Luận văn nghiên cứu giảm tải trọng động ô tô tải 2 cầu - Vũ Thế Hùng

Luận văn thạc sĩ nghiên cứu giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải. Phân tích nguyên nhân và đề xuất giải pháp nâng cao độ bền, hiệu suất.

• Tác giả: Vũ Thế Hùng
• Người hướng dẫn: PGS. Lê Văn Quỳnh
• Trường học: Trường Đại Học Kỹ Thuật Công Nghiệp - Đại Học Thái Nguyên
• Chuyên ngành: Kỹ Thuật Cơ Khí Động Lực
• Đề tài: Nghiên cứu giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực cơ khí ô tô tải 2 cầu
• Loại tài liệu: Luận Văn Thạc Sỹ Khoa Học
• Năm xuất bản: 2021
• Địa điểm: Thái Nguyên

Tóm tắt

I. Hiểu đúng về tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải

Hệ thống truyền lực (HTTL) là cầu nối quan trọng, truyền năng lượng từ động cơ đến bánh xe. Tuy nhiên, trong quá trình vận hành, hệ thống này phải chịu đựng các lực tác động biến thiên, gọi là tải trọng động. Việc hiểu rõ bản chất của tải trọng động là bước đầu tiên để tìm ra giải pháp giảm thiểu, qua đó nâng cao tuổi thọ hệ thống truyền lực và hiệu suất truyền động. Tải trọng động không phải là một lực tĩnh, ổn định mà là các xung lực xuất hiện đột ngột do nhiều nguyên nhân khác nhau, gây ra các dao động xoắn nguy hiểm. Nghiên cứu sâu về vấn đề này không chỉ có ý nghĩa về mặt kỹ thuật mà còn góp phần vào việc chủ động thiết kế, sản xuất các chi tiết trong HTTL tại Việt Nam, giảm phụ thuộc vào nhập khẩu và nâng cao chất lượng sản phẩm nội địa. Việc giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải là một mục tiêu thiết yếu trong ngành kỹ thuật cơ khí động lực hiện đại.

1.1. Tải trọng động là gì và các nguồn gốc phát sinh chính

Vậy tải trọng động là gì? Đây là những lực hoặc mô-men xoắn có giá trị thay đổi đột ngột theo thời gian, tác động lên các chi tiết của hệ thống truyền lực. Các tải trọng này thường có biên độ lớn hơn nhiều so với tải trọng tĩnh trung bình, là nguyên nhân trực tiếp gây ra hỏng hóc. Có hai nguồn chính gây ra tải trọng động. Nguồn thứ nhất đến từ động cơ đốt trong (ĐCĐT), do sự không đồng đều của mô-men xoắn sinh ra trong các chu kỳ làm việc. Nguồn thứ hai là từ các tương tác bên ngoài, chủ yếu là sự va đập của bánh xe với mặt đường không bằng phẳng, hoặc các thao tác vận hành đột ngột như nhả ly hợp quá nhanh khi khởi hành hay sang số. Cả hai nguồn này đều tạo ra dao động xoắn lan truyền từ động cơ qua ly hợp, hộp số ô tô tải, trục các đăng đến cầu chủ động, gây ứng suất lớn lên các chi tiết.

1.2. Cấu trúc và vai trò của hệ thống truyền lực HTTL ô tô tải

Để hiểu cách tải trọng động tác động, cần nắm rõ cấu trúc của hệ thống truyền lực (HTTL). Trên ô tô tải hai cầu thông dụng, HTTL bao gồm các bộ phận chính: ly hợp, hộp số, hộp phân phối (cho xe 2 cầu), trục các đăng, truyền lực chính, bộ vi sai và các bán trục. Mỗi bộ phận đều có moment quán tính và độ cứng xoắn riêng. Dòng công suất từ động cơ được truyền qua ly hợp, cho phép ngắt và nối truyền động. Hộp số thay đổi tỷ số truyền để tối ưu hóa mô-men xoắn tại bánh xe. Trục các đăng truyền mô-men xoắn đến cầu chủ động, nơi có bộ vi sai giúp các bánh xe quay với tốc độ khác nhau khi vào cua. Toàn bộ hệ thống này là một chuỗi các khối lượng quán tính được liên kết bởi các khâu đàn hồi (trục, bánh răng). Chính cấu trúc này khiến HTTL trở thành một hệ dao động phức tạp, rất nhạy cảm với các kích thích động.

