Trang 1 bộ giáo dục và đào tạo Trờng đại học bách khoa hà nội ***************************VŨ MẠNH ĐỨC NGHIấN CỨU ẢNH HƯỞNG CỦA MỘT SỐ THễNG SỐ SỬ DỤNG ĐẾN DAO ĐỘNG XE CON LUẬN VĂN TH
Sự phát triển của ngành công nghiệp ô tô Việt Nam
Tình hình phát triển, quan điểm phát triển trong tương lai
Kể từ khi thực hiện chính sách đổi mới, nền kinh tế Việt Nam đã chứng kiến sự tăng trưởng mạnh mẽ, nâng cao đời sống nhân dân Trong bối cảnh phát triển chung, ngành công nghiệp ôtô Việt Nam đã khẳng định vị thế là một trong những ngành kinh tế mũi nhọn Mặc dù ngành công nghiệp ôtô đã tồn tại từ lâu, nhưng chỉ trong 20 năm qua, nó mới thực sự phát triển mạnh mẽ nhờ vào nội lực và các liên doanh hợp tác.
Hiện nay, nền công nghiệp ô tô Việt nam cơ bản gồm có 3 thành phần:
Các công ty liên doanh ôtô tại Việt Nam bao gồm những thương hiệu nổi tiếng như Toyota, Ford, Vidamco và Nissan Tính đến năm 2000, đã có 11 công ty liên doanh hoạt động trong lĩnh vực này Đặc biệt, đầu năm 2005, liên doanh thứ 12 của hãng Honda ra mắt dòng xe CIVIC, nhanh chóng trở thành một trong những mẫu xe được ưa chuộng trên toàn cầu.
Các doanh nghiệp sản xuất và lắp ráp ô tô tại Việt Nam đang phát triển dựa trên nền tảng của các công ty cơ khí quốc doanh như Công ty Ô tô Hòa Bình, Công ty Ô tô 1-5 và Công ty Ô tô 3-2.
+ Các doanh nghiệp tư nhân: Doanh nghiệp tư nhân Xuân Kiên, công ty ô tô Trường Hải, công ty TNHH Chiến Thắng…
Đến cuối năm 2009, Việt Nam có tổng cộng 397 doanh nghiệp hoạt động trong ngành sản xuất ôtô, bao gồm 50 doanh nghiệp lắp ráp ôtô, 40 doanh nghiệp sản xuất khung gầm, thân xe và thùng xe, 210 doanh nghiệp sản xuất linh kiện phụ tùng ôtô, và 97 doanh nghiệp sửa chữa ôtô Các doanh nghiệp này phân bố đều trên 44 tỉnh, thành phố trong cả nước.
Trong những năm gần đây, ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đã có những chuyển biến tích cực với sự tham gia mạnh mẽ của các công ty tư nhân Họ không chỉ đầu tư vào lĩnh vực lắp ráp mà còn mua sắm dây chuyền công nghệ từ các quốc gia như Nhật Bản, Trung Quốc, và Hàn Quốc, điển hình là công ty Xuân Kiên và công ty ô tô Chiến Thắng Đồng thời, sự phát triển mạnh mẽ của các nhà máy sản xuất phụ tùng ô tô đã cung cấp cho các nhà máy lắp ráp trong nước và hướng tới xuất khẩu ra thị trường khu vực.
Mặc dù ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đã có sự phát triển, nhưng chủ yếu vẫn chỉ dừng lại ở việc lắp ráp thuần túy Chất lượng ô tô còn ở mức trung bình, tỷ lệ nội địa hóa chưa cao và công nghệ vẫn còn hạn chế Tuy nhiên, với nền kinh tế đang phát triển và cơ sở hạ tầng giao thông được cải thiện, nhu cầu sử dụng ô tô trong nước ngày càng tăng Số lượng xe ô tô đưa vào sử dụng trong những năm qua tăng mạnh, nhưng vẫn chưa đáp ứng đủ nhu cầu của thị trường.
Sau nhiều năm, Chính phủ Việt Nam đã xác định bốn tổng công ty đầu mối trong lĩnh vực sản xuất ô tô, bao gồm VINAMOTOR, VEAM, VINACOAL và SAIGONMOTOR, nhằm đáp ứng nhu cầu đa dạng của thị trường Để định hướng phát triển cho ngành công nghiệp ô tô trong những năm tới, Chính phủ, đặc biệt là Bộ Công Thương, đã đưa ra các chính sách và giải pháp nhằm phấn đấu đến năm 2020, ngành công nghiệp ô tô Việt Nam sẽ trở thành một ngành quan trọng, có khả năng đáp ứng tối đa nhu cầu thị trường trong nước và tham gia vào thị trường quốc tế.
Chính sách nội địa hóa và phát triển công nghiệp ô tô
a Quan điểm cơ bản về phát triển ngành công nghiệp ô tô.
Ngành công nghiệp ô tô đóng vai trò quan trọng trong quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước, đồng thời góp phần củng cố an ninh quốc phòng Việc phát triển ngành này cần được ưu tiên để đáp ứng hiệu quả nhu cầu của xã hội.
Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đang được phát triển không chỉ để đáp ứng nhu cầu trong nước mà còn nhằm thúc đẩy sự tăng trưởng của các ngành công nghiệp hỗ trợ khác Mục tiêu là nâng cao khả năng xuất khẩu phụ tùng ô tô ra thị trường khu vực và thế giới.
Phát triển ngành công nghiệp ô tô cần tập trung vào việc thúc đẩy liên doanh và liên kết trong nước, đồng thời mở rộng hợp tác quốc tế Cần tổ chức sản xuất theo hướng chuyên môn hóa cao, hình thành các khu công nghiệp phụ trợ để hỗ trợ các doanh nghiệp lớn trong sản xuất và lắp ráp ô tô.
Ngành công nghiệp ô tô đang được phát triển với phương châm đi tắt đón đầu, kết hợp tiếp thu công nghệ tiên tiến từ thế giới và đẩy mạnh nghiên cứu phát triển trong nước Việc tận dụng hiệu quả cơ sở vật chất và trang thiết bị hiện có sẽ giúp nhanh chóng đáp ứng nhu cầu thị trường nội địa.
Phát triển ngành công nghiệp ô tô Việt Nam cần phải phù hợp với chính sách tiêu dùng quốc gia và đồng bộ với hạ tầng giao thông, đồng thời chú trọng bảo vệ môi trường Để thúc đẩy nhanh chóng sự phát triển của ngành ô tô và tạo động lực cho các ngành công nghiệp hỗ trợ, Bộ Công Thương đã đề ra định hướng phát triển cụ thể cho giai đoạn đến năm 2020.
- Tập chung sản xuất các loại ô tô thông dụng và ô tô chuyên dùng hiện đại đang có nhu cầu lớn trong nước.
Đầu tư vào lĩnh vực sản xuất phụ tùng ô tô cần được ưu tiên, đồng thời khuyến khích phát triển các ngành công nghiệp hỗ trợ để đáp ứng hiệu quả nhu cầu trong nước và thúc đẩy xuất khẩu phụ tùng ô tô ra thị trường quốc tế.
Các dự án sản xuất động cơ ô tô trong chương trình cơ khí trọng điểm sẽ được giao cho doanh nghiệp nhà nước nhằm tập trung nguồn lực, tránh phân tán và đảm bảo khả năng cung cấp cho thị trường.
Kết hợp phương thức sản xuất lắp ráp ban đầu với từng bước nâng cao khả năng chế tạo trong ngành công nghiệp ô tô tại Việt Nam là cần thiết Điều này không chỉ giúp cải thiện chất lượng sản phẩm mà còn khuyến khích tăng tỷ lệ nội địa hóa trong sản xuất phụ tùng ô tô, từ đó thúc đẩy sự phát triển bền vững của ngành công nghiệp này.
Hiện tại, không có kế hoạch phát triển thêm các doanh nghiệp sản xuất ô tô cao cấp Các doanh nghiệp trong nước sản xuất và lắp ráp ô tô phải tuân thủ đầy đủ các nguyên tắc lựa chọn dự án đầu tư đã được quy định trong quy hoạch phát triển ngành ô tô Việt Nam giai đoạn 2011-2020, với tầm nhìn đến năm 2030.
Đầu tư vào khu tư vấn thiết kế và chuyển giao công nghệ trong ngành công nghiệp ô tô là rất quan trọng để nâng cao năng lực cho lĩnh vực này Đồng thời, cần đẩy mạnh công tác xúc tiến thương mại nhằm hỗ trợ và khuyến khích các doanh nghiệp xuất khẩu phụ tùng ô tô, từ đó góp phần vào mục tiêu phát triển bền vững của ngành.
Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đang phát triển mạnh mẽ thông qua việc tiếp thu và ứng dụng công nghệ tiên tiến toàn cầu Đồng thời, việc khai thác và nâng cao công nghệ cùng thiết bị hiện có sẽ giúp đáp ứng nhu cầu thị trường về phụ tùng và ô tô trong nước Hướng đi này không chỉ phục vụ thị trường nội địa mà còn mở ra cơ hội xuất khẩu phụ tùng và ô tô ra thế giới.
Vào năm 2015, các loại xe thông dụng như xe tải nhỏ, xe khách và xe con đã đạt tỷ lệ nội địa hóa từ 40% đến 45%, đồng thời đáp ứng hơn 80% nhu cầu về số lượng trong nước.
- Về các loại xe chuyên dùng: Đạt tỷ lệ 60% nội địa hóa và đáp ứng khoảng 60% về số lượng
- Các loại xe du lịch do liên doanh hoặc doanh nghiệp trong nước sản xuất đạt tỷ lệ nội địa hóa là 40 45% vào năm 201– 5
- Các loại xe tải, xe khách cao cấp đạt tỷ lệ nội địa hóa đạt 35 – 40
- Đồng thời phấn đấu xuất khẩu phụ tùng ô tô đạt 5 10% giá trị tổng sản lượng – của ngành
Ngoài những yêu cầu đặt ra cho ngành công nghiệp sản xuất ô tô việt nam thì Chính Phủ có những giải pháp và chính sách hỗ trợ sau:
+ Các chính sách về thuế đối với ô tô, linh kiện phụ tùng ô tô.
+ Các chính sách và giải pháp về thị trường.
+ Các chính sách và giải pháp về đầu tư.
+ Chính sách và giải pháp về khoa học và công nghệ.
+ Chính sách và giải pháp về nguồn nhân lực.
+ Các chính sách và giải pháp về huy động vốn.
+ Các chính sách và giải pháp về quản lý ngành.
+ Tổ chức thực hiện c Đặc điểm thị trường ô tô Việt nam
Thị trường ô tô Việt nam có thể chia làm hai loại cơ bản như sau:
Thị trường xe du lịch hiện nay yêu cầu cao về chất lượng, kiểu dáng đẹp và tiện nghi hiện đại, phục vụ cho nhu cầu du lịch và trang trí vui chơi Đối tượng khách hàng chủ yếu là giới thường lưu và các doanh nghiệp, đặc biệt là lãnh đạo, dẫn đến nhu cầu ngày càng tăng khi nền kinh tế phát triển Tuy nhiên, do công nghệ sản xuất ô tô tại Việt Nam chưa đáp ứng được yêu cầu, thị phần này chủ yếu thuộc về các công ty liên doanh với nước ngoài có công nghệ tiên tiến và xe nhập khẩu.
Thị trường xe thương mại tại Việt Nam, bao gồm xe bus, xe vận tải hàng hóa và xe chuyên dùng, đang được đánh giá là có tiềm năng lớn và phù hợp với năng lực sản xuất của các nhà máy ô tô trong nước Sự gia tăng nhu cầu về dịch vụ vận tải hành khách công cộng và hàng hóa, đặc biệt là xe bus và xe vận tải nhỏ cho các khu vực đô thị và nông thôn, tạo ra cơ hội phát triển Hàng năm, hàng nghìn xe hết niên hạn sử dụng theo quy định của chính phủ, với kế hoạch loại bỏ 16.600 xe tải và hơn 6.600 xe khách từ 1/1/2005, đồng thời có chủ trương loại bỏ hoàn toàn xe công nông vào năm 2007 Điều này tạo ra nhu cầu lớn về xe tải nhỏ và xe khách mới, mở ra cơ hội hấp dẫn cho các doanh nghiệp nhà nước và tư nhân trong ngành công nghiệp ô tô Việt Nam.
