Tính toán thiết kế hệ thống treo trên ô tô

Ch­¬ng 5 tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng treo 102 Ch­¬ng 5 tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng treo 5 1 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC CỦA CÁC HỆ THỐNG TREO TIÊU BIỂU VÀ TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN 5 1 1 Ph©n tÝch kÕt cÊu cña c¸c hÖ thè.

102

Ch-¬ng 5 tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng treo

5.1 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC CỦA CÁC HỆ THỐNG TREO TIÊU BIỂU VÀ TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN

5.1.1 Ph©n tÝch kÕt cÊu cña c¸c hÖ thèng treo tiªu biÓu

5.1.1.1 Kết cấu của hệ thống treo phụ thuộc

Hình 5.1: Sơ đồ tổng thể của hệ thống treo

103

5.1.1.2 Kết cấu của hệ thống treo độc lập

Hỡnh 5.5: Sơ đồ tổng thể của hệ thống treo độc lập

1.Thựng xe 2 Bộ phận đàn hồi

3 Bộ phận giảm chấn 5 Cỏc đũn liờn kết của hệ treo.

Sơ đồ kết cấu cỏc loại hệ thống treo độc lập:

2 đũn.

5.1.1.3 Tải trọng tớnh toỏn :

a Độ cứng của hệ thống treo

Chọn sơ bộ tần số dao động của xe: n

Suy ra độ võng tĩnh của hệ thống treo:

f G

C = (5 - 3)

104

Trong đó :

Gt - là trọng l-ợng phần đ-ợc treo tác dụng lên hệ thống treo tr-ớc

Gt = Mt.g Với :

Mt - là khối l-ợng phần đ-ợc treo tác dụng lên hệ thống treo tr-ớc

Hình 5.8 Các đ-ờng đặc tính đàn hồi của hệ thống treo

1 Độ cứng không thay đổi 2 Độ cứng thay đổi, tăng - giảm 3 Độ cứng tăng

f - là độ võng tĩnh của hệ thống treo (m)

Giảm chấn đặt d-ới một góc  nào đó do đầu bài cho

Hệ số cản của giảm chấn :

K = K tr, Với  =

 cos 1

105

5.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ PHẬN ĐÀN HỒI

5.2.1 Đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo

106

Z

z y

x

z y

l l

2 2 2

Ta có quan hệ giữa chiều rộng và chiều dày lá nhíp:

b h

b  Lực tác dụng lên nhíp Zn đ-ợc tính theo công thức:

Zn = Zbx -

2

g

(5 - 6) Trong đó :

.

J E

L Z

h

c c c

l

f h E



 = (5 - 9) øng suÊt trong c¸c l¸ nhÝp phô ®-îc tÝnh theo c«ng thøc:

2

.

15 , 0

i

h n u

h b

l Z

W

M

=

 (5 - 11)

108

Trong đó :

2

.max

c K

u

h D P

Wu =Với :

PKmax - là lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp

• Kiểm nghiệm chốt nhíp :

Chốt nhíp đ-ợc kiểm tra theo điều kiện bền dập :

b D

Zbd

.

=

 (5 - 13)

5.2.2 Tính toán thiết kế lò xo

ứng suất của lò xo trụ khi có tải trọng tĩnh đ-ợc xác định theo công thức: 3

Gd

i D Z

f t = t (5 - 15)

Từ hai công thức trên ta rút ra đ-ợc công thức sau:

i D

Z - là tải trọng tĩnh tác dụng lên lò xo trụ

D - là đ-ờng kính trung bình của lò xo, tính theo cm

d - là đ-ờng kính của sợi dây lò xo, tính theo cm

i - là số vòng làm việc của lò xo

G - là mô đun đàn hồi khi xoắn, 4 2

/ 10

G =

T-ơng tự ta cũng có ứng suất của lò xo khi có tải trọng động tính theo công thức :

109

i D

800MN m

 Lò xo trụ của hệ thống treo chế tạo bằng các nguyên liệu để chế tạo nhíp Khi đặt trên ôtô chúng có độ căng nhất định ban đầu

