Báo cáo khoa học: "ỨNG DỤNG MATLAB-SIMULINK ĐỂ GIẢI BÀI TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THUỶ LỰC MẠCH QUAY"

Chia sẻ: Nguyễn Phương Hà Linh Linh | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:54

Thêm vào BST

Báo xấu

407
lượt xem 69
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

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. ngày

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Báo cáo khoa học: "ỨNG DỤNG MATLAB-SIMULINK ĐỂ GIẢI BÀI TOÁN ĐỘNG LỰC HỌC HỆ THUỶ LỰC MẠCH QUAY"

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 CK 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. 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:
e1 p1 Mm,Jm pk Vm Mn,Jn pk Vn pkn M p2 e2 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: Qn - Qkn - Qv - Qm - Qe = 0 (1) Qn - Lưu lượng lý thuyết của bơm thuỷ lực, m3/giây: Qn = V0n n n = [V0n ]n n X (2) TCK 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: ( ) Q v = r0n + r0m .p n (3) r0m - Hệ số tổn thất thể tích của động cơ thuỷ lực: V0m [n m ](1 − η0 ) m r0m = (4) [p m ] Trong đó: V0m - 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 η0 - 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 r0n - Hệ số tổn thất thể tích của bơm thuỷ lực, (m3/giây)/Pa: Q n (1 − η0 ) n ron = (5) [p n ] Trong đó: Qn - Lưu lượng lý thuyết của bơm thuỷ lực, m3/giây; n η0 - 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: Qm = V0m ωm (6) Trong đó: V0m - 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: dpn Qe = E n (7) dt V1 V2 En = + (8) E1 E 2 Trong đó: 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. TCK 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 Q kn = (p n − p kn )k 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: dω M Mm − Mf − = Jm m (9) ir dt Mm - Mô men quay trên trục của động cơ thuỷ lực, Nm; pn m Mm = V0 (10) 2π Trong đó: pn - Áp suất dầu trong đường ống cao áp, Pа; V0m - 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; M = M so + M a sin(ωm t) (11) 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; Mf = fωm (12) V0m [p m ](1 − ηh ηm ηr ) f= m Nm/(rad/s) (13) ( 2π ) 2 [n m ]
Trong đó: ηh - Hiệu suất của bộ truyền động; ηmm - 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 dω m p n V0m = 0. i r ≤ M s thì Nếu dt 2π Như vậy, mô hình toán học của hệ thuỷ lực mạch quay được biểu diễn qua hệ phương trình vi phân sau: TCK ⎧ dp n ( ) ⎪E dt = [Vo ]ωn X − Q kn − r0 + r0 p n − V0 ωm n n m m ⎪ (14) ⎨ m ⎪J m dωm = p n V0 − fωm − M ⎪ dt 2π ir ⎩ 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: 6 -5 x 10 x 10 8 25 9 8 7 20 7 6 Toc do quay cua DC (m/s) Luong dau ro ri (m3/s) 6 5 Ap suat (Pa) 15 5 4 4 10 3 3 2 2 5 1 1 0 0 0 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 Time (s) Time (s) Time (s) -3 