Đồ án tốt nghiệp thiết kế hệ thống treo xe tải 2,5 tấn

TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO

Công dụng và phân loại hệ thống treo

Hệ thống treo ô tô kết nối khung vỏ với bánh xe, giúp giảm chấn và tạo sự êm ái trong quá trình di chuyển, đồng thời đảm bảo tính chính xác trong động học của bánh xe.

Khi ô tô di chuyển, lốp xe đóng vai trò quan trọng trong việc hấp thụ và giảm thiểu các rung động, dao động và va chạm từ mặt đường không bằng phẳng Điều này giúp bảo vệ hành khách và hành lý, đồng thời nâng cao tính ổn định của xe.

Xác định động học chuyển động của bánh xe là rất quan trọng, bao gồm việc phân tích lực kéo và lực phanh phát sinh do ma sát giữa mặt đường và bánh xe Bên cạnh đó, cần xem xét lực bên và các mô men phản lực tác động lên gầm và thân xe để đảm bảo hiệu suất và an toàn trong quá trình vận hành.

- Dập tắt các dao động thẳng đứng của khung vỏ sinh ra do ảnh hưởng của mặt đường không bằng phẳng

Hệ thống treo phụ thuộc kết nối khung vỏ với bánh xe thông qua dầm cầu hoặc vỏ cầu, tạo ra sự liên kết đàn hồi giữa khung và bánh xe.

Chất lượng của hệ thống treo quyết định đến độ êm ái của xe khi di chuyển Để đạt được hiệu suất tối ưu, hệ thống treo thường bao gồm ba bộ phận chính.

Bộ phận đàn hồi là thành phần quan trọng nối khung vỏ với bánh xe, giúp tiếp nhận và truyền tải lực thẳng đứng giữa hai bộ phận này Cấu tạo của bộ phận đàn hồi thường bao gồm các chi tiết kim loại như nhíp, lò xo xoắn, hoặc thanh xoắn, và trong một số hệ thống treo, nó có thể sử dụng khí như trong hệ thống treo khí hoặc thủy khí.

Bộ phận giảm chấn có vai trò quan trọng trong việc dập tắt nhanh chóng các dao động bằng cách chuyển hóa năng lượng dao động thành nhiệt năng thông qua ma sát Trong ô tô, hệ thống giảm chấn chủ yếu là giảm chấn thủy, giúp cải thiện sự ổn định và thoải mái khi di chuyển.

Trang 2 lực, khi xe dao động, chất lỏng trong giảm chấn được piston giảm chấn dồn từ buồng nọ sang buồng kia qua các lỗ tiết lưu Ma sát giữa chất lỏng với thành lỗ tiết lưu và giữa các lớp chất lỏng với nhau biến thành nhiệt nung nóng vỏ giảm chấn toả ra ngoài

Bộ phận hướng có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo động học của bánh xe, giúp bánh xe chỉ dao động trong mặt phẳng đứng Ngoài ra, bộ phận này còn có nhiệm vụ truyền lực dọc, lực ngang và mô men giữa khung vỏ và bánh xe.

Hệ thống treo ô tô thường được phân loại dựa vào cấu tạo của bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và theo phương pháp dập tắt dao động

1.2.1 Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo bộ phận dẫn hướng:

Hệ thống treo phụ thuộc là loại hệ thống mà bánh xe bên trái và bên phải được kết nối với nhau qua dầm cứng, dẫn đến việc khi một bánh xe di chuyển, bánh xe kia cũng sẽ thay đổi vị trí Ưu điểm của hệ thống này bao gồm tính đơn giản, chi phí thấp và khả năng mang lại sự êm ái cần thiết cho các phương tiện di chuyển với tốc độ không cao Nếu hệ thống treo phụ thuộc sử dụng nhíp làm phần tử đàn hồi, nó còn có khả năng thực hiện chức năng dẫn hướng.

Hệ thống treo độc lập là loại hệ thống mà bánh xe bên trái và bên phải không có liên kết cứng, cho phép chúng di chuyển độc lập mà không ảnh hưởng đến nhau Sự phân loại của hệ thống treo độc lập dựa trên mặt phẳng di chuyển của bánh xe, bao gồm di chuyển trong mặt phẳng ngang, mặt phẳng dọc, hoặc cả hai mặt phẳng cùng một lúc.

Hệ thống treo độc lập thường được áp dụng cho các xe có kết cấu rời, mang lại độ êm ái cao cho người ngồi trong xe Tuy nhiên, thiết kế của bộ phận dẫn hướng khá phức tạp, dẫn đến chi phí sản xuất cao.

Hệ thống treo cân bằng được sử dụng trên các xe có khả năng thông qua cao, với 3 hoặc 4 cầu chủ động, nhằm tạo ra mối quan hệ phụ thuộc giữa hai hàng bánh xe ở hai cầu liền kề.

Trang 3 a) Hệ thống treo phụ thuộc b) Hệ thống treo độc lập

Hình 1 1 Phân loại HT treo

1.2.2 Phân loại hệ thống treo theo cấu tạo của phần tử đàn hồi:

 Phần tử đàn hồi là kim loại: nhíp, lò xo, thanh xoắn

 Phần tử đàn hồi là khí nén: bình chứa khí là cao su kết hợp sợi vải bọc làm cốt, dạng màng phân chia và dạng liên hợp

 Phần tử đàn hồi là thủy khí có loại kháng áp và không kháng áp

 Phần tử đàn hồi là cao su có loại làm việc ở chế độ nén chế độ xoắn

1.2.3 Phân loại hệ thống treo theo phương pháp dập tắt dao động:

 Dập tắt dao động nhờ các giảm chấn thủy lực dạng đòn và ống

 Dập tắt dao động nhờ ma sát cơ học trong phần tử đàn hồi và trong phần tử hướng

1.3 Phân tích, lựa chọn phương án thiết kế hệ thống treo

1.3.1 Các phương án bố trí: a) b) c) d) a) Hệ thống treo phụ thuộc nhíp b) Hệ thống treo độc lập đặt nghiêng c) Hệ thống treo độc lập thanh xoắn loại 2 đòn d) Hệ thống treo McPherson (treo kiểu nến)

Hình 1 2 Một số phương án bố trí

1.3.2 Phân tích ưu, nhược điểm của các phương án bố trí: a) Ưu, nhược điểm của hệ thống treo phụ thuộc:

Khi bánh xe di chuyển theo phương thẳng đứng, khoảng cách giữa hai bánh xe được nối cứng không thay đổi, giúp giảm mòn lốp, đặc biệt trong trường hợp treo độc lập Sự kết nối cứng này cho phép lực bên tác động được phân bổ đều giữa hai bánh xe, từ đó tăng cường khả năng truyền lực bên và nâng cao khả năng chống trượt của xe.

Hệ thống treo phụ thuộc dùng cho cầu bị động có cấu tạo đơn giản hơn so với

Giá thành thấp, kết cấu đơn giản, dễ tháo lắp sửa chữa, bảo dưỡng

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO TRƯỚC

Đặc tính đàn hồi

Đặc tính đàn hồi mô tả mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến Z tác động lên bánh xe và độ biến dạng của hệ thống treo f tại trục bánh xe, được biểu diễn qua hàm Z=g(f) Đặc tính này được xây dựng dưới giả thiết bỏ qua ma sát và khối lượng phần không được treo, cho phép loại bỏ khối lượng này khi tính toán phản lực Z Đặc tính đàn hồi được coi là tuyến tính, với đường đặc tính đi qua hai điểm A(ft, Zt) và B(fđ, Zđ), trong đó Zt là tải trọng tĩnh gây ra biến dạng ft, còn Zđ là tải trọng động gây ra biến dạng fđ.

