Hồ Chí Minh, tháng 02 năm 2023TÍNH VIỆT HƯNGSKL012069 ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆPNGHÀNH CƠNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ NGHIÊN CỨU CÁC YẾU TỐ ẢNH HƯỞNG ĐẾN ĐỘNG LỰC HỌC HỘP SỐ CVT Trang 8 6 TRƯỜNG ĐH SƯ
TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
Lý do chọn đề tài
Hiện nay ngành công nghệ kỹ thuật ô tô ngày càng phải đối mặt với nhiều tiêu chuẩn được đặt ra từ phía người tiêu dùng và các quy định nghiêm ngặt về bảo vệ môi trường từ các tổ chức thế giới Đó là những thách thức của ngành đòi hỏi các kỹ sư- các hãng sản xuất xe phải không ngừng cải tiến công nghệ, nâng cao hiệu suất xe, mẫu mã, hình dáng,…để tiếp cận đến khách hàng Bởi lý do đó các công nghệ được trang bị trên xe hiện nay vô cùng tân tiến, hỗ trợ tối đa cho người dùng mang lại hiệu suất, hiệu năng vô cùng ấn tượng Để dẫn chứng cho sự tiến bộ không ngừng của công nghệ trên xe nhóm đã thống nhất lựa chọn đề tài “Nghiên cứu các yếu tố ảnh hưởng đến động lực học của hộp số CVT” để phân tích rõ sự cải tiến từ sâu bên trong của một chiếc xe để mang lại cảm giác lái cho khách hàng, tối ưu hiệu suất truyền động của động cơ góp phần giảm tiêu hao nhiên liệu tăng tính thân thiện môi trường của phương tiện.
Mục tiêu đề tài
- Nghiên cứu hộp số CVT góp phần xây dựng các nguồn tài liệu tham khảo phục vụ nghiên cứu trong quá trình học tập
- Tìm hiểu các thông số ảnh hưởng đến hiệu suất truyền động để đưa ra các phân tích và đánh giá cụ thể.
Nội dung nghiên cứu
- Nghiên cứu về cấu tạo hộp số vô cấp CVT
- Tìm hiểu về nguyên lý hoạt động và nguyên tắc điều khiển của hộp số vô cấp CVT
- Xác định các thông số ảnh hưởng đến hiệu suất truyền động.
Phương pháp nghiên cứu
- Ứng dụng phương pháp nghiên cứu tham khảo tài liệu để có cơ sở kiến thức cho đề tài:
- Phân tích và chọn lọc tài liệu liên quan đến đề tài
- Sắp xếp các tài liệu khoa học thành một hệ thống logic, từng vấn đề khoa học đã được chứng minh
- Đọc, nghiên cứu và phân tích các tài liệu về hộp số vô cấp CVT, phân tích cấu tạo và động lực học của chúng
- Tổng hợp và trình bày nội dung nghiên cứu
HỘP SỐ BIẾN THIÊN VÔ CẤP CVT
Giới thiệu hộp số CVT
Những chiếc xe gần đây hơn sẽ đáp ứng các yêu cầu khác nhau của người tiêu dùng như hiệu suất năng lượng, thấp mức tiêu thụ nhiên liệu và các quy định về ô nhiễm môi trường Đặc biệt, vì sự tiện lợi của người lái xe được nhấn mạnh rất nhiều, nhu cầu về M/T (Hộp số Thủ công) ngày càng giảm, trong khi nhu cầu về A/T (Hộp số tự động) đang tăng với tốc độ chóng mặt Tuy nhiên, cả M/T và A/T đều truyền từng bước và chúng được cố định ở một tỷ số truyền nhất định trong mỗi bước Do đó, khó sử dụng chúng một cách hiệu quả ở các khía cạnh như công suất động cơ, mức tiêu thụ nhiên liệu và cảm giác chuyển số CVT là phát triển để bù đắp cho những nhược điểm này Ở CVT không có khái niệm số 1, số 2, v.v Không giống như M/T hiện có của A/T CVT có nghĩa là hệ thống truyền động trong đó việc chuyển số liên tục được thực hiện có thể trong một chế độ chuyển số nhất định Nói cách khác, CVT thực hiện điều khiển vô cấp giữa tỷ số truyền tối thiểu và tối đa và tận dụng tối đa các đặc tính của động cơ hiệu quả của nó khả năng truyền tải điện tăng khoảng 10%–20% so với A/T và nó cũng có thể cải thiện quãng đường đi được và duy trì các điều kiện lái xe tối ưu
2.1.1 Ưu điểm của CVT như sau:
• Hộp số biến thiên vô cấp CVT không có bánh răng vật lý như hộp số tự động và hộp số sàn Nó sử dụng hệ thống dây đai và Puli để chuyển đều đặn qua các tỷ số truyền liên tục Thiết kế làm cho nó nhẹ và nhỏ gọn và phù hợp cho các loại xe nhỏ hơn
• Khả năng tăng tốc tốt Vì không có cấp số nhất định nên hộp số CVT sẽ giúp xe tăng tốc mượt mà, êm ái và không có cảm giác giật khi chuyển số như các loại hộp số truyền thống
• Tiết kiệm nhiên liệu Hộp số biến thiên vô cấp CVT có thể điều chỉnh tỷ số truyền ngay lập tức, liên tục nên có xu hướng truyền công suất hiệu quả hơn Với trọng lượng nhẹ vì nó có ít bộ phận chuyển động hơn, cũng đóng vai trò trong việc giảm lượng nhiên liệu mà động cơ tiêu thụ
• Hoạt động hiệu quả hơn A/T hiện tại do giới hạn vùng hoạt động của bộ ly hợp van điều tiết do tác động và độ bền của hộp số và giảm mô-men xoắn của động cơ Tuy nhiên, CVT có thể có bộ ly hợp giảm xóc tốt hơn vùng hoạt động mà không ngừng chuyển số so với A/T hiện tại và nó cũng có thể cải thiện số dặm vì nó có thể thực hiện kiểm soát dọc theo đường cong số dặm tối thiểu
• Hiệu suất tăng tốc tốt vì hộp số CVT dễ dàng đạt và duy trì tỷ lệ mô-men xoắn lý tưởng hơn, có thời gian tăng tốc thấp hơn từ lúc dừng và dễ dàng hơn để di chuyển trên những cung đường địa hình khó khăn Việc biến thiên tỷ số truyền cho phép đạt tỷ số truyền lý tưởng và được duy trì trong phạm vi tỷ số truyền này
• Ít bộ phận hơn, cấu trúc đơn giản hơn và nhẹ hơn A/T hiện có
• Do sự hạn chế của dây đai nên hộp số CVT không thể truyền được mô men lớn Chính vì vậy hộp số chỉ được trang bị trên những dòng xe có công suất nhỏ
• Hộp số CVT sẽ không thể cho cảm giác thú vị khi điều khiển xe và hơn nữa là khó có cảm giác tốc độ để điều khiển chân ga phù hợp Tuy nhiên, để đổi lại sự thoải mái và hiệu quả về tiêu hao nhiên liệu, người sử dụng phải hy sinh trải nghiệm lái như khi sử dụng các loại hộp số thông thường
• CVT tốn nhiều chi phí bảo trì hơn Chi phí thay thế các chi tiết riêng lẻ là khá cao so với các loại hộp số khác Không giống như số tự động, CVT không có tuổi thọ dài vì nó sử dụng ma sát để truyền moment gây nên sự hao mòn của dây đai và các bộ phận Thuộc tính này làm cho việc sửa chữa và bảo trì liên tục là không thể tránh khỏi
• Tiếng ồn khi tăng tốc cũng như khi chạy ở tua máy cao là một trong những nhược điểm cố hữu của CVT, dù hộp số có trang bị chế độ giả lập cấp số hay không
Hộp số vô cấp CVT không sử dụng các cặp bánh răng để thay đổi tỉ số truyền cho từng cấp số Thay vào đó nó dùng hệ thống gồm 2 puli được nối với nhau bằng dây đai (có thể bằng kim loại hoặc cao su chịu lực) Để xe tăng tốc hay giảm tốc, rãnh của mỗi puli sẽ trượt vào – ra để thay đổi độ cao của từng đầu dây đai Tỷ số
4 thay đổi của bán kính quay trên puli này sẽ tạo nên “cấp số” cho xe.
