MỤC LỤC
MỤC LỤC……………………………………………………………..1
LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………………….2
CHƯƠNG 1. TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO.. 4
1.1. Công dụng, yêu cầu của hệ thống treo. 4
1.1.1. Công dụng. 4
1.2. Các bộ phận chính của hệ thống treo. 5
1.3. Các thông số tương đương và mô phỏng hoạt động. 9
CHƯƠNG 2. LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ.. 10
2.1. Hệ thống treo phụ thuộc. 10
2.2. Hệ thống treo độc lập. 13
2.2.1. Dạng treo 2 đòn ngang. 14
2.2.2. Dạng treo Mc.Pherson. 15
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE HYUNDAI CRETA 24
3.1. Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo. 24
3.1.1. Các thông số ban đầu. 24
Số liệu cơ sở để tính toán. 28
3.2. Động học hệ treo mc.pherson. 28
3.2. 1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị) 28
3.2.2. Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo. 33
3.2.3. Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson. 34
3.2.4. Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson. 36
3.3. Động lực học hệ treo Mc.Pherson. 37
3.3.1. Các chế độ tải trọng tính toán. 37
3.3.2. Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi 38
3.3.3. Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng: 40
3.4. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính. 45
3.4.1. Đòn ngang chữ A.. 45
3.4.2. Tính bền Rôtuyn. 50
3.5. Tính toán lò xo. 52
3.5.1. Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo. 52
3.5.2. Trình tự thiết kế lò xo. 53
3.5.3. Kết luận. 56
3.6. Tính thanh ổn định. 56
3.7. Tính tóan giảm chấn. 62
3.7.1. Chọn giảm chấn. 62
3.7.3. Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn. 72
CHƯƠNG 4. QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO RÔ TUYN.. 74
4. 1. Phân tích chi tiết gia công. 74
4.1.1. Kết cấu rôtuyn. 74
4.1.2. Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn. 74
4.1.3. Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu. 75
4.1.4. Chọn phôi 75
4.2. Lập sơ đồ nguyên công. 75
4.2.1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, khoan lỗ tâm và tiện đứt phôi 75
4.2.2. Nguyên công 2: Khoan lỗ tâm, tiện mặt đầu mặt còn lại, tiện thô 76
4.2.3. Nguyên công 3: Tiện các bề mặt, tiện côn và tiện ren M16 77
4.2.4. Nguyên công 4: Tiện cầu R15. 78
4.2.5. Nguyên công 5: Khoan lỗ f 4. 79
4.2.6. Nguyên công 6: Nhiệt luyện. 80
4.2.7. Nguyên công 7: Mài 81
4.2.8. Nguyên công 8: Kiểm tra. 82
KẾT LUẬN.. 83
TÀI LIỆU THAM KHẢO.. 83
LỜI NÓI ĐẦU
Trong nền kinh tế đang tăng trưởng mạnh mẽ của nước ta, nhu cầu về giao thông vận tải ngày càng lớn. Vai trò quan trọng của ôtô ngày càng được khẳng định vì ôtô có khả năng cơ động cao, vận chuyển được người và hàng hoá trên nhiều loại địa hình khác nhau. Những năm gần đây, lượng xe du lịch có xu hướng tăng lên đặc biệt là loại xe HYUNDAI CRETA với ưu điểm về khả năng cơ động tính kinh tế và thích hợp với nhiều mục đích sử dụng khác nhau.Với ôtô nói chung và xe HYUNDAI CRETA nói riêng an toàn, êm dịu chuyển động là chỉ tiêu hàng đầu trong việc đánh giá chất lượng khai thác và sử dụng của phương tiện. Một trong các hệ thống quyết định đến tính an toàn, êm dịu và ổn định chuyển động là sự kết hợp hoàn hảo của hệ thống lái và hệ thống treo đặc biệt là ở tốc độ cao. Chính vì vậy em rất muốn tìm hiểu sâu hơn nữa về hai hệ thống này và cũng rất mày cho em vì các thầy giáo trong bộ môn cơ khí ôtô đã đồng ý cho em được nhận đồ án tốt nghiệp của mình là: Tính toán thiết kế hệ thống treo trên xe Hyundai Creta. Sau hơn ba tháng làm việc nghiêm túc cùng với sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo: TS……………….. cùng các thầy giáo trong bộ môn cơ khí và của các bạn sinh viên cùng lớp, em đã cơ bản hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình. Trong quá trình thực hiện, chắc chắn em không tránh khỏi những thiếu sót. Do đó em rất mong nhận được sự chỉ bảo và góp ý của các thầy và các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn !
TP.HCM ngày … tháng … năm 20….
