Nghiên cứu ảnh hưởng của thông số thiết kế hệ thống treo đến độ êm dịu xe đua f-Sae

a xe dựa vào tiêu chuẩn ISO2631-1(1997-E). Để đánh giá các ảnh hưởng này, một mô hình dao động không gian của xe được xây dựng dựa trên cơ sở các thông số kỹ thuật của xe đua F-SAE do TNUT sản xuất năm 2013. Phần mềm Matlab-Simulink7.04 được sử dụng để mô phỏng và tính toán các thông số ảnh hưởng. Các kết quả nghiên cứu cho thấy sự phối hợp hợp lý giữa thông số độ cứng và hệ số cản của hệ thống treo có ảnh hưởng rất lớn đến độ êm dịu, ổn định hướng. Ngoài ra, nghiên cứu này đã đưa ra một bộ thông số thiết kế tối ưu cho hệ thống treo. Từ khóa: Xe F-SAE, hệ thống treo, thông số thiết kế, mô hình dao động, độ êm dịu. GIỚI THIỆU* Ô tô đua sinh viên FSAE là cuộc thi được tổ chức bởi Hiệp hội Kỹ sư ngành ô tô SAE (Society of Automotive Engineering). Đây là sân chơi bổ ích dành cho sinh viên tất cả các trường đại học cao đẳng có chuyên ngành ô tô của các quốc gia trên thế giới. Hàng năm, cuộc thi này quy tụ hàng trăm đội đua đến từ các quốc gia khác nhau, từ những quốc gia phát triển mạnh về công nghệ, công nghiệp ô tô đến các nước đang phát triển muốn khẳng định vị thế quốc gia mình trên trường quốc tế. Ở Việt Nam, thiết kế xe đua sinh viên vẫn còn là vấn đề mới mẻ đối với sinh viên các trường đại học. Năm 2013, nhóm nghiên cứu của trường Đại học Kỹ thuật Công nghiệp - Đại học Thái Nguyên đã thiết kế và chế tạo thành công xe đua sinh viên thế hệ thứ nhất. Hiện nay sản phẩm này đang được kế hoàn thiện, tối ưu thiết kế các cụm, hệ thống nhằm nâng cao hiệu suất làm việc của xe đáp ứng các tiêu chuẩn của SAE nhằm đưa xe tham dự các cuộc thi quốc tế. Các thông số thiết kế hệ thống treo có ảnh hưởng trực tiếp đến độ êm dịu và ổn định hướng của xe. Do vậy, nó đã * Tel:0984381411; Email: nguyencong_124@.tnut.edu.vn và đang được nhiều nhà thiết kế xe đua F- SAE thế giới đặc biệt quan tâm. Trong số các công trình đã công bố, tài liệu [3,4] đã tính toán, thiết kế các thông số hình học hệ thống treo xe đua F-SAE để nâng cao ổn định hướng của xe; tài liệu [4] tập trung nghiên cứu ảnh hưởng thông số thiết kế thống treo đến độ êm dịu của xe đua F-SAE. Tuy nhiên các nghiên cứu này chỉ dừng lại khảo sát mô hình dao động 1/2 của xe và kích thích dao động là các hàm toán học đơn giản. Chính vì vậy, ý tưởng chính của bài báo này là nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số thiết kế hệ thống treo đến độ êm dịu chuyển động của xe. Để nghiên cứu các ảnh hưởng của nó, một mô hình dao động không gian của xe được thiết lập và mô phỏng đánh giá dựa vào tiêu chuẩn ISO2631-1(1997-E)[8]. Kết quả nghiên cứu đã đưa ra được bộ thông số thiết kế tối ưu cho hệ thống treo xe F-SAE nhằm nâng cao độ êm dịu cho người lái. MÔ HÌNH DAO ĐỘNG CỦA XE F-SAE Xây dựng mô hình dao động: Dựa vào kết cấu cụ thể xe F-SAE do TNUT sản xuất (hình 1), mô hình dao động không gian của xe được xây dựng như