Bởi vì M/T và A/T, hộp số bước, thực hiện chuyển số ở tỷ số truyền cố định từng bước như trong hình 2.2 dưới đây, chúng có đặc tính sang số kiểu bậc thang đối với tốc độ lái xe Do đó, nó gây ra tổn thất về công suất và quãng đường đi được, đồng thời xảy ra va chạm trong quá trình chuyển số. a.Trục động cơ b Trục đầu ra
Hình 2 2 Chuyển số theo các cấp
Giống như trong Hình 2.3, CVT thay đổi tỷ số truyền liên tục, không phải từng bước phạm vi rất hẹp Do đó, nó có các đặc tính sang số kiểu tuyến tính đối với tốc độ lái xe Vì chuyển số được tiến hành nhịp nhàng phù hợp với công suất động cơ, không xảy ra hiện tượng va đập khi sang số, hao tổn công suất trong quá trình chuyển số cũng có thể được giảm bớt, cải thiện quãng đường đi được khoảng 10%– 20% so với A/T và tạo ra hiệu ứng giảm khí thải a.Trục động cơ b Trục đầu ra
Hình 2 3 Chuyển số hộp số CVT
Cấu tạo của hộp số CVT
Hình 2 4 Puli trong hộp số CVT
Bộ truyền vô cấp được xem là thành phần quan trọng cũng như đặc trưng nhất của CVT, đây là thành phần tạo nên sự khác biệt giữa CVT và các loại hộp số tự động khác Mỗi Puli được tạo nên từ hai khối nón có góc nghiêng 20 độ đặt đối diện nhau Khoảng cách giữa hai khối nón có thể thay đổi và dây đai sẽ tựa vào mặt côn của Puli, bán kính của Puli tăng hay giảm là tuỳ thuộc vào tỷ số truyền cao hay thấp Cấu tạo chính của bộ truyền vô cấp gồm 3 phần chính:
• Puli chủ động nối với động cơ
• Puli bị động nối với trục đầu ra của hộp số
• Dây đai liên kết hai Puli
Puli của hộp số CVT bao gồm loại con lăn và loại Puli có đường kính thay đổi:
Loại con lăn, cung cấp năng lượng bằng cách tiếp xúc giữa các phần tử lăn và loại Puli có đường kính thay đổi (VDP), sử dụng dây đai, xích hoặc Puli có chiều rộng rãnh thay đổi, có đã được thương mại hóa để sử dụng cho CVT Nó có những ưu điểm, chẳng hạn như sang số phạm vi rộng, hiệu quả cao và giảm tiếng ồn cho hộp số, nhưng nó cần cường độ cao để có công suất và mô-men xoắn lớn Ngoài ra, nó cũng có những nhược điểm như trọng lượng truyền động nặng và phải sử dụng dầu đặc biệt để chống trượt
ⓐ Trục và đĩa đầu vào ⓑ Trục và đĩa đầu ra
(a) Ở tốc độ thấp (b) Ở tốc độ cao (c) Khi cả hai được kết nối
Hình 2 5 Nguyên tắc hoạt động Lloại con lăn
• Trong Hình 2.5(a), nếu góc con lăn nghiêng về trục đầu ra trong quá trình phóng và ở mức thấp tốc độ, bán kính quay của trục đầu vào trở nên nhỏ; tuy nhiên, bán kính quay của trục đầu ra trở nên lớn và nó quay với tốc độ thấp hơn vòng tua máy của động cơ
• Trong Hình 2.5(b), nếu góc con lăn nghiêng với trục đầu vào trong quá trình truyền động ở tốc độ cao, bán kính quay của trục đầu ra trở nên nhỏ; tuy nhiên, bán kính quay của trục đầu vào trở nên tuyệt vời và nó bắt đầu quay với tốc độ cao
• Nếu cả hai được kết nối như trong Hình 2.5(c), bề rộng thay đổi của tỷ số truyền có thể là tăng
❖ Loại đường kính Puli thay đổi
Loại Puli biến thiên này nối hai Puli bằng dây đai hoặc xích kim loại Mỗi Puli có dạng hình nón, với đường kính trong ngắn và đường kính ngoài dài Tại Puli trục đầu vào được kết nối với trục khuỷu, xích hoặc đai di chuyển các bộ phận bên trong và bên ngoài của Puli bằng áp suất thủy lực điều khiển bằng lực ly tâm hoặc một phương pháp điện tử Do đó, tỷ số truyền trở nên cao hơn, đặt bánh răng ở trạng thái bước thấp Bên trong ngược lại, nếu tỷ số truyền mong muốn thấp hơn, chiều rộng rãnh của Puli trục đầu vào phải được thu hẹp và chiều rộng rãnh của Puli trục đầu ra phải được mở rộng Sau đó, thiết bị tỷ lệ trở nên thấp hơn, đặt bánh răng ở trạng thái bước cao Loại này thường dùng cho dẫn động cho truyền động cầu trước vì cấu tạo và nguyên lý truyền động của nó
Hình 2 6 Loại CVT có Puli đường kính thay đổi a.Trục động cơ b Trục đầu ra
Hình 2 7 Truyền động dây đai
• Trên hình 2.7(a), khi chạy và ở tốc độ thấp, chiều rộng rãnh của Puli trục động cơ trở nên rộng hơn và bán kính tiếp xúc với đai trở nên hẹp hơn, trong khi bán kính tiếp xúc với trục đầu ra trở nên rộng hơn, giúp xe khởi động êm ái bằng cách cung cấp công suất cao hơn rpm của động cơ đến lốp xe
• Vì việc chuyển số được thực hiện thông qua sự thay đổi độ rộng rãnh của trục động cơ và trục đầu ra trong quá trình tăng tốc và giảm tốc độ, không có tác động chuyển số và không mất sức mạnh bằng cách chuyển số, và có thể đạt được khả năng tăng tốc và giảm tốc độ nhanh chóng và trơn tru
• Giống như trong hình 2.7(c), khi lái xe ở tốc độ cao, Puli trục động cơ và trục Puli đầu ra hoạt động theo cách ngược lại với lái xe tốc độ thấp Bởi vì nó có thể làm cho động cơ rpm thấp hơn, nó cho phép lái xe tốc độ cao hiệu quả trong khi tiết kiệm nhiên liệu
CVT bao gồm một bộ chuyển đổi mô-men xoắn, thiết bị chuyển đổi truyền động trước và sau, Puli dây đai và một thiết bị sang số cho hộp số biến đổi liên tục
Hình 2 8 Puli đường kính thay đổi-Loại cấu trúc CVT
2.2.2.1 Bộ chuyển đổi mô-men xoắn
Bộ biến mô CVT giống như bộ biến mô được sử dụng cho A/T và bộ ly hợp giảm chấn được nhúng trong đó Trong khi A/T sử dụng ly hợp giảm chấn ở vùng tốc độ cao, CVT có thể thực hiện chuyển số ở cả hai bộ phận dây đai-Puli và bộ phận biến mô Do đó, CVT có thể làm cho vùng làm việc của bộ giảm chấn ly hợp rộng hơn so với A/T và nó có thể sử dụng bộ ly hợp giảm chấn ngay cả ở vùng tốc độ thấp, tạo ra hiệu quả tuyệt vời trong cải thiện số dặm
Hình 2 9 Khu vực khóa CVT
2.2.2.2 Thiết bị chuyển đổi lái xe trung lập, tiến và lùi
Bộ phận chuyển đổi truyền động trung lập, tiến và lùi ngắt nguồn điện để khởi động xe ở trạng thái trung lập và có thể tiến và lùi sau khi khởi động xe Nó bao gồm ly hợp tiến, bánh răng hành tinh và phanh lùi
Hình 2 10 Thiết bị chuyển đổi lái xe trung lập, tiến và lùi
ⓐ Trục Puli sơ cấp và Puli thứ cấp ⓑ Trục đầu vào và bánh răng mặt trời
❖ Số lùi Để có số lùi, ta sẽ lắp thêm vào trước đầu vào của hệ truyền đai 1 bộ bánh răng hành tinh (gồm có 1 bánh răng mặt trời ở giữa, các bánh răng hành tinh nhỏ ở xung quanh, vành đai ngoài và cần dẫn), ly hợp giống như của hộp số tự động Đầu vào của pulley chủ động sẽ được kết nối với cần dẫn của các bánh răng hành tinh Đầu ra từ động sẽ kết nối với bánh răng mặt trời Để có số lùi thì trước đầu vào của hệ truyền đai hộp số CVT sẽ có thêm 1 bộ bánh răng hành tinh Còn để có số tiến, động cơ sẽ dẫn động bánh răng mặt trời quay, bánh răng mặt trời sẽ dẫn động bánh hành tinh quay cùng chiều Khi bánh răng hành tinh quay thì cần dẫn cũng sẽ quay và truyền lực đến pulley chủ động Với số lùi, bộ ly hợp sẽ cố định vành đai ngoài giúp bánh răng hành tinh quay ngược chiều lại với bánh răng mặt trời Điều này khiến cho hộp số quay ngược chiều và tạo ra số lùi
Hệ puli được điều khiển bởi 1 bộ điều khiển thuỷ lực Bộ điều khiển này sẽ khiến cho 2 nửa puli của hệ puli chủ động hoặc hệ puli bị động tiến lại gần nhau hoặc tách xa nhau Trên mỗi puli, khi mà 2 nửa puli tiến lại gần nhau, bán kính puli đó sẽ tăng
9 lên và dây đai sẽ được nâng ra xa tâm Còn khi 2 nửa puli tách ra, bán kính puli đó giảm xuống, dây đai nằm lọt giữa 2 nửa puli và gần tâm hơn
Khi bán kính của 1 pulităng lên thì bán kính puli còn lại sẽ giảm đi Điều này đảm bảo dây đai sẽ luôn bám chặt và kết nối liên tục với 2 puli Chính sự thay đổi tăng, giảm bán kính này của puli chủ động và puli bị động sẽ giúp xác lập tỷ số truyền của hộp số
ĐỘNG LỰC HỌC VÀ CÁC YẾU TỐ ẢNH HƯỞNG ĐẾN HIỆU SỐ CVT
Cơ sở lý thuyết
3.1.1 động lực học từ sau động cơ đến bánh xe chủ động
Các trạng thái động lực học của ô tô:
Khi ô tô chuyển động trên đường trong nhiều trường hợp khác nhau: chuyển động lên dốc, xuống dốc, trên đường nằm ngang, chuyển động trong điều kiện thời tiết và tính trạng mặt đường thay đổi
Sau đây ta xét trường hợp tổng quát khi ô tô chuyển động, không ổn định và có kéo theo móc, một cầu chủ động
Ta có sơ đồ lực và moment tác dụng lên bánh xe trong trường hợp tổng quát được biểu thị trên hình vẽ sau:
Hình 3 1 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi chuyển động lên dốc trong trường hợp tổng quát
Trên hình vẽ ta thấy khi ô tô chuyển động lên dốc sẽ chịu tác dụng của các lực và moment sau:
• Trọng lượng toán bộ của xe G
• Các lực cản: lực cản lăn Pf, lực cản không khí P, lực cản quán tính Pj, lực cản ở móc kéo Pm và chịu tác dụng của lực kéo Pk
• Các moment: moment xoắn chủ động Mk, moment cản lăn Mf, moment quán tính Mj
• Z1, Z2 có điểm đặt tại giao giữa đường thẳng đứng qua tâm trục bánh xe với mặt đường và moment cản lăn Mf
Trong quá trình ô tô chuyển động các phản lực thẳng từ đường tác dụng lên bánh xe luôn thay đổi theo các ngoại lực và moment tác dụng lên chúng
