báo cáo khoa học ''''ứng dụng matlab-simulink để giải bài toán động lực học hệ thuỷ lực mạch quay''''

Khác với mô phỏng thuần tuý toán học, việc mô phỏng thời gian làm việc của hệ thống thuỷ lực thường phức tạp hơn rất nhiều bởi đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu về tính linh hoạt v

ỨNG DỤNG MATLAB-SIMULINK ĐỂ GIẢI BÀI TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THUỶ LỰC MẠCH QUAY

GS TSKH V F KOVALSKIY NCS NGUYỄN ĐÌNH TỨ

Trường Đại học GTĐS Matxcơva (Miit)

Tóm tắt: Bài báo trình bày những kết quả nghiên cứu về mô hình hóa và mô phỏng của

hệ thủy lực bằng việc ứng dụng Matlab-Simulink Kết quả nghiên cứu có thể được sử dụng trong nghiên cứu động lực học hệ thủy lực

Summary: The article shows the results to both modelling and the simulation of

hydrostatic systems, by making use of Matlab-Simulink package These results can be used for dynamics research into the system hydraulics

I ĐẶT VẤN ĐỀ

Mô hình hoá và mô phỏng quá trình làm việc của hệ thống truyền động thuỷ lực nói chung

và trong nghiên cứu động lực học của hệ thủy lực nói riêng là một nhu cầu tất yếu, đặc biệt khi

hệ thống này ngày càng trở nên phức tạp Khác với mô phỏng thuần tuý toán học, việc mô phỏng thời gian làm việc của hệ thống thuỷ lực thường phức tạp hơn rất nhiều bởi đồng thời phải đáp ứng được các yêu cầu về tính linh hoạt và khả năng sử dụng thuận tiện, tương tác và trực quan, tính thời gian thực,… Ngày nay, với sự phát triển của lĩnh vực công nghệ thông tin, tất cả các hệ thống đều được thực hiện trên máy tính thông qua các phần mềm mô phỏng Bài báo này đề cập đến một trong những phần mềm mô phỏng đang được áp dụng nhiều trong nghiên cứu khoa học kỹ thuật hiện nay đó là Matlab-Simulink

CK

II NỘI DUNG

Để có thể đạt được mục tiêu nghiên cứu là thiết lập được mô hình mô phỏng hệ thống truyền động thuỷ lực tạo chuyển động quay, ta cần phải thiết lập được mối quan hệ giữa các thông số cấu trúc của hệ thống truyền động thuỷ lực dưới dạng các phương trình toán học Các giả thiết:

- Mô đuyn đàn hồi của dầu và đường ống không đổi, không phụ thuộc vào áp suất của hệ thống trong quá trình tính toán;

- Không xét đến dao động trong đường ống cao áp, thấp áp do ảnh hưởng của bộ tích áp thuỷ lực

- Tổn thất năng lượng trong hệ thuỷ lực là do ma sát nhớt và tổn thất thể tích ở bơm và động cơ thuỷ lực;

- Tổn thất lưu lượng ở bơm và động cơ thuỷ lực trong quá trình làm việc tỷ lệ với áp suất dầu trong đường ống cao áp;

Với những giả thiết trên, hệ thuỷ lực tạo chuyển động quay có dạng sau:

Hình 1 Sơ đồ nguyên lý hệ thuỷ lực tạo chuyển động quay

+ Phương trình liên tục của dòng dầu chảy trong mạch cao áp được viết dưới dạng:

Hình 2 Sơ đồ khối xác định lưu lượng lý thuyết của bơm thuỷ lực

Qv - Lưu lượng dầu rò rỉ ở bơm và động cơ thuỷ lực, m3/giây:

V - Lưu lượng riêng của động cơ thuỷ lực, m3;

[nm] - Tốc độ quay định mức của động cơ thuỷ lực, vòng/giây;

[pm] - Áp suất dầu làm việc định mức của động cơ thuỷ lực, Pа;

m

0

η - Hiệu suất thể tích của động cơ thuỷ lực

Hình 3 Sơ đồ khối xác định hệ số tổn thất thể tích của động cơ thuỷ lực

n 0

r - Hệ số tổn thất thể tích của bơm thuỷ lực, (m3/giây)/Pa:

η - Hiệu suất thể tích của bơm thuỷ lực;

[pn] - Áp suất danh nghĩa của bơm thuỷ lực, Pa

CK

Hình 4 Sơ đồ khối xác định hệ số tổn thất thể tích của bơm thuỷ lực

Qm - Lưu lượng dầu làm việc cần thiết của động cơ thuỷ lực, m3/giây:

V - Lưu lượng riêng của động cơ thuỷ lực, m3;

ωm - Tốc độ quay định mức của động cơ thuỷ lực, vòng/giây

Hình 5 Sơ đồ khối xác định lưu lượng dầu làm việc của động cơ thuỷ lực

Qe - Lưu lượng dầu bị nén trong hệ thống thuỷ lực, m3/giây:

E1 - Mô đuyn đàn hồi quy dẫn của chất lỏng và ống dẫn mềm, Pа;

E2 - Mô đuyn đàn hồi quy dẫn của chất lỏng và ống dẫn kim loại, Pа;

V1 - Thể tích chất lỏng trong ống dẫn cao áp, m3;

V2 - Thể tích chất lỏng trong ống dẫn cao áp bằng kim loại, m3

T CK

Hình 6 Sơ đồ khối xác định lưu lượng dầu bị nén trong hệ thuỷ lực

Qkn - Lưu lượng dầu qua van an toàn, m3/giây;

nếu pn ≥ pkn thì Qkn =(pn−p )kkn kn, ngược lại Qkn = 0;

pn - Áp suất dầu trong đường ống cao áp, Pa; pkn - áp suất dầu qua van an toàn, Pa;

Hình 7 Sơ đồ khối xác định lưu lượng dầu qua van an toàn

+ Phương trình cân bằng mô men trên trục quay của động cơ thuỷ lực được biểu diễn dưới dạng:

m

r

dM

pM

V - Lưu lượng riêng của động cơ thuỷ lực, m3;

Hình 8 Sơ đồ khối xác định mô men quay trên trục động cơ thuỷ lực

М - Mô men cản chuyển động, Nm;

CK

Trong đó:

Mso - Giá trị trung bình của mô men cản, Nm;

