Ở nước ta, mục tiêu của ngành Công nghiệp ôtô trong những năm tới là nội địa từng phần và tiến tới nội địa toàn phần sản phẩm ôtô. Không chỉ dừng lại ở đó, chúng ta đã bắt đầu quan tâm đến tính êm dịu chuyển động, tính an toàn chuyển động...hay nói cách khác là tính năng động lực học ôtô, từ đó có những cải tiến hợp lý với điều kiện sử dụng của nước ta. Để hoàn thành được mục tiêu này, chúng ta phải thiết kế các cụm, các chi tiết sao cho phù hợp với điều kiện sử dụng mặt khác còn phải đảm bảo tính công nghệ tại Việt Nam. Trước những yêu cầu thực tế đó trong đồ án tốt nghiệp chuyên ngành ôtô em được giao nhiệm vụ: Thiết kế hệ thống treo trước cho xe du lịch 5 chỗ. Với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo hướng dẫn Trần Thanh Tùng nhưng do năng lực bản thân còn hạn chế và kinh nghiệm thiết kế còn chưa có nên đồ án không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em mong các thầy thông cảm và đóng góp ý kiến để em có thể làm tốt hơn trong tương lai.
Công dụng, yêu cầu của hệ thống treo
Hệ thống treo được hiểu là hệ thống liên kết mềm giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe Mối liên kết treo của xe là một mối liên kết đàn hồi có chức năng chính bao gồm hấp thụ rung động từ mặt đường, giảm thiểu va đập và giữ cho bánh xe tiếp xúc với mặt đường, từ đó đảm bảo sự ổn định và điều khiển xe đồng thời mang lại sự thoải mái cho người ngồi.
Để nâng cao hiệu suất vận hành và sự thoải mái trên xe, bài viết trình bày cách tạo điều kiện cho bánh xe thực hiện chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng với khung xe hoặc vỏ xe, được dao động ở mức “êm dịu” Mục tiêu là hạn chế tối đa các chuyển động không mong muốn như lắc ngang và lắc dọc, từ đó tăng độ ổn định của xe, giảm rung động và cải thiện khả năng bám đường nhờ hệ thống treo được tối ưu hóa.
Truyền lực giữa bánh xe và khung xe gồm ba thành phần chính: lực thẳng đứng (tải trọng và phản lực nâng hạ), lực dọc (lực kéo hoặc lực phanh, lực đẩy hoặc lực kéo giữa khung và vỏ theo phương dọc), và lực bên (lực li tâm, lực gió bên và phản lực bên) tác động lên hệ thống bánh–khung Việc nhận diện và phân tích ba loại lực này giúp tối ưu thiết kế khung xe, cơ cấu treo và động lực học của xe, tăng độ ổn định, khả năng kiểm soát và an toàn khi vận hành.
Trong hệ thống treo, sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần mềm nhưng vẫn đủ khả năng để truyền lực, cho phép tải trọng và động lực được chuyển đổi một cách ổn định mà không làm mất sự kiểm soát Quan hệ này được thể hiện qua các yêu cầu chính như khả năng giảm chấn và kiểm soát rung động để mang lại sự êm ái, độ cứng phù hợp của liên kết để đảm bảo ổn định khi vào cua và truyền lực hiệu quả, khả năng chịu tải và đáp ứng nhanh với biến đổi tải trọng, cùng với độ bền và tiết kiệm năng lượng của toàn hệ thống, tất cả nhằm tối ưu hiệu suất lái, sự thoải mái cho người ngồi và an toàn trên mọi địa hình.
Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ thuật của xe, đảm bảo xe vận hành tối ưu trên mọi loại địa hình Dù chạy trên đường tốt hay các loại đường khác nhau, việc chọn và tối ưu hệ thống treo giúp tăng độ ổn định, sự êm ái và khả năng xử lý, từ đó cải thiện hiệu suất vận hành và an toàn cho người dùng.
+ Bánh xe có thể chuyển dịch trong một giới hạn nhất định.
Quan hệ động học của bánh xe phải được thiết kế để thực hiện mục đích chính của hệ thống treo: làm mềm các rung động theo phương thẳng đứng nhưng không phá vỡ các mối liên hệ động học và động lực học giữa bánh xe, trục và thân xe Hệ thống treo cần hấp thụ và phân tán tác động từ mặt đường, duy trì tiếp xúc bánh xe với mặt đường ở trạng thái ổn định và đảm bảo phản hồi động học phù hợp với điều kiện lái Việc duy trì các quan hệ động học cho phép bánh xe đáp ứng nhanh trước địa hình phức tạp trong khi hạn chế rung động lên khung xe và hành khách Do đó, tối ưu hóa cấu hình treo và đặc tính động lực học là yếu tố quan trọng trong thiết kế nhằm cân bằng sự thoải mái, an toàn và khả năng kiểm soát xe.
+ Không gây nên tải trọng lớn tại các mối liên kết với khung hoặc vỏ. + Có độ bền cao
+ Có độ tin cậy lớn, không gặp hư hỏng bất thường.
Đối với xe con chúng ta cần phải quan tâm đến các yêu cầu sau :
- Giá thành thấp và độ phức tạp của hệ thống treo không quá lớn.
- Có khả năng chống rung và chống ồn truyền từ bánh xe lên thùng, vỏ tốt
- Đảm bảo tính ổn định và tính điều khiển chuyển động của ô tô ở tốc độ cao, ô tô điều khiển nhẹ nhàng.
Các bộ phận chính của hệ thống treo
Chức năng của bộ phận nối mềm giữa bánh xe và thùng xe là biến đổi tần số dao động để phù hợp với cơ thể con người, ở mức 60-80 lần/ph Bộ phận đàn hồi có thể được bố trí ở nhiều vị trí khác nhau trên xe, nhưng vẫn cho phép bánh xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng.
Các bộ phận đàn hồi thường được sử dụng:
1 Bộ phận đàn hồi nhíp lá
2 Bộ phận đàn hồi lò xo trụ
3 Bộ phận đàn hồi thanh xoắn.
Hình 1.1Bộ phận đàn hồi
Nhíp được làm từ các lá thép mỏng có độ đàn hồi cao, các lá thép có kích thước chiều dài giảm dần từ lá lớn nhất được gọi là lá nhíp chính Hai đầu của nhíp chính được uốn lại thành hai tai nhíp để nối với khung xe Giữa bộ nhíp có các lỗ để bắt bulông siết các lá nhíp lại với nhau, tạo liên kết chắc chắn Quang nhíp được dùng để giữ cho các lá nhíp không bị lệch về hai bên và cho phép các lá nhíp dịch chuyển tương đối với nhau theo chiều dọc Khi các lá nhíp dịch chuyển tương đối theo chiều dọc, giữa các lá nhíp có lực ma sát, lực ma sát này giúp dập tắt dao động theo phương thẳng đứng của ôtô Trong quá trình làm việc, mặt trên của lá nhíp chịu kéo còn mặt dưới chịu nén.
Trong hệ thống treo, lò xo đóng vai trò cơ cấu đàn hồi khi lực tác động theo phương thẳng đứng, còn các chức năng khác của hệ thống treo được đảm nhận bởi các bộ phận khác Lò xo được sử dụng chủ yếu trong hệ thống treo độc lập và có thể được lắp ở đòn trên hoặc đòn dưới của bộ phận dẫn hướng.
