Ý nghĩa thực tiễn Đề tài này giúp chúng ta hiểu hơn về hệ thống treo trên xe ô tô và cách hoạt động của nó, phương pháp thiết kế hệ thống treo trên xe 5 chỗ, đảm bảo được các yêu cầu đã
TỔNG QUAN
Tổng quan đề tài
1.1.1 Lý do chọn đề tài
Ngày nay, ngành công nghiệp ô tô ngày càng phát triển, cùng với sự phát triển của kinh tế thế giới và nhu cầu của người sử dụng xe ngày càng tăng lên Đòi hỏi ô tô sản xuất ra phải đáp ứng được sự an toàn, tính thẩm mỹ và độ êm dịu của xe khi chuyển động trên đường Ở Việt Nam, ngành công nghiệp ô tô đang có những bước tiến rõ rệt so với những năm trước Tuy nhiên, do điều kiện cơ sở hạ tầng phát triển không đồng đều, điều kiện đường xá kém chất lượng, làm ảnh hưởng đến độ êm dịu của xe khi chuyển động trên đường Vì thế, cần nâng cao cơ sở hạ tầng cùng với sự phát triển kinh tế Đồng thời, ô tô cần quan tâm đến độ êm dịu để ngày càng đáp ứng nhu cầu ngày càng cao của người tiêu dùng Trong đó, hệ thống treo là hệ thống đảm bảo cho ô tô chuyển động trên đường được êm dịu và thoải mái cho người ngồi trong xe
Phát triển và hoàn thiện hệ thống treo là một yêu cầu cấp thiết và quan trọng hiện nay
Vì thế, nhóm chúng em chọn chọn đề tài: “Thiết kế và mô phỏng hệ thống treo trên xe 5 chỗ ”
- Tìm hiểu cơ sở lý thuyết và hướng thực hiện đề tài
- Tìm hiểu tổng quan về hệ thống treo như lịch sử, phân loại và cấu tạo của hệ thống treo
- Thiết kế hệ thống treo trước và sau
- Tìm hiểu Matlab/Simulink và mô phỏng hệ thống treo trên phần mềm này
- Đánh giá kết quả nghiên cứu và tìm hiểu hướng phát triển của đề tài trong tương lai
- Tiếp thu được kiến thức cơ bản, cấu tạo và phân loại của hệ thống treo Tổng hợp kiến thức đã học về lý thuyết ô tô, thiết kế ô tô để thiết kế hệ thống treo của xe 5 chỗ
- Tìm hiểu và nắm rõ hơn về phần mềm Matlab/Simulink Mô phỏng được hệ thống treo trên Matlab/Simulink
- Tìm hiểu, nghiên cứu về lĩnh vực thiết kế, mô phỏng các hệ thống trên ô tô
- Các thành phần cấu tạo hệ thống treo
- Phương pháp thiết kế hệ thống treo
- Mô hình mô phỏng trên Matlab/Simulink
- Tìm hiểu về lịch sử, cấu tạo, phân loại cơ bản của hệ thống treo
- Tiến hành thiết kế hệ thống treo trước và sau
- Mô tả các khối hoạt động của xe dùng phần mềm Matlab/Simulink để mô phỏng
- Phân tích kết quả đồ thị, nhận xét và đánh giá mô phỏng
- Phương pháp phân tích và tổng hợp
- Phương pháp thu thập và sử dụng số liệu
1.1.6 Ý nghĩa thực tiễn Đề tài này giúp chúng ta hiểu hơn về hệ thống treo trên xe ô tô và cách hoạt động của nó, phương pháp thiết kế hệ thống treo trên xe 5 chỗ, đảm bảo được các yêu cầu đã đặt ra Qua đó, thành thạo hơn kỹ năng thiết kế, mô phỏng và kỹ năng sử dụng phần mềm Matlab/Simulink để hỗ trợ học tập hiệu quả như nâng cao trình độ nghiên cứu trong nhiều đề tài khác Tạo ra mô hình mô phỏng và đánh giả kết quả để thấy được sự khác nhau của hệ thống treo so với thực tế
Ngoài ra, đề tài còn đóng góp vào việc củng cố kiến thức đã học và làm nền tảng cho sự phát triển cho hệ thống treo trong tương lai Việc áp dụng và nâng cao các kỹ năng và kiến thức có được cũng giúp chúng em thích nghi và phát triển trong tương lai.
Cơ sở lý thuyết
1.2.1 Lịch sử hình thành và phát triển của hệ thống treo
Hệ thống treo là bộ phận có nhiệm vụ dập tắt dao động khi va đập với mặt đường cũng như tạo nên độ êm ái cho người ngồi trên xe
Vào khoảng năm 1750, lò xo lá bắt đầu xuất hiện trên một số loại xe ngựa
Vào giữa thế kỷ 19, lò xo elip có thể bắt đầu được sử dụng trên các toa tàu
Obadiah Elliott“đã đăng ký bằng sáng chế đầu tiên cho phương tiện có hệ thống treo lò xo; hai lò xo lá thép bền được gắn hai bên của mỗi bánh xe và thân xe được cố định trực
3 tiếp vào lò xo và được gắn vào trục Các xe ngựa của Anh đều được trang bị lò xo trong vòng một thập kỉ.”
Năm 1901, chiếc ô tô đầu tiên có bộ giảm xóc được trang bị bởi công ty Mors of Paris
Chiếc xe mang tên Brush Runabout do Công ty Brush Motor sản xuất năm 1906 và được trang bị lò xo cuộn đầu tiên trên ô tô
Năm 1920, hệ thống treo sử dụng thanh xoắn cũng được sử dụng bởi Leyland Motors Bước tiên phong đầu tiên khi hệ thống treo trước độc lập được trang bị trên Lancia Lambda năm 1922 và đến năm 1932 thì trở nên phổ biến hơn trên các xe
Năm 2002, Malcolm C Smith đã phát minh ra một hệ thống treo thụ động mới, bộ trơ với điểm nổi bật là không làm tăng thêm khối lượng nhưng làm tăng quán tính hiệu quả của hệ thống treo bánh xe sử dụng bánh đà có hộp số
1.2.2 Cấu tạo hệ thống treo
Cấu tạo chung của hệ thống treo gồm 3 phần tử chính: bộ phận đàn hồi, bộ phận giảm chấn và thanh ổn định
Bộ phận đàn hồi là bộ phận nối mềm giữa khung vỏ với bánh xe có nhiệm vụ tiếp nhận lực thẳng đứng tác dụng từ khung vỏ xuống bánh xe và ngược lại nhằm trung hòa các dao động sinh ra khi xe chạy Bộ phận này giúp xe không bị rung lắc quá nhiều khi di chuyển, mang lại sự thoải mái cho người ngồi trên xe Bộ phận đàn hồi có nhiều loại để phục vụ cho từng mục đích sử dụng và tùy thuộc vào nhiều yếu tố mà nó được thiết kế khác nhau Bộ phận đàn hồi có nhiều loại khác nhau:
Có cấu tạo đơn giản gồm các lá nhíp ghép lại với nhau Lá nhíp là các miếng thép uốn cong, chúng được xếp chồng lên nhau theo thứ tự từ ngắn đến dài, chúng được cố định lại với nhau ở giữa bằng bulong hoặc đinh tán Ở một vài vị trí, các lá nhíp sẽ được kẹp lại để chúng không bị phá hư kết cấu khi làm việc
Lá nhíp xe ô tô có độ cứng cao, độ bền tốt nên có thể định hình cho cầu xe mà không cần dùng đến các thanh liên kết Vì có khả năng chịu tải cao, độ êm dịu thấp nên chủ yếu được sử dụng trên các loại xe tải
Hình 1.1 Nhíp ô tô Mỗi lá nhíp được chế tạo với độ cong nhất định gọi là độ võng Lá nhíp nào dài hơn sẽ có độ võng nhỏ hơn Khi xiết chặt bulong định tâm, các lá nhíp bị giãn thẳng ra một ít làm hai đầu lá nhíp phía dưới ép chặt vào lá nhíp trên Mục đích của độ võng là làm các lá nhíp ép chặt vào nhau, khi nhíp bị uốn sẽ sinh ra nội ma sát làm dập tắt dao động sinh ra (nội ma sát ở nhíp có vai trò như phuộc giảm chấn) Ngoài ra, khi nhíp bật lên, nhờ có độ võng nên không tạo ra khe hở giữa các lá nhíp, ngăn cản đất đá, bụi bẩn xâm nhập
Có 2 loại nhíp: nhíp đơn và nhíp kép
Hình 1.2 Nhíp đơn Độ biến dạng của nhíp hoạt động theo quy luật tuyến tính, tải trọng tác dụng lên nhíp càng lớn thì độ biến dạng của nhíp càng lớn Bản thân nhíp cũng có một giới hạn chịu uốn, nếu vượt quá giới hạn chịu uốn, nhíp sẽ mất đi đặc tính cơ học của nó
Hình 1.3 Đồ thị đặc tính tải trọng và sự uốn + Nhíp kép
Hình 1.4 Ảnh minh hoạ của nhíp kép
Xe tải hoặc các loại xe có sự thay đổi lớn về tải trọng, nhíp phụ sẽ được bố trí thêm để đảm bảo đặc tính của nhíp cũng như làm giảm áp lực tác dụng tác dụng lên nhíp chính khi có tải lớn Nhíp phụ được lắp đặt phía trên nhíp chính Nhíp chính được lắp nối với
6 khung xe, vì vậy bình thường chỉ có nhíp chính sẽ làm việc, khi tải trọng tăng đến một giá trị nhất định thì nhíp phụ sẽ bắt đầu làm việc
Khi xe đạt đến tải trọng nhất định, nhíp phụ làm việc
Hình 1.6 Đồ thị đặc tính tải trọng và sự uốn Ưu điểm của nhíp:
+ Độ cứng lớn, phù hợp với tải nặng
+ Kết cấu gọn, không cần sử dụng thanh liên kết
+ Xuất hiện nội ma sát khi bị uốn, làm giảm thiểu dao động
+ Độ êm dịu không cao
Lò xo trụ là các dây thép được uống cong thành hình trụ, phổ biến trên các loại xe hiện nay Ưu điểm:
- Kết cấu nhỏ gọn, nhẹ hơn nhíp, tiết kiệm không gian cho khoang xe
- Có thể thiết kế, chế tạo với độ cứng khác nhau
- Có tuổi thọ cao hơn nhíp và trọng lượng nhỏ hơn làm giảm khối lượng không được treo
- Không có khả năng dẫn hướng và giảm chấn như nhíp nên cấu tạo hệ thống treo dùng lò xo sẽ phức tạp hơn nhíp
- Cần bố trí các thanh liên kết để triệt tiêu lực ngang (đòn treo, thanh ngang…)
- Bắt buộc phải có giảm chấn vì lò xo không có nội ma sát
Hình 1.8 Thanh xoắn của ô tô
Làm từ một thanh thép dài, được sử dụng nhiều ở các dòng xe cỡ nhỏ hạng A, B Hai đầu là hai tay đòn được hàn cứng vào khung xe Nếu một bên bánh xe gặp vật cản thì bánh còn lại cũng chịu ảnh hưởng, thanh xoắn bị vặn xoắn liên tục và luôn có xu hướng trả lại trạng thái ban đầu
Hình 1.9 Tính đàn hồi xoắn của thanh xoắn Đặc điểm:
- Cấu tạo đơn giản, tuổi thọ lớn
- Cần phải có giảm chấn kèm theo, không có khả năng tự dập tắt dao động Ưu điểm:
