TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
Mục đích của việc khảo sát sự phân bố mô men ra các bánh xe chủ động khi
Trong những năm gần đây, lượng xe hơi nhập khẩu vào Việt Nam đã tăng đáng kể, với sự đa dạng và hiện đại của các dòng xe từ các hãng nổi tiếng trên thế giới Hầu hết các xe này đều được trang bị cầu xe có bộ vi sai ma sát cao, khiến việc phân bố mô men ra các bánh xe chủ động trở thành vấn đề quan trọng cho các nhà sản xuất Tuy nhiên, tài liệu hướng dẫn sử dụng và sửa chữa xe vẫn còn hạn chế Mặc dù hạ tầng giao thông đang được cải thiện và mở rộng, nhưng sự phát triển này chưa theo kịp với ngành công nghiệp ô tô, dẫn đến nhiều trường hợp xe không thể vượt qua các trở ngại trên đường Do đó, cần nâng cao chất lượng kỹ thuật cho ô tô thông qua các biện pháp pháp lý và cải thiện yếu tố con người.
Để nâng cao chất lượng phương tiện, cần mở rộng hiểu biết về động học và động lực học của ô tô, đặc biệt là những xe sử dụng cầu có trang bị bộ vi sai tăng nội ma sát.
Nhìn tổng thể, quan hệ của quá trình điều khiển của ô tô có thể mô tả bằng quan hệ:
"Đường – Xe – Người" thể hiện mối quan hệ giữa người lái, phương tiện và điều kiện đường Người lái là yếu tố quyết định trong việc điều khiển xe, trong khi các vấn đề kỹ thuật của xe có thể được kiểm soát và khảo sát Tuy nhiên, trạng thái của đường lại không thể dự đoán trước, mà phụ thuộc vào thực tế chuyển động của ô tô trên bề mặt đường.
Hình 1.1: Quan hệ: Đường – Xe – Người
Sự điều chỉnh chuyển động của ô tô phụ thuộc vào trạng thái mặt đường và yêu cầu di chuyển đa dạng Nghiên cứu này tập trung vào việc phân chia mô men cho các bánh xe chủ động thông qua các bộ vi sai có ma sát cao, nhằm cải thiện khả năng vận hành trong những điều kiện khác nhau.
Cá c chuyển động yêu cầu
Vành lá i Chân ga Vi sai
Quay bá nh xe dÉn h- í ng
Tốc độ chuyển động của ô tô Mô men ma sá t Đ iều kiện ®- êng
Cá c điều kiện ngoạ i cảnh khá c
Chuyển động thực của ô tô
Hình 1.2: Mô tả tổng thể quan hệ điều khiển của lái xe và chuyển động của ô tô
Trong quan hệ tổng hợp của ô tô, chuyển động an toàn phụ thuộc vào một mối quan hệ phức tạp giữa các thông số kết cấu như lốp, hệ thống lái, hệ thống treo, hệ thống truyền lực, hệ thống thủy lực và hệ thống phanh, cùng với các tác động điều khiển của người lái Các yếu tố này được phân tích ở nhiều mức độ khác nhau trong nghiên cứu.
Quan hệ truyền mô men từ động cơ tới các bánh xe chủ động được thực hiện qua các cấu kiện như ly hợp, hộp số và cầu xe, nhưng việc phân chia mô men chủ yếu xảy ra trong bộ vi sai của cầu xe chủ động, đặc biệt là bộ vi sai có ma sát trong cao Nghiên cứu này tập trung vào việc tìm hiểu mối quan hệ này khi xe vào quay vòng, nhằm làm rõ hơn về ảnh hưởng của mô men ma sát trong bộ vi sai, từ đó nâng cao kiến thức về quỹ đạo chuyển động của ô tô.
Giới thiệu về đề tài
Đề tài này nhằm khảo sát ảnh hưởng của việc phân bố mô men lên các bánh xe chủ động đối với quỹ đạo chuyển động của ô tô Nghiên cứu sẽ tập trung vào cách thức mà sự phân bố này tác động đến hiệu suất và sự ổn định của xe trong quá trình di chuyển.
Xây dựng mối quan hệ truyền mô men từ động cơ đến các bánh xe chủ động khi xe quay vòng là một yếu tố quan trọng trong thiết kế và vận hành xe Để khảo sát nội dung này, có thể áp dụng nhiều phương pháp khác nhau nhằm thu thập dữ liệu và phân tích hiệu suất.
Khảo sát bằng thực nghiệm là một phương pháp tiêu tốn nhiều chi phí và thời gian, nhưng lại mang đến những kết quả thực tiễn có thể áp dụng ngay lập tức.
Khảo sát qua mô hình trên máy tính cho phép chúng ta nhanh chóng xác định kết quả, đồng thời tạo nền tảng vững chắc cho việc thực hiện các khảo sát thực nghiệm sau này.
Trong khuôn khổ luận văn thạc sĩ, đề tài thực hiện khảo sát thông qua mô hình trên máy tính Các kết quả thu được từ khảo sát này cần phải được kiểm nghiệm kỹ lưỡng trước khi tiến hành các bước tiếp theo.
13 kết luận cuối cùng, tuy nhiên sự lựa chọn phương pháp như trên ở điều kiện Việt Nam hiện nay là phù hợp hơn cả
Những mục đích cụ thể của luận văn:
- Tìm hiểu về kết cấu của ô tô có cầu xe chủ động sử dụng bộ vi sai tăng nội ma sát
Khảo sát động học và động lực học của ô tô khi di chuyển trên đường vòng là rất quan trọng Việc bổ sung mô men ma sát trong bộ vi sai và mô men của động cơ vào chương trình tính toán quỹ đạo quay vòng giúp nâng cao độ chính xác trong phân tích chuyển động của ô tô Điều này không chỉ cải thiện hiệu suất lái xe mà còn đảm bảo an toàn khi ô tô di chuyển trên các đoạn đường cong.
Bài viết này tập trung vào việc xác định quỹ đạo quay vòng và phân bố mô men cho các bánh xe chủ động trong điều kiện mô men ma sát giới hạn tại bộ vi sai Các vấn đề chính mà luận văn cần giải quyết bao gồm việc phân tích các yếu tố ảnh hưởng đến quỹ đạo quay và cách tối ưu hóa sự phân bố mô men để đảm bảo hiệu suất hoạt động tốt nhất cho hệ thống.
- Tìm hiểu về các loại vi sai và các vấn đề động học, động lực học của các loại vi sai
Nghiên cứu và thiết lập mô hình quỹ đạo chuyển động của ô tô là một công việc quan trọng, trong đó cần chú ý đến các thông số kết cấu của vi sai Việc sử dụng phần mềm Matlab Simulink giúp tối ưu hóa quá trình mô phỏng và phân tích, từ đó nâng cao hiệu quả trong việc nghiên cứu chuyển động của ô tô.
