Nghiên cứu khảo sát sự làm việc của li hợp ma sát

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO
TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI
-----------------------------------

NGUYỄN VĂN NGỌC

NGHIÊN CỨU KHẢO SÁT SỰ LÀM VIỆC
CỦA LI HỢP MA SÁT

Chuyên ngành: Kỹ thuật ôtô và xe chuyên dụng

LUẬN VĂN THẠC SĨ KỸ THUẬT
KỸ THUẬT ÔTÔ VÀ XE CHUYÊN DỤNG

NGƯỜI HƯỚNG DẪN KHOA HỌC:
PGS.TS. LƯU VĂN TUẤN

HÀ NỘI - 2012


CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM
Độc lập – Tự do – Hạnh phúc

LỜI CAM ĐOAN
Tôi cam đoan đây là đề tài nghiên cứu của riêng tôi dưới sự hướng dẫn của
thầy giáo PGS.TS.Lưu Văn Tuấn. Đề tài được thực hiện tại bộ mơn Ơ tơ và Xe
chun dụng-Viên Cơ khí động lực – Trường Đại học Bách khoa Hà Nội.Các số
liệu, kết quả trình bày trong luận văn này là hoàn toàn trung thực và chưa từng được
ai cơng bố trong bất kỳ cơng trình nào .

Hà nội, ngày 25 tháng 10 năm 2012

Tác giả

Nguyễn Văn Ngọc

1


MỤC LỤC
LỜI CAM ĐOAN ............................................................................................ 1
MỤC LỤC ........................................................................................................ 2
DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU......................................................................... 4
DANH MỤC HÌNH VẼ .................................................................................. 6
LỜI NĨI ĐẦU ................................................................................................. 8
Chương I TỔNG QUAN .............................................................................. 10
1.1 Sự phát triển ôtô trên thế giới và ở Việt Nam.................................................10
1.2 Đối tượng nghiên cứu đề của tài ........................................................................11
1.3 Các nghiên cứu về hệ thống truyền lực bằng mơ hình dao động xoắn ở
trong nước và nước ngoài ..............................................................................................13
1.3.1 Các nghiên cứu ở trong nước. ........................................................ 13
1.3.2 Các nghiên cứu ngoài nước: ......................................................... 14
1.4 Nhiệm vụ và phương pháp nghiên cứu của đề tài:.......................................15
1.4.1 Nhiệm vụ của đề tài: ...................................................................... 15
1.4.2 Phương pháp nghiên cứu: .............................................................. 15
1.5 Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của đề tài:.......................................................16
Kết luận chương I: ........................................................................................ 16
Chương II. MÔ PHỎNG HOẠT ĐỘNG CỦA LY HỢP .......................... 17
2.1 Đặt vấn đề...............................................................................................................17
2.2 Mơ hình cơ học với các thơng số tập trung .....................................................18
2.3 Xây dựng sơ đồ động lực học .............................................................................22
2.4 Mô phỏng cụm ly hợp ..........................................................................................27

2.4.1.Công dụng, yêu cầu, phân loại ....................................................... 27
2.4.2. Li hợp ma sát một đĩa. .................................................................. 30
2.4.3 Một số ly hợp ma sát khác. ............................................................ 34

2


2.4.4 Các bộ phận cơ bản trong ly hợp ma sát ....................................... 38
2.5.1 Xây dựng mơ hình cơ học để mơ phỏng ly hợp............................. 46
2.5.2 Hệ phương trình vi phân mô tả ly hợp ........................................... 48
Chương III. KHẢO SÁT SỰ LÀM VIỆC CỦA LY HỢP ........................ 51
3.1. Phần mềm Matlab- Simulink và ứng dụng trong bài toán dao động ....51
3.1.1 Các cơng cụ giải hệ phương trình vi phân chuyển động............... 51
3.1.2 Giới thiệu về phần mềm Matlab- Simulink và ứng dụng trong bài
tốn dao động ơtơ. .......................................................................................... 52
3.2 Khảo sát sự làm việc của ly hợp với giả thiết đặt ra ......................................55
3.3 Khảo sát ảnh hưởng của tốc độ đóng ly hợp..................................................62
Kết luận: ......................................................................................................... 67
TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................ 69
PHỤ LỤC ....................................................................................................... 70

3


DANH MỤC CÁC KÝ HIỆU
KÝ HIỆU

ĐƠN VỊ

M1

(N.m)

Mô men phần chủ động của ly hợp

M2

(N.m)

Mô men phần bị động của ly hợp

I1

(kg.m2)

Mơ men qn tính phần chủ động của ly hợp

I2

(kg.m2)

Mơ men qn tính phần bị động của ly hợp

I ĐC

(kg.m2)

Mơ men quán tính của động cơ được quy dẫn về bánh đà

IC

(kg.m2)

GIẢI THÍCH

Mơ men qn tính của bánh đà tương đương thay cho khối
lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô.

