TÊN ĐỒ ÁN: ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE CON 7 CHỖ - ĐHBK.

Mã đồ án OTTN000000250
Dữ liệu: khodoankythuat.vn
Mô tả đồ án

     Đồ án có dung lượng 350MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ bố trí chung, bản vẽ kết cấu HT treo trước, bản vẽ kết cấu HT treo sau, bản vẽ động lực học, bản vẽ giảm chấn treo trước, bản vẽ giảm chấn treo sau, bản vẽ tách các chi tiết cơ bản.); file word (Bản thuyết minh.…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án........... ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE CON 7 CHỖ.

Giá: 600,000 VND
Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

Lời nói đầu   ……………………………………………………………………. 2

Chương I : Tìm hiểu về hệ thống treo………………………………………….3                                                               

1.1. Cộng dụng và yêu cầu ………………………………………………..3                                                                         

1.2.  Các bộ phận chính của hệ thống treo            ………………………………...4                                       

1.3. Phân loại hệ thống treo ……………………………………………….9            

1.4. Lựa chọn phương án thiết kế…………………………………………15                                                         

Chương II: Tính toán thiết kế hệ thống treo trước MC.Pherson…………….16               

2.1 Các thông số ban đầu………………………………………………….16

2.2.Động học hệ treo MC.Pherson ………………………………………..21

2.3 Động lực học hệ treo MC.Pherson……………………………………26                                                 

2.4 Chọn và kiểm bền các bộ phận chính    …………...………………….35

2.5 Tính toán lò xo………………………………………………………...43                                                                               

 2.6 Tính toán giảm chấn…………………………………………………...48                                                                        

Chương III: Tính toán thiết kế hệ thống treo sau ……………………………58

3.1.Các thông số ban đầu  …………………………………………………58                                                                   

3.2 Tính toán nhíp………………………………………………………….60                                                                               

3.3 Tính phần tử giảm chấn  ……………………………………………....68

Kết luận…………………………………………………………………..………83

Tài liệu tham khảo………………………………………………………………84

LỜI NÓI ĐẦU

Khi ôtô chạy trên đường không bằng phẳng sẽ phát sinh dao động. Những dao động này thường ảnh hưởng xấu,đặc biệt ảnh hưởng người lái và hành khách ngồi trên xe,tới hàng hoá,tuổi thọ của xe.

Ở những nước phát triển, dao động của ôtô được quan tâm đặc biệt. Dao động của xe được nghiên cứu đưa về mức tối ưu làm giảm đến mức thấp nhất những tác hại của nó đến con người đồng thời làm tăng tuổi thọ của xe cũng như các bộ phận được treo.Ở nước ta, mục tiêu của ngành Công nghiệp ôtô trong những năm tới là nội địa từng phần và tiến tới nội địa toàn phần sản phẩm ôtô. Không chỉ dừng lại ở đó, chúng ta đã bắt đầu quan tâm đến tính êm dịu chuyển động, tính an toàn chuyển động...hay nói cách khác là tính năng động lực học ôtô, từ đó có những cải tiến hợp lý với điều kiện sử dụng của nước ta. Để hoàn thành được mục tiêu này, chúng ta phải thiết kế các cụm, các chi tiết sao cho phù hợp với điều kiện sử dụng mặt khác còn phải đảm bảo tính công nghệ tại Việt Nam.

Trước những yêu cầu thực tế đó trong đồ án tốt nghiệp chuyên ngành ôtô  em được giao nhiệm vụ: Thiết kế hệ thống treo cho xe con 7chỗ.

Với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo hướng dẫn: …………. em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình nhưng do năng lực bản thân còn hạn chế và kinh nghiệm thiết kế còn chưa có nhiều nên đồ án không tránh khỏi những thiếu sót. Em mong các thầy thông cảm và đóng góp ý kiến để em có thể làm tốt hơn trong tương lai.

Em xin chân thành cám ơn! 

Hà Nội, ngày … tháng… năm 20…

                                                                                         Sinh viên thực hiện:

                                                                                              ……………

CHƯƠNG 1: TÌM HIỂU VỀ HỆ THỐNG TREO

1.1  CÔNG DỤNG VÀ YÊU CẦU

1.1.1 Công dụng

 Hệ thống treo ở đây được hiểu là hệ thống liên kết mềm giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe. Mối liên kết treo của xe là mối liên kết đàn hồi có chức năng chính sau đây:

Tạo điều kiện cho bánh xe thực hiện chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng đối với khung xe hoặc vỏ xe theo yêu cầu dao động “êm dịu”, hạn chế tới mức có thể chấp nhận được những chuyển động không muốn có khác của bánh xe (như lắc ngang, lắc dọc).