Sinh viên thực hiện
………………
CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN HỆ THỐNG TREO
1.1. Công dụng, yêu cầu của hệ thống treo
1.1.1. Công dụng
Hệ thống treo là tập hợp tất cả các cơ cấu để nối đàn hồi khung hoặc vỏ ô tô với các cầu hay hệ thống chuyển động.
Hệ thống treo nói chung gồm ba bộ phận chính : Bộ phận đàn hồi, bộ phận hướng, và bộ phận giảm chấn. Mỗi bộ phận đảm nhận nhiệm vụ và chức năng riêng biệt.
+ Bộ phận đàn hồi : Dùng để tiếp nhận và truyền các tải trọng thẳng đứng giảm va đập và tải trọng tác động lên khung vỏ và hệ thống chuyển động, đảm bảo độ êm dịu cần thiết cho ôtô khi chuyển động.
+ Bộ phận dẫn hướng : Dùng để tiếp nhận và truyền lên khung các lực dọc, lực ngang cũng như các mômen phản lực, mômen phanh tác dung lên xe.
1.1.2. Yêu cầu
Hệ thống treo phải đảm bảo được các yêu cầu cơ bản sau :
Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo (đặc trưng bởi độ võng tỉnh ft, và hành trình động fđ) phải đảm bảo cho xe có độ êm dịu cần thiết khi chạy trên đường tốt và không bị va đập liên tục lên các ụ hạn chế khi chạy trên đường xấu không bằng phẳng với tốc độ cho phép, khi xe quay vòng tăng tốc hoặc phanh thì vỏ xe không bị nghiêng, ngửa hay chúc đầu.
1.2. Các bộ phận chính của hệ thống treo
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.
* Nhíp
Nhíp được làm từ các lá thép mỏng, có độ đàn hồi cao, các lá thép có kích thước chiều dài nhỏ dần từ lá lớn nhất gọi là lá nhíp chính. Hai đầu của nhíp chính được uốn lại thành hai tai nhíp dùng để nối với khung xe. Giữa bộ nhíp có các lỗ dùng để bắt bulông siết các lá nhíp lại với nhau.
* Thanh xoắn
Thanh xoắn giống như lũ xo xoắn loại này cũng chỉ có chức năng đàn hồi khi chịu lực tác dụng theo phương thẳng đứng còn lại chức năng khác do bộ phận khác của hệ thống treo đảm nhận.
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
Đây là bộ phận hấp thụ năng lượng dao động cơ học giữa bánh xe và thân xe. Bộ phận giảm chấn có ảnh hưởng tới biên độ dao động. Trên các xe hiện đại chỉ dùng loại giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều trả và nén. Trong hành trình trả (bánh xe đi xa khung và vỏ) giảm chấn có nhiệm vụ giảm bớt xung lực va đập truyền từ bánh xe lên khung.
1.2.6. Các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe
Hệ thống treo đảm nhận mối liên kết giữa bánh xe và thựng vỏ, do vậy trên hệ thống treo có thêm các cơ cấu điều chỉnh hoặc xác định góc bố trí bánh xe. Các cơ cấu này rất đa dạng nên ở mỗi loại xe lại có cách bố trí khác nhau, các loại khác nhau.
1.3. Các thông số tương đương và mô phỏng hoạt động
1.3.1. Các thông số tương đương
- Phần được treo: Là bộ phận chủ yếu của ôtô bao gồm: khung, thùng, hệ thống động cơ và các chi tiết bộ phận khác gắn trên thùng xe hoặc khung xe. Toàn bộ khối lượng của các bộ phận này được đỡ trên hệ thống treo.
- Phần khung được treo gồm có: Cầu , dầm cầu, hệ thống chuyển động (cụm bánh xe ), cơ cấu dẫn động . Các bộ phận này đặt dưới hệ thống treo.
1.3.2. Mô phỏng hoạt động
+ M : Khối lượng phần được treo.
+ Kt , Ks : Hệ số độ cứng của bộ phận đàn hồi phía trước và sau.
+ Ct , Cs : Hệ số độ cứng của bộ phận giảm chấn phía trước và phía sau.
+ mt , ms : khối lượng của những phần khung được treo.
CHƯƠNG 2
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
2.1. 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.
* Cấu tạo của hệ thống treo phụ thuộc có những ưu nhược điểm:
+ Nhược điểm:
- Khối lượng phần liên kết bánh xe (phần khung được treo) lớn, đặc biệt là ở cầu chủ động. Khi xe chạy trên đường không bằng phẳng, tải trọng động sinh ra sẽ gây nên và đập mạnh giữa phần không treo và phần treo làm giảm độ êm dịu chuyển động. Mặt khác bánh xe va đập mạnh trên nền đường sẽ làm xấu sự tiếp xúc của bánh xe với đường.
