẽ không có đại lượng hw1-2 mà thay vào đó là hệ số tắt chấn ψ (theo phần trên ψ=0,2).
Phương trình Bécnuli trở thành:
- Như vậy vận tốc của dòng chất lỏng qua van được xác định theo công thức:
- Trong công thức trên, v1 và p2 rất nhỏ nên bỏ qua Vận tốc của dòng 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=Fv=fvv2=fv 0,8 p g 2
(1) Q: lưu lượng chất lỏng qua van
F: diện tích tiết diện cắt ngang của dòng chất lỏng v: vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt
fv: tổng diện tích các lỗ van
: hệ số tổn thất lưu lượng của lỗ do dòng chảy bị đột thu, đột mở Hệ số tổn thất lưu lượng trung bình =0,5
Chất lỏng tiêu tốn trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:
Q: lưu lượng mà piston đẩy đi trong một đơn vị thời gian
F: diện tich làm việc hiệu dụng của piston v1: vận tốc dịch chuyển tương đối của piston và xilanh
Vì lượng chất lỏng mà piston đẩy đi bằng lưu lượng chất lỏng qua van nên Q=Q’
Từ (1) và (2) ta có phương trình:
(3) Khi giảm chấn làm việc có những trường hợp sau:
4.2.2.1 Xác định kích thước van trả
Xác định kích thước van trả nhẹ
Van trả nhẹ hoạt động độc lập khi vận tốc piston v ≤ 0,3 m/s Khi xe làm việc ở điều kiện đường xá tương đối tốt, mặt đường không gồ ghề nhiều, lực kích động lên mặt đường nhỏ và hệ thống giảm chấn làm việc ở chế độ tải nhẹ, khiến áp suất dầu ở mức thấp Với vận tốc v ≤ 0,3 m/s, chất lỏng chỉ đi qua các lỗ van mà chưa tạo đủ áp suất để thay đổi diện tích lưu thông, nên lưu lượng qua van và diện tích lưu thông ở trạng thái này được xem là hằng số.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van trả nhẹ: f vtn F v t 1
- Ft diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình trả: Ft= (d 2 p d ) 2 t
Trong đó: dp: đường kính piston.0,04(m) dt: đường kính thanh đẩy.0,02(m)
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ: Ztn=Kt.v
Kt: hệ số cản trong hành trình trả nhẹ Kt636,5 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xilanh.v=0,3(m/s)
- Độ chênh áp suất của dòng chất lỏng là: tn
Thay số ta có tổng diện tích van trả nhẹ:
Chọn số lỗ van trả nhẹ là 6 lỗ Đường kính một lỗ là:d 4 f vtn 4.6, 35.10 6 1,16.10 (m) 3 1,16(mm)
Vậy van trả nhẹ có 6 lỗ đường kính một lỗ là d=1,16(mm)
Xác định kích thước van trả mạnh
Van trả mở mạnh khi vận tốc piston vượt quá 0,3 m/s Trong điều kiện đường xá gồ ghề, mặt đường xấu gây tác động kích động lớn và làm chấn động tăng lên ở chế độ tải nặng, khiến áp suất dầu tăng đột ngột Khi vận tốc đạt v > 0,3 m/s, áp suất chất lỏng rất cao khiến các van trả mở hết, diện tích lưu thông đạt mức tối đa; ở các tốc độ cao hơn, lưu thông qua tiết diện không thể mở rộng thêm nên diện tích lưu thông được coi là cố định, tức hằng số. -**Support Pollinations.AI:** -🌸 **Ad** 🌸Powered by Pollinations.AI free text APIs [Support our mission](https://pollinations.ai/redirect/kofi) to keep AI accessible for everyone.
