Sử dụng nguyên lý jourdain nghiên cứu dao động ô tô
- 83 trang
- file .pdf
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
---------------------------------------
NGUYỀN VĂN LIÊM
NGUYỄN VĂN LIÊM
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
SỬ DỤNG NGUYÊN LÝ JOURDAIN NGHIÊN CỨU
DAO ĐỘNG Ô TÔ
LUẬN VĂN THẠC SĨ KHOA HỌC
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
KHÓA:2011B
Hà Nội – Năm 2012
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
---------------------------------------
NGUYỄN VĂN LIÊM
SỬ DỤNG NGUYÊN LÝ JOURDAIN NGHIÊN CỨU
DAO ĐỘNG Ô TÔ
Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí Động lực
LUẬN VĂN THẠC SĨ KHOA HỌC
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC
PGS.TS Lưu Văn Tuấn
Hà Nội – Năm 2012
LỜI CAM ĐOAN
Tôi xin cam đoan: Luận văn “Sử dụng nguyên lý Jourdain nghiên cứu dao
động ô tô” là công trình nghiên cứu của riêng tôi.
Các số liệu, kết quả nêu trong luận văn là trung thực và chưa từng được ai
công bố tại bất kỳ công trình nào khác.
Hà Nội, ngày tháng năm 2012
Tác giả luận văn
Nguyễn Văn Liêm
i
LỜI CẢM ƠN
Trong suốt thời gian làm luận văn, tôi đã được sự quan tâm và chỉ bảo tận tình
của thầy giáo PGS. TS Lưu Văn Tuấn người hướng dẫn khoa học trực tiếp, tôi xin
chân thành cảm ơn thầy đã hướng dẫn và truyền đạt cho tôi nhiều kinh nghiệm quý
báu. Qua đây, tôi cũng xin gửi lời cảm ơn tới các thầy trong Bộ môn Ô tô và Xe
chuyên dụng, Viện Cơ khí Động lực, Trường ĐHBK Hà Nội đã đào tạo và tạo điều
kiện cho tôi rất nhiều trong suốt thời gian theo học và làm luận văn, đồng thời tôi
cũng xin gửi lời cảm ơn đến các đồng nghiệp, đặc biệt là NCS Lê Văn Quỳnh
Trường Đại học Đông Nam, Nam Kinh, Trung Quốc đã giúp đỡ và động viên tôi rất
nhiều để hoàn thành luận văn này.
ii
MỤC LỤC
Trang
Lời cam đoan i
Lời cảm ơn ii
Mục lục iii
Danh mục các ký hiệu, các chữ viết tắt v
Danh mục các bảng vii
Danh mục các hình vẽ, đồ thị viii
LỜI NÓI ĐẦU 1
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU 3
1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô đến mối quan hệ động học "Người – xe – 3
đường" và phân tích ra các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
1.1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô 3
1.1.2. Các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô 4
1.1.3. Chọn chỉ tiêu đánh giá dao động để nghiên cứu 7
1.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô 7
1.2.1. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở nước ngoài 7
1.2.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở trong nước 10
1.3. Mục tiêu và phạm vi nghiên cứu của luận văn 12
CHƯƠNG II: XÂY DỰNG MÔ HÌNH DAO ĐỘNG Ô TÔ THEO NGUYÊN LÝ 13
JOURDAIN
2.1. Động học hệ nhiều vật 13
2.2. Nguyên lý Jourdain 14
2.3. Áp dụng nguyên lý Jourdain xây dựng mô hình dao động ô tô hai cầu 16
2.3.1. Chọn và xây dựng mô hình dao động xe khách 16
2.3.2. Ứng dụng nguyên lý Jourdain 17
2.3.2.1. Chọn các tọa độ và vận tốc suy rộng của mô hình 17
2.3.2.2. Xác định các thành phần của ma trận quán tính M 18
2.3.2.3. Xác định các thành phần véctơ lực suy rộng Q 20
2.4. Phân tích các nguồn kích thích chính gây ra dao động ô tô hai cầu 26
iii
2.4.1. Phân tích nguồn kích thích dao động ô tô trong quỹ đạo chuyển động thẳng 27
2.4.2. Phân tích nguồn kích thích dao động ô tô trong quỹ đạo quay vòng 30
CHƯƠNG III: ỨNG DỤNG MÔ HÌNH KHẢO SÁT VÀ ĐÁNH GIÁ DAO 36
ĐỘNG CỦA Ô TÔ KHÁCH ĐÓNG TẠI VIỆT NAM
3.1. Chọn thông số mô phỏng và tính toán 36
3.1.1. Chọn nguồn kích thích mặt đường 36
3.1.1.1. Mấp mô mặt đường hình sin 36
3.1.1.2. Mấp mô mặt đường dạng ngẫu nhiên ISO 38
3.1.2. Chọn thông số xe mô phỏng 41
3.2. Khảo sát dao động ô tô trong trường hợp đi thẳng 43
3.2.1. Mô hình khối tổng thể Matlab-simulink 43
3.2.2. Ảnh hưởng của mặt đường đến dao động của ô tô 43
3.2.3. Đánh giá ảnh hưởng của hệ thống treo đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 48
3.2.3.1. Ảnh hưởng của độ cứng nhíp C 48
3.2.3.2. Ảnh hưởng của hệ số cản giảm chấn K 50
3.2.4. Đánh giá ảnh hưởng của lốp xe đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 51
3.2.5. Đánh giá ảnh hưởng của mấp mô mặt đường đến chỉ tiêu êm dịu của ô tô 53
khách
3.3. Khảo sát ảnh hưởng dao động khi xe quay vòng 54
3.3.1. Các thông số mô phỏng 54
3.3.2. Mô hình khối tổng thể Matlab-simulink 54
3.3.3. Ảnh hưởng của điều kiện quay vòng đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 55
3.4. Tối ưu các thông số nhằm nâng cao độ êm dịu chuyển động của ô tô 58
3.4.1. Tối ưu các thông số của hệ thống treo 58
3.4.2. Tối ưu các thông số của lốp xe 61
3.4.3 Đề xuất một số bộ số tối ưu cho hệ thống treo và lốp nhằm nâng cao độ êm 62
dịu chuyển động ô tô
KẾT LUẬN 66
TÀI LIỆU THAM KHẢO 68
PHỤC LỤC 70
iv
DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU, CÁC CHỮ VIẾT TẮT
Ký hiệu Tên gọi Đơn vị
zT Chuyển vị theo phương thẳng đứng trọng tâm thân xe m
ϕ Góc xoay trục dọc thân xe quay quanh trục oy rad
ψ Góc xoay trục ngang thân xe quay quanh trục ox rad
vT Vận tốc dịch chuyển theo phương đứng trọng tâm thân xe m/s
ωx Vận tốc góc của thân xe xoay quanh trục ngang oy rad/s
ωy Vận tốc góc của thân xe xoay quanh trục dọc ox rad/s
R0 Hệ tọa độ quy chiếu cố định
RT Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm thân xe
RA Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm cầu trước
RB Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm cầu sau
r 0v Véc tơ vị trí của vật xét trong hệ tọa độ cố định m
qv Véc tơ quay của vật xét trong hệ tọa độ cố định rad
v 0i,0 Véc tơ vận tốc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định m/s
ω 0i,0 Véc tơ vận tốc góc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định rad/s
a 0i,0 Véc tơ gia tốc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định m/s2
ε 0i,0 Véc tơ gia tốc góc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định rad/s2
R 0→v Ma trận chuyển từ hệ cố định sang hệ thân xe
F i,e Véc tơ ngoại lực của vật i N
F i,c Véc tơ lực liên kết của vật i N
M i,e Mô men ngoại lực của vật i N.m
M i,c Mô men lực liên kết của vật i N.m
δv 0i Véc tơ vận tốc của di chuyển ảo m/s
δω 0i Véc tơ vận tốc góc của di chuyển ảo rad/s
d θA Véc tơ chỉ phương của vận tốc góc cầu trước quay quanh trục ox
