Tính toán thiết kế hệ thống treo trên xe ô tô bus điện nội thành Đà Nẵng

mang đầy tải(tính trên một bánh xe): Zts= , [N] với Gt2 = G2 - Gcs Trong đó: G2 - khối lượng phân bố lên cầu sau khi ô tô mang đầy tải. G2 = 5552 [kG]. Gcs - khối lượng phần không được treo cầu sau. Theo [1] ta chọn hệ số khối lượng δ = Gcs=== 1110,4 [kG]. Gt2 = 5552 – 1110,4= 4441,6[kG]. Zts = 21786,05 (N) - Hệ số động lực học kđ Nếu chọn kđ nhỏ thì có sự va đập liên tục lên bộ phận hạn chế làm giảm tính êm của ô tô. Nếu chọn kđ quá lớn sẽ làm cho hệ thống treo quá cứng. Chọn kđ thích hợp sao cho khi ô tô chuyển động trên đường bằng tải trọng truyền qua hệ thống treo sẽ gây va đập ít. Theo [3] đối với xe buýt thì kđ = 1,75 ÷ 2,5. Chọn kđ = 2. - Tải trọng lớn nhất có thể truyền qua hệ thống treo sau: Zmaxs = kđ.Zts => Zđs = 2 ´ 21786,05 = 43572,1[N]. - Độ võng tĩnh của hệ thống treo sau fts: Để tránh các dao động lắc dọc (kiểu ngựa phi), tỷ số giữa độ võng tĩnh của hệ thống treo sau và trước cần nằm trong giới hạn: (fts/ftt) = 1,0 ÷ 1.2 (đối với xe tải và xe buýt) (theo trang 38 - giáo trình kết cấu và tính toán hệ thống treo của TS Nguyễn Hoàng Việt). => fts = (1,0 ÷ 1,2).ftt =(1÷1,2).150= (150 ÷ 180) [mm]. Ta chọn fts = 150 (mm). - Độ võng động của hệ thống treo sau fđs. Theo giáo trình kết cấu và tính toán hệ thống treo thì fđ của hệ thống treo (kể cả vỏ cao su) phụ thuộc vào ft. Xe ô tô buýt là: fđ = 0,75.ft => fđs = 0,75.150 = 112,5 [mm]. - Hành trình làm việc của hệ thống treo khi phần tử đàn hồi phụ làm việc: Khi lo xo biến dạng đến chạm ụ cao su thì lúc này độ cứng của hệ thống tăng lên (C = Cc +Cp). Nhờ đó đảm bảo được Zmax trong giới hạn fđ cho phép. Do phần tử đàn hồi phụ là cao su nên có độ Cp cứng thay đổi theo tải trọng có nghĩa là đường đặc tính phi tuyến. Độ biến dạng được thừa nhận khi tính toán là 1/3 chiều cao làm việc của ụ cao su đó. Đối với xe buýt fcss = (0,2 ÷ 0,3).fđs = (0,2 ÷ 0,3).112,5 = (22,5 ÷ 33,75) [mm]. Ta chọn fcss = 32 [mm]. Mặt khác độ biến dạng cao su được xác định qua công thức sau: fcs = 2/3.hcs Þ hcss= 3/2.fcss =3/2.32 = 48 [mm]. Trong đó : hcss - là chiều cao làm việc của ụ cao su hệ thống treo sau. Từ các thông số chính và tính toán ta xây dựng được đặc tính đàn hồi của hệ thống treo sau : Hình 5-2. Đặc tính đàn hồi hệ thống treo sau. 5.3. TÍNH TOÁN BỘ PHẬN ĐÀN HỒI HỆ THỐNG TREO TRƯỚC ĐỘC LẬP Sơ đồ bố trí thanh xoắn: Hình 5-3. Sơ đồ lực tác dụng lên thanh xoắn 1-Bánh xe; 2 - Giảm chấn; 3 - Thanh hướng trên; 4 - Ụ cao su; 5- Thanh hướng dưới; 6 - Thanh xoắn. Bề rộng của xe thiết kế là: Bo=2310 mm Chọn bề rộng vết bánh xe: B =1600 mm Như vậy chọn khoảng cách ltx theo sơ đồ bố trí là: Từ sơ đồ bố trí và tải trọng động lớn nhất tác dụng lên bánh xe ta tính được mômen lớn nhất tác dụng lên thanh xoắn là: Mxmax=Zmaxt.ltx =18678,24.0,4 =7471,296 [N.m] Vì trong thiết kế ta dùng thanh xoắn loại đơn nên đương kính của thanh xoắn có thể xác định theo công thức sức bền vật liệu:Khi tính ứng suất tiếp ta có: τ = τ: ứng suất tiếp cho phép τ= 1000.106 (N)suy ra: dtx = - Từ sơ đồ bố trí và độ võng cần thiết của hệ thống treo trước ta tính được góc xoắn lớn nhất của thanh xoắn: ftmax:độ võng lớn nhất của hệ thống treo trước ftmax= ftt + ftđ = 0,15 + 0,1125 = 0,2625 (m) suy ra: φxmax = 0,2625/0,4 = 0,66 (rad) Chiều dài của thanh xoắn thiết kế là: Ở đây: G_môđun đàn hồi xoắn G = 7,8.104 (MPa) - Hai đầu thanh xoắn được làm then hoa để lắp nối.Đường kính và chiều dài phần then có thể chọn theo các công thức thực nghiệm sau: dt = (1,2÷ 1,3)dtx = (1,2 ÷ 1,3)0,034=(0,0408÷ 0,0442) →chọn dt = 0,042 (m) lt = (0,6 ÷ 1,2) dtx = (0,6÷1,2)0,034=(0,0204÷ 0,0408) → chọn lt =0,03 (m) Then thường có dạng tam giác với góc giữa các mặt then là 900.Vì dạng này đảm bảo phân bố tải trọng đều theo chiều dài then. 5.4. TÍNH TOÁN BỘ PHẬN ĐÀN HỒI HỆ THỐNG TREO SAU PHỤ THUỘC 5.4.1. Sơ đồ tính. 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 rẻ. Hình 5-4. Sơ đồ lực tác dụng lên nhíp. Ln - Chiều dài toàn bộ của bộ nhíp. Do ta chọn nhíp dọc nửa elíp đối xứng cho nên l1 = l2 = d - Khoảng cách giữa hai bulông quang nhíp. Zn - Lực tác dụng lên nhíp từ phía dầm cầu 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 tác dụng lên tai nhíp do quai trao đặt nghiên một góc α sinh ra. 5.4.2. Xác định các thông số cơ bản 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 rẻ. 5.4.2.1. Chiều dài bộ nhíp (Ln). Thường được xác định theo dự kiến kết cấu, giá trị nằm trong giới hạn sau: Theo tài liệu[1] đối với nhíp sau của ô tô buýt: Ln = (0,35 ÷ 0,45) L Với: L - Chiều dài cơ sở của xe: L = 4175 [mm] → Ln = (0,35 ÷ 0,45).4175= (1461,25÷ 1878,75)→chọn Ln= 1800[mm]=1,8[m] 5.4.2.2. Mômen quán tính tổng của tiết diện (JΣ) nhíp Theo tài liệu[1] ta có: JS = = Với nhíp lắp đối xứng nên: l1 = l2 = Ln/2 Trong đó: E - Môđun đàn hồi của vật liệu E = 2,1.105 [MPa] δ - Hệ số dạng nhíp,theo[1] nó phụ thuộc vào kết cấu đầu lá nhíp thực tế. Đối với ô tô bus: δ = 1,25 ÷ 1,35 . Chọn δ = 1,3 Cn - Độ cứng của nhíp với : Theo tài liệu[1] ta có: Cn = Zn = Zts : Tải trọng tác dụng lên nhíp, khi đầy tải: Zts = 21786,05 [N] fn = fts : Độ võng tĩnh của hệ thống treo sau mà fts = 150 [mm] = 0,15 [m] Cn = = 145240,33 [N/m] Lh - Chiều dài hiệu dụng của bộ nhíp. Theo[1] ta có : Lh = Ln - 2n n = d/2 với: d – là khoảng giữa hai bulông quang nhíp. Đối với xe buýt thực tế: d = (100 ÷ 150) [mm]. Chọn d = 100 [mm] Lh = Ln - d = 1800 - 100 = 1700 [mm] = 1,7[m] Thay các thông số chọn và tính được vào phương trình trên ta có: JS = = 9,56×10-8 [m4] 5.4.2.3. Chiều rộng của lá nhíp(b) Theo