II. Tác hại của tải trọng động đến độ bền hệ thống truyền lực

Tải trọng động quá lớn là "kẻ thù thầm lặng" của mọi chi tiết cơ khí trong hệ thống truyền lực. Nó không chỉ gây ra những cảm giác khó chịu cho người lái mà còn trực tiếp làm giảm tuổi thọ và độ tin cậy của xe. Các đỉnh tải trọng đột ngột có thể vượt quá giới hạn bền của vật liệu, gây nứt, gãy các chi tiết quan trọng như trục, bánh răng. Ngay cả khi không gây hỏng hóc ngay lập tức, sự dao động liên tục của tải trọng cũng dẫn đến mỏi vật liệu, làm giảm đáng kể tuổi thọ hệ thống truyền lực. Giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải không chỉ là một bài toán tối ưu hóa vận hành mà còn là một yêu cầu cấp thiết để đảm bảo an toàn và hiệu quả kinh tế. Hiểu rõ các tác động tiêu cực này là động lực để các kỹ sư tìm kiếm các giải pháp thiết kế và điều khiển tiên tiến.

2.1. Hiện tượng rung giật khi khởi hành và va đập khi sang số

Một trong những biểu hiện rõ ràng nhất của tải trọng động là hiện tượng rung giật khi khởi hành và va đập khi sang số. Khi người lái nhả ly hợp đột ngột, một xung mô-men xoắn lớn được truyền vào hệ thống, gây ra sự chênh lệch vận tốc góc lớn giữa các bộ phận, tạo ra dao động và rung giật. Tương tự, quá trình sang số không êm ái cũng tạo ra các va đập cơ khí. Những hiện tượng này không chỉ làm giảm sự thoải mái mà còn là dấu hiệu cho thấy các chi tiết như ly hợp hai đĩa, bánh răng hộp số, và khớp các đăng đang phải chịu ứng suất cực đại. Về lâu dài, các va đập này sẽ làm lỏng các mối ghép và phá hủy bề mặt làm việc của các chi tiết, đặc biệt là mài mòn bánh răng.

2.2. Ảnh hưởng đến độ bền mỏi và mài mòn bánh răng của HTTL

Tải trọng động là nguyên nhân chính gây ra hỏng hóc do mỏi. Độ bền mỏi là khả năng của vật liệu chịu được tải trọng lặp đi lặp lại. Các dao động xoắn trong hệ thống truyền lực tạo ra chu kỳ ứng suất biến đổi liên tục. Mỗi đỉnh tải trọng, dù nhỏ, cũng góp phần tích lũy hư hỏng vi mô trong cấu trúc vật liệu. Khi số chu kỳ đủ lớn, các vết nứt nhỏ sẽ phát triển và dẫn đến phá hủy đột ngột. Bên cạnh đó, các va đập và dao động mạnh làm phá vỡ màng dầu bôi trơn giữa các bề mặt răng, gây ra hiện tượng mài mòn bánh răng và rỗ bề mặt. Điều này không chỉ làm giảm hiệu suất truyền động do tăng ma sát mà còn làm tăng tiếng ồn và cuối cùng là hỏng hóc toàn bộ cụm truyền động.

III. Phương pháp mô phỏng động lực học để phân tích dao động

Để có thể giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải một cách khoa học, cần phải hiểu và định lượng được nó. Phương pháp thực nghiệm trên xe thật tốn kém và khó thực hiện. Do đó, mô phỏng động lực học đã trở thành công cụ không thể thiếu. Bằng cách xây dựng một mô hình toán học đại diện cho hệ thống thực, các nhà nghiên cứu có thể phân tích dao động và dự đoán hành vi của HTTL dưới nhiều điều kiện vận hành khác nhau. Nghiên cứu của Vũ Thế Hùng (2021) tại Đại học Thái Nguyên đã áp dụng phương pháp này để xây dựng một mô hình chi tiết, cho phép khảo sát ảnh hưởng của nhiều thông số đến tải trọng động. Mô hình này là cơ sở để đề xuất các giải pháp tối ưu hóa điều khiển và thiết kế, giúp giảm tải trọng ngay từ giai đoạn ý tưởng mà không cần chế tạo thử.