Ma - Biên độ dao động của mô men cản, Nm;

t - Thời gian làm việc, giây

Hình 9 Sơ đồ khối xác định mô men cản chuyển động

Mf - Mô men cản nhớt của hệ thuỷ lực, Nm;

Trong đó:

ηh - Hiệu suất của bộ truyền động;

ηm - Hiệu suất cơ khí của động cơ thuỷ lực;

ηr - Hiệu suất thể tích của đường ống dẫn dầu;

[nm] - Tốc độ quay định mức của động cơ thuỷ lực, vòng/giây;

ωm - Tốc độ quay của động cơ thuỷ lực, vòng/giây

Hình 10 Sơ đồ khối xác định mô men cản nhớt của hệ thuỷ lực

Trong Matlab-Simulink hệ phương trình vi phân trên được biểu diễn dưới dạng:

Hình 11 Sơ đồ khối mô tả mối quan hệ giữa các thông số

của hệ thuỷ lực mạch quay trong Matlab - Simulink

Ví dụ tính toán

Xét một hệ thuỷ lực có các thông số sau: Vn = 112 cm3; ωn = 2100 vòng/phút; X = 0.75;

Vm = 250 cm3; ωm = 400 vòng/phút; pn = 20 MPa; pm = 20 MPa; pkn = 25 MPa; ηn = 0.96; ηom = 0.95; ηmm = 0.95; ηr = 0.92; ηh = 0.92; d = 25 mm; l = 2 m; Eh = 180 MPa; i = 12; Jm = 0.1 Kgm2;

Mso = 1500 Nm; Ma = 1000 Nm Kết quả tính toán:

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0

5 10 15 20 25

1 2 3 4 5 6 7 8

50 100 150 200 250 300 350

10 20 30 40 50 60 70 80 90

CK

Bên cạnh đó, Matlab-Simulink còn cung cấp một thư viện rất phong phú, đa dạng với số lượng lớn các khối chức năng cho hệ tuyến tính, phi tuyến và gián đoạn; ngoài ra người sử dụng còn có thể tạo nên các khối riêng của mình Trong ví dụ trên, để mô tả hệ thống thuỷ lực tạo chuyển động quay ta chỉ cần liên kết các khối có sẵn trong thư viện lại với nhau Với những ưu điểm đó, Matlab-Simulink sẽ được ứng dụng nhiều trong nghiên cứu khoa học kỹ thuật nói chung và trong lĩnh vực máy xây dựng nói riêng

Tài liệu tham khảo

[1] Майоров Ю.П., Ковальский В.Ф., Дубровин В.А., Грунин Е.И - Расчет параметров переходных

процессов гидравлических приводов с объёмные регулированием скорости - М.: МИИТ, 2005 - 60с

[2] Поршнев С.В Компьютерное моделирование физических систем с использованием пакета Mathcad Учебное пособие - М.: Изд-во “Горячая линия - Телеком”, 2004 г - 319с

[6] Vũ Thanh Bình, Nguyễn Đăng Điệm - Truyền động thuỷ lực máy xây dựng và xếp dỡ - Nhà xuất bản

Giao thông vận tải, Hà Nội - 1999♦

ĐIỀU KIỆN CÂN BẰNG TĨNH CỦA CƠ CẤU KHÔNG GIAN

3 BẬC TỰ DO SỬ DỤNG ĐỐI TRỌNG CÂN BẰNG

KS ĐỖ TRỌNG PHÚ

Bộ môn Thiết kế máy - Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải

Tóm tắt: Sự cân bằng tĩnh của cơ cấu hoặc tay máy song song không gian 3 bậc tự do với

nguồn dẫn động quay sử dụng các đối trọng được nghiên cứu trong tài liệu này Đầu tiên xác

định được biểu thức của véctơ vị trí khối tâm của cơ cấu Sau đó các phương trình ràng buộc

động học được đưa vào để triệt tiêu một số biến phụ thuộc trong các biểu thức đó Cuối cùng,

các điều kiện cân bằng tĩnh của cơ cấu sẽ được suy ra từ các biểu thức kết quả Phương pháp

cân bằng sẽ được minh hoạ thông qua các ví dụ

Summary: The static balancing of spatial three-degree-of-freedom (3 DOF) parallel

mechanisms or manipulators with revolute actuators using counterweights is studied in this

paper The expressions for the position vector of the center mass of the mechanism are first

obtained Then, the kinematic constraint equations of the mechanism are introduced in order to

eliminate some of the dependent variables from the expressions Finally, the conditions for the

static balancing of the mechanism are derived from the resulting expressions Some examples

corresponding to the balancing methodology are given in order to illustrate the results

I ĐẶT VẤN ĐỀ

Vấn đề cân bằng của cơ cấu đã trở thành chủ đề

nghiên cứu quan trọng trong một số thập niên gần

đây Một cơ cấu cân bằng đồng nghĩa với các thuộc

tính động học tốt hơn và giảm thiểu các dao động

do chuyển động Cân bằng tĩnh và cân bằng động

của cơ cấu phẳng đã được nghiên cứu rộng rãi

trong rất nhiều tài liệu Tuy nhiên, sự cân bằng tĩnh

của cơ cấu hoặc tay máy song song không gian

nhiều bậc tự do vẫn chưa được chú ý nhiều Vì tay

máy song song không gian ngày càng có nhiều ứng

dụng trong lĩnh vực rôbốt và thiết bị mô phỏng bay,

nên sự cân bằng tĩnh của cơ cấu hoặc tay máy song

song không gian sẽ trở thành nghiên cứu quan

trọng Như đã nhắc đến ở trên, một cơ cấu song song cân bằng tĩnh là cơ cấu mà các nguồn dẫn

động của nó không tham gia chịu tải của các khâu động, với bất kỳ hình dạng nào của cơ cấu

Do vậy, các nguồn dẫn động chỉ dùng để truyền gia tốc tới các khâu động, nó sẽ giúp giảm kích

thước và công suất của các nguồn dẫn động, và kết quả là nâng cao độ chính xác điều khiển

