Khảo sát hệ thống treo xe Kia K3000

một lớp cao su bảo vệ, mặt trong lót một lớp cao su làm kín, thành vỏ dày từ 3-5 mm Hình 2.14:Phần tử đàn hồi khí nén loại bầu 1. Vỏ bầu ; 2. Đai xiết ; 3. Vòng kẹp; 4. Lõi thép tang bền Hình 2.15 : Phần tử đàn hồi khí nén loại ống 1. Pittong ; 2. Ống lót; 3. Bu long; 4,7. Bích kẹp; 5. Ụ cao su; 6. Vỏ bọc; 8. Đầu nối ; 9. Nắp 2.2.1.5. Phần tử đàn hồi thuỷ khí Dùng trên các xe có tải trọng lớn hoặc rất lớn - Ưu điểm: tương tự phần tử đàn hồi khí nén, ngoài ra còn có ưu điểm như: + Có đặc tính đàn hồi phi tuyến + Đồng thời làm nhiệm vụ của bộ phận giảm chấn + Kích thước nhỏ gọn hơn - Nhược điểm : + Kết cấu phức tạp, đắt tiền + Yêu cầu độ chính xác chế tạo cao + Nhiều đệm làm kín - Kết cấu :Do áp suất làm việc cao nên phần tử đàn hồi thuỷ khí có kết cấu kiểu xi lanh kim loại và pittông dịch chuyển trong đó . Xi lanh được nạp dầu như thế nào để không khí không trực tiếp tiếp xúc với pittông. Tức là áp suất được truyền giữa pittông và khí nén thông qua môi trường trung gian là lớp dầu Dầu đồng thời có tác dụng giảm chấn khi tiết lưu qua các lỗ và van bố trí kết hợp trong kết cấu Phần tử đàn hồi thuỷ khí có các loại sau: Có khối lượng khí không đổi hay thay đổi; có hay không có buồng đối áp ; không điều chỉnh hay điều chỉnh được. Hình 2.16 : Phần tử đàn hồi thuỷ khí loại không có buồng đối áp I. Khoang chính a. Khí trơ bố trí trong xi lanh b. Khí trơ bố trí trong cần pittông c,d. Khí trơ bố trí trong bầu hình cầu Hình 2.17 : Phần tử đàn hồi thuỷ khí loại có buồng đối áp I. Khoang chính II. Buồng đối áp chứa khí trơ 2.2.2. Bộ phận hướng 2.2.2.1. Bộ phận hướng của hệ thống treo phụ thuộc Nếu phần tử đàn hồi là nhíp thì nhíp sẻ đảm nhận luôn vai trò của bộ phận hướng. Nếu phần tử đàn hồi không thực hiện chức năng của bộ phận hướng thì người ta dùng cơ cấu đòn 4 thanh hay chử V Hình 2.18 : Sơ đồ bộ phận hướng của hệ thống treo phu thuộc 2.2.2.2. Bộ phận hướng của hệ thống treo độc lập Trong hệ thống treo độc lập, bộ phận đàn hồi và bộ phận hướng được làm riêng rẽ. Bộ phận đàn hồi thường là các lò xo trụ hay thanh xoắn, còn bộ phận hướng là các thanh đòn Hình 2.19 : Sơ đồ động bộ phận hướng hệ thống treo độc lập a. Loại 1 đòn; b. Loại 2 đòn chiều dài bằng nhau c,d. Loại hai đòn chiều dài khác nhau Ngoài ra còn có các loại : - Loại đòn-ống hay Macpherxon Hình 2.20: Hệ thống treo độc lập loại đòn - ống (Macpherxon) - Loại nến : Hình 2.21 : Sơ đồ hệ thống treo loại nến 2.2.3. Bộ phận giảm chấn Trên ô tô hiện nay sử dụng chủ yếu là các giảm chấn thuỷ lực làm việc theo nguyên lý tiết lưu chất lỏng qua khe hẹp, để biến cơ năng dao động thành nhiệt năng rồi toả ra môi trường. Yêu cầu của giảm chấn: Dập tắt dao động một cách hiệu quả Làm việc trong những điều kiện đường xá và môi trường khác nhau Kích thước trọng lượng nhỏ, giá thành thấp Tuổi thọ cao Giảm chấn được chia ra : loại đòn , loại ống, loại có hay không có van giảm tải, có hay không có buồng bù Hình 2.22: Sơ đồ nguyên lý làm việc của giảm chấn a. Giảm chấn đòn; b. Giảm chấn ống a. Giảm chấn đòn: giảm chấn đòn không được nối trực tiếp mà được nối với cầu hay bánh xe qua các thanh đòn. Vì thế pittông giảm chấn chịu lực tác dụng lớn, nhược điểm đó làm tang trọng lượng giảm chấn, điều kiện làm mát cũng kém nên hiện nay giảm chấn đòn hầu như không còn sử dụng trên ôtô b. Giảm chấn ống Hình 2.23 : Sơ đồ bố trí giảm chấn ống 1. Giảm chấn; 2. Lò xo Do được bố trí như vậy nên lực tác dụng lên pittong giảm chấn nhỏ và điều kiện làm mát giảm chấn rất tốt 3.TỔNG THỂ VỀ XE KIA K3000S. Ôtô tải KIA K3000S là loại xe tải thùng do Hàn Quốc sản xuất, trọng tải1,4 tấn, động cơ 4 kỳ, 4 xylanh bố trí thẳng hàng. Công suất cực đại của động cơ là: NeMax = 90(Kw)/4000(v/p). Hệ thống phanh thủy lực trợ lực chân không. Hộp số gồm 5 số. Cầu sau có trang bị vi sai đảm bảo cho xe chạy địa hình lúc có sức cản ở hai bánh xe khác nhau. 3.1. SƠ ĐỒ TỔNG THỂ VỀ XE KIA K3000S Hình 3.124 : Sơ đồ tổng thể về xe KIA K 3000s 3.2. CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CƠ BẢN. Bảng 1.1. Các thông số kỹ thuật cơ bản của xe KIA K3000S. Thông Số Ký Hiệu Giá trị Đơn Vị Tải trọng cho phép Gt 1400 Kg Khối lượng bản thân xe G0 1980 Kg Trọng lượng toàn bộ khi đầy tải Ga 3605 Kg Chiều cao lớn nhất Ha 2120 mm Chiều rộng lớn nhất Ba 1770 mm Chiều dài lớn nhất La 5330 mm Chiều dài cơ sở L 2760 mm Tốc độ lớn nhất Vmax 118 Km/h Chiều cao của thùng hàng Ht 380 mm Chiều rộng thùng hàng Bt 1650 mm Chiều dài thùng hàng Lt 3400 mm Bán kính quay vòng R 5,5 mm Dung tích thùng nhiên liệu 60 lít Số chỗ ngồi 03 Lốp xe trước/sau 6.50-16/5.50-13 3.3. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ ĐỘNG CƠ Động cơ ô tô KIA K3000S có những đặc điểm kết cấu và những thông số kỹ thuật như sau : Kiểu động cơ: 4 xylanh thẳng hàng. Động cơ Diezel 4 kỳ, buồng đốt hình cầu ở giữa piston. Làm mát bằng nước thông qua bơm ly tâm. Quạt gió có 8 cánh. Loại động cơ thẳng hàng 4 xylanh. Đường kính piston: D = 98 (mm). Hành trình piston: S = 98 (mm). Dung tich xylanh: 2.957 cc. Tỷ số nén: e = 22. Công suất cực đại: Nemax = 90(Kw)/4000(v/p). Momen cực đại: Memax = 195(Nm)/2200(v/p). Piston chế tạo bằng kim loại nhẹ. Trục khuỹu được rèn dập và có 5 ổ bạc. Thời gian đóng mở: Góc mở sớm xupap nạp: α1 =120 Góc đóng muộn xupap nạp: α 2 = 400 Góc mở sớm xupap thải: α 3 = 500 Góc đóng muộn xupap thải: α 4 =120 Thứ tự nổ của động cơ: 1 - 3 - 4 - 2 3.3.1. Hệ thống bôi trơn. Hệ thống bôi trơn dưới tác dụng của bơm bánh răng. Bơm dầu kiểu: Bánh răng đôi (hành tinh). Van phân phối theo tải: 608 - 667 Kpa. Làm mát dầu kiểu bằng nước. Dung tích dầu bôi trơn: 7,9 lít. Dùng phương pháp bôi trơn cưỡng bức nhờ bơm dầu tạo ra áp lực để đưa dầu đi bôi trơn và làm