đồ án tốt nghiệp lý thuyết ô tô – máy kéo

1

BỘ CÔNG THƯƠNG
TRƯỜNG CĐCN VIỆT ĐỨC




TÀI LIỆU HỌC TẬP

Học phần

LÝ THUYẾT Ô TÔ – MÁY KÉO

(Lưu hành nội bộ)

Năm 2012









2

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU……………………………………………………………………………… 3
CHƯƠNG 1. LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ……………………………….4
1.1.Đường đặc tính tốc độ của động cơ 4
1.2. Lực kéo tiếp tuyến của ô tô 7
1.3. Lực bám của bánh xe chủ động và hệ số bám 9
1.4. Lực cản chuyển động của ô tô 10
CHƯƠNG 2. ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE……………………… 16
2.1. Khái niệm về các loại bán kính bánh xe và lốp 16
2.3. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe trong mặt phẳng dọc 19
2.4. Hệ số phân bố tải trọng lên ô tô 21
2.5. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng trong mặt phẳng ngang 22
CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ……………………………………….32
3.1. Cân bằng sức kéo của ô tô 32
3.2. Sự cân bằn công suất của ô tô 34
3.3. Nhân tố động lực học của ô tô 37
3.4. Sự tăng tốc của ô tô 39
3.5. Tính toán sức kéo của ô tô 43

CHƯƠNG 4. PHANH Ô TÔ……………………………………………………………… 46
4.1. Giới thiệu chung 46
4.2. Lực tác dụng lên ô tô khi phanh 46
4.3. Điều kiện đảm bảo phanh tối ưu 47
4.4. Các chỉ tiêu đánh giá chất lượng quá trình phanh 48
4.5. Điều hòa lực phanh – Phanh không mở ly hợp 50
CHƯƠNG 5. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ……………………………………………… 60
5.1 Tính ổn định dọc của ô tô 60
5.2 Tính ổn định ngang của ô tô 62
CHƯƠNG 6. TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA ÔTÔ………………………………… 66
6.1 Động học và động lực học quay vòng của ô tô 66
6.2. Ảnh hưởng của sự đàn hồi lốp đến tính năng quay vòng của ô tô 68
6.3 Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng 71
6.4. Góc doãng và độ chụm của bánh xe dẫn hướng 73
CHƯƠNG 7. DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ…………………………………………………….75
7.1. Tính êm dịu chuyển động của ô tô 75
7.2. Sơ đồ dao động tương đương của ô tô 76
7.3. Phương trình dao động của ô tô 78
7.4. Dao động của cầu dẫn hướng 83
TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………………………… 86

3

LỜI NÓI ĐẦU
Trong đào tạo kỹ sư và cử nhân cao đẳng nghành Công nghệ ô tô. Học phần:
Lý thuyết Ô tô – Máy kéo là học phần bắt buộc. Với mục tiêu trang bị cho người học
những kiến thức về các thành phần lực và mô men tác động lên Ô tô – Máy kéo,
cũng như các vấn đề về động học, động lực học của các hệ thống, cơ cấu trên xe.
Ngoài ra còn đánh giá các tính năng của động cơ, tính ổn định, tính dẫn hướng và
mức độ dao động của Ô tô – Máy kéo.
Trong điều kiện hiện nay, trường CĐCN Việt Đức mới chỉ có các giáo trình Lý
thuyết Ô tô – Máy kéo mang tính chất là tài liệu tham khảo (Dùng cho đào tạo kỹ sư
ô tô) của các trường Đại học. Nên không phù hợp với trình độ đào tạo cho đối tượng
là sinh viên hệ Cao đẳng theo học tại trường.
Đứng trước nhu cầu cấp bách: Sinh viên cần được trang bị tài liệu học tập phù hợp
với trình độ được đào tạo. Nên tác giả đã lựa chọn biên soạn cuốn tài liệu học tập đối
với học phần:
LÝ THUYẾT Ô TÔ – MÁY KÉO.
Nhằm giúp cho quá trình dạy và học, cũng như quá trình tự nghiên cứu của sinh viên
nghành công nghệ ô tô học tập tại trường có được tài liệu học tập phù hợp, nhất là với
đối tượng đào tạo theo hệ thống tín chỉ.

Cấu trúc của sản phẩm: Gồm 07 chương được phân bổ theo chương trình chi tiết có
thời lượng 03 tín chỉ, nội dung được sàng lọc và biên soạn một cách dễ hiểu, lô gic.
CHƯƠNG I. LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ.
CHƯƠNG II. ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE.
CHƯƠNG III. TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ.
CHƯƠNG IV.PHANH Ô TÔ.
CHƯƠNG V. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ.
CHƯƠNG VI. TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA Ô TÔ
CHƯƠNG VII. DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ.
Trong quá trình biên soạn tài liệu, tác giả xin chân thành cảm ơn sự đóng góp
quý báu của các thầy cô giáo trong Khoa Cơ khí động lực – Trường CĐCN Việt Đức,
hội đồng khoa học nhà trường.
Tuy nhiên trong nội dung tài liệu không tránh khỏi những thiếu sót, rất mong nhận
được sự góp ý của các thầy cô giáo và các bạn đồng nghiệp.
Mọi ý kiến góp ý xin gửi về địa chỉ: hoặc Bộ môn Lý thuyết –
Khoa Cơ khí động lực – Trường CĐCN Việt Đức.
Xin chân thành cảm ơn.

4

CHNG 1. LC V Mễ MEN TC DNG LấN ễ Tễ
1.1.ng c tớnh tc ca ng c
Động cơ đặt trên các máy kéo và ô tô chủ yếu là động cơ đốt trong loại pitông. Các
chỉ tiêu năng l-ợng và tính kinh tế của động cơ đ-ợc thể hiện rõ trên đ-ờng đặc tính làm
việc của nó. Đ-ờng đặc tính của động cơ sẽ chi phối đặc điểm cấu tạo và tính năng sử dụng
của ô tô máy kéo. Vì vậy cần thiết phải nắm vững các đ-ờng đặc tính của động cơ để giúp
cho việc giải quyết vấn đề cơ bản trong lý thuyết ô tô máy kéo nh- nghiên cứu các tính năng
kéo và tính năng động lực học của máy kéo.
Các đ-ờng đặc tính của động cơ có thể chia làm 2 loại : đ-ờng đặc tính tốc độ và
đ-ờng đặc tính tải trọng.
Đ-ờng đặc tính tốc độ là đồ thị chỉ sự phụ thuộc của công suất hiệu dụng N
e
, mô men
quay M
e
, chi phí nhiên liệu giờ G
T
và chi phí nhiên liệu riêng g
e
(l-ợng chi phí nhiên liệu để
sản ra một đơn vị công suất hiệu dụng) theo số vòng quay n hoặc theo tốc độ góc của trục
khuỷu.
Các loại động cơ Diesel lắp trên máy kéo đều có bộ điều tốc (máy điều chỉnh tốc độ)
để duy trì tốc độ quay của trục khuỷu khi tải trọng ngoài (mô men cản M

c
) thay đổi. Đ-ờng
đặc tính tốc độ của động cơ Diesel phụ thuộc rất lớn vào đặc ítnh của bộ điều tốc, do đó nó
còn gọi là đ-ờng đặc tính tự điều chỉnh.
Cú hai loi ng c tớnh tc :
Đ-ờng đặc tính tốc độ ngoài, gọi tắt là đ-ờng đặc tính ngoài.
Đ-ờng đặc tính cục bộ.
Các đ-ờng đặc tính của động cơ nhận đ-ợc bằng cách khảo nghiệm trên các thiết bị
chuyên dùng (bàn khảo nghiệm động cơ).
Đ-ờng đặc tính ngoài của động cơ nhận đ-ợc khi khảo nghiệm động cơ ở chế độ
cung cấp nhiên liệu cực đại, tức là khi đặt tay th-ớc nhiên liệu (ở động cơ điêden) ở vị trí cực
đại hoặc mở hoàn toàn b-ớm ga (ở động cơ xăng). Nếu tay th-ớc (Thanh rng) nhiên liệu
hoặc b-ớm ga đặt ở vị trí trung gian sẽ nhận đ-ợc đ-ờng đặc tính cục bộ. Nh- vậy ở các
động cơ lắp bộ điều tốc đa chế (máy điều chỉnh mọi chế độ) sẽ có một đ-ờng đặc tính
ngoài và vô vàn đ-ờng đặc tính cục bộ tùy thuộc vào vị trí tay ga.
1.1.1. ng c tớnh tc ngoi ca ng c Xng

Hỡnh 1.1 ng c tớnh ngoi ca ng c xng
a. Khụng cú b hn ch s vũng quay b. Cú b hn ch s vũng quay
Loi ng c ny thng c dựng trờn xe du lch v ụi khi c dựng trờn xe khỏch.