ψ

( rad/s )

Góc quay của phần chủ động

ϕ

( rad/s )

Góc quay của trục bị động ly hợp

Mlh

(N.m)

R

m

Mô men ma sát của ly hợp:
Bán kính trung bình của đĩa ma sát

Hệ số ma sát

µ
r1

m

Bán kính trong của đĩa ma sát

r2

m

Bán kính ngồi của đĩa ma sát

Flò xo

N

Lực lò xo ép.

k

Hệ số đặc trưng cho tốc độ đóng ly hợp

i

Số bề mặt ma sát

b1

(N.m.s/rad)

c1

(N.m/rad)

b2

(N.m.s/rad)

c2

(N.m/rad)

Hệ số cản xoắn phần chủ động ly hợp
Độ cứng của phần chủ động ly hợp
Hệ số cản xoắn bị động ly hợp
Độ cứng của bị động ly hợp

ϕ1

( rad/s )

góc quay ở đầu trục và chủ động hộp số

ϕ2

( rad/s )

góc quay ở cuối trục chủ động hộp số

I1
I2

(kg.m2)
(kg.m2)

mơ men qn tính của động cơ và bánh đà
mơ men quán tính của các bánh răng chủ động

4


I3
I4
I5
I6

(kg.m2)
(kg.m2)
(kg.m2)
(kg.m2)

mơ men qn tính của các bánh răng trung gian
mơ men qn tính của các bánh răng trung gian
mơ men qn tính của các bánh răng bị động
là mơ men quán tính của bánh đà tương đương thay cho khối
lượng chuyển động tịnh tiến của ơtơ

r2
r3
r4
r5

(m)
(m)
(m)
(m)

bán kính vịng lăn bánh răng chủ động
bán kính vịng lăn bánh răng trung gian
bán kính vịng lăn bánh răng trung gian
bán kính vịng lăn bánh răng bị động

5


DANH MỤC HÌNH VẼ
Hình 1.1 Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực cơ khí ơtơ 4x2
Hình 2.1 Mơ hình cơ học

Sơ đồ động lực học

Hình 2.2 Mơ hình cơ học hệ thống truyền lực
Hình 2.3 Sơ đồ động lực học hệ thống truyền lực
Hình 2.4 Vị trí của li hợp trên HTTL ơ tơ
Hình 2.5 Cấu tạo và sơ đồ nguyên lý làm việc của li hợp ma sát khơ một đĩa
có lị xo ép dạng đĩa
Hình 2.6 Cấu tạo và nguyên lý làm việc của li hợp ma sát khơ một đĩa có lị

xo ép dạng trụ bố trí xung quanh
Hình 2.7 Li hợp một đĩa ma sát khơ, lị xo cơn bố trí trung tâm
Hình 2.8 Li hợp hai đĩa bố trí lị xo dạng đĩa
Hình 2.9 Các dạng lị xo ép và đặc tính làm
Hình 2.10 Các phương pháp bố trí lị xo ép
Hình 2.11 Các dạng liên kết đĩa chủ động với
Hình 2.12 Cơ cấu tách đĩa trung gian của li hợp
Hình 2.13 Đĩa bị động của li hợp
Hình 2.14 Phương pháp tán đĩa bị động
Hình 2.15 Kết cấu bộ giảm chấn xoắn
Hình 2.16 Kết cấu địn mở li hợp
Hình 2.17 Mơ hình cơ học của ly hợp
Hình 2.18 Đĩa ma sát
Hình 2.19 Mơ hình ly hợp
Hình 2.20 Sơ đồ động lực học của tồn bộ ly hợp
Hình 3.1Sơ đồ thực hiện q trình mơ phỏng bằng Simulink
Hình 3.2 Sơ đồ cấu trúc simulink mô phỏng ly hợp

6


Hình 3.3 Mơ men Mđc từ động cơ đưa vào ly hợp
Hình 3.4 Mơ men M1 phần chủ động của ly hợp
Hình 3.5 Mơ men M2 trục bị động ly hợp
Hinh 3.6 Góc quay phần chủ động ly hợp
Hình 3.7 Góc quay phần bị động ly hợp
Hình 3.8 Vận tốc góc phần chủ động ly hợp
Hình 3.9 Vận tốc góc phần bị động ly hợp
Hình 3.10 Vận tốc góc phầnchủ động và bị động ly hợp
Hình 3.11 Mơ men trên phần chủ động ly hợp

Hình 3.12 Mơ men trên trục bị động ly hợp
Hình 3.13 Mơ men trên phần chủ động ly hợp.
Hình 3.14 Mơ men trên phần bị động ly hợp
Hình 3.15 Mơ men ma sát ly hợp
Hình 3.16 Vận tốc góc phần chủ động và bị động ly hợp
Hình 3.17 : Vận tốc góc phần chủ động ly hợp

