Thiết kế hệ thống treo xe con

Thiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con Thiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe conThiết kế hệ thống treo xe con

CHƯƠNG 1 TÌM HIỂU VỀ HỆ THỐNG TREO

1.1 Công dụng, yêu cầu của hệ thống treo

a Công dụng

HTT thực hiện những nhiệm vụ cơ bản sau:

- Liên kết mềm giữa bánh xe và khung xe, làm giảm tải trọng động thẳng đứng tác động lên thân xe và đảm bảo bánh xe lăn êm trên nền đường

- Truyền lực từ bánh xe lên thân xe và ngược lại, để xe có thể chuyển động, đồng thời đảm bảo sự chuyển dịch hợp lý vị trí của bánh xe so với thùng xe

- Dập tắt nhanh các dao động của mặt đường tác động lên thân xe

b Yêu cầu:

Sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần thiết phải mềm, nhưng cũng phải đủ khả năng để truyền lực Quan hệ này thể hiện ở các yêu cầu chính được tóm tắt như sau:

- Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kĩ thuật của

xe như chạy trên đường tốt hoặc xe có khả năng chạy trên nhiều loại địa hình khác nhau

- Bánh xe có khả năng chuyển dịch trong một giới hạn không gian hạn chế

- Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lý thỏa mãn mục đích chính của hệ thống treo là làm mềm theo phương thẳng đứng nhưng không phá hỏng các quan hệ động học và động lực học của chuyển động bánh 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, rong điều kiện sử dụng phù hợp với tính năng kỹ thuật, không hư hỏng bất thường

*) Đối với ô tô con còn được chú ý thêm các yêu cầu sau:

- Giá thành thấp và mức độ phức tạp của kết cấu không quá lớn

- Có khả năng chống rung và chống ồn truyền từ bánh xe lên thùng , vỏ tốt

- Đảm bảo tính điều khiển và ổn định chuyển động của ô tô ở tốc độ cao

1.2 Các bộ phận cơ bản trên hệ thống treo

1.2.1 Bộ phận đàn hồi

Chức năng: Là bộ phận nối mềm giữa bánh xe và thùng xe, làm giảm nhẹ các tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung, đảm bảo độ êm dịu cần thiết khi di chuyển nhằm biến đổi tần số dao động cho phù hợp với cơ thể con người (khoảng

60 – 90 lần/ph) Bộ phận đàn hồi có thể bố trí khác nhau trên xe nhưng nó cho phép bánh xe có thể dịch chuyển theo phương thẳng đứng

Bộ phận đàn hồi có các phần tử đàn hồi thường gặp là:

● Nhíp

Bó nhíp được làm từ các lá thép cong, gọi là lá nhíp, sắp xếp lại với nhau theo thứ tự từ ngắn đến dài Đặc tính làm việc của nhíp là khi tải trọng tác dụng lên nhíp tăng thì biến dạng của nhíp cũng tăng theo quy luật tuyến tính Trong hệ thống treo

nó không chỉ có nhiệm vụ làm êm dịu chuyển động mà còn đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng và ma sát giữa các lá nhíp góp phần làm tắt dao động

nên chiều cao trọng tâm xe sẽ lớn ảnh hưởng đến tốc độ và sự ổn định khi xe chuyển động, mặt khác vết bánh sẽ thay đổi khi một bánh bị nâng lên làm phát sinh lực ngang

và tính chất bám đường kém và dễ bị trượt ngang

● Lò xo

Bao gồm các dạng là lò xo xoắn ốc, lò xo côn và lò xo trụ Do lò xo trụ có đường kính vòng ngoài không đổi nên biến dạng của nó sẽ thay đổi tỷ lệ thuận với lực tác dụng, còn đối với lò côn hay lò xo xoắn ốc thì khi tải nhẹ đầu lò xo sẽ bị nén lại và hấp thụ năng lượng va đập, còn phần giữa lò xo có độ cứng lớn hơn sẽ đủ cứng để chịu tải lớn

Lò xo có các đặc điểm chính sau:

♦ Ưu điểm:

- Kết cấu rất gọn gàng nhất là khi được bố trí lồng vào giảm chấn

- Nếu cùng độ cứng và độ bền với nhíp thì lò xo trụ có khối lượng nhỏ hơn nhíp và tuổi thọ cao hơn nhíp, kết cấu gọn nên tiết kiệm không gian và cho phép hạ thấp trọng tâm xe nhằm nâng cao tốc độ

♦ Nhược điểm:

- Khi làm việc ở giữa các vòng lò xo không có nội ma sát như nhíp nên thường phải bố trí thêm giảm chấn kèm theo để dập tắt nhanh dao động

- Do lò xo chỉ làm nhiệm vụ đàn hồi, còn nhiệm vụ dẫn hướng và giảm chấn

do các bộ phận khác đảm nhận nên với hệ thống treo dùng lò xo trụ thì có kết cấu phức tạp hơn do nó còn phải bố trí thêm hệ thống đòn dẫn hướng để dẫn hướng cho bánh xe và truyền lực kéo hay lực phanh

● Thanh xoắn

Thanh xoắn là một thanh bằng thép lò xo, dùng tính đàn hồi xoắn của nó để cản lại sự dao động Một đầu thanh xoắn được ngàm vào khung hay một dầm nào đó của xe, đầu kia gắn vào kết cấu chịu tải xoắn của hệ thống treo Trên một số ô tô để dành chỗ cho việc lắp bán trục cầu chủ động người ta dùng thanh xoắn thường được gây tải trước (có ứng suất dư) do đó nó chỉ thích hợp cho một chiều làm việc Trên các thanh xoắn ở hai phía đều phải đánh dấu để tránh nhầm lẫn khi lắp ráp

Sử dụng thanh xoắn có các đặc điểm sau:

+ Chiếm ít không gian, có thể bố trí để điều chỉnh chiều cao thân xe

+ Trọng lượng nhỏ, Đơn giản, gọn, giá thành rẻ và dễ chế tạo

+ Thanh xoắn không có nội ma sát nên thường phải lắp kèm giảm chấn để dập tắt nhanh dao động

● Phần tử đàn hồi loại khí

Phần tử đàn hồi sử dụng đệm khí dựa trên nguyên tắc không khí có tính đàn hồi khi bị nén Hệ thống treo loại khí được sử dụng tốt ở các ôtô có trọng lượng phần lớn được thay đổi khá lớn như ở ôtô trở khách, ô tô vận tải và đoàn xe

Hình 1.2- Bộ phận đàn hồi loại khí

Loại này có thể tự động thay đổi độ cứng của hệ thống treo bằng cách thay đổi

áp suất không khí bên trong phần tử đàn hồi Giảm độ cứng của hệ thống treo sẽ làm

cho độ êm dịu chuyển động tốt hơn

Hệ thống treo khí không có ma sát trong phần tử đàn hồi, trọng lượng nhỏ và giảm được chấn động cũng như giảm được tiếng ồn từ bánh xe truyền lên buồng lái

và hành khách Nhưng hệ thống này có kết cấu phức tạp hơn vì phải có bộ phận dẫn hướng riêng và trang thiết bị cung cấp khí, bộ điều chỉnh áp suất, lọc, các van

v điều chỉnh độ cứng một cách chủ động

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 Đồng thời 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

1.2.2 Bộ phận giảm chấn

Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với các mục đích sau:

+ Giảm và dập tắt các va đập truyền lên khung khi bánh xe lăn trên nền đường không bằng phẳng nhằm bảo vệ được bộ phận đàn hồi và tăng tính tiện nghi cho người sử dụng

+ Đảm bảo dao động của phần không được treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường đảm bảo tính năng lái và tăng tốc cũng như chuyển động an toàn

+ Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc, khả năng

an toàn khi chuyển động

Để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động giảm chấn sẽ biến đổi cơ năng thành nhiệt năng nhờ ma sát giữa chất lỏng và các van tiết lưu

Trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở cấu trúc hai lớp

đầy vào khoang B.Trong quá trình làm việc của giảm chấn để tránh bó cứng bao giờ cũng có các lỗ van lưu thông thường xuyên Cấu trúc của nó tuỳ thuộc vào kết cấu cụ thể Van trả, van nén của hai cụm van nằm ở piston và xylanh trong cụm van bù có kết cấu mở theo hai chế độ, hoặc các lỗ van riêng biệt để tạo nên lực cản giảm chấn tương ứng khi nén mạnh, nén nhẹ, trả mạnh, trả nhẹ Khi chất lỏng chảy qua lỗ van

có tiết diện rất nhỏ tạo nên lực ma sát làm cho nóng giảm chấn lên Nhiệt sinh ra truyền qua vỏ ngoài (8) và truyền vào không khí để cân bằng năng lượng

+ Ưu điểm của giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc tin cậy

ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ

+ Nhược điểm là khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng làm giảm hiệu quả của giảm chấn Hơn nữa việc lắp đòi hỏi chính xác, tản nhiệt chậm hơn…