5

Số vòng quay n

min
của trục khuỷu là số vòng quay nhỏ nhất mà động cơ có thể làm
việc ổn định ở chế độ toàn tải.
Khi tăng số vòng quay thì mô men và công suất của động cơ tăng lên. Mômen xoắn
đạt giá trị cực đại M
max
ở số vòng quay n
M
và công suất đạt giá trị cực đại N
max
, M
max
ở số
vòng quay n
N
và n
M
. Các giá trị N
max
, M
max
và số vòng quay tương ứng với các giá trị trên
n
N
và n
M
được chỉ dẫn trong các đặc tính kỹ thuật của động cơ. Động cơ ô tô làm việc chủ
yếu trong vùng n
M
- n

N.
Khi tăng số vòng quay của Trục khuỷu lớn hơn giá trị n
N
công suất sẽ giảm, chủ yếu
là do khả năng nạp hỗn hợp khí cháy kém đi và do tổn thất ma sát trong động cơ. Ngoài ra
khi tăng số vòng quay sẽ làm tăng tải trọng động gây hao mòn nhanh các chi tiết của động
cơ. Vì thế khi thiết kế ô tô du lịch thì số vòng quay của Trục khuỷu động cơ tương ứng với
tốc độ cực đại của xe đi trên đường nhựa tốt nằm ngang không quá 10 ÷ 20% so với số vòng
quay n
N
.
Đối với động cơ Xăng đặt trên xe tải thường có bộ phận hạn chế số vòng quay Trục
khuỷu nhằm tăng tuổi thọ của động cơ. Bộ hạn chế số vòng quay làm giảm lượng nhiên liệu
cung cấp cho động cơ, do đó công suất và mômen của động cơ sẽ giảm và số vòng quay của
Trục khuỷu sẽ nhỏ hơn giá trị n
N
.
Trên đồ thị b: Đường nét đứt ứng với động cơ không có bộ hạn chế số vòng quay, còn nét
liền ứng với động cơ có bộ phận hạn chế số vòng quay.
1.1.2. Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ Diesel
Động cơ Diesel thường được dùng trên xe tải, xe khách và ngày nay dùng cho cả xe
du lịch. Trên động cơ này thường dùng bộ điều tốc hai chế dộ hoặc nhiều chế độ (Đa chế
độ).
Với bộ điều tốc nhiều chế độ sẽ giữ cho chế độ làm việc của động cơ ở vùng tiêu
hao nhiên liệu riêng ít nhất.(hình 1.2)
Ở hành trình không tải động cơ có số vòng
quay chạy không n
ck
. Khi xuất hiện tải
trọng thì bộ điều tốc sẽ tăng lượng nhiên

liệu cung cấp vào các xi lanh động cơ, nhờ
vậy công suất và mômen quay của động cơ
tăng lên, đồng thời số vòng quay của Trục
khuỷu động cơ có giảm đi. Khi thanh răng
của Bơm cao áp dịch chuyển tới vị trí tính
toán nhất định
(Do tác dụng của bộ điều tốc) tương ứng
với điểm tiêu hao nhiên liệu riêng ít nhất thì
công suất của động cơ đạt giá trị cực đại
(Điểm b trên đồ thị). Hình 1.2: Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ Diesel
Công suất cực đại của động cơ khi làm việc có bộ điều tốc gọi là công suất định mức
của động cơ N
n
còn mômen xoắn ứng với công suất cực đại gọi là mômen xoắn định mức
M
n
, số vòng quay ứng với công suất cực đại là số vòng quay định mức n
n
. Khoảng biến
thiên tốc độ n
ck
– n
n
phụ thuộc vào độ không đồng đều của bộ điều tốc.
Các đường đồ thị nằm trong khoảng tốc độ từ n
ck
– n
n
gọi các đường đồ thị có điều
tốc, còn các đường nằm trong khoảng tốc độ n

n
– n
M
gọi đường đồ thị không có điều tốc.
Ở vùng tốc độ từ n
ck
– n
n
các đường N
e
và M
e
có dạng đường thẳng. Đối với máy kéo
động cơ làm việc ở gần vùng công suất định mức.
Để xét khả năng thích ứng của động cơ đối với sự tăng tải do ngoại lực tác dụng khi
ô tô, máy kéo làm việc người ta đưa ra hệ số thích ứng của động cơ theo mômen xoắn và
xác định bằng công thức:







6

n
max
M
M

k
(1-1)
trong đó : k – Hệ số thích ứng của động cơ theo mômen xoắn
M
max
- Mô men quay cực đại của động cơ;
M
n
- Mô men quay định mức của động cơ.
Đối với từng loại động động cơ, hệ số thích ứng theo mômen xoắn như sau:
Các động cơ Diesel không có phun đậm đặc: k = 1.1  1,15.
Các động cơ Diesel có phun đậm đặc: k = 1.1  1,25.
Động cơ Xăng k
M
= 1,1  1,35.
Lưu ý: Tiêu chuẩn thử động cơ để nhận được đường đặc tính ngoài ở mỗi nước một khác,
vì vậy cùng một loại động cơ nhưng thử ở các tiêu chuẩn khác nhau sẽ cho những giá trị
công suất khác nhau.
Bảng 1.1 Trình bày tiêu chuẩn thử động cơ của một số nước phát triển.

Ký hiệu tiêu
chuẩn thử và
tên nước

Các thiết bị tháo ra khi thử
Điều kiện thử
Áp suất
mmHg
Nhiệt
độ

o
C
Độ ẩm
tương
đối %
ГOCT ( Nga )
Bộ tiêu âm, két nước , quạt gió, các
thiết bị phục vụ cho gầm xe ( máy
nén khí , bơm của cường hóa lái
v.v)

760

20

50
DIN
(CHLB Đức)
Két nước, các thiết bị phục vụ cho
gầm xe
760

20
50
SAE ( Mý
trước 1974 )
Bộ tiêu âm, bộ lọc không khí, máy
phát điện , két nước, quạt gió, các
thiết bị phục vụ cho gầm xe

746,5

29,4

50
SAE ( Mỹ
sau năm 1974)
Két nước, các thiết bị phục vụ cho
gầm xe
729
29,4
50
BS ( Anh )
Két nước , các thiệt bị phục vụ cho
gầm xe
749
29,4
50

CSN (Tiệp
Khắc cũ )

Két nước

760

20

Không
tính

đến
JIS ( Nhật )
Bộ tiêu âm, két nước , các thiết bị
phục vụ cho gầm xe
760
15
50
Từ bảng 1.1 ta thấy rằng, khi thử động cơ xăng theo ГOCT ( Nga ): Công suất cực
đại lớn hơn khoảng 10% so với khi thử theo DIN (CHKLB Đức), và lớn hơn 12% so với
khi thử theo SAE ( Mỹ sau năm 1974 ). Công suất cực đại của động cơ Diesel khi thử theo
ГOCT cũng lớn hơn 8 % so với khi thử theo DIN (CHLB Đức), 6 % so với khi thử theo
BS (Anh) và 3 % so với khi thử theo JIS (Nhật ).
Như vậy khi sử dụng đường đặc tính ngoài nhận được bằng thực nghiệm để tính toán
sức kéo cần biết rõ các đường đặc tính đó nhận được theo tiêu chuẩn thử nào.
Trên thực tế, động cơ đặt cơ đặt trên ô tô, máy kéo sẽ phát ra công suất thấp hơn
công suất cực đại nhận được trên bệ thử. Công suất thực tế sẽ bằng công suất nhận được
trên bệ thử nhân với hệ số α.







