MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

Khi ô tô chạy trên đường không bằng phẳng sẽ phát sinh dao động. Dao động phát sinh trong quá trình vận hành có thể làm hư hại hàng hóa, rút ngắn tuổi thọ của xe và gây ảnh hưởng không nhỏ đến người điều khiển cũng như hành khách. Ở những nước phát triển, dao động của ô tô được quan tâm đặc biệt. Đặc biệt hơn với sự phát triển của ô tô điện, con người luôn muốn tận dụng những tinh hoa, công nghệ sản xuất mà ô tô xăng để lại, vì vậy thường chỉ thay đổi về phần động cơ và không có sự thay đổi nhiều về khung gầm bao gồm cả hệ thống treo. Tuy nhiên, ô tô điện thường có trọng lượng lớn hơn, trọng tâm cũng thấp hơn vì thế việc lắp đặt hệ thống treo của ô tô xăng lên nó thường không đảm bảo độ êm dịu. Việc cải tiến kết cấu bộ phận dẫn hướng của ô tô điện đòi hỏi phải thiết kế các cụm và chi tiết đáp ứng điều kiện sử dụng thực tế, đồng thời phù hợp với khả năng công nghệ trong nước.

Xuất phát từ những yêu cầu thực tiễn, trong đồ án nghiên cứu chuyên ngành ô tô, nhóm chúng em được giao nhiệm vụ: “Ttính toán, thiết kế và mô phỏng hệ thống treo cho xe PHEV”. Với sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo hướng dẫn : TS……………….và các thầy giáo trong bộ môn, chúng em đã hoàn thành đề tài này. Tuy nhiên do năng lực bản thân còn hạn chế và kinh nghiệm thiết kế còn chưa có nên không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em hy vọng nhận được sự cảm thông cùng những nhận xét quý báu từ các thầy cô nhtruoằm cải thiện và hoàn thiện tư duy thiết kế sau này.

TÓM TẮT NỘI DUNG ĐỒ ÁN

Trong đồ án chúng em đã thực hiện thiết kế, mô phỏng và thí nghiệm hệ thống treo trên xe PHEV, sau đó so sánh kết quả mô phỏng với thực nghiệm.

Nội dung đồ án gồm 4 phần chính:

Chương 1: Tổng quan về đề tài nghiên cứu

Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống treo

Chương 3: Mô phỏng ứng suất và chuyển vị chi tiết dẫn hướng của hệ thống treo

Chương 4: Nghiên cứu thực nghiệm

                                                                                                                                  Hà Nội, ngày … tháng … năm 20…

                                                                                                                              Sinh viên thực hiện

                                                                                                                                  1./……………..……  

                                                                                                                                  2./ …..………………

CHƯƠNG 1. TỔNG QUAN ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU

1.1 Tổng quan hệ thống treo

1.1.1 Công dụng, phân loại và yêu cầu

1.1.1.1. Công dụng

Hệ thống treo có các công dụng chính sau:

- Tạo liên kết linh hoạt giữa bánh xe và thân xe, giúp giảm lực tác động thẳng đứng truyền lên thân xe và đảm bảo bánh xe chuyển động êm ái trên mặt đường.

- Truyền các lực từ bánh xe lên khung xe, đồng thời duy trì chuyển động và vị trí của bánh xe một cách hợp lý.

- Hấp thụ và triệt tiêu nhanh các dao động phát sinh từ điều kiện mặt đường không bằng phẳng.

1.1.1.3. Yêu cầu

Hệ thống treo có những yêu cầu như sau:

- Đảm bảo tần số dao động riêng thích hợp cho phần tử được treo (chủ yếu phụ thuộc vào độ võng tĩnh f_t).

- Độ võng động hợp lý giúp ngăn ngừa va đập giữa các chi tiết khi hệ thống treo làm việc.

- Độ dập tắt dao động hợp lý.

- Duy trì sự ổn định thân xe, hạn chế hiện tượng nghiêng lắc khi xe quay vòng hoặc phanh gấp.

1.1.2 Phân loại

Về cơ bản, hệ thống treo được chia thành hai loại: phụ thuộc và độc lập.

1.1.2.1. Hệ thống treo phụ thuộc

Hệ thống treo phụ thuộc được nhận biết qua cấu trúc trong đó hai bánh xe được gắn trên cùng một dầm cầu cứng, làm cho chuyển động của chúng có sự phụ thuộc lẫn nhau. Khi cầu xe ở dạng bị động, dầm chỉ là một kết cấu thép định hình. Ngược lại, đối với cầu chủ động, dầm được thiết kế tích hợp với vỏ cầu.

* Ưu điểm

- Giữ ổn định vết bánh xe nhằm hạn chế mòn lốp không đều trong suốt quá trình vận hành.

- Liên kết cứng giữa hai bánh xe giúp chống lại lực bên và hạn chế trượt ngang

* Nhược điểm

- Tải trọng động sinh ra dẫn đến va chạm giữa phần treo và phần không treo, khiến chuyển động của xe kém êm dịu. Bên cạnh đó, va đập mạnh của bánh xe trên nền đường làm suy giảm khả năng tiếp xúc giữa bánh và mặt đường.

- Để dầm cầu có thể thay đổi vị trí, không gian dưới sàn xe phải được mở rộng, điều này dẫn đến hai phương án: hoặc tăng chiều cao trọng tâm, hoặc giảm dung tích khoang hành lý phía sau.

1.1.2.2. Hệ thống treo độc lập

* Đặc điểm:

- Trên hệ thống cầu rời, hai bánh xe có cơ chế động học riêng biệt và không phụ thuộc lẫn nhau trong quá trình chuyển động.

- Việc sử dụng các đòn ngang để liên kết từng bánh xe một cách độc lập giúp làm giảm mô men quán tính quay, từ đó nâng cao độ êm ái và ổn định của xe trong quá trình vận hành.

- Do bố trí không gian làm việc chủ yếu ở hai bên thân xe, hệ thống treo này cho phép hạ thấp chiều cao lắp đặt các bộ phận, giúp giảm trọng tâm xe, từ đó nâng cao độ ổn định khi vận hành ở tốc độ cao.

1.1.3 Kết cấu hệ thống treo

1.1.3.1. Các bộ phận chính của hệ thống treo

Hình 1.1 thể hiện kết cấu của 2 dạng hệ thống treo điển hình. Trong đó hình 1.1a mô tả hệ thống treo độc lập với phần tử đàn hồi dạng lò xo trụ thường sử dụng trên ô tô con. Hình 1.1b thể hiện một ví dụ của hệ thống treo phụ thuộc nhíp lá, rất thông dụng trên các xe tải.

