Đề tài Thiết kế hệ thống treo cho xe con du lịch

i thì có thể tích ở bên trong của bình giảm, áp suất không khí và độ cứng của hệ thống treo tăng. Khi chỉ có một bình chứa hệ thống treo sẽ rất cứng khi có thêm bình chứa phụ (2) thì khi bình chưá phụ (1) co lại áp suất không khí sẽ tăng từ từ và do đó hệ thống treo sẽ mềm hơn. Cần (3) là bộ điều chỉnh độ cao của vỏ xe, khi cần (3) thay đổi khoảng cách giữa vỏ và bánh xe thì khí ép từ bình chứa (4) đi vào buồng (1) và bình chưa phụ (2) hoặc là đưa khí ép ra khỏi bình chứa (2) và (1) bớt đi. Hình 1.13. Sơ đồ hệ thống treo khí 1.Bình chứa khí nén – 2. Bình chứa phụ- 3. Bộ điều chỉnh độ cao của vỏ xe – 4. Bình chứa khí nén Hệ thống treo loại khí được sử dụng tốt ở các ôtô có trọng lượng phần được thay đổi khá lớn như ở ôi tô trở khách, ô tô vận tải và đoàn xe. 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 v.v. I.1.4:Bộ phận giảm chấn. Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với 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 treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường. Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc , khả năng an toàn khi chuyển động. Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn thủy lực . Giảm chấn thuỷ lực sẽ biến cơ năng các dao động thành nhiệt năng và sự làm việc của nó là nhờ ma sát giữa các chất lỏng và lỗ tiết lưu là ma sát chủ yếu để dập tắt các dao động . Giảm chấn phải đảm bảo dập tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô và phải dập tắt chậm các dao động nếu ôtô chạy trên đường ít mấp mô để cho ôtô chuyển động êm dịu. Trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở cấu trúc hai lớp . ã Giảm chấn hai lớp vỏ: Giảm chấn hai lớp vỏ ra đời vào năm 1938, đây là một loại giảm chấn quen thuộc và được dùng phổ biến cho ôtô từ trước đến nay. Hình 1.14:Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụng hai chiều . Khoang vỏ trong; Phớt làm kín; Bạc dẫn hướng; Vỏ chắn bụi; Đũa đẩy; Piston; Van cố định; Vỏ ngoài. Cấu tạo giảm chấn vỏ hai lớp (Hình 1.14) Trong giảm chấn , piston di chuyển trong xy lanh,chia không gian trong thành buồng A và B . ở đuôi của xy lanh thuỷ lực có một cụm van bù.Bao ngoài vỏ trong là một lớp vỏ ngoài , không gian giữa hai lớp vỏ là buồng bù thể tích chất lỏng và liên hệ với B qua các cụm van một chiều (III,IV). 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 . ãNguyên lý làm việc: ở hành trình nén (bánh xe tiến lại gần khung xe), lúc đó ta có thể tích buồng B giảm nên áp suất tăng, chất lỏng qua van (I) và (IV) đi lên khoang A và sang khoang C ép không khí ở buồng bù lại . Vỏ ngoài của giảm chấn có tác dụng chứa dầu và thoát nhiệt ra môi trường không khí xung quanh. Trên nắp của giảm chấn có phớt che bụi , phớt chắn dầu và các lỗ ngang để bôi trơn cho trục giảm chấn trong quá trình làm việc. ở hành trình trả (bánh xe đi xa khung xe). Thể tích buồng B tăng do đó áp suất giảm , chất lỏng qua van (II,III) vào B, không khí ở buồng bù giãn ra, đẩy chất lỏng nhanh chóng điền 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: - Giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ. Nhược điểm: 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 