Hiện nay hớng nghiên cứu động lực học chuyển động của đoàn xe đang đợc quan tâm nhằm xây dựng và bổ xung các tiêu chuẩn kỹ thuật, tối u hóa cấu trúc, thiết lập các hệ thống điều khiển
TỔNG QUAN VỀ VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
An toàn giao thông với đoàn xe
Sự phát triển nhanh chóng của nền kinh tế Việt Nam đã dẫn đến nhu cầu gia tăng về ô tô, đặc biệt là trong lĩnh vực vận tải hành khách và hàng hóa Mặc dù hệ thống giao thông đã có những cải tiến đáng kể, nhưng vẫn chưa theo kịp với tốc độ gia tăng phương tiện giao thông Do đó, an toàn giao thông trở thành một vấn đề nghiêm trọng, không chỉ ở Việt Nam mà còn là thách thức lớn đối với các nhà quản lý trên toàn cầu.
Xét về nguyên nhân tai nạn giao thông chúng ta có thể kể đến mô hình Đường –
-Vận tốc -Gió, độ nghiêng
Hình 1.1 Hệ Đường – Xe – Người
Hiện nay, ngành công nghệ ô tô đang phát triển mạnh mẽ, với những mẫu xe mới có vận tốc cao hơn và gần đạt đến giới hạn trượt vật lý Các ô tô ngày càng được cải tiến về kết cấu, nâng cao khả năng thích ứng động lực học, đồng thời tập trung vào an toàn động lực học và an toàn tích cực.
Để đánh giá ôtô, các chỉ tiêu quan trọng bao gồm vận tốc, gia tốc và quỹ đạo chuyển động, trong đó trạng thái quay vòng của xe là thông số chung giúp đánh giá hiệu suất của phương tiện.
Trong trường hợp ôtô có tính chất quay vòng đúng, bán kính quay vòng thực tế của xe sẽ bằng với bán kính quay vòng yêu cầu, đảm bảo xe hoạt động ổn định.
Trong trường hợp ôtô có tính năng quay vòng thiếu, bán kính quay vòng của xe lớn hơn bán kính yêu cầu Mặc dù xe vẫn duy trì sự ổn định khi di chuyển, nhưng tài xế cần phải điều chỉnh vô lăng nhiều hơn để vào đúng quỹ đạo.
Hình 1.2 Trạng thái quay vòng thiếu của xe
Trường hợp 3 liên quan đến ôtô có tính năng quay vòng thừa, khi bán kính quay vòng của xe nhỏ hơn bán kính yêu cầu, dẫn đến mất ổn định Để ngăn ngừa nguy cơ lật xe, người lái cần nhanh chóng đánh lái theo hướng ngược lại với chiều xe bị lệch nhằm mở rộng bán kính quay vòng Tình huống này khiến xe quay ít nhưng vào cua nhiều, gây ra tình trạng mất ổn định và cần được tránh.
Hình 1.3 Trạng thái quay vòng thừa của xe
Một trong những thách thức lớn trong việc phanh ô tô là đảm bảo hoạt động hiệu quả trên các bề mặt có hệ số bám thấp như đường trơn, ướt hoặc cát Khi phanh, nếu bánh xe trước bị bó cứng trước, xe sẽ không thể chuyển hướng theo sự điều khiển; ngược lại, nếu bánh xe sau bị bó cứng, ô tô sẽ bị trượt ngang Hiện tượng trượt ngang khi ô tô quay vòng có thể dẫn đến tình trạng quay vòng thiếu hoặc thừa, làm giảm tính ổn định Để cải thiện hiệu quả phanh, cần xác định rõ các mối quan hệ nội hàm trong quá trình phanh, điều này chỉ có thể thực hiện thông qua các mô hình động lực học, trong đó mô hình lốp đóng vai trò then chốt, vì các lực tương tác của bánh xe ảnh hưởng trực tiếp đến quãng đường phanh và sự ổn định của xe.
Mặt khác, ta có sơ đồ điều khiển lái xe được biễu diễn như hình 1.6:
Hình 1.5 Sơ đồ điều khiển của lái xe
Xe ôtô vận động với vận tốc ban đầu v0 trên một cung ρ0, chịu ảnh hưởng từ các yếu tố như gió và bề mặt đường Lái xe cần điều khiển xe để đảm bảo an toàn và đạt mục tiêu ρ, v, nhưng khả năng động lực học của ôtô và sức khỏe của lái xe có giới hạn Nghiên cứu động lực học ôtô giúp đánh giá chất lượng khai thác trong các điều kiện khác nhau, đặc biệt là vấn đề điều khiển ôtô ngày càng quan trọng khi chất lượng xe và đường sá được cải thiện, cho phép vận tốc trung bình đạt 100km/h Để giảm thiểu tai nạn giao thông, ngoài nâng cao kỹ năng lái xe, cần chú trọng đến các yếu tố kỹ thuật như kết cấu ôtô và thiết bị an toàn Với sự phát triển của công nghệ, việc cải thiện tính điều khiển của ôtô đang được nghiên cứu sâu rộng, liên quan đến nhiều lĩnh vực như cơ khí và khí động lực Ở các nước có ngành công nghiệp ôtô phát triển, các tiêu chuẩn pháp lý giúp giảm thiểu tai nạn giao thông, do đó, việc nghiên cứu tính điều khiển ôtô là cần thiết cho Việt Nam nhằm nâng cao hiệu quả khai thác và sử dụng ôtô trong tương lai.
Do sự liên quan giữa quỹ đạo chuyển động và góc điều khiển vô lăng, vấn đề này thuộc lĩnh vực điều khiển quỹ đạo chuyển động Nghiên cứu được thực hiện dưới dạng các bài toán trong lý thuyết điều khiển tổng quát.
Khi nghiên cứu quỹ đạo chuyển động của ôtô, việc tính toán các thông số kết cấu và các nhân tố ảnh hưởng đến tính chất quay vòng thường chưa xem xét đến biến dạng của lốp xe Do đó, giữa bánh xe và mặt đường không xảy ra hiện tượng trượt, dẫn đến các mối quan hệ giữa các thông số chỉ mang tính chất hình học đơn thuần.
Khi ôtô di chuyển, bánh xe cao su đàn hồi bị biến dạng, dẫn đến sự sai lệch trong quan hệ động học của mô hình Điều này ảnh hưởng đến quỹ đạo chuyển động và các tính chất quay vòng của xe, khiến cho các tính toán lý thuyết không còn chính xác Kết quả là, việc phân tích và đánh giá các chỉ tiêu về quỹ đạo chuyển động của ôtô gặp sai số, làm giảm độ tin cậy của thông tin.
Hiện nay, an toàn giao thông đang trở thành một vấn đề nóng trong xã hội, đặc biệt khi các phương tiện vận tải đường bộ có tốc độ chuyển động ngày càng cao và điều kiện đường sá được cải thiện Mặc dù việc tăng tốc độ trung bình của ôtô mang lại nhiều lợi ích kinh tế, nhưng việc sử dụng các phương pháp tính toán đơn giản để đánh giá quỹ đạo chuyển động của ôtô có thể gây ra nguy cơ không đảm bảo an toàn cho các phương tiện giao thông.
Khi thiết kế mới, cải tạo hoặc chuyển đổi mục đích sử dụng của xe, việc kiểm tra lại các chỉ tiêu và nhân tố ảnh hưởng đến tính chất quay vòng và quỹ đạo chuyển động của ôtô là cần thiết.
Quỹ đạo chuyển động của đoàn xe
Nghiên cứu động lực học chuyển động ô tô đang được hoàn thiện với mục tiêu xây dựng tiêu chuẩn về động lực học, nâng cao chất lượng chuyển động, và tăng cường tính tiện nghi, êm dịu cùng an toàn giao thông trong cả trạng thái chuyển động thẳng và quay vòng Một yếu tố quan trọng trong nghiên cứu này là xác định quỹ đạo chuyển động của ô tô.
Quỹ đạo chuyển động của ô tô là một đường cong, được xác định bởi các vị trí liên tiếp của trọng tâm ô tô Ô tô có khả năng di chuyển thẳng, quay vòng hoặc vượt chướng ngại vật tùy theo yêu cầu.
Nghiên cứu động lực học chuyển động của đoàn xe cần được thực hiện trong hệ tọa độ không gian ba chiều Tuy nhiên, tùy thuộc vào độ phức tạp và mục đích của bài toán, có thể xem xét trong mặt phẳng đường (tọa độ hai chiều) nhưng vẫn phải tính đến cấu trúc đặc trưng trong không gian Quỹ đạo chuyển động của đoàn xe được xác định trong hệ tọa độ cố định (hệ tọa độ quán tính trái đất) Ox0y0z0, với quỹ đạo của xe đầu kéo được xác định bằng các chuyển vị theo trục Ox0, Oy0 cùng với góc xoay thân xe ε Khâu liên kết giữa xe đầu kéo và bán rơmoóc là khâu bản lề, và quỹ đạo chuyển động của bán rơmoóc được xác định bởi góc lệch ψ k giữa trục dọc của bán rơmoóc và trục dọc của xe đầu kéo.
