پایداری | متن کامل رایگان | تحقیق در مورد پیکربندی کاهش لرزش کارآمد تعلیق برای کاهش موثر مصرف انرژی - شهرساز | سایت تخصصی شهرسازی با هوش مصنوعی | شهرساز

بهترین آموزش های کاربردی در شهرسازی

بهترین آموزش های کاربردی در شهرسازی را از Urbanity.ir بخواهید

اهمیت توسعه صادرات مصالح ساختمانی در اقتصاد ملی

ادامه ...

خبر مهم: آخرین تمدید مهلت ارسال مقالات و اخذ امتیازات کامل پژوهشی فقط تا ۳۱خرداد…

ادامه ...

Friday, 14 June , 2024
امروز : جمعه, ۲۵ خرداد , ۱۴۰۳

آخرین اخبار »

شناسه خبر : 14700

ارسال

پرینتخانه » مقالات تاریخ انتشار : 17 می 2024 - 3:30 | 27 بازدید | ارسال توسط : riazat

پایداری | متن کامل رایگان | تحقیق در مورد پیکربندی کاهش لرزش کارآمد تعلیق برای کاهش موثر مصرف انرژی

۱٫ معرفی صرفه جویی و کاهش مصرف انرژی نه تنها برای حفاظت از محیط زیست، بلکه برای دستیابی به توسعه پایدار است. مطالعات متعددی مصرف انرژی سیستم های مختلف خودرو را بررسی کرده اند. در عملیات خودرو، اگزوز موتور ۳۳٪ از کل انرژی سوخت را تشکیل می دهد، سیستم خنک کننده ۲۹٪ را از بین […]

۱٫ معرفی

صرفه جویی و کاهش مصرف انرژی نه تنها برای حفاظت از محیط زیست، بلکه برای دستیابی به توسعه پایدار است. مطالعات متعددی مصرف انرژی سیستم های مختلف خودرو را بررسی کرده اند. در عملیات خودرو، اگزوز موتور ۳۳٪ از کل انرژی سوخت را تشکیل می دهد، سیستم خنک کننده ۲۹٪ را از بین می برد و رانندگی مکانیکی ۳۸٪ از کل انرژی سوخت را مصرف می کند. [۱]. تقریباً ۲۰ تا ۳۰ درصد از انرژی سیستم مکانیکی برای غلبه بر اصطکاک جاده و مقاومت در برابر کشش هوا استفاده می شود. علاوه بر این، سیستم تعلیق تقریباً ۳-۱۲٪ از کل انرژی سوخت را مصرف می کند [۲,۳,۴].

کاهش مصرف انرژی وسایل نقلیه برای کاهش انتشار گازهای گلخانه ای و افزایش بهره وری سوخت مفید است که برای پایداری جهانی مفید است. برای این منظور، فناوری هایی مانند برداشت انرژی حرارتی زباله برای افزایش کارایی موتور کاوش و توسعه یافته اند. [۵,۶]. علاوه بر این، سیستم‌های ترمز احیاکننده برای بهبود کارایی سیستم‌های محرک مکانیکی مورد تحقیق و توسعه قرار گرفته‌اند. [۷,۸,۹]. علاوه بر این، برای به حداقل رساندن مصرف انرژی سیستم‌های تعلیق، سیستم‌های تعلیق احیاکننده با کمک فنرهای جمع‌آوری انرژی تحت تحقیق و توسعه گسترده‌ای قرار گرفته‌اند. [۱۰,۱۱,۱۲].

در دو دهه گذشته، سیستم تعلیق احیا کننده مجهز به کمک فنر جمع‌آوری انرژی توجه تحقیقات گسترده‌ای را به خود جلب کرده است. این در درجه اول به دلیل ویژگی های دینامیکی استثنایی آن و همچنین توانایی آن در تبدیل انرژی ارتعاشی تلف شده به انرژی الکتریکی است. تحقیقات زو لی و همکاران [۱۳] نشان داد که کمک فنرهای احیا کننده با نمونه اولیه نسبت ۱:۲ می توانند ۱۶ تا ۶۴ وات توان در سرعت تعلیق ۰٫۲۵ تا ۰٫۵ متر بر ثانیه RMS تولید کنند. لی ژانگجی و همکاران [۱۴] دریافتند که یک نمونه اولیه کمک فنر می تواند به حداکثر قدرت ۶۸ وات و میانگین ۱۹ وات زمانی که وسیله نقلیه با سرعت ۴۸ کیلومتر در ساعت در جاده های صاف حرکت می کند، برسد. علاوه بر این، سیستم های تعلیق احیا کننده می توانند بیش از ۱ کیلو وات توان جمع آوری شده را برای وسایل نقلیه سنگین و خارج از جاده فراهم کنند. [۱۵].

سیستم تعلیق احیا کننده مزیت برداشت انرژی را دارد و در نتیجه راندمان سوخت وسایل نقلیه را افزایش می دهد. این کارایی به این دلیل به دست می آید که کمک فنر انرژی حاصل از ارتعاشات ناشی از بی نظمی جاده را جذب می کند. در نتیجه، کمک فنر به عنوان جزء اصلی سیستم تعلیق احیا کننده عمل می کند و به دو نوع اصلی طبقه بندی می شود: محرک های الکترومغناطیسی و محرک های الکتروهیدرولیک. [۱۶,۱۷]. محرک های الکترومغناطیسی چگالی انرژی و نیروی میرایی کمتری ارائه می دهند، در حالی که محرک های الکتروهیدرولیک چگالی انرژی و نیروی میرایی بالاتری را نشان می دهند. برای افزایش نیروی میرایی، گشتاور خروجی موتور معمولاً از طریق مکانیزم انتقال، مانند قفسه و پینیون، چرخ دنده حلزونی، موتور هیدرولیک یا گیربکس سیاره ای افزایش می یابد. با این حال، این انتقال جرم اینرسی محرک را افزایش می دهد و در نتیجه عملکرد سیستم تعلیق ضعیف تر و قابلیت اطمینان کاهش می یابد. [۱۸,۱۹,۲۰].

با وجود مطالعات متعدد [۲۱,۲۲,۲۳] ارائه راه حل های بالقوه برای کاهش اثرات منفی جرم اینرسی، هنوز به طور تجربی تأیید نشده است. در نتیجه، سیستم تعلیق احیا کننده با چالش های قابل توجهی در کاربرد عملی خود مواجه است که در درجه اول به دلیل نگرانی در مورد قابلیت اطمینان است. علاوه بر این، هزینه های بالا و وزن سنگین سیستم مانع از پذیرش گسترده آن می شود.

برای به حداقل رساندن مصرف انرژی تعلیق و افزایش عملی بودن، ارزیابی مجدد سیستم تعلیق غیرفعال سنتی ضروری است. علیرغم پیشرفت‌های فناوری تعلیق نیمه فعال و فعال در طول سال‌ها، سیستم تعلیق غیرفعال به دلیل سادگی، قابلیت اطمینان بالا و هزینه کم در خودروها رایج است. این نوع تعلیق متشکل از دمپرهای هیدرولیک و فنرهایی است که به صورت موازی چیده شده اند، به طور موثری انرژی ارتعاش را از طریق فنرها بافر می کنند و آن را به عنوان انرژی حرارتی از طریق دمپرها تلف می کنند.

تکامل مداوم دمپرهای تعلیق غیرفعال بینش های ارزشمندی را برای رسیدگی به چالش های تعلیق موجود ارائه می دهد. کاربردهای اولیه کمک فنر مسائلی مانند عدم تکمیل مجدد روغن به دلیل تغییرات سریع حجم در طول حرکت میله پیستون با سرعت بالا، که منجر به مسافرت هوایی، کاویتاسیون، اعوجاج عملکرد و خطرات ایمنی می شود را آشکار کرد. [۲۴]. برای پرداختن به پر شدن نابهنگام روغن، کمک فنرهای هیدرولیک بادی ساخته شدند که گاز نیتروژن کم فشار با فشار ۰٫۴ تا ۰٫۶ مگاپاسکال را در لوله های دوتایی خود گنجانده بودند. این نوآوری ضربات خالی را کاهش داد، کاهش لرزش را افزایش داد و صدا و ضربه را به حداقل رساند. متعاقباً، کمک فنرهای تک سیلندر بادی با ساختار پیستونی شناور ظاهر شدند که با نیتروژن پر شده بودند تا یک محفظه فشار بالا ۲٫۰ تا ۲٫۵ مگاپاسکال ایجاد کنند. اینها نسبت به طرح های دو سیلندر عملکرد بهتری داشتند [۲۵]اجتناب از میرایی اعوجاج مشخصه، سرکوب موثر ارتعاشات فرکانس بالا و سر و صدا، بهبود اتصال زمین چرخ، و افزایش نرمی رانندگی [۲۶]. در اصل، محفظه هوا در کمک فنر هیدرولیک بادی که به صورت سری به المنت میرایی متصل است، به عنوان یک فیلتر پایین گذر عمل می کند و مدل تعلیق را شکل می دهد که در آن عنصر میرایی به طور سریال به عنصر الاستیک متصل شده و سپس به صورت موازی با آن چیده شده است. عنصر الاستیک تعلیق