Thanh xoắn, hay còn gọi là lò xo xoắn, chủ yếu đảm nhận chức năng đàn hồi khi chịu lực tác động theo phương thẳng đứng; các chức năng khác của hệ thống treo được đảm nhận bởi các bộ phận còn lại trong cấu trúc treo.
Thanh xoắn được chế tạo từ thanh thép dài, có tiết diện tròn, đàn hồi theo chiều xoắn vặn Một đầu của thanh xoắn được gắn cứng vào khung xe, đầu còn lại gắn vào một tay đòn
Hiện nay bộ phận đàn hồi được làm có xu hướng “mềm mại” hơn nhằm tạo điều kiện cho bánh xe lăn “êm” trên mặt đường.
Hiện nay người ta dùng các bộ phận đàn hồi có khả năng thay đổi độ cứng trong một giới hạn rộng Khi xe chạy ít tải, độ cứng cần thiết có giá trị nhỏ, khi tăng tải thì độ cứng cần phải có giá trị lớn Chính vì vậy mà cần phải có thêm các bộ phận đàn hồi phụ như : Nhíp phụ,vấu tỳ bằng cao su biến dạng, đặc biệt là các bộ phận đàn hồi có khả năng thay đổi tự động độ cứng theo tải trọng kết hợp với các bộ phận thay đổi chiều cao trọng tâm của xe. b Bộ phận dẫn hướng
Ở mọi vị trí của bánh xe so với khung vỏ, cho phép bánh xe dịch chuyển thẳng đứng, bánh xe phải đảm nhận khả năng truyền lực đầy đủ Bộ phận dẫn hướng đảm nhận chức năng này một cách hiệu quả Trong mỗi hệ thống treo, cấu tạo của bộ phận dẫn hướng có sự khác biệt, dẫn đến sự thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng tác động lên quan hệ động học giữa bánh xe và khung xe.
Khả năng truyền lực ở mỗi vị trí của hệ treo, hay quan hệ động lực học, được xác định bởi sự dịch chuyển (chuyển vị) của bánh xe trong không gian ba chiều khi vị trí bánh xe thay đổi theo phương thẳng đứng Δz và bởi khả năng truyền lực cùng mô men ở các vị trí khác nhau Bộ phận giảm chấn là thành phần hấp thụ năng lượng dao động giữa bánh xe và thân xe, có ảnh hưởng tới biên độ dao động và hiện nay hầu hết xe dùng giảm chấn ống thủy lực với tác dụng hai chiều trả và nén; trong hành trình trả, giảm chấn giúp làm giảm xung lực va đập truyền từ bánh xe lên khung.
Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với mục đích sau:
Việc giảm và dập tắt các va đập truyền từ bánh xe lên khung khi di chuyển trên nền đường không bằng phẳng giúp bảo vệ bộ phận đàn hồi và tăng sự thoải mái cho người dùng Hệ thống giảm xóc tối ưu giảm chấn hiệu quả, cải thiện độ ổn định và kéo dài tuổi thọ cho khung xe, đồng thời mang lại trải nghiệm lái êm ái trên mọi địa hình.
- Đảm bảo dao động của phần không treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.
-Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc , khả năng an toàn khi chuyển động. d Thanh ổn định
Trên xe ô tô con hầu như đều có thanh ổn định Khi xe chạy trên nền đường không bằng phẳng hoặc vào cua, lực li tâm làm thay đổi phản lực thẳng đứng ở hai bánh trên một cầu, khiến thùng xe nghiêng nhiều và làm giảm khả năng truyền lực dọc và lực bên từ bánh xe lên mặt đường Thanh ổn định hoạt động bằng cách cân bằng sự chênh lệch phản lực thẳng đứng giữa hai bên cầu, san sẻ tải trọng từ phía cầu chịu tải nhiều sang phía cầu chịu tải ít hơn Cấu tạo chung của nó ở dạng chữ U, hai đầu chữ U nối với bánh xe còn thân nối với vỏ xe qua các ổ đỡ cao su Các vấu cao su tăng cứng và hạn chế hành trình.
Trên xe con, các vấu cao su được đặt kết hợp bên trong vỏ giảm chấn nhằm tăng độ cứng kết cấu và đồng thời hạn chế hành trình của bánh xe, từ đó kiểm soát tốt sự dao động và bảo vệ hệ thống treo Nhờ tác dụng này, hành trình làm việc của bánh xe được giới hạn, cải thiện độ ổn định và phản hồi lái Các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe đóng vai trò thiết yếu trong việc thiết lập và duy trì góc đặt bánh xe phù hợp với yêu cầu vận hành, tối ưu hóa độ bám và an toàn khi lái.
Hệ thống treo đảm nhận liên kết giữa bánh xe và thùng xe, nên trên hệ thống treo có các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe Các cơ cấu này rất đa dạng, khiến mỗi loại xe có cách bố trí treo khác nhau tùy thuộc vào thiết kế, mục đích sử dụng và yêu cầu vận hành.
LỰA CHỌNG PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 2.1 Hệ thống treo phụ thuộc
Hệ thống treo độc lập
Trong hệ thống treo độc lập dầm cầu được chế tạo rời, các thành phần liên kết với nhau bằng khớp nối; bộ phận đàn hồi là lò xo trụ, bộ giảm chấn là giảm chấn ống Ở hệ thống treo độc lập, hai bánh xe trái và phải không có liên hệ trực tiếp với nhau, nên khi ta dịch chuyển một bánh xe theo mặt phẳng ngang, bánh xe kia vẫn giữ nguyên vị trí Do đó động lực học của bánh xe dẫn hướng sẽ thể hiện đúng hơn đặc tính của hệ thống treo so với hệ treo phụ thuộc.
Hinh 2.5 Hệ thống treo độc lập của ôtô hoạt động trên đường không bằng phẳng
Ưu điểm của hệ thống treo độc lập:
+ Khối lượng phần không được treo nhỏ, đặc tính bám đường của bánh xe tốt vì vậy sẽ em dịu khi chuyển độngvà có tính ổn định tốt.
Trong hệ thống treo của ôtô, các lò xo chỉ có nhiệm vụ đỡ thân xe và không đảm nhận công việc dẫn hướng, nên chúng có thể được thiết kế mềm hơn để tăng độ êm ái Khi lò xo tập trung vào chức năng chịu lực và ôm đỡ khối lượng xe, các thành phần dẫn hướng và kiểm soát chuyển động sẽ đảm nhận phần còn lại, đảm bảo sự ổn định và an toàn Nhờ đó, lò xo mềm hơn mang lại cảm giác êm dịu cho người ngồi và cải thiện trải nghiệm lái trên địa hình gồ ghề.
Việc không có sự nối cứng giữa hai bánh xe bên trái và bên phải cho phép hạ thấp sàn xe và vị trí lắp động cơ Nhờ đó, cấu hình này giúp xe có chiều cao tổng thể thấp hơn và trọng tâm ôtô được hạ xuống Kết quả là tăng độ ổn định và cải thiện khả năng xử lý khi lái xe ở tốc độ cao hoặc vào cua.
+ Khoảng cách bánh xe và các vị trí đặt bánh xe thay đổi cùng với sự dịch chuyển lên xuống của các bánh xe.
- Trong hệ thống treo độc lập còn được phân ra các loại sau :
+ Dạng treo kiểu đòn dọc
+Dạng treo kiểu đòn dọc có thanh ngang liên kết.
+ Dạng treo đòn chéo Đặc điểm kết cấu của các dạng treo :
1- Bánh xe 2- Đòn trên 3 - Khung xe 4- Trụ đứng 5- Khớp cầu trên 6 - Khớp cầu dưới
7- Đòn dưới 8- Lò xo 9- Giảm chấn.