Trong quá trình điều khiển, đoàn xe cần đảm bảo quỹ đạo chuyển động theo đường cong mặt đường để đảm bảo an toàn giao thông Tuy nhiên, quỹ đạo thực tế thường phức tạp và thay đổi do tốc độ, điều kiện mặt đường và sự xuất hiện của chướng ngại vật Người lái xe phải liên tục điều chỉnh góc quay vành lái, phanh, và ga để tối ưu hóa quá trình di chuyển Mối quan hệ chặt chẽ giữa quỹ đạo chuyển động và các yếu tố ảnh hưởng là rất quan trọng; nếu không được đảm bảo, khả năng mất quỹ đạo và dẫn đến mất an toàn giao thông sẽ tăng cao.
Tình hình nghiên cứu động lực học của đoàn xe
Công tác nghiên cứu động lực học ô tô trên thế giới đang hướng tới việc phát triển quy luật điều khiển cho các vùng tốc độ khác nhau, đặc biệt là cho xe có tải trọng lớn như xe buýt và xe tải nặng Tuy nhiên, nghiên cứu về đoàn xe vẫn còn hạn chế, với tài liệu và thí nghiệm còn đang trong quá trình thực hiện Sự phức tạp của bài toán cơ học hệ nhiều vật là một trong những nguyên nhân khiến nghiên cứu này chưa được hoàn thiện Tại Việt Nam, tài liệu về động lực học chuyển động cho đoàn xe cũng rất ít, nổi bật là luận văn của Phạm Tất Thắng (2006) về động học chuyển động thẳng và quay vòng của đoàn xe, cùng với luận văn của Nguyễn Hùng Mạnh về mô phỏng quỹ đạo chuyển động của đoàn xe kéo bán mooc.
Nghiên cứu động lực học đoàn xe trên thế giới đã thu hút sự quan tâm của nhiều tác giả David John và Matthew Sampson từ Đại học Cambridge (2000) đã nghiên cứu "Điều khiển lắc ngang tích cực của đoàn xe có khớp nối", tập trung vào việc cải thiện khả năng ổn định ngang bằng cách thiết lập hệ thống điều khiển và lắp đặt thiết bị chống lắc ngang Dunwoody A.B (1993) đã đề xuất "Điều khiển tích cực lắc ngang của đoàn xe bán rơmoóc" Tác giả Stefan Edlund cùng các đồng nghiệp từ Tập đoàn xe tải Volvo (2001) đã phát triển thuật toán đánh giá ổn định xoay thân cho đoàn xe có khớp nối Cuối cùng, Venu Gopal GORU (2007) đã mô hình hóa và nghiên cứu ổn định lắc ngang của đoàn xe bán rơmoóc xi téc chứa nhiên liệu lỏng, sử dụng phần mềm chuyên dụng để thực hiện mô phỏng.
Tác giả J.W.L.H Mass (2007- Eindhoven) đã nghiên cứu hiện tượng bẻ gãy đoàn xe trong đề tài “nghiên cứu ổn định bẻ gãy đoàn xe kéo bán rơmoóc”, sử dụng mô hình đoàn xe một vết với góc quay và lực phanh làm hàm kích động Ông khảo sát các thông số ảnh hưởng và xây dựng chương trình điều khiển nhằm giảm thiểu hiện tượng này Trên thế giới, nhiều công trình tập trung vào nghiên cứu ổn định lật ngang của đoàn xe thông qua mô hình toán học và phần mềm đóng gói, thiết lập thuật toán điều khiển Tuy nhiên, tại Việt Nam, mặc dù đoàn xe được sử dụng rộng rãi và mang lại hiệu quả kinh tế, tài liệu kỹ thuật và việc khai thác, sử dụng phương tiện vẫn còn nhiều hạn chế.
Bài viết phân tích các khía cạnh của các tác giả và đáp ứng nhu cầu trong nước, chọn bài toán mô phỏng quỹ đạo chuyển động của đoàn xe kéo bán rơmoóc như một hướng nghiên cứu cơ bản Từ bài toán này, đề tài mở rộng nội dung xác định hành lang quét của đoàn xe kéo bán rơmoóc, nhằm hỗ trợ công tác quản lý hành lang giao thông và nâng cao an toàn đường bộ.
Phương pháp nghiên cứu
Đoàn xe dài thường bao gồm hai hoặc nhiều khâu ghép nối phức tạp, trong đó có một khâu chủ động nhận động lực từ động cơ, còn các khâu còn lại thường là khâu bị động Các loại đoàn xe này bao gồm đoàn xe kéo bán rơmoóc, đoàn xe kéo rơmoóc đơn và rơmoóc kép, cho phép tổ hợp nhiều rơmoóc đơn.
Hướng nghiên cứu của đề tài rất rộng, với nhiều cách tiến hành như:
• Khảo sát trên mô hình thực với bãi thí nghiệm lớn
• Dùng mô hình đồng dạng trên sa bàn
• Dùng mô tả toán học và mô phỏng bằng công cụ máy tính
Thực nghiệm trên bãi lớn mang lại kết quả tin cậy nhưng tốn kém và nguy hiểm, không phù hợp với điều kiện kinh tế và kỹ thuật trong nước Mô hình đồng dạng trên sa bàn giúp hạn chế tổn thất, nhưng việc chế tạo mô hình này đòi hỏi thiết bị đo đạc chính xác, làm tăng chi phí Sự phát triển của khoa học máy tính, đặc biệt trong ứng dụng mô phỏng, cho phép mô tả toán học và chuyển đổi sang mô hình mô phỏng bằng phần mềm hiện đại, mang lại nhiều ưu điểm Mô phỏng trên máy tính rút ngắn thời gian nghiên cứu, dễ dàng thay đổi thông số và đạt độ chính xác cao Đề tài lựa chọn khảo sát quỹ đạo chuyển động của đoàn xe kéo bán rơmoóc bằng công cụ mô phỏng trên máy tính.
Mục tiêu của đề tài là mô tả quỹ đạo chuyển động của đoàn xe kéo bán rơmoóc, với sự chú ý đặc biệt đến các lực kích động phức tạp Đề tài tập trung vào việc phân tích tác động của góc quay vành lái cũng như điều khiển lực dọc trên các cầu xe, nhằm hiểu rõ hơn về hành vi của đoàn xe trong các điều kiện khác nhau.
Dựa trên mô hình khảo sát tính điều khiển và quỹ đạo chuyển động của xe ô tô hai cầu, đề tài xây dựng mô hình phẳng cho đoàn xe kéo bán rơ moóc hai vết, giữ nguyên tính tổng quát với các điều kiện ràng buộc Nghiên cứu này tiến hành khảo sát quỹ đạo chuyển động trên mô hình đoàn xe một vết, trong đó mối liên kết giữa xe đầu kéo và bán rơ moóc được giả định là khớp bản lề lý tưởng, không có khe hở và bỏ qua mômen ma sát trong khớp nối.
Mục đích và nhiệm vụ của đề tài
Đề tài này tập trung khảo sát động lực học của đoàn xe rơ mooc khi thực hiện phanh, dựa trên các giả thiết quan trọng nhằm mục đích phân tích hiệu quả và an toàn trong quá trình phanh.
Xây dựng mô hình chính xác, gần hơn với điều kiện thực tế
1.5.2 Nhiệm vụ của đề tài: a Tổng quan về đoàn xe trong đó có đoàn xe kéo bán rơmoóc, đa ra ý nghĩa và mục tiêu của đề tài nghiên cứu b Xây dựng mô hình vật lý và thiết lập hệ phơng trình vi phân toán học mô tả quỹ đạo chuyển động của đoàn xe bán rơmoóc lựa chọn c Mô phỏng chơng trình bằng Matlab Simulink d Các kết quả, phân tích, đánh giá kết quả và đa ra kết luận
Các nhiệm vụ trên đợc cụ thể hoá trong nội dung của đề tài với các chơng mục chính sau:
Chơng 1 Tổng quan về vấn đề nghiên cứu. Chơng 2 Cơ sở lý luận
Chơng 3 Chơng trình mô phỏng và số liệu Chơng 4 Phân tích kết quả và đánh giá.
CƠ SỞ LÝ LUẬN
Phương pháp lập hệ phương trình
Khi nghiên cứu dao động ôtô, ta nhận thấy đây là một hệ thống phức tạp gồm nhiều vật liên kết đàn hồi, chuyển động với biên độ lớn và tần số thấp từ 0 đến 50Hz Để thiết lập phương trình chuyển động cho hệ nhiều vật này, có hai phương pháp chính được áp dụng.
Phương pháp Lagrange II có thể gây khó khăn cho những người không chuyên về cơ học do tính phức tạp của hệ thống, yêu cầu nhiều thời gian tính toán và áp dụng nhiều quy tắc phức tạp.
Phương pháp Newton Euler là một công cụ hữu ích trong phân tích hệ nhiều vật, giúp người sử dụng dễ dàng hơn Phương pháp này dựa trên nguyên lý tách cấu trúc, coi mỗi vật trong hệ như một hệ con độc lập Để thiết lập phương trình cho từng hệ con, nguyên lý lực cắt được áp dụng, trong đó các nội lực tại điểm cắt cân bằng với các ngoại lực tác động Cần lưu ý rằng khi sử dụng phương pháp này, cơ hệ và hệ con phải ở trạng thái cân bằng tĩnh, khi đó các lực cắt sẽ trở thành ngoại lực gây dao động cho các vật trong hệ.