d θB Véc tơ chỉ phương của vận tốc góc cầu sau quay quanh trục ox
t zA Véc tơ chỉ phương của vận tốc dịch chuyển thẳng đứng cầu trước
v
t zB Véc tơ chỉ phương của vận tốc dịch chuyển thẳng đứng cầu sau
χT Véc tơ tọa độ suy rộng thân xe
ϑT Véc tơ vận tốc suy rộng thân xe
χA Véc tơ tọa độ suy rộng cầu trước
ϑA Véc tơ vận tốc suy rộng cầu trước
χB Véc tơ tọa độ suy rộng cầu sau
ϑB Véc tơ vận tốc suy rộng cầu sau
ξA Dịch chuyển của cầu trước theo phương thẳng đứng m
θA Góc xoay của cầu trước quanh trục dọc thân xe rad
ξB Dịch chuyển của cầu sau theo phương thẳng đứng m
θB Góc xoay của cầu sau quanh trục dọc thân xe rad
F zj Phản lực tác dụng lên các bánh xe khi chuyển động N
Ne Công suất động cơ kW
Me Mô men xoắn trục cơ N.m
ne Tốc độ quay trục cơ v/ph
I T,T Ten xơ quán tính trọng tâm thân xe kg.m2
I A,A Ten xơ quán tính trọng tâm cầu trước kg.m2
I T,T Ten xơ quán tính trọng tâm cầu sau kg.m2
δ vl Góc quay vô lăng vành lái Độ
i CCL Tỷ số truyền của hệ thống lái
it Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
ηt Hiệu suất hệ thống truyền lực
βt Góc quay bánh xe dẫn hướng bên trái Độ
βp Góc quay bánh xe dẫn hướng bên phải Độ
rb Bán kính bánh xe m
ϕx Hệ số bám dọc
f Hệ số cản lăn
vi
DANH MỤC CÁC BẢNG
TÊN BẢNG Trang
Bảng 1.1. Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô theo ISO 2631-1[16] 5
Bảng 3.1. Các lớp mấp mô mặt đường phân loại theo tiêu chuẩn ISO 8068[17] 39
Bảng 3.2. Các thông số kỹ thuật của xe Huyndai County HD 29 E 41
Bảng 3.3. Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng khi C thay đổi 48
Bảng 3.4. Gia tốc bình phương trung bình theo phương đứng khi K thay đổi 50
Bảng 3.5. Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng khi C L thay
52
đổi
Bảng 3.6. Khảo sát sự thay đổi a wz khi tối ưu C và K 59
Bảng 3.7. Bảng Kết quả tối ưu các thông số cho xe Huyndai County HD 29 E3 62
Bảng 3.8. Một số Bộ số liệu mới được tối ưu 62
vii
DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ, ĐỒ THỊ
TÊN HÌNH VẼ, ĐỒ THỊ Trang
Hình 1.1. Hệ thống "Đường-Xe-Người" 3
Hình 2.1. Sơ đồ mô hình dao động ô tô hai cầu 16
Hình 2.2. Sơ đồ lực tác dụng lên thân xe 22
Hình 2.3. Sơ đồ lực tác dụng lên cầu trước 24
Hình 2.4. Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau 24
Hình 2.5. Sơ đồ hệ thống lái 31
Hình 2.6. Sơ đồ quay vòng 32
Hình 2.7. Sơ đồ phản lực tác dụng lên các bánh xe khi quay vòng 33
Hình 3.1. Hàm điều hoà của mấp mô 37
Hình 3.2. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp A 39
Hình 3.3. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp B 40
Hình 3.4. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp C 40
Hình 3.5. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp D 41
Hình 3.6. Sơ đồ tổng thể Matlab-simulink 7.04 43
Hình 3.7. Chuyển vị thẳng đứng tại trọng tâm thân xe 44
Hình 3.8. Gia tốc theo phương thẳng đứng tại trọng tâm thân xe 44
Hình 3.9. Chuyển vị theo phương thẳng đứng phía trước thân xe 45
Hình 3.10. Gia tốc theo phương thẳng đứng phía trước thân xe 45
Hình 3.11. Chuyển vị theo phương thẳng đứng phía sau thân xe 46
Hình 3.12. Gia tốc theo phương thẳng đứng phía sau thân xe 46
Hình 3.13. Chuyển vị tại vị trí trọng tâm thân xe 47
Hình 3.14. Gia tốc tại vị trí trọng tâm thân xe 47
Hình 3.15. Gia tốc bình phương trung bình khi C thay đổi 49
Hình 3.16. Gia tốc bình phương trung bình khi K thay đổi 51
Hình 3.17. Gia tốc bình phương trung bình khi C L thay đổi 52
Hình 3.18. Ảnh hưởng kích thích mặt đường đến gia tốc bình phương trung 53
viii
bình ở vị trí trọng tâm của ô tô
Hình 3.19. Sơ đồ tổng thể Matlab-Simulink trong trường hợp quay vòng 54
Hình 3.20. Quan hệ giữa góc quay vành tay lái và các bánh xe dẫn hướng 55
Hình 3.21. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 5 km/h 55
Hình 3.22. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 10 km/h 56
Hình 3.23. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 15 km/h 56
Hình 3.24. Gia tốc tại vị trí trọng tâm thân xe khi quay vòng 57
Hình 3.25. Khảo sát ảnh hưởng C và K đến độ êm dịu chuyển động ô tô sau 60
khi tối ưu
Hình 3.26. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 1 với Bộ số liệu cũ 63
Hình 3.27. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 2 với Bộ số liệu cũ 64
Hình 3.28. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 3 với Bộ số liệu cũ 65
ix
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay, nước ta đang bước vào một nền công nghiệp hóa - hiện đại hóa đất
nước. Nhiều ngành công nghiệp ngày càng được mở rộng để đáp ứng nhu cầu phát
triển, trong đó có ngành công nghiệp ô tô. Tuy nhiên sự phát triển ngành công
nghiệp này ở nước ta còn nhiều hạn chế do tính cạnh tranh và khả năng công nghệ,
vì vậy hầu hết các cơ sở sản xuất ô tô ở nước ta, đặc biệt là cơ sở sản xuất ô tô
khách đều dựa trên nền xe tải nhập ngoại và chúng ta chỉ mới dừng lại ở sản xuất vỏ
xe với các công nghệ dập, hàn sơn, nội thất và tiện nghi. Với loại xe này, để đưa
vào khai thác và sử dụng ở Việt Nam có hiệu quả cần phải quan tâm đến dao động,
tính êm dịu chuyển động của xe và sự ảnh hưởng của xe đến đường xá.
Hiện nay, phần lớn các tác giả trong nước và nước ngoài sử dụng các phương
pháp sau: phương trình Newton – Euler, phương trình Lagrange II, nguyên lý
Dalambe và phương pháp tách vật để thiết lập phương trình dao động và nghiên cứu
các thông số ảnh hưởng dao động ô tô. Một phương pháp kết hợp được biết để miêu
tả động lực học theo phương ngang của ô tô như nguyên lý Jourdain kết hợp
phương trình Newton – Euler. Tuy nhiên, hiện nay rất ít nhà khoa học sử dụng
nguyên lý này để nghiên cứu dao động theo phương thẳng đứng của ô tô. Chính vì
vậy tác giả chọn đề tài “Sử dụng nguyên lý Jourdain nghiên cứu dao động ô tô”
làm luận văn thạc sỹ dưới sự hướng dẫn trực tiếp thầy giáo PGS.TS Lưu Văn
Tuấn. Trong luận văn này tác giả sử dụng nguyên lý Jourdain và phương trình
Newton – Euler để thiết lập phương trình mô tả dao động trong hai trường hợp ô tô
chuyển động thẳng và quay vòng. Từ đó nghiên cứu sự ảnh hưởng của các thông số
kết cấu đến độ êm dịu chuyển động và tối ưu các thông số kết cấu đó nhằm nâng
cao độ êm dịu cho một loại xe khách sản xuất tại Việt Nam.