7


LỜI NĨI ĐẦU
Cùng với sự phát triển khơng ngừng của khoa học kỹ thuật công nghệ chế
tạo,lắp ráp ô tô trên thế giới khơng ngừng được hồn thiện cải tiến và nâng cao.
Việc chun chở bằng ơ tơ có khả năng đáp ứng tốt về nhiều mặt so với các phương
tiện vận chuyển khác do đó đơn giản an tồn tính cơ động cao có thể đến được
nhiều vùng nhiều nơi mà giá thành vận chuyển thấp.
Để đáp ứng những mục tiêu chủ yếu như tính năng thơng qua của xe độ êm dịu
chuyển động, tiện nghi trên xe, tốc độ xe đảm bảo sử dụng thuận tiện, nhẹ nhàng và
tính kinh tế cao nhất ..., các cơng ty tập đồn chế tạo ơ tơ liên tục
cho ra đời các loại xe hiện đại với chất lượng ngày càng được cải thiện
Khi ơ tơ ngày càng hồn thiện thì tiêu chí đánh giá ảnh hưởng của kết cấu ngày
càng được quan tâm đúng mức. Nghiên cứu để hoàn thiện các kết cấu của ô tô nhằm
nâng cao độ êm dịu chuyển động và thân thiện với môi trường là một nhu cầu cấp
thiết.
Hệ thống truyền lực cơ khí được dùng khá phổ biến trên các ô tô tải đang được sản
xuất chế tạo và sử dụng tại Viêt Nam với mục tiêu của các nhà sản xuất.
- Cấu tạo đơn giản, dễ bão dưỡng sữa chữa, vận hành và chế tạo.
- Hiệu suất truyền động cao, giá thành sản phẩm hạ.
- Có thể thay đổi mơ men truyền động đến bánh xe chủ động trong một phạm vi yêu
cầu.

Để đóng góp phần tài liệu nghiên cứu về hệ thống truyền lực trên ô tô tải phục vụ
cho công tác giảng dạy của bản thân và đặc biệt là cho các em sinh viên đang học ở
nhà trường mà tôi đang công tác tôi đã được đề xuất đề tài nghiên cứu luận văn là :
‘ ‘ Nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly hơp ma sat ``.Trong thời gian làm luận
văn tôi luôn nhận được sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo hướng dẫn : PGS.TS LƯU

8


VĂN TUẤN cùng các thầy giáo trong bộ môn ô tơ và xe máy chun dụng – Viện
cơ khí động lực – Trường đại học Bách Khoa Hà Nội .
Tôi xin chân ơn PGS.TS LƯU VĂN TUẤN cùng các thầy giáo trong bộ mơn
Ơ tơ và xe máy chun dụng cùng các đồng nghiệp đã giúp tơi hồn thành luận văn
này .
Tôi cũng xin chân thành cảm ơn Viện Đào tạo sau đại học – Đại học Bách Khoa Hà
Nội , Trường Cao Đẳng Nghề KTCN Việt Nam – Hàn Quốc đã tạo điều kiện thuận
lợi cho tơi hồn thiện luận văn này .
Hà Nội, ngày 20 tháng 09 năm 2012
Học viên thực hiện .

Nguyễn Văn Ngọc

9


Chương I TỔNG QUAN
1.1 Sự phát triển ôtô trên thế giới và ở Việt Nam
Những năm gần đây ngành công nghiệp sản xuất ôtô phát triển rất nhanh,
nhiều mẫu ôtô đã được sản suất để đáp ứng nhu cầu của người tiêu dùng và các nền
kinh tế. Xu hướng phát triển ôtô nằm trong các xu hướng lớn sau:

- Nghiên cứu khơng ngừng nâng cao năng suất và tăng tính kinh tế trong sử
dụng ơtơ.
- Hiện đại hố cơng nghệ sản xuất ơtơ và tự động hố q trình điều khiển ơtơ
nhằm đạt tính kinh tế và độ tin cậy cao, giảm ô nhiễm môi trường.
- Ứng dụng các công nghệ hiện đại để rút ngắn thời gian chế tạo sản phẩm ôtô
và phụ tùng ôtô.
Ngành công nghiệp ôtô Việt Nam đã có những bước phát triển vượt bậc, tính
từ năm 1995 đến năm 2002 hàng năm số phương tiện ôtô tăng trưởng hàng năm từ
12 ÷ 18,8%. Khối lượng vận chuyển hàng hoá cho các ngành kinh tế chiếm 60 ÷
70%. Ơtơ tại thị trường Việt Nam có nhiều chủng loại, phong phú về kiểu dáng, đa
dạng về nhãn hiệu xe. Xe nhập khẩu, xe chế tạo và các xe được lắp ráp trong nước
của các liên doanh ôtô.
Mặc dù chính phủ đã có nhiều giải pháp để giảm lượng các xe ơtơ có số năm
sử dụng cao, nhưng chất lượng của các xe ơtơ ở nước ta cịn nhiều vấn đề cần khắc
phục, sản phẩm ôtô sản xuất trong nước cịn hạn chế về cơng nghệ, độ bền cũng như
giá thành của sản phẩm...
Sự phát triển của ngành ôtô Việt Nam tuy có những thành tựu đáng kể. Song
so với khu vực và thế giới vẫn ở mức rất thấp về số lượng, chất lượng và mức độ
hiện đại phương tiện. Theo thống kê mới nhất, hiện nay ở Việt Nam có trên 12 liên
doanh sản xuất và lắp ráp ơtơ. Các liên doanh đó mới chỉ dừng ở mức độ lắp ráp các
cụm, chi tiết nhập từ nước ngồi và có thể sản xuất những cụm, những chi tiết đơn
giản, sau đó nghiên cứu sản xuất một số cụm chi tiết.

