TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP. HỒ CHÍ MINHKHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC

BỘ MÔN KHUNG GẦM**********************

GGIIÁÁOO TTRR̀̀ NNHH

ÔÔ TTÔÔ 11(LÝ THUYẾT Ô TÔ)

Người biên soạn: GVC. MSc. Đặng Quý

TP. HỒ CHÍ MINH, 9 / 2010

1

LỜI NÓI ĐẦU

ền công nghiệp chế tạo ô tô trên thế giới ngày càng phát triển mạnh mẽ. ỞViệt Nam, trong thời gian không lâu nữa từ tình trạng lắp ráp xe hiện nay,chúng ta sẽ tiến đến tự chế tạo ô tô. Bởi vậy, việc đào tạo đội ngũ cử nhân, kỹsư có trình độ đáp ứng được những đòi hỏi của ngành công nghệ và sửa chữa

ô tô là một nhiệm vụ rất quan trọng và cấp bách.Để phục vụ cho mục đích lâu dài nêu trên và trước mắt để đáp ứng cho chương trình

đào tạo theo hướng công nghệ ô tô, khoa Cơ khí Động lực của trường Đại học Sư phạm Kỹthuật đã phân công cán bộ giảng dạy biên soạn giáo trình “Ô tô 1” (Lý thuyết ô tô) dùng chohệ đại học.

Giáo trình này có 11 chương bao gồm các vấn đề về khảo sát động học chuyển độngthẳng, quay vòng và phanh ô tô, khảo sát hiện tượng dao động, ổn định và đánh giá tính kinhtế nhiên liệu của ô tô. Học phần này là cơ sở cho việc đánh giá chất lượng động lực họcchuyển động của ô tô, cho những ứng dụng trong vận hành, khai thác cũng như tính tốn thiếtkế động học và động lực học những mẫu xe mới.

“Ô tô 1” là học phần chuyên nghành quan trọng ở năm cuối. Bởi vậy, trước khi họcmôn này, sinh viên phải học trước các học phần sau: “Cơ lí thuyết”, “Cấu tạo ô tô”, “Động cơđốt trong 1”.

Mục tiêu của học phần này là cung cấp cho sinh viên những phương pháp và công cụđể khảo sát đặc tính động học và động lực học chuyển động của ô tô. Trang bị cho sinh viênnhững cơ sở lý thuyết phục vụ cho các học phần chuyên nghành khác như : “Kết cấu và tínhtốn ô tô”, “Phân phối công suất và ổn định chuyển động của ô tô”, “Tự động điều khiển trên ôtô”…v.v.

Do trình độ và thời gian có hạn, bởi vậy giáo trình này chắc sẽ có nhiều chỗ chưa hồnthiện và thiếu sót. Rất mong các đồng chí và các bạn đọc góp ý để lần tái bản sau có chấtlượng nội dung tốt hơn. Tôi xin chân thành cám ơn!

Người biên soạn:

GVC. MSc. Đặng Quý

N

2

MỤC LỤCTrang

Lời nói đầu ............................................................................................................................ 1Mục lục ................................................................................................................................. 2Kí hiệu và đơn vị đo cơ bản .................................................................................................. 6

CHƯƠNG 1: CÁC NGUỒN NĂNG LƯỢNG DÙNG TRÊN Ô TÔ. ........................... 7Mục tiêu. ............................................................................................................................... 71.1. Những yêu cầu đối với động cơ dùng trên ô tô.............................................................. 81.2. Các đặc tính của động cơ đốt trong................................................................................ 81.2.1. Đặc tính công suất..................................................................................................... 81.2.2. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ.............................................. 12

1.3. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô và khuynh hướng sử dụngđộng cơ điện. .................................................................................................................. 13

1.3.1. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô........................................................... 131.3.2. Khuynh hướng sử dụng động cơ điện. ...................................................................... 14

CHƯƠNG 2: SỰ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE. .............................................. 16Mục tiêu. ............................................................................................................................... 162.1. Sơ đồ động học hệ thống truyền lực ở các loại ô tô....................................................... 172.1.1. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2.......................................................... 182.1.2. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x4.......................................................... 192.1.3. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x4.......................................................... 202.1.4. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x6.......................................................... 20

2.2. Sự truyền và biến đổi năng lượng trong hệ thống truyền lực. ....................................... 212.3. Sự biến đổi năng lượng trong hệ thống chuyển động. ................................................... 252.4. Sự tổn hao nhiên liệu khi truyền năng lượng trên xe. .................................................... 26

CHƯƠNG 3: CƠ HỌC LĂN CỦA BÁNH XE................................................................ 28Mục tiêu. ............................................................................................................................... 283.1. Các loại bán kính của bánh xe. ...................................................................................... 293.1.1. Bán kính thiết kế (bán kính danh định) ro. ................................................................ 293.1.2. Bán kính tự do r. ....................................................................................................... 293.1.3. Bán kính tĩnh rt.......................................................................................................... 293.1.4. Bán kính động lực học rđ........................................................................................... 293.1.5. Bán kính lăn rl. .......................................................................................................... 303.1.6. Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) rb. ................................................ 30

3.2. Động học lăn của bánh xe không biến dạng. ................................................................. 303.2.1. Các khái niệm............................................................................................................ 303.2.2. Các quan hệ động học khi bánh xe lăn...................................................................... 31

3.3. Động lực học chuyển động của bánh xe. ....................................................................... 343.3.1. Bánh xe bị động không bị phanh (Mk = 0, Mp = 0). ................................................. 343.3.2. Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (Mk 0, Mp =0). .......................................... 353.3.3. Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh (Mk = 0, Mp 0). ........................... 36

3.4. Sơ đồ truyền năng lượng từ bánh xe tới mặt đường. ..................................................... 383.5. Sự trượt của bánh xe, khái niệm về khả năng bám và hệ số bám. ................................. 403.5.1. Sự trượt của bánh xe ................................................................................................. 403.5.2. Khả năng bám, hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường và lực bám ....................... 40

3

3.6. Quan hệ giữa bán kính lăn rl vàlực kéo (hoặc lực phanh) tác dụng lên bánh xe. ..........443.7. Đặc tính trượt của bánh xe khi kéo và khi phanh. ..........................................................453.8. Biến dạng của bánh xe đàn hồi khi chịu tác dụng của lực ngang. Góc lệch hướng. ......47

CHƯƠNG 4: CƠ HỌC CHUYỂN ĐỘNG THẲNG CỦA Ô TÔ. ..................................49Mục tiêu.................................................................................................................................494.1. Các lực tác dụng lên ô tô trong trường hợp chuyển động tổng quát.

Lực riêng và công suất tương ứng . ................................................................................504.1.1. Các lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động tổng quát.................................................504.1.2. Các lực riêng và các công suất tương ứng.................................................................55

4.2. Phương trình cân bằng lực kéo, phương trình cân bằng công suất,đặc tính động học của ô tô và các đồ thị tương ứng .......................................................57

4.2.1. Cân bằng lực kéo của ôtô .........................................................................................574.2.2. Cân bằng công suất của ôtô. ......................................................................................604.2.3. Đặc tính động lực học của ôtô ...................................................................................63

4.3. Xác định các thông số động lực học chuyển động bằng tính tốn . .................................704.3.1. Xác định vận tốc cực đại trên loại đường đã cho ......................................................704.3.2. Xác định độ dốc lớn nhất mà xe vượt qua được........................................................71

4.4. Các đặc tính tăng tốc của ô tô ........................................................................................724.4.1. Xác định khả năng khởi hành và tăng tốc của ô tô....................................................724.4.2. Quá trình chạy đà.......................................................................................................754.4.3. Khởi hành và tăng tốc của ô tô có hộp số cơ khí.......................................................77

CHƯƠNG 5: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNGĐỘNG LỰC Ô TÔ........................................................................................79

Mục tiêu.................................................................................................................................795.1. Xác định công suất danh định của động cơ theo phương pháp lựa chọn

thực nghiệm và tính tốn ..................................................................................................805.1.1. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng thực nghiệm.............................805.1.2. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng tính tốn ...................................80

5.2. Xác định tỷ số truyền cực đại và cực tiểu của hệ thống truyền lực. ...............................845.2.1. Xác định tỷ số truyền cực tiểu it min .........................................................................845.2.2. Xác định tỷ số truyền cực đại it max. ...........................................................................84

5.3. Phân phối tỉ số truyền trong hộp số. ...............................................................................855.3.1. Xác định tỷ số truyền ở số một của hộp số ...............................................................855.3.2. Xác định tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số. ........................................87

5.4. Lựa chọn tỷ số truyền của truyền lực chính. ..................................................................92CHƯƠNG 6: TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ. .............................................93Mục tiêu.................................................................................................................................936.1. Các chỉ tiêu kinh tế nhiên liệu của ô tô. .........................................................................946.2. Phương trình tiêu hao nhiên liệu của ô tô.......................................................................946.3. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu khi xe chuyển động ổn định. .............................................976.4. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu khi xe chuyển động không ổn định. ..................................1006.4.1. Lượng tiêu hao nhiên liệu trong quá trình tăng tốc của ô tô.......................................1016.4.2. Xác định lượng tiêu hao nhiên liệu của ôtô trong thời gian

chuyển động lăn trơn .................................................................................................102

CHƯƠNG 7: PHÂN BỐ TẢI TRỌNG PHÁP TUYẾN, KHẢ NĂNG BÁM VÀ TÍNHỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ. ...............................................................................104

4

Mục tiêu. ............................................................................................................................... 1047.1. Phân bố tải trọng pháp tuyến và khả năng bám của ô tô................................................ 1057.1.1. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe ôtô

trong mặt phẳng dọc.................................................................................................. 1057.1.2. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe ô tô trong mặt

phẳng ngang. ............................................................................................................. 1117.2. Tính ổn định của ô tô. ................................................................................................... 1137.2.1. Tính ổn định dọc của ô tô.......................................................................................... 1137.2.2. Tính ổn định ngang của ô tô khi chuyển động thẳng trên đường nghiêng ngang..... 119

CHƯƠNG 8: TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA ÔTÔ. ....................................................... 122Mục tiêu. ............................................................................................................................... 1228.1. Các thông số hình học ảnh hưởng đến tính năng cơ động của ôtô. ............................... 1238.1.1. . Khái niệm về tính năng cơ động của ô tô................................................................ 1238.1.2. Các thông số hình học............................................................................................... 123

8.2. Khả năng cơ động của xe có cầu trước chủ động. ......................................................... 1258.3. Aûnh hưởng của hiệu suất riêng của vi sai tới tính năng cơ động của xe...................... 1268.4. Hiện tượng lưu thông công suất ở xe có nhiều cầu chủ động. ....................................... 128

CHƯƠNG 9: PHANH ÔTÔ.............................................................................................. 132Mục tiêu. ............................................................................................................................... 1329.1. Lực phanh và các mômen phanh cần thiết trên ô tô....................................................... 1339.1.1.Lực phanh và các mômen tác dụng lên bánh xe khi phanh. ...................................... 1339.1.2. Lực phanh ô tô và điều kiện bảo đảm phanh tối ưu. ................................................. 1359.1.3. Phân bố lực phanh và mômen của ôtô khi phanh ..................................................... 1389.1.4. Mômen phanh cần thiết tại các cơ cấu phanh. .......................................................... 141

9.2. Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh.............................................................. 1439.2.1.Gia tốc chậm dần khi phanh....................................................................................... 1439.2.2. Thời gian phanh. ....................................................................................................... 1449.2.3. Quãng đường phanh. ................................................................................................. 1449.2.4. Lực phanh và lực phanh riêng................................................................................... 145

9.3. Ổn định của ôtô khi phanh. ............................................................................................ 1469.3.1. Ổn định của ôtô khi phanh nếu các bánh xe bị hãm cứng. ....................................... 1469.3.2. Ổn định của ôtô khi phanh nếu các lực phanh phân bố không đều........................... 150

9.4. Phanh chống hãm cứng ABS. Khả năng nâng cao hiệu quả và ổn định của ô tô khiphanh.............................................................................................................................. 153

CHƯƠNG 10: QUAY VÒNG ÔTÔ. ................................................................................ 158Mục tiêu. ............................................................................................................................... 15810.1. Động học và động lực học quay vòng của ô tô. ........................................................... 15910.1.1. Động học quay vòng của ô tô.................................................................................. 15910.1.2. Động lực học quay vòng của ôtô. ........................................................................... 163

10.2. Đặc tính quay vòng thiếu, thừa và trung tính và các yếu tố ảnh hưởng....................... 16510.2.1. Khái niệm về ảnh hưởng độ đàn hồi của lốp tới quay vòng ô tô. ........................... 16510.2.2. Quay vòng ô tô khi lốp bị biến dạng ngang. ........................................................... 16710.2.3. Aûnh hưởng của tính chất quay vòng trung tính, thiếu hoặc thừa tới tính ổn định

chuyển động của ô tô. ............................................................................................. 17010.3. Ổn định chuyển động của ô tô khi quay vòng.............................................................. 17410.3.1. Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện lật đổ. .................. 174

5

10.3.2. . Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện trượt ngang. .......17810.4. Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng. ....................................................................18010.4.1. Góc nghiêng ngang của trụ đứng cam quay. ...........................................................18010.4.2. Góc nghiêng dọc của trụ đứng cam quay. ...............................................................18210.4.3. Độ đàn hồi của lốp...................................................................................................18310.4.4. Góc nghiêng ngồi của bánh xe ( góc dỗng ). ...........................................................18410.4.5. Độ chụm của bánh xe ( góc chụm ). ........................................................................185

CHƯƠNG 11: DAO ĐỘNG ÔTÔ.....................................................................................186Mục tiêu.................................................................................................................................18611.1. Các chỉ tiêu về độ êm dịu chuyển động của ô tô. .........................................................18711.1.1. Tần số dao động thích hợp. .....................................................................................18711.1.2. Gia tốc thích hợp. ....................................................................................................18811.1.3. Chỉ tiêu tính êm dịu chuyển động dựa vào gia tốc dao động và thời gian tác động

của chúng. .................................................................................................................18811.2. Sơ đồ dao động tương đương của ô tô..........................................................................18911.2.1. Dao động của ô tô trong các mặt phẳng toạ độ. ......................................................18911.2.2. Khái niệm về khối lượng được treo và khối lượng không được treo. .................19011.2.3. Sơ đồ hóa hệ thống treo ... .......................................................................................19111.2.4. Sơ đồ dao động tương đương. .................................................................................191

11.3. Dao động tự do của ôtô khi không có lực cản và có lực cản ........................................19311.3.1. Dao động tự do của ôtô khi không có lực cản. ........................................................19311.3.2. Dao động tự do của ôtô khi có lực cản. ..................................................................198

TÀI LIỆU THAM KHẢO .....................................................................................................202

6

KÝ HIỆU VÀ ĐƠN VỊ ĐO CƠ BẢN

Đại lượng Ký hiệu Đơn vị Hệ số chuyển đổi giữa đơnvị cơ bản và đơn vị cũ

Chiều dài l m 1 inch = 2,54 cm = 0,0254 m

Vận tốc dài v m / s 1m / s = 3,6 km / h

Vận tốc góc rad / s

Số vòng quay n vg / ph

Gia tốc j m / s2

Gia tốc góc rad / s2

Lực F N 1N 0,1kG

Trọng lượng G N 10 3N 10 2kG 0,1tấn

Khối lượng m kg

Áp suất q N / m2 1N / m2 = 1Pa = 10 -5kG / cm2

Ứng suất N / m2 1MN / m2 10 kG / cm2

Mômen quay M N m 1Nm 10 kGcm 0,1 kGm

Công L J 1J = 1Nm 0,1 kGm

Công suất P W 1W = 1J/s 0,1 kGm/s1W 1/736 m.l (mã lực)

Nhiệt độ T 0K T = t + 2730

(T: độ Kenvin, t: độ Xenxiut)Nhiệt lượng Q J 1J 2,4.10-3 kcal

Nhiệt dung riêng C J / kgđộ 1J/kgđộ 2,4.10-3kcal/kgđộ

Thời gian t s

7

CHƯƠNG 1

CÁC NGUỒN NĂNG LƯỢNG DÙNGTRÊN Ô TÔ

Mục tiêu :

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Trình bày được những yêu cầu đối với động cơ dùng trên ô tô.2. Nêu được các khái niệm về đặc tính công suất của động cơ.3. Vẽ được các đường đặc tính ngồi của động cơ đốt trong trên ô tô.4. Áp dụng được công thức S.R.Lây Đécman để xây dựng đường đặc tính ngồi của

động cơ.5. Trình bày được đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ.6. Vẽ và giải thích được đường đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô.

8

1.1. NHỮNG YÊU CẦU ĐỐI VỚI ĐỘNG CƠ DÙNG TRÊN Ô TÔ :

Động cơ dùng trên ô tô phải đáp ứng được các yêu cầu sau :– Cung cấp cho xe một công suất cần thiết đủ để khắc phục các lực cản chuyển động và

thay đổi được vận tốc của xe theo yêu cầu.– Phải có hiệu suất lớn nhất có thể được.– Lượng nhiên liệu tiêu hao càng ít càng tốt.– Có khối lượng và thể tích nhỏ nhất.– Phải có độ bền và độ tin cậy cao khi làm việc.– Tạo điều kiện dễ dàng cho công việc bảo dưỡng và sữa chữa.– Phải giảm tối đa lượng khí thải độc hại và tiếng ồn.– Có giá thành thấp để tăng tính cạnh tranh trên thị trường.

1.2. CÁC ĐẶC TÍNH CỦA ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG :

1.2.1.Đặc tính công suất :

Để xác định được lực hoặc mômen tác dụng lên các bánh xe chủ động của ô tô, chúng tacần phải nghiên cứu đặc tính công suất của động cơ đốt trong loại piston. Đặc tính công suất môtả quan hệ giữa công suất Pe và hai thành phần của nó là mômen Me và tốc độ góc ωe (hay sốvòng quay ne). Thông thường nó được biểu diễn qua đặc tính tốc độ của mômen Me(ωe) hay đặctính tốc độ của công suất Pe (ωe) .

Mối quan hệ giữa Pe, Me, ωe được biểu diễn theo công thức:

Pe = Meωe (1.1)

Với :Me – Mômen xoắn của động cơ.Pe – Công suất của động cơ.ωe – Vận tốc góc của động cơ.

Thông thường chúng ta hay sử dụng đặc tính Pe, Me(ωe) khi động cơ làm việc ở chế độcung cấp nhiên liệu lớn nhất, thường gọi là đặc tính ngồi.

Chế độ danh định là một điểm trên đặc tính ngồi, thông thường ứng với công suất cực đại,lúc đó các thông số có ký hiệu: Pemax, Me

p, ωep. Chế độ mômen xoắn cực đại ứng với các thông

số Pem, Memax, ωe

m và ta có một số khái niệm sau đây :

* Hệ số đàn hồi (thích ứng) của động cơ theo mômen :

Km =pe

emax

MM (1.2)

Ở đây :Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ.Km – Hệ số thích ứng của động cơ theo mômen.

+ Đối với từng loại động cơ, hệ số thích ứng theo mômen có giá trị như sau:– Động cơ xăng: Km = 1,1 ÷ 1,35– Động cơ diesel không có phun đậm đặc: Km = 1,1 ÷ 1,15– Động cơ diesel có phun đậm đặc: Km = 1,1 ÷1,25

9

* Hệ số đàn hồi (thích ứng) theo tốc độ:

Kn =Pe

me

ωω (1.3)

Ở chế độ danh định khi biết Km thì :

Memax = Km. PeM = Km P

e

emax

ωP (1.4)

Ta xây dựng đường đặc tính bằng cách thử động cơ trên bệ thử trong các điều kiện thử xácđịnh, nhưng công suất động cơ trên bệ thử khác với công suất sử dụng thực tế của động cơ đặttrên xe. Vì vậy ta đưa ra thông số hệ số công suất hữu ích p:

P = P’ p (1.5)

Trong đó:P’– công suất thử.P – công suất thực tế.

Với: p = p’

p’’ (1.6)

Trong đó :p

’ = 0,92 ÷ 0,96 – Đặc trưng cho sai biệt công suất do thay đổi một số trang bịcủa động cơ khi thử.

p’’ – Đặc trưng cho ảnh hưởng của môi trường khi thử.

– Động cơ diesel: p’’ = 1

– Động cơ xăng: p’’=

t273293

101,0q

Với: q (MPa), t (0C) là áp suất và nhiệt độ phòng thử.

ính tốn lực kéo hoặc mômen xoắn chủ động ở các bánh xe chúng ta cần phải có đặctính ngồi của động cơ đốt trong.

Đặc tính ngồi của động cơ cho các trị số lớn nhất của mômen, công suất ở số vòng quayxác định. Các trị số nhỏ hơn của mômen hoặc công suất có thể nhận được bằng cách giảm mứccung cấp nhiên liệu.

Dưới đây là các đặc tính ngồi của các loại động cơ khác nhau :

Pe

Me

meP

Memax

Pemax

Pe

Me

10

meω

Hình 1.1: Đặc tính ngồi của động cơ xăng không hạn chế số vòng quay.

Động cơ xăng không có bộ phận hạn chế số vòng quay thường dùng cho xe du lịch. Đểgiảm tải trọng và mài mòn, giá trị ωe max thường không vượt quá ωe

p từ 10 ÷ 20%.

Hình 1.2: Đặc tính ngồi của động cơ xăng có hạn chế số vòng quay.

Động cơ xăng có bộ phận hạn chế số vòng quay thường dùng trên xe tải nhằm tăng tuổi thọcủa động cơ, thường chọn e max = (0,8 0,9) p

e .

Hình 1.3: Đặc tính ngồi của động cơ diesel.

0e minω e maxω

eω

peM

minω

Pe

Me

0

Pemax

Pe

peω

Pe

Me

ge Pemax

e minω meω

peω

e maxωeω0

eM

emaxM

gemin

ge

e minω meω

eω0peω

peM

e maxω

11

Động cơ diesel dùng ở ô tô đều được trang bị bộ điều tốc. Bộ điều tốc sẽ giữ cho chế độlàm việc của động cơ ở vùng tiêu hao nhiên liệu riêng ít nhất.

* Chú ý: Tiêu chuẩn thử động cơ để nhận được đường đặc tính ngồi ở mỗi nước một khác,vì vậy mà cùng một động cơ nhưng thử ở những nước khác nhau sẽ cho giá trị công suất khácnhau.

Khi không có đường đặc tính tốc độ ngồi của động cơ bằng thực nghiệm, ta có thể xâydựng đường đặc tính nói trên nhờ công thức kinh nghiệm của S.R.Lây Đécman. Việc sử dụngquan hệ giải tích giữa công suất , mômen xoắn với số vòng quay của động cơ theo công thức LâyĐécman để tính tốn sức kéo sẽ thuận lợi hơn nhiều so với khi dùng đồ thị đặc tính ngồi bằngthực nghiệm, nhất là hiện nay việc sử dụng máy vi tính đã trở nên phổ cập.

Công thức S.R.Lây Đécman có dạng như sau :

Pe = Pemax

3

pe

e

2

pe

epe

e

nn

cnn

bnn

a (1.7)

Ở đây :Pe , ne – công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của trục khuỷu ứng với mộtđiểm bất kỳ của đồ thị đặc tính ngồi;Pemax , P

en - công suất có ích cực đại và số vòng quay ứng với công suất nói trên ;

a, b, c – các hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ như sau:Đối với động cơ xăng :

a = b = c = 1Đối với động cơ điêden 2 kỳ :

a = 0,87 ; b = 1,13 ; c = 1Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy trực tiếp :

a = 0,5 ; b = 1,5 ; c = 1Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy dự bị :

a = 0,6 ; b = 1,4 ; c = 1Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy xốy lốc :

a = 0,7 ; b = 1,3 ; c = 1

Cho các trị số ne khác nhau, dựa theo công thức (1.7) sẽ tính được công suất Peương ứng và từ đó vẽ được đồ thị Pe = f(ne).

Có các giá trị Pe và ne có thể tính được các giá trị mômen xoắn Me của động cơtheo công thức sau :

Me =e

e4

n1,047P10

(1.8)

Ở đây :Pe – công suất của động cơ ( kW)ne – số vòng quay của trục khuỷu ( v/ph)Me – mômen xoắn của động cơ (N.m)

12

Có các giá trị Pe , Me tương ứng với các giá trị ne ta có thể vẽ đồ thị Pe = f(ne) và đồthị Me = f’(ne).

Như vậy, sau khi xây dựng được đường đặc tính tốc độ ngồi của động cơ chúng tamới có cơ sở để nghiên cứu tính chất động lực học của ô tô.

1.2.2. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ :

Tính kinh tế của động cơ khi làm việc được đánh giá qua các thông số sau đây :+ Tiêu hao nhiên liệu theo thời gian tính theo khối lượng, ký hiệu Q.+ Tiêu hao nhiên liệu theo thời gian tính theo thể tích, ký hiệu Qv.

Q=Qv. (1.9)Ở đây :

– Khối lượng riêng của nhiên liệu (kg/m3).Q – Có đơn vị là kg/s, g/s, kg/h.Qv – Có đơn vị là m3/s, cm3/s, dm3/s.

+ Tiêu hao nhiên liệu theo khối lượng q (kg/J, g/MJ, g/kWh).

q=eP

Q (1.10)

Chuyển đổi đơn vị: 1g/MJ=3,6g/kWh=2,65g/m.l.h.+ Hiệu suất của động cơ được đánh giá thông qua quá trình biến đổi hóa năng thành cơ

năng.Hiệu suất biến đổi hóa năng thành cơ năng được xác định:

=qH

1QH

PPP

nn

e

h

e

(1.11)

Ở đây:Ph – Là hóa năng của động cơ tính trên một đơn vị thời gian.Hn – Là năng lượng riêng theo khối lượng của nhiên liệu.Hn có đơn vị là J/kg hay MJ/kg.

Đối với các đơn vị thực tế hay dùng thì ta có:

qH

1000

n Với: Hn (MJ/kg), q (g/MJ).

Hoặc:

qH

3600

n Với: Hn (MJ/kg), q (g/kWh).

1.3. ĐẶC TÍNH LÝ TƯỞNG CỦA ĐỘNG CƠ DÙNG TRÊN Ô TÔ VÀ KHUYNHHƯỚNG SỬ DỤNG ĐỘNG CƠ ĐIỆN :

1.3.1. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô :

13

Đặc tính công suất lý tưởng của động cơ có dạng như sau:

Hình 1.4: Đặc tính công suất lý tưởng của các động cơ dùng trên ôtô.

Ở tốc độ ωe max của động cơ, ôtô sẽ đạt tốc độ cực đại theo yêu cầu, còn tại giá trị Mmax ,ôtô sẽ đạt được độ dốc cực đại hay gia tốc chuyển động cực đại. Tất nhiên, ôtô không thể cùnglúc leo được độ dốc cực đại với vận tốc cực đại ( ứng với công suất P’max nào đó). Công suất cựcđại thực tế được chọn ở chế độ ( Mmax , m max

eω ) và ở chế độ (Mvmax , ωe max) và trong khoảng haichế độ này thì công suất Pmax phải được duy trì không đổi.

Các động cơ dùng trên ôtô không có đặc tính lý tưởng như vậy, vì thế trên xe luôn phải cóhệ thống truyền lực với nhiều cấp số thay đổi.

1.3.2. Khuynh hướng sử dụng động cơ điện :

Ngày nay, động cơ điện cũng được dùng nhiều trên ôtô. Có nhiều loại động cơ điện khácnhau, nhưng ở đây chúng ta chỉ tìm hiểu đường đặc tính của động cơ điện một chiều vì chúngđược dùng phổ biến trên ôtô nhất. Trên ôtô thường dùng các động cơ điện kích từ nối tiếp, kíchtừ song song và kích từ hỗn hợp.

Sau đây là các đường đặc tính ngồi của các động cơ điện với các kiểu kích từ khác nhau :

m maxωe e maxω eω0m maxeω e maxω eω

P’max

Mvmax

Me

0

PeMmax

Pmax=const

Pmax

P’max

14

Hình 1.5: Đặc tính ngồi của mômen đối với các loại động cơ điện một chiều.

Đường đặc tính của động cơ điện kích từ hỗn hợp (đường 1) sẽ là trung bình giữa đặc tínhcủa động cơ kích từ song song ( đường 2) và nối tiếp (đường 3). Đặc tính của động cơ kích từ nốitiếp có dạng hình hypebol. Khi mômen (Me) tăng thì tốc độ góc (e) giảm.

Qua so sánh 3 đường đặc tính trên ta thấy, đặc tính của động cơ điện kích từ nối tiếp là phùhợp nhất bởi vì nó có dạng gần giống với đặc tính lý tưởng của động cơ. Do đó, loại này đượcdùng phổ biến trên ôtô nhất. Tuy nhiên, hiện nay trên ô tô, động cơ điện vẫn không được sử dụngrộng rãi bởi các thiết bị điều khiển động cơ điện sẽ ảnh hưởng nhiều đến khối lượng, thể tích, giáthành và hiệu suất của động cơ.

Phương pháp điều khiển phù hợp nhất đối với động cơ điện một chiều là thay đổi điện áp.Trên các ô tô sử dụng nguồn năng lượng là các bình ắc quy thì sự thay đổi điện áp được thựchiện một cách có bậc bằng cách thay đổi việc nối các ắc quy từ nối tiếp thành song song.

Hiện nay, thay đổi điện áp thường được thực hiện bằng một bộ biến đổi điện áp kiểu xungdùng Tiristor. Lúc đó, bằng việc điều chỉnh thời gian mở của Tiristor mà có thể thay đổi đượcđiện áp đầu ra (thời gian mở càng ngắn thì điện áp đầu ra càng giảm).

Hiệu suất biến đổi điện năng thành cơ năng khi tồn tải vào khoảng 0,85 ÷ 0,95.