Các bước của phương pháp tách vật, nguyên lý lực cắt và sử dụng phương trình Newton Euler để lập phương trình dao động:
- Cắt các vật ra khỏi hệ tại các điểm có liên kết; vật sẽ được cân bằng bởi các lực cắt;
- Chọn khối tâm Ci của các vật i làm gốc hệ toạ độ cục bộ (hệ toạ độ vật);
- Xác lập các lực cắt
- Sử dụng phương trình Newton Euler viết phương trình vi phân chuyển động cho các vật tại các hệ toạ độ khối tâm hoặc cố định
Ta có quy định về hệ toạ độ như sau:
Hệ toạ độ cố định: OXYZ (X Y Z, , ,ψ ϕ γ0, ,0 0 )
Hệ toạ độ đặt trên xe kéo: O1xyz(x, y, z, , , ) ψ ϕ γ
Hệ toạ độ đặt trên xe mooc: Oxmymzm (x , y , z , M M M ψ ϕ γ M , M , M )
Với các giả thiết vừa nêu, ta có phương trình vi phân cho vật rắn phẳng: c x x i c y y i c z z i mx F J M my F J M mz F J M ψ ϕ γ
Hình 2 1 Các hệ trục tọa độ
Phương pháp tách vật được lựa chọn bởi các lý do sau:
+ Phương pháp là đơn giản, không cần các quy tắc biến đổi phức tạp, không hạn chế khối lượng, bậc tự do;
+ Phương pháp trên phù hợp với tư duy lập trình theo môdun, cho phép thay đổi nhanh cấu trúc và tham số của mô hình
+ Phương pháp cho phép xác định nội lực làm cơ sở cho bài toán thiết kế cụm và tối ưu các cụm
2.2 CẤU TRÚC ĐOÀN XE Đối với xe rơ mooc ta coi xe gồm 2 xe riêng được nối với nhau bởi một khớp nối và mỗi xe là một hệ nhiêu vật Đối với xe kéo là một hệ gồm phần được treo, phần không được treo, phần cầu cân bằng Đối với xe mooc gồm phần được treo, phần không được treo hai cầu Và một phần tử rất quan trọng thuộc về các yếu tố kết cấu xe và ảnh hưởng rất nhiều đến quá trình chuyển động của xe đó là cấu trúc lốp xe. Đặc điểm cấu trúc lốp:
Lốp xe đóng vai trò quan trọng trong việc kết nối giữa xe và mặt đường, chịu tải trọng và chuyển động theo phương thẳng đứng Bên cạnh đó, lốp còn có chức năng truyền lực dọc, góp phần vào hiệu suất vận hành của xe.
Hình 2 2 Đoàn xe lực ngang khi xe tăng tốc, khi phanh, khi quay vòng cũng như các lực do gió gây ra
Lực tác dụng hướng kính gọi là phản lực F Z, lực F X là lực tiếp tuyến và lực
Lực ngang F y là lực động, phụ thuộc vào thời gian Khi xe di chuyển với tốc độ 100km/h và vết tiếp xúc dài 0.15m, chu kỳ dao động đạt 0.0054s Cấu trúc không đồng nhất của vỏ lốp cùng với bề mặt cong hai chiều khiến lốp dao động như một tấm cong đàn hồi Áp suất trong lốp cũng thay đổi, làm cho bề mặt tiếp xúc phụ thuộc vào bán kính động Từ góc độ nguyên nhân và kết quả, sự biến dạng của lốp tương ứng với các cặp lực.
Việc mô tả sự thay đổi biên dạng lốp và khả năng truyền lực của lốp là một thách thức lớn Sự tương tác giữa lốp và đường được đặc trưng bởi hai hình thức truyền lực: khớp và ma sát, do đó định luật ma sát Cu lông không áp dụng trong trường hợp này Trong quá trình chuyển động, lốp sẽ biến dạng theo ba phương khi có ngoại lực tác động Khi ngoại lực vượt quá giới hạn đàn hồi, lốp sẽ trượt tương đối so với mặt đường Quá trình này bao gồm sự biến dạng đàn hồi trước khi xảy ra trượt, dẫn đến tổn hao về vận tốc.
Mối quan hệ giữa lực gây ra biến dạng và trượt được thể hiện qua sự tổn hao vận tốc Nếu xác định được tổn hao vận tốc thông qua các thông số quan sát, ta có thể tính toán các lực truyền ở bánh xe Việc xác định các lực này là yếu tố cốt lõi trong động lực học ô tô hiện đại.
2.3.1 Thiết lập các phương trình động lực học của xe
Đầu tiên, chúng ta sẽ xây dựng mô hình động lực học trong mặt phẳng đứng Để thuận lợi cho việc phát triển các phương trình, chúng ta sẽ thiết lập các phương trình trong hệ tọa độ tương đối.
+ Đối với xe đầu kéo ta gắn vào xe một trục O1xyz:
Ta thành lập được các phương trình trong mặt phẳng thẳng đứng như sau: Cân bằng các lực theo phương z của phần được treo của xe kéo:
CF KF CR KR kz (1) m z F= + F + F + F −F
Cân bằng mô men theo trục O1y:
( ) (2) y CF KF CR KR F R kz K kx k xF xR xR x
Cân bằng các lực theo phương zm của xe mooc:
M M CM KM CM KM kz m z = F + F + F + F + F
Cân bằng mô men theo trục O2ym:
My M CM KM M CM kz M
Hình 2.3 Mô hình phương thẳng đứng của đoàn xe
Cân bằng mô men của cầu cân bằng xe kéo:
Các phương trình xác định chuyển vị của phần không được treo của các cầu:
Đối với mặt phẳng bằng ta chỉ xây dựng mô hình một vết:
Ta quy tất cả các lực tác dụng lên xe theo một lực tổng hợp:
X xF yF xR xR qtXK XK k
Y xF yF yR yR qtXK XK
Từ đây ta lập được 3 phương trình cho xe đầu kéo theo hệ cố định là:
os sin (12) m XK y c = ψ ∑ Fy − ψ ∑ Fx
Và phương trình mômen quay quanh trục OZ: yR1 yR 2 wy wx
Hình 2.4Mô hình phương bằng của đoàn xe
Hình 2.5 Mô hình phương bằng của xe đầu kéo
Tương tự đối với xe mooc
XM xM xM qtXM XM k k
YM yM yM qtXM XM k k
Từ đây ta lập được 3 phương trình cho xe đầu kéo theo hệ cố định là:
Thay các giá trị từ ∑ F XM và ∑ F YM vào (14) và (15) và biến đổi ta được: Góc xoay thân xe theo trục OZ là: yM1 yM 2 wy wy
Và 2 phương trình để xác định giá trị của các lực tại khớp nối là:
1 sin sin (17) k cos Mwx xM xM qtXM XM ky k XM M k
Từ phương trình (3) ta rút ra được:
M M kz CM KM CM KM kx M xM xM xM kz kz tb l l
Hình 2.6 Mô hình phương bằng của xe mooc
Ta cũng xây dựng được các quan hệ hình học cho các thông số của xe như sau:
Tọa độ của khớp nối K được biểu diễn theo hai hệ tọa độ của xe kéo và xe mooc như sau:
.sin ( ).sin sin kK k kM M M M kK k kM M M M kK k kM M M M x x b l x x a y y b l y y a z z b l z z a ψ ψ ψ ψ ϕ ϕ
= − Để đơn giản bài toán ta coi khớp nối là cứng Tức là: kK kM kK kM kK kM x x y y z z
Tọa độ x và y của các bánh xe theo hệ tọa độ gốc :
Các góc hình học của các bánh xe và khớp nối:
K M artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x α ψ α β ψ α ψ α ψ α ψ α ψ α α ψ α ψ α ψ ψ ψ ψ
Các tọa độ theo trục z được tính theo tọa độ trọng tâm của xe kéo và xe mooc là:
= + − = + + Ở đây có một số thông số động lực học được xác định theo một số mô hình con như sau:
2.3.2 Mô hình hệ thống treo
Hệ thống treo là bộ phận kết nối giữa bánh xe và thân xe, đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo sự êm ái cho thân xe và truyền lực theo các phương dọc, ngang và thẳng đứng Hệ thống treo bao gồm bốn phần tử chính.
Phần tử đàn hồi có thể được làm từ nhiều vật liệu như kim loại (nhíp, lò xo), cao su và khí nén Đặc tính của các phần tử này có thể là phi tuyến hoặc tuyến tính, tùy thuộc vào ứng dụng và yêu cầu kỹ thuật.
Phần tử cản là một thành phần quan trọng trong hệ thống treo của xe ô tô, bao gồm cản ma sát và cản thuỷ lực Trong các hệ thống treo truyền thống, giảm chấn thuỷ lực thường được trang bị với đặc tính phi tuyến, điều này giúp kiểm soát dao động của xe một cách hiệu quả Tuy nhiên, trong các hệ thống treo điện tử hiện đại, các lực cản được điều khiển bởi một bộ xử lý trung tâm (CPU) dựa trên điều kiện dao động cụ thể của xe, mang lại khả năng kiểm soát và ổn định cao hơn.
