Tải bản đầy đủ (.pdf) (86 trang)

HOC PHAN LY THUYET O TO MAY KEO

Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (2.91 MB, 86 trang )

<span class='text_page_counter'>(1)</span>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. 1.

<span class='text_page_counter'>(2)</span> 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. 2.

<span class='text_page_counter'>(3)</span> 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.. 3.

<span class='text_page_counter'>(4)</span> CHƯƠNG 1. LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ 1.1.Đường đặc tính tốc độ của động cơ 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 Ne, mô men quay Me, chi phí nhiên liệu giờ GT và chi phí nhiên liệu riêng ge (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 khuûu. 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. Có hai loại đường đặc tính tốc độ:  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 răng) 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 độ (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. Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ Xăng. Hình 1.1 Đường đặc tính ngoài của động cơ xăng a. Không có bộ hạn chế số vòng quay b. Có bộ hạn chế số vòng quay Loại động cơ này thường được dùng trên xe du lịch và đôi khi được dùng trên xe khách. 4.

<span class='text_page_counter'>(5)</span> Số vòng quay nmin 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 Mmax ở số vòng quay nM và công suất đạt giá trị cực đại Nmax , Mmax ở số vòng quay nN và nM. Các giá trị Nmax , Mmax và số vòng quay tương ứng với các giá trị trên nN và nM được chỉ dẫn trong các đặc tính kỹ thuật của động cơ. Động cơ ô tô làm việc chủ yếu trong vùng nM - nN. Khi tăng số vòng quay của Trục khuỷu lớn hơn giá trị nN 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 nN. 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 nN. 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 nck. 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 Nn còn mômen xoắn ứng với công suất cực đại gọi là mômen xoắn định mức Mn, số vòng quay ứng với công suất cực đại là số vòng quay định mức nn . Khoảng biến thiên tốc độ nck – nn phụ thuộc vào độ không đồng đều của bộ điều tốc. Các đường đồ thị nằm trong khoảng tốc độ từ nck – nn gọi các đường đồ thị có điều tốc, còn các đường nằm trong khoảng tốc độ nn – nM gọi đường đồ thị không có điều tốc. Ở vùng tốc độ từ nck – nn các đường Ne và Me 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: 5.

<span class='text_page_counter'>(6)</span> k. M max Mn. (1-1). trong đó : k – Hệ số thích ứng của động cơ theo mômen xoắn Mmax - Mô men quay cực đại của động cơ; Mn - 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 kM = 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. Điều kiện thử Ký hiệu tiêu Các thiết bị tháo ra khi thử Áp suất Nhiệt Độ ẩm o chuẩn thử và mmHg độ C tương tên nước đối % ГOCT ( Nga ) Bộ tiêu âm, két nước , quạt gió, các thiết bị phục vụ cho gầm xe ( máy 760 20 50 nén khí , bơm của cường hóa lái v.v) DIN Két nước, các thiết bị phục vụ cho 760 20 50 (CHLB Đức) gầm xe SAE ( Mý Bộ tiêu âm, bộ lọc không khí, máy trước 1974 ) phát điện , két nước, quạt gió, các 746,5 29,4 50 thiết bị phục vụ cho gầm xe SAE ( Mỹ Két nước, các thiết bị phục vụ cho 729 29,4 50 sau năm 1974) gầm xe BS ( Anh ) Két nước , các thiệt bị phục vụ cho 749 29,4 50 gầm xe CSN (Tiệp Két nước Khắc cũ ). 760. 20. Không tính đến. JIS ( Nhật ). Bộ tiêu âm, két nước , các thiết bị 760 15 50 phục vụ cho gầm xe 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. 6.

<span class='text_page_counter'>(7)</span> 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 : 2 3  n  n  n  N e  N n a  b   c   (1 - 2)  nn   nn    nn Trong đó : Ne, n - Công suất hiệu dụng và tốc độ quay của động cơ ứng với một điểm bất kỳ trên đường đặc tính ngoài Nn, nn - 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 ne khác nhau, dựa theo công thức ( 1-2 ) sẽ tính được công suất Ne tương ứng và từ đó vẽ được đồ thị Ne = f(ne) . Có các giá trị Ne và ne có thể tính được các giá trị mômen xoắn Me của động cơ theo công thức sau :. 10 4 N e Me  1,047 n. (1 - 3). Trong đó : Ne - Công suất động cơ, KW. n - Số vòng quay của trục khuỷu, v/ph. Me - Mô men xoắn của động cơ, Nm. Nhờ có các giá trị Ne, Me tương ứng với các giá trị n ta có thể vẽ đồ thị hàm N e = f(n) và Me = 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 Pk 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 : 7.

<span class='text_page_counter'>(8)</span> ne  e  n bhệ thống truyền lực it- Tỷ số truyền b của it . (1 – 4). ne, ωe- Số vòng quay và tốc độ góc của trục khuỷu động cơ nb, ωb- 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: it = ih . ip . io . ic ih- Tỷ số truyền của hộp số chính ip- Tỷ số truyền của hộp số phụ io- Tỷ số truyền của truyền lực chính ic- 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 it 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: Nk = Ne - Nt Nk- Công suất truyền đến bánh xe chủ động Nt- 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 Ne: ηt= Nk/Ne = (Ne- Nt)/Ne = 1- Nt/Ne 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: ηt = ηl. ηh. ηp. ηcd. ηo. ηc ηl - Hiệu suất của ly hợp (coi như = 1), ηh - Hiệu suất của hộp số chính ηp- Hiệu suất của hộp số phụ ηcd- Hiệu suất của các đăng ηo - Hiệu suất của cầu chủ động ηc - Hiệu suất của truyền lực cuối cùng Thường hiệu suất của hệ thống truyền lực ηt được xác định bằng thực nghiệm. Loại xe Giá trị trung bình của ηt Ô tô du lịch 0,93 Ô tô tải với truyền lực chính 1 cấp 0,89 Ô tô tải với truyền lực chính 1 cấp 0,85 Máy kéo 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 Mk được xác định như sau: 8.

<span class='text_page_counter'>(9)</span> Mk= Me.it. ηt 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 Mk 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 Pk cùng chiều chuyển động với máy kéo và có giá trị bằng lực P (Pk = P). Phản lực Pk có tác dụng làm cho máy chuyển động. Do vậy phản lực tiếp tuyến Pk 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 M M i Pk= k  e m (1 - 5) rk. rk. Trong đó : M k  Mô men chủ động. Me  Mô men quay của động cơ. i, m Tỷ số truyền và hiệu suất cơ học của hệ thống truyền lực. rk  Bán kính của bánh xe chủ động. Lực kéo tiếp tuyến sẽ đạt giá trị cực đại Pkmax khi sử dụng số truyền có tỷ số truyền lớn nhất i = imax và mô men quay động cơ đạt giá trị lớn nhất Me = Mmax, nghĩa là : M e max i max m Pkmax = (1 - 6) rk. Nhờ có lực kéo tiếp tuyến Pk 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 Pk 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 = Pkmax 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 Gk sẽ được cân bằng với phản lực pháp tuyến Zk . 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 9.

<span class='text_page_counter'>(10)</span> cứu khả năng bám của bánh xe. Tỷ số giữa lực bám P và tải trọng pháp tuyến Gk được gọi là hệ số bám và được ký hiệu là , nghĩa là : =. P Gk. (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  =  Gk =  Z k (1 - 8) Như vậy điều kiện cần để máy kéo có thể chuyển động được sẽ là : PK < Pj (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 : Pkmax = 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; Pk – Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động. 10.

<span class='text_page_counter'>(11)</span> Pf1 – Lực cản lăn ở bánh xe bị động ; Pf2 – Lực cản lăn ở bánh xe chủ động P - Lực cản không khí; Pi – Lực cản dốc; Pj – Lực quán tính của ô tô khi chuyển động Pm – Lực cản móoc; Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe trước và sau. Mf1, Mf2 – 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 : Pf = 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 Pf1 Và Pf2 ở bánh xe trước và sau có giá trị như sau: Pf1 = Z1f1 và Pf2 = Z2f2 Ở đây f1 , f2 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 : Pf = f.Gcos (1 - 12) Khi xe chuyển động trên đường nằm ngang: Pf = 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 Pi 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 Z1 và Z2, 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 Pi : Pi = 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 50 coi: i = tg = sin và lúc này: Pi = 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 11.

<span class='text_page_counter'>(12)</span> 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: Pψ = Pf ± Pi = 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: Pψ = Pf ± Pi = 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: P  K .F .v0 2 (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, Ns 2 / m4 F – Diện tích cả chính diện của ôtô, m 2 V0 - 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 vo của ôtô: Vo = v  vg (1 - 16) Trong đó: v – Vận tốc của ôtô Vg – 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 Ns 2 / m4 W=K.F (1 - 17) 2 Từ đây ta có thể tính : P  W.vo (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 Bo.H Trong đó: B - Chiều rộng cơ sở của ôtô Bo – Chiều rộng lớn nhâts của ôtô 12.

<span class='text_page_counter'>(13)</span> 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. K (N2s/m4). Loại xe. F( m 2 ). W (N2s/m2). - Ôtô du lịch + Vỏ kín 0.2-0.35 1.6-1.28 0.3-0.9 + Vỏ hở 0.4-0.5 1.5-2.0 0.6-1.0 - Ô tô tải 0.6-0.7 3.0-5.0 1.8-3.5 - Ô tô khách 0.25-0.4 4.5-6.5 1.0-2.6 - Ô tô đua 0.13-0.015 1.0-1.3 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 Pj gồm những lực sau. - Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô, ký hiệu là Pj’ - Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động quay của ôtô, ký hiệu là Pj” Như vậy lực quán tính Pj tác dụng lên Ôtô - Máy kéo khi chuyển động: Pi = Pj’+Pj” (1 - 19) Lực quán tính Pj được xác định theo biểu thức. Pj . G .j g. (1 - 20). Trong đó: G – Trọng luợng toàn bộ của Ôtô - Máy kéo. j. dv - Gia tốc tịnh tiến của Ôtô - Máy kéo. dt. 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: Mk=Me.it.nt Khi ôtô máy kéo chuyển động không ổn định thì mô men xoắn tác dụng lên bánh xe chủ động được tính như sau : M k  M e .it .t  I e . e .it .t   I n . n inn   Ib . b (1 - 21) Trong đó: Ie - Mômen quán tính của bánh đà động cơ và các chi tiết quay khác của động cơ quy đẫn về trục khuỷu. In – Mômen quán tính của chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực đối với trục quay. Ib – 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. it - Tỷ số truyền lực của hệ thống truyền lực in- Tỷ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động. 13.

<span class='text_page_counter'>(14)</span> 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: d  r .i i  e   b it  b . b t  j. t dt rb rb d  r .i i  n   b it  b . b t  j. t dt rb rb d r 1  b  b . b  j. dt rb rb Trong đó: b - Tốc độ của bánh xe chủ động. j – Gia tốc tịnh tiến của ôtô. Rb – Bán kính làm việc của bánh xe. Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (1 - 21) ta có :  I e .it2 .t   I n .it2 .t   I b  (1 - 22) M k  M e .it .t  j    .  . rb. Thành phần thứ 2 của biểu thức (1 - 22) là do chuyển động không ổn định gây nên và được biểu thị bằng Mj nghĩa là. Mk = Mk-Mj (1 - 23) 2 2  I .i .  I .i .  I  Trong đó: M j  j  e t t  n t t  b  (1 - 24)  .  . rb. Như vậy Mj 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.  I e .it2 .t   I n .it2 .t   I b  (1 - 25) Pj''  j    .  . rb. 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.  I e .it2 .t   I b  (1 - 26) Pj''  j    .  . rb. Từ các biểu thức (1 - 19), (1 - 20), (1 - 26) ta có:   I e .it2 .t   I b   G  I e .it2 .t   I n .it2 .t   I b  '' Pj  j   . rb.  I e .it2 .t   I b  t  1    j  G.rb2   G Như vậy: Pj   t .P' j   i . . j g.  . j  1     . rb.  .g  . j   g. (1 - 27) (1 - 28) (1 - 29). Trong đó: 1 - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay. 14.

<span class='text_page_counter'>(15)</span> Hệ số 1 có thể xác định theo cộng thức kinh nghiệm sau: I e .i02 . .g g I 2 1  và  2   2 b  i  1   i ih   2 2 t. G.rb. G.rb. Trong các công thức nói trên: ih - Tỷ số truyền của hộp số. io - 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. i 2h 1.4.6. Lực cản ở móoc kéo Khi ôtô kéo theo móoc thì lực cản ở Rơ móoc kéo theo phương nằm ngang Pm được xác định như sau: Pm = 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: Pm = K0ab (1 - 31) Ở đây : K0 - 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 k0 có giá trị trung bình như sau : K0 (MN/m2) - 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: Pf ± Pi + Pω ± Pj + Pm ≤ Pk ≤ Pφ (1 - 32) Thành phần Pi dấu (+) khi ôtô lên dốc, còn dấu (-) khi ôtô xuống dốc. Thành phần Pj dấu (+) khi ôtô tăng tốc, dấu (-) khi ôtô giảm tốc.. 15.

<span class='text_page_counter'>(16)</span> 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 ro. 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:. d r0  ( B  )25,4 mm 2. (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 rt. 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 rđ. 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 Mk hoặc mônen phanh Mp và lực ly tâm khi bánh xe quay. d. Bán kính của bánh xe Là bán kính của một bánh xe giả định là rl. 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 rb và được tính theo công thức sau:. rb =λ.ro. (2 – 2). Trong đó: ro – 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.... 16.

<span class='text_page_counter'>(17)</span> Hình 2.1 Sơ đồ kích thước hình học của lốp xe 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/cm2) 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/cm2) 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: 17.

<span class='text_page_counter'>(18)</span> + 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: Pf. - 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 Gb và lực đẩy từ khung tác dụng lên trục bánh xe, ký hiệu là Px. 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 Py tác dụng, bánh xe chỉ chịu tác dụng của lực Gb, lực đẩy Px, lực cản lăn Pf . Điểm B của lốp sẽ tiếp xúc với đường ở B1, điểm C ở C1...Quỹ đạo của mặt phẳng quay của bánh xe trùng với đường AA1. 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 Py 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 b1. Khi bánh xe lăn, điểm b của lốp lần lượt tiếp xúc với đường ở điểm, C ở C2...Kết quả là bánh xe sẽ lăn lệch. Theo hướng AA2, mặt phẳng quay của bánh xe vẫn giữ nguyên vị trí, do đó sẽ tạo với hướng chuyển động của bánh xe một góc δl, đường tâm của vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động cũng tạo với mặt phẳng quay của bánh xe một góc δl. Sự lăn của bánh xe như vậy gọi là sự lăn lệch và góc δl 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 cl. Do đó khi bánh xe đàn hồi lăn có tác dụng của lực Py 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: Ml = M’Y – M’X 18.

<span class='text_page_counter'>(19)</span> Góc lệch δl phụ thuộc vào trị số lực ngang và góc nghiêng của bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng. Khi lực ngang Py 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 Py 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 δl và lực ngang Py được biểu thị bằng biểu thức sau (Khi trị số của P y nhỏ hơn lực bám ngang): Py = kδ δl. (2 – 3) Trong đó: Py - Lực ngang tác dụng lên bánh xe. δl - Góc lệch bên của bánh xe khi lăn. kδ - 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 Pk, Pf, Pw,Pf’.Pm và các mômen Mk, Mf, Mj. các lực mômen này được sác định ở mục 1.1. Riêng hợp lực của các lực thẳng góc Z1, Z2 được dời về dao điểm giữa đường thẳng đứng qua tâm trục bánh xe với đường và một mômen Mf. Để xác định hợp lực thẳng góc ở bánh trước Z1, 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). ∑MA = Z1L + Zω.hω + ( Pi + Pj )hg - G.bcosα (2– 4) 19.

<span class='text_page_counter'>(20)</span> 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 h  hg hg – Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao. hm- Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo Rơ moóc tới mặt phẳng. a - Góc dốc của đường trong mặt phẳng dọc. Pi- Lực cản lên dốc, Pi  G.sin  Pm- Lực cản của Rơ moóc. Z1, Z2 - Hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước và sau. Mf1,Mf2 - Mômen quán tính của bánh xe trước và sau: Mf1 + Mf2= Mf = G. f .rb .cos  (2 – 5) Khi xe kéo Rơ moóc được xác định theo công thức: (2 - 6) pm  Gm ( f .cos   sin  ) Thay biểu thức (2- 4) và (2-5) vào (2-6) và rút gọn ta được: G.cos (b-f.rb )-(G.sin +Pj +P )h g  Pm .hm (2 - 7) Z1  L. 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 Z1, ta xác định được Z2 như sau: G.cos (b-f.rb )-(G.sin +Pj +P )h g  Pm .hm (2 - 8) Z2  L. 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 Pm = 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 Z1, Z2, ta chỉ việc lập phương trình mômen đối với điểm A và B rồi rút gọn ta có công thức (2 - 7): Z1 . G(b  f .rb )  P .hg L. 20.

<span class='text_page_counter'>(21)</span> Z2 . G(a  f .rb )  P .hg L. 2.3.3. Trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang Ở trường hợp ta có   0 và Pω =0 , rút gọn hai biểu thức trên ta có công thức (2 - 8) G.b L G.a Z2  L Z1 . 2.4. Hệ số phân bố tải trọng lên ô tô Trong thực tế ô tô làm việc ở những điều kiện khác nhau tùy thuộc vào chất lượng mặt đường và sự điều khiển của người lái. Do đó trị số các hợp lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe cũng bị thay đổi. Tuy nhiên, trong các trường hợp lực này vẫn được phân bố theo một quy luật nào đó mà tổng các hợp lực Z1 + Z2 Vẫn luôn bằng trọng lượng của xe . Điều đó có nghĩa là khi xe chuyển động tiến, trọng lượng phân ra cầu trước giảm đi, trọng lượng phân ra cầu sau tăng lên. Ngược lại, khi xe ở trạng thái phanh thì phần trọng lượng phân ra cầu sau giảm đi còn phần trọng lượng phân ra cầu trước tăng lên. Để thuận lợi cho việc tính toán và so sánh giữa các cụm, người ta đưa ra khái niệm hệ số phân bố và được đặc trưng bằng tỉ số: m1 . Z1 Z và m2  2 G G. (2 – 9). Trong đó : m1 – Hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe trước. m2 – Hệ số phân bố tải trọng lên bánh xe sau. Các hệ số m1, m2 được xác định cụ thể trong các trường hợp sau. 2.4.1. Xe đứng yên trên đường nằm ngang không kéo Rơ móoc Thay giá trị của Z1 Z2 ở (2 – 8)vào công thức (2 – 9) ta có : Z1T Gb b   G GL L Z Ga a m2T 2T   G GL L. m1T. (2 -10). Trong đó : m1T, m2T – Hệ số phân bố tải trọng tĩnh lên các bánh xe trước và sau. 2.4.2. Xe chuyển động ổn định với vận tốc lớn trên đường bằng, không kéo Rơ móoc Thay giá trị của Z1 , Z2 ở ( 2 – 7) Vào công thức ( 2 – 9 ) ta có: Gf rb  P hg Z1K Gb Gfrb  P hg    m1T  G GL GL GL Gfrb  P hg Z Ga Gfrb  P hg  2K    m2T  G GL GL GL. m1k  m2 k. -. Trong đó: m1k – Hệ số phân bố tải trọng ra các bánh xe trước khi xe chuyển động tiến. m2k – Hệ số phân bố tải trọng ra các bánh xe sau khi xe chuyển động tiến. 2.4.3. Khi phanh xe trên đường bằng, không kéo Rơ móoc Để xác định hệ số phân bổ tải trọng ra các cầu khi phanh xe tới trạng thái dừng hẳn , cần xác định các phản lực thẳng góc ở các bánh xe trước và sau trong trường hợp phanh xe. Ở trường hợp này , có thể coi lực cản không khí Pω ≈ 0 mômen cản lăn M f ≈ 0 .Lực quán tính Pj cùng chiều chuyển động của xe. Các phản lực Z1, Z2 được xác định theo công thức : Z1 p . Gb  Pj hg L. 21.

<span class='text_page_counter'>(22)</span> Z2p . Ga  Pj hg L. (2 - 11). Thay trị số của Z1p và Z2p vào biểu thức (2- 9), ta xác định được hệ số phân bổ tải trọng lên cầu trước và cầu sau: Pj hg Gb Pj hg   m1T  G LG LG LG Z 2 p Ga Pj hg Pj hg     m2T  G LG LG LG. m1 p  m2 p. Z1 p. . (2 -12). trong đó : m1p - Hệ số phân bố tải trọng ra cầu trước khi phanh xe. m2p – Hệ số phân bố tải trọng ra cầu sau khi phanh xe. Qua các trường hợp nghiên cứu ở trên ta thấy rằng sự phân bổ tải trọng lên các bánh xe phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm của xe . Tọa độ trọng tâm của xe ảnh hưởng rất lớn đến chất lượng bám của bánh xe với đường cũng như tính ổn định và tính dẫn hướng của xe. Ở các loại xe vận tải , người ta thường bố trí trọng tâm của xe sao cho khi chở đầy tải thì phản lực Z2 = (0,70  0,75)G. Đối với xe du lịch thì Z2 =Z1  0,5 G Trên các máy kéo bánh xe, trọng tâm thường được bố trí về phía sau của xe để phản lực Z2 = (0,65  0,70) G làm tăng khả năng bám và sẽ giảm sự trượt của bánh xe chủ động. Trong lý thuyết ô tô người ta đưa ra khái niệm về hệ số thay đổi phản lực thẳng góc lên các bánh xe , được hiểu như sau: m’1 = Z1D/Z1T ; m’2 = Z2D/Z2T Trong đó: m’1, m’2 – Hệ số thay đổi phản lực các bánh xe trục trước và trục sau. Z1D ,Z2D - Tải trọng tác dụng lên câc bánh xe ở trục trước và trục sau khi ô tô chuyển động ( tải trọng động ). Z1T ,Z2T - Tải trọng tính tác dụng lên các bánh xe ổ trục trước và ổ trục sau (khi ô tô không chuyển động). Khi ô tô tăng tốc thì m1’ và m2’ có thể đạt các giá trị sau: m’1 = 0,65  0,70 ; m’2 = 1,20  1,35 Khi phanh thì sẽ có hiện tượng ngược lại , nghĩa là tải trọng lên các bánh xe trước tăng lên còn tải trọng lên các bánh xe sau giảm đi. 2.5. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng trong mặt phẳng ngang 2.5.1. Trường hợp tổng quát: Ôtô chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtômáy kéo trong mặt phẳng ngang Khi ôtô – máy kéo chuyển động trên đường ngang nghiêng sẽ chịu tác động của mômen sau -Trọng lượng của xe đặt tại trọng tâm G. -Lực kéo moóc theo Pm (phương của lực Pm trùng với phương nằm ngang của mặt đường) -Lực ly tâm xuất hiện khi ôtô –máy kéo quay vòng. P1 . G v2 g R. (2 - 13). Trong đó: v- Tốc độ chuyển động của 22.