áp, dẫn đến mở van 1, chất lỏng chảy nên phía trên của piston Khi piston đi lên làm

mở van 7, chất lỏng chảy xuống khoang dưới piston, áp suất trong giảm chấn sẽ thay

đổi không lớn và dao động xung quanh vị trí cân bằng với giá trị áp suất tĩnh nạp ban đầu, nhờ vậy mà tránh được hiện tượng tạo bọt khí, là một trạng thái không an toàn cho sự làm việc của giảm chấn Trong quá trình làm việc do áp lực dầu chỉ có thể nén lên khí mà piston ngăn cách 4 di chuyển để tạo nên sự cân bằng giữa chất lỏng và chất khí do đó áp suất không bị hạ xuống dướigiá trị nguy hiểm Giảm chấn này có

độ nhạy cao kể cả khi piston dịch chuyển rất nhỏ, tránh được hiện tượng cưỡng bức chảy dầu khi nhiệt độ thay đổi sẽ làm cho áp suất thay đổi

So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có các ưu điểm sau:

+ Khi có cùng đường kính ngoài, đường kính của cần piston có thể làm lớn hơn

mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn

+ Điều kiện toả nhiệt tốt hơn do không có “áo dầu”

+ Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố nào + Cùng một tác động bên ngoài thì nó dập tắt dao động nhanh hơn

+ Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là:

+ Làm việc kém tin cậy, có thể bị bó kẹt trong các hành trình nén hoặc trả mạnh + Chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn

1.2.3 Thanh ổn định và các đòn dẫn hướng

Hình 1.5- Thanh ổn định trong hệ thống treo

Trên các loại xe con ngày nay thanh ổn định hầu như đều có Trong trường hợp xe chạy trên nền đường không bằng phẳng hoặc quay vòng, dưới tác dụng của lực li tâm phản lực thẳng đứng của 2 bánh xe trên một cầu thay đổi sẽ làm cho tăng

độ nghiêng thùng xe và làm giảm khả năng truyền lực dọc, lực bên của bánh xe với mặt đường Thanh ổn định có tác dụng khi xuất hiện sự chênh lệch phản lực thẳng đứng đặt lên bánh xe nhằm san bớt tải trọng từ bên cầu chịu tải nhiều sang bên cầu

chịu tải ít hơn Cấu tạo chung của nó có dạng chữ U, một đầu chữ U được nối với

phần không được treo, còn đâu kia được nối với thân vỏ xe, các đầu nối này dùng ổ

đỡ bằng cao su

Bộ phận dẫn hướng có nhiệm vụ truyền các lực dọc, lực ngang và các mômen

từ bánh xe lên khung hoặc thân xe Nó có thể có những chi tiết khác nhau tùy thuộc

hệ thống treo phụ thuộc hay độc lập, phần tử đàn hồi là nhíp, lò xo hay thanh xoắn

Quan hệ của bánh xe với khung xe khi thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng được

gọi là quan hệ động học Khả năng truyền lực ở mỗi vị trí được gọi là quan hệ động

lực học của hệ treo

1.2.4 Các chi tiết phụ

Trên xe con các vấu cao su thường được đặt kết hợp trong vỏ của giảm chấn

vừa tăng cứng vừa hạn chế hành trình của piston nhằm hạn chế hành trình làm việc

của bánh xe Ngoài ra còn có đệm cao su cũng có tác dụng giảm chấn Vấu cao su

có những ưu điểm sau:

+ Có thể được làm dưới mọi hình dạng khác nhau

+ Không có tiếng ồn khi làm việc, không phải bôi trơn

1.3 Phân loại hệ thống treo

Hiện nay trên xe con hệ thống treo bao gồm 2 nhóm chính: Hệ thống treo phụ

thuộc và hệ thống treo độc lập

a) b)

Hình 1.6 - Sơ đồ hệ treo

1-Thùng xe; 2- Bộ phận đàn hồi; 3- Bộ phận giảm chấn; 4- Dầm cầu;

5- Các đòn liên kết của hệ treo Trong hệ thống treo phụ thuộc (hình 1.6a) các bánh xe được đặt trên dầm

cầu liền, bộ phận giảm chấn và đàn hồi đặt giữa thùng xe và dầm cầu liền

Trong hệ thống treo độc lập (hình 1.6 b) các bánh xe trên một dầm cầu dao động độc lập với nhau Các bánh xe “độc lập” dịch chuyển tương đối với khung vỏ

