Đồ án Thiết kế hệ thống treo xe tải

Lời nói đầu Khi ôtô ngày càng hoàn thiện, khi xã hội ngày càng phát triển về mặt văn hoá, kinh tế và xã hội thì các tiêu chí đánh giá ảnh hưởng của dao động cũng cần được xem xét một cách nghiêm túc. Đối với xe tải, ngoài yêu cầu về độ êm dịu, ngày nay người ta buộc phải chú ý đến các tiêu chí khác như: an toàn hàng hoá, ảnh hưởng của tải trọng động đến đường (áp lực đường), và cuối cùng là mức độ giảm tải trọng và do vậy làm giảm khả năng truyền lực khi tăng tốc và khi phanh.Trong vận tải ôtô máy kéo, người lái là người quyết định chủ yếu cho an toàn chuyển động và mọi chỉ tiêu Ôtô máy kéo dùng trong kinh tế kỹ thuật khác. Nếu dao động của xe mà nằm ngoài phạm vi dao động cho phép (80á120 lần/phút) thì sẽ làm tăng lỗi điều khiển của người lái, gây ra hàng loạt những nguy hiểm đến tính mạng của con người và hàng hoá. Khi ôtô chạy trên đường không bằng phẳng thường phát sinh dao động. Những dao động này thường ảnh hưởng xấu tới hàng hoá, tuổi thọ của xe và đặc biệt ảnh hưởng người lái và hành khách ngồi trên xe. Người ta cũng tổng kết rằng, những ôtô chạy trên đường xấu, ghồ ghề so với ôtô chạy trên đường tốt, bằng phẳng thì tốc độ trung bình giảm 40á50%, quãng đường chạy giữa hai chu kỳ đại tu giảm từ 35á40%, năng suất vận chuyển giảm từ 35á40%. Điều đặc biệt nguy hiểm của dao động là nếu con người chịu lâu trong tình trạng xe bị rung, xóc nhiều sẽ gây mệt mỏi. Một số nghiên cứu gần đây về dao động và ảnh hưởng của nó tới sức khoẻ con người đều đi tới kết luận: Nếu con người bị ảnh hưởng một cách thường xuyên của dao động thì sẽ mắc phải bệnh thần kinh và não. ở những nước phát triển, dao động của ôtô được quan tâm đặc biệt. Dao động của xe được nghiên cứu đưa về mức tối ưu làm giảm đến mức thấp nhất những tác hại của nó đến con người đồng thời làm tăng tuổi thọ của xe cũng như các bộ phận được treo. ở nước ta hiện nay, công nghệ sản xuất xe hơi cũng không ngừng được cải tiến với sự trợ giúp về khoa học kỹ thuật của các nước tiên tiến. Ngành xản suất xe hơi đã từng bước trở thành mũi nhọn của nền kinh tế, đưa đất nước ngày càng vững bước đi lên Chủ Nghĩa Xã Hội. Tuy nhiên nền kinh tế Việt Nam vẫn còn yếu so với các nước trên khu vực và trên thế giới. Trong ngành giao thông vận tải vẫn còn cho phép lưu hành những xe kém về chất lượng cũng như không còn đảm bảo về độ bền. Khả năng làm việc của xe và đặc biệt là dao động của những xe này quá lớn nằm ngoài phạm vi cho phép có thể ảnh hưởng lớn đến sức khoẻ con người. Vì vậy vấn đề dặt ra là làm sao cải tiến được những xe này. Mục tiêu của ngành Công nghiệp ôtô nước ta trong những năm tới là nội địa từng phần và tiến tới nội địa toàn phần sản phẩm ôtô. Không chỉ dừng lại ở đó, chúng ta đã bắt đầu quan tâm đến tính êm dịu chuyển động, tính an toàn chuyển động...hay nói cách khác là tính năng động lực học ôtô, từ đó có những cải tiến hợp lý với điều kiện sử dụng của nước ta. Để hoàn thành được mục tiêu này, chúng ta phải thiết kế các cụm, các chi tiết sao cho phù hợp với điều kiện sử dụng mặt khác còn phải đảm bảo