<span class='text_page_counter'>(23)</span> xe. R- Bán kính quay vòng. g- Gia tốc trọng trường. Gọi:  - Góc nghiêng của mặt đường. Z1’, Z1” và Z2’, Z2”- Các phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe phải và bánh xe trái ở cầu truớc và cầu sau. Y1’, Y1” và Y2’, Y2”- Các phản lực ngang từ đường tác dụng lên bánh xe phải và bánh xe trái ở cầu truớc và cầu sau. C- Chiều rộng cơ sở của xe. YY - Trục quay vòng. Mjn- Mômen của các lực quán tính tiếp các vòng quay của động cơ và hệ thống truyền lực, tác dụng trong mặt phẳng nằm ngang. Để xác định trị số của các phản lực bên trái, ta lập phương trình cân bằng mômen đối với O1 (O1 là giao tuyến của mặt đường với mặt phẳng đứng qua trục bánh xe bên phải) ta có phương trình (2 - 14 ) 1 C C C  Z "  Z1"  Z 2"  G( cos  hg .sin  )  Pm (hm .cos  sin  )  M jn  Pl .hg (cos )  sin  )  c 2 2 2 . Tương tự ta lập phương trình cân bằng mômen đối với O2 (O2 là giao tuyến của mặt đường với mặt phẳng đứng qua trục bánh xe bên trái) ta có phương trình (2 – 15) Z1'  Z 2' . 1  C C C      G cos   hg sin    Pm hm cos   sin    M jn  Pl  hg cos   sin    C 2 2 2     . Muốn xác định lực ngang Yl ta chỉ cần lập phương trình mô men đối với điểm A( A là giao tuyến của đường với mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe sau), ta có: G sin   Pl b cos   Pm l m cos  Y1  Y1'  Y1''  b (2 – 16) L. Tương tự, ta lập phương trình mô men đối với điểm B( B là giao tuyến của đường với mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe trước) để xác định lực ngang Y2, ta có: Ga sin   Pl a cos   Pm  l m  L  cos  Y2  Y2'  Y2'''  (2 – 17) L. Trong đó: Y1 – Phản lực ngang của đường tác dụng lên các bánh xe trước Y2 – Phản lực ngang của đường tác dụng lên các bánh xe sau lm – Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo móoc đến điểm A. 2.5.2. Trường hợp xe đứng yên trên đường nghiêng ngang, không kéo Rơ móoc Trong trường hợp này: Lực ly tâm Pl = 0 và lực kéo rơ moóc Pm = 0. Rút gọn biểu thức (2 – 10) và (2 – 11) ta xác định được các phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe bên phải và bên trái: Z '' . G C   cos   hg sin   C2 . G C  Z   cos   hg sin   C2 . (2 – 18). '. Nhận xét: Trị số của các phản lực thẳng góc cũng như các phản lực ngang từ mặt đường tác dụng lên bánh xe phụ thuộc vào trị số, điểm đặt và chiều tác dụng của các ngoại lực tác dụng trong mặt phẳng của ô tô- máy kéo. Các phản lực này cũng ảnh hưởng đến tính ổn định và tính năng dẫn hướng của ô tô –máy kéo. 2.6. Động lực học của máy kéo xích 2.6.1 Các ngoại lực tác dụng lên máy kéo xích 23.

<span class='text_page_counter'>(24)</span> a. Lực kéo tiếp tuyến Lực kéo tiếp tuyến là phản lực của đất tác dụng lên dải xích. Khi chuyển động dải xích tác dụng lên làm đất biến dạng và đất sẽ có tác dụng lên dải xích một lực ngược lại, theo chiều chuyển động của máy, đẩy máy về phía trước. Lực này gọi là lực kéo tiếp tuyến. Lực tác dụng của dải xích lên đất là do bánh xích chủ động ( còn gọi là bánh sao) tạo ra.. Mômen từ bánh sao chủ động khi truyền xuống mặt đất thông qua dải xích phải chịu một lực tổn thất do lực ma sát trong dải xích , lực quán tính của bánh sao và các khâu của dải xích. Do đó Pk được tính theo công thức sau. Pk . M k  M rl  M jl. (2 - 19). rl. Trong đó : Mk – Mômen do động cơ truyền đến bánh sao chủ động. Mrl - Mômen ma sát trong các khâu khớp của nhánh xích chủ động do mômen xoắn của bánh sao chủ động gây nên. Mjk - Mômen các lực quán tính của bánh sao chủ động và các khâu của xích. Rl - Bán kính lăn của bánh sao chủ động. Mômen Mrl được tính như sau: Khi bánh xe đè cuối cùng chuyển động từ khâu xích A sang khâu kế tiếp thì khâu A quay cùng chiều kim đồng hồ quanh khớp 1 một góc là ψ1; đồng thời khớp 2 cũng quay ngược chiều kim đồng hồ một góc là ψ1. còn khâu B khi chạy quanh bánh sao chủ động cũng quay quanh khớp 3 một gócβ. Như vậy khi công ma sát trong các khớp 1,2,3, là: (2 - 20) L  f r Trc (2 1   ) Trong đó : Fr - Hệ số ma sát giữa chốt và khâu xích. T – Lực căng của nhánh xích chủ động : T . Mk rl. Rc – Bán kính của chốt xích. Ψ1, β - Các góc quay khi khâu xích chuyển động. Nếu gọi z là số răng của bánh sao chủ động ( z = số khâu xích bao kín một vòng quanh bánh sao)thì khi bánh sao quay được một vòng , công ma sát theo công thức (2- 16) tăng lên z lần. Do đó mômen ma sát thu gọn về trục bánh xe chủ động: 24.

<span class='text_page_counter'>(25)</span> M rl . f r Trc (2 1   ) z 2. (2 - 21). b. Phản lực thẳng đứng của đất Phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên dải xích chủ yếu do trọng lượng máy kéo gây ra. Ngoài ra lực này còn được tạo nên bởi lực kéo Rơ móoc trong trường hợp phương lực kéo Rơ móoc không song song với mặt địa hình máy kéo làm việc. Phản lực này được xác định như sau: Z = Gcos  + Pm sin  (2 - 22) Trong trường hợp máy kéo làm việc trên mặt phẳng nằm ngang và phương lực kéo Rơ móoc song song với mặt phẳng địa hình thì tổng phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên xích cân bằng với trọng lượng của máy kéo. Z=G (2 - 23) c. Lực kéo Rơ móoc Lực kéo Rơ móoc Pm là lực kéo rơ móoc trong trường hợp máy kéo có kéo theo rơ móoc và là lực kéo máy công cụ trong trường hợp máy kéo làm việc với máy nông cụ . Trường hợp này, lực kéo rơ móoc được tính toán giống như đối với ô tô hoặc máy kéo bánh bơm. Trường hợp máy kéo làm việc liên hợp máy nông cụ: Cày, phay đất, đập đất... tùy thuộc vào liên hợp máy cụ thể để tính lực kéo móoc. Tuy nhiên cần chú ý đến phản lực của đất tác dụng lên liên hợp máy nông cụ , bởi vì lực này thông qua khớp nối sẽ tác dụng vào máy kéo. Khác với ô tô và máy kéo bánh bơm, điểm đặt lực kéo móoc được quy định tại giao điểm của nó với mặt phẳng vuông góc với mặt địa hình đi qua tâm của bánh sao chủ động và được gọi là điểm đặt lực kéo giả định. d. Lực quán tính của máy kéo Lực quán tính xuất hiện khi máy kéo chuyển động có gia tốc. Trong trường hợp tổng quát bao gồm lực quán tính của khối lượng chuyển động tịnh tiến và khối lượng chuyển động quay. Lực quán tính tổng cộng được thu gọn thành một lực đặt tại trọng tâm máy kéo và xác định công thức sau: Pj =δMj (2 - 24) Trong đó: M – Khối lượng của liên hợp máy. J – Gia tốc tịnh tiến của liên hợp máy. δ - Hệ số ảnh hưởng của các chi tiết quay. Phương của Pj song song với mặt phẳng địa hình chiều của pj xác định như sau: Khi máy kéo chuyển động nhanh dần , Pj có hướng ngược chiều chuyển động ; ngược lại khi máy kéo chuyển động chậm dần pj có hướng cùng chiều chuyển động. e. Lực cản lăn Lực cản lăn của máy kéo xích gồm lực cản lăn do chèn dập đất (nhóm 1) và lực cản do ma sát giữa các bánh xe đè với dải xích và ma sát do lực căng ban đầu gây ra ở các khâu xích ( nhóm 2). Lực cản chèn dập đất Trong quá trình chuyển động dải xích đè đất lún xuống làm cho các lớp đất bề mặt bị chèn dập, kết quả là tạo thành một vết xích trên mặt địa hình. Trong quá trình biến dạng, đất đá làm cản trở sự chuyển động của dải xích và xuất hiện lực cản chèn dập. Lực cản chèn dập sinh ra không chỉ do lực cản ở tiết diện mặt đầu (tiết diện phần xích trước bị lún xuống đất) của dải xích mà còn sinh ra trên cả tiết diện dải xích do các bánh đè phía sau vẫn tiếp tục làm biến dạng đất. Quá trình sinh ra lực cản chèn dập của đất được minh họa ở hình sau. 25.

<span class='text_page_counter'>(26)</span> Khi bánh xe đè thứ nhất đi qua, đất bị lún xuống một độ sâu h0. Sau đó chỗ lún được phục hồi lại ở một mức độ nào đó, rồi lại bị bánh xe đè thứ hai tác dụng làm cho lún sâu hơn. Quá trình cứ tiếp diễn như thế cho đến khi bánh xe đè cuối cùng đi qua. Kết quả đất bị lún xuống một độ sâu h ( h >h0). Trong quá trình chuyển động như vậy máy kéo đã sinh ra một công nào đó để làm biến dạng đất. Công đó được tính: Lcd = Pfl.S ; (2 - 25) Trong đó :Pfl - Lực cản chèn dập đất. S – Quãng đường đi được của máy kéo. Mặt khác công đó chính là công máy kéo cần sinh ra để làm biến dạng đất tạo nên vết xích trên mặt đường. Công này được tính cho hai bánh xe đè thứ nhất như sau: L’cdl = 2p.b.S.h0 (2 - 26) Trong đó: p- Áp suất trung bình của dải xích tác dụng lên đất. b – Chiều rộng của một dải xích. h0 – Độ lún của đất do bánh xe đè thứ nhất gây ra. Khi các bánh xe đè thứ nhất đi qua , các bánh xe đè tiếp theo lại tác dụng lên đất làm lún sâu thêm. Do đó công do các bánh xe đè còn lại sinh ra sau khi đi được một quãng đường S được tính: n. L'cd 2  2 p.b.S .hi. (2 - 27). i 1. Trong đó: n – Số nhịp của bề mặt tựa xích chính là số bánh xe đè còn lại sau bánh xe đè dầu tiên. hi – Độ lún của đất do bánh xe đè thứ i gây ra. Công chủ động bằng công cản nên có phương trình: Lcd = L’cdl + L’cd2; n. Pfl S  2 pbSh0  2 p.b.S .hi. Và :. (2 - 28). i 1. Để đơn giản cho quá trình tính toán, coi rằng độ vòng của từng nhịp xích bằng nhau và bằng 1/2 độ lún của bánh xe đè thứ nhất. hi =0,5ho (2 - 29) thay (2-25) vào (2-24 ) và biến đổi đi ta có: Pfl = pbho(2 + n) (2 - 30) Hệ số cản chèn dập đất f1 được tính như sau: f1 . Pfl G. . pbho (2  n) ho n  (1  ) 2 pbl l 2. (2 - 31). Trong đó : 26.

<span class='text_page_counter'>(27)</span> l - Chiều dài mặt tựa xích. G – Trọng lượng máy kéo. G = 2pbl. Kết quả nghiên cứu cho thấy trong giới hạn đàn hồi của đất nghĩa là trong phạm vi biến dạng không lớn lắm thì biến dạng của đất có quan hệ bậc nhất với tải trọng. Mặt khác hình dạng của bề mặt tiếp xúc cũng ảnh hưởng đến quan hệ giữa biến dạng và lực tác dụng. Đối với bề mặt tiếp xúc hình chữ nhật ( tương tự bề mặt tựa xích ) thì quan hệ đó (theo Ôpâycô) như sau: p3 2 lb E. H0 . (2 - 32). Trong đó: E – Môđun đàn hồi của đất. Thay (2-28) vào (2-27) ta có: f1 . G ( 2  n). (2 - 33). 4E 3 l 5b. Như vậy hệ số f1 phụ thuộc vào: Trọng lượng máy kéo; kích thước bề mặt tựa xích ( áp suất lên đất) tính chất cơ lý của đất và số lượng bánh xe đè. Lực cản do ma sát trong hệ thống xích Lực cản do ma sát trong hệ thống xích gồm: Lực cản do ma sát giữa các bánh xe đè với dải xích, ma sát do lực căng ban đầu gây ra trong các khớp của nhánh xích bị động. Hệ số cản lăn do ma sát giữa bánh xe đè với dải xích và ma sát do lực căng ban đầu gây ra trong các khớp của nhánh xích bị động ký hiệu là f2. Gọi lực căng ban đầu của dải xích là To. Lực To gây ra mômen cản do ma sát trong các khớp của nhánh xích bị động khi chuyển động. Mômen này khi thu gọn về trục bánh sau được tính như sau: M ' r2 . 4 f r To zrc ( 2    1   3 ) 2. (2 - 34). Mômen cản ma sát giữa bánh xe đè, dải xích và ma sát trong ổ lăn của bánh xe đè quy dẫn về trục bánh sao chủ động được xác định: M '' r2 . Gf o rl ro. (2 - 35). Trong đó : fo – Hệ số ma sát thu gọn (cánh tay đòn) tính đến ma sát lăn của các bánh xe đè trên dải xích và ma sát trong ổ bi của các bánh đè ( hệ số này có thứ nguyên là mm). ro – Bán kính bánh xe đè. rl – Bán kính lăn của bánh sao chủ động. .  . M. rk  C. . T 1. .  B 2 A. PK. Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống xích Ta có: Mr2 = M’r2 + M”r2 Thay M’r2 và M”r2 ở các biểu thức (2-30) và (2-31) vào công thức trên ta có: 27.

<span class='text_page_counter'>(28)</span> Mr2 . 4 f r To zrc r ( 2    1   3 )  Gf 0 l 2 r0. (2 - 36). Hệ số cản do ma sát trong hệ thống xích là : f2 . r Mr2 4 f r To zrc  ( 2    1   3 )  Gf 0 l rlG 2 rl G rl Gr0. 4 f r To rc f ( 2    1   3 )  0 tG r0 2rl Trong đó : t – Bước xích ; t  z. Rút gọn ta có :. f2 . (2 - 37) (2 - 38). Hệ số cản lăn f: f = f 1 + f2 Thay các giá trị f1 và f2 từ các công thức (2-29) và (2-34) ta có : f . G2  n . 4 E 3 bl 5. . 4 f r To rc f ( 2    1   3 )  0 tG r0. (2 - 39). Lực cản lăn của máy kéo xích: Pf = G.f (2 - 40) Do hệ số cản lăn của máy kéo xích f tính theo công thức (2-35) rất phức tạp vì thế người ta xác định f bằng thực nghiệm. Dưới đây là giá trị của hệ số cản lăn của máy kéo xích xác định bằng thực nghiệm cho một số loại đất. Bảng hệ số cản lăn f của máy kéo xích Loại đất Hệ số cản lăn Đường nhựa 0.06 Đường đất khô cứng 0.06  0.07 Đường cát mềm 0.10 Đồng cỏ 0.07 Ruộng gốc rạ ẩm 0.08 Ruộng mới cấy 0.10  0.12 Cát ẩm 0.10 Cát khô 0.15 Đất lầy 0.15  0.20 2.6.2 Xác định tâm áp lực của máy kéo xích Tâm áp lực của máy kéo xích chính là điểm đặt lực tổng hợp của áp lực mặt đất tác dụng lên dải xích xét trong mặt phẳng dọc. Nghĩa là mômen phản lực của đất tác dụng lên dải xích đối với tâm áp lực bằng không. Xét máy kéo làm việc trong trường hợp tổng quát. Tâm áp lực điểm C, tọa độ của điểm C được xác định bởi khoảng cách b0. Phương trình mômen của các ngoại lực đối với tâm áp lực C như sau: Gcos (b0+ a0) – (Gsinα+ Pj)hg - PmhmcosγPflhl -Pmsinγ (b- a0 –b0 ) = 0 (2 - 41) Trong đó: b0 - Khoảng cách từ trọng tâm máy đế tâm bánh sao chủ động (hoành độ trọng tâm máy). a0 – Khoảng cách giữa trọng tâm máy và tâm đối xứng của mặt tựa xích. a0,b0 - Tính theo phương song song với mặt phẳng địa hình. hg,hm – Tung độ của trọng tâm máy kéo và điểm đặt lực kéo Rơ móoc giả định. h1 – Cánh tay đòn của lực cản chèn dập đất Pfl. Các kích thước hg,hm, hl tính theo phương vuông góc với mặt phẳng địa hình. Biến đổi (2-37) và bỏ qua thành phần Pflhl ta có: 28.

<span class='text_page_counter'>(29)</span> b0 . (G sin   Pj )  Pm (hm cos   b sin  ) G cos   Pm sin .  a0. (2 - 42). Trong trường hợp tổng quát b0 = 0 nghĩa là tâm áp lực lệch khỏi tâm đối xứng của mặt tựa xích thì b0 tính theo công thức(2-38). Trong trường hợp máy kéo chuyển động ổn định trên mặt phẳng nằm ngang: P (h cos   b sin  ) b0  m m  a0 (2 - 43) G  Pm sin  b0 càng lớn khả năng bám của máy kéo càng giảm và lực cản lăn càng tăng. Nhìn vào công thức có thể thấy b0 phụ thuộc nhiều vào a0. Đối với máy kéo nông nghiệp khi thiết kế nên duy trì khoảng cách a0 vào khoảng: a0 = ( 0,05 ÷ 0,08) l (2 - 44) Đối với máy kéo làm việc với nông cụ canh tác (cày,phay đất...) thì cách tìm tâm áp lực cũng tương tự như trên. Tuy nhiên chú ý rằng ngoài các lực tác dụng lên máy kéo còn có phản lực của đất tác dụng lên nông cụ canh tác. 2.6.3 Sự phân bố phản lực pháp tuyến lên chiều dài bề mặt tựa của xích a. Phân bố áp suất đều.. Trường hợp phân bố áp suất đều lên mặt tựa xích là trường hợp đơn giản và lý tưởng nhất đối với máy kéo xích Trong trường hợp này, tọa độ tâm áp lực: xc = ll + 0,5l = b – a0 (2 - 45) b0 = 0 cho nên từ (2-39) ta có: P (h cos   b sin  ) a0  m m (2 - 46) G  Pm sin  Nếu coi góc γ là rất nhỏ ta có: a0 . Pm hm G. (2 - 47). thay a0 vào (2-41) ta có: b  l1  0,5l . Pm hm G. (2 - 48). b. Phân bố áp suất theo quy luật hình thang.. 29.

<span class='text_page_counter'>(30)</span> Hình 2.3 Phân bố áp suất trên mặt tựa xích theo quy luật hình thang Khi điều kiện làm việc thay đổi tâm áp lực không nằm ở điểm giữa mặt tựa xích nữa, do đó tải trọng sẽ phân bố không đều trên mặt tựa xích. Trường hợp này phân bố đơn giản là phân bố hình thang. Tọa độ trọng tâm hình thang được xác định như sau: xc  l  l1 . l ( 2q s  q t ) 3 q s  qt. (2 - 49). Trong đó : qs - Áp lực ở cuối dải xích ( áp lực lớn nhất). qt - Áp lực ở đầu dải xích (áp lực nhỏ nhất). Nếu gọi q0 là tải trọng trung bình trên một đơn vị chiều dài của mặt tựa xích khi máy chuyển động trên mặt phẳng ngang: q0 . G l. Mặt khác ta có: q0 . q s  qt 2. (2 - 50). Thay (2 – 46 ) vào (2 – 45 ) và biến đổi ta được:  3( x  l )   qt  2q 0  0 1  1  l     ( x0  l1 )    q s  2q 0  2  3  l  . (2 - 51). Đối chiếu với công thức (2 – 47) ta có: qt ≥ 0 khi x0  l1 . l 3. (2 - 52). Nếu không thảo mãn điều kiện công thức ( 2 – 48 ) thì máy kéo sẽ bị hẫng bánh xe đè thứ nhất, máy kéo sẽ không sử dụng hết chiều dài mặt tựa xích và do đó lực bám sẽ giảm. Điều này không có lợi khi sử dụng máy trong thực tế. c. Phân bố áp suất khi có hệ thống treo điều hòa Trong trường hợp máy kéo dùng loại hệ thống treo cân bằng (hay hệ thống treo điều hòa) tải trọng lên mặt tựa xích được phân bố đều hơn. 30.

<span class='text_page_counter'>(31)</span> Giả sử mỗi xích có hai bộ treo điều hòa và áp lực dưới bộ treo sau là qs’ dưới bộ treo trước là ql’ phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên xích được thu gọn về hai lực Zt và Zs tác dụng lên bộ điều hòa trước và sau. Zt và Zs được xác định như sau: x`0 l s  l t  l s   lt  x0  Zs  G lt  l s  Zt  G. (2 – 53). Hình 2.4 Tải trọng phân bố trên mặt tựa xích khi có hệ thống treo điều hòa Các đại lượng qt, qs tính được một cách dễ dàng nếu biết Z1, Z2 và kích thước các bộ treo. Tuy nhiên trên thực tế tải trọng phân bố trên mặt tựa xích còn phụ thuộc vào nhiều yếu tố như tính chất không đồng đều của đất, độ nhấp nhô bề mặt đất... Khi biết quy luật phân bố tải trọng của máy lên đất có thể tìm biện pháp để làm cho tải trọng phân bố đều hơn. Ví dụ: Khi làm việc với nông cụ treo người ta thường dùng bánh xe phụ ở nông cụ, bánh xe này vừa có tác dụng chịu một phần tác dụng của đất tác dụng lên máy kéo vừa có tác dụng làm cho tải trọng phân bố đều hơn. Câu hỏi thảo luận chương 1 và 2 Câu 1. Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô chuyển động tăng tốc lên dốc và trình bày công thức tính toán thành phần Lực cản lăn? Câu 2. Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô khi bánh xe chuyển động trên đường nằm ngang và trình bày công thức tính toán cho trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang, không kéo Moóc? Câu 3. Trình bày nội dung tính toán tỷ số truyền của hệ thống truyền lực? Câu 4. Trình bày nội dung tính toán Lực cản gió Pω? Câu 5. Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô chuyển động tăng tốc lên dốc và trình bày công thức tính toán thành phần Lực cản lên dốc? Câu 6. Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô khi bánh xe chuyển động trên đường nằm ngang và trình bày công thức tính toán cho trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang?. 31.

