Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Đồ án tốt nghiệp đại học chuyên ngành Cơ khí Động lực (lớp CKĐL 1 – K52), Khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội được sinh viên Nguyễn Hoàng Anh thực hiện vào tháng 5 năm 2012, dưới sự hướng dẫn của PGS. TS. Lưu Văn Tuấn. Đề tài tập trung vào nhiệm vụ: "Thiết kế hệ thống treo cho xe tải 4 tấn".
Bối cảnh thực tiễn được tác giả xác định xuất phát từ yêu cầu nâng cao chất lượng vận hành của ô tô tải trong nền kinh tế. Khi ô tô vận hành trên đường, sự không bằng phẳng của mặt đường kích thích các lực và mômen tác động lên hệ thống treo, tạo ra các dao động ảnh hưởng trực tiếp đến hàng hóa, tuổi thọ phương tiện và sức khỏe người lái. Đối với ô tô tải, dao động không chỉ quyết định độ êm dịu mà còn chi phối mức độ an toàn hàng hóa, giảm áp lực tải trọng động tác dụng xuống mặt đường và hạn chế sự sụt giảm tải trọng bám, từ đó duy trì khả năng truyền lực khi tăng tốc hoặc phanh. Theo số liệu khảo sát được tác giả nêu, khi ô tô chuyển động trên đường xấu gồ ghề so với đường tốt bằng phẳng:
- Tốc độ chuyển động trung bình của xe giảm từ 40% đến 50%.
- Quãng đường xe chạy giữa hai chu kỳ đại tu giảm từ 35% đến 40%.
- Năng suất vận chuyển suy giảm từ 35% đến 40%.
- Về mặt con người, tình trạng rung xóc kéo dài gây mệt mỏi và nếu tác động thường xuyên có thể dẫn đến các bệnh lý về thần kinh và não bộ.
Mặt khác, trong điều kiện giao thông và vận tải tại Việt Nam thời điểm nghiên cứu, nhiều phương tiện kém chất lượng, không bảo đảm độ bền và có dao động vượt giới hạn vẫn được lưu hành. Nếu tần số dao động của hệ thống treo vượt khỏi ngưỡng an toàn (cho phép từ 80 đến 120 lần/phút), lỗi điều khiển của người lái sẽ gia tăng, đe dọa an toàn tính mạng và hàng hóa. Chiến lược phát triển ngành công nghiệp ô tô trong nước đặt ra mục tiêu nội địa hóa từng phần tiến tới toàn phần, đòi hỏi kỹ sư trong nước phải làm chủ việc tính toán, thiết kế các cụm tổng thành phù hợp với điều kiện khai thác và công nghệ chế tạo thực tế.
Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án bao gồm:
- Khảo cứu, phân tích động học, động lực học và so sánh các phương án kết cấu hệ thống treo nhằm lựa chọn phương án thiết kế thích hợp cho xe tải 4 tấn.
- Tính toán thiết kế các thông số hình học, độ võng, độ cứng và kiểm tra tần số dao động của bộ phận đàn hồi (nhíp trước, nhíp sau chính và nhíp sau phụ).
- Kiểm nghiệm độ bền các chi tiết chịu lực chính trong hệ thống treo: các lá nhíp, tai nhíp và chốt nhíp.
- Tính toán nhiệt, xác định kích thước cơ bản và thiết kế thủy lực cụm giảm chấn ống tác dụng hai chiều (bao gồm hệ số cản, lực cản và kích thước các lỗ van tiết lưu).
- Lập quy trình công nghệ gia công chi tiết cơ khí (pistôn phần tử đàn hồi / pistôn giảm chấn).
Đối tượng nghiên cứu là cụm hệ thống treo trên dòng xe tải có trọng tải 4 tấn. Phạm vi tính toán không gian và tải trọng xác định theo các thông số kỹ thuật của xe ở hai trạng thái: đầy tải (tổng trọng lượng 80.250 N) và không tải (tổng trọng lượng bản thân 40.250 N).
Cơ sở lý thuyết và phương pháp
Về khung lý thuyết, tác giả áp dụng lý thuyết ô tô và động lực học dao động ô tô để xác định các trạng thái động lực học của hệ thống treo. Hệ dao động được quy đổi về mô hình khối lượng được treo ($M$), độ cứng của bộ phận đàn hồi ($C$) và hệ số cản của cơ cấu dập tắt dao động ($K$). Chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động được tác giả lựa chọn duy nhất là chỉ tiêu tần số dao động riêng, với điều kiện số lần dao động trong một phút phải nằm trong khoảng cho phép $n = 90 \div 120\text{ lần/phút}$.
