Nghiên cứu dao động ô tô tải sản xuất lắp ráp ở việt nam khi vận chuyển gỗ trên đường lâm nghiệp tt

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
BỘ NÔNG NGHIỆP VÀ PTNT
TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP
------------------

NGUYỄN HỒNG QUANG

NGHIÊN CỨU DAO ĐỘNG Ô TÔ TẢI
SẢN XUẤT LẮP RÁP Ở VIỆT NAM KHI VẬN CHUYỂN
GỖ TRÊN ĐƢỜNG LÂMNGHIỆP
Chuyên ngành: Kỹ thuật cơ khí
Mã số: 9 52 01 03

TÓM TẮT LUẬN ÁN TIẾN SỸ KỸ THUẬT

HÀ NỘI, 2018


CÔNG TRÌNH ĐƢỢC HOÀN THÀNH TẠI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP – BỘ NÔNG NGHIỆP & PTNT

Người hướng dẫn khoa học:
1. PGS.TS. Nguyễn Văn Bang
2. PGS. TS. Nguyễn Văn Quân

Phản biện 1:
Phản biện 2:
Phản biện 3:

Luận án sẽ được bảo vệ trước Hội đồng đánh giá luận án cấp Trường
theo Quyết định số: …..…… ngày …… tháng …… năm …… của Hiệu trưởng

Trường Đại học Lâm nghiệp, họp tại Trường Đại học Lâm nghiệp vào hồi:
…….giờ ….. ngày ….. tháng ……năm …………..

Có thể tìm hiểu luận án tại:
- Thư viện – Trường Đại học – Lâm nghiệp
- Thư viện Quốc gia


MỞ ĐẦU
1. Tính cấp thiết của luận án
Các loại xe ô tô tải cỡ nhỏ và trung bình sản xuất lắp ráp trong nước hiện
đang được sử dụng rộng rãi. Trong ngành lâm nghiệp đã có nhiều cơ sở sản
xuất kinh doanh rừng sử dụng loại xe này vào việc vận chuyển gỗ rừng trồng.
Do kích thước nhỏ, loại xe này có thể đi được trên đường hẹp vào tận các khu
rừng trồng, không phải chi phí cho việc làm đường rộng, giá mua các loại xe
này không cao nên phù hợp với vận chuyển gỗ rừng trồng nhiều vùng ở nước
ta hiện nay. Khi vận chuyển gỗ trên đường lâm nghiệp, đường xấu, xe bị rung
xóc, làm giảm độ êm dịu chuyển động, sinh ra tải trọng động, gây hư hỏng một
số chi tiết và phá hỏng mặt đường. Khi chở gỗ trên đường lâm nghiệp khung xe
bị xoắn nhiều hơn. Những vấn đề này cần được nghiên cứu.
Xuất phát từ những vấn đề nêu trên, tác giả thực hiện luận án: “Nghiên
cứu dao động ô tô tải sản xuất lắp ráp ở Việt Nam khi vận chuyển gỗ trên
đường lâm nghiệp”.
2. Mục tiêu của luận án
Xây dựng mô hình và khảo sát dao động không gian của ô tô tải sản xuất
lắp ráp ở Việt Nam khi chở gỗ rừng trồng trên đường lâm nghiệp để có thêm
căn cứ khoa học cho việc nghiên cứu độ bền xoắn khung xe, hoàn thiện thêm
kết cấu bộ phận treo và chọn chế độ sử dụng hợp lý theo hướng nâng cao độ
êm dịu chuyển động, độ bền khung xe, giảm tải trọng lên mặt đường khi vận
chuyển gỗ trên đường lâm nghiệp.

3. Nội dung nghiên cứu
Xây dựng mô hình dao động không gian cho hai trường hợp: Mô hình
dao động khi tạm coi khung xe cứng tuyệt đối nhưng dao động ở hai cầu phụ
thuộc nhau và mô hình dao động kể đến xoắn khung xe nhưng dao động hai
cầu độc lập nhau, khảo sát hai mô hình nêu trên tìm được các dao động theo
phương thẳng đứng, dao động góc dọc và ngang, góc xoắn khung xe, lực động
của các bánh xe xuống mặt đường; Khảo sát dao động trên miền tần số xác
định các vùng cộng hưởng tương ứng với tốc độ cần tránh.
Nghiên cứu thực nghiệm xác định một số thông số đầu vào cho bài toán
lý thuyết và kiểm chứng một số kết quả nghiên cứu lý thuyết.
4. Đối tƣợng nghiên cứu của luận án
Đối tượng nghiên cứu của luận án là dao động của ô tô tải sản xuất lắp
ráp ở Việt Nam Thaco 165K chở gỗ rừng trồng trên đường lâm nghiệp.
5. Phƣơng pháp nghiên cứu
Luận án đã sử dụng phương pháp nghiên cứu lý thuyết kết hợp với thực
nghiệm. Trong nghiên cứu lý thuyết sử dụng phương trình Lagranger loại II và
nguyên lý D’Alambert để thiết lập hệ phương trình vi phân dao động, sử dụng
phần mềm Matlab – Simulink để khảo sát bài toán dao động. Trong nghiên cứu
thực nghiện luận án sử dụng phương pháp thí nghiệm ô tô và đo các đại lượng
1


không điện bằng điện để xác định các thông số đầu vào của bài toán khảo sát
và kiểm chứng kết quả nghiên cứu lý thuyết.
6. Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của luận án
Xây dựng mô hình không gian của ô tô tải sản xuất lắp ráp ở Việt Nam
khi vận chuyển gỗ rừng trồng trên đường lâm nghiệp, có kể đến xoắn khung xe
và cản dao động của các bánh lốp, khảo sát dao động của xe; bằng thực nghiệm
xác định được các thông số đầu vào cho bài toán dao động, xác định được các
dao động thẳng đứng và dao động góc, góc xoắn khung xe khi chở gỗ trên

đường lâm nghiệp, minh chứng cho mô hình lý thuyết; đánh giá ảnh hưởng của
kết cấu và điều kiện đường sá đến dao động, góc xoắn khung xe, lực động tác
dụng lên mặt đường. Kết quả nghiên cứu của đề tài có thêm căn cứ cho việc
nghiên cứu độ bền xoắn khung xe, hoàn thiện thêm kết cấu để nâng cao độ bền,
độ êm dịu chuyển động, giảm tải trọng động tác dụng lên mặt đường, đồng thời
phục vụ cho việc chọn chế độ sử dụng.
7. Điểm mới của luận án
Xây dựng được mô hình không gian của ô tô tải sản xuất lắp ráp ở Việt
Nam khi vận chuyển gỗ rừng trồng trên đường lâm nghiệp có kể đến xoắn
khung xe và cản dao động của các bánh lốp, khảo sát dao động của xe trên
miền thời gian và miền tần số; bằng thực nghiệm xác định các thông số đầu
vào cho bài toán dao động, đo được các dao động thẳng đứng, dao động góc,
góc xoắn khung xe khi chở gỗ trên đường lâm nghiệp với mấp mô mặt đường
ngẫu nhiên, đã minh chứng cho mô hình lý thuyết khi ô tô chở gỗ đi qua mấp
mô đơn hình sin; đã thiết kế, chế tạo 03 cảm biến đo góc nghiêng và khung thí
nghiệm đo độ cứng của nhíp, độ cứng và hệ số cản dao động của bánh lốp.
8. Cấu trúc của luận án
Luận án có 108 trang bao gồm phần mở đầu (03 trang); Chương 1: Tổng
quan vấn đề nghiên cứu (29 trang); Chương 2: Xây dựng mô hình dao động ô
tô tải sản xuất lắp ráp ở Việt Nam khi vận chuyển gỗ trên đường lâm nghiệp
(28 trang); Chương 3: Khảo sát dao động ô tô chở gỗ (16 trang); Chương 4:
Nghiên cứu thực nghiệm (21 trang); Kết luận và hướng phát triển (02 trang);
Tài liệu tham khảo (54 tài liệu); Danh mục công trình đã công bố của luận án
(04 công trình); 99 hình vẽ và đồ thị, 12 phụ lục.
CHƢƠNG 1. TỔNG QUAN VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
Luận án trình bày tổng quan về đặc điểm gỗ rừng trồng, đường ô tô lâm
nghiệp và các phương tiện vận chuyển gỗ; những phương pháp nghiên cứu
biên dạng đường vận chuyển, tổng quan về hệ thống treo ô tô vận tải.
Luận án giới thiệu các công trình nghiên cứu về dao động ô tô trên thế
giới và ở Việt Nam. Trên thế giới đã có nhiều công trình nghiên cứu về dao