Các bộ phận chính của hệ thống treo được mô tả bằng sơ đồ nguyên lý như trên hình (1.5c), gồm có: bộ phận đàn hồi, bộ phận giảm chấn và bộ phận hướng.

1.1.3.2. Bộ phận đàn hồi

Nhờ đặc tính đàn hồi, các bộ phận này đóng vai trò giảm chấn và cách ly rung động giữa bánh xe và thùng xe. Điều này giúp bảo vệ khung xe khỏi tác động trực tiếp từ mặt đường, đồng thời mang lại cảm giác êm dịu cho người ngồi, do tần số dao động được điều chỉnh về mức lý tưởng đối với con người.

Bộ phận đàn hồi có các phần từ đàn hồi thường gặp là:

(i) Nhíp:

Nhíp là một trong những bộ phận đàn hồi được sử dụng phổ biến trong hệ thống treo của ô tô, đặc biệt là xe tải, xe buýt và một số dòng xe địa hình. Nhíp thường được chế tạo từ thép đàn hồi có khả năng chịu uốn tốt và có độ bền cao. Hiện nay, ngoài dạng nhíp lá truyền thống, còn có các dạng nhíp hiện đại như nhíp parabol, giúp giảm trọng lượng, tăng độ êm ái và phân bố ứng suất đều hơn trong quá trình làm việc.

(iii)  Thanh xoắn

Là một thanh thép có tính đàn hồi xoắn, thanh xoắn giúp giảm dao động nhờ khả năng chống xoắn khi bị tác động lực. Do đặc điểm hai đầu của thanh xoắn có thể dễ bị nhầm trong quá trình lắp ráp, nên cần tiến hành đánh dấu rõ ràng từ trước. Cụm thanh này gồm một đầu cố định trên khung và đầu kia liên kết với bộ phận truyền lực xoắn của hệ thống treo.

1.1.3.3. Bộ phận giảm chấn

Trên xe ô tô giảm chấn được sử dụng với các mục đích như sau:

- Giảm và dập tắt các va đập truyền lên khung khi bánh xe lăn trên đường không bằng phẳng nhằm bảo vệ được bộ phận đàn hồi và tăng tính tiện nghi cho người sử dụng

- Đảm bảo dao động của phần không được treo ở mức độ nhỏ nhất, nhằm làm tốt sự tiếp xúc của bánh xe với mặt đường đảm bảo tính năng lá và tăng tốc cũng như chuyển động an toàn

- Nâng cao các tính chất chuyển động của xe như khả năng tăng tốc, khả năng an toàn khi chuyển động

- Để dập tắt các dao động của xe khi chuyển động giảm chấn sẽ biến đổi cơ năng thành nhiệt năng nhờ ma sát giữa chất lỏng và các van tiết lưu. Trên các dòng ô tô hiện đại, giảm chấn ống thủy lực hai chiều với cấu trúc hai lớp được sử dụng phổ biến.

1.1.3.4. Thanh ổn định và bộ phận dẫn hướng                    

Chức năng của thanh ổn định là hạn chế độ nghiêng của thùng xe khi xe quay vòng. Thanh này chống lại độ nghiêng tự nhiên do quán tính gây ra, thông qua độ cứng xoắn của chính nó. Các đầu của nó kết thúc ở dạng thanh được neo vào một số phần của hệ thống treo.

Bản thân thanh được cố định xuyên qua tâm vào khung của ô tô, nhưng được phép xoay để mô-men xoắn có thể được truyền từ bên này sang bên kia. Theo cách này, khi một bên của hệ thống treo đi xuống làm quay "cánh tay" đó, thì bên kia cũng vậy, lần lượt chìm vào hệ thống treo ở phía bên kia.

1.2 Mục tiêu, phương pháp, nội dung, phạm vi đồ án nghiên cứu

1.2.1 Mục tiêu nghiên cứu

Trong nội dung đồ án nghiên cứu này, mục tiêu đặt ra là tính toán thiết kế hệ thống treo, sau đó xây dựng mô hình 3D và mô phỏng kiểm bền các chi tiết dẫn hướng bằng cách sử dụng phần mềm chuyên dụng (cụ thể là phần mềm Hypermesh và Ansys).

1.2.2 Phương pháp thực hiện

Qua phân tích tổng quan, phương án thiết kế được chọn gồm: hệ treo trước kiểu McPherson và hệ treo sau dạng đa điểm

Các bước thiết kế hệ thống treo:

- Bước 1: Phân tích động học hệ thống treo để xác định chiều dài các đòn ngang.

- Bước 2: Tính toán tải trọng tác dụng và kiểm nghiệm độ bền kết cấu

- Bước 3: Lựa chọn và tính toán thông số lò xo, giảm chấn tương ứng với đặc tính hệ thống treo.

Phương pháp mô phỏng, khảo sát là phương pháp phần tử hữu hạn để khảo sát ứng suất và chuyển vị bộ phận hướng hệ thống treo của xe trong các trường hợp đặc biệt.

Từ các phân tích trên, mục tiêu của đồ án nghiên cứu này là kế thừa những yếu tố thiết kế, lập mô hình của các tác giả trong nước và nước ngoài trong việc thiết kế, xây dựng mô hình 3D, sử dụng phương pháp phần tử hữu hạn và mô phỏng máy tính, nhằm xác định được ứng suất và chuyển vị của bộ phận hướng từ đó đưa ra những đề xuất cải tiến về mặt kết cấu để đảm bảo độ bền cho chi tiết.

1.2.3 Nội dung nghiên cứu

Nội dung nghiên cứu của đồ án gồm các phần chính như sau:

- Chương 1: Tổng quan về đề tài nghiên cứu

- Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống treo

- Chương 3: Mô phỏng kiểm bền hệ thống treo

- Chương 4: Thí nghiệm

- Kết luận.

1.3 Kết luận chương 1

Trong chương 1, sinh viên đã trình bày về công dụng, yêu cầu, các kết cấu của hệ thống treo nhằm đánh giá ưu, nhược điểm của các thiết kế. Đó là cơ sở để chọn lựa phương án thiết kế phù hợp với đề tài. Bên cạnh đó, chương 1 có đưa ra các mô hình mô phỏng hình dạng chi tiết, xác định mục tiêu và lựa chọn phương pháp cho đề tài đồ án.