tài liệu [1] thép được chọn từ các loại thép cán hiện có và phải bảo đảm điều kiện : 6 < < 10 - Nếu chọn b nhỏ thì để đảm bảo mômen quán tính tổng (JΣ), cần tăng số lá nhíp làm tăng ma sát hoặc tăng chiều dày làm tăng ứng suất. - Nếu b lớn quá thì làm tăng ứng suất xoắn trong lá nhíp chính và một số lá nhíp tiếp theo khi thùng xe bị nghiêng 5.4.2.4. Chiều dày của các lá nhíp(h) Theo tài liệu[1] từ điều kiện bền, ta có thể xác định gần đúng của các lá nhíp theo các công thức sau: y = Trong đó: y - khoảng cách từ đường trung hòa đến thớ chịu kéo xa nhất. Wu - mômen chống uốn của tiết diện. = Theo tài liệu[1] ta có: Mu = Z’.l1 = Với nhíp elip đối xứng: l1 = l2 = Ln/2 = 1800/2 = 900[mm] = 0,9 [m] :Ứng suất cho phép cực đại, khi tính toán ta thừa nhận: = 950 ÷ 1000 [MPa]. Chọn = 950 [MPa] Suy ra: y = Với: fn - Biến dạng lớn nhất của nhíp. Theo[1] : fn = (ft + fđ) = (150 + 112,5) = 262,5 [mm] = 0,2625 [m] Từ công thức suy ra: y = Thay số vào công thức y ta được: y = [m] Vậy: y = 0,006 [m]. Căn cứ vào dạng nhíp cụ thể của tiết diện lá nhíp để xác định chiều cao trung bình của tiết diện nhíp. Đối với nhíp có có đường trung hòa là đường đối xứng cho nên htb = 2y. Thay y vào ta được: htb = 2 × 0,006 = 0,012 [m], mà 6 < < 10 . Thay htb vào công thức (5-2) ta có: 6 < < 10 0,072 < b < 0,12. Chọn b = 0,075 [m] 5.4.2.5. Số lá nhíp (n):nhíp nhiều lá Ta có: JS = n = Thay số vào ta được: n = = Chọn n = 9 lá. 5.4.2.6. Chiều dài các lá nhíp Chiều dài lá nhíp trên cùng [1]: L1 = Trong đó: Ln - Chiều dài lá nhíp theo dự kiến kết cấu. d - Khoảng cách giữa hai bulông quang nhíp. Thay số vào ta có: L1 = = 0,85 [m] Với lá nhíp thứ 1: L1 = 0,85 [m] Chiều dài các lá nhíp còn lại được xác định theo phương trình [1]: sxi = Trong đó: γ i - Mức độ không đồng đều phân bố ứng suất. σ i - Ứng suất trong mặt phẳng di qua đầu lá nhíp phía dưới. σ xi - Ứng suất tại vị trí quang nhíp nơi bị ngàm cứng. Từ công tức trên suy ra: Li+1 = Li - Li+1 = Li - Xi với Xi = Theo tài liệu [1] ta có: σ i = Trong đó: P1 - Lực tác dụng ở tai nhíp L1 - Cánh tay đòn từ điểm đặt P1 đến ngàm. L1= l1 - 0, 5.d yi - Khoảng cách từ đường trung hòa đến thớ chịu kéo xa nhất: đối với nhíp có tiết diện đối xứng thì yi = . Kp - Hệ số tính đến ảnh hưởng của lá nhíp dưới cùng đến sự phân bố không đồng đều đến ứng suất giữa các lá Kp theo[1] ta có thể xác định theo công thức: Kp = (1-acc.). Ở đây: αcc - Hệ số tính đến sự tăng ứng suất trong lá nhíp ngắn thứ nhất. Theo[1] Chọn sơ bộ: Jcc = (1, 2 ÷ 1, 3). Ta chọn Jcc = 1,3 Jcc - Mômen quán tính của tiết diện lá nhíp ngắn nhất. Jcc = J1 = J2 = J3 =.... = Ji = Jcc = [m4] Thay vào công thức KP ta có: Kp = (1 - 1,3. 0,96 Ngoài ra chiều dài lá nhíp còn phụ thuộc vào giá trị γ. Giá trị γ được chọn theo tài liệu [1], vì nó còn phụ thuộc vào kết cấu của bộ nhíp. Từ các công thức trên ta suy ra được - Thay (σi) vào công thức (Xi): Áp dụng công thức đã xây dựng cho từng lá nhíp cụ thể, ta có: Với lá nhíp thứ 2 (i=1): Có lá nhíp thứ 2 bằng lá nhíp chính L2 = L1 = 0,85 [m] Với lá nhíp thứ 3 (i=2): L3 = L2 - X2 với X2 = Do lá nhíp thứ 2 bằng lá nhíp chính nên ta có P2= P1 vì vậy b2 = 1 Tra bảng theo [1]. Chọn γ2 = 0,7 X2 = [m] L3 = L2 - X2 = 0,85 - 0,063 = 0,787 [m] Với lá nhíp thứ 4 (i=3): Với b3 = Tra bảng [1] chọn = 1 X3 = [m] L4 = L3 - X3 = 0,787 - 0,094 = 0,693 [m] Với lá nhíp thứ 5 (i=4): L5 = L4 - X4 mà X4 = Với b4 = = Tra bảng [1] chọn = 1. => X4 = [m] L5 = L4 - X4 = 0,693 - 0,094 = 0,599 [m] Với lá nhíp thứ 6 (i=5): L6 = L5 - X5 mà X5 = Với b5 = = Tra bảng [1] chọn = 1. X5 = [m] L6 = L5 - X5 = 0,599 - 0,094 = 0,505[m] Với lá nhíp thứ 7 (i =6): L7 =L6 - X6 mà X6 = Với b6 = b6 = X6 = [m] L7 =L6 - X6 = 0,505 - 0,094 = 0,411 [m] - Với lá nhíp thứ 8 (i=7): L8 = L7 – X7 mà X7 = Với b7 = = Tra bảng [2] chọn = 1. X7 = [m] L8 = L7 – X7 = 0,411 - 0,094 = 0,317 [m] - Với lá nhíp thứ 9 (i=8): L9 = L8 – X8 mà X8 = b8 = = Tra bảng [2] chọn = 1. X8 = [m] L9 = L8 – X8 = 0,317 - 0,094 = 0,223 [m] Từ kết quả tính toán được thành lập bảng sau: Số TT Chiều dài các lá nhíp [m] Thành phần X [m] Thành phần β 1 L1 = 0,85 2 L2 = 0,85 3 L3 = 0,787 X2 = 0,063 β2 = 1 4 L4 = 0,693 X3 = 0,094 β3= 0,965 5 L5 = 0,599 X4 = 0,094 β4 = 1 6 L6 = 0,505 X5 = 0,094 β5 = 1 7 L7 = 0,411 X6 = 0,094 β6 = 1 8 L8 = 0,317 X7 = 0,094 β7 = 1 9 L9 = 0,223 X8 = 0,094 Β8 = 1 5.4.3. Tính toán kiểm tra sức 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. Ở đây ta tính toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung. a) 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. b) Sơ đồ tính: P Hình 5-5. Sơ đồ tímh toán nhíp theo phương pháp tải trọng tập trung c) Tính toán:Lực tác dụng lên đầu mỗi lá nhíp (X1, X2,…, X8,X9): + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ nhất và thứ hai: Thay số vào ta có: P - 2X2 + 0,89X3 = 0 (1) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ hai và thứ 3: Thay số vào ta có: 1,12X2 - 2X3 + 0,823X4 = 0 (2) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 3 và thứ 4: Thay số vào ta có:1,21X3 - 2X4 + 0,8X5 = 0 (3) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá thứ 4 và lá thứ 5: Thay số vào ta có: 1,24X4 - 2X5 + 0,77X6 = 0 (4) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 5 và thứ 6: Thay số vào ta có: 1,28X5 - 2X6 + 0,73X7 = 0 (5) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 6 và thứ 7: Thay số vào ta có: 1,35X6 - 2X7 + 0,66X8 = 0 (6) + Điểm tiếp xúc giữa lá thứ 7 và thứ 8: Thay số vào ta có: 1,45X7 - 2X8 + 0,57X9 = 0 (7) + Ở điểm tiếp xúc giữa lá nhíp thứ 8 và thứ 9: Thay số vào ta có: 1,63X8 - 2X9 = 0 (8) Với: [N] Giải hệ các phương trình (1), (2), (3), (4), (5), (6), (7), (8) ta được: X2 = 9435,3 [N] X3 = 8963,5 [N] X4 = 8954,5 [N] X5 = 8838,1 [N] X6 = 8528,8 [N] X7 = 8358,2 [N] X8 = 7890,1 [N] X9 = 6430,4 [N] Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ nhất: M1 = P . l1 - X2 . l2 = 10893,025 . 