nhau giữa các giảm chấn hiện nay là ở các kết cấu van trả van nén, cụm bao kín và đường kính, hành trình làm việc. Việc bố trí trên xe cho phép nghiêng tối đa là 450 so với phương thẳng đứng. Giảm chấn một lớp vỏ: Hình 1.15 : Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn ống thuỷ lực một lớp vỏ có tác dụng hai chiều. Van một chiều Đũa đẩy Cụm làm kín Xy lanh Buồng chứa dầu Piston Van một chiều Khoang chứa khí Nguyên lý làm việc : Trong một giảm chấn một lớp vỏ không còn bù dầu nữa mà thay thế chức năng của nó là buồng II chứa khí nén có P = 2,5.106 N/mm2 đây là sự khác nhau giữa giảm chấn một lớp vỏ và hai lớp vỏ Khi piston dịch chuyển xuống dưới tạo nên sự chênh 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 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, một trạng thái không an toàn cho sự làm việc của giảm chấn. Trong quá trình làm việc piston ngăn cách (4) di chuyển tạo nên sự cân bằng giữa chất lỏng và chất khí do đó áp suất không bị hạ xuống dưới giá trị nguy hiểm. Giảm chấn có độ nhạy cao kể cả 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 giữa hai loại giảm chấn : So sánh với loại giảm chấn hai lớp vỏ, giảm chấn một lớp vỏ có 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. 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 có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào. Nhờ các ưu điểm này mà giảm chấn một lớp một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi trên hệ treo Mc.pherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết. Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là vấn đề công nghệ và bao kín ( tuổi thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng ). ở loại hai lớp vỏ: ống dẫn hướng cần piston hỏng trước phớt bao kín. ở loại giảm chấn một lớp vỏ : phớt bao kín hỏng trước ống dẫn hướng của cần piston. I.2.Xu hướng phát triển của các hệ thống treo(HTT). Hiện nay trên thị trường trong nước và thế giới đang sử dụng nhiều loại HTT rất đa dạng và phong phú , với đủ kiểu mẫu và chủng loại .Nhưng đối với ôtô con hiện đại ngày nay người ta thường hay sử dụng các loại hệ thống treo độc lập như HTT hai đòn ngang HTT Mc.Pherson HTT đòn dọc HTT đòn dọc có thanh liên kết Một số ít các ôtô khác có sử dụng HTT đòn chéo hoặc HTT nhiều khâu Kết hợp với việc sử dụng HTT độc lập là sử dụng loại lốp có bề rộng lớn và có áp suất thấp . Điều này có lợi cho việc biến dạng lốp , và làm tăng độ êm dịu chuyển động của ôtô. Tăng khả năng bám đường của lốp và do đó nâng cao được tốc độ chuyển động của ôtô, tăng khả năng ổn định khi quay vòng . Các HTT của ôtô con hiện nay thường dùng loại có cấu tạo đơn giản , giảm số chi tiết , giảm trọng lượng HTT , giá thành hạ , dễ tháo lắp sửa chữa và bảo dưỡng ở đồ án này với một khoảng thời gian ngắn và trình độ hạn chế em chỉ đi sâu vào nghiên cứu và thiết kế HTT của ôtô con Audi100 với treo trước là hai đòn ngang . Phần II Thiết kế hệ thống treo hai đòn ngang I.Chọn phương án thiết kế : I.1.Chọn phương án . Qua phân tích các phương án trên ta thấy phương án bố trí HTT hai đòn ngang là thích hợp cho xe du lịch có vận tốc cao và có cầu trước chủ động . Đảm bảo ổn định động