LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại, điều kiện làm việc
Hệ thống treo là bộ phận quan trọng kết nối khung hoặc vỏ ôtô với các cầu, giúp xe di chuyển êm ái trên các mặt đường không bằng phẳng Nó không chỉ đảm bảo sự thoải mái khi lái xe mà còn truyền tải các lực và mômen từ bánh xe lên khung hoặc vỏ xe, duy trì đúng động học bánh xe Hệ thống treo thường bao gồm ba bộ phận chính để thực hiện chức năng này.
Bộ phận đàn hồi là một thành phần quan trọng trong hệ thống treo, có chức năng nối khung vỏ với bánh xe, giúp tiếp nhận và truyền lực thẳng đứng giữa chúng Cấu trúc của bộ phận này chủ yếu bao gồm các chi tiết đàn hồi bằng kim loại như nhíp, lò xo, hoặc thanh xoắn, hoặc có thể sử dụng khí trong các hệ thống treo bằng khí hoặc thủy khí.
Bộ phận dẫn hướng có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo động học bánh xe, giúp xe chỉ dao động trong mặt phẳng thẳng đứng Ngoài ra, bộ phận này còn chịu trách nhiệm truyền tải lực dọc, lực ngang và mô men giữa khung vỏ và bánh xe.
Bộ phận giảm chấn có chức năng dập tắt nhanh chóng các dao động bằng cách chuyển đổi năng lượng dao động thành nhiệt năng Quá trình này diễn ra nhờ ma sát, đặc biệt là trong hệ thống giảm chấn thủy lực trên ô tô Khi xe dao động, chất lỏng trong giảm chấn tương tác với thành lỗ tiết lưu và giữa các lớp chất lỏng, tạo ra nhiệt và làm nóng vỏ giảm chấn, từ đó tỏa ra ngoài.
Có nhiều cách phân loại hệ thống treo tùy theo tiêu chí mà mỗi người đưa ra để phân loại. Theo sơ đồ bộ phận dẫn hướng :
+ Hệ thống treo phụ thuộc + Hệ thống treo độc lập.
Theo bộ phận đần hồi : + Loại bằng kim loại.
- Hệ thống treo loại mhíp lá.
- Hệ thống treo loại lò xo xoắn ốc.
- Hệ thống treo loại thanh xoắn.
+ Loại khí + Loại thủy lực :
- Hệ thống treo loại thủy khí kết hợp.
+ Độ võng tĩnh f t (sinh ra dưới tác dụng của tảu trọng tĩnh) phải nằm trong giới hạn đủ đảm bảo tần số dao động thích hợp cần thiết.
Độ võng động f d của ô tô phải đảm bảo rằng vận tốc di chuyển trên đường xấu nằm trong giới hạn cho phép, giúp tránh va đập lên các bộ phận hạn chế Đồng thời, động học của các bánh xe dẫn hướng vẫn được duy trì ổn định khi chúng di chuyển trong mặt phẳng thẳng đứng, với chiều rộng cơ sở và các góc đặt trụ đứng không thay đổi.
+ Có hệ số cản thích hợp để dập tắt nhanh dao động của vỏ và bánh xe.
+ Đảm bảo sự tương ứng giữa động học của bánh xe với động học của dẫn động lái, dẫn động phanh
+ Giảm tải trọng động khi ô tô qua đường ghồ ghề.
Để đảm bảo hiệu quả, sản phẩm cần phải an toàn, dễ dàng sửa chữa và thay thế, đồng thời có giá thành hợp lý Hơn nữa, sản phẩm cũng nên được chế tạo phù hợp với trình độ công nghệ sản xuất trong nước.
+ Làm việc trong điều kiện luôn chịu tải trọng tác dụng từ khối lượng được treo lên hệ thống.
+ Chịu tác dụng của các phản lực từ mặt đường tác dụng ngược lên.
+ Các bộ phận trong hệ thống làm việc trong điều kiện bị biến dạng, va đập và dịch chuyển tương đối.
CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO
Hiện nay, ôtô sử dụng nhiều loại hệ thống treo khác nhau, với cấu trúc thay đổi tùy theo từng loại xe và nhà sản xuất Tuy nhiên, hệ thống treo có thể được chia thành hai dạng chính: hệ thống treo phụ thuộc và hệ thống treo độc lập.
1.2.1 Hệ thống treo phụ thuộc
Hai bánh xe trái và phải được kết nối bởi một dầm cứng, dẫn đến khi một bánh xe di chuyển trong mặt phẳng ngang, bánh xe còn lại cũng sẽ di chuyển theo Vì vậy, hệ thống treo phụ thuộc không thể đảm bảo hoàn toàn tính chính xác của động học bánh xe dẫn hướng.
Hệ thống treo phụ thuộc được sử dụng phổ biến trong cầu sau của ôtô du lịch và tất cả các cầu của ôtô tải, ôtô khách lớn Một trong những ưu điểm nổi bật của hệ thống này là khả năng chịu tải tốt, giúp cải thiện độ ổn định và an toàn khi vận hành.
+ Trong quá trình chuyển động, vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra mòn lốp
+ Khi ôtô quay vòng chỉ có thùng xe nghiêng còn cầu xe vẫn thăng bằng, do đó lốp ít mòn.
+ Khi chịu lực bên (lực ly tâm, đường nghiêng, gió bên) hai bánh xe liên kết cứng, vì vậy hạn chế hiện tượng trượt bên bánh xe.
+ Kết cấu đơn giản,rẻ tiền, nhíp vừa làm nhiệm vụ đàn hồi vừa làm nhiệm vụ dẫn hướng.
+ Số khớp quay ít và không càn phải bôi trơn khớp quay.
+ Dễ chế tạo, dễ tháo lắp và sửa chữa, giá thành rẻ.
Khi nâng một bên bánh xe lên, vết bánh xe sẽ bị thay đổi, dẫn đến sự phát sinh lực ngang, làm giảm tính chất bám đường của ô tô và tăng nguy cơ trượt ngang.
+ Hệ thống treo ở các bánh xe, nhất là các bánh xe chủ động có trọng lượng phần không được treo lớn.
+ Sự nối cứng bánh xe hai bên nhờ dầm liền làm phát sinh những dao động nguy hiểm ở bánh xe trong giới hạn vận tốc chuyển động.