Hình 2 1 Đặc tính đàn hồi của HT treo

Xác định tần số dao động

Hệ thống treo có cấu trúc đối xứng hai bên, vì vậy chỉ cần thực hiện tính toán cho một bên Tải trọng tác động lên một bên của hệ thống treo sẽ được xem xét để đưa ra các kết quả chính xác.

2 = 7432,5 (N) Trọng lượng không được treo tại vị trí cầu trung gian (G0t2) và cầu sau (G0t3):

2 = 750 (N) Phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe:

Hệ thống treo của xe cần được thiết kế để đảm bảo độ êm dịu theo các tiêu chí đã đề ra Hiện tại, có nhiều chỉ tiêu để đánh giá độ êm dịu chuyển động, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động.

Chọn chỉ tiêu tần số dao động để đánh giá như sau:

Tần số dao động của xe tải: n = 60  120 (lần/phút) Với số lần như vậy thì người khỏe mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững

√𝑓 𝑡 với ft : độ võng của HT treo (m)

Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo sau ns = 100 (lần/phút) Độ võng tĩnh 𝑓 𝑡 = ( 30

100) 2 = 0,09 (m) = 9 (cm) Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: 𝐶 = 𝐺 𝑑𝑡

9 = 825,8 (N/cm) Độ võng động fđ = 3÷6 (cm) Chọn fđ = 6 (cm)

Tính toán nhíp

2.3.1 Cấu tạo của nhíp trước

Nhíp ô tô, với vai trò quan trọng trong hệ thống treo, kết hợp chức năng của ba bộ phận khác nhau Nó có khả năng chịu tải cao, tuy nhiên độ êm dịu lại thấp, nên thường được sử dụng chủ yếu trên xe tải.

Hình 2 2 Cấu tạo của nhíp trước

Thông số chi tiết nhíp trước

TT Tên chi tiết Số lượng Vật liệu

2 Đai giữ bộ nhíp 4 Thép 60C2

2.3.2 Tính toán và chọn thông số chính của lá nhíp

Hình 2 3 Sơ đồ lực tác dụng

Lực tác dụng lên lá nhíp là phản lực từ đất Z tại điểm tiếp xúc với dầm cầu, trong khi quang nhíp thường được đặt dưới góc α Để giảm lực dọc X, góc α cần được giữ ở mức nhỏ nhất có thể, nhưng vẫn phải đảm bảo không vượt quá giá trị trung gian để quang nhíp không bị nghiêng quá mức Khi ô tô không tải, góc α thường không nhỏ hơn 5°, trong khi khi có tải trọng đầy, góc α có thể đạt từ 40 đến 50° Để đơn giản hóa tính toán, ảnh hưởng của lực X sẽ không được xem xét.

 Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước:

 Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp trước xe tải

Lx: chiều dài của xe (3360 mm)

Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 1100 (mm)

Chọn chiều rộng quang nhíp l q = 120 (mm)

1/2 lá nhíp từ quang nhíp: lk = (L – lq)/2 = 490 (mm)

Chọn số lá nhíp là 9 được chia làm hai nhóm:

Nhóm 1: gồm 2 lá có L = 1100 (mm) chiều dày 6 (mm)

Nhóm 2: gồm 7 lá, chiều dày các lá 6,4 (mm)

Chiều rộng các lá nhíp là 55 mm, đóng vai trò quan trọng trong độ êm dịu của ô tô, phụ thuộc vào độ võng tĩnh và động của nhíp Để thiết kế hệ thống treo, cần xác định các đại lượng này cùng với tần số dao động cần thiết và kết nối nhíp vào cầu Độ bền và chu kỳ bảo dưỡng của nhíp chủ yếu dựa vào việc lựa chọn chiều dài nhíp dựa trên tải trọng, ứng suất và độ võng tĩnh.

Ứng suất của nhíp tỷ lệ nghịch với bình phương chiều dài, do đó, khi tăng chiều dài nhíp, cần phải tăng đáng kể bề dày các lá nhíp để đảm bảo khả năng chịu tải Điều này đặc biệt quan trọng đối với lá nhíp gốc, vì nó phải chịu tải trọng ngang, dọc và momen xoắn Nếu chiều dài nhíp quá ngắn, việc tăng chiều dài lá nhíp gốc trở nên khó khăn, mặc dù vẫn đáp ứng các yêu cầu về tải trọng, độ võng và ứng suất Ngược lại, nếu nhíp quá dài, độ cứng sẽ giảm, khiến nhíp làm việc nặng nhọc hơn và có thể gây ra va đập giữa ụ nhíp và khung xe.

Để xác định kích thước hình học của nhíp, cần cân nhắc không chỉ chiều dài mà còn cả bề dày và bề rộng của nhíp, tránh sử dụng kích thước quá nhỏ hoặc quá lớn.

Khi nhíp hoạt động, các lá nhíp không chỉ chịu lực thẳng đứng mà còn phải đối mặt với lực ngang và momen xoắn, chủ yếu tác động lên lá gốc và tai nhíp Chỉ một phần lực được truyền cho các lá nhíp kế tiếp Để nâng cao độ bền cho lá nhíp chính và tai nhíp, cần tăng độ dày của lá nhíp chính và chiều dài của một số lá gần gũi với lá nhíp chính.

Việc xác định chiều dài các lá nhíp là điều kiện thiết yếu để đảm bảo sự đồng đều giữa các lá nhíp, từ đó nâng cao tuổi thọ của chúng Chiều dài này được xác định dựa trên việc đảm bảo hình dạng của nhíp gần giống với dầm hình thang trong mặt phẳng và điều kiện cân bằng phản lực ở đầu mút các lá nhíp dưới tải trọng ngoài, được tính bằng phương pháp tải trọng tập trung Hệ phương trình được sử dụng để xác định chiều dài nhíp có cấu trúc cụ thể.

 Trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i ji: momen quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i j 3

12 b d trong đó b, d lần lượt là bề rộng và bề dày của lá nhíp

12 = 1201 (mm 4 ) với l1 = 490 (mm) giải hệ phương trình ta được:

Từ phương trình cuối ta có: l9 = 0,6l8 thế lần lượt từ dưới lên trên ta được kết quả sau: l8 =0,725l7; l7=0.788l6; l6=0,827l5; l5=0,854l4; l4=0.873l3; l3=0.888l2 mà l2 = l1 I0 (mm) => l3 C5 mm; l4 = 380 (mm) ; l5 = 325(mm) ; l6&9 (mm) ; l7 = 212 (mm) ; l8 = 154 (mm) ; l9 = 92 (mm)

Từ phương trình Lk = 2lk + lq ta có bảng sau :

Bảng 2 1 Chiều dài thực tế các thanh nhíp Lk

Tính độ cứng thực tế của nhíp

Hình 2 4 Lực tác dụng lên thanh nhíp

Phương pháp tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi

Xét một thanh như hình 2.3, khi chịu lực P thanh biến dạng một đoạn là f

Gọi U là thế năng biến dạng đàn hồi của thanh ta có :

𝑃 Nếu thanh có tiết diện không đổi thì f dU

Sử dụng sơ đồ trong hình 2.3 để tính toán nhíp, trong đó các lá nhíp được xếp chồng lên nhau, một đầu được giữ chặt, trong khi đầu còn lại chịu lực P Áp dụng công thức đã nêu, ta có kết quả tính toán cho nhíp.

Vậy độ cứng của nhíp là: n n

Mô đun đàn hồi của vật liệu được xác định là E = 2,1 x 10^7 N/cm², trong đó α là hệ số thực nghiệm, có giá trị α = 0,85 đối với xe tải Công thức ak = (l1 - lk) sử dụng chiều dài của lá nhíp thứ i, với li là chiều dài tương ứng.