học và tính chất dịch chuyển của bánh xe . I.2.Các nội dung thiết kế: Việc thiết kế bao gồm các bước sau Xác định các thông số cơ bản Động học: Đưa ra quan hệ động học hợp lí nhất . Động lực học: Tính các lực và mômen tác dụng lên các chi tiết và kiểm bền chúng Thiết kế lò xo Thiết kế giảm chấn Thiết kế thanh ổn định Kiểm bền một số chi tiết Thiết kế quy trình gia công Rôtuyn II.XáC ĐịNH CáC THÔNG Số CƠ BảN CủA HTT. II.1.Các số liệu ban đầu và số liệu tham khảo. Nhóm các thông số tải trọng: Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 1195 kg. Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 1665 kg. Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 1195.55% = 657 kg. Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 1665.55% = 915 kg. Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 1195.45% = 537 kg. Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 1665.45% = 750 kg. Nhóm các thông số kích thước bánh xe : Chiều dài cơ sở : L = 2335 (mm). Dài´Rộng´Cao : 4479´1733´1415. Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp 195/65R15. Bán kính bánh xe Rbx = 286 (mm). Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải : Hmin = 100 (mm). Khối lượng phần không treo : mkt = 76 kg . Khối lượng phần bánh xe : mbx = 16 kg. Vết bánh xe: trước =1300mm Sau = 1310mm Xác các thông số cơ bản của HTT : Có rất nhiều các thông số đánh giá độ êm dịu của ôtô khi chuyển động như tần số dao động , gia tốc dao động và vận tốc dao động . Trong đồ án này ta đánh giá độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động của HTT. Đối với ôtô con tần số dao động n = 60 á 90 lần/ph để đảm bảo phù hợp với dao động của con người . ã Xác định độ cứng của HTT(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 90 l/ph . Độ cứng của hệ thống treo được tính toán theo công thức : Ct = .w2 với w = ()2 Trong đó : Khối lượng phần không treo : mkt = 76 kg . Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : MT0 = G10 -Mkt Û MT0 = 657 -76 = 581kg. G10 _ tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 657 kg. Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : MT1 = G1T -Mkt Û MT1 = 915 -76 = 839kg. G1T _ tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 657 kg. Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái không tải : C = .w2 = () = 20388 N/m. Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải : C = .w2 = () = 29442 N/m. Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình : C = = (20388 + 29442) = 24915 N/m ã Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (Độ võng tĩnh của hệ treo): Độ võng tĩnh của hệ treo : ft = . = = 165 (mm). Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh vói C = 24915 N/m. Từ công thức : f = +ở chế độ không tải : f = = = 114 (mm). Mà : f = ị = =86. ị = = 9,2 (rad/s). Từ công thức : n = = = 88 l/ph . +ở chế độ đầy tải : f = = = 165 (mm). Mà : f = ị = =59. ị = = 7,7 (rad/s). Từ công thức : n = = = 72 l/ph . Qua kiểm nghiệm ta thấy ở cả hai chế độ không tải và đầy tải tần số dao động đều nằm trong khoảng 60 á 90 (l/ph) đảm bảo được yêu cầu đặt ra . Do đó với bộ phận đàn hồi có độ cứng C = 24915 N/m thoả mãn được yêu cầu tính toán thiết kế . ã Xác định hành trình động của bánh xe (độ võng động của hệ treo ): fđ = (0.7 á1.0) ft Chọn fđ = 0,8 ft = 0,8 . 