10


Ngành cơng nghiệp ơtơ đã được Chính phủ xác định là ngành công nghiệp
quan trọng. Sau hơn 15 năm kể từ khi có liên doanh ơtơ đầu tiên tại Việt Nam, hiện
nay ngồi 12 liên doanh đã có hơn 30 doanh nghiệp nhà nước, tư nhân sản xuất, lắp
ráp ôtô, đặt ngành công nghiệp ôtô Việt Nam trước những thách thức lớn, trong đó

có vấn đề tỷ lệ nội địa hố các chi tiết của ơtơ, tiến tới làm chủ cơng nghệ chế tạo
ơtơ trong q trình hội nhập với khu vực và Thế giới. Do đó vấn đề nghiên cứu, chế
tạo hoàn thiện và đảm bảo chất lượng các chi tiết, cụm chi tiết và hệ thống của ôtô
là việc làm tất yếu đối với sự phát triển của nghành công nghiệp ôtô Việt Nam.
1.2 Đối tượng nghiên cứu đề của tài
Đối tượng nghiên cứu của đề tài là nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly hợp
ma sát của ôtô tải và một số cụm liên quan..
2

6

3

1
4

1.
2.
3.
4.
5.
6.

5

Động cơ
Ly hợp ma sát
Hộp số cơ khí
Các đăng
Cầu chủ động

Bánh xe chủ động

6

Hình 1.1 – Sơ đồ bố trí chung hệ thống truyền lực cơ khí ơtơ 4x2
Hệ thống truyền lực cơ khí (hình 1.1) được dùng khá phổ biến trên các ôtô tải đang
được lắp ráp chế tạo ở Việt Nam do nó có các ưu điểm là:
- Cấu tạo đơn giản, dễ bảo dưỡng, sửa chữa và chế tạo
- Hiệu suất truyền động cao, giá thành sản phẩm hạ
- Có thể thay đổi mơ men truyền đến bánh xe chủ động trong một phạm vi yêu
cầu.
Tuy nhiên, hệ thống truyền lực cơ khí khơng thể đáp ứng tốt các yêu cầu đặt ra
cho hệ thống truyền lực vì hệ số thích ứng của hệ thống truyền lực thường phụ

11


thuộc vào hệ số thích ứng của động cơ đốt trong được lắp đặt trên ơtơ. Hệ số thích
ứng của động cơ được xác định theo công thức sau:
k=

M e max
M eN

Trong đó: đối với động cơ xăng k = 1,2 ÷ 1,25
đối với động cơ Diesel k = 1,1 ÷ 1,15
Để mở rộng vùng điều chỉnh mô men trong hệ thống truyền lực sử dụng hộp
số cơ khí. Hộp số cơ khí thường được tính tốn để đảm bảo tạo ra ở các bánh xe chủ
động lực kéo nhỏ nhất Pkmin (ứng với vmax) và lực kéo lớn nhất Pkmax được chọn
trước. Trong khoảng từ Pkmin÷ Pkmax hộp số có từ 3 đến 5 cấp số (thơng thường các

xe ôtô hiện nay hộp số có 5 cấp số)
Đối với ly hợp thường sử dụng ly hợp ma sát khô, đơn và thường đóng trong
hệ thống truyền lực do chúng có kết cấu đơn giản dễ chăm sóc bảo dưỡng.
Đối với trục các đăng hệ thống truyền lực sử dụng các đăng khác tốc loại
kép.
Đối với cầu chủ động sử dụng cầu chủ động đơn, vi sai côn đối xứng. Thực
tế các ôtô ở Việt Nam hiện nay nhất là xe tải cỡ trung bình hệ thống truyền lực là cơ
khí.
Do đó, việc nghiên cứu hệ thống truyền lực đặc biệt nghiên cứu qua mô phỏng
chúng là vấn đề rất đang được quan tâm trong tình hình hiện nay, khi mà ngành
công nghiệp ôtô Việt Nam đang phát triển.
Đề tài tập trung vào nghiên cứu, xây dựng mơ hình mơ phỏng và khảo sát sự
làm việc của ly hợp ma sát.

12


1.3 Các nghiên cứu về hệ thống truyền lực bằng mơ hình dao động xoắn ở
trong nước và nước ngồi
1.3.1 Các nghiên cứu ở trong nước.
Đã có rất nhiều tác giả trong nước qua các luận án tốt nghiệp đại học, Thạc
sỹ, Tiến sỹ đã nghiên cứu sâu về hệ thống truyền lực của ơtơ.
Tác giả Nguyễn Đình Nghĩa trong luận văn cao học: " Khảo sát tốc độ gài số
trong hộp số cơ khí", tác giả đã trình bày mơ hình dao động của hệ thống truyền lực
mơ phỏng bằng Matlab Simulink 5.3. Mơ hình hệ thống truyền lực được tác giả xây
dựng trên cơ sở các khối lượng tập trung, tác giả đã coi ly hợp, hộp số, cầu xe và
trục các đăng là các khối lược tập trung. Các khối lượng tập trung chỉ đặc trưng bởi
một tính chất là tính quán tính, các thành phần nối cũng chỉ được đặc trưng bởi độ
cứng c.
Tác giả Khiếu Hữu Hùng trong luận văn cao học “Khảo sát dao động xoắn