động ô tô, trong đó đặc biệt là công trình của N. N. Iasenko đưa ra mô hình dao
động không gian của ô tô tải có kể đến xoắn khung xe nhưng chưa trình bày rõ
kết quả khảo sát dao động. Ở trong nước đã có nhiều công trình nghiên cứu dao
2


động ô tô, đặc biệt là các Luận án tiến sĩ của các tác giả Lưu Văn Tuấn, Võ
Văn Hường, Nguyễn Phúc Hiểu, Đào Mạnh Hùng, Đặng Việt Hà, Trần Thanh
An, Nguyễn Xã Hội, Nguyễn Văn Hùng…Các công trình trong nước phần lớn
nghiên cứu dao động ô tô khách và ô tô con trên đường giao thông chất lượng
cao, đa số các mô hình thường bỏ qua sự cản dao động của bánh lốp và sự xoắn
của khung xe.
Luận án cũng nêu ra một số chỉ tiêu thường dùng để đánh giá êm dịu
chuyển động của ô tô; các phương pháp cơ học và các phần mềm dùng trong
nghiên cứu dao động, phương pháp nghiên cứu thực nghiệm để nghiên cứu dao
động ô tô. Từ những vấn đề trên, luận án đề ra nhiệm vụ và phương pháp
nghiên cứu.
CHƢƠNG 2
XÂY D NG MÔ HÌNH DAO ĐỘNG Ô TÔ TẢI SẢN XUẤT LẮP RÁP
Ở VIỆT NAM KHI VẬN CHUYỂN GỖ TRÊN ĐƢỜNG LÂM NGHIỆP
2.1. Đối tƣợng nghiên cứu
Đối tượng nghiên cứu là xe tải Thaco K 165 được sản xuất lắp ráp ở Việt
Nam (hình 2.1) chở gỗ rừng trồng có chiều dài 4 m chuyển động trên đường
lâm nghiệp. Đường lâm nghiệp là đường cấp thấp, thường gặp mấp mô. Một
cách gần đúng có thể coi mấp mô đơn dạng hình sin đơn vị và mặt đường dạng
hàm điều hòa hình sin.

Hình 2.1: Xe tải Thaco K165 2,4 tấn dùng
chở gỗ rừng trồng
Để khảo sát dao động của ô tô, luận án thực

hiện theo hai hướng:
- Hướng thứ nhất: Xây dựng mô hình dao động của ô tô coi khung xe
cứng tuyệt đối, dao động hai cầu phụ thuộc vào nhau, xe có cả dao động góc
dọc và ngang rồi từ kết quả khảo sát tính ra góc xoắn khung xe.
- Hướng thứ hai: Xây dựng mô hình dao động của ô tô có kể đến xoắn
khung, với thêm giả thiết dao động của hai cầu xe độc lập nhau (tức là
 2  l1l2 ), khảo sát được các chuyển dịch thẳng đứng và chuyển dịch góc
ngang, góc xoắn khung, lực động tác dụng xuống mặt đường.
2.2. Một số giả thiết chung
Xe tải chở gỗ là một cơ hệ phức tạp. Để lập mô hình tính toán dao động
của xe, cần đặt ra một số giả thiết sau:

3


(1) Trên xe chở đầy gỗ và coi khối gỗ trên xe như một khối đặc, trọng
tâm khối gỗ đặt tại điểm giữa của chúng;
(2) Khối gỗ đặt trên sàn xe, sàn xe có biến dạng cùng với khung xe;
(3) Các bánh xe luôn tiếp xúc với mặt đường;
(4) Bỏ qua ảnh hưởng của sự trượt của các bánh xe với mặt đường;
(5) Mặt đường có biến dạng rất nhỏ, coi như cứng tuyệt đối;
(6) Các phần tử đàn hồi làm việc trong giai đoạn tuyến tính;
(7) Bỏ qua ảnh hưởng của lực cản không khí và ma sát ở các ổ trục của
các bánh xe;
(8) Dao động của xe là các dịch chuyển quanh vị trí cân bằng tĩnh;
(9) Tải trọng của xe phân bố đối xứng qua mặt phẳng đứng dọc;
(10) Độ cứng của nhíp và lốp, hệ số cản giảm chấn của giảm sóc và lốp
ở bên phải và bên trái mỗi cầu bằng nhau;
(11) Các lốp kép sau được quy về lốp đơn với độ cứng và hệ số cản gấp
đôi, khoảng cách giữa hai vết tiếp xúc là giá trị trung bình của vết tiếp xúc hai

cặp lốp đơn;
(12) Coi chuyển động theo phương dọc của cầu tương đương với chuyển
động theo phương dọc của khối lượng được treo tương ứng;
(13) Các cầu xe không quay quanh trục ngang y.
2.3. Mô hình dao động khi coi khung xe cứng tuyệt đối, dao động ở
hai cầu phụ thuộc nhau
Với các giả thiết trên, mô hình nghiên cứu dao động của xe quanh vị trí
cân bằng tĩnh trong trường hợp này được biểu diễn trên hình 2.2.
Hệ có 3 khối lượng tập trung tại tâm của chúng (hình 2.2): m0 – khối
lượng của phần được treo; m1, m2, – khối lượng của cặp trục bánh trước, cặp
trục bánh sau;
Trong không gian hệ có 18 thông số định vị nhưng chỉ còn 7 thông số
độc lập. Chọn các tọa độ suy rộng đủ là: q1= z0, q2= α0, q3= z1, q4 = z2 , q5= β0,
q6= β1, q7= β2, q8 = x0 .
Luận án xây dựng mô hình dao động trong mặt phẳng dọc xOz và ngang
yOz cho cầu trước và cầu sau, sau khi lập các công thức tính các biến dạng đàn
hồi, các biểu thức tính động năng, thế năng, hàm hao tán và các biểu thức lực
suy rộng. Sau khi tính đạo hàm rồi thay vào phương trình Lagranger loại 2:

d  T  T
 

 


 Qi* (2.15)
dt  qi  qi
qi qi
Sau khi biến đổi, rút gọn, nhận được hệ PTVP dao dộng:

4


m0 z0  2(k n1  k n 2 ) z0  2(k n1l1  k n 2l2 ) 0  2k n1 z1  2k n 2 z2 
 2(cn11  cn 21) z0  2(cn11l1  cn 21l2 ) 0  2cn11z1  2cn 21z2 


b2
b2
b2
 2cn12 ( z02  l12 02   k21  z12  12 )  l1 z0 0  z0 z1  l1 0 z1   k11  
4
4
4


2
2
2


b
b
b
 2cn 22 ( z02  l22 02   k22  z22   22 )  l2 z0 0  z0 z2  l2 0 z2   k 2  2   0 ; a 
4
4
4



