Nghiên cứu giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực cơ khí ô tô tải 2 cầu

Nghiên cứu ảnh hưởng của một số thông số tới giá trị tải trọng trong hệ thống truyền lực .... Mục đích của luận văn Nghiên cứu được các yếu tố ảnh hưởng đến tải trọng và đề xuất phương á

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

VŨ THẾ HÙNG

NGHIÊN CỨU GIẢM TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG

HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC CƠ KHÍ Ô TÔ TẢI 2 CẦU

LUẬN VĂN THẠC SỸ KHOA HỌC

Thái Nguyên - 2021

TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

VŨ THẾ HÙNG

NGHIÊN CỨU GIẢM TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG

HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC CƠ KHÍ Ô TÔ TẢI 2 CẦU

Chuyên ngành: KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

Mã số: 60520116

LUẬN VĂN THẠC SỸ KHOA HỌC

KHOA CHUYÊN MÔN

TRƯỞNG KHOA

PGS.TS Lê Văn Quỳnh

NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC

PGS.TS NGUYỄN KHẮC TUÂN

PHÒNG ĐÀO TẠO

Thái Nguyên - 2021

LỜI CAM ĐOAN

Họ và tên: Vũ Thế Hùng

Học viên: Lớp cao học K21- Trường Đại học Kỹ thuật Công nghiệp-Đại học Thái Nguyên

Nơi công tác: Trường Cao đẳng Công nghệ Nông lâm Đông Bắc

Tên đề tài luận văn thạc sỹ: Nghiên cứu giảm tải trọng động trọng hệ thống truyền lực cơ khí ô tô tải 2 cầu

Chuyên ngành: Kỹ thuật cơ khí động lực

Mã số:60520116

Sau gần hai năm học tập, rèn luyện và nghiên cứu tại trường, em lựa

chọn luận văn thạc sĩ với đề tài: Nghiên cứu giảm tải trọng động trọng hệ thống truyền lực cơ khí ô tô tải 2 cầu Được sự giúp đỡ và hướng dẫn tận

tình của thầy giáo PGS.TS Nguyễn Khắc Tuân, các thầy cô trong khoa Kỹ thuật Ô tô và Máy động lực và sự nổ lực của bản thân, luận văn đã được hoàn thành đáp được nội dung luận văn thạc sĩ Kỹ thuật Cơ khí động lực

Em xin cam đoan đây là công trình nghiên cứu của cá nhân em Các số liệu, kết quả có trong luận văn là trung thực và chưa từng được công bố trong bất kỳ một công trình nào khác trừ công bố của chính tác giả và nhóm nghiên cứu của thầy hướng dẫn

Thái Nguyên, ngày… tháng… năm 2021

HỌC VIÊN

Vũ Thế Hùng

LỜI CẢM ƠN

Trong thời gian học tập nghiên cứu làm đề tài luận văn thạc sĩ, em đã tiếp nhận được sự truyền đạt trao đổi phương pháp tư duy, lý luận của quý thầy cô trong Nhà trường, sự quan tâm giúp đỡ tận tình của tập thể giảng viên Nhà trường, khoa Kỹ thuật Ô tô & MĐL, quý thầy cô giáo trường Đại học Kỹ thuật Công nghiệp –Đại học Thái Nguyên, gia đình và các đồng nghiệp

Em xin chân thành cảm ơn đến Ban giám hiệu Nhà trường, Tổ đào tạo Sau đại học -Phòng đào tạo, quý thầy cô giáo tham gia giảng dạy đã tận tình hướng dẫn tạo điều kiện để em hoàn thành luận văn này

Em cũng xin bày tỏ biết ơn sâu sắc đến thầy giáo PGS.TS Nguyễn Khắc Tuân và tập thể thầy cô giao khoa Kỹ thuật Ô tô & MĐL, hội đồng bảo vệ đề cương đã hướng dẫn cho em hoàn thành luận văn theo đúng kế hoạch và nội dung đề ra

Trong quá trình, thời gian thực hiện mặc dù đã có nhiều cố gắng song do kiến thức và kinh nghiệm chuyên môn còn hạn chế nên luận văn không tránh khỏi sai sót, rất mong được sự đóng góp quý báu của quý thầy cô và các bạn đồng nghiệp tiếp tục trao đổi đóng góp giúp em để luận văn được hoàn thiện hơn

Xin chân thành cảm ơn !

HỌC VIÊN

Vũ Thế Hùng

MỤC LỤC

LỜI CAM ĐOAN i

LỜI CẢM ƠN ii

CÁC TỪ VIẾT TẮT vi

DANH MỤC HÌNH VẼ vii

DANH MỤC BẢNG x

MỞ ĐẦU 11

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU 14

1.1 Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam và sự phát triển của lĩnh vực sản xuất xe ô tô tải 14

1.1.1 Thực trạng ngành công nghiệp ô tô Việt Nam 14

1.1.2 Định hướng phát triển 15

1.1.3 Nhu cầu nâng cao chất lượng 15

1.2 Hệ thống truyền lực ô tô tải 16

1.2.1 Sơ đồ của HTTL trên ô tô tải 16

1.2.2 Tỉ số truyền của HTTL trên ô tô tải 17

1.3 Tải trọng động trong HTTL ô tô 17

1.3.1 Tải trọng từ dao động mô men xoắn của động cơ 18

1.3.2 Tải trọng từ mấp mô mặt đường 19

1.4 Tổng quan về các công trình nghiên cứu đã công bố về hệ thống truyền lực ô tô 20

1.4.1 Các nghiên cứu ngoài nước 20

1.4.2 Các công trình nghiên cứu trong nước 23

1.4 Kết luận 25

CHƯƠNG 2 XÂY DỰNG MÔ HÌNH NGHIÊN CỨU TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 26

2.1 Các phương pháp nghiên cứu tải trọng động trong HTTL ô tô 26

2.1.1 Phương pháp thực nghiệm 26

2.1.2 Phương pháp mô phỏng 28

2.1.2.1 Phương pháp sử dụng phần mềm chuyên dùng 28

2.1.2.2 Phương pháp mô phỏng HTTL thông qua thiết lập hệ phương trình vi mô tả chuyển động của hệ 29

2.2 Phương pháp mô phỏng HTTL thông qua xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả hệ 29

2.2.1 Xây dựng mô hình tính toán HTTL 29

2.2.1.1 Xây dựng mô hình cơ học 30

2.2.1.2 Xây dựng mô hình động lực 33

2.2.1.3 Xây dựng mô hình tính toán 37

2.2.2 Xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả HTTL 42

2.2.3 Xác định các thông số cho mô hình 42

2.2.4 Giải hệ phương trình vi phân mô tả HTTL 43

2.3 Mô hình mô phỏng tính toán tải trọng động trong HTTL ô tô tải 2 cầu 43

2.3 Mô hình các nguồn kích thích gây tải trọng trong HTTL 46

2.3.1 Mô hình ly hợp 46

2.3.2 Mô hình động cơ đốt trong 50

2.4 Kết luận 54

CHƯƠNG 3 NGHIÊN CỨU GIẢM TẢI TRỌNG ĐỘNG 56

TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 56

3.1 Xây dựng mô hình mô phỏng HTTL sử dụng công cụ Simulink 56

3.2 Nghiên cứu ảnh hưởng của một số thông số tới giá trị tải trọng trong hệ thống truyền lực 58

3.2.1 Ảnh hưởng của lực ép ly hợp 58

3.2.2 Ảnh hưởng của hệ số cản 61

3.2.2.1 Ảnh hưởng của hệ số cản của giảm chấn ly hợp 62

3.2.2.2 Ảnh hưởng của hệ số cản của lốp 63

3.2.3 Ảnh hưởng của số truyền 65

3.2.4 Ảnh hưởng của mức độ quá tải 67

3.3 Nghiên cứu giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực 68

3.4 Kết luận 75

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ 77

TÀI LIỆU THAM KHẢO 79

CÁC TỪ VIẾT TẮT

HTTL: Hệ thống truyền lực

ĐLH: Động lực học

ĐCĐT: Động cơ đốt trong

DANH MỤC HÌNH VẼ

Hình 1 Sơ đồ hệ thống truyền lực ô tô tải [9] 16

Hình 2.1 Sơ đồ nguyên lý phương pháp đo mô men bằng điện trở tenzo 26

Hình 2.2 Thiết bị đo số vòng quay 27

Hình 2.3 Thư viện các phần tử dùng cho mô phỏng HTTL trong 28

phần mềm Modelica 28

Hình 2.4 – Mô hình cơ học và sơ đồ động lực học tương ứng 32

Hình 2.5 Chuyển đổi mô hình cơ học thành mô hình động lực 34

Hình 2.6 Các bước đơn giản hoá hệ thống động lực 39

Hình 2.7.Sơ đồ HTTL và mô hình mô phỏng 41

Hình 2.8 Mô hình tính toán HTTL ô tô 4x2 42

Hình 2.9 Mô hình động lực học tính toán tải trọng động tác dụng lên hệ thống truyền lực ô tô tải 2 cầu 43