Trị số của các phản lực và moment này ảnh hưởng đến chỉ tiêu kỹ thuật của ô tô:
• Chất lượng kéo và bám
• Tính ổn định, tuổi thọ của các chi tiết, các cụm chi tiết
Sau đây ta sẽ xác định các phản lực trong các trường hợp:
Viết phương trình moment đối với điểm A:
∑ MA = Z1 L + Pωhω + (Pi + Pj) hg − Gbcos+ Pm hm + Mf1 +
Mf2 + Mj1 + Mj2 = 0 (1.1) Trong đó:
G: trọng lượng toàn bộ của xe
L: chiều dài cơ sở của xe a,b: khoảng cách từ trọng tâm đến trục bánh xe trước và sau hg: tọa độ chiều cao trọng tâm của xe hω: khoảng cách từ điểm đặt lực cản của không khí đến mặt đường
Trong tính toán để đơn giản coi hω = hg hm: khoảng cách từ điểm đặt lực kéo đến mặt đường α: góc dốc của đường trong mặt phẳng dọc
Pi: lực cản lên dốc, Pi = G sin
Pj: lực cản quán tính khi xe chuyển động không ổn định
Pm: lực cản ở móc kéo
Z1, Z2: hợp lực của các phản lực thằng góc từ đường tác dụng lên bánh xe cầu trước và bánh xe cầu sau
Mj1,Mj2: mô-men cản quán tính của bánh xe cầu trước và cầu sau, thường trị số của nó nhỏ nên có thể bỏ qua
Mf1, Mf2: moment cản lăn của bánh xe cầu trước và sau
Ta có: Mf1 + Mf2= Mf = G.f.rb.cosα (1.2) Khi xe kéo móc, lực cản ở móc kéo được xác định theo công thức:
Gm: trọng lượng toàn bộ của móc
Thay thế (1.2), (1.3) vào (1.1) ta được:
Z1.L + Pω.hg + (Gsin + Pj )hg −Gbcos + Pm.hm+G.f.rb cos = 0
Xác định phản lực thẳng góc ở bánh xe sau Z2:
Tương tự ta viết phương trình mô-men đối với điểm B hoặc cân bằng lực theo phương thằng đứng
Ta xác định được Z2 như sau:
L (1.5) a Trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang, không kéo móc:
Hình 3 2 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe Ở trường hợp này ta có ngay điều kiện sau:
Xe chuyển động ổn định nên Pj=0, không kéo móc nên Pm=0 và xe chuyển động trên đường bằng α=0 nên Pi=0 Để xác định các hợp lực Z1,Z2 ta chỉ việc lập phương trình moment đối với điểm
A và B rồi rút gọn ta có:
∑ mA = Z1 L + Pω hω + Mf1 + Mf2 – G b Để dễ tính toán coi: Mf1 + Mf2 = Mf = G.f.rb.cosα
Mà α=0 → M f = G.f.rb thay vào phương trình (1.4), ta có:
Tương tự xác định được:
27 b Trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang
Xe đứng yên trên đường nằm ngang ta có: α = 0 và Pf = 0, Mf = 0
Rút gọn ta được biểu thức:
L c Trường hợp xe chuyển động lên dốc, không thay đổi vận tốc và có kéo móc
Vì xe chuyển động ổn định nên Pj=0 (j=0)
Thế vào phương trình (1.4), (1.5) ta có:
𝑍 2 =G cosa(b − f rb) − (G sina + Pw) hg − Pm hm
𝑍 1 =G cosa(b + f rb) + (Gsina + Pw) hg + Pm hm
Qua sự tính toán các trường hợp trên ta thấy rằng: sự phân bố tải trọng lên các bánh xe chủ yếu phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm của xe
Tọa độ trọng tâm có ảnh hưởng đến:
• Chất lượng bám của bánh xe với mặt đường
• Tính ổn định của xe
• Tính dẫn hướng của xe
3.1.2 Moment xoắn ở bánh xe chủ động và lực kéo tiếp tuyến
Moment xoắn của bánh xe chủ động tác dụng vào mặt đường một lực P ’ ngược với chiều chuyển động của ô tô Nhờ tác dụng tương hỗ giữa đường và bánh x echo nên bánh xe sẽ chịu một lực Pk tác dụng từ mặt đường có giá trị tương đương với lực
P (Pk = P) và có chiều cùng chiều chuyển động của ô tô Lực Pk này được gọi là lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động
Như vậy lực kéo tiếp tuyến là phản lực từ đất hoặc mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động theo chiều cùng với chiều chuyển dộng của ô tô
Hình 3 3 Lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động
• Cho ô tô chuyển động theo phương v
• Mk sinh ra do Me truyền qua it và bị mất mát ηt
• Có bán kính làm việc trung bình của bánh xe rb
Moment xoắn của bánh xe chủ động Mk được xác định:
Khi ô tô chuyển động đều (chuyển động ổn định tức v=const)
Khi ô tô chuyển động có gia tốc
Khi bánh xe lăn, bánh xe tác dụng lên mặt đường một lực, ký hiệu: P
+ Phương song song với mặt đường
+ Chiều ngược chiều chuyển động
Theo điều kiện cân bằng lực thì mặt đường tác dụng lại bánh xe một lực
+ Ký hiệu là Pk được gọi là lực kéo tiếp tuyến (Pk P)
+ Phương song song với mặt đường
+ Chiều cùng chiều chuyển động
Lực kéo tiếp tuyến Pk được xác định theo công thức:
P k =M k r k =M e i h i p i o i c η t r k Trong đó: rk: bán kính đặt lực Pk, với sai số không lớn có thể lấy bằng bán kính làm việc của bánh xe rb nghĩa là chuyển động ổn định
𝑃 𝑘 =M k r b =M e i h i p i o i c η t r b Nếu chuyển động không ổn định:
Nhờ có lực kéo tiếp tuyến Pk mà ô tô có thể thằng lực cản chuyển động để tiến về phía trước
3.1.3 Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực được xác định theo công thức sau:
• it: tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
• ne,ωe: số vòng quay và tốc độ của trục khuỷu
• nb,ωb: số vòng quay và tốc độ góc của bánh xe chủ động
Xét về mặt kết cấu tỷ số truyền được xác định: it =ih.ip.io.ic
• ih: tỷ số truyền của hộp số chính
• ip: tỷ số truyền của hộp số phụ
• i0: tỷ số truyền của truyền lực chính
• ic: tỷ số truyền của truyền lực cuối cùng
Hộp số chính của ô tô thường có nhiều cấp số, còn hộp số phụ thường có hai cấp số Tùy theo vị trí cần gạt số ở hộp số chình và hộp số phụ mà chúng ta có các tỷ số truyền it khác nhau của hệ thống truyền lực
3.1.4 Hiệu suất của hệ thống truyền lực
Trong quá trình ô tô làm việc công suất của động cơ truyền đến bánh xe chủ động sẽ bị mất mát do:
• Ma sát của các chi tiết trong hệ thống truyền lực
Cho nên công suất tại bánh xe chủ động luôn nhỏ hơn công suất của động cơ Công suất truyền đến bánh xe chủ động sẽ là:
• Nk: công suất truyền đến bánh xe chủ động
• Nt: công suất tiêu hao do ma sát và khuấy dầu trong hệ thống truyền lực hay dẫn động phụ
Hiệu suất của hệ thống truyền lực là tỷ số giữa công suất truyền tới bánh chủ động Nk và công suất hữu ích của động cơ Ne, được xác định theo công thức:
Hiệu suất của hệ thống truyền lực phụ thuộc vào nhiều thông số và phụ thuộc vào điều kiện làm việc của ô tô như:
• Chất lượng chế tạo chi tiết
• Độ nhớt của dầu bôi trơn
• Kết cấu của các chi tiết
Xét về mặt kết cấu: hiệu suất của hệ thống truyền lực được xác định theo công thức:
• l: hiệu suất của ly hợp (coi như 1)
• h: hiệu suất của hộp số và hộp số phụ (nếu có)
• cd: hiệu suất của các đăng
• o: hiệu suất của cầu chủ động
• c: hiệu suất của truyền lực cuối cùng
3.1.5 Động lực học hộp số vô cấp CVT sử dụng bộ truyền đai
Trên hình 3.4, dòng moment xoắn được truyền từ động cơ (engine) qua bộ biến mô-men thủy lực TC tới bộ truyền bánh răng hành tinh DNR rồi qua bộ truyền đai (ký hiệu CVT) tới cụm truyền lực chính (Final Drive) rồi tới khối bánh xe chủ động và động lực học thân xe Trong đó, bánh xe chủ động là thành phần cuối cùng của hệ thống truyền lực, làm cho xe di chuyển nhờ lực kéo sinh ra trong tương tác giữa lốp xe với mặt đường
Hình 3 4 Sơ đồ động lực học chuyển động thẳng của ô tô sử dụng hộp số CVT Để thuận tiện và đơn giản cho quá trình tính toán, ảnh hưởng của các dao động xoắn trong hệ thống truyền lực được kể đến qua các hệ số độ cứng xoắn tương đương kti, kto và hệ số cản giảm chấn xoắn tương đương cti, cto của hệ thống truyền lực, đặt trên trục chủ động và trục bị động của bộ truyền đai như trên mô hình trong Hình 3.4
Trên Hình 3.4, động cơ là nguồn sinh ra mô men xoắn Te và có vận tốc quay ωe,
Tl và ωp là mô men xoắn và vận tốc quay của trục bánh bơm của bộ biến mô men thủy lực, nếu bỏ qua các tổn hao do ma sát ta có các phương trình sau:
J e là mô men quán tính của động cơ và bánh bơm quy dẫn về trục khuỷu động cơ
T là một hàm số của vận tốc quay ω e và tín hiệu vị trí bàn đạp chân ga α (với α nhận cỏc giỏ trị trong khoảng từ 0á1 tương ứng với trạng thỏi bàn đạp chõn ga từ không đạp đến đạp kịch sàn) Việc tính toán xác định T đòi hỏi các bộ số liệu thử nghiệm rất phức tạp Nghiên cứu này sử dụng phương pháp tính gần đúng theo công thức Lây-đéc-man để xây dựng đặc tính ngoài của động cơ Các giá trị mô men xoắn trên đường đặc tính cục bộ của động cơ được lấy theo tỷ lệ theo sự tăng giảm của tín hiệu bàn đạp chân ga
Khi thiết lập mô hình tính toán bộ biến mô-men thủy lực, để đơn giản có thể ứng dụng kết quả nghiên cứu của Kotwicki để thiết lập mối liên hệ giữa mô men và vận tốc góc của trục bánh bơm và trục bánh tua-bin dưới dạng các phương trình bậc hai.Trong nghiên cứu này, ta chỉ xét đến trường hợp chuyển động tiến của xe
Động lực học của dây đai
a.Tỷ số truyền cao b Tỷ số truyền thấp Hình 3 5 Sơ đồ tính toán tỷ số truyền của bộ truyền đai
Trên Hình 3.5, số 1 chỉ Puli chủ động, số 2 chỉ Puli bị động, chúng có đường kính làm việc tức thời và vận tốc quay tương ứng là dp, ωp và ds, ωs Theo đó, tỷ số truyền iCVT của bộ truyền đai có thể được tính theo công thức sau: iCVT = 𝑑 𝑠