Hình 1 Mô hình CAD của cơ cấu song song

không gian 3DOF với nguồn dẫn động quay

T CK

Trong báo cáo này, sự cân bằng tĩnh của cơ cấu hoặc tay máy song song không gian 3 bậc

tự do với các khớp quay sẽ được nghiên cứu đến Phương pháp cân bằng tĩnh sẽ được giới thiệu

có tên là cân bằng tĩnh sử dụng đối trọng Khi cơ cấu sử dụng đối trọng cân bằng thì cơ cấu đó

có toạ độ khối tâm chung cố định Nói cách khác, sự cân bằng tĩnh đạt được với bất cứ hướng

nào của không gian Euclid của cơ cấu

II NỘI DUNG

1 Cơ cấu 3 DOF với nguồn dẫn động quay

Cơ cấu song song không gian 3DOF dẫn động quay được thể hiện trên hình 1 và hình 2 Nó bao gồm 3 chân giống nhau liên kết bệ máy với bàn máy di động Mỗi chân bao gồm 2 khâu động, khâu thứ nhất nối với bệ máy và khâu thứ hai bằng hai khớp bản lề, khâu động thứ hai nối với bàn máy di động bằng một khớp cầu Hai khớp bản lề có trục song song với nhau nên mỗi chân chỉ di chuyển được trên mặt phẳng

Để mô tả vị trí khối tâm của mỗi khâu, trên mỗi khâu định nghĩa một toạ độ tham chiếu Hệ trục toạ độ cố định với trục hướng lên trên và gốc toạ độ O được đặt tại tâm của khớp bản lề của chân thứ 3 như trên hình 2 Tương tự, hệ toạ độ di động Ox'y'z' được gán với bàn máy di động tải điểm O' bất kỳ thuộc bàn máy

Hình 2 Sơ đồ nguyên lý của cơ cấu song song không gian 3 DOF dẫn động quay

Hình 3 mô tả 2 hệ toạ độ tham chiếu

và lần lượt gắn với khâu động thứ nhất

và thứ hai của chân thứ i

với i 1,2,3= , và hướng của hệ toạ độ động O x y z′ ′ ′ ′

đối với hệ toạ độ cố định được mô tả bằng ma

trận quay Q

Oxyz

Toạ độ của điểm biểu diễn trong hệ toạ độ

cố định là ( ), với Hơn nữa,

cos sin cos sin sin

2 Sự cân bằng tĩnh sử dụng đối trọng cân bằng

Trong mục này, các điều kiện cân bằng rút ra được từ điều kiện khối tâm chung của cơ cấu

là cố định Phương trình véctơ khối tổng thể của cơ cấu có thể viết dưới dạng:

T

) (

M - Tổng khối lượng của các khâu động trong hệ,

r - Véctơ vị trí khối tâm chung của cả hệ

rp, ri1, ri2 - Véctơ vị trí của bàn máy di động, véctơ vị trí của khâu thứ nhất và thứ hai của

chân thứ i,

mp, mi1, mi2 - Các khối lượng tương ứng của bàn máy di động, hai khâu của chân thứ i

Các véctơ vị trí của khối tâm mỗi khâu có thể viết dưới dạng:

- Lần lượt là hai véctơ hằng từ O31 tới O11 và O21,

li1, li2 - Lần lượt là các véctơ từ O i1 tới O i2 và từ O i2 tới , P i

ci1, ci2 - Lần lượt là véctơ vị trí từ tới trọng tâm khâu động thứ nhất, và từ tới trọng

tâm khâu động thứ 2 của chân thứ i

1

i

cp, ci (i = 1, 2, 3) - Lần lượt là véctơ vị trí từ O' tới trọng tâm của bàn máy di động và từ O'

tới điểm Pi được minh hoạ như trên hình 2

với l l i1, i2 lần lượt là chiều dài của hai khâu động của chân thứ i

Thay các phương trình (3) vào phương trình (2) thu được:

T

x y z

Mr= ⎣⎡r r r ⎤⎦ (5) Trong đó:

]

31 3 31 32 3 32 3 11 3 12 3 13 3

1 1 1 1 1 1 2 1 1 1

sin sin sin sin

cos sin cos sin sin ,

cos sin cos sin

( ) ( ) ( )

31 31 32 32 3 31 3 32 3 33 3

1 1 1 1 1 2 1 1 2 2 2 2 1

21 ẩn, cụ thể là:

sin ,cosθ θ i 1, 2,3; j 1, 2= = và q j 1, 2,3ij( = ) Tuy nhiên, mọi cố gắng để giải hệ phương trình để xác định 6 trong số 12 ẩn, thí dụ:

sin ,cosθ θ i 1, 2,3; j 1, 2= =

Sẽ dẫn tới một ma trận hệ số của 6 biến kỳ dị

Hơn nữa, để triệt tiêu các biến phụ thuộc sẽ dẫn tới các phương trình cân bằng tĩnh rất phức tạp Do đó, để hạn chế sự phức tạp của các phương trình cân bằng, chỉ có 6 ẩn được khử bằng cách viết lại các phương trình trên như sau:

Để toạ độ khối tâm chung của cơ cấu là cố định thì các hệ số của tham số động học của

khớp, cụ thể là, Dwi(i 1, ,7 , D ,D= ) wi8 wi9(i 1,2,3= ) phải triệt tiêu Như vậy, ta thu được các

điều kiện cân bằng tĩnh như sau:

wi

D =0, i 1, ,7= ; Dwi8=0, i 1,2,3= ; Dwi9 =0, i 1,2,3= (20)

Rõ ràng, nếu các điều kiện cân bằng trên được thoả mãn thì khối tâm chung của cơ cấu sẽ

là cố định theo bất kỳ hướng nào, bởi vậy, cơ cấu sẽ được cân bằng theo bất kỳ hướng nào của

Với thứ nguyên của khối lượng là kg, chiều dài

là mét Từ các phương trình (20), thu được:

III KẾT LUẬN

Cân bằng tĩnh của cơ cấu song song không gian 3 DOF trong báo cáo này được gọi là phương pháp cân bằng sử dụng các đối trọng cân bằng Đầu tiên xác định được biểu thức của véctơ vị trí khối tâm của cơ cấu Sau đó các phương trình ràng buộc động học được đưa vào để triệt tiêu một số biến phụ thuộc trong các biểu thức đó Cuối cùng, các điều kiện cân bằng tĩnh của cơ cấu sẽ được suy ra từ các biểu thức kết quả Phương pháp cân bằng đã được minh hoạ thông qua ví dụ