mát các bề mặt ma sát. Bơm dầu : dùng bơm bánh răng, được dẫn động từ trục cam động cơ Bầu lọc : dùng bầu lọc li tâm hoàn toàn , bầu lọc được lắp nối tiếp với mạch dầu từ bơm dầu bơm lên. Do đó toàn bộ dầu nhờn do bơm dầu cung cấp điều đi qua bầu lọc. Một phần dầu nhờn phun qua lổ phun làm quay rôto của bầu lọc rồi về lại cacte còn phần lớn dầu nhờn được lọc sạch rồi đi theo đường dầu chính để đi bôi trơn và làm mát các bề mặt ma sát . Bộ tản nhiệt : để làm mát dầu nhờn sau khi dầu nhờn đi bôi trơn và làm mát các bề mặt ma sát . Bộ tản nhiệt dạng ống , làm mát bằng không khí được lắp trước bộ tản nhiệt dùng nước. Dầu sau khi được làm mát được trở lại cacte động cơ. 3.3.2. Hệ thống nhiên liệu. Hệ thống cung cấp nhiên liệu thuộc loại cưỡng bức nhờ bơm nhiên liệu để chuyển nhiên liệu từ thùng chứa đến bơm cao áp - Thùng nhiên liệu có dung tích 60 lít. 1 2 3 4 5 6 - Bơm cao áp có 4 tổ bơm đặt thẳng hàng và được dẫn động từ trục cam của động cơ . Trên bơm cao áp có đặt bộ điều tốc để hạn chế khi động cơ vượt tốc . Hình 3.3: Sơ đồ hệ thống nhiên liệu. 1 - Lộc tinh; 2 – Ống hồi dầu; 3 - Điều khiển đóng mở nhiên liệu; 4 – Vòi phun; 5 – Nút xã; 6- Thùng nhiên liệu 3.3.3. Sơ đồ hệ thống làm mát. Dùng chất lỏng (nước) để làm mát động cơ . Người ta sử dụng phương pháp làm mát tuần hoàn cưởng bức một vòng kín. Nước từ két nước được bơm nước hút vào động cơ để làm mát. Nước sau khi đi làm mát động cơ được đưa trở lại két nước để làm mát. - Bơm nước kiểu li tâm truyền động từ trục khuỷu qua dây đai hình thang - Quạt gió có 8 cánh uốn cong được đặt sau két nước làm mát để hút gió, làm tăng lượng gió qua kết làm mát nước. - Két làm mát nước được đặt trước đầu của ôtô để tận dụng lượng gió qua két để làm mát nước. Hình 3.4 : Sơ đồ hệ thống làm mát. 1.Van hàòng nhiãût; 2. ÄÚng dáùn næåïc; 3. Båm næåïc; 4. ÄÚng dáùn håi næåïc 5. ÄÚng phán phäúi næåïc; 6. Van xaî næåïc; 7. Laìm maït dáöu; 8. ÄÚng dáùn næåïc âãún båm 9. Quaût gioï; 10. Keït laìm maït3.4. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 3.4.1. Ly hợp và hộp số. Ly hợp một đĩa ma sát. Đường kính trong của đĩa ly hợp: 170 (mm). Tỷ số truyền bàn đạp: 7,5. Đường kính ngoài của đĩa ly hợp: 195 (mm). Hộp số gồm 5 số tiến và một số lùi. Hình 3.5: Cấu tạo hộp số. 1. Thân hộp số 6. Trục thứ cấp 2. Bánh răng hộp số 7. Trục trung gian 3. Bộ đồng tốc 8. Ổ bi 4. Bánh răng đo tốc độ 9. Trục sơ cấp 5. Bích nối Tỷ số truyền: Số I : 5,83 Số II: 2,855 Số III: 1,588 Số IV: 1,000 Số V: 0,744 Số lùi: 5,371 3.4.2.. Các đăng : Các đăng được nối giữa hộp số và cầu chủ động sau . Trên các đăng có 2 khớp nổi chử thập và một khớp nối bằng then hoa. Trong khớp nối chử thập có lắp các ổ bi kim . Khớp nối then hoa dùng để thay đổi chiều dài trục các đăng khi dầm cầu sau dao động tương đối so với khung xe. 3.5. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG LÁI Hình 3.6: Hệ thống lái. 1. Khớp nối trục 9. Bạc lót 2. Võ bọc bánh răng 10. Trục dẩn động lái 3. Bi cầu 11. Vỏ bọc van lái 4. Rảnh bi 12. Vòng bi 5. Bạc lót 13. Thanh kéo 6. Vỏ mặt bên 14. Piston thanh răng 7. Bu lông điều chỉnh 15. Bi cầu 8. Đỉa điều chỉnh 16. Trục lái 17. Vòng bi . Đường kính ngoài của vô lăn: 430 mm Cột lái có thể điều chỉnh được, vô lăn có thể lên xuống theo chiều dọc trục là 50 mm, nghiêng về phía trước 10-300 và nghiêng về phía sau 20-300. Trợ lực lái dạng tuần hoàn . Hình thang lái sau trục trước. Dầu sử dụng Loại ATF Số lượng 20 lít Để tăng an toàn cho lái xe, cột lái có chức năng giảm sóc dưới dạng dập về phía trước. 3.6. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG PHANH Hệ thống phanh thủy lực trợ lực chân không. Hình 3.7: Hệ thống phanh. 1 - Trống phanh; 2 - Guốc phanh; 3 - Xylanh banh xe; 4 - Thân xylanh bánh xe; 5 - Lò xo; 6 - Chốt. Xylanh chính: Đường kính xylanh: 25,4 mm. Dung tích: 270 cc. Đường kính xylanh con bánh trước: 28,5 mm Đường kính trống phanh trước: 320 mm. Đường kính xylanh con bánh sau: 25,4 mm. Đường kính trống phanh sau: 320 mm. Chiều cao bàn đạp: 195 mm. 3.7. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG TREO Hệ thống treo phia trước: Bộ phận đàn hồi sử dụng nhíp nhiều lá với các thông số cơ bản sau Số lá nhíp : 07 Chiều dài lá nhíp trên cùng : 1200[mm] Chiều rộng : 70[mm] Chiều dày : 8 [mm] Bộ phận giảm chấn sử dụng giảm chấn ống lồng tác động kép Hình 3.8: Hệ thống treo trước. 1.Chốt nhíp 2. Vòng kẹp 3. Nhíp 4. Bulong quang nhíp 5.Dầm cầu 6. Ụ cao su 7. Giảm chấn 8. Sat xi Hệ thống treo phia sau: Bộ phận đàn hồi sử dụng nhíp nhiều lá với các thông số cơ bản : Chiều dài của lá nhíp trên cùng : 1250[mm] Chiều rộng : 70 [mm] Chiều dày : 8[mm] Bộ phận giảm chấn sử dụng giảm chấn ống lồng tác động kép Hình 3.8: Hệ thống treo sau. 1.Chốt nhíp 2. Vòng kẹp 3. Nhíp 4. Bulong quang nhíp 5.Dầm cầu 6. Ụ cao su 7. Giảm chấn 8. Sat xi 3.8. CÁC BỘ PHẬN KHÁC 3.8.1. Hệ thống thiết bị điện: Hệ thống điện trong ôtô có hiệu điện thế là 24 V. Hệ thống gồm bình ắcqui, máy phát điện, các đồng hồ đo, đồng hồ kiểm tra được lắp ở bên trong, phía trước lái xe.Gồm hệ thống cung cấp năng lượng, khởi động động cơ và các thiết bị chiếu sáng bên trong và bên ngoài, hệ thống âm thanh và thông gió, các thiết bị điện phụ trợ và hệ thống gạt nước, hệ thống khoá vi sai, các đèn kiểm tra thông báo cho biết các chế độ làm việc của từng hệ thống không đảm bảo yêu cầu, cho phép người lái kịp thời đưa ra những biện pháp cần thiết để khắc phục hỏng hóc. 3.8.2. Khung xe. Hai dầm dọc dập từ thép chữ U. Dạng hình bụng cá, bề mặt phẳng. Có 6 thanh đỡ và được ghép với nhau bằng đinh tán. 3.8.3. Buồng lái. Cửa sổ: 3 Số ghế: 3 Kính chắn gió: 1 Kính hậu rời: 1 kính hình tròn. Kính biên : Có hai kính và quay được. Để tăng độ chính xác khi đóng mở các phần cửa xe, buồng lái được thiết kế với các bộ phận được lắp ráp liền khối. Từ cánh buồng lái tới sàn buồng lái, từ phần trước và phần sau tới nóc buồng lái. Với các vật liệu gia cố phụ trợ được sử dụng cho phần bên trong của khung chính của cabin. Độ cứng vững của cabin được cải thiện đáng kể, nhờ đó tăng cường chức năng bảo vệ cho đội lái xe. Nóc cabin bao gồm khung nóc, các hộp gân tăng cứng chúng được hàn với tấm sau. Tấm kính chắn gió của cabin gồm nhiều lớp có độ dầy khác nhau, để bớt nguy hiểm hơn khi vỡ kính. 4. KHẢO SÁT HỆ THỐNG TREO TRÊN XE KIA K3000S 4.1. SƠ ĐỒ CHI TIẾT HỆ THỐNG TREO 4.1.1. Hệ thống treo trước Hình 3.8: Hệ thống treo trước. 