Theo Hiệp hội các nhà sản xuất ôtô Việt Nam (VAMA), lượng tiêu thụ ôtô năm 2010 đạt khoảng 150.000 xe và dự báo sẽ tăng trong năm 2011 Để đạt được mục tiêu này, Bộ Công nghiệp đang xây dựng kế hoạch phát triển ngành công nghiệp ôtô Việt Nam, trong đó đề xuất Chính phủ cho vay ưu đãi cho các doanh nghiệp sản xuất ôtô giá rẻ và giảm thuế nhập khẩu đối với linh kiện chưa được sản xuất trong nước.
Tổng quan về nghiên cứu dao động ô tô
Các nghiên cứu về dao động của ô tô trong nước
Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đang trên đà phát triển mạnh mẽ, trở thành một trong những ngành công nghiệp mũi nhọn của đất nước Trong những năm qua, ô tô Việt Nam đã đạt được nhiều thành tựu quan trọng để hội nhập với khu vực và thế giới Chính phủ đang thúc đẩy tăng tỷ lệ nội địa hóa trong sản phẩm ô tô, hướng tới việc chế tạo các sản phẩm mang thương hiệu Việt Nam Theo quy hoạch đến năm 2020, mục tiêu là đạt tỷ lệ nội địa hóa trên 50-60% cho hầu hết các sản phẩm ô tô và xuất khẩu ô tô, phụ tùng đạt 5-10% giá trị tổng sản lượng ngành Tuy nhiên, hiện tại tỷ lệ nội địa hóa mới chỉ đạt dưới 20%, do đó cần tập trung nghiên cứu sâu về hệ thống dao động ô tô, độ êm dịu và chất lượng động học để tối ưu hóa sản phẩm.
Các nghiên cứu trong lĩnh vực ô tô đã chỉ ra vấn đề dao động của xe, như trong luận văn tiến sĩ của Lưu Văn Tuấn, nhằm nâng cao độ êm dịu cho xe khách Ba Đình dựa trên nền tảng IFA Tác giả đặc biệt nhấn mạnh vào thuộc tính đàn hồi giữa khung và vỏ, một yếu tố quan trọng trong cấu trúc chịu lực của xe ca.
Luận văn tiến sĩ của Võ Văn Hường nghiên cứu hoàn thiện mô hình khảo sát dao động cho ô tô tải nhiều cầu Tác giả đã phân tích sâu về mô hình dao động không gian, bao gồm dao động ngang, khung xoắn chịu lực, thanh ổn định và hệ thống treo phi tuyến Mô hình này cho phép nghiên cứu các dao động ở vùng cận biên như tách bánh xe, va chạm vấu hạn chế hành trình, trượt và lật.
Luận văn của Nguyễn Phúc Hiểu nghiên cứu ảnh hưởng của dao động lên khung xương ô tô khi di chuyển trên đường Tác giả tập trung vào việc phân tích tác động của điều kiện đường và xác định các hàm ngoại lực liên quan đến bài toán tính toán khung xương ô tô.
Tác giả Trịnh Minh Hoàng trong luận văn cao học đã phát triển mô hình dao động cho xe tải hai cầu trong không gian và thực hiện mô phỏng bằng MatLab Simulink 5.3 Mô hình này được xây dựng một cách hoàn chỉnh, bao gồm cả tính toán và phân tích dao động dưới tác động ngẫu nhiên của mặt đường.
Luận văn thạc sỹ của Đặng Việt Hà nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số kết cấu đến điều kiện làm việc và độ êm dịu chuyển động của ô tô Tác giả đặc biệt chú ý đến tác động của các thông số kết cấu đối với dao động của xe khách được lắp đặt trên nền xe tải.
Các nghiên cứu đã tập trung vào việc khảo sát dao động xe từ góc độ độ êm dịu và độ an toàn chuyển động, đồng thời thực hiện các bài toán tính toán kiểm nghiệm Kết quả thu được sẽ là cơ sở quan trọng để lựa chọn và cải tiến hệ thống treo phù hợp với điều kiện giao thông tại Việt Nam.
Nghiên cứu về dao động của ô tô trên thế giới
Nghiên cứu dao động của ô tô đã bắt đầu từ rất sớm, ngay cả khi ô tô còn đơn giản Những tác giả nổi bật như Trudacôp, Rotenbeg, Iachenko, Mitschkke và Schiehlen đã đóng góp nhiều vào lĩnh vực này Năm 1970, Mitschke phát hành tác phẩm "Dynamik der Kraftfahrzeuge", tổng hợp các nghiên cứu trước đó với 200 trích dẫn, tập trung vào dao động xe con và mô hình 1/4, đồng thời phân tích các yếu tố kết cấu ảnh hưởng đến dao động và tối ưu hệ thống treo Sau đó, ông cũng đề cập đến các chỉ tiêu đánh giá dao động ô tô theo cách tiếp cận cổ điển Đến năm 1980, Schiehlen giới thiệu phương pháp hệ nhiều vật, cùng với sự phát triển của máy tính, cho phép nghiên cứu sâu hơn về các thuộc tính của hệ treo và bánh xe, mặc dù phần lớn nghiên cứu vẫn tập trung vào xe con.
Ngày nay, nghiên cứu về dao động ô tô đã đạt nhiều thành tựu quan trọng, tập trung vào mối quan hệ giữa hệ thống “Đường - xe - người” Các hãng sản xuất ô tô và cơ quan chuyên môn hàng đầu đã thiết lập phòng thí nghiệm và bãi thử để phân tích dao động ô tô, bao gồm cả biên dạng thực tế của mặt đường và khả năng chịu đựng của con người trước tác động của dao động Nghiên cứu này được chia thành ba hướng chính để phát triển hệ thống tổng thể “Đường - xe - người”.
- Nghiên cứu về biên dạng mặt đường (nguồn gây ra dao động).
- Nghiên cứu hệ dao động ô tô ( hệ thống treo…).
- Nghiên cứu cảm giác của con người và sự an toàn hàng hóa chuyên chở. a Nghiên cứu biên dạng mặt đường
Nghiên cứu dao động của ô tô thường được thực hiện thông qua thực nghiệm kết hợp với lý thuyết, nhằm xác định đặc tính thống kê của biên dạng mặt đường Các tác giả đã đề xuất các giải pháp và công thức tính toán để phân tích dao động của xe, áp dụng cho nhiều loại đường khác nhau bằng phương pháp xác định và phân tích phổ.
Nghiên cứu dao động của ô tô là cần thiết để hoàn thiện kết cấu hệ thống treo, nhằm cải thiện độ êm dịu chuyển động, chất lượng kéo, tính kinh tế, tính dẫn hướng, độ ổn định chuyển động, cũng như độ bền và độ tin cậy của xe, đặc biệt là đối với các mẫu xe hiện đại Việc xác lập mối quan hệ giữa dao động của ô tô và các chỉ tiêu chất lượng khai thác là một yếu tố không thể thiếu trong quá trình phát triển và cải tiến xe.
Nghiên cứu dao động của ô tô được thực hiện qua nhiều phương pháp khác nhau, như đã được trình bày chi tiết trong các công trình khoa học của tác giả nổi tiếng người Nga, H.H.
Iachenko nghiên cứu dao động của ô tô với các mục đích và khía cạnh khác nhau, nhưng đều tập trung vào việc làm rõ ảnh hưởng của sự thay đổi các thông số trong hệ phương trình vi phân mô tả chuyển động của cơ hệ dao động Dựa trên cơ sở đó, kết hợp với số liệu thử nghiệm và dữ liệu thực tế, quá trình phân tích được chuyển đổi thành bài toán tối ưu hóa các thông số của hệ dao động đang được khảo sát.
Tóm lại, trong nghiên cứu về dao động của ô tô, các tác giả đã chú trọng vào việc xác định các thông số hợp lý của hệ thống Điều này tạo nền tảng cho việc thiết kế hoàn thiện các thành phần của hệ thống treo, bao gồm các bộ phận chính.
Hiện nay, các xe hiện đại được trang bị hệ thống treo tối ưu hóa với nhiều cải tiến về cả thông số và cấu trúc Các loại hệ thống treo này bao gồm treo thụ động, treo tích cực, treo có điều khiển và hệ thống bán tích cực, nhằm nâng cao trải nghiệm lái xe và nghiên cứu cảm giác của con người.
Nhiệm vụ và phương hướng nghiên cứu của luận án
Nghiên cứu các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động
Dựa trên các tiêu chí đánh giá độ êm dịu chuyển động từ các tác giả quốc tế và kết quả nghiên cứu trong nước về ảnh hưởng của dao động đối với sức khỏe con người Việt Nam, các tiêu chí này cần đáp ứng những yêu cầu nhất định.
- Phù hợp với sức khỏe và thể trạng của người Việt nam.
- Phải thuận tiện trong việc tính toán thiết kế cũng như kiểm nghiệm đánh giá
- Phải phù hợp với diều kiện của nước ta nhưng không được lạc hậu quá so với thế giới.
Xây dựng mô hình và thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả
Dựa trên sự đồng ý của giáo viên hướng dẫn, tôi đã xây dựng mô hình dao động cho xe con 8 chỗ ngồi MEFA5 – LAVI – 304N, được sản xuất và lắp ráp tại Việt Nam Khung vỏ xe là một khối liền mạch, trên đó các cụm được treo Hệ thống treo trước sử dụng kiểu treo độc lập McPherson, trong khi hệ thống treo sau là loại phụ thuộc Mô hình dao động mà chúng tôi lựa chọn là mô hình không gian, bao gồm các khối lượng liên kết với nhau bằng các phản lực liên kết.
Chúng tôi áp dụng nguyên lý D'Alambe dựa trên mô hình dao động tương đương để thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động Hệ thống này bao gồm 7 phương trình vi phân, phản ánh các đặc điểm của dao động.
Mô phỏng dao động
Sử dụng phần mềm Matlab - Simulink 7.0 để mô phỏng dao động của xe trên đoạn đường Hà Nội - Lạng Sơn, bài viết đã tích hợp các yếu tố phi tuyến nhằm tăng tính chính xác của mô hình Matlab Simulink là công cụ mạnh mẽ cho tính toán và mô phỏng, mang lại kết quả nhanh chóng và đáng tin cậy Ngoài ra, phần mềm cho phép người dùng dễ dàng điều chỉnh các thông số để khảo sát ảnh hưởng đến kết quả mô phỏng.
Khi nhận được kết quả về các thông số dao động, chúng tôi tiến hành điều chỉnh các thông số đầu vào nhằm xác định tác động của các yếu tố cấu trúc và điều kiện làm việc đến độ êm dịu của chuyển động.
Ảnh hưởng của dao động tới cơ thể con người và xe cộ
Những ảnh hưởng của dao động lên cơ thể con người
Khi ngồi trên ô tô, cơ thể người tiếp xúc với rung động, dẫn đến các dao động riêng tắt dần và dao động cưỡng bức, gây ra những biến đổi tâm sinh lý phức tạp Nếu tiếp xúc kéo dài, rung động có thể gây tổn thương và bệnh tật Ảnh hưởng của rung động phụ thuộc vào thời gian tiếp xúc, vị trí tác động, tính chất của nguồn rung, cũng như các đặc trưng như tần số, biên độ và vận tốc Ảnh hưởng của rung động đối với cơ thể được chia thành hai loại chính: rung toàn thân và rung cục bộ Rung toàn thân xảy ra khi rung động tác động lên toàn bộ cơ thể, và nghiên cứu cho thấy rung với tần số 1Hz không làm các cơ quan nội tạng xê dịch, trong khi tần số từ 2-20Hz có thể gây ra hiện tượng cộng hưởng công suất, tác động mạnh lên cơ thể.
Tần số từ 3-5 Hz tác động lên các cơ quan tiền đình, dẫn đến những rối loạn liên quan đến lưu thông máu, gây ra triệu chứng chóng mặt và tăng huyết áp.
- Với tần số từ 5 – 11 Hz gây ra rối loạn ở đường tai trong làm giảm thính giác, ảnh hưởng đến dạ dày, gan, cơ quan tiêu hóa…
Dao động với tần số cao có thể dẫn đến giảm thị lực, chóng mặt và buồn nôn Tuy nhiên, mức độ ảnh hưởng của những tác động này sẽ khác nhau tùy thuộc vào từng cá nhân và có thể thay đổi trong một khoảng rộng.
