Nghiên cứu thiết kế thử nghiệm hệ thống mô phỏng động lực học cho một số loại cabin tập lái

MỤC LỤC chương 1: nghiên cứu tổng quan hệ thống 1.1: hệ thống mô phỏng chuyển động 1.2: hệ thống mô phỏng chuyển động ca bin tập lái chương 2: xây dựng mô hình tính toán 2.1 phân tích đánh giá chọn lựa mô hình 2.2: giải phương trình bằng Matlab_ Simulink số liệu tính toán chương 3: tính toán thiết kế hệ thống 3.1: Nguyên lý làm việc và tính toán sơ bộ kích thước khung sàn chuyển động 3.1.1: nguyên lý làm việc 3.1.2: tinhs toán kích thước sàn mô phỏng 3.2: nguyên lý làm việc và tính toán kích thước của thanh 3.3: nguyên lý làm việc và tính toán kích thước của tay quay 3.4: nguyên lý làm việc và tính toán kết cấu của lò xo 3.5: nguyên lý làm việc và tính toán khớp nối 3.6: mối ghép then 3.7: thiết kế động cơ 3.8: hộp giảm tốc chúc các bạn thành công!!!

docx59 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 13/06/2013 | Lượt xem: 2056 | Lượt tải: 2download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Nghiên cứu thiết kế thử nghiệm hệ thống mô phỏng động lực học cho một số loại cabin tập lái, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
ó, công nghệ này nhanh chóng lan rộng ra châu Âu, rất nhiều trường đại học và trung tâm nghiên cứu đã bắt đầu phát triển các hệ mô phỏng mới. Hiện nay các hệ thống mô phỏng lái có thể chia thành 2 loại: Mô phỏng lái phục vụ thương mại Mô phỏng lái phục vụ nghiên cứu và phát triển Kiến trúc của cả 2 dạng trên phụ thuộc vào ràng buộc về tài chính và ứng dụng. Còn mô hình thực tại ảo chủ yếu phụ thuộc vào năng lực thiết bị và giá phần cứng. Kiến trúc chung nhất sử dụng một cabin thật của xe, đặt trước một màn chiếu rộng thể hiện hình ảnh mô phỏng (Hình 1.1). Hình 1.1: Mô hình kiến trúc dùng màn ảnh rộng Một dạng kiến trúc khác sử dụng một phần cabin xe, được điều khiển bằng hệ thống thiết bị động lực ( Motion based) cho phép di chuyển cabin này theo nhiều hướng khác nhau. Ở dạng này, màn hình được đặt bên trong cabin và được kết hợp từ nhiều màn hình khác nhau. Ở dạng kiến trúc thứ 3, cũng là dạng đắt tiền nhất, đó là sử dụng cabin thật kết hợp với hệ thống thiết bị động lực cho phép nó dịch chuyển ( Hình 1.2). Hình1.2: Motion based với màn hình bên trong (a) và Motion based kết hợp màn ảnh rộng (b) Trên Hình 1.2 là hệ thống mô phỏng tại trường Đại học Iowa. Nó theo dạng kiến trúc thứ 3, đặt trong phòng rộng có đường kính 12m, có thể đặt vừa cả chiếc xe buýt hoặc xe tải. Toàn bộ hệ thống đặt trên motion based. Người học sẽ cảm nhận được quán tính khi tăng tốc, phanh và chuyển hướng giống như khi lái xe thật. Tuy nhiên như thể hiện trên hình 1.2b, hoạt cảnh được chiếu là 2D nên cảm nhận của người học về chiều sâu của không gian sẽ có hạn chế. Nhưng chắc chắn vẫn có hiệu quả tốt về tương tác, khoảng cách, tốc độ và thời gian đối với người học. Trường Đại học Minnesota còn phát triển một dạng mô phỏng lái khác gọi là VESTR (Virtual Environment for Surface Transportation Research). Khác với những mô hình ở trên, nó sử dụng cabin xe thật nhưng không dịch chuyển cabin. Màn hình của nó cũng có điểm khác, nó dùng 5 máy chiếu liên kết với các màn LCD để hiển thị (Hình 1.3). Mặc dù hình ảnh thể hiện xung quanh lái xe, nhưng bản chất nó vẫn là ghép của các hình phẳng 2D. Và vài vậy nó vẫn có hạn chế về thể hiện độ sâu của không gian và khoảng cách đối với người học. Hình 1.3: Hệ thống VESTR của Minnesota Những hệ thống trên được phát triển ở Mỹ. Châu Âu cũng phát triển các hệ mô phỏng lái xe của họ. Một trong những phòng thí nghiệm đầu tiên phát triển hệ thống motion based có nhiều bậc tự do dùng trong mô phỏng là Viện nghiên cứu giao thông và đường bộ Thụy sĩ. Tính năng của nó có thể so sánh với các hệ thống của Mỹ. Hiện nay, một hệ thống mô phỏng lái quan trọng cũng đã được xây dựng ở Anh, tại phòng thí nghiệm nghiên cứu giao thông. Nó thực hiện nhiều bài thí nghiệm, dùng để nghiên cứu về ảnh hưởng của ma túy và đồ uống trong công trình, đường giao thông, kiểm soát tốc độ và nhiều ứng dụng khác. Ngoài ra, các nhà nghiên cứu của Đại học Leed phát triển hệ thống mô phỏng lái tĩnh dùng để nghiên cứu an toàn giao thông, ứng xử của tài xế. Một nhánh sản phẩm khác đáng quan tâm là hệ thống mô phỏng lái xe tải của Anh (Hình1.). Hệ thống gồm một cabin có motion based, với một màn hình rộng. Hình1.4: Mô phỏng lái xe tải của Anh Một hệ thống tương tự như trên của Ba lan ở Politechnika Warszawaska, nhưng không có Motion based. Ngoài ra có nhiều hệ thống khác ở châu Âu như: dự án EVA của Labor Fah rzeug-Simulation (Đức), FTM (Lehrstuhl für Fahrzeugtechnik München) (Đức), SIM2 tại INRETS (Institut National De Recherche Sur Les Transports Et Leur Securite) ( Pháp). Tại châu Á cũng có một số trung tâm phát triển các hệ thống mô phỏng lái, như Nakamura & Yamane Lab ( Đại học Tokyo) (Hình 1.5). Hình 1.5: Hệ thống mô phỏng lái tại Nakamura & Yamane Lab Đại học Kỹ thuật Tổng hợp Madrid (Universidad Politécnica de Madrid) phát triển hệ thống mô phỏng lái ứng dụng công nghệ 3D cho hình ảnh hiển thị [3]. Hệ thống đầu tiên của họ dùng phần cứng riêng kết nối vào đầu ra của card đồ họa máy tính và sử dụng cặp kính 3D. Cặp kính 3D đồng bộ với kênh stereo, cho hiệu ứng 3D. Hệ thống điều khiển gồm có tay lái, chân ga và chân phanh, dùng dạng joystic cho trò chơi điện tử. Hình 1.6: Kính 3D và máy chiếu 3D Hình 1.7: Cấu hình đơn giản dùng kính 3D (a) và sử dụng (b) Hình1.8: Hoạt cảnh 3D Trong các hệ thống mô phỏng lái, hệ thống Motion Based (MB, hay còn gọi là Platform Based) đóng vai trò như một phân hệ nhằm mô phỏng phản ứng động lực học của hệ thống thật dưới tác động của người điều khiển và môi trường. Tùy theo nhu cầu của người sử dụng mà hệ thống có thể được phân loại theo nhiều cách khác nhau: + Theo số bậc tự do: 6 bậc tự do ( 6 DOF ), 4 bậc, 3 bậc, 2 bậc…Số bậc tự do càng nhiều thì hệ càng giống với tự nhiên, nhưng giá thành sẽ càng cao. + Theo phương pháp dẫn động hệ thống chấp hành: thủy lực, điện, khí nén, cơ khí hoặc kết hợp một số phương thức nêu trên. + Theo tính chất phức tạp phân loại thành 3 chính nhóm: cao, trung bình và mô phỏng lái xe cấp thấp. Hình 1.9 cho thấy phân loại mô phỏng lái xe. Theo tính chất phức tạp Cấp thấp Cấp trung bình Cấp cao Theo số bậc tự do xe 6 bậc tự do 3 bậc tự do 2 bậc tự do Hình1. 