x 10 6 350 90 80 300 5 70 Mo men tren truc DC (Nm) Mo men can nhot (Nm) 250 60 4 Qm (m3/s) 200 50 3 40 150 30 2 100 20 1 50 10 0 0 0 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 Time (s) Time (s) Time (s) III. KẾT LUẬN Qua ví dụ trên ta thấy, việc tính toán các thông số động lực học của hệ thuỷ lực trong Matlab-Simulink được thực hiện nhanh hơn, dễ hơn so với nhiều ngôn ngữ thông dụng như CK Pascal, Fortran,… Ngoài ra, việc xử lý dữ liệu, đồ hoạ cũng như thay đổi các hệ số, thông số cơ bản của mô hình như thời gian, bước tính, phương pháp tính được thực hiện một cách mềm dẻo, đơn giản, chính xác. 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. [3]. Анохин В.В. Модели динамических систем: технологии построения в Matlab//Exponenta Pro. Математика в приложениях. - 2003 г. - N04. 54-59c. [4]. Nguyễn Viết Đảm - Mô phỏng hệ thống viễn thông và ứng dụng Matlab - Nhà xuất bản Bưu điện, Hà Nội - 2007. [5]. Nguyễn Phùng Quang - Matlab&Simulink dành cho kỹ sư điều khiển tự động - Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật, Hà Nội - 2006. [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 TCK 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, Hình 1. Mô hình CAD của cơ cấu song song nên sự cân bằng tĩnh của cơ cấu hoặc tay máy song không gian 3DOF với nguồn dẫn động quay 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. 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 Oxyz với trục z 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 Oi1 x i1 yi1z i1 CK và O i2 x i 2 y i 2 z i2 lần lượt gắn với khâu động thứ nhất và thứ hai của chân thứ i. Các toạ độ của các điểm Pi trong hệ toạ độ động gắn với bàn máy di động, được ký hiệu là ( a i , bi ,ci ) với i = 1,2,3 , và hướng của hệ toạ độ động O′x ′y′z′ đối với hệ toạ độ cố định Oxyz được mô tả bằng ma trận quay Q . Hình 3. Các hệ tọa độ gắn với hai khâu Toạ độ của điểm Oi1 biểu diễn trong hệ toạ độ của chân thứ i cố định là ( x i0 , yi0 , z i0 ) , với i = 1,2,3 . Hơn nữa, θi1 và θi 2 lần lượt là các góc của giữa khâu động thứ nhất với khâu động thứ hai của chân thứ i và với trục z của hệ toạ độ cố định, trong khi đó γ i là góc giữa hướng dương của trục x của hệ toạ độ cố định với trục x i1 . Với các ký hiệu đó, có thể viết: ⎡cos γ i − sin γ i cosθi1 sin γ i sin θ i1 ⎤ ⎡cos γ i − sin γ i cosθi 2 sin γ i sin θi 2 ⎤ Q i1 = ⎢ sin γ i − cos γ i sin θ i1 ⎥ ; Qi 2 = ⎢ sin γ i cos γ i cosθi 2 − cos γ i sin θi 2 ⎥ (1) cos γ i cos θ i1 i = 1, 2,3 ⎢ ⎥ ⎢ ⎥ ⎢ ⎥ sin θi1 cos θ i1 ⎢0 sin θi 2 cos θi 2 ⎥ ⎣0 ⎦ ⎣ ⎦ Với Q i1 và Q i 2 lần lượt là các ma trận quay các hệ toạ độ Oi1 xi1 yi1 zi1 và Oi 2 xi 2 yi 2 zi 2 với hệ toạ độ cố định.
