TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO
Công dụng, yêu cầu, phân loại
Hệ thống treo là liên kết giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe, đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra sự đàn hồi Chức năng chính của hệ thống treo là giúp cải thiện khả năng vận hành của xe, mang lại sự ổn định và thoải mái cho hành khách.
Bánh xe được thiết kế để thực hiện chuyển động thẳng đứng tương đối với khung xe hoặc vỏ xe, nhằm đảm bảo dao động “êm dịu” và hạn chế tối đa các chuyển động không mong muốn như lắc ngang và lắc dọc.
Truyền lực và mô men giữa bánh xe và khung xe bao gồm nhiều loại lực khác nhau như lực thẳng đứng (tải trọng, phản lực), lực dọc (lực kéo, lực phanh, lực đẩy), lực bên (lực li tâm, lực gió bên, phản lực bên), cùng với các mô men chủ động và mô men phanh.
Trên hệ thống treo, sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần phải vừa mềm mại để hấp thụ sốc, vừa đủ cứng để truyền lực hiệu quả Quan hệ này được thể hiện qua các yêu cầu chính về độ linh hoạt và khả năng chịu tải của hệ thống.
Hệ thống treo cần được điều chỉnh phù hợp với điều kiện sử dụng và tính năng kỹ thuật của xe, cho dù là xe chạy trên đường tốt hay các loại đường khác nhau.
- Bánh xe có thể chuyển dịch trong một giới hạn nhất định
Quan hệ động học của bánh xe cần được thiết lập hợp lý để đảm bảo hệ thống treo thực hiện tốt chức năng làm mềm theo phương thẳng đứng, đồng thời không làm ảnh hưởng đến các quan hệ động học và động lực học của chuyển động bánh xe.
- Không gây nên tải trọng tại các mối liên kết với khung hoặc vỏ
- 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
Sản phẩm có khả năng chống rung và giảm tiếng ồn từ bánh xe lên thùng xe, mang lại sự ổn định và khả năng điều khiển tốt Điều này đảm bảo cho ô tô hoạt động mượt mà và nhẹ nhàng ngay cả ở tốc độ cao.
1.1.3.1 Theo bộ phận đàn hồi
+ Nhíp(chủ yếu trên các xe tải);
+ Lò xo(chủ yếu trên các xe con);
+ Khí nén(xe hạng sang như BMW, Mercedes, xe Bus)
1.1.3.2 Theo sơ đồ bộ phận dẫn hướng
+ Treo độc lập: 2 bánh xe dao động độc lập với nhau, không có dầm cầu nối với 2 bánh;
+ Treo phụ thuộc: Dầm cầu liên kết 2 bánh với nhau
1.1.3.3 Theo phương pháp dập tắt chấn động
Hệ thống giảm chấn trên xe hiện nay chủ yếu sử dụng loại giảm chấn thủy lực, mang lại hiệu suất ổn định và hiệu quả Bên cạnh đó, loại ma sát cơ cũng đóng vai trò quan trọng, trong đó các lá nhíp trong hệ thống treo góp phần giảm chấn nhờ sự ma sát giữa chúng.
Kết cấu chung của hệ thống treo
1.2.1 Các phần tử đàn hồi
1.2.1.1 Phần tử đàn hồi kim loại
Nhíp được cấu tạo từ các lá thép cong, được sắp xếp từ ngắn đến dài và kẹp chặt lại bằng bu lông hoặc đinh tán ở giữa Để đảm bảo các lá nhíp không bị trượt, người ta sử dụng kẹp ở một số điểm để giữ chúng lại với nhau Hai đầu của lá dài nhất được uốn cong để tạo thành mắt nhíp, giúp gắn nhíp vào khung.
Nhíp dài hơn thường mềm hơn, trong khi nhíp có nhiều lá hơn có khả năng chịu tải lớn nhưng lại cứng hơn, làm giảm tính êm dịu trong chuyển động Dù vậy, nhíp vẫn được ưa chuộng vì nó không chỉ là cơ cấu đàn hồi mà còn đóng vai trò dẫn hướng và giảm chấn, thực hiện toàn bộ chức năng của hệ thống treo.
Nhíp có kết cấu đơn giản và chắc chắn với giá thành thấp, nhờ vào độ cứng vững đủ để giữ cầu xe ở vị trí chính xác mà không cần thanh nối Việc chế tạo và sửa chữa nhíp cũng rất dễ dàng.
Nhíp có trọng lượng lớn và tuổi thọ thấp, với đặc tính tuyến tính Việc bố trí nhíp ở bánh trước gặp khó khăn do yêu cầu về độ võng tĩnh và động lớn, đòi hỏi nhíp phải dài, nhưng càng dài thì càng khó bố trí Do nội ma sát, nhíp không hiệu quả trong việc hấp thụ những dao động nhỏ từ mặt đường Vì lý do này, nhíp thường được sử dụng cho các xe thương mại lớn, có tải trọng nặng và yêu cầu độ bền cao.
Lò xo được chế tạo từ dây thép đặc biệt, quấn thành ống và có khả năng chịu tải Khi chịu lực, dây lò xo sẽ xoắn lại, giúp dự trữ năng lượng ngoại lực và giảm va đập Loại lò xo này chủ yếu được sử dụng trong ô tô du lịch như một bộ phận đàn hồi, với tiết diện có thể là tròn hoặc vuông.
Lò xo trụ có trọng lượng nhẹ hơn nhíp khi chúng có cùng độ cứng và độ bền Trong quá trình hoạt động, lò xo trụ không gặp ma sát giữa các vành, điều này giúp giảm thiểu sự hao mòn Hơn nữa, lò xo trụ không cần bảo trì thường xuyên như nhíp, mang lại sự tiện lợi cho người sử dụng.
Hệ thống treo lò xo trụ chỉ đảm nhận nhiệm vụ đàn hồi, trong khi các chức năng khác như giảm chấn dẫn hướng cần có sự hỗ trợ từ các phần tử khác Do đó, khi so sánh, hệ thống treo lò xo trụ có cấu trúc phức tạp hơn so với hệ thống treo loại nhíp.
Thanh xoắn là một thanh thép lò xo, sử dụng tính đàn hồi xoắn để chống lại sự xoắn Một đầu của thanh được gắn chặt vào khung hoặc dầm của thân xe, trong khi đầu còn lại kết nối với cấu trúc chịu tải xoắn Ngoài ra, thanh xoắn còn được sử dụng như một thanh ổn định.