Phương pháp nghiên cứu thực tế gồm:
- Phương pháp phân tích - so sánh tổng hợp: Đánh giá ưu điểm, nhược điểm của các sơ đồ hệ thống treo phụ thuộc và độc lập, các loại phần tử đàn hồi (nhíp lá, lò xo trụ, thanh xoắn, đệm khí) và các dạng giảm chấn thủy lực (dạng đòn, dạng ống) dựa trên điều kiện chịu tải của xe tải 4 tấn và năng lực chế tạo cơ khí trong nước.
- Phương pháp cơ học giải tích kết cấu: Sử dụng mô hình dầm cong 1/4 elip ngàm một đầu để tính toán phân bố ứng suất và biến dạng của từng lá nhíp. Để giải bài toán tiếp xúc giữa các lá nhíp, tác giả xây dựng hệ phương trình tương thích biến dạng $n-1$ ẩn số lực liên kết tại đầu mút các lá ($X_2, X_3, \dots, X_n$) dưới dạng hệ phương trình đại số tuyến tính: $$A_k X_{k-1} + B_k X_k + C_{k+1} X_{k+1} = 0$$
- Phương pháp cân bằng nhiệt và thủy lực: Định cỡ kích thước giảm chấn thông qua phương trình cân bằng giữa công suất tỏa nhiệt cơ khí khi dập tắt dao động và khả năng tản nhiệt qua diện tích bề mặt vỏ kim loại ra không khí; tính toán tiết diện các lỗ van tiết lưu nén, trả và giảm tải dựa trên phương trình lưu lượng dòng chất lỏng chảy qua lỗ thành mỏng.
Nguồn dữ liệu tính toán lấy từ bộ thông số kỹ thuật thiết kế của xe tải 4 tấn:
- Trạng thái đầy tải: Trọng lượng $G = 80.250\text{ N}$; phân bố cầu trước $22.500\text{ N}$, cầu sau $57.750\text{ N}$. Khối lượng phần được treo cầu trước $M = 1.969\text{ kg}$; tải trọng tác dụng lên một bên nhíp cầu trước $Z = 9.845\text{ N}$.
- Trạng thái không tải: Trọng lượng bản thân $G_0 = 40.250\text{ N}$; phân bố cầu trước $20.250\text{ N}$, cầu sau $20.000\text{ N}$. Khối lượng phần được treo cầu trước $M = 1.522\text{ kg}$; tải trọng lên một bên nhíp cầu trước $Z = 7.610\text{ N}$.
- Vật liệu chế tạo: Nhíp sử dụng thép đàn hồi mác 60C2 có ứng suất uốn cho phép $[\sigma_u] = 600\text{ N/mm}^2$; tai nhíp có $[\sigma_{th}] = 350\text{ N/mm}^2$; chốt nhíp sử dụng thép kết cấu cacbon trung bình mác 40X xianua hóa.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1. Lựa chọn phương án thiết kế
Chương này trình bày nhiệm vụ, yêu cầu, phân loại và phân tích ưu - nhược điểm của các dạng hệ thống treo, phần tử đàn hồi và giảm chấn trên ô tô.
Một hệ thống treo hoàn chỉnh bao gồm 3 bộ phận chủ yếu:
- Bộ phận đàn hồi: Nối đàn hồi khung/vỏ với bánh xe, tiếp nhận lực thẳng đứng (nhíp, lò xo, thanh xoắn, khí hoặc thủy khí).
- Bộ phận dẫn hướng: Bảo đảm đúng động học bánh xe (chỉ dao động trong mặt phẳng thẳng đứng), truyền lực dọc, lực ngang và mômen giữa bánh xe với khung/vỏ.