của trục khuỷu động cơ và ảnh hưởng của nó đến hệ thống truyền lực ơtơ” tác giả đã
đi sâu nghiên cứu dao động xoắn cưỡng bức của trục khuỷu động cơ và ảnh hưởng
của nó đến hệ thống truyền lực. Trong đó tác giả đã xây dựng mơ hình của hệ thống
truyền lực gồm 5 khối lượng. Các khối lượng tập trung trong mơ hình chỉ đặc trưng
bởi một thơng số là mơ men qn tính và tác giả đã coi cụm hộp số, cụm cầu xe,
cụm ly hợp là các cụm chỉ là 1 khối lượng, nhưng trong thực tế, các cụm đó bao
gồm nhiều chi tiết các chi tiết ấy có những đặc tính riêng ảnh hưởng đến sự làm
việc của hệ thống truyền lực.
Một số bài báo đăng trên các tạp chí chuyên ngành về hệ thống truyền lực
như bài bảo của tác giả Nguyễn Văn Bang và Trần Văn Như tạp chí KH Giao
Thơng Vận Tải, tác giả đã trình bày phương pháp khảo sát ảnh hưởng của độ cứng
lò xo giảm chấn Ly hợp đến cộng hưởng trong hệ thống truyền lực với nguồn kích
thích từ động cơ, từ đó lựa chọn hợp lý độ cứng của lị xo giảm chấn, mục đích đưa
vùng cộng hưởng ra khỏi vùng tốc độ khai thác của ôtô. Hệ thống truyền lực đã
được tác giả coi là hệ bao gồm các khối lượng tập trung phần khối lượng tập trung

13


chỉ được đặc trưng bởi tính quán tính, các thành phần nối các khối lượng chỉ được
đặc trưng bằng độ cứng.
1.3.2 Các nghiên cứu ngoài nước:
Việc nghiên cứu dao động xoắn hệ thống truyền lực ôtô được tiến hành từ rất
lâu, nhiều cơng trình của hàng trăm tác giả.
Năm 1970 Mischle đã biên soạn tập trung với các nghiên cứu dao động lại
thành tác phẩm nổi tiếng của mình là: "Dynamik der Fahrzeuge". Tác giả đã đề cập
đến hầu hết các loại mơ hình dao động cơ bản về đối tượng là xe con. Vào năm
1980, Schiehlen đã cho ra đời phương pháp hệ nhiều vật, mơđun hố các cơ hệ cơ
học theo xu thế nghiên cứu dao động bằng mơ phỏng máy tính.
Khái qt về nghiên cứu hệ thống truyền lực bằng mơ hình dao động xoắn,

ta có thể thấy nội dung lĩnh vực này bao hàm các vấn đề sau:
- Mơ hình dao động tập trung với các khối lượng được gom lại thành một
khối lượng và được đặc trưng bởi tính chất qn tính (Ii)
- Mơ hình dao động, bao gồm mơ hình vật lý và mơ hình tốn học trong đó
các khâu nối các khối lượng chỉ có độ cứng (c) mà khơng kể đến cản nhớt, trong khi
đó thực tế trong vùng biến dạng đàn hồi của vật liệu tồn tại cả hệ số cản nhớt (b).
Các đề tài này có ưu điểm là mơ hình của hệ thống truyền lực được đơn giản
hố, sơ đồ các khâu trong hệ thống truyền lực chỉ tính đến khối lượng quán tính Ii
hay độ cứng c đo đó các sơ đồ trở nên đơn giản.
Nhược điểm của các mơ hình này là bỏ qua hệ số cản nhớt b, thực tế cụm chi
tiết là tập hợp nhiều chi tiết, các chi tiết có mơ men qn tính riêng, có độ cứng
riêng...chứ khơng thể coi một cụng chi tiết là một khối lượng. Các chi tiết làm việc
trong vùng biến dạng đàn hồi của vật liệu luôn tồn tại hệ số cản nhớt b. Do vậy mức
độ chính xác của các thơng số lấy ra trong q trình nghiên cứu còn rất nhiều hạn
chế, chưa phản ánh đầy đủ đặc tính của các chi tiết khi làm việc.

14


1.4 Nhiệm vụ và phương pháp nghiên cứu của đề tài:
1.4.1 Nhiệm vụ của đề tài:
Dựa vào phần tổng quan về tình hình nghiên cứu dao động xoắn của hệ
thống truyền lực trong nước và trên thế giới, cũng như thực tế quá trình truyền lực
của các chi tiết trong hệ thống truyền lực của ôtô. Nghiên cứu mô phỏng hệ thống
truyền lực bằng mơ hình dao động xoắn, trong đó mơ hình hệ thống truyền lực được
chi tiết hố bằng cách tách ra thành nhiều khối lượng theo cấu tạo của chúng. Mỗi
một phần tử khối lượng tập trung được đặc trưng bởi cả 3 thông số là khối lượng
quán tính m, độ cứng c và hệ số cản nhớt b. Các phần tử nối được đặc trưng bởi 2
thông số là độ cứng c và hệ số cản nhớt b.
Xuất phát từ hướng nghiên cứu đó trong luận văn này em đã lựa chọn đề tài:

" Nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly hợp ma sát ". Đề tài được trình bày bằng 3
chương:
Chương I: Tổng quan
Chương II: Mô phỏng sự hoạt động của ly hợp.
Chương III: Khảo sát sự làm việc của ly hợp.
Phần kết luận: Về những kết quả nghiên cứu đạt được của đề tài và các
hướng nghiên cứu tiếp theo.
1.4.2 Phương pháp nghiên cứu:
Phương pháp nghiên cứu được sử dụng trong luận văn là nghiên cứu lý thuyết,
tính tốn mơ phỏng trên phần mềm chuyên dụng, nghiên cứu khảo sát sử dụng một
số thông số thực để kiểm chứng và đánh giá.
Cách thức tiến hành là tách từng cụm trong hệ thống để nghiên cứu mô phỏng,

