TK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗTK hệ thống treo xe con 7 chỗ
Tìm hiểu về hệ thống treo
Các bộ phận chính của hệ thống treo
Các bộ phận cơ bản của hệ thống treo
Hệ thống treo bao gồm ba bộ phận chính: bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và bộ phận giảm chấn Thêm vào đó, một số hệ thống treo còn tích hợp bộ phận ổn định ngang để cải thiện hiệu suất.
Chức năng của bộ phận nối mềm giữa bánh xe và thùng xe là điều chỉnh tần số dao động để phù hợp với cơ thể con người, thường dao động từ 60-80 lần mỗi phút Bộ phận đàn hồi này có thể được bố trí linh hoạt trên xe, cho phép bánh xe di chuyển theo phương thẳng đứng.
Các bộ phận đàn hồi thường được sử dụng: hình 1.
Nhíp được chế tạo từ các lá thép mỏng với độ đàn hồi cao, có kích thước giảm dần từ lá lớn nhất gọi là lá nhíp chính Hai đầu của lá nhíp chính được uốn thành hai tai nhíp để kết nối với khung xe Giữa các lá nhíp có lỗ để bắt bulông, giúp siết chặt chúng lại với nhau Quang nhíp giữ cho các lá không bị lệch sang hai bên, cho phép chúng di chuyển tương đối theo chiều dọc Khi di chuyển, lực ma sát giữa các lá nhíp giúp giảm dao động theo phương thẳng đứng của ôtô, trong khi mặt trên của lá nhíp chịu kéo và mặt dưới chịu nén.
Lò xo đóng vai trò là một cơ cấu đàn hồi trong hệ thống treo, chủ yếu khi chịu lực theo phương thẳng đứng Các chức năng khác của hệ thống treo sẽ do các bộ phận khác đảm nhận Lò xo thường được sử dụng trong hệ thống treo độc lập và có thể được lắp đặt ở đòn trên hoặc đòn dưới của bộ phận dẫn hướng.
Thanh xoắn, tương tự như lò xo xoắn, chỉ có khả năng đàn hồi khi chịu lực tác dụng theo phương thẳng đứng Các chức năng khác trong hệ thống treo sẽ được đảm nhận bởi các bộ phận khác.
1 Bộ phận đàn hồi nhíp lá.
2 Bộ phận đàn hồi lò xo trụ.
3 Bộ phận đàn hồi thanh xoắn.
Hình 1: Các loại bộ phận đàn hồi 1.2.2 Bộ phận dẫn hướng
Bánh xe cần có khả năng dịch chuyển thẳng đứng so với khung vỏ để đảm bảo truyền lực hiệu quả, và bộ phận dẫn hướng đóng vai trò quan trọng trong chức năng này Cấu tạo của bộ phận dẫn hướng có sự khác biệt trên từng hệ thống treo Mối quan hệ giữa bánh xe và khung xe khi bánh xe thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng được gọi là quan hệ động học.
Khả năng truyền lực tại mỗi vị trí trong hệ treo được gọi là quan hệ động lực học Trong quan hệ này, các thông số chính bao gồm sự dịch chuyển của bánh xe trong không gian ba chiều khi vị trí bánh xe thay đổi theo phương thẳng đứng (Dz) Quan hệ động lực học thể hiện khả năng truyền lực và mô men khi bánh xe ở các vị trí khác nhau.
Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với mục đích sau:
Giảm thiểu và dập tắt các va đập truyền lên khung xe khi bánh xe lăn trên bề mặt đường không bằng phẳng là rất quan trọng để bảo vệ bộ phận đàn hồi và nâng cao sự tiện nghi cho người sử dụng Điều này giúp đảm bảo dao động của phần không treo ở mức thấp nhất, từ đó cải thiện 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.
Hiện nay, để kiểm soát dao động của xe khi di chuyển, người ta sử dụng giảm chấn thủy lực Thiết bị này chuyển đổi cơ năng của dao động thành nhiệt năng nhờ vào ma sát giữa chất lỏng và lỗ tiết lưu, đây là yếu tố chính giúp dập tắt dao động Giảm chấn cần hoạt động hiệu quả, dập tắt nhanh các dao động với tần số lớn để ngăn chặn lắc lư của thùng xe trên đường mấp mô, đồng thời dập tắt chậm các dao động khi xe di chuyển trên đường bằng phẳng để đảm bảo sự êm ái trong chuyển động.
Trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở cấu trúc hai lớp.
Giảm chấn hai lớp vỏ là một loại thiết bị quen thuộc, được sử dụng rộng rãi trong ngành công nghiệp ôtô Cấu tạo của loại giảm chấn này bao gồm hai lớp vỏ, giúp tăng cường hiệu suất giảm chấn và cải thiện trải nghiệm lái xe.
Trong giảm chấn, piston di chuyển trong xy lanh,chia không gian trong thành buồng
Cụm van bù nằm ở đuôi xy lanh thủy lực, bao gồm một lớp vỏ ngoài và một lớp vỏ trong Giữa hai lớp vỏ này là buồng bù thể tích chất lỏng, kết nối với cụm van một chiều (III, IV) ở vị trí B.
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong C chỉ điền đầy một nửa, không gian còn lại chứa không khí có áp suất khí quyển.
Nguyên lý làm việc của hệ thống giảm chấn diễn ra trong hành trình nén khi bánh xe tiến lại gần khung xe, dẫn đến việc giảm thể tích buồng B và tăng áp suất Chất lỏng sẽ di chuyển qua van (I) và (IV) lên khoang A và sang khoang C, đồng thời ép không khí ở buồng bù lại Vỏ ngoài của giảm chấn không chỉ có tác dụng chứa dầu mà còn giúp thoát nhiệt ra môi trường xung quanh Trên nắp của giảm chấn được trang bị phớt che bụi để bảo vệ.
Giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụng hai chiều hoạt động bằng cách điều chỉnh áp suất và thể tích trong buồng B khi bánh xe di chuyển xa khung xe Khi thể tích buồng B tăng, áp suất giảm, cho phép chất lỏng chảy qua các van vào buồng này, trong khi không khí ở buồng bù giãn ra, nhanh chóng lấp đầy khoang B Để tránh tình trạng bó cứng, giảm chấn luôn có các lỗ van lưu thông Cấu trúc của van trả và van nén nằm ở piston và xylanh có thể được thiết kế theo hai chế độ khác nhau, cho phép tạo ra lực cản giảm chấn tương ứng với các mức nén và trả khác nhau Khi chất lỏng chảy qua các lỗ van nhỏ, lực ma sát tạo ra làm tăng nhiệt độ của giảm chấn, và nhiệt này sẽ được truyền qua vỏ ngoài vào không khí để cân bằng năng lượng.
Giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ.
Khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng để giảm hiệu quả của giảm chấn.
Sự khác biệt giữa các loại giảm chấn hiện nay chủ yếu nằm ở cấu trúc của van trả và van nén, hệ thống bao kín, cùng với đường kính và hành trình làm việc Bố trí của chúng trên xe cho phép nghiêng tối đa 45 độ so với phương thẳng đứng.
Giảm chấn một lớp vỏ
Hình 3 : Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn ống thuỷ lực một lớp vỏ có tác dụng hai chiều.
Trong giảm chấn một lớp vỏ, buồng II chứa khí nén với áp suất P = 2,5 x 10^6 N/mm^2 thay thế chức năng của lớp vỏ không còn bù dầu Đây là điểm khác biệt chính giữa giảm chấn một lớp vỏ và hai lớp vỏ.
Phân loại hệ thống treo
Hiện nay ở trên xe ôtô hệ thống treo bao gồm 2 nhóm chính: Hình 4
1.3.1 Hệ thống treo phụ thuộc 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.
1- Hệ thống treo phụ thuộc 2- Hệ thống treo độc lập
Hệ thống treo bao gồm bộ phận đàn hồi như nhíp lá hoặc lò xo xoắn ốc, kết hợp với bộ phận dập tắt dao động là giảm chấn.
Hình 5: Hệ thống treo phụ thuộc sử dụng nhíp
Nếu bộ phận đàn hồi là nhíp lá thì nhíp đóng vai trò là bộ phận dẫn hướng, có thể dùng thêm giảm chấn hoặc không.