Hình 2.6 Hệ thống treo hai đòn ngang.
Hệ treo 2 đòn ngang gồm đòn ngang trên và đòn ngang dưới; các đầu trong liên kết với khung và vỏ bằng khớp trụ, các đầu ngoài liên kết bằng khớp cầu với đòn đứng; đòn đứng được liên kết cứng với trục bánh xe Bộ phận đàn hồi có thể nối giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới, trong khi giảm chấn được đặt giữa khung và một trong hai đòn ngang Cấu hình này được áp dụng cho cả hai bên bánh xe và được đặt đối xứng qua mặt phẳng dọc giữa xe.
Hệ treo hai đòn ngang (như hình 2.6) từng được sử dụng rộng rãi ở giai đoạn trước, nhưng hiện nay xu hướng này đang suy giảm do kết cấu phức tạp và chiếm nhiều không gian, khiến nó ít được ưa chuộng hơn so với các giải pháp treo khác.
1- Lò xo trụ 2- Đòn ngang chữ A
3, 4- Khớp trụ liên kết đòn ngang với khung
Hình 2.7 Hệ thống treo Mc.pherson.
Hệ treo này là biến thể của hệ treo 2 đòn ngang, trong đó đòn ngang trên được xem như có chiều dài bằng 0 và đòn ngang dưới có chiều dài khác 0, nhờ cấu trúc này ta có được khoảng không gian bên trong để bố trí hệ thống truyền lực hoặc khoang hành lý Sơ đồ cấu tạo của hệ treo bao gồm một đòn ngang dưới, giảm chấn được đặt theo phương thẳng đứng, đầu gối ở khớp cầu B và đầu kia bắt vào khung xe Bánh xe được nối cố định với vỏ giảm chấn và lò xo được đặt giữa vỏ giảm chấn và trục giảm chấn.
Khi so sánh với hệ treo hai đòn ngang, hệ treo McPherson có cấu tạo ít chi tiết hơn, không chiếm nhiều khoảng trống và có thể giảm nhẹ trọng lượng kết cấu Tuy vậy, nhược điểm chính của hệ treo McPherson là phần giảm chấn kiêm nhiệm với trụ đứng, nên trục giảm chấn phải chịu tải trọng lớn và cần có độ cứng vững, độ bền cao hơn Do đó, thiết kế của giảm chấn và các thành phần liên quan phải được điều chỉnh để đáp ứng yêu cầu chịu tải và vận hành ổn định.
Hệ treo hai đòn dọc (Hình 1.13) là hệ treo độc lập, mỗi bên có một đòn dọc Mỗi đầu của đòn dọc gắn cố định với trục quay của bánh xe, đầu kia liên kết với khung vỏ bằng khớp trụ Lò xo và giảm chấn được bố trí giữa đòn dọc và khung nhằm hấp thụ rung động và điều chỉnh lực tác động Đòn dọc vừa tiếp nhận lực ngang và lực dọc, vừa đóng vai trò hướng dẫn, do phải chịu tải trọng lớn nên được thiết kế có độ cứng vững tốt.
Hình 2.8 Sơ đồ nguyên lý hệ treo hai đòn dọc
1 Khung vỏ 2 Lò xo 3 Giảm chấn 4 Bánh xe
Khớp quay của đòn dọc thường là khớp trụ với hai ổ trượt được bố trí xa nhau nhằm tăng khả năng chịu lực theo nhiều phương cho hệ treo Việc đặt hai ổ trượt xa nhau cho phép khớp quay chịu được các lực dọc, lực bên và mô-men phanh hiệu quả Đòn dọc đồng thời đòi hỏi độ cứng vững lớn để đảm bảo khả năng chống chịu tải trọng dọc, tải bên và mô-men phanh Do đó, thiết kế khớp quay và độ cứng của đòn dọc cần tối ưu giữa độ cứng, khối lượng và khả năng chịu lực để đạt hiệu suất vận hành và an toàn cho hệ treo.
Với kết cấu như vậy, hệ treo chiếm ít không gian và có thiết kế đơn giản, giúp giá thành hạ và tối ưu chi phí sản xuất Hệ treo này thường được bố trí cho cầu sau bị động, khi máy đặt ở phía trước, cầu trước sẽ là cầu chủ động.
Hệ treo đòn dọc chiếm không gian hai bên sườn xe, giúp hạ thấp trọng tâm và tăng tính ổn định khi vận hành, từ đó có thể nâng cao tốc độ Thiết kế này cũng dành một phần không gian lớn cho khoang hành lý, tối ưu hóa khả năng chứa đồ mà không ảnh hưởng đến hiệu suất vận hành và cân đối của xe.
2.2.4 Hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết
Hệ treo này xuất hiện trên xe con vào những năm 70 cùng với sự hoàn thiện kết cấu cho các xe có động cơ và cầu trước chủ động
Hình 2.9 Sơ đồ nguyên lý hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết. 1.Bánh xe 2 Khớp quay trụ cầu đòn dọc 3 Đòn dọc 4 Thùng xe
Hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết (Hình 2.14) được nhận diện ở đặc điểm hai đòn dọc được nối cứng với nhau bằng một thanh ngang, thanh ngang liên kết đóng vai trò như một thanh ổn định tương tự các hệ treo độc lập khác Độ cứng chống xoắn của thanh liên kết được để ở mức vừa phải để tăng khả năng chống lật của xe đồng thời đảm bảo truyền lực ngang hiệu quả Đòn dọc vừa là nơi tiếp nhận lực ngang vừa là bộ phận định hướng lực dọc, nên cần có độ cứng vững cao; khớp trụ ở đầu đòn dọc có chiều dài vừa đủ để tăng khả năng ổn định cho hệ treo.
Căn cứ vào cấu trúc, hệ treo có thể được phân thành hai loại: treo nửa độc lập và treo nửa phụ thuộc Dựa trên khả năng làm việc của hệ treo và độ cứng vững của đòn liên kết, người ta xếp nó vào loại phụ thuộc hoặc độc lập Ở đây, hệ treo được phân loại là treo độc lập khi đòn liên kết có độ cứng nhỏ hơn nhiều so với độ cứng của dầm cầu phụ thuộc.
Hệ treo đòn dọc có thanh liên kết hiện nay được sử dụng rộng rãi trên một số ôtô vận tốc cao do có nhiều ưu điểm như cải thiện độ ổn định và khả năng xử lý ở tốc độ cao, cho phép kiểm soát góc camber tốt khi vào cua giúp tăng độ bám và phản hồi đánh lái nhạy bén, tối ưu hóa sự phân bổ lực lên bánh xe và giảm thiểu sự biến dạng của hệ treo khi va đập, đồng thời giúp giảm rung và mang lại trải nghiệm lái êm ái dù trên quãng đường dài, do đó ngày càng được áp dụng trong các mẫu xe thể thao và xe thương mại có yêu cầu hiệu suất cao.
Kết cấu của hệ treo được thiết kế gọn nhẹ, có khối lượng nhỏ, phù hợp cho sản xuất hàng loạt và lắp ráp nhanh chóng, chính xác Điều này giúp giảm giá thành hệ treo, đặc biệt đối với các hệ treo có bộ phận đàn hồi là thanh xoắn.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO 3.1 Xác định cac thông sô cơ bản của hệ thông treo
Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng:
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 12800 N.
