Giáo trình tính toán thiết kế ô tô chương 2

CHƯƠNG II TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN CÁC BỘ PHẬN VÀ CHI TIẾT CỦA Ô TÔ I KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI TẢI TRỌNG Mục đích công việc tính toán thiết kế ô tô xác đònh kích thước tối ưu phận chi tiết xe Trong đó, kích thước chi tiết phụ thuộc vào độ lớn chất ứng suất sinh bên chi tiết làm việc Mà ứng suất sinh chi tiết ô tô lại phụ thuộc vào chế độ tải trọng tác dụng lên chúng điều kiện sử dụng khác Như vậy, muốn xác đònh kích thước chi tiết để đủ độ bền làm việc, cần phải xác đònh tải trọng tác dụng lên chúng xe làm việc Ôtô hệ động lực học phức tạp, chuyển động với vận tốc khác nhau, loại đường khác tình trạng chòu tải chi tiết thay đổi Khi tính toán độ bền phận chi tiết ôtô, tải trọng tónh phải xét đến tải trọng động Tải trọng động tác dụng lên chi tiết thời gian ngắn, giá trò lớn tải trọng tónh nhiều Tải trọng động xuất phận chi tiết hệ thống truyền lực đóng ly hợp đột ngột, gài số trình tăng tốc, phanh đột ngột phanh tay phanh gấp mà không mở ly hợp… Còn phận không treo hệ thống lái, tải trọng động xuất xe chuyển động mặt đường không phẳng Như vậy, để xác đònh kích thước chi tiết đảm bảo đủ độ bền làm việc, phải xác đònh tải trọng động tác dụng lên chi tiết xe chuyển động Xác đònh xác giá trò tải trọng động tác dụng lên chi tiết xe toán phức tạp Bởi vì, giá trò tải trọng động thay đổi điều kiện mặt đường trạng thái chuyển động xe thay đổi Đối với hệ thống truyền lực ôtô, tải trọng tónh tác dụng lên chi tiết tính từ mômen xoắn cực đại động Memax Còn tải trọng động thường xác đònh theo công thức kinh nghiệm nhận từ hàng loạt thí nghiệm Thông thường tải trọng động đặc trưng hệ số tải trọng động kđ Hệ số tỉ số giá trò tải trọng động giá trò tải trọng tónh : giá trò tải trọng động (2.1) kđ = giá trò tải trọng tónh Thông qua phân tích tổng hợp tải trọng tónh, hệ số an toàn, thống kê xác suất tải trọng động, chọn chế độ tải trọng hợp lý để đưa vào tính toán thiết kế chi tiết ô tô Tiếp theo sau nghiên cứu số trường hợp sinh tải trọng động thường gặp II CÁC TRƯỜNG HP SINH RA TẢI TRỌNG ĐỘNG Đóng ly hợp đột ngột Khi khởi động xe, đóng ly hợp đột ngột (thả bàn đạp ly hợp nhanh) phát sinh tải trọng động lớn, vận tốc góc phần bò động tăng lên nhanh biến thiên theo thời gian, xuất gia tốc góc mômen lực quán tính tác dụng lên trục bò động ly hợp chi tiết nối với trục bò động Kết việc đóng ly hợp đột ngột xe bò giật mạnh động tắt máy Hiện chưa có phương pháp xác để tính toán tải trọng động sinh đóng ly hợp đột ngột, nên chấp nhận công thức kinh nghiệm sau để tính hệ số tải trọng động cho trường hợp : kđ = β i+8 i (2.2) Ở : β – Hệ số dự trữ ly hợp (xem chương