CHƯƠNG 2. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ

A. Hệ thống treo trước

2.1 Thông số kĩ thuật của xe tham khảo

Thông số kĩ thuật xe Misubishi Outlander PHEV 2018 như bảng 2.1.

* Thông số kích thước bánh xe:

Lốp trước/sau:  225/55R18

Do lốp xe loại áp suất thấp, chọn l = 0,945

2.2 Thông số cơ bản của hệ thống treo

Việc xác định các thông số cơ bản của hệ thống treo nhằm đánh giá độ êm ái của xe trong quá trình vận hành. Các đại lượng được sử dụng để phân tích bao gồm: tần số dao động, gia tốc dao động và vận tốc dao động. Trong đó, tần số dao động đóng vai trò nền tảng để thiết kế và lựa chọn thông số của bộ phận đàn hồi. Giá trị tần số này nên được lựa chọn trong khoảng từ 60 đến 90 dao động/phút

Tần số dao động riêng (rad/s): w=7,85

Độ cứng trung bình của hệ treo lấy từ trung bình cộng của hai giá trị: Khi xe đầy tải và khi xe không tải

2.2.1. Hành trình tĩnh của bánh xe (độ võng tĩnh)

- Ở chế độ đầy tải: f₁ = 16 cm

- Ở chế độ không tải: f01 = 12,4 cm

2.2.3 Hành trình động của bánh xe

Để đảm bảo khoảng sáng gầm xe không bị giảm xuống dưới mức cho phép, hành trình động của hệ thống treo được lựa chọn phù hợp

Vậy H₀ ³ 250 (mm)

Khoảng cách từ trọng tâm xe đến cầu sau: b = 1367 mm

Chiều cao trọng tâm của xe H_g = 800 (mm)

2.2.4. Hệ số cản trung bình của giảm chấn

- Hệ số dập tắt dao động của hệ thống treo: D = 3,14 (rad/s)

- Hệ số cản trung bình của giảm chấn quy dẫn về bánh xe: K_e1 = 1861,4

2.3. Phương án thiết kế

* Số liệu cơ sở để tính toán

- Chiều rộng cơ sở xe: B = 1810 (mm).

- Bán kính bánh xe: Kí hiệu lốp 225/55/R18. R_bx = 333 (mm).

- Góc nghiêng ngang trụ xoay đứng góc Kingpin: β = 10^o

- Chiều cao tai xe lướn nhất: H_max = 800 (mm)

- Góc nghiêng ngang bánh xe (góc Camber): α = 0⁰

- Góc nghiêng dọc trụ đứng (góc Caster dương)

- Bán kính bánh xe quay quanh trụ đứng: r_a = -15 (mm).

- Khoảng sáng gầm xe khi xe đầy tải: H_min = 165 (mm)

- Độ võng tĩnh: f_t = 160 (mm).

- Độ võng động: f_d = 120 (mm).

- Độ võng cảu hệ treo ở trạng thái không tải: f₀₁= 1204 (mm).

- Chiều dài trụ đứng: K_r = 150 (mm)

2.3.1. Xác kích thước càng chữ A

Phương pháp đồ thị được áp dụng để tính toán với các bước cụ thể như sau:

- Kẻ đường nằm ngang biểu diễn mặt phẳng đường: dd

Tương tự, vị trí khớp ngoài của đòn ngang dưới tải tối đa được xác định khi hệ treo biến dạng lớn nhất và thùng xe không đổi vị trí, lúc này bánh xe sẽ tịnh tiến đến vị trí Bi

Trong trường hợp coi khoảng cách giữa hai vết bánh xe không đổi giữa hai trạng thái có tải và không tải. B₀B_i = 156 mm

L_d = O₁C₁ = 302 mm ; l_bx = 326 mm

2.3.2. Xây dựng đồ thị quan hệ động học hệ treo

Theo đồ thị, các chuyển vị ∆B và ∆δ phụ thuộc vào dịch chuyển bánh xe, với ∆B = f(S), ∆δ = f(S).

Ta có đồ thị hệ treo như hình 2.5.

2.4. Động lực học MC. Pherson

2.4.1 Các chế độ tải trọng

a. Kéo và phanh cực đại

Sơ đồ phân tích lực cho thấy hai thành phần Z và X đạt cực trị

Tính toán được thực hiện như sau: Z = 6975 N

Các lực được tính toán như sau: Z^' = 7625 N

b. Trường hợp chịu tải trọng động

Từ sơ đồ chỉ có lực Z

Ta có: Z = 14531 N.

2.4.3. Các phản lực tác dụng lên hệ treo cầu trước

a. Lực Z

Thay số được: Z = 5812,5 (N)

Tại đầu A lực dọc theo phương giảm chấn tác dụng: Z_A = 5724 N

Vì cánh tay đòn m biến thiên trong quá trình tính toán, nên có thể sử dụng giá trị của nó ở điều kiện tải trọng tĩnh cực đại

Đầu A:

Z_A = 5724 N

A_MZ + A_ZY = 585 N

Đầu B:

B_MZ + B_ZY = 1595 N

Với (N); (N)

- Phân tích tác dụng của lực Z và các phản lực xác định như phần trên.

- Lực dọc X chuyển về tâm trục bánh xe được 2 thành phần X_o và M_X:

X_D =X = 5231 N

M_X = 1742 N

- Lực X₀ gây nên các phản lực tại A và B là A_X và B_X: A_X= 664N ; B_X= 4567 N

- Ở đầu A:

Theo phương X:  2283 n

Theo phương AB: 5724 N

Theo phương Y: 340 N

- Ở đầu B:

Theo phương X:  7414 N

Theo phương Y:  3282 N

Như vậy:

Tạc C có: C_x, C_y

Tại D có: D_x, D_y, D_cx

Tại E có: E_x, E_y, E_cx

c. Lực ngang cực đại

- Tính toán lực Z như ở mục b

- Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới

Với:  Y = 7830 (N) và Z = 5812,5 (N)

- Lực ngang Y gây lên trụ đứng AB các phản lực A_Y, B_Y: A_Y= 4951 N ; B_Y= 2879 N

2.5. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính

2.5.1. Càng chữ A (càng A)

Hệ thống đòn ngang dưới mang cấu trúc hình chữ A, đầu ngoài kết nối với cam quay rô-tuyn, trong khi hai đầu trong được liên kết với thân xe bằng khớp bản lề giúp tăng cường độ ổn định của hệ treo.

