Trong tình hình phát triển kinh tế như hiện nay thì ở các cảng nói riêng và các đầu mối giao thông vận tải nói chung việc áp dụng những thành tựu khoa học kỹ thuật vào công tác cơ giới hóa xếp dỡ là rất quan trọng và cần thiết vì nó có thể nâng cao năng suất lao động và giảm nhẹ sức lao động. Bất cứ hoạt động nào muốn có hiệu quả và có thể tồn tại lâu dài trên thương trường thì phải không ngừng cải tiến chất lượng sản xuất kinh doanh. Do đó, ngoài công tác quản lý, tổ chức sản xuất hợp lý còn đòi hỏi phải đầu tư trang thiết bị, máy móc vận chuyển và xếp dỡ tốt. Để đáp ứng được yêu cầu đó khoa cơ khí trường Đại Học Giao Thông Vận Tải Thành Phố Hồ Chí Minh đã trang bị cho các sinh viên trong viện những kiến thức cơ bản về trang thiết bị máy xếp dỡ và vận tải, đồng thời tạo điều kiện cho sinh viên làm quen với các công tác xếp dỡ và bố trí các trang thiết bị xếp dỡ.
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO
Công dụng và yêu cầu của hệ thống treo
Hệ thống treo ở đây được hiểu là hệ thống liên kết mềm giữa bánh xe và khung xe hoặc vỏ xe Hệ thống treo có những chức năng sau đây:
+Trong lúc xe chạy hệ thống treo cùng với các lốp xe tiếp nhận và dập tắt dao động, rung động và chấn động do mặt đường không bằng phẳng, để bảo vệ hành khách và hàng hóa, làm cho xe di chuyển ổn định hơn
+Đỡ thân xe trên các cầu xe và duy trì quan hệ hình học giữa thân xe và các bánh xe
+Truyền lực giữa bánh xe và khung xe bao gồm lực thẳng đứng (tải trọng, phản lực), lực dọc (lực kéo hoặc lực phanh, lực đẩy hoặc lực kéo với khung, vỏ), lực bên (lực li tâm, lực gió bên, phản lực bên)
Yêu cầu của hệ thống treo rất là phức tạp vì nó liên quan đến tính êm dịu, động học bánh xe…
+Độ võng tĩnh ft phải nằm trong giới hạn đủ đảm bảo được các tần số dao động riêng của vỏ xe và độ võng động phải đủ để đảm bảo vận tốc chuyển động của ô tô trên đường xấu nằm trong giới hạn cho phép Ở giới hạn này không có sự va đập lên các bộ phận hạn chế bằng cao su
+Động học của các bánh xe dẫn hưỡng vẫn giữ đúng khi các bánh xe dẫn hướng dịch chuyển trong mặt phẳng đứng
+Dập tắt nhanh các dao động của than xe và bánh xe
+Giảm tải trọng động khi qua đường gồ ghề
+Có độ bền và tuổi thọ làm việc cao
Các bộ phận của hệ thống treo
Hệ thống treo gồm có 3 thành phần
Chức năng: là bộ phận nối mềm giữa bánh xe và khung xe, nhằm biến đổi dao động giữa mặt đường và bánh xe thành dao động điều hòa tạo cảm giác êm dịu cho xe
Bộ phận đàn hồi có thể bố trí khác nhau trên xe nhưng nó cho phép bánh xe và khung vỏ xe có thể dịch chuyển tương đối với nhau theo phương thẳng đứng
Hình 1.1 Ba kiểu bộ phận đàn hồi phổ biến hiện nay
Các bộ phận đàn hồi thường được sử dụng hiện nay: a) Nhíp
Nhíp được làm từ các lá thép lò xo uốn cong, 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 Quang nhíp dùng để giữ cho các lá nhíp không bị sô lệch về hai bên, các lá nhíp có thể dịch chuyển tương đối với nhau theo chiều dọc Khi dịch chuyển tương đối theo chiều dọc, giữa các lá nhíp có lực ma sát, lực ma sát này dùng để dập tắt dao động theo phương thẳng đứng của ô tô Khi làm việc, mặt trên của lá nhíp sẽ chịu kéo, còn mặt dưới sẽ chịu nén
Nói chung, nhíp càng dài thì càng mềm Số lá nhíp càng nhiều thì khả năng chịu tải càng cao, tuy nhiên nhíp sẽ cứng hơn và ảnh hưởng đến độ êm dịu Đặc tính của nhíp lá là:
+Bản thân nhíp đã có đủ độ cứng vững để giữ cho cầu xe ở đúng vị trí nên không cần sử dụng các liên kết khác
+Nhíp thực hiện được chức năng tự khống chế dao động thông qua ma sát giữa các lá nhíp
+Nhíp có đủ độ bền để chịu tải trọng nặng
+Vì có nội ma sát giữa các lá nhíp nên nhíp khó hấp thu được các rung động nhỏ từ mặt đường Bởi vậy nhíp thường được sử dụng cho các xe cỡ lớn với yêu cầu về độ êm dịu không cao b) Lò xo trụ
Lò xo trụ được làm bằng thanh thép lò xo đặc biệt Khi đặt tải trọng lên một lò xo, toàn bộ thanh thép bị xoắn khi lò xo co lại Nhờ vậy năng lượng của ngoại lực được tích lại và chấn động được giảm bớt
Hình 1.3 Lò xo trụ Đặc tính của lò xo trụ là:
+Tỷ lệ hấp thụ năng lượng tính cho một đơn vị khối lượng cao hơn so với loại lò xo lá nhíp
+Có thể chế tạo các lò xo mềm
+Vì không có ma sát giữa các lá như ở nhíp nên cũng không có khả năng tự dập tắt dao động, vì vậy bắt buộc phải sử dụng thêm bộ phận giảm chấn
+Vì không chịu được lực theo phương nằm ngang nên cần phải có các cơ cấu liên kết để truyền lực
Thanh xoắn là một thanh thép lò xo có tính đàn hồi xoắn Một đầu của thanh xoắn có được gắn cứng với khung xe hoặc các kết cấu khác của thân xe, còn đầu kia được gắn với bộ phận chịu tải trọng
Thanh xoắn cũng được sử dụng để làm thanh ổn định
Hình 1.4 Thanh xoắn Đặc tính của thanh xoắn:
+Nhờ tỉ lệ hấp thụ năng lượng trên một đơn vị khối lượng lớn hơn so với các loại lò xo khác nên hệ thống treo có thể nhẹ hơn
+Kết cấu của hệ thống treo đơn giản
+Cũng như lò xo trụ, thanh xoắn không tự hấp thụ được dao động nên phải dung thêm bộ phận giảm chấn
+Dập tắt các các dao động giữa khung xe và bánh xe khi xe di chuyển trên nền đường không bằng phẳng nhằm bảo vệ được bộ phận đàn hồi và tăng tính êm dịu, tiện nghi cho người sử dụng
+Đảm bảo dao động của phần không treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
+Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc,khả năng an toàn khi chuyển động
Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn thủy lực Giảm chấn thuỷ lực sẽ biến cơ năng các dao động thành nhiệt năng và sự làm việc của nó là nhờ ma sát giữa các chất lỏng và lỗ tiết lưu Giảm chấn phải đảm bảo dập
Trang 5 tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô và phải dập tắt chậm các dao động nếu ôtô chạy trên đường ít mấp mô để cho ôtô chuyển động êm dịu
Trên ô tô hiện nay chủ yếu sử dụng là giảm chấn ống thuỷ lực có tác dụng hai chiều ở cấu trúc hai lớp a) Giảm chấn kép Đây là một loại giảm chấn quen thuộc và được dùng phổ biến cho ô tô từ trước đến nay
Hình 1.6 Cấu tạo giảm chấn kép
