Nghiên cứu đề xuất một số giải pháp cải tiến khung thân xe và hệ thống truyền lực, điều khiển của xe đua sinh thái đồ án tốt nghiệp ngành công nghệ kỹ thuật ô tô

MỤC LỤC 1.1 Tính cấp thiết đề tài 1.2 Giới thiệu thi xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu 1.3 Mục tiêu nghiên cứu 1.4 Nội dung nghiên cứu 1.5 Đối tượng nghiên cứu 1.6 Phương pháp nghiên cứu 1.7 Ý nghĩa đề tài 2.1 Tiêu chuẩn thi Honda EMC 2.2 Khảo sát số thiết kế thân vỏ xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu qua năm .7 Những mẫu xe không bao hai bánh trước Những mẫu xe có phần vỏ bao hai bánh trước Nhận xét chung kết luận 10 2.3 Khảo sát hệ thống truyền lực xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu năm trước 12 Bộ truyền trung gian 12 Bộ truyền trực tiếp 13 2.4 Khảo sát hệ thống lái xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu qua năm 14 Phương án dẫn động lái hai kéo dọc 14 Phương án dẫn động lái hình thang lái 15 2.5 Giải pháp chung đề tài 16 iii 3.1 Tính tốn thiết kế khung xe sinh thái 17 Phương pháp chung 17 Một số thơng số tính tốn dự kiến xe 17 Lí thuyết khung xe sinh thái 18 Vật liệu chế tạo khung 19 Thiết kế kĩ thuật phần khung xe 19 Kiểm nghiệm bền Solidworks 22 Thi công khung xe 31 Khung xe sau thi công 32 3.2 Phương án thiết kế thân vỏ xe sinh thái 33 Phương pháp chung 33 Phân tích lựa chọn hình dáng vỏ 33 Theo khí động học ô tô 33 Theo mục đích sử dụng 36 Chọn vỏ xe thiết kế 37 Thiết kế kĩ thuật phần vỏ xe 37 Chọn thông số 37 Thiết kế hình dạng vỏ xe 39 Mô khí động học phần vỏ xe 39 Đánh giá tính khả thi mơ hình 46 Thi công vỏ xe 46 Chọn vật liệu làm vỏ 46 Ưu nhược điểm vật liệu composite 47 Chọn vật liệu làm khuôn 48 4.1 Cơ sở tính tốn hệ thống truyền lực 49 Các thông số yêu cầu xe sinh thái 49 iv Thông số động Honda Wave 110cc 49 4.2 Lựa chọn kiểu truyền động 50 Chọn truyền 50 Chọn kiểu truyền động 50 Tận dụng quán tính xe 51 4.3 Tính toán lực cản chuyển động tỉ số truyền xe 52 Lực cản lăn 53 Lực cản không khí 53 Lực cản tổng 54 Lực bám xe 54 Tính tỉ số truyền 55 Tính lực kéo xe 57 Nhân tố động lực học D khả tăng tốc xe 59 4.4 Tính tốn kiểm tra bền cho truyền xích: 63 Chọn số đĩa xích 63 Tính khoảng cách trục sơ 63 Xác định số mắc xích 64 Kiểm nghiệm xích theo độ bền 65 Bộ truyền xích thứ 65 Bộ truyền xích thứ hai 67 Xác định đường kính đĩa xích 69 5.1 Tổng quan hệ thống lái xe sinh thái 73 Tổng quan hệ thống lái 73 Yêu cầu hệ thống lái 73 Tỷ số truyền hệ thống lái 73 Tỷ số truyền cấu lái iω 73 Tỷ số truyền dẫn động lái id 73 Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái ig 74 v Các phận hợp thành hệ thống lái xe sinh thái 74 Tay lái 75 Trục lái 75 Cơ cấu lái 75 Dẫn động lái 75 Các góc đặt bánh xe 76 5.2 Tính tốn, thiết kế hệ thống lái xe sinh thái 77 Các thông số thiết kế xe 77 Lựa chọn phương án thiết kế 77 Tính tốn động học hình