Cấu tạo của hệ thống treo phụ thuộc có những ưu nhược điểm
Khối lượng phần liên kết bánh xe, đặc biệt ở cầu chủ động, có ảnh hưởng lớn đến độ êm dịu khi xe di chuyển Khi xe chạy trên mặt đường không bằng phẳng, tải trọng động sinh ra sẽ gây ra va đập mạnh giữa phần không treo và phần treo, làm giảm sự thoải mái trong chuyển động Đồng thời, những va chạm mạnh của bánh xe với mặt đường cũng sẽ ảnh hưởng xấu đến độ tiếp xúc của bánh xe với bề mặt đường.
Khoảng không gian dưới sàn xe cần đủ lớn để cho phép dầm cầu di chuyển vị trí, vì vậy lựa chọn duy nhất là tăng chiều cao trọng tâm.
Hình 6: Sự thay đổi vị trí bánh xe và của xe khi xe trèo lên mô đất.
- Sự nối cứng bánh xe 2 bên bờ dầm liên kết gây nên hiện tượng xuất hiện chuyển vị phụ khi xe chuyển động.
- 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 Giá thành thấp
1.3.2 Hệ thống treo độc lập
Hệ thống treo độc lập của dầm cầu được thiết kế với các bộ phận chế tạo rời, liên kết qua khớp nối Bộ phận đàn hồi sử dụng lò xo trụ, trong khi bộ giảm chấn là giảm chấn ống Trong hệ thống này, hai bánh xe trái và phải hoạt động độc lập, không có mối quan hệ trực tiếp với nhau.
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 êm dịu khi chuyển động và có tính ổn định tốt.
Các lò xo chỉ đảm nhận vai trò hỗ trợ thân ôtô mà không cần phải dẫn hướng, cho phép chúng có thể được thiết kế với độ mềm mại cao hơn, từ đó mang lại khả năng êm ái tốt hơn cho trải nghiệm lái xe.
Hình 7: Hệ thống treo độc lập của ôtô hoạt động trên đường không bằng phẳng.
Do không có sự nối cứng giữa các bánh xe bên trái và bên phải, sàn ôtô và vị trí lắp động cơ có thể được hạ thấp, giúp giảm trọng tâm của ôtô.
+ 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 : a Dạng treo 2 đòn ngang
Hệ treo 2 đòn ngang bao gồm một đòn ngang trên và một đòn ngang dưới, với các đầu trong liên kết với khung bằng khớp trụ và các đầu ngoài liên kết với đòn đứng bằng khớp cầu Đòn đứng được kết nối cứng với trục bánh xe, trong khi bộ phận đàn hồi và giảm chấn được lắp đặt giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới Hệ treo này được sử dụng cho cả hai bên bánh xe và được bố trí đối xứng qua mặt phẳng dọc giữa xe.
Hệ treo trên 2 đòn ngang đã được sử dụng phổ biến trong quá khứ, nhưng hiện nay đang dần bị giảm thiểu do cấu trúc phức tạp và chiếm nhiều không gian Trong khi đó, dạng treo McPherson đang trở thành lựa chọn ưu việt hơn.
Hệ treo này là biến thể của hệ treo 2 đòn ngang, trong đó đòn ngang trên có chiều dài bằng 0 và đòn ngang dưới có chiều dài khác 0 Cấu trúc này tạo ra không gian bên trong để lắp đặt hệ thống truyền lực hoặc khoang hành lý Sơ đồ cấu tạo của hệ treo bao gồm một đòn ngang dưới, giảm chấn theo phương thẳng đứng, với một đầu gối ở khớp cầu.
B đầu còn lại được bắt vào khung xe Bánh xe được nối cứng với vỏ giảm chấn Lò xo có thể được đặt lồng giữa vỏ giảm chấn và trục giảm trấn.
Hệ treo Mc.Pherson có ưu điểm là cấu trúc đơn giản, chiếm ít không gian và giảm trọng lượng so với hệ treo 2 đòn ngang Tuy nhiên, nhược điểm lớn nhất của nó là giảm chấn phải đảm nhận cả chức năng giảm xóc và làm trụ đứng, dẫn đến việc trục giảm chấn phải chịu tải nặng Do đó, để đảm bảo hiệu suất, kết cấu của giảm chấn cần có độ cứng và độ bền cao hơn, yêu cầu những thay đổi thiết kế phù hợp.
Hình 8: Hệ thống treo Mc.pherson. c Hệ treo đòn dọc
Hệ treo hai đòn dọc là một hệ treo độc lập, trong đó mỗi bên có một đòn dọc được gắn cứng với trục quay của bánh xe Đầu còn lại của đòn dọc liên kết với khung vỏ thông qua khớp trụ, trong khi lò xo và giảm chấn được đặt giữa đòn dọc và khung Đòn dọc không chỉ tiếp nhận lực ngang và lực dọc mà còn đóng vai trò hướng dẫn Do phải chịu tải trọng lớn, đòn dọc thường được thiết kế với độ cứng vững cao.
Khớp quay của đòn dọc thường là khớp trụ, với hai ổ trượt cách xa nhau để chịu lực hiệu quả cho hệ treo Đòn dọc cần có độ cứng vững cao để chịu được các lực dọc, lực bên và mômen phanh lớn.
Hệ treo đòn dọc với thanh ngang liên kết có cấu trúc đơn giản, chiếm ít không gian và có giá thành thấp Thường được sử dụng cho cầu sau bị động khi máy được đặt ở phía trước, trong khi cầu trước là cầu chủ động.
Tính toán thiết kế hệ thống treo trước MC.Pherson
Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng: xe tham khảo Everest Limited 4x2 mt
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 18960 N.
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 26070 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7584 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 11376 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 10428 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 15642 N.
- Chiều dài cơ sở : L = 2860 (mm).
- Chiều rộng cơ sở : B = 1500 (mm).
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 255/60R18
- Khoảng sáng gầm xe : Hmin = 210 (mm).
- Khối lượng phần không treo : mkt = m c + 2 * mbx= 25 Kg
Ne max = 141 (kw) / 3500 vmax = 105 (km/h).
2.1.1 Xác định các thông số cơ bản của HTT
Đánh giá độ êm dịu của ô tô khi chuyển động có thể dựa vào nhiều thông số quan trọng như tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động Những yếu tố này giúp xác định mức độ thoải mái và ổn định của xe trong quá trình di chuyển.
Trong đồ án này, chúng tôi đánh giá độ êm dịu của ô tô dựa trên tần số dao động của hệ thống treo Để đảm bảo sự phù hợp với cảm nhận của con người, tần số dao động cần duy trì trong khoảng từ 60 đến 80 lần/phút.
2.1.2 Xác định độ cứng của lò xo Độ cứng của lò xo Ct được tính toán theo điều kiện kết quả tính được phải phù hợp với tần số dao động trong khoảng n = 60 á 80 l/ph Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức:
n ta chọn tần số dao động n = 70 (l/ph) thay vào công thức trên ta có: w 2 2 3,14 70
(rad/s) Khối lượng phần không treo : mkt = 25 kg
- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : MT0 = m10 - mkt Û MT0 = 758,4 -25 = 733,4Kg. m10 _ tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải m10 = 758,4 Kg.
Khối lượng phần treo khi đầy tải được tính toán là MT1 = 1017,8 Kg, với m1T là tải trọng 1042,8 Kg trước khi đạt trạng thái đầy tải Độ cứng của hệ treo bên trái trong trạng thái không tải cũng cần được xác định để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
.w 2 = 733,4/2*7.33 2 = 19756 N/m = 19,756 (N/mm). Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải :
.w 2 = 1017,8/2*7.33 2 = 27343 N/m = 27,343 (N/mm). Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình
2.1.3 Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (Độ võng tĩnh của hệ treo)
Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh với C T = 23,550 N/mm.
Từ công thức : n ot = w ot
(l/ph) Ở chế độ đầy tải : f T 1 t C g
Kết quả kiểm nghiệm cho thấy tần số dao động ở cả hai chế độ không tải và đầy tải đều nằm trong khoảng 60 đến 80 (l/ph), đáp ứng yêu cầu đề ra Với bộ phận đàn hồi có độ cứng C T = 23,657 (N/mm), thiết kế đã thỏa mãn các tiêu chí tính toán.