3.1. Xây dựng mô hình tính toán hệ thống truyền lực ô tô tải

Bước đầu tiên của quá trình mô phỏng là xây dựng mô hình tính toán. Trong nghiên cứu tham khảo, hệ thống truyền lực phức tạp của ô tô tải 2 cầu được đơn giản hóa thành một mô hình động lực học gồm 6 khối lượng quán tính chính. Các khối lượng này đại diện cho: bánh đà động cơ, phần bị động của ly hợp, các bánh răng trong hộp số ô tô tải, cụm vi sai và truyền lực chính, bánh xe chủ động, và khối lượng tịnh tiến của toàn bộ xe. Các khối lượng này được nối với nhau bởi các khâu đàn hồi có độ cứng và hệ số cản nhất định, đại diện cho trục các đăng, bán trục và lốp xe. Mô hình này, dù đã được đơn giản hóa, vẫn nắm bắt được các đặc tính dao động cơ bản của hệ thống, đặc biệt là các dao động xoắn ở tần số thấp và trung bình, là những dao động gây hại nhất.

3.2. Lập hệ phương trình vi phân mô tả dao động xoắn của HTTL

Sau khi có mô hình động lực học, bước tiếp theo là thiết lập hệ phương trình vi phân mô tả chuyển động của nó. Phương trình Lagrange loại II thường được sử dụng cho mục đích này. Kết quả là một hệ phương trình (ví dụ, hệ phương trình 2.13 trong luận văn của Vũ Thế Hùng) mô tả mối quan hệ giữa mô-men xoắn, góc quay, vận tốc góc, và gia tốc góc của từng khối lượng quán tính trong mô hình. Hệ phương trình này tính đến các yếu tố quan trọng như mô-men xoắn từ động cơ, mô men ma sát của ly hợp, các lực cản lăn, cản không khí. Việc giải hệ phương trình này bằng các công cụ phần mềm như Matlab-Simulink cho phép thực hiện mô phỏng động lực học và thu được các đồ thị biểu diễn sự biến thiên của tải trọng động trên từng khâu của HTTL theo thời gian, từ đó tiến hành phân tích dao động một cách chi tiết.

IV. Top 3 giải pháp then chốt giảm tải trọng động hệ thống truyền lực

Dựa trên kết quả từ phân tích dao động và mô phỏng động lực học, có thể xác định các yếu tố ảnh hưởng lớn nhất đến tải trọng động và từ đó đề xuất các giải pháp can thiệp hiệu quả. Việc giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải tập trung vào ba hướng chính: tối ưu hóa quá trình truyền mô-men ban đầu, tăng cường khả năng dập tắt dao động trong hệ thống, và lựa chọn hợp lý các thông số thiết kế. Các giải pháp này không chỉ áp dụng cho việc thiết kế xe mới mà còn có thể được cân nhắc trong quá trình bảo dưỡng, sửa chữa để cải thiện hiệu năng vận hành và kéo dài tuổi thọ hệ thống truyền lực. Sự kết hợp đồng bộ của các phương pháp này sẽ mang lại hiệu quả giảm chấn tối ưu, giúp xe vận hành êm ái và bền bỉ hơn.

4.1. Tối ưu hóa điều khiển ly hợp Lực ép và tốc độ đóng

Ly hợp là cửa ngõ truyền mô-men xoắn vào HTTL, do đó, việc điều khiển ly hợp đóng vai trò cực kỳ quan trọng. Kết quả mô phỏng cho thấy, lực ép và tốc độ đóng ly hợp ảnh hưởng trực tiếp đến đỉnh tải trọng động khi khởi hành. Một lực ép quá lớn hoặc quá trình đóng quá nhanh (nhả côn đột ngột) sẽ tạo ra một xung lực lớn, gây rung giật khi khởi hành. Giải pháp là thiết kế cơ cấu điều khiển cho phép quá trình tăng lực ép diễn ra mượt mà và trong một khoảng thời gian hợp lý. Việc tối ưu hóa điều khiển này có thể thực hiện bằng các cơ cấu trợ lực hoặc điều khiển điện tử, giúp giảm sự phụ thuộc vào kỹ năng của người lái và đảm bảo quá trình khởi hành êm dịu, qua đó giảm thiểu va đập ban đầu.