7

Hệ số này có giá trị nhỏ hơn 1 và nó phụ thuộc vào loại tiêu chuẩn thừa nhận khi thử,
loại động cơ được dùng, loại xe cần đặt động cơ, điều kiện sử dụng và chế độ tải trọng.
Khi tính toán gần đúng có thể lấy: α = 0,8 ÷ 0,9.
1.1.3. Xây dựng đường đặc tính theo công thức S.R. LAY DECMAN

Đường đặc tính tốc độ ngoài được sử dụng như một tài liệu kỹ thuật để đánh giá tính
năng kinh tế - kỹ thuật của động cơ. Trong lý thuyết ô tô - máy kéo thường được sử dụng
để tính toán tính năng kéo và tính năng động lực học hoặc sử dụng để tính toán các chỉ tiêu
sử dụng các liên hợp máy kéo (máy kéo liên hợp, máy công tác).
Việc xây dựng chính xác đường đặc tính của động cơ chỉ có thể tiến hành bằng thực
nghiệm. Tuy nhiên, nếu chấp nhận độ chính xác tương đối cũng có thể sử dụng phương
pháp giải tích kết hợp sử dụng một số công thức hoặc hệ số thực nghiệm. Một trong những
công thức hay được sử dụng là công thức S.R. Lay Đecman, có dạng như sau :

N N a
n
n
b
n
n
c
n
n
e n
n n n
 






















2 3
(1 - 2)
Trong đó :
N
e
, n - Công suất hiệu dụng và tốc độ quay của động cơ ứng với một điểm bất kỳ trên đường
đặc tính ngoài
N
n
, n
n
- Công suất định mức (công suất cực đại) và số vòng quay định mức.
a, b, c - Các hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ;
Động cơ Xăng: a = b = c = 1.
Động cơ Diesel 2 kỳ a = 0,87; b = 1,13; c = 1;
Động cơ Diesel 4 kỳ có buồng cháy trực tiếp: a = 0,5; b = 1,5; c = 1.
Động cơ Diesel 4 kỳ có buồng cháy dự bị: a = 0,6; b = 1,4; c = 1.
Động cơ Diesel 4 kỳ có buồng cháy xoáy lốc: a = 0,7; b = 1,3; c = 1

Cho các trị số n
e
khác nhau, dựa theo công thức ( 1-2 ) sẽ tính được công suất N
e
tương
ứng và từ đó vẽ được đồ thị N
e
= f(n
e
) .
Có các giá trị N
e
và n
e
có thể tính được các giá trị mômen xoắn M
e
của động cơ
theo công thức sau :

M
N
n
e
e

10
1 047
4
,
(1 - 3)

Trong đó : N
e
- Công suất động cơ, KW.
n - Số vòng quay của trục khuỷu, v/ph.
M
e
- Mô men xoắn của động cơ, Nm.
Nhờ có các giá trị N
e
, M
e
tương ứng với các giá trị n ta có thể vẽ đồ thị hàm N
e
= f(n) và M
e
= f’(n) thông qua công thức (1 - 2) và (1 - 3)
Như vậy, sau khi xây dựng được đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ chúng ta
mới có cơ sở để nghiên cứu tính chất động lực học của ô tô , máy kéo.
1.2. Lực kéo tiếp tuyến của ô tô
Công suất của động cơ được truyền đến bánh xe chủ động của ô tô, máy kéo thông
qua hệ thống truyền lực. Khi truyền công suất bị tổn hao do ma sát trong hệ thống truyền
lực và công suất của bánh xe chủ động nhỏ hơn công suất của động cơ phát ra. Công suất
của bánh xe chủ động thể hiện qua 2 thông số là mômen xoắn và số vòng quay của bánh xe
chủ động. Nhờ có mômen xoắn truyền tới bánh xe chủ động và nhờ sự tiếp xúc giữa bánh xe
chủ động với mặt đường sẽ phát sinh lực kéo tiếp tuyến hướng theo chiều chuyển động.
Lực kéo tiếp tuyến P
k
chính là lực mà mặt đường tác dụng lên bánh xe.
1.2.1. Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực được xác định theo công thức sau :

8


(1 – 4)
i
t
- Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực
n
e
, ω
e
- Số vòng quay và tốc độ góc của trục khuỷu động cơ
n
b
, ω
b
- Số vòng quay và tốc độ góc của bánh xe chủ động
Về mặt kết cấu của ôtô thì tỷ số truyền của hệ thống truyền lực bằng tích các tỷ số truyền
của các cụm trong hệ thống truyền lực:
i
t
= i
h .

i
p .
i
o .
i
c

i
h
- Tỷ số truyền của hộp số chính
i
p
- Tỷ số truyền của hộp số phụ
i
o
- Tỷ số truyền của truyền lực chính
i
c
- Tỷ số truyền của truyền lực cuối cùng (thường có ở máy kéo)
Hộp số chính của ô tô, máy kéo thường có nhiều cấp số, còn hộp số phụ thường có 2 cấp.
Tùy theo vị trí cần số của hộp số chính và hộp số phụ ta sẽ có các tỷ số truyền i
t
khác nhau.
1.2.2. Hiệu suất của hệ thống truyền lực
Công suất của động cơ truyền đến bánh xe chủ động bị mất mát do ma sát của các chi
tiết và do khuấy dầu. Công suất truyền đến bánh xe chủ động sẽ là:
N
k
= N
e

- N
t

N
k
- Công suất truyền đến bánh xe chủ động
N
t
- Công suất tiêu hao do ma sát và do khuấy dầu.
Hiệu suất của hệ thống truyền lực là tỷ số giữa công suất truyền tới bánh xe chủ động
và công suất hữu ích của động cơ N
e
:
η
t
= N
k
/N
e
= (N
e
- N
t
)/N
e
= 1- N
t
/N
e

Hiệu suất của của hệ thống truyền lực phụ thuộc vào nhiều thông số và điều kiện làm việc
của ô tô, như : Chế độ tải trọng, tốc độ chuyển động, chất lượng chế tạo chi tiết, độ nhớt của
dầu bôi trơn
Hiệu suất của hệ thống truyền lực có thể xác định bằng tích số hiệu suất của các cụm
trong hệ thống truyền lực: η
t
= η
l
. η
h
. η
p
. η
cd
. η
o
. η
c

η
l
- Hiệu suất của ly hợp (coi như = 1),
η
h -
Hiệu suất của hộp số chính
η
p-
Hiệu suất của hộp số phụ
η
cd-