Phương trình mô tả động lực học các cụm còn lại trong hệ thống truyền lực của xe như sau:
3.2.1Ảnh hưởng của kết cấu dây đai đến động lực học hộp số
Theo nghiên cứu thực nghiệm của Nilabh Srivastava và Imtiaz-Ul-Haque thực hiện để quan sát ảnh hưởng của quán tính và các điều kiện tải về hành vi trượt và truyền mô-men xoắn khả năng của CVT
Mô hình CVT phải chịu các điều kiện bên ngoài như trục dẫn động không đổi lực, một mô-men xoắn đầu vào không đổi trên Puli dẫn động và một mô-men xoắn tải trên Puli bị dẫn Mô hình nhằm mục đích nắm bắt các tương tác động giữa vành đai và các Puli như một phần tử vành đai đi qua góc quay Để phân tích đẩy đai truyền kim loại, các giả định sau đây có:
• Các Puli cứng và không có sự sai lệch giữa chúng
• Các phần tử và đai được coi là một vành đai liên tục
• Chiều dài đai không đổi
• Tình trạng trượt sắp xảy ra giữa dây đai và puli
• Bỏ qua độ cứng uốn và xoắn của đai
• Đường tiếp xúc giữa dây đai và Puli song song với trục của Puli
Sơ đồ lực thể hiện trong Hình 3.7 đến Hình 3.9, của một đoạn đai liên kết với Puli lái xe mang lại tập hợp các phương trình sau:
34 Hình 3 6 Sơ đồ lực của dải khi nằm ở Puli sơ cấp
Hình 3 7 Sơ đồ lực của phần tử dải khi nằm ở Puli sơ cấp
Hình 3 8 Lực của dây đai trên Puli sơ cấp Dải
Tương tự, tính tổng các lực tác dụng lên phiến thép vô cùng nhỏ theo phương tiếp tuyến và sản lượng hướng xuyên tâm, tương ứng:
Bỏ qua các tác dụng quán tính của Puli và tổng các lực dọc trục hướng, như thể hiện trong Hình 3.10, ta có:
0 là lực dọc trục của trình điều khiển đã biết (3.11) Tổng các mô-men xoắn đầu vào và ma sát trên Puli của quá trình điều khiển:
Sử dụng động học để có được các phương trình sau cho vận tốc và gia tốc của phiến thép:
Góc trượt 𝜀 trong các phương trình trên, xác định mặt phẳng trong đó lực ma sát hành vi Dây đai trượt vào mặt phẳng của rãnh Puli cũng như chuyển động theo phương tiếp tuyến Vì vậy, vận tốc phiến thép liên quan đến hệ tọa độ 𝑒̂ − 𝑒 𝑟 ̂ 𝑡 , một khi được chiếu lên này mặt phẳng, mang lại mối quan hệ cho góc trượt Đó là góc mà kết quả vectơ lực ma sát tạo với vectơ chỉ phương tiếp tuyến i.e 𝑒̂ 𝑡
Chiều dài vô hạn của phần tử đai có thể được biểu thị bằng 𝑑𝑠 = 𝑑𝑟𝛾, đó là hằng số với giả thiết đai liên tục và cứng 𝑖 𝑒 𝑑
𝑑𝑡(𝑑𝑠) = 0 Cái này mang lại một điều kiện khác là:
Ma sát giữa phiến thép và Puli được mô hình hóa bởi liên tục thuyết ma sát Coulomb và được cho bởi phương trình sau:
𝜎 = √(𝑣 𝑡 − 𝑟𝜃̇) 2 + 𝑣 𝑟 2 Trong đó: a và b là các hằng số và là độ lớn của vận tốc trượt đai
Hình 3.10, mô hình minh họa rằng ở vận tốc tương đối thấp giữa hai bề mặt, lực ma sát cũng thấp Tuy nhiên, trong thực tế, vận tốc tương đối bằng không giữa hai bề mặt có nghĩa là một cây gậy tình huống mà lực ma sát có thể thay đổi từ 0 đến N (đại diện cho hệ số ma sát giữa hai bề mặt, và 𝜇N, 𝜇 đại diện cho lực bình thường giữa hai bề mặt giống nhau) Hiện tượng này liên quan đến lý thuyết sự trượt Các lý thuyết ma sát liên tục của Coulomb có thể nắm bắt được trượt nhỏ dưới giả định rằng vận tốc tương đối thấp dẫn đến lực ma sát thấp Cái này giả định liên quan đến lý thuyết macroslip Chứng tỏ lực ma sát tăng với vận tốc tương đối cho đến khi nó đạt đến giới hạn bão hòa Các thông số trong mô hình ma sát đã được chọn bằng thực nghiệm (Srnik và Pfeiffer, 1999)
Hình 3 9 Mô hình ma sát liên tục của culoumb Các mô phỏng được thực hiện trên nền tảng MATLAB/Simulink Các chương trình yêu cầu đầu vào của các tham số thiết kế hoặc cấu hình và điều kiện ban đầu Các điều kiện ban đầu về mô-men xoắn, lực dọc trục của trình điều khiển, phạm vi tỷ số truyền, tỷ số truyền Puli và tốc độ góc của Puli sơ cấp Phương pháp Runge±Kutta được sử dụng để phân tích các phương trình trạng thái Mô phỏng theo dõi một phiến đai từ đầu vào đến lối ra của Puli và chỉ ra hiệu suất động khác nhau Các mô phỏng dừng ngay khi các phiến thép di chuyển qua lối ra của một trong hai Puli Chuyển vị, vận tốc và trượt được ghi nhận như đai truyền di chuyển xung quanh các Puli
Người ta quan sát thấy rằng CVT có một chế độ hoạt động nhất định là một mô hình CVT có thể chỉ hoạt động nếu nó được cung cấp các điều kiện ban đầu phù hợp với yêu cầu tải Tập hợp các điều kiện ban đầu về các lực đã được chọn, sử dụng Gen Thuật toán (GA), nhằm đáp ứng các yêu cầu về momen tải Thuật toán đã được thực hiện các điều kiện hoạt động cho mô hình CVT như nó mang lại nhiều giải pháp và dễ kết hợp Các mục tiêu đã được chọn như vậy để tối đa hóa khả năng truyền mô-men xoắn Nhiều mô phỏng đã được thực hiện, nhưng vì mục đích ngắn gọn, kết quả liên quan đến hai trường hợp sẽ được thảo luận:
• Trường hợp 1: mô-men xoắn đầu vào thấp mô-men xoắn tải cao ở tốc độ cao (180/900 Nm)
• Trường hợp 2: mô-men xoắn đầu vào cao mô-men xoắn tải thấp ở tốc độ cao (250/50 Nm)
Bảng 1 đưa ra một số giá trị tham số được sử dụng để mô phỏng tại Puli dẫn động tốc độ 2000 vòng/phút
15 0 Mật độ dải dây đai tuyến tính, ρb
Mật độ từng phần tử dây đai, ρe
Tỷ số truyền ban đầu, r/r ’ 3/4.5 (inch) 3/4.5 (inch)
Tải mô-men xoắn 900 (Nm) 50 (Nm)
Mô-men xoắn đầu vào 180 (Nm) 250 (Nm)
Lực dọc trục Puli sơ cấp 1740 (N) 780 (N)
Tải trước của Puli thứ cấp 60 (N) 775 (N)
Mặc dù CVT đẩy dây đai kim loại là phổ biến nhất và được nghiên cứu rộng rãi ứng dụng, nó là một hệ thống phức tạp để hiểu Có một số đặc điểm trong hệ thống CVT dây đai kim loại ảnh hưởng đến phản ứng của nó đối với các điều kiện tải Srnik và Pfeiffer đã nghiên cứu động lực học của truyền động xích CVT cho các ứng dụng mô-men xoắn cao Họ đã phát triển một mô hình phẳng của chuỗi CVT với tiếp xúc ba chiều giữa mắt xích và Puli Công việc của họ xử lý các hình thức đa thể và mô hình phần tử hữu hạn Để giải thích cho các kích thích do tính chất rời rạc của chuỗi, chuỗi được mô hình hóa từng liên kết Do đó, các liên kết chuỗi được mô hình hóa như các vật thể cứng được tách rời động học được kết nối với nhau bằng các phần tử lực giảm chấn lò xo, theo đề xuất của Fritz và Pfeiffer Mô hình được mô phỏng trong điều kiện tốc độ Puli truyền động không đổi và một mô-men xoắn tải Puli điều khiển không đổi Hình 3.11 mô tả thời gian đại diện từ mô hình CVT chuỗi của họ Các tác giả đã sử dụng định luật ma sát Coulomb cũng như phép tính gần đúng liên tục hiệu quả về mặt thời gian của nó để tính lực tiếp xúc giữa các mắt xích và Puli Tính toán để xác định sự chuyển tiếp tiếp xúc chính xác giữa các liên kết và Puli được báo cáo là cao hơn đối với trường hợp mô hình ma sát Coulomb không liên tục Các tác giả đã sử dụng các lý thuyết về các liên hệ đơn phương (được phát triển bởi Pfeiffer và Glocker) để xây dựng các phương trình hệ thống dưới dạng một bài toán tuyến tính và giải nó để có được lịch sử thời gian của mô hình CVT chuỗi Kết quả mô phỏng cho thấy ảnh hưởng của biến dạng Puli đến các đặc tính truyền lực của CVT chuỗi Các tác giả báo cáo rằng Puli biến dạng có ảnh hưởng quyết định đến động lực tiếp xúc tương đối giữa mắt xích và Puli Đó là quan sát thấy rằng hiệu suất của bộ truyền động CVT xích với Puli linh hoạt thấp hơn so với Puli cứng Điều này đã được quy cho đến các chuyển động hướng tâm đáng kể của các liên kết chuỗi trong các rãnh Puli đối với trường hợp có độ linh hoạt của Puli cao hơn Các tác giả cũng đã thảo luận về ảnh hưởng của bước xích đối với truyền tải rung động Người ta đề xuất rằng bước xích không tích hợp làm giảm biên độ rung nhưng cũng bao gồm dải kích thích rộng hơn Hình 3.12 mô tả biểu diễn sơ đồ lực của mô hình CVT chuỗi nhiều vật thể phẳng
Hình 3 10:Lịch sử thời gian từ mô hình CVT xích:
(a) Lực pháp tuyến của Puli (b) Lực căng xích
Hình 3 11 Biểu đồ lực cho mô hình CVT chuỗi:
(a) lực tác dụng lên mắt xích; (b) tương tác liên kết chuỗi; (c) mô tả liên hệ Puli liên kết
Hầu như tất cả các mô hình, được đề cập trong tài liệu sử dụng lý thuyết ma sát Coulomb để mô hình ma sát giữa các bề mặt tiếp xúc của CVT Tuy nhiên, tùy thuộc vào các điều kiện vận hành và cấu hình thiết kế khác nhau, đặc tính ma sát của các bề mặt tiếp xúc có thể khác nhau Ví dụ, trong hộp số vô cấp CVT được bôi trơn hoàn toàn, đặc tính ma sát của vùng tiếp xúc có thể chịu giống với đường cong Stribeck hơn là đặc tính Coulomb liên tục cổ điển Hơn nữa, các lực trong vùng tiếp xúc tiếp tục dẫn đến các điều kiện bôi trơn đàn hồi, có thể tạo ra một đặc tính ma sát khác Đặc tính ma sát và độ đàn hồi của các Puli xác định khu vực làm việc nơi xảy ra chuyển động Tuy nhiên, không rõ liệu như vậy hiện tượng là một tạo tác của mô hình ma sát hoặc hành vi thực sự của hệ thống CVT Srivastava và Haque đã phát triển một mô hình của chuỗi CVT và đã xác định ảnh hưởng của độ hở và ma sát đối với các chỉ số hiệu suất động học của nó đối với các ứng dụng có mô-men xoắn cao