4.2. Vai trò của bộ giảm chấn xoắn trong việc dập tắt dao động

Một khi dao động đã phát sinh, cần có cơ cấu để dập tắt chúng một cách nhanh chóng. Đây là vai trò của bộ giảm chấn xoắn, thường được tích hợp ngay trên đĩa ly hợp. Bộ phận này bao gồm các lò xo và các phần tử ma sát, có tác dụng hấp thụ năng lượng của các dao động xoắn. Việc lựa chọn độ cứng của lò xo và hệ số cản ma sát của bộ giảm chấn có ảnh hưởng quyết định đến hiệu quả giảm chấn. Một bộ giảm chấn xoắn được thiết kế tốt sẽ hoạt động như một bộ lọc, làm "mềm" các xung mô-men xoắn từ động cơ và giảm biên độ dao động trong toàn bộ hệ thống. Điều này không chỉ giúp giảm tải trọng động mà còn cải thiện đáng kể hiệu suất truyền động và sự êm ái khi vận hành.

4.3. Lựa chọn hợp lý tỷ số truyền hộp số và thông số lốp

Các thông số thiết kế khác như tỷ số truyền của hộp số ô tô tải và độ cứng của lốp xe cũng có ảnh hưởng không nhỏ. Việc khởi hành ở tay số thấp (tỷ số truyền lớn) sẽ khuếch đại mô-men xoắn truyền tới bánh xe, làm tăng nguy cơ trượt và gây ra dao động lớn. Lựa chọn tỷ số truyền phù hợp cho từng cấp số giúp quá trình tăng tốc diễn ra mượt mà hơn. Ngoài ra, lốp xe hoạt động như một khâu đàn hồi và giảm chấn cuối cùng trong hệ thống truyền lực. Độ cứng tiếp tuyến của lốp ảnh hưởng đến cách hệ thống phản ứng với các va đập từ mặt đường. Lốp quá cứng có thể truyền nhiều chấn động hơn vào cầu chủ động và trục các đăng, trong khi lốp quá mềm có thể gây ra hiện tượng trễ và dao động không mong muốn.

V. Ứng dụng thực tiễn và kết quả giảm tải trọng động HTTL

Lý thuyết và mô phỏng chỉ thực sự có giá trị khi chúng mang lại kết quả ứng dụng thực tiễn. Nghiên cứu về giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải cung cấp những cơ sở khoa học quan trọng cho các kỹ sư thiết kế. Các kết quả phân tích chỉ ra rằng, bằng cách điều chỉnh một vài thông số chủ chốt, có thể giảm đáng kể giá trị tải trọng cực đại tác động lên các khâu đàn hồi như trục sơ cấp hộp số, trục các đăng, và bán trục. Việc áp dụng những phát hiện này vào thực tế sẽ trực tiếp cải thiện độ bền mỏi của các chi tiết, giảm chi phí bảo dưỡng và tăng cường độ tin cậy của xe tải, đặc biệt là các dòng xe sản xuất trong nước. Đây là một bước tiến quan trọng trong việc nội địa hóa và nâng cao chất lượng ngành công nghiệp ô tô Việt Nam.

5.1. Phân tích ảnh hưởng của lực ép ly hợp đến mô men xoắn

Các đồ thị mô phỏng trong luận văn của Vũ Thế Hùng (2021) đã chỉ ra một cách rõ ràng mối quan hệ giữa lực ép ly hợp và mô-men xoắn cực đại trên các bán trục. Khi duy trì lực ép ly hợp ở mức thấp (ví dụ 100N), quá trình trượt kéo dài và mô-men xoắn truyền vào hệ thống tăng lên từ từ, giúp giảm đỉnh tải trọng động. Ngược lại, khi lực ép tăng lên 900N, ly hợp đóng nhanh hơn, gây ra một đỉnh mô-men xoắn lớn hơn đáng kể. Kết quả này khẳng định rằng việc điều khiển quá trình đóng ly hợp một cách thông minh, ví dụ như điều khiển lực ép theo một quy luật tối ưu, là một phương pháp rất hiệu quả để giảm tải trọng động hệ thống truyền lực ô tô tải ngay tại nguồn phát sinh.