Hình 2.10 Mô hình ly hợp 47

Hình 2.11 Quy luật tăng mô men ma sát 49

Hình 2.12 Đồ thị quan hệ giữa momen và góc quay của trục khuỷu 50

Hình 2.13 – Cấu trúc Simulink biểu diễn quan hệ của momen động cơ theo góc quay của trục khuỷu 52

Hình 2.14 Mô hình Simulink - Simscape mô phỏng động cơ đốt trong 53

Hình 3.1 Sơ đồ Simulink tính toán tải trọng động trong 56

Hình 3.2 Quan hệ giữa mô men xoắn có ích của động cơ ô tô LIFAN 3070G1 theo số vòng quay của trục khuỷu ne 58

Hình 3.3 Sự thay đổi của mô men xoắn trên bán trục khi thay đổi lực ép 59

Hình 3.4.Sự thay đổi của mô men trên trục, tốc độ và trạng thái đóng của ly hợp khi duy trì lực ép 100N 60

Hình 3.5 Sự thay đổi của mô men trên trục, tốc độ và trạng thái đóng của ly hợp khi duy trì lực ép 300N 60

Hình 3.6 Sự thay đổi của mô men trên trục, tốc độ và trạng thái đóng của ly hợp khi duy trì lực ép 900N 61Hình 3.7 Sự thay đổi của mô men trên trục ly hợp khi kể đến và không kể đến hệ số cản của giảm chấn 62Hình 3.8 Sự thay đổi của mô men trên trục các đăng khi kể đến và không kể đến hệ số cản của giảm chấn 62Hình 3.9 Sự thay đổi của mô men trên bán trục khi kể đến và không kể đến

hệ số cản của giảm chấn 63Hình 3.10 Sự thay đổi của mô men tại bánh xe chủ động khi kể đến và không

kể đến hệ số cản của giảm chấn 63Hình 3.11 Ảnh hưởng của hệ số cản lốp đến mô men trong HTTL khi khởi hành ở tay số 4 63Hình 3.12 Ảnh hưởng của hệ số cản lốp đến mô men trên trục ly hợp khi khởi hành ở tay số 1 64Hình 3.13 Ảnh hưởng của hệ số cản lốp đến mô men trong các khâu của HTTL khi khởi hành ở tay số 1 64Hình 3.14 Ảnh hưởng của tay số đến mô men trong các khâu của HTTL khi khởi hành tại chỗ 66Hình 3.15 Sự thay đổi của tốc độ động cơ we và tốc độ trục ly hợp wc khi khởi hành ô tô tại chỗ ở các tay số khác nhau 66Hình 3.16 Ảnh hưởng của mức độ quá tải đến tải trọng trong HTTL khi khởi hành ở tay số 1 67Hình 3.17 Ảnh hưởng của góc dốc đến tải trọng trong HTTL 68Hình 3.18 Ảnh hưởng của hệ số cản đến giá trị tải trọng cực đại trên các khâu đàn hồi của HTTL 70Hình 3.19 Ảnh hưởng của lực ép ly hợp đến giá trị tải trọng cực đại trên các khâu đàn hồi của HTTL 71

Hình 3.20 Ảnh hưởng của tốc độ trục khuỷu đến giá trị tải trọng cực đại trên các khâu đàn hồi của HTTL 73Hình 3.21 Ảnh hưởng của tốc độ trục khuỷu đến giá trị tải trọng cực đại trên các khâu đàn hồi của HTTL khi khởi hành trên đường nằm ngang, xe đủ tải 74Hình 3.22 Ảnh hưởng của tốc độ trục khuỷu đến giá trị tải trọng cực đại của HTTL khi khởi hành ô tô tại chỗ trên đường dốc 80, xe chở quá tải 50% 75

DANH MỤC BẢNG

Bảng 3.1 Thông số ô tô 57Bảng 3.2 Các thông số của HTTL 57Bảng 3.3 Giá trị mô men trên các khâu của HTTL khi khởi hành ở đường có góc dốc khác nhau 71

“Chú trọng phát triển dòng xe tải nhỏ phục vụ cho sản xuất nông nghiệp…” nhằm đạt được sản lượng xấp xỉ 100.000 xe vào năm 2020, đáp ứng 78% nhu cầu tiêu thụ nội địa Đây là nhiệm vụ rất nặng nề đối với ngành công nghiệp ô tô Việt Nam, bởi trên thực tế mặc dù lĩnh vực sản xuất ô tô tải trong nước đã được hưởng nhiều chính sách ưu đãi, hỗ trợ mãnh mẽ nhưng những năm gần đây tốc độ phát triển rất chậm Đa số các doanh nghiệp lớn hiện nay về sản xuất ô tô như Công ty Cổ phần

ô tô Trường Hải, Tổng Công ty VEAM, Nhà máy ô tô Vinaxuki… cũng mới chỉ sản xuất được một số sản phẩm của khung vỏ, thùng bệ và một số chi tiết khác Toàn bộ phần máy móc từ động cơ, hệ thống truyền lực đến các hệ thống điều khiển… đều được nhập khẩu từ nước ngoài, trong đó phần lớn là từ Trung Quốc Chất lượng các sản phẩm còn rất thấp so với các loại xe nhập khẩu Trước tình hình trên, để có thể tự sản xuất được các bộ phận chính như động cơ, hệ thống truyền lực (HTTL), hệ thống lái, hệ thống phanh, và tiến tới sản xuất toàn bộ ô

tô, thì ngành công nghiệp ô tô Việt Nam còn rất nhiều việc phải làm Trong số đó, việc chủ động sản xuất được HTTL xe tải thông dụng là một đối tượng được nhiều nhà sản xuất ô tô và các nhà nghiên cứu Việt Nam quan tâm hiện nay Thực tế chỉ

ra rằng, khó khăn lớn nhất trong việc sản xuất đó là khâu thiết kế Chính vì vậy, học viên mạnh dạn lựa chọn đề tài “Nghiên cứu giảm tải trọng động trong HTTL

cơ khí ô tô tải 2 cầu” nhằm góp phần tạo dựng cơ sở lý thuyết phục vụ cho việc sản xuất, chế tạo HTTL ở giai đoạn thiết kế ban đầu

Mục đích của luận văn

Nghiên cứu được các yếu tố ảnh hưởng đến tải trọng và đề xuất phương án giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực

Đối tượng nghiên cứu:

Đối tượng nghiên cứu của luận văn là hệ thống truyền lực kiểu cơ khí trang

bị trên ô tô tải

Phạm vi nghiên cứu

Nghiên cứu tải trọng sinh ra trong HTTL ô tô tải loại nhỏ thông dụng sản xuất tại Việt Nam khi khởi hành ô tô tại chỗ

Nội dung và bố cục của luận văn

Nội dung nghiên cứu của luận văn gồm các phần chính như sau:

Chương 1: Nghiên cứu tổng quan

Chương 2: Xây dựng mô hình mô phỏng hệ thống truyền lực

Chương 3: Nghiên cứu giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực

Kết luận

Những kết quả mới của luận văn:

- Xây dựng được mô hình tính toán tải trọng động trong hệ thống truyền lực

Ý nghĩa khoa học của luận văn:

- Xây dựng được phương pháp xác định tải trọng động trong HTTL ô tô tải thông dụng, làm cơ sở cho việc lựa chọn hợp lý các thông số khi tính toán, thiết kế HTTL ô tô tải tại Việt Nam

- Kết quả của luận văn có thể sử dụng làm cơ sở khoa học để thiết kế và tối

ưu hóa HTTL của các ô tô tải, góp phần hoàn thiện quy trình thiết kế các bộ phận chính của HTTL