tính công nghệ tại Việt Nam. Trước những yêu cầu thực tế đó trong đồ án tốt nghiệp chuyên ngành ôtô chúng em được giao nhiệm vụ: Thiết kế hệ thống treo xe tải Phần 1: Tính toán thiết kế hệ thống treo Chương 1. yêu cầu nhiệm vụ hệ thống treo xe ba cầu Đặc điểm và yêu cầu của những xe có tính năng cơ động Xe có 3 cầu là loại xe có tính năng cơ động và tính năng việt dã cao, có thể di chuyển trong những địa hình phức tạp. Xe có cầu trước sử dụng hệ treo phụ thuộc, cầu 2 và cầu 3 sử dụng hệ treo cân bằng. Khi một hoặc vài bánh xe bị mất khả năng bám (sa lầy, xuống hố...) thì xe vẫn có thể chuyển động. Xe được dùng nhiều trong quân đội để chở bộ binh, khí tài. Ngoài ra xe còn được dùng để vận chuyển hàng hoá, bưu kiện và dùng trong khai thác lâm nghiệp. Xe có thể kéo theo moóc hoặc sơmi rơmoóc. Để thực hiện được điều này, xe phải có những yêu cầu cơ bản sau: Công suất của xe phải lớn để có thể sinh ra mômen quay lớn tại bánh xe. Hệ thống treo có độ bền cao, độ tin cậy và khả năng làm việc lâu dài. Có kích thước và kết cấu hợp lý đảm bảo tính an toàn khi chuyển động. Hệ thống lái thay đổi theo xu hướng làm nhẹ lực đặt lên vành lái, sử dụng thuận lợi dễ dàng mà vẫn đảm bảo khả năng điều khiển xe chính xác nhanh chóng Kết cấu của xe (khoảng sáng gầm xe, kích thước cơ sở,...) phải đảm bảo để xe có thể di chuyển trong những địa hình phức tạp. Lốp phải có kết cấu đặc biệt để tăng khả năng bám của xe. Hệ thống truyền lực của xe phải có độ cứng vững và độ bền cao đảm bảo xe có thể làm việc liên tục trong điều kiện khắc nghiệt. Yêu cầu thiết kế Nhiệm vụ của hệ thống treo: Nối mềm giữa phần được treo và phần không được treo. Tạo điều kiện cho bánh xe chuyển động tương đối theo phương thẳng đứng đối với khung xe hoặc vỏ xe theo yêu cầu dao động êm dịu, hạn chế tới mức có trể chấp nhận được những chuyển động không mong muốn có khác của bánh xe (Lắc ngang, lắc dọc). Truyền lực và mômen giữa bánh xe và khung xe : bao gồm lực thẳng đứng (tải trọng, phản lực), lực dọc (lực kéo, lực phanh, lực đẩy), lực bên (lực ly tâm, lực gió), mômen chủ động, mômen phanh. Để thực hiện được điều này hệ thống treo được thiết kế cần phải đảm bảo: Hệ thống treo phải phù hợp với điều kiện sử dụng theo tính năng kỹ thuật của xe đó là xe có thể chạy trên địa hình phức tạp. Bánh xe có khả năng dịch chuyển trong một giới hạn không gian hạn chế. Quan hệ động học của bánh xe phải hợp lý, thoả mãn mục đích chinhs của hệ thống treo là làm mềm theo phương thẳng đứng nhưng không phá hỏng các quan hệ động lực học và động học bánh xe. Không gây lên tải trọng lớn tại các mối liên kết với khung hoặc vỏ xe. Độ võng tĩnh phải nằm trong giới hạn đủ đảm bảo các tần số dao động riêng của vỏ xe và độ võng động phải đảm bảo vận tốc của xe khi chuyển động trên đường xấu phải nằm trong giới hạn cho phép, ở giới hạn này không có sự va đập lên các bộ phận hạn chế. Độ võng của bánh xe dẫn hướng vẫn gữ đúng khi bánh xe dẫn hướng dịch chuyển trong mặt phẳng thẳng đứng (nghĩa là khoảng cách giữa hai bánh xe trước và các góc đặt trụ đứng và bánh dẫn hướng không