Phân tích các yếu tố ảnh hưởng đến sự phân bố mô men giữa các bánh xe chủ động khi xe quay vòng là rất quan trọng, đặc biệt là trong việc xem xét tác động của mô men ma sát vào bộ vi sai Việc hiểu rõ cách mà mô men được phân bố sẽ giúp tối ưu hóa hiệu suất lái xe và cải thiện độ bám đường, từ đó nâng cao an toàn và khả năng điều khiển của phương tiện.
Lập trình mô phỏng bài toán trên máy tính sử dụng phần mềm Matlab Simulink là một phương pháp hiệu quả Để thực hiện, cần chọn một bộ số liệu tính toán phù hợp cho xe, từ đó áp dụng vào quá trình mô phỏng để đạt được kết quả chính xác.
Bài viết cung cấp các kết quả cụ thể thông qua đồ thị, từ đó phân tích, thảo luận và đánh giá sự phân bố mô men tới các bánh xe chủ động Đồng thời, bài viết cũng nhận xét về bài toán quỹ đạo chuyển động, giúp hiểu rõ hơn về các yếu tố ảnh hưởng đến hiệu suất và ổn định của hệ thống.
Tổng quan về các loại vi sai
1.3.1 Nhiệm vụ của bộ vi sai
Khi xe di chuyển trên đường vòng hoặc đường gồ ghề, việc điều chỉnh sự sai lệch tốc độ quay của các trục bánh xe là rất quan trọng Điều này giúp dễ dàng kiểm soát hướng di chuyển và giảm thiểu mài mòn cho lốp xe.
Hạn chế trượt quay của bánh xe khi có sự chênh lệch tốc độ góc giữa các bánh xe trên cùng một cầu giúp tối ưu hóa lực bám, từ đó nâng cao tính linh hoạt và cơ động của xe.
1.3.2.1 Theo cấu trúc bánh răng
Hiện nay, ô tô phổ biến thường sử dụng bánh răng côn thẳng Trong khi đó, các loại vi sai như bánh răng trụ, vi sai trục vít – bánh vít, và vi sai cam thường được áp dụng cho những xe chuyên dụng, đặc biệt là trong quân sự, như GAZ66 và BTR60P.
Vi sai giữa các bánh xe thường dùng loại đối xứng (tỷ lệ phân bố mô men là 50/50)
- Vi sai ma sát trong thấp
- Vi sai ma sát trong cao
1.3.2.3 Theo khả năng điều khiển ma sát trong đối với bộ vi sai
- Điều khiển bằng tay từ bên ngoài bằng hệ thống cơ khí
- Điều khiển bằng điện từ ngoài bằng hệ thống điện
- Tự động điều khiển (tự điều khiển bên trong cơ cấu)
1.3.3 Một số loại vi sai thường gặp
1.3.3.1 Vi sai thường (Vi sai ma sát trong thấp)
Loại này công suất tổn hao cho ma sát tối đa không quá 15% công suất truyền xuống bánh răng bị động của truyền lực chính
Sơ đồ cấu tạo và kết cấu của bộ vi sai ma sát trong thấp trên hình 1.3 và hình 1.4
Bộ vi sai là một thành phần quan trọng trong hệ thống truyền lực, nằm bên trong bánh răng bị động Nó bao gồm vỏ vi sai, hai bánh răng mặt trời, và hai hoặc bốn bánh răng hành tinh Các bánh răng vi sai quay trên trục vi sai và đồng thời quay cùng với vỏ vi sai Ngoài ra, bộ vi sai còn có các bán trục dẫn ra bánh xe bên phải và bên trái, cùng với các đệm tựa lưng cho bánh răng, giúp đảm bảo hoạt động hiệu quả của hệ thống truyền động.
Các bánh xe chủ động kết nối với trục bị động của hệ thống truyền lực thông qua bộ vi sai, cho phép sự ăn khớp hiệu quả Đồng thời, các bán trục được gắn với bánh răng bằng then hoa, đảm bảo sự truyền động ổn định.
Loại vi sai này chủ yếu phát sinh ma sát từ sự ăn khớp giữa các bánh răng trong quá trình chuyển động, cùng với ma sát giữa trục, bạc và ổ bi Hệ số khóa vi sai của loại này được xác định trong khoảng K = Mms/Mo = 0.02 đến 0.15.
Hình 1.3: Kết cấu bộ vi sai ma sát trong thấp của xe có cầu trước chủ động
Hình 1.4: Sơ đồ cấu tạo bộ vi sai ma sát trong thấp của xe có cầu sau chủ động
1.3.3.2 Vi sai ma sát trong cao a) Loại sử dụng một khớp ma sát
Kết cấu của bộ vi sai ma sát trong cao sử dụng một khớp ma sát trên hình 1.5
Bộ vi sai sử dụng khóa ly hợp nhiều đĩa với cấu trúc khớp ma sát đơn, trong đó các đĩa răng ngoài gắn liền với vỏ vi sai và các đĩa răng trong kết nối với bánh răng bán trục Các đĩa được lắp xen kẽ giữa đĩa răng ngoài và đĩa răng trong, đồng thời được ép chặt bởi lò xo đĩa nằm cạnh vỏ vi sai.
Khi vỏ và bánh răng bán trục quay tương đối, lực ma sát giữa các đĩa xuất hiện, giúp bộ ly hợp khóa vi sai trong một giới hạn nhất định Tuy nhiên, nếu sự trượt giữa các đĩa gia tăng, khớp ma sát chỉ có thể tăng mô men ma sát đến một ngưỡng nhất định.
Bộ khóa vi sai đơn giúp cải thiện khả năng động lực học của xe khi di chuyển trên đường có chênh lệch hệ số bám lớn, vượt trội hơn so với vi sai ma sát trong thấp Chất lượng động lực học phụ thuộc vào khả năng tạo ma sát của cơ cấu khóa; nếu ma sát lớn, sẽ hạn chế sự khác biệt tốc độ góc giữa các bánh xe, trong khi ma sát quá nhỏ sẽ không nâng cao được chất lượng động lực học của ô tô.
Hình 1.5: Sơ đồ cấu tạo và kết cấu của bộ vi sai ma sát trong cao sử dụng một khớp ma sát
Loại vi sai mô men ma sát được tạo ra từ sự tiếp xúc giữa các đĩa ma sát khi có sự chênh lệch tốc độ giữa hai bánh xe, với hệ số khóa vi sai K nằm trong khoảng 0.15 đến 0.3 Ngoài ra, còn có loại vi sai sử dụng hai khớp ma sát.