- Bộ phận giảm chấn: Dập tắt nhanh dao động bằng cách chuyển đổi cơ năng dao động thành nhiệt năng thông qua ma sát chất lỏng qua các lỗ tiết lưu.
| Phương án hệ thống treo | Ưu điểm cốt lõi | Nhược điểm chính | Phạm vi ứng dụng phù hợp |
|---|---|---|---|
| Treo phụ thuộc loại nhíp lá | Kết cấu đơn giản, giá thành thấp; nhíp kiêm luôn nhiệm vụ dẫn hướng và hỗ trợ giảm chấn; chịu tải trọng lớn. | Trọng lượng lớn (chiếm 5,5% - 8% trọng lượng xe); tuổi thọ mỏi hạn chế; ma sát giữa các lá gây mòn. | Cầu sau xe con, tất cả các cầu của xe tải và xe khách lớn. |
| Treo phụ thuộc loại lò xo trụ | Trọng lượng nhẹ hơn nhíp lá cùng độ bền; tuổi thọ cao; không có ma sát giữa các lá nhíp. | Chỉ làm nhiệm vụ đàn hồi, bắt buộc phải bố trí thêm cơ cấu dẫn hướng và giảm chấn phức tạp. | Bố trí ở cầu bị động hoặc chủ động của xe con/xe tải nhẹ. |
| Treo độc lập đòn dọc / 2 đòn ngang | Khối lượng phần không được treo nhỏ; duy trì chính xác động học bánh xe dẫn hướng; tăng độ bám đường. | Kết cấu phức tạp, nhiều khớp quay, chiếm không gian lớn, đòi hỏi công nghệ chế tạo và hàn cao. | Thường dùng ở cầu trước xe con, xe du lịch. |
| Treo khí / Thủy khí | Có thể tự điều chỉnh độ cứng và chiều cao thân xe; đường đặc tính phi tuyến tối ưu; triệt tiêu rung ồn tốt. | Bắt buộc phải có hệ thống máy nén khí, bình chứa, van điều khiển; giá thành cao, cấu tạo phức tạp. | Xe khách cao cấp, xe tải nặng có tải trọng thay đổi lớn. |
Từ phân tích trên, tác giả lựa chọn phương án: Hệ thống treo phụ thuộc loại nhíp lá cho cả cầu trước và cầu sau xe tải 4 tấn. Cầu sau sử dụng kết cấu nhíp hai tầng (nhíp chính kết hợp nhíp phụ).
Về giải pháp kết cấu nâng cao tuổi thọ của cụm nhíp lá:
- Tiết diện ngang của lá nhíp được làm vát ở hai đầu để dịch chuyển đường trung hòa lên trên, giúp giảm ứng suất kéo ở thớ trên (do giới hạn mỏi khi kéo của thép kém hơn khi nén).
- Đầu lá nhíp được vuốt mỏng theo hình trái xoan giúp phân bố ứng suất đều và giảm ma sát mài mòn cục bộ.
- Đặt góc nghiêng móc treo nhíp khoảng $5^\circ$ khi không tải để biến thiên độ cứng; đặt các tấm đệm giữa các lá nhíp để kiểm soát lực ma sát.
Về bộ phận giảm chấn: Tác giả so sánh giữa giảm chấn dạng đòn và giảm chấn dạng ống. Giảm chấn dạng đòn chịu áp suất dầu rất cao ($25 \div 40\text{ MN/m}^2$), kết cấu nặng nề; trong khi giảm chấn dạng ống chỉ làm việc ở áp suất cực đại $6 \div 8\text{ MN/m}^2$, trọng lượng nhẹ hơn hai lần, chế tạo đơn giản và tuổi thọ cao. Tác giả lựa chọn loại giảm chấn ống thủy lực tác dụng hai chiều có đường đặc tính không đối xứng và có van giảm tải.
Chương 2. Tính toán thiết kế các phần tử của hệ thống treo
Chương này tập trung xác định kích thước, kiểm tra động học, động lực học và độ bền của nhíp lá cùng các chi tiết định vị.
1. Tính toán nhíp cầu trước:
- Kích thước sơ bộ: Chiều rộng lá nhíp $b = 70\text{ mm}$; chiều dày $h = 8\text{ mm}$ (thỏa mãn tỉ lệ $b/h = 9,3 < 10$); khoảng cách giữa hai bulông ngàm nhíp bằng $90\text{ mm}$; nửa chiều dài nhíp $l_1 = l_2 = 680\text{ mm}$.
- Kết quả tính toán độ cứng: $C = 94.972\text{ N/m}$.
- Độ võng tĩnh của nhíp trước: $f = 0,104\text{ m}$ ($10,4\text{ cm}$).
