Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống cơ cấu kinh tế hiện đại, ngành công nghiệp ô tô giữ vai trò then chốt trong việc vận chuyển hành khách, lưu thông hàng hóa và đáp ứng các nhiệm vụ chuyên dụng như y tế, cứu hộ, cứu nạn, cứu hỏa. Việc tiếp nhận chuyển giao công nghệ và tiến tới nội địa hóa các cụm chi tiết ô tô là một trong những mục tiêu phát triển của ngành cơ khí động lực tại Việt Nam. Trong tổng thể hệ thống truyền lực của ô tô, ly hợp đóng vai trò là cơ cấu nối - ngắt truyền động cơ học trung gian, có tác động trực tiếp đến tính êm dịu khi khởi hành, tính linh hoạt khi gài đổi số và đảm nhiệm chức năng bảo vệ an toàn cho động cơ cũng như các cụm chi tiết truyền lực khi xảy ra quá tải đột ngột.

Xuất phát từ yêu cầu kỹ thuật và thực tiễn sản xuất, đồ án tốt nghiệp của tác giả Lê Đức Tuân, dưới sự hướng dẫn của TS. Đàm Hoàng Phúc, đã tập trung giải quyết đề tài: "Thiết kế, tính toán hệ thống ly hợp xe tải 5 tấn".

Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể được xác định bao gồm:

  1. Nghiên cứu tổng quan về công dụng, phân loại, kết cấu và các yêu cầu kỹ thuật nghiêm ngặt của cụm ly hợp trên ô tô hiện đại.
  2. Khảo sát, phân tích so sánh các phương án kết cấu cụm ly hợp và hệ thống dẫn động điều khiển nhằm lựa chọn giải pháp tối ưu cho dòng xe tải có trọng tải 5 tấn.
  3. Xác định các thông số hình học cơ bản, tính toán mômen ma sát, kiểm nghiệm công trượt, công trượt riêng và chế độ nhiệt của cụm đĩa ép - đĩa ma sát dựa trên các thông số kỹ thuật của xe tham khảo HINO WU 342L - 130HD.
  4. Kiểm tra sức bền các chi tiết chịu lực chính trong cụm ly hợp: đĩa bị động, đinh tán, moay-ơ, lò xo ép dạng đĩa nón cụt, cụm lò xo giảm chấn xoắn và trục ly hợp (trục sơ cấp hộp số).
  5. Thiết kế tính toán hệ dẫn động ly hợp thủy lực có trợ lực chân không, xác định kích thước xy lanh chính, xy lanh công tác, hành trình bàn đạp và lực tác dụng lên bàn đạp.
  6. Xây dựng quy trình kiểm tra chẩn đoán các hư hỏng thường gặp, phương pháp hiệu chỉnh bàn đạp và quy trình bảo dưỡng, sửa chữa, xả khí (xả gió) cho hệ thống ly hợp.

Đối tượng nghiên cứu của đồ án là cụm ly hợp ma sát khô dạng đĩa cùng cơ cấu điều khiển dẫn động thủy lực trợ lực chân không. Phạm vi nghiên cứu về mặt không gian và đối tượng tham chiếu là dòng xe tải hạng trung HINO WU 342L - 130HD (tổng trọng lượng 8.250 kg, tải trọng 5 tấn); phạm vi nội dung tập trung vào tính toán thiết kế cơ khí và xây dựng quy trình kỹ thuật sửa chữa theo phương pháp truyền thống ngành kỹ thuật ô tô.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp tính toán

Nghiên cứu được xây dựng dựa trên cơ sở lý thuyết truyền động cơ khí ô tô, lý thuyết ma sát học và sức bền vật liệu ứng dụng trong thiết kế hệ thống truyền lực. Tác giả vận dụng các phương pháp tính toán chuẩn được quy định trong tài liệu chuyên ngành: giáo trình "Thiết kế hệ thống ly hợp của ô tô - máy kéo" và sách hướng dẫn "Thiết kế ô tô - Phần truyền lực".

