Chọn phơng án thiết kÕ
Chọn loại hệ thống treo 15 2.2.2 Chọn bộ phận đàn hồ
Xe thiết kế là xe tải, thường xuyên phải chịu tải trọng lớn và hoạt động trên địa hình phức tạp Để đảm bảo tính việt dã cao, độ êm dịu của xe phụ thuộc vào việc lựa chọn hệ thống treo phù hợp dựa trên các thông số đã được xác định trước.
Hệ thống treo này có độ êm dịu không cao, nhưng có kết cấu đơn giản và khoảng sáng gầm lớn, rất phù hợp cho việc di chuyển trên địa hình phức tạp Chúng ta sẽ chọn hệ thống treo sau để tiến hành tính toán thiết kế.
2.2.2 Chọn bộ phận đàn hồi Đối với hệ thống treo phụ thuộc ta chọn bộ phận đàn hồi là nhíp đồng thời nó cũng là bộ phận hớng Điều này làm cho hệ thống treo đơn giản và lắp ghép dễ dàng.
Chọn bộ phận giảm chÊn 15 B Tính toán thiết kế hệ thống treo
Chúng tôi đã chọn loại giảm chấn hai chiều không đối xứng với cấu trúc là giảm chấn thuỷ lực dạng ống lồng Loại giảm chấn này có áp suất chất lỏng nhỏ, cụ thể là 2,55.
MN m ữ , thoát nhiệt tốt phù hợp với xe tải.
B Tính toán thiết kế hệ thống treo.
Tính toán sơ đồ treo
Xác định hệ số phân bố khối lợng phần treo
M là khối lượng phần treo khi ô tô ở trạng thái đầy tải Khoảng cách từ trọng tâm phần treo đến bánh xe cầu trước được ký hiệu là a, trong khi khoảng cách từ trọng tâm phần treo đến bánh xe cầu sau được ký hiệu là b.
JY: Mô men quán tính của khối lợng phần treo.
Mặt khác mô men quán tính của khối lợng phần treo đợc xác định theo công thức sau:
A: Hệ số kinh nghiệm Đối với hầu hết các ô tô hệ số kinh nghiệm A từ 0,13 đến 0,22 ta chọn A = 0,2
M: Khối lợng phần treo khi ô tô đâỳ tải (N.s 2 /m)
Ta có M đợc xác định theo công thức sau: g
GT: Trọng lợng phần treo ô tô đầy tải g : Gia tốc trọng trờng.
L: Chiều dài cơ sở của ô tô.
Vậy mô men quán tính:
Từ các công thức tính khối lợng phần treo phân bố lên các cầu:
M T 1: Khối lợng phần treo phân bố lên cầu trớc.
Mặt khác ta lại có: a+b= L
Thay các giá trị JY, a, b vào phơng trình (1) ta có:
Xác định độ cứng của hệ thống treo 17 2.1.3 Xác định hành trình tĩnh của bánh xe
Độ cứng của hệ thống treo đợc xác định theo công thức sau:
Ct: Độ cứng của hệ thống treo N/m
M: Khối lợng phần treo phân bố lên cầu N.s 2 /m ω: Tần số dao động riêng của khối lợng phần treo. Để đảm bảo cho độ êm dịu của ô tô, khi tính toán độ cứng của hệ thống treo `tần số dao động riêng của khối lợng phần treo thờng đợc chọn ω = ( 10 ữ 15 ) rad / s
Vậy độ cứng của hệ thống treo sau là:
2.1.3 Xác định hành trình tĩnh của bánh xe
Hành trình tĩnh của bánh xe đợc xác định theo công thức sau:
(2-5) Trong đó: f t : Hành trình tĩnh của bánh xe (m). g : Gia tốc trọng trờng m/s 2 ω: Tần số dao động riêng của khối lợng phần treo.
Xác định hành trình động của bánh xe 18 2.1.5 Kiểm tra lại hành trình động của bánh xe
Ta có hành trình động của bánh xe. f d =(1 , 0 ÷ 1 , 5)⋅ f t
Trong đó: f d : Hành trình động cuả bánh xe.