𝑗 1 , 𝑗 2 , , 𝑗 𝑘 : Momen quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k

Trong bộ nhíp có 2 lá nhíp cái có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta coi

2 lá nhíp là một quy về lá nhíp thứ nhất với

Bảng 2 2 Các hệ số để tính độ cứng k lk mm ak+1 mm b mm hk mm jk mm 4 ik mm 4

Vậy độ cứng của nhíp là: Cn = 6.2,1.10

139285 = 769N/cm Độ võng thực tế của nhíp: 𝑓 𝑡 = 𝐺 𝑡

Số lần dao động trong một phút: 𝑛 = 30

√0,096 = 97 (lần/phút) Vậy HT treo thỏa mãn về độ êm dịu khi đầy tải

Kiểm tra độ êm dịu khi xe chuyển động không tải

Trọng lượng được treo Gđt: 𝐺 đ𝑡 = 13250−1500

2 = 5875 (N) Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: 𝑓 𝑡 = 𝐺 đ𝑡

Tần số dao động của hệ thống treo là 0,076, tương đương với 109 lần/phút, cho thấy hệ thống treo đảm bảo độ êm dịu cho xe trong suốt quá trình hoạt động Việc tính toán tần số này khi xe không tải chỉ nhằm xác định các thông số kỹ thuật của xe.

Xác định phản lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp

Tính toán theo phương pháp tải trọng tập trung giả định rằng các lá nhíp chỉ tiếp xúc ở hai đầu, dẫn đến việc lực được truyền qua hai điểm đầu mút, trong khi phần còn lại không tiếp xúc và biến dạng tự do Với giả thiết này, tải trọng được đặt vào các con lăn ở hai đầu, trong khi phần giữa nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, do đó lực chỉ được truyền giữa hai đầu Khi khảo sát bộ nhíp, có thể hình dung nó được cấu tạo từ một số dầm ngàm chặt một đầu, đầu tự do chịu tác động của tải trọng bên ngoài Ứng suất trong các lá nhíp có thể xác định nếu biết các lực tác động lên mỗi lá, do đó bài toán xác định ứng suất chuyển thành bài toán xác định các lực đặt lên các lá nhíp.

Tại điểm đầu của lá nhíp thứ hai, biến dạng của lá nhíp thứ nhất và thứ hai là bằng nhau Tương tự, tại đầu của lá nhíp thứ k, biến dạng của lá nhíp thứ k-1 và k cũng bằng nhau Bằng cách thiết lập biểu thức biến dạng tại các điểm này và thiết lập chúng bằng nhau theo từng cặp, chúng ta sẽ thu được một hệ phương trình với n-1 ẩn, tương ứng với các giá trị X2 đến Xn-1.

Ta có hệ phương trình để tính toán phản lực:

2 = 3716,25 (N) lk: ẵ chiều dài hiệu dụng của lỏ nhớp thứ k

P: phản lực tác dụng lên tai nhíp

Xi: phản lực tại các đầu mút

Bảng 2 3 Các hệ số của hệ phương trình k lk (mm) jk (mm 4 ) Ak Bk Ck

Thay các giá trị vào hệ phương trình trên ta được:

Giải hệ trên bằng phương pháp thế với P = 3716,25 (N) ta được kết quả:

Xây dựng biểu đồ ứng suất

Hình 2 5 Biểu đồ ứng suất

Công thức tính ứng suất: C C k k k 1 k 1 u u

Trong đó Wu là mo men chống uốn:

Sử dụng các công thức trên tay số ta có kết quả ở bảng:

Bảng 2 4 Ứng suất sinh ra trong các lá nhíp

Ta thấy ứng suất sinh ra của mỗi nhíp đều nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [σ] = 60000 (N/cm 2 ) do đó các lá nhíp đủ bền.

Tính toán một số chi tiết khác của nhíp

2.8.1 Tính đường kính tai nhíp

Trong đó: D là đường kính trong của tai nhíp

H0 là chiều dày của lá nhíp chính b là chiều rộng của lá nhíp

Tai nhíp chịu tác động của lực kéo Pk hay phanh Pp trị số của lực này được xác định theo công thức: Pkmax = Ppmax = φ.Zbx

Trong đó: φ là hệ số bám của bánh xe với đường φ = 0,7

Zbx là phản lực của đường tác dụng lên bánh xe

Tai nhíp làm việc theo uốn nén hoặc kéo Ứng suất uốn ở tai nhíp: σuốn = max 0 2 max 2 0

 Ứng suất nén hoặc kéo ở tai nhíp: nÐn= max

P K bh Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức : σth = max 0

  Ứng suất tổng hợp cho phép : [σth] 50(MN/m 2 )5000(N/cm 2 )

Như vậy đường kính trong max của tai nhíp được xác định :

Thay số ta có : Dmax = ( 35000

3 − 0,6 = 3,2 (cm) Chọn đường kính tai nhíp : D = 3 (cm) = 30 (mm) Ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra : σth

   σth < [σ] vậy tai nhíp đủ bền

2.8.2 Tính kiểm tra chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính danh nghĩa của tai nhíp :

Chọn vật liệu chế tạo nhíp là thép hợp kim xemantic hóa loại 20X với ứng suất chèn dập cho phép : [σ] = 900÷1000 (N/cm 2 )

Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất dập : chendap K max

Trong đó : D là đường kính chốt nhíp b là bề rộng của lá nhíp

Trang 22 thay số ta có : σchendap = 5727,75

Như vậy ứng suất chén dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép vật liệu Vậy chốt nhíp đủ bền.

Tính phần tử giảm chấn

2.9.1 Đặc tính của giảm chấn

Hình 2 7 Đặc tính giảm chấn

Lực cản giảm chấn Pg do giảm chấn sinh ra phụ thuộc vào lực cản tương đối của các dao động thùng xe với các bánh xe Pg =K.Ztn

Hệ số cản của giảm chấn được ký hiệu là K, trong khi số mũ m phụ thuộc vào giá trị Zt Tại vùng vận tốc hiện tại của giảm chấn, với Zt = 0,3 (m/s), giá trị m nằm trong khoảng từ 1 đến 2, và trong tính toán, chúng ta thường thừa nhận m = 1 Đường đặc tính của giảm chấn thể hiện sự không đối xứng và tác động theo hai chiều.

Hệ số dập tắt của giảm chấn : 2

Trong đó: C là độ cứng của HT treo t t

M là khối lượng tĩnh trên 1 bánh xe

 là hệ số dập tắt chấn động lấy  = 0,2

Gt trọng lượng được treo tính trên 1 bánh xe ở trạng thái tĩnh ft là độ võng tĩnh của HT treo ft = 9(cm)

Hệ số cản của HT treo được xác định theo công thức:

Hệ số cản trung bình của giảm chấn: Kgc = Ktr 166 (Ns/m)

Tính toán hệ số cản giảm chấn, ta có phương trình: Kn + Ktr = 2Kgc

Trong đó: Kn,, Ktr lần lượt là hệ số cản giảm chấn với hành trình nén và trả Chọn Ktr = 3Kn ta có hệ phương trình sau:

 Giải hệ ta được : Kn = 1583 (Ns/m) & Ktr = 4749 (Ns/m)

2.9.2 Xác định kích thước ngoài của giảm chấn

Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là: v = 0,3 (m/s)

Công suất tiên thụ của giảm chấn được xác định:

Công suất tỏa nhiệt của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là F được tính như sau: Nt = 427.α.F.(Tmax – Tmin)

Trong đó: α là hệ số truyền nhiệt α = 0,12 ÷0,168 chọn α = 0,13

Nhiệt độ cho phép: Tmax = 120°; Tmin = 20°

−3 π.0,045 = 0,36 (mm) Chọn sơ bộ giảm chấn L = 380 (mm)

Chiều dài giảm chấn gồm:

Ld là chiều dài phần đầu giảm chấn

Lm là chiều dài bộ phận làm kín

Lp là chiều dài piston giảm chấn

Lg là hành trình làm việc cực đại của giảm chấn

Nếu lấy đường kính piston d làm thông số cơ bản các thông số khác được xác định : D= 4,5 (cm) ; d = 3,5 (cm) ; dc=1(cm) ; dn=3,8 (cm); Dn = 5,0 (cm)

Lp = 3,5 (cm); Ld = 5(cm); Lm = 5(cm); Lv=3(cm); Lg = 24,5 (cm)

2.9.3 Xác định kích thước các van

Khi giảm chấn làm việc có những trường hợp sau:

 Trường hợp van trả nhẹ

 Trường hợp van trả mạnh

 Trường hợp van nén nhẹ

 Trường hợp van nén mạnh

Ta có phương trình Becnuli cho toàn dòng chất lỏng (tại mặt cắt 1-1 và 2-2) không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):

Trong đó: z: độ cao hình học của chất lỏng (m) p: áp suất (N)

Trọng lượng riêng của chất lỏng được xác định là 9000 N/m³, với vận tốc trung bình dòng chất lỏng tại mặt cắt 1-1 tương ứng với vận tốc tương đối của piston và xylanh Gia tốc trọng trường g là 9,8 m/s², và hệ số hiệu chỉnh động năng α phụ thuộc vào chế độ chảy, với α = 1 cho chảy rối và α = 2 cho chảy tầng Mặt cắt 2-2 là mặt cắt tại đầu ra của lỗ van, trong đó hiệu độ cao hình học Δz giữa hai mặt cắt rất nhỏ và có thể bỏ qua trong tính toán Chất lỏng chuyển động qua lỗ van ở chế độ chảy rối, vì vậy hệ số α được xác định là 1.

Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 chuyển đổi năng lượng động của chất lỏng thành nhiệt năng do ma sát giữa chất lỏng với lỗ van, giữa các chất lỏng và với thành xylanh Khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng được thể hiện qua hệ số dập tắt dao động của giảm chấn, do đó vế phải của phương trình Bernoulli sẽ không còn chứa đại lượng hw1-2 mà thay vào đó là hệ số giảm chấn  (với  = 0,2).

Phương trình becnuli trở thành:

Như vậy vận tốc của dòng chất lỏng qua van được xác định theo công thức:

Trong công thứ trên, v1 và p2 rất nhỏ nên bỏ qua Vận tốc dòng chất lỏng qua van được tính xấp xỉ theo biểu thức sau:

 Lưu lượng chất lỏng qua van trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:

 (1) Q: lưu lượng chất lỏng qua van

F: diện tích tiết diện cắt ngang của dòng chất lỏng v: vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt

fv: tổng diện tích các lỗ van μ: hệ số tổn thất lưu lượng của lỗ do dòng chảy bị đột thu, đột mở

Hệ số tổn thất lưu lượng trung bình μ = 0,5

Chất lỏng tiêu tốn trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:

Q: lưu lượng mà piston đẩy đi trong một đơn vị thòi gian

F: diện tích làm việc hiệu dụng của piston v1: vận tốc dịch chuyển tương đối của piston và xylanh

Vì lượng chất lỏng mà piston đẩy đi bằng lưu lượng chất lỏng qua van nên Q=Q’

Từ (1) và (2) ta có phương trình:

2.9.4 Xác định kích thước van trả a) Xác định kích thước van trả nhẹ: vtn t 1 f F v p.2.g

Ft: diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình trả:

Trong đó: dp: đường kính piston dp = 0,035 (m) dt :đường kính thanh đẩy 0,01 (m)

Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:

Kt: hệ số cản trong hành trình trả nhẹ Kt = 4749 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)

 Ptn = 4749.0,3 = 1424,7 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là: tn 4 t

Thay số ta có tổng diện tích van trả nhẹ:

Chọn số lỗ van trả nhẹ là 4 lỗ Đường kính 1 lỗ là:

Vậy van trả nhẹ có 4 lỗ đường kính 1 lỗ là d = 1,3 (mm) b) Xác định đường kính van trả mạnh

Van trả hoạt động hiệu quả khi vận tốc piston vượt quá 3 m/s Trong điều kiện đường xá gồ ghề, lực kích động từ mặt đường lớn làm cho hệ thống giảm chấn hoạt động ở chế độ tải nặng, dẫn đến áp suất dầu tăng đột ngột Khi vận tốc vượt 3 m/s, áp suất chất lỏng cao khiến các van trả mở hoàn toàn, tạo ra diện tích lưu thông tối đa Ở vận tốc này, diện tích lưu thông giữ nguyên, không thể mở rộng hơn nữa, trở thành hằng số.

Giai đoạn van trả mạnh bắt đầu mở cho đến khi hoàn toàn mở được gọi là giai đoạn chuyển tiếp hay giai đoạn quá độ Thời gian diễn ra của giai đoạn này rất ngắn, do đó thường bị bỏ qua trong các phân tích.

Tổng diện tích van trả: v t 1 f F v p.2.g

Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van trả nhẹ và trả mạnh

Lực cản trong hành trình trả mạnh bằng lực cản trong hàn trình trả nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:

Ptn: lực cản trong quá trình trả nhẹ Ptn = 1424,7 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k = 0,6

Hệ số cản trong hành trình trả là Kt = 4749 (Ns/m) Vận tốc tương đối của piston và xylanh khi trả nhẹ là v1 = 0,3 (m/s), trong khi vận tốc tương đối khi trả mạnh đạt v2 = 0,5 (m/s).

 Ptm24,7 +0,6.4749.(0,5-0,3)94,58(N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng: tm 4 t

Thay số ta có tổng diện tích van trả mạnh:

Vậy tổng diện tích lỗ trả mạnh là:

Chọn số lỗ van trả mạnh là 4 lỗ Đường kính mỗi lỗ là:

Vậy van trả mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1,03 (mm)

2.9.5 Xác định kích thước van nén a) Xác định kích thước van nén nhẹ

Van nén làm việc một mình khi vận tốc v ≤ 0,3 (m/s)

Tổng diện tích van nén nhẹ: vnn n 1 f F v p.2.g

Diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình nén:

4 d 2 p trong đó: dp là đường kính piston dp = 0,035 (m)

Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ: Pnn=Kn.v

Kn: hệ số cản trong hành trình nén nhẹ Kn = 1583 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)

 Pnn83.0,3G4,9(N) Độ chênh áp của chất lỏng: nn 4 n

Thay số ta có tổng diện tích van nén nhẹ:

Chọn số lỗ van nén nhẹ là 4 lỗ

Trang 30 Đường kính một lỗ là:

Vậy van nén nhẹ có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 2,3 (mm) b) Xác định kích thước van nén mạnh

Van nén mạnh làm việc khi vạn tốc piston v > 0,3 (m/s)

Tổng diện tích van nén: v n 1 f F v p.2.g

Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van nén nhẹ và nén mạnh

Lực cản trong hành trình nén mạnh bằng lực cản trong hành trình nén nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:

Pnn: lực cản trong hành trình nén nhẹ Pnn = 474,9 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k =0,6

Hệ số cản trong hành trình nén được xác định là Kn = 1583 (Ns/m) Khi nén nhẹ, vận tốc tương đối giữa piston và xylanh là v1 = 0,3 (m/s), trong khi khi nén mạnh, vận tốc này tăng lên v2 = 0,5 (m/s).