برای پرداختن به موضوع نیروی اینرسی فرکانس بالا در تعلیق های برداشت کننده انرژی، مطالعات متعددی انجام شده است. [۲۱,۲۲,۲۳,۲۷] به طور متوالی از ادغام یک بافر به صورت سری بین چرخ و دمپر جمع‌آوری انرژی دفاع کرده‌اند. هدف این رویکرد کاهش تأثیر منفی جرم اینرسی است و در نتیجه عملکرد کلی سیستم تعلیق را بهبود می بخشد. این رویکرد برای کاهش اثرات منفی جرم اینرسی طراحی شده است. همچنین می‌توان آن را برای بهبود پیکربندی‌های تعلیق غیرفعال سنتی گسترش داد. این شبیه ارتقاء کمک فنر به نسخه بادی و اتصال سریال آن با یک عنصر الاستیک است. با مهار اثر فیلتر پایین گذر اجزای فنری، می توان مزایای دمپرهای هیدرولیک یا احیا کننده را به حداکثر رساند. به طور همزمان، این رویکرد نقاط ضعف آنها را به حداقل می رساند. این رویکرد نیاز به نیروی میرایی قابل توجه در محدوده فرکانس پایین را برآورده می کند. علاوه بر این، هم نیروی میرایی و هم نیروی اینرسی را در طیف فرکانس بالاتر کاهش می دهد.

این مقاله با تکیه بر تحقیقات در مورد سیستم‌های تعلیق سنتی و پیکربندی‌های تعلیق بازخورد انرژی، یک پیکربندی تعلیق جدید را معرفی می‌کند که دارای کاهش ارتعاش کارآمد است. این مقاله یک مدل انتقال ارتعاش را ایجاد می‌کند و از طریق تحلیل دقیق حوزه فرکانس و شبیه‌سازی حوزه زمان، تأیید می‌کند که این پیکربندی تعلیق جدید به طور موثر مصرف انرژی را کاهش می‌دهد.

ساختار مقاله به شرح زیر است: بخش ۲ یک مدل انتقال ارتعاش را برای سیستم تعلیق سنتی فرموله می‌کند، تأثیر نسبت‌های میرایی متغیر را بر ویژگی‌های تعلیق بررسی می‌کند، و محدوده فرکانسی را که در آن تعلیق غیرفعال سنتی انرژی مصرف می‌کند و در عین حال عملکرد ارتعاش را کاهش می‌دهد، شناسایی می‌کند. بخش ۳ طراحی پیکربندی جدید تعلیق را معرفی می‌کند و یک مدل نظری را ایجاد می‌کند که دارای ساختار میرایی فرکانس بالا است. این به مکانیسم‌های پشت سر مصرف انرژی کم و صافی افزایش یافته پیکربندی جدید می‌پردازد و یک تحلیل مقایسه‌ای از ویژگی‌های حوزه فرکانس بین پیکربندی‌های تعلیق جدید و سنتی انجام می‌دهد. این مطالعه نشان می دهد که سیستم تعلیق جدید به طور موثر به عنوان یک فیلتر پایین گذر برای سرعت کمک فنر عمل می کند، به طور قابل توجهی ارتعاشات را در محدوده فرکانس پایین کاهش می دهد در حالی که اثرات کمک فنر را در محدوده فرکانس بالا سرکوب می کند، بنابراین از هدر رفتن انرژی بدون به خطر انداختن عملکرد ارتعاش جلوگیری می کند. . بخش ۴ اجرای ساختار میرایی فرکانس بالا را بررسی می کند و ویژگی های تعلیق هر دو پیکربندی را از طریق شبیه سازی حوزه زمان مقایسه می کند. نتایج نشان می دهد که پیکربندی جدید تعلیق به طور قابل توجهی شتاب جرم فنری را کاهش می دهد در حالی که به طور قابل توجهی مصرف برق تعلیق را کاهش می دهد. قابل ذکر است که این کار را بدون به خطر انداختن ثبات هندلینگ خودرو انجام می دهد. بخش ۵ در پایان مقاله، مزایای پیکربندی جدید تعلیق را خلاصه می‌کند و محدودیت‌های ساختار میرایی فرکانس بالا را برجسته می‌کند.

۲٫ تجزیه و تحلیل مصرف انرژی تعلیق سنتی

سیستم تعلیق سنتی، همانطور که در نشان داده شده است شکل ۱، شامل جرم فنر، سیستم تعلیق، جرم فنر نشده، چرخ و اختلال در جاده است.

هر یک از این عناصر در ارتقای عملکرد کلی و کیفیت سواری وسیله نقلیه جایگاهی محوری دارند. جرم فنر شامل بخشی از وسیله نقلیه است که معلق است و بدن و سرنشینان را در بر می گیرد. این جرم در تعیین دینامیک و سطح راحتی وسیله نقلیه بسیار مهم است. سیستم تعلیق خود وظیفه میرایی ارتعاشات و ارائه یک سواری نرم را بر عهده دارد، در حالی که جرم فنر نشده به اجزایی اطلاق می شود که توسط سیستم تعلیق پشتیبانی نمی شوند، مانند چرخ ها و محورها. چرخ با جاده ارتباط برقرار می‌کند، نیروها را منتقل می‌کند و ضربه‌ها را جذب می‌کند، در حالی که اختلال جاده نشان‌دهنده بی‌نظمی‌ها و موانعی است که چرخ هنگام غلتیدن روی سطح جاده با آن مواجه می‌شود.

نمادهای مورد استفاده در پیکربندی تعلیق به شرح زیر تعریف می شوند:

{متر}_{س}

توده فنر را نشان می دهد،

{متر}_{تو}

توده فنر نشده را نشان می دهد،

ک_{س}

نشان دهنده سفتی فنر تعلیق است،

ک_{تو}

نشان دهنده سفتی چرخ است،

ج_{س}

نشان دهنده ضریب میرایی تعلیق است،

ج_{تو}

نشان دهنده ضریب میرایی چرخ است،

z_{س}

نشان دهنده جابجایی جرم فنر است،

z_{تو}

نشان دهنده جابجایی جرمی فنر نشده و

z_{r}

نشان دهنده جابجایی تحریک جاده است. با استفاده از پیکربندی سنتی، معادله دینامیکی سیستم تعلیق مشتق شده و در معادله (۱) ارائه شده است.

$\{\begin{array}{l} {متر}_{س} {\ddot{z}}_{س} = ک_{س} (z_{تو} - z_{س}) + ج_{س} ({\dot{z}}_{تو} - {\dot{z}}_{س}) \\ {متر}_{تو} {\ddot{z}}_{تو} = ک_{س} (z_{س} - z_{تو}) + ک_{تو} (z_{r} - z_{تو}) + ج_{س} ({\dot{z}}_{س} - {\dot{z}}_{تو}) + ج_{تو} ({\dot{z}}_{r} - {\dot{z}}_{تو}) \end{array}$

(۱)

برای ارزیابی ویژگی های تعلیق، شتاب جرمی فنر ${\ddot{z}}_{س}$ به عنوان یک شاخص مهم برای ارزیابی نرمی یک وسیله نقلیه عمل می کند. مقدار کمتر این نشانگر به معنای سواری راحت تر برای مسافران است. علاوه بر این، بار دینامیکی نسبی ${اف}_{د} / {جی}_{j}$ به عنوان شاخصی برای ارزیابی نرمی خودرو عمل می کند. علاوه بر این، انحراف دینامیکی تعلیق $س_{د}$ به عنوان یک اقدام برای تعیین اینکه آیا تعلیق به حد محدود خود رسیده است یا خیر، عمل می کند، در نتیجه منطقی بودن سفر تعلیق را ارزیابی می کند. علاوه بر این، سرعت کمک فنر $v_{د}$ و سرعت تغییر شکل چرخ $v_{تو r}$ که هر دو از عوامل بسیار مهم در ارزیابی قدرت اتلاف سیستم تعلیق هستند، شاخص های ارزیابی محسوب می شوند. بنابراین، یک تجزیه و تحلیل کامل از رفتار دامنه وابسته به نرخ عود این شاخص‌های مشخصه، بینش‌های ارزشمندی را در مورد ویژگی‌های تعلیق ارائه می‌کند که برای به دست آوردن درک عمیق‌تر از عملکرد آن مفید است.

پس از اعمال تبدیل فوریه به معادله (۱)،

{\ddot{z}}_{س} = {(j اوه)}^{۲} z_{س}

{\dot{z}}_{س} = j اوه z_{س}

{\ddot{z}}_{تو} = {(j اوه)}^{۲} z_{تو}

{\dot{z}}_{تو} = j اوه z_{تو}

ویژگی های دامنه فرکانس شتاب جرم فنر

{\ddot{z}}_{س}

، بار دینامیکی نسبی

{اف}_{د} / {جی}_{j}

انحراف دینامیکی تعلیق

س_{د}

، سرعت کمک فنر

v_{د}

و سرعت تغییر شکل چرخ

v_{تو r}

، نسبت به سرعت تحریک جاده

{\dot{z}}_{r}

، قابل تعیین است. این روابط در معادلات (۲) – (۶) ارائه شده است.