Các phương pháp nghiên cứu chính bao gồm:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp kỹ thuật: Đánh giá ưu nhược điểm của các loại ly hợp (ma sát, thủy lực, điện từ; ly hợp 1 đĩa, 2 đĩa; lò xo trụ bố trí xung quanh, lò xo trung tâm, lò xo đĩa) và các phương thức dẫn động (cơ khí, thủy lực, trợ lực khí nén, trợ lực chân không). Từ các yêu cầu tải trọng của xe 5 tấn, phương án cụm ly hợp ma sát khô 1 đĩa kết hợp dẫn động thủy lực có trợ lực chân không được lựa chọn làm cơ sở thiết kế.
  • Phương pháp tính toán giải tích cơ học và kiểm nghiệm bền: Thiết lập công thức xác định mômen ma sát yêu cầu thông qua hệ số dự trữ; giải tích công trượt khởi hành tại chỗ, công trượt riêng và độ tăng nhiệt độ của các chi tiết ma sát. Áp dụng các công thức sức bền vật liệu để kiểm tra ứng suất cắt, ứng suất chèn dập trên đinh tán, then hoa; ứng suất xoắn trên lò xo giảm chấn; trạng thái ứng suất uốn - xoắn kết hợp và độ võng đàn hồi của trục ly hợp.
  • Phương pháp chẩn đoán kỹ thuật: Tổng hợp kinh nghiệm thực nghiệm để phân loại hư hỏng dựa trên dấu hiệu lâm sàng (trượt ly hợp, dính ly hợp, giật khi đóng, tiếng ồn cơ học, nặng bàn đạp) và tiêu chuẩn hóa quy trình điều chỉnh khe hở, xả khí hệ thống thủy lực.

Nguồn dữ liệu đầu vào sử dụng bộ thông số kỹ thuật chuẩn của xe tải HINO WU 342L - 130HD:

  • Khối lượng toàn bộ của xe: $G = 8.250\text{ kG}$.
  • Trọng lượng tĩnh phân bổ lên cầu sau: $G_2 = 5.650\text{ kG}$.
  • Động cơ Điêzen có mômen xoắn cực đại: $M_{e\max} = 363\text{ Nm} = 37\text{ kGm}$.
  • Số vòng quay cực đại của động cơ: $n_{e\max} = 2.700\text{ vòng/phút}$.
  • Ký hiệu lốp: 7,5 - 16 (bề rộng lốp $B = 7,5\text{ inch}$, đường kính vành $d_1 = 16\text{ inch}$); hệ số biến dạng lốp $\lambda = 0,93$, xác định bán kính làm việc trung bình bánh xe $r_b = 0,366\text{ m}$.
  • Tỉ số truyền hệ thống: truyền lực chính $i_0 = 6,428$; số truyền 1 của hộp số chính $i_{h1} = 4,981$; hộp số phụ $i_f = 1$; tỉ số truyền chung ở số 1 là $i_t = 32,02$.
  • Điều kiện đường thử nghiệm: hệ số cản tổng cộng của đường $\psi = 0,16$; hệ số bám mặt đường $\varphi = 0,8$.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về ly hợp trên xe ô tô

Chương này trình bày toàn diện về nguyên lý hoạt động và phân loại của các hệ thống ly hợp trong ô tô:

  • Công dụng: Ly hợp nối và ngắt truyền động giữa động cơ với hộp số khi khởi hành hoặc chuyển số; giảm tải trọng va đập giữa các đầu răng trong hộp số có cấp; bảo vệ hệ thống truyền lực không bị quá tải khi phanh đột ngột mà không kịp ngắt ly hợp; giữ động cơ hoạt động liên tục không bị chết máy khi phanh xe.
  • Phân loại ly hợp: Văn bản phân định rõ:
    • Theo phương thức truyền mômen: Ly hợp ma sát (1 đĩa, 2 đĩa, nhiều đĩa), ly hợp thủy lực (truyền động bằng năng lượng chất lỏng, êm dịu nhưng giá thành cao và hiệu suất thấp do hiện tượng trượt), ly hợp điện từ.
    • Theo phương pháp phát sinh lực ép: Dùng lò xo (lò xo trụ bố trí xung quanh, lò xo côn trung tâm, lò xo đĩa/lò xo màng), lực điện từ hoặc lực ly tâm.
    • Theo phương pháp dẫn động: Dẫn động cơ khí, dẫn động thủy lực và dẫn động có trợ lực (cơ khí, thủy lực áp suất cao, khí nén, chân không).
  • Yêu cầu kỹ thuật: Truyền trọn vẹn mômen xoắn của động cơ mà không bị trượt trong mọi chế độ; đóng êm dịu nhằm hạn chế tải va đập; ngắt dứt khoát và nhanh chóng; mômen quán tính phần bị động nhỏ; lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ; tản nhiệt bề mặt tốt; độ bền cao, dễ tháo lắp bảo dưỡng.
  • Cấu tạo chi tiết ly hợp ma sát: Phân tích cấu trúc phần chủ động (bánh đà, đĩa ép, vỏ ly hợp, lò xo ép), phần bị động (đĩa ma sát bọc vật liệu amiăng có pha phụ gia thiếc, đồng, chì; bộ giảm chấn xoắn dập tắt dao động cộng hưởng) và cơ cấu điều khiển (đòn mở, bi T, càng mở). Văn bản cũng phân tích sự khác biệt về cấu tạo giữa ly hợp 1 đĩa và ly hợp 2 đĩa (có thêm đĩa ép trung gian, bu lông hạn chế và lò xo định vị).

Chương 2: Lựa chọn phương án thiết kế

Dựa trên các đặc tính kỹ thuật của xe tải 5 tấn, tác giả tiến hành đánh giá và lựa chọn phương án thiết kế:

  • Lựa chọn cụm ly hợp: Tác giả phân tích và chọn cụm ly hợp ma sát khô 1 đĩa sử dụng lò xo đĩa (lò xo màng nón cụt xẻ rãnh). Lựa chọn này giúp kết cấu ly hợp gọn nhẹ, tạo lực ép đồng đều, đảm bảo cân bằng tốt và có đường đặc tính lực ép phi tuyến thuận lợi (lực tác động để ngắt ly hợp nhỏ hơn so với lò xo trụ).
  • Lựa chọn phương án dẫn động: Qua so sánh giữa dẫn động cơ khí (ma sát cao, hiệu suất thấp), dẫn động thủy lực thông thường (lực đạp nặng đối với xe tải) và dẫn động trợ lực khí nén (cồng kềnh, thường dùng cho xe tải nặng có sẵn hệ thống khí nén), tác giả chọn phương án dẫn động điều khiển bằng thủy lực có trợ lực chân không. Phương án này tận dụng nguồn chân không, giảm nhẹ lực đạp của người lái mà vẫn duy trì kết cấu nhỏ gọn, tin cậy.
  • Xác định thông số cơ sở: Từ lốp tiêu chuẩn 7,5 - 16, xác định bán kính thiết kế $R_0 = 393,7\text{ mm}$, với hệ số áp suất thấp $\lambda = 0,93$, tính ra bán kính làm việc bánh xe $r_b = 366,141\text{ mm} \approx 0,366\text{ m}$.

Chương 3: Thiết kế tính toán hệ thống ly hợp trên xe HINO WU 342L - 130HD

Đây là chương trọng tâm của đồ án, chứa toàn bộ các bước tính toán kích thước, kiểm nghiệm nhiệt và độ bền:

[Bảng tổng hợp các thông số kích thước và chỉ tiêu nhiệt cụm ma sát]
Đại lượng tính toán Ký hiệu Giá trị xác định Giá trị giới hạn cho phép
Hệ số dự trữ ly hợp $\beta$ $2,0$ $1,6 - 2,5$
Mômen ma sát tính toán $M_c$ $726\text{ Nm}$ -
Đường kính ngoài đĩa ma sát $D_2$ ($R_2$) $320\text{ mm}$ ($160\text{ mm}$) $D_{bđ} = 440\text{ mm}$
Bán kính trong đĩa ma sát $R_1$ $85\text{ mm}$ $(0,53 - 0,75) R_2$
Bán kính ma sát trung bình $R_{tb}$ $126\text{ mm}$ -
Bề rộng vành ma sát $b$ $75\text{ mm}$ -
Số lượng đĩa bị động $n$ ($i$) $n = 1$ ($i = 2$) $i$ chẵn
Áp suất trên bề mặt ma sát $q$ $199\text{ kN/m}^2$ $[q] = 200\text{ kN/m}^2$
Công trượt khởi động tại chỗ $L$ $4.565\text{ kGm}$ -
Công trượt riêng $l_0$ $3,955\text{ kGm/cm}^2$ $[l_0] = 4 - 6\text{ kGm/cm}^2$
Khối lượng đĩa ép tối thiểu $m_t$ $4,47\text{ kg}$ -
Độ tăng nhiệt độ đĩa ép $\Delta T$ - $[\Delta T] = 8 - 10^\circ\text{C}$
Bề dày tối thiểu của đĩa ép $\delta_{min}$ $10\text{ mm}$ -
  • Tính toán sức bền các cụm chi tiết cơ khí:
    • Đĩa bị động và đinh tán: Xương đĩa làm bằng thép 50 dày $2\text{ mm}$, tấm ma sát dày $4\text{ mm}$. Đinh tán bằng đồng đường kính $d = 4\text{ mm}$ bố trí thành 2 vòng ($r_1 = 110\text{ mm}, n_1 = 18$ đinh; $r_2 = 140\text{ mm}, n_2 = 18$ đinh). Ứng suất cắt và chèn dập vòng trong đạt $\tau_{c1} = 28,39\text{ kG/cm}^2 < 100\text{ kG/cm}^2$, $\sigma_{cd1} = 44,5\text{ kG/cm}^2 < 250\text{ kG/cm}^2$; vòng ngoài đạt $\tau_{c2} = 36,1\text{ kG/cm}^2$, $\sigma_{cd2} = 56,73\text{ kG/cm}^2$. Toàn bộ đinh tán đều đảm bảo an toàn.
    • Moay-ơ đĩa bị động: Chế tạo bằng thép 40X. Rãnh then hoa có thông số $z_2 = 10$, $D = 40\text{ mm}$, $d = 32\text{ mm}$, chiều dài $L = 50\text{ mm}$, bề rộng $b = 5\text{ mm}$. 6 đinh tán thép 30 ($d = 8\text{ mm}$, bán kính bố trí $r = 70\text{ mm}$) nối moay-ơ với xương đĩa có ứng suất cắt $\tau_c = 87,6\text{ kG/cm}^2 < 300\text{ kG/cm}^2$ và ứng suất chèn dập $\sigma_{cd} = 257,2\text{ kG/cm}^2 < 800\text{ kG/cm}^2$.
    • Lò xo ép đĩa nón cụt: Vật liệu thép mangan 65 ($[\sigma] = 1.000\text{ MN/m}^2$). Các kích thước hình học: đường kính tựa đĩa ép $D_e = 0,304\text{ m}$, đường kính đáy rãnh xẻ $D_a = 0,230\text{ m}$, đường kính đỉnh tác dụng lực mở $D_i = 0,088\text{ m}$, độ dày $\delta = 3,462\text{ mm}$, chiều cao nón tự do $h = 6\text{ mm}$. Khi biến dạng $\lambda = h/2 = 3\text{ mm}$, lò xo sinh lực ép yêu cầu $F_c = 11.523\text{ N}$ (với hệ số nới lỏng $k_0 = 1,05$). Lực mở tại đỉnh $F_m = 2.520\text{ N}$, ứng suất sinh ra nằm trong giới hạn bền.
    • Lò xo giảm chấn xoắn: Moay-ơ bố trí $Z_1 = 6$ lò xo giảm chấn thép 65T ($[\tau] = 6.500\text{ kG/cm}^2$) tại bán kính $R_1 = 60\text{ mm}$ cùng 2 vòng ma sát tại $R_2 = 33\text{ mm}$. Khả năng truyền mômen cực đại $M_{\max} = 56,83\text{ kGm}$ (mômen lò xo $M_1 = 42,63\text{ kGm}$, mômen ma sát $M_2 = 14,2\text{ kGm}$). Lò xo có đường kính trung bình $D' = 16\text{ mm}$, đường kính dây $d' = 4\text{ mm}$, số vòng làm việc $n_0 = 5$ vòng, chiều dài làm việc $l_1 = 20\text{ mm}$, chiều dài tự do $l_2 = 25\text{ mm}$, kích thước cửa sổ moay-ơ $A = 25\text{ mm}$.
    • Trục ly hợp: Chế tạo bằng thép 40X, kiểm nghiệm ở tay số 1 với $M_I = 363\text{ Nm}$. Tiết diện nguy hiểm tại ngõng trục lắp ổ bi ($d = 54\text{ mm}$) chịu ứng suất uốn - xoắn tổng hợp $\sigma_{th} = 24,5\text{ N/mm}^2 < [\sigma_{th}] = 50 - 70\text{ N/mm}^2$. Ứng suất chèn dập then hoa trục $\sigma_{cd} = 0,01\text{ N/mm}^2 < 100\text{ N/mm}^2$. Độ võng tổng hợp của trục ly hợp tại điểm ăn khớp bánh răng là $f = 0,0054\text{ mm} < [f] = 0,1\text{ mm}$.
  • Tính toán hệ thống dẫn động và trợ lực:
    • Tỉ số truyền dẫn động $i_{dd} = 14,3$; hiệu suất truyền động $\eta = 0,96$. Tỉ số truyền bàn đạp $i_{bđ} = 5,25$.
    • Lực đạp yêu cầu khi chưa có trợ lực: $Q_{bđ} = 183,5\text{ N}$.
    • Để giảm sức lao động, tác giả thiết lập lực đạp sau trợ lực $Q_{bđc} = 60\text{ N}$. Lực đẩy sinh ra từ bộ trợ lực chân không cần đạt $P_c = F - Q_{bđc} \cdot i_{bđ} = 963,375 - 60 \cdot 5,25 = 648,375\text{ N}$ (với độ chênh áp buồng $\Delta p = 5 \cdot 10^4\text{ N/m}^2$, lực lò xo hồi vị $P_{lx} = 15% P_c$).
    • Hành trình tự do bàn đạp $S_0 = 53,4\text{ mm}$ (ứng với khe hở bi T $\delta_1 = 3\text{ mm}$ và khe hở ty đẩy xy lanh chính $\delta_2 = 2\text{ mm}$).
    • Kích thước xy lanh chính: đường kính trong $d_1 = 26\text{ mm}$, chiều dày thành $t = 4\text{ mm}$, đường kính ngoài $D_1 = 34\text{ mm}$, hành trình piston $S_3 \approx 32\text{ mm}$, ứng suất pháp trên thành $\sigma_t = 5,9 \cdot 10^6\text{ N/m}^2 < [\sigma]$.
    • Kích thước xy lanh công tác: đường kính trong $d_2 = 23\text{ mm}$, chiều dày $t = 4\text{ mm}$, đường kính ngoài $D_2 = 31\text{ mm}$, ứng suất pháp $\sigma_t = 6,8 \cdot 10^6\text{ N/m}^2 < [\sigma]$.