Xác định hành trình tĩnh của bánh xe: hay chính là độ võng tĩnh của hệ treo ft = w 2 g
2.1.4 Xác định hành trình động của bánh xe (độ võng động của hệ treo )
Chọn fđ = 0,8 và ft = 0,8 x 180 = 144 mm Tổng hành trình của bánh xe, tính từ vị trí bắt đầu chịu tải đến khi chạm vào vấu tỳ hạn chế, được xác định là fTổng = fđ + ft 4 + 180 = 324 mm.
Sử dụng kết quả này để lắp đặt ụ cao su nhằm hạn chế hành trình lên và xuống của bánh xe Đối với ụ hạn chế bằng cao su, đoạn biến dạng nên đạt từ 0,1 đến 0,2 của tổng chiều dài của ụ.
Kiểm tra hành trình động của bánh xe :
Theo điều kiện : fđ £ H0 - Hmin
H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu = 210 mm. ị H0 ³ fđ + Hmin = 144 + 210 = 354 mm. ị H0 ³ 354 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
Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau:
(mm) Chiều dài cơ sở xe L = 2860 mm.
Chiều cao cơ sở xe hg = 500 mm. ị fđ ³ 180ì0,75ì
* Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh : f0T 0* 733, 4*180
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 ÷ 0.3) w = 7,33 (rad/s). ị D = 2 ´ ´ ´ w 2 0, 2 7,33 ´ = 2,92 (rad/s).
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe :
2.1.5 Số liệu cơ sở để tính toán :
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1475 mm.
- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 255/60R18 Rbx = 305 mm.
- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin): d0= 10 o
- Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng Dd = 2 o
- Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): go=0 o
- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -15 mm.
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin = 210 mm.
- Độ võng tĩnh fT = 180 mm.
- Độ võng động fđ = 144 mm. a b hg Pp
- Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 153 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
2.2 1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)
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.
- Trên Aod đặt AoBo = B/2 = 750 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 do o
- Trên Boz đặt BoB=rbx05 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
Để xác định vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở trạng thái đầy tải, ta cần xem xét hệ treo khi biến dạng lớn nhất Trong trường hợp này, nếu thùng xe được coi là 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
Khi đó: BoB1 = fđ + ft - fot = 194 mm
D1O2 là đường tâm trụ xoay tại vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, khoảng cách CoC1 không thay đổi, do đó D1D2 trên D1O2 được xác định bằng CoC1 D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang tương 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 của đòn dưới
Hình 10: Đồ thị xác định chiều dài đòn ngang
- 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 cần được tối ưu để có thể sắp xếp khoang chứa hàng hoặc cụm máy một cách hợp lý Nếu khoảng cách này không đạt yêu cầu, có thể điều chỉnh khoảng sáng gầm xe trong giới hạn 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
2.2.2 Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo:
Hình 11: Đồ thị động học
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: d0, d1, d2, d3, d4
2.2.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo:
Hình 12: 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 = 343 (mm).
+ Ở trạng thái tĩnh, ta có:
Khi bánh xe di chuyển một đoạn ΔH, điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn có tâm O1 và bán kính ld một đoạn CC’ Đòn ngang sẽ quay một góc ΔH, khiến điểm C tiếp tục dịch chuyển trên cung Lúc này, góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ trở thành α – ΔH, dẫn đến việc điểm C dịch chuyển trên cung α.
+ Khi đó ta có thể coi điểm C’ gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2.
Do đó: C’C 2 = ld *sin(α – ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα) ;
Hình 13: 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, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungH
Suy ra, ta có: ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungH = ld* sin(α – ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα) ;
sin(α – ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα) = l d
α – ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα = arcsin( l d
ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα = α - arcsin( l d
CC’ = ld*tg ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα ;
Và: C’C’’ = CC’*sin ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cungα ;
Khi mà độ sai lệch vết lốp xe ΔH, điểm C sẽ dịch chuyển trên cung B theo công thức: điểm C sẽ dịch chuyển trên cung B = 2 * C’C’’ = 2 * ld * tg ΔH Đồng thời, điểm C cũng sẽ dịch chuyển trên cung α theo công thức: điểm C sẽ dịch chuyển trên cung α = sin ΔH.
+ Ta xét mối quan hệ giữa α và δ:
Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:
Và: OC2 = O2C1*tangδ = (OO2 + OC1)*tangδ ;
Mặt khác thì ta có:
OC2 = O1C2 - OO1 = ld*cosα - OO1 ;
OC2 = ld*cosα - OO1 = (OO2 + OC1)*tangδ ;
=> ld*cosα - OO1 = (OO2 + ld*sinα)tangδ ;
=> tangδ = ld*cosα - OO1/(OO2 + ld*sinα) ;
2.2.4 Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson
Bằng cách xây dựng đồ thị động học của hệ treo, chúng ta có thể xác định sự thay đổi chiều rộng cơ sở B và góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng Kết quả được thể hiện trên đồ thị, cho thấy mối quan hệ giữa các thông số này với sự biến dạng của hệ treo.
Động lực học hệ treo MC.Pherson
2.3.1 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. φ - hệ số bám dọc lấy bằng 0.75 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 = 1,475 (m).
Gbx, hay khối lượng cụm bánh xe, bao gồm bánh xe, larăng và cơ cấu phanh, được xác định là 250(N) Chiều cao trọng tâm xe hg là 0.5 mét Hệ số gia tốc ngang φ * y được tính bằng 0.6g, trong khi hệ số bám ngang φy được lấy bằng 1.
*1 = 7335 (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 (chọn kd = 2)
2.3.2 Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi
Các phần tử đàn hồi như lò xo trụ, lò xo côn và thanh xoắn đều có vai trò quan trọng trong cơ học Trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào việc tính toán lực và lựa chọn cách bố trí lò xo trụ, giúp tối ưu hóa hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Trong không gian bố trí, có thể gặp các góc nghiêng dọc và ngang, tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe Độ cứng và chuyển vị của lò xo cũng là yếu tố quan trọng cần xem xét trong thiết kế này.
Hành trình làm việc: flx = f* bx lx l l
*cosd 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 nằm trùng với đường tâm của trụ đứng, điều này thường thấy trên các loại xe có bán kính quay bánh xe dẫn hướng âm và góc nghiêng ngang trụ đứng δ lớn.
Hình 15: Độ cứng và chuyển vị của lò xo
- Hành trình làm việc: fgc = f* bx gc l l
- Hệ số cản theo tâm trục:
2 * cos cos l bx l lx d lx
Hình 16: Độ cứng và hành trình của giảm chấn
2.3.3 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): lbx lgc dgc do do dgc
Hình 17: 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:
- 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*10428 = 5214 (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. ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cung - góc nghiêng ngang trụ đứng, δ = 10 o d r o
Và có MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ , BMZ
- Trong đó: m = C2O2 = 559 (mm). n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) r = bán kính bánh xe 305 (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 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: Đầu A:
- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
- Các phản lực tại gối tựa D và E là:
Khoảng cách d1 và d2 là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A tới khớp cầu ngoài của càng Trong trường hợp chịu lực phanh cực đại, chỉ có hai thành phần Z và X hoạt động.
Hình 18: 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 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 AS và BS:
Trong đó: lS -chiều dài đòn ngang lái.Theo số liệu tham khảo chọn: s =m , t =n Và tỉ số truyền S o l r
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 = 448+328 – 205 = 571 (N).
- Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 120+1230+1525 = 2875 (N). (BS = BY)
Các lực liên kết tại C :
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:
Hình 19: Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo khi chịu lực bên cực đại.
- Các lực tác dụng lên trụ đứng:
- Các lực tác dụng lên đòn ngang:
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
2.4.1 Đòn ngang chữ A chỉ có Z có Z&X có Z&Y
Bảng 1 trình bày kết quả tính toán động lực học của đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A, được kết nối với thân xe qua hai khớp trụ Đầu ngoài được gắn với cam quay Rô-tuyn, trong khi hai đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề nhằm tăng cường độ cứng vững cho hệ treo.