Mặc dù dao động của ô tô rất phức tạp, chúng có thể được phân chia thành hai loại: dao động và rung động Dao động thường gây cảm giác khó chịu cho con người trong thời gian ngắn, trong khi rung động có thể ảnh hưởng tiêu cực đến sức khỏe nếu tiếp xúc lâu dài Tóm lại, tác động của dao động và rung động lên hệ thống sinh lý của con người là không đồng nhất.
Người ngồi trong ô tô khi dao động sẽ chịu tác động trực tiếp lên xương sống mà không qua các chi dưới, trong khi ở tư thế đứng, tác động này bị giảm bớt nhờ các khớp xương Cột sống gồm 24 đốt sống liên kết bằng đĩa đệm, giúp xương có tính đàn hồi và khả năng tắt chấn lớn Tuy nhiên, dao động khi ngồi có thể gây tổn thương cho cột sống, đặc biệt là các đĩa đệm, dẫn đến chèn ép dây thần kinh hông to Hơn nữa, dao động cũng làm dài ra các gai đốt sống, gây chèn ép các bó dây thần kinh Các chuyên gia bảo hộ lao động cho rằng hệ xương cơ của con người có tính đàn hồi và giảm dần không tuyến tính, và đặc tính này thay đổi trong quá trình dao động, cho thấy cơ thể con người là một hệ dao động liên tục Con người có khả năng tự điều chỉnh để giảm thiểu tác động của dao động qua việc thay đổi tư thế ngồi và co duỗi các cơ, khớp Đối với rung cục bộ, tác động chủ yếu ảnh hưởng đến người lái xe do dao động từ vô lăng tác động trực tiếp lên tay, trong khi hành khách ít bị ảnh hưởng Nhiều nghiên cứu đã tập trung vào thiết kế ghế lái và bao tay cho công nhân lái máy kéo, nhằm giảm thiểu tác động của rung cục bộ.
Ảnh hưởng của dao động đến độ bền và độ an toàn chuyển động
Dao động không chỉ ảnh hưởng đến sức khỏe con người mà còn tác động đến chất lượng hàng hóa chuyên chở, độ bền của các chi tiết trên xe và độ an toàn khi di chuyển Ảnh hưởng của dao động đến chất lượng hàng hóa là rất rõ rệt, tuy nhiên do có nhiều loại hàng hóa khác nhau, không thể thiết kế một xe có độ êm dịu phù hợp với tất cả Do đó, người vận chuyển cần căn cứ vào tính chất dao động của xe và đặc điểm hàng hóa để gia cố hàng hóa và chọn tốc độ di chuyển thích hợp, nhằm đảm bảo chất lượng hàng hóa trong quá trình vận chuyển Đối với độ bền của các chi tiết ô tô, dao động ảnh hưởng rõ rệt nhất đến khung vỏ, khi gia tốc dao động tạo ra lực quán tính tác động lên các chi tiết Hơn nữa, khi vỏ ô tô rung động với tần số cao, hiện tượng cộng hưởng có thể gây hư hỏng như nứt hoặc thậm chí xé rách vỏ.
Khi ô tô chuyển động, độ êm dịu phụ thuộc vào các thông số của hệ thống treo như độ cứng của lò xo và hệ số cản của giảm chấn Việc lựa chọn các thông số này cần cân nhắc giữa độ êm dịu và hiệu suất làm việc của hệ thống treo Nếu chọn độ cứng thấp để tăng độ êm dịu, có thể dẫn đến độ võng động lớn, gây va đập lên khung xe, ảnh hưởng đến độ bền và giảm độ êm dịu Trong quá trình di chuyển, bánh xe có thể bị nhấc khỏi mặt đường, làm giảm độ an toàn và khả năng bám đường, ảnh hưởng đến hệ thống phanh và lái, thậm chí gây tai nạn Đối với bánh xe chủ động, việc nhấc khỏi mặt đường còn gây mòn lốp và tăng tiêu hao nhiên liệu.
Các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô
Chỉ tiêu về tần số dao động
- Đối với xe con (du lịch): n = 60 - 90 (Dao động/phút)
- Đối với xe vận tải: n = 85 – 120 (Dao động/phút)
Chỉ tiêu về sự dịch chuyển tương đối của sàn xe
Khi xe di chuyển, sàn xe có sự dịch chuyển theo phương thẳng đứng, với biên độ phụ thuộc vào nhiều yếu tố như độ cứng hệ thống treo, mức tải và độ mấp mô của đường Để đánh giá chỉ tiêu này, người ta xác định giá trị cho phép của độ lệch quân phương sàn xe [Dz] cho loại xe minibus trong điều kiện đường xá Việt Nam.
Khi giá trị này tăng, khả năng va chạm của sàn xe cũng tăng, dẫn đến giảm độ êm dịu của chuyển động, ảnh hưởng lớn đến hành khách và hàng hóa trên xe, cũng như độ bền của các chi tiết Độ lệch quân phương của dịch chuyển sàn xe và các thông số khác như gia tốc dịch chuyển, góc lắc thân xe, và dịch chuyển của khối lượng không được treo được xác định theo các phương pháp cụ thể.
- Phương sai của thông số đo theo “ xác suất thống kê và quy hoạch thực nghiệm”
[3] được xác định như sau:
Phương sai (S P 2 P) là tổng số các kết quả của thông số đo, trong đó n là số mẫu, fi là tần suất của thông số có giá trị xi, và xi là giá trị của thông số thứ i Trung bình của các thông số được ký hiệu là x.
Nếu các tần suất đều bằng 1 n thì ta có:
Khi đó phương sai được tính bằng:
Cuối cùng ta rút ra độ sai lệch quân phương của thông số cần đo:
2.2.3 Chỉ tiêu vế gia tốc dao động.
Chỉ tiêu này được xác định dựa trên cơ sở trị số bình phương trung bình của gia tốc theo các phương X, Y, Z là: X Y Z , ,
Các giá trị này được tính tương tự như trong phần 2.2.2 đã giới thiệu, giá trị cho phép của chúng nằm trong khoảng:
Các số liệu thống kê có thể được sử dụng để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, nhưng cần lưu ý rằng dao động ô tô tác động đến con người thường mang tính ngẫu nhiên với dải tần số rộng và phức tạp Hơn nữa, một số tài liệu tham khảo cũng đề xuất các chỉ tiêu khác để đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô.
Số lần va đập do độ mấp mô của mặt đường gây ra trong 1 km đường chạy được sử dụng để đánh giá độ êm dịu chuyển động của xe Khi số lần va đập này quá lớn, nó không chỉ làm mất đi sự êm ái trong chuyển động mà còn ảnh hưởng đến tuổi thọ và độ bền của các chi tiết trong hệ thống treo.
2.2.4 Chỉ tiêu về an toàn chuyển động và tải trọng tác dụng xuống nền đường
Theo quan điểm an toàn chuyển động, trị số lực tác dụng thẳng đứng giữa bánh xe và đường là một thông số quan trọng để đánh giá Lực động F d (t) phức tạp hơn do phụ thuộc vào tính chất dao động của ô tô, vận tốc di chuyển và độ mấp mô của bề mặt đường.
Theo quan điểm về tải trọng tác dụng x ống nền đường, tải trọng bánh xe lớn nhất, tức giá trị dương của F d (t), là yếu tố quan trọng để đánh giá ảnh hưởng của lực tác động lên lốp xe và các bộ phận khác của xe cùng nền đường Khi F d (t) tăng, tác động xấu lên các bộ phận này cũng tăng theo Để giảm thiểu ảnh hưởng của lực F d (t), cần giảm tải trọng bánh xe so với tải trọng tĩnh, điều này giúp hạn chế lực tiếp nhận khi phanh và lực ngang trong các tình huống quay vòng Trong trường hợp bánh xe nảy khỏi mặt đường, lực tác dụng từ đường lên bánh xe sẽ bằng 0, dẫn đến mất khả năng điều khiển của ô tô Để đánh giá tính chất dao động của ô tô và an toàn chuyển động, cần xác định tỷ số giữa lực động F d (t) và tải trọng tĩnh của bánh xe, ký hiệu là R k ′ d k.
Khảo sát dao động của ô tô tập trung vào sự bám của lốp với mặt đường, nhằm đảm bảo độ êm dịu trong vận hành Việc duy trì độ bám đường là rất quan trọng, vì nếu không đạt được cả hai tiêu chí này, xe sẽ mất tính ổn định khi điều khiển và dẫn đến tăng tiêu hao nhiên liệu.
Giá trị gần đúng của lực tác dụng xuống nền đường có thể xác định như sau:
CL: Độ cứng của lốp. ξ: Chuyển dịch của bánh xe theo phương thẳng đứng q: Chiều cao mấp mô của biên dạng đường
Có thể xác định giá trị ξ td max là giá trị cực đại của chuyển dịch tương đối của bánh xe với đường theo biểu thức: max ax( ) td M q ξ = ξ −
Giá trị ξ td max cũng có thể làm cơ sở đánh giá khả năng bám của lốp với đường
CHƯƠNG 3 XÂY DỰNG MÔ HÌNH VÀ THIẾT LẬP HỆ PHƯƠNG TRÌNH
VI PHÂN MÔ TẢ DAO ĐỘNG 3.1 Xây dựng mô hình dao động ô tô.
Trong lĩnh vực kỹ thuật, dao động cơ học xuất hiện phổ biến trong các thiết bị như ô tô, động cơ đốt trong, xe tăng và tàu thủy Dù kết cấu của chúng có sự đa dạng và phức tạp, tất cả đều có thể được mô tả bằng toán học thông qua các phương trình vi phân, với khối lượng được xem là tập trung hoặc phân bố Việc thiết lập mô hình toán cho hệ dao động cơ học nhằm mục đích chọn lựa mô hình động học gần gũi với thực tế, đồng thời thuận tiện cho việc tính toán.
3.1.1 Cơ sở xây dựng mô hình dao động. Ô tô thuộc hệ cơ học nhiều vật, dao động với dải tần số thấp Việc lập và chọn mô hình dao động phải theo 3 tiêu chí sau:
- Cấu trúc riêng của đối tượng nghiên cứu.
- Khả năng tính toán và phương tiện tính toán
Ngày nay, sự phát triển vượt bậc của khoa học kỹ thuật đã mang lại khả năng tính toán không giới hạn, nhờ vào sự hỗ trợ của nhiều phần mềm mạnh mẽ Do đó, việc chọn lựa và xây dựng mô hình thường dựa trên mục tiêu cụ thể và các đặc điểm kết cấu của đối tượng nghiên cứu.
- Nghiên cứu tối ưu hệ treo, kể cả treo tích cực Đối với mục tiêu này chỉ nghiên cứu mô hình 1/4
- Nghiên cứu về dao động liên kết, thường dùng mô hình phẳng, mô hình phẳng cũng còn dùng để nghiên cứu ảnh hưởng của đường.
- Nghiên cứu sự trượt và lật dưới tác động của ngoại lực như đường mấp mô, gió bên nên thường sử dụng mô hình 1/2.
Sau đây là một số mô hình cơ bản được trình bày trong nhiều tài liệu của các tác giả nổi tiếng a Mô hình 1/4
Mô hình 1/4 bao gồm hai khối lượng M (đại diện cho khối lượng thân xe) và m (đại diện cho khối lượng bánh xe, cầu xe và các thành phần liên kết) Hai kh
Để chuyển đổi mô hình vật lý thành mô hình động lực học cho hệ dao động ô tô, cần thiết lập một số giả thiết nhằm đơn giản hóa tính toán nhưng vẫn đảm bảo độ chính xác của kết quả Nghiên cứu chỉ tập trung vào dao động của một trong bốn bánh xe, với dao động nhỏ và tuyến tính xung quanh vị trí cân bằng tĩnh, đồng thời bánh xe lăn không trượt và luôn tiếp xúc với mặt đường.
Mô hình 1/4 cho phép tối ưu hóa các thông số quan trọng như độ cứng lốp, khối lượng không treo, độ cứng C và hệ số cản giảm chấn K, dựa trên các hàm mục tiêu đã nêu.
Trong qua trình nghiên cứu các hệ số C và K có thể được mô tả vi tuyến:
C= f(ξ-z) P 2 P ; K=f( ξ - z ) P n Việc này có ý nghĩa trong bài toán điều khiển hệ thống treo. b Mô hình dao động liên kết.
