MỤC LỤC

MỤC LỤC…………………………………………………….................................…………..2

LỜI NÓI ĐẦU………………………………………………….....................................……...3

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...........21

3.1. Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo.....................................................22

3.1.1. Các thông số ban đầu............................................................................................22

Số liệu cơ sở để tính toán................................................................................................27

3.2. Động học hệ treo mc.pherson...................................................................................27

3.2. 1 Xác định độ dài càng chữ A và vị trí các khớp (phương pháp đồ thị)....................27

3.2.2. Đồ thị động học để kiểm tra động học hệ treo.......................................................31

3.2.3. Mối quan hệ hình học của  hệ treo Mc.Pherson....................................................32

3.2.4. Đồ thị động học hệ treo Mc.Pherson.....................................................................34

3.3. Động lực học hệ treo Mc.Pherson............................................................................34

3.3.1. Các chế độ tải trọng tính toán...............................................................................34

3.3.2. Xác định độ cứng và chuyển vị của phần tử đàn hồi............................................36

3.3.3. Xác định các phản lực và lực tác dụng lên hệ treo cầu trước dẫn hướng:...........37

3.4. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính......................................................................42

3.4.1. Đòn ngang chữ A...................................................................................................42

3.4.2. Tính bền Rôtuyn....................................................................................................48

3.5. Tính toán lò xo..........................................................................................................49

3.5.1. Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo.............................................................................49

3.5.2. Trình tự thiết kế lò xo.............................................................................................50

3.5.3. Kết luận..................................................................................................................53

3.6. Tính thanh ổn định....................................................................................................54

3.7. Tính tóan giảm chấn.................................................................................................59

3.7.1. Chọn giảm chấn.....................................................................................................59

3.7.3. Tính bền ty  đẩy piston của giảm chấn..................................................................68

CHƯƠNG 4. QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO RÔ TUYN......................................70

4. 1. Phân tích chi tiết gia công.......................................................................................70

4.1.1. Kết cấu rôtuyn.......................................................................................................70

4.1.2. Phân tích điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật của Rô-tuyn.............................70

4.1.3. Lập quy trình công nghệ gia công khớp cầu.........................................................71

4.1.4. Chọn phôi .............................................................................................................71

4.2. Lập sơ đồ nguyên công...........................................................................................71

4.2.1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu, khoan lỗ tâm và tiện đứt phôi...............................71

4.2.2. Nguyên công 2: Khoan lỗ tâm, tiện mặt đầu mặt còn lại, tiện thô.........................72

4.2.3. Nguyên công 3: Tiện các bề mặ, tiện côn và tiện ren M16...................................73

4.2.4. Nguyên công 4: Tiện cầu R15...............................................................................74

4.2.5. Nguyên công 5: Khoan lỗ f 4.................................................................................75

4.2.6. Nguyên công 6: Nhiệt luyện..................................................................................76

4.2.7. Nguyên công 7: Mài..............................................................................................77

4.2.8. Nguyên công 8: Kiểm tra......................................................................................78

KẾT LUẬN.....................................................................................................................79

TÀI LIỆU THAM KHẢO..................................................................................................79

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 !

                                                                                                                                                                                  Vĩnh Yên, 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 ôtô 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. Động học của bộ phận dẫn hướng xác định đặc tính dịch chuyển tương đối của bánh xe đối với khung và vỏ.

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 f_t, và hành trình động f_đ) 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.

Đặc tính động học, quyết định bởi bộ phận dẫn hướng phải đảm bảo cho xe chuyển động ổn định và có tính điều khiển cao cụ thể là :

Đảm bảo cho chiều rộng cơ sở và góc đặt các trục quay đứng của bánh xe dẫn hướng không đổi hoặc thay đổi không đáng kể.

1.2. Các bộ phận chính của hệ thống treo

1.2.1. Bộ phận đàn hồi

a. 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.

b. Cấu tạo: Các bộ phận đàn hồi thường được sử dụng:

* 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. 