Đây là lĩnh vực nghiên cứu về dao động khá rộng, vì vậy trong phạm vi của
một luận văn cao học, tác giả chỉ dựa nguyên lý Jourdain thiết lập phương trình dao
động khi xe đi thẳng và khi quay vòng với kích thích dao động ngẫu nhiên. Từ
phương trình đó tác giả nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số kết cấu hệ thống
treo, thông số lốp xe, mấp mô mặt đường đến độ êm dịu chuyển động của ô tô. Dựa
1
vào tiêu chuẩn quốc tế ISO 2631-1(1997-E) ảnh hưởng của dao động đến thân
người tác giả chọn được bộ thông số tối ưu cho hệ thống treo, lốp xe.
Nội dung đề tài nghiên cứu các vấn đề sau:
- Tổng quan về nghiên cứu dao động và các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu
chuyển động của ô tô.
- Xây dựng mô hình dao động ô tô khách sản xuất tại Việt Nam.
- Nguyên lý Jourdian và thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động ô tô
khi xe chuyển động thẳng và quay vòng.
- Giải hệ phương trình vi phân dao động bằng Matlab-Simulink 7.04 và tính
toán các thông số ảnh hưởng dao động.
- Nghiên cứu ảnh hưởng và đề xuất bộ thông số kết cấu tối ưu cho hệ thống
treo và lốp xe theo quan điểm êm dịu.
2
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU
Mục đích của chương này, phân tích ảnh hưởng của dao động ô tô và các chỉ
tiêu đánh giá chúng, phân tích tổng quan nghiên cứu dao động ô tô trong và ngoài
nước từ đó đưa ra mục đích, phương pháp và nội dung nghiên cứu của luận văn.
1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô đến mối quan hệ động học "Người – xe
– đường" và phân tích ra các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
1.1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô
Trong quá trình chuyển động của ô tô, do ảnh hưởng của mấp mô mặt đường,
động cơ đốt trong gây nên dao động và dao động này gây ảnh hưởng không nhỏ đến
sức khỏe và sự chịu đựng của con người. Để nâng cao chất lượng phục vụ con
người thì việc nghiên cứu những tác động qua lại của tổng thể "Người – Xe –
Đường" là cần thiết để qua đó xác định các thông số kết cấu có ảnh hưởng đến sự
chịu đựng của con người từ đó đưa ra các giải pháp hợp lý giảm thiểu các tác động
xấu do dao động gây nên.
Người
Hệ thống phanh, lái
Thân xe
Hệ thống treo
Đường
Hình 1.1. Hệ thống "Đường-Xe-Người"
Để xét sự tác động qua lại mô hình động lực quan hệ "Người – Xe – Đường"
được đưa ra Hình 1.1, qua sơ đồ chúng ta thấy ba đối tượng "Người", "Xe" và
3
"Đường" có tác động qua lại với nhau. Trong quá trình xe chuyển động trên đường,
dao động của xe ảnh hưởng trực tiếp đến đường thông qua hệ thống treo. Mặt khác
tình trạng mặt đường ảnh hưởng trực tiếp đến con người thông qua thân xe, ghế
ngồi, hệ thống lái, hệ thống phanh. Khối lượng được treo, không được treo, khối
lượng thân xe, kết cấu khung xe, kết cấu ghế ngồi..vv.. đều ảnh hưởng đến con
người và mặt đường. Do vậy chúng ta phải dựa trên mối quan hệ "Người – Xe –
Đường" để nghiên cứu dao động của xe.
1.1.2. Các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
Như chúng ta đã biết ô tô dao động gồm cơ hệ nhiều vật dao động. Để đánh
giá ảnh hưởng của dao động ô tô chúng ta dựa vào nhiều chỉ tiêu và các chỉ tiêu
được thể hiện dưới đây:
1.1.2.1. Cường độ dao động
Để đánh giá dao động ô tô, theo tiêu chuẩn VBI2057 của Đức đưa ra hệ số KB
đánh giá dao động: Theo đó ba ngưỡng được dùng để đánh giá:
- KB = 20 giới hạn êm dịu;
- KB = 50 giới hạn điều khiển;
- KB = 125 giới hạn gây bệnh lý.
Cường độ dao động KB là một hàm của gia tốc, phương tác dụng, thời gian và
tần số tác dụng. Như vậy để xác định KB, đối với xe ô tô chúng ta phải xác định gia
, gia tốc tại tâm khối lượng
tốc của trọng tâm thân xe, trong tính toán sau này là Z T
được treo.
KB = f (ZT , fT ,...)
1.1.2.2. Gia tốc bình phương trung bình theo thời gian tác động
Theo tiêu chuẩn ISO 2631-1[16], đưa ra chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển
động ô tô thông qua gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng dựa
vào các công trình nghiên cứu của thế giới. Gia tốc bình phương trung bình theo
phương thẳng đứng được xác định theo công thức dưới đây:
4
1
1 T
2
aWZ = ∫ aW2 ( t )dt (1. 1)
T 0
Trong đó:
a wz - Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng.
a w - Gia tốc theo phương thẳng đứng theo thời gian.
T - Thời gian khảo sát.
Điều kiện chủ quan đánh giá độ êm dịu ô tô theo độ lệch gia tốc theo phương
thẳng đứng ISO 2631-1[16] dựa vào bảng dưới đây:
Bảng 1.1. Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô theo ISO 2631-1[16]
a WZ (m/s2) Cấp êm dịu
< 0.315 Thoải mái
0.315 ÷ 0.63 Một chút khó chịu
0.5 ÷ 1.0 Khá khó chịu
0.8 ÷ 1.6 Không thoải mái
1.25 ÷ 2.5 Rất khó chịu
>2 Cực kỳ khó chịu
* Ưu điểm của tiêu chuẩn VBI2057 và tiêu chuẩn ISO 2631-1:
- Thuận lợi cho việc phân tích và đánh giá dao động toàn bộ của xe.
- Thông qua các mô hình dao động vật lý và toán học của toàn bộ xe hoặc các
phần mền chuyên dùng MATLAB-SIMULINK, ADAMS, LMS hoàn toàn xác định
gia tốc dao động theo miền thời gian hoặc miền tần số. Hiện nay phương pháp này
đã được các nhà khoa học trên khắp thế giới áp dụng ISO 2631-1 để phân tích độ
êm dịu của dao động các phương tiện giao thông.
1.1.2.3. Chỉ tiêu về tải trọng động
Hệ số tải trọng động K dyn, max đánh giá mức độ ảnh hưởng của dao động đến độ
bền của các chi tiết, cụm chi tiết của ô tô và hệ số áp lực đường W đánh giá mức độ
ảnh hưởng của dao động đến mặt đường.
5
a. Chỉ tiêu tải trọng động ảnh hưởng tới độ bền chi tiết
Để khảo sát vấn đề này, sử dụng hệ số tải trọng động cực đại, được định nghĩa
như sau:
max(FZdyn )
K dyn ,max = 1 + ≤ 1,5 (1. 2)
FZ ,st
Trong đó:
K dyn,max : Hệ số tải trọng động cực đại
F Z,dyn : Tải trọng động bánh xe
F Z,st : Tải trọng tĩnh bánh xe.
Với kích động ngẫu nhiên max(F Z,dyn ) được xác định như sau:
1T
σ FZ = FZ ,RMS =
T ∫ (FZ ( t ) − FZ ,st )2 dt (1. 3)
1,64 FZ ,RMS
Và: K dyn ,max = +1 (1. 4)
FZ ,st
b. Chỉ tiêu về mức độ thân thiện với đường
Sau những năm 1990, ô tô ngày càng có tải trọng lớn, tỷ trọng kinh tế của cầu
và đường trong ngành giao thông ngày càng được đánh giá cao. Các nhà nghiên cứu
của Anh, Mỹ đã đặt vấn đề nghiên cứu ảnh hưởng của dao động ô tô đối với cầu và
đường. Người ta thấy rằng mức độ ảnh hưởng của dao động ô tô đến cầu và đường
tỷ lệ với số mũ bậc 4 của áp lực bánh xe với đường. Họ đã đưa ra khái niệm Road
stress Coefficient, tạm gọi là hệ số áp lực đường W, là hệ số có thể đánh giá mức độ
ảnh hưởng của dao động ô tô với cầu và đường. Trong một số tài liệu còn có tên
tiếng anh là Dynamic wear factor. Theo đó, Wilkinson đã nêu ra công thức xác
định hệ số áp lực đường W như sau:
W = 1 + 6η 2 + 4η 4 (1. 5)
6
max( f z ,dyn )
η= (1. 6)
FZ ,st
Khi xe có i bánh xe thì áp lực toàn xe là:
i
∑ W( i ). F ( i ) Z ,st
W= 1
i
(1. 7)
∑F (i )
1
Z ,st
1.1.3. Chọn chỉ tiêu đánh giá dao động để nghiên cứu
Qua phân tích các chỉ tiêu đánh giá mức độ ảnh hưởng của dao động cũng như
chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, tác giả chọn chỉ tiêu đánh giá độ
êm dịu chuyển động thông qua chỉ tiêu gia tốc bình phương trung bình theo phương
thẳng đứng công thức (1. 1) với lý do sau: thông qua mô phỏng Matlab-Simulink có
thể xác định được gia tốc theo phương thẳng đứng theo thời gian và giá trị gia tốc
bình phương trung bình theo phương thẳng đứng .