* Sơ đồ cấu tạo và kết cấu của bộ vi sai ma sát trong cao sử dụng hai khớp ma sát trên hình 1.6 a) b)
Cấu trúc vi sai sử dụng khớp ma sát hoạt động tương tự như các loại vi sai khác, với hai khớp vi sai đối xứng trên xe Bánh răng bán trục được khóa với vỏ vi sai, và giữa đáy bánh răng và mặt đầu vỏ vi sai có các khớp ma sát Hệ thống này bao gồm đĩa răng trong và ngoài, với lò xo đĩa được đặt gần vỏ vi sai để tạo lực ép Ngoài ra, một đĩa trơn nằm giữa lò xo và đĩa răng sát đó đóng vai trò là đĩa ép.
Loại vi sai này hệ số khóa vi sai K=Mms/Mo=0.15÷0.3
Do tính chất đối xứng của kết cấu, tải trọng tác động vào hai bán trục và bánh răng bán trục được phân bổ đều, giúp giảm bớt sự cồng kềnh của ly hợp khóa.
Vì không thay đổi được mô men ma sát giới hạn do vậy với loại vi sai này khả năng động lực học của xe bị hạn chế
Bộ vi sai ma sát trong cao được cấu tạo từ hai khớp ma sát, với mặt cắt cầu xe thể hiện rõ bộ vi sai này Hệ thống kết cấu của bộ vi sai hai khớp ma sát được trình bày chi tiết, giúp người đọc hiểu rõ hơn về cơ chế hoạt động và ứng dụng của nó trong xe.
* Sơ đồ cấu tạo và kết cấu của bộ vi sai ma sát trong cao sử dụng hai khớp ma sát của xe Misubishi Pajaro trên hình 1.7
Bánh răng vi sai 2 nằm trong hộp vỏ nhỏ 3, được tạo bởi hai nửa có khả năng dịch chuyển trong vỏ lớn vi sai Bộ vi sai bao gồm hai bánh răng hành tinh trên trục, với trục hành tinh tựa vào vỏ nhỏ qua hai rãnh vuông Đầu trục hành tinh có dạng hình vuông, khớp với rãnh vuông của vỏ trong Giữa bánh răng bán trục và vỏ vi sai không có đệm, thân trục bánh răng thò ra ngoài vỏ nhỏ, có bốn rãnh tròn khớp với hai đĩa ma sát răng trong Vỏ vi sai lớn cũng có bốn rãnh tròn tương ứng với hai đĩa ma sát răng ngoài, mỗi bên có hai lò xo dạng đĩa nằm giữa các đĩa ma sát và vỏ vi sai lớn Trong trạng thái lắp ráp ban đầu, tổng chiều dài trong khoang vỏ lớn lớn hơn tổng chiều dày các đĩa và chiều dài vỏ nhỏ từ 0,06 đến 0,2mm, nhằm đảm bảo khả năng ép tiếp hai lò xo đĩa, với vỏ lớn được cố định nhờ nắp đầu trục và các lò xo đĩa được ép biến dạng ban đầu khi lắp.
Hình 1.7: Cấu tạo và nguyên lý của bộ vi sai khớp ma sát kép của xe Misubishi Pajaro a) Cấu tạo; b) Sơ đồnguyên lý
Khi có sự chênh lệch tốc độ quay giữa hai bánh răng bán trục, lực vòng sẽ được truyền qua đĩa ma sát đến hai nửa hộp nhỏ Mặt vát của lỗ trục vi sai tạo ra lực dọc theo hướng ép lò xo Nếu lực dọc này vượt quá lực ép ban đầu của bộ lò xo đĩa, nó sẽ tăng cường lực ép lên các đĩa ma sát và làm biến dạng thêm các lò xo đĩa, khắc phục kích thước 0,06-0,2mm Khi kích thước đã được ép hết, mô men ma sát sẽ không tăng thêm Mô men ma sát giới hạn có thể thay đổi trong một khoảng hẹp tùy thuộc vào sự thay đổi của lực ép.
CƠ SỞ LÝ LUẬN VÀ LẬP MÔ HÌNH TÍNH
Sơ đồ logic tính toán của bài toán quay vòng
Các bài toán xác định quỹ đạo quay vòng của ô tô thường được thực hiện thông qua sơ đồ logic như hình 2.2 Sơ đồ này đã được các tác giả trước đây áp dụng, chủ yếu tập trung vào các vấn đề như hàm điều khiển vành lái, tải trọng thẳng đứng, và quan hệ động học trong quá trình tính toán quỹ đạo quay vòng.
Hình 2.2: Sơ đồ logic tính toán của đề tài
K ế t thúc ch ươ ng trình
Hàm điều khiển vành lái
Tải trọng thẳng đứng Quan hệ động học
Lực trong vết tiếp xúc
Các phương trình vi phân Tính toán điều kiện đầu
Những nội dung gần nhất với đề tài có thể tóm tắt như sau:
Nghiên cứu của tác giả Lê Anh Vũ (2006) tập trung vào ảnh hưởng của các thông số kết cấu hệ thống lái đến quỹ đạo chuyển động của ô tô Bài viết nêu rõ các vấn đề chính liên quan đến cách mà các thông số hệ thống lái tác động đến quỹ đạo di chuyển, từ đó giúp hiểu rõ hơn về sự quan trọng của hệ thống lái trong việc điều khiển ô tô.
Nghiên cứu của tác giả Phạm Huy Hoàng (2008) tập trung vào quá trình chuyển động của ôtô được trang bị hệ thống ABS và ASR, đồng thời xem xét chế độ làm việc của động cơ Nghiên cứu này được thực hiện trên phần mềm Matlab, nhằm mô phỏng động học và động lực học của ôtô.
Đề tài nghiên cứu của tác giả Lê Thanh Hải (2011) tập trung vào việc thiết lập mô đun tính toán mô hình lốp phi tuyến để giải quyết bài toán quỹ đạo chuyển động của ô tô Nghiên cứu này nêu rõ các vấn đề chính liên quan đến các thông số của lốp và ảnh hưởng của chúng đến quỹ đạo chuyển động của ô tô.
Các nghiên cứu trước đây chưa chú trọng đến trạng thái chuyển động cụ thể của ô tô và đã bỏ qua mối quan hệ truyền mô men đến các bánh xe chủ động khi xe quay vòng, đặc biệt là trong trường hợp bộ vi sai có ma sát giới hạn.
Luận văn này sẽ phân tích sâu về mô men truyền ra các bánh xe, đặc biệt chú ý đến mô men ma sát trong bộ vi sai và tác động của nó đến quỹ đạo quay vòng của ô tô.
