Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống kinh tế quốc dân, giao thông vận tải đường bộ đóng vai trò huyết mạch trong việc luân chuyển khối lượng lớn hành khách và hàng hóa. Nhờ tính cơ động cao, khả năng thích ứng linh hoạt với nhiều điều kiện hoạt động, ô tô trở thành phương tiện vận tải đường bộ phổ biến. Trong mối quan hệ tương tác trực tiếp giữa ô tô và mặt đường, hệ thống treo giữ vị trí trung gian thiết yếu: vừa có chức năng giảm thiểu xung lực và va đập truyền từ mấp mô biên dạng mặt đường lên thân xe, vừa đảm bảo độ êm dịu chuyển động, khả năng bám đường và an toàn động lực học của phương tiện.

Tại Việt Nam, cơ sở hạ tầng mạng lưới giao thông đường bộ đang trong quá trình nâng cấp nhưng vẫn còn nhiều hạn chế, bề mặt đường có biên độ mấp mô lớn gây ảnh hưởng tiêu cực đến độ bền kết cấu xe và sự thoải mái của người ngồi trên xe. Do đó, việc nghiên cứu tính toán và thiết kế hệ thống treo độc lập phù hợp với điều kiện vận hành trong nước là nhiệm vụ kỹ thuật có ý nghĩa thực tiễn. Đồ án tốt nghiệp thực hiện đề tài "Tính toán, thiết kế hệ thống treo độc lập cho ô tô con (Hệ thống treo hai đòn ngang)" do sinh viên Vương Minh Hoàng thực hiện dưới sự hướng dẫn của TS. Nguyễn Hùng Mạnh (Hà Nội, tháng 6 năm 2018).

Nhiệm vụ và mục tiêu nghiên cứu cụ thể của đồ án bao gồm:

  1. Tổng quan lý thuyết về dao động ô tô, công dụng, phân loại và các yêu cầu kỹ thuật đối với hệ thống treo ô tô con.
  2. Phân tích kết cấu, so sánh ưu nhược điểm của các phương án hệ thống treo độc lập và các loại giảm chấn để lựa chọn phương án tối ưu.
  3. Xác định các thông số động học và động lực học cơ bản của hệ thống treo hai đòn ngang dựa trên số liệu xe tham khảo Hyundai Grand i10 1.25 MPI.
  4. Tính toán động học bộ phận dẫn hướng (chiều dài các đòn ngang, vị trí khớp quay) bằng phương pháp đồ thị.
  5. Xác định lực tác dụng lên các khâu liên kết trong ba trường hợp chịu tải điển hình: chỉ chịu lực thẳng đứng, khi phanh và khi quay vòng.
  6. Thiết kế phần tử đàn hồi lò xo trụ, giảm chấn thủy lực hai lớp vỏ và tính toán kiểm nghiệm bền cho các chi tiết then chốt (thanh đẩy giảm chấn, khớp cầu rôtuyn, điều kiện bền nhiệt).

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Cơ cấu hệ thống treo độc lập loại hai đòn ngang, lò xo xoắn trụ và giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều hai lớp vỏ.
  • Phạm vi nghiên cứu: Hệ thống treo cầu trước của dòng xe ô tô con 5 chỗ cỡ nhỏ (Hyundai Grand i10 phiên bản lắp ráp CKD tại Việt Nam).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và mô hình tính toán

Nghiên cứu được xây dựng trên nền tảng cơ học ô tô và lý thuyết dao động ô tô:

  • Mô hình dao động ô tô: Hệ dao động cơ học được chia thành hai phần chính: khối lượng được treo ($M_t$) và khối lượng không được treo ($m_{kt}$). Khối lượng phần treo thực hiện các chuyển động tịnh tiến theo phương thẳng đứng ($Oz$), lắc ngang quanh trục dọc ($Ox$) và lắc dọc quanh trục ngang ($Oy$).
  • Chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu: Tần số dao động riêng $\omega$ và số lần dao động trong một phút $n$. Dựa trên cơ sở sinh lý học người (bước đi tự nhiên từ 60–90 bước/phút, tương ứng $1{,}0 - 1{,}5\text{ Hz}$), tần số dao động thích hợp cho ô tô con được xác định trong khoảng $n = 60 - 80\text{ lần/phút}$ (hoặc $60 - 90\text{ lần/phút}$, tương đương $\omega = 9 - 15\text{ rad/s}$).
  • Chỉ tiêu gia tốc và hệ số êm dịu: Gia tốc dao động giới hạn theo các phương: $\ddot{x} < 2{,}5\text{ m/s}^2$ (phương dọc), $\ddot{y} < 0{,}7\text{ m/s}^2$ (phương ngang), $\ddot{z} < 1{,}0\text{ m/s}^2$ (phương thẳng đứng). Hệ số êm dịu chuyển động $K = Z_{max} / Z_t$, trong đó $Z_{max}$ là tải trọng lớn nhất và $Z_t$ là tải trọng tĩnh tác dụng lên bánh xe.
  • Lý thuyết sức bền vật liệu: Sử dụng các công thức tính toán ứng suất xoắn dây lò xo, ứng suất kéo/nén và ổn định uốn dọc Euler của thanh đẩy giảm chấn, ứng suất cắt và ứng suất chèn dập của khớp cầu rôtuyn theo tiêu chuẩn vật liệu chế tạo máy.

Phương pháp nghiên cứu thực tế

  • Phương pháp phân tích – tổng hợp: Đánh giá ưu nhược điểm của các dạng kết cấu hệ thống treo (phụ thuộc, độc lập hai đòn ngang, MacPherson, hai đòn dọc, đòn dọc liên kết thanh ngang) và hai dạng giảm chấn ống thủy lực (một lớp vỏ và hai lớp vỏ).
  • Phương pháp họa đồ (đồ thị hình học): Xây dựng sơ đồ động học hệ treo hai đòn ngang trong mặt phẳng ngang nhằm xác định chính xác chiều dài đòn treo trên ($L_t$), đòn treo dưới ($L_d$), tâm quay tức thời ($P$), sự biến thiên khoảng cách vết bánh xe ($\Delta B$) và biến thiên góc nghiêng bánh xe ($\Delta \delta$) theo hành trình thẳng đứng ($S$).
  • Phương pháp giải tích cơ học động lực học: Lập phương trình cân bằng mômen và cân bằng lực tại các khớp liên kết đòn treo trong ba chế độ tải trọng giới hạn.
  • Phương pháp kiểm nghiệm nhiệt động học: Tính toán công suất tỏa nhiệt $N_{Qmax}$ và công suất sinh nhiệt $N_{Pmax}$ nhằm đảm bảo giảm chấn làm việc bình thường dưới nhiệt độ cực đại cho phép.

Nguồn dữ liệu

Dữ liệu đầu vào lấy từ thông số kỹ thuật xe ô tô tham khảo Hyundai Grand i10 1.25 MPI lắp ráp CKD tại Việt Nam và các tài liệu chuyên ngành: Kết cấu tính toán ô tô (Nguyễn Khắc Trai), Lý thuyết ô tô (Cao Trọng Hiền, Đào Mạnh Hùng, Nguyễn Hữu Cẩn), Giáo trình thiết kế tính toán ô tô máy kéo (Nguyễn Hữu Cẩn và tgk), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Trịnh Chất, Lê Văn Uyển), Sức bền vật liệu (Lê Quang Minh, Nguyễn Văn Vượng).