bị thay đổi. Dập tắt nhanh các dao động khi ôtô đi qua đường ghồ ghề. Hệ thống treo còn phải đủ cứng vững và độ bền để làm việc an toàn Phương án thiết kế treo xe Để đảm bảo hệ treo đủ cứng vững với tải trọng của xe lớn thì hệ thống treo trên xe phải được sử dụng hệ thống treo phụ thuộc. Hệ treo này có ưu điểm là các bánh xe được nối với nhau bằng một dầm cầu cứng nên trong quá trình chuyển động vết bánh xe được cố định do vậy không xảy ra mòn lốp nhanh, do trượt ngang như ở các hệ treo khác. Khi chịu lực bên (gió, lực ly tâm, đường nghiêng) hai bên bánh xe được liên kết cứng, bởi vậy hạn chế được hiện tượng trượt bên bánh xe. Nhưng nhược điểm của hệ thống treo này là khối lượng phần liên kết bánh xe rất lớn, đặc biệt như trên cầu chủ động. Khi xe đi trên đờng không bằng phẳng, tải trọng động sinh ra sẽ gây nên va đập mạnh giữa phần không treo và phần được treo làm giảm độ êm dịu chuyển động của xe.Mặt khác bánh xe va đập mạnh trên nền đường làm xấu sự tiếp xúc của bánh xe với đường. Khoảng không gian phía dưới gầm xe phải lớn, đủ đảm bảo cho dầm cầu thay đổi vị trí, do vậy chiều cao trọng tâm xe khá lớn, làm giảm thể tích khoang chứa hàng của xe, khi xe vào cua không ổn định. Tuy có những nhược điểm trên nhưng hệ treo phụ thuộc lại có những ưu điểm rất lớn về tính tải trọng, độ cứng vững cao, có khả năng chịu được tải trọng của xe được thiết kế. 1.3.1.Hệ thống treo trước Hệ thống treo có ba phần tử: Phần tử dẫn hướng, phần tử đàn hồi, phần tử giảm chấn. Nhiệm vụ chính của bộ phận đàn hồi là tiếp nhận và truyền lực thẳng đứng từ đường lên khung xe, giảm tải trọng động và đảm bảo độ êm dịu cho ôtô khi chuyển động trên những loại đường khác nhau. Bộ phận đàn hồi của xe tải thường sử dụng các loại sau: Loại lò xo trụ Loại khí Loại nhíp. Nhíp: Nhíp là bộ phận đàn hồi được sử dụng rất nhiều trong ôtô. Chức năng chính của nhíp: Chức năng đàn hồi theo phương thẳng đứng. Chức năng dẫn hướng: truyền lực dọc, ngang, có thể có cả lực bên. Chức năng giảm chấn đảm nhiệm nhờ giảm chấn, ma sát giữa các lá nhíp, ma sát trong các lớp cao su. Mặt khác nhíp có kết cấu đơn giản, chắc chắn, rẻ tiền, việc chế tạo, sửa chữa, thay thế cũng rất đơn giản.Với những đặc điểm trên chúng em chọn bộ phận đàn hồi của hệ thống treo là hệ nhíp. Hệ nhíp vừa làm nhiệm vụ đàn hồi vừa làm nhiệm vụ dẫn hướng. Bộ phận dẫn hướng của hệ thống treo có mục đích xác định động học và tính chất dịch chuyển của các bánh xe tương đối với khung hay vỏ ôtô và dùng để truyền lực dọc (lực kéo tiếp tuyến hoặc lực phanh) lực ngang cũng như các mômen phản lực và mômem phanh. Bộ phận dẫn hướng phải đảm bảo giữ được động học của bánh xe khi chuyển động, giữ được ổn định các góc đặt của bánh xe dẫn hướng. Khi bánh xe dao động không làm ảnh hưởng đến động lực học quay vòng của bánh xe. Truyền được lực dọc, lực ngang và giữ được góc nghiêng của thùng xe trong một giới hạn nhất định. Đảm bảo cho việc bố trí hệ thống truyền lực được dễ dàng, khi hệ thống treo làm việc không làm ảnh hưởng đến hệ thống truyền lực. Bộ phận giảm chấn làm việc dựa trên nguyên