Phương trình cân bằng sự quay bánh xe
Quá trình hoàn thiện mô hình tính toán quỹ đạo chuyển động của ô tô cần tích hợp mô men ma sát vào bộ vi sai Để thực hiện điều này, cần thiết lập các phương trình cân bằng sự quay của bánh xe Trong các nghiên cứu trước đây về quỹ đạo chuyển động của ô tô, các tác giả đã đề cập đến bộ vi sai nhưng thường bỏ qua mô men ma sát Hiện nay, các xe hiện đại đều sử dụng bộ vi sai có tăng nội ma sát, với mô men ma sát có thể dao động từ 0% đến 80% giá trị mô men trên bánh răng bị động của truyền lực chính.
Đề tài đã cải tiến mô hình tính toán giá trị mô men ma sát giới hạn bằng cách tích hợp các khớp ma sát vào bộ vi sai.
Mô men ma sát trong bộ vi sai sử dụng khớp ma sát phụ thuộc vào lực ép và sự chênh lệch tốc độ giữa hai bánh xe (t-p) Các đĩa ma sát trong bộ vi sai được coi tương tự như các đĩa ma sát trong bộ ly hợp.
Trong bộ ly hợp, mô men ma sát phụ thuộc vào độ trượt giữa đĩa ma sát và đĩa ép Cụ thể, mô men truyền qua ly hợp liên quan đến sự chênh lệch tốc độ góc giữa đĩa ma sát, bánh đà và đĩa ép Giá trị mô men này được truyền xuống trục sơ cấp hộp số thông qua công trượt riêng của ly hợp.
Công trượt riêng của ly hợp được tính theo công thức:
Trong đó: L: Công trượt riêng của ly hợp, là một hàm của (e - l)
Me: Công suất có ích của động cơ
Vận tốc góc của trục khuỷu động cơ và đĩa ma sát được thể hiện qua đồ thị công trượt riêng của ly hợp Đồ thị này, như hình 2.3, cho thấy mối quan hệ giữa mô men ma sát và bộ vi sai, được trình bày dưới dạng đồ thị công trượt.
2.4) Với các giả thiết sau:
Hình 2.3: Công trượt riêng của bộ ly hợp Đường thực tiễn Đường thực nghiệm
- Mms là một hàm của (t-p) và phụ thuộc vào dấu của (t-p)
- Công suất tổn thất do ma sát nhỏ
Trong nghiên cứu về bộ vi sai bánh răng côn đối xứng, việc đưa giá trị mô men ma sát vào hệ thống sẽ làm cho mô men phân bổ không đều giữa hai bên bánh xe chủ động Sự thay đổi của mô men chia ra cho các bánh xe chủ động phụ thuộc vào dấu của ( t p ).
2.2.1 Quan hệ động học của vi sai
Sơ đồ bộ vi sai ô tô trong hình 2.5 cho thấy bánh răng 2 kết nối với hệ thống truyền lực và ăn khớp với bánh răng bị động 3, đồng thời cũng là vỏ vi sai.
Vi sai có 4 bánh răng hành tinh và 2 bánh răng bán trục số 5 và 6 Bánh răng 5 và
6 liên kết với bán trục bên trái và bên phải Hệ thống này có 2 bậc tự do r 2 r 3 r 5 r 4
Hình 2.5: Sơ đồ cấu tạo bộ vi sai ma sát trong cao sử dụng hai khớp ma sát
Hình 2.4: Mô men ma sát đưa vào bộ vi sai
Hình 2.6: Động lực học của vi sai
Quan hệ động học có thể viết:
Tỉ số truyền của cầu xe ic
r i c r (2.1) Đối với bộ vi sai đối xứng r5=r6
Chúng ta giả thiết rằng: r5=r4=r thì
(2.5) Ở đây 21, 31, 51, 61 là vận tốc góc của bánh răng 2, 3, 5, 6 đối với vỏ cầu 1
43 là vận tốc góc của bánh răng 4 đối với bánh răng 3 (hay là đối với vỏ vi sai)
2.2.2 Mối quan hệ động lực học của cầu xe và vi sai
Nếu mô men của động cơ truyền xuống bánh răng chủ động 2 được xác định là M2, chúng ta có thể thiết lập phương trình cân bằng mô men cho trục quay của bánh răng 2 và 3, như được minh họa trong hình 2.7.
J 2 21 M 2 P 2 r 2 0 (2.6) Ở đây P2 là lực tại chỗ ăn khớp của cặp bánh răng truyền lực chính
Phương trình cân bằng mô men đối với trục quay của bánh răng bị động sẽ là: J 3 31 M d P 3 r 3 0 (2.7)
Trong đó: M d (P 5 P 6 ).rM ms được xác định trên hình 2.7
M d = P 5 r + P 6 r + M ms Ở đây P3 là lực vòng trên bánh răng bị động bằng với lực vòng trên bánh răng chủ động
Hình 2.7: Động lực học truyền lực chính
Md là mô men cản lăn tác dụng từ vi sai Đặt: J 3 J 2 i c 2J r (2.8)
2Jr: Mô men quán tính của cầu xe, sau đó thế vào phương trình 2.7 và 2.8 kết hợp với: M3 = M2.ic
M3 là mô men chủ động được đặt lên bánh răng bị động Chúng ta cần chú ý đến sự cân bằng của bộ vi sai với các bánh răng hành tinh như thể hiện trong hình 2.8.
Hình 2.8: Sơ đồ động lực học của bộ vi sai
Với bánh răng bán trục phương trình cân bằng mô men đối với trục quay của nó
Từ (2.11) và coi J5, J6nhỏ ta được: P 5 r P 6 rM ms (2.12) Đối với bộ vi sai chúng ta có:
J 3 31 P 3 r 3 P 5 rP 6 r0 (2.13) Ở đây P5, P6 là lực vòng tại chỗ ăn khớp của các bánh răng vi sai
Từ công thức 2.12 và 2.13 ta có:
Phương trình cân bằng mô men gây nên trên bánh xe bên trái được viết như sau:
Hình 2.9: Động lực học bánh xe
J kp P r F r p Z f v r p (2.16) Hay: J kp 1 P 5 r F 1 r p Z 1 f v r p 0 (2.17) Tương tự cho bánh xe bên phải:
J kp P r F r p Z f v r p (2.18) Thay thế và đồng thời gọi là mô men chủ động cho các bánh răng bán trục
Phương trình kết quả của sự quay bánh xe như sau:
Tìm 1 và 2 từ công thức 2.22 và 2.23 sẽ được kết quả như sau:
1 k k ms p v p p v p rp kp kp rp p v p ms k rp kp r f Z r F r f Z r F
2 k k ms p v p p v p rp kp kp rp p v p ms k rp kp r f Z r F r f Z r F
Tương tự với xe có cầu sau là cầu chủ động ta có:
3 k k ms z v z z v z rz kz kz z rz v z ms k rz kz r f Z r F r f Z r F
4 k k ms z v z z v z rz kz kz rz z v z ms k rz kz r f Z r F r f Z r F
Phương trình 2.26 và 2.27 mô tả góc quay của bánh xe trong hệ thống cầu sau chủ động, đồng thời là phương trình tổng quát cho bánh xe 3 và 4 Trong luận văn, xe được chọn để tính toán là xe có cầu trước chủ động, vì vậy các biểu thức này có Jrz=0 và Mk3=Mk4=0.