${|اچ (j اوه)|}_{{\ddot{z}}_{س} ~ {\dot{z}}_{r}} = اوه |\frac{{ایکس}_{z س}}{{ایکس}_{z r}}|$

(۲)

${|اچ (j اوه)|}_{({اف}_{د} / {جی}_{j}) ~ {\dot{ز}}_{r}} = \frac{{اوه}_{س ۰}}{اوه (۱ + متر) g} |ج {اوه}_{س ۰} + ۲ ه ایکس اوه j| |\frac{{ایکس}_{اف د}}{{ایکس}_{z r}}|$

(۳)

${|اچ (j اوه)|}_{س_{د} ~ {\dot{z}}_{r}} = \frac{۱}{اوه} |\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}|$

(۴)

${|اچ (j اوه)|}_{v_{د} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}|$

(۵)

${|اچ (j اوه)|}_{v_{تو r} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{z تو r}}{{ایکس}_{z r}}|$

(۶)

$\begin{matrix} {ایکس}_{z س} = آ_{س تو} آ_{r} ، {ایکس}_{z r} = آ_{س} آ_{تو} - آ_{س تو}^{۲} ، {ایکس}_{اف د} = آ_{س} آ_{تو} - آ_{س تو}^{۲} - آ_{س} آ_{r} ، \\ {ایکس}_{س د} = (آ_{س تو} - آ_{س}) آ_{r} ، {ایکس}_{z تو r} = آ_{س} آ_{r} - (آ_{س} آ_{تو} - آ_{س تو}^{۲}) ، \\ آ_{س} = ۱ - ل^{۲} + ۲ j ایکس ل ، آ_{س تو} = ۱ + ۲ j ایکس ل ، آ_{تو} = ۱ + ج - متر ل^{۲} + ۲ j ایکس ل + ۲ j ه ایکس ل ، آ_{r} = ج + ۲ j ه ایکس ل . \end{matrix}$

به منظور تسهیل تحقیق، نسبت بین ضریب میرایی چرخ و ضریب میرایی سیستم تعلیق به صورت $ه$ ، $ه = ج_{تو} / ج_{س}$ . نسبت ضریب سختی چرخ به ضریب سختی تعلیق به صورت نشان داده می شود. $ج$ ، $ج = ک_{تو} / ک_{س}$ . ضریب جرم فنر نشده و جرم فنر به صورت تعریف شده است $متر$ ، $متر = {متر}_{تو} / {متر}_{س}$ . علاوه بر این، نسبت میرایی سیستم تعلیق به صورت نشان داده شده است $ایکس$ ، $ایکس = ج_{س} / ۲ \sqrt{ک_{س} {متر}_{س}}$ . فرکانس بایاس مربوط به جرم فنر به صورت نشان داده می شود $f_{س ۰}$ ، $f_{س ۰} = (\sqrt{ک_{س} / {متر}_{س}}) / ۲ پی$ ، در حالی که فرکانس بایاس جرم بدون فنر به صورت نشان داده می شود $f_{تو ۰}$ ، $f_{تو ۰} = \sqrt{(ک_{س} + ک_{تو}) / {متر}_{تو}} / (۲ پی)$ . فرکانس دایره‌ای بایاس جرم فنر به صورت نشان داده می‌شود ${اوه}_{س ۰}$ ، ${اوه}_{س ۰} = ۲ پی f_{س ۰}$ . فرکانس دایره ای بایاس توده فنر نشده به صورت نشان داده می شود ${اوه}_{تو ۰}$ ، ${اوه}_{تو ۰} = ۲ پی f_{تو ۰}$ .

در نهایت، نسبت افست فرکانس بین فرکانس تحریک $f$ و جرم فنر شده با نشان داده می شود $ل$ ، $ل = f / f_{س ۰}$ .

با استفاده از پارامترهای شبیه سازی که در میز ۱معادلات (۲)-(۴) برای ارزیابی و مقایسه ویژگی های دامنه فرکانس تعلیق محاسبه می شوند. نتایج حاصل از این محاسبات به صورت گرافیکی در ارائه شده است شکل ۲.

همانطور که در شکل ۲الف، زمانی که فرکانس تحریک

f

زیر فرکانس چرخش است

f_{س y}

، افزایش نسبت میرایی

ایکس

منجر به کاهش مقدار شتاب جرم فنر می شود. برعکس، وقتی

f

فراتر می رود

f_{س y}

، نسبت میرایی بیشتر

ایکس

مربوط به مقدار شتاب بالاتر جرم فنر است. این مشاهدات نشان می‌دهد که ویژگی‌های میرایی بهینه برای یک سیستم تعلیق مستلزم نسبت میرایی بالا در فرکانس‌های پایین است (یعنی فرکانس‌های زیر فرکانس چرخش

f_{س y}

) و نسبت میرایی پایین در فرکانس های بالا (یعنی فرکانس های بالاتر از فرکانس چرخش

f_{س y}

منطقه فراتر از فرکانس چرخش $f_{س y}$ منطقه اتلاف انرژی و زوال ارتعاش برای کمک فنر را تشکیل می دهد. در این محدوده فرکانس، کمک فنر نه تنها نمی تواند لرزش توده فنر را کاهش دهد، بلکه به طور متناقضی آن را افزایش می دهد. علاوه بر این، نیروی میرایی بیشتر به طور مستقیم با ارتعاش شدیدتر توده فنر مرتبط است، که همزمان انرژی مصرف می کند که برای رانندگی وسیله نقلیه بسیار مهم است.

همانطور که در شکل ۲ب، دامنه بار دینامیکی نسبی یک روند نزولی با افزایش نسبت میرایی نشان می دهد که فرکانس تحریک

f

زیر فرکانس است

f_{س y}

یا از فرکانس فراتر می رود

f_{تو z}

. با این حال، هنگامی که فرکانس تحریک

f

نهفته است بین

f_{س y}

f_{تو z}

، افزایش نسبت میرایی منجر به افزایش متناظر در دامنه بار دینامیکی نسبی می شود.

همانطور که مشاهده شد در شکل ۲ج، انحراف دینامیکی تعلیق با افزایش نسبت میرایی به‌ویژه در نواحی فرکانس اصلی اول و دوم به‌طور محسوسی کاهش می‌یابد. با این حال، در مناطق دیگر، دامنه انحراف دینامیکی سیستم تعلیق بدون توجه به نسبت میرایی تا حد زیادی بدون تغییر باقی می‌ماند. این نشان می‌دهد که برخلاف تأثیر قابل‌توجه در نواحی فرکانس اصلی اول و دوم، تغییرات در نسبت میرایی تأثیر نسبتاً کمی بر انحراف دینامیکی تعلیق در سایر باندهای فرکانس دارد. این یک ویژگی متمایز از سیستم های تعلیق سنتی است.

تجزیه و تحلیل بالا نشان می دهد که تضاد اولیه در طراحی سیستم تعلیق سنتی در داخل وجود دارد [ $f_{u z}$ ,۱۰۰] باند فرکانس در این محدوده فرکانس، شتاب جرم فنر با نسبت میرایی افزایش می‌یابد، در حالی که بار دینامیکی نسبی با نسبت میرایی کاهش می‌یابد. این تمایل به افزایش ثبات هندلینگ کمک می کند، اما نرمی سواری را به خطر می اندازد. میزان انحراف دینامیکی سیستم تعلیق تأثیر مستقیمی بر نرمی رانندگی و ثبات هندلینگ خودرو دارد. انحراف بیش از حد می تواند منجر به ارتعاشات و تکان های قابل توجه در حین رانندگی شود و در نتیجه راحتی سواری را به خطر بیندازد. علاوه بر این، انحراف دینامیکی بیش از حد نیز می‌تواند بر ثبات هندلینگ خودرو تأثیر بگذارد و آن را مستعد غلتیدن و تاب خوردن در سرعت‌های بالا می‌کند.

قدرت تلف شده کمک فنر

پ_{ج}

با استفاده از رابطه (۷) محاسبه می شود. [۲۸]. نکته قابل توجه، با توجه به یک ضریب میرایی ثابت، سرعت کمتر کمک فنر منجر به کاهش توان تلف شده می شود. این مشاهدات نشان می دهد که بهینه سازی سرعت کمک فنر می تواند منجر به استفاده کارآمدتر از انرژی در سیستم تعلیق شود.

برای کاهش انرژی مصرفی سیستم تعلیق، باید اقداماتی برای کاهش مصرف انرژی در باند فرکانسی بیشتر از $f_{س y}$ ، ضمن اطمینان از بار دینامیکی نسبی باند فرکانسی [ $f_{u z}$ ,۱۰۰] افزایش نمی یابد.