Hiệu suất của các đăng
η
o -
Hiệu suất của cầu chủ động
η
c -
Hiệu suất của truyền lực cuối cùng
Thường hiệu suất của hệ thống truyền lực η
t
được xác định bằng thực nghiệm.
Loại xe
Giá trị trung bình của η
t
Ô tô du lịch
Ô tô tải với truyền lực chính 1 cấp
Ô tô tải với truyền lực chính 1 cấp
Máy kéo
0,93
0,89
0,85
0,88

1.2.3. Mômen xoắn ở bánh xe chủ động và lực kéo tiếp tuyến
Khi ôtô chuyển động ổn định, mômen xoắn ở bánh xe chủ động M
k
được xác định
như sau:
b
e
b

e
t
n
n
i










9

M
k
= M
e
.i
t
. η
t

Quá trình tác động tương hỗ giữa
bánh xe với mặt đường hoặc đất xảy ra rất
phức tạp, song về nguyên lý làm việc của
bánh xe chủ động có thể biểu diễn như

hình bên.
Dưới tác dụng của mô men chủ
động M
k
bánh xe tác động lên mặt đường
một lực tiếp tuyến P (không vẽ trên hình),
ngược lại mặt đường tác dụng lên bánh xe một phản lực tiếp tuyến P
k
cùng chiều chuyển
động với máy kéo và có giá trị bằng lực P (P
k
= P).
Phản lực P
k
có tác dụng làm cho máy chuyển động.
Do vậy phản lực tiếp tuyến P
k
được gọi là lực kéo tiếp tuyến, đôi khi còn được gọi là lực
chủ động.
Về bản chất, lực kéo tiếp tuyến là phản lực của đất tác dụng lên bánh xe do mô men
chủ động gây ra, có chiều cùng với chiều chuyển động của máy kéo.
Giá trị lực kéo tiếp tuyến khi máy kéo chuyển động ổn định được xác định theo công thức
P
k
=
M
r
M i
r
k

k
e m
k


(1 - 5)
Trong đó : M
k
 Mô men chủ động.
M
e
 Mô men quay của động cơ.
i, 
m
Tỷ số truyền và hiệu suất cơ học của hệ thống truyền lực.
r
k
 Bán kính của bánh xe chủ động.
Lực kéo tiếp tuyến sẽ đạt giá trị cực đại P
kmax
khi sử dụng số truyền có tỷ số truyền lớn nhất
i = i
max
và mô men quay động cơ đạt giá trị lớn nhất M
e
= M
max
, nghĩa là :
P
kmax

=
M i
r
e m
k
max max

(1 - 6)
Nhờ có lực kéo tiếp tuyến P
k
nên ô tô, máy kéo có thể thắng được lực cản để chuyển động.
1.3. Lực bám của bánh xe chủ động và hệ số bám
Như đã phân tích ở trên, sự xuất hiện lực kéo tiếp tuyến P
k
là do kết quả của tác
động tương hỗ giữa bánh xe và mặt đường. Do đó giá trị lớn nhất của lực kéo tiếp tuyến
không chỉ phụ thuộc vào khả năng cung cấp mô men quay từ động cơ mà còn phụ thuộc vào
khả năng bám của bánh xe với đất hoặc mặt đường. Khi bánh xe không còn khả năng bám
sẽ xảy ra hiện tượng trượt quay hoàn toàn, lúc đó trị số của lực kéo tiếp tuyến cũng đạt đến
giá trị cực đại.
Giá trị cực đại của lực kéo tiếp tuyến theo khả năng bám của bánh xe được gọi là lực
bám P

, nghĩa là:
P

= P
kmax

Về bản chất, lực bám được tạo thành bởi 2 thành phần chính : Lực ma sát giữa bánh

xe và mặt đường; sức chống cắt của đất được sinh ra do tác động của các mấu bám. Khi
chuyển động trên đường cứng, lực bám được tạo tành do lực ma sát, còn khi chuyển động
trên nền đất mềm lực bám được tạo thành do cả lực ma sát và lực chống cắt của đất. Do vậy
lực bám sẽ phụ thuộc vào đặc điểm cấu tạo của bánh xe, tính chất cơ lý của đất và tải trọng
pháp tuyến. Khi chuyển động trên mặt phẳng ngang tải trọng pháp tuyến G
k
là phần trọng
lượng máy kéo tác động lên bánh xe bao gồm cả trọng lượng bản thân của bánh xe. Tải
trọng pháp tuyến G
k
sẽ được cân bằng với phản lực pháp tuyến Z
k
.
Thực nghiệm đã khẳng định: Lực bám phụ thuộc rất lớn vào tải trọng pháp tuyến và
có mối quan hệ tỷ lệ thuận. Do đó mối quan hệ này thường hay được sử dụng khi nghiên







10

cứu khả năng bám của bánh xe.
Tỷ số giữa lực bám P

và tải trọng pháp tuyến G
k
được gọi là hệ số bám và được ký hiệu là

, nghĩa là :
 =
P
G
k

(1 - 7)
Hệ số bám là một thông số quan trọng dùng để đánh giá tính chất bám của máy kéo.
Nó phụ thuộc vào kết cấu của hệ thống di động và trạng thái mặt đường. Do tính chất phức
tạp và đa dạng của điều kiện sử dụng máy kéo cũng như sự phức tạp của các mối quan hệ
giữa hệ số bám và các yếu tố ảnh hưởng cho nên giá trị của hệ số bám chỉ được xác định
bằng thực nghiệm và độ chính xác của các số liệu chỉ mang tính tương đối.
Trên cơ sở công thức (1 - 7) ta có thể viết :
P

=  G
k
=  Z
k
(1 - 8)
Như vậy điều kiện cần để máy kéo có thể chuyển động được sẽ là :
P
K
< P
j


(1 - 9)
Điều kiện trên cũng nói lên rằng khả năng chuyển động của máy kéo sẽ bị giới hạn
bởi khả năng bám của các bánh xe chủ động.

Tóm lại, khi tính toán lực kéo tiếp tuyến hoặc lực chủ động của máy kéo cần phải xem xét
cho 2 trường hợp :
Khi đủ hệ số bám sẽ tính theo mô men của động cơ, có thể sử dụng công thức (1-5)
hoặc (1-6).
Khi không đủ hệ số bám sẽ tính theo lực bám :
P
kmax
= P

(1 - 10)
1.4. Lực cản chuyển động của ô tô
1.4.1. Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô
Các lực cản chuyển động của máy kéo được sinh ra do nhiều nguyên nhân khác nhau.
Thành phần và tính chất của các lực cản phụ thuộc vào tính chất công việc, địa hình và chế
độ chuyển động. Trường hợp tổng quát là khi máy kéo chuyển động lên dốc với tốc độ
nhanh dần

Các ký hiệu trên hình, bao gồm:
G – Trọng lượng toàn bộ của ô tô; P
k
– Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động.