Hệ thống treo phụ thuộc ở bánh xe dẫn hướng sẽ khiến độ nghiêng của hai bánh xe thay đổi khi một bánh xe di chuyển thẳng đứng Điều này tạo ra mômen do hiệu ứng con quay, ảnh hưởng đến các dịch chuyển góc của cầu và bánh xe dẫn hướng quanh trục quay.
+ Khó bố trí các cụm của ôtô nếu đặt hệ thống treo phụ thuộc ở đằng trước.
Một số hệ thống treo phụ thuộc đang dùng phổ biến cho ôtô :
+ Hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là nhíp lá.
+ Hệ thống treo có bộ phận đàn hồi là lò xo trụ.
1.2.1.a Hệ thống treo phụ thuộc loại nhíp lá Ưu điểm
Nhíp đóng vai trò quan trọng trong hệ thống treo, vừa là cơ cấu đàn hồi, vừa là cơ cấu dẫn hướng và đồng thời giúp giảm chấn, thực hiện toàn bộ chức năng cần thiết cho sự ổn định và êm ái của xe.
Do đó kết cấu hệ thống treo sẽ đơn giản.
Nhíp đóng vai trò quan trọng trong việc dẫn hướng, có khả năng truyền lực dọc như lực kéo hoặc lực phanh, cùng với lực ngang từ bánh xe qua cầu xe lên khung.
+ Chức năng đàn hồi theo phương thẳng đứng.
+ Ngoài ra nhíp cũng có khả năng truyền các mômen từ bánh xe lên khung.Đó là mômen kéo hoặc mômen phanh.
+ Trọng lượng nhíp nặng hơn tất cả các bộ phận đàn hồi khác, nhíp kể cả giảm chấn chiếm từ 5,5%-8% trọng lượng bản thân ôtô.
+ Thời hạn phục vụ ngắn do các ứng suất ban đầu, do trạng thái ứng suất phức tạp, do lực động và lặp lại nhiều lần
+ Đường đặc tính đàn hồi đòi hỏi phải là đường cong nhưng trong thực tế độ cứng của bản thân nhíp lại là hằng số.
Hình 1 Hệ thống treo loại nhíp lá ở cầu không chủ động
1.2.1.b Hệ thống treo phụ thuộc phần tử đàn hồi là lò xo trụ
Hệ thống treo phụ thuộc có phần tử đàn hồi là lò xo trụ có thể được bố trí ở cầu bị động hoặc ở cầu chủ động.
Hệ thống treo phụ thuộc kiểu lò xo trụ, được sử dụng ở cầu trước và cầu sau, có ưu điểm nổi bật là trọng lượng nhẹ hơn nhíp khi so sánh với cùng độ cứng và độ bền.
Lò xo trụ có tuổi thọ cao hơn so với nhíp do không có ma sát giữa các vành lò xo, điều này giúp giảm thiểu sự hao mòn Hơn nữa, lò xo trụ không cần bảo dưỡng và chăm sóc như nhíp, mang lại sự tiện lợi cho người sử dụng.
Lò xo trụ chỉ có chức năng đàn hồi, trong khi nhiệm vụ dẫn hướng và giảm chấn cần được thực hiện bởi các bộ phận khác, dẫn đến sự phức tạp trong kết cấu.
1.2.2 Hệ thống treo độc lập
Hệ thống treo độc lập cho phép hai bánh xe trái và phải hoạt động độc lập mà không ảnh hưởng đến nhau Khi một bánh xe di chuyển trong mặt phẳng ngang, bánh xe còn lại không bị tác động bởi chuyển động này.
Hệ thống treo độc lập, thường được áp dụng cho cầu trước của ô tô du lịch, hiện nay đã được nhiều loại ô tô sử dụng cho cả cầu sau Ưu điểm của hệ thống này là giúp cải thiện khả năng kiểm soát và ổn định của xe, mang lại trải nghiệm lái mượt mà hơn cho người điều khiển.
+ Khi dịch chuyển bánh xe này trong mặt phẳng ngang bánh xe kia vẫn đứng nguyên, do đó động học bánh xe dẫn hướng được giữ đúng.
Khả năng quay vòng của xe được cải thiện đáng kể, nhờ vào việc duy trì vận tốc quay của hai bánh xe trái và phải không bị ràng buộc nhiều, điều này khác biệt so với hệ thống treo phụ thuộc.
+ Khối lượng không được treo của hệ thống nhỏ hơn so với hệ thống treo phụ thuộc Do đó tăng trọng lượng bám, tăng độ êm dịu của ôtô.
Khi di chuyển, cần đảm bảo rằng các bánh xe không làm thay đổi góc đặt và chiều rộng cơ sở, nhằm loại bỏ hoàn toàn sự lắc của bánh xe so với trụ đứng Điều này giúp ngăn chặn sự phát sinh mômen hiệu ứng con quay khi bánh xe di chuyển thẳng đứng.
+ Kết cấu phức tạp gồm nhiều chi tiết.
+ Trong quá trình chuyển động, vết bánh xe không cố định do vậy xảy ra tình trạng mòn lốp nhanh.
+ Khi chịu lực bên (ly tâm, đường nghiêng, gió bên) hai bánh xe không liên kết cứng, vì vậy xảy ra hiện tượng trượt bên bánh xe.
Một số hệ thống treo độc lập dùng cho ôtô
+ Hệ treo trên 2 đòn ngang.
+ Hệ treo độc lập, phần tử đàn hồi thanh xoắn.
1.2.2.a Hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lò xo, đòn treo dọc
Hình 3 - Hệ thống treo độc lập với phần tử đàn hồi là lò xo với đòn treo dọc.
1- Khung xe; 2- Phần tử đàn hồi lò xo; 3- Giảm chấn ống thuỷ lực; 4- Bánh xe; 5- Đòn treo dọc; 6-
Khớp bản lề. Ưu điểm
+ Dễ dàng tháo lắp tòan bộ cầu xe, kết cấu đơn giản.
Giảm thiểu lực tác động lên đòn ngang và các khớp quay mà không cần sử dụng thanh ổn định, nhờ vào việc áp dụng đòn liên kết với độ cứng thấp.
+ Không có moment hiệu ứng con quay ở bánh xe dẫn hướng, không gây nên sự thay đổi góc nghiêng ngang bánh xe, động học dẫn động lái đúng.
