0

Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam

162 546 2
  • Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam

Tài liệu hạn chế xem trước, để xem đầy đủ mời bạn chọn Tải xuống

Tài liệu liên quan

Thông tin tài liệu

Ngày đăng: 26/04/2016, 09:48

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI Đỗ Giao Tiến NGHIÊN CỨU TẢI TRỌNG ĐỘNG CHO THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ TẢI THÔNG DỤNG SẢN XUẤT TẠI VIỆT NAM LUẬN ÁN TIẾN SĨ KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC Hà Nội - 2016 BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI Đỗ Giao Tiến NGHIÊN CỨU TẢI TRỌNG ĐỘNG CHO THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ TẢI THÔNG DỤNG SẢN XUẤT TẠI VIỆT NAM Chuyên ngành: Kỹ thuật khí động lực Mã số: 62520116 LUẬN ÁN TIẾN SĨ KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC: PGS.TS NGUYỄN TRỌNG HOAN TS NGUYỄN THANH QUANG Hà Nội - 2016 LỜI CAM ĐOAN Tôi xin cam đoan công trình nghiên cứu riêng tôi, hướng dẫn khoa học PGS.TS Nguyễn Trọng Hoan TS Nguyễn Thanh Quang Các kết nghiên cứu trình bày luận án trung thực, khách quan chưa để bảo vệ học vị Tôi xin cam đoan giúp đỡ cho việc thực luận án cám ơn, thông tin trích dẫn luận án rõ nguồn gốc Tôi xin chịu trách nhiệm nghiên cứu Hà Nội, ngày tháng năm 2016 TM Tập thể giáo viên hướng dẫn Tác giả luận án PGS.TS Nguyễn Trọng Hoan Đỗ Giao Tiến LỜI CẢM ƠN Lời đầu tiên, xin gửi lời cảm ơn chân thành sâu sắc tới người hướng dẫn chính: PGS.TS Nguyễn Trọng Hoan - Thầy tận tình hướng dẫn, bảo, định hướng giúp đỡ suốt trình thực luận án với tận tâm, trách nhiệm, sáng suốt khoa học cao Tôi xin trân trọng cảm ơn TS Nguyễn Thanh Quang suốt trình thực luận án, với vai trò người hướng dẫn, Thầy tận tình hướng dẫn, bảo tạo điều kiện thuận lợi cho thực kế hoạch học tập nghiên cứu Tôi cám ơn trân trọng hợp tác, hỗ trợ Nhà máy ô tô Cổ Loa, Phòng thí nghiệm chuyên ngành khí động lực Trường Đại học Lâm nghiệp, Học Viện Kỹ thuật Quân sự, Học viện Nông nghiệp Việt Nam, Phòng thí nghiệm động đốt Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội hỗ trợ, tạo điều kiện phương tiện trang thiết bị thí nghiệm góp phần thực thành công luận án Xin gửi lời cảm ơn trân trọng đến thầy Bộ môn Ô tô xe chuyên dụng, Bộ môn Động đốt Viện Cơ khí động lực thuộc Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội với góp ý thiết thực suốt trình thực luận án Xin gửi lời cảm ơn chân thành đến quan công tác Nhà máy ô tô Cổ Loa, Vụ Khoa học Công nghệ ngành kinh tế - kỹ thuật thuộc Bộ Khoa học Công nghệ tạo điều kiện, ủng hộ, giúp đỡ mặt trình theo học Nghiên cứu sinh Xin gửi lời cảm ơn tới nhà khoa học, bạn đồng nghiệp giúp đỡ thiết thực cho luận án Xin gửi lời cảm ơn đặc biệt tới gia đình tôi, người bên cạnh tôi, động viên, chia sẻ khó khăn động lực để hoàn thành luận án Hà Nội, ngày tháng năm 2016 Nghiên cứu sinh Đỗ Giao Tiến DANH MỤC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT i DANH MỤC CÁC BẢNG iii DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ .v MỞ ĐẦU Chương TỔNG QUAN 1.1 Ngành công nghiệp ô tô VN phát triển lĩnh vực sản xuất xe ô tô tải 1.1.1 Thực trạng ngành công nghiệp ô tô Việt Nam 1.1.2 Định hướng phát triển 1.1.3 Nhu cầu nâng cao chất lượng 1.2 Hệ thống truyền lực ô tô tải vấn đề thiết kế 1.2.1 Sơ đồ HTTL ô tô tải 1.2.2 Tỉ số truyền HTTL ô tô tải 1.2.3 Các chế độ tải trọng thiết kế tính toán HTTL 1.3 Các hướng nghiên cứu HTTL ô tô 1.3.1 Các vấn đề nghiên cứu 1.3.2 Phương pháp nghiên cứu 10 1.4 Tải trọng động HTTL ô tô 15 1.4.1 Tải trọng từ dao động mô men xoắn động 16 1.4.2 Tải trọng từ mấp mô mặt đường 17 1.4.3 Tải trọng cực đại