Chương 4: Quy trình bảo dưỡng sửa chữa hệ thống ly hợp

Chương cuối của đồ án xây dựng quy trình thực hành công nghệ bảo dưỡng và chẩn đoán hư hỏng:

  • Phương pháp kiểm tra và phân tích hỏng hóc:
    • Hiện tượng ly hợp bị trượt: Do đĩa ma sát mòn trơ đinh tán, dính dầu mỡ, lò xo ép yếu/gãy hoặc hành trình tự do bàn đạp không có.
    • Hiện tượng ly hợp bị giật mạnh khi kết nối: Do bề mặt đĩa ma sát bị chai cứng, đĩa ép hoặc bánh đà bị cong vênh, các lò xo giảm chấn xoắn bị gãy lỏng, các đầu đòn mở lắp không đồng phẳng.
    • Ly hợp không cắt hoàn toàn (dính ly hợp): Do hành trình tự do quá lớn, đĩa ma sát bị cong vênh, then hoa kẹt trên trục hoặc lọt khí trong hệ thống thủy lực.
    • Âm thanh bất thường phát ra: Do ổ bi tỳ (bi T) mòn/thiếu mỡ bôi trơn, rơ lỏng then hoa hoặc gãy đinh tán.
  • Phương pháp kiểm tra, sửa chữa chi tiết: Quy định cụ thể cách kiểm tra độ đảo của đĩa bị động, chiều sâu chìm của đầu đinh tán tấm ma sát, độ mòn của đĩa ép, độ kín khít cupben của xy lanh chính và xy lanh công tác, tình trạng màng sinh lực của bầu trợ lực chân không.
  • Quy trình xả khí (xả gió) hệ thống dẫn động thủy lực: Hướng dẫn trình tự chuẩn: châm đầy dầu phanh vào bình chứa của xy lanh chính; lắp ống nhựa mềm vào van xả khí tại xy lanh công tác và cắm đầu còn lại vào bình chứa dầu; người phụ thao tác đạp nhồi bàn đạp ly hợp nhiều lần rồi giữ chặt chân; nới van xả khí để đẩy bọt khí ra ngoài; siết chặt van trước khi thả chân bàn đạp; lặp lại chu trình cho tới khi dầu chảy ra trong suốt và hoàn toàn không còn bọt khí.

