Luận văn Nghiên cứu, thiết kế và chế tạo hệ thống dẫn động ly hợp có cường hóa khí nén trên ô tô

ài. Việc tính toán rất phức tạp của nó. b. Mô hình đàn hồi Coi chât lỏng là nén được và phân bố tập trung tại một hoặc hai dung tích ( còn gọi là mô hình với các thông số tập trung có kể đến ảnh hưởng của tính đàn hồi của các phần tử trong hệ thống. 36 Trong mô hình này người ta coi lưu lượng chất lỏng đi vào hệ thống được chia thành 2 thành phần : Qdh là lượng bù cho sự đàn hồi của hệ thống và Q2 là lượng chất lỏng thực hiện công hữu ích: Trong đó V0: là thể tích ban đầu của chất lỏng trong hệ thống. Ψ(p): hệ số giãn nở của hệ thống chất lỏng c. Mô hình không đàn hồi: Đây là mô hình đơn giản nhất, chất lỏng không nén được và các phần tử hệ thống là tuyệt đối cứng( không đàn hồi). Mô hình này quá đơn giản và không mô phỏng chính xác các quá trình vật lý xẩy ra trong hệ thống nên rất ít khi được sử dụng. B. Các dạng phương trình mô tả động lực học của hệ thống dẫn động thủy lực: Một cách tổng quát, hệ phương trình mô tả động lực học của hệ thống thủy lực gồm 3 dạng phương trình, tương ứng với các quá trình xảy ra trong hệ thống: - Các phương trình chuyển động của các chi tiết động trong hệ thống, thường được xây dựng theo nguyên lý Dalambe, còn gọi là phương trình lực và mô men - Các phương trình dòng chảy của chất lỏng trong hệ thống - Các phương trình lưu lượng a. Các phương trình chuyển động: Các phương trình chuyển động thể hiện sự cân bằng của các chi tiết chuyển động trong hệ thống dưới tác dụng của các lực (momen) đặt lên chúng. Đối với các phần tử chuyển động tịnh tiến: Trong đó: m – Khối lượng quy về chi tiết chuyển động 37 x - Dịch chuyển của chi tiết chuyển động aP - Tổng các lực chủ động cP - Tổng các lực cản Đối với các chi tiết chuyển động quay J – Momen quán tính của các khối lượng chuyển động quay  - Góc quay của chi tiết động Tổng các momen chủ động Tổng các momen chủ cản Trong trường hợp tổng quát, khối lượng quy đổi m bao gồm khối lượng của các chi tiết động mr và khối lượng của chất lỏng công tác mi Khối lượng của các chi tiết động quy về piston như sau: msi và Jsi là khối lượng và momen quán tính của phần tử thứ i so với trục đi qua khối tâm của nó. Vi – Vận tốc của trọng tâm phần tử i ωi – Vận tốc của phần tử i Vp – Vận tốc của piston Khối lượng của chất lỏng trong n đoạn của hệ dẫn động thủy lực quy đổi về piston: Li, fi – độ dài và tiết diện của đoạn thứ i F – diện tích của piston Cần lưu ý rằng, khối lượng quy đổi của chất lỏng có thể được thay bằng tổn thất quán tính trong phương trình Becnuli. Tổn thất quán tính của cột áp như sau: 38 Trong đó V là vận tốc chuyển động của chất lỏng trong ống b. Phương trình dòng chảy chất lỏng Tất cả các phần tử trong hệ thống thủy lực đều có hiệu ứng cản trở chuyển động của chất lỏng và do vậy chúng gây ra tổn thất cho dòng chảy, còn gọi là tổn thất thủy lực. Tổn thất thủy lực được thể hiện dưới dạng tổn thất áp suất và phụ thuộc vào chế độ chảy. Trong các tính toán để đơn giản