Chi tiết cao su được lắp ép vào lỗ của càng A nhằm hấp thụ giao động và cho phép chuyển động tương đối nhỏ giữa càng A và thân xe, Trong mô hình phân tích, lắp ghép giữa cao su và càng A được giả định là tiếp xúc không trượt. Do độ cứng của cao su càng A, và được bắt với càng theo phương thẳng đứng nên việc lực thẳng đứng tác dụng lên càng chủ yếu gây biến dạng lõi cao su càng A cho nên lực thẳng đứng không ảnh hưởng nhiều đối với càng A. Do đó bỏ qua việc khảo sát, tính toán lực thẳng đứng tác dụng lên càng A.

Tính toán càng A trong các trường hợp kéo, nén, uốn:

a. Trường hợp 1

Chỉ có lực X

Fx = C_x = 7515 (N)

F_x : Tác động tạo ra lực cắt và mômen uốn ngang nằm trong mặt phẳng (xoy). 

Với  Q_r = F_x = 7515 (N); S = 1745 (mm²)

Thay số ta được: t_max = 6,46 (MPa)

Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 có: e_b = 510 (Mpa)

=> Thỏa mãn

Ứng suất uốn lớn nhất:

Jx = 126875 (mm⁴)

y = 20 (mm)

e_b = 255 MPa

Thay số được: s_v = 84,5 (Mpa)

=> Thỏa mãn điều kiện bền.

b. Trường hợp 2

Chỉ có lực X và lực Y (hình 2.15)

Thay số được: s_v = 84 (Mpa)

P_lim = 10983782 N

n₀ = 32761 > [n] = 2

=> Ổn định.

2.6 Tính toán lò xo

Là thành phần đàn hồi của hệ thống treo, lò xo có nhiệm vụ giảm chấn và tạo cảm giác êm ái khi xe di chuyển. Lò xo chỉ chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng Z nên thiết kế lò xo theo chế độ tải trọng động.

2.6.1Lực tác dụng lên lò xo

Lò xo được tính toán trong điều kiện chịu tải trọng động lớn nhất: Z = 11625 (N)

Lực tác động lớn nhất lên lò xo: F_max = 13002,6 N

Lực nhỏ nhất tác dụng lên lò xo:  F_miv = 5102 N

2.6.1 Trình tự thiết kế lò xo

Số liệu thiết kế:

F_max  = 13002,6 (N)

F_miv = 5102 (N)

=> Các bước thiết kế lò xo:

* Bước 1: Chọn vật liệu chế tạo

Thép 50CrV4 là vật liệu chế tạo có thông số:

Ứng suất tiếp tuyến: [t] = 1600 (MN/m²)

Đường kính dây: d = 10 ¸ 20 (mm)

Tỷ số đường kính:

D: Đường kính trung bình

* Bước 3: Xác định kích thước của lò xo

Số vòng toàn bộ: n = 6,5 vòng

Chiều cao lò xo lúc các vòng xít lại nhau là: H_g = 9,6 m

- Chiều cao lò xo H₀ khi chưa chịu tải: H₀  = 477,67 mm

- Chiều cao lò xo khi chịu tải nhỏ nhất: H₀  = 0,32 m

* Bước 4: Kiểm bền

=> Thỏa mãn điều kiện bền xoắn.

Kết luận:

Thông số lò xo:

Vật liệu: Thép 50CrV4

Thông số lò xo trước như bảng 2.8.

B. Hệ thống treo sau

2.8. Phương án thiết kế cho hệ thống treo sau

2.8.1. Các thông số ban đầu.

Các thông số đầu vào xe tham khảo như bảng 2.2.

- Chiều rộng cơ sở của xe ở cầu sau: B_T =1540 (mm)

- Bán kính bánh xe r_bx = 333 (mm)

- Góc nghiêng ngang trụ quay đứng (góc kingpin): δ₀=0^o

- Sự thay đổi góc nghiêng ngang trụ đứng: Δδ=2^o

- Góc nghiêng ngang bánh xe (Camber): γ₀= 0

- Khoảng sáng gầm xe: H_min = 165 (mm)

- Độ võng tĩnh: f_t = 160 (mm)

- Độ võng động: f_đ = 12,8 mm

2.8.2. Tính toán lò xo

2.8.2.1. Lực tác dụng lên lò xo

Tải trọng động lớn nhất. Z = 10350 N

Lực tác động lớn nhất lên lò xo: F_max = 12988,24 N)

2.8.3. Trình tự thiết kế lò xo

Số liệu thiết kế:

Z = 10350 N

F_max = 12988,24 N)

Các bước thiết kế lò xo:

* Bước 1: Chọn vật liệu chế tạo

- Chọn thép 50CrV4 có:

Ứng suất tiếp tuyến: [t] = 1600 (MN/m²)

Đường kính dây lò xo: (mm)

Tỷ số đường kính:

Với:  D: Đường kính trung bình

* Bước 2: Tính đường kính dây lò xo d và số vòng làm việc n

Đường kính dây lò xo:

Thay số ta được: d = 14,7 (mm)

Chọn đường kính dây là: d = 15 (mm).

- Đường kính trung bình: D = 135 (mm).

- Số vòng làm việc của lò xo: n = 6, 6 vòng. Chọn: (vòng)

* Bước 4: Kiểm bền

=> Thỏa mãn điều kiện bền xoắn.

Kết luận: Thông số thiết kế lò xo:

- Vật liệu: Thép 50CrV-4

Thông số thiết kế lò xo như bảng 2.3.

2.9. Tính phần tử giảm chấn

2.9.1. Đặc tính của giảm chấn

Mức độ dao động tương đối giữa thân xe và các bánh xe hình thành nên lực cản giảm chấn 

P_g = K.Z_tm

Hệ số giảm chấn K và số mũ m phụ thuộc vào giá trị của Z_t, trong vùng vận tốc hiện nay của giảm chấn Z_t = 0,3 (km/h), m = 1thuộc (1:2) khi tính toán ta coi

Vận tốc tối đa của giảm chấn thường không vượt quá 0,6 m/s. Lực cản tối đa ở các hành trình được tính: P_gn2 = 453,12 N ; P_t2 = 1132,08 N

2.9.5 Xác định kích thước van nén

2.9.5.1 Xác định kích thước van nén nhẹ

Chọn số lỗ van n = 6

Thay số ta được d = 2 mm

2.9.5.3. Xác định kích thước lò xo giảm chấn

Sơ đồ thống số giảm chấn:

D₃ = 23 (mm), D₄ = 18 (mm)

Ứng suất cho phép của vật liệu làm lò xo.

 => Chọn d = 2 (mm).