0,85 – 9435,3 . 0,85 = 1239,1 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ nhất : Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ hai: M2 = X2 . l2 - X3 . l3 = 9435,3 . 0,85 – 8963,5. 0,787 = 965,7 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ hai: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ ba: M3 =X3 . l3 - X4 . l4 = 8963,5. 0,787 – 8954,5. 0,693 = 848,8 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ ba: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ tư: M4 = X4 . l4 - X5 . l5 = 8954,5 . 0,693 – 8838,1 . 0,599 = 911,4 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ tư: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ năm: M5= X5 . l5 - X6 . l6 = 8838,1. 0,599 – 8528,8 . 0,505 = 987 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ năm: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ sáu: M6 = X6 . l6 - X7 . l7 = 8528,8 . 0,505 – 8358,2 . 0,411 = 871,8 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ sáu: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ bảy: M7 = X7 . l7 – X8 . l8 = 8358,2.0,411 – 7890,1.0,317 = 934,1 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ bảy: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ tám: M8 = X8 . l8 – X9 . l9 = 7890,1.0,317 – 6430,4.0,223 = 1067,2 (N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ tám: Mômen ngoại lực tác dụng lên lá nhíp thứ chín: M9 = X9 . l9 = 6430,4.0,223 = 1434(N.m) Ứng suất trong lá nhíp thứ chín : Vậy tất cả các lá nhíp đều thoả mản điều kiện: σi ≤ [σmax] = 950 (MN/m2). 5.4.4. Tính bền tai nhíp Hình 5-6. Sơ đồ tính bền tai và chốt nhíp. Khi làm việc tai lá nhíp chính chịu: + XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXỨng suất uốn do tác dụng của lực dọc (kéo hoặc phanh) [1]: Hay Trong đó : Rx - Lực kéo hay lực phanh lớn nhất. d - Đường kính chốt nhíp d = 0,03(m) h : chiều dày lá nhíp. b : chiều rộng lá nhíp. Ta tính Rx bằng lực kéo lớn nhất mà xe có thể tạo ra (bằng với lực bám của ô tô). Rx =φRz Với: φ_ hệ số bám, theo tài liệu [2] trang 22 ta có: φ = 0,7÷ 0,8→chọn φ = 0,75 Rz - Phản lực pháp tuyến từ mặt đường tác dụng lên cầu trước. Rx = => Vậy ta có: + Ứng suất kéo (nén) theo [2]: => + Ứng suất tổng: Vậy: Do đó tai nhíp đã đủ bền. 5.4.5. Tính bền chốt nhíp Chốt nhíp được kiểm tra theo ứng suất chèn dập theo [1]. Chốt nhíp chế tạo bằng thép hợp kim 20 có [σd] = 7,5 (MN/m2) Vậy chốt nhíp đủ bền. 5.5. TÍNH TOÁN GIẢM CHẤN 5.5.1 Giảm chấn sau 5.5.1.1. 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 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. 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 Y - Hệ số dập tắt dao động tương đối Y = 0,15 Từ (4-2) 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[]. K = = = 5387,9 [] 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 x - Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn. Sơ đồ như hình vẽ: a Bánh xe Thùng xe Cầu b a Qc Qc Zg V Hình 5-7. 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 Góc đặt giảm chấn b = 70 = 1,06 Đối với giảm chấn tác dụng hai chiều không đối xứng có hành trình trả và hành trình nén khác nhau: Kgn ¹ Kgt mà Kg = z.K = Ktb = Kgt = a. Kgn Với a - Hệ số thực nghiệm a = 3 Từ (4-5) và (4-6) suy ra Kgn + a. Kgn = 2. Ktb = 2. z.K Kgn.(1+a) = 2. z.K Kgn = = [] Từ (4-6) suy ra: Kgt = 3 ´ 2855,6 = 8566,8 [] Lực cản giảm chấn: + Hành trình nén : Zgn = Kgn.Vg Vg = (0,2 ¸ 0,3) [] - Chọn Vg = 0,2 [] Suy ra : Zgn = 2855,6 ´ 0,2 = 571,12 [N] + Hành trình trả: Zgt = Kgt.Vg Zgt = 8566,8 ´ 0,2 = 1713,36 [N] Các thông số, kích thước cơ bản cho trước của giảm chấn: Hình 5-8. Sơ đồ tính giảm chấn. - Đường kính piston giảm chấn dp = 35 (mm) - Đường kính cần piston giảm chấn dc = 15 (mm) - Đường kính ngoài của giảm chấn D =46 (mm) - Chiều dày của thành xi lanh dt = 2,5 (mm) - Hành trình piston hp=7dp=7.35=245(mm) - Chiều dài piston giảm chấn bà các van bố trí trên nó C = dp=35(mm) - Chiều dài kết cấu của giảm chấn lk=3dp=3.35=105(mm) - Đường kính tai Dt=1,31dp=1,31.35=45,9(mm) + Diện tích piston Fp : Fp = [m2] = 9,6 [cm2] Chọn vận tốc của giảm chấn Vg = 0,2 [] 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 (4-10) Khi van giảm tải mở: Zg = K’g.Vgmax Với K’g = - Áp suất cực đại trong hành trình trả: Zgtmax = pmax .(Fp - Fc) Trong đó : pmax - Áp suất cực đại của giảm chấn: Có pmax = 5 [] + Diện tích cần piston Fc: Fc = [m2] = 1,77 [cm2] Thay các giá trị vào tính được Zgtmax Zgtmax = 5 ´ (9,6 – 1,77 ) ´ 10-4 = 39,15 ´ 10-4 [MN] = 3915 [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) [] Chọn Vgmax = 0,5 [] 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 = 0,87 ´ Kgn = 0,87 ´ 2855,6 = 2484,4 [] Hệ số cản cực đại ở hành trình nén : Znmax = K’gn . Vgmax = 2484,4 ´ 0,5 = 1242,2 [N] 5.5.1.2.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 = Trong đó : mv - Hệ số tiêu tốn lưu lượng mv = 0,6 ¸ 0,75 - Chọn mv = 0,7 g - Trọng lượng riêng chất lỏng,đối với dầu giảm chấn có thể lấy bằng g = 910 [] g - Gia tốc trọng trường Kg- Hệ số cản của giảm chấn tùy thuốc ở hành trình nén hay trả. p – Áp suất chất lỏng trong các khoang của giảm chấn MPa. Fp- Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn. Đối với hành trình nén Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn: Fpn = Hệ số cản của giảm chấn: Kgn = 2855,6[] Áp suất chất lỏng trong khoang giảm chấn: pn= Znmax-K’gn .