- Kết cấu gọn nhẹ, khối lượng thấp, tăng không gian gầm xe và khoang hành lý
- Giá thành rẻ, dễ chế tạo, dễ lắp đặt
Nhược điểm: không có nội ma sát để dập tắt dao động nhanh
Có khả năng “hấp thụ dao động nhờ sinh ra nội ma sát khi nó biến dạng dưới tác dụng của ngoại lực” Có “khả năng đàn hồi nhẹ, đóng vai trò là miếng đệm giữa các chi tiết trong hệ thống treo nhằm mục đích kiểm soát chuyển động của các khớp, giảm áp lực, giảm ma sát và va đập giữa các khớp” Ưu điểm:
- Có thể chế tạo ở mọi hình dạng
- Tạo độ êm ái cho cả hệ thống và cho xe khi chuyển động
- Không phù hợp với tải nặng
- Tuổi thọ ngắn, cần thay thế định kỳ
Hình 1.11 Vị trí của vấu cao su
Bộ phận đàn hồi loại khí (đệm khí)
Lợi dụng khả năng đàn hồi của không khí khi chịu nén Đệm khí có những đặc điểm sau: Độ cứng thay đổi khi thay đổi áp suất Giảm áp suất thấp, đệm khí có độ cứng nhỏ, tạo độ êm ái trong trường hợp xe không tải hoặc tải nhỏ Ngược lại, nếu tăng áp suất trong khoang khí thì độ cứng sẽ tăng lên Việc điều chỉnh được độ cứng giúp xe thích ứng ngay cả khi xe có tải lẫn không có tải
Có thể điều chỉnh độ cao thấp của gầm xe bằng việc tăng giảm áp suất không khí
Hệ thống treo loại đệm khí cần được trang bị thêm những thiết bị như máy nén khí và một số thiết bị khác để điều khiển áp suất của không khí Điều này sẽ làm cho hệ thống không chỉ phức tạp hơn mà còn chiếm diện tích cũng như công suất của động cơ
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO
Sơ lược về xe Toyota Vios 2019
Hình 2.1 Xe Toyota Vios 2019 Toyota là hãng xe được ưa chuộng tại thị trường Việt Năm Trong đó, mẫu xe được coi là quốc dân tại Việt Nam là Toyota Vios Ra mắt năm 2003, Toyota Vios, mẫu sedan hạng B trở thành mẫu xe bán chạy nhất ở thị trường Việt Nam trong nhiều năm liên tục
Do đó, nhà sản xuất không ngừng thay đổi để đáp ứng nhu cầu của người dùng trong nước cũng như thị trường nước ngoài Ở Việt Nam, đầu tháng 08/2018, dòng Vios 2019 thế hệ mới được trình làng tại thị trường Việt Nam với nhiều sự thay đổi đáng kể và hấp dẫn như ngoại hình, thiết kế và các hệ thống an toàn được tích hợp trên xe
Một ngôn ngữ thiết kế mới mang tên “Keen Look” được Toyota Vios 2019 khoác lên mình mang phong cách trẻ trung và năng động Về kích thước so với Vios 2018 thì Vios
2019 sỡ hữu chiều dài và chiều rộng lớn hơn cụ thể là 4425 x 1730 x 1475mm so với 4.410 x 1.700 x 1.475mm Sự thay đổi về thiết kế phù hợp với các đối tượng khách hàng trẻ đầy tiềm năng, hứa hẹn đem lại một mùa bội thu với hãng
Hình 2.2 Nội thất của xe Toyota Vios 2019
Về phần nội thất, hệ thống giải trí và điều hòa được bố trí lại mới hoàn toàn, mang lại sự tinh tế và hiện đại hơn
Các hệ thống an toàn được trang bị trên chiếc Toyota Vios 2019 như hệ thống kiểm soát lực kéo (TRC), hệ thống hỗ trợ khởi hành ngang dốc (HAC), hệ thống đèn báo phanh khẩn cấp (EBS) và các cảm biến mang lại sự an toàn cho khách hàng.
Tính toán thiết kế hệ thống treo trước
Các thông số của xe Toyota Vios 2019:
Bảng 2.1 Bảng thông số chung của xe Toyota Vios 2019
Tải trọng toàn bộ xe khi không tải G 0 = 10750 N
Tải trọng toàn bộ xe khi đầy tải G T = 15500 N
Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải G 01 = 5910 N
Tải trọng đặt lên cầu trước khi đầy tải G T1 = 8530 N
Tải trọng đặt lên cầu sau khi không tải G 02 = 4840 N
Tải trọng đặt lên cầu sau khi đầy tải G T2 = 6980 N
Chiều dài cơ sở L = 2550 mm
Chiều rộng cơ sở phía trước/sau B T = 1475/1460 mm
Tổng quát chiều dài × rộng × cao 4.425 x 1.730 x 1.475 mm
Khoảng sáng gầm xe H = 133 mm
Khối lượng các phần không treo m kt = 20 kg
Khối lượng bánh xe m bx = 16 kg
Tổng khối lượng không được treo m kdt = 20 + 16 2 = 52 kg
Công suất lớn nhất của động cơ N emax = 107/ 6000 vòng/ph
Mô men xoắn cực đại M emax = 140 (N m) / 4200 (v/ph)
Nguồn: Công ty Ô tô Toyota Việt Nam
2.2.1 Các thông số cơ bản của hệ thống treo trước
Thông thường, để đánh giá tính êm dịu của xe ô tô khi di chuyển người ta có nhiều tiêu chuẩn khác nhau như tần số dao động, vận tốc dao động và gia tốc dao động Trong phần tính toán này, ta sử dụng tần số dao động để đánh giá độ êm dịu của hệ thống treo
Khối lượng phần không được treo: 𝑚 𝑘𝑑𝑡 = 52 (kg) Ở trạng thái không tải, khối lượng phần được treo cầu trước: 𝑀 01 = 𝑚 01 − 𝑚 𝑘𝑑𝑡
⇔ 𝑀 01 = 591 − 52 = 539 (kg) Với: 𝑚 01 là khối lượng đặt lên cầu trước khi không tải: 𝑚 01 = 591 (kg) Ở trạng thái đầy tải, khối lượng của phần được treo: 𝑀 𝑇1 = 𝑚 𝑇1 − 𝑚 𝑘𝑑𝑡
𝑀 𝑇1 = 853 − 52 = 801 (kg) Với 𝑚 𝑇1 là khối lượng đặt lên cầu trước khi đầy tải: 𝑚 𝑇1 = 853 (kg)
Xác định độ cứng của hệ thống treo:
Ta có, công thức tính độ cứng của hệ thống:
Tần số dao động sẽ ảnh hưởng sự thoải mái của người lái xe và hành khách Thông thường, tần số dao động thích hợp của xe con từ 60 ÷ 90 lần/phút Ta chọn tần số dao động là n = 80 lần/phút
Tần số dao động riêng của phần khối lượng được treo là:
60 ≈ 8,38 (rad/s) Ở trạng thái không tải, độ cứng của một bên hệ thống treo trước:
2 8,38 2 = 18925 (N/m) = 18,925 (N/mm) Ở trạng thái đầy tải, độ cứng của một bên hệ thống treo trước:
2 8,38 2 = 28124 (N/m) = 28,124 (N/mm) Giá trị độ cứng trung bình của một bên hệ thống treo trước là:
Xác định độ võng tĩnh của hệ thống treo:
- Độ võng tĩnh khi đầy tải:
- Độ võng tĩnh khi không tải:
23,525 = 115 (𝑚𝑚) Độ võng động của hệ thống treo được xác định dựa vào công thức kinh nghiệm sau:
𝑓 đ = 𝑘 𝑒 𝑓 𝑡 Trong đó: - 𝑘 𝑒 là hệ số kinh nghiệm, 𝑘 𝑒 = 0,8 ÷ 1,1 đối với ô tô du lịch loại nhỏ và trung bình Chọn 𝑘 𝑒 = 0,8
- 𝑓 𝑡 là độ võng tĩnh Vậy độ võng động khi đầy tải là: 𝑓 đ = 𝑘 𝑒 𝑓 𝑇 = 0,8 𝑓 𝑇 = 0,8.170 = 136 (𝑚𝑚) Khi phanh, khối lượng dồn về cầu trước, do có độ võng động nên đầu xe bị chúi xuống, độ võng động cần thỏa mãn điều kiện sau:
Hệ số bám cực đại 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,75 ÷ 0,8 Chọn 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,8
Chiều dài cơ sở của xe: L = 2550 (mm)
Khoảng cách từ tâm bánh xe cầu sau đến trọng tâm xe: b = 1403 (mm) Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao: h g = 510 (mm)
1403= 49 (𝑚𝑚) Vậy 𝑓 đ thỏa mãn điều kiện trên
Tính từ vị trí bánh xe khi chưa chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế, tổng hành trình của bánh xe được tính theo công thức: 𝑓 𝑡ổ𝑛𝑔 = 𝑓 đ + 𝑓 𝑡 6 + 170 = 306 (mm)
Ta sử dụng giá trị của 𝑓 𝑡ổ𝑛𝑔 để đặt vấu cao su hạn chế hành trình của bánh xe đi lên trên và xuống dưới Lấy đoạn biến dạng vấu cao su hạn chế bằng 0,1÷0,2 của độ dài dịch chuyển cho phép
Xác định khoảng sáng gầm xe Để loại trừ khả năng va đập vào mấp mô biên dạng đường, sau khi xác định hành trình động của bánh xe, cần kiểm tra khoảng sáng gầm xe phải nằm trong khoảng 100 ÷
H 0 : khoảng sáng gầm xe khi không tải
H min : khoảng sáng gầm xe khi đầy tải Chọn H min = 150 (mm)
2.2.2 Tính toán động lực cho hệ thống treo trước
Các thông số hình học hệ thống treo:
Hình 2.3 Cấu tạo hệ thống treo MacPheson
1 Bánh xe - 2 Ti giảm chấn - 3 Lò xo - 4 Thân giảm chấn - 5 Đòn ngang
P Tâm quay bánh xe - S Tâm quay tức thời thùng xe Bảng 2.2 Thông số hình học của hệ thống treo
Tên Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Góc nghiêng ngang trụ đứng 𝛿 0 10 0 độ
Góc nghiêng ngang bánh trước 𝛾 0 1 0 30′ độ
Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng 𝑟 0 30 mm Độ võng tĩnh 𝑓 𝑡 170 mm Độ võng động 𝑓 đ 136 mm Độ võng tĩnh của hệ thống treo khi không tải 𝑓 0𝑡 115 mm
Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến đòn dưới 𝑘 𝑐 75 mm
Khoảng cách từ mặt đường tới tâm quay trụ đứng ℎ 02 800 mm
Xây dựng họa đồ động học hệ thống treo Macpherson:
- Kẻ đường nằm ngang dd để biểu diễn mặt phẳng đường
- Vẽ đường trục đối xứng của xe 𝐴 0 𝑚, 𝐴 0 𝑚 vuông góc với dd tại 𝐴 0
𝐴 4 𝐴 3 = 𝑓 0𝑡 = 115 𝑚𝑚 Trong các đoạn trên thì chiều các đoạn lấy hướng lên trên, còn đoạn 𝐴 3 𝐴 4 mang dấu âm nên hướng xuống dưới
- Trên mặt phẳng đường 𝐴 0 𝑑 đặt: 𝐴 0 𝐵 0 = 𝐵 01
2 = 737,5 𝑚𝑚 Với 𝐵 0 là điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường
- Tại 𝐵 0 dựng 𝐵 0 𝑧 tạo với 𝐴 0 𝑑 một góc 𝛾 0 = 1 0 30′
- 𝐵 0 𝑧là phương của bánh xe
- Từ B kẻ Bq song song với mặt phẳng dd, trên Bq lấy sang phải một đoạn 𝐵𝐶 2 𝑟 0 = 30 𝑚𝑚
Vậy 𝐶 2 là điểm nối của lý thuyết bánh xe với trụ xoay đứng (giảm chấn).