11

P
f1
– Lực cản lăn ở bánh xe bị động ; P
f2
– Lực cản lăn ở bánh xe chủ động
P

- Lực cản không khí; P
i
– Lực cản dốc; P
j
– Lực quán tính của ô tô khi chuyển động
P

m
– Lực cản móoc; Z
1
, Z
2
– Phản lực pháp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe trước và
sau.
M
f1
, M
f2
– Mômen cản lăn của bánh xe bị động và chủ động.
Khi ô tô chuyển động sẽ có các lực cản sau đây:
- Lực cản lăn
- Lực cản lên dốc
- Lực cản không khí
- Lực cản quán tính khi chuyển động không ổn định ( có gia tốc )
- Lực cản ở móc kéo.
1.4.2. Lực cản lăn
Lực cản lăn của các bánh xe xuất hiện là do sự tiêu hao năng lượng bên trong lốp khi
nó bị biến dạng, do xuất hiện các lực ma sát giữa bánh xe và mặt đường, trong các ổ trục
bánh xe hoặc ma sát trong bộ phận di động xích, lực cản không khí chống lại sự quay của
bánh xe và sự tiêu hao năng lượng cho việc tạo thành vết bánh xe.
Do phụ thuộc đồng thời vào nhiều yếu tố nên việc xác định mức độ tiêu hao năng
lượng của từng thành phần riêng rất khó khăn. Bởi vậy người ta qui tất cả các thành phần
tiêu hao năng lượng cho quá trình lăn của bánh xe thành một lực cản và gọi là lực cản lăn.
Như vậy, có rất nhiều yếu tố ảnh hưởng đến lực cản lăn của máy kéo. Thực nghiệm
đã chứng tỏ rằng, phản lực pháp tuyến của mặt đường là yếu tố ảnh hưởng lớn nhất. Do đó
có thể xác định lực cản lăn theo phản lực pháp tuyến Z hoặc theo trọng lương của máy G,
sự ảnh hưởng của các yếu tố còn lại được qui thành một hệ số f và có thể viết :

P
f
= P
1
+ P
2
= Z = G (1 - 11)
trong đó : P
1
, P
2

-
lực cản lăn của các bánh chủ động và bánh bị động;  - hệ số cản lăn;
các lực cản lăn P
f1
Và P
f2
ở bánh xe trước và sau có giá trị như sau:
P
f1
= Z
1
f
1
và

P
f2
= Z

2
f
2

Ở đây f
1
, f
2
là hệ số cản lăn tương ứng ở bánh xe trước và bánh xe sau.
G - trọng lượng của máy kéo;  - độ dốc mặt đường; Z - phản lực pháp tuyến:
Z = Gcos
Trường hợp f1 = f2 = f ta có thể viết lại một cách tổng quát hơn :
P
f
= f.Gcos (1 - 12)
Khi xe chuyển động trên đường nằm ngang: P
f
= fG
Về bản chất của lực cản lăn, hệ số cản lăn sẽ được tiếp tục nghiên cứu cụ thể hơn ở phần
sau.
1.4.3. Lực cản dốc P
i

Khi máy kéo lên dốc hoặc xuống dốc sẽ xuất hiện thành phần lực Gcosα vuông góc
với mặt đường sẽ tác dụng lên mặt đường tạo nên phản lực vuông góc Z
1
và Z
2
, còn Gsin
có phương song song với mặt đường, cản lại sự chuyển động của xe khi lên dốc và được goi

là lực cản dốc, ký hiệu là P
i
:
P
i
= Gsin (1 -13)
Trong đó : G - Trọng lượng máy kéo;
 - Góc dốc mặt đường.
Độ dốc mặt đường được thể hiện qua góc dốc  hoặc độ dốc i = D/T = tg.
Trong đó: D và T là chiều cao và độ dài của đường dốc.
Khi góc dốc nhỏ hơn 5
0
coi: i = tg = sin và lúc này: P
i
= Gsin ≈ Gi
Tuy nhiên lực P

chỉ gây cản chuyển động khi máy kéo lên dốc, còn khi xuống dốc
nó sẽ có tác dụng hỗ trợ chuyển động. Song để tiện cho việc nghiên cứu, trong lý thuyết ô tô







12

qui ước chung cho cả hai trường hợp cùng sử dụng một thuật ngữ. Do đó khi xe lên dốc Pi
là lực cản nên mang dấu (+), còn khi xuống dốc mang dấu (-).

Trong Lý thuyết ô tô thường sử dụng khái niệm lực cản tổng cộng của mặt đường P
ψ
bằng
tổng lực cản lăn và lực cản dốc:
P
ψ
= P
f
± P
i
= G(fcos ± sin) ≈ G(f ± i) (1 – 14)
Dấu cộng khi xe lên dốc, dấu trừ khi xe xuống dốc.
Đại lượng f ± i gọi là hệ số cản tổng cộng của đường gọi là:
ψ = f ± i.
Vì vậy:
P
ψ
= P
f
± P
i
= G(fcos ± sin) ≈ Gψ.
Kết luận:
Hệ số cản tổng cộng ψ bằng hệ số cản lăn f cộng (khi lên dốc) hoặc trừ (khi xuống dốc) độ
dốc i.
Lực cản tổng cộng bằng trọng lượng của ô tô nhân với hệ số cản tổng cộng của đường.
1.4.4. Lực cản không khí P


Một vật thể bất kỳ chuyển động trong môi trường không khí sẽ gây lên sự chuyển

dịch các phần tử không khí bao quanh nó và gây lên sự ma sát giữa không khí với bề mặt
của mặt thẳng đó. Khi ôtô chuyển động xẽ làm thay đổi áp suất không khí trên bề mặt của
nó, làm suất hiện các dòng xoáy khí ở phần sau của ôtô và gây ra ma sát giữa không khí với
bề mặt của chúng, do đó xẽ phát sinh lực cản không khí
P

. Lực cản không khí đặt tại tâm
của diện tích cản chính diện của ôtô cách mặt đường độ cao
h

.
Thực nghiệm đã chứng tỏ rằng lực cản không khí của ôtô có thể sác định bằng biểu
thức sau:

2
0
P K F v


(1 – 15)
Trong đó: K – Hệ số cản không khí phụ thuộc vào dạng ôtô và chất lượng bề mặt của nó,
phụ thuộc vào mặt độ không khí,
24
s
N/m

F – Diện tích cả chính diện của ôtô,
2
m

V
0
- Vận tốc tương đối của ôtô và không khí, m/s.
Hệ số không khí K của ôtô thay đổi trong phạm vi rộng tùy theo dạng khí động của
chúng. Ôtô vận tải và máy kéo thường có dạng khí động xấu. Đối với ôtô nhất là ôtô du lịch
có tốc độ chuyển động cao cho nên lực cản không khí khá lớn.
Cần chú ý rằng lực cản của môi trường không khí phụ thuộc vào tốc độ tương đối
giữa ôtô và không khí, vì trong công thức trên thành phần vận tốc V
o
phải tính đến ảnh
hưởng của gió (tốc độ và chiều của gió so vối tốc độ và chiều chuyển động của ôtô)
Tốc độ chuyển động tương đối v
o
của ôtô:
V
o
= v

v
g
(1 - 16)
Trong đó: v – Vận tốc của ôtô
V
g
– Vận tốc của gió.
Dấu (+) khi tốc độ của ôtô và tốc độ của gió ngược chiều , dấu (-) khi cung chiều . tích số
K.F còn gọi là nhân tố cản không khí, ký hiệu là W, tính theo
24
s
N / m

W=K.F (1 - 17)
Từ đây ta có thể tính :
2
o
P W.v


(1 - 18)
Việc xác định diện tích cản chính diện môtị cách chính xác gặp nhiều khó khăn, vì
vậy trong thực tế người ta sử dụng những công thức gần đúng sau đây.
Đối với ôtô vận tải F=B.H
Đối với ôtô du lịch F= 0.8 B
o
.H
Trong đó: B - Chiều rộng cơ sở của ôtô
B
o
– Chiều rộng lớn nhâts của ôtô







13

H – Chiều cao lớn nhất của ôtô
Giá trị trung bình của hệ số cản không khí K, diện tích cản chính diện F và nhân tố

cản không khí W đối với các loại ôtô khác nhau được trình bày ở bảng dưới.
Khi có kéo móoc thì theo hệ số cản không khí K sẽ tăng lên 9% - 32% moóc bố trí
gần hoặc xa ôtô. Các ôtô ngày nay chạy với tốc độ cao, vì vậy để giảm lực cản không khí
người ta làm vỏ dạng hình thoi để có hình dạng khí động học tốt.