Các thông số trong phương trình 2.24, 2.25, 2.26, 2.27: fv: Hệ số cản lăn của bánh xe với mặt đường
J kp : Mômen quán tính của các phần liên kết với bánh xe quanh trục quay bánh xe cầu trước
J kz : Mômen quán tính của các phần liên kết với bánh xe quanh trục quay bánh xe cầu sau (z- cầu sau chủ động, p - cầu trước chủ động)
J rp : Mômen quán tính của vi sai cầu trước
J rz : Mômen quán tính của vi sai cầu sau
F : Lực vòng giữa bánh xe bên trái và phải ở cầu trước với mặt đường
F 3 , F 4 : Lực vòng giữa bánh xe bên trái và phải ở cầu sau với mặt đường
i : Gia tốc góc của bánh xe thứ i (i14)
Bán kính bánh xe động: rbxi i bxti bx Z
Bằng cách phân tích mối quan hệ làm việc của các khớp ma sát trong bộ vi sai, chúng tôi đã xây dựng được các phương trình vi phân góc quay cho từng bánh xe, bao gồm 1 , 2 , 3 , 4 Kết hợp với bốn phương trình mô tả động lực học toàn xe, chúng tôi thiết lập một hệ tám phương trình vi phân nhằm xác định vận tốc góc của các bánh xe 1 , 2 , 3 , 4 và mô men chủ động phân bổ cho các bánh xe bên trái và bên phải, cụ thể là Mbx1 và Mbx2.
Các mô hình tính toán được sử dụng
Trong luận văn này, các phương trình kết quả sử dụng trong tính toán các quan hệ động học sẽ được nêu ra mà không trình bày chi tiết, vì thông tin này đã được trình bày rõ ràng trong tài liệu [1] và các luận văn trước đó.
2.3.1 Mô hình động lực học toàn xe
Theo các mục đích nghiên cứu của đề tài, có thể sử dụng các mô hình sau:
- Mô hình phẳng hai vết: Sử dụng mô hình này sẽ không để ý tới các ảnh hưởng của hệ thống treo
Mô hình không gian tổng thể cho phép thiết lập các quan hệ động lực học một cách đầy đủ, phản ánh tất cả các yếu tố ảnh hưởng Trong đề tài này, chúng tôi sử dụng mô hình không gian tổng thể với các giả thiết nhằm giảm bớt tính phức tạp trong quá trình tính toán (Hình 2.10).
Khả năng mô tả toán học của mô hình cho phép thiết lập đầy đủ các phương trình mô tả quan hệ động học của ô tô Tùy thuộc vào mục tiêu nghiên cứu, có thể sử dụng những giả thiết phù hợp để đơn giản hóa bài toán mà vẫn đảm bảo tính đúng đắn khoa học Điều này tạo nên ưu thế của phương pháp tính toán đã trình bày Để xây dựng mô hình trên hình 2.10, một số giả thiết đã được sử dụng.
- Ô tô chuyển động trên mặt đường bằng phẳng
- Thân xe cứng đặt đàn hồi trên các cầu xe
- Góc quay thân xe được để ý thông qua góc nghiêng ε, góc nghiêng bánh xe coi là nhỏ và bỏ qua
Các lực dọc và ngang của bánh xe được khảo sát trong quan hệ với độ trượt, và quan hệ biến dạng tính toán
Mô hình xây dựng dựa trên chuyển động song phẳng của ô tô, trong đó chiều cao ảnh hưởng đến các lực và mô men, được thể hiện qua các tải trọng đặt trên bánh xe Để hỗ trợ cho việc tính toán, các trạng thái lực và mô men tác dụng được mô tả chi tiết trong hình 2.10 và hình 2.11.
Hình 2.10: Mô hình động lực học toàn xe
- Các bánh xe quay xung quanh trục đứng với các góc quay như nhau
- Bỏ qua mô men hiệu ứng con quay MG, bỏ qua lực cản không khí Pω, bỏ qua mômen cản đàn hồi của bánh xe
Các lực tác dụng đặt tại trọng tâm xe:
- Trọng lực, lực quán tính theo phương X, Y của ô tô
- Mômen quán tính quanh trục Tz mg
Hình 2.11: Sơ đồ quan hệ lực trên mặt phẳng dọc ô tô
Xo tt ts lt ls
Hình 2.12: Các lực và mô men xác định trong mặt phẳng ngang
Các lực và mômen tác dụng đặt tại bánh xe:
- Phản lực thẳng đứng, lực cản lăn, lực kéo chủ động đặt tại các bánh chủ động
- Lực ngang đặt tại điểm giữa của vết và mômen đàn hồi của bánh xe
Các lực tác dụng theo phương trục X được gọi là lực dọc, ký hiệu là Fj, trong khi các lực tác dụng theo phương trục Y được gọi là lực ngang, ký hiệu là Sj (với j từ 1 đến 4).
Lực quán tính ly tâm m.ÿ = m.v.( ), mômen quán tính ôtô quanh trục Z: Jz Theo tài liệu [1], [3] ta có các phương trình vi phân chuyển động sau:
2.3.2 Sự nghiêng thân xe và tải trọng thẳng đứng
Góc nghiêng của thân xe ảnh hưởng đến sự phân bố tải trọng thẳng đứng, lực và mô men trong vết tiếp xúc, do đó, sự nghiêng này có liên quan chặt chẽ đến hệ thống treo, đóng vai trò quan trọng trong hiệu suất vận hành của xe.
1 [(S 1 cos 1 S 2 cos 2 S 3 cos 3 S 4 cos 4 F 1 sin 1 F 2 sin 2 F 3 sin 3 v M
F 4 sin 4 ).sin ( S 1 sin 1 S 2 sin 2 S 3 sin 3 S 4 sin 4 F 1 cos 1
[ 1 cos 1 2 cos 2 3 cos 3 4 cos 4 1 sin 1 2 sin 2 cos
J[( cos cos ) ( sin sin ) ( cos cos ).
