Đồ án Tốt nghiệp Thiết kế HTT trước ô tô khách 46 chỗ trên cơ sở hyundai aerospace

khả năng dẫn hướng và truyền lực, mômen đầy đủ, trên xe bố trí đòn liên kết riêng biệt là các đòn dọc trên (3), dọc dưới (5), đòn chịu lực ngang Panhada (2). Giảm chấn hai lớp vỏ đặt ở phía sau, một đầu liên kết với dầm cầu, đầu kia liên kết với khung, có nhiệm vụ dập tắt dao động phát sinh khi xe chuyển động. Kết cấu hệ thống treo trên hình còn có thanh ổn định ngang (6) là bộ phận đàn hồi phụ có tác dụng chống lật ngang cho xe khi có sự thay đổi tải trọng thẳng đứng tác dụng các bánh xe trên cùng một cầu. - Ưu điểm: So với hệ thống treo loại nhíp thì lò xo có tuổi thọ cao hơn, trọng lượng nhỏ hơn. Do lò xo có độ cứng nhỏ hơn nhíp nên tính êm dịu chuyển động tốt hơn. - Nhược điểm: Hệ thống treo loại lò xo phải có thêm bộ phận dẫn hướng. - Phạm vi sử dụng: Loại này được sử dụng chủ yếu ở cầu sau xe con. Hình 2.2 Hệ thống treo phụ thuộc loại lò xo a) Kết cấu b,c: Sơ đồ bố trí các thanh dẫn hướng trên, dưới và đòn ngang 1- Bộ phận đàn hồi lò xo trụ 5- Đòn dẫn hướng dưới 2- Thanh truyền lực bên 6- Thanh ổn định ngang 3- Đòn dẫn hướng trên 7- Dầm cầu 4- Giảm chấn 2.1.3 HỆ THỐNG TREO PHỤ THUỘC SỬ DỤNG BUỒNG ĐÀN HỒI KHÍ NÉN Hệ thống treo dạng bày có bộ phận đàn hồi là các buồng khí nén ở dạng tiêu chuẩn. Số lượng buồng khí phụ thuộc vào tải trọng của xe. Bộ phận đàn hồi cho phép chịu tải trọng thẳng đứng nhưng không có khả năng truyền lực dọc hay lực bên do vậy phải có bộ dẫn hướng riêng biệt là các đòn dọc, đòn ngang hoặc nhíp. Hình 2.3 Hệ thống treo trước phụ thuộc sử dụng Balon khí nén 1- Giảm chấn 5- Đòn dẫn hướng dưới 2- Buồng khí nén 6- Đòn dẫn hướng trên 3- Dầm cầu 7- Đòn truyền lực bên 4- Thanh ổn định ngang 8- Đòn dẫn động lái Trên hình 2.3 là hệ thống treo phụ thuộc sử dụng phần tử đàn hồi là buồng khí nén (2). Buồng khí nén không có khả năng dẫn hướng nên hệ thống treo cần có phần tử dẫn hướng riêng biệt. Bộ phận dân hướng bao gồm các đòn dọc dưới (5), dọc trên (6), đòn ngang (7) và thanh ổn định ngang (4). Ưu điểm: + Có khả năng tự thay đổi độ cứng của hệ thống treo. + Không có ma sát giữa các phần tử đàn hồi. + Trọng lượng của phần tử đàn hồi nhỏ. Nhược điểm: + Hệ thống điều khiển phức tạp. + Khó khăn cho công tác bảo dưỡng. Phạm vi sử dụng: Hệ thống treo phụ thuộc loại khí nén thường dùng trên các xe có tải trọng lớn, xe buýt chất lượng cao và một số loại xe con. 2.1.2 HỆ THỐNG TREO PHỤ THUỘC SỬ DỤNG BUỒNG ĐÀN HỒI KHÍ NÉN KẾT HỢP NHÍP LÁ Để khắc phục những nhược điểm của hệ thống treo khí nén, người ta sử dụng hệ thống treo phụ thuộc sử dụng cả balon khí nén và nhíp lá. Ưu điểm: Dùng nhíp làm phần tử đàn hồi kết hợp bộ phận dẫn hướng nên kết cấu đơn giản, dễ bảo dưỡng, sửa chữa. Nhược điểm: Trọng lượng lớn, độ bền thấp. Phạm vi sử dụng: Dùng nhiều trên xe tải, xe khách. Hình 2.4: Hệ thống treo phụ thuộc sử dụng balon khí nén và nhíp lá 2.2 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO Qua phân tích các loại hệ thống treo phụ thuộc có thể bố trí trên xe khách đồng thời tham khảo xe thực tế đề tài lựa chọn kết cấu hệ thống treo như sau: - Hệ thống treo trước: Ta lựa chọn phương án thiết kế cho hệ thống treo trước là hệ thống treo phụ thuộc phần tử đàn hồi khí nén. Kết cấu gồm có: + Bộ phận đàn hồi là các buồng khí nén dạng gấp. Độ đàn hồi, độ cao tĩnh của hệ thống treo có thể điều chỉnh được do phần tử đàn hồi khí nén đảm nhiệm. + Thanh ổn định ngang làm tăng khả năng chống lật của xe. Hình 2.5 Sơ đồ bố trí hệ thống treo trước Buồng khí nén 5- Thanh truyền lực bên Đòn dẫn hướng trên 6- Thanh ổn định ngang Cầu xe 7- Van điều khiển khí nén Thành phần phụ - Hệ thống treo sau: Vì tải trọng của xe lớn nên ta chọn phương án thiết kế cho hệ thống treo sau sử dụng hệ thống treo phụ thuộc. Kết cấu gồm: + Phần tử đàn hồi là các buồng khí nén. Ta sử dụng 4 buồng khí tiêu chuẩn bố trí cân bằng 2 bên. + Thanh ổn định ngang làm tăng khả năng chống lật của xe. + Cơ cấu dẫn hướng: 2 đòn dưới dạng hình bình hành và đòn trên là dạng chữ V có khả năng truyền lực dọc và lực ngang. Hình 2.6 Sơ đồ hệ thống treo sau 1- Buồng khí nén 5-Đòn dẫn hướng dưới 2-Giảm chấn 6- Cầu xe 3-Đòn dẫn hướng trên 7- Giá đỡ 4-Thanh ổn định ngang 2.3 LỰA CHỌN GIẢM CHẤN CHO HỆ THỐNG TREO Chọn loại giảm chấn là loại thủy lực tác dụng hai chiều với kết cấu có thể là loại một lớp vỏ hoặc hai lớp vỏ. 2.3.1 GIẢM CHẤN THỦY LỰC MỘT LỚP VỎ Giảm chấn 1 lớp vỏ được thể hiện trên hình với các đặc điểm sau: + Vỏ giảm chấn tiếp xúc trực tiếp với không khí tạo điều kiện thoát nhiệt tốt. + Do buồng khí nén được ngăn cách bởi piston tự do, tránh được hiện tượng xâm thực làm ảnh hưởng đến chất lượng làm việc của giảm chấn. + Giảm được tiếng ồn. Ưu điểm: - Khi có cùng đường kính ngoài với giảm chấn hai lớp vỏ thì giảm chấn một lớp vỏ có đường kính cần piston có thể làm lớn hơn mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn. - Điều kiện tỏa nhiệt tốt. - Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào. Nhược điểm: - Làm việc kém tin cậy, có thể bị bó kẹt trong các hành trình nén hoặc trả mạnh. - Có tính công nghệ thấp, bao kín không tốt. - Tuổi thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng cao. Phạm vi sử dụng: giảm chấn một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi ở các hệ treo, đặc biệt là hệ treo Mc.Pherson Hình 2.7:Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn 1 lớp vỏ 1 – Van một chiều 5 – Buồng chứa dầu 2 – Cần piston 6 – Piston 3 – Cụm làm kín 7 – Van một chiều 4 – Xy lanh 8 – Khoang chứa dầu 2.3.2 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 đến nay. Trong giảm chấn, piston di chuyển trong xy lanh, chia không gian trong thành hai 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 bên trong là chất lỏng, không gian còn lại chứa không khí có áp suất bằng áp suất khí quyển. Các van (I) và (IV) lần lượt là các van nén mạnh và nén nhẹ, còn các van (II) và (III) lần lượt là các van trả mạnh và trả nhẹ của giảm chấn. Giảm chấn hai lớp vỏ có cấu tạo như sau: Hình 2.8: Sơ đồ cấu tạo giảm chấn thuỷ lực 2 lớp vỏ 1. Khoang vỏ trong 5.Cần piston 2. Phớt làm kín 6.Piston 3. Bạc dẫn hướng 7.Van cố định 4. Vỏ chắn bụi 8.Vỏ ngoài + Nguyên 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. 