thang lái 78 Xây dựng đường đặt tính lí thuyết 78 Xây dựng đường đặc tính thực tế 80 Tính toán kích thước, cách bố trí hệ thống lái 83 Kích thước cam quay 83 Kích thước cách bố trí hệ thống lái 84 Kích thước địn quay đứng cách bố trí tay lái 87 Kiểm tra bền chi tiết hệ thống lái 88 6.1 Kết luận 93 6.2 Kiến nghị 93 vi DANH MỤC CÁC KÍ HIỆU Kí hiệu Tên gọi Đơn vị a Khoảng cách từ trọng tâm đến bánh xe trước a1 Khoảng cách trục sơ đĩa bánh xe mm A Diện tích chiếu lề mm2 b Khoảng cách từ trọng tâm đến bánh xe sau m B Chiều rộng xe m Cx Hệ số cản khơng khí - da1, da2 Đường kính vòng đỉnh m mm Đường kính vịng đáy chân mm d1 Đường kính vịng chia đĩa xích lớn mm d2 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ mm D Nhân tố động lực học E Mô đun đàn hồi đĩa xích f Hệ số cản lăn - Ff1 Lực cản lăn bánh xe bị động N Ff2 Lực cản lăn bánh xe chủ động N Fj Lực cản qn tính xe chuyển động khơng ổn định N Fk Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động N Ft Lực vòng đĩa xích N Fv Lực căng li tâm sinh làm việc N Fvd Lực va đập đĩa xích N F0 Lực căng bánh xích phát động sinh N df1, df2 Mpa vii Fφ Lực cản ma sát với mặt đường Fω Lực cản khơng khí N G Trọng lượng tồn tơ N Trọng lượng tác dụng lên bánh cầu trước N H Chiều cao xe m i Hệ số cản dốc - id Tỉ số truyền dẫn động lái - ig Tỉ số truyền theo góc hệ thống lái - it Tỉ số truyền hệ thống truyền lực - i1 Số lần va đập xích 1s iω Tỉ số truyền cấu lái j Gia tốc xe Gbx N.m lần/s m2/s Kđ Hệ số tải trọng động - L Chiều dài sở xe m Me Momen xoắn động N.m Mf1 Momen cản lăn bánh xe bị động N.m Mf2 Momen cản lăn bánh xe chủ động N.m Mk Momen kéo bánh xe chủ động N.m Mtl Momen tay lái N.m nb Số vòng quay bánh xe chủ động vòng/phút ne Số vòng quay trục khuỷu động vòng/phút neP Số vòng quay trục khuỷu cơng suất cực đại động vịng/phút Pe Cơng suất có ích động kW viii Lực mà người lái tạo tay lái N Lực cực đại tác dụng lên tay lái N Q Tải trọng phá hỏng N R Bán kính quay vịng mm r Bán kính đáy mm rb Bán kính bánh xe chủ động m rtl Bán kính tay lái m S Diện tích cản diện m2 Vx Vận tốc tương đối tơ khơng khí m/s x Số mắc xích Pl Plmax - z1, z3 Số đĩa nhỏ z2, z4 Số đĩa lớn Z1 Phản lực tiếp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe cầu trước N Z2 Phản lực tiếp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe cầu sau N α Góc quay vịng bánh xe phía α1 Góc dốc mặt đường β Góc quay vịng bánh xe phía ngồi φ Hệ số ma sát với mặt đường - θ Góc nghiêng địn bên δj Hệ số khối lượng quay - ψ Hệ số tổng lực cản mặt đường - ηt Hiệu suất thuận hệ thống truyền lực - ηt Hiệu suất tính đến tiêu hao mát sát cam quay khớp nối ix DANH MỤC HÌNH ẢNH Hình 2.1 Đội CKĐ_MIN10 đến từ Đại Học Sư Phạm Kĩ Thuật TP.HCM Hình 2.2 Đội Super Cup 50 đến từ Đại Học Công Nghiệp Hà Nội Hình 2.3 Đội Thewind_UTE đến từ Đại Học Sư Phạm Kĩ Thuật TP.HCM Hình 2.4 Đội