165 = 132 mm Sử dụng kết quả này để đặt ụ cao su hạn chế hành trình trên và dưới của bánh xe. Với ụ hạn chế bằng cao su lấy đoạn biến dạng bằng 0,1 á 0,2 của toàn bộ chiều dài ụ. ã Kiểm tra hành trình động của bánh xe : theo điều kiện đảm bảo khoảng sáng gầm xe tối thiểu Hmin Theo điều kiện : fđ Ê H0 - Hmin Trong đó : H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu = 100 mm ị H0 ³ fđ + Hmin = 132 + 100 = 232 mm. ị H0 ³ 232 mm *Đối với cầu trước cần kiểm tra hành trình động để không xẩy ra va đập cứng vào ụ tì trước khi phanh : Khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính , trọng tâm của xe sẽ dịch chuyển và đầu xe sẽ bị dìm xuống , lúc này fđ sẽ thay đổi . Từ công thức : fđ ³ ft . jmax. Trong đó : Hệ số bám . jmax = 0,7. Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau b =L.55% =2335.55% =1,284m Chiều dài cơ sở xe L = 2335 mm. Chiều cao cơ sở xe hg = 510 mm. ị fđ ³ 165 . 0,7. = 46 mm. *Xác định độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái không tải tĩnh : f0T = = .165 = 114mm. ãXác định hệ số cản trung bình của giảm chấn : KTB Hệ số dập tắt dao động của hệ treo : D = 2.y.w(rad/s). Trong đó : y : Hệ số cản tương đối y = 0,2. w = ==8,4 (rad/s). ị D = 2.0,2.8,4=3,36 (rad/s). Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe : KTB = .D = . 3,36 = 1409 (Ns/m). Số Liệu Cơ Sở Để Tính Toán Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1498mm. Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 195/65R15. Rbx=286mm. Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng d0= 13o. Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng Dd = 2o. Góc nghiêng ngang bánh xe go=0o. Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -16 mm. Khoảng sáng gầm xe Hmin =100 mm. Độ võng tĩnh fT = 165 mm. Độ võng động fđ = 132 mm. Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 114 mm . Chiều dài trụ đứng Kr = 160 mm. Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường hs = 50 mm. III.Động học hệ treo hai đòn ngang iii.1. Xác định độ dài đòn ngang và vị trí các khớp bằng phương pháp đồ thị : Các bước cụ thể như sau : (Vẽ với tỉ lệ 1: 2 ). Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd. Trên Aom đặt : AoA1 = Hmin = 100mm. A1A2 = fđ = 165mm. A2A3 = fT = 132mm. A3A4 = f0T = 114mm. AoA5 = hs = 50mm. Trên Aod đặt AoBo = B/2 = 749 mm. Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường . Tại Bo dựng Boz vuông góc với d d. Trên đoạn AoBo đặt BoCo = ro=16mm. Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc do=11o . Trên Boz đặt BoB1=rbx=286mm. Tại B1 dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C3 . C3là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng . Trên Con từ C3 đặt về phía trên và phía dưới các đoạn : C3C2 = C3C1 = = = 80 mm. C1, C2 là tâm quay ngoài của hai đòn ngang ở vị trí không tải .