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 của giảm chấn hai lớp có độ bền cao, giá thành hạ làm việc tin cậy ở cả hai hành trình, trọng lượng nhẹ. + Nhược điểm là khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng làm giảm hiệu quả của giảm chấn. CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO TRƯỚC 3.1. HỆ THỐNG TREO KHÍ NÉN Hệ thống treo khí nén thực chất là hệ thống treo cơ bản có phần tử đàn hồi là các buồng khí nén. Môi chất là khí nén. Hệ thống treo khí nén đảm bảo mọi yêu cầu của một hệ thống treo bình thường, ngoài ra việc bố trí hệ thống treo khí nén còn có khả năng tăng tính tiện nghi, có thể thay đội độ êm dịu của xe tùy thuộc vào tải trọng. Mặt khác, do đặc diểm của hệ thống treo khí nén, buồng khí nén không đảm nhiệm thêm vai trò dẫn hướng như đối với hệ thống treo cơ khí nên không thể truyền được lực ngang, lực dọc của xe. Do vậy đối với hệ thống treo này phải có hệ thống các đòn dẫn hướng riêng biệt. 3.1.1. CƠ SỞ LÝ THUYẾT CỦA BỘ PHẬN ĐÀN HỒI: Bộ phận đàn hồi của hệ thống treo khí nén là các buồng khí có môi chất là khí nén, áp lực khí nén được tạo ra phụ thuộc vào tải trọng bên ngoài. Với: - Fp: Tải trọng đặt lên buồng đàn hồi. - pa: Áp suất khí quyển. - p: Áp suất khí nén trong buồng đàn hồi. - S: Diện tích làm việc buồng đàn hồi. Hình 3.1 Sơ đồ tính toán Fp = (p-pa).S [N] (3.1) Hay là: Fp = pz .S [N] Trong đó: - pz: Độ chênh lệch áp suất của buồng khí nén. - S= .d2w với dw là đường kính buồng khí nén. Khi dw thay đổi thì S thay đổi nên ta có thể viết S=f(z) Ở trạng thái tĩnh tải trọng đặt lên buồng đàn hồi là: Fs=(ps-pa).S [N] (3.2) Trong đó: ps là áp suất khí nén ở trạng thái tĩnh. Mối quan hệ của Fp và z được thể hiện qua đồ thị sau: a) Buồng xếp b) Buồng gấp Hình 3.2: Quan hệ của F và z Với loại buồng gấp, trong khoảng làm việc nhất định, buồng đàn hồi khi bị nén lại có thể làm giảm diện tích làm việc, do đó cần thiết phải tạo dáng pittông một cách thích hợp. Trên đường đặc tính trên xác định tại z = 0, tương ứng với chiều cao tĩnh của buồng đàn hồi, quan hệ của áp suất pz là không thay đổi. Trong thực tế các đường cong này còn được xác định sao cho: áp suất pz được giữ không cho thay đổi (khoảng 0,5 Mpa). Như vậy, quan hệ giữa F và z ở trạng thái tĩnh cho với áp suất không đổi. Sự biến đổi của S theo khoảng nhỏ dz gọi là hệ số biến đổi diện tích làm việc: U= (3.3) Khi z=0, áp suất khí nén khoảng 0,5 Mpa. Giá trị này của U như sau: U>0 – diện tích làm việc tăng lên. U=0 – diện tích làm việc không đổi. U<0 – diện tích làm việc giảm đi. Giá trị U có thể biểu thị nhờ thể tích bên trong không gian làm việc bên trong.Nếu như thể tích làm việc giảm xuống, ta có quan hệ về sự biến đổi thể tích của buồng khí nén. dV= - dS.dz hay = - dS Đạo hàm một lần nữa: = -= -U Ở đây: U= - gọi là hệ số biến đổi diện tích khi thay đổi chiều cao. a) Đặc tính tải của buồng đàn hồi: Quan hệ S=f(z), S=f(pp) hay V=f(z) được gọi là đặc tính hình học của buồng đàn hồi. Ở trạng thái tĩnh buồng đàn hồi được đặc trưng bởi các thông số: - Chiều cao tĩnh của buồng đàn hồi Hs (chiều cao cần đạt của buồng đàn hồi). - Tải trọng tĩnh của buồng đàn hồi F. - Diện tích làm việc Ss hay hệ số biến đổi diện tích làm việc Us. Dưới tác dụng của tải trọng đặt lên buồng đàn hồi, chiều cao buồng đàn hồi thường xuyên biến đổi, dẫn tới thay đổi giá trị làm việc và thể tích của buồng đàn hồi. Cả 2 giá trị này chịu ảnh hưởng kết cấu của buồng đàn hồi (dạng của pittông). Khi thay đổi thể tích dẫn đến sự thay đổi áp suất bên trong buồng đàn hồi. Coi khí nén trong buồn đàn hồi là lý tưởng và biến đổi tuân theo quá trình đa biến. Ta có phương trình trạng thái biểu thị quan hệ của áp suất và thể tích: p.Vn = const [Mpa.m3] (3.4) Quan hệ của các trạng thái: ps.Vns = p.Vn [Mpa.m3] (3.5) Trong đó: - ps = pPs + pa: Áp suất tuyệt đối của khí nén với chiều cao tĩnh của buồng đàn hồi. - p= pp + pa: Áp suất tuyệt đối của khí nén với chiều cao thay đổi của buồng khí nén. Thay vào công thức (3.5) và biến đổi: pp = 2.(pps+pa)-pa [Mpa] (3.6) Trong đó: - pa: Áp suất khí quyển. - pps: Áp suất đàn hồi ở chiều cao tĩnh Hs. - pp: Áp suất buồng đàn hồi ở chiều cao tức thời. - V: Thể tích buồng đàn hồi ở chiều cao tức thời. - Vs: Thể tích buồng đàn hồi ở chiều cao tĩnh. Để giả thiết trên là đúng thì khí nén trong buồng đàn hồi phải thỏa mãn giả thiết sau: Khi biến dạng, lưu lượng của buồng đàn hồi không thay đổi, tức là khi làm việc buồng đàn hồi không nạp và xả khí nén bằng van điều chỉnh. Khi bị nén, pittông dịch chuyển một đoạn z. Thể tích buồng khí nén ở trạng thái tức thời: V= Vs - S.z [m3] (3.7) Ta có: pp = n . ps = ps . n [Mpa] (3.8) Tải trọng F đặt lên buồng đàn hồi ở chiều cao làm việc tức thời (z) và diện tích tức thời S: F = S.pp [N] (3.9) F = [n.ps - pa].S = .S [N] (3.10) Trong công thức (3.10), V = f(z) (bỏ qua sự thay đổi nhỏ của S bởi sự thay đổi áp suất). Quan hệ này có thể biểu bằng đồ thị với áp suất không đổi. hay lực tác dụng (pp=f(z)). Quan hệ F = f(z) gọi là đặc tính tải của buồng đàn hồi. Hệ số mũ đa biến n phụ thuộc vào tối độ thay đổi thể tích của buồng đàn hồi, nhiệt độ môi trường, tốc độ dòng khí của môi trường. Ta có thể giả thiết như sau: - Khi xe chạy trên đường không bằng phẳng, sự thay đổi thể tích nhanh n = 1.38 (hay n=1,40). Ứng với trạng thái pVn = const. - Khi xe chạy vào đường vòng hoặc quay vòng (có sự nghiêng ngang thân xe) sự thay đổi thể tích chậm n=1. Ứng với trạng thái pV=const. - Quan hệ F=f(z) khi n=0. Ứng với trạng thái pp=const. Ta có đường đặc tính tham khảo. Hình 3.3: Đặc tính tải của phần tử đàn hồi khí nén Đường cong khi n=1,0 gọi là đặc tính tải tĩnh của buồng đàn hồi. Đường cong khi n=1,4 gọi là đặc tính tải động của buồng đàn hồi. *. Buồng đàn hồi có thể tích phụ: Hình 3.4: Buồng thể tích phụ Thể tích phụ có ảnh hưởng lớn đến đường đặc tính tải của phần tử đàn hồi. Các thể