Khi cơ cấu sử dụng đối trọng cân bằng thì cơ cấu đó có toạ độ khối tâm chung cố định Nói cách khác, sự cân bằng tĩnh đạt được với bất cứ hướng nào của không gian Euclid của cơ cấu Thuộc tính này rất hữu ích cho các ứng dụng mà trong đó cơ cấu đòi hỏi cân bằng tĩnh theo mọi hướng (thí dụ: Khi cơ cấu được thiết lập theo một hướng bất kỳ với véctơ gia tốc trọng trường) Tuy nhiên, với một số cơ cấu song song, cân bằng tĩnh sử dụng đối trọng sẽ rất khó thực hiện

Ví dụ như trong một số thiết bị mô phỏng bay, khi khối lượng của giá máy là rất lớn, các đối trọng sẽ là quá lớn để thực hiện cân bằng Trong trường hợp này, tác giả đang nghiên cứu phương pháp sử dụng lò xo để cân hằng cơ cấu Khi lò xo - hay các chi tiết đàn hồi khác - được

sử dụng, tổng thế năng của tay máy - bao gồm thế năng trọng trường và thế năng đàn hồi - có thể được duy trì không đổi, và trọng lượng của toàn bộ tay máy có thể cân bằng với khối lượng nhỏ hơn rất nhiều so với khi dùng các đối trọng cân bằng Nhưng một cơ cấu cân bằng tĩnh sử dụng lò xo sẽ cân bằng tĩnh với một hướng duy nhất của véctơ trọng lực, nó có thể không cân bằng với một số hướng khác Bởi vậy, mỗi phương pháp đều có những ưu điểm riêng

Các điều kiện cân bằng thu được ở đây có thể áp dụng trực tiếp để tiến hành cân bằng cơ cấu

CK

Tài liệu tham khảo

[1] C.Bagci, Complete balancing of space mechnisms - shaking force balancing, ASME Journal of Mechanisms, Transmissions and Automation in design 105(12) (1983) 609-616

[2] Lê Tiến Hưng, Luận văn thạc sĩ khoa học: ‘Thiết lập các điều kiện cân bằng khối lượng của cơ cấu

phẳng, cơ cấu không gian và đánh giá bằng mô phỏng số’, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội 2006

[3] Phạm Văn Sơn, Luận án tiến sỹ kỹ thuật: ‘Về các điều kiện cân bằng của hệ nhiều vật’, Trường Đại

học Bách khoa Hà Nội 2006

[4] GS.TSKH.Nguyễn Văn Khang, Động lực học hệ nhiều vật, NXB Khoa học kỹ thuật, Hà Nội 2007 [5] Nguyen Van Khang, Nguyen Phong Dien, Pham Van Son: Balancing conditions for planar

mechanisms with multi-degree of freedom, Vietnam Journal of Mechanics, 27 (2005) 204-212

[6] Nguyen Van Khang, Nguyen Phong Dien: Balancing conditions for spatial mechanisms, Mechanism

and Machine Theory 2007 (accepted for publication)

ĐÁNH GIÁ AN TOÀN BỊ ĐỘNG CỦA CABIN XE TẢI

TRONG GIAI ĐOẠN THIẾT KẾ

PGS TS NGUYỄN VĂN BANG

KS NGUYỄN THÀNH CÔNG

KS VŨ NGỌC KHIÊM

Bộ môn Cơ khí Ô tô - Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải

Tóm tắt: Để đáp ứng yêu cầu ngày một cao về an toàn cho người lái, ngày nay, chúng ta

mong muốn thiết kế được các cabin xe tải đáp ứng các tiêu chuẩn an toàn của thế giới, đặc

biệt là tiêu chuẩn ECE R-29 Cabin phải được thiết kế sao cho đảm bảo không gian an toàn

cho người lái và phụ lái sau khi tai nạn xảy ra

Bài báo này đề xuất phương pháp đánh giá an toàn bị động của cabin xe tải thông qua

thí nghiệm ảo theo tiêu chuẩn ECE R-29 Công việc này giúp giảm bớt thời gian và chi phí

thiết kế, khi cho phép nhà thiết kế dự đoán được biến dạng của kết cấu cabin và đưa ra các

giải pháp phù hợp

Summary: With the sharp increase of concern for the occupant safety, it is desirable that

the design of truck cab should meet the international safety requirements, especially the ECE

R-29 standard The cab must be designed in such a way that, adequate survival space to be

guaranteed in the event of accident for the safety of the driver and co-driver

This paper proposes a method to evaluate the passive safety of truck cab under the ECE

R-29 standard by the virtual testing Since it allows designer to predict the behavior and

optimize the structure performance on the very early stage of development, this method would

help shorten the time and the cost of vehicle design TCK

I GIỚI THIỆU

Trong quá trình thiết kế cabin, một yêu cầu quan trọng là an toàn cho người lái khi xảy ra

tai nạn giao thông Cabin phải được thiết kế sao cho đảm bảo không gian an toàn cho người lái

khi tai nạn xảy ra Có nhiều tiêu chuẩn về an toàn cho người lái khi xảy ra tai nạn, như ECE

R-12, ECE R-29, ECE R-66, ECE R-95, FMVSS 204, FMVSS 208, FMVSS 216 Trong đó,

tiêu chuẩn ECE R-29 quy định rõ ràng nhất về độ an toàn của cabin xe tải và là tiêu chuẩn bắt

buộc đối với các xe tải trên thị trường Châu Âu Hiện nay, tiêu chuẩn ECE R-29 cũng đang

được áp dụng rộng rãi tại các nước công nghiệp ôtô phát triển ở Châu Á như Ấn Độ, Trung

Quốc, Hàn Quốc Với xu hướng hội nhập quốc tế rộng và sâu, ngành công nghiệp ôtô Việt

Nam không chỉ dừng lại ở mức đáp ứng nhu cầu thị trường trong nước, mà cần tham gia vào thị

trường khu vực và thế giới để phát triển mạnh mẽ hơn Vì vậy, việc nghiên cứu áp dụng các tiêu

chuẩn an toàn kỹ thuật của các nước tiên tiến nói chung, tiêu chuẩn ECE R-29 nói riêng vào

công tác đánh giá mức độ an toàn của ôtô là cần thiết

II CÁC QUY ĐỊNH CỦA TIÊU CHUẨN ECE R-29/02

Tiêu chuẩn ECE R-29 có 2 phiên bản, ECE R-29/01 và ECE R-29/02 Từ ngày 1 tháng 10

năm 2002, các quy định về an toàn của tiêu chuẩn ECE R-29/02 chính thức có hiệu lực tại Châu