1.1 .2 Yêu cầu

Trên hệ thống treo, sự liên kết giữa bánh xe và khung vỏ cần thiết phải mềm nhưng cũng phải đủ khả năng để truyền lực. Quan hệ này được thể hiện ở các yêu cầu chính sau đây :

+ Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ thuật của xe (xe chạy trên đường tốt hay xe chạy trên các loại đường khác nhau).

+ Bánh xe có thể chuyển dịch trong một giới hạn nhất định.

+ Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lý thoả mãn mục đích chính của hệ thống treo là làm mềm theo phương thẳng đứng nhưng không phá hỏng các quan hệ động học và động lực học của chuyển động bánh xe.

1.2  CÁC BỘ PHẬN CHÍNH CỦA HỆ THỐNG TREO

Các bộ phận cơ bản của hệ thống treo

Hệ thống treo gồm có 3 bộ phận chính: bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và bộ phận giảm chấn. Ngoải ra, trong một số hệ thống treo có sử dụng bộ phận ổn định ngang.

1.2.1 Bộ phận đàn hồi

+ Chức năng: là bộ phận nối mềm giữa bánh xe và thùng xe, nhằm biến đổi tần số dao động cho phù hợp với cơ thể con người (60-80 lần/ph). Bộ phận đàn hồi có thể bố trí khác nhau trên xe nhưng nó cho phép bánh xe có thể dịch chuyển theo phương thẳng đứng. 

1.2.2 Bộ phận dẫn hướng

Cho phép các bánh xe dịch chuyển thẳng đứng ở mỗi vị trí của nó so với khung vỏ, bánh xe phải đảm nhận khả năng truyền lực đầy đủ. Bộ phận dẫn hướng phải thực hiện tốt chức năng này. Trên mỗi hệ thống treo thì bộ phận dẫn hướng có cấu tạo khác nhau. Quan hệ của bánh xe với khung xe khi thay đổi vị trí theo phương thẳng đứng được gọi là quan hệ động học. 

1.2.3 Bộ phận giảm chấn

Trên xe ôtô giảm chấn được sử dụng với mục đích sau:

Giảm và dập tắt các va đập truyền lên khung khi bánh xe lăn trênnền đường không bằng phẳngnhằm bảo vệ được bộ phận đàn hồi và tăng tính tiện nghi cho người sử dụng.

Đảm bảo dao động của phần không treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.

Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc,khả năng an toàn khi chuyển động.

1.2.4 Thanh ổn định

Thanh ổn định có tác dụng khi xuất hiện sự chênh lệch phản lực thẳng đứng đặt lên bánh xe nhằm san bớt tải trọng từ bên cầu chịu tải nhiều sang bên cầu chịu tải ít hơn. Cấu tạo chung của nó có dạng chữ U. Các đầu chữ U nối với bánh xe còn thân nối với vỏ nhờ các ổ đỡ cao su.

 1.2.5 Các vấu cao su tăng cứng và hạn chế hành trình

Trên xe con các vấu cao su thường được đặt kết hợp trong vỏ của giảm chấn. Vấu cao su vừa tăng cứng vừa hạn chế hành trình của bánh xe nhằm hạn chế hành trình làm việc của bánh xe.

1.3  PHÂN LOẠI HỆ THỐNG TREO

Hiện nay ở trên xe ôtô hệ thống treo bao gồm 2  nhóm chính: Hình 4

1.3.1 Hệ thống treo phụ thuộc

Đặc trưng của hệ thống treo phụ thuộc là các bánh xe lắp trên một dầm cầu cứng. Trong trường hợp cầu xe là bị động thì dầm đó là một thanh thép định hình, còn trường hợp là cầu chủ động thì dầm là phần vỏ cầu trong đó có một phần của hệ thống truyền lực.

1.3.2  Hệ thống treo độc lập

· Đặc điểm :

- Trên hệ thống treo độc lập dầm cầu được chế tạo rời, giữa chúng liên kết với nhau bằng khớp nối, bộ phận đàn hồi là lò xo trụ, bộ giảm chấn là giảm chấn ống. Trong hệ thống treo độc lập hai bánh xe trái và phải không quan hệ trực tiếp với nhau.

· Ưu điểm của hệ thống treo độc lập:

+ Khối lượng phần không được treo nhỏ, đặc tính bám đường của bánh xe tốt vì vậy sẽ êm dịu khi chuyển động và có tính ổn định tốt.