9: Phân loại mô phỏng lái xe + Thiết kế và phát triển của một thực tế ảo mô phỏng lái xe c, Mô hình chuyển động của xe b, Cabin tập lái a, Cơ sở dữ liệu ảo Hình 1.10: Thiết kế và phát triển của một thực tế ảo mô phỏng lái xe. a. Cơ sở dữ liệu ảo b. Cabin mô phỏng lái xe c. Mô hình xe chuyển động Về cơ bản, giàn mô phỏng cabin tập lái là một hệ thống hoàn chỉnh bao gồm các phần mềm điều khiển, phần mềm mô phỏng, máy tính, mạng máy tính, hệ thống cơ khí - điện. Toàn bộ hệ thống có thể chia làm 3 phần cơ bản sau: Thiết kế cơ chế và chế tạo sàn chuyển động Thiết kế hệ thống điều khiển chuyển động 3 Cuối cùng liên kết và kiểm soát cả hai mô hình thực tế. THIẾT KẾ VÀ PHÁT TRIỂN SÀN MÔ PHỎNG CHUYỂN ĐỘNG Thiết kế hệ thống điều khiển chuyển động Thiết kế cơ chế và chế tạo sàn chuyển động Sự kết hợp Kiểm tra hoặc kiểm nghiêm Hình 1.11: Quy trình thiết kế CHƯƠNG 2: XÂY DỰNG MÔ HÌNH TÍNH TOÁN Phân tích, đánh giá lựa chọn mô hình: Hình 2.1: Trục tọa độ và các tọa độ suy rộng Mô hình 2 bậc tự do: Hình 2.2: Mô hình 2 bậc tự do Hình 2.3: Motion base 3 bậc tự do Mô hình 2 bậc tự do (BTD) lựa chọn cho 2 góc a và b (quay quanh các trục x, y), không có dịch chuyển thẳng đứng OZ. Mô hình này có thể sử dụng cho cockpit của máy bay, với góc quay trong dải 3600; hoặc sử dụng cho cabin lái xe, với góc quay trong dải ± 300. Với cockpit máy bay, để đảm bảo góc quay trên toàn miền, cơ cấu động lực cần sử dụng dạng mô tơ bước (chạy điện), hoặc mô tơ thủy lực (có hoặc không có cơ cấu giảm tốc), truyền động vào trục quay của khung (các trục A-A và B-B). Với cabin lái xe, dao động góc không cần lớn, và cũng không cần chuyển dịch nâng hạ (theo trục Z) của toàn bộ kết cấu nên không cần lực dẫn động lớn, vì vậy có thể sử dụng hệ dẫn động khí nén có giá thành rẻ hơn dẫn động thủy lực. Ưu điểm: Số bậc tự do ít nhất, cần ít tham số điều khiển. Có thể dẫn động bằng khí nén hoặc bằng động cơ điện, tốc độ đáp ứng cao hơn dẫn động thủy lực. Cơ cấu đơn giản, giá thành thấp. Nhược điểm: Mô phỏng không giống với chuyển động thật của cabin, không có chuyển động theo trục OZ (phương thẳng đứng). Nếu sử dụng khí nén thì lực, mô men truyền động thấp. Mô hình 3 bậc tự do: Có thể sử dụng để mô tả chuyển động tương đối đầy đủ của cabin lái xe, với 2 góc a, b và 1 dịch chuyển thẳng đứng theo Z. Hình 2.4: Mô hình 3 bậc tự do Để mô tả chuyển động của thân xe trên đường không bằng phẳng, 3 tọa độ suy rộng nói trên là những chuyển động cơ bản và quan trọng nhất, ảnh hưởng nhiều nhất đến con người và phương tiện trên xe. Hình 2.5: Motion base 3 bậc tự do Mô hình có những ưu điểm: Số bậc tự do tương đối ít, cần ít tham số điều khiển. Cơ cấu dẫn động gọn nhẹ Giá thành tương đối rẻ. Mô tả tương đối sát chuyển động của cabin xe. Nhược điểm: Cần nâng hạ toàn bộ hệ thống theo trục Z nên cần công suất lớn. Mô hình 6 bậc tự do: Hình 2.6: Mô hình 6 bậc tự do Cơ cấu 6 bậc tự do là cơ cấu đầy đủ nhất, có thể áp dụng cho tất cả các loại buồng tập lái: ô tô, tàu thuyền, máy bay... Ưu điểm: Cho cảm giác thật nhất, có đủ chuyển động theo cả 6 bậc tự do Nếu dẫn động bằng thủy lực thì nâng được tải trọng lớn. Nhược điểm: Điều khiển phức tạp Giá thành cao Sử dụng dẫn động thủy lực, chế tạo khó khăn Chọn hệ truyền động cho hệ thống: Lựa chọn phương án truyền động hệ thống chấp hành có rất nhiều phương án khác nhau như: phương pháp dẫn động hệ thống chấp hành bằng thủy lực, điện, khí nén, cơ khí hoặc kết hợp một số phương thức nêu trên. Sau quá trình tham khảo những hệ thống mô phỏng tương tự, đề tài xin tập trung đi vào tìm hiểu hệ truyền động cơ khí (kiểu cơ điện), theo kinh nghiệm và nguyên mẫu đã có của nước ngoài mà không tìm hiểu hay so sánh với các kiểu truyền động khác. Do có những điểm nổi bật như kết cấu gọn nhẹ, hiệu suất, công suất cao, dễ tự động hóa, độ an toàn cao...nên các hệ thống truyền động kết hợp giữa cơ khí và điện đang được sử dụng ngày nay là sự chọn lựa mang tính hiệu quả và kinh tế. Từ những lí do trên, cùng với sự có mặt các thiết bị điện – cơ khí tại thị trường trong nước, nhóm thiết kế quyết định chọn kiểu hệ truyền động dùng trong hệ mô phỏng này là hệ truyền động điện – cơ, và xin xây dựng đề tài theo hướng này. Với hệ thống cơ khí, những thành phần chủ yếu là: Động cơ, hộp giảm tốc, sensor phản hồi, thanh truyền chuyển động, lò xo, tay quay, khớp cầu, khớp quay, cơ cấu dẫn hướng, khung bộ gá, then hoa… Ngoài ra còn có những thành phần đi kèm như đồng hồ hiển thị, dây nối .v.v. Với kiểu truyền động đã chọn như trên nó có thể đáp ứng được đầy đủ các chuyển động mà hệ giàn mô phỏng chuyển động dao động hai trục yêu cầu. Khi tính toán thiết kế khung cơ khí ta phải chọn được giải pháp sao cho nó có thể đáp ứng việc gá lắp các thiết bị cũng như truyền chuyển động. Yêu cầu mô hình: Từ thực tiễn nghiên cứu của một số trang thiết bị ô tô xe tăng, xe bọc thép và dựa trên địa hình nghiên cứu ở Việt Nam, chúng em đã xác định một số tiêu chuẩn của hệ thống cabin tập lái cần phải đạt được như sau: Số bậc tự do: phù hợp với bài toán Chuyển vị (theo các trục tọa độ ứng với các bậc tự do): chuyển vị góc (a, b, g) ± 300, chuyển vị dài (e, h, l) ±13cm. Gia tốc: 0,4G. Vận tốc: 30 0/s. Tải trọng: 500 kg. 2.2. Xây dựng mô hình động học dao động của thân xe: 2.2.1. Thiết lập hệ phương trình vi phân phi tuyến của thân xe: Xét mô hình cụ thể của xe cơ giới chuyển động đều với vận tốc V trên mặt đường mấp mô ngẫu nhiên. Mô hình tổng quát nhất gồm có các thành phần: Thân xe, 2 trục bánh xe (xe 4 bánh), liên kết đàn hồi phi tuyến giữa thân xe và trục bánh xe. Mô hình xét trong hệ trục toạ độ Đềcác 3 chiều, gốc tọa độ trùng với trọng tâm thân xe tại thời điểm ban đầu, ứng với vị trí cân bằng tĩnh: Ly1 Ly2 Lx2 Lx1 2 1 4 3 Z Y X C2 C1 P2 P1 hx lx bx Hình 2.7: Mô hình dao động của xe Thiết lập mô hình 2 toạ độ suy rộng: Hình 2.8: Véc tơ định vị các điểm dao động quan trọng của xe j2: Dao động góc quanh trục X j1: Dao động góc quanh trục Y Ta giả thiết rằng: Trọng tâm xe chuyển động theo phương X và không có dịch chuyển ngang của thân xe ( không có hiện tượng trượt ngang của bánh xe trên đường) và không có dịch chuyển thẳng đứng. Tức là không tính đến dao động góc quanh trục OZ và dao động dọc theo phương z. Bỏ qua phần khối lượng không treo (2 cầu xe và các bánh xe). Coi các bánh xe luôn tiếp xúc với mặt đường. Bỏ qua trọng lượng và dao động của phần không được treo (trục và bánh xe). Gốc tọa độ trùng với trọng tâm xe tại thời điểm ban đầu, là