5.2.3 Tính toán thiết kế thanh xoắn

Chọn kích th-ớc cơ bản của thanh xoắn đ-ợc tiến hành bằng cách so sánh

độ võng đã cho của hệ thống treo với ứng suất xoắn cho phép ở thanh xoắn

Hình 5.14 Sơ đồ tính toán thanh xoắn

ứng suất xoắn ở thanh có tiết diện tròn đ-ợc xác định theo công thức nh- sau:

d - là đ-ờng kính tiết diện nguy hiểm của thanh xoắn

L - là chiều dài của đòn quay, thanh xoắn

Góc xoay của thanh xoắn đ-ợc xác định theo công thức:

110

G d

L Z

l t

4

32



 = (5 - 20) Trong đó:

 - là góc xoay tính theo radian

l - là chiều dài làm việc của thanh xoắn

G - là mô đun đàn hồi khi xoắn, 4 2

/ 10

G d f l

t

t

= (5 - 21)

Ngoài ra cần kiểm tra để cho khi có độ võng động f d của hệ thống treo thì

/

800MN m

5.2.4 Tính toán thiết kế các balon khí :

Thể tích phụ có ảnh h-ởng lớn đến đ-ờng đặc tính tải phần tử đàn hồi Các thể tích phụ có thể là buồng dự trữ hay là hộp dự trữ nh- ở hình 5.6

Nếu tính cả buồng thể tích phụ Vd này vào thì thể tích tại trạng thái tĩnh là:

Vs+Vd, khi chiụ tải thay đổi là V+Vd Nhu vậy:

V V

V V

a s n

d

d s

V V

V V

+

+ càng giảm, có nghĩa là giảm lực F

nếu Vd→  thì

d

d s

V V

V V

+

+ 1

 , hay

là F= f(z) có quy luật giống quy

Hình 5.15 Balon khí

Balon khí

Nếu coi: F = S.pP , với sự thay đổi thể tích của buồng đàn hồi dẫn tới thay

đổi áp suất khí nén và diện tích truyền tải trọng thì:

s

2 n s s

) z S V (

S V p n dz

dF

+

−

Từ (10) ta thấy độ cứng của phần tử đàn hồi C bao gồm hai thành phần:

Độ cứng do thay đổi thể tích V, độ cứng do thay đổi diện tích S

Độ cứng thể tích tạo nên bởi sự thay đổi thể tích và phụ thuộc vào áp suất tuyệt đối ps và áp suất khí nén pps

Độ cứng diện tích đ-ợc tạo nên bởi sự thay đổi diện tích làm viêc hữu ích

Sự giảm thấp độ cứng C trong thực tế đ-ợc tiến hành bằng sự thay đổi diện tích làm việc của pittông

ở trạng thái tĩnh (z=0) độ cứng của buồng đàn hồi đ-ợc xác định:

Cs =

s

2 s

V

S p n

(5 -25) Trong đó:

- ps là áp suât tuyệt đối t-ơng ứng với chiều cao tĩnh của buồng đàn hồi (Hs) Với tải trọng tĩnh đặt nên buồng đàn hồi :F = Fs =p S ps. = (ps -pa)S

Độ cứng ở trạng thái tĩnh là:

Cs =

s

a s

V

S ) S p F (

n z + a

Trong đó: Fz là tải trọng ở trạng thái làm việc đặt nên buồng đàn hồi

Khi tải trọng thay đổi thì áp lực của khí nén đ-ợc xác định:

113

p =

S

S p

F z + a

(5-28)

Trong tr-ờng hợp khối l-ợng khí không đổi, tồn tại sự thay đổi thể tích khí

do sự thay đổi nhỏ của tải trọng thì :

V = s

s

V p

p

a z

a s

V S p F

S p F

n z + a

=

2

.( ) ( ).

g C

a s

p (

S g p n

Nh- vậy muốn có tần số thấp thì cần có thể tích buồng đàn hồi lớn Tần số dao động riêng ở tại một vị trí nhất định không phụ thuộc vào tải trọng đặt lên buồng đàn hồi

Tần số dao động riêng ở trạng thái làm việc:

z s

F C

F C

(5-34)

114

Nếu bỏ qua ảnh h-ởng của áp suất khí quyển, thỉ tần số dao động riêng của hệ thống khi tăng tải trọng sẽ tăng theo căn bậc hai của sự tăng khối l-ợng dao động, xe có tải sẽ có đặc tính xấu hơn khi không tải xét về tính tiện nghi êm dịu