Hệ thống treo có khả năng hấp thụ năng lượng trên mỗi đơn vị khối lượng cao hơn so với các phần tử đàn hồi khác, cho phép thiết kế nhẹ hơn Thêm vào đó, cấu trúc của hệ thống treo cũng rất đơn giản.
+ Không có năng kiểm soát được dao động, vì vậy cần phải dùng giảm chấn kèm với nó
1.2.1.2 Phần tử đàn hồi loại khí
- Phần tử đàn hồi loại khí có tác dụng nhiều trong các ôtô có khối lượng phần được treo lớn và thay đồi nhiều
Có thể điều chỉnh độ cứng của hệ thống treo bằng cách thay đổi áp suất bên trong phần tử đàn hồi, giúp hệ thống phù hợp với các tải trọng tĩnh khác nhau mà vẫn giữ nguyên độ võng tĩnh và tần số dao động riêng.
Giảm độ cứng của hệ thống treo giúp cải thiện độ êm dịu khi di chuyển bằng cách giảm biên độ dịch chuyển của buồng lái ở tần số thấp, hạ thấp vùng cộng hưởng xuống tần số dao động thấp hơn, từ đó giảm gia tốc của buồng lái và giảm sự dịch chuyển của vỏ và bánh xe.
Đường đặc tính của hệ thống treo khí là phi tuyến, với sự tăng đột ngột trong cả hành trình nén và trả Điều này cho thấy rằng, dù khối lượng của phần được treo và không được treo có bị giới hạn do các dịch chuyển tương đối, độ êm dịu của chuyển động vẫn rất lớn.
- Không có ma sát trong phần tử đàn hồi, phần tử đàn hồi có trọng lượng nhỏ và giảm được chấn động từ bánh xe lên buồng lái
- Ngoài ra, khi sử dụng hệ thống treo khí còn có thể thay đổi được vị trí của cỏ xe đối với mặt đường
+ Tần số dao động riêng thấp gần trạng thái tĩnh, cho phép có đường đặc tính đàn hồi như mong muốn
Hệ thống treo phức tạp cần có máy nén khí, bình chứa phụ và hệ thống van tự động điều chỉnh áp suất, dẫn đến yêu cầu chính xác cao trong chế tạo và giá thành đắt Bên cạnh đó, hệ thống treo thủy khí loại ống còn gặp khó khăn trong việc làm kín và có ma sát lớn, dễ bị hư hỏng do ảnh hưởng của thời tiết.
1.2.2.1 Hệ thống treo phụ thuộc
Hệ thống treo phụ thuộc được đặc trưng bởi các bánh xe gắn trên một dầm cầu, với dầm này có thể là thanh thép định hình cho cầu xe bị động hoặc phần vỏ cầu cho cầu chủ động, trong đó bao gồm một phần của hệ thống truyền lực Bộ phận đàn hồi trong hệ treo này có thể là nhíp lá hoặc lò xo xoắn ốc, trong khi bộ phận dập tắt dao động là giảm chấn Nếu bộ phận đàn hồi là nhíp lá, nó còn đóng vai trò là bộ phận dẫn hướng, có thể sử dụng thêm giảm chấn hoặc không.
Hình 1.5 Hệ thống treo phụ thuộc
+ Trong quá trình chuyển động vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra hiện tượng mòn lốp nhanh như hệ thống treo độc lập;
+ Khi chịu lực bên (lực li tâm, lực gió bên, đường nghiêng) 2 bánh xe liên kết cứng bởi vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe;
+ Công nghệ chế tạo đơn giản, dễ tháo lắp và sửa chữa;
Khối lượng phần liên kết bánh xe, đặc biệt là ở cầu chủ động, có ảnh hưởng lớn đến độ êm dịu khi xe di chuyển trên đường không bằng phẳng Tải trọng động sinh ra khi xe chạy sẽ gây ra va đập mạnh giữa phần không treo và phần treo, làm giảm sự thoải mái trong chuyển động Ngoài ra, những va chạm mạnh của bánh xe với mặt đường cũng sẽ ảnh hưởng xấu đến sự tiếp xúc của bánh xe với bề mặt đường.
1.2.2.2 Hệ thống treo độc lập
Hình 1.6 Hệ thống treo độc lập
Lựa chọn phương án
1.3.1 Giới thiệu xe cơ sở
Giới thiệu về xe Honda Jazz 2018
Honda Jazz 2018 đã chính thức ra mắt tại thị trường Việt Nam trong Triển lãm Ôtô VMS 2017 vào tháng 8/2017 Mẫu xe này được nhập khẩu nguyên chiếc từ Thái Lan với ba phiên bản: 1.5V, 1.5VX và 1.5RS Đây là phiên bản nâng cấp facelift của thế hệ thứ 3 Honda Jazz, cũng vừa được giới thiệu tại một số thị trường Đông Nam Á như Thái Lan, Indonesia và Malaysia.
Một số hình ảnh về xe Honda Jazz 2018:
Thông số xe Honda Jazz 2018
Bảng 1.1 Thông số xe Honda Jazz 2018
STT Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Trọng lượng toàn xe khi không tải
2 Trọng lượng toàn xe khi đầy tải
3 Trọng lượng td lên cầu trước khi không tải
4 Trọng lượng td lên cầu trước khi đầy tải
5 Trọng lượng td lên cầu sau khi không tải
6 Trọng lượng td lên cầu sau khi đầy tải
7 Chiều dài cơ sở L 2230 mm
8 Dài x Rộng x Cao LoxBoxHo 3099x1325x1652 mm
11 Khoảng sáng gầm xe 180 mm
1.3.2 Phân tích lựa chọn phương án
- Hệ thống treo độc lập được sử dụng chủ yếu ở cầu trước các ôtô du lịch
+ Cho phép tăng độ võng tĩnh và động của hệ thống treo, nhờ đó tăng được độ êm dịu chuyển động
+ Giảm được hiện tượng dao động các bánh xe dẫn hướng do hiệu ứng mô men con quay
+ Tăng được khả năng bám đường, do đó tăng được tính điều khiển và ổn định của xe
Nhược điểm của nó là:
Hệ thống treo phụ thuộc thường được sử dụng ở cầu sau của ôtô du lịch hiện đại do tính phức tạp và chi phí cao của hệ thống treo độc lập ở các cầu chủ động Chỉ những ôtô có tính cơ động cao mới áp dụng hệ thống treo độc lập ở cầu chủ động.