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 17300 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7000 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 8500 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 5800 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 8800 N.
- Chiều dài cơ sở : L = 2630 (mm).
- Chiều rộng cơ sở : B = 1480 (mm).
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H.
- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 100 (mm).
- Khối lượng phần không treo : mkt = 11x2 = 22 Kg
- Khối lượng phần bánh xe : mbx = 16 Kg.
- Vết bánh xe: trước 00(mm). sau = 1310(mm).
Ne max = 110 (ml) / 6000 (v/ph) vmax = 195 (km/h).
Xác các thông số cơ bản của HTT
Độ êm dịu của ôtô khi chuyển động được đánh giá dựa trên một số thông số chủ chốt như tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động Những chỉ số này phản ánh mức rung lắc và sự ổn định của xe trên mặt đường Tần số dao động cho biết nhịp điệu rung lắc, gia tốc dao động cho biết lực tác động lên cơ thể người ngồi trên xe, còn vận tốc dao động cho thấy tốc độ thay đổi của sự chuyển động theo thời gian Các tham số này được đo và phân tích để xác định mức độ thoải mái, chất lượng hệ treo và khả năng cách âm Việc tối ưu các yếu tố tần số, gia tốc và vận tốc dao động giúp cải thiện trải nghiệm lái xe và sự thoải mái của hành khách.
Trong đồ án này, ta đánh giá độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động của HTT Đối với ôtô con, tần số dao động n được giới hạn từ 60 đến 90 lần/ph để đảm bảo phù hợp với dao động của con người Xác định độ cứng của lò xo Ct sao cho kết quả tính toán phù hợp với tần số dao động trong khoảng 60–90 lần/ph Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức được trình bày trong đồ án nhằm tối ưu sự êm ái và ổn định vận hành.
Ta tính theo công thức sau:
- Khối lượng phần không treo : mkt = 22 kg
- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : MT0 = m10 - mkt - mbx
MT0 = 700 -22 - 16x2 = 646 Kg. m10 _ tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải m10 = 700 Kg.
- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : MT1 = m1T - mkt - mbx
MT1 = 850 - 22 - 16x2 = 796 Kg. m1T _ tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải m1T = 850 Kg. Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái không tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải :
- Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình :
(N/mm). b Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (Độ võng tĩnh của hệ treo)
- Độ võng tĩnh của hệ treo (khi đầy tải) : ft 2
- Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh vói C T = 20008 N/m.
Qua kiểm nghiệm ở hai chế độ không tải và đầy tải, tần số dao động nằm trong khoảng 60–90 (l/ph) và đáp ứng yêu cầu đặt ra Do đó, với bộ phận đàn hồi có độ cứng CT = 20.008 (N/mm), thiết kế đã thoả mãn các yêu cầu tính toán.
Xác định hành trình tĩnh của bánh xe: hay chính là độ võng tĩnh của hệ treo f t = 2
9 = 0.18 (m). c Xác định hành trình động của bánh xe (độ võng động của hệ treo )
Tổng hành trình của bánh xe (tính từ vị trí bánh xe bắt đầu chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế): fTổng = fđ + ft 4 + 180 = 324 (mm).
Áp dụng kết quả này để đặt ụ cao su hạn chế hành trình ở cả hai phía trên và dưới của bánh xe Với ụ hạn chế được làm bằng cao su, xác định đoạn biến dạng chiếm 0,1–0,2 của tổng chiều dài ụ để đảm bảo giới hạn hành trình phù hợp và an toàn Kiểm tra hành trình động của bánh xe nhằm xác nhận rằng mức giới hạn đã được thiết lập chính xác và không gây va chạm hoặc quá tải cho hệ thống.
Theo điều kiện : fđ H0 - Hmin
- H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
- Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu = 100 mm
Đối với cầu trước cần kiểm tra hành trình động để không xẩy ra va đập cứng vào ụ tì trước khi phanh :
Khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính , trọng tâm của xe sẽ dịch chuyển và đầu xe sẽ bị dìm xuống , lúc này fđ sẽ thay đổi
Từ công thức : fđ ft max b h g
- Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau b =L.55 &30x55 =1.446m
- Chiều dài cơ sở xe L = 2630 mm.
- Chiều cao cơ sở xe hg = 500 mm.
* Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh : f 0T 1
M = 796 646 x180 = 146(mm). e Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn : K TB
Hệ số dập tắt dao động của hệ treo :
- : Hệ số cản tương đối = 0,2 ( = 0.15 ữ 0.3)
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe :
Số liệu cơ sở để tính toán
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1480 mm.
- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H Rbx)8 mm.
- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng(góc Kingpin): 0= 10 o
- Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng = 2 o
- Góc nghiêng ngang bánh xe(góc Camber): o=0 o
- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -15 mm.
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin 0 mm.
- Độ võng tĩnh fT = 180 mm.
- Độ võng động fđ = 144 mm.
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 146 mm
- Chiều dài trụ đứng Kr = 150 mm.
- Chiều cao tai xe lớn nhất Ht max = 800 mm
- Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường hs = 50 mm.
Động học hệ treo mc.pherson
3.2 1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)
Các bước cụ thể như sau : (Vẽ với tỉ lệ 1: 2 )
- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd
- Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd.
- Trên Aod đặt AoBo = B/2 = 740 mm.
- Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
- Tại Bo dựng Boz vuông góc với dd.
- Trên đoạn AoBo đặt BoCo = |ro| mm.
- Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc o o
- Trên Boz đặt BoB=rbx)8 mm.
- Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C2 C2là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng
- Trên Con từ C2 đặt về phía trên và phía dưới các đoạn :
C1, C2 là tâm quay ngoài của hai đòn ngang ở vị trí không tải
Phương pháp tương tự cho phép xác định vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở trạng thái đầy tải Khi hệ treo chịu biến dạng ở mức tối đa và giả sử thùng xe đứng yên so với mặt đường, bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến lên tới điểm B1 Vị trí này làm rõ khớp ngoài của đòn ngang trong điều kiện tải trọng cao và cung cấp một tham chiếu quan trọng cho thiết kế và vận hành hệ thống treo Việc xác định điểm B1 giúp tối ưu hóa hành trình và kiểm soát dịch chuyển của bánh xe ở trạng thái đầy tải.
Hình 3.2: Đồ thị xác định chiều dài đòn ngang
Nếu coi khảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
Khi đó BoB1 = fđ + ft - fot.
Việc nối D1O2 xác định đường tâm trụ xoay đứng tại vị trí hệ treo có biến dạng lớn nhất Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, khoảng cách CoC1 không thay đổi, do đó trên D1O2 ta đặt D1D2 = CoC1 D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái biến dạng lớn nhất của hệ treo.
Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn dưới
- Kẻ đường trung trực kk của C1D2.
- Từ A4 kẻ đường tt // dd.
- Xác định giao điểm O1 của tt với kk O1 chính là tâm khớp trụ trong của đòn ngang
Khoảng cách từ O1 đến đường đối xứng của xe được xác định sao cho có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy một cách hợp lý Trường hợp khoảng cách này chưa phù hợp với yêu cầu thiết kế, có thể cho phép điều chỉnh khoảng sáng gầm xe trong phạm vi cho phép.
- Nếu kéo dài O1C1 và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại
P ( tâm quay tức thời của bánh xe ).
- Nối PBo và kéo dài cắt Aom tại S(S là tâm quay tức thời của cầu xe cũng như là thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe ).