vị trí cân bằng. Toạ độ yi (i=1...4) là hàm biên dạng mặt đường tại vị trí thứ i. Ta chỉ xét biên dạng mặt đường theo 2 vệt bánh xe. Theo mô hình mô tả quan hệ các véc tơ định vị của các điểm dao động ta có: (2.2.1) Chiếu các véc tơ này lên trục Z ta có: (2.2.2) Ngoại lực tác động lên cơ hệ bao gồm: Lực kéo cho xe chuyển động Lực cản ( bao gồm cả lực phanh) Trọng lực tác động lên các khối lượng của cơ hệ Phản lực của mặt đường. Ngoài ra, do tác động của gia tốc sẽ xuất hiện các thành phần lực quán tính: Khi phanh xe sẽ xuất hiện lực quán tính hướng theo phương chuyển động của xe. Kết hợp với lực phanh tạo ra mô men có xu hướng làm giảm góc j1. ; Fph – Lực phanh tổng cộng của mặt đường tác động vào bánh xe; h – Chiều cao trọng tâm xe (m); M – Khối lượng xe (kg); x – Chuyển dịch dọc trục của xe; v – Vận tốc xe (m/s); Khi tăng tốc sẽ xuất hiện lực quán tính hướng ngược lại phương chuyển động của xe. Kết hợp với lực kéo tạo ra mô men có xu hướng làm tăng góc j1. Khi chuyển hướng chuyển động sẽ xuất hiện lực quán tính ly tâm có xu hướng kéo trọng tâm xe ra xa tâm quay vòng. Kết hợp với lực bám của bánh xe sẽ tạo ra mô men có xu hướng làm thay đổi góc j2. Giá trị của lực quán tính ly tâm: ; Giá trị của mô men: ; M – Khối lượng xe (kg); h – độ cao trọng tâm xe (m); v – Vận tốc xe (m/s); R = (-∞ ÷ +∞) – Bán kính quay vòng (m) lx1 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên phải theo phương X lx2 - k/c từ trọng tâm đến bánh sau bên phải theo phương X ly1 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên trái theo phương Y ly2 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên phải theo phương Y Sử dụng nguyên lý Đalambe để lập phương trình chuyển động của thân xe: (2.2.3) Trong đó: Fpi - Lực đàn hồi tác động từ hệ treo của bánh thứ i lên thân xe Fci - Lực cản nhớt của bộ giảm chấn của bánh thứ i m(Fph) – Mô men phanh. Jp - Mô men quán tính tương ứng với từng trục toạ độ; p = x, y, z lxk - khoảng cách theo trục X từ trọng tâm xe đến bánh xe thứ k (k=1,2) lyk - khoảng cách theo trục Y từ trọng tâm xe đến bánh xe thứ k (k=1,2) Zi là dịch chuyển thẳng đứng của thân xe tại các điểm tương ứng với bánh xe thứ i: yi - độ dịch chuyển của bánh xe theo phương thẳng đứng so với gốc toạ độ, gốc toạ độ trùng với tâm bánh xe khi chưa có kích động. Dịch chuyển xảy ra dưới tác động ngẫu nhiên của biên dạng mặt đường. (2.2.4) Thay (2.2.4) vào (2.2.3) ta nhận được hệ phương trình vi phân mô tả dao động của cơ hệ: (2.2.5) Thiết lập mô hình 3 toạ độ suy rộng: Lx2 2 1 4 3 Ly1 Z Hình 2.9: Véc tơ định vị các điểm dao động quan trọng của xe Với 3 toạ độ suy rộng là: Z : Dao động thẳng đứng dọc trục Z j2: Dao động góc quanh trục X j1: Dao động góc quanh trục Y Ta giả thiết rằng: Trọng tâm xe chuyển động theo phương X và không có dịch chuyển ngang của thân xe ( Không có hiện tượng trượt ngang của bánh xe trên đường). Tức là không tính đến dao động góc quanh trục OZ. Bỏ qua phần khối lượng không treo ( 2 cầu xe và các bánh xe). Coi các bánh xe luôn tiếp xúc với mặt đường. Bỏ qua trọng lượng và dao động của phần không được treo ( Trục và bánh xe). Gốc toạ độ trùng với trọng tâm xe tại thời điểm ban đầu, là vị trí cân bằng. Toạ độ yi (i=1...4) là hàm biên dạng mặt đường tại vị trí thứ i. Ta chỉ xét biên dạng mặt đường theo 2 vệt bánh xe. Theo mô hình mô tả quan hệ các véc tơ định vị của các điểm dao động ta có: (2.2.6) Chiếu các véc tơ này lên trục Z ta có: (2.2.7) Ngoại lực tác động lên cơ hệ bao gồm: Lực kéo cho xe chuyển động, Lực cản (bao gồm cả lực phanh), Trọng lực tác động lên các khối lượng của cơ hệ, Phản lực của mặt đường. Ngoài ra, do tác động của gia tốc sẽ xuất hiện các thành phần lực quán tính: Khi phanh xe sẽ xuất hiện lực quán tính hướng theo phương chuyển động của xe. Kết hợp với lực phanh tạo ra mô men có xu hướng làm giảm góc j1. ; Fph – Lực phanh tổng cộng của mặt đường tác động vào bánh xe; h – Chiều cao trọng tâm xe (m); M – Khối lượng xe (kg); x – Chuyển dịch dọc trục của xe; v – Vận tốc xe (m/s); Khi tăng tốc sẽ xuất hiện lực quán tính hướng ngược lại phương chuyển động của xe. Kết hợp với lực kéo tạo ra mô men có xu hướng làm tăng góc j1. Khi chuyển hướng chuyển động sẽ xuất hiện lực quán tính ly tâm có xu hướng kéo trọng tâm xe ra xa tâm quay vòng. Kết hợp với lực bám của bánh xe sẽ tạo ra mô men có xu hướng làm thay đổi góc j2. Giá trị của lực quán tính ly tâm: ; Giá trị của mô men: ; M – Khối lượng xe (kg); h – độ cao trọng tâm xe (m); v – Vận tốc xe (m/s); R = (-∞ ÷ +∞)– Bán kính quay vòng (m) lx1 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên phải theo phương X lx2 - k/c từ trọng tâm đến bánh sau bên phải theo phương X ly1 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên trái theo phương Y ly2 - k/c từ trọng tâm đến bánh trước bên phải theo phương Y Sử dụng nguyên lý Đalambe để lập phương trình chuyển động của thân xe: (2.2.8) Trong đó: Fpi - Lực đàn hồi tác động từ hệ treo của bánh thứ i lên thân xe Fci - Lực cản nhớt của bộ giảm chấn của bánh thứ i m(Fph) – Mô men phanh. Jp - Mô men quán tính tương ứng với từng trục toạ độ; p = x,y,z lxk - khoảng cách theo trục X từ trọng tâm xe đến bánh xe thứ k (k=1,2) lyk - khoảng cách theo trục Y từ trọng tâm xe đến bánh xe thứ k (k=1,2) Z là dịch chuyển của trọng tâm xe theo trục OZ; Zi là dịch chuyển thẳng đứng của thân xe tại các điểm tương ứng với bánh xe thứ i: yi - độ dịch chuyển của bánh xe theo phương thẳng đứng so với gốc toạ độ, gốc toạ độ trùng với tâm bánh xe khi chưa có kích động. Dịch chuyển xảy ra dưới tác động ngẫu nhiên của biên dạng mặt đường. (2.2.9) Thay (2.2.9) vào (2.2.8) ta nhận được hệ phương trình vi phân mô tả dao động của cơ hệ: Để có thể sử dụng phương pháp Runge - Kutta như đã chọn, ta tiến hành hạ cấp hệ phương trình vi phân. Đặt biến như sau: Thay vào hệ 3 phương trình vi phân cấp 2, ta nhận được hệ 6 phương trình vi phân cấp 1: (2.2.10) 2.2.2 Giải phương trình bằng Matlab-Simulink: Hệ thống được mô hình hóa bằng Simulink, thể hiện chủ yếu qua 3 khối phương trình . Các tham số đầu vào gồm các thông số kết cấu của xe: M, Jx, Jy, lx1, lx2, ly1, ly2, C1, C2, P1, P2, h (các tham số đã giải thích ở trên); và các tham số liên quan đến tác động từ bên ngoài: H, Ω, v, R. Vận tốc v và bán kính quay vòng R được chọn là tham số thay đổi trong quá trình khảo sát. Số liệu tính toán: Biên dạng mặt đường được mô tả