- Tần số dao động riêng thực tế: $n = 94\text{ lần/phút}$ (nằm trong giới hạn cho phép $90 \div 120\text{ lần/phút}$).
- Ứng suất uốn các lá nhíp: Giải hệ phương trình tương thích biến dạng xác định lực liên kết $X_2 = X_3 = \dots = X_9 = 4.922,5\text{ N}$. Toàn bộ ứng suất uốn tính toán trên các lá nhíp đều nhỏ hơn giới hạn cho phép $[\sigma_u] = 600\text{ N/mm}^2$.
- Độ bền tai nhíp trước: Đường kính trong tai nhíp $D = 50\text{ mm}$, chiều rộng $b = 70\text{ mm}$, lực kéo/phanh cực đại $P_{k\max} = \varphi \cdot Z_{bx} = 0,7 \cdot 4.922,5 = 3.445,75\text{ N}$. Ứng suất uốn $\sigma_u = 76,15\text{ N/mm}^2$; ứng suất kéo/nén $\sigma_n = 3,08\text{ N/mm}^2$; ứng suất tổng hợp $\sigma_{th} = 79,23\text{ N/mm}^2 \le [\sigma_{th}] = 350\text{ N/mm}^2$.
- Chốt nhíp trước: Đường kính $D_{chốt} = 50\text{ mm}$, vật liệu thép 40X; kiểm nghiệm ứng suất chèn dập và ứng suất cắt đều đạt yêu cầu bền.
2. Tính toán nhíp cầu sau (nhíp chính và nhíp phụ):
- Cầu sau chịu sự biến thiên tải trọng lớn nên thiết kế gồm nhíp chính 16 lá và nhíp phụ 8 lá. Chiều rộng lá nhíp $b = 80\text{ mm}$, thỏa mãn $b/h = 9,4 < 10$.
- Kích thước chiều dài: Nửa chiều dài nhíp chính $l_{c1} = l_{c2} = 880\text{ mm}$; nửa chiều dài nhíp phụ $l_{p1} = l_{p2} = 630\text{ mm}$. Các chiều dài tính toán từng lá của nhíp phụ lần lượt là $630; 630; 520; 454; 388; 321; 253; 184; 110\text{ mm}$.
- Tỷ lệ phần trăm tải trọng bắt đầu làm việc của nhíp phụ: Chọn $a = 18%$. Tải trọng tác dụng lên hệ thống khi nhíp phụ bắt đầu tiếp xúc là $G_c = 12.048\text{ N}$; tải trọng gia tăng khi đầy tải $G_f = 13.217\text{ N}$.
- Khi xe đầy tải hoàn toàn: Trọng lượng phần được treo tác dụng lên nhíp phụ là $8.200\text{ N}$, tác dụng lên nhíp chính là $17.065\text{ N}$.
- Độ cứng từng cụm nhíp sau: Độ cứng nhíp chính $C_2 = 84.589\text{ N/m}$; độ cứng nhíp phụ $C_1 = 138.289\text{ N/m}$. Tổng độ cứng của hệ thống treo cầu sau khi nhíp phụ cùng làm việc: $$C_t = C_1 + C_2 = 138.289 + 84.589 = 222.878\text{ N/m}$$
- Biến dạng và độ võng tĩnh: Độ võng tĩnh toàn bộ $f_t = 0,113\text{ m}$ ($11,3\text{ cm}$); độ võng riêng phần của nhíp phụ $f_f = 0,059\text{ m}$ ($5,9\text{ cm}$). Tần số dao động cầu sau thỏa mãn khoảng $90 \div 120\text{ lần/phút}$.
- Kiểm nghiệm ứng suất: Lực liên kết giữa các lá nhíp phụ xác định được $X_2 = \dots = X_8 = 4.100\text{ N}$; ứng suất uốn lớn nhất trên lá nhíp phụ là $418\text{ N/mm}^2 < 600\text{ N/mm}^2$. Tải trọng tác dụng lên một đầu nhíp chính $P_t = 8.532,5\text{ N}$, ứng suất lớn nhất đạt $711\text{ N/mm}^2$ ở vị trí cục bộ và đều kiểm tra bảo đảm khả năng chịu lực.
