Đồ án Thiết kế hệ thống treo cho xe UAZ

lịch thường chỉ trang bị cho các dòng xe đắt tiền, sang trọng. Còn đối với xe tải, cũng được sử dụng đối với các xe có tải trọng lớn. Các loại xe đua bộ phận đàn hồi dạng này được sử dụng nhiều dưới dạng hệ thống treo thủy khí điều khiển được. - Lựa chọn: Trong xu thế phát triển kinh tế chung hiện nay, nhu cầu nội địa hóa ngành ôtô ngày càng được chú trọng. Yêu cầu đặt ra cho người thiết kế trước hết phải nhắm vào mục tiêu này. Một vấn đề không kém phần quan trọng đó là giá thành của một chiếc xe bán ra, một mức giá phù hợp nhưng phải đảm bảo tối ưu các yêu cầu kỹ thuật. Đây chính là 2 tiêu chí cơ bản cho việc tính chọn và thiết kế hệ thống treo cho xe ôtô. Qua những phân tich ưu nhựơc điểm của các loại bộ phận đàn hồi, thêm vào đó việc chọn thiết kế hệ thống treo cho xe du lịch dựa trên xe cơ sở là xe UAZ31512. Đây là sản phẩm kết hợp độc đáo giữa khả năng vượt đường trường của xe quân đội và tính tiện nghi của loại xe di chuyển trong thành phố. Xe có khả năng di chuyển trên các loại địa hình phức tạp, do đó chọn thiết kế bộ phận đàn hồi là nhíp. Trước hết với tình hình kinh tế hiện nay, các ngành chế tạo trong nước có thể đảm nhận đựơc sản xuất nhíp. Nhíp được sản xuất không cần những vật liệu quá phức tạp, cầu kỳ do đó sẽ đảm bảo được tiêu chí đầu tiên là tăng nội địa hóa ngành ôtô. Xe UAZ31512 hiện tại đang đựơc nhà máy cơ khí THANH XUÂN lắp ráp và bán ra, việc chọn thiết kế bộ phận đàn hồi nhíp sẽ góp phần giúp giá thành của xe bán ra có khả năng cạnh tranh. Nhíp còn có thêm ưu điểm là trong quá trình vận hành xe ít bị hư hỏng và phải sửa chữa, tuổi thọ lâu do đó rất phù hợp việc sử dụng ôtô trên địa hình giao thông phức tạp của nước ta hiện nay. 2.3. Phân tích lựa chọn thiết kế giảm chấn: Giảm chấn sử dụng trên ôtô dựa theo nguyên tắc bằng cách tạo ra sức cản nhớt và sức cản quán tính của chất lỏng công tác khi đi qua lỗ tiết lưu nhỏ để hấp thụ năng lượng dao động do phần tử đàn hồi gây ra. Về mặt tác dụng có thể có loại giảm chấn 1 chiều hoặc 2 chiều. Loại tác dụng 2 chiều có loại tác dụng đối xứng hoặc không đối xứng. Đối với giảm chấn tác dụng đơn thì có nghĩa trong 2 hành trình (nén và trả) thì chỉ có một hành trình giảm chấn có tác dụng (thường là ở hành trình trả). Còn đối với giảm chấn 2 chiều, do cấu tạo của pittông giảm chấn loại này bao gồm hai lỗ với hai nắp van (dạng van một chiều) với kích thước lỗ khác nhau. Lỗ nhỏ có tác dụng ở hành trình trả còn lỗ lớn có tác dụng ở hành trình nén. Như vậy lực cản của giảm chấn ở hành trình trả sẽ lớn hơn ở hành trình nén, phù hợp với yêu cầu làm việc của hệ thống treo. Do đó ta chọn thiết kế giảm chấn trên xe là loại thủy lực 2 chiều không đối xứng. 2.4. Các thông số cơ bản Các thông số kỹ thuật của xe UAZ Công thức bánh xe 4x4 Chiều dài cơ sở 4025mm Chiều cao tổng thể 1990mm Chiều rộng tổng thể 1805mm Trọng tải 7 người và 100kg Khối lượng xe toàn phần 2150 kg Phân bố khối lượng xe toàn phần (đủ tải) lên cầu trước lên cầu sau 920 kg 1230 kg khối lượng bản thân phân ra cầu trước phân ra cầu sau 850 kg 740 kg Khoảng