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 có một cụm van bù Bao ngoài vỏ trong là
Trang 6 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 có áp suất khí quyển Ưu điểm:
+Giảm chấn hai lớp có độ bền cao
+Làm việc ở cả hai hành trình nên áp suất thấp
+Khi làm việc ở tần số cao có thể xảy ra hiện tượng không khí lẫn vào chất lỏng để giảm hiệu quả của giảm chấn
+Hạn chế việc bố trí trên xe cho phép nghiêng tối đa là 45⁰ so với phương thẳng đứng
+Thời gian dập dao động dài b) Giảm chấn đơn
Hình 1.7 Cấu tạo giảm chấn đơn
+Thời gian dập tắt dao động nhanh hơn
+Hiệu suất cao trên các dải nhiệt
+Làm việc với điều kiện áp suất cao liên tục rất dễ ảnh hưởng đến phớt chắn dầu
+Không êm dịu bằng giảm chấn kép
+Độ bền kém c) Giảm chấn từ trường
Phân loại hệ thống treo
Hiện nay ở trên xe ô tô hệ thống treo bao gồm 2 nhóm chính:
Hình 1.10 Hệ thống treo phụ thuộc (a) và hệ thống treo độc lập (b)
1.3.1 Hệ thống treo phụ thuộc Đặc trưng của hệ thống treo phụ thuộc là các bánh xe lắp trên một dầm cầu cứng Trong trường hợp cầu xe là bị động thì dầm đó là một thanh thép định hình, còn trường hợp là cầu chủ động thì dầm là phần vỏ cầu trong đó có một phần của hệ thống truyền lực 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
Hình 1.11 Trạng thái điển hình của hệ thống treo phụ thuộc a) Xe chuyển động qua gờ cao b) Xe chuyển động khi chịu tác dụng của lực bên c) Xe chuyển động qua gờ cao và gờ thấp d) Xe chuyển động khi tăng tải
Nếu bộ phận đàn hồi là nhíp lá thì nhíp đóng vai trò là bộ phận dẫn hướng, có thể dùng thêm giảm chấn hoặc không 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, lực gió bên, đường nghiêng) 2 bánh xe liên kết cứng bởi vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe
+Công nghệ chế tạo đơn giản, dễ tháo lắp và sửa chữa Giá thành thấp
+Khối lượng phần liên kết bánh xe (phần không 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
+Sự nối cứng bánh xe 2 bên bờ dầm liên kết gây nên hiện tượng xuất hiện chuyển vị phụ khi xe chuyển động
1.3.2 Hệ thống treo độc lập Đặc điểm: trên hệ thống treo độc lập dầm cầu được chế tạo rời, giữa chúng liên kết với nhau bằng khớp nối, bộ phận đàn hồi là lò xo trụ, bộ giảm chấn là giảm chấn ống Trong hệ thống treo độc lập hai bánh xe trái và phải không quan hệ trực tiếp với nhau
Hình 1.12 Hệ thống treo độc lập 2 đòn ngang
+Khối lượng phần không được treo nhỏ, đặc tính bám đường của bánh xe tốt vì vậy sẽ êm dịu khi chuyển động và có tính ổn định tốt
+Các lò xo chỉ làm nhiệm vụ đỡ thân ôtô mà không phải làm nhiệm vụ dẫn hướng nên có thể làm lò xo mềm hơn nghĩa là tính êm dịu tốt hơn
+Do không có sự nối cứng giữa các bánh xe bên trái và bên phải nên có thể hạ thấp sàn ô tô và vị trí lắp động cơ Do đó mà có thể hạ thấp trọng tâm ô tô
+Vì nó độc lập nên động lực học của 1 bên bánh xe sẽ được giữ nguyên khi bánh kia đi qua đường gồ ghề
+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 : a) Dạng treo 2 đòn ngang
Kết cấu phức tạp, chiếm khoảng không gian quá lớn Cấu tạo của hệ treo gồm: đòn trên, đòn dưới, giảm chấn, lò xo, đòn đứng Các đòn trên và đòn dưới liên kết với đòn đứng bằng các khớp cầu
Hình 1.13 Sơ đồ cấu tạo của hệ treo 2 đòn ngang
(1) Bánh xe (2) Giảm chấn (3) Lò xo (4) Đòn trên (5) Đòn dưới (6) Đòn đứng
Trang 12 b) Dạng treo Mc.Pherson
Cấu tạo vủa hệ treo gồm: đòn dưới, lò xo, giảm chấn Một đầu giảm chấn lắp vào đòn dưới, đầu còn lại nối với khung xe 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
Hình 1.14 Sơ đồ cấu tạo của hệ treo Mc.Pherson
(1) Giảm chấn (2) Đòn dưới (3) Bánh xe (4) Lò xo (P) Tâm quay bánh xe
Nếu ta so sánh với hệ treo 2 đòn ngang thì hệ treo Mc.Pherson kết cấu ít chi tiết hơn, không chiếm nhiều khoảng không và có thể giảm nhẹ được trọng lượng kết cấu
Hình 1.15 Hệ treo Mac.Pherson
Nhưng nhược điểm chủ yếu của hệ treo Mc.Pherson là do giảm chấn vừa phải làm chức năng của giảm chấn lại vừa làm nhiệm vụ của trụ đứng nên trục giảm chấn chịu tải
Trang 13 lớn nên giảm trấn cần phải có độ cứng vững và độ bền cao hơn do đó kết cấu của giảm chấn phải có những thay đổi cần thiết c)Dạng treo kiểu hai đòn dọc
Hệ treo đòn dọc là hệ treo có 2 đòn dọc, một đầu thì gắn liên kết với trục bánh xe, đầu còn lại nối với khung vỏ bằng khớp trụ Lò xo và giảm chấn được đặt dọc theo đòn dọc Đòn dọc là nơi tiếp nhận lực ngang và lực dọc
Hình 1.16 Sơ đồ cấu tạo của hệ treo 2 đòn dọc
(1) Khung xe (2) Lò xo (3) Giảm chấn (4) Bánh xe (5) Đòn dọc (6) Khớp quay
Hệ treo đòn dọc chiếm không gian hai bên sườn xe nên có thể hạ thấp trọng tâm xe, tăng tính ổn định và để lại không gian lớn cho khoang hành lý Khớp quay của đòn dọc thường là khớp trụ, với hai ổ trượt đặt xa nhau để có khả năng chịu lực theo các phương cho hệ treo Đồng thời đòn dọc đòi hỏi cần phải có độ cứng vững lớn, nhằm mục đích chịu được các lực dọc, lực bên và chịu mômen phanh lớn d) Dạng treo kiểu đòn dọc có thanh ngang liên kết
Hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết có đặc điểm là hai đòn dọc được nối cứng với nhau bởi một thanh ngang Thanh ngang liên kết đóng vai trò như một thanh ổn định như đối với các hệ treo độc lập khác Thanh ngang liên kết có độ cứng chống xoắn vừa nhỏ để tăng khả năng chống lật của xe vừa có khả năng truyền lực ngang tốt Đòn dọc
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO CẦU TRƯỚC
Thông số kỹ thuật xe Mazda 6
Thông số được lấy tham khảo từ nhà sản suất
• Chiều dài cơ sở: 2830 mm
• Vết xe bánh trước/sau: 1595/1585 mm
• Chiều dài đầu xe :950 mm
• Chiều dài đuôi xe: 1085 mm
• Khoảng sáng gầm xe: 165 mm
• Khối lượng khi không tải: 1520 kg
• Khối lượng phân bố lên cầu trước (không tải): 880 kg
• Khối lượng phân bố lên cầu sau (không tải): 640kg
• Khối lượng khi đầy tải: 1970 kg
• Khối lượng phân bố lên cầu trước (đầy tải): 1000 kg
• Khối lượng phân bố lên cầu sau (đẩy tải):970 kg
• Áp suất lốp với tải trọng lớn nhất/chỉ số khả năng chịu tải: 350kPa/92
• Khối lượng phần được treo cầu trước (không tải): 695 kg