Âu Vì vậy, bài báo này chỉ đề cập tới các quy định của tiêu chuẩn ECE R-29/02, các nội dung

sau đây có liên quan tới ECE R-29 được hiểu là ECE R-29/02 Theo tiêu chuẩn ECE R-29,

cabin được kiểm tra độ an toàn trong các trường hợp chịu tải va đập từ phía trước (A), phía trên

(B) và phía sau (C)

2.1 Va chạm từ phía trước

Thử nghiệm này mô phỏng sự biến dạng của cabin khi va chạm với vật cản ở trước mặt

Cho con lắc rắn kích thước mặt bên 2500x800 mm, trọng lượng 1500±250 kg va chạm vào cabin ở vị trí sao cho độ cao trọng tâm của nó thấp hơn điểm R-Point trên ghế xe khoảng

50 +5/-0 mm R-point là vị trí trọng tâm của tài xế khi ngồi trên ghế, đã được quy định bởi nhà sản xuất

Lấy trọng lượng con lắc là 1570 kg, trọng lượng riêng của thép là 7850 kg/m3 ta xác định được kích thước con lắc là 2500x800x100 mm

Đối với xe tải trọng tải dưới 7 tấn, năng lượng cung cấp cho con lắc là 30 kJ Với xe trên

7 tấn, năng lượng cung cấp cho con lắc là 45 kJ

CK

Hình 1 Thử nghiệm an toàn cabin theo tiêu chuẩn ECE R29/02

2.2 Thử nghiệm độ bền nóc cabin

Thử nghiệm này mô phỏng quá trình lật xe, khi đó toàn bộ tải trọng trục trước, tối đa là

100 kN sẽ đè lên nóc cabin Tải trọng này được phân bố đều trên bề mặt của nóc xe Kê các vật rắn tại các vị trí của giảm chấn để chúng không biến dạng khi chất tải

2.3 Thử nghiệm độ bền vách sau cabin

Thử nghiệm này mô phỏng sự va chạm của mặt trước thùng vào vách sau cabin Vách sau cabin phải chịu được tải trọng 2 kN/mỗi tấn tải trọng của xe Tải trọng tác dụng đều lên toàn bộ vách sau cabin, phía trên khung xe Chú ý: không được mở cửa xe trong thời gian tiến hành thử nghiệm

2.4 Đánh giá kết quả thử nghiệm

Cabin được thiết kế để giảm thiểu chấn thương cho người lái khi tai nạn xảy ra Sau khi trải qua các thử nghiệm trên, vùng không gian an toàn trong cabin được hình thành (vùng giới hạn bởi các biến dạng) Đặt hình nhân lái xe (theo tiêu chuẩn ECE R29) lên ghế ngay ngắn Nếu hình nhân không chạm vào các vùng biến dạng trong buồng lái thì cabin thiết kế đảm bảo an toàn

Bảng 1 Kích thước hình nhân tiêu chuẩn ECE R-29

Hình 2 Kích thước hình nhân theo tiêu chuẩn ECE R-29

H-point tới đỉnh đầu Khoảng cách từ mặt ghế tới đỉnh đầu H-point tới đầu gối Khoảng cách từ lưng ghế tới đầu gối

III NGHIÊN CỨU ĐÁNH GIÁ ĐỘ AN TOÀN CABIN XE TẢI TRÊN MODULE LS-DYNA

Việc thử nghiệm an toàn cabin trên thực tế rất tốn kém, khó thực hiện ở điều kiện nước ta

Vì vậy trong bài báo này sử dụng phương pháp mô phỏng thử nghiệm an toàn cabin bằng

phương pháp phần tử hữu hạn trên module LS-DYNA của chương trình ANSYS

T CK

Hiện nay, việc mô phỏng va chạm của ôtô và thử nghiệm an toàn trên máy tính đóng vai trò

tiên quyết trong giai đoạn thiết kế Công việc này giúp giảm bớt thời gian và chi phí thiết kế, khi

cho phép nhà thiết kế dự đoán được biến dạng của kết cấu cabin và đưa ra biện pháp cải tiến

trước khi đưa vào sản xuất

3.1 Thuật toán của module LS-DYNA

Tiền xử lý (Preprocessor): Module LS-DYNA của phần mềm ANSYS tính toán biến dạng

lớn của vật liệu bằng phương pháp phần tử hữu hạn dựa trên tích phân thời gian thực (Explicit

Time Integration)

Hậu xử lý (Postprocessor): đọc các file nhị phân sinh ra bởi chương trình tính toán

LS-DYNA và cho phép vẽ biểu đồ chuyển vị, ứng suất và biến dạng theo thời gian

Biểu thức tổng quát của tích phân thời gian thực có dạng:

{ }D = f({ }D , D , D , Dn { } { }&n &&n { n 1−}, ) Trong đó:

{ }D - Vectơ chuyển vị

Các chỉ số n+1, n, n-1 tương ứng để chỉ bước tích phân tiếp theo, hiện tại và trước đó

Vì vậy, tích phân thời gian thực cho phép xác định được chuyển vị (n+1) từ các điều kiện biên ban đầu

Phương trình động lực học tại thời điểm tn được viết như sau:

{ }U&& - Vectơ gia tốc;

{Fext} - Vectơ ngoại lực và trọng lực;

{Fint} - Vectơ nội lực; n - bước tích phân

Vectơ nội lực tại một nút a được xác định qua biểu thức:

B - Ma trận biến dạng - chuyển vị tương ứng với tọa độ cực của chuyển vị tại nút a

Để tính vận tốc và chuyển vị ở thời điểm t n+1 ta dùng tích phân thời gian thực:

Δt - Bước thời gian;