 Pnm = 474,9 + 0,6.1583.0,2 = 664,86 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là: nm 4 n

    (N/m 2 ) hay số ta có tổng diện tích van nén:

Vậy tổng diện tích lỗ van nén mạnh là:

Chọn số lỗ van nén mạnh là 4 lỗ với đường kính 1 lỗ là:

Vậy van nén mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1,5 (mm)

2.9.6 Kiểm tra điều kiện bền a) Kiểm tra điều kiện bền của đường kính thanh đẩy:

Kiểm tra điều kiện bền của thanh đẩy dưới tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe là rất quan trọng Khi bánh xe hoạt động, nó phải chịu tác động của tải trọng động, mà giá trị lớn nhất của tải trọng này thường gấp khoảng hai lần tải trọng tĩnh Do đó, tải trọng động được xác định là:

Zđmax = 2.Zbx = 2.8182,5 = 16365 (N) Ứng suất kéo (nén) lớn nhất sinh ra trong thanh đẩy: max max 4 max 2 4.16365 2

Thanh đẩy được làm từ thép 40 với ứng suất lớn nhất [σ] = 4.10^8 (N/m²) = 40000 (N/cm²) nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [σ] = 40000 (N/cm²) Điều này cho thấy thanh đẩy giảm chấn đảm bảo đủ điều kiện bền vững.

2.9.7 Xác định một số chi tiết khác của giảm chấn lò xo: a) Lò xo van nén mạnh:

Hình 2 8 Kết cấu van nén mạnh

Lực tác dụng lên lò xo khi van bắt đầu mở P1 = ( D D ) P

P: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ P I3659 (N/m 2 )

D3, D4: các kích thước như hình vẽ, D3 = 18mm, D4 = 14mm

Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn: P2 = ( D D ) P n

Pn: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với vnm = 0,5 m/s và Knm 0,6Kn, Pn = 691123 N/m 2

    Ứng suất trong lò xo được tính theo công thức: 8 3 2 d

D: đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 19 mm d: đường kính dây lò xo

P2: lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn

3 Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo, [τ] = 500÷700 MN/m 2 Chọn [τ]P0MN/m 2

Số vòng làm việc chọn là n = 4 vòng

Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:

Trong đó: δ là khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 1 (mm) n0 là số vòng toàn bộ của lò xo, n0 = n + 1

Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:

Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:

Trong đó: λ là biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở λ 3

C là độ cứng của lò xo được tính như sau:

Trang 34 b) Lò xo van trả mạnh

Hình 2 9 Kết cấu van trả mạnh

Lực tác dụng lên lò xo van khi bắt đầu mở: P1 = (D D )P

 trong đó: P là áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ trả nhẹ P = 1613477 (N/m 2 )

D3, D4 các kích thước như hình vẽ D3 = 20 mm, D4 = 17 (mm)

Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn: P2 = ( 3 2 4 2 )

Trong đó: Pt áp suất chất lỏng cuối thòi kỳ trả mạnh với vnm = 0,5 m/s và

    Ứng suất trong lò xo được xác định theo công thức: 3 2

Trong đó: D là đường kính vòng trung bình của lò xo D = 19,2 mm d là đường kính dây lò xo

P2 lực tác dụng lên dây lò xo khi van mở hoàn toàn

 d  DP Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo [] = 500  700 MN/m 2 Chọn []`0MN/m 2

Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn:

Trong đó: δ là khoảng cách giữa các vòng dây, δ = 1 mm n0 là số vòng toàn bộ của lò xom n0 = n + 1

Htd = Hd + λ = 16,5 + 0,14 = 16,64 mm λ là biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở λ = 2 197 0,14

Kiểm tra lại ứng suất cắt trong lò xo khi chịu lực nén P2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO SAU

Đặc tính đàn hồi

Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo được mô tả qua hai yếu tố chính: đường tuyến tính OA với độ cứng không đổi và đường phi tuyến tính AB với độ cứng thay đổi Hoành độ OE biểu thị độ võng tĩnh ft của hệ thống dưới tải trọng tĩnh Ft Điểm C là điểm tựa của bộ phận hạn chế, trong khi đoạn EC thể hiện giá trị độ võng động trên fdt.

OE là một loại phần tử đàn hồi với độ cứng biến đổi, trong đó chúng ta sử dụng nhíp làm phần tử đàn hồi và ụ hạn chế bằng cao su để đạt được đường đặc tính mong muốn.

Xác định tần số dao động

Hệ thống treo có cấu trúc đối xứng hai bên, do đó, khi thực hiện tính toán, chỉ cần xem xét một bên Tải trọng tác động lên một bên của hệ thống treo sẽ được phân tích như sau:

2 = 17842,5 (N) Trọng lượng không được treo tại vị trí cầu sau (G0t3):

2 = 1250 (N) Phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe:

Hệ thống treo của xe cần được thiết kế để đảm bảo độ êm dịu theo các tiêu chí đã được xác định Hiện nay, có nhiều chỉ tiêu để đánh giá độ êm dịu trong chuyển động, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động.

Chọn chỉ tiêu tần số dao động để đánh giá như sau:

Tần số dao động của xe tải: n = 60  120 (lần/phút) Với số lần như vậy thì người khỏe mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững

√𝑓 𝑡 với ft : độ võng của HT treo (m) Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo sau ns = 100 (lần/phút)

100 ) 2 = 0,09 (m) = 9 (cm) Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: 𝐶 = 𝐺 𝑑𝑡

9 = 1983 (N/cm) Độ võng động f đ = 3÷6 (cm) Chọn f đ = 6 (cm)

Tính toán nhíp

3.3.1 Cấu tạo của nhíp sau

Hình 3 2 Cấu tạo của nhíp sau

Thông số chi tiết nhíp sau

TT Tên chi tiết Số lượng Vật liệu

1 Giá treo trước chính 1 Thép C60C2

2 Giá treo nhíp phụ 1 Thép C40

3 Giá treo sau chính 1 Thép C45

6 Bu lông chữ U 6 Thép CT3

3.3.2 Chọn thông số chính của lá bó nhíp chính

Hình 3 3 Phân tích lực tác dụng lên lá nhíp

Khi ô tô chuyển động không tải, góc α thường không nhỏ hơn 5° Đối với tải trọng đầy, góc α có thể đạt từ 40 đến 50° Để đơn giản hóa tính toán, ảnh hưởng của lực X sẽ không được xem xét.

Phản lực từ mặt đường tác dụng lên một bánh xe phía trước:

Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp sau xe tải

Lx: chiều dài của xe (3360 mm)

Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 1400 (mm)

Chọn chiều rộng quang nhíp lq = 140 (mm)

1/2 lá nhíp từ quang nhíp: lk = (l – lq)/2 = 630 (mm)

Chọn số lá nhíp là 11 được chia làm hai nhóm:

Nhóm 1: gồm 2 lá có L = 1400 (mm) chiều dày 8,6 (mm)

Nhóm 2: gồm 9 lá, chiều dày các lá 9 (mm)

Chiều rộng các lá 65 (mm)

Trang 40 a) Xác định chiều dài các lá nhíp

Việc xác định chiều dài các lá nhíp là yếu tố quan trọng để đảm bảo độ đồng đều và nâng cao tuổi thọ của nhíp Chiều dài được xác định dựa trên điều kiện sao cho hình dạng của nhíp gần giống với dầm hình thang trong mặt phẳng Đồng thời, cần cân nhắc đến điều kiện cân bằng phản lực tại đầu mút các lá nhíp dưới tác động của tải trọng bên ngoài, được xác định bằng phương pháp tải trọng tập trung Hệ phương trình được sử dụng để xác định chiều dài nhíp có dạng cụ thể.

 Trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i ji: momen quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i j 3

12 b d trong đó b, d lần lượt là bề rộng và bề dày của lá nhíp

Giải hệ phương trình với 12 = 3949 (mm 4) và l1 = 630 (mm) cho kết quả l11 = 0,6l10 Từ đó, ta lần lượt tính được các giá trị: l10 = 0,725l9; l9 = 0,788l8; l8 = 0,827l7; l7 = 0,854l6; l6 = 0,873l5; l5 = 0,888l4; l4 = 0,9l3; l3 = 0,873l2, với l2 = l1 = 630 (mm) Kết quả cuối cùng là: l3 = 550 mm; l4 = 495 mm; l5 = 440 mm; l6 = 384 mm; l7 = 328 mm; l8 = 271 mm; l9 = 214 mm; l10 = 105 mm; l11 = 93 mm.

Theo công thức : Lk = 2lk + 140 ta có Bảng 3.1a dưới đây

Trang 41 b) Tính độ cứng thực tế của nhíp :

Hình 3 4 Lực tác dụng lên thanh nhíp

Phương pháp tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi

Xét một thanh như hình 3.2, khi chịu lực P thanh biến dạng một đoạn là f

Gọi U là thế năng biến dạng đàn hồi của thanh ta có :

𝑃 Nếu thanh có tiết diện không đổi thì f dU

Để tính nhíp, sử dụng sơ đồ như hình 3.2, trong đó các lá nhíp chồng khít lên nhau Một đầu của nhíp được ngàm chặt, trong khi đầu còn lại chịu tác dụng của lực P Áp dụng công thức đã nêu, ta có thể tính toán được các thông số cần thiết.

Vậy độ cứng của nhíp là: n n

Mô đun đàn hồi của vật liệu được xác định là E = 2,1 x 10^7 N/cm² Hệ số thực nghiệm α cho xe tải là 0,85 Công thức ak được tính bằng cách lấy độ dài của lá nhíp thứ i trừ đi độ dài lá nhíp cuối cùng, tức là ak = (l1 - lk).

𝑖 𝑘 jk Tổng momen quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k

Trong bộ nhíp có 2 lá nhíp cái có chiều dài và chiều dày giống nhau nên ta coi

2 lá nhíp là một quy về lá nhíp thứ nhất với

Bảng 3 1 Bảng hệ số của nhíp k lk mm ak+1 mm b mm hk mm jk mm 4 ik mm 4

75893 = 1411 (N/cm) c) Xác định phản lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp

Tính toán theo phương pháp tải trọng tập trung, giả thiết rằng các lá nhíp chỉ tiếp xúc ở hai đầu, lực được truyền từ lá này sang lá kia qua hai điểm đầu mút, trong khi phần còn lại không tiếp xúc và có thể biến dạng tự do Dưới giả thiết tải trọng tập trung, giữa các lá ở hai đầu được đặt vào các con lăn, phần giữa của nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, do đó lực chỉ được truyền giữa hai đầu.

Khi khảo sát ẵ lỏ nhớp, bộ nhớp được cấu tạo từ nhiều dầm được ngàm chặt một đầu và đầu tự do chịu tải trọng bên ngoài Ứng suất trong các lá nhíp có thể xác định dựa trên các lực tác động lên từng lá nhíp, do đó bài toán xác định ứng suất sẽ chuyển thành việc xác định các lực đặt lên các lá nhíp: X1, X2, … Xn-1.

Tại điểm đầu của lá nhíp thứ hai, biến dạng của lá nhíp thứ nhất và thứ hai là bằng nhau Tương tự, tại đầu của lá nhíp thứ k, biến dạng của lá nhíp thứ k-1 và k cũng bằng nhau Bằng cách thiết lập biểu thức biến dạng tại các điểm này và thiết lập các phương trình bằng nhau, chúng ta sẽ có một hệ n-1 phương trình với n-1 ẩn là các giá trị X2, …, Xn-1.

2 = 7252,75 (N) lk: ẵ chiều dài hiệu dụng của lỏ nhớp thứ k

P: phản lực tác dụng lên tai nhíp

Xi: phản lực tại các đầu mút

K lk (mm) jk (mm 4 ) Ak Bk Ck

Thay số ta có hệ phương trình sau:

Giải hệ trên bằng phương pháp thế với P = 7252,75 (N) ta được kết quả: X1 = X2 = 5792 (N) ; X3 = … =X11 = 5346 (N)

3.3.3 Xây dựng biểu đồ ứng suất

Hình 3 5 Biểu đồ ứng suất

Sử dụng các công thức trên tay số ta có kết quả ở Bảng 3.1d:

Ta thấy ứng suất sinh ra của mỗi nhíp đều nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [σ] = 60000 (N/cm2) do đó các lá nhíp đủ bền

3.2.3 Tính toán một số chi tiết khác của nhíp a) Tính đường kính tai nhíp

Trong đó: D là đường kính trong của tai nhíp h0 là chiều dày của lá nhíp chính b là chiều rộng của lá nhíp

Tai nhíp chịu tác động của lực kéo Pk hay phanh Pp trị số của lực này được xác định theo công thức: Pkmax = Ppmax = φ.Zbx

Trong đó: φ là hệ số bám của bánh xe với đường φ = 0,7

Zbx là phản lực của đường tác dụng lên bánh xe

Tai nhíp làm việc theo uốn nén hoặc kéo Ứng suất uốn ở tai nhíp: σuốn 0 0 max 2 max 2

   Ứng suất nén hoặc kéo ở tai nhíp: nÐn max 0

P K bh Ứng suất tổng hợp ở tai nhíp được tính theo công thức : σth 0 max

  Ứng suất tổng hợp cho phép : [σth] 50(MN/m2)5000(N/cm2)

Như vậy đường kính trong max của tai nhíp được xác định :

3 −0,86= 3,1 (cm) Chọn đường kính tai nhíp : D = 3 (cm) = 30 (mm) Ứng suất tổng hợp lớn nhất sinh ra : σth

   σth < [σ] vậy tai nhíp đủ bền b) Tính kiểm tra chốt nhíp Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính danh nghĩa của tai nhíp :

Chọn vật liệu chế tạo nhíp là thép hợp kim xemantic hóa loại 20X với ứng suất chèn dập cho phép : [σ] = 900÷1000 (N/cm 2 )

Chốt nhíp được kiểm nghiệm theo ứng suất dập : max

Trong đó : D là đường kính chốt nhíp b là bề rộng của lá nhíp thay số ta có : σchendap 13364, 75 3.6, 5 = 685 (N/cm2) < [σchendap]

Như vậy ứng suất chèn dập sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép vật liệu Vậy chốt nhíp đủ bền.

Chọn các thông số của lá nhíp phụ

a) Xác định chiều dài các lá nhíp

Do không gian bố trí ta chọn chiều dài lá nhíp chính L1 = 100 cm

1/2 lá nhíp tính từ quang nhíp :lk = (LK – lq)/2 = (100 – 14)/2 C (cm)

Chọn chiều dày các lá nhíp là 6,2 mm Chiều rộng các lá là 5,5 cm

Cách tính toán bó nhíp phụ cũng giống như tính toán bó nhíp chính

Ta có hệ phương trình dạng :

 trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i ji: momen quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i với l1 = 43 (cm) ta giải được:

, 236 , 186 , 135 , 81 l mm l mm l mm l mm l mm l mm l mm

    Độ dài các lá nhíp được tính theo công thức : Lk = 2lk + 140

 L1 = 1000 (mm); L2 = 904 (mm); L3 = 800 (mm); L4 q0 (mm); L5 610 (mm); L6 = 510 (mm); L7 = 410 (mm); L8 = 300 (mm)

Trang 49 b) Tính độ cứng thực tế của nhíp phụ

Ta cũng tính tương tự như tính với nhíp chính Độ cứng của nhíp là: n n

Mô đun đàn hồi của vật liệu được ký hiệu là E, với giá trị E = 2,1 x 10^7 (N/cm²) Hệ số thực nghiệm α cho xe tải là 0,85 Công thức ak = (l1 - lk) được sử dụng, trong đó li đại diện cho chiều dài của lá nhíp thứ i.