1.3.1 Hệ thống treo phụ thuộc ( hình 1.6a )

Đặc trưng của hệ thống treo phụ thuộc là các bánh xe lắp trên một dầm cầu cứng Trong trường hợp cầu xe là bị động thì dầm đó là một thanh thép định hình, còn trường hợp là cầu chủ động thì dầm là phần vỏ cầu trong đó có một phần của hệ thống truyền lực

- Khoảng không gian phía dưới sàn xe phải lớn để đảm bảo cho dầm cầu có thể thay đổi vị trí, do vậy chỉ có thể lựa chọn là chiều cao trọng tâm lớn hoặc là giảm bớt thể tích chứa hàng hoá sau xe

- Sự nối cứng bánh xe 2 bên bờ dầm liên kết gây nên hiện tượng xuất hiện chuyển vị phụ khi xe chuyển động

- Hệ treo này không cần dầm ngang nên khoảng không gian cho nó dịch chuyển chủ yếu là khoảng không gian 2 bên sườn xe như vậy sẽ hạ thấp được trọng tâm của

xe và sẽ nâng cao được vận tốc của xe

Trong hệ thống treo độc lập còn được phân ra các loại sau :

- Dạng treo 2 đòn ngang, dạng treo MC.pherson, dạng treo kiểu đòn dọc, đòn dọc có thanh ngang liên kết và dang treo đòn chéo

Đặc điểm kết cấu của các dạng treo :

a) Dạng treo hai đòn ngang (hình 1.8)

Hình 1.8-Sơ đồ nguyên lý của hệ treo 2 đòn ngang

1- Bánh xe; 2- Giảm chấn; 3- Lò xo; 4- Đòn trên; 5- Đòn dưới; 6- Đòn đứng

*) Đặc điểm:

Kết cấu phức tạp, chiếm khoảng không gian quá lớn Cấu tạo của hệ treo 2 đòn ngang bao gồm 1 đòn ngang trên, một đòn ngang dưới Các đầu trong được liên kết với khung, vỏ bằng khớp trụ Các đầu ngoài được liên kết bằng khớp cầu với đòn đứng Đòn đứng được nối cứng với trục bánh xe

b) Dạng treo Mc.Pherson:

*) Đặc điểm:

Hình 1.9- Sơ đồ cấu tạo hệ Mc.Pherson

1- Giảm chấn đồng thời là trụ đứng; 2- Đòn ngang dưới; 3- Bánh xe; 4- Lò xo

P Tâm quay bánh xe

Sơ đồ cấu tạo của hệ treo (Hình 1.10) bao gồm : một đòn ngang dưới, giảm chấn đặt theo phương thẳng đứng, một đầu được gối ở khớp cầu B Đầu còn lại được bắt vào khung xe

Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson:

Hình 1.10- Mối quan hệ động học của hệ treo Mc.Pherson

a) Sự thay đổi góc nghiêng ngang của bánh xe và trụ xoay dẫn hướng

b) Sự thay đổi góc nghiêng dọc của trụ, xoay dẫn hướng

c) Sự thay đổi độ chụm trước của bánh xe

c) Hệ treo đòn dọc

* Đặc điểm

Hệ treo hai đòn dọc ( Hình 1.11) là hệ treo độc lập mà mỗi bên có một đòn dọc

Mỗi đầu của đòn dọc được gắn cứng với trục quay của bánh xe, một đầu liên kết với khung vỏ bởi khớp trụ Lò xo và giảm chấn đặt giữa đòn dọc và khung Đòn dọc vừa

là nơi tiếp nhận lực ngang, lực dọc

Hình 1.11- Sơ đồ nguyên lý hệ treo hai đòn dọc

1 Khung vỏ; 2- Lò xo; 3- Giảm chấn; 4- Bánh xe; 5- Đòn dọc ; 6- Khớp quay

Hệ treo đòn dọc chiếm các khoảng không gian hai bên sườn xe nên có thể tạo điều kiện cho việc hạ thấp trọng tâm xe và có thể nâng cao tốc độ, dành một phần không gian lớn cho khoang hành lý

d) Hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết (Hình 1.12)

Là hệ treo được phân loại là treo độc lập tức là đòn liên kết có độ cứng nhỏ hơn nhiều so với độ cứng của dầm cầu phụ thuộc

Hình 1.12- 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; 5- Lò xo

6- Giảm chấn

- Kết cấu của hệ treo khá gọn, khối lượng nhỏ, có thể sản xuất hàng loạt và khả năng lắp rắp nhanh, chính xác, điều này có lợi cho việc làm giảm giá thành, đặc biệt đối với hệ treo có bộ phận đàn hồi là thanh xoắn