• Khối lượng phần được treo cầu sau (không tải) :430 kg
• Khối lượng phần được treo cầu trước (đầy tải) :815 kg
• Khối lượng phần được treo cầu sau (đầy tải): 760 kg
• Khối lượng phần không được treo cầu trước:185 kg
• Khối lượng phần không được treo cầu sau: 210 kg
• Chiều cao trọng tâm ô tô (đầy tải): 548 mm
• Khoảng cách từ trọng tâm đến tâm cầu trước (đầy tải): 1372 mm
• Khoảng cách từ trọng tâm đến tâm cầu sau (đầy tải):1458 mm
• Chiều cao trọng tâm phần không được treo cầu trước (đầy tải) :350 mm
• Chiều cao trọng tâm phần không được treo cầu sau (đầy tải): 350 mm
• Khối lượng hành khách và hành lý (Cầu trước): 120 kg
• Khối lượng hành khách và hành lý (Cầu sau): 330 kg
Lựa chọn phương án thiết kế
Thông thường hệ thống treo độc lập sẽ được lựa chọn để sử dụng cho các dòng xe ô tô con vì những lí do sau:
+Cho phép tăng độ võng tĩnh và độ và độ võng động nên tạo cảm giác êm dịu hơn
+Giảm khối lượng phần không được treo của xe
+Kích thước nhỏ gọn tạo không gian để bố trí khoang động cơ và hệ thống lái phía trước
+Có thể bố trí động cơ và hộp số nằm thấp để hạ thấp trọng tâm xe
+Kết cấu đơn giản và dễ dàng sửa chữa bảo dưỡng
Trong số các hệ thống treo độc lập thì hệ thống treo kiểu Mc.Pherson là hệ thống được nhiều nhà sản xuất xe chọn để bố trí trên hệ thống treo cầu trước bởi vì ít điểm kết nối với khung xe từ đó dẫn điến giá thành thấp, dễ bảo trì bố trí, giảm trọng lượng và không gian nhưng hơn thế nữa là vẫn đảm bảo được động lực học bánh xe Với cơ sở phân tích trên cùng với đặc điểm, mục đích sử dụng ta chọn thiết kế tính toán hệ thống treo cầu trước là độc lập kiểu Mc.Pherson và hệ thống treo cầu sau là độc lập kiểu 2 đòn ngang
Xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo
Có rất nhiều các thông số đánh giá độ êm dịu của ô tô 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 ô tô thông qua tần số dao động của hệ thống treo Đối với ô tô con tần số dao động n = 60÷90 (l/ph) và với xe tải là n = 90÷120 (l/ph) để đảm bảo phù hợp với dao động của con người Như vậy với dòng xe ô tô con
5 chỗ vừa để vừa đảm bảo tính êm dịu cho hành khách và hành lý Ta sẽ lựa chọn tần số dao động của xe là n = 70÷ 80 (l/ph) 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 = 70÷ 80 (l/ph)
Và độ cứng của hệ treo được tính theo công thức sau:
Ta chọn tần số dao động n = 74 (l/ph) phù hợp với dòng xe con và thay vào công thức trên ta có: a) Độ võng tĩnh của hệ thống treo f t =(300 n )
Trọng lượng phần được treo ở trạng thái không tải là :
Gt10 = 6950 N Trọng lượng phần được treo ở trạng thái đầy tải là :
GtT1 = 8150 N Độ cứng của một bên hệ thống treo trước ở trạng thái không tải :
C t1 =G t10 2.f t = 6950 2.0,165!060 (N/m) Độ cứng của một bên hệ thống treo trước ở trạng thái đầy tải :
2.f t = 8 150 2.0,165$697 (N/m) Độ cứng của một bên hệ thống treo trước lấy từ giá trị trung bình :
2.(21060+24697)"878,5 (N/m) Kiểm nghiệm lại độ võng tĩnh với:
1000 0 (mm) Với M 10 là khối lượng phân bố lên cầu trước khi không tải
Với M 1T là khối lượng phân bố lên cầu trước khi đầy tải
+Ở chế độ đầy tải : f tT1 =G tT1 2.C t = 8150 2.22878,5=0,178(m) n T1 0 π √ g f tT1 0 π √ 9,8 0,178q(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 n = 60÷90 (l/ph) đảm bảo được yêu cầu đặt ra Do đó với bộ phận đàn hồi có độ cứng C t = 22878,5 (N/m) thoả mãn được yêu cầu tính toán thiết kế b) Độ võng động
Vậy 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 = 0,12 + 0,165 = 0,285 (m)
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 0,10,2 của toàn bộ chiều dài ụ Kiểm tra hành trình động của bánh xe theo điều kiện : fđ H0 - Hmin
H0 : khoảng sáng gầm xe ở trạng thái đầy tải tĩnh
Hmin : khoảng sáng gầm xe tối thiểu
H0 0,285 m Đối với cầu trước cần kiểm tra hành trình động để không xẩy ra va đập cứng vào ụ tì trước khi phanh Khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính, trọng tâm của xe sẽ dịch chuyển và đầu xe sẽ bị dìm xuống, lúc này fđ sẽ thay đổi
Từ công thức : f đ ≥f t φ max h g b Trong đó :
Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau: b58 mm
Chiều dài cơ sở xe L = 2830 mm
Chiều cao trọng tâm xe hg = 548 mm
Động học hệ treo Mc.Pherson
2.4.1 Số liệu cơ sở để tính toán
+Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu trước: B= 1595 mm
+Bán kính bánh xe : Kí hiệu lốp: 225/45R19H Rbx = 318 mm
+Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng (góc Kingpin): 0 = 8 o
+Chiều cao tai xe lớn nhất: Htmax = 850 mm
+Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng: = 2 o
+Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): o= 0 o
+Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng: ro = -19 mm
+Khoảng sáng gầm xe: Hmin = 165 mm
+Độ võng tĩnh trạng thái không tải: 𝑓 𝑡10 = 150 mm
+Độ võng động: fđ = 120 mm
+Độ võng tĩnh của hệ treo ở trạng thái đầy tải: 𝑓 𝑡𝑇1 = 178 mm
+Chiều dài trụ đứng: Kr = 150 mm
+Tâm quay tức thời của thùng xe nằm dưới mặt đường: hs = 50 mm
2.4.2 Xác định độ dài càng A và vị trí các khớp ( phương pháp đồ thị)
+Các bước cụ thể như sau:
Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường : dd
Vẽ đường trục đối xứng ngang của xe A0m: A0m vuông góc với dd
Trên A0d đặt A0B0 = B/2 = 1595/2 = 797,5 mm Với B0 là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
Tại B0 dựng B0z vuông góc với dd
Trên đoạn A0B0 đặt B0C0 = ro = 19 mm
Tại C0 dựng C0n tạo với phương thẳng đứng một góc 0 =8 o Trên C0n tìm điểm O2n là điểm liên kết của giảm chấn với tai xe, O2 cách mặt đường một đoạn 850 mm
Trên B0z đặt B0B = rbx = 318 mm (tính ở phần trên)
Tại B dựng đường vuông góc với B0z cắt C0n tại C2 C2 là điểm nối cứng của trụ bánh xe với trụ xoay đứng
Trên C0n từ C2 đặt về phía dưới một đoạn
C1, C2 là khoảng cách từ tâm trục bánh xe tới khớp quay ngoài đòn ngang.C1 là vị trí khớp quay ngoài của đòn ngang ở vị trí không tải
Tại vị trí này tâm quay của đòn ngang phải cao hơn hoặc ngang bằng vị trí A4 trên đường A0m.