Trạng thái chủ lực trong kết cấu chủ yếu liên quan đến các lực kéo, nén và uốn, đặc biệt là ở tiết diện của đòn ngang dưới Khi kiểm tra độ bền, giả thiết rằng phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng là rất quan trọng Do đó, việc tính toán sẽ được thực hiện dựa trên trường hợp có lực Z.
Fz = ZAB = 5135 (N). Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc :
Hình 20: 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 : tmax = S
Thay vào ta có : tmax = 3/2* 5135/2400 = 3,2(MPa)
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: sbQ0 Mpa.
. Suy ra: tmax < [t]. với n = 1,5 : hệ số an toàn
Với đòn ngang dưới thoả 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 tâm khớp nối, mômen uốn bằng 0 do khớp là khớp trụ Để kiểm tra, chúng ta xem xét mặt cắt gần đó (mặt cắt 1-1) Ứng suất uốn lớn nhất được tính theo công thức: s’u = J y.
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 = 5135*300 = 1540500(N.mm). với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ; l00(mm).
= 320000 (mm 4 ). y : lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm).
Thay các giá trị trên vào công thức ta có : su 1540500
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : sb = 510 (MPa).
Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn.
+ Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
340 (MPa). ị s Ê [sk] Thỏa món điều kiện bền. b Trường hợp 2 : Chỉ có lực Z và X
Hình 21: 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 : tmax = S
Qy : lực cắt Qy = Fz = 5135 (N/mm 2 ).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 sb = 510 (Mpa)
+ Fz gây ra mômen uốn dọc: Tương tự trường hợp 1 ta có: su J y
Mà mômen Mu=Fz.lQ35*300 = 1540500 (N.mm).
Thay vào ta có : su 1540500
= 144,4 (N/mm 2 ) £ [su] Thỏa mãn bền.
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm: sk = S
(Mpa) £ [sk] 10 (MPa).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: tmax = S
Qy : lực cắt Qy = Fx = 639 (N).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 sb = 510 (Mpa)
+Fx gây ra mômen uốn ngang: ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức: su J y
Mà mômen Mu=Fx.lc90*300 = 1917000 (N.mm).
Thay vào ta có : su 1917000
720000 MPa £ [su] Thỏa mãn bền. c Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y
Hình 22: Sơ đồ lực tácdụng lên đòn ngang chữ A.
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả: stt £ [su]
+ Thành phần Fy gây ra nén đúng tâm:
340 (MPa). ị s Ê [sn] Thỏa món điều kiện bền nộn.
* 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
= 720000(mm 4 ) : Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của càng l = ld = 343 (mm).
158 = 97298 > [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. 2.4.2 Tính bền Rôtuyn
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.
Tính theo bền cắt: tc= c
= 5993 (N). Ở đây ta tính cho trường hợp 2 có lực cắt lớn nhất Qc = 7007 (N).
S diện tích tiết diên nguy hiểm: mặt cắt 1-1
d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20(mm). tc 7007 2
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. ị Mu= 32 785 ( )
Kiểm tra theo ứng suất uốn: Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có:
1,5 u b MPa MPa n s s ịs Ê u s u Rụtuyn thoả món 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 = 5993 ( N ).
Mà ta có: [dcd] = 150 (MPa)
Vậy dcd £ [dcd] Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
Tính toán lò xo
Trong hệ thống treo, lò xo đóng vai trò quan trọng như một phần tử đàn hồi, giúp làm êm dịu chuyển động Khi hoạt động, lò xo chỉ chịu tác động của tải trọng thẳng đứng Z và không truyền lực theo phương ngang.
Dựa trên phân tích chế độ tải trọng trong phần động lực học, trường hợp tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất, do đó, cần thiết kế theo chế độ tải trọng này để đảm bảo an toàn và hiệu quả.
2.5.1 Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo được 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= 324 mm. ld : chiều dài đòn ngang ld= 343 mm.
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 758,4 (N).
Hình 23: Khoảng đặt lò xo.
2.5.2 Trình tự thiết kế lò xo
- Hành trình làm việc của lò xo:
291( ) 0.360 lx d t lx lx bx f f f f mm l l
- Độ cứng của lò xo: max 1104
Các bước thiết kế lò xo
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến t = 1600 (MN/m 2 ) (theo tài liệu CTM tập II). Đường kớnh dõy lũ xo: dá20(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 ³ 1,6* t c F k * max *
; k : hệ số xét đến độ cong của dây lò xo
Fmax04 (N) Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn.
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là: d = 14 (mm). Đường kính trung bình của lò xo : D = c*d = 10*14 = 140(mm).
Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức : n= G d 4
Trong đó : G : mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 ). d : đường kính dây lò xo, d = 14 (mm).
Clx : độ cứng của lò xo, Clx = 37938 (N/m).
D : đường kính trung bình của lò xo, D = 140 (mm).
Thay số vào ta có : n 4 6 4
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 = 4+1 = 5 (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: t = d + n
max : chuyển vị của lò xo ứng với lực Fmax. max max
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải:
- Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất ( xe không tải)
- Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo: tma x max
- Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo: tmin min
- Biên độ ứng suất: ta max min 1635 583
- Ứng suất trung bình : tm max min 1635 583
. Kiểm nghiệm lò xo theo điều kiện:
³ 2. t0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng
t : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo (t =2).
t : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình (=0,1). ị St 600
Các thông số thiết kế lò xo:
- Đường kính dây lò xo: d = 14 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 140 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 63 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 353 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất : H1 = 249 (mm)
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 4 (vòng).
- Số vòng toàn bộ : n0 = 5 (vòng).
- Độ cứng lò xo : Clx = 37938 (N.m).
Tính toán giảm chấn
Giảm chấn là một phần tử đàn hồi trong hệ thống treo, nhiêm vụ của giảm chấn là:
Dập tắt được các va đập cứng của bánh xe vào khung xe, khi xe đi trên đường không bằng phẳng, nhờ đó tăng được tính tiện nghi.
Khi dập tắt va đập, làm êm dịu chuyển động, giảm chấn phải hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng.
Hiện nay, để giảm thiểu dao động của xe khi di chuyển, người ta sử dụng giảm chấn thủy lực, biến cơ năng của dao động thành nhiệt năng Giảm chấn cần đảm bảo dập tắt nhanh chóng các dao động, đặc biệt khi tần số dao động lớn, nhằm tránh tình trạng thùng xe bị lắc trên những đoạn đường mấp mô.
So sánh giữa hai loại giảm chấn
So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có ưu điểm sau:
Khi đường kính ngoài của các bộ phận là giống nhau, việc tăng đường kính của cần piston sẽ dẫn đến sự giảm thiểu biến động tương đối của áp suất chất lỏng.
- Điều kiện toả nhiệt tốt hơn.
- Ở nhiệt độ thấp (Vùng băng giá) giảm chấn không bị bó kẹt ở những hành trình đầu tiên.
Giảm chấn có piston ngăn cách hoạt động hiệu quả ở mọi góc nghiêng, mang lại nhiều ưu điểm cho hệ treo Nhờ vào tính năng này, giảm chấn một lớp vỏ được ứng dụng phổ biến trong hệ treo McPherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết.
Nhược điểm của giảm chấn một lớp vỏ nằm ở công nghệ và khả năng bao kín, ảnh hưởng đến tuổi thọ của phớt cũng như mức độ mòn của piston khi hoạt động với ống dẫn hướng.
Trong bài viết này, chúng tôi phân tích kết cấu của giảm chấn và chọn thiết kế tính toán cho loại giảm chấn một lớp vỏ có khoang chứa khí nén (khí Nitơ N2), với áp suất khí trong khoang tương đương với áp suất dầu Loại giảm chấn này có cấu trúc đơn giản, dễ chế tạo và bảo trì Đặc biệt, nó rất nhạy trong trường hợp nén nhẹ và trả nhẹ Nếu hai giảm chấn có cùng đường kính xi lanh, giảm chấn một lớp vỏ cho phép làm cần piston lớn hơn so với giảm chấn hai lớp vỏ.
2.6.2 Tính toán thiết kế giảm chấn
Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
Chọn và tính các thông số của giảm chấn dx - đường kính ngoài của xilanh công tác. dP - đường kính piston. dt - đường kính ty đẩy.