1.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô
1.2.1. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở nước ngoài
1.2.1.1. Nghiên cứu biến dạng mặt đường
Nghiên cứu biến dạng mặt đường trên quan điểm tác động đến hệ thống treo
cũng đã là một lĩnh vực rộng lớn. Bởi để có thể mô tả được một cách hoàn thiện và
chính xác các biến dạng mặt đường trước tiên cần phải nghiên cứu các thiết bị đo
sau đó mới nghiên cứu phương pháp xử lý kết quả đo đạc và mô tả mấp mô biến
dạng mặt đường.
Thiết bị đo mấp mô biến dạng mặt đường đã được tác giả Elson Spay
William Kelly nghiên cứu từ những năm 1960 tại phòng nghiên cứu thí nghiệm của
công ty General Motors, ở những thập niên đó vấn đề quan tâm nhiều nhất là nghiên
cứu các dụng cụ đo mấp mô biến dạng. Đến năm 1989 các nhà nghiên cứu mấp mô
biến dạng mặt đường của nhiều quốc gia đã họp và thành lập nhóm nghiên cứu mấp
mô biến dạng đường (Road Profiler User Group). Nhiệm vụ chính của nhóm RPUG
7
là nghiên cứu nguyên lý, thiết kế sai số của các thiết bị đo mấp mô biến dạng mặt
đường.
Các kết quả đo mấp mô biến dạng mặt đường bao gồm: số lượng thông số đo,
số lần đo, các đặc tính và đặc tính dừng, ergodic... Các chuyên gia đã tập trung
nghiên cứu xử lý toán học hàm theo hai hướng chính sau:
- Xấp xỉ mấp mô biến dạng đường thành hàm liên tục, hướng nghiên cứu này
các chuyên gia đã áp dụng hàm Splaj bậc hai. Kết quả là từ các giá trị mấp mô đo
được đã được mô tả thành hàm toán học với bậc sai số có thể chấp nhận được, như
vậy có thể xác định độ cao mấp mô tại bất kỳ một thời điếm nào đó. Tuy nhiên, để
có được độ chính xác cao cần thiết một khối lượng tính toán khá lớn đòi hỏi công cụ
tính toán phải đủ mạnh.
- Mô tả toán học mấp mô biến dạng mặt đường bằng các phép toán xác suất
thống kê. Như vậy thông số đầu vào để giải các bài toán tiếp theo ở đây không phải
là giá trị độ cao các mấp mô mà là các đặc tính thống kê của chúng. Vì thế, kết quả
khảo sát bài toán tiếp theo sẽ có độ chính xác cao hơn. Cho tới nay hướng nghiên
cứu này đã được áp dụng khá phổ biến cho việc khảo sát đối với các hệ tuyến tính.
Hiện nay dựa vào nghiên cứu về mặt đường quốc lộ các nhà nghiên cứu trên
thế giới đã đưa ra các tiêu chuẩn ISO 8068 (1995)[17]. Trong tiêu chuẩn này các
nhà nghiên cứu đã phân cấp mặt đường quốc lộ ra nhiều cấp khác nhau A, B, C, D,
E..v.v... (A là loại mặt đường quốc lộ tốt, E là mặt đường quốc lộ xấu). Các nhà
thiết kế đường ô tô trên thế giới cũng dựa vào đó để thiết kế mặt đường quốc lộ.
Phần miêu tả chi tiết mấp mô mặt đường quốc lộ ngẫu nhiên theo tiêu chuẩn ISO sẽ
được tác giả miêu tả rõ hơn ở Chương 3 của luận văn này.
1.2.1.2. Nghiên cứu các hệ thống treo nhằm nâng cao chất lượng của độ êm
dịu chuyển động của ô tô.
Ngày nay với sự phát triển của khoa học kỹ thuật đặc biệt là các ngành công
nghệ thông tin, điều khiển tự động, công nghệ vật liệu... đã góp phần không nhỏ để
phát triển công nghiệp ô tô. Các hệ thống ô tô trong đó hệ thống treo và các phần tử
8
của hệ thống treo đã được cải thiện đáng kể theo hướng nâng cao chất lượng của độ
êm dịu chuyển động của ô tô. Năm 1974 phần tử giảm chấn được điều khiển đầu
tiên đưa vào áp dụng cho hệ thống treo đã đánh dấu một bước ngoặt quan trọng
trong nghiên cứu hoàn thiện hệ thống treo. Từ đó một loạt các công trình ra đời
như: ba tác giả Karrnop, Crosby và Harwood sử dụng giảm chấn có điều khiển
dạng ON-OFF trên mô hình 1/4 với hệ một bậc tự do đã nghiên cứu, mô tả thành
công các đặc tính tần số - biên độ của gia tốc, vận tốc và dịch chuyển của phần
khối lượng được treo với các kích thích đơn giản. Các tác giả Ahmadian và
Marjoram bằng việc sử dụng mô hình treo bán tích cực (semi active suspension)
1/4 xe với các phần tử điều khiển là giảm chấn dạng "ON-OFF" đã khảo sát các
đặc tính tần số - biên độ của gia tốc khối lượng phần được treo, dịch chuyển của hệ
thống treo và của lốp xe với tác động đầu vào có vận tốc dịch chuyển theo phương
thẳng đứng ngẫu nhiên.
Trong những năm gần đây các tác giả Titli và Roukieh đã mô phỏng và so
sánh kết quả trên mô hình treo 1/4 xe giữa hệ thống treo bị động và hệ thống treo
bán tích cực sử dụng phương pháp điều khiển lôgic mờ. Đối tượng chủ yếu mà các
tác giả quan tâm để thiết kế bộ điều khiển lôgic mờ là: bộ điều khiển tiện nghi, khả
năng bám đường và quan sát mờ. Bộ điều khiển thứ nhất và thứ hai có hai đầu vào
cho mỗi bộ điều khiển và được mô tả bởi 7 biến ngôn ngữ cho mỗi đầu vào, tất cả
có 49 quy tắc trong mỗi một quy tắc cơ sở. Bộ điều khiển tiện nghi có hai đầu vào
là: hành trình dịch chuyển của treo và vận tốc dịch chuyển thẳng đứng của khối
lượng phần treo. Bộ điều khiển khả năng bám đường với hai đầu vào là: hành trình
dịch chuyển và vận tốc chuyển động của lốp. Bộ điều khiển quan sát mờ với các
đầu vào là: vận tốc chuyển động của xe, gia tốc chuyển động của xe, áp suất phanh,
góc quay vòng của xe và chiều cao trọng tâm khối lượng phần treo. Tất cả các kết
quả nghiên cứu trên đều khẳng định biên độ chuyển dịch của khối lượng phần treo
và của lốp xe ở hệ thống treo bán tích cực được điều khiển bằng phương pháp lôgic
mờ cải thiện được 40÷50% so với hệ thống treo bị động.