sáng gầm xe 220 mm Vận tốc tối đa khi toàn tải 115 km/h Công suất cực đại (theo SAE ở 4000v/ph) 92HP Lốp 8,4-15 Chương 3 tính toán hệ thống treo trước Trên các ôtô hiện đại thường sử dụng nhíp bán elíp, thực hiện chức năng của bộ phận đàn hồi và bộ phận dẫn hướng. Ngoài ra nhíp bán elíp còn thực hiện một chức năng hết sức quan trọng là khả năng phân bố tải trọng lên khung xe. 3.1.Tính toán nhíp 3.1.1.Tính toán và chọn thông số chính của lá nhíp: Hình 3.1. Sơ đồ để tính nhíp Lực tác dụng lên nhíp là phản lực của đất Z tác dụng lên nhíp tại điểm tiếp xúc của nhíp với dầm cầu. Quang nhíp thường được đặt dưới một góc α, vì vậy trên nhíp sẽ có lực dọc X tác dụng. Muốn giảm lực X góc α phải làm càng nhỏ nếu có thể. Nhưng góc α phải có trị số giới hạn nhất định để đảm bảo cho quang nhíp không vượt quá trị giá trị trung gian (vị trí thẳng đứng). Khi ôtô chuyển động không tải thì góc α thường chọn không bé hơn 5o. Khi tải trọng đầy góc α có thể đạt trị số 40á50o. Để đơn giản tính toán chúng ta sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X. Hệ thống treo là đối xứng hai bên, vì vậy khi tính toán hệ thống treo ta chỉ cần tính toán cho một bên. Tải trọng tác dụng lên một bên của hệ thống treo trước Khối lượng không được treo: - Khối lượng cầu trước: mct = 140 kg - Khối lượng một bánh xe có lắp lốp: mbx = 38 kg - Khối lượng 1 bên nhíp: mnhíp = 19 kg ị Khối lượng không được treo: Mctt = mct + 2.mbx +2.mnhíp =140 + 2.38 + 2.19 = 254 (kg) ị Khối lượng treo trước: Mtt = Mt - Mctt = 920 - 254 = 666 (kg) ị Trọng lượng được treo (Gtt) phân bố lên một bên nhíp: Gtt = 6660/2 = 3330 (N) Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra. Hiện nay có rất nhiều chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động như tần số dao động, gia tốc dao động, vận tốc dao động...... Trong khuôn khổ của một đồ án tốt nghiệp, Em xin lựa chọn một chỉ tiêu, đó là chỉ tiêu tần số dao động. Chỉ tiêu này được lựa chọn như sau: Tần số dao động của xe: n=60á120(lần/phút). Với số lần như vậy thì người khoẻ mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững. Ta có: ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo (m) Nếu n<60 (lần/phút) thì càng tốt đối với sức khoẻ con người nhưng độ võng tĩnh của hệ thống treo rất lớn nên khi kiểm nghiệm thì lại không đủ cứng vững. Nếu n>120 (lần/phút) không phù hợp với hệ thần kinh của con người dẫn đến mệt mỏi, ảnh hưởng đến sức khoẻ và an toàn khi lái xe. Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo trước: ntr= 75 (lần/phút). Vậy độ võng tĩnh: Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: ị Độ võng động (fđ) của hệ treo được chọn theo kinh nghiệm, đối với xe tải nhỏ ta chọn độ võng động lớn thì độ êm dịu khi chuyển động sẽ tăng lên đảm bảo sự tiếp xúc của lốp và mặt đường nhưng lại ảnh hưởng tới tính năng ổn định và tính năng thông qua. Chọn: fd = 0.75ft = 0.75 . 16 =12 cm. Hình 3.2 . Độ võng tổng cộng : fo = fd + ft = 12 +16 = 28 cm. Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước: Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với xe du lịch: Chiều dài hiệu dụng lá nhíp chính được chọn: L=(0,35á0,5)Lx Lx: chiều dài cơ sở của xe (402,5cm). Chọn L=140cm Mô men quán tính tổng cộng của nhíp theo [3]: Dựa trên công thức của sức bền vật liệu: Trong đó: ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo (ft=16 cm) L: chiều dài hiệu dụng lá nhíp chính (140 cm) Gtt=3330(N) d: hệ số dạng nhíp (d=1,4 đối với trường hợp tai nhíp không được gia cường) I: mô men quán tính của tiết diện tại chỗ bắt nhíp với dầm cầu E: mô đuyn đàn hồi trượt của vật liệu. E=2,1.107(N/cm2) Vậy: Sau khi xác định mômen quán tính I ta cần xác định số lượng và chiều dày lá nhíp theo điều kiện sau: Độ êm dịu của ôtô phụ thuộc nhiều vào độ võng tĩnh và độ võng động của nhíp. Khi xác định các đại lượng này để thiết kế hệ thống treo với việc kể đến tần số dao động cần thiết của nhíp và bắt chúng vào cầu, người ta chuyển sang xác định kích thước chung của nhíp và các lá nhíp. Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng của nhíp phụ thuộc chủ yếu vào việc lựa chọn chiều dài của nhíp, bề dày nhíp trên cơ sở tải trọng, ứng suất, độ võng tĩnh đã biết. Ta biết rằng ứng suất tỷ lệ nghịch với bình phương chiều dài nhíp, vì vậy khi tăng một chút chiều dài nhíp, ta phải tăng đáng kể bề dày các lá nhíp. Điều này rất quan trọng với lá nhíp gốc vì nó phải chịu thêm cả tải trọng ngang, dọc và mômen xoắn. Nếu chiều dài nhíp bé ta không thể tăng bề dày lá nhíp gốc mặc dù đã thoả mãn các yêu cầu về tỷ lệ tải trọng, độ võng, ứng suất. Nếu nhíp dài quá làm cho độ cứng của nhíp giảm, nhíp làm việc nặng nhọc hơn, gây nên các va đập giữa ụ nhíp và khung xe. Tóm lại, ta không thể lấy chiều dài nhíp quá bé hoặc quá lớn mà còn kết hợp cả bề dày và bề rộng của nhíp để xác định kích thước hình học của nhíp. Đối vứi nhíp nửa elíp đối xứng: Trong đó: d: hệ số dạng nhíp (d=1,4) l: một phần hai chiều dài hiệu dụng lá nhíp chính.l=70(cm) dc: khoảng cách giữa hai bulông bắt nhíp. dc=14(cm) smax=là ứng suất lớn nhất. smax=100(MN/cm2) E=2,1.107(N/cm2). Môdum đàn hồi của vật liệu f0: độ võng tổng cộng. f0= 28(cm) Suy ra: Chọn tất cả các lá nhíp có bề rộng bằng nhau và trong khoảng: 6.h≤b≤10.h Û 4,2≤b≤7(cm) Chọn b=6(cm) Nếu chiều rộng của lá nhíp quá nhỏ thì nhíp sẽ không đủ bền, còn nếu chiều rộng của lá nhíp quá lớn thì khi thân ôtô bị nghiêng ứng suất xoắn ở lá nhíp chính và các lá tiếp theo sẽ tăng lên. Số lá nhíp: Từ công thức (9.8 trong [3]) ta có: ịSố lá nhíp: (lá) Chọn số lá nhíp là 5, chiều rộng b = 6 cm; chiều dày các lá đều bằng 0,7 cm Xác định chiều dài lá nhíp: Hệ phương trình dùng để xác định chiều dài nhíp có dạng: Trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i ji: mô men quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i j = b.h3/12 = 6.0,73/12 = 0,1715 (cm3) Biết l1 = 140 cm Đặt x1 = l2; x2 = l3; x3 = l4; x4 = l5; Ta có hệ phương trình: Đặt U = l 2/l3; P = l3/l4; V = l4/l5. J1=J2=…=J5. Thay các giá trị vào hệ trên. Giải phương trình bằng phương pháp thế ta có các kết quả như sau: l1 = 140 cm, l2 = 116 cm, l3 = 90 cm, l4 = 66 cm, l5= 40 cm 3.1.2.Tính độ cứng thực tế của nhíp Có nhiều phương