- Cơ cấu hướng : cơ cấu hướng xác định động học bánh xe; xác lập liên kết giữa bánh xe và thân xe
- Thanh ổn định : hạn chế dao động lắc ngang thân xe
Mô tả tổng quát hệ thống treo như hình (2.9):
Hình 2.7 Mô hình hệ thống treo
Trong đó: t f d : độ võng động (hành trình trả) n f d : độ võng động (hành trình nén)
C : độ cứng của hệ thống treo z : chuyển vị khối lượng phần được treo ξ : chuyển vị khối lượng phần không được treo
Lực cản giảm chấn được xác định như sau:
K: Hệ số cản giảm chấn
R 0 : hệ số cản ma sát Độ cứng C, hệ số cản K của hệ thống treo cũng có thể được mô tả phi tuyến:
= (2.9) a) Hệ số cứng của hệ thống treo
Hình 2.8 Đặc tính đàn hồi
Hệ số độ cứng C của hệ thống treo sẽ được mô phỏng như sau:
Trong đó: f t : Độ võng tĩnh t f d : Độ võng động hành trình trả n f d : Độ võng động hành trình nén b) Đặc tính giảm chấn
Xác định đặc tính giảm chấn là một bài toán khó khăn vì hai lý do:
- Đặc tính giảm chấn phụ thuộc kết cấu, tức là chế độ tiết lưu hay thông qua;
- Chế độ dòng chảy và tổn hao; α Co= tgα
Hành trình nén Hành trình trả
Trong thực tế, người ta có thể thiết lập đặc tính giảm chấn trong các điều kiện lý tưởng, tức là trong hệ thống không tổn hao, và sau đó điều chỉnh bằng các hệ số kinh nghiệm Khi xem xét các cửa của dòng chất lỏng, có hai dạng chính cần lưu ý.
- Lỗ thông qua, có diện tích thông qua không đổi: A tq = c onst
- Lỗ tiết lưu, có diện tích thông qua phụ thuộc vào vận tốc A V = A v ( )
Giảm chấn thông thường hoạt động qua ba chế độ chính Ở giai đoạn đầu, khi vận tốc nhỏ, giảm chấn hoạt động ở chế độ nén/trả nhẹ và có chế độ thông qua Khi áp suất đạt mức đủ lớn, van bắt đầu mở, chuyển sang chế độ van cho đến khi van mở hết cỡ, lúc này tổng diện tích thông qua không thay đổi.
- Thông qua A + A Tq v max = const
- Dựa vào phương trình Bernoulli, ta có công thức xác định lưu lượng:
Nếu tính đến tổn thất, ta có thể viết:
: Lưu lượng m 3 /s f v : Diện tích dòng chảy(m 2 ) p : áp suất dầu (N/m 2 ) à 0 : Hệ số tổn hao ( = 0,65 0,85) à 0 ữ γ : Trọng lượng riêng của dầu (N/m 3 )
Dựa vào phương trình liên tục ta có : Q= Fv
F : Diện tích hiệu dụng của piston v : Vận tốc piston.
Kết hợp (a) và (b) ta có công thức tính lực cản giảm chấn như sau:
4 và với một vị trí x bất kỳ, f v = x d π v , và theo điều kiện cân bằng: cx=Δpf v max
Hình 2.9 : Sơ đồ xác định chế độ mở của tiết lưu
Ta suy ra công thức tính lực cản chế độ van:
Như vậy giảm chấn sẽ có 3 quá trình như sau:
- Khi v v ≤ 1 : chế độ thông qua:
- Khi v < v v 1 ≤ 2 : chế độ quá độ:
- Khi v > v 2 : tiết lưu mở hết(chế độ như chế độ thông qua):
Xây dựng mô hình
Phân tích các yếu tố cấu trúc và động lực học ô tô là cần thiết để xây dựng các phương trình mô phỏng mô hình xe Điều này cho phép chúng ta khảo sát các lực tác dụng lên xe trên ba mặt phẳng khác nhau.
2.3.1 Thiết lập các phương trình động lực học của xe
Đầu tiên, chúng ta sẽ xây dựng mô hình động lực học trong mặt phẳng đứng Để thuận tiện cho việc thiết lập các phương trình, chúng ta sẽ sử dụng hệ tọa độ tương đối.
+ Đối với xe đầu kéo ta gắn vào xe một trục O1xyz:
Ta thành lập được các phương trình trong mặt phẳng thẳng đứng như sau: Cân bằng các lực theo phương z của phần được treo của xe kéo:
CF KF CR KR kz (1) m z F= + F + F + F −F
Cân bằng mô men theo trục O1y:
( ) (2) y CF KF CR KR F R kz K kx k xF xR xR x
Cân bằng các lực theo phương zm của xe mooc:
M M CM KM CM KM kz m z = F + F + F + F + F
Cân bằng mô men theo trục O2ym:
My M CM KM M CM kz M
Hình 2.3 Mô hình phương thẳng đứng của đoàn xe
Cân bằng mô men của cầu cân bằng xe kéo:
Các phương trình xác định chuyển vị của phần không được treo của các cầu:
Đối với mặt phẳng bằng ta chỉ xây dựng mô hình một vết:
Ta quy tất cả các lực tác dụng lên xe theo một lực tổng hợp:
X xF yF xR xR qtXK XK k
Y xF yF yR yR qtXK XK
Từ đây ta lập được 3 phương trình cho xe đầu kéo theo hệ cố định là:
os sin (12) m XK y c = ψ ∑ Fy − ψ ∑ Fx
Và phương trình mômen quay quanh trục OZ: yR1 yR 2 wy wx
Hình 2.4Mô hình phương bằng của đoàn xe
Hình 2.5 Mô hình phương bằng của xe đầu kéo
Tương tự đối với xe mooc
XM xM xM qtXM XM k k
YM yM yM qtXM XM k k
Từ đây ta lập được 3 phương trình cho xe đầu kéo theo hệ cố định là:
Thay các giá trị từ ∑ F XM và ∑ F YM vào (14) và (15) và biến đổi ta được: Góc xoay thân xe theo trục OZ là: yM1 yM 2 wy wy
Và 2 phương trình để xác định giá trị của các lực tại khớp nối là:
1 sin sin (17) k cos Mwx xM xM qtXM XM ky k XM M k
Từ phương trình (3) ta rút ra được:
M M kz CM KM CM KM kx M xM xM xM kz kz tb l l
Hình 2.6 Mô hình phương bằng của xe mooc
Ta cũng xây dựng được các quan hệ hình học cho các thông số của xe như sau:
Tọa độ của khớp nối K được biểu diễn theo hai hệ tọa độ của xe kéo và xe mooc như sau:
.sin ( ).sin sin kK k kM M M M kK k kM M M M kK k kM M M M x x b l x x a y y b l y y a z z b l z z a ψ ψ ψ ψ ϕ ϕ
= − Để đơn giản bài toán ta coi khớp nối là cứng Tức là: kK kM kK kM kK kM x x y y z z
Tọa độ x và y của các bánh xe theo hệ tọa độ gốc :
Các góc hình học của các bánh xe và khớp nối:
K M artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x artan y x α ψ α β ψ α ψ α ψ α ψ α ψ α α ψ α ψ α ψ ψ ψ ψ
Các tọa độ theo trục z được tính theo tọa độ trọng tâm của xe kéo và xe mooc là:
= + − = + + Ở đây có một số thông số động lực học được xác định theo một số mô hình con như sau:
2.3.2 Mô hình hệ thống treo
Hệ thống treo là liên kết giữa bánh xe và thân xe, giúp đảm bảo sự êm ái cho thân xe và truyền lực theo các phương dọc, ngang và thẳng đứng Hệ thống treo bao gồm bốn phần tử chính.
Phần tử đàn hồi là các vật liệu như kim loại (nhíp, lò xo), cao su, hoặc khí nén, với đặc tính có thể là phi tuyến hoặc tuyến tính.
Phần tử cản trong hệ thống treo bao gồm cản ma sát và cản thuỷ lực Hệ thống treo thường sử dụng giảm chấn thuỷ lực với đặc tính phi tuyến, trong khi các hệ treo điện tử điều chỉnh lực cản thông qua CPU, tùy thuộc vào điều kiện dao động của ôtô.
- Cơ cấu hướng : cơ cấu hướng xác định động học bánh xe; xác lập liên kết giữa bánh xe và thân xe
- Thanh ổn định : hạn chế dao động lắc ngang thân xe
Mô tả tổng quát hệ thống treo như hình (2.9):
Hình 2.7 Mô hình hệ thống treo
Trong đó: t f d : độ võng động (hành trình trả) n f d : độ võng động (hành trình nén)
C : độ cứng của hệ thống treo z : chuyển vị khối lượng phần được treo ξ : chuyển vị khối lượng phần không được treo
Lực cản giảm chấn được xác định như sau:
K: Hệ số cản giảm chấn
R 0 : hệ số cản ma sát Độ cứng C, hệ số cản K của hệ thống treo cũng có thể được mô tả phi tuyến:
= (2.9) a) Hệ số cứng của hệ thống treo
Hình 2.8 Đặc tính đàn hồi
Hệ số độ cứng C của hệ thống treo sẽ được mô phỏng như sau:
Trong đó: f t : Độ võng tĩnh t f d : Độ võng động hành trình trả n f d : Độ võng động hành trình nén b) Đặc tính giảm chấn
Xác định đặc tính giảm chấn là một bài toán khó khăn vì hai lý do:
- Đặc tính giảm chấn phụ thuộc kết cấu, tức là chế độ tiết lưu hay thông qua;
- Chế độ dòng chảy và tổn hao; α Co= tgα
Hành trình nén Hành trình trả
Trên thực tế, việc xây dựng đặc tính giảm chấn có thể thực hiện theo các điều kiện lý tưởng trong hệ không tổn hao, sau đó được hiệu chỉnh bằng các hệ số kinh nghiệm Trong lĩnh vực này, cửa của dòng chất lỏng được phân loại thành hai dạng khác nhau.