Ưu điểm của động cơ điện là dễ dàng thay đổi chiều quay (thay đổi chiều chuyển động củaô tô) và thay đổi dòng năng lượng, nghĩa là dễ dàng tiến hành phanh bằng động cơ hoặc biếnđộng cơ thành máy phát nạp năng lượng trả lại cho nguồn.

Ưu điểm thứ hai là động cơ điện hồn tồn không gây ô nhiễm môi trường.

Nhược điểm chính của các động cơ điện một chiều là bộ phận đảo mạch (cổ góp điện)không cho phép làm việc ở số vòng quay quá cao (để hạn chế lực ly tâm tác dụng lên các phiếnđồng của cổ góp). Tần số góc của loại động cơ này bị hạn chế ở mức 50 ÷ 100 Hz.

eω

Me

31

2

0

16

CHƯƠNG 2

SỰ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Trình bày được sơ đồ động học hệ thống truyền lực ở các loại ô tô.2. Giải thích được sự truyền và biến đổi năng lượng trong hệ thống truyền lực .3. Trình bày được sự biến đổi năng lượng trong hệ thống chuyển động.4. Xác định được sự tổn hao năng lượng khi truyền năng lượng trên xe.

17

2.1. SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ở CÁC LOẠI Ô TÔ:

Hệ thống truyền lực của ôtô bao gồm các bộ phận và cơ cấu nhằm thực hiện nhiệm vụtruyền mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động. Hệ thống truyền lực thường bao gồmcác bộ phận sau :

- Ly hợp: ( viết tắt LH).- Hộp số: (viết tắt HS).- Hộp phân phối (hoặc hộp số phụ): (viết tắt HP).- Truyền động các đăng : (viết tắt CĐ).- Truyền lực chính: (viết tắt TC).- Vi sai : (viết tắt VS).- Bán trục (nửa trục): (viết tắt BT).- Truyền lực cuối cùng: (viết tắt TCC).

Ở trên xe một cầu chủ động sẽ không có hộp phân phối. Ngồi ra ở xe tải với tải trọng lớnthì trong hệ thống truyền lực sẽ có thêm truyền lực cuối cùng.

Mức độ phức tạp của hệ thống truyền lực một xe cụ thể được thể hiện qua công thức bánhxe. Công thức bánh xe được ký hiệu tổng quát như sau:

a x b

Trong đó :a là số lượng bánh xe .b là số lượng bánh xe chủ động .

Để đơn giản và không bị nhầm lẫn, với ký hiệu trên chúng ta quy ước đối với bánh képcũng chỉ coi là một bánh.

Thí dụ cho các trường hợp sau:

4 x 2 : xe có một cầu chủ động (có 4 bánh xe, trong đó có 2 bánh xe là chủ động).4 x 4 : xe có hai cầu chủ động (có 4 bánh xe và cả 4 bánh đều chủ động ).6 x 4 : xe có hai cầu chủ động, một cầu bị động (có 6 bánh xe, trong đó 4 bánh xe là chủ

động).6 x 6 : xe có 3 cầu chủ động (có 6 bánh xe và cả 6 bánh đều chủ động).8 x 8 : xe có 4 cầu chủ động (có 8 bánh xe và cả 8 bánh đều chủ động).

2.1.1.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2:

2.1.1.1.Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động:

18

Hình 2.1: Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động (4 x 2).

Phương án này được thể hiện ở hình 2.1, thường được sử dụng ở xe du lịch và xe tải hạngnhẹ. Phương án bố trí này rất cơ bản và đã xuất hiện từ lâu.

2.1.1.2.Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động:

Phương án này được thể hiện ở hình 2.2 thường được sử dụng ở một số xe du lịch và xekhách. Trong trường hợp này hệ thống truyền lực sẽ gọn và đơn giản vì không cần đến truyềnđộng các đăng. Ở phương án này có thể bố trí động cơ, ly hợp, hộp số, truyền lực chính gọnthành một khối.

Hình 2.2: Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động (4 x 2).

2.1.1.3.Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động:

Phương án này được thể hiện ở hình 2.3, thường được sử dụng ở một số xe du lịch sản xuấttrong thời gian gần đây. Cách bố trí này rất gọn và hệ thống truyền lực đơn giản vì động cơ nằmngang, nên các bánh răng của truyền lực chính là các bánh răng trụ, chế tạo đơn giản hơn bánhrăng nón ở các bộ truyền lực chính trên các xe khác.

CĐĐCLH

HS

TC VS

BT

BT

HS ĐC

BT

BT

19

Hình 2.3: Động cơ ở trước, cầu trước chủ động.

2.1.2.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x4:

Phương án này được sử dụng nhiều ở xe tải và một số xe du lịch. Trên hình 2.4 trình bàyhệ thống truyền lực của xe du lịch VAZ - 2121 (sản xuất tại CHLB Nga). Ở bên trong hộp phânphối có bộ vi sai giữa hai cầu và cơ cấu khóa bộ vi sai đó khi cần thiết.

Hình 2.4: Hệ thống truyền lực của xe VAZ 2121.1 – Cơ cấu khố vi sai giữa hai cầu.2 – Vi sai giữa hai cầu.

2.1.3. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x4:

LHĐC HS

HP

CĐ

CĐ

1 2

BT

BT

TC

BT

BT

TC

ĐC BT

BT

VSTC

20

Hình 2.5: Hệ thống truyền lực của xe KAMAZ – 5320.

Phương án này được sử dụng nhiều ở các xe tải có tải trọng lớn. Ở trên hình 2.5 là hệ thốngtruyền lực 6 x 4 của xe tải KAMAZ – 5320 (sản xuất tại CHLB Nga). Đặc điểm cơ bản của cáchbố trí này là không sử dụng hộp phân phối cho hai cầu sau chủ động, mà chỉ dùng một bộ vi saigiữa hai cầu nên kết cấu rất gọn.

2.1.4.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x6:

Hình 2.6 : Hệ thống truyền lực của xe URAL 375.

Phương án này được sử dụng hầu hết ở các xe tải có tải trọng lớn và rất lớn. Một ví dụ chotrường hợp này là hệ thống truyền lực của xe tải URAL 375 (sản xuất tại CHLB Nga) ở trên hình2.6.

ĐC HS

LHCĐ

TCCĐ

TCBT

BT

BT

BT

BT

BTTC

HTC

BT

BT

BT

BT

TC

21

Đặc điểm chính của hệ thống truyền lực này là trong hộp phân phối có bộ vi sai hình trụ đểchia công suất đến các cầu trước, cầu giữa và cầu sau. Công suất dẫn ra cầu giữa và cầu sau đượcphân phối thông qua bộ vi sai hình nón (Như ở hình 2.5) .

Ngồi ra có một số hệ thống truyền lực ở một số xe lại không sử dụng bộ vi sai giữa các cầunhư xe ZIL 131 ,ZIL 175 K,…

2.2. SỰ TRUYỀN VÀ BIẾN ĐỔI NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀNLỰC:

Quá trình truyền năng lượng từ động cơ đến khung xe (hoặc thân xe) thông qua hệ thốngtruyền lực và hệ thống chuyển động sẽ xuất hiện các hiện tượng sau:

- Thay đổi vận tốc ( vận tốc góc hoặc vận tốc tịnh tiến) và mômen (hoặc lực).- Một phần năng lượng truyền đi sẽ bị tiêu hao.- Tích lũy năng lượng ở dạng động năng (do khối lượng của các chi tiết trong hệ) và ở dạng

thế năng (do tính đàn hồi của chúng)Chúng ta khảo sát quá trình truyền năng lượng với các giả thuyết sau:

- Trường hợp truyền động đến nhiều bánh chủ động thì giả thiết là sự truyền năng lượng tớicác bánh riêng biệt sẽ là như nhau, tức là đã coi chỉ có một đường truyền năng lượng từ động cơtới khung xe.

- Không để ý đến quá trình chuyển tiếp xảy ra khi đóng, tách ly hợp và khi chuyển số.- Các đặc tính của động cơ và hệ thống truyền lực sẽ giữ nguyên khi chuyển động ổn định và

không ổn định.- Khi chuyển động đều, giả thiết là không xảy ra tích lũy năng lượng trong hệ, nghĩa là các

phần tử trong hệ được coi là không có khối lượng và cứng tuyệt đối (hệ bậc không).

Ở đây chúng ta chỉ xét quá trình truyền năng lượng khi xe chuyển động ổn định.

Ở ô tô năng lượng được truyền từ động cơ đến các bánh xe chủ động thông qua hệ thốngtruyền lực. Quá trình truyền và biến đổi năng lượng được đặc trưng bởi các thành phần của côngsuất đầu vào Pe và công suất đầu ra Pk, nghĩa là bởi vận tốc góc và mômen tương ứng:

b

e

ωω

kk

ee

MPMP

(2.1)

Các mối quan hệ giữa các thông số Me, Mk, e, b được gọi là các đặc tính truyền động.Ở đây:Pk – Công suất truyền đến các bánh xe chủ động.b – Vận tốc góc của bánh xe chủ động.Mk – Mômen của các bánh xe chủ động.

Mặt khác, để thể hiện các mối quan hệ chức năng ở truyền động, chúng ta sử dụng các kháiniệm sau:

+ Tỷ số truyền động học (truyền vận tốc):

b

e

b

et n

n1i

(2.2)

Trong đó:it – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, thường dùng ở truyền động có cấp.

22

– Tỷ số truyền được dùng trong hệ thống truyền động thủy lực.ne – Số vòng quay của động cơnb – Số vòng quay của bánh xe.Theo kết cấu của hệ thống truyền lực thì tỷ số truyền it còn được tính theo công thức sau:

it = ihipioic (2.3)

Ở đây:ih – Tỷ số truyền của hộp số.ip – Tỷ số truyền của hộp số phụ (hoặc hộp phân phối).io – Tỷ số truyền của truyền lực chính.ic – Tỷ số truyền của truyền lực cạnh (truyền lực cuối cùng).+ Tỷ số truyền mômen:

e

k

MM„ (2.4)

+ Hiệu suất của truyền động (với giả thiết hệ là bậc không):

tee

bk

e

k

i„„.

MM

PP

νωω

η (2.5)

Ở trường hợp đang xét chính là hiệu suất của hệ thống truyền lực.

Xét về mặt kết cấu của hệ thống truyền lực thì hiệu suất còn được tính như sau:

= lhp cđo c (2.6)

Ở đây: l – Hiệu suất của ly hợp.h – Hiệu suất của hộp số.p – Hiệu suất của hộp số phụ (hoặc hộp số phân phối). cd – Hiệu suất của cac đăng.o – Hiệu suất của truyền lực chính. c – Hiệu suất của truyền lực cạnh.

Trong trường hợp tổng quát, khi truyền động qua một cơ cấu truyền động với các thông sốđầu vào là 1ω , M1 , P1 và các thông số đầu ra 2ω , M2 , P2 , ta có :

P1= M1 1ω ; P2= M2 2ω (2.7)

Ở đây:

1ω , 2ω – Vận tốc góc ở đầu vào và đầu ra.

M1 , M2 – Mômen ở đầu vào và đầu ra.P1 , P2 – Công suất ở đầu vào và đầu ra.

Các đặc tính truyền động được thể hiện bằng mối quan hệ giữa các thông số iω , Mi .

23

„

„

i1

ν

a) b)

0 0

„

„η

η

ν

η η

Khi cần biểu thị các quan hệ chức năng trong truyền động, người ta sử dụng các khái niệmsau:

+ Tỷ số truyền động học (truyền vận tốc) :

2

1

ωω

ν1i (2.8)

Ở đây:i – Tỷ số truyền của cơ cấu, dùng ở truyền động có cấp.ν – Tỷ số truyền của cơ cấu, dùng ở truyền động thuỷ lực.

+ Tỷ số truyền mômen:

1

2

MM

„ (2.9)

+ Hiệu suất của truyền động (với giả thuyết hệ là bậc không) ta có:

ωη νω

2 2 2

1 1 1

P M „„.P M i

(2.10)

Các đặc tính truyền động thường được biểu thị theo hai nhóm:

+ Nhóm thứ nhất là các đặc tính không thứ nguyên, đó là các quan hệ „ ( ) và ( ).

Ở hình 2.7 mô tả đặc tính không thứ nguyên của hộp số có cấp với i thay đổi gián đoạn(hình a) và biến mô thuỷ lực với thay đổi liên tục (hình b).

24

Hình 2.7 : Đặc tính truyền động không thứ nguyên.a – Hộp số có cấp.b – Biến mô thuỷ lực.

+ Nhóm thứ hai của đặc tính truyền động biểu thị mối quan hệ giữa các thông số đầu vào1ω , M1 (được gọi là đặc tính vào) và các thông số đầu ra 2ω , M2 (được gọi là đặc tính ra). Thông

thường chúng được xây dựng ở dạng tốc độ của mômen M( ω ).

Chúng ta thường quan tâm tới các đặc tính ra, vì thế chúng thường được xây dựng kết hợpvới sự làm việc của động cơ theo đặc tính ngồi.

Trên hình 2.8 biểu diễn đặc tính ra và đặc tính động học (được hiểu là các quan hệ 1ω ( 2ω )hay ( 2ω )) trong trường hợp hộp số có cấp (hình a) và biến mô thuỷ lực một cấp (hình b).

25

Hình 2.8: Đặc tính ra và đặc tính động học.a – Hộp số có cấp.b – Biến mô thuỷ lực một cấp.

Các đặc tính ra được xác định từ các đặc tính vào và khi cho trước các đặc tính không thứnguyên. Chúng ta tiến hành theo phương pháp sau :

Chúng ta xác định một điểm của đặc tính vào cho trước (M1 , 1ω ) khi đó điểm tương ứngcủa đặc tính ra sẽ có toạ độ:

12 „.MM

i1

12ω

ν.ωω

Trong hệ thống truyền lực cơ khí thì mối liên quan giữa đầu vào và đầu ra là cứng, bởi vậyứng với một điểm đầu vào ta có một điểm đầu ra một cách rõ ràng.

Trong hệ thống truyền lực có sử dụng ly hợp thuỷ lực hoặc biến mô thuỷ lực thì quan hệgiữa đầu vào và đầu ra là tự do và nó phụ thuộc vào các đặc tính của cụm truyền động thuỷ lựcđó. Chúng thường được cho ở dạng đặc tính không thứ nguyên „ ( ) , ( ).

2.3. SỰ BIẾN ĐỔI NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG CHUYỂN ĐỘNG:

Hệ thống chuyển động là cụm truyền động giữa bánh xe với mặt đường. Ở trường hợp nàychúng được coi là cụm biến đổi bậc không, nghĩa là ta không để ý đến khối lượng và biến dạngcủa nó.

Công suất của bánh xe chủ động được thể hiện qua Mk và b. Nhờ có Mk tại bánh xe chủđộng và nhờ sự tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường nên đã phát sinh phản lực Fk từ mặt đườngtác dụng lên bánh xe hướng theo chiều chuyển động của xe. Phản lực này chính là lực kéo tiếptuyến của bánh xe chủ động.

1ω2M

1ω

1ω

2M

2ω0 0

II II

II

III

III

IV

IV

a) b)

ηη

2M

2ω

)11.2(

1ω

26

Như vậy hệ thống chuyển động đã biến đổi chuyển động quay của bánh xe thành chuyểnđộng tịnh tiến của xe. Tức là biến đổi mômen Mk và vận tốc góc b trên trục bánh xe thành lựckéo Fk của bánh xe và vận tốc tịnh tiến v.

Quan hệ giữa các thông số vừa nêu được thể hiện:

b

cophe

b

te

b

kk r

ηiiiiMr

ηiMr

MF (2.12)

blrv (2.13)

Ở đây:rb – Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) của bánh xe.v – Vận tốc tịnh tiến thực tế.rl – Bán kính lăn của bánh xe (sẽ được trình bày ở mục 3.1.5).

Trong thực tế có thể coi rb = const, còn rl const, vì rl phụ thuộc vào nhiều yếu tố, ví dụ: tảitrọng, vận tốc… Cho nên từ (2.12) và (2.13) cho thấy rằng hệ thống chuyển động biến đổi lựcvới một tỉ lệ không đổi, nhưng sự truyền vận tốc không phải là ổn định. Khi xe chuyển động ởđường tốt và với vận tốc lớn thì có thể xem rl = rb. Trên đường xấu và với vận tốc nhỏ thì rl rb,lúc này chúng ta phải cân nhắc đến sự trượt giữa bánh xe với mặt đường.

Sự phụ thuộc (hay đồ thị ) Fk(v) được gọi là đặc tính ra hay đặc tính kéo của bánh xe chủđộng, nó có dạng tương tự như đặc tính ra của hệ thống truyền lực.

Sự phụ thuộc bω (v) được gọi là đặc tính động học của bánh xe chuyển động.

2.4. SỰ TỔN HAO NĂNG LƯỢNG KHI TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE:

Khi truyền năng lượng từ động cơ đến khung xe sẽ có một phần năng lượng biến đổi thànhnhiệt năng không thể thu hồi được. Giá trị này cần phải biết khi tính tốn thiết kế bởi hai lý dosau:

- Nhằm xác định công suất sử dụng dùng để truyền động ô tô ứng với công suất đã cho củađộng cơ. Hoặc ngược lại để xác định công suất yêu cầu của động cơ ứng với yêu cầu năng lượngcủa xe đã cho.

- Nhằm xác định các yêu cầu làm mát đảm bảo cho hệ thống làm việc bình thường.

Các tổn thất được biểu thị về mặt định lượng bởi công suất tổn hao P hay mômen tổn haoM . Tuy vậy người ta thường biểu thị bằng các hệ số không thứ nguyên là hiệu suất hoặc hệsố tổn hao .

Mối quan hệ giữa các đại lượng:

e

γγ

keγ

ωP

  M

PPP

(2.14)

ee M

M

P

P γγγ (2.15)

η1PP

1P

PPPP

γe

k

e

ke

e

γ

(2.16)

27

γ1η (2.17)

Công việc tính tốn tổn hao dựa trên cơ sở kinh nghiệm và định hướng, bởi vậy nó luôn làgần đúng. Muốn xác định chính xác chỉ có thể bằng con đường thực nghiệm. Khi tính tổn hao tatiến hành riêng cho từng bộ phận. Tổng tổn hao được xác định theo nguyên tắc các tổ hợp mắcnối tiếp nhau.

Cần lưu ý rằng ở truyền động cơ khí chỉ có tổn hao về mômen mà không có tổn hao về vậntốc.

Tổn hao ở truyền động cơ khí không những không phụ thuộc vào kết cấu, ma sát giữa cácbề mặt của các chi tiết, sơ đồ động học, mà còn phụ thuộc vào mômen truyền, vận tốc, độ nhớtvà nhiệt độ của dầu bôi trơn…

Trong tính tốn người ta chia các tổn hao thành các phần như sau : Tổn hao trong truyền động cơ khí với liên kết cứng: hộp số, hộp số phụ, khớp các

đăng, truyền lực chính… Tổn hao trong truyền động thay đổi liên tục: ly hợp thuỷ lực, biến mô thuỷ lực. Tổn hao trong các thiết bị điều khiển: mạch dầu trong hệ thống sang số… Tổn hao trong hệ thống chuyển động.

Tổn hao trong truyền động cơ khí có thể lựa chọn một cách định hướng như sau : Ở bánh răng ăn khớp ngồi : γ = 1,5 ÷ 2%. Ở bánh răng ăn khớp trong : γ = 1 ÷ 1,5%. Ở bánh răng nón : γ = 2 ÷ 3%. Ở bánh răng hybôit : γ = 3 ÷ 5%. Ở bộ bánh răng hành tinh và trục vít : được tính tốn từ các thông số của bộ truyền

động. Ở cơ cấu sang số của hộp số có cấp : γ = 0,5 ÷ 1%. Ở khớp các đăng : γ = 1 ÷ 2%.

Tổn hao trong truyền động thay đổi liên tục :Thông thường được xác định bằng các đặc tính hiệu suất hay tỉ số truyền mômen (đặc

tính không thứ nguyên). Những tổn hao này thường lớn hơn ở truyền động cơ khí và phụthuộc nhiều vào chế độ làm việc.

Tổn hao trong cơ cấu điều khiển hệ thống truyền lực :Ở cơ cấu điều khiển tổn hao chủ yếu là trong cơ cấu sang số thủy lực và ở bơm dầu

trong hệ thống này. Giá trị định hướng của hiệu suất ở hệ thống này là := 0,95 ÷ 0,99

28

CHƯƠNG 3

CƠ HỌC LĂN CỦA BÁNH XE

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Định nghĩa được các loại bán kính của bánh xe.2. Nêu được các khái niệm và các quan hệ động học của bánh xe khi lăn.3. Trình bày được động lực học chuyển động của bánh xe.4. Trình bày được sơ đồ truyền năng lượng từ bánh xe tới mặt đường.5.Giải thích được sự trượt của bánh xe, khả năng bám và hệ số bám của bánh xe

với mặt đường.6. Nêu được quan hệ giữa bán kính lăn và lực kéo ( hoặc lực phanh ) tác dụng lên

bánh xe.7.Trình bày được đặc tính trượt của bánh xe khi kéo và khi phanh.8.Giải thích được biến dạng của bánh xe đàn hồi khi chịu lực ngang. Định nghĩa

được góc lệch hướng.

29

3.1. CÁC LOẠI BÁN KÍNH CỦA BÁNH XE:

Bán kính của bánh xe là một thông số hình học cơ bản của bánh xe. Do lốp xe có độ đànhồi nên có thể biến dạng theo mọi phương. Bởi vậy bán kính bánh xe có lốp đàn hồi sẽ khôngnhất định và phụ thuộc vào phương pháp định nghĩa. Sau đây chúng ta sẽ định nghĩa một vàiloại bán kính bánh xe:

3.1.1. Bán kính thiết kế ( bán kính danh định) ro:

ro là bán kính của bánh xe không quay, không chịu tải, áp suất không khí trong lốp ởmức danh định. Bán kính này được xác định theo kích thước tiêu chuẩn trên lốp, được cho bởinhà chế tạo.

Ví dụ một lốp có ký hiệu B-dTrong đó: B – Bề rộng của lốp (inch).

d – Đường kính vành bánh xe (inch).Lúc đó ro được xác định như sau:

4,252dBro

(mm) (3.1)

3.1.2. Bán kính tự do r:

r là bán kính của bánh xe không chịu tải. Bán kính này sẽ thay đổi do ảnh hưởng củadung sai chế tạo, lực li tâm và áp suất không khí trong lốp. Giá trị r sẽ tăng nếu b tăng lên.

3.1.3. Bán kính tĩnh rt:

Bán kính tĩnh rt là khoảng cách từ tâm bánh xe tới mặt đường khi bánh xe đứng yên vàchịu lực tác dụng theo chiều thẳng đứng. Giá trị của rt phụ thuộc vào các lực thẳng đứng tácdụng lên bánh xe và áp suất không khí trong lốp.

3.1.4. Bán kính động lực học rđ:

Bán kính động lực học rđ là khoảng cách từ tâm bánh xe tới mặt đường khi bánh xeđang lăn và chịu các lực tác dụng theo cả ba chiều: dọc, đứng và ngang.

Giá trị của rđ phụ thuộc vào các yếu tố sau:- Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe.- Lực li tâm khi bánh xe quay.- Mômen chủ động Mk hoặc mômen phanh Mp.- Áp suất không khí trong lốp.

3.1.5. Bán kính lăn rl:

Bán kính lăn rl không phải là thông số hình học mà là thông số động học, nó là tỉ lệ giữavận tốc tịnh tiến thực tế v và vận tốc góc của bánh xe. Bán kính lăn được xác định:

bl

vr

(3.2)

30

Như vậy bán kính lăn là bán kính của một bánh xe ảo, nó chuyển động không có trượtvới vận tốc tịnh tiến tương đương với bánh xe thực tế. rl có thể coi là khoảng cách từ tâm bánhxe tới cực P của chuyển động tương đối giữa bánh xe với mặt đường.

Giá trị của rl phụ thuộc vào các thông số sau:- Tải trọng tác dụng lên bánh xe.- Áp suất không khí trong lốp.- Độ đàn hồi của vật liệu chế tạo lốp.- Khả năng bám của bánh xe với đường

3.1.6. Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) rb:

Trong tính tốn thực tế, người ta thường sử dụng bán kính của bánh xe có kể đến sự biếndạng của lốp do ảnh hưởng của các thông số đã trình bày ở trên. Giá trị của bán kính này sovới bán kính thực tế sai lệch không nhiều.

ob rr (3.3)

Với:r0 – Bán kính thiết kế của bánh xe. – Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp:

= 0,93 0,935 (cho lốp có áp suất thấp). = 0,945 0,95 (cho lốp có áp suất cao).

3.2. ĐỘNG HỌC LĂN CỦA BÁNH XE KHÔNG BIẾN DẠNG:

3.2.1. Các khái niệm:

Vận tốc chuyển động lý thuyết vo:vo là vận tốc của xe khi chuyển động hồn tồn không có trượt.

bbbbl

o rtNr2

tSv

(3.4)

Ở đây:Sl – Quãng đường lý thuyết mà bánh xe đã lăn.t – Thời gian bánh xe đã lăn.rb – Bán kính tính tốn của bánh xe.Nb – Tổng số vòng quay của bánh xe.

b – Vận tốc góc của bánh xe.* Vận tốc chuyển động thực tế v:

v là vận tốc chuyển động của xe khi có tính đến ảnh hưởng của sự trượt của bánh xe vớimặt đường.

lbblt r

tNr

tSv

2 (3.5)

Trong đó:St – quãng đường thực tế mà bánh xe đã lăn.t – thời gian mà bánh xe đã lăn.rl – bán kính lăn của bánh xe.

31

* Vận tốc trượt v :Khi xe chuyển động có sự trượt giữa bánh xe với mặt đường thì vận tốc thực tế của xe

và vận tốc lý thuyết sẽ khác nhau. Sự chênh lệch giữa hai loại vận tốc vừa nêu trên chính làvận tốc trượt:

bblbo rrvvv (3.6)

* Hệ số trượt và độ trượt:+ Hệ số trượt và độ trượt khi kéo:Sự trượt của bánh xe được thể hiện thông qua hệ số trượt k :

b

l

o

o

ok r

r1v

vvvv

(3.7)

Mức độ trượt của bánh xe được đánh giá thông qua độ trượt k :

%100kk (3.8)

+ Hệ số trượt và độ trượt khi phanh:Trong trường hợp phanh ta có hệ số trượt và độ trượt như sau:

11

l

boop r

rvv

vvv

vv (3.9)

%100pp (3.10)

3.2.2. Các quan hệ động học khi bánh xe lăn:

Khi bánh xe lăn có thể xảy ra hiện tượng trượt (trượt quay khi kéo hoặc trượt lết khiphanh), điều này sẽ làm ảnh hưởng đến vận tốc thực tế của xe. Có thể có ba trạng thái lăn:

- Lăn không trượt ở bánh xe bị động và không phanh.- Lăn có trượt quay ở bánh xe chủ động và đang có lực kéo.- Lăn có trượt lết ở bánh xe đang phanh.

* Bánh xe lăn không trượt:Trong trường hợp này, tốc độ của tâm bánh xe (cũng là tốc độ của xe) bằng với tốc độ

vòng. Nghĩa là tốc độ thực tế v bằng tốc độ lý thuyết vo, ta có:

bbo rvv (3.11)

Do vậy, tâm quay tức thời (cực P) của bánh xe nằm trên vòng bánh xe và bán kính lănbằng bán kính tính tốn:

rl = rb (3.12)

Trạng thái này chỉ có được ở bánh xe bị động với Mp = 0, lúc đó 0v

32

Hình 3.1: Lăn không trượt.

* Bánh xe lăn có trượt quay:Đây là trường hợp của bánh xe đang có lực kéo, khi đó tốc độ của tâm bánh xe (tốc độ

thực tế) v nhỏ hơn tốc độ lý thuyết vo, do vậy cực P nằm trong vòng bánh xe và rl < rb. Trongvùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường, theo quy luật phân bố vận tốc sẽ xuất hiện một vậntốc trượt v ngược hướng với trục x.

Ta có quan hệ sau:

lbbbo r vr vvv (3.13)

Do đó:

0vvv o (3.14)

Theo (3.7) hệ số trượt khi kéo k được tính:

b

l

o

o

ok r

r1v

vvvv

Do v < 0 nên nên k > 0.

Ở trạng thái trượt quay hồn tồn (bánh xe chủ động quay, xe đứng yên) ta có:

0000 llbb r r v;v

ooo vvvvv 0

Thay vào (3.7) suy ra:

1k (trượt quay hồn tồn)

brb

rl

x

v 0v

P

33

Hình 3.2: Lăn có trượt quay.

* Bánh xe lăn có trượt lết:Đây là trường hợp bánh xe đang được phanh. Trong trường hợp này tốc độ thực tế v lớn

hơn tốc độ lý thuyết vo, cực P nằm bên ngồi bánh xe và rl > rb. Tại vùng tiếp xúc của bánh xevới mặt đường cũng xuất hiện tốc độ trượt v nhưng hướng theo hướng dương của trục x.

Hình 3.3: Lăn có trượt lết.