Thái Nguyên, ngày tháng năm 2020

HỌC VIÊN

Vũ Thế Hùng

CHƯƠNG 1 TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU

1.1 Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam và sự phát triển của lĩnh vực sản xuất

xe ô tô tải

1.1.1 Thực trạng ngành công nghiệp ô tô Việt Nam

Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam bắt đầu phát đầu hình thành và phát triển

từ những năm đầu thập niên 90 của thế kỷ trước và phát triển mạnh sau những năm

2000 Tính từ đó đến nay, đã hơn 20 năm Việt Nam vẫn đang sở hữu một ngành công nghiệp ô tô quy mô nhỏ, công nghệ lạc hậu Các doanh nghiệp sản xuất ô tô trong nước chủ yếu vẫn là đơn vị lắp ráp dạng CKD trên cơ sở linh kiện nhập khẩu

từ nước ngoài Theo thống kê của Hiệp hội các nhà sản xuất ô tô Việt Nam (VAMA), hiện Việt Nam có khoảng gần 400 doanh nghiệp sản xuất, lắp ráp ô tô với tổng công suất khoảng 458.000 xe/năm Trong số 56 doanh nghiệp lắp ráp ô tô,

có 18 doanh nghiệp là thành viên của Hiệp hội các nhà sản xuất ô tô Việt Nam Các doanh nghiệp sản xuất ô tô tập trung chủ yếu tại vùng Đông Nam Bộ và vùng đồng bằng sông Hồng Đa số các doanh nghiệp có quy mô vừa và nhỏ Năm 2014, sản lượng xe lắp ráp trong nước (CKD) tăng 32% so với năm trước, nhưng cũng chỉ đạt con số 116,5 nghìn xe Doanh nghiệp ô tô lớn nhất Việt Nam hiện nay là Công ty Cổ phần ô tô Trường Hải (Thaco) cũng vẫn chỉ là cơ sở lắp ráp với tỷ lệ nội địa hóa thấp

Trong bối cảnh chung của ngành công nghiệp ô tô như vậy, lĩnh vực sản xuất ô tô tải, mặc dù được hưởng nhiều chính sách ưu đãi nhưng cũng đang ở trong một tình trạng không mấy khả quan Các doanh nghiệp lớn như Trường Hải, Tổng Công ty Máy động lực và máy nông nghiệp Việt Nam (VEAM), Nhà máy ô tô Xuân Kiên (Vinaxuki)… cũng mới chỉ sản xuất được một số sản phẩm của khung

vỏ, thùng bệ và một số chi tiết khác Toàn bộ phần máy móc từ động cơ, hệ thống truyền lực đến các hệ thống điều khiển… đều được nhập khẩu từ nước ngoài, trong

đó phần lớn là từ Trung Quốc Với linh kiện nhập khẩu từ Trung Quốc chất lượng thấp, quy mô sản xuất không lớn và mức đầu tư cho công nghệ thấp, ô tô tải nội

thường có chất lượng không cao Trước tình hình trên, ngành công nghiệp ô tô Việt Nam còn rất nhiều việc phải làm để có thể sản xuất ra những chiếc ô tô tải có chất lượng và giá thành đáp ứng nhu cầu trong nước và hướng tới xuất khẩu, hội nhập với khu vực và thế giới

1.1.2 Định hướng phát triển

Trước tình hình trên, trong tháng 7/2014 Thủ tướng Chính phủ đã ban hành văn bản quan trọng là “Quy hoạch phát triển ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đến năm 2020, tầm nhìn đến năm 2030” và “Chiến lược phát triển ngành công nghiệp ô

tô Việt Nam đến năm 2025, tầm nhìn đến năm 2035” [13], trong đó lĩnh vực sản xuất ô tô tải nhận được sự quan tâm đặc biệt Theo quy hoạch của Chính phủ, cần

“Chú trọng phát triển dòng xe tải nhỏ phục vụ cho sản xuất nông nghiệp…” nhằm đạt được sản lượng xấp xỉ 100.000 xe vào năm 2020, đáp ứng 78% nhu cầu tiêu thụ nội địa Có thể thấy rằng, nhiệm vụ đặt ra cho các nhà sản xuất ô tô tải Việt Nam là rất nặngnề và cần phải tập trung mọi nguồn lực để thực hiện

1.1.3 Nhu cầu nâng cao chất lượng

Như đã phân tích ở trên, hiện nay chúng ta có khá nhiều doanh nghiệp sản xuất và lắp ráp ôtô tải, chủ yếu là loại nhỏ và trung bình Có thể kể đến những nhà sản suất lớn như Trường Hải, VEAM, Vinaxuki, TMT Ngoài ra còn có các liên doanh cũng tham gia sản xuất một số loại ôtô tải các cỡ

Nhìn chung, các sản phẩm trong lĩnh vực này đều dựa trên các bộ linh kiện nhập khẩu (chủ yếu từ Trung Quốc và Hàn Quốc) với tỷ lệ nội địa hóa không cao Phần sản xuất trong nước chỉ có ca bin, thùng xe và khung Với mức đầu tư về chất xám và trang thiết bị còn khiêm tốn, chất lượng của các sản phẩm của các cơ sở lắp ráp trong nước còn ở mức độ hạn chế Tuy nhiên, đây là nguồn cung cấp ôtô chủ yếu cho thị trường trong nước hiện nay nhờ có ưu thế về giá thành Như vậy, có thể thấy rằng các nhà sản xuất trong nước thực chất mới chỉ làm công việc lắp ráp

mà chưa quan tâm đến nghiên cứu phát triển để có thể tiến tới chế tạo những chiếc

xe mang thương hiệu Việt Nam và đưa các doanh nghiệp ô tô trong nước hội nhập với thế giới Trước tình hình trên, để có thể tiến tới tự sản xuất hoàn chỉnh các cụm

và các hệ thống cho ô tô, thì cần phải có đầu tư chiều sâu, đặc biệt là đầu tư cho lĩnh vực nghiên cứu phát triển sản phẩm có chất lượng cao Trong đó, ưu tiên hàng đầu cần được dành cho việc nghiên cứu, thiết kế chế tạo các bộ phận trong HTTL

1.2 Hệ thống truyền lực ô tô tải

1.2.1 Sơ đồ của HTTL trên ô tô tải

Nếu như HTTL ô tô nói chung khá đa dạng, thì HTTL ô tô tải vẫn giữ nguyên sơ đồ truyền thống như trên hình 1

Hình 1 Sơ đồ hệ thống truyền lực ô tô tải [9]

Ly hợp là bộ phận có nhiệm vụ ngắt và nối đường truyền công suất từ động

cơ tới HTTL và giúp cho xe có thể khởi hành từ trạng thái đứng yên Hiện nay, trong HTTL cơ khí sử dụng chủ yếu loại ly hợp ma sát khô với một hoặc hai đĩa bị động Loại ly hợp này không tạo nên tỷ số truyền Nếu sử dụng biến mô thủy lực thì tỷ số truyền của biến mô góp phần làm tăng tỷ số truyền chung của HTTL (ic) Hộp số là bộ phận đảm nhiệm chức năng thay đổi tỷ số truyền trong hệ thống

truyền lực Phổ biến hơn cả trong HTTL hiện nay là hộp số 3 trục kiểu đồng trục nhờ khả năng tạo số truyền thẳng Hộp số trên ô tô tải thường có nhiều cấp, nếu số cấp số không quá 6 thì người ta thường sử dụng hộp số đơn Nhưng nếu hộp số có

từ 8 cấp trở lên thì nó được cấu thành từ một hộp số chính và các hộp chia có 2 cấp (hình 1.1) Chẳng hạn, nếu kết hợp hộp số chính 4 cấp với một hộp chia 2 cấp thì tạo được hộp số 8 cấp (ih= 8) Cầu chủ động là bộ phận cuối cùng trong hệ thống,

nó truyền mô men tới các bánh xe chủ động Trong cầu chủ động thường có ba bộ phận: truyền lực chính, vi sai và các bán trục Cầu chủ động ô tô tải có tỷ số truyền

i0 được tạo bởi truyền lực chính trung tâm và các bộ truyền lực bên (còn gọi là truyền lực cuối)

1.2.2 Tỉ số truyền của HTTL trên ô tô tải

Với các bộ phận cấu thành như đã trình bày trên đây, tỷ số truyền chung của HTTL được xác định như sau:

0

T c h

i i i i (1.1) Chức năng thay đổi tỷ số truyền của HTTL do hộp số đảm nhận, nên vùng biến thiên tỷ số truyền thường được xác định như sau:

max min

h T h

i k i



trong đó ihmax và ihmin là tỷ số truyền lớn nhất và nhỏ nhất của hộp số Hệ số kT

được gọi là hệ số thích ứng của HTTL Đối với ô tô tải nhỏ và trung bình, hệ số thích ứng thường nằm trong khoảng 5÷9 [35] Tỷ số truyền lớn nhất được xác định theo ba điều kiện sau: Ô tô phải khắc phục được lực cản lớn nhất (gồm cản lăn và cản do độ dốc của đường) trong điều kiện đường xá xấu nhất; Lực kéo tại các bánh

xe không vượt quá lực bám trong điều kiện đường tốt; Đảm bảo tốc độ tối thiểu của ô tô khi cần chuyển động ổn định ở tốc độ thấp Tỷ số truyền nhỏ nhất được xác định theo điều kiện đảm bảo cho ô tô đạt được vận tốc lớn nhất theo thiết kế

Vmax Vận tốc thiết kế tối đa của các loại ô tô tải phụ thuộc vào quy định pháp lý về hạn chế tốc độ và điều kiện hoạt động theo mục đích sử dụng của từng loại Thông thường, vận tốc thiết kế tối đa có thể được chọn trong khoảng 100÷110 km/h

Đối với ô tô tải, tỷ số truyền của các cấp số trong hộp số thường được phân

bố theo quy luật cấp số nhân Vấn đề xác định tỷ số truyền của HTTL ô tô đã được nghiên cứu từ lâu và hình thành quy trình thiết kế bài bản

1.3 Tải trọng động trong HTTL ô tô

Trong quá trình sử dụng ô tô, tải trọng tác động lên các chi tiết của HTTL thay đổi liên tục tùy theo điều kiện vận hành cụ thể Vì vậy, khi thiết kế HTTL người ta phải xác định được giá trị tải trọng tính toán để đánh giá độ bền của các chi tiết trong hệ thống Giá trị tải trọng phục vụ cho các tính toán ban đầu chính là

mô men cực đại của động cơ Tuy nhiên, trong quá trình sử dụng người ta thấy HTTL có thể phải chịu tải trọng lớn hơn mô men của động cơ Hơn nữa, tính chất biến thiên của tải trọng gây ảnh hưởng xấu đến độ bền của các chi tiết, vì vậy một trong những vấn đề được quan tâm hàng đầu trong nghiên cứu về HTTL chính là xác định các chế độ tải trọng nguy hiểm

Nhìn chung, HTTL chịu 3 dạng tải trọng đặc trưng sau [27]:

- Tải trọng động do dao động mô men xoắn của động cơ đốt trong;

- Tải trọng động do mấp mô mặt đường;

- Tải trọng động do điều kiện vận hành: đóng ly hợp đột ngột khi khởi hành

ô tô hoặc khi sang số

Hai dạng tải trọng đầu tiên có tác động liên tục trong suốt thời gian vận hành của ô tô nhưng chúng có biên độ không lớn bằng dạng tải trọng thứ ba Vì vậy, tính chất và mức độ ảnh hưởng của các dạng tải trọng động là khác nhau Đặc biệt, tải trọng xuất hiện khi đóng ly hợp đột ngột trong quá trình khởi hành, mặc dù chỉ chiếm khoảng 5 - 8% thời gian vận hành xe, nhưng có ảnh hưởng lớn đến độ bền các chi tiết trong HTTL do có biên độ lớn Dao động mô men xoắn của động cơ tác động trong thời gian dài sẽ gây mỏi trên các chi tiết Ngoài ra, tác động có chu kỳ của nó có thể gây nên hiện tượng cộng hưởng trong HTTL Vì vậy, trong quá trình thiết kế cần giải bài toán tần số riêng để xác định các miền tần số có nguy cơ cộng hưởng và trên cơ sở đó đưa ra các giải pháp tránh (lựa chọn các thông số kết cấu hợp lý)

Tác động từ mặt đường phụ thuộc vào vận tốc chuyển động và thường có tần

số thấp (trong khoảng 0,5 - 20 Hz), tác động từ động cơ có tần số cao: từ 20 đến

300 Hz [24,18]

1.3.1 Tải trọng từ dao động mô men xoắn của động cơ

Khi làm việc, trong động cơ xuất hiện lực khí thể do khí cháy sinh ra và các lực quán tính của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và các khối lượng chuyển động quay tạo nên các thành phần mô men biến thiên liên tục theo thời gian (theo góc quay của trục khuỷu) Lực khí thể và lực quán tính của động cơ là những lực

có trị số lớn, thay đổi chu kỳ và chúng mang tính chất va đập Mô men của các lực này được chính là mô men kích thích tác động lên HTTL và ảnh hưởng trực tiếp tới độ bền lâu của các chi tiết trong HTTL Hơn nữa, nếu tần số kích thích trùng với một trong các tần số riêng của HTTL thì có thể xảy ra cộng hưởng Trong động

cơ hai kỳ lực khí thể và lực quán tính có cùng một chu kỳ còn ở động cơ 4 kỳ lực kích thích do lực khí thể và lực quán tính sinh ra có chu kỳ hoàn toàn khác nhau Các dao động mô men này truyền vào HTTL trong thời gian dài có thể dẫn đến hiện tượng mỏi các chi tiết (bánh răng, trục) Hơn nữa, tần số dao động của động

cơ cũng chính là tần số kích thích HTTL, nên nếu tần số này trùng với một trong các tần số dao động riêng của HTTL thì sẽ xảy ra hiện tượng cộng hưởng, có thể phá hỏng các bộ phận trong hệ thống [24] Vì vậy, khi thiết kế HTTL người ta phải tìm các giải pháp tránh cộng hưởng do kích thích từ động cơ Một trong những giải pháp được coi là truyền thống và thông dụng nhất là sử dụng các lò xo giảm chấn của ly hợp để điều chỉnh tần số riêng của HTTL [23,24]

1.3.2 Tải trọng từ mấp mô mặt đường

Ảnh hưởng của mấp mô mặt đường tới tải trọng động trong HTTL cũng đã được các nhà khoa học quan tâm nghiên cứu từ lâu Mấp mô mặt đường thường không gây nên tải trọng cực đại có thể phá hỏng các chi tiết mà tạo nên dao động

mô men xoắn trong HTTL, gây nên hiện tượng mỏi làm giảm tuổi thọ của các chi tiết trong hệ thống Do mấp mô mặt đường có biên dạng hoàn toàn ngẫu nhiên, nên

để mô tả mặt đường người ta phải sử dụng đến các công cụ của toán học thống kế xác suất Mật độ phổ của mặt đường ô tô Sq được mô tả như sau [24]:

  0

0

w q

 

 

2 22

1.4 Tổng quan về các công trình nghiên cứu đã công bố về hệ thống truyền

lực ô tô

1.4.1 Các nghiên cứu ngoài nước

Phân tích các công trình đã công bố liên quan đến hệ thống truyền lực cho thấy, đa số các công bố tập trung vào các hướng: nghiên cứu tải trọng trong HTTL; rung và ồn trong HTTL; nghiên cứu phối hợp giữa động cơ và HTTL; nghiên cứu ảnh hưởng của dao động HTTL đến dao động theo phương thẳng đứng của ô tô…

Nghiên cứu tải trọng động trong HTTL Tải trọng động là một trong những

vấn đề đầu tiên được các nhà nghiên cứu quan tâm vì nó phục vụ trực tiếp cho quá trình thiết kế HTTL Do HTTL thực hiện chức năng truyền và biến đổi mô men của động cơ tới các bánh xe chủ động, nên tải trọng tính toán ban đầu thường được lấy từ mô men cực đại của động cơ Tuy nhiên, các nghiên cứu đã chỉ ra rằng, trong quá trình hoạt động của ô tô có thể xuất hiện các chế độ tải trọng với mô men xoắn trong HTTL lớn hơn nhiều so với mô men từ động cơ truyền qua nó Chẳng hạn, khi nhả ly hợp đột ngột, mô men trên một khâu bất kỳ trong HTTL có thể lớn hơn gấp 2 lần (hoặc lớn hơn) mô men truyền từ động cơ Vì vậy, để xác định tải trọng tính toán nhằm đảm bảo HTTL có thể vận hành ở mọi điều kiện làm việc của

ô tô, cần xác định được giá trị tải trọng động cực đại tại tất cả các khâu trong hệ

thống Rất nhiều công trình đã được công bố trong lĩnh vực này ([21, 24, 25, 27,

28])

