Bài Thuyết Trình Thiết kế ô tôCHƯƠNG 3 : TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN CÁC CỤM VÀ CHI TIẾT CỦA Ô TÔ

Nội dung chính Những trường hợp sinh ra tải trong độngTải trọng dùng trong tính toán các cụm và chi tiết của gầm ô tô Đóng ly hợp đột ngột Phanh đột ngột khi xe đang chay bằng phanh tay

Bài Thuyết Trình Thiết kế ô tô

CHƯƠNG 3 : TẢI TRỌNG TÁC DỤNG LÊN CÁC CỤM VÀ CHI TIẾT

CỦA Ô TÔ

GVHD: TS Hoàng Ngọc Tân

Lớp : 18OT111

SVTH : Nhóm 3 MSSV:

Lê Vũ Đan 118000170

Lưu Phú Đan 118001268

Trần Công Sỹ Đang 118000158

Nội dung chính Những trường hợp sinh ra tải trong động

Tải trọng dùng trong tính toán các

cụm và chi tiết của gầm ô tô

Đóng ly hợp đột ngột

Phanh đột ngột khi xe đang chay bằng phanh tay

Không

mở ly hợp khi phanh

Xe chuyển động không bằng phẳng

Khái niệm các loại tải trọng

Tải trọng

tính toán

dùng cho hệ

thống truyền

lực

Tải trọng

tính toán

dùng cho

hệ thống

phanh

Tải trọng dùng trong tính toán dùng trong

hệ thống treo và cầu

Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống lái

1.1 Khái niệm về tải trọng

Tải trọng động xuất hiện trong các bộ phận và chi tiết của hệ thống truyền lực khi đóng ly hợp đột ngột, khi gài số trong quá trình tăng tốc, khi phanh đột ngột bằng phanh tay hoặc khi phanh gấp mà không mở ly hợp… Còn đối với các bộ phận không được treo và hệ thống lái, tải trọng động sẽ xuất hiện khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng

Tiếp theo, chúng ta sẽ nghiên cứu một số trường hợp sinh ra tải trọng động thường gặp

Đối với hệ thống truyền lực của ô tô, tải trọng tĩnh tác dụng lên chi tiết được tính từ mômen xoắn cực đại của động cơ Memax Còn tải trọng động thường được xác định theo công thức kinh nghiệm nhận được từ hàng loạt các thí nghiệm

Thông thường tải trọng động được đặc trưng bằng hệ số tải trọng động kđ Hệ số này bằng tỉ số của giá trị tải trọng động trên giá trị tải trọng tĩnh:

=

Hình 1.1 Xe tải KIA K200 thùng kín, tải trọng có thể chở là 1.900kg

1.2 NHỮNG TRƯỜNG HỢP

add picture

1.2.1 Đóng ly hợp đột ngột

• Nếu chúng ta đóng ly hợp đột ngột thì sẽ phát sinh ra tải trọng rất lớn

vì vận tốc góc của phần bị động tăng lên rất nhanh và biến thiên theo

thời gian và kết quả của đóng ly hợp đột ngột là xe sẽ bị giật mạnh và

tắt máy.

• Công thức tính nghiệm sau đây để tính số tải trọng cho trường hợp

này : =

Ở đây :  – Hệ số dự trữ của ly hợp (xem chương 3)

i – Tỉ số truyền chung của cả hệ thống truyền lực ứng với tay số đang

tính toán.

1.2.2 không mở ly hợp khi phanh

i

Hãm

Hãm

i 0

2

bđ

c

M

2

bx

c h n 0 h n 0

j

bđ

j

j

M

j

M

j

M

J c

J n

n

j n

n

j i 0

M j

h

h

.i

.ih

.ih

.ih

M j

0

.i

0

.i

Jn,ln

c

, l

J c

j

Hình 2.1 sơ đồ tính toán tải trọng động klhi phanh mà ly hợp vẫn đóng

Các góc xoắn c, n được tính theo sách Sức bền vật liệu” :

.G J 2

.l i i M

.G J

.l i M

n

n 0 h j n c

c h j c









Ở đây :

lc, ln – chiều dài trục các đăng và bán trục (m)

Jc, Jn – mô men quán tính độc cực của tiết diện trục các đăng và bán trục

(m4)

G – môđuyn đàn hồi dịch chuyển (khi xoắn)

G = 8.104 MN/m2

Thay các giá trị c, n vào biểu thức (2.4) ta có:

bđ )

.G 2J

.l i i G J

.l i ( M

n n

2 h

2 0 c

c

2 h

j 

Nếu chúng ta đặt:

G J 2

l.

i.

i G J

l.

i

1 C

n n

2 h

2 0 c

c

2 h





là độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực (Nmrad-1) khi các bánh

xe cùng bị hãm, sẽ nhận được một biểu thức khác biểu diễn mômen các

lực quán tính:

Mj = C.bđ (2.6)

Từ 2 biểu thức (2.3) và (2.6) chúng ta

có :

Jbđ dt

d ωbñ

 = C.bđ (2.7)

Mặt khác ta

bñ bñ bñ bñ

bñ bñ bñ

bñ

bñ dt J d

d J



















J d

d dt

d ω

Bởi

vậy:C.