Ta có quan hệ sau:

lbbbo r vr vvv (3.15)

Do đó:

0  r r vvv bblbo (3.16)

Theo (3.9) hệ số trượt khi phanh được tính:

1

l

bop r

rv

vvvv  (3.17)

0vrl

rb

vo vb

rl

v brb

vo

0v

Px

x

P

34

Do 0v nên 0pỞ trạng thái trượt lết hồn tồn (bánh xe bị hãm cứng không quay, xe và bánh xe vẫn

chuyển động tịnh tiến) ta có:

vvvvrv

vr,v

obbo

blb

0

00

Thay vào (3.9) suy ra: 1p (trượt lết hồn tồn)

3.3. ĐỘNG LỰC HỌC CHUYỂN ĐỘNG CỦA BÁNH XE:

Chúng ta sẽ khảo sát lực và mômen tác dụng lên bánh xe đang lăn trên đường khi khôngcó lực ngang tác dụng dưới các bánh xe. Trong thực tế sẽ có ba trạng thái chuyển động khácnhau ở các bánh xe:

- Bánh xe bị động không phanh (trạng thái bị động).- Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (trạng thái kéo).- Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh ( trạng thái phanh)

3.3.1.Bánh xe bị động không bị phanh (Mk = 0, Mp = 0):

Khi đó bánh xe sẽ chịu các lực sau đây:Từ khung xe: Tải trọng thẳng đứng, ký hiệu Gb và lực đẩy đặt tại tâm trục của bánh xe,

hướng theo chiều chuyển động, ký hiệu Fx.Từ đường tác dụng lên các bánh xe các phản lực tiếp tuyến mà hợp lực của chúng ký

hiệu là X và các phản lực pháp tuyến mà hợp lực của chúng ký hiệu là Z.Phản lực tiếp tuyến X xuất hiện là do tại tâm trục bánh xe tồn tại lực Fx. Lực này có xu

hướng đẩy vết tiếp xúc giữa đường với lốp về phía trước theo chiều chuyển động. Do đó tạivết tiếp xúc sẽ xuất hiện lực X chống lại sự dịch chuyển đó. Xét về giá trị ta có:

X = Fx; Z = Gb

Với:Z – Phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe.Gb – Trọng lượng tác dụng lên bánh xe.Phản lực X ngược chiều chuyển động của xe và được coi là lực cản lăn Ff. Lực cản lăn

phải được khắc phục bởi lực Fx. Như vậy ta có:

X = Ff (3.18)

Ff = f.Z (3.19)

Với f là hệ số cản lăn.Phương trình cân bằng mômen tại tâm bánh xe:

Z.a = Ff. rđ= f.Z.rđ = Mf (3.20)

Với Mf là mômen cản lăn.

Gbb Gb

v

35

MkGbb Gb

Ffa

Ff

Gb

Mf

X

Fx FxFf

Mk Mk

FkFk

Fk

ZZZ

v

Hình 3.4: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe bị động.

Từ hình 3.4 ta rút ra quan hệ:

tg = a/rđ = Ff/Z = f (3.21)

3.3.2.Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (Mk 0, Mp =0):

Mômen chủ động Mk cùng chiều với b . Mk cân bằng với cặp lực Fk, một đặt tại điểmtiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường, một đặt tại tâm bánh xe, tức là: Mk = Fkrđ.

Cân bằng lực theo chiều thẳng đứng:

Z = Gb (3.22)

Hình 3.5: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe chủ động.

Lực kéo tiếp tuyến:

Fk = Mk/rđ (3.23)

Lực đẩy tổng cộng vào khung xe:

Fx = Fk – Ff = X (3.24)

Fx Fx

Mfrđ

aXFf

ZZ

rđ

XFf

36

Với X là phản lực tiếp tuyến của bánh xe với mặt đường. Khi kéo nó cùng chiều chuyểnđộng.

3.3.3.Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh (Mk = 0, Mp 0):

Mômen phanh Mp ngược chiều với b . Mp cân bằng với cặp lực Fp, tức là:

ñ

ppñpp r

MFrFM (3.25)

Hình 3.6: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe đang phanh.Mặt khác ta vẫn có: Z = Gb.Cân bằng lực theo chiều nằm ngang ta có lực tác dụng vào khung xe:

Fx = Fp + Ff = X (3.26)

Ở đây:Fp – Lực phanh.Fx – Lực đẩy vào khung ngược chiều chuyển động của xe.X – Phản lực tiếp tuyến, khi phanh nó ngược chiều chuyển động của xe.Ff – Lực cản lăn.rđ – Bán kính động lực học, có thể coi rđ rb (bán kính tính tốn).Từ các quan hệ lực vừa xét ở các bánh xe ta thấy: Lực đẩy (truyền) vào khung xe không

phải là lực Fk (hoặc lực Fp) mà là phản lực tiếp tuyến X = Fx, cụ thể là:

X = Mk/rđ – Ff (khi kéo) (3.27)

X = Mp/rđ + Ff (khi phanh) (3.28)Thực nghiệm đã chứng tỏ Ff không phụ thuộc vào Mk và Mp. Đồ thị ở hình 3.7 cho thấy

rõ các trạng thái chuyển động của bánh xe. Theo qui ước về chiều thì Mp < 0; Fp < 0; Mf < 0;Ff < 0; Mk>0; Fk >0.

+ Các trạng thái chuyển động của bánh xe:- Ở trạng thái phanh: Mp < 0, Fp < 0, X = Fp + Ff < 0.- Ở trạng thái bị động: Mk = 0, Mp = 0, X = Ff < 0.

- Ở trạng thái trung tính: 0 < Mk < fM , 0 < Fk < fF , Ff < X < 0.

- Ở trạng thái tự do: Mk = fM , Fk = fF , X = 0.

- Ở trạng thái kéo: Mk > fM , Fk > fF , X = Fk - fF >0.

rđ

MpGbb

v

Gb

Ffa Ff

Gb

Mf

X

Ff

Mp

Fx Fx

Fp Fp

Mp

Z Z Z

Fp

37

Fp

Trạng thái kéoTrạng thái tự do

Ff

X

Mp

Lưu ý: do ở phần này chúng ta có qui ước chiều của các lực và mômen, nên phải sửdụng dấu giá trị tuyệt đối ở các công thức.

Hình 3.7: Các trạng thái chuyển động của bánh xe.

3.4. SƠ ĐỒ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TỪ BÁNH XE TỚI MẶT ĐƯỜNG:

Năng lượng từ động cơ truyền đến các bánh xe chủ động thông qua hệ thống truyền lực.Sau đó năng lượng từ các bánh xe được truyền tới mặt đường. Tùy thuộc vào trạng tháichuyển động của bánh xe, sẽ tồn tại những dòng năng lượng sau đây. Trên hình 3.8 diễn tảcác dòng công suất cho 3 trạng thái chuyển động chủ yếu của bánh xe:

- Dòng công suất ở bánh xe bị động ( hình 3.8.a ).- Dòng công suất ở bánh xe chủ động ( hình 3.8.b ).- Dòng công suất ở bánh xe đang phanh ( hình 3.8.c ).

a)

c)

b)Fx

Px

b bPk

FxPxv v

X=FfPmPm

X

PmX

v

Mp

Px

PpFxb

Mk

Trạng thái trung tính

Fp

Mk

Trạng thái phanh

Fk

XFk

Trạng thái bò động

38

Hình 3.8: Các dòng năng lượng đối với các trạng thái chuyển động của bánh xe.a – Bánh xe bị động.b – Bánh xe chủ động.c – Bánh xe đang phanh.

Khi khảo sát năng lượng truyền từ bánh xe tới mặt đường, sẽ xuất hiện 3 dạng công suấtsau đây:

* Công suất trên trục của bánh xe: Pk hoặc Pp

+ Trong trường hợp bánh xe chủ động đang có lực kéo thì mômen Mk và vận tốc gócbánh xe bω cùng chiều, cho nên công suất Pk sẽ là dương:

Pk = Mk. bω > 0+ Trong trường hợp bánh xe đang bị phanh thì mômen Mp và vận tốc góc bánh xe

bω ngược chiều, cho nên công suất Pp sẽ là âm:Pp = Mp. bω < 0

* Công suất truyền qua ổ trục của bánh xe: Px

Px = Fx.v

+ Trong trường hợp bánh xe chủ động đang có lực kéo thì Fx và v ngược chiều nhau.Bởi vậy công suất Px được coi là âm vì nó truyền khỏi bánh xe. Đây là dòng công suất truyềnlên khung xe và đẩy xe chạy tới.

+ Trong trường hợp bánh xe đang bị phanh thì Fx và v cùng chiều. Bởi vậy công suất Pxđược coi là dương và dòng công suất này được truyền tới bánh xe, sau đó sẽ được tiêu haochủ yếu trong cơ cấu phanh.

* Công suất tổn hao: Pm

Vì Pm là công suất mất mát nên nó có giá trị âm.Khi bánh xe chuyển động ổn định, ta có phương trình cân bằng năng lượng:

Pk + Px + Pm = 0 (3.29)Từ đó ta có:

m k x k b x k 0 k f

f k 0 f k

δ f δ

P P P Mω F v F v - (F F )v

F v F (v v) F v F v P P

(3.30)

Trong đó:v0 – Vận tốc lý thuyết.v – Vận tốc thực tế.v – Vận tốc trượt.Pf = Ff.v Được gọi là công suất cản lăn, có giá trị âm.P =Fk. δv Được gọi là công suất trượt quay.

Nếu bánh xe đang bị phanh thì Fk sẽ được thay bằng Fp, lúc đó:P =Fp. δv Được gọi là công suất trượt lết.

39

Lưu ý rằng P luôn có giá trị âm, bởi vì khi trượt quay thì Fk >0, còn δv <0, ngược lạikhi trượt lết thì Fp <0, còn δv >0.

Dễ thấy rằng: công suất cản lăn luôn tồn tại khi bánh xe lăn, còn công suất trượt chỉ cókhi có lực Fk ( hoặc Fp ), tức là chỉ khi có mômen Mk ( hoặc Mp ) tác dụng lên bánh xe. Khi xechuyển động ( trạng thái kéo ) trên đường cứng thì thông thường vận tốc trượt khá nhỏ, nêncông suất trượt có thể bỏ. Khi xe chuyển động trên đường đất mềm ( đường địa hình ) thìkhông thể bỏ qua công suất trượt.

3.5. SỰ TRƯỢT CỦA BÁNH XE, KHÁI NIỆM VỀ KHẢ NĂNG BÁM VÀ HỆ SỐBÁM:

3.5.1. Sự trượt của bánh xe:

Khi các bánh xe lăn, dưới tác dụng của mômen xoắn chủ động, các bánh xe có mấu bámlên đất, ép đất theo phương nằm ngang và có chiều ngược với chiều chuyển động của xe. Đấtsẽ bị nén lại một đoạn b (hình 3.9) làm cho trục bánh xe lùi về sau một đoạn so với trườnghợp không biến dạng. Vì thế làm cho xe giảm vận tốc tịnh tiến và đó cũng chính là bản chấtcủa hiện tượng trượt quay.

Ngồi ra do sự biến dạng theo hướng tiếp tuyến của các thớ lốp dưới tác dụng của mômenxoắn Mk cũng làm giảm vận tốc tịnh tiến của xe, gây nên hiện tượng trượt. Điều đó được giảithích như sau: khi các phần tử lốp đi vào khu vực tiếp xúc sẽ bị nén lại làm cho bán kính thực tếcủa bánh xe nhỏ lại, do đó quãng đường xe đi được sau một vòng quay sẽ giảm đi. Do đómômen xoắn là nguyên nhân chính gây ra sự trượt ở bánh xe chủ động.

Khi bánh xe đang phanh, dưới tác dụng của mômen phanh, đất sẽ bị nén lại cùng chiềuvới chiều chuyển động của xe. Do đó trục của bánh xe tiến về trước một đoạn so với trường hợpkhông biến dạng. Vì thế vận tốc thực tế của xe được tăng lên, đó là bản chất của hiện tượngtrượt lết. Mặt khác sự biến dạng theo hướng tiếp tuyến của các thớ lốp dưới tác dụng củamômen phanh cũng làm tăng vận tốc của xe, tạo nên sự trượt lết ở các bánh xe đang phanh.

Ngồi ra tải trọng, vật liệu chế tạo lốp, áp suất trong lốp và điều kiện mặt đường cũng lànguyên nhân gây nên sự trượt ở bánh xe.

Hình 3.9: Sơ đồ biến dạng của đất khi bánh xe chủ động lăn.

3.5.2. Khả năng bám, hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường và lực bám:

* Khả năng bám:

b

40

Điều kiện để ô tô có thể chuyển động được là ở các bánh xe chủ động phải có mômenxoắn chủ động truyền đến và tại bề mặt tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường phải có độ bámnhất định. Nếu độ bám nhỏ thì bánh xe có thể bị trượt quay khi ở bánh xe có mômen chủ độnglớn hoặc bánh xe bị trượt lết khi ở bánh xe có mômen phanh lớn.

Như vậy, khả năng bám là khả năng bánh xe chuyển động bình thường không có trượtquay dưới tác dụng của mômen chủ động hoặc không có trượt lết khi bánh xe đang chịumômen phanh.

* Hệ số bám:

Độ bám giữa bánh xe với mặt đường được đặc trưng bởi hệ số bám. Tùy theo chiều củaphản lực mặt đường tác dụng lên bánh xe mà hệ số bám sẽ có tên gọi khác nhau. Nếu xét khảnăng bám theo chiều dọc (khi dưới bánh xe chỉ có phản lực dọc: lực kéo hoặc lực phanh), thìhệ số bám được gọi là hệ số bám dọc x và được định nghĩa như sau:

b

kmaxx G

F (3.31)

Với:Fkmax – Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe với mặt đường.Gb – Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe (được gọi là trọng lượng bám).Nếu xét khả năng bám theo chiều ngang (khi dưới bánh xe chỉ có phản lực ngang Yb),

thì hệ số bám được gọi là hệ số bám ngang y và được định nghĩa như sau:

b

maxby G

Y (3.32)

Ở đây: Ybmax – Phản lực ngang cực đại của mặt đường tác dụng lên bánh xe.

Trường hợp tổng quát, khi dưới bánh xe có tác dụng đồng thời cả phản lực dọc Xb và

phản lực ngang Yb, thì phải xét khả năng bám theo chiều của vectơ lực 22bb YXQ , là

hợp lực của Xb và Yb. Lúc này hệ số bám được gọi là hệ số bám tổng quát tq và được địnhnghĩa như sau:

b

bb

b

maxtq G

xmaYX

GQ

22

(3.33)

Với: Qmax – Giá trị cực đại của lực Q

Thông thường, chúng ta thường xuyên sử dụng hệ số bám dọc x , nên nó còn có thểđược ký hiệu đơn giản là .

41

* Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám:

Hình 3.10: Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám.1. Đường khô, 2. Đường ướt.

a. Aûnh hưởng của áp suất trong lốp.b. Aûnh hưởng của tốc độ chuyển động của ô tô.c. Aûnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe.d. Aûnh hưởng của độ trượt của bánh xe với mặt đường.

Hệ số bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường trước hết phụ thuộc vào nguyênliệu làm đường, nguyên liệu chế tạo lốp, tình trạng mặt đường, kết cấu của hoa lốp, tải trọngtác dụng lên bánh xe, áp suất lốp… Sau đây là một số đồ thị chỉ sự phụ thuộc của hệ số bám vào áp suất lốp q, tốc độ dịch chuyển v, phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Zb và độtrượt của bánh xe với mặt đường (hình 3.10).

* Lực bám:Từ định nghĩa của hệ số bám dọc, chúng ta có thể xác định được lực kéo tiếp tuyến cực

đại phát sinh theo điều kiện bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường như sau:

bxkmax GF (3.34)

Nếu gọi Zb là phản lực thẳng đứng từ mặt đường tác dụng lên bánh xe thì:

Zb = Gb (3.35)

Lúc đó lực bám dọc xF được xác định như sau:

bxx ZF (3.36)

x

0,6

0,7

20 40 q(N/cm2)

0

0,6

0,7

x

2 4 6 Zb

(kN)

0

0,2

0,4

0,6

0,8

x

10 20 30 40

50v (m/s)

0 20 40

60

80 100(%)

x

0,2

0,4

0,6

0,8

a) c)

b) d)

1

2

1

2

1

2

42

Để cho bánh xe chủ động không bị trượt quay thì lực kéo tiếp tuyến cực đại ở bánh xeđó phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám dọc giữa bánh xe với mặt đường:

xkmax  FF (3.37)

Nếu bánh xe đang phanh, để bánh xe không bị trượt lết thì lực phanh cực đại ở bánhxe đó phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám dọc:

xpmax F F (3.38)

Khi dưới bánh xe có phản lực ngang tác dụng thì khả năng bám theo chiều ngangđược thể hiện qua lực bám ngang yF :

byy Z F (3.39)

Để cho bánh xe không bị trượt ngang thì phản lực ngang cực đại phải nhỏ hơn hoặcbằng lực bám ngang:

ybmax F Y (3.40)

Trong trường hợp tổng quát, khi dưới bánh xe có tác dụng đồng thời cả phản lực dọcXb và phản lực ngang Yb, thì khả năng bám theo chiều của vectơ hợp lực Q được thể hiệnqua lực bám tổng quát tF :

btqt Z F (3.41)

Lúc này, để cho bánh xe không bị trượt theo hướng của vectơ hợp lực Q thì phản lựctổng hợp Q cực đại phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám tổng quát:

maxbbmax YX Q

22 tF (3.42)

Từ các biểu thức trên cho thấy lực bám F theo một chiều nào đó sẽ tỷ lệ thuận vớihệ số bám theo chiều đó và Zb (hoặc trọng lượng bám Gb).

Nếu xét theo chiều dọc (chiều chuyển động của xe) thì lực kéo cực đại Fkmax bị giớihạn bởi lực bám xF . Nếu muốn sử dụng tồn bộ lực kéo từ động cơ truyền xuống để thắngcác lực cản chuyển động thì cần phải tăng lực bám. Để tăng lực bám, chúng ta phải tănghệ số bám hoặc trọng lượng bám, và tốt nhất là tăng cả hai yếu tố đó.

Để tăng hệ số bám, người ta thường sử dụng lốp có vấu cao. Để tăng trọng lượngbám, người ta sẽ thiết kế xe có nhiều cầu chủ động nhằm sử dụng tồn bộ trọng lượng củaxe làm trọng lượng bám.

3.6. QUAN HỆ GIỮA BÁN KÍNH LĂN rl VÀ LỰC KÉO ( HOẶC LỰC PHANH )TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE:

Sự phụ thuộc giữa bán kính lăn rl vào lực kéo Fk hay mômen chủ động Mk ( hoặc lựcphanh Fp hay mômen phanh Mp ) được sử dụng phù hợp khi khảo sát sự phân phối công suấtcho nhiều cầu chủ động qua hộp phân phối mà không sử dụng vi sai ( xem hình 3.11 ).

rl

43

Hình 3.11 : Sự phụ thuộc của bán kính lăn rl vào mômen ( hoặc lực ) tác dụnglên bánh xe.

Để đơn giản thì mối quan hệ rl(M) thường được tuyến tính hóa trong tồn bộ vùng tácdụng của mômen theo mối quan hệ như sau:

HoặcpplopMlo1

kplokMlo1

FλrMλrr

FλrMλrr

(3.43)

pλ = Mr.λ

(3.44)Ở đây:

M ( có đơn vị N-1) ; p (có đơn vị N-1 m) là các hệâ số thay đổi bán kính lăn ( có khi gọilà hệ số biến dạng vòng của lốp ).Giá trị của chúng thay đổi trong phạm vi khá rộng, phụ thuộc vào loại lốp.Ví dụ: p = 0,001 ÷ 0,01 m/kN.

Bán kính lăn rlo là bán kính lăn của bánh xe bị động, mà trên nó không có tác dụng củabất kì mômen nào ( Mk = Mp = 0 ).

Khi giá trị lực kéo Fk ( hoặc mômen chủ động Mk ) tác dụng lên bánh xe dần dần tănglên và xuất hiện sự trượt quay giữa bánh xe với mặt đường thì rl giảm xuống. Khi bánh xe bịtrượt quay hồn tồn ( Mk = Mkmax = M : mômen bám ) thì rl = 0.

Khi giá trị lực phanh Fp ( hoặc mômen phanh Mp ) tác dụng lên bánh xe dần dần tăng lênvà xuất hiện sự trượt lết giữa bánh xe với mặt đường thì rl tăng lên. Khi bánh xe bị trượt lếthồn tồn ( Mp = Mpmax = M ) thì rl .

3.7. ĐẶC TÍNH TRƯỢT CỦA BÁNH XE KHI KÉO VÀ KHI PHANH:

Khi giá trị lực kéo Fk ( hoặc lực phanh Fp ) tác dụng lên bánh xe thay đổi thì độ trượtgiữa bánh xe với mặt đường cũng thay đổi theo. Sự phụ thuộc của hệ số trượt vào các lực Fk

hoặc X : (Fk); (X) được biểu diễn ở hình 3.12 trong cả hai vùng : vùng trượt quay và vùngtrượt lết.

X

Fk

Fk

44

Hình 3.12: Đặc tính trượt tồn bộ của lực Fk và X.

Thông thường thay cho các lực người ta sử dụng các thông số không thứ nguyên x vàk; với định nghĩa sau:

x = X/ Z Được gọi là hệ số lực vòng ( lực tiếp tuyến ).k = Fk/ Z Được gọi là hệ số lực kéo.

Ở đây:X – Phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe.Z – Phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe.

Lúc đó các quan hệ x() hoặc k() được gọi là các đặc tính trượt và chúng được biểudiễn trên hình 3.13.

Hình 3.13: Các đặc tính trượt của các bánh xe.a – Bánh xe chủ động.b – Bánh xe đang phanh.

|x|

k

fo

fop-11

k

xf

0 0

b)

x

k

a)

X1

kp

-1Ff

0

vùng phanh vùng kéo

X

45

fo – Hệ số cản lăn của bánh xe bị động.

Đối với bánh xe chủ động thì đặc tính trượt thường bao gồm các mối quan hệ x() xácđịnh từ lực X và k() xác định từ mômen xoắn Mk. Đặc tính này có ý nghĩa quan trọng đặcbiệt đối với các xe chuyển động trên đường đất mềm hoặc khi khảo sát về “ Hệ thống tự độngđiều khiển lực kéo ”. Trong các đặc tính này, khi x và k tăng thì hệ số cản lăn f = k–x sẽtăng theo.

Đối với bánh xe đang phanh thì thông thường đặc tính trượt cho ở dạng quan hệ x().Đặc tính trượt khi phanh có ý nghĩa quan trọng khi nghiên cứu về “ Hệ thống phanh chốnghãm cứng ABS “.

Để đặc trưng cho mức độ biến thiên của các đường cong trượt người ta đưa ra khái niệmgọi là : Độ cứng trượt C hoặc độ cứng trượt riêng Cr và chúng được định nghĩa như sau:

C =δFk

; Cr =

δμ x

(3.45)

Trong trường hợp độ trượt không lớn, ta có thể coi đặc tính trượt là tuyến tính, lúc đó cóthể viết:

C =δFk =

b

k

δ.rM

; Cr =δ

μ x (3.46)

3.8. BIẾN DẠNG CỦA BÁNH XE ĐÀN HỒI KHI CHỊU TÁC DỤNG CỦA LỰCNGANG. GÓC LỆCH HƯỚNG:

Khi các bánh xe lăn không có lực ngang Fy tác dụng, bánh xe chỉ chịu tác dụng củalực Gb, lực đẩy Fx, lực cản lăn Ff. Điểm B của lốp sẽ tiếp xúc với đường tại B1, điểm C ởC1… Quỹ đạo của mặt phẳng quay của bánh xe trùng với đường thẳng AA1. Vết tiếp xúccủa bánh xe trùng với đường đối xứng qua mặt phẳng dọc của bánh xe (phần gạch chéo trênhình 3.14a).

Khi có lực ngang tác dụng (lực Fy trên hình 3.14b), bánh xe lăn bị biến dạng, các thớlốp bị uốn cong, mặt phẳng giữa của bánh xe bị dịch chuyển so với tâm của vết tiếp xúc mộtđoạn b1. Khi bánh xe lăn, điểm B của lốp lần lượt tiếp xúc với đường ở điểm B2, điểm C tạiđiểm C2… Kết quả là các bánh xe lăn lệch theo hướng AA2, mặt phẳng quay của bánh xevẫn giữ nguyên vị trí của mình, do đó sẽ tạo với hướng chuyển động của bánh xe một góc , đường tâm của vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động cũng tạo với mặt phẳng quaycủa bánh xe một góc . Sự lăn của bánh xe như vậy gọi là sự lăn lệch và góc gọi là góclệch hướng (góc lệch bên).

Trong quá trình bánh xe lăn lệch, các phần tử lốp ở khu vực phía trước của vết tiếp xúc(khu vực kk trên hình 3.14b) bị biến dạng ngang nhỏ hơn so với các phần tử lốp ở phía sau(khu vực nn) vì vậy các phản lực ngang riêng phần ở phần trước vết tiếp xúc sẽ nhỏ hơn ởphần sau. Hợp lực Yb của phản lực ngang có trị số bằng Fy và bị dịch chuyển ra phía sau sovới tâm của vết tiếp xúc một đoạn c1.

46

Do đó khi bánh xe đàn hồi lăn có tác dụng của lực ngang Fy sẽ chịu thêm một mômendo sự dịch chuyển của phản lực Xb và Yb so với tâm của vết tiếp xúc của lốp.

Ml = M’y – M’

x (3.47)

Góc lệch hướng phụ thuộc vào trị số lực ngang (hoặc phản lực ngang Yb vì Fy = Yb)và góc nghiêng của bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng. Khi lực ngang Fy hướng theo phíanghiêng của bánh xe thì góc lệch hướng tăng và ngược lại thì góc lệch hướng giảm xuống.

Khi lực ngang Fy có giá trị nhỏ thì sự thay đổi hướng chuyển động của bánh xe là dobiến dạng đàn hồi của lốp. Nếu lực ngang tăng dần lên gần bằng giá trị của lực bám ngang thìlốp bắt đầu trượt ngang cục bộ (chủ yếu ở phần sau của vết tiếp xúc). Nếu lực ngang tăng lênbằng hoặc lớn hơn yF thì lốp sẽ bị trượt ngang hồn tồn.

Hình 3.14: Sơ đồ minh họa sự lăn của bánh xe đàn hồi.a. Khi không có lực ngang tác dụng.b. Khi có lực ngang tác dụngc. Biểu đồ phân bố lực ngang ở vết bánh xe.

Góc lệch hướng và lực ngang Fy có quan hệ với nhau bởi biểu thức sau (ứng với khiFy < yF :

O1

B2

Gb Gb

O1

Fy

DDC

BAB1C1D1

BC

A

C2

D2

Yb

Xb

n

n

Ff

A1

Fx

k

kA2

b1

M’x

M’y

O

Yb

O1

a) b)

lk

c)

c1

47

Hoặcδ kY

δ kF

cb

cy

(3.48)

Trong đó:Fy – Lực ngang tác dụng lên bánh xe (N). – Góc lệch hướng của bánh xe (góc lệch bên) (độ).kc – Hệ số chống lệch bên. Hệ số này phụ thuộc vào kích thước lốp, kết cấu và áp suất

trong lốp (N/độ).Sự lăn lệch của bánh xe dưới tác dụng của lực ngang ảnh hưởng rất lớn đến tính năng

dẫn hướng và tính ổn định của xe khi chuyển động.

49

CHƯƠNG 4

CƠ HỌC CHUYỂN ĐỘNG THẲNG CỦA ÔTÔ

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Nêu được các lực tác dụng lên ô tô trong trường hợp chuyển động tổng quát. Giải

thích được các khái niệm về các lực riêng và các công suất tương ứng.2. Trình bày được phương trình cân bằng lực kéo, phương trình cân bằng công suất,

đặc tính động lực học của ô tô và các đồ thị tương ứng.3. Xác định được các thông số động lực học chuyển động bằng tính tốn.4. Trình bày được các đặc tính tăng tốc của ôtô.

50

4.1. CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ TRONG TRƯỜNG HỢP CHUYỂN ĐỘNGTỔNG QUÁT. LỰC RIÊNG VÀ CÁC CÔNG SUẤT TƯƠNG ỨNG:

4.1.1. Các lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động tổng quát:

Chúng ta xét chuyển động ôtô ở dạng tổng quát tức là khi ôtô chuyển động trên đườngdốc không ổn định (có gia tốc) và có lực cản ở móc kéo.

Hình 4.1: Sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô khi chuyển động lên dốc.

Trên hình 4.1 trình bày sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô đang đang chuyểnđộng tăng tốc ở trên dốc. Ý nghĩa của các ký hiệu ở trên hình vẽ như sau:

G – Trọng lượng tồn bộ của ôtô.Fk – Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động.Ff1 – Lực cản lăn ở các bánh xe bị động.Ff2 – Lực cản lăn ở các bánh xe chủ động.

ωF – Lực cản không khí.Fi – Lực cản lên dốc.Fj – Lực cản quán tính khi xe chuyển động không ổn định (có gia tốc).Fm – Lực cản ở móc kéo.Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến của mặt đường tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước, cầu sau.Mf1– Mômen cản lăn ở các bánh xe bị động.

Mf2 – Mômen cản lăn ở các bánh xe chủ động. – Góc dốc của mặt đường.

Mf1

h

ωF

va

b

L

iFGsinα

M f2

M j2

Mk Z2

FjM j1

Ff2

Fk

GcosGFf1

hg Z1

Fm

hm

lm

51

Sau đây ta sẽ khảo sát giá trị của các lực và mômen vừa nêu trên:

* Lực kéo tiếp tuyến Fk:Fk là phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động theo chiều cùng với chiều

chuyển động của ôtô. Điểm đặt của Fk tại tâm của vết tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường:

b

te

b

kk r

ηiMr

MF (4.1)

* Lực cản lăn Ff :Khi bánh xe chuyển động trên mặt đường sẽ có lực cản lăn tác dụng song song với mặt

đường và ngược với chiều chuyển động tại vùng tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường.Trên hình 4.1 biểu thị lực cản lăn tác dụng lên các bánh xe trước là Ff1 và lên các bánh

xe sau là Ff2.Lực cản lăn phát sinh là do có sự biến dạng của lốp với đường, do sự tạo thành vết bánh

xe trên đường và do ma sát ở bề mặt tiếp xúc giữa lốp với đường.Để đơn giản người ta coi lực cản lăn là ngoại lực tác dụng lên bánh xe khi nó chuyển

động và được xác định theo công thức:

Ff = Ff1 Ff2 (4.2)

Với Ff là lực cản lăn của ôtô.Lực cản lăn ở các bánh xe trước và sau là:

Ff1 = Z1f1; Ff2 = Z2f2 (4.3)

Với f1, f2 là hệ số cản lăn ở bánh xe trước và sau.Ở đây nếu coi hệ số cản lăn ở các bánh xe trước và sau là như nhau thì f1 = f2 = f. Lúc

đó ta có:

Ff =(Z1 Z2)f = cosfG (4.4)

Khi xe chuyển động trên mặt đường có độ dốc nhỏ thì góc khá nhỏ nên có thể coi1cos hoặc khi mặt đường nằm ngang thì ta có:

fGfGcosF f (4.5)

Lực cản lăn và các lực cản khác được quy ước là dương khi tác dụng ngược chiềuchuyển động của xe. Ngồi ra hệ số cản lăn còn phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau. Vấn đềnày sẽ được trình bày kỹ ở chương tiếp theo.