Tải trọng cực đại trong HTTL Các nghiên cứu đã chỉ ra rằng, trong quá

trình sử dụng ô tô với một số điều kiện vận hành cụ thể, trong HTTL ô tô có thể xuất hiện tải trọng động (mô men động) lớn hơn nhiều so với mô men từ động cơ truyền tới Trong đó, mô men cực đại xuất hiện khi khởi hành xe bằng cách đóng

ly hợp đột ngột (nhả bàn đạp ly hợp đột ngột) được coi là lớn nhất [27] Mô men cực đại xuất hiện trong trường hợp này có thể lớn hơn từ 2 đến 3 lần so với mô men truyền từ động cơ tới [23,24, 27, 28]

Một số nghiên cứu gần đây cũng quan tâm đến ảnh hưởng của mặt đường tới dao động trong HTTL ô tô Các công trình [31], [36] công bố các kết quả nghiên cứu trên mô hình dao động tổng thể của HTTL và hệ thống treo ô tô con Các kết quả nghiên cứu này cho thấy, điều kiện mặt đường có ảnh hưởng đáng kể đến dao động mô men xoắn trong HTTL Tuy nhiên, việc mô hình hóa đồng thời cả hai hệ thống khiến cho mô hình mô phỏng trở nên rất phức tạp Những phân tích trên cho thấy việc tính toán tải trọng động trong HTTL do kích động từ mặt đường là rất phức tạp Hơn nữa, biên độ của tải trọng từ mặt đường thường không lớn, nên chỉ ảnh hưởng chủ yếu đến độ bền lâu của các chi tiết trong HTTL

Rung và ồn do HTTL gây nên cũng được nghiên cứu từ rất sớm Năm 1965,

Mazziotti đã công bố công trình nghiên cứu về rung ồn trong HTTL ô tô tải với những vấn đề tổng thể liên quan đến rung và ồn của hệ thống động lực ô tô, trong

đó có vấn đề về dao động của mô men xoắn Nhiều công trình sau đó đã công bố các kết quả nghiên cứu sâu hơn về những vấn đề liên quan đến rung và ồn do rung bằng phương pháp mô tả hệ thống động lực thông qua các khối lượng quán tính và các khâu nối có tính đàn hồi và ma sát nhớt Các kết quả nghiên cứu đã chỉ ra ảnh hưởng của các thông số kết cấu trên tới hiện tượng ồn rung do động cơ và HTTL gây nên [18, 22] Trên cơ sở đó, người ta đã đưa ra các giải pháp giảm rung và ồn

do rung nhằm nâng cao chất lượng hoạt động của hệ thống EI-Adl Mohammed Aly Rabeih [20] (1997) đã thực hiện nghiên cứu về dao động HTTL gây nên rung

và ồn Kết quả nghiên cứu cho thấy việc sử dụng việc mô hình mô phỏng HTTL dạng rút gọn để nghiên cứu dao động gây sai số không lớn, đồng thời giảm được nhiều khối lượng và thời gian tính toán Tác giả cũng cho rằng, đối với HTTL ô tô,

có thể sử dụng mô hình với 4 khối lượng để xác định các tần số riêng và nghiên cứu hiện tượng cộng hưởng Trên thực tế, việc tránh cộng hưởng do kích thích từ động cơ là không thực hiện được vì tần số kích thích thay đổi theo chế độ của động

cơ Vì vậy, trong khi thiết kế HTTL cần xác định tần số riêng của HTTL và đưa ra các giải pháp tránh cộng hưởng, trong đó có giải pháp sử dụng hệ thống điều khiển tránh cộng hưởng

Các tác giả Yuanfeng Xia, Hongcheng Li, Xiong Tian, Hongying Wang and

Yu Tang (2005) [22] đã sử dụng phương pháp phần tử hữu hạn để giải bài toán xác định tần số riêng cho mô hình 5 khối lượng và đánh giá khả năng cộng hưởng ở các dạng riêng khác nhau Magnus Pettersson, nghiên cứu dao động xoắn trong HTTL và đề xuất giải pháp điều khiển động cơ để tránh cộng hưởng trong HTTL Tác giả cũng đã kết luận rằng tải trọng lớn xuất hiện ở tần số thấp, còn tần số cao gây nên rung và ồn Một hướng mới trong nghiên cứu rung ồn của HTTL được đề cập tới trong các tài liệu [31, 36] (2008) là xem xét động cơ và HTTL trong mối quan hệ liên kết với hệ thống treo ô tô Dao động tổng thể của các hệ thống trên (dao động xoắn của hệ thống động lực và dao động thẳng đứng của hệ thống treo) được mô phỏng, tính toán và đưa ra các kết quả phản ánh tính tương tác qua lại giữa chúng Trên cơ sở đó, các tác giả đã đưa ra các giải pháp giảm rung và ồn

Nghiên cứu ảnh hưởng của dao động xoắn trong HTTL tới dao động theo phương thẳng đứng của ô tô Ảnh hưởng của dao động xoắn trong HTTL tới dao

động thẳng đứng của hệ thống treo cũng là một trong những vấn đề thu hút được

sự quan tâm của nhiêu nhà nghiên cứu Lomakin (1971) đã công bố các kết quả nghiên cứu về ảnh hưởng của HTTL tới độ êm dịu chuyển động [30, 32] Mối quan

hệ giữa các hệ thống: động cơ - HTTL - hệ thống treo cũng được nghiên cứu và đánh giá ảnh hưởng qua lại của dao động các hệ thống này [51] Trong một số công bố gần đây vào những năm 2007, 2008, 2011[16,17, 26, 31, 34, 36], các tác

giả đã thực hiện mô phỏng hệ thống dao động tổng thể gồm dao động xoắn trong HTTL và dao động của hệ thống treo Kết quả cho thấy ảnh hưởng qua lại của hai

hệ thống trên là khá lớn Trên cơ sở đó, các tác giả đã khuyến cáo về việc cần xem xét một cách tổng thể cả hai hệ thống để có được độ chính xác cao hơn

Nghiên cứu phối hợp giữa động cơ và hệ thống truyền lực Vấn đề phối hợp

hoạt động của động cơ đốt trong và HTTL ngày càng được quan tâm nhiều và người ta có xu hướng xem xét chúng trong một tổ hợp gọi là hệ thống động lực (powertrain) Mục đích của việc phối hợp hai bộ phận trên là tăng tỷ lệ thời gian hoạt động của động cơ ở vùng có suất tiêu hao nhiên liệu thấp, nhờ đó mà giảm mức tiêu thụ nhiên liệu và giảm ô nhiễm do khí xả [20]

Đối với HTTL cơ khí có cấp, giải pháp chính để đạt được mục tiêu tiết kiệm nhiên liệu là tăng số lượng tỷ số truyền và phân bố chúng một cách hợp lý Tuy nhiên tăng số cấp số đồng nghĩa với việc tăng mức độ phức tạp, tăng khối lượng và giá thành của HTTL Vì vậy, hướng nghiên cứu này thường mang lại hiệu quả không cao đối với HTTL ô tô tải và HTTL cơ khí có cấp nói chung do số lượng tỷ

số truyền hạn chế [19, 20]

1.4.2 Các công trình nghiên cứu trong nước

Tác giả Đỗ Giao Tiến, trong luận án tiến sĩ (2016) “Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam” [1] đã mô phỏng tính toán lý thuyết và kết hợp với thực nghiệm kiểm chứng, nghiên cứu chế độ tải trọng nguy hiểm xuất hiện trong HTTL ô tô tải

Tác giả Đặng Tiến Hòa, trong luận án tiến sĩ (2000) “Nghiên cứu một số vấn

đề động lực học của liên hợp máy kéo cỡ nhỏ 2 bánh” đã nghiên cứu tương tác giữa động cơ với hệ thống truyền lực của máy kéo và của máy công tác [2]

Tác giả Haidar Qassim Ali Al-Zubaydy (2005) đã thực hiện luận án tiến sĩ

“Nghiên cứu hiện tượng tuần hoàn công suất của máy kéo hai cầu chủ động sử dụng ở Việt Nam” Nội dung chính của luận án tập trung vào việc nghiên cứu hiện tượng tuần hoàn công suất trên máy kéo hai cầu chủ động trong điều kiện Việt Nam [4]