15


1.5 Ý nghĩa khoa học và thực tiễn của đề tài:
Đề tài nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly hợp ma sát, sự làm việc của ly
hợp có ảnh hương nhất định đến chất lượng động học của xe . Việc nghiên cứa làm
việc của ly hợp nhằm đưa ra những định hướng cho việc thiết kế và sử dụng. Mơ
phỏng hệ thống truyền lực bằng mơ hình dao động xoắn có tính đến các thơng số
đặc trưng của chi tiết, đây là một vấn đề mới, vì thực tế các chi tiết cơ khí khi làm
việc trong vùng biến dạng đàn hồi của vật liệu là vùng nhạy cảm ảnh hưởng lớn đến
công nghệ chế tạo, độ bền chi tiết mà ngành cơ khí chế tạo quan tâm.
Bảng tính dao động xoắn của hệ thống truyền lực là yêu cầu bắt buộc của các cơ
quan đăng kiểm, đây là cơ sở để ngành công nghiệp chế tạo ôtô của Việt Nam tiếp
cận làm chủ công nghệ thiết kế, với việc chế tạo các cụm trong hệ thống truyền lực.
Kết quả của đề tài bổ xung cho việc đánh giá, dự đốn tìm ra các thơng số
ảnh hưởng đến các chi tiết, các cụm trong hệ thống truyền lực từ giai đoạn thiết kế,
góp phần làm giảm thời gian, chi phí thiết kế, thử nghiệm chi tiết và hệ thống truyền

lực.
Kết luận chương I:
Trong chương I đã trình bày những nét tổng quan về tình hình phát triển
cơng nghiệp ôtô Việt Nam trong những năm qua và mục tiêu sắp tới, tổng quan về
vấn đề nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly hợp ma sát. Trên cơ sở đó, em đã lựa
chọn đề tài nghiên cứu với mục tiêu, nhiệm vụ cụ thể và phương pháp nghiên cứu
đề tài. Phần tổng quan cho phép xác định hướng nghiên cứu nói chung và phương
pháp xác lập đối tượng nghiên cứu cụ thể là nghiên cứu khảo sát sự làm việc của ly
hợp ma sát.

16


Chương II
MÔ PHỎNG HOẠT ĐỘNG CỦA LY HỢP

2.1 Đặt vấn đề
Tính tốn động lực học của các hệ thống nói chung cho phép xác định được
các thông số như lực, mơ men tác dụng lên hệ thống trong q trình hệ thống làm
việc. Các thông số này là cơ sở đánh giá chất lượng của hệ thống. Đối với hệ thống
đã được thiết kế sẵn, các thơng số này có tính chất kiểm nghiệm, đối với hệ thống
thiết kế chế tạo mới thơng số này có ý nghĩa hết sức quan trọng cho việc tìm ra kết
cấu tối ưu cho hệ thống.
Việc tính tốn động lực học của các hệ thống có nhiều phương pháp khác
nhau, cơng nghệ hiện nay với sự hỗ trợ của các máy tính có các cấu hình mạnh, việc
tính tốn động lực học cho các hệ thống đã rút ngắn đáng kể về thời gian và chi phí
cho các q trình đó...
Trước khi tính tốn động lực học và các tính tốn khác đối với một hệ thống,
thường phải sơ đồ hoá hệ thống cần tính tốn, với mục tiêu của từng bài tốn, với
các giả thiết khác nhau để đơn giản hoá hệ thống ban đầu việc đơn giản hố sao cho,

các thơng số nhận được từ q trình tính tốn trên hệ thống tương đương có sai số
nằm trong phạm vi cho phép với việc tính tốn trên hệ thống thực. Như vậy, hệ
thống tương đương đã mô phỏng lại hệ thống thực ban đầu với một độ chính xác
nhất định tuỳ thuộc vào các mục tiêu của q trình mơ phỏng.
Với sự hỗ trợ mạnh của máy tính và các chương trình phần mềm chun dùng,
kết quả tính tốn phụ thuộc nhiều vào phương pháp mơ phỏng. Như vậy, trình tự để
giải bài tốn mơ phỏng hệ thống thơng thường như sau:
- Xây dựng mơ hình cơ học.
- Xây dựng sơ đồ động lực học từ mơ hình cơ học đã có.
- Xây dựng sơ đồ tính tốn bằng cách đơn giản hố mơ hình động học.
- Xây dựng hệ phương trình vi phân mô tả hệ thống.