- Đo khoảng cách O1C1 rồi nhân tỉ lệ ta đựơc độ dài đòn chữ ‘A’ của hệ treo :
Phương pháp tính chiều dài đòn ngang L d theo phương pháp giải tích
Xét trong hệ tọa độ Đề-Các (XOY), cho 2 điểm A và B đã biết:
Ta có: xem hình (3.2) dưới đây
+1 Phương trình đường thẳng AB là: y B A
+2 Khoảng cách giữa hai điểm A và B là: lAB = ( x A x B ) 2 ( y A y B ) 2
+3 Phương trình đường thẳng (d) vuông góc với (AB) tại điểm C là: y = y x x y X b
* ; với điều kiện: yC = y x x y xC b
Trình tự xác định kích thước đòn ngang bằng phương pháp giải tích:
●1 Trước hết coi mặt phẳng [zB0d_d] như là hai trục tọa độ của hệ tọa độ Đề-Các: dd _ trục hoành B 0 z _ trục tung
●2 Xác định được tọa độ điểm B: B0B = rbx
●3 Xác định được tọa độ điểm C0: B0C0 = r0
●4 Xác định được phương trình đường thẳng C0n hệ số góc là (90 0 - 0 ) đi qua điểm C0.
●5 Xác định được tọa độ điểm O2: O2 C0n k/cách từ O2 tới dd là:750(đơn vị)
●6 Xác định được phương trình đường thẳng BC2
Xác định được tọa độ điểm C2, là giao điểm của hai đường thẳng
●7 Xác định được tọa độ điểm C1: C2C1 = Kr/2
●8 Xác định được tọa độ điểm B1: B0B1 = fđ + ft + fot
●9 Xác định được tọa độ điểm D1: B1D1 B0z
●10 Khi đó xây dung được phương trình đường thẳng D1O2
Vì lúc này đã biết tọa độ của hai điểm D1 và O2
●11 Xác định được tọa độ điểm D2: D2 D1O2
●12 Xác định được phương trình đường trung trực của đoạn thẳng C1D2
( gọi là đường thẳng: l) biết điểm C1 biết điểm D2.
●13 Xác định được phương trình đường thẳng p: p // dd đường thẳng p cách gốc tọa độ B0 một đoạn là: ( hg + fđ + ft - fot )
●14 Giao điểm của hai đường thẳng: l và p lúc này sẽ là: l giao p tại điểm O1.
Xác định được tọa độ điểm O1 (**)
Từ (*) và (**), tính ra được khoảng cách:
3.2.2 Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo
Khi hệ treo biến dạng thì các góc nghiêng ngang trụ đứng, khoảng cách giữa hai vết lốp sẽ thay đổi
Các điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường là: 0, 1, 2, 3, 4.
Các góc nghiêng ngang trụ đứng lần lượt là: 0, 1, 2, 3, 4
Hình 3.4 Đồ thị động học
3.2.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo:
Hình 3.5.Mối quan hệ hình học giữa các góc đặt
Từ đồ thị động học đã xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn: ld = O1C = 297,88 (mm).
+ ở trạng thái tĩnh, ta có:
Khi bánh xe dịch chuyển một đoạn, điểm C sẽ di chuyển trên cung tròn có tâm O1 và bán kính ld; đường đi của C được mô tả bởi đoạn CC’ và đòn ngang quay đi một góc α.
Lúc này góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ là: ỏ – Äỏ.
+ Khi đó ta có thể coi điểm C’ gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2.
+ Và ta có C’C2 chính là đoạn chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng.Tức là: C’C2 = ÄH
Suy ra, ta có: ÄH = ld* sin(ỏ – Äỏ) ;
Mà độ sai lệch vết lốp xe ÄB chính bằng: ÄB = 2* C’C’’ = 2*ld* tg Äỏ* sin Äỏ (1)
+Ta xét mối quan hệ giữa ỏ và ọ:
Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:
OC1 = ld*sinỏ ; Và: OC2 = O2C1*tangọ = (OO2 + OC1)*tangọ ;
Mặt khác thì ta có:
OC2 = O1C2 - OO1 = ld*cosỏ - OO1 ;
OC2 = ld*cosỏ - OO1 = (OO2 + OC1)*tangọ ;
=> ld*cosỏ - OO1 = (OO2 + ld*sinỏ)tangọ ;
Suy ra: tangọ = ld*cosỏ - OO1/(OO2 + ld*sinỏ) ;
3.2.4 Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson
Thông qua việc xây dựng đồ thị động học của hệ treo (hình 2.7) dựa trên các tham số đã tính toán ở phần trước, ta xác định được sự thay đổi của chiều rộng cơ sở B và góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng Kết quả trên đồ thị cho thấy mối quan hệ giữa hai tham số này và sự biến dạng của hệ treo, mô tả cách mà B và góc nghiêng ngang đồng thời thay đổi khi hệ treo chịu tải.
Động lực học hệ treo Mc.Pherson
3.3.1 Các chế độ tải trọng tính toán a Trường hợp lực kéo và lực phanh cực đại
Trên sơ đồ phân tích lực tồn tại lực Z,X nhưng tính với giá trị cực đại (vắng mặt lực Y).
Tính trong trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại:
Ztt - tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe. mp - hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp, mp = 1.2
G1 - trọng lượng tĩnh đặt trên cầu trước (khi đầy tải).
Xmax - lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường. ử - hệ số bám dọc lấy bằng 0.75
Gbx - khối lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe,larăng và cơ cấu phanh), Gbx = 270(N). b Trường hợp lực ngang cực đại
Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng mặt X).
Các lực được tính toán như sau:
B - chiều rộng vết bánh xe, B = 1.480 (m). hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0.5 (m). ử * y - hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0.6g. ửy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1.
1 2 *1 = 21130 (N) c Trường hợp chịu tải trọng động
Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y).
G1- tải trọng đặt trên cầu trước. kd- hệ số tải trọng động, kd = 1.8 - 2.5 với xe du lịch chạy trên đường tốt
3.3.2 Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi
Các phần tử đàn hồi có thể ở dạng lò xo trụ, lò xo côn hoặc thanh xoắn Trong mục này ta chỉ đề cập tới việc tính lực và lựa chọn cách bố trí lò xo trụ để đảm bảo đáp ứng tải trọng và điều chỉnh hệ thống một cách hiệu quả.
Trong thiết kế hệ thống treo, các góc bố trí trong không gian có thể gặp là góc nghiêng dọc và góc nghiêng ngang, được xác định dựa trên không gian cho phép trên xe để đảm bảo sự ổn định và sự thoải mái khi vận hành Các góc này được chọn sao cho tối ưu hóa phân bổ tải trọng và cảm giác lái, tùy thuộc vào điều kiện địa hình và yêu cầu vận hành Đối với đặc tính lò xo, độ cứng và chuyển vị của lò xo (ký hiệu là l_bx và l_lx) thể hiện mức độ đàn hồi và sự biến dạng theo các hướng dọc và ngang, ảnh hưởng trực tiếp đến hành trình, độ êm và khả năng bắt tải của xe Do đó, khi thiết kế ta cần cân bằng giữa góc nghiêng và thông số độ cứng/chuyển vị của lò xo để đạt được hiệu suất vận hành tối ưu và an toàn trên mọi điều kiện.
Hành trình làm việc: flx bx lx l l *cos lx *cos lx ; Độ cứng theo trục tâm:
Trong đó: f = ft + fđ tổng hành trình làm việc của bánh xe.