5.2. Đánh giá hiệu quả khi thay đổi hệ số cản của giảm chấn

Mô phỏng cũng cho thấy vai trò quan trọng của hệ số cản trong bộ giảm chấn xoắn và lốp xe. Khi mô hình không kể đến hệ số cản của giảm chấn, biên độ dao động của mô-men xoắn trên các trục lớn hơn và kéo dài hơn. Khi đưa hệ số cản vào mô hình, các dao động này bị dập tắt nhanh chóng, và giá trị cực đại của tải trọng động cũng giảm xuống. Điều này chứng minh rằng việc tăng cường khả năng tiêu tán năng lượng dao động thông qua các bộ giảm chấn là một giải pháp hữu hiệu. Việc lựa chọn vật liệu ma sát và thiết kế cơ cấu giảm chấn với hệ số cản tối ưu là một bài toán thiết kế quan trọng, ảnh hưởng trực tiếp đến tuổi thọ hệ thống truyền lực và sự êm dịu khi vận hành.

Trích đoạn nội dung tài liệu

Chương 1: Nghiên cứu tổng quan Chương 2: Xây dựng mô hình mô phỏng hệ thống truyền lực Chương 3: Nghiên cứu giảm tải trọng động trong hệ thống truyền lực Kết luận. Những kết quả mới của luận văn: - Xây dựng được mô hình tính toán tải trọng động trong hệ thống truyền lực có kể đến sự trượt của ly hợp. - Nghiên cứu được ảnh hưởng của các yếu tố kết cấu và điều kiện khai thác đến tải trọng cực đại trong các khâu của HTTL. - Đề xuất được phương án giảm tải trọng động trong HTTL khi khởi hành ô tô tại chỗ.

Ý nghĩa khoa học của luận văn: - Xây dựng được phương pháp xác định tải trọng động trong HTTL ô tô tải thông dụng, làm cơ sở cho việc lựa chọn hợp lý các thông số khi tính toán, thiết kế HTTL ô tô tải tại Việt Nam. 13 - Kết quả của luận văn có thể sử dụng làm cơ sở khoa học để thiết kế và tối ưu hóa HTTL của các ô tô tải, góp phần hoàn thiện quy trình thiết kế các bộ phận chính của HTTL. Thái Nguyên, ngày tháng năm 2020 HỌC VIÊN Vũ Thế Hùng 34 Hình 2. Chuyển đổi mô hình cơ học thành mô hình động lực Trên hình 2.5 là một ví dụ về việc chuyển đổi từ mô hình cơ học sang sơ đồ động lực.

Giả sử các khối lượng 1 và 2 bị xoắn đi các góc tương ứng là1 và 2 so với vị trí ban đầu (khi mômen xoắn bằng 0) thì động năng của hệ thống được tính bằng tổng động năng của các khối lượng: 1 1 E k  E k1  E k 2  I '1  '12  I 2 ' 2'2 2 2 Thế năng của hệ thống bằng tổng thế năng của hai phần tử: 21 22 E p  E p1  E p 2   2e1 2e2 Trong đó :1, 2 là biến dạng góc của các trục 1 và 2. Các mômen gây lên xoắn các trục được tính như sau: 1  M1  ;M2  2 e1 e2 Nếu gọi tỉ số truyền của cặp bánh răng là i, thì: M2=1. Khi đó: 2    e iM 1  ; M 1  2 ; 1  2 ;  2  i1 2 e2 ie2 e1 ie2 e1 Mặt khác, nếu ký hiệu các góc quay của các bánh răng là 1 và 2, thì : 1 2  i 1  1  1 ;  2   2   2 ; 1  i 2  1  i 2. 35 Vậy ta có biểu thức thu được là:  1  i 2  1  i 2 1 ( 1  i 2 ) 2 1  e1 ;  2  ie2 ; Ep  e1  i 2 e2 e1  i 2 e2 2 e1  i 2 e2 Nếu thay các toạ độ 1 và 2 bằng các toạ độ tương ứng là 1 và 2với điều kiện là :1=1; 2=i2, và gọi độ đàn hồi tổng của các chi tiết e12=e1+i2e2 thì biểu thức thế năng được đơn giản hoá như sau: 1 (1   2 ) 2 Ep  ; 2 e12 Trong hệ toạ độ mới biểu thức tính động năng có dạng: 1 1 I '2 &2 1 &2 1 &2 Ek  I '1 & 1  2 1  I12  I 22 2 2 i2 2 2 Trong đó: I '1 I 1  I '1 ; I 2  i12 Các công thức thu gọn trên đây cũng đúng với các dạng sơ đồ cơ học khác.