Hình 2.1 Họa đồ xác định kích thước đòn dưới của hệ treo Mc.Pherson
Bằng cách tương tự ta sẽ tìm được vị trí khớp ngoài của đòn ngang ở vị trí đầy tải nhờ sau: Khi hệ treo biến dạng lớn nhất, nếu coi thùng xe đứng yên thì bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến lên tới điểm B1
Nếu coi khoảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
Khi đó: B0B1= fđ+ ft- fot= 120+165-140 5 mm
Trên B1q đặt B1D1= BoC0= |ro| mm
Nối D1O2 thì D1O2 là đường tâm trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất Trong quá trình chuyển dịch bánh xe, k/c CoC1 không thay đổi, do đó trên D1O2 ta lấy
D1D2= CoC1 D2 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ứng với trạng thái Hệ treo biến dạng lớn nhất Như vậy C1 và D2 sẽ cùng nằm trên một cung tròn có tâm là khớp trong
O1 của đòn nằm ngang ld (chưa biết) Tâm khớp trong O1 phía nằm trên đường trung trực của C1D2 Kẻ đường trung trực kk của C1D2
Từ A4 kẻ đường tt // dd
Xác định giao điểm O1 của tt với kk O1chính là tâm khớp trụ trong của đòn ngang
- Khoảng cách từ O1 tới đường đối xứng của xe phải sao cho có thể bố trí khoang chứa hàng hoặc cụm máy Nếu nó không phù hợp thì có thể cho phép thay đổi khoảng sáng gầm xe trong giới hạn cho phép
Nếu kéo dài O1C1và kẻ đường vuông góc với O2Co thì chúng gặp nhau tại P (tâm quay tức thời của bánh xe)
Nối PBo và kéo dài cắt Aom tại S (S là tâm quay tức thời của cầu xe cũng như là thùng xe trong mặt phẳng ngang cầu xe) Đo khoảng cách O1C1 ta được độ dài càng A của hệ thống treo:
2.4.3 Mối quan hệ hình học của hệ treo Mc.Pherson
Ta có sơ đồ hình học của hệ treo
Hình 2.2 Mối quan hệ hình học giữa các góc đặt
Từ đồ thị động học đã xây dựng ở trên ta có độ dài các đoạn:
+Ở trạng thái tĩnh, ta có: CC2 = ld.sinα
Khi bánh xe chuyển vị lên một đoạn là: ΔH, thì điểm C sẽ dịch chuyển trên cung tròn tâm O1 bán kính là ld một đoạn là: CC’ và đòn ngang sẽ quay đi một góc là Δα 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
Hình 2.3 Góc quay của đòn ngang
Và ta có C’C2 chính là đoạn chuyển vị của bánh xe theo phương thẳng đứng Tức là: C’C2 = ΔH
Suy ra, ta có: ΔH = ld sin(α – Δα)
Và độ xê lệnh bánh xe ΔB chính bằng: ΔB = 2 C’C’’ = 2.ld tan Δα.sin Δα
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.tanδ = (OO2 + OC1).tanδ
Mặt khác thì ta có:
OC2 = O1C2 - OO1 = ld.cosα - OO1
Vậy ta suy ra:OC2 = ld.cosα - OO1 = (OO2 + OC1).tanδ
=> ld.cosα - OO1 = (OO2 + ld.sinα)tanδ Suy ra: tanδ = ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα) δ = arctan(ld.cosα - OO1/(OO2 + ld.sinα) )
Như vậy ta cũng có thể xây dựng đồ thị động học ΔB, Δδ theo α ( góc quay đòn ngang).
Động lực học hệ thống treo Mc.Pherson
2.5.1 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:
Ztt - tải trọng thẳng đứng tính toán cho một bên bánh xe
Mp - hệ số phân bố tải trọng khi phanh gấp, Mp =1,2
G1 - trọng lượng tĩnh đặt trên cầu trước (khi đầy tải)
Xmax - lực dọc lớn nhất tác dụng tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
Hệ số bám dọc: φ = 0,75 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:
B - chiều rộng vết bánh xe, B = 1,595 (m)
Gbx - khối lượng cụm bánh xe (gồm bánh xe, larăng và cơ cấu phanh),
Gbx = 200(N) hg - chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,548 (m) φ * y - hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 0,6 φy - hệ số bám ngang, lấy bằng 1
1,595 ).1p61 (N) c) Trường hợp chịu tải trọng động
Trên sơ đồ chỉ có lực Z (vắng mặt X,Y)
G1- tải trọng đặt trên cầu trước kd- hệ số tải trọng động, kd = 1,8 – 2,5 với xe con chạy trên đường tốt.(chọn kd = 2)
2.5.2 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 côn,thanh xoắn.Trong mục này chỉ đề cập tới việc tính lực và chọn cách bố trí lò xo trụ Các góc bố trí trong không gian có thể gặp là: góc nghiêng dọc ε và góc nghiêng ngang δ Các góc này được bố trí tùy thuộc vào không gian cho phép trên xe a) Độ cứng và chuyển vị của lò xo
Hành trình làm việc flx = fl lx l bx cos lx cos lx
Hình 2.4 Các kích thước của hệ treo Độ cứng theo trục tâm
Clx = C t cos 2 ε lx cos 2 δ lx (l lx l bx )
2 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 b) Độ cứng và hành trình của 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 có: ro (bán kính quay bánh xe dẫn hướng) âm và góc nghiêng ngang trụ đứng δ khá lớn
Hành trình làm việc:f gc = l gc l bx cosδ gc cosε gc
Hệ số cản theo tâm trục
2 K tb cos 2 ε gc cos 2 δ gc
Hình 2.5 Độ cứng và hành trình của giảm chấn 2.5.3 Xác định các lực và phản lực tác dụng lên hệ thống treo a) Trường hợp chịu tải trọng động chỉ có lực Z ( không có lực X và Y)
Hình 2.6 Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo khi chỉ có lực Z
Phản lực tại Z đặt tại bánh xe gây nên đối với trục đứng AB:
ZAB cân bằng với Zlx:
2 cos8 0 I51 (N) Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng:
ZA = ZAB = Zlx = 4951 N Lực Z gây ra lực ngang ZY và mômen MZ:
Z - tải trọng thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe,
Z = 0,5.G1 = 0,5.10000 = 5000 (N) r0 - là bán kính quay bánh xe quanh trụ đứng, ro 0(mm)
ZAB - lực dọc theo phương trụ đứng
ZY - lực ngang tác động lên bánh xe δ - góc nghiêng ngang trụ đứng, δ = 8 o
Và có MZ tạo nên hai phản lực tại A và B là AMZ, BMZ
537.5+75 3,5 (N) Trong đó: m = C2O2 = 537,5 (mm) n = C1C2 =Kr/2 = 75 (mm) r = bán kính bánh xe 318 (mm)
Còn ZY gây ra hai phản lực AZY và BZY:
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:
BMZ + BZY = 153,5+446,5`0 N Trên đòn ngang tại điểm C có lực liên kết:
Các phản lực tại gối tựa D và E là:
110+70#6 N Trong đó d1, d2 - là khoảng cách từ hai đầu khớp bản lề trong của càng A tới khớp cầu ngoài của càng b)Trường hợp lực phanh cực đại chỉ có thành phần Z và X
Vị trí của các lực:
+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:
Hình 2.7 Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo trong trường hợp có lực Z và X
Lực Xo gây nên các phản lực tại A và B là AX và BX:
537,5+75 949 (N) Mômen MX gây nên tại A và B:
Lực X gây nên đòn ngang lái đặt tại điểm S là SY và tạo nên các phản lực AS và
40.cos8!16 (N) lS -chiều dài đòn ngang lái.Theo số liệu tham khảo chọn: s = m, t = n
Trong đó: s, t - kích thước để lắp đòn ngang lái
Như vậy các lực tác dụng lên trụ đứng Ở đầu A:
Theo phương Y: AMZ + AZY -AS B9-2590 N Ở đầu B
Theo phương Y: BMZ + BZY + BS = 153,5+446,5+1856$56 N