III) i – Tỉ số truyền chung hệ thống truyền lực ứng với tay số tính toán Qua thí nghiệm, người ta nhận thấy đóng ly hợp đột ngột mômen quay sinh trục sơ cấp hộp số lớn gấp 3÷3,5 lần mômen quay cực đại động bánh xe chủ động mômen xoắn gấp hai lần so với mômen xoắn từ động truyền xuống Ở bảng 2-1 2-2 cho thấy hệ số tải trọng động hệ thống truyền lực số xe điều kiện tải trọng khác : Bảng 2-1: Hệ số tải trọng động hệ thống truyền lực đóng ly hợp đột ngột Hiệu ô tô Hệ số tải trọng động GAZ – 51 Số truyền Số lùi 1,99 1,55 Lý thuyết – Thực nghiệm 2,2 ZIN - 150 MAZ – 200 Số truyền Số lùi 1,94 1,78 2,75 – Số truyền Số lùi 2,17 1,97 2,14 – 10 Bảng – : Hệ số tải trọng động hệ thống truyền lực xe GAZ - 51 điều kiện tải trọng khác Các thông số Hệ số tải trọng động Tỉ số mômen động mômen tónh ly hợp Khởi động chỗ Số Số Số truyền truyền truyền 3,0 3,35 0,66 1,67 1,82 2,03 Thả bàn đạp ly hợp để phanh động chuyển động xuống dốc Số truyền Số truyền Số truyền 2,93 3,55 4,05 1,62 1,98 2,25 Không mở ly hợp phanh Khi phanh mà không mở ly hợp chi tiết quay động (đáng kể bánh đà với mô men quán tính Jbđ ) phải dừng lại khoảng thời gian ngắn t với gia tốc dω bđ chậm dần lớn dt (ωbđ - vận tốc góc bánh đà) Lúc mômen lực quán tính Mj bánh đà truyền qua ly hợp tác dụng lên hệ thống truyền lực, gây nên tải trọng động theo sơ đồ hình 2.1 M j = J bđ ⋅ dω bđ dt (2.3) Khi bánh xe dừng hẳn lại bánh đà quay thêm góc ϕbđ làm cho trục hệ thống truyền lực bò xoắn với góc xoắn liên quan với theo biểu thức sau: ϕbđ = ϕc.ih + ϕn.i0.ih (2.4) Ở : ϕc – góc xoắn trục đăng (rad) ϕn – góc xoắn bán trục (rad) 11 Jbđ ϕc i h + ϕn i i h Mj ϕc + ϕn i Hãm M j i h ih ϕn i Jc , l c ϕn ϕbđ Jn , l n Jc bđ Mj i0 M i j ih M j ih i M j ih lc Hãm Jn bx ln Hình 2.1 : Sơ đồ tính toán tải trọng động phanh mà ly hợp đóng Các góc xoắn ϕc, ϕn tính theo sách ″Sức bền vật liệu" : M i l ϕc = j h c J c.G ϕn = M j.i h i 0.l n 2.J n G Ở : lc, ln – chiều dài trục đăng bán trục (m) Jc, Jn – mô men quán tính độc cực tiết diện trục đăng bán trục (m4) G – môđuyn đàn hồi dòch chuyển (khi xoắn) G = 8.104 MN/m2 Thay giá trò ϕc, ϕn vào biểu thức (2.4) ta có: i l i i l ϕbđ = M j ( h c + h n ) J c G 2J n G Nếu đặt: 12 (2.5) C= i l c i 20 i 2h l n + J c G J n G h độ cứng chống xoắn hệ thống truyền lực (Nmrad-1) bánh xe bò hãm, nhận biểu thức khác biểu diễn mômen lực quán tính: Mj = C.ϕbđ (2.6) Từ biểu thức (2.3) (2.6) có : dω (2.7) Jbđ ⋅ bđ = C.ϕbđ dt Mặt khác ta có : dω dϕ dω dω bđ J bđ ⋅ bđ = J bđ ⋅ bđ ⋅ bđ = J bđ ⋅ ω bđ dt dϕ bđ dt dϕ bđ Bởi vậy: (2.8) C.ϕbđ.dϕbđ = Jbđ ωbđ.dωbđ Lấy tích phân biểu thức (2.8) với giới hạn sau : bắt đầu phanh ϕbđ = ωbđ = ωo đến thời điểm cuối trình phanh ϕbđ = ϕmax ωbđ = ϕ max ∫ C ⋅ ϕ bđ ⋅ dϕ bđ = 0 ∫ J bđ ⋅ ωbđ dω bđ ω0 Vì cần giá trò tuyệt đối nên : C ϕ2max = Jbđ.