+ Với cơ sở phân tích trên, cùng với đặc điểm, mục đích sử dụng của xe thiết kế ta tính chọn hệ thống treo độc lập trước và sau
* Các bộ phận của hệ thống treo:
Lò xo trụ có thiết kế đơn giản và kích thước nhỏ gọn, dễ dàng bố trí trong nhiều ứng dụng Tuy nhiên, lò xo này chỉ có thể tiếp nhận lực theo phương thẳng đứng và cần có bộ phận hướng riêng để hoạt động hiệu quả.
Bộ phận đàn hồi loại nhíp lá có kết cấu đơn giản, dễ bảo trì và sửa chữa, đồng thời có thể thực hiện chức năng của bộ phận hướng Tuy nhiên, nó cũng có một số nhược điểm như trọng lượng lớn, tiêu tốn nhiều kim loại hơn so với các loại đàn hồi kim loại khác và thời gian sử dụng ngắn do ma sát.
+ Hệ thống treo trước, sau: chọn bộ phận đàn hồi loại lò xo trụ
Chọn bộ phận đàn hồi phụ cho hệ thống treo bằng ụ hạn chế cao su bền, không cần bảo trì và có trọng lượng nhẹ Mặc dù có đường đặc tính phù hợp, nhưng cao su có thể gặp vấn đề như biến dạng thừa khi chịu tải trọng kéo dài và thay đổi, đồng thời cũng bị hoá cứng khi nhiệt độ giảm.
Để đảm bảo hiệu suất và yêu cầu êm dịu cho xe thiết kế, chúng tôi đã chọn bộ phận giảm chấn thuỷ lực dạng ống, hoạt động hai chiều và có van giảm tải, áp dụng cho cả hệ thống treo trước và sau.
Hệ thống treo trước là một hệ thống treo độc lập, bao gồm nhiều loại như một đòn, hai đòn chiều dài bằng nhau, hai đòn chiều dài khác nhau, đòn ống (Macpherson) và loại nến Trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào loại đòn ống, một biến thể của hai đòn chiều dài khác nhau, với chiều dài đòn trên bằng không Cấu trúc này sử dụng trụ quay đứng và thanh nối hai đòn được thiết kế dưới dạng ống lồng, có khả năng điều chỉnh độ dài để đảm bảo hiệu suất động học của bánh xe.
Đặc điểm này cho phép tích hợp giảm chấn hoặc phần tử đàn hồi thủy khí vào kết cấu trụ quay đứng hoặc thanh nối, từ đó đơn giản hóa cấu trúc, giảm số lượng khâu khớp, đồng thời giảm khối lượng và không gian cần thiết cho hệ thống treo.
Kết cấu này có nhược điểm là yêu cầu chất lượng chế tạo ống trượt cao, đồng thời các thông số động học kém hơn so với loại hai đòn có chiều dài khác nhau.
Vậy lựa chọn hệ thống treo độc lập kiểu Mc.pherson cho cầu trước
Sau khi phân tích ưu và nhược điểm của các loại hệ thống treo, hệ thống treo độc lập kiểu đòn chéo được coi là lựa chọn hợp lý nhất cho xe mini 4 chỗ.
Vì vậy ta chọn hệ thống treo sau kiểu độc lập đòn chéo
Với tổng quan về hệ thống treo đã đạt được các yêu cầu:
- Đã nêu được công dụng, yêu cầu, phân loại được các hệ thống treo
- Đã nêu được kết cấu chung của hệ thống treo
- Lựa chọn được phương án tính toán kiểm nghiệm trên xe cơ sở.
TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỂM HỆ THỐNG TREO
Xác định độ biến dạng và tải trọng
Bảng 2.1 Các thông số cơ bản:
STT Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Trọng lượng toàn xe khi không tải
2 Trọng lượng toàn xe khi đầy tải GT 840 Kg
3 Trọng lượng đặt lên cầu trước khi không tải
4 Trọng lượng đặt lên cầu trước khi đầy tải
5 Trọng lượng đặt lên cầu sau khi không tải
6 Trọng lượng đăt lên cầu sau khi đầy tải
7 Chiều dài cơ sở Lo 2230 mm
8 Dài x Rộng x Cao L xB xH 3099x1325x1652 mm
11 Khoảng sáng gầm xe 180 mm
Kí hiệu lốp 135/70-R12 thể hiện đặc tính đàn hồi, liên quan đến phản lực pháp tuyến (Z) tác động lên bánh xe và độ biến dạng của hệ thống treo (f) đo tại trục bánh xe, được mô tả qua hàm Z = g(f) Đặc tính đàn hồi thường được xây dựng dựa trên giả thiết nhất định.
Bỏ qua ma sát và khối lượng của phần không được treo; nếu có dữ liệu về khối lượng này, có thể trừ nó ra khi tính toán phản lực Z.
Xem như đặc tính có dạng tuyến tính
- Đặc tính đàn hồi yêu cầu của hệ thống treo phải đi qua hai điểm: A(ft ,
Zt), B(fđ , Zđ), trong đó:
Zt: tải trọng tĩnh tác dụng tại bánh xe gây ra biến dạng ft ft: biến dạng tĩnh của hệ thống treo đo tại trục bánh xe
Zđ: tải trọng động tác dụng lên bánh xe gây ra biến dạng fđ fđ: biến dạng thêm của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động
Hình 2.1 Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo
2.1.1 Độ biến dạng và tải trọng tác dụng lên hệ thống treo trước Để xây dựng đặc tính đàn hồi yêu cầu của hệ thống treo, trước tiên ta xác định hai điểm A(ft , Zt), B(fđ , Zđ)
-Xác định Ztt, ta có:
Tải trọng tác dụng ôtô đầy tải : G = Gt1- Gkt [kg]
Gt1: trọng lượng toàn bộ phân bố lên cầu trước
Gkt: trọng lượng phần không được treo ở cầu trước [kg]
Với: Gkt= Gct+ 2.Gbx [kg]
Gct: trọng lượng của cầu trước [kg], f đ f t f đd f hc t f cs t f hcd
C Đi ể m t ự a c ủ a ụ cao su dư ớ i Đi ể m t ự a c ủ a ụ cao su t rên
Gbx: trọng lượng của bánh xe [kg]
Do đó ta được: G = Gt1- (Gct+ 2.Gbx)
Biến dạng tĩnh của hệ thống treo tại trục bánh xe ft được xác định dựa trên tiêu chuẩn độ êm dịu, với giá trị ftt cho xe du lịch nằm trong khoảng 15 đến 25 cm.