người ta thường coi tổn thất thủy lực trong trường hợp dòng chảy ổn định và không ổn định là như nhau [4]. Người ta phân biệt 2 chế độ: chảy tầng và chảy rối. Việc chuyển từ chế độ chảy tầng sang chảy rối xảy ra trong những điều kiện nhất định, được tính toán qua số Reynol: V – Vận tốc trung bình của dòng chảy, d- đường kính ống,  - Hệ số độ nhớt động học của chất lỏng + Tổn thất trên đường ống tiết diện tròn: Ở chế độ chảy tầng (Re < 2320) tổn thất áp suất trên đoạn ống dài l được tính theo công thức poiselles: Trong đó: Hệ số nhớt động học của chất lỏng. l, f : Là độ dài và diện tích tiết diện ống Q: Lưu lượng chất lỏng: hay Với hệ số cản ở chế độ chảy tầng . trong tính toán thực tế có thể lấy Ở chế độ Chảy rối (Re > 2320): 39 t- Hệ số tổn thất do ma sát ở chế độ chảy rối: đối với các thành ống kim loại nhẵn có thể lấy tương đối chính xác hay được xác định theo công thức t = 0,3164.Re-0,25 Người ta nhận thấy rằng trong các hệ thống điều khiển thủy lực tồn tại vận tốc giới hạn V* tương ứng với giá trị giới hạn của số reynolds( Re=2320) nghĩa là ta có: - Dòng chảy là chảy tầng nếu V< V* - Dòng chảy là chảy rối nếu V> V* Vì vậy để dánh giá tổn thất có thể sử dụng công thức sau: Công thức trên cho kết quả tính toán tương đối chính xác tuy nhiên công việc tính toán khá phức tạp do phải giải bài toán thành hai đoạn trước và sau V*. Theo GS. Metliuk thì có thể sử dụng một công thức chung cho cả hai chế độ dòng chảy: + Tổn thất cục bộ Tổn thất cục bộ có thể chia thành hai loại như sau: - Các bộ phận tiết lưu ( con trượt, van các loại, tiết luu...) - Các bộ phận chuyển tiếp (góc ngoặt, ống nối, chạc ba...) Tổn thất cục bộ được tính theo công thức sau: Trong đó: ξ:hệ số cản cục bộ, phụ thuộc vào kết cấu của bộ phận gây cản và chế độ dòng chảy, nó được xác định bằng thực nghiệm. 40 Trong tính toán có thể thay tổn thất cục bộ bằng tổn thất trên đường ống tương đương với độ dài: Tiết lưu có thể dược phân thành 2 loại: tiết lưu điều chỉnh được và tiết lưu không điều chỉnh được. Lưu lượng đi qua tiết lưu được tính như sau: Trong đó: : là hệ số lưu lượng, phụ thuộc vào độ nhớt, độ thu hẹp dòng chảy... F: diện tích tiết diện mặt cắt ngang của ống, : độ chênh áp trước và sau tiết lưu c. Phương trình lưu lượng Tổng đại số của các lưu lượng qua một nút bằng 0 0iQ  Q1 – Q2 – Q3 =0 Q 2 Q Q 1 Hình 2. 6 Biểu diễn nút trên sơ đồ mô phỏng Tổn thất đàn hồi do chất lỏng bị nén đường ống dãn nở: Hình 2. 7 Biểu diễn sự dãn nở của hệ thống trên sơ đồ mô phỏng Q1=Q2+Qdh 41 Hệ số đàn hồi C. Mô hình toán học đàn hồi nghiên cứu động lực học hệ thống dẫn động thủy lực Các hệ thống thủy lực trên ô tô nói chungcó thể phân thành 2 dạng phổ biến. Dạng thứ nhất (hình 2.8-a) hệ thống bao gồm xi lanh chính 1, xi lanh chấp hành 3 và đường ống 2. Áp suất trong hệ thống được tạo bởi xi lanh chính do tác động của người điều khiển trong trường hợp này, lực đặt lên cần pít tông Pv không phải là hằng số mà thường thay đổi theo thời gian: Pv(t). Bởi vậy khi tính toán mô phỏng, người