Shimofusa đến từ Nhật Bản Hình 2.5 Đội Yazaki đến từ Hải Phịng Việt Nam 10 Hình 2.6 Phương án thiết kế truyền trung gian 12 Hình 2.7 Phương án thiết kế truyền trực tiếp 13 Hình 2.8 Phương án dẫn động lái hai kéo dọc 14 Hình 2.9 Phương án dẫn động lái hình thang lái 15 Hình 3.1 Khung hình ống rỗng 18 Hình 3.2 Kích thước thể người lái 20 Hình 3.3 Kích thước vị trí thể người lái 21 Hình 3.4 Hình ảnh mơ tả thể người ngồi xe 21 Hình 3.5 Bản vẽ khung xe hồn chỉnh 22 Hình 3.6 Hình ảnh kích thước vật liệu 22 Hình 3.7 Mơ hình xác định vị trí trọng tâm 23 Hình 3.8 Các bước kiểm nghiệm bền cho khung xe 25 Hình 3.9 Thanh cơng cụ Solidwords 25 Hình 3.10 Khung phác thảo 3D sketch 26 Hình 3.11 Khung sau đã gán dầm Weldments 26 Hình 3.12 Bảng chọn vật liệu cho mơ hình 27 Hình 3.13 Gán buộc cố định cho mơ hình 28 Hình 3.14 Các lực tác dụng lên mơ hình 28 Hình 3.15 Mơ hình sau đã chia lưới thiết lập thông số đầu vào 29 Hình 3.16 Biểu đồ ứng suất khung 30 Hình 3.17 Biểu đồ chuyển vị khung 30 Hình 3.18 Biểu đồ hệ số an tồn khung 31 Hình 3.19 Khung xe sau hồn thiện 32 x Hình 3.20 Các vùng áp suất ô tô chuyển động 34 Hình 3.21 Quá trình cải thiện hình dạng khí động học tơ nhằm giảm hệ số cản 35 Hình 3.22 Hệ số cản số vật thể có hình dạng khác 36 Hình 3.23 Sơ đồ tổng thể thân vỏ 38 Hình 3.24 Bảng vẽ tổng thể phần vỏ xe 39 Hình 3.25 Các bước tiến hành q trình mơ khí động học cho thân vỏ 40 Hình 3.26 Mơ hình 3D phần mềm Solidworks 41 Hình 3.27 Mơ hình 3D sau đưa vào Ansys Fluent 41 Hình 3.28 Mơ hình sau chia lưới 42 Hình 3.29 Chọn chế độ dịng chảy rối cho mơ 43 Hình 3.30 Thiết lập giá trị ban đầu 43 Hình 3.31: Phân bố vận tốc theo mặt cắt dọc mơ hình 44 Hình 3.32 Phân bố áp suất theo mặt cắt dọc mơ hình 45 Hình 3.33 Vải sợi thủy tinh tạo lớp gia cường cho vật liệu 47 Hình 4.1 Bộ truyền xích trung gian 51 Hình 4.2 Cơ cấu khớp chiều xe 52 Hình 4.3 Sơ đồ lực momen tác dụng xe tăng tốc 52 Hình 4.4 Đồ thị đặc tính ngồi động 55 Hình 4.5 Bản đồ suất tiêu hao nhiên liệu có ích động đốt thực tế 56 Hình 4.6 Đồ thị biểu diễn lực xe sinh thái 59 Hình 4.7 Vùng sử dụng đồ thị đặc tính động học D theo điều kiện bám bánh xe chủ động điều kiện cản mặt đường 62 Hình 4.8 Đồ thị thể khả tăng tốc xe 62 Hình 4.9 Bộ truyền xích sau thiết kế 72 Hình 5.1 Hình ảnh mơ tả vị trí phận hệ thống lái 74 Hình 5.2 Quan hệ hình học góc quay bánh xe dẫn hướng 76 Hình 5.3 Hệ thống lái xe sinh thái 78 Hình 5.4 Sơ đồ động học hình thang lái xe thẳng 79 Hình 5.5 Sơ đồ ngun lí quay vịng xe 79 xi Hình 5.6 Hình thang lái xe thẳng 81 Hình 5.7 Hình thang lái xe quay vịng 81 Hình 5.8 Đồ thị lý thuyết thực tế mối quan hệ α β 82 Hình 5.9 Kích thước cam quay bên trái 84 Hình 5.10 Cách bố trí phận hệ thống lái xe sinh thái 84 Hình 5.11 Vị trí phận xe chạy thẳng 85 Hình 5.12 Vị trí phận xe quay vịng trái tối đa 86 Hình 5.13 Kích thước tay lái địn quay