Mặt khác ta có:ftt = (300/n) 2 n - số dao động trong 1 phút với ft(cm)
Xe du lịch có n= 6090, ta chọn n = 70 Do đó ta có ftt= 180 mm
- Xác định Zđt: Tải trọng động của xe tác dụng lên hệ thống treo được xác định:
Hệ số tải trọng động (kđ) có giá trị từ 1,75 đến 2,5 Đối với xe chở khách, kđ thường nằm ở giới hạn nhỏ, trong khi xe tải có kđ ở giới hạn lớn hơn Do đó, chúng ta chọn kđ là 1,75.
Vậy: Zđt = kđ.Ztt =1,75.176,5 = 309 (kg)
Biến dạng thêm của hệ thống treo dưới tác dụng của tải trọng động fđ cần đạt mức đủ lớn để ngăn chặn va đập liên tục giữa thùng xe và ụ hạn chế Tuy nhiên, fđ không được quá lớn, vì điều này có thể làm giảm tính ổn định của ôtô, làm phức tạp việc truyền động lái, và tăng yêu cầu đối với bộ phận hướng, đồng thời thay đổi khoảng sáng gầm xe đối với hệ thống treo độc lập.
Theo kinh nghiệm thì xe du lịch có:fđt= 0,8.ftt
Sử dụng ụ cao su hạn chế hành trình fđ, cao su có đặc tính đàn hồi gần tuyến tính Bộ phận đàn hồi chạm vào ụ cao su khi Z = Zmax
-Xác định fcs: xe concó: fcs= (0,350,4).fđ [mm] fcs - biến dạng của cao su [mm]
Ta có : fcst = (0,30,4).fđt = (0,30,4).144 = 43.257.6 (mm) Chọn fcst 50 (mm) Ụ cao su có chiều cao hcs , ta có: h cs f cs
3 cst h [mm] chọn hcst= 75 (mm)
2.1.2 Độ biến dạng và tải trọng tác dụng lên hệ thống treo sau
Ta có: G = Gas- (Gcs+ 2.Gbx)F2 - 30 = 432(Kg)
Để giảm thiểu dao động lắc dọc kiểu ngựa phi của ôtô, cần xác định tỷ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước một cách phù hợp Đối với xe du lịch, tỷ số này cần được thiết lập theo các tiêu chuẩn nhất định để đảm bảo sự ổn định và an toàn khi di chuyển.
Trong đó: fts: độ võng tĩnh của hệ thống treo sau [mm] ftt: độ võng tĩnh của hệ thống treo trước [mm]
Vậy f ts (0,80,9).f tt = (0,80,9).180 = 144162Chọn fts4 mm
- Xác định Zđs: ta có: Zđs= kđ.Zts=1,75.216 = 378 (Kg)
- Xác định fđs: ta có: fđs = 0,8.fts = 0,8.144 = 115 (mm)
- Xác định fcss: ta có:fcss=(0,350,4).115 = 40,2546(mm)
Chiều cao ụ cao su sau có giá trị: hcss
Tính toán phần tử đàn hồi
2.2.1 Tính toán phần tử đàn hồi hệ thống treo trước
Để xác định kích thước và đường kính của lò xo, trước tiên cần tính toán lực tác dụng lên lò xo (Zlx), độ võng tĩnh (ft) và độ võng động (fd) khi lò xo chịu tải trọng tĩnh Từ những thông số này, có thể tính toán các kích thước còn lại dựa trên ứng suất tác dụng lên lò xo.
Tải trọng tĩnh tác dụng lên mỗi bánh xe:
-Tính các kích thước của lò xo :
Trong đó: D – Đường kính trung bình của lò xo d – Đường kính dây lò xo
Tỷ số a được lấy trong khoảng :[4÷10] Ta chọn: a = 10
-Tính đường kính dây lò xo (d):
Từ phương trình ứng suất tiếp lớn nhất trong lò xo, ta có :
Bảng 2.2 Các thông số ban đầu của hệ thống treo trước:
Stt Thông số Giá trị Đơn vị
- Zlx – Lực tác dụng lên lò xo
- K – Hệ số tính đến sự tăng ứng suất ở bề mặt trong của lò xo Hệ số này tăng khi giảm tỷ số D/d và được xác định như sau:
Vật liệu chế tạo lò xo cho hệ thống treo thường tương tự như vật liệu làm nhíp, bao gồm các loại như 55 C (55MnSi), 50 C2 (50Si2) và 60 C2 (60Si2) Những vật liệu này có ứng suất cho phép trong khoảng 800 đến 1000 MPa khi chịu biến dạng cực đại Chúng ta chọn ứng suất cho phép của vật liệu là 800 MPa, tương đương với 8.10^8 Pa.
Vậy ta có: max 8.10 8 [Pa]
8 aKZ lx d Thay số ta được:
- Tính đường kính trung bình của lò xo (D):
- Tính độ cứng của lò xo (Clx):
- Tính số vòng làm việc (n) và số vòng toàn bộ (nlx) của lò xo, ta có:
(G – Mô đun đàn hồi xoắn: G = 7,8.10 4 MPa = 7,8.10 10 Pa)
Thay số vào ta có:
Từ đó ta có số vòng toàn bộ của lò xo:
- Chiều dài nhỏ nhất của lò xo khi ụ cao su chịu tải trọng động:
Với: là khe hở nhỏ nhất của dây lò xo khi chịu tải
Thường = 1 - 2 [mm], ta chọn: = 1,5 mm
- Chiều dài của lò xo khi chịu tải trọng tĩnh (Lt):
Ta có:Lt= Lmin + fdlx
- Chiều dài ban đầu của lò xo (L):
- Bước xoắn của lò xo (t):
2.2.2 Tính toán hệ thống treo sau
Tính toán tương tự như hệ thống treo trước, ta chỉ xét và tính toán cho trường hợp xe đầy tải
Bảng 2.3 Các thông số ban đầu của hệ thống treo sau:
Stt Thông số Giá trị Đơn vị
- Tính lực tác dụng và độ biến dạng của lò xo
Lực tác dụng lên mỗi lò xo:
Z (N) Độ biến dạng tĩnh của lò xo:
144 cm f f tlx t Độ biến dạng động của lò xo:
- Tính các kích thước lò xo
Trong đó:D – Đường kính trung bình của lò xo d – Đường kính dây lò xo
Tỷ số a được lấy trong khoảng (4 9) Ta chọn: a = 7,5
- Tính đường kính dây lò xo (d):
Từ phương trình ứng suất lớn nhất trong lò xo ta có: max 3
Zlx – Lực tác dụng lên lò xo
K – Hệ số tính đến sự tăng ứng suất ở bề mặt trong của lò xo Hệ số này tăng khi giảm tỷ số D/d và được xác định theo công thức:
K a == > K = 1,185 Ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo lò xo nằm trong khoảng:
8001000 MPa khi lò xo chịu biến dạng cực đại Ta chọn ứng suất cho phép của vật liệu là 900 Mpa = 9.10 8 Pa
Vậy ta có: max 9.10 8 [Pa]
8 aKZ lx d Thay số ta được:
- Tính đường kính trung bình của lò xo (D):
- Tính độ cứng của lò xo (C lx ):
- Tính số vòng làm việc (n) và số vòng toàn bộ (n lx ) của lò xo:
(G – Mô đun đàn hồi xoắn: G = 7,8.10 4 MPa = 7,8.10 10 Pa)
Thay số vào ta có:
Từ đó ta có số vòng toàn bộ của lò xo:
- Chiều dài nhỏ nhất của lò xo khi ụ cao su chịu tải trọng động:
- là khe hở nhỏ nhất của dây lò xo khi chịu tải Chọn: = 1,5 mm
- Chiều dài của lò xo khi chịu tải trọng tĩnh (L t ):
Ta có:Lt= Lmin + fdlx
Thay số vào ta có:Lt = 0,065 + 0,065 = 0,13 [m]
- Chiều dài ban đầu của lò xo (L):
- Bước xoắn của lò xo (t):
Tính toán giảm chấn
Để đảm bảo sự êm ái khi xe di chuyển trên đường, ô tô thường được trang bị các bộ phận giảm chấn Các bộ phận này có tác dụng dập tắt nhanh chóng các dao động tần số cao, giúp tránh tình trạng lắc lư của thùng xe khi di chuyển qua những đoạn đường gồ ghề và hạn chế lực tác động lên thùng xe.