{ }U& và {u} - Lần lượt là vectơ vận tốc và chuyển vị

Đưa vào các điều kiện biên cần thiết, giải hệ phương trình trên, thu được kết quả là chuyển

vị, biến dạng, nội lực, ứng suất Phương pháp tích phân thời gian thực có ưu điểm là không phải thành lập và tính nghịch đảo ma trận độ cứng, do đó quá trình tính toán tốn ít bộ nhớ máy tính Tuy nhiên, phương pháp này lại bị hạn chế bởi bước thời gian, nên thời gian tính toán có thể tương đối lâu

3.2 Mô phỏng thử nghiệm an toàn cabin xe tải theo ECE R-29

Trong bài báo này, mô hình tính toán được xây dựng từ kết cấu của cabin KAMAZ 53229 (hình 3) và được mô hình hóa trong module LS-DYNA của phần mềm ANSYS (hình 4)

Mô hình vật liệu:

+ Con lắc được giả thiết là cứng tuyệt đối

+ Cơ tính của thép làm vỏ cabin như bảng 2

Bảng 2 Cơ tính của thép làm vỏ cabin

Giới hạn chảy

(MPa)

Môđun tiếp tuyến (MPa)

Môđun đàn hồi

Trọng lượng riêng (kg/m3)

Mô hình phần tử:

+ Con lắc được xây dựng là phần tử khối rắn 2500x800x100 mm

+ Vỏ cabin là phần tử tấm vỏ Belytschko-Tsay với chiều dày là 1,2 mm

Điều kiện biên:

+ Con lắc có vận tốc ban đầu v = 7,57 m/s

+ Cabin được giữ chặt theo những cạnh bên hông và dưới đáy

+ Thời gian mô phỏng va chạm là 4.10-2 s

Hình 3 Mô hình hình học cabin KAMAZ 53229 Hình 4 Mô hình phần tử hữu hạn cabin

Hình 5 Mô hình thử va chạm từ phía trước Hình 6 Mô hình thử độ bền nóc cabin

T CK

3.3 Kết quả tính toán

Sau khi sử dụng module LS-DYNA của phần mềm ANSYS để giải bài toán va chạm, thu

được những kết quả như sau:

Hình 7 Phân bố ứng suất trong va chạm phía trước Hình 8 Chuyển vị trong va chạm phía trước

Hình 9 Phân bố ứng suất trong thử độ bền nóc Hình 10 Chuyển vị trong thử độ bền nóc

Hình 11 Phân bố ứng suất trong thử độ bền vách sau Hình 12 Chuyển vị trong thử độ bền vách sau

độ an toàn cho cabin thiết kế

Việc mô phỏng trên máy tính còn đặc biệt hữu dụng trong giai đoạn phát triển sản phẩm, với sự đa dạng về số lượng và chủng loại thử nghiệm, giúp giảm đáng kể thời gian và giá thành thiết kế ôtô

CK

Tài liệu tham khảo

[1] PGS.TS Nguyễn Văn Bang, Đề tài nghiên cứu khoa học cấp Bộ B2004-35-89 TĐ, Thiết kế sản xuất

lắp ráp ôtô tải tự đổ trọng tải 14000 KGF

[2] ECE R-29, “Protection of occupants of the cab of commercial vehicle”

[3] Horst Raich - DaimlerChrysler AG, Stuttgart, Germany, Safety Analysis of the New Actros

Megaspace Cabin According to ECE-R29/02

[4] S.K.Patidar, V.Tandon, R.S Mahajan and S.Raju - The Automotive Research Association of India,

Pune, India, Practical Problems in Implementing Commercial Vehicle Cab Occupant Protection Standard ECE R-29 (SAE Paper No 2005-26-041)

[5] Julian Neves Tonioli, I J Castro, R R Ripoli and M A Argentino - debis Humaitá IT Services

Latin America L.T.D.A, Computational Simulation of the ECE R-29 Safety Test (SAE Paper No

2000-01-3524)

[6] Ivo de Castro Jr., Michael Jokuszies, Paul Altamore, W Lee, Simulation of Occupant Response in

the ECE R29 SafetyTest (SAE Paper No 2001-01-3845)

[7] Aleksandra Krusper, Influences of the Forming Process on the Crash Performance - Finite Element

Analysis, Master Thesis, Chalmers University of Technology, May 2003

[8] Florian Kramer, Passive Sicherheit von Kraftfahrzeugen, Springer 2006

[9] Ulrich Seiffert, Lothar Wech, Automotive Safety Handbook, SAE International 2003

[10] John O.Hallquist, LS-DYNA Theoretical Manual, Livermore Software Technology Corporation

2006♦

ĐÁNH GIÁ ĐẶC TÍNH LÀM VIỆC CỦA ĐỘNG CƠ QUA PHÂN TÍCH QUY LUẬT THAY ĐỔI ÁP SUẤT TRONG XYLANH

TS LÊ HOÀI ĐỨC Th.S NGÔ VĂN THANH

Bộ môn Động cơ đốt trong - Khoa Cơ khí Trường Đại học Giao thông Vận tải Tóm tắt: Quy luật thay đổi áp suất trong xylanh phản ánh toàn bộ trạng thái làm việc

của động cơ Từ đồ thị áp suất đo, ta có thể đánh giá đặc tính của động cơ một cách hiệu quả

và chính xác

Summary: Regulation of the changing pressure in cylinder of the engine expresses the

process of working engine From the measuring pressure, we can estimate the characteristics

of the engine quite exactly and efficient

I ĐẶT VẤN ĐỀ

Đo áp suất khí thể trong xylanh động cơ là công việc đơn giản nhưng rất hiệu quả trong thí

nghiệm nghiên cứu động cơ đốt trong Đồ thị áp suất khí thể theo góc quay trục khuỷu hay thể

tích xylanh (đồ thị công) không những phục vụ tính toán các thông số của quá trình cũng như

các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật mà nó còn phục vụ phân tích nghiên cứu hoàn thiện quá trình cháy

của động cơ Trong bài báo này, tác giả dựa vào quy luật biến thiên áp suất để tính được công

suất tổn thất cơ giới Nm, chỉ số nén đa biến trung bình n1, chỉ số giãn nở trung bình n2, phân tích

và đánh giá quy luật cháy và quy luật tỏa nhiệt của nhiên liệu dựa trên các số liệu thí nghiệm với