J 0 y0  2(kn1l1  kn 2l2 ) z0  2(kn1l12  kn 2l22 ) 0  2kn1l1z1  2kn 2l2 z2 
 2(cn11l1  cn 21l2 ) z0  2(cn11l12  cn 21l22 )  0  2cn11l1z1  2cn 21l2 z2 


b2
b2
b2
 2l1cn12  z02  l12 02   02  z12  12  l1z0 0  z1z0  l1z1 0   0 1  
4
4
4


2
2
2


b
b
b
 2l2cn 22  z02  l22 02   02  z22   22  l2 z0 0  z2 z0  l2 z2 0   0  2  
4
4
4





2



 Q 0   Pi H i hit  hip ;

b 

i 1

m1z1  2kn1 z0  2kn1l1 0  2(kn1  k1 ) z1`  2cn11z0  2cn11l1 0  2(cn11  c11) z1 


b2
b
 2c12  z12  12  z1 (h1t  h1 p )  1 (h1t  h1 p ) 
4
2


2
2


b
b
b2
 2cn12  z02  l12 02   k21  z12  12  l1 z0 0  z0 z1  l1 z1 0   k11  
4

4
4


2
2


 k1 (h1t  h1 p )  c11(h1t  h1 p )  2c12 h1t  h1 p ;
(c )





m2 z2  2kn 2 z0  2kn 2l2 0  2(kn 2  k2 ) z2`  2cn 21z0  2cn 21l2 0  2(cn 21  c21) z2 


b2
b
 2c22  z22   22  z2 (h2t  h2 p )   2 (h2t  h2 p ) 
4
2


2
2
 2 2 2 b 2

b

b2
 2cn 22  z0  l2  0   k 2  z22   22  l2 z0 0  z0 z2  l2 Z 2 0   k 2  2  
4
4
4


2
2
 k2 (h2t  h2 p )  c21(h2t  h2 p )  2c22 (h2t  h2 p ) ;
(d )

b2
b2
b2
J 0 x 0  (kn1  k n 2 ) k1  k n11  k n 2 2 
2
2
2
b2
b2
b2
 (cn11 k1  cn 21 k 2 )  cn111  cn 21 2 
2
2
2
 cn12 b 2 (  k1  1 ) z0  l1b(  k1  1 ) 0  b 2 z1 (  k1  1 ) 


b (

 cn 22



2

k2



  2 ) z0  l2b(  k 2   2 ) 0  b 2 z2 (  k 2   2 )  0 ;

(e)

5


b2
b2
b2
b2
kn10  (k1  kn1 ) 1  cn11 0  (c11  cn11) 1 
2
2
2
2
 b2

b2

 c12  z11  bz1 (h1 p  h1t )  1 (h1t  h1 p ) 
2
2


J1x 1 


b
b2
 cn12 bz0 (  0  1 )  bl1 0 (  0  1 )  b 0 z1   0 1  
2
2

b
 [c11(h1 p  h1t )  k1 (h1 p  h1t )  c12 (h12p  h12t )];
2

(g)

b2
b2
b2
b2
kn 2 0  (k2  kn 2 ) 2  cn 21 0  (c21  cn 21)  2 
2
2
2
2
2

 b2

b
 c22  z2  2  bz2 (h1t  h1 p )   2 (h2 p  h2t ) 
2
2


J 2 x 2 


b
b2
 cn 22 bz0 (  0   2 )  bl2 0 (  0   2 )  b 0 z2   0  2  
2
2

b
 [c21(h2 p  h2t )  k2 (h2 p  h2t  cn 22 (h22t  h22p )];
2

( h)

(2.16)
Các phương trình trong hệ (2.16) được viết dưới dạng ma trận:
(2.18)
  B q  C q  Dq  Gq  S 2 ,
Mq
Trong đó: M, B, C, và G, S2 – là các ma trận hệ số, chúng được xác định
từ hệ số của từng số hạng trong các phương trình của hệ (2.16).

Giải hệ phương trình vi phân (2.16) sẽ cho ta góc lắc dọc α0, các chuyển
dịch thẳng đứng z0, z1, z2, chuyển dịch góc ngang β0 , β1 , β2 từ đó có thể tính
được góc xoắn khung θ.
Các góc βk1 , βk2 có thể xác định theo β0 như sau:
Khi phần được treo có khối lượng m0 nghiêng đi một góc β0 so với
phương thẳng đứng, thành phần của trọng lượng P = m0g là Psin β0 sẽ gây ra
mô men xoắn khung xe: Mc= Psin β0.hC ≈ P. β0.hC
Trong đó, hC là khoảng cách theo phương thẳng đứng từ khối lượng phần được
treo đến khung xe.
Nếu coi khung xe là vật biến dạng thì góc xoắn tương đối giữa hai mặt
cắt A và B (hình 2.5) sẽ là:
θ = βk1 - βk2

6


MA

a

A
a,

C

MC

MB
B

b,

c,

a) Biến dạng xoắn của khung
b) Biểu đồ mô men xoắn
Hình 2.5. Mô hình biến dạng của khung - sàn xe khi βk1 ≠ βk2
Mô men xoắn tại tiết diện C là MC, ta có sơ đồ phân bố mô men xoắn
theo chiều dài khung xe như hình 2.5b, đây là hệ siêu tĩnh bậc 1. Giải hệ siêu
tĩnh này ta được góc xoắn tương đối giữa các mặt cắt là:

 K1 

M AX x1
, x1  0  l1
Gj p

K 2 

M BX x2
, x2  0  l2
Gj p

Góc xoắn tương đối giữa A và B là:

   K1   K 2 

2l1l2 PhC 0
l1  l2 GJ p

(2.5)

Trong đó G là mô dun đàn hồi trượt của vật liệu khung xe (với thép G=8.10 4
MN/m2), Jρ là mô men quán tính tiết diện ngang của khung xe.
2.4. Mô hình dao động khi kể đến xoắn khung, dao động ở hai cầu
độc lập nhau
Mô hình dao động toàn xe tổng quát có kể đến xoắn khung, dao động ở
hai cầu độc lập nhau giới thiệu ở hình 2.6.
Trong trường hợp này, ngoài các giả thiết nêu trên, có thêm 2 giả thiết:
2
Xoắn khung xe là xoắn phẳng và   l1l2 , trong đó  là bán kính quán tính
của phần được treo, l1 ,l2 là khoảng cách theo phương nằm ngang từ trọng tâm
ô tô đến cầu trước và cầu sau; Khối lượng phần được treo m0 được phân ra hai
khối lượng: Khối lượng được treo phân bố lên cầu trước mk1 và lên cầu sau

mk 2 .
2.4.1. Thiết lập phương trình vi phân dao động của khối lượng được
treo phân bố lên cầu trước và khối lượng không được treo cầu trước
Mô hình dao động của các khối lượng được treo phân bố lên cầu trước
và khối lượng không được treo cầu trước giới thiệu ở hình 2.7.
7


Hình 2.7. Mô hình dao động của khối lượng được treo phân bố lên cầu trước
và khối lượng không được treo cầu trước
Sử dụng nguyên lý D’Alambert để thiết lập phương trình vi phân dao
động của mô hình dao động toàn xe.
Phương trình dao động của khối lượng được treo phân bố lên cầu trước:

mk1zk1  2Kn1zk1  2Kn1z1  2Cn1zk1  2Cn1z1  0







(2.25)



J k1k1  2e12 K n1k1  2e12 K n11  2e12Cn1  Ct  k1  2e12Cn1  Ct 1  Cx  k1   k 2   0

Phương trình dao động của khối lượng không được treo cầu trước:

m1z1  2Kn1zk1  2Kn1  2K1 z1  2Cn1zk1  2Cn1  2C1 z1  K1q1t  K1q1 p  C1q1t  C1q1 p  0













J11  2e12 K n1k1  2e12 K n1  2b12 K1 1  2e12Cn1  Ct  k1  2e12Cn1  2b12C1  Ct 1

 b1 K1q1t  b1 K1q1 p  b1C1q1t  b1C1q1 p  0

(2.26)
2.4.2. Thiết lập phương trình vi phân dao động của khối lượng được
treo phân bố lên cầu sau và khối lượng không được treo cầu sau
Mô hình dao động của khối lượng được treo phân bố lên cầu sau và khối
lượng không được treo cầu sau cho ở hình 2.8.