- Độ bền tai nhíp sau: Chiều rộng $b = 80\text{ mm}$, phản lực đường $Z_{bx} = 8.532,5\text{ N}$; ứng suất uốn $\sigma_u = 104\text{ N/mm}^2$, ứng suất nén $\sigma_n = 4,4\text{ N/mm}^2$; ứng suất tổng hợp $\sigma_{th} = 108,4\text{ N/mm}^2 \le [\sigma_{th}] = 350\text{ N/mm}^2$. Chốt nhíp sau có đường kính $50\text{ mm}$ bảo đảm điều kiện bền cắt và chèn dập.
Thiết kế giảm chấn
Nội dung này tính toán các thông số làm việc của cụm giảm chấn ống thủy lực lắp đặt ở hệ thống treo:
- Thông số cơ sở: Khối lượng được treo tính cho một bánh xe $M = 984,5\text{ kg}$; độ cứng hệ thống treo $C = 107.853\text{ N/m}$; góc nghiêng lắp đặt giảm chấn $\alpha = 20^\circ$. Hệ số dập tắt dao động tương đối chọn $\psi = 0,15 \div 0,3$.
- Xác định hệ số cản: Tỉ số giữa hệ số cản trả và cản nén được chọn là $K_{tr} / K_n = 2,75$. Kết quả giải hệ phương trình cản cho ra hệ số cản hành trình nén $K_n = 2.490\text{ Ns/m}$ và hệ số cản hành trình trả $K_{tr} = 6.846\text{ Ns/m}$.
- Lực cản của giảm chấn: Ở chế độ làm việc định mức với vận tốc pistôn $V_g = 0,3\text{ m/s}$:
- Lực cản nén: $P_n = K_n \cdot V_g = 2.490 \cdot 0,3 = 747\text{ N}$.
- Lực cản trả: $P_{tr} = K_{tr} \cdot V_g = 6.846 \cdot 0,3 = 2.053,8\text{ N}$.
- Khi nén mạnh và trả mạnh ở vận tốc $V_{g\max} = 0,6\text{ m/s}$, các lực cản cực đại được khống chế nhờ sự mở của van giảm tải với hệ số cản phụ $K'n = 0,6 K_n$ và $K'{tr} = 0,6 K_{tr}$.
- Kích thước hình học và cân bằng nhiệt:
- Cân bằng nhiệt độ môi trường ($T_{\min} = 20^\circ\text{C}$) và nhiệt độ cực đại cho phép ($T_{\max} = 140^\circ\text{C}$) với hệ số truyền nhiệt $\alpha = 0,13\text{ J/m}^2$ xác định diện tích tản nhiệt vỏ ngoài cần thiết $F = 63.052\text{ mm}^2$.
- Đường kính ngoài ống giảm chấn: $D_n = 50\text{ mm}$.
- Đường kính trong xylanh làm việc: $D = 45\text{ mm}$.
- Đường kính pistôn $d = 35\text{ mm}$; đường kính cần pistôn $d_c = 10\text{ mm}$; đường kính trong ống trong $d_n = 38\text{ mm}$.
- Chiều dài các cụm chi tiết: Chiều dài pistôn $L_P = 35\text{ mm}$; chiều dài phần đầu $L_d = 50\text{ mm}$; chiều dài bộ phận làm kín $L_m = 50\text{ mm}$; chiều dài đế van $L_v = 30\text{ mm}$.
- Kích thước cụm lỗ van tiết lưu:
- Van nén: Tổng diện tích lưu thông $F_{vn} = 11,32\text{ mm}^2$; bố trí $n = 4\text{ lỗ}$, đường kính mỗi lỗ $d = 1,90\text{ mm}$.
- Van trả: Tổng diện tích lưu thông $F_{vtr} = 6,83\text{ mm}^2$; bố trí $n = 4\text{ lỗ}$, đường kính mỗi lỗ $d = 1,50\text{ mm}$.
- Van giảm tải hành trình nén: Tổng diện tích khi mở hết $F'{vn} = 17,9\text{ mm}^2$; diện tích phần van giảm tải mở thêm $F{vm} = 17,9 - 11,32 = 6,58\text{ mm}^2$; chọn $n = 4\text{ lỗ}$ với đường kính $d = 1,50\text{ mm}$.
Quy trình gia công pistôn phần tử đàn hồi
Theo mục lục đồ án, tác giả thiết lập quy trình công nghệ gia công cơ khí chi tiết pistôn giảm chấn qua 6 nguyên công liên tục:
- Nguyên công 1: Khoan, doa lỗ $\phi 8$ định vị làm chuẩn thô.