+ Các lò xo chỉ làm nhiệm vụ đỡ thân ôtô mà không phải làm nhiệm vụ dẫn hướng nên có thể làm lò xo mềm hơn nghĩa là tính êm dịu tốt hơn.

1.3.3  Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống treo (HTT)

Hiện nay trên thị trường trong nước và thế giới đang sử dụng nhiều loại HTT rất đa dạng và phong phú , với đủ kiểu mẫu và chủng loại. Nhưng đối với ôtô con hiện đại ngày nay người ta thường hay sử dụng các loại hệ thống treo độc lập ở đồ án này với một khoảng thời gian ngắn và trình độ hạn chế em chỉ đi sâu vào nghiên cứu và thiết kế HTT xe 7 chỗ

+ Treo trước : MC. Pherson

+Treo sau : Hệ nhíp

+ Xe nghiên cứu: xe EVEREST LIMITED 4x2 MT.

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO TRƯỚC MC. PHERSON

2.1 CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU

 Nhóm các thông số tải trọng: xe tham khảo Everest Limited 4x2 mt

- Tải trọng toàn xe khi không tải                  G0   =  18960 N.

- Tải trọng toàn xe khi đầy tải                      GT   =  26070 N.

- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải   G10  =  7584 N.

- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải      G20 =  11376 N.

- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải       G1T =  10428 N.

- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải          G2T =  15642 N.

- Chiều dài cơ sở : L = 2860 (mm).

- Chiều rộng cơ sở : B = 1500 (mm).

- Dài´Rộng´Cao : 5062´1788´1826 (mm).

- Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp  255/60R18

- Khoảng sáng gầm xe  :   Hmin = 210 (mm).

- Khối lượng phần không treo :  mkt  =  + 2 * mbx= 25 Kg .

Ne max =  141 (kw) / 3500  

vmax = 105 (km/h).

Me max = 330 (N.m) / 1800

2.1.1 Xác định các thông số cơ bản của HTT

Có rất nhiều các thông số đánh giá độ êm dịu của ôtô khi chuyển động như tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động .

Trong đồ án này ta đánh giá độ êm dịu của ôtô thông qua tần số dao động của HTT.

Đối với ôtô con tần số dao động  n = 60 ¸ 80 lần/ph  để đảm bảo phù hợp với dao động của con người.

2.1.2 Xác định độ cứng của lò xo

Độ cứng của lò xo Ct được tính toán theo điều kiện kết quả tính được phải phù hợp với tần số dao động trong khoảng  n = 60 ¸ 80 l/ph .

Khối lượng phần không treo :               mkt  = 25 kg .

- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải :  MT0  =  m10 - mkt

-> MT0 = 758,4 -25 = 733,4Kg.

m10 _ tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải   m10  =  758,4 Kg.

- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải :  MT1  =  m1T  - mkt 

=> MT1 =  1042,8 - 25 = 1017,8 Kg.

m1T _ tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải   m1T  =  1042,8 Kg.

Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái không tải :

C  =  733,4/2*7.332    =  19756 N/m  = 19,756 (N/mm).

Độ cứng của một bên hệ treo ở trạng thái đầy tải :

C  = 1017,8/2*7.332  =  27343  N/m  = 27,343 (N/mm).

Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình  

C  =  23550 N/m = 23,55 (N/mm).

Qua kiểm nghiệm ta thấy ở cả hai chế độ không tải và đầy tải tần số dao động đều nằm trong khoảng  60 ¸ 80 (l/ph) đảm bảo được yêu cầu đặt ra . Do đó với bộ phận đàn hồi có độ cứng  C  = 23,657  (N/mm) thoả mãn được yêu cầu tính toán thiết kế . 

2.1.5 Số liệu cơ sở để tính toán :

-         Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước  BT = 1475 mm.

-         Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 255/60R18.  Rbx = 305 mm.

-         Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin): d0= 10o.

-         Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng Dd = 2o.

-         Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): go=0o.

-         Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng  ro = -15 mm.

-         Khoảng sáng gầm xe: Hmin = 210 mm.

-         Độ võng tĩnh        fT = 180 mm.

-         Độ võng động      fđ = 144 mm.

-         Độ võng của hệ treo ở trạng thái không tải f0T = 153 mm .

-         Chiều dài trụ đứng               Kr = 150 mm.

-         Chiều cao tai xe lớn nhất     Ht max = 800 mm.   

-         Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường  hs = 50 mm.