hình 2. Nguyễn Thành Công và Đtg Tạp chí KHOA HỌC & CÔNG NGHỆ 118(04): 49 - 54 50 q2P q1P q1T q2T K1P C2P C1P K1T K2P C2TK2T C1T M X Y Z ϕ θ Jx Jy b a L BT BS Hình 1. Xe đua F-SAE do TNUT sản xuất Hình 2. Mô hình dao động xe F-SAE Các ký hiệu trên hình 2: M, Jx, Jy lần lượt là khối lượng đuợc treo (bao gồm cả khối lượng và ghế ngồi người lái) và mô men quán tính treo trục X,Y; q1P, q1T, q2P, q2T lần lượt là các kích thích của mặt đuờng lên lốp xe. K1T,P, K2T,P và C1T,P, C2T,P lần lượt là độ cứng và hệ số cản tương đương của lốp xe và hệ thống treo trái và phải; a,b là toạ độ trọng tâm xe; Z, ϕ,θ lần lượt là chuyển vị tại trọng tâm thân xe theo phương Z, X, Y; BT, BS là bề rộng vết bánh truớc và sau; L là chiều dài cơ sở xe. K1T,K1P,K2T,K2P lần lượt là hệ số độ cứng của hệ thống treo trước trái phải và hệ thống treo sau trái phải của xe. Dựa vào kết cấu thực tế của xe F-SAE thì khối lượng không được treo rất nhỏ và có thể bỏ qua, do vậy hệ thống treo và lốp xe được mắc nối tiếp với nhau. Độ cứng và hệ số cản tương đương được xác định theo công thức (1) và (2). TL TL KK KKK + = (1) TL TL CC CCC + = (2) Trong đó, KL, KT và CL, CT là độ cứng và hệ số cản của lốp xe và hệ thống treo. Thiết lập phương trình dao động Hiện nay có rất nhiều phương pháp thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động của xe như phương trình Newton – Euler, phương trình Lagrange II, nguyên lý D’alambe kết hợp nguyên lý hệ nhiều vật. Trong nghiên cứu này các tác giả sử dụng nguyên lý D’alambe kết hợp cơ hệ nhiều vật để thiết lập phương trình vi phân cho cơ hệ hình 1 và dưới đây là hệ phương trình vi phân. 1 1 1 1 2 2 2 2 ( 1) ( 1) 2 ( 1) ( 1) 2 ( 1) ( 1) 2 0 ( 1) ( 1) 2 u u T j jP j T u u T j j u u S j jP j T u u S j j BK Z a q MZ BC Z a q BK Z b q BC Z b q φ θ φ θ φ θ φ θ = =    + − + − −     + +    + + − + − −         + − + − −      =    + + − + − −      ∑ ∑ ɺɺ ɺ ɺɺ ɺ ɺɺ (3) 1 1 1 1 2 2 2 2 ( 1) ( 1) 2 ( 1) ( 1) 2 ( 1) ( 1) 2 0 ( 1) ( 1) 2 u u T j jP y j T u u T j j u u S j jP j T u u S j j BK Z a q J a BC Z a q BK Z b q b BC Z b q φ θ φ φ θ φ θ φ θ = =    + − + − −      − +    + + − + − −         + − + − −     + =    + + − + − −      ∑ ∑ ɺɺ ɺ ɺɺ ɺ ɺɺ (4) Nguyễn Thành Công và Đtg Tạp chí KHOA HỌC & CÔNG NGHỆ 118(04): 49 - 54 51 1 1 1 1 2 2 2 2 ( 1) ( 1) 2( 1) 2( 1) ( 1) 2 ( 1) ( 1) 2( 1) 0 2( 1) ( 1) 2 u u T j jP v T x j T u u T j j u u S j jP v S j T u u S j j BK Z a q BJ BC Z a q BK Z b q B BC Z b q φ θ θ φ θ φ θ φ θ = =    + − + − −      − − −    + + − + − −         + − + − −      − =    + + − + − −      ∑ ∑ ɺɺ ɺ ɺɺ ɺ ɺɺ (5) Trong đó:    == ==    = = Tji Pji khi u u ,2 ,1 2 1 ;    = =    = = Pj Tj khi v v 2 1 Mấp mô mặt đường ngẫu nhiên (qij): hiện nay, để miêu tả mấp mô mặt đường ngẫu nhiên có rất nhiều phương pháp như đo trực tiếp hoặc theo phương pháp thống kê để xây dựng hàm số thực nghiệm. Trong nghiên cứu này các tác giả dựa vào tiêu chuẩn