- Khoảng không gian phía dưới sàn xe phải lớn để đảm bảo cho dầm cầu có thể thay đổi vị trí, do vậy chỉ có thể lựa chọn là chiều cao trọng tâm lớn
+ Ưu điểm:
- Trong quá trình chuyển động vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra hiện tượng mòn lốp nhanh như hệ thống treo độc lập.
- Khi chịu lực bên (lực li tâm, đường nghiêng). 2 bánh xe liên kết cứng bởi vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe.
2.2. 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 vì vậy khi chúng ta dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng ngang bỏnh xe cũn lại vẫn giữ nguyên.
* Ưu điểm của hệ thống treo độc lập:
+ Khối lượng phần khụng 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.
* Nhược điểm:
+ Kết cấu phức tạp.
+ Khoảng cách bánh xe và các vị trí đặt bánh xe thay đổi cùng với sự dịch chuyển lên xuống của các bánh xe.
2.2.1. Dạng treo 2 đòn ngang
Cấu tạo của hệ treo 2 đòn ngang bao gồm 1 đòn ngang trên, một đòn ngang dưới. Các đầu trong được liên kết với khung, vỏ bằng khớp trụ. Các đầu ngoài được liên kết bằng khớp cầu với đòn đứng. Đòn đứng được nối cứng với trục bánh xe. Bộ phận đàn hồi có thể nối giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới. Giảm chấn cũng đặt giữa khung với đòn trên hoặc đòn dưới.
2.2.2. Dạng treo Mc.Pherson
Hệ treo này chính là biến dạng của hệ treo 2 đòn ngang. Coi đòn ngang trên có chiều dài bằng 0 và đòn ngang dưới có chiều dài khác 0. Chính nhờ cấu trúc này mà ta có thể có được khoảng không gian phía trong để bố trí hệ thống truyền lực hoặc khoang hành lý. Sơ đồ cấu tạo của hệ treo bao gồm : một đòn ngang dưới, giảm chấn đặt theo phương thẳng đứng, một đầu được gối ở khớp cầu B. đầu còn lại được bắt vào khung xe.
2.3 Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý làm việc của hệ thống treo xe HYUNDAI CRETA 2016
2.3.1 Kết cấu của hệ thống treo trước
Kết cấu của hệ thống treo trước xe HYUNDAI CRETA 2016 như hình 2.1.1.
2.3.2 Kết cấu của hệ thống treo sau
Hệ thống treo sau có cấu trúc 4 điểm liên kết với lò xo cuộn và tay đòn biên cho hiệu quả giảm xóc tuyệt vời như dòng xe du lịch.
Hoạt động của hệ thống treo: Khi xe đi trên những đoạn đường xấu, chạy với vận tốc cao và khi xe quay vòng trong quá trình hoạt động phản lực từ mặt đường sẽ tác dụng trực tiếp lên bánh xe truyền đến hệ thống treo, lên vỏ xe và đến hành khách ngồi trên xe. Hệ thống treo có nhiệm vụ tạo cảm giác an toàn và thoải mái cho người lái và hành khách trên xe thông qua kết cấu của nó.
2.3.3 Kết cấu, nguyên lý làm việc của một số phần tử trên hệ thống treo xe HYUNDAI CRETA 2016
2.3.3.1 Lò xo trụ
* Kết cấu
Kết cấu của lò xo trụ như hình 2.13.
* Hoạt động : Khi chịu tác dụng của tải trong thẳng đứng, do tính chất đàn hồi của thép lò xo mà lò xo bị nén lại, khi tải trọng thôi không tác dụng thì lò xo lại giãn ra quá trình đó cứ lặp đi lặp lại trọng quá trình ôtô chuyển động.
2.3.3.3 Tay đòn trên
Tay đòn trên như hình 2.15.
* Kết luận: Sử dụng hệ thống treo trước độc lập loại Macpherson với lò xo cuộn đòn kép và thanh cân bằng làm tăng khả năng an toàn cho xe và tạo cảm giác thoải mái tối đa cho hành khách trong những chuyến đi xa.
CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE HYUNDAI CRETA
3.1. Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo
3.1.1. Các thông số ban đầu
Nhóm các thông số tải trọng:
- Tải trọng toàn xe khi không tải G0 = 12800 N.
- Tải trọng toàn xe khi đầy tải GT = 17300 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G10 = 7000 N.
- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G1T = 8500 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G20 = 5800 N.
- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G2T = 8800 N.
- Chiều dài cơ sở : L = 2630 (mm).
- Chiều rộng cơ sở : B = 1480 (mm).
3.1.2. Thông số cơ bản của hệ thống treo
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 ¸ 90 lần/ph để đảm bảo phù hợp với dao động của con người .
a. 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 - 90 l/ph .