Ta dã chọn ở trên: dx = 45 (mm).
Nên đường kính piston là: dP = dx - 5 = 45 -5 = 40 (mm) Đường kính ty đẩy: dt = (0.4 á 0.5) dP
Chiều dài cụm làm kín:
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:
Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn: Đường kính ngoài xi lanh công tác: dX.
Hành trình làm việc của pistôn: fgc
Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dX = 45 (mm). fgc = HP Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
Trong bài viết này, chúng ta sẽ tìm hiểu về các thông số kỹ thuật liên quan đến hệ thống giảm chấn Đầu tiên, góc nghiêng giảm chấn được chọn là ggc = 10 độ Tiếp theo, chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn là lgc = 324 mm, trong khi chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ được xác định là lbx = 400 mm Cuối cùng, tổng hành trình bánh xe được tính bằng công thức fS = fđ + ft, với giá trị cụ thể là fS = 144 + 180 = 324 mm.
*cos 400*cos10 d t gc gc bx gc f f l f mm l g
LY: Chiều dài nắp giảm chấn.
LY = (0.4 á 0.6)dX = 18 á 27 (mm), ta chọn: LY = 27 (mm).
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston động dưới
LK = (0.4 á 0.9)dX = 18 á 40.5 (mm), ta chọn: LK = 36 (mm).
Lb: Chiều dài của buồng bù.
Lb = (1.0 á 1.5)dX = 45 á 67.5 (mm), ta chọn: Lb= 60 (mm). Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB
Chiều dài của toàn giảm chấn:
Với Lu là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy, Lu = 70(mm). Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP +LY +LP = 70 +266 +27 +32 = 395 (mm). a Xác định các thông số tính toán:
Tỷ số truyền của giảm chấn:
Hệ số cản yêu cầu theo phương thẳng đứng của mỗi giảm chấn:
Trong đó: Md1 - khối lượng đặt lên cầu trước,
D - Hệ số dập tắt dao động
Hệ số cản giảm chấn Kgc.
Kn - Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn.
Kt - Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn.
Ta có: n t n tr tr n gc
Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc:
K - Hệ số cản của giản chấn. v - vận tốc dịch chuyển của piston
Khi tính toán không xét đến đặc tính của lò xo lá nên đường đặc tính của giảm chấn coi như tuyến tính ( m = 1).
+ Lực nén và trả max : vmax = 0.6 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả nhẹ : vmin = 0.3 (m/s 2 )
Hình 24: Đường đặc tính của giảm chấn b Tính toán thiết kế van nén van trả:
● Tính toán van trả Áp suất chảy lỏng tác dụng lên piston ở hành trình trả là:
Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van trả sẽ là: fvt = g
- là hệ số tiêu tốn, = 0.6 - 0.75 chọn = 0.75 g - khối lượng riêng của dầu, g = 900 (kg/m 3 ). fvt 6
Vậy đường kính van trả sẽ là: dtr = tr vt n f
4*6,8 3.14*6 1,2 (mm) trong đó: ntr -là số lỗ van trả, ntr = 6 (lỗ)
● Tính toán van nén: Áp suất tác dụng khi bị nén:
Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van nén là: fvn = g
Vậy đường kính van nén sẽ là: dvn = n vn n f
4*16,5 3.14*6 1,8 (mm). trong đó: nn _ số lỗ van nén, nn = 6 (lỗ)
Các thông số để chọn giảm chấn
- Đường kính xy lanh công tác dx = 45 (mm).
- Hành trình của giảm chấn Hp = 266 (mm).
- Đường kính ty đẩy dđ = 18 (mm).
- Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 420 (mm).
- Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 490 (mm).
- Hệ số dập tắt dao động D = 2.98 (rad/s).
- Đường kính van nén Dn = 1,8 (mm).
Số lỗ van nén n = 6 (lỗ).
- Đường kính van trả Dt = 1,2 (mm).
Số lỗ van trả n = 6 (lỗ). c Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn:
Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm viêc trong một giờ được xác định theo công thức:
: hệ số tỷ lệ chọn = 1.
: hệ số truyền nhiệt vào không khí của thành ống giảm chấn
F : diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
R: là bán kính ngoài của giảm chấn R = dx/2 = 22,5 (mm).
Lx : chiều dài của xi lanh công tác Lx = 465 (mm) => F = 2**22,5*465 = 65737 (mm 2 ) = 0,066 (m 2 ).
Tmax : nhiệt độ sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn
T0 : nhiệt độ của mụi trường xung quanh, T0 = (30 á 40) 0 C ta chọn: T0 = 30 0 C t: thời gian làm việc của giảm chấn trong 3600(s).
Thay vào ta được: max
Công suất sinh ra khi giảm chấn làm việc với lực cản lớn nhất (tính ở hành trình trả):
Công suất của giảm chấn:
N P max = g*b*Hg*Ptmax*w ; trong đó: w : là tần số dao động của hệ treo w = 7.45 (rad/s) g : hệ số tăng năng lượng sức cản g = 1.5
Hg: hành trình của Piston HP = 310 (mm). b : Hệ số thu năng lượng b = 0.05 á 0.13 chọn b = 0.1
Thay số vào ta có:
Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thoả mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt.
A: Hệ số chuyển đổi AB7 (KGm/kcal). t = 3600 (s).
ị N Q max > N P max vậy giảm chấn thoả món điều kiện bền nhiệt tức là giảm chấn làm việc bình thường.
Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn:
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén (hay uốn dọc) Do đó, cần kiểm tra theo các tiêu chí uốn và nén dọc để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức: sK ]
Ptrmax _ Lực trả lớn nhất Ptrmax = 634 (N). dd: Đườngg kính của ty đẩy piston dd = 18 (mm) sK 2 2
Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép:
Vậy khi chịu ứng suất kéo ty đẩy thoả mãn điều kiện bền.
Khi đòn đẩy chịu nén:
Kiểm tra hệ số ổn định của ty đẩy:
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 ty đẩy
= 10306(mm 4 ) : Hệ số phụ thuộc vào liên kết =0,5 l: chiều dài của ty đẩy l=Hp+Ly+Lu/210 + 27 + 35 = 372 (mm).
Khi giảm chấn hoạt động, ty đẩy sẽ chịu lực kéo trong hành trình trả và lực nén trong hành trình nén, do đó cần kiểm tra ty đẩy theo ứng suất kéo và uốn dọc Ứng suất nén của ty đẩy được xác định bằng một công thức cụ thể.
Vậy ty đẩy đủ bền.
Tính toán thiết kế hệ thống treo sau
Các thông số ban đầu
Số Liệu Cơ Sở Để Tính Toán
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 18960 N.
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 26070 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7584 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 11376 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 10428 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 15642 N.
- Chiều dài cơ sở : L = 2860 (mm).
- Chiều rộng cơ sở : B = 1470 (mm).
- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 255/60R18
- Khoảng sáng gầm xe : Hmin = 210 (mm).
- Khối lượng phần không treo : m = m + 2 x m = 25 (Kg)
Ne max = 141 (kw) / 3500 vmax = 105 (km/h).
Hệ thống treo cầu sau sử dụng phương án treo cân bằng mang lại nhiều ưu điểm như chi phí thấp và dễ dàng tháo lắp sửa chữa trong quá trình bảo dưỡng Với hai bánh xe liên kết với một dầm cứng, khả năng chống lực ngang của hệ thống rất tốt Nhíp không chỉ có vai trò đàn hồi mà còn dẫn hướng, trong khi bộ phận giảm chấn kết hợp với ma sát trong hệ thống treo tạo ra lực cản và dập tắt dao động hiệu quả.
Việc tính toán thiết kế HT treo cầu sau tính cho thường hợp ô tô đầy tải. Đặc tính đàn hồi
Hình 25: Đặc tính đàn hồi của HT treo Đường đặc tính đàn hồi của HT treo đã chọn bao gồm 2 yếu tố đường tuyến tính
OA có độ cứng không đổi, trong khi đường phi tuyến tính AB có độ cứng thay đổi Hoành độ OE biểu thị độ võng tĩnh ft của hệ thống dưới tải trọng tĩnh Ft Điểm C là điểm tựa của bộ phận hạn chế, do đó EC là giá trị độ võng động trên fdt Đoạn OE thể hiện dạng của phần tử đàn hồi với độ cứng thay đổi; để đạt được đường đặc tính mong muốn, phần tử đàn hồi được chọn là nhíp và ụ hạn chế bằng cao su.