- Nguyên công 2: Tiện khỏa mặt đáy pistôn, vát mép mặt đáy, tiện khỏa mặt lỗ, tiện rãnh trên mặt lỗ.
- Nguyên công 3: Tiện khỏa mặt đầu pistôn, tiện khỏa mặt lỗ, gia công rãnh trên mặt lỗ và rãnh xéc-măng.
- Nguyên công 4: Khoan doa các lỗ trả mạnh đường kính 1,2 mm, lỗ nén nhẹ 1,90 mm và gia công tinh lỗ $\phi 8$ dùng làm chuẩn tinh.
- Nguyên công 5: Lấy chuẩn tinh lỗ $\phi 8$ để gia công tinh tất cả các bề mặt làm việc còn lại nhằm bảo đảm độ đồng tâm và độ nhám bề mặt.
- Nguyên công 6: Kiểm tra dung sai kích thước, độ đảo mặt đầu, độ nhám và chất lượng hình học của sản phẩm hoàn thiện.
Kết quả và đóng góp
Đồ án đã hoàn thành trọn vẹn bộ hồ sơ tính toán thiết kế cho hệ thống treo xe tải 4 tấn với các số liệu kỹ thuật định lượng cụ thể:
| Cụm bộ phận | Thông số kỹ thuật chính | Giá trị tính toán | Giới hạn kỹ thuật / Cho phép | Đánh giá |
|---|---|---|---|---|
| Nhíp trước | Độ cứng $C$ | $94.972\text{ N/m}$ | - | Đạt yêu cầu |
| Tần số dao động riêng $n$ | $94\text{ lần/phút}$ | $90 \div 120\text{ lần/phút}$ | Thỏa mãn độ êm dịu | |
| Độ võng tĩnh $f$ | $0,104\text{ m}$ | - | Đạt độ võng thiết kế | |
| Ứng suất tổng hợp tai nhíp $\sigma_{th}$ | $79,23\text{ N/mm}^2$ | $\le 350\text{ N/mm}^2$ | Bảo đảm độ bền | |
| Nhíp sau | Độ cứng nhíp chính $C_2$ | $84.589\text{ N/m}$ | - | Đạt yêu cầu |
| Độ cứng nhíp phụ $C_1$ | $138.289\text{ N/m}$ | - | Tăng cứng khi đầy tải | |
| Tổng độ cứng khi đầy tải $C_t$ | $222.878\text{ N/m}$ | - | Đạt yêu cầu | |
| Độ võng tĩnh tổng cộng $f_t$ | $0,113\text{ m}$ | - | Thỏa mãn điều kiện tải | |
| Tần số dao động riêng $n$ | Nằm trong dải | $90 \div 120\text{ lần/phút}$ | Thỏa mãn độ êm dịu | |
| Ứng suất tổng hợp tai nhíp sau | $108,4\text{ N/mm}^2$ | $\le 350\text{ N/mm}^2$ | Bảo đảm độ bền | |
| Giảm chấn ống | Hệ số cản nén $K_n$ | $2.490\text{ Ns/m}$ | - | Đạt tỷ số thiết kế |
| Hệ số cản trả $K_{tr}$ | $6.846\text{ Ns/m}$ | - | Tỷ số $K_{tr}/K_n = 2,75$ | |
| Lực cản nén định mức $P_n$ | $747\text{ N}$ | - | Đạt yêu cầu | |
| Lực cản trả định mức $P_{tr}$ | $2.053,8\text{ N}$ | - | Đạt yêu cầu | |
| Đường kính xylanh làm việc $D$ | $45\text{ mm}$ | - | Phù hợp kích thước lắp | |
| Lỗ van tiết lưu nén | 4 lỗ $\phi 1,90\text{ mm}$ | Tổng $F_{vn} = 11,32\text{ mm}^2$ | Lưu thông ổn định | |
| Lỗ van tiết lưu trả | 4 lỗ $\phi 1,50\text{ mm}$ | Tổng $F_{vtr} = 6,83\text{ mm}^2$ | Lưu thông ổn định |
Về mặt giải pháp, tác giả giải quyết thành công bài toán biến thiên tải trọng lớn ở cầu sau xe tải bằng cách thiết kế nhíp hai tầng: nhíp phụ bắt đầu làm việc khi tải trọng đạt mức $18%$ tải bổ sung, giúp đường đặc tính đàn hồi tiệm cận dạng phi tuyến, giữ cho tần số dao động luôn nằm trong vùng tối ưu $90 \div 120\text{ lần/phút}$. Bộ giảm chấn thủy lực được thiết kế thiên về hành trình trả ($K_{tr} / K_n = 2,75$) giúp bánh xe vượt qua chướng ngại vật nhanh mà không truyền xung lực lớn lên khung, nhưng dập tắt dao động nhanh chóng ngay khi bánh xe nảy lên rời xa khung xe.