- Khối lượng phần không treo : mkt = 22 kg .
- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải :
MT0 = m10 - mkt - mbx
=> MT0 = 700 -22 - 16x2 = 646 Kg.
m10 : tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải m10 = 700 Kg.
- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải :
MT1 = m1T - mkt - mbx
=> MT1 = 850 - 22 - 16x2 = 796 Kg.
- Độ cứng của một bên hệ treo lấy từ giá trị trung bình : C = 20008.5 N/m = 20.008 (N/mm).
b. Xác định hành trình tĩnh của bánh xe (Độ vừng tĩnh của hệ treo).
- Độ vừng tĩnh của hệ treo (khi đầy tải) : ft = 195 (mm).
- Kiểm nghiệm lại độ vừng tĩnh C= 20008 N/m.
* Xác định hành trình tĩnh của bánh xe: hay chính là độ vừng tĩnh của hệ treo: t = 0.18 (m).
c. Xác định hành trình động của bánh xe (độ vững động của hệ treo)
Ta có: fđ = (0.7 ¸1.0) ft
Chọn: fđ = 0,8 ft = 0,8 . 180 = 144 (mm).
=> Tổng hành trình của bánh xe (tính từ vị trí bánh xe bắt đầu chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế):
fTổng = fđ + ft =144 + 180 = 324 (mm).
Sử dụng kết quả này để đặt ụ cao su hạn chế hành trình trên và dưới của bánh xe. Với ụ hạn chế bằng cao su lấy đoạn biến dạng bằng 0,1 ¸ 0,2 của toàn bộ chiều dài ụ.
d. Kiểm tra hành trình động của bánh xe
Theo điều kiện :
fđ < H0 - Hmin
Trong đó :
- H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh
- Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu = 100 mm
=> H0 > = fđ + Hmin = 144 + 100 = 244 mm.
=> H0 > = 244 mm.
e. Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn : KTB
Hệ số dập tắt dao động của hệ treo :
D = 2 x y x w (rad/s).
Trong đó :
+ y : Hệ số cản tương đối y = 0,2. (y = 0.15 ữ 0.3)
+ w = 7.45 (rad/s).
=> D = 2 x 0.2 x 7.45 = 2.98 (rad/s).
Số liệu cơ sở để tính toán :
- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước BT = 1480 mm.
- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H. Rbx=298 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.
- Bỏn kính bánh xe quay quanh trụ đứng ro = -15 mm.
- Khoảng sáng gầm xe: Hmin =110 mm.
- Độ vững tĩnh fT = 180 mm.
- Độ vững động fđ = 144 mm.
3.2. Động học hệ treo mc.pherson
3.2.1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)
Các bước cụ thể như sau : (Vẽ với tỉ lệ 1: 2)
- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd
- Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe Aom: Aom vuụng gúc với dd.
- Trên Aom đặt :
AoA1 = Hmin = 110 mm.
A1A2 = fđ = 144 mm.
A2A3 = fT = 180 mm.
A3A4 = f0T = 146 mm.
AoA5 = hs = 50 mm.
Nếu coi khảng 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.
- Từ B1 kẻ đường B1q //dd.
- Trờn 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.
=> Xác định được tọa độ điểm O1. (**).
=> Từ (*) và (**), tính ra được khoảng cách: Ld = O1C1 = 370 (mm).
3.2.2. 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.
3.2.3. Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ thống treo như hình:
Từ đồ thị động học đó xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn:
ld = O1C = 297,88 (mm).
O1O = 192,65 (mm).
O2O = 596 (mm).
+ Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC2 = ld*sinα ;
+ Khi bánh xe chuyển vị lên một đoạn là: ÄH, thí điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn tâm O1 bán kính là ld một đoạn là: CC’ và đòn ngang sẽ quay đi một gúc là Äỏ.
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.
Mà độ sai lệch vết lốp xe ΔB chính bằng:
ΔB = 2. C’C’’ = 2.ld. tg Δα. sin Δα .(1).
+ Ta xét mối quan hệ giữa α và δ:
Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:
OC1 = ld . sinα;
Và: OC2 = O2C1.tangδ = (OO2 + OC1).tangδ ;
Mặt khác thì ta có: OC2 = O1C2 - OO1 = ld.cosδ - OO1 ;
Vậy ta suy ra: OC2 = ld.cosα - OO1 = (OO2 + OC1).tangδ ;
=> ld.cosα - OO1 = (OO2 + ld.sinα)tangδ ;
Suy ra: tangδ = ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα) ;
3.3. Động lực học hệ treo Mc.Pherson
3.3.1. Các chế độ tải trọng tính toán
a. Trường hợp lực kéo và lực phanh cực đại
Trên sơ đồ phân tích lực tồn tại lực Z,X nhưng tính với giá trị cực đại (vắng mặt lực Y).