- Lỗ thông qua, có diện tích thông qua không đổi: A tq = c onst
- Lỗ tiết lưu, có diện tích thông qua phụ thuộc vào vận tốc A V = A v ( )
Giảm chấn thông thường hoạt động qua ba chế độ: đầu tiên, ở giai đoạn vận tốc thấp, giảm chấn làm việc ở chế độ nén/trả nhẹ với chế độ thông qua Khi áp suất đạt đến một mức đủ lớn, van bắt đầu mở và giảm chấn chuyển sang chế độ van cho đến khi van mở hết cỡ Lúc này, tổng các diện tích thông qua không thay đổi.
- Thông qua A + A Tq v max = const
- Dựa vào phương trình Bernoulli, ta có công thức xác định lưu lượng:
Nếu tính đến tổn thất, ta có thể viết:
: Lưu lượng m 3 /s f v : Diện tích dòng chảy(m 2 ) p : áp suất dầu (N/m 2 ) à 0 : Hệ số tổn hao ( = 0,65 0,85) à 0 ữ γ : Trọng lượng riêng của dầu (N/m 3 )
Dựa vào phương trình liên tục ta có : Q= Fv
F : Diện tích hiệu dụng của piston v : Vận tốc piston.
Kết hợp (a) và (b) ta có công thức tính lực cản giảm chấn như sau:
4 và với một vị trí x bất kỳ, f v = x d π v , và theo điều kiện cân bằng: cx=Δpf v max
Hình 2.9 : Sơ đồ xác định chế độ mở của tiết lưu
Ta suy ra công thức tính lực cản chế độ van:
Như vậy giảm chấn sẽ có 3 quá trình như sau:
- Khi v v ≤ 1 : chế độ thông qua:
- Khi v < v v 1 ≤ 2 : chế độ quá độ:
- Khi v > v 2 : tiết lưu mở hết(chế độ như chế độ thông qua):
Mục tiêu thiết kế giảm chấn dẫn đến sự khác biệt giữa lực cản trong hành trình trả và nén, đồng thời còn phụ thuộc vào vận tốc ở mức độ thứ hai Giai đoạn quá độ cũng đóng vai trò quan trọng trong quá trình này.
Đặc tính giảm chấn trong hệ thống này được mô tả bằng sự kết hợp của hai đường bậc hai Hệ số K trong phương trình vi phân không phải là hằng số mà phụ thuộc vào vận tốc.
Các yếu tố phi tuyến của phần tử đàn hồi và giảm chấn đã biến hệ phương trình thành phi tuyến Trong quá trình mô phỏng bằng phần mềm MatLab – Simulink, các hệ số này được xác định tại từng thời điểm tính toán thông qua phương pháp số, đòi hỏi phải lập trình một mô đun riêng để thực hiện việc này.
Mụ hỡnh ẳ là mụ hỡnh dựng để:
+ Nghiên cứu quá trình vật lý của bánh xe đàn hồi khi phanh
+ Xác định giới hạn phanh và tốc độ tăng mômen phanh
Khi thiết lập hệ phương trình mô tả dao động, cần lưu ý rằng giữa khối lượng treo m và khối lượng không treo mA không xảy ra hiện tượng lắc dọc hay lắc ngang.
+ Chỉ xuất hiện hiện tượng trượt dọc mà không có hiện tượng trượt ngang
+ Trọng tâm của khối lượng được treo và không được treo chỉ dao động theo phương thẳng đứng
+ Lực đàn hồi của hệ thống treo là tuyến tính và được tính bằng công thức:
+ Lực cản giảm chấn là tuyến tính và được xác định theo công thức:
+ Lực cản do gió tập trung vào khối lượng được treo
Sử dụng phương pháp tách vật và nguyên lý lực cắt và sử dụng phương trình Newton – Euler để lập phương trình dao động
Cấu trúc của mô hình 1/4 bao gồm: khối lượng không được treo m A liên kết với khối lượng được treo m thông qua hệ thống treo ξ
Hỡnh 2.10 Mụ hỡnh động lực học ụtụ ẳ Với cơ sở trên ta có các điểm cắt sau:
+ Điểm cắt giữa bánh xe và mặt đường
+ Điểm cắt giữa khối lượng không được treo và khối lượng được treo tại hệ thống treo
Như vậy ta có các lực tác dụng vào cơ hệ là:
+ Lực đàn hồi, lực cản của hệ thống treo F F C , K
+ Lực cản không khí F KK
+ Lực đàn hồi lốp F CL
Hình 2.11 Sơ đồ tách cấu trúc và lực Phương trình dao động theo phương thẳng đứng:
C K mz F = + F (2.20) m A ξ = − F C − F K + F CL (2.21) Trong đó: m : khối lượng được treo m A : khối lượng không được treo
F C = C ξ − z : lực đàn hồi của hệ thống treo
F CL : lực đàn hồi hướng kính lốp
= + : độ võng tĩnh của lốp h : chiều cao mấp mô của đường
Phương trình chuyển động dọc:
F = ρ cAx : lực cản không khí chính diện Phương trình chuyển động quay x d f
M = F e F fr = f : hệ số cản lăn
= − + : bán kính tĩnh lốp r : bán kính tự do lốp x b Z
F = ϕ F : lực chủ động tại bánh xe trước ϕ b : hệ số bám phương x (được tính theo Ammonn)
Thay các lực vào ta có:
Kết hợp các phương trình 2.20, 2.21, 2.24 và 2.26 ta có hệ phương trình mô tả chuyển động của mô hình 1/4:
(các kí hiệu trong mục này chỉ đúng trong mục này)
Các lực đàn hồi của lốp:
Trong đó: f t : độ võng tĩnh của lốp
= + h : chiều cao mấp mô của đường
XM XM kM XM qtXM
2.3.4 Động lực học bánh xe
Khi phanh hoặc tăng tốc, xe nhận mômen M, khiến bánh xe quay một góc δ Đây là các ngoại lực tác động lên xe, và trong đồ án này, chúng ta sẽ chỉ xem xét mômen M và góc quay δ theo một quy luật toán học xác định Các lực F_X, F_Y, F_Z từ mặt đường tác động lên lốp là những lực chính gây ra trạng thái chuyển động và dao động của xe Vì vậy, để nghiên cứu chuyển động của bánh xe, cần xây dựng một mô hình động lực học phù hợp.
Có ba loại bánh xe đàn hồi như sau:
Trong quá trình di chuyển, lốp xe và mặt đường sẽ trải qua sự biến dạng Tuy nhiên, khi xe di chuyển trên một bề mặt đường cứng, có thể coi rằng mặt đường không bị biến dạng, chỉ có lốp xe là bị biến dạng.
Sau đây là các loại bánh xe với các thông số động lực học mô tả chúng:
A y a) bánh xe bị động b) bánh xe chủ động
J y ϕ mv α δ v x y v c) bánh xe bị phanh d) bánh xe quay vòng
Hình 2.12 Thông số động lực học các loại bánh xe
Ta có một số quan hệ động lực học:
- Hệ số trượt khi tăng tốc: s A r x r ϕ ϕ
- Hệ số trượt khi phanh:
(2.32) r d : bán kính động bánh xe
F x : lực đẩy từ khung xe
F Z : phản lực từ đường tác dụng lên bánh xe
F Z : nội lực của hệ thống treo tác dụng lên bánh xe
M f : mômen cản lăn e : điểm dịch chuyển của lực FZ
Phương trình chuyển động của bánh xe khi tăng tốc:
J y ϕ = M A − ( F x + fF r Z ) d (2.34) Phương trình chuyển động khi phanh:
J y ϕ = M B − ( F x + fF r Z ) d (2.36) Trong các phương trình trên F F x , ylà lực bám giữa lốp và đường, lực này gây chuyển động nên phải được tính qua biến dạng lốp
Ta có thể viết các lực đó dưới dạng :
F Z: phản lực từ đường tác dụng lên bánh xe ϕ x : hệ số bám dọc ϕ y : hệ số bám ngang
Các đặc tính lốp phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm cấu trúc lốp, bề mặt đường, tốc độ trượt, tải trọng thẳng đứng và áp suất lốp.