như một hàm có 2 thành phần: Thành phần tiền định có dạng một hàm điều hoà: H sin(Wt) Thành phần ngẫu nhiên với mật độ phổ đã biết. Vì xét mô hình 3 chiều nên ta có 2 hàm biên dạng mặt đường cho 2 vệt bánh xe. Hai hàm này ta coi là có cùng dạng nhưng thành phần ngẫu nhiên thì khác nhau (nếu bỏ qua thành phần ngẫu nhiên thì chúng hoàn toàn giống nhau). Hàm biên dạng mặt đường cho 2 bánh xe cùng bên là như nhau nhưng lệch pha là: ( 2.2.11) Trong tính toán thông thường theo phương pháp tiền định, người ta thường bỏ qua thành phần ngẫu nhiên mà chỉ xét đến thành phần tiền định. Nếu không tính đến thành phần này có thể cho d=0, biên dạng mặt đường trở về dạng tiền định. ui(t) là quá trình ngẫu nhiên có mật độ phổ Suu(w) [14] , a là hằng số phụ thuộc vận tốc V. (2.2.12) Với bài toán cụ thể ở đây chỉ tính đến thành phần tiền định, không giải bài toán ngẫu nhiên: Số liệu tính toán cụ thể được lấy từ xe ô tô vận tải GAZ -66. C1 = 100 000 N/m; C2 = 106 000 N/m; g = 103 000 N/m3; m = 4715 kg lx1 = 1,79 m; lx2 = 1.57 m; ly1 = ly2 = 0,9 m; P1 = 10 700 N.s/m P2 = 14 150 N.s/m; lx = 5 m; bx = 1,8 m; hx = 1,8 m Các tham số đặc trưng cho kích động ngoài: w = 1 rad/s; H = 0,05 m; ls = lx1 + lx2 = 3,36 m; V = 14 m/s (~50,4 km/h) Jx = 3208 kgm2 ; Jy = 11178kgm2 ( Xác định bằng công thức thực nghiệm J = A.M.L2, A= 0,21) Số liệu tính toán cụ thể được lấy từ xe UAZ-3160. C1 = 45 000 N/m; C2 = 55 000 N/m; g = 103 000 N/m3; m = 1930kg lx1 = 1,30 m; lx2 = 1,10 m; ly1 = ly2 = 0,723 m; P1 = 2400 N.s/m P2 = 7800 N.s/m; lx = 4,240 m; bx = 2,020 m; hx = 0,8 m Các tham số đặc trưng cho kích động ngoài: w = 1 rad/s; H = 0,05 m; ls = lx1 + lx2 = 2,4 m; V = 14 m/s (~50,4 km/h) Jx = 847,5 kgm2 ; Jy = 2384,64 kgm2 ( Xác định bằng công thức thực nghiệm J = A.M.L2; A = 0,21) Số liệu tính toán cụ thể được lấy từ xe UAZ-31512: C1 = 50 000 N/m; C2 = 38 000 N/m; g = 103 000 N/m3; m = 2070kg lx1 = 1,25 m; lx2 = 1,13 m; ly1 = ly2 = 0,7225 m; P1 = 3825 N.s/m P2 = 2550 N.s/m; lx = 4,025 m; bx = 1,785 m; hx = 0,8 m Các tham số đặc trưng cho kích động ngoài: w = 1 rad/s; H = 0,05 m; ls = lx1 + lx2 = 2,380 m; V = 14 m/s (~50,4 km/h) Jx = 847,5 kgm2 ; Jy = 2384,64 kgm2 ( Xác định bằng công thức thực nghiệm J = A.M.L2; A = 0,21) Đồ thị kết quả thể hiện chuyển động của hệ ( Phụ lục kèm theo). Đồ thị kết quả mô hình 2 toạ độ suy rộng: a, b, Hình 3.9: Dịch chuyển góc ngang khi xe đi thẳng đều a) và quay vòng b) Đồ thị kết quả mô hình 3 toạ độ suy rộng: Hình 2.10: Dao động thẳng đứng của thân xe a) b) Hình 4.11: Dịch chuyển góc ngang khi xe đi thẳng đều a) và quay vòng b) 2.3. Xây dựng mô hình dao động của sàn mô phỏng: Hình 2.12: Vector mô hình Hình 7 cho thấy sơ đồ vector cho một mô hình điển hình sàn mô phỏng. Khung {P} là nằm ở trung tâm của sàn trên và khung {B} là trung tâm của sàn thấp hơn. Hình 7 cũng cho thấy trục PZ hương lên và trục Xp vuông góc với đường dây kết nối P1 và P6. Góc giữa P1 và P2 được ký hiệu là qP .Tương tự như vậy đối với sàn dưới B là trục X vuông góc với đường nối liềnB1và B6, góc giữa 1B và B2 là ký hiệu qB và góc độ từ B1 và B3, B 3 và B 5 là 120 °. Sau đó, các góc giữa PP1 và Xp được kí hiệu là li các góc giữa BB1 và XB được kí hiệu là Li. Ta có: Với trục dẫn động 1,3,5: Li=60i0- qB /2 , li=60i0- qP /2 Với trục dẫn động 2,4,6: Li=L i-1+ qB , li=li-1 +qp Với , Cụ thể ta có: L1= , L2= , L3= , L4= , L5= , L6= l1=, l2=, l3=, l4=, l5=, l6= (2.3.1) Vetor được biểu diễn trên hình vẽ là vec tơ tương đối của Pi và Bi Vị trí của sàn trên (p) Vị trí của của điểm Pi trên khung (p): Pi = (Pix ,Piy ,Piz)T Vị trí của sàn dưới bi =( bix ,biy ,biz)T chúng ta có thể được viết như sau: Pi= (Pix ,Piy ,Piz)T = (rpcosli , rpsinli,0)T, (2.3.2) bi= ( bix ,biy ,biz)T = (rBcos Li, rBsinLi,0)T, với i=1,2,3,4,5,6 (2.3.3) rp, rB bán kính của sàn trên và sàn dưới tương ứng LI, lI là các góc được tính trong (1) Áp dụng phép biến đổi (phép quay của một vật quanh một trục tọa độ) ta có: Với góc quay quanh trục x, với góc quay quanh trục y, với góc quay quanh trục z. Ma trận chuyển từ hệ tọa độ 0xyz đối với hệ tọa độ tuyệt đối: (2.3.4) Chiều dài của vector được tính như sau: Từ công thức: Ta có: li = Bi Pi== rp , rB bán kính của sàn trên và sàn dưới tương ứng. Từ đó ta có phương trình chung: F(x,y,z,α,β,γ) = x2 + y2 + z2 + + rB2 + 2(r11 pix +r12 piy)(x-bix) + 2(r21 pix + r22 piy)(y-biy) + 2(r31 pix+r32 piy)z - 2(xbix +ybiy) - li2 =0 Từ đó ta có các phương trình thể hiện vị trí của các thanh tại 6 vị trí lần lượt là: x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 p1x +r12 p1y)(x-b1x) + 2(r21 p1x + r22 p1y)(y-b1y) + 2(r31 p1x+r32 p1y)z - 2(xb1x +yb1y) +(r11 p1x +r12 p1y )2+(r21 p1x + r22 p1y)2 +(r31 p1x+r32 p1y)2 – l12=0 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 p2x +r12 p2y)(x-b2x) + 2(r21 p2x + r22 p2y)(y-b2y) + 2(r31 p2x+r32 p2y)z - 2(xb2x +yb2y) +(r11 p2x +r12 p1y )2+(r21 p2x + r22 p2y)2 +(r31 p2x+r32 p2y)2 – l22 =0 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 pix +r12 p3y)(x-b3x) + 2(r21 p3x + r22 p3y)(y-b3y) + 2(r31 p3x+r32 p3y)z - 2(xb3x +yb3y) +(r11 p3x +r12 p3y )2+(r21 p3x + r22 p3y)2 +(r31 p3x+r32 p3y)2 – l32 =0 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 p4x +r12 p4y)(x-b4x) + 2(r21 p4x + r22 p4y)(y-b4y) + 2(r31 p4x+r32 p4y)z - 2(xb4x +yb4y) +(r11 p4x +r12 p4y )2+(r21 p4x + r22 p4y)2 +(r31 p4x+r32 p4y)2– l42 =0 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 p5x +r12 p5y)(x-b5x) + 2(r21 p5x + r22 p5y)(y-b5y) + 2(r31 p5x+r32 p5y)z - 2(xb5x +yb5y) +(r11 p5x +r12 p5y )2+(r21 p5x + r22 p5y)2 +(r31 p5x+r32 p5y)2 – l52 =0 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2(r11 p6x +r12 p6y)(x-b6x) + 2(r21 p6x + r22 p6y)(y-b6y) + 2(r31 p6x+r32 p6y)z - 2(xb6x +yb6y) +(r11 p6x +r12 p6y )2+(r21 p6x + r22 p6y)2 +(r31 p6x+r32 p6y)2– l62 =0 Thế các giá trị (1), (2), (3), (4) vào các biểu thức trên ta có: Với rp= 0,45, rb= 0,55 x2 + y2 + z2 + rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin) [()(rpcos)+() (rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]2– l12 = 0 (2.3.5) x2 + y2 + z2+ rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin) +[()(rpcos)+() (rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]2+[()(rpcos)+() (rpsin)]2– l22 = 0 (2.3.6) x2 + y2 + z2 + rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin) +[()(rpcos)+() (rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]2+[()(rpcos)+() (rpsin)]2– l32 = 0 (2.3.7) x2 + y2 + z2 + rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin)+[()(rpcos)+() (rpsin)]2+ [()( rpcos) + ()(rpsin)]2+[()(rpcos)+() (rpsin)]2– l42 = 0 (2.3.8) x2 + y2 + z2 + rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin) +[()(rpcos)+() (rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]– l52 = 0 (2.3.9) x2 + y2 + z2 + rB2 + 2 [()(rpcos)+() (rpsin)][x-rBcos] + 2[()( rpcos) + ()(rpsin)](y- rB sin) + 2[()(rpcos)+() (rpsin)]z - 2(x .rBcos+ y .rB sin)+[()(rpcos)+() (rpsin)]2+[()( rpcos) + ()(rpsin)]2+[()(rpcos)+() (rpsin)] – l62 = 0 (2.3.10) Vận tốc góc của thân xe trong hệ tọa độ gắn với thân xe (hệ tọa độ tương đối): Vận tốc góc của thân xe trong hệ tọa độ tuyệt đối: Hay là vận tốc góc của thân xe quanh các trục Các thông số yêu cầu của sàn mô phỏng: Kích thước của sàn: L x W x H = 1350 x 1200 x 760 (mm) Tải trọng: 500 (kg) Gia tốc: 1g (m/s2) Gia tốc góc: 600/s2 Góc quay được: 300 Sử dụng chương tính toán bằng phần mềm Matlab Simulink giải từ phương trình (5) đến (11): (m) (m) (m) Với f = 0,5 (Hz) Đồ thị kết quả: a, b, c, d, e, f m, n, k, Hình 2.13: Chiều dài thanh và vận tốc a, b, c, d, e, f thể hiện chiều dài của các thanh tương ứng với các vị trí khác nhau m, n, k lần lượt là vận tốc góc quanh các trục x, y, z. CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG Nguyên lý làm việc tổng quan của hệ thống như sau: Bố trí hệ thống hệ điều hành sàn chuyển động được giao tiếp với mô hình quản lý để thực hiện các tín hiệu chuyển động. Bố trí hệ thống được trình bày trong hình 1.5. Thứ nhất, mong muốn các vị trí sàn chuyển động được đưa vào mô hình mô phỏng từ UTMVDM. Các mô hình sàn mô phỏng chuyển động sau đó tính độ dài cần thiết để thiết bị truyền động thực hiện các tín hiệu chuyển động. Mô hình này sẽ gửi các tín hiệu đầu vào và đi qua một PID điều khiển hệ thống thu thập dữ liệu (DAQ). Trong khi đó, các mô hình mô phỏng cũng đi qua các dữ liệu đầu ra để mô phỏng sàn. Liên kết giữa mô hình toán học và DAQ được thành lập bằng cách sử dụng hàm Chức năng viết bằng ngôn ngữ lập trình C. Các tín hiệu số được chuyển thành tín hiệu tương tự và điều chế độ rộng xung (PWM) tín hiệu Kiểm soát các trình điều khiển động cơ mà các ổ đĩa của thiết bị truyền động DC. Các thiết bị truyền động DC vị trí tín hiệu lấy bằng cách sử dụng chiết áp. Tín hiệu được chuyển thành tín hiệu số thông qua các DAQ và được lọc với bộ lọc chậm trước khi phản hồi thông tin .Điều khiển (PID) là tín hiệu báo lỗi. Điều này hoàn thành việc kiểm soát chặt chẽ hệ thống. Hình 3.1: Bố trí hệ thống 3.1. Nguyên lý làm việc và tính toán sơ bộ kích thước khung sàn chuyển động: Sàn có mô hình như hình vẽ: 3.1.1. Nguyên lý làm việc: Chọn hệ trục tọa độ không gian 03 chiều, có gốc tọa độ đặt tại tâm của hình chữ nhật (sàn trên) dùng để lắp ca bin. Mọi dao động của giàn sẽ được quy về dao động của trục toạ độ này với hình chiếu của nó tại sàn dưới (cố định) vào thời điểm tĩnh (thời điểm cố định bắt đầu hoạt động). Trục Y của hệ tọa độ có chiều dương hướng từ trái sang phải (song song mặt phẳng nằm ngang). Trục X của hệ tọa độ có chiều dương hướng từ ngoài vào trong (song song mặt phẳng nằm ngang). Trục Z của hệ tọa độ có chiều dương hướng từ dưới lên trên (vuông góc với mặt phẳng nằm ngang). xy Hình 3.2: Mô hình 3 bậc tự do Với hệ tọa độ đã chọn như trên ta có thể coi các chuyển động nghiêng dọc thân xe (đi lên dốc, xuống dốc) là quay quanh trục oY. Các chuyển động nghiêng theo phương ngang của xe (xe bị nghiêng phải, trái) là quay quanh trục OX. Yêu cầu đặt ra là tạo được những góc nghiêng của sàn trên với hình chiếu của nó trên mặt phẳng sàn dưới (quy về các trục OX, OY). Khung sàn có các chuyển động trong hệ tọa độ đã chọn như sau: Chuyển động quay quanh OX. Đây là chuyển động được tạo bởi sự chênh lệch độ cao tương đối với mặt phẳng sàn dưới của giàn mô phỏng nhờ hai thanh B và C (hình vẽ). Thực chất chuyển động này sẽ tạo ra những góc nghiêng phải, trái và bị giới hạn bởi một góc cung xác định trước là góc β. Chuyển động quay quanh OY. Đây là chuyển động được tạo bởi sự chênh lệch độ cao tương đối với mặt phẳng sàn dưới của giàn mô phỏng của trung điển đường thẳng nối hai tâm khớp cầu hai thanh B và C với tâm khớp cầu thanh A (hình vẽ). Thực chất chuyển động này sẽ tạo ra những góc nghiêng lên, xuống (dọc trục) và bị giới hạn bởi một góc cung α, như trên đã trình bày. Chuyển động tịnh tiến theo OX. Với chuyển động này chỉ là chuyển động phụ, nảy sinh trong quá trình thiết kế nhưng vì không gây hại và cũng không cản trở hoạt động của giàn mô phỏng nên không cần triệt tiêu. Chuyển động tịnh tiến của tâm sàn trên theo trục 0X đi kèm với chuyển động thay đổi góc nghiêng dọc trục của giàn mô phỏng một phần nào đó giúp cho quá trình mô phỏng được sát thực tế hơn. 3.1.2.Tính toán kích thước sàn mô phỏng: Từ nhiệm vụ, yêu cầu của bài toán sàn mô phỏng cần đáp ứng một số tiêu chí sau: + Tạo góc nghiêng mô phỏng góc nghiêng trục ngang xe là 300. + Tạo góc nghiêng mô phỏng góc nghiêng trục dọc xe là 300. + Không gây dao động ngoài ý muốn. + Chịu được tải trọng 500 kg gắn lên sàn trên. + Có kích thước dài * rộng là: 1900 x 1400mm. 3.2. Nguyên lý làm việc và tính toán kích thước của thanh: 3.2.1. Nguyên lý làm việc: Hệ thống mô phỏng được xây dựng trên nguyên tắc tạo dao động trọng tâm sàn trên trong một không gian giả định (XYZ) bằng cách thay đổi các giá trị độ lớn của góc quay. Trong đó tại thời điểm ban đầu các thanh đều nằm ở vị trí thẳng đứng tương ứng với các cần quay ở vị trí nằm ngang. Các thanh được bố trí trong các mặt phẳng tượng trưng thanh 01, 02 trong mặt phẳng (OY, OZ), thanh 03 trong mặt phẳng (OX,OZ). Nếu giả thiết thanh 01, 02 không hoạt động, với những thay đổi độ dài thanh 03 ta sẽ có những dao động của hệ quanh trục 0Y với bán kính tính toán và với một góc giới hạn trong phạm vi 300. Nếu giả thiết thanh 03 không hoạt động, với những thay đổi độ dài thanh 01, 02 ngược chiều nhau ta sẽ có những đao động của hệ (sàn trên) quanh trục 0X, với bán kính tính toán và với một góc giới hạn trong phạm vi 300. Kết hợp những chuyển động của cả ba thanh ta sẽ có những miền của hai trục 0X, 0Y mà sàn trên sẽ dao động quanh đó. Các chuyển động (thay đổi về độ dài của thanh) 01, 02 mô tả sự dịch chuyển trong mặt phẳng (OYZ) hay diễn tả các góc lệch ngang trục của sàn trên (nơi giá đặt