Cùng với sự phát triển của hệ thống treo bán tích cực (semi active suspension)
9
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
---------------------------------------
NGUYỀN VĂN LIÊM
NGUYỄN VĂN LIÊM
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
SỬ DỤNG NGUYÊN LÝ JOURDAIN NGHIÊN CỨU
DAO ĐỘNG Ô TÔ
LUẬN VĂN THẠC SĨ KHOA HỌC
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
KHÓA:2011B
Hà Nội – Năm 2012
BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
---------------------------------------
NGUYỄN VĂN LIÊM
SỬ DỤNG NGUYÊN LÝ JOURDAIN NGHIÊN CỨU
DAO ĐỘNG Ô TÔ
Chuyên ngành: Kỹ thuật Cơ khí Động lực
LUẬN VĂN THẠC SĨ KHOA HỌC
KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC
NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC
PGS.TS Lưu Văn Tuấn
Hà Nội – Năm 2012
LỜI CAM ĐOAN
Tôi xin cam đoan: Luận văn “Sử dụng nguyên lý Jourdain nghiên cứu dao
động ô tô” là công trình nghiên cứu của riêng tôi.
Các số liệu, kết quả nêu trong luận văn là trung thực và chưa từng được ai
công bố tại bất kỳ công trình nào khác.
Hà Nội, ngày tháng năm 2012
Tác giả luận văn
Nguyễn Văn Liêm
i
LỜI CẢM ƠN
Trong suốt thời gian làm luận văn, tôi đã được sự quan tâm và chỉ bảo tận tình
của thầy giáo PGS. TS Lưu Văn Tuấn người hướng dẫn khoa học trực tiếp, tôi xin
chân thành cảm ơn thầy đã hướng dẫn và truyền đạt cho tôi nhiều kinh nghiệm quý
báu. Qua đây, tôi cũng xin gửi lời cảm ơn tới các thầy trong Bộ môn Ô tô và Xe
chuyên dụng, Viện Cơ khí Động lực, Trường ĐHBK Hà Nội đã đào tạo và tạo điều
kiện cho tôi rất nhiều trong suốt thời gian theo học và làm luận văn, đồng thời tôi
cũng xin gửi lời cảm ơn đến các đồng nghiệp, đặc biệt là NCS Lê Văn Quỳnh
Trường Đại học Đông Nam, Nam Kinh, Trung Quốc đã giúp đỡ và động viên tôi rất
nhiều để hoàn thành luận văn này.
ii
MỤC LỤC
Trang
Lời cam đoan i
Lời cảm ơn ii
Mục lục iii
Danh mục các ký hiệu, các chữ viết tắt v
Danh mục các bảng vii
Danh mục các hình vẽ, đồ thị viii
LỜI NÓI ĐẦU 1
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU 3
1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô đến mối quan hệ động học "Người – xe – 3
đường" và phân tích ra các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
1.1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô 3
1.1.2. Các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô 4
1.1.3. Chọn chỉ tiêu đánh giá dao động để nghiên cứu 7
1.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô 7
1.2.1. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở nước ngoài 7
1.2.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở trong nước 10
1.3. Mục tiêu và phạm vi nghiên cứu của luận văn 12
CHƯƠNG II: XÂY DỰNG MÔ HÌNH DAO ĐỘNG Ô TÔ THEO NGUYÊN LÝ 13
JOURDAIN
2.1. Động học hệ nhiều vật 13
2.2. Nguyên lý Jourdain 14
2.3. Áp dụng nguyên lý Jourdain xây dựng mô hình dao động ô tô hai cầu 16
2.3.1. Chọn và xây dựng mô hình dao động xe khách 16
2.3.2. Ứng dụng nguyên lý Jourdain 17
2.3.2.1. Chọn các tọa độ và vận tốc suy rộng của mô hình 17
2.3.2.2. Xác định các thành phần của ma trận quán tính M 18
2.3.2.3. Xác định các thành phần véctơ lực suy rộng Q 20
2.4. Phân tích các nguồn kích thích chính gây ra dao động ô tô hai cầu 26
iii
2.4.1. Phân tích nguồn kích thích dao động ô tô trong quỹ đạo chuyển động thẳng 27
2.4.2. Phân tích nguồn kích thích dao động ô tô trong quỹ đạo quay vòng 30
CHƯƠNG III: ỨNG DỤNG MÔ HÌNH KHẢO SÁT VÀ ĐÁNH GIÁ DAO 36
ĐỘNG CỦA Ô TÔ KHÁCH ĐÓNG TẠI VIỆT NAM
3.1. Chọn thông số mô phỏng và tính toán 36
3.1.1. Chọn nguồn kích thích mặt đường 36
3.1.1.1. Mấp mô mặt đường hình sin 36
3.1.1.2. Mấp mô mặt đường dạng ngẫu nhiên ISO 38
3.1.2. Chọn thông số xe mô phỏng 41
3.2. Khảo sát dao động ô tô trong trường hợp đi thẳng 43
3.2.1. Mô hình khối tổng thể Matlab-simulink 43
3.2.2. Ảnh hưởng của mặt đường đến dao động của ô tô 43
3.2.3. Đánh giá ảnh hưởng của hệ thống treo đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 48
3.2.3.1. Ảnh hưởng của độ cứng nhíp C 48
3.2.3.2. Ảnh hưởng của hệ số cản giảm chấn K 50
3.2.4. Đánh giá ảnh hưởng của lốp xe đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 51
3.2.5. Đánh giá ảnh hưởng của mấp mô mặt đường đến chỉ tiêu êm dịu của ô tô 53
khách
3.3. Khảo sát ảnh hưởng dao động khi xe quay vòng 54
3.3.1. Các thông số mô phỏng 54
3.3.2. Mô hình khối tổng thể Matlab-simulink 54
3.3.3. Ảnh hưởng của điều kiện quay vòng đến độ êm dịu chuyển động của ô tô 55
3.4. Tối ưu các thông số nhằm nâng cao độ êm dịu chuyển động của ô tô 58
3.4.1. Tối ưu các thông số của hệ thống treo 58
3.4.2. Tối ưu các thông số của lốp xe 61
3.4.3 Đề xuất một số bộ số tối ưu cho hệ thống treo và lốp nhằm nâng cao độ êm 62
dịu chuyển động ô tô
KẾT LUẬN 66
TÀI LIỆU THAM KHẢO 68
PHỤC LỤC 70
iv
DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU, CÁC CHỮ VIẾT TẮT
Ký hiệu Tên gọi Đơn vị
zT Chuyển vị theo phương thẳng đứng trọng tâm thân xe m
ϕ Góc xoay trục dọc thân xe quay quanh trục oy rad
ψ Góc xoay trục ngang thân xe quay quanh trục ox rad
vT Vận tốc dịch chuyển theo phương đứng trọng tâm thân xe m/s
ωx Vận tốc góc của thân xe xoay quanh trục ngang oy rad/s
ωy Vận tốc góc của thân xe xoay quanh trục dọc ox rad/s
R0 Hệ tọa độ quy chiếu cố định
RT Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm thân xe
RA Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm cầu trước
RB Hệ tọa độ quy chiếu chuyển động gắn tại trọng tâm cầu sau
r 0v Véc tơ vị trí của vật xét trong hệ tọa độ cố định m
qv Véc tơ quay của vật xét trong hệ tọa độ cố định rad
v 0i,0 Véc tơ vận tốc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định m/s
ω 0i,0 Véc tơ vận tốc góc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định rad/s
a 0i,0 Véc tơ gia tốc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định m/s2
ε 0i,0 Véc tơ gia tốc góc của vật i xét trong hệ tọa độ cố định rad/s2
R 0→v Ma trận chuyển từ hệ cố định sang hệ thân xe
F i,e Véc tơ ngoại lực của vật i N
F i,c Véc tơ lực liên kết của vật i N
M i,e Mô men ngoại lực của vật i N.m
M i,c Mô men lực liên kết của vật i N.m
δv 0i Véc tơ vận tốc của di chuyển ảo m/s
δω 0i Véc tơ vận tốc góc của di chuyển ảo rad/s
d θA Véc tơ chỉ phương của vận tốc góc cầu trước quay quanh trục ox