KẾT LUẬN
Sau khi nghiên cứu và phân tích các loại hệ thống treo đang được sử dụng, kết hợp với thực tế các xe tải trên thị trường và tình hình sản xuất ôtô trong nước, chúng tôi quyết định chọn hệ thống treo phụ thuộc với phần tử đàn hồi là nhíp cho cầu trước và cầu sau của xe thiết kế.
Hệ thống treo này có thiết kế đơn giản, dễ dàng trong việc sử dụng, sửa chữa và thay thế, giúp giảm chi phí Mặc dù cấu trúc đơn giản, hệ thống vẫn đảm bảo mang lại sự êm ái cho ôtô khi hoạt động.
Nhíp sở hữu những tính chất độc đáo, bao gồm khả năng đàn hồi, định hướng và giảm chấn hiệu quả Mặc dù vẫn tồn tại một số hạn chế, nhưng nhíp có thể cải thiện đáng kể những điểm chưa hoàn thiện, mang lại hiệu suất tốt hơn cho các ứng dụng.
Hệ thống treo cầu sau của xe tải sử dụng hệ thống treo phụ thuộc với nhíp lá, hoạt động như bộ phận đàn hồi và định hướng Bộ phận giảm chấn được trang bị loại thủy lực, có khả năng tác động hai chiều.
THIẾT KẾ KỸ THUẬT HỆ THỐNG TREO
Nhíp được cấu tạo từ các lá thép cong, được sắp xếp theo thứ tự từ ngắn đến dài Các lá thép này được kẹp chặt ở giữa bằng một bulông định tâm, tạo thành một cụm nhíp chắc chắn.
Hai đầu của lá nhíp chính được uốn cong để tạo thành tai nhíp và mắt nhíp, giúp gắn nhíp vào khung hoặc dầm thông qua mõ nhíp và chốt nhíp.
Hình III.9 - Kết cấu của nhíp
Lá nhíp chính chịu áp lực lớn nhất, vì vậy chúng được chế tạo dày hơn Độ cong của mỗi lá nhíp, hay còn gọi là độ võng, phụ thuộc vào chiều dài của chúng; lá nhíp ngắn có độ võng lớn hơn, dẫn đến độ cong lớn hơn so với lá nhíp dài Khi bulông định tâm được xiết chặt, độ võng của các lá nhíp sẽ giảm một chút, khiến hai đầu lá phía dưới ép chặt vào lá phía trên.
Sơ đồ đơn giản nhất của hệ thống treo phụ thuộc là hai nhíp có dạng nửa elip.
Tính chất dịch chuyển của cầu đối với vỏ phụ thuộc vào thông số của nhíp, với tổng số khớp của nhíp là sáu, mỗi nhíp có ba khớp Lực dọc X và moment phản lực MY được truyền lên khung qua nhíp.
Trong quá trình biến dạng, chiều dài của nhíp thay đổi, dẫn đến hai tai nhíp gắn lên khung hoặc dầm với một đầu cố định và một đầu di động Đối với nhíp sau, đầu cố định ở phía trước và đầu di động nằm ở phía sau, trong khi cách bố trí các đầu cố định và di động phụ thuộc vào mối quan hệ giữa hệ thống treo và các hệ thống khác Các lá nhíp chịu tải có cấu trúc mà thớ trên chịu kéo và thớ dưới chịu nén, tạo ra tiết diện đặc trưng cho các lá nhíp.
Hình III.10 - Tiết diện của các lá nhíp
1.4.1.b Một số nhược điểm của nhíp
- Trọng lượng của nhíp nặmg hơn tất cả các cơ cấu đàn hồi khác Nhíp kể cả giảm chấn chiếm từ (5.5 + 8)% trọng lượng bản thân ôtô.
Để cải thiện tuổi thọ của nhíp, cần chú ý đến các yếu tố như ứng suất ban đầu, trạng thái ứng suất phức tạp, và lực động lặp lại Độ mỏi của nhíp thường thấp hơn so với thanh xoắn, do đó việc thực hiện các biện pháp tăng cường độ bền là rất quan trọng.
Để giảm bớt lực tác động lên nhíp, cần đặt đầu nhíp vào trong các gối cao su và sử dụng ụ đỡ phụ nhằm giới hạn moment tác dụng lên nhíp khi phanh, giúp nhíp không bị xoắn.
+ Giảm ứng suất trong nhíp.
Để hạn chế biên độ trung bình của dao động giữa bánh xe và thùng xe, chúng ta có thể thêm các phần tử đàn hồi phụ như cao su chịu nén và tăng cường sức cản của các giảm chấn.
Để giảm ứng suất trong lá nhíp, có thể thay đổi tiết diện ngang, giúp phân bố lại các ứng suất pháp tuyến Khi nhíp chịu tải, các lớp mặt trên sẽ chịu kéo, trong khi các lớp mặt dưới sẽ chịu nén.
Vì giới hạn chịu mỏi của thép khi kéo kém hơn khi nén, tiết diện ngang của lá nhíp cần được thiết kế với hai đầu vát Việc này giúp đường trung hòa dịch chuyển lên trên so với tiết diện hình chữ nhật, từ đó giảm ứng suất kéo Hơn nữa, thiết kế này còn làm giảm ứng suất tập trung ở các góc của tiết diện.
Đầu lá nhíp có hình trái xoan và mỏng hơn thân, giúp tăng cường độ đàn hồi của lá nhíp Thiết kế này cũng góp phần phân bố ứng suất trong nhíp một cách đồng đều hơn, đồng thời giảm thiểu ma sát giữa các lá nhíp.
+ Tăng độ cứng bề mặt lá nhíp
Lá nhíp thường bị mỏi do ứng suất kéo, dẫn đến việc xuất hiện vết nứt ở các góc của tiết diện hoặc trên bề mặt làm việc Hiện tượng này xảy ra do ma sát giữa các lá nhíp tạo ra ứng suất tiếp xúc cao, kết hợp với điều kiện dao động.
Đường đặc tính của nhíp thường là đường thẳng, trong khi đường đặc tính đàn hồi cần phải là đường cong, nhưng độ cứng của nhíp lại là hằng số Do đó, cần điều chỉnh độ cứng của nhíp theo tải trọng Một cách để thay đổi độ cứng là nghiêng móc treo nhíp khoảng 5 độ khi không tải Bên cạnh đó, ma sát giữa các lá nhíp cũng cần được giảm thiểu xuống dưới 5-8%.