Chiều dài của lò xo khi van mở hoàn toàn: H_m = 14,8 mm

Bước của lò xo: t = 8,97 mm

2.10. Động lực học hệ treo sau

2.10.1. Các chế độ tải trọng tính toán

a. Lực kéo và lực phanh cực đại

Tồn tại lực Z, X nhưng tính với giá trị cực đại. Z = 5925 N ; X = 4147,5 N

 Các lực được tính toán như sau:

Z = Y = 5925 (N)

Y = φ_y. G_φ: = 5925 (N)

Trong đó:

φ_y: Hệ số bám ngang lấy bằng 1

G_φ: Trọng lượng bám

Các phản lực thẳng đứng tại các bánh xe được xác định tương tự trường hợp trên.

b. Chịu tải trọng động

Trên sơ đồ chỉ có lực Z.

Thay số ta được: Z_d = 11850 N

Trong đó:

G₁₂^': Tải trọng đặt trên cầu trước.

k_d: Hệ số tải trọng động, k_d = 1,8 – 2,5, (chọn k_d = 2).

2.10.2. Xác định các lực tác dụng lên hệ treo cầu sau

a. Lực phanh cực đại, thành phần lực Z và X (không có Y)

Lực Z tạo nên momen trên cánh tay đòn (L – p_i), có giá trị: M_e = 711 N

Lực phanh tạo nên momen quay tại giá đỡ moay ơ trên mặt phẳng đứng: M_e = 497,9 N.m

Lực lò xo có giá trị: Fix = 7514,6 N

b. Lực ngang cực đại chỉ có thành phần Z và Y

Trên sơ đồ có mặt lực Z và Y (vắng mặt X).

Các phản lực thẳng đứng tại các bánh xe được xác định tương tự trường hợp trên.

Lực ngang sinh ra các lực tác động lên đầu các đòn ngang:  Fy = 2715,2 N

c. Tải trọng tĩnh chỉ có lực Z (không có lực Y)

Tác dụng của thành phần lực Z và các phản lực tương tự như ở phần trên

Tác dụng của thành phần lực ngang Y như hình vẽ dưới

2.11. Chọn và kiểm bền các bộ phận chính

2.11.1. Đòn ngang dưới (càng chữ I)

Đòn ngang dưới có cấu trúc hình chữ I được bắt vào thân xe qua bulong. Đầu ngoài bắt với giá đỡ moay ơ.

Khi xét đến các trạng thái cơ bản như kéo, nén và uốn trong bài toán kiểm bền, thường đưa ra giả thiết rằng một phần của càng hình chữ I sẽ chịu toàn bộ tải trọng tác dụng.

a. Trường hợp phanh cực đại chỉ có lực X (không có lực Y)

Khi phanh cực đại, lực dọc theo phương X đã được hấp thụ bởi giá đỡ moay ơ, nên trong trường hợp này càng chữ I chỉ chịu phản lực từ mặt đường.

Q_y: Lực cắt

Q_y = F_z = 5925 (N)

S = 522 (mm2)

Ứng suất:

Thay số được: t_max = 16,61 (N/mm2)

Với vật liệu là hợp kim nhôm AlZnMgCu1,5F50 có:  [t]= 1170 MPa

=> Thỏa mãn điều kiện bền

Sau khi xây dựng biểu đồ momen, ta thu được momen lớn nhất: M_u = 5925.110 = 651750(N.mm)

Mặt cắt tiết diện là hình chữ U với kích thước h = 60 (mm), b = 60 (mm), t = 3 (mm)

y: lấy tại điểm có tung độ max: y = 38,8(mm)

Thay số được: s_u = 127,14 (N/mm²)

=> Thỏa mãn điều kiện bền.

b. Trường hợp ngang cực đại, chỉ có lực Y và Z (không có lực X)

Chỉ có lực Y và Z

F_x = 0

F_y = 2712,5 (N)

F_z = F_lx và F_x

F_z: Đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc (tương tự)

F_y: Đóng vai trò kéo nén hướng tâm

Ứng suất kéo nén hướng tâm:

Thay số ta được: s_k = 5,2 < [s]

=> Thỏa mãn điều kiện bền.

c. Trường hợp chịu lực thẳng đứng

Chỉ có lực Z

F_x = 0

F_y = 0

F_z = F_lx và F_x

Fz: đóng vai trò là lực cắt và gây ra mô men uốn dọc (tương tự phần a)

2.12. Kết luận chương 2

Tại chương 2, tác giả đã thiết kế hệ thống treo trước Mcpherson và hệ thống treo sau đa liên kết với trình tự:

- Xác định thông số ban đầu

- Xây dựng động học hệ treo Mcpherson, từ đó tìm được độ dài của các đòn của hệ thống treo.

- Tính toán, kiểm bền cho các bộ phận theo từng chế độ tải trọng.

- Chọn và tính toán lò xo, giảm chấn phù hợp.

Sau khi hoàn thiện chương 2, tác giả đã hình thành nên tư duy thết kế về một hệ thống trên ô tô, đặc biệt là hệ thống treo. Một số điểm hạn chế của chương 2 như sau:

- Chưa xác định được chính xác một số thông số đầu vào như, phân bố tải trọng của xe tham khảo khi đầy tải, khối lượng của phần không được treo,...Tuy nhiên tác giả đã sử dụng công thức kinh nghiệm để xác định các thông số đó sao cho phù hợp với thực tế.

- Giả thiết thanh đòn dọc đủ bền do chưa đủ thông số để kiểm bền cho chi tiết này.

- Kết quả tính toán cần được kiểm nghiệm qua việc khảo sát trên xe thực tế để hoàn thiện hơn.

CHƯƠNG 3. MÔ PHỎNG ỨNG SUẤT VÀ CHUYỂN VỊ CHI TIẾT DẪN HƯỚNG CỦA HỆ THỐNG TREO

Cơ sở lý thuyết và mô hình xác định độ bền, các chế độ tải trọng và phương pháp đánh giá độ bền chi tiết dẫn hướng bằng phương pháp ứng dụng các phần mềm chuyên dụng sẽ được nghiên cứu và khảo sát. Xây dựng mô hình phần tử hữu hạn để xác định độ bền các chi tiết bằng phần mềm chuyên dụng Ansys và Hypermesh, trong đó phân tích kỹ các thuật toán, các bước xây dựng và đánh giá chất lượng mô hình.