đứng 87 Hình 5.14 Hệ thống lái xe sinh thái sau thiết kế 87 Hình 5.15: Các lực tác dụng lên bánh xe bánh xe trượt lết 88 Hình 5.16 Tiết diện trục lái 90 Hình 5.17 Các lực tác dụng lên hệ thống lái 91 xii Hình 5.6 Hình thang lái xe thẳng Cần xác định góc θ, độ dài đòn bên m đòn ngang n Quan hệ thực tế góc quay α, β phụ thuộc vào góc θ độ dài địn bên m Từ sơ đồ dẫn động lái hình ta tính mối quan hệ thông số theo biểu thức: sin   - nB 2m (5.4) Khi xe quay vịng: Hình 5.7 Hình thang lái xe quay vòng Khi bánh xe dẫn hướng bên phải quay góc α bên trái quay góc β, lúc đòn bên phải hợp với phương dọc góc θ + α, cịn địn bên trái θ – β Từ sơ đồ dẫn động hình ta có mối quan hệ thông số theo biểu thức sau: m.cos(   ) m  B.sin(   )  2m.sin   B.sin      arctan  arcsin B  m.sin(   ) m cos (   )  [ B  m.sin(   )]2 (5.5) Trong đó: m thường lấy theo kinh nghiệm: m  (0,14  0,16) B 81 Chọn sơ m theo công thức kinh nghiệm: m  0,14.B  0,14.500  70mm Chọn sơ góc θ ban đầu theo hướng dẫn kĩ thuật Honda:   arctan B 2L    arctan 500  9,780  100 2.1450 Cho θ = 100 vào biểu thức (5.5) ta mối quan hệ α β cho bảng sau: Bảng 5.4 Bảng giá trị βtt βlt theo α α (0) βlt (0) βtt(0) Δβ(0) 10 15 20 25 30 35 40 45 4,854 9,438 13,782 17,920 21,886 25,710 29,424 33,056 36,634 4,920 9,682 14,285 18,720 22,974 27,028 30,855 34,423 37,690 0,066 0,244 0,503 0,8 1,088 1,318 1,431 1,367 1,056 Trong đó:    tt   lt Từ bảng giá trị thu được, ta xây dựng đồ thị lý thuyết thực tế mối quan hệ α β Hình 5.8 Đồ thị lý thuyết thực tế mối quan hệ α β 82 Theo bảng giá trị đồ thị, ta thấy được: Giá trị  lớn nhỏ vị trí α = 200 Do ta chọn θ = 100, ứng với góc quay vịng lớn bánh xe dẫn hướng phía  max  200 bánh xe dẫn hướng phía ngồi  max  18,720 Từ công thức (5.2) suy ra: R L tan  max  B 1450 500    4234mm  5000mm tan(20 ) Thoả điều kiện bán kính quay vịng tối đa 5m theo tiêu chuẩn thi Từ công thức (5.4) ta có độ dài kéo ngang: n  B  2.m.sin   500  2.70.sin(100 )  524,31( mm) Kết luận: Bảng 5.5 Bảng giá trị thơng số tính tốn Thơng số Giá trị θ 100 m 70 mm n 524,31 mm αmax 200 βmax 18,720 Tính tốn kích thước, cách bố trí hệ thống lái Kích thước cam quay Dựa vào kích thước phần 5.2.3 quan sát đội thi trước, nhóm thiết kế cam quay bên trái với kích thước hình 83 Hình 5.9 Kích thước cam quay bên trái Cam quay bên phải có kích thước cam quay bên trái, khơng có địn bên dài 55 mm Kích thước cách bố trí hệ thống lái Hình 5.10 Cách bố trí phận hệ thống lái xe sinh thái Ta thấy đòn quay đứng kéo dọc thiết kế vng góc với Lí ln có mơmen cản trục lái mà mômen cản tạo lực cản bánh xe tác dụng lên đòn quay đứng qua kéo dọc Do đó, bố trí kéo dọc vng góc với địn quay đứng nhằm giảm lực tác dụng lên đòn quay đứng sinh mômen cản đánh lái sang trái sang phải, lúc người lái tác dụng lực để tạo mômen lái 84 thắng mômen cản đó, cách bố trí giúp người lái có cảm