Hình 2.8. Mô hình dao động của khối lượng được treo phân bố lên cầu sau và
khối lượng không được treo cầu sau
8


Thiết lập phương trình vi phân dao động của khối lượng được treo phân
bố lên cầu sau và khối lượng không được treo cầu sau tương tự như đối với cầu
trước, với chú ý về dấu của lực tương tác giữa khối lượng được treo phân bố
lên cầu trước và khối lượng được treo phân bố lên cầu sau, thu được:
Phương trình dao động của khối lượng được treo phân bố lên cầu sau:
(2.31)
m z  2K z  2K z  2C z  2C z  0
k2 k2

n2 k 2

n2 2

n2 k 2





n2 2





J k 2 k 2  2e22 K n 2 k 2  2e22 K n 2 2  2e22Cn 2  Cs  k 2  2e22Cn 2  Cs  2  Cx  k1   k 2   0

Phương trình dao động của khối lượng không được treo cầu sau:

m2 z2  2Kn 2 zk 2  2Kn 2  2K2 z2  2Cn 2 zk 2  2Cn 2  2C2 z2  K2q2t  K2q2 p  C2q2t  C2q2 p  0













J 2 2  2e22 K n 2 k 2  2e22 K n 2  2b22 K 2 2  2e22Cn 2  Cs  k 2  2e22Cn 2  2b22C2  Cs  2
 b2 K 2 q2t  b2 K 2 q 2 p  b2C2 q2t  b2C2 q2 p  0

2.4. 3. Phương trình liên hệ khi kể tới độ cứng xoắn của khung xe

Mô men tương tác giữa khối lượng được treo phân bố lên cầu trước và
khối lượng được treo phân bố lên cầu sau khi kể tới độ cứng xoắn của khung
xe:
M x  Cx k1  k 2 
(2.35)
Phương trình chuyển động lắc ngang của khối lượng được treo phân bố
lên cầu trước:
J k1k1  2e12 K n1k1  2e12 K n11  2e12Cn1  Ct  k1  2e12Cn1  Ct 1  Cx  k1   k 2   0
(2.36)
Phương trình chuyển động lắc ngang của khối lượng được treo phân bố
lên cầu sau:









J k 2 k 2  2e22 K n 2 k 2  2e22 K n 2 2  2e22Cn 2  Cs  k 2  2e22Cn 2  Cs  2  Cx  k1   k 2   0

(2.37)
Kết luận Chƣơng 2
- Luận án đã xây dựng được mô hình dao động trong không gian của ô tô
tải Thaco 165K khi tạm coi khung xe cứng tuyệt đối nhưng dao động của hai
cầu phụ thuộc nhau. Bằng việc ứng dụng phương trình Lagranger loại II đã
thiết lập được hệ phương trình vi phân dao động trong không gian với 7 bậc tự
do của ô tô tải Thaco 165K khi vận chuyển gỗ, có kể đến cả hệ số cản của các
lốp xe làm cơ sở cho khảo sát dao động thẳng đứng và dao động góc của ô tô

trong mặt phẳng dọc và mặt phẳng ngang, rồi từ đó tính ra góc xoắn khung xe.
- Đã xây dựng được mô hình dao động trong không gian của ô tô tải
Thaco 165K 8 bậc tự do khi coi hai cầu xe dao động độc lập (với giả thiết
 2  l1l2 ) Bằng việc ứng dụng nguyên lý D’Alambert đã thiết lập được hệ
phương trình vi phân dao động trong không gian của ô tô tải Thaco 165K khi
vận chuyển gỗ có kể đến sự xoắn khung xe, làm cơ sở cho việc khảo sát dao

9


động thẳng đứng và dao động góc ngang của xe, tìm ra góc xoắn khung xe và
lực động của các bánh xe xuống mặt đường.
CHƢƠNG 3 KHẢO SÁT DAO ĐỘNG Ô TÔ CHỞ GỖ
3.1. Xác định các thông số đầu vào cho việc giải bài toán lý thuyết
Để khảo sát dao động của ô tô chở gỗ, phải xác định các thông số đầu
vào, đó là các thông số hình học của ô tô, các khối lượng được treo và không
được treo, các tọa độ trọng tâm và mô men quán tính đối với các trục, độ cứng
của các phần tử đàn hồi và hệ số cản của các phần tử dập tắt dao động, đặc
trưng của biên dạng đường lâm nghiệp. Luận án kế thừa một số thông số đầu
vào từ những công trình đã được công bố trước đây và xác định một số thông
số mới bằng phương pháp thực nghiệm. Kết quả có được các thông số đầu vào
(bảng 3.1 trong luận án).
Biên dạng mặt đường lâm nghiệp được xác định bằng phương pháp thực
nghiệm (trình bày trong Chương 4).
3.2. Khảo sát dao động của ô tô chở gỗ
3.2.1. Khảo sát dao động của ô tô cho mô hình không gian, dao động ở
hai cầu cầu phụ thuộc vào nhau
Sau khi lập được hệ phương trình vi phân dao động (2.16) và xác định
các thông số đầu vào, sử dụng phần mềm Matlab – Simulink khảo sát dao động
của của ô tô chở gỗ trên miền thời gian trong các trường hợp khi xe gặp các

mấp mô đơn, khi mặt đường có dạng hàm điều hòa hình sin.
Hình 3.2 giới thiệu các kết quả khảo sát khi xe chạy với tốc độ thấp một
bánh xe trước bên trái gặp mấp mô đơn cao 0,1m, các bánh xe còn lại đi trên
mặt phẳng.

Hình 3.2. Các dao động của xe khi gặp mấp mô đơn cao 0,1 m
Từ kết quả khảo sát cho trường hợp này thấy rằng: Biên độ chuyển dịch
thẳng đứng lớn nhất của trọng tâm phần được treo là 0,016m, biên độ dao động
góc dọc lớn nhất là 0,026 rad, biên độ dao động góc nghiêng ngang phần được
10


treo lớn nhất là 0,043 rad. Nếu khung xe là vật liệu đàn hồi thì góc xoắn của
khung lớn nhất tính được là 0,0226 rad. Bằng cách thay các giá trị khác nhau
của hệ số cản giảm chấn sau vào bài toán khảo sát, nếu chọn hệ số cản giảm
chấn là 14280 Ns/m sẽ cho biên độ dao động thẳng đứng của phần được treo
nhỏ nhất (0,013m).
Hình 3.4 cho kết quả khảo sát khi bánh xe bên trái và bên phải gặp biên
dạng sóng hình sin có biên độ khác nhau (bên trái là 0,1m, bên phải là 0,15m),
cùng tần số nhưng lệch pha.