Luận án tiến sĩ của Hồ Sĩ Xuân Diệu (2009) “Nghiên cứu hệ thống động lực

ô tô hybrid 2 chỗ ngồi ứng dụng LPG” đã tập trung giải quyết vấn đề phối hợp 2 nguồn động lực điện và LPG Tác giả Cao Hùng Phi (2012) đã thực hiện đề tài luận án tiến sĩ “Nghiên cứu độ ồn rung của hộp số ô tô tải được thiết kế và chế tạo tại Việt Nam” với nội dung chủ yếu là nghiên cứu, đánh giá độ ồn rung của hộp số

ô tô ô tô tải nhỏ chế tạo tại Việt Nam [5]

Luận án tiến sĩ của tác giả Lê Văn Anh (2012) “Nghiên cứu mài mòn các bánh răng hộp số xe tải nhẹ thiết kế chế tạo tại Việt Nam” tập trung nghiên cứu về

cơ chế mài mòn các bánh răng trong hộp số ô tô Ngoài các công trình nghiên cứu của các tác giả độc lập, một số đề tài nghiên cứu khoa học các cấp cũng đã được thực hiện tại các cơ sở sản xuất [6]

Các đề tài “Nghiên cứu thiết kế và công nghệ chế tạo cụm hộp số cho các loại xe ô tô tải thông dụng” (2006) và “Nghiên cứu thiết kế và chế tạo cụm cầu sau

sử dụng cho các loại ô tô tải nhỏ tải trọng đến 3 tấn” (2010) thuộc chương trình trọng điểm cấp Nhà nước KC.05 đã được thực hiện tại VEAM với những kết quả ban đầu được đánh giá cao

Tuy nhiên, các đề tài trên đều tập trung chủ yếu vào công nghệ chế tạo chưa đầu tư nghiên cứu sâu về cơ sở lý thuyết Ngoài ra, nhiều đề tài khoa học công nghệ các cấp liên quan đến hệ thống truyền lực ô tô cũng đã được thực hiện mang lại những tiến bộ đáng kể trong lĩnh vực này Có thể nhận thấy rằng, hiện nay ở Việt Nam chưa hình thành các hướng nghiên cứu với định hướng rõ ràng Mỗi công trình nghiên cứu tập trung vào một mục đích riêng và được thực hiện nhằm giải quyết một vấn đề trong phạm vi hẹp Với định hướng phát triển của ngành công nghiệp ô tô Việt Nam hiện nay là hướng tới tự thiết kế, chế tạo các bộ phận của ô tô thì cần có những nghiên cứu sâu và toàn diện hơn, trong đó cần ưu tiên đặc biệt cho các nghiên cứu nhằm hoàn thiện quá trình thiết kế Đối với HTTL, mối quan tâm đầu tiên trong quá trình tính toán, thiết kế chính là xác định tải trọng tính toán các chi tiết trong hệ thống

3 Tải trọng động xuất hiện trong HTTL ô tô có thể xảy ra khi bánh xe đột ngột gặp phải mặt đường mấp mô, hoặc khi đóng ly hợp đột ngột để sang số hoặc khởi hành ô tô tại chỗ Trong đó tải trọng lớn nhất xuất hiện khi ô tô khởi hành tại chỗ

4 Việc nghiên cứu mô men cực đại khi đóng ly hợp đột ngột để khởi hành ô

tô tại chỗ đã được công bố trong nhiều công trình khoa học trên thế giới Tuy nhiên, các nghiên cứu này thường bỏ qua sự trượt của ly hợp Luận văn của học viên đặt mục tiêu nghiên cứu xác định tải trọng cực đại xuất hiện trong HTTL ô tô khi khởi hành tại chỗ có kể đến ảnh hưởng của sự trượt ly hợp, khảo sát các thông

số ảnh hưởng và đề xuất các giải pháp cải thiện nhằm giảm thiểu giá trị mô men cực đại trong HTTL ô tô

CHƯƠNG 2 XÂY DỰNG MÔ HÌNH NGHIÊN CỨU TẢI TRỌNG ĐỘNG

TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

2.1 Các phương pháp nghiên cứu tải trọng động trong HTTL ô tô

Để xác định tải trọng động trong HTTL ô tô có thể sử dụng 2 phương pháp trình bày dưới đây

2.1.1 Phương pháp thực nghiệm

Để xác định tải trọng trong hệ thống truyền lực người ta có thể tiến hành các thí nghiệm trên các bệ thử chuyên dụng hoặc trên đường Các thông số cơ bản trong các thí nghiệm trên được đo bằng các thiết bị chuyên dùng có độ chính xác cao

Để đo mô men trên trục, phương pháp thông dụng hơn cả là sử dụng các điện trở tenzo dán trực tiếp lên trục cần đo mô men Các đường dây điện được kết nối với nguồn và thiết bị bên ngoài thông qua các bộ tiếp điện hoặc các bộ phận thu phát không dây Phương pháp đo này đòi hỏi phải lấy chuẩn thiết bị Mô men xoắn cũng có thể được đo bằng thiết bị đo chuyên dụng Tuy nhiên, để lắp đặt thiết

bị cần phải cắt trục và chế tạo đồ gá phù hợp Hơn nữa, dải đo của thiết bị phải tương ứng với vùng biến thiên mô men trên trục cần đo

Hình 2.1 Sơ đồ nguyên lý phương pháp đo mô men bằng điện trở tenzo

1- Điện trở tenzo dán trên trục; 2- Các chổi than; 3- Các vành đồng;

4- Bộ tiếp điện; 5- Cầu đo; 6- Trục cần đo mô men

Trên hình 2.1 là một ví dụ về phương pháp đo mô men xoắn trên trục bằng điện trở tenzo Điện trở được dán trực tiếp lên trục cần đo, các đầu dây được dẫn ra

ngoài nhờ bộ tiếp điện kiểu chổi than - vành đồng và nối với cầu đo kiểu Weatstone Cầu đo được cấp nguồn nuôi E, khi chưa có mô men trên trục cầu đo phải ở trạng thái cân bằng (điện áp đo lúc này bằng 0) Khi đo, mô men xoắn trên trục làm thay đổi giá trị điện trở Rđ và vì vậy, cầu đo mất cân bằng làm xuất hiện điện áp đo tương ứng với mô men xoắn trục

Thông số thứ hai thường được đo trong các thí nghiệm HTTL là vận tốc góc của các chi tiết quay Hiện nay, có rất nhiều dạng thiết bị đo vận tốc góc, nhưng chúng hoạt động dựa trên nguyên lý chung là đếm xung Các cảm biến đo vận tốc góc có thể là điện từ, quang, cảm biến Hall,… Một số ví dụ về cảm biến đo vận tốc góc được thể hiện trên hình 2.2

Hình 2.2 Thiết bị đo số vòng quay

a Cảm biến đo vận tốc góc kiểu điện từ (1- Đĩa răng; 2- Cuộn dây có lõi sắt;3- Nam châm vĩnh cửu) ; b Thiết bị đo vận tốc góc bằng quang học (1- trục quay; 2- tấm phản quang; 3-đầu thu phát quang; 4- thiết bị xử lý, hiển thị)

Thiết bị trên hình 2.2a hoạt động dựa trên sự biến thiên của từ trường đi qua cuộn dây: mỗi khi đỉnh răng đi qua gần lõi sắt, một xung điện xuất hiện trong cuộn dây và được truyền đến thiết bị xử lý

Thiết bị trên hình hình 2.2b hoạt động dựa trên nguyên lý quang điện: tia sáng phát ra từ nguồn được phản hồi nhờ một tấm phản quang dán trên trục sau đó

đi vào thiết bị thu nhận và xử lý Mỗi lần tia sáng chiếu vào cảm biến quang sẽ tạo nên một xung điện

Tín hiệu ra của các cảm biến trên đều có dạng xung điện có tần số tỷ lệ thuận với vận tốc quay của trục Bộ xử lý thực hiện việc chuyển đổi các tín hiệu này thành giá trị vận tốc góc để hiển thị và lưu trữ kết quả

2.1.2 Phương pháp mô phỏng

Khi nghiên cứu tải trọng động trong HTTL bằng phương pháp mô phỏng HTTL có thể sử dụng 2 cách thức khác nhau:

- Sử dụng các phần mềm chuyên dùng cho mô phỏng;

- Mô phỏng bằng mô hình toán học thông qua xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả chuyển động của hệ và giải hệ này bằng các phần mềm hỗ trợ tính toán