Clx - độ cứng phần tử đàn hồi.
Flx - hành trình làm việc của lò xo. b Độ cứng và hành trình giảm chấn
Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp như hình vẽ dưới đây.
Trục của giảm chấn không trùng với đường tâm trụ đứng, đặc điểm này thường gặp trên xe có ro (bán kính quay bánh xe dẫn hướng) âm và góc nghiêng ngang trụ đứng khá lớn Sự lệch này làm ảnh hưởng tới phân bổ lực và độ ổn định của xe khi tăng tốc, phanh và vào cua, đồng thời tác động đến độ nhạy cảm của hệ thống treo ở các điều kiện lái khác nhau Để tối ưu hiệu suất và an toàn, cần xem xét lại vị trí lắp đặt trục giảm chấn và điều chỉnh các tham số liên quan như ro và góc camber của trụ đứng, nhằm cải thiện phản hồi lái và giảm mài mòn cấu trúc treo.
- Hành trình làm việc: fgc bx gc l l * cos gc *cos gc ;
- Hệ số cản theo tâm trục:
3.3.3 Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng: a Trường hợp chỉ có lực Z (vắng lực X,Y )
- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
- ZAB cân bằng với Zlx:
- Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ:
Z - tảI trọng thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe,
Z = 0.5*G1 = 0.5*8500 = 4250 (N) ro - là bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng, 0.015(m)
ZAB - lực dọc theo phương trụ đứng.
ZY - lực ngang tác động lên bánh xe. Ä - góc nghiêng ngang trụ đứng, ọ = 10 o
Và có MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ , BMZ
- Trong đó: m = C2O2 = 462 (mm). n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) rbx_bán kính bánh xe, 298 (mm)
- Còn ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY:
+ Khi tính toán thì cánh tay đòn m thay đổi, nên có thể lấy ở trạng thái chịu tải trọng tĩnh lớn nhất.
+ Khi góc ọ bé có thể bỏ qua : cos ọ = 1 và sin ọ = 0.
Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là: Đầu A:
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tựa D và E là:
Trong đó: d1 ,d2 - là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A tới khớp cầu ngoàI của càng b Trường hợp chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X t s n r
- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực xác định như phần trên.
- Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trụ đứng AB như hình vẽ dưới.
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và MX:
+ Lực Xo gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX:
- Mômen MX gây nên tại A và B:
- Lực X gây nên đòn ngang láI đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực
+ lS -chiều dàI đòn ngang lái.Theo số liệu tham khảo
+ chọn: s =m , t =n Và tỉ số truyền
- Trong đó: s,t - kích thước để lắp đòn ngang lái.
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Theo phương Y: AMZ + AZY -AS = 115 + 302 - 197 = 220 (N).
- Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 115 + 1029 +1213 = 2357 (N). (BS = BY)
CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
CY gây nên các phản lực tại gối D và E:
Tại D có: DX , DY , DYX
Tại E có: EX , EY , EYX. c Trường hợp chịu lực bên cực đại,chỉ có hai thành phần Z và Y
-Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự như ở phần trên.
-Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới.
-Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:
-Các lực tác dụng lên trụ đứng:
-Các lực tác dụng lên đòn ngang:
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
Có lực Z và X Chỉ có lực Z
Bảng kết quả tính toán động lực học
Z Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ Đầu ngoài bắt với cam quay Rô-tuyn Việc sử dụng 2 đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng vững cho hệ treo.
Trạng thái chịu lực chủ yếu của cấu kiện là kéo, nén và uốn, dựa trên tiết diện của đòn ngang và các tham khảo khi kiểm tra bền Giả thiết rằng một phần của càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng để đơn giản hóa bài toán Do đó có thể tính toán theo các trường hợp sau: Trường hợp 1: chỉ có lực Z.
Fz = ZAB = 4185 (N). Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc :
-Fz đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy
-Ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức :
Thay vào ta có : max = 3/2* 4185/2400 = 2.62(N/mm 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: bQ0 Mpa.
Suy ra: max < []. với n = 1,5 : hệ số an toàn
Với đòn ngang dưới thoả mãn điều kiện bền về mặt cắt
Thành phần Fz gây ra mô men uốn dọc lớn nhất tại điểm bắt của đòn ngang vào khung xe; do khớp nối là khớp trụ nên tại tâm khớp mô men uốn bằng 0 Ta kiểm nghiệm tại mặt cắt gần đó (mặt cắt 1-1) và ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức:
Mu : mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx : mô men quán tính của mặt cắt ngang
Y: tung độ của điểm đang xét đến trục trung hoà OE
Mu = Fz l = 4185*300 = 1255500 (N.mm 2 ). với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ; l00(mm).
* 3 3 h b = 320000 (mm 4 ). y : lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm).
Thay các giá trị trên vào công thức ta có :
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : b = 510 (MPa).
Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn.
+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
[k] Thỏa mãn điều kiện bền. b.Trường hợp 2 : Chỉ có lực Z và X
Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy). + Ứng suất tiếp max :
Qy : lực cắt Qy = Fz = 4185 (N/mm 2 ).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 b = 510 (Mpa)
+ Fz gây ra mômen uốn dọc :Tương tự trường hợp 1 ta có:
Mà mômen Mu=Fz.lA85*300 = 1255500 (N.mm).
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
2357 0.98 (N/mm 2 ) [k] 10 (N/mm 2 ).Thoả mãn bền.
Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phẳng (xoy):
+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức:
Qy : lực cắt Qy = Fx = 5406 (N).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 b = 510 (Mpa)
+Fx gây ra mômen uốn ngang : ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức: u= M J y x u [u] ;
Mà mômen Mu=Fx.lT06*300 = 1621800 (N.mm 2 ).
40.00 00 c.Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả:
+ Thành phần Fy gây ra nén đúng tâm:
[n] Thỏa mãn điều kiện bền nén.
*Ngoài ra, do đòn A chịu nén đúng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:
Kiểm tra hệ số ổn định của càng A:
[n 0 ] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu.
Plim_ Lực giới hạn cho ổn định.
E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 -6 (KG/cm 2 ).
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của càng A
: Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của càng l = ld = 370 (mm).
Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định.
Tóm lại đòn A thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau
Rôtuyn là khớp cầu để giữa đòn ngang và cam quay Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt , uốn , chèn dập.
Trường hợp 3: Qc = F y 2 F z 2 11471 2 4185 2 = 13783 (N). Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 13783 (N).
-S diện tích tiết diên nguy hiểm : mặt cắt 1-1
d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20(mm).
Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt.
Tính theo ứng suất uốn:
Mu : mômen chống uốn; h: tung độ lớn nhất , h mm.
Kiểm tra theo ứng suất uốn: Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
u u Rôtuyn thoả mãn bền uốn.
Tính theo chèn dập : cd cd S
Scd : diện tích mặt chèn dập, lấy bằng 2/3 diện tích mặt cầu
* Tính theo trường hợp có lực Fz lớn nhất : Fz = 13783 ( N )
Mà ta có: [cd] = 150 (N/mm 2 )
Vậy cd [cd] Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
Tính toán lò xo
Trong hệ thống treo, lò xo là phần tử đàn hồi có nhiệm vụ làm êm dịu chuyển động Trong quá trình làm việc, lò xo chỉ chịu tải trọng thẳng đứng Z và không truyền lực dọc hay lực ngang, nhờ vậy hệ thống treo giảm rung và cải thiện sự ổn định của xe.