Loại xe

K (N
2
s/m
4
)



F
(
2
m
)


W (N
2
s/m
2
)

- Ôtô du lịch
+ Vỏ kín

+ Vỏ hở
- Ô tô tải
- Ô tô khách
- Ô tô đua

0.2-0.35
0.4-0.5
0.6-0.7
0.25-0.4
0.13-0.015

1.6-1.28
1.5-2.0
3.0-5.0
4.5-6.5
1.0-1.3

0.3-0.9
0.6-1.0
1.8-3.5
1.0-2.6
0.13-0.18
1.4.5. Lực quán tính
Khi Ôtô - Máy kéo chuyển động ổn định (lúc tăng tốc hoặc giảm tốc) sẽ suất hiện lực
quán tính , lực quán tính P
j
gồm những lực sau.
- Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô, ký hiệu là P
j
’

- Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động quay của ôtô, ký hiệu là P
j
”
Như vậy lực quán tính P
j
tác dụng lên Ôtô - Máy kéo khi chuyển động:
P
i
= P
j
’+P
j
” (1 - 19)
Lực quán tính P
j
được xác định theo biểu thức.
.
j
G
Pj
g

(1 - 20)
Trong đó: G – Trọng luợng toàn bộ của Ôtô - Máy kéo.

dv
j
dt

- Gia tốc tịnh tiến của Ôtô - Máy kéo.

Để xác định lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động của ôtô gây nên
cần phải xét mômen xoắn truyền đến bánh xe chủ động khi chuyển động không ổn định
Ta có mômen xoắn tác dụng lên bánh xe chủ động khi chuyển động không ổn định:
M
k
=M
e
.i
t
.n
t
Khi ôtô máy kéo chuyển động không ổn định thì mô men xoắn tác dụng lên bánh xe
chủ động được tính như sau :
. . . . . . .
k e t t e e t t n n n n b b
M M i I i I i I
     
   

(1 - 21)
Trong đó:
I
e
- Mômen quán tính của bánh đà động cơ và các chi tiết quay khác của động cơ quy đẫn
về trục khuỷu.
I
n
– Mômen quán tính của chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực đối với trục
quay.
I

b
– Mômen quán tính của 1 bánh xe chủ động đối với trục quay của nó gia tốc góc của trục
khuỷu động cơ.
e

- Gia tốc góc của của chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực.
n

- Gia tốc góc của bánh xe chủ động.
i
t
- Tỷ số truyền lực của hệ thống truyền lực
i
n
- Tỷ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ
động.







14

t

- Hiệu suất của hệ thống truyền lực.
n


- Hiệu suất tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ
động.
Có thể xác định gia tốc góc của các chi tiết từ gia tốc tịnh tiến của ôtô như sau:
.

b b t t
e b t
bb
d r i i
ij
dt r r


  


.

b b t t
n b t
bb
d r i i
ij
dt r r


  


1

bb
b
bb
dr
j
dt r r




Trong đó:
b

- Tốc độ của bánh xe chủ động.
j – Gia tốc tịnh tiến của ôtô.
R
b
– Bán kính làm việc của bánh xe.
Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (1 - 21) ta có :

22
. . . .

e t t n t t b
k e t t
b
I i I i I
M M i j
r










(1 - 22)
Thành phần thứ 2 của biểu thức (1 - 22) là do chuyển động không ổn định gây nên và được
biểu thị bằng M
j
nghĩa là.
M
k
= M
k
-M
j
(1 - 23)
Trong đó:
22
. . . .
e t t n t t b
j
b
I i I i I
Mj
r









(1 - 24)
Như vậy M
j
là mômen của các lực quán tính của các chi tiết quay trong động cơ,
trong hệ thống truyền lực được quy dẫn về trục bánh xe chủ động kể cả mômen của các lực
quán tính của các bánh xe chủ động khi ôtô chuyển động không ổn định . Cần chú ý rằng
mômen này luôn có chiều ngược với chiều gia tốc của bánh xe chủ động.
Lực quán tính do gia tốc các khối lượng vận động quay gây nên được xác định theo
công thức.
22
''
. . . .
e t t n t t b
j
b
I i I i I
Pj
r









(1 - 25)
Mômen quán tính của các chi tiết vận động quay của hệ thống truyền lực có thể bỏ qua do
khối lượng của chúng nhỏ hơn nhiều so với khối lượng của bánh đà và khối lượng bánh xe
vì vậy biểu thức (1 - 25) có thể viết dưới dạng sau.
2
''

e t t b
j
b
I i I
Pj
r








(1 - 26)
Từ các biểu thức (1 - 19), (1 - 20), (1 - 26) ta có:
2 2 2
''
. . . . . .

. 1 . .
e t t n t t b e t t b
j
bb
I i I i I I i I
G
P j j g j
r r g
  

   
  
  

   
   

   

  
(1 - 27)
2
2

1
.
e t t b
t
b
I i I

j
Gr









(1 - 28)
Như vậy:
'
. . .
j t j i
G
P P j
g



(1 - 29)
Trong đó:
1

- Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay.

15

Hệ số
1

có thể xác định theo cộng thức kinh nghiệm sau:
2
2
1
i i h
i
  
  

2
0
1
2
. . .
.
t
e
b
I i g
Gr




và
2
2
.
b
b
gI
Gr




Trong các công thức nói trên:
i
h -
Tỷ số truyền của hộp số.
i
o
- Tỷ số truyền của truyền lực chính
Các hệ số
1

và
2

có giá trị gần đúng sau đây:
1



2


0.05
Vậy :
1

= 1,05 + 0,05.
2
h
i

1.4.6. Lực cản ở móoc kéo
Khi ôtô kéo theo móoc thì lực cản ở Rơ móoc kéo theo phương nằm ngang P
m
được
xác định như sau: P
m
= n.Q.

(1 - 30)
Trong đó:
Q – Trọng lượng toàn bộ của Rơ moóc kéo, gồm trong lượng bản thân moóc và tải trọng đặt
lên nó.
n – Số lượng Rơ moóc kéo theo sau ôtô.

- Hệ số tổng cộng của đường.
Đối với máy kéo dùng trong nông nghiệp thì lực cản lớn nhất là lực kéo cày:
P

m
= K
0
ab (1 - 31)
Ở đây : K
0
- Hệ số cản chính diện của đất.
a - Độ sâu của luống cày.
b - Chiều rộng làm việc của lưỡi cày.
Hệ số cản chính diện của đất k
0
có giá trị trung bình như sau :
K
0
(MN/m
2
)
- Đất pha cát 0,020

0.035
- Đất nặng 0.035

0.055
- Đất sét 0.055

0.080
- Đất rất nặng 0.080

0.100
1.4.7 Điều kiện để cho ôtô có thể chuyển động

Để ôtô có thể chuyển động được mà không bị trượt quay thì lực kéo tiếp tuyến sinh
ra ở vùng tiếp xúc giữa hai bánh xe chủ động và mặt đường phải lớn hơn hoặc bằng tổng
các lực cản chuyển động nhưng phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám giữa bánh xe với mặt
đường, nghĩa là:
P
f
± P
i
+ P
ω
± P
j
+ P
m
≤ P
k
≤ P
φ
(1 - 32)
Thành phần P
i
dấu (+) khi ôtô lên dốc, còn dấu (-) khi ôtô xuống dốc.
Thành phần P
j
dấu (+) khi ôtô tăng tốc, dấu (-) khi ôtô giảm tốc.