HTTL 18 1.5 Các công trình nghiên cứu nước 24 1.6 Đối tượng nghiên cứu 26 1.7 Nội dung luận án 26 1.7.1 Mục tiêu nghiên cứu 27 1.7.2 Phương pháp nghiên cứu 27 1.7.3 Phạm vi nghiên cứu 27 1.7.4 Nội dung nghiên cứu 27 Kết luận chương 28 Chương XÂY DỰNG MÔ HÌNH MÔ PHỎNG HTTL 29 2.1 Mô hình tính toán tải trọng cực đại HTTL 29 2.1.1 Mô hình tính toán 29 2.1.2 Các trường hợp tính toán 32 2.1.3 Các công thức tính toán 33 2.2 Xây dựng mô hình mô HTTL phương pháp mạng liên kết 36 2.2.1 Phương pháp mạng liên kết (Bondgraph ) 36 2.2.2 Phần tử mạng liên kết 39 2.2.3 Xây dựng mô hình mạng liên kết cụm chi tiết HTTL 44 2.2.4 Động lực học HTTL 57 Kết luận chương 63 Chương TÍNH TOÁN KHẢO SÁT TẢI TRỌNG ĐỘNG TRONG HTTL 64 3.1 Nội dung nghiên cứu 64 3.2 Xác định thông số tính toán hệ thống truyền lực 64 3.2.1 Khối lượng quán tính 65 3.2.2 Độ cứng xoắn trục 66 3.2.3 Hệ số cản nhớt phần tử 68 3.3 Nghiên cứu khả cộng hưởng HTTL với nguồn kích thích từ mô men động 69 3.3.1 Tính toán tần số riêng HTTL 70 3.3.2 Mô men kích thích động 73 3.3.3 Đánh giá khả xảy cộng hưởng 75 3.3.4 Hiệu chỉnh thông số để tránh cộng hưởng 76 3.4 Tính toán tải trọng động cực đại HTTL 77 3.4.1 Phương pháp tính toán 77 3.4.2 Kết tính toán 77 3.5 Tính toán khảo sát tải trọng động HTTL 81 3.5.1 Xây dựng mô hình tính toán, khảo sát 81 3.5.2 Khảo sát ảnh hưởng thống số kết cấu 83 3.5.3 Ảnh hưởng điều kiện vận hành xe 93 3.5.4 Khảo sát ảnh hưởng thao tác người lái xe 95 Kết luận chương 97 Chương NGHIÊN CỨU THỰC NGHIỆM 98 4.1 Mục đích, đối tượng thông số đo 98 4.1.1 Mục đích thí nghiệm 98 4.1.2 Đối tượng thí nghiệm 98 4.1.3 Các thông số đo 98 4.1.4 Phương pháp xác định tải trọng động thông số đánh giá 99 4.2 Lựa chọn phương pháp thiết bị đo 99 4.2.1 Nguyên lý đo tải trọng xoắn HTTL 99 4.2.2 Lựa chọn phương pháp thiết bị thí nghiệm luận án 102 4.3 Thiết bị thí nghiệm 105 4.4 Các chế độ thí nghiệm 115 4.4.1 Mô tả thí nghiệm: 115 4.4.2 Quy hoạch thí nghiệm 116 4.5 Kết thí nghiệm 117 4.5.1 Kết đo 117 4.5.2 Kết thí nghiệm 120 4.6 So sánh kết thí nghiệm kết tính toán mô 124 Kết luận chương 126 KẾT LUẬN 127 DANH MỤC CÁC CÔNG TRÌNH ĐÃ CÔNG BỐ 129 TÀI LIỆU THAM KHẢO 131 DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU VÀ CHỮ VIẾT TẮT Danh mục ký hiệu: Ký hiệu Tên gọi Đơn vị Ibd Khối lượng quán tính bánh đà kg.m2 Ilh Khối lượng quán tính ly hợp kg.m2 Ihs Khối lượng quán tính hộp số kg.m2 Icd Khối lượng quán tính trục đăng kg.m2 Ibt Khối lượng quán tính bán trục kg.m2 Ibx Khối lượng quán tính bánh xe kg.m2 m Khối lượng xe Clh Hệ số độ cứng xoắn ly hợp Nm/rad Chs Hệ số độ cứng xoắn hộp số Nm/rad Clhhs Hệ số độ cứng xoắn chung ly hợp hộp số Nm/rad Ccd Hệ số độ cứng xoắn trục đăng Nm/rad Cbt Hệ số độ cứng xoắn bán trục Nm/rad Cbx Hệ số độ cứng xoắn bánh xe Nm/rad Blh Hệ số độ cản nhớt ly hợp Nms/rad Bhs Hệ số độ cản nhớt hộp số Nms/rad Blhhs Hệ số độ cản nhớt ly hợp hộp số Nms/rad Bcd Hệ số độ cản nhớt trục đăng Nms/rad Bbt Hệ số độ cản nhớt bán trục Nms/rad Bbx Hệ số độ cản nhớt bánh xe Nms/rad nhs Tỉ số truyền hộp số - ntlc Tỉ số truyền truyền lực - fc Hệ số cản ô tô - rw Bán kính bánh xe ô tô M β Hệ số dự trữ ly hợp - Kd Hệ số tải trọng động hệ thống truyền lực - kct Hệ số chuẩn tải !" Thời gian đóng ly hợp Kg Nm/mV S i Danh mục chữ viết tắt: Chữ viết tắt Giải thích NCS Nghiên cứu sinh HTTL Hệ thống truyền lực ô tô CKD Viết tắt cụm từ tiếng Anh: Completely Knocked Down Nghĩa xe lắp ráp nước với 100% linh kiện nhập VAMA Hiệp hội nhà sản xuất ô tô Việt Nam VEAM Tổng Công ty Máy động lực Máy nông nghiệp Việt Nam LPG Từ viết tắt Liquefied Petroleum Gas, hỗn hợp hydrocarbon nhẹ, thể khí TLC Truyền lực