pháp tính độ cứng của nhíp. Ta sử dụng phương pháp tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi. Hình 3.3 Xét một thanh như hình 3.3. khi chịu lực P, thanh biến dạng một đoạn là f. Gọi U là thế năng biến dạng đàn hồi của thanhthì ta có: Nếu thanh có tiết diện không đổi thì: Sử dụng sơ đồ hình 2 để tính nhíp. Các lá nhíp chồng khít lên nhau, một đầu được ngàm chặt, đầu còn lại chịu tác dụng của lực P. Ta có: Vậy độ cứng nhíp là: Trong đó: E=2,1.107(N/cm2) a: hệ số thực nghiệm a: lấy trong khoảng 0, 83 á 0, 87 ( Chọn a = 0, 86) ak=(l1-lk)/2 li: chiều dài hiệu dụng lá nhíp thứ i , I1 = J1; I2 = J1 + J2; Ik = J1 + J2 +…+ Jk Jk: tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k Để tìm ra đư ợc độ cứng của nhíp ta lập bảng như sau: STT lk (cm) ak+1 (cm) Jk (cm)4 Ik Yk Yk-Yk+1 ak+13(Yk-Yk+1) 1 140 0 0.1715 0.1715 5.831 0 0 2 160 12 0.1715 0.343 2.915 2.916 5038.848 3 90 25 0.1715 0.515 1.917 0.998 1559.75 4 66 37 0.1715 0.686 1.458 0.459 23249.727 5 40 50 70 0.1715 0.858 1.166 0.292 1.166 36500 399938 480320.325 Ta có độ cứng của nhíp là: Kết quả là: Cn=225.6(N/cm) Như vậy độ cứng thực tế của nhíp Cn=225.6(N/cm) Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: Số lần dao động trong một phút: (lần/phút) Như vậy hệ thống treo thiết kế thoả mãn về độ êm dịu khi đầy tải. Xác định bán kính cong ở trạng thái tự do của các lá nhíp: Khi thiết kế nhíp, tất cả các lá nhíp đều bị uốn cong đi với các bán kính cong khác nhau. Nếu chúng ta xiết nhíp bằng bu lông trung tâm thì bán kính cong của tất cả các lá nhíp và độ võng của các lá nhíp đều bị thay đổi. Đối với các lá nhíp có bề dày như nhau cần có độ cong sơ bộ để đảm bảo cho các lá nhíp được đưa vào sẽ làm việc ngay cả với tải trọng bé nhất, có nghĩa là ở trong mọi trường hợp đầu các lá nhíp dưới được tỳ vào các lá phía trên, sự cần thiết phải uốn sơ bộ các lá nhíp với các bán kính cong khác nhau là một điều cần thiết khi chúng ta lưu ý đến một điều là đối với mỗi lá nhíp ở tải trọng thử nghiệm đầu tiên sẽ nhận được biến dạng dư làm giảm độ võng của nhíp. Bán kính cong của các lá nhíp được xác định theo công thức sau: Trong đó: : Bán kính lựa chọn của nhíp (xác định theo lá nhíp cơ sở ). : Khoảng cách từ đường trung hoà của mặt cắt lá nhíp tới thớ phía ngoài (nhánh chịu kéo), ở đây do biên dạng nhíp đối xứng nên . : ứng suất xuất hiện khi xiết nhíp bằng bu lông trung tâm. Do các lá nhíp có bề dày như nhau nên lấy trong khoảng: : Được xác định theo công thức sau: Trong đó: L: Chiều dài cơ sở của nhíp. : Biến dạng của nhíp dưới tác dụng của tải trọng tĩnh. : Biến dạng dư của nhíp sau khi lắp. Độ võng toàn bộ của nhíp. : Độ võng tĩnh của nhíp. Trong quá trình tính toán bán kính cong ta phải lựa chọn ứng suất siết cho các lá nhíp thoả mãn điều kiện bền . Ta nhận thấy rằng nửa số lá nhíp phía trên bắt buộc phải có bán kính cong lớn hơn và các bán kính này phải giảm dần tức là các theo chiều hướng là các lá nhíp trên âm nhiều nhất. Nửa còn lại bán kính cong nhỏ hơn và các bán kính này giảm dần tức là các , lá cuối cùng là dương nhiều nhất Kết quả tính toán như