- Có thể làm giảm ma sát bằng cách bôi trơn tốt các lá nhíp, giảm số lá nhíp.
- Đặt các tấm đệm giữa các lá nhíp không những làm giảm lực ma sát mà còn làm quy luật thay đổi lực ma sát tốt hơn.
1.4.2.a Công dụng, yêu cầu, phân loại bộ giảm chấn
+ Giảm chấn để dập tắt các dao động của vỏ xe và lốp xe bằng cách chuyển cơ năng của các dao động thành nhiệt năng.
Giảm chấn trên ôtô hiện nay chủ yếu sử dụng công nghệ giảm chấn thủy lực, trong đó ma sát giữa chất lỏng và các lỗ tiết lưu đóng vai trò quan trọng trong việc dập tắt dao động.
+ Đảm bảo giảm trị số và sự thay đổi đường đặc tính của các dao động, đặc biệt là:
Để tránh tình trạng lắc lư của thùng xe khi di chuyển qua những đoạn đường mấp mô lớn, cần dập tắt nhanh chóng các dao động, đặc biệt là khi tần số dao động cao.
+ Dập tắt chậm các dao động nếu ôtô chạy trên đường ít mấp mô (độ lòi lõm của đường càng bé và dày).
+ Hạn chế các lực truyền qua giảm chấn đến thùng xe.
+ Làm việc ổn định khi ôtô chuyển động trong các điều kiện đường xá khác nhau và nhiệt độ không khí khác nhau.
+ Trọng lượng và kích thước bé
Người ta phân loại giảm chấn theo hai đặc điểm sau:
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC PHẦN TỬ CỦA HỆ THỐNG TREO
Lựa chọn các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu
Hệ thống treo của xe cần được thiết kế để đảm bảo độ êm dịu theo các tiêu chí đã được xác định Hiện nay, có nhiều chỉ tiêu để đánh giá độ êm dịu trong chuyển động, bao gồm tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động.
- Trong đồ án tốt nghiệp, ta chỉ lựa chọn theo một chỉ tiêu, đó là chỉ tiêu tần số dao động.
-Tuy nhiên khi tính toán hệ thống treo ô tô người ta thường dùng thông số:
Số lần dao động trong 1 phút n: n = 90 120 lần/phút.
- Chọn sơ bộ: n = 100 lần/ phút.
Xác định lực tác dụng lên nhíp
Trọng lượng của xe lúc đầy tải là :80250 N ; phân lên cầu :22500/57750;
Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo : +) Cầu trước : M1= 1969 (kg).
TảI trọng tác dụng lên một bên nhíp cầu trước và một bên nhíp cầu sau là:
Trọng lượng bản thân : 40250 N, phân lên cầu : 20250/20000;
Khối lượng phần được treo tác dụng lên hệ thống treo : +) Cầu trước : M ' 1= 1522 (kg).
TảI trọng tác dụng lên một bên nhíp cầu trước và một bên nhíp cầu sau là:
Thiết kế nhíp trước
2.3.1 Độ cứng của hệ thống treo C
- Tần số dao động góc và độ cứng của hệ thống treo quan hệ với nhau theo công thức (3.1):
C - Độ cứng của hệ thống treo (N/m).
M- Khối lượng được treo (kg) : M = 1969/2 = 984,5 (kg). n - Tần số dao động n = 100 lần/phút.
- Theo cụng thức độ vừng tĩnh được tính như sau : f t 2
2.3.2 Chọn sơ bộ kích thước nhíp
- Nhíp là một loại lò xo gồm nhiều lá thép mỏng (lá nhíp) ghép lại với nhau Kích thước hình học của các nhíp sẽ là :
Chiều dài các lá L1, L2, Lk , Ln
Tiết diện lá nhíp ; b x hk
hk- chiều dày lá nhíp thứ k
- Chiều dài toàn bộ nhíp Lt có thể chọn sơ bộ như sau: Đối với xe tải:
Nhíp trước : L t = (0,26 0,35)L; (L là chiều dài cơ sở của xe).
Khoảng cỏch giữa bu lụng ngàm nhớp = 90 mm.
- Dựa vào loại xe, tải trọng, kết cấu khung vỏ của xe và kích thước các lá nhíp, ta có bộ thông số sau:
Chiều rộng b và chiều dày h k thỏa món: 6 < h k b 8
Chiều dài lk được tớnh theo hệ phương trỡnh sau :
- Với bộ nhíp có 2 lá nhíp (lá 1 và lá 2) có chiều dài và chiều dày giống nhau, ta coi hai lá gộp lại thành một lá với:
J bh (Khi đó k =1 ứng với lá 2, k = 2 ứng với lá 3, )
Giải hệ phương trình trên ta được : l1= 680 ; l2= 680 ; l 3 = 583 ; l4 = 525 ; l 5 = 466 ; l 6 = 407; l 7 48; l 8 = 288; l 9 = 227 ; l 10 5 ; l11 = 99 (mm)
2.3.3 Tính độ cứng, độ võng tĩnh và kiểm tra tần số dao động của nhíp
+ Độ cứng của nhíp đối với trường hợp nhíp đối xứng:
E- Môđun đàn hồi của vật liệu khi uốn, E= 2.10 5 MN/m 2 ak = l1 – lk (k = 2n). lk – Chiều dài nửa lá nhíp thứ k.
J2, ,Jk, ,Jn: mô men quán tính của tiết diện lá nhíp, Jk 12
Ta có bảng tính toán sau: k l
- Độ cứng của nhíp là: l 2
+ Tần số dao động thực tế: n = M
30 = 30 94972 984 , 5 = 94 lần/phút – thoả mãn yêu cầu.
- Như vậy các thông số kích thước của nhíp khá phù hợp về mặt độ cứng hay tần số dao động cho phép.
+ Độ võng tĩnh của nhíp đối với trường hợp nhíp đối xứng: f t
2.3.4 Tính bền nhíp và các chi tiết liên quan
Đối với nhíp 1/2 elip, chúng ta xem nhíp bị ngàm chặt ở giữa, do đó khi tính toán, chỉ cần xem xét một nửa lá nhíp với các giả thiết đã nêu.
- Coi nhíp là loại 1/4 elip, một đầu được ngàm chặt, một đầu chịu lực.