Theo các tài liệu [1], [4] thì sự thay đổi tải trọng thẳng đứng được tính như sau: t
Z Z Z Z (2.33) Z 4 (Z 4 T Z) Z s (2.34) Trong đó: Z: Sự thay đổi tải trọng theo phương dọc
Zt: Sự thay đổi tải trọng theo phương ngang.
2.3.3 Mô hình các quan hê động học của ô tô
Xác định các quan hệ trong động học của bánh xe:
Hình 2.13 thể hiện quỹ đạo của trọng tâm trong mặt phẳng (OXY), nơi trọng tâm của ô tô di chuyển với vận tốc v, tiếp tuyến với đường cong quỹ đạo Do đó, tại một thời điểm, trọng tâm sẽ xuất hiện gia tốc hướng tâm có vị trí v theo (α ε̇ + ̇).
Các thành phần tốc độ của trọng tâm trên hệ tọa độ cố định là: vX0 = v.cos( + ) (2.35) vY0 = v.sin( + ) (2.36)
Các thành phần gia tốc của trọng tâm trên hệ tọa độ cố định là:
V Y V V c (2.38) Để tính các thông số của bánh xe cần xác định các quan hệ động học góc lệch bên
Hình 2.13: Mô hình các quan hệ động học của ô tô
44 bánh xe i, các vận tốc thành phần X Y i , i và độ trượt bánh xe sxi với (i=1÷4)
Xác định các vận tốc thành phần của bánh xe theo tài liệu [1], [2], [3] ta có:
Vận tốc của bánh xe trước và sau được tính theo công thức vt = TO1. = TO2 và vs = TO3. = TO4. Để xác định vận tốc của từng bánh xe theo trục X và Y, ta sử dụng các công thức: dx1 = v cos - a2 cos P, dy1 = v sin + a2 sin P; dx2 = v cos + a2 cos P, dy2 = dy1; dx3 = v cos - b2 cos Z, dy3 = v sin - b2 sin Z; dx4 = v cos + b2 cos Z, dy4 = dy3.
Góc lệch bên i của các bánh xe: i i artgX i Y i
Mô hình lốp
Mô hình lốp là mối quan hệ giữa các thông số, lực tác dụng lên bánh xe bao gồm:
- Tải trọng Z đặt lên bánh xe có liên quan đến độ cứng Cz của lốp
- Lực dọc F đặt lên bánh xe có thể là lực kéo hay lực phanh có liên quan đến hệ số độ cứng của biến dạng dọc lốp xe
- Lực bên S tác dụng lên bánh xe có liên quan tới hệ số độ cứng của góc lệch bên bánh xe x y z
Hình 2.14: Các quan hệ lực và mô men trong lốp
- Góc lệch bên do lực bên tác dụng làm bánh xe lệch 1 góc so với phương chuyển động
- Mô men đàn hồi của bánh xe Msk
- Mô men đặt vào bánh xe do động cơ truyền tới Mk
Các thông số đầu vào như góc lệch , mô men kéo Mk, tải trọng Z và độ trượt so được xác định từ điều kiện chuyển động của xe Trong khi đó, các thông số đầu ra của mô hình lốp bao gồm lực bên, lực dọc và mô men đàn hồi của lốp.
Theo Pacejka đưa ra sơ đồ tính toán lực cho bánh xe bị động và bánh xe chủ động như sau:
Hình vẽ 2.15: Sơ đồ tính toán lực cho bánh xe bị động
Các thông số đầu vào
ko, ls1, ls2, x k , st, lv, l l ls=ls1+ ls2Z l =l1+ l2Z
Mô men đàn hồi: Msk s t sk S n
Hình vẽ 2.16: Sơ đồ tính toán lực cho bánh xe chủ động
Các phương trình điều khiển hệ thống
Trong mô hình tính toán, việc sử dụng các hàm điều khiển là cần thiết để xác định chế độ làm việc của chương trình Luận văn đã trình bày các phương trình điều khiển, bao gồm phương trình góc quay của vành lái, mô men kéo tại các bánh xe chủ động, và phương trình tính mức độ bàn đạp chân ga.
Mô men đàn hồi: Msk
Các thông số đầu vào
Mô hình được thiết lập để nghiên cứu tác động của vành lái đối với các bánh xe dẫn hướng Giả thiết hàm điều khiển của vành lái được thể hiện trong hình 2.17, trong đó góc quay giữa vành lái và bánh xe được tính toán theo công thức: r v t i.
t : Góc quay bánh xe trước
v : Góc quay vành lái ir :Tỷ số truyền của hệ thống lái
2.5.2 Xây dựng phương trình xác định chế độ làm việc của động cơ
Tính toán mô men động cơ:
Mô men chủ động trên cầu chủ động Mki được suy ra từ giá trị tức thời của mô men quay động cơ m e c mo ki M i i
Trong công thức (2.42), ic biểu thị tỉ số truyền của cầu xe, ie là tỉ số truyền của hộp số, và m đại diện cho hiệu suất truyền cơ khí Mmo là mô men của động cơ, đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hiệu suất hoạt động của hệ thống truyền động.
Vi sai bánh răng côn đối xứng nên mô men của động cơ được chia đều cho 2 bánh răng bán trục m e c mo ki M i i
Giá trị Mmo có thể tính toán từ nội suy của đặc tính mô men động cơ
Hình 2.17: Góc quay vành lái
Đặc tính mô men động cơ thường được biểu thị qua đường đặc tính ngoài, cho thấy mối quan hệ giữa mô men động cơ Mm (Nm) và số vòng quay nm (min -1) khi động cơ hoạt động ở 100% tải Để phân tích, chúng ta chia mặt phẳng dưới đường đặc tính ngoài thành các khoảng nhỏ (ví dụ: 20 khoảng), sau đó đánh dấu thứ tự từ đường đặc tính ngoài đến các giá trị (1; 0.95; …; 0.05) bằng các hệ số Apo.
Chế độ làm việc của động cơ xác định tại thời điểm ti nhờ các thông số sau đây:
- Địa chỉ của đường cong Apo
Nếu như chúng ta biết đường đặc tính của động cơ cho bởi 2 thông số có thể nội suy để xác định thông số thứ 3
Nhiệm vụ của bài toán gồm:
Để xác định chỉ số của đường cong Apo, cần nắm rõ vận tốc góc của các bánh xe ( i) và mô men yêu cầu trên bánh xe chủ động (Mki).
