TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO VÀ XE THACO FORLAND
Tổng quan về hệ thống treo
1.1.1 Công dụng, yêu cầu và phân loại
Hệ thống treo là tổng hợp các cơ cấu kết nối linh hoạt giữa khung hoặc vỏ ôtô máy kéo với cầu hoặc hệ thống chuyển động như bánh xe và xích.
Hệ thống treo bao gồm ba bộ phận chính: bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng và bộ phận giảm chấn, mỗi bộ phận đảm nhận nhiệm vụ và chức năng riêng biệt, góp phần quan trọng vào hiệu suất và sự ổn định của xe.
Bộ phận đàn hồi trong ôtô có vai trò quan trọng trong việc tiếp nhận và truyền tải trọng thẳng đứng, giúp giảm va đập và tải trọng tác động lên khung vỏ và hệ thống chuyển động Điều này đảm bảo sự êm dịu cần thiết cho xe khi di chuyển, nâng cao trải nghiệm lái xe.
Bộ phận dẫn hướng có chức năng tiếp nhận và truyền tải các lực dọc, lực ngang, cùng với các mômen phản lực và mômen phanh lên khung xe Động học của bộ phận này quyết định đặc tính dịch chuyển tương đối giữa bánh xe và khung, cũng như vỏ xe.
Bộ phận giảm chấn trong hệ thống treo có vai trò quan trọng trong việc tạo lực cản, giúp dập tắt các dao động của phần được treo và không được treo Nó hoạt động bằng cách biến đổi cơ năng thành nhiệt năng, từ đó tiêu tán năng lượng ra môi trường xung quanh.
Trong hệ thống treo của ôtô du lịch, ô tô khách và một số ô tô tải, ngoài ba bộ phận chính, còn có bộ phận ổn định ngang Bộ phận này giúp giảm độ nghiêng và các dao động góc ngang của thùng xe, cải thiện sự ổn định khi di chuyển.
Hệ thống treo phải đảm bảo được các yêu cầu cơ bản sau đây:
Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo, được xác định bởi độ võng tĩnh ft và hành trình động fđ, cần đảm bảo xe vận hành êm ái trên đường tốt và không bị va đập khi di chuyển trên địa hình xấu Hệ thống treo cũng giúp xe giữ thăng bằng khi quay vòng, tăng tốc hoặc phanh, tránh tình trạng nghiêng, ngửa hay chúc đầu.
- Đặc tính động học, quyết định bởi bộ phận dẫn hướng phải đảm bảo cho xe chuyển động ổn định và có tính điều khiển cao cụ thể là:
+ Đảm bảo cho chiều rộng cơ sở và góc đặt các trụ quay đứng của bánh xe dẫn hướng không đổi hoặc thay đổi không đáng kể
Đảm bảo sự tương ứng động học giữa các bánh xe và hệ thống lái là rất quan trọng để ngăn chặn hiện tượng tự quay vòng hoặc dao động của các bánh xe dẫn hướng xung quanh trụ quay.
- Giảm chấn phải có hệ số dập tắt dao động thích hợp để dập tắt dao động hiệu quả và êm dịu
- Có khối lượng nhỏ, đặc biệt là phần không được treo
- Kết cấu đơn giản dễ bố trí, làm việc bền vững tin cậy
Hiện nay có nhiều loại hệ thống treo khác nhau
Nếu phân loại theo dạng bộ phận dẫn hướng thì hệ thống treo được chia ra các loại: hệ thống treo độc lập và hệ thống treo phụ thuộc
Hệ thống treo độc lập là loại hệ thống treo đặc trưng bởi dầm cầu cắt, cho phép các bánh xe di chuyển độc lập với nhau Loại hệ thống này chủ yếu được sử dụng ở cầu trước của các ô tô du lịch, mang lại khả năng vận hành ổn định và thoải mái hơn cho người lái.
+ Nó cho phép tăng độ võng tĩnh và động của hệ thống treo, do đó tăng độ êm dịu chuyển động của xe
+ Giảm hiện tượng dao động các bánh xe dẫn hướng do hiệu ứng momen con quay
+ Tăng khả năng bám đường, cho nên tăng được tính ổn định và điều khiển
• Nhược điểm: Có kết cấu phức tạp, đắt tiền khi sử dụng ở các cầu chủ động
Hệ thống treo phụ thuộc đặc trưng bởi việc sử dụng dầm cầu liền, khiến cho sự dịch chuyển của các bánh xe trên một cầu có sự phụ thuộc lẫn nhau Lực và mô men từ bánh xe được truyền lên khung thông qua các phần tử đàn hồi như nhíp hoặc các thanh đòn Hệ thống treo này được áp dụng rộng rãi trên mọi loại ô tô.
Kết cấu đơn giản và giá thành rẻ là những ưu điểm nổi bật, đặc biệt phù hợp cho những xe có tốc độ không lớn, trong khi vẫn đảm bảo đáp ứng đầy đủ các yêu cầu cần thiết.
• Nhược điểm: Khi tốc độ lớn không đảm bảo tính ổn định và điều khiển so với hệ thống treo độc lập
Ngoài ra hệ thống treo còn phân loại theo phần tử đàn hồi và theo phương pháp dập tắt dao động
Theo loại phần tử đàn hồi, chia ra:
- Loại kim loại, gồm: nhíp lá, lò xo xoắn, thanh xoắn
- Loại cao su: chịu nén hoặc chịu xoắn
- Loại khí nén và thuỷ khí
Theo phương pháp dập tắt dao động:
- Loại giảm chấn thuỷ lực: tác dụng một chiều và hai chiều
- Loại giảm chấn bằng ma sát cơ: ma sát trong bộ phận đàn hồi và trong bộ phận dẫn hướng
1.1.2 Các chi tiết và bộ phận chính của hệ thống treo
Trên ô tô bộ phận đàn hồi có thể dùng các loại: Nhíp, lò xo, thanh xoắn, cao su, khí nén hay thuỷ khí a) Nhíp:
Là loại đàn hồi dùng rất phổ biến
+ Kết cấu và chế tạo đơn giản
+ Sữa chữa bảo dưỡng dễ dàng
+ Có thể đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng và một phần nhiệm vụ của bộ phận giảm chấn
+ Trọng lượng lớn, tốn nhiều kim loại
+ Thời gian phục vụ ngắn
Kết cấu nhíp được thiết kế với kích thước nhỏ gọn và độ bền cao, giúp dễ dàng bố trí trên xe và tối ưu hóa việc sử dụng vật liệu Điều này dẫn đến việc sử dụng nhíp nhiều lá hoặc nhíp ít lá (không quá 4 lá), còn được gọi là nhíp parabol, nhằm giảm khối lượng tổng thể.
Hình 1.1: Sơ đồ bố trí nhíp nhiều lá [1]
Tiết diện lá nhíp: có thể hình chữ nhật, hình thang, chữ T hay có rãnh ở giữa
Kết cấu đầu lá nhíp có thể được thiết kế theo ba dạng chính: chữ nhật, hình thang và ô van vát mỏng, như thể hiện trong hình 1.2.
Để lắp nhíp lên khung xe, đầu một hoặc hai lá nhíp trên cùng được uốn cong thành tai nhíp Các dạng đầu của lá nhíp bao gồm hình chữ nhật, hình thang và ô van vát mỏng.