giác lái tốt đánh lái sang hai phía Dựa vào kết luận phần 5.2.3 quan sát đội thi, nhóm thiết kế hệ thống lái có kích thước cụ thể sau: Bảng 5.6 Các kích thước có sẵn lựa chọn Thông số Giá trị a 55 mm c 100 mm d 50 mm e 300 mm f 150 mm m 70 mm n 524,34 mm θ 100 Như vậy, thơng số chiều dài kéo dọc b góc nghiêng đòn quay đứng so với phương ngang Φ thơng số cần phải tính tốn để từ tính tỷ số truyền góc lái Hình 5.11 Vị trí phận xe chạy thẳng Theo hình 5.11, ta tính chiều dài đoạn: BD = 250 mm, CD = 95 mm, BC = 267,44 mm 85 Suy ra: b  BC  AC  267, 442  502  262,73mm Ta lại tính góc: BCD  69, 20 , BCA  79, 20 BCD  BCA  ACy  1800 Lại có:  69, 20  79, 20  900    1800    58, 40 Hình 5.12 Vị trí phận xe quay vịng trái tối đa Theo hình 5.12, ta tính chiều dài đoạn: EF = 18,81 mm, EB’ = 51,68 mm, B’D’ = 231,19 mm, B’C’= 251,23 mm, C’D’ = 98,32 mm Ta lại tính góc: B ' C ' D '  66,960 , B ' C ' A '  100,060 B ' C ' D '  B ' C ' A '  A ' C ' y  1800 Lại có:  66,960  100,060  A ' C ' y  1800  A ' C ' y  12,980 Góc đánh lái xe quay vòng trái tối đa: 900    A ' C ' y  900  58, 40  12,980  18,620 Làm tương tự, ta góc đánh lái xe quay vịng phải tối đa: 19,540 Vì hệ thống lái mà nhóm chế tạo khí nên có tỷ số truyền cố định Do đó, góc đánh lái có ít thay đổi đánh lái sang trái phải khơng đáng kể Chọn góc đánh lái trung bình để tính tỷ số truyền phục vụ cho việc tính tốn bền (19,540  18,620 ) / Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái: ig  id   0,954 200 86 Kích thước địn quay đứng cách bố trí tay lái Dựa theo kết phần 5.2.4.2, nhóm thiết kế bố trí phận tay lái hình: Hình 5.13 Kích thước tay lái địn quay đứng Kết luận: Từ thơng số tính phần này, hình dạng cách bố trí phận hệ thống lái, ta thiết kế toàn hệ thống lái xe sinh thái Hình 5.14 Hệ thống lái xe sinh thái sau thiết kế 87 Kiểm tra bền chi tiết hệ thống lái  Lực cực đại tác dụng lên tay lái Lực tác dụng lên tay lái đạt giá trị cực đại xe quay vòng chỗ Lúc mơmen cản quay vịng bánh xe dẫn hướng Mc tổng mômen cản chuyển động M1, mômen cản bánh xe trượt lê đường M2 mômen cản cần thiết để làm ổn định dẫn hướng M3 (mơmen cản bỏ qua) - Mômen cản chuyển động M1: M  Gbx f c (5.6) Trong đó: Gbx – Trọng lượng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng Gbx  232,51( N ) f – Hệ số cản lăn: f  0,02 c – Chiều dài cánh tay địn hình 5.10: c  0,1(m) Thay số vào (5.6) ta được: M  232,51.0,02.0,1  0, 47( Nm) - Mômen cản bánh xe trượt lết mặt đường M2: Hình 5.15: Các lực tác dụng lên bánh xe bánh xe trượt lết Khi có lực ngang Y tác dụng lên bánh xe, đàn hồi bên lốp diện tích tiếp xúc lốp với mặt đường bị quay tương mặt phẳng bánh xe Điểm đặt lực ngang Y dịch chuyển đoạn x phía sau trục bánh xe Đoạn x thừa 88 nhận nửa khoảng cách tâm diện tích tiếp xúc đến rìa ngồi theo cơng thức sau: x  0,5 r  rbx2 (5.7) Trong đó: r – Bán kính tự bánh xe r = 0,25 (m) Ta có: rbx  0,96r x  0,14r Vậy mômen cản bánh xe trượt lê mặt đường: M  Y x  0,14.Gbx 1.r (5.8) Trong đó: µ1 – Hệ số bám ngang: µ1  0,8 Y – Lực ngang (N) Thay số vào (5.8) ta được: M  0,14.232,51.0,8.0, 25  6,51( Nm) Tổng mơmen cản quay vịng bánh xe dẫn hướng là: M c  2.