2.1.5 Kiểm tra lại hành trình động của bánh xe theo điều kiện đảm bảo khoảng sáng gầm xe là nhỏ nhất
Trong đó: χ : Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái tĩnh (m) χ min: Khoảng sáng gầm xe sau khi bánh xe dịch chuyển hết hành trình động m
Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái tĩnh χ = 270 mm = 0 , 27 m
Mà χ min ≥ 0 , 1 ữ 0 , 15 m vậy thoả mãn điều kiện
2.1.6 Xác định hệ số dập tắt dao động của khối lợng phÇn treo h 0 = Ψ ⋅ ω
Trong đó: Ψ: Hệ số cản tơng đối khi tính toán có thể chọn
= Ψ chọn Ψ = 0 , 25 h0: Hệ số dập tắt dao động của khối lợng phần treo. ω : Tần số dao động riêng của khối lợng phần treo rad/s. VËy: h 0 = 12 ⋅ 0 , 25 = 3
2.2 Tính toán dao động của ô tô.
Để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô một cách đầy đủ, cần xem xét cả dao động của khối lượng phần treo và không treo, thay vì chỉ dựa vào hệ số tần số dao động riêng của phần treo, hành trình tĩnh, và hành trình động của bánh xe Việc tính toán sơ đồ treo hiện tại chỉ tập trung vào khối lượng phần treo mà chưa xem xét ảnh hưởng của phần không treo đến dao động, do đó chưa đủ để đánh giá chính xác độ êm dịu chuyển động của ô tô.
Khi tiến hành xét hệ dao động hai khối lợng cần xác định các thông số sau:
Tần số dao động riêng cao tần Ω k của hệ.
Hệ số dập tắt dao động cao tần hk của hệ.
Hệ số dao động thấp tần Ω 1của hệ.
Hệ số dập tắt dao động thấp tần h1 của hệ.
Trong phần trớc ta đã coi phần trớc và phần sau dao động độc lập với nhau quá trình tính toán đợc tiến hành nh sau:
+ Dao động của ô tô chỉ sảy ra trong mặt phẳng dọc xe.
+ Nguồn kích thích dao động là sóng mặt đờng có phơng tr×nh nh sau:
+ Dao động của ô tô là ổn định.
Tính toán các thông số dao động của ô tô đợc thực hiện bằng các công thức gần đúng sau.
2.2.1 Xác định tần số dao động riêng và hệ số dập tắt dao động của hệ.
Tần số dao động thấp tần Ω 1 của hệ đợc xác định bằng công thức gần đúng.
C1: Độ cứng của phần không treo
Gọi m1 là khối lợng phần không treo phân bố lên cầu trớc Ta có:
Hệ số dao động thấp tần đợc xác định
Tần số dao động cao tần Ω k của hệ treo trớc.
Hệ số dao động cao tần.
2.2.2 Xác định biên độ dao động của khối lợng phần treo và khối lợng phần không treo. a Xác định biên độ dao động của khôí lợng phần treo.
Ta có sơ đồ tính toán gần đúng biên độ dao động của khối lợng phần treo.
Hình 2.1 : sơ đồ biên độ dao động của khối lợng phÇn treo
Theo sơ đồ biên độ dao động của khối lợng phần treo đợc xác định theo công thức sau đây.
(2-12) Trong đó: q0 : Biên độ sóng mặt đờng. q 0
: Biên độ dao động của khối lợng phần treo.
Khi sảy ra hiện tợng cộng hởng tần số thấp ( υ = U ) , biên độ dao động của khối lợng phần treo có giá trị lớn nhất và bằng:
(2-14) b Xác định biên độ dao động của khôí lợng phần không treo.
Ta có sơ đồ sau: m
Hình 2.2 : Biên độ dao động của khối lợng phần không treo
Biên độ dao động của khối lợng phần không treo đợc xác định theo công thức sau:
Biên độ dao động phần không treo có giá trị lớn nhất khi sảy ra hiện tợng cộng hởng ở tần số cao ( ϑ = V ) khi đó ta có:
Với ϖ k tần số dao động của khối lợng phần không treo khi cố định phần treo.
(2-17) Thay vào công thức trên ta có: ( )
2.2.3 Xác định gia tốc dao động của khối lợng phần treo tríc. ở vùng cộng hởng tần số thấp gia tốc dao động của khối lợng phần treo xác định theo công thức gần đúng sau:
Khi sảy ra hiện tợng cộng hởng tần số thấp( υ = U ) của gia tốc dao động của khối lợng phần treo sẽ bằng:
Xác định tân số dao động và hệ số dập tắt 20 2.2.2 TÝnh tai nhÝp
&& ở vùng cộng hởng tần số cao gia tốc dao động của khối lợng phần treo đợc xác định theo công thức gần đúng sau:
Tính toán thiết kế các bộ phận của hệ thống treo
Xác định các kích thớc cơ bản của bộ phËn nhÝp 2 2.3.2 TÝnh tai nhÝp
(2-19) Trong đó: l : Chiều dài của bộ phận nhíp.