* Mômen cản lăn Mf:Mômen cản lăn của ôtô được tính:

Mf = Mf1 Mf2 = Z1frđ Z2frđ = cosGfr ñ (4.6)

Ở đây:Mf1, Mf2 – Mômen cản lăn ở các bánh xe cầu trước và cầu sau.rđ – Bán kính động lực học của bánh xe.Nếu xe chuyển động trên đường ngang thì:

Mf = Ffrđ = Gfrđ (4.7)

52

* Lực cản lên dốc Fi:Khi xe chuyển động lên dốc thì trọng lượng G được phân tích ra hai thành phần: lựccosG vuông góc với mặt đường và lực sinG song song với mặt đường. Thành phầncosG tác dụng lên mặt đường và gây nên các phản lực pháp tuyến của đường tác dụng

lên các bánh xe là Z1 và Z2. Thành phần thứ hai sinG cản lại sự chuyển động của xe khilên dốc và được gọi là lực cản lên dốc Fi:

Fi = Gsin (4.8)

Mức độ dốc của mặt đường được thể hiện qua góc dốc hoặc qua độ dốc i:

i = tg

Nếu < o5 thì có thể coi: i = tg = sin và khi đó ta có:

Fi = Gsin = Gi (4.9)

Khi xe xuống dốc, lực Fi sẽ cùng chiều chuyển động của xe và Fi trở thành lực đẩy(lực chủ động). Bởi vậy, khi xe lên dốc thì Fi trở thành lực cản sẽ có dấu , còn khixuống dốc thì Fi trở thành lực đẩy sẽ có dấu (-) trong công thức (4.10).

Ngồi ra, người ta còn dùng khái niệm lực cản tổng cộng của đường F là tổng của lựccản lăn và lực cản lên dốc:

ifGsinαfcosαGFFF if (4.10)

Đại lượng f i được gọi là hệ số cản tổng cộng của đường và ký hiệu là :

= f i (4.11)

Bởi vậy:

G)sinG(fcosF ψαα (4.12)

* Lực cản không khí ωF :Khi ôtô chuyển động, lực cản không khí xuất hiện bởi các lực khí động học. Trong đó

chiếm một phần lớn là lực cản do hình dạng của xe (khoảng 80 90%), sau đó là thành phầngây ra do ảnh hưởng của xốy lốc (10 15%), cuối cùng là thành phần tạo ra do ma sát giữa bềmặt xe và không khí (4 10%).

Lực cản không khí tỉ lệ với áp suất động học qd, diện tích cản gió S và hệ số cản củakhông khí Cx theo biểu thức sau:

2ox

2oxdx Sv0,625CSvC

21SqCF ρω (4.13)

Ở đây: - Khối lượng riêng của không khí (kg/m3), ở nhiệt độ o25 C và áp suất 0,1013 MPa thì

=1,25kg/m3.vo – Vận tốc tương đối giữa xe và không khí (m/s):

go vvv (4.14)

v – Vận tốc của ôtô (m/s).vg – Vận tốc gió (m/s).Dấu (+) ứng với khi vận tốc của xe và của gió ngược chiều.Dấu (-) ứng với khi vận tốc của xe và của gió cùng chiều.

53

Khi tính tốn, người ta còn đưa vào khái niệm nhân tố cản không khí W có đơn vị làNs2/m2.

W = 0,625CxS (4.15)

Từ đó ta có:2oWvF ω (4.16)

Lực cản không khí có điểm đặt tại tâm của lực khí động học. Một số giá trị của hệ số Cxvà diện tích cản gió S của một số xe được cho ở bảng dưới đây:

Bảng 4.1: Hệ số cản và diện tích cản không khí.

Loại xe Cx (Ns2/m4) S (m2)+ Xe du lịch- Loại thường- Loại đuôi xe cao- Loại mui trần+ Xe tải- Loại thùng hở- Loại thùng kín+ Xe bus

0,350,50,30,450,50,65

0,810,60,80,50,7

1,62,51,52,01,52,0

475857

* Lực cản quán tính Fj :Khi ôtô chuyển động không ổn định, lực quán tính của các khối lượng chuyển động

quay và chuyển động tịnh tiến xuất hiện.Lực quán tính này sẽ trở thành lực cản khi xe chuyển động nhanh dần và trở thành lực

đẩy khi xe chuyển động chậm dần. Điểm đặt của lực quán tính tại trọng tâm của xe.Lực quán tính ký hiệu là Fj gồm hai thành phần sau:

- Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô, ký hiệu là F’j.

- Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động quay của ôtô, ký hiệu là F’’j.

Bởi vậy Fj được tính:

Fj = F’j F’’

j (4.17)

Lực F’j được tính:

F’j j

gG

(4.18)

Vớidtdvj là gia tốc tịnh tiến của ôtô.

Lực F’’j được xác định như sau:

b

bb

b

nnnn

b

teej r

1dt

dωΣJ

rηi

dtdω

ΣJr

ηiεJF" (4.19)

Ở đây:Jn – Mômen quán tính của các chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực đối

với trục quay của chính nó.Jb – Mômen quán tính của một bánh xe chủ động đối với trục quay của chính nó.

54

in – Tỷ số truyền tính từ chi tiết thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủđộng.

n Hiệu suất tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủđộng.

Je – Mômen quán tính của khối lượng chuyển động quay của động cơ quy dẫn về trụckhuỷu, có kể đến khối lượng chuyển động quay của phần chủ động ly hợp.

dt

d ee Gia tốc góc của khối lượng chuyển động quay của động cơ.

it – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực. Hiệu suất của hệ thống truyền lực.

dtdv

ri

dtdi

dtd

b

tbt

ee

(4.20)

dtdv

ri

dtdi

b

nbnn

(4.21)

Fj’’=

dtdv

rJ

riJ

riJ

bb

b

nnn

b

te

22

2

2

2 1(4.22)

Thay (4.18) và (4.22) vào (4.17) ta có:

Fj jgGg

GrJiJiJ

b

bnnnte

2

22

1 (4.23)

Ở đây bỏ qua đại lượng 2

2

b

nnn r

iJ vì khối lượng của chúng nhỏ hơn nhiều so với khối

lượng bánh đà và khối lượng các bánh xe. Chúng ta sẽ đặt:

gGr

JiJ

b

btei

2

2

1 (4.24)

Do đó:

jgGF j iδ (4.25)

Với i là hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay. Ta có thể tính

i gần đúng như sau:2050051 hi i,, (4.26)

* Lực cản ở móc kéo Fm:Điểm đặt của Fm tại móc kéo, có phương song song với mặt đường và được tính như

sau:

ψnQFm (4.27)

Trong đó:Q – Trọng lượng tồn bộ của một rơmóc.

55

n – Số lượng rơmóc được kéo theo.ψ – Hệ số cản tổng cộng của đường.

* Điều kiện để cho ôtô có thể chuyển động:Để ôtô chuyển động được thì lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động phải lớn hơn

hoặc bằng tổng các lực cản tác dụng lên xe, nhưng phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám giữa cácbánh xe chủ động với mặt đường:

xω F kmjif FFFFFF (4.28)

Ở lực Fi, dấu khi xe lên dốc, dấu (–) khi xe chuyển động xuống dốc.Ở lực Fj, dấu khi xe chuyển động tăng tốc, dấu (–) khi xe chuyển động giảm tốc.

4.1.2. Các lực riêng và các công suất tương ứng:

4.1.2.1. Các lực riêng:

Khi cần so sánh đặc tính động lực học của các loại xe khác nhau, người ta phải dựa vàocác lực riêng tác dụng lên ôtô. Chúng là các lực tác dụng lên ôtô tính trên một đơn vị trọnglượng G của xe và được tính như sau:

+ Lực kéo tiếp tuyến riêng Fkr:

b

tekkr Gr

ηiMGF

F (4.29)

+ Lực cản lăn riêng Ffr:

fcosαG

fGcosαGF

F ffr (4.30)

+ Lực cản lên dốc riêng Fir:

sinαG

GsinαGF

F iir (4.31)

+ Lực cản quán tính riêng Fjr:

gjδ

gGGjδ

GF

F ii

jjr (4.32)

+ Lực cản không khí riêng ωrF :

GSv0,625C

GSvC

21

GFF

2ox

2ox

r ρω

ω (4.33)

+ Lực cản ở móc kéo riêng Fmr:

GnQψ

GF

F mmr (4.34)

Với các lực riêng này, chúng ta có thể viết phương trình cân bằng như sau:

mrjrωrirfrkr FFFFFF (4.35)

56

4.1.2.2. Các công suất tương ứng với các lực tác dụng lên ôtô:

Từ các công thức tính lực tác dụng lên ôtô, chúng ta tính được các công suất tương ứngdo các lực đó sinh ra:

+ Công suất kéo ở các bánh xe chủ động Pk ( công suất chủ động):

ηPr

ηviMvFP e

b

tekk (4.36)

+ Công suất cản lăn Pf:

GfvcosαvFP ff (4.37)

+ Công suất cản lên dốc Pi:

GvsinαvFP ii (4.38)

+ Công suất cản không khí ωP :3

xωω Sv0,625CvFP (4.39)

(Khi vận tốc của gió nhỏ, có thể coi vov).+ Công suất cản quán tính Pj:

jvδgGvFP ijj (4.40)

+ Công suất cản ở móc kéo Pm:

nQψPm v (4.41)

Cân bằng các công suất trên ta có thể viết như sau:

mjifk PPPPPP ω (4.42)

Lưu ý rằng ở công suất Pi dấu dùng khi xe lên dốc, dấu (–) dùng khi xe xuống dốâc.Còn ở Pj, dấu dùng khi xe tăng tốc và dấu (–) dùng khi xe giảm tốc.

Công suất kéo Pk do công suất của động cơ truyền xuống dùng để khắc phục các côngsuất cản vừa nêu trên. Công suất chủ động dùng để khắc phục công suất cản tương ứng có giátrị đúng bằng công suất cản đó. Bởi vậy, các công suất cản ở vế phải nếu đứng trên quan điểmlà các thành phần của công suất Pk thì chúng được gọi là:

Pf – Công suất tiêu hao cho lực cản lăn.Pi – Công suất tiêu hao cho lực cản lên dốc.

ωP Công suất tiêu hao cho lực cản không khí.Pj – Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính.Pm – Công suất tiêu hao cho lực cản ở móc kéo.

4.2. PHƯƠNG TRÌNH CÂN BẰNG LỰC KÉO, PHƯƠNG TRÌNH CÂN BẰNG CÔNG

57

SUẤT, ĐẶC TÍNH ĐỘNG HỌC CỦA ÔTÔ VÀ CÁC ĐỒ THỊ TƯƠNG ỨNG:

4.2.1. Cân bằng lực kéo của ôtô:

4.2.1.1. Phương trình cân bằng lực kéo:

Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động dùng để khắc phục các lực cản chuyển động.Biểu thức cân bằng giữa lực kéo ở các bánh xe chủ động và các lực cản được gọi là phươngtrình cân bằng lực kéo.

Xét trường hợp tổng quát, ta có:

mjifk FFFFFF ω (4.43)

Ở lực Fi: dấu (+) dùng khi xe lên dốc, dấu )( dùng khi xuống dốc.Ở lực Fj: dấu (+) dùng khi xe tăng tốc, dấu )( dùng khi giảm tốc.Thay các giá trị các lực vào phương trình trên, ta nhận được:

nQψjδgGWvGsinαGfcosα

rηiM

i2

b

te (4.44)

Nếu chúng ta tổng hợp hai lực cản Ff và Fi, ta sẽ được lực cản tổng cộng của đườngψF :

GψsinαfcosαGFFF if (4.45)

Với:G – Trọng lượng tồn bộ xe.ψ – Hệ số cản tổng cộng của đường: sinαfcosαψ , nếu o5 có thể coi: ψ = f i.i – Độ dốc của mặt đường: i = tg .

+ Lưu ý:- Độ dốc i có giá trị (+) khi xe lên dốc, và giá trị )( khi xe xuống dốc.- Hệ số ψ có giá trị (+) khi f > i và giá trị )( khi f < i hoặc ψ = 0 khi f = i khi xuống dốc.

Nếu xe chuyển động đều (j = 0) trên đường nằm ngang ( = 0) và không kéo theorơmóc thì phương trình cân bằng lực kéo sẽ đơn giản hơn:

2

b

tefk WvGf

riMFFF

ηω (4.46)

4.2.1.2.Đồ thị cân bằng lực kéo:

Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô có thể biểu diễn bằng đồ thị.Chúng ta xây dựng quan hệ giữa lực kéo Fk và các lực cản chuyển động phụ thuộc vào vận

tốc của xe v, tức là: F = f(v). Ở trục tung ta đặt các giá trị lực, trên trục hồnh là các giá trị vận tốc.Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa các lực nêu trên và vận tốc của xe gọi là đồ thị cân bằng lực

kéo của xe (hình 4.2).

Fk

58

Hình 4.2: Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô.

* Phương pháp xây dựng đồ thị:Chúng ta vẽ cho trường hợp: xe chuyển động đều (j = 0) và không kéo rơmóc, hộp số có

ba số truyền. Tức là:

ωψ FFFk

+ Vẽ các đường biểu thị lực kéo Fki ở các tay số dựa vào:- Đường đặc tính ngồi của động cơ: để xác định các giá trị Mei ứng với các giá trị nei, sau

đó thế các giá trị Mei vào công thức sau đây.

- Công thức tính lực kéo tiếp tuyến:

b

nekn r

ηiMF (4.47)

Với:Fkn – Lực kéo ở các bánh xe chủ động ở số thứ n của hộp số.in – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở số thứ n.

- Công thức tính vận tốc chuyển động của xe ở các số truyền:

n

ben i

rnv30

(m/s) (4.48)

Với vn là vận tốc của xe ở tay số thứ n.+ Vẽ các đường biểu thị các lực cản chuyển động dựa vào các công thức:

- Đường lực cản của đường: sinαfcosαGF .Nếu f = const và = const thì F = const, cho nên đường F sẽ là đường thẳng song

song với trục hồnh.Nếu f const hoặc const thì F const, lúc này đường F sẽ là đường cong.

- Đường lực cản không khí: 2xω Sv0,625CF .

Đây là đường cong bậc hai phụ thuộc vào vận tốc của xe.- Đường cong ωFF là tổng của các giá trị F và ωF tương ứng.

Fk2

Fk1

F

ωF

Fk3

aFd

dA

v

ωψ FF

ψFbc0 v2 v1 vmax

59

* Ý nghĩa sử dụng:- Hai đường cong Fk3 và ωFF cắt nhau tại A, chiếu A xuống trục hồnh ta được giá trị

vmax của xe ở điều kiện chuyển động đã cho.- Tung độ nằm giữa đường cong Fk và ωψ FF ở bên trái điểm A gọi là lực kéo dư của xe

Fd.- Lực kéo dư dùng để: tăng tốc, leo dốc, kéo rơmóc…- Nếu 0 thì fFF ψ , cho nên đường cong cản tổng cộng là ωFF f . Điểm A lúc này

chiếu xuống trục hồnh được vmax trên đường nằm ngang ở tay số cao nhất, lúc này Fd = 0.- Từ đồ thị có thể xác định được vmax của xe và các lực cản thành phần ở một vận tốc nào

đó.Ví dụ: tại vận tốc v1, đoạn bc là ψF , đoạn ab là ωF , đoạn ad là Fd, đoạn cd là Fk3.

- Trên đồ thị ta vẽ thêm đường biểu thị lực bám f(v)F :

bi GmF (4.49)

Với:Gb – Trọng lượng xe phân bố lên cầu chủ động.mi – Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu.

- Đường lực bám F nằm ngang, song song với trục hồnh. Khu vực xe không bị trượtquay khi FFk , nếu FFk thì các bánh xe chủ động bị trượt quay.

- Điều kiện để ôtô chuyển động được trong trường hợp này là:

ωψ FFFF k (4.50)

4.2.2. Cân bằng công suất của ôtô:

4.2.2.1. Phương trình cân bằng công suất:

Công suất do động cơ sinh ra một phần đã tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyềnlực, phần còn lại dùng để thắng các lực cản chuyển động. Biểu thức cân bằng giữa công suấtcủa động cơ phát ra và công suất cản kể trên gọi là phương trình cân bằng công suất của ôtôkhi chuyển động:

mjifte PPPPPPP ω (4.51)

Ở đây:Pe – Công suất do động cơ phát ra.Pt – Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực.Pf – Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn.Pi – Công suất tiêu hao để thắng lực cản lên dốc.

ωP – Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí.Pj – Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính.Pm – Công suất tiêu hao để thắng lực cản ở móc kéo.Ở công suất Pi: dấu (+) dùng khi xe lên dốc, dấu ( - ) dùng khi xe xuống dốc.Ở công suất Pj: dấu (+) dùng khi xe tăng tốc, dấu (- ) dùng khi xe giảm tốc.Nếu xét tại các bánh xe chủ động thì phương trình cân bằng công suất có dạng sau:

mjiftek PPPPPPPP ω (4.52)

60

Với Pk là công suất của động cơ đã truyền đến các bánh xe chủ động:

η)(1PPηPPPP

et

etek

(4.53)

Phương trình cân bằng công suất viết dưới dạng khai triển như sau:

vnQψvjδgGWvGvsinαGfvcosαη)(1PP i

3ee (4.54)

Nếu tổng hợp công suất tiêu hao cho lực cản lăn và lực cản lên dốc, thì sẽ nhận đượccông suất tiêu hao cho lực cản của mặt đường ψP :

if PPP ψ

Khi ôtô chuyển động đều (j = 0) và không có kéo rơmóc thì phương trình cân bằng côngsuất sẽ có dạng đơn giản sau:

ωψωψ ηPP1PPPP te (4.55)

Do: ωψη PPPPP ete Nếu viết ở dạng triển khai thì phương trình trên có dạng:

3e WvGvsinαGfvcosα

η1P (4.56)

Nếu o5 thì:

3e WvifGv

η1P (4.57)

4.2.2.2.Đồ thị cân bằng công suất

Phương trình cân bằng công suất của ôtô có thể biểu diễn bằng đồ thị. Nó được xâydựng theo quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và các công suất cản khi xe chuyểnđộng, phụ thuộc vào vận tốc chuyển động, tức là P = f(v).

Mặt khác do giữa vận tốc chuyển động v và số vòng quay ne có mối quan hệ:t

be

irnv

30

cho nên ta cũng có thể biểu thị quan hệ giữa các công suất theo số vòng quay của động cơ, nghĩalà: P = f(ne).

Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và công suất cản khi xechuyển động phụ thuộc vào vận tốc của xe hoặc số vòng quay của động cơ được gọi là đồ thịcân bằng công suất của ôtô (hình 4.3).

P

61

Hình 4.3: Đồ thị cân bằng công suất của ôtô.

* Phương pháp xây dựng đồ thị:Chúng ta vẽ cho trường hợp: hộp số có ba số truyền, xe chuyển động ổn định (j = 0) và

không kéo rơmóc, tức là:

ωψη PPPPPP teek

+ Vẽ các đường biểu thị công suất Pe dựa vào:- Đường đặc tính ngồi của động cơ: để có mối quan hệ Pe = f(ne).- Công thức tính vận tốc chuyển động của xe ở các số truyền:

n

be

irnv

30

- Từ hai mối quan hệ trên, ta nhận được: Pe = f(v).+ Vẽ các đường biểu thị công suất Pki ở các tay số dựa vào:

ηPP ek

+ Vẽ các đường biểu thị các công suất cản chuyển động dựa vào các công thức:- Đường công suất cản của mặt đường: sinαfcosαGvPψ .

Nếu f = const và = const thì ψP là đường thẳng phụ thuộc vào v.Nếu f const hoặc const thì ψP là đường cong phụ thuộc vào f, , v.

- Đường công suất cản không khí: 3WvP ω .Vì vậy đường biểu thị ωP là đường cong bậc ba theo vận tốc v.

- Đường cong ( ωψ PP ) là tổng của các giá trị ψP và ωP tương ứng.* Ý nghĩa sử dụng:

A

Pe

Pk1 Pk2

Pd

P’k2

P’k3

P1

ωP

ψP

Pe Pe

Pk3

ωψ PP

Pt

vvmaxv’0

62

- Ứng với các vận tốc khác nhau thì tung độ nằm giữa đường cong ( ωψ PP ) và đườngcong Pk là công suất dự trữ, được gọi là công suất dư Pd dùng để: leo dốc, tăng tốc, kéorơmóc...

- Tại điểm A: Pd = 0, xe không còn khả năng tăng tốc, leo dốc... Chiếu điểm A xuống trụchồnh, ta được vmax của xe ở loại đường đã cho.

- Lưu ý: vận tốc lớn nhất của xe chỉ đạt được khi xe chuyển động đều trên đường nằmngang, đồng thời bướm ga mở tối đa (hoặc thanh răng bơm cao áp đã kéo hết) và đang ở taysố cao nhất của hộp số.

- Nếu muốn ôtô chuyển động ổn định (đều) trên một loại đường nào đó với vận tốc v nhỏhơn vmax thì cần đóng bớt bướm ga lại (hoặc trả thanh kéo nhiên liệu về), mặt khác có thể phảichuyển về tay số thấp hơn của hộp số.

4.2.2.3.Mức độ sử dụng công suất của động cơ:

Nhằm nâng cao chất lượng sử dụng ôtô và giảm tiêu hao nhiên liệu, ta cần phải lưu ýđến việc sử dụng công suất động cơ trong từng điều kiện chuyển động khác nhau của ôtô. Vềphương diện này, người ta đưa ra khái niệm “mức độ sử dụng công suất động cơ” và ký hiệubằng chữ Yp. Mức độ sử dụng công suất của động cơ là tỷ số công suất cần thiết để ôtôchuyển động đều (ổn định) với công suất của động cơ phát ra tại các bánh xe chủ động Pk khimở hồn tồn bướm ga hoặc kéo hết thanh răng bơm nhiên liệu. Ta có:

ηPPP

PPP

Ye

ωψ

k

ωψp

(4.58)

Qua biểu thức trên, ta có nhận xét rằng: chất lượng của mặt đường càng tốt (hệ số cảntổng cộng càng giảm) và vận tốc của ôtô càng nhỏ thì công suất động cơ được sử dụngcàng nhỏ khi tỷ số truyền của hộp số càng lớn, do đó làm cho hệ số sử dụng công suất độngcơ YP càng nhỏ.

Ví dụ: Ôtô chuyển động đều ở vận tốc v’ (hình 4.3), tổng công suất cản của mặt đường vàcông suất cản không khí là P1, còn công suất phát ra tại bánh xe chủ động khi mở hồn tồn bướmga hoặc kéo hết thanh răng nhiên liệu là Pk3’ ở số truyền thẳng và Pk2’ ở số hai. Mức độ sử dụng

công suất của động cơ ở số truyền thẳng là 'k3

1P3

PP

Y và ở số hai là 'k2

1P2

PP

Y nhưng P’k2 >

P’k3, do đó YP2 < YP3.Mức độ sử dụng công suất động cơ càng giảm xuống sẽ càng gây nên sự tăng tiêu hao

nhiên liệu của ôtô.

4.2.3. Đặc tính động lực học của ôtô:

4.2.3.1. Khái niệm về đặc tính động lực học của ôtô:

Khi so sánh tính chất động lực học của các loại ôtô khác nhau và ứng với các điều kiệnlàm việc của xe ở các loại đường khác nhau, người ta muốn có một thông số thể hiện đượcngay tính chất động lực học của ôtô.

Phương trình cân bằng lực kéo không thuận lợi để đánh giá các loại ôtô khác nhau. Chonên cần phải có một thông số đặc trưng cho tính chất động lực học của xe mà chỉ số kết cấukhông có mặt trong đó. Thông số đó gọi là đặc tính động lực học của ôtô, ký hiệu là D:

63

G1Wv

rηiM

GFF

D 2

b

teωk

(4.59)

Qua biểu thức trên ta thấy: giá trị của D chỉ phụ thuộc vào các thông số kết cấu của xe,vì thế nó có thể xác định cho mỗi xe cụ thể.

Từ phương trình cân bằng lực kéo khi ôtô không kéo rơmóc:

jgGWvsinGcosGf

riM

ib

te 2

ta chuyển Wv2 sang vế trái và chia hai vế cho G thì nhận được:

jgG

jgGsincosfG

GWv

riMD i

ib

te

112 (4.60)

* Nhận xét:

- Khi xe chuyển động ở số thấp thì giá trị D sẽ lớn hơn so với khi xe chuyển động ở cácsố cao.

- Đặc tính động lực học D thể hiện khả năng ôtô thắng lực cản tổng cộng và khả năngtăng tốc.

- Khi xe chuyển động đều (j = 0) thì D = .- Khi xe chuyển động đều (j = 0) trên đường nằm ngang ( = 0) thì D = f, đồng thời nếu

đang gài tay số cao nhất và động cơ làm việc ở chế độ tồn tải, ta sẽ nhận được giá trị vmax củaôtô.

- Giá trị Dmax tương ứng với sức cản của mặt đường được đặc trưng bằng hệ số cản tổngcộng lớn nhất max ở tay số nhỏ nhất.

- Để ôtô chuyển động được thì phải thỏa mãn: D .- Giá trị của D cũng bị giới hạn bởi điều kiện bám kmaxFF hay kmaxbi FGm . Bởi

vậy ở đây chúng ta phải đưa thêm khái niệm đặc tính động lực học tính theo điều kiện bámD :

GWvGm

GFF

D2

biω

(4.61)

Để ôtô chuyển động không bị trượt quay thì: DD .- Để duy trì cho ôtô chuyển động phải thõa mãn hai điều kiện sau:

DD (4.62)

4.2.3.2. Đồ thị đặc tính động lực học:

* Phương pháp xây dựng đồ thị:

64

Đặc tính động lực học của ôtô D có thể biểu diễn bằng đồ thị. Đồ thị đặc tính động lực học Dbiểu thị mối quan hệ phụ thuộc giữa đặc tính động lực học và vận tốc chuyển động của ôtô, nghĩa làD = f(v), khi ôtô có tải trọng đầy và động cơ làm việc với chế độ tồn tải được thể hiện trên hình 4.4(đồ thị có bốn số truyền của hộp số) và được gọi là đồ thị đặc tính động lực học của ôtô.

Hình 4.4: Đồ thị đặc tính động lực học.

Trên trục tung, ta đặt các giá trị của đặc tính động lực học D, trên trục hồnh ta đặt các giátrị vận tốc chuyển động v.

* Giới hạn đồ thị:

Trên đồ thị đặc tính động lực học D ta cũng xây dựng các đường cong )v(fD và)v(f để xét mối quan hệ giữa đặc tính động lực học của ôtô theo điều kiện bám của các

bánh xe chủ động với mặt đường và điều kiện lực cản của mặt đường.Như vậy tương ứng với điều kiện ôtô chuyển động, trên một loại đường xác định, tức là

chúng ta đã biết được các hệ số bám và hệ số cản tổng cộng thì việc sử dụng đặc tínhđộng lực học của ôtô phải thỏa mãn điều kiện như biểu thức (4.62). Trên đồ thị đặc tính độnglực học thì khu vực sử dụng tương ứng với điều kiện ở biểu thức (4.62) là phần những đườngcong nằm dưới đường cong )v(fD và nằm trên đường )v(f (hình 4.5).

maxmaxD 1

Dmax2

Dmax3

Dmax4 D4 A

D

D1

D2

D3

f

v1 v2 v3 v4 vmax0 v

D

DD

vvmax

D1

D2

A

1

0

1’ 1

D

65

Hình 4.5: Vùng sử dụng đồ thị đặc tính động lực học D theo điều kiện bám của bánh xe chủ động vàđiều kiện cản của mặt đường.

* Ý nghĩa sử dụng đồ thị đặc tính động lực học:

+ Xác định vận tốc lớn nhất của ôtô:Ta biết rằng khi ôtô chuyển động đều (ổn định) nghĩa là j = 0 thì tung độ mỗi điểm của

đường cong đặc tính động lực học D ở các số truyền khác nhau chiếu xuống trục hồnh sẽ xácđịnh vận tốc lớn nhất vmax của ôtô ở loại đường với hệ số cản tổng cộng đã cho.

Ví dụ: Để xác định vận tốc lớn nhất của ô tô trên loại đường có hệ số cản , (hình 4.5) tatheo trục tung của đồ thị đặc tính động lực học vạch một đường )v(f , đường này cắt đườngD2 tại điểm A, chiếu điểm A xuống trục hồnh ta xác định được vận tốc lớn nhất của ôtô vmax, ởvận tốc này hồn tồn thỏa mãn điều kiện D = .