Từ mụ hỡnh ẳ và mụ hỡnh khi phanh của xe ta xỏc định được cỏc phương trình phanh của các bánh xe:
(20) (21) (22) (23) y F F xF zF F y R R xR zR R y R R xR zR R y M M xM zM M y M M xM zM M
Trên thực tế có nhiều mô hình lốp, ở Việt Nam hiện nay tồn tại 4 loại mô hình lốp và sẽ được lướt qua dưới đây
Như đã nêu ở trên, mô hình lốp thuộc dạng “ light gray box modelle - - –
” (biết quy luật vật lý nhưng không biết tham số) Tuy nhiên thông số vào và thông số ra là quan sát được
Phương pháp giải
Hệ phương trình vi phân phi tuyến mạnh với các thông số bên phải biến đổi nhanh yêu cầu sử dụng phương pháp số để giải quyết hiệu quả Matlab là công cụ phù hợp để thực hiện việc này.
Simulink là công cụ hiệu quả để giải quyết hệ phương trình vi phân phức tạp, vì vậy chúng ta sẽ sử dụng Matlab và Simulink cho quá trình mô phỏng.
Việc xác định điều kiện ban đầu trong bài toán động lực học là rất quan trọng Do hệ động lực học ở trạng thái cân bằng, các thông số dao động của xe tại thời điểm đầu có thể được chọn bằng không Tại thời điểm đầu, khi xe chạy với vận tốc v0, chúng ta có thể tính toán và lựa chọn các thông số ban đầu phù hợp.
M F và trong một số trường hợp cụ thể ta có thể xác định được s 0.
CHƯƠNG TRÌNH MÔ PHỎNG VÀ SỐ LIỆU
Khối tính toán các thông số của xe kéo
KH OIT INH CA CLU CTH EO AM M ON KH OIT INH VA NT OC
KH OIT INH GO CQ UA YB AN HX E
KH OIT INH GO CLE CH VA HE SO TR UO T KH OID AO DO NG
KH OID ICH UY EN
KH OIM OM EN T KH OIL UC QU AN TIN H KH OIT INH LU CG IO 16 phid d 15 phid 14 phi 13 zdd
12 anfa kK 10 ydd xdd 8 FyR 2 7 FyR 1 6 FyF 5 FxR 2 4 FxR 1 3 FxF xd yd Fw x
Fw y yFd xFd yR1 d xR1 d yR2 d xR2 d phiF d phiR 1d phiR 2d xi yd xd beta ykd xkd rdF rdR 1 rdR 2
The variables MF, anfa, and F represent key components in the analysis, while R1 and R2 denote specific parameters essential for understanding the system's dynamics The terms sF, sR1, and sR2 are critical for evaluating the state functions, and the inclusion of XK and kK further refines the model's accuracy The relationships between FxF, csiF, and FzF illustrate the interactions within the framework, with FxR 1 and FxR 2 providing insights into the response characteristics Additionally, the parameters phiF, d, and phiR 1d contribute to the overall understanding of the system's behavior, as do the variables rdF, rdR 1, and rdR 2 The equations involving xFd, xR1 d, and xR2 d highlight the significance of spatial variables, while yFd, yR1 d, and yR2 d emphasize the influence of temporal dynamics Overall, this comprehensive framework integrates various factors, including zdd, phi, phid, and the derivatives of xi, to provide a holistic view of the system's performance.
The article discusses the relationship between various functions and parameters, specifically focusing on FqtX, sR1, sR2, and their interactions with beta and other variables It emphasizes the importance of analyzing the effects of different inputs, such as FxR1 and FxR2, on the overall system performance Additionally, it highlights the significance of understanding the roles of FyF, FyR1, and FyR2 in the context of function optimization The content also references specific metrics like MF, MR1, and MR2, indicating their relevance in the analysis Overall, the article aims to provide insights into the complex dynamics of the system and the critical factors influencing its behavior.
[xid [csiR 2] [xd] [xR 2d] [xR 1d] [xF d]
[rdR 2] [Fq tXK ] [anf aR2 ] [anf aR1 ]
[anf aXK ] sF sR1 sR2 anfa F anfa R1 anfa R2 FzF FzR 1 FzR 2 FxF FxR 1 FxR 2 FyF FyR 1 FyR 2 [xR 2d]
[anf aXK ] [anf aF] [yR 2d] [yF d] [ph iR2 d] [ph iR1 d] [ph iFd ] [xF d]
[yd] [be ta] [be ta]
[be ta] [anf aR2 ] [sR 2] [anf aR1 ] [sR 1]
[FyR 2] [FyR 1] [xd] [yd] [xid ]
[M F] csiR 1] FxR 1] [FzF ] [csiF ] [Fx F]
FzR 2] FzR 1] csiR 2] FxR 2] [M F] [Fk ] [Fk ]
Khối này nhận đầu vào từ các thông số động lực học của khớp nối và các yếu tố tác động bên ngoài như mặt đường, mô men phanh và góc đánh lái Đầu ra của khối là các thông số động lực học toàn bộ hệ thống, phục vụ cho việc tính toán khớp nối và xe mooc.
[xid] b+lr/2 b-lr/2 a b-lk b+lr/2 b-lr/2 a b-lk
+ Khối tính các vận tốc tại các các bánh xe theo phương dọc và ngang biểu diễn các phương trình sau khi đã lấy vi phân 2 vế:
1 FqtXK cos sin rigonome tric Function5 u 2 sqrt u 2 mXK Gain3 a Gain2
+ Khối tính lực quán tính xe kéo
Banh xe truoc cau sau
Banh xe sau cau sau
+ Khối biểu diễn các phương trình (20), (21), (22), (23), (24) dùng để tính vận tốc góc của bánh xe được lấy từ mô hình 1/4
1 anfaF atan atan atan atan atan u2 sqrt u2 u2 sqrt u2 u2 sqrt u2
+ Khối tính các hệ số trượt và xoay của từng bánh xe từ các vận tốc theo phương x và y theo công thức như sau:
Các góc lệch của các bánh xe kéo được tính theo quan hệ hình học:
1/(Anpha_max*Phi_yR2_max)
1/(Anpha_max*Phi_yR1_max) 1/(Smax*Phi_xR1_max)
1/(Anpha_max*Phi_yF_max) 1/(Smax*Phi_xF_max)
Khối tính các lực kéo Fx và Fy được xác định theo mô hình Ammonn, sử dụng các thông số đầu vào bao gồm hệ số trượt, góc lệch và phản lực Fz tại các bánh xe.
FKR zd phi phiR phid phiRd zFd zR1d zR2 z phi phiR zF zR1 zR2
FCLR2 csiFd csiF csiR1 csiR1d csiR2 csiR2d
[FCF] csiF zF csiFd zFd csiR1 zR1 csiR1d zR1d csiR2 zR2 csiR2d zR2d
+ Khối dao động mô tả các phương trình chuyển động theo phương z:
Function1 lr/2 Gain2 b Gain1 a Gain
+ Khối tính các chuyển vị, vận tốc theo phương thẳng đứng theo các quan hệ hình học:
+ Khối tính các chuyển vị của thành phần không được treo tại các cầu xe, được tính theo các phương trình (6), (7), (8)
2 zR1d zFd cos Trigonometric Function2
Product lr/2 Gain2 b Gain1 Gain
+ Khối tính các phản lực Fz theo các thành phần đàn hồi lốp và phản lực tĩnh trên các cầu xe
+ Khối tính các lực đàn hồi, các lực cản từ giảm chấn, các lực đàn hồi lốp theo các điều kiện của các thành phần riêng biệt
+ Khối tính chuyển vị trọng tâm của xe theo các hành phần tác dụng lên khối được treo của xe đầu kéo Khối này biểu diễn phương trình số (1)
Scope1 Scope hx MTXK5 hk MTXK4 b-lk MTXK3 b MTXK2 a MTXK1
+ Khối biểu diễn góc xoay theo phương ngang của xe đầu kéo Khối này biểu diễn phương trình số (2)
1 phiR lr/2 hk3 lr/2 hk2
Khối tính toán góc xoay của cầu cân bằng theo phương ngang Khối này biểu diễn phương trình số (5)
Fx R2 Fk FqtXK anfaXK Fwx FxF be ta FyF
FY x xd y yd xdd ydd
+ Khối biểu diễn dịch chuyển của xe kéo trên mặt phẳng nằm ngang với các thành phần tính các lực FX, FY và góc xoay thân xe theo phương z
+ Khối biểu diễn phương trình số (11) và (12) từ các thành phần FX và FY
1 xid lwx lwx b-lr/2 b-lR/2 b+lr/2 b+lr/2 a a sin cos
+ Khối tính góc xoay thân xe tính theo phương trình số (13)
Khối tính toán các thông số của xe mooc
AM M O N X EM O O C G O CL EC H V AH ES O PT RU O T D AO D O N G X EM O O C
G O CX O AY BA N H X E CH U Y EN D O N G X EM O O C
FM w x FM w y yM 1d xM 1d yM 2d xM 2d ph iM 1d yM d xM d xi M an fa kK xi k rd M 1 M M 1 an fa M 1 an fa M 2 sM 1 sM 2 an fa X M an fa kM
Xin lỗi, nhưng nội dung bạn cung cấp dường như không có ý nghĩa rõ ràng hoặc cấu trúc hợp lý Nếu bạn có một đoạn văn cụ thể hoặc một chủ đề mà bạn muốn tôi viết lại, vui lòng cung cấp thông tin đó và tôi sẽ rất vui lòng giúp bạn.