- Bán kính cong của các lá nhíp bằng nhau, các lá nhíp chỉ tiếp xúc với nhau ở các đầu mút và lực chỉ truyền qua đầu mút.
- Biến dạng ở vị trí tiếp xúc giữa
2 lá nhíp cạnh nhau thì bằng nhau.
- Với các giả thiết trên thì sơ đồ tính bền nhíp như sau:
Tại điểm B, biến dạng của lá thứ nhất và thứ hai là bằng nhau, và tương tự tại điểm S, biến dạng của lá thứ k-1 và k cũng tương đương Bằng cách thiết lập các biểu thức biến dạng tại các điểm này và cân bằng chúng theo từng cặp, chúng ta sẽ thu được một hệ phương trình với n-1 phương trình và n-1 ẩn, tương ứng với các giá trị X2, Xn.
- Hệ phương trình đó như sau:
C l lk- Chiều dài tính toán từ quang nhíp đến đầu mút lá nhíp.
Jk- Mômen quán tính của các tiết diện lá nhíp,
Lập bảng kết quả tính toán ta có: k l(mm) J k (mm 4 ) A k B k C k
- Hệ phương trình trở thành :
2.X 9 -2.X 10 = 0 GiảI hệ phương trình trên ta được :
- Mô men chống uốn của từng lá nhíp:
- Từ đó ta có bảng kết quả tính toán: l(mm) W u (mm 3 ) X k (N) M A (N.mm) A (N/mm 2 ) M B (N.mm) B (N/mm 2 )
Sau khi tính toán các giá trị mô men, chúng ta tiến hành xác định ứng suất và so sánh với ứng suất cho phép Đối với vật liệu lá nhíp 60C2, ứng suất cho phép thường có giá trị là 600 MN/m² (600 N/mm²) Kết quả cho thấy các lá nhíp đáp ứng đủ tiêu chuẩn bền vững.
- Sơ đồ tính bền tai nhíp được biểu diễn trên hình bên Trong đó:
D- đường kính trong của tai nhíp, chọn D = 50 mm. h0- chiều dầy lá nhíp chính, h0
Xk (lk-lk+1) Xk.lk-Xk+1.lk+1
Pk b- chiều rộng lá nhíp, b = 70 mm
- Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo Pk hay lực phanh Pp Trị số của lực này được xác định theo công thức sau:
Zbx- Phản lực của đường lên bánh xe, Zbx = 4922,5 N.
- ứng suất uốn ở tai nhíp là:
- ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là:
- ứng suất tổng hợp ở tai nhíp:
- ứng suất tổng hợp cho phép:
[th] 50MN/m 2 = 350 N/mm 2 th [th] Vậy tai nhíp đủ bền.
2.3.6 Tính kiểm tra chốt nhíp
- Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp
- Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép cỏc bon trung bỡnh có thành phần các bon (40X), xianua húa thì ứng suất chèn dập cho phép.
- Kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập:
- Kiểm nghiệm theo ứng suất cắt: l 1 l 2 l 3 a 2 a 3
Ứng suất chèn dập và ứng suất cắt sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu Vậy chốt đảm bảo đủ bền.
Thiết kế nhíp sau và nhíp sau phụ
* Tải trọng đặt lên cả nhíp chính và nhíp phụ ở một bên hệ thống treo Lực tác dụng lên một bên nhíp.
Nhíp sau : L t = ( 0,35 0,45 )L; (L là chiều dài cơ sở của xe).
Khoảng cỏch giữa bu lụng ngàm nhớp = 90 mm.
- Dựa vào loại xe, tải trọng, kết cấu khung vỏ của xe và kích thước các lá nhíp, ta có bộ thông số sau:
Chiều rộng b và chiều dày h k thỏa món: 6 < h k b = 8 80 , 5 = 9,4 G ' f = Gt - G ' c = 25265 - 12048 = 13217 (N) Đây là trọng lượng mà nhíp chính và phụ cùng chịu
Lập bảng tính toán với nhíp phụ ta có: k l
Thay số vào ta có:
Lập bảng tính toán nhíp chính ta có: k l
Tính độ cứng nhíp chính theo công thức:
= 6 2 12058 10 11 0 , , 85 38 10 3 = 84589 (N/m) Sau khi tính được độ cứng của nhíp chính và nhíp phụ ta có độ cứng của cả hệ thống là:
C1 là độ cứng của nhíp phụ
C2 là độ cứng của nhíp chính
Sau khi tính toán độ cứng của nhíp, ta tiếp tục xác định độ võng của nhíp chính và nhíp phụ với kết quả ft = C G = 222878 / 25265 = 0,113 m (hay 11,3 cm) Từ đó, ta có thể tính được tần số dao động của nhíp, cụ thể là n = 300 f = 300 / 11,3 = 91 (l/ph).
Hệ thống treo sau của xe tải n đã được kiểm nghiệm và cho thấy khả năng êm dịu khi làm việc dưới tải trọng tăng Tần số dao động của xe nằm trong khoảng 90-120 lần/phút, đảm bảo sự ổn định và thoải mái trong quá trình vận hành.
Vậy ta có biến dạng của nhíp phụ : f f t f
trọng lượng phần được treo tác dụng lên nhíp phụ khi xe đầy tải.
Gf = C f f f = 0,059.138289 = 8200 (N) Trọng lượng phần được treo tác dụng lên nhíp chính là:
2.4.4 Tính bền nhíp chính và nhíp phụ Đối với nhíp 1/2 elíp ta lý luận như trên ta coi rằng nhíp bị ngàm chặt ở giữa.Dựa vào phương pháp tải trọng tập trung để tính bền nhíp, giả sử có sơ đồ nhíp như sau:
Với các giả thiết như trên thì sơ đồ tính bền nhíp như trên hình vẽ:
Tại điểm B, biến dạng của lá thứ nhất và thứ hai bằng nhau, và tương tự tại các điểm S, biến dạng của lá thứ k-1 và k cũng tương đương Bằng cách thiết lập các biểu thức biến dạng tại những điểm này và thiết lập chúng bằng nhau theo từng cặp, chúng ta sẽ thu được một hệ phương trình với n-1 phương trình và n-1 ẩn là các giá trị X2, , Xn.