Mô men tại các bánh xe chủ động giúp xác định mô men yêu cầu của động cơ, từ đó tính toán mức độ bàn đạp chân ga thông qua các hệ số Apo.
Quan hệ giữa vận tốc góc quay của các bánh xe với số vòng quay của động cơ như sau:
Với: 1 , 2 là vận tốc góc quay của bánh xe chủ động (tính bằng rad/s -1 )
Xác định mô men của động cơ nhờ phương trình cân bằng lực dọc khi ô tô chuyển động đều: M bx 1 M bx 2 M tt mgf v r d (2.46)
Mbx1, Mbx2, Mtt đại diện cho mô men của bánh xe chủ động bên trái và bên phải, cùng với mô men tổn thất do ma sát trong kết cấu vi sai Hệ số cản lăn được ký hiệu là fv.
Mô men động cơ sẽ là: m c e tt bx m bx i i
Số liệu của động cơ dùng trong tính toán: Chọn 1 bộ số liệu động cơ thực tế như hình 1 phần phụ lục
Các thông số tính toán mức độ bàn đạp chân ga được thể hiện ở bảng 1 phần phụ lục
2.5.3 Các trạng thái mô men trong tính toán
Giả thiết mô men điều khiển bánh xe chủ động được dùng trong tính toán như sau:
Hình 2.18: Mô men điều khiển bánh xe chủ động
Giá trị đầu tiên để thắng lực cản lăn là 55.384 N/m Để đảm bảo không có sự điều khiển đồng thời giữa góc quay vô lăng và mô men kéo, mô men kéo sẽ được tăng từ 0.4 giây và đạt giá trị tối đa 300 N.m vào thời điểm 1 giây.
LẬP TRÌNH VÀ ĐỀ XUẤT CÁC PHƯƠNG ÁN TÍNH TOÁN
Các phương án lựa chọn tính toán theo mục đích đề tài
Mục tiêu của đề tài là khảo sát động học và động lực học của ô tô khi di chuyển trên đường vòng, đồng thời xem xét ảnh hưởng của mô men ma sát trong bộ vi sai Để thể hiện kết quả, chúng ta có thể áp dụng các phương pháp tính toán phù hợp.
Phương án 1 đề xuất việc sử dụng Matlab để tính toán và hiển thị các thông số khảo sát thông qua bảng số liệu Các thông số này bao gồm quỹ đạo quay vòng của ô tô, gia tốc bên, vận tốc góc của các bánh xe chủ động, mô men ma sát và mô men phân chia cho các bánh xe chủ động.
- Phương án 2: Tính toán và hiển thị dạng đồ thị của các thông số cần khảo sát bằng Matlab Simulink
Matlab nổi bật với khả năng tùy biến cao, cho phép người dùng can thiệp và sửa chữa trực tiếp từng câu lệnh Tuy nhiên, nhược điểm của nó là tốc độ chạy chậm, do toàn bộ quá trình giải quyết bài toán diễn ra theo mạch thẳng nối tiếp Đề tài này nhằm xem xét ảnh hưởng của mô men ma sát đến sự phân bố mô men giữa các bánh xe chủ động Vì vậy, Matlab Simulink được chọn là công cụ phù hợp để mô phỏng và tính toán, giúp hiển thị các thông số cần khảo sát dưới dạng đồ thị.
Phương pháp Runge Kutta 4 điểm được áp dụng để mô phỏng bài toán trong Matlab Simulink, giúp xuất kết quả và so sánh các giá trị cụ thể của mô men ma sát đưa vào bộ vi sai.
Các phần cơ bản của chương trình bao gồm: a) 8 phương trình vi phân xác định chuyển động của ôtô và các bánh xe
Các phương trình thiết lập quan hệ động học đóng vai trò quan trọng trong việc phân tích chuyển động của hệ thống Ngoài ra, các phương trình xác định tải trọng thẳng đứng giúp đánh giá áp lực tác động lên các bộ phận Bên cạnh đó, các phương trình xác định lực dọc và lực ngang của bánh xe là cần thiết để hiểu rõ hơn về lực tác động trong quá trình vận hành Cuối cùng, các phương trình tính toán mômen điều khiển bánh xe giúp tối ưu hóa hiệu suất và an toàn của phương tiện.
Điều khiển quá trình thông qua mômen phân bố ra các bánh xe
Điều khiển chương trình thông qua mô men ma sát trong bộ vi sai f) Các giá trị đầu vào
Chương trình chính điều khiển toàn bộ hệ thống, trong khi hàm ode được thiết lập dưới dạng chương trình con với các phương trình xác định trạng thái theo sơ đồ Độ chính xác của kết quả đạt tới 0,001.
Phương pháp Runge Kutta 4 điểm
Phương pháp Runge Kutta 4 điểm được lựa chọn để giải bài toán động học cho hệ xe, dựa trên sơ đồ logic tính toán tổng Phương pháp này sử dụng điều kiện đầu để tính toán các điều kiện khác, đặc biệt phù hợp cho việc giải các phương trình chứa đạo hàm cấp một của biến số theo thời gian.
Cho phương trình vi phân cấp 1 như sau:
) , (x y f y (3.1) Trong đó y là hàm số của x : y=f(x) (3.2) Với điều kiện đầu được cho như sau: y(x0)=y0 (3.3)
Phương pháp Runge Kutta sử dụng khai triển Taylor của hàm y=f(x) tại các điểm gần gũi với xi+1 Điều này cho phép phân tích biểu thức khai triển Taylor để tính toán giá trị hàm tại các vị trí lân cận.
Runge Kutta 4 điểm là phương pháp sử dụng 4 điểm tính với sơ đồ được viết như sau:
Để giải gần đúng hệ phương trình vi phân trong Matlab Simulink, có nhiều phương pháp khác nhau Luận văn này đã chọn sử dụng phương pháp Runge-Kutta bậc 4 với lập trình ode45s Các giá trị trong biểu thức được xác định như sau: k1 = f(xi, zi), k2 = f(xi + 0.5h, zi + 0.5hk1), k3 = f(xi + 0.5h, zi + 0.5hk2), và k4 = f(xi + h, zi + hk3) Phương pháp ode45s cho kết quả có độ chính xác chấp nhận được, trong khi các phương pháp khác có thể dẫn đến độ chính xác thấp và mất ổn định Thời gian tính toán sẽ được quản lý dựa trên các mục tiêu cụ thể của từng phần trong hệ thống.
Phương pháp Runge Kutta là một kỹ thuật tính toán dựa trên điều kiện đầu, được thiết lập thông qua một chương trình viết trong file Matlab Chương trình này thực hiện tính toán các phương trình theo các điều kiện ban đầu đã được xác định.