cabin tập lái). Các chuyển động (thay đổi về độ dài của thanh) 03 so với khoảng cách tương đối của trung điểm đoạn thẳng nối hai đầu thanh 01, 02 mô tả sự dịch chuyển trong mặt phẳng (OXZ) hay diển tả các góc lệch dọc trục của sàn cabin tập lái. Giá trị độ dài các thanh 01, 02 và trong mặt phẳng OZY giá trị độ dài thanh 03 trong mặt phẳng (OXZ) thay đổi liên tục sẽ cho sự thay đổi các góc dọc và ngang trục ca bin lái một cách liên tục. Các thanh chuyển động theo các vị trí được tính toán trước sẽ tạo ra những trạng thái mất cân bằng đối với cơ cấu cân bằng sinh học của con người, tạo ra sự thay đổi tư thế, góc nghiêng liên tục phù hợp với các góc nghiêng của địa hình giả định. Nếu trước mặt người đó là những hình ảnh động phù hợp, người đó sẽ có cảm giác đang tham gia vào chuyển động trên địa hình đó. 3.2.2. Tính toán kích thước và vị trí bố trí thanh truyền: Với hệ truyền động đã chọn như trên, dựa vào kích thước của khung ca bin ta bố trí các thanh thành một tam giác cân như hình vẽ. Với việc bố trí đầu trên các thanh theo trên nó có thể đáp ứng được các chuyển động được đặt ra. A B C x y Chiều dài của thanh phải đủ để cho ca bin chuyển động mà không bị hạn chế. Chiều dài này phụ thuộc vào độ cao lớn nhất khi ca bin chuyển động đến điểm biên, do vậy nó sẽ phụ thuộc vào hành trình của thanh và cách lắp ghép. Chiều dài này được tính dựa vào hình học, với các kích thước của khung, thanh và các khớp nối, các kích thước lắp ghép ta dựng lên sơ bộ khung cơ khí sau đó hiệu chỉnh lại. Từ khung cơ khí được dựng, ta có thể tính sơ bộ chiều dài của thanh bằng cách: Đo trực tiếp từ hình vẽ. Dựa vào công thức lương giác. Để dựa vào công thức lượng giác ta có thể kẻ một đường vuông góc từ điểm đầu trên của thanh, với các kích thước của giàn cơ khí, kích thước khung, kích thước khớp cầu, kích thước lắp ghép ta có thể tính sơ bộ chiều dài đường vuông góc này, góc nghiêng ta có thể do được từ đó ta áp dụng định nghĩa hàm tg. Giả sử chiều dài cần tính là l, chiều dài đường vuông góc là h, góc nghiêng đo được là .điều kiên để khung không chạm sàn khi chuyển động Ta có l > h (3.2.1) Tại vị trí khung ở vị trí biên: h = 1900 x sin30 : 2 = 475 mm Chọn sơ bộ đường kính các thanh và chiều dài thanh như sau: Sở dĩ chọn kích thước như vậy để thuận tiện gá lắp cũng như trong quá trình sử dụng. 3.3. Nguyên lý làm việc và tính toán kích thước của tay quay 3.3.1. Nguyên lý làm việc: Tay quay quay quanh trục động cơ có tac dụng điều chỉnh vị trí thanh truyền.thanh truyền nâng lên hay hạ xuống phụ thuộc vào độ lớn góc quay.Vị trí của góc quay được điều chỉnh bằng động cơ và phản hồi vị trí thật của nó qua sensor phản hồi được điều khiển sao cho vị trí thật của nó và giá trị được điều khiển là như nhau. 3.3.2. Tính toán kích thước: Để tính hành trình của các thanh đáp ứng được theo yêu cầu ta có thể gọi chiều dài hành trình các cần thanh là h. Trên hình vẽ theo công thức lượng giác trong tam giác vuông ta có: Với hành trình của thanh đã chọn đã có thể đáp ứng được góc nghiêng của cabin theo chiều ngang thân xe là 300. Để không phải hạn chế cho chuyển động và các kích thước lắp đặt ta chọn hành trình của thanh là 480 mm. Để có kích thước trên ta chọn cần quay có kích thước tương ứng là l = 240 mm. Vậy kích thước của cần quay là l = 240 mm (3.3.1) 3.4. Nguyên lý làm việc và tính toán kết cấu của lò xo: 3.4.1. Nguyên lý làm việc: Lò xo chuyển động theo trục z, lò xo một đầu được nối với sàn chuyển động, đầu còn lại gắn chặt với sàn cố định. Lò xo chuyển động theo trọng tâm của sàn, sự thay đổi chiều dài của lò xo phụ thuộc vào việc đi lên hay đi xuống của các thanh. Lò xo chịu tác dụng của lực kéo (nén) và chịu mômen uốn. 3.4.2. Tính toán kết cấu: Chọn lò xo có hệ số đàn hồi C =105 N/m. Xét lò xo tại vị trí ban đầu khi đó các thanh truyền ở vị trí nằm ngang lưc đàn hồi cân bằng với trọng lực của cabin, ta có biểu thức: Fđh = Pt suy ra: DL = (Pt / C) = 0,05 (m) Chọn chiều dài tĩnh của lò xo ban đầu là: L = chiều dài của thanh + độ nén của lò xo ở trạng thái cân bằng + Khoảng cách của động cơ tới sàn dưới. Suy ra: L = 850 + 50 + 300 = 1200 (mm) Vậy từ các kích thước sơ bộ mà ta đã chọn, dựa vào hình vẽ để kiểm nghiệm kết cấu, cơ cấu của hệ khung cơ khí ta đi đến kết luận các kích thước sơ bộ đã chọn là phù hợp với yêu cầu của hệ mô phỏng đặt ra. . Nguyên lý làm việc và tính toán khớp nối: 3.5.1. Nguyên lý làm việc: Các khớp nối có tác dụng dẫn động dùng để truyền mômen giữa hai trục và giữa trục với các chi tiết đặt trên nó. Có tác dụng nối giữa các chi tiết với nhau (giữa thanh và tay quay, giữa thanh và sàn). 3.5.2 Tính toán: Với các kích thước cơ bản đã có của hệ mô phỏng chuyển động, ta tính kích thước cho các chi tiết ghép nối các chi tiết của khung cơ khí đã có dựa theo tính toán và các kích thước tiêu chuẩn cơ khí. Để tính kích thước của chi tiết lắp khớp cầu của đầu trên của thanh với khung đỡ ca bin ta dựa vào kích thước của khớp cầu và kích thước của khung đỡ ca bin. Sơ bộ ta có hình dáng của chi tiết ghép này như sau: m l k f g e d c h Mô hình Với các kích thước của khớp cầu, kích thước của khung đỡ ca bin ta tính được kích thước của chi tiết lắp khớp cầu đầu thanh. Khớp cầu có bề rộng là 25 mm. Chiều cao từ tâm lên đỉnh của khớp cầu là 25 mm. Đường kính lỗ . Khung đỡ ca bin được hàn từ thép được sấn định hình (thép CT3) kiểu hình chữ C. Có kích thước như sau: bề rộng 80 mm, bề dầy 60 mm. Vậy căn cứ vào các kích thước của khớp cầu và kích thước khung đỡ ca bin ta tính được các kích thước của chi tiết lắp khớp cầu đầu xi lanh như sau: . l=80: là bề rộng thanh thép định hình (thép CT3) (được chọn). . (được chọn) kích thước này được tính sao cho khớp cầu lắc không bị hạn chế góc đã đặt ra. Đây là đường kính vít lắp chi tiết, số lượng là 6 chiếc. Trên đây là tất cả các chi tiết dùng để lắp ghép hệ khung cơ khí trong hệ mô phỏng chuyển động. Các chi tiết lắp ghép này đều có kích thước liên quan đến nhau. Vì vậy ta chỉ tính cho các chi tiết chính như thanh X, các chi tiết lắp khớp cầu, khung đỡ ca bin. Các chi tiết còn lại tham gia lắp ghép sẽ được tính theo các kích thước của chi tiết chính đã có. Với các kích thước của chi tiết đã có ta tiến hành tính bền cho hệ khung cơ khí. 3.6. Mối ghép then: 3.6.1 Nguyên lý làm việc: Sử dụng mối ghép then với mục đích hạn chế chuyển động quay của sàn chuyển động.