( M  M ). (5.9) Trong đó: γ – Hệ số tính đến ảnh hưởng M3: γ = 1,07 Thay số vào (5.9) ta được: M c  2.(0, 47  6,51).1,07  14,94( Nm) Suy ra, lực cản cực đại tác dụng lên tay lái: Pl max  Mc rtl i id tl (5.10) Trong đó: rtl – Bán kính tay lái: rtl  150(mm) id – Tỉ số truyền dẫn động lái: id  0,954 iω – Tỉ số truyền cấu lái: i  89 ηt – Hiệu suất thuận cấu lái:t  (do hệ thống lái xe không sử dụng cấu lái) ηl – Hiệu suất tính đến tiêu hao mát sát cam quay khớp nối:l  0,7 Thay số vào (5.10) ta được: Pl max  14,94  149,15( N ) 0,15.1.0,954.1.0,7 Kết luận: Plmax  149,15( N ) tương đối nhẹ để tài xế đánh lái dễ dàng Nhưng để giảm lực đánh lái thêm, ta giảm hệ số cản lăn bánh xe, tăng bán kính tay lái tăng tỉ số truyền dẫn động lái Biện pháp để giảm hệ số cản lăn dễ thực nhất, xe tham gia thi tiết kiệm nhiên liệu thường dùng lốp trơn, khơng có hoa lốp, lốp có bề rộng nhỏ, áp suất lốp đủ tình trạng lốp tốt trình vận hành  Kiểm tra bền trục lái: Hình 5.16 Tiết diện trục lái Trục lái làm ống thép rỗng tính theo ứng suất xoắn lực tác dụng tay lái gây  Pl max R.D 0, 2.( D  d ) (5.11) Trong đó: R – Bán kính tay lái: R = 150 (mm) D – Đường kính ngồi trục lái: D = 20 (mm) 90 d – Đường kính trục lái: d = 18,5 (mm) Trục lái làm thép cacbon CT3 không nhiệt luyện Ứng suất xoắn cho phép lấy theo thuyết bền ba (thuyết bền ứng suất tiếp, chương tài liệu [6]): [ ]  [ ] 420   210( MN / m2 ) 2 Với [σ] ứng suất kéo – nén cho phép thép CT3 Thay số vào (5.11) ta được:  149,15.0,15.0,02  52,19( MN / m2 )  [ ]=210( MN / m2 )(*) 4 0, 2.(0,02  0,0185 ) Ở phần kiểm tra bền trục lái, kiểm tra ứng suất xoắn lực tác dụng lên tay lái gây mà không cần kiểm tra theo độ cứng (góc xoắn trục) chiều dài trục lái ngắn L = 50mm Từ (*) kết luận: Trục lái đảm bảo điều kiện bền  Kiểm tra bền đòn quay đứng, kéo dọc, kéo ngang địn bên Ngồi đảm bảo tính nhẹ khối lượng đơn giản kết cấu, phận hệ thống lái phải đảm bảo độ bền trình sử dụng Để tính toán bền, cần phải xét đến lực hình sau : Hình 5.17 Các lực tác dụng lên hệ thống lái Trong đó: N – Lực tác dụng lên kéo ngang phanh hai bánh trước (N) 91 Q – Lực tác dụng từ bánh xe lên đòn kéo dọc xe chạy đường gồ ghề (N) Đối với hệ thống lái thiết kế xe sinh thái nhóm, sử dụng phanh bánh sau nên khơng có lực phanh hai bánh trước, khơng có lực N tác dụng lên kéo ngang Hơn nửa, kéo dọc thiết kế bố trí mặt phẳng song song với mặt đường nên khơng có lực Q tác dụng từ bánh xe lên kéo dọc Kết luận: Khơng cần kiểm tra bền địn quay đứng, kéo dọc, kéo ngang đòn bên 92 KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 