Hình 3.4. Các dao động thẳng đứng và dao động góc của xe khi bánh xe bên
trái và bên phải gặp biên dạng đường hàm điều hòa nhưng có biên độ khác
nhau, cùng tần số nhưng lệch pha
Từ kết quả khảo sát cho trường hợp này thấy rằng: Biên độ chuyển dịch
thẳng đứng lớn nhất của trọng tâm phần được treo là 0,17 m, biên độ dao động
góc dọc lớn nhất là 0,1 rad, trong trường hợp này góc nghiêng ngang của phần
được treo bằng 0,075 rad, tính ra góc xoắn khung xe tới 0,037 rad.
3.2.2. Khảo sát dao động của ô tô cho mô hình không gian, dao động
của hai cầu độc lập nhau, kể đến xoắn khung

Dưới dây là kết quả khảo sát cho các trường hợp sau:
Trường hợp 1: Bánh xe trước bên trái bám theo một mấp mô đơn hình
sin biên độ 0,1m, các bánh xe còn lại chuyển động trên mặt đường phẳng
0.03

0.04
Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

0.02

betak(rad)

zk(m)

0.03
0.02
0.01
0
-0.01

0.01
0
-0.01
-0.02

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.7. Dịch chuyển của phần
Được treo tại trọng tâm

-0.03

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung
0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình 3.8. Góc lắc ngang
của phần được treo

11


0.015
Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

0.01

0

beta (rad)

0.005

0
-0.005

-0.01

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.13. Góc xoắn của khung xe
4

x 10

2

12000

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

1.8

11000

F (N)

1.4

10000

1p

1t

F (N)

1.6

9000

1.2
8000

1
0.8

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

7000

10

Hình 3.14. Lực tương tác giữa bánh
Xe trước bên trái và mặt đường

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung
0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.15. Lực tương tác giữa
bánh xe trước bên phải và mặt
đường

4

x 10

1.4

4

1.45

x 10

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

1.4

1.3

1.35

2p

F (N)

2t

F (N)

1.35

1.3

1.25
Khung xe 203260 N.m/rad

1.25

Khung xe tuyet doi cung
1.2

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

1.2

10

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.16. Lực tương tác giữa bánh xe sau
bên trái và mặt đường

Hình3.17. Lực tương tác giữa
bánh xe sau bên phải và mặt
đường
Ở trường hợp này tìm được các giá trị lớn nhất như sau: Dịch chuyển
thẳng đứng của phần được treo tại trọng tâm là 0,032 m, góc lắc ngang của
phần được treo ở trọng tâm là 0,0265 rad, góc xoắn khung là 0,013 rad. Lực
động của các bánh xe trước bên trái là 18,4 kN, bên phải 14,4 kN; của bánh xe
sau bên trái là 13,75 kN, bên phải là 14,20 kN.
Trường hợp 2: Bánh xe trước bên trái và bánh xe sau bên phải lên một
mấp mô lồi hình sin, các bánh xe còn lại chuyển động trên mặt đường phẳng
0.01

0.06
Khung xe 203260 N.m/rad

0.05

0.005

Khung xe tuyet doi cung

betak(rad)

zk(m)

0.04
0.03
0.02

0
-0.005

0.01

-0.01

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

0
-0.01

-0.015
0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình 3.19. Dịch chuyển thân xe tại trọng Hình 3.20 . Góc lắc ngang của
tâm ô tô
trọng tâm ô tô
12


0.03

4

2

x 10

0.02

Khung xe 203260 N.m/rad
1.8

Khung xe tuyet doi cung

beta (rad)

0.01
F (N)

1.6
1t

0

0
-0.01

1.2

-0.02
-0.03

1.4

1

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung
0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

0.8

10

Hình3.25. Góc xoắn của khung xe

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.26. Lực tương tác giữa
trước bên trái và mặt đường
4

1.5

11000

x 10

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

1.4

F (N)

F (N)

10000

8000

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

1.2

1.1

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung
7000

1.3

2t

1p

9000

10

1

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.27. Lực tương tác giữa bánh
Hình3.28. Lực tương tác giữa
xe trước bên phải và mặt đường bánh xe sau bên trái và mặt đường
4

2.5

x 10

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

2p

F (N)

2

1.5

1

0.5

0

1

2

3

4

5
t(s)

6

7

8

9

10

Hình3.29. Lực tương tác giữa bánh xe
sau bên phải và mặt đường

Ở trường hợp này được các giá trị lớn nhất như sau: Dịch chuyển thẳng
đứng của phần được treo tại trọng tâm là 0,057 m, góc lắc ngang của phần
được treo ở trọng tâm là 0,0115 rad, góc xoắn khung là 0,0226 rad. Lực động
của các bánh xe trước bên trái là 14,7 kN, bên phải 10,7 kN; của bánh xe sau
bên trái là 14,1 kN, bên phải là 22,5 kN.
Các kết quả khảo sát dao động trên miền thời gian đối với ô tô Thaco
165K chở gỗ rừng trồng khi đi qua các mấp mô đơn dạng sin đơn vị và đi trên
đường dạng hàm điều hòa cho thấy với các thông số của hệ thống treo hiện có
trên xe đảm bảo được các chỉ tiêu về êm dịu chuyển động đối với xe tải. Bằng
cách thay các giá trị khác nhau của độ cứng nhíp sau và hệ số cản giảm chấn
sau vào bài toán khảo sát thấy rằng: Trong khoảng thay đổi độ cứng và hệ số
cản giảm chấn ở cầu sau quanh giá trị hiện có, biên độ dao động thẳng đứng và
góc xoắn khung xe thay đổi không đáng kể.
3.2.3. Mô phỏng dao động của ô tô trên miền tần số
Mô phỏng dao động của ô tô cho trường hợp xe đi trên mặt đường dạng
hàm điều hòa hình sin có biên độ h0 = 0,15m, bước sóng 1,84m, tốc độ từ 0 đến
18,4 m/s.
13


Hai bánh xe bên trái đi trên mặt đường hình sin, hai bánh xe bên phải đi
trên đường phẳng. Bánh xe sau bên trái chậm pha so với bánh xe trước bên trái
một góc là 3π. Xét xe chuyển động ở trong khoảng vận tốc 078,82 km/h,
tương ứng với tần số kích thích lên bánh xe là 012 Hz.
150
Khung xe 203260 N.m/rad

35

Khung xe tuyet doi cung

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

30

100
ddbetak/ht

ddzk/ht

25
20
15

50
10
5
0

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

0

12

0

2

Hình3.32. Gia tốc thẳng đứng của thân
xe tại trọng tâm

8

10

12

Hình3.33. Gia tốc lắc ngang
của thân xe tại trọng tâm
0.25

betak/ht

0.25
0.2
0.15

0.2
0.15

0.1

0.1

0.05

0.05

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

0.3

Khung xe 203260 N.m/rad

Khung xe tuyet doi cung

0.3

zk/ht

6
f(Hz)

0.35

0.35

0

4

0

12

Hình 3.34. Dịch chuyển thân xe
tại trọng tâm ô tô

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

12

Hình 3.35. Góc lắc ngang
của trọng tâm ô tô
5

14

2

10
8

1t

F /ht

0

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

12

Khung xe 203260 N.m/rad
1.5

beta /ht

x 10

1

6
4

0.5

2
0

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

0
0

12

2

Hình 3.40. Góc xoắn của khung xe

4

6
f(Hz)

8

10

12

Hình 3.41. Lực tương tác
giữa bánh xe trước bên trái
và mặt đường

5

10

x 10

6

2.5

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

F /ht

6

1.5

2t

4
2
0

1
0.5

0

2

4

6

f(Hz)

8

10

12

Hình 3.42. Lực tương tác giữa bánh
trước bên phải và mặt đường

14

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

2

1p

F /ht

8

x 10

0

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

Hình 3.43. Lực tương tác
giữa bánh xe sau bên trái
và mặt đường

12


6

2

x 10

Khung xe 203260 N.m/rad
Khung xe tuyet doi cung

2p

F /ht

1.5

1

0.5

0

0

2

4

6
f(Hz)