2.2.  ĐỘNG HỌC HỆ TREO MC.PHERSON

2.2. 1  Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)

  Các bước cụ thể như sau :

-         Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd

-         Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuông góc với dd.

-         Trên Aom đặt :

AoA1 = Hmin = 210 mm.

A1A2 = fđ = 144 mm.

A2A3 = fT = 180 mm.

A3A4 = f0T = 153 mm.

AoA5 = hs = 50 mm.

-         Trên Aod đặt AoBo = B/2 = 750 mm.

-         Bo là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường .

-         Tại Bo dựng Boz vuông góc với dd.

-         Trên đoạn AoBo đặt BoCo = |ro|=15 mm.

-         Tại Co dựng Con tạo với phương thẳng đứng một góc do=10o .

-         Trên Boz đặt BoB=rbx=305 mm.

-         Tại B dựng đường vuông góc với Boz cắt Con tại C2. C2là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng.

Nếu coi khoảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải.                           

Khi đó: BoB1 = fđ + ft - fot = 194 mm

-         Từ B1 kẻ đường B1q //dd.

-         Trên B1q đặt B1D1 = BoC0 = |ro

Nối D1O2 thì D1O2 là đường tâm trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất.Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, k/c CoC1 không thay đổi,do đó trên D1O2 ta lấy D1D2 = CoC1.D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất.  

Như vậy C1 và Dsẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn dưới. 

Khoảng cách từ O1 tới đường đối xứng của xe phải sao cho có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy. Nếu nó không phù hợp thì có thể cho phép thay đổi khoảng sáng gầm xe trong giới hạn cho phép.

- Nếu kéo dài O1C1 và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại P (tâm quay tức thời của bánh xe).

- Nối PBo và kéo dài cắt Aom tại S (S là tâm quay tức thời của cầu xe cũng như là thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe).

- Đo khoảng cách O1C1 rồi nhân tỉ lệ ta đựơc độ dài đòn chữ ‘A’ của hệ treo

                                Ld = 343  mm.    Lbx=360 mm

2.2.2.  Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo:  

 Khi hệ treo biến dạng thì các góc nghiêng ngang trụ đứng, khoảng cách giữa hai vết lốp sẽ thay đổi.

Các điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường là: 0, 1, 2, 3, 4.

Các góc nghiêng ngang trụ đứng lần lượt là: d0, d1, d2, d3, d4.     

2.2.3  Mối quan hệ hình học của  hệ treo Mc.Pherson

Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo:

Từ đồ thị động học đã xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn:

                        ld = O1C = 343 (mm).

                        O1O = 233,7 (mm).

                        O2O =547,8 (mm).

+ Ở trạng thái tĩnh, ta có:

                                      CC2 = ld*sinα;

+ Khi bánh xe chuyển vị lên một đoạn là: ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn tâm O1 bán kính là ld một đoạn là: CCvà đòn ngang sẽ quay đi một góc là Δỏ.

   Lúc này góc giữa đòn ngang và phương ngang ban đầu sẽ là: α –Δα.

+ Khi đó ta có thể coi điểm C gần như thẳng đứng nằm trên phương CC2.

Do đó: CC2 = ld*sin(α – Δα) ;

2.3  ĐỘNG LỰC HỌC HỆ TREO MC.PHERSON

2.3.1  Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi

Các phần tử đàn hồi có thể ở dạng lò xo trụ, lò xo côn,thanh xoắn.Trong mục này chỉ đề cập tới việc tính lực và chọn cách bố trí lò xo trụ.

Các góc bố trí trong không gian có thể gặp là: góc nghiêng dọc ồ và góc nghiêng ngang ổ.Các góc này được bố trí tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe.

2.3.3. Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng:

-   Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:

ZA =  ZAB = Zlx = 5135 (N).

-   Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ:

+ ZY = Z*sinδ = *sin  = *sin10o = 905 (N).

+ MZ = Z*ro*cosδ = * ro *cosδ = *cos10o*0,015 = 77(N.m)

-  Còn ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY:

AZY =  328 (N).

BZY = 1230 (N).

+ Khi tính toán thì cánh tay đòn m thay đổi, nên có thể lấy ở trạng thái chịu tải trọng tĩnh lớn nhất.

+ Khi góc δ bé có thể bỏ qua :  cos δ = 1 và sin δ = 0.

Như vậy tổng lực tác dụng lên đầu A và B là:

Đầu A:

ZA = 5135 (N).

AMZ + AZY = 120+328 = 448 (N).

Đầu B:

BMZ + BZY = 120+1230 = 1350 (N).

- Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:

CY = BMZ + BZY = 1350 (N).

-  Các phản lực tại gối tựa D và E là:

DY = CY*  = 1350*  = 820 (N).

EY = CY*  = 1350*  =530 (N).

- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực xác định như phần trên.

- Phản lực X đặt tại bánh xe gây nên đối với trụ đứng AB như hình vẽ dưới.

- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần Xo và MX

Xo = X = 4690(N).

MX = X*rbx =4690*0,305 =1430 (N.m).

   Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng

· Ở đầu A

-         Theo phương X:   AMX + AX = 2255+555 = 2810 (N).

-         Theo phương AB:  ZA = 5135 (N).

-         Theo phương Y: AMZ­  + AZY -AS = 448+328 – 205 = 571 (N).

·        Ở đầu B

-         Theo phương X :  BMX + BX = 2255  + 4135 = 6390 (N).

-         Theo phương Y:  B­MZ + BZY + BS = 120+1230+1525 = 2875 (N).

                               (BS = BY)

·        Các lực liên kết tại C :

                                  CX = BMX + BX = 2255 + 4135 = 6390  (N).

                                  CY = BMZ + BZY + BS = 2875 (N).

2.4. CHỌN VÀ KIỂM BỀN CÁC BỘ PHẬN CHÍNH

2.4.1. Đòn ngang chữ A

Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ. Đầu ngoài bắt với cam quay Rô-tuyn. Việc sử dụng 2 đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng vững cho hệ treo.

Trạng thái chủ lực chủ yếu là kéo, nén, uốn, tiết diện của đòn ngang dưới, tham khảo và khi kiểm bền giả thiết rằng: một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng. Do vậy có thể tính toán như sau :

a. Trường hợp 1:  Chỉ có lực Z

Fy = CY = 1350 (N).

Fz =  ZAB = 5135 (N).

Thay vào ta có : tmax  = 3/2* 5135/2400 = 3,2(MPa)

Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có:  sb=510 Mpa.

Với đòn ngang dưới thoả mãn điều kiện bền về mặt cắt.

    + Thành phần Fz gây ra mômen uốn dọc có giá trị lớn nhất tại điểm bắt của đòn ngang vào khung xe. Do khớp nối là khớp trụ do đó tại tâm khớp mômen uốn sẽ bằng 0. Ta kiểm nghiệm tại mặt cắt sát gần đó (mặt cắt 1-1).

Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : sb = 510 (MPa).

b. Trường hợp 2 :  Chỉ có lực Z và X       

Fx   = CX = 6390 (N).

F= CY = 2875 (N).

F= CZ  = 5135 (N) .

Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50  sb = 510 (Mpa)

[s] = sb/ 2n  = 170 (N/mm2) ³ tmax

Mà mômen Mu=Fz.l=5135*300 = 1540500 (N.mm).

Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định.

Tóm lại đòn A thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau.

2.4.2. Tính bền Rôtuyn

Rôtuyn là khớp cầu để giữa đòn ngang và cam quay. Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt, uốn, chèn dập.

- Trường hợp 1:    Q = Fz = 5135 (N).

- Trường hợp 2 :    Q = Fz = 5993 (N).

Tính theo trường hợp có lực Fz lớn nhất :   Fz = 5993 ( N ).                                                

Mà ta có:  [dcd] = 150 (MPa).  

Vậy dcd £ [dcd]. Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.

2.5. TÍNH TOÁN LÒ XO

 Trong hệ thống treo, lò xo là phần tử đàn hồi có nhiệm vụ làm êm dịu chuyển động. Lò xo trong quá trình làm việc chỉ chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng Z mà không truyền lực dọc lực ngang.

  Dựa vào chế độ tải trọng đã phân tích ở phần động lực học, ta thấy rằng trường hợp tải trọng động trị số Z có giá trị lớn nhất nên ta cần thiết kế theo chế độ tải trọng này.

Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là:  d = 14 (mm).

Đường kính trung bình của lò xo : D = c*d = 10*14 = 140(mm).

-  Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải: H0 = Hs + n*(t - d) = 63+ 4*(86,5- 14) = 353 (mm).

2.5.3. Kết luận

 Các thông số thiết kế lò xo:

-         Đường kính dây lò xo: d = 14 (mm).

-         Đường kính trung bình lò xo: D = 140 (mm).

-         Tỷ số đường kính : c = 10.

-         Bước lò xo: t = 86,5 (mm).

-         Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 63 (mm).

-         Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 353 (mm).