ta thường giả định một số quy luật biến thiên của P theo thời gian. Trên hình (2.8-a) thể hiện các quy luật bậc thang và tuyến tính, ngoài ra người ta còn sử dụng hàm mũ hay hàm tuần hoàn. Sơ đồ trên hình 3.8-b đặc trưng cho các hệ thống điều khiển nguồn cung cấp áp suất là bơm hay bình tích năng. Trong trường hợp này, áp suất được cấp cho hệ thống (qua van phân phối 1) phụ thuộc vào quy luật di chuyển h(t) của con trượt ( hoặc là độ mở của van). Cũng tương tự như trên, trong khi tính toán thường chọn một số quy luật điển hình của h theo t như: bậc thanh, tuyến tính( H 3.8-b). Hình 2. 8 Các sơ đồ dẫn động thủy lực trên ô tô a)- Sơ đồ thủy lực có nguồn là xi lanh chính: b)- Sơ đồ hệ thống có bơm nguồn, điều khiển bằng van phân phối: Trong cả hai trường hợp trên ngoại lực pztác động lên cần pít tông chấp hành 3(tải) chính là phản lực từ các cơ cấu bị điều khiển. 42 Mô hình thủy lực đàn hồi với các thông số tập trung tại các nút được xây dựng với một số giả thiết sau: - Các quá trình sóng xẩy ra trong hệ thống không ảnh hưởng đến quá trình quá độ do độ dài đường ống tương đối ngắn. - Độ nhớt, khối lượng riêng và nhiệt độ của chất lỏng và lượng khí không hòa tan trong nó không thay đổi trong quá trình quá độ. - Không có rò rỉ trong hệ thống. Theo mô hình này, một đoạn i bất kỳ trong hệ thống có thể dược biểu diễn như trên hình 2.9, nó bao gồm các thông số sau: khối lượng mi, tiết diện ống fi, cản thủy lực Ri và hệ số giãn nở Hình 2. 9 Sơ đồ mô phỏng một đoạn của hệ thống thủy lực có đàn hồi và các thông số tập trung Phương trình cân bằng áp suất tại đoạn ống bất kỳ của hệ thống thủy lực dược viết như sau: pv và pr là áp suất tại đầu vào và đầu ra của đoạn đang xét. Nếu gọi x là di chuyển của cột chất lỏng trong đoạn ống xét, vận tốc v của nó là: Thay các biểu thức vào biểu thức trên ta được: Áp suất tại đầu vào của hệ thống được tính cho hai sơ đồ a và b trên hình 2.8 như sau: - ở sơ đồ a, nếu bỏ qua khối lượng của pít tông xi lanh chính và các mất mát do ma sát: p o ( 3. 5 ) ( i + 1 ) 43 với F1 là diện tích hữu ích của pít tông - ở sơ đồ b , áp suất p tại lối vào của đường ống được xác định từ phương trình lưu lượng: Trong đó : là hệ số lưu lượng; b: bề rộng cửa sổ của con trượt phân phối; h(t) : dịch chuyển của con trượt. Phương trình cân bằng lưu lượng tại nút thứ i: Nghĩa là lưu lượng đi qua nút i dược phân thành hai thành phần : Qi+1 đi tiếp vào đoạn sau và Qidh là lưu lượng chất lỏng tổn hao do sự giãn nở (do đàn hồi, chịu nén) của phần tử của hệ thống. Sự giãn nở được đặc trưng bởi hệ số giãn nở Ψ(p), nó không phải là hằng số mà phụ thuộc vào áp suất. Hình 2. 10 Sơ đồ mô phỏng hệ thống thủy lực có 2 phần tử đàn hồi Trong quá trình mô phỏng, tùy theo việc phân bố các thể tích chất lỏng cho các nút mà ta thu được các sơ đồ tính toán với mức độ phức tạp khác nhau: sơ đồ nhiều phần tử đàn hồi, sơ đồ 2 phần tử đàn hồi và sơ đồ 1 phần tử đàn hồi [4]. 