Nếu đường cong đặc tính động lực học hồn tồn nằm phía trên đường hệ số cản tổngcộng của mặt đường 1 (đường 1’ – 1) thì ôtô không có khả năng chuyển động đều (ổn định)khi động cơ làm việc ở chế độ tồn tải. Để thỏa mãn điều kiện này thì chúng ta có thể giảiquyết bằng hai cách sau đây:

Cách thứ nhất là người lái có thể chuyển sang số cao hơn của hộp số để cho đường congđặc tính động lực học ở số cao hơn cắt đường hệ số cản tổng cộng của mặt đường 1 ở phầnlàm việc ổn định trên đường đặc tính động lực học.

Cách thứ hai là người lái cần giảm ga hoặc trả về bớt thanh răng bơm cao áp để giảmbớt công suất của động cơ. Nếu không giải quyết bằng một trong hai biện pháp trên thì sẽ xảyra hiện tượng tăng tốc của ôtô.

Hình 4.6: Xác định tốc độ lớn nhất của ôtô trên đồ thị đặc tính động lực học.

D1

D2

D3

A

d

c

b

a

D

v1 vmax0v

f

66

Trong trường hợp ôtô chuyển động đều (ổn định) tức là j = 0 và trên loại đường tốt, nằmngang 0 , hệ số cản tổng cộng của mặt đường sẽ bằng hệ số cản lăn: .f Giao điểm Acủa đường hệ số cản lăn f và đường cong nhân tố động lực học D3 chiếu xuống trục hồnh xácđịnh được vận tốc lớn nhất của ôtô vmax ở số truyền cao nhất và động cơ làm việc ở chế độ tồntải (hình 4.6).

+ Xác định độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được:Đúng như đã trình bày ở trên, trong trường hợp ôtô chuyển động đều (ổn định) thì có D =

, nếu biết hệ số cản lăn của loại đường thì ta có thể tìm được độ dốc lớn nhất của đường mà ôtôcó thể khắc phục được ở một vận tốc cho trước. Ta có:

fψfDi (4.63)

Giả sử ôtô chuyển động ở vận tốc v1 (hình 4.6) thì độ dốc lớn nhất mà ôtô có thể khắcphục được ở các số truyền khác nhau của hộp số được thể hiện bằng các đoạn tung độ ad (ở số1), ac (ở số 2) và ab (ở số 3). Còn độ dốc lớn nhất mà ôtô có thể khắc phục được ở mỗi tỷ sốtruyền khác nhau của hộp số, khi động cơ làm việc ở chế độ tồn tải được xác định bằng cácđoạn tung độ Dmax – f, như vậy:

imax = Dmax – f (4.64)

Cũng cần chú ý rằng tại điểm có đặc tính động lực học lớn nhất Dmax ở mỗi một sốtruyền thì đường cong đặc tính động lực học chia làm hai khu vực bên trái và bên phải mỗiđường cong (hình 4.7).

Hình 4.7: Khu vực làm việc của đặc tính động lực học.

Các vận tốc chuyển động của ôtô ứng với điểm cực đại của mỗi đường cong đặc tínhđộng lực học được gọi là vận tốc tới hạn của ôtô ở mỗi số truyền của hộp số vth. Giả thiết rằngôtô đang chuyển động đều (ổn định) ở vận tốc lớn hơn vận tốc tới hạn. Ở vận tốc này khi lựccản của mặt đường tăng lên, vận tốc chuyển động của ôtô sẽ giảm xuống, lúc đó đặc tính động

maxD1max

D1

1

D

0 v2 vth v1 vma

x

f

v

67

lực học tăng lên (hình 4.7), do đó nó có thể thắng được lực cản tăng lên và giữ cho ôtô chuyểnđộng ổn định. Vì vậy vùng bên phải vận tốc tới hạn v > vth gọi là vùng ổn định.

Ngược lại khi ôtô chuyển động ở vận tốc nhỏ hơn vận tốc tới hạn thì khi lực cản chuyểnđộng tăng lên, vận tốc chuyển động của ôtô sẽ giảm xuống, lúc đó đặc tính động lực học giảmxuống (hình 4.7), do đó nó không có khả năng thắng lực cản tăng lên, làm cho ôtô chuyểnđộng chậm dần và dẫn đến dừng hẳn. Vì vậy vùng bên trái của vận tốc tới hạn v < vgh gọi làvùng mất ổn định.

+ Xác định sự tăng tốc của ôtô:

Nhờ đồ thị đặc tính độâng lực học D = f(v) ta có thể xác định được sự tăng tốc của ôtôkhi hệ số cản của mặt đường đã biết và khi chuyển động ở một số truyền bất kỳ với một vậntốc cho trước.

Từ biểu thức 4.60 khi đã cho trị số của hệ số cản mặt đường ψ , đặc tính động lực học D,ta xác định khả năng tăng tốc của ôtô như sau:

jg

D i

Từ đó ta rút ra được:

i

gDdtdvj

(4.65)

Trên đồ thị đặc tính động lực học (hình 4.8), ta kẻ đường hệ số cản của mặt đường)v(f . Giả sử đồ thị đặc tính động lực học được xây dựng có 3 số truyền của hộp số và

ôtô chuyển động trên loại đường có hệ số cản 1 , đường 1 sẽ cắt đường đặc tính động lựchọc ở số 3 là D3 tại điểm A, chiếu điểm A xuống trục hồnh, ta nhận được vận tốc chuyển độnglớn nhất v1 của ôtô trên loại đường đó.

68

Hình 4.8: Xác định khả năng tăng tốc của ôtô theo đồ thị đặc tính động lực học.

Cũng trên loại đường này, nếu ôtô chuyển động với vận tốc vn thì khả năng tăng tốc củaôtô ở vận tốc này sẽ được biểu thị bằng các đoạn tung độ ab (ở số 3), ad (ở số 2) và ae (ở số1). Những đoạn tung độ này chính là hiệu số 1D ở từng số truyền của hộp số. Dùng biểuthức (4.65) để tính tốn, chúng ta nhận được gia tốc j = dv/dt của ôtô ứng với các số truyềnkhác nhau ở vận tốc vn. Hệ số i được tính theo biểu thức (4.26). Như vậy chúng ta có thể tìmđược gia tốc j = dv/dt của ôtô tương ứng với một vận tốc nào đó trên một loại đường bất kỳ ởcác tay số khác nhau một cách dễ dàng. Ví dụ: ôtô cùng chuyển động với vận tốc vn trên loạiđường có hệ số cản 2 , rõ ràng là ôtô không thể chuyển động ở tay số 3 được, còn các đoạntung độ cd, ce chính là hiệu số D ở các tay số 2 và số 1 dùng để tăng tốc ôtô.

Cần chú ý rằng:

Trường hợp ôtô chuyển động xuống dốc mà giá trị độ dốc i lớn hơn hệ số cản lăn củamặt đường thì hệ số cản tổng cộng của mặt đường có giá trị “âm”, nghĩa là

.if 0 Trong trường hợp này đường biểu diễn hệ số cản tổng cộng nằm phía dưới trụchồnh.

D2

D3

Aa

e

dc

b

D

v0

0,1

0,2

0,3

2

1

20 v2 60 80 100v1

D1

vn

69

Hình 4.9: Đồ thị biểu diễn gia tốc của ôtô có ba số truyền.

Theo phương pháp trình bày ở trên, ta cho các giá trị khác nhau của vận tốc thì sẽ tìmđược các giá trị D ở từng số truyền khác nhau và thay chúng vào biểu thức (4.65) sẽ tínhđược các giá trị khác nhau của gia tốc ở từng số truyền theo vận tốc của ôtô, nghĩa là j = f(v)và biểu diễn chúng trong hệ toạ độ j - v với tung độ là các giá trị của gia tốc j ở từng số truyềnvà trục hồnh là vận tốc v.

Các đường cong gia tốc j được minh họa trên đồ thị hình 4.9.

4.3. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CHUYỂN ĐỘNG BẰNG TÍNHTỐN:

4.3.1. Xác định vận tốc cực đại trên loại đường đã cho:

Tốc độ cực đại của xe là một trong những chỉ tiêu động lực học cơ bản, vì thế luôn đượcxác định khi thiết kế hay kiểm nghiệm mẫu xe mới.

Khi xác định tốc độ cực đại chúng ta thừa nhận:+ Xe đạt tốc độ cực đại trên đường bằng và tốc độ ổn định (j = 0).+ Xe đạt vận tốc vmax thì công suất cực đại.

Có hai phương pháp xác định tốc độ cực đại như sau:+ Nếu ta có đồ thị đặc tính kéo Fk(v) hay đồ thị đặc tính động lực học D(v) thì chúng ta có

thể xác định trị số vmax từ các đồ thị này. vmax là giao điểm của đường cong Fk hoặc của đườngcong D với đường cong (Ff + F) khi đang gài tay số cao nhất và động cơ đang ở chế độ tồn tải.

+ Nếu ta biết giá trị công suất ứng với tốc độ cực đại của xe tại đầu vào của hộp số Pemax,trong trường hợp này vmax được xác định từ quan hệ:

ηPvF emaxmaxk max

emaxk v

ηPF (4.66)

j1

C

A

B

j2

j3

j

vma

x

0 20 40 60 80 v

0,5

1,0

1,5

70

Mặt khác ta có:2maxxωfk Sv0,625CGfFFF (4.67)

Thay (4.66) vào (4.67) ta nhận được:

0ηPGfvSv0,625C

Sv0,625CGfv

ηP

emaxmax3maxx

2maxx

max

emax

(4.68)

Giải phương trình bậc 3 này, chúng ta xác định được vmax.

4.3.2. Xác định độ dốc lớn nhất mà xe vượt qua được:

Khi xác định độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được chúng ta không quan tâm đếnkhả năng bám của bánh xe với mặt đường, bởi vậy đây chỉ là độ dốc lý thuyết lớn nhất cóđược ứng với lực kéo Fkmax hoặc lực kéo riêng Fkrmax.

Độ dốc lớn nhất có được trong trường hợp xe đang chuyển động đều (j = 0 Fj = 0) ởtay số 1 ( 0Fω vì vận tốc rất nhỏ), số vòng quay của động cơ ứng với giá trị Memax và khôngkéo theo rơmóc (Fm = 0). Bởi vậy phương trình cân bằng lực kéo sẽ là:

Fkmax = Ff + Fimax (4.69)Tức là:

maxmaxb

tmaxemaxkmax GsinαGfcosα

rηiM

F (4.70)

Chia hai vế của phương trình (4.70) cho G ta có:

maxmaxkrmaxb

tmaxemaxkmax sinαfcosαFGr

ηiMG

F (4.71)

Ở đây:itmax – Tỷ số truyền cực đại của hệ thống truyền lực: itmax = ih1iptioic.ipt – Tỷ số truyền của hộp số phụ ở tay số thấp.imax = tg max - Độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được.Biến đổi tiếp phương trình (4.71) ta nhận được:

max2

max

max2

max

max2maxmaxkrmax

i1

if

αtg1

tgα

αtg1fsinαfcosαF

(4.72)

Tiếp tục biến đổi ta được phương trình bậc 2 đối với độ dốc lớn nhất imax:

0fF2fii1F 22krmax

2max

2krmax max (4.73)

Nghiệm của phương trình (4.73) sẽ là độ dốc cực đại imax cần tìm.

Lưu ý rằng trong hai nghiệm i1max;2max =a

b2

chúng ta chỉ lấy nghiệm ứng với

, vì lúc này xe đang lên dốc nên imax > 0.

4.4. CÁC ĐẶC TÍNH TĂNG TỐC CỦA ÔTÔ:

71

4.4.1. Xác định khả năng khởi hành và tăng tốc của ô tô:

Chúng ta xét một ôtô có khối lượng m, diện tích cản gió tổng cộng là S, hệ số cản khôngkhí là Cx, chuyển động trên đường với góc dốc , hệ số cản lăn là f, ôtô chịu tác dụng bởi lựckéo tại các bánh xe chủ động là Fk. Bài tốn đặt ra ở mục này là xác định chuyển động của ôtôđó, nghĩa là: xác định biến thiên của gia tốc, tốc độ và quãng đường theo thời gian.

4.4.1.1. Xác định biến thiên của gia tốc:

Khi giải bài tốn này chúng ta vẫn sử dụng phương trình cân bằng lực:

mωifkj

mjωifk

FFFFFF

FFFFFF

(4.74)

Khi xác định khả năng tăng tốc của xe người ta thường xác định cho trường hợp xechuyển động trên đường bằng ( 0F0α i ) và không kéo rơmóc (Fm = 0), lúc đó ta có:

i

2

b

te

ωfki

j

Gδ

gWvGfr

ηiM

j

FFFjgδ

GF

(4.75)

Khi xe đang tăng tốc thì vận tốc của xe nhỏ, nên có thể coi vo v. Từ biểu thức (4.75)chúng ta thấy j phụ thuộc vào v, tức là ta nhận được đặc tính tốc độ của gia tốc j = f(v).

Sau đây chúng ta sẽ đi xây dựng đồ thị đặc tính tốc độ gia tốc của xe có đặt hộp số có 3số tiến.

Ví dụ ở tay số 1 chúng ta vẽ được đường cong j1 theo mối quan hệ:

i

b

te

G

gWvGfriM

j

21

1

Với:it1 – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở tay số 1: it1 = ih1ipioic.Me – Mômen xoắn của động cơ, được xác định từ đường đặc tính ngồi của động cơ.Ở tay số 2 và 3 chúng ta vẽ được các đường cong j2, j3 bằng phương pháp tương tự.(Xem hình 4.10).

j(m/s2)

72

Hình 4.10: Đặc tính tốc độ của gia tốc.

4.4.1.2. Xác định thời gian tăng tốc và biến thiên của tốc độ ôtô:

Để xác định biến thiên của tốc độ ôtô theo thời gian v(t) chúng ta dựa trên cơ sở phântích sau:

dvj1dt

dtdvj

j3B

j2A

j1

1j (v)

v2

v(t)

v1

v2

t2t1

t

1j

0 0

2

1

1v

vdv

jt

v tv1

Hình 4.11: Xác đònh biến thiên của tốc độ theo thời gian khi tăng tốc.

vmax(km/h)

0

0,5

1

1,5

20 40 60 80

v

73

Thời gian tăng tốc từ tốc độ v1 đến v2 sẽ là:

v

vdv

jttt (4.76)

Tích phân trên có thể giải được nếu biết j(v) và như vậy xác định được khoảng thời giant cần thiết để tăng tốc độ từ v1 đến v2.

Ngồi ra tích phân này cũng có thể giải bằng đồ thị và khi tiến hành cho nhiều điểm kếtiếp nhau ta xây dựng được đường cong v(t), tức là biến thiên của tốc độ theo thời gian. Quátrình thực hiện được mô tả theo hình 4.11.

4.4.1.3. Xác định quãng đường tăng tốc của ôtô:

Nhằm xác định biến thiên của quãng đường S theo thời gian hay tốc độ theo quãngđường, chúng ta cũng làm tương tự:

t

tvdtSSSvdtdS

dtdSv (4.77)

Từ mối quan hệ biến thiên v(t) đã biết, ta xác định được quãng đường đi được S trongkhoảng thời gian (t2 – t1).

Ở trên hình 4.12 cho thấy cách xác định các biến thiên S(t) và v(S) bằng phương phápđồ thị.

Tập hợp các đặc tính j(v), v(t), S(t), v(S) được gọi là các đặc tính tăng tốc của xe.Chúng cũng là chỉ số quan trọng để đánh giá tính năng động lực học của ôtô. Thông thườngcác đặc tính v(t) và v(S) là hay được sử dụng nhất.

74

Hình 4.12: Xác định biến thiên của quãng đường theo thời gian vàtốc độ theo quãng đường.

4.4.2. Quá trình chạy đà:

Khi chúng ta ngắt truyền động đến các bánh xe chủ động (tách ly hợp hoặc trả về taysố 0) thì ô tô sẽ chuyển động theo quán tính từ vận tốc vo nào đó cho đến khi dừng hẳn. Quátrình chuyển động như vậy gọi là quá trình chạy đà.

Xét trường hợp chạy đà trên đường bằng (α = 0 nên Fi = 0) và nếu bỏ qua tổn thấtnăng lượng trong hệ thống truyền lực khi chạy đà, chúng ta có thể viết phương trình cân bằnglực như sau :

2xijωfjk Sv0,625CGfjδ

gGF0FFFF

Từ đó ta tính được gia tốc j khi chạy đà là :

fv

GS0,625Cgj 2

xiδ

(4.78)

S

v1

v2

vv(S)

0 t1 t2 0 t1 t2

SS1

S2

v(t)S

v1

v2

v

t

tvdtS

t

arctgv1

arctgv2

t

S

S(t)

S1 S2

75

Biểu thức (4.78) biểu thị biến thiên j(v) khi chạy đà, bằng phương pháp tương tự nhưphần trước chúng ta sẽ xây dựng được tồn bộ các đặc tính chạy đà j(v), v(t), S(t) và v(S) nhưcho thấy trên hình 4.13.

Hình 4.13 : Cách xây dựng các đặc tính chạy đà.4.4.3. Khởi hành và tăng tốc của ô tô có hộp số cơ khí:

tΔ

ΔSt

t2t1c)

0

v0

v1

v2 v(t)

d)

S2

S1

0

ΔSS(t)

t2t1

0v2 v1

vj1

v

b)

tΔj(v)

0

ΔS

S

v(S)

v0

v2

v1

v

t

v

j1j

a)

v S

e)

0 S2S1

76

Trong thực tế hầu hết các ô tô đều sử dụng hộp số cơ khí với vài tay số. Vì vậy các đặctính tăng tốc sẽ không liên tục vì có những thời điểm chuyển số và lực kéo thay đổi.

Ở hệ thống truyền lực hồn tồn cơ khí do sử dụng ly hợp ma sát nên khi sang số ly hợpsẽ được tách, dòng công suất không truyền qua hộp số, bởi vậy quá trình sang số không có tải.

Khi sang số không tải, lực kéo coi như bằng không, cho nên sẽ diễn ra quá trình chạyđà trong thời gian này. Đặc tính tăng tốc tổng hợp sẽ là kết hợp của các đặc tính tăng tốc vàcác đặc tính chạy đà (như được chỉ ra ở hình 4.14).

Hình 4.14: Đặc tính tăng tốc khi sang số có tách ly hợp.Δt - Thời gian sang số.I, II, III – Tay số 1 ; 2 ; 3.

Nếu trong hệ thống truyền lực sử dụng hộp số hành tinh làm việc cùng với ly hợp thuỷlực hoặc biến mô thuỷ lực thì quá trình sang số diễn ra khi vẫn có truyền công suất (sang sốcó tải). Ở trường hợp này thời gian sang số thường là rất ngắn (vài phần mười giây) và lựckéo hầu như không thay đổi khi sang số. Vì vậy, quá trình diễn ra khi sang số thường được bỏ

0

I III

I

II

III

t0

v

0S

I

II

III

a) b)

c)

II

IIIΔt

IIIIIΔt

IIIΔt

IIIIIΔt

v

t

S

77

qua. Đặc tính tăng tốc tổng hợp chỉ có các điểm gãy khúc tại các thời điểm sang số. Trên hình4.15 biểu thị đặc tính tăng tốc khi sang số có tải.

Hình 4.15: Đặc tính tăng tốc khi sang số có tải.A – Thời điểm sang số.

Cần lưu ý rằng giai đoạn đầu của quá trình tăng tốc khi thả từ từ ly hợp được xác địnhgần đúng như là một phần của quá trình tăng tốc ở tay số I.

S

tt

Sv

0

A

I

II

a)0

I

II

A

b)

v

0

A

II

I

c)

80

CHƯƠNG 5

XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢNCỦA HỆ THỐNG ĐỘNG LỰC Ô TÔ

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Xác định được công suất danh định của động cơ theo phương pháp lựa chọn thực nghiệm

và tính tốn.2. Tính tốn được tỉ số truyền cực đại và cực tiểu của hệ thống truyền lực.3. Xác định được tỉ số truyền ở số một của hộp số.4. Trình bày được phương pháp phân phối tỉ số truyền theo cấp số nhân.5. Trình bày được phương pháp phân phối tỉ số truyền theo cấp số điều hòa.6. Xác định được tỉ số truyền của truyền lực chính.

81

5.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT DANH ĐỊNH CỦA ĐỘNG CƠ THEO PHƯƠNG PHÁPLỰA CHỌN THỰC NGHIỆM VÀ TÍNH TỐN:

5.1.1. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng thực nghiệm:

Theo kinh nghiệm thì công suất động cơ được chọn theo hai chỉ số sau đây:+ Công suất khối lượng :

mPemax (kW/tấn) (5.1)

+ Khối lượng công suất :

emaxPm (kg/kW) (5.2)

Ở đây:Pemax – Công suất cực đại của động cơ (kW).m – Khối lượng tồn bộ của xe (kg).

Qua thực nghiệm chúng ta có bảng sau:

Loại xem

Pemax (kW/tấn)emaxPm (kg/kW)

Du lịch 17 ÷ 65 15 ÷ 60Xe tải 8 ÷ 12 80 ÷ 125Xe bus 8 ÷ 12 80 ÷ 125Xe địa hình 8 ÷ 15 70 ÷ 125

5.1.2. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng tính tốn :

Công suất cần thiết của động cơ được tính tốn dựa vào các thông số động lực học theoyêu cầu cho trước như là:

+Lực chủ động riêng yêu cầu của xe [Fr] ứng với một vận tốc yêu cầu [v] nào đó.Thông số này thể hiện yêu cầu về sức kéo của ôtô.

+ Độ dốc yêu cầu [i].+ Gia tốc yêu cầu [j].

5.1.2.1. Tính tốn theo lực chủ động riêng yêu cầu của xe [Fr] ứng với một vận tốc yêucầu[v]:

Cơ sở để tính tốn là dựa vào phương trình cân bằng lực kéo của ô tô khi xe chuyển độngổn định trên đường nằm ngang và không kéo rơmoóc :

Fk = Ff + F max (5.3)Ở đây:

Fk – Lực kéo tiếp tuyến ( lực chủ động ở các bánh xe ) của ô tô.Ff – Lực cản lăn.F - Lực cản không khí.

Khi đường nằm ngang ( = 0) và xe đạt vận tốc cực đại thì ta có:

82

Ff = G.fF max = 0,625Cx S 2

0maxvTrong đó:

G – Trọng lượng tồn bộ của ô tô.v0 – Vận tốc tương đối giữa xe và không khí:

vo = v vg .v – Vận tốc của ô tô.vg – Vận tốc của gió.

Khi v = vmax thì vg khá nhỏ so với vmax nên ta có thể tính gần đúng : v 0max vmax , bởivậy :

F max = 0,625Cx S 2maxv

Thay các giá trị Ff và F max vào (5.3) ta có :

Fk = G.f+ 0,625Cx S 2maxv (5.4)

Ở đây chúng ta sẽ đưa ra hai khái niệm mới:- Lực chủ động của xe F :

F = Fk – F = Fk – 0,625Cx S 2v- Lực chủ động riêng của xe:

Fr =G

FFGF ωk = Fkr – F r

Vậy lực chủ động riêng yêu cầu của xe sẽ là:

[Fr] = G1 ( [Fk] – 0,625Cx S[ 2v ]) (5.5)

Suy ra lực chủ động yêu cầu ở bánh xe là:

[Fk] = G( [Fr] + G1 0,625Cx S[ 2v ]) (5.6)

Lúc đó công kéo yêu cầu ở các bánh xe là:[Pk] = [Fk] .[v]

Công suất hữu ích của động cơ được xác định:

Pe =ηPk =

η.vFk

Do đó xác định được công suất yêu cầu của động cơ:

[ Pe] =η

][Pk

Từ đó xác định được công suất danh định ( công suất thiết kế ) của động cơ là [Ped]:

[Ped]=d

e

η][P

=

d

k

d

k

η.η.vF

η.ηP

(5.7)

Ở đây : – Hiệu suất của hệ thống truyền lực.d – Hệ số sử dụng công suất của động cơ.

83

5.1.2.2. Tính tốn theo độ dốc yêu cầu [i]:

Độ dốc mà xe vượt qua được ở một tay số nào đó hoặc ứng với một vận tốc nào đó làmột chỉ tiêu quan trọng tiếp theo của ô tô, nhằm biểu thị tính chất động lực học của xe.

Khi xác định thông số này, chúng ta tạm thời không cân nhắc đến khả năng bám của xevới mặt đường, cho nên đây chỉ là độ dốc lý thuyết có được ứng với lực kéo Fk hoặc lực chủđộâng riêng của xe Fr được xác định từ đặc tính ngồi của động cơ.

Độ dốc được xác định trong trường hợp xe chuyển động đều ( Fj = 0), không kéorơmoóc ( Fm =0 ) và khi lên dốc vận tốc xe khá nhỏ nên có thể coi F = 0. Lúc này phươngtrình cân bằng lực kéo của xe sẽ là:

Fk = Ff + Fi = Gf.cos + Gsin (5.8)

Với:

cos =][i1

1αtg1

122

(5.9)

sin =2 2

tgα [i]

1 tg

α 1 [i ]

(5.10)

tg =[i] – Độ dốc yêu cầu

Nếu khá nhỏ, có thể coi cos 1, sin tg i, lúc đó ta có :

Fk = Gf + Gi (5.11)

Thay (5.9) và (5.10) vào (5.8), ta nhận được lực chủ động yêu cầu ở các bánh xe sẽ là:

[Fk] = G

][i1[i]fG

][i1[i]

][i1f

222(5.12)

Nếu khá nhỏ thì :

[Fk] = G( f + [i] ) (5.13)Công suất kéo yêu cầu ở các bánh xe là :

[Pk] = [Fk] .[v]

Công suất yêu cầu của động cơ là:

[Pe]= η][Pk

Trong trường hợp này , công suất danh định của động cơ là [Ped]:

[Ped]=d

e

η][P

=d

k

d

k

η.η].[v][F

η.η][P (5.14)

84

5.1.2.3. Tính tốn theo gia tốc yêu cầu [j]:

Chúng ta xét một ô tô có khối lượng m, diện tích cản gió chính diện là S, hệ số cảnkhông khí là Cx , chuyển động trên đường với góc dốc , hệ số cản lăn f, ô tô chịu tác dụngbởi lực kéo tại các bánh xe chủ động là Fk. Khi giải quyết bài tốn này, ta vẫn sử dụng phươngtrình cân bằng lực kéo, trong đó lực cản quán tính được tính thông qua gia tốc yêu cầu [j].

Ở trường hợp này ta xét xe chuyển động trên đường nằm ngang ( Fj = 0 ), không kéorơmoóc ( Fm = 0 ) và do xe đang tăng tốc, nên vận tốc của nó không lớn lắm, bởi vậy có thểcoi F 0, lúc này ta có :

Fk = Ff + Fj (5.15)= G.f +m.j.i = m(g.f + j.i ) (5.16)

Bởi vậy lực kéo chủ động yêu cầu ở các bánh xe là:

[Fk] = m(g.f + [j].i ) (5.17)

Sau khi có giá trị [Fk], chúng ta sẽ xác định được công suất danh định của động cơ [Ped]như phần trước :

[Pk] = [Fk] .[v] = m(g.f + [j].i )[v]

[Pe] = η][Pk

[Ped]=d

e

η][P

=d

k

d

k

η.η].[v][F

η.η][P (5.18)

5.2. XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN CỰC ĐẠI VÀ CỰC TIỂU CỦA HỆ THỐNGTRUYỀN LỰC:

5.2.1. Xác định tỉ số truyền cực tiểu it min:

Giả thiết rằng xe chuyển động không trượt, lúc đó v = vo = b.rb và ta có:

v = b.rb = bt

e .riω

(5.19)

Vận tốc đạt giá trị cực đại khi e = emax và it = it min , tức là :

btmin

emaxmax .r

iω

v (5.20)

Suy ra:

it min = bmax

emax .rvω

(5.21)

Ở đây:it – Tỉ số truyền của hệ thống truyền lực.

85

rb – Bán kính tính tốn của bánh xe chủ động.

5.2.2. Xác định tỉ số truyền cực đại it max :

Khi chúng ta cho xe chuyển động ở tay số 1, ở hộp số phụ đang gài số truyền thấp vànếu truyền lực chính là loại 2 cấp và cũng đang gài số truyền thấp thì lúc này it = it max. Lúcnày lực kéo chủ động Fk = Fkmax và xe sẽ phải khắc phục lực cản lớn nhất của đường.

Giả thiết xe không kéo rơmoóc ( Fm = 0 ), chuyển động ổn định ( Fj = 0 ) và ở tay số 1vận tốc rất nhỏ nên có thể coi F = 0, lúc này phương trình cân bằng lực kéo sẽ là:

Fkmax = Ffmax + Fimax = Fmnax = G.max (5.22)Với :

Fkmax =b

tmaxemax

r.η.iM

(5.23)

Suy ra:

b

tmaxemax

r.η.iM

= G.max

Bởi vậy:

.ηM.rG.ψ

iemax

bmaxtmax (5.24)

Ở đây:max - Hệ số cản tổng cộâng cực đại của đường.max = fmax + imax

Để xe chuyển động được, chúng ta cũng cần tính tốn giá trị it max theo điều kiện bám đểcác bánh xe không bị trượt :

Fkmax F (5.25)Tức là :

b

tmaxemax

r.η.iM mi .Gb.

=> itmax i b b

emax

m G .φ.r

M .

η(5.26)

Kết hợp điều kiện kéo và điều kiện bám ta có:

.ηM.rG.ψ

emax

bmax it max i b b

emax

m .G .φ.r

M .

η(5.27)

Trong đó:G – Trọng lượng tồn bộ của xe.Gb – Trọng lượng bám tác dụng lên các bánh xe chủ động. – Hệ số bám dọc giữa các bánh xe với đường.mi – Hệ số thay đổi tải trọng lên các bánh xe chủ động.