Lấy tích phân biểu thức (2.8) với các giới hạn sau: khi bắt đầu

phanh bđ = 0 và bđ = o đến thời điểm cuối cùng của quá trình phanh

bđ = max và bđ = 0







max

0

bñ bñ

0

bñ d J

0











Vì chúng ta cần giá trị tuyệt đối

nên :

C  2 max = Jbđ.02 và max C

Jbñ

0

ω



Sau cùng giá trị Mjmax là giá trị chúng ta cần tìm:

C J

Mjmax = (2.9)

Mômen của các lực quán tính tác dụng lên hệ thống truyền lực của xe có giá trị cực đại khi phanh gấp ở số truyền thẳng của hộp số ( ih=1 ), vì lúc đó độ cứng C của hệ thống truyền lực sẽ có giá trị cực đại Trường hợp này thường xảy ra trong thực tế

1.2.3 phanh đột ngột khi xe đang chạy bằng phanh tay:

Chúng ta xét trường hợp cơ cấu phanh tay bố trí ở trục thứ cấp của

hộp số Khi xe đang chuyển động, người lái khơng sử dụng phanh chân

để dừng xe, mà sử dụng phanh tay cho đến lúc xe dừng hẳn lại Khi trục

thứ cấp của hộp số bị hãm chặt, nhưng do quán tính, bánh xe cịn quay đi

một gĩc bx rồi mới dừng hẳn lại Đây là chuyển động quay chậm dần với

gia tốc gĩc

dt

d bx , bởi vậy làm xuất hiện mơmen của lực quán tính :

dt

d J

bx j



Mơmen này truyền ngược trở lại tác dụng lên hệ thống truyền lực

theo sơ đồ ở hình 2.2 và gây nên xoắn

J c , l c

j

Hãm

i o

2M

i o

HS

j

c



 c

i o

i o

c



j

i o

2M

J c

c

n

J

 bx

j

M

J bx

J bx

bx

Hình 2.2 : Sơ đồ tính tốn tải trọng động khi sử dụng

phanh tay đột ngột

Từ sơ đồ 2.2 chúng ta cĩ quan hệ giữa các gĩc

xoắn :

n o

c

bx i 





G J i

l M 2

c o

c j c











G J

l M

n

n j







Ở đây:

n

Thay các giá trị n , c vào biểu thức (2.11)

ta có:































G J

l G J i

l 2 M

n

n c

2 o

c j

bx

Nếu chúng ta

gọi:

G J

l G J i

l

C

n

n c

2 o

c













là độ cứng chống xoắn của hệ thống truyền lực khi phanh đột ngột bằng

phanh tay, chúng ta nhận được một biểu thức khác cũng biểu thị mômen

C.bx (2.12)

Từ biểu thức (2.10) và (2.12) ta nhận được phương trình vi phân sau đây:

Jbx dt

dωbx

Giải phương trình này bằng phương pháp tương

tự như ở mục (II – 2 ) ta có:

bx max = bx0 JCbx (2.14) Bởi

bx 0 bx max

j    (2.15)

Ở đây:

bx0 : vận tốc góc của bánh xe khi bắt đầu phanh

1.2.4 Xe chuyển động trên đường không bằng phẳng

Khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng, hiện tượng dao động của xe sẽ làm xuất hiện thêm tải trọng phụ

Thường thì tải trọng động này được cân nhắc và xét đến khi tính toán bộ phận vận hành và hệ thống lái Ở trên hình 2.3 là một mô hình đơn giản về dao động của xe và phương pháp tính toán tải trọng cho trường hợp này

Ở đây chúng ta có thể xem toàn bộ xe như một hệ động lực học

và mỗi thành phần của hệ đều có gia tốc dao động, do đó nó sẽ chịu thêm tải trọng động:

Trong đó: m - Khối lượng

m- Gia tốc dao động

1.3 Tải trọng dùng trong tính toán các cụm và chi tiết

của gầm ô tô

1.3.1 Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống

truyền lực

Khi tính toán sức bền các chi tiết, trước hết cần tính mômen từ động cơ và mômen theo sự bám giữa bánh xe và mặt đường truyền đến các chi tiết đó, sau đó lấy giá trị mômen nhỏ hơn từ hai giá trị mômen vừa tìm được để đưa vào tính toán Mục đích của công việc này là để chọn ra 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 cơ đến chi tiết tính toán lớn hơn mômen tính theo điều kiện bám, thì chi tiết ấy sẽ chịu mômen có giá trị bằng mômen tính theo bám mà thôi, lúc này mômen của động cơ thừa chỉ làm quay trơn các bánh xe chủ động, mà không làm tăng thêm giá trị mômen xoắn tác dụng lên chi tiết ấy