L: Chiều dài cơ sở của ô tô.
Vậy chiều dài là 1,36m, Số nhíp chính là 2 lá
Xác định chiều dài quy chuẩn l '
Xác định chiều dày lá nhíp.
(2-21) Trong đó: h: Chiều dày của lá nhíp. δ : Hệ số biến dạng nhíp ta chọn nhíp có gia cờng nên δ
[ ] σ :ứng suất uốn cho phép của bộ nhíp
E: Mô đun đàn hồi E = 2.10 6 KG/cm 2 f Σ: Độ võng toàn bộ của hệ thống treo.
Nh vậy độ võng toàn bộ của hệ thống treo là: cm mm f f f Σ = d + t = 95 , 2 + 68 = 163 , 2 = 16 , 3
Vậy chiều dày lá nhíp sẽ là:
3 2.10 16,3 1,18 h = × × × = cm × × chon h = 1,2 cm Xác định chiều rộng của lá nhíp
Chiều rộng của lá nhíp đợc xác định theo công thức sau:
(2-22) Trong đó: n: Số lợng lá nhíp trong bộ Đối với ô tô vận tải n = ữ ( 7 16 ) lá ta chọn n = 7 lá nhíp.
Pt: Tải trọng tĩnh tác dụng lên nhíp.
Gk: Trọng lợng phần treo khi ô tô đầy tải.
Mà ta lại có: max t 1214, 28 16,3 6,8 2910,7 t
Chọn các lá nhíp sau ngắn hơn lá nhíp trớc là 100 mm.
Chiều dài của các lá nhíp được xác định như sau: lá nhíp thứ 2 có chiều dài l2 = 1360 mm, lá nhíp thứ 3 có chiều dài l3 = 1260 mm, lá nhíp thứ 4 có chiều dài l4 = 1160 mm, lá nhíp thứ 5 có chiều dài l5 = 1060 mm, lá nhíp thứ 6 có chiều dài l6 = 960 mm, và lá nhíp thứ 7 có chiều dài l7 = 860 mm Tiếp theo, cần tiến hành tính toán độ bền của các lá nhíp này.
Lựa chọn vật liệu cho nhíp là thép 65T với ứng suất uốn cho phép [σ u ] = 600 (MN/m²) Đối với nhíp thiết kế dạng 1/2 êlíp, ứng suất uốn trong lá nhíp được xác định theo công thức cụ thể.
(2-24) ứng suất trong các lá nhíp phụ đợc tính theo công thức XII – 20(TKVTTOTOMK) :
(2-25) ứng suất trong các lá nhíp thứ ba :
11,38( / ) 2.7.1, 2 u MN m σ = = ứng suất trong các lá nhíp thứ t :
10.48( / ) 2.7.1, 2 u MN m σ = = ứng suất trong các lá nhíp thứ năm :
9,57( / ) 2.7.1, 2 u MN m σ = = ứng suất trong các lá nhíp thứ sáu :
8,67( / ) 2.7.1, 2 u MN m σ = = ứng suất trong các lá nhíp thứ bảy :
Ứng suất uốn trong các lá nhíp luôn nhỏ hơn mức ứng suất uốn cho phép, do đó thiết kế của nhíp đảm bảo đáp ứng các điều kiện bền vững đã được đặt ra.
Tai nhíp chịu lực thẳng đứng Z và lực dọc XK (lực kéo tiếp tuyÕn) ứng suất uốn ở tai nhíp : u u u W
- XKmax : lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp
- Zbx: Phản lực tác dụng lên bánh xe sau
- G: trọng lợng toàn bộ của xe
- D : dêng kÝnh trong tai nhÝp ; D = 30(mm). ứng suất uốn ở tai nhíp : max 2
⇒ = ứng suất nén ở tai nhíp : max 2
(2-31) ứng suất uốn tổng hợp tai nhíp : σ th = σ σ u + n = 106,75 10,16 116,9( + = MN m / 2 ) ứng suất uốn tổng hợp cho phép [σ th ] = 350(MN/m 2 ).