<span class='text_page_counter'>(32)</span> CHƯƠNG 3. TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ 3.1. Cân bằng sức kéo của ô tô 3.1.1. Phương trình cân bằng lực kéo Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động của ôtô được sử dụng để khắc phục các lực cản chyển động sau đây: Lực cản lăn, lực cản lên dốc, lực cản không khí , lực cản quán tính. Biểu thức cân bằng giữa lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động và tất cả các lực cản riêng biệt được gọi là phương trình cân bằng lực kéo của ôtô. (3 – 1) Pk  Pf  Pi  P  Pj Trong đó : Pk – Lực kéo tiếp tuyến phát ra ở bánh xe chủ động. Pf – Lực cản lăn. Pi – Lực cản lên dốc. Pw – Lực cản không khí. Pj – Lực cản quán tính. Trong phương trình, lực cản lăn luôn có giá trị dương, lực cản dốc có giá trị “dương” khi ôtô chuyển động lên dốc và có giá trị “âm” khi ôtô chuyển động xuống dốc. Lực cản không khí có giá trị “dương” khi ôtô chuyển động không có gió hoặc có gió ngược chiều với chiều chuyển động với ôtô nhưng vận tốc của gió nhỏ hơn vận tốc của bản thân ôtô. Lực cản quán tính có giá trị dương khi ôtô chuyển động tăng tốc và có giá trị âm khi ôtô chuyển động giảm tốc. Phương trình biểu thị dưới dạng như sau: M e .it .t G  f .G cos   G.sin   W .v3  . t j (3 – 2) rb. g. Trong đó : Me – Mômen xoắn của động cơ. rb - Bán kính của bánh xe chủ động. Theo phương trình (2.47) nếu ta tổng hợp 2 lực cản lăn Pf và lực cản dốc Pj sẽ có được lực cản tổng hợp của đường biểu thị như sau: P  Pf .Pi (3 – 3) Hay : P   f .G.cos   G sin   G( f cos   sin  ) (3 – 4) (3 – 5) P   .G Trong đó : Pψ- Lực cản tổng cộng của đường. Ψ - Hệ số cản tổng cộng của đường: với ψ = f ± i i- Độ dốc của mặt đường: i = tgα Trong biểu thức, độ dốc i có giá trị “dương” khi ôtô chuyển động lên dốc và có giá trị “âm” khi ôtô chuyển động xuống dốc. Vì vậy giá trị hệ số cản tổng cộng của mặt đường ψ có giá trị “dương” nếu ôtô chuyển động trên mặt phẳng nằm ngang (α = 0) hoặc lên dốc hoặc xuống dốc nhưng giá trị của hệ cản lăn vẫn lớn hớn giá trị của độ dốc i và hệ số cản ψ có giá trị “âm” khi ôtô chuyển động xuống mà giá trị của độ dốc i lớn hơn hệ số của giá trị cản lăn f, nghĩa là i > f. Ta xét trong trường hợp ôtô chuyển động (ổn định), trên mặt phẳng nằm ngang là j = 0, α = 0 thì phương trình cân bằng lực kéo được biểu thị như sau: Pk = Pf + Pω (3 – 6). me' .it .  f .G  W.v 2 Hay : rb. (3 – 7). 3.1.2. Đồ thị cân bằng lực kéo Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô có thể biểu diễn bằng đồ thị. Xây dựng quan hệ giữa lực kéo phát ra tại các bánh xe chủ động Pk và các lực cản chuyển động phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô V, nghĩa là: P = f(v). 32.

<span class='text_page_counter'>(33)</span> Trên trục tung ta đặt ra các giá trị của lực, trên trục hoành ta đặt các giá trị của vận tốc. Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa các lực nói trên và vận tốc chuyển động của ôtô, được gọi là đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô. Trên trục hoành của đồ thị, ta đặt các giá trị vận tốc chuyển động của ôtô . M .i . pkn  e tn t (3 – 8) rb. Trong đó: Pkn- Lực kéo tiếp tuyến phát ra ở các bánh xe chủ động ở số thứ n của hộp số. im - Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở số thứ n. Sau đó xây dựng lực cản của mặt đường Pψ = f(v). Nếu hệ số cản lăn của độ dốc của mặt đường không đổi thì đường lực cản tổng cộng của mặt đường Pψ là một đường nằm ngang vì chúng không phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô (đường song song với trục hoành). Nếu hệ số cản lăn thay đổi khi ôtô chuyển động với vận tốc lớn hơn 16,7 ÷ 22m/s thì đường cong lực cản tổng cộng của mặt đường phụ thuộc với vận tốc chuyển động của ôtô, do đó khi v > 16,7 ÷ 22m/s phần này là một đường cong tiếp tuyến. Từ đó, xây dựng đường cong lực cản của không khí, đây là một đường cong bậc hai phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô, các giá trị của đường cong lực cản tổng cộng của mặt đường Pψ. Như vậy, ta được đường cong tổng hợp là tổng số lực cản của mặt đường Pψ và lực cản không khí Pω nghĩa là Pψ + Pω. Đường cong giữa lực kéo tiếp tuyến Pk = f(v) và đường cong Pψ + Pω = f(v) cắt nhau tại điểm A khi chiếu xuống trục hoành, ta được vận tốc lớn nhất. Tương ứng với các vận tốc khác nhau của ôtô thì các tung độ nằm ở giữa đường lực kéo tiếp tuyến Pk và đường cong lực cản tổng cộng Pψ + Pω nằm ngoài bên trái của điểm A và lực kéo dư của ôtô, ký hiệu là Pd, lực kéo dư nhằm để tăng tốc ôtô chuyển động lên dốc khi độ dốc tăng lên. Giao điểm A lúc này chiếu xuống trục hoành sẽ được vận tốc lớn nhất của ôtô khi chuyển động đường cong bằng α = 0 và ở số truyền cao nhất của hộp số lúc đó lực kéo dư bằng không (Pd=0). Sử dụng đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô có thể xác định được các chỉ tiêu động lực học của ôtô khi chuyển động ổn định. Ví dụ: Chuyển động lớn nhất của ôtô vmax, các lực cản thành phần ở một vận tốc nào đó, cụ thể như vận tốc v1 thì tung độ bc là lực cản của không khí Pω còn tung độ ad là lực kéo dư Pd và tung độ cd là lực kéo tiếp tuyến Pk. Để xem xét khả năng có thể xảy ra sự trượt quay của các bánh xe chủ động trên đồ thị ta cũng xây dựng đường lực bám phụ thuộc vào tốc độ chuyển động của ôtô P k nghĩa là:Pψ = f(v). Lực bám Pφ được tính theo công thức: P  m.G  (3 – 9) Trong đó: Gφ – Trọng lượng của ô tô phân bố lên cầu chủ động. φ – Hệ số bám. m – Hệ số phân bố tải trọng động. Lực bám Pφ biểu diễn trên đồ thị là một đường nằm ngang song song với trục hoành. Khu vực các đường cong lực kéo tiếp tuyến Pk nằm dưới đường lực bám Pφ thỏa mãn điều kiện Pk > Pφ 33.

<span class='text_page_counter'>(34)</span> Nghĩa là khu vực ô tô chuyển động không bị trượt quay của các bánh xe chủ động, còn phần đường nào của Pk nằm trên đường Pφ thì ô tô không thể khởi hành được và nếu xe chuyển động vào loại đường đó thì các bánh xe chủ động sẽ bị trượt quay. Như vậy điều kiện để thỏa mãn cho ô tô chuyển động ổn định, không bị trượt quay là: Pφ ˃ Pk > Pc (3 – 10) Trong đó: Pc = Pφ + P 3.2. Sự cân bằn công suất của ô tô 3.2.1. Phương trình cân bằng công suất Công suất của động cơ phát ra sau khi đã tiêu tốn đi một phần cho ma sát trong hệ thống truyền lực, phần còn lại dùng để khắc phục lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản dốc, lực cản quán tính. Biểu thức cân bằng giữa công suất phát ra của động cơ và các dạng công suất cản kể trên được gọi là “phương trình cân bằng công suất của động cơ ô tô” khi xe chuyển động. Phương trình cân bằng công suất tổng quát biểu thị như sau: (3 – 11) N e  N t  N f  N  N i  N j Ở đây: Ne – Công suất phát ra của động cơ. Nt – Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực. Nf- Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn. Nω - Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí. Ni - Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc. Nj – Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính. Trong phương trình (3-11) công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực Nt và công suất tiêu hao cho lực cản lăn Nf luôn luôn có giá trị dương, còn khi ô tô chuyển động lên dốc: Công suất tiêu hao cho lực cản dốc Ni có giá trị “dương” và ngược lại khi chuyển động xuống dốc thì có giá trị “âm”. Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính Nj có giá trị “dương” khi chuyển động tăng tốc và ngược lại là “âm” khi ô tô chuyển động giảm tốc. Công suất tiêu hao cho lực cản không khí Nω có giá trị “dương” khi ô tô chuyển động không có gió và có gió ngược chiều hoặc cùng chiều gió nhưng vận tốc của ô tô lớn hơn vận tốc của gió. Phương trình (3 - 11) cũng có thể biểu thị sự cân bằng công suất tại bánh xe chủ động của ô tô như sau: (3 – 12) N k  N e  N t  N f  N  N i  N j Trong đó: Nk – Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động. N k  ( N e  N t )  N e . t (3 – 13) Trong đó : ηt – hiệu suất của hệ thống truyền lực. Phương trình ( 3 – 11) được biểu thị dưới dạng khai triển như sau: N e  N e (1  t )  Gfv cos   Gv sin   Wv 3 . G iv j g. (3 – 14). Trong đó: Công suất tiêu hao cho lực cản lăn Nf : Nf = G f v cos  Trong đó: G – Trọng lượng của ô tô. F – Hệ số cản lăn. V – Vận tốc của ô tô. α – Góc dốc của mặt đường. Công suất tiêu hao cho lực cản không khí Nω: 34.

<span class='text_page_counter'>(35)</span> Nω = W.v3 Trong đó : W – Nhân tố cản của không khí. Công suất tiêu hao cho lực cản dốc Ni: Ni = G.v.sinα Tổng công suất tiêu hao cho lực cản lăn và lực cản dốc được gọi là công suất tiêu hao cho lực cản của mặt đường : N  N f  Ni. Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính Nj là: Nj . G iv j g. Trong đó : G/g = m - Khối lượng của ô tô. g – Gia tốc trọng trường. j – Gia tốc của ô tô. δi - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay của các chi tiết trong động cơ, hệ thống truyền lực và các bánh xe gọi là hệ số khối lượng quay. Trong trường hợp ô tô chuyển động trên đường bằng ( α = 0 ), không có gia tốc ( j = 0 ) thì phương trình cân bằng công suất (3 – 11) có dạng sau: 1. (3 – 15) ( N f  N ) t Phương trình ( 3 – 15 ) có dạng khai triển như sau : Ne= ( f.G.v + Wv3 ) /ηt (3 – 16) 3.2.2 Đồ thị cân bằng công suất Phương trình cân bằng công suất của ô tô có thể biểu diển bằng đồ thị. Được xây dựng theo quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và công suất cản trong quá trình ô tô chuyển động, phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ô tô, nghĩa là N = f(v). Ta đã biết giữa số vòng quay của trục khuỷu động cơ ne và vận tốc chuyển động của ô tô có quan hệ phụ thuộc bậc nhất và được biểu thị bằng biểu thức: 2ne rb m V ; (3 – 17) 60it s Trong đó: ne – Số vòng quay của trục khuỷu động cơ (v/ph). rb – Bán kính bánh xe (m). it - Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực. Vì vậy có thể biểu thị quan hệ giữa công suất theo số vòng quay của trục khuỷu động cơ, nghĩa là N = f(ne). N e  N t  N f  N . Hình 3.1 Đồ thị cân bằng lực kéo của ô tô Đồ thị biểu thị quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và các công suất cản trong quá trình ô tô chuyển động phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ô tô hoặc số vòng quay của trục khủyu động cơ được gọi là đồ thị cân bằng công suất của ô tô hình 3.1 Trên trục hoành của đồ thị, đặt các giá trị của vận tốc chuyển động v hoặc các số vòng quay chuyển động của động cơ, trên trục tung đặt các giá trị công suất phát ra của động cơ Ne công suất phát ra tại bánh xe chủ động Nk ở các tỷ số truyền khác nhau của hộp 35.

<span class='text_page_counter'>(36)</span> số( giả sử xây dựng ở đồ thị có 3 số truyền của hộp số). Sau đó lập đường cong của các công suất cản khi ô tô chuyển động Nψvà Nα Nếu hệ số cản lăn của mặt đường f không đổi khi ô tô chuyển động với vận tốc v ≤ 16,7 ÷ 22 m/s và góc dốc của mặt đường α cũng không đổi thì đường công suất cản Nψ là một đường bậc nhất phụ thuộc vào vận tốc v, nếu hệ số cản lăn thay đổi phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ô tô thì đường Nψ là một đường cong Nψ = f (v). Đường công suất cản của không khí Nω là một đường cong bậc ba theo vận tốc v và tương ứng với mỗi ô tô thì nhân tố cản của không khí W là không đổi. Nếu đặt các giá trị của đường cong Nω = f(v) lên trên đường cong Nψ = f (v). Ta được đường cong tổng công suất cản khi ô tô chuyển động Nψ = f(v) và có đường cong tổng công suất cản khi ô tô chuyển động (Nψ + Nω ). Như vậy ứng với các vận tốc khác nhau thì các tung độ nằm giữa đường cong tổng công suất cản và trục hoành sẽ tương ứng với công suất tiêu hao để khắc phục sức cản của mặt đường và sức cản không khí. Các tung độ nằm giữa đường cong tổng công suất cản Nψ + Nω và đường cong công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động Nk là công suất dự trữ của ô tô và được gọi là công suất dư Nd nhằm để khắc phục sức cản dốc khi độ dốc tăng lên hoặc để tăng tốc ô tô. Giao điểm A giữa đường cong công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động Nk và đường cong tổng công suất cản Nψ + Nω chiếu xuống trục hoành sẽ cho ta vận tốc lớn nhất của ô tô vmax ở loại đường đã cho, khi đó công suất dự trữ của ô tô không còn, nghĩa là ô tô không còn khả năng tăng tốc. Cần chú ý: Vận tốc lớn nhất của ô tô chỉ đạt được khi ô tô chuyển động đều trên đường bằng (α = 0) và bướm ga đã mở ra hết hoặc thanh răng của bơm cao áp đã kéo hết và ở số truyền cao nhất của hộp số. Nếu ô tô muốn chuyển động đều ( ổn định), cũng trên loại đường đó với vận tốc nhỏ hơn vận tốc lớn nhất vmax người lái cần đóng bớt bướm ga hoặc trả thanh kéo nhiên liệu về cho tương ứng, mặt khác có thể phải chuyển về số thấp hơn của hộp số. Ví dụ: Để ô tô chuyển động với vận tốc v1 thì người lái cần phải giảm ga hoặc trả bớt thanh răng về, nhằm cho đường cong Nk giảm xuống và cắt đường cong tổng công suất tại điểm A’. Khi chiếu xuống trục hoành, ta được vận tốc v1, đường chấm chấm trên đồ thị là đương cong N’k khi đã giảm bướm ga hoặc trả bớt thanh răng về vị trí cung cấp ít nhiên liệu.. Hình 3.2 Đồ thị cân bằng công suất của ô tô 3.2.3 Mức độ sử dụng công suất động cơ Nhằm nâng cao chất lượng sử dụng ô tô và giảm tiêu hao nhiên liệu, cần lưu ý đến việc sử dụng công suất động cơ trong từng điều kiện chuyển động khác nhau của ô tô. Về phương diện này người ta đưa ra khái niệm “ mức độ sử dụng công suất động cơ” và ký hiệu bằng chữ YN. Mức độ sử dụng công suất động cơ là tỷ số cần thiết để ô tô chuyển động đều 36.

<span class='text_page_counter'>(37)</span> (ổn định) với công suất của động cơ phát ra tại các bánh xe chủ động N k khi mở hoàn toàn bướm ga hoặc kéo hết thanh răng nhiên liệu .Ta có: YN . N  N . . Nk. N  N . (3 - 18). N e.t. Nhận xét: Chất lượng của mặt đường càng tốt (hệ số cản tổng cộng ψ của đường giảm và vận tốc của ô tô càng nhỏ) thì công suất động cơ được sử dụng càng nhỏ khi tỷ số truyền của hộp số càng lớn, do đó hệ số sử dụng công suất động cơ YN càng nhỏ. Ví dụ: Ô tô chuyển động đều ở vận tốc v’ thì tổng công suất cản ở mặt đường và và công suất cản ở không khí là N1 còn công suất phát ra tại bánh xe chủ động khi mở hoàn toàn bướm ga hoặc kéo hết thanh răng nhiên liệu là N’KIII ở số truyền thẳng và N’KII ở số hai. Mức độ sử dụng công suất động cơ ở số truyền thẳng là YNHI . N1 N và ở số hai là YNH  1 nhưng N’KII > N’KIII do đó YNH < YNH N ' KIII N ' KII. Mức độ sử dụng công suất động cơ càng giảm xuống sẽ càng gây ra sự tăng tiêu hao nhiên liệu của ô tô. 3.3. Nhân tố động lực học của ô tô 3.3.1 Nhân tố động lực học Khi so sánh tính chất động lực học của các loại ô tô khác nhau và ứng với các điều kiện làm việc của ô tô trên các loại đường khác nhau người ta mong muốn có được một thông số mà nó thể hiện được ngay tính chất động lực học của ô tô. Nhân tố động lực học của ô tô là tỷ số giữa lực kéo tiếp tuyến P k trừ đi lực cản không khí Pω và chia cho trọng lượng của ôtô, ký hiệu là D: 1 P  P  M e .it .t D k    W.v 2  (3 – 19) G. . rb. G. Qua biểu thức ( 3 – 19 ) thấy rằng trị số của nhân tố động lực học D chỉ phụ thuộc vào các thông số kết cấu của ô tô, vì vậy nó có thể xác định cho mỗi ô tô cụ thể. 3.3.2 Đồ thị nhân tố động lực học Nhân tố động lực học của ô tô D có thể biểu diễn bằng đồ thị. Đồ thị nhân tố động lực học D biểu thị mối quan hệ phụ thuộc giữa nhân tố động lực học và vận tốc chuyển động của ô tô. Nghĩa là D = f(v) , khi ô tô có tải trọng đầy và động cơ làm việc với chế độ toàn tải được thể hiện trên hình ( 3 – 20 ). Hình 3.3 Đồ thị nhân tố động lực học Trên trục tung , đặt các giá trị của nhân tố động lực học D, trên trục hoành đặt các giá trị vận tốc chuyển động của ô tô. Điều kiện bám của bánh xe chủ động và điều kiện sức cản của mặt đường. 37.

<span class='text_page_counter'>(38)</span> Hình 3.4 Vùng sử dụng đồ thị nhân tố động lực học D theo điều kiện bám 3.3.3 Giới hạn của đồ thị nhân tố động lực học Trên đồ thị nhân tố động lực học D ta cũng xây dựng các đường cong D  = f(v) và   f (v) để xét mối quan hệ giữa nhân tố động lực học của ô tô theo điều kiện bám của các bánh xe chủ động với mặt đường và điều kiện lực cản của mặt đường. Vậy tương ứng với điều kiện ô tô chuyển động, trên một loại đường xác định, ta đã biết được các hệ số bám  và hệ số cản tổng cộng  việc sử dụng nhân tố động lực học của ô tô phải thỏa mãn điều kiện D  D   trên đồ thị nhân tố động lực học khu vực sử dụng tương ứng với điều kiện ở biểu thức D  D   là phần những đường cong D = f(v) và nằm trên đường   f (v) . 3.3.4 Nhân tố động lực học của ô tô khi tải trọng thay đổi Trong thực tế, không phải lúc nào ô tô cũng chở đủ tải và tải trọng hàng hóa cũng như hành khách thay đổi trong phạm vi lớn như các loại ô tô vận tải và thậm chí còn có thể thay đổi nhiều hơn nữa, nếu ô tô có kéo Rơ móoc. Từ biểu thức tính toán nhân tố động lực học của ô tô tỷ lệ nghịch với trọng lượng toàn bộ của xe. Điều này cho phép chúng ta tính được nhân tố động lực học của ô tô tương ứng với trọng lượng bất kỳ nào đó theo công thức: DxGx = DG hay Dx = D. G Gx. (3 - 20). Trong đó: Gx- Trọng lượng mới của ô tô. Dx - Nhân tố động lực học của ô tô tương ứng với trọng lượng mới. G – Trọng lượng của ô tô khi đủ tải. D – Nhân tố động lực học của ô tô tương ứng với khi đủ tải.. Hình 3.5.Đồ thị nhân tố động lực học của ô tô,có 4 số truyền khi chuyển động với tải trọng đầy G và khi có Gx = 0.5G. Về phương diện đồ thị nhân tố động lực học của ô tô khi tải trọng thay đổi , ta cũng căn cứ vào nhận xét ở trên và thấy rằng chỉ cần thay đổi tỷ lệ xích trên trục tung của đồ thị 38.

<span class='text_page_counter'>(39)</span> nhân tố động lực học của ô tô khi tải trọng đầy là có đồ thị nhân tố động lực học của ô tô khi có tải trọng mới. Ví dụ: Ứng với trường hợp ô tô có tải trọng đầy G, ta có nhân tố động lực học là D ứng với trường họp ô tô có tải trọng Gx= 0,5 G thì theo biểu thức (3- 20) ta có Dx = 2D giá trị của trục tung gấp hai lần so với trường hợp ô tô có đủ tải trọng như vậy nếu như ô tô làm việc với những tải trọng bất kỳ, ví dụ bằng 25%, 50%, 75%... của tải trọng đủ ta phải lập một số lớn tỷ lệ nhân tố động lực học tương ứng. Để tránh tình trạng phải lập quá nhiều tỷ lệ trên trục tung của đồ thị nhân tố động lực học, ta có thể xây dựng đồ thị đặc tính động lực học của ô tô ứng với các tải trọng thay đổi và được gọi là đồ thị tia.. Hình 3-6. Đồ thị tia theo nhân tố động lực học khi tải trọng thay đổi Những đặc tính động lực học của ô tô lập ra ở góc phần tư bên phải của đồ thị tương ứng với trường hợp ô tô có tải trọng đầy, còn ở góc phần tư bên trái của đồ thị , ta vạch từ gốc tọa độ những tia làm với trục hoành các góc α khác nhau mà: tg . D Gx  Dx G. (3 – 21). Như vậy mỗi tia ứng với tải trọng Gx nào đó tính ra phần trăm so với tải trọng đầy của ô tô. Trong trường hợp Gx = G thì tg  = 1 lúc này tia làm với trục hoành một góc  = 45 0 các tia có  > 45 0 ứng với Gx > G ( khu vực quá tải), các tia có  < 450 ứng với Gx < G (khu vực chưa đầy tải). Đồ thị tia có ý nghĩa quan trọng trong sử dụng thực tế, qua đó ta có thể giải quyết được một loạt các nhiệm vụ tính toán sức kéo trong sử dụng Ô tô – Máy kéo. 3.4. Sự tăng tốc của ô tô 3.4.1 Xác định sự tăng tốc của ô tô Nhờ đồ thị nhân tố động lực học D = f(v) ta có thể xác định được sự tăng tốc của ô tô khi hệ số cản của mặt đường đã biết và khi chuyển động ở một số truyền bất kỳ với một vận tốc trước. Khi đã cho trị số của hệ số cản mặt đường  , Nhân tố động lực học D, ta xác định khả năng tăng tốc của ô tô như sau:  dv g D   i j Từ đó rút ra : (3 – 22) j  (D   ) G dt i Trên đồ thị nhân tố động lực học, kẻ đường hệ số cản của mặt đường   f (v) . Giả sử đồ thị nhân tố động lực học có 3 số truyền của hộp số và ô tô chuyển động trên loại đường có hệ số cản  1 , đường  1 sẽ cắt đường nhân tố động lực học ở số 3 là D III tại điểm A, chiếu 39.