- Tại 𝐶 2 dựng đường 𝐶 2 𝑛 tạo với phương 𝐴 0 𝑚 một góc 𝛿° = 10°
𝐶 2 𝑛 là phương của trụ đứng
- 𝐶 2 𝑛cắt 𝐵 0 𝑑 tại điểm 𝐶 0 , trên 𝐶 0 𝑛 tìm được điểm 𝑂 2 là điểm liên kết giữa giảm chấn với khung xe, 𝑂 2 cách mặt đường một khoảng ℎ 𝑜2 = 800 mm
Trên 𝐶 0 𝑛 từ điểm 𝐶 2 đặt phía dưới một đoạn: 𝐶 2 𝐶 1 = 𝑘 𝑐 = 75 𝑚𝑚
𝐶 1 𝐶 2 là khoảng cách từ tâm trục bánh xe tới khớp quay ngoài đòn ngang
𝐶 1 là vị trí khớp quay ngoài của đòn ngang ở vị trí không tải
Tại vị trí này tâm quay của đòn ngang phải cao hơn hoặc ngang bằng vị trí A4 trên đường A0m
- Bằng cách tương tự ta sẽ đi tìm vị trí khớp trong của đòn ngang ở vị trí đầy tải như sau: Khi hệ thống treo biến dạng lớn nhất, nếu coi thân xe đứng yên thì bánh xe sẽ dịch chuyển tịnh tiến đến điểm 𝐵 2
Nếu coi khoảng cách giữa hai vết bánh xe ở trạng thái này là không đổi so với trạng thái khi không tải
- Trong quá trình chuyển động bánh xe luôn dao động theo phương thẳng đứng nên từ 𝐵 2 kẻ đường 𝐵 2 𝐷 2 //𝑑𝑑, 𝐵 2 𝐷 2 = 𝐵 0 𝐶 0
Nối 𝐷 2 với 𝑂 2 thì 𝐷 2 𝑂 2 là đường tâm của trụ xoay đứng ở vị trí hệ treo biến dạng lớn nhất
- Trong quá trình dịch chuyển bánh xe thì 𝐶 0 𝐶 1 khoảng cách không thay đổi nên trên
𝐷 1 là vị trí khớp cầu ngoài của đòn ngang ở chế độ đầy tải
Như vậy 𝐶 1 và 𝐷 1 sẽ cùng nằm có tâm là khớp trụ trong 𝑂 1 của đòn ngang, bán kính là chiều dài đòn ngang 𝑙 𝑑 (chưa biết)
Tâm khớp trụ trong 𝑂 1 phải nằm trên đường trung trực của đoạn C1D1
- Xác định tâm O1 bằng cách:
+ Kẻ đường đường trung trực của đoạn 𝐶 1 𝐷 1
+ Từ 𝐴 2 kẻ đường thẳng song song với dd
Hai đường thẳng này cắt nhau tại 𝑂 1
𝐴 2 là vị trí khớp trong đòn ngang được bắt liên kết bản lề với thân xe
+ Từ đó xác định được độ dài của đòn ngang 𝐶 1 𝑂 1 = 370 𝑚𝑚
- Xác định tâm quay tức thời P của bánh xe:
+ Từ 𝑂 2 kẻ đường vuông góc với 𝐶 0 𝑂 2
- Xác định tâm quay tức thời S của cầu xe và thân xe trong mặt phẳng ngang cầu xe + Nối 𝑃𝐶 0
Hình 2.4 Họa đồ động học hệ thống treo Macpherson
Dưới đây là các trường hợp chịu tải của xe
2.2.2.1 Trường hợp xe chỉ chịu tải trọng động theo phương thẳng đứng
Theo phương thẳng đứng, ta có lực Z # 0, lực X = 0 và Y = 0 Ở trạng thái tĩnh, tải trọng thẳng đứng tác dụng lên tâm bánh xe được tính:
2 10 = 4265 (𝑁) Ở chế độ tải trọng động thì:
𝑍 1 = 𝐾 đ 𝑍 1𝑡 Với 𝐾 đ là Hệ số tải trọng động, 𝐾 đ = 1,7 ÷ 1,8, ta chọn 𝐾 đ = 1,7
Từ công thức trên ta có:
Hình 2.5 Các lực tác dụng khi xe chỉ chịu tải động Theo đặc điểm cấu tạo của hệ thống treo MacPherson, trụ xoay đứng của bánh xe cũng là phần thân của giảm chấn, đầu trên B nối với gối tựa, gối tựa nối với thân khung xe, đầu dưới A nối với đầu ngoài C của đòn ngang bằng khớp nối cầu (rôtuyn), đầu trong D của đòn ngang thì được liên kết bản lề với thân xe Do đó, các phản lực tác dụng lên giảm chấn và đòn ngang được xác định tại những chỗ mối nối đó
Xác định các lực 𝑌 𝐴 và 𝑌 𝐵 :
Cân bằng mô men tại điểm B, ta có:
(𝑙 1 + 𝑙 2 ) 𝑐𝑜𝑠(𝛿 0 ) Với: 𝑙 1 = 75 (mm), 𝑙 2 = 506 (mm) được đo từ họa đồ động học
𝑟 0 = 30 (𝑚𝑚): khoảng cách từ tâm bánh xe đến giảm chấn theo phương Oy
(75 + 506) 𝑐𝑜𝑠(10 𝑜 ) = 1494 (N) Cân bằng mô men tại điểm A, ta có:
(75 + 506) 𝑐𝑜𝑠(10 𝑜 ) = 215 (𝑁) Tại giảm chấn và đòn ngang xuất hiện các phản lực là:
- Phản lực tác dụng lên đầu A của giảm chấn 𝑍 𝐴 :
- Phản lực tác dụng lên đầu B của giảm chấn: 𝑍 𝐵 = 𝑍 𝐴 = 7363 (N)
- Phản lực tác dụng lên đầu C đòn ngang: 𝑌 𝐶 = 𝑌 𝐴 = 1494 (N)
2.2.2.2 Trường hợp chịu lực kéo hay lực phanh cực đại:
Theo sơ đồ lực, ta thấy lực Z và X khác không, lực Y = 0
Hình 2.6 Sơ đồ các lực trong trường hợp lực phanh đạt cực đại
Khi lực phanh đạt cực đại, tải trọng thân xe bị dồn lên phía cầu trước, phản lực mặt đường tác dụng lên bánh xe là:
𝐺 𝑇1 : Tải trọng của cầu trước khi đầy tải
𝑚 1𝑝 : Hệ số phân bố lại tải trọng khi phanh của cầu trước
𝐽 𝑚𝑎𝑥 :Gia tốc phanh cực đại, lấy 𝐽 𝑚𝑎𝑥 = 8 (m/𝑠 2 )
2 = 5502 (𝑁) Giá trị lực phanh lớn nhất khi phanh:
𝑋 = 𝑍 𝑝 𝜑 𝑚𝑎𝑥 Trong đó: 𝑍 𝑝 : phản lực mặt đường lên bánh xe khi phanh
𝜑 𝑚𝑎𝑥 là hệ số bám lớn nhất, chọn 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,8
Phản lực tác dụng lên tâm O tại trục quay quay bánh xe:
𝑍 1𝑝 = 𝑍 𝑝 − 𝑚 𝑏𝑥 𝑔 = 5502 – 16 10 = 5342 (N) Tại điểm O trong mặt phẳng Oxz, lực phanh X tạo ra một momen xoắn MX, được tính bằng công thức:
𝑀 𝑋 = 𝑋 𝑟 0 = 4402 302 10 −3 = 1329 (Nm) Với 𝑟 0 là bán kính thiết kế bánh xe
Lực phanh X và momen xoắn 𝑀 𝑋 khi chiếu lên mặt phẳng Oyz thì bằng không, lúc này chỉ có phản lực 𝑍 1𝑝 tác dụng lên bánh xe Vậy chỉ có phản lực 𝑍 1𝑝 tác dụng lên trục giảm chấn và đòn ngang và được tách thành các lực 𝑍 𝐴𝑝 , 𝑍 𝐵𝑝 , 𝑌 𝐶𝑝 , 𝑌 𝐴𝑝
Cân bằng momen tại điểm B, ta có phương trình:
Ta có phương trình cân bằng lực: ∑ 𝑋 = 0 ⇔ 𝑋 𝐴 − 𝑋 𝐵 − 𝑋 = 0
⇔ 𝑋 𝐵 = 𝑋 𝐴 − 𝑋 = 6156 − 4402 = 1754 (N) Vậy các lực tại đầu nối giảm chấn và đòn ngang có giá trị là: 𝑋 𝐶 = 𝑋 𝐴 = 6156 (N)
2.2.2.3 Trường hợp chịu lực ngang cực đại:
Theo sơ đồ lực, ta thấy lực Z và Y khác không, X = 0
Hình 2.7 Sơ đồ lực khi xe chịu lực ngang cực đại Khi xe bị trượt ngang với lực ngang cực đại, ta có hệ số bám ngang giữa bánh xe với mặt đường là 𝜑 𝑌 = 1, phản lực thẳng đứng mà mặt đường tác dụng lên bánh xe được tính như sau:
𝐵 𝑇 ) Trong đó: 𝜑 𝑌 = 1 là hệ số bám ngang
BT là chiều rộng cơ sở của cầu trước, 𝐵 𝑇 = 1475 (mm)
ℎ 𝑔 = 510 (𝑚𝑚) là chiều cao trọng tâm xe
1475 ) = 7214 (𝑁) Phản lực tác dụng lên tâm O của trục quay bánh xe là:
𝑍 1𝑌 = 𝑍 − 𝑚 𝑏𝑥 𝑔 = 7214 – 16.10 = 7054 (N) Công thức tính lực ngang Y tác dụng lên bánh xe tại điểm tiếp xúc bánh xe và mặt đường:
⇒ 𝑌 = 7214 1 = 7214 (N) Momen 𝑀 𝑌 tác dụng lên điểm O:
𝑀 𝑌 = 𝑌 𝑟 0 = 7214 302 10 −3 = 2179 (Nm) Cân bằng momen tại điểm B, ta được:
(𝑙 1 + 𝑙 2 ) 𝑐𝑜𝑠(𝛿 0 ) Thay số vào công thức suy ra:
(75 + 506) 𝑐𝑜𝑠(10 𝑜 ) = 8638 (𝑁) Cân bằng mô men tại điểm A, ta được:
(𝑙 1 + 𝑙 2 ) 𝑐𝑜𝑠(𝛿 0 ) Thay số vào công thức suy ra:
(75 + 506) 𝑐𝑜𝑠(10 𝑜 ) = 2668 (𝑁) Phản lực ZAY tác dụng lên trục giảm chấn:
𝑍 𝐴𝑌 = 𝑍 1𝑌 / 𝑐𝑜𝑠(𝛿 0 ) = 7054/cos(10) = 7162 (N) Vậy các lực tác dụng lên trục giảm chấn là: 𝑍 𝐵𝑌 = 𝑍 𝐴𝑌 = 7162 (N)
Các lực tác dụng lên đòn ngang: 𝑌 𝐶𝑌 = 𝑌 𝐴𝑌 = 8638 (N)
Tổng hợp các giá trị trong 3 trường hợp trên ta có bảng sau:
Bảng 2.3 Bảng kết quả tính toán động lực học
Chỉ có lực Z Có lực Z và X Có lực Z và Y
2.2.3 Phần tử lò xo Ở hệ thống treo, lò xo là phần tử đàn hồi làm êm dịu chuyển động Trong quá trình hoạt động, lò xo chỉ chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng, không truyền lực dọc và lực ngang Để đảm bảo lò xo hoạt động tốt trong mọi điều kiện làm việc, ta tính toán là xo trong trường hợp lực Z có giá trị lớn nhất
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất: 𝑍 = 7363 (𝑁)
Gía trị lớn nhất của lực tác dụng lên lò xo:
0,29 = 9394 (𝑁) Gía trị nhỏ nhất của lực tác dụng lên lò xo:
𝑙 𝑙𝑥 : Chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo
𝐺 10 : Tải trọng đặt lên cầu trước khi không tải, 𝐺 10 = 591 (kg)
Hình 2.8 Khoảng đặt lò xo
𝐹𝑚𝑖𝑛 = 3770 (𝑁) Hành trình làm việc của lò xo:
0,462 = 192 (𝑚𝑚) Vậy độ cứng của lò xo:
0,192 = 29292(𝑁/𝑚) Các bước tính toán lò xo của hệ thống treo:
+ Chất liệu của lò xo
Chọn thép 50CrV4 làm vật liệu chế tạp lò xo, ứng suất tiếp cho phép là
[𝜏] = 1600 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Đường kính dây lò xo: 𝑑 = 10 ÷ 20 (𝑚𝑚) Chọn d = 15 (mm)
Chọn tỉ số của đường kính: 𝑐 = 𝐷
𝑑 = 10 D: đường kính trung bình của vòng lò xo
+ Xác định số vòng làm việc
Ta có đường kính của dây lò xo là:
Với k là hệ số độ cong của dây lò xo
Số vòng làm việc của lò xo:
G: mô đun đàn hồi trượt, 𝐺 = 8 10 4 (𝑀𝑁/𝑚 2 )
𝑓 𝑙𝑥 : hành trình làm việc lò xo, 𝑓 𝑙𝑥 = 0,192 (𝑚)
+ Xác định kích thước cơ bản của lò xo
Số vòng toàn bộ no của lò xo
𝑛 0 = 𝑛 + 1 = 6 + 1 = 7 (𝑣ò𝑛𝑔) Chuyển vị lò xo ứng với lực cực đại tác dụng lên lò xo là: λ 𝑚𝑎𝑥 =𝐹 𝑚𝑎𝑥
29292= 0,393 (𝑚) = 321 (mm) Bước của vòng lò xo khi chịu tải:
6 = 68,5 (𝑚𝑚) Chiều cao của lò xo 𝐻 𝑠 khi chịu tải (bị nén lại):
𝐻𝑠 = ( 𝑛 0 – 0,5) 𝑑 = (7 − 0,5).15 = 97,5 (𝑚𝑚) Chiều cao lò xo 𝐻 0 khi chưa chịu tải:
+ Tính ứng suất và kiểm nghiệm bền Ứng suất xoắn lớn nhất trong dây lò xo:
⇒ Thỏa điều kiện bền Ứng suất xoắn nhỏ nhất trong dây lò xo:
Chênh lệch trung bình ứng suất của dây lò xo:
36 Ứng suất trung bình của tiết diện dây lò xo:
2 = 846 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Dùng hệ số an toàn để kiểm nghiệm bền:
𝜏 0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây lò xo trong chu trình đối xứng
𝜀 𝜏 : Hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước tiết diện dây lò xo (𝜀 𝜏 = 2)
𝜓 𝜏 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình (𝜓 𝜏 = 0,1)
⇒ Thỏa mãn điều kiện an toàn
Kết luận: Đường kính của dây lò xo: d = 15 (mm) Đường kính trung bình của lò xo: D = 150 (mm)
Tỷ số của đường kính: c = 10
Chiều cao của lò xo khi chịu tải: H S = 97,5 (mm)
Chiều cao của lò xo khi chưa chịu tải: H 0 = 472 (mm)
Số vòng làm việc lò xo: n = 6 (vòng)
Số vòng toàn bộ: n 0 = 7 (vòng) Độ cứng lò xo: C lx = 29292 (N m)
Giảm chấn là một phần tử đàn hồi trong hệ thống treo Khi xe chạy trên đường gồ ghề, giảm chấn giúp dập tắt các va đập từ bánh xe truyền vào khung xe, giữ cho cầu xe và bánh xe chỉ dao động ở mức nhỏ nhất, bảo đảm bánh xe luôn tiếp xúc với nền đường, nâng cao tính an toàn chuyển động của xe; giảm chấn hấp thụ năng lượng cơ học và chuyển thành nhiệt năng
Tỷ số truyền của giảm chấn:
𝑙 𝑔𝑐 : chiều dài của giảm chấn
𝑙 𝑏𝑥 : khoảng cách từ bánh xe tới khớp trụ của đòn ngang
Hệ số cản giảm chấn theo phương thẳng đứng:
D: Hệ số dập tắt dao động, 𝐷 = 2 𝜓 𝜔 = 2 0,2 8,38 = 3,3 (rad/s)
Hệ số cản giảm chấn 𝐾 𝑔𝑐 :
𝐾 𝑛 : Hệ số cản giảm chấn ở hành trình nén nhẹ
𝐾 𝑡𝑟 : Hệ số cản giảm chấn ở hành trình trả nhẹ Ở hành trình trả thì lực cản thường sẽ lớn hơn ở hành trình nén
Lực cản ở hành trình nén nhỏ nên giảm chấn bị nén lại nhanh, lực va đập từ mặt đường tác dụng lên khung vỏ xe được giảm tới mức tối thiểu Năng lượng được hấp thụ khi giảm chấn làm việc thường ở hành trình trả Theo công thức thực nghiệm, hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả nhẹ được tính như sau:
Hệ số cản trong quá trình nén mạnh, trả mạnh:
K trm = 0,4 K tr = 0,4 1137 = 454,8 (N) Lực cản của giảm chấn khi làm việc:
𝑣 𝑝 : vận tốc chuyển vị của piston, vận tốc cực đại của piston là
𝑣 𝑝𝑚𝑎𝑥 = 0,6 (m/s) Đường đặc tính của bộ phận giảm chấn biểu thị mối quan hệ giữa lực giảm chấn và tốc độ của piston giảm chấn trên quy luật tuyến tính
Lực cản giảm chấn trong quá trình nén mạnh và trả mạnh là:
𝑃 𝑡𝑟𝑚𝑎𝑥 = 𝑃 𝑡𝑟 + 𝐾 𝑡𝑟𝑚 (𝑣 𝑝𝑚𝑎𝑥 − 𝑣 𝑝𝑚𝑖𝑛 ) = 341 + 454,8 (0,6 – 0,3) = 477,4 (𝑁) Lực cản giảm chấn trong quá trình nén nhẹ và trả nhẹ là:
Từ kết quả trên, ta có đồ thị đường đặc tính của giảm chấn:
Hình 2.9 Đồ thị đường đặc tính của giảm chấn
Chọn số lỗ của van trả là 𝑛 𝑡𝑟 = 6 𝑙ỗ
39 Áp suất chất lỏng (dầu thủy lực) tác dụng lên piston ở hành trình trả:
𝑃 𝑡𝑟 = 0,432 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Khi giảm chấn làm việc, lượng dầu thủy lực chảy qua van trả là:
𝑄 𝑡𝑟 = 601 10 −6 (𝑚 3 /𝑠) Công thức tính tiết diện van trả:
𝜇: hệ số tiêu tốn, 𝜇 = 0,6 – 0,75 Ta chọn 𝜇 = 0,75
𝛾 : khối lượng riêng chất lỏng, 𝛾 = 900 (𝑘𝑔/𝑚 3 )
= 8,2 10 −6 (𝑚 2 ) Độ lớn đường kính của van trả là:
Chọn số lỗ của van nén là 𝑛 𝑛 = 6 𝑙ỗ Áp suất chất lỏng tác dụng lên piston ở hành trình nén:
𝑚𝑚 2 ) = 0,11 10 6 (N/m 2 ) Khi giảm chấn làm việc, lượng dầu thủy lực chảy qua van nén là:
4 10 −6 = 754 10 −6 (𝑚 3 /𝑠) Công thức tính tiết diện của van nén là:
= 20,3 (𝑚𝑚 2 ) Đường kính của van nén là:
2.2.5 Đòn ngang Đòn ngang có “cấu trúc hình chữ A được bắt vào thân xe qua 2 khớp trụ Đầu ngoài bắt với cam quay rôtuyn Hai phần đầu trong nối với thân xe bằng khớp bản lề để tăng độ cứng cho hệ thống treo”
Tiết diện của phần đòn ngang phía dưới chịu uốn,kéo và nén tham khảo và lúc kiểm tra bền giả thiết là: một phần càng chữ A chịu toàn bộ tải trọng
Chọn loại thép dập St37-2 làm vật liệu của đòn ngang, giới hạn bền vật liệu là𝜎 𝑏 ≥
510 MPa, có sức bền kéo tương đương sức bền nén và có ứng suất cho phép:
1,5 = 340 MPa = 340 (N/𝑚𝑚 2 ) Trong đó hệ số an toàn n được chọn là n = 1,5
Từ bảng tính toán động lực học 2.2 ta thấy trong trường hợp có lực Z và Y và trường hợp có lực Z và X thì đòn ngang chịu lực lớn nhất
+ Trường hợp chỉ có lực Z và Y
Theo kết quả ở bảng 3.2, ta có: 𝑌 𝐶 = 8638 (N)
Hình 2.10 Lực tác dụng lên đòn ngang khi chỉ có lực Z và Y Chiếu lực 𝑌 𝐶 theo phương EF ta được lực 𝑁 𝐸 :
462 = 5422 (N) Với 𝑙 𝑑 là chiều dài đòn ngang, EF = 462 (mm)
Kiểm tra bền cho đòn ngang :
Tính ứng suất kéo trong đòn ngang:
Hình 2.11 Thiết diện đòn ngang Diện tích tiết diện cắt ngang của đòn ngang:
312 = 35,5 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Vậy 𝜎 𝑑 < [𝜎] = 340 N/𝑚𝑚 2 ⇒ Đòn ngang thỏa điều kiện bền
Kiểm tra bền cho thanh giằng:
Thanh giằng có tiết diện tròn và có đường kính d = 20 mm, vậy diện tích tiết diện thanh giằng:
Từ đó ta có ứng suất trong thanh giằng:
314,2 = 17,3 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Vậy 𝜎 𝑡𝑔 < [𝜎] = 340 N/𝑚𝑚 2 ⇒ Thanh giằng thỏa điều kiện bền
+ Trường hợp chỉ có lực Z và X
Theo kết quả ở bảng 3.2, 𝑌 𝐶 = 1101 (𝑁) và 𝑋 𝐶 = 6156 (𝑁)
Xét theo phương Ox, cân bằng các lực tác dụng lên đòn ngang:
⇒ 𝑋 𝐶 = 𝑋 𝐸 = 6156 (𝑁) Trong mặt phẳng Oxz ta vẽ được biểu đồ mô men uốn MU của đòn ngang từ các phản lực 𝑋 𝐶 và 𝑋 𝐸
Kiểm tra bền cho đòn ngang: Đòn ngang chịu kéo bởi các lực 𝑌 𝐶 và 𝑌 𝐷 , chịu uốn bởi các lực dọc 𝑋 𝐶 và 𝑋 𝐸
Cân bằng moment tại E, ta được:
290 = 1698 (𝑁) Phương trình cân bằng lực theo phương Ox:
Mô men uốn lớn nhất của đòn ngang tại điểm E là:
Hình 2.12 Lực tác dụng lên đòn ngang khi chỉ có lực Z và X Ứng suất kéo trong đòn ngang:
312 = 3,53 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Ứng suất uốn lớn nhất trong đòn ngang:
𝑥 𝑚𝑎𝑥 : Độ cao của trọng tâm tiết diện, 𝑥 𝑚𝑎𝑥 = 20 (mm)
𝐽 𝑦 : Momen quán tính dọc cực của đòn ngang
𝐽 𝑦 = 𝐽 𝑦1 − 𝐽 𝑦2 Với 𝐽 𝑦1 : momen quán tính của toàn bộ phần tiết diện
𝐽 𝑦2 : momen quán tính phần rỗng bên trong tiết diện
Ta tính được ứng suất tổng hợp như sau:
𝜎 𝑡ℎ = 𝜎 𝑢𝑚𝑎𝑥 + 𝜎 𝑑 = 104,2 + 3,53 = 107,73 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Vậy 𝜎 𝑡ℎ < [𝜎] = 340 𝑁/𝑚𝑚 2 ⇒ đòn ngang thỏa điều kiện bền