Phân tích các chế độ tải trọng đã trình bày ở phần động lực học cho thấy trường hợp tải trọng động có trị số Z lớn nhất; do đó, nên thiết kế theo chế độ tải trọng này để tối ưu hiệu suất và đảm bảo an toàn cho kết cấu.
3.5.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo đựoc tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất:
Z : tải trọng động llx : chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx)0 mm. ld : chiều dài đòn ngang ld70 mm.
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 700 (Kg).
3.5.2 Trình tự thiết kế lò xo
- Hành trình làm việc của lò xo:
( mm l f f f l f lx bx t d lx lx
- Độ cứng của lò xo:
Các bước thiết kế lò xo
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến = 1600 (MN/m 2 ) (theo tài liệu CTM tập II).
- Đường kính dây lò xo:d20(mm).
D:đường kính trung bình của vòng lò xo.
- Tính đường kính dây lò xo d và số vòng làm việc n: Đường kính dây lò xo được tính theo công thức: d 1.6* c F k * max *
; k : hệ số xét đến độ cong của dây lò xo
Fmax845 (N).Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là : d = 15 (mm).
- Đường kính trung bình của lò xo : D = c*d = 10*15 = 150 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức : n = 8 * * ( )
Trong đó : flx : chuyển vị của lò xo, flx = 200 (mm).
G : mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 ). d : đường kính dây lò xo, d = 15 (mm). c : tỷ số đường kính, c = 10.
Thay số vào ta có : n =
Xác định kích thước của lò xo
- Đối với lò xo chịu nén, số vòng toàn bộ n0 được tính theo công thức: n0 = n + 1 = 6 + 1 = 7 (vòng).
- Chiều cao của lò xo Hs:
Mỗi đầu lò xo chịu nén được nén xít lại do vậy chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là :
- Bước của vòng lò xo khi chịu tải : t = d + n
chuyển vị của lò xo ứng với lực Fma x.
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải :
- Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo:
- Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo:
Kiểm nghiệm lò xo theo điều kiện:
0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng
: Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo ( =2).
: Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình (=0,1).
Các thông số thiết kế lò so
- Đường kính dây lò xo: d = 15 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 150 (mm).
- Bước lò xo khi chịu tải : t = 70 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 97.5 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 427.5 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 6 (vòng).
- Số vòng toàn bộ : n0 = 7 (vòng).
- Hành trình lò xo : flx = 200 (mm).
- Độ cứng lò xo : Clx = 32325 (Nm).
Tính thanh ổn định
Thanh ổn định của hệ thống treo được thiết kế nhằm giảm khả năng lắc ngang của thân xe, từ đó tăng tính ổn định khi vận hành Thanh này có tác dụng san đều tải trọng thẳng đứng tác dụng lên mỗi bánh xe, giúp phân bổ lực lên lốp một cách cân bằng và tối ưu hóa tiếp xúc với mặt đường Nhờ đó, xe duy trì ổn định chuyển động tốt hơn, giảm nghiêng khi vào cua và cải thiện sự kiểm soát trong mọi điều kiện lái xe.
Xuất phát từ góc nghiêng cho phép của thân xe du lịch hiện nay ỉ thường đặt: ỉ = 4 - 5 o
Xác định mô men lật của cầu ML (Nm):
ML = Y ’’ *Mdl*ho + Mdl*g*ho*sin ỉmax ; (1). Trong đó:
Md1: Khối lượng của phần treo đặt lên cầu trước
Y ’’ : Gia tốc bên lớn nhất có thể Y ’’ = (0.6 0.8 )*g (m/s 2 ) ta chọn Y ’’ = 0.8*g = 0.8*9.81 = 7.8 (m/s 2 ).
Góc nghiêng lớn nhất của thùng xe là θmax = 0.087 rad (tương đương khoảng 4,99 độ); sin θmax ≈ θmax cho các tính toán liên quan đến góc nhỏ Chọn θmax = 0.087 rad để phân tích h0 là chiều cao trọng tâm phần được treo so với tâm nghiêng tức thời của cầu, h0 = hg − hs hg = 510 mm là chiều cao trọng tâm của toàn xe khi đầy tải, hs = 40 mm là chiều cao tâm quay tức thời của thùng xe Do đó h0 = 510 − 40 = 470 mm.
Thay các thông số vào (1) ta có:
Xác định mô men chống lật của hệ theo do phần tử đàn hồi đảm nhận:
MCL = CTX*ứmax (N.m) ; Trong đó:
CTX là độ cứng góc của hệ treo được tính cho thùng xe, có đơn vị Nm/rad Độ cứng CLX được xác định thông qua độ cứng của các phần tử đàn hồi, theo bảng phụ lục ở tài liệu Đồ án môn học TK (Hệ Treo Độc Lập) Việc xác định CTX và CLX làm cơ sở cho phân tích động học – động lực của hệ treo và thùng xe, từ đó hỗ trợ tối ưu hóa hiệu suất vận hành và độ ổn định khi vận chuyển.
C1: Độ cứng của hệ treo, C1 = 20008 (N/m). ld : Chiều dài đòn ngang, ld = 0.37 (m). f : Chiều dài khoảng cách đặt lò xo đến khớp trụ dưới f = 0.2(m).
B : Chiều rộng cơ sở xe B = 1480 (m).
Thay vào công thức trên ta có:
Từ các số liệu trên ta tính được MCL:
Mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:
Độ cứng chống lật của thanh ổn định là đặc tính của một phần tử đàn hồi được thiết kế để chỉ tăng độ cứng khi có sự sai lệch tải trọng thẳng đứng Thanh ổn định hoạt động như một cơ cấu phản ứng, giúp kiểm soát sự nghiêng và lật của xe khi tải trọng thẳng đứng không đồng đều, đồng thời ở trạng thái cân bằng nó vẫn giữ độ linh hoạt cần thiết cho hành trình Khi có sự sai lệch tải thẳng đứng, độ cứng của thanh ổn định tăng lên để ngăn xe nghiêng quá mức, cải thiện tính ổn định và an toàn khi vận hành Thiết kế độ cứng chống lật tối ưu giúp cân bằng giữa sự ổn định và sự thoải mái, cho phép tối ưu hóa vật liệu và kích thước của thanh ổn định Việc hiểu và ứng dụng đúng đặc tính này giúp nâng cao hiệu suất treo và khả năng vận hành trên các điều kiện tải trọng khác nhau.
Độ cứng của thanh ổn định quy dẫn về bánh xe:
S: Là điểm đặt của thanh ổn định với đòn đưới và được xácđịnh nhờ kích thước f và tự coi tại nó có phần tử đàn hồi phụ,
E: chiều dàI đòn dưới e = 370 (mm), f: Chọn f = 200 (mm).
Thay số vào ta có:
Xác định độ cứng cần thiết của thanh ổn định CS :
Với cấu tạo như hình vẽ, độ cứng tạo nên cho thanh sẽ là:
Chọn trước: P = 0.06 (m) : < P cánh tay đòn giữa đầu thanh xoắn và thân thanh xoắn>. l s p lS = 0.6 (m) = 60 (cm) < Chiều dài xoắn>.
Xác định kích thước của thanh ổn định trên cơ sở lựa chọn chiều dải
G: Mô đun đàn hồi G = 8.10 5 (N/cm 2 ).