Hiện nay, có nhiều loại giảm chấn như giảm chấn cơ khí, giảm chấn loại đòn và các loại giảm chấn thuỷ lực dạng ống, bao gồm loại 1 ống, loại 2 ống lồng vào nhau, loại có van giảm tải và loại không có van giảm tải Tuy nhiên, giảm chấn loại đòn ít được sử dụng do kích thước lớn, cồng kềnh và tuổi thọ ngắn khi làm việc với áp suất cao Đối với xe con, loại giảm chấn thuỷ lực dạng ống là sự lựa chọn tối ưu.
Tính toán bộ phận giảm chấn gồm các bước như sau:
+ Xây dựng đặc tính yêu cầu của giảm chấn
+ Xác định các kích thước cơ bản của giảm chấn
+ Xác định tiết diện thông qua các van
+ Tính toán nhiệt của giảm chấn
2.3.1 Tính toán giảm chấn của hệ thống treo trước
Đặc tính yêu cầu của giảm chấn được xác định qua mối quan hệ giữa lực cản và tốc độ piston Đường biểu diễn này cho thấy sự tương tác giữa hai yếu tố, giúp hiểu rõ hơn về hiệu suất của giảm chấn trong các ứng dụng khác nhau.
Quan hệ giữa lực cản giảm chấn (Pg) và tốc độ dịch chuyển của piston giảm chấn (Vg) được xác định như sau:
Kgn, Kgt: hệ số cản giảm chấn ở hành trình nén và trả,
Vận tốc của piston giảm chấn (Vg) và độ dịch chuyển của piston (z) là những yếu tố quan trọng trong hệ thống giảm chấn Hệ số m, có giá trị phụ thuộc vào kích thước lỗ tiết lưu, độ nhớt của chất lỏng và cấu trúc các van, thường nằm trong khoảng từ 1,0 đến 2,0 Trong tính toán, ta thường giả định m gần đúng bằng 1 Đặc tính giảm chấn thường là phi tuyến, nhưng khi chọn m = 1, đặc tính này trở thành tuyến tính.
Để xây dựng đường đặc tính giảm chấn của hệ thống treo, cần xác định các điểm a, b, c, d, e, f cùng với các hệ số cản Kgn, K’gn, Kgt, K’gt Các điểm a và d tương ứng với thời điểm van giảm tải mở, thường được chọn khi piston đạt tốc độ khoảng 30 cm/s Tại thời điểm này, các hệ số cản K’gn và K’gt giảm, dẫn đến hạn chế áp suất cực đại của chất lỏng và cường độ tăng lực cản Các giá trị K’gn và K’gt được xác định dựa trên tải trọng lớn nhất tác động lên piston và tốc độ dịch chuyển lớn nhất Vgmax trong khoảng 50 đến 60 cm/s Từ đó, có thể xác định tung độ các điểm a, b, c, d, e, f và tung độ các điểm b, e Để xác định tung độ của các điểm a và d, cần tính toán các hệ số cản Kgn và Kgt của giảm chấn.
Kgn và Kgt được thiết kế dựa trên điều kiện êm dịu, thông qua hệ số cản K của hệ thống treo, phản ánh hệ số cản của giảm chấn tại trục bánh xe Hệ số này được xác định theo hệ số tắt dần Kngh, với Kngh được tính toán dựa trên các thông số cụ thể.
Trong đó: C: độ cứng của hệ thống treo, t o f
M: Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo g
Trong đó:Go:Trọng lượng phần được treo ft: Độ võng tĩnh của hệ thống treo
Nếu K Kngh chuyển động của phần được treo sẽ dập tắt rất đột ngột gây gia tốc và gây tải trọng động, ta nên tránh trường hợp này
Nếu hệ số K nhỏ, dao động sẽ kéo dài và tắt lâu hơn, điều này không phải là một tình huống tốt Để đánh giá khả năng dập tắt dao động, người ta sử dụng hệ số dập tắt dao động tương đối .
Biết được K tuỳ thuộc vào dạng bộ phận hướng và cách lắp đặt giảm chấn ta sẽ tính được Kg cần thiết của giảm chấn Một cách tổng quát:
Hệ số phụ thuộc vào loại và cách lắp đặt giảm chấn liên quan đến trục bánh xe Đối với kiểu bố trí giảm chấn theo phương thẳng đứng lệch góc 15 độ, theo kinh nghiệm, ta chọn = 2,69.
- Lực cản Pg của giảm chấn: ta có : Pgn= 231,7.0,3 = 69,5 (N)
Hệ số cản K'gn trong hành trình nén và K'gt trong hành trình trả của van giảm tải khi mở cho thấy tác động của lực Pg lên Piston giảm chấn Lực này đạt giá trị lớn nhất khi vận tốc của Piston tối đa.