Hình 1.4: Kết cấu tai nhíp [1] a-Tai nhíp không cường hóa; b,c,d,e-Tai nhíp được cường hóa; f-Tai nhíp được đúc riêng h t
Để giảm tải cho các lá nhíp chính và phân bố đều lực lên các lá nhíp trên và dưới, người ta thiết kế các lá nhíp với độ cong ban đầu khác nhau Sau khi ghép lại, các lá nhíp sẽ đạt được cùng một độ cong.
Hình 1.5: Các lá nhíp có bán kính cong khác nhau ở trạng thái tự do [1]
Các lá nhíp sau khi chế tạo được lắp ghép với nhau thành bộ nhíp Kết cấu điển hình của một bộ nhíp như hình 1.6
Hình 1.6: Kết cấu bộ nhíp [1]
Giới thiệu về xe Thaco Forland
1.2.1 Sơ đồ và thông số kỹ thuật
1.2.1.1 Thông số kỹ thuật cơ bản của xe Thaco Forland
Bảng 1.1: Thông số kỹ thuật cơ bản của xe Thaco Forland [4]
STT Thông Số Ký Hiệu Giá trị Đơn Vị
1 Công suất cực đại Ne 140 Ps
2 Mô men cực đại Me 420 N.m
3 Khối lượng bản thân xe G0 5530 KG
4 Khối lượng đầy tải Ga 14000 KG
5 Chiều cao lớn nhất Ha 2780 mm
6 Chiều rộng lớn nhất Ba 2260 mm
7 Chiều dài lớn nhất La 6100 mm
8 Chiều dài cơ sở L 3530 mm
Sức chứa bình nhiên liệu
1.2.1.2 Sơ đồ tổng thể xe
Hình 1.21: Sơ đồ tổng thể xe Thaco Forland [4]
1.2.2 Giới thiệu các hệ thống trên xe Thaco Forland
1.2.2.1 Giới thiệu chung về động cơ
Hình 1.22: Động cơ của xe Thaco Forland
Bảng 1.2: Thông số kỹ thuật cơ bản của động cơ xe Thaco Forland [4]
STT Thông Số Ký Hiệu Giá trị Đơn Vị
1.2.2.2 Hệ thống truyền lực a) Ly hợp: Xe Thaco Forland 14 tấn sử dụng ly hợp 01 đĩa, ma sát khô, dẫn động thủy lực trợ lực khí nén
Sơ đồ động của ly hợp và dẫn động thủy lực như hình 1.23
Ly hợp lò xo đĩa được sử dụng trên xe Thaco Forland vì nó có ưu điểm sau:
- Lực ép phân bố đều hơn
Lò xo ép có cấu trúc đơn giản và gọn nhẹ, đóng vai trò quan trọng trong việc mở đòn, giúp rút ngắn chiều dài và giảm khối lượng của ly hợp.
Nhược điểm của ly hợp sử dụng lò xo đĩa là việc chế tạo lò xo có đặc tính theo yêu cầu trở nên khó khăn, đặc biệt là khi cần đạt được lực ép lớn trong kích thước nhỏ.
Hình 1.23: Sơ đồ nguyên lý ly hợp lò xo đĩa [1]
1-Bánh đà; 2-Đĩa ma sát; 3-Khớp nối đĩa chủ động với vỏ ly hợp; 4-Đĩa ép; 5-Lò xo ép; 6-Đòn mở (ép); 7-Ổ (bạc mở); 8-Thân ly hợp b) Hộp số:
Xe thaco forland 14 tấn sử dụng hộp số cơ khí số sàn, 05 số tiến,01 số lùi
Hình 1.24: Cấu tạo hộp số
Xe Thaco Forland 14 tấn được trang bị hệ thống phanh hiện đại với phanh chính sử dụng khí nén hai dòng và cơ cấu phanh loại tang trống Phanh đỗ hoạt động bằng khí nén, với lò xo tích năng trong các bầu phanh, giúp tác động hiệu quả lên các bánh xe sau.
1 Thân hộp số 6 Trục thứ cấp
2 Bánh răng hộp số 7 Trục trung gian
4 Bánh răng đo tốc độ 9 Trục sơ cấp
1 - Trống phanh; 2 - Guốc phanh; 3 - Xylanh banh xe;
2 4 - Thân xylanh bánh xe; 5 - Lò xo; 6 - Chốt
Xe Thaco Forland 14 tấn sử dụng hệ thống lái trục vít – ê cu bi, trợ lực thủy lực
1 Khớp nối trục; 2 Võ bọc bánh rang; 3 Bi cầu; 4 Rảnh bi; 5 Bạc lót;
6 Vỏ mặt bên; 7 Bu lông điều chỉnh; 8 Đỉa điều chỉnh; 7 Vòng bi; 9 Bạc lót;
10 Trục dẫn động lái; 11 Vỏ bọc van lái; 12 Vòng bi; 13 Thanh kéo;
PHÂN TÍCH, LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Đặc điểm của hệ thống treo xe tải
Hệ thống treo xe tải có yêu cầu như sau:
- Chịu được tải trọng lớn
- Dễ bảo dưỡng sửa chữa
- Đảm bảo an toàn khi hoạt động trên đường xấu
Dựa theo các yêu cầu trên, chọn hệ thống treo phù hợp để tính toán thiết kế.
Phân tích và chọn phương án thiết kế cho hệ thống treo xe tải
2.2.1 Hệ thống treo phụ thuộc
Hình 2.1: Sơ đồ bố trí hệ thống treo phụ thuộc [2]
1-Chốt nhíp; 2-Vòng kẹp; 3-Nhíp; 4-Bulong quang nhíp; 5-Dầm cầu; 6-Ụ cao su;
Hệ thống treo phụ thuộc chủ yếu sử dụng nhíp lá, thường được áp dụng trên xe tải do khả năng chịu tải trọng lớn và độ bền cao, đáp ứng tốt các yêu cầu cơ bản của vận tải.
2.2.2 Hệ thống treo độc lập Đây là phương án được sử dụng rộng rãi hiện nay trên xe du lịch nên ta không chọn phương án này
Chọn phương án thiết kế
Như vậy thiết kế theo phương án hệ thống treo phụ thuộc là phù hợp nhất Bây giờ ta chọn hệ thống treo cho cầu trước và cầu sau
- Hệ thống treo trước dùng nhíp lá( không có nhíp phụ)
- Hệ thống treo sau có sử dụng nhíp phụ
Chương 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO XE THACO
Xây dựng đặc tính đàn hồi của hệ thống treo
Đặc tính đàn hồi thể hiện mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến Z tác động lên bánh xe và biến dạng của hệ thống treo (f) đo tại trục bánh xe Nhờ vào đặc tính này, chúng ta có thể đánh giá cơ cấu đàn hồi của hệ thống treo.
Khi xây dựng đặc tính đàn hồi, giả thiết bỏ qua ma sát và khối lượng phần không được treo, đồng thời coi đặc tính này là tuyến tính Đặc tính đàn hồi được xác định bởi độ võng tĩnh ft và độ võng động fđ, cần phải đảm bảo theo các tiêu chí nhất định.