ô tô ii DANH MỤC CÁC BẢNG TT Bảng 1.1 Tên bảng Tải trọng động trục sơ cấp ly hợp đóng ly hợp đột Trang 23 ngột Bảng 1.2 Thông số xe ô tô tải LIFAN 3070G1 26 Bảng 2.1 Các trường hợp tính toán mô men cực đại HTTL 32 Bảng 2.3 Lực dòng số dạng lượng 37 Bảng 2.4 Phương trình trạng thái phần tử quán tính (I) số miền 40 lượng Bảng 2.5 Phương trình trạng thái phần tử đàn hồi (C) số miền 41 lượng Bảng 2.6 Phương trình trạng thái phần tử cản (R) số miền 42 lượng Bảng 3.1 Độ cứng xoắn chi tiết hộp số 67 Bảng 3.2 Tần số dao động riêng HTTL 72 Bảng 3.3 Các thông số tính động 74 Bảng 3.4 Tần số pha hàm điều hoà đến hài số 75 Bảng 3.5 Kết tính toán tần số dao động riêng với C1 = 8230 Nm/rad 77 Bảng 3.6 Hệ số tải trọng động cực đại chế độ không tải 79 Bảng 3.7 Hệ số tải trọng động cực đại chế độ 100% tải 79 Bảng 3.8 Hệ số tải trọng động cực đại chế độ 150% tải 79 Bảng 3.9 So sánh hệ số tải trọng động tay số 80 Bảng 3.9 Các trường hợp khảo sát ảnh hưởng thông số tới tải trọng động HTTL Bảng 3.10 Hệ số tải trọng động HTTL tăng giảm Ihs 84 Bảng 3.11 Hệ số tải trọng động HTTL tăng giảm Icd 85 Bảng 3.12 Hệ số tải trọng động HTTL tăng giảm Ivc 86 Bảng 3.13 Hệ số tải trọng động HTTL tăng giảm Chs 88 Bảng 3.14 Hệ số tải trọng động HTTL tăng giảm Ccd 89 Bảng 3.15 Hệ số tải trọng động HTTL thay đổi Cbt 90 Bảng 3.16 Hệ số tải trọng động HTTL thay đổi Cbx 91 Bảng 3.17 Hệ số tải trọng động thay đổi theo hệ số dự trữ ly hợp 92 iii [25] Javier A Kypuros (2008) System Dynamics:Bond graphs, Analysis, and Control Design for Undergraduate Engineering Students Department of Mechanical Engineering University of Texas [26] Jeffrey A Cook, Jing Sun, Julia H Buckland, Ilya V Kolmanovsky, Huei Peng, and Jessy W Grizzle (2006) Automotive Powertrain Control – a Survey Asian Journal of Control Vol 8, No 3, pp 237-260 [27] Jeffrey K Runde (1986) Modelling and Control of an Automatic Transmission Massachusetts Institute of Technology [28] Joško Deur, Vladimir Ivanovic, Francis Assadian, Ming Kuang, Eric H Tseng, Davor Hrovat (2012) Bond Graph Modeling of Automotive Transmissions and Drivelines [29] Juergen M Geissinger (2012) The Future Powertrain – Challenge between Internal Combustion Engine and Electric Mobility 33rd International Vienna Motor Symposium 26-27 April 2012 [30] Magnus Pettersson (1997), Driveline Modeling and Control Thesis, Linkoping University [31] Marius Bataus, Andrei Maciac, Mircea Oprean, Nicolae Vaisiliu (2011) Automotive Clutch Models for Real Time Simulation Proceedings of the Romanian Academy, Series A, Volume 12, Number 2/2011 [32] Maurice L Adams, JR (2005) Rotating Machinery Vibration: From Analysis to troubleshooting Marcel Dekker, Inc [33] Reza N Jazar (2008) Vehicle Dynamics: Theory and Applications Spinger [34] Robert Thomas McBride (2005) System Analysis Through Bond Graph Modeling [35] Robert Thomas McBride (2005) System Analysis Through Bond Graph Modeling Thesis, Department of Electrical and Computer Engineering [36] Vincent Duindam, Alessandro Macchelli, Stefano Stramigioli, and Herman Bruyninckx (2009) Modeling and Control of Complex Physical Systems The PortHamiltonian Approach Springer 133 [37] Vjeckoslav Damic John Montgomery (2003) Mechatronics by Bond Graphs: An Object-Oriented Approach to Modelling and Simulation Springer-Verlag Berlin Heidelberg New York [38] W Lhomme, R Zanasi, G.