Trong trường hợp tổng quát, các thông số của sơ đồ động lực được tính từ các thông số của mô hình cơ học theo các công thức như sau: I 'i Ii  ; ei  ei' ii2 (2.6) ii2 Trong đó: I’i, e’i – các thông số của mô hình cơ học. Ii, ei – các thông số của sơ đồ động lực của hệ thống. Trong hệ thống truyền lực có một số bộ phận có khả năng phân chia dòng công suất, chẳng hạn như các hộp số hành tinh, bộ vi sai trong các cầu chủ động. Đặc điểm của các cơ cấu này là dòng công suất có thể được truyền theo nhiều đường khác nhau, nhưng trong mọi trường hợp tất cả các trục của cơ cấu đều phải chịu tải.

Do vậy ở đây người ta dùng tới khái niệm độ đàn hồi chung của hệ thống. Trong trường hợp tổng quát độ đàn hồi chung của hệ thống được xác định theo công thức sau: 36 n e1, 2,.7) i Trong đó : ei : Độ đàn hồi của trục nói với khối lượng thứ i ; ii : Tỉ số truyền của cơ cấu tính từ khối lượng quy dẫn tới khối lượng thứ i trong điều kiện tất cả các khối lượng khác đều đứng yên. Mômen quán tính của các chi tiết trong các cơ cấu có phân chia dòng công suất cũng được tính theo công thức. Các dao động xoắn trong hệ thống truyền lực có mối liên hệ chặt chẽ với chuyển động tịnh tiến của khối lượng treo và khối lượng không được treo.

Vì vậy, trong quá trình nghiên cứu chế độ tải trọng trong hệ thống truyền lực cần phải tính đến các khối lượng chuyển động tịnh tiến. Thông thường, các khối lượng chuyển động tịnh tiến được thể hiện trên sơ đồ tính toán bằng một bánh đà tương đương, với điều kiện là động năng của bánh đà này bằng động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến. Nếu gọi ma là khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô; Ia là momen quán tính của bánh đà tương đương trên sơ đồ tính toán: v là vận tốc của khối lượng chuyển động tịnh tiến và  là vận tốc góc của bánh đà tương đương, ta có: ma v 2 I a  2 2 v  ; I a  ma   (2.8) 2 2   Đối với chuyển động tịnh tiến của ôtô v=r0. Trong đó r0 là bán kính lăn của bánh xe trong điều kiện lăn không trượt.

Khi đó: Ia=ma.9) Bánh đà tương đương với khối lượng chuyển động tịnh tiến của xe được nối với bánh xe bằng khâu đàn hồi là lốp, có độ đàn hồi là eL. Việc truyền mômen từ bánh xe tới các khối lượng chuyển động tịnh tiến được thực hiện nhờ thành phần phản lực của mặt đường tác dụng lên bánh xe theo phương dọc. Thành phần lực này bị hạn chế bởi khả năng bám của bánh xe lên mặt đường. 37 Trên các sơ đồ tính toán bánh xe và các khối lượng chuyển động tịnh tiến được thể hiện bằng hai bánh đà nối với nhau bởi khâu đàn hồi tương ứng với độ đàn hồi tiếp tuyến của lốp.