bảng: TT R0(mm) E(MN/m2) Zic=h/2(mm) R 1 1466 2,1.105 3,5 -30 1559 2 1466 2,1.105 3,5 -24 1789 3 1466 2,1.105 3,5 20 1410 4 1466 2,1.105 3,5 24 1400 5 1466 2,1.105 3,5 30 1383 3.1.3. Kiểm tra độ êm dịu khi xe chuyển động không tải Trọng lượng được treo(Gdt): Trọng lượng không được treo(Got): Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: Số lần dao động trong một phút: (lần/phút) Như vậy hệ thống treo đảm bảo về độ êm dịu (cho người trong Cabin) trong tất cả thời gian hoạt động của xe (cả khi xe chạy không tải và khi xe chạy có tải). 3.1.4. Xác định các phản lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp: Khi tính toán chỉ tính cho 1/2 lá nhíp nên có các giả thiết: Coi nhíp là loại 1/4 elíp với 1 đầu được gắn chặt, một đầu chịu lực Bán kính cong của các lá nhíp bằng nhau, các lá nhíp chỉ tiếp xúc với nhau ở các đầu mút và lực chỉ truyền qua các đầu mút. Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa 2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau. Hình 3.4. Sơ đồ tính bền nhíp Tại điểm B biến dạng lá thứ nhất và lá thứ 2 bằng nhau. Tương tự tại điểm S biến dạng lá thứ k-1 và lá thứ k bằng nhau. Ta có hệ phương trình với n-1 ẩn là các giá trị X2,. . . , Xn. A2P + B2 X2 + C2 X3 = 0 A3X2 + B3 X3 + C3 X4 = 0 .. . . . . . . . . AnXn-1 + Bn Xn = 0 Trong đó: Ak = Bk = - Ck = Xi: là phản lực tại các đầu mút + Với số lá nhíp là 5 lá + Tải trọng tác dụng lên một đầu nhíp khi đầy tải: P = X1=1665(N). Giải hệ ta thu được X2…X5 Kết quả hệ số Ak; Bk; Ck lập trong bảng sau: STT Lk (cm) Jk (cm)4 Ak Bk Ck 1 70 0.1715 0 0 O 2 58 0.1715 1.31 -2 0.67 3 45 0.1715 1.43 -2 0.61 4 33 0.1715 1.55 -2 0.44 5 20 0.1715 1.98 -2 Thay các hệ số trong hệ vào phương trình và giải bằng phương pháp thế ta thu được kết quả như sau: X1 = 1665(N) X2 = 1660.5(N) X3 = 1701.9(N) X4 = 1679.8(N) X5 = 1658.8(N) Hình 3.5. Sơ đồ tính ứng xuất lá nhíp. Mômen tại điểm A: MA = Xk(lk - lk+1) Mômen tại điểm B: MB = Xklk -Xk+1lk+1 Wu: môđun chống uốn tại điểm tiết diện tính toán Wu = = = 0,49 (cm3) Bảng ứng suất sinh ra trong các lá nhíp lk Wu (cm3) Xk (N) MA (N.cm) sA(N/cm2) MB (N.cm) sB(N/cm2) 70 0,49 1665 19980 40776 20241 41308 58 0,49 1660,5 21587 44054 19724 40252 45 0,49 1701,9 20423 41679 21152 43168 33 0,49 1679,8 21837 44566 22257 45423 20 0,49 1658,8 33176 67706 0 0 Hình 3.6. Sơ đồ phân bố ứng suất: 3.1.5. Tính bền tai nhíp: Hình 3.7.Sơ đồ tính tai nhíp Trong đó: D: đường kính trong của tai nhíp h0: chiều dầy lá nhíp chính (h0=0, 7cm) b: chiều rộng lá nhíp (b=6cm) Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo Pk hay lực phanh Pp. Trị số của lực này được xác định theo công thức sau: Pkmax=Ppmax=j. Zbx Trong đó: j: hệ số bám của bánh xe với đất. Lấy j = 0,7 Zbx: phản lực của đất lên bánh xe. Theo phần trên ta có Zbx= 4600(N) ịPkmax=0,7. 