-H Geitner, A Bouscayrol (2008) Different Graphical Descriptions of Clutch Modelling for Traction Systems [39] Wolfgang Borutzky (2010) Bond Graph Methodology: Development and Analysis of Multidisciplinary Dynamic System Models Springer London Dordrecht Heidelberg New York [40] Wolfgang Borutzky (2010) Bond Graph Modelling of Engineering Systems: Theory, Applications and Software Support Springer New York Dordrecht Heidelberg London [41] Yuanfeng Xia, Hongcheng Li, Xiong Tian, Hongying Wang and Yu Tang (2012) Torsional Finite Element Analysisof Driveline Torsional Vibrationfor a Front Wheel Driveline VehicleDevelopment SAE-China and FISITA (eds.), Proceedings of the FISITA 2012 World [42] А.И.Гришкевич (1985) Автомобиля: Конструкция, конструирование и расчёт Трансмиссия Минск, Вышєйшая школа [43] А.И.Гришкевич (1984) Проектирование трансмиссий автомобилей Справочник Машиностроение, Москва [44] В.Н.Антощенков И.А.Щевченко математическоемоделированиеразгонасельскохозяйственного (2008) агрегата с активными рабочими органами Системиобробкиінформатціі, 2008, випуск [45] Дементьев Ю.В (1981), Исследование динамической нагруженности силового агрегата переднеприводного автомобиля: Дисс канд.техн.наук Москва [46] Дементьев Ю.В., Ле Чонг Кыонг (2007) Теоретическое исследование вибрационной характеристики силового агрегата полноприводного легкового автомобиля при движении по неровной дороге «Известия МГТУ «МАМИ», г Москва, 2007 г., № [47] Доброгаев Р.П (1980) Влияние крутильных колебаний коленчатого вала на угловые колебание двигателя Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» №3 Москва,1980г 134 [48] И.С Цитович, В.Б Альгин (1981) Динамика атомобиля Наука и техника [49] И.С Цитович, И.В Каноник, В.А Вавуло (1979) Трансмиссии автомобилей Наука и техника, Москва [50] Ковальчук А.В (1991), Снижение вибронагруженности легкового автомобиля с передним поперечно расположенным силовым агрегатом: Дисс канд.техн.наук -Тольятти, 1991.-225 с [51] Контанистов С.П (1979) Исследование переходных процессов в динамической системе «Двигатель - сцепление - трансмиссия - подвеска» грузового автомобиля: Дисс канд.техн.наук - М., 1979 [52] Латышев Г.В., Минкин Л.М, Тольский В.Е (1973) Метод расчета колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей Сборник научных трудов НАМИ Москва,1973г, выпуск 145 [53] Ле Чонг Кыонг (2008) Улучшение вибратионнойхарактеристикисиловогоагрегатапнолноприводного легкого автомобиля при движении по неровной дороге методами параметрической оптимизации.Диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук Москва - 2008 [54] Ломакин В.В (1971) Исследование совместных колебаний систем трансмиссии и подвески трехосных автомобилей типа 6х6 при движении по неровностям Дисс канд.техн.наук Москва, 1971 [55] Ломакин В.В., Макаров С.Г., Гусев В.И., Бочаров Н.Ф (1971) О влиянии трансмиссии на плавность хода автомобиля Москва, Машиностроение №8, 1971г [56] Ломакин В.В., НГУЕН Гуй Чыонг (2008) Расчет крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля при движении по неровным дорогам и оптимизация параметров демпфирующей муфты Машиностроение «Известия ВУЗов» – М., 2008 – №1 – С 50 – 56 [57] Ломакин В.В., Черепанов Л.А., Вермеюк В.Н., Писарев В.Е., Пушкарев В.Г (1978), Нелинейная виброамортизация силового агрегата автомобиля Межвузовский сборник научных трудов «Вопросы-автомобилестроения», Москва, 1978г 135 [58] Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф (1984), Крутильные колебания в трансмиссии двигателя Определение максимальных моментов в трансмиссии автомобиля Машиностроение, Москва, 1984г [59] Лукин П.П., Гусаков Н.В., Наследов П.