Nội dung chính theo từng chương

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG TREO

Chương I tập trung làm rõ lý thuyết dao động ô tô, công dụng, cấu tạo chức năng và các yêu cầu kỹ thuật của hệ thống treo, đồng thời giới thiệu thông số dòng xe tham khảo:

  • Nguồn kích thích dao động: Phân tích 4 nguồn kích thích chính: mấp mô mặt đường ngẫu nhiên; chuyển động quay không đều của động cơ, hệ thống truyền lực, lốp và bánh xe; lực khí động học của gió thay đổi ngẫu nhiên; lực quán tính sinh ra khi phanh, tăng tốc hoặc quay vòng.
  • Chức năng các phần tử: Hệ thống treo gồm ba bộ phận cốt lõi: phần tử đàn hồi (nối mềm thân xe và bánh xe, giảm tải trọng động), phần tử dẫn hướng (xác định động học bánh xe, truyền lực dọc và lực ngang), phần tử giảm chấn (dập tắt nhanh các dao động, nâng cao khả năng bám đường).
  • Phân loại: So sánh hai nhóm chính: hệ thống treo phụ thuộc (khối lượng không treo lớn, chiếm không gian nhưng chịu lực bên tốt, công nghệ chế tạo đơn giản) và hệ thống treo độc lập (khối lượng không treo nhỏ, động học chính xác, hạ thấp trọng tâm, tăng độ êm dịu và tính ổn định).
  • Thông số kỹ thuật xe tham khảo Hyundai Grand i10:
Thông số kỹ thuật Giá trị Đơn vị
Kích thước tổng thể ($L \times B \times H$) $3995 \times 1660 \times 1505$ mm
Chiều dài cơ sở ($L$) $2450$ mm
Khoảng sáng gầm xe $152$ mm
Động cơ Kappa 1.25 MPI —
Dung tích xi lanh $1248$ cc
Công suất cực đại / Mô-men xoắn cực đại $87 / 6000$ (ps/rpm) ; $119{,}68 / 4000$ Nm/rpm
Hệ thống dẫn động / Phanh trước - sau FWD (Cầu trước chủ động) / Đĩa - Đĩa —
Thông số lốp / Số chỗ ngồi / Dung tích bình xăng 165/65R14 / 5 chỗ / 43 lít

CHƯƠNG 2: PHÂN TÍCH VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

Chương 2 tiến hành đánh giá so sánh các giải pháp kết cấu nhằm chọn ra phương án thiết kế tối ưu:

  • Phân tích các loại hệ thống treo độc lập:
    • Treo hai đòn ngang: Ưu điểm là trọng tâm xe thấp, độ êm dịu cao, bám đường tốt, kiểm soát chuyển động bánh xe chính xác; nhược điểm là kết cấu gồm nhiều thanh đòn phức tạp, chiếm không gian lắp đặt.
    • Treo MacPherson: Kết cấu gọn nhẹ, ít chi tiết, giảm khối lượng không treo; nhược điểm là giảm chấn chịu lực uốn lớn đòi hỏi độ cứng vững cao, khó hạ thấp chiều cao đầu xe, có sự thay đổi góc nghiêng bánh xe khi dao động.
    • Treo hai đòn dọc và treo đòn dọc có thanh ngang liên kết: Kết cấu đơn giản, nhỏ gọn, thường dùng cho cầu sau bị động, yêu cầu độ cứng vững đòn treo lớn.
  • Phân tích các loại giảm chấn thủy lực:
    • Giảm chấn hai lớp vỏ: Độ bền cao, giá thành thấp, làm việc tin cậy ở cả hai hành trình nén và trả nhờ hệ thống van bù và buồng chứa chất lỏng giữa hai lớp vỏ; nhược điểm là có thể bị sục khí ở tần số dao động cao.
    • Giảm chấn một lớp vỏ (buồng khí nén $P = 23\text{ kG/cm}^2$): Tránh tạo bọt khí, độ nhạy cao; tuy nhiên kết cấu làm kín phức tạp và giá thành chế tạo cao hơn.
  • Lựa chọn phương án: Tác giả lựa chọn hệ thống treo độc lập hai đòn ngang kết hợp giảm chấn thủy lực hai lớp vỏ bố trí cho cầu trước xe Hyundai Grand i10 để tiến hành tính toán thiết kế chi tiết qua 5 bước kỹ thuật.