Mô hình động lực học ô tô 2 cầu được thể hiện dưới dạng mô hình phẳng, giả định ô tô đối xứng qua trục dọc và độ mấp mô của mặt đường dưới bánh xe trái phải là như nhau Khối lượng treo được quy dẫn về trọng tâm phần treo với khối lượng M đại diện cho thân xe, cùng với m1 và m2 đại diện cho khối lượng không được treo là cầu xe Mô hình này có bốn bậc tự do: Z, φ, ξ1 và ξ2.
Hình 3.2 – Mô hình phẳng dao động ô tô hai cầu
Chỉ tiêu về an toàn chuyển động và tải trọng tác dụng xuống nền đường
Theo quan điểm về an toàn chuyển động, lực tác dụng thẳng đứng giữa bánh xe và đường là yếu tố quan trọng để đánh giá Lực động F d (t) phức tạp hơn vì nó phụ thuộc vào tính chất dao động của ô tô, vận tốc chuyển động và độ mấp mô của bề mặt đường.
Theo quan điểm về tải trọng tác dụng lên ống nền đường, việc đánh giá dựa vào trị số lớn nhất của tải trọng bánh xe, tức là giá trị dương của F d (t) Khi F d (t) tăng, ảnh hưởng xấu đến lốp xe, các bộ phận chi tiết của xe và nền đường cũng tăng theo Để giảm thiểu tác động của lực F d (t), cần giảm tải trọng bánh xe so với tải trọng tĩnh, từ đó làm giảm khả năng tiếp nhận lực tiếp tuyến và lực ngang, đặc biệt khi phanh và quay vòng Trong trường hợp bánh xe bị nảy khỏi mặt đường, lực tác dụng từ đường lên bánh xe sẽ bằng 0, dẫn đến mất tính điều khiển của ô tô Để đánh giá tính chất dao động của ô tô liên quan đến an toàn chuyển động, cần xác định tỷ số giữa lực động F d (t) và tải trọng tĩnh của bánh xe, ký hiệu là R k ′ d k.
Khảo sát dao động của ô tô tập trung vào sự bám của lốp với mặt đường, nhằm đảm bảo rằng dao động của xe đạt tiêu chuẩn độ êm dịu trong khi vẫn giữ được độ bám đường Nếu không đáp ứng được cả hai tiêu chí này, xe sẽ mất tính ổn định khi điều khiển và dẫn đến việc tăng tiêu hao nhiên liệu.
Giá trị gần đúng của lực tác dụng xuống nền đường có thể xác định như sau:
CL: Độ cứng của lốp. ξ: Chuyển dịch của bánh xe theo phương thẳng đứng q: Chiều cao mấp mô của biên dạng đường
Có thể xác định giá trị ξ td max là giá trị cực đại của chuyển dịch tương đối của bánh xe với đường theo biểu thức: max ax( ) td M q ξ = ξ −
Giá trị ξ td max cũng có thể làm cơ sở đánh giá khả năng bám của lốp với đường
CHƯƠNG 3 XÂY DỰNG MÔ HÌNH VÀ THIẾT LẬP HỆ PHƯƠNG TRÌNH
VI PHÂN MÔ TẢ DAO ĐỘNG 3.1 Xây dựng mô hình dao động ô tô.
Trong lĩnh vực kỹ thuật, các phương trình dao động cơ học xuất hiện ở nhiều thiết bị như ô tô, động cơ đốt trong, xe tăng và tàu thủy Dù cấu trúc của các thiết bị này rất đa dạng và phức tạp, chúng vẫn có thể được mô tả bằng các phương trình toán học Nếu khối lượng được xem là tập trung, ta sử dụng phương trình vi phân thường; nếu khối lượng phân bố, ta áp dụng phương trình vi phân với các đạo hàm riêng Mô hình toán học cho hệ dao động cơ học cần được thiết lập sao cho phản ánh gần nhất với thực tế nhưng vẫn thuận tiện cho việc tính toán.
3.1.1 Cơ sở xây dựng mô hình dao động. Ô tô thuộc hệ cơ học nhiều vật, dao động với dải tần số thấp Việc lập và chọn mô hình dao động phải theo 3 tiêu chí sau:
- Cấu trúc riêng của đối tượng nghiên cứu.
- Khả năng tính toán và phương tiện tính toán
Ngày nay, sự phát triển của khoa học kỹ thuật đã mang đến khả năng tính toán không giới hạn nhờ vào sự hỗ trợ của nhiều phần mềm mạnh mẽ Do đó, việc chọn lựa và xây dựng mô hình thường dựa trên mục tiêu cụ thể và đặc điểm kết cấu của đối tượng.
- Nghiên cứu tối ưu hệ treo, kể cả treo tích cực Đối với mục tiêu này chỉ nghiên cứu mô hình 1/4
- Nghiên cứu về dao động liên kết, thường dùng mô hình phẳng, mô hình phẳng cũng còn dùng để nghiên cứu ảnh hưởng của đường.
- Nghiên cứu sự trượt và lật dưới tác động của ngoại lực như đường mấp mô, gió bên nên thường sử dụng mô hình 1/2.
Sau đây là một số mô hình cơ bản được trình bày trong nhiều tài liệu của các tác giả nổi tiếng a Mô hình 1/4
Mô hình 1/4 bao gồm hai khối lượng: M đại diện cho khối lượng thân xe và m đại diện cho khối lượng bánh xe, cầu xe cùng các thành phần liên kết Hai khối lượng này được kết nối thông qua các phần tử đàn hồi của hệ thống treo và giảm chấn, với độ cứng C và hệ số cản giảm chấn K, như được thể hiện trong hình vẽ (3.1).
Để chuyển đổi mô hình vật lý thành mô hình động lực học cho hệ dao động ô tô, cần thiết phải đưa ra một số giả thiết nhằm đơn giản hóa tính toán mà vẫn đảm bảo tính chính xác của kết quả Nghiên cứu chỉ tập trung vào dao động của một trong bốn bánh xe, với dao động nhỏ và tuyến tính xung quanh vị trí cân bằng tĩnh Bánh xe được giả định là lăn không trượt và luôn tiếp xúc với mặt đường.
Mô hình 1/4 cho phép tối ưu hóa các thông số như độ cứng lốp, khối lượng không được treo, độ cứng C và hệ số cản giảm chấn K thông qua các hàm mục tiêu đã nêu.
Trong qua trình nghiên cứu các hệ số C và K có thể được mô tả vi tuyến:
C= f(ξ-z) P 2 P ; K=f( ξ - z ) P n Việc này có ý nghĩa trong bài toán điều khiển hệ thống treo. b Mô hình dao động liên kết.
Mô hình động lực học của ô tô 2 cầu được xây dựng dưới dạng mô hình phẳng, giả định ô tô có tính đối xứng qua trục dọc và độ mấp mô của biên dạng đường dưới bánh xe trái phải là giống nhau Khối lượng treo được quy dẫn về trọng tâm phần treo, với M đại diện cho khối lượng thân xe và m1, m2 đại diện cho khối lượng không được treo của cầu xe, cùng với bốn bậc tự do là Z, φ, ξ1 và ξ2.
Hình 3.2 – Mô hình phẳng dao động ô tô hai cầu
Mô hình này rất hiệu quả trong việc giải quyết bài toán bố trí chung, đồng thời cũng là một mô hình đơn giản để nghiên cứu về đường và phân bố tải khi phanh Mô hình 1//2 giúp tối ưu hóa quy trình và nâng cao hiệu suất trong các nghiên cứu liên quan đến tải trọng và lực phanh.
Mô hình được đề cập bởi một số tác giả phương Tây như Dorling, nhằm nghiên cứu sự ổn định, bao gồm hai khối lượng: một khối lượng treo (M, Jx) và một khối lượng không treo (m2, J2x), liên kết với nhau qua hệ treo có thông số (C, K) Lốp xe đóng vai trò là phần tử đàn hồi theo cả hai phương Z và Y, trong khi ngoại lực tác động lên thân xe là F_y theo phương ngang và F_z theo phương Z.
Mô hình không gian xe con của Kortum Lugner được xây dựng với độ chính xác và tỉ mỉ cao Mặc dù xe con có khối lượng nhỏ, nhưng các yếu tố phi tuyến hình học vật lý lại rất lớn, do đó không thể bỏ qua chúng trong quá trình lập mô hình Xe con có kết cấu vỏ chịu lực và hệ thống treo trước độc lập, với các đặc điểm phi tuyến hình học cao.
Hình 3.4 - Mô hình không gian
Xây dựng mô hình dao động xe con…
Trong nghiên cứu này, tôi tập trung vào loại xe con với trọng tải nhỏ, nhằm phát triển mô hình dao động chính xác và sát thực tế Mục tiêu là cải thiện tính chất dao động để giảm mệt mỏi cho hành khách và người lái Chúng tôi đã chọn xây dựng mô hình dao động không gian, bao gồm cả các đặc tính phi tuyến Để khảo sát dao động của xe trong mô hình không gian, cần thiết phải đưa ra những giả thuyết cụ thể.
- Mô hình động lực biểu thị dao động ô tô hai cầu ở dạng không gian.
- Thân xe được giả thiết đối xứng qua trục dọc của xe.
Phần được treo của xe, hay còn gọi là thân xe, có thể được xem như một vật có khối lượng M đặt tại trọng tâm Chuyển động của phần này bao gồm ba thành phần chính: chuyển động tịnh tiến theo phương Z với tọa độ suy rộng là Z, và chuyển động quay quanh trục ngang.
Trục Y đi qua trọng tâm và vuông góc với mặt phẳng dọc, tương ứng với tọa độ θ Mô men quán tính của khối lượng phần treo liên quan đến trục ngang và dọc qua trọng tâm phần treo là Jy và Jx Phần treo và phần không treo được kết nối qua các bộ phận đàn hồi, giảm chấn và thanh xoắn, được đặc trưng bởi các hệ số đàn hồi C1T và C1P.
C2T, C2P và các hệ số cản giảm chấn là K 1T , K1P, K2T, K2P…
Trong đó các chỉ số: 1: Đại diện cho phía trước
2: Đại diện cho phía sau.
T: Đại diện cho bên trái.
P: Đâị diện cho bên phải.
Phần treo trước được chia thành hai khối lượng m1T và m1P, mỗi khối lượng được kết nối với đường thông qua các lò xo có độ cứng C L1T và CL1P, cùng với các giảm chấn có hệ số cản KL1T và KL1P Những thông số này đặc trưng cho độ đàn hồi của lốp và khả năng dập tắt dao động của lốp trước.
Phần không được treo sau là khối lượng m2, liên kết với đường thông qua các lò xo có độ cứng C L2T và CL2P Các giảm chấn có hệ số cản K L2T và KL2P đóng vai trò quan trọng trong việc đặc trưng độ đàn hồi của lốp và dập tắt dao động của lốp sau.
Cầu trước được xem như những thanh thẳng, nhưng do hệ thống treo độc lập, cầu chỉ có khả năng chuyển động tịnh tiến theo phương Z mà không có chuyển động quay quanh trục X.
- Cầu sau là hệ thóng treo phụ thuộc nên có cả chuyển động tịnh tiến của cầu theo phương Z và có chuyển động quay quanh trục X.
Hàm kích động
Chuyển động của ô tô trên mặt đường không bằng phẳng gây ra dao động ở cả phần không được treo và phần được treo Độ mấp mô của mặt đường là yếu tố chính kích thích dao động ô tô Để nghiên cứu mô hình dao động, cần mô tả toán học biên dạng của mặt đường, vì chiều cao mấp mô tại vị trí tiếp xúc bánh xe sẽ ảnh hưởng đến phương trình vi phân mô tả chuyển động Hàm kích động là yếu tố quan trọng trong mô hình dao động, thể hiện các yếu tố gây ra dao động và được mô tả qua các hàm biên dạng.
- Hàm dao động ngẫu nhiên: h= f(t) ≈ (m f , Rf, (τ))
Với: mf: Giá trị trung bình.
Rf: Hàm quan hệ. τ: Thời gian tương quan
Việc lựa chọn loại kích động phù hợp phụ thuộc vào mục tiêu nghiên cứu cụ thể Đối với nghiên cứu ảnh hưởng của đường, cần sử dụng hàm kích động ngẫu nhiên Trong khi đó, để tối ưu hệ thống treo, hàm sin và xung là đủ.
Theo quan niệm hiện tại, ngoài mấp mô của đường, còn nhiều yếu tố khác gây dao động, bao gồm cả điều kiện thời tiết, tải trọng phương tiện và thiết kế đường.