Xác định tần số dao động
Hệ thống treo có cấu trúc đối xứng hai bên, vì vậy khi thực hiện tính toán, chỉ cần tập trung vào một bên Tải trọng tác động lên một bên của hệ thống treo sẽ được xác định như sau:
(N) Trọng lượng không được treo tại vị trí cầu sau (G0t3):
(N) Phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe:
Hệ thống treo cần được thiết kế để đảm bảo xe đạt được độ êm dịu theo các tiêu chuẩn đã đề ra Hiện nay, có nhiều chỉ tiêu để đánh giá độ êm dịu của chuyển động, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động.
Chọn chỉ tiêu tần số dao động để đánh giá như sau:
Tần số dao động của xe tải: n = 60 á 90 (lần/phỳt) Với số lần như vậy thỡ người khỏe mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững.
Ta có: với ft : độ võng của HT treo (m)Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo sau ns = 70 (lần/phút) Độ võng tĩnh :
(m) = 180 (mm) Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo:
(N/mm) Độ võng động fđ = 30 60 (m) Chọn fđ = 60 (mm)
Tính toán nhíp
3.2.1.Chọn thông số chính của lá bó nhíp chính.
Khi ô tô chuyển động không tải thì góc α thường được chọn không bé hơn 5°.
Khi tải trọng đầy góc α có thể đạt trị số 40 50° Để đơn giản tính toán sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X.
Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước:
(N) (3.1) Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp sau xe tải
Lx: chiều dài cơ sở của xe (2860 mm).
Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 1200 (mm) Chọn chiều rộng quang nhíp lq = 120 (mm) 1/2 lá nhíp từ quang nhíp: lk = (l – lq)/2 T0 (mm)
Hình 26: Phân tích lực tác dụng lên lá nhíp
Chọn số lá nhíp là 5 được chia làm hai nhóm:
Nhóm 1: gồm 2 lá có L = 1200 (mm) chiều dày 7,5 (mm)
Nhóm 2: gồm 3 lá, chiều dày các lá 8 (mm)
Chiều rộng các lá 55 (mm) a) Xác định chiều dài các lá nhíp
Xác định chiều dài các lá nhíp là yếu tố quan trọng để đảm bảo độ đồng đều và nâng cao tuổi thọ của nhíp Chiều dài này được xác định dựa trên điều kiện sao cho hình dạng nhíp gần trùng với dầm hình thang, đồng thời phải đảm bảo cân bằng phản lực tại đầu mút các lá nhíp dưới tác động của tải trọng ngoài, được tính toán bằng phương pháp tải trọng tập trung Hệ phương trình sử dụng để xác định chiều dài nhíp có dạng cụ thể.
Trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i
Z Z'' ji: momen quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i j 3
12 b d trong đó b, d lần lượt là bề rộng và bề dày của lá nhíp j1 2*55*7,5 3
Giải hệ phương trình với l1 = 540 mm, ta có l5 = 0,6l4 Từ đó, lần lượt tính được l4 = 0,73l3 và l3 = 0,69l2, với l2 = l1 = 540 mm Kết quả cuối cùng là l3 = 372 mm, l4 = 272 mm và l5 = 163 mm.
Theo công thức : Lk = 2lk + lq ta có
Lk 1200 1200 864 664 446 b)Tính độ cứng thực tế của nhíp :
Hình 27: Lực tác dụng lên thanh nhíp
Phương pháp tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi.
Xét một thanh như hình 3.2, khi chịu lực P thanh biến dạng một đoạn là f. Gọi U là thế năng biến dạng đàn hồi của thanh ta có : f p
U =P.f f = Nếu thanh có tiết diện không đổi thì f dU
Để tính nhíp, bạn có thể sử dụng sơ đồ như hình 3.2 Các lá nhíp được xếp chồng lên nhau, với một đầu được ngàm chặt, trong khi đầu còn lại chịu tác dụng của lực P Áp dụng công thức tương ứng, ta có thể tính toán một cách chính xác.
Vậy độ cứng của nhíp là: n n
(3.3) Trong đó: E là mô đun đàn hồi của vật liệu: E = 2,1.10 5 (MPa) α là hệ số thực nghiệm Chọn α = 0,85 ak = (l1-lk) với li là chiều dài của lá nhíp thứ i
Yk jk Tổng momen quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k
Trong bộ nhíp có 2 lá nhíp cái có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta coi 2 lá nhíp là một quy về lá nhíp thứ nhất với
Bảng 3: k lk mm ak+1 mm b mm hk mm jk mm 4 ik mm 4
Vậy độ cứng của nhíp là: Cn = = 62,7 (N/mm) Độ võng thực tế của nhíp là :
Số lần dao động trong một phút:
Vậy hệ thống treo thoả mãn về độ êm dịu khi đầy tải. lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp
Tính toán theo phương pháp tải trọng tập trung giả định rằng các lá nhíp chỉ tiếp xúc ở hai đầu, do đó lực được truyền từ lá này sang lá kia chỉ qua hai điểm đầu mút Phần giữa của lá nhíp không tiếp xúc, dẫn đến hiện tượng biến dạng tự do Với giả thiết tải trọng tập trung, các con lăn được đặt ở hai đầu, trong khi phần giữa của nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, khiến cho lực chỉ được truyền giữa hai đầu.
Khi khảo sát ẵ lỏ nhớp, bộ nhớp được hình dung là cấu tạo từ nhiều dầm ngàm chặt ở một đầu, trong khi đầu tự do chịu tác động của tải trọng bên ngoài Để xác định ứng suất trong các lá nhíp, cần biết các lực tác động lên từng lá nhíp, từ đó bài toán chuyển thành việc xác định các lực X1, X2, … Xn-1 đặt lên các lá nhíp.
Hình 28: Sơ đồ tính nhíp:
Tại điểm đầu của lá nhíp thứ hai, biến dạng của lá nhíp thứ nhất và lá nhíp thứ hai là bằng nhau Tương tự, tại đầu của lá nhíp thứ k, biến dạng của lá nhíp thứ k cũng tương đương với biến dạng của lá nhíp thứ k-1.
Khi hai lá thứ k bằng nhau, chúng ta có thể lập biểu thức biến dạng tại các điểm và thiết lập chúng bằng nhau từng đôi một Qua đó, chúng ta sẽ hình thành một hệ phương trình với n-1 phương trình và n-1 ẩn, bao gồm các giá trị X2, …, Xn-1.
Ta có hệ phương trình để tính toán phản lực:
= 3848 (N) lk: ẵ chiều dài hiệu dụng của lỏ nhớp thứ k
P: phản lực tác dụng lên tai nhíp
Xi: phản lực tại các đầu mút.
K lk (mm) jk (mm 4 ) Ak Bk Ck
Thay số ta có hệ phương trình sau:
Giải hệ trên bằng phương pháp thế với P = 3848 (N) ta được kết quả:
3.2.2.Xây dựng biểu đồ ứng suất
Công thức tính ứng suất:
Hình 29: Biểu đồ ứng suất
Trong đó W u là mo men chống uốn:
Sử dụng các công thức trên thay số ta có kết quả ở Bảng 5:
STT l (mm) X (N) Wu (mm 3 ) Mc (N.mm) s c MPa MB(N.mm) s B MPa
Ứng suất sinh ra của mỗi lá nhíp nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu, với giá trị [σ] = 600 MPa, cho thấy rằng các lá nhíp có độ bền đủ để đáp ứng yêu cầu sử dụng.
3.2.3.Tính toán một số chi tiết khác của nhíp a)Tính đường kính tai nhíp
Trong đó: D là đường kính trong của tai nhíp
H0 là chiều dày của lá nhíp chính. b là chiều rộng của lá nhíp
Tai nhíp chịu tác động của lực kéo Pk hay phanh Pp trị số của lực này được xác định theo công thức: Pkmax = Ppmax = φ.Zbx
Trong đó: φ là hệ số bám của bánh xe với đất φ = 0,7
Zbx là phản lực của đường tác dụng lên bánh xe.