- Cho xe chuyển động êm dịu trên đường tốt
- Không va đập liên tục lên bộ phận hạn chế khi chuyển động trên đường xấu với tốc độ cho phép
- Khi xe quay vòng, tăng tốc hoặc phanh thì thùng xe không bị nghiêng hay chúc đầu Đặc tính đàn hồi là đồ thị biểu diễn quan hệ: Z= g(f)
Z - Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên phần tử đàn hồi f - Độ võng của phần tử đàn hồi của hệ thống treo (đo tại tâm bánh xe)
Dựa vào những giả thuyết trên, ta có trình tự xây dựng như sau:
Độ võng tĩnh của hệ thống treo có mối quan hệ chặt chẽ với tần số dao động riêng, ảnh hưởng đến độ êm dịu của chuyển động Tùy thuộc vào yêu cầu về độ êm dịu, độ võng tĩnh của hệ thống treo được chọn trong khoảng từ 80 đến 120 mm cho ô tô tải.
Do độ võng tĩnh tương ứng với tần số dao động riêng n: n 00/(ft) 1/2 dao động trên phút
- Đối với ô tô tải n = 85 -110 Chọn n = 90[ dao động/ phút ]
Để tránh hiện tượng dao động lắc dọc, cần chọn tỉ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước (fs/ft) một cách hợp lý.
+ Xác định độ võng động (fđ):
Để đảm bảo xe chuyển động êm dịu, hệ thống treo không chỉ cần độ võng tĩnh mà còn phải có dung năng động lớn, giúp tránh va đập giữa các phần của xe khi di chuyển trên đường gồ ghề Dung năng động là công cần thiết để biến dạng hệ thống treo từ vị trí tải trọng tĩnh đến giá trị tối đa Để tăng dung năng động, cần cải thiện độ võng động hoặc độ cứng của hệ thống treo; tuy nhiên, việc tăng độ võng động có thể dẫn đến tăng dịch chuyển tương đối giữa thùng xe và bánh, gây ra một số vấn đề.
- Giảm tính ổn định của ô tô
- Tăng yêu cầu đối với bộ phận hướng
Điều kiện làm việc của hệ thống dẫn động lái ô tô tải hiện nay rất phức tạp Độ võng động được thừa nhận trong giới hạn là fđ = ft = 80 mm.
+ Giá trị hệ số động lực học (Kđ):
Khi độ võng động đã được xác định, dung năng động của hệ thống treo phụ thuộc vào giá trị Kđ Để tránh va chạm giữa phần được treo và phần không được treo, hệ số động lực học cần được chọn trong các giới hạn nhất định.
Kđ = 1,75 - 2,5 Xe Thaco forland là xe tải nhẹ nên chọn: Kđ = 2,5
Dựa vào các thông kỹ thuật của xe ta có các thông số :
+ Phân bố lên cầu trước: G01'65[KG]
+ Phân bố lên cầu sau : G02'65 [KG]
- Trọng lượng toàn bộ : Ga000 [KG]
+ Phân bố lên cầu trước :Ga1 100
+ Phân bố lên cầu sau : Ga2000-420000 [KG]
- Chiều dài cơ sỡ của xe : L0530[m]
- Tốc độ cực đại của xe : Vmax[Km/h]
3.1.1 Xây dựng đặc tính đàn hồi hệ thống treo trước
Phân bố trọng lượng tĩnh của hệ thống treo trước, khi ô tô đầy tải:
Trọng lượng không được treo ở cầu trước: [2]
G kt =G = Trong đó: G1 - Khối lượng được treo
Gkt - Khối lượng không được treo
- Hệ số khối lượng (đối với ô tô tải = 4 - 5 ) [2]
Trọng lượng tác dụng lên hệ thống treo trước khi ô tô đầy tải đối với một nhíp:
Trọng lượng lớn nhất tác dụng lên bánh xe:
Thay các số liệu Kđ = 2, 5 và Ztt = 35740,6 [N] vào Zmax ta có:
* Hành trình làm việc của hệ thống treo khi phần tử đàn hồi làm việc:
- Khi nhíp biến dạng chạm đến ụ su thì lúc này độ cứng của hệ thống treo tăng lên:
C = Cc+ Ccs [1] nhờ đó đảm bảo được giá trị fđ và Zmax trong giới hạn cho phép
Do tính chất của phần tử đàn hồi phụ được chọn là cao su, độ cứng Cp sẽ thay đổi theo tải trọng, dẫn đến đặc tính đàn hồi phi tuyến Điểm tiếp xúc với ụ su được xác định thông qua biên dạng.
(fcs ) của nó khi: Z = Zmax Đối với xe tải fcs = (0,20 - 0,30) fđ, theo tài liệu [1]
Thay giá trị fđ = 80[mm] vào ta được: fcs = 0,30 80 = 24[mm]
Biến dạng cho phép của ụ cao su được thừa nhận nhỏ hơn hoặc bằng (2/3) chiều cao làm việc của nó tức là [1]: fcs ≤
Thay fcs = 24[mm] vào ta có: hcs
Phần tử đàn hồi bằng cao su được thiết kế theo dạng trục với độ cứng tương đương độ cứng của nhíp chính Khi bị biến dạng vượt mức nhất định, độ cứng của khối cao su sẽ gia tăng, tương tự như một ụ đỡ cao su thông thường Đường đặc tính của phần tử này phụ thuộc vào mức độ biến dạng mà nó trải qua.
*Từ các thông số đã chọn và tính toán ở trên ta xây dựng được đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước
- Trục tung đại diện cho tải trọng tác dụng lên hệ thống treo trước
- Trục hoành đại diện cho độ biến dạng tổng f = ft + fđ
Hình 3.1 Đặc tính đàn hồi hệ thống treo trước
3.1.2 Xây dựng đặc tính đàn hồi hệ thống treo sau
Phân bố trọng lượng tĩnh của hệ thống treo sau khi ô tô đầy tải:
Trọng lượng không được treo ở cầu sau [2]:
Trọng lượng tác dụng lên hệ thống treo sau khi ô tô đầy tải đối với một nhíp
Trọng lượng lớn nhất có thể truyền qua hệ thống treo sau[1]:
Thay Kđ và Zts vào ta được:
Tải trọng tác dụng lên một nhíp khi ô tô không tải là :
Tải trọng nhíp phụ bắt đầu làm việc:
*Từ các thông số đã chọn và tính toán ở trên ta xây dựng được đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước.
Tính toán ống giảm chấn
Giảm chấn là thiết bị dùng để dập tắt dao động của vỏ và lốp xe, chuyển đổi cơ năng thành nhiệt năng Hiện nay, ô tô sử dụng giảm chấn thủy lực, trong đó ma sát giữa chất lỏng và các lỗ tiết lưu đóng vai trò chủ yếu trong việc giảm dao động Các yêu cầu cơ bản đối với giảm chấn bao gồm hiệu suất giảm chấn cao và độ bền lâu dài.
- Đảm bảo trị số và sự thay đổi đường đặc tính của các dao động, cụ thể:
+ Dập tắt càng nhanh các dao động nếu tầng số dao động càng lớn
+ Hạn chế các lực truyền qua giảm chấn lên thùng xe
- Làm việc ổn định khi ôtô chuyển động trên các đường khác nhau
Trọng lượng nhẹ và kích thước nhỏ gọn giúp sản phẩm tiết kiệm chi phí Để đáp ứng yêu cầu này, cần thiết kế ống lồng giảm chấn thủy lực với đặc tính không đối xứng và van giảm tải.