3.1. Phương pháp đánh giá độ bền khung sát xi

* Ứng suất tương đương (Von Mises):

Ứng suất thông thường được xác định theo phương tác dụng của nó. Trong quá trình làm việc thực tế, trạng thái ứng suất của chi tiết phức tạp do phải chịu tác động đồng thời của nhiều tải trọng cùng lúc với lực khác nhau. Để đánh giá độ bền của chi tiết trong trường hợp này người ta thường sử dụng ứng suất tổng hợp hoặc ứng suất tương đương để đánh giá. Trong đó, Von Mises là dạng ứng suất tương đương được sử dụng rất phổ biến và được ứng dụng trong các phần mềm phân tích kết cấu để tính bền các chi tiết khi chịu tải trọng phức tạp.

3.2. Xây dựng mô hình

3.2.1. Xây dựng mô hình 3-D

Ngày nay, với sự phát triển mạnh mẽ của các ngành công nghiệp thì việc ứng dụng phần mềm số là rất quan trọng. Việc ứng dụng không những giúp mô phỏng một cách gần đúng các mô hình cần chế tạo mà còn giảm chi phí sản xuất, giảm các công đoạn kiểm tra đánh giá, từ đó giảm giá thành sản phẩm. Trước đây, để tính toán các mô hình người ta dùng các phương pháp thủ công là tính bằng tay nhờ các công thức thực nghiệm. Những năm gần đây, nhờ sự phát triển của các công cụ tính toán cùng sự phát triển của máy tính đã dần hoàn thiện các phần mềm công nghiệp, sử dụng để giải các bài toán cơ học vật rắn, cơ học thuỷ khí, các bài toán động, các bài toán tuyến tính và phi tuyến, các bài toán trường điện từ, …

Việc ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) để xác định các vị trí xuất hiện ứng suất và biến dạng nhằm dự đoán tuổi thọ và tối ưu hóa kết cấu của chi tiết. Xuất phát từ yêu cầu trên, tác giả đã tập trung phân tích thiết kế các chi tiết dẫn hướng trong điều kiện tải trọng tĩnh bằng phần mềm Ansys Workbench và Hypermesh.

3.2.2. Mô hình 3-D chi tiết dẫn hướng

Các chi tiết được lựa chọn để thực hiện là: Càng chữ A của hệ thống treo trước và thanh đòn ngang (càng chữ I) của thệ thống treo sau. Mô hình 3-D cần thiết phải được xây dựng chính xác. Do đó mô hình khung được xây dựng trong các phần mềm vẽ chuyên dụng, sau đó đưa vào phần mềm phân tích phần tử hữu hạn để tính toán. Trong nghiên cứu này, tác giả sử dụng phần mềm Solidworks để xây dựng mô hình 3-D và sử dụng phần mềm Ansys Workbench và Hypermesh để liên kết với phần mềm Solidworks.

3.2.3. Nhập mô hình vào trong phần mềm

Sau khi thiết kế mô hình 3-D trong Solidworks, ta tiến hành nhập mô hình các chi tiết vào trong môi trường Ansys Workbench và Hypermesh. Mô hình trong Geometry được thể hiện hình 3.3 và 3.4.

3.2.3.1. Giả thiết mô hình tính toán

Quá trình xây dựng mô hình phần tử hữu hạn của các chi tiết dẫn hướng dựa trên sự phân tích đặc điểm của kết cấu hệ thống treo, các tải trọng tác dụng lên xe cũng như khả năng ứng dụng của phần mềm phân tích kết cấu hiện có. Do đó việc đưa ra các giả thiết và các bước của việc xây dựng mô hình phần tử hữu hạn được sử dụng cho bài toán tính biến dạng và ứng suất của càng A và đòn ngang dưới tác dụng của lực từ mặt đường, khối lượng của xe và tải trọng của hàng hoá là cần thiết. Các giả thiết như sau:

- Các bulong được thể hiện bằng liên kết cứng (RBE2), vị trí đặt lực tại trung tâm liên kết.

- Các vị trí liên kết giữa càng A, đòn ngang với thân xe được thiết lập theo nguyên lý vận hành của từng chi tiết

- Xem vật liệu làm chi tiết là đồng nhất và bỏ qua các khuyết tật bên trong vật liệu.

- Bỏ qua lực tác dụng của không khí đến thân xe do xe chuyển động với tốc độ thấp.

3.2.3.3. Chia lưới mô hình

Quá trình xây dựng mô hình phần tử hữu hạn có vai trò quan trọng đối với các bài toán phân tích thiết kế. Việc chia lưới mô hình càng A và đòn ngang dựa trên đặc điểm kết cấu của nó và các tiêu chí kiểm soát mô hình của phần mềm, điều này cho phép xác định độ chính xác của mô hình phần tử mà ta sử dụng. Trong nghiên cứu này, các phần tử lập phương (phần tử Solid 186) và phần tử tứ diện (phần tử Solid 187) được kết hợp sử dụng nhằm giảm kích cỡ bài toán, tăng độ chính xác cho mô hình tính toán. Độ chính xác và tốc độ bài toán phụ thuộc vào quá trình chia lưới. Trong trường hợp này tiến hành chia lưới tự động. Với chi tiết càng A và đòn ngang, các chi tiết có biên dạng cong rất phức tạp, nhiều góc lượn. Để tăng độ chính xác mô hình và mô tả đúng hình dạng hình học, ta sử dụng các mô hình phần tử do phần mềm đề xuất.

Phần tử SOLID186 và SOLID187 thích hợp cho việc làm giảm kích cỡ các bài toán phức tạp. Phần tử SOLID186 thường sử dụng tại các vị trí thanh tròn, phần tử SOLID187 có thể xây dựng nhiều dạng hình học cho nhiều bài toán.

Trong nghiên cứu, sử dụng kết hợp giữa mô hình phần tử SOLID186 và SOLID187. Tại các vị trí phức tạp, các góc lượn sử dụng mô hình phần tử SOLID187 để tăng độ chính xác về hình học. Các càng A và đòn ngang sử dụng mô hình phần tử SOLID186 để tăng tốc độ tính toán.

3.2.3.5. Xuất kết quả

Sau khi tiến hành tính toán xong bằng phần mềm ta sẽ thu được ứng suất, biến dạng, chuyển vị dưới dạng các phổ màu, các kết quả được đưa ra dưới dạng bài toán tĩnh.

3.3.3. Kết quả mô phỏng

3.3.3.1. Các chế độ tính bền theo tải trọng

Các kết quả xác định giá trị tải trọng đặt lên càng A và thanh ngang dưới đã trình bày ở chương 2. Do đó, việc phân tích kết cấu và đánh giá độ bền của càng  được thực hiện trong 2 trường hợp:

- Trường hợp 1: Khảo sát và đánh giá độ bền phá hủy của càng A khi phanh gấp.