lý biến năng lượng của dao động thành nhiệt năng bằng cách chuyển chất lỏng từ buồng chứa này đến buồng chứa khác qua những van tiết lưu rất bé. Khi chất lỏng qua van tiết lưu sẽ sinh sức cản lớn cho sự chuyển động của chất lỏng tạo ra ma sát giữa chất lỏng và các lỗ van, chất lỏng và chất lỏng, chất lỏng và vỏ sinh ra nhiệt năng làm nóng giảm chấn, do đó dập tắt được dao động. Như vậy ta chọn phương án: Hệ treo phụ thuộc có phần tử dẫn hướng và đàn hồi là nhíp nửa elip đặt dọc và giảm chấn loại ống. Sơ đồ hệ thống treo trước 1.3.2.Hệ thống treo sau Do tải trọng ở cầu sau rất lớn và vì tính kinh tế cũng như tính sẵn sàng trong thay thế không cho phép người ta sử dụng những loại lốp đặc biệt cho phần sau nên người ta đã dùng phương án phân tải trọng phần sau ra hai cầu: Cầu trung gian và cầu sau. Hệ thống treo sau xe ba cầu thường sử dụng một số phương án sau: Như các phương án trên đã thể hiện, đối với các cầu sau, ta có thể thiết kế từng hệ thống treo cho từng cầu riêng biệt với phần tử đàn hồi là nhíp hay lò xo trụ. Như vậy việc thiết kế hệ thống treo cho từng cầu ở phần sau sẽ rất khó khăn trong việc bố trí và làm cho hệ thống treo trở nên rất cồng kềnh, phức tạp và không tiện lợi. Do đó cầu trung gian và cầu sau sẽ có chung một hệ thống treo tức là phương án treo cầu cân bằng. Hệ thống treo cầu cân bằng sử dụng 2 bộ nhíp nửa elíp đối xứng đặt dọc. Nửa trước của nhíp tì lên cầu trung gian, nửa sau tì lên cầu sau. Vị trí tương đối giữa nhíp và các cầu được xác định bởi các thanh giằng. Nhíp phải và trái được nối với nhau bằng trục cân bằng để tăng độ cứng vững của hệ thống treo. Với phương án này tải trọng phần sau sẽ được phân đều ra hai cầu và sẽ giảm được một nửa ảnh hưởng gây ra do kích động (chiều cao mấp mô) của mặt đường truyền lên khung xe. Trong điều kiện hiện nay, khi người ta bắt đầu quan tâm đến tính an toàn chuyển động (tức là độ bám đường: phụ thuộc độ cứng nhíp, độ cứng lốp, hệ số cản của giảm chấn) thì việc thiết kế giảm chấn cho cầu sau sẽ có ảnh hưởng rất lớn tới tính an toàn chuyển động của ôtô. Do đặc điểm phân bố tải trọng lên phần sau xấp xỉ hai lần phần trước, để giảm chi phí thiết kế và chế tạo, ở hệ thống treo sau em sử dụng 4 giảm chấn cùng loại với hai giảm chấn ở hệ thống treo trước. Vì vậy ở hệ thống treo sau ta sẽ không tiến hành thiết kế lại giảm chấn mà chỉ kiểm nghiệm giảm chấn. Sơ đồ hệ thống treo sau sơ đồ bố trí số liệu ban đầu STT Thông số Giá trị Đơn vị 1 Kích thước toàn bộ mm Dài 6675 mm Rộng 2580 mm Cao 2350 mm 2 Chiều dài cơ sở 3800 mm 3 Vết bánh trước 8000 mm 4 Trọng lượng xe không tải 43000 N Phân bố lên phần trước 21200 N Phân bố lên phần sau 21800 N 5 Trọng lượng toàn bộ 95250 N Phân bố lên phần trước 25750 N Phân bố lên phần sau 69500 N 6 Trọng lượng không được treo phần trước N Trọng lượng không được treo phần sau N 7 Mômen xoắn cực đại ở vòng quay(1500á2000) 41 Kgm Chương 2. Tính toán hệ thống treo trước Trên các ôtô hiện đại thường sử dụng nhíp bán elíp, thực hiện chức năng của bộ phận đàn hồi và bộ phận dẫn hướng. Ngoài ra nhíp bán elíp còn