* Lò xo:

Lò xo chỉ có chức năng là một cơ cấu đàn hồi khi bộ phận chịu lực theo phương thẳng đứng. Còn các chức năng khác của hệ thống treo sẽ do bộ phận khác đảm  nhiệm. Lò xo chủ yếu được sử dụng trong hệ thống treo độc lập, nó có thể đặt ở đọan trên hay đọan dưới của bộ phận dẫn hướng.

* 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.

Thanh xoắn được chế tạo từ thanh thép dài, cú tiết diện tròn, đàn hồi theo chiều xoắn vặn. Một đầu của thanh xoắn được gắn cứng vào khung xe, đầu còn lại gắn vào một tay đòn

Hiện nay bộ phận đàn hồi được làm có xu hướng “mềm mại” hơn nhằm tạo điều kiện cho bánh xe lăn “êm” trên mặt đường.

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.

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

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

- Đảm bảo dao động của phần khụng treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm

làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường.

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.

1.2.6. 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.

+ K_t  , K_s : Hệ số độ cứng của bộ phận đàn hồi phía trước và sau.

+ C_t , C_s : Hệ số độ cứng của bộ phận giảm  chấn phía trước và phía sau.

+ m_t , m_s : Khối lượng của những phần khung được treo.

CHƯƠNG 2

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

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

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.

Đối với hệ treo này thì bộ phận đàn hồi có thể là nhíp lá hoặc lò xo xoắn ốc, bộ phận dập tắt dao động là giảm chấn.

a. 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

b. Vấn đề sử dụng hệ thống treo phụ thuộc:

Do yêu cầu của thực tế và do trình độ phát triển của kỹ thuật thì tốc độ của ô tô ngày càng được nâng cao. Khi tốc độ ô tô ngày càng cao thì yêu cầu về kỹ thuật của ô tô ngày càng khắt khe : trọng tâm của ô tô cần phải được hạ thấp. Vấn đề ổn định lại phải tốt, trọng lượng phần khụng được treo nhỏ để tăng sự êm dịu khi chuyển động. Vì lí do như vậy mà hệ thống treo phụ thuộc không được sử dụng trên xe có vận tốc cao, có thì chỉ được sử dụng ở những xe có tốc độ trung bình trở xuống và những xe có tính năng nhiệt độ cao.

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. Do đó động lực học của bánh xe dẫn hướng sẽ giữ đúng hơn hệ thống treo phụ thuộc.

a. Khi ô tô chuyển động trên đườngkhông bằng phẳng; b. Khi một bánh xe trong hệ thống treo độc lập- được nâng lên và hạ xuống

* 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.

- Trong hệ thống treo độc lập còn được phân ra các loại sau :

+ Dạng treo 2 đòn ngang

+ Dạng treo M.Pherson

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. Hai bên bánh xe đều dùng hệ treo này và được đặt đối xứng qua mặt phẳng dọc giữa xe.

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. Bánh xe được nối cứng với vỏ giảm chấn. Lò xo cú thể được đặt lồng giữa vỏ giảm  chấn và trục giảm chấn.

2.3 Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý làm việc của hệ thống treo xe HYUNDAI CRETA

2.3.1 Kết cấu của hệ thống treo trước

Kết cấu của hệ thống treo trước xe HYUNDAI CRETA như hình 2.11.

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

2.3.3.1  Lò xo trụ

* Kết cấu

- 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. Lò xo trước có dạng hình côn điều này giúp nó có khả năng thay đổi độ cứng hợp lý tưởng ứng với tải trọng đặt lên nó.

2.3.3.3 Tay đòn trên

Tay đòn trên như hình 2.15.

2.3.3.4 Tay đòn dưới

Tay đòn dưới như hình 2.16.

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

Hyundai Creta 2016 chiếc xe nhiều tính năng thú vị:

Hãng Hyundai đưa ra thị trường chiếc Hyundai Creta 2016 sở hữu nhiều tính năng thú vị, đây là một chiếc xe gầm cao, tiện ích phục vụ đa năng cho mọi nhu cầu. Với 2 phiên bản máy xăng và máy dầu, cho bạn sự lựa chọn phù hợp hơn với tài chính của gia đình.

