Tính toán thiết kế hệ thống treo trên ô tô

Ch­¬ng 5 tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng treo 102 Ch­¬ng 5 tÝnh to¸n thiÕt kÕ hÖ thèng treo 5 1 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC CỦA CÁC HỆ THỐNG TREO TIÊU BIỂU VÀ TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN 5 1 1 Ph©n tÝch kÕt cÊu cña c¸c hÖ thè.

Ch-ơng tính toán thiết kế hệ thống treo 5.1 SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC CỦA CÁC HỆ THỐNG TREO TIÊU BIỂU VÀ TẢI TRỌNG TÍNH TỐN 5.1.1 Ph©n tÝch kÕt cấu hệ thống treo tiêu biểu 5.1.1.1 Kt cấu hệ thống treo phụ thuộc Hình 5.1: Sơ đồ tổng thể hệ thống treo phụ thuộc 1.Thùng xe Bộ phận đàn hồi Bộ phận giảm chấn Dầm cầu Hình 5.2: Nhíp đặt dọc loại ¼ êlíp Hình 5.3: nhíp đặt ngang Hình 5.4.: Nhíp đặt dọc loại nửa êlip 102 5.1.1.2 Kết cấu hệ thống treo độc lập Hình 5.5: Sơ đồ tổng thể hệ thống treo độc lập 1.Thùng xe Bộ phận đàn hồi Bộ phận giảm chấn Các đòn liên kết hệ treo Sơ đồ kết cấu loại hệ thống treo độc lập: Hình 5.6: Sơ đồ hệ thống treo MacPherson Hình 5.7: Hệ treo độc lập xoắn loại đòn 5.1.1.3 Tải trọng tính tốn : a §é cøng cđa hƯ thèng treo Chọn sơ tần số dao động xe: n Suy ®é tÜnh cđa hƯ thèng treo:  300  ft =    n Độ võng động hệ thống treo đ-ợc xác định theo công thức: fđ = (0,50,6)ft Độ cứng hệ thống treo xác định theo công thức: Ct = Gt ft (5 - 1) (5 - 2) (5 - 3) 103 Trong : Gt - trọng l-ợng phần đ-ợc treo tác dụng lên hệ thống treo tr-ớc Gt = Mt.g Với : Mt - khối l-ợng phần đ-ợc treo tác dụng lên hệ thống treo tr-ớc Mtt = Mt mt mt - khối l-ợng phần không đ-ợc treo Ta có : Hệ số khối l-ợng : ' = M tt mt Hình 5.8 Các đ-ờng đặc tính đàn hồi hệ thống treo Độ cứng không thay đổi Độ cứng thay đổi, tăng - giảm Độ cứng tăng b HƯ sè c¶n gi¶m chÊn K : HƯ sè c¶n cđa hƯ thèng treo Ktr : Ktr =  Z bx (5 - 4) 0,313 f Trong ®ã :  - hệ số dập tắt chấn động , = (0,150,25) f - độ võng tĩnh hệ thống treo (m) Giảm chấn đặt d-ới góc đầu cho Hệ số cản gi¶m chÊn : K =   K tr , Víi  = cos  104 5.2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ PHẬN ĐÀN HỒI 5.2.1 Đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo Hình 5.9 Các dạng đường đặc tính hệ thống treo Hình 5.10 Đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo Hình 5.11 Quan hệ tần số tần số dao động riêng phần treo h với độ võng hiệu dụng f 5.2.2 TÝnh to¸n thiÕt kÕ nhÝp a TÝnh ®é cøng cđa nhÝp Chän bé phËn ®µn håi lµ loại nhíp nửa elíp đối xứng 105 l l1 o l2 x1 x2 z2 y2 y1 z1 H×nh 5.12 Sơ đồ tính toán nhíp Z Xác định kích th-ớc c¸c l¸ nhÝp : - Chän sè l¸ nhÝp phơ thuộc vào loại treo xe - Chiều dài nhíp: + Chiều dài nhíp gốc tính theo công thức: L = (0,350,5).Lx Với : Lx - chiều dài sở xe Ta có quan hệ chiều rộng chiều dày nhíp: b  10 h Suy : (5 - 5) b b h 10 Lực tác dụng lên nhíp Zn đ-ợc tính theo công thức: Zn = Zbx - g (5 - 6) Trong : Zbx - lực tác dụng lên bánh xe tr-ớc g - trọng l-ợng phần không đ-ợc treo Tổng mômen quán tính nhíp tiết diện trung bình nằm sát bên tiÕt diƯn b¾t quang nhÝp : J0 = b  nh 12 (5 - 7) Víi: n – lµ số nhíp h chiều dày nhíp Độ võng tĩnh tính gần theo công thức : 106 Z n L3 ft =  48.E.J (5 - 8) Trong : - hệ số biến dạng nhíp E - mô đun đàn hồi theo chiều dọc : E = 2.105(MN/m2) b Tính bền nhíp : Đối với nhíp thiết kế loại nhíp 1/2 êlíp, ứng suất uốn nhíp xác định theo công thức : c = 6.E.hc f c  l h2 (5 - 9) øng st c¸c l¸ nhÝp phơ đ-ợc tính theo công thức: u = 0,15.Z n l h b.hi (5 - 10) c TÝnh bỊn c¸c chi tiÕt cđa nhÝp • TÝnh tai nhÝp : Tai nhíp chịu lực thẳng đứng Z lực dọc PK (lực kéo tiếp tuyến) Hình 5.13 Sơ đồ tính toán tai nhÝp øng suÊt uèn ë tai nhÝp : u = Mu Wu (5 - 11) 107 M u = PK max Trong ®ã : D + hc (5 - 12) b.h Wu = Víi : PKmax - lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp ã Kiểm nghiệm chốt nhíp : Chốt nhíp đ-ợc kiểm tra theo ®iỊu kiƯn bỊn dËp :  bd = Z D.b (5 - 13) 5.2.2 TÝnh to¸n thiÕt kÕ lß xo øng st cđa lß xo trơ cã tải trọng tĩnh đ-ợc xác định theo công thức: t = 8Z t D d (5 -14) §é tĩnh đ-ợc xác định theo công thức: 8Z t D i ft = Gd (5 - 15) Tõ hai công thức ta rút đ-ợc công thức sau:  t = ft Gd D i (5 - 16) Trong đó: Z t - tải trọng tĩnh tác dụng lên lò xo trụ D - đ-ờng kính trung bình lò xo, tính theo cm d - đ-ờng kính sợi dây lò xo, tính theo cm i - số vòng làm việc lò xo G - mô đun đàn hồi xo¾n, G = 8.10 MN / m T-ơng tự ta có ứng suất lò xo có tải trọng động tính theo công thức : 108  d = fd Gd D i (5 - 17) Khi thiết kế lò xo hình trụ hệ thống treo tr-ớc hết cần chọn độ võng tĩnh độ võng động hệ thống treo, từ theo kích th-ớc cấu dẫn h-ớng tìm đ-ợc biến dạng cần thiết lò xo f t f d , sau theo hai công thức tính ứng suất dựa vào khả bố trí hệ thống treo chọn thông số lò xo để ứng suất xoắn  t  500MN / m vµ  d  800MN / m Lß xo trơ cđa hệ thống treo chế tạo nguyên liệu để chế tạo nhíp Khi đặt ôtô chúng có độ căng định ban đầu 5.2.3 Tính toán thiết kế xoắn Chọn kích th-ớc xoắn đ-ợc tiến hành cách so sánh độ võng đà cho cđa hƯ thèng treo víi øng st xo¾n cho phép xoắn Hình 5.14 Sơ đồ tính toán xo¾n øng st xo¾n ë cã tiÕt diƯn tròn đ-ợc xác định theo công thức nhsau: = 16Z t L d (5 - 18) đây: Z t - tải trọng tĩnh tác dụng lên xoắn, tải trọng tính theo công thức: Z t = Z bx − g bx (5 - 19) d - đ-ờng kính tiết diện nguy hiểm xoắn L - chiều dài đòn quay, xoắn Góc xoay xoắn đ-ợc xác định theo công thức: 109 = 32.l.Z t