8

10

12

Hình 3.44. Lực tương tác giữa bánh xe
sau bên phải và mặt đường
Từ kết quả khảo sát trên miền tần số nhận thấy khi xe chuyển động trên
mặt đường có biên dạng hình sin với biên độ 0,15 m bước sóng 1,84m có các
vùng cộng hưởng: Góc xoắn khung xe ở tần số thấp (0,95Hz) ứng với tốc độ
xe 1,748 m/s; dịch chuyển thẳng đứng thân xe ở tần số 1,65 Hz ứng với tốc độ

xe 3,036m/s; gia tốc góc lắc ngang ở vùng cộng hưởng 2,4 Hz tương ứng với
tốc độ gần 4,416 m/s; lực động của các bánh xe lên mặt đường ở tần số 2,5 Hz,
tương ứng tốc độ 4,6 m/s.
Như vậy, với biên dạng đường hình sin biên độ 0,15 m, bước sóng 1,84
m, để xe chuyển động êm dịu (gia tốc theo phương thẳng đứng không tăng đột
ngột), nên tránh tốc độ 11,3 km/h. Để góc lắc ngang không tăng đột ngột, nên
tránh tốc độ 16 km/h. Để tránh cộng hưởng góc xoắn khung không cho xe
chuyển động ở tốc độ 6,3 km/h. Để tránh phá hỏng nền đường nên tránh tốc độ
16 km/h.
Kết luận Chƣơng 3
- Bằng phần mềm Matlab – Simulink đã xây dựng chương trình mô
phỏng hệ phương trình vi phân dao động của ô tô tải chở gỗ khi chưa kể đến
xoắn khung, dao động ở hai cầu phụ thuộc nhau khi đi qua mấp mô đơn và khi
đi trên biên dạng đường hình sin, xác định được các dao động thẳng đứng, dao
động góc dọc và dao động góc ngang ở trọng tâm, từ đó tính được góc xoắn
khung xe
- Bằng phần mềm Matlab – Simulink đã xây dựng chương trình mô
phỏng hệ phương trình vi phân dao động của ô tô tải chở gỗ khi kể đến xoắn
khung, dao động ở hai cầu độc lập nhau khi đi qua mấp mô đơn dạng sin trong
hai trường hợp: Khi bánh xe trước bên trái trèo qua mấp mô dạng sin, các bánh
xe còn lại đi trên mặt đường phẳng và khi bánh xe trước bên trái và bánh sau
bên phải trèo qua mấp mô đơn dạng sin cao 0,1 m, các bánh xe còn lại đi trên
mặt đường phẳng, tìm được dao động thẳng đứng và dao động góc ngang ở
trọng tâm, góc xoắn khung xe, lực động của các bánh xe với đường.
- Đã khảo sát đao động của xe trên miền tần số cho trường hợp xe
chuyển động trên mặt đường có biên dạng điều hòa hình sin, làm căn cứ cho
việc chọn chế độ tốc độ chuyển động hợp lý, tránh những tốc độ gây dao động
công hưởng: Để tránh cộng hưởng gia tốc dao động thẳng đứng cần tránh tốc
độ 11,3 km/h, để tránh cộng hưởng góc xoắn khung cần tránh tốc độ gần 6,3
15

km/h, để giảm dao động cộng hưởng góc nghiêng ngang và tải trọng động tác
dụng lên nền đường nên tránh tốc độ 16 km/h.
CHƢƠNG 4. NGHIÊN CỨU TH C NGHIỆM
4.1. Mục đích, đối tƣợng nghiên cứu thực nghiệm
4.1.1. Mục đích nghiên cứu thực nghiệm
Mục đích của nghiên cứu thực nghiệm (NCTN) là xác định các thông số
đầu vào cho bài toán lý thuyết và minh chứng cho kết quả nghiên cứu lý
thuyết.
4.1.2. Đối tượng nghiên cứu thực nghiệm
Đối tượng NCTN là dao động của ô tô tải Thaco 165K 2,4 T chở gỗ
rừng trồng trên đường lâm nghiệp.
4.2. Thực nghiệm để xác định các thông số đầu vào cho bài toán lý
thuyết
4.2.1. Nghiên cứu thực nghiệm để xác định đặc trưng mấp mô mặt
đường lâm nghiệp
Dùng phương pháp đo biên dạng mặt đường thông qua đo gia tốc thẳng
đứng của trục bánh xe thứ 5 (hình 4.1).

Hình 4.1. Bánh xe lăn và cảm biến đo gia tốc
Kết quả đo được xử lý bằng phần mềm Dasylab 10 được biên dạng mấp
mô mặt đường (hình 4. 4)
2 .5E -5
2 .0E -5

Hình 4.4 Biên
dạng mấp mô
mặt đường

1 .5E -5
1 .0E -5
0 .5E -5
0 .0E -5
-0 .5E -5
-1 .0E -5
-1 .5E -5
-2 .0E -5
-2 .5E -5
0
Y /C
t ha r t0

25

50

75

100

125

150

175

200

225

250

275

300

325

350
ms

Từ kết quả thí nghiệm đo mấp mô biên dạng một đoạn đường lâm
nghiệp, cho thấy không nên coi đường lâm nghiệp có tính dừng và ecgodic. Để
làm đầu vào cho bài toán khảo sát, một cách gần đúng, nên chọn mấp mô đơn
dạng sin cao 0,1 đến 0,15 m và dạng hàm điều hòa với biên độ 0,1 – 0,15 m
bước sóng 1,5 đến 2 m.

16


4.2.2. Thực nghiệm để xác định các thông số hình học của ô tô
Tọa độ trọng tâm của ô tô được xác định theo phương pháp của môn học
lý thuyết ô tô máy kéo.
Để xác định tọa độ trọng tâm theo chiều dọc, theo chiều cao và theo
chiều ngang, cân ô tô trên mặt phẳng ngang và mặt nghiêng (hình 4.7)
l

b

l1

l
l1

b

l2

b

2

l2

2

e
Z1

Z2
O

Gsin

O

O

h

h1

Zt

A

Z1

Gcos

A

B

B

C

D

Hình 4.7. Các thí nghiệm để xác định tọa độ trọng tâm
4.2.3. Thực nghiệm để xác định mô men quán tính phần được treo của
ô tô
Xác định mô men quán tính của phần được treo ô tô đối với các trục dọc
và ngang đi qua trọng tâm xe bằng cách treo phần được treo lên giá khảo
nghiệm, lắc xe khỏi vị trí cân bằng, tạo ra góc α,  rồi để xe dao động (hình
4.8), xác định được chu kỳ Td và Tn.
C

C

h

Z

X

O

Y
O

Hình 4.8 và 4,9 Thí nghiệm để xác định mô men quán tính của phần được treo
ô tô đối với trục Ox và Oy
Mô men quán tính với các trục:
T 2

(4.4)
J OX  J C C  mhC2  mhC  d 2 g  hC 
 4

1 2

T2

J OY  J C  mhC2  mhC  n 2 g  hC 
(4.5)
 4


4.2.4. Thực nghiệm để xác định độ cứng và hệ số cản
Độ cứng của nhíp và lốp được xác định bằng cách lắp nhíp và lốp lên giá
chuyên dùng tự tạo, tác dụng lực theo phương thẳng đứng làm cho nhíp (hoặc
lốp) biến dạng, đo đồng thời lực tác dụng và biến dạng ta sẽ xác định được độ
cứng. Lực đo được bằng cảm biến lực tiêu chuẩn Z4, biến dạng đo bằng cảm
biến đo dịch chuyển WSF của CHLB Đức (hình 4.11).