𝑖 𝑘 jk Tổng momen quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k k lk mm ak+1 mm b mm hk mm jk mm 4 ik mm 4

Khi đầy tải tần số dao động của hệ thống treo là:

Sự phân bố trọng lượng trên từng bó nhíp cần được thiết kế sao cho nhíp chính có khả năng chịu tải tối ưu, đảm bảo độ bền khi hoạt động dưới tải trọng đầy đủ Đồng thời, nhíp phụ cũng phải được phân bổ hợp lý để không hoạt động khi không có tải, nhằm tăng cường hiệu suất và tuổi thọ của hệ thống.

Trang 50 khi chất tải đến 1 giá trị nào đó nhíp phụ bắt đầu làm việc Giả sử tại thời điểm nhíp phụ bắt đầu làm việc xe được chất tải a (%) tải trọng toàn bộ, trị số của a quyết đinh sự phân bố trọng lượng đặt lên từng nhíp, a càng lớn trọng lượng phân bố lên nhíp chính càng lớn và ngược lại lên nhíp phụ càng nhỏ

Trọng lượng tác dụng lên HT treo khi nhíp phụ bắt đầu làm việc:

G G  a G trong đó: G’0 là trọng lượng không tải tác dụng lên HT treo

G’ là trọng lượng do tải của xe tác dụng lên HT khi đầy tải Chọn a = 20 (%)

Trọng lượng G’c do nhíp chính chịu Ngoài ra khi đầy tải nhíp chính và nhíp phụ cùng chịu thêm một trọng lượng:

Biến dạng của nhíp phụ:

Trọng lượng phần được treo tác dụng lên nhíp phụ khi đầy tải:

Trọng lượng phần được treo tác dụng lên nhíp chính khi đầy tải:

Gc = Gt – Gf = 17842,5 – 3337 = 14505,5 (N) Độ võng thực tế của nhíp chính: 𝑓 𝑡 = 𝐺 𝑡

√0,1 = 94 (lần/phút) Vậy HT treo thỏa mãn về độ êm dịu khi đầy tải c) Xây dựng biểu đồ ứng suất nhíp phụ

K lk (mm) jk (mm 4 ) Ak Bk Ck

Vậy ta có hệ sau:

Giải hệ trên bằng phương pháp thế với P = 1668,5 (N) ta được kết quả:

Sử dụng các công thức trên tay số ta có kết quả ở Bảng 3.1e:

Ta thấy ứng suất sinh ra của mỗi nhíp đều nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [σ] = 60000 (N/cm 2 ) do đó các lá nhíp đủ bền.

Tính phần tử giảm chấn

3.5.1 Đặc tính của giảm chấn

Hình 3 7 Đặc tính giảm chấn

Lực cản giảm chấn Pg do giảm chấn sinh ra phụ thuộc vào lực cản tương đối của các dao động thùng xe với các bánh xe Pg =K.Ztn

Hệ số cản của giảm chấn được ký hiệu là K, trong khi m là số mũ phụ thuộc vào giá trị Zt Tại vùng vận tốc hiện tại với Zt = 0,3 (m/s), m dao động trong khoảng từ 1 đến 2, và trong tính toán, ta thường giả định m = 1 Đường đặc tính của giảm chấn thể hiện sự không đối xứng trong tác dụng hai chiều.

Hệ số dập tắt của giảm chấn : 2

Trong đó: C là độ cứng của HT treo t t

M là khối lượng tĩnh trên 1 bánh xe

 là hệ số dập tắt chấn động lấy  = 0,18

Gt trọng lượng được treo tính trên 1 bánh xe ở trạng thái tĩnh ft là độ võng tĩnh của HT treo ft = 13(cm)

Hệ số cản của HT treo được xác định theo công thức:

Hệ số cản trung bình của giảm chấn: Kgc = Ktr = 5692 (Ns/m)

Tính toán hệ số cản giảm chấn, ta có phương trình: Kn + Ktr = 2Kgc

Trong đó: Kn,, Ktr lần lượt là hệ số cản giảm chấn với hành trình nén và trả Chọn Ktr = 3Kn ta có hệ phương trình sau:

 Giải hệ ta được : Kn = 2846 (Ns/m) & Ktr = 8538 (Ns/m)

3.5.2 Xác định kích thước ngoài của giảm chấn

Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là: v = 0,3 (m/s)

Công suất tiên thụ của giảm chấn được xác định:

Công suất tỏa nhiệt của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là Fđược tính như sau: Nt = 427.α.F.(Tmax – Tmin)

Trong đó: α là hệ số truyền nhiệt α = 0,12 ÷0,168 chọn α = 0,13

Nhiệt độ cho phép: Tmax = 120°; Tmin = 20°

𝜋.0,055 = 0,579 (mm) Chọn sơ bộ giảm chấn L = 580 (mm)

Chiều dài giảm chấn gồm:

Ld là chiều dài phần đầu giảm chấn

Lm là chiều dài bộ phận làm kín

Lp là chiều dài piston giảm chấn

Lg là hành trình làm việc cực đại của giảm chấn

Nếu lấy đường kính piston d làm thông số cơ bản các thông số khác được xác định :

D= 5,5 (cm) ; d = 4 (cm) ; dc=1,0(cm) ; dn=4,4 (cm); Dn = 6,0 (cm)

Lp = 3,5 (cm); Ld = 5(cm); Lm = 5(cm); Lv=3(cm); Lg = 46 (cm); L = 58 (cm)

3.5.3 Xác định kích thước các van

Khi giảm chấn làm việc có những trường hợp sau:

 Trường hợp van trả nhẹ

 Trường hợp van trả mạnh

 Trường hợp van nén nhẹ

 Trường hợp van nén mạnh

Ta có phương trình Becnuli cho toàn dòng chất lỏng (tại mặt cắt 1-1 và 2-

2) không nén được, lực khối là trọng lực (trục oz hướng lên trên):

Trong đó: z: độ cao hình học của chất lỏng (m) p: áp suất (N)

Trọng lượng riêng của chất lỏng được xác định bằng N/m³, với dầu có trọng lượng riêng là 9000 N/m³ Vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt được tính bằng m/s, trong khi gia tốc trọng trường được quy định là g = 9,8 m/s² Hệ số hiệu chỉnh động năng α phụ thuộc vào chế độ chảy, trong đó α = 1 cho chảy rối và α = 2 cho chảy tầng Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy được ký hiệu là hw1-2.

Mặt cắt 1-1 đại diện cho dòng chất lỏng trong piston, với vận tốc dòng chảy tại đây tương đương với vận tốc tương đối của piston và xylanh Mặt cắt 2-2 là vị trí dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van Hiệu độ cao hình học z giữa hai mặt cắt rất nhỏ, chỉ bằng chiều cao lỗ, nên có thể bỏ qua trong tính toán Chất lỏng trong lỗ van chuyển động ở chế độ chảy rối, do đó hệ số α được xác định là 1.

Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 phản ánh sự biến đổi năng lượng chuyển động của chất lỏng thành nhiệt năng Điều này xảy ra do ma sát giữa chất lỏng với lỗ van, giữa các lớp chất lỏng và giữa chất lỏng với thành xylanh.