(Vgnmax - Vgn)=496,88[N] → fvn= Đối với hành trình trả Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn: Fpt= Hệ số cản của giảm chấn: Kgt = 8566,8[] Áp suất chất lỏng trong khoang giảm chấn: pt= Ztmax - K’gt .( Vgtmax - Vgt)=1713,4[N] → fvt= 5.5.1.3.Tính toán nhiệt Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn: Nt= at.Sg.(tg- tm) [Nm/s] (5.19) Trong đó: [Nm/s]. Với Vg= 0,2 cm/s ta được: (Nm/s). at = (58 ¸ 81,2) W/m2.độ, chọn at= 60 W/m2.độ. Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn[m2]: [m2]. Với D = 46(mm) ta được: Chiều dài giảm chấn : lg= hp + C = 245+35=280(mm) = 0,044 (m2). tm - nhiệt độ môi trường[oC]. Chọn tm= 35 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. Hình 5-9. Đặc tính giảm chấn trước 5.5.2. Giảm chấn trước 5.5.2.1. 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 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. 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 Y - Hệ số dập tắt dao động tương đối Y = 0,15 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[]. K = = = 2887,1 [] 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 (4-4) x - Hệ số phụ thuộc vào loại sơ đồ định hướng và bố trí giảm chấn. Sơ đồ như hình vẽ: Hình 5-10. 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 Góc đặt giảm chấn b = 90 = 1 Đối với giảm chấn tác dụng hai chiều không đối xứng có hành trình trả và hành trình nén khác nhau: Kgn ¹ Kgt mà Kg = z.K = Ktb = Kgt = a. Kgn Với a - Hệ số thực nghiệm a = 3 Suy ra Kgn + a. Kgn = 2. Ktb = 2. z.K Kgn.(1+a) = 2. z.K Kgn = = [] Từ (4-6) suy ra: Kgt = 3 ´ 1443,6 = 4330,8 [] Lực cản giảm chấn: + Hành trình nén : Zgn = Kgn.Vg Vg = (0,2 ¸ 0,3) [] - Chọn Vg = 0,2 [] Suy ra : Zgn = 1773,6 ´ 0,2 = 288,72 [N] + Hành trình trả: Zgt = Kgt.Vg Zgt = 4330,8 ´ 0,2 = 866,16 [N] Các thông số, kích thước cơ bản cho trước của giảm chấn: Hình 5-11. Sơ đồ tính giảm chấn. - Đường kính piston giảm chấn dp = 35 (mm) - Đường kính cần piston giảm chấn dc = 15 (mm) - Đường kính ngoài của giảm chấn D =46 (mm) - Chiều dày của thành xi lanh dt = 2,5 (mm) - Hành trình piston hp=7dp=7.35=245(mm) - Chiều dài piston giảm chấn bà các van bố trí trên nó C = dp=35(mm) - Chiều dài kết cấu của giảm chấn lk=3dp=3.35=105(mm) - Đường kính tai Dt=1,31dp=1,31.35=45,9(mm) - Chiều dài cụm van nén ở dưới đáy giảm chấn B=0,6dp=0,6.35=21(mm) + Diện tích piston Fp : Fp = [m2] = 9,6 [cm2] Chọn vận tốc của giảm chấn Vg = 0,2 [] 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 Khi van giảm tải mở: Zg = K’g.Vgmax Với K’g = - Áp suất cực đại trong hành trình trả: Zgtmax = pmax .(Fp - Fc) Trong đó : pmax - Áp suất cực đại của giảm chấn: Có pmax = 5 [] + Diện tích cần piston Fc: Fc = [m2] = 1,77 [cm2] Thay các giá trị vào tính được Zgtmax Zgtmax = 5 ´ (9,6 – 1,77 ) ´ 10-4 = 39,15 ´ 10-4 [MN] = 3915 [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) [] Chọn Vgmax = 0,5 [] 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 = 2,35 ´ Kgn = 2,35 ´ 1443,6 = 3392,5 [] Hệ số cản cực đại ở hành trình nén : Znmax = K’gn . Vgmax = 3392,5 ´ 0,5 = 1696,25 [N] 5.5.2.2. 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 = Trong đó : mv - Hệ số tiêu tốn lưu lượng mv = 0,6 ¸ 0,75 - Chọn mv = 0,7 g - Trọng lượng riêng chất lỏng,đối với dầu giảm chấn có thể lấy bằng g = 910 [] g - Gia tốc trọng trường Kg- Hệ số cản của giảm chấn tùy thuốc ở hành trình nén hay trả. p – Áp suất chất lỏng trong các khoang của giảm chấn MPa. Fp- Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn. Đối với hành trình nén Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn: Fpn = Hệ số cản của giảm chấn: Kgn = 1143,6[] Áp suất chất lỏng trong khoang giảm chấn: pn= Znmax-K’gn .(Vgnmax - Vgn)=678,5[N] → fvn= Đối với hành trình trả Diện tích ép chất lỏng của giảm chấn: Fpt= Hệ số cản của giảm chấn: Kgt = 4330,8[] Áp suất chất lỏng trong khoang giảm chấn: pt= Ztmax - K’gt .( Vgtmax - Vgt)=866,2[N] → fvt= 5.5.2.3. Tính toán nhiệt Phương trình cân bằng nhiệt của chất lỏng trong giảm chấn: Nt= at.Sg.(tg- tm) [Nm/s] Trong đó: [Nm/s]. Với Vg= 0,2 cm/s ta được: (Nm/s). at = (58 ¸ 81,2) W/m2.độ, chọn at= 60 W/m2.độ. Sg - diện tích mặt ngoài của giảm chấn[m2]: [m2]. Với D = 46 mm Chiều dài giảm chấn : lg= hp + C = 245+35=280(mm) = 0,044 (m2). tm - nhiệt độ môi trường[oC]. Chọn tm= 35 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. Hình 5.12. Đặc tính giảm chấn sau CHƯƠNG 6. CHẨN ĐOÁN SỬA CHỬA HỆ THỐNG TREO 6.1. MỘT SỐ TIÊU CHUẨN TRONG KIỂM TRA HỆ THỐNG TREO 6.1.1. Tiêu chuẩn về độ ồn Độ ồn trên ôtô do nhiều nguyên nhân. Các chỉ tiêu dưới đây là độ ồn tổng hợp: Độ ồn do hệ thống treo, truyền lực, do động cơ qua khí thải và do tạo nên nguồn rung động từ động cơ, do cấu trúc thùng vỏ xe gây nên... Khi tiến hành kiểm tra hệ thống treo có thể đo đạc xác định một số lần để kết luận nguyên nhân. Tiêu chuẩn về độ ồn chung cho toàn xe phụ thuộc vào phương pháp đo: đặt microphon thu bên trong xe nhằm đo độ ồn trong xe, đặt microphon ở ngoài nhằm đo độ ồn ngoài. Các chỉ tieu dưới đây dùng cho xe mới khi xuất xưởng. Các tiêu chuẩn về độ ồn yêu cầu đo trong xe khi xe đứng yên nổ máy và khi xe chuyển động. Nhưng nếu để ý đến ảnh hưởng của hệ thống treo cần thiết kiểm tra độ ồn khi xe chuyển động. Nếu có thể kiểm tra độ ồn khi xe đứng yên thì có thể thu được các thông tin để loại trừ ảnh hưởng của các thông số khác. - Các thông số độ ồn cho phép của ECE (N0 41; N0 51) -1984 cho các loại ôtô khác nhau, khi