tích phụ có thể là buồng dự trữ hay là hộp dự trữ như ở hình 3.4 Nếu tính cả buồng thể tích phụ Vd này thì thể tích tại trạng thái tĩnh là: Vs+Vd, khi chịu tải thay đổi V+Vd. Như vậy: F = S [N] (3.11) Phương trình này gọi là đặc tải tính tải của buồng đàn hồi có bình khí phụ. Cùng với sự tăng của Vd tỉ lệ càng giảm, có nghĩa là giảm lực F. Nếu Vd thì 1, hay là F=f(z) có quy luật khi n=0. Đường cong này biểu hiện trên hình … Trên hình trên ta nhận thấy rằng: thể tích phụ Vd làm giảm thấp độ cứng của buồng đàn hồi. Hình 3.5: Ảnh hưởng của buồng thế tích phụ tới đặc tính tải b, Độ cứng của phần tử đàn hồi khí nén. Độ cứng của buồng đàn hồi có thể xác định từ đường đặc tính tải trọng thực nghiệm bằng cách xây dựng đường tiếp tuyến của đường cong F=f(z) tại điểm khảo sát. Công thức của nó được tính tại lân cận điểm z=0 như trên hình vẽ, với: C= [N/m] (3.12) Hình 3.6: Xác định độ cứng của buồng đàn hồi Mặt khác, độ cứng của buồng đàn hồi còn được còn được xác định theo lý thuyết. Định nghĩa độ cứng như sau: C= (N/m) Nếu coi F=S.pp, với sự thay đổi thể tích của buồng đàn hồi dẫn tới thay đổi áp suất khí nén và diện tích truyền tải trọng thì: C== [N/m] (3.13) Từ (3.13) thấy độ cứng của phần tử đàn hồi C bao gồm hai thành phần: Độ cứng do thay đổi thể tích V, độ cứng độ cứng thay đổi diện tích S. Độ cứng thể tích tạo nên bởi sự thay đổi thể tích và phụ thuộc vào áp suất tuyệt đối ps và áp suất khí nén pps. Độ cứng diện tích được tạo nên bởi sự thay đổi diện tích làm việc hữu ích. Sự giảm thấp độ cứng C trong thực tế được tiến hành bằng sự thay đổi diện tích làm việc của pittông. Ở trạng thái tĩnh (f=0) độ cứng của buồng đàn hồi được xác định: Cs= [N/m] (3.14) Trong đó: - ps là áp suất tuyệt đối tương ứng với chiều cao tĩnh của buồng đàn hồi (Hs). Với tải trọng đặt lên buồng đàn hồi: F = Fs = pps.S = (ps-pa).S Độ cứng ở trạng thái tĩnh là: Cs= [N/m] (3.15) Ở trạng thái làm việc của buồng đàn hồi, độ cứng của buồng đàn hồi được xác định: Cz= [N/m] (3.16) Trong đó: Fz là tải trọng ở trạng thái làm việc đặt lên buồng đàn hồi. Khi tải trọng thay đổi thì áp lực của khí nén được xác định: P= Trong trường hợp khối lượng khí không đổi, tồn tại sự thay đổi thể tích khí do sự thay đổi nhỏ của tải trọng thì: V== Độ cứng của phần tử đàn hồi khi đó: Cz== c, Tần số dao động riêng: Tần số dao động riêng của phần khối lượng được treo có thể xác định khi đã biết độ cứng của phần tử đàn hồi: Ở trạng thái tĩnh tần số dao động riêng được định nghĩa: ωo == [rad/s] (3.17) Thay độ cứng tĩnh của phần tử đàn hồi: ωos= [rad/s] (3.18) Như vậy muốn có tần số thấp thì cần có thể tích buồng đàn hồi lớn. Tần số dao động riêng ở tại một vị trí nhất định không phụ thuộc vào tải trọng đặt lên buồng đàn hồi. Tần số dao động riêng ở trạng thái làm việc: ωoz== [rad/s] (3.19) Tỷ số của tần số dao động riêng của hệ thống không có giảm chấn khi đó sẽ là: = (3.20) Nếu bỏ qua ảnh hưởng của áp suất khí quyển thì tần số dao động riêng của hệ thống khi tăng tải trọng sẽ theo căn bậc hai của sự tăng khối lượng dao động, xe có tải sẽ có đặc tính xấu hơn khi không tải xét về tính tiện nghi êm dịu. Chúng ta giả thiết rằng: khi thay đổi tải trọng thể tích buồng đàn hồi không biến đổi (nhưng khối lượng khí nén gia tăng), thì độ cứng của phần tử đàn hồi khi đó sẽ là: Cz= [N/m] Tỷ số của tần số dao động riêng của hệ thống không có giảm chấn sẽ là: = (3.21) Các quan hệ trên đúng với trường hợp bộ phận đàn hồi đặc trực tiếp lên bánh xe. 3.1.2. MỘT SỐ LOẠI BUỒNG KHÍ NÉN TIÊU CHUẨN: Ngày nay có 2 loại buồng khí nén tiêu chuẩn: Buồng xếp và buồng gấp. Buồng đàn hồi dạng xếp (hình a) có từ 2 đến 4 lớp sóng, không có pittông thực. Các lớp sóng được định dạng nhờ các vòng kim loại và có khả năng chống biến dạng và va đập cao. Tuổi thọ chừng 500.000 km. Độ cứng theo chu vi của lớp cao su khá lớn. Buồng đàn hồi dạng này chỉ có khả năng biến dạng theo chiều cao. a) b) Hình 3.7: Các dạng buồng đàn hồi Buồng đàn hồi dạng trụ gấp (hình b) là dạng có piston, còn được gọi là dạng buồng màng. Piston được dịch chuyển khi đàn hồi. Đồng thời cũng tạo nên khả năng biến dạng hướng kính lớn. Bởi vậy tuổi thọ của vật liệu đòi hỏi cao. Hình dáng của piston cũng phải phù hợp với hình dáng của buồng khí dạng trụ hay dạng côn. Bên trong có thể có lò xo phụ. Ngoài việc sử dụng cho hệ thống treo dạng buồng đàn hồi dạng này còn thấy trong bộ treo buồng lái trên ô tô tải hay trên đệm đỡ mâm xoay trên xe bán moóc. Loại buông khí này ngày nay được sử dụng rộng rãi vì khả năng thay đổi diện tích làm việc lớn. +) Buồng xếp: Kiểu Fmax (kN) F(kN) p=0,5Mpa Dmax (mm) fs (mm) Nén (mm) Trả (mm) V (dm3) Pmax/min (Mpa) F209 8,2 3,6 165 150 60 80 1,2 1,0/3,0 F210 18,6 8,6 250 210 80 80 3,8 1,0/1,5 F211 30,0 19,0 308 200 100 125 9,1 0,8/0,03 +) Buồng gấp: Kiểu Fmax KN F kN P=0,5Mpa Dmax Mm fs mm Nén mm Trả mm V dm3 pmax/min Mpa S dm3 B70 30 24 320 245 80 80 7,6 4,8 B85 35 29,5 370 320 100 100 13,6 5,9 B87 25 18 267 260 100 120 5,8 3,6 B103 20 17 267 260 100 90 5,8 3,4 B104 35 30 370 350 180 180 17,7 6,0 B106 25 17 260 260 100 80 5,0 3,4 B107 20 14,7 260 265 100 80 5,2 0,7/0,13 3,0 B114 31,5 24,5 310 285 140 100 10,5 0,65/0,1 4,7 B115 35 25 325 260 100 100 9,0 5,0 B119 30 24 300 260 100 100 6,7 4,8 B120 32 32 360 310 120 120 16,7 0,5/0,1 6,4 B121 28 20 300 285 120 100 9,4 0,7/0,1 4,0 B143 32 32 360 310 125 135 14,4 0,5/0,03 6,4 3.2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ PHẦN TỬ ĐÀN HỒI Thông số tính toán: Dài 11540 mm Số chỗ 45+1 Rộng 2490 mm Vmax 116,2 km/h Cao 3285 mm Động cơ D6AV Tự trọng 10755 kG Công suất 235/2200 ps/rpm Trọng lượng toàn bộ 13765 kG Khoảng cách giữa các trục 6050 mm 3.2.1.CHỌN BUỒNG KHÍ NÉN CHO HỆ THỐNG TREO TRƯỚC Theo phân bố tải trọng cho xe khách tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải: Gt = 40% G = 0,4.137650 = 55060 [N] Căn cứ vào bảng thông số buồng khí tiêu chuẩn và hệ thống treo trước có hai buồng khí nén, chọn buồng khí nén kí hiệu B70 (loại buồng gấp) với những thông số sau: Fmax = 30 [kN] ; Dmax = 320 [mm] ; ft = 245 [mm] ; V = 7,6 [dm3]; S = 4,8 [dm2] 3.2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ DAO ĐỘNG CỦA BÁNH XE a) Độ võng tĩnh ft: Theo tài liệu tính toán thiết kế, đối với xe khách tần số dao động f= 1÷2,5 Hz hay số lần dao động trong 1 phút: n = 60÷90 lần / phút. => = 11÷25 [cm] (3.22) Nói chung ft không bé hơn 100-200 [mm] đối với ô tô khách, lấy ft=245 [mm]. Để đảm bảo tính êm dịu khi chuyển động thì tỉ số độ võng tĩnh fts của hệ thống treo sau và độ võng tĩnh ftt của hệ thống treo trước phải nằm trong giới hạn . Tải trọng tĩnh tác dụng lên bánh xe Zt ở cầu trước: Zt = [N] (3.23) Độ cứng của hệ treo (tại bánh xe) cho cầu trước: Ct = [N/m] (3.24) b) Xác định hành trình động của bánh xe: Độ võng động được xác định fđ = k.ft (3.25) Trong đó: - k: Hệ số tải trọng động, k = 0,32 => fđ = 0,32.245 = 78,04 [mm] Hành trình tổng cộng của bánh xe: f∑ = ft + fđ = 323,4 [mm] (3.26) TÍNH TOÁN THIẾT KẾ GIẢM CHẤN 3.3.1 TÍNH TOÁN HỆ SỐ CẢN VÀ LỰC CẢN CỦA GIẢM CHẤN Trong hệ thống treo giảm chấn có tác dụng dập tắt dao động. Mức độ dập tắt dao động của giảm chấn được đặc trưng bởi thông số: hệ số dập tắt dao động ψ. Quan hệ giữa ψ và các thông số của hệ thống treo được xác định như sau: ψ = (3.27) Trong đó: - ψ = 0,15÷0.3. Chọn ψ = 0,2 - K: Hệ số cản của hệ thống treo do giảm chấn gây nên. - M là khối lượng phần được treo trên một bánh xe. M = Zt – mbx.g [N] g: Gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s2]. mbx: Khối lượng 1 bánh xe. mbx=80 [kg] => M = 27530 - 80.9,81=26745,2 [N] Hệ số cản của giảm chấn tại bánh xe: K = 2.ψ.=2.=27410 [Ns/m] Ở cầu trước, giảm chấn được bố trí thẳng đứng trong cả hai mặt phẳng nên Kg/c=K= 27 410 [Ns/m] Hành trình của giảm chấn: fgc=f∑= 323,4 [mm] Xác định hệ số cản khi trả và khi nén: Ta có: 2Kg/c= Ktr+Kn (3.28) Trong đó: - Ktr:: Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả. - Kn: Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén. Chọn Ktr= 3.Kn => Kn= Kgc=13705 [Ns/m]; ktr=41 115[Ns/m] Lực cản của giảm chấn được tính theo công thức sau: P =K.Vm [N] (3.29) Trong đó: - P: Lực cản của giảm chấn [N] - K: Hệ số cản của giảm chấn [Ns/m] - V: Vận tốc dịch chuyển tương đối giữa piston và xilanh giảm chấn [m/s]; V=0,3[m/s]. - m: Hệ số mũ; m=(1÷2). Chọn m=1. Lực cản với hành trình nén: Pn=Kn.V=13705.0,3=4111,5 [N]. Lực cản với hành trình trả: Ptr= Ktr.V=41115.0,3=12334,5[N]. 3.3.2 XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC NGOÀI CỦA GIẢM CHẤN Kích thước ngoài của giảm chấn được xác định theo điều kiện sau: - Hành trình làm việc của giảm chấn. - Kích thước các bộ phận giảm chấn. - Đủ diện tích tỏa nhiệt để giảm chấn không nóng quá một nhiệt độ cho phép khi làm việc căng thẳng. Nếu lấy đường kính pittông d làm thông số cơ bản, các thông số khác của giảm chấn có thể xác định như sau: dc = (0,1÷0,6)d; D= (1,25÷1,5)d; dn= 1,1d; Dn=1,1D Ld =(1,1÷1,5)d; Lp=(0,75÷1,1)d; Lv= (0,4÷0,9)d; Lm=(0,75÷1,5)d Trong đó: - dc, d, dn, D, Dn là đường kính cần đẩy pittông, đường kính trong và ngoài của xilanh thứ nhất và thứ hai. - Ld, Lm, Lp, Lv, lần lượt là chiều dài phần đầu giảm chấn, chiều dài bộ phận làm kín, chiều dài pittông giảm chấn, chiều dài phần van đế giảm chấn. Theo tải trọng của xe, ta có thể chọn đường kính piston d=60(mm). Hình 3.8 Các kích thước cơ bản của giảm chấn Chọn: dc= 0,5.d=0,5.60=30 [mm] dn=1,1.d=1,1.60=66 [mm] D=1,4.d=1,4.60=84 [mm] Dn=1,1.D=1,1.84=92,4 [mm] Ld=1,1.d=1,1.60=66 [mm] Lp=0,75.d=1,0.60=45 [mm] Lv=0,40.d=0,4.60=24 [mm] Lm=0,75.d=0,75.60=45 [mm] Chọn hành trình làm việc cực đại của pittông Lg= 325 [mm] (lớn hơn hành trình tổng cộng của bánh xe). Ta có, chiều dài của giảm chấn L: L= 2.Ld+Lp+Lv+Lm= 571 [mm] 3.3.3 KIỂM TRA CHẾ ĐỘ NHIỆT CỦA GIẢM CHẤN Sau khi chọn sơ bộ kích thước ngoài của giảm chấn ta tiến hành kiểm tra chế độ nhiệt của giảm chấn. Diện tích tỏa nhiệt của giảm chấn phải đủ lớn để khi làm việc căng thẳng, nhiệt độ giảm chấn không vượt quá nhiệt độ cho phép. Chế độ làm việc căng thẳng của giảm chấn được xác định là V=0,3 [m/s] Công suất tiêu thụ bởi giảm chấn được xác định bởi công thức: [N.m/s] (3.30) Ng= 2467 [N.m/s] Công suất tỏa nhiệt của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt F như sau: Nt=427.α.F.(Tmax-Tm) [J] (3.31) Trong đó: α: Hệ số truyền nhiệt. Chọn α=0,15(J/m2.giờ.độ) Tmax=120o : Nhiệt độ cho phép Tm=20o : Nhiệt độ môi trường Diện tích tỏa nhiệt của giảm chấn: F=π.D.L =>F= π.0,06.0,546= 0,103 [m2] =>Nt=427.0,15.0,103.(Tmax-20)= 7,4.(Tmax-20) [J/s] =74 (Tmax-20) [ Nm/s] Cân bằng 2 công suất trên ta được Tmax=53,3o < [Tmax] Vậy chế độ nhiệt làm việc của giảm chấn thỏa mãn điều kiện nhiệt cho phép. 3.3.4 TÍNH CÁC LỖ VAN Hình 3.9: Mặt cắt của piston giảm chấn 1 – Van nén; 2 – Van trả a)Tính kích thước lỗ van nén: Tổng diện tích các lỗ van nén: [m2] (3.32) Trong đó: Fp= π.d2= 0,0113 [m2] : Diện tích pittông giảm chấn. Vn1= 0.3 [m/s] Pn1= 4111,5 [N] γ=8600 [N/m3] : Trọng lượng riêng của chất lỏng. μ=0,6 : Hệ số tổn thất => Fvn= 0,0002 [m2] Chọn số van nén là n=5. Ta có đường kính lỗ van nén: d1== 0,0071 [m] b)Tính kích thước lỗ van trả: [m2] (3.33) Trong đó: Fp=0.0113 [m2] Vtr1=0,3 [m/s] Ptr1=Ktr.Vtr1=41115.0,3=12334,5 [N] =>Fvtr=0,000113 [m2] Chọn số van xả n=12. Ta có đường kính van trả: d2==0,0035 [m] c)Tính kích thước lỗ van giảm tải: *. Tính cho hành trình nén: Tổng diện tích các van giảm tải và van nén: [m2] (3.34) Trong đó: Vn2= 0,6 [m/s] Pn2= Pn1+0,6.Kn(Vn2-Vn1)= 6578,4 [N] =>Fvn’=0,00031 [m2] Khi đó, tổng diện tích các lỗ van giảm tải của hành trình nén được tính: Fvm=Fvn’-Fvn=3,1.10-4-2.10-4=1,1.10-4 [m2] Chọn số van giảm tải hành trình nén n= 5. Đường kính van giảm tải hành trình nén: d3== 0,0068 [m] *.Tính cho hành trình trả: Tổng diện tích các van giảm tải hành trình trả và van trả: [m2] Trong đó: Vtr2=0,6 [m/s] Ptr2=Ptr1+0,6.Ktr(Vtr2-Vtr1)=19735,2 [N] =>Fvtr’=1,8.10-4 [m2] Tổng diện tích các lỗ van giảm tải hành trình trả được tính: Fvk=Fvtr’-Fvtr=1,8.10-4 -1,13.10-4=0,67.10-4 [m2] Chọn số van giảm tải hành trình trả n=12. Đường kính của các lỗ này là: d4==0,0027 [m] Vậy các kích thước đạt