Hệ phương trình đó như sau:
A2.Xn-1 + Bn.Xn + Cn.Xn+1 = 0
Lập bảng kết quả tính toán ta có: k l(mm) J k (mm 4 ) A k B k C k
- Hệ phương trình trở thành :
Sau khi giải hệ phương trình ta có bảng kết quả:
X2 =X3 =X4 =X5 =X6 =X 7 = X 8 = 4100 (N) Khi có các giá trị Xk ta xác định được các giá trị mômen tại A và B của từng lá nhíp như sau:
* ứng suất của nhíp được xác định:
Wuc : Mômen chống uốn của nhíp
Lập bảng tính ứng suất cho nhíp phụ ta có: l(mm) W u (mm 3 ) X k (N) M A (N.mm) A (N/mm 2 ) M B (N.mm) B (N/mm 2 )
So sánh các giá trị ứng suất của các lá nhíp trên bảng với [t] = 600 (N/mm 2 ) ta thấy các lá nhíp đảm bảo bền b) Tính toán với nhíp chính
Tương tự như tính với nhíp phụ ta có :
- Tải trọng tác dụng lên một đầu nhíp Pt 2
= 8532,5 (N) Các kết quả hệ số Ak, Bk, Ck được lập trong bảng sau: k l(mm) J k (mm 4 ) A k B k C k
- Hệ phương trình trở thành :
2.X14 - 2.X 15 = 0 Sau khi giải hệ phương trình trên ta có:
Bảng tính ứng suất cho nhíp chính : l(mm) W u (mm 3 ) X k (N) M A (N.mm) A (N/mm 2 ) M B (N.mm) B (N/mm)
So sánh các giá trị ứng suất của các lá nhíp trên với ứng suất cho phép : [t] = 600 (N/mm 2 ) Ta thấy các lá nhíp đủ bền
- Sơ đồ tính bền tai nhíp được biểu diễn trên hình bên
D- đường kính trong của tai nhíp, chọn D = 50 mm. h0- chiều dầy lá nhíp chính, h0 = 8,5 mm. b- chiều rộng lá nhíp, b = 80 mm
- Tai nhíp chịu tác dụng của lực kéo Pk hay lực phanh Pp Trị số của lực này được xác định theo công thức sau:
Zbx- Phản lực của đường lên bánh xe, Zbx = 8532,5 N.
- ứng suất uốn ở tai nhíp là:
- ứng suất nén (hoặc kéo) ở tai nhíp là:
- ứng suất tổng hợp ở tai nhíp:
- ứng suất tổng hợp cho phép:
[th] 50MN/m 2 = 350 N/mm 2 th [th] Vậy tai nhíp đủ bền.
2.4.6 Tính kiểm tra chốt nhíp
- Đường kính chốt nhíp được chọn bằng đường kính trong danh nghĩa của tai nhíp Dchốt= 50 mm
- Chọn vật liệu chế tạo chốt nhíp là thép các bon trung bình có thành phần các bon (40X), xianua hóa thì ứng suất chèn dập cho phép :
- Kiểm nghiệm theo ứng suất chèn dập:
- Kiểm nghiệm theo ứng suất cắt:
Ứng suất chèn dập và ứng suất cắt sinh ra nhỏ hơn ứng suất cho phép của vật liệu Vậy chốt đảm bảo đủ bền.
THIẾT KẾ GIẢM CHẤN
Thiết kế giảm chấn trước
3.1.1 Xác định hệ số cản của giảm chấn K G
Hệ số cản của hệ thống treo K đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra độ êm dịu cho xe Tương tự như bộ phận đàn hồi, việc lắp đặt giảm chấn trên xe cũng ảnh hưởng đến hiệu suất Hệ số cản của giảm chấn K g có thể tương đương hoặc khác biệt so với hệ số cản của hệ thống treo.
3.1.1.a Hệ số cản của hệ thống treo
Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau:
C- Độ cứng của hệ thống treo, C = 107853 N/m.
M- Khối lượng được treo tính trên một bánh xe, M = 984,5 kg.
Ktr- Hệ số cản của hệ thống treo.
Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:
3.1.1.b X ác định hệ số cản của giảm chấn
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn :
Ktreo- Hệ số cản của hệ thống treo.
- Góc nghiêng của giảm chấn, = 20 0
- Ta lại có các quan hệ:
Kn- Hệ số cản của giảm chấn lúc nén.
Ktr- Hệ số cản của giảm chấn lúc trả.
Giảm chấn hoạt động hiệu quả khi lực cản trong hành trình trả lớn hơn ở hành trình nén, giúp hấp thụ xung lực khi bánh xe đi qua những đoạn đường gồ ghề Nhờ đó, giảm chấn nhanh chóng nén lại, ngăn không cho các xung lực lớn truyền lên khung xe, từ đó bảo vệ độ bền của khung và sức khỏe của hành khách Năng lượng chủ yếu được hấp thụ trong hành trình trả, đảm bảo sự ổn định và an toàn cho xe.
- Giải hệ phương trình trên, ta được:
3.1.1.c Xác định lực cản của giảm chấn
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén:
Pn = Kn Vg Trong đó:
Vg- Tốc độ piston trong hành trình nén, Vg = 0,3 m/s.
Kn- Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén, Kn= 2490 Ns/m
- Lực cản của giảm chấn khi nén mạnh:
Pnmax = Pn + K ’ n (Vgmax-Vg) Trong đó:
Vgmax- Tốc độ piston khi nén mạnh, Vgmax = 0,6 m/s.
K ’ n- Hệ số cản của giảm chấn khi nén mạnh, K ’ n= 0,6Kn
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả:
Ptr = Ktr Vg Trong đó:
Vg- Tốc độ piston trong hành trình trả, Vg = 0,3 m/s.
Ktr- Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả, Ktr= 6846 Ns/m
- Lực cản của giảm chấn khi trả mạnh:
Ptrmax = Ptr + K ’ tr (Vgmax-Vg) Trong đó:
Vgmax- Tốc độ piston khi trả mạnh, Vgmax = 0,6 m/s.
K ’ tr- Hệ số cản của giảm chấn khi trả mạnh, K ’ tr= 0,6Ktr
3.1.2 Xác định các kích thước của giảm chấn
3.1.2.a Xác định đường kính, hành trình pistol
- Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là V = 0, 3 m/s.