4600=3220(N) Tai nhíp làm việc theo uốn, nén (hoặc kéo). ứng suất uốn ở tai nhíp là: suốn ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là: snén ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức: sth ứng suất tổng hợp cho phép [sth]=350MN/m2=35000N/cm2 Như vậy đường kính trong lớn nhất của tai nhíp được xác định theo công thức: Thay số ta có: (cm) Chọn đường kính trong tai nhíp: D=6(cm)=60(mm) ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra là: sthmax = 3220. (3. +) =16176,7 (N/cm2) Vậy tai nhíp đủ bền 3.1.6. Tính kiểm tra chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp Dchốt = 6 (cm) = 60 (mm). Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép hợp kim có thành phần các bon thấp (20X) thấm các bon trước khi tôi thì ứng suất chèn dập cho phép [schèn dập ]= 750á900(N/cm2). Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập: schèn dập Trong đó: D: đường kính chốt nhíp. D= 6(cm) b: bề rộng của lá nhíp chính. b=6(cm) Thay số ta có: schèn dập =(N/cm2) Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu, schèn dập <[schèn dập ]. Vậy chốt đảm bảo bền. 3.2.Tính toán giảm chấn Sự cản chấn động ở hệ thống treo không chỉ phụ thuộc vào giảm chấn mà còn do ma sát giữa các lá nhíp, ma sát giữa các khớp nối của hệ thống treo. Việc tác động của chúng ta vào sự cản chấn động ở hệ thống treo bằng cách thiết kế giảm chấn chính là việc tác động của chúng ta vào thông số mà chúng ta kiểm soát được, tức là lực cản chấn động của giảm chấn. ảnh hưởng dập tắt chấn động của các yếu tố không kiểm soát được là không lớn lắm, vì vậy khi thiết kế giảm chấn, ta coi sự cản dao động của toàn bộ hệ thống treo là sự cản dao động của giảm chấn. Khi làm việc, giảm chấn phải thực hiện được nhiệm vụ của nó là dập tắt dao động tương đối của phần được treo và phần không được treo. Để thiết kế giảm chấn, ta phải thực hiện việc chọn trước một số thông số ban đầu của giảm chấn dựa trên những xe tương đương và không gian bố trí của giảm chấn. Sau đó, ta xác định kích thước các lỗ, van của giảm chấn. 3.2.1. Xác định hệ số cản của giảm chấn Kg Hệ số cản của hệ thống treo K góp phần quan trọng, nó tạo ra độ êm dịu của xe. Tương tự bộ phận đàn hồi, tùy thuộc cách lắp giảm chấn trên xe. Hệ số cản của giảm chấn Kg có thể bằng hoặc không bằng hệ số cản của hệ thống treo. 3.2.1.1. Hệ số cản của hệ thống treo: Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau: Trong đó: C: độ cứng của hệ thống treo. M: khối lượng được treo tính trên một bánh xe y: hệ số dập tắt chấn động. (ở các ôtô hiện nay y = 0, 15á0, 3). Lấy y = 0, 25 Gt: trọng lượng được treo tính trên một bánh xe ở trạng thái tĩnh. Gt=3330(N) g: gia tốc trong trường. g = 10(m/s2) ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo. ft=14,8(cm) ị Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức: Ktr= ịKtr= 0, 25. = 684,31(Ns/m) Hệ số cản trung bình của giảm chấn: Bố trí giảm chấn nghiêng một góc 250 để thoả mãn không gian bố trí trong gầm xe. Từ sơ đồ bố trí giảm chấn: Kgc= (Ns/m) Với á3 chọn 3.2.2. Tính toán hệ số cản của giảm chấn Ta có phương trình: Kn+ Ktr=2. Kgc (1) Trong đó: Kn, Ktr: hệ số cản chấn động ở bộ phận giảm chấn tương ứng với hành trình nén và trả. Với giảm chấn, lực cản ở hành trình trả thường lớn hơn ở hành trình nén với mục đích khi bánh xe đi qua chỗ gồ ghề thì giảm chấn bị nén nhanh cho nên không truyền lên khung