16

CHƯƠNG 2. ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE
2.1. Khái niệm về các loại bán kính bánh xe và lốp
2.1.1. Các loại bán kính bánh xe
Khi nghiên cứu về động lực học của bánh xe ôtô, máy kéo người ta đưa ra một số
khái niệm về bán kính bánh xe như sau: Bán kính thiết kế, bán kính tính toán , bán kính
động lực học, bán kính lăn và bán kính làm việc trung bình. Sau đây ta sẽ khảo sát từng loại
bán kính trên.
a.Bán kính thiết kế
Là bán kính được xác định theo kích thước tiêu chuẩn, thường được giới thiệu trong
các sổ tay kỹ thuật và được ký hiệu r
o
.
Ví dụ: Một loại lốp thường được sử dụng có ký hiệu B-d, trong đó:
B- Bề rộng của lốp tính theo đơn vị đo của Anh (in sơ).

d- Đường kính đường vành bánh được tính theo đơn vị đo của Anh.
Với ký hiệu lốp như trên, ta có thể xác định được bán kính thiết kế của lốp theo công thức
sau:
4,25)
2
(
0
d
Br 
mm (2 – 1)
b. Bán kính tĩnh của bánh xe
Là bán kính đo được bằng khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng của đường
khi bánh xe đứng yên là chịu tải trọng thẳng đứng. bán kính tính được ký hiệu là r
t.
c. Bán kính động lực học của bánh xe
Là bán kính đo được bằng khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng của đường
khi bánh xe lăn, ký hiệu là r
đ
. Trị số của bán kính này phụ thuộc vào các thông số như sau ,
tải trọng thẳng đứng, áp suất không khí trong lốp, mômen xoắn M
k
hoặc mônen phanh M
p

và lực ly tâm khi bánh xe quay.
d. Bán kính của bánh xe
Là bán kính của một bánh xe giả định là r
l.
Bánh xe giả định này không bị biến dạng khi
làm việc, không bị trượt lết, trượt quay và có cùng tốc độ tịnh tiến với tốc độ quay như bánh

xe thực tế.
Qua nghiên cứu chỉ ra rằng trị số của bán kính động lực học và bán kính lăn phụ
thuộc vào rất nhiều thông số như tải dụng, áp suất trong lốp, độ đàn hồi của vật liệu lốp và
khả năng bám của bánh xe với đường. Những thông số này luôn thay đổi trong quá trình ôtô
chuyển động. Vì vậy, trong thực tế trị số của các bán kính này chỉ có thể xác định bằng thực
nghiệm.
e. Bán kính làm việc trung bình của bánh xe
Trong tính toán thực tế, người ta thường sử dụng bán kính bánh xe có kể đến sự biến
dạng của lốp do ảnh hưởng của các thông số đã trình bày ở trên. Trị số bán kính này so với
bán kính thực tế sai lệch không lớn và được gọi là bán kính làm việc trung bình của bánh xe
, ký hiệu là r
b
và được tính theo công thức sau:
bo
r=λ.r
(2 – 2)
Trong đó: r
o –
Bán kính thiết kế của bánh xe.

λ
- Hệ số kể sự biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp.
Với lốp áp suất thấp:
λ
= 0,930

0.935
Với lốp áp suất cao:
λ
= 0,945


0,950
2.1.2 Ký hiệu của lốp
Sử dụng các loại ký hiệu lốp khác nhau, tuỳ thuộc vào từng nước như hệ thống ký
hiệu lốp của Châu Âu (ECE), của Mỹ, Nga









17

Với hệ thống ký hiệu của Nga, lốp được chia làm hai loại:
- Lốp có áp suất thấp: Có áp suất không khí chứa trong lốp P = (0,8 – 5,0 KG/cm
2
) và được
ký hiệu là (B-d).
B, d - Bề rộng của lốp và đường kính vành bánh xe (đơn vị Anh hoặc mm).
- Lốp có áp suất cao: Có áp suất không khí chứa trong lốp P = (5- 7 KG/cm
2
) và được ký
hiệu là D x B hoặc D x H (với B = H).
D- Đường kính ngoài của lốp.
B- Bề rộng của lốp.
H- Chiều cao phần đầu của lốp.
Ký hiệu của Châu Âu, ví dụ: 185/70 H R14
185- Bề rộng của lốp, mm
70- Chỉ số prôfin
H- Tiêu chuẩn tốc độ ôtô ứng với v = 220 km/h
R- Cấu trúc xương lốp; 14- Đường kính vành bánh xe tính theo inch.
Ký hiệu lốp
- Kích thước lốp (Hình 2 - 2)
+ Chiều rộng lốp thường ký hiệu (B);
+ Chiều cao lốp ký hiệu (H);
+ Đường kính vành ký hiệu (d1);
+ Đường kíng ngoài của lốp ký hiệu (D).
Kích thước H, B và D quyết định hình dáng (profin)
của lốp. Trong đó kích thước được ký hiệu trên bề mặt
lốp là B, H và d1. Hiện nay hình dáng của lốp có xu

hướng giảm nhỏ chiều cao (H) và tăng chiều rộng (B)
mục đích tăng diện tích tiếp xúc trên mặt đường, tăng
chất lượng bảm cho bánh xe, đồng thời áp suất của lốp
lại thấp.

Hình 2- 2:Thông số lốp
- Ký hiệu của lốp:
+ PLY – Ký hiệu lốp bố vải.
Ngoài thông số chính trên lốp còn có những ký hiệu khác:
Hình 2.1 Sơ đồ kích thước hình học của lốp xe







18

+ Treadwear: Khả năng chịu mòn của lốp, giá trị tiêu chuẩn là 100, chỉ số này càng cao thì
khả năng chống mòn càng tốt.
+ Traction: Đo khả năng bám đường của lốp. Theo thứ tự từ cao xuống thấp: AA, A, B, C…
+ Temperature:Khả năng chịu nhiệt của lốp. Thuờng từ cao xuống thấp: A, B, C
+ M + S: Ký hiệu này đảm bảo lốp xe đạt yêu cầu tối thiểu khi đi trên đường lầy lội hoặc
tuyết phủ.
+ Maximum load: Tải trọng tối đa của lốp xe ( Pound hoặc kg)
Một số ký hiệu khác trên lốp là TL (Tubless - Lốp không xăm).
SSR(Runflat tire-lốp runflat, cho phép xe chạy tốc độ cao thêm một quãng đường dài ngay
cả khi lốp đã bị thủng, nhờ cấu tạo thành lốp đặc biệt vững chắc).
2.2. Các phản lực tác dụng lên bánh xe

Khi ôtô chuyển động, bề mặt của lốp tiếp xúc với đường rất nhiều và điểm tạo thành
một khu vực tiếp xúc. Do tác dụng tương hỗ giữa bánh xe và đường, tại khu vực tiếp xúc sẽ
suất hiện các phản lực riêng từng phần từ đường tác dụng lên bánh xe, gọi là các phản lực
của đường. Các phản lực này được biểu thị dưới dạng 3 thành phần sau:
- Phản lực pháp tuyến là phần thẳng góc với mặt đường, ký hiệu hợp lực Z.
- Phản lực tiếp tuyến tác dụng trong mặt phẳng bánh xe ký hiệu là: P
f.
- Phản lực ngang nằm trong mặt phẳng của đường và vuông góc mặt phẳng bánh xe, ký
hiệu Y.
Ngoài ra bánh xe còn chịu tác dụng của tải trọng thẳng đứng, ký hiệu là G
b
và lực đẩy từ
khung tác dụng lên trục bánh xe, ký hiệu là P
x
.
Sự lăn của bánh xe được trình bầy trong các trường hợp sau:
2.2.1. Sự lăn của bánh xe khi không có lực ngang tác dụng
Khi bánh xe lăn không có lực ngang P
y
tác dụng, bánh xe
chỉ chịu tác dụng của lực G
b
, lực đẩy P
x
, lực cản
lăn P
f
. Điểm B của lốp sẽ tiếp xúc với đường ở B
1
,