-         Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất : H1 = 249 (mm)

-         Số vòng làm việc của lò xo : n = 4 (vòng).

-         Số vòng toàn bộ : n0 = 5 (vòng).

-         Độ cứng lò xo : Clx = 37938 (N.m).

-         Vật liệu : Thép 50CrV4.

2.6. TÍNH TOÁN GIẢM CHẤN

2.6.1. Chọn giảm chấn

    Giảm chấn là một phần tử đàn hồi trong hệ thống treo, nhiêm vụ của giảm chấn là:

Dập tắt được các va đập cứng của bánh xe vào khung xe, khi xe đi trên đường không bằng phẳng, nhờ đó tăng được tính tiện nghi.

Khi dập tắt va đập, làm êm dịu chuyển động, giảm chấn phải hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng.

 Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn thủy lực. Giảm chấn thuỷ lực sẽ biến cơ năng các dao động thành nhiệt năng. Giảm chấn phải đảm bảo dập tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô. 

2.6.2. Tính toán thiết kế giảm chấn

Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn:

Chọn và tính các thông số của giảm chấn:

            dx - đường kính ngoài của xilanh công tác.

            dP - đường kính piston.

            dt  - đường kính ty đẩy.

Ta dã chọn ở trên:

dx = 45 (mm).

Nên đường kính piston là:

dP = dx - 5 = 45 -5 = 40 (mm). 

Đường kính ty đẩy:

dt = (0.4  0.5) dP

=> dt = 0.45*dP = 0.45*40 = 18 (mm). 

Chiều dài cụm làm kín:

Ln = (0.75  1.5) dP

=>  Ln = 1.25*dP = 1.25*40 = 50 (mm).

Chiều cao cụm piston:

 LP =  (0.75  1.1) dP

=> Lp = 0.8*dP = 0.8*40 = 32 (mm).

Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:

Lkn = (0.25  0.75) dP

ð  Lkn = 0.35*dP = 0.35*40 = 14 (mm).

Các thông số để chọn giảm chấn:

- Đường kính xy lanh công tác dx = 45 (mm).

- Hành trình của giảm chấn Hp = 266 (mm).

- Đường kính ty đẩy dđ = 18 (mm).

- Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 420 (mm).

- Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 490 (mm).

- Hệ số dập tắt dao động D = 2.98 (rad/s).

- Đường kính van nén Dn = 1,8 (mm).

Số lỗ van nén n = 6 (lỗ).

 - Đường kính van trả Dt = 1,2 (mm).

Số lỗ van trả n = 6 (lỗ).

Chương III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO SAU

3.1 CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU

Số liệu cơ sở để tính toán:

-         Tải trọng toàn xe khi không tải                  G0   =  18960 N.

-         Tải trọng toàn xe khi đầy tải                      GT   =  26070 N.

-         Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải   G10  =  7584 N.

-         Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải      G20 =  11376 N.

-         Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải       G1T =  10428 N.

-         Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải          G2T =  15642 N.

-         Chiều dài cơ sở : L = 2860 (mm).

-         Chiều rộng cơ sở : B = 1470 (mm).

-         Dài´Rộng´Cao : 5062´1788´1826 (mm).

-         Kích thước bánh xe : Kí hiệu lốp  255/60R18

-         Khoảng sáng gầm xe  :   Hmin = 210 (mm).

-         Khối lượng phần không treo :  mkt  = mc + 2 x mbx= 25 (Kg) .

Ne max =  141 (kw) / 3500    

Me max = 330 (N.m) / 1800

Hệ thống treo cầu sau dùng phương án treo cân bằng. Có ưu điểm là chi phí thấp, dễ tháo lắp sửa chữa trong quá trình bảo dưỡng, do 2 bánh xe lien kết với 1 dầm àu cứng nên khả năng chống lực ngang là rất tốt. Nhíp vừa có nhiệm vụ đàn hồi vừa có nhiệm vụ dẫn hướng. Bộ phận giảm chấn cùng với sự ma sát ở hệ thống treo sẽ sinh lực cản và dập tắt dao động.

Việc tính toán thiết kế HT treo cầu sau tính cho thường hợp ô tô đầy tải.

Đặc tính đàn hồi

Đường đặc tính đàn hồi của HT treo đã chọn bao gồm 2 yếu tố đường tuyến tính OA với độ cứng không đổi và đường phi tuyến tính AB với độ cứng thay đổi. Hoành độ OE là độ võng tĩnh ft của HT ứng với tải trọng tĩnh Ft. Điểm C là điểm tựa của bộ phận hạn chế trên nên EC là giá trị độ võng động trên fdt, đoạn OE là dạng của phần tử đàn hồi có độ cứng thay đổi, để có đường đặc tính như trên ta chọn phần tử đàn hồi là nhíp và ụ hạn chế bằng cao su.