Họ đã báo cáo thông số độ hở và ma sát đó ảnh hưởng mạnh mẽ đến hiệu suất của hệ thống CVT, làm giảm khả năng mang mô-men xoắn của nó Hình 3.13 và 3.14 minh họa lịch sử thời gian đại diện từ mô hình CVT chuỗi của tác giả nhấn mạnh ảnh hưởng của vùng tiếp xúc điều kiện ma sát và khoảng hở giữa các mắt xích đối với công suất mô-men xoắn và hiệu suất động của CVT chuỗi hệ thống Các tác giả đã báo cáo rằng một số đặc điểm ma sát của vùng tiếp xúc (ví dụ: hỗn hợp bôi trơn và ma sát) có thể làm giảm công suất mô-men xoắn của hệ thống CVT và cũng gây ra hiện tượng khó kiểm soát động không đều hoặc hỗn loạn trong hệ thống Srivastava và Haque đã phát triển một mô hình động thoáng qua chi tiết của một CVT đẩy dây đai truyền bằng kim loại để đánh giá các chỉ số hiệu suất động của nó dưới ảnh hưởng của tính linh hoạt của Puli và các đặc tính ma sát khác nhau của vùng tiếp xúc giữa dây đai và Puli Hai mô hình toán học khác nhau của ma sát đã được kết hợp để diễn tả lực ma sát giữa dây đai và Puli Những mô hình ma sát này có thể ghi lại các hiệu ứng do ma sát động học và điều kiện tiếp xúc bôi trơn
Hình 3 12 Các chỉ số hiệu suất động của chuỗi CVT nhấn mạnh khả năng mang mô- men xoắn giảm
Hình 3 13 Các chỉ số hiệu suất động của chuỗi CVT: lực kéo trong các liên kết thể hiện tính chu kỳ không đề
CVT loại dây đai và xích là loại truyền động được sử dụng phổ biến nhất, nghiên cứu tiên tiến nhất đã được thực hiện để tìm hiểu động lực học và kiểm soát các hệ thống của CVT Các mô hình được thảo luận trong tài liệu khác nhau về mức độ phức tạp, phương thức phân tích của chúng và phạm vi nghiên cứu của chúng Hơn nữa, các tài liệu được xem xét cho thấy các cơ hội nghiên cứu quan trọng có thể cần
42 thiết để hiểu rõ hơn về động lực học của các hệ thống CVT như vậy để tối đa hóa hiệu suất động và tiết kiệm nhiên liệu của một chiếc xe được trang bị CVT, thiết kế các bộ điều khiển tốt hơn, hiệu quả hơn, xác định các cơ chế mất mát và mô tả các chế độ vận hành cho khả năng truyền mô-men xoắn tối đa hoặc hiệu quả Dựa trên các tài liệu khảo sát, chúng ra rút ra các kết luận sau:
• Một số tính chất phi tuyến tính như tính linh hoạt và độ hở của Puli ảnh hưởng đáng kể đến tỷ số truyền, công suất mô-men xoắn và độ trượt của hộp số CVT Mặc dù rất nhiều nghiên cứu về ảnh hưởng của độ linh hoạt và độ hở của Puli đối với hành vi năng động của CVT đã được theo đuổi tích cực, nhưng vẫn còn phạm vi nghiên cứu và tìm hiểu động lực học phi tuyến liên quan đến sự phi tuyến tính như vậy trong hệ thống CVT từ quan điểm vật lý
Nó đã được báo cáo khoảng trống đó có thể làm giảm công suất mô-men xoắn của hệ thống CVT bằng cách không chỉ thúc đẩy tổn thất vi trượt do phân phối lại khoảng trống giữa các liên kết chuỗi Ngoài ra, nó đã được phổ biến giả định trong phân tích rằng biến dạng đàn hồi trong đai truyền xích là không đáng kể so với biến dạng đàn hồi của Puli
• Một số nhà nghiên cứu cũng đã phát triển các mô hình nhiều thân chi tiết của CVT dây đai và xích sử dụng hữu hạn các phương pháp phần tử và các tham số gộp để giải thích cho các biến dạng đàn hồi ở cả Puli và đai truyền Mặc dù các mô hình cung cấp cái nhìn thực tế về động lực học truyền mô-men xoắn của hệ thống CVT, nhưng chúng không hữu ích để phát triển các bộ điều khiển nhanh và hiệu quả Mặc dù có thể lập mô hình dây đai trong hệ thống dây đai-CVT như một khối liên tục một chiều, không thể tránh khỏi việc một mô hình truyền động chuỗi CVT giống như một hệ thống nhiều khối để tính toán đối với các kích thước đa giác do cấu trúc rời rạc của chuỗi
3.2.2 Sự trượt của dây đai
Tổn thất mô-men do puli
3.3.1 Đo độ võng của Puli Độ lệch của Puli được đo thực nghiệm bằng đồng hồ so, thể hiện như trong hình 3.25 Các cách sắp xếp thiết bị để có thể đo được độ lệch trục của Puli khi ở vòng tua thấp cũng như ở vòng tua cao Tuỳ theo lực ép Puli thấp hay cao thì các phép đo sẽ cho các giá trị cao hay thấy ở một số vị trí, thể hiện ở hình 3.26
Hình 3.27 cho thấy một loạt các kết quả đo độ võng được thu thập từ giàn thử nghiệm Tuỳ thuộc vào Puli sơ cấp hay thứ cấp thì các thông số cho ra là khác nhau, sau đó các kết quả này được sử dụng để tính toán sự thay đổi hướng của trục của giữa các bề mặt Puli, kết qua cho thấy ở hình 3.27, cột 3 Các kết quả được vẽ ở biểu đồ có thể được quy ước như sau, trục x biểu thị các vị trí tâm Puli, chuyển vị dọc trục dương được định nghĩa là độ lệch phía đường chia đôi của Puli Tất cả các độ lệch dường như tỷ lệ thuận với lực ép của bộ truyền động Hình 3.27 (a) cho thấy độ lệch với tỷ lệ thấp ở Puli thứ cấp Độ lệch tối đa của nửa cố định là khoảng 0.25mm, trong khi nửa kia bị lệch lên tới 0.5mm
Puli cố định bị lệch nhiều nhất ở mép ngoài của nó do lực có nhiều lực tác động lên nó Ngược lại, nửa di chuyển bị lệch nhiều nhất ở mép trong, nơi không có ít lực tác động vào Các kết quả hình 3.27 (b), không được trình bày vì các lực trong Puli lúc này triệt tiêu nhau nên sẽ không xảy ra hiện tượng võng
Hình 3.27 (c) và (d) cho thấy Puli sơ cấp và thứ cấp được đo theo hai chế độ tải thấp và tải cao Kết quả cho ra tương tự như ở hình 3.27 (a), Puli lúc này hoạt động sao cho đáp ứng được bán kính hoạt động lý tưởng của nó
Sự phân bố lực trên Puli là không bình thường vì lực ép thuỷ lực là một tải trọng phân bố không đều, trong khi phản lực từ Puli phát ra chỉ tác động lên một phần của Puli Hình dạng sau khi bị biến dạng do tải trọng được thể hiện
Hình 3 25 Vị trí định nghĩa để đo độ võng Puli
57 Hình 3 26 Chuyển động của Puli
Hình 3 27 Sơ đồ kết quả đo độ võng
3.3.2 Tổn thất mô men tại vùng nêm
Hình 3 28 Hình học chuyển động của dây đai trên Puli Ở đầu vào và đầu ra của Puli lúc này xảy ra sự mất mát mô-men do Puli bị biến dạng Điều này cũng ảnh hưởng đến hiệu xuất truyền qua các điểm ra, điểm vào lý tưởng cũng như chuyển động của dây đai và Puli Do đó, khu vực bên ngoài các điểm tiếp xúc lý tưởng giữa Puli và dây đai được gọi là vùng nêm Từ đó bán kính nêm ở Puli sơ cấp có thể được xác định như sau:
Tương tự như Puli thứ cấp:
Cũng như bán kính đầu vào, bán kính đầu ra xác định bởi công thức:
Phân tích đôi chút ở hình trên, Puli sơ cấp đang quay với vận tốc góc 𝜔 𝑃𝑟 𝑖 , bán kính dây đai được gọi là 𝑅 𝑃𝑟 𝑖 Dây đai đang tách ra khỏi Puli với vận tốc 𝑉 𝑏𝑒𝑙𝑡 theo hướng x, trong đó 𝑉 𝑏𝑒𝑙𝑡 = 𝜔 𝑃𝑟 𝑖 𝑅 𝑃𝑟 𝑖 Trong trường hợp này, bỏ qua ảnh hưởng của sự trượt dây đai, vận tốc lý tưởng được áp dụng, vì sự khác biệt giữa vận tốc thực tế và lý tưởng là nhỏ hơn nhiều so với tổng vận tốc đai Cũng như cần lưu ý rằng các toạ độ x và y được xác định sao cho trục x luôn theo hướng tiếp tuyến và trục y luôn hướng tâm từ điểm vô và ra lý tưởng
Sẽ có sự biến dạng của Puli và các đoạn nằm trong vùng tiếp xúc do lực nén dọc trục tác động lên từng phiến thép Từ đó khi dây đai từ từ di chuyển tách ra khỏi
Puli, cả hai bộ phận sẽ bắt đầu giãn ra và mất đi trạng thái ban đầu của chúng theo cung a-b ở hình trên cho đến khi tất cả biến dạng trở lại trạng thái bình thường ở bán kính 𝑅′ 𝑃𝑟 𝑖
Vận tốc Puli ở một điểm x bất kỳ: 𝑉 𝑟𝑒𝑙𝑦𝑥= 𝑟 𝜔 𝑐𝑜𝑠 𝜑
Vận tốc Puli ở điểm y bất kỳ: 𝑉 𝑟𝑒𝑙𝑦𝑥= 𝑟 𝜔 𝑠𝑖𝑛 𝜑
𝑉 𝑟𝑒𝑙𝑦𝑦 = 𝑟 𝜔 𝑠𝑖𝑛 𝜑 Vậy nên, tại điểm b , vận tốc tương đối theo hướng x, y sẽ là:
Vì góc nhỏ nên ta có thể áp dụng công thức gần đúng 𝑅′ 𝑃𝑟 𝑖 ~ 𝑅 𝑃𝑟 𝑖
Tương tự vậy ở Puli thứ cấp, đai sẽ tiếp xúc ở đầu vào và ra của Puli với bán kính lớn hơn sao cho vận tốc tương đối được tính với công thức:
Khi các phần tử tương tác với nhau lúc này sẽ bắt đầu xuất hiện lực ma sát giữa chúng Số đoạn tham gia vào cung a-b là:
𝑡 𝑠𝑒𝑔 Trong khi lực tác dụng lên các đoạn trong vùng nêm có thể xấp xỉ bằng một nửa lực pháp tuyến của đoạn, N Do đó, tại Puli sơ cấp vì xuất hiện tổn thất nêm ở lối vào và ra nên mô-men bị mất mát:
• Tốc độ của các dải so với các đoạn và với các dải lân cận được tính bằng cách đo sự dịch chuyển tương đối của từng dải đối với một đoạn cụ thể qua vòng quay của đai
• Thực nghiệm đã mô tả các cơ chế tổn thất mô-men xoắn trong bộ truyền động đai Mô hình này dựa trên một số mô hình phụ dự đoán tổn thất giữa các dải và tại mặt tiếp xúc giữa dải với phiến thép Hai mô hình tổn thất đã được phát triển để thể hiện tổn thất khi di chuyển xung quanh tiếp xúc Puli Những tổn thất này là do độ lệch của Puli đo được khiến các mặt tiếp xúc với Puli qua các điểm vào và ra lý tưởng (mất nêm) và thâm nhập sâu hơn vào Puli so với bán kính lý tưởng của dây đai (mất độ xuyên thấu) Sự mất mát của nêm tương tự như một mô hình thực nghiệm trước đó mặc dù việc bổ sung thông tin về độ lệch của Puli và tu sửa đã bổ sung đáng kể vào tính hợp lệ của nó