В (1981) Исследование крутильных колебаний в трансмиссии переднеприводного автомобиля с учетом реактивных элементов Межвузовский сборник научных трудов «Безопасность и надежность автомобиля», Москва,1981 – Вып [60] Нгуен Гуи Чыонг (2008): Разработка метода снижения виброакустической нагруженности пнолноприводного автомобиля путём оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии Диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук Москва – 2008 [61] Нгуен Хак Туан (2011) Выбор путей снижения динамичесих нагрузок в механической трансмиссии автомобиля с гибридными силовыми установками Диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук Москва - 2011 136 PHỤ LỤC CÁC THÔNG SỐ TÍNH TOÁN HTTL Ô TÔ TẢI Khối lượng quán tính chi tiết bánh hộp số Khối lượng TT Tên chi tiết Vật liệu quán tính (kg.m2) BR số trục Za1 (43 răng) Thép 0,016 BR số trục Za2 (39 răng) Thép 0,009 BR số trục Za3 (31 răng) Thép 0,004 BR số trục Za4 (25 răng) Thép 0,002 BR số trục chủ động Za5 (19 răng) Thép 0,001 BR cấp chậm hộp cấp số Za6 (24 răng) Thép 0,002 Trục chủ động Za7 (19 răng) Thép 0,001 BR số trục tầng Zb1 (13 răng) Thép 0,002 BR số trục tầng Zb2 (20 răng) Thép 0,001 10 BR số trục tầng Zb3 (28 răng) Thép 0,003 11 BR số trục tầng Zb4 (35 răng) Thép 0,006 12 BR số trục tầng Zb5 (42 răng) Thép 0,01 13 BR trung gian cấp chậm Zb6 - Zb7 (21 -26 răng) Thép 0,003 14 Bánh số lùi trục ZaL (43 răng) Thép 0,017 Khối lượng quán tính cụm chi tiết HTTL TT Thông số Ký hiệu Giá trị kg.m2 Khối lượng quán tính bánh đà Ibd 0,8 Khối lượng quán tính phần bị động ly hợp Ilh 0.3 Khối lượng quán tính hộp số (quy dẫn trục sơ cấp) Số Ihs1 0.0113 Số Ihs2 0.0130 Số Ihs3 0.0185 Số Ihs4 0.0297 Số Ihs5 0.0585 Khối lượng quán tính trục đăng Icd 0,08 Khối lượng quán tính bánh dứa Icd 0,002 Khối lượng quán tính bánh vành chậu Ivc 0,45 Khối lượng quán tính bánh vi sai Ivs 0,135 Khối lượng quán tính bánh xe Ibx 5,222 Độ cứng xoắn chi tiết hộp số TT Tên chi tiết Giá trị Đơn vị độ cứng Trục sơ cấp (T1) 41865 Nm/rad Trục dẫn 93656 Nm/rad động (T2) Trục (T3) 38995 Nm/rad Trục trung gian 71404 Nm/rad (T5) Hình vẽ Độ cứng xoắn cụm chi tiết HTTL TT Tên Ký hiệu Giá trị Đơn vị Độ cứng xoắn chung hộp số số chs1 680 Nm/rad Độ cứng xoắn chung hộp số số chs2 1730 Nm/rad Độ cứng xoắn chung hộp số số chs3 3890 Nm/rad Độ cứng xoắn chung hộp số số chs4 5990 Nm/rad Độ cứng xoắn chung hộp số số chs5 16600 Nm/rad - Độ cứng xoắn lò xo giảm chấn ly hợp Được tính từ thông số kết cấu lò xo giảm chấn: cgc = 8500 Nm/rad - Độ cứng xoắn trục đăng Thân trục đăng thép, có kết cấu ống hình trụ rỗng, đường kính d2 = 90mm, đường kính d1 = 78mm, chiều dài l = 1,18m Áp dụng công thức (3.3) ta tính ccd = 146 (Nm/rad) - Độ cứng xoắn bán trục Bán trục có tiết diện hình trụ có đường kính 50mm, chiều dài 945mm Áp dụng công thức (3.3) ta tính độ cứng xoắn hai bán trục cbt = 5,5.104 Nm/rad - Độ cứng xoắn bánh xe Độ cứng xoắn bánh xe sau: 680000 Nm/rad Thông số chương trình Matlab-Simulink mô HTTL (tay số 2, xe chở 100% tải) % Khoi luong quan tinh Jbd = 0.8 Jlh = 0.3 Jhs = 0.013 Jcd = 0.08 Jqd = 0.002 Jvc = 0.45 Jvs = 0.135 Jw = 5.222 m = 7230 % Khoi luong qua tai gama = 0.65 % He so phan bo tai tren cau sau phi = 0.8 % He so bam beta = % He so du tru ly hop % He so cung tay so khs = 1730 kcd = 146 kbt = 55000 kbx = 680000 % He so can giam chan Bhs = Bcd = 200 Bbt = Bbx = % Cac he so khac rbx = 0.5 f = 0.015 % Ti so truyen nhs = 4.31 ntlc = 6.57 % Van toc goc dong ly hop (vong/p) n0= 2000 a11 = 1/Jbd a12 = 1/Jbd a21 = 1/Jlh a22 = 1/Jlh a31 = 2*nhs*nhs/(2*nhs*nhs*Jhs + Jcd) a32 = 2*nhs/(2*nhs*nhs*Jhs + Jcd) a41 = 2*ntlc*ntlc/(ntlc*ntlc*(Jcd + 2*Jqd) + 2*(Jvc + Jvs)) a42 = 2*ntlc/(ntlc*ntlc*(Jcd + 2*Jqd) + 2*(Jvc + Jvs)) PHỤ LỤC KẾT QUẢ PHÂN TÍCH FFT MÔ MEN CỦA ĐỘNG CƠ Chế độ tương ứng với mô men cực đại Memax động đặc tính (ne = 2000 v/ph) Rate (Hz) = 1380 a) b) Phase