چه زمانی

{ایکس}_{۱} = ۰٫۲

{ایکس}_{۳} = ۰٫۶

، مقادیر فرکانس

f_{س y}

f_{تو z}

با استفاده از معادلات (۸) و (۹) قابل محاسبه است. استفاده از پارامترهای ذکر شده در میز ۱حل این معادله منجر به سه ریشه واقعی زیر می شود: ۲٫۰۹ هرتز، ۲۹٫۶ هرتز و ۳۰٫۹۵ هرتز. اولین ریشه واقعی فرکانسی است که در آن دو منحنی در سمت راست فرکانس اصلی اول قطع می شوند و ریشه واقعی دوم و سوم نقاط فرکانسی هستند که در سمت چپ و راست فرکانس اصلی دوم قطع می شوند. مطابق با شکل ۲، فرکانس چرخش به صورت تعیین می شود

f_{س y} = ۲٫۰۹ هرتز

$|\frac{{ایکس}_{z س} ({ایکس}_{۱})}{{ایکس}_{z r} ({ایکس}_{۱})}| = |\frac{{ایکس}_{z س} ({ایکس}_{۳})}{{ایکس}_{z r} ({ایکس}_{۳})}|$

(۸)

$|ج {اوه}_{س ۰} + ۲ ه {ایکس}_{۱} اوه j| |\frac{{ایکس}_{اف د} ({ایکس}_{۱})}{{ایکس}_{z r} ({ایکس}_{۱})}| = |ج {اوه}_{س ۰} + ۲ ه {ایکس}_{۳} اوه j| |\frac{{ایکس}_{اف د} ({ایکس}_{۳})}{{ایکس}_{z r} ({ایکس}_{۳})}|$

(۹)

۳٫ پیکربندی جدید تعلیق با کاهش ارتعاش کارآمد

۳٫۱٫ تعلیق پیکربندی رمان

اصل تعلیق پیکربندی جدید در نشان داده شده است شکل ۳. پیکربندی سیستم تعلیق جدید یک ساختار کاهش ارتعاش فرکانس بالا (HVRS) بین کمک فنر و چرخ در پیکربندی تعلیق سنتی اضافه می کند.

برای نشان دادن اهمیت HVRS، شکل ۳ تصویری از اثر فیلتر پیکربندی های مختلف تعلیق بر تحریک جاده را ارائه می دهد. در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی، افزودن HVRS سطح اضافی کاهش ارتعاش را معرفی می کند. این پیکربندی بهبودیافته به طور موثر تحریک فرکانس بالا را فیلتر می‌کند، بنابراین مانع از مصرف غیرضروری انرژی کمک فنر در محدوده فرکانس بالا می‌شود، در حالی که به طور همزمان شتاب جرم فنر را کاهش می‌دهد.

که در شکل ۳،

{متر}_{ساعت}

جرم HVRS را نشان می دهد،

ک_{ساعت}

نشان دهنده ضریب صلبیت HVRS است،

ج_{ساعت}

پارامتر رطوبت HVRS را نشان می دهد و

z_{ساعت}

نشان دهنده تغییر موقعیت HVRS است.

برای سهولت تحقیق، نسبت ضریب سختی HVRS به ضریب سختی تعلیق به صورت تعریف شده است. $د$ ، $د = ک_{ساعت} / ک_{س}$ ; نسبت ضریب میرایی HVRS به ضریب میرایی چرخ ها به صورت تعریف می شود. $ساعت$ ، $ساعت = ج_{ساعت} / ج_{س}$ . نسبت جرم HVRS به جرم فنر نشده به صورت تعریف شده است $س$ ، $س = {متر}_{ساعت} / {متر}_{تو}$ .

مطابق با شکل ۳، HVRS همچنان فعال است. HVRS تا زمانی که تغییر شکل آن زیر ضربه تعیین شده باقی بماند، کارایی خود را حفظ می کند

L_{ساعت}

حد. معادله (۱۰) رفتار جنبشی HVRS را تعریف می کند. با فرض اینکه هیچ برخوردی در طول زمان لازم برای رسیدن HVRS به نقطه پایانی ضربه خود در طول گسترش یا فشرده‌سازی رخ نمی‌دهد، ساختار جدید ویژگی‌های معادل یک سیستم تعلیق سنتی را نشان می‌دهد. علاوه بر این، معادله حرکت آن با رابطه (۱) نشان داده شده است.

این مدل بر اساس مفروضات زیر بنا شده است: ضریب سختی، ضریب میرایی، ضریب سختی چرخ و ضریب میرایی چرخ تعلیق در طول تجزیه و تحلیل ثابت می‌مانند. تاثیر استاپر بر رفتار سیستم ناچیز است. نیروهای اصطکاک در این مدل نادیده گرفته می شوند.

این مطالعه با استفاده از نمودار شماتیک مدل، معادله ای را به دست می آورد که به عنوان معادله (۱۰) ارائه شده است، که مبنای تحلیل بعدی را تشکیل می دهد.

$\{\begin{array}{l} {متر}_{س} {\ddot{z}}_{س} = ک_{س} (z_{تو} - z_{س}) + ج_{س} ({\dot{z}}_{ساعت} - {\dot{z}}_{س}) \\ {متر}_{ساعت} {\ddot{z}}_{ساعت} = ک_{ساعت} (z_{تو} - z_{ساعت}) + ج_{ساعت} ({\dot{z}}_{تو} - {\dot{z}}_{ساعت}) - ج_{س} ({\dot{z}}_{ساعت} - {\dot{z}}_{س}) \\ {متر}_{تو} {\ddot{z}}_{تو} = ک_{س} (z_{س} - z_{تو}) + ک_{تو} (z_{r} - z_{تو}) + ک_{ساعت} (z_{ساعت} - z_{تو}) + ج_{تو} ({\dot{z}}_{r} - {\dot{z}}_{تو}) + ج_{ساعت} ({\dot{z}}_{ساعت} - {\dot{z}}_{تو}) \end{array}$

(۱۰)

با قرار دادن رابطه (۱۰) با تبدیل فوریه، می توان نیمرخ های دامنه فرکانس پارامترهای مختلف از جمله شتاب جرم فنر را استخراج کرد.

{\ddot{z}}_{س}

، بار دینامیکی نسبی

{اف}_{د} / {جی}_{j}

، انحراف دینامیکی سیستم تعلیق

س_{د}

، سرعت کاهش شوک

v_{س ساعت}

، سرعت کاهش شوک HVRS

v_{ساعت تو}

و تغییر شکل چرخ

v_{تو r}

در مقایسه با سرعت تحریک جاده

{\dot{z}}_{r}

، همانطور که در (۱۱) تا (۱۶) مشخص شده است.

${|{اچ}_{ساعت} (j اوه)|}_{{\ddot{z}}_{س} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{\ddot{z}}_{س}}{{\dot{z}}_{r}}| = اوه |\frac{{ایکس}_{z س ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۱)

$|{اچ}_{ساعت} {(j اوه)}_{({اف}_{د} / {جی}_{j}) ~ {\dot{ز}}_{r}}| = |\frac{{اوه}_{س ۰} (ج {اوه}_{س ۰} + ۲ ه ایکس اوه j)}{(۱ + متر) g}| |\frac{{ایکس}_{اف د ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۲)

$| {اچ}_{ساعت} (j اوه) |_{س_{د} ~ {\dot{z}}_{r}} = \frac{۱}{اوه} |\frac{{ایکس}_{س د ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۳)

$| {اچ}_{ساعت} (j اوه) |_{v_{س ساعت} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{v س ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۴)

$| {اچ}_{ساعت} (j اوه) |_{v_{ساعت تو} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{v ساعت تو}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۵)

$| {اچ}_{ساعت} (j اوه) |_{v_{تو r} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{z ساعت تو r}}{{ایکس}_{z r ساعت}}|$

(۱۶)