Tính trong trường hợp chỉ chịu lực phanh cực đại:
+ Z = Ztt = 5100 (N).
+ X = Xmax = Ztt* φ = 5100*0.75 = 3820 (N).
b. Trường hợp lực ngang cực đại
Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng mặt X).
Các lực được tính toán như sau:
+ Z = 20860 (N).
+ Y = 21130 (N).
3.3.2. 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 cụn,thanh xoắn.Trong mục này chỉ đề cập tới việc tính lực và chọn cách bố trí lò xo trụ.
f = ft + fđ : tổng hành trình làm việc của bánh xe.
Clx : độ cứng phần tử đàn hồi.
Flx : hành trình làm việc của lò xo.
a. Độ cứng và hành trình giảm chấn
Kết cấu bố trí giảm chấn thường gặp như hình vẽ dưới đây.
Trục của giảm chấn không trùng với đường tâm trụ đứng thường gặp trên xe : ro (bán kính quay bánh xe dẫn hướng) và góc nghiêng ngang trụ đứng khá lớn.
+ 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 = 4185 (N).
AMZ + AZY = 117 + 306 = 423 (N).
Đầu B: BMZ + BZY = 117 + 1044 = 1161 (N).
Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết: CY = BMZ + BZY = 1161 (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 = 3820 (N).
MX = X*rbx = 3820*0.298 = 1138 (N.m).
- Lực X gây nên đòn ngang đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực AS và BS:
SY = X*R/s*cos δ = 3820*0.375*cos10 = 1410 (N).
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:
* Ở đầu A:
- Theo phương X: AMX + AX = 2120 + 534 = 2654 (N).
- Theo phương AB: ZA = 4185 (N).
- Theo phương Y: AMZ + AZY -AS = 115 + 302 - 197 = 220 (N).
* Ở đầu B:
- Theo phương X : BMX + BX = 2120 + 3286 = 5406 (N).
- Theo phương Y:
BMZ + BZY + BS = 115 + 1029 +1213 = 2357 (N).
(BS = BY)
* Các lực liên kết:
CX = BMX + BX = 2120 + 3286 = 5406 (N).
CY = BMZ + BZY + BS = 2357 (N).
Như vậy:
Tại C có: CX , CY
Tại D có: DX , DY , DYX
Tại E có: EX , EY , EYX.
c. Trường hợp chịu lực bên cực đại,chỉ có hai thành phần Z và Y
- Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự như ở phần trên.
- Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới.
- Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:
BY = 12632 (N).
AY = BY – Y = 21130 – 12632 = 8498 (N).
3.4. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
3.4.1. Đòn ngang chữ A
Đòn ngang dưới cơ cấu trục 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 = 1161 (N); Fz = ZAB = 4185 (N).
Thay vào ta có : tmax = 3/2* 4185/2400 = 2.62(N/mm2)
Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: sb=510 Mpa.
[t] = sb / 2n = 170N/mm2.
Suy ra: tmax < [t].
Với n = 1,5 : hệ số an toàn .
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)
Thay các giá trị trên vào công thức ta có : su = 117.70 (N/mm2).
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : sb = 510 (MPa).
[su ] = 340 (Mpa) = 340 (N/mm2). => su < [su].
b.Trường hợp 2 : Chỉ có lực Z và X
Fx = CX = 5406 (N).
FY = CY = 2357 (N).
FZ = CZ = 4185 (N) .
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 sb = 510 (Mpa)
[s] = sb/ 2n = 170 (N/mm2) < = tmax
-> Thoả mãn bền.
Thành phần Fy gây ra kéo đứng tâm:
sk < = [sk] ;
sk = 0.98 (N/mm2) < = [sk] =310 (N/mm2).Thoả mãn bền.
c.Trường hợp 3 : Chỉ có lực Z và Y
Fy = CY =11471 (N).
Càng A sẽ chịu nén, tính tóan như trên ta cũng thu được kết quả: stt < = [su].
* Ngoài ra, do đòn A chịu nén đứng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:
m: Hệ số phụ thuộc vào liên kết m =0,5
l: chiều dài của càng l = ld = 370 (mm).
Thay vào tính: Plim = 1321139(N)
=> n = 8361 > [n] = 2 .
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.
3.4.2. 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 .
* Tính theo bền cắt:
Q: Lực cắt.
Trường hợp 1: Qc = Fy = 1161 (N).
Trường hợp 2: Qc = 5898 (N).
Trường hợp 3: Qc = 13783 (N).
Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Qc = 13783 (N).
=> tc= 36,53 N/mm2
Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V
Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt.