điểm C ở C
1
Quỹ đạo của mặt phẳng quay của
bánh xe trùng với đường AA
1.
Vết tiếp xúc của bánh xe trùng với
đường đối xứng qua mặt phẳng dọc của bánh
xe ( Phần diện tích gạch chéo) .
2.2.2. Sự lăn của bánh xe khi có lực ngang tác dụng
Khi có lực ngang P
y
tác dụng, bánh xe bị lăn biến dạng,
các thớ lốp bị uốn cong, mặt phẳng giữa của bánh xe bị dịch
chuyển so với tâm của vết tiếp xúc một đoạn b
1
. Khi bánh xe lăn,
điểm b của lốp lần lượt tiếp xúc với đường ở điểm, C ở C
2
Kết
quả là bánh xe sẽ lăn lệch.
Theo hướng AA
2
, mặt phẳng quay của bánh
xe vẫn giữ nguyên vị trí, do đó sẽ tạo với hướng chuyển động của
bánh xe một góc δ
l
, đường tâm của vết tiếp xúc trùng với hướng
chuyển động cũng tạo với mặt phẳng quay của bánh xe một góc δ
l
.

Sự lăn của bánh xe như vậy gọi là sự lăn lệch và góc δ
l
được gọi là
góc lệch bên.
Trong quá trình bánh xe lăn lệch, các phần tử của lốp ở khu vực phía trước của vết
tiếp xúc (khu vực kk) bị biến dạng ngang nhỏ hơn so với các phần tử của lốp ở phía sau
(khu vực nn). Vì vậy các phản lực ngang riêng phần ở phía trước của vết tiếp xúc sẽ nhỏ
hơn ở phần phía sau. Hợp lực Y của phản lực ngang có trị số bằng lực P
y
và bị dịch chuyển
ra phía sau so với tâm của vết tiếp xúc một đoạn c
l
. Do đó khi bánh xe đàn hồi lăn có tác
dụng của lực P
y
sẽ chịu thêm một mômen do sự dịch chuyển của các phản lực X và Y so với
tâm của vết tiếp xúc của lốp: M
l
= M’
Y
– M’
X

19

Góc lệch δ
l
phụ thuộc vào trị số lực ngang và góc nghiêng của bánh xe so với mặt
phẳng thẳng đứng. Khi lực ngang P
y
hướng theo phía nghiêng của bánh xe thì góc lệch tăng
và ngược lại thì góc lệch giảm.
Chú ý: Khi lực ngang có giá trị nhỏ thì sự thay đổi hướng chuyển động của bánh xe là do sự
biến dạng đàn hồi của lốp. Nhưng khi P
y
tăng dần lên gần tới giá trị của lực bám ngang thì
lốp bắt đầu bị trượt( chủ yếu ở phần sau của vết tiếp xúc). Nếu lực ngang lớn hơn lực bám
ngang thì lốp sẽ bị trượt hoàn toàn.
Góc lệch δ
l
và lực ngang P
y
được biểu thị bằng biểu thức sau (Khi trị số của P
y
nhỏ
hơn lực bám ngang): P
y
= k
δ
δ
l
. (2 – 3)

Trong đó: P
y
- Lực ngang tác dụng lên bánh xe.
δ
l
- Góc lệch bên của bánh xe khi lăn.
k
δ
- Hệ số chống lệch bên (Hệ số này phụ thuộc vào kích thước, kết cấu và áp
suất lốp).
Sự lăn lệch của bánh xe đàn hồi khi có lực ngang tác dụng ảnh hưởng trực tiếp đến tính
năng dẫn hướng và tính năng ổn định của xe).
2.3. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe trong mặt phẳng dọc
Trong quá trình ôtô chuyển động, các phản lực thẳng góc tác dụng từ đường lên bánh
xe luôn thay đổi theo ngoại lực và mômen tác dụng lên chúng trị số của các phản lực này
ảnh hưởng đến một số chỉ tiêu kỹ thuật của ôtô như: Chất lượng kéo và bám, chất lượng
phanh, tính ổn định cũng như tuổi thọ của chi tiết cũng như cụm chi tiết. Dưới đây ta sẽ xác
định các phản lực đó trong trường hợp cụ thể:
2.3.1.Trường hợp tổng quát
Xác định các phản lực thẳng góc từng đựờng tác dụng lên bánh xe khi ôtô chuyển
động lên dốc, không ổn định và có kéo theo Rơ moóc (chỉ xét trong xe một cầu chủ động).

Theo sơ đồ, khi xe chuyển động lên dốc sẽ chịu tất cả các lực và mômen sau: Trọng
lượng toàn bộ G của xe các lực P
k
, P
f
, P
w

,P
f’.
P
m
và các mômen M
k
, M
f,
M
j
. các lực mômen
này được sác định ở mục 1.1. Riêng hợp lực của các lực thẳng góc Z
1,
Z
2
được dời về dao
điểm giữa đường thẳng đứng qua tâm trục bánh xe với đường và một mômen M
f
.
Để xác định hợp lực thẳng góc ở bánh trước Z
1,
ta chỉ việc lập phương trình mômen của tất
cả các ngoại lực đối với điểm A (A là giao điểm của đường vói mặt phẳng thẳng đứng đi
qua trục bánh xe sau).
∑M
A
= Z
1
L + Z
ω

.h
ω
+ ( P
i
+ P
j
)h
g
- G.bcosα (2– 4)









20

Trong đó :
G - Trọng lượng toàn bộ của xe.
L - Chiều dài cơ sở của xe.
a,b - Khoảng cách từ trục tâm đến trục bánh xe trước và sau.
hω- Khoảng cách từ điểm đặt lực cản của không khí đến mặt đường trong tính toán để đơn
giản coi
g
hh



h
g
– Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao.

h
m
- Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo Rơ moóc tới mặt phẳng.
a - Góc dốc của đường trong mặt phẳng dọc.
P
i
- Lực cản lên dốc,
.sin
i
PG



P
m
- Lực cản của Rơ moóc.
Z
1,
Z
2
-

Hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước và sau.
M
f1,

M
f2
- Mômen quán tính của bánh xe trước và sau:
M
f1
+

M
f2
= M
f
=
. . .cos
b
G f r

(2 – 5)
Khi xe kéo Rơ moóc được xác định theo công thức:

( .cos sin )
mm
p G f


(2 - 6)
Thay biểu thức (2- 4) và (2-5) vào (2-6) và rút gọn ta được:

b j g
1
. os (b-f.r )-(G.sin +P +P )h .

mm
G c P h
Z
L




(2 - 7)
Muốn xác định hợp lực của phản lực thẳng góc ở bánh xe sau ta có thể dùng phương
trình hình chiếu (chiếu tất cả các lực lên phương vuông góc với mặt đường) hoặc lập
phương trình mômen đối với điểm B. Điểm B là giao điểm giữa mặt phẳng thẳng đứng qua
trục bánh xe trước . Phương pháp làm tương tự đối với Z
1
, ta xác định được Z
2
như sau:

b j g
2
. os (b-f.r )-(G.sin +P +P )h .
mm
G c P h
Z
L




(2 - 8)

2.3.2. Trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang không kéo Rơ móoc
Ta có điều kiện sau:
Xe chuyển động ổn định Pi = 0; không kéo theo moóc P
m
= 0; và loại xe chuyển động trên
đường bằng
0


nên Pi = 0.
Sơ đồ khảo sát như sau :

Để xác định được hợp lực Z
1,
Z
2
, ta chỉ việc lập phương trình mômen đối với điểm A và B
rồi rút gọn ta có công thức (2 - 7):
1
( . ) .
bg
G b f r P h
Z
L