d θB Véc tơ chỉ phương của vận tốc góc cầu sau quay quanh trục ox
t zA Véc tơ chỉ phương của vận tốc dịch chuyển thẳng đứng cầu trước
v
t zB Véc tơ chỉ phương của vận tốc dịch chuyển thẳng đứng cầu sau
χT Véc tơ tọa độ suy rộng thân xe
ϑT Véc tơ vận tốc suy rộng thân xe
χA Véc tơ tọa độ suy rộng cầu trước
ϑA Véc tơ vận tốc suy rộng cầu trước
χB Véc tơ tọa độ suy rộng cầu sau
ϑB Véc tơ vận tốc suy rộng cầu sau
ξA Dịch chuyển của cầu trước theo phương thẳng đứng m
θA Góc xoay của cầu trước quanh trục dọc thân xe rad
ξB Dịch chuyển của cầu sau theo phương thẳng đứng m
θB Góc xoay của cầu sau quanh trục dọc thân xe rad
F zj Phản lực tác dụng lên các bánh xe khi chuyển động N
Ne Công suất động cơ kW
Me Mô men xoắn trục cơ N.m
ne Tốc độ quay trục cơ v/ph
I T,T Ten xơ quán tính trọng tâm thân xe kg.m2
I A,A Ten xơ quán tính trọng tâm cầu trước kg.m2
I T,T Ten xơ quán tính trọng tâm cầu sau kg.m2
δ vl Góc quay vô lăng vành lái Độ
i CCL Tỷ số truyền của hệ thống lái
it Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
ηt Hiệu suất hệ thống truyền lực
βt Góc quay bánh xe dẫn hướng bên trái Độ
βp Góc quay bánh xe dẫn hướng bên phải Độ
rb Bán kính bánh xe m
ϕx Hệ số bám dọc
f Hệ số cản lăn
vi
DANH MỤC CÁC BẢNG
TÊN BẢNG Trang
Bảng 1.1. Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô theo ISO 2631-1[16] 5
Bảng 3.1. Các lớp mấp mô mặt đường phân loại theo tiêu chuẩn ISO 8068[17] 39
Bảng 3.2. Các thông số kỹ thuật của xe Huyndai County HD 29 E 41
Bảng 3.3. Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng khi C thay đổi 48
Bảng 3.4. Gia tốc bình phương trung bình theo phương đứng khi K thay đổi 50
Bảng 3.5. Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng khi C L thay
52
đổi
Bảng 3.6. Khảo sát sự thay đổi a wz khi tối ưu C và K 59
Bảng 3.7. Bảng Kết quả tối ưu các thông số cho xe Huyndai County HD 29 E3 62
Bảng 3.8. Một số Bộ số liệu mới được tối ưu 62
vii
DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ, ĐỒ THỊ
TÊN HÌNH VẼ, ĐỒ THỊ Trang
Hình 1.1. Hệ thống "Đường-Xe-Người" 3
Hình 2.1. Sơ đồ mô hình dao động ô tô hai cầu 16
Hình 2.2. Sơ đồ lực tác dụng lên thân xe 22
Hình 2.3. Sơ đồ lực tác dụng lên cầu trước 24
Hình 2.4. Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau 24
Hình 2.5. Sơ đồ hệ thống lái 31
Hình 2.6. Sơ đồ quay vòng 32
Hình 2.7. Sơ đồ phản lực tác dụng lên các bánh xe khi quay vòng 33
Hình 3.1. Hàm điều hoà của mấp mô 37
Hình 3.2. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp A 39
Hình 3.3. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp B 40
Hình 3.4. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp C 40
Hình 3.5. Chiều cao mấp mô mặt đường theo tiêu chuẩn ISO cấp D 41
Hình 3.6. Sơ đồ tổng thể Matlab-simulink 7.04 43
Hình 3.7. Chuyển vị thẳng đứng tại trọng tâm thân xe 44
Hình 3.8. Gia tốc theo phương thẳng đứng tại trọng tâm thân xe 44
Hình 3.9. Chuyển vị theo phương thẳng đứng phía trước thân xe 45
Hình 3.10. Gia tốc theo phương thẳng đứng phía trước thân xe 45
Hình 3.11. Chuyển vị theo phương thẳng đứng phía sau thân xe 46
Hình 3.12. Gia tốc theo phương thẳng đứng phía sau thân xe 46
Hình 3.13. Chuyển vị tại vị trí trọng tâm thân xe 47
Hình 3.14. Gia tốc tại vị trí trọng tâm thân xe 47
Hình 3.15. Gia tốc bình phương trung bình khi C thay đổi 49
Hình 3.16. Gia tốc bình phương trung bình khi K thay đổi 51
Hình 3.17. Gia tốc bình phương trung bình khi C L thay đổi 52
Hình 3.18. Ảnh hưởng kích thích mặt đường đến gia tốc bình phương trung 53
viii
bình ở vị trí trọng tâm của ô tô
Hình 3.19. Sơ đồ tổng thể Matlab-Simulink trong trường hợp quay vòng 54
Hình 3.20. Quan hệ giữa góc quay vành tay lái và các bánh xe dẫn hướng 55
Hình 3.21. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 5 km/h 55
Hình 3.22. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 10 km/h 56
Hình 3.23. So sánh gia tốc trọng tâm thân xe khi xe chuyển động V = 15 km/h 56
Hình 3.24. Gia tốc tại vị trí trọng tâm thân xe khi quay vòng 57
Hình 3.25. Khảo sát ảnh hưởng C và K đến độ êm dịu chuyển động ô tô sau 60
khi tối ưu
Hình 3.26. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 1 với Bộ số liệu cũ 63
Hình 3.27. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 2 với Bộ số liệu cũ 64
Hình 3.28. Kết quả so sánh a wz của Bộ số liệu mới số 3 với Bộ số liệu cũ 65
ix
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay, nước ta đang bước vào một nền công nghiệp hóa - hiện đại hóa đất
nước. Nhiều ngành công nghiệp ngày càng được mở rộng để đáp ứng nhu cầu phát
triển, trong đó có ngành công nghiệp ô tô. Tuy nhiên sự phát triển ngành công
nghiệp này ở nước ta còn nhiều hạn chế do tính cạnh tranh và khả năng công nghệ,
vì vậy hầu hết các cơ sở sản xuất ô tô ở nước ta, đặc biệt là cơ sở sản xuất ô tô
khách đều dựa trên nền xe tải nhập ngoại và chúng ta chỉ mới dừng lại ở sản xuất vỏ
xe với các công nghệ dập, hàn sơn, nội thất và tiện nghi. Với loại xe này, để đưa
vào khai thác và sử dụng ở Việt Nam có hiệu quả cần phải quan tâm đến dao động,
tính êm dịu chuyển động của xe và sự ảnh hưởng của xe đến đường xá.
Hiện nay, phần lớn các tác giả trong nước và nước ngoài sử dụng các phương
pháp sau: phương trình Newton – Euler, phương trình Lagrange II, nguyên lý
Dalambe và phương pháp tách vật để thiết lập phương trình dao động và nghiên cứu
các thông số ảnh hưởng dao động ô tô. Một phương pháp kết hợp được biết để miêu
tả động lực học theo phương ngang của ô tô như nguyên lý Jourdain kết hợp
phương trình Newton – Euler. Tuy nhiên, hiện nay rất ít nhà khoa học sử dụng
nguyên lý này để nghiên cứu dao động theo phương thẳng đứng của ô tô. Chính vì
vậy tác giả chọn đề tài “Sử dụng nguyên lý Jourdain nghiên cứu dao động ô tô”
làm luận văn thạc sỹ dưới sự hướng dẫn trực tiếp thầy giáo PGS.TS Lưu Văn
Tuấn. Trong luận văn này tác giả sử dụng nguyên lý Jourdain và phương trình
Newton – Euler để thiết lập phương trình mô tả dao động trong hai trường hợp ô tô
chuyển động thẳng và quay vòng. Từ đó nghiên cứu sự ảnh hưởng của các thông số
kết cấu đến độ êm dịu chuyển động và tối ưu các thông số kết cấu đó nhằm nâng
cao độ êm dịu cho một loại xe khách sản xuất tại Việt Nam.