CHƯƠNG III: THIẾT KẾ HỆ THỐNG TREO HAI ĐÒN NGANG

Chương III là nội dung trọng tâm của đồ án, trình bày toàn bộ quá trình tính toán động học, động lực học và kiểm nghiệm bền kết cấu.

1. Thông số ban đầu và tính toán thông số cơ bản

  • Thông số khối lượng: Khối lượng không tải $G_0 = 960\text{ kg}$ (cầu trước $G_{10} = 490\text{ kg}$, cầu sau $G_{20} = 470\text{ kg}$); Khối lượng đầy tải $G_T = 1285\text{ kg}$ (cầu trước $G_{1T} = 656\text{ kg}$, cầu sau $G_{2T} = 629\text{ kg}$); Khối lượng không treo cầu trước $m_{kt1} = 30 + 2 \times 10 = 50\text{ kg}$; Bán kính bánh xe $r_{bx} = 265\text{ mm}$.
  • Tần số dao động và độ cứng: Chọn tần số dao động riêng $\omega_0 = 9{,}4\text{ rad/s}$. Khối lượng phần treo cầu trước đầy tải tính cho một bánh xe $M_{t1} = (656 - 50)/2 = 303\text{ kg}$. Độ cứng hệ treo cầu trước ở trạng thái đầy tải $C_{t1} = 30300\text{ N/m}$; độ cứng trung bình tính toán $C_{ttb} = 26150\text{ N/m}$.
  • Hành trình và độ võng:
    • Hành trình tĩnh bánh xe: $f_t = 101\text{ mm}$ ($0{,}101\text{ m}$).
    • Hành trình động: $f_d = 0{,}7 \times f_t = 70\text{ mm}$.
    • Độ võng ở trạng thái không tải tĩnh: $f_{0t} = 95\text{ mm}$.
    • Kiểm tra khoảng sáng gầm xe nhỏ nhất: $H_{min} = H_{tt} - f_d = 172 - 70 = 102\text{ mm} \ge 100\text{ mm}$ (thỏa mãn điều kiện không va đập ụ cao su).
  • Hệ số dập tắt và hệ số cản: Hệ số dập tắt dao động $D = \psi \cdot \omega_0 / \pi = 0{,}3 \times 9{,}4 / \pi \approx 2{,}82\text{ rad/s}$ (với hệ số cản tương đối $\psi = 0{,}3$); Hệ số cản trung bình của hệ thống treo $K_{tbi} = 1139\text{ Ns/m}$.

2. Tính toán động học bộ phận dẫn hướng

Sử dụng phương pháp họa đồ với các thông số ban đầu: Chiều rộng cơ sở $B = 1660\text{ mm}$, khoảng sáng gầm $162\text{ mm}$, góc nghiêng ngang trụ đứng $\alpha = 12^\circ$, chiều dài trụ đứng $K_r = 170\text{ mm}$, bán kính quay quanh trụ đứng $r_0 = 80\text{ mm}$, góc nghiêng dọc Caster $\gamma = 8^\circ$ (khoảng caster $n_{k0} = r_{bx} \cdot \sin 8^\circ = 37\text{ mm}$).

  • Kết quả xác định kích thước đòn treo: Chiều dài đòn ngang dưới $L_d = 290\text{ mm}$, chiều dài đòn ngang trên $L_t = 160\text{ mm}$.
  • Đồ thị quan hệ động học xác nhận quy luật biến thiên khoảng cách vết bánh xe ($\Delta B$) và góc nghiêng ngang ($\Delta \delta$) theo hành trình thẳng đứng ($S$) nằm trong giới hạn kiểm soát độ mài mòn lốp.