thực hiện một chức năng hết sức quan trọng là khả năng phân bố tải trọng lên khung xe hoặc thùng xe. Trong thực tế, khi xe có tải hệ thống treo sẽ phải chịu những tác động lớn hơn trường hợp xe chạy không tải và thời gian xe chạy có tải (có ích) chiếm phần lớn thời gian hoạt động của xe, vì vậy tất cả các tính toán thiết kế hệ thống treo đều được thực hiện đối với trường hợp xe chạy có tải. Sau đó ta tiến hành kiểm nghiệm hệ thống treo khi không tải. 2.1.Tính toán nhíp 2.1.1.Tính toán và chọn thông số chính của lá nhíp Sơ đồ để tính nhíp Lực tác dụng lên nhíp là phản lực của đất Z tác dụng lên nhíp tại điểm tiếp xúc của nhíp với dầm cầu. Quang nhíp thường được đặt dưới một góc α, vì vậy trên nhíp sẽ có lực dọc X tác dụng. Muốn giảm lực X góc α phải làm càng nhỏ nếu có thể. Nhưng góc α phải có trị số giới hạn nhất định để đảm bảo cho quang nhíp không vượt quá trị giá trị trung gian (vị trí thẳng đứng). Khi ôtô chuyển động không tải thì góc α thường chọn không bé hơn 5o. Khi tải trọng đầy góc α có thể đạt trị số 40á50o. Để đơn giản tính toán chúng ta sẽ không tính đến ảnh hưởng của lực X. Hệ thống treo là đối xứng hai bên, vì vậy khi tính toán hệ thống treo ta chỉ cần tính toán cho một bên. Tải trọng tác dụng lên một bên của hệ thống treo trước: Trọng lượng được treo (Gdt): Gdt = Trọng lượng không được treo (Got): Gdt = Hệ thống treo thiết kế ra phải đảm bảo cho xe đạt độ êm dịu theo các chỉ tiêu đã đề ra. Hện nay có rất nhiều chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động như tần số dao động, gia tốc dao động, vận tốc dao động...... Trong khuôn khổ của một đồ án tốt nghiệp, chúng em chỉ lựa chọn một chỉ tiêu, đó là chỉ tiêu tần số dao động. Chỉ tiêu này được lựa chọn như sau: Tần số dao động của xe: n=60á120(lần/phút). Với số lần như vậy thì người khoẻ mạnh có thể chịu được đồng thời hệ treo đủ cứng vững. Ta có: ft: độ võng tĩnh của hệ thống treo (m) Nếu n<60 (lần/phút) thì càng tốt đối với sức khoẻ con người nhưng độ võng tĩnh của hệ thống treo rất lớn nên khi kiểm nghiệm thì lại không đủ cứng vững. Nếu n>120 (lần/phút) không phù hợp với hệ thần kinh của con người dẫn đến mệt mỏi, ảnh hưởng đến sức khoẻ và an toàn khi lái xe. Chọn sơ bộ tần số dao động của hệ thống treo trước: ntr=100 (lần/phút). Vậy độ võng tĩnh (ft) : ft = =2 = 0,09(m) = 9(cm) Độ cứng sơ bộ của hệ thống treo: Ct = 1123 (N/cm) Chọn chiều dài lá nhíp chính: Đối với nhíp trước của xe tải: L = (0,26 á 0,35)Lx Dựa vào xe tham khảo ta chọn: L = 1500(mm), n=11(lá) ,b = 80(mm), h = 9(mm) số lá nhíp cái là 2: m = 2 Chọn số lá nhíp là 11, ta chia số nhíp làm hai nhóm: Nhóm một có 2 lá: h=0,9(cm);b=8(cm) Nhóm hai có 9 lá:h=0,9(cm);b=8(cm) Khi nhíp làm việc các lá nhíp không chỉ chịu lực thẳng đứng mà còn chịu lực ngang và mômen xoắn, các lực này tác động chủ yếu lên lá gốc và tai nhíp, chỉ có một phần lực được chuyển cho các lá kế tiếp lá nhíp gốc. Do vậy để tăng độ bền của lá nhíp chính và tai nhíp thì ta phải tăng chiều dầy lá nhíp chính và chiều dài của một số lá sát với lá nhíp chính. Để có thể nhận được độ võng tĩnh