Đây là lĩnh vực nghiên cứu về dao động khá rộng, vì vậy trong phạm vi của
một luận văn cao học, tác giả chỉ dựa nguyên lý Jourdain thiết lập phương trình dao
động khi xe đi thẳng và khi quay vòng với kích thích dao động ngẫu nhiên. Từ
phương trình đó tác giả nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số kết cấu hệ thống
treo, thông số lốp xe, mấp mô mặt đường đến độ êm dịu chuyển động của ô tô. Dựa
1
vào tiêu chuẩn quốc tế ISO 2631-1(1997-E) ảnh hưởng của dao động đến thân
người tác giả chọn được bộ thông số tối ưu cho hệ thống treo, lốp xe.
Nội dung đề tài nghiên cứu các vấn đề sau:
- Tổng quan về nghiên cứu dao động và các chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu
chuyển động của ô tô.
- Xây dựng mô hình dao động ô tô khách sản xuất tại Việt Nam.
- Nguyên lý Jourdian và thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động ô tô
khi xe chuyển động thẳng và quay vòng.
- Giải hệ phương trình vi phân dao động bằng Matlab-Simulink 7.04 và tính
toán các thông số ảnh hưởng dao động.
- Nghiên cứu ảnh hưởng và đề xuất bộ thông số kết cấu tối ưu cho hệ thống
treo và lốp xe theo quan điểm êm dịu.
2
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI NGHIÊN CỨU
Mục đích của chương này, phân tích ảnh hưởng của dao động ô tô và các chỉ
tiêu đánh giá chúng, phân tích tổng quan nghiên cứu dao động ô tô trong và ngoài
nước từ đó đưa ra mục đích, phương pháp và nội dung nghiên cứu của luận văn.
1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô đến mối quan hệ động học "Người – xe
– đường" và phân tích ra các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
1.1.1. Ảnh hưởng của dao động ô tô
Trong quá trình chuyển động của ô tô, do ảnh hưởng của mấp mô mặt đường,
động cơ đốt trong gây nên dao động và dao động này gây ảnh hưởng không nhỏ đến
sức khỏe và sự chịu đựng của con người. Để nâng cao chất lượng phục vụ con
người thì việc nghiên cứu những tác động qua lại của tổng thể "Người – Xe –
Đường" là cần thiết để qua đó xác định các thông số kết cấu có ảnh hưởng đến sự
chịu đựng của con người từ đó đưa ra các giải pháp hợp lý giảm thiểu các tác động
xấu do dao động gây nên.
Người
Hệ thống phanh, lái
Thân xe
Hệ thống treo
Đường
Hình 1.1. Hệ thống "Đường-Xe-Người"
Để xét sự tác động qua lại mô hình động lực quan hệ "Người – Xe – Đường"
được đưa ra Hình 1.1, qua sơ đồ chúng ta thấy ba đối tượng "Người", "Xe" và
3
"Đường" có tác động qua lại với nhau. Trong quá trình xe chuyển động trên đường,
dao động của xe ảnh hưởng trực tiếp đến đường thông qua hệ thống treo. Mặt khác
tình trạng mặt đường ảnh hưởng trực tiếp đến con người thông qua thân xe, ghế
ngồi, hệ thống lái, hệ thống phanh. Khối lượng được treo, không được treo, khối
lượng thân xe, kết cấu khung xe, kết cấu ghế ngồi..vv.. đều ảnh hưởng đến con
người và mặt đường. Do vậy chúng ta phải dựa trên mối quan hệ "Người – Xe –
Đường" để nghiên cứu dao động của xe.
1.1.2. Các chỉ tiêu đánh giá dao động của ô tô
Như chúng ta đã biết ô tô dao động gồm cơ hệ nhiều vật dao động. Để đánh
giá ảnh hưởng của dao động ô tô chúng ta dựa vào nhiều chỉ tiêu và các chỉ tiêu
được thể hiện dưới đây:
1.1.2.1. Cường độ dao động
Để đánh giá dao động ô tô, theo tiêu chuẩn VBI2057 của Đức đưa ra hệ số KB
đánh giá dao động: Theo đó ba ngưỡng được dùng để đánh giá:
- KB = 20 giới hạn êm dịu;
- KB = 50 giới hạn điều khiển;
- KB = 125 giới hạn gây bệnh lý.
Cường độ dao động KB là một hàm của gia tốc, phương tác dụng, thời gian và
tần số tác dụng. Như vậy để xác định KB, đối với xe ô tô chúng ta phải xác định gia
, gia tốc tại tâm khối lượng
tốc của trọng tâm thân xe, trong tính toán sau này là Z T
được treo.
KB = f (ZT , fT ,...)
1.1.2.2. Gia tốc bình phương trung bình theo thời gian tác động
Theo tiêu chuẩn ISO 2631-1[16], đưa ra chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển
động ô tô thông qua gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng dựa
vào các công trình nghiên cứu của thế giới. Gia tốc bình phương trung bình theo
phương thẳng đứng được xác định theo công thức dưới đây:
4
1
1 T
2
aWZ = ∫ aW2 ( t )dt (1. 1)
T 0
Trong đó:
a wz - Gia tốc bình phương trung bình theo phương thẳng đứng.
a w - Gia tốc theo phương thẳng đứng theo thời gian.
T - Thời gian khảo sát.
Điều kiện chủ quan đánh giá độ êm dịu ô tô theo độ lệch gia tốc theo phương
thẳng đứng ISO 2631-1[16] dựa vào bảng dưới đây:
Bảng 1.1. Bảng đánh giá chủ quan độ êm dịu ô tô theo ISO 2631-1[16]
a WZ (m/s2) Cấp êm dịu
< 0.315 Thoải mái
0.315 ÷ 0.63 Một chút khó chịu
0.5 ÷ 1.0 Khá khó chịu
0.8 ÷ 1.6 Không thoải mái
1.25 ÷ 2.5 Rất khó chịu
>2 Cực kỳ khó chịu
* Ưu điểm của tiêu chuẩn VBI2057 và tiêu chuẩn ISO 2631-1:
- Thuận lợi cho việc phân tích và đánh giá dao động toàn bộ của xe.
- Thông qua các mô hình dao động vật lý và toán học của toàn bộ xe hoặc các
phần mền chuyên dùng MATLAB-SIMULINK, ADAMS, LMS hoàn toàn xác định
gia tốc dao động theo miền thời gian hoặc miền tần số. Hiện nay phương pháp này
đã được các nhà khoa học trên khắp thế giới áp dụng ISO 2631-1 để phân tích độ
êm dịu của dao động các phương tiện giao thông.
1.1.2.3. Chỉ tiêu về tải trọng động
Hệ số tải trọng động K dyn, max đánh giá mức độ ảnh hưởng của dao động đến độ
bền của các chi tiết, cụm chi tiết của ô tô và hệ số áp lực đường W đánh giá mức độ
ảnh hưởng của dao động đến mặt đường.
5
a. Chỉ tiêu tải trọng động ảnh hưởng tới độ bền chi tiết
Để khảo sát vấn đề này, sử dụng hệ số tải trọng động cực đại, được định nghĩa
như sau:
max(FZdyn )
K dyn ,max = 1 + ≤ 1,5 (1. 2)
FZ ,st
Trong đó:
K dyn,max : Hệ số tải trọng động cực đại
F Z,dyn : Tải trọng động bánh xe
F Z,st : Tải trọng tĩnh bánh xe.