- Gió, nhất là gió ngang
- Góc quay vô lăng, đặc trưng qua gia tốc ngang với ngoại lực là lực quán tính li tâm mv P 2 P /p
Có bốn yếu tố chính ảnh hưởng đến dao động ô tô, và trong quá trình nghiên cứu, cần xem xét từng yếu tố một cách riêng biệt hoặc kết hợp một số yếu tố cùng nhau để hiểu rõ hơn về tác động của chúng.
Thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động
Cơ sở, phương pháp
Để xác định các thông số dao động của xe, cần thiết lập các phương trình vi phân mô tả dao động của hệ từ mô hình cơ học Có nhiều phương pháp để thiết lập phương trình vi phân chuyển động, chẳng hạn như phương trình Lagrange loại II hoặc nguyên lý D P ’ P Alambe Hiện nay, việc sử dụng lý thuyết hệ nhiều vật để xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả động lực của cơ hệ đang ngày càng phổ biến Quy trình bắt đầu bằng việc thiết lập hệ phương trình cân bằng cho từng vật trong cơ hệ, sau đó liên kết chúng bằng quan hệ lực và mô men.
Theo nguyên lý D P ’ P Alambe: qt 0
: Là tổng các ngoại lực tác dụng lên vật.
: Là tổng các lực quán tính tác dụng lên vật
Xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả dao động
Chúng tôi xây dựng một mô hình cơ hệ bao gồm năm thành phần: thân xe, khối lượng không được treo phía trước bên trái (phải), khối lượng không được treo phía sau và mặt đường Tiếp theo, chúng tôi thiết lập hệ phương trình vi phân dao động cho từng thành phần của cơ hệ và kết nối chúng lại với nhau.
+ Chuyển động tịnh tiến theo phương Z ứng với tọa độ suy rộng Z
+ Chuyển động quay quanh trục Y tương ứng với tọa độ suy rộng là φ
+ Chuyển động quay quanh trục X tương ứng với tọa độ suy rộng là θ
Hình 3.5 – Mô hình dao động xe con
- Vật 2,3,4: Các khối lượng không được treo trước trái, phải và không được treo sau
Khối lượng không được treo được coi như hai vật có khối lượng m1P, chuyển động tịnh tiến theo phương Z, tương ứng với tọa độ suy rộng ξ1T và ξ1P.
Hình 3.6 – Khối lượng không được treo trước
Khối lượng treo được xem như một vật có khối lượng m 2, chuyển động tịnh tiến theo phương Z tương ứng với tọa độ suy rộng ξ 2, đồng thời thực hiện chuyển động quay quanh trục.
X tương ứng với tọa độ suy rộng θ 2
Hình 3.7 – Khối lượng không được treo sau
Mặt đường đóng vai trò quan trọng trong việc kích thích dao động của ô tô, với các mấp mô ngẫu nhiên trải dài toàn bộ chiều dài của nó Kích động từ mặt đường có thể xuất hiện dưới dạng tuyến tính hoặc ngẫu nhiên Nghiên cứu trong luận văn đã áp dụng thực tế từ đoạn đường Hà Nội - Lạng Sơn để phân tích ảnh hưởng này.
Sau khi phân tích các vật riêng biệt và xác định đầy đủ các đại lượng cần thiết, chúng ta sẽ thiết lập phương trình vi phân mô tả dao động của cơ hệ dựa trên nguyên lý D P ’ P Alambe.
Hệ thống treo trước của xe được thiết kế độc lập, bao gồm hai phần riêng biệt cho bên trái và bên phải Chúng ta sẽ phân tích mối quan hệ giữa các lực tác động lên từng bộ phận này.
Mqt2 ξ2 θ2 a Khối lượng không được treo trước bên trái:
Chuyển vị ξ1T của cầu trước bên trái được chọn theo phương trình như hình vẽ
(3.8) Các lực tác dụng là:
- Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp:
+ Lực đàn hồi của bánh xe:
+ Lực cản giảm chấn của bánh xe:
⇒ Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp tr : ái
- Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo:
+ Lực đàn hồi của ệ thống treo:h
+ Lực cản giảm chấn của hệ thống treo:
Trong đó mối quan hệ giữa Z 1T với các tọa độ suy rộng theo phương trình:
⇒Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo trái:
- Phương trình cân bằng lực theo phương thẳng đứng Z tác dụng lên cầu trước bên trái:
−m g m 1 T − 1 T.ξ 1 T + FT+FL T 1 =0 (3.15) b Khối lượng không được treo trước bên phải:
Chuyển vị ξ1P của cầu trước bên phải được chọn theo phương trình như hình vẽ
(3.9) Các lực tác dụng là:
- Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp:
+ Lực đàn hồi của bánh xe:
FC L P 1 = −CL P 1 (ξ 1 P−q 1 P) (3.18) + Lực cản giảm chấn của bánh xe:
FK L P 1 = −KL P 1 (ξ 1 P−q 1 P) (3.19) ⇒ Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp phải:
- Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo:
+ Lực đàn hồi của ệ thống treo:h
FC 1 P =C1 P(Z1 P −ξ1 P) (3.21) + Lực cản giảm chấn của hệ thống treo:
F K 1 P =K 1 P (Z 1 P −ξ 1 P ) 22) (3. Trong đó mối quan hệ giữa Z 1P với các tọa độ suy rộng theo phương trình:
⇒Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo phải:
- Phương trình cân bằng lực theo phương thẳng đứng Z tác dụng lên cầu trước bên trái:
Hệ thống treo sau của xe sử dụng một dầm cầu phụ thuộc với khối lượng m2 và mô men quán tính J2x Chuyển vị ξ2 của trọng tâm cầu sau được xác định theo phương trình trong hình vẽ (3.7) Các lực tác dụng lên hệ thống này cũng cần được xem xét kỹ lưỡng.
Hình 3.10 – Các lực tác dụng lên cầu sau a Lực quán tính:
Ftl 2 = −m g 2 (3.27) c Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp trái và phải:
+ Lực đàn hồi của bánh xe:
F = −C ξ +B θ −q (3.28) + Lực cản giảm chấn của bánh xe:
F = −K ξ + B θ −q (3.29) ⇒ Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp trái:
Và Lực từ đường tác dụng lên cầu xe qua lốp phải:
(3.31 d Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo trái:
+ Lực đàn hồi của hệ thống treo:
F =C Z −ξ −B θ (3.32) + Lực cản giảm chấn của hệ thống treo:
F =K Z −ξ −B θ (3.33) Trong đó mối quan hệ giữa Z 2T với các tọa độ suy rộng theo phương trình:
Z = −Z bϕ+B θ (3.34) ⇒Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo trái:
(3.35) e Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo phải:
+ Lực đàn hồi của hệ thống treo:
F =C Z −ξ −B θ (3.36) + Lực cản giảm chấn của hệ thống treo:
F =K Z −ξ −B θ (3 ) 37 Trong đó mối quan hệ giữa Z2P với các tọa độ suy rộng theo phương trình:
Z = −Z bϕ− θ (3.38) ⇒Lực truyền từ thân xe xuống cầu qua hệ thống treo phải:
(3.39) f Phương trình cân bằng lực tác dụng lên cầu sau theo phương thẳng đứng Z:
−m g m 2 − 2 ξ 2 +F 2 T +F L T 2 +F 2 P +F L P 2 =0 (3.40) g Phương trình cân bằng mô men cầu sau:
3.2.2.3 Thân xe. a Phương trình cân bằng theo phương Z:
Hình 3.11 – Các lực tác dụng lên thân xe
- Phương trình cân bằng lực theo phương thẳng đứng Z:
−M g M Z F − − 1 T − F 1 P −F 2 T −F 2 P =0 (3.44) b Phương trình cân bằng mô men theo tọa độ suy rộng φ.
- Mô men truyền từ hệ thống treo trước:
- Mô men truyền từ hệ thống treo sau:
- Phương trình cân bằng mô men:
−J y ϕ−a F( 1 T +F 1 P )+b F( 2 T +F 2 P ) 0= (3.48) c Phương trình cân bằng mô men theo tọa độ suy rộng θ.
- Mô men truyền từ hệ thống treo trái:
- Mô men truyền từ hệ thống treo phải:
- Phương trình cân bằng mô men:
3.2.2.4 Hệ phương trình vi phân.
Sau khi phân tích mô hình dao động của xe thành một hệ thống bao gồm nhiều vật thể, chúng ta cần thiết lập các phương trình cân bằng dựa trên tọa độ suy rộng cho từng vật, theo nguyên lý phù hợp.
D P ’ P Alambe ta thiết lập được hệ phương trình vi phân dao động của xe (5.53):
− − − − − ⇒ Hệ phương trình gồm 7 phương trình vi phân (5.53) có 7 ẩn số là
1 T; ; ; ; ; ;1 P 2 2 Z ξ ξ ξ θ θ ϕ Sử dụng phần mềm Matlab – Simulink 7.0 giải hệ phương trình vi phân trên để mô phỏng dao động của thân xe
Thư viện tiện ích Simulink
Dựa trên hệ phương trình vi phân (5.53) với 7 phương trình mô tả dao động của cơ hệ, bài viết này trình bày việc ứng dụng các tiện ích trong Simulink của Matlab để mô phỏng mô hình dao động không gian của ô tô hai cầu.
Các khối chức năng trong thư viện Simulink.
Ký hiệu Tên gọi Công dụng Hàm mô tả a Y
Gửi tín hiệu vào là hằng số được nhập từ trong
Khối nhân Thực hiện phép nhân với hằng số Y= aX
Khối nhân Thực hiện phép nhân với tín hiệu Y=X1.X2
Add Khối cộng Thực hiện phép cộng trừ các tín hiệu Y=X1 + X2
Khối In - Out Gửi và nhận các tín hiệu
In1 ra vào các Subsystem
Gửi và nhận các tín hiệu đi và đến trong cùng một
Khối Subsystem Là khối chức năng con
Khối Switch So sánh với tín hiệu ngưỡng So
Khối trễ pha Tín hiệu ra trễ pha so với tín hiệu vào Y=X + Xt
Khối Scope Vẽ đồ thị của tín hiệu X theo thời gian t
Khối tích phân Lấy tích phân tín hiệu vào Y=∫Xdt
Khối đạo hàm Lấy đạo hàm tín hiệu vào Y= dX/dt
Y Khối Mux Khối trộn các tín hiệu
Y2 Khối Demux Khối rã các tín hiệu
Dừng chương trình chạy trong Simulink
Sơ đồ mô phỏng mô hình dao động không gian của xe thể hiện các thành phần chính như thân xe, cầu xe, lốp xe, hệ thống treo và mặt đường Luận văn đã phân tích và chia nhỏ khối thân xe thành các khối đặc trưng, bao gồm khối “Z”, khối “Phi” và các khối khác.
Hệ thống treo “Têta” được chia thành ba khối: treo trước trái, treo trước phải và treo sau Khối cầu được phân thành hai phần: khối cầu trước và khối cầu sau, trong đó khối cầu trước lại được tách thành khối cầu trước trái và khối cầu trước phải, hoạt động độc lập Khối lốp xe bao gồm bốn phần: lốp trước trái, lốp trước phải, lốp sau trái và lốp sau phải Cuối cùng, khối đường được mô tả bởi các tọa độ suy rộng, thể hiện các kích động của mặt đường tác động lên bánh xe: q1T, q1P, q2T, q2P.
Trong Matlab Simulink, chúng ta chỉ cần mô tả từng khối và kết nối chúng qua các phản lực liên kết Bên cạnh đó, việc đưa vào nhiều yếu tố phi tuyến của hệ thống treo giúp quá trình nghiên cứu khảo sát dao động của ô tô diễn ra độc lập và chính xác hơn so với thực tế.
Sơ đồ tổng thể
Sơ đồ tổng thể mô phỏng mô hình dao động không gian dựa trên hệ phương trình vi phân của cơ hệ, như thể hiện trong hình (4.1) Nó bao gồm các khối chức năng riêng biệt, mỗi khối là một SubSystem đại diện cho các phần tử đặc trưng của mô hình Các khối này còn chứa các khối chức năng cụ thể để xử lý tín hiệu vào và ra, chủ yếu là các giá trị độ lớn của lực liên kết giữa các phần tử trong hệ thống treo và thân xe, cùng với các dịch chuyển tương đối của chúng.