ω02 ϕmax = ω sau giá trò Mjmax giá trò cần tìm: Mjmax = C ⋅ ϕ max = ω o J bđ C J bđ C (2.9) Mômen lực quán tính tác dụng lên hệ thống truyền lực xe có giá trò cực đại phanh gấp sốâ truyền thẳng hộp số ( ih=1 ), lúc độ cứng C hệ thống truyền lực có giá trò cực đại Trường hợp thường xảy thực tế Nếu phanh gấp xe chạy vận tốc lớn (số vòng quay trục khuỷu khoảng 2000 ÷ 2500 vòng/phút) mà không mở ly hợp mômen lực quán tính Mj lớn mômen cực đại động khoảng 15 ÷ 20 lần Mômen truyền từ bánh đà qua ly hợïp đến hệ thống truyền lực Vì Mjmax > Ml mômen ma sát ly hợp, nên lúc ly hợp trượt mômen xoắn mà bánh đà truyền xuống hệ thống truyền lực mômen xoắn cực đại mà ly hợp truyền Như trường hợp ly hợp làm nhiệm vụ cấu an toàn, nhằm giúp cho hệ thống truyền lực tránh không bò tác dụng tải trọng lớn 13 Phanh đột ngột xe chạy phanh tay Chúng ta xét trường hợp cấu phanh tay bố trí trục thứ cấp hộp số Khi xe chuyển động, người lái không sử dụng phanh chân để dừng xe, mà sử dụng phanh tay lúc xe dừng hẳn lại Khi trục thứ cấp hộp số bò hãm chặt, quán tính, bánh xe quay góc ϕbx dừng hẳn lại Đây chuyển động quay chậm dần với dωbx , làm xuất mômen lực quán tính : gia tốc góc dt dω bx M j = J bx (2.10) dt Mômen truyền ngược trở lại tác dụng lên hệ thống truyền lực theo sơ đồ hình 2.2 gây nên xoắn Hãm 2M j io HS ϕc J c, l c HS 2M j io ϕc io ϕc ϕ io n io Jn Jc Mj ln lc ϕbx Mj j bx BX J bx Hình 2.2 : Sơ đồ tính toán tải trọng động sử dụng phanh tay đột ngột Từ sơ đồ 2.2 có quan hệ góc xoắn : ϕ bx = Ở đây: ϕc = ϕc + ϕn io (2.11) 2M j ⋅ l c io ⋅ Jc ⋅ G 14 ϕn = M j ⋅ ln Jn ⋅ G Thay giá trò ϕn , ϕc vào biểu thức (2.11) ta có : ⎛ ⋅ lc l ⎞ ϕ bx = M j ⎜⎜ + n ⎟⎟ ⎝ io ⋅ Jc ⋅ G Jn ⋅ G ⎠ Nếu gọi: C= ⋅ lc ln + i 2o ⋅ J c ⋅ G J n ⋅ G độ cứng chống xoắn hệ thống truyền lực phanh đột ngột phanh tay, nhận biểu thức khác biểu thò mômen lực quán tính Mj = C.ϕbx (2.12) Từ biểu thức (2.10) (2.12) ta nhận phương trình vi phân sau đây: dω bx = C.ϕbx (2.13) Jbx dt Giải phương trình phương pháp tương tự mục (II – ) ta có: J ϕbx max = ωbx0 bx (2.14) C Bởi vậy: M j max = ωbx J bx ⋅ C (2.15) Ở đây: ωbx0 : vận tốc góc bánh xe bắt đầu phanh Thông thường tải trọng tác dụng lên hệ thống truyền lực phanh phanh chân lớn phanh phanh tay Khi tính toán mômen lực quán tính theo công thức (2.9) (2.15) cần ý độ cứng thực tế hệ thống truyền lực nhỏ tính toán, mômen phanh tác dụng nhíp biến dạng, vỏ cầu sau bò quay Xe chuyển động đường không phẳng Khi xe chuyển động mặt đường không phẳng, tượng dao động xe làm xuất thêm tải trọng phụ Thường tải trọng động cân nhắc xét đến tính toán phận vận hành hệ thống lái Ở hình 2.3 mô hình đơn giản dao