- Công suất tiêu thụ của giảm chấn được xác định theo công thức:
- Công suất tỏa nhiệt của một của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là F n 0, d c dn
Nt = 427 F (Tmax - Tmin) Trong đó:
- Hệ số truyền nhiệt, chọn = 0, 13 J/m 2 Nhiệt độ cho phép:
- Cân bằng phương trình nhiệt ta có:
- Kích thước sơ bộ của giảm chấn bao gồm chiều dài của các bộ phận:
Ld là chiều dài của phần đầu giảm chấn, trong khi Lm là chiều dài bộ phận làm kín LP đại diện cho chiều dài piston giảm chấn, còn Lv là chiều dài phần đế van giảm chấn Cuối cùng, LG là hành trình làm việc cực đại của giảm chấn, và cần lưu ý rằng LG phải lớn hơn khoảng dịch chuyển của bánh xe từ điểm hạn chế trên đến điểm hạn chế dưới.
- Nếu lấy đường kính pittông d làm thông số cơ bản, các thông số khác được xác định:
D = 45 mm; d = 35 mm; dc = 10 mm; dn = 38 mm
LP = 35 mm; Ld = 50 mm; Lm = 50 mm;
Thỏa mãn điều kiện nhiệt.
3.1.2.b Xác định kích thước lỗ van giảm chấn
Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn, bao gồm số lượng và kích thước của các lỗ van, đóng vai trò quyết định trong việc xác định hệ số cản của giảm chấn.
Q- Lưu lượng chất lỏng chảy qua lỗ tiết lưu, Q = FPVg.
FV- Tổng diện tích các lỗ van
- Hệ số tổn thất , Chọn = 0,6. p- áp suất chất lỏng trong giảm chấn,
- Trọng lượng riêng của chất lỏng, = 8600 N/m 3 g- Gia tốc trọng trường, g= 10 m/s 2
FP- Diện tích piston giảm chấn :
Vg- Vận tốc giảm chấn khi làm việc, Vg= 0, 3 m/s.
3.1.2.b.1 Xác định kích thước lỗ van nén
- Tổng diện tích lỗ van nén được xác định theo công thức:
- Đường kính từng lỗ van nén:
F vn mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,90 mm
3.1.2.b.2 Xác định kích thước lỗ van trả
- Tổng diện tích lỗ van trả được xác định theo công thức:
- Đường kính từng lỗ van trả:
F VT mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,5 mm
3.1.2.b.3 Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình nén
- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi nén mạnh được xác định theo công thức:
- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình nén:
- Đường kính từng lỗ van giảm tải hành trình nén:
F nm mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,5 mm
3.1.2.b.4 Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình trả
- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi trả mạnh được xác định theo công thức:
- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình trả:
- Đường kính từng lỗ van giảm tải trong hành trình trả:
F nm mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,2 mm
3.1.2.c Xác định kích thước lò xo các van giảm chấn
- Lực tác dụng lên lò xo van khi van bắt đầu mở:
Trong đó: p - áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ, p p n n
D3, D4 – Các kích thước như trên hình vẽ, D3 = 20 mm, D4 = 16mm.
- Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn:
Trong đó: p’ - áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với V’ = 0,6 m/s và K n ’ = 0,6Kn p’ p n n n n n
- ứng suất trong lò xo được tính theo công thức:
D- Đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 19 mm. d- Đường kính dây lò xo.
P2 – Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn.
- ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo, [] = 500 700 MN/m 2
- Dịch chuyển h của van giảm tải (khi mở hoàn toàn) được xác định theo công thức: h = C
C - Độ cứng của lò xo, C n D d
G – Mô đun đàn hồi của vật liệu khi xoắn, G = 8.10 4 MN/m 2 n – Số vòng làm việc của lò xo. h- Ta có thể chọn h = 2 mm.
- Từ đó ta có thể xác định được số vòng làm việc của lò xo: n = 8 ( ) 2 8 10 19 3 10 8 10 9 ( 140 3 10 87 ) 4 , 5
- Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:
- Khoảng cách giữa các vòng dây, = 0,8 mm. n0- Số vòng toàn bộ của lò xo, n0 = n+1 = 5 +1 = 6 vòng.
- Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:
- Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:
- Biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở,
Thiết kế giảm chấn sau
3.2.1 Xác định hệ số cản của giảm chấn K G
3.2.1.a Hệ số cản của hệ thống treo
Trong lý thuyết ôtô để đánh giá sự dập tắt chấn động người ta sử dụng hệ số dập tắt chấn động tương đối như sau:
- Hệ số dập tắt chấn động, ( = 0, 150, 3) Lấy = 0, 2.
C- Độ cứng của hệ thống treo, C = 222878 N/m.
M- Khối lượng được treo tính trên một bánh xe, M = 2526,5 kg.
Ktr- Hệ số cản của hệ thống treo.
Hệ số cản của hệ thống treo được xác định bằng công thức:
3.2.1.b Xác định hệ số cản của giảm chấn
- Hệ số cản trung bình của giảm chấn :
Ktreo- Hệ số cản của hệ thống treo.
- Góc nghiêng của giảm chấn, = 20 0
- Ta lại có các quan hệ:
Kn- Hệ số cản của giảm chấn lúc nén.
Ktr- Hệ số cản của giảm chấn lúc trả.
- Giải hệ phương trình trên, ta đợc:
3.2.1.c Xác định lực cản của giảm chấn
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình nén:
Pn = Kn Vg Trong đó:
Vg- Tốc độ piston trong hành trình nén, Vg = 0,3 m/s.
Kn- Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình nén, Kn= 5733 Ns/m
- Lực cản của giảm chấn khi nén mạnh:
Pnmax = Pn + K ’ n (Vgmax-Vg) Trong đó:
Vgmax- Tốc độ piston khi nén mạnh, Vgmax = 0,6 m/s.
K ’ n- Hệ số cản của giảm chấn khi nén mạnh, K ’ n= 0,6Kn
- Lực cản của giảm chấn trong hành trình trả: dc dn
Ptr = Ktr Vg Trong đó:
Vg- Tốc độ piston trong hành trình trả, Vg = 0,3 m/s.
Ktr- Hệ số cản của giảm chấn trong hành trình trả, Ktr= 15767 Ns/m
- Lực cản của giảm chấn khi trả mạnh:
Ptrmax = Ptr + K ’ tr (Vgmax-Vg) Trong đó:
Vgmax- Tốc độ piston khi trả mạnh, Vgmax = 0,6 m/s.