Zbx = 7821 (N) => Ppmax = 7821.0,7 = 5474,7 (N) Tai nhíp làm việc theo uốn nén hoặc kéo Ứng suất uốn ở tai nhíp: σ] = 600 (MPa) do đó các lá nhíp đủ bền.uốn 0 0 max 2 max 2
(3.8) Ứng suất nén hoặc kéo ở tai nhíp: snÐn max 0
P K bh Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức : σ] = 600 (MPa) do đó các lá nhíp đủ bền.th 0 max
(3.9) Ứng suất tổng hợp cho phép :[σ] = 600 (MPa) do đó các lá nhíp đủ bền.th]50 (MPa)
Như vậy đường kính trong max của tai nhíp được xác định :
= 55,9 (mm) Chọn đường kính tai nhíp : D 0 (mm) Ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra : σth
Các lá nhíp có độ bền đủ khi σ] = 600 (MPa), đảm bảo an toàn cho thiết kế Để kiểm tra chốt nhíp, đường kính chốt nhíp được xác định bằng đường kính danh nghĩa của tai nhíp.
Chọn vật liệu chế tạo nhíp là thép hợp kim với ứng suất chèn dập cho phép : [s cd ] = 7,5 9 (MPa)
Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất dập : max
Trong đó : D là đường kính chốt nhíp b là bề rộng của lá nhíp
Thay số ta có : s cd 5474, 7 20*55 = 5,2 (MPa) < [s cd ]
Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép vật liệu.Vậy chốt nhíp đủ bền.
Tính phần tử giảm chấn
3.3.1 Đặc tính của giảm chấn
Hình 31 : Đặc tính giảm chấn
Lực cản giảm chấn Pg do giảm chấn sinh ra phụ thuộc vào lực cản tương đối của các dao động thùng xe với các bánh xe Pg =K.Zt n
Hệ số cản của giảm chấn được ký hiệu là K, trong khi số mũ m phụ thuộc vào giá trị của Zt Ở vận tốc hiện tại Zt = 0,3 (m/s), m có thể dao động từ 1 đến 2, nhưng trong tính toán, chúng ta giả định m = 1 Đường đặc tính của giảm chấn thể hiện sự không đối xứng trong tác dụng hai chiều.
Hệ số dập tắt của giảm chấn : 2
Trong đó: C là độ cứng của HT treo t t
M là khối lượng tĩnh trên 1 bánh xe
là hệ số dập tắt chấn động lấy = 0,2
Gt trọng lượng được treo tính trên 1 bánh xe ở trạng thái tĩnh ft là độ võng tĩnh của HT treo ft = 180(mm)
Hệ số cản của HT treo được xác định theo công thức:
Hệ số cản trung bình của giảm chấn: Kgc = KTr 166 (Ns/m)
Tính toán hệ số cản giảm chấn, ta có phương trình: Kn + Ktr = 2Kgc
Trong đó: Kn,, Ktr lần lượt là hệ số cản giảm chấn với hành trình nén và trả
Chọn Ktr = 3Kn ta có hệ phương trình sau:
Giải hệ ta được : Kn = 1159 (Ns/m) & Ktr = 3477 (Ns/m)
3.3.2 Xác định kích thước ngoài của giảm chấn
Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là: v = 0,3 (m/s)
Công suất tiên thụ của giảm chấn được xác định:
Công suất tỏa nhiệt của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là F được tính như sau: Nt = 427.α.F.(Tmax – Tmin)
Trong đó: α là hệ số truyền nhiệt α = 0,12 0,168 chọn α = 0,13
Nhiệt độ cho phép: Tmax = 120°; Tmin = 20°
F = πDL; chọn D = 45 (mm) = 0,045 (m)DL; chọn D = 45 (mm) = 0,045 (m)
Chọn sơ bộ giảm chấn L = 300 (mm)
Chiều dài giảm chấn gồm:
Ld là chiều dài phần đầu giảm chấn
Lm là chiều dài bộ phận làm kín
Lp là chiều dài piston giảm chấn
Lg là hành trình làm việc cực đại của giảm chấn
Nếu lấy đường kính piston d làm thông số cơ bản các thông số khác được xác định :
D= 45 (mm) ; d = 35 (mm) ; dc(mm) ; dn8 (mm); Dn = 50 (mm)
Lp = 35 (mm); Ld = 50(mm); Lm = 50(mm); Lv0(mm); Lg = 200 (mm)
3.3.3 Xác định kích thước các van
Khi giảm chấn làm việc có những trường hợp sau:
Trường hợp van trả nhẹ
Trường hợp van trả mạnh
Trường hợp van nén nhẹ
Trường hợp van nén mạnh
Ta có phương trình Becnuli cho toàn dòng chất lỏng (tại mặt cắt 1-1 và 2-2) không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):
Trong bài viết này, chúng ta xem xét các yếu tố quan trọng liên quan đến động lực học chất lỏng Độ cao hình học của chất lỏng được ký hiệu là z (m), và áp suất được ký hiệu là p (N) Trọng lượng riêng của chất lỏng, ví dụ như dầu với giá trị g = 9000 (N/m³), cũng đóng vai trò quan trọng Vận tốc trung bình dòng chất lỏng tại mặt cắt được ký hiệu là v (m/s), trong khi gia tốc trọng trường được xác định là g = 9,8 m/s² Hệ số hiệu chỉnh động năng, ký hiệu là α, phụ thuộc vào chế độ chảy, với α = 1 cho chảy rối và α = 2 cho chảy tầng Cuối cùng, hw1-2 đại diện cho tổn thất năng lượng trung bình (thế năng) dọc theo dòng chảy.
Mặt cắt 1-1 đại diện cho dòng chất lỏng trong piston, với vận tốc dòng chảy tại đây tương ứng với vận tốc tương đối của piston và xylanh Mặt cắt 2-2 thể hiện dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van Hiệu độ cao hình học Dz giữa hai mặt cắt rất nhỏ, tương đương với chiều cao lỗ, nên có thể bỏ qua trong tính toán Chất lỏng trong lỗ van chuyển động theo chế độ chảy rối, do đó hệ số α được xác định là 1.
Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 phản ánh sự biến đổi năng lượng chuyển động của chất lỏng thành nhiệt năng do ma sát giữa chất lỏng và các bề mặt như lỗ van, chất lỏng với chất lỏng, và chất lỏng với thành xylanh Khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng được biểu diễn bằng hệ số dập tắt dao động của giảm chấn, do đó, vế phải của phương trình Bernoulli sẽ không bao gồm đại lượng hw1-2 mà thay vào đó là hệ số giảm chấn (với = 0,2).
Phương trình becnuli trở thành:
Như vậy vận tốc của dòng chất lỏng qua van được xác định theo công thức:
Trong công thứ trên, v1 và p2 rất nhỏ nên bỏ qua Vận tốc dòng chất lỏng qua van được tính xấp xỉ theo niểu thức sau:
Lưu lượng chất lỏng qua van trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:
0,8 .2Dp g g (1) Q: lưu lượng chất lỏng qua van
F: diện tích tiết diện cắt ngang của dòng chất lỏng v: vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt
fv: tổng diện tích các lỗ van μ: hệ số tổn thất lưu lượng của lỗ do dòng chảy bị đột thu, đột mở.
Hệ số tổn thất lưu lượng trung bình μ = 0,5
Chất lỏng tiêu tốn trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:
Q: lưu lượng mà piston đẩy đi trong một đơn vị thời gian
F: diện tích làm việc hiệu dụng của piston v1: vận tốc dịch chuyển tương đối của piston và xylanh
Vì lượng chất lỏng mà piston đẩy đi bằng lưu lượng chất lỏng qua van nên Q=Q’ Từ (1) và (2) ta có phương trình:
3.3.4 Xác định kích thước van trả
Xác định kích thước van trả nhẹ: f vtn
Ft: diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình trả:
Trong đó: dp: đường kính piston dp = 0,035 (m) dt :đường kính thanh đẩy 0,01 (m)
Ft = 8,83.10 -4 (m 2 ) Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:
Kt: hệ số cản trong hành trình trả nhẹ Kt = 3477 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)
Ptn = 3477.0,3 = 1043,1 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là: tn
(N/m 2 ) Thay số ta có tổng diện tích van trả nhẹ:
Chọn số lỗ van trả nhẹ là 4 lỗ. Đường kính 1 lỗ là: vtn 6 3
Vậy van trả nhẹ có 4 lỗ đường kính 1 lỗ là d = 1,6 (mm)
Xác định đường kính van trả mạnh
Van trả hoạt động hiệu quả khi vận tốc piston vượt quá 3 m/s Trong điều kiện đường xá gồ ghề, lực kích động lớn làm giảm chấn hoạt động ở chế độ tải nặng, dẫn đến áp suất dầu tăng đột ngột Khi vận tốc đạt trên 0,3 m/s, áp suất chất lỏng cao khiến các van trả mở hoàn toàn, tạo ra diện tích lưu thông tối đa Từ vận tốc này trở lên, diện tích lưu thông giữ nguyên và không thể mở rộng hơn.