Vgmax = 50cm/s) Để xác định K'gn ,K'gt ta cần xác định các thông số của giảm chấn: d ngc d c d p
Hình 2.3 Các thông số của giảm chấn
* Xác định các thông số của giảm chấn:
- Đường kính Piston giảm chấn:
Ta có : dc=(0,40,5)dp =(0,40,5).40 = 1620 (mm)
- Chiều dài kết cấu giảm chấn (Phần chứa dầu):
Chọn lg = 240 (mm) Đường kính ngoài cùng của giảm chấn dngc [mm] : mm d d ngc p 2 t 402.550
t: Chiều dày thành giảm chấn, chọn t= 5 mm Để đảm bảo điều kiện làm việc an toàn của giảm chấn khi chịu lực
Áp suất chất lỏng trong giảm chấn Pgmax không được vượt quá giới hạn cho phép từ 2,5 đến 5 MPa Đối với xe thiết kế là xe con, chúng ta chọn pmax là 2,5 MPa cho cả hành trình nén và trả.
- Đối với hành trình trả ta có : g g gt gt gt V V
Với:Pgtmax= pmax.(Fp - Fc) (N)
Đối với hành trình nén ta tính giá trị K'gn như sau:
Trong đó: Vgmax là tốc độ của piston giảm chấn khi van giảm tải mở,
Từ các giá trị Pgnmax ,Pgtmax ,Pgn ,Pgt ,K'gt ,K'gn ,Kgt ,Kgn,Vgmax,Vg ta vẽ được đường đặc tính đàn hồi như hình 5.12:
* Xác định tiết diện lưu thông của các van giảm tải:
- Đối với hành trình trảta có : g p K f F t v g pt vt 2
Hình 2.4 Đặc tính giảm chấn của hệ thống treo trước
v: hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận chọn v = 0,7
= 910 Kg/m 3 : trọng lượng riêng của chất lỏng g = 9,81 m/s 2 : gia tốc trọng trường
Fp: diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn [m 2 ]
Kg: hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả
Pt : áp suất khoang giảm chấn ở hành trình trả
Đường kính lỗ van ở hành trình trả:
Đối với hành trình nén: g
v: hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận chọn v= 0,7
= 910 Kg/m 3 : trọng lượng riêng của chất lỏng g = 9,81 m/s 2 : gia tốc trọng trường
Fp: diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn ở hành trình nén [m 2 ]
Kg: hệ số cản của giảm chấn ở hành trình nén pn: áp suất trong khoang giảm chấn ở hành trình nén
* Tính toán nhiệt của giảm chấn:
Trong đó: Nt: Công suất tiêu thụ của giảm chấn, ta có:
Với Vg:Tốc độ của Piston giảm chấn,Vg 30 cm/s
t: Hệ số truyền nhiệt của giảm chấn ra không khí.Chọn t = 80
Sg: Diện tích ngoài cuả giảm chấn Sg được tính như sau:
S 2 [m 2 ] Với D = dngc= 19 (mm) ta được:
S g tm: Nhiệt độ môi trường, chọn tm = 27 0 C
Nhiệt độ này thỏa mãn, nhỏ hơn giá trị cho phép < 120 0
2.3.2 Tính toán giảm chấn của hệ thống treo sau
Tương tự như quá trình tính toán giảm chấn trước ta có quá trình tính toán giảm chấn sau như sau:
Đặc tính yêu cầu của giảm chấn được xây dựng dựa trên mối quan hệ giữa lực cản Pg và tốc độ piston Vg Mối quan hệ này thể hiện sự tương tác giữa lực cản của giảm chấn và tốc độ dịch chuyển của piston, từ đó giúp xác định hiệu suất và khả năng hoạt động của hệ thống giảm chấn.
Kgn, Kgt: hệ số cản giảm chấn ở hành trình nén và trả,
Vg: vận tốc của piston giảm chấn, z: Độ dịch chuyển của piston giảm chấn m: số mũ có giá trị phụ thuộc kích thước lỗ tiết lưu Chọn m =1
Như quá trình phân tích ở trên để xây dựng đường đặc tính ta cần tính:
- Hệ số tắt dần Kngh:
- Hệ số cản K của hệ thống treo: K K ngh
Trong đó: là hệ số dập tắt tương đối.Chọn = 0,15
Trong đó: - Hệ số quy dẫn hệ số cản của giảm chấn về trục bánh xe sin c g
Theo định luật bảo toàn công, ta có:
Trong đó : ZC: Lực cản dao động của hệ thống treo
VC:Tốc độ dao động tương đối giữa khung và vỏ
Pg:Lực cản tác dụng lên Piston giảm chấn
Vg:Tốc độ dịch chuyển tương đối của piston đối với xilanh
- Hệ số cản ở hành trình nén và trả:
-Lực cản Pg của giảm chấn ở hành trình nén và trả:
Hệ số cản K'gn và K'gt được xác định khi van giảm tải mở, với lực Pg tác dụng lên piston giảm chấn đạt giá trị lớn nhất và vận tốc piston tối đa Vgmax là 50cm/s Để tính toán các hệ số này, cần xác định các thông số liên quan đến giảm chấn.
* Xác định các thông số của giảm chấn
-Đường kính Piston giảm chấn: Đối với xe thiết kế ta chọn dp = 40 (mm)
-Đường kính cần Piston: dc = (0,40,5)dp =(0,40,5).40 (mm)
- Chiều dài kết cấu giảm chấn (phần chứa dầu):
Chọn lg = 80 (mm) Đường kính ngoài cùng của giảm chấn dngc
t: Chiều dày thành giảm chấn, chọn t= 5 mm Để đảm bảo điều kiện làm việc an toàn của giảm chấn khi chịu lực
Áp suất chất lỏng trong hệ thống giảm chấn Pgmax không được vượt quá giới hạn cho phép từ 2,5 đến 5 MPa Đối với các xe con, chúng ta chọn pmax là 2,5 MPa cho hành trình trả.