* Tính theo trường hợp có lực Fz lớn nhất : Fz = 13783 ( N ).
=> e = 21,95 N/mm2
Mà ta có: [dcd] = 150 (N/mm2).
Vậy dcd < [dcd]. Do vậy Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền.
3.5. 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 đó 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.
3.5.1. Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo
Lò xo đựơc tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất: Z = 8500 (N).
Ta có: Fmax = 10845 (N).
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo: Fmin= 4380 (N).
3.5.2. Trình tự thiết kế lò xo
Số liệu thiết kế:
Fma x= 10845 (N).
Fmin= 4380 (N).
Các bước thiết kế lò xo:
* Bước 1:
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến, [t] = 1600 (MN/m2) (theo tài liệu CTM tập II).
- Đường kính dây lò xo:d=10¸20(mm).
- Tỷ số đường kính : c = 10 (lần).
Các bước thiết kế lò xo:
- Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải :
H0 = Hs + n*(t - d) = 97.5 + 6*(70 - 15) = 427.5 (mm).
* Bước 4:
- Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo:
tma x = 139 MN/m2 < [t] .
Thoả mãn bền.
- Hệ số an toàn :
Thay số được: St = 2.10 ³ 2. => Thỏa mãn.
3.5.3. Kết luận
Các thông số thiết kế lò xo
- Đường kính dây lò xo: d = 15 (mm).
- Đường kính trung bình lò xo: D = 150 (mm).
- Tỷ số đường kính : c = 10.
- Bước lò xo khi chịu tải : t = 70 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 97.5 (mm).
- Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 427.5 (mm).
- Số vòng làm việc của lò xo : n = 6 (vòng).
3.6. Tính thanh ổn định
Thanh ổn định của hệ thống treo được thiết kế dựa trên cơ sở đảm bảo giảm khả năng lắc ngang thân xe. Thanh ổn định có tác dụng san đều tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe. Do đó nâng cao được ổn định chuyển động của xe.
Xuất phát từ góc nghiêng cho phép của thân xe du lịch hiện nay i thường đặt: i = 4 - 5o.
* Xác định mô men lật của cầu ML (Nm):
ML = Y’’*Mdl*ho + Mdl*g*ho*sin imax ; (1).
Thay các thông số vào (1) ta có:
ML = 7.8*850*0.47 + 850*9.81*0.47*0.087 = 3457 (N.m).
* Xác định mô men chống lật của hệ theo do phần tử đàn hồi đảm nhận:
MCL = CTX*ứmax (N.m) ;
Thay vào công thức trên ta có: CTX = 6402 (N.m/rad).
Ymax = 0.087 (rad).
Từ các số liệu trên ta tính được MCL:
=> MCL = 6402*0.087 = 557 (N.m).
Mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:
MS = Ml – MCL = 3457 - 557 = 2900 (N.m).
Để xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo, ta sẽ chọn trước loại ụ cao su hạn chế hành trình cho giảm chấn cùng với đường đặc tính cho trước của nó.
Đặc điểm của ụ cao su hạn chế này là cú kết cấu đơn giản, tháo lắp dễ dàng. Loại này hiện được sử dụng phổ biến trên các dũng xe du lịch hiện nay.
3.7. Tính tóan giảm chấn
3.7.1. Chọn giảm chấn
Giảm chấn là một phần tử đàn hồi trong hệ thống treo, nhiệm 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.
Giữ cho cầu xe, bánh xe chỉ dao động ở mức nhỏ nhất để đảm bảo cho khả năng tiếp xúc của bánh xe với nền đường nhiều nhất, nhằm nâng cao tính an toàn chuyển động của xe.
* Giảm chấn hai lớp vỏ:
Giảm chấn hai lớp vỏ ra đời vào năm 1938, đây là một loại giảm chấn quen thuộc và được dựng phổ biến cho ôtô từ trước đến nay.
Sơ đồ cấu tạo của giảm chấn hai lớp vỏ có tác dụng hai chiều .
- Cấu tạo giảm chấn hai lớp vỏ :
Trong giảm chấn, piston di chuyển trong xy lanh,chia không gian trong thành buồng A và B. ở đuôi của xy lanh thuỷ lực cú một cụm van bù.Bao ngoài vỏ trong là một lớp vỏ ngoài, không gian giữa hai lớp vỏ là buồng bù thể tích chất lỏng và liên hệ với B qua các cụm van một chiều (III,IV).
Buồng C được gọi là buồng bù chất lỏng, trong C chỉ điền đầy một nửa, không gian còn lại chứa không khí cú áp suất khí quyển .
3.7.2. Tính toán thiết kế giảm chấn
a. Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
Việc xác định kích thước cơ bản của giảm chấn được bắt đầu từ việc chọn kích thước cơ bản của nó.