Xu thế chung của thị trường ô tô toàn cầu đang dần dịch chuyển về ưa chuộng những mẫu xe gầm cao có kích cỡ vừa phải. Không đến nỗi cực đoan như một số dự đoán xe sedan sẽ dần bị khai tử, song xuất phát từ nhu cầu của số đông khách hàng. Các nhà sản xuất không thể đứng ngoài xu thế này, nếu như các hãng xe châu Âu và Mỹ có lợi thế về các mẫu SUV/CUV kích cỡ trung và lớn thì những nhà sản xuất châu Á lại đặc biệt lợi thế về những mẫu xe cỡ nhỏ, đặc biệt là ở phân khúc SubCompact.

Hyundai Creta sở hữu nội thất khá đầy đủ và tiện nghi như ghế ngồi bọc da, ghế lái chỉnh điện, nút bấm khởi động Start/Stop Engine, vô lăng trang bị các phím chức năng điều chỉnh thông số cài đặt trên xe cùng phím nhận/từ chối cuộc gọi. Hệ thống giải trí của xe gồm màn hình cảm ứng trung tâm 5inch, hỗ trợ CD/Bluetooth/Mp3/Aux/Usb cùng 6 loa. Việc trang bị cửa gió điều hòa hàng ghế sau cũng là điểm cộng cho xe.

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:                    G_T  =  17300 N.

- Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải:  G₁₀   =  7000 N.

- Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải:     G_1T  =  8500 N.

- Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải:    G₂₀  =  5800 N.

- Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải:        G_2T  =  8800 N.

- Kích thước bánh xe : Kớ hiệu lốp           185/65 R14 H.

- Khoảng sáng gầm xe khi đầy tải :            H_min = 100 (mm).

- Khối lượng phần không treo :                  m_kt  = 11x2 = 22 Kg .

- Khối lượng phần bánh xe :                       m_bx = 16 Kg.

- Vết bánh xe:                                              

Trước =1300(mm).

Sau = 1310(mm).

N_{e max} =  110 (ml) / 6000 (v/ph)   ;  v_max = 195 (km/h).

M_{e max} = 145 (N.m) / 4800 (v/ph).

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 C_t  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 .

Ta tính theo công thức sau: w = 7.45 (rad/s).

- Khối lượng phần không treo : m_kt  = 22 kg .

- Khối lượng phần treo ở trạng thái không tải : 

M_T0  =  m₁₀ - m_kt  - m_bx

=> M_T0 =  700 -22 - 16x2  = 646 Kg.

Với: m₁₀ : Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải   m₁₀  =  700 Kg.

- Khối lượng phần treo ở trạng thái đầy tải : 

M_T1  =  m_1T  - m_kt  - m_bx

=> M_T1 =  850 - 22 - 16x2 = 796 Kg.

m_1T : Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải: m_1T  =  850 Kg.

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

C_T¹ =  22090  N/m  = 22.09 (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) : f_t  = 195 (mm).

- Kiểm nghiệm lại độ vừng tĩnh  C_T = 20008 N/m.

Từ  công  thức    :   n_lr  = 67.7 (l/ph) .

Qua kiểm nghiệm ta thấy ở cả hai chế độ không tải và đầy tải tần số dao động đều nằm trong khoảng  60 ¸ 90 (l/ph) đảm bảo được yêu cầu đặt ra. Do đó với bộ phận đàn hồi có độ cứng  C_T= 20.008 (N/mm) thoả mãn được yêu cầu tính toán thiết kế .

c. Xác định hành trình động của bánh xe (độ vững động của hệ treo )

Ta có:  f_đ = (0.7 ¸1.0)  f_t. Chọn: f_đ = 0,8 f_t =  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):

f_Tổng = f_đ + f_t =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 :

f_đ  £ H₀  - H_min

Trong đó :

H₀  : Khoảng sáng gầm xe ở trạng thái chịu tải tĩnh

H_min : Khoảng sáng gầm xe tối thiểu  = 100 mm

=> H₀  ³ f_đ + H_min = 144 + 100 = 244 mm.

=> H₀ ³  244 mm.

=> f_đ  ³ 46.68 mm.

=> Thỏa mãn.

e. Xác định hệ số cản trung bình của giảm chấn : K_TB

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  B_T = 1480 mm.

- Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp 185/65 R14 H.  R_bx=298 mm.