ISO/TC108/SC2N67 về phân loại các mặt đường [9] để xây dựng hàm mấp mô mặt đường ngẫu nhiên. Hình 3 thể hiện mấp mô mặt đường ISO cấp B. 0 5 10 15 20 25 30-0.01 -0.005 0 0.005 0.01 Time t/s M ap m o m at du o n g q1 /m Mat duong ISO cap B Hình 3. Mấp mô mặt đường theo ISO cấp B Đánh giá độ êm dịu Để đánh giá ảnh hưởng của dao động đến cơ thể người, Hiệp hội Tiêu chuẩn quốc tế đã đưa ra tiêu chuẩn ISO 2631-1(1997) về đánh giá ảnh hưởng dao động đến con người. Theo tiêu chuẩn này tần số dao động kích thích từ nguồn phát kính thích đến các vị trí khảo sát nằm trong khoảng từ 0.5 đến 80Hz. Để đánh giá độ êm dịu ghế ngồi người lái, các tác giả chọn chỉ tiêu đánh giá theo tiêu chuẩn ISO 2631- 1(1997) và thông qua gia tốc bình phương trung bình được xác định theo công thức: 1 2 2 0 1 ( ) T Wa a t dtT   =     ∫ (6) Trong đó: aw là gia tốc bình phương trung bình; a là gia tốc theo thời gian (m/s2) và T là thời gian khảo sát (s). Điều kiện chủ quan đánh giá độ êm dịu ô tô theo gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng dựa vào bảng 1 dưới đây: Bảng 1. Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô theo ISO 2631-1 aw(m/s2) Cấp êm dịu < 0.315 Thoải mái 0.315÷0.63 Một chút khó chịu 0.5 ÷ 1.0 Khó chịu 0.8 ÷ 1.6 Không thoải mái 1.25 ÷ 2.5 Rất khó chịu > 2 Cực kỳ khó chịu MÔ PHỎNG VÀ ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ Để giải hệ phương trình vi phân, phần mềm Matlab-Simulink 7.04 được sử dụng mô phỏng và sơ đồ mô phỏng Simulink tổng thể của xe đua F-SAE được thể hiện trên hình 4. Hình 4. Sơ đồ mô phỏng xe F-SAE Mô phỏng với bộ số liệu của xe F-SAE do TNUT sản xuất [1] và khi ô tô chuyển động trên mặt đường quốc lộ ISO cấp B với vận tốc v=80km/h. Gia tốc dao động theo phương thẳng đứng tại vị trí trọng tâm của thân xe được thể hiện trên hình 5. Các thông số thiết kế hệ thống treo như độ cứng và hệ số cản ảnh hưởng như thế nào tới độ êm dịu của xe, sẽ được tiếp tục phân tích ở phần dưới đây. Nguyễn Thành Công và Đtg Tạp chí KHOA HỌC & CÔNG NGHỆ 118(04): 49 - 54 52 Ảnh hưởng của độ cứng Để đánh giá ảnh hưởng của độ cứng đến độ êm dịu, thì các thông số độ cứng tương đương K = [0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6 1.8 2]xK0 trong đó K0 = [K1T, K1P, K2T, K2P] là các giá trị độ cứng của xe thiết kế trong tài liệu [1] với 3 giá trị hệ số giảm chấn tương đương C = [0.5 1.0 1.5]xC0 trong đó C0 = [C1T, C1P, C2T, C2P] là giá trị hệ số giảm chấn của xe thiết kế trong tài liệu [1] được chọn để khảo sát ảnh hưởng của chúng đến gia tốc dao động bình phương trung bình tại vị trí trọng tâm thân xe. Hình 6 thể hiện sự ảnh hưởng của độ cứng tương đương với 3 giá trị hệ số cản giảm chấn khác nhau đến gia tốc bình phương trung bình tại vị trí trọng tâm thân xe. 0 0.5 1 1.5 20 0.2 0.4 0.6 0.8 K/(N/m) a w z/( m /s2 ) 0.5 C0 1.0 C0 1.5C0 xK0 Từ hình 6 chúng ta có thể thấy rằng khi giá trị K tăng lên, thì các giá trị awz tăng dẫn