Các lực liên kết tại C:
CX gây nên các thành phần lực tại gối D và E:
CY gây nên các phản lực tại gối D và E
Tại D có: DX, DY, DYX
Tại E có: EX, EY, EYX c) Trường hợp chịu lực bên cực đại chỉ có hay 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
Hình 2.8 Phản lực và lực tác dụng lên hệ treo trong trường hợp chỉ có lực Z và Y
Lực ngang Y gây nên đối với trụ đứng AB các phản lực AY , BY:
AY= Y- BY = 7061-2801B60 N Các lực tác dụng lên trụ đứng:
BY - BMZ - BZY = 2801-153,5-446,5"01 N Các lực tác dụng lên đòn ngang:
CYY = BY - BMZ - BZY = 2201 N Tại E:
Chọn và kiểm bền các bộ phận chính
2.6.1 Đòn ngang chữ A Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ Đầu ngoài bắt với cam quay Rô-tuyn Việc sử dụng 2 đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng vững cho hệ treo
Trạng thái chủ lực chủ yếu là kéo, nén, uốn, tiết diện của đòn ngang dưới, tham khảo và khi kiểm bền giả thiết rằng: một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng Do vậy có thể tính toán như sau : a) Trường hợp 1: chỉ có lực Z
Fz = ZAB = 4951 N Đòn ngang dưới sẽ chịu kéo và uốn dọc:
Hình 2.9 Hệ lưc Z tác dụng lên càng A
Fz đóng vai trò là lực cắt và gây uốn dọc trong mặt phẳng zoy Ứng suất tiếp lớn nhất được xác định theo công thức :
2400=3,09 N/mm 2 Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: 𝜎bQ0 (MPa)
Suy ra τ max < [τ].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) Ứng suất uốn lớn nhất được xác định theo công thức: σ u ' =M u
Mu :mô men uốn trên mặt cắt ngang
Jx: mô men quán tính của mặt cắt ngang y: tung độ của điểm đang xét đến trục trung hoà OE
Với: l - chiều dài khoảng cách từ điểm F đến mặt cắt 1-1; l= 300(mm)
Trang 35 y: lấy tại điểm có tung độ max y = 30 (mm)
Thay các giá trị trên vào công thức ta có: σ u 85300
320 000 309 (MPa) Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50: 𝜎b = 510 (MPa)
Do σu < [σu] Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
Do σk < [σk] Nên thỏa mãn điều kiện bền kéo b) Trường hợp 2: chỉ có lực Z và X
Hình 2.10 Hệ lực X tác dụng lên càng A
Fz : đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc trong mặt phẳng (zoy) + Ứng suất tiếp max:
Qy: lực cắt Qy = Fz = 4951 (N/mm 2 )
2400=3,09 N/mm 2 Với vật liệu hợp kim nhôm AlZnMgCu1,2F50, ta có: 𝜎bQ0 (MPa)
[𝜏]= 𝜎b /2nQ0/30 N/mm 2 Suy ra: τ max < [τ] với n = 1,5: hệ số an toàn
Fz gây ra mômen uốn dọc: Tương tự trường hợp 1 ta có: σ u ' =M u
Thay các giá trị trên vào công thức ta có: σ u 85300
320 000 309 (MPa) Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : [σ u ] = 510 (MPa)
Do σu < [σu] Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
Thành phần Fy gây ra kéo đúng tâm
Do σk < [σk] Nên thỏa mãn điều kiện bền kéo
Thành phần Fx gây ra lực cắt và mômen uốn ngang trong mặt phẳng (xoy):
Qy: lực cắt Qy = Fx = 6285 (N/mm 2 )
Thay vào ta có: τ max =3,9 (N/mm 2 )
Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : [σ b ] = 510 (MPa)
[σ]= σb /2nQ0/30 N/mm 2 ≤τ max Thoả mãn bền
Fx gây ra mômen uốn ngang: ứng suất uốn lớn nhất xác định theo công thức: σ u ' =M u
320000 306 (MPa) Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 : [σ b ] = 510 (MPa)
Do σu < [σu] Nên thỏa mãn điều kiện bền uốn
Trang 38 c) Trường hợp chỉ có lực Z và Y
Hình 2.11 Hệ lực Y tác dụng lên càng A
Càng A sẽ chịu nén, tính toán như trên ta cũng thu được kết quả:
Thành phần Fy gây ra nén đúng tâm:
Ngoài ra, do đòn A chịu nén đúng tâm ở trường hợp này nên cần phải kiểm tra thêm điều kiện ổn định:
Kiểm tra hệ số ổn định của càng A: n 0 = P lim
[n0] = 2-3, hệ số ổn định cho phép tối thiểu
Plim Lực giới hạn cho ổn định
P lim = π 2 E (μ.l) 2 J min E: Mô đun đàn hồi của vật liệu
Jmin: Mô men quán tính nhỏ nhất của càng A
12 r0000 (mm 4 ) μ: Hệ số phụ thuộc vào liên kết μ: = 0,5
Chiều dài của càng l = ld = 310 (mm)
158 74405 > [n 0 ]=2 Nên đòn ngang chữ A đủ ổn định
➢ Tóm lại đòn A thỏa mãn điều kiện bền trong mọi trường hợp chịu lực
Rôtuyn là khớp cầu để giữa đòn ngang và cam quay Trạng thái làm việc của rôtuyn chủ yếu chịu lực cắt, uốn, chèn dập a) Tính theo bền cắt
S≤[τ c ] Trong đó: Q là lực cắt
Trường hợp 3: Q c =√𝐹 𝑧 2 + 𝐹 𝑦 2 = √4951 2 +2456 2 U26 (N) Ở đây ta tính cho trường hợp 2 có lực cắt lớn nhất Qc = 6748(N)
S diện tích tiết diên nguy hiểm: mặt cắt 1-1
4 14(mm 2 ) d - đường kính chỗ thắt rôtuyn, d = 20(mm)
Và ta có giá trị ứng suất cắt:
314 !,5 (MPa) Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có: σb= 1000 (MPa) τ c = σ b 2.n00 2.1,533(MPa)
➢ Vậy rotuyn thỏa mãn điểu kiện bền cắt b) Tính theo ứng suất uốn
Mu: mômen chống uốn h: tung độ lớn nhất, h mm
785 1 (MPa) Kiểm tra theo ứng suất uốn: Vật liệu chế tạo rôtuyn là thép 42CrMo4V có: σ b 00(MPa)00(N/mm 2 )
Ta có σ u n0 = 8
Chiều cao của lò xo Hs Mỗi đầu lò xo chịu nén được nén xít lại do vậy chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là:
Bước của vòng lò xo: t=d+λ max n Trong đó: λ max : chuyển vị của lò xo ứng với lực kéo Fmax
Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải:
Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất ( xe không tải) H 1 =H 0 - F C min lx 34 (mm) Bước 4: Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo: τ max =8.K.D.F max п.d 3 =8.1,14.140.9281
➢ Thỏa mãn bền Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo: τ min =8.k.D.F min п.d 3 =8.1,14.140.4006
Biên độ ứng xuất τ 𝑎 =τ max -τ min
2 91(MPa) Ứng xuất trung bình τ m =τ max +τ min
S τ = τ 0 τ a ε τ +ψ τ τ m ≥2 τ0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng ε τ : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo
Trang 45 ψ τ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình
Các thông số thiết kế lò xo : Đường kính dây lò xo: d = 14 (mm) Đường kính trung bình lò xo: D = 140 (mm)
Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 105 (mm)
Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 501 (mm)
Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất : H1 = 334 (mm)
Số vòng làm việc của lò xo : n = 6 (vòng)
Số vòng toàn bộ : n0 = 8 (vòng) Độ cứng lò xo : Clx = 22878,5 (N/m)
Tính toán thiết kế 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
+Khi dập tắt va đập, làm êm dịu chuyển động, giảm chấn phải hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng
+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
Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn thủy lực Giảm chấn thuỷ lực sẽ biến cơ năng các dao động thành nhiệt năng Giảm chấn
Trang 46 phải đảm bảo dập tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô
➢ So sánh giữa hai loại giảm chấn
Khi có cùng đường kính ngoài, giảm chấn một lớp vỏ có đường kính của cần piston có thể làm lớn hơn mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn Ở nhiệt độ thấp (Vùng băng giá) giảm chấn không bị bó kẹt ở những hành trình đầu tiên
Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào Nhờ các ưu điểm này mà giảm chấn một lớp một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi trên hệ treo Mc.pherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết
Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là vấn đề công nghệ và bao kín (tuổi thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng)
Qua việc phân tích kết cấu của giảm chấn ta chọn thiết kế tính toán loại giảm chấn một lớp vỏ có khoang chứa khí nén (khí Nitơ N2), và áp suất khí trong khoang này bằng áp suất dầu Mặt khác giảm chấn một lớp vỏ có kết cấu vừa đơn giản, vừa dễ chế tạo, sửa chữa bảo dưỡng, hơn nữa giảm chấn loại này rất nhạy trong trường hợp nén nhẹ và trả nhẹ, nếu hai giảm chấn có cùng đường kính xi lanh thì giảm chấn một lớp vỏ có thể làm cần piston lớn hơn so với giảm chấn hai lớp vỏ
2.8.2 Tính giảm chấn a) Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
Chọn và tính các thông số giảm chấn dx - đường kính ngoài của xilanh công tác dP - đường kính piston dt - đường kính ty đẩy
Ta chọn: dx = 60 (mm) Nên đường kính piston là: dP = dx - 10 = 60 - 10 = 50 (mm)
Trang 47 Đường kính ty đẩy: dt = (0.4 ÷ 0.5).dP dt = 0.45.dP = 0.45.50 = 23 (mm)
Chiều dài cụm làm kín:
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:
Lkn = 0,25.dP = 0,25.50 = 12,5 (mm) a) Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn: Đường kính ngoài xi lanh công tác: dX
Hành trình làm việc của piston: fgc
Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dx= 60 (mm) fgc = HP
Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
gc: góc nghiêng giảm chấn, chọn ban đầu γ gc = 8 0 lgc: chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn lgc = 260 (mm) lbx: Chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ lbx = 334 (mm)
Thay vào công thức ta được : fS: Tổng hành trình bánh xe : fS = fđ + ft = 120 + 165 = 285 (mm)
Trang 48 f gc =(f d +f t ).l gc l bx cos γ gc = 285.260
LY: Chiều dài nắp giảm chấn
LY = (0.4 0.6)dX = 24 36 (mm), ta chọn: LY = 30 (mm)
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston
LK = (0.4 0.9)dX = 24 54 (mm), ta chọn: LK = 45 (mm)
Lb: Chiều dài của buồng bù
Lb = (1.0 1.5)dX = 60 90 (mm), ta chọn: Lb= 80 (mm)
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB = 30 + 131 + 40 + 45 + 80 = 326 (mm) Chiều dài của toàn giảm chấn:
Với Lu là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy,
Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP +LY +LP = 100 + 131 +30 + 40 = 301 (mm) b)Xác định các thông số tính toán:
2√CM k: hệ số giảm chấn
Gts: trọng lượng tĩnh đặt lên 1 bánh xe cầu trước khi đầy tảiP00 N
C: độ cứng của hệ thống treo C=Gts/ft0303 N/m
M:khối lượng tĩnh trên 1 bánh xe P0 kg Ψ :tỉ lê giảm chấn = 0,15
Kgc:hệ số cản giảm chấn
Kn - Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn
Kt - Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn
K tr =3.K n =3.59585 (N.s/m) Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn:
Hình 2.13 Đường đặc tính giảm chấn cầu trước
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc:
K - Hệ số cản của giản chấn v - vận tốc dịch chuyển của piston
Khi tính toán không xét đến đặc tính của lò xo lá nên đường đặc tính của giảm chấn coi như tuyến tính ( m = 1)
+ chế độ giảm tải : v max = 0,6 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả nhẹ : v min = 0,3 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả mạnh : v max = 0,6 (m/s 2 )
Pnmax=Pngt (vmax-vmin)+ Kn= 357.0,3+178,5= 285,6 (N)
Ptrmax = Ptrgt (vmax-vmin)+ Ktr= 1071.0,3+535,5 = 857 (N) c) Tính toán thiết kế van nén van trả:
Tính toán van trả Áp suất chảy lỏng tác dụng lên piston ở hành trình trả là:
P tr =1,39(MN/m 2 ) Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van trả sẽ là: f vt = Q tr μ√2.g.P tr γ μ - là hệ số tiêu tốn, μ = 0,6 – 0,75
Chọn μ = 0,6 g - khối lượng riêng của dầu, g = 900 (kg/m 3 ) fvt=8,8.10 -6 (m 2 ) Đường kính van trả là: d tr =√4.f vt π.n tr =√4.8,8
Trong đó: ntr -là số lỗ van trả, ntr = 5 (lỗ)
Tính toán van nén: áp suất tác dụng khi bị nén
P n =0,453 (N/m 2 )=0,453.10 6 (N/mm 2 ) Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc:
➢ Vậy đường kính van nén sẽ là: d vn =√4.f vn π.n n =√4.19,7
3,14.5=2,23 (mm) Trong đó: nn=5 lỗ
Các thông số để chọn giảm chấn Đường kính xy lanh công tác dx = 60 (mm) Đường kính piston: dP = 50 (mm)
Hành trình của giảm chấn Hp = 224 (mm) Đường kính ty đẩy dt = 23 (mm)
Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 326 (mm)
Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 426 (mm)
Tỉ lệ giảm chấn: Ψ =0,15 hệ số giảm chấn k= 1167 Ns/m Đường kính van nén dn = 2,23 (mm)
Số lỗ van nén n = 5 (lỗ) Đường kính van trả dt = 1,5 (mm)
Số lỗ van trả n = 5 (lỗ) d) Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn:
Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm viêc trong một giờ được xác định theo công thức:
Qmax = μ.α.F.(Tmax - T0).t μ.: hệ số tỷ lệ chọn μ = 1 α: hệ số truyền nhiệt vào không khí của thành ống giảm chấn α = 51,5 á70 (kcal/m 2 0 C.h), ta chọn α = 62 (kcal/m 2 0 C.h)
F : Diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh F = 2.3,14.R.LX
R: là bán kính ngoài của giảm chấn R = dx/2 = 30 (mm)
Lx : chiều dài của xi lanh công tác Lx = 326 (mm)
Tmax : nhiệt độ sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn
T0 : nhiệt độ của mụi trường xung quanh, T0 = (30 á 40) 0 C ta chọn: T0 = 30 0 C t : thời gian làm việc của giảm chấn trong 3600 (s)
Thay vào ta được: Qmax40 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 = γ.β.ω.Hg.Ptmax ω: là tần số dao động của hệ treo ω = 7 (rad/s) γ: hệ số tăng năng lượng sức cản γ = 1,5
Hg: hành trình của Piston HP = 224 (mm) β: Hệ số thu năng lượng β = 0,05 á 0,13 chọn β = 0,1
Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thoả mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt
N P max ≤N Q max = Qmax.A/t A: Hệ số chuyển đổi (A= 427 KGm/kcal) và t = 3600 (s) Qmax = 340 (kcal) Thay vào công thức: N Q max = 40,32 (KG.m/s)
➢ N Q max > N P max vậy giảm chấn thoả mãn điều kiện bền nhiệt tức là giảm chấn làm việc bình thường e) 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
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức: σ k =4.P trmax π.d t 2
Ptrmax : Lực trả lớn nhất Ptrmax = 2160,3 (N) và dt là đường kính của ty đẩy piston dt = 23 (mm)
Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép: [σ k ]= 850 [MPa] = 850 (N/mm 2 )
Như vậy là : σ k ≤[σ k ] 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: n o = P lim
Plim: Lực giới hạn cho ổn định
(μ.l) 2 E: Mô đun đàn hồi của vật liệu E = 2.10 6 (KG/cm 2 ) = 2.10 5 (N/mm 2 )
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của ty đẩy
32 '459 mm 4 μ: Hệ số phụ thuộc vào liên kết μ= 0,5 và l là chiều dài của ty đẩy l01 (mm)
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 σ n =4.P nmax π.d dt 2 ≤[σ n ] σ n = 4.890 3,14.23.23!,4 chi tiết đủ độ bền
• Dưới tác dụng của lưc theo phương Y ( lực ngang )
Hình 3.12 Biến dạng của đòn dưới khi có lực Y tác dụng
Kết quả cho thấy ứng suất, chuyển vị và hệ số an toàn đều trong khoảng giá trị cho phép => chi tiết đủ độ bền
• Dưới tác dụng của lưc theo phương X ( lực phanh )
Hình 3.13 Biến dạng của đòn dưới khi có lực X tác dụng
Kết quả cho thấy ứng suất, chuyển vị và hệ số an toàn đều trong khoảng giá trị cho phép => chi tiết đủ độ bền b) Kiểm bền đòn trên
Dựa vào họa đồ 3.1 ta có kích thước đòn trên như sau: lt!0 mm, chiều rộng lớn nhất = 50 mm, chiều cao lớn nhất = 45mm
Ta sử dụng phần mềm Inventor để thiết kế đòn trên với các kích thước dã được tính toán ở chương 3
Hình 3.14 Biên dạng tối ưu hóa của đòn trên
Sau khi thiết kế sơ bộ , ta dùng Inventor Generate để tối ưu hóa sản phẩm về khối lượng nhưng vẫn đủ bền
Hình 3.15 Bản vẽ đòn trên
Sau khi thiết kế , ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của chi tiết
• Dưới tác dụng của lưc theo phương Z và Y(tải trọng thẳng đứng và lực ngang)
Trang 66 Ở 2 trường hợp này thì lực tác dụng vào đòn trên là cùng phương nên ta xét chung ở giá trị lưc là 10000 N
Hình 3.16 Biến dạng của đòn dưới khi có lực Z và Y tác dụng
Kết quả cho thấy ứng suất, chuyển vị và hệ số an toàn đều trong khoảng giá trị cho phép => chi tiết đủ độ bền
• Dưới tác dụng của lưc theo phương X ( lực phanh )
Giá trị lực tác dụng là 10000 N
Hình 3.17 Biến dạng của đòn dưới khi có lực X tác dụng
Kết quả cho thấy ứng suất, chuyển vị và hệ số an toàn đều trong khoảng giá trị cho phép => chi tiết đủ độ bền
Tính toán, thiết kế lò xo
Tương tự như cách tính lò xo ở chương 2 ta có
3.3.1 Lực tác dụng lên lò xo
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất:
Z : tải trọng động llx : chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo llx= 250 mm ld : chiều dài đòn ngang ld = 335 mm
Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:
G10-Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, G10 = 640 (Kg)
Hình 3.18 Khoảng đặt lò xo 3.3.2 Tính lò xo
Hành trình làm việc của lò xo: flx=(fđ+ft).llx/lbx= 220 mm Độ cứng của lò xo
Các bước thiết kế lò xo
Chọn vật liệu chế tạo lò xo là thép 50CrV4 có ứng suất tiếp tuyến
[𝜏] = 1600 (MN/m 2 ) (theo tài liệu CTM tập II) Đường kính dây lò xo: d = 10÷20(mm)
Tỷ số đường kính: c=D d=8(lần) D: đường kính trung bình của vòng lò xo
Tính đường kính dây lò xo d và số vòng làm việc n: Đường kính dây lò xo được tính theo công thức: d≥1,6√k.F max c
[τ] k: hệ số xét đến độ cong của dây lò xo k=4.c+2 4.c-3 =4.8+2
4.8-3=1,17 c : tỷ số đường kính (c = 8) Fmax = 11205 (N) Lực cực đại tác dụng lên giảm chấn
Nên ta sẽ chọn đường kính dây lò xo là: d = 13 (mm) Đường kính trung bình của lò xo : D = c.d = 8.13= 104 (mm)
Số vòng làm việc của lò xo được tính theo công thức : n= G.d 4 8.C lx D 3 =8.10 4 10 6 0,013 4
G : mômen đàn hồi trượt, G = 8.10 4 (MN/m 2 ) d : đường kính dây lò xo, d = 13 (mm)
Clx : độ cứng của lò xo, Clx = 34450 (N/m)
D : đường kính trung bình của lò xo, D = 104 (mm)
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+ 1,5 = 7+1,5 = 8,5 (vòng) => n0 = 9
Chiều cao của lò xo Hs Mỗi đầu lò xo chịu nén được nén xít lại do vậy chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là:
Bước của vòng lò xo: t=d+λ max n Trong đó: λ max : chuyển vị của lò xo ứng với lực kéo Fmax λ max =F max
Chiều cao lò xo H0 khi chưa chịu tải:
Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất ( xe không tải) H 1 =H 0 - F C min lx 35 (mm) Bước 4: Ứng suất xoắn lớn nhất trong tiết diện dây lò xo: τ max =8.K.D.F max п.d 3 =8.1,17.104.11205
➢ Thỏa mãn bền Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong tiết diện dây lò xo: τ min =8.k.D.F min п.d 3 =8.1,14.104.3626
Biên độ ứng xuất τ 𝑎 =τ max -τ min
2 S5(MPa) Ứng xuất trung bình τ m =τ max +τ min
S τ = τ 0 τ a ε τ +ψ τ τ m ≥2 τ0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng ε τ : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo =2 ψ τ : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình 0,1
Các thông số thiết kế lò xo : Đường kính dây lò xo: d = 13 (mm) Đường kính trung bình lò xo: D = 104 (mm)
Chiều cao lò xo khi chịu tải: Hs = 119 (mm)
Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải : H0 = 441 (mm)
Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất : H1 = 335 (mm)
Số vòng làm việc của lò xo : n = 7 (vòng)
Số vòng toàn bộ : n0 = 9 (vòng) Độ cứng lò xo : Clx = 34450 (N/m)
Tính toán, thiết kế giảm chấn
Hiện nay để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động người ta dùng giảm chấn thủy lực Giảm chấn thuỷ lực sẽ biến cơ năng các dao động thành nhiệt năng Giảm chấn phải đảm bảo dập tắt nhanh các dao động nếu tần số dao động lớn nhằm mục đích tránh cho thùng xe lắc khi đường mấp mô Ở nhiệt độ thấp giảm chấn không bị bó kẹt ở những hành trình đầu tiên
Khi có cùng đường kính ngoài, giảm chấn một lớp vỏ có đường kính của cần piston có thể làm lớn hơn mà sự biến động tương đối của áp suất chất lỏng sẽ nhỏ hơn
Giảm chấn có piston ngăn cách có thể làm việc ở bất kỳ góc nghiêng bố trí nào Nhờ các ưu điểm này mà giảm chấn một lớp một lớp vỏ được sử dụng rộng rãi trên hệ treo Mc.pherson và hệ treo đòn dọc có thanh ngang liên kết