3. Tính toán động lực học (lực tác dụng lên các khớp)

Khảo sát phản lực tại các khớp liên kết đòn trên (A, C, D, E) và đòn dưới (B, F, G, H) qua ba chế độ:

  • Trường hợp 1 (Chỉ chịu tải trọng thẳng đứng $Z$): Tải trọng động cực đại bánh trước $Z_1 = (G_{1T}/2) \cdot g \cdot k_d = (656/2) \times 9{,}81 \times 1{,}7 = 5470\text{ N}$ (với hệ số tải trọng động $k_d = 1{,}7$). Mô-men lật $M_Z = Z \cdot m$ tạo phản lực tại khớp trụ đứng $A_{Mz} = B_{Mz} = 3217\text{ N}$, lực nén lò xo $Z_{lx} = 7293\text{ N}$, các phản lực cân bằng tại gối $D_{Cz} = 988\text{ N}, E_{Cz} = 835\text{ N}, G_{Fz} = 3100\text{ N}, H_{Fz} = 2370\text{ N}$.
  • Trường hợp 2 (Khi phanh – chịu lực $Z$ và $X$): Gia tốc phanh cực đại $j_{max} = 7{,}85\text{ m/s}^2$ (hệ số bám dọc $\mu_x = 0{,}8$), lực phanh cực đại $X = 1974\text{ N}$, phản lực tại các khớp đòn trên $D_{cx} = E_{cx} = 1342\text{ N}$, lực đánh vành lái $S_y$ gây $A_{Sy} = 1005\text{ N}, B_{Sy} = 548\text{ N}$.
  • Trường hợp 3 (Khi quay vòng – chịu lực $Z$ và $Y$): Lực ngang cực đại $Y = 5194\text{ N}$, lực cắt lớn nhất tại khớp cầu ngoài đòn dưới $F_y = 9323\text{ N}$, phản lực khớp $A_Y = 4129\text{ N}, B_Y = 9323\text{ N}$.

4. Tính toán thiết kế lò xo trụ

  • Vật liệu: Thép 50CrV4 có ứng suất kéo giới hạn $\sigma_b = 2600\text{ MN/m}^2$, mô-đun đàn hồi trượt $G = 8 \times 10^4\text{ N/mm}^2$.
  • Thông số tính toán: Lực tác dụng cực đại $F_{lxmax} = 5875\text{ N}$; hành trình làm việc lò xo $f_{lx} = 100\text{ mm}$; hệ số độ cong $k = 1{,}14$ với tỷ số đường kính $c = D/d = 8$.
  • Kích thước chế tạo: Đường kính dây lò xo $d = 7\text{ mm}$; đường kính trung bình $D = 56\text{ mm}$; số vòng làm việc $n = 7\text{ vòng}$; tổng số vòng $n_0 = 8\text{ vòng}$.

5. Tính toán thiết kế giảm chấn thủy lực hai lớp vỏ

  • Thông số hình học: Đường kính xi lanh công tác $d_x = 46\text{ mm}$; chiều dài xi lanh $L_x = 249\text{ mm}$; chiều dài toàn bộ giảm chấn $L_{gc} = 369\text{ mm}$; hành trình piston $H_P = 90\text{ mm}$; chiều dài ty đẩy $L_T = 233\text{ mm}$; đường kính thanh đẩy $d_T = 20\text{ mm}$; đường kính ty đẩy $d_d = 18\text{ mm}$.
  • Hệ số cản: Hệ số cản nén nhẹ $K_n = 894\text{ Ns/m}$; hệ số cản trả nhẹ $K_{tr} = 2682\text{ Ns/m}$ (tỷ lệ $K_{tr} = 3 K_n$); hệ số cản nén mạnh $K_{nm} = 0{,}4 K_n = 357{,}6\text{ Ns/m}$; hệ số cản trả mạnh $K_{trm} = 0{,}4 K_{tr} = 1072{,}8\text{ Ns/m}$. Cơ cấu phân phối gồm 6 van nén (đường kính $D_n = 2{,}6\text{ cm}$) và 6 van trả (đường kính $D_t = 1{,}9\text{ cm}$).