• Hiện tượng mất mô-men xoắn chính xảy ra giữa các dải và đoạn và giữa các dải riêng lẻ Một mô hình mới về vận tốc dải đã được xây dựng dựa trên các dải áp dụng tốc độ trung bình của cả hai Puli Các kết quả dịch chuyển vành đai chứng minh giả định này Sau đó, các phương trình được phát triển để mô tả tổng lực pháp tuyến tác dụng qua các dải xung quanh một góc quấn hoàn chỉnh và để mô tả lực căng cơ bản trong các dải Chuyển động giữa các dải dưới tác dụng của các lực này gây ra sự khác biệt về lực căng trong các dải mà đã quan sát được Sự phân bố lực căng này được xác thực bởi cả tổn thất mô-men xoắn mà chúng gây ra và bởi sự tương tác của chúng với mô hình trượt đai, được phát triển đồng thời
• Mô hình đã thực hiện mô tả các phép đo độ trượt của đai ở cả Puli sơ cấp và thứ cấp Những mô hình này dựa trên lý thuyết về đóng khoảng cách, ban đầu được đề xuất bởi Kobayashi et al., mặc dù chúng đã được mở rộng đáng kể để tính đến nhiều điều kiện tải khác nhau xảy ra xung quanh mỗi cung tiếp xúc Sự trượt đai xảy ra cũng gây ra hiệu ứng mất mô-men xoắn do trượt trên bề mặt Puli Cả hai mô hình toán học đều được xác định bằng cách sử dụng dữ liệu thử nghiệm đã thu thập trước đó Mức độ chính xác tốt giữa kết quả thực nghiệm và lý thuyết đã đạt được Sự tự tin được cải thiện trong các mô hình riêng lẻ đã đạt được nhờ các tương tác đáng kể xảy ra giữa tất cả các mô hình
Ảnh hưởng của áp suất dầu tới mô-men
3.4.1 Sơ đồ cung cấp dầu cho CVT
Hình 3 29 Sơ đồ cung cấp dầu của hệ thống thủy lực truyền thống của CVT
(a) Bơm đơn, (b) bơm định lượng và (c) bơm liên hợp kép
1 Bơm đơn hoặc máy bơm đôi 2 Thân van thủy lực 3 Van lưu lượng không đổi
4 Lỗ thông hơi 5 Van bật tắt tốc độ cao Hiện tại, các sơ đồ cung cấp dầu chính của hệ thống thủy lực CVT là đơn, định lượng và khớp kép máy bơm (Hình 3.29.(a)–(c)) Toàn bộ dầu từ máy bơm đơn đi qua thân van thủy lực, tạo ra tổn thất đáng kể do tràn máy bơm ở tốc độ động cơ cao Lưu lượng của bơm định lượng đến thân van thủy lực là được điều chỉnh bởi một van lưu lượng không đổi và một lỗ, duy trì giá trị gần như không đổi của lưu lượng tối đa đến thân van thủy lực Tuy nhiên, lỗ tạo ra tổn thất áp suất Áp suất làm việc của bơm lớn hơn áp suất tối đa cần thiết của hệ thống thủy lực Vì vậy, tổn thất điện năng của bơm không giảm Hiệu suất thủy lực của bơm đơn và bơm định lượng thấp Do đó, việc thử nghiệm của họ sẽ dẫn đến mức tiêu thụ nhiên liệu cao hơn của ô tô Dòng chảy của bơm khớp kép đến van thủy lực cơ thể được điều khiển bởi van bật tắt tốc độ cao theo nhu cầu dòng chảy của hệ thống thủy lực Mặc dù máy bơm khớp đôi rõ ràng có thể cải thiện hiệu quả thủy lực của máy bơm, nhưng việc công nghiệp hóa nó rất khó khăn vì chi phí cao của van bật tắt tốc độ cao Hơn nữa, điều khiển của van bật tắt tốc độ cao rất phức tạp và công việc hiệu chuẩn của nó là khó khăn, do đó làm phát sinh thêm chi phí phát triển Để giảm tổn thất lưu lượng của máy bơm, một máy bơm biến thiên của sơ đồ thủy lực mới được đề xuất kết hợp bơm cánh gạt tác động kép, van một chiều và van định hướng được điều khiển bằng thủy lực, như được thể hiện bằng hộp chấm trong Hình 3.30 Van định hướng điều khiển bằng thủy lực được điều chỉnh bằng áp suất bôi trơn Do đó, lưu lượng của máy bơm vào thân van thủy lực được điều khiển Nguyên lý làm việc của van định hướng điều khiển bằng thủy lực sẽ được làm sáng tỏ trong phần thứ ba Hệ thống thủy lực của CVT phải đáp ứng yêu cầu về áp suất và lưu lượng của xi lanh thứ cấp, xi lanh sơ cấp và ly hợp, thường được đặt trong mạch phụ trước Dòng chảy thừa tràn sang chất bôi trơn mạch bằng van xả giá trị cố định
Lưu lượng dư lớn hơn dẫn đến áp suất bôi trơn lớn hơn Vì vậy, việc bôi trơn áp suất có thể phản ánh lưu lượng yêu cầu của hệ thống thủy lực của CVT đối với máy bơm Đồng thời, để giảm áp suất làm việc của bơm, sơ đồ thủy lực mới được thiết kế để sử dụng chế độ thông minh để kiểm soát áp suất của xi lanh thứ cấp và sơ cấp Việc thực hiện chế độ thông minh đòi hỏi rằng các van giảm tỷ lệ thứ cấp và sơ cấp được thiết kế như trong Hình 3.30
Khi dòng điện điều khiển của van giảm tỷ lệ thứ cấp và sơ cấp được cung cấp cho 0A, mạch hệ thống nên kết nối trực tiếp với xi lanh thứ cấp và sơ cấp Dòng điện của bộ giảm tỷ lệ sơ cấp van được đặt thành 0A khi áp suất yêu cầu của xi lanh sơ cấp lớn hơn áp suất của xi lanh thứ cấp Trong trường hợp này, áp suất của xi lanh sơ cấp được điều khiển trực tiếp bởi van xả tỷ lệ của hệ thống Các van giảm thứ cấp được đặt thành 0A, khi áp suất yêu cầu của xi lanh sơ cấp nhỏ hơn giá trị đó của xi lanh thứ cấp Ở đây, áp suất của xi lanh thứ cấp được kiểm soát bởi hệ thống giảm tỷ lệ van trực tiếp Do đó, sự sụt giảm áp suất từ các van giảm tỷ lệ thứ cấp và sơ cấp được bảo toàn và áp suất làm việc của máy bơm giảm
Hình 3 30 Sơ đồ thủy lực
1 Bơm cánh gạt tác dụng kép; 2 Van một chiều; 3 Van định hướng điều khiển bằng thủy lực; 4 Cứu trợ theo tỷ lệ hệ thống van; 5 Van giảm tỷ lệ thứ cấp; 6 Xi lanh thứ cấp; 7 Xi lanh sơ cấp; 8 Van giảm tỷ lệ sơ cấp; 9 Cứu trợ giá trị cố định van; 10 Mạch phụ trợ; 11 Van an toàn; 12 Mạch bôi trơn
❖ Công suất và hiệu quả dầu bôi trơn
Công suất của hệ thống thủy lực như sau:
𝑃 𝑐ầ𝑛 = 𝑞 𝑝 𝑐ầ𝑛 Công suất đầu vào của hệ thống thủy lực như sau:
Trong đó: 𝜂 𝑣1 và 𝜂 𝑣2 là hiệu suất thể tích của đầu ra 1 và 2 của máy bơm
Hiệu quả của hệ thống thủy lực được cho bởi:
❖ Xây dựng và mô phỏng phần mềm trong mô phỏng vòng lặp: Để chứng mình cho sự chính xác, sự kết hợp công suất của hệ thống thủy lực của CVT, các mô hình mô phỏng của hệ thống thủy lực, xe và TCU được chế tạo Vòng điều khiển khép kín của xe, hệ thống thủy lực và TCU được hình thành để đặt phần mềm trong mô phỏng vòng lặp Thứ nhất, phần mềm AMESim của Công ty Siemens, dựa trên mô hình vật lý của đồ họa mô hình hóa, được thông qua và có thể giảm thời gian xây dựng mô hình hệ thống thủy lực Thứ hai, phần mềm Matlab/Simulink nền tảng, hiệu quả cho tính toán số để xây dựng mô hình phương tiện, được sử dụng Sau đó, phần mềm ASCET của Công ty ETAS được thông qua để tự động tạo mã để xây dựng mô hình TCU Cuối cùng, thông qua Bạc nền tảng ảo do Công ty Qtronic phát triển, tương tác dữ liệu của ba nền tảng phần mềm khác nhau được thực hiện trong hiệu suất của đồng mô phỏng Quá trình mô phỏng được hiển thị trong Hình 3.31 và giao diện hoạt động của phần mềm mô phỏng được minh họa trong Hình 3.32
Hình 3 31 Lưu đồ mô phỏng
Hình 3 32 Giao diện hoạt động của phần mềm
Hình 3 33 Kết quả mô phỏng của NEDC
(a) Tốc độ, (b) so sánh lưu lượng, (c) so sánh áp suất và (d) so sánh công suất Để phân tích sự phù hợp về công suất của bơm đơn, bơm định lượng và sơ đồ thủy lực mới một cách toàn diện trong quá trình vận hành phương tiện trên đường, NEDC được chọn để mô phỏng Toàn bộ thời gian cho NEDC là 1180 giây Các 780 giây đầu tiên của NEDC là lưu thông đô thị, trong khi 400 giây cuối cùng là chu trình ngoại ô (Hình 3.33 (a)) mô phỏng kết quả về lưu lượng, áp suất và công suất được thể hiện trong Hình 3.33 (b)–(d)
Ba sơ đồ đáp ứng nhu cầu dòng chảy của hệ thống thủy lực từ Hình 3.33 (b) Tổn thất lưu lượng của máy bơm đơn là lớn nhất, tiếp theo là của máy bơm đơn Đó là sơ đồ thủy lực mới là thấp nhất Hình 3.33 (c) cho thấy rằng trong chu trình hoạt động trong nội thành hoặc lưu thông ngoại thành với tốc độ xe thấp thì áp suất hệ thống
65 của bơm định lượng là cao hơn so với máy bơm đơn, do đó cao hơn so với sơ đồ thủy lực mới Áp suất hệ thống của bơm đơn cao hơn so với bơm định lượng, tức là cao hơn so với sơ đồ thủy lực mới Hình 3.33(d) cho thấy mức tiêu thụ điện năng của ba sơ đồ lớn hơn so với yêu cầu năng lượng của hệ thống thủy lực Trong chu kỳ vận hành nội thành hoặc lưu thông ngoại thành ít phương tiện thì tốc độ tiêu thụ điện năng của bơm định lượng là lớn nhất, tiếp đến là bơm đơn và bơm định lượng Sơ đồ thủy lực mới Khi lưu thông ở ngoại ô và với tốc độ xe cao, mức tiêu thụ điện năng của máy bơm đơn lớn nhất, tiếp đến là bơm định lượng của sơ đồ thủy lực mới là thấp nhất Để minh họa định lượng sự phù hợp về công suất của ba sơ đồ trong NEDC, công suất đầu vào trung bình, công suất trung bình nhu cầu, hiệu quả trung bình và mức tiêu thụ nhiên liệu của hệ thống thủy lực được so sánh Về đầu vào tiêu thụ điện năng, máy bơm định lượng lớn hơn so với máy bơm đơn lẻ, trong khi máy bơm thủy lực mới là nhỏ nhất Về mặt tối ưu hóa hiệu quả, sơ đồ thủy lực mới hoạt động cao hơn 23,6% so với bơm đơn và cao hơn 24,7% so với bơm định lượng Mức tiêu thụ nhiên liệu của sơ đồ thủy lực mới là 6,343 L / 100 km, là 3% thấp hơn so với bơm đơn và thấp hơn 4,1% so với bơm định lượng