44 Sơ đồ nhiều phần tử đàn hồi có độ chính xác cao hơn cả vì nó mô tả hệ thống một cách chi tiết tuy nhiên với sơ đồ này phương trình toán học mô tả hệ thống khá phức tạp. Sơ đồ 2 phần tử đàn hồi thích hợp với các trường hợp khi mà lượng chất lỏng phân bố tại các xilanh là tương đương. Người ta nhận thấy rằng, trong phần lớn các trường hợp sơ đồ có một phần tử đàn hồi có thể cho ta độ chính xác chấp nhận được nếu chọn đúng điểm tập trung khối lượng. 45 2.3. Mô phỏng và tính toán động lực học hệ dẫn động ly hợp kiểu thủy lực có trợ lực khí nén trên ô tô 2.3.1 Xây dựng mô hình toán học mô phỏng hệ thống Trên hình 2.11 trình bày sơ đồ hệ dẫn động ly hợp kiểu thủy lực có cường hóa khí nén trên ô tô[14,15,16]. Hình 2.11 Sơ đồ cấu tạo của hệ thống dẫn động ly hợp kiểu thủy lực có cường hóa khí nén Piston trợ lực, 2.xilanh chính, 3 van khí nén, 4. Van xả khí, 5. Màng, 6. Piston van phân phối, 7. Piston công tác Dựa trên sơ đồ cấu tạo ta có thể xây dựng được sơ đồ mô phỏng hệ thống dẫn động ly hợp kiểu thủy lực có trợ lực khí nén như trên hình 2.11 46 Hình 2. 12 Sơ đồ động lực học hệ thống dẫn động ly hợp có trợ lực khí nén Các ký hiệu trên sơ đồ hình 2.12 như sau: li, fi – chiều dài và tiết diện các đường ống dẫn; X1, X2, X3,X4; dịch chuyển tương ứng của piston thủy lực chính, van phân phối và piston trợ lực; Qi: lưu lượng tại các điểm nút; Fi: diện tích của các piston; pm, p41áp suất khí nén ở cửa vào van phân phối và xilanh trợ lực; p1, p2, p4: áp suất thủy lực tại xilanh chính, xilanh công tác và xilanh điều khiển mở van phân phối; µ1f1, µ2f2: khả năng thông qua của van phân phối của đường ống. ψ– hệ số đàn hồi của đường ống thủy lực Để xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả hệ thống trên hình 2.11 ta viết các phương trình mô tả các phần thủy lực, phần khí nén một cách độc lập đồng thời sử dụng các phương trình liên kết giữa các phần. a) Phần thủy lực: (2.6) (2.7) (2.8) Phương trình cân bằng lực tại các nút: (coi 47 Mặt khác: Cuối cùng ta có phương trình lưu lượng tại các điểm nút (1) và (2) như sau: (2.9) (2.10) b) Các phương trình liên kết: (2.11) (2.12) (2.13) c) Phần khí nén: Viết phương trình lưu lượng tại điểm nút ta có: (2.14) (2.15) Để thuận lợi cho việc giải hệ phương trình trên bằng chương trình matlab ta viết lại các phương trình (2.6) – (2.15) dưới dạng: 48 Với: ; ; A ; Diện tích thống qua của van phân phối là hàm của độ mở Xk 3 30 3 3 30 30 3 3max 3 ax 3 3 ax 0, 0k h k k k m m X khi X X f d X X X X khi X X X X X khi X X              Trong đó: dh – đường kính van phân phối; X30 – khe hở của van ở vị trí ban đầu; X3max – chuyển vị lớn nhất của cần. 49 Giải hệ phương trình (2.16) cho phép nghiên cứu sự thay đổi áp suất trong dẫn động, lực trợ lực, chuyển vị của các piston chính và piston công tác cũng như khảo sát ảnh hưởng của các thông số khác nhau đến các quá trình động lực học trong hệ thống. 