được khi tính toán giảm chấn: + Hành trình làm việc cực đại của pittông: Lg= 325 [mm] + Chiều dài của giảm chấn: L=571 [mm] + Đường kính của 5 lỗ van nén: d1= 7,1 [mm] + Đường kính 5 lỗ van trả: d2= 3,5 [mm] + Đường kính lỗ van giảm hành trình nén: d3= 6,8 [mm] +Đường kính van giảm tải hành trình trả: d4= 2,7 [mm] 3.3.5 XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH CỦA GIẢM CHẤN Đường đặc tính của giảm chấn là đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực cản của giảm chấn và vận tốc dịch chuyển của piston có phương trình: Pg = K.zt Trong đó: - Pg: Lực cản của giảm chấn - K: Hệ số cản của giảm chấn - zt: Vận tốc tương đối của các dao động thùng xe với bánh xe Hàm số Pg=f(zt) biểu diễn đường đặc tính của giảm chấn. Ta có: - Lực cản sinh ra ở hành trình nén nhẹ: Pn = 4111,5 [N] - Lực cản sinh ra ở hành trình trả nhẹ : Ptr = 12 334,5 [N] - Lực cản sinh ra ở hành trình nén mạnh: Pn2 = 6578,4 [N] - Lực cản sinh ra ở hành trình trả mạnh: Ptr2 = 19 735,2 [N] Đường đặc tính của giảm chấn: 3.4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ PHẬN DẪN HƯỚNG. 3.4.1 CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN CHO BỘ PHẬN DẪN HƯỚNG Khi xe chuyển động, các lực tác dụng lên xe có thể là lực kéo, lực ngang, lực tác dụng của tải trọng động. Các lực này sẽ ảnh hưởng đến kết cấu của hệ thống treo. Khi tính toán bộ phận dẫn hướng ta sẽ tính toán ở điều kiện các lực đạt giá trị cực đại. a) Trường hợp lực kéo cực đại Trên sơ đồ phân tích lực, tồn tại lực Z, X nhưng tính với giá trị cực đại (vắng mặt Y). - Phản lực Z theo phương thẳng đứng tác dụng lên bánh xe: Z=Ztt= (3.35) Trong đó: + Ztt: Tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe + G1: Tải trọng tĩnh tác dụng lên cầu sau: G1=55060 [N] + mp1: Hệ số phân bố tải trọng tính khi phanh gấp mp1= 1 + (3.36) Trong đó: . Jp= g.φ [m/s2] gia tốc phanh . g= 9,81 [m/s2] gia tốc trọng trường . φ = 0,8 hệ số bám dọc (đường nhựa, bê tông) . hg : chiều cao trọng tâm xe hg=1,4 [m] . a: khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước a=1,3 [m] mp1= 1+ Vậy Z = Ztt= [kN] - X: Thành phần lực dọc sinh ra trong quá trình phanh X =Xpmax= Ztt.φ= 51,2.0,8= 41 [kN] Trong đó Xpmax là lực phanh lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường. b) Trường hợp chịu lực ngang cực đại Hình 3.10:Sơ đồ phân tích lực khi xe chịu lực ngang cực đại Trong trường hợp này tồn tại hai thành phần lực: Z: Thành phần phản lực tác dụng từ mặt đường lên bánh xe. Y: Thành phần lực ngang. Không xét đến ảnh hưởng của lực dọc X. Khi đó giá trị của Z và Y được xác định như sau: - Phản lực thẳng góc của mặt đường lên bánh xe của cầu trước: Zt1= (1+)-Gbx [N] (3.37) Zp1= (1-)-Gbx [N] (3.38) Khi xe chịu tác dụng của lực ngang thì phản lực từ mặt đường lên bánh xe ở bên trái và bên phải có giá trị khác nhau. Khi tính toán ta lấy trường hợp phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe là lớn nhất theo (3.37): Z=Zt1= (1+) - Gbx Trong đó: - G1=55,06 [kN] -B1= 2,014 [m]: Chiều rộng vệt bánh xe của cầu trước. - hg= Tọa độ trọng tâm của xe. Ta tính được hg=1,4 m -φγ: Hệ số bám ngang giữa bánh xe với mặt đường. φγ=1 - Gbx: Trọng lượng bánh xe. Gbx=80.9,81=784,8 [N] => Z=65 [kN] - Đối với thành phần lực ngang ta cũng tính trong trường hợp đạt lực ngang lớn nhất. Y=Ytt=(1+).φγ = 65,8 [kN] c) Trường hợp chịu tác dụng của tải trọng động Trong sơ đồ tính toán chỉ có lực Z, không xét đến ảnh hưởng của thành phần lực X và Y. Khi tính toán ta sử dụng công thức: Z=Zt.kđ (3.39) Trong đó: -Zt: Tải trọng tĩnh tác dụng 1 bánh xe cầu trước. Zt==27,53 [kN] -kđ: Hệ số tải trọng động. kđ= (2÷3). Ta chọn kđ=3. Vậy Z= 27,53.3=82,6 [kN] 3.4.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHO BỘ PHẬN DẪN HƯỚNG a) Chọn vật liệu Các đòn dẫn hướng có tiết diện đặc trưng thường được chế tạo từ thép có chất lượng cao hoặc từ hợp kim nhôm. Ta chọn vật liệu chế tạo các đòn dẫn hướng là thép C45V có giới hạn bền là =610 Mpa. b) Tải trọng tác dụng lên các thanh dẫn hướng của treo trước Sơ đồ phân tích lực như hình vẽ: Hình 3.11: Sơ đồ phân tích lực hệ treo trước - Phản lực thẳng đứng Z tác động lên bánh xe thông qua dầm cầu cứng, tác dụng trực tiếp lên bộ phận dàn hồi. Có thể coi bỏ qua tác động của tải trọng thẳng đứng lên bộ phận giảm chấn. Các đòn dẫn hướng phía trên và dưới bắt với dầm cầu cứng thông qua các khớp cầu, do vậy không chịu tác dụng của thành phần lực Z. - Thành phần lực dọc tác dụng lên bánh xe là lực phanh sinh ra tại các bánh xe. Thành phần lực này sẽ tác động lên đòn dẫn hướng phía trên và dưới. Ta xác định các thành phần lực dọc tác dụng lên thanh (thanh chỉ chịu kéo hoặc nén). Lực phanh Xp gây nên tải trọng lên khớp trên và dưới: Xxt và Xxd. Ta có: Xkt=Xk.; Xkd=Xk. Mômen sinh ra bởi lực kéo Mp=Xp.rbx gây lên tải trọng tại các khớp trên và dưới của thanh dẫn hướng. Trong mặt phẳng bánh xe, mômen này cân bằng với mômen X.l. Giá trị của X ta có thể xác định: X=Xmt=Xmd=Xp. Tổng hợp lực tác dụng lên các khớp quay trên và quay dưới của thanh dẫn hướng: =- => Xt=XMt-XXd=Xp. Xd=XMd+XXd= Xp. Trong đó: - t: Khoảng cách từ tâm cầu đến đòn trên. - d: Khoảng cách từ tâm cầu trước đến đòn dưới. - l= t+d: khoảng cách giữa hai điểm tựa của đòn dẫn hướng. Ta lấy t=80 [mm]; d=80 [mm] - rbx: Bán kính bánh xe. rbx = λ. ro= (H+d/2).25,4.λ [mm] -λ: Hệ số biến dạng lốp. Lấy λ =0,95 => rbx = (10 +20/2).25,4.0,95= 482,6 [mm] Vậy XT= Xp.