- Giảm nhẹ được lực tác dụng lên đòn ngang và các khớp quay do có thanh liên kết nên có thể san bớt lực tác dụng ngang cho cả hai khớp trụ ở hai bên, do đó mỗi bên khớp trụ sẽ chịu một lực nhỏ hơn, các khớp trụ sẽ có độ bền cao hơn

*) Ưu điểm

- Không gây nên sự thay đổi góc nghiêng ngang bánh xe, vết của bánh xe

- Tuỳ theo vị trí đặt đòn ngang mà người ta có thể không cần dùng đến thanh ổn định của hệ treo độc lập ( đòn ngang đảm nhận chức năng của thanh ổn định)

Kết luận:

Qua phần tổng quan em thấy các ưu, nhược điểm của hệ thống treo từ đó em chọn hệ thống treo MC.pherson làm phương án thiết kế hệ thống treo trước vì hệ thống treo này ít chi tiết kết cấu nhỏ gọn, không gian bố trí thích hợp với xe du lịch

và hay được dùng hiện nay nhất Còn hệ thống treo sau em chọn phương án hai đòn ngang

- Các bước thiết kế hệ thống treo:

+Xác định động học của hệ thống treo để xác định chiều dài các đòn ngang của

CHƯƠNG 2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO TRƯỚC MC.PHERSON

2.1 Các số liệu ban đầu và số liệu tham khảo

*) Nhóm các thông số tải trọng:

- Trọng lượng toàn xe khi không tải G0= 14550 N

- Trọng lượng toàn xe khi đầy tải Gt= 17550 N

- Trọng lượng đặt lên cầu trước khi không tải G10= 8000 N

- Trọng lượng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1t= 9000 N

- Trọng lượng đặt lên cầu sau khi không tải G20= 6550 N

- Trọng lượng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2t= 8550 N

*) Nhóm các thông số kích thước bánh xe:

- Chiều dài cơ sở: L = 2670 (mm)

Trong đó:bx hệ số biến dạng lốp, đối với lốp áp suất thấp lấy bx=0,93

- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 120 (mm)

- Khối lượng phần không treo : mkt= 11.2 = 22 kg

- Khối lượng phần bánh xe : mbx= 20 kg

- Vết bánh xe: Trước : 1545(mm)

Sau : 1520(mm)

*) Chọn đường đặc tính đàn hồi cho treo trước và treo sau:

Đặc tính đàn hồi thể hiện quan hệ độ võng f và tải trọng tác dụng theo phương thẳng đứng Z trên hình a thể hiện 3 đường đặc tính đàn hồi với các tính chất khác nhau

Hình 2.1- Các dạng đặc tính đàn hồi của hệ thống treo

- Đường 3 ứng với hệ thống treo có độ cứng tăng theo tải trọng ( phần tử đàn hồi dạng

khí nén ) khi tải trọng lớn thì độ võng giảm và tần số dao động tăng nên độ êm dịu giảm

- Hệ thống treo có đặc tính thể hiện trên đường 2 đảm bảo cho tần số dao động không đổi trong vùng làm việc Z1- Z2 Để có được điều này độ cứng cần thỏa mãn:

cx= c1

1

1

f -f f e

x

Trong đó c1 độ cứng ứng với độ võng f1; cx là độ cứng của hệ thống tại vị trí bất kỳ của đồ thị có độ võng là fx Khi đó:

Zx=Z1

1

1

f -f f e

x

Với đường đặc tính này, ở cuối mỗi hành trình độ cứng tăng dần nên giảm được

va đập lên ụ hạn chế Các dạng phần tử đàn hồithông dụng đều không có được đường đặc tính này Do vậy muốn có được hệ thống treo như vậy cần kết hợp các dạng phần

tử đàn hồi với nhau chẳng hạn, nếu sử dụng lo xo cùng các ụ hạn chế bằng cao su ta

có thể tạo được đường đặc tính như thể hiện trên hình 2.2b

C= tan α Trong đó α là góc giữa đường thẳng tiếp tiếp tuyến với đường cong trung hbình đi qua điểm tương ứng với tải tĩnh Hai điểm trên đặc tính có độ võng fh′và fh′′ tương ứng với vị trí giảm chấn chạm vào các ụ hạn chế vì vậy:

- với fh′< f <fh′′ đặc tính đường thẳng , thể hiện C =const

- với f <fh′ và f > fh′′ đặc tính có dạng phi tuyến , nó thể hiện sự phối hợp làm việc giữa lò xo và ụ cao su