17


- Giải hệ phương trình vi phân với các điều kiện cụ thể.
Mơ phỏng các cụm hay mơ phỏng tồn bộ hệ thống truyền lực của ơtơ bằng
mơ hình dao động xoắn, cũng phải thực hiện tuần tự các bước như trên:
2.2 Mơ hình cơ học với các thơng số tập trung
Mơ hình cơ học của một hệ thống chính là sơ đồ động học của hệ thống đó.
Trong mơ hình cơ học các phần tử của hệ thống được thể hiện dưới dạng sơ đồ hố
và có hai dạng:
- Sơ đồ với các thông số tập trung
- Sơ đồ với các thông số phân bố
Trên thực tế, các hệ thống truyền lực đều là hệ thống phân bố. Mỗi phần tử của hệ
thống được đặc trưng bởi hai hay nhiều tính chất đó là tính chất qn tính, tính chất
đàn hồi... (trong đề tài nghiên cứu các phần tử được xét đến bởi đủ các tính chất
đặc trưng)
Tất cả các hệ thống thực đều là hệ thống phân bố, nhưng để đơn giản trong
q trình phân tích người ta quy chúng về dạng thông số tập trung bằng cách, bỏ bớt

những tính chất ít quan trọng và ảnh hưởng khơng lớn của các phần tử đó trong hệ
thống.
Trên ơtơ, hệ thống truyền lực là dạng hệ thống phân bố, tải trọng tác động lên
hệ thống truyền lực được phân bố trên toàn bộ hệ thống, nhưng để đơn giản khi
phân tích ta quy chúng về dạng tập trung.
Việc quy đổi từ dạng phân bố về dạng tập trung (còn gọi là rời rạc hoá) được
thực hiện trên cơ sở, các dao động xoắn của hệ thống truyền lực có phổ khơng liên
tục, có tần số riêng nằm trong miền dưới 300Hz, có thể sử dụng sơ đồ dạng tập trung
để tính tốn các q trình dao động xoắn trong miền tần số trên.
Các hệ thống được quy về dạng tập trung, các khối lượng được coi là tập trung
và có thể chỉ có qn tính hoặc cả tính chất quán tính và tính chất đàn hồi... Các chi

18


tiết có nhiệm vụ nối các khối lượng với nhau là các trục dẫn động có dạng phần tử
đàn hồi và được đặc trưng bởi một độ cứng và hệ số cản nhớt.
Nghiên cứu dao động xoắn người ta coi các phần tử có kích thước dọc theo
trục quay khơng vượt quá hai lần đường kính là các phần tử tập trung. Khối lượng
phân bố của các phần tử này được tính đến một cách tương đối chính xác bằng cách
quy chúng về khối lượng tập trung.
Việc lập sơ đồ tập trung của hệ thống truyền lực được thực hiện trên cơ sở
nghiên cứu kỹ cấu tạo các chi tiết.
Khi lập sơ đồ hệ thống truyền lực, thông thường người ta phân chúng làm hai
loại. Loại chỉ có tính qn tính (khối lượng tập trung), loại chỉ có tính đàn hồi (các
phần tử nối), nhưng trong đề tài này, mô hình các bánh răng ăn khớp trong hộp số
và cầu xe ơtơ có đầy đủ cả 3 thơng số qn tính, độ cứng và hệ số cản nhớt.
Các phần tử được coi là là chỉ có tính đàn hồi là các trục và một số chi tiết đàn
hồi thông dụng trong hệ thống truyền lực có đủ hai thành phần độ cứng cà cản nhớt
Trong hệ thống truyền lực của ôtô, ngoài các phần tử đàn hồi các phần tử qn

tính cịn có các khối lượng liên kết phản lực. Đó là các phần tử vỏ nối với khung xe
và tham gia vào quá trình dao động của hệ thống truyền lực như vỏ ly hợp, vỏ hộp
số....
Các khối lượng liên kết phản lực được thể hiện trên sơ đồ dưới dạng lò xo
xoắn. Một đầu nối với vỏ của cơ cấu, đầu kia nối với khung xe và được xem là cố
định. Như vậy hệ thống truyền lực trên ôtô trong đề tài được sơ đồ hoá thành một hệ
dao động bao gồm tập hợp các các khối lượng tập trung đặt vào đó đầy đủ các thơng
số cần thiết cho quá trình nghiên cứu.
Các khối lượng được nối với nhau bằng các khâu đàn hồi khơng qn tính.
Những thơng số cơ bản của mơ hình cơ học là mơ men qn tính của các khối lượng
qn tính Ii tính theo trục quay và độ đàn hồi ei (ci;bi). Ngồi ra trên sơ đồ cịn thể

19


hiện các lực và mô men tác dụng lên các phần tử của hệ thống, trong đó có lực ma
sát là thành phần tiêu thụ năng lượng dao động.
Độ đàn hồi của phần tử đàn hồi là đại lượng nghịch đảo của độ cứng và được
tính bằng góc quay (rad) của một trong những mặt cắt của trục khi chịu mô men
xoắn bằng 1N.m đặt vào một đầu trục khi đầu kia bị ngàm cứng. Độ đàn hồi và mô
men quán tính được xác định bằng thực nghiệm hoặc tính theo bản vẽ cấu tạo, có
thể sử dụng các phần mềm chun dụng để xác định mơ men qn tính của các chi
tiết trong hệ thống truyền lực.
Độ đàn hồi của các phần tử ghép với nhau được xác định như sau. Trường
hợp các trục ghép nối tiếp với nhau thì độ cứng là tổng nghịch đảo các độ cứng
thành phần và độ đàn hồi tổng được tính.

n
e = ∑e
Σ i=1 i

Trường hợp các trục ghép song song độ cứng là tổng các độ cứng thành phần
và độ đàn hồi được tính như sau.

n 1
1
= ∑
eΣ i=1 ei
Độ đàn hồi của các mối ghép then và then hoa được tính.

k
T
e =
T d2 .l.h.z
Trong đó:
kT: hệ số tuỳ thuộc vào mối ghép then.
d: đường kính mối ghép then.
l: chiều dài mối then.
h: chiều cao then.
z: số then.