Kiểm tra bền cho thanh giằng:
𝑁 𝐸 = 𝑌 𝐶 𝑐𝑜𝑠(⍺) − 𝑋 𝐸 𝑠𝑖𝑛(⍺) Trong đó ⍺ là góc giữa đòn ngang và thanh giằng Độ lớn của 𝑁 𝐸 :
426 = −3760 (𝑁) Giá trị 𝑁 𝐸 âm nên có chiều ngược lại so với hình vẽ Lúc này lực 𝑁 𝐸 tạo ra một ứng suất nén trong thanh giằng:
314,2 = 11,97 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Vậy 𝜎 𝑡𝑔 < [𝜎] ⇒ Thanh giằng thỏa điều kiện bền
Như vậy đòn ngang đủ bền trong mọi trường hợp chịu lực khác nhau
Rôtuyn là“khớp cầu nối đòn ngang với thanh ổn định, chịu lực cắt, uốn và chèn dập
Ta chỉ kiểm tra bền rôtuyn khi chịu cắt và chèn dập.”
Chọn thép 42CrMo4V có giới hạn bền 𝜎 𝑏 = 1000 𝑀𝑃𝑎 làm vật liệu chế tạo rôtuyn, chọn hệ số an toàn là n = 2, ứng suất tiếp cho phép của vật liệu là:
2.2 = 250 𝑀𝑃𝑎 = 250 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Ứng suất uốn cho phép của vật liệu là:
2 = 500 (𝑀𝑃𝑎) = 500 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Ứng suất chèn dập cho phép là:
Kiểm tra độ bền cắt:
𝑄 𝑐 : lực cắt cực đại tại đầu ngoài của đòn ngang
Trong trường hợp xe chịu lực ngang cực đại, lực cắt cực đại khi đó:
Hình 2.13 Rôtuyn Mặt cắt A_A là mặt cắt nguy hiểm nhất
𝑆 𝐴 : diện tích tiết diện măt cắt A_A
D = 20 (mm) đường kính của rôtuyn tại mặt cắt
Như vậy, rôtuyn thoả mãn điều kiện bền cắt
Kiểm tra bền theo ứng suất uốn:
Ta có momen chống uốn được tính như sau:
Như vậy, Rôtuyn thỏa mãn điều kiện uốn
Kiểm tra bền theo chèn dập:
Công thứ tính ứng suất chèn dập tại mặt cắt nguy hiểm:
𝑆 𝑐𝑑 : diện tích của mặt chèn dập, ta chọn bằng 2/3 diện tích mặt cầu
3 = 436 (𝑚𝑚 2 ) Với R là bán kính của mặt cầu, R = 12,5 (mm)
Như vậy, Rôtuyn thoả mãn điều kiện bền theo chèn dập.
Tính toán thiết kế hệ thống treo sau
2.3.1 Các thông số cơ bản của hệ thống treo sau
Các tính toán cho cầu trước cũng được áp dụng cho cầu sau:
Khối lượng phần không được treo: 𝑚 𝑘𝑑𝑡 = 52 (𝑘𝑔) Ở trạng thái không tải, khối lượng phần treo cầu sau: 𝑀 02 = 𝑚 02 − 𝑚 𝑘𝑑𝑡
Với 𝑚 02 là khối lượng đặt lên cầu sau khi xe không tải: 𝑚 02 = 484 (kg) Ở trạng thái đầy tải, khối lượng phần treo : 𝑀 𝑇2 = 𝑚 𝑇2 − 𝑚 𝑘𝑑𝑡
⇔ 𝑀 𝑇2 = 698 − 52 = 646 (kg) Với 𝑚 𝑇2 là tải trọng đặt lên cầu sau lúc đầy tải: 𝑚 𝑇2 = 698 (kg)
Xác định độ cứng chung của hệ thống treo sau
Công thức tính độ cứng của hệ thống treo:
60 (*) Tần số dao động sẽ ảnh hưởng sự thoải mái của người lái xe và hành khách Thông thường, tần số dao động thích hợp của xe con từ 60 ÷ 90 lần/phút Ta chọn tần số dao động là n = 80 lần/phút
60 ≈ 8,38 (𝑟𝑎𝑑/𝑠) Khi không chịu tải, độ cứng một bên hệ thống treo sau:
2 7,38 2 = 11764 (N/m) = 11,76 (N/mm) Ở trạng thái đầy tải, độ cứng một bên hệ thống treo sau:
2 7,38 2 = 17592 (N/m) = 17,59 (N/mm) Độ cứng của một bên hệ thống treo sau lấy từ giá trị trung bình:
Xác định độ võng của hệ thống treo
- Độ võng tĩnh khi đầy tải:
- Độ võng tĩnh khi không tải:
14,68= 147 (𝑚𝑚) Độ võng động của hệ thống treo được xác định dựa vào công thức kinh nghiệm sau:
𝑓 đ = 𝑘 𝑒 𝑓 𝑡 Trong đó: - 𝑘 𝑒 là hệ số kinh nghiệm, 𝑘 𝑒 = 0,8 ÷ 1,1 đối với ô tô du lịch loại nhỏ và trung bình Chọn 𝑘 𝑒 = 0,8
- 𝑓 𝑡 là độ võng tĩnh Vậy độ võng động khi đầy tải là: 𝑓 đ = 𝑘 𝑒 𝑓 𝑇1 = 0,8 𝑓 𝑇1 = 0,8.220 = 176 (𝑚𝑚) Khi phanh, khối lượng dồn về cầu trước, do có độ võng động nên đầu xe bị chúi xuống, độ võng động cần thỏa mãn điều kiện sau:
Hệ số bám cực đại 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,75 ÷ 0,8 Chọn 𝜑 𝑚𝑎𝑥 = 0,8
Chiều dài cơ sở của xe: L = 2550 (mm)
Khoảng cách từ tâm bánh xe cầu sau đến trọng tâm xe: b = 1403 (mm) Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao: h g = 510 (mm)
1403 = 64 (𝑚𝑚) Vậy 𝑓 đ thỏa mãn điều kiện trên
Tính từ vị trí bánh xe khi chưa chịu tải đến lúc chạm vào vấu tỳ hạn chế, tổng hành
48 trình của bánh xe được tính theo công thức: 𝑓 𝑡ổ𝑛𝑔 = 𝑓 1đ + 𝑓 𝑇1 6 + 220 = 396 (mm)
Ta lấy kết quả của 𝑓 𝑡ổ𝑛𝑔 để đặt vấu cao su hạn chế hành trình trên và dưới của bánh xe Lấy đoạn biến dạng vấu cao su hạn chế bằng 0,1÷0,2 của toàn bộ chiều dài
Xác định khoảng sáng gầm xe Để loại trừ khả năng va đập vào mấp mô biên dạng đường, cần kiểm tra khoảng sáng gầm xe, độ lớn phải nằm trong khoảng 100 ÷ 150 mm:
𝐻 0 : khoảng sáng gầm xe lúc chịu tải tĩnh
𝐻 𝑚𝑖𝑛 : khoảng sáng gầm xe lúc đầy tải 𝐻 𝑚𝑖𝑛 = 150 (𝑚𝑚)
2.3.2 Tính toán động lực cho hệ thống treo sau
2.3.2.1 Trường hợp xe chỉ chịu tải trọng động theo phương thẳng đứng
Trên sơ đồ chỉ có lực Z (thiếu X,Y)
Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên cầu sau:
𝐺 𝑇2 : tải trọng khi đầy tải đặt trên cầu sau (𝐺 𝑇2 = 6980 𝑁)
𝑘 𝑑 : hệ số tải trọng động, với xe con đi trên đường tốt 𝑘 𝑑 = 1,8 ÷ 2,5
2.2.2.2 Trường hợp chịu lực kéo hay lực phanh cực đại:
Xét trường hợp lực phanh lớn nhất, phản lực thẳng đứng tác dụng lên một bánh xe khi đầy tải là:
𝑍 𝑡𝑡 : tải trọng thẳng đứng của một bên bánh xe
𝑚 𝑝 : hệ số phân bố của tải trọng khi phanh, 𝑚 𝑝 = 1,2
𝐺 𝑇2 : tải trọng khi đầy tải đặt trên cầu sau
Lực dọc của xe khi phanh:
𝑋 𝑚𝑎𝑥 : lực dọc lớn nhất tác dụng lên điểm tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường φ: hệ số bám dọc Chọn 𝜑 = 0,75
2.2.2.3 Trường hợp chịu lực ngang cực đại:
Trường hợp này chỉ có hai lực Z và Y (X = 0):
ℎ 𝑔 : chiều cao trọng tâm của xe ℎ 𝑔 = 0,5 (m)
𝜑 𝑦 ∗ : hệ số gia tốc ngang, lấy bằng 𝜑 𝑦 ∗ = 0,6 g = 6 (𝑚/𝑠 2 )
𝐵 𝑆 : chiều rộng vết bánh xe, 𝐵 𝑆 = 1,558 (m)
𝐺 𝑏𝑥 : khối lượng cụm bánh xe (gồm có bánh xe, cụm phanh và các chi tiết liên quan)
𝐺 𝑏𝑥 = 270 (N) Φ 𝑦 : hệ số bám ngang ta chọn Φ 𝑦 = 1
Xác định các lực và phản lực tác dụng lên hệ thống treo:
+ Trường hợp chỉ có lực Z (vắng X, Y) Độ lớn của phản lực Z bằng độ lớn tải trọng thẳng đứng đặt lên cầu sau khi đầy tải
Chuyển tác động của phản lực Z về trục dọc AB:
Z = Z AB = 6980 (N) Momen do Z tạo ra quanh điểm O
MZ = Z 𝑟0 = 6980 499 = 418800 (N mm) Trong đó: 𝑟 0 là bán kính thiết kế của bánh xe
Tại đầu F trên đòn ngang, ta có:
- 𝑙 𝑥 : chiều dài từ tâm đòn ngang đến mối liên kết với khung xe 𝑙 𝑥 290 (𝑚𝑚) Tại hai đầu A, B có phản lực 𝐴 𝑚𝑧 , 𝐵 𝑚𝑧 cân bằng với mô men MZ
210 = 1994 (𝑁) Với AB là chiều dài trục dọc, AB = 210 (mm)
Hình 2.14 Sơ đồ lực khi có lực Z vắng X và Y Tại đầu C đòn ngang trên, ta có: C Y = A mZ = 1994 (N)
- Tại D và E, các phản lực D Y, E Y cân bằng với lực C Y
Tại đầu F đòn ngang dưới, ta có:
+ Trường hợp chỉ có lực Z và X, vắng Y
X = 3141 (N) và Z = 4188 (N) Phản lực X cũng chính là lực phanh Chuyển lực X về tâm O ta được 𝑋 𝑂 và 𝑀 𝑋 Trục đứng AB = m + n = 105 + 105 = 210 (mm)
Hình 2.15 Chỉ có lực Z và X + Mô men do phản lực của lực phanh sinh ra trên mặt phẳng Oxz:
M X = X r = 3141 320 = 1005120 ( N mm) Với r là bán kính bánh xe, r 20 (mm)
+ M X tạo ra các phản lực tại A, B trên mặt phẳng Oxz:
210 = 6357 (𝑁) + Lực đánh vành lái 𝑆 𝑌 tại điểm S theo phương Oy (chọn 𝑙 𝑆 = 100(mm)
100 = 1885(𝑁) + Các phản lực tại A và B do 𝑆 𝑌 gây nên là 𝐴 𝑆 và 𝐵 𝑆 :
Ta lấy t = 130 mm và s = 80 mm
210 = 1197(𝑁) Vậy, độ lớn các phản lực trên trục đứng tại đầu A là:
A mZ + AS = 2364 (N) Tại đầu B: Z AB , B X , B Y = | B mZ − B S |.