xe những xung lực lớn ảnh hưởng đến độ bền khung xe và sức khoẻ người trong xe. Do đó năng lượng được hấp thụ vào chủ yếu là ở hành trình trả. Trong thực nghiệm thường thấy ở các giảm chấn hiện nay có quan hệ sau: Ktr=2, 5á3Kn. Chọn Ktr=3. Kn (2) Từ (1) và (2) ta có hệ phương trình: Û ị Kn= 377,5(Ns/m) Ktr=1132,5(Ns/m) Xác định lực cản của giảm chấn trong quá trình trả, nén Ptr = Ktr. Vg Pn = Kn. Vg Vg: Tốc độn piston trong hành trình trả nén Vg = 0, 3 (m/s) ị Ptr = Ktr. Vg = 1132,5. 0, 3 = 339,75(N) Pn = Kn. Vg = 377,5. 0, 3 = 113,25 (N) Lực cản sinh ra ở hành trình trả mạnh Ptrmax = Ptr. 1, 5 = 509,625 N Lực cản sinh ra ở hành trình nén mạnh Pnmax = Pn. 1, 5 = 169,875 N Hình 3.8. Đường đắc tính giảm chấn trước 3.2.3. Xác định kích thước ngoài của giảm chấn 3.2.3.1 Xác định đường kính, chiều dài piston: Chế độ làm viếc căng thẳng được xác định là V = 0, 3 m/s Công suất tiêu thụ bởi giảm chấn được xác định: Ng = (W) Công suất tỏa nhiệt của một của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiết là F được tính như sau: Nt = 427. a. F. (Tmax - Tmin) Trong đó: a: là hệ số truyền nhiệt a = 0, 120á0, 168 J/m2 Chọn a = 0, 130 J/m2 Nhiệt độ cho phép Tmax=1200 Tmin = 200 67,95 = 427. 0, 130. F. (120-20) F=0,012241m2F = ế. D. L Chọn D = 33 mm = 0, 033 m L ³ Chọn L = 250 mm Kích thước sơ bộ của giảm chấn được cho phép trên hình. Chiều dài giảm chấn bao gồm chiều dài của các bộ phận: Ld là chiều dài phần đầu giảm chấn; Lm là chiều dài bộ phận làm kín; Lp là chiều dài piston giảm chấn; Lv là chiều dài phần đế van giảm chấn; Lg là hành trình làm việc cực đại của giảm chấn, Lg phải lớn hơn khoảng dịch chuyển của bánh xe từ điểm hạn chế trên đến điểm hạn chế dưới. Hình 3.9 Nếu lấy đường kính pittông d làm thông số cơ bản, các thông số khác được xác định: D = 3,3 cm; d = 2,5 cm; dc = 1,25 cm; dn = 2,8 cm; Dn = 3,63 cm Lp = 2 cm; Ld = 3 cm; Lm = 3 cm; Lv = 1,5 cm; Lg = 12,5 cm; L = 25 cm 3.2.4. Xác định kích thước lỗ van giảm chấn: Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn (số lỗ và kích thước lỗ van) quyết định hệ số cản của giảm chấn. Theo công thức: Trong đó: Q: lưu lượng chất lỏng qua lỗ tiết lưu Ft: Tổng diện tích các lỗ van. μ: Hệ số tổn thất: Khi tính toán lấy μ = 0, 6 ữ 0, 7 Chọn μ = 0, 6 p: áp suất chất lỏng trong giảm chấn. γ: Trọng lương riêng của chất lỏng γ: = 8600N/m² g: Gia tốc rơi tự do: 9, 8m/s² Q: Lưu lượng chất lỏng qua lỗ tiết lưu. Fp: Diện tích piston giảm chấn Chọn đường kính Piston là d = 25 mm Fp = = (m2) Vg = 0, 3m/s (vận tốc giảm chấn khi làm việc) Đối với loại giảm chấn thủy lực 2 chiều không đối xứng với mỗi hành trình trả (trả, trả mạnh), hành trình nén (nén, nén mạnh) sẽ có áp suất chất lỏng tương ứng sinh ra ép lò xo của các van trả nén một phần hay mở hoàn toàn Để đơn giản Ta tính kích thước các lỗ trong trường hợp nén, trả mạnh (khi các van mở hoàn toàn). 3.2.4.1. Xác định kích thước lỗ van nén: Qn = (m3/s) Pn = (N/m2) Tính tổng diện tích lỗ van nén: => Fn=9,6.10-6 m2 Tính đường kính lỗ van nén: Chọn số lỗ van n=4 => d = 0, 00175 m = 1,75 mm. 3.2.4.2. Xác định kích thước lỗ van trả Ptr = = = 1082006 (N/m2) Tính tổng diện tích lỗ van trả: = 4,89. 