Vậy ta chọn đường đặc tính 2 làm chỉ tiêu để tính toán với 1 ụ hạn chế trên

2.2 Tính toán các thông số dao động của bánh xe với thân xe

Đối với ôtô du lịch giá trị εy ≈ 0,85 ÷ 1,05(hệ số phân bố khối lượng) Vì vậy

có thể coi dao động của khối lượng đặt lên cầu trước và cầu sau là độc lập

2.2.1 Xác định độ cứng của hệ thống treo thông qua tần số dao động riêng của

2.π = 70,5 (l/ph) Phù hợp với tần số dao động trong khoảng n = 60 ÷ 90 l/ph

Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức:

CT=M

2 ω2

CT: Độ cứng của hệ thống treo đối với một bánh xe (N/m)

M : Khối lượng của phần treo của ôtô đặt lên cầu (kg)

ω : tần số dao động riêng của hệ treo (rad/s) giá trị này được tính từ số lần dao động

của xe trong thời gian một phút n ( lần/phút)

Độ cứng trung bình của hệ treo lấy từ trung bình cộng của hai giá trị: Khi xe đầy tải và khi xe không tải

a) Với hệ thống treo trước ta có

- Trạng thái không tải : 𝐶𝑇0=𝑀0

2 ω2Với M0 = M10 – mkt – mbx= 800 - 22 – 20.2 = 738 (kg)

- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải :

b) Với hệ thống treo sau ta có

- Trạng thái không tải: 0 M

C =2

2.2.2 Xác định hành trình động của bánh xe

Hành trình động của bánh xe fd = (0,7 ÷ 1,0 ).ft

Lấy fd = 0,80.ft = 0,80.0,18= 0,144(m) Tổng hành trình của bánh xe:

Tính từ chuyển vị bánh xe bắt đầu chịu tải đến vị trí max (chạm vấu tì hạn chế)

fΣ= fd+ ft = 1,8.ft = 1,8 0,18 = 0,324(m)

Với ụ hạn chế bằng cao su có thể lấy đoạn biến dạng bằng 0,1 ÷ 0,2 của toàn bộ chiều dài của ụ

2.2.3 Kiểm tra hành trình động của bánh xe

- Kiểm tra hành trình động của bánh xe theo điều kiện đảm bảo khoảng sáng gầm xe tối thiểu Hmin

fd ≤ H0 – Hmin

H0: khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh

Hmin: khoảng sáng gầm xe tối thiểu cần thiết

Hmin = (0,1 ÷ 0,15) m Lấy Hmin= 0,1 (m)

- Chiều cao cơ sở của xe hg = 500 mm

Hình 2.2- Kiểm tra hành trình động của bánh xe

Hệ thống treo trước: fot1= 10 t

M0: trọng lượng đặt trên mỗi bánh xe khi không tải tĩnh

Mt: trọng lượng đặt lên một bánh xe khi đầy tải

2.2.4 Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn Ktb

- Hệ số dập tăt dao động của hệ treo D

D = 2 ψ ω = 2.0,2.7,38 = 2,95 (rad/s)

ψ: hệ số cản tương đối, Chọn ψ =0,2

- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe:

+ Đối với hệ thống treo cầu trước:

Ktb1=

' 1

G

g D = 8380

2.9,81 2,95= 1260 (Ns/m)

𝐺′: Trong lượng phần được treo đặt lên 1 bánh xe

2.2.5 Phương án thiết kế cho hệ thống treo cho cầu trước

- Nhiêm vụ đề tài được giao là thiết kế hệ thống treo trước cho xe du lịch và dựa vào đường đặc tính đàn hồi lên em chọn hệ thống treo trước Mc.pherson

Hình 2.2- Hệ thống treo trước Mc.pherson

- Hệ thống treo Mcperson kết cấu ít chi tiết hơn không chiếm nhiều khoảng không có thể giảm nhẹ trọng lượng được trọng lượng kết cấu không gây lực cản lớn

và không làm mòn lốp quá nhanh

Số Liệu Cơ Sở Để Tính Toán

- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1545 mm

- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 205/65 R15 Rbx=301,08 mm

- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin): δ0= 10o

- Chiều cao tai xe lớn nhất : Htmax= 800 (mm)

- Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): γo=0o

Các bước cụ thể như sau:

Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd

- Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd

- Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường

- Tại Bo dựng Boz vuông góc với dd

- Trên đường AoBo lấy ra phía ngoài đoạn A0B0đặt BoCo= |ro|=15 mm

- Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc δ0=10o

- Trên C0n tìm điểm O2n là điểm liên kết của giảm chấn với tai xe , O2 cách mặt đường một đoạn 800 mm