= [kN] Xd= Xp. =144 [kN] Hình 3.12: Sơ đồ phân tích lực của đòn trên Giá trị các lực này để tính toán thanh dẫn hướng. Để thuận lợi cho công nghệ chế tạo, các đòn cho cầu trước và cầu sau được thiết kế đảm bảo tính lắp lẫn. c) Tính toán tiết diện cho đòn dưới của cầu trước: Lực kéo lớn nhất tác dụng lên đòn phía dưới: Nd =Xd=144 [kN] Ta tính tiết diện của đòn theo điều kiện bền kéo: Ứng suất bền kéo cho phép: Trong đó: -n: Hệ số an toàn, lấy n=3 =>=152,5 [Mpa]=152,5.106 [N] Gọi F là diện tích mặt cắt ngang của đòn dẫn hướng: F= với d là đường kính của đòn dẫn hướng. Theo điều kiện bền kéo của vật liệu, ta có: Trong đó: -ND: Lực dọc tác dụng lên thanh Vậy: = =6.10-3 [m] =60 [mm] d. Tính toán tiết diện cho đòn trên của cầu trước: Lực kéo lớn nhất tác dụng lên đòn phía trên: NT= XT=103 [N] Tính toán tương tự cho đòn trên của cầu sau, ta có: == 51.10-3 [m] =51 [mm] Để đảm bảo cho việc chế tạo được thuận tiện và tính lắp lẫn của chi tiết này, ta sẽ chế tạo các thanh dẫn hướng cùng một tiết diện sao cho đảm bảo điều kiện bền kéo. Vì vậy, ta sẽ chọn đường kính d=60 [mm]. CHƯƠNG IV THIẾT KẾ TÍNH TOÁN THANH ỔN ĐỊNH NGANG 4.1 CÔNG DỤNG THANH ỔN ĐỊNH NGANG Thanh ổn định ngang của hệ thống treo dùng để liên kết giữa các bánh xe trên một cầu. Nó được bố trí trên mặt phẳng nằm ngang xe nhằm tăng khả năng ổn định ngang của xe. Khi xe quay vòng hoặc nghiêng, thanh ổn định làm việc tạo ra lực đàn hồi nhằm giảm lật ngang thùng xe. Trên một số xe nó có thể đảm nhận chức năng truyền lực dọc từ bánh xe tới khung vỏ. Sự ổn định của thanh ổn định ngang tùy thuộc vào cấu trúc và độ cứng của phần tử đàn hồi. Ngoài ra, thanh ổn định ngang cũng đảm nhận chức năng tăng độ cứng của hệ thống treo khi thân xe bị nghiêng. 4.2 MỘT SỐ YÊU CẦU KHI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THANH ỔN ĐỊNH CHO XE KHÁCH HUYNDAI AERO SPACE - Trường hợp xe quay vòng lực ly tâm lớn nhất, sự cân bằng ngang sẽ tạo ra góc nghiêng ngang của thùng xe là lớn nhất ψmax. Góc nghiêng ngang này phải nằm trong giới hạn. Đối với xe khách thì ψmax=4o÷6o. 4.3 CƠ SỞ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN THANH ỔN ĐỊNH NGANG Góc nghiêng thân xe ψ có ảnh hưởng tới tính ổn định của quỹ đạo chuyển động. Sự gia tăng góc ψ dẫn tới sai lệch tải trong thẳng đứng giữa các bánh xe trên cùng một cầu. Để giảm góc ψ thì độ cứng hệ thống treo trước và treo sau phải hợp lý vì nó ảnh hưởng đến độ êm dịu của xe khi chuyển động, tính điều khiển, tính ổn định của ôtô. Theo lý thuyết ô tô về độ êm dịu: tính êm dịu chuyển động của ô tô phụ thuộc vào kết cấu của xe và trước hết là hệ thống treo, phụ thuộc vào đặc điểm và cường độ kích động. Nếu độ cứng của phần tử đàn hồi lớn sẽ gây ra gia tốc dao động thẳng đứng của thân xe lớn. Điều này ảnh hướng xấu đến kết cấu và tuối thọ của xe, đặc biệt là gây cảm giác khó chịu cho người ngồi trên xe. Xe khách với tính chất vận tải đường dài và thường xuyên đi qua các đoạn đường xấu; tải trọng đặt lên các bánh xe là không cân bằng. Do đó, khi tính toán thiết kế hệ thống treo trên ô tô, ta cần thiết kế thanh ổn định ngang cho xe với mục đích tạo ra sự ổn định ngang xe khi xe đi vào đường nghiêng hoặc quay vòng. 4.3.1 MÔ MEN CHỐNG LẬT TRÊN MỘT CẦU XE Sơ đồ hóa sự nghiêng ngang của thân xe. Coi thân xe là tuyệt đối cứng ở cầu trước có tâm nghiêng ngang là Oc1,cầu sau là Oc2 đều đi qua tâm cầu. Nối Oc1 Oc2 ta có trục nghiêng dọc của thân xe. Khi xe bị nghiêng ta coi thân xe quay cùng quanh trục nghiêng này. Trên hình 4.1 thể hiện thân xe được thay thế bởi kết cấu thanh, thân xe quay xung quanh trục nghiêng dọc Oc1Oc2 và các cầu xe được liên kết đàn hồi với thân xe. Lực ly tâm gây lên trọng tâm T’ với mômen gây lật là hg’. Trọng tâm của phần quay nghiêng xung quanh trục nghiêng dọc và tạo nên dịch chuyển ngang của trọng tâm T’ là: . Sự dịch chuyển này làm xuất hiện mômen phụ gây lật là:. Mômen lật do 2 thành phần trên [Nm] (4.1) Trong đó: Chỉ số i là chỉ số cầu xe. Hình 4.1: Sơ đồ tính toán không gian của ô tô 4.3.2 MÔ MEN CHỐNG LẬT DO THÀNH PHẦN KHÍ NÉN Mômen chống lật trước được xác định theo công thức: [Nm] (4.2) Trong đó: - C1: Độ cứng góc của hệ treo trước [Nm/rad] - ψmax: Góc nghiêng ngang lớn nhất cho phép. 4.3.3 MÔ MEN CHỐNG LẬT DO THANH ỔN ĐỊNH Khi thiết kế nếu C lớn (độ cứng của phần tử đàn hồi) thì mômen chống lật lớn, sự sai khác tải trọng thẳng đứng lớn, làm xấu khả năng chuyển động của xe. Do vậy, ngày nay khi thiết kế hệ thống treo, người ta thường thiết kế với C nhỏ và có thêm thanh ổn định ngang. Mômen chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhiệm được xác định: Môđ=Ml1- M1cl [Nm] (4.3) Mômen ổn định này được dùng để tính toán thiết kế tính toán thanh ổn định. Ta sẽ xác định mômen ổn định do thanh ổn định ngang đảm nhận trong trường hợp nguy hiểm nhất ứng với sai khác lớn nhất về giá trị giữa mômen gây lật và mômen chống lật. 4.4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THANH ỔN ĐỊNH NGANG CHO HỆ THỐNG TREO TRƯỚC 4.4.1 MÔ MEN LẬT TRÊN CẦU TRƯỚC Khi tính toán cho cầu trước, công thức xác định mô men lật sẽ là: [Nm] (4.4) Trong đó: - m’1: Khối lượng phần treo đặt lên cầu trước: + m1: Khối lượng đặt lên cầu trước [kg]. m1=5506 [kg] +: Khối lượng phần không được treo của cầu trước bao gồm: bánh xe, cơ cấu phanh, các đòn dẫn động lái. =400 [kg]. - y’’: Gia tốc bên lớn nhất có thể. y’’=(0,6-0,8)g Đối với xe khách: y’’ =0,8.g= 7,85 [m/s2] - h’g: Chiều cao trọng tâm phần treo đối với tâm nghiêng ngang tức thời Oc đặt tại chiều cao đi qua tâm cầu. Chiều cao h’g=hg – rbx=1,4-0,48=0,92 [m]. - ψmax: Góc nghiêng ngang lớn nhất của thùng xe, lấy ψmax=4o = 0,07 [rad]. Trường hợp nghiêng ngang nguy hiểm nhất cả xe có thể là khi xe toàn tải hoặc phân bố tải trọng không đều. Ta sẽ tính toán thông qua sự thay đổi phân bố tải trọng lên các cầu xe ứng với góc nghiêng ngang lớn nhất cho phép là ψmax=4o. Từ đó xác định được trạng thái nguy hiểm của xe. Giá trị lớn nhất của mô men gây lật khi toàn tải: Mlt=(5506 – 400).0,92.7,85+(5506 – 400).9,81.0,92.0,07 =65 101[Nm]. 