17


Hình 4.10 Đo độ cứng của nhíp và lốp.
Hệ số cản của lốp được xác định bằng cách nâng bánh xe lên cao, bánh
xe chịu tải trọng có khối lượng bằng tải trọng tác dụng lên một bánh xe rồi cho
rơi tự do theo phương thẳng đứng nhờ giá chuyên dùng (hình 4.12), đo dao
động tắt dần của trục bánh xe bằng cảm biến đo gia tốc B12-1000 của CHLB
Đức (hình 4.13).

Hình 4.12. Thí nghiệm đo hệ số cản của lốp theo phương pháp tuyến và cảm
biến đo gia tốc
Sau khi đo được chu kỳ dao động tắt dần tim được hệ số cản giảm chấn
của lốp.
Hệ số cản của giảm xóc được xác định trên thiết bị chuyên dùng thông
qua đo lực F và tốc độ v ở hai hành trình làm việc của giảm xóc.
4.2.5. Thực nghiệm để xác định độ cứng xoắn của khung xe
Để xác định độ cứng xoắn khung xe, cho ô tô chở gỗ đủ tải đứng trên
mặt phẳng, dùng kích thủy lực nâng dần một bánh xe cho đến khi khung xe bị
xoắn (thông qua đo đồng thời góc nghiêng ngang của mặt khung ở đàng trước
 k1 , đàng sau  k 2 và ở trọng tâm xe  0 bằng các cảm biến đo góc nghiêng)
sau đó tính được mô men gây xoắn khung M x  m0 g sin 0hC , góc xoắn
khung    k1   k 2 rồi tính được độ cứng chống xoắn khung xe C 

Mx



4.3. Thí nghiệm để minh họa và minh chứng cho kết quả nghiên cứu
lý thuyết

18


Để minh họa kết quả nghiên cứu lý thuyết, tiến hành đo gia tốc theo
phương thẳng đứng ở trọng tâm xe; góc lắc ngang của khối lượng được treo và
góc xoắn khung khi xe chở gỗ chuyển động trên đường lâm nghiệp với mấp mô
mặt đường ngẫu nhiên (hình 4.4).
Để đo gia tốc theo phương thẳng đứng của khối lượng được treo, chúng
tôi dùng cảm biến đo gia tốc B12/1000 của CHLB Đức (hình 4.13). Để đo góc
lắc ngang của phần được treo, chúng tôi dùng cảm biến đo góc tự thiết kế, chế
tạo (hình 4.14). Cảm biến này làm việc theo nguyên lý của cảm biến đo góc mở
bướm ga của động cơ xăng, lắp với cơ cấu lắc tự tạo.

Hình 4.14. Các cảm biến đo góc nghiêng
Các cảm biến đo góc và gia tốc B12/1000 và được nối với DMC Plus và
điều khiển bằng phần mềm DMC Labplus.
Để đo xoắn khung ô tô chúng tôi bố trí 2 cảm biến đo góc nghiêng ngang
ở phía trước và sau khung tại vị trí lắp cầu trước và cầu sau ô tô, đo đồng thời
hai góc nghiêng ngang của mặt khung khi ô tô đi trên đường lâm nghiệp và khi
đi qua các mấp mô cao.
Chọn xe ô tô Thaco K165K mới tải trọng 2,4 tấn chở đủ tải gỗ rừng
trồng (hình 4.17).

Hình 4.16. Bố trí các cảm biến đo

4.17. Thí nghiệm ô tô chở gỗ
rừng trồng trên đường lâm nghiệp
Thí nghiệm trên đƣờng lâm nghiệp
Chọn đoạn đường thí nghiệm là đoạn đường giống với đường lâm
nghiệp thường gặp. Xe chạy với tốc độ 10 – 30 km/h. Các cảm biến đo được
dùng là 02 cảm biến đo gia tốc (một cảm biến đo gia tốc đặt ở trục bánh xe thứ
19


5 để đo gia tốc theo phương thẳng đứng của trục bánh xe này; 01 cảm biến đo
gia tốc theo phương thẳng đứng đặt ở đường thẳng đứng đi qua trọng tâm xe;
cảm biến đo góc lắc ngang thân xe, 02 cảm biến đo góc nghiêng ngang của
khung ở đằng trước và sau. Các cảm biến được nối với DMC Plus, điều khiển
đo bằng phần mềm DMC Labplus (hình 4.20).

Hình 4.20. DMC Plus nối ghép máy tính
Dưới đây là một trong số kết quả đo được khi xe chuyển động trên
đường lâm nghiệp.
Gia tốc dao động thẳng đứng ở trọng tâm xe (được vẽ lại nhờ phần mềm
Catman) cho ở hình 4.21.
GIA TỐC THẲNG ĐỨNG
0.8
0.6
Gia tốc, m/s2

0.4
0.2

0
-0.2 0

5

10

15

20

25

-0.4
-0.6
-0.8
-1
Thời gian, s

Hình 4.21. Gia tốc dao động thắng đứng của trọng tâm xe
Sau khi được kết quả đo góc nghiêng của khung ở vị trí lắp cầu trước và
ở vị trí lắp cầu sau từ quan hệ hình học tính được góc xoắn khung.
5 .0

5 .0

GOC NGH E
I NG TRUOC

go c ,do

5 .0

GOC NGH E
I N SAU

GOC XO AN KHUNG
go c ,do

go c ,do

2 .5

2 .5

2 .5

go c ,do

0 .0

0 .0

0 .0

-2 .5

-2 .5

-2 .5

h
t o ig ai n ,ph

-5 .0

h
t o ig a
i n ,ph

-5 .0

0 .000

0 .044

0 .087

0 .131

0 .175

Y /C
t ha r t0

0 .000
Y /C
t ha r t0

0 .044

0 .087

0 .131

0 .175

ht o ig ai n ,ph

-5 .0
0 .000

0 .044

0 .087

0 .131

0 .175

Y /C
t ha r t0

Hình 4.25. Góc nghiêng ở mặt khung trước, sau và góc xoắn khung xe
Kết quả từ thực nghiệm cho thấy khi xe chở gỗ dài 4 m đủ tải trọng với
tốc độ từ 10 – 20 km/h trên đường lâm nghiệp có biên dạng ngẫu nhiên, gia tốc
dao động thẳng đứng ở trọng tâm xe nhỏ không vượt quá 1m/s2, khung xe bị
xoắn với góc xoắn tới 3 độ..
h
t o ig ai n ,ph

20


Thí nghiệm khi xe đi qua các mấp mô đơn
Để minh chứng cho bài toán lý thuyết chúng tôi cho xe thí nghiệm chở
đầy gỗ nêu trên khi bỏ bớt bánh xe thứ 5 trèo qua các mấp mô đơn dạng sin cao
0,10 m bố trí trên đường nằm ngang (hình 4.28), đo đồng thời gia tốc theo
phương thẳng đứng của trọng tâm xe, gia tốc 2 bên thành xe, góc lắc ngang ở
trọng tâm xe, góc nghiêng ngang của khung ở trước và sau tương ứng với hai
cầu xe.