thử trên đường tốt ở 80 km/h cho trong bảng (6-1). - Các thông số độ ồn cho phép của Việt Nam TCVN 5948-1999 khi thử trên đường tốt ở 50 km/h cho trong bảng (6-2). Bảng 6-1: Các thông số độ ồn cho phép của ECE. Độ ồn ngoăi ECE R51 Loại xe Độ ồn (dB) khng quâ ôtô con 80 ôtô buýt có tải <3,5 tấn 81 ôtô buýt có tải >3,5 tấn 82 ôtô buýt có động cơ >147kW 85 ôtô buýt thành phố 80 ôtô tải có tải <3,5 tấn 81 ôtô tải có tải <12 tấn 86 ôtô tải có tải >12 tấn, động cơ >147kW 88 Độ ồn trong ECE R41 ôtô con 80 ôtô buýt đến 5 tấn 82 ôtô buýt hơn 5 tấn 82 ôtô buýt tiêu chuẩn 82 Các loại xe buýt khác 84 Bảng 6-2: Các thông số độ ồn ngoài cho phépp của Việt Nam 1999. Độ ồn ngoăi TCVN 5948:1999 Loại xe Độ ồn (dB) khng quâ ôtô con 74 ÷ 77 ôtô buýt có tải <3,5 tấn 76 ÷ 79 ôtô buýt có tải >3,5 tấn 78 ÷ 83 ôtô buýt có động cơ >150kW 77 ÷ 84 ôtô tải có tải <12 tấn 78 ÷ 83 ôtô tải có tải >12 tấn, động cơ >147kW 77 ÷ 84 6.1.2. Tiêu chuẩn về độ bám đường của ECE Trong khoảng tần số kích động từ thiết bị gây rung, giá trị độ bám dính bánh xe trên nền không nhỏ hơn 70% (hình 6-1). Hình 6-1. Tiêu chuẩn về độ bám đường. 6.2. ĐÁNH GIÁ CHẤT LƯỢNG HỆ THỐNG TREO Trong các hệ thống treo chức năng của các bộ phận: đàn hồi, dẫn hướng, giảm chấn, ổn định ngang có thể là riêng hoặc ghép chung. Các hư hỏng của một cụm chi tiết, bộ phận có thể làm xấu một hay nhiều chức năng làm việc của nó. 6.2.1. Chất lượng của hệ thống treo Chất lượng của hệ thống treo được quyết định bởi hai chỉ tiêu quan trọng: - Chỉ tiêu về độ êm dịu là chỉ tiêu nhằm đảm bảo tính tiện nghi của người, hàng hóa trên xe và độ bền của ôtô được đánh giá qua chỉ số gia tốc dao động thẳng đứng của thân xe khi sử dụng trên các loại đường có các loại mấp mô khác nhau. Chỉ tiêu này được các nhà sản xuất quan tâm, chỉ tiêu này bị thay đổi trong sử dụng là do sự hư hỏng của các bộ phận trong hệ thống treo, do vậy trong khai thác cần quan tâm. - Chỉ tiêu về độ bám dính đường là chỉ tiu nhằm đảm bảo về khả năng động lực học và tính an toàn giao thông của ôtô và được đánh giá qua chỉ số độ bám dính của bánh xe trên nền đường khi sử dụng trên các loại đường có các loại mấp mô khác nhau. Chỉ tiêu này được xác định nhờ việc đo đạc độ cứng động của hệ thống treo và độ bám dính khi tần số kích động thay đổi (chủ yếu do mặt đường tác động vào hệ thống treo và xe). Nhờ chỉ tiêu này mà có thể xác định chất lượng của các bộ phận trong hệ thống treo: phần tử đàn hồi, giảm chấn và các liên kết của hệ thống. 6.2.2. Độ bám dính bánh xe trên nền đường Chung ta khảo sát lực tác dụng thẳng đứng lên bánh xe ôtô. Khi đứng yên bánh chịu tác dụng lực tĩnh của Zt. Khi bánh xe lăn trên đường mấp mô, lực thẳng đứng Zđ (gọi là lực động) chịu tác động của nhiều thông số. Trong chẩn đoán thông số có nhiều biến đổi được quan tâm tới là thông số lực động. Thông số này sẽ thay đổi do sự thay đổi chất lượng các bộ phận của hệ thống treo gây nên trong sử dụng. Qúa trình biến đổi Zđ là qúa trình ngẫu nhiên, có thể mô tả trên (hình 6-2), bao gồm: qúa trình thay đổi theo thời gian t và mật độ xác suất của nó, khi bánh xe dao động giá trị Zđ thay đổi xung quanh giá trị Zt. Hiển nhiên có khi bánh xe bị nhấc khỏi mặt đường (khi đó Zđ <0), tức là bánh xe bị tách khỏi mặt đường hay bánh xe không bám dính trên nền đường. Từ khái niệm này có thể tính thời gian bám dính bánh xe trên nền thông qua trị số %, và được gọi là “hệ số thời gian bám dính G” Z d Z t Z d t Mặt đường Bánh xe nhấc khỏi mặt đường Hình 6-2. Qúa trình biến đổi Zđ theo t, và mật độ sác xuất. Hệ số G được tính theo công thức sau: G = Trong đó: : là tổng số thời gian lăn của bánh xe. : là tổng thời gian bánh xe bám dính trên nền đường. : là tổng thời gian bánh xe không bám dính trên nền đường. Trong một số tài liệu chuyên ngành có thể dùng ký hiệu bằng chữ “EUSAMA” thay cho G. Như vậy nếu G=100% thì bánh xe lăn trên nền toàn bộ thời gian, điều này là mong muốn, nhưng thực tế rất khó thực hiện. Thông thường giá trị G < 100%. Trong trường hợp G < 100%, có nghĩa là có lúc bánh xe không tiếp đất. Tại thời điểm đó bánh xe mất hết khả năng truyền phản lực của đường và đồng nghĩa với sự mất khả năng điều khiển bánh xe. Điều này là bất lợi trong chuyển động của ôtô. Trong kiểm tra chất lượng giới hạn nhỏ nhất của G phải lớn hơn 70%. Giá trị G phụ thuộc vào qúa trình biến đổi của Zđ theo thời gian, nhưng Zđ lại phụ thuộc chính vào độ cứng lốp, bộ phận đàn hồi, giá trị hệ số cản của giảm chấn, tần số kích thích của mặt đường. Trong thực tế khi chuyển động trên đường dải tần số có thể rộng trong khoảng từ 0 Hz đến . Các tài liệu công bố đều cho rằng: khi tần số kích động của mặt đường tăng từ 15 Hz trở lên, với chiều cao mấp mô của mặt đường không đổi, giá trị Zđ sẽ dần tiến tới một giá trị nhất định và có thể coi là ít thay đổi trong vùng tần số lớn hơn 25 Hz hoặc 30 Hz. Trên bệ thử dùng cho chẩn đoán chất lượng hệ thống treo, người ta tạo nên một bệ rung có khả năng tạo nên tần số kích động tương tự như trong thực tế với khoảng giá trị từ 5 Hz đến 25 Hz (có thể tới 30 Hz) có biên độ dao động không đổi trong khoảng tần số rung. Các bánh xe được quản lý chặt chẽ trong việc kiểm tra chất lượng bánh xe và áp suất khí trong lốp. Như vậy khi đo, giá trị lực động phụ thuộc vào độ cứng của bộ phận đàn hồi và lực cản của giảm chấn. Qua các chuyển đổi tính toán của thiết bị chúng ta sẽ thu được quan hệ của tần số kích thiisch với giá trị G, độ cứng động trung bình của hệ thống treo Cđ. Nhờ kết quả này có thể tiến hành chẩn đoán chất lượng hệ thống treo trên các bệ thử chuyên dụng, tức là