Xác định tần số dao động

Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra. Hiện nay có rất nhiều chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động như tần số dao động, gia tốc dao động, vận tốc dao động…  

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

Tần số dao động của xe tải: n = 60 ¸ 90 (lần/phút). Với số lần như vậy thì người khỏe mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững.

Độ võng động  fđ = 30 60 (m).      Chọn fđ = 60 (mm)

3.2.Tính toán nhíp.

3.2.1.Chọn thông số chính của lá bó nhíp chính.

Khi ô tô chuyển động không tải thì góc α thường được chọn không bé hơn 5°. Khi tải trọng đầy góc α có thể đạt trị số 40  50°. Để đơn giản tính toán sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X.

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

L = (0,4 0,55) LX

Lx: chiều dài cơ sở của xe (2860 mm).

L = (0,4 0,55) . 2860 = 1144 1573 (mm).

Chọn chiều dài lá nhíp chính L = 1200 (mm)                                                      

Chọn chiều rộng quang nhíp lq = 120 (mm).                                                       

1/2 lá nhíp từ quang nhíp: lk = (l – lq)/2 =540 (mm)

Như vậy ll  = 540 (mm).

a. Xác định chiều dài các lá nhíp

Việc xác định chiều dài các lá nhíp là một trong những điều kiện cơ bản để đảm bảo độ đồng đều giữa các lá nhíp, điều này cần thiết để năng cao tuổi thọ của nhíp. Chiều dài các lá nhíp được xác định từ điều kiện sao cho dạng của nhíp thực tế trong mặt phẳng gần trùng với dầm hình thang và điều kiện cân bằng phản lực trên đầu mút các lá nhíp từ tải trọng ngoài được xác định bằng phương pháp tải trọng tập trung. 

b. Tính độ cứng thực tế của 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.

Lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp

Tính theo phương pháp tải trọng tập trung. Giả thiết các lá nhíp khi là việc chỉ tiếp xúc ở hai đầu lá như vậy lực được truyền từ lá này sang lá kia chỉ qua ha+i điểm đầu mút của lá, phần còn lại không tiếp xúc và như vậy lá được biến dạng tự do. Với giả thiết tải trọng tập trung, giữa cá lá ở hai đầu đưa vào các con lăn, phần giữa nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, truyên lực giũa các lá chỉ nằm giữa hai đầu.

Nếu chỉ khảo sát ½ lá nhíp, ta có thể hình dung bộ nhíp được cấu tạo từ một số dầm được ngàm chặt một đầu, ở đầu tự do chịu tác động của một tải trọng ngoài, ứng suất trong các lá có thể xác định nếu biết các lực tác động lên mỗi lá nhíp. Như vậy bài toán xác định ứng suất chuyển về bài toán xác định các lực đặt lên các lá nhíp: X1, X2, … Xn-1

Giải hệ trên bằng phương pháp thế với P = 3848 (N) ta được kết quả:

X1 = X­2 =2660 (N) ; X3 = 2687 (N) ; X4=2655(N); X5=2657 (N).

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 đất φ = 0,7

Zbx là phản lực của đường tác dụng lên bánh xe.

Zbx = 7821 (N) => Ppmax = 7821.0,7 = 5474,7 (N)

=> 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 : Dchốt nhíp = 20 (mm)

Chọn vật liệu chế tạo nhíp là thép hợp kim với ứng suất chèn dập cho phép : [ e ] = 7,5 9 (MPa)

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

3.3.3 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) 

Mặt cắt 1-1 là mặt cắt của dòng chất lỏng trong piston.Như vậy vận tốc dòng chảy tại mặt cắt 1-1 chính là vận tốc tương đối của piston và xylanh.Mặt cắt 2-2 là mặt cắt của dòng chất lỏng tại đầu ra của lỗ van.Hiệu độ cao hình học Dz giữa hai mặt cắt là rất nhỏ (bằng chiều cao lỗ) nên ta bỏ qua đại lượng này khi tính toán. Chất lỏng chuyển động trong lỗ van ở chế độ chảy rối do đó hệ số α=1