Tại đầu C đòn ngang trên, ta có :
C Y = A mZ + A S = 2364 (N) Tại D và E, ta tính độ lớn các phản lực:
Tại đầu F đòn ngang dưới, ta có :
+ Trường hợp chỉ có lực Z, Y
Z = 16660 (N); Y = 16930 (N) Lực Y gây nên các phản lực tại A , B
105 + 105 = 34263 (𝑁) Lực Z tạo nên các phản lực tại hai đầu A, B trên trục dọc
Hình 2.16 Chỉ có lực Z và Y Lực 𝐶 𝑌 tác dụng vào điểm C ở đòn trên:
Lực 𝐹 𝑌 tác dụng vào điểm F ở đòn dưới:
G FY = H FY = 0,5 F Y = 0,5 29503 = 14752 (N) Vậy tại hai vấu nối vào khung xe đòn treo dưới G, H có các lực: G FZ , G FY , H FZ , H FY Tổng hợp từ các trường hợp ta có bảng số liệu:
Bảng 2.4 Bảng kết quả tính toán phần động lực học
Chỉ có lực Z Có lực Z và X Có lực Z và Y
Tương tự như cách tính treo trước
Lò xo được tính toán cho trường hợp chịu tải trọng động lớn nhất: 𝑀 2𝑇 = 698 (kg)
𝑀 2𝑇 : Khối lượng đặt lên cầu sau khi đầy tải g: Gia tốc trọng trường: g = 10 (m/𝑠 2 )
𝑙 𝑙𝑥 : Chiều dài cánh tay đòn đặt lò xo
Gía trị nhỏ nhất của lực tác dụng lên lò xo:
0,29 = 2756 (𝑁) Trong đó: 𝑀 20 = 432 (kg) khối lượng khi không tải đặt lên cầu sau
𝐹 𝑚𝑖𝑛 = 2546 (𝑁) Công thức xác định hành trình làm việc của lò xo:
0,462 = 252 (𝑚𝑚) = 0,252 (𝑚) Độ cứng của lò xo:
0,252 = 21770 (𝑁/𝑚) Các bước tính toán lò xo của hệ thống treo:
+ Chất liệu của lò xo
Chọn thép 50CrV4, ứng suất tiếp cho phép là [𝜏] = 1600 (𝑀𝑁/𝑚 2 ) Đường kính của dây thép lò xo: 𝑑 = 10 ÷ 20 (𝑚𝑚) Chọn d = 15 (mm)
Chọn tỉ số của đường kính: 𝑐 = 𝐷
𝑑 = 10 D: đường kính trung bình của một vòng lò xo
+ Xác định số vòng làm việc
Ta có đường kính của dây thép lò xo là:
Với k là hệ số xét độ cong của dây thép lò xo
Số vòng làm việc của lò xo:
8 𝑐 3 (𝐹 𝑚𝑎𝑥 − 𝐹 𝑚𝑖𝑛 ) Trong đó G là mô men đàn hồi trượt, G = 8 10 4 (MN/𝑚 2 )
Vậy số vòng làm việc của lò xo là:
+ Xác định kích thước cơ bản của lò xo
Công thức tính số vòng toàn bộ n 0 như sau: n 0 = n + 1 = 7 + 1 = 8 (vòng) Chuyển vị lò xo ứng với lực cực đại tác dụng lên lò xo là:
21770= 0,38(𝑚) = 380(𝑚𝑚) Bước của vòng lò xo:
5 = 91 (𝑚𝑚) Chiều cao của lò xo khi chịu tải (bị nén lại):
𝐻 𝑠 = (n 0 − 0.5) d = (8 − 0.5).15 = 112,5 (mm) Chiều cao của lò xo 𝐻 0 khi không chịu tải:
+ Tính ứng suất và kiểm nghiệm bền Ứng suất xoắn lớn nhất của dây thép
⇒ Thỏa điều kiện bền Ứng suất xoắn nhỏ nhất của dây thép:
Biên độ ứng suất lò xo:
2 = 352,35 (𝑀𝑃𝑎) Ứng suất trung bình của lò xo:
2 = 706,35 (𝑀𝑃𝑎) Kiểm nghiệm bền lò xo theo hệ số an toàn:
𝜏 0 : Giới hạn mỏi xoắn của dây thép trong chu trình đối xứng
𝜀 𝜏 : Hệ số ảnh hưởng kích thước tiết diện dây thép (𝜀 𝜏 = 2)
𝜓 𝜏 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình (𝜓 𝜏 = 0,1)
⇒ Thỏa mãn điều kiện an toàn
Kết luận Đường kính của dây lò xo: d = 15 (mm) Đường kính trung bình của lò xo: D = 150 (mm)
Chiều cao của lò xo khi chịu tải: H S = 112,5 (mm)
Chiều cao của lò xo khi không chịu tải: H 0 = 644,5 (mm)
Số vòng làm việc lò xo: n = 7 (vòng)
Số vòng toàn bộ: n 0 = 8 (vòng)
Hành trình lò xo: f lx = 252 (mm) Độ cứng lò xo C lx = 21770 (N m)
Tương tự như giảm chấn của treo trước
Xác định các thông số tính toán:
Tỷ số truyền của giảm chấn:
550 cos 10 0 = 0,738 Trong đó: 𝑙 𝑔𝑐 : chiều dài khoảng cách đặt giảm chấn
𝑙 𝑏𝑥 : chiều dài khoảng cách từ tâm bánh xe đến khớp trụ trên giảm chấn
Hệ số cản của mỗi bên giảm chấn theo phương thẳng đứng:
𝑀 𝑇2 : Khối lượng đặt lên cầu sau khi đầy tải
D: Hệ số dập tắt dao động, công thức:
D = 2 ψ ω = 2 0,2 8,38 = 3,35 (rad/s) Giá trị hệ số cản của giảm chấn 𝐾 𝑔𝑐 :
𝐾 𝑛 : Hệ số cản của giảm chấn ở hành trình nén
𝐾 𝑡𝑟 : Hệ số cản của giảm chấn ở hành trình trả
Lực cản ở hành trình nén nhỏ nên giảm chấn bị nén lại nhanh, lực va đập từ mặt đường tác dụng lên khung vỏ xe được giảm tới mức tối thiểu Năng lượng được hấp thụ khi giảm chấn làm việc thường ở hành trình trả Hệ số cản trong hành trình trả nhẹ của giảm chấn được tính theo công thức thực nghiệm:
Hệ số cản trong quá trình nén mạnh, trả mạnh:
𝐾 𝑡𝑟𝑚 = 0,4 𝐾 𝑡𝑟 = 0,4 955,2 = 382,1 (N) Lực cản của giảm chấn khi làm việc:
𝑣 𝑝 : vận tốc của piston, vận tốc cực đại của piston là 𝑣 𝑝𝑚𝑎𝑥 = 0,6 (m/s) Đường đặc tính của giảm chấn biểu thị mối quan hệ giữa lực giảm chấn và tốc độ của
59 piston giảm chấn trên quy luật tuyến tính
Lực cản mà giảm chấn sinh ra trong quá trình nén nhẹ và trả nhẹ là:
P tr = 𝐾 tr v pmin = 955,2 0,3 = 286,56 (N) Lực cản mà giảm chấn sinh ra trong quá trình nén mạnh và trả mạnh là:
P trmax = P tr + K trm (v pmax − v pmin ) = 286,56 + 382,1 (0,6 – 0,3) = 401,2 (𝑁)
Từ kết quả trên, ta có đồ thị đường đặc tính của giảm chấn:
Hình 2.17 Đồ thị đường đặc tính của giảm chấn
Chọn số lỗ của van trả là 𝑛 𝑡𝑟 = 6 𝑙ỗ Áp suất chất lỏng (dầu thủy lực) tác dụng lên piston tại hành trình trả:
𝑃 𝑡𝑟 = 0,35 (MN/𝑚 2 ) Khi giảm chấn làm việc, lượng dầu thủy lực chảy qua van trả là:
𝑄 𝑡𝑟 = 601 10 −6 (𝑚 3 /𝑠) Công thức tính tiết diện van trả:
𝜇: hệ số tiêu tốn, 𝜇 = 0,6 ÷ 0,75 Chọn 𝜇 = 0,75
𝛾: khối lượng riêng của chất lỏng,γ = 900 (kg/m 3 )
= 9,09 10 −6 (𝑚 2 ) Đường kính van trả có giá trị:
Chọn số lỗ của van nén là 𝑛 𝑛 = 6 𝑙ỗ Áp suất chất lỏng tác dụng lên piston ở hành trình nén:
𝑃 𝑛 = 0,093 (N/mm2) = 0,093 10 −6 (N/𝑚 2 ) Khi giảm chấn làm việc, lượng dầu thủy lực chảy qua van nén là:
4 10 −6 = 754 10 −6 (𝑚 3 /𝑠) Công thức tính tiết diện của van nén:
Vậy đường kính van nén:
Vậy: Đường kính van trả: 𝑑 𝑣𝑛 = 1,39 (mm)
Số lỗ của van trả: n = 6 (lỗ) Đường kính van nén: 𝑑 𝑣𝑛 = 2,17 (mm)
Số lỗ của van nén: n = 6 (lỗ)
MÔ HÌNH HÓA VÀ MÔ PHỎNG HỆ THỐNG TREO
Giới thiệu sơ lược về phần mềm Matlab
Matlab là phần mềm được thiết kế bởi công ty MathWorks, ứng dụng trong lĩnh vực khoa học và kỹ thuật Matlab cung cấp cho người dùng môi trường tính toán số và lập trình ứng dụng
Hình 3.1 Giao diện làm việc của Matlab R2016a
Mục đích sử dụng của Matlab:
- Matlab cung cấp một bộ công cụ mạnh mẽ và dễ sử dụng cho phép người dùng thực hiện các phép tính toán học phức tạp, phân tích dữ liệu và tạo đồ thị
- Matlab cung cấp một thư viện khổng lồ gồm hàng nghìn lệnh và chức năng tiện ích Matlab cung cấp các lệnh ứng dụng và hộp công cụ để giải quyết các vấn đề cụ thể trong các lĩnh vực khác nhau như xử lý tín hiệu, học máy, điều khiển tự động
- Hộp công cụ cung cấp các chức năng và công cụ chuyên dụng giúp người dùng giải quyết các vấn đề trong các lĩnh vực như xử lý hình ảnh, giọng nói, ma trận thưa,…
- Matlab cung cấp một bộ công cụ mạnh mẽ cho phép người dùng thực hiện các phép tính toán học phức tạp, phát triển ứng dụng và tạo đồ thị
- Một công cụ mạnh mẽ và linh hoạt cho phép người dùng giải quyết các vấn đề phức tạp trong nhiều lĩnh vực khác nhau
- Để giải các bài toán thống kê, tuyến tính, phân tích Fourier, tối ưu hóa, tích phân và phương trình vi phân thì Matlab cung cấp một thư viện khổng lồ bao gồm nhiều hàm toán học hỗ trợ
- Matlab cung cấp các biểu đồ tích hợp để trực quan hóa dữ liệu và các công cụ để tạo biểu đồ tùy chỉnh
- Xây dựng ứng dụng bằng giao diện đồ họa tùy chỉnh từ công cụ do Matlab cung cấp