cực đại của nhíp khi chiều dài của nhíp bé thì nhíp phải được kết cấu bởi các lá nhíp có chiều dày giảm dần khi càng cách xa lá nhíp chính. Xác định chiều dài lá nhíp: Lập phương trình: Việc xác định chiều dài các lá nhíp là một trong những điều kiện cơ bản để đảm bảo độ đồng đều giữa các lá nhíp, điều này cần thiết để nâng cao tuổi thọ của nhíp. Chiều dài các lá nhíp được xác định từ điều kiện sao cho dạng của nhíp thực tế trong mặt phẳng gần trùng với dầm hình thang và điều kiện cân bằng phản lực trên đầu mút các lá nhíp từ tải trọng ngoài được xác định bằng phương pháp tải trọng tập trung. Hệ phương trình dùng để xác định chiều dài nhíp có dạng: Trong đó: li: chiều dài lá nhíp thứ i ji: mô men quán tính mặt cắt ngang của lá nhíp thứ i Chọn lá nhíp thứ hai có chiều dài bằng lá nhíp chính và có tác dụng tăng cường (chịu lực ngang và mômen xoắn) cho lá nhíp chính: l2=l1=150(cm) Vì đã biết l1,l2 nên ta loại phương trình thứ nhất khỏi hệ. Đặt: x1=l3; x2=l4; x3=l5; x4=l6; x5=l7; x6=l8; x7=l9; x8=l10; x9=l11; Ta có hệ phương trình: Với i=2á9. Giải phương trình: *Viết đoạn chương trình MATLAB giải hệ trên: %Viết m.file mô tả hệ trên: function y=cdn(x) h=0.9*ones(1,11); b=8; j=b*h.^3/12; y(1,1)=0.5*(j(3)/j(2))*(3*150/x(1)-1)-(1+j(3)/j(2))+ +0.5*(x(2)/x(1))^3*(3*x(1)/x(2)-1); for i=2:9 y(1,i)=0.5*(j(i+2)/j(i+1))*(3*x(i-1)/x(i)-1)-(1+j(i+2)/j(i+1))+ +0.5*(x(i+1)/x(i))^3*(3*x(i+1)-1); end y(1,9)= 0.5*(j(11)/j(10))*(3*x(8)/x(9)-1)-(1+j(11)/j(10)); %Viết hàm gọi chương trình con: function c=f xo=ones(1,9);%ước lượng ban đầu options=otimset(’display’,’off’); fsolve(’cdn’,xo,options); %gọi chương trình con; >>fơ *Kết quả là:136 123 109 95 81 67 53 38 23 Vậy chiều dài của các lá nhíp là: l1=150(cm);l2=150;l3=136;l4=123;l5=109;l6=95;l7=81;l8=67; l9=53; l10=38;l11=23; 2.1.2.Tính độ cứng thực tế của nhíp Hình1 Có nhiều phương pháp tính độ cứng của nhíp. Ta sử dụng phương pháp tính độ cứng theo thế năng biến dạng đàn hồi. Xét một thanh như hình 1. khi chịu lực P, thanh biến dạng một đoạn là f. Gọi U là thế năng biến dạng đàn hồi của thanhthì ta có: Nếu thanh có tiết diện không đổi thì: Sử dụng sơ đồ hình 2 để tính nhíp. Các lá nhíp chồng khít lên nhau, một đầu được ngàm chặt, đầu còn lại chịu tác dụng của lực P.Sử dụng công thức trên ta có: Vậy ta có độ cứng nhíp là: Hình 2 Trong đó: E=2,1.107(N/cm2) a: hệ số thực nghiệm. Đối với xe tải a=0,85 ak=(l1-lk)/2 li: chiều dài hiệu dụng lá nhíp thứ i jk: tổng mô men quán tính của mặt cắt ngang từ lá nhíp thứ nhất đến lá nhíp thứ k . Bảng 1. Số liệu về nhíp Dữ liệu đã biết Chỉ số lá bề rộng b(cm) bề dày h(cm) 12 8 0,9 311 8 0,9 Chiều dài hiệu dụng các lá nhíp lần lượt là: 150 150 136 123 109 95 81 67 53 38 23 Các lệnh MATLAB dùng để tính độ cứng của nhíp: %Viết hàm tính độ cứng nhíp: function x=Docungnhip anpha=0.86; E=2.1*10^7; l=[150 150 136 123 109 95 81 67 53 38 23 0]; h=0.9*ones(1,11); b=8; jk=b*h.^3/12; a=(l(1)-l(1,:))/2; a=a(1,2:end); jk=cumsum(jk); yk=1./jk; yk=[yk(1,:) 0]; dyk=-diff(yk); x=6*E*anpha/sum(a.^3.