- Trên Boz đặt BoB= rbx= 301,08 mm

- Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C 2 C2 là điểm nối

cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng

- Trên Con từ C2 đặt về phía dưới một đoạn :

C2C1= Kr/2 = 150/2 = 75 mm

C1 , C2 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

Bằng cách tương tự ta sẽ tìm được vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở vị trí đầy tải như sau: Khi hệ treo biến dạng lớn nhất, nếu coi thùng xe đứng yên thì bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến lên tới điểm B1

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= 144+180-160=164 mm

- Từ B1 kẻ đường B1q //dd

- Trên B1q đặt B1D1= BoC0= |ro| =15 mm

Nối D1O2 thì D1O2 là đường tâm trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, k/c CoC1 không thay đổi, do đó trên

D1O2 ta lấy D1D2= CoC1 D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái

hệ treo biến dạng lớn nhất Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm

là khớp trong O1 của đòn nằm ngang ld( chưa biết) Tâm khớp trong O1 phía nằm trên đường trung trực của C1D2

Kẻ đường trung trực kk của C1D2

- Từ A4 kẻ đường tt // dd

- Xác định giao điểm O1 của tt với kk O1chính là tâm khớp trụ trong của đòn ngang - Khoảng cách từ O1 tới đường đối xứng của xe phải sao cho có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy Nếu nó không phù hợp thì có thể cho phép thay đổi khoảng sáng gầm xe trong giới hạn cho phép

- Nếu kéo dài O1C1và 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 ta được độ dài đòn chữ ‘A’ của hệ treo :

Ld= 400 mm Lbx= 436 mm

2.3.2 Phương pháp đồ thị xây dựng quan hệ 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

Các góc nghiêng ngang trụ đứng lần lượt là: δ0, δ1, δ2, δ3

Hình 2.3.2a: Phương pháp đồ thị xây dựng quan hệ động học hệ treo mc.pherson

- Tại đồ thị này ta có được các chuyển vị ∆B, ∆δ theo dịch chuyển bánh xe (phương

thẳng đứng) ∆B = f(S), ∆δ = f(S) Từ đó ta có đồ thị của hệ treo:

Hình 2.3.2b: Đồ thị quan hệ động học hệ treo mc.pherson

2.3.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson

Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo:

Hình 2.3.3a 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 = 400 (mm)

O1O = 291,9 (mm)

O2O =516 (mm) + Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC2 = ld.sinα

+ Khi bánh xe chuyển vị lên một đoạn là: ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn tâm O1 bán kính là ld một đoạn là: CC’ và đòn ngang sẽ quay đi một góc là Δα

Lúc này góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ là: α –Δα

+ Khi đó ta có thể coi điểm C’ gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2

Do đó: C’C 2 = ld.sin(α – Δα)

Hình 2.3.3b Góc quay của đòn ngang

+ Và ta có C’C2 chính là đoạn chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng Tức là: C’C2 = ΔH

Suy ra, ta có:

ΔH = ld sin(α – Δα)

=> sin(α – Δα) =

dlH



=> α – Δα = arcsin(

dlH

)

=> Δα = α - arcsin(

dl

H

) (0)

+ Ta xét mối quan hệ giữa α và δ:

Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:

OC1 = ld.sinα

Và: OC2 = O2C1.tanδ = (OO2 + OC1).tanδ

Mặt khác thì ta có:

OC2 = O1C2 - OO1 = ld.cosα - OO1

Vậy ta suy ra:

OC2 = ld.cosα - OO1 = (OO2 + OC1).tanδ

=> ld.cosα - OO1 = (OO2 + ld.sinα)tanδ

Suy ra:

tanδ = ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα)

Vậy: δ = arctan(ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα) )

Như vậy ta cũng có thể xây dựng đồ thị động học ΔB, Δd theo α ( góc quay đòn ngang)

2.4 Động lực học hệ treo Mc.Pherson

2.4.1 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:

+ Z = Ztt =M G P 1

2 = 1, 2.9000

2 = 5400(N) Trong đó:

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)

*2.h g y1+

 - 200 = 6048 (N) Trong đó

B - chiều rộng vết bánh xe, B = 1,545 (m)

Gbx - khối lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe, larăng và cơ cấu phanh),

Gbx = 200(N)

hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,5 (m)

φ* - hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0,6g

φy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1

+ Y = Y*

tt = 21

G

*2.h g y1+

  1 = 6248 (N)

c) Trường hợp chịu tải trọng động

Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y)

chạy trên đường tốt (chọn kd = 2)