Định hướng cho sàn dao động theo phương Z ,hạn chế chuyển động lắc lư theo phương nằm ngang.mối ghép then được lắp trên trục nhờ then đặt trong rãnh của trục. 3.6.2 Tính toán: Để chịu được tải động trong chi tiết ta sử dụng mối ghép then hoa chữ nhật. Chọn kích thước tiêu chuẩn của mối ghép như sau: Z Số răng d trong D ngoài D tbình Hccao ren bc rộng ren Sô liệu 10 16 20 18 1,4 2,5 Đơn vị mm mm mm mm mm Việc định tâm chi tiết ghép trong mối ghép then hoa chũ nhật có thể thực hiện theo đường kính trong d hoặc đường kính ngoài D. 3.7. Thiết kế động cơ: Yêu cầu của bài toán đặt ra: Chuyển vị (theo các trục tọa độ ứng với các bậc tự do): chuyển vị góc (a, b, g) ± 300, chuyển vị dài (e, h, l) ±13cm. Gia tốc: 0,4G. Vận tốc: 30 0/s. Tải trọng: 500 kg. 3.7.2 Xác định công suất cần thiết của động cơ Toàn bộ trọng lượng của cabin và hệ khung đỡ cabin tác dụng vào hết vào thanh và lò xo. Để tính công suất mà động cơ cần thỏa mãn bài toán ta tính công suất của động cơ tại thời điểm tải trọng động tác dụng lên một thanh Theo lý thuyết của lực quán tính tải trọng động được tính như sau: (3.6.1) Trong đó: - Tải trọng động tác dụng vào hệ khung cơ khí. - Tải trọng tĩnh tác dụng vào hệ khung cơ khí. - Gia tốc của hệ mô phỏng chuyển động. - Gia tốc trọng trường tại nơi đặt hệ mô phỏng. Thay số liệu tính toán vào ta có: Pd =7000 N Lực đàn hồi của lo xo: Nhận xét lò xo luôn dao động quanh vị tri cân bằng với biên độ tương đối nhỏ . Do cách bố trí vị trí ban đầu của các thanh.Vì vậy trong tính toán có thể lấy lực đàn hồi ngay vị trí cân bằng. Vì vậy thanh chịu tác dụng của lực P = Pđ + F = 12000 (N) Xem lực này tác dụng lên một thanh bất kỳ: Vậy công suất cần thiết truyền cho thanh là: W = P x V = P x Ω x BC/2 =12000x π/6 x 860 x10 -3/2 W = 2700 (w) =2,7 (kw) Xác định hiệu suất của hệ thống: n = n1 n2 n3 …..ni ni hiệu suất của các khớp Tra bảng (sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) khớp cầu có: n = 0,96 khớp quay : n = 0,95 Suy ra: n = 0,96 x 0,95x 0,95= 0,875 Công suất cần thiết của các động cơ: N = W /n = 3,083 (Kw) Để cho an toàn khi những thiết bị đặt trên ca bin có thể gia tăng khối lượng hoặc các tác động của ngoại cảnh không mong muốn ta chọn hệ số an toàn cho động cơ là k = 1,5. Công suất của động cơ khi đó là: N = 4,6 Kw Theo bảng số liệu các động cơ ( sách tính toán thiết kế dẫn động cơ khí) Ta chọn động cơ: K132M4 TSKT NĐC n Cosa Vận tốc quay Khối lượng TK/TN Gía trị 5,5 86 0,86 1445 72 2 Đơn vị Kw % Vòng/ph kg Cách bố trí động cơ đã trình bày ở trên, lưu ý: khoảng cách từ trục động cơ tới sàn phải lớn hơn chiều dài của cần quay(gọi khoảng cách đó là H, điều kiên H > l =240 mm ). Vì vậy ta lắp các động cơ sao cho khoảng cách của nó tới sàn cố định là 300 (mm). Hộp giảm tốc: Nguyên lý làm việc: Dùng để giảm vận tốc góc và tăng mô men xoắn cho động cơ. Nó được lắp trực tiếp động cơ. Tốc độ của động cơ khi đi qua các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc, sẽ tỷ lệ nghịch với tỷ số truyền và làm cho tốc độ đầu ra của nó sẽ nhỏ hơn nhiều so với tốc độ quay của động cơ. Tính toán kỹ thuật: Theo tính toán ở trên tốc độ động cơ là 1445 vòng/phút nên ta chọn hộp giảm tốc là bánh răng trụ bốn cấp có tỷ số truyền là: u =150 vòng/phút. Sau khi lắp ráp các bộ phận ta được hệ thống như hình vẽ: a. Tính bền hệ khung cơ khí: * Xác định tải trọng động cho hệ thống khung giàn: Tải trọng tác động vào hệ khung cơ khí của hệ mô phỏng là loại tải trọng động. Vì vậy khi tính bền ta phải tính với tải trọng động. (3.6.2) Trong đó: - Tải trọng động tác dụng vào hệ khung cơ khí. - Tải trọng tĩnh tác dụng vào hệ khung cơ khí. - Gia tốc của hệ mô phỏng chuyển động. - Gia tốc trọng trường tại nơi đặt hệ mô phỏng. Trong thực tế việc tính gia tốc chuyển động của hệ khung cơ khí là rất khó khăn, vì vậy để đơn giản trong tính toán bền ta đặt . Và được gọi là hệ số tải trọng động. Vậy . Theo sổ tay công nghệ chế tạo máy, với điều kiện tác dụng của tải trọng là va đập mạnh ta chọn được . Để cho an toàn khi những thiết bị đặt trên ca bin có thể gia tăng khối lượng ta lấy Pt = 1000 Kg ( Theo đề bài Pt = 500 Kg). Tải trọng động này sẽ tác dụng trực tiếp vào 03 thanh, tuy nhiên trong quá trình chuyển động ca bin phải nghiêng phải, nghiêng trái, đi lên, đi xuống. Do vậy tải trọng tác động vào các thanh sẽ không đều. Vì vậy để tính cho trường hợp sấu nhất ta sẽ lấy tải trọng tác dụng trong quá trình tính bền là 1500 Kg cho tất cả các chi tiết. Trong quá trình tính bền các chi tiết của khung cơ khí ta giả sử thanh và khớp cầu là đủ bền. Các chi tiết được dùng để lắp hệ khung cơ khí chủ yếu được chế tạo bằng phương pháp hàn rồi được lắp ghép bằng các bu lông, do vậy ở đây ta chỉ tính bền cho mối hàn và mối ghép bằng bu lông. b. Tính bền cho các mối hàn: Trong quá trình tính toán mối hàn sẽ có hai trường hợp cần giải quyết. Trường hợp 1. Căn cứ theo tải trọng ngoài để tìm ra chiều dài cần thiết, từ đó thiết kế kết cấu hàn. Khi thiết kế, phải xuất phát từ điều kiện độ bền đều giữa mối hàn và các thành phần được ghép. Trường hợp 2. Căn cứ theo kết cấu để định kích thước mối hàn rồi kiểm nghiệm độ bền. Trong khi tính toán ta giả thiết rằng chất lượng các mối hàn đạt được những yêu cầu kĩ thuật. Theo các kết cấu của các chi tiết ghép thì ta tính bền cho chúng theo trường hợp 2. Do tải trọng chủ yếu tác động vào đầu trên của thanh truyền và khớp cầu vì vậy ta tập trung cho việc tính bền các chi tiết ghép tại vị trí này. Mối hàn của chi tiết này được kiểm nghiệm theo ứng suất cắt [ Theo (5-17) - Tài liệu Chi tiết máy]. . (3.6.3) Trong đó: - : ứng suất cắt của mối hàn. - : ứng suất cắt cho phép của mối hàn. - : Chiều dài của mối hàn theo tiết diện phân giác m-m. - : Chiều dài của mối hàn. - : Mô men uốn tác dụng vào mối hàn. - : Lực nén tác dụng vào mối hàn. Vật liệu được dùng để hàn thành chi tiết trên là thép CT3, phôi dạng tấm Có . (3.6.4) Chi tiết được hàn bằng tay, dùng phương pháp hàn hồ quang với que hàn . - =. [Theo bảng (5-1) tài liệu chi tiết máy]. Với là ứng suất kéo cho phép của kim loại được hàn khi chịu tải trọng tĩnh. Gọi là hệ số an toàn của kết cấu kim loại. [Theo bảng (5-1) tài liệu chi tiết máy] Ta chọn . Khi đó . (3.6.5) Do chi tiết chịu tác dụng của tải trọng động nên sẽ giảm đi một lượng. Khi đó ứng suất cho phép của mối hàn sẽ là: . được gọi là hệ số giảm. . (3.6.6) [ Theo (5-23) tài liệu Chi tiêt máy]. Trong đó: - : là hệ số có tính chất chu kỳ. - ứng suất cực đại và ứng suất cực tiểu. - : Hệ số tập trung ứng suất thực tế. Theo bảng (5-2) tài liệu 2 ta chọn được . Chu kỳ tác động của tải trọng ở đây là chu kỳ mạch động. Do vậy r = 0. . (3.6.7) . (3.6.8) Thực tế để xác định được mômen tác dụng vào chi tiết là rất khó, do không thể xác định chính xác của điểm đặt lực. Để an toàn ta chọn chiều dài cánh tay đòn là 1m( do kích thước của khung và điểm đặt lực là ở trọng tâm của ca bin), lực tĩnh gây ra mômen tác dụng vào mối hàn là 10000N. Vậy ta có M = 10000 N.m F = 15000 N; l = 2.