Giai đoạn van trả mạnh là giai đoạn chuyển tiếp từ mở một phần sang mở hoàn toàn của van, còn được gọi là giai đoạn quá độ Giai đoạn này xảy ra trong thời gian rất ngắn nên thường được bỏ qua khi phân tích hay mô phỏng quá trình mở van.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van trả: f v F v t 1
Trong đó: f v : Tổng diện tích lỗ van trả nhẹ và trả mạnh
- Lực cản trong hành trình trả mạnh:
Lực cản trong trường hợp trả mạnh bằng lực cản trong hành trình trả nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:
Ztm=Ztn+kKt(v2-v1) Trong đó:
Ztn: lực cản trong hành trình trả nhẹ Ztn@91(N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc: k=0,5
Hệ số cản trong hành trình trả được ký hiệu Kt và có giá trị Kt = 636,5 Ns/m Trong quá trình trả nhẹ, vận tốc tương đối giữa piston và xilanh là v1 = 0,3 m/s Khi trả mạnh, vận tốc tương đối giữa piston và xilanh là v2 = 0,5 m/s Xét tại vận tốc v2 = 0,5 m/s, ta phân tích ảnh hưởng của hệ số cản lên quá trình trả.
- Độ chênh áp suất của dòng chất lỏng là: tm
- Thay số ta có tổng diện tích van trả:
Vậy tổng diện tích lỗ van trả mạnh là: vtm v vtn f = f − f
Chọn số lỗ van trả mạnh là 6 lỗ Đường kính một lỗ là:d 4 f vtm 4.2,8.10 6 0, 77.10 (m) 3 0, 77(mm)
Vậy van trả mạnh có 6 lỗ đường kính một lỗ là d =0,77(mm)
4.2.2.2 Xác định kích thước van nén
Xác định kích thước van nén nhẹ
Van nén nhẹ hoạt động độc lập khi vận tốc piston v ≤ 0,3 m/s Trong điều kiện đường xá tương đối tốt, mặt đường không gồ ghề, lực kích động lên mặt đường giảm và hệ thống làm việc ở chế độ tải nhẹ nên áp suất dầu ở mức thấp Với vận tốc v ≤ 0,3 m/s, chất lỏng chỉ đi qua các lỗ van ở vận tốc này và chưa đủ áp suất để thay đổi diện tích lưu thông; do vậy, diện tích lưu thông được xem là hằng số.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van nén nhẹ: n 1 vnn f F v p2g
- Diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình nén:
Trong đó: dp: đường kính piston dp=0,04(m)
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ:
Kn: hệ số cản trong hành trình nén nhẹ KnE45,5 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xilanh.v=0,3(m/s)
- Độ chênh áp suất của dòng chất lỏng là: nn
Thay số ta có tổng diện tích van nén nhẹ:
Chọn số lỗ van nén nhẹ là 6 lỗ Đường kính một lỗ là:d 4 f vnn 4.17.10 6 1,9.10 (m) 3 1,9(mm)
Vậy van nén nhẹ có 6 lỗ đường kính một lỗ là d=1,9(mm)
Xác định kích thước van nén mạnh
Ở vận tốc piston vượt ngưỡng v > 0,3 m/s, van nén hoạt động mạnh Khi xe làm việc trên đường xá gồ ghề, mặt đường xấu kích động lên lực tác động khiến hệ thống giảm chấn làm việc ở chế độ tải nặng, dẫn đến áp suất dầu rất cao Với vận tốc v > 0,3 m/s, chất lỏng chịu áp suất rất cao và làm mở toàn bộ van nén, do đó diện tích lưu thông đạt tối đa Ở các vận tốc cao hơn, thiết diện lưu thông không thể mở rộng thêm nên vẫn ở mức ổn định, tức diện tích lưu thông được xem là hằng số.
Giai đoạn van nén mạnh bắt đầu mở và cho đến khi mở hoàn toàn được xem là giai đoạn chuyển tiếp hay giai đoạn quá độ; vì giai đoạn này diễn ra trong thời gian rất ngắn nên thường được bỏ qua khi phân tích, nhằm tập trung vào các giai đoạn tiếp theo của quá trình.
- Từ công thức (3.b.3) suy ra tổng diện tích van nén: n 1 v f F v
Trong đó: f v : Tổng diện tích lỗ van nén nhẹ và nén mạnh
Lực cản trong hành trình nén mạnh:
Lực cản trong trường hợp nén mạnh bằng lực cản trong hành trình nén nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:
Trong đó: Znn: lực cản trong hành trình nén nhẹ Znn63,65 (N)
71 k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k=0,5