Với kích động ngẫu nhiên max(F Z,dyn ) được xác định như sau:
1T
σ FZ = FZ ,RMS =
T ∫ (FZ ( t ) − FZ ,st )2 dt (1. 3)
1,64 FZ ,RMS
Và: K dyn ,max = +1 (1. 4)
FZ ,st
b. Chỉ tiêu về mức độ thân thiện với đường
Sau những năm 1990, ô tô ngày càng có tải trọng lớn, tỷ trọng kinh tế của cầu
và đường trong ngành giao thông ngày càng được đánh giá cao. Các nhà nghiên cứu
của Anh, Mỹ đã đặt vấn đề nghiên cứu ảnh hưởng của dao động ô tô đối với cầu và
đường. Người ta thấy rằng mức độ ảnh hưởng của dao động ô tô đến cầu và đường
tỷ lệ với số mũ bậc 4 của áp lực bánh xe với đường. Họ đã đưa ra khái niệm Road
stress Coefficient, tạm gọi là hệ số áp lực đường W, là hệ số có thể đánh giá mức độ
ảnh hưởng của dao động ô tô với cầu và đường. Trong một số tài liệu còn có tên
tiếng anh là Dynamic wear factor. Theo đó, Wilkinson đã nêu ra công thức xác
định hệ số áp lực đường W như sau:
W = 1 + 6η 2 + 4η 4 (1. 5)
6
max( f z ,dyn )
η= (1. 6)
FZ ,st
Khi xe có i bánh xe thì áp lực toàn xe là:
i
∑ W( i ). F ( i ) Z ,st
W= 1
i
(1. 7)
∑F (i )
1
Z ,st
1.1.3. Chọn chỉ tiêu đánh giá dao động để nghiên cứu
Qua phân tích các chỉ tiêu đánh giá mức độ ảnh hưởng của dao động cũng như
chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô, tác giả chọn chỉ tiêu đánh giá độ
êm dịu chuyển động thông qua chỉ tiêu gia tốc bình phương trung bình theo phương
thẳng đứng công thức (1. 1) với lý do sau: thông qua mô phỏng Matlab-Simulink có
thể xác định được gia tốc theo phương thẳng đứng theo thời gian và giá trị gia tốc
bình phương trung bình theo phương thẳng đứng .
1.2. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô
1.2.1. Tình hình nghiên cứu về dao động ô tô ở nước ngoài
1.2.1.1. Nghiên cứu biến dạng mặt đường
Nghiên cứu biến dạng mặt đường trên quan điểm tác động đến hệ thống treo
cũng đã là một lĩnh vực rộng lớn. Bởi để có thể mô tả được một cách hoàn thiện và
chính xác các biến dạng mặt đường trước tiên cần phải nghiên cứu các thiết bị đo
sau đó mới nghiên cứu phương pháp xử lý kết quả đo đạc và mô tả mấp mô biến
dạng mặt đường.
Thiết bị đo mấp mô biến dạng mặt đường đã được tác giả Elson Spay
William Kelly nghiên cứu từ những năm 1960 tại phòng nghiên cứu thí nghiệm của
công ty General Motors, ở những thập niên đó vấn đề quan tâm nhiều nhất là nghiên
cứu các dụng cụ đo mấp mô biến dạng. Đến năm 1989 các nhà nghiên cứu mấp mô
biến dạng mặt đường của nhiều quốc gia đã họp và thành lập nhóm nghiên cứu mấp
mô biến dạng đường (Road Profiler User Group). Nhiệm vụ chính của nhóm RPUG
7
là nghiên cứu nguyên lý, thiết kế sai số của các thiết bị đo mấp mô biến dạng mặt
đường.
Các kết quả đo mấp mô biến dạng mặt đường bao gồm: số lượng thông số đo,
số lần đo, các đặc tính và đặc tính dừng, ergodic... Các chuyên gia đã tập trung
nghiên cứu xử lý toán học hàm theo hai hướng chính sau:
- Xấp xỉ mấp mô biến dạng đường thành hàm liên tục, hướng nghiên cứu này
các chuyên gia đã áp dụng hàm Splaj bậc hai. Kết quả là từ các giá trị mấp mô đo
được đã được mô tả thành hàm toán học với bậc sai số có thể chấp nhận được, như
vậy có thể xác định độ cao mấp mô tại bất kỳ một thời điếm nào đó. Tuy nhiên, để
có được độ chính xác cao cần thiết một khối lượng tính toán khá lớn đòi hỏi công cụ
tính toán phải đủ mạnh.
- Mô tả toán học mấp mô biến dạng mặt đường bằng các phép toán xác suất
thống kê. Như vậy thông số đầu vào để giải các bài toán tiếp theo ở đây không phải
là giá trị độ cao các mấp mô mà là các đặc tính thống kê của chúng. Vì thế, kết quả
khảo sát bài toán tiếp theo sẽ có độ chính xác cao hơn. Cho tới nay hướng nghiên
cứu này đã được áp dụng khá phổ biến cho việc khảo sát đối với các hệ tuyến tính.
Hiện nay dựa vào nghiên cứu về mặt đường quốc lộ các nhà nghiên cứu trên
thế giới đã đưa ra các tiêu chuẩn ISO 8068 (1995)[17]. Trong tiêu chuẩn này các
nhà nghiên cứu đã phân cấp mặt đường quốc lộ ra nhiều cấp khác nhau A, B, C, D,
E..v.v... (A là loại mặt đường quốc lộ tốt, E là mặt đường quốc lộ xấu). Các nhà
thiết kế đường ô tô trên thế giới cũng dựa vào đó để thiết kế mặt đường quốc lộ.
Phần miêu tả chi tiết mấp mô mặt đường quốc lộ ngẫu nhiên theo tiêu chuẩn ISO sẽ
được tác giả miêu tả rõ hơn ở Chương 3 của luận văn này.
1.2.1.2. Nghiên cứu các hệ thống treo nhằm nâng cao chất lượng của độ êm
dịu chuyển động của ô tô.
Ngày nay với sự phát triển của khoa học kỹ thuật đặc biệt là các ngành công
nghệ thông tin, điều khiển tự động, công nghệ vật liệu... đã góp phần không nhỏ để
phát triển công nghiệp ô tô. Các hệ thống ô tô trong đó hệ thống treo và các phần tử
8
của hệ thống treo đã được cải thiện đáng kể theo hướng nâng cao chất lượng của độ
êm dịu chuyển động của ô tô. Năm 1974 phần tử giảm chấn được điều khiển đầu
tiên đưa vào áp dụng cho hệ thống treo đã đánh dấu một bước ngoặt quan trọng
trong nghiên cứu hoàn thiện hệ thống treo. Từ đó một loạt các công trình ra đời
như: ba tác giả Karrnop, Crosby và Harwood sử dụng giảm chấn có điều khiển
dạng ON-OFF trên mô hình 1/4 với hệ một bậc tự do đã nghiên cứu, mô tả thành
công các đặc tính tần số - biên độ của gia tốc, vận tốc và dịch chuyển của phần
khối lượng được treo với các kích thích đơn giản. Các tác giả Ahmadian và
Marjoram bằng việc sử dụng mô hình treo bán tích cực (semi active suspension)
1/4 xe với các phần tử điều khiển là giảm chấn dạng "ON-OFF" đã khảo sát các
đặc tính tần số - biên độ của gia tốc khối lượng phần được treo, dịch chuyển của hệ
thống treo và của lốp xe với tác động đầu vào có vận tốc dịch chuyển theo phương
thẳng đứng ngẫu nhiên.
Trong những năm gần đây các tác giả Titli và Roukieh đã mô phỏng và so
sánh kết quả trên mô hình treo 1/4 xe giữa hệ thống treo bị động và hệ thống treo
bán tích cực sử dụng phương pháp điều khiển lôgic mờ. Đối tượng chủ yếu mà các
tác giả quan tâm để thiết kế bộ điều khiển lôgic mờ là: bộ điều khiển tiện nghi, khả
năng bám đường và quan sát mờ. Bộ điều khiển thứ nhất và thứ hai có hai đầu vào
cho mỗi bộ điều khiển và được mô tả bởi 7 biến ngôn ngữ cho mỗi đầu vào, tất cả
có 49 quy tắc trong mỗi một quy tắc cơ sở. Bộ điều khiển tiện nghi có hai đầu vào
là: hành trình dịch chuyển của treo và vận tốc dịch chuyển thẳng đứng của khối
lượng phần treo. Bộ điều khiển khả năng bám đường với hai đầu vào là: hành trình
dịch chuyển và vận tốc chuyển động của lốp. Bộ điều khiển quan sát mờ với các
đầu vào là: vận tốc chuyển động của xe, gia tốc chuyển động của xe, áp suất phanh,
góc quay vòng của xe và chiều cao trọng tâm khối lượng phần treo. Tất cả các kết
quả nghiên cứu trên đều khẳng định biên độ chuyển dịch của khối lượng phần treo
và của lốp xe ở hệ thống treo bán tích cực được điều khiển bằng phương pháp lôgic
mờ cải thiện được 40÷50% so với hệ thống treo bị động.
Cùng với sự phát triển của hệ thống treo bán tích cực (semi active suspension)
9