tới độ êm dịu chuyển động của xe theo phương đứng giảm xuống. Khi K>0.8K0 tương đương độ cứng hệ thống treo 140000 140000T vK v ≥ − (trong đó v=0.8K0) thì giá trị gia tốc bình phương trung bình theo phương đứng awz≥0.4m/s2 đối chiếu Bảng 2 tiêu chuẩn ISO 2631-1 về đánh giá chủ quan thì người lái xe bắt đầu có cảm giác một chút khó chịu. Ảnh hưởng hệ số cản Để đánh giá ảnh hưởng của nó đến độ êm dịu chuyển động của xe, các giá trị hệ số cản tương đương C = [0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2 1.4 1.6 1.8 2]xC0 trong đó C0 = [C1T, C1P, C2T, C2P] là giá trị hệ số giảm của xe thiết kế trong tài liệu [1] với 3 giá trị độ cứng tương đương K = [0.5 1 1.5]xK0 trong đó K0 = [K1T, K1P, K2T, K2P] là các giá trị độ cứng của xe thiết kế trong tài liệu [1] được chọn để đánh giá ảnh hưởng của chúng đến gia tốc bình phương trung bình các phương (awz, awϕ, awθ). Hình 6. Ảnh hưởng của hệ số độ cứng đến wza Hình 5. Gia tốc dao động theo phương Z tại vị trí trọng tâm của thân xe 0 5 10-2 0 2 Time/s a z /(m /s2 ) Hình 9. Ảnh hưởng của hệ số giảm chấn đến awθ 0 0.5 1 1.5 20 0.5 1 C/N.s/m a w θ/( ra d/ s2 ) 0.5K0 1.0K0 1.5K0 xC0 Hình 8. Ảnh hưởng của hệ số giảm chấn đến awϕ 0 0.5 1 1.5 20 0.5 1 1.5 C/(N.s/m) a w φ /(r ad /s2 ) 0.5K0 1.0K0 1.5K0 xC0 Hình 7. Ảnh hưởng của hệ số giảm chấn đến a- wz 0 0.5 1 1.5 20.2 0.4 0.6 0.8 1 C/(N.s/m) a w z/( m /s2 ) 0.5K0 1.0K0 1.5K0 xC0 Nguyễn Thành Công và Đtg Tạp chí KHOA HỌC & CÔNG NGHỆ 118(04): 49 - 54 53 Từ các hình 7, 8 và 9 chúng ta thấy rằng khi hệ số cản tương đương tăng lên thì các giá trị awz, awϕ, awθ giảm xuống sau đó lại có xu hướng tăng lên điều đó dẫn tới độ êm dịu chuyển động của xe có xu hướng nâng cao sau đó là có xu hướng biến đổi xấu. Khi hệ số giảm chấn tương đương nằm trong vùng 0.6C0 ≤C≤ 1.2C0 tương đương hệ số cản của giảm chấn của hệ thống treo 880 880 880 880T n mC n m ≤ ≤ − − (trong đó n=0.6C0 và m=1.2C0), thì các giá trị awz, awϕ, awθ nằm trong vùng tối ưu, độ êm dịu của xe theo các phương được nâng cao và khi C=0.8C0 tương đương hệ số cản giảm chấn của hệ thống treo u uCT − = 880 880 (trong đó u=0.8C0), thì các giá trị awz, awϕ, awθ đạt được giá trị tối ưu thiết kế. Từ các kết quả mô phỏng phân tích chúng ta thấy rằng sự phối hợp hợp lý độ cứng và hệ số cản có ảnh hưởng rất lớn đến độ êm dịu chuyển động của xe. Do vậy, khi thiết kế hệ thống treo chúng phải lưu tâm đến yêu tố này nhằm nâng cao hiệu quả hệ thống treo. KẾT LUẬN Thông qua phương pháp mô phỏng bằng máy tính để đánh giá ảnh hưởng các thông số thiết kế hệ thống treo đến độ êm dịu chuyển động xe, chúng ta rút ra được các kết luận dưới đây: - Khi giá trị độ cứng hệ thống treo 140000 140000T vK v ≤ − thì độ êm dịu chuyển của xe thỏa mãn tiêu chuẩn ISO 2631-1 khi xe chuyển động trong điều kiện khảo sát. - Khi giá trị hệ số cản của giảm chấn u uCT − = 880 880 , độ êm dịu chuyên động của xe đạt được giá trị tối ưu khi xe chuyên động trong điều kiện khảo sát. - Sự phối hợp lý giữa độ cứng và hệ số cản của hệ thống treo là yếu tố quan trọng nhằm nâng cao độ êm dịu chuyên động của xe. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Nguyễn Khắc Tuân,2013. “Giải mã công nghệ thiết kế, chế tạo xe đua sinh viên F-SAE” Đề tài cấp cơ sở, ĐH Kỹ Thuật Công Nghiệp TN. [2]. SAE Inc, USA,2004 Formula SAE Rules 2004, pp. 104-109. [3]. Adam Theander.2004, Design of a Suspension for a Formula Student Race Car. Trita-ave-26.ISSN, pp. 87-93. [4]. Christian Andrade PID 2283035 Jaime Cardona PID 2117551,2009. Redesign and optimization of a Formula SAE open wheel race car suspension. pp. 56-44. [5]. Peter Mucka (2002). Active suspension of a heavy-vehicle driven axle. Journal of MechanicalEngineering, Vol.53: pp. 342-350. [6]. Syabillah Sulaiman, et al. Groundhook Control of Semi-Active suspension For Heavy Vehicle, International Journal of Research in Engineering and Technology (IJRET) Vol. 1, No. 3, 2012 ISSN 2277 – 4378. [7]. Fernando J.D’Amato, Daniel E Viasolo,USA Accepted 13 September 1999Fuzzy control for active suspensions. [8]. ISO 2631-1 (1997). Mechanical vibration and shock-Evanluation of human exposure to whole-body vibration, Part I: General requirements, The International Organization for Standardization. [9]. ISO 8068(1995). Mechanical vibration-Road surface profiles - reporting of measured data. [10]. Milliken, William F. & Milliken, Douglas L. (1995), Race Car Vehicle Dynamics, SAE Inc, USA. Nguyễn Thành Công và Đtg Tạp chí KHOA HỌC & CÔNG NGHỆ 118(04): 49 - 54 54 SUMMARY STUDY ON INFLUENCE OF DESIGN PARAMETERS OF SUSPENSION SYSTEM ON F-SAE RACING CAR RIDE COMFORT Nguyen Thanh Cong*, Nguyen Khac Tuan, Le Van Quynh College of Technology – TNU The ride comfort and stable movement of the F-SAE racing car is one of the important indicators to evaluate the quality of vehicle design. Thus, the aim of this study was to analyze the influences of design parameters suspension system on vehicle ride comfort movement based on the international standard ISO 2631-1(1997-E). In order to evaluate the influences, a 3-D vibration model is established based on the technical parameters of the F-SAE racing car that produced by TNUT in 2013. Matlab7.04/Simulink software is used to simulate and calculate the impact factors. The results show that the influence of the stiffness and damping parameters in the suspension systems on the vehicle ride comfort and stable movement is very obvious. In addition, this study has been given a set of the optimal design parameters for suspension system. Key words: F-SAE racing car, suspension system, design parameters, vibration model, ride comfort. Ngày nhận bài: 13/3/2014; Ngày phản biện: 15/3/2014; Ngày duyệt đăng: 25/3/2014 Phản biện khoa học: PGS.TS. Lưu Văn Tuấn – Trường ĐH Bách Khoa Hà Nội * Tel:0984381411; Email: nguyencong_124@.tnut.edu.vn