4.4.2 MÔ MEN CHỐNG LẬT CHO CẦU TRƯỚC DO PHẦN TỬ ĐÀN HỒI [Nm] Theo sơ đồ hệ treo ta có mối quan hệ sau: C1=0,5.t2.C Trong đó: C là độ cứng của bộ phận khí nén. Khi có sự gia tăng góc lệch ψmax dẫn tới sai lệch tải trọng thẳng đứng của các bánh xe trên một cầu. Ở hệ thống treo khí nén, độ cứng của buồng đàn hồi tại mỗi bên bánh xe sẽ thay đổi do sự thay đổi của áp suất. Do vậy, ta sẽ đi xác định độ cứng của mỗi bên bánh xe trong trường hợp có sự nghiêng ngang thân xe. Với giả thiết rằng khi có sự nghiêng thân xe, van điện từ của hệ thống điều khiển làm việc sẽ có sự thay đổi áp suất trong buồng đàn của mỗi bên bánh xe. Áp suất thay đổi với giả thiết: Buồng bên trái giảm còn 0,3 [Mpa] = 3 [bar]. Buồng bên phải tăng lên 0,5 [Mpa] = 5 [bar]. Độ cứng của buồng đàn hồi có thể xác định từ đường đặc tính thực nghiệm bằng cách xác định tiếp tuyến của đường cong F=f(z) tại lân cận điểm z=0 (trạng thái tĩnh). Độ cứng trung bình của buồng đàn hồi bên trái: [KN/mm] (4.5) [KN/mm] = 160 000 [N/m] Độ cứng trung bình của buồng đàn hồi bên phải: [KN/mm] [KN/mm] = 200 000 [N/m] Độ cứng trung bình của phần tử đần hồi: C= Ct+Cp=360 000 [N/m] + t là chiều rộng vết bánh xe phía trước; t = 2014 [mm] = 2,014 [m] Độ cứng góc của hệ treo: C1 = 0,5.2,0142.360000 = 730 000 [N.m/rad] Mô men chống lật:Mcl = 730 000.0,07 = 51 100 [N.m] 4.4.3. MÔ MEN CHỐNG LẬT DO THANH ỔN ĐỊNH Môđ=Ml1- M1cl [Nm] Vậy Môđ = 65 101 – 51 100 = 14 001 [N.m] 4.4.4. XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH THANH ỔN ĐỊNH Trường hợp nghiêng ngang nguy hiểm nhất là khi quay vòng, khi đó thùng xe nghiêng với góc nghiêng lớn nhất Ymax = 60 tại nơi liên kết giữa thanh ổn định và cầu xe có dịch chuyển OA, đồng thời góc xoắn tạo nên đối với thanh ổn định là q. Hình 4.2: Sơ đồ liên kết thanh ổn định Trong đó ta chọn theo kết cấu các kích thước: p = 300 [mm] = 0,30 [m] tc = 1200 [mm] = 1,2 [m] ls = 900 [mm] = 0,9 [m] Với sơ đồ trên ta có thể xác định được dịch chuyển của thanh với đoạn: OA = Ymax . = 0,07. = 42 [mm] tgq = ; q = arctg = arctgÞ q= 0,14 [rad] (4.6) Độ cứng thanh ổn định được tính theo chiều dài chịu xoắn là: Cs = = (4.7) Trong đó: ls: chiều dài chịu xoắn; ls = 0,9 [m]. D: đường kính của thanh xoắn G: môđuyn đàn hồi chống xoắn của vật liệu (thép đàn hồi) G = 8,5.104 [Mpa] = 8,5.1010 [N/m2] Jp: Mômen độc cực của tiết diện Góc xoắn của thanh xoắn là 2q. Mômen xoắn sinh ra tại góc xoắn 2q là: Mx = 2q.Cs (4.8) Giá trị Mx chính là mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định gây nên: Mx = Môđ = 2q.Cs = 2.q Đường kính thanh ổn định: D = (4.9) = » 0,05 [m] Ta chọn đường kính của thanh ổn định ngang cho cầu trước là d = 50 [mm]. 4.4.5. KIỂM BỀN THEO TẢI TRỌNG LỚN NHẤT TÁC DỤNG LÊN THANH ỔN ĐỊNH Tải trọng lớn nhất được tính bằng mômen ổn định Môđ. Sử dụng mômen này để kiểm bền cho thanh ổn định. Thanh ổn định được chế tạo bằng thép đàn hồi 60SiCr7 có độ bền cao. Ứng suất lớn nhất: max = (N/m2); Wp = 0,2. D3 (4.10) Trong đó: - : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu; = 1200.106 [N/m2] - Môđ = 14 001 [N.m] - d = 0,05 [m] max = . Thỏa mãn Góc xoắn lớn nhất trên chiều dài chịu lực: max = (4.11) Trong đó: - = 140160 : Góc xoắn tương đối cho phép. - ls= 0,9 [m] - Jp: mômen quán tính độc cực của tiết diện Jp= = = 6,13.10-7 [m4] Góc xoắn: max = [rad] max = 0,241 (rad) Þmax = 110 <. Thỏa mãn Vậy thanh ổn định với đường kính d = 50 [mm] thỏa mãn điều kiện bền. CHƯƠNG 5 HỆ THỐNG CUNG CẤP VÀ TỰ ĐỘNG ĐIỀU CHỈNH CHIỀU CAO CHO HỆ TREO KHÍ NÉN 5.1 NHỮNG YÊU CẦU CỦA HỆ THỐNG TREO CƠ CẤU ĐIỀU KHIỂN KHÍ NÉN: - Đảm bảo độ êm dịu khi xe chuyển động trên các loại địa hình. Giảm tối đa các tần số dao động cộng hưởng có thể gây khó chịu cho người ngồi trên xe. - Có khả năng điều chỉnh chiều cao thân xe làm tăng tính tiện nghi khi sử dụng. - Sử dụng các kết cấu được tiêu chuẩn hóa… 5.2. CÁC TRẠNG THÁI TẢI TRỌNG ĐẶT LÊN HỆ TREO KHÍ NÉN. 5.2.1. KHI GIẢM TẢI TRỌNG Hình 5.1 Trạng thái giảm tải của hệ treo Buồng khí nén bị nén xuống tới sự cân bằng lực nén đàn hồi. Và thời điểm này, đòn bẩy của van cân bằng được đẩy lên và van hút đóng. Thân xe được nâng lên theo sự tăng áp khí chảy vào buồng khí nén từ bình dự trữ. 5.2.2. TRẠNG THÁI TỰ NHIÊN: Hình 5.2 Trạng thái tự nhiên của hệ treo Van phân phối được nâng lên theo nếu thân xe được nâng lên nhờ khí nén trong buồng khí nén. Đòn bẩy trở về vị trí tự nhiên và van hút đóng khi thân xe trở lại vị trí ban đầu. 5.2.3. KHI TĂNG TẢI TRỌNG: Buồng khí nén kéo dài và thân xe được nâng lên. Cùng thời điểm này, đòn bẩy của van phân phối đi xuống từ vị trí ban đầu. Nếu đòn bẩy đi xuống quá vùng chết, van hút mở và cửa vào đóng. Van điều áp được mở hết cỡ. Khi đó thân xe đi xuống còn đòn bẩy trở về vị trí ban đầu. Các trạng thái tải trọng của xe làm thay đổi chiều cao thân xe. Nhưng chiều cao thân xe luôn được giữ ở trạng thái ban đầu nhờ cơ cấu điều khiển cơ khí hoặc cơ cấu điều khiển kiểu điện từ. Hình 5.3 Trạng thái đầy tải của hệ treo 5.3 HỆ THỐNG CUNG CẤP KHÍ NÉN TRÊN XE HUYNDAI AERO SPACE LD. 5.4 HỆ THỐNG ĐÀN HỒI KHÍ NÉN ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỪ. Hình 5.5 Nguyên lý làm việc điều khiển van điện từ Trên hệ thống đàn hồi điều khiển điện từ có các cảm biến dạng điện trở đo khoảng cách giữa cầu xe và thân xe. Khi tăng tải các buồng khí nén bị ép lại, làm quay đòn nối gắn với cầu xe. Bộ điều khiển trung tâm nhận tín hiệu điện từ. ECU nhận tín hiệu và xử lý thông tin. Sau đó, ECU chuyển lệnh điều khiển van điện từ (3). Van điện từ mở, khí từ bình dự trữ cấp thêm cho buồng khí nén và thân xe được nâng lên. Tương tự cho khi giảm tải, khí nén thoát khỏi buồng đàn hồi cho đến khi vị trí của cảm biến trở lại vị trí ban đầu. Chiều cao thân xe luôn giữ được vị trí ban đầu tương ứng với tải trọng tĩnh. Van điện từ còn có khả nằng giảm thấp chiều cao thân xe khi cho khách lên xuống dễ dàng hơn nhờ 1 công tắc ở vị trí người lái. Trong khoang lái còn có đèn báo vị trí chiều cao thân xe, giúp người lái nhận biết được các trạng thái đang làm việc. Ưu điểm của hệ thống điều khiển điện từ: độ nhạy cao, điều khiển tự động và có khả năng đáp ứng được mọi yêu cầu làm việc của hệ thống treo. 5.4.1. CẢM BIẾN VỊ TRÍ: Cảm biến vị trí dùng để xác định chiều cao giữa cầu xe và thân xe, thể hiện chế độ làm việc của hệ thống treo. Cảm biến này có thể cấu tạo ở dạng điện trở con chạy, một đầu con chạy cùng chuyển động với đòn gắn trên cầu xe và thường xuyên quét trên điện trở đã đặt sẵn. Hình 5.6 Sơ đồ mạch điện của bộ cảm biến vị trí Tín hiệu do sự thay đổi vị trí giữa cầu xe và thân xe được chuyển về bộ chuyển đổi tín hiệu điều khiển của bộ xử lý trung tâm. 5.4.2. BỘ CHUYỂN ĐỔI TÍN HIỆU VÀ CÁC DẠNG TÍN HIỆU ĐIỀU KHIỂN: Dạng tín hiệu điều khiển hệ thống treo khí nén có thể ở dạng: định mức (ON-OFF) hoặc dạng sóng. Các tín hiệu sau cảm biến là dạng tín hiệu điện áp tương tự. Thông qua bộ chuyển đổi tín hiệu trong khối Computer, tín hiệu được chuyển đổi từ tín hiệu điện sang dạng số hóa :0;1. Tùy thuộc vào mức độ phức tạp của cấu trúc số lượng tín hiệu đầu vào có thể khác nhau. Hình 5.7 Các dạng tín hiệu điều chỉnh 5.4.3. MICROCOMPUTER: Về thực chất nó có cấu trúc gần giống Computer, nó bao gồm: bộ tiếp nhận và chuyển đổi tín hiệu đầu vào, bộ vi xử lý làm việc theo chương trình định sẵn, các bộ nhớ và bộ truyền tín hiệu ra. Hình 5.8 Sơ đồ khối Microcomputer 5.4.4.CÁC BỘ NHỚ ( MEMORY): Các thông tin được chuyển đến theo địa chỉ trong đó các bộ nhớ cố định (ROM), bộ nhớ trực tiếp( RAM). 