Đoạn C1C2 là chiều dài trụ đứng . *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 B2 (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 BoB2 = fđ + ft - fot. Từ B2 kẻ đường B2q //dd. Trên B2q đặt B2D1 = BoC0. Từ D1 dựng D1n’ tạo với phương thẳng đứng một góc d’ = do + Dd = 13o. Trên D1n’ đặt D1D2 = CoC1 D2D3 = C1C2. D2 , D3 là vị trí khớp cầu ngoài của hai 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 của đòn dưới . C2 và D3 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn trên Nối C1D2 và C2D3 . Kẻ đường trung trực kk và k’k’ của C1D2 , C2D3. Từ A4 kẻ đường tt // dd. Xác định giao điểm O1 của tt với kk. O1 chính là tâm khớp trụ trong của đòn dưới . 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 . Nối BoA5 và kéo dài cắt đường kéo dài O1C1 tại P ( tâm quay tức thời của bánh xe ). Nối PC2 và kéo dài cắt k’k’ tại O2 (Khớp trụ trong của đòn ngang trên ). Đo khoảng cách O1C1 và O2C2 rồi nhân tỉ lệ ta đựơc độ dài đòn dưới và đòn trên của hệ treo : Ld = 336 mm. Lt = 220 mm. III.2.Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo. III.3.Đồ thị động học hệ treo hai đòn ngang. Bằng cách xây dựng đồ thị động học của hệ treo với các thông số đã tính toán ở phần trên ta xác định được sự thay đổi chiều rộng cơ sở B và góc nghiêng ngang của trụ xoay đứng .Kết quả đưa ra trên đồ thị quan hệ giữa chúng với sự biến dạng của hệ treo như sau : IV.Động lực học hệ treo hai đòn ngang . 1.Chế độ tải trọng . 1.1.Các lực tác dụng lên bánh xe. Y X Z a)Lực dọc:Fx(gồm lực kéo Pk và lực Pp) -lực kéo Pk xuất hiện do Mk(mômen kéo ) của xe chủ động tác dụng lên mặt đường :Pk=Z.jx Trong đó : Z-trọng lượng bám(tải trọng thẳng đứng) jx-hệ số bám dọc b)Lực bên:Fy xuất hiện do tác dụng của mặt đường lên bánh xe khi ôtô vào vòng cua,hay do tác dụng của mặt đường(mặt đường nghiêng)hoặc gió ngang. Fy=Z.jy Trong đó : Z -Tải trọng tác dụng lên bánh xe theo phương thẳng đứng jy-Hệ số bám ngang. c)Tải trọng tác dụng theo phương thẳng đứng gây ra phản lực thẳng đứng tại bánh xe: Z=G.g Trong đó :G-khối lượng phần treo +không treo tác dụng lên bánh xe. g-gia tốc trọng trường. d)Mômen tác dụng lên bánh xe: Mp:mômen phanh Mk:mômen kéo Mf:mômen cản lăn Trong các lực kể trên thì các mômen không tác dụng đến hệ thống treo. 1.2.Trường hợp tải trọng động theo phương thẳng đứng . Tải trọng động tác dụng lên một bánh xe cầu trước khi đầy tải Từ công thức:Z1=G1t.g.Kđ (1.1) Trong đó : G1t : trọng lượng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1t=915(kg) -g: gia tốc trọng trường g=9,81 Kđ : hệ số tải trọng động Kđ= fđ=165(mm) ft=132(mm) 2,2 Thay và (1.1) ta được : Z1=.915.9,81.2,2=9874(N) 1.3.Trường hợp có lực kéo hoặc lực phanh lớn nhất: 1.3.1.Tính lực Z: Tính trong trường hợp chịu lực phanh max vì khi phanh trọng lượng xe sẽ dồn lên phía đầu xe do đó lúc này lực phanh sẽ lớn hơn lực kéo. ồMB=Z1P.L-G.b –Pj.hg=0. ịZP1= Do đó hệ số phân bố tải trọng khi phanh M1P (Mà Pj=) ịm1P= Trong đó :G=GT1.g –Trọng lượng đặt lên cầu GT1:khối lượng đặt lên cầu khi xe đầy tải GT1 =915 kg Z2 :phản lực thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe khi đầy tải Z2=0,5. Z1P=0,5.m1P.G=0,5.m1P.GT1.g Z2=0,5. .915.9,81 (2.2) hg-chiều cao trọng tâm xe hg=510mm j-hệ số bám dọc jx=0,8 ịJma x=0,8-9,81=7,85(m/s2) thay vào (2.2)ịZ2=0,5..951.9,81. ịZ2=3253(N)(Ký hiệu Zx) 1.3.2.Tính lực X. Lực dọc của xe khi phanh được tính như sau: X=ZX.j=3253.0,8=2602(N) 1.4.Trường hợp chịu lực ngang max. 1.4.1.Tính lực Zy: ồM0=0ÛZy.B-G.