Kích thước cơ bản của giản chấn là:
+ Đường kính ngoài xi lanh : dX.
+ Hành trình làm việc của piston: fgc .
Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dX = 45 (mm).
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB = 26 + 263 +31 +32 +69 = 421 (mm).
Chiều dài của toàn giảm chấn:
Lgc = LX + Lu = 421 +70 = 491 (mm).
Với: Lu : là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy, Lu = 70(mm).
Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP +LY +LP = 70 +263 +26 +31 = 390 (mm).
Ta dó 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 = 1.275*dP = 1.275*40 = 51 (mm).
Chiều cao cụm piston:
LP = (0.75 - 1.1) dP
=> Lp = 0.775*dP = 0.775*40 = 31 (mm).
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:
Lkn = (0.25 - 0.75) dP
=> Lkn = 0.35*dP = 0.35*40 = 14 (mm).
b. Xác định các thông số tính tóan
* Tỷ số truyền của giảm chấn: i = 0,637
* Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc
P = K*vm ;
+ Lực nén và trả max : vmax = 0.6 (m/s2)
Pnmax = Kn*vmax = 257*0.6 = 154 (N).
Ptrmax = Ktr*vmax = 771*0.6 = 462 (N).
+ Lực nén và trả nhẹ : vmin = 0.3 (m/s2)
Pnmin = Kn*vmin = 257*0.3 = 76 (N).
Ptrmin = Ktr*vmin = 771*0.3 = 230 (N).
d. Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn
* Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm việc trong một giờ được xác định theo công thức:
NQmax = m*a*F*(Tmax - T0)*t ;
F : diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
F = 2*p*R*LX
Với:
R: là bán kính ngoài của giảm chấn R = dn/2 = 26 (mm).
Lx : chiều dài của xi lanh Lx = 344 (mm).
=> F = 2*p*26*344 = 56196 (mm2) = 0,056 (m2).
Thay vào ta được: Q = 312 Kcal
* Công suất sinh ra khi giảm chấn làm việc với lực cản lớn nhất( tính ở hành trình trả):
Công suất của giảm chấn:
NPmax = g*b*Hg*Ptmax*w ;
Thay số vào ta có: 9,3 KGm/s
3.7.3. Tính bền ty đẩy piston của giảm chấn
Khi giảm chấn làm việc ty đẩy sẽ chịu kéo ở hành trình trả và nén ở hành trình nén (hay uốn dọc) do đó sẽ kiểm tra theo uốn và nén dọc.
Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép: [sk] =850 [MPa] = 850 (N/mm2)
Vậy khi chịu ứng suất kéo ty đẩy thoả mãn điều kiện bền.
* Khi đòn đẩy chịu nén:
Thay vào tính:
=> Plim = 307988(N)
=> n = 1949 > [n] = 2 .
Vậy ty đẩy đủ bền.
Khi giảm chấn làm việc ty đẩy sẽ chịu lực kéo ở hành trình trả và nén ở hành trình nén (hay uốn dọc) do đó ty đẩy được kiểm tra theo ứng suất kéo và uốn dọc.
=> sn = 4,5 < [sn] = 210 (N/mm2).
Vậy ty đẩy đủ bền.
CHƯƠNG 4
QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO RÔ TUYN
4. 1. Phân tích chi tiết gia công
4.1.1. Kết cấu rôtuyn
Kết cấu Rô-tuyn như hình 4.1.
4.1.2. Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn
Một đầu Rô-tuyn có dạng cầu, liên kết với các Rô-tuyn có bề mặt lắp ghép là một phần chỏm cầu . Đoạn giữa của Rô-tuyn có dạng để lắp ghép với các đòn trong cơ cấu dẫn động lái. Đoạn cuối được gia công ren để lắp đai ốc và có lỗ lắp chốt chẻ phòng lỏng. Rô-tuyn làm việc ở chế độ tải trọng động, chịu va đập.
Do phải chịu tải trọng động và chịu va đập đồng thời để giảm ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc, khớp cầu cần đảm bảo:
- Các bề mặt lắp ráp có độ nhẵn bóng hợp lý. Mặt cầu đạt Ra 0,32. Ra = 0,63. Cỏc bề mặt còn lại đạt Rz 14
- Mặt cầu được tôi đạt độ cứng HRC32
4.1.4. Chọn phôi
Để đơn giản, chọn phôi gia công khớp cầu là thép thanh. Trước khi đưa vào gia công cần làm vệ sinh phôi sạch sẽ và cắt bỏ ba via.