Giảm chấn ống hai đầu kết nối trực tiếp với phần được treo và không được treo qua hệ thống đòn, giúp giảm lực tác dụng và áp suất làm việc của chất lỏng Với thành mỏng hơn và nhẹ hơn khoảng hai lần so với giảm chấn đòn, cấu trúc và chế tạo đơn giản cùng với điều kiện làm mát tốt, loại giảm chấn này hiện đang được sử dụng rộng rãi.
3.2.1 Tính toán ống giảm chấn của hệ thống treo trước
• Xác định các kích thước cơ bản : Đường đặc tính giảm chấn là đường biểu diễn quan hệ giữa lực cản của giảm chấn và tốc độ piston
Hệ số cản K của hệ thống treo là chỉ số phản ánh độ cản của giảm chấn, được tính toán dựa trên hệ số tắt dần nguy hiểm và liên quan trực tiếp đến bánh xe Ký hiệu cho hệ số này là Kngh.
Trong đó : C - Độ cứng của hệ thống treo
M - Khối lượng của phần được treo tác dụng lên hệ thống treo đó
Nếu K lớn hơn Kngh, dao động sẽ bị dập tắt đột ngột, dẫn đến tải trọng động và gia tốc lớn Ngược lại, nếu K nhỏ hơn nhiều so với Kngh, dao động kéo dài sẽ không mang lại lợi ích.
Qua nghiên cứu thấy hợp lý nhất là :
- Hệ số dập tắt dao động tương đối = 0,15 - 0,3 - Chọn = 0,15
Từ (4.3) Suy ra K = 2 C.MN mà C ft
Trong đó : Gt - Trọng lượng của phần được treo tác dụng lên một bánh xe ft - Độ võng tĩnh của hệ thống treo g - Gia tốc trọng trường g = 9,81m/s 2 ]
Trong giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều không đối xứng, lực cản trong hành trình trả lớn hơn lực cản trong hành trình nén Hệ số cản của giảm chấn có thể được biểu diễn dưới dạng tổng quát.
- Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn
Sơ đồ như hình vẽ:
Hình 3.3 Sơ đồ lực tác dụng lên giảm chấn
Từ sơ đồ ta có :
= m + = Chọn góc đặt giảm chấn = 90 0
= 1 Đối với giảm chấn tác dụng hai chiều không đối xứng có hành trình trả và hành trình nén khác nhau: Kgn ≠ Kgt mà Kg = .K = Ktb =Ġ (3.5)
Với - Hệ số thực nghiệm = 2 - 5 - Chọn = 2
- Xác định các thông số cơ bản của giảm chấn:
Hình 3.4 Sơ đồ tính giảm chấn
Đường kính piston (dp) cần được điều chỉnh sao cho áp suất cực đại truyền qua thành giảm chấn không vượt quá giới hạn cho phép, đồng thời cũng không làm cho giảm chấn bị nóng quá mức nhiệt độ cho phép.
Theo thông số của xe ta có : dp = 40 [mm] Đường kính cần piston dc: dc = 20[mm]
+ Đường kính ngoài của xi lanh làm việc: dxD[mm]
+ Đường kính ngoài của giảm chấn D: D = 50[mm]
Khi chọn vận tốc giảm chấn Vg = 0,3 [m/s], van giảm tải sẽ bắt đầu mở ra Phương trình mô tả đặc tính của giảm chấn được áp dụng khi van giảm tải chưa mở.
Khi van giảm tải mở: Zg = K’g.Vgmax Với g g g g
- Áp suất cực đại trong hành trình trả:
Trong đó : p - Áp suất cực đại của giảm chấn: d p d c
d ngc pmax = (2 - 5) [MN/m 2 ] Chọn pmax = 2,5 [MN/m 2 ] + Diện tích cần piston Fc:
Thay các giá trị vào tính được Zgtmax
Hệ số cản được xác định ở hành trình trả
Vgmax : Vận tốc cực đại của piston theo thực nghiệm Vgmax = (0,5 - 0,6) [m/s] Chọn Vgmax = 0,6 [m/s]
Vậy hệ số cản của giảm chấn giảm xuống so với lúc chưa mở van giảm tải
Chọn mức độ giảm hệ số cản của giảm chấn lúc mở van giảm tải ở hành trình nén bằng mức độ giảm hệ số cản ở hành trình trả
- Hệ số cản ở hành trình nén :
- Hệ số cản cực đại ở hành trình nén :
• Xác định tiết diện lưu thông của các van của giảm chấn:
+ Tiết diện của lỗ van giảm tải được xác định theo công thức : fv K g
Trong đó : 0 - Hệ số tiêu tốn 0 = 0,6 - 0,75 - Chọn 0 = 0,6
- Hệ số đậm đặc chất lỏng = 9.10 -7 [ 3 m
K - Hệ số cản của hệ thống treo
Vg - Tốc độ của piston giảm chấn
Thay các thông số vào (4.10) Có được: fv = 2 12
+ Chiều dài phần chứa dầu giảm chấn lg: lg = (3 5) dx = (3 5) 44 = (132 220) [mm]
Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn:
Nt= t.Sg.(tg- tm) [Nm/s] (4.11) Trong đó:
Với Vg= 0,3 [cm/s] ta được:
Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn [m2]:
S = 0,035 (m 2 ) tm - nhiệt độ môi trường[oC] Chọn tm= 30 o C tg - nhiệt độ của thành giảm chấn[ o C] tg ≤ (100 - 120) o C
Từ (4.11) ta tính được nhiệt độ của thành giảm chấn (tg):
Vậy tg không vượt quá giá trị cho phép là (100 - 120) o C
Từ số liệu tính toán vẽ được đường đặc tính giảm chấn trước
• Xây dựng đường đặc tính giảm chấn trước
Hình 3.5 Đặc tính giảm chấn trước
3.2.2 Tính toán ống giảm chấn của hệ thống treo sau
Đường đặc tính giảm chấn thể hiện mối quan hệ giữa lực cản và tốc độ piston, giúp xác định các kích thước cơ bản của giảm chấn.
Trong đó : K : Hệ số cản của hệ thống treo (giảm chấn)
Vg : Tốc độ piston m : Chỉ số phụ thuộc vào kết cấu van, kết cấu lỗ tiết lưu m = 1
Hệ số cản K của hệ thống treo thực chất là hệ số cản của giảm chấn, được qui dẫn về bánh xe và xác định theo hệ số tắt dần nguy hiểm, ký hiệu là Kngh.
Trong đó : C - Độ cứng của hệ thống treo gn[N]
M - Khối lượng của phần được treo tác dụng lên hệ thống treo đó
Khi K lớn hơn Kngh, dao động sẽ bị dập tắt đột ngột, dẫn đến tải trọng động và gia tốc cao Ngược lại, nếu K nhỏ hơn Kngh quá mức, dao động sẽ kéo dài và không mang lại lợi ích.
Qua nghiên cứu thấy hợp lý nhất là :
- Hệ số dập tắt dao động tương đối = 0,15 - 0,3 - Chọn = 0,15
Từ (4.14) Suy ra K = 2 C.MN mà C t t f
Trong đó : Gt - Trọng lượng của phần được treo tác dụng lên một bánh xe ft - Độ võng tĩnh của hệ thống treo g - Gia tốc trọng trường g = 9,81 [m/s 2 ]
Trong giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều không đối xứng, lực cản trong hành trình trả lớn hơn lực cản trong hành trình nén Hệ số cản của giảm chấn có thể được biểu diễn dưới dạng tổng quát.
: Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn
Sơ đồ như hình vẽ:
Hình 3.6 Sơ đồ lực tác dụng lên giảm chấn
Từ sơ đồ ta có :
= m + = Chọn góc đặt giảm chấn = 90 0
= 1 Đối với giảm chấn tác dụng hai chiều không đối xứng có hành trình trả và hành trình nén khác nhau: Kgn ≠ Kgt mà Kg = .K = Ktb 2 gt gn K
Với - Hệ số thực nghiệm = 2 - 5 - Chọn = 2
+ Hành trình nén : Zgn = Kgn.Vg
- Xác định các thông số cơ bản của giảm chấn:
Đường kính piston (dp) cần được lựa chọn cẩn thận để đảm bảo rằng áp suất cực đại truyền qua thành giảm chấn không vượt quá giới hạn cho phép, đồng thời cũng không làm giảm chấn nóng quá nhiệt độ cho phép Việc xác định đúng kích thước này là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất và độ bền của hệ thống.
Theo thông số của xe: dp = 40 [mm] Đường kính cần piston dc: dc = 20 [mm]
+ Đường kính ngoài của xi lanh làm việc:dx = 45 [mm]
+ Đường kính ngoài của giảm chấn D: DR,5 [mm]
- Áp suất cực đại trong hành trình trả:
Trong đó : pmax : Áp suất cực đại của giảm chấn:
+ Diện tích cần piston Fc:
Thay các giá trị vào (4-19) tính được Zgtmax
Hệ số cản được xác định ở hành trình trả: K’gt g g g g
Vgmax - Vận tốc cực đại của piston theo thực nghiệm Vgmax = (0,5 - 0,6) [m/s]
Vậy hệ số cản của giảm chấn giảm xuống so với lúc chưa mở van giảm tải
Chọn mức độ giảm hệ số cản của giảm chấn lúc mở van giảm tải ở hành trình nén bằng mức độ giảm hệ số cản ở hành trình trả
- Hệ số cản ở hành trình nén :
- Hệ số cản cực đại ở hành trình nén :
+ Tiết diện của lỗ van giảm tải được xác định theo công thức : fv K g
Trong đó : 0 - Hệ số tiêu tốn 0 = 0,6 - 0,75 - Chọn 0 = 0,7
- Hệ số đậm đặc chất lỏng = 9.10 -7 [ 3 m
K - Hệ số cản của hệ thống treo
Vg - Tốc độ của piston giảm chấn
Thay các thông số vào (4.19) Có được: fv = 2 13
+ Chiều dài phần chứa dầu giảm chấn lg: lg = (3 5) dx = (3 5) 45 = (135 225) [mm]
• Xác định tiết diện lưu thông của các van của giảm chấn: g p K
Trong đó: v - hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận v = 0,6 - 0,75, chọn v = 0,7 - trọng lượng riêng của chất lỏng = 910 Kg/m 3 g - gia tốc tr/ọng trường g = 9,81 m/s 2
Fp - diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn [m 2 ]
Kg - hệ số cản của giảm chấn, giá trị phụ thuộc hành trình nén hay trả đã xác định ở trên
P - áp suất chất lỏng trong các khoang của giảm chấn [MPa], áp suất này khác nhau đối với hành trình nén và trả: Ở hành trình trả : pt= 4426751,592
P (N/m 2 ) Ở hành trình nén có pn= 1419532,909
Từ (4.20) ta xác định được diện tích tiết diện lưu thông của các van giảm tải ở hành trình nén và trả:
Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn:
Nt= t.Sg.(tg- tm) [Nm/s] (4.21) Trong đó:
Với Vg= 0,3 cm/s ta được:
Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn [m 2 ]:
S = 0,0373 (m 2 ) tm - nhiệt độ môi trường[ o C] Chọn tm= 30 o C tg - nhiệt độ của thành giảm chấn[ o C] tg ≤ (100 - 120) o C
Từ (4.21) ta tính được nhiệt độ của thành giảm chấn (tg):
Vậy tg không vượt quá giá trị cho phép là (100 - 120) o C
• Xây dựng đường đặc tính giảm chấn sau
Hình 3.7 Đường đặc tính giảm chấn sau.
Tính toán bộ phận đàn hồi hệ thống treo trước
Tiết diện lá nhíp của xe có dạng hình chữ nhật gn[N]
Ln - Chiều dài toàn bộ của bộ nhíp d - Khoảng cách giữa hai bulông quang nhíp
Z’, Z” - Tải trọng thẳng đứng từ phần được treo tác dụng lên hai tai nhíp Khi tính toán bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc
3.3.2 Xác định các thông số cơ bản của nhíp trước:
Theo thông số của xe:
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): Ln = 1450 [mm ]
+ Khoảng cách giữa bulong ngàm nhíp = 150 mm
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bp[mm]
+ Chiều dày các lá nhíp (h): h1 = h2 = 9 mm ; h 3 =h 4 =….h 11 mm
+ Chiều dài các lá nhíp
Bảng 4.1 Chiều dài các lá nhíp trước
3.3.3 Tính toán kiểm tra độ bền các lá nhíp:
Hiện nay, có hai phương pháp phổ biến để xác định ứng suất trong các lá nhíp do tải trọng bên ngoài, bao gồm phương pháp tải trọng tập trung và phương pháp độ cong chung, mỗi phương pháp dựa trên các giả thiết khác nhau.
Phương pháp tải trọng tập trung cho rằng trong quá trình làm việc, các lá nhíp chỉ tiếp xúc và truyền lực tại các đầu lá nhíp, trong khi phần còn lại không tiếp xúc mà biến dạng tự do Phương pháp này mang lại độ chính xác cao nhưng đòi hỏi khối lượng tính toán lớn.
Phương pháp độ cong chung cho rằng các lá nhíp tiếp xúc hoàn toàn trên toàn bộ chiều dài mà không có khe hở, và sau khi lắp ghép, chúng có độ cong đồng nhất ở mọi điểm.
Tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung có thể dựa trên sơ đồ sau:
Khi làm việc, các lá nhíp chỉ tiếp xúc và truyền lực cho nhau tại các đầu, trong khi phần còn lại của các lá nhíp không tiếp xúc mà có thể biến dạng tự do.
+ Sơ đồ tính như hình vẽ Các lá nhíp được kẹp chặt phần giữa vào dầm cầu nhờ quang nhíp
Hình 3.9 Sơ đồ tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung
Tại điểm B, biến dạng của lá thứ nhất và thứ hai là bằng nhau, và tại điểm S, biến dạng của lá thứ k-1 và k cũng tương tự Bằng cách thiết lập các biểu thức biến dạng tại những điểm này và so sánh chúng từng đôi một, chúng ta sẽ thu được một hệ phương trình n-1 với n-1 ẩn là các giá trị X2, Xn.