Ngược lại, nếu mômen tính theo điều kiện bám lớn hơn mômen của động cơ truyền xuống chi tiết đang tính toán, thì chi tiết ấy sẽ chịu mômen xoắn có giá trị bằng mômen tính theo mômen xoắn của động cơ truyền xuống Bởi vì, thực chất các tải trọng sinh ra trong các chi tiết của hệ thống truyền lưc là do mômen xoắn của động cơ truyền xuống gây nên

Mômen xoắn truyền từ động cơ xuống chi tiết của hệ thống truyền

lực trong trường hợp tính theo động cơ là: M X  M emax .i 

(2.16)

Ở đây:

Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ (N.m)

i – Tỉ số truyền từ động cơ đến chi tiết đang tính toán  – Hiệu suất truyền lực từ động cơ đến chi tiết tính toán Mômen tính theo điều kiện bám ngược lên chi tiết được xác định như sau :

b l b

x Z φ r M

i η



Ở đây : x – Số lượng các bánh xe chủ động

Zb – Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe chủ động (N)

 – Hệ số bám ( = 0,7  0,8)

rl – Bán kính lăn của bánh xe chủ động (m)

i – Tỷ số truyền giữa chi tiết đang tính và bánh chủ động

 – Hiệu suất truyền lực từ chi tiết đang tính đến bánh xe chủ động

1.3.2 Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống phanh

Khi chọn chế độ tính toán cho cơ cấu phanh, chúng ta phải chọn cho

trường hợp phanh xe với cường độ phanh và hiệu suất cực đại, nghĩa là

lực phanh bằng lực bám cực đại của bánh xe với mặt đường Lúc đó

mômen phanh Mp của bánh xe có giá trị là:

Mp = Zb . rb Trường hợp xe có hai cầu và cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các

bánh xe, lúc đó mômen phanh ở mỗi cơ cấu phanh của cầu trước sẽ có

giá trị là Mp1

.m 2

G

p1 

2L

G

(b + ’.hg) rb (2.18)

và mômen phanh ở mỗi cơ cấu cầu sau là Mp2 :

.m 2

G

p2 

2L

G

=

rb (a - ’.hg) rb ( 2.19)

Ở đây:

G – Trọng lượng toàn bộ của xe khi đầy tải

G1,G2– Tải trọng tác dụng lên cầu trước và sau ở trạng thái

tĩnh trên mặt đường nằm ngang

m1p, m2p – Hệ số thay đổi tải trọng lên cầu trước và cầu

sau khi phanh

a, b – Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước và sau

L – Chiều dài cơ sở của xe

 – Hệ số bám dọc giữa lốp và đường ( = 0,7 0,8)

Các hệ số m1p, m2p được xác định bởi lý thuyết ôtô:

a

h ' 1 a g

h j 1 m

b

h ' 1 b g

h j 1 m

g g

max 2p

g g

max 1p













































 g

j ' max

Ở đây:

hg – Chiều cao trọng tâm của xe

g – Gia tốc trọng trường

jmax – Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh

1.3.3 Tải trọng tính toán dùng cho hệ thống treo và cầu

Các chi tiết của hệ thống treo và dầm cầu được tính toán bền theo tải trọng cực đại Fmax khi xe chuyển động thông qua tải trọng tĩnh Ft

đã biết và hệ số tải trọng động kđ :

Fmax = kđ.Ft

Thực nghiệm chứng tỏ rằng kđ tăng khi độ cứng của hệ thống treo và vận tốc của xe tăng

Khi xe hoạt động trong đều kiện bình thường thì tải trọng động cực đại ít khi xuất hiện

Khi xe chuyển động trên đường bằng phẳng, tải trọng tác dụng lên dầm cầu và vỏ cầu chủ yếu là từ khối lượng được treo Khi mặt đường 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 định 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 định khối lượng của mỗi phần Khi xe dao động thì tải trọng động của mỗi phần được xác định:

𝑑𝑡

Ở đây:

mi – Khối lượng của từng

phần

𝑑𝑧– Gia tốc dao động thẳng đứng của cầu xe

𝑑𝑡

1.3.4 Tải trọng tính toán dành cho 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:

Mlmax = Flmax R

Ở đây :

Flmax – Lực cực đại tác dụng lên vô lăng, đối với xe tải nạng và trung bình vào khoảng 400500 N, còn đối với xe du lịch vào khoảng 150200 N

R – Bán kính của vô lăng

* Lực phanh cực đại tác dụng lên hai bánh xe dẫn hướng khi phanh xe trên

đường có hệ số bám =0,8

2.4.Các lực F1, F2 tác dụng lên các đòn dẫn động của hệ thống lái được xác định theo

m

F =Z φ

m

F =Z φ

c

* Tính theo lực va đập của mặt đường lên các bánh xe dẫn

hướng khi chuyển động trên đường gồ ghề Giá trị lực va đập lên các chi

tiết của hệ thống lái phụ thuộc vào vận tốc của xe

Hình 2.4: Sơ đồ các lực tác dụng lên hệ thống lái