động cơ D243 tại phòng thí nghiệm AVL, Trường Đại học Bách khoa Hà nội

II NỘI DUNG NGHIÊN CỨU

T CK

2.1 Xác định công suất tổn thất cơ giới N m

Công ma sát hay tổn thất cơ giới trong động cơ đốt trong chiếm một tỷ lệ khá lớn của phần

năng lượng đưa vào động cơ dưới dạng nhiên liệu Tổn thất cơ giới của động cơ phụ thuộc

nhiều vào tốc độ động cơ và cũng phụ thuộc vào tải và các điều kiện làm việc khác như nhiệt độ

động cơ, độ nhớt của dầu bôi trơn Tuy nhiên, tốc độ có mức ảnh hưởng lớn hơn cả

Công suất tổn thất cơ giới Nm xác định như sau:

Trong đó:

Ni - Công suất chỉ thị của chu trình, kW;

Ne - Công suất có ích của chu trình, kW

Do kết quả thí nghiệm cho biến thiên áp suất theo góc quay trục khuỷu p = f(α) (hình 1)

nên để tính công đổi sang biến thiên áp suất theo thể tích xylanh theo công thức liên hệ sau:

2 1/ 2 2

λ - Tham số kết cấu

Đạo hàm công thức (2) theo α ta có:

CK

2 2

Công của quá trình nén được tính từ 1800 đến 3600 là công âm, công của quá trình cháy giãn nở tính từ 3600 đến 5400 là công dương Tính công quá trình nén Lnén: ta chia 1800 ÷ 3600thành 360 đoạn bằng nhau với Δα = 0,50 = 0,000873 rad

2.2 Xác định các chỉ số nén đa biến và giãn nở đa biến trung bình

2.2.1 Xác định chỉ số nén đa biến trung bình n 1

Ở chu trình thực tế, quá trình nén diễn ra có sự trao đổi nhiệt phức tạp giữa môi chất và thành vách xylanh Do vậy, chỉ số nén đa biến n'1 luôn thay đổi Giá trị n'1 giảm dần từ đầu đến

Hình 2. Đồ thị công theo góc quay trục khuỷu

Hình 1. Quy luật biến thiên áp suất trong xylanh

cuối quá trình Để đơn giản trong tính toán người ta thay n'1 bằng giá trị trung bình n1

Công của quá trình nén:

c a

V nen V

L = ∫pdV (7) Trong quá trình nén đa biến ta có

V n

1 V

pa, Va - Áp suất và thể tích ở đầu quá trình nén tính khi piston ở ĐCD;

pc, Vc - Áp suất và thể tích ở cuối quá trình nén tính khi piston ở ĐCT

2.2.2 Xác định chỉ số giãn nở đa biến trung bình n 2

Quá trình giãn nở thực tế của động cơ không phải là quá trình đoạn nhiệt như chu trình lí

tưởng, mà ngược lại trao đổi chất giữa môi chất và môi trường diễn ra liên tục trong suốt quá

trình giãn nở

T CK

Nếu gọi n'2 là chỉ số đa biến của quá trình giãn nở thì n'2 thay đổi liên tục từ đầu đến cuối

của quá trình Để đơn giản trong tính toán, ta thay n'2 bằng giá trị n2 trung bình với điều kiện áp

suất đầu và cuối quá trình giãn nở không đổi và cùng công giãn nở

Công thực hiện quá trình giãn nở được xác định như sau:

b b n z z

Thay giá trị p vào biểu thức Lzb ta được:

)

(1

1

2

b b z z

n = + − (13) Trong đó:

pz, pb, - Áp suất cực đại trong xylanh và áp suất khi piston ở cuối quá trình giãn nở tại ĐCD;

Vz, - Thể tích xylanh khi piston tại điểm áp suất cực đại;

Vb - Thể tích của xylanh khi piston ở điểm chết dưới

2.3 Phân tích quy luật tỏa nhiệt và quy luật cháy của nhiên liệu

Để tính toán tốc độ toả nhiệt hay tốc độ cháy của nhiên liệu tại các thời điểm trong chu trình công tác của động cơ dựa trên phân tích đồ thị áp suất p = f(α) một cách đơn giản nhưng vẫn đảm bảo độ chính xác cần thiết có thể dựa trên mô hình nhiệt động một vùng Trong mô hình này, nhiệt độ trong xylanh được coi là như nhau tại mọi điểm Viết phương trình nhiệt động thứ nhất cho môi chất trong xylanh ta có

dQ dU pdV dQ= + + +∑h dmi (14) Trong đó:

dQ - Nhiệt lượng do nhiên liệu cháy sinh ra;

dU - Biến thiên nội năng do nhiệt độ khí thay đổi;

PdV - Công làm dịch chuyển piston;

dQm - Nhiệt lượng truyền cho xylanh;

hi và dmi là entanpi h' và khối lượng của khí vào hoặc ra khỏi các khe kẽ dmkk giữa piston - xylanh

.'

(1

1

dt

dp V k dt

dV p k

k dt

Đối với động cơ diesel, ta gọi Qn = Q - Qtn là nhiệt của nhiên liệu cháy tỏa ra sau khi đã trừ

đi phần nhiệt truyền cho thành buồng cháy Bỏ qua ảnh hưởng của khe kẽ giữa piston-xylanh (tức là không kể đến hiện tượng nén khí và thoát khí ra khỏi các khe kẽ) và bỏ qua enthanpi của nhiên liệu phun vào (tức là ∑h mi i=h mf f =0, hf, mf là enthanpi và khối lượng nhiên liệu phun vào) Phương trình (17) được viết thành:

Ta biến đổi (18) theo góc quay trục khuỷu:

Giải phương trình vi phân (19) ta sẽ được tốc độ tỏa nhiệt dQn

dα theo góc quay trục khuỷu

Để đơn giản trong tính toán, ta chỉ xác định quy luật cháy từ khi phun nhiên liệu ϕi = 220 đến

khi mở sớm xuppáp thải ϕ3 = 400 Như vậy, quy luật cháy được xác định trong khoảng α = 338