- Hệ phương trình đó như sau:
An Xn-1 + Bn Xn = 0 Trong đó:
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 Bảng 3.2 Kết quả tính các thông số của hệ phương trình
Ta có hệ phương trình 4919,6 – 2.X2 + 0,805.X3 = 0
2.X10-2.X11 = 0 Giải hệ phương trình trên ta được :
- Mô men tại do ngoại lực tác dụng lên lá nhíp
Hình 4.10 Sơ đồ tính ứng suất lá nhíp của nhíp trước
- Mô men chống uốn của từng lá nhíp:
- Từ đó ta có bảng kết quả tính toán:
Bảng 3.3 Ứng suất sinh ra trong các lá nhíp của nhíp trước
Vậy tất cả các lá nhíp đều thoả mản điều kiện: max max = 950 ( MN / m 4 )
Tính toán kiểm nghiệm hệ thống treo sau
Lá nhíp có nhiều dạng tiết diện khác nhau, nhưng trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào lá nhíp có tiết diện hình chữ nhật Lựa chọn này giúp đơn giản hóa quá trình tính toán và thiết kế Nhíp hình chữ nhật mang lại nhiều ưu điểm như dễ bảo trì, sửa chữa và có giá thành thấp.
Hình 3.11 Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp
Trong đó: Ln - Chiều dài toàn bộ của bộ nhíp d - Khoảng cách giữa hai bulông quang nhíp
Z’, Z” - Tải trọng thẳng đứng từ phần được treo tác dụng lên hai tai nhíp Khi tính toán bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc
3.3.1 Xác định các thông số cơ bản:
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): 1640 [mm]
+ Khoảng cách giữa bulong quang nhíp = 200 mm
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bmm
+ Chiều dài lk các lá nhíp:
Bảng 3.4 Chiều cài các lá nhíp sau chính
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): 1100 [mm]
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bpmm
+ Chiều dài các lá nhíp:
Bảng 3.5 Chiều dài các nhíp sau phụ
3.3.2 Tính toán kiểm tra độ bền các lá nhíp: 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:
Hình 3.12 Sơ đồ tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung
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 lá thứ hai bằng nhau, và tương tự tại các điểm S, biến dạng của lá thứ k-1 và lá thứ k cũng bằng nhau Bằng cách thiết lập các biểu thức biến dạng tại các 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
3.3.2.1 Tính bền nhíp chính và nhíp phụ của hệ thống treo sau:
Lập bảng kết quả tính toán ta có:
Bảng 3.6 Kết quả tính toán các thông số hệ phương trinh của nhíp sau chính và phụ k L (mm) b (mm) h (mm) J (mm 4 ) A B C
- Hệ phương trình trở thành :
Sau khi giải hệ phương trình ta có bảng kết quả:
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:
Bảng 3.7 Ứng suất sinh ra trong từng lá nhíp của nhíp sau phụ và chính
Vậy tất cả các lá nhíp đều thoả mản điều kiện:
max max = 950 ( MN / m 4 ) k L (mm) W (u) X k (N) M (N.mm) s (N/mm 2 )
KẾT CẤU VÀ NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA HỆ THỐNG TREO XE
Sơ đồ chi tiết hệ thống treo
Hệ thống treo phụ thuộc, nhíp lá, 2 giảm xóc thủy lực, có thanh cân bằng chống nghiêng ngang
Bộ phận giảm chấn sử dụng giảm chấn ống lồng tác động kép
Hình 4.1 Hệ thống treo trước
1.Gối cố định đầu nhíp; 2 Đai ốc; 3 Nhíp; 4 Đai giữ bộ nhíp; 5.Quang treo;
6 Đai ốc; 7 Cầu xe; 8 Bulong; 8 Bulong; 9 Đai ốc; 10 Giảm chấn
Các kích thước chính của nhíp trước:
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): Ln = 1450 [mm ]
+ Khoảng cỏch giữa bulong ngàm nhíp = 150 mm
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bp[mm]
+ Chiều dày các lá nhíp (h): h1 = h2 = 9 mm ; h 3 =h 4 =….h 11 mm
Bảng 4.1 Chiều dài các lá nhíp trước
Hệ thống treo phụ thuộc, nhíp lá, có 2 giảm xốc thủy lực
Bộ phận giảm chấn sử dụng giảm chấn ống lồng tác động kép
Hình 4.2 Hệ thống treo sau
1.Giá treo trước chính; 2 Giá treo nhíp phụ; 3 Sat xi; 4 Giá treo sau chính;
5.Quang nhíp; 6 Nhíp sau chính; 7 Bulong chữ U; 8 Bán trục
Các kích thước chính của nhíp sau chính:
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): 1640 [mm]
+ Khoảng cách giữa bulong quang nhíp = 200 mm
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bmm
+ Chiều dài lk các lá nhíp:
Bảng 4.2 Chiều dài các lá nhíp sau chính
L k 1640 1520 1400 1280 1160 1040 920 800 670 540 400 Các kích thước của nhíp sau phụ:
+ Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): 1100 [mm]
+ Chiều rộng của lá nhíp (b): bpmm
+ Chiều dài các lá nhíp:
Bảng 4.3 Chiều dài các lá nhíp sau phụ
Kết cấu chi tiết và bộ phận chính
Bộ phận đàn hồi trên xe Thaco forland là nhíp nhiều lá gồm:
4.2.1.1 Kết cấu của lá nhíp
- Tiết diện lá nhíp hình chử nhật
Hình 4.3 Kết cấu của lá nhíp a Tiết diện lá nhip; b Kết cấu đầu lá nhip; c Kết cấu tai nhíp a) b) c)
Đầu lá nhíp có tiết diện hình chữ nhật với kích thước chiều rộng 70 mm và chiều dày 8 mm, mang lại ưu điểm dễ chế tạo Để lắp đặt nhíp lên khung xe, đầu lá nhíp trên cùng được uốn cong thành tai nhíp.
- Tai nhíp trên xe là tai nhíp không cường hoá vì xe tải trọng nhỏ
Để giảm tải cho các lá nhíp chính và phân bố đều tải cho các lá nhíp trên và dưới, cần chế tạo các lá nhíp với độ cong ban đầu khác nhau Khi ghép lại, các lá nhíp này sẽ đạt được độ cong đồng nhất.
- Ở cầu sau của xe sử dụng thêm nhíp phụ để xe chạy êm dịu khi không hay non tải và nhíp đủ cứng khi đầy tải
4.2.1.2 Kết cấu của bộ nhíp
Các lá nhíp sau khi được chế tạo được lắp ghép với nhau thành bộ nhíp nhờ bu long trung tâm và các vòng kẹp
Bu lông trung tâm có vai trò quan trọng trong việc giữ và ép chặt các lá nhíp, đồng thời đảm bảo định vị chính xác khi lắp nhíp lên dầm cầu.
Các vòng kẹp giữ cho các lá nhíp không bị xoay lệch, đồng thời truyền lực từ các lá nhíp chính ở phía trên xuống các lá dưới trong quá trình trả.
+ Kết cấu và chế tạo đơn giản
+ Sữa chữa bảo dưỡng dễ dàng
+ Có thể đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận dẫn hướng và một phần nhiệm vụ của bộ phận giảm chấn
Trên xe sử dụng dầm cầu liền, các bánh xe trên cùng một cầu phụ thuộc lẫn nhau trong việc dịch chuyển Lực từ bánh xe được truyền trực tiếp lên khung thông qua nhíp.