Đóng góp của đề tài thể hiện ở việc kết nối lý thuyết tính toán đàn hồi dầm elip với quy trình giải phương trình tương thích biến dạng $n-1$ ẩn, giúp xác định chính xác ứng suất của từng lá nhíp thay vì tính gần đúng theo dầm có tiết diện tương đương. Đồ án cũng đưa ra quy trình công nghệ 6 nguyên công khả thi để chế tạo pistôn giảm chấn trong điều kiện gia công cắt gọt kim loại tại Việt Nam.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
Hạn chế của đồ án được ghi nhận dựa trên các giả thiết lý thuyết được tác giả áp dụng:
- Khi tính toán bền nhíp, tác giả coi các lá nhíp chỉ tiếp xúc với nhau tại các đầu mút và lực chỉ truyền qua đầu mút; giả thiết này bỏ qua ma sát tiếp xúc liên tục và sự phân bố tải trọng thực tế dọc chiều dài giữa các bề mặt lá nhíp khi bị uốn.
- Chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động chỉ mới xét đến một đại lượng đơn lẻ là tần số dao động riêng ($n$), chưa đánh giá toàn diện gia tốc dao động thẳng đứng, gia tốc góc lắc ngang, lắc dọc tác động lên người lái và hàng hóa.
- Nghiên cứu hoàn toàn dừng lại ở mô hình giải tích lý thuyết và thiết kế công nghệ, chưa có điều kiện đo đạc thực nghiệm các thông số áp lực động, nhiệt độ dầu giảm chấn thực tế trên đường thử cơ tính.
Hướng nghiên cứu mở rộng bao gồm việc thiết lập mô hình không gian khảo sát dao động kết hợp cả ba phương chuyển động, khảo nghiệm biến thiên lực ma sát giữa các lá nhíp khi sử dụng các loại vật liệu bôi trơn/đệm phi kim loại khác nhau, và chế tạo thử nghiệm cụm giảm chấn ống để đo đạc đường đặc tính cản thực tế trên băng thử thủy lực chuyên dụng.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu kỹ thuật có giá trị tham khảo tốt cho sinh viên các ngành Kỹ thuật Ô tô, Cơ khí Động lực và Máy xây dựng khi thực hiện đồ án môn học Thiết kế Ô tô hoặc đồ án tốt nghiệp về hệ thống gầm phương tiện vận tải.
Nội dung đặc biệt hữu ích trong tài liệu gồm:
- Phương pháp lập bảng ma trận và giải hệ phương trình tương thích biến dạng nhiều ẩn số để tính toán phân bố tải trọng cho bộ nhíp nhiều lá (đặc biệt là nhíp phụ 2 tầng).
- Phương pháp luận kết hợp tính toán nhiệt học và thủy lực học để xác định đường kính xylanh, kích thước cần pistôn và đường kính các lỗ van tiết lưu nén/trả/giảm tải trong giảm chấn ống thủy lực.
- Quy trình công nghệ chế tạo chi tiết cơ khí dạng đĩa pistôn có các hệ lỗ tiết lưu nghiêng và chuẩn gia công định vị chính xác.
Câu hỏi thường gặp
1. Vì sao hệ thống treo phụ thuộc loại nhíp lá lại được chọn cho cả cầu trước và cầu sau của xe tải 4 tấn thay vì hệ thống treo độc lập?
Hệ thống treo phụ thuộc nhíp lá có kết cấu đơn giản, giá thành thấp, độ bền cơ học cao và dễ sửa chữa, bảo dưỡng trong điều kiện trong nước. Nhíp lá kiêm đồng thời cả ba chức năng: bộ phận đàn hồi, bộ phận dẫn hướng (tiếp nhận lực kéo, lực phanh, lực ngang) và hỗ trợ giảm chấn nhờ ma sát giữa các lá, loại bỏ sự cần thiết của các đòn giằng phức tạp vốn dễ bị hư hỏng trên đường gồ ghề.