6.1 Kết luận Đề tài “Nghiên cứu đề xuất số giải pháp cải tiến khung thân xe hệ thống truyền lực, điều khiển xe đua sinh thái”, nhóm nghiên cứu hoàn thành nhiệm vụ sau: - Nghiên cứu, thiết kế, cải tiến chế tạo thành công khung xe sinh thái bánh tiết kiệm nhiên liệu Đạt mục tiêu giảm khối lượng, mà giữ tính vững chắc, thẩm mĩ ổn định xe - Nghiên cứu thiết kế hệ thống lái dựa vào cải tiến hệ thống lái năm trước Đạt mục tiêu hệ thống lái bền, nhẹ đảm bảo lái ổn định - Nghiên cứu thiết kế hệ thống truyền lực dựa vào cải tiến hệ thống truyền lực xe năm trước Đạt mục tiêu hệ thống truyền lực nhẹ, bền hiệu suất truyền lực tốt - Thiết kế video mô thân vỏ xe bánh tiết kiệm nhiên liệu, hệ thống lái, hệ thống truyền lực chạy mô khí động học xe Trong q trình thực đề tài, nhóm ôn lại tích luỹ thêm nhiều kiến thức môn lí thuyết ô tô, thiết kế ô tô, vật liệu học…và môn thực hành Thực tập động đốt trong, hệ thống điều khiển động cơ, hệ thống truyền lực ô tô, đồng sơn… có hội tìm hiểu thêm nhiều kiến thức giúp cho thân ngày hoàn thiện 6.2 Kiến nghị Do tình hình dịch bệnh nên ảnh hưởng nhiều tới điều kiện nghiên cứu thực sản phẩm, nên đề tài nhóm cịn nhiều điểm chưa hoàn thiện như: Chưa thể gia công vỏ xe, gia công chi tiết hệ thống truyền lực mà chưa thể lắp ráp lên khung xe Ngoài hạn chế mặt thời gian sở vật chất nên nhóm chưa nghiên cứu sâu vào động chưa kiểm nghiệm độ bền khí động học xe thực tế Đó tồn cịn hạn chế đề tài tảng để sau hết dịch nhóm nghiên cứu sâu để giúp xe tiết kiệm nhiên liệu mức tối đa, đạt 93 thứ hạng cao thi Honda EMC 2021 tổ chức Hà Nội phần giúp lan tỏa ý thức tiết kiệm nguồn tài nguyên khí đốt cạn kiệt giới cho người 94 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính tốn thiết kế dẫn động khí tập 1, Nhà suất giáo dục, năm 2004 [2] Đặng Q, Giáo Trình Lí Thuyết Ơ tơ, NXB Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh, 2012 [3] Đặng Q, Giáo Trình thiết kế Ơ tơ, NXB Đại Học Quốc Gia Thành Phố Hồ Chí Minh, 2012 [4] Đinh Bá Trụ - Hồng Văn Lợi, Hướng dẫn sử dụng ANSYS, Học viện kĩ thuật quân Hà Nội [5] Honda Việt Nam, Tài liệu hướng dẫn tham gia thi “Lái xe sinh thái tiết kiệm nhiên liệu” Hà Nội 2013 [6] Nguyễn Danh Trường, Sức Bền Vật Liệu, Đại học Bách Khoa Hà Nội 95 ... - Phương pháp thực nghiệm Ý nghĩa đề tài Góp phần đưa vài giải pháp cải tiến khung thân xe, hệ thống truyền lực, hệ thống điều khiển Đưa giải pháp cải thiện khí động học để góp phần vào việc... thiết kế khung xe sinh thái Phương pháp chung Trong đề tài nhóm chọn phương pháp học hỏi cải tiến số khung xe có sẵn đội trước để làm sở cho thiết kế Các thông số đầu vào: - Công thức bánh xe: 3x1... Nghiên cứu thiết kế hệ thống lái 3.1 Tổng quan hệ thống lái 3.2 Tính tốn hệ thống lái xe sinh thái 3.3 Kiểm tra bền số chi tiết hệ thống lái 1.5 Đối tượng nghiên cứu - Đối tượng nghiên cứu xe tự