Sơ đồ tổng thể mô tả quá trình truyền tải tín hiệu từ khối "Duong", nơi các nhấp nhô tại lốp xe và vận tốc xe được ghi nhận, đến khối "Banh_Xe" Tại đây, các tín hiệu vào được xử lý và tạo ra lực tác dụng lên khối "Cau_Truoc" và "Cau_Sau" Các khối này tiếp tục xử lý để gửi thông tin về tọa độ trọng tâm và góc lắc của cầu sau đến khối "He_Thong_Treo" Khối này sẽ xử lý các tín hiệu và cung cấp lực tác dụng của hệ thống treo lên khối "Than_Xe" Cuối cùng, khối thân xe sẽ tổng hợp các tín hiệu để đưa ra tọa độ trọng tâm, góc lắc dọc, góc lắc ngang, cùng với vận tốc và gia tốc của các tọa độ suy rộng.
Sơ đồ tổng thể đã đáp ứng đầy đủ yêu cầu mô phỏng quá trình dao động của xe một cách chính xác và khoa học.
4.3 Sơ đồ các khối chức năng.
Trong sơ đồ tổng thể mô phỏng mô hình dao động đã nêu trên bao gồm các khối chức năng cụ thể sau:
Khối mô tả dao động của thân xe nhận tín hiệu từ hệ thống treo, bao gồm các lực tác động Tín hiệu này được chuyển tới các khối chức năng tương thích, trong đó khối “Z” đặc biệt mô tả dao động của trọng tâm G của thân xe theo phương thẳng đứng.
Khối "Z" mô tả tọa độ trọng tâm thân xe z cùng với vận tốc và gia tốc của nó, được thể hiện qua phương trình vi phân (3.44) Khối "Phi" liên quan đến dao động quay quanh trục ngang của thân xe, tương ứng với tọa độ φ, và cần xem xét yếu tố phi tuyến của sức cản gió trong quá trình mô tả.
Khi xe di chuyển với vận tốc v, lực cản gió Fv xuất hiện do cấu tạo của kính và khung vỏ phía trước, ngược chiều chuyển động và đặt tại trọng tâm hình học của kính chắn gió, song song với phương ngang Trọng tâm của xe thường thấp hơn điểm đặt của lực cản gió khoảng 0,4 m, dẫn đến việc lực Fv không đi qua trọng tâm, gây ra mô men lật xe theo trục ngang Mô men này không lớn và phụ thuộc vào vận tốc xe cùng với vận tốc gió, chỉ gây ra dao động lắc ngang khi vận tốc xe thay đổi Trong giả thiết vận tốc gió không đổi và v gió = 0, ta chỉ xem xét trường hợp thay đổi vận tốc xe.
Theo lý thuyết ô tô ta có công thức tính lực cản gió:
K: Hệ số cản không khí, nó phụ thuộc vào dạng ô tô và chất lượng bề mặt của nó Với xe minibus vỏ kín tra bảng I 4 tài liệu [1] chọn K=0,3.–
Sc: Là diện tích cản chính diện của ô tô Xe ghiên cứun là xe con cho nên diện tích cản được tính theo công thức:
Sc= 0,8.B0H Kích thước bao của xe là dài x rộng x cao: 3,635 x 1,475 x 1,895 (m), suy ra:
Sc = 0,8.1,475.1,895 = 2,236 (m P 2 P ) v0: Là vận tốc chuyển động tương đối, v 0 = vxe + vgió, đã giả thiết v gió = 0 cho nên lực cản giá của xe là:
Fv = 0,3.2,236v 2 P P = 0,671v P 2 Như vậy, khối này mô tả phương trình vi phân (3.48):
Khối này nhận tín hiệu vào là vận tốc chuyển động của xe v (m/s) và cung cấp tín hiệu ra bao gồm giá trị góc lắc ngang của thân xe ϕ và gia tốc góc ϕ Ngoài ra, khối “Teta” mô tả dao động quay quanh trục dọc của thân xe, tương ứng với tọa độ suy rộng θ, và được mô tả qua phương trình vi phân (3.52).
Tín hiệu ra là giá trị lắc dọc của thân xe θ và vận tốc góc θ
[Z1P] du/dt du/dt du/dt du/dt
Hình 4.3 – Khối “ Hệ thống treo” a Khối “ F_ Suspension”:Là khối mô tả hệ thống treo trước trái và phải.
Hệ thống treo trước của xe con và du lịch có những đặc thù riêng, do các xe này chủ yếu chuyên chở người và khối lượng động cơ nằm ở phía trước Điều này dẫn đến nhiều yếu tố ảnh hưởng đến dao động và tính êm dịu của xe, cần được xem xét trong mô hình thiết kế.
+ Đặc tính phi tuyến hình học của hệ thống treo McPherson:
Hệ thống treo phía trước của xe được thiết kế theo kiểu treo McPherson độc lập, sử dụng lò xo trụ kết hợp với giảm chấn đặt nghiêng một góc γ gc so với phương thẳng đứng Z Khi xe dao động, vị trí giữa cầu xe và thân xe thay đổi, dẫn đến sự biến đổi của góc γ gc Mặc dù sự thay đổi này có thể coi là không đáng kể và được xem như một hằng số, việc xác định góc đặt ban đầu rất quan trọng trong việc khảo sát dao động của xe Do đó, cần đưa góc này vào phương trình dao động để đánh giá ảnh hưởng của nó, giúp mô hình thực tế hơn.
Để có thể mô tả đặc tính phi tuyến của hệ số cản giảm chấn, dùng một khối con
SubSystem bao gồm ba khối Switchsắn có trong thư viện tiện ích của Simulink Khối
Switch 1 xử lý các hệ số cản giảm chấn trong hành trình nén với hai chế độ: nén mạnh và nén nhẹ, có tín hiệu ngưỡng là -0,3 (m/s) Switch 2 đảm nhận việc xử lý các hệ số cản trong hành trình trả với hai chế độ: trả mạnh và trả nhẹ, tín hiệu ngưỡng là 0,3 (m/s) Switch 3 nhận tín hiệu từ hai khối Switch 1 và Switch 2, với tín hiệu ngưỡng là 0 (m/s) Tất cả ba khối Switch này đều nhận tín hiệu vào để so sánh với giá trị ngưỡng, được xác định bởi vận tốc dao động của giảm chấn v_gc = (Ż1_T - ξ̇1_T) / osc(ga).
Hình 4.4 – Khối giảm chấn “ K 1T ” + Đặc tính phi tuyến của ụ cao su hạn chế hành trình:
Trong hệ thống treo sử dụng lò xo trụ, ụ cao su được sử dụng để hạn chế hành trình của khối lượng không được treo, tránh gây va đập giữa cầu xe với khung vỏ xe, gây ra tiếng ồn và mất êm dịu Ụ cao su có độ cứng tương đối lớn và có thể được làm với các hình dạng bất kỳ, thích hợp với mọi kết cấu của hệ thống treo Trong hệ thống treo của xe minibus 8 chỗ, ụ cao su được lắp ở phía trên cần đẩy piston của giảm chấn, tăng độ cứng của hệ thống treo khi piston đi xuống hết hành trình làm việc của nó Để mô phỏng đặc tính phi tuyến của ụ cao su, ta có thể sử dụng một khối Switch với tín hiệu ngưỡng là – fgl để so sánh, tín hiệu vào là hành trình của giảm chấn Zgc= (Z1T – ξ1T)/ cos(ga).
Hình 4.5 – Khối treo trước “ F_ Suspension”
⇒ Như vậy khối này mô tả phương trình vi phân
– f li li li li li li li li li li li li li li li li UI li li li li
CUI: Là độ cứng của ụ cao su hạn chế tại giảm chấn trước, C UI P 6 P (N/m)
Fgi: Hành trình làm việc của giảm chấn trước: fgi= 0,2604 (m)
I: Chỉ số của hệ thống treo trước trái hoặc phải
Tín hiệu vào của khối mô tả hệ thống treo trước bao gồm tọa độ các điểm nối với thân xe và tọa độ trọng tâm các cầu trước trái và phải, Z1 và ξ1 Tín hiệu ra là lực từ hệ thống treo trước tác động lên thân xe bên trái và bên phải, F1T và F1P Đối với khối “R_Suspension”, tín hiệu vào là các tọa độ suy rộng Z2P, Z2T, ξ2 và θ2, trong khi tín hiệu ra là lực tác động lên thân xe và cầu sau, F2T và F2P Khối này cũng có hai yếu tố phi tuyến của hệ thống treo, bao gồm đặc tính phi tuyến của giảm chấn và ụ cao su hạn chế hành trình.
Hình 4.6 – Khối treo sau“R_ Supension”
Khối này mô tả phương trình vi phân (3.35) và (3.39):
Khối "gia trị Zi" là mô tả tọa độ tại các điểm kết nối đầu giảm chấn với thân xe Tín hiệu đầu vào của khối này là tọa độ suy rộng của thân xe, trong khi tín hiệu đầu ra là các giá trị Zi.
Khối cầu xe mô tả các dao động của các khối lượng không được treo ở phía trước và phía sau Nó bao gồm khối cầu trước, gọi là “F_Axle”, và khối cầu sau, gọi là “R_Axle” Khối "Cau_truoc" đặc trưng cho cầu trước của xe.
Sơ đồ khối các chức năng
Khối ‘‘ Hệ thống treo’’
[Z1P] du/dt du/dt du/dt du/dt
Hình 4.3 – Khối “ Hệ thống treo” a Khối “ F_ Suspension”:Là khối mô tả hệ thống treo trước trái và phải.
Hệ thống treo trước của xe con và du lịch, với đặc thù chuyên chở người và khối lượng động cơ nằm ở phía trước, chịu ảnh hưởng của nhiều yếu tố tuyến tính Những yếu tố này đóng vai trò quan trọng trong việc tác động đến dao động và tính êm dịu của xe, do đó cần được đưa vào mô hình phân tích.
+ Đặc tính phi tuyến hình học của hệ thống treo McPherson:
Hệ thống treo phía trước của xe sử dụng kiểu treo độc lập McPherson, với lò xo trụ bên ngoài giảm chấn, đặt nghiêng một góc γ gc so với phương thẳng đứng Z Khi xe dao động, vị trí tương đối giữa cầu xe và thân xe thay đổi, dẫn đến sự biến đổi của góc γ gc Mặc dù sự thay đổi này có thể coi là không đáng kể và xem như hằng số, việc xác định góc đặt ban đầu lại rất quan trọng trong việc khảo sát dao động của xe Do đó, cần đưa góc này vào phương trình dao
Trong nhiều nghiên cứu trước đây, người ta thường coi hệ số cản của giảm chấn là hằng số, dựa trên giá trị trung bình trong quá trình nén và trả Tuy nhiên, thực tế cho thấy hệ số cản của giảm chấn ống thủy lực tác dụng 2 chiều có giá trị khác nhau trong bốn pha: nén mạnh, nén nhẹ, trả mạnh và trả nhẹ, tùy thuộc vào vận tốc chuyển động tương đối giữa thân xe và cầu xe Sự phụ thuộc này được mô tả bằng một phương trình cụ thể.
Để có thể mô tả đặc tính phi tuyến của hệ số cản giảm chấn, dùng một khối con
SubSystem bao gồm ba khối Switchsắn có trong thư viện tiện ích của Simulink Khối
Switch 1 xử lý các hệ số cản giảm chấn ở hành trình nén là: nén mạnh, nén nhẹ Tín hiệu ngưỡng là - 0,3 (m/s) Khối Switch 2 xử lý các hệ số cản giảm chấn ở hành trình trả là: trả mạnh, trả nhẹ Tín hiệu ngưỡng là 0,3 (m/s) Khối Switch 3 sẽ nhận tín hiệu vào là các tín hiệu ra từ hai khối Switch 1,2 Tín hiệu ngưỡng của khối Switch 3 có giá trị bằng 0 (m/s) Cả ba khối Switch này đếu nhận tín hiệu vào để so sánh với giá trị ngưỡng là vận tốc dao động của giảm chấn v gc =(Z1 T −ξ1 T )/ osc ( ) ga
Hình 4.4 – Khối giảm chấn “ K 1T ” + Đặc tính phi tuyến của ụ cao su hạn chế hành trình:
Trong hệ thống treo sử dụng lò xo trụ, ụ cao su đóng vai trò quan trọng trong việc hạn chế hành trình của khối lượng không treo, ngăn ngừa va đập giữa cầu xe và khung vỏ, từ đó giảm tiếng ồn và bảo vệ kết cấu xe Với độ cứng lớn và hình dạng linh hoạt, ụ cao su phù hợp với mọi cấu trúc hệ thống treo Đặc biệt, trong xe minibus 8 chỗ, ụ cao su được lắp ở trên cần đẩy piston của giảm chấn, giúp tăng độ cứng hệ thống treo trong quá trình nén Để mô phỏng đặc tính phi tuyến của ụ cao su, tín hiệu hành trình của giảm chấn được tính toán và so sánh với tín hiệu ngưỡng.