- Matlab có thể giúp người dùng kết hợp các thuật toán dựa trên Matlab với ngôn ngữ khác nhau và ứng dụng bên ngoài như C, Java, NET và Microsoft Excel Ứng dụng của Matlab:
- Matlab được sử dụng rộng rãi trong xử lý tín hiệu kỹ thuật số, bao gồm lọc, biến đổi Fourier, phân tích miền thời gian
- Trong lĩnh vực tài chính, phần mềm Matlab được sử dụng để mô hình hóa thị trường, đánh giá rủi ro, và phân tích dữ liệu
- Matlab cũng được sử dụng trong sinh học để mô hình hóa các hệ thống sinh học, phân tích dữ liệu sinh học, và phát triển các thuật toán học máy
- Matlab được sử dụng trong kiểm tra để phát hiện lỗi, phân tích dữ liệu và kiểm soát chất lượng trong tính toán và đo lường Có khả năng thực hiện các phép tính toán học phức tạp, tạo đồ thị, và phân tích dữ liệu
- Matlab được sử dụng để thiết kế, mô phỏng, và kiểm tra các hệ thống điều khiển
Simulink là một công cụ của Matlab Nó có nhiệm vụ như mô hình hóa, mô phỏng và phân tích các hệ thống động lực học đa miền Simulink sử dụng các khối để mô tả các mô hình, các hệ phi tuyến hoặc tuyến tính trong nhiều miền thời gian khác nhau như gián đoạn hay liên tục, hoặc vừa liên tục vừa gián đoạn Đặc điểm của Simulink:
- Simulink sử dụng các khối cơ bản kết hợp với nhau tạo nên hệ thống để mô phỏng dao động, động học hoặc mô tả toán học ở dạng phương trình trạng thái, hàm truyền,…Đây là một công cụ hiệu quả với giao diện dễ sử dụng
- Các phương pháp như Lin Sim, Runge-Kutta,… được Simulink sử dụng để giải phương trình vi phân mô tả động học khi bắt đầu mô phỏng Người dùng chỉ cần khai báo
64 giá trị min và max còn việc tính toán được lựa chọn một cách tự động
Hình 3.2 Giao diện ban đầu của Simulink
Xây dựng mô hình toán học mô phỏng hệ thống treo
3.2.1 Mô hình trong không gian Ô tô là một hệ cơ học kết hợp hàng nghìn chi tiết với nhau, giữa chúng có những mối liên kết phức tạp mà chặt chẽ cấu thành nên nhiều hệ thống hỗ trợ lẫn nhau Tuy có nhiều phần kết hợp với nhau nhưng để việc đánh giá hệ thống treo trở nên đơn giản hơn ta có thể chia các phần của xe thành hai khối lượng là khối lượng được treo (gồm các cụm và các chi tiết mà khối lượng của nó tác dụng lên hệ thống treo) và khối lượng không được treo (gồm các cụm, các chi tiết mà khối lượng của nó không tác dụng lên hệ thống treo) Trong trường hợp tổng quát, dịch chuyển của mỗi vật trong không gian có 6 dịch chuyển (6 tọa độ suy rộng), gồm 3 dịch chuyển tịnh tiến và 3 dịch chuyển góc tương ứng với 3 trục Khi di chuyển, dao động chủ yếu của xe là dịch chuyển tịnh tiến theo phương thẳng đứng (phương Oz) do tác dộng của mặt đường và dao động dịch chuyển góc theo các trục Ox, Oy
Hình 3.3 Sơ đồ lực của toàn xe trong không gian Trong đó: a, b: lần lượt là khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu trước và cầu sau
𝑘 1 , 𝑐 1 , 𝑘′ 1 , 𝑐′ 1 : lần lượt là độ cứng lò xo và hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu trước bên trái và phải
𝑘 2 , 𝑐 2 , 𝑘′ 2 , 𝑐′ 2 : lần lượt là độ cứng lò xo và hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu sau bên trái và phải
𝑘 𝐿1 , 𝑐 𝐿1 , 𝑘′ 𝐿1 , 𝑐′ 𝐿1 : lần lượt là độ cứng và hệ số giảm chấn của lốp trước bên trái và phải
𝑘 𝐿2 , 𝑐 𝐿2 , 𝑘′ 𝐿2 , 𝑐′ 𝐿2 : lần lượt là độ cứng và hệ số giảm chấn của lốp sau bên trái và phải
𝑚 1 , 𝑚 2 , 𝑚′ 1 , 𝑚′ 2 : lần lượt là khối lượng cầu trước và cầu sau bên trái và phải
3.2.2 Mô hình hóa hệ thống treo trong mặt phẳng dọc Oxz
Mô hình hóa hệ thống trong mặt phẳng dọc giúp đem lại những đánh giá rõ ràng, khách quan về dao động của hệ thống treo hay là tính êm dịu của xe khi xe gặp vật cản Khi thiết lập mô hình hệ thống treo trên ô tô ta cần đặt các tính chất mô phỏng ở các trạng thái lý tưởng Điều này giúp việc tính toán trở nên dễ dàng mà vẫn không làm mất đi
66 giá trị của bài toán Ta đặt các giả thiết khi mô phỏng trong mặt phẳng dọc như sau:
- Khối lượng ô tô phân bố đều trong mặt phẳng dọc
- Vận tốc xe là hằng số
- Các bánh xe luôn tiếp xúc điểm với mặt đường
- Bỏ qua ảnh hưởng của hệ thống truyền lực, hệ thống lái
- Xe chỉ nhận dao động từ mặt đường, bỏ qua dao động từ các nguồn khác
- Thông số của hệ thống treo hai bên trái phải của xe là như nhau
- Hai bên xe trái, phải đều ở mặt đường giống nhau tại một thời điểm
- Dao động của hệ là hệ tuyến tính
Hình 3.4 Sơ đồ phân tích lực của xe trong mặt phẳng dọc Trong đó:
𝑀, 𝐼 𝑦 : lần lượt là khối lượng được treo và mô men quán tính của nó đối với trục
Oy qua trọng tâm xe a, b, L: lần lượt là khoảng cách từ trọng tâm đến cầu trước, cầu sau và chiều dài cơ sở của xe
𝑘 1 , 𝑐 1 : lần lượt là độ cứng lò xo và hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu trước
𝑘 2 , 𝑐 2 : lần lượt là độ cứng lò xo và hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu sau
𝑘 𝐿1 , 𝑐 𝐿1 : lần lượt là độ cứng và hệ số giảm chấn của lốp trước
𝑘 𝐿2 , 𝑐 𝐿2 : lần lượt là độ cứng và hệ số giảm chấn của lốp sau
𝑚 1 , 𝑚 2 : lần lượt là khối lượng cầu trước và cầu sau
𝐹 𝑘1 , 𝐹 𝑘2 : lần lượt là lực đàn hồi của lò xo của hệ thống treo trước và sau
𝐹 𝑘𝐿1 , 𝐹 𝑘𝐿2 : lần lượt là lực đàn hồi của lốp trước và sau
𝐹 𝑐1 , 𝐹 𝑐2 : lần lượt là lực giảm chấn của hệ thống treo trước và sau
𝐹 𝐶𝐿1 ,𝐹 𝐶𝐿2 : lần lượt là lực cản của lốp xe trước và sau
Trong hệ toạ độ phẳng Oxz Chọn gốc toạ độ ứng với trạng thái cân bằng tĩnh: khi
+) Xây dựng các phương trình dao động của khối lượng được treo
Hình 3.5 Sơ đồ lực tác dụng lên khối lượng được treo
- Cân bằng lực theo phương Oz:
- Phương trình cân bằng mô men:
𝐹 𝑎 , 𝐹 𝑏 : hợp lực của lực đàn hồi và lực giảm chấn mà hệ thống treo tác dụng lên khối lượng được treo cầu trước và cầu sau
+) Thiết lập phương trình dao động của khối lượng không được treo trước:
Hình 3.6 Các lực tác dụng lên khối lượng không được treo trước Áp dụng Định luật 2 Newton ta được:
𝐹 𝐿1 = 𝐹 𝑘𝐿1 + 𝐹 𝑐𝐿1 +) Thiết lập phương trình dao động của khối lượng không được treo sau:
Hình 3.7 Các lực tác dụng lên khối lượng không được treo sau Áp dụng Định luật 2 Newton ta được:
Công thức tính lực đàn hồi của lò xo: 𝐹 = 𝑘𝑥 Ta có:
𝐹 𝑘𝐿2 = 𝑘 𝐿2 (𝑞 2 − 𝑧 2 ) Lực giảm chấn: 𝐹 𝑔𝑐 = 𝑘𝑥̇ Ta có
Tiến hành mô phỏng trên phần mềm Matlab Simulink
3.3.1 Các thông số mô phỏng hệ thống treo
Bảng 3.1 Các thông số mô phỏng hệ thống treo
STT Tên gọi Kí hiệu Giá trị Đơn vị
1 Khối lượng phần được treo M 1091 kg
2 Khối lượng cầu trước 𝑚 1 659 kg
3 Khối lượng cầu sau 𝑚 2 432 kg
4 Mô men quán tính đối với trục Oy 𝐼 𝑦 2550 kg.m 2
5 Khoảng cách cầu trước đến trọng tâm xe a 1,147 m
6 Khoảng cách cầu sau đến trọng tâm xe b 1,403 m
8 Độ cứng của hệ thống treo cầu trước 𝑘 1 56452 N/m
9 Độ cứng của hệ thống treo cầu sau 𝑘 2 43540 N/m
10 Độ cứng của lốp trước 𝑘 𝐿1 202820 N/m
11 Độ cứng của lốp sau 𝑘 𝐿2 267490 N/m
12 Hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu trước 𝑐 1 2500 N.s/m
13 Hệ số giảm chấn của hệ thống treo cầu sau 𝑐 1 2044 N.s/m
14 Hệ số giảm chấn của lốp trước 𝑐 𝐿1 2540 N.s/m