2.1.2.1 Phương pháp sử dụng phần mềm chuyên dùng

Hiện nay, có nhiều phần mềm chuyên dụng có thể sử dụng để mô phỏng hệ thống truyền lực như Alaska, Adamcar, Modelica, …Ưu điểm của phương pháp này là không mất thời gian để thiết lập hệ phương trình cân bằng cho các vật của

cơ hệ nhờ sử dụng các thư viện các phần tử của HTTL có sẵn trong các phần mềm Nhờ đó, thời gian thiết lập mô hình và lập trình trên máy tính sẽ được rút ngắn

Hình 2.3 Thư viện các phần tử dùng cho mô phỏng HTTL trong

phần mềm Modelica

Tuy nhiên, việc mô phỏng theo phương pháp này có một số nhược điểm Nhược điểm thứ nhất đó là, các phần mềm chuyên dụng dạng này mặc dù đã xuất hiện ở thị trường Việt Nam nhưng nhưng chi phí cho việc mua các phần mềm này còn quá cao và hiện tại chỉ là các bản demo nên độ tin cậy thấp Nhược điểm thứ hai là, khó nghiên cứu rõ bản chất của các quá trình diễn ra trong các modul chuẩn

và chưa thể can thiệp vào chúng, vì thế sẽ hạn chế khả năng nghiên cứu mở rộng cũng như việc kiểm soát quá trình tính toán và kết quả chưa rõ ràng

2.1.2.2 Phương pháp mô phỏng HTTL thông qua thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả chuyển động của hệ

Khi mô phỏng HTTL theo phương pháp này trước tiên ta phải phân tích HTTL thành nhiều vật và xây dựng các hệ phương trình vi phân cân bằng cho từng vật, trên cơ sở giải hệ phương trình vi phân đã xây dựng này, phân tích, đánh giá, nghiên cứu tải trọng của HTTL Phương pháp này tuy mất nhiều thời gian hơn so với phương pháp trên, nhưng có ưu điểm là giúp chúng ta kiểm soát mô hình một cách cụ thể, rõ ràng hơn

Trình tự của phương pháp mô phỏng thông qua thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả hệ như sau:

Bước 1- Xây dựng mô hình tính toán của HTTL

Bước 2 - Xây dựng mô hình toán học mô tả HTTL

Bước 3 - Xác định các thông số trên mô hình

Bước 4 – Giải hệ mô hình toán học, phân tích kết quả

Nội dung của phương pháp này được trình bày cụ thể trong mục 2.2

2.2 Phương pháp mô phỏng HTTL thông qua xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả hệ

2.2.1 Xây dựng mô hình tính toán HTTL

Để xây dựng được mô hình tính toán tải trọng động HTTL ta phải tiến hành qua các bước:

- Xây dựng mô hình cơ học

- Xây dựng mô hình động lực

- Xây dựng mô hình tính toán

2.2.1.1 Xây dựng mô hình cơ học

Mô hình cơ học của hệ thống chính là sơ đồ động học của nó, trong đó thể hiện các phần tử dưới dạng sơ đồ hoá Các sơ đồ động học có hai dạng: sơ đồ với các thông số tập trung và sơ đồ với các thông số phân bố Để cho đơn giản người ta thường gọi chúng là sơ phân bố (liên tục) và sơ đồ tập trung (rời rạc) Trong các sơ

đồ phân bố, mỗi phần tử được đặc trưng bằng hai tính chất: tính quán tính và tính đàn hồi

Tất cả các hệ thống thực đều là hệ thống phân bố, nhưng để đơn giản, trong quá trình phân tích người ta thường tìm cách quy chúng về dạng tập trung bằng cách bỏ qua các tính chất ít quan trọng hơn của các phần tử

Hệ thống truyền lực của ôtô là hệ thống dạng phân bố nhưng khi sơ đồ hoá

nó người ta thường thể hiện dưới dạng sơ đồ dao động tập trung Việc quy đổi từ dạng phân bố về tập trung (còn gọi là rời rạc hoá) được thực hiện dựa trên cơ sở sau: các dao động xoắn trong HTTL có phổ không liên tục với tần số riêng nằm trong miền dưới 300Hz, vì vậy có thể sử dụng các sơ đồ dạng tập trung để tính toán các quá trình dao động xoắn trong miền tần số trên

Trong các hệ thống được quy về dạng tập trung, các khối lượng được coi là tập trung và chỉ có tính quán tính Các chi tiết trong hệ thống có nhiệm vụ nối các khối lượng với nhau có dạng phần tử đàn hồi được đăc trưng bởi một độ cứng nhất định Trong qúa trình nghiên cứu dao động xoắn người ta coi các phần tử có kích thước dọc theo trục quay không vượt quá hai lần đường kính là các phần tử tập trung Khối lượng phân bố của các phần tử này được tính đến một cách tương đối chính xác bằng cách quy chúng về khối lượng tập trung Việc lập sơ đồ tập trung của hệ thông truyền lực được thực hiện trên cơ sở nghiên cứu kỹ cấu tạo của các cụm trong hệ thống để từ đó phân các chi tiết thành hai loại: loại chỉ có tính quán tính (khối lượng tập trung) và loại chỉ có tính đàn hồi (phần tử nối)

Những phần tử chỉ có tính quán tính trong hệ thống truyền lực thường là: bánh răng, các đĩa của ly hợp, bánh đà, các mặt bích, các chi tiết của ổ bi, các chi

tiết vỏ Các chi tiết chỉ có tính đàn hồi thường là các trục và một số chi tiết đàn hồi chuyên dụng trong hệ thống truyền lực

Trong quá trình lập sơ đồ tính toán, việc phân loại và xác định các thông số của các phần tử một cách chính xác đóng vai trò quyết định và ảnh hưởng trực tiếp đến kết quả tính toán Chẳng hạn, các bánh răng có độ đàn hồi rất nhỏ nên thường được coi là khối lượng tập trung, nhưng khi nghiên cứu những dao động tần số cao thì độ đàn hồi của nó cần được tính đến Lốp xe là những phần tử đặc biệt, chúng vừa có độ đàn hồi cao lại vừa có trọng lượng lớn nên khi sơ đồ hoá chúng thường được thể hiện bằng một khối lượng tập trung nối với một phần tử đàn hồi Nếu xét một cách tổng quát, ôtô được sơ đồ hoá như một hệ dao động bao gồm tập hợp các khối lượng tập trung được nối với nhau bằng các khâu đàn hồi không quán tính Trên sơ đồ này thể hiện tất cả những mối liên hệ động học giữa các trục và các bộ phận thực hiện bởi các bánh răng và các cơ cấu truyền động Ngoài ra trên sơ đồ còn thể hiện các lực và momen tác dụng lên các phần tử của hệ thống, trong đó có lực ma sát là thành phần tiêu thụ năng lượng dao động

Trong mô hình cơ học ngoài các phần tử đàn hồi, khối lượng tập trung còn

có các khối lượng liên kết phản lực Khối lượng liên kết phản lực là các phần tử vỏ nối với khung và do đó tham gia vào quá trình dao động của hệ thống truyền lực Các khối lượng liên kết phản lực được thể hiện trên sơ đồ dưới dạng lò so xoắn, một đầu nối với vỏ của cơ cấu đầu kia nối với khung của ôtô được xem là cố định Các thông số cơ bản của mô hình cơ học là mômen quán tính của các khối lượng quán tính Ii tính theo trục quay và độ đàn hồi ei của các phần tử đàn hồi Độ đàn hồi của các phần tử đàn hồi là đại lượng nghịch đảo của độ cứng và được tính bằng góc quay (rad) của một trong những mặt cắt của trục khi nó phải chịu momen xoắn bằng 1Nm đặt vào một đầu trục trong khi đầu kia bị ngàm cứng Độ đàn hồi của trục và momen quán tính của các khối lượng được xác định bằng thực nghiệm hoặc tính theo các bản vẽ cấu tạo Ngày nay các phần mềm máy tính chuyên dụng cho phép tính toán một cách chính xác momen quán tính của các chi tiết dựa trên hình

vẽ của nó

Trong trường hợp các trục nối tiếp với nhau thì độ đàn hồi chung là tổng của các độ đàn hồi thành phần, còn nếu các trục song song thì độ cứng chung là tổng của các độ cứng thành phần Trong trường hợp này độ đàn hồi tổng được tính như sau:

2 1

2 1

e e

e e e

k

T  2 (2.2)