2.3.2. Một số kết quả tính toán Đề tài tiến hành tính toán trong một số trường hợp cụ thể như sau: - Khi hệ thống dẫn động không có trợ lực - Khi xảy ra dò khí trong hệ thống trợ lực - Khi có trợ lực đầy đủ - Khi thay đổi đường kính xilanh trợ lực Trên hình 2.13. trình bày sơ đồ cấu trúc Simulink mô phỏng hệ thống dẫn động ly hợp có trợ lực khí nén trên ô tô. Trên sơ đồ được chia thành các khối mô tả các phần thủy lực, khí nén và các liên kết của hệ thống. Để kể đến sự ảnh hưởng của độ mở van phân phối đến hệ thống ta sử dụng một khối độc lập và một Matlab Function [5,8] (hình 2.13). Các kết quả tính toán dựa trên thông số của xe tải Thaco Ollin 700B được trình bày cụ thể trên hình 2.14 – 2.24. Phân tích các kết quả tính toán lực bàn đạp quy đổi trên hình 2.14 – 2.17 cho thấy lực bàn đạp lớn nhất trong trường hợp khi không có trợ lực ( hình 2.14), khi có dò khí trong hệ thống trợ lực hệ thống vẫn làm việc bình thường và lực của người lái cần tác động nhỏ hơn so với trường hợp không có trợ lực ( hình 2.15) 50 (1) (6) Khí nén Thuy luc Van phân phôi Liên kêt p 4 1 p 3 1 X 4 _ 1 c X k p 4 1 _ 1 c p 4 1 Xl tro luc p 4 1 p 3 1 X 3 _ 1 c V 3 p 3 1 _ 1 c p 3 1 Xl khi phan hoi p 4 1 X 4 _ 2 c X 4 _ 1 c X 4 p 4 XL cong tac P b X 1 _ 2 c X 1 _ 1 c X 1 p 1 XL chinh p 3 1 X 3 _ 2 c X 3 _ 1 c X 3 p 3 Van pp Pb Luc ban dap [X4_2c] Goto9 [p2] Goto8 [ph] Goto7 [ph1d] Goto6[p41] Goto5 [p41_1c] Goto4 [p3] Goto3 [Pb] Goto25 [V] Goto24 [V4] Goto23 [V3] Goto22 [X2_2c] Goto21 [Xk] Goto20 [p4] Goto2 [X1_2c] Goto19 [X2_1c] Goto18 [X1] Goto17 [X2] Goto16 [X1_1c] Goto15 [X3_2c] Goto14 [X3] Goto13 [X3_1c] Goto12[X4] Goto11 [X4_1c] Goto10 [p1] Goto1 [Pb] From1 X3 Xk Do mo van phan phoi p 1 X 2 _ 2 c X 2 _ 1 c p 2 nut C X 1 X 3 X 4 V V 3 V 4 Thay doi the tich p 2 p 3 X 3 _ 1 c X 3 _ 2 c X 3 _ 1 c X 3 Piston van pp p 2 p 4 X 4 _ 1 cX 4 _ 2 c X 4 _ 1 c X 4 Piston ctac X 1 _ 1 c P s i p 1 V X 2 _ 2 c X 2 _ 1 c X 2 Piston chinh1 X 3 _ 1 c X 4 _ 1 c P s i p 1 V X 1 _ 2 c X 1 _ 1 c X 1 Piston chinh [X1] 5[X1_1c] 4 [X3_1c] 3 [p2] 2 [p2] 1 [ph] 4 [p31] 3 [X3_1c] 2[X4_1c] 1 [V3] 7 [V4] 6[Xk] 5 [Xh1d] 4 [X41_1c] 3 [X3] 2[X4] 1 [p31] 5[p41] 4 [pz] 3 [p41] 2 [X3_2c] 1 [X3] 9 [p1] 8[Psi] 7[X4_1c] 6 -T- 5[p3] 4 [X4_1c] 3[p4] 2 [V] 15 [V] 14 [X4] 13[X3] 12[p1] 11[Psi] 10 [X2_1c] 1[X2_2c] [X4_2c] [X1] [X1_1c] [X1_2c] [p1] a) 51 1 Xk MATLAB Function MATLAB Fcn X3max Constant1 X30 Constant 1 X3 b) Hình 2. 13 Cấu trúc Simulink mô phỏng hệ thống dẫn động ly hợp có trợ lực khí nén Hình 2.13 (a) mô hình toàn bộ, (b) mô hình van phân phối 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 0 500 1000 1500 2000 2500 Thêi gian (s) L ù c b µn ® ¹p (N ) Hình 2. 14 Biến đổi lực bàn đạp theo thời gian khi không có trợ lưc 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 0 500 1000 1500 2000 2500 Thêi gian (s) L ù c b µn ® ¹p (N ) Hình 2. 15 Biến đổi lực bàn đạp theo thời gian có dò khí trong hệ thống trợ lưc 52 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -200 0 200 400 600 800 Thêi gian (s) L ù c b µn ® ¹p (N ) Hình 2. 16 Biến đổi lực bàn đạp theo thời gian khi có trợ lực 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 0 200 400 600 Thêi gian (s) L ù c b µn ® ¹p (N ) Hình 2. 