$\begin{matrix} {ایکس}_{z س ساعت} = آ_{ساعت r} آ_{ساعت ب} + آ_{ساعت r} آ_{ساعت آ} آ_{تو آ} ، \\ {ایکس}_{z r ساعت} = آ_{تو ب} آ_{س آ} آ_{ساعت ب} - آ_{تو ب} آ_{ساعت آ} آ_{س ب} - آ_{ساعت ب} - آ_{ساعت آ} آ_{تو آ} - آ_{ساعت ج} آ_{س ب} - آ_{ساعت ج} آ_{س آ} آ_{تو آ} ، \\ {ایکس}_{اف د ساعت} = {ایکس}_{z r ساعت} - آ_{ساعت r} آ_{س آ} آ_{ساعت ب} + آ_{ساعت r} آ_{ساعت آ} آ_{س ب} ، \\ {ایکس}_{س د ساعت} = آ_{ساعت r} (آ_{ساعت ب} + آ_{ساعت آ} آ_{تو آ}) - آ_{ساعت r} (آ_{س آ} آ_{ساعت ب} - آ_{ساعت آ} آ_{س ب}) ، \\ {ایکس}_{v س ساعت} = آ_{ساعت r} (آ_{ساعت ب} + آ_{ساعت آ} آ_{تو آ}) - آ_{ساعت r} (آ_{س آ} آ_{تو آ} + آ_{س ب}) ، \\ {ایکس}_{v ساعت تو} = آ_{ساعت r} (آ_{س ب} + آ_{س آ} آ_{تو آ}) - آ_{ساعت r} (آ_{س آ} آ_{ساعت ب} - آ_{ساعت آ} آ_{س ب}) ، \\ {ایکس}_{z ساعت تو r} = {ایکس}_{z_{r ساعت}} - آ_{ساعت r} آ_{س آ} آ_{ساعت ب} - آ_{ساعت r} آ_{ساعت آ} آ_{س ب} ، \\ آ_{س آ} = ۱ - ل^{۲} + ۲ ایکس ل j ، آ_{ساعت آ} = ۲ ایکس ل j ، آ_{س ب} = ۲ ایکس ل j / د ، آ_{تو آ} = ۱ + ۲ ساعت ه ایکس ل j / د ، \\ آ_{ساعت ب} = ۱ - س متر ل^{۲} / د + ۲ ایکس ل j / د + ۲ ساعت ه ایکس ل j / د ، آ_{ساعت ج} = د + ۲ ه ایکس ل j ، \\ آ_{تو ب} = ۱ + ج + د - متر ل^{۲} + ۲ ه ایکس ل j + ۲ ساعت ه ایکس ل j ، آ_{ساعت r} = ج + ۲ ه ایکس ل j + ۲ ساعت ه ایکس ل j . \end{matrix}$

هنگامی که نسبت میرایی روی ۰٫۲۵ تنظیم می شود، حداکثر دامنه اولین فرکانس غالب در ویژگی های فرکانس دامنه انحراف دینامیکی تعلیق است. م. سکته مغزی HVRS است L_ساعت، سکته مغزی تعلیق است Ls، سپس درصد ضربه بافر است تو_ساعت = L_ساعت/L_سو حداکثر دامنه به دست آمده توسط HVRS است م_ساعت = م(L_ساعت /L_س). احتمال کار HVRS است پ(اچ) [۲۹].

بگذارید اندازه اعوجاج HVRS باشد اس_ساعت. چه زمانی اس_ساعت ≤ م_ساعت، HVRS با ظرفیت کامل با احتمال ۱۰۰٪ کار می کند همانطور که در (۱۷) نشان داده شده است. با این حال، زمانی که اس_ساعت > م_ساعت، عملکرد HVRS به خطر افتاده است. احتمال میرایی همانطور که در (۱۸) نشان داده شده است بیان می شود. [۲۹].

$پ (اچ) = ۱ ({اس}_{ساعت} \leq م_{ساعت})$

(۱۷)

$پ (اچ) = م_{ساعت} / {اس}_{ساعت} ({اس}_{ساعت} > م_{ساعت})$

(۱۸)

دامنه شتاب جرم فنر

{\ddot{z}}_{س}

، بار دینامیکی نسبی

{اف}_{د} / {جی}_{j}

، انحراف دینامیکی

س_{د}

، سرعت کاهش شوک

v_{س ساعت}

، سرعت کاهش شوک HVRS

v_{ساعت تو}

و تغییر شکل چرخ

v_{تو r}

در هر نقطه فرکانس در منحنی مشخصه فرکانس دامنه تعلیق، مجموع دامنه با HVRS ضرب در احتمال و دامنه بدون HVRS ضرب در احتمال است، همانطور که در معادلات (۲۴)-۱۹ نشان داده شده است.

${|{اچ}_{ساعت ایکس} (j اوه)|}_{{\ddot{z}}_{س} ~ {\dot{z}}_{r}} = اوه |\frac{{ایکس}_{z س ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + اوه |\frac{{ایکس}_{z س}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ))$

(۱۹)

$| {اچ}_{ساعت ایکس} {(j اوه)}_{({اف}_{د} / {جی}_{j}) ~ {\dot{z}}_{r}} | = |\frac{{اوه}_{س ۰} (ج {اوه}_{س ۰} + ۲ ه ایکس اوه j)}{(۱ + متر) g}| (|\frac{{ایکس}_{اف د ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + |\frac{{ایکس}_{اف د}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ)))$

(۲۰)

$| {اچ}_{ساعت ایکس} (j اوه) |_{س_{د} ~ {\dot{z}}_{r}} = \frac{۱}{اوه} |\frac{{ایکس}_{س د ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + \frac{۱}{اوه} |\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ))$

(۲۱)

${| {اچ}_{ساعت ایکس} (j اوه) |}_{v_{س ساعت} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{v س ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + |\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ))$

(۲۲)

${| {اچ}_{ساعت ایکس} (j اوه) |}_{v_{ساعت تو} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{v ساعت تو}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ)$

(۲۳)

$| {اچ}_{ساعت ایکس} (j اوه) |_{v_{تو r} ~ {\dot{z}}_{r}} = |\frac{{ایکس}_{z ساعت تو r}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + |\frac{{ایکس}_{z تو r}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ))$

(۲۴)

۳٫۲٫ ویژگی های طیفی پیکربندی رمان

میز ۱ و جدول ۲ یک طرح کلی از پارامترهای مدل سازی ارائه دهید. با استفاده از (۱۸) تا (۲۰)، منحنی دامنه وابسته به فرکانس را با HVRS استخراج می کنیم و آن را در کنار نمودار رفتاری تعلیق سنتی قرار می دهیم. نتایج این تحلیل مقایسه ای به صورت بصری در ارائه شده است شکل ۴.

همانطور که در شکل ۴الف، زمانی که فرکانس تحریک به زیر فرکانس آستانه می رسد

f_{س y}

شتاب جرمی فنر تعلیق پیکربندی جدید با HVRS در مقایسه با تعلیق سنتی در محدوده فرکانس اصلی اولیه، افزایش جزئی را نشان می‌دهد. این افزایش به تغییر شکل HVRS در این محدوده نسبت داده می شود که کارایی کمک فنر را نسبت به سیستم تعلیق سنتی کاهش می دهد و در نتیجه منجر به افزایش جزئی در شتاب جرم فنر می شود.

برعکس، زمانی که فرکانس تحریک از فرکانس چرخش فراتر رود

f_{س y}

، کاهش قابل توجهی در شتاب جرم فنر برای سیستم تعلیق پیکربندی جدید با HVRS مشاهده می شود، به ویژه در محدوده بین

f_{س y}

و فرکانس اصلی دوم. این کاهش قابل توجه به دلیل تغییر شکل HVRS در دومین محدوده فرکانس اصلی است که به طور قابل توجهی سرعت کمک فنر را در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی کاهش می دهد. این کاهش سرعت منجر به کاهش نیروی میرایی و مصرف انرژی کمک فنر می شود که در نهایت منجر به کاهش قابل توجهی در دامنه شتاب جرم فنر می شود. این الگو با روند نمایش داده شده در همسو است شکل ۲آ.

مشاهده می کند شکل ۴ب، بدیهی است که در اولین محدوده فرکانس اصلی، جایی که فرکانس تحریک زیر فرکانس آستانه است.

f_{س y}

بار دینامیکی نسبی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی، اندکی افزایش می یابد. این افزایش به تغییر شکل HVRS در این محدوده فرکانس نسبت داده می‌شود که کارایی کمک فنر را نسبت به سیستم تعلیق سنتی کاهش می‌دهد و در نتیجه منجر به افزایش جزئی در بار دینامیکی نسبی می‌شود.

با این حال، با افزایش فرکانس تحریک از فرکانس چرخش

f_{س y}

و زیر فرکانس باقی می ماند

f_{تو z}

، بار دینامیکی نسبی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی کاهش قابل توجهی را تجربه می کند. این کاهش قابل توجه به دلیل تغییر شکل HVRS در این محدوده فرکانس است که به طور قابل توجهی سرعت کمک فنر را کاهش می دهد و به طور موثر نسبت میرایی آن را کاهش می دهد. در نتیجه، نیروی میرایی خروجی توسط کمک فنر به طور قابل توجهی کاهش می یابد، که منجر به کاهش قابل توجهی در دامنه بار دینامیکی نسبی می شود. این الگو به خوبی با روند نمایش داده شده در هماهنگی دارد شکل ۲ب

جالب اینجاست که وقتی فرکانس تحریک از فرکانس پیشی می گیرد $f_{تو z}$ به ویژه در مجاورت دومین فرکانس اصلی، بار دینامیکی نسبی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS افزایش قابل توجهی را تجربه می کند. این افزایش به حداکثر تغییر HVRS در این محدوده فرکانس نسبت داده می شود که کارایی کمک فنر را سرکوب می کند. با این حال، از آنجایی که نیروی میرایی HVRS کمتر از سیستم تعلیق سنتی است، دامنه نسبتاً بزرگتری از بار دینامیکی را به همراه دارد.