(B/2)-Py.hg=0. ịZy= (1.3) Trong đó : hg-chiều cao trọng tâm xe hg=510mm B-chiều rộng cơ sở xe B=1498 mm G-trọng lượng đặt lên cầu G=GT1.g. GT1:khối lượng đặt lên cầu khi đầy tải =915 Gy=G.jy(đối với một bánh xe) jy:hệ số bám ngang =1 Thay vào (1.3) ịZy= 1.4.2.Tính lực bên. Y=Zy.jy=7544(N) Bảng giá trị các lực tác dụng trong 3 trường hợp trên : TH Lực Z(N) Z,X(N) Z,Y(N) Z 9874* 3253* 7544* X 0 2602 0 Y 0 0 7544 *: Do trọng lượng phần không treo nhỏ ta có thể bỏ qua. 2.Xác định các phản lực và lực tác dụng lên cơ cấu. 2.1.Trường hợp 1:chỉ có lực Z(vắng lực X,Y ). Phản lực Z của đường được chuyển về trục AB Z=ZAB=9874(N) Mômen do lực Zgây nên quay xung quanh trụ đứng MZ=Z.r0=9874.16=158(N.m) Tại đầu F của đòn ngang dưới có FZ=ZAB=Z=9874(N) Phản lực tại chỗ đặt lò xo Zlx=Z. Mômen Mz tại đầu A và B các phản lực cân bằng AMZ=BMZ ÛồMZ(01)=Z.r0-AM2.m-BMZ.n=0 (3) ta có m=n = Từ (3) ta có ÛZ.r0=(AMZ+BMZ)m ÛMZ=2.AMZ.m ÛAMZ==987,5(N) ãĐòn trên: -Tại đầu C của đòn trên :Cy=AMZ=987(N). C=Z=9874(N). -Tại D và E :các phản lực cân bằng với Cy là Dy và Fy ồMy(E)=0ÛDy.(t2+t1)-Cyt2=0 Û D= Cy.=987. =600(N). ị E= Cy - D=987-600=387(N). Các phản lực cân bằng với Cz là DCz và ECz: ồMZ(D)=0Û -CZ.t1+Zlx.t1-ECz.(t1+t2)=0. ÛECz= ị DCz=Zlx-Cz-ECz=1336(N). ãĐòn dưới: -Tại đầu Fcủa đòn dưới ta có: F=BMz=987(N). Fz=ZAB=9874(N). -Tại đầu G và H: Xuất hiện các phản lực cân bằng do Fz và Fy gây nên:(GFz , GFy, HFz,HFy). ồMZ(G)=0Û -Fz.d1+HFz.(d1+d2)=0. Û HFz= ịGF2=FZ – HFz=9874-3879=5995(N). ồMY(H)=0Û -Fy.d2+GFy(d2+d1)=0 ÛGFy=(N). ị HFy= Fy-GFy=987-599=388(N). Như vậy tại trường hợp này các lực tác dụng lên các khớp như sau: Tại A: AMz=987(N). Tại B : BMz=987(N). Tại C : Cy=987(N) CZ=9874(N). Tại D : Dy=600(N) DCz=1336(N). Tại E : Ey=387(N) ECz=858(N). Tại F : Fy=987(N) FZ=9874(N). Tại G : GFy=599(N) GFz=5995(N). Tại H : HFy=388(N) HFz=2704(N). 2.2.Trường hợp chỉ chịu lực Z và X : ở phần tải trọng ta đã tính Z=3253 N X=2602N. Việc phân tích ảnh hưởng của lực Z cũng tương tự như phần 2.1. Tách riêng phản lực X như hình vẽ sau: Lực X trong mặt phẳng (XOZ) gây ra mômen : Mx=X.r=2602.0,286=744 (N.m). ãTại A và B : Có các phản lực AMx và BMx do mômen Mx gây nên ồMx(B)=0 Û X.(r-n) - AMx(m+n) = 0. Û=AMxÛAMx= Do đó AMx=BMx=3350 (N). ãTại S: Lực đánh vành lái Sy bị gây ra thêm bởi mômen cản tổng cộng Mc=M1+M2+M3. Trong đó : M1: mômen cản quay vòng M1=2.Gbx.f.c. c: cánh tay đòn c=16mm. f: hệ số cản lăn f=0,015. M2 : mômen gây lên bởi vết tiếp xúc bánh xe M2=Y.x. x: Vết dịch chuyển x=0,14rbx. Y: Lực bên. M3:mômen ổn định dẫn hướng đặc trưng bởi hệ số c xuất hiện do ảnh hưởng của M3 gây ra khi đầu ôtô bị nâng lên . Chọn c =1,07. ịMc = M1+M2+M3=2.Gbx.(f.c+0,14.jy.rbx).c. ÛMc=2. Do vậy lực Sy dưới tác dụng của Mc + Mx =744 + 0,033 ằ 744(N.m) ồMx(B)=Sy.ls – X.r0 ÛSy=== 925 (N.m). (Xe tham khảo ta chọn ls =45 mm). Sy gây ra các phản lực tại Avà B: ồM(B)=ASy.(m+n) – Sy.t =0. Chọn t = 110 mm) ÛASy= = = 636 (N.m). ồM(A)=BSy.(m+n) – Sy.s =0. Chọn s = Kr –t = 50 ( mm) ÛBSy= = = 289 (N.m). ZAB = Z= 3253 (N). Zlx =Z.=3235.