Trong đó: kt :là hệ số tuỳ thuộc vào loại then trong mối ghép

d: đường kính mối ghép then

l- Chiều dài mối ghép then

h - Chiều cao hiệu dụng của then

d

e cd



 (2.3) Trong đó: d- là đường kính các trục nối

α: góc ăn khớp

Hình 2.4 – Mô hình cơ học và mô hình động lực học tương ứng

Độ đàn hồi của nhíp, của cầu chủ động theo phương dọc xe (độ đàn hồi liên kết):

cL

Trong đó

c - Độ cứng của nhíp

L - Chiều dài của nhíp

Độ đàn hồi riêng của bánh răng quy về 1 trong hai trục:



2 2

b - bề rộng làm việc của bánh răng

R :Bán kính vòng chia của bánh răng trên trục quy dẫn

kbr : hệ số

Khi nghiên cứu những quá trình quá độ xảy ra trong thời gian rất ngắn người

ta thường bỏ qua sự thất thoát năng lượng Nhưng khi nghiên cứu tới các quá trình liên quan đến dao động ổn định thì ảnh hưởng của việc thất thoát năng lượng trở nên đáng kể Vì vậy, trong những trường hợp này cần phải tính đến các phần tử tiêu thụ năng lượng

Trong quá trình dao động, năng lượng dao động bị mất mát trong bản thân các chi tiết, trong các mối ghép then, then hoa, trong các ổ đỡ trục, trong các vết ăn khớp bánh răng, trong các phớt làm kín, và trong các cơ cấu giảm chấn

2.2.1.2 Xây dựng mô hình động lực

Để chuyển đổi sơ đồ cơ học thành sơ đồ động lực người ta quy các thông số của sơ đồ cơ học về một hoặc vài trục và thể hiện hệ thống bằng các quy ước Thực chất, việc quy đổi trên ứng với việc chuyển đổi hệ toạ độ của mô hình cơ học với điều kiện cơ bản là bảo toàn động năng, thế năng và hàm thất thoát năng lượng của các phần tử trước và sau chuyển đổi

Hình 2.5 Chuyển đổi mô hình cơ học thành mô hình động lực

Trên hình 2.5 là một ví dụ về việc chuyển đổi từ mô hình cơ học sang sơ đồ động lực Giả sử các khối lượng 1 và 2 bị xoắn đi các góc tương ứng là1 và 2 so với vị trí ban đầu (khi mômen xoắn bằng 0) thì động năng của hệ thống được tính bằng tổng động năng của các khối lượng:

2 ' 2 2 2 1 1 2

2

1 ' ' 2

1I  I 

E E

E k  k  k  

Thế năng của hệ thống bằng tổng thế năng của hai phần tử:

2

2 2 1

2 1 2 1

2

E E

Trong đó :1, 2 là biến dạng góc của các trục 1 và 2

Các mômen gây lên xoắn các trục được tính như sau:

2

2 2 1

1

1 ;

e

M e

M    Nếu gọi tỉ số truyền của cặp bánh răng là i, thì: M2=1.M1 Khi đó:

1

2 1 2 2

2 1 2

2 1 2

e ie

M e

iM          Mặt khác, nếu ký hiệu các góc quay của các bánh răng là 1 và 2, thì :

i

1 2



2 1 2 1 2 2 2 1 1

1     ;      ;  i   i

Vậy ta có biểu thức thu được là:

2 2 1

2 2 1 2

2 1

2 1 2 2 2 2 1

2 1 1 1

) (

i E

e i e

i ie e

i e

1 2 1 1

'

; '

i

I I I

Các công thức thu gọn trên đây cũng đúng với các dạng sơ đồ cơ học khác Trong trường hợp tổng quát, các thông số của sơ đồ động lực được tính từ các thông số của mô hình cơ học theo các công thức như sau:

2 ;

'

i i i

I’i, e’i – các thông số của mô hình cơ học

Ii, ei – các thông số của sơ đồ động lực của hệ thống

Trong hệ thống truyền lực có một số bộ phận có khả năng phân chia dòng công suất, chẳng hạn như các hộp số hành tinh, bộ vi sai trong các cầu chủ động Đặc điểm của các cơ cấu này là dòng công suất có thể được truyền theo nhiều đường khác nhau, nhưng trong mọi trường hợp tất cả các trục của cơ cấu đều phải chịu tải Do vậy ở đây người ta dùng tới khái niệm độ đàn hồi chung của hệ thống Trong trường hợp tổng quát độ đàn hồi chung của hệ thống được xác định theo công thức sau:

 n

i i i

Trong đó :

ei : Độ đàn hồi của trục nói với khối lượng thứ i ;

ii : Tỉ số truyền của cơ cấu tính từ khối lượng quy dẫn tới khối lượng thứ i trong điều kiện tất cả các khối lượng khác đều đứng yên

Mômen quán tính của các chi tiết trong các cơ cấu có phân chia dòng công suất cũng được tính theo công thức

Các dao động xoắn trong hệ thống truyền lực có mối liên hệ chặt chẽ với chuyển động tịnh tiến của khối lượng treo và khối lượng không được treo Vì vậy, trong quá trình nghiên cứu chế độ tải trọng trong hệ thống truyền lực cần phải tính đến các khối lượng chuyển động tịnh tiến Thông thường, các khối lượng chuyển động tịnh tiến được thể hiện trên sơ đồ tính toán bằng một bánh đà tương đương, với điều kiện là động năng của bánh đà này bằng động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến Nếu gọi ma là khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô; Ia

là momen quán tính của bánh đà tương đương trên sơ đồ tính toán: v là vận tốc của khối lượng chuyển động tịnh tiến và  là vận tốc góc của bánh đà tương đương, ta có:

2 2

2

; 2

m

a a a

Trên các sơ đồ tính toán bánh xe và các khối lượng chuyển động tịnh tiến được thể hiện bằng hai bánh đà nối với nhau bởi khâu đàn hồi tương ứng với độ đàn hồi tiếp tuyến của lốp Trong khâu nối này có bộ truyền ma sát với nhiệm vụ hạn chế momen truyền không quá momen bám của bánh xe đối với mặt đường

0

r R

Trong đó:

- là hệ số bám của bánh xe đối với mặt đường

- Rz thành phần phản lực thẳng đứng của mặt đường tác dụng lên bánh xe Nếu trong quá trình tính toán có kể đến thất thoát năng lượng do biến dạng theo phương tiếp tuyến của lốp thì phải đưa vào sơ đồ bộ giảm chấn

Các momen xoắn quy đổi tác dụng lên các phần tử của hệ thống động lực của ôtô được xác định từ điều kiện cân bằng công thực hiện bởi các momen trong

mô hình cơ học và các mômmen tương ứng trong sơ đồ quy dẫn và tính theo công thức:

; 2

' ' 2





 nên k=k’i2

2.2.1.3 Xây dựng mô hình tính toán

Sơ đồ quy dẫn của ôtô thường có rất nhiều các khối lượng và các khâu đàn hồi Việc xác định các đặc tính động lực của hệ thống như vậy thường gặp khó khăn nhất định Hơn nữa, việc tính toán theo các sơ đồ đơn giản hoá không gây

nên những sai số lớn Do vậy, trong thực tế người ta thường đơn giản hoá các sơ

đồ tính toán bằng cách ghép các khối lượng quán tính và các khâu đàn hồi Mức độ đơn giản hoá có thể khác nhau tuỳ theo tính chất của bài toán và quan trọng hơn cả miền tần số quan tâm

Lý thuyết dao động đã khẳng định, sai số tính toán không vượt quá 5% nếu tần số cao nhất của dao động riêng của hệ thống quy dẫn lớn hơn so với tần số cao nhất của các dao động đang xét không qua bốn lần

Có nhiều phương pháp đơn giản hoá hệ thống động lực Thông dụng hơn cả

là phương pháp hệ thống thành phần, nó cho phép có được sơ đồ tính toán một cách tương đối đơn giản với độ chính xác mong muốn

Để đơn giản hoá sơ đồ động lực của hệ thống, người ta chia nó thành các hệ thống tối giản (còn gọi là các hệ thống thành phần) gồm một hoặc hai khối lượng như thể hiện trên hình 2.6 Mỗi hệ thống thành phần được đặc trưng bởi một tần số dao động riêng Bình phương của tần số dao động riêng của hệ thống tối giản thứ k được xác định theo công thức:

qk qk k

I e

1 ,

k k k qk

k qk

I I

I I I

e e