M kz Fk FM w y Fy M 1 Fy M 2 xi k yd d xi dd xi xi d xd d xi M xi M d xM d yM d xM dd yM dd
M M 1 M M 2 an fa kM an fa X M xM d yM d
[M M 1] [y M d] sM 1 sM 2 an fa M 1 an fa M 2 Fz M 1 Fz M 2
Fx M 1 csi M 1 Fx M 2 csi M 2 Fz M 1 Fz M 2 M M 1 M M 2 ph iM 1d ph iM 2d rd M 1 rd M 2 14 ph id d
10 an fa kK 9 xd d 8 xi d 7 xi
5 yd d 4 kz 3 Fk z 2 Fk 1 xi k
+ Khối XEMOOC bao gồm các khối nhỏ hơn để tính các thông số của xe mooc như:
Banh xe sau xe mooc
+ Khối tớnh vận tốc gúc quay bỏnh xe theo mụ hỡnh ẳ đối với 2 cầu sau của xe mooc theo các phương trình (23) và (24)
Trigonome tric Function6 u2 sqrt u2 mXM Gai am Gain4
Khối tính lực quán tính của xe mooc
1 xM1d cos sin sin cos
[xiM ] am bm+lm/2 bm-lm/2 am bm+lm/2 bm-lm/2
Khối tính các thành phần vận tốc tại khớp nối và cầu xe thông qua việc lấy vi phân các phương trình xác định chuyển vị của các điểm đặc biệt.
+ Khối tính các hệ số trượt, góc lệch tại trọng tâm và các bánh xe của xe moocs với các phương trình tương tự như xe kéo
6 an fa kM 5 an fa XM 4 sM 2 3 sM 1
2 an fa M 2 1 an fa M 1 ata n ata n ata n an fa M 1 sM 2 an fa kM sM 1 an fa M 2 u2 sq rt u2 u2 sq rt u2 [M M 1]
7 yM d 6 ph iM 2d 5 ph iM 1d
Phi_xM2_max Phi_xM1_max
1/(Anpha_max*Phi_yM2_max)
1/(Anpha_max*Phi_yM1_max)
1/(Smax*Phi_xM2_max) 1/(Smax*Phi_xM1_max)
+ Khối biểu diễn cách tính lực kéo Fx và Fy của xe moocs với các điều kiện đầu vào tương tự như xe kéo
1 csiM1 zM phiM zM1 zM2
FzM2 zMd phiM phiMd zM1d zM2d
Fkz zdd phi phid phidd phiM zM zMd phiMd zMdd csiM1 zM1 csiM1d zM1d csiM2 zM2 csiM2d zM2d
FKM2 csiM1d csiM1 csiM2d csiM2
+ Khối dao động của xe mooc bao gồm các khối sau:
[phiM] bm+lm/2 bm-lm/2
+ Khối tính các vận tốc bằng cách lấy vi phân theo chuyển vị
Khối tính chuyển vị của các cầu xe được tính theo phương trình (9) và (10) aM
-K- am sin cos sin cos u 2 u2
Khối tính chuyển vị và góc xoay theo phương y được xác định dưới giả thiết khớp nối cứng hoàn toàn, trong đó chuyển vị zM được tính dựa trên chuyển vị z của xe kéo.
1 xiM ydd xiM xdd xiMd xiMdd xid xidd xi xMd yMd xMdd yMdd
Fk xik xiM xiMd xiMdd
+ Khối tính chuyển vị và góc xoay theo phương z của xe moocs
+ Khối tính phản lực Fz tại các cầu của xe moocs theo thành phần phản lực tĩnh và lực đàn hồi lốp
1 xMd cos sin sin cos sin cos cos sin xMdd xM yM u 2 u 2 u 2 u 2
[xiM] am b-lk am b-lk
+ Khối tính tọa độ trọng tâm của xe moocs theo tọa độ trọng tâm của xe kéo theo giả thiết khớp nối
+ Khối tính góc xoay theo phương z của xe mooc
1 Fk sin sin cos cos
Khối khớp nối được sử dụng để xác định các thông số của khớp nối dựa trên các thông số của xe moocs và xe kéo Giả thiết có một thành phần mô men ma sát tại khớp nối khi xe quay vòng hoặc chịu lực ngang.
Số liệu và phương án khảo sát
Cấu trúc đoàn xe có nhiều dạng khác nhau Trong số đó, đoàn xe có 5 cầu
Xe kéo với 1 cầu trước và 2 cầu sau dạng treo cân bằng, cùng với 2 cầu của xe mooc, hiện đang rất phổ biến Do đó, việc lựa chọn xe KCT742-S-01 do Công ty thương mại cơ khí Tân Thanh lắp ráp là sự lựa chọn phù hợp với yêu cầu của đề tài.
Có các thông số kỹ thuật cơ bản như sau:
TT THÔNG SỐ ĐƠN VỊ ĐẦU KÉO
02 Chiều dài cơ sở mm 3050+1300
03 Vết bánh xe trước/ sau mm 2040/1850
04 Chiều cao mặt trên mâm kéo mm 1330
05 Trọng lượng không tải kG 8720
06 Phân bố lên trục trước kG 4240
07 Phân bố lên trục sau kG 4480
08 Tải trọng cho phép đặt lên mâm kéo kG 20000
09 Tải trọng cho phép kéo theo kG 70000
10 Trọng lượng toàn bộ kG 27900
12 Tốc độ lớn nhất của đoàn xe km/h 81,33
Có các thông số cơ bản như sau:
TT THÔNG SỐ ĐƠN VỊ ĐẦU KÉO
03 Trọng lượng toàn bộ kG 26700
04 Phâ bố lê hốt ké kG 8900
05 Phân bố lên trục 1 kG 8900
06 Phân bố lên trục 2 kG 8900
07 Khoảng cách từ chốt kéo đến các trục mm 7935+1310
- Thông số kỹ thuật của đoàn xe
TT THÔNG SỐ ĐƠN VỊ ĐẦU KÉO
02 Chiều dài cơ sở mm 3050+1300
03 Vết bánh xe trước/ sau mm 2040/1850
04 Chiều cao mặt trên mâm kéo mm 1330
05 Trọng lượng không tải kG 14100
06 Trọng lượng toàn bộ kG 35550
07 Phân bố lên trục trước đầu kéo kG 4994
08 Phân bố lên các trục sau đầu kéo kG 12756
09 Phân bố lên chốt kéo kG 8900
10 Phân bố lên trục 1 của xe mooc kG 8900
11 Phân bố lên trục 2 của xe mooc kG 8900
13 Tốc độ lớn nhất của đoàn xe km/h 81,33
3.4.2 Các phương án khảo sát a Phương án 1:
Khảo sát quá trình phanh của đoàn xe khi di chuyển thẳng với các mô men phanh khác nhau, so sánh với tiêu chuẩn kiểm định của xe bán mooc Nghiên cứu tập trung vào hai thông số chính: gia tốc phanh chậm dần cực đại và quãng đường phanh ở vận tốc 30 km/h.
Khảo sát quá trình phanh của đoàn xe khi di chuyển thẳng ở vận tốc 30 km/h nhằm xác định tính ổn định của đoàn xe trong các trường hợp mô men phanh khác nhau Nghiên cứu này tập trung vào hiệu suất phanh của đoàn xe trên đường thẳng với vận tốc lớn.
Khảo sát quá trình phanh của đoàn xe khi thay đổi thông số kết cấu hệ thống treo, đặc biệt là việc điều chỉnh 20% độ cứng của lốp, cho thấy ảnh hưởng rõ rệt đến hiệu suất phanh Nghiên cứu này giúp hiểu rõ hơn về mối liên hệ giữa độ cứng lốp và khả năng kiểm soát của xe trong quá trình phanh.
3.4.3 Các số liệu được sử dụng trong các phương án khảo sát
Các thông số kỹ thuật có thể tham khảo từ các loại xe tương đương hoặc từ tài liệu "Thiết kế kỹ thuật sơ mi rơ mooc Tải chở Container 40 feet" của Trung tâm NCCN&TBCN ĐHBK TP Hồ Chí Minh, đã được Cục Đăng kiểm Việt Nam thẩm định thiết kế.