17 Biến đổi lực bàn đạp theo thời gian khi tăng đường kính xi lanh trợ lực Trên hình 2.16 và 2.17 trình bày kết quả khi thay đổi đường kính xilanh trợ lực. Khi tăng đường kính từ 66mm lên 80mm lực cần thiết tác động lên bàn đạp giảm xuống. 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -4000 -2000 0 2000 4000 6000 Thêi gian (s) A p s u Êt (a t) Hình 2. 18 Biến đổi áp suất trong xilanh cường hóa theo thời gian khi có dò khí 53 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -2 0 2 4 6 8 x 10 5 Thêi gian (s) A p s u Êt (a t) Hình 2. 19 Biến đổi áp suất trong xilanh cường hóa theo thời gian 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -2 0 2 4 6 8 x 10 5 Thêi gian (s) A p s u Êt (a t) Hình 2. 20 Biến đổi áp suất trong xilanh cường hóa theo thời gian khi tăng đường kính xilanh Trên hình 2.18 đến 2.20 trình bày sự biến đổi áp suất trong xilanh cường hóa tương ứng với các trường hợp có dò khí và khi thay đổi đường kính xilanh trợ lực. 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -0.01 0 0.01 0.02 0.03 Thêi gian (s) D Þc h c h u y Ón (m ) Hình 2. 21 Dịch chuyển của đĩa ép khi không có trợ lực 54 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -5 0 5 10 15 20 x 10 -3 Thêi gian (s) D Þc h c h u y Ón ( m ) Hình 2. 22 Dịch chuyển của đĩa ép khi có trợ lực dò khí 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 -5 0 5 10 15 20 x 10 -3 Thêi gian (s) D Þc h c h u y Ón ( m ) Hình 2. 23 Dịch chuyển của đĩa ép theo thời gian khi tăng đường kính xilanh lực Kết quả tính toán dịch chuyển của đĩa ép theo thời gian từ hình 2.21 – 2.23 cho thấy khi tăng đường kính xilanh cường hóa làm cho dịch chuyển của đĩa ép nhanh hơn. So sánh dịch chuyển của đĩa ép ở chế độ hệ thống bị dò khí ( hình 2.22) và chế độ không có trợ lực ( hình 2.21) cho thấy hệ thống vẫn làm việc bình thường nhưng dịch chuyển của đĩa ép có hành trình ngắn hơn (20mm) so với chế độ không có trợ lực (24mm). Các kết quả nhận được hoàn toàn phù hợp với thực tế điều đó khẳng định tính đúng đắn của phương pháp mô phỏng. 2.4. Nghiên cứu động lực học cụm ly hợp ô tô trong quá trình chuyển số Ly hợp ma sát trên ô tô có nhiệm vụ liên kết động cơ với hệ thống truyền lực (HTTL). Đối với ô tô sử dụng hộp số cơ khí thông thường, khi bắt đầu thực hiện quá trình chuyển số người lái điều khiển mở ly hợp để ngắt động cơ khỏi hệ thống truyền lực, sau khi chuyển sang một số mới ly hợp được đóng lại để truyền chuyển động từ động cơ tới bánh xe chủ động. Quá trình làm việc của ly hợp ảnh hưởng trực tiếp đến tải trọng động trong HTTL, độ êm dịu chuyển động của ô tô và luôn đi kèm với tổn 55 hao cho công ma sát do sự trượt tương đối của các đĩa ma sát. Nghiên cứu quá trình chuyển số cho phép được các thông số động học và đông lực học của cụm ly hợp như xác định tốc độ của đĩa chủ động và đĩa bị động của ly hợp, xác định được công suất trượt, công trượt của ly hợp cũng như vận tốc, gia tốc và quãng đường di chuyển được của ô tô trong quá trình đóng ly hợp. Làm cơ sở ban đầu