6. Kiểm nghiệm bền nhiệt và chi tiết cơ khí

  • Kiểm nghiệm bền nhiệt giảm chấn: Với nhiệt độ cực đại $T_{max} = 120^\circ\text{C}$, nhiệt độ môi trường $T_0 = 30^\circ\text{C}$, hệ số truyền nhiệt $\alpha = 62\text{ kcal/m}^2\text{h}$, diện tích tiếp xúc $F$, công suất tỏa nhiệt $N_{Qmax}$ lớn hơn công suất sinh nhiệt $N_{Pmax}$ ($N_{Qmax} > N_{Pmax}$), đảm bảo điều kiện làm việc bình thường không bị sôi dầu.
  • Kiểm nghiệm bền thanh đẩy giảm chấn: Vật liệu thép hợp kim 42CrMo4S ($[\sigma_k] = 800\text{ N/mm}^2$):
    • Ứng suất kéo ở hành trình trả mạnh: $\sigma_k = 3{,}5\text{ N/mm}^2 < [\sigma_k] = 800\text{ N/mm}^2$ (đủ bền kéo).
    • Hệ số an toàn ổn định uốn dọc khi nén: $n_o = 221 > [n_{ođ}] = 2$ (không bị mất ổn định dọc).
  • Kiểm nghiệm bền khớp cầu (rôtuyn): Vật liệu thép 42CrMo4V ($\sigma_b = 1000\text{ MPa}$, ứng suất tiếp cho phép $[\tau] = 250\text{ N/mm}^2$, ứng suất chèn dập cho phép $[\sigma_{cd}] = 25 - 35\text{ N/mm}^2$):
    • Ứng suất cắt cực đại tại tiết diện nguy hiểm $A-A$ ($S_A = 314{,}2\text{ mm}^2$ với $Q_C = 9323\text{ N}$ khi xe quay vòng): $\tau = 29{,}6\text{ N/mm}^2 < [\tau] = 250\text{ N/mm}^2$.
    • Ứng suất chèn dập cực đại khi xe trượt ngang ($F_{cd} = 2332\text{ N}$): $\sigma_{cd} = 8\text{ N/mm}^2 < [\sigma_{cd}] = 25 - 35\text{ N/mm}^2$.

Kết quả và đóng góp

Kết quả tính toán chính

Hạng mục kết cấu Thông số kỹ thuật Giá trị tính toán Đơn vị
Hệ thống treo tổng thể Tần số dao động riêng khối lượng treo ($\omega_0$) $9{,}4$ rad/s
Độ cứng tính toán trung bình một bên treo ($C_{ttb}$) $26150$ N/m
Hành trình tĩnh ($f_t$) / Hành trình động ($f_d$) $101$ / $70$ mm
Độ võng tĩnh khi không tải ($f_{0t}$) $95$ mm
Khoảng sáng gầm xe nhỏ nhất sau chuyển vị ($H_{min}$) $102$ mm
Cơ cấu dẫn hướng Chiều dài đòn ngang dưới ($L_d$) / Đòn ngang trên ($L_t$) $290$ / $160$ mm
Góc nghiêng ngang trụ đứng ($\alpha$) / Góc Caster ($\gamma$) $12^\circ$ / $8^\circ$ độ
Lò xo trụ (50CrV4) Đường kính dây ($d$) / Đường kính trung bình ($D$) $7$ / $56$ mm
Số vòng làm việc ($n$) / Tổng số vòng ($n_0$) $7$ / $8$ vòng
Tải trọng động cực đại tác dụng ($F_{lxmax}$) $5875$ N
Giảm chấn (2 lớp vỏ) Đường kính xi lanh ($d_x$) / Chiều dài toàn bộ ($L_{gc}$) $46$ / $369$ mm
Chiều dài ty đẩy ($L_T$) / Đường kính thanh đẩy ($d_T$) $233$ / $20$ mm
Hệ số cản nén nhẹ ($K_n$) / Trả nhẹ ($K_{tr}$) $894$ / $2682$ Ns/m
Số van nén / Số van trả $6$ / $6$ van
Kiểm nghiệm bền chi tiết Ứng suất kéo thanh đẩy giảm chấn ($\sigma_k$) $3{,}5$ ($< 800$) N/mm$^2$
Hệ số an toàn uốn dọc thanh đẩy ($n_o$) $221$ ($> 2$) —
Ứng suất cắt rôtuyn ($\tau$) / Ứng suất chèn dập ($\sigma_{cd}$) $29{,}6$ ($< 250$) / $8$ ($< 25-35$) N/mm$^2$