5.4.5.BỘ VI XỬ LÝ: Khi bật khóa điện, bộ điều khiển trung tâm thực hiện kiểm tra toàn bộ hệ thống và sau đó ở trạng thái chờ làm việc. Các tín hiệu liên tục được đưa vào và xử lý, số liệu mới đưa vào được thay thế số liệu cũ thông qua bộ tạo xung. Chương trình định sẵn cũng cho phép bù trừ sai số do môi trường, chế tạo, sự không đồng nhất về linh kiện, đảm bảo quá trình điều khiển gần sát với trạng thái tối ưu. 5.4.6.TÍN HIỆU ĐIỀU KHIỂN: Tín hiệu điều khiển ở dạng số được đưa ra khỏi Computer theo nhiều mạch khác nhau. Các mạch này có một đầu tiếp “mát”, một đầu đến van điện từ. Điện áp thông thường phù hợp với ắc quy trên xe. Việc cấp van điện từ bằng các xung điện áp, đảm bảo cho van điện từ có thể làm việc ổn định. Hình 5.9 Tín hiệu điều khiển và mạch điều khiển 5.4.7.CƠ CẤU CHẤP HÀNH: VAN ĐIỀU KHIỂN ĐIỆN TỪ. Nguyên lý làm việc: Trong hệ thống điều khiển cung cấp khí nén cho hệ thống treo, van điện từ đóng vai trò là cơ cấu chấp hành, thực hiện đóng mở các đường khí nén bằng các van con trượt. Van điều khiển điện từ bao gồm: lõi thép từ, các cuộn dây, cụm van con trượt, vỏ và đầu nối dây. Hình 5.10 Nguyên lý làm việc của van điều khiển điện từ Lõi thép có khả năng di chuyển trong cuộn dây, một đầu tỳ vào cụm van, cuộn dây được cuốn liên tục có một đầu dây nối với vỏ, còn một đầu nối với các mạch điều khiển sau Computer. Van điều khiển điện từ làm việc theo nguyên lý: cuộn dây sinh ra từ trường do dòng điện điều khiển đi qua, lõi thép từ di chuyển tác động vào van con trượt. Trên sơ đồ, khi cuộn dây không có dòng điện (OFF), lõi thép từ điều khiển vị trí con trượt đóng đường cấp khí nén. Khi có dòng điện điều khiển đi qua (ON), lõi thép từ điều khiển vị trí con trượt mở đường khí nén dẫn đến buồng khí nén của hệ thống treo. CÁC BẢN VẼ Tuyến hình xe cơ sở Các phương án bố trí hệ thống treo phụ thuộc Kết cấu treo trước Bố trí treo trước, treo sau trên xe Giảm chấn Các trạng thái tải trọng và sơ đồ cung cấp khí KẾT LUẬN Xe khách Hyundai Aero Space được sử dụng rộng rãi trên các tuyến đướng lớn ở các quốc gia phát triển và giải quyết vấn đề giao thông đường dài được đảm bảo. Ở Việt Nam, khi cơ sở hạ tầng được xây dựng, những tuyến đường quốc lộ, liên tỉnh được mở rộng và hiện đại hóa thì việc sử dụng xe khách chất lượng cao như Hyundai Aero Space làm phương tiện chuyên chở đường dài là bước đi đúng đắn của các nhà khai thác. Đề tài đã đề cập đến việc tìm hiểu về kết cấu, nguyên lý làm việc của các thiết bị mới, công việc này nhằm tập dượt cho việc nắm bắt các kết cấu hiện đại mà các nước có nền công nghiệp ô tô phát triển mạnh đang sử dụng và sản xuất. Do đó trong quá trình thực hiện đề tài đã tham khảo nhiều thông tin từ các trung tâm khai thác và dịch vụ xe khách liên tỉnh để có những số liệu ban đầu cần thiết khi tính toán thiết kế hệ thống treo cho xe khách Hyundai Aero Space. Trên cơ sở đó đề tài đã lựa chọn hệ thống treo khí nén điều khiển điện từ. Với hệ thống treo như vậy có thể đảm bảo mọi chế độ hoạt động của ô tô, khả năng vượt dốc, độ êm dịu và tính tiện nghi cao. Ưu điểm của hệ thống treo này là có khả năng tự động thay đổi chiều cao thân xe, do đó nâng cao tính ổn định trong chuyển động của ô tô. Đề tài tiến hành tính toán và lựa chọn các chi tiết, cụm chi tiết theo tiêu chuẩn ISO như: Buồng khí nén. Xây dựng được sơ đồ cấu trúc hệ thống treo, tính toán thiết kế hoàn chỉnh hệ thống treo trước cho xe khách Hyundai Aero Space. Đặc biệt đã đưa phần tử đàn hồi phụ là thanh ổn định ngang đảm bảo góc nghiêng ngang cho phép của xe khách theo tiêu chuẩn. Nhược điểm lớn nhất của hệ thống treo khí nén đó là khả năng dẫn hướng. Phần tử đàn hồi không đóng vai trò là phần tử dẫn hướng như đối với các hệ thống treo cơ khí đã sử dụng. Tuy nhiên đề tài đã tính toán thiết kế phần tử dẫn hướng cơ sở quan hệ hình bình hành không gian đảm bảo các quan hệ động học của bánh xe, ít gây nên những chuyển vị phụ không mong muốn. Phần hệ thống tự động điều chỉnh đã đưa ra những nguyên lý cơ bản của hệ điều khiển, việc điều khiển thông qua các tín hiệu từ các cảm biến gửi về bộ xử lý trung tâm. Chính vì vậy mà tính tự động rất cao và thuận tiện cho người sử dụng. Các thống số đầu vào mang tính quyết định cho “chất lượng” điều khiển. Do thời gian còn hạn chế nên việc nghiên cứu và tính toán thiết kế còn chưa được giải quyết trọn vẹn ở nhiều lĩnh vực khác có liên quan. Hướng mở của đề tài là tiếp tục khai thác tính năng ưu việt của xe khách Hyundai Aero Space và nghiên cứu sâu hơn về khả năng ổn định của xe. Trước mắt là sử dụng xe nhập khẩu, sau đó trên cơ sở nghiên cứu, thiết kế chế tạo để có thể tự sản xuất lắp ráp trong nước vào những năm tiếp theo. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Tác giả: PGS.TS Nguyễn Khắc Trai “Cấu tạo gầm xe con”- Nhà xuất bản giao thông vận tải – 2003. 2. Tác giả: Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê thị Vàng: “Lý thuyết ôt ô máy kéo”- Năm 2007 3. Tác giả: PGS- TS Nguyễn Trọng Hoan: “Bài giảng kết cấu tính toán ôtô” - Năm 2006 4. “Kết cấu và tính toán ôtô” - Nhà xuất bản giao thông vận tải- Năm 1981 5. Tác giả: Vũ Đình Lai( chủ biên), Nguyễn Xuân Lựu, Bùi Đình Nghi. “Sức bền vật liệu” - Nhà xuất bản giao thông vận tải Hà Nội- Năm 2000 6. Tác giả: PGS.TS Nguyễn Khắc Trai: “Cấu tạo hệ thống truyền lực ô tô con”