- Trường hợp 2: Khảo sát và đánh giá độ bền phá hủy thanh ngang dưới khi chịu tải trọng tĩnh và có lực tác dụng lên bánh xe đi qua mấp mô, xe chịu tải trọng động từ mặt đường theo tiêu chuẩn ISO 8608:1995.

3.3.4. Các trường hợp chịu lực của càng A

3.3.4.1. Trường hợp càng A chịu tải khi phanh

Trường hợp này, các tải đặt lên bánh xe được quy đổi về lực tác dụng tại càng A

Kết luận: Kết quả phân tích cho thấy trường hợp này ứng suất lớn nhất đạt giá trị 139,4 MPa, thấp hơn giá trị giới hạn chảy và giới hạn phá hủy của vật liệu là 350 MPa và 225 MPa nên chi tiết đòn ngang đảm bảo điều kiện bền phá hủy trong trường hợp.

3.3.2.3. Trường hợp chịu tải trọng tĩnh

Trường hợp này, các tải đặt lên bánh xe được quy đổi về lực tác dụng tại càng A

Kết luận: Kết quả phân tích cho thấy trường hợp này ứng suất lớn nhất đạt giá trị 224 MPa, thấp hơn giá trị giới hạn chảy và giới hạn phá hủy của vật liệu là 350 MPa và 225 MPa nên chi tiết đòn ngang đảm bảo điều kiện bền phá hủy trong trường hợp.

CHƯƠNG 4. NGHIÊN CỨU THỰC NGHIỆM

4.1. Mục đích, đối tượng thí nghiệm

4.1.1. Mục đích thí nghiệm

Mục đích của thí nghiệm gồm xác định phản lực thẳng đứng từ mặt đường tác dụng lên bánh xe khi xe di chuyển qua các mấp mô định dạng, khi xe phanh gấp, xác định biến dạng uốn tại một vị trí của các chi tiết được chọn. Kết quả thí nghiệm được so sánh với kết quả tính toán lý thuyết để kiểm chứng mô hình mô phỏng của đồ án.

4.1.3. Các thông số đo

Các thông số cần đo trong thí nghiệm bao gồm:

- Phản lực pháp tuyến từ mặt đường tác dụng lên bánh xe theo phương thẳng đứng F_z(N); lực phanh tác dụng lên bánh xe theo phương dọc thân xe F_x(N).

- Ứng suất tại điểm được dán cảm biến trên 2 chi tiết được chọn.

4.2. Lựa chọn phương pháp và thiết bị đo

4.2.1. Phương pháp đo phản lực tác dụng lên bánh xe

Phương pháp đo xác định phản lực pháp tuyến từ mặt đường tác dụng lên bánh xe được sử dụng phương pháp đo các đại lượng không điện bằng điện với việc ứng dụng bộ đo động lực học bánh xe KiRoad Kisler. Hình 4.2 là sơ đồ thể hiện cấu trúc hệ thống đo xác định tải trọng uốn trên một thanh dầm. Hệ thống đo bao gồm cảm biến và các bộ phận tiếp nhận, khuếch đại, chuyển đổi A/D, xử lý, hiển thị và lưu trữ kết quả đo. Tín hiệu điện (cường độ dòng hoặc điện áp) từ các cảm biến được khuếch đại nhiều lần, rồi qua bộ chuyển đổi A/D thành tín hiệu số truyền đến phần mềm đã được cài đặt trong máy tính (PC).

4.2.3. Kiroad Kisler

a. Phụ kiện hỗ trợ:

- Cờ lê cân lực.

- Lục giác M6.

- Miếng chuyển đổi 5 chấu sang 6 chấu.

- Bulong, đai ốc M12.

- Khẩu 17, súng hơi.

b. Trình tự lắp đặt

- Siết các ốc cảm biến bằng cờ lê cân lực.

- Lắp miếng chuyển đổi vào moay ơ bánh xe.

- Lắp bánh xe thí nghiệm.

- Cố định bộ thí nghiệm.

4.2.5. Quy trình thiết lập và hiệu chuẩn

Bộ thu thập dữ liệu DEWEsoft X3 phù hợp cho các mạch cầu sử dụng đo biến dạng 1/4, 1/2 và đầy đủ. Tùy theo mục đích đo, cấu trúc mạch cầu phù hợp được lựa chọn nhằm tăng độ chính xác và tin cậy. Trong nội dung thí nghiệm nhằm thử nghiệm việc lựa chọn cảm biến, cáp tín hiệu, kết nối và thiết lập cho hệ thống đo biến dạng cho khung SMRM, mạch cầu 1/4 được lựa chọn. Đây là mạch cầu đơn giản nhưng hiệu quả để thử nghiệm sự hoạt động của toàn bộ hệ thống đo và xử lí các yếu tố phát sinh như độ dài dây cáp tín hiệu, nhiệt độ, nhiễu ký sinh, ... có thể gây ảnh hưởng đến kết nối và kết quả đo.

4.2.5.1. Các bước thiết lập bao gồm:

- Thiết lập mạch cầu "Bridge mode": chọn "Quarter 3 wire".

- Đặt các giá trị thông số kỹ thuật lá điện trở chuẩn (giá trị điện trở120Ω).

- Đặt tỉ lệ xích mV/V.

- Đặt điện áp vào 5/10V, điện áp càng lớn sẽ làm tăng tín hiệu từ cảm biến và do đó giảm nhiễu nhưng làm tăng nhiệt độ của cảm biến. Cảm biến có dây tín hiệu càng dài thì nên chọn điện áp lớn hơn, trong trường hợp này điện áp kích kích được chọn là 5V.

- Nhập thông số kỹ thuật CB Gage factor (k = 2,12) and Bridge factor (1 cho mạch cầu 1/4).

- Nhập phạm vi theo đơn vị biến dạng tương đối (uV/V to um/m).

- Lọc nhiễu: Cài đặt Low-pass filter 10 kHz để quan sát tần số tự nhiên của đối tượng đo, sau đó chọn lọc nhiễu tần số thấp là 10 Hz trong trường hợp thí nghiệm cho tín hiệu cảm biến ổn định.

- Cân bằng mạch cầu.

Do nhiều yếu tố như sai lệch giá trị điện trở của lá điện trở, điện trở trong dây tín hiệu, nhiễu ký sinh. Đối với mạch cầu sử dụng trong bộ DAQ là mạch cầu cân bằng. Do đó, ở trạng thái không biến dạng, mạch cầu ở trạng thái cân bằng.