2.4.2 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,thanh xoắn.Trong mục

này chỉ đề cập tới việc tính lực và chọn cách bố trí lò xo trụ

Các góc bố trí trong không gian có thể gặp là: góc nghiêng dọc ồ và góc nghiêng

ngang ổ.Các góc này được bố trí tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe

Flx - hành trình làm việc của lò xo

Hình 2.4.2a: Độ cứng và chuyển vị 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 thường gặp trên xe có:

ro (bán kính quay bánh xe dẫn hướng) âm và góc nghiêng ngang trụ đứng δ khá lớn

Hình 2.3.2b Độ cứng và hành trình của giảm chấn

2.4.3 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):

Hình 2.4.3a Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo (Khi chỉ có lực Z)

- Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:

O r

n m

Y

C C

d 2 1

d

+ MZ = Z.ro.cosδ =

21

+ Khi góc δ bé có thể bỏ qua : cos δ = 1 và sin δ = 0

Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:

DY = CY.

2 1

2

d d

1

d d

b) Trường hợp chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X:

Hình 2.4.3b Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo khi chịu lực phanh cực đại

- 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 trên

- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và MX:

O

r o



d 1 2 d

 = 1496.

507

507 75 = 1303 (N) Trong đó:

s, t - kích thước để lắp đòn ngang lái

Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:

2

d d

d

 = 2501.110 170

170

 = 1518 (N)

EY = CY.

2 1

1

d d

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

Hình 2.4.3d: Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo khi chịu lực bên cực đại

- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:

1

d d

YY

C C

d 2 1 d



o

r O

r

Tại D: DYY = CYY.

2 1

2

d d

Trạng thái chủ lực chủ yếu là kéo, nén, uốn, tiết diện của đòn ngang dưới, tham khảo và khi kiểm bền giả thiết rằng: một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng Do vậy có thể tính toán như sau :

Hình 2.5.1a Sơ đồ lực tácdụng lên đòn ngang chữ A

- 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 :

max =3

2.

QS

Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: b=510 (MPa)

[] = b / 2n =

2.1, 5

510 = 170 (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 mômen uốn dọc có giá trị lớn nhất tại điểm bắt của đòn ngang vào khung xe Do khớp nối là khớp trụ do đó tại tâm khớp mômen uốn sẽ bằng

0 Ta kiểm nghiệm tại mặt cắt sát gần đó (mặt cắt 1-1)

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

y : lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm)

Thay các giá trị trên vào công thức ta có :

u < [u]

Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn

+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm

Kiểm tra k

Hình 2.5.1b Sơ đồ lực tácdụng lên đòn ngang chữ A

Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy)

+ Ứng suất tiếp max :

max = 3

2.

QS

+ Fz gây ra mômen uốn dọc: Tương tự trường hợp 1 ta có:

u= y J

Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phẳng (xoy):

+ Ứng suất tiếp max xác định theo công thức:

max =

S

Q y

2

+ Fx gây ra mômen uốn ngang: ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức:

u=1818300

720000 30 = 75,8 [u] Thỏa mãn bền

c) Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y

Fy = CY =2557 (N)

Hình 2.4.1c Sơ đồ lực tácdụng lên đòn ngang chữ A

Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả:

  [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:

].

[ 0max

lim

P

P n

n





Trong đó:

[n 0] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu

Plim Lực giới hạn cho ổn định

Plim =

2 min 2

π E.J(μ.l) Với:

E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.106(KG/cm2)=2.105 (N/mm2) 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 = 400 (mm)

 n =35494560

158 = 224650> [n] = 2 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

Q : Lực cắt

Trường hợp 1: Qc = Fy = 1198 (N)

Trường hợp 2: Qc= F + F = 6061 + 2501x2 y2 2 2 = 6556 (N)

Trường hợp 3: Qc = F + F = 2557 + 4432y2 z2 2 2 = 5117 (N)

Ở đây ta tính cho trường hợp 2 có lực cắt lớn nhất Qc = 6556 (N)

S diện tích tiết diên nguy hiểm: mặt cắt 1-1

S =

3,14.20 4

=> c = σb 1000

=2.n 2.1,5 = 333(MPa)

=> c    c

Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt

 Tính theo ứng suất uốn:

)

/(1000)

Dựa vào chế độ tải trọng đã phân tích ở phần động lực học, ta thấy rằng trường hợp tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất nên ta cần thiết kế theo chế độ tải trọng này

Z l

Trong đó:

Z : tải trọng động

llx : chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx= 300 mm

ld : chiều dài đòn ngang ld= 400 mm

Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:

Fmin=0.5 10 0,5.800.9,81.400

5232( )300

d lx