<span class='text_page_counter'>(40)</span> điểm A xuống trục hoành, ta nhận được vận tốc chuyển động lớn nhất v1 của ô tô trên loại đường đó. Cũng trên loại đường này, nếu ô tô chuyển động với vận tốc vn thì khả năng tăng tốc của ô tô ở vận tốc này sẽ được biểu thị bằng các đoạn tung độ ab (số 3 ), ad (số 2) và ae (số 1).. Hình 3.5 Xác định khả năng tăng tốc của ô tô theo đồ thị nhân tố động lực học Những đoạn trục tung này là hiệu số D - 1 ở từng số truyền của hộp số. Dùng biểu thức (3 – 22 ) để tính toán, ta nhận được gia tốc j = dv/dt của ô tô ứng với các số truyền khác nhau ở vận tốc Vn. Như vậy có thể tìm được gia tốc j = dv/ dt của ô tô ứng với vận tốc nào đó trên một loại đường bất kỳ ở các tay số khác nhau một cách dễ dàng. Cần chú ý trường hợp ô tô xuống dốc mà giá trị độ dốc i lớn hơn hệ số cản lăn của mặt đường thì hệ số cản tổng cộng của mặt đường có giá trị “âm” Nghĩa là  = f + i < 0 hay   0. Trong trường hợp này biểu diễn hệ số cản tổng cộng nằm phía dưới trục hoành.. Hình 3.6 Đồ thị biểu diễn gia tốc của ô tô có 3 số truyền. Đối với một số ô tô, nhất là ô tô vận tải , biết rằng ở số truyền càng thấp, tỷ số truyền càng lớn thì năng lượng tiêu hao dùng để tăng tốc các khối lượng vận động quay càng lớn, nghĩa là chỉ số  i càng lớn, do đó làm cho gia tốc j càng giảm đi rõ rệt. Vì vậy ở đồ thị gia tốc j của một số ô tô vận tải ta thường thấy đường cong gia tốc ở số 1 (j1) thấp hơn đường cong gia tốc số 2 (j2) hình 3.7 40.

<span class='text_page_counter'>(41)</span> Hình 3.7 Đồ thị gia tốc của một số ô tô vận tải. Bảng 3.1 Trị số gia tốc lớn nhất của ô tô jmax ở các số truyền khác nhau với truyền lực cơ khí. Loại ô tô Gia tốc lớn nhất Jmax (m/s2) Số truyền Số 1 Số cao Du lịch 2.5  3.5 0.80 ÷ 1.20 Vận tải 1.7 ÷ 2.0 0.25 ÷ 0.50 Ô tô buýt 1.8 ÷ 2.3 0.40 ÷ 0.80 Ô tô kéo moóc 1.0 ÷ 1.2 0.20 ÷ 0.50. Ở ô tô có truyền động thủy cơ, gia tốc có thể đạt được từ 6 ÷ 8 m/s2. Trong khi tính toán và xây dựng đồ thị tăng tốc của ô tô cần chú ý một số điểm sau đây: - Giá trị của vận tốc nhỏ nhất vmin trên đồ thị gia tốc sẽ tương ứng với số vòng quay ổn định nhỏ nhất của trục khuỷu động cơ nemin. Trong khoảng vận tốc từ giá trị 0 đến vmin thì ô tô bắt đầu giai đoạn khởi hành , lúc đó ly hợp bị trượt và bướm ga hay thanh răng của bơm cao áp mở dần dần. Thời gian khởi hành này kéo dài không lâu lắm, do đó khi tính toán lý thuyết về gia tốc thì quá trình trượt của ly hợp ta có thể bỏ qua. Vì vậy khi tính toán và xây dựng đồ thị phải bắt đầu tiến hành từ vận tốc vmin. Hình 3.8 Đồ thị gia tốc ô tô. - Đối với ô tô chở khách khi đạt được vận tốc lớn nhất thì gia tốc jvmax = 0, vì ở vận tốc này dự trữ công suất không còn nữa. 41.

<span class='text_page_counter'>(42)</span> 3.4.2 Xác định thời gian và quãng đường tăng tốc của ô tô Nhờ đồ thị nhân tố động lưc học của ô tô, chúng ta sẽ xác định được sự tăng tốc của ô tô qua đồ thị j = f(v) và cũng từ đây ta xác định được thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc. đây là các chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng động lực học của ô tô. a. Xác định thời gian tăng tốc của ô tô j. Từ biểu thức :. dv dt. 1 j. ta có: dt  dv. Thời gian tăng tốc của ô tô từ tốc độ v1 đến tốc đô v2: v2. 1 t   dv j v1. (3 – 23). Tích phân này không thể giải được bằng phương pháp giải tích, nhưng có thể giải được bằng phương pháp đồ thị. Để tiến hành xác định thời gian tăng tốc của ô tô theo phương pháp tích phân bằng đồ thị ta cần xây dựng đường cong gia tốc nghịch ở mỗi số truyền khác nhau, nghĩa là xây dựng đồ thị 1/j = f(v) . Trên hình ta gia thiết xây dựng đồ thị 1/j = f(v) ở số cao nhất của hộp số. chúng ta lấy một phần diện tích nào đó tương ứng với khoảng biến thiên vận tốc dv, phần diện tích được giới hạn bởi đường cong 1/j, trục hoành và hai tung độ ứng với sự biến thiên vận tốc dv, sẽ biểu thị thời gian tăng tốc của ô tô. Tổng cộng tất cả các diện tích nhỏ này lại ra được thời gian tăng tốc của ô tô từ vận tốc v1 đến vận tốc v2 và xây dựng được đồ thị thời gian tăng tốc của ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ô tô t = f(v). Trong quá trình tính toán và xây dựng đồ thị,ta cần lưu ý rằng : + Tại vận tốc lớn nhất của ô tô vmax thì gia tốc j = 0 và do đó 1/j =  , vì vậy khi lập đồ thị và trong tính toán, ta chỉ lấy giá trị vận tốc của ô tô khoảng 0,95.vmax. + Tại vận tốc nhỏ nhất của ô tô vmin thì lấy trị số t = 0. `+ Đối với hệ thống truyền lực của ô tô với hộp số có cấp, thời gian chuyển từ số thấp lên số cao xẩy ra hiện tượng giảm vận tốc chuyển động Δv có thể xác định nhờ phương trình chuyển động lăn trơn của ô tô như sau : v   .g. tl. i. ; m/s2. Trong đó : Δv – Độ giảm vận tốc chuyển động khi chuyển số  - Hệ số cản tổng cộng của mặt đường g - Gia tốc trọng trường m/s2 tl - Thời gian chuyển số. Hình 3.9 Đồ thị thời gian và quãng đường tăng tôc của ô tô có kể đến sự giảm tốc độ chuyển động khi giảm số b. Xác định quãng đường tăng tốc của ô tô Từ biểu thức V = dS/dt , ta suy ra dS = vdt. Quãng đường tăng tốc của ô tô S từ vận tốc v1 đến vận tốc v2: v2. s   vdt (m). (3 – 24). v1. Tích phân này không thể giải được bằng phương pháp giải tích nên ta cũng áp dụng phương pháp giải bằng đồ thị trên cơ sở đồ thị thời gian tăng tốc của ô tô (hình 3.10) Lấy một phần nào đó diện tích tương ứng với khoảng biến thiên thời gian dt, phần diện tích được giới hạn bởi đường cong thời gian tăng tốc, trục tung và hai hoành độ tương ứng với độ biến thiên thời gian dt. Sẽ biểu thị quãng đường tăng tốc của ô tô. Tổng cộng tất cả các diện tích nhỏ này lại ta được quãng đường tăng tốc của ô tô từ vận tốc v1 đến vận tốc 42.

<span class='text_page_counter'>(43)</span> v2 và xây dựng được đồ thị quãng đường tăng tốc của ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của chúng S = f(v).. Hình 3.10 Đồ thị quãng đường tăng tốc của ô tô S = f(v). 3.5. Tính toán sức kéo của ô tô 3.5.1. Các loại thông số a. Các thông số cho trước + Loại ô tô: Ô tô vận tải, ô tô chở khách, ô tô con ( một cầu chủ động hoặc hai cầu chủ động). + Trọng tải hữu ích Ge hoặc số hành khách. + Tốc độ lớn nhất của ô tô vmax ở số truyền cao. + Hệ số cản của mặt đường  tương ứng với vận tốc cao nhất. + Hệ số cản lớn nhất của một đường mà ô tô có thể khắc phục được ở số I là  hoặc Dmax. + Loại động cơ dùng trên ô tô (động cơ xăng hay động cơ Diesel). + Loại hệ thống truyền lực. b. Các thông số chọn + Trọng lượng bản thân của ô tô G0. + Hệ số cản không khí K và diện tích chính diện của ô tô F, hoặc nhân tố cản không khí : W = K.F + Trọng lượng phân bố ra các cầu ô tô khi không có tải G01 và G02 và khi có tải G1 ,G2 + Tốc độ góc của trục khuỷu động cơ ứng với công suất lớn nhất nN. + Hiệu suất cơ khí của hệ thống truyền lực  t Các thông số chọn dựa trên các điều kiện sử dụng thực tế, các số liệu thí nghiệm và trên cơ sở các ô tô mẫu sẵn có cùng loại. c. Các thông số tính toán Trong tính toán sức kéo ô tô khi thiết kế các thông số cần xác định gồm: + Công suất của động cơ Ne + Thể tích công tác của động cơ Vc + Tỷ số truyền lực chính io + Số lượng số truyền và tỷ số truyền của hộp số n. ih hộp phân phôi hoặc hộp số phụ ip. 3.5.2 Trình tự tính toán sức kéo của ô tô a. Xác định trọng lượng toàn bộ của ô tô Đối với ô tô con và ô tô chở khách G = G0 + nh.Gh + Ghl Trong đó: G0 - Trọng lượng ô tô. 43.

<span class='text_page_counter'>(44)</span> Gh - Trọng lượng của một hành khách. Ghl - Trọng lượng của hành lý. nh - Số lượng hành khách kể cả người lái và phụ xe. Đối với ô tô vận tải G = G0 + nh.Gh + Ghh Trong đó : Gh - Trọng lượng của một người. Ghh – Trọng lượng của hàng hóa chuyên chở. b.Chọn lốp Đối với ô tô con, thông thường trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau bằng nhau ( G1 = G2 ), vì vậy có thể chọn các loại lốp như nhau. Đối với ô tô vận tải loại 4 x 2, khi chuyên chở đầy tải, thông thường trọng lượng phân bố ra cầu trước chỉ bằng 25 ÷ 30 % trọng lượng phân bố ra cầu sau, nghĩa là : G1 = ( 0,25 ÷ 0.30 ) G G2 = ( 0,75 ÷ 0,70 ) G Cần lưu ý rằng cầu chủ động sau thông thường có 4 bánh xe. Tuy nhiên, theo các tài liệu thực nghiệm thì thường trọng lượng tác dụng lên mỗi lốp sau lớn hơn so với mỗi lốp trước, vì vậy ta chọn lốp sau để bố trí cho toàn bộ cả ô tô. c. Xác định công suất lớn nhất của động cơ - Công suất của động cơ khi ôtô chuyển động với tốc độ lớn nhất Nv . 1. t. Gv. max. 3  (W)  KFv max. Trong đó : G – Trọng lượng của ô tô (kg) Vmax – vận tốc lớn nhất của ô tô ( m/s ) - Công suất lớn nhất của động cơ: N e max . n Nv , với   e max 2 3 nN a  b  c. nemax- Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ôtô. nN- Số vòng quay của động cơ ứng với công suất lớn nhất. a, b, c - Hệ số thực nghiệm. - Đối với ô tô dùng động cơ xăng không hạn chế số vòng quay:   1,1  1,3 - Đối với ô tô dùng động cơ xăng hạn chế số vòng quay:   0,8  0,9 - Đối với ô tô dùng động cơ Diesel thì   0,8  0,9 - Công suất của động cơ theo số vòng quay khác nhau Ne . N e max n a e  nN.   ne   b   nN. 2.  n    c e    nN . 3. d. Xác định thể tích công tác của động cơ Thể tích công tác của động cơ được xác định theo công thức sau: Vc . 17,5.10 5.ZN e max PeN n N. nN – Số vòng quay của động cơ ứng với công suất lớn nhất. Z- Số kỳ của động cơ. PeN- áp suất hữu ích trung bình ứng với công suất lớn nhất của động cơ. e. Xác định tỷ số truyền của truyền lực chính Tỷ số truyền của truyền lực chính được tính theo công thức sau: 44.

<span class='text_page_counter'>(45)</span> io . 2rb .ne max 60ihn .i fc .vmax. Trong đó: ihn – Tỷ số truyền của hộp số cao nhất, nếu hộp số có số truyền cao nhất là số truyền thẳng thì ihn = 1, nếu hộp số có số cao nhất là số truyền tăng (ihn < 1) thì ta lấy theo số truyền tăng. ipc - Tỷ số truyền của hộp số phụ hay hộp phân phối ở số cao, sơ bộ có thể chọn ipc = 1 ÷ 1,5 nemax – Số vòng quay lớn nhất của động cơ ứng với vận tốc lớn nhất của ô tô. nemax = λ.nN Đối với ô tô con, thông thường lấy: nemax = 5000 ÷ 5500 v/p Đối với ô tô vận tải và ô tô chở khách dùng động cơ xăng thì nemax = 2600 ÷ 3500 v/p Đối với ô tô vận tải và ô tô chở khách không dùng động cơ xăng thì nemax = 2000 ÷ 2600 v/p. f. Xác định số lượng số truyền ở các số của hộp số, hộp số phụ hoặc hộp phân phối - Xác định tỷ số truyền của số lùi: Khi thiết kết hộp số thông thường chọn tỷ số truyền của số lùi như sau: it = ( 1,2 ÷ 1,3 )ihI - Xác định tỷ số truyền của hộp số phụ hoặc hộp phân phối: Tỷ số truyền thường lấy: ipc = 1,0 ÷ 1,5 Tỷ số truyền ở số thấp của hộp phân phối được xác định theo điều kiện không có sự trượt quay của các bánh xe chủ động: Grb i pt  M e max .io .ihI . t Trong đó : ipt – Tỷ số truyền của hộp phân phối ở số thấp. φ - Hệ số bám (φ = 0,6 ÷ 0, 8). Khi tìm được giá trị tỷ số truyền ở số thấp của hộp phân phối theo công thức trên cần kiểm tra lại theo điều kiện ô tô chuyển động ổn định ở tốc độ nhỏ nhất : vmin = 3 ÷ 5 (km/h) = 0,83 ÷ 1,38 (m/s) 2 .ne min .rb vmin  (m/s) 60.i0 .ihI .i pt. nemin – Số vòng quay nhỏ nhất của trục khuỷu động cơ (v/p). vmin - Vận tốc nhỏ nhất của ô tô Câu hỏi thảo luận chương 3 Câu 1. Trình bày phương trình cân bằng lực kéo và ý nghĩa của nó? Câu 2. Vẽ và trình bày nội dung của đồ thị cân bằng lực kéo? Câu 3. Trình bày phương trình cân bằng công suất và ý nghĩa của nó? Câu 4. Vẽ và trình bày ý nghĩa của đồ thị nhân tố động lực học? Câu 5. Xác định khả năng tăng tốc của ô tô theo đồ thị nhân tố động lực học? Câu 6. Trình bày phương pháp xác định công suất lớn nhất của ô tô?. 45.

<span class='text_page_counter'>(46)</span> CHƯƠNG 4. PHANH Ô TÔ 4.1. Giới thiệu chung Trên ô tô có trang bị hệ thống phanh nhằm mục đích giảm vận tốc hoặc dừng hẳn khi cần thiết. Lúc đó người lái giảm lượng nhiên liệu cung cấp vào động cơ đồng thời phanh để hãm xe lại, nhờ có hệ thống phanh người lái có thể nâng cao vận tốc chuyển động trung bình của ô tô và đảm bảo an toàn khi chuyển động. Do vận tốc chuyển động ngày càng cao nên việc đi sâu nghiên cứu để hoàn thiện sự làm việc của hệ thống phanh nhằm đảm bào an toàn chuyển động của ô tô ngày càng cần thiết. 4.2. Lực tác dụng lên ô tô khi phanh Khi người lái tác dụng vào bàn đạp phanh thì ở cơ cấu phanh sẽ tạo mômen ma sát còn gọi là mômen phanh Mp nhằm hãm bánh xe lại. Lúc đó ở bánh xe xuất hiện phản lực tiếp tuyến PP ngược với chiều chuyển động như hình 4-1. Phần lực này gọi là lực phanh và xác định theo biểu thức: Pp . Mp. (4 – 1). rb. Trong đó : Mp: Mômen phanh tác dụng lên bánh xe. Pp: Lực phanh tác dụng tại điểu tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường. rb : Bán kính làm việc của bánh xe.. Hình 4-1 Sơ đồ lực và momen tác dụng lên bánh xe khi phanh Lực phanh lớn nhất bị giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường: (4 – 2) Pp max  P  Z b Ppmax- Lực phanh cực đại sinh ra theo điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường. Pφ- Lực bám giữa bánh xe với mặt đường. Zb- phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe. φ- Hệ số bám. Khi phanh thì bánh xe chuyển động với gia tốc chậm dần, do đó trên bánh xe xuất hiện mômen quán tính Mjb tác dụng, mômen này cùng chiều chuyển động của bánh xe, ngoài ra còn có mômen cản lăn Mf, mômen này ngược chiều với chiều chuyển động và có tác dụng cản lại sự chuyển động của bánh xe. Như vậy, trong quá trình phanh thì lực hãm tổng cộng Ppo sẽ là: Ppo . M p  M f  M jb rb.  Pp . M f  M jb rb. Trong quá trình phanh ô tô, mô men phanh sinh ra cơ cấu phanh tăng lên và bánh xe sẽ bị trượt lê. Khi bánh xe bị trượt lê hoàn toàn thì hệ số bám  là thấp nhất dẫn tới hiệu quả phanh thấp nhất. Vì vậy để tránh hiện tượng trượt lê hoàn toàn lên bánh xe thì trên ô tô hiện đại có bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh (hệ thống ABS). 46.

<span class='text_page_counter'>(47)</span> Từ biểu thức (4 – 2 ) thấy rằng muốn có lực phanh lớn không những cần có hệ số bám  có giá trị cao mà còn phải có phản lực pháp tuyến Zb lớn. Cũng vì vậy để sử dụng được hết toàn bộ trọng lượng bám của ô tô cần phải bố trí cơ cấu phanh ở tất cả các bánh xe của ô tô Trong quá trình phanh động năng hoặc thế năng của xe bị tiêu hao cho ma sát giữa chống phanh và má phanh, giữa lốp và mặt đường cũng như để khắc phục sự cản lăn, sức cản không khí, ma sát trong hệ thống truyền lực, ma sát trong động cơ. Năng lượng bị tiêu hao trong quá trình phanh phụ thuộc vào chế độ phanh của xe. 4.3. Điều kiện đảm bảo phanh tối ưu Hình 4 – 2 : Lực tác dụng lên ô tô khi phanh Khi phanh có các lực tác dụng lên ôtô: Trọng lượng G đặt tại trọng tâm, lực cản lăn Pf1, Pf2 ở các bánh xe trước, sau; phản lực thẳng góc Z1, Z2; lực phanh ở các bánh xe Pp1, Pp2, lực cản không khí Pω, lực quán tính Pj sinh ra do khi phanh sẽ có gia tốc chậm dần. Khi phanh lực cản không khí Pω và lực cản lăn Pf1, Pf2 không đáng kể, có thể bỏ qua. Sự bỏ qua này chỉ gây sai số khoảng 1,5 – 2 %. Lực quán tính Pj được xác định theo biểu thức: Pj . G jp g. (4 – 3). Jp- Gia tốc chậm dần khi phanh. g – Gia tốc trọng trường. Khi phanh lực cản không khí Pω và lực cản lăn Pf1 Và Pf2 không đáng kể có thể bỏ qua. Sự bỏ qua này chỉ gây sai số khoảng 1,5 ÷ 2 %. Bằng cách lập các phương trình cân bằng mô men của các lực tác dụng lên ô tô khi phanh đối với các điểm tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường A và B, ta có thể xác định các phản lực thằng góc Z1 và Z2 như sau: Z1 = Z2 =. Gb  Pj hg. L Ga  Pj hg L. (4 - 4) (4 - 5). Trong đó: a, b, hg - Tọa độ trọng tâm của ô tô. L – Chiều dài cơ sở của ô tô. Thay giá trị Pj từ công thức (4-3) vào (4-4) và (4-5) ta được: j p hg G (b  ) L g j p hg G ) Z2 = ( a  L g. Z1 =. (4 – 6) (4 - 7). Để sử dụng hết trọng lượng bám của ôtô, lực phanh lớn nhất đối với toàn bộ xe: Ppmax = G.φ (4 – 8) Sự phanh có hiệu quả nhất khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỷ lệ thuận với tải trọng thẳng đứng tác dụng lên chúng. Hay tỷ số giữa các lực phanh ở các bánh xe trước và sau sẽ tuân theo biểu thức: 47.