Kết quả và đóng góp

Nghiên cứu đã hoàn thành toàn diện việc thiết kế tính toán cụm ly hợp phù hợp với các điều kiện vận hành của xe tải 5 tấn, cụ thể trên dòng xe HINO WU 342L - 130HD:

[Bảng tổng hợp kết quả tính toán kiểm nghiệm các chi tiết then chốt]
Cụm chi tiết Thông số tính toán thực tế Giới hạn kỹ thuật / Cho phép Kết luận kiểm nghiệm
Áp suất bề mặt ma sát ($q$) $199\text{ kN/m}^2$ $[q] = 200\text{ kN/m}^2$ Đạt yêu cầu áp suất
Công trượt riêng ($l_0$) $3,955\text{ kGm/cm}^2$ $[l_0] = 4 - 6\text{ kGm/cm}^2$ Thỏa mãn độ bền mòn
Chiều dày đĩa ép $\delta \ge 10\text{ mm}$ ($m_t \ge 4,47\text{ kg}$) $[\Delta T] \le 10^\circ\text{C}$ Đạt tiêu chuẩn nhiệt
Đinh tán đĩa ma sát $\tau_c \le 36,1\text{ kG/cm}^2$; $\sigma_{cd} \le 56,73\text{ kG/cm}^2$ $[\tau_c] = 100$; $[\sigma_{cd}] = 250\text{ kG/cm}^2$ Đủ bền cắt và chèn dập
Then hoa moay-ơ đĩa bị động 10 then hoa, thép 40X $[\tau_c] = 100$; $[\sigma_{cd}] = 200\text{ kG/cm}^2$ Đủ điều kiện làm việc
Đinh tán moay-ơ đĩa bị động $\tau_c = 87,6\text{ kG/cm}^2$; $\sigma_{cd} = 257,2\text{ kG/cm}^2$ $[\tau_c] = 300$; $[\sigma_{cd}] = 800\text{ kG/cm}^2$ Đảm bảo liên kết bền
Lò xo ép đĩa nón cụt $F_c = 11.523\text{ N}$, lực mở $2.520\text{ N}$ $[\sigma] = 1.000\text{ MN/m}^2$ Đạt lực ép và độ bền
Ứng suất uốn-xoắn trục ly hợp $\sigma_{th} = 24,5\text{ N/mm}^2$ $[\sigma_{th}] = 50 - 70\text{ N/mm}^2$ Đảm bảo độ bền mỏi
Độ võng trục ly hợp ($f$) $0,0054\text{ mm}$ $[f] = 0,1\text{ mm}$ Đảm bảo độ cứng vững
Lực tác dụng bàn đạp $Q_{bđc} = 60\text{ N}$ (có trợ lực) Chưa trợ lực: $183,5\text{ N}$ Giảm 67,3% lực đạp

Về mặt giải pháp kỹ thuật, đồ án đã chứng minh tính hợp lý của việc thay thế lò xo xoắn trụ truyền thống bằng lò xo đĩa nón cụt xẻ rãnh, giúp giảm số lượng chi tiết dẫn động (lò xo màng kiêm luôn chức năng đòn mở). Đồng thời, việc ứng dụng bầu trợ lực chân không đã hạ lực bàn đạp từ $183,5\text{ N}$ xuống mức $60\text{ N}$, giúp người lái giảm bớt sự mệt mỏi trong quá trình vận hành xe đường dài hoặc chuyển số liên tục trong đô thị.