4.2.5.2. Chạy thí nghiệm

Thí nghiệm được tiến hành trên khu vực sân gần xường KT-107.

Trong quá trình thí nghiệm, khi xe di chuyển trên đường thì người lái giữ bàn đạp ga để duy trì tốc độ chuyển động ổn định của xe. Để đánh giá các trạng thái tác động từ mặt đường ứng với vận tốc khác nhau, nghiên cứu sinh lựa chọn thay đổi tốc độ chuyển động của xe và điều kiện đường trong khi giữ nguyên tải trọng.

- Vận tốc của xe khi thí nghiệm: 5 km/h

- Tải trọng của xe: Không tải

- Điều kiện đường: Được thực hiện trên đường nhựa, bằng phẳng, khô ráo, mấp mô được chọn là mấp mô ngẫu nhiên trên đường có chiều cao 0,1m, chiều dài 0,5m.

4.4. So sánh với kết quả mô phỏng

So sánh giữa mô phỏng và thực nghiệm, kết quả thấy rằng quy luật biến thiên lực thẳng đứng theo tính toán lý thuyết và đo được bằng thực nghiệm là giống nhau. Tiến hành so sánh sai lệch giá trị lớn nhất giữa lý thuyết và thực nghiệm được thực hiện bằng cách lấy giá trị lớn, trừ giá trị nhỏ và chia cho giá trị lớn. Sai lệch lớn nhất giữa kết quả tính toán mô phỏng và kết quả thí nghiệm là 12,7%. Với những giả thiết đã chấp nhận khi xây dựng mô hình mô phỏng thì sai lệch này là có thể chấp nhận được. Sai lệch giữa kết quả tính toán bằng mô hình và kết quả thí nghiệm là không quá lớn, đều đó cho thấy mô hình các chi tiết đã được xây dựng đã mô tả đúng các quá trình vật lý xảy ra trong hệ thống, có độ chính xác và độ tin cậy chấp nhận được.

4.5. Kết luận chương 4

Trong chương 4, đã lựa chọn phương án, thiết bị, đối tượng và quy trình thí nghiệm phù hợp với điều kiện hiện có tại Việt Nam, thí nghiệm đã xác định lực tác động lên bánh xe và ứng suất tại vị trí dán cảm biến. Đã sử dụng bộ thí nghiệm KiRoad Kisler và cảm biến tenzo theo nguyên lý cầu đo Wheatstone để lực và ứng suất của các chi tiết tại vị trí đo. Kết quả thí nghiệm phong phú và đáng tin cậy. Việc so sánh các giá trị lớn nhất giữa kết quả mô phỏng và thí nghiệm cho thấy sai lệch tối đa lần lượt là 1,8% và 12,7%. Những giá trị này đủ đáp ứng độ tin cậy cho mô hình thiết lập trong mô phỏng, từ đó hướng tới tối ưu hóa chi tiết với điều kiện ràng buộc tin cậy đối với mô hình.

KẾT LUẬN

Sau thời gian làm đồ án tốt nghiệp vừa qua, được sự giúp đỡ tận tình của Thầy : TS……………. và các thầy giáo trong bộ môn, chúng em đã hoàn thành được nhiệm vụ và yêu cầu của đồ án nghiên cứu cử nhân.

Trong đồ án này, chúng em đã thực hiện những công việc sau:

Chương 1: Tổng quan về hệ thống treo

Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống treo

Chương 3: Mô phỏng ứng suất, chuyển vị của các chi tiết dẫn hướng

Chương 4: Nghiên cứu thực nghiệm

Qua việc làm đồ án đã giúp chúng em hiểu rõ kết cấu, hoạt động của hệ thống treo và hình thành được tư duy thiết kế, mô phỏng, khảo sát một cụm chi tiết, hệ thống trên ô tô. Được trang bị thêm những kiến thức để phục vụ cho công việc sau này.

Các kết quả tính toán cần có những kiểm chứng bằng thực nghiệm. Trong bối cảnh điều kiện kinh tế và trang thiết bị còn hạn chế, việc triển khai thực nghiệm sẽ được xem xét trong giai đoạn tiếp theo khi có đủ điều kiện.

Tuy đã nỗ lực hoàn thành tốt nhất trong khả năng, nhưng vì còn thiếu kinh nghiệm và kỹ năng chuyên môn, nên khó tránh khỏi những sai sót. Mong nhận được sự góp ý của thầy cô và bạn bè để chúng em có thể học hỏi và hoàn thiện hơn trong những lần sau.

Cuối cùng, em xin trân trọng cảm ơn Thầy : TS……………., các thầy trong bộ môn và các bạn sinh viên đã giúp em hoàn thành đồ án của mình.

Em xin chân thành cảm ơn!

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Nguyễn Trọng Hoan (2011), Tập bài giảng Thiết kế tính toàn ô tô, ĐHBKHN.

2. Nguyễn Khắc Trai (2002), Cấu tạo gầm xe con, NXB Giao thông vận tải.

3. Nguyễn Khắc Trai, Nguyễn Trọng Hoan, Hồ Hữu Hải, Phạm Huy Hường, 4. Nguyễn Văn Chưởng, Trịnh Minh Hoàng (2010), Kết cấu ô tô, NXB Bách Khoa Hà Nội

5. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng (2008), Lý thuyết ô tô máy kéo, NXB Khoa học và Kỹ thuật.

6. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển (2010), Tính toàn hệ dẫn động cơ khí tập 1&2, NXB giáo dục Việt Nam.

7. Nguyễn Trọng Hiệp (2006), Chi tiết máy tập 1&2, NXB giáo dục Việt Nam.

Tài liệu đào tạo Toyota Team 21.

8. Huỳnh Hội Hoa Đăng (2017), Luận văn thạc sĩ: “Nghiên cứu dao động xe tải nhẹ dưới tác động của mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO”, ĐHBKHN.

9. Lưu Văn Tuấn (2018), Lý thuyết ô tô, NXB Giáo dục.

10. Võ Văn Hường, Nguyễn Tiến Dũng, Dương Ngọc Khánh, Đàm Hoàng Phúc (2014), Động lực học ô tô, NXB Giáo dục.

11. Butsuen, (1989), The Design of Semi-active Suspension for Automotive Vehicles. Ph. D. Dissertation. MIT.

12. Pacejka, H. B., (2006), Tyre and Vehicle Dynamics. Elsevier, UK.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"