K ’ tr- Hệ số cản của giảm chấn khi trả mạnh, K ’ tr= 0,6Ktr
3.2.2 Xác định các kích thước của giảm chấn
3.2.2.a Xác định đường kính, hành trình Pistol
- Chế độ làm việc căng thẳng được xác định là V = 0, 3 m/s.
- Công suất tiêu thụ của giảm chấn được xác định theo công thức:
- Công suất tỏa nhiệt của một của một vật thể kim loại có diện tích tỏa nhiệt là F được tính như sau:
Nt = 427 F (Tmax - Tmin) Trong đó:
- Hệ số truyền nhiệt, chọn = 0, 13 J/m 2 Nhiệt độ cho phép:
- Cân bằng phương trình nhiệt ta có:
- Kích thước sơ bộ của giảm chấn bao gồm chiều dài của các bộ phận:
Chiều dài phần đầu giảm chấn được ký hiệu là Ld, trong khi chiều dài bộ phận làm kín là Lm Chiều dài piston giảm chấn được ký hiệu là LP, và chiều dài phần đế van giảm chấn là Lv Hành trình làm việc cực đại của giảm chấn, ký hiệu LG, cần phải lớn hơn khoảng dịch chuyển của bánh xe từ điểm hạn chế trên đến điểm hạn chế dưới.
- Nếu lấy đường kính pittông d làm thông số cơ bản, các thông số khác được xác định:
D = 55 mm; d @ mm; dc = 10 mm; dn = 44 mm
LP = 35 mm; Ld = 50 mm; Lm = 50 mm; Lv = 30 mm.
Thỏa mãn điều kiện nhiệt.
3.2.2.b Xác định kích thước lỗ van giảm chấn
Tổng diện tích lưu thông của các lỗ van giảm chấn, bao gồm số lượng và kích thước của các lỗ, đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hệ số cản của giảm chấn Công thức tính toán này giúp đánh giá hiệu suất hoạt động của hệ thống giảm chấn.
Q- Lưu lượng chất lỏng chảy qua lỗ tiết lưu, Q = FPVg.
FV- Tổng diện tích các lỗ van
- Hệ số tổn thất , Chọn = 0,6. p- áp suất chất lỏng trong giảm chấn,
- Trọng lượng riêng của chất lỏng, = 8600 N/m 3 g- Gia tốc trọng trường, g= 10 m/s 2
FP- Diện tích piston giảm chấn :
Vg- Vận tốc giảm chấn khi làm việc, Vg= 0, 3 m/s.
3.2.2.b.1 Xác định kích thước lỗ van nén
- Tổng diện tích lỗ van nén được xác định theo công thức:
- Đường kính từng lỗ van nén:
F vn mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,9 mm
3.2.2.b.2 Xác định kích thước lỗ van trả
- Tổng diện tích lỗ van trả được xác định theo công thức:
- Đường kính từng lỗ van trả:
F VT mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,5 mm
3.2.2.b.3 Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình nén
- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi nén mạnh được xác định theo công thức:
- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình nén:
- Đường kính từng lỗ van giảm tải hành trình nén:
F nm mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,5 mm
3.2.2.b.4 Xác định kích thước lỗ van giảm tải hành trình trả
- Tổng diện tích tất cả các lỗ van khi trả mạnh được xác định theo công thức:
- Tổng diện tích lỗ van giảm tải trong hành trình trả:
- Đường kính từng lỗ van giảm tải trong hành trình trả:
F nm mm 2 Chọn số lỗ van n = 4 d = 1,2 mm
3.2.2.c Xác định kích thước lò xo các van giảm chấn
- Lực tác dụng lên lò xo van khi van bắt đầu mở:
Trong đó: p - áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén nhẹ, p p n n
D3, D4 – Các kích thước như trên hình vẽ, D3 = 20 mm, D4 = 17mm.
- Lực tác dụng lên lò xo van khi van mở hoàn toàn:
Trong đó: p’ - áp suất chất lỏng ở cuối thời kỳ nén mạnh với V’ = 0,6 m/s và K n ’ = 0,6Kn p’ p n n n n n
- ứng suất trong lò xo được tính theo công thức:
D- Đường kính vòng trung bình của vòng lò xo, D = 17 mm. d- Đường kính dây lò xo.
P2 – Lực tác dụng lên lò xo khi van mở hoàn toàn.
- ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo, [] = 500 700 MN/m 2
- Dịch chuyển h của van giảm tải (khi mở hoàn toàn) được xác định theo công thức: h = C
C - Độ cứng của lò xo, C n D d
G – Mô đun đàn hồi của vật liệu khi xoắn, G = 8.10 4 MN/m 2 n – Số vòng làm việc của lò xo. h- Ta có thể chọn h = 2 mm.
- Từ đó ta có thể xác định được số vòng làm việc của lò xo: n = 8 ( ) 8 2 17 10 3 10 8 10 9 ( 190 3 10 119 ) 4 , 6
- Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn được xác định như sau:
- Khoảng cách giữa các vòng dây, = 0,8 mm. n0- Số vòng toàn bộ của lò xo, n0 = n+1 = 5 +1 = 6 vòng.
- Chiều dài của lò xo khi van ở trạng thái đóng:
- Chiều dài của lò xo ở trạng thái tự do:
- Biến dạng của lò xo ở trạng thái van mở,
QUY TRÌNH GIA CÔNG PISTON PHẦN TỬ ĐÀN HỒI
Chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết
Giảm chấn là một bộ phận quan trọng trong hệ thống treo của ô tô, giúp đảm bảo sự êm ái khi xe di chuyển và giảm thiểu các dao động.
Kết cấu của giảm chấn bao gồm nhiều chi tiết, trong đó piston là một phần quan trọng của hệ thống đàn hồi Piston di chuyển lên xuống trong xi lanh, với mặt làm việc chính là mặt trụ ngoài Trên thân piston có rãnh để lắp xecmăng, đảm bảo độ kín khít cần thiết cho hệ thống Ngoài ra, thân piston cũng được khoan lỗ để gắn cần đẩy Piston phải chịu ma sát và áp suất lớn trong quá trình hoạt động, và được chế tạo từ thép A12 với phôi làm từ thép thanh cắt đứt Trong đồ án này, phương án tạo phôi được chọn là đơn chiếc với quy mô sản xuất nhỏ.