4.2. Lập sơ đồ nguyên công
Rô-tuyn là chi tiết dạng trục. Chuẩn tinh thống nhất khi gia công là hai lỗ tâm ở hai đầu của Rô-tuyn. Dựng hai lỗ tâm làm chuẩn có thể hoàn thành việc gia công thô và tinh hầu hết các bề mặt của Rô-tuyn
4.2.1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, khoan lỗ tâm và tiện đứt phôi
+ Định vị: Chi tiết được định vị trong mâm cặp 3 chấu.
+ Kẹp chặt bằng mâm kẹp.
+ Chọn máy: Kiểu máy 1Б136
+ Chế độ cắt:
Tiện mặt đầu:
Chiều sâu cắt: t1 = 0,4(mm).
Số vòng quay của máy: n1 = 723(v/p);.
Khoan lỗ tâm: t2 = 2(mm); S2 = 0,17(mm/v); n2 = 375( v/p).
Tiện đứt phôi: t3 = 0,6(mm); S3 = 0,4(mm/v); n3 = 723(v/p
4.2.3. Nguyên công 3: Tiện các bề mặt phi 14, 21, tiện côn và tiện ren M16
+ Định vị: Chi tiết được định vị bằng hai đầu chống tâm.
+ Kẹp chặt bằng hai đầu định tâm, truyền Mô-men bằng tốc tiện
+ Chọn máy: Kiểu máy 1Б 136
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu T15K6
Chế độ cắt : Như nguyên công 2.
4.2.5. Nguyên công 5: Khoan lỗ phi 4
+ Định vị: Chi tiết được định vị trên hai mũi tâm cứng
+ Kẹp chặt bằng hai mũi tâm.
+ Chọn máy: Kiểu máy 2A- 125.
+ Chọn dao: Dao có ký hiệu P9
+ Chế độ cắt: t = 2(mm); S = 0,17(mm/v); n = 580 (v/p).
4.2.8. Nguyên công 8: Kiểm tra
+ Kiểm tra độ bóng của bề mặt cầu đạt 0,32; mặt côn đạt 0,63.
+ Mặt côn lắp ráp đạt độ côn 1: 8
+ Mặt côn không lắp ráp đạt độ côn 1: 10
KẾT LUẬN
Sau thời gian làm đồ án, được sự hướng dẫn tận tình của thầy: TS………….. cũng như sự giúp đỡ của các thầy giáo khác trong bộ môn, em đã hoàn thành những yêu cầu và nhiệm vụ của Đồ án tốt nghiệp này.
Trong đồ án này em đã xây dựng được một phương pháp tính toán thiết kế cho hệ thống treo đảm bảo được những yêu cầu cơ bản như:
- Tính êm dịu khi chuyển động.
- An toàn với mọi chế độ tải.
- Độ bền của các chi tiết cao.
- Đảm bảo cho ôtô chạy trên những địa hình yêu cầu.
- Các chi tiết có cấu tạo đơn giản, dễ gia công tháo lắp.
Ngoài ra trong đồ án này ngoài việc tính toán thiết kế hệ thống treo Mc.pherson, em còn tìm hiểu thêm về nhiều hệ thống treo khác, rút ra các ưu nhược điểm của từng loại và lựa chọn phương án thiết kế thích hợp nhất.
Bên cạnh những vấn đề đã giải quyết được vẫn còn những hạn chế như:
- Khả năng thay đổi độ cứng của hệ thống treo sao cho thích hợp với sự thay đổi của tải trọng.
- Khả năng thay đổi độ cao trọng tâm xe cho phù hợp với điều kiện địa hình.
Trong quá trình thực hiện đồ án không thể tránh khỏi những thiếu sót em mong các thầy giáo chỉ bảo để sửa chữa, rút kinh nghiệm để khi ra trường trở thành một kỹ sư có trình độ vững vàng hơn.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của thầy và sự hướng dẫn tận tình của các thầy giáo khác trong bộ môn.
Em xin chân thành cảm ơn!
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. PGS. TS. Nguyễn Khắc Trai, Cấu tạo gầm xe con.
[2]. TS.Nguyễn Hữu Cẩn - Trương Minh Chấp - Dương Đình Khuyến -Trần Khang - ĐHBK (1978), Giáo trình thiết kế tính toán ô tô máy kéo.
[3]. TS.Dương Đình Khuyến ĐHBK (1993), Ô tô máy kéo
[4]. Trịnh Chất - Lê văn Uyển ĐHBK (2000), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2
[5].Lê Quang Minh - Nguyễn Văn Vượng, Sức bền vật liệu
[6].TS.Nguyễn Hữu Cẩn-PGS.TS Dư Quốc Thịnh- Phạm Minh Thái- Nguyễn Văn Tài- Lê Thị Vàng -ĐHBK_HN (1997), Lý thuyết ô tô
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"