Hình 4.5 – Khối treo trước “ F_ Suspension”
⇒ Như vậy khối này mô tả phương trình vi phân
– f li li li li li li li li li li li li li li li li UI li li li li
CUI: Là độ cứng của ụ cao su hạn chế tại giảm chấn trước, C UI P 6 P (N/m)
Fgi: Hành trình làm việc của giảm chấn trước: fgi= 0,2604 (m)
I: Chỉ số của hệ thống treo trước trái hoặc phải
Khối hệ thống treo trước nhận tín hiệu vào từ tọa độ các điểm nối với thân xe và tọa độ trọng tâm của cầu trước trái và phải (Z1 và ξ1), trong khi tín hiệu ra là lực tác dụng lên thân xe bên trái và bên phải (F1T và F1P) Khối "R_Suspension" mô tả hệ thống treo sau, với tín hiệu vào là các tọa độ suy rộng (Z2P, Z2T, ξ2 và θ2) và tín hiệu ra là lực tác dụng lên thân xe và cầu sau (F2T và F2P) Ngoài ra, khối này còn bao gồm hai yếu tố phi tuyến của hệ thống treo, đó là đặc tính phi tuyến của giảm chấn và ụ cao su hạn chế hành trình.
Hình 4.6 – Khối treo sau“R_ Supension”
Khối này mô tả phương trình vi phân (3.35) và (3.39):
Khối "gia trị Zi" là mô tả tọa độ tại các điểm kết nối đầu giảm chấn với các điểm trên thân xe Tín hiệu đầu vào của khối này là các tọa độ suy rộng của thân xe, trong khi tín hiệu đầu ra là các giá trị Zi.
Khối ‘‘ Cầu xe’’
Khối cầu xe mô tả các dao động của khối lượng không treo ở phía trước và phía sau Nó bao gồm hai phần: khối cầu trước "F_Axle" và khối cầu sau "R_Axle" Khối "Cau_truoc" là phần mô tả cầu trước.
Khối này nhận tín hiệu từ các phản lực ứng của hệ thống treo và lốp trước, sau đó chuyển tiếp tín hiệu đến các khối chức năng con tương ứng với dao động của khối lượng không được treo ở bên trái và bên phải.
Thanh ổn định của hệ thống treo đóng vai trò quan trọng trong việc điều hòa tải trọng thẳng đứng giữa hai bánh xe, từ đó nâng cao tính ổn định của xe khi có sự chênh lệch tải trọng giữa hai bên trái và phải.
Hình 4.9 – Thanh ổn định ngang Lực của thanh ổn định ngang tác dụng lên thân xe và cầu trước là:
Tín hiệu lấy ra của thanh xoắn là lực Fod tác dụng vào cầu trước bên trái và bên phải của hệ thống treo
Như vậy khối này mô tả hai phương trình vi phân:
Khối "Cau_sau" mô tả dao động theo phương thẳng đứng của cầu sau, tương ứng với tọa độ suy rộng ξ2, và dao động quay quanh trục dọc của cầu sau, tương ứng với tọa độ suy rộng θ2.
Khối này trình bày hai phương trình vi phân (3.40) và (3.41), trong đó tín hiệu vào bao gồm phản lực ứng từ hệ thống treo và lốp sau, còn tín hiệu ra thể hiện độ dịch chuyển theo phương thẳng đứng của cầu sau ξ 2 và góc lắc dọc của cầu sau θ 2.
Khối lốp xe
Khối lốp xe chứa các khối con bên trong, mô tả mối quan hệ giữa tọa độ suy rộng và kích động từ mặt đường với lực tác dụng của lốp xe lên cầu xe Khối này nhận tín hiệu vào từ các tọa độ suy rộng ξ 1T, ξ 1P, ξ 2, θ 2 và các tín hiệu q1T, q1P, q2T, q2P, đồng thời xuất ra các phản lực từ lốp xe tác động lên cầu xe là FL1T, FL1P, FL2T, FL2P.
Khi nghiên cứu dao động của ô tô, lốp được mô phỏng như một lò xo tuyến tính kết hợp với một giảm chấn, với một đầu tiếp xúc mặt đường và một đầu gắn vào
Đối với các bánh xe phía sau thì:
Như vậy để mô tả hiện tượng tách bánh khi dao động cũng sử dụng một khối
Switch với thông số đầu vào là tọa độ cầu và biên độ mặt đường q gưỡng so sánh là ξ , n hằng số 0.
Khối ‘‘ Duong’’ 73
Khối mô tả kích động của mặt đường tác động lên các bánh xe được mô phỏng như một khối riêng biệt Luận văn đã phân tích chi tiết sự nhấp nhô của mặt đường đối với hai vết bánh xe khác nhau.
ST OP Stop Simulati on
Khối đường trong luận văn được mô tả chi tiết để điều khiển chính xác quá trình mô phỏng xe Các điều kiện được đặt ra bao gồm vận tốc, gia tốc, chiều dài quãng đường, và các kích động ngẫu nhiên từ mặt đường.
Luận văn của Đào Mạnh Hùng (HVKTQS) nghiên cứu biên dạng đường Hà Nội - Lạng Sơn, Km1, bằng cách thu thập số liệu từ cảm biến gắn trên xe để đo biên dạng mặt đường ở hai bên bánh xe (vết trái và vết phải) Số liệu được ghi lại sau mỗi 0,5 m cho đến khi hoàn thành 1 km, sau đó tác giả đã xử lý và tính toán để làm trơn dữ liệu.
Các tín hiệu điều khiển được đưa vào khối đường đóng vai trò quan trọng trong việc mô phỏng dao động của xe Những tín hiệu này bao gồm nhiều thành phần khác nhau, góp phần tạo nên sự chính xác trong quá trình mô phỏng.
Vận tốc thực tế của xe có thể được xác định theo hai trường hợp: khi xe chuyển động đều, vận tốc là không đổi và bằng vận tốc ban đầu v; trong trường hợp xe chuyển động không đều với gia tốc JP (khi phanh), vận tốc sẽ được tính bằng công thức vt = v - JPt.
Khi phanh xe, vận tốc vt sẽ giảm xuống theo thời gian và không thể trở thành giá trị âm Do đó, khối switch1 trong sơ đồ sẽ nhận tín hiệu vào là vận tốc xe vt khi phanh để so sánh với tín hiệu ngưỡng bằng 0.
- Quãng đường xe chạy thực tế: nếu xe chuyển động đều với vận tốc v thì quãng đường xe chạy là:
S = v.t (m) Nếu xe chạy với gia tốc phanh J P thì quãng đường này là:
)/2.JP P (m) Như vậy ta sử dụng khối switch3 trong sơ đồ với tín hiệu vào là JP và ngưỡng so sánh là 0:
Biên dạng đường được chuyển đổi từ dạng vector thành tín hiệu liên tục bằng cách sử dụng hai khối Lookup Table (nội suy) Các kích thích từ mặt đường lên hai bánh trước, q1T và q1P, được đưa ra từ hai khối Out1 và Out2, phục vụ cho quá trình mô phỏng.
Các kích thích từ mặt đường lên bánh sau và bánh trước có độ trễ pha tương đương với chiều dài cơ sở của thân xe L Để mô tả các tín hiệu q2T và q2P tác động lên các bánh xe sau, chúng ta sử dụng hai khối Transport Delay.
Để dừng chương trình mô phỏng, chúng ta sử dụng khối Stop Simulation với điều kiện là vận tốc của xe bằng 0 hoặc quãng đường xe đạt 1000 m Khối Stop Simulation sẽ hoạt động khi tín hiệu vào khác.
Chúng tôi sử dụng hai khối switch1 và switch4 kết hợp với một khối Sum để tạo tín hiệu điều khiển cho quá trình chạy của chương trình Nhờ vào cấu trúc này, thời gian chạy trong chương trình không bị khống chế, cho phép linh hoạt trong việc điều chỉnh (tP0 giây).
CHƯƠNG 5 MỘT SỐ KẾT QUẢ MÔ PHỎNG VÀ KẾT LUẬN
5.1 Các thông số của xe minibusđưa vào tính toán.
Các thông số kỹ thuật của hệ thống treo được lấy dựa trên cơ sở của xe con 8 chỗ ngồi MEFA5 – LAVI – 304N sản xuất lắp ráp tại Việt Nam.
Bộ thông số của xe bao gồm các thông số đo đạc và tính toán theo tài liệu [11] Việc thu thập các thông số tính toán này giúp kiểm chứng kết quả tính toán và kết hợp với quá trình mô phỏng để tối ưu hóa, đảm bảo xe chuyển động êm ái và bền bỉ.
Trong quá trình nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số kết cấu tới độ êm dịu chuyển động của xe, khi xem xét một thông số cụ thể, cần thay đổi thông số đó trong khi giữ nguyên các thông số khác.
Bộ thông số này được lấy như sau:
Bảng 5.1 Các thông số của xe khảo sát–
Thông số Đơn vị Thông số Đơn vị a = 1,29 m K1nm = 173 Ns/m b = 1,06 m K1nn C2,5 Ns/m
Cod = 69962 Nm/rad KL1T= 1211 Ns/m
CL2P = 260000 N/m L= 2,35 m f t =0,14 m Mxe= 1555 Kg g = 9,81 m/s P 2 M00 Kg ga = 8 Độ m1T= 35 Kg
5.2 Một số kết quả mô phỏng.
5.2.1 Một số kết quả mô phỏng dao động.
Với vận tốc 60 Km/h và quãng đường 1Km, chương trình sẽ chạy trong 60 giây Dưới đây là một số kết quả đặc trưng nhất từ thí nghiệm.
- Tọa độ Z và gia tốc dao động của trọng tâm thân xe:
Hình 5.1 – tọa độ trọng tâm thân xe
Hình 5.2 – Gia tốc dao động trọng tâm thân xe theo thời gian
Qua các đồ thị hình 5.1 và 5.2, có thể thấy rằng thân xe dao động điều hòa quanh vị trí cân bằng Zcb = 0,14 m và đạt ổn định sau khoảng 2 giây Biên độ dao động và gia tốc chuyển động của tọa độ trọng tâm thân xe phụ thuộc vào biên dạng đường Trong 2 giây đầu, gia tốc dao động thay đổi rất lớn, nhưng khi thân xe đã ổn định, sự thay đổi này giảm xuống với tần số cao quanh điểm 0.
- Góc lắc dọc (Teta) và góc lắc ngang (Phi) của thân xe quanh các trục dọc và trục ngang đi qua trọng tâm thân xe:
Hình 5.3 – Góc lắc dọc và góc lắc ngang thân xe
Góc lắc theo trục dọc (góc Teta) của xe dao động xung quanh điểm 0 với biên độ nhỏ hơn góc lắc theo trục ngang (góc Phi) Điều này có thể được giải thích do chiều dài cơ sở của xe lớn hơn chiều rộng cơ sở, cùng với sự khác biệt ít hơn trong biên dạng đường giữa hai vết trái, phải so với biên dạng đường giữa hai vết trước, sau.
Một số kết quả mô phỏng
Một số kết quả mô phỏng dao động
Với vận tốc 60 Km/h và quãng đường thí nghiệm 1Km, thời gian chạy chỉ mất 60 giây Dưới đây là một số kết quả đặc trưng nhất.
- Tọa độ Z và gia tốc dao động của trọng tâm thân xe:
Hình 5.1 – tọa độ trọng tâm thân xe
Hình 5.2 – Gia tốc dao động trọng tâm thân xe theo thời gian
Theo các đồ thị 5.1 và 5.2, thân xe dao động điều hòa quanh vị trí cân bằng Zcb = 0,14 m và đạt ổn định sau khoảng 2 giây Biên độ dao động và gia tốc của trọng tâm thân xe phụ thuộc vào biên dạng đường Trong 2 giây đầu, gia tốc dao động thay đổi lớn, nhưng khi thân xe ổn định, sự thay đổi này giảm xuống với tần số cao quanh điểm 0.