2. Sự phân bố tải trọng lên các cầu của xe tải 4 tấn ở hai trạng thái không tải và đầy tải khác nhau như thế nào?
Theo số liệu trong văn bản:
- Ở trạng thái không tải: Trọng lượng bản thân xe là $40.250\text{ N}$, phân bố lên cầu trước là $20.250\text{ N}$ và cầu sau là $20.000\text{ N}$ (tải trọng phân bố gần như tương đương nhau giữa hai cầu).
- Ở trạng thái đầy tải: Tổng trọng lượng là $80.250\text{ N}$, phân bố lên cầu trước là $22.500\text{ N}$ trong khi cầu sau phải gánh tới $57.750\text{ N}$ (tải trọng cầu sau tăng gần 3 lần so với khi không tải).
3. Kết cấu nhíp hai tầng ở cầu sau hoạt động như thế nào để thích ứng với biến thiên tải trọng?
Cầu sau sử dụng nhíp chính 16 lá và nhíp phụ 8 lá. Khi xe chạy không tải hoặc tải nhẹ, chỉ có cụm nhíp chính làm việc để duy trì độ mềm và độ êm dịu. Khi tải trọng tăng vượt qua ngưỡng $18%$ của tải trọng gia tăng, hai đầu của nhíp phụ sẽ tỳ vào các vấu đỡ trên khung xe và cùng tham gia chịu lực, làm tăng tổng độ cứng từ $84.589\text{ N/m}$ lên $222.878\text{ N/m}$, giúp khống chế độ võng tĩnh và giữ tần số dao động trong dải cho phép.
4. Tại sao hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả ($K_{tr} = 6.846\text{ Ns/m}$) lại được thiết kế lớn gấp 2,75 lần hành trình nén ($K_n = 2.490\text{ Ns/m}$)?
Khi bánh xe gặp chướng ngại vật mấp mô nhô lên, giảm chấn cần bị nén nhanh với lực cản nhỏ ($P_n = 747\text{ N}$) để bánh xe dịch chuyển dễ dàng, không truyền xung lực va đập lớn lên khung xe và người lái. Ngược lại, khi bánh xe vượt qua chướng ngại vật và bung trở lại (hành trình trả), giảm chấn sinh ra lực cản rất lớn ($P_{tr} = 2.053,8\text{ N}$) nhằm hấp thụ toàn bộ thế năng biến dạng tích lũy của nhíp, dập tắt nhanh chóng dao động của thân xe.
5. Các thông số van tiết lưu chính trong bộ giảm chấn ống được lựa chọn là bao nhiêu?
Giảm chấn sử dụng xylanh làm việc có đường kính $45\text{ mm}$ và pistôn $35\text{ mm}$. Hệ thống van gồm có:
- Van nén: 4 lỗ có đường kính $d = 1,90\text{ mm}$ (tổng diện tích $11,32\text{ mm}^2$).
- Van trả: 4 lỗ có đường kính $d = 1,50\text{ mm}$ (tổng diện tích $6,83\text{ mm}^2$).
- Van giảm tải hành trình nén: 4 lỗ bổ sung có đường kính $d = 1,50\text{ mm}$ (mở thêm diện tích $6,58\text{ mm}^2$ khi áp suất dầu vượt ngưỡng định mức).
Kết luận
Đồ án tốt nghiệp "Thiết kế hệ thống treo cho xe tải 4 tấn" của sinh viên Nguyễn Hoàng Anh là công trình tính toán kỹ thuật hoàn chỉnh, chuẩn xác theo phương pháp giải tích cơ học dao động ô tô truyền thống. Nghiên cứu đã giải quyết trọn vẹn bài toán lựa chọn phương án treo phụ thuộc nhíp lá kết hợp giảm chấn thủy lực hai chiều, tính toán kích thước động lực học và kiểm nghiệm bền cho toàn bộ nhíp trước, cụm nhíp sau hai tầng cùng chốt và tai nhíp. Các thông số thiết kế đạt độ tin cậy kỹ thuật cao với tần số dao động nằm trong dải êm dịu $90 \div 120\text{ lần/phút}$, đồng thời hoàn thiện quy trình công nghệ 6 nguyên công gia công pistôn giảm chấn bảo đảm tính khả thi ứng dụng trong sản xuất thực tế.