Giai đoạn van trả mạnh bắt đầu mở và kéo dài cho đến khi mở hoàn toàn được gọi là giai đoạn chuyển tiếp hay giai đoạn quá độ Thời gian của giai đoạn này rất ngắn, do đó thường được bỏ qua trong các phân tích.
Tổng diện tích van trả: t 1 v f F v p.2.g
Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van trả nhẹ và trả mạnh
Lực cản trong hành trình trả mạnh bằng lực cản trong hàn trình trả nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:
Ptn: lực cản trong quá trình trả nhẹ Ptn = 1043,1 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k = 0,6
Hệ số cản trong hành trình trả Kt là 477 Ns/m Vận tốc tương đối của piston và xylanh khi trả nhẹ là v1 = 0,3 m/s, trong khi vận tốc tương đối khi trả mạnh là v2 = 0,6 m/s.
Ptm43,1 +0,6.3477.(0,6-0,3)68,96(N). Độ chênh áp của dòng chất lỏng: tm
(N/m 2 ) Thay số ta có tổng diện tích van trả mạnh:
(m 2 ) Vậy tổng diện tích lỗ trả mạnh là: vtm v vtn f f f
Chọn số lỗ van trả mạnh là 4 lỗ. Đường kính mỗi lỗ là: vtm 6 3
(m) Vậy van trả mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1 (mm) i Xác định kích thước van nén a) Xác định kích thước van nén nhẹ
Van nén làm việc một mình khi vận tốc v 0,3 (m/s)
Tổng diện tích van nén nhẹ: n 1 vnn f F v p.2.g
Diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình nén:
Fn = d 2 p trong đó: dp là đường kính piston dp = 0,035 (m)
Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ: Pnn=Kn.v
Kn: hệ số cản trong hành trình nén nhẹ Kn = 1159 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)
Pnn59.0,347,7(N) Độ chênh áp của chất lỏng: nn
(N/m 2 ) Thay số ta có tổng diện tích van nén nhẹ:
(m 2 ) Chọn số lỗ van nén nhẹ là 4 lỗ Đường kính một lỗ là: vnn 6
Vậy van nén nhẹ có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 2,4 (mm) b) Xác định kích thước van nén mạnh
Van nén mạnh làm việc khi vạn tốc piston v > 0,3 (m/s)
Tổng diện tích van nén: n 1 v f F v p.2.g
Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van nén nhẹ và nén mạnh.
Lực cản trong hành trình nén mạnh bằng lực cản trong hành trình nén nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:
Pnn: lực cản trong hành trình nén nhẹ Pnn = 347,7 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k =0,6
Hệ số cản trong hành trình nén được xác định là Kn = 1159 (Ns/m) Trong quá trình nén nhẹ, vận tốc tương đối giữa piston và xylanh là v1 = 0,3 (m/s), trong khi ở chế độ nén mạnh, vận tốc này tăng lên v2 = 0,6 (m/s).
Pnm = 347,7 + 0,6.1159.0,3 = 556,32 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là: nm
(N/m 2 ) Thay số ta có tổng diện tích van nén:
(m 2 ) Vậy tổng diện tích lỗ van nén mạnh là: vnm v vnn f f f
Chọn số lỗ van nén mạnh là 4 lỗ với đường kính 1 lỗ là: vnm 6 3
(m) = 1,5 (mm) Vậy van nén mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1,5 (mm) ii Kiểm tra điều kiện bền a) Kiểm tra điều kiện bền của đường kính thanh đẩy:
Kiểm tra điều kiện bền của thanh đẩy dưới tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe là rất quan trọng Khi bánh xe hoạt động, nó phải chịu tác động của tải trọng động, mà giá trị tối đa của tải trọng động thường gấp khoảng hai lần tải trọng tĩnh Do đó, tải trọng động cần được xác định dựa trên công thức này để đảm bảo tính an toàn và độ bền của thanh đẩy.
Zđmax = 2.Zbx = 2.7821 = 15642 (N) Ứng suất kéo (nén) lớn nhất sinh ra trong thanh đẩy: max max max 2 2
Thanh đẩy được làm từ thép 40 với giới hạn bền [σ] = 600 MPa, đảm bảo rằng ứng suất lớn nhất trong thanh đẩy không vượt quá giới hạn cho phép, cụ thể là 400 MPa Điều này chứng tỏ rằng các lá nhíp đủ bền và thanh đẩy giảm chấn đáp ứng tiêu chuẩn bền vững Bên cạnh đó, cần xác định một số chi tiết khác của hệ thống giảm chấn, trong đó có lò xo van nén mạnh.
Hình 32: Kết cấu van nén mạnh
Lực tác dụng lên lò xo khi van bắt đầu mở P1 π
P: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ P =0,5 (MPa)
D3, D4: các kích thước như hình vẽ, D3 = 18mm, D4 = 14mm
Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn: P2 π
Pn: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với vnm = 0,5 m/s và Knm 0,6Kn, Pn = 0,7 MPa
Ứng suất trong lò xo được tính theo công thức: τ=8DP 2 πd 3
D: đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 19 mm d: đường kính dây lò xo
P2: lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn.
d Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo, [τ] = 500] = 500 700 MPa Chọn [τ] = 500]P0MPa
Số vòng làm việc chọn là n = 4 vòng
Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:
Hm = n.d + δ.n0 = 4.2 + 1.5 = 13 (mm)Trong đó: δ là khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 1 (mm) n0 là số vòng toàn bộ của lò xo, n0 = n + 1
Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:
Hd = Hm + h = 13 + 1,5 = 14,5 (mm) Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:
Htd = Hd + λ = 14,5 + 0,09 = 14,59 (mm) Trong đó: λ là biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở λ 3
C là độ cứng của lò xo được tính như sau:
(mm) b) Lò xo van trả mạnh :
Hình 33: Kết cấu van trả mạnh
Lực tác dụng lên lò xo van khi bắt đầu mở: P1 π
4 ( D 3 2 − D 4 2 ) P trong đó: P là áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ trả nhẹ P = 1613477 (N/m 2 )
D3, D4 các kích thước như hình vẽ D3 = 20 mm, D4 = 17 (mm)
Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn: P2 2 2
Trong đó: Pt áp suất chất lỏng cuối thòi kỳ trả mạnh với vnm = 0,5 m/s và
Ứng suất trong lò xo được xác định theo công thức: τ = 8 DP 2 πd 3
Trong đó: D là đường kính vòng trung bình của lò xo D = 19,2 mm d là đường kính dây lò xo
P2 lực tác dụng lên dây lò xo khi van mở hoàn toàn
d≥ 3 √ 8 π DP [ τ ] 2 Ứng suất cho phộp của vật liệu làm lũ xo [t] = 500 á 700 MPa Chọn [t]`0MPa
Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn:
Hm = n.d + δ.n0 = 4.2,5 + 1.5 = 15 mm Trong đó: δ là khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 1 mm n0 là số vòng toàn bộ của lò xom n0 = n + 1
Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:
Hd = Hm + h = 15 + 1,5 = 16,5 mm Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:
Htd = Hd + λ = 16,5 + 0,14 = 16,64 mm λ là biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở λ 2 197
(mm) Kiểm tra lại ứng suất cắt trong lò xo khi chịu lực nén P2
Vậy ứng suất cắt trong lò xo đủ bền.