Đóng góp kỹ thuật của đề tài

  • Giải quyết bài toán thiết kế hoàn chỉnh: Thiết lập quy trình tính toán kỹ thuật từ việc xác lập thông số động học bằng phương pháp họa đồ đến giải tích lực trong không gian 3 chiều và tính toán chi tiết kích thước kết cấu cho hệ thống treo độc lập hai đòn ngang trên xe ô tô con.
  • Tính toán thích ứng với điều kiện thực tế: Đề xuất thông số hệ thống treo phù hợp với dòng xe du lịch đô thị vận hành trên mạng lưới đường bộ có độ mấp mô lớn tại Việt Nam, đáp ứng đồng thời tiêu chí êm dịu sinh lý ($n = 60 - 90\text{ lần/phút}$) và độ ổn định bám đường.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế:
    • Đồ án tập trung tính toán thiết kế cho hệ thống treo cầu trước dẫn hướng, chưa đi sâu tính toán đồng bộ hệ thống treo cầu sau.
    • Các bước phân tích động học và động lực học chủ yếu áp dụng phương pháp đồ thị tĩnh và giải tích phẳng, chưa thực hiện mô phỏng số động lực học nhiều vật thể (MBD) trong không gian 3D trên các phần mềm chuyên dụng.
    • Nghiên cứu chưa có điều kiện chế tạo mẫu thực nghiệm và thử nghiệm đo đạc dao động thực tế trên đường thử để kiểm chứng các hệ số cản và độ cứng.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Mở rộng bài toán tính toán tối ưu hóa động lực học cho toàn bộ hệ thống treo cả hai cầu xe.
    • Nghiên cứu ứng dụng các kết cấu hệ thống treo bán tích cực hoặc hệ thống treo chủ động có khả năng tự động điều chỉnh độ cứng và hệ số cản theo tải trọng và vận tốc di chuyển.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu kỹ thuật hữu ích cho:

  • Sinh viên và học viên chuyên ngành Kỹ thuật Ô tô, Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Cơ khí Động lực: Tham khảo quy trình làm đồ án môn học Thiết kế Ô tô và đồ án tốt nghiệp kỹ sư.
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất:
    • Phương pháp xây dựng họa đồ động học xác định chiều dài đòn ngang và tâm quay tức thời tại Mục 3.2 (Chương III).
    • Chuỗi công thức giải tích phản lực tại các khớp đòn treo dưới ba trạng thái chịu lực phức tạp (tải trọng động thẳng đứng, lực phanh dọc và lực ly tâm ngang).
    • Phương pháp kiểm nghiệm bền nhiệt của giảm chấn thủy lực hai lớp vỏ và tính toán ổn định uốn dọc thanh đẩy.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao đồ án lựa chọn hệ thống treo độc lập hai đòn ngang thay vì hệ thống treo MacPherson cho xe tham khảo?

Tác giả lựa chọn hệ thống treo hai đòn ngang vì cơ cấu này cho phép hạ thấp trọng tâm xe, tăng độ võng tĩnh và độ võng động, giúp nâng cao độ êm dịu và khả năng bám đường khi quay vòng. Khác với MacPherson (nơi giảm chấn phải kiêm nhiệm chức năng dẫn hướng và chịu lực uốn), hệ treo hai đòn ngang phân tách rõ ràng chức năng dẫn hướng qua hai đòn tam giác/hình thang, giúp giảm tải uốn tác dụng lên giảm chấn.