động xe phương pháp tính toán tải trọng cho trường hợp Ở xem toàn xe hệ động lực học thành phần hệ có gia tốc dao động, chòu thêm tải trọng động: Pđ = m ⋅ a 15 Trong : m - khối lượng a - gia tốc dao động Xo Mo, Jo ε X1 M2 M1 X2 L2 L1 L Hình 2.3 : Mô hình dao động ô tô &x& – Gia tốc , M – Khối lượng ε - Gia tốc góc , J – Mômen quán tính Theo (hình 2.3) tải trọng động cầu xe tính sau : L ε Pđ1 = M o ⋅ &x& o ⋅ + J o ⋅ + M 1&x&1 L L L1 ε + J o ⋅ + M &x& Pđ2 = M o ⋅ &x& o ⋅ L L Ở : Pđ1 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu trước Pđ2 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu sau III TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống truyền lực Qua phân tích mục I, thấy rằng, để đảm bảo đủ độ bền làm việc, phận chi tiết ô tô phải tính toán thiết kế theo chế độ tải trọng động Nhưng việc tính toán giá trò tải trọng động theo lý thuyết phức tạp khó xác, thay đổi tùy theo điều kiện mặt đường điều kiện sử dụng Bởi vậy, phận chi tiết ô tô tính theo tải trọng tónh có tính đến tải trọng động cách chọn hệ số an toàn phù hợp đưa vào hệ số tải trọng động rút từ thực nghiệm 16 Sau trình bày phương pháp tính toán sức bền chi tiết hệ thống truyền lực theo tải trọng tónh : Khi tính toán sức bền chi tiết, trước hết cần tính mômen từ động mômen theo bám bánh xe mặt đường truyền đến chi tiết đó, sau lấy giá trò mômen nhỏ từ hai giá trò mômen vừa tìm để đưa vào tính toán Mục đích công việc để chọn kính thước tối ưu cho chi tiết đó, tránh trường hợp thừa kích thước, tốn nhiều vật liệu chế tạo, không kinh tế Nếu mômen truyền từ động đến chi tiết tính toán lớn mômen tính theo điều kiện bám, chi tiết chòu mômen có giá trò mômen tính theo bám mà thôi, lúc mômen động thừa làm quay trơn bánh xe chủ động, mà không làm tăng thêm giá trò mômen xoắn tác dụng lên chi tiết Ngược lại, mômen tính theo điều kiện bám lớn mômen động truyền xuống chi tiết tính toán, chi tiết chòu mômen xoắn có giá trò mômen tính theo mômen xoắn động truyền xuống Bởi vì, thực chất tải trọng sinh chi tiết hệ thống truyền lưcï mômen xoắn động truyền xuống gây nên Mômen xoắn truyền từ động xuống chi tiết hệ thống truyền lực trường hợp tính theo động : (2.16) M X = M e max i.η Ở đây: M e max − Mômen xoắn cực đại động (N.m) i η – Tỉ số truyền từ động đến chi tiết tính toán – Hiệu suất truyền lực từ động đến chi tiết tính toán Mômen tính theo điều kiện bám ngược lên chi tiết xác đònh sau : Mb = x.Z bx ϕ rbx i⋅η (2.17) Ở : x – Số lượng bánh xe chủ động Zbx – Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe chủ động (N) ϕ – Hệ số bám (ϕ = 0,7 ÷ 0,8) rbx – Bán kính lăn bánh xe chủ động (m) i – Tỷ số truyền chi tiết tính bánh chủ động η – Hiệu suất truyền lực từ chi tiết