Nhược điểm của loại giảm chấn một lớp vỏ là vấn đề công nghệ và bao kín (tuổi thọ của phớt và độ mòn của piston với ống dẫn hướng)
Qua việc phân tích kết cấu của giảm chấn ta chọn thiết kế tính toán loại giảm chấn một lớp vỏ có khoang chứa khí nén (khí Nitơ N2), và áp suất khí trong khoang này bằng áp suất dầu Mặt khác giảm chấn một lớp vỏ có kết cấu vừa đơn giản, vừa dễ chế tạo, sửa chữa bảo dưỡng, hơn nữa giảm chấn loại này rất nhạy trong trường hợp nén nhẹ và trả nhẹ, nếu hai giảm chấn có cùng đường kính xi lanh thì giảm chấn một lớp vỏ có thể làm cần piston lớn hơn so với giảm chấn hai lớp vỏ
3.4.2 Tính giảm chấn a) Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn
Chọn và tính các thông số giảm chấn dx - đường kính ngoài của xilanh công tác dP - đường kính piston dt - đường kính ty đẩy
Nên đường kính piston là: dP = dx - 10 = 60 - 10 = 50 (mm) Đường kính ty đẩy: dt = (0.4 ÷ 0.5).dP dt = 0.45.dP = 0.45.50 = 23 (mm)
Chiều dài cụm làm kín:
Chiều cao cụm piston khoang chứa khí nén:
Lkn = 0,25.dP = 0,25.50 = 12,5 (mm) a) Xác định kích thước cơ bản của giảm chấn: Đường kính ngoài xi lanh công tác: dX
Hành trình làm việc của piston: fgc
Theo bảng số liệu và tham khảo thêm ta chọn sơ bộ kích thước: dx= 60 (mm) fgc = HP
Hành trình của giảm chấn, được xác định như sau:
gc: góc nghiêng giảm chấn, chọn ban đầu γ gc = 10 0 lgc: chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn lgc = 250 (mm) lbx: Chiều dài khoảng cách từ bánh xe đến khớp trụ lbx = 375 (mm)
Thay vào công thức ta được : fS: Tổng hành trình bánh xe : fS = fđ + ft = 120 + 165 = 285 (mm) f gc =(f d +f t ).l gc l bx cos γ gc = 285.250
LY: Chiều dài nắp giảm chấn
LY = (0.4 0.6)dX = 24 36 (mm), ta chọn: LY = 30 (mm)
LK: Khoảng cách từ đáy piston đến đỉnh piston
LK = (0.4 0.9)dX = 24 54 (mm), ta chọn: LK = 45 (mm)
Lb: Chiều dài của buồng bù
Lb = (1.0 1.5)dX = 60 90 (mm), ta chọn: Lb= 80 (mm)
Chiều dài xi lanh của giảm chấn:
LX = LY + HP + LP + LK +LB = 30 + 131 + 40 + 45 + 80 = 326 (mm) Chiều dài của toàn giảm chấn:
Với Lu là chiều dài từ ụ hạn chế tới đầu trên của ty đẩy,
Chiều dài của ty đẩy:
LH = LU + HP +LY +LP = 100 + 131 +30 + 40 = 301 (mm) b)Xác định các thông số tính toán:
2√CM k: hệ số giảm chấn
Gts: trọng lượng tĩnh đặt lên 1 bánh xe cầu sau khi đầy tảiH50 N
C: độ cứng của hệ thống treo C=Gts/ft)393 N/m
M:khối lượng tĩnh trên 1 bánh xe H5 kg Ψ :tỉ lê giảm chấn = 0.2 k= 1510 Ns/m
Kgc:hệ số cản giảm chấn
Kn - Hệ số cản trong hành trình nén của giảm chấn
Kt - Hệ số cản trong hành trình trả của giảm chấn
K tr =3.K n Thay số ta được:
Hình 3.19 Đường đặc tính giảm chấn cầu sau
Tính lực sinh ra trong quá trình giảm chấn
Xác định lực cản sinh ra khi giảm chấn làm việc:
K - Hệ số cản của giản chấn v - vận tốc dịch chuyển của piston
Khi tính toán không xét đến đặc tính của lò xo lá nên đường đặc tính của giảm chấn coi như tuyến tính ( m = 1)
Các lực nén và trả của giảm chấn là:
+ chế độ giảm tải : v max = 0,6 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả nhẹ : v min = 0,3 (m/s 2 )
+ Lực nén và trả mạnh : v max = 0,6 (m/s 2 )
Pnmax=Pngt (vmax-vmin)+ Kn= 446.0,3+223= 356(N)
Ptrmax = Ptrgt (vmax-vmin)+ Ktr= 1400.0,3+700 = 1120 (N) c) Tính toán thiết kế van nén van trả:
Tính toán van trả Áp suất chảy lỏng tác dụng lên piston ở hành trình trả là:
S p -S t = 2754.10 6 π4 (50 2 -23 2 )=1,77.10 6 (N/m 2 ) Lưu lượng của chất lỏng chảy qua van khi giảm chấn làm việc:
Nên tiết diện van trả sẽ là: f vt = Q tr μ√2.g.P tr γ Trong đó: μ - là hệ số tiêu tốn và μ = 0,6 – 0,75
Chọn μ = 0,7 γ- khối lượng riêng của dầu, = 900 (kg/m 3 ) fvt=7,87.10 -6 (m 2 )
Tính toán van nén : đường kính van trả là: d tr =√4.f vt π.n tr =√4.7,87
3,14.5=1,4(mm) ntr -là số lỗ van trả và ntr = 5 (lỗ) Áp suất tác dụng khi bị nén:
P n =0,463.10 6 (N/mm 2 ) Lưu lượng chảy qua van nén khi giảm chấn làm việc:
➢ Vậy đường kính van nén sẽ là:
Các thông số để chọn giảm chấn Đường kính xy lanh công tác dx = 60 (mm) Đường kính piston: dP = 50 (mm)
Hành trình của giảm chấn Hp = 224 (mm) Đường kính ty đẩy dt = 23 (mm)
Chiều dài của xy lanh giảm chấn Lx = 326 (mm)
Chiều dài của toàn giảm chấn Lgc = 426 (mm)
Tỉ lệ giảm chấn: Ψ =0,2 hệ số giảm chấn k= 1510 Ns/m Đường kính van nén dn = 2,06 (mm)
Số lỗ van nén n = 5 (lỗ) Đường kính van trả dt = 1,4 (mm)
Số lỗ van trả n = 5 (lỗ) d) Xác định công suất toả nhiệt của giảm chấn:
Theo phương trình truyền nhiệt, lượng nhiệt được toả ra khi giảm chấn làm viêc trong một giờ được xác định theo công thức:
Qmax = μ.α.F.(Tmax - T0).t Trong đó: μ.: hệ số tỷ lệ chọn μ = 1 α: hệ số truyền nhiệt vào không khí của thành ống giảm chấn α = 51,5 á70 (kcal/m 2 0 C.h),
F : Diện tích tiếp xúc của giảm chấn và môi trường xung quanh
R: là bán kính ngoài của giảm chấn
Lx : chiều dài của xi lanh công tác
Tmax : nhiệt độ sinh ra trong quá trình làm việc của giảm chấn
T0 : nhiệt độ của mụi trường xung quanh, T0 = (30 á 40) 0 C
Ta chọn: T0 = 30 0 C t : thời gian làm việc của giảm chấn trong 3600 (s)
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 = γ.β.ω.Hg.Ptmax Trong đó ω: là tần số dao động của hệ treo ω = 7 (rad/s) γ: hệ số tăng năng lượng sức cản γ = 1,5
Hg: hành trình của Piston HP = 224 (mm) β: Hệ số thu năng lượng β = 0,05 á 0,13 chọn β = 0,1
Thay số vào ta có:
Khi xác định kích thước của giảm chấn phải thoả mãn điều kiện công suất cần thiết sinh ra phải nhỏ hơn điều kiện truyền nhiệt
N P max ≤N Q max = Qmax.A/t Trong đó:
➢ N Q max > N P max vậy giảm chấn thoả mãn điều kiện bền nhiệt tức là giảm chấn làm việc bình thường e) 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
Trường hợp ty đẩy piston chịu kéo ứng suất kéo dọc được tính theo công thức: σ k =4.P trmax π.d t 2
Ptrmax : Lực trả lớn nhất
Ptrmax = 2754 (N) dt: Đường kính của ty đẩy piston :dt = 23 (mm) σ k =6,6(N/mm 2 )
Chọn vật liệu chế tạo ty đẩy là thép hợp kim 42CrM04S có ứng suất kéo giới hạn cho phép:
Như vậy là : σ k ≤[σ k ] 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: n o = P lim
Plim: Lực giới hạn cho ổn định
(μ.l) 2 E: Mô đun đàn hồi của vật liệu
J: Mô men quán tính nhỏ nhất của ty đẩy
32 '459 mm 4 μ: Hệ số phụ thuộc vào liên kết μ= 0,5 l chiều dài của ty đẩy l01 (mm)
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 σ n =4.P nmax π.d dt 2 ≤[σ n ]
Và ta có giá trị ứng suất σ n = 4.911 3,14.23.23!,9