(N). Mz=Z.r0 =3253.0,016=52 (N.m). Mz gây ra phản lực AMz và BMz ồMz(B) = Mz-AMz(m+n)=0. ịAMz = ==325 (N). Trụ đứng:Tại đầu A Tại đầu B ãĐối với đòn trên : Tại C: CZ = ZAB = 3253(N). Tại D và E -Dưới tác dụng của Cy: ồME =0. Û Dcy.(t1+t2)-Cy.t2=0. ÛDcy= ịEcy= Cy – DCy = 961-585=376(N). -Dưới tác dụng của Cx: + Dx=Ex= + ồME=0ÛDcx.(t1+t2)=Cx.lt ÛDcx= Tương tự Ecx=Dcx=3204(N). -Dưới tác dụng của CZ: ồMZ(E)=0 Û -DCz.(t1+t2)-CZ.t2+Zlx.t2=0. ÛDCz= ịECz=Zlx-CZ –DCz = 283(N). Đối với đòn dưới : -Tại F: -Tại G và H . Dưới tác dụng của Fy: ồM(H)=0ÛFy.ld=Gfy(d1+d2) ÛGFy= ịHFy=Fy-GFy=614-373=241(N) Dưới tác dụng của Fz; ồMZ(H)=0Û GFZ= ịHFZ=FZ-GF2= 3253-1975=1278(N). Dưới tác dụng của Fx: Gx=Hx= GFx=HFx= Đòn ngang dưới : Giá trị phản lực các khớp trong trường hợp 2: Z=3253(N) Zlx=3976(N) X=2602(N) Tại A Tại B: Tại C: Tại D: Tại E: Tại F: Tại G: Tại H: 2.3.Trường hợp chỉ có lực Z và Y. Phân tích ảnh hưởng của lực Z như trên ,xét riêng phản lực Y như hình vẽ sau Z=7544 (N). Y=7544 (N). ZAB=Z=7544(N). Zlx=Z.=7544.=9202(N). MZ=Z.r0=7544.0,016=120(N). Tại A và B xuất hiện hai phản lực do MZ gây ra: AMz=BMz==750(N). Trong mặt phẳng (ZOY) có gía trị My=Y.r=7544.0,286=2157 (N.m). ãTại A và B: Do My gây nên : Ay và By ồMY(B)=0ÛY.(r-n)-Ay.(m+n)=0. ÛAy===9713(N). Tương tự ta có By===17257(N). Như vậy tại A : (Y) AồY= Ay-AMz=9713-750=8963(N). B : (Y) BồY= By-BMz=17257-750 =16507(N). ãĐòn trên: Tại C: Cy= AồY=8963(N). CZ=7544(N). Tại D : Dưới tác dụng của Cy ta có phản lực Dy và Ey: ồMy(E)=0ÛDy.(t1+t2)-Cy.t2=0. ÛDy=Cy.=8963.=5455(N). ồMy(E)=0ÛEy.(t1+t2)-Cy.t1=0. ÛEy=Cy.=8963.=3508(N). Dưới tác dụng của Cz ta có phản lực DCz và ECz: ồMz(E)=0Û DCz.(t1+t2)+Cz.t2-Zlx.t2=0. Û DCz = ị ECz=Zlx-Cz-DCz=9202-7544-1009=649(N). ãĐòn dưới : Tại F: Fy=BồY=16507(N). Fz=ZAB=7544(N). Tại G,H: Dưới tác dụng của Fz: ồMz(H)=0ÛGFz.(d1+d2)-Fz.d2=0. ÛGFz=(Fz).=(7544).=4580(N). ịHFz=Fz-GFz=7544-4580=2964(N). Dưới tác dụng của Fy: ồMy(H)=GFy.(d1+d2)-Fy.d2=0. ịGFy=Fy.=16507.=10022(N). ồMy(G)=HFy.(d1+d2)-Fy.d1=0. ịHFy=Fy.=16507.=6485(N). Như vậy các lực tác dụng lên các khớp trong trường hợp này : Tại A: AMz=750(N). Ay=9713(N). Tại B: BMz=750(N). By=17257(N). Tại C: Cz=7544(N). Cy=8963(N). Tại D: DCz=1009(N). Dy=5455(N). Tại E: ECz=649(N). Ey=3508(N). Tại F: Fz=7544(N). Fy=16507(N). Tại G: GFz=4580(N). GFy=10022(N). Tại H: HFz=2964(N). HFy=6485(N). V. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính V.1.Đòn ngang dưới : Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ. Đầu ngoài bắt với cam quay Rô tuyn. Việc sử dụng 2 đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng vững cho hệ treo. Trạng thái 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 : Trường hợp 1 : Chỉ có lực Z Fy = 987 N. Fz = 9847 N. Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc : Fz đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy . ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức : tmax = 3/2 .Qy/S Ê [t] Qy : lực cắt ngang . Qy = Fz = 9874 (N). S : diện tích tiết diện . S = 40.60 = 2400 (mm2). Thay vào ta có : tmax = 3/2. 9847/2400 = 6,17(N/mm2) Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50 sb=510 Mpa. [t] = sb / 2n = . 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 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 đ