Tổn thất năng lượng trung bình dọc theo dòng chảy hw1-2 chính là đại lượng biến năng lượng chuyển động của dòng chất lỏng thành nhiệt năng do ma sát của chất lỏng với lỗ van, chất lỏng với chất lỏng, chất lỏng cới thành xylanh …  Vì vậy khi tính toán giảm chấn, tổn thất năng lượng sẽ được đạc trưng bởi 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 y (y = 0,2)

Xác định đường kính van trả mạnh

Van trả mạnh làm việc khi vận tốc piston  v> 3 (m/s). Khi xe làm việc ở điều kiện đường xá gồ ghề, mặt đường xấu, lúc này lực kích động mặt đường lớn giảm chấn làm việc ở chế độ tải nặng làm giảm chấn bị kéo rất mạnh, lúc này áp suất dàu tăng một cách đột ngột. Với vận tốc v > 0,3(m/s) thì chất lỏng lúc này có áp suất rất cao làm mở hết các van trả, tức là diện tích lưu thông là tối đa và ở vận tốc trên thì diện tích lưu thông là không đổi vì nó không thể mở rộng hơn được nữa, như thế diện tích lưu thông là hằng số.

Kiểm tra điều kiện bền:

Kiểm tra điều kiện bền của đường kính thanh đẩy:

Kiểm tra điều kiện bền của đường kính thanh đẩy dưới tải trọng lớn nhất tác dụng lên bánh xe. Khi làm việc bánh xe chịu tác động của tải trọng động, giá trị lớn nhất của tải trọng động bằng khoảng hai lần tải trọng tĩnh, như vậy tải trọng động bằng:

Zđmax = 2.Zbx = 2.7821 = 15642 (N)

Chọn vật liệu làm thanh đẩy là thép 40 có [σ] = 400 (MPa)ứng suất lớn nhất sinh ra trong thanh đẩy nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu [σ] = 400 (MPa). Như vậy thanh đẩy giảm chấn đảm bảo điều kiện bền.

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

Hm = n.d + δ.n0 = 4.2 + 1.5 = 13 (mm)

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

=> Vậy ứng suất cắt trong lò xo đủ bền.

KẾT LUẬN

Đồ án tốt nghiệp mà em trình bày “Thiết kế hệ thống treo xe con 7 chỗ” đã giải quyết được vấn đề của hệ thống treo đặt ra, đó là về tính êm dịu (đặc trưng bởi tần số dao động), khả năng dập tắt các dao động (đặc trưng bởi hệ số cản giảm chấn) và đảm bảo được động học bánh xe (hướng chuyển động). Việc thiết kế được tập trung vào tiêu chí tăng tỉ lệ nội địa hóa trong ngành ô tô trong nước thông qua việc thiết kế chế tạo bộ phận đàn hồi là nhíp và quá trình gia công piston giảm chấn.

Qua việc tính toán đồ án tốt nghiệp này đã giúp em hiểu rõ bản chất, hoạt động của hệ thống treo, và hình thành được cách tư duy thiết kế một cụm chi tiết trên ô tô, trang bị thêm kiến thức phục vụ cho công việc sau này.

Một lần nữa em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới thầy:….....………, người đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo em trong suốt quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp.

Qua đây em cũng xin cảm ơn các thầy giáo trong bộ môn ô tô Đại học Bách Khoa Hà Nội cùng các bạn sinh viên đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1].  Bài giảng tính toán thiết kế ô tô - Nguyễn Trọng Hoan - Hà Nội – 2007.

[2].  Giáo trình thiết kế và tính toán ô tô máy kéo – trường ĐHBK Hà Nội – Nguyễn Hữu Cẩn, Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyển, Trần Khang.

[3].  Lý thuyết ô tô máy kéo - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê thị Vàng - NXB Khoa Học Kỹ  Thuật – 2007.

[4]. Thiết kế và tính toán ô tô - Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên –  NXB  Đại học và trung học chuyên nghiệp - 1985.

[5]. Sức bền vật liệu - Nguyễn Quang Anh, Nguyễn Văn Nhậm, Chu Đình Tụ - NXB Đại học và trung học chuyên nghiệp - 1993

[6]. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I, II - Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - NXB Giáo dục - 2005. 

[7]. Bài giảng lý thuyết Ô tô - Lưu Văn Tuấn - Hà Nội - 2012. 

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

hỗ trợ trực tuyến
doanchatluong.vn

"Doanchatluong.vn" lấy "chất lượng" làm thước đo của sự tồn tại và phát triển.
Chỉ những đồ án/tài liệu thực sự đảm bảo chất lượng chúng tôi mới đăng lên website.
Copyright: ©2015 doanchatluong.vn