tính đến bánh xe chủ động 17 Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống khác a) Tải trọng tác dụng lên hệ thống phanh : Khi chọn chế độ tính toán cho cấu phanh, phải chọn cho trường hợp phanh xe với cường độ phanh hiệu suất cực đại, nghóa lực phanh lực bám cực đại bánh xe với mặt đường Lúc mômen phanh Mp bánh xe có giá trò : Mp = Zbx ϕ rbx Trường hợp xe có hai cầu cấu phanh đặt trực tiếp tất bánh xe, lúc mômen phanh cấu phanh cầu trước có giá trò Mp1 G G M p1 = m ϕ rbx = (b + ϕ’.hg)ϕ rbx (2.18) 2L mômen phanh cấu cầu sau Mp2 : G G M p = m ϕ rbx = (a - ϕ’.hg)ϕ rbx (2.19) 2L Ở : G – Trọng lượng toàn xe tải đầy G1,G2 – Tải trọng tác dụng lên cầu trước sau trạng thái tónh mặt đường nằm ngang m1, m2 – hệ số phân bố tải trọng lên cầu trước cầu sau phanh a, b – khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước sau L – chiều dài sở xe ϕ – hệ số bám dọc lốp đường (ϕ = 0,7÷ 0,8) Các hệ số m1, m2 xác đònh lý thuyết ôtô: j max ⋅ h g ϕ' h g m1 = + = 1+ g⋅b b ϕ' h g j max ⋅ h g m2 = 1− = 1− g⋅a a Ở đây: hg – chiều cao trọng tâm xe g – gia tốc trọng trường jmax – gia tốc chậm dần cực đại phanh j ⎞ ⎛ ϕ′ – hệ số đặc trưng cường độ phanh ⎜⎜ ϕ' = max ⎟⎟ g ⎠ ⎝ Khi xác đònh độ bền chi tiết cấu phanh dẫn động phanh loại không tự động thường chọn : Lực đạp chân người lái xe khoảng 1500 N, lực tay kéo khoảng 800 N, xe du lòch nên chọn khoảng 40 ÷ 50% giá trò nêu Đối với loại dẫn động tự động : lực tác dụng lên chi tiết dẫn động chọn theo trò số cực đại tương ứng với áp suất khí nén chất lỏng xilanh lực 18 b) Tải trọng tác dụng lên hệ thống treo cầu : Các chi tiết hệ thống treo dầm cầu tính toán bền theo tải trọng cực đại Pmax xe chuyển động thông qua tải trọng tónh Pt biết hệ số tải trọng động kđ : P σ k đ = max = max Pt σt Ở : σmax , σt – Ứng suất cực đại ứng suất tónh chi tiết hệ thống treo Thực nghiệm chứng tỏ kđ tăng độ cứng hệ thống treo vận tốc xe tăng Khi xe hoạt động kiện bình thường tải trọng động cực đại xuất Khi xe chuyển động đường phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu vỏ cầu chủ yếu từ khối lượng treo Khi mặt đường không phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu vỏ cầu chủ yếu tải trọng động từ khối lượng không treo Nhằm mục đích xác đònh tải trọng trọng lượng thân cầu xe sinh ra, chia cầu xe làm nhiều phần ( thông thường khoảng ÷ 12 phần) xác đònh khối lượng phần Khi xe dao động tải trọng động phần xác đònh : Pđi = m i Ở đây: dv dt (2.20) mi – khối lượng phần dv – gia tốc dao động thẳng đứng cầu xe dt c) Tải trọng tác dụng lên hệ thống lái : Khi tính toán bền cho chi tiết hệ thống lái, tính theo chế độ tải trọng sau : * Mômen cực đại người lái tác dụng lên vô lăng : Ml = Plmax R Ở : Plmax – Lực cực