Vấn đề sai số của bài toán
Kết quả của bài toán sẽ có một sai sai số nhất định do các nguyên nhân sau:
- Sai số do các giả thiết khi thiết lập bài toán
- Sai số toán học do sự làm tròn số khi tính toán
- Sai số do các thông số đầu vào (thông số kết cấu ô tô, các kích thước động học, động lực học)
- Sai số do phương pháp giải gần đúng hệ phương trình vi phân trong mô phỏng Simulink
Trong luận văn, các sai số đã được giảm thiểu đến mức tối thiểu và không ảnh hưởng đáng kể đến kết quả Sai số tính toán trên máy tính là rất nhỏ, và sai số của thông số đầu vào cũng được kiểm soát chặt chẽ, nhờ vào việc tham khảo dữ liệu từ các xe sử dụng thực tế.
Trong luận văn về sai số của phương pháp giải Runga-Kutta 4, chương trình Simulink trong Matlab 7.9.0 đã mô phỏng sự biến thiên của các biến trạng thái tại các thời điểm gây ra sai số cục bộ Chương trình so sánh sai số ước lượng với sai số cho phép, được xác định bởi các tham số rtol (sai số tương đối) và abstol (sai số tuyệt đối) Nếu sai số ước lượng vượt quá giá trị cho phép, chương trình sẽ tự động giảm bước tính và lặp lại quá trình Mặc định, trong Simulink, sai số tương đối và sai số tuyệt đối được thiết lập là 10^-4.
Lựa chọn các thông số tính toán
Xe được khảo sát là ôtô con với động cơ đặt trước và cầu trước chủ động, cầu sau bị động Xe có khối lượng nhỏ và đầy tải, sử dụng động cơ xăng với mô men xoắn tối đa 5 Nm và công suất 125 kW, đạt số vòng quay tối đa 6000 vòng/phút.
Hộp số được sử dụng với 5 cấp số truyền, với các tỷ số truyền ở các tay số như bảng 1
Bảng 3.1: B ả ng t ỷ s ố truy ề n các tay s ố ih1 ih2 ih3 ih4 ih5
Tỷ số truyền của truyền lực chính i0=3.85
Xe có cầu chủ động là loại xe sử dụng bộ vi sai tăng nội ma sát, được trang bị hai khớp ma sát ở hai bên bánh răng của bán trục trái và phải.
Số liệu cụ thể được tính toán cho xe được cho trong các bảng 2 và bảng 3 trong phần phụ lục.
Lựa chọn các trường hợp khảo sát
Đề tài này tập trung vào việc tính toán cho xe con với cầu trước chủ động, sử dụng bộ vi sai có khớp ma sát Bộ vi sai này có hệ số khóa được giới hạn trong khoảng từ K=0 đến 0,45.
Bài viết này lựa chọn bốn phương án tính toán để so sánh và đánh giá các quan hệ động học và động lực học của ô tô, đặc biệt tập trung vào các bánh xe chủ động.
Trường hợp 1: Không có mô men ma sát trong bộ vi sai
Trường hợp 2: Mô men ma sát có giá trị bằng 15% giá trị mô men trên bánh răng bị động của truyền lực chính
Trường hợp 3: Mô men ma sát có giá trị bằng 30% giá trị mô men trên bánh răng bị động của truyền lực chính
Trường hợp 4: Mô men ma sát có giá trị bằng 45% giá trị mô men trên bánh răng bị động của truyền lực chính
- Xe con, động cơ đặt trước, cầu trước chủ động (hình 3.1)
- Hệ số bám hai bên bằng nhau:
Bánh xe bên trái và phải đều có hệ số bám φ=0.5
- Vận tốc ban đầu v0= 40 km/h
Xe di chuyển thẳng trong 0.2 giây đầu tiên, sau đó bắt đầu đánh lái từ 0.2 giây đến 0.4 giây với góc lái tăng dần cho đến 75 độ Khi đạt góc lái 75 độ, giữ nguyên vành lái trong 10 giây tiếp theo.
- Các bánh xe bị động trên cầu sau làm việc theo điều kiện cản của mặt đường
Các bánh xe chủ động cầu trước chuyển động nhờ mô men từ động cơ Sau 0.4 giây, mô men kéo của động cơ tăng lên, với thời gian tăng mô men được thiết lập theo điều kiện làm việc của động cơ và giả thiết quan hệ tăng mô men là tuyến tính Mỗi bánh xe chủ động có giá trị tối đa đạt 300Nm.
Trong một chế độ xác định, mô men của động cơ được truyền xuống các bánh xe thông qua tổng mô men chủ động trên từng bánh và mô men tổn thất do ma sát trong bộ vi sai Giá trị này được sử dụng để tính toán chế độ làm việc của động cơ Để mô tả trên đồ thị đặc tính tốc độ động cơ, cần có giá trị số vòng quay của các bánh xe chủ động Số vòng quay của động cơ được tính từ giá trị số vòng quay trung bình của hai bánh xe chủ động, từ đó xác lập được các thông số cần thiết.
Điểm làm việc của động cơ tại một trạng thái cho phép chúng ta nối các điểm này lại để tạo thành đồ thị mô men động cơ Điều này giúp xác định chế độ làm việc của động cơ trong điều kiện có mô men ma sát trong bộ vi sai.
Hình 3.1: Sơ đồ bố trí xe con khảo sát
Chương trình mô phỏng trên Matlab Simulink
Chương trình tính toán bao gồm các mô đun chuyên biệt như tính toán bánh xe, xác định tải trọng, gia tốc bên, quỹ đạo chuyển động, vận tốc, góc quay epsilon và góc lệch alpha.
Động lực học của bánh xe số 1 được tính toán trong mô đun bánh xe 3
Động lực học của bánh xe số 2 được tính toán trong mô đun bánh xe 4
Động lực học của bánh xe số 3 được tính toán trong mô đun bánh xe 5
Động lực học của bánh xe số 4 được tính toán trong mô đun bánh xe 6
Tải trọng Z1, Z2, Z3, Z4 được tính toán trong mô đun 1
Góc quay vành lái được tính toán trong mô đun 2
Quỹ đạo chuyển động của ô tô được tính toán trong mô đun 7
Gia tốc bên của ô tô được tính toán trong mô đun 8
Vận tốc của ô tô được tính toán trong mô đun 9
Góc lệch được tính toán trong mô đun 10
Góc quay được tính toán trong mô đun 11
Mô đun được xây dựng dựa trên phương trình vi phân mô tả động lực học của bánh xe chủ động số 1, như đã trình bày trong mục 2.2 của chương 2.
Hình 3.3: Mô đun tính toán động lực học cho bánh xe số 1