… Vì vậy khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng sẽ được đạc trưng bởi

Trang 56 hệ số dập tắt dao động của giảm chấn, nghĩa là vế phải của phương trình becnuli sẽ không có đại lượng hw1-2 mà thay vào đó là hệ số giảm chấn  ( 0,2)

Phương trình becnuli trở thành:

Như vậy vận tốc của dòng chất lỏng qua van được xác định theo công thức:

Trong công thứ trên, v1 và p2 rất nhỏ nên bỏ qua Vận tốc dòng chất lỏng qua van được tính xấp xỉ theo niểu thức sau:

Lưu lượng chất lỏng qua van trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức:

 (1) Q: lưu lượng chất lỏng qua van

F: diện tích tiết diện cắt ngang của dòng chất lỏng v: vận tốc trung bình của dòng chất lỏng tại mặt cắt

fv: tổng diện tích các lỗ van μ: hệ số tổn thất lưu lượng của lỗ do dòng chảy bị đột thu, đột mở

Hệ số tổn thất lưu lượng trung bình μ = 0,5

Chất lỏng tiêu tốn trong một đơn vị thời gian được xác định theo công thức: Q = F.v1 (2)

Q: lưu lượng mà piston đẩy đi trong một đơn vị thòi gian

F: diện tích làm việc hiệu dụng của piston

Vì lượng chất lỏng mà piston đẩy đi bằng lưu lượng chất lỏng qua van nên Q=Q’ Từ (1) và (2) ta có phương trình:

3.5.3 Xác định kích thước van trả a) Xác định kích thước van trả nhẹ: vtn t 1 f F v p.2.g

Ft: diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình trả:

Trong đó: dp: đường kính piston dp = 0,04 (m) dt :đường kính thanh đẩy 0,01 (m)

Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả nhẹ:

Kt: hệ số cản trong hành trình trả nhẹ Kt = 8538 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)

 Ptn = 8538.0,3 = 2561,4 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là: tn 4 t

Thay số ta có tổng diện tích van trả nhẹ:

Chọn số lỗ van trả nhẹ là 4 lỗ Đường kính 1 lỗ là:

Vậy van trả nhẹ có 4 lỗ đường kính 1 lỗ là d = 1,4 (mm) b) Xác định đường kính van trả mạnh

Van trả hoạt động hiệu quả khi vận tốc piston vượt quá 3 m/s Trong điều kiện đường xá gồ ghề, lực kích động lớn làm giảm chấn hoạt động ở chế độ tải nặng, dẫn đến áp suất dầu tăng đột ngột Khi vận tốc đạt trên 3 m/s, áp suất chất lỏng cao khiến tất cả các van trả mở hoàn toàn, tối đa hóa diện tích lưu thông Tại vận tốc này, diện tích lưu thông giữ nguyên và không thể mở rộng thêm, trở thành hằng số.

Giai đoạn van trả mạnh bắt đầu từ khi mở một phần và kéo dài cho đến khi mở hoàn toàn, được gọi là giai đoạn chuyển tiếp hay giai đoạn quá độ Thời gian diễn ra giai đoạn này rất ngắn, do đó thường được bỏ qua trong các phân tích.

Tổng diện tích van trả: v t 1 f F v p.2.g

Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van trả nhẹ và trả mạnh

Lực cản trong hành trình trả mạnh bằng lực cản trong hàn trình trả nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:

Ptn: lực cản trong quá trình trả nhẹ Ptn = 2561,4 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k = 0,6

Kt: hệ số cản trong hành trình trả Kt = 8538 (Ns/m)

Trang 59 v1: vận tốc tương đối piston và xylanh khi trả nhẹ v1 = 0,3 (m/s) v2: vận tốc tương đối piston và xtlanh khi trả mạnh v2 = 0,5(m/s)

 Ptm%61,4 +0,6.8538.(0,5-0,3)= 3585,96(N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng: tm 2

Thay số ta có tổng diện tích van trả mạnh:

Vậy tổng diện tích lỗ trả mạnh là:

Chọn số lỗ van trả mạnh là 4 lỗ Đường kính mỗi lỗ là:

Vậy van trả mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1,1 (mm)

3.5.4 Xác định kích thước van nén a) Xác định kích thước van nén nhẹ

Van nén làm việc một mình khi vận tốc v ≤ 0,3 (m/s)

Tổng diện tích van nén nhẹ: vnn n 1 f F v p.2.g

Diện tích làm việc hiệu dụng của piston ở hành trình nén:

4 d 2 p trong đó: dp là đường kính piston dp = 0,04 (m)

Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén nhẹ: Pnn=Kn.v

Kn: hệ số cản trong hành trình nén nhẹ Kn = 2846 (Ns/m) v: vận tốc tương đối piston và xylanh v = 0,3 (m/s)

 Pnn= 2846.0,3 = 853,8 (N) Độ chênh áp của chất lỏng:

Thay số ta có tổng diện tích van nén nhẹ:

Chọn số lỗ van nén nhẹ là 4 lỗ Đường kính một lỗ là:

Vậy van nén nhẹ có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 2,4 (mm) b) Xác định kích thước van nén mạnh

Van nén mạnh làm việc khi vạn tốc piston v > 0,3 (m/s)

Tổng diện tích van nén: n 1 v f F v p.2.g

Trong đó: f v : tổng diện tích lỗ van nén nhẹ và nén mạnh

Lực cản trong hành trình nén mạnh bằng lực cản trong hành trình nén nhẹ cộng thêm một lượng do sự gia tăng về diện tích và nó bằng:

Pnn: lực cản trong hành trình nén nhẹ Pnn = 853,8 (N) k: hệ số kể đến sự gia tăng về vận tốc k =0,6

Hệ số cản trong hành trình nén được xác định là Kn = 2846 (Ns/m) Trong quá trình nén, vận tốc tương đối giữa piston và xylanh khi nén nhẹ là v1 = 0,3 (m/s), trong khi vận tốc tương đối khi nén mạnh được xét là v2 = 0,5 (m/s).

 Pnm = 853,8 + 0,6.2846.0,2 = 1195,32 (N) Độ chênh áp của dòng chất lỏng là:

Thay số ta có tổng diện tích van nén:

Vậy tổng diện tích lỗ van nén mạnh là:

Chọn số lỗ van nén mạnh là 4 lỗ với đường kính 1 lỗ là:

Vậy van nén mạnh có 4 lỗ đường kính mỗi lỗ là d = 1,5 (mm)

3.5.5 Kiểm tra điều kiện bền

 Kiểm tra điều kiện bền của đường kính thanh đẩy:

Kiểm tra điều kiện bền của thanh đẩy dưới tải trọng lớn nhất tác động lên bánh xe là rất quan trọng Khi bánh xe hoạt động, nó phải chịu tải trọng động, với giá trị lớn nhất của tải trọng động khoảng gấp đôi tải trọng tĩnh Do đó, tải trọng động được xác định là:

Zđmax = 2.Zbx = 2.19092,5 = 38185 (N) Ứng suất kéo (nén) lớn nhất sinh ra trong thanh đẩy: max max 4 max 2 4.38185 2

Vật liệu được chọn cho thanh đẩy là thép 40 với ứng suất lớn nhất [σ] = 4.10^8 (N/m²) tương đương 40000 (N/cm²), nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu cũng là 40000 (N/cm²) Do đó, thanh đẩy giảm chấn đáp ứng điều kiện bền vững.

3.5.6 Xác định một số chi tiết khác của giảm chấn lò xo: a) Lò xo van nén mạnh:

Hình 3 8 Kết cấu van nén mạnh

Lực tác dụng lên lò xo khi van bắt đầu mở P1 = ( D D ) P

P: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ P = 679777 (N/m 2 )

D3, D4: các kích thước như hình vẽ, D3 = 19,1mm, D4 = 14,7mm

Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn: P2 = ( D D ) P n

Pn: áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với vnm = 0,5 m/s và Knm 0,6Kn, Pn = 951688 N/m 2

    Ứng suất trong lò xo được tính theo công thức: 8 3 2 d

D: đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 19,2 mm d: đường kính dây lò xo

P2: lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn

Trang 63 Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo, [τ] = 500÷700 MN/m 2 Chọn [τ]P0MN/m 2