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: 3 Mr = m p rp + ∑ ( mi1ri1 + mi 2 ri 2 ) (2) i =1 Trong đó: 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: rp = Q31l 31 + Q32 l 32 + Q ( c p − r3 ) ; ri1 = ri 0 + Q i1ci1 ; ri 2 = ri 0 + Q i1l i1 + Q i 2 ci 2 i = 1, 2,3 (3) Trong đó: ri 0 ( i = 1, 2 ) - Lần lượt là hai véctơ hằng từ O31 tới O11 và O21 , li1, li2 - Lần lượt là các véctơ từ Oi1 tới Oi 2 và từ Oi 2 tới Pi , ci1, ci2 - Lần lượt là véctơ vị trí từ Oi1 tới trọng tâm khâu động thứ nhất, và từ Oi 2 tới trọng tâm khâu động thứ 2 của chân thứ 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. TCK Tất cả các véctơ xét ở trên (trừ ri 0 ) được xác định trong hệ toạ độ quy chiếu động, các thành phần của nó được xác định: ⎡ xi1 ⎤ ⎡ xi 2 ⎤ ⎡0⎤ ⎡0⎤ ⎡ xp ⎤ ⎡ xi 0 ⎤ ⎡ ai ⎤ (4) ⎢ y ⎥ , c = ⎢ y ⎥ , r = ⎢ b ⎥ , c = ⎢ y ⎥ , c = ⎢ y ⎥ , l = ⎢ 0 ⎥ , l = ⎢ 0 ⎥ i = 1, 2,3 ri 0 = ⎢ i 0 ⎥ p ⎢ p ⎥ i ⎢ i ⎥ i1 ⎢ i1 ⎥ i 2 ⎢ i 2 ⎥ i1 ⎢ ⎥ i 2 ⎢ ⎥ ⎢ zp ⎥ ⎢ z i1 ⎥ ⎢ zi 2 ⎥ ⎢li1 ⎥ ⎢li 2 ⎥ ⎢ zi 0 ⎥ ⎢ ci ⎥ ⎣⎦ ⎣⎦ ⎣⎦ ⎣⎦ ⎣⎦ ⎣⎦ ⎣⎦ với li1 , li 2 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 Mr = ⎡ rx rz ⎤ ry (5) ⎣ ⎦ Trong đó: rx = m p ⎣l31 sin γ 3 sin θ 31 + l32 sin γ 3 sin θ 32 + ( x p − a3 ) q11 + ( y p − b3 ) q12 + ( z p − c3 ) q13 ⎤ ⎡ ⎦ 3 (6) + ∑ ⎡ mi1 ( xi1 cos γ i − yi1 sin γ i cosθ i1 + zi1 sin γ i sin θ i1 ) + mi 2 ( li1 sin γ i sin θ i1 ) + ⎣ i =1 + xi 2 cos γ i − yi 2 sin γ i cos θ i 2 + zi 2 sin γ i sin θ i 2 ] , ry = m p ⎡ −l31 cos γ 3 sin θ 31 − l32 cos γ 3 sin θ 32 + ( x p − a3 ) q21 + ( y p − b3 ) q22 + ( z p − c3 ) q23 ⎤ ⎣ ⎦ (7) 3 + ∑ ⎡ mi1 ( xi1 sin γ i + yi1 cos γ i cosθ i1 − zi1 cos γ i sin θi1 ) + ⎣ i =1 + mi 2 ( −li1 cos γ i sin θ i1 + xi 2 sin γ i + yi 2 cos γ i cosθi 2 − zi 2 cos γ i sin θ i 2 )⎤ , ⎦
rz = m p ⎡l31 cos θ31 + l32 cos θ 32 + ( x p − a3 ) q31 + ( y p − b3 ) q32 + ( z p − c3 ) q33 ⎤ ⎣ ⎦ (8) 3 + ∑ ⎡ mi1 ( yi1 sin θi1 + zi1 cos θi1 ) + mi 2 ( li1 cos θ i1 + yi 2 sin θ i 2 + zi 2 cos θ i 2 ) ⎤ ⎣ ⎦ i =1 Từ các ràng buộc động học của cơ cấu, cụ thể là từ các phương trình chuỗi kín độc lập, kết hợp với động học của chuỗi Oi1Oi2 Pi P3O ( i = 1,2) , ta có: ri 0 = Q i1l i1 + Qi 2 l i 2 = Q31l 31 + Q32 l 32 + Q ( ri − r3 ) , i = 1, 2 (9) Phương trình (11) có thể viết dưới dạng vô hướng tạo thành một hệ gồm 6 phương trình có 21 ẩn, cụ thể là: sin θij ,cos θij ( i = 1, 2,3; j = 1, 2 ) và q ij ( j = 1, 2,3 ) . Tuy nhiên, mọi cố gắng để giải hệ phương trình để xác định 6 trong số 12 ẩn, thí dụ: sin θij ,cos θij ( 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: 1 [l31 sin γ3 sin θ31 + l32 sin γ3 sin θ32 + a13q11 + b13q12 + c13q13 − l12 sin γ1 sin θ12 − x10 ] (10) sin θ11 = l11 sin γ1 1 [l31 sin γ3 sin θ31 + l32 sin γ3 sin θ32 + a23q11 + b23q12 + c23q13 − l22 sin γ2 sin θ22 − x20 ] (11) sin θ21 = l21 sin γ2 CK 1 [l31 cos γ3 sin θ31 + l32 cos γ3 sin θ32 − a13q21 − b13q22 − c13q23 − l22 cos γ1 sin θ12 + y10 ] (12) sin θ12 = l11 cos γ1 1 [l31 cos γ3 sin