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

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

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

- Bỏn kính bánh xe quay quanh trụ đứng  r_o = -15 mm.

- Khoảng sáng gầm xe: H_min =110 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 A_om: A_om vuụng gúc với dd.

- Trên A_om đặt :

A_oA₁ = H_min = 110 mm.

A₁A₂ = f_đ = 144 mm.

A₂A₃ = f_T = 180 mm.

A₃A₄ = f_0T = 146 mm.

A_oA₅ = h_s = 50 mm.

- Trên A_od đặt A_oB_o = B/2 = 740 mm.

- Tại B_o dựng B_oz vuông góc với dd.

- Trên đoạn A_oB_o đặt B_oC_o = |r_o|=15 mm.

- Tại C_o dựng C_on tạo với phương thẳng đứng một góc d_o=10^o .

- Trên B_oz đặt B_oB=r_bx=298 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 B_oB₁ = f_đ + f_t - f_ot.

- Từ B₁ kẻ đường B₁q //dd.

- Trờn B₁q đặt B₁D₁ = B_oC₀ = |r_o|

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 C_oC₁ không thay đổi,do đó trên D₁O₂ ta lấy D₁D₂ = C_oC₁.D₂ là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái hệ treo biến dạng lớn nhất.

Như vậy C₁ và D₂  sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong của đòn dưới .

- Kẻ đường trung trực kk của C₁D₂.

- Từ A₄ kẻ đường tt // dd.

- Đo khoảng cách O₁C₁ rồi nhìn tỉ lệ ta đựơc độ dài đòn chữ ‘A’ của hệ treo : L_d = 370 mm.

Phương pháp tính chiều dài đòn ngang L_d ,theo phương pháp giải tích

Trong hệ tọa độ Đề-Các (XOY), cho 2 điểm A và B đó biết:

A (x_A , y_A)

B  (x_B , y_B)

Trình tự xác định kích thước đòn ngang bằng phương pháp giải tích:

●₁ Trước hết coi mặt phẳng [zB­₀d_d] như là hai trục tọa độ của hệ tọa độ

Đề-Các:

●₂ Xác định được tọa độ điểm B:          B₀B = r_bx => B thuộc B₀z.

●₃ Xác định được tọa độ điểm C₀:         B₀C₀ = r₀ => C₀ thuộc dd.

●₄ Xác định được phương trình đường thẳng C₀n

●₆ Xác định được phương trình đường thẳng BC­₂

BC₂ => B₀z đi qua điểm B.

=> Xác định được tọa độ điểm C₂, là giao điểm của hai đường thẳng

BC₂ và C₀n.

●₇ Xác định được tọa độ điểm C₁:        

C₂C₁ = K_r/2

C₁ thuộc C₀n.                     (*).

Biết điểm C₁

Biết điểm D₂.

●₁₃ Xác định được phương trình đường thẳng p: p // dd

Đường thẳng p cách gốc tọa độ B₀ một đoạn là: ( h_g + f_đ + f_t - f_ot ).

●₁₄ Giao điểm của hai đường thẳng: l và p lúc này sẽ là:

l giao p tại điểm O₁.

=> Xác định được tọa độ điểm O₁. (**).

=> Từ (*) và (**), tính ra được khoảng cách:

L_d = 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:

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

l_d = O₁C = 297,88 (mm).

O₁O = 192,65 (mm).

O₂O = 596 (mm).

+ Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC₂ = l_d*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 l_d 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.

Do đó:

C’C₂ = l_d*sin(α – Δα) ;

+ Ta lại có:

CC’ = l_d*tg Δα ;

Và:

C’C’’ = CC’*sin Δα ;

Mà độ sai lệch vết lốp xe ΔB chính bằng:

ΔB = 2. C’C’’ = 2.l_d. tg Δα. sin Δα          .(1).