JP : Mô men quán tính của thanh ổn định
Kiểm bền cho thanh ổn định theo tải trọng lớn nhất tác dụng lên thanh: Tải trọng lớn nhất được tính bằng: i i P i
Z T : Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên trái. i
Z P : Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên phải. i : Chỉ số đối với cầu trước, ta có:
Thay số vào ta có:
Khi đó tải trọng đặt lên đầu thanh ổn định lớn nhất:
Z S trong đó: e, f _ là các kích thước đã có trên hình vẽ e = ld = 0.37 (m) và f = 0.20 (m)
Mô men lớn nhất tác dụng vào thanh ổn định là:
Lúc này sử dụng MSmax để tính bền thanh ổn định:
Thanh ổn định chịu xoắn nên ta kiểm tra theo ứng suất tiếp: max M W max ( N / cm 2 );
Góc xoắn lớn nhất trên chiều dài chịu lực:
Chọn vật liệu làm thanh ổn định thép 60SiCr7 có:
Ta có hệ số an toàn n = 1,5 2,5 chọn n = 1,8.
Vậy max [ ] Vậy thanh ổn định thoả mãn điều kiện bền.
Chọn ụ cao su hạn chế hành trình cho HTT là bước đầu quan trọng để xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo Để tối ưu hóa hiệu suất, ta xác định trước loại ụ cao su hạn chế hành trình dành cho giảm chấn và kết hợp với đường đặc tính được cho trước của nó, từ đó định hình đáp ứng của hệ thống treo một cách chính xác và hiệu quả.
Kết cấu của ụ cao su như hình vẽ dưới đây:
_Hình 3.20_ Đặc điểm của ụ cao su hạn chế này là có kết cấu đơn giản, tháo lắp dễ dàng.Loại này hiện được sử dụng phổ biến trên các dòng xe du lịch hiện nay.
LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT RÔ-TUYN 4 1 Phân tích chi tiết gia công
Kết cấu rô-tuyn
Hình 4.1 Kết cấu Rô-tuyn
Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn
Rô-tuyn là một khâu quan trọng trong liên kết cầu, giúp dẫn động lái chính xác Một đầu Rô-tuyn có hình dạng cầu và liên kết với bát Rô-tuyn, với bề mặt lắp ghép là một phần chỏm cầu lõm Đoạn giữa của Rô-tuyn có dạng côn để lắp ghép với các đòn trong cơ cấu dẫn động lái Đoạn cuối được gia công ren để lắp đai ốc và có lỗ lắp chốt chẻ phỏng lỏng Rô-tuyn làm việc ở chế độ tải trọng động, chịu va đập.
Do phải chịu tải trọng động và chịu va đập đồng thời để giảm ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, khớp cầu cần đảm bảo:
- Các bề mặt lắp ráp có độ nhẵn bóng hợp lý Mặt cầu đạt Ra 0,32 Mạt côn lắp ráp đạt Ra = 0,63 Các bề mặt còn lại đạt Rz 14
Mặt cầu được gia công đạt độ cứng HRC 32 Để đảm bảo vận hành bền lâu, vật liệu chế tạo khớp cầu phải có độ cứng cao và khả năng chống mài mòn tốt Vì vậy, vật liệu chế tạo được chọn là thép hợp kim 40XH, đáp ứng đầy đủ tiêu chí chịu mài mòn và duy trì độ cứng ổn định trong điều kiện làm việc.
Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu
Việc thiết kế quy trình công nghệ gia công cần phù hợp với yêu cầu kỹ thuật của khớp cầu và thực tế sản xuất trong nước Thị trường nội địa có quy mô nhỏ, sản xuất mang tính thử nghiệm và công nghệ còn lạc hậu, vì vậy dạng sản xuất đơn chiếc được xem là lựa chọn khả thi.
Chọn phôi
Để đơn giản, chọn phôi thép thanh làm phôi gia công khớp cầu Trước khi đưa vào gia công, cần vệ sinh phôi sạch sẽ và loại bỏ ba burr để đảm bảo bề mặt phôi sạch và chất lượng gia công khớp cầu tốt.
Lập sơ đồ nguyên công
Rô-tuyn là chi tiết dạng trục được gia công với chuẩn tinh thống nhất ở hai đầu bằng hai lỗ tâm Việc dùng hai lỗ tâm làm chuẩn cho phép thực hiện cả gia công thô và gia công tinh cho hầu hết các bề mặt của Rô-tuyn, giúp tăng độ chính xác và hiệu suất sản xuất.
4.2.1 Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, khoan lỗ tâm và tiện đứt phôi
+ Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp 3 chấu.
+ Kẹp chặt bằng mâm kẹp.
+ Chọn dao: Dao tiện T15K6 Mũi khoan P9. n s 1
Số vòng quay của máy: n1 = 723(v/p);.
Khoan lỗ tâm: t2 = 2(mm); S2 = 0,17(mm/v); n2 = 375( v/p).
Tiện đứt phôi: t3 = 0,6(mm); S3 = 0,4(mm/v); n3 = 723(v/p Các bước gia công được thể hiện trong bảng dưới đây:
TT Bước Máy Dao t(mm) S(mm/v) n(v/ph)
4.2.2 Nguyên công 2: Khoan lỗ tâm, tiện mặt đầu mặt còn lại, tiện thô
+ Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp.
+ Kẹp chặt bằng mâm kẹp.
+ Chọn dao: Dao tiện T15k6 Mũi khoan P9.
+ Chế độ cắt: Tiện mặt đầu: t1 = 0,4( mm); S1= 0,25(mm/v); n1= 723(v/p).
TT Bước Máy Dao t(mm) S(mm/v) n(v/ph)
4.2.3 Nguyên công 3: Tiện các bề mặt 14 , 21 , tiện côn và tiện ren M16
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng hai đầu chống tâm.
+ Kẹp chặt bằng hai đầu định tâm, truyền Mô-men bằng tốc tiện + Chọn máy: Kiểu máy 1Б 136
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu T15K6 s n s d s
TT Bước Máy Dao t(mm) S(mm/v) n(v/ph)
4.2.4 Nguyên công 4: Tiện cầu R15 s cÇu R15 ±0,05 n 10
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng hai đầu chống tâm.
+ Kẹp chặt bằng hai đầu định tâm, truyền Mô-men bằng tốc tiện + Chọn máy: Kiểu máy 1Б136
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu T15K6, có cơ cấu chạy dao đặc biệt
TT Bước Máy Dao t(mm) S(mm/v) n(v/ph)
2 Tiện bán thô mặt cầu
+ Định vị: Chi tiết được định vị trên hai mũi tâm cứng
+ Kẹp chặt bằng hai mũi tâm.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9
+ Chế độ cắt: t = 2(mm); S = 0,17(mm/v); n = 580 (v/p).
TT Bước Máy Dao S(mm/v) t(mm) n(v/ph)
+ Đầu tiên tôi ở nhiệt độ cao 850 0 C trong thời gian 2 phút. + Sau đó ram ở nhiệt độ 350 0 C trong 2 phút.
Yêu cầu kĩ thuật : Tôi mặt cầu R15 đạt độ cứng HRC 55.
+ Định vị: Bằng hai đầu chống tâm.
+ Kẹp chặt bằng hai đầu chống tâm.
+ Chọn dao: Đá mài chuyên dùng.
TT Bước Máy Dao t(mm) S(mm/ v) n(v/ph)
+ Kiểm tra độ bóng của bề mặt cầu đạt 0,32; mặt côn đạt 0,63. + Mặt côn lắp ráp đạt độ côn 1: 8
+ Mặt côn không lắp ráp đạt độ côn 1: 10+ Kiểm tra độ đảo mặt cầu cho phép ≤ 0.01mm