پس از تجزیه و تحلیل از شکل ۴ج، آشکار می‌شود که انحراف دینامیکی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS نسبت به تعلیق‌های سنتی، به‌ویژه در فرکانس‌های اول و دوم، افزایش جزئی را نشان می‌دهد. این افزایش به تغییر شکل HVRS در این مناطق فرکانس اولیه نسبت داده می‌شود که کارایی کمک فنرها را در مقایسه با تنظیمات سنتی کاهش می‌دهد. در نتیجه، نسبت میرایی کاهش می یابد و منجر به افزایش جزئی در انحراف دینامیکی سیستم تعلیق می شود. این روند دقیقاً با الگوی مشاهده شده در همخوانی دارد شکل ۲ج

یک تحلیل کمی از تغییرات دامنه مشخصه تعلیق دامنه فرکانس بین دو پیکربندی تعلیق، دامنه شتاب جرم فنر، بار دینامیکی نسبی و انحراف دینامیکی را نشان می‌دهد، همانطور که در جدول ۳.

شایان ذکر است، شتاب جرم فنر کاهش قابل توجهی ۱۶٫۶۷٪ را تجربه کرد، در حالی که بار دینامیکی نسبی ۳٫۵۸٪ افزایش یافت و انحراف دینامیکی ۶٫۱۷٪ افزایش یافت. این نشان می دهد که پیکربندی جدید تعلیق پتانسیل قابل توجهی را در به حداقل رساندن شتاب جرم فنر نشان می دهد، در حالی که بار دینامیکی و سطوح انحراف نسبتاً پایدار را حفظ می کند.

۳٫۳٫ مقایسه مصرف انرژی در حوزه فرکانس بین دو پیکربندی تعلیق

با استفاده از معادلات (۵)، (۶) و (۲۲)-(۲۴)، یک تحلیل مقایسه ای از سرعت کاهنده برای دو پیکربندی تعلیق مجزا انجام می شود. نتایج این مقایسه به صورت گرافیکی در نشان داده شده است شکل ۵، ارائه تجسم واضحی از تفاوت های پروفیل های سرعت بین دو سیستم.

همانطور که در شکل ۵الف، بدیهی است که وقتی فرکانس تحریک به زیر فرکانس می‌رسد

f_{س ساعت}

، سرعت کمک فنر در سیستم تعلیق پیکربندی جدید مجهز به HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی تا حد زیادی بدون تغییر باقی می ماند. نکته قابل توجه، سرعت کمک فنر در HVRS به طور قابل توجهی کمتر است، که نشان دهنده عملکرد فیلتر پایین گذر آن است. در محدوده فرکانس اولیه، HVRS کمترین تأثیر را بر مصرف انرژی کمک فنر از خود نشان می دهد، بنابراین آن را قادر می سازد تا قابلیت های ضربه گیر خود را به طور کامل بهینه کند.

همانطور که نرخ تحریک از فرکانس بیشتر می شود $f_{س تو}$ ، سرعت کمک فنر HVRS به تدریج از کمک فنر تعلیق بیشتر می شود و در ناحیه فرکانس دوم به اوج می رسد. این نشان می‌دهد که کمک فنر HVRS به تدریج در فرکانس‌های بالاتر مؤثر می‌شود و قدرت بیشتری را نسبت به کمک فنر تعلیق تلف می‌کند، که برای کاهش لرزش‌های فرکانس بالا و کاهش مصرف انرژی تعلیق مفید است.

زمانی که نرخ تحریک از $f_{ساعت تو}$ سرعت کمک فنر HVRS به تدریج از سرعت کمک فنر تعلیق سنتی فراتر می رود. این نشان می‌دهد که در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی، کمک فنر HVRS برای فیلتر کردن فرکانس‌های پایین و مسدود کردن فرکانس‌های بالا عمل می‌کند و مصرف انرژی سیستم تعلیق سنتی را در محدوده فرکانس بالا کاهش می‌دهد و در نتیجه کاهش بیشتر ارتعاش را تسهیل می‌کند.

که در شکل ۵ب، آشکار است که وقتی فرکانس تحریک زیر است

f_{س تو}

، سرعت تغییر شکل چرخ ها در هر دو پیکربندی تعلیق تقریباً یکسان است. با این حال، با فراتر رفتن فرکانس تحریک

f_{س تو}

اما در زیر باقی می ماند

f_{ساعت تو}

سرعت تغییر شکل چرخ ها در سیستم تعلیق با پیکربندی HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی به طور قابل توجهی کاهش می یابد. برعکس، زمانی که فرکانس تحریک بیشتر شود

f_{ساعت تو}

سرعت تغییر شکل چرخ ها در سیستم تعلیق با پیکربندی HVRS به طور قابل توجهی افزایش می یابد و از سیستم تعلیق سنتی پیشی می گیرد. با این وجود، همانطور که فرکانس تحریک از فرکانس اصلی دوم فراتر می رود، سرعت تغییر شکل چرخ ها در سیستم تعلیق با پیکربندی HVRS به تدریج کاهش می یابد و در نهایت به ویژگی های تعلیق سنتی نزدیک می شود.

برای ارزیابی پتانسیل HVRS در کاهش مصرف انرژی تعلیق، یک تحلیل مقایسه ای از مصرف انرژی دو پیکربندی تعلیق در حوزه فرکانس انجام شد. از آنجایی که مصرف انرژی سیستم تعلیق صرفاً توسط اجزای داخلی آن تعیین می شود، تحلیل اتلاف انرژی کمک فنرها، چرخ ها و کمک فنرهای HVRS کافی است.

پس از تعیین سرعت خودرو

v

بر اساس ورودی های تصادفی از سطوح مختلف جاده، ضرایب ناهمواری جاده های مختلف

{جی}_{q} (n_{۰})

و فرکانس مکانی مرجع

n_{۰}

، مقدار میانگین مربع سرعت نسبی

پ_{v س ساعت}^{۲}

همانطور که در معادله (۲۵) نشان داده شده است، کمک فنر با سیستم تعلیق جدید را می توان بدست آورد.

$پ_{v س ساعت}^{۲} = {جی}_{\dot{q}} 🔻_{۰}^{\infty} {(|\frac{{ایکس}_{v س ساعت}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + |\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ)))}^{۲} د f$

(۲۵)

در فرمول، ${جی}_{\dot{q}}$ چگالی طیفی توان سرعت عمودی سطح جاده است که مقدار آن برابر است ${جی}_{\dot{q}} = ۴ {پی}^{۲} {جی}_{q} (n_{۰}) n_{۰}^{۲} v$ .

از طریق معادله (۲۵)، توان تلف شده

پ_{س ساعت}

کمک فنر تعلیق با پیکربندی جدید را می توان به صورت معادله (۲۶) محاسبه کرد. به طور مشابه، قدرت

پ_{ساعت تو}

کمک فنر HVRS تعلیق پیکربندی جدید، قدرت

پ_{ساعت تو r}

از چرخ های پیکربندی رمان تعلیق، قدرت

پ_{س تو}

کمک فنر سیستم تعلیق سنتی و قدرت

پ_{تو r}

همانطور که در معادلات (۲۷)، (۲۸)، (۲۹) و (۳۰)، به ترتیب نشان داده شده است، می توان چرخ های تعلیق سنتی را به دست آورد.

$پ_{س ساعت} = ج_{س} {({\dot{z}}_{س} - {\dot{z}}_{ساعت})}^{۲} = ج_{س} پ_{v س ساعت}^{۲}$

(۲۶)

$پ_{ساعت تو} = ج_{ساعت} {({\dot{z}}_{ساعت} - {\dot{z}}_{تو})}^{۲} = ج_{ساعت} {جی}_{\dot{q}} 🔻_{۰}^{\infty} {(|\frac{{ایکس}_{v ساعت تو}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ))}^{۲} د f$

(۲۷)

$پ_{ساعت تو r} = ج_{تو} {({\dot{z}}_{تو} - {\dot{z}}_{r})}^{۲} = ج_{تو} {جی}_{\dot{q}} 🔻_{۰}^{\infty} {(|\frac{{ایکس}_{z ساعت تو r}}{{ایکس}_{z r ساعت}}| پ (اچ) + |\frac{{ایکس}_{z تو r}}{{ایکس}_{z r}}| (۱ - پ (اچ)))}^{۲} د f$

(۲۸)

$پ_{س تو} = ج_{س} {({\dot{z}}_{س} - {\dot{z}}_{تو})}^{۲} = ج_{س} {جی}_{\dot{q}} 🔻_{۰}^{\infty} {(|\frac{{ایکس}_{س د}}{{ایکس}_{z r}}|)}^{۲} د f$

(۲۹)

$پ_{تو r} = ج_{تو} {({\dot{z}}_{تو} - {\dot{z}}_{r})}^{۲} = ج_{تو} {جی}_{\dot{q}} 🔻_{۰}^{\infty} {(|\frac{{ایکس}_{z تو r}}{{ایکس}_{z r}}|)}^{۲} د f$

(۳۰)

پارامترها در ارائه شده است میز ۱ و جدول ۲، فرکانس هایی از ۰٫۱ تا ۱۰۰ هرتز را پوشش می دهد. با استفاده از معادلات (۲۶)-(۳۰)، مصرف انرژی هر دو پیکربندی تعلیق با و بدون HVRS برای تعیین قدرت اتلاف سیستم تعلیق، دمپر، چرخ‌ها و HVRS در سرعت‌های مختلف در سطوح جاده سطح D محاسبه می‌شود. . این نتایج به صورت گرافیکی در بازنویسی شده اند شکل ۶آ. علاوه بر این، شکل ۶b مصرف انرژی هر جزء میرایی سیستم تعلیق پیکربندی جدید را هنگام حرکت با سرعت ۶۰ کیلومتر در ساعت در جاده سطح D نشان می دهد.