θ31 + l32 cos γ3 sin θ32 −a23q21 − b23q22 − c23q23 − l22 cos γ1 sin θ22 + y20 ] (13) sin θ22 = l11 cos γ1 1 cos θ11 = ⎡l31 cos θ31 + l32 cos θ32 + ( a1 − a3 ) q31 + ( b1 − b3 ) q32 + ( c1 − c3 ) q33 −l12 cos θ12 − z10 ] (14) l11 ⎣ 1 cos θ21 = ⎡l31 cos θ31 + l32 cos θ32 + ( a 2 − a 3 ) q31 + ( b2 − b3 ) q32 + ( c2 − c3 ) q33 −l22 cos θ22 − z20 ] (15) l21 ⎣ Khi thế lần lượt (10) và (11) vào (6), (12) và (13) vào (7), và thế (14) và (16) vào (8), ta thu được: rx = Dw1q11 + Dw2q12 + Dw3q13 + Dw4 sin γ3 sin θ31 + Dw5 sin γ3 sin θ32 (16) 3 3 + Dw6 sin γ1 sin θ12 + Dw7 sin γ 2 sin θ22 − ∑ Dwi8 sin γi cos θi1 + ∑ Dwi9 sin γi cos θi2 + D0x i =1 i =1 ry = Dw1q21 + Dw2q22 + Dw3q23 − Dw4 cos γ3 sin θ31 − Dw5 cos γ3 sin θ32 (17) 3 3 − Dw6 cos γ1 sin θ12 − Dw7 cos γ2 sin θ22 + ∑Dwi8 cos γi cos θi1 + ∑Dwi9 cos γi cos θi2 + D0y i =1 i=1 rz = D w1q 31 + D w 2 q 32 + D w 3q 33 + D w 4 cos θ31 + D w 5 cos θ32 (19) 3 3 + D w 6 cos θ12 + D w 7 cos θ22 − ∑ D wi8 sin θi1 + ∑ D wi9 sin θi2 + D0z i =1 i =1
Trong đó: ai − a3 2 D w1 = m p ( x p − a 3 ) + ∑ ( mi1zi1 + mi2 li1 ) ; li1 i =1 b − b3 2 = m p ( y p − b3 ) + ∑ i ( mi1zi1 + mi2 li1 ) Dw 2 li1 i =1 ⎡ m z +m l ⎤ ci − c 3 2 2 D w3 = m p ( z p − c3 ) + ∑ ( mi1zi1 + mi2 li1 ) ; Dw 4 = l31 ⎢ mp + ∑ i1 i1 i2 i2 ⎥ li1 li1 ⎣ ⎦ i =1 i =1 mi1zi1 + mi2 li2 2 l12 D w5 = l32 m p + m32 z32 + l32 ∑ ( m11z11 + m12 l11 ) D w 6 = m12 z12 − ; li1 l11 i =1 l = m 22 z 22 − 22 ( m 21z 21 + m 22 l21 ) ; D wi8 = m i1 y i1 ; D wi9 = mi2 yi2 ( i = 1, 2,3) Dw 7 ; l21 ⎡x ⎤ ⎡y ⎤ 2 2 D0x = ∑ ⎢ i0 ( mi1 x i1 cos γ i − mi2 li1 ) ⎥ ; D0y = ∑ ⎢ i0 ( mi1 yi1 sin γ i − mi2 li1 ) ⎥ ; i =1 ⎣ li1 i =1 ⎣ li1 ⎦ ⎦ ⎡z ⎤ 2 D0z = −∑ ⎢ i0 ( mi1zi1 + mi2 li1 ) ⎥ i =1 ⎣ li1 ⎦ 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, D wi ( i = 1,...,7 ) , D wi8 , D wi9 ( i = 1, 2,3) phải triệt tiêu. Như vậy, ta thu được các điều kiện cân bằng tĩnh như sau: D wi = 0, i = 1,...,7 ; D wi8 = 0, i = 1, 2, 3 ; D wi9 = 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 TCK là cố định theo bất kỳ hướng nào, bởi vậy, cơ cấu sẽ được cân bằng theo bất kỳ hướng nào của véctơ trọng lực. 3. Thí dụ Để minh hoạ cho các điều kiện cân bằng đã thu được ở trên, ta lấy: m p = 12, m i1 = 20, m i 2 = 6, ( i = 1, 2,3) , a1 = a 2 , b1 = 1.0, c1 = 0, b 2 = −1.0, c2 = 0 a 3 = −0.5, b3 = 0.0, c3 = 0.0, x p = y p = z p = 0 ( i = 1, 2,3) li1 = li2 = 1 z11 = z12 = z13 , z12 = z 22 = z32 , x10 = −2.5, y10 = 1.5, x 20 = −2.5, y 20 = −1.5 ( i = 1, 2,3) , x 30 = y30 = 0, z i0 = 0 2π 4π γ1 = , γ2 = , γ3 = 0 Hình 4. Cơ cấu song song không gian cân 3 3 bằng tĩnh sử dụng các đối trọng cân bằng Với thứ nguyên của khối lượng là kg, chiều dài là mét. Từ các phương trình (20), thu được:
( i = 1, 2,3) , ( i = 1, 2,3) z i1 = −0.5, z i2 = −0.67 a1 = a 2 = −0.25 yi1 = yi2 = 0, Cơ cấu đã cân bằng được minh hoạ trên hình 4. Cơ cấu mới này sẽ có khối tâm chung cố định dù cơ cấu có bất kỳ chuyển động hay vị trí nào, có nghĩa là mômen xoắn tĩnh tại các khớp quay là bằng không theo bất kỳ phương nào của véctơ trọng lực. 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 CK 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. 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 Khoảng cách từ mặt ghế Khoảng cách từ lưng ghế H-point tới đỉnh đầu H-point tới đầu gối tới đỉnh đầu tới đầu gối 819 900 479 595 H-Point tới sàn Chiều dày ngực Độ rộng vai 505 230 435 Hình 2. Kích thước hình nhân theo tiêu chuẩn ECE R-29 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. TCK 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. 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 n } ,{D n },{Dn } ,{D 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: [ M ].{U (n ) } = {F(n ) } − {F(n ) } && ext int (1) Trong đó: [M] - Ma trận khối lượng; {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 σ dΩ + F ) + F Fint = Σ (2) T hg cont n Ω Trong đó: Fhg - Lực cản theo hiệu ứng Hourglass [10]; Fcont - Lực tiếp xúc; 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 tn+1 ta dùng tích phân thời gian thực: { U } = [ M ] . ( {F } − {F } ) −1 && ext int (n ) (n ) (n ) CK {U } = {U } + {U } Δt & & && 0.5(n +1) 0.5(n −1) (n ) (n ) (3) {U } = {U } + {U } Δt& (n +1) 0.5(n +1) 0.5(n +1) (n ) Δt 0.5(n +1) = 0.5 ⎡ Δt (n ) + Δt (n +1) ⎤ ⎣ ⎦ Trong đó: 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 Môđun tiếp Môđun đàn hồi Trọng lượng riêng Hệ số Poisson (kg/m3) tuyến (MPa) (MPa) (MPa) 2,1.105 200 763 0.31 7850 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 TCK Hình 5. Mô hình thử va chạm từ phía trước Hình 6. Mô hình thử độ bền nóc cabin 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 8. Chuyển vị trong va chạm phía trước Hình 7. Phân bố ứng suất 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 Hình 13. Biểu đồ ứng suất một số nút Hình 14. Biểu đồ gia tốc một số nút theo thời gian phân tích theo thời gian phân tích IV. KẾT LUẬN Dựa vào các kết quả tính toán, có thể xác định được biến dạng của cabin trong quá trình thử nghiệm an toàn bị động. Nhà thiết kế có thể dự đoán được biến dạng của cabin trong các điều kiện thử nghiệm khác nhau và đưa ra các điều chỉnh về kết cấu, vật liệu của cabin để tối ưu hóa 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 CK thiết kế ôtô. 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 TCK 2.1. Xác định công suất tổn thất cơ giới Nm 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: Nm = Ni - Ne, kW (1) 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: ⎧1 ⎫ 1 1 (2) V =V c ⎨1+ (ε − 1)[ + 1 − cosα -( 2 − sin 2 α )1/ 2 ]⎬ λ λ ⎩2 ⎭ Trong đó: Vc - T hể tích buồng cháy ; ε - T ỷ số nén ;