Hình 4.28. Thí nghiệm đo xoắn khung xe khi xe trèo qua mấp mô đơn
Các kết quả đo được xử lý bằng phần mềm Dasylab.
Kết quả nhận được khi ô tô trèo qua mấp mô đơn như sau:
Gia tốc thẳng đứng đo được ở các điểm (hình 4.31):
GA
I TOC CACS D E
IM
1 ,00
0 ,75
0 ,50
0 ,25
0 ,00
-0 ,25
-0 ,50
-0 ,75
-1 ,00
0

25

50

75

100

Y /C
t ha r t0 m
[ s
/2 ]

125

150

175

Y /C
t ha r t1 m
[ s
/2 ]

200

225

250

275

300

Y /C
t ha r t2 m
[m ]

325

350
ms

Y /C
t ha r t3 m
[ s
/2 ]

Hình 4.30. Gia tốc thẳng đứng ở các điểm
Góc xoắn khung xe (hình 4.33):
0 ,03
0 ,02
0 ,01
0 ,00
-0 ,01
-0 ,02
-0 ,03
0

25

Y /C
t ha r t0

50

75

100

125

150

175

200

225

250

275

300

325

350
ms

Hình 4.33. Góc xoắn khung xe khi trèo qua mấp mô đơn
Các đồ thị thực nghiệm như gia tốc, chuyển vị theo phương thẳng đứng
tại trọng tâm, các góc lắc ngang và dọc của phần được treo tương đồng với kết
quả mô phỏng lý thuyết (hình 3.2), kết quả góc xoắn khung tìm được phù hợp
với kết quả mô phỏng lý thuyết (hình 3.19). Ví dụ, góc nghiêng thân xe và góc
xoắn khung xe lớn nhất khi xe chở đủ tải bánh trước trái trèo qua một mấp mô
đơn dạng sin cao 0,1 m như sau (bảng 4.1):
21


Bảng 4.1. Góc nghiêng thân xe và góc xoắn khung xe lớn nhất
Chỉ tiêu
Kết quả mô
Kết quả
Chênh
phỏng
thực nghiệm
lệch
Góc nghiêng thân xe, rad
0.0268
0,0272
0,0004
Góc xoắn khung xe, rad
0,0135
0,0146
0,0011
Các kết quả thí nghiệm được xử lý theo phương pháp toán học thông kê,
động lực học thống kê nhờ các phần mềm hiện đại như CATMAN,
DASYLAB, DMC Labplus. Kết quả xử lý cho thấy sai số giữ lý thuyết và thực

nghiệm khi xe trèo qua mấp mô đơn như sau (bảng 4.2).
Bảng 4.2. So sánh lý thuyết và thực nghiệm
Sai số giữa lý
Thí nghiệm
Thông số đo
thuyết và thực
nghiệm (%)
Khi đi qua mấp Chuyển dịch thẳng đứng của trọng tâm
7,63
mô đơn dạng Góc lắc ngang thân xe
10,18
hình sin cao Góc xoắn khung
11,17
0,10 m
Kết luận Chƣơng 4
- Bằng nghiên cứu thực nghiệm đã xác định được mấp mô biên dạng mặt
đường lâm nghiệp, những thông số kích thước, mô men quán tính theo các trục
dọc và ngang của xe; độ cứng của lốp và nhíp, hệ số cản của giảm xóc và lốp
của ô tô Thaco 165K, độ cứng xoắn khung xe. Đây là những thông số đầu vào
cần thiết cho việc giải bài toán dao động.
- Trong quá trình nghiên cứu thực nghiệm đã thiết kế chế tạo được 3 cảm
biến đo góc nghiêng ngang thân xe và mặt khung xe. Các cảm biến đã được
hiệu chuẩn và làm việc tin cậy.
- Bằng nghiên cứu thực nghiệm đã xác định được các chuyển dịch thẳng
đứng, chuyển dịch góc ngang của thân xe, góc xoắn khung xe khi đi trên đường
lâm nghiệp với mấp mô mặt đường ngẫu nhiên. Kết quả từ thực nghiệm cho
thấy khi xe chở gỗ dài 4 m đủ tải trọng với tốc độ từ 10 – 20 km/h trên đường
lâm nghiệp có biên dạng ngẫu nhiên, gia tốc dao động thẳng đứng ở trọng tâm
xe nhỏ không vượt quá 1m/s2, góc lắc ngang của thân xe có thể tới 7 độ, khung
xe bị xoắn với góc xoắn tới 3 độ.

- Bằng nghiên cứu thực nghiệm đã đo được chuyển dịch thẳng đứng, góc
nghiêng ngang thân xe, góc xoắn khung xe khi đi qua các mấp mô cao 0,1m
dạng sin và so sánh với kết quả nghiên cứu lý thuyết.
- Kết quả thí nghiệm đã minh chứng cho kết quả nghiên cứu lý thuyết
với sai số từ 7,63 đến 13,08 % là có thể chấp nhận được.

22


KẾT LUẬN CHUNG
VÀ HƢỚNG NGHIÊN CỨU TIẾP CỦA LUẬN ÁN
Kết luận chung
1. Hiện nay ở nước ta, các doanh nghiệp, hộ sản xuất kinh doanh đã sử
dụng nhiều các loại xe tải nhỏ và trung bình được sản xuất lắp ráp ở Việt Nam
để vận chuyển gỗ rừng trồng. Tuy nhiên chưa có nghiên cứu về nào về dao
động của xe ở điều kiện làm việc này. Trên thế giới và trong nước đã có nhiều
công trình nghiên cứu về dao động ô tô, chủ yếu tập trung vào nghiên cứu dao
động xe con, xe chở khách trên đường giao thông chất lượng cao. Các mô hình
dao động thường bỏ qua sự cản dao động của lốp và chưa đề cập đến sự xoắn
của khung.
2. Luận án đã xây dựng được mô hình dao động trong không gian có tính
đến cả giảm chấn lốp xe cho trường hợp khi chưa kể đến xoắn khung nhưng
dao động ở hai cầu phụ thuộc nhau; làm cơ sở cho việc khảo sát các dao động
thẳng đứng và các dao động góc trong mặt phẳng dọc và trong mặt phẳng
ngang, từ đó tính ra góc xoắn khung xe.
3. Luận án đã xây dựng được mô hình dao động trong không gian có tính
đến cả giảm chấn lốp xe và xoắn khung xe cho trường hợp dao động ở hai cầu
ô tô độc lập nhau, làm cơ sở cho việc khảo sát các dao động thẳng đứng và các
dao động góc trong mặt phẳng ngang, góc xoắn khung xe, lực động tác dụng
lên mặt đường.

4. Bằng phần mềm Matlab – Simulink đã mô phỏng các hệ phương trình
vi phân, khảo sát dao động của ô tô tải chở gỗ trên miền thời gian cho hai
trường hợp: Khi chưa kể đến xoắn khung nhưng dao động ở hai cầu xe phụ
thuộc vào nhau và khi kể đến xoắn khung, dao động ở hai cầu độc lập nhau
trong các trường hợp có thể xảy ra khi đi trên đường lâm nghiệp như khi gặp
mấp mô đơn, khi mặt đường dạng hàm điều hòa. Các kết quả khảo sát dao
động trên miền thời gian đối với ô tô Thaco 165K chở gỗ rừng trồng khi đi qua
các mấp mô đơn dạng sin đơn vị và đi trên đường dạng hàm điều hòa cho thấy
với các thông số của hệ thống treo hiện có trên xe đảm bảo được các chỉ tiêu về
êm dịu chuyển động đối với xe tải.
5. Bằng phần mềm Matlab – Simulink đã khảo sát dao động của ô tô tải
chở gỗ trên miền tần số khi ô tô chuyển động trên đường có biên dạng là hàm
điều hòa hình sin biên độ 0,15 m chu kỳ 1,84m từ đó xác định được các vùng
cộng hưởng gia tốc dao động thẳng đứng ở tần số tương ứng tốc độ 11 km/h,
góc nghiêng ngang, góc xoắn khung xe (6,3 km/h), lực động của các bánh xe
xuống đường (16,7 km/h). Đây là các tốc độ gây cộng hưởng cần tránh.
6. Đã thiết kế, chế tạo 03 cảm biến để đo góc nghiêng ngang của ô tô
dùng cho các thí nghiệm đo góc nghiêng thân xe, đo góc xoắn khung xe. Các
cảm biến đã được hiệu chuẩn và làm việc tin cậy; đã thiết kế chế tạo khung gá
23