<span class='text_page_counter'>(48)</span> Z1 Z1 Gb  Pj hg (4 – 9)   Pp 2 Z 2 Z 2 Ga  Pj hg Trong quá trình phanh thì lực cản lăn Pf1, Pf2 không đáng kể, có thể bỏ qua, do đó có thể viết: Pj = Pp1 + Pp2 và Pjmax = Ppmax = G.φ (4 – 10) P b   .hg Ta được: p1  (4 – 11) Pp 2 a   .hg Biểu thức (4 – 11 ) chính là điều kiện để đảm bảo sự phanh có hiệu quả nhất, nghĩa là muốn phanh có hiệu quả nhất thì trong quá trình phanh quan hệ giữa lực phanh ở các bánh xe Pp1 và lực phanh ở các bánh xe Pp2 luôn thảo mãn biểu thức. Từ biểu thức (4 – 11 ) thấy rằng trong điều kiện sử dụng thì tọa độ trọng tâm của Ô tô luôn thay đổi do chất tải khác nhau và hệ số bám  cũng thay đổi do ô tô có thể chạy trên các loại đường khác nhau, do vậy tỷ số Pp1 / Pp2 luôn thay đổi trong điều kiện sử dụng. Nghĩa là để đảm bảo hiệu quả phanh tốt cần phải có lực phanh P p1 và Pp2 thích hợp để thỏa mãn điều kiện nêu ở biểu thức (4 – 11 ). Muốn vậy phải thay đổi được mômen phanh Mp1 và Mp2 sinh ra ở các cơ cấu phanh trước và phanh sau. Trong điều kiện đối với cơ cấu phanh đã thiết kế thì mômen phanh của cơ cấu phanh có thể thay đổi bằng cách thay đổi áp suất dầu hoặc áp suất khí nén dẫn đến các xylanh bánh xe hoặc dẫn bầu phanh. Đa số các xe sản xuất trước kia thường có áp suất dầu hoặc khí nén dẫn động theo cơ cấu phanh trước và phanh sau như nhau nên không đảm bảo được điều kiện (4-11). Vì vậy để tăng hiệu quả phanh ngày nay trên nhiều loại xe đã bố trí bộ điều hòa lực phanh hoặc bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh các cơ cấu này sẽ tự động điều chỉnh lực phanh ở các bánh xe bằng cách thay đổi quan hệ áp suất dẫn động ra cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sau. Pp1. . 4.4. Các chỉ tiêu đánh giá chất lượng quá trình phanh Để đánh giá hiệu quả phanh có thể dùng một trong những chỉ tiêu sau: Quãng đường phanh, gia tốc chậm dần, thời gian phanh, lực phanh. 4.4.1. Gia tốc chậm dần khi phanh Khi phân tích các lực tác dụng lên ôtô có thể viết phương trình cân bằng lực khi phanh ôtô như sau: (4 - 12) Pj  Pp  Pf  P  P  Pi Pj – Lực quán tính sinh ra khi phanh ô tô. Pp – Lực phanh sinh ra ở các bánh xe. Pf – Lực cản lăn. P  - Lực cản không khí. Pi - Lực cản lên dốc (Khi phanh trên đường nằm ngang thì lực cản trên dốc Pi = 0). P - Lực để thắng tiêu hao cho ma sát cơ khí (ma sát ở các ổ bi...). Thực nghiệm chứng tỏ rằng các lực Pf, Pω, Pη cản lại sự chuyển động của ôtô có giá trị rất bé so với lực phanh Pp. Vì thế có thể bỏ qua Pf, Pω, Pη và khi ôtô được phanh trên đường nằm ngang Pi = 0. Ta có: Pj = Pp hay: . G J p max  .G g. δ- H ệ số tính đến ảnh hưởng các khối quay của ôtô. g Do đó, gia tốc chậm dần cực đại khi phanh: J p max  i Để tăng gia tốc chậm dần khi phanh cần giảm số δi vì vậy khi phanh đột ngột người lái cần cắt ly hợp để tách động cơ ra khỏi hệ thống chuyền lực, lúc đó δi sẽ giảm và jpmax sẽ tăng . 48.

<span class='text_page_counter'>(49)</span> Gia tốc chậm dần cực đại phụ thuộc vào hệ số bám φ giữa lốp và mặt đường mà hệ số bám lớn nhất φmax = 0,75 ÷ 0.8 trên đường nhựa tốt . Nếu coi δi ≈ 1 và gia tốc trọng trường g ≈ 10 m/s2 thì gia tốc chậm dần cực đại của ô tô khi phanh ngặt trên đường nhựa tốt, khô và nằm ngang có thể đạt trị số jpmax đến 7,5 ÷ 8m/s2 Trong quá trình ô tô làm việc thường phanh với gia tốc chậm dần, thấp hơn nhiều phanh đột ngột chỉ xẩy ra trong những lúc cấp thiết. 4.4.2 Thời gian phanh Thời gian phanh cũng là một trong các chỉ tiêu để đánh giá chất lượng phanh. Thời gian phanh càng nhỏ thì chất lượng phanh càng tốt. Để xác định thời gian phanh có thể sử dụng biểu thức sau:  dv g Từ công thức: J  hay dt  (4 – 13) dv  dt  g v1   t min   dv  (v1  v2 ) g g v2 Khi phanh ôtô đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, do đó:  (4 – 14) t min  v1 g Ta thấy rằng thời gian phanh nhỏ nhất tỷ lệ thuận với vận tốc bắt đầu phanh v1 và hệ số δ, tỷ lệ nghịch với hệ số bám φ. Để cho thời gian phanh nhỏ cần phải giảm δ, vì vậy người lái nên cắt ly hợp khi phanh. 4.4.3. Quãng đường phanh Quãng đường phanh là chỉ tiêu quan trọng nhất để đánh giá chất lượng phanh của ô tô. Cũng vì vậy mà trong tính năng kỹ thuật của ô tô, các nhà máy chế tạo thường cho biết quãng đường phanh của ô tô ứng với vận tốc bắt đầu phanh đã định. Để xác định quãng đường phanh nhỏ nhất có thể sử dụng biểu thức (4 – 13 ) bằng cách nhân 2 vế với dS ta có : g g dv dS  dS hay là vdv  dS (4 - 15) dt i i Quãng đường phanh nhỏ nhất được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn từ thời điểm ứng với tốc độ bắt đầu phanh v1 đến thời điểm ứng với vận tốc cuối quá trình phanh v2 ta có : v v   S min   i vdv  i  vdv g g v v 1. 1. 2. 2. S min . i (v 2 1  v 2 2 ) 2g. (4 - 16). i 2 (4 - 17) v 1 2g Từ biểu thức (4 – 17 ) ta thấy rằng quãng đường phanh nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc của ô tô lúc bắt đầu phanh phụ thuộc vào hệ số bám φ và hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay δi để giảm quãng đường phanh cần giảm hệ số δi cho nên nếu người lái cắtt ly hợp trước khi phanh thì quãng đường phanh sẽ ngắn hơn. 4.4.4. Lực phanh và lực phanh riêng Lực phanh và lực phanh riêng cũng là chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng của quá trình phanh. Chỉ tiêu này được dùng thuận lợi khi thử phanh ôtô trên bệ thử. Mp Lực phanh sinh ra ở các bánh xe của ôtô xác định theo biểu thức: Pp  (4 – 18 ) rb Trong đó : 49. Khi phanh ôtô đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, do đó: S min .

<span class='text_page_counter'>(50)</span> Pp – Lực phanh ô tô. Mp – Mômen phanh của các cơ cấu phanh. rb – Bán kính làm việc trung bình của bánh xe. Lực phanh riêng P0 là lực phanh tính trên một đơn vị trọng lượng toàn bộ G của ôtô: P0 . Pp. (4 – 19). G. Lực phanh riêng cực đại sẽ ứng với khi lực phanh cực đại: P G Pmax  max   G. G. (4 – 20). Từ biểu thức trên: Lực phanh riêng cực đại bằng hệ số bám φ như vậy về lý thuyết trên mặt đường nhựa khô nằm ngang, lực phanh riêng cực đại có thể đạt giá trị 75 ÷ 80% . Trong thực tế giá trị đạt được thấp hơn nhiều, chỉ trong khoảng 45 ÷ 65 %. 4.5. Điều hòa lực phanh – Phanh không mở ly hợp 4.5.1 Điều hoà lực phanh Muốn đảm bảo phanh có hiệu quả nhất thì lực phanh sinh ra ở các bánh xe trước Ppl và ở các bánh xe sau Pp2 phải tuân theo biểu thức (4 – 18 ). Nếu coi bán kính bánh xe trước là rb1 và bánh xe sau rb2 bằng nhau trong quá trình phanh có thể viết quan hệ giữa mômen phanh ở bánh xe trước Mp1 và ở bánh xe sau Mp2 như sau: M p2 M p1. . Pp 2 rb 2 Pp1 rb1. . Pp 2 Pp1. (4 – 21). Kết hợp biểu thức ( 4 – 11 ) và ( 4 – 21 ) ta có quan hệ sau: M p 2 a   hg (4 – 22)  M p1 b   hg Trong đó: Mp1 – Mômen phanh cần sinh ra ở các bánh xe trước. Mp2– Mômen phanh cần sinh ra ở các bánh xe sau. Như vậy muốn đảm bảo phanh hiệu quả tốt nhất thì mô men phanh sinh ra ở các bánh xe trước Mp1 và mô men phanh sinh ra ở các bánh xe sau Mp2 phải tuân theo biểu thức ( 4 – 22 ). Các giá trị a, b, hg đối với một ô tô nhất định nào đấy có thể thay đổi tùy mức độ và vị trí chất tải lên ô tô. Mômen phanh cần sinh ra ở các bánh xe trước Mp1 và ở các bánh xe sau Mp2 có thể xác định điều kiện bám theo biểu thức sau. Gr  M P1  Z1 rb  b (b  hg ) (4 - 23) M P2. L Gr   Z 2 rb  b (a  hg ) L. (4 - 24). Đối với ô tô đã chất tải nhất định, ta có a, b, hg cố định. Bằng cách thay đổi giá trị φ, dựa trên biểu thức (4.23) và (4.24) ta có thể vẽ đồ thị Mp1 = f1(φ)và Mp2 = f2(φ) Trên hình 4.4 trình bày đồ thị quan hệ giữa mômen phanh Mp1 và Mp2 với hệ số bám φ. Đường đậm nét ứng với ô tô đầy tải và đường nét đứt ứng với ô tô không tải. 50.

<span class='text_page_counter'>(51)</span> Mp Mp1 Mp2. 0 Hình 4.4 Đồ thị chỉ quan hệ giữa mômen phanh Mp1 và Mp2 với hệ số bám  . Từ đồ thị 4.4 có thể vẽ đồ thị quan hệ giữa mômen phanh ở bánh xe sau M p2 và mômen phanh ở bánh xe trước như hình 4.5. Đồ thị hình 4.5 được gọi là đường đặc tính phanh lý tưởng của ô tô. Đối với ô tô hiện nay thường dùng dẫn động phanh thủy lực hoặc dẫn động phanh bằng khí nén. Mômen sinh ra ở các bánh xe tỷ lệ thuận với áp suất sinh ra trong dẫn động phanh: Mp1= k1.p1dđ Mp2= k2.p2dđ Trong đó: p1dđ, p2dđ – Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sau. k1, k2- Hệ số tỷ lệ tương ứng với phanh trước và phanh sau. Như vậy, để đảm bảo phanh lý tưởng thì áp suất dẫn động ra cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sau phải thoả mãn điều kiện:. P1dd k1 .M p 2  P2 dd k 2 .M p1. Mp2 1. 2 0. Mp1. Hình 4.5 Đường đặc tính phanh lý tưởng của ô tô 1. Đầy tải; 2 . Không tải Trên hình 4.6 trình bày đồ thị quan hệ giữa áp suất P1dđ và P2dđ khi quan hệ giữa các mômen Mp1 và Mp2 tuân theo đường đặc tính phanh lý tưởng. Như vậy để đảm bảo sự phanh lý tưởng thì quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh sau và trong dẫn động phanh trước , phải tuân theo đồ thị hình 4.6. Đồ thị này được gọi là đường đặc tính lý tưởng của bộ điều hòa lực phanh.. 51.

<span class='text_page_counter'>(52)</span> P2 1 2. 0. P1. Hình 4.6 Đồ thị chỉ quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh sau và dẫn động phanh trước để đảm bảo sự phanh lý tưởng 1. Đầy tải ; 2. Không tải Muốn đảm bảo đường đặc tính P2 = f (P1) theo đúng đồ thị trên hình 4.6 thì bộ điều hòa lực phanh phải có kết cấu rất phức tạp. Các kết cấu trong thực tế chỉ đảm bảo tính gần đúng với đường đặc tính lý tưởng. Trên hình 4.7 trình bày đặc tính của bộ điều hòa lực phanh loại píttông bậc. Đường đặc tính lý tưởng là đường nét liền ứng với tải trọng đủ và đường nét đứt ứng với lúc không tải. Trước hết chúng ta xét trường hợp khi xe đầy tải. Ở giai đoạn đầu áp suất p1 ở dẫn động ra phanh trước và áp suất p2 dẫn động ra phanh sau đều bằng nhau, đường đặc tính đi theo đường thẳng OA nghiêng với trục hoành một góc 450, lúc đó bộ điều hòa lực phanh chưa làm việc. Khi áp suất trong xy lanh chính đạt giá trị Pđch thì lúc đó bộ điều hòa lực phanh bắt đầu làm việc. Từ thời điểm đó áp suất p 2 nhỏ hơn áp suất p1 và đường đặc tính điều chỉnh đi theo đường thẳng AB gần sát với đường cong lý tưởng . Nếu xét ở trạng thái xe không tải thì ở giai đoạn đầu đường đặc tính đi theo đường thẳng OC nghĩa là lúc đó bộ điều hòa lực phanh chưa làm việc. Áp suất P’đch ứng với điểm C chính là áp suất ở dẫn động phanh trước ở thời điểm bộ điều hòa bắt đầu làm việc. Tiếp đó đường đặc tính đi theo đường thẳng CD. Đường CD là đường đặc tính của bộ điều hòa lực phanh khi xe không tải . Như vậy ứng với mỗi tải trọng khác nhau ta có đường đặc tính lý tưởng khác nhau và đường đặc tính của bộ điều hòa lực phanh ở các tải trọng khác nhau sẽ là một chùm đường nghiêng trình bày trên hình 4-8 . P2 B. 1. A. 1' D c. 0. P'd.ch. 2'. Pd.ch. Pmax. P1. Hình 4.7 Đường đặc tính của bộ điều hòa phanh. Từ đồ thị hình 4-7 ta thấy rằng áp suất trong dẫn động phanh sau P2 khi đã có bộ điều hòa lực phanh sẽ diễn biến theo đường gấp khúc OAB. Đường gấp khúc này nằm dưới đường cong lý tưởng 1 nghĩa là áp suất P2 có giá trị gần với áp suất lý tưởng nhưng luôn nhỏ áp suất lý tưởng yêu cầu, cho nên không xảy ra hiện tượng bó cứng bánh xe sau khi phanh. 52.

<span class='text_page_counter'>(53)</span> Tóm lại bộ điều hòa lực phanh đảm bảo cho áp suất P2 ở dẫn động phanh sau gần với áp suất lý tưởng yêu cầu và có giá trị nhỏ hơn áp suất lý tưởng để tránh bó cứng bánh xe sau. Khi bánh xe sau bị bó cứng thì hiệu quả phanh sẽ giảm do hệ số bám φ giảm bởi bánh xe bị trượt lê (xem đồ thị hình 4.8) đồng thời làm mất tính ổn định khi phanh. P2 B A. 1' D. c. 2'. 45° 0. P1. Hình 4.8 Chùm đường đặc tính của bộ điều hòa lực phanh. 4.5.2 Vấn đề chống hãm cứng bánh xe khi phanh Trong quá trình phanh sẽ có sự trượt tương đối giữa bánh xe với mặt đường. Quan hệ giữa hệ số bám và độ trượt tương đối được xác định bằng thực nghiệm. Độ trượt tương đối λ được xác định theo biểu thức: v  b .rb  v. ωb- Vận tốc góc của bánh xe đang phanh. rb- Bán kính làm việc của bánh xe. Thực nghiệm chứng tỏ rằng khi độ trượt tương đối λ0 nằm trong giới hạn 15 ÷ 25 % thì hệ số bám dọc có giá trị cực đại và hệ số bám ngang cũng có giá trị cao. Nếu trong quá trình phanh mà bánh xe bị hãm cứng λ = 100% thì hệ số bám sẽ nhỏ và hiệu quả phanh thấp. Hình 4-9. Sự thay đổi hệ số bám dọc φx và hệ số bám ngang φy theo độ trượt tương đối của bánh xe khi phanh Bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh giữ cho bánh xe ở độ trượt thay đổi trong giới hạn hẹp quanh giá trị λ0, bằng cách điều chỉnh áp suất trong dẫn động phanh. Để giữ cho bánh xe không bị hãm cứng và đảm bảo hiệu quả phanh cao cần phải điều chỉnh áp suất trong dẫn động phanh sao cho độ trượt của bánh xe với mặt đường thay đổi quanh giá trị λ0 trong giới hạn hẹp. Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh có thể sử dụng các nguyên lý điều chính sau đây: - Theo gia tốc chậm dần của bánh xe được phanh. - Theo giá trị độ trượt cho trước. - Theo giá trị của tỷ số vận tốc góc của bánh xe với gia tốc chậm dận của nó . Sự phát triển mạnh mẽ của ngành tin học, nghành điện tử và ngành tự động hóa đã tạo điều kiện cho nghành ô tô thiết kế, chế tạo thành công các hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh và hiện nay đã được trang bị trên các xe ô tô như là tiêu chuẩn bắt buộc. 53.

<span class='text_page_counter'>(54)</span> Hệ thống chống hãm cứng bánh xe (ABS) Cảm biến để phát tín hiệu về tình trạng của đối tượng cần được thông tin, cụ thể là thông tin tình trạng của bánh xe đang được phanh. Tùy theo sự lựa chọn nguyên lý điều chỉnh có thể dùng cảm biến vận tốc góc, cảm biến áp suất trong dẫn động phanh, cảm biến gia tốc của ô tô và các cảm biến khác.. - Bộ điều khiển để xử lý các thông tin và phát các lệnh nhả phanh hoặc phanh bánh xe . - Bộ thực hiện để thực hiện các lệnh do bộ điều khiển phát ra( bộ thực hiện có thể là loại thủy lực, loại khí nén hoặc hỗn hợp thủy khí) Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe hiện nay thường sử dụng nguyên lý điều chỉnh áp suất trong dẫn động phanh theo gia tốc chậm dần của bánh xe và ở bánh xe có bố trí cảm biến vận tốc góc. Xét sự làm việc của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh bằng nguyên lý điều chỉnh theo gia tốc chậm dần. Trên hình 4.10 trình bày đồ thị chỉ sự thay đổi các thông số MP, Pf và j của hệ thống phanh và của chuyển động của bánh xe khi có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh. Khi tác động lên bàn đạp phanh thì áp suất trong dẫn động tăng lên nghĩa là mômen phanh Mp tăng lên làm tăng giá trị của gia tốc chậm dần của bánh xe và làm tăng độ trượt của nó. Sau khi vượt qua điểm cực đại trên đường cong φ x = f(λ) thì gia tốc chậm dần của bánh xe bắt đầu tăng đột ngột. Điều này báo hiệu bánh xe có xu hướng bị hãm cứng. Giai đoạn này của quá trình phanh có bộ chống hãm cứng bánh xe sẽ ứng với các đường cong O- 1 trên hình 4-10 a, b,c. Giai đoạn này được gọi là pha I. Bộ điều khiển của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh lúc này ghi gia tốc tại điểm I đạt giá trị tới hạn ( đoạn c1 trên hình 4-10c ) và ra lệnh cho bộ thực hiện phải giảm áp suất trong dẫn động. Sự giảm áp suất được bắt đầu với độ chậm trễ nhất định do đặc tính của bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh. Quá trình diễn biến từ điểm 1 đến điểm 2 được gọi là 54.

<span class='text_page_counter'>(55)</span> pha II (pha giảm sự phanh hay là pha giảm áp suất trong dẫn động phanh). Gia tốc của bánh xe lúc này giảm dần và tại điểm 2 gia tốc tiến gần giá trị không. Giá trị gia tốc lúc này tương ứng với đoạn C2 trên hình 4- 10c. Sau khi ghi lại giá trị này , bộ điều khiển ra lệnh cho bộ thực hiện ổn định áp suất trong dẫn động. Lúc này bánh xe sẽ tăng tốc trong chuyển động tương đối và vận tốc của bánh xe tiến gần tới vận tốc của ô tô, nghĩa là độ trượt sẽ giảm và như vậy hệ số bám dọc φx tăng lên (đoạn 2-3). Giai đoạn này được gọi là pha III( pha giữ áp suất ổn định) Vì mômen phanh trong thời gian này được giữ cố định cho nên gia tốc chậm dần cực đại của bánh xe trong chuyển động tương đối sẽ phát sinh tương ứng với lúc hệ số bám dọc φx đạt giá trị cực đại. Gia tốc chậm dần cực đại này được chọn làm thời điểm phát lệnh và nó tương ứng với đoạn C3 trên hình 4- 10c. Lúc này bộ điều khiển ghi lại giá trị gia tốc này và ra lệnh cho bộ thực hiện tăng áp suất trong dẫn động phanh. Như vậy sau điểm 3 lại bắt đầu pha I của chu kỳ làm việc mới của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh. Từ lập luận trên thấy rằng hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh điều khiển cho mômen phanh thay đổi cho chu kỳ khép kín1-2-3-1 ( hình 4-10 a), lúc ấy bánh xe làm việc ở gần hệ số bám dọc cực đại φxmax và hệ số bám ngang φy cũng có giá trị cao. Trong trường hợp bánh xe bị hãm cứng thì các thông số sẽ diễn biến theo đường đứt nét trên hình 4- 10a. Trên hình 4-11 trình bày đồ thị thay đổi vận tốc góc của bánh xe , tốc độ ô tô và độ trượt bánh xe theo thời gian khi phanh có bộ chống hãm cứng bánh xe.. Hình 4-11. Sự thay đổi vận tốc góc ωb của bánh xe, tốc độ ô tô v và độ trượt λ theo thời gian t khi có bộ chống hãm cứng bánh xe Từ đồ thị hình 4- 11 ta thấy rằng trong quá trình phanh có hệ thống chống hãm cứng bánh xe , vận tốc góc ωb của bánh xe thay đổi theo chu kỳ. Để thấy rõ hiệu quả của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh chúng ta xem kết quả ở bảng 4 – 1. Quãng đường phanh Sp Lợi về hiệu Tốc độ bắt (m) quả phanh Loại đường đầu phanh Có hệ thống Không có hệ (%) v (m/s) ABS thống ABS. Đường bê tông khô Đường bê tông ướt Đường bê tông khô Đường bê tông ướt. 13,88 13,88 27,77 27,77. 10,6 18,7 41,1 62,5. 13,1 23,7 50,0 100. 19,1 21,1 17,8 37,5. 4.5.3 Giản đồ phanh và chỉ tiêu phanh thực tế 55.