همانطور که در شکل ۶الف، با افزایش سرعت وسیله نقلیه، قدرت تلف شده اجزای میرایی سیستم تعلیق بر همین اساس افزایش می یابد. قابل ذکر است که توان تلف شده کمک فنر بدون HVRS از HVRS بیشتر است. برعکس، توان تلف شده چرخ ها با HVRS بیشتر از بدون HVRS است. این پدیده از یک الگو پیروی می کند، همانطور که در معادله (۳۱) مشخص شده است.

$پ_{س تو} > پ_{س ساعت} > پ_{ساعت تو} > پ_{ساعت تو r} > پ_{تو r}$

(۳۱)

برای ارزیابی قابلیت‌های کاهش مصرف انرژی در پیکربندی سیستم تعلیق جدید در حوزه فرکانس، داده‌های مصرف انرژی هر دو پیکربندی را در سرعت‌های مختلف رانندگی در شرایط جاده سطح D جمع‌آوری و ارائه می‌کنیم. جدول ۴. با تجزیه و تحلیل این داده ها، آشکار می شود که تعلیق پیکربندی جدید می تواند به کاهش مصرف انرژی بیش از ۱۰٪ بدون به خطر انداختن ویژگی های تعلیق دست یابد.

۴٫ ویژگی های دامنه زمانی تعلیق با HVRS

۴٫۱٫ فرم پیاده سازی HVRS

تجزیه و تحلیل دامنه فرکانس نشان داده است که ترکیب HVRS در پیکربندی تعلیق در کاهش مصرف انرژی سیستم‌های تعلیق سودمند است. برای تایید این نتیجه‌گیری، اعتبارسنجی عملکرد تعلیق پیکربندی جدید از طریق شبیه‌سازی‌های حوزه زمان و انجام یک تحلیل مقایسه‌ای با تعلیق سنتی ضروری است.

اصول اساسی HVRS تجزیه و تحلیل شده است، به تصویر کشیده شده است شکل ۷a که شامل دو عنصر الاستیک و دو عنصر میرایی است. هنگامی که سیستم تعلیق از نظر استاتیکی متعادل است، دو جزء الاستیک و میرایی HVRS تحت هیچ نیرویی قرار ندارند و در حالت آزاد وجود دارند. با این حال، هنگامی که تعلیق تحت فشار قرار می گیرد، عناصر الاستیک و میرایی که بین b و a1 قرار دارند فعال می شوند. به طور مشابه، در طول گسترش یا فشرده سازی بین b و a2، عناصر الاستیک و میرایی مربوطه بین b و a2 درگیر می شوند. قابل ذکر است که در HVRS سیستم تعلیق، هر دو a1 و a2 به دمپر تعلیق متصل هستند.

اجرای مهندسی HVRS، به تصویر کشیده شده در شکل ۷b، به ترتیب شامل اتصال درگاه های روغن بالایی و پایینی کمک فنر تعلیق به یک دریچه گاز یک طرفه و یک باتری پر از نیتروژن است. در حین حرکت تعلیق، روغن از کمک فنر به دریچه گاز یک طرفه و آکومولاتور HVRS جریان می یابد. این ترتیب HVRS را قادر می سازد تا به عنوان یک فیلتر پایین گذر عمل کند و به طور موثر مصرف انرژی سیستم تعلیق را کاهش دهد. ادغام یک سوپاپ دریچه گاز یک طرفه بسیار مهم است زیرا بازگشت سریع روغن از انباشته به کمک فنر را هنگامی که کمک فنر در جهت مخالف حرکت می کند، تسهیل می کند، بنابراین از کمبود روغن در کمک فنر جلوگیری می کند.

که در شکل ۷ب، سفتی

ک_{ساعت}

HVRS غیرخطی است که با رابطه (۹) متفاوت است. بزرگی سختی

ک_{ساعت}

با ثابت گاز تعیین می شود

متر

، فشار تورم اولیه

پ_{۰}

، طول ستون گاز اولیه

L_{۰}

، قطر پیستون آکومولاتور

D

و جابجایی پیستون

س

. به دلیل افزایش شدید سفتی در انتهای کورس آکومولاتور، معادل استاپر انتهایی است که مزیت استفاده از فنرهای گازی است. محاسبه سختی HVRS در رابطه (۳۲) نشان داده شده است.

$ک_{ساعت} = \frac{پی D^{۲} متر پ_{۰} {L_{۰}}^{متر}}{۴ {(L_{۰} - س)}^{متر + ۱}}$

(۳۲)

۴٫۲٫ مقایسه دامنه زمانی دو پیکربندی تعلیق

در حوزه زمان، مدل‌های شبیه‌سازی برای تعلیق‌های پیکربندی سنتی و جدید با استفاده از پارامترهای مشروح در میز ۱، جدول ۲ و جدول ۵ ساخته می شوند. این مدل ها با پروفیل های جاده ای کلاس D استاندارد با سرعت ۶۰ کیلومتر در ساعت هدایت می شوند. با وارد کردن تنظیمات تعلیق مربوطه، نتایج شبیه سازی شده برای مقایسه ایجاد می شود.

از طریق شبیه‌سازی، منحنی‌هایی که داده‌های متغیر با زمان را برای شتاب جرم فنر، بار دینامیکی نسبی، و انحراف دینامیکی تعلیق دو سیستم تعلیق مجزا نشان می‌دهند، به دست می‌آیند، همانطور که در نشان داده شده است. شکل ۸.

علاوه بر این، تجزیه و تحلیل چگالی طیفی بر روی این پارامترها برای هر دو پیکربندی انجام می‌شود و منحنی‌های چگالی طیفی مقایسه‌ای را به دست می‌دهد که در شکل ۹.

پس از تجزیه و تحلیل از شکل ۸ و شکل ۹بدیهی است که هر دو پیکربندی تعلیق از نظر بار دینامیکی نسبی و اعوجاج دینامیکی وابسته به زمان ویژگی‌های مشابهی را نشان می‌دهند. قابل توجه است که کاهش قابل توجهی در شتاب جرم فنر وجود دارد. با این حال، تفاوت‌ها در ویژگی‌های حوزه فرکانس آن‌ها به وجود می‌آیند، اگرچه شباهت زیادی به مواردی که در آن توضیح داده شده است شکل ۴.

از نظر شتاب‌های جرمی فنر، اشاره می‌شود که، زیر یک فرکانس آستانه مشخص $f_{س y}$ چگالی طیفی در باند فرکانس اولیه در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی در پیکربندی جدید دارای HVRS افزایش جزئی را تجربه می‌کند. با این حال، فراتر از آستانه $f_{س y}$ ، توزیع طیفی شتاب جرم فنر در تعلیق HVRS نسبت به تعلیق سنتی کاهش قابل توجهی دارد. این کاهش به ویژه در محدوده فرکانس از $f_{س y}$ به دومین فرکانس اصلی، بارزترین کاهش را نشان می دهد.

با توجه به بارهای دینامیکی نسبی، زمانی که نرخ تحریک کمتر است $f_{س y}$ در باند فرکانس اولیه، چگالی طیفی بارهای دینامیکی نسبی در ساختار جدید با HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی، افزایش جزئی را نشان می‌دهد. زمانی که فرکانس تحریک بیشتر از فرکانس باشد $f_{س y}$ اما کمتر از فرکانس $f_{تو z}$ ، چگالی نسبی طیف بار دینامیکی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی به طور قابل توجهی کاهش می یابد. با پیشی گرفتن $f_{تو z}$ چگالی طیفی بارهای دینامیکی نسبی در ساختار تعلیق جدید با HVRS به طور قابل‌توجهی در محدوده فرکانس دوم افزایش می‌یابد.

برای انحراف دینامیکی، چگالی طیفی انحراف دینامیکی تعلیق پیکربندی جدید با HVRS در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی نسبتاً بدون تغییر باقی می‌ماند.

یک تحلیل مقایسه ای از مصرف انرژی هر جزء میرایی برای دو پیکربندی تعلیق در سطح جاده سطح D با سرعت ۶۰ کیلومتر در ساعت در شکل ۱۰.