Về mặt học thuật và thực tiễn, đồ án thiết lập một chuỗi logic tính toán hoàn chỉnh từ động lực học tổng thể đến sức bền chi tiết cơ khí và thủy lực, cung cấp tài liệu kỹ thuật có tính đối chiếu cao với xe thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Mặc dù đã hoàn thành các nhiệm vụ thiết kế, đồ án vẫn có một số giới hạn nhất định do phạm vi của một đồ án tốt nghiệp đại học:

  • Toàn bộ các kết quả tính toán đều dựa trên các công thức giải tích kinh nghiệm truyền thống và giả định tải trọng tĩnh hoặc bán tĩnh; đồ án chưa áp dụng các công cụ mô phỏng phần tử hữu hạn (FEA) để khảo sát trường nhiệt độ và sự phân bố ứng suất nhiệt phức tạp trên bề mặt đĩa ép trong chu kỳ trượt dài.
  • Nghiên cứu chưa xem xét đến ảnh hưởng của việc suy giảm hệ số ma sát $\mu$ theo nhiệt độ thực tế khi xe vận hành chở quá tải hoặc leo dốc liên tục tại địa hình phức tạp ở Việt Nam.
  • Phương án thiết kế mới dừng lại ở mức bản vẽ kỹ thuật và tính toán lý thuyết, chưa có điều kiện chế tạo mẫu thử thực tế để kiểm nghiệm trên băng thử công suất ly hợp chuyên dụng.

Hướng mở rộng được đề xuất bao gồm việc sử dụng các phần mềm mô phỏng chuyên sâu (như ANSYS hoặc Abaqus) để phân tích động lực học quá trình đóng ly hợp và kiểm tra mỏi của lò xo đĩa dưới tải trọng thay đổi theo chu kỳ; đồng thời tiến hành nghiên cứu các vật liệu ma sát phi amiăng thân thiện với môi trường có khả năng chịu nhiệt cao.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án này có giá trị ứng dụng và tham khảo rõ rệt đối với các nhóm đối tượng sau:

  • Sinh viên chuyên ngành Kỹ thuật Cơ khí Động lực, Kỹ thuật Ô tô: Sử dụng làm tài liệu mẫu cho đồ án môn học Thiết kế hệ thống truyền lực ô tô hoặc đồ án tốt nghiệp kỹ sư ô tô, đặc biệt là phương pháp tính toán chi tiết lò xo đĩa nón cụt và hệ thống dẫn động thủy lực có cường hóa.
  • Kỹ sư thiết kế và cải tạo ô tô: Có thể khai thác các công thức và quy trình xác định thông số kích thước cụm ly hợp, bầu trợ lực chân không khi thực hiện hoán cải, nâng cấp hệ thống ly hợp cho các dòng xe tải nhẹ và tải trung.
  • Kỹ thuật viên tại các xưởng sửa chữa: Phần quy trình chẩn đoán hư hỏng, kiểm tra độ mòn cơ học và các bước thực hành xả gió ly hợp ở Chương 4 cung cấp chỉ dẫn kỹ thuật trực tiếp cho công tác bảo dưỡng và sửa chữa định kỳ.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao hệ số dự trữ ly hợp $\beta$ trong đồ án lại được chọn bằng 2,0?
Hệ số dự trữ $\beta$ bắt buộc phải lớn hơn 1 để đảm bảo ly hợp truyền trọn vẹn mômen xoắn lớn nhất của động cơ trong mọi điều kiện sử dụng (kể cả khi các bề mặt ma sát bị mòn hoặc giảm hệ số ma sát). Theo bảng tra cứu thực nghiệm chuyên ngành đối với ô tô tải không kéo rơ-moóc, giá trị $\beta$ dao động trong khoảng $1,6 - 2,5$. Tác giả chọn $\beta = 2,0$ nhằm vừa đảm bảo tính an toàn chống trượt, vừa tránh làm tăng kích thước đĩa ma sát và hạn chế quá tải cho các trục truyền động phía sau.