Amplitude Chế độ tương ứng với suất tiêu hao nhiên liệu tối thiểu gemin , đặc tính ngoài, ne = 2300 v/ph Rate (Hz) = 1080 a) Amplitude b) Phase Bảng 2.1 Tần số pha hàm điều hoà đến hài số Chế độ Vận tốc góc (v/ph) Tần số góc (rad/s) pha (rad) hàm điều hoà ω1 ϕ1 ω2 ϕ2 ω3 ϕ3 ω4 ϕ3 Memax 2000 376,8 1,15 753,6 -1,83 1130,4 -2,34 1507,2 -3,07 gemin 2300 481,7 1,15 963,4 -1,83 1445,1 -2,34 1926,8 -3,07 PHỤ LỤC Chương trình tính toán tần số riêng clear all; wdc=481.71; c2=[80600 40200 17500 6300 3200] c3=[28840 13350 5500 1720 520] c4=[15080 6960 2880 900 280] j1=[1.02 1.02 1.02 1.02 1.02]; j2=[0.037 0.032 0.03 0.029 0.028] j3=[0.185 0.086 0.035 0.011 0.003] j4=[0.201 0.658 0.272 0.084 0.025] j5=[58.3 27.0 11.1 3.46 1.05] syms w; dem=0; for j=8000:100:8500; c1=[j j j j j]; dem=dem+1; for i=1:5 gama12(i)=c1(i)*c2(i)/j2(i)^2; gama23(i)=c2(i)*c3(i)/j3(i)^2; gama34(i)=c3(i)*c4(i)/j4(i)^2; r1(i)=c1(i)*(1/j1(i)+1/j2(i))-w; r2(i)=c2(i)*(1/j2(i)+1/j3(i))-w; r3(i)=c3(i)*(1/j3(i)+1/j4(i))-w; r4(i)=c4(i)*(1/j4(i)+1/j5(i))-w; r(i)=r1(i)*r2(i)*r3(i)*r4(i)-r1(i)*r2(i)*gama34(i)r3(i)*r4(i)*gama12(i)r1(i)*r4(i)*gama23(i)+gama12(i)*gama34(i); wi=real(double(solve(r(i),w))).^0.5; wii(i,:)=wi; end; hieu=abs(wii-wdc); deltaw(dem)=min(min(hieu)); end; for a=1:length(deltaw) if deltaw(a)==max(deltaw) docungcantim=8000+100*a end; end; Chương trình tính toán mô men cực đại HTTL (mô hình khâu đàn hồi, khối lượng quán tính) clear all J1=[54.3 16.6 5.18 2.13 0.987] %don vi Kg.m2 J2=[1.77 0.538 0.168 0.069 0.032] %don vi Kg.m2 J3=[1.79 0.716 0.404 0.315 0.284] %don vi Kg.m2 J4=[1.36 1.36 1.36 1.36 1.36] %don vi Kg.m2 J5=[32 32 32 32 32] %don vi Kg.m2 [48.5 48.5 48.5 48.5 48.5] (100%); [72 72 72 72 72] (150%) J45=J4+J5 J25=J2+J3+J4+J5 J24=J2+J3+J4 J23=J2+J3 J14=J1+J2+J3+J4 J13=J1+J2+J3 E=706E-6 % 706E-06 %don vi N-1.m-1 Memax=290 %Nm Mc0=[4240 2500 1420 893 580] %don vi N.m(lay theo LIFAN) Mc=0.8*Mc0 MmaxA1=2*Mc Mphi=1390%(150% tai) 2806.8 (100% tai) %don vi N.m w1max=[28.6 48.57 85 136 209] %don vi rad/c xc12=w1max/1.5 xc11=w1max/1.5 xc112=w1max/1.5 xc121=w1max/1.5 chiso=zeros(9,5) ih(1)=7.31 ih(2)=4.31 ih(3)=2.45 ih(4)=1.54 ih(5)=1.0 for i=1:5 Mcp2(i)=Mphi*J45(i)/J25(i); Mcp1(i)=Mc0(i)*J13(i)/J1(i); w2max(i)=Mc(i)*sqrt(E/J2(i)); xc2(i)=w2max(i)/1.5; K14(i)=sqrt((1/J13(i)+1/J4(i))/E) K15(i)=sqrt((1/J13(i)+1/J45(i))/E) K24(i)=sqrt((1/J23(i)+1/J4(i))/E) K25(i)=sqrt((1/J23(i)+1/J45(i))/E) K1r(i)=sqrt(1/J13(i)/E) MmaxA2(i)=2*Mc(i)*J45(i)/J25(i); MmaxA3(i)=Mc(i)*J4(i)/J24(i)+Mphi*J23(i)/J24(i)+sqrt((xc2( i)/K24(i)/E)^2+(Mphi*(J45(i)/J5(i)-J23(i)/J24(i))Mc(i)*J4(i)/J24(i))^2); MmaxB1(i)=1/E*w1max(i)/K1r(i) MmaxB2(i)=1/E*w1max(i)/K15(i) MmaxB3(i)=Mphi*J13(i)/J14(i)+sqrt((xc12(i)/K14(i)/E)^2+(Mp hi*(J45(i)/J5(i)-J13(i)/J14(i)))^2) MmaxV1(i)=Mc0(i)*J45(i)/J25(i)+sqrt((xc11(i)/K25(i)/E)^2+( Mc0(i)*(J13(i)/J1(i)-J45(i)/J25(i)))^2) MmaxV2(i)=Mc0(i)*J4(i)/J24(i)+Mphi*J23(i)/J24(i)+sqrt((xc1 12(i)/K24(i)/E)^2+(Mphi*(J45(i)/J5(i)-J23(i)/J24(i))Mc0(i)*J4(i)/J24(i))^2) MmaxV3(i)=Mc0(i)*J4(i)/J24(i)+Mphi*J23(i)/J24(i)+sqrt((xc1 21(i)/K24(i)/E)^2+(Mc0(i)*(J13(i)/J1(i)-J4(i)/J24(i))Mphi*J23(i)/J24(i))^2) Me(i)=Memax*ih(i) end; for i=1:5 if w2max(i)>w1max(i) if MmaxB2(i)>Mcp2(i) if MmaxB3(i)>Mcp1(i) if MmaxV3(i)>MmaxB2(i) Mmax(i)=MmaxB2(i); chiso(5,i)=1; else Mmax(i)=MmaxV3(i); chiso(9,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; else if MmaxB3(i)>MmaxB2(i) Mmax(i)=MmaxB2(i); chiso(5,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) else Mmax(i)=MmaxB3(i); chiso(6,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; end; else if MmaxB2(i)>Mcp1(i) if MmaxV1(i)>Mcp2(i) if