Với:Pgtmax = pmax.(Fp - Fc) [N]
376,85 K' gt 220 , 4 782,25 (N.s/m) Đối với hành trình nén ta tính giá trị K'gn được xác định như sau:
Vgmax là tốc độ của piston giảm chấn khi van giảm tải mở, Vgmax = 0,5 (m/s)
* Xác định tiết diện lưu thông của các van giảm tải
-Đối với hành trình trả:
v: hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận chọn v= 0,7
= 910 Kg/m 3 : trọng lượng riêng của chất lỏng g = 9,81 m/s 2 : gia tốc trọng trường
Fp: diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn [m 2 ]
Kgt: hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả
Pt :Áp suất trong khoang giảm chấn ở hành trình nén
- Đường kính lỗ van ở hành trình trả:
- Đối với hành trình nén: g
v: hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận chọn v= 0,7
= 910 Kg/m 3 : trọng lượng riêng của chất lỏng g = 9,81 m/s 2 : gia tốc trọng trường
Fp: diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn [m 2 ]
Kgn: hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả pn :Áp suất chất lỏng trong giảm chấn
- Đường kính lỗ van ở hành trình trả:
* Tính toán nhiệt của giảm chấn
Nt:Công suất tiêu thụ của giảm chấn, ta có:
Với: Vg: Tốc độ của Piston giảm chấn ,Vg 30 cm/s Chọn Vg = 30 cm/s
t: Hệ số truyền nhiêt của giảm chấn ra không khí Chọn t = 80
Sg: Diện tích ngoài cuả giảm chấn Sg được tính như sau:
Với D = dngc= 19 (mm) ta được:
S g tm : Nhiệt độ môi trường, chọn tm = 27 0 C
Nhiệt độ này thỏa mãn, nhỏ hơn giá trị cho phép < 120 0
Sơ đồ bố trí và kiểm nghiệm hệ thống treo trước Mc.Pherson
2.4.1 Kiểm tra sơ đồ động học:
Bảng 2.4 Thông số hình học:
1 Góc nghiêng ngang trụ đứng δ0 13 0 Độ
2 Góc nghiêng ngang bánh trước γ0 0 Độ
3 Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng r0 30 mm
4 Độ võng tĩnh ft 180 mm
5 Độ võng động fđ 144 mm
6 Độ võng tĩnh của hệ thống treo khi không tải f0t 146 mm
7 Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến đòn dưới kc 150 mm
8 Khoảng cách từ mặt đường tới tâm quay trụ đứng h02 900 mm
* Xây dựng họa đồ động học hệ thống treo Mc.Pherson (Hình 3.1):
- Kẻ đường nằm ngang dd để biểu diễn mặt phẳng đường
- Vẽ đường trục đối xứng của xe A0m, A0m vuông góc với dd tại A0
Trong các đoạn trên thì chiều các đoạn lấy hướng lên trên, còn đoạn
A3A4 mang dấu âm nên hướng xuống dưới
- Trên mặt phẳng đường A0d đặt: 0 0 740
Với B0 là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
- Tại B0 dựng Boz vuông góc với dd
- Trên đường A0Bo lấy ra phía trong đoạn A0B0 một đoạn:
- Tại C0 dựng đường C0n tạo với phương thẳng đứng một góc: δ0= 13 0
- Trên đường C0n tìm điểm O2 là điểm liên kết giảm chấn với tai xe, O2 cách mặt đường một đoạn là 900 mm
- Tại B dựng đường vuông góc với C0n, cắt C0n tại điểm C2
Vậy C2 là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng
- Trên C0n từ điểm C2 đặt phía dưới một đoạn: 2 1 150
C1C2 là khoảng cách từ tâm trục bánh xe tới khớp quay ngoài đòn ngang
C1 là vị trí khớp quay ngoài của đòn ngang ở vị trí không tải
Tại vị trí này tâm quay của đòn ngang phải cao hơn hoặc ngang bằng vị trí A4 trên đường A0m
Để xác định vị trí khớp trong của đòn ngang tại vị trí đầy tải, ta xem xét khi hệ thống treo đạt đến độ biến dạng lớn nhất Lúc này, nếu coi thùng xe đứng yên, bánh xe sẽ di chuyển tịnh tiến đến điểm B1.
Nếu coi khoảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
- Nối D0 với O2 thì D0O2 là đường tâm quay trụ xoay đứng khi ở trạng thái đầy tải(hệ thống treo biến dạng lớn nhất)
Trong quá trình bánh xe dịch chuyển khoảng cách C0C1 là không thay đổi Do đó trên đường D0O2 ta lấy đoạn: D D 0 1 C C o 1
D1 chính là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ở chế độ đầy tải
Như vậy C1 và D1 sẽ cùng nằm có tâm là khớp trụ trong O1 của đòn ngang, bán kính là chiều dài đòn ngang lđ (chưa biết)
Tâm khớp trụ trong O1 phải nằm trên đường trung trực của đoạn C1D1
- Xác định tâm O1 bằng cách:
+ Kẻđường kk là đường trung trực của đoạn C1D1
+ Từ A4 kẻ đường thẳng tt // dd
+tt cắt đường thẳng dd tại O1
- Xác định tâm quay tức thời P của bánh xe:
+ Từ O2 kẻ đường vuông góc với O2C0
+ Hai đường thẳng trên cắt nhau tại đâu thì chính là tâm P
- Xác định tâm quay tức thời S của cầu xe cũng như thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe
+PBo giao với Aom tại S
Đo khoảng cách C1O2 rồi nhân tỷ lệ ra thì ta được độ dài càng chữ A lđ= 370 mm
* Xây dựng họa đồ kiểm tra động học hệ thống treo Mc.Pherson:
Khi xác định độ dài đòn ngang Lđ, ta có thể xây dựng họa đồ thể hiện sự thay đổi góc nghiêng của giảm chấn và đòn ngang tương ứng với sự biến đổi độ võng của thân xe hoặc độ đi lên của bánh xe.