<span class='text_page_counter'>(56)</span> Giản đồ phanh là đồ thị chỉ quan hệ giữa lực phanh Pp sinh ra ở bánh xe (hoặc mômen phanh Mp) với thời gian t, hay cũng là quan hệ của gia tốc chậm dần j với thời gian t. Điểm O trên hình 4-12 ứng với lúc người lái nhìn thấy chướng ngại vật ở phía trước và nhận thức được cần phải phanh. PP j. 0. A t1 t2. B t3. t4. t5. t. Hình 4 – 12. Giản đồ phanh t1- Thời gian phản xạ của người lái từ lúc thấy được chướng ngại vật cho đến lúc tác dụng vào bàn đạp phanh, thời gian này phụ thuộc vào trình độ của người lái. Thời gian t 1 thường nằm trong khoảng 0,3 ÷ 0,8 s. t2- Thời gian chậm tác dụng của dẫn động phanh, tức là từ lúc người lái tác dụng vào bàn đạp phanh cho đến khi má phanh ép sát vào trống phanh. Đối với phanh dầu t2 = 0,03s và phanh khí t2 = 0,3s. t3- Thời gian tăng (biến thiên) lực phanh hoặc tăng gia tốc chậm dần. Đối với phanh dầu t 3= 0,2s và phanh khí t3= 0,5- 1s. t4- Thời gian phanh hoàn toàn, ứng với lực phanh cực đại, trong thời gian này lực phanh P p hoặc gia tốc chậm dần có giá trị không đổi. t5- Thời gian nhả phanh, lực phanh giảm đến 0. Đối với phanh dầu t5= 0,2s, phanh khí t5= 1,5 – 2s. Khi ôtô dừng hẳn rồi nhả phanh thì thời gian t5 không ảnh hưởng gì đến quãng đường phanh. Như vậy, quá trình phanh kể từ khi người lái nhận được tín hiệu cho đến khi ôtô dừng hẳn kéo dài trong thời gian t như sau: t = t 1 + t2 + t 3 + t 4 Thời gian t1 và t2 lực phanh hoặc gia tốc chậm dần bằng không. Lực phanh và gia tốc chậm dần bắt đầu tăng lên từ thời điểm A, là thời gian khởi đầu của thời gian t3. Nếu kể đến thời gian chậm tác dụng t2 của dẫn động phanh thì quãng đường phanh thực tế tính từ khi tác dụng lên bàn đạp phanh cho đến khi ôtô dừng hẳn được xác định theo công thức sau: S  v1t 2 . k s v12 2g. ks- hệ số hiệu chỉnh quãng đường phanh, xác định bằng thực nghiệm, đối với xe du lịch ks= 1,1- 1,2; đối với xe tải và khách ks= 1,4 – 1,6. S- quãng đường phanh thực tế. Số liệu cho phép về hiệu quả phanh để ô tô chuyển động an toàn: Quãng đường Gia tốc chậm dần Loại ô tô phanh (m), cực đại (m/s2) không lớn hơn không nhỏ hơn - Ô tô con và các loại ô tô khác thiết 7,2 5,8 kế trên cơ sở ô tô con - Ô tô tải trọng lượng toàn bộ nhỏ 9,5 5,0 56.

<span class='text_page_counter'>(57)</span> hơn 80 kN và ô tô khách có chiều dài toàn bộ dưới 7,5 m - Ô tô tải hoặc đoàn ô tô có trọng 11 4,2 lượng toàn bộ lớn hơn 80kN và ô tô khách có tổng chiều dài > 7,5 m Bảng 4.2 Tiêu chuẩn về hiệu quả phanh cho phép ô tô lưu hành trên đường (Bộ GTVT Việt Nam quy định, 2000 ) Tiêu chuẩn trên ứng với chế độ thử phanh khi ô tô không tải chạy trên đường nhựa khô nằm ngang ở vận tốc bắt đầu là 8,33 m/s (30 km/h). Số liệu cho trên bảng trên chỉ để kiểm tra phanh định kỳ nhằm mục đích cho phép ô tô lưu hành trên đường để đảm bảo an toàn. Còn khi thiết kế chế tạo ô tô thì tiêu chuẩn kiểm tra phanh nghiêm ngặt hơn nhiều. Tiêu chuẩn của Châu Âu và liên hiệp quốc về vấn đề thử phanh khi nghiên cứu, thiết kế, chế tạo phải đảm bảo các nội dung và chỉ tiêu sau đây: Thử phanh loại O: Dùng để xác định hiệu quả của hệ thống phanh khi cơ cấu phanh nguội (nhiệt độ trống phanh < 1000). Thử phanh loại I : Dùng để xác định hiệu quả phanh khi cơ cấu phanh nóng. Thử phanh loại II : Dùng để xác định hiệu quả phanh khi chuyển động trên dốc dài. Bảng 4.3 Tiêu chuẩn cụ thể thử phanh loại O (ứng với ô tô đủ tải ) Tốc độ bắt Lực trên Gia tốc Quãng đầu phanh bàn đạp chậm đường Loại ô tô m/s (Km/h ) phanh (N) dần ổn phanh định khi không lớn phanh hơn (m) không nhỏ hơn. (m/s2) Ô tô du lịch 22,22 ( 80 ) 500 7,0 43,2 Ô tô khách với tổng trọng lượng đến 50kN 16,66 (60 ) 700 7,0 25,8 Ô tô khách với tổng trọng lượng trên 50kN 16,66 (60 ) 700 6,0 32,1 Ô tô tải với tổng trọng lượng: - Đến 35kN 19,44 ( 70 ) 700 5,5 44,8 - Từ 35kN đến 120kN 13,88 ( 50 ) 700 5,5 25,0 - Trên 120 kN 11,11 (40 ) 700 5,5 17,2 Đoàn xe với trọng lượng toàn bộ : Đến 35kN 19,44 ( 70 ) 700 5,5 45,6 Từ 35kN đến 120 kN 13,88 ( 50 ) 700 5,5 26,5 Trên 120 kN 11,11 (40 700 5,5 18,4 Khi thử theo loại I thì tiêu chuẩn về quãng đường phanh lên 25% và khi thử theo loại II thì tăng lên 33%. Khi cơ cấu phanh bị ướt thì giản đồ phanh không còn như dạng hình 4.12 trong lần đạp đầu tiên. Muốn trở về như vậy ta cần phải đạp nhiều lần. Trên hình 4.13 trình bầy giản đồ phanh khi cơ cấu phanh bị ướt. Ở lần đạp đầu tiên giản đồ giống như đường I, lần đạp thứ 2 có dạng như đường 2 và phải đến lần đạp thứ 5 giản đồ phanh mới trở về trạng thái như bình thường. 57.

<span class='text_page_counter'>(58)</span> Hình 4-13. Giản đồ phanh khi cơ cấu phanh bị ướt Từ giản đồ phanh thấy rằng hiệu quả phanh ở lần đạp đầu tiên rất thấp, tức là quãng đường phanh sẽ rất dài, do lực hoặc gia tốc chậm dần rất nhỏ. Ở lần đạp phanh đầu tiên quãng đường quãng đường phanh có thể dài gấp 1,6 ÷ 1,8 lần quãng đường phanh khi cơ cấu phanh khô. Để đánh giá sự giảm hiệu quả phanh khi cơ cấu phanh bị ướt dùng hệ số tăng quãng đường phanh kp, hệ số này được biểu thị bằng biểu thức sau:. kp . S puót  S pkhô S pkhô. Trong đó: Spướt - Quãng đường phanh của ô tô khi cơ cấu phanh ướt. Spkhô - Quãng đường phanh của ô tô khi cơ cấu phanh khô. Hệ số kp chỉ phần trăm tăng quãng đường phanh khi cơ cấu phanh bị ướt so với cơ cấu phanh khô.Trên hình 4.14 trình bày sự thay đổi hệ số tăng quãng đường phanh kp theo số lần đạp phanh khi cơ cấu phanh bị ướt của ô tô tải có tải trọng 50kN với dẫn động phanh khi ở áp suất 0,6 Mpa.. Hình 4.14 Hệ số tăng quãng đường phanh khi phanh bị ướt 4.5.4 Phanh khi không mở ly hợp Nhiên liệu cung cấp ít nhất vào các xy lanh động cơ, do vậy các bánh xe đóng vai trò chủ động, trục khuỷu động cơ quay bị động. Do đó ma sát của các chi tiết trọng động cơ sẽ tạo thành sức cản và phụ thêm vào lực phanh ở các bánh xe. Lực cản do ma sát trong động cơ có hướng ngược với lực quán tính của động cơ khi trục khuỷu động cơ quay chậm dần. Lực cản do ma sát trong động cơ có tác dụng làm cho ô tô chuyển động chậm dần với nhịp độ cao so với trường hợp khi mở ly hợp. Phương trình cân bằng lực trong trường hợp này được biểu thị như sau: PP  Pf  Pi  P  Pmsđ  Pmst  Pj  0 (4 - 25) Pmsđ - Lực ma sát của các chi tiết trong động cơ quy dẫn về bánh xe chủ động. 58.

<span class='text_page_counter'>(59)</span> đ M ms it P   tp rb đ ms. Trong đó: đ - Mômen ma sát của các chi tiết động cơ khi phanh xe. M ms. it - Tỷ số truyền của hệ thống ηtp - Hiệu suất truyền lực khi phanh đ N ms  tp  đ t N ms  N ms. Trong đó: đ t - Công suất tiêu hao do ma sát trong động cơ và hệ thống truyền lực khi phanh. N ms , N ms đ Mômen ma sát M ms ở động cơ bốn kỳ có thể tính gần đúng theo công thức: đ M ms  0,8 p.V .i. Trong đó: P – Áp suất tổn thất cơ khí trung bình. V – Thể tích công tác của xi lanh động cơ. i – Số xi lanh động cơ. t Pms - Lực ma sát trong hệ thống truyền lực, khi động cơ làm việc không tải lực này bao gồm lực tiêu hao cho khuấy dầu , cho ma sát giữa các bánh răng ăn khớp…. Pmst  Pmst1  Pmst 2 Trong đó: Pmst1 - Lực tiêu hao cho khuấy dầu. Pmst 2 - Lực tiêu hao cho ma sát giữa các bánh răng ăn khớp, vòng bi, gối đỡ…. Lực Pmst có thể tính gần đúng đối với ô tô loại 4 x 2 khi động cơ làm việc không tải theo công thức thực nghiệm sau đây: Pmst  (2  0,09v)G.10 3 (N) Đối với ô tô loại 4 x 4 cao hơn 1,5 ÷ 2 lần, loại 6 x 6 cao hơn 2 ÷ 3 lần so với loại ô tô cơ sở 4 x 2. Từ phương trình 4 – 25 xác định được gia tốc chậm dần của ô tô như sau: đ t g Pp  Pf  Pi  P  Pms  Pms J  . j G ' P. Trong đó: δi - Hệ số tính đến ảnh hưởng khối lượng của các chi tiết quay vòng trong động cơ và hệ truyền lực khi phanh mà không mở ly hợp. Như vậy khi phanh mà không mở ly hợp, muốn hiệu quả phanh tốt hơn so với mở ly hợp cần phải thỏa mãn điều kiện j’p > jp, nghĩa là: Pp  Pf  Pi  P  Pmsđ  Pmst Pp  Pf  Pi  P  Pmst  '. . i. i. 59.

<span class='text_page_counter'>(60)</span> CHƯƠNG 5. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ 5.1 Tính ổn định dọc của ô tô 5.1.1 Tính ổn định dọc tĩnh Là khả năng đảm bảo cho xe không bị lật đổ hoặc bị trượt khi đứng yên trên đường dốc dọc.. Hình 5.1 Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô khi đứng trên dốc a. Dốc lên b. Dốc xuống. - Trọng lượng của ôtô đặt tại trọng tâm xe là G. Do có góc dốc α nên G được phân ra thành 2 thành phần: Gcosα và Gsinα. - Các phản lực thẳng đứng Z1, Z2. Ta có: Z1 + Z2 = Gcosα - Thành phần Gsinα có xu hướng kéo xe trượt xuống dốc. Sơ đồ hình 5.1a ứng với xe đứng trên dốc quay đầu lên. Khi góc dốc α tăng dần cho tới lúc bánh xe trước nhấc khỏi mặt đường, lúc đó Z1 = 0, xe sẽ bị lật quanh điểm O2. Để xác định góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ, ta lập phương trình mômen của tất cả các lực đối với điểm O2 rồi rút gọn với Z1 = 0, sẽ được: Gb.cosα1 – Ghg.sinα1 = 0 tg 1 . b hg. α1- Góc dốc giới hạn mà xe bị lật khi đứng yên quay đầu lên dốc. b, hg - Kích thước toạ độ trọng tâm. Trường hợp xe đứng trên dốc quay đầu xuống: tg 1 . a hg. α1 – Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ khi xe quay đầu xuống dốc. Một số trị số của góc giới hạn ở một số loại ô tô máy kéo khi đứng trên dốc. + Đối với xe du lịch và vận tải khi không tải: α1 = α’1 = 600 + Xe vận tải và máy kéo bánh hơi khi đầy tải :α1 = (35 ÷ 40 )0; α’1 ≥ 600 + Xe tự đổ khi không tải: α1 = (20 ÷ 35 )0; α’1 > 600 Khi xe đứng trên dốc, ngoài sự mất ổn định do xe bị lật đổ, xe còn bị trượt xuống dốc do không đủ lực phanh hoặc do bám không tốt giữa bánh xe và mặt đường. Để tránh cho xe không bị trượt xuống dốc, người ta thường bố trí hệ thống phanh tay. Trường hợp khi lực phanh lớn nhất đạt đến giá trị giới hạn bám, xe có thể bị trượt xuống dốc. Ta có: Ppmax = φ.Z2 = Gsinαt 60.

<span class='text_page_counter'>(61)</span> Trong đó: Ppmax- Lực phanh lớn nhất ở các bánh xe sau. φ- Hệ số bám dọc của bánh xe đối với đường. Z2- Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe sau. Ga. cos   Ghg sin  Z2 . Ta được:. L. tg t  .. a L  hg. Góc dốc giới hạn khi xe đứng trên dốc quay đầu xuống bị trượt: tg ' t  .. a L  hg. Trong đó : α1 - Góc dốc giới hạn bị trượt khi xe đứng trên dốc quay đầu lên α’1 - góc dốc giới hạn bị trượt khi xe đứng trên dốc quay đầu xuống Điều kiện để xe đứng trên dốc bị trượt như sau: tgα1 = tgα’1 = φ Điều kiện để đảm bảo an toàn cho xe đứng trên dốc là xe bị trượt trước khi bị lật: tg t  tg1 hay t . b hg. 5.1.2 Tính ổn định dọc động a. Trường hợp tổng quát Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô khi chuyển động lên dốc, không ổn định, có kéo rơ moóc.. Hình 5.2 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động lên dốc. Sử dụng công thức xác định phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe trước Z1 và các bánh xe sau Z2: G cos  (b  frb )  (G sin   Pj  P )hg  Pm hm Z1 . Z2 . L G cos  (a  frb )  (G sin   Pj  P )hg  Pm hm L. 61.

<span class='text_page_counter'>(62)</span> Cách làm tương tự như phần ổn định dọc tĩnh, ta xác định được ngay góc dốc giới hạn khiến xe bị lật đổ khi chuyển động lên dốc hoặc xuống dốc (trường hợp xe lên dốc ứng với lúc Z1= 0 và xuống dốc ứng với Z2= 0). Để đơn giản, ta xét trường hợp ôtô chuyển động ổn định lên dốc, không kéo rơmoóc. Do đó lực quán tính Pj= 0, lực kéo Rơ moóc Pm= 0. Góc dốc giới hạn khi xe bị lật đổ (cosα ≈ 1): tg d . b  frb P  hg hg. b. Trường hợp xe chuyển động lên dốc với tốc độ nhỏ, không kéo moóc và chuyển động ổn định Trong trường hợp này Pj= 0, Pm= 0, P ω  0 và P f  0 ta sẽ xác định được góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ: tg d . b hg. Trường hợp xe xuống dốc, góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ được xác định như sau: tg ' d . a hg. Góc dốc giới hạn mà xe bị trượt được xác định như sau: Khi lực kéo của bánh xe chủ động đạt đến giới hạn bám thì xe bắt đầu trượt. Trị số của lực kéo được xác định như sau:  cos    hg sin     tg   a PKmax = Pφ = φZ2 = Gsinαφ = G  L  hg L Trong đó: Pkmax- Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động. Pφ- Lực bám của bánh xe chủ động. c. Trường hợp xe chuyển động trên đường nằm ngang với vận tốc cao, không kéo moóc Khi xe chuyển động với vận tốc cao trên đường tốt có thể bỏ qua lực cản lăn và lực quán tính Pt= 0, Pj= 0, Pm= 0. Trị số của lực cản không khí rất lớn sẽ gây ra sự lật đổ của xe. Khi ôtô chuyển động với vận tốc đạt giá trị tới hạn, xe sẽ bị lật quanh điểm O2 (O2 là giao điểm của mặt phẳng thẳng đứng qua tâm trục bánh xe sau với đường), lúc đó Z1= 0. Z1 . Gb  P hg L. . Thay trị số lực cản không khí. P . kFv 2 , xác định được vận tốc 13. nguy hiểm mà xe bị lật đổ: v n  3,6. Gb kFhg. Trong đó: v- Vận tốc của xe, km/h. vn- Vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ. Ta thấy, vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ phụ thuộc vào trọng tâm của xe và cản không khí. d. Trường hợp xe kéo Rơ moóc chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ và ổn định Xe chuyển động ổn định Pj = 0, P   0, Pf  0. Khi chuyển động lên dốc xe cũng có thể bị mất ổn định vì: - Bị lật do qua điểm tiếp xúc của bánh xe sau cảu xe kéo với đường - Bị trượt dọc khi lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ dộng đặt đến giới hạn bám. Tương tự ta cũng có thể xác định được góc dốc giới hạn mà đoàn xe bị trượt. aG tg   G( L  hg )  Gm ( L  hm ) Gm – Trọng lượng toàn bộ của Rơ moóc. 5.2 Tính ổn định ngang của ô tô 5.2.1 Tính ổn định động ngang của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng theo phương ngang 62.

<span class='text_page_counter'>(63)</span> Hình 5.3 trình bày sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang, không kéo Rơ moóc. Giả thiết vết của bánh xe trước và sau trùng nhau, trọng tâm của xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc, lực và mômen gồm: - β- góc nghiêng ngang của đường. - Trọng lượng của ôtô G phân ra hai thành phần theo góc nghiêng. - Mômen của các lực quán tính tiếp tuyến Mjn tác dụng trong mặt phẳng ngang khi xe chuyển động không ổn định. - Các phản lực Z’, Z’’ và Y’, Y’’. Dưới tác dụng của các lực và mômen, khi góc β tăng dần tới góc giới hạn, xe bị lật quanh điểm A (A là giao điểm của mặt phẳng thẳng đứng qua tâm trục bánh xe bên trái và mặt đường). c G cos  d  Ghg sin  d  M jn c Ta có: Z ''  2  0 . Góc dốc giới hạn lật đổ: tg d  2h g c. Để xác định góc giới hạn khi xe bị trượt, ta lập phương trình hình chiếu các lực lên mặt phẳng song song với đường: G sin   Y '  Y ''   y (Z '  Z '' )   y G cos  Hình 5.3 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động ở tốc độ cao. Trong đó:   - Góc dốc giới hạn mà ôtô bị trượt;  y - Hệ số bám ngang. Góc dốc giới hạn khi xe bị trượt: tg    y Để xe bị trượt trước khi bị lật đổ khi chuyển động trên đường nghiêng ngang: tg  tg d hay  y . c 2h g. Khi ô tô máy kéo đứng yên trên đường nghiêng ngang ta cũng xác định được góc nghiêng giới hạn mà tại đó xe bị lật đổ hoặc bị trượt. Tương tự ta có : tg t . C 2 hg. Tương tự ta có góc giới hạn mà xe bị trượt và điều kiện để xe trượt bị lật đổ như sau: tg   y ' ; tg  tg t 5.2.2 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang a. Theo điều kiện lật đổ Khi xe quay vòng ngoài các lực đã trình bày ở trên xe còn chịu tác dụng của lực ly tâm P1 và lực kéo của Rơ moóc Pm. Ta sử dụng công thức xác định phản lực Z’’ và thay trị số cảu lực ly tâm P1 . G v n2 vào g R. công thức rồi rút gọn ta được: 63.

<span class='text_page_counter'>(64)</span> C  C  G( 2 cos  đ  hg sin  d )  Pm (hm cos  đ  2 sin  đ  gR  v n2   C G(cos  đ  sin  đ ) 2. Trong trường hợp ô tô, máy kéo không kéo Rơ moóc thì Pm = 0, ta xác định được vận tốc giới hạn khi xe bị lật như sau: v n2 . G(. C cos  đ  h g sin  d ) gR 2 C G (cos  đ  sin  đ ) 2. Rút gọn lại ta có : vb . gR(C / 2hg  tg đ ) 1  C / 2hg tg đ. Trong đó:  đ - Góc dốc giới hạn khi xe quay vòng bị lật đổ. R – Bán kính quay vòng của xe. V – Vận tốc chuyển động quay vòng (m/s). Vn – Vận tốc giới hạn. g – Gia tốc trọng trường. Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ là: gR(C / 2hg  tg đ ) vn  1  C / 2hg tg đ b. Theo điều kiện bị trượt bên Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang, xe có thể bị trượt bên dưới tác dụng của lực Gsinβ và Pcosβ do điều kiện bám ngang của bánh xe và đường không đảm bảo.ta có : P1cos   + Gsin   = Y’ + Y’’ =  Y (Z ' Z ' ' ) =  Y (Gcos    P1 Sin  ) Thay trị số P1 và rút gọn ta xác định được vận tốc tới hạn khi xe bị trượt lên gR( y  tg  ) v . 1   y tg . Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc tới hạn khi xe bị trượt bên: gR( y  tg  ) v  1   y tg  Trong trường hợp xe quay vòng lên đường nằm ngang thì vận tốc tới hạn để xe bị trượt bên: v  g.R. Y Hình 5-4. Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe chủ động khi có lực ngang tác dụng. Trong đó : βφ: Giới hạn của đường ứng với vận tốc tới hạn. φY: Hệ số bám ngang của mặt đường và bánh xe. Theo sơ đồ hình 5.4 ta biết R là hợp lực của lực kéo tiếp tuyến Pk và lực ngang Y. Hợp lực R có điểm đặt là 64.

<span class='text_page_counter'>(65)</span> điểm tiếp xúc giữa bánh xe và đường qua trục bánh xe và được xác định theo công thức : R  Pk2  Y 2. Theo điều kiện bám R = Rmax = .G H và phản lực ngang cũng đạt giá trị của cực đại Y = Ymax. Thay giá trị của Rmax và Ymax vào biểu thức trên ta được 2  Pk2 = (Gb ) 2  PK2 Ymax = Rmac Theo công thức trên ta thấy lực kéo Pk càng lớn thì Y càng nhỏ, khi lực kéo Pk hoặc lực phanh Pp đạt đến giá trị giới hạn lực bám thì Ymax = 0. Do đó chỉ cần một lực ngang rất nhỏ tác dụng lên bánh xe thì nó bắt đầu trượt. Sự trượt này sẽ dẫn đến hiện tượng quay vòng thiếu hoặc quay vòng thừa. Câu hỏi thảo luận chương 4 và 5 Câu 1. Vẽ sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô khi phanh? Câu 2. Trình bày biểu thức tính toán thời gian phanh? Câu 3. Vẽ và trình bày nội dung của giản đồ phanh? Câu 4. Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi đứng yên trên dốc dọc? Câu 5. Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi chuyển động lên dốc dọc, không ổn định có kéo rơ móoc? Câu 6. Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi chuyển động trên dốc ngang ở tốc độ cao?. 65.