Từ hình vẽ trên ta có độ dài của các đoạn:

OC₁ = l_d . sinα;

Và: OC₂ = O2C1.tangδ = (OO₂ + OC₁).tangδ ;

Mặt khác thì ta có: OC₂ = O₁C2 - OO₁ = l_d.cosδ - OO₁ ;

Vậy ta suy ra: OC₂ = l_d.cosα - OO₁ = (OO₂ + OC₁).tangδ ;

=> l_d.cosα - OO₁ = (OO₂ + l_d.sinα)tangδ ;

Suy ra: tangδ = l_d.cosα - OO₁/(OO₂ + l_d.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 = Z_tt  = 5100 (N).

+ X = X_max = Z_tt* φ = 5100*0.75 = 3820 (N).

Các lực được tính toán như sau:

=> Thay số được: Z  = 20860 (N).

c. Trường hợp chịu tải trọng động

Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y).

Ta có:  Z = Z_t*k_d  = 8500 (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.

Độ cứng và chuyển vị 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 : r_o (bán kính quay bánh xe dẫn hướng) và góc nghiêng ngang trụ đứng  khá lớn.

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

a. Trường hợp chỉ có lực Z (vắng lực X,Y)

- Z_AB cân bằng với Z_lx:

Z_lx = Z.cosδ = 4185 (N).

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

Z_A =  Z_AB = Z_lx = 4185 (N).

- Lực Z gây ra lực ngang Z_Y và mômen M_Z:

Z_Y = Z.sinδ =.sin10^o = 738 (N).

M_Z = Z.r_o.cosδ =.cos10^o.0.015 = 63 (N.m).

- Còn Z_Y gây ra hai phản lực A_ZY và B_ZY:

A_ZY  = 306 (N).

B_ZY = 1044 (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: Z_A = 4185 (N).

A_MZ + A_ZY = 117 + 306 = 423 (N).

Đầu B: B_MZ + B_ZY = 117 + 1044 = 1161 (N).

b. Trường hợp chịu lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X

- 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 X_o và M_X:

X_o = X = 3820 (N).

M_X = X*r_bx = 3820*0.298 = 1138 (N.m).

+ Lực X_o gây nên các phản lực tại A và B là A_X và B_X:

A_X = 534 (N).

B_X = 3286 (N).

Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng:

* Ở đầu A:

- Theo phương X:   A_MX + A_X = 2120 + 534 = 2654 (N).

- Theo phương AB:  Z_A = 4185 (N).

- Theo phương Y: A_MZ­  + A_ZY -A_S = 115 + 302 - 197 = 220 (N).

* Ở đầu B:

- Theo phương X :  B_MX + B_X = 2120 + 3286 = 5406 (N).

- Theo phương Y:  B_­MZ + B_ZY + B_S = 115 + 1029 +1213 = 2357 (N).

(B_S = B_Y)

* Các lực liên kết:

C_X = B_MX + B_X = 2120 + 3286 = 5406 (N).

C_Y = B_MZ + B_ZY + B_S = 2357 (N).

Như vậy:

Tại C có:   C_X , C_Y

Tại D có:   D_X , D_Y , D_YX

Tại E có:   E_X , E_Y , E_YX.

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 A_Y , B_Y:

B_Y  = 12632 (N).

A_Y = B_Y – Y = 21130 – 12632 = 8498 (N).

- Các lực tác dụng lên trụ đứng:

Tại A:

Z_A = 4185 (N).

A_Y - A_MZ - A_ZY  = 8498 - 117 - 306  = 8075 (N).

Tại B:

B_Y - B_MZ - B_ZY = 12632 - 117 - 1044  = 11471 (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

F_y = C_Y = 1161 (N);  F_z =  Z_AB = 4185 (N).

Thay vào ta có : t_max  = 3/2* 4185/2400 = 2.62(N/mm²)

+ Thành phần F_z 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: l : Chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1 ;  l=300(mm).

F_Z = 4185 (N).

=> J_X  = 320000 (mm⁴).

Thay các giá trị trên vào công thức ta có : s_u = 117.70 (N/mm²).

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

[s_u ] =  340 (Mpa) = 340 (N/mm²).

=> s_u < [s_u].

Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn.

b. Trường hợp 2 :  Chỉ có lực Z và X

F_x  = C_X =  5406 (N).

F_Y  = C_Y =  2357 (N).

F_Z  = C_Z = 4185 (N) .

+ Ứng suất tiếp max :

t_max  £ [t] ;

Với: Q_y : Lực cắt  Q_y  = F_z = 4185 (N/mm²).