L  d G (5 - 20) Trong ®ã:  - lµ gãc xoay tÝnh theo radian l - lµ chiều dài làm việc xoắn G - mô đun đàn hồi xoắn, G = 8.10 MN / m Từ sở kết cấu ng-ời ta cho chiều dài L xoắn tìm đ-ờng kính d nh- øng suÊt xo¾n   500 MN / m , sau cho trị số độ võng tĩnh f t hệ thống treo để xác định độ dài l cần thiết xoắn: f t d G l= 32 Z t L2 (5 - 21) Ngoài cần kiểm tra có ®é ®éng f d cđa hƯ thèng treo th× øng suÊt ë xo¾n  d  800MN / m 5.2.4 TÝnh to¸n thiÕt kÕ c¸c balon khí : Thể tích phụ có ảnh h-ởng lớn đến đ-ờng đặc tính tải phần tử đàn hồi Các thể tích phụ buồng dự trữ hộp dự trữ nh- hình 5.6 Nếu tính buồng thể tích phụ Vd vào thể tích trạng thái tĩnh là: Vs+Vd, chiụ tải thay ®ỉi lµ V+Vd Nhu vËy:  V + V F=  s d  V + Vd n    p s − p a  S   Balon khí (5-22) Ph-ơng trình gọi đặc tính tải buồng đàn hồi có bình khí phụ Cùng với tăng cuả Vd tỷ lệ Vs + Vd V + Vd giảm, có nghĩa giảm lực F nÕu Vd→  th× Vs + Vd  , hay V + Vd Hình 5.15 Balon khí F = f(z) cã quy luËt gièng quy 110 luËt n = Đ-ờng cong biểu diễn hình 5.7 Hình5.16 ảnh h-ởng balon khí tới đặc tính tải Từ hình 5.16 nhận rằng: thể tích balon Vd làm giảm thấp độ cứng buồng đàn hồi b Độ cứng phần tử đàn hồi khí nén: Độ cứng buồng đàn hồi xác định từ đ-ờng đặc tính tải trọng thực nghiệm cách xây dựng đ-ờng tiếp tuyến đ-ờng cong F= f(z) điểm khảo sát Công thức đ-ợc tính toán lân cận điểm z = nh- hình vẽ , với : C = F ( z = +10 ) − F ( z = ) 10 (5-23) Hình 5.17 Xác định độ cứng buồng đàn hồi 111 Mặt khác độ cứng buồng đàn hồi đ-ợc xác định theo lí thuyết Định nghÜa ®é cøng nh- sau: C=  dF   (N/m)  dz  NÕu coi: F = S.pP , với thay đổi thể tích buồng đàn hồi dẫn tới thay đổi áp suất khí nén diện tích truyền tải trọng thì: C= n p s Vsn S dF = dz ( Vs − S z ) n +1 (5-24) Tõ (10) ta thÊy ®é cøng phần tử đàn hồi C bao gồm hai thành phần: Độ cứng thay đổi thể tích V, độ cứng thay đổi diện tích S Độ cứng thể tích tạo nên thay đổi thể tích phụ thuộc vào áp suất tuyệt đối ps áp suất khí nén pps Độ cứng diện tích đ-ợc tạo nên thay đổi diện tích làm viêc hữu ích Sự giảm thấp độ cứng C thực tế đ-ợc tiến hành thay đổi diện tích làm việc pittông trạng thái tĩnh (z=0) độ cứng buồng đàn hồi đ-ợc xác định: Cs = n p s S Vs (5 -25) Trong ®ã: - ps áp suât tuyệt đối t-ơng ứng với chiều cao tĩnh buồng đàn hồi (Hs) Với tải trọng tĩnh đặt nên buồng đàn hồi :F = Fs = p ps S = (ps -pa)S Độ cứng trạng thái tĩnh là: Cs = n.( Fs + p a S )S Vs (5-26) trạng thái làm việc buồng đàn hồi, độ cứng buồng đàn hồi đ-ợc xác định : Cz = n.