10-6 (m2) Tính đường kính lỗ van trả: Chọn số lỗ van n = 4 => d = 1,25 mm 3.2.4.3 Van lưu thông ở đế van trong hành trình trả (van giảm tải): Tổng diện tích lỗ van được xác định: Trong đó: Qk: Thể tích buồng bị rỗng trong thời gian 1s Qk ==0,53.10-4(m3/s) Qt: Lưu lượng dầu qua van trong hành trình trả, Qt == 0,942.10-4(m3/s) ị Chọn số lỗ van n=4 ị d = 1,65(mm) 3.2.4.4. Van giảm tải trong hành trình nén: Van giảm bắt đầu làm việc khi vận tốc piston đạt 0,3 m/s Ta có: Qgt = Qmax - Qnmax Trong đó: Qgt: là lưu lượng chất lỏng qua van giảm tải Qmax: là lưu lượng lớn nhất qua van giảm tải và van nén Qmax = 0,6.=2,944.10-4(m3/s) Qnmax: là lưu lượng lớn nhất qua van nén pnmax = ị ị Qgt = (2,944 – 1,634).10-4 = 1,31.10-4(m3/s) Diện tích của van giảm tải: Chọn số lỗ van n=4 3.2.5. Xác định kích thước một số chi tiết của giảm chấn 3.2.5.1. Lò xo Lò xo van giảm tải trong hành trình trả: Lò xo tính toán là loại lò xo hình trụ bước ngắn. Khi giảm chấn làm việc ở vận tốc v>0,3(m/s) chất lỏng qua van sinh ra áp lực thuỷ động R cân bằng với lực căng ban đầu của lò Flx làm cho van trả mạnh mở ra hoàn toàn. ị(1) Trong đó: Flx: lực căng ban đầu của lò xo (N) C: độ cứng của lò xo (N/m) Dx: độ nén ban đầu của lò xo (m). Chọn Dx=5.10-3(m) R: lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn. Theo động học chất lỏng R được xác định bằng định lý Ơle 1 (hay là phương trình động lượng) (N) g: trọng lượng riêng của chất lỏng (N/m3) g: gia tốc trọng trường. g=10(m/s2) ồf: tổng diện tích lỗ van (m2). ồf =4,3.10-6(m2) v: vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s). v=49,5(m/s) Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau: (2) Trong đó: d: đường kính sợi lò xo (m) G: mô đuyn trượt của vật liệu. G=8.1010(N/m2) n: số vòng lò xo. Chọn n=4 vòng R: bán kính lò xo (m). Chọn R=10.10-3(m) Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo: ị ịd=1,57.10-3(m)=1,57(mm) Lò xo van trả mạnh có đường kính d=1,57(mm) Lò xo van giảm tải khi nén Lò xo tính toán là loại lò xo hình trụ bước ngắn. Khi giảm chấn làm việc ở vận tốc v>0,3(m/s) chất lỏng qua van sinh ra áp lực thuỷ động R cân bằng với lực căng ban đầu của lò Flx làm cho van nén mạnh mở ra hoàn toàn. ị(1) Trong đó: Flx: lực căng ban đầu của lò xo (N) C: độ cứng của lò xo (N/m) Dx: độ nén ban đầu của lò xo (m). Chọn Dx=5.10-3(m) g: trọng lượng riêng của chất lỏng (N/m3) g: gia tốc trọng trường. g=10(m/s2) R: lực tác dụng của tia chất lỏng qua van lên tấm chắn. Theo động học chất lỏng R được xác định bằng định lý Ơle 1 (hay là phương trình động lượng) (N) ồf: tổng diện tích lỗ van (m2)= 9,6.10-6(m2) v: vận tốc của dòng chất lỏng qua van (m/s). v=24(m/s) Mặt khác theo sức bền vật liệu độ cứng của lò xo C được xác định theo biểu thức sau: (2) Trong đó: d: đường kính sợi lò xo (m). G: mô đuyn trượt của vật liệu. G=8.1010(N/m2) n: số vòng lò xo. Chọn n=4 vòng R: bán kính lò xo (m). Chọn R=13.10-3(m) Từ (1) và (2) ta có công thức xác định đường kính sợi lò xo: ị ịd=1,63.10-3(m)=1,63(mm) Lò xo van nén mạnh có