quản lý độ bám dính của bánh xe trên nền khi ôtô chuyển động. 6.3. PHƯƠNG PHÁP VÀ THIẾT BỊ CHẨN ĐOÁN 6.3.1. Bằng quan sát Với các loại ôtô có khoảng không gian sàn xe có thể quan sát: - Chảy dầu giảm chấn. - Gãy nhíp, lò xo. - Rơ lỏng xô lệch các bộ phận. - Biến dạng lớn ở các chỗ liên kết. - Nứt vỡ gối tỳ, ụ giảm va đập, ổ bắt cao su. - Mài mòn lốp xe. - Độ mất cân bằng bánh xe. Ngoài ra, còn sử dụng các thước đo thông thường đo chiều cao thân xe so với mặt đường hay tâm trục bánh xe để xác định độ cứng tĩnh của bộ phận đàn hồi. 6.3.2. Chẩn đoán trên đường Chọn thử và các điều kiện thử ôtô trên đường phụ thuộc vào chủng loại, kết cấu như: ôtô tải, ôtô buýt, ôtô con, ôtô thân ngắn, thân dài... Mục đích của chẩn đoán dạng này là xác định nơi phát ra tiếng ồn và mức độ ồn. Trong khai thác sửa chữa có thể chỉ cần phát hiện ra chỗ hư hỏng trong đánh giá chất lượng tổng thể. 6.3.2.1. Độ ồn trong Độ ồn bên trong được đo từ buồng lái của ôtô tải, bên trong của ôtô con và ôtô buýt. Các điểm đo độ ồn trong được xác định đối với ôtô buýt là: một điểm tại chỗ người lái ngang tầm đầu lái xe, hai điểm tại giữa khoang hành khách ngang tầm ghế ngồi, hai điểm ở sau xe ngang tầm đầu hành khách. Khi đo, ôtô chuyển động với vận tốc quy định 50 km/h hoặc 80 km/h trên đường thẳng tốt. Việc đo độ ồn trong chủ yếu xác định chất lượng môi trường bên trong của ôtô. 6.3.2.2. Độ ồn ngoài Chọn mặt đường asfan – bêtông hay đường bêtông có chiều dài khoảng (400 ÷ 500) m. Trên đoạn đường này đặt cảm biến đo độ ồn như trên (hình 6-3), và xung quanh khoảng 30m không có vật cản phản âm, cường độ ồn của môi trường (độ ồn nền) không qúa 10dB. Quảng đường đo được xác định trong đoạn đường AB (20m) trong đoạn này giữ đều tốc độ. Cho ôtô chuyển động thẳng tới với vận tốc thử (50 ÷ 80) km/h, và xác định: - Độ ồn dB. - Âm thanh đặc trưng tiếng ồn. - Chỗ phát tiếng ồn. Hình 6-3. Sơ đồ đo độ ồn ngoài. 6.3.2.3. Đo trên mặt đường xấu Chọn mặt đường có chiều cao mấp mô bằng 1/30 ÷ 1/20 đường kính bánh xe, khoảng cách giữa các mấp mô 0,5 ÷ 1,5 chiều dài cơ sở xe, chiều dài đường thử (100 ÷ 300) m, vận tốc (15 ÷ 20) Km/h. Các thông số cần xác định: âm thanh đặc trưng tiếng ồn, vị trí phát tiếng ồn, cường độ ồn nhờ thính giác của con người. Tiếng ồn trong thử nghiệm xe trên đường là tiếng ồn tổng hợp, bao gồm tiếng ồn trong và ngoài xe, vì vậy cần sử dụng kinh nghiệm để xác định hư hỏng trong hệ thống treo. Việc xác định như vậy chỉ có thể biết chỗ hư hỏng và khó có thể xác định mức độ hư hỏng. 6.3.3. Đo trên bệ chẩn đoán chuyên dụng 6.3.3.1. Mục đích Bệ chẩn đoán dùng trên hệ thống treo giúp cho cán bộ kỹ thuật chuyên ngành có thể xác định được một số thông số tổng hợp hệ thống treo bao gồm: - Độ cứng động của hệ treo đo ở từng bánh xe, thể hiện chất lượng tổng hợp của bộ phận đàn hồi ở trạng thái lắp ráp mà không tháo rời. - Độ bám dính của bánh xe trên đường, thể hiện chất lượng tổng hợp của bộ phận giảm chấn, bộ phận đàn hồi. Khi chất lượng của bánh xe và bộ phận đàn hồi đã được quản lý thì thể hiện chất lượng của bộ phận giảm chấn thông qua độ bám dinh. 6.3.3.2. Sơ đồ nguyên lý Thiết bị đo là loại thiết bị thuỷ lực điện tử (hình 6-4), bao gồm: bộ gây rung thuỷ lực, các thiết bị đo lực tại chỗ tiếp xúc của bánh xe với bệ đo, thiết bị đo tần số và chuyển vị. Bộ gây rung thuỷ lực có nguồn cung cấp thuỷ lực, bơm, bình tích năng, van con trượt, bộ giảm chấn, xylanh thuỷ lực. Van thuỷ lực được điều khiển bởi một van điện từ nhằm đóng mở đường dầu tạo nên khả năng rung cho bệ với các tần số rung khác nhau.Thiết bị đo của bệ là các cảm biến, bộ vi xử lý và bộ điều khiển tần số rung. Tín hiệu từ các cảm biến ghi lại và tính toán đưa ra các chỉ số hiển thị. Hình 6-4. Sơ đồ nguyên lý bộ gây rung thuỷ lực. 1- Cảm biến đo lực; 2- Cảm biến đo tần số chuyển vị; 3- Bộ gây rung thuỷ lực. Biên độ rung của ôtô con nằm trong khoảng (15 ÷ 20) mm, tần số rung thay đổi liên tục từ 4 Hz đến 30 Hz. Hiển thị trên màn hình và lưu trữ số liệu: độ cứng động, độ bám đường từng bánh xe. Bệ đo kèm theo một thiết bị đo tải trọng thẳng đứng cho từng bánh xe, khi bị qúa tải thiết bị rung không làm việc. Bộ tổ hợp thiết bị chẩn đoán có thể bao gồm: thiết bị cân, bộ đo độ trượt ngang bánh xe, bộ đo rung cho hệ thống treo, bộ đo lực phanh và bộ đo trạng thái làm việc của động cơ. 6.3.3.3. Phương pháp đo Trước khi đưa xe lên bệ rung, nhất thiết phải đảm bảo áp suất khí nén trong lốp theo tiêu chuẩn. Cho xe lăn từ từ lên bệ cân trọng lượng và chuyển các bánh xe của từng cầu vào bệ đo rung. Khi bánh xe nằm yên trên bệ rung, hiệu chỉnh cho hướng xe và bánh xe chạy thẳng. Cho bệ rung làm việc, khoảng thời gian làm việc trên bệ rung là 2 ÷ 3 phút sau đó chuyển sang đo cho các bánh xe ở cầu sau, tương tự như bánh xe cầu trước. 