20


Độ đàn hồi của nhíp của cầu chủ động theo phương dọc xe (độ đàn hồi liên
kết) được tính:

en =

4
cL

Trong đó:
c: độ cứng của nhíp.
L: chiều dài của nhíp.
Độ đàn hồi của các khớp các đăng được tính:

5.10 −9
e =
cd
d3
Trong đó:
d: đường kính các trục nối.
Độ đàn hồi riêng của các bánh răng quy về một trong hai trục là:

e br =

k br
bR 2 cos2 α

Trong đó:
kbr: hệ số bánh răng.
kbr = 6.10-11

đối với bánh răng thẳng;

kbr = 3,6.10-11 đối với bánh răng nghiêng;
kbr = 4,4.10-11 đối với bánh răng chữ V.
b: bề rộng làm việc của bánh răng.
R: bán kính vịng chia của bánh răng trên trục quy dẫn.
α: góc ăn khớp.

Trong cơng thức trên, các kích thước được tính bằng mét (m), lực được tính bằng
newton (N) và độ đàn hồi được tính bằng rad/N.m.
Khi nghiên cứu quá trình dao động ổn định trong một thời gian dài thì việc
thất thốt năng lượng là đáng kể vì vậy khi tính tốn phải tính đến các phần tử tiêu
thụ năng lượng.

21


Khi nghiên cứu quá trình dao động quá độ xẩy ra trong thời gian ngắn là tổn
thất do ma sát, sự thất thốt năng lượng là khơng đáng kể khi tính tốn ta có thể bỏ
qua.
Trong q trình dao động, năng lượng dao động bị mất mát trong bản thân các
chi tiết, các mối nghép then, then hoa, các ổ lăn, các phớt, đệm làm kín và trong các
cơ cấu giảm chấn.
2.3 Xây dựng sơ đồ động lực học

Ví dụ:
I1 /

i
I2 /

I1

I2

e2

Hình 2.1

Mơ hình cơ học

Sơ đồ động lực học

Để chuyển từ sơ đồ cơ học sang sơ đồ động lực học, người ta quy các thông số
của sơ đồ cơ học về một hoặc vài trục và thể hiện hệ thống đó theo các quy ước và
các cơng thức quy dẫn. Dưới đây là một ví dụ việc chuyển đổi từ mơ hình cơ học
về sơ đồ động lực học của hệ thống truyền lực trên ôtô.
Các công thức chuyển đổi:
Các công thức chuyển đổi I1=I1/, I2=I2//i2, e12= e1+i2e2

22


Hình 2.2 Mơ hình cơ học hệ thống truyền lực

Hình 2.3 Sơ đồ động lực học hệ thống truyền lực
Bản chất của của quá trình quy đổi trên là việc chuyển đổi hệ tọa độ của mơ
hình cơ học với các điều kiện cơ bản là bảo toàn cơ năng (động năng và thế năng)
và hàm thất thoát năng lượng của các phần tử trước và sau chuyển đổi. Giả sử các
khối lượng 1 và 2 (Hình 2.1) bị xoắn đi một góc tương ứng là θ1 và θ2 so với vị trí
ban đầu (khi mơ men xoắn bằng 0) thì động năng được tính bằng tổng động năng
của các khối lượng:

23


1 / /2 1 / /2
I1 θ1 + I2 θ2

2
2

Ek= Ek1 + Ek 2=

(2.1)

Thế năng của hệ thống bằng tổng thế năng của hai phần tử:
E p = E p1 + E p 2

∆21 ∆22
=
+
2e1 2e2

(2.2)

Trong đó: ∆ 1 , ∆ 2 là các biến dạng góc của các trục 1 và 2.
Các mô men gây nên xoắn các trục được tính:
M1 =

∆1
∆
;M2 = 2
e1
e2

(2.3)

Quan hệ giữa các mơ men xoắn của hai trục là:

iM 1 =

∆2
∆ ∆
∆
e
; M 1 = 2 ; 1 = 2 ⇒ ∆ 2 = i∆ 1 2 với M 2 = iM 1
e2
ie2 e1 ie2
e1

(2.4)

Nếu các góc quay của hai bánh răng là thì:
α2 =

α1
i

và ∆ 1 = θ 1 − α 1 ; ∆ 2 = α 2θ 2 ; ∆ 1 + i∆ 2 = θ 1 − iθ 2

(2.5)

Kết hợp với biểu thức (2.4) ta có:
∆ 1 = e1

θ 1 − iθ 2
e1 + i 2 e2

;

∆ 2 = ie1

θ 1 − iθ 2
e1 + i 2 e2

;

Ep =

1 θ 1 − iθ 2 ) 2
2 e1 + i 2 e2

(2.6)

Thay các tọa độ θ 1 và θ 2 bằng các tọa độ tương ứng là ϕ1 và ϕ2 với các điều
kiện ϕ1 = θ 1 ; ϕ2 = θ 2 và độ đàn hồi tổng là e12 = e1+i2e2 thì biểu thức xác định thế
năng được đơn giản hoá như sau:
(ϕ − ϕ 2 )
Ep = 1
e12

2

(2.7)

Và biểu thức tính động năng có dạng:

24