5.3. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN TRONG HỘP SỐ :

86

Việc lựa chọn tỉ số truyền phù hợp sẽ đem lại hiệu quả về tính năng động lực học, tínhkinh tế của xe. Xuất phát từ yêu cầu thực tế và điều kiện vận hành cụ thể mà người ta sẽ lựachọn số lượng tỉ số truyền sao cho phù hợp nhất. Khi tăng số lượng tỉ số truyền trong hộp sốsẽ dẫn đến việc tăng tốc độ trung bình của ô tô, điều này là có lợi, nhưng nếu tăng quá mức sốlượng tỉ số truyền của hộp số sẽ làm cho cấu tạo của hộp số phức tạp, cồng kềnh, khối lượngcủa hộp số tăng lên và gây khó khăn cho người điều khiển. Mặt khác khi tăng quá mức sốlượng tỉ số truyền thì làm tăng tải trọng động tác động lên các cơ cấu truyền lực, mức độ êmdịu khi chuyển động của ô tô sẽ giảm xuống. Để thay đổi lực kéo tiếp tuyến và vận tốc của ôtô một cách linh hoạt, đảm bảo tính kinh tế nhiên liệu và tính năng động học của ô tô, người taphân phối tỉ số truyền thành các cấp xác định.

5.3.1. Xác định tỷ số truyền ở số một của hộp số :

Tỷ số truyền ở số một cần phải chọn sao cho lực kéo tiếp tuyến phát ra ở các bánh xechủ động của ôtô có thể khắc phục được lực cản tổng cộng lớn nhất của mặt đường. Từphương trình cân bằng lực kéo khi ôtô chuyển động ổn định, ta có :

Fkmax max.G + Wv2 (5.28)

Khi ôtô chuyển động ở số một thì tốc độ của chúng rất chậm, do đó ta bỏ qua lực cảncủa không khí. Như vậy :

Fkmax max.G (5.29)

.Gψr

η.i.i.iMmax

b

pcoh1emax

Nghĩa là :

ih1 η..i.iM

.rG.ψ

pcoemax

bmax (5.30)

Trong đó :

Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ.max – Hệ số cản chuyển động lớn nhất của đường. – Hiệu suất của hệ thống truyền lực.rb – Bán kính tính tốn của bánh xe có tính đến sự biến dạng của lốp.io – Tỷ số truyền của truyền lực chính. – Hệ số bám dọc.ipc – Tỷ số truyền của hộp số phụ ở số cao.

Mặt khác lực kéo tiếp tuyến lớn nhất phát ra ở các bánh xe chủ động Fkmax bị hạn chếbởi điều kiện bám, cho nên :

Fkmax mi Gb (5.31)hay :

b

pcohlemax

rη.i.i.iM

mi Gb

87

Với mi là hệ số thay đổi tải trọng lên các bánh xe chủ động.

Theo điều kiện bám thì tỷ số truyền ở số một được chọn là :

ih1 i b b

emax o pc

m Gφ r

M .i .i

η(5.32)

Như vậy khi chọn tỷ số truyền ở số một của hộp số thỏa mãn theo biểu thức (5.30),chúng ta cần phải kiểm tra chúng theo điều kiện bám phải thỏa mãn biểu thức (5.32).

Nếu như điều kiện (5.32) không được thỏa mãn thì phải tính lại trọng lượng phân bố lêncầu chủ động, nghĩa là phải thiết kế lại bố trí chung của ôtô.

Sau khi đã chọn được tỷ số truyền ở số một của hộp số, sẽ tiếp tục chọn hệ thống tỷ sốtruyền của hộp số.

5.3.2. Xác định tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số :

5.3.2.1. Phân phối tỉ số truyền theo cấp số nhân :

Hình 5.1: Đồ thị sang sốcủa ôtô có hộp số 3 cấp bố

trí theo cấp số nhân.

Dựa trên cơ sở sử dụng công suất trung bình của động cơ khi làm việc ở chế độ tồn tảilà không thay đổi trong quá trình gia tốc ô tô.

Ở tất cả các số truyền thì khoảng biến thiên số vòng quay động cơ từ ne’ → ne’’ làkhông đổi.

Giả thiết: Khi chuyển số thì ô tô không bị ngắt dòng công suất, do đó không bị mất mátvận tốc và xem thời gian chuyển số bằng không hay vận tốc cuối cùng của số thấp bằng vậntốc đầu tiên của số cao tiếp theo, tức là :

Pe

v

ne

Pe

0 n’’e

v’’1=v’

2

v’1

v’’2=v’

3

v’’3

12

3

n’e

88

v’’1 = v’2 ; v”2 = v’3 … v’’n-1 = v’n

Vận tốc cuối cùng của xe ở các số truyền khác nhau được tính :

Số thứ (n -1) v”n-1 =pc1)h(n0

''eb

ii60inr2π

(5.33)

Tốc độ đầu tiên khi gia tốc ở các số truyền khác nhau được tính :

Số thứ n v’n =pchn0

'eb

ii60inr2π

(5.34)

Kết hợp các biểu thức trên ta có :

h2

'e

h1

''e

in

in

;h3

'e

h2

''e

in

in

...hn

'e

1)-h(n

''e

in

in

Vậy ta có : qnn

ii

...ii

ii

'e

''e

hn

1)-h(n

h3

h2

h2

h1

Với :v’,v’’ – Vận tốc ô tô tương ứng với số vòng quay n’e, n’’e.n – Số lượng số truyền của hộp số.q – Công bội cấp số nhân.

Từ biểu thức trên ta thấy các tỷ số truyền của hộp số được sắp xếp theo cấp số nhân vớicông bội là q :

qi

i;...;q

ii;q

ii 1)-h(nhn

h2h3

h1h2

Hay :

1)-(n1

hn2h1

h3 qii;...;

qii

1)-(n

hn

h1

iiq (5.35)

Để xác định công bội q ta cần biết tỉ số truyền ih1, số lượng số truyền n và tỉ số truyềncủa số cuối cùng ihn. Thông thường người ta chọn ihn = 1 (số truyền thẳng). Do đó q được tínhnhư sau :

1nh1iq (5.36)

Vậy tỉ số truyền của các tay số trung gian:

89

1n 2-nh1h2 ii

1n 3-nh1h3 ii

. . . . . . . .

1n k-nh1hk ii

Trong đó k là số thứ tự của số truyền.

Với hộp số có số truyền tăng thì ih.n < 1 và số truyền ngay trước nó ih (n-1)=1. Lúc đó cáccông thức tổng quát để xác định các tỷ số truyền còn lại sẽ là :

Công bội q của cấp số :2n

h1iq (5.37)Tỷ số truyền thứ k sẽ là :

2n 1)(k-nh1hk ii (5.38)

Qua các biểu thức trên ta có nhận xét :+ Ôtô thông thường hay sử dụng ở số cao của hộp số, nhưng ở khu vực này thì số lượng

số truyền ít so với số lượng số truyền có được ở số thấp, đây là một nhược điểm khi chọn hệthống tỷ số truyền cho các số trung gian theo cấp số nhân.

+ Đối với hộp số có cấp thì số lượng số truyền bị hạn chế như đã trình bày khi chọn sốlượng số truyền của hộp số, do đó sẽ hạn chế khả năng tăng vận tốc trung bình của ôtô và hệsố sử dụng tải trọng của động cơ.

5.3.2.2. Phân phối tỉ số truyền theo cấp số điều hồ:

Nhằm mục đích khắc phục nhược điểm của hệ thống tỷ số truyền chọn theo cấp số nhânlà ở khu vực số cao thì số lượng số truyền ít, người ta có thể chọn hệ thống tỷ số truyền saocho khoảng tốc độ giữa các số truyền là như nhau (hình 5.2), nghĩa là :

90

v2 – v1 = v3 – v2 = … = vn – vn-1 = const

Hình 5.2: Đồ thị sang số của ôtô khi tỉ số truyền bố trí theo cấp số điều hòa.

Tương ứng với vận tốc ở các số truyền khác nhau tại số vòng quay n’’e của động cơ(hình 5.2), ta có :

pch20

''eb''

2pch10

''eb''

1 ii60inr2π v;

ii60inr2πv

………………………………………………….. (5.39)

pchn0

''eb''

npc1)h(n0

''eb''

1n ii60inrπ2 v;

ii60inrπ2v

Như vậy ta có:

ai

1-i1...

i1-

i1

i1-

i1

1)-h(nhnh2h3h1h2

(5.40)

Với :a – Hằng số điều hồ.n – Số lượng số truyền của hộp số.

Từ công thức (5.40), ta xác định được tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp sốkhi biết tỷ số truyền ở số 1 là ih1 và hằng số điều hòa là a.

Pe

v

0

v’1

v’’1=v’

2

v’’n-1=v’

n

v’’n

ne

1

3

2

n

n'e1 n’

e2 n’e3n’

en n’’e

Pe

91

h1

h1h2

h1h2 a.i1iia

i1-

i1

h1

h1h3

h2h3 2a.i1iia

i1-

i1

(5.41)

. . . . . = . . . . .

h1

h1hn

1)-h(nhn 1).a.i(n1i

iai

1-i1

Nếu số truyền cuối cùng của hộp số là số truyền thẳng ih.n = 1 thì ta có :

ai

1-1ai

1-i1

1)-(nh1)-h(nhn

Vàh1

h1

1).a.i(n1i1

Vậy :h1

h1

1).i(n1-ia

(5.42)

Hằng số điều hòa a phụ thuộc vào tỷ số truyền ở số 1 ih1 của hộp số và số lượng sốtruyền của chúng. Khi đã xác định được hằng số điều hòa a, ta xác định tỷ số truyền của cácsố trung gian trong hộp số bằng các kết hợp các biểu thức (5.41) và (5.42), ta có :

h1

h1h2 i2)-(n

1).i-(ni

h1

h1h3 i23)-(n

1).i-(ni

(5.43)

. . . . . = . . . . .

h1

h11)-h(n 2)i-(n1

1).i-(ni

Và tỷ số truyền ở số thứ k của hộp số :

92

h1

h1hk 1)i-(kk)-(n

1).i-(ni

(5.44)

Đồ thị chuyển số của ôtô khi tỷ số truyền của hộp số phân bố theo cấp số điều hòa đượcbiểu thị trên (hình 5.2). Khác với cấp số nhân, đối với cấp số điều hòa, khi chuyển từ số nàysang số khác thì số vòng quay nhỏ của động cơ không phải là một trị số cố định, mà ở các sốtruyền càng cao thì số vòng quay nhỏ càng lớn :

n’en > ... > n’e2 > n’e1

Do đó ở số truyền càng cao, động cơ làm việc càng gần trị số công suất lớn nhất vàthời gian tăng tốc càng ngắn. Đó là ưu điểm chỉ có được ở cấp số điều hòa.

5.3.2.3. Xác định tỷ số truyền của số lùi :

Khi xe chạy lùi, vận tốc của xe phải nhỏ để đảm bảo an tồn, nên người ta thường chọn tỉsố truyền của số lùi như sau:

i1 = (1,2 1,3)ih1 (5.45)

5.4. LỰA CHỌN TỶ SỐ TRUYỀN CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH :

Tỷ số truyền của truyền lực chính được tính theo công thức:

io =maxpchn

emaxb

vi30inπ.r

(5.46)

Với :ihn – Tỉ số truyền của hộp số ở tay số cao nhất, nếu hộp số có số truyền thẳng thì ta

lấy ihn = 1 , nếu hộp số có số truyền tăng (ihn<1) thì ta lấy theo số truyền tăng.ipc – Tỉ số truyền của hộp số phụ hay hộp phân phối ở số cao, sơ bộ có thể chọn ipc = 11,5.nemax – Số vòng quay lớn nhất của động cơ:

+ Ôtô con, thông thường lấy: nemax = 5000 5500 vg/ph .+ Ôtô vận tải , ô tô khách dùng động cơ xăng :nemax = 2600 3500 vg/ph.

+ Ôtô vận tải , ô tô khách dùng động cơ diesel :nemax = 2000 2600 vg/ph.

94

CHƯƠNG 6

TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ô TÔ

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Nêu được các chỉ tiêu kinh tế nhiên liệu của ôtô.2. Viết được phương trình tiêu hao nhiên liệu của ôtô.3. Trình bày được đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ôtô khi chuyển động ổn định.4. Trình bày được đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ôtô khi chuyển không động ổn định.

95

6.1. CÁC CHỈ TIÊU KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ:

Tính kinh tế chung của ôtô được đánh giá bằng giá thành theo đơn vị số lượng vàquãng đường vận chuyển: tấn- km hoặc một hành khách- km.

Tổng giá thành vận chuyển của ôtô phụ thuộc vào: kết cấu của ôtô, tình trạng kỹ thuậtcủa chúng, giá thành lượng nhiên liệu tiêu thụ, điều kiện đường xá, điều kiện khí hậu khi sửdụng ôtô, tiền lương phải trả…

Tính kinh tế nhiên liệu của ôtô được đánh giá bằng mức tiêu hao nhiên liệu trên quãngđường 100km hoặc mức tiêu hao nhiên liệu cho một tấn-km. Đối với ôtô khách được tínhtheo mức tiêu hao nhiên liệu trên một hành khách-km hoặc 100km.

Mức tiêu hao nhiên liệu cho một đơn vị quãng đường chạy qd của ôtô được tính theobiểu thức:

*d S100Qq

km100l (6.1)

Trong đó:Q – Lượng tiêu hao nhiên liệu (l).S*– Quãng đường chạy được của ôtô (km).

Mức tiêu hao nhiên liệu trên đơn vị quãng đường chạy tính theo công thức (6.1) khôngkể đến khối lượng hàng hố mà ôtô vận chuyển được mặc dù khi ôtô chuyên chở hàng hố thìlượng nhiên liệu tiêu thụ sẽ lớn hơn khi không có chuyên chở hàng hố. Cho nên cần đánhgiá tính kinh tế nhiên liệu của ôtô theo một đơn vị hàng hóa vận chuyển. Ví dụ đối với ôtôvận tải, mức tiêu hao nhiên liệu cho một đơn vị hàng hóa qc được tính theo biểu thức sau:

tt

nc SG

Qq

km.tkg (6.2)

Trong đó:Gt – Khối lượng hàng hố chuyên chở (t).St – Quãng đường chuyên chở của ôtô khi có hàng hóa (km).

n – Tỷ trọng nhiên liệu (kg/l).

6.2. PHƯƠNG TRÌNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ:

Khi ôtô chuyển động, tính kinh tế nhiên liệu của nó phụ thuộc vào tính kinh tế nhiênliệu của động cơ đặt trên ôtô và tiêu hao công suất để khắc phục lực cản chuyển động. Khithí nghiệm động cơ trên bệ thí nghiệm, ta xác định được mức tiêu hao nhiên liệu theo thờigian (kg/h) và công suất phát ra của động cơ Pe (kW).

Mức tiêu hao nhiên liệu theo thời gian được xác định theo biểu thức:

tQ

G nT

hkg (6.3)

Trong đó:t – Thời gian làm việc của động cơ (h).Để đánh giá tính kinh tế nhiên liệu của động cơ, ta dùng suất tiêu hao nhiên liệu có ích

ge:

96

tPQρ

PGg

e

n

e

Te

h.kWkg (6.4)

Trong đó:Pe – Công suất có ích của động cơ (kW).

Thông qua thí nghiệm động cơ và tính tốn, ta xây dựng được đồ thị quan hệ giữa côngsuất động cơ và suất tiêu hao nhiên liệu với số vòng quay của trục khuỷu động cơ:

Pe = f(ne) và ge = f(ne)Đồ thị này được trình bày trên hình 6.1 và được gọi là đường đặc tính ngồi của động

cơ.

Hình 6.1: Đặc tính ngồi của động cơ.

Từ công thức (6.1) và (6.4) ta rút ra được biểu thức để xác định mức tiêu hao nhiênliệu như sau:

n

ee

n*

eed vρ

P100gρS

tP100gq

km1001 (6.5)

Trong đó:

tS

v*

vận tốc chuyển động của ôtô (km/h).

Pe

ne

Pe

ge

ge

97

Khi ôtô chuyển động, công suất của động cơ phát ra cần thiết để khắc phục các lực cảnchuyển động và được biểu thị theo phương trình cân bằng công suất như sau:

1000ηv)F F F(

P jωψe

(kW) (6.6)

Trong đó:

jF;F;F – Các lực cản chuyển động (N).v – Vận tốc chuyển động của ôtô (m/s).

Như vậy mức tiêu hao nhiên liệu của ôtô phụ thuộc vào suất tiêu hao nhiên liệu có íchcủa động cơ và công suất tiêu hao để khắc phục các lực cản chuyển động.

Từ công thức (6.5) và (6.6) ta có công thức tính mức tiêu hao nhiên liệu:

ηρ)F F(F0,36g

qn

jωψed

km1001 (6.7)

Phương trình (6.7) gọi là phương trình đánh giá mức tiêu hao nhiên liệu cho ôtôchuyển động không ổn định.

Khi ôtô chuyển động ổn định Fj = 0, thì mức tiêu hao nhiên liệu sẽ là:

ηρ)F(F0,36g

qn

ωψed

km1001 (6.8)

Từ phương trình (6.7) và (6.8) ta rút ra nhận xét sau:

Mức tiêu hao nhiên liệu trên một đơn vị quãng đường chạy giảm khi khi suất tiêu haonhiên liệu có ích của động cơ giảm, nghĩa là nếu động cơ có kết cấu và quá trình làm việchồn thiện thì giảm được mức tiêu hao nhiên liệu của ôtô trên một đơn vị quãng đường chạy.

Tình trạng làm việc của hệ thống truyền lực không tốt sẽ làm giảm hiệu suất truyền lựcvà làm tăng mức tiêu hao nhiên liệu trên một đơn vị quãng đường chạy.

Khi lực cản chuyển động tăng lên thì mức tiêu hao nhiên liệu sẽ tăng. Trong quá trìnhôtô tăng tốc sẽ làm tăng mức tiêu hao nhiên liệu.

6.3. ĐẶC TÍNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ KHI CHUYỂN ĐỘNG ỔN ĐỊNH:

Sử dụng phương trình (6.8) để phân tích tính tốn mức tiêu hao nhiên liệu, ta sẽ gặpnhiều khó khăn vì trị số suất tiêu hao nhiên liệu có ích của động cơ ge phụ thuộc vào sốvòng quay của trục khuỷu động cơ ne và mức độ sử dụng công suất của động cơ YP. Vì vậyta giải quyết vấn đề này bằng phương pháp xây dựng đường đặc tính tiêu hao nhiên liệu củaôtô.

Đầu tiên, dựa vào thí nghiệm động cơ trên bệ thí nghiệm để lập đồ thị suất tiêu haonhiên liệu có ích của động cơ theo mức độ sử dụng công suất của động cơ ge = f(YP) tươngứng với các số vòng quay khác nhau của động cơ (hình 6.2).

Qua đồ thị này ta có nhận xét: mức độ sử dụng công suất của động cơ càng tăng và sốvòng quay của trục khuỷu động cơ càng giảm thì mức tiêu hao nhiên liệu càng giảm, vì gecàng giảm. Vì thế khi mức độ sử dụng công suất động cơ như nhau (ví dụ tại điểm YP1) thì

98

suất tiêu hao nhiên liệu có ích của động cơ ge ở số vòng quay ne’’’ sẽ nhỏ hơn khi ở số vòng

quay ne’’ và ne

’.

Hình 6.2: Đồ thị đặc tính tải trọng của động cơ( ne’> ne

’’>ne’’’).

Tiếp đó ta xây dựng đồ thị cân bằng công suất của ôtô khi chuyển động ổn định vớicác hệ số cản của các loại mặt đường khác nhau để tìm được mức độ sử dụng công suấtkhác nhau của động cơ YP (hình 6.3). Ta xây dựng đồ thị Pe = f(v) cho một tỉ số truyền củahệ thống truyền lực.

Căn cứ vào phương trình cân bằng công suất của ôtô khi chuyển động ổn định, ta có:

FFPe (6.9)

Lập đường cong công suất phát ra của động cơ Pe =f(v), xuất phát từ đường cong này,xây dựng về phía dưới của nó đường cong biểu thị công suất tiêu hao cho lực cản không khívà có kể đến công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực:

3Wv)v(fF (6.10)

Sau đó lập các đường cong biểu diễn công suất cản của mặt đường với các hệ số cản

khác nhau )v(fη

Fψ và có kể đến công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực:

GvF

(6.11)

Dựa vào đồ thị (hình 6.3), ta có thể xác định được mức độ sử dụng công suất của độngcơ YP ứng với số vòng quay nào đó của động cơ, tức là ứng với một vận tốc v nào đó ở sốtruyền đã cho và phụ thuộc vào điều kiện đường xá đã cho.

0YPYP1

ge

ne’

ne’’

ne,,,

99

Hình 6.3: Đồ thị cân bằng công suất của ôtô ứng với các hệ số cản khác nhau củamặt đường.

Chẳn hạn như trên hình 6.3, để đảm bảo cho ôtô có thể chuyển động được với vận tốc v1

trên loại đường có hệ số cản 1 thì cần phải có công suất được xác định bằng tổng số hai đoạn(a+c). Còn công suất của động cơ phát ra tại vận tốc này bằng tổng số hai đoạn (a+b). Từ đó taxác định được mức độ sử dụng công suất động cơ YP theo tỷ số:

bacaYP

(6.12)

Nếu tính YP theo phần trăm ta có:

100%baca%YP

(6.13)

Như vậy dựa vào đồ thị hình 6.3, ta xác định được trị số YP (ứng với v, cho trước), cũngtương ứng với vận tốc v và số truyền đã cho, ta xác định được số vòng quay của trục khuỷuđộng cơ ne tương ứng theo biểu thức:

b

te r

vinπ

phvg (6.14)

Từ trị số YP và ne tìm được, dựa vào đồ thị hình 6.2, ta xác định được trị số suất tiêu haonhiên liệu có ích của động cơ ge.

Sau khi tính tốn được trị số của các lực cản chuyển động F và F , rồi thay các trị số vừatìm được: ge, F , F vào phương trình (6.8), ta xác định được trị số của mức tiêu hao nhiên liệuvà từ đó xây dựng đường cong mức tiêu hao nhiên liệu của ôtô khi chuyển động ổn định.

v1

a

bc

Pc

F

F

ge

v

ne

0

Pe

Qs

100

Hình 6.4: Đồ thị đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ôtô khi chuyển động ổn định.

Đồ thị ở hình 6.4 được gọi là đồ thị đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ôtô khi chuyển độngổn định.

Đồ thị hình 6.4 cho phép ta xác định được mức độ tiêu hao nhiên liệu (l/100km) khi biếtcác trị số và v. Qua đồ thị này ta có nhận xét rằng:

Trên mỗi đường cong của đồ thị có hai điểm đặc trưng cơ bản nhất. Điểm thứ nhất xácđịnh mức tiêu hao nhiên liệu nhỏ nhất qđmin khi ôtô chuyển động trên loại đường có hệ số cản (ví dụ qđmin ứng với đường 1 ), vận tốc tại điểm đó được gọi là vận tốc kinh tế và ký hiệu là vkt.Điểm thứ hai của đường cong (điểm cuối cùng của đường cong) đặc trưng cho lượng tiêu haonhiên liệu của động cơ làm việc ở chế độ tồn tải (các điểm a,b,c). Các điểm này ứng với vận tốcchuyển động lớn nhất của ôtô vmax với các hệ số cản khác nhau.

Ngồi ra còn có điểm bất thường trên mỗi đường cong (d,e,f) nằm về phía bên phải của vktvà lồi lên trên ứng với sự bắt đầu hoạt động của bộ tiết kiệm nhiên liệu, hỗn hợp hòa khí đượclàm giàu thêm. Đối với động cơ diêden thì ở khu vực vận tốc nhỏ, đường cong sẽ thoải hơn sovới ôtô có đặt động cơ xăng, vì tính kinh tế nhiên liệu của động cơ diêden ở khu vực vận tốcnhỏ tốt hơn so với động cơ xăng.

Cần chú ý rằng khi ôtô chuyển động với vận tốc kinh tế vkt thì đạt được mức tiêu haonhiên liệu nhỏ nhất qđmin. Tuy nhiên điều này không có nghĩa là ta mong muốn ôtô chuyểnđộng với vận tốc này, vì tăng vận tốc chuyển động của ôtô sẽ tăng được năng suất vận chuyểnvà giảm được giá thành chung cho trong vận tải ôtô. Vì vậy khi chọn vận tốc chuyển động thíchhợp, không nhất thiết xuất phát từ điều kiện tính kinh tế của nhiên liệu của ôtô mà cần phải căncứ vào các điều kiện sau đây:

- Thời gian vận chuyển cần ít.- Đảm bảo an tồn chuyển động trong điều kiện đã cho.- Đảm bảo điều kiện thích nghi cho người lái và hành khách.

6.4. ĐẶC TÍNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU KHI XE CHUYỂN ĐỘNG KHÔNG ỔNĐỊNH:

Trong điều kiện sử dụng thực tế của ôtô, tình trạng mặt đường luôn thay đổi và chế độtải của động cơ cũng luôn luôn thay đổi. Vì vậy phần lớn thời gian hoạt động của ôtô làchuyển động không ổn định, lúc thì chuyển động có gia tốc lúc thì lăn trơn, lúc thì phanh ôtô.

vqđmin

cb

af

ed1 2

3

vkt0

101

Khi ôtô chuyển động tăng tốc thì tốc độ của ôtô tăng lên, làm tăng lực cản chuyển độngvà dẫn đến làm tăng mức tiêu hao nhiên liệu. Tuy nhiên lúc đó lại sử dụng tốt nhất công suấtcủa động cơ và dẫn đến giảm suất tiêu hao nhiên liệu có ích của động cơ.

Lượng tiêu hao nhiên liệu trong thời gian ôtô chuyển động tăng tốc sẽ lớn hơn so vớikhi ôtô chuyển động với vận tốc không đổi ( v = const; j = 0 ) vì ngồi phần nhiên liệu tiêu haođể khắc phục các lực cản chuyển động, còn phần nữa phải sử dụng để tăng tốc ( tăng độngnăng của ôtô ).

Nếu như cho ôtô chuyển động tăng tốc đến vận tốc 1v , rồi sau đó cho ôtô chuyển độnglăn trơn đến khi vận tốc giảm đến 2v thì phần động năng này được trả lại ( khi ôtô lăn trơn thìđộng cơ làm việc ở chế độ không tải hoặc tắt máy ) lượng tiêu hao nhiên liệu rất nhỏ. Vì vậymức tiêu hao nhiên liệu chung có thể giảm hơn so với khi chuyển động với vận tốc khôngđổi. Quá trình ôtô chuyển động tăng tốc và lăn trơn gọi là chu kì gia tốc – lăn trơn và đượcminh họa trên đồ thị 6.5. Chu kì này được lặp đi lặp lại. Sau đây chúng ta sẽ xác định mứctiêu hao nhiên liệu của ôtô trong quá trình gia tốc – lăn trơn.

6.4.1. Lượng tiêu hao nhiên liệu trong quá trình tăng tốc của ôtô:

Lượng tiêu hao nhiên liệu trong quá trình này được tính theo biểu thức sau đây:

5etb

tj 36.10

g.AQ (6.15)

Ở đây:jQ - Lượng tiêu hao nhiên liệu của ôtô trong quá trình tăng tốc (kg).

etbg - Suất tiêu hao nhiên liệu có ích trung bình của động cơ trong khoảng vận tốctừ 1v đến 2v ( kg/kWh).

tA - Tổng số công tiêu tốn trong quá trình tăng tốc ôtô có kể đến tổn thất nănglượng cho lực cản trong hệ thống truyền lực :

t

dct η

AAA

Trong đó:cA - Công tiêu tốn để khắc phục các lực cản khi ôtô chuyển động tăng tốc.

cA = ( ωψ FF ) jS

jS - Quãng đường ôtô chuyển động tăng tốc (m).

ωF - Lực cản không khí:

ωF = W. 2tbv

tbv - Vận tốc trung bình của ôtô.

tbv 2

vv 21

ψF - Lực cản tổng cộng của đường.

102

ψF = ψ.G

dA - Công cần thiết để tăng động năng của ôtô khi chuyển động tăng tốc (Nm):

dA =2gG )ω(ωJ

21)v(v 2

b22b1b

22

21

Trong đó:bJ - Tổng mômen quán tính của các bánh xe.

b2b1 ω,ω - Vận tốc góc của bánh xe ứng với lúc cuối và lúc đầu của quá trình tăngtốc (ứng với vận tốc 1v và 2v của ôtô).

Hình 6.5 : Đồ thị ôtô chuyển động giatốc – lăn trơn

6.4.2. Xác định lượng tiêu hao nhiên liệu của ôtô trong thời gian chuyển động lăn trơn:

Nếu trong thời gian một giờ, lượng tiêu hao nhiên liệu là xxG (kg) thì trong thờigian (s)t lt nào đó, lượng tiêu hao nhiên liệu khi lăn trơn sẽ là:

3600.tGQ ltxx

lt (kg) (6.16)

Thời gian (s)t lt chuyển động lăn trơn xác định theo biểu thức :

tb

21lt j

vvt (s) (6.17)

Ở đây:

tbj - Gia tốc chuyển động chậm dần trung bình khi ôtô chuyển động lăn trơn ( 2sm ).

s

v

s j slt

v1

vtb

v2

tchu kì

0

103

i

xxψtb δ

g]G

FF[ψj

( 2s

m ).

Trong đó:xxF - Lực ma sát trong hệ thống truyền lực khi động cơ làm việc ở chế độ không tải

thu gọn về bánh xe chủ động (N).iδ - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay khi ôtô chuyển động lăn

trơn.