1.Chốt nhíp 2. Vòng kẹp 3. Nhíp 4. Bulong quang nhíp 5.Dầm cầu 6. Ụ cao su 7. Giảm chấn 8. Sat xi 4.1.2. Hệ thống treo sau xe KIA K3000S. Hình 3.8: Hệ thống treo sau. 1.Chốt nhíp 2. Vòng kẹp 3. Nhíp 4. Bulong quang nhíp 5.Dầm cầu 6. Ụ cao su 7. Giảm chấn 8. Sat xi 4.2. KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT VÀ BỘ PHẬN CHÍNH 4.2.1 Bộ phận đàn hồi. Bộ phận đàn hồi trên xe KIA K3000S 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 - Đầu lá nhíp có tiết diện hình chử nhật với chiều rộng : 70[mm] và chiều dày :8 [mm] có ưu điểm là dễ chế tạo. Để lắp đặt nhíp lên khung xe, đầu lá nhíp trên cùng được uốn cong lại 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 trên và dưới do vậy phải chế tạo các lá nhíp có độ cong ban đầu khác nhau, khi ghép chúng lại chúng sẽ có cùng độ cong như nhau - 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 Công dụng của bu lông trung tâm là giữ và ép chặt các lá nhíp với nhau đồng thời làm nhiệm vụ định vị khi lắp nhíp lên dầm cầu Các vòng kẹp có tác dung giúp các lá nhíp không bị xoay lệch nhau và để truyền lực từ các lá nhip chính phía trên xuống các lá dưới ở hành trình trả 4.2.1.3. Ưu nhược điểm: + 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. 4.2.2. Bộ phận hướng: Trên xe sử dụng dầm cầu liền nên dịch chuyển các bánh xe trên cùng một cầu phụ thuộc lẫn nhau. Việc truyền lực từ bánh xe lên khung được thực hiện trực tiếp qua nhíp 1 2 3 Hình 4.3 : Sơ đồ bộ phận hướng 1. Bánh xe; 2. Dầm cầu; 3. Nhíp Ưu điểm: + Cấu tạo đơn giản + Giá thành hạ trong khi vẫn đảm bảo hầu hết các yêu cầu của hệ thống treo khi tốc độ không lớn. 4.2.3. Bộ phận giảm chấn 12 Giảm chấn sử dụng trên xe là loại giảm chấn ống Hình 4.4. Giảm chấn 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. Khoang hồi dầu; 10.Khe thiết lưu; 11. Pittông; 12. Lỗ tiết lưu * Cấu tạo: - Trên piston có hai dãy lỗ khoan theo các vòng tròn đồng tâm. Dãy lõ ngoài được đậy phía trên bởi đĩa của van thông 5. Dãy lỗ trong - đậy phía dưới bởi van trả 6. Trên piston có một lỗ tiết lưu 12 thường xuyên mở. - Trên đáy xi lanh cũng được làm các dãy lỗ: dãy lỗ ngoài được che phía trên bởi đĩa của van hút 8, dãy lỗ trong - che phía dưới bởi van nén 7. - 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. * Nguyên lý làm việc: + Hành trình nén: - Nén nhẹ: Piston dich chuyển xuống dưới với tốc độ nhỏ. Dầu được ép từ khoang dưới, qua các lỗ tiết lưu 12 và van thông 5 đi lên khoang trên. Do thể tích piston giải phóng ở khoang trên nhỏ hơn thể tích do nó chiếm chỗ khi di chuyển xuống dưới (do ở khoang trên có thêm cần piston). Nên một phần dầu phải chảy qua khe tiết lưu 10 trên van 7, đi sang buồng bù của giảm chấn. - Nén mạnh: Piston dịch chuyển xuống dưới với tốc độ lớn. áp suất trong khoang dưới piston tăng cao, ép lò xo mở to van nén 7 ra cho dầu đi qua sang buồng bù. Nhờ thế sức cản giảm chấn giảm đột ngột, hạn chế bớt lực tác dụng lên cần giảm chấn. + Hành trình trả: - Trả nhẹ: Piston dich chuyển lên trên với tốc độ nhỏ. Dầu được ép từ khoang trên, qua các lỗ tiết lưu 12 đi xuống khoang dưới. Do thể tích piston giải phóng ở khoang dưói lớn hơn thể tích do nó chiếm chỗ khi di chuyển lên trên (do ở khoang trên có thêm cần piston). Nên dầu từ khoang trên chảy xuống không đủ bù cho thể tích giải piston phóng ở khoang dưới. Lúc này giữa khoang dưói và buồng bù có độ chênh áp. Vì thế dầu từ buồng bù chảy qua van hút 8 vào khoang dưới piston để bù cho lượng dầu còn thiếu. - Trả mạnh: Piston dịch chuyển lên trên với tốc độ lớn. áp suất trong khoang trên piston tăng cao ép lò xo mở van trả 2 ra cho dầu đi qua dãy lỗ trong xuống khoang dưới. Nhờ thế sức cản giảm chấn giảm đột ngột, hạn chế bớt lực tác dụng 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 làm việc ổn định của giảm chấn phụ thuộc nhiều vào độ kín khít của mối ghép giữa cần và nắp giảm chấn. Kết cấu bộ phận làm kín này rất đa dạng. Tuy vậy, phổ biến nhất là dùng các vòng làm kín mà bề mặt làm việc của chúng có các gân vòng. Các vòng làm kín được lắp lên cần với độ căng 0,4...0,9 mm và được ép chặt bằng lò xo. Vòng đệm thứ hai dùng để chắn bụi và nước. Các vòng đệm làm việc trong vùng nhiệt độ từ -50o đến +160o, vì thế chúng cần được chế tạo bằng các vật liệu chịu dầu, chịu nhiệt. Ví dụ: cao su hay cao su chứa flo. Cần được chế tạo từ thép 45. Bề mặt cần tiếp xúc với các vòng làm kín và ống lót dẫn hướng được tôi cao tần và mạ crôm. Trước và sau khi mạ cần được mài bóng. Piston được chế tạo từ gang xám hay hợp kim kễm đặc biệt. Các ống lót dẫn hướng được chế tạo từ đồng đỏ. Trong một số kết cấu, trên piston có lắp các vòng bằng gang hay chất dẻo thấm flo, còn ống dẫn hướng - bằng chất dẻo thẫm flo hay cao su để giảm sự dò rỉ dầu khi bị đốt nóng. Vật liệu có nhiều triển vọng để chế tạo piston và các ống lót là kim loại gốm được tẩm chất dẻo chứa flo để giảm ma sát và mài mòn. Giảm chấn được đổ đầy dầu có tính chống ôxy hóa và tạo bọt cao, có khả năng bôi trơn tốt và đặc tính nhớt thích hợp. Độ nhớt động khi nhiệt độ thay đổi từ +100o đến -40o C, 5. TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM HỆ THỐNG TREO TRÊN XE KIA K3000S: 5.1. BỘ PHẬN ĐÀN HỒI: 5.1.1. Âàûc tênh âaìn häöi yãu cáöu: Đặc tính đàn hồi là đường biểu diển mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến Z tác dụng lên bánh xe với biến dạng của hệ thống treo (f) đo ngay tại trục bánh xe. Nhờ đặc tính đàn hồi mà ta đánh giá được 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, coi đặc tính là tuyến tính. Đặc tính đàn hồi đặc trưng bởi độ võng tĩnh ft và độ võng động fđ phải đảm bảo: - 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: * Cách xây dựng. Độ võng tĩnh của hệ thống treo ft quan hệ chặt chẽ với tần số dao động riêng của hệ thống treo nên quyết định bởi độ êm dịu của chuyển động. Tùy thuộc vào độ êm dịu theo yêu cầu, độ võng tĩnh của hệ thống treo được chọn trong giới hạn sau: Đối với ô tô tải ta có ft = 80 -120 [mm] Chọn ft = 80 [mm] Do độ võng tĩnh tương ứng với tần số dao động riêng n: n =300/(ft)1/2 dao động trên phút. - Đối với ô tô tải n = 85 -110. Chọn n = 90[ dao động/ phút ] + Chọn tỉ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước: (fs/ft) Để tránh dao động lắc dọc tỉ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước cần nằm trong giới hạn: Đối với xe tải (fs/ft) = 1,0 - 1,2 Chọn: (fs/ft) = 1,0 + Xác định độ võng động (fđ): Ngoài độ võng tĩnh, để đảm bảo cho xe chuyển động êm dịu, hệ thống treo còn phải có dung năng động đủ lớn để tránh xảy ra va đập giữa phần được treo và không được treo khi ô tô chuyển động trên đường không bằng phẳng. Dung năng động của hệ thống treo là công cần thiết để làm biến dạng hệ thống treo từ vị trí ứng với tải trọng tĩnh cho đến giá trị lớn nhất. Để tăng dung năng động cần phải tăng độ võng động hoặc độ cứng của hệ thống treo. Tuy vậy độ võng động tăng sẽ làm tăng dịch chuyển tương đối của thùng xe với bánh do đó làm: Giảm tính ổn định của ô tô. Tăng yêu cầu đối với bộ phận hướng. Phức tạp điều kiện làm việc của dẫn động lái. Đối với kết cấu hiện nay độ võng động được thừa nhận trong giới hạn: fđ = ft = 80[mm] Đối với ô tô tải . + Giá trị hệ số động lực học (Kđ): Khi độ võng động đã xác định thì dung năng động của hệ thống treo, phụ thuộc vào giá trị Kđ. Để đảm bảo điều kiện tránh va đập giữa phần được treo và không được treo hệ số động lực học được chọn trong giới hạn: Kđ = 1,75 - 2,5. Xe KIA K3000S là xe tải nhẹ nên chọn: Kđ = 2,5 Dựa vào các thông kỹ thuật của xe KIA K3000S ta có các thông số : -Tự trọng :Go=1980 [KG] + Phân bố lên cầu trước G01=990 [KG] + Phân bố lên cầu sau : G02=990 [KG] - Trọng lượng toàn bộ : Ga=3605 [KG] + Phân bố lên cầu trước :Ga1=3605*31/100=1117,5 [KG] + Phân bố lên cầu sau : Ga2=3605-1117,5=2487,5 [KG] - Chiều dài cơ sỡ của xe : L0=2760[m] - Tốc độ cực đại của xe : Vmax=118[Km/h] - Bán kính bánh xe: Rbx=325 [mm] 5.1.2. Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo trước: Phân bố trọng lượng tĩnh của hệ thống treo trước, khi ô tô đầy tải: Gat = 1117,5 ´ 9,8 = 10952[N] Trọng lượng không được treo ở cầu trước: [2] Trong đó: G1 - Khối lượng được treo Gkt - Khối lượng không được treo. d - Hệ số khối lượng (đối với ô tô tải d = 4 - 5 ) [2] Trọng lượng tác dụng lên hệ thống treo trước khi ô tô đầy tải đối với một nhíp: Ztt = = = 4505,8[N] Trọng lượng lớn nhất tác dụng lên bánh xe: Zmax = Kđ . Ztt [2] Thay các số liệu Kđ = 2, 5 và Ztt = 4505,8 [N] vào Zmax ta có: Zmax = 2,5´4050,8= 11264,5 [N] * 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 phần tử đàn hồi phụ ta chọn là cao su nên độ cứng Cp thay đổi theo tải trọng tức là đặc tính đàn hồi là phi tuyến. Điểm chạm ụ su được xác định qua biên dạng (fcs ) của nó khi: Z = Zmax Đối với xe tải fcs = (0,20 - 0,30) . fđ, theo tài liệu [1]. Chọn fcs= 0,30 . fđ 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 ≤ . hcs Suy ra: hcs ³ ()´fcs Thay fcs = 24[mm] vào ta có: hcs ³ .24 = 36[mm]. Chọn hcs =36 [mm] - Phần tử đàn hồi bằng cao su được làm theo dạng trục, có độ cứng như đô cứng nhíp chính, khi biến dạng nhiều hơn nữa độ cứng của khối cao su sẽ tăng như một ụ đỡ cao su thường. Đường đặc tính phụ thuộc vào mức độ biến dạng. *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 5.1. Đặc tính đàn hồi hệ thống treo trước 5.1.3.. Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau: Phân bố trọng lượng tĩnh của hệ thống treo sau khi ô tô đầy tải: Gas = 2487 ,5 ´ 9,8 = 24377 (N) 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 Zts = = = 11218 [N] Trọng lượng lớn nhất có thể truyền qua hệ thống treo sau[1]: Zmax = Kđ. Zts Thay Kđ và Zts vào ta được: Zmax= 2, 5 ´ 11218 = 28045,8[N] - 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 theo tài liệu [1] nhờ đó đảm bảo được giá trị fđ và Zmax trong giới hạn cho phép. - Do phần tử đàn hồi phụ ta chọn là cao su nên độ cứng Cp thay đổi theo tải trọng tức là đặc tính đàn hồi là phi tuyến. Điểm chạm ụ su được xác định qua biên dạng (fcs ) của nó khi: Z = Zmax - Đối với xe tải fcs = (0,20 - 0,30) . fđ, theo tài liệu [1]. Chọn fcs= 0,30.fđ 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 ≤ (). hcs Suy ra: hcs ³ (). fcs Thay fcs = 24[mm] vào ta có hcs ³ (). 24 = 36[mm]. Chọn hcs =36[mm] - Phần tử đàn hồi bằng cao su được làm theo dạng trục.Đường đặc tính phụ thuộc vào mức độ biến dạng. Khi biến dạng cực đại độ cứng của cao su sẽ tăng cao như một ụ cao su bình thường. *Từ các thông số đã chọn và tính toán ở trên ta xây dựng được đường đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau. Hình 5.1. Đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau. 5.2.1. Tính toán kiểm nghiệm hệ thống treo trước: 5.2.2.Sơ đồ tính: Tiết diện lá nhíp của xe có dạng hình chữ nhật Hình 5.4. Sơ đồ tính toán lên nhíp. Ln - Chiều dài toàn bộ của bộ nhíp. Do ta chọn nhíp dọc nửa elíp đối xứng cho nên l1 = l2 =Ln/2 d - Khoảng cách giữa hai bulông quang nhíp. Z’, Z” - Tải trọng thẳng đứng từ phần được treo tác dụng lên hai tai nhíp. Z’ Z” l1 Ln l2 Zn Khi tính toán bỏ qua ảnh hưởng của lực dọc Hình 5.4. Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp. 5..2.3. Xác định các thông số cơ bản của nhíp trước: Theo thông số của xe: + Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): Ln = 1200 [mm ] + Chiều rộng của lá nhíp (b): b=70[mm] + Chiều dày các lá nhíp (h): h = 8 [mm ] + Số lá nhíp (n): n = 07 + Chiều dài các lá nhíp Số TT Chiều dài các lá nhíp [m] 1 L1= 0,6 2 L2 = 0,6 3 L3 = 0,47 4 L4 = 0,39 5 L5 = 0,30 6 L6 = 0,21 7 L7 = 0,12 5.2.4.. Tính toán kiểm tra độ bền các lá nhíp: Hiện nay có hai phương pháp thường được dùng để xác định ứng suất trong các lá nhíp do tải trọng bên ngoài gây ra, dựa trên các giả thiết khác nhau là: phương pháp tải trọng tập trung và phương pháp độ cong chung. + Phương pháp tải trọng tập trung cho rằng: Khi làm việc, các lá nhíp chỉ tiếp xúc và truyền lực cho nhau ở các đầu lá nhíp, phần còn lại các lá nhíp không tiếp xúc nhau mà biến dạng tự do. Phương pháp này có độ chính xác cao và khối lượng tính toán lớn. + Phương pháp độ cong chung thì ngược lại, cho rằng: các lá nhíp tiếp xúc nhau trên toàn bộ chiều dài, không có khe hở và sau khi lắp ghép có độ cong như nhau ở mọi điểm. Tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung có thể dựa trên sơ đồ sau: + Giả thiết: Khi làm việc các lá nhíp chỉ tiếp xúc và truyền lực cho nhau ở các đầu lá, phần còn lại các lá nhíp không tiếp xúc nhau mà 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 5.5.Sơ đồ tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ nhất và thứ hai: Thay säú vaìo ta coï: P - 2X2 + 0,6794. X3 = 0 (1) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ hai và thứ 3: Thay số vào ta có: 1,4161.X2 - 2.X3 + 0,7509.X4 = 0 (2) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 3 và thứ 4: Thay số vào ta có:1,3021.X3 - 2.X4 + 0,6626.X5 = 0 (3) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 4 và lá thứ 5: Thay số vào ta có: 1,4453.X4 - 2X5 + 0,5678.X6 = 0 (4) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 5 và thứ 6: Thay số vào ta có: 1,6333.X5 - 2X6 + 0,4043. X7 = 0 (5) + Điểm tiếp xúc giữa lá 6 và lá cuối cùng: Thay số vào ta có: 0,2120. X6 - 2X7 = 0 (6) Với: Giải hệ phương trình (1), (2), (3), (4), (5), (6) ta được: X2 = 1913,48 (N) X3 = 2053,78 (N) X4 = 2028,09 (N) X5 = 2183,66 (N) X6 = 2376,85 (N) X7 = 1782,51 (N) Mômen ngoại lực tác dụng lên lá thứ nhất: M1 = P ´ l1 - X2 ´ l2 = 2255,19 x 0,6 -1913,48x 0,6 = 257,955 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ nhất do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ hai: M2 = X2 ´ l2 - X3 ´ l3 = 2255,19 ´ 0,6 – 2053,77 ´ 0,47= 388,43 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ hai do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ ba: M3 =X3 ´ l3 - X4 ´ l4 = 2053,77 ´ 0,47- 2028,09 ´ 0,39 = 266,38 (N.m) Ứng suất trong lá thứ ba do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ tư: M4 = X4 ´ l4 - X5 ´ l5 = 2028,09´ 0,39- 2085,52 x 0,30 = 252,99 (N.m) Ứng suất trong lá thứ tư do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ năm: M5= X5 ´ l5 - X6 ´ l6 = 2085,52 x 0,3- 2183,66 x 0,21= 217(N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 5: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ hai: M6 = X6 ´ l6 - X7 ´ l7 = 2183,65 x 0,21 – 2376,85 x 0,12 = 186,94 (N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 6: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ bảy: M7 = P.l7 = 2255,19 x 0,12 = 217,42 (N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 7: Vậy tất cả các lá nhíp đều thoả mản điều kiện: 5.3.1. Tính toán kiểm nghiệm hệ thống treo sau: Tiết diện lá nhíp có nhiều dạng khác nhau. Nhưng ở đây ta chỉ chọn lá nhíp có tiết diện hình chữ nhật, để tính toán đơn giản và thiết kế cũng đơn giản hơn. Vì nhíp này có ưu điểm: đơn giản, bảo dưỡng sữa chữa dễ dàng, giá thành rẽ. Hình 5.6. Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp. Trong đó: Ln - Chiều dài toàn bộ của bộ nhíp. Do ta chọn nhíp dọc nửa elíp đối xứng cho nên l1 = l2 =Ln/2 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 Hình 5.7. Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp 5.3.1.1.. Xác định các thông số cơ bản: + Chiều toàn bộ lá nhíp (Ln): 12500 [mm] + Chiều rộng của lá nhíp (b): b=0,07 + Số lá nhíp (n): n=8 lá + Chiều dài các lá nhíp: Số T.T Chiều dài các lá nhíp [m] 1 l1 = 0,625 2 l2 = 0,625 3 l3 = 0,625 4 l4 = 0,435 5 l5 =0,37 6 l6 =0,31 7 l7 =0,245 8 l8 =0,185 5.3.1.2. Tính toán kiểm tra độ bền các lá nhíp: Giả thiết khi làm việc các lá nhíp chỉ tiếp xúc và truyền lực cho nhau ở các đầu lá, phần còn lại các lá nhíp không tiếp xúc nhau mà biến dạng tự do. Sơ đồ tính như hình vẽ Hình 5.8.Sơ đồ tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung Trong đó: l1,l2 - Khoảng cách từ tâm trục bắt nhíp đến các tai nhíp. hk - Chiều dày lá nhíp thứ k . Ln - Chiều dài lá nhíp đang tính thứ n. + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ nhất và thứ hai: Thay säú vaìo ta coï: P - 2X2 +2255,19. X3 = 0 (1) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ hai và thứ 3: Thay số vào ta có: 1,355.X2 - 2.X3 + 0,789.X4 = 0 (2) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 3 và thứ 4: Thay số vào ta có:1,247.X3 - 2.X4 + 0,781.X5 = 0 (3) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 4 và lá thứ 5: Thay số vào ta có: 1,259.X4 - 2X5 + 0,75.X6 = 0 (4) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 5 và thứ 6: Thay số vào ta có: 1,3.X5 - 2X6 + 0,706. X7 = 0 (5) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 6 và thứ 7: Thay số vào ta có: 1,37.X5 - 2X6 + 0,64. X7 = 0 (5) + Điểm tiếp xúc giữa lá 7 và lá cuối cùng: Thay số vào ta có: 1,49.X6 - 2X7 = 0 (6) Với: Giải hệ phương trình (1), (2), (3), (4), (5), (6),(7) ta được: X2 = 1913,48 (N) X3 = 2194,08 (N) X4 = 2274,96 (N) X5 = 2321,54 (N) X6 = 2366,06 (N) X7 = 2428,32 (N) Mômen ngoại lực tác dụng lên lá thứ nhất: M1 = P ´ l1 - X2 ´ l2 = 2255,19 x 0,625 – 1913,48 x 0,625 = 427,15 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ nhất do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ hai: M2 = X2 ´ l2 - X3 ´ l3 = 1913,48 ´ 0,625 –2194,01 ´ 0,625= 601,41 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ hai do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ ba: M3 =X3 ´ l3 - X4 ´ l4 = 2194,08 ´ 0,625- 2274,96 ´ 0,435 = 305,49 (N.m) Ứng suất trong lá thứ ba do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ tư: M4 = X4 ´ l4 - X5 ´ l5 = 2274,96´ 0,435- 2321,54 x 0,37 = 238,63 (N.m) Ứng suất trong lá thứ tư do ngoại lực gây ra: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ năm: M5= X5 ´ l5 - X6 ´ l6 = 2321,54 x 0,37- 2366,06 x 0,31= 209,89(N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 5: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ sáu: M6 = X6 ´ l6 - X7 ´ l7 = 2366,06 x 0,31 – 2428,32 x 0,245 = 190,89 (N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 6: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ bảy: M7 = X7 ´ l7 – X8 ´ l8 = 2428,32 x 0,245 – 2531,33 x 0,185= 173,34 (N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 7: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ tám: M8 = P.l8 = 2255,19 x 0,185 = 217,42 (N.m) Ứng suất ngoại lực tác dụng lên lá thứ 8: Vậy tất cả các lá nhíp đều thoả mản điều kiện: 5.3.2.Tính toán kiểm nghiệm bộ phận giảm chấn: Giảm chấn dùng để dập tắt các dao động của vỏ và lốp xe bằng cách chuyển cơ năng của các dao động thành nhiệt năng. Giảm chấn trên ôtô hiện nay dùng giảm chấn thủy lực nên ma sát giữa chất lỏng và các lỗ tiết lưu là ma sát chủ yếu để dập tắt dao động. Các yêu cầu cơ bản đối với giảm chấn: 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. Tuổi thọ cao. Trọng lượng và kích thước nhỏ gọn, giá thành rẻ. Để đảm bảo yêu cầìu trên. Nên thiết kế giảm chấn thủy lực ống lồng có đường đặc tính không đối xứng và có van giảm tải. Giảm chấn ống hai đầu của giảm chấn nối trực tiếp với phần được treo và không được treo thông qua hệ thống đòn. Do vậy lực tác dụng lên giảm chấn cũng như áp suất làm việc chất lỏng nhỏ hơn.Thành mỏng hơn, nhẹ hơn giảm chấn đòn khoảng hai lần, kết cấu và chế tạo đơn giản, điều kiện làm mát tốt nên hiện nay được sử dụng rộng rãi. 5.3.2.1. Giảm chấn 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. Zg = K.Vgm (5.19) 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 thật chất là hệ số cản của giảm chấn mà qui dẫn về bánh xe được xác định theo hệ số tắt dần nguy hiểm. Ký hiệu Kngh: Kngh = 2. (5.20) 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 > Kngh Thì dao động bị dập tắt đột ngột gây ra tải trọng động và gia tốc lớn. Nếu K<< Kngh quá thì dao động kéo dài không có lợi. Qua nghiên cứu thấy hợp lý nhất là : K = Y. Kngh (5.21) y - Hệ số dập tắt dao động tương đối y = 0,15 - 0,3 - Chọn y = 0,15 Từ (5.21) Suy ra K = 2. y. mà C = Và M = 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/s2]. K = = = 1527,56 [] Trong giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều không đối xứng nên lực cản của hành trình trả lớn hơn lực cản của hành trình nén của giảm chấn. Hệ số cản của giảm chấn có thểviết dưới dạng tổng quát: Kg = x.K (5.22) x- Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn. Sơ đồ như hình vẽ: a Baïnh xe Thuìng xe Cáöu b a Qc Qc Zg V Hình 5.9. Sơ đồ lực tác dụng lên giảm chấn. Từ sơ đồ ta có : Qc = Zg.sinb (1) V = (2) Từ (1) và (2) ta có: Zg = Với Chọn góc đặt giảm chấn b= 750 = 1,07 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 = x.K = Ktb =Ġ (5.23) Kgt = a. Kgn (5.24) Với a - Hệ số thực nghiệm a = 2 - 5 - Chọn a = 2 Từ (5.23) và (5.24) suy ra Kgn + a. Kgn = 2. Ktb = 2. z.K Kgn.(1+a) = 2. z.K Kgn = = [] Từ (5.24) suy ra: Kgt = 2 x 1089,66= 2179,32 [] Lực cản giảm chấn: + Hành trình nén : Zgn = Kgn.Vg (5.25) Vg = (0,2 - 0,3) [m/s] - Chọn Vg = 0,2 [m/s] Suy ra : Zgn = 1089,66´ 0,2 = 217,93[N] + Hành trình trả: Zgt = Kgt.Vg (5.26) Zgt = 2179,32 ´ 0,2 = 435,86[N] Xác định các thông số cơ bản của giảm chấn: Hình 5.10. Sơ đồ tính giảm chấn + Đường kính piston và cần: Đường kính piston dp phải chộn như thế nào để áp suất cực đại truyền qua thành giảm chấn không vượt quá giới hạn cho phép và cũng không làm giảm chấn nóng quá nhiệt độ cho phép. Theo thông số của xe ta có : dp = 38 [mm] Đường kính cần piston dc: dc = 16,5 [mm] + Diện tích piston Fp : Fp = [m2] = 0,855 [cm2] + Đường kính ngoài của xi lanh làm việc: dx=38[mm] + Đường kính ngoài của giảm chấn D: D = 45 [mm] Chọn vận tốc của giảm chấn Vg = 0,2 [m/s] thì van giảm tải bắt đầu mở ra Phương trình biểu diễn đặc tính của giảm chấn khi van giảm tải chưa mở. Zg = Kg.Vg (5.28) Khi van giảm tải mở: Zg = K’g.Vgmax Với - Áp suất cực đại trong hành trình trả: Zgtmax = pmax .(Fp - Fc) (5.29) Trong đó : pmax - Áp suất cực đại của giảm chấn: pmax = (2 - 5) [MN/m2] Chọn pmax = 2 [MN/m2] + Diện tích cần piston Fc: Fc = [m2] =2,14 [cm2] Thay các giá trị vào tính được Zgtmax Zgtmax = 2 ´ (0,855-0,214) ´ 10-3 = 1282 ´ 10-6 [MN] = 1280 [N] Hệ số cản được xác định ở hành trình trả K’gt = Vgmax : Vận tốc cực đại của piston theo thực nghiệm Vgmax = (0,5 - 0,6) [m/s] Chọn Vgmax = 0,6 [m/s] Vậy K’gt =[NS/m] 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 : K’gn = 0,967 ´ Kgn = 0,967´ 1089,66 = 1055,17 [] Hệ số cản cực đại ở hành trình nén : Znmax = K’gn . Vgmax = 1055,17 ´ 0,6 = 633,105 [N] *. 