2. Tần số dao động riêng và độ cứng tính toán của hệ thống treo được xác định dựa trên cơ sở nào?

Tần số dao động riêng được chọn ở mức $\omega_0 = 9{,}4\text{ rad/s}$ (tương ứng khoảng 90 lần/phút), phù hợp với tần số bước đi tự nhiên của con người ($1 - 1{,}5\text{ Hz}$). Từ tần số này và khối lượng phần treo cầu trước đầy tải ($M_{t1} = 303\text{ kg}$), độ cứng treo một bên cầu trước ở trạng thái đầy tải được tính ra là $C_{t1} = 30300\text{ N/m}$, và độ cứng trung bình tính toán là $C_{ttb} = 26150\text{ N/m}$.

3. Kích thước hình học của đòn ngang trên và đòn ngang dưới được xác định bằng phương pháp nào và ra kết quả bao nhiêu?

Kích thước các đòn dẫn hướng được xác định bằng phương pháp họa đồ động học trong mặt phẳng thẳng đứng đi qua tâm cầu trước. Dựa trên các thông số xe (khoảng sáng gầm $162\text{ mm}$, chiều dài trụ đứng $K_r = 170\text{ mm}$, góc nghiêng trụ đứng $\alpha = 12^\circ$), phương pháp họa đồ cho kết quả chiều dài thực của đòn ngang dưới là $L_d = 290\text{ mm}$ và đòn ngang trên là $L_t = 160\text{ mm}$.

4. Kết quả tính toán lò xo và giảm chấn hai lớp vỏ đạt những thông số kỹ thuật nào?

  • Lò xo trụ chế tạo từ thép 50CrV4 có đường kính dây $d = 7\text{ mm}$, đường kính trung bình $D = 56\text{ mm}$ (tỷ số $c = 8$), số vòng làm việc $n = 7\text{ vòng}$, tổng số vòng $n_0 = 8\text{ vòng}$, chịu tải trọng động cực đại $F_{lxmax} = 5875\text{ N}$.
  • Giảm chấn hai lớp vỏ có đường kính xi lanh $d_x = 46\text{ mm}$, chiều dài toàn bộ $L_{gc} = 369\text{ mm}$, hành trình piston $H_P = 90\text{ mm}$, hệ số cản nén nhẹ $K_n = 894\text{ Ns/m}$ và hệ số cản trả nhẹ $K_{tr} = 2682\text{ Ns/m}$.

5. Khớp cầu rôtuyn được kiểm nghiệm bền theo những chỉ tiêu nào và kết quả ra sao?

Rôtuyn được chế tạo từ thép 42CrMo4V ($\sigma_b = 1000\text{ MPa}$) và được kiểm nghiệm theo hai chỉ tiêu:

  • Bền cắt: Ứng suất cắt lớn nhất khi xe quay vòng $\tau = 29{,}6\text{ N/mm}^2$, nhỏ hơn ứng suất cắt cho phép $[\tau] = 250\text{ N/mm}^2$.
  • Bền chèn dập: Ứng suất chèn dập lớn nhất khi xe trượt ngang $\sigma_{cd} = 8\text{ N/mm}^2$, nhỏ hơn ứng suất chèn dập cho phép $[\sigma_{cd}] = 25 - 35\text{ N/mm}^2$.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của sinh viên Vương Minh Hoàng đã hoàn thành nhiệm vụ tính toán, thiết kế hệ thống treo độc lập hai đòn ngang cho cầu trước xe ô tô con dựa trên thông số cơ sở của dòng xe Hyundai Grand i10 1.25 MPI. Tác giả đã hệ thống hóa lý thuyết dao động ô tô, giải quyết bài toán động học bằng phương pháp họa đồ, xác định chính xác lực tác dụng lên các khớp trong ba chế độ tải trọng tới hạn, đồng thời thiết kế chi tiết lò xo xoắn và giảm chấn thủy lực hai lớp vỏ. Toàn bộ các kết quả kiểm nghiệm bền nhiệt, bền kéo nén thanh đẩy và bền cắt/chèn dập khớp cầu rôtuyn đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật an toàn và êm dịu trong ngành cơ khí ô tô.