Thay trị số ltt ở công thức (6.17) vào công thức (6.16) ta được:

tb

21xxlt 3600.j

)v.(vGQ (kg) (6 .18)

Như vậy tổng lượng tiêu hao nhiên liệu cho một chu kì gia tốc – lăn trơn sẽ là:

ltjt QQQ (kg)

5etbt

t 36.10.gAQ

tb

21xx

3600.j)v.(vG (kg) (6 .19)

Nếu xác định được quãng đường khi ôtô chuyển động tăng tốc và khi chuyển động lăntrơn , ta có thể tìm được mức tiêu hao nhiên liệu trên một đơn vị quãng đường chạy như sau:

nltj

tst )ρS(S

100QQ

)100

1(km

(6.20)

Cần chú ý rằng ở phương trình (6.20), ta không tính đến năng lượng tiêu hao cho phần gia tốcbánh đà động cơ và các tiêu hao nhiên liệu phụ khác nữa dẫn đến một lượng tiêu hao nhiênliệu phụ thêm vào lượng tiêu hao nhiên liệu chung.

104

105

CHƯƠNG 7

PHÂN BỐ TẢI TRỌNG PHÁP TUYẾN,KHẢ NĂNG BÁM VÀ TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA

Ô TÔ.

Mục tiêu :

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Xác định được phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe trong những điều kiện

chuyển động khác nhau của ô tô.2. Xác định được hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe của ô tô.3. Định nghĩa được hệ số thay đổi tải trọng lên các bánh xe của ô tô.4. Định nghĩa được tính ổn định của ô tô, tính ổn định dọc tĩnh, tính ổn định dọc động.5. Xác định được góc dốc giới hạn mà tại đó ô tô bị lật đổ hay bị trượt trong những điều

kiện chuyển động khác nhau.6. Xác định được vận tốc giới hạn mà tại đó ô tô bị lật đổ hay bị trượt trong những điều

kiện chuyển động khác nhau.

106

7.1. PHÂN BỐ TẢI TRỌNG VÀ KHẢ NĂNG BÁM CỦA Ô TÔ:

7.1.1. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe trong mặtphẳng dọc:

Như chúng ta đã biết: Tính ổn định của ô tô phụ thuộc vào sự phân bố tải trọng lên cáccầu và khả năng bám giữa các bánh xe với mặt đường. Trong đó khả năng bám lại phụ thuộcvào phản lực thẳng góc của đường tác dụng các bánh xe và hệ số bám giữa bánh xe với mặtđường.

Khi xe chuyển động, các phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe luôn thay đổituỳ thuộc vào trạng thái và điều kiện chuyển động. Giá trị của các phản lực này có ảnh hưởngtrực tiếp đến các chỉ tiêu kỹ thuật của ô tô như: khả năng kéo và bám, chất lượng phanh, tínhổn định và tuổi thọ của các chi tiết. Bởi vậy, chúng ta sẽ xác định các phản lực đó trong cáctrường hợp cụ thể sau:

7.1.1.1. Trường hợp chuyển động tổng quát:

Xét ô tô chuyển động lên dốc không ổn định có kéo rơmóc:

Hình 7.1: Sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô khi chuyển động lên dốc.

Trên hình 7.1 trình bày sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô đang chuyển động tăngtốc ở trên dốc. Ý nghĩa của các ký hiệu ở trên hình vẽ như sau:

G – Trọng lượng tồn bộ của ôtô.

ml

T

Fm

hm

hg

h

MkMf1

Mj1Fj

GcosGsin

Ff1O1

Fk

G

Z1

F

v

b

a

O2 Ff2

Z2

Mj2

Mf2

L

107

Fk – Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động.Ff1 – Lực cản lăn ở các bánh xe cầu trước.Ff2 – Lực cản lăn ở các bánh xe cầu sau.

F – Lực cản không khí.Fi – Lực cản lên dốc.Fj – Lực cản quán tính khi xe chuyển động không ổn định (có gia tốc).Fm – Lực cản ở móc kéo.Mf1 – Mômen cản lăn ở các bánh xe cầu trước.Mf2 – Mômen cản lăn ở các bánh xe cầu sau. – Góc dốc của mặt đường.f – Hệ số cản lăn.rb – Bán kính tính tốn của bánh xe.hg – Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao.hm – Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo móc đến mặt đường.L – Chiều dài cơ sở của ô tô.lm – Khoảng cách từ tâm bánh xe sau đến điểm đặt lực kéo móc.Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến của mặt đường tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước và

cầu sau.Mj1, Mj2 – Mômen cản quán tính của bánh xe, thông thường trị số này nhỏ nên

có thể bỏ qua.

Qua việc lấy mômen lần lượt đối với điểm O2, O1 (O1, O2 là giao điểm của mặt đườngvới mặt phẳng thẳng đứng qua trục của bánh xe cầu trước, cầu sau) và rút gọn ta được:

1Z =L

hFh)FFsinG()frb(cosG mmgjb (7.1)

LhFh)FFsinG()fra(cosG

Z mmgjb2

(7.2)

7.1.1.2. Trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang, không kéo rơmóc:

Trong trường hợp này thì: Xe chuyển động ổn định nên Fj = 0; không kéo rơmóc nênFm = 0, và xe chuyển động trên đường bằng α = 0 nên Fi = Gsin α = 0.

O2

T

Z2

G

abL

F

Fk

Ff2

Mk

Mf2

v

hg

rb

h

Mf1 Z1

O1Ff1

108

Hình 7.2: Sơ đồ mômen và lực tác dụng lên ô tô chuyển động trên đường nằm ngang.

Để xác định các lực Z1k, Z2k ta lập phương trình mômen đối với điểm O2 và O1rồi rút gọn, ta được:

LhF)frb(G

Z gbk1

(7.3)

LhF)fra(G

Z gbk2

7.1.1.3. Trường hợp xe đang phanh trên đường nằm ngang, không kéo rơmóc:

Hình 7.3: Sơđồ lực tác

dụng lên ô tô khi phanh trên đường nằm ngang,không kéo rơmóc.

Trong trường hợp này ta coi lực cản không khí 0F , mômen cản lăn Mf 0, lựcquán tính cùng chiều chuyển động của xe.

Tương tự như trên ta cũng xác định được Z1p và Z2p thông qua việc lấy mômen đối vớiđiểm O2 và O1, rồi rút gọn ta được:

j g1p

Gb F hZ

L

j g2p

Ga FhZ

L

7.1.1.4. Trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang, không kéo rơmóc:

(7.4)

Fj

O2

T

Z2p

G

abL

Fp2

hg

rb

Fp1

Z1p

O1

Ff2 Ff1

109

Trong trường hợp này chỉ còn ba lực tác dụng lên xe: Trọng lượng tồn bộ của xe G vàcác phản lực thẳng đứng tác dụng lên các bánh xe của cầu trước và cầu sau ở trạng thái tĩnhZ1t và Z2t .

Hình 7.4: Sơđồ lực tác dụng lên xe khi đứng yên.

Z1t và Z2t cũng được xác định bằng cách lấy mômen đối với điểm O2 và O1:

1tGbZ =L

; 2tGaZ =L

7.1.1.5. Hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe của ô tô:

Trong thực tế, ô tô làm việc ở những điều kiện khác nhau tuỳ thuộc vào điều kiệnđường xá và sự điều khiển của người lái. Do đó trị số các phản lực thẳng góc từ đường tácdụng lên các bánh xe cũng bị thay đổi theo. Tuy nhiên, các hợp lực Z1 + Z2 vẫn luôn bằngtrọng lượng của xe. Nghĩa là khi chuyển động tiến, thì trọng lượng phân ra cầu trước sẽ giảmđi và trọng lượng phân ra cầu sau sẽ tăng lên. Khi phanh ô tô, trọng lượng phân ra cầu saugiảm đi, còn phần trọng lượng phân ra cầu trước sẽ tăng lên.

Để đánh giá sự phân bố tải trọng người ta ra đưa khái niệm hệ số phân bố tải trọng vàđược đặc trưng bởi tỉ số :

11

22

Zn =GZn =G

(7.6)

Trong đó:Z1, Z2 - Phản lực thẳng đứng từ đường tác dụng lên các bánh xe.n1, n2 - Hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau.G - Trọng lượng tồn bộ của ô tô.

Hệ số phân bố tải trọng được xác định ứng với từng trường hợp cụ thể sau:

7.1.1.5.1. Xe đứng yên trên đường nằm ngang, không kéo rơmóc:

O2

T

Z2t

G

abL

hg

Z1t

O1

(7.5)

110

Thay các giá trị của Z1 và Z2 ở (7.5) vào (7.6) ta được:

1t1t

2t2t

Z Gb bn = = =G GL LZ Ga an = = =G GL L

Trong đó :n1t , n2t - Hệ số phân bố tải trọng tĩnh lên các bánh xe cầu trước và cầu sau.

7.1.1.5.2. Xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang, không kéo rơmóc:

Thay các giá trị Z1 và Z2 ở biểu thức (7.3) vào (7.6) ta được:

GLhFGfr

nGL

hFGfrGLGb

GZn gb

t1gbk1

k1

b g b g2k2k 2

Gfr F h Gfr F hZ Gan nG GL GL GL

Trong đó :n1k , n2k - Hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe trước và sau khi xe

chuyển động tịnh tiến.

7.1.1.5.3. Xe đang phanh trên đường nằm ngang không kéo rơmóc:

Thay các giá trị Z1p và Z2p ở biểu thức (7.4) vào (7.6) ta được:1p j g j g

1p 1t

Z F h F hGbn nG GL GL GL

2p j g j g2p 2t

Z F h F hGan nG GL GL GL

Trong đó :1pn , 2pn - Hệ số phân bố tải trọng ra cầu trước và cầu sau khi phanh xe.

jF - Lực quán tính của ô tô khi phanh.

Qua các trường hợp nghiên cứu trên ta có nhận xét sau:- Sự phân bố tải trọng lên các bánh xe phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm của xe.- Tọa độ trọng tâm của xe ảnh hưởng tới chất lượng bám của bánh xe với mặt

đường, cũng như tính ổn định và tính dẫn hướng của xe.- Khi phanh ô tô, lực quán tính hướng về phía trước nên phản lực tác dụng lên

cầu trước lớn hơn cầu sau .- Đối với ô tô du lịch, thông thường : Z1 = Z2 = 0,5G.

(7.7)

(7.8)

(7.9)

t

111

- Đối với xe tải, thông thường : Z2 = (0,70,75)G.

7.1.1.6. Hệ số thay đổi tải trọng lên các bánh xe của ô tô:

Khi xe chuyển động, do trạng thái và điều kiện chuyển động luôn thay đổi, bởi vậy tảitrọng tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước và cầu sau cũng luôn thay đổi so với xe đứng yêntrên đường nằm ngang. Để thấy được tải trọng động thay đổi tăng hay giảm so với tải trọngtĩnh, chúng ta sẽ đưa ra khái niệm: Hệ số thay đổi tải trọng ( hoặc là: hệ số thay đổi phản lực)lên các bánh xe và được tính như sau:

m1 = Z1đ / Z1t (7.10)m2 = Z2đ / Z2t (7.11)

Ở đây:m1, m2 – Hệ số thay đổi tải trọng lên các bánh xe ở cầu trước và cầu sau.Z1đ, Z2đ – Tải trọng động tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước và cầu sau.Z1t, Z2t – Tải trọng tĩnh tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước và cầu sau.

Khi xe tăng tốc ( hoặc lên dốc, hoặc chuyển động ngược chiều gió) thì m1 < 1,m2 >1 và sẽ được kí hiệu là m1k, m2k .

Khi xe đang phanh (hoặc xuống dốc, hoặc chuyển động thuận chiều gió) thì m1 > 1, m2

< 1 và sẽ được ký hiệu là 1pm , 2pm .Các hệ số m1, m2 được sử dụng thường xuyên khi tính tốn các hệ thống phanh, treo, lái

và các cầu xe.

7.1.2. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe ô tô trong mặtphẳng ngang:

7.1.2.1. Trường hợp chuyển động tổng quát: Xe chuyển động quay vòng trên đườngnghiêng ngang:

Y

Y R

D

T

Fm

Fmcos

Fmsin

hg

Mjn

G

Gcos Gsin

Y”

Y’

Z”

Z’

B

Ac

c/2

FlsinFl

c/2

Flcos

hm

Trục

qua

y vò

ng c

ủaô

tô

112

Hình 7.5: Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi quay vòngtrên đường nghiêng ngang.

Trong trường hợp này ta giả thuyết rằng vết của bánh xe trước và sau trùng nhau,trọng tâm của xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc, lực và mômen tác dụng lên ô tô gồm:

G – Trọng lượng tồn bộ của ô tô và được phân ra các thành phần theo gócnghiêng ngang β .

jnM – Mômen của các lực quán tính tiếp tuyến của các phần quay của động cơvà hệ thống truyền lực tác dụng trong mặt phẳng ngang khi xe chuyểnđộng không ổn định.

Fm – Lực kéo ở móc kéo ( phương của lực Fm trùng với phương nằm ngang củamặt đường).

Fl – Lực ly tâm

Ở đây:gRGvF

2

1

v – Vận tốc chuyển động của xe.R – Bán kính quay vòng của ô tô.g – Gia tốc trọng trường.

Z’1, Z”1 và Z’2, Z”2 – Các phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xebên phải và bên trái ở cầu trước và cầu sau.

Y’1, Y”1 và Y’2 và Y”2 – Các phản lực ngang từ đường tác dụng lên bánh xebên phải và bên trái ở cầu trước và cầu sau.

c – Chiều rộng cơ sở của ô tô.YY – Trục quay vòng của ô tô.β – Góc nghiêng ngang của đường.

Để xác định trị số các phản lực bên trái, ta lập phương trình cân bằng mômen đối vớiđường thẳng đi qua hai điểm tiếp xúc ( hai điểm A – hình 7.5 ) của các bánh xe bên phải vớimặt đường, ta được:

Z” = Z”1 + Z”2 =

=

)sin

2ccosh(FM)sin

2ccosh(F)sinhcos

2c(G

c1

g1jnmmg (7.12)

Tương tự, ta lập phương trình cân bằng mômen đối với đường thẳng đi qua hai điểmtiếp xúc ( hai điểm B ) của các bánh xe bên trái với mặt đường, ta xác định được trị số cácphản lực bên phải:

Z’ = Z’1 + Z’2 =

=

)sin

2ccosh(FM)sin

2ccosh(F)sinhcos

2c(G

c1

g1jnmmg (7.13)

113

Muốn xác định phản lực ngang Y1, ta cũng lập phương trình mômen đối với đườngthẳng đi qua hai điểm tiếp xúc ( hai điểm O2 – hình 7.1 ) của các bánh xe sau với mặt đường,ta được:

Y1 = Y’1 + Y”1 =L

coslFcosbFsinGb mm1 (7.14)

Tương tự như trên, ta lập phương trình mômen đối với đường thẳng đi qua hai điểmtiếp xúc ( hai điểm O1 ) của các bánh xe trước với mặt đường để xác định phản lực ngang Y2:

Y2 = Y’2 + Y”2 =L

cos)Ll(FcosaFsinGa mm1 (7.15)

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 móc đến điểm O2 (xem hình 7.1).

7.1.2.2. Trường hợp xe đứng yên trên dốc nghiêng ngang, không kéo rơmóc:

Trong trường hợp này thì lực ly tâm Fl = 0 và lực kéo móc Fm = 0.Rút gọn biểu thức (7.12) và (7.13) ta xác định được các phản lực thẳng góc của đường

tác dụng lên các bánh xe bên trái và bên phải như sau:

Z” = gG c( cos

β h sinβ)

c 2-

Z’ = gG c( cos

β + h sinβ)

c 2

Từ các biểu thức tính tốn trên, ta có nhận xét sau:- Trị số của các phản lực thẳng góc cũng như các phản lực ngang từ đường tác dụng

lên các bánh xe phụ thuộc vào trị số, điểm đặt và chiều tác dụng của các ngoại lựctác dụng trong mặt phẳng của ô tô.

- Các phản lực này ảnh hưởng đến tính ổn định và tính năng dẫn hướng của ô tô.

7.2. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ :

Tính ổn định của ô tô là khả năng đảm bảo giữ cho quỹ đạo chuyển động theo yêu cầutrong mọi điều kiện chuyển động khác nhau. Tuỳ thuộc điều kiện sử dụng, ô tô có thể đứngyên, chuyển động trên đường dốc ( đường có góc nghiêng dọc hoặc nghiêng ngang) có thểphanh hoặc quay vòng ở các loại đường khác nhau ( đường xấu, đường tốt…).

Trong những điều kiện phức tạp như vậy, ô tô phải giữ được quỹ đạo của nó sao chokhông bị lật đổ, không bị trượt hoặc thùng xe không bị nghiêng, cầu xe bị quay lệch trong giớihạn cho phép để đảm bảo chúng chuyển động an tồn, nâng cao vận tốc chuyển động của xe cónghĩa là tăng tính kinh tế và tính ổn định của ô tô trong mọi điều kiện làm việc.

Trong phần này, chúng ta nghiên cứu tính ổn định của ô tô để đảm bảo khả năngkhông bị lật đổ hoặc bị trượt trong những điều kiện chuyển động khác nhau.

(7.16)

114

7.2.1. Tính ổn định dọc của ô tô:

7.2.1.1 Tính ổn định dọc tĩnh:

Tính ổn định dọc tĩnh của ô tô là khả năng đảm bảo cho xe không bị lật đổ hoặc bịtrượt khi đứng yên trên đường dốc dọc.

a)

b)

Hình 7.6: Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi đứng yên.a- Ô tô đứng quay đầu trên dốc.b- Ô tô đứng quay đầu xuống dốc.

*Xét ổn định theo điều kiện lật đổ :

+ Xe đậu trên dốc đầu hướng lên (hình 7.6a):- Xu hướng lật đổ: Xe có xu hướng lật quanh trục nằm trong mặt phẳng của đường

và đi qua điểm tiếp xúc của hai bánh xe cầu sau với mặt đường (điểm O2 ) theo phương dọc.- Trạng thái giới hạn lật đổ: Khi góc α tăng dần đến góc tα (góc giới hạn mà xe

bị lật khi đứng quay đầu lên dốc) thì các bánh xe cầu trước nhấc khỏi mặt đường: Z1 = 0Ta lập phương trình mômen đối với điểm O2 :

iO g t tM = Gh sinα Gbcosα = 0

2-

tg

btgα =

h (7.17)

+ Tương tự khi ô tô quay đầu xuống dốc (hình 7.6b), thì xe có xu hướng lật quanh trụcnằm trong mặt phẳng của đường và đi qua điểm tiếp xúc của hai bánh xe cầu trước với mặtđường (điểm O1) , khi góc α tăng dần đến góc '

tα (góc giới hạn mà xe bị lật khi đứng quayđầu xuống dốc) thì các bánh xe cầu sau nhấc khỏi mặt đường: Z2 = 0 , lấy mômen đối vớiđiểm O1 và rút gọn thì ta được :

tMfFp

G

a

Gsin Gcos

a

Lb

G

Z2Z1T

O1

O2

GsinGcos

'tα

t

L

b

Fp

Z1O1

O2Mf

Z2

T

'tα

115

't

g

atgα =

h(7.18)

* Chú ý :

Trong các phương trình trên đã bỏ qua mômen cản lăn nhằm tăng tính ổn định tĩnh củaô tô.

* Nhận xét : Góc dốc giới hạn lật đổ tĩnh chỉ phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm của xe.

Một số góc dốc giới hạn ở một số loại ô tô khi đứng trên dốc:+ Đối với xe du lịch: ' o

t tα = α = 60 .+ Xe tải khi đầy tải: o ' o

t tα = (35÷40) , α 60

.+ Xe tự đổ khi không tải: o ' o

t tα = (20÷35) , α > 60

*Xét ổn định theo điều kiện trượt:

Sự mất ổn định dọc tĩnh của ô tô không chỉ do sự lật đổ dọc mà còn do trượt trên dốcdo không đủ lực phanh hoặc do lực bám không tốt giữa các bánh xe và mặt đường.

+ Trường hợp thứ nhất: Nếu phanh tay là phanh hệ thống truyền lực và xe chỉ có cầusau chủ động:

Khi lực phanh đạt tới giới hạn bám, xe có thể bị trượt xuống dốc, góc dốc khi xe bịtrượt được xác định như sau:

pmax 2F G sin Z (7.19)Trong đó:

Fpmax – Lực phanh lớn nhất đặt ở các bánh xe sau.φ – Hệ số bám dọc của bánh xe với đường.Z2 – Hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các

bánh xe sau.

Khi α tăng tới góc t

φ

α (góc dốc giới hạn mà ô tô bắt đầu bị trượt khi đứng quay đầutrên dốc ) thì lúc đó lực phanh đạt tới giới hạn bám.

iO g t

φ tφ 2

M = Gh sinα + Gacosα Z L = 0

1

-

t

φ g tφ

2

Gacosα + Gh sinα

Z =L

(7.20)

Khi ô tô đứng trên dốc quay đầu lên, ta thay giá trị Z2 vào (7.19), ta được :

t

φ

g

aφ

tgα =

L

φh

-(7.21)

116

Khi ô tô đứng trên dốc quay đầu xuống, làm tương tự ta được:

't

φ

g

aφ

tgα =

L +

φh(7.22)

Trong đó:'

t

φ tφ

α , α - Góc dốc giới hạn bị trượt khi xe đứng yên trên dốc quay đầulên và xuống.

+ Trường hợp thứ hai: nếu phanh tay sử dụng chung cơ cấu phanh với phanh chân, lúcđó tất cả các bánh xe đều được phanh.

pmaxF G cos (7.23)Tương tự ta có điều kiện để ô tô trên dốc bị trượt như sau:

't

φ tφ

tgα = tgα = φ

(7.24)

Để đảm bảo an tồn khi ô tô đứng yên trên dốc thì hiện tượng trượt phải xảy ra trướckhi lật đổ, được xác định bằng biểu thức:

t

φ t

tgα < tgα

- Nếu xe chỉ phanh ở cầu sau thì:g g

aφ b

<L

φh h

-

- Nếu xe phanh ở tất cả các bánh xe thì :g

bφ <h

* Nhận xét:

Góc giới hạn khi ô tô đứng trên dốc bị trượt hoặc bị lật đổ chỉ phụ thuộc vào tọa độtrọng tâm của xe và chất lượng mặt đường.

7.2.1.2. Tính ổn định dọc động:

Khi ô tô chuyển động trên đường dốc có thể bị mất ổn định (lật đổ hoặc trượt) dưới tácdụng của các lực và mômen hoặc bị lật đổ khi ô tô chuyển động ở tốc độ cao trên đườngbằng.

7.2.1.2.1 Trường hợp chuyển động tổng quát:

Xét ô tô chuyển động lên dốc không ổn định có kéo rơmóc (sơ đồ mômen và lực nhưở hình 7.1)

Khi tăng góc dốc α đến giá trị giới hạn thì xe sẽ lật đổ ứng với Z1= 0, các bánh xetrước bị nhấc khỏi mặt đường. Làm tương tự như phần ổn định dọc tĩnh, ta xác định được gócdốc giới hạn mà xe bị lật đổ khi chuyển động lên dốc hoặc xuống dốc.

Để đơn giản, ta xét trường hợp ô tô chuyển động ổn định lên dốc, không kéo rơmócnghĩa là: jF = 0, Fm = 0.

Vì α nhỏ nên ta có thể coi cos α = 1Sau khi rút gọn biểu thức (7.1) ta được góc dốc giới hạn khi xe bị lật đổ là:

(7.25)

117

tg α đ= GF

hfrb

g

b (7.26)

7.2.1.2.2. Trường hợp xe chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ, không kéo rơmóc vàchuyển động ổn định:

Ở trường hợp này ta có: Fj = 0 , Fm = 0, 0F , Ff 0 (lực cản lăn nhỏ có thể bỏ qua).

*Xét ổn định theo điều kiện lật đổ:

Ô tô có xu hướng lật đổ quanh trục qua điểm tiếp xúc của hai bánh xe ở cầu sau vớimặt đường.

Thế các giá trị trên vào (7.1) và làm tương tự như ở trường hợp ổn định dọc tĩnh ta xácđịnh được góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ khi xe chuyển động lên dốc:

tg α đ =g

bh

(7.27)

Khi xe chuyển động xuống dốc ta cũng xác định được góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổlà:

tg α' đ =g

ah

(7.28)

*Xét ổn định theo điều kiện trượt:

Khi lực kéo chủ động đạt tới giới hạn bám thì xe bắt đầu trượt( xét trường hợp chỉ cócầu sau chủ động):

sinGZFF 2maxk (7.29)Mặt khác ta có:

F = φ Z2 = (acos φα đ + hgsin φα đ) (7.30)

Với Z2 được xác định bằng cách lấy mômen đối với điểm O1.Từ (7.29) và (7.30) : Ta xác định được góc dốc giới hạn mà xe bị trượt:

tg φα đ =g

φaL

φh

-(7.31)

Trong đó :Fkmax – Lực kéo tiếp tuyến lớn nhất ở bánh xe chủ động.F – Lực bám của bánh xe chủ động.

φ – Hệ số bám dọc của bánh xe với mặt đường.

Điều kiện để đảm bảo cho ô tô trượt trước khi bị lật đổ là : tg φα đ < tg α đ

7.2.1.2.3. Trường hợp xe kéo rơmóc chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ và ổn định:

Ở trường hợp này ta có: Fj = 0, 0F , Ff 0 , cos α 1.

*Xét ổn định theo điều kiện lật đổ:

φGL

118

Xe có xu hướng lật đổ quanh trục qua điểm tiếp xúc của hai bánh xe cầu sau với mặtđường (điểm O2).

Khi tăng góc dốc α đến giá trị giới hạn thì bánh xe cầu trước nhấc khỏi mặt đường: Z1= 0

Thế các giá trị trên vào (7.1) ta được:

tg α đ =g

mm

g GhhF

hb (7.32)

Trong đó :Fm – Lực kéo rơmóc.hm – Chiều cao từ điểm đặt móc kéo đến mặt đường.

* Xét ổn định theo điều kiện trượt:

Xe có xu hướng trượt từ trên dốc xuống dưới dốc.Khi lực kéo tiếp tuyến đạt tới giá trị giới hạn bám thì ô tô trượt dọc.

2maxk ZFF (7.33)Mặt khác ta có : sin)GG(FsinGF mmk

(7.34)Với: Fm = Gm sin αThế các giá trị mF = 0, Ff 0 vào (7.2) và kết hợp với (7.33),(7.34) ta được:

m

φ φ φ m m φ

φ(G + G)sinα = (Gsinα hg + Gcosα a + G h sinα )

L

φg m m

Gaφ

tgα =

G(L

φh ) + G (L φh )

- -(7.35)

7.2.1.2.4. Trường hợp xe chuyển động ổn định với vận tốc cao trên đường nằm ngangkhông kéo rơmóc:

Trong trường hợp này (thường là ô tô du lịch) ta có: Fj = 0 , Fm = 0 , α = 0, bỏ qua ảnhhưởng của lực cản lăn.

Sơ đồ mômen và lực tác dụng lên ô tô như hình 7.2Khi đó xe có khả năng bị lật do lực cản không khí gây ra nếu chuyển động với tốc độ

rất lớn. Lực cản không khí tăng tới giá trị giới hạn, xe sẽ bị lật quanh điểm O2 ( O2 là giaođiểm của mặt phẳng qua trục bánh xe sau với đường), lúc đó phản lực Z1 = 0.

Để xác định vận tốc giới hạn mà xe bị lật đổ, ta sử dụng công thức (7.3):

LhF)frb(G

Z gb

1

Ta coi Mf 0 vì trị số của nó rất nhỏ so với F , thay giá trị 20WvF và rút gọn ta

được vận tốc nguy hiểm mà xe bị lật đổ:

119

ng

Gbv =Wh

(7.36)

Trong đó:vn – Vận tốc giới hạn mà xe bị lật đổ (m/s).W – Nhân tố cản không khí: W = 0,625CxS có đơn vị là Ns2/m2, với Cx

là hệ số cản không khí có đơn vị Ns2/m4 và S là diện tích cản khôngkhí có đơn vị là m2.

Để thuận tiện ta đổi sang đơn vị km/h:

ng

Gbv =3,6Wh

(7.37)

* Nhận xét:

+ Sự mất ổn định của xe phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm của xe và móc kéo, nhân tốcản không khí, hệ số bám của xe với mặt đường…+ Đối với những xe thường chuyển động với vận tốc cao hoặc thường hoạt động trênnhững địa hình phức tạp nên hạ thấp trọng tâm để tăng tính ổn định cho ô tô.

7.2.2. Tính ổn định ngang của ô tô khi chuyển động thẳng trên đường nghiêng ngang:

7.2.2.1. Xét ổn định theo điều kiện lật đổ:

Ôtô có xu hướng lật đổ quanh trục nằm trong mặt phẳng của đường và đi qua điểmtiếp xúc của hai bánh xe bên trái với mặt đường (điểm B) như hình 7.7.

Lấy mômen đối với điểm B và rút gọn ta được :

Z’=g jn

cG cosβ Gh sinβ M

2c

- -(7.38)

Khi góc β tăng tới giá trị giới hạn β đ thì xe bị lật quanh trục đi qua B. Lúc đóZ’= 0.

Thông thường giá trị Mjn nhỏ nên có thể coi Mjn0 , xe không kéo rơmóc nênFm = 0.

Ta xác định được góc giới hạn lật đổ khi xe chuyển động trên đường nghiêngngang là:

tgβ đ =g

c2h

(7.39)

Trong đó :β đ - Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ.

120

Hình7.7: Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô khi chuyển động thẳng

trên đường nghiêng ngang.

Trong đó:Y’ , Y” - Các phản lực ngang tác dụng lên các bánh xe bên phải và bên trái.β - Góc nghiêng ngang của đường.Z’ , Z” - Các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe bên

phải và bên trái.jnM - Mômen của các lực quán tính tiếp tuyến tác dụng trong mặt phẳng

ngang khi ô tô chuyển động không ổn định.

7.2.2.2.Xét ổn định theo điều kiện trượt:

Khi chất lượng bám của bánh xe với đường kém thì xe có xu hướng trượt khi chuyểnđộng trên đường nghiêng ngang.