2. Tiêu chí nào quyết định việc chọn bán kính trong của đĩa ma sát là $R_1 = 85\text{ mm}$?
Bán kính trong $R_1$ được xác định theo tỷ lệ kinh nghiệm $R_1 = (0,53 - 0,75) R_2$. Với bán kính ngoài $R_2 = 160\text{ mm}$, khoảng giá trị cho phép của $R_1$ là từ $84,8\text{ mm}$ đến $120\text{ mm}$. Do động cơ lắp trên xe HINO WU 342L - 130HD là động cơ Điêzen có đặc tính sinh mômen xoắn lớn ở vòng tua thấp, tác giả chọn giá trị cận dưới $R_1 = 85\text{ mm}$ để tăng diện tích làm việc của tấm ma sát, giữ cho áp suất riêng $q$ nằm trong giới hạn cho phép ($q = 199\text{ kN/m}^2 < 200\text{ kN/m}^2$).

3. Bầu trợ lực chân không đã hỗ trợ lực đạp cho người lái như thế nào theo tính toán?
Khi không có bộ trợ lực, lực đạp người lái phải tác dụng trực tiếp lên bàn đạp để thắng lực ép của lò xo màng là $Q_{bđ} = 183,5\text{ N}$. Tác giả đặt mục tiêu lực bàn đạp tiện nghi cho tài xế là $Q_{bđc} = 60\text{ N}$. Để bù đắp phần lực còn thiếu nhằm thắng lực đẩy piston xy lanh chính ($963,375\text{ N}$), bộ trợ lực chân không được tính toán thiết kế để tạo ra một lực đẩy phụ trợ là $P_c = 648,375\text{ N}$ nhờ độ chênh áp suất $\Delta p = 5 \cdot 10^4\text{ N/m}^2$.

4. Trục ly hợp được kiểm nghiệm ở chế độ tải trọng nào và độ biến dạng có đạt yêu cầu không?
Trục ly hợp (đồng thời là trục sơ cấp hộp số) được kiểm nghiệm ở chế độ khắc nghiệt nhất: hộp số gài ở tay số 1 và động cơ phát mômen xoắn cực đại $M_{e\max} = 363\text{ Nm}$. Kết quả tính toán cho thấy tại tiết diện nguy hiểm lắp ổ lăn ($d = 54\text{ mm}$), ứng suất uốn - xoắn kết hợp chỉ đạt $\sigma_{th} = 24,5\text{ N/mm}^2$ (thấp hơn nhiều so với giới hạn bền của thép 40X là $50 - 70\text{ N/mm}^2$). Độ võng tổng hợp của trục là $f = 0,0054\text{ mm}$, hoàn toàn thỏa mãn giới hạn cho phép $[f] = 0,1\text{ mm}$.

5. Vì sao cơ cấu lò xo đĩa nón cụt được ưu tiên hơn lò xo trụ bố trí xung quanh trên xe tham chiếu?
Lò xo đĩa nón cụt xẻ rãnh có đặc tính biến dạng đàn hồi phi tuyến; khi ngắt ly hợp, lực tác dụng lên đỉnh lò xo giảm dần, giúp giảm lực đạp bàn đạp so với lò xo trụ (vốn có đặc tính tuyến tính đòi hỏi lực mở tăng dần). Ngoài ra, lò xo đĩa kiêm luôn vai trò của các đòn mở, tạo lực ép phân bố đều 360 độ lên đĩa ép, không bị ảnh hưởng bởi lực ly tâm ở tốc độ cao và giúp kích thước chiều trục của cụm ly hợp gọn hơn rất nhiều.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của tác giả Lê Đức Tuân đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế, tính toán kiểm nghiệm hệ thống ly hợp ma sát khô 1 đĩa dùng lò xo đĩa kết hợp dẫn động thủy lực trợ lực chân không cho dòng xe tải 5 tấn HINO WU 342L - 130HD. Mọi thông số động lực học, kích thước hình học, độ bền nhiệt và độ bền cơ học của các chi tiết then chốt đều được kiểm chứng thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành của ngành cơ khí ô tô. Kết quả nghiên cứu không chỉ đưa ra giải pháp giảm thiểu tải trọng thao tác cho người lái mà còn đóng góp một tài liệu tham khảo có giá trị sư phạm và thực tiễn cho công tác đào tạo, thiết kế và sửa chữa ô tô.