Hình 4.4 Sơ đồ bộ phận hướng
1 Bánh xe; 2 Dầm cầu; 3 Nhíp Ưu điểm:
+ Giá thành hạ trong khi vẫn đảm bảo hầu hết các yêu cầu của hệ thống treo khi tốc độ không lớn
Giảm chấn sử dụng trên xe là loại giảm chấn ống
Trên piston có hai dãy lỗ khoan theo các vòng tròn đồng tâm, với dãy lỗ ngoài được che phủ bởi đĩa van thông 5 ở phía trên và dãy lỗ trong được bảo vệ bởi van trả 6 ở phía dưới Ngoài ra, trên piston còn có một lỗ tiết lưu 12 luôn mở.
1.Đệm làm kín ; 2.Thành ngoài giảm chấn ; 3.Thành trong giảm chấn;
4 Cần pittông; 5.Đĩa van thông ; 6.Van trã; 7 Van nén ; 8 van hút; 9.Piston; 10.Khoang hồi dầu;
Trên đáy xi lanh, có các dãy lỗ được thiết kế, trong đó dãy lỗ ngoài được che bởi đĩa của van hút 8 ở phía trên, còn dãy lỗ trong được che bởi van nén 7 ở phía dưới.
- Giữa hai ống của giảm chấn có khe hở tạo nên một buồng chứa phụ còn gọi là buồng bù, để chứa dầu khi giảm chấn làm việc
Trong quá trình nén nhẹ, piston di chuyển xuống dưới với tốc độ chậm, khiến dầu được ép từ khoang dưới qua các lỗ tiết lưu và van thông lên khoang trên Do thể tích mà piston giải phóng ở khoang trên nhỏ hơn thể tích mà nó chiếm khi di chuyển xuống, một phần dầu cần phải chảy qua khe tiết lưu trên van, dẫn đến buồng bù của giảm chấn.
Piston di chuyển nhanh chóng xuống dưới, làm tăng áp suất trong khoang dưới, từ đó ép lò xo mở van nén 7 để dầu chảy sang buồng bù Quá trình này giúp giảm đột ngột sức cản của giảm chấn, hạn chế lực tác động lên cần giảm chấn.
Khi piston di chuyển lên trên với tốc độ chậm, dầu từ khoang trên được ép qua các lỗ tiết lưu 12 xuống khoang dưới Thể tích mà piston giải phóng ở khoang dưới lớn hơn thể tích mà nó chiếm chỗ khi di chuyển, do có thêm cần piston ở khoang trên Do đó, lượng dầu chảy từ khoang trên xuống không đủ để bù đắp cho thể tích mà piston phóng ở khoang dưới, dẫn đến sự chênh lệch áp suất giữa khoang dưới và buồng bù.
Vì thế dầu từ buồng bù chảy qua van hút 8 vào khoang dưới piston để bù cho lượng dầu còn thiếu
Khi piston dịch chuyển lên trên với tốc độ lớn, áp suất trong khoang trên piston tăng cao, khiến lò xo mở van trả 2, cho phép dầu đi qua dãy lỗ xuống khoang dưới Quá trình này giúp giảm đột ngột sức cản giảm chấn, từ đó hạn chế lực tác động lên cần giảm chấn.
Các van dạng đĩa - lò xo có quán tính rất nhỏ, nên đảm bảo cho dầu lưu thông kịp thời từ khoang này sang khoang kia
Sự ổn định của giảm chấn phụ thuộc vào độ kín khít của các vòng làm kín, thường được trang bị gân vòng trên bề mặt làm việc Các vòng làm kín được lắp lên cần với độ căng từ 0,4 đến 0,9 mm và được ép chặt bằng lò xo, trong khi vòng đệm thứ hai có chức năng chắn bụi và nước Chúng hoạt động hiệu quả trong khoảng nhiệt độ từ -50 o đến +160 o, do đó cần được chế tạo từ các vật liệu chịu dầu và chịu nhiệt như cao su hoặc cao su chứa flo.
Cần chế tạo từ thép 45 với bề mặt tiếp xúc được tôi cao tần và mạ crôm, cùng với việc mài bóng trước và sau khi mạ Piston được làm từ gang xám hoặc hợp kim kẽm đặc biệt, trong khi các ống lót dẫn hướng sử dụng đồng đỏ Một số thiết kế có thể lắp các vòng bằng gang hoặc chất dẻo thấm flo trên piston, và ống dẫn hướng có thể bằng chất dẻo thấm flo hoặc cao su để giảm thiểu sự dò rỉ dầu khi bị đốt nóng Kim loại gốm tẩm chất dẻo chứa flo cũng là vật liệu tiềm năng cho việc chế tạo piston và ống lót nhằm giảm ma sát và mài mòn.
Giảm chấn được thiết kế với dầu chống ôxy hóa và khả năng tạo bọt cao, mang lại hiệu suất bôi trơn tối ưu Đặc tính nhớt của dầu phù hợp, cho phép hoạt động hiệu quả trong dải nhiệt độ từ +100°C đến -40°C.
BẢO DƯỠNG, SỬA CHỮA HỆ THỐNG TREO
Bộ phận dẫn hướng
Mòn các khớp trụ, khớp cầu
Biến dạng khâu đòn giằng, bệ đỡ, bệ xoay, dầm cầu, nhíp là, quang treo
Sai lệch các thông số cấu trúc và các điều chỉnh như vấu giảm va, cấu tăng cứng có thể gây ra hư hỏng cho bánh xe Những hư hỏng này làm mất tính động học và động lực học của bánh xe, dẫn đến mài mòn lốp nhanh chóng, giảm khả năng ổn định chuyển động và tính dẫn hướng của xe Tùy thuộc vào mức độ hư hỏng, biểu hiện của các vấn đề này có thể rõ nét hoặc mờ nhạt.
Bộ phận đàn hồi
Bộ phận đàn hồi đóng vai trò quan trọng trong việc xác định tần số dao động riêng của ô tô Khi bộ phận này gặp hư hỏng, nó sẽ ảnh hưởng đáng kể đến các chỉ tiêu chất lượng của xe.
Giảm độ cứng của xe có thể dẫn đến việc giảm chiều cao thân xe, làm tăng khả năng va đập khi phanh hoặc tăng tốc, gây ra tiếng ồn và tăng tốc độ dao động của thân xe Điều này ảnh hưởng xấu đến độ êm ái khi xe di chuyển trên đường xấu.
Bó kẹt nhíp do thiếu mỡ bôi trơn dẫn đến tăng độ cứng, gây ra hiện tượng rung xóc mạnh khi ô tô di chuyển trên đường xấu Hệ quả là mất đi sự êm ái trong chuyển động, tăng lực tác động lên thân xe và giảm khả năng bám dính Điều này cũng làm giảm tuổi thọ của giảm chấn trên cầu xe.
Gãy bộ phận đàn hồi thường xảy ra do quá tải trong quá trình làm việc hoặc do mỏi của vật liệu Khi một số nhíp trung gian bị gãy, độ cứng của hệ thống sẽ giảm Nếu các nhíp chính bị gãy, vai trò dẫn hướng của bộ nhíp sẽ bị ảnh hưởng Ngoài ra, sự gãy của lò xo xoắn ốc hoặc thanh xoắn cũng sẽ làm mất đi tác dụng của bộ phận đàn hồi.