- Góc lắc dọc (Teta) và góc lắc ngang (Phi) của thân xe quanh các trục dọc và trục ngang đi qua trọng tâm thân xe:
Hình 5.3 – Góc lắc dọc và góc lắc ngang thân xe
Góc lắc theo trục dọc của xe (góc Teta) dao động xung quanh điểm 0 với biên độ nhỏ hơn góc lắc theo trục ngang thân xe (góc Phi) Điều này có thể được giải thích bởi chiều dài cơ sở của xe lớn hơn chiều rộng cơ sở, cùng với sự khác biệt ít hơn về biên dạng đường giữa hai vết trái, phải so với biên dạng đường giữa hai vết trước, sau.
Kết quả mô phỏng dao động của thân xe cho thấy mô hình dao động của xe minibus là chính xác và đáng tin cậy Điều này mở ra cơ hội nghiên cứu sâu hơn về dao động của xe và ảnh hưởng của các thông số thiết kế đến chất lượng dao động của xe sản xuất và lắp ráp tại Việt Nam Qua đó, có thể cải thiện tính êm dịu của xe, nâng cao chất lượng phục vụ nhu cầu ngày càng tăng của xã hội.
- Tọa độ trọng tâm cầu xe.
Tọa độ trọng tâm cầu trước trái (Csi1T), cầu trước phải (Csi1P) và cầu sau (Csi2) được hiển thị trên một đồ thị chung Vì các giá trị này biến đổi nhanh chóng, nên tôi chỉ trình bày trong khoảng thời gian từ giây 20 đến giây 30.
Tọa độ trọng tâm cầu xe theo thời gian được thể hiện bằng màu xanh lá cây trong hình 5.4 Các tọa độ Csi1T và Csi1P có sự tương đồng đáng kể do biên dạng đường giữa hai bên trái và phải gần giống nhau, cùng với độ cứng của lốp xe được giữ ở mức tương đương.
- Góc lắc cầu sau Teta2:
G oc la c ca u sa u T et a2 (R ad )
Hình 5.5 – Góc lắc cầu sau θ 2 theo thời gian
Ảnh hưởng của các thông số đến dao động của xe
a Ảnh hưởng của vận tốc xe:
Khi vận tốc xe thay đổi từ 10 đến 100 km/h, đặc tính của xe cũng sẽ bị ảnh hưởng, do đó cần khảo sát tác động của vận tốc đến dao động của xe Nghiên cứu này được thực hiện trên đoạn đường 1 km thực tế từ Hà Nội đến Lạng Sơn với chuyển động có vận tốc đều.
- Ảnh hưởng của vận tốc xe đến độ lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe:
Độ lệch quân phương D Z theo vận tốc cho thấy rằng tại vận tốc 60 Km/h, giá trị D Z đạt mức tối thiểu, trong khi đó giá trị này tăng cao ở vận tốc 25 và 85 Km/h Mặc dù các giá trị tối đa này không vượt quá giới hạn cho phép, nhưng chúng vẫn quá cao, có thể ảnh hưởng tiêu cực đến chất lượng dao động của thân xe, gây ra cảm giác mệt mỏi cho người lái và hành khách, đồng thời làm giảm tuổi thọ của các chi tiết trong xe.
Vận tốc xe có ảnh hưởng đáng kể đến sai lệch quân phương gia tốc trọng tâm thân xe Cụ thể, đường sai lệch quân phương gia tốc dao động của tọa độ trọng tâm thân xe D Z sẽ tăng dần khi vận tốc xe tăng lên Khi vận tốc vượt quá 80 Km/h, giá trị này sẽ vượt quá sai lệch giới hạn cho phép [D Z ] ≤ 2,5 (m/s²) Do đó, để đảm bảo sự êm dịu cho hành khách và hàng hóa, xe cần được điều khiển với tốc độ không vượt quá 80 Km/h.
Hình 5.7 – Độ lệch quân phương gia tốc trọng tâm thân xe D Z theo vận tốc
- Ảnh hưởng của vận tốc xe đến sai lệch quân phương các góc lắc thân xe Dphi, DTta:
Độ lệch quân phương góc lắc theo trục dọc thân xe (D φ) tăng khi vận tốc xe tăng, nhưng lại giảm trong khoảng vận tốc từ 40 – 60 Km/h Ngược lại, độ lệch quân phương góc lắc theo trục ngang (D θ) có xu hướng giảm khi vận tốc tăng, với giá trị lớn nhất đạt tại vận tốc 15 Km/h (D Teta max = 0,01 Rad) Sự chênh lệch giữa Dphi và DTeta cho thấy biên độ dao động của góc lắc Phi lớn hơn so với góc lắc Teta, dẫn đến việc góc lắc Phi gây ra mệt mỏi cho hành khách lớn hơn nhiều so với góc lắc Teta khi xe di chuyển trên đường.
- Ảnh hưởng của vận tốc xe đến các sai lệch các tọa độ trong tâm cầu xe DCsi1P,
Hình 5 9 – Độ lệch quân phương tọa độ các cầu xe theo vận tốc
Khi vận tốc xe vượt quá 50 Km/h, độ lệch quân phương của cả ba khối lượng không treo đều bắt đầu tăng lên Đến khi vận tốc đạt trên 70 Km/h, độ lệch này ổn định Đặc biệt, sai lệch của cầu sau, được biểu diễn bằng màu xanh nước biển, tăng nhiều hơn so với cầu trước, với D Csi2max đạt 0,0123 m Điều này cho thấy ảnh hưởng của vận tốc xe đến độ lệch quân phương góc lắc của cầu sau.
Độ lệch quân phương DTeta2 của cầu sau tăng lên khi vận tốc xe tăng, dẫn đến góc lắc cầu sau lớn hơn Điều này ảnh hưởng trực tiếp đến độ êm dịu của chuyển động khi xe chạy nhanh.
Hình 5.1 0 – Độ lệch quân phương góc lắc cầu sau
Để đảm bảo độ êm dịu khi chuyển động, xe nên chạy với vận tốc không vượt quá 80 Km/h Độ cứng của hệ thống treo phụ thuộc vào độ cứng của lò xo trong cả hệ thống treo trước và sau, do đó việc thay đổi độ cứng của lò xo sẽ ảnh hưởng đến quá trình dao động của xe Bài viết sẽ phân tích ảnh hưởng của độ cứng lò xo đến một số thông số liên quan.
- Ảnh hưởng của độ cứng lò xo đến sai lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe DZ(m) và gia tốc thân xe D Z :
Trong bài viết này, chúng tôi trình bày các giá trị độ cứng C2 tăng dần từ 20 đến 90 KN/m Đồng thời, độ cứng C1 có ba giá trị cụ thể: C11 = 20 KN/m, C12 = 35 KN/m và C13 = 50 KN/m, tương ứng với ba đồ thị có màu sắc khác nhau như thể hiện trong hình vẽ 5.11 và 5.12.
Khi độ cứng của lò xo sau C2 tăng lên, độ lệch Dz ban đầu giảm, nhưng khi C2 vượt quá 5.10^4 P N/m, độ lệch Dz lại tăng Đối với các giá trị độ cứng lò xo trước C11 và C13, độ lệch Dz lớn hơn so với độ cứng C12 Điều này cho thấy rằng, nếu lò xo trước quá cứng hoặc quá mềm, sẽ dẫn đến sự thay đổi lớn trong tọa độ trọng tâm của thân xe, làm giảm độ êm dịu của xe khi di chuyển.
Theo hình vẽ 5.11, nếu giá trị độ cứng C k 2 nhỏ hơn 23 KN/m hoặc C2 lớn hơn 82 KN/m, thì DZ sẽ tăng lên, có thể vượt quá giá trị cho phép của [DZ] trong một số thời điểm.
Do cung cua lo xo sau C2 (N/m)
Sa i l ec h qu an p hu on g to a do tr on g ta m th an x e (m ) g g g g y
Duong sai lech gioi han
Hình 5.11 – Độ lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe D Z khi độ cứng của các lò xo trong hệ thống treo C 1 và C2 thay đổi
Do cung lo xo sau C2 (N/m)
Sa i l ec h qu an p hu on g gi a to c tr on g ta m th an x e m /s 2
Anh huong cua do cung C2 den sai lech quan phuong gia toc than xe khi C1 thay doi
Duong sai lech gioi han
Hình 5.12 – Độ lệch quân phương gia tốc trọng tâm thân xe D Z khi độ cứng của các lò xo trong hệ thống treo C 1 và C2 thay đổi
Ảnh hưởng của độ cứng lò xo trong hệ thống treo đến sai lệch quân phương gia tốc thân xe cho thấy rằng khi C2 > 40 KN/m, giá trị D Z đều tăng ở cả ba đồ thị Đặc biệt, khi C2 > 80 KN/m, các giá trị D Z vượt quá sai lệch giới hạn [D Z ] Đường màu xanh nước biển với độ cứng lò xo trước C12 = 35 KN/m nằm thấp hơn hai đường còn lại, cho thấy tại độ cứng này, sai lệch D Z đạt giá trị nhỏ, tức là gia tốc thân xe thay đổi với biên độ không quá lớn.
Để nâng cao chất lượng dao động của xe, độ cứng lò xo cần được điều chỉnh trong khoảng xác định, dựa trên các điều kiện đầu vào của biên dạng đường, tải trọng và vận tốc xe như đã nêu trong bảng 5.1.
- Ảnh hưởng của hệ số cản giảm chấn đến sai lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe DZ (m) và gia tốc thân xe D Z :
Khi hệ số cản giảm chấn thay đổi từ 0,6.K đến 1,6.K, cả D Z và D Z đều giảm, cho thấy rằng việc tăng hệ số cản của giảm chấn sẽ cải thiện độ êm dịu trong chuyển động của xe Do đó, trong quá trình tính toán và thiết kế, cần lựa chọn độ cản của giảm chấn lớn để phù hợp với kết cấu và đặc tính của hệ thống giảm chấn.
He so can cua giam chan X*K
S ai l ec h q u an p h u o n g t o a d o t ro n g t am t h an x e (m )
Hình 5.1 3 – Ảnh hưởng của độ cản giảm chấn đến sai lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe DZ
He so can cua giam chan X*K
S ai le ch q u an p h u on g gi a to c tr on g ta m t h an x e (m /s 2)
Hình 5.14 - Ảnh hưởng của độ cản giảm chấn đến sai lệch quân phương gia tốc trọng tâm thân xe D Z c Ảnh hưởng của độ cứng lốp:
Do cung cua lop truoc (N/m)
Sai lech quan phuong toa do trong tam than xe (m)
CL21 0KN/m CL2200KN/m CL23@0KN/m CL24P0KN/m
Hình 5.1 5 – Ảnh hưởng của độ cứng lốp đến sai lệch quân phương tọa độ trọng tâm thân xe DZ
Do cung cua lop truoc (N/m)
Sa i l ec h qu an p hu on g gi a to c tr on g ta m th an x e (m /s 2) CL21 0 KN/m
CL2200 KN/m CL23@0 KN/m CL24P0 KN/m
Hình 5.1 6 – Ảnh hưởng của độ cứng lốp đến sai lệch quân phương gia tốc trọng tâm thân xe D Z
100 – Độ cứng của lốp trước cho trong khoảng 125 KN/m, còn độ cứng của lốp sau lấy 4 giá trị tăng dần đều C L21 = 200 KN/m, CL22 = 300 KN/m, CL23 = 400 KN/m,
CL24 5= 00 KN/mtương ứng với 4 đồ thị có màu sắc khác nhau như trên hình vẽ
Khi xem xét các hình vẽ 5.15 và 5.16, ta nhận thấy rằng độ lệch DZ và D Z đều gia tăng khi độ cứng của lốp trước và lốp sau tăng lên Mặc dù các giá trị DZ và D Z tăng không đáng kể và vẫn nằm trong giới hạn cho phép, việc xác định độ cứng của lốp cần phải dựa vào các yếu tố như tính chất bám, tải trọng và độ cứng của hệ thống treo để nâng cao chất lượng dao động của xe.
Khối lượng thân xe của xe 8 chỗ phụ thuộc vào số lượng hành khách, với tải trọng tối đa là 8 người Khi tải trọng tăng dần từ 0 đến 8 người, khối lượng được treo cũng thay đổi, từ đó ảnh hưởng đến dao động của xe.