( Fz + p a S )S V (5-27) Trong đó: Fz tải trọng trạng thái làm việc đặt nên buồng đàn hồi Khi tải trọng thay đổi áp lực khí nén đ-ợc xác định: 112 p= Fz + p a S S (5-28) Trong tr-ờng hợp khối l-ợng khí không ®ỉi, tån t¹i sù thay ®ỉi thĨ tÝch khÝ thay đổi nhỏ tải trọng : V= F + p a S ps Vs = s Vs p Fz + p a S (5-29) §é cøng cđa phần tử đàn hồi : n.( Fz + p a S )S n.( Fz + pa S ) S Cz = = ( Fs + pa S ).Vs V (5-30) c Tần số dao động riêng: Tần số dao động riêng phần khối l-ợng đ-ợc treo xác định đà biết độ cứng phần tử đàn hồi : trạng thái tĩnh tần số dao động riêng đ-ợc đĩnh nghĩa : o = Cs = m C s g ( p s − p a )S (5-31) Thay độ cứng tĩnh phần tử đàn hối: os = n p.g S ( p s − p a )Vs (5-32) Nh- vËy muèn cã tần số thấp cần tích buồng đàn hồi lớn Tần số dao động riêng vị trí định không phụ thuộc vào tải trọng đặt lên buồng đàn hồi Tần số dao động riêng trạng thái làm việc: oz = Cz = mz C z g Fz (5-33) Tû sè cđa tÇn sè dao động riêng hệ thống giảm chấn là: s = C s Fz Fs + pa S = C z Fs Fz + pa S Fz  Fs Fz = Fs m ms (5-34) 113 Nếu bỏ qua ảnh h-ởng áp suất khí quyển, thỉ tần số dao động riêng hệ thống tăng tải trọng tăng theo bậc hai tăng khối l-ợng dao động, xe có tải có đặc tính xấu không tải xét tính tiện nghi êm dịu Chúng ta giả thiết rằng: thay đổi tải trọng thể tích buồng đàn hồi không biến đổi (nh-ng khối l-ợng khí nén gia tăng), độ cứng phần tử đàn hồi là; Cz = n.( Fz + p a S )S Vo (5-35) Tû sè cđa tÇn sè dao động riêng hệ thống giảm chấn sÏ lµ: s =  C s Fz F F + F p S = z s s a 1 Fs Fz + Fz pa S C z Fs (5-36) Các quan hệ tr-ờng hợp phận đàn hồi đặt trực tiếp lên bánh xe 5.3 tính toán đòn treo cấu h-ớng cân băng 5.3.1 Kt cu ca b phn dn hướng Hình 5.18: Kết cấu phận dẫn hướng hệ thống treo phụ thuộc Hình 5.19: Kết cấu thống treo độc lập địn 114 Hình 5.20 Sơ đồ hệ thống treo loại nến Hình 5.21 Sơ đồ kết cấu hệ thống treo loại thăng Bộ nhíp 2, Địn dẫn hướng Trục 5.3.2 Tính tốn b phn dn hng 5.3.2.1 Đòn treo đứng Dựa vào họa đồ động học đà xây dựng đ-ợc phần mối quan hệ động học hệ thống treo Mc.Pherson ta xây dựng mối quan hệ hình học: Hình 5.22 Sơ đồ động học hệ thống 115 Từ đồ thị động học suy độ dài ®o¹n: Ld = O1C ; O1O ; O2O + Tr-íc tiên thiết lập mối liên hệ : Từ hình vẽ 5.9 suy độ dài đoạn: Và OC1 = Ldsin() (5-37) OC2 = O2C1tg() = (OO2 + OC1)tg() (5-38) Mặt khác ta có OC2 = O1C2 - OO1 = Ldcos(α) - OO1 (5-39) Vậy từ công thức 5.37 5.38 suy ra: OC2 = Ldcos(α) - OO1 = (OO2 + OC1)tg(δ)  Ldcos(α) - OO1 = (OO2 + Ldsin(α))tg(δ)  tg(δ) = Ldcos(α) - OO1/(OO2 + Ldsin(α))  Ld cos ( ) − OO1  δ = arctg    OO2 + Ld sin ( )  Cuèi cïng: (5-40) Khi hÖ thống treo bị võng xuống đoạn fV bất kì, giả thiết thân xe đứng yên bánh xe di chuyển, bánh xe lên đoạn H = fV Khi điểm C nối giảm chấn đòn ngang lên đoạn là: C1C1H = H + kr(cos(8o) - cos()) (5-41) Nh-ng đoạn kr(cos(8o) - cos()) nhỏ so với