Vỡ ụ tăng cứng của hệ thống treo làm mềm bộ phận đàn hồi và tăng tải trọng tác dụng lên nó, trong khi vỡ ụ tỳ cũng gây ra tình trạng tương tự Cả hai trường hợp này dẫn đến va đập và tăng ổn trong hệ thống treo, tạo ra tiếng ồn lớn từ hệ thống treo, ảnh hưởng tiêu cực đến môi trường hoạt động của ôtô.
Rơ lỏng các liên kết như quang nhíp, đại kẹp và giá đỡ lò xo có thể gây ra tiếng ồn, làm xô lệch cầu ôtô, khó điều khiển và nặng tay lái Điều này làm giảm độ ổn định của xe khi hoạt động, tăng nguy cơ gây tai nạn giao thông.
Bộ phận giảm chấn
Bộ phận giảm chấn cần có lực cản hợp lý để nhanh chóng dập tắt dao động của thân xe Khi giảm chấn bị hư hỏng, lực này sẽ bị thay đổi, làm giảm khả năng kiểm soát dao động và dẫn đến giảm độ bám dính của xe trên đường.
Các hư hỏng thường gặp là:
Mòn bộ đôi xy lanh và piston ảnh hưởng lớn đến khả năng dẫn hướng và bao kín của hệ thống Piston và séc măng hay phớt có nhiệm vụ giữ kín các khoang dầu, nhưng trong quá trình hoạt động, sự dịch chuyển tương đối giữa chúng gây ra hiện tượng mòn Khi piston bị mòn, sự thay đổi thể tích các khoang dầu dẫn đến dầu không chỉ lưu thông qua lỗ tiết lưu mà còn chảy qua khe hở giữa piston và xy lanh Điều này làm giảm lực cản trong cả hai hành trình nén và trả, làm giảm hiệu quả dập tắt dao động.
Hở phớt bao kín và chảy dầu ở giảm chấn thường xảy ra, đặc biệt là với giảm chấn ống một lớp vỏ, do điều kiện bôi trơn hạn chế Sự mòn không thể tránh khỏi sau thời gian dài sử dụng khiến dầu chảy qua khe phớt, làm mất tác dụng giảm chấn Thiếu dầu ở giảm chấn hai lớp vỏ dẫn đến không khí lọt vào buồng bù, giảm tính ổn định làm việc Trong khi đó, ở giảm chấn một lớp vỏ, hở phớt bao kín đẩy hết dầu ra ngoài, làm giảm nhanh áp suất Hơn nữa, hở phớt cũng kéo theo bụi bẩn từ bên ngoài vào, gia tăng tốc độ mài mòn.
Dầu trong giảm chấn có thể bị biến chất sau một thời gian sử dụng, thường do sự pha trộn với các phụ gia đặc biệt nhằm tăng tuổi thọ hoạt động ở nhiệt độ và áp suất thay đổi Tuy nhiên, khi có nước hoặc tạp chất hóa học lẫn vào, dầu dễ bị biến chất, dẫn đến sự thay đổi trong các tính chất cơ lý Điều này làm giảm hiệu quả của giảm chấn và có thể gây ra hiện tượng bó kẹt.
Kẹt van giảm chấn có thể xảy ra ở hai dạng: luôn mở hoặc luôn đóng Khi van kẹt mở, lực cản giảm chấn sẽ giảm nhỏ, trong khi nếu van kẹt đóng, lực cản không được điều chỉnh, dẫn đến tăng lực cản Hiện tượng này thường xảy ra do thiếu dầu, dầu bị bẩn hoặc phớt bao kín bị hở Các biểu hiện hư hỏng của van phụ thuộc vào trạng thái kết cấu của van trong hành trình trả và hành trình nén, cũng như van giảm tải.
Thiếu dầu hoặc hết dầu trong hệ thống giảm chấn thường do hư hỏng của phớt bao kín Khi thiếu hoặc hết dầu, nhiệt độ trên vỏ giảm chấn tăng cao, dẫn đến sự thay đổi độ cứng và làm giảm hiệu suất hoạt động Nhiều trường hợp, tình trạng hết dầu còn có thể gây kẹt giảm chấn và cong trục.
Do quá tải trong làm việc, cần piston giảm chấn bị cong, gây kẹt hoàn toàn giảm chấn
Nát cao su ở vị trí liên kết có thể được nhận biết qua việc quan sát các đầu liên kết Khi bị hư hỏng, ô tô di chuyển trên đường xấu sẽ gặp phải va chạm mạnh và phát ra tiếng ồn.
Các hư hỏng của giảm chấn có thể được phát hiện qua cảm nhận độ êm dịu khi chuyển động, kiểm tra nhiệt độ vỏ ngoài của giảm chấn, sự rò rỉ dầu, hoặc thông qua bệ kiểm tra hệ thống treo.
Bánh xe
Bánh xe có thể được coi là một phần tổng hệ thống treo, các thay đổi chính trong sử dụng là: Áp suất lốp, độ mòn, mất cân bằng…
Thanh ổn định
Hư hỏng của thanh ổn định chủ yếu bao gồm nát các gối tựa cao su, giảm độ cứng và hư hỏng các dòn liêu kết Những hư hỏng này dẫn đến hậu quả tương tự như bộ phận đàn hồi, nhưng thường xảy ra khi ô tô bị nghiêng hoặc di chuyển trên đường có sóng ghềnh.
Kiểm tra, điều chỉnh hệ thống treo
- Quan sát sự nứt của nhíp, vặn chặt các mối ghép: Quang nhíp, các dầu cố định , di động của nhíp…
- Bôi trơn cho ắc nhíp
- Do độ võng tĩnh của nhíp so sánh với tiêu chuẩn, nếu không đảm bảo phải thay mới
- Kiểm tra độ mòn của ắc nhíp, bạc ắc nhíp
Để đảm bảo hiệu suất của giảm chấn, cần kiểm tra tình trạng rò rỉ dầu Đối với giảm chấn ống, nếu phát hiện rỉ dầu nhiều, cần thay mới Còn với giảm chấn đòn, hãy bổ sung dầu qua lỗ bổ sung dầu Ngoài ra, cũng cần xiết chặt các mối ghép để đảm bảo tính ổn định và an toàn.
KẾT LUẬN Đồ án tốt nghiệp mà Em đã trình bày “Tính toán và thiết kế hệ thống treo xe
Xe tải Thaco Forland 14 tấn đã giải quyết hiệu quả vấn đề khảo sát về cấu trúc và tính chất của hệ thống treo Nghiên cứu này tập trung vào việc tổng hợp kiến thức lý thuyết, giúp người học hiểu rõ hơn trước khi áp dụng vào thực tiễn Tính êm dịu, độ bền và đặc tính của hệ thống treo là những yếu tố quan trọng được xem xét trong quá trình khảo sát.
Việc thực hiện đồ án tốt nghiệp đã giúp tôi nắm vững bản chất và cấu trúc của hệ thống treo, đồng thời hiểu rõ quá trình hoạt động của nó Kiến thức này sẽ hỗ trợ tôi rất nhiều trong công việc tương lai.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Tụy đã hướng dẫn và chỉ bảo em trong quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp Bên cạnh đó, em cũng xin gửi lời cảm ơn tới các thầy giáo bộ môn ôtô tại ĐH Bách Khoa - ĐH Đà Nẵng cùng các bạn đã hỗ trợ em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên thực hiện Đặng Đông Đông
Tính toán và thiết kế hệ thống treo xe THACO FORLAND 14 tấn