cho thiết kế cụm ly hợp [2,11,15]. Trong phần này sẽ trình bày một mô hình tính toán cho phép nghiên cứu ảnh hưởng của các thông số khác nhau đến quá trình làm việc của cụm ly hợp ma sát thường đóng trên ô tô. 2. .1. Xây dựng mô hình mô phỏng a. Xây dựng mô hình tính toán động lực học của cụm ly hợp Để nghiên cứu quá trình làm việc của ly hợp, trong nhiều tài liệu đã đưa ra các mô hình với mục đích nghiên cứu khác nhau. Khi nghiên cứu động lực học khớp ly hợp có thể sử dụng mô hình dao động xoắn [17]. Trên hình 2.24 trình bầy sơ đồ cấu tạo của hệ thống truyền lực ô tô với công thức bánh xe 4x2 và mô hình động lực học tương ứng [17]. Mô hình này được xây dựng có 14 bậc tự do, cho phép nghiên cứu sự ảnh hưởng của các thông số khác nhau đến tải trọng tác động lên các khâu trong hệ thống truyền lực (HTTL) bao gồm cả ly hợp. Các ký hiệu trên hình 1: Ie, Ibd, Ic, Ih,Ilt,Ilp,Itt, Itp– lần lượt là mômen quán tính của động cơ, bánh đà, ly hợp, hộp số, của bánh xe bên trái, bánh xe bên phải, phần còn lại của hệ thống truyền lực bên trái và bên phải; ih, i0 – tỉ số truyền của hộp số và truyền lực chính; Me, Mc, Mvs – momen xoắn của động cơ, momen của ly hợp và mô men xoắn truyền tới bộ vi sai. 56 a) b) Hình 2. 24 Mô hình cụm ly hợp trong hệ thống truyền lực ô tô 4x2 Mô hình cơ học, b)Mô hình động lực học Hình 2. 25 Mô hình tính toán động lực học của ly hợp Các nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm [1,2] chỉ ra rằng độ cứng xoắn và độ cản của các khâu trong HTTL hầu như không ảnh hưởng ảnh hưởng đến công trượt của ly hợp. Vì vậy, để nghiên cứu động lực học của cụm ly hợp ta có thể đơn giản hóa mô hình 2.24 thành mô hình tính toán như trên hình 2.25. Việc đơn giản hóa dựa trên nguyên tắc bảo toàn động năng, thế năng và hàm thất thoát năng lượng của các phần tử trước và sau khi đơn giản hóa [17]. 57 Các ký hiệu trên hình 2.25: Me, Mc, ML – lần lượt là mômen xoắn của động cơ, mômen truyền bởi ly hợp và mô men cản chuyển động của ô tô; I1, I2 – mômen quán tính tương đương được quy dẫn về phần chủ động và bị động của ly hợp. Như vậy, trên hình 2 tốc độ của phần chủ động ly hợp chính bằng tốc độ của động cơ ωe, và tốc độ của phần bị động là tốc độ của trục ly hợp ωc (tốc độ của trục sơ cấp hộp số). b. Xác định các yếu tố ảnh hưởng đến quá trình làm việc của ly hợp Trên thực tế có nhiều yếu tố khác nhau ảnh hưởng tới sự làm việc của ly hợp bao gồm: cấu tạo của ly hợp; điều kiện khai thác của ô tô; kỹ thuật điều khiển của người lái. Các yếu tố này có thể được đặc trưng bởi các thông số sau: - Momen ma sát của ly hợp Là mômen được truyền qua các bề mặt ma sát của đĩa chủ động và bị động ly hợp, mô men này có giá trị phụ thuộc vào lực ép của lò so ép [2,15,16,18]. Khi ly hợp đóng hoàn toàn nó có khả năng truyền được momen lớn nhất có giá trị bằng momen ma sát tĩnh lớn nhất. Đối với ly hợp ô tô ta có thể sử dụng mô hình ma sát Columb [9,10,11,15] như sau: (2.17) trong đó Fc – lực ép của lò so ly hợp; μ – hệ số ma sát; Ra – bán kính ma sát của ly hợp; K= Ra μ. 58 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 0 100 200 M « m e n [N m ] Thêi gian t[s] 0 1000 2000 L ù c Ðp [ N ] M« men ly hîp Mc Lùc Ðp Fc F*1 F*2 Mi2=60Nm Mi1=90Nm Mc Fc Hình 2. 