H bỏ qua, điểm C1 sÏ di chun ®Õn ®iĨm C1H víi C1C1H = ΔH Mặt khác: sin() = (OC1 - C1C1H)/Ld Vậy suy Trong ®ã: α = arcsin[(OC1 - ΔH)/Ld] (5-42) OC1 = Ldsin(o) Thay vào công thức 5-34 đ-ợc:  OC1 − H      L cos arcsin − OO  d     L d      δ = arctang     OO + L sin  arcsin  OC1 − H    d      Ld     (5-43) Từ ta lập đ-ợc mối quan hệ H H thay đổi tõ fmin = -93,3 ®Õn fmax, víi fmax = f® + ft - f0t = 119 + 140 - 93,3 =165,7 mm, độ võng lớn hệ thống treo 116 5.3.2 Thanh cân (ổn định): Thanh cân hệ thống treo đ-ợc thiết kế dựa sở đảm bảo giảm khả lắc ngang thân xe xe chạy đoạn đ-ờng gồ ghề Nó có tác dụng điều hòa tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bên bánh xe, nâng cao đ-ợc tính ổn định xe có chênh lệch tải trọng tác dụng bên trái phải Xuất phát từ góc nghiêng cho phép thân xe du lịch nh- xe minibus = (4 5) suy mômen lật cầu tr-ớc là: o ML = MtT1h0 Y + MtT1gh0 max (5-38) Trong đó: MtT1 _ Khối l-ợng phần đ-ợc treo trạng thái đầy tải, h0 _ Khoảng cách trọng tâm xe tâm quay tøc thêi S cđa cÇu, h0 = hg - hS hS _ ChiỊu cao cđa t©m quay tøc thêi S cầu xe, hS đ-ợc đo từ họa đồ ®éng häc, Y _ Gia tèc bªn lín nhÊt, Y = (0,6  0,8)g (5-44) chän Y = 0,8g = 0,8.9,81 = 7,85 (m/s2)  max _ Gãc nghiªng lín nhÊt cđa th©n xe,  max = 5o = 0,087 (rad) Mômen chống lật hệ treo phần tử đàn hồi đảm nhận đ-ợc tính theo công thức: MCL = CTX max (5-45) Với CTX độ cứng góc hệ treo tính cho thùng xe, CTX đ-ợc xác định thông qua độ cứng phần tử đàn hồi:  hlx B01   CTX = 0,5C1    Ld  (5-46) 117 Trong ®ã: C1 _ §é cøng cđa bªn hƯ treo, Ld _ ChiỊu dài đòn ngang, hlx _ Khoảng cách từ khớp đòn ngang tới điểm nối lò xo trụ với thân xe, hlx =100 (mm) Vậy suy mômen chống lật cần thiết ổn định đảm nhận quy vỊ b¸nh xe: MO = ML - MCL (Nm) Độ cứng chống lật ổn định: CO = MO/ max (Nm/rad)  fB  CO = 0,5CS  01 Ld Mặt khác ta có: (5-47) Suy độ cứng ổn định quy dÉn vỊ b¸nh xe:  Ld   CS = 2CO  fB  01  (5-48) Víi f lµ khoảng cách đặt ổn định, Thay số vào công thứ 5-43 ta đ-ợc CS N/mrad) Với cấu tạo nh- hình độ cứng cần thiết ổn định CS là: CS = CSP2 (Nm/rad) Mặt kh¸c ta cã: CS φ GJ P GD = = 32l S 32l S (5-49) Trong ®ã: G _ Môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.105 (N/cm2) 118 JP _ Mômen quán tính ổn định, JP = D 32 Tõ 5-44 suy ®-êng kính ổn định D: D = 0,06 CS lS Hình 5.23 Thanh cân Chọn vật liệu chế tạo ổn định thép 60SiCr7 có σb = 1600 MPa vµ hƯ sè an toµn n = 1,5 suy øng suÊt tiÕp cho phÐp: [  ] = σb/2n = 1600/(2.1,5) = 533,3 (N/mm2) T¶i trọng lớn tác dụng lên ổn định là: Zt1 - Zp1 = 2∆Z1 (5-50) Víi: Zt1 _ T¶i trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên trái Zp1 _ Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe bên phải Quy bánh xe: Z1 = MtT1 Y B01 h0 + C1 max B01 Suy tải trọng lớn tác dụng lên đầu ổn định: ZSmax = 2Z1 Ld f Mômen xoắn lớn tác dụng lên ổn định: MSmax = ZSmaxP (Nmm) 119 Vµ øng st tiÕp lín nhÊt:  s max = M S max WP (5-51) Víi WP = 0,2D3 5.4 Tính toán thiết kế giảm chấn 5.4.1 S cấu tạo đường đặc tính giảm chấn thủy lực Hình 5.24 Sơ đồ cấu tạo giảm chấn thuỷ lực Hình 5.2 Đường đặc tính khơng đối xứng giảm chấn tác dụng hai chiều với van giảm tải Van chiều Buồng chứa dầu Đũa đẩy Piston Cụm làm kín Van chiều Xilanh Khoang chứa khí 5.4.2 X¸c định kích th-ớc giảm chấn Kích th-ớc giảm chấn đ-ờng kích xy lanh làm việc, hành trình làm việc hành trình piston Kích th-ớc lỗ van giảm chấn (số l-ợng lỗ van diện tích l-u thông lỗ van) Đ-ờng kính xy lanh làm việc cần phải tính toán cho áp suất cực đại truyền qua giảm chấn không v-ợt giới hạn cho phép, đồng thời không làm giảm chấn nóng nhiệt độ cho phép giảm chấn làm việc chế độ căng thẳng Chọn: - Đ-ờng kính làm việc xy lanh : dxy lanh - Suy ®-êng kÝnh piston : dp - Đ-ờng kính xy lanh làm viÖc : dx 120 dx = dp + 2.2,5 - §-êng kÝnh cđa gi¶m chÊn : dt dt = (0,40,5).dp - Đ-ờng kính ống của xy lanh : dn (2  4).d t2 + d x2 dn = - Chiều dài phần chứa dầu (chiều dài thiết kÕ cđa gi¶m chÊn) : lg lg = (3…5)dx - Diện tích giảm chấn : F D F =  D − l g  2  Trong : D - đ-ờng kính giảm chấn ; D = dn lg chiều dài thiết kế giảm chấn Công suất tiêu thụ cđa gi¶m chÊn : Nt Nt = (Z1 + Z )Z g = (K1 + K )Z g2 (5 - 52) Trong ®ã : K1 : hệ số cản giảm chấn hành trình nén K2 : hệ số cản giảm chấn hành trình trả Ta có : K : hệ số cản cđa gi¶m chÊn K= K1 + K 2 (5 - 53) Mặt khác : K1 = 2,5 K2 Công suất tiêu thụ giảm chấn : Nt = (K1 + K )Z g2 (5 - 54) Công giảm chấn tiêu thụ thời gian t (gi©y) : L L = Nt.t (Nm) (5 - 55) Từ ph-ơng trình truyền nhiệt giới hạn nhiệt độ chÊt láng gi¶m chÊn ta cã : L =  F.(Tgmax - Tb)t (J) (5 - 56) Trong ®ã : Tgmax - nhiệt độ cực đại cho phép vỏ giảm chấn (12001300) giảm chấn làm việc thời gian liên tục Tb - nhiệt độ môi tr-ờng xung quanh (Tb = 200) 121 ...5.1.1.2 Kết cấu hệ thống treo độc lập Hình 5.5: Sơ đồ tổng thể hệ thống treo độc lập 1.Thùng xe Bộ phận đàn hồi Bộ phận giảm chấn Các đòn liên kết hệ treo Sơ đồ kết cấu loại hệ thống treo độc... Đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo Hình 5.9 Các dạng đường đặc tính hệ thống treo Hình 5.10 Đường đặc tính đàn hồi hệ thống treo Hình 5.11 Quan hệ tần số tần số dao động riêng phần treo h với... 5.6: Sơ đồ hệ thống treo MacPherson Hình 5.7: Hệ treo độc lập xoắn loại địn 5.1.1.3 Tải trọng tính tốn : a §é cøng hệ thống treo Chọn sơ tần số dao ®éng cña xe: n Suy ®é tÜnh cña hÖ thèng treo: 