÷ 5000 góc quay trục khuỷu

Để tính nhiệt tỏa ra trong quá trình cháy dQ

dα, ta xác định lượng nhiệt truyền cho thành buồng cháy dQtn

dα theo công thức (18) Hệ số truyền nhiệt có thể được xác định theo công thức

thực nghiệm của Woschni:

c

h =3,26.D− (p.w) T− , W / m K (20) Trong đó:

pa, Va, Ta - Áp suất, thể tích và nhiệt độ của khí trong xylanh tại một thời điểm nào đó,

thường chọn là cuối kì nạp (trong phần này, để đơn giản chọn pa = 1 bar, Ta = 298K; p, V là áp

suất và thể tích trong xylanh tại một thời điểm xét;

pm - Áp suất khí trong xylanh (xác định ở cùng vị trí góc quay trục khuỷu với p) khi động

cơ được kéo không nổ ở cùng điều kiện khi làm việc

D

v2

ω

=

với ω là tốc độ xoáy lốc trong xylanh Khi chưa có sự cháy nhiên liệu, Cp 2 = 0, khi cháy

nhiên liệu C2 = 3,24.10-3

Diện tích tức thời A được xác định gần đúng theo các thông số hình học của xylanh động

cơ như sau:

Qi - Nhiệt lượng nhiên liệu cháy sinh ra từ thời điểm bắt đầu cháy đến thời điểm i đang xét;

ΣQ - Tổng lượng nhiệt toả ra do đốt cháy tổng số nhiên liệu đưa vào xylanh động cơ trong một chu trình công tác

CK

Hình 3. Công suất tổn thất cơ giới theo tốc độ động cơ

2.4 Kết quả nghiên cứu

1.5

2.4.1 Kết quả tính công suất tổn thất cơ giới

Căn cứ vào kết quả tính công suất chỉ thị Ni từ đồ thị áp suất đo và áp suất có ích Ne được

đo khi lắp động cơ lên băng thử động lực học, ta tính được cômg suất tổn thất cơ giới Nm (hình 3) Công suất tổn thất cơ khí phụ thuộc rất nhiều vào nhiệt độ động cơ Tốc độ tăng thì công mất mát cơ khí tăng lên do ma sát tăng

Hình 4. Biến thiên n 1 theo tốc độ

1.1 1.15 1.2 1.25 1.3 1.35 1.4 1.45

Chi so gian no da bien n2 theo toc do

100% tai

80% tai 60% tai

Hình 5. Biến thiên n 2 theo tốc độ

2.4.2 Kết quả tính chỉ số nén đa biến n 1 và chỉ số giãn nở n 2

T

t trong xylanh theo góc quay trục khuỷu, ta

a biến trung

hiên liệu

cháy

giai đoạn cháy

ị tỷ lệ nhiên liệu cháy theo góc quay trục khuỷu Ta thấy tỷ lệ nhiên liệu cháy

nh giá, phân tích đặc tính làm việc của động cơ từ các số liệu thực nghiệm, ta tìm b

ài liệu tham khảo

Long (2003), Tập bài giảng thí nghiệm nghiên cứu phát triển động cơ đốt trong

ục

Analysis of Engine

Từ kết quả thí nghiệm đo được giá trị áp suấ

tính được công quá trình nén và công của quá

trình cháy giãn nở Từ đó ta tính được chỉ số nén

đa biến n1 và chỉ số giãn nở trung bình n2

Khi tăng tốc độ động cơ, chỉ số nén đ

bình n1 tăng lên do thời gian trao đổi nhiệt

giữa môi chất và thành vách xylanh giảm đồng

thời hiện tượng lọt khí cũng giảm Kết quả là môi

chất mất nhiệt ít và chỉ số nén đa biến trung bình

n1 tăng lên Khi tốc độ tăng, n2 giảm Do khi tăng

tốc độ động cơ thì thời gian tiếp xúc giữa môi

chất và thành vách xylanh giảm, thời gian cháy r

vậy môi chất được nhận nhiệt nhiều hơn nên làm cho n

Hình 6. Tốc độ tỏa nhiệt của nhiên liệu khi cháy.

ớt tăng lên cũng như làm giảm rò lọt khí Vì

2 giảm

2.4.3 Kết quả tính quy luật tỏa nhiệt và quy luật cháy của n

Từ kết quả giải phương trình vi phân (23) và tỷ lệ

Hình 7. Tỷ lệ cháy của nhiên liệu

nhiên liệu tại thời điểm ứng với góc quay trục

khuỷu α (24) ta được đồ thị biểu diễn tốc độ toả nhiệt

như hình 6 và tỷ lệ cháy nhiên liệu như hình 7

Từ đồ thị tốc độ toả nhiệt ta thấy, ứng với

nhanh và cháy chính của động cơ, tốc độ tỏa nhiệt

dQ/dα tăng lên rất nhanh và đạt giá trị cực đại Điều này

phù hợp với lý thuyết quá trình cháy động cơ diesel Khi

tốc độ cháy giảm xuống do nồng độ sản phẩm cháy tăng

lên, nồng độ nhiên liệu và ôxy giảm đồng thời piston đi

xuống điểm chết dưới, thể tích giãn nở làm cho tốc độ

tỏa nhiệt giảm dần

Hình 7 là đồ th

CK

phần lớn tập trung ở giai đoạn cháy nhanh và cháy chính nên độ dốc của đồ thị ở giai đoạn

này cao hơn so với giai đoạn cháy rớt Khi tốc độ càng cao thì đường cháy nhiên liệu ít dốc hơn

(nằm ở phía dưới), điều này chứng tỏ quá trình cháy cơ bản tính bằng góc quay trục khuỷu lớn

hơn khi động cơ chạy ở tốc độ cao

III KẾT LUẬN

Trên cơ sở đá

iện pháp cải tiến, hoàn thiện thiết kế các hệ thống của động cơ Với kết quả tính toán này

có thể làm tài liệu tham khảo cho nhà sản xuất nhằm hoàn thiện, cải tiến các cơ cấu, hệ thống

nhằm đạt được hiệu quả cao nhất cho quá trình làm việc của động cơ

T

[1] TS Hoàng Đình

(dùng cho cao học), Trường ĐHBK Hà nội

TS Lê Viết Lượng (2000), L ý thuyết động cơ

[3] GS TS Nguyễn Tất Tiến, (2000), Nguyên l ý động cơ đốt trong, NXB Giáo d

[4] David R Lancaster, Roger B.Krieger, and John H Lienesch, Measurement and

Pressure Date, Engine Research Dept, General Motors

J C Gilkey, J D Powell (1985), Fuel-Air Ratio D

Histories, Department of Mechanical Engineering, Stanford University, Stanford CA94305♦

CK