<span class='text_page_counter'>(66)</span> CHƯƠNG 6. TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA ÔTÔ 6.1 Động học và động lực học quay vòng của ô tô 6.1.1. Điều kiện quay vòng của ô tô Để thực hiện việc quay vòng của ôtô, người ta sử dụng 3 biện pháp: Biện pháp thứ nhất: Quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước hoặc quay vòng đồng thời cả các bánh dẫn hướng phía trước và phía sau. Biện pháp thứ hai : Truyền những mômen quay có các trị số khác nhau tới các bánh xe dẫn hướng chủ động bên phải và bên trái,đồng thời sử dụng thêm phanh để hãm các bánh xe phía trong so với tâm quay vòng khi cần quay vòng ngoặt. Biện pháp này thường được sử dụng ở những chủng loại máy kéo bánh xe cỡ lớn với các bánh đều là chủ động. Biện pháp thứ ba: Kết hợp cả hai biện pháp nói trên và quay vòng phần khung phía trước. Biện pháp này thường sử dụng ở loại máy kéo bánh xe có khung rời. Để hiểu được động học và động lực học quay vòng của ôtô có hai trục và hai bánh dẫn hướng phía trước, ta nghiên cứu sơ đồ 6. 1 Hình 6.1 Sơ đồ động học quay vòng của ôtô hai trục có hai bánh xe trước dẫn hướng. Về mặt lý thuyết, khi xe vào đường vòng, để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các vectơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe cần phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó chính là tâm quay vòng tức thời của xe (điểm O). Ta rút ra được biểu thức về mối quan hệ giữa các góc quay vòng của hai bánh xe dẫn hướng để chúng không bị trượt khi xe vào đường vòng: cot g 1  cot g 2 . B L. (6 – 1). Trong đó: α1, α2- Góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong so với tâm quay vòng. B- khoảng cách giữa hai đường tâm trụ quay đứng. L- chiều dài cơ sở của xe. 6.1.2. Động học quay vòng của ô tô Từ sơ đồ 6.1, ta lần lượt xác định được các thông số đặc trưng cho mối quan hệ động học và động lực học quay vòng của ôtô: 66.

<span class='text_page_counter'>(67)</span> R. L tg. α- góc quay vòng của xe Trường hợp tất cả các bánh xe đều là bánh dẫn hướng, thì ứng với cùng một góc quay α, bán kính quay vòng của xe giảm đi một nửa: R . L 2tg. Hình 6.2 Sơ đồ quay vòng của ôtô có bốn bánh xe dẫn. Từ sơ đồ trên ta cóhướng thể xác định được mối quan hệ giữa bán kính vòng quay R chiều dài cơ sở là L và góc quay α ta có : R =. L tg . Tất cả các bánh đều là bánh dẫn hướng ta có : R =. L 2tg . Với biểu thức (6 – 1) ta có thể xây dựng được đường cong lý thuyết 1  f  2  (hình 6 - 3). Như vậy ,về phương diện lý thuyết để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng lăn tinh (không bị trượt) khi xe vào đường vòng thì hiệu cotg của các góc quay vòng bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên trong ,phải luôn luôn bằng hằng số ( B/L = Const). Hình 6 - 3. Đồ thị lý thuyết và thực tế về mối quan hệ giữa các góc quay vòng của hai bánh xe dẫn hướng.  1 Lý thuyết. 30 25. Thực tế. 20 15 10 5. 0. 5. 15. 25. 35. 45.  2 67.

<span class='text_page_counter'>(68)</span> Vận tốc góc của xe khi quay vòng được tính theo biểu thức: . v v  tg R L. v- Vận tốc tịnh tiến của tâm trục sau xe. Gia tốc góc của xe được xác định: R d tg dv v d ; cos     2 dt L dt L cos  dt L2  R 2 d 1  dv vL2  R 2  d     Ta được:  dt. R  dt. LR. dt . 6.1.3 Gia tốc trọng tâm của xe khi vào đường vòng Gia tốc tác dụng dọc theo trục của ôtô jx và vuông góc với jy (tại trọng tâm C của xe) được xác định: Gia tốc jA của tâm trục sau ôtô (điểm A) là tổng của gia tốc hướng tâm và tiếp tuyến: d dv J A  R 2  R  R 2  dt. dt. Gia tốc của trọng tâm xe JC đối với tâm trục: d dv J C  b 2  b  R 2  dt. dt. Gia tốc Jx và Jy tại trọng tâm của xe: Jx= JA- JC =. dv  b 2 dt. Jy= JA + JC = R 2  b. d dt. 6.1.4 Lực và mômen tác dụng lên ô tô khi quay vòng Lực quán tính tác dụng dọc theo trục của ôtô Pjx và vuông góc với trục này được xác định: G  dv v2   Pjx  mJ x    b 2  g  dt R . Lực quán tính tác dụng vuông góc với trục dọc của ôtô (tại C):  G d  G  dv vL2  R 2  d  2 Pjy  mJ y   R 2  b    b  v  g. dt . gR  dt. LR. dt . . Trường hợp ôtô chuyển động đều trên một quỹ đạo tròn (dv/dt=0, α= const), ta có: Pjx . Gbv 2 Gv 2 và P  jy gR gR 2. Như vậy khi ô tô chuyển động ổn định theo qũy đạo tròn ( R = conts ). Ngoài khối lượng các lực ly tâm đặt tại trọng tâm của xe còn phụ thuộc rất nhiều vào vận tốc tịnh tiến của xe trên đường vòng. 6.2. Ảnh hưởng của sự đàn hồi lốp đến tính năng quay vòng của ô tô 6.2.1 Sự đàn hồi của lốp xe Sự đàn hồi của lốp xe được biểu thị hình 6.4. 68.

<span class='text_page_counter'>(69)</span> Chiều lăn. a. Yb. d. o.  . b c. 01. . Hình 6 – 4. Sơ đồ bánh xe lăn khi lốp bị biến dạng dưới tác dụng của lực bên. Trên hình biểu thị sơ đồ biến dạng của lốp đàn hồi của một bánh xe lăn dưới tác dụng của các lực bên. Diện tích abcd biểu thị vết tiếp xúc của lốp với mặt đường. Giả sử lực bên tác dụng lên bánh xe chưa vượt quá lực bám của bánh xe với mặt đường, khi đó sẽ xảy ra hiện tượng lệch bên của lốp, có nghĩa là vùng tiếp xúc của lốp với mặt đường sẽ bị lệch đi một góc δ so với mặt phẳng quay của bánh xe, đây là góc lệch bên. Mối quan hệ giữa phản lực bên Yb tác dụng vào bánh xe và góc lệch bên δ của lốp được trình bày bằng đồ thị dưới đây.. Hình 6.4 Đồ thị quan hệ giữa phản lực bên Yb và góc lệch bên δ của lốp Đoạn thẳng OA tương ứng với sự lệch tính của lốp, đoạn AB đặt trưng cho sự trượt cục bộ từ lúc bắt đầu tới lúc trượt hoàn toàn. Tại thời điểm này Phản lực bên Yb đạt tới giá trị của lực bám ngang của lốp với mặt đường: Yb = Zbφ’ Trong đó: φ’ – Hệ số bám ngang của lốp Khả năng của lốp chống lại sự lệch bên được đánh giá bằng hệ số lực cản lệch k; k = Yb / δ ; N/độ Trị số của hệ số cản lệch bên đối với lốp: - Ô tô du lịch : k = 250 ÷ 270 (N/độ). - Ô tô vận tải : k = 1150 ÷ 1650 (N/độ). 6.2.2 Ảnh hưởng của đàn hồi lốp đến sự quay vòng của xe Trên hình 6.5 biểu thị chuyển động trên đường vòng của ô tô-máy kéo có lớp đàn hồi theo hướng bên . Thành phần bên Pjy của lực quán tính được đặt tại trọng tâm của xe. Dưới tác dụng của lực này, lốp của các bánh xe trước và sau bị lệch đi những góc tương ứng là δ1 và δ2 . Ở các bánh xe trước, ngoài góc lệch δ1 chúng được quay đi một góc α, do đó hướng của véctơ của trục trước sẽ tạo với trục dọc của xe một góc bằng α - δ1. Theo phương pháp trình bày ở phần I ta dễ dàng xác định được tâm quay tức thời O1 của xe và bán kính quay vòng R. 69.

<span class='text_page_counter'>(70)</span> Hình 6 – 5. Sơ đồ chuyển động quay vòng của Ô tô – Máy kéo khi lốp bị biến dạng bên Đối với ô tô và máy kéo có lốp đàn hồi theo hướng bên thì góc quay vòng cần thiết α của các bánh dẫn hướng để xe có thể chuyển động trên đường cong có bán kính R sẽ phụ thuộc không những vào chiều dài cơ sở của xe mà còn vào khả năng chống lệch bên của lốp. 6.2.3. Tính chuyển hướng của ô tô Từ hình 6.5 ta xác định được: R. L tg 2  tg (   1 ). Ứng với những giá trị nhỏ của các góc: R . L.    2  1 Phương trình này đặc trưng cho tính quay vòng của ô tô – máy kéo và được chia ra những trường hợp như sau: 1. Trường hợp 1: δ2 = δ1 xe có tính năng quay vòng định mức: Trường hợp này để giữ cho xe chuyển động thẳng khi có lực bên tác dụng thì người lái cần quay vành tay lái làm sao để xe lệch khỏi trục đường một góc: δ = δ1 = δ2.. 2. Trường hợp 2: δ2 > δ1 xe có tính năng quay vòng thiếu. Trường hợp này xe có khả năng tự giữ được hướng chuyển động thẳng nhờ lực ly tâm Pjy có chiều ngược với chiều tác động của lực Y. Hình 6.5. Sơ đồ chuyển động của ô tô – máy kéo có tính năng quay vòng thiếu. 70.

<span class='text_page_counter'>(71)</span> 2. Pj y. Y. V1. 1. R. 3. Trường hợp 3: δ2 < δ1 xe có tính năng quay vòng thừa: Trường hợp này xe bị mất khả năng chuyển động thẳng ổn định vì chiều của lực ly tâm Pjy trùng với chiều tác động Y.Sự mất ổn định càng lớn khi vận tốc của xe càng cao,vì lực ly tâm tỷ lệ bậc hai với vận tốc. Để tránh khả năng lật đổ xe trong trường hợp này,người láy phải nhanh chóng đánh tay lái theo hướng ngược lại với chiều xe bị lệch để mở rộng bán kính quay vòng.. O1. Hình 6.6. Sơ đồ chuyển động của ô tô máy kéo khi quay vòng thừa Có tính năng quay vòng thừa 6.3 Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng - Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng được hiểu là khả năng của chúng giữ được vị trí ban đầu ứng với khi xe chuyển động thẳng và tự quay trở về vị trí này sau khi bị lệch. - Nhờ tính ổn định mà khả năng dao động của các bánh xe dẫn hướng và tải trọng tác động lên hệ thống lái được giảm đáng kể. - Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng được duy trì bởi các thành phần phản lực của đường (thẳng đứng, bên và tiếp tuyến) tác dụng lên chúng khi xe chuyển động. Ba nhân tố kết cấu sau đây đảm bảo tính ổn định cho các bánh xe dẫn hướng: - Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay. - Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay. - Độ đàn hồi bên của lốp. 6.3.1. Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng nhờ độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay Khi trụ đứng được đặt nghiêng ngang thì phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên trục trước của xe dẫn hướng bởi vì trên mặt đường cứng khi các bánh xe dẫn hướng bị lệch khỏi vị trí trung gian của chúng thì trục trước sẽ được nâng lên. Sơ đồ bánh xe dẫn hướng có trụ quay đứng đặt nghiêng ngang một góc β được biểu thị trên hình 6.7 . Góc nghiêng ngang của trụ đứng còn gọi là góc nghiêng trong, đó là góc giữa đường tâm của trụ đứng với mặt phẳng dọc theo thân xe. Hình 6 – 7. Góc nghiêng của bánh xe dẫn hướng trong mặt phẳng ngang. 71.

<span class='text_page_counter'>(72)</span> Trên hình 6.8 biểu thị bánh xe và các lực tác dụng lên nó trong mặt phẳng đường. là góc giữa đường tâm chốt chuyển hướng với mặt phẳng đứng theo chiều ngang thân xe. Góc nghiêng dọc dương khi chốt chuyển hướng nghiêng về phía sau, góc nghiêng dọc âm khi chốt chuyển hướng về phía trước.. Hình 6.8. Góc nghiêng của trụ quay đứng Hình 6.9. Sơ đồ phân tích phản lực của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe Từ hình 6.9 ta có mômen ổn định tạo nên bởi tác động của phản lực thẳng đứng của đường tạo nên mômen ổn định đất lên bánh xe và độ nghiêng bên của trụ đứng: M Z  Z b l sin  sin  Trong đó: l – khoảng cách từ tâm bề mặt tựa của bánh xe tới đường tâm của trụ đứng . Mô men ổn định Mzp tăng lên cùng với sự tăng Khi quay vòng bánh xe dẫn hướng mômen ổn định Mzβ sẽ chống lại sự quay vòng, vì vậy cần phải tăng thêm lực tác dụng lên vành tay lái. Trị số góc nghiêng ngang của trụ đứng ở các ô tô hiện nay thường dao động trong giới hạn từ 0 đến 80. 6.3.2 Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng nhờ độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay  Hình 6.10. Góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe. rb. Ngoài góc nghiêng ngang trụ đứng còn được đặt nghiêng về phía sau so với chiều chuyển động tiến của xe. Dưới tác dụng của lực ly tâm khi o b o xe vào đường vòng, lực gió bên hoặc thành phần c bên của trọng lực khi xe chạy trên đường nghiêng, ở khu vực tiếp xúc của các bánh xe với mặt đường nghiêng. Tại khu vực tiếp xúc của bánh xe với mặt đường sẽ xuất hiện các phản lực bên Yb. Khi trụ quay đứng được đặt về phía sau một góc γ so với chiều tiến của xe thì phản lực bên Yb của đường sẽ tạo với tâm tiếp xúc một mômen ổn định: Myy = YbC Vì C = rbsinγ nên mômen ổn định có thể viết dưới dạng sau: Myy = Ybrbsinγ Khi quay vòng, người lái phải tạo ra một lực để khắc phục mômen này, vì vậy góc γ thường không lớn. Mômen ổn định Myγ không phụ thuộc vào góc quay vòng của các bánh xe dẫn hướng. Trị số của góc γ ở ô tô hiện nay là 0 ÷ 30 6.3.3 Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng nhờ độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang 72.

<span class='text_page_counter'>(73)</span> Đối với các bánh xe lắp lốp đàn hồi, dưới tác dụng của lực bên , bánh xe sẽ bị lệch bên và vết tiếp xúc của lốp với mặt đường sẽ bị lệch so với mặt phẳng giữa của bánh xe một góc của δ b s. O1. o. Hình 6.10 Biểu đồ phân bố các phản lực bên ở vết tiếp xúc của lốp với đường Phần trứơc của vết tiếp xúc, lốp chịu biến dạng không lớn và độ biến dạng này tăng dần cho tới mép sau cùng của các vết. Các phản lực riêng phần bên được phân bố tương ứng với khoảng biến dạng nói trên. Biểu đồ phân bố các phản lực riêng phần theo chiều dài của vết có dạng hình tam giác do đó điểm đặt O1 của hợp lực sẽ lùi về phía sau so với tâm tiếp xúc O của vết và nằm ở khoảng cách chừng một phần ba chiều dài của vết tính từ mép sau cùng của nó. Như vậy do độ đàn hồi bên của lốp, mômen ổn định được tạo nên ở bánh xe là : Myδ = YbS Ở đây: S – Khoảng cách O – O1. Mômen này sẽ tăng lên cùng độ đan hồi vì vậy đối với những lốp có độ đàn hồi lớn người ta có thể giảm bớt góc nghiêng của trụ đứng. Những số liệu thực nghiệm cho biết rằng: Tác dụng ổn định của góc nghiêng ngang 10 cũng bằng góc nghiêng dọc của trụ đứng từ 5 ÷ 60 . 6.4. Góc doãng và độ chụm của bánh xe dẫn hướng 6.4.1 Góc doãng của bánh xe dẫn hướng Hình 6.11 Góc doãng của bánh xe dẫn hướng phía trước Góc này có công dụng như sau 1. Ngăn ngừa khả năng bánh xe bị nghiêng theo chiều ngược lại dưới tác do động của trọng lượng xe do các khe hở và sự biến dạng trong các chi tiết của trục trước và hệ thống treo 2. Tạo nên thành phần chiều trục từ trọng lực xe chống lại lực Zbsinβcosα và giữ cho bánh xe trên trục của cam quay. 3. Giảm cánh tay đòn C của phản lực tiếp tuyến đối với trục trụ đứng, để làm giảm tải trọng tác dụng lên dẫn động lái và giảm lực lên vành tay lái. 6.4.2 Góc chụm của bánh xe dẫn hướng Góc chụm của bánh xe dẫn hướng được trình bày trên hình 6.12 Góc chụm γc là góc được tạo nên bởi hình chiếu lên mặt phẳng ngang của đường kính hai bánh dẫn hướng. Độ chụm cũng được đặc trưng bằng hiệu số của hai khoảng cách A và B , đo dược giữa các mép trong của lốp trong mặt phảng ngang đi qua tâm của hai bánh xe khi chúng nằm ở vị trí trung gian.. 73.

<span class='text_page_counter'>(74)</span> Hình 6.12 Độ chụm của các bánh xe dẫn hướng phía trước Góc chụm có công dụng như sau: 1. Ngăn ngừa khả năng gây ra độ chụm do tác động của lực cản lăn khi xuất hiện những khe hở và đàn hồi trong hệ thống trục trước và hệ thống dẫn động lái. 2. Làm giảm ứng suất trong vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường do góc doãng gây nên. Những kết quả nghiên cứu cho biết rằng ứng suất nhỏ nhất trong vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường sẽ đạt được ở trường hợp: Góc chụm bằng khoảng 0,15 ÷ 0,20 góc doãng. Tóm lại, ô tô và máy kéo có độ ổn định tốt, các bánh xe dẫn hướng phải tự động giữ được chuyển động thẳng theo hướng đã cho mà không tiêu hao lực của người lái và các bánh dẫn hướng tự động quay trở về vị trí trung gian khi chúng bị lêch khỏi vị trí này do độ nhấp nhô của mặt đường gây nên. Từng kết cấu của các góc đặt của trụ đứng và các bánh dẫn hướng cần có được đảm bảo nghiêm ngặt, nếu không sẽ làm xấu tính năng ổn định của xe và làm tăng độ mòn của lốp.. 74.

<span class='text_page_counter'>(75)</span> CHƯƠNG 7. DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ 7.1. Tính êm dịu chuyển động của ô tô Khi ô tô, máy kéo chuyển động trên đường không bằng phẳng thường chịu những tải trọng dao động do bề mặt đường mấp mô sinh ra những dao động này ảnh hưởng xấu tới hàng hóa, tuổi thọ của xe và nhất là ảnh hưởng tới sức khỏe của hành khách. Số liệu thống kê cho thấy khi ô tô chạy trên đường xấu gồ ghề so với ô tô chạy trên đường tốt bằng phẳng vận tốc trung bình giảm 40 ÷ 50%, quãng đường chạy giữa hai kỳ đại tu giảm 30 ÷ 40 %, suất tiêu hao nhiên liệu tăng 50 ÷ 70% do vậy năng suất vận chuyển giảm 35 ÷ 40 % và giá thành vận chuyển tăng 50 ÷ 60% . Ngoài ra nếu con người phải chịu đựng lâu trong tình trạng xe chạy bị rung xóc nhiều dễ gây mệt mỏi...Vì vậy tính êm dịu chuyển động là một trong những chỉ tiêu quan trọng của xe. Tính êm dịu chuyển động phụ thuộc vào kết cấu của xe và trước hết là hệ thống treo, phụ thuộc vào đặc điểm và cường độ kích động và kỹ thuật người lái xe. Để đánh giá tính êm dịu chuyển động của ô tô ta thường dùng một số chỉ tiêu sau đây. 7.1.1 Tần số dao động thích hợp Ô tô có chuyển động êm dịu là khi chạy trên mọi địa hình thì dao động phát sinh có tần số nằm trong khoảng 60 ÷ 85 lần/phút. Trong thực tế khi tiến hành thiết kế hệ thống treo người ta thường lấy giá trị tần số dao động thích hợp là 60 ÷ 85 dao động / phút đối với xe du lịch và 80 ÷ 120 dao động/ phút đối với xe tải. 7.1.2 Giá trị gia tốc và tần số va đập thích hợp Chỉ tiêu đánh giá tính êm dịu chuyển động dựa vào giá trị của gia tốc thẳng đứng của dao động và số lần va đập do độ mấp mô của bề mặt đường gây ra trên 1km đường chạy.. Hình 7-1. Đồ thị đặc trưng mức êm dịu chuyển động của ô tô Muốn đánh giá được 1 xe có tính êm dịu chuyển động hay không người ta cho ô tô chạy trên một đoạn đường nhất định trong thời gian đó dụng cụ đo đặt trên ô tô sẽ ghi lại số lần va đập i tính trung bình trên 1km và gia tốc thẳng đứng của xe tương ứng. Dựa vào hai thông số đó người ta so sánh với đồ thị chuẩn xem xe thí nghiệm đạt được độ êm dịu chuyển động ở thang bậc nào. Ví dụ: Trên một đoạn đường nhất định ta đo được i = 10 va đập/km; gia tốc thẳng đứng J = 4m/s2. Trên đồ thị ta xác định được điểm A, như vậy xe thí nghiệm có mức độ êm dịu chuyển động theo chỉ tiêu trên cho ta được kết quả nhanh, tuy nhiên chưa thật chính xác, vì theo phương pháp này chưa tính tới thời gian tác động của gia tốc thẳng đứng J. 7.1.3 Dựa vào gia tốc dao động và thời gian tác động 75.