Để xác định góc giới hạn khi xe bị trượt, ta lập phương trình hình chiếu các lực lênmặt phẳng song song với mặt đường :

Gsin φβ = Y’ + Y” = yφ (Z’+ Z”) = y

φ

φ Gcosβ (7.40)Trong đó:

φβ - Góc dốc giới hạn mà ô tô bị trượt.

yφ - Hệ số bám ngang giữa bánh xe và mặt đường.

Rút gọn biểu thức (7.40) ta được:tg φβ = yφ (7.41)

Để đảm bảo an tồn thì xe phải bị trượt trước khi lật đổ, nghĩa là:

tg φβ < tgβ đ hay yφ <g

c2h

(7.42)

Khi ô tô đứng yên trên đường nghiêng ngang, ta cũng xác định được góc nghiêng giớihạn mà tại đó xe bị lật đổ hoặc bị trượt.

h

Mjn

G

Gsin

Y’

Y”

Z’

Z”A

Bc

c/2

T

c/2

Gcos

121

Ở trường hợp này, ô tô chỉ chịu tác dụng của trọng lượng. Phương pháp xác định cũngtương tự như phần trên, ta có ngay góc giới hạn mà xe bị lật đổ:

tgβ t =g

c2h

(7.43)

Cũng tương tự ta có góc giới hạn mà xe bị trượt là:tg t

φ

β = yφĐiều kiện để xe trượt trước khi lật đổ là:

tg t

φ

β < tgβ t hay yφ <g

c2h

(7.44)

123

CHƯƠNG 8

TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ô TÔ

Mục tiêu:

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Định nghĩa được tính năng cơ động của ô tô.2. Xác định được các thông số hình học ảnh hưởng đến tính năng cơ động của ô tô.3. Giải thích được khả năng cơ động của ô tô có cầu trước chủ động.4. Phân tích được ảnh hưởng của hiệu suất riêng của vi sai đến tính năng cơ động của

ô tô.5. Trình bày được hiện tượng lưu thông công suất ở ô tô có nhiều cầu chủ động.

124

8.1. CÁC THÔNG SỐ HÌNH HỌC ẢNH HƯỞNG ĐẾN TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦAÔ TÔ:

8.1.1. Khái niệm về tính năng cơ động của ô tô:

Tính năng cơ động của ô tô là khả năng chuyển động linh hoạt và khả năng thích ứngcủa chúng với những điều kiện đường xá khó khăn và địa hình phức tạp.

Tính năng cơ động phụ thuộc chủ yếu vào các yếu tố sau:- Chất lượng kéo, bám ở các bánh xe.- Các thông số hình học của ô tô.Ngồi ra, những đặc điểm về cấu tạo của các cụm riêng biệt của ô tô và trình độ

thành thạo của người lái cũng ảnh hưởng đến tính năng cơ động.

8.1.2. Các thông số hình học:

8.1.2.1. Khoảng sáng gầm xe:

Đó là khoảng cách giữa điểm thấp nhất của gầm xe với mặt đường được ký hiệulà h.

Khoảng cách này đặt trưng cho độ nhấp nhô lớn nhất của mặt đường mà xe có thểvượt qua được.

Ở những ô tô có tính năng cơ động thấp h = 175÷210mm (đối với ô tô du lịch) và h =240÷275 mm (đối với ô tô tải).

Ở những ô tô có tính năng tính năng cơ động cao, khoảng sáng này thường lớn hơn sovới ô tô có tính năng cơ động thấp từ 20÷50 mm.

Ở những xe đặc biệt khoảng sáng gầm xe này có thể đạt tới 400 mm hoặc cao hơn.

Hình 8.1: Các thông số hình học về tính năng cơ động của ô tô

8.1.2.2. Bán kính cơ động dọc và cơ động ngang:

Hai thông số này đặt trưng cho hình dạng của chướng ngại vật mà xe có thể khắc phụcđược.

h

1 2

125

- Bán kính cơ động dọc 1 là bán kính lớn nhất của mặt trụ tiếp tuyến với các bánh xetrước và bánh xe sau và đi qua điểm thấp nhất của gầm xe trong mặt phẳng dọc.

- Bán kính cơ động ngang 2 là bán kính lớn nhất của mặt trụ tiếp xúc với mặt trongcủa lốp xe bên phải và lốp xe bên trái và đi qua điểm thấp nhất của gầm xe trong mặt phẳngngang.

Bán kính cơ động dọc 1 và bán kính cơ động ngang 2 càng nhỏ thì tính năng cơ độngcủa xe càng tốt.

Ở những ô tô có công thức bánh xe 4x2, bán kính cơ động dọc thường nằm trong giới hạnsau:

- Ô tô du lịch: loại nhỏ từ 2,5 đến 3,5 m, loại trung bình từ 3,0 đến 5,5 m và loại lớn từ5,5 đến 8,5 m.

- Ô tô tải: tải trọng nhỏ 1 từ 2,5÷3,5 m; tải trọng trung bình từ 3,0÷5,5 m; tải trọng lớntừ 5,0÷6,0 m.

Ở những ô tô có tính năng cơ động cao, bán kính cơ động dọc nhỏ hơn so với loại ô tôtương tự nhưng có tính năng cơ động thấp, trong đa số các trường hợp bán kính này khôngvượt quá trị 1 từ 2,0÷3,6 m.

8.1.2.3. Góc cơ động trước và góc cơ động sau:

Khi ô tô cần phải vượt qua những chướng ngại vật lớn như các đường hào, gò đống, cầuphà… thì những phần nhô ra phía sau và phía trước của xe có thể va quẹt vào các vật cản.

Tính năng cơ động của ô tô để vượt qua những chướng ngại này phụ thuộc vào trị số củacác góc cơ động trước và góc cơ động sau.

- Góc cơ động trước () là góc nhỏ nhất tạo bởi mặt đường với mặt phẳng tiếp tuyếncủa bánh xe trước và đi qua điểm nhô ra nào đấy của đường bao phía trước của ô tô.

- Góc cơ động sau (β ) là góc nhỏ nhất tạo bởi mặt đường với mặt phẳng tiếp tuyếncủa bánh xe sau và đi qua điểm nhô ra nào đấy của đường bao phía sau ô tô.

Để nâng cao tính năng cơ động của xe người ta mong muốn làm thế nào đấy để các gócnày có giá trị lớn theo khả năng có thể.

Ở những ô tô hiện nay, các góc cơ động ,β có những giá trị sau: β

- Ô tô du lịch có tính năng cơ động thấp : 20÷30o 15÷20o

- Ô tô tải có tính năng cơ động thấp: 40÷50o 20÷40o

- Ô tô có tính năng cơ động cao không nhỏ hơn: 45÷50o 35÷40o

8.2. KHẢ NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA XE CÓ CẦU TRƯỚC CHỦ ĐỘNG:

Các bánh xe bị động ở phía trước khắc phục những chướng ngại vật thẳng đứng kémhơn nhiều so với các bánh chủ động. Điều này được giải thích là các bánh xe bị động tỳ vàochướng ngại vật còn các bánh chủ động có xu hướng tự lăn và leo qua nó nhờ lực Fk.

+ Sơ đồ các lực tác dụng lên bánh xe bị động phía trước khi khắc phục chướng ngạivật thẳng đứng có độ cao h được biểu diễn ở hình 8.2.a, trường hợp này cầu sau là cầu chủđộng.

126

a)b)

Hình 8.2: Sơ đồ lực tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước khikhắc phục chướng ngại vật thẳng đứng.

a – Bánh bị độngb – Bánh chủ động

Các lực tác dụng lên bánh xe bị động gồm có:T- Lực đẩy từ khung tới bánh xe.R- Phản lực của chướng ngại.Z và X - Thành phần thẳng đứng và nằm ngang của phản lực R.

Từ điều kiện cân bằng của bánh xe ta có:Z = Gb ; X = T

Theo sơ đồ lực trên hình 8.2 ta có:

1 1Z = Xtgα = Ttgα

bb 1

1

GG = Ttgα T =

tg

α

Giá trị 1tgα

được xác định từ tam giác AOC:

1 2 2 2

OC r h r htgα = = =

CA r (r h) 2hr h- -

- - -

Nên :2

bb

1

G 2rh hT = = Gtg

α r h-

-(8.1)

Từ công thức trên chúng ta thấy rằng khi h = r thì T ∞, có nghĩa là khi gặp chướngngại vật có độ cao h = r thì ô tô không thể vượt được, ngay cả khi các bánh xe chủ động ở cầusau có lực kéo cực đại.

Ở đây chúng ta đã bỏ qua các yếu tố ảnh hưởng và giả thuyết rằng:- Bánh xe không bị biến dạng.- Mặt đường chướng ngại vật không bị biến dạng.- Bánh xe không bị trượt.

Gb

A rh

T

X

Z R

O

C

ZR

X

T

Gb

Fk”

Fk’

Fk

A

O

C

Mk

127

+ Khi các bánh xe trước là các bánh xe chủ động và cầu sau là cầu bị động, ngồi lực Tvà Gb trên bánh xe còn có mômen Mk, do đó xuất hiện lực kéo Fk (hình 8.2.b).

Từ Fk ta phân tích thành Fk’ và Fk”.Phản lực R từ chướng ngại vật được phân tích thành hai thành phần: X và Z.Khi chiếu tất cả các lực lên trục nằm ngang và thẳng đứng thì ta nhận được:

T = Fk’ - XGb = Z + Fk”

Do nảy sinh lực Fk” nên cho phép bánh xe chủ động dễ dàng khắc phục được nhữngchướng ngại vật có độ cao bằng bán kính của bánh xe, còn lực Fk’ sẽ khắc phục lực cảnchuyển động X và lực tác dụng từ khung lên bánh xe T.

8.3. ẢNH HƯỞNG CỦA HIỆU SUẤT RIÊNG CỦA VI SAI TỚI TÍNH NĂNG CƠĐỘNG CỦA XE:

Vi sai đặt ở cầu chủ động cho phép các bánh xe chủ động quay với những vận tốc góckhác nhau, đồng thời nó phân bố mômen xoắn cho hai bán trục theo một tỉ lệ nhất định. Tỉ lệnày phụ thuộc vào hiệu suất riêng của vi sai. Bởi vậy, hiệu suất riêng của vi sai sẽ ảnh hưởngtrực tiếp đến tính năng cơ động của ô tô.

Trước hết chúng ta quy ước ký hiệu như sau: bán trục e là bán trục quay nhanh, tức làbán trục dẫn đến bánh xe trượt quay nhiều hơn hoặc chuyển động nhanh hơn khi quay vòng,bán trục i là bán trục quay chậm, tức là bán trục dẫn đến bánh xe trượt quay ít hơn hoặcchuyển động chậm hơn khi quay vòng.

Ở phần động học của vi sai, chúng ta đã chứng minh cho vi sai đối xứng là:ne + ni = 2nv

Trong đó:ne – Số vòng quay của bán trục ( hoặc bánh xe ) quay nhanh.ni – Số vòng quay của bán trục ( hoặc bánh xe ) quay chậm.nv – Số vòng quay của vỏ vi sai.

Vì vi sai là cơ cấu có ít nhất hai bậc tự do nên từ biểu thức trên ta suy ra:Nếu ni = 0 thì ne = 2nv , tức là nếu một bán trục ( hoặc một bánh xe ) đứng yên thì bán

trục ( hoặc bánh xe ) còn lại sẽ quay với số vòng quay gấp đôi số vòng quay của vỏ vi sai.Nếu nv = 0 thì ne = -ni , tức là nếu vỏ vi sai bị hãm lại ( cố định ) thì hai bán trục quay

ngược chiều nhau. Bởi vậy:v v v eiie ei

e i

nni = i = i = = = 1n n

- (8.2)

v v vie eiη = η = η (8.3)

v v v veie ie

i

M = iη = i η

M- - (8.4)

Ở đây:viei ; v

eii – Tỷ số truyền từ trục i đến trục e và ngược lại khi vỏ vi sai cố định.vieη ; v

eiη – Hiệu suất truyền động từ trục i đến trục e và ngược lại khi vỏ vi saicố định.

vη – Hiệu suất riêng của vi sai.Me; Mi – Mômen xoắn truyền đến trục e và trục i.

128

Mv – Mômen xoắn truyền đến vỏ vi sai.

Hiện nay, vi sai đặt ở cầu chủ động là vi sai đối xứng, cho nên iv = -1 , suy ra:ve

i

M =η

M(8.5)

Nếu vi sai không có ma sát khi hoạt động thì vη = 1 cho nên mômen xoắn phân bốcho hai bán trục luôn bằng nhau.

Me = Mi (8.6)Trong thực tế, khi vi sai hoạt động thì luôn tồn tại ma sát giữa các chi tiết của nó, nên

vη 1 . Bởi vậy, mômen xoắn phân bố cho hai bán trục sẽ không bằng nhau.

vee i

i

M =η 1 M M

M (8.7)

Như vậy, do ma sát bên trong vi sai nên tỷ số mômen giữa bán trục e và i luôn bằnghiệu suất riêng của vi sai. Nếu ma sát càng lớn, hiệu suất riêng càng nhỏ thì chênh lệch giữagiá trị mômen Me và Mi càng lớn.

Khi xe đi vào trong đường đất xấu, hệ số bám dưới các bánh xe sẽ khác nhau khánhiều, nếu vη = 1 thì mômen sẽ phân bố đều cho hai bán trục. Điều này sẽ làm xấu đi tínhnăng cơ động của xe. Bởi vì, mômen truyền đến bánh xe có hệ số bám nhỏ với mặt đường cókhả năng lớn hơn mômen bám, làm cho bánh xe này quay trơn và mômen xoắn chủ động củacầu không đủ để khắc phục mômen cản.

Theo quan điểm về tính năng cơ động của ô tô thì ma sát trong vi sai là có lợi. Bởi vìkhi có ma sát thì vη 1 và e iM M , tức là vi sai cho phép truyền mômen xoắn lớn chobánh xe không bị trượt ( bánh xe quay chậm) và truyền mômen xoắn nhỏ cho bánh xe bị trượt(bánh xe quay nhanh ). Cho nên mômen xoắn chủ động của cầu sẽ tăng lên ( so với trườnghợp vη = 1) và có thể khắc phục được mômen cản.

Khi mômen xoắn chủ động tăng lên thì lực kéo ở các bánh xe chủ động cũng tăng lên.Thực tế cho thấy, ở vi sai có hiệu suất riêng lớn ( ma sát trong nhỏ ) thì lực kéo tổng cộng chỉtăng khoảng 46%. Ở vi sai cam và vi sai trục vít có hiệu suất riêng nhỏ ( ma sát trong lớn )thì lực kéo tổng cộng có thể tăng 1015%.

8.4. HIỆN TƯỢNG LƯU THÔNG CÔNG SUẤT Ở XE CÓ NHIỀU CẦU CHỦ ĐỘNG:

Trong số những biện pháp khác nhau được sử dụng để nâng cao chất lượng kéo – bámcủa ô tô, thì đối với những ô tô cần tính năng cơ động cao, người ta thường sử dụng biện pháptăng số cầu chủ động. Với cách bố trí này, chất lượng kéo – bám của ô tô sẽ tăng rất nhiềunhờ việc tận dụng tới mức tối đa trọng lượng sử dụng của xe để biến thành trọng lượng bám.

Để đơn giản cho việc nghiên cứu, ta xét loại xe bố trí theo sơ đồ 4x4 (bốn bánh xe đềulà bánh xe chủ động).

Động lực học kéo của xe có bốn bánh chủ động như trên phụ thuộc vào sơ đồ dẫnđộng đến các trục chủ động, bởi vì cấu trúc dẫn động có ảnh hưởng tới việc phân bố lực kéogiữa các bánh xe trước và sau.

Hiện nay, người ta hay sử dụng hai loại dẫn động: dẫn động cứng và dẫn động vi sai(hình 8.3).

129

Loại dẫn động cứng được biểu thị trên sơ đồ hình 8.3a. Cả hai trục của ô tô (trụctrước và trục sau) được nối động học cứng với nhau qua hộp phân phối 1, do đó mối quan hệđã được xác định giữa vận tốc góc của chúng là không đổi trong quá trình làm việc.

Loại dẫn động vi sai được biểu thị trên sơ đồ hình 8.3b . Trong hộp phân phối có vi sai2, do kết quả tác động của hiệu ứng vi sai nên mối quan hệ giữa vận tốc góc của hai trục cóthể thay đổi trong quá trình làm việc.

Đặc tính khác nhau về mối quan hệ động học giữa các trục cũng gây nên sự khác nhautrong việc phân bố mômen chủ động cho chúng.

Ở những ô tô có dẫn động cứng của hai trục chủ động thì luôn có sự không tương ứngđộng học giữa các bánh xe trước và sau. Khi chuyển động trên mặt đường bằng phẳng, sựkhông tương ứng động học được biểu thị ở chỗ: tốc độ vòng lý thuyết của các bánh xe trướcvà sau có thể khác nhau, trong khi các trục của chúng lại gắn chặt với khung xe và phải dichuyển với cùng một vận tốc tịnh tiến. Việc đảm bảo sự đồng bộ tuyệt đối vận tốc vòng củacác bánh xe trước và sau thực tế là không thể thực hiện được, vì bán kính của các bánh xe cóthể sai lệch so với tính tốn do nhiều nguyên nhân gây ra như: sai số chế tạo, độ mài mòn củalốp, áp suất không khí trong lốp, sự dao động của tải trọng thẳng đứng tác dụng lên các bánhxe…

Hình 8.3: Sơ đồ dẫnđộng đến các trục chủ động.

a- Dẫn động cứng (trong hộp phân phối không có vi sai)b- Dẫn động qua vi sai (trong hộp phân phối có vi sai)

Trên đường vòng, sự không tương ứng động học được tạo nên ở chỗ: khi ô tô chuyểnđộng trên đường cong thì mỗi trục của chúng phải đi được những quãng đường khác nhau,

1

Hộp số

2

Hộp số

a)

b)

130

nhưng hai trục của xe được xem như gắn với khung lại di chuyển với cùng một vận tốc tịnhtiến.

Dưới đây chúng ta nghiên cứu trường hợp chuyển động thẳng của ô tô có kết cấu dẫnđộng cứng hai trục khi có sự sai khác về tốc độ vòng giữa các bánh xe trước và sau.

Ở trường hợp này, sự cân bằng vận tốc tịnh tiến của hai trục chủ động chỉ có thể đạtđược trong điều kiện có sự trượt quay hay trượt lết của các bánh xe, vì trượt quay làm giảmvận tốc tịnh tiến của trục các bánh xe, còn trượt lết làm tăng nó lên.

Điều kiện cân bằng vận tốc tịnh tiến của hai trục chủ động được biểu thị bằng phươngtrình sau:

v'(1δ') = v"(1 δ")

- - (8.8)

Dấu ( ' ) ứng với trục đặt bánh xe có vận tốc vòng lý thuyết lớn và dấu (") ứng với trụcđặt bánh xe có vận tốc vòng lý thuyết nhỏ. Chúng ta giả sử rằng các bánh xe của trục trước làbánh quay nhanh và các bánh xe của trục sau là bánh quay chậm. Trị số δ trong phương trìnhtrên đặt trưng cho sự trượt quay và trượt lết của các bánh xe; trường hợp trượt quay nó lấy dấudương và trường hợp trượt lết nó lấy dấu âm để đưa vào phương trình.

Chúng ta gọi tỉ số v'/v" là hệ số không tương ứng động học của các bánh xe chủ độngtrước và sau, ký hiệu là k.

Giữa sự trượt của các bánh xe chủ động quay nhanh và quay chậm có mối quan hệ xácđịnh và tìm được từ phương trình (8.2) như sau:

v'δ" = 1 (1 δ') = 1 k(1 δ')v"

- - - - (8.9)

Trị số δ' trong biểu thức (8.8) có giá trị dương, vì các bánh xe quay nhanh bao giờcũng làm việc với mức độ trượt quay nào đó. Còn về phần bánh xe quay chậm, trị số trượt δ"có thể có giá trị âm, bằng không hoặc dương. Nếu δ" có giá trị âm thì các bánh xe quay chậmsẽ chuyển động với sự trượt lết; δ" = 0 chúng lăn không trượt quay và không trượt lết ; nếuδ" > 0 chúng làm việc với sự trượt quay, nhưng trị số trượt quay của chúng nhỏ hơn so vớibánh xe quay nhanh.

Chỉ tiêu kéo tốt nhất của ô tô chỉ có thểâ nhận được khi có sự cân bằng vận tốc vòngcủa các bánh trước và sau, nghĩa là ở điều kiện hệ số không tương ứng động học k = 1. Ởtrường hợp này, các bánh trước và sau làm việc với cùng một độ trượt và chất lượng bám củachúng được sử dụng ở mức độ bằng nhau.

Khi tồn tại sự không tương ứng động học của các bánh xe thì chỉ tiêu kéo của ô tôgiảm nhiều. Nếu do hậu quả của việc mất tương ứng động học mà các bánh xe trước và sau bịtrượt với mức độ khác nhau khi làm việc, thì chất lượng bám của các bánh xe quay chậm sẽđược sử dụng ở mức độ nhỏ hơn so với chất lượng bám của các bánh xe quay nhanh. Độkhông tương ứng động học càng lớn thì chất lượng bám của các bánh xe trên hai trục càngmất đồng đều. Aûnh hưởng xấu nhất tới chỉ tiêu kéo của xe là khi các bánh xe quay chậm bịtrượt lết. Ở trường hợp này, thực tế là xe chỉ còn lại hai bánh chủ động, vì các bánh xe bị trượtlết đã trở thành bánh bị động.

Dưới đây chúng ta nghiên cứu sự chuyển động của ô tô 4x4 khi các bánh sau là cácbánh quay nhanh, còn các bánh trước bị trượt lết (hình 8.4)

v

131

Hình 8.4: Sơ đồ minh họa hiện tượng lưu thông công suất có hại.

Ở trường hợp này, trên các bánh xe trước sẽ chịu tác dụng của lực kéo tiếp tuyến âm -Fk”, được tạo nên bởi phản lực của đất và có chiều ngược lại với chiều chuyển động của ô tô.Lực này tạo nên một mômen xoắn truyền tới các bánh xe sau qua hệ thống truyền lực. Nhưvậy, công suất truyền tới các bánh xe chủ động phía sau sẽ theo hai dòng: một từ động cơ theochiều mũi tên mảnh và một từ các bánh trước theo chiều đường mũi tên chấm khuất. Cả haidòng công suất này được truyền tới các bánh xe sau theo đường nét đậm và tạo nên lực kéotiếp tuyến dương Fk’.

Một phần lực kéo tiếp tuyến Fk’ được truyền qua khung xe tới các bánh quay chậmphía trước để khắc phục lực cản được tạo nên bởi lực -Fk”. Như vậy, công suất được tạo nênbởi phản lực -Fk” của đất ở các bánh xe bị trượt lết sẽ lưu thông theo vòng khép kín: từ bánhbị trượt lết qua hệ thống truyền lực tới các bánh chủ động, rồi lại từ các bánh chủ động quakhung của xe đi ngược trở lại các bánh bị trượt. Phần công suất lưu thông này là vô ích, thậmchí là có hại, vì vậy nó được gọi là công suất ký sinh. Nó không phải là nguồn năng lượng bổsung cho ô tô mà chỉ gây thêm tải trọng phụ cho hệ thống truyền lực và làm tăng tổn thất cơkhí.

Công suất ký sinh phát sinh rõ nét trong những trường hợp mà ở đó điều kiện làm việckhông cho phép nhận được sự khác biệt cần thiết về trị số trượt của các bánh xe chủ độngtrước và sau đủ để bù đắp lại độ không tương ứng động học giữa chúng. Những trường hợpnói trên thường xảy ra khi chuyển động trên mặt đường cứng và chạy không tải. Trong nhữngđiều kiện này, việc sử dụng cầu chủ động thứ hai không những không có lợi mà còn có hại.

Khi ô tô 4x4 làm việc trên đường đất mềm bở xốp hoặc ẩm ướt với tải trọng lớn, điềukiện để đạt được sự khác biệt cần thiết về trị số trượt của các bánh trước và sau là hồn tồn cóthể đạt được và như vậy sẽ bù đắp cho độ không tương ứng về mặt động học giữa các bánhxe. Vì vậy, khi ô tô làm việc trên đường đất mềm với tải trọng đủ lớn thì công suất ký sinhthường không phát sinh khi chạy thẳng.

Khi quay vòng, ở ô tô có các trục chủ động nối động học cứng với nhau người ta luônquan sát thấy sự lưu thông của công suất ký sinh. Các bánh trước, mà chúng cần phải đi đượcquãng đường lớn hơn bánh xe sau, sẽ chuyển động với sự trượt lết và chúng chịu tác dụng củanhững lực kéo âm. Bán kính quay vòng càng nhỏ thì công suất ký sinh càng lớn.

Hiện tượng lưu thông công suất có hại không những tồn tại ở ô tô có nhiều cầu chủđộng và các trục của chúng được nối với nhau bằng hệ thống động học cứng (hộp phân phối),mà còn xuất hiện ngay trong cầu chủ động khi vi sai giữa các bánh xe bị gài cứng ở cáctrường hợp xe chuyển động trên mặt đường cứng và quay vòng.

Để tránh hiện tượng lưu thông công suất ở các ô tô có tính năng cơ động cao, thì trongcác điều kiện làm việc bình thường trên mặt đường tốt không nên sử dụng cùng một lúc nhiềucầu chủ động và gài cứng vi sai giữa các bánh xe.

Fk’ Fk”

133

CHƯƠNG 9

PHANH Ô TÔ

Mục tiêu :

Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng :1. Nêu được lực phanh và mô men phanh cần thiết trên ô tô.2. Xác định được lực phanh và các mômen tác dụng lên bánh xe khi phanh.3. Xác định được lực phanh ô tô và điều kiện bảo đảm phanh tối ưu.4. Tính tốn được phân bố lực phanh và mô men phanh.5. Tính tốn được mômen phanh cần thiết tại các cơ cấu phanh.6. Xác định được các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh.7. Trình bày được ổn định của ô tô khi phanh.8. Trình bày được về phanh chống hãm cứng ABS, khả năng nâng cao hiệu quả và ổn định

của ô tô khi phanh.

134

9.1. LỰC PHANH VÀ MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TRÊN Ô TÔ.

9.1.1. Lực phanh và các mômen tác dụng lên bánh xe khi phanh :

Hình 9.1: Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên bánh xe khi phanh.

Khi đạp phanh thì ở cơ cấu phanh tạo ra mômen ma sát còn gọi là mômen phanh Mp. Tạivùng tiếp xúc giữa bánh xe với đường xuất hiện lực phanh (Fp) ngược với chiều chuyển động củaô tô.

Ta có:

Fp = p

b

Mr

(9.1)

Với :Mp – Mômen phanh tác dụng lên bánh xe.Fp – Lực phanh tác dụng tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường.rb – Bán kính tính tốn của bánh xe.

Khi mômen phanh Mp tăng thì lực phanh Fp tăng, nhưng lực phanh không thể tăng mộtcách tùy ý. Bởi vì lực phanh lớn nhất bị giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường,nghĩa là:

Fpmax = F = Zb. (9.2)

Gb

Fp

Fx

Zb

v

Mp

Mjb

Mf

rb

0

135

Trong đó :F – Lực bám dọc giữa bánh xe với mặt đường.Zb – Phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe. – Hệ số bám dọc giữa bánh xe với mặt đường.

Khi phanh, ngồi mômen phanh, còn có mômen quán tính Mjb và mômen cản lăn tác dụnglên bánh xe.Bởi vậy lực hãm tổng cộng tác dụng lên bánh xe sẽ là :

Fh = p f jb

b

M M Mr

= Fp +

b

jbf

rMM

(9.3)

Trong quá trình phanh, do Mp tăng dần nên Fp cũng tăng dần lên và đến một lúc nào đó Fp

= Fpmax = F thì các bánh xe bị trượt lết. Khi bánh xe bị trượt lết hồn tồn thì hệ số bám giảmxuống giá trị min, cho nên lực phanh cũng giảm xuống giá trị nhỏ nhất, dẫn đến hiệu quả phanhthấp nhất. Ngồi ra, nếu các bánh xe trước bị trượt lết sẽ làm mất tính dẫn hướng khi phanh (xekhông điều khiển được), còn nếu các bánh xe sau bị trượt lết sẽ làm mất tính ổn định khi phanh(các bánh xe dễ dàng bị trượt ngang khi có lực ngang nhỏ tác dụng lên xe).

Từ biểu thức (9.2) ta thấy rằng để có Fp lớn thì cả hệ số bám và Zb đều phải có giá trị lớn.Cho nên để sử dụng hết tồn bộ trọng lượng bám của xe, chúng ta phải bố trí cơ cấu phanh ở tất cảcác bánh xe.

Khi phanh, động năng hoặc thế năng của xe bị tiêu hao cho ma sát giữa má phanh và trốngphanh, giữa lốp và mặt đường cũng như để khắc phục các lực cản chuyển động.

Nếu mômen phanh càng tăng thì cơ năng biến thành nhiệt năng giữa trống phanh và máphanh, giữa lốp và mặt đường càng tăng.

Khi bánh xe bị hãm cứng hồn tồn thì công ma sát giữa trống phanh và má phanh cũng nhưsự cản lăn không có nữa, tất cả năng lượng hầu như biến thành nhiệt năng ở vùng tiếp xúc giữalốp và mặt đường.

Sự trượt lết sẽ làm giảm hiệu quả phanh,tăng độ mòn của lốp, tăng độ trượt dọc và ảnhhưởng xấu đến tính ổn định ngang của xe.

9.1.2. Lực phanh ô tô và điều kiện bảo đảm phanh tối ưu :

9.1.2.1. Lực phanh ô tô :

136

Hình 9.2: Các lực tác dụng lên ô tô khi phanh