15 Hệ số giảm chấn của lốp sau 𝑐 𝐿2 3225 N.s/m
Các khối trong Simulinks Library Browser được sử dụng
Bảng 3.2 Bảng các khối trong Simulinks Library Browser được sử dụng
STT Tên khối Biểu tượng Đường dẫn
Sơ đồ mụ phỏng ẵ hệ thống treo trong mặt phẳng dọc:
Hình 3.8 Sơ đồ mô phỏng xe trong mặt phẳng dọc
Hình 3.9 Sơ đồ mô phỏng dao động cầu trước
Hình 3.10 Sơ đồ mô phỏng dao động cầu sau
Hình 3.11 Sơ đồ mô phỏng dao động thân xe Trong Subsystem Thân xe có hai Subsystem nhỏ dùng để lấy ra giá trị của 𝑧 𝑎 , 𝑧 𝑏 , 𝑑𝑧 𝑎 , 𝑑𝑧 𝑏
Hình 3.12 Sơ đồ mô hình liên kết
Code thông số đầu vào: phần này được lưu trong một file *.m có tên là
%Cau truoc m1 = 539; %Khoi luong cau truoc (kg) k1 = 56452; %Do cung lo xo he thong treo cau truoc (N/m) c1 = 2500; %He so giam chan cua he thong treo (Ns/m) kl1 = 202820; %He so cung lop truoc (N/m) cl1 = 2540; %He so giam chan lop truoc (Ns/m)
%Cau sau m2 = 432; %Khoi luong cau sau (kg) k2 = 43540; %Do cung lo xo he thong treo cau sau (N/m) c2 = 2044; %He so giam chan cua he thong treo (Ns/m) kl2 = 267490; %He so cung lop sau (N/m) cl2= 3225; %He so giam chan lop sau (Ns/m)
M = 1091 +120; %Khoi luong duoc treo (kg)
Iy = 2550; %Momen quan tinh doi voi truc Oy (kg.m2) g = 9.81; %Gia toc trong truong (m/s2) a = 1.147; %Khoang cach tu trong tam den cau truoc (m) b = 1.403; %Khoang cach tu trong tam den cau sau (m)
%Thong so dau vao v = 20/3.6; % Van toc mo phong (m/s) q0 = 0.1; % Chieu cao map mo (m)
T = 0.5; %Chu ki (s) s = T*v; % Buoc song (m) w = 2*pi/T; % Toc do goc (rad/s) t = L/v; % Do tre mat duong cho cau sau open Thong_so_mo_hinh sim('Do_an')
Kết quả mô phỏng
Ta đánh giá tính êm dịu chuyển động dựa vào giá trị gia tốc thẳng đứng và số lần va đập do độ không bằng phẳng của bề mặt đường gây ra trên một km đường chạy
Hình 3.13 Đồ thị đặc trưng mức êm dịu chuyển động của ô tô
3.4.1 Trường hợp xe chạy trên đường mấp mô có dạng hình sin
- Xe chạy với vận tốc không đổi 10km/h trên đường
- Tổng khối lượng hai người là 240kg
- Xe chạy trên mặt đường dạng hình sin với biên độ 10cm, chu kỳ T= 3 giây
Hình 3.14 Đồ thị biên dạng đường
Hình 3.15 Đồ thị chuyển động và vận tốc chuyển động phần thân xe trước
Hình 3.16 Đồ thị chuyển động và vận tốc chuyển động phần thân xe sau
Hình 3.17 Đồ thị chuyển động theo phương thẳng đứng và góc nghiêng của thân xe
Hình 3.18 Gia tốc thẳng đứng của trọng tâm thân xe
Hình 3.19 Vận tốc chuyển động theo phương thẳng đứng của thân xe
Hình 3.20 Giá trị cực đại và cực tiểu của gia tốc thân xe Đọc đồ thị gia tốc theo phương thẳng đứng của thân xe bằng công cụ trên simulink, ta thấy giá trị gia tốc cực đại là 0,85𝑚/𝑠 2 So sánh với đồ thị đặc trưng mức êm dịu chuyển động của ô tô, với số lần va đập là 10 lần, gia tốc là 0,85 𝑚/𝑠 2 thì ta thấy độ êm dịu của hệ thống treo này ở mức tốt
3.4.2 Trường hợp xe chạy trên đường gồ ghề
- Xe chạy với vận tốc không đổi 5km/h trên đường
- Tổng khối lượng hai người là 120kg
- Xe va đập 6 lần vào gờ cao 5cm trên mặt đường
Hình 3.21 Đồ thị biên dạng đường
Hình 3.22 Đồ thị chuyển động và vận tốc chuyển động phần thân xe trước
Hình 3.23 Đồ thị chuyển động và vận tốc chuyển động phần thân xe sau
Hình 3.24 Đồ thị chuyển động theo phương thẳng đứng và góc nghiêng của thân xe
Hình 3.25 Gia tốc thẳng đứng của trọng tâm thân xe
Hình 3.26 Vận tốc chuyển động theo phương thẳng đứng của thân xe
Hình 3.27 Giá trị cực đại và cực tiểu của gia tốc thân xe Đọc đồ thị gia tốc theo phương thẳng đứng của thân xe bằng công cụ trên simulink, ta thấy giá trị gia tốc cực đại là 4,58 𝑚/𝑠 2 So sánh với đồ thị đặc trưng mức êm dịu chuyển động của ô tô, với số lần va đập là 6 lần, gia tốc là 4,58 𝑚/𝑠 2 thì ta thấy độ êm dịu của hệ thống treo này ở mức trung bình
Sau khi thiết kế và mô phỏng mô hình hệ thống treo, kết quả cho thấy các thông số của hệ thống treo phù hợp với điều kiện hoạt động của xe Trên thực tế, do nhiều điều kiện khách quan khác nhau hoạt động của hệ thống sẽ khác, tuy nhiên nếu người lái xe điều khiển xe với tốc độ phù hợp khi gặp các loại mặt đường thì xe vẫn đảm bảo độ êm dịu trong mức cho phép
Với một chiếc xe hạng B, việc đầu tư quá nhiều để cải thiện độ êm ái khi vận hành là điều không thể, tuy nhiên, với mức độ hoạt động như vậy xe hoàn toàn có thể vận hành êm dịu, đảm bảo thoải mái của người ngồi trên xe Hệ thống treo là một hệ thống không thể thiếu trên mỗi chiếc xe, tùy từng loại xe và từng phân khúc khác nhau xe sẽ được trang bị với mức độ khác nhau nhằm cải thiện tính êm dịu, độ thoải mái mà vẫn đảm bảo an toàn của người ngồi trên xe.
KẾT LUẬN VÀ ĐỀ NGHỊ
Kết luận
Sau khi hoàn thành đề tài “Thiết kế và mô phỏng hệ thống treo trên xe 5 chỗ ” Chúng em đã đạt được một số kết quả sau đây:
- Nghiên cứu về cấu tạo, chức năng, nguyên lý hoạt động của hệ thống treo nói chung Tìm hiểu sâu về cấu tạo từng bộ phận cấu thành hệ thống treo Tìm hiểu về các loại hệ thống treo khác nhau, cấu tạo cơ bản cũng như ưu, nhược điểm từng loại
- Phương pháp tính toán thiết kế cho các chi tiết trong hệ thống treo
- Xõy dựng mụ hỡnh toỏn học mụ phỏng ẵ xe bằng phần mềm Matlab/Simulink Dựng các định luật toán học xây dựng mô hình toán học sau đó mô phỏng bằng Simulink Đánh giá độ êm dịu của xe qua gia tốc dao động Đề tài này được thực hiện nhằm tỉm ra các đánh giá rõ ràng hơn và mang lại cái nhìn tổng quát hơn về hệ thống treo Thời gian thực hiện đề tài vừa qua, chúng em đã được tiếp thu thêm rất nhiều những kiến thức mới và bổ ích, cải thiện kỹ năng tự học tập, kỹ năng làm việc nhóm và kỹ năng sử dụng các phần mềm phục vụ học tập nghiên cứu như Word, Excel, Power Point, Matlab Những kiến thức này sẽ giúp chúng em rất nhiều trong tương lai, từ công việc cho đến quá trình tìm tòi, học hỏi nắm bắt xu hướng phát triển của nền công nghiệp ô tô Chúng em chân thành gửi lời cảm ơn sâu sắc đến Thầy Nguyễn Mạnh Cường - người đã hướng dẫn chúng em hoàn thành đề tài, kính chúc Thầy có thật nhiều sức khỏe và thành công trên con đường sự nghiệp.
Đề nghị
Đối với bất cứ chiếc xe nào thì hệ thống treo luôn là một phần đóng vai trò quan trọng và được các hãng phát triển liên tục nhằm tối ưu hóa, tăng độ êm dịu cũng như giá trị cho xe Hệ thống được mô phỏng trong mặt phẳng dọc nhằm phân tích dao động của các phần trên xe nên nó vẫn chưa mang tính tổng quát nhất Vì vậy, nhóm em đề xuất phát triển như sau:
- Thứ nhất, bỏ qua giả thuyết mô phỏng bánh xe luôn tiếp xúc điểm với mặt đường Điều đó giúp cho kết quả mô phỏng gần sát với thực tế hơn nữa, làm tăng giá trị mô phỏng
- Thứ hai, mô phỏng hệ thống trong không gian, đánh giá tổng quát các dao động của xe trong hệ trục tọa độ Oxyz Điều này sẽ đem lại cái nhìn tổng quát nhất, đồng thời, nếu mô phỏng trong không gian ta có thể kiểm nghiệm trên nhiều loại mặt đường khác nhau
- Sử dụng phần mềm khác như Carsim để hỗ trợ mô phỏng, giúp kết quả mô phỏng rõ ràng, trực quan, sinh động hơn