6.3.3.4. Kết quả đo Thiết bị đo ghi và cho phép xác định các thông số chẩn đoán đối với từng bánh xe, đó là: - Tải trọng tĩnh trên các bánh xe, cầu xe, toàn bộ xe (N). - Độ cứng động của hệ thống treo đo tại các bánh xe (N/mm). - Độ bám dính của bánh xe trên đường (%). Dạng đồ thị kết quả hiển thị hoặc in trên giấy, kết quả các số liệu bao gồm các giá trị: + Khả năng bám dính bánh xe trên mặt đường G (GRIP) cho từng bánh xe trên cùng một cầu theo tần số rung của bệ, tại tần số 25 Hz giá trị độ bám dính lấy bằng 100%. Khi giảm nhỏ tần số kích động ( biểu thị mặt đường tác động) giá trị G thay đổi. Khi đánh giá tổng quát chất lượng hệ thống treo, kết quả ghi trên giấy lấy giá trị độ bám dính nhỏ nhất trên đồ thị. Hệ thống treo được coi là tốt khi đảm bảo độ bám dính bánh xe trên mặt đường cao nhất. Nếu giảm chấn, lốp, bộ phận đàn hồi tốt khả năng bám dính của bánh xe trên đường cao. Khi giá trị độ bám dính nhỏ hơn cần thiết phải thay đổi giảm chấn hay cả bộ phận đàn hồi. + Giá trị sai lệch tương đối của độ bám dính cho bằng sai lệch của hai giá trị độ bám dính của các bánh xe trên cùng một cầu. + Trọng lượng đặt trên các bánh xe. + Độ cứng động (RIGIDITY) (N/mm) cho trên bảng kết quả được đo trên cơ sở đo chuyển vị của hệ (đồng thời là bánh xe), lực động tại các giá trị tương ứng khi tần số rung thay đổi. Qúa trình đo các bộ số liệu được ghi lại và xử lý theo bài toán thống kê để tìm giá trị trung bình. Kết quả của độ cứng động cho biết trạng thái độ cứng của hệ thống treo tính theo chuyển vị dài tại vị trí đặt bánh xe. Ảnh hưởng lớn nhất đến giá trị độ cứng động là độ cứng tĩnh của bộ phận đàn hồi. Do vậy qua kết quả có thể đánh giá chất lượng của bộ phận đàn hồi. Các bệ chẩn đoán hệ thống treo được thiết kế tổ hợp trong thiết bị chẩn đoán và được phân loại theo trọng lượng ôtô. Vì vậy để đảm bảo độ chính xác của thông số chẩn đoán cần chọn loại bệ chẩn đoán phù hợp. 6.3.4. Chẩn đoán trạng thái giảm chấn khi đã tháo khỏi xe Giảm chấn là chi tiết quan trọng, nhiều khi cần thiết phải tìm hư hỏng, do vậy có thể tháo dễ dàng ra để kiểm tra, khi đó có thể dùng bệ thử với sơ đồ nguỷn lý chỉ ra trên (hình 6-5). Bệ thử bao gồm: giá của bệ, cơ cấu tay quay thanh truyền, giá trượt. Trên bệ có lắp cảm biến đo lực và cảm biến đo hành trình. Các đầu của giảm chấn là các khớp trụ, có lắp các đệm bằng cao su giảm va đập. Hình 6-5. Sơ đồ nguyên lý bệ thử giảm chấn và đồ thị kết quả. a- Sơ đồ nguyên lý; b- Đồ thị đặc tính chuyển dịch và tốc độ; 1- Cảm biến đo lực; 2- Giảm chấn; 3- Cảm biến đo hành trình; 4- Giá trượt; 5- Cơ cấu quay. Cảm biến đo lực có tác dụng đo theo hai hành trình nén và trả. Hành trình dịch chuyển được điều chỉnh tại tay quay của cơ cấu tay quay thanh truyền tương ứng với các giá trị (100, 75, 50, 25)mm. Khi đó, cho động cơ điện quay và tạo nên tốc độ 100 (1/min). Kết quả đo với các trục (lực cản nén và trả, với hành trình) cho có dạng gần giống quả lê, khi giảm chấn còn tốt. Hình dạng đồ thị quả lê tuỳ thuộc vào kết cấu giảm chấn. Khi giảm chấn có hư hỏng hình dạng này sẽ thay đổi, một số đặc trưng hư hỏng cho trên (hình 6-6). Hình 6-6. Các khả năng hư hỏng trong giảm chấn. a- Mòn piston, mòn lỗ van; b- Mòn lỗ van trả và nén; c- Kẹt, tắc van trả và van nén, dầu bẩn; d- Kẹt tắc van nén; e- Kẹt tắc van trả. Bằng kết quả đo được lực (nĩn, trả) và hành trình dịch chuyển, so sánh với các trạng thái tiêu chuẩn có thể rút ra các hư hỏng về mòn piston, xylanh, hỏng van, dầubẩn... 6.4 CÁC HƯ HỎNG HỆ THỐNG TREO 6.4.1 Hư hỏng bộ phận giảm chấn Bộ phận giảm chấn cần thiết làm việc với lực cản hợp lý nhằm dập tắt nhanh chóng dao động thân xe. Hư hỏng giảm chấn dẫn tới thay đổi lực cản này, tức là giảm chấn mất 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 xylanh, piston. Piston và xylanh đóng vai trò dẫn hướng và cùng với vòng găng hay phớt làm nhiệm vụ bao kín các khoang dầu. Trong qúa trình làm việc của giảm chấn piston và xylanh 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 có thể lưu thông qua lỗ tiết lưu, còn chảy qua giữa khe hở của piston với xylanh gây giảm lực cản trong cả hai hành trình nén và trả, mất dần tác dụng dập tắt nhanh dao động. - Hở phớt bao kín và chảy dầu của giảm chấn. Hư hỏng này hay xảy ra đối với giảm chấn dạng ống, đặc biệt ở trên giảm chấn dạng ống một lớp vỏ. Do điều kiện bôi trơn của phớt bao kín và 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 dần tác dụng giảm chấn. Sự thiếu dầu ở giảm chấn hai lớp vỏ dẫn tới 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 trong và tăng nhanh tốc độ mài mòn do đó phải thay mới phớt bao kín. - Dầu bị biến chất sau một thời gian sử dụng. Thông thường dầu trong giảm chấn được pha thêm các phụ gia đặc biệt để tăng tuổi thọ khi làm việc ở nhiệt độ và áp suất thay đổi, giữ được độ nhớt trong khoảng thời gian dài. Khi có nước hay các tạp chất hóa học lẫn vào dễ làm dầu bị biến chất. Các tính chất cơ lý thay đổi là cho tác dụng của giảm chấn mất đi, có khi làm bó kẹt giảm chấn. - Kẹt van giảm chấn có thể xảy ra ở hai trạng thái: luôn mở, luôn đng. Nếu các van kẹt mở thì dẫn tới lực cản giảm chấn bị giảm nhỏ. Nếu các van giảm chấn 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 dầu bị bẩn, phớt bao kín bị hở. Các biểu hiện của hư hỏng này phụ thuộc vào các trạng thái kẹt của van ở hành trình 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 bị thiếu dầu hay hết dầu giảm chấn vẫn còn khả năng dịch chuyển thì nhiệt phát sinh trên vỏ lớn, tuy nhiên khi đó độ cứng giảm chấn thay đổi, làm xấu chức năng của nó. Có nhiều trường hợp khi hết dầu có thể gây kẹt giảm chấn, cong trục. - Đôi khi do sự qúa tải trong làm việc, cần piston giảm chấn bị cong, gây kẹt hoàn toàn giảm chấn. - Nát cao su các chỗ liên kết có thể phát hiện thông qua quan sát các đầu liên kết. Khi bị nát vỡ, ôtô chạy trên 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 đo trên bệ kiểm tra hệ thống treo. Khi có sự cố xảy ra, ta tiến hành tháo rời các chi tiết và rửa sạch, kiểm tra độ cong, vênh, độ mài mòn, độ bóng của các chi tiết để quyết định tiếp tục sử dụng hay thay mới, sau đó ráp lại và đổ dầu giảm chấn mới vào. 6.4.2 Hư hỏng bộ phận đàn hồi Bộ phận đàn hồi quyết định tần số dao động riêng của ôtô, do vậy khi hư hỏng sẽ ảnh hưởng nhiều tới các chỉ tiêu chất lượng đã kể trên. Bộ phận đàn hồi là bộ phận dễ hư hỏng do điều kiện