MmaxV2(i)>MmaxB2(i) Mmax(i)=MmaxB2(i); chiso(5,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) else Mmax(i)=MmaxV1(i); chiso(7,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; else if MmaxV1(i)>MmaxB2(i) Mmax(i)=MmaxB2(i); chiso(5,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) else Mmax(i)=MmaxV1(i); chiso(7,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; end; else Mmax(i)=MmaxB2(i); chiso(5,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; else end; if MmaxA2(i)>Mcp2(i) if MmaxA3(i)>MmaxA2(i) Mmax(i)=MmaxA2(i); chiso(2,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) else Mmax(i)=MmaxA3(i); chiso(3,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; else Mmax(i)=MmaxA2(i); chiso(2,i)=1; Kd(i)=Mmax(i)/Me(i) end; end; end; tieude={'Tay so';'w1max';'w2max';'MmaxA1';'MmaxA2';'MmaxA3';'MmaxB1';'M maxB2';'MmaxB3';'MmaxV1';'MmaxV2';'MmaxV3';'Mcp1';'Mcp2';' Max';'Kd';'Bang chi so';'A1';'A2';'A3';'B1';'B2';'B3';'V1';'V2';'V3'}; xlswrite('dulieu.xls',tieude,1,'A1'); tayso=[1 5] dulieu=[tayso;w1max;w2max;MmaxA1;MmaxA2;MmaxA3;MmaxB1;Mmax B2;MmaxB3;MmaxV1;MmaxV2;MmaxV3;Mcp1;Mcp2;Mmax;Kd]; xlswrite('dulieu.xls',chiso,1,'B18'); xlswrite('dulieu.xls',dulieu,1,'B1'); Chương trình tính toán xác định độ cứng C1 để HTTL tránh cộng hưởng từ mô men động chế độ gemin clear all; wdc=481.71; c2=[80600 40200 17500 6300 3200] c3=[28840 13350 5500 1720 520] c4=[15080 6960 2880 900 280] j1=[1.02 1.02 1.02 1.02 1.02]; j2=[0.037 0.032 0.03 0.029 0.028] j3=[0.185 0.086 0.035 0.011 0.003] j4=[0.201 0.658 0.272 0.084 0.025] j5=[58.3 27.0 11.1 3.46 1.05] syms w; dem=0; for j=8000:100:8500; c1=[j j j j j]; dem=dem+1; for i=1:5 gama12(i)=c1(i)*c2(i)/j2(i)^2; gama23(i)=c2(i)*c3(i)/j3(i)^2; gama34(i)=c3(i)*c4(i)/j4(i)^2; r1(i)=c1(i)*(1/j1(i)+1/j2(i))-w; r2(i)=c2(i)*(1/j2(i)+1/j3(i))-w; r3(i)=c3(i)*(1/j3(i)+1/j4(i))-w; r4(i)=c4(i)*(1/j4(i)+1/j5(i))-w; r(i)=r1(i)*r2(i)*r3(i)*r4(i)-r1(i)*r2(i)*gama34(i)r3(i)*r4(i)*gama12(i)r1(i)*r4(i)*gama23(i)+gama12(i)*gama34(i); wi=real(double(solve(r(i),w))).^0.5; wii(i,:)=wi; end; hieu=abs(wii-wdc); deltaw(dem)=min(min(hieu)); end; for a=1:length(deltaw) if deltaw(a)==max(deltaw) docungcantim=8000+100*a end; end; [...]... vụ cho việc hoàn thiện quy trình thiết kế hệ thống Mục đích của luận án: Nghiên cứu các chế độ tải trọng nguy hiểm tác dụng lên HTTL ô tô phục vụ cho việc tính toán thiết kế ô tô Đối tượng nghiên cứu: Đối tượng nghiên cứu của Luận án được lựa chọn là ô tô tải loại 3 tấn nhãn hiệu LIFAN 3070G1 sản xuất và lắp ráp tại Việt Nam 1 Phạm vi nghiên cứu Nghiên cứu tải trọng cực đại sinh ra trong HTTL ô tô tải. .. Luận án có thể dùng làm tài liệu tham khảo cho các nhà sản xuất xe ô tô tải tại Việt Nam khi nghiên cứu, tính toán thiết kế mới cũng như đánh giá HTTL của xe ô tô tải cùng loại 2 Chương 1 TỔNG QUAN 1.1 Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam và sự phát triển của lĩnh vực sản xuất xe ô tô tải 1.1.1 Thực trạng ngành công nghiệp ô tô Việt Nam Ngành công nghiệp ô tô Việt Nam bắt đầu phát đầu hình thành và phát triển... 2, 150% tải, 2000v/p, 0,3s) 120 Hình 4.21 Hệ số tải trọng động khi ô tô khởi hành không tải, ne = 1500v/p, 121 tay số 1 Hình 4.22 Hệ số tải trọng động khi ô tô không tải, ne = 2000 v/ph, tay số 1 121 Hình 4.23 Hệ số tải trọng động khi ô tô chở đầy tải, ne = 2000 v/ph, tay số 1 122 Hình 4.24 Hệ số tải trọng động đo được ở mức tải 150%, ne = 2000 v/ph, tay 122 số 1 Hình 4.25 Hệ số tải trọng động đo được... xác định tải trọng động trong HTTL ô tô tải thông dụng, làm cơ sở cho việc lựa chọn hợp lý các thông số khi tính toán, thiết kế HTTL ô tô tải tại Việt Nam - Kết quả của luận án với bộ thông số về các chế độ tải trọng động của xe tham khảo có thể sử dụng làm cơ sở khoa học để thiết kế và tối ưu hóa HTTL của các ô tô tải cùng loại, góp phần hoàn thiện quy trình thiết kế các bộ phận chính của HTTL - Luận... của HTTL trên ô tô tải Nếu như HTTL ô tô nói chung khá đa dạng, thì HTTL ô tô tải vẫn giữ nguyên sơ đồ truyền thống như trên hình 1.1 ic Động cơ Ly hợp ih i0 Bánh xe chủ động Truyền lực cuối Hộp số Hộp chia trước Hộp chia sau Truyền lực chính trung tâm Hình 1.1 Sơ đồ hệ thống truyền lực ô tô tải Ly hợp là bộ phận có nhiệm vụ ngắt và nối đường truyền công suất từ động cơ tới HTTL và giúp cho xe có thể... hướng nghiên cứu về hệ thống truyền lực ô tô 1.3.1 Các vấn đề nghiên cứu Các hướng nghiên cứu về HTTL khá đa dạng, nhưng đều nhằm vào việc hoàn thiện hệ thống từ khâu thiết kế, chế tạo cho đến kỹ thuật điều khiển Trong khuôn khổ của luận án, NCS chỉ quan tâm đến những nghiên cứu phục vụ cho việc hoàn thiện quá trình thiết kế hệ thống Dưới đây là một số hướng nghiên cứu chính 1.3.1.1 Xác định tải trọng động. .. dành cho việc nghiên cứu, thiết kế chế tạo các bộ phận trong HTTL 4 1.2 Hệ thống truyền lực ô tô tải và những vấn đề trong thiết kế Trong quá trình thiết kế HTTL, người ta cần xác định sơ đồ bố trí chung của hệ thống; tỷ số truyền lớn nhất, tỷ số truyền nhỏ nhất, số lượng tỷ số truyền và quy luật phân bố tỷ số truyền; tính toán, đánh giá tính năng động lực học của ô tô; xác định các chế độ tải trọng. .. tự sản xuất được các bộ phận chính như động cơ, hệ thống truyền lực (HTTL), hệ thống lái, hệ thống phanh, và tiến tới sản xuất toàn bộ ô tô, thì ngành công nghiệp ô tô Việt Nam còn rất nhiều việc phải làm Trong đó, một trong những ưu tiên hàng đầu phải được dành cho việc xây dựng và hoàn thiện quy trình thiết kế HTTL là một bộ phận quan trọng trên ô tô Trong những năm gần đây, nhiều doanh nghiệp sản. .. đó đến nay, đã hơn 20 năm Việt Nam vẫn đang sở hữu một ngành công nghiệp ô tô quy mô nhỏ, công nghệ lạc hậu Các doanh nghiệp sản xuất ô tô trong nước chủ yếu vẫn là đơn vị lắp ráp dạng CKD trên cơ sở linh kiện nhập khẩu từ nước ngoài Theo thống kê của Hiệp hội các nhà sản xuất ô tô Việt Nam (VAMA), hiện Việt Nam có khoảng gần 400 doanh nghiệp sản xuất, lắp ráp ô tô với tổng công suất khoảng 458.000 xe/năm... chủ động Một số nghiên cứu gần đây cũng quan tâm đến ảnh hưởng của mặt đường tới dao động trong HTTL ô tô Các công trình [60], [53] công bố các kết quả nghiên cứu trên mô hình dao động tổng thể của HTTL và hệ thống treo ô tô con Các kết quả nghiên cứu này cho thấy, điều kiện mặt đường có ảnh hưởng đáng kể đến dao động mô men xoắn trong HTTL Tuy nhiên, việc mô hình hóa đồng thời cả hai hệ thống khiến cho ... NGHIÊN CỨU TẢI TRỌNG ĐỘNG CHO THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ TẢI THÔNG DỤNG SẢN XUẤT TẠI VIỆT NAM Chuyên ngành: Kỹ thuật khí động lực Mã số: 62520116 LUẬN ÁN TIẾN SĨ KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC... xuất Các đề tài Nghiên cứu thiết kế công nghệ chế tạo cụm hộp số cho loại xe ô tô tải thông dụng (2006) Nghiên cứu thiết kế chế tạo cụm cầu sau sử dụng cho loại ô tô tải nhỏ tải trọng đến tấn”... tượng nghiên cứu Luận án lựa chọn ô tô tải loại nhãn hiệu LIFAN 3070G1 sản xuất lắp ráp Việt Nam Phạm vi nghiên cứu Nghiên cứu tải trọng cực đại sinh HTTL ô tô tải loại sản xuất Việt Nam điều
- Xem thêm -

Xem thêm: Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam, Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam, Nghiên cứu tải trọng động cho thiết kế hệ thống truyền lực ô tô tải thông dụng sản xuất tại Việt Nam

Từ khóa liên quan