علاوه بر این، شکل ۱۱a مقایسه ای از میانگین مصرف برق در هر جزء میرایی را نشان می دهد. علاوه بر این، شکل ۱۱b درصد تجزیه مصرف انرژی را برای هر جزء میرایی در پیکربندی سیستم تعلیق جدید نشان می دهد.

جدول ۶ مقایسه جامعی از پارامترهای مختلف بین دو پیکربندی تعلیق، از جمله ریشه میانگین مقادیر مربع شتاب جرم فنر ارائه می‌کند.

پ_{{\ddot{z}}_{س}}

، بار دینامیکی نسبی

پ_{{اف}_{د} / {جی}_{j}}

، انحراف دینامیکی

پ_{س_{د}}

و همچنین میانگین مصرف برق سیستم تعلیق

{\bar{پ}}_{س}

، مصرف برق کمک فنر

{\bar{پ}}_{ج}

، مصرف برق چرخ

{\bar{پ}}_{تو}

و مصرف برق HVRS

{\bar{پ}}_{ساعت}

تجزیه و تحلیل نشان می دهد که پیکربندی جدید تعلیق نه تنها شتاب جرم فنر را کاهش می دهد، بلکه به کاهش قابل توجهی در مصرف انرژی نیز دست می یابد. این یک راه حل مناسب برای مسئله افزایش مصرف انرژی تعلیق های سنتی بالاتر از فرکانس های خاص، که اغلب با بدتر شدن شتاب جرم فنر همراه است، ارائه می دهد.

در مقایسه، پیکربندی جدید کاهش ۷٫۰۴ درصدی در شتاب جرم فنر را در مقایسه با تنظیم سنتی نشان می‌دهد. در حالی که بار دینامیکی نسبی و انحراف دینامیکی اندکی به ترتیب ۱٫۹۲% و ۱٫۵۹% افزایش یافته‌اند، این افزایش‌ها کمترین تاثیر را بر پایداری هندلینگ خودرو دارند.

علاوه بر این، پیکربندی جدید ویژگی های مشابه سیستم تعلیق سنتی را حفظ می کند، اما کاهش قابل توجه ۱۰٫۴۷ درصدی در مصرف انرژی را به همراه دارد. الگوی مصرف انرژی هر جزء میرایی در هر دو پیکربندی به روند مشخص شده در معادله (۳۱) پایبند است. نکته قابل توجه، پیکربندی HVRS در مقایسه با راه‌اندازی سنتی منجر به مصرف برق کمی بالاتر چرخ می‌شود.

مهمتر از همه، تجزیه مصرف انرژی هر جزء میرایی در پیکربندی جدید، به دست آمده از شبیه‌سازی‌های حوزه زمان، با نتایج به‌دست‌آمده از محاسبات حوزه فرکانس همسو است. این اعتبار بر دقت و قابلیت اطمینان مدل نظری زیربنای پیکربندی سیستم تعلیق جدید تاکید می کند.

در واقع درست است که پیکربندی جدید تعلیق کاهش قابل توجهی در مصرف انرژی ارائه می دهد. با این حال، این پیشرفت با لزوم ترکیب ساختار کاهش ارتعاش با فرکانس بالا (HVRS) همراه است که به طور قابل‌توجهی هزینه‌ها را افزایش می‌دهد. علاوه بر این، افزودن HVRS ساختار تعلیق را پیچیده می کند و نگهداری و مدیریت آن را چالش برانگیزتر می کند. علاوه بر این، دوام طولانی مدت ساختار HVRS، که مسئول جذب ارتعاشات فرکانس بالا است، همچنان یک نگرانی است که باید به آن توجه شود. با این وجود، این چالش‌ها حوزه‌هایی هستند که تیم تحقیق و توسعه پیکربندی سیستم تعلیق جدید به طور فعال در آینده با هدف ایجاد تعادل بهینه بین عملکرد، هزینه و دوام به بررسی و غلبه بر آن‌ها می‌پردازد. در آینده، کمک فنر HVRS یکپارچه، که دارای عملکرد برتر، هزینه کم و قابلیت اطمینان بالا است، به عنوان یک جهت تحقیقاتی قابل توجه ظاهر خواهد شد.

انتظار می رود که معرفی این پیکربندی تعلیق جدید در مقایسه با سیستم تعلیق سنتی، تغییرات قابل توجهی را در استراتژی کنترل ایجاد کند. به طور خاص، استفاده از HVRS به طور قابل توجهی ارتعاشات با فرکانس بالا دریافت شده توسط کمک فنر را کاهش می دهد و اجرای کنترل تعلیق فعال را تسهیل می کند. علاوه بر این، برای کنترل نیمه فعال، اثر فیلتر پایین گذر HVRS در محدوده فرکانس بالا به طور قابل توجهی سرعت کمک فنر را کاهش می دهد و نیاز به تغییرات قابل توجهی در الگوریتم کنترل نیمه فعال دارد. در نتیجه، استراتژی‌های کنترل فعال/نیمه فعال که برای تعلیق HVRS طراحی شده‌اند، یک جهت تحقیقاتی مهم را نشان می‌دهند.

۵٫ نتیجه گیری ها

این مطالعه با استفاده از تحقیقات مربوط به سیستم‌های تعلیق سنتی و پیکربندی‌های تعلیق بازخورد انرژی، یک پیکربندی تعلیق نوآورانه را برای کاهش مصرف انرژی تعلیق‌های سنتی معرفی می‌کند. هر دو تجزیه و تحلیل دامنه فرکانس و زمان تأیید می کنند که این پیکربندی تعلیق جدید به طور موثر مصرف انرژی را کاهش می دهد و در عین حال قابلیت میرایی ارتعاش را افزایش می دهد. نتایج خاص را می توان به صورت زیر خلاصه کرد:

(۱) تنظیم سنتی تعلیق منجر به افزایش در شتاب جرم فنر و مصرف انرژی فراتر از f_و فرکانس.

(۲) پیکربندی جدید تعلیق از پیکربندی سنتی بهتر عمل می کند و هم شتاب جرم فنر و هم مصرف انرژی تعلیق را در حوزه فرکانس کاهش می دهد.

(۳) شبیه‌سازی‌های حوزه زمان کاهش ۷٫۰۴ درصدی در شتاب جرم فنر را با پیکربندی جدید در مقایسه با پیکربندی سنتی نشان می‌دهند. در حالی که بار دینامیکی نسبی و انحراف به ترتیب افزایش جزئی ۱٫۹۲% و ۱٫۵۹% را نشان می‌دهند، صرفه‌جویی کلی انرژی بر این موارد برتری دارد.

(۴) شبیه‌سازی‌های حوزه زمان نشان می‌دهند که، هنگام سفر با سرعت ۶۰ کیلومتر در ساعت در جاده‌های سطح D، پیکربندی سیستم تعلیق جدید نسبت به حالت سنتی انرژی کمتری مصرف می‌کند و به کاهش ۱۰٫۴۷ درصدی در مصرف انرژی تعلیق دست می‌یابد.

(۵) دمپر HVRS یکپارچه با عملکرد برتر، هزینه کم و قابلیت اطمینان بالا یک جهت تحقیقاتی مهم در آینده خواهد بود.

(۶) کنترل فعال/نیمه فعال بر اساس تعلیق HVRS یک جهت تحقیقاتی مهم خواهد بود.

در آینده، تحقیقات گسترده ای در مورد الگوریتم های تعلیق و کنترل HVRS، با تمرکز بر دستیابی به مقرون به صرفه بودن و قابلیت اطمینان بالا انجام خواهد شد و در نهایت پتانسیل عملکرد پیکربندی تعلیق HVRS را به حداکثر می رساند.

منبع:
۱- shahrsaz.ir , پایداری | متن کامل رایگان | تحقیق در مورد پیکربندی کاهش لرزش کارآمد تعلیق برای کاهش موثر مصرف انرژی
,۲۰۲۴-۰۵-۱۷ ۰۳:۳۰:۰۰
۲- https://www.mdpi.com/2071-1050/16/10/4208

پایداری | متن کامل رایگان | تحقیق در مورد پیکربندی کاهش لرزش کارآمد تعلیق برای کاهش موثر مصرف انرژی

۱٫ معرفی

۲٫ تجزیه و تحلیل مصرف انرژی تعلیق سنتی

۳٫ پیکربندی جدید تعلیق با کاهش ارتعاش کارآمد

۳٫۱٫ تعلیق پیکربندی رمان

۳٫۲٫ ویژگی های طیفی پیکربندی رمان

۳٫۳٫ مقایسه مصرف انرژی در حوزه فرکانس بین دو پیکربندی تعلیق

۴٫ ویژگی های دامنه زمانی تعلیق با HVRS

۴٫۱٫ فرم پیاده سازی HVRS

۴٫۲٫ مقایسه دامنه زمانی دو پیکربندی تعلیق

۵٫ نتیجه گیری ها

انرژی , برای , پایداری , پیکربندی , تحقیق , تعلیق , در , رایگان , کارآمد , کامل , کاهش , لرزش , متن , مصرف , موثر , مورد

لغو پاسخ