sử dụng như: - Giảm độ cứng, hậu quả của nó là giảm chiều cao thân xe, tăng khả năng va đập cứng khi tăng tốc hay phanh, gây ồn, đồng thời dẫn tới tăng gia tốc dao động thân xe, làm xấu độ êm dịu khi xe đi trên nền đường xấu. - Bó kẹt nhíp do hết mỡ bôi trơn làm tăng độ cứng, hậu quả của việc bó cứng nhíp làm cho ôtô chuyển động trên đường xấu bị rung xóc mạnh, mất êm dịu chuyển động, tăng lực động tác dụng lên thân xe, giảm khả năng bám dính, tuổi thọ của giảm chấn trên cầu xe sẽ thấp. Khắc phục bằng cách bôi trơn nhíp. - Gãy bộ phận đàn hồi do qúa tải khi làm việc, hay do mỏi của vật liệu. Khi gãy nhíp, thanh xoắn sẽ dẫn tới mất vai trò của bộ phận dẫn hướng và mất tác dụng của bộ phận đàn hồi. Để khắc phục phải thay mới các chi tiết bị gãy và kiểm tra lại các chi tiết khác có còn khả năng làm việc không. - Vỡ ụ tăng cứng của hệ thống treo làm mềm bộ phận đàn hồi, tăng tải trọng tác dụng lên bộ phận đàn hồi. Vỡ ụ tỳ hạn chế hành trình sẽ làm tăng tải trọng tác dụng lên bộ phận đàn hồi. Cả hai trường hợp này đều gây nên va đập, tăng ồn trong hệ thống treo do đó phải thay mới chúng. Các tiếng ồn trong 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, đai kẹp, giá đỡ lò xo..., đều gây nên tiếng ồn, xô lệch cầu xe, ôtô khó điều khiển, gây nặng tay lái, tăng độ ồn khi xe hoạt động, dễ gây tai nạn giao thông. Vì vậy phải kiểm tra định kỳ các mối liên kết và xiết chặt lại trước khi đưa xe vào hoạt động. 6.4.3 Hư hỏng bộ phận dẫn hướng Trong sử dụng hư hỏng hoặc sai lệch kết cấu bộ phận dẫn hướng hay gặp là: - Mòn các khớp trụ, khớp cầu. Khắc phục bằng cách thay mới. - Biến dạng khâu: đòn giằng, bệ đỡ, bệ xoay, dầm cầu, nhíp lá, quang treo. Khắc phục bằng cách nắn lại cho đúng hình dạng ban đầu. Nếu biến dạng qúa lớn ta có thể thay mới. - Sai lệch các thông số cấu trúc, các chỗ điều chỉnh, vấu giảm va, vấu tăng cứng, phải tiến hành điều chỉnh lại cho đúng vị trí các chi tiết. Các hư hỏng này sẽ làm cho bánh xe mất quan hệ động học, động lực học đúng, gây nên mài mòn nhanh lốp xe, mất khả năng ổn định chuyển động, mất tính dẫn hướng của xe.... Tuỳ theo mức độ hư hỏng mà biểu hiện của nó rõ nét hay mờ. 6.4.4. Hư hỏng đối với bánh xe Bánh xe có thể được coi là một phần trong hệ thống treo, các hư hỏng thường gặp đối với bánh xe là: áp suất lốp không đúng quy định, khi lốp qúa mềm sẽ lăm tăng sức cản chuyển động và mau mòn lốp, còn khi lốp qúa cứng dễ gây ra hiện tượng trượt bánh xe khi chịu tác động của lực dọc hoặc lực ngang lớn do diện tích tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường giảm gây mất tính ổn định của ôtô. Lốp bị mòn dễ gây ra hiện tượng trượt quay khi xe tăng tốc, giảm khả năng vượt lầy làm giảm tính cơ động của ôtô,...Khi áp suất lốp không đúng quy định ta tiến hành điều chỉnh bằng cách xả bớt hoặc bơm thêm không khí, khi lốp bị mòn ta tiến hành thay mới. 6.4.5. Hư hỏng đối với thanh ổn định Hư hỏng của thanh ổn định chủ yếu là: nát các gối tựa cao su, giảm độ cứng, hư hỏng các đòn liên kết. Hậu quả của các hư hỏng này cũng tương tự như của bộ phận đàn hồi, nhưng xảy ra khi ôtô bị nghiêng hay xe chạy trên đường có dạng “sóng ghềnh”. Để khắc phục ta phải thay mới các chi tiết khi xảy ra hư hỏng. Các bộ phận kể trên của hệ thống treo có quan hệ chặt chẽ và biểu hiện giống nhau. Để có thể tách biệt các hư hỏng này cần thiết phải có kinh nghiệm hay sử dụng suy luận logic. Trong các biểu hiện trên, biểu hiện có thể dùng làm thông số chẩn đoán hay dùng là: - Tiếng ồn, gõ ở mọi tốc độ hay ở một vùng tốc độ nào đó. - Rung động ở khu vực bánh xe hay trong thùng xe. - Va đập cứng tăng nhiều khi đi qua “ổ gà” hay trên đường xấu. - Chiều cao thân xe bị giảm, thân xe bị xệ, vênh. - Giảm khả năng bám dính trên đường. - Tăng mài mòn lốp, hoặc mài mòn lốp không đều. - Không có khả năng ổn định hướng chuyển động, lái nặng. - Qúa nóng ở vỏ giảm chấn. - Có dầu chảy trên vỏ giảm chấn. KẾT LUẬN Sau thời gian hơn 3 tháng làm đồ án với đề tài “Tính toán thiết kế hệ thống treo cho xe bus điện nội thành Đà Nẵng”, em đã cơ bản hoàn thành đề tài với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo hướng dẫn Lê Văn Tụy và các thầy cô giáo trong khoa. Trong đề tài này em đi sâu tìm hiểu tính năng hoạt động của hệ thống treo và nguyên lý làm việc của các bộ phận đến các chi tiết chính trong hệ thống treo. Tuy nhiên do thời gian hạn chế, nhiều phần chưa được trang bị trong thời gian học tập tại trường, tài liệu tham khảo hạn chế và chưa cập nhật đầy đủ các tài liệu về xe nên không tránh khỏi những thiếu sót mong các thầy cô chỉ dẫn thêm... Qua đề tài này đã bổ sung cho em thêm nhiều kiến thức chuyên nghành về các hệ thống ôtô và đặc biệt là hệ thống treo. Qua thời gian làm đồ án tốt nghiệp em cũng nâng cao được những kiến thức về công nghệ thông tin như: Word, Excel, AutoCAD, Internet,… phục vụ cho công tác sau này. Ðồng thời qua đó bản thân em cần phải cố gắng học hỏi tìm tòi hơn nữa để đáp ứng yêu cầu của người cán bộ kỹ thuật ngành động lực. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hoàng Việt. “KẾT CẤU TÍNH TOÁN HỆ THỐNG TREO”. Đà Nẵng: Tài liệu lưu hành nội bộ Đại Học Đà Nẵng. [2] Nguyễn Hữu Cảnh, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. “LÝ THUYẾT ÔTÔ MÁY KÉO”. Hà Nội: Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật; 1998. [3] Trần Thanh Hải Tùng. “CHẨN ĐOÁN TRẠNG THÁI KỸ THUẬT CỦA ÔTÔ”. Đà Nẵng: Tài liệu lưu hành nội bộ Đại Học Đà Nẵng. [4] Lê Văn Tụy. “KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN ÔTÔ”. Đà Nẵng: Tài liệu lưu hành nội bộ Đại Học Đà Nẵng. MỤC LỤC