Hình 2.5 Họa đồ động học hệ thống treo Mc.Pherson
Hình 2.6 Họa đồ kiểm tra động học hệ thống treo Mc.Pherson
2.4.2 Các chế độ tải trọng: a, Trường hợp chỉ chịu tải trọng động (chỉ có lực Z, không có lực X và Y)
Trong đó:kđ: hệ số tải trọng động (kđ = 1,8-2,5)
Ztt: tải trọng thẳng đứng tính cho một bên bánh xe
Hình 2.7 Sơ đồ lực trong trường hợp chịu tải trọng động
- Phản lực Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
ZAB cân bằng với Zlx: Zlx = 3780.cos13 = 3683 (N)
- Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:Z A Z AB Z lx 3683( )N
- Lực Z gây ra lực ngang ZY và MZ:
Z- Tải trọng động thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe ro- Bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng (ro=0,03 m)
ZAB- Lực dọc theo phương trụ đứng
ZY- Lực ngang tác dụng lên bánh xe δ- Góc nghiêng ngang trụ đứng (δ= 13 o )
- Mz tạo nên 2 phản lực ở A và B là: AMz và BMz
- ZY gây nên hai phản lực là AZY và BZY:
C B B N m= 343 mm; n= 75 mm; rbx= 247 mm b, Trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại (chỉ có lực X và Z, không có lực Y)
Ztt: tải trọng thẳng đứng tính cho một bên bánh xe mp: hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp
G1T: trọng lượng tĩnh đặt lên cầu trước (khi đầy tải)
Xmax: lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh với mặt đường φ: hệ số bám dọc (φ= 0,75)
Hình 2.8 Sơ đồ lực trong trường hợp chịu lực phanh cực đại
- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực tác dụng như phần trên
- Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trụ đứng AB như hình vẽ trên
- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và Mx:
+ Lực X0 gây nên các phản lực tại A và B là Ax và Bx:
Do mô men 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:
Trong đó: ls là chiều dài đòn ngang lái
Chọn: s= m; t= n; và tỷ số truyền 30 0, 75
Trong đó: s,t: là kích thước để lắp đòn ngang
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng: Ở đầu A:
Theo phương Y: A MZ A ZY A S 412 267 46 633( )N Ở đầu B:
CX gây nên các thành phần phản 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 chỉ chịu lực bên cực đại (chỉ có lực Y và Z, không có lực X)
Trong đó:B- Chiều rộng vết bánh xe (B= 1,54 mm) hg: chiều cao trọng tâm xe (hg= 0,5 m) φy: hệ số bám ngang (φy= 1)
Hình 2.9 Sơ đồ lực trong trường hợp chịu lực bên cực đại
- Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực khác tương tự như ở trên
- Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ trên
- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY và BY
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Các lực tác dụng lên đòn ngang:
2.4.3 Kiểm tra bền các cụm chi tiết: a Kiểm bền đòn ngang: Đòn ngang có cấu trúc hình chữ A, được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ, đầu ngoài bắt với cam quay bằng Rô-tuyn Trạng thái chịu lực chủ yếu là kéo, nén, uốn
Khi kiểm bền đòn ngang được chia thành 3 trường hợp như sau:
- Trường hợp 1: chỉ chịu tải trọng động (chỉ có lực Z, không có lực X và Y)
- Trường hợp 2: chỉ chịu lực phanh cực đại (chỉ có lực X và Z, không có lực Y)
- Trường hợp 3: chỉ chịu lực bên cực đại (chỉ có lực Y và Z, không có lực X)
- Chiều dài đòn ngang: Lđ= 370 mm
- Khoảng cách 2 lớp bản lề trong của càng chữ A tới khớp cầu: d1, d2 d1= 110 mm; d2= 170 mm
- Vật liệu làm đòn ngang: AlZnMgCu1,2F50
- Mặt cắt 1-1 là mặt cắt nguy hiểm
Hình 2.10 Đòn ngang cấu trúc hình chữ A
* Trường hợp 1: chỉ chịu tải trọng động:
F C N F Z N Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc:
- FZ đóng vai trò lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy
Hình 2.11 Sơ đồ lực tác dụng lên đòn ngang khi chịu tải trọng động
- Ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức: ax
S: diện tích tiết diện S= 40.60= 2400 (mm 2 )
Thay vào ta có: ax 3 3683 2,3( / 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
; với n=1,5 là hệ số an toàn
Vậy đòn ngang dưới thỏa mãn điều kiện bền về mặt cắt
Thành phần FZ tạo ra mômen uốn dọc lớn nhất tại điểm kết nối của đòn ngang với khung xe Tại khớp nối trụ, mômen uốn tại tâm khớp sẽ bằng 0 Để kiểm tra, ta xem xét mặt cắt gần đó, trong đó ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức.
Mu: mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx: mô men quan tính của mặt cắt ngang y: là tung độ của điểm đang xét đến trục trung hòa l: khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
nênthỏa mãn điều kiện bền uốn
- Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
S , với vật liệu làm đòn ngang AlZnMgCu1,2F50 ta có:
Vậy thỏa mãn điều kiện bền
* Trường hợp 2: chỉ chịu lực kéo hoặc lực phanh cực đại
Hình 2.12 Sơ đồ lực tác dụng lên đòn ngang khi chịu lực kéo, phanh cực đại
- FZ đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng zoy
- Ứng suất tiếp max: ax
S: diện tích tiết diện S= 40.60= 2400 (mm 2 )
Thay vào ta có: ax 3 3683 2,3( / 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
Với n=1,5 là hệ số an toàn Vậy đòn ngang dưới thỏa mãn điều kiện bền về mặt cắt
- FZ gây ra uốn dọc: tương tự như trường hợp 1 ta có
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
- Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm:
Vậy thỏa mãn điều kiện bền
- Thành phần FX gây ra lực cắt và mô men uốn ngang trong mặt phẳng xoy
+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức: ax
S: diện tích tiết diện S= 40.60= 2400 (mm 2 )
Thay vào ta có: ax 3 1927 1, 21( / 2 )
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
; với n=1,5 là hệ số an toàn
+ FX gây ra mô men uốn ngang: u ' u u x
Mu: mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx: mô men quan tính của mặt cắt ngang y: là tung độ của điểm đang xét đến trục trung hòa l: khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt
Thay các giá trị trên vào công thức ta có:
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 ta có:
nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
* Trường hợp 3: chỉ chịu lực bên cực đại:
Hình 2.13 Sơ đồ chịu lực đòn ngang khi chịu lực bên cực đại
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta sẽ thu được kết quả: tt b
+ Thành phần FY gây ra nén đúng tâm:
thỏa mãn điều kiện bền nén
- Ngoài ra đòn A còn chịu nén đúng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra điều kiện ổn định:
+ Kiểm tra hệ số ổn định của càng A: 0 lim 0 max n n P n
n 0 2 3hệ 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 ( Jx tương ứng với Jlim) μ: hệ số phụ thuộc vào liên kết μ= 0,5 l: chiều dài của càng (l=lđG0 mm)
Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định
Với mục tính toán kiểm nghiệm hệ thống treo đã đạt được các yêu cầu:
- Xác định được độ biến dạng và tải trọng lên hệ thống treo
- Tính toán phần tử đàn hồi lên hệ thống treo
- Tính toán giảm chấn của hệ thống treo
- Sơ đồ bố trí và kiểm nghiệm hệ thống treo trước Mc.Pherson.