<span class='text_page_counter'>(76)</span> Khi ngồi lâu trên ô tô đặc biệt là đối với người lái, dao động sẽ làm cho con người mệt mỏi dẫn đến giảm năng suất làm việc hoặc ảnh hưởng lâu dài tới sức khỏe . Các thí nghiệm kéo dài trong 8 giờ liền cho thấy nhạy cảm hơn cả đối với người là giải tần số 4- 8Hz. Trong dải tần số này các giá trị cho phép của toàn phương gia tốc như sau: Dễ chịu : 0,1m/s2 Gây mệt mỏi : 0,315m/s2 Gây ảnh hưởng tới sức khỏe : 0,63m/s2 7.2. Sơ đồ dao động tương đương của ô tô 7.2.1 Khái niệm về khối lượng được treo và khối lượng không được treo a. Khối lượng được treo Khối lượng được treo M gồm những cụm , chi tiết mà trọng lượng của chúng tác động lên hệ thống treo như khung, thùng, cabin.... những cụm máy và chi tiết nói trên được lắp với nhau bằng những đệm cao su đàn hồi , dạ nỉ... trên thực tế bản thân từng cụm và từng chi tiết cũng không phải cứng hoàn toàn mà có sự đàn hồi biến dạng riêng nhưng so với sự biến dạng của hệ thống treo thì chúng rất nhỏ bé có thể bỏ qua. Trong hệ dao động tương đương khối lượng được xem như một vật thể đồng nhất cứng hoàn toàn, được biểu diễn như một thanh AB có khối lượng m tập trung vào trọng tâm T. Các điểm A,B ứng với vị trí cầu trước và cầu sau của xe. Tại vị trí cầu trước và cầu sau có các khối lượng M1 và M2 , tọa độ trọng tâm của các phần được treo thể hiện qua các kích thước a,b.hình 7.2 Hình 7.2 Mô hình hóa khối lượng được treo. b. Khối lượng không được treo Khối lượng không được treo m bao gồm những cụm , chi tiết máy mà trọng lượng của chúng không tác dụng lên hệ thống treo. Đó là cầu, hệ thống treo chuyển động và một phần các đăng cũng như ở một phần khối lượng được treo ta bỏ qua ảnh hưởng của các biến dạng riêng của các cụm và mối nối đàn hồi giữa chúng coi phần không được treo là một vật thể đồng nhất cứng hoàn toàn có khối lượng m tập trung vào bánh xe hình 7.3. Sự biến dạng đàn hồi của lốp được đặc trưng bởi hệ số cứng C1 . Hình 7.3 Mô hình hoá khối lượng không được treo c. Hệ số khối lượng. Tỷ số giữa khối lượng được treo M và khối lượng không được treo m gọi là hệ số khối lượng δ:  . M m. Giảm khối lượng không được treo sẽ giảm được lực va đập truyền lên khung vỏ, còn tăng khối lượng được treo sẽ giảm được dao động khung vỏ. Thông thường δ = 6,5 ÷ 7,5 đối với xe du lịch và bằng 4- 5 đối với xe vận tải. 76.

<span class='text_page_counter'>(77)</span> 7.2.2 Sơ đồ hóa hệ thống treo Trong sơ đồ dao động tương đương của ô tô thì bộ phận đàn hồi của hệ thống treo được biểu diễn như là một lò xo có hệ số cứng là Cl và một bộ phận cản giảm chấn với đại lượng đặc trưng là hệ số cản K. Hệ thống treo được biểu diễn như hình 7.4 . Điểm 1 là điểm nối hệ thống treo với khung xe, còn điểm 2 là điểm đặt của hệ thống treo lên cầu xe Hình 7-4. Sơ đồ giao động tương đương của hệ thống treo 7.2.3 Sơ đồ dao động tương đương a. Ô tô hai cầu Với những khái niệm nêu trên, hệ dao động ô tô 2 cầu được biểu diễn như hình 7.5 M- Khối lượng được treo của toàn xe M1, M2- Khối lượng được treo phân ra cầu trước và cầu sau. m1, m2- Khối lượng không được treo phân ra cầu trước và cầu sau. C1, C2- Hệ số cứng của thành phần đàn hồi của hệ thống treo trước và sau. C1’, C2’- Hệ số cứng của lốp trước và sau, b- Toạ độ trọng tâm của các phần khối lượng được treo. L- Chiều dài cơ cở của ôtô. K1, K2- Hệ số cản của giảm chấn ở hệ thống treo trước và sau. a , b – Tọa độ trọng tâm của các phần khối lượng được treo.. Hình 7.5 Sơ đồ dao động tương đương của ô tô hai cầu b. Ô tô ba cầu Sơ đồ dao động tương đương của ô tô ba cầu với hệ thống treo hai cầu sau là hệ thống treo cân bằng được biểu diễn như hình 7.6 Hình 7.6 Hệ số dao động tương đương của treo sau cân bằng ô tô ba cầu khi dao động thẳng đứng trong mặt phẳng dọc. 77.

<span class='text_page_counter'>(78)</span> Trong đó: M2 – Khối lượng được treo phân ra cầu sau. m2 , m3 – Khối lượng không được treo tại vị trí cầu giữa và cầu sau. C2 - Hệ số cứng của hệ thống treo sau. C’12, C’13 – Hệ số cứng của lốp cầu giữa và cầu sau. K’12, K’13 – Hệ số cản của lốp giữa và sau. 7.3. Phương trình dao động của ô tô Để xác lập được quy luật của ô tô, ta xét sơ đồ dao động đơn giản của ô tô như hình vẽ. Hình 7.7 Sơ đồ dao động đơn giản của ô tô. Sơ đồ tính toán được thiết lập với những giả thiết đơn giản sau: - Chưa để ý tới lực kích động do độ mấp mô của mặt đương gây ra khi xe chuyển động. - Chưa để ý đến khối lượng không được treo. - Chưa để ý đến lực cản của bộ phận cản . Với những giả thiết đơn giản trên coi như dao động của ô tô là dao động của thanh AB đặt trên hai gối tựa đàn hồi tương ứng với tâm cầu trước và tâm cầu sau. Hệ số cứng thu gọn của hệ thống treo và lốp được ký hiệu là C1 và C2. Khối lượng được treo M được tập trung tại trọng tâm T cách cầu trước và cầu sau của xe tương ứng là a và b. 7.3.1. Phương trình dao động của ô tô khi không tính đến các lực cản. Hình 7.8 Sơ đồ dao động đơn giản của ô tô. 78.

<span class='text_page_counter'>(79)</span> Khi có lực kích thích, đầu tiên đoạn thẳng AB chuyển động tới vị trí mới là A1B1 gồm hai chuyển động thành phần . - Chuyển động tịnh tiến từ AB tới A’B’ với một đoạn dịch chuyển là z dưới tác động của lực quán tính Mz . - Chuyển động quay một góc  quanh trục Y đi qua trọng tâm T làm cho thanh AB chuyển từ A’B’ tới A1B1. Theo sơ đồ tính toán trên ta có: - Dịch chuyển thẳng đứng z1z2 của vị trí A và B được xác định như sau: z1 = z - atg   z  a z2 = z + btg   z  b (7 - 2) Góc  quá nhỏ nên tg  =  - Chuyển động thẳng đứng và chuyển động quay của khối lượng được treo M được biểu thị bằng hệ phương trình sau : Mz’’ + C1z1 + C2z2 = 0 (7 - 3) 2 '' Mp   C1 z1a  C2 z 2 b dz 2 ''  z  dt 2   2 '' d    2  dt. Trong đó :. (7 - 4). P – Bán kính quán tính của khối lượng được treo đối với trục Y đi qua trọng tâm T. Đạo hàm hai lần phương trình ( 7 – 2) ta có: z1''  z ''  a ''   (7 – 5)  z 2''  z ''  b ''   Từ phương trình (7 - 3) ta có: 1  (C1 z1  C2 z 2 )  M   1   ''  ( C z a  C z b ) 1 1 2 2  Mp 2 z ''  . (7 – 6). Thay thế các giá trị của z’’ và φ’’ tại biểu thức trên vào hệ phương trình (7 - 5) ta có: 1 1  (C1 z1  C 2 z 2 )  (C1 z1a  C 2 z 2 b) 2 M Mp   1 1 '' z2  (C1 z1a  C 2 z 2 b)  (C1 z1  C2 z 2 )   M Mp 2 z1   ''. Sau khi khai triển và rút gọn ta được hệ phương trình  )  0     2 a ab '' M z 2  C 2 z 2 (1  2 )  C1 z1 (1  2 )  0    M z1  C1 z1 (1  ''. a2. 2. )  C 2 z 2 (1 . ab 2. (7 – 7). 7.3.2. Phương trình dao động của ô tô có tính đến các thành phần cản Thay giá trị z2 từ phương trình thứ 2 vào phương trình thứ nhất trong hệ phương trình: ( 7 – 7 ) và Z1 vào phương trình thứ 2 rồi rút gọn ta được:. 79.

<span class='text_page_counter'>(80)</span>  C1 L2 ab   2 '' z  z1  0  2 2 2 2 2  b M (  b )   2 2 C2 L ab   '' ,, z2  2 z  z 2  0 2 1 2 2   a M (  a ) z1  ,,. (7 – 8). Từ hệ phương trình (7-8) ta thấy rằng dao động của các khối lượng được treo phân ra cầu trước, cầu sau có ảnh hưởng lẫn nhau, nghĩa là trong quá trình chuyển động khi cầu trước gặp độ mấp mô bề mặt đường, dao động xuất hiện ở cầu trước cũng sẽ gây ra dao động ở cầu sau và ngược lại. Ảnh hưởng dao động qua lại của hai cầu đặc trưng bằng hệ số liên kết μ: ab  p 2   p2  b2   ab  p 2  2  2 p  a 2 . 1 . (7 - 9). Từ hệ phương trình (7-9) Trong trường hợp μ1 = μ2 = 0. Tức là p2= ab xảy ra trường hợp dao động ở cầu xe độc lập với nhau. Trong thực tế trường hợp này không xảy ra mà dao động ở các cầu xe đều có ảnh hưởng qua lại với nhau, nghĩa là μ1 ≠ μ2 ≠ 0 vì vậy p2 ≠ 0. Bán kính quán tính trong trường hợp này được tính theo biểu thức: p2 = abε (7 - 10) Trong đó: ε - Hệ số phân bố khối lượng ở các ô tô hiện nay ε = 0,8 ÷ 1,2. Hệ số ε ảnh hưởng lớn đến dao động của ô tô. Khi ε = 1 dao động ở các cầu xe độc lập với nhau. Tần số dao động riêng của các phần khối lượng được treo phân ra cầu trước, cầu sau được tính theo biểu thức:  C1 L2 1   M ( p2  b2 )   C 2 L2 2   2 2 2  M ( p  a ) 2. (7 - 11). Trong đó: ω 1 – Tần số dao động đặc trưng cho dao động của khối lượng được treo tại điểm A khi điểm B cố định. ω 2 - Tần số dao động đặc trưng cho dao động của khối lượng được treo tại điểm B khi điểm A cố định. Thay (7-9) vào (7-11) và (7-8) ta được:. z1''  1 z 2''  12 z1  0 z 2''   2 z1''   22 z 2  0. (7 - 12). Nghiệm tổng quát của hệ phương trình ( 7- 12) có dạng:. z1  A sin 1t  B sin  2 t z 2  C sin 1t  D sin  2 t Trong đó: Ω1, Ω2 - Tần số dao động liên kết. A,B,C,D – Những hằng số. Phương trình đặc tính của hệ phương trình(7-12) là phương trình trùng phương có  2  22 2 1222   0 dạng:  4  1 (7 - 13) 1  1  2 1  1  2 Giải phương trình (7-13) ta được biểu thức tính các tần số dao động liên kết như sau:. 80.

<span class='text_page_counter'>(81)</span> 12.2 . ( 2(1    ) 1. 2 1. 1.  22 )  (12  22 ) 2  41 21222. . 2. Biểu thức trên cho ta thấy dao động của ô tô là rất phức tạp: Gồm hai dao động điều hòa có tần số dao động liên kết Ω1, Ω2. Tần số dao động liên kết của ô tô phụ thuộc vào nhiều yếu tố mà trước hết là phụ thuộc vào các thông số cấu tạo của ô tô như khối lượng được treo . tọa độ trọng tâm của phần được treo, bán kính quán tính của phần được treo….. Trường hợp μ1 = μ2 =0 dao động xảy ra ở các cầu xe độc lập lẫn nhau, khi đó phương trình dao động ô tô đơn giản hơn nhiều (xem hình 7-10). Hình 7-10 Sơ đồ dao động độc lập của ô tô tại cầu trước. Phương trình dao động của xe ở cầu trước có dạng : 12 . C1 M 1 z1''  C1 z1  0 M1. (7 - 14). Tần số dao động riêng được tính bằng biểu thức: 12 . C1 M1. (7 - 15). Lúc đó phương trình(7-14) có dạng: z1''  12 z1  0 (7 - 16) Nghiệm của phương trình trên là: z1 = Asinωt (7 - 17) Như vậy dao động có quy luật theo hàm số sin điều hòa với chu kỳ dao động: M1 2 T1   2 (7 - 18) 1 C1 Số lần dao động trong một phút được xác định theo biểu thức: n1 . 300 f t1. (7 - 19). Trong đó ftl – độ võng tĩnh của hệ thống treo trước . Đối với ô tô du lịch độ võng tĩnh khi tải đầy có giá trị trong khoảng 20 ÷ 25 cm, đối với xe tải từ 8 ÷ 12cm, đối với xe khách từ 11 ÷ 15cm . Dao động cầu sau cũng xét tương tự. Nếu kể tới thành phần cản , tức là trong hệ thống treo của xe có lắp ống giảm chấn để dập tắt dao động phát sinh khi xe chạy thì sơ đồ tính toán được biểu diễn ở hình (7-11).. 81.

<span class='text_page_counter'>(82)</span> Hình 7.11 Sơ đồ giao động tự do tắt dần của ô tô Khi hệ thống treo có lắp giảm chấn thủy lực thì lực cản của giảm chấn thủy lực ở vận tốc bình thường sẽ tỷ lệ với vận tốc dao động. Phương trình dao động có dạng: M1z”1 + K1z1 + C1z1 = 0 (7 - 20) Ta đặt. K1 C  2h1và 1  12 M1 M1. Phương trình (7-20 ) có dạng: z1''  2h1 z1  12 z1  0 Trong đó: h – Hệ số tắt chấn động. Để giải được phương trình (7-21) ta đưa ra hệ số tỉ lệ tắt chấn động ψ1 : 1 . (7 - 21). h1. (7 - 22) 1 Hệ số này thể hiện mối tương quan giũa hai đại lượng đăc trưng cho hệ thống treo là hệ số cản của giảm chấn và hệ số cứng của bộ phận đàn hồi(nhíp, lò xo). Nghiệm của phương trình đặc tính của phương trình vi phân (7-21 ) có dạng: (7 - 23) 1.2  h1  h12  12 Kết quả của bài toán tùy thuộc dạng của nghiệm số (7-23). Có 3 trường hợp sau đây có thể xảy ra a. Trường hợp 1. h1 > ω1 tức là ψ1>1 Đặt : 12  h12  12 (7 - 24) Ω1 -Tần số dao động của xe khi có bộ phận cản ở cầu trước. ω1 – Tần số dao động riêng của cầu trước. Nghiệm của phương trình có dao động (7-21) có dạng: (7 - 25) z1  Ae  h t sh(1t   0 ) Nghiệm của phương trình (7-21) ở trường hợp này cho thấy là khi hệ thống treo có lắp thành phần cản với đại lượng đặc trưng là hệ số cản K thì dao động được dập tắt, nhưng với ψ1 >1 thì quá trình dập tắt theo quy luật hình sin Hypecbol, đây là quá trình dập tắt đột ngột, rất cần tránh khi thiết kế hệ thống treo ô tô. b. Trường hợp 2. h1 = ω1 tức ψ1 = 1 Nghiệm của phương trình đặc tính là nghiệm kép và nghiệm của phương trình dao động (7-21) có dạng sau. z1 = eh1t (A1 + A2t) (7 - 26) Ở đây quá trình dập tắt dao động cũng có quy luật hình sin Hypecbol. Trong thiết kế hệ thống treo cũng cần tránh trường hợp này. c.Trường hợp 3. h1 < ω1 tức ψ1 < 1 1. 82.

<span class='text_page_counter'>(83)</span> Trường hợp này nghiệm của phương trình đặc tính là nghiệm phức và nghiệm của phương trình dao động (7- 21) có dạng : z1  Ae  h t sin(1t   0 ) . 1. Hình 7 – 12. Dao động tắt dần Quá trình dập tắt dao động trong trường hợp này theo quy luật hình sin điều hòa, quá trình dập tắt từ từ êm dịu (hình 7-12). Như vậy khi thiết kế hệ thống treo ô tô phải chọn 0 < ψ1 < 1. Nếu chọn ψ1 ≈ 0 thì thời gian dập tắt dao động sẽ lâu vì lực cản để dập tắt dao động quá bé. Nếu chọn ψ1 ≈ 1 thì quá trình dập tắt dao động sẽ nhanh nhưng đột ngột theo quy luật Hypecbol. Trên các ô tô hiện nay hệ số tắt động có giá trị trong khoảng: ψ1 = 0,15 ÷ 0,3 7.4. Dao động của cầu dẫn hướng 7.4.1. Đặc điểm hệ thống động lực học cầu dẫn hướng Những bánh xe dẫn hướng của máy kéo và đặc biệt là ô tô trong một số điều kiện nhất định bị dao động góc có tính chu kỳ xung quanh trụ đứng, những dao động mạnh của các bánh dẫn hướng có thể làm mất tính năng dẫn hướng của ô tô máy kéo. Thông thường những dao động này là hậu quả của những lực tác động lên bánh xe khi xe chạy trên đường gồ ghề và các bánh xe không được cân bằng tốt. Cũng có trường hợp những dao động này là do sự phối hợp không đúng về động học dịch chuyển của các thanh kéo lái và nhíp hoặc do tác động của mômen, hiệu ứng con quay khi các bánh xe dẫn hướng bị thay đổi mặt phẳng quay. 7.4.2. Dao động của bánh xe dẫn hướng Khi máy kéo làm việc trên đồng ruộng lực cản lăn ở bánh xe bên trái Pf và bên phải P’f có thể khác nhau rất lớn về trị số. Những lực này với cánh tay đòn a sẽ tạo nên mômen P’f a và P”fa. Dưới tác động của hiệu hai mômen P’ja và P”ja. Các bánh xe có thể quay xung quanh trụ đứng và tạo nên những dao động góc. Hình 7.13. Sơ đồ các lực cản lăn có trị số khác nhau tác động lên hai bánh dẫn hướng Trường hợp bánh xe không được cân bằng tốt Khi quay sẽ phát sinh lực ly tâm Pj. 83.

<span class='text_page_counter'>(84)</span> Lực Pj có thể phân làm hai lực thành phần: Nằm ngang Pjn và thẳng đứng Pjđ. Thành phần nằm ngang với cánh tay đòn a có xu hướng làm quay bánh xe xung quanh trụ đứng. Tần số mômen gây nên bởi các lực Pjnvà Pjđ phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ô tô máy kéo. Hình 7.14. Sơ đồ lực ly tâm tác động lên một bánh xe dẫn hướng Nếu khi các bánh xe dẫn hướng quay mà các khối lượng không cân bằng của chúng nằm ở hai phía đối diện với trục trước của bánh xe thì sẽ dẫn tới dao động góc của các bánh xe. Hình 7.15. Sơ đồ các thành phần nằm ngang của lực ly tâm tác động vào hai bánh dẫn hướng Một nguyên nhân khác gây nên những dao động góc của bánh dẫn hướng khi xe chạy trên mặt đường gồ ghề có thể là do sự phối hợp không đúng về động học di chuyển của các thanh kéo lái và nhíp. Nếu khi các bánh xe dẫn hướng dịch chuyển thẳng đứng mà động học của các điểm giữ bánh xe hoặc trục trước với nhíp và của đòn quay ngang với thanh kéo dọc hệ thống lái không có sự phối hợp đúng thì cũng có thể gây nên những dao động học của bánh xe dẫn hướng. Ví dụ: Động học của bộ phận đàn hồi hệ thống treo có thể làm cho tâm bánh xe di chuyển theo cung AA với tâm dao động ở điểm 4 của khớp quay trước của nhíp 1 (Hình 7.16a) còn động học của thanh kéo dọc 3 lại làm cho bánh xe di chuyển theo cung BB với tâm quay của khớp cầu 2 của đòn quay đứng. Điều này sẽ dẫn tới việc làm nảy sinh những dao động góc của các bánh xe dẫn hướng do tác động của những dao động thẳng đứng.. Hình 7 – 16. Sơ đồ về sự phối hợp động học giữa hệ thống treo nhíp và dẫn động lái. Để phối hợp động học đúng của hệ thốngtreo và dẫn động lái, người ta bố trí các cách nêu trên như biểu thị trên hình 7.16b và 7.16c với mục đích để quỹ đạo dao động của nhíp và thanh kéo dọc có cùng hướng. Những dao động góc mạnh (còn gọi là hiện tượng vẫy) của các bánh xe dẫn hướng có thể phá hỏng tính năng dẫn hướng của xe. Những dao động có hai tần số cao và thấp. Những dao động có tần số thấp (nhỏ hơn 1 Hz) và biên độ lớn hơn 2 ÷ 30 là có hại hơn cả. Những dao động có tần số cao (lớn hơn10Hz )nhưng biên độ nhỏ hơn 1,5 ÷ 20 ít nguy hiểm hơn. 84.

<span class='text_page_counter'>(85)</span> Khi thiết kế và trong quá trình sử dụng , người ta cố gắng tìm mọi biện pháp để giảm dao động góc của các bánh xe dẫn hướng như: Tăng độ cứng của hệ thống dẫn động lái. Đảm bảo độ cân bằng động của các bánh xe, điều chỉnh đúng dẫn động lái và không để những khe hở lớn do mài mòn trong các chi tiết của cầu trước. Câu hỏi thảo luận chương 6 và 7 Câu 1. Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ động học quay vòng của ô tô khi hai bánh trước dẫn hướng? Câu 2. Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô trong trường hợp xe quay vòng thừa? Câu 3. Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày công dụng của góc nghiêng ngang? Câu 4. Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày công dụng của góc nghiêng dọc? Câu 5. Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày nội dung mô hình hóa khối lượng được treo? Câu 6. Anh (chị) hãy viết phương trình cho trường hợp tính toán mức độ êm dịu tối ưu cần thiết khi thiết kế hệ thống treo?. 85.

<span class='text_page_counter'>(86)</span> TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Cẩn, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Dư Quốc Thịnh; Lý thuyết ô tô máy kéo; Nhà xuất bản Đại học và TCCN; 1978. [2] Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên; Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo; Nhà xuất bản Đại học và THCN; 2004 (Tái bản lần thứ 3). [3] Nông Văn Vìn, Hàn Trung Dũng; Lý thuyết ô tô máy kéo; Nhà xuất bản Giáo dục; 2005 (Tái bản lần thứ 02). [4] TCVN 5658 – 1999; Ô tô hệ thống phanh, yêu cầu an toàn chung và phương pháp thử; Hà Nội 2009. [5] Tiêu chuẩn an toàn và bảo vệ môi trường của phương tiện cơ giới đường bộ; Số tiêu chuẩn 22 – TCN 224 – 2000; Bộ giao thông vận tải 25-1-2010.. 86.

<span class='text_page_counter'>(87)</span>

Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

Tải bản đầy đủ ngay
×