26 Sự thay đổi của lực ép Fc và mômen ma sát Mc của ly hợp theo thời gian Lực ép của ly hợp thay đổi phụ thuộc vào hành trình h của bàn đạp ly hợp, một cách gần đúng có thể coi lực ép có quan hệ tuyến tính với h [1,2,7]. Do đó, đối với trường hợp nhả bàn đạp ly hợp đều, lực ép của ly hợp tăng tuyến tính theo thời gian. Nếu gọi tr là thời gian nhả bàn đạp ly hợp hoàn toàn thì quan hệ tuyến tính này chỉ đúng khi t<tr. Thực tế, khi nhả bàn đạp ly hợp hoàn toàn lực ép sẽ đạt đến giá trị lớn nhất. Như vậy: (2.18) Momen ma sát lớn nhất Mcmax sẽ ứng với khi lực ép Fmax(t). Đối với những momen đặt vào Mi<Mcmax thời gian tT mà tại đó momen ma sát đạt tới giá trị momen Mi sẽ nhỏ hơn tr. Thời gian tT phụ thuộc vào giá trị của momen đầu vào Mi như sau: Lực ép F* cần thiết của lò so ép để đảm bảo ly hợp có thể truyền được mô men Mi đến HTTL: Trên hình (2.26) trình bày quan hệ của lực ép Fc và mô men ma sát Mc của ly hợp theo thời gian. Các giá trị tương ứng Mcmax=110Nm, thời gian ly hợp nhả hoàn toàn 0,5s; từ hình vẽ cho thấy nếu đặt vào trục chủ động của ly hợp các mô men 59 tương ứng là Mi1=90Nm, Mi2=60Nm thì thời gian cần thiết để ly hợp có thể truyền toàn bộ mômen này tới phần còn lại của HTTL là 0,41s và 0,29s tương ứng với lực ép sinh ra là F1*và F2* - Các lực cản chuyển động. Lực cản chuyển động của ô tô đặc trưng cho điều kiện khai thác bao gồm lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản lên dốc và lực cản quán tính. Thông thường, người lái tác động vào bàn đạp ly hợp khi chuyển số hoặc khi phanh, lúc này vận tốc của ô tô không quá lớn nên khi tính toán ly hợp ta bỏ qua lực cản không khí [1,12,16,19], mô men cản chuyển động có thể xác định như sau: (2.19) Ở đây Mc – mô men cản chuyển động; ψ – lực cản tổng cộng của mặt đường; ma – khối lượng ô tô; g – gia tốc trọng trường; rk– bán kính bánh xe; it=i0ih – tỷ số truyền của HTTL; - Momen xoắn của động cơ. Trên thực tế, trong quá trình đóng ly hợp người lái thông qua bàn đạp ly hợp và bàn đạp ga sẽ điều khiển quy luật thay đổi của cả mômen ma sát ly hợp và mô men của động cơ Me. Theo cách này momen của động cơ được điều khiển phù hợp với công suất yêu cầu, nó bao gồm công suất sinh ra bởi momen ly hợp trên trục ra và công suất tiêu hao do ma sát. Sự thay đổi của độ mở bướm ga e được lựa chọn bởi người lái, có thể xác định như sau [13,14,16,18]: Momen xoắn của động cơ có thể tính theo công thức [13]: (2.30) 60 Trong đó: i là độ mở bướm ga ban đầu và hệ số a,c, d, A,B,C,D là các hằng số phụ thuộc vào động cơ. Hình 2. 27 Sự phụ thuộc của mômen Me vào tốc độ quay trục khuỷu và độ mở bướm ga Tùy thuộc vào độ mở bướm ga và tốc độ quay của động cơ có thể xác định được giá trị mômen xoắn tương ứng của động cơ (hình 2.27). c. Xây dựng mô hình toán học mô phỏng hệ thống Khi bỏ qua ả