S = 2400 mm²_.

=> t_max = 2.62 (N/mm²).

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

+ F_z gây ra mômen uốn dọc :Tương tự trường hợp 1 ta có: s_u £ [s_u] 

Mà mômen M_u=F_z.l=4185*300 = 1255500 (N.mm).

+ F_x gây ra mômen uốn ngang : ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức: s_u £ [s_u] ;

Mà mômen M_u=F_x.l=5406*300 = 1621800 (N.mm²).

y = 30 (mm).

Thay vào ta có :

s_u £  [s_u]. Thỏa mãn bền.

c. Trường hợp 3:  Chỉ có lực Z và Y

F_y = C_Y =11471 (N).

* Ngoài ra, do đòn A chịu nén đứng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:

Thay vào tính:  P_lim  = 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:

Trường hợp 1: Q_c = F_y = 1161 (N).

Trường hợp 2: Q_c = 5898 (N).

Trường hợp 3: Q_c = 13783 (N).

Ở đây ta tính cho trường hợp 3 có lực cắt lớn nhất Q_c = 13783 (N).

Vậy rôtuyn đảm bảo bền cắt.

* Tính theo ứng suất uốn:

M_u : Mômen chống uốn;

h: Tung độ lớn nhất , h=13 mm.

* Tính theo trường hợp có lực F_z lớn nhất :   F_z = 13783 ( N ).

Mà ta có:  [d_cd] = 150 (N/mm²).

Vậy d_cd £ [d_cd]. 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 : F_max = 10845 (N).

Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo: F_min=4380 (N).

3.5.2. Trình tự thiết kế lò xo

Số liệu thiết kế:

F_{ma x}= 10845 (N).

F_min= 4380 (N).

* 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).

* Bước 2:

- Tính đường kính dãy lò xo d và số vòng làm việc n:

F_max=10845 (N): Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn .

Thay vào ta có : d ³ 14.26 (mm).

Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là :  d = 15 (mm).

- Đường kính trung bình của lò xo : D = c*d = 10*15 = 150 (mm).

* Bước 3:  Xác định kích thước của lò xo

- Đối với lò xo chịu nén, số vòng toàn bộ n₀ được tính theo công thức:

n₀ = n + 1 = 6 + 1 = 7 (vũng).

- Chiều cao của lò xo H_s:

H_s = (n₀ - 0.5)*d = (7 - 0.5)*15 = 97.5(mm).

- Chiều cao lò xo H₀ khi chưa chịu tải :

H₀ = H_s + n*(t - d) = 97.5 + 6*(70 - 15) = 427.5 (mm).

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: H_s = 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).

- Số vòng toàn bộ : n₀ = 7 (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 - 5^o.

* Xác định mô men lật của cầu M_L (Nm):

M_L = Y^’’*M_dl*h_o + M_dl*g*h_o*sin i_max ;                          (1).

Thay các  thông số vào (1) ta có:

M_L = 7.8*850*0.47 + 850*9.81*0.47*0.087

=> M_L =  3457 (N.m).

* Xác định mô men chống lật của hệ theo do phần tử đàn hồi đảm nhận:

M_CL = C_TX*ứ_max (N.m)

Thay vào công thức trên ta có:

C_TX = 6402 (N.m/rad).

Y_max  = 0.087 (rad).

Từ các số liệu trên ta tính được M_CL:

=> M_CL = 6402*0.087 = 557 (N.m).

* Mô men chống lật cần thiết do thanh ổn định đảm nhận quy về bánh xe:

M_S = M_l – M_CL = 3457 - 557 = 2900 (N.m).

* Chọn ụ cao su hạn chế hành trình cho hệ thống treo:

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.

* 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 : d_X.

+ Hành trình làm việc của piston: f_gc .

Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước:

d_X = 45 (mm).

f_gc = H_P : Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:

Thay vào công thức ta được :

f_S: Tổng hành trình bánh xe : f_S = f_đ + f_t = 144 + 180 = 324 (mm).

Chiều dài xi lanh của giảm chấn:

L_X = L_Y + H_P +  L_P + L_K +L_B

=> L_X =  26 + 263 +31 +32 +69 = 421 (mm).