(2.20 + 2.60) = 320 mm. . (3.6.9) . . (3.6.10) Chọn k = 7 mm. Với k = 7 mm đã chọn, ta tiến hành kiểm nghiệm lại mối hàn theo công thức 1.8 của tài liệu chi tiết máy. . Vậy , do đó mối hàn với kích thước là 7mm được thỏa mãn. c. Tính bền cho thanh truyền: Kích thước thanh truyền xác định: đường kính các thanh và chiều dài thanh như sau: Thanh chịu tác dụng của lực kéo(hoặc nén)và chịu uốn. Lực tác dụng lớn nhất dọc thanh truyền là: F = 15000(N) Suy ra ứng suất trong các thanh là: P = F / S =4*15000/πdtr2 =60000/3,14*62 = 531N/cm2 Vì vậy để thanh truyền đảm bảo đủ bền khi hoạt động chọn thanh làm bằng vật liệu có ứng suất cho phép lớn hơn 531 N/cm2 d. Tính bền cho tay quay: Tay quay có kích thước được chọn là: L =24 mm, a =60mm, b =30mm Tay quay chịu tác dụng lực cắt và mômen uốn . Điều kiện bền của thanh chịu ứng suất tiếp lớn nhất(đối với mặt cắt ngang là hình chữ nhật): Tmax =3F/2S =3*1500*4/2*3,14*62 = 23289 N/cm2 Mô men tại đầu tay quay: M= F* L =2124* 0,24= 510 ( N/m) Ứng suất tại mặt cắt nguy hiểm : pmax = M/WU = 6*510/ba2=6*510/0,03*0,062=2833(N/cm2) Điều kiện bền của tay quay : Chọn vật liệu làm tay quay có ứng suất cho phép lớn hơn ứng suất lớn hơn ứng suất tính toán. e. Tính điều kiện bền cho then: Then hoa có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, có thể hỏng do cắt,do mòn làm việc. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng: p = 2T/ (dtblhz) < [p] tc = 2T/ (dltb) < [tc] thay số liệu vào ta có : p = 2*15000/18*1,4*10 = 1190 (N/cm2) tc = 2 *15000/16*1,4*2,5= 5350 (N/cm2) Vật liệu chế tạo then hoa răng chữ nhật có ứng suất cho phép thường nằm trong khoảng 15 ÷120 MPa đối với bề mặt được nhiệt luyện và 3÷70 MPa. Với tiêu chuẩn đó then luôn được an toàn! PHẦN KẾT LUẬN Đề tài bước đầu tiếp cận, thiết kế, chế tạo một hệ thống mô phỏng, tuy có rất nhiều hạn chế về tài liệu tham khảo, nhưng nhóm học viên thực hiện đã cố gắng để nắm bắt được những ý tưởng của các hãng sản xuất nước ngoài. Tập trung học hỏi kinh nghiệm thiết kế thực tế lẫn lí thuyết của giáo viên hướng dẫn, nhóm sinh viên đã hình thành được một cấu trúc hoàn chỉnh, đồng bộ của một hệ thống bao gồm phần thiết kế chế tạo cơ khí_điện, thiết kế xây dựng phần mềm điều khiển. Như đã trình bày trong đề tài, đây là một hệ thống hoàn chỉnh, có khả năng kết nối với bất kì phần mềm mô phỏng theo tiêu chuẩn hiện nay của các hãng tiên tiến trên thế giới dựa vào phương pháp giao tiếp ngoại vi phù hợp. Hệ thống có khả năng tích hợp thành nhiều modul mô phỏng, khi đó có khả năng tạo ra một chiến trường ảo, cũng có khả năng hoạt động đơn lẻ dưới dạng huấn luyện tập lái cho chiến sỹ, tiết kiệm rất nhiều giờ máy trên thao trường. Đề tài hoàn thành mở ra hướng nghiên cứu sâu về các loại giàn mô phỏng chuyển động các chủng loại phương tiện di động khác cũng như mô phỏng chi tiết hơn các trạng thái của ô tô, xe tăng, thiết giáp và đặc biệt là tìm hướng nghiên cứu để thiêt kế cabin tập lái cho máy bay mà thiết kế trong đề tài chưa đáp ứng. Những trạng thái gia tốc dọc trục, trạng thái quay quanh trục đứng (0Z) chưa được đề cập trong đề tài vì có hạn chế về thời gian và hiểu biết chuyên sâu về mô phỏng. Đồng thời, đề tài cũng mở ra hướng nghiên cứu chế tạo các thiết bị cơ khí, điện để chủ động về thiết bị khi chế tạo hệ thống mô phỏng trong nước. Mặc dầu đề tài chưa nghiên cứu được triệt để để đưa ra sản phẩm thực tế, nhưng những kết quả nghiên cứu của chúng tôi có thể được chuyển giao, sử dụng cho quá trình nghiên cứu tiếp theo. Vì khối lượng của đề tài là rất lớn và đề tài ở tình trạng nghiên cứu là mới, chúng em đã cố gắng tham khảo và tiếp thu các ý tưởng nghiên cứu nhưng trong thời gian ngắn với kiến thức ở năm thứ ba còn nhiều hạn chế, vì thế đề tài chưa được như mong muốn của chúng em. Vì vậy chúng em mong được các thầy cô giáo giúp đỡ để chúng em có thể được tiếp tục nghiên cứu để hoàn thiện được tốt hơn đề tài trong thời gian tới… Với hạn chế về thực tiễn kĩ thuật cũng như phương pháp nghiên cứu khoa học, trong đề tài này hẳn còn nhiều sai sót, kính mong được sự đóng góp ý kiến của thầy cô và bạn bè về nội dung để đề tài được hoàn chỉnh hơn./. Hà Nội, ngày 15 tháng 4 năm 2011 TÀI LIỆU THAM KHẢO Zhao Dingxuan, Yamada Hironao, Muto Takayoshi, Huang Haidong, Kato Hidetoshi – “a new method of presenting realistic motions for a 3-degree-of-freedom motion base applied in virtual reality system”. C. Jason Gutridge – “Three Degree-of-Freedom Simulator Motion Cueing Using Classical Washout Filters and Acceleration Feedback”. 2004. Juan Torres Arjona, José Manuel Menéndez - “virtual reality devices in driving simulators: state of the art and ongoing developments at U.P.M.”. Madrid – Spain. Stärnevall Staffan, Traffic Simulation in Virtual Reality with Possible Application to Rehabilitation, Thesis for a diploma in Computer Science, Lund University (Sweden), 2003 1. Nguyễn Công Hiền, Giáo trình mô hình hóa hệ thống và mô phỏng, Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, 1999. 2. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, NXB Giáo dục, tập1 và tập 2, Hà Nội, 1999. 3. Lê Quang Minh, Nguyễn Văn Vượng, Sức bền vật liệu, NXB Đại học và THCN, Hà Nội, 1989. 4. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, TTTK hệ dẫn động cơ khí, NXB Giáo dục, Hà nội, 2001. 5. Đỗ Sanh, Cơ học, NXB giáo dục, Hà nội, 1996. 6. Rudi A. Lang, The Hydraulics trainer, Mannesman Rexroth GmbH, 2000. 7. WWW.JANES.COM 8. WWW.olp.be 9. Jane’s, Simulation and Training Systems, Great Britain,London 2000. 10. Hoàng Minh Sơn, Mạng truyền thông công nghiệp, NXB KHKT, Hà nội, 2004.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxthuyet minh de tai_in.docx
  • rar3 DOF motion simulation base www.motionforsimulators.com on Vimeo.rar
  • pptBAOCAO.ppt
  • docbia de tai.doc
  • rarchuong trinh.rar