Chúng ta giả thiết rằng: khi thay đổi tải trọng thể tích buồng đàn hồi không biến đổi (nh-ng khối l-ợng khí nén gia tăng), thì độ cứng của phần tử đàn hồi khi đó sẽ là;

Cz =

o

a z

V

S ) S p F (

z s

F C

F C

5.3.1 Kết cấu của bộ phận dẫn hướng

Hỡnh 5.18: Kết cấu bộ phận dẫn hướng

trong hệ thống treo phụ thuộc

Hỡnh 5.19: Kết cấu thống treo độc lập một đũn

116

Từ đồ thị động học suy ra độ dài các đoạn:

Ld = O1C ; O1O ; O2O + Tr-ớc tiên đi thiết lập mối liên hệ giữa α và δ:

Từ hình vẽ 5.9 suy ra độ dài của các đoạn:

Và OC2 = O2C1tg(δ) = (OO2 + OC1)tg(δ) (5-38)

Mặt khác thì ta có OC2 = O1C2 - OO1 = Ldcos(α) - OO1 (5-39) Vậy từ công thức 5.37 và 5.38 suy ra:

OC2 = Ldcos(α) - OO1 = (OO2 + OC1)tg(δ)

 Ldcos(α) - OO1 = (OO2 + Ldsin(α))tg(δ)

 tg(δ) = Ldcos(α) - OO1/(OO2 + Ldsin(α))

OO L

Khi hệ thống treo bị võng xuống 1 đoạn fV bất kì, nếu giả thiết thân xe

đứng yên còn bánh xe mới di chuyển, thì bánh xe sẽ đi lên 1 đoạn ΔH = fV

Khi đó thì điểm C nối giữa giảm chấn và đòn ngang sẽ đi lên 1 đoạn là:

C1C1H = ΔH + kr(cos(8o) - cos(δ)) (5-41) Nh-ng do đoạn kr(cos(8o) - cos(δ)) rất nhỏ so với ΔH cho nên có thể bỏ qua, và điểm C1 sẽ di chuyển đến điểm C1H với C1C1H = ΔH

d d

L

H OC

L OO

OO L

H OC

L

1 2

1 1

arcsinsin

arcsincos

(5-43)

Từ đó ta có thể lập đ-ợc mối quan hệ giữa ΔH và δ khi ΔH thay đổi từ fmin

= -93,3 đến fmax,với fmax = fđ + ft - f0t = 119 + 140 - 93,3 =165,7 mm, là độ võng lớn nhất của hệ thống treo

117

5.3.2 Thanh cân bằng (ổn định):

Thanh cân bằng của hệ thống treo đ-ợc thiết kế dựa trên cơ sở đảm bảo giảm khả năng lắc ngang của thân xe khi xe chạy trong những đoạn đ-ờng gồ ghề Nó có tác dụng điều hòa tải trọng thẳng đứng tác dụng lên 2 bên bánh xe,

do đó nâng cao đ-ợc tính ổn định của xe khi có sự chênh lệch tải trọng tác dụng giữa 2 bên trái và phải

Xuất phát từ góc nghiêng cho phép của thân xe du lịch cũng nh- xe minibus hiện nay là ( )o

MtT1 _ Khối l-ợng của phần đ-ợc treo ở trạng thái đầy tải,

h0 _ Khoảng cách giữa trọng tâm của xe và tâm quay tức thời S của cầu,

 _ Góc nghiêng lớn nhất của thân xe, max= 5o = 0,087 (rad)

Mômen chống lật của hệ treo do phần tử đàn hồi đảm nhận đ-ợc tính theo công thức:

118

Trong đó:

C1 _ Độ cứng của 1 bên hệ treo,

Ld _ Chiều dài đòn ngang,

hlx _ Khoảng cách từ khớp trong của đòn ngang tới điểm nối của lò xo trụ với thân xe, hlx =100 (mm)

Vậy suy ra mômen chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:

Thay số vào công thứ 5-43 ta đ-ợc CS N/mrad)

Với cấu tạo nh- hình trên thì độ cứng cần thiết của thanh ổn định CS φ sẽ là:

Từ 5-44 suy ra đ-ờng kính của thanh ổn định D:

Chọn vật liệu chế tạo thanh ổn định là thép 60SiCr7 có σb = 1600 MPa và hệ

số an toàn n = 1,5 suy ra ứng suất tiếp cho phép:

1 _ Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên trái

Zp _ Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên phải

B

Suy ra tải trọng lớn nhất tác dụng lên đầu thanh ổn định:

5.4 Tính toán thiết kế giảm chấn

5.4.1 Sơ đồ cấu tạo và đường đặc tớnh của giảm chấn thủy lực

Hỡnh 5.24 Sơ đồ cấu tạo của giảm

chấn thuỷ lực

1 Van một chiều 5 Buồng chứa dầu

2 Đũa đẩy 6 Piston

3 Cụm làm kớn 7 Van một chiều

4 Xilanh 8 Khoang chứa khớ

Hỡnh 5.2 Đường đặc tớnh khụng đối xứng của giảm chấn tỏc dụng hai chiều với van giảm tải

5.4.2 Xác định kích th-ớc cơ bản của giảm chấn

Kích th-ớc cơ bản của giảm chấn là đ-ờng kích của xy lanh làm việc, hành trình làm việc và hành trình của piston

Kích th-ớc của lỗ van giảm chấn (số l-ợng các lỗ van và diện tích l-u thông của các lỗ van)

Đ-ờng kính xy lanh làm việc cần phải tính toán sao cho áp suất cực đại truyền qua giảm chấn không v-ợt quá giới hạn cho phép, đồng thời không làm giảm chấn nóng quá nhiệt độ cho phép khi giảm chấn làm việc ở chế độ căng thẳng

Chọn:

- Đ-ờng kính làm việc của xy lanh : d xy lanh

- Suy ra đ-ờng kính piston : d p

- Đ-ờng kính ngoài của xy lanh làm việc : d x

2

 Trong đó :

D - là đ-ờng kính ngoài của giảm chấn ; D = d n

l g – là chiều dài thiết kế của giảm chấn

Công suất tiêu thụ của giảm chấn : N t

( ) ( )

2 2

2 2 1 2

t

Z K K Z

Z Z N

K 1 : hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén

K 2 : hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả

= (5 - 53) Mặt khác :

3 5 , 2 2

1 = 

K K

Công suất tiêu thụ của giảm chấn :

( )

2

2 2

t

Z K K N

 +

= (5 - 54) Công do giảm chấn tiêu thụ trong thời gian t (giây) : L

122

F - là diện tích vỏ ngoài của giảm chấn

t - là thời gian tính theo giây (s)

 - là hệ số truyền nhiệt ( = 0,120…0,168(J/m 2 giờ.độ))

Nhiệt độ của giảm chấn sau một giờ làm việc :

g Tb

t F

L

427

max  (5 - 52)

Nhiệt độ cực đại cho phép của vỏ ngoài giảm chấn khi giảm chấn làm việc trong thời gian liên tục một giờ [T gmax ] = (393…403) 0 K

5.4.3 Xác định kích th-ớc các lỗ van giảm chấn:

F

n

P v

.2

123

t ( P t)

F F

Z P

g

P K

F

.2

5.4.4 Xác định lỗ van giảm tải

Khi v g > 0,3(m/s) giảm chấn sẽ làm việc rất căng thẳng và hệ thống treo lúc đó sẽ quá cứng Để khắc phục điều này, trong giảm chấn đ-ợc thiết kế thêm van giảm tải Khi v g > 0,3(m/s) các van giảm tải sẽ mở ra, diện tích l-u thông chất lỏng trong giảm chấn sẽ tăng lên hệ số cản giảm chấn giảm đi, lực cản giảm chấn sẽ không tăng nhiều quá

Coi vận tốc của giảm chấn ở giai đoạn này là v g = 0,5 (m/s)

Chọn hệ số cản của giảm chấn giai đoạn này là : K g' = 0 , 5K g

Do đó lực cản của giảm chấn : Z g' ở giai đoạn này đ-ợc tính nh- sau:

F

Z P

' ' = (5 - 61)

Diện tích lỗ van ở giai đoạn này:

g

p K

F f

g

P v

.2

'

2



= (5 - 62) Diện tích lỗ van giảm tải ở khi nén :

gn n

F F

Z P

−

=

' '

F f

g

P v

.2

'

2



= (5 - 66) DiÖn tÝch lç van gi¶m t¶i ë khi tr¶ :

f gt = f v' − f v

(5 - 67)