Ta thấy σ th < [σ th ] ⇒ tai nhíp đảm bảo điều kiện bền d Kiểm nghiệm chốt nhíp :
Chốt nhíp đợc kiểm tra theo điều kiện bền dập : b D
Vật liệu làm chốt nhíp là thép cácbon hợp kim xêmăngtít loại
Vì nhíp là loại nhíp nửa êlíp đối xứng , do đó :
Nhận thấy σ cd < [σ cd ] do đó chốt nhíp đảm bảo điều kiện bÒn.
2.4 Tính toán bộ phận giảm chấn
2.4.1 Xác định kích thớc cơ bản của giảm chấn.
Kích thớc cơ bản của giảm chấn là đờng kích của xy lanh làm việc, hành trình làm việc và hành trình của piston.
Kích thước lỗ van giảm chấn, bao gồm số lượng và diện tích luồng thông qua các lỗ van, cần được xác định chính xác Đường kính xy lanh làm việc phải được tính toán cẩn thận để đảm bảo áp suất cực đại truyền qua giảm chấn không vượt quá giới hạn cho phép, đồng thời tránh tình trạng giảm chấn quá nhiệt khi hoạt động ở chế độ căng thẳng.
- Đờng kính làm việc của xy lanh : dxy lanh = 35 ữ 45 mm chọn đờng kính làm việc của xy lanh công tác dxy lanh= 38 mm
- Suy ra đờng kính piston : dp = 32 mm
- Đờng kính ngoài của xy lanh làm việc : dx dx = dp + 2.2,5 = 32 +5 = 37 mm
- Đờng kính của thanh giảm chấn : dt dt = (0,3÷ 0,5).d p
- Đờng kính ống ngoài của xy lanh : dn d n = ( 2 4 ÷ ) d 2 p + d x 2 = 3 32 × 2 + 37 2 = 66,6 mm
- Chiều dài phần chứa dầu (chiều dài thiết kế của giảm chấn) : lg lg = (3 ÷ 5)dx = 4.37 = 148 mm (2-34)
Diện tích ngoài của giảm chấn : F
D - là đờng kính ngoài của giảm chấn ; D = dn lg – là chiều dài thiết kế của giảm chấn
Hành trình của piston Hp0 (mm).
Theo sơ đồ chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình nén bằng :
• Lk : Chiều dài kết cấu của giảm chấn và Lk = Σ Li.
• Li : Chiều dài cụm i của giảm chấn.
Chiều dài các cụm của giảm chấn có thể chọn nh sau.
Ly = 1,37.dx =1,37.37P,69 (mm) L0 = 0,95dx 0,95.375,1 (mm).
Lc = 0,53dx = 0,53.37,6 (mm) Lm = 1,26dx 1,26.37F,6 (mm).
Vậy chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình nén là: ⇒ L n = L k + H p = 152 120 272 + = (mm)
Và chiều dài của toàn bộ giảm chấn trong hành trình trả là: ⇒ L = L k + 2 H p = 152 2.120 392 + = (mm)
2.4.2 Xác định hệ số giảm chấn.
Nếu ta gọi K là hệ số cản của giảm chấn thì ta có:
K1 : hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén.
K2 : hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả.
Theo bảng ta có: Kn =2; Kt = 7,9
2.4.3 Xác định các lỗ và van giảm chấn.
Qn - Lu lợng dầu ở hành trình nén
Vg: Vận tốc tính toán của giảm chấn ta có V g =(0 , 2 ữ 0 , 3) m / s
Ft - là diện tích thanh :
Qt : Lu lợng dầu trong quá trình trả là:
41) áp suất ở khoang trên hoặc khoang dới piston giảm chấn trong hành trình nén và trả là: ở hành trình nén:
Xác định tiết diện lỗ tiết lu dầu giảm chấn.
S: tiết diện lỗ tiết lu giảm chấn.
0 : à Hệ số lu lợng à 0 = 0 , 6 ữ 0 , 75 q: áp suất dầu g: Gia tốc trọng trờng g=9,80 m/s 2
Q Lu lợng dầu qua lỗ tiết lu γ :Trọng lợng riêng của dầu γ = 8600 N / m 3
Nh vậy tiết diện lỗ tiết lu trong các hành trình sẽ là:
2.4.4 Tính toán nhiệt cho giảm chấn.
Công việc tính toán nhiệt cho giảm chấn bao gồm: Xác định công suất khuếch tán của giảm chấn và nung nóng thành ống giảm chấn.