Trong khâu nối này có bộ truyền ma sát với nhiệm vụ hạn chế momen truyền không quá momen bám của bánh xe đối với mặt đường.10) Trong đó: - là hệ số bám của bánh xe đối với mặt đường. - Rz thành phần phản lực thẳng đứng của mặt đường tác dụng lên bánh xe. Nếu trong quá trình tính toán có kể đến thất thoát năng lượng do biến dạng theo phương tiếp tuyến của lốp thì phải đưa vào sơ đồ bộ giảm chấn. Các momen xoắn quy đổi tác dụng lên các phần tử của hệ thống động lực của ôtô được xác định từ điều kiện cân bằng công thực hiện bởi các momen trong mô hình cơ học và các mômmen tương ứng trong sơ đồ quy dẫn và tính theo công thức: M' M  (2.11) i Nếu cần tính tới các lực cản từ bánh xe thì mômen cản phải được đặt vào bánh đà tương đương của bánh xe.

Mô men cản mô phỏng sức cản của không khí và lực cản lên dốc được đặt vào bánh đà tương đương của khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô. Các hệ số cản không đàn hồi của hệ thống được xác định băng cách cân bằng các hàm phân tán năng lượng trong mô hình cơ học và trọng hệ thống quy dẫn: k 2 k ' ' 2  ; (2.3 Xây dựng mô hình tính toán Sơ đồ quy dẫn của ôtô thường có rất nhiều các khối lượng và các khâu đàn hồi. Việc xác định các đặc tính động lực của hệ thống như vậy thường gặp khó khăn nhất định. Hơn nữa, việc tính toán theo các sơ đồ đơn giản hoá không gây 38 nên những sai số lớn.

Do vậy, trong thực tế người ta thường đơn giản hoá các sơ đồ tính toán bằng cách ghép các khối lượng quán tính và các khâu đàn hồi. Mức độ đơn giản hoá có thể khác nhau tuỳ theo tính chất của bài toán và quan trọng hơn cả miền tần số quan tâm. Lý thuyết dao động đã khẳng định, sai số tính toán không vượt quá 5% nếu tần số cao nhất của dao động riêng của hệ thống quy dẫn lớn hơn so với tần số cao nhất của các dao động đang xét không qua bốn lần. Có nhiều phương pháp đơn giản hoá hệ thống động lực.

Thông dụng hơn cả là phương pháp hệ thống thành phần, nó cho phép có được sơ đồ tính toán một cách tương đối đơn giản với độ chính xác mong muốn. Để đơn giản hoá sơ đồ động lực của hệ thống, người ta chia nó thành các hệ thống tối giản (còn gọi là các hệ thống thành phần) gồm một hoặc hai khối lượng như thể hiện trên hình 2. Mỗi hệ thống thành phần được đặc trưng bởi một tần số dao động riêng. Bình phương của tần số dao động riêng của hệ thống tối giản thứ k được xác định theo công thức: 1  k2  eqk I qk Đối với hệ thống thành phần hai khối lượng: I k I k ,k 1 eqk  ek ; I qk  I k  I k ,k 1 39 Hình 2.

Các bước đơn giản hoá hệ thống động lực a.Hệ thống ban đầu; b. phân tích hệ thống ban đầu thành hệ thành phần hai khối lượng; c.Phân tích hệ thống ban đầu thành các hệ thành phần một khối lượng; d. Biến đổi các hệ thành phần tần số cao; e. Hệ thống động lực đã đơn giản hoá.

Nếu hệ thống được phân chia thành các hệ thống thành phần một khối lượng, thì độ đàn hồi và momen quán tính được xác định theo công thức: 40 ek 1ek ,k 1 eqk  ; I qk  I k ek 1,k  ek ,k 1 Các hệ thống thành phần có tần số dao động riêng cao hơn nhiều so với giá trị cực đại của miền tần số đang xét được thay bằng các hệ thống tương đương bằng cách chia đôi một khối khối lượng và hợp nhất các khâu đàn hồi bên trái và bên phải (xem hình 2.Một hệ hai khối lượng có thể chuyển thành hệ một khối lượng tương đương bằng cách ghép hai khối lượng với nhau và tách khâu đàn hồi.6 còn thể hiện các công thức tính các thông số của hệ thống tương đương.