Chiều dài của toàn giảm chấn:

L_gc = L_X + L_u = 421 +70 = 491 (mm).

Với: L_u : Chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy, L_u = 70(mm).

Chiều dài của ty đẩy:

L_H = L_U + H_P +L_Y +L_P = 70 +263 +26 +31  = 390 (mm).

* Chọn và tính các thông số của giảm chấn:

d_x:  Đường kính ngoài của xilanh.

d_P : Đường kính piston.

d_t :  Đường kính ty đẩy.

Đường kính ty đẩy:

d_t = (0.4 - 0.5) d_P

=> d_t = 0.45*d_P = 0.45*40 = 18 (mm).

Chiều dài cụm làm kín:

L_n = (0.75 -1.5) d_P

=>  L_n = 1.275*d_P = 1.275*40 = 51 (mm).

Chiều cao cụm piston:

L_P =  (0.75 - 1.1) d_P

=> L_p = 0.775*d_P = 0.775*40 = 31 (mm).

* Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:

Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc

P = K*v^m

+ Lực nén và trả max : v_max = 0.6 (m/s²)

P_nmax = K_n*v_max  = 257*0.6 = 154 (N).

P_trmax = K_tr*v_max = 771*0.6 = 462 (N).

+ Lực nén và trả nhẹ : v_min = 0.3 (m/s²)

P_nmin = K_n*v_min  = 257*0.3 = 76 (N).

P_trmin = K_tr*v_min = 771*0.3 = 230 (N).

c. Tính toánthiết kế van nén van trả

* Tính toán van trả

P_tr = 0.46 (MN/m²).

Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:

Q_tr = v_g*(S_P -S_t)

=> Q_tr = 600.99*10^-6 (m³/s).

Vậy đường kính van trả sẽ là: d_tr = 1.2 (mm).

Các thông số để chọn giảm chấn:

- Đường kính xy lanh: d_x = 46 (mm).

- Hành trình của giảm chấn: H_p = 206 (mm).

- Đường kính ty đẩy: d_đ = 18 (mm).

- Chiều dài của xy lanh giảm chấn: L_x = 344 (mm).

- Chiều dài của toàn giảm chấn: L_gc = 504 (mm).

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

- Đường kính van nén: D_n = 2.6 (mm).

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:

N^Q_max = m*a*F*(T_max - T₀)*t ;

Thay vào ta được: N^Q_max =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:

N^P_max = g*b*Hg*Ptmax*w

Thay số vào ta có:  N^P_max = 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:

[s_k] = 850 [MPa] = 850 (N/mm²)

Như vậy là :  [s_k] < [s] 

Vậy khi chịu ứng suất kéo ty đẩy thoả mãn điều kiện bền.

* Khi đòn đẩy chịu nén:

Kiểm tra hệ số ổn định của ty đẩy: J = 10306(mm⁴)

Thay vào tính:

=> P_lim = 307988(N)

=> n  = 1949 > [n] = 2 .

=> 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.

Khi ty đẩy chịu nén  ứng suất nén được xác định theo công thức:

Khi ty đẩy chịu nén  ứng suất nén được xác định:

s_n = 4,5 < [s_n] = 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.

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

* Chọn dao: Dao tiện T15K6. Mũi khoan P9.

* Chế độ cắt:

- Tiện mặt đầu:

+ Chiều sâu cắt: t₁ = 0,4(mm).

+ Lượng chạy dao: S₁ = 0,25(mm/v).

+ 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 φ14, φ21, 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

 4.2.5. Nguyên công 5: Khoan lỗ f4

* 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).

4.2.7. Nguyên công 7: Mài

*  Định vị: Bằng hai đầu chống tâm.

* Kẹp chặt:  Kẹp chặt bằng hai đầu chống tâm.

* Chọn máy: Kiểu máy 3151.

* Chọn dao:  mài chuyên dụng.

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

- Kiểm tra độ đảo mặt cầu cho phép ≤ 0.01mm

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 hướng dẫn : TS....................., 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

[7]. Ninh Đức Tốn, Dung sai và tiêu chuẩn hoá.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"