*dyk); Gọi chương trình con: >>Docungnhipơ Kết quả là: Cn=1090,7 (N/cm) Như vậy độ cứng thực tế của nhíp Cn=1090,7(N/cm) Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: ft = = 9,2(cm) Số lần dao động trong một phút: n = 99(lần/phút) Như vậy hệ thống treo thiết kế thoả mãn về độ êm dịu khi đầy tải. 2.1.3.Kiểm tra độ êm dịu khi xe chuyển động không tải Trọng lượng được treo(Gdt): Gdt = (N) Trọng lượng không được treo(Got): Got = Độ võng tĩnh thực tế của nhíp: ft = = 9,2(cm) Số lần dao động trong một phút: n = 99(lần/phút) Như vậy hệ thống treo đảm bảo về độ êm dịu (cho người trong Cabin) trong tất cả thời gian hoạt động của xe (cả khi xe chạy không tải và khi xe chạy có tải). 2.1.4. Xác định phản lực tác dụng tại các đầu mút của lá nhíp Hiện nay người ta thường sử dụng hai phương pháp tính toán ứng suất của nhíp dưới tác dụng của tải trọng bên ngoài đó là phương pháp đường cong chung và phương pháp tải trọng tập trung. Trong đó phương pháp tải trọng tập trung được đưa vào sử dụng rộng rãi nhất, khi tính toán bằng phương pháp này ta giả htiết rằng các lá nhíp khi làm việc chỉ tiếp xúc ở hai đầu lá và như vậy lực được truyền từ lá này sang lá kia chỉ qua hai điểm đầu mút của lá, các phần còn lại không tiếp xúc, như vậy các lá nhíp được biến dạng tự do. Với giả thiết tải trọng tập trung, giữa các lá ở hai đầu đưa vào các con lăn, phần giữa nhíp được kẹp cứng bằng các quang nhíp, truyền lực giữa các lá chỉ nằm giữa hai đầu. Nếu chỉ khảo sát 1/2 lá nhíp (coi bu lông kẹp nhíp có vị trí ở giữa nhíp), ta có thể hình dung bộ nhíp được cấu tạo từ một số dầm được ngàm chặt một đầu, ở đầu tự do chịu tác dụng của tải trọng ngoài, ứng suất trong các lá có thể các định nếu biết các lực tác động lên mỗi một lá nhíp. Như vậy bài toán xác định ứng suất chuyển về bài toán xác định các lực đặt lên các lá nhíp: X1, X2...Xn. Sơ đồ tính nhíp: Tại điểm đầu của lá nhíp thứ hai thì biến dạng của lá nhíp thứ nhất và lá nhíp thứ hai bằng nhau, tương tự tại đầu của lá nhíp thứ k thí biến dạng của lá thứ k-1 và lá thứ k bằng nhau.Bằng cách lập biểu thức biến dạng tại các điểm trên và cho chúng bằng nhau từng đôi một ta sẽ đi đến 1 hệ n-1 phương trình với n-1 ẩn là các giá trị X2,......Xn. Ta có hệ phương trình dùng để tính toán phản lực: Trong đó: ; ; Xi: là phản lực tại các đầu mút Các lệnh MATLAB dùng để tính phản lực: %Thông số ban đầu function x=pl l1=[150 150 136 127 109 95 81 67 53 38 23]; l=l1./2; Gt=10115; h=0.9*ones(1,11); b=8; j=b*h.^3/12; lk=l(1,1:10);lk1=l(1,2:11);jk=j(1,1:10);jk1=j(1,2:11); %Tính hệ số A=0.5*jk1./jk.*(3*lk./lk1-ones(1,10)); C=0.5*(lk1./lk).^3.*(3*lk./lk1-ones(1,10)); p=zeros(10,1); p(1)=-A(1)*Gt/2; Ak=A(1,2:end); Bk=-(ones(1,10+jk1./jk); Ck=C(1,2:end); %Thiết lập ma trận hệ số: M=diag(Ak,-1)+diag(Bk)+diag(Ck,1); %Tính toán phản lực: x=inv(M)*p Gọi chương trình: >>pl Kết quả là: x1=4451,2(N);x2=4468,6(N);x3=4216,7(N);x4=4424(N);x5=4436,9(N); x6=4448(N);x7=4451,4(N); x8=4428,5(N); x9=4502(N); x10=4453(N); Sơ đồ tính ứng xuất lá nhíp. Mômen tại điểm A: MA = Xk(lk - lk+1) Mômen tại điểm B: MB = Xklk -Xk+1lk+1 Wu : môđun chống uốn tại điểm tiết