Kết hợp với các kết quả mô phỏng ở trên, sơ đồ thủy lực mới, có thể cải thiện hiệu quả thủy lực của bơm và cuối cùng giảm mức tiêu thụ nhiên liệu của ô tô, phù hợp hơn cho công nghiệp hóa so với bơm đơn và bơm định lượng
❖ Thử nghiệm trên mô hình hộp số CVT
Hình 3 35 Mất mô-men xoắn của bơm ở 30 °C
(a) Tổn thất mô-men xoắn của một bơm, (b) Tổn thất mô-men xoắn của bơm có thể thay đổi và (c) chênh lệch tổn thất mô-men xoắn của bơm
Hình 3 36 Mất mô-men xoắn của bơm ở 60 °C
(a) Tổn thất mô-men xoắn của bơm đơn, (b) tổn thất mô-men xoắn của bơm có thể thay đổi và (c) biên độ tổn thất mô-men xoắn của bơm
Hình 3 37 Tổn thất mô-men xoắn của bơm ở 90 °C
(a) Tổn thất mô-men xoắn của một bơm, (b) Tổn thất mô-men xoắn của bơm có thể thay đổi và (c) chênh lệch tổn thất mô-men xoắn của bơm
❖ Cách kiểm tra Để kiểm tra hiệu quả phù hợp với công suất của sơ đồ thủy lực mới, nguyên mẫu của CVT được phát triển và băng ghế dự bị thiết bị thử nghiệm được xây dựng
(Hình 3.35) Tính khả thi của bơm biến thiên và chế độ thông minh với sơ đồ thủy lực mới đã được nghiên cứu riêng biệt Bơm biến thiên được xác minh thông qua so sánh tổn thất mô-men xoắn của bơm trong Hình 3.36-3.38 và chế độ thông minh là được nghiên cứu thông qua so sánh sự cải thiện hiệu quả của CVT trong Hình 3.39
Hình 3 38 So sánh và phân tích hiệu quả của CVT dựa trên chế độ thông minh
(a) Chế độ truyền thống, (b) chế độ thông minh và (c) sự khác biệt về hiệu quả
Thông qua nghiên cứu này chúng ta đưa ra một vài kết luận như sau:
Trong các điều kiện lái xe thông thường khi khởi động hết ga và tăng tốc nhanh và trong điều kiện chu kỳ lái xe của NEDC, kết quả mô phỏng cho thấy ba phương án đáp ứng nhu cầu về áp suất, lưu lượng và công suất của CVT hệ thống thủy lực Ở khía cạnh khớp dòng của CVT, sơ đồ một bơm là kém nhất, tiếp theo là sơ đồ bơm định lượng Sơ đồ thủy lực mới có thể đáp ứng tốt nhu cầu dòng chảy của hệ thống thủy lực bên trong khía cạnh phù hợp với áp suất, sơ đồ thủy lực mới có thể phù hợp với nhu cầu áp suất của hệ thống thủy lực Ở tốc độ động cơ thấp thì bơm định lượng kém nhất, kế đến là bơm đơn Tuy nhiên, ở mức cao tốc độ động cơ thì bơm đơn kém nhất, kế đến là bơm định lượng
Trong điều kiện chu trình lái xe của NEDC, sơ đồ thủy lực mới đã cải thiện 23,6% so với sơ đồ đơn sơ đồ bơm và bằng 24,7% so với sơ đồ bơm định lượng về hiệu suất trung bình của hệ thống thủy lực Mức tiêu thụ nhiên liệu của sơ đồ thủy lực mới thực hiện thấp hơn 3% so với bơm đơn và 4,1% thấp hơn so với bơm định lượng
Tổn thất mô-men xoắn của sơ đồ bơm đơn và sơ đồ thủy lực mới được so sánh thông qua thử nghiệm băng ghế dự bị Kết quả thử nghiệm cho thấy tổn thất mô-men xoắn của sơ đồ bơm đơn không thay đổi khi tăng công suất của động cơ tốc độ, nhưng tổn thất mô-men xoắn của hệ thống thủy lực mới giảm đột ngột khi tốc độ của động cơ vượt quá một giá trị tới hạn nhất định Với việc tăng áp suất hệ thống và nhiệt độ dầu của CVT, giá trị tới hạn tăng lên, do đó chỉ ra rằng sơ đồ thủy lực mới thay đổi sự dịch chuyển hiệu quả của máy bơm trên cơ sở thủy lực yêu cầu lưu lượng của hệ thống Ảnh hưởng của chế độ thông minh và chế độ truyền thống đối với hiệu quả truyền động của CVT được so sánh thông qua các thử nghiệm Hiệu suất truyền của CVT ở chế độ thông minh cao hơn ở chế độ truyền thống và tối đa tỷ lệ cải thiện là 3,17%
3.4.2 Ảnh hưởng của áp suất dầu lên Puli
Hình 3 39 Rãnh đai Puli Trong trường hợp của chuỗi CVT, lực kẹp của chất bôi trơn bị kẹp giữa chốt và bề mặt Puli xảy ra ngay khi chốt đi vào rãnh Puli do đột ngột thay đổi từ 0 đến một giá trị hữu hạn của lực bình thường tác động lên chốt Giá trị thực của lực pháp tuyến nén F0 tại tiếp xúc chốt Puli có thể được tính toán bằng các mô hình lý thuyết và có thứ tự 1 kN Bằng cách đưa vào: tính rằng diện tích tiếp xúc giữa chốt và Puli có đường kính a cỡ 1(mm), người ta thu được áp suất tiếp xúc là đặt hàng 1(GPa) Trong điều kiện này các biến dạng đàn hồi của cơ thể không thể bị bỏ qua và thực sự thường là nhiều lớn hơn độ dày của chất bôi trơn lỏng Do đó, sự phân bố áp suất tiếp xúc, vận tốc của chất bôi trơn, biến dạng đàn hồi và tất cả các đại lượng vật lý có liên quan khác phụ thuộc nhiều vào thời gian trên thang thời gian của ms và μs Trên thực tế vì áp suất rất cao, quá trình ép ngắn và tốc độ cắt cao của chất bôi trơn, độ đàn hồi của dầu không thể bỏ qua Chất bôi trơn được xem là một loại dầu lỏng (thường được sử dụng trong hộp số CVT) Chúng tôi đã tiến hành phân tích với giả
Kỹ thuật điều khiển
3.5.1 Các kỹ thuật điều khiển
Bên cạnh kiểm soát để đạt được cấu hình tỷ số truyền mong muốn bằng lực truyền động Puli cũng là một phần không thể tránh khỏi của nghiên cứu CVT trong hai thập kỷ qua Việc phát triển một chiến lược điều khiển CVT tối ưu không phải là một nhiệm vụ dễ dàng do hai tính năng trái ngược nhau một phần phải được thỏa mãn: giảm mức tiêu thụ nhiên liệu và yêu cầu về khả năng tăng tốc phù hợp (phụ thuộc vào công suất mô-men xoắn của hệ thống CVT) Kiểm soát tốc độ thay đổi của tỷ lệ tốc độ là điều kiện tiên quyết để đáp ứng các mục tiêu này Chiến lược kiểm soát nâng cao phải thực hiện một mô hình chính xác về động lực học chuyển số để thấy trước các lực kẹp thực tế cần thiết để thay đổi tỷ lệ tốc độ CVT và vị trí trục của Puli Vì vậy, những thách thức đối với bộ điều khiển CVT hiệu quả chủ yếu là tăng công suất mô-men xoắn của hệ thống CVT, giảm thiểu tổn thất do trượt dây đai và tối ưu hóa khả năng tiết kiệm nhiên liệu của xe và hiệu suất tăng tốc
Hình 3 41 Đặc tính vận hành điển hình của hệ thống CVT Để đạt được mức tiêu thụ nhiên liệu tối thiểu tương ứng với các mức mô-men xoắn truyền động mong muốn khác nhau, cả tốc độ động cơ và mô-men xoắn của động cơ cần được điều khiển đồng thời, do đó yêu cầu thực hiện điều khiển hộp số động cơ tích hợp Mục đích của điều khiển động cơ CVT tích hợp là để đạt được hoạt động tối ưu của động cơ ở mức tối thiểu tiêu hao nhiên liệu đồng thời thỏa mãn nhu cầu của người lái Để động cơ vận hành tối ưu, động cơ phải được vận hành trên đường đặc tính tối ưu (OOL) Trong Hình 3.42, đường đặc tính OOL cho mức tiêu thụ nhiên liệu tối thiểu được hiển thị trên bản đồ đặc tính của động cơ OOL cho mức tiêu thụ nhiên liệu tối thiểu có thể thu được từ các đường đồng mức tiêu thụ
73 nhiên liệu cụ thể và đường công suất Điểm hoạt động tối ưu của động cơ được định nghĩa là điểm mà tại đó đường cong công suất động cơ tối ưu giao với OOL Có thể đạt được mức tiêu thụ nhiên liệu tối thiểu bằng cách vận hành động cơ ở điểm vận hành tối ưu bằng TVO đồng thời (mở van tiết lưu) và điều khiển tỷ số CVT, tức là điều khiển tích hợp Một điều khiển tích hợp động cơ CVT được đề xuất bởi Takiyama và Morita Các tác giả đã phát triển một thuật toán để đồng thời kiểm soát vận tốc xe từ sự khác biệt giữa vận tốc mong muốn và vận tốc thực tế và tỷ số CVT từ sự khác biệt giữa tốc độ động cơ mong muốn Tuy nhiên, các tác giả đã bỏ qua đặc tính nhất thời của hệ thống truyền lực, dẫn đến hiệu suất của truyền lực kém trong quá trình tăng tốc Sau đó, Takiyama đã sửa đổi thuật toán điều khiển trước đó bằng cách kết hợp các hiệu ứng tỷ lệ không khí-nhiên liệu trong mô hình và điều tra những cải tiến trong tiết kiệm nhiên liệu xe Hệ thống phụ kiểm soát tốc độ xe, hệ thống phụ kiểm soát tối ưu hóa nhiên liệu và kiểm soát A/F hệ thống con được coi là các hệ thống con đầu vào-đầu ra (SISO) độc lập bằng cách sử dụng lý thuyết điều khiển tách rời Sak aguchi et al đã phát triển một điều khiển CVT động cơ tích hợp từ quan điểm giảm thiểu tổn thất hệ thống truyền lực Các tác giả đề xuất rằng trong điều khiển động cơ CVT tích hợp, cần phải xem xét tổn thất hệ thống truyền lực để xác định mô-men xoắn mục tiêu của động cơ Yasuoka và cộng sự đã phát triển thuật toán điều khiển động cơ CVT tích hợp để đạt được mô-men xoắn truyền động cần thiết nhằm tiết kiệm nhiên liệu tối ưu
Saito và Lewis đã phát triển một kỹ thuật mô phỏng cho CVT đẩy dây đai chữ V bằng kim loại với bộ điều khiển lực đẩy phản hồi Các hình thức đa khối được sử dụng để tạo mô hình đai và bộ điều khiển PI đã sửa đổi được sử dụng để điều chỉnh lực đẩy của Puli để có được tỷ lệ tốc độ mong muốn
Hình 3 42 Các chiến lược điều khiển CVT