đại tác dụng lên vô lăng, xe tải nạêng trung bình vào khoảng 400 đến 500 N, xe du lòch vào khoảng 150 đến 200 N R – bán kính vô lăng * Lực phanh cực đại tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng phanh xe đường có hệ số bám ϕ = 0,8 19 Các lực P1, P2 tác dụng lên đòn dẫn động hệ thống lái xác đònh theo sơ đồ (hình 2.4) m P1 = Z bx ⋅ ϕ n m P2 = Z bx ⋅ ϕ c * Tính theo lực va đập mặt đường lên bánh xe dẫn hướng chuyển động đường gồ ghề Giá trò lực va đập lên chi tiết hệ thống lái phụ thuộc vào vận tốc xe m m Pp Pp P2 n P1 P1 c Hình 2.4 20 [...]... dụng lên hệ thống lái : Khi tính toán bền cho các chi tiết của hệ thống lái, chúng ta có thể tính theo các chế độ tải trọng sau : * Mômen cực đại của người lái tác dụng lên vô lăng : Ml = Plmax R Ở đây : Plmax – Lực cực đại tác dụng lên vô lăng, đối với xe tải nạêng và trung bình vào khoảng 400 đến 500 N, còn đối với xe du lòch vào khoảng 150 đến 20 0 N R – bán kính của vô lăng * Lực phanh cực đại tác... hệ số bám ϕ = 0,8 19 Các lực P1, P2 tác dụng lên các đòn dẫn động của hệ thống lái được xác đònh theo sơ đồ ở (hình 2. 4) m P1 = Z bx ⋅ ϕ n m P2 = Z bx ⋅ ϕ c * Tính theo lực va đập của mặt đường lên các bánh xe dẫn hướng khi chuyển động trên đường gồ ghề Giá trò lực va đập lên các chi tiết của hệ thống lái phụ thuộc vào vận tốc của xe m m Pp Pp P2 n P1 P1 c Hình 2. 4 20 ... không bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là tải trọng động từ các khối lượng không được treo Nhằm mục đích xác đònh tải trọng do chính trọng lượng bản thân của cầu xe sinh ra, chúng ta chia cầu xe ra làm nhiều phần ( thông thường khoảng 8 ÷ 12 phần) và xác đònh khối lượng của mỗi phần Khi xe dao động thì tải trọng động của mỗi phần được xác đònh : Pđi = m i Ở đây: dv dt (2. 20)...b) Tải trọng tác dụng lên hệ thống treo và cầu : Các chi tiết của hệ thống treo và dầm cầu được tính toán bền theo tải trọng cực đại Pmax khi xe chuyển động thông qua tải trọng tónh Pt đã biết và hệ số tải trọng động kđ : P σ k đ = max = max Pt σt Ở đây : σmax , σt – Ứng suất cực đại và ứng suất tónh trong các chi tiết của hệ ... Xo Mo, Jo ε X1 M2 M1 X2 L2 L1 L Hình 2. 3 : Mô hình dao động ô tô &x& – Gia tốc , M – Khối lượng ε - Gia tốc góc , J – Mômen quán tính Theo (hình 2. 3) tải trọng động cầu xe tính sau : L ε Pđ1... &x& P 2 = M o ⋅ &x& o ⋅ L L Ở : Pđ1 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu trước P 2 – Tải trọng động tác lên dụng lên cầu sau III TẢI TRỌNG TÍNH TOÁN DÙNG TRONG THIẾT KẾ Ô TÔ Tải trọng tính toán. .. biểu thức khác biểu thò mômen lực quán tính Mj = C.ϕbx (2. 12) Từ biểu thức (2. 10) (2. 12) ta nhận phương trình vi phân sau đây: dω bx = C.ϕbx (2. 13) Jbx dt Giải phương trình phương pháp tương