- Xác định công suất khuếch tán của giảm chấn.
Công suất khuếch đại của giảm chấn được xác định bởi hệ số sử dụng năng lượng β của cụm treo, với giá trị β được chọn là 0,6 trong khoảng từ 0,5 đến 0,7 Tổng hành trình dịch chuyển của bánh xe được ký hiệu là f Σ, trong khi hành trình tĩnh của bánh xe được ký hiệu là ft Số lượng giảm chấn được bố trí trong một cụm treo là z, và số chu kỳ khuếch tán ρ được chọn là 3, trong khoảng từ 2 đến 3.
T: Số chu kì dao động.
Xác định nhiệt nung nóng thành ống giảm chấn. t 427 N K F t t 0 τ
(2-45) Trong đó: t, t0 : Nhiệt độ của thành ống giảm chấn và nhiệt độ của môi trờng xung quanh.
Nt: Công suất khuếch đại của giảm chấn.
F: Diện tích thành ống giảm chấn m 2
K τ: Hệ số truyền nhiệt vào không khí của thành ống giảm chÊn.
Do giảm chấn có thành ống là hình trụ, hệ số truyền nhiệt có thể xác định theo công thức sau:
Vb: Vận tốc của dòng không khí, có thể lấy vận tốc của dòng không khí bằng vận tốc của ô tô Vb = 75 Km/h = 20,8 m/s.
D: Đờng kính ngoài của thành ống giảm chấn.
Vậy nhiệt độ nung nóng thành ống giảm chấn là:
2.4.5 Xây dựng đờng đặc tính của giảm chấn. Đặc tính của giảm chấn là đồ thị biểu diễn quan hệ lực của giảm chấn và đặc tính chuyển dịch của piston.
F: Diện tích công tác ở hành trình nén F = FT = 0,785.10 -4 m 2
Trong hành trình trả F = Fp-FT = 0,01884.10 -4 m 2
Vp: Vận tốc dịch chuyển của piston
Vậy Pa Trong hành trình nén là:
Pa ở hành trình trả là:
Nh vậy ta có đờng đặc tính của giảm chấn nh sau:
Trong quá trình thực hiện đồ án môn học, tôi được giao nhiệm vụ tính toán và thiết kế hệ thống treo cho xe tải Tôi đã nỗ lực tìm kiếm tài liệu và áp dụng kiến thức đã học để hoàn thành nhiệm vụ Sau khi hoàn thành thiết kế, đồ án của tôi đã giải quyết được nhiều vấn đề quan trọng liên quan đến hiệu suất và độ bền của hệ thống treo.
*) Tổng quan về hệ thống treo
+ Nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại.
+ Kết cấu các chi tiết.
*) Tính toán thiết kế hệ thống treo trên xe tải
+ Lựa chọn phơng án thiết kế.
+ Tính toán thiết kế hệ thống treo.
Qua kết quả tính toán, em thấy rằng các chi tiết thiết kế đều đảm bảo về thông số làm việc, đủ bền và tiết kiệm vật liệu.
Trong quá trình thiết kế đồ án, tôi đã nỗ lực hết mình, nhưng do thiếu kinh nghiệm nên không tránh khỏi những sai sót Tôi rất mong nhận được ý kiến đóng góp và bổ sung từ các thầy cô và bạn bè để hoàn thiện đề tài của mình Xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn và chỉ bảo tận tình của Thạc sĩ Đồng Minh Tuấn cùng các thầy trong khoa Cơ khí Động lực, đã giúp tôi hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
1 ĐH S Phạm Kỹ Thuật Hng Yên- Bài giảng môn học:
Thiết kế tính toán ô tô- 2010
2 Ngô Hắc Hùng- Kết cấu và tính toán ô tô - NXB Giao thông vận tải- 2004.
3 Nguyễn Oanh- Gầm ô tô - NXB Đồng Nai- 10/1995.
4 TS Hoàng Đình Long /NXBGD- Giáo trình kỹ thuật sửa chữa ô tô
5 Hớng dẫn đồ án môn học TKTT ô tô máy kéo tập I-
Nguyễn Hữu Hờng- Phạm Xuan Mai- Ngô Xuân Ngát- ĐHQG TPHCM- 2005.