TT CÁC THÔNG SỐ KÍ HIỆU ĐƠN VỊ GIÁ TRỊ
01 Trọng lượng toàn bộ G kG 35550
02 Khoảng cách từ trọng tâm của xe kéo đến cầu trước a mm 2659
03 Khoảng cách từ trọng tâm của xe kéo đến cầu cân bằng b mm 1041
04 Khoảng cách từ trọng tâm của xe mooc đến khớp nối am mm 5727
05 Khoảng cách từ trọng tâm của xe mooc đến điểm giữa cầu 1 và 2 của xe mooc bm mm 2863
KẾT QUẢ, PHÂN TÍCH, NHẬN XÉT
PHƯƠNG ÁN 1
Tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe trong điều kiện:
+Mômen phanh biến đổi theo quy luật và phụ thuộc vào tốc độ đạp phanh
+Xe chạy không xét đến sự ảnh hưởng của gió
+Xe chạy trong điều kiện dường với các hệ số bámkhác nhau: max; max; min; min; x x x x x ϕ ϕ> ϕ ϕ= ϕ ϕ= ϕ ϕ ϕ = ϕ ϕ = ϕ ϕ < ϕ +Khảo sát ở hai trường hợp:
4.2.1 Đồ thị mô tả mômen phanh M
Hình 4.6 Đồ thị mômen phan h của đoàn xe khi phanh với v = 72km/h
4.2.2 Đồ thị mô tả gia tốc và quãng đường phanh
Hình 4.7 Gia tốc và quãng đường của đoàn xe khi phanh với v = 72km/h
Nhận xét và phân tích
Khi xe di chuyển với tốc độ 72 km/h, gia tốc dao động ổn định quanh giá trị 0, cho thấy xe đi thẳng đều Sự dao động này xuất phát từ tác động của mặt đường Khi bắt đầu phanh, gia tốc và quãng đường phanh phụ thuộc vào mức độ phanh nhanh hay chậm Nếu phanh với mô men nhỏ, gia tốc phanh sẽ tăng đến giá trị tối đa và dao động quanh mức này cho đến khi xe dừng lại, trong khi biên độ dao động của gia tốc phanh giảm dần Khi mô men phanh tăng, gia tốc phanh cũng tăng nhanh chóng Sau quá trình phanh quá độ, gia tốc phanh giảm dần về mức ổn định cho đến khi kết thúc, với xu hướng giảm không đáng kể So với quãng đường phanh, việc phanh xe ở tốc độ cao sẽ kém ổn định hơn, dẫn đến quãng đường phanh dài hơn và thời gian phanh cũng kéo dài hơn.
4.2.3 Đồ thị mô tả áp lực tác dụng lên các bánh xe (Fz)
Hình 4.8 Áp lực lên các bánh xe khi phanh của đoàn xe với v = 72km/h
Nhận xét và phân tích
Khi phân tích các đồ thị áp lực mặt đường tác dụng lên bánh xe, ta thấy rằng khi phanh ở vận tốc lớn, quán tính cao dẫn đến áp lực lớn lên các bánh xe Mặc dù áp lực thay đổi về dấu và giá trị không khác biệt nhiều khi phanh ở vận tốc thấp, nhưng áp lực khi phanh vẫn tăng đến một giá trị nhất định trước khi giảm dần và ổn định sau quá trình phanh quá độ Do đó, tốc độ phanh nhanh hay chậm có ảnh hưởng đáng kể đến giá trị áp lực tác động lên các bánh xe.
4.2.4 Đồ thị lực kéo Fx
Hì nh 4.9 Lực kéo của các bánh xe của đoàn xe khi phanh với v = 72km/h
Nhận xét và phân tích
Qua việc phân tích đồ thị lực kéo Fx tác động lên các bánh xe và so sánh với tình huống phanh ở vận tốc thấp, ta thấy rằng lực kéo Fx lớn hơn trong trường hợp này Các phản lực thay đổi theo các điều kiện phanh khác nhau, có xu hướng tăng lên hoặc trở về trạng thái lực kéo ổn định khi quá trình phanh quá độ kết thúc Thời điểm các bánh xe trượt hoàn toàn phụ thuộc vào giá trị mô men phanh; khi mô men phanh nhỏ, bánh xe chỉ trượt rất ít, nhưng khi mô men phanh tăng dần, hiện tượng trượt của bánh xe cũng tăng theo.
Khi quá trình phanh chưa hoàn tất, các bánh xe có thể đã trượt hoàn toàn Tình trạng phanh nhanh hay chậm ảnh hưởng lớn đến giá trị lực kéo Fx; phanh nhanh dẫn đến lực kéo Fx tăng nhanh và có khả năng gây trượt nhanh hơn.
4.2.5 Đồ thị hệ số trượt s
Hình 4.10 Hệ số trượt các bánh xe của đoàn xe khi phanh với v = 72km/h
Nhận xét và phân tích
Khi so sánh với vận tốc thấp, phanh ở vận tốc cao khiến các bánh xe dễ trượt hơn Thứ tự trượt của các bánh xe phụ thuộc vào mô men phanh, và nếu mô men phanh quá lớn, các bánh xe (ngoại trừ bánh xe trước) có thể trượt đồng thời Do đó, khi phanh ở tốc độ cao với mô men phanh lớn, thời gian quá độ ngắn sẽ làm giảm tính ổn định nhanh chóng.
Khi phanh ở tốc độ cao, tính ổn định của hệ thống giảm nhanh chóng, bất kể tốc độ tác dụng phanh của người lái Trong các điều kiện khác nhau, cả bốn bánh sau của xe có thể bị trượt, làm tăng nguy cơ mất ổn định Sự mất ổn định này diễn ra rất nhanh, ảnh hưởng đến hiệu suất phanh và an toàn khi lái xe.
Tính toán các chỉ tiêu động lực học của xe trong điều kiện:
+Mômen phanh biến đổi theo quy luật và phụ thuộc vào tốc độ đạp phanh
+Xe chạy không xét đến sự ảnh hưởng của gió
+Xe chạy trong điều kiện:ϕ x = 0,65
+Khảo sát ở hai trường hợp:
Hình 4.11 Đồ thị mô men phanh tác dụng lên các bánh xe với φ x=0,65
Hình 4.12 Đồ thị gia tốc phanh bánh xe với φ x=0,65
Hình 4.13 Đồ thị quãng đường phanh bánh xe với φ x=0,65
Hình 4.14 Đồ thị áp lực lên các bánh xe (Fz) với φ x=0,65
Hình 4.15 Đồ thị lực kéo lên các bánh xe (Fx) với φ x=0,65
Hình 4.16 Đồ thị hệ số trượt với φ x=0,65 4.3.2 Nhận xét và phân tích
Theo đồ thị gia tốc phanh, dưới cùng một điều kiện phanh, xe kéo có hiện tượng trượt trước dọc, dẫn đến khả năng trượt ngang cao ở bánh xe, có thể gây gập thân xe Điều này xảy ra do lốp non, khiến phản lực Fz tăng mạnh, làm giảm lực kéo Fx nhanh chóng, dẫn đến gia tốc phanh chậm dần cực đại lớn hơn.
Quãng đường phanh phụ thuộc vào độ mòn của lốp; khi lốp còn 80%, quãng đường phanh sẽ ngắn hơn một chút Điều này xảy ra do độ cứng của lốp giảm, dẫn đến ma sát tăng lên Bán kính bánh xe nhỏ hơn cũng góp phần làm thay đổi lực kéo sinh ra Với cùng một mô men phanh, lực kéo sẽ lớn hơn khi lốp ở trạng thái 80% do ma sát cao hơn và bán kính động của xe giảm Do đó, quãng đường phanh sẽ khác nhau tùy thuộc vào tình trạng của lốp.
Nghiên cứu động lực học đoàn xe tập trung vào việc nâng cao tính an toàn trong chuyển động, đặc biệt là xác định trạng thái của đoàn xe khi phanh để đảm
Đề tài đã tiến hành khảo sát động lực học phanh của đoàn xe trên mô hình xe kéo bán rơ mooc một vết, từ đó so sánh với các tiêu chuẩn kiểm định hiện hành cho loại xe bán rơ mooc có 5 cầu Mặc dù tài liệu và kết quả công bố liên quan còn hạn chế, nhưng các hàm mục tiêu của nghiên cứu cho thấy quy luật gần giống với thực tế.
Mô phỏng động lực học phanh đoàn xe bằng công cụ Matlab – Simulink cho phép khảo sát các thông số động lực học khi phanh trên đường thẳng Công cụ này mạnh mẽ giúp thay đổi các thông số để nghiên cứu các trường hợp khác nhau Đề tài tập trung vào việc phân tích các yếu tố tác động như điều kiện đường, độ cứng của lốp và vận tốc của xe khi phanh.
Kết quả thu được từ hệ phương trình vi phân mô tả chuyển động của đoàn xe bao gồm các hàm mục tiêu như gia tốc phanh, quãng đường phanh, lực phanh tác dụng lên các bánh xe, áp lực mặt đường lên bánh xe và hệ số trượt của các bánh xe.
- Đề tài đã xây dựng được các phương án khảo sát nhằm cụ thể hóa mục tiêu đặt ra:
Phương án kiểm định nhằm xác định các thông số động học quan trọng như gia tốc phanh, quãng đường phanh và lực phanh ở vận tốc kiểm định Việc so sánh các thông số này với tiêu chuẩn phanh của đoàn xe sẽ giúp đánh giá tính ổn định của đoàn xe được lấy làm mô hình.
Khảo sát xe ở vận tốc lớn 72 km/h nhằm xác định các thông số động lực học của đoàn xe, bao gồm gia tốc phanh, quãng đường phanh, lực phanh và áp lực tác dụng lên bánh xe Mục tiêu là đánh giá tính chất ổn định của đoàn xe khi thực hiện phanh ở tốc độ cao.
Phương án khảo sát thứ hai tập trung vào việc kiểm tra xe trong các điều kiện bình thường mà không có sự can thiệp của việc đánh lái, nhưng với sự thay đổi độ cứng của lốp Mục tiêu là so sánh hiệu suất của lốp trong trạng thái bình thường và đánh giá ảnh hưởng của các thông số kết cấu đến tính ổn định của đoàn xe.