(a) chiến lược đường bao tốc độ; (b) chiến lược đường đơn; (c) chiến lược đường kép Liu và Stefanopoulou đã xem xét tốc độ xe của hệ thống truyền động ô tô với động cơ SI thông thường được kết nối với hộp số biến thiên liên tục Họ đã phát triển cấu trúc điều khiển hai đầu vào hai đầu ra của hệ thống truyền động bằng cách sử dụng các mô hình CVT đơn giản hóa để cải thiện hiệu suất của hệ thống truyền động mà có sai lệch so với vận hành tiết kiệm nhiên liệu tối ưu Guzzella và Schmid đã sử dụng tuyến tính hóa cho hệ thống CVT động cơ nằm trên đường cong tiết kiệm nhiên liệu tối ưu cho động cơ chạy liên tục Liu và Paden và Pfiffner và Guzzella đã khảo sát sự dịch chuyển cơ bản các chiến lược điều khiển của hệ thống CVT dành cho xe đã được khởi động và vận hành trong các điều kiện chuyển tiếp
Họ đã phân loại các chiến lược điều khiển sang số thành 3 ý sau:
• Chiến lược “đường bao tốc độ” trong đó hoạt động mong muốn khu vực của hệ thống CVT được hình thành bởi hai đường cong trong mặt phẳng tốc độ động cơ so với tốc độ xe, như trong Hình 3.43a Những cải tiến về tiết kiệm nhiên liệu của xe được thực hiện đơn giản bằng cách chọn tốc độ động cơ mong muốn tương đối thấp ở điều kiện thấp
• Chiến lược ‘‘Đường đơn” trong đó mô-men xoắn của động cơ được đưa về trạng thái ‘gần như tĩnh’ càng nhanh càng tốt đường cong hiệu suất cực đại 𝜔, như trong Hình 3.43b Đồng thời, tỷ số truyền được điều chỉnh để tương ứng với đề xuất điểm vận hành trạng thái ổn định cuối cùng
• Chiến lược “Đường kép” trong đó có hai hoặc nhiều quỹ đạo đại diện cho sự khác biệt các chế độ lái được sử dụng để liên tục điều chỉnh tỷ số truyền để đạt đến tỷ số truyền cuối cùng Điểm vận hành ở trạng thái ổn định dựa trên các điều kiện đầu vào bướm ga khác nhau Tuy nhiên, vì ba chiến lược này dựa trên về triết lý kinh nghiệm, Pfiffner et al sau đó đã mở rộng công việc trước đây của họ để khám phá điều khiển tối ưu và dưới tối ưu chiến lược cho hệ truyền động CVT tiết kiệm nhiên liệu bằng cách sử dụng các mô hình động CVT đơn giản hóa
Hầu như tất cả các mô hình thiết kế điều khiển CVT là một bộ tích hợp, điều này không phải là phương pháp tốt nhất để nắm bắt và kiểm soát các động lực học liên quan đến các yếu tố khác nhau của hệ thống CVT Hơn nữa, những mô hình như vậy cũng sẽ không đủ cho mục đích tối ưu hóa khả năng tiết kiệm nhiên liệu và khả năng tăng tốc của xe Vì CVT vốn được thiết kế để tối đa hóa khả năng tiết kiệm nhiên liệu của xe, nghiên cứu để phát triển các bộ điều khiển dịch chuyển tỷ lệ chính xác để theo dõi tỷ số truyền mong muốn với tổn thất trượt tối thiểu, tối đa hóa công suất mô-men xoắn của CVT và tối đa hóa nhiên liệu của một chiếc xe
3.5.2 Kĩ thuật điểu khiển theo nghiên cứu của S.W.H Simons, T.W.G.L Klaassen, P.A Veenhuizen and G Carbone
Dựa trên kết quả phân tích của Simons, một bộ điều khiển phi tập trung cho cả tỷ lệ và độ trượt được đề xuất, như thể hiện trong Hình 3.44 Vì bộ điều khiển tỷ lệ nên luôn hoạt động trong quá trình lái xe và lực kẹp cũng có thể được áp dụng trong vòng hở điều khiển, nghĩa là bộ điều khiển trượt có thể được chuyển đổi, vòng điều khiển tỷ lệ được đóng lại Điều này đảm bảo sự ổn định của bộ điều khiển tỷ lệ
Hình 3 43 Biểu diễn lực của thiết kế điều khiển
❖ Điều khiển tỉ lệ: Để có hiệu suất tối ưu, bộ điều khiển PI được sử dụng để điều khiển động cơ bước
𝑠) (𝑥 𝑝,𝑟𝑒𝑓 − 𝑥 𝑝 ) Quá trình chuyển số đã thể hiện một lượng giảm chấn vừa đủ Vì thế vi sai là không cần thiết, nhưng có thể áp dụng mức tăng bộ điều khiển cao Bằng cách điều chỉnh thủ công bộ điều khiển, khả năng truyền động và hiệu suất tối ưu Đối với điểm đặt 𝑥 𝑝,𝑟𝑒𝑓 của bộ điều khiển này, biến đồ của CK2-CVT được sử dụng
❖ Điều khiển trượt Để tìm một bộ điều khiển đạt được độ ổn định vòng kín, độ bền đối với động lực học chưa được mô hình hóa và tối ưu hiệu suất, thiết kế điều khiển Gaussian tuyến tính bậc hai được đề xuất (Skogestad và Postlethwaite, 1996) Động lực học của trượt chủ yếu phụ thuộc vào sự khác biệt giữa trượt nhỏ và chế độ trượt vĩ mô, mà còn về tỷ lệ rg và tốc độ đầu vào ωp Vì điểm đặt cho bộ điều khiển trượt nằm ở điểm ngoặt của cả hai chế độ trượt và trong khu vực trượt nhỏ của đai ổn định, chế độ trượt lớn là mối quan tâm chính cho sự ổn định mạnh mẽ Giả sử hệ số ma sát không phụ thuộc vào lượng trượt trong vùng trượt lớn, dây đai ổn định tại điểm đó
Hình 3 44 Bộ điều khiển dựa trên LQG được thiết kế so với bộ điều khiển PI
Hình 3 45 Độ nhạy đầu vào của hệ thống hoàn chỉnh ở 𝜔 𝑝 = 100 [rad/s] và 𝑟 𝑔 =2,15 đối với bộ điều khiển trượt LQG và bộ điều khiển trượt PI được khuếch đại
❖ Kết quả thực nghiệm trên xe Nissan primera 2.5i Để đánh giá hệ thống vòng kín, đặc biệt là về mức tiêu thụ nhiên liệu và độ bền của tải, đề xuất bộ điều khiển được thực hiện trong một chiếc xe sản xuất Phương tiện thử nghiệm được sử dụng trong nghiên cứu này là một Nissan Primera 2.5i với Jatco CK2-CVT công suất mô-men xoắn 250 [Nm], như hình trong Hình 3.47 Xe được thử nghiệm trên khung gầm dyno, bao gồm bánh đà và vòng xoáy phanh hiện tại để mô phỏng điều kiện tải
Hình 3 46 Xe chạy thử Nissan Primera Bằng cách đo vị trí trục của Puli chính bằng cảm biến dịch chuyển tuyến tính, tỷ lệ 𝑟 𝑠0 trong điều kiện không tải có thể được ước tính, trong khi hai giá trị ban đầu cảm biến Hall cung cấp tín hiệu tỷ lệ thông thường 𝑟 𝑠 Hệ thống đủ chính xác để phát hiện trượt với độ phân giải 0,1 [%]
Một quỹ đạo tốc độ xe được theo dõi để nghiên cứu hiệu suất của bộ điều khiển trượt, như trong Hình 3.48 Bộ điều khiển duy trì lực kẹp thứ cấp ở mức tối thiểu trong quá trình lái xe ở trạng thái ổn định, bằng với bộ điều khiển PI Điều này nghĩa là mức hiệu quả tăng lên so với bộ điều khiển lực kẹp thông thường, được Jatco triển khai trên phiên bản CK2-CVT của Nissan Primera hiệu quả này mức tăng vẫn bị giới hạn bởi mức lực kẹp tối thiểu được giới hạn về mặt cơ học trong CK2-CVT Tuy nhiên, do mức tăng cao hơn của việc kiểm soát LQG, lực kẹp được tăng lên một mức cao hơn nhiều trong các sự kiện trượt
Hình 3 47 So sánh kiểm soát trượt trong một quỹ đạo tốc độ xe
ĐỀ XUẤT - KẾT LUẬN
Kết luận
Sau một thời gian nỗ lực nghiên cứu và được sự hỗ trợ tận tình của thầy Dương Tuấn Tùng, nhóm chúng em đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp đúng thời hạn, hoàn thành các yêu cầu và nhiệm vụ đề ra Và nhóm đã hoàn thành được một số nhiệm vụ trọng tâm như sau:
- Tìm hiều được cấu tạo các bộ phận ảnh hưởng đến động lực học trên hộp số CVT và nguyên lí hoạt động của các bộ phận này:
+ Ưu điểm và nhược điểm hộp số
+ Các bộ phận: Bộ truyền vô cấp, bộ chuyển đổi, bộ điều khiển điện tử, Puli, dây đai
- Đã tìm được và thông qua bài nghiên cứu kết luận được thông số ảnh hưởng tới động lực học của các yếu tố trực tiếp và gián tiếp trong hộp số CVT:
+ Ảnh hưởng của kết cấu dây đai
+ Ảnh hưởng của sự trượt dây đai
+ Ảnh hưởng của sự thay đổi Puli
+ Ảnh hưởng của áp suất dầu và nhiệt độ dầu
+ Ảnh hưởng của kỹ thuật điều khiển
Hướng đề xuất phát triển trong tương lai
Sau khi nghiên cứu đề tài thì nhóm em có một số đề xuất phát triển đề tài trong tương lai như:
- Phát triển xây dựng đề tài cho việc mô phỏng trên phần mềm
- Phát triền trên mô hình thực nghiệm trong để có các kết quả chính xác nhất
- Có thể đưa vào chương trình giảng dạy để cho các bạn sinh viên có thể dễ dàng tiếp cận và tìm hiểu hộp số CVT
[1] Daohai Qu Luo Wei, Liu Yunfeng, Fu Bing, Zhou Yunshan, Zhang Feitie,
“Simulation and experimental study on the pump efficiency improvement of continuously variable transmission”, Volume 131, January 2019, Pages 137-151
[2] G Carbone, M Scaraggi, L Mangialardi “EHL squeeze at pin–pulley interface in CVTs: Influence of lubricant rheology”, Volume 42, Issue 6, June 2009, Pages
[3] Nilabh Srivastava and Imtiaz-Ul-Haque “On the transient dynamics of a metal pushing V-belt CVT at high speeds”, Vol 37, No 1, 2005
[4] Tim Klaassen, Giuseppe Carbone “Shift dynamics modelling for optimisation of variator slip control in a pushbelt CVT”, International Journal of Vehicle Design ã
[5] Nilabh Srivastava, Imtiaz Haque “A review on belt and chain continuously variable transmissions (CVT): Dynamics and control”, Mechanism and Machine
[6] Sam Akehurst “An investigation into the loss mechanisms associated with a pushing metal V-belt continuously variable transmission”, University of Bath 2001
[7] Nguyễn Trọng Hoan, “Hộp số tự động ô tô”, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, 2014
[8] Lê Đức Việt, “Hộp số tự động vô cấp”, Trường Đại Học Công Nghiệp Hà Nội,