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 = (5.30) Trong đó : - Hệ số tiêu tốn = 0,6 - 0,75 - Chọn = 0,7 - Hệ số đậm đặc chất lỏng = 9.10-7 [] K - Hệ số cản của hệ thống treo. Vg - Tốc độ của piston giảm chấn. Thay các thông số vào (5-30) Có được: fv = [m2] + Chiều dài phần chứa dầu giảm chấn lg: lg = (3 ¸ 5) ´ dx = (3 ¸5) ´ 38 = (114 ¸ 190) [mm] Chọn lg = 150 [mm]. *. Tính toán nhiệt: Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn: Nt= at.Sg.(tg- tm) [Nm/s] (5.31) Trong đó: [Nm/s]. Với Vg= 0,2 [cm/s] ta được: (Nm/s). at = (58 - 81,2) W/m2.độ, chọn at= 80 W/m2.độ. Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn [m2]: [m2]. Với D = dngc= 45 mm ta được: = 0,024 (m2). tm - nhiệt độ môi trường[oC]. Chọn tm= 30 oC tg - nhiệt độ của thành giảm chấn[oC]. tg ≤ (100 - 120)oC. Từ (5.19) ta tính được nhiệt độ của thành giảm chấn (tg): (oC) Vậy tg không vượt quá giá trị cho phép là (100 - 120) oC Từ số liệu tính toán vẽ được đường đặc tính giảm chấn trước. *. Xây dựng đường đặc tính giảm chấn trước. Hình 5.11. Đặc tính giảm chấn trước 5.3.2.2.Giảm chấn sau: *.Xác định các kích thước cơ bản của giảm chấn : Đường đặc tính giảm chấn là đường biểu diễn quan hệ giữa lực cản của giảm chấn và tốc độ piston. Zg = K.Vgm (5.32) 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 thật chất là hệ số cản của giảm chấn mà qui dẫn về bánh xe được xác định theo hệ số tắt dần nguy hiểm. Ký hiệu Kngh: Kngh = 2 ´ (5.33) 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 > Kngh Thì dao động bị dập tắt đột ngột gây ra tải trọng động và gia tốc lớn. Nếu K<< Kngh quá thì dao động kéo dài không có lợi. Qua nghiên cứu thấy hợp lý nhất là : K = Y. Kngh (5.21) y - Hệ số dập tắt dao động tương đối y = 0,15 - 0,3 - Chọn y = 0,15 Từ (5.21) Suy ra K = 2. y. mà C = Và M = 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/s2]. K = = = 3804,12 [] Trong giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều không đối xứng nên lực cản của hành trình trả lớn hơn lực cản của hành trình nén của giảm chấn. Hệ số cản của giảm chấn có thể viết dưới dạng tổng quát: Kg = x.K (5.34) x : Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn. Sơ đồ như hình vẽ: a Baïnh xe Thuìng xe Cáöu b a Qc Qc Zg V Hình 5.12. Sơ đồ lực tác dụng lên giảm chấn. Từ sơ đồ ta có : Qc = Zg.sinb (1) V = (2) Từ (1) và (2) ta có: Zg = Với Chọn góc đặt giảm chấn b= 750 = 1,07 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 = x.K = Ktb = (5.35) Kgt = a. Kgn (5.36) Với a - Hệ số thực nghiệm a = 2 - 5 - Chọn a = 2 Từ (5.35) và (5.36) suy ra Kgn + a. Kgn = 2. Ktb = 2. z.K Kgn.(1+a) = 2. z.K Kgn = = [] Từ (4-17) suy ra: Kgt = 2 x 2713,6 = 5427,2[] Lực cản giảm chấn: + Hành trình nén : Zgn = Kgn.Vg Vg = (0,2 - 0,3) [] - Chọn Vg = 0,2 [] Suy ra : Zgn = 2713,6 ´ 0,2 = 542,72 [N] + Hành trình trả: Zgt = Kgt.Vg Zgt = 5427,2 ´ 0,2 = 1085,44 [N] - Xác định các thông số cơ bản của giảm chấn: + Đường kính piston và cần: Đường kính piston dp phải chọn như thế nào để áp suất cực đại truyền qua thành giảm chấn không vượt quá giới hạn cho phép và cũng không làm giảm chấn nóng quá nhiệt độ cho phép. Theo thông số của xe: dp = 38 [mm] Đường kính cần piston dc: dc = 19 [mm] Chiều dài phần chứa dầu của giảm chấn: lg= (3¸5).dp [mm]. lg = (3¸5) ´ 38 = (114 ¸ 190) (mm). Chọn: lg= 185 (mm). Đường kính ngoài của piston (dngc): dngc= 56 (mm). + Diện tích piston Fp : Fp = [m2] = 11,335 [cm2] + Đường kính ngoài của xi lanh làm việc:dx = 42 [mm] + Đường kính ngoài của giảm chấn D: D=78 [mm] - Áp suất cực đại trong hành trình trả: Zgtmax = pmax .(Fp - Fc) (5.37) Trong đó : pmax : Áp suất cực đại của giảm chấn: pmax = (2 - 5) [] Chọn pmax = 5 [] + Diện tích cần piston Fc: Fc = [m2] = 2,834 [cm2] Thay các giá trị vào (4-19) tính được Zgtmax Zgtmax = 5´(11,335 - 2,834)´10-3 = 2650,71´10-6 [MN] = 2650,71 [N] Hệ số cản được xác định ở hành trình trả: K’gt = Vgmax - Vận tốc cực đại của piston theo thực nghiệm Vgmax = (0,5 - 0,6) [m/s] Chọn Vgmax = 0,6 [m/s] Vậy K’gt = 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 : K’gn = 0,72 ´ Kgn = 0,72 ´ 2713,6 = 1956,57[] Hệ số cản cực đại ở hành trình nén : Znmax = K’gn . Vgmax = 1956,57´ 0,6 = 1173,94[N] + Tiết diện của lỗ van giảm tải được xác định theo công thức : fv = (5.38) Trong đó : - Hệ số tiêu tốn = 0,6 - 0,75 - Chọn = 0,7 - Hệ số đậm đặc chất lỏng = 9.10-7 [] K - Hệ số cản của hệ thống treo. Vg - Tốc độ của piston giảm chấn. Thay các thông số vào (5-38) Có được: fv = [m2] + Chiều dài phần chứa dầu giảm chấn lg: lg = (3¸ 5) ´ dx = (3 ¸5) ´ 42 = (126 ¸210) [mm] Chọn : lg = 185 [mm]. *.Xác định tiết diện lưu thông của các van của giảm chấn: [m2] (5.39) Trong đó: mv - hệ số lưu lượng, khi tính toán thừa nhận mv = 0,6 - 0,75, chọn mv = 0,7. g - trọng lượng riêng của chất lỏng. g = 910 Kg/m3 g - gia tốc trọng trường. g = 9,81 m/s2 Fp - diện tích ép chất lỏng của piston giảm chấn [m2]. Hành trình nén có: = 1,13´10-3 (m2). Hành trình trả có: = 1,08´10-3 (m2). 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= (N/m2). Ở hành trình nén có pn=(N/m2). Từ (5.39) ta xác định được diện tích tiết diện lưu thông của các van giảm tải ở hành trình nén và trả: Hành trình trả có: =2,85´10-6(m2) = 2,85 (mm2). Hành trình nén có: ´10-6(m2) = 3,89 (mm2). *. Tính toán nhiệt: Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn: Nt= at.Sg.(tg- tm) [Nm/s] (5.40) Trong đó: [Nm/s]. Với Vg= 0,2 cm/s ta được: (Nm/s). at = (58 - 81,2) W/m2.độ, chọn at= 80 W/m2.độ. Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn [m2]: [m2]. Với D = dngc= 78 mm ta được: = 0,0549 (m2). tm - nhiệt độ môi trường[oC]. Chọn tm= 30 oC tg - nhiệt độ của thành giảm chấn[oC]. tg ≤ (100 - 120)oC. Từ (5.40) ta tính được nhiệt độ của thành giảm chấn (tg): (oC) Vậy tg không vượt quá giá trị cho phép là (100 - 120) oC *. Xây dựng đường đặc tính giảm chấn sau. Hình 5.13 :Đường đặc tính giảm chấn sau. 6.1. CHẨN ĐOÁN SỬA CHỬA HỆ THỐNG TREO: 6.1.1. 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, các chỗ điều chỉnh, vấu giảm va, cấu tăng cứng… Các hư hỏng này làm cho bánh xe mất qua hệ động học, động lực học đúng, gây nên mài mòn lốp nhanh, mất khả năng ổn định chuyển động, mất tính dẫn hướng của xe…tuỳ theo mức độ hư hỏng mà biểu hiện của nó rỏ nét hay mờ. 6.1.2. Bộ phận đàn hồi. Bộ phận đàn hồi quyết định tần số dao động riêng của ô tô, do vậy khi hư hỏng sẽ ảnh hưởng nhiều tới các chỉ tiêu chất lượng đã kể trên. Giảm độ cứng, hậu quả của nó làm giảm chiều cao của thân xe, tăng khả năng va đập cứng khi phanh hay tăng tốc, gây ồn, đồng thời dẫn tới tăng tốc dao động thân xe, . làm xấu độ êm dịu khi xe đi trên đường xấu. Bó kẹt nhíp do hết mỡ bôi trơn làm tăng độ cứng, hậu quả của việc bó cứng nhíp làm cho ô tô chuyển động trền đường xấu bị rung xóc mạnh, mất êm dịu chuyển động, tăng lực tác dụng lên thân xe, giảm khả năng bám dính, tuổi thọ của giảm chấn trên cầu xe sẽ thấp. Gãy bộ phận đàn hồi do quá tải khi làm việc, hay do mỏi của vật liệu. Khi gãy một số là nhíp trung gian sẽ dẫn tới giảm độ cứng. Khi bị gãy các là nhíp chính thì bộ nhíp sẽ vai trò của bộ phận dẫn hướng.Nếu là lò xo xoắn ốc hay thanh xoắn bị gãy, sẽ dẫn tới mất tác dụng bộ phận đàn hồi. Vỡ ụ tăng cứng của hệ thống treo làm mềm bộ phân đàn hồi, tăng tải trọng tác dụng lên bộ phận đàn hồi, Vỡ ụ tỳ hạn chế hành trìh cũng tăng tải trọng tác dụng lên bộ phận đàn hồi. Cả hai trường hợp này đều gây nên va đập, tăng ổn trong hệ thống treo, Các tiếng ồn của hệ thống treo sẽ làm cho toàn bộ thân xe hay vỏ xe phát ra tiếng ồn lớn, làm xấu môi trường hoạt động của ôtô. Rơ lỏng các liên kết như: quang nhíp, đại kẹp, giá đỡ lò xo… đều gây nên tiếng ồn, xô lệch cầu ôtô, khó điều khiển, nặng tay lái, tăng độ ổn định khi xe hoạt động, dễ gây tai nan giao thông. 6.1.3. Bộ phận giảm chấn. Bộ phận giảm chấn cần thiết phải làm việc với lực cản hợp lý nhằm dập tắt nhanh chóng dao động thân xe. Hư hỏng của giảm chấn dẫn tới thay đổi lực này. Tức là giảm khả năng dập tắt dao động của thân xe, đặc biệt gây nên giảm mạnh độ bám dính trên nền đường. Các hư hỏng thường gặp là: Mòn bộ đôi xy lanh, piston, Piston xi lanh đóng vai trò dẫn hướng và cùng với séc măng hay phớt làm nhiệu vụ bao kín các khoang dầu. Trong quá trình làm việc của giảm chấn piston và xi lanh dịch chuyển tương đối, gây mòn nhiều trên piston, làm xấu khả năng dẫn hướng và bao kín. Khi đó, sự thay đổi thể tích các khoang dầu, ngoài việc dầu lưu thông qua lỗ tiết lưu, còn chảy qua giữa khe hở của piston và xi lanh, gây giảm lực cản trong cả hai hành tình nén và trả, mất dần tác dụng dập tắt dao động nhanh. Hở phớt bao kín và chảy đầu của giảm chấn. Hư hỏng này hay xảy ra đối với giảm chấn ống, đặc biệt trên giảm chấn ống một lớp vỏ, Do điều kiện bôi trơn của phớt bao kín cà cần piston hạn chế, nên sự mòn là không thể tránh được sau thời gian dài sử dụng, dầu có thể chảy qua khe phớt làm mất tác dụng giảm chấn. Sự thiếu dầu giảm chấn hai lớp vỏ dẫn tưói lọt không khí vào buồng bù, giảm tính chất ổn định làm việc. Ở giảm chấn một lớp vỏ, sự hở phớt bao kín dẫn tới đẩy hết dầu ra ngoài và giảm nhanh áp suất. Ngoài ra sự hở phớt còn kéo theo bụi bẩn bên ngoài vào và tăng nhanh tốc độ mài mòn. Dầu biến chất sau một thời gian sử dụng. Thông thường dầu trong giảm chấn được pha thêm phụ gia đặc biệt để tăng tuổi thọ khi làm việc ở nhiệt dộ và áp suất thay đổi. Giữ được độ nhớt trong khoảng thời gian dài. Khi có nước hay tạp chất hoá học lẫn vào dễ làm dầu biến chất. Các tính chất cơ lý thay đổi làm cho tác dụng của giảm chất mât đi, còn khi làm bó kẹt giảm chấn. Kẹt van giảm chấn có thể xảy ra ở hai dạng: Luôn mở hoặc luôn đóng. Nếu các van kẹt mở thì lực cản giảm chấ bị giảm nhỏ. Nếu van giảm chấn bị kẹt đóng thì lực cản giảm chấn không được điều chỉnh, làm tăng lực cản giảm chấn. Sự kẹt van giảm chấn chỉ xảy ra khi dầu thiếu hay bị bẩn, phớt bao kín bị hở. Các biểu hiện của hư hỏng này phụ thuộc vào các trạng thái kết cấu van ở hành trả hay van làm việc ở hành trình nén, van giảm tải… Thiếu dầu, hết dầu đều xuất phát từ các hư hỏng của phớt bao kín. Khi thiếu dầu hay hết dầu giảm chấn vẫn có khả năng dịch chuyển thì nhiệt phát sinh trên vỏ rất lớn, tuy nhiên khi đó độ cứng của giảm chấn thay đổi, làm xấu chức năng của nó. Có nhiều trường hợp hết dầu có thể gây kẹt giảm chấn, cong trục. Do quá tải trong làm việc, cần piston giảm chấn bị cong, gây kẹt hoàn toàn giảm chấn. Nát cao su chỗ liên kết có thể phát hiện thông qua quan sát các đầu liên kết. Khi bị vỡ nát ô tô chạy trền đường xấu gây nên va chạm mạnh, kèm theo tiếng ồn. Các hư hỏng của giảm chấn kể trên có thể phát hiện thông qua cảm nhận về độ êm dịu chuyển động, nhiệt độ vỏ ngoài giảm chấn, sự chảy dầu hay do trên bệ kiểm tra hệ thống treo. 6.1.4.. 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… 6.1.5. Thanh ổn định. Hư hỏng của thanh ổn định chủ yếu là: nát các gối tựa cao su, giảm độ cứng, hư hỏng các dòn liêu kết. Hậu quả của các hư hỏng này cũng tương tự như của bộ phận đàn hồi, nhưng xảy ra khi ô tô bị nghiêng hay chạy trền đường có sóng ghềnh. 6.2.1. 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. - độ với giảm chấn phải kiểm tra rò rỉ dầu ( Với giảm chấn ống, rỉ dầu nhiều phải thay mới, với giảm chấn đòn bổ xung dầu giảm chấn qua lỗ bổ xung dầu ), Xiết chặt các mối ghép.