diện tính toán Wu = = = 1,08 (cm3) Lk(cm) Wu (cm3) XK(KG) MA (KGcm) σA (kG/cm2) MB (kG/cm) σB (kG/cm2) 75 1,08 505,5 0 0 4530 4194,4 75 1,08 445,1 3115,7 2885 3000 2777,7 68 1,08 446,8 2904,2 2689 4454 4124 61,5 1,08 421,6 2951,2 2733 1818 1683,3 54,5 1,08 442,4 3096,8 2867 3035 2810,2 47,5 1,08 443,7 3105,9 2876 3061 2834,3 40,5 1,08 444,8 3113,6 2883 3093 2814 33,5 1,08 445,4 3117,8 2887 3184 2948,1 26,5 1,08 442,9 3100,3 2871 3183 2947,2 19 1,08 450,2 3376,5 3126 3433 3178,7 11,5 1,08 445,3 3339,7 3092 Lá nhíp 1: A C 4530 P 1 X 1 75 Lá nhíp 2: A C X 1 X 2 3000 3115,7 B 75 68 Lá nhíp 3: A C X 2 X 3 4454 2904,2 B 68 61,5 Lá nhíp 4: A C X 3 X 4 1818 2951,2 B 61,5 54,5 Lá nhíp 5: A C X 4 X 5 3035 3096,8 B 54,5 47,5 Lá nhíp 6: A C X 5 X 6 3061 3105,9 B 47,5 40,5 Lá nhíp 7: A C X 6 X 7 3093 311,6 B 40,5 33,5 Lá nhíp 8: A C X 7 X 8 3184 3117,8 B 33,5 26,5 Lá nhíp 9: A C X 8 X 9 3183 3100,3 B 26,5 19 Lá nhíp 10: A C X 9 X 10 3433 3376,5 B 19 11,5 Lá nhíp 11: A C X 11 3339,7 11,5 Xác định bán kính cong ở trạng thái tự do của các lá nhíp: Khi thiết kế nhíp, tất cả các lá nhíp đều bị uốn cong đi với các bán kính cong khác nhau. Nếu chúng ta xiết nhíp bằng bu lông trung tâm thì bán kính cong của tất cả các lá nhíp và độ võng của các lá nhíp đều bị thay đổi. Đối với các lá nhíp có bề dày như nhau cần có độ cong sơ bộ để đảm bảo cho các lá nhíp được đưa vào sẽ làm việc ngay cả với tải trọng bé nhất, có nghĩa là ở trong mọi trường hợp đầu các lá nhíp dưới được tỳ vào các lá phía trên, sự cần thiết phải uốn sơ bộ các lá nhíp với các bán kính cong khác nhau là một điều cần thiết khi chúng ta lưu ý đến một điều là đối với mỗi lá nhíp ở tải trọng thử nghiệm đầu tiên sẽ nhận được biến dạng dư làm giảm độ võng của nhíp. Bán kính cong của các lá nhíp được xác định theo công thức sau: Trong đó: :Bán kính lựa chọn của nhíp (xác định theo lá nhíp cơ sở ). :Khoảng cách từ đường trung hoà của mặt cắt lá nhíp tới thớ phía ngoài (nhánh chịu kéo), ở đây do biên dạng nhíp đối xứng nên . :ứng suất xuất hiện khi xiết nhíp bằng bu lông trung tâm. Do các lá nhíp có bề dày như nhau nên lấy trong khoảng : :Được xác định theo công thức sau: Trong đó: L: Chiều dài cơ sở của nhíp. : Biến dạng của nhíp dưới tác dụng của tải trọng tĩnh. : Biến dạng dư của nhíp sau khi lắp. Độ võng toàn bộ của nhíp. fđ = 20(cm) : Độ võng tĩnh của nhíp.fpc = 9,2(cm) Ro = Trong quá trình tính toán bán kính cong ta phải lựa chọn ứng suất siết cho các lá nhíp thoả mãn điều kiện bền . Ta nhận thấy rằng nửa số lá nhíp phía trên bắt buộc phải có bán kính cong lớn hơn và các bán kính này phải giảm dần tức là các theo chiều hướng là các lá nhíp trên âm nhiều nhất. Nửa còn lại bán kính cong nhỏ hơn và các bán kính này giảm dần tức là các , lá cuối cùng là dương nhiều nhất Kết quả tính toán như bảng : TT R0(mm) E(MN/m2) Zic=h/2(mm) R 1 2602 2,1.105 4,5 -40 2924 2 2602 2,1.105 4,5 -36 2367 3 2602 2,1.105 4,5 -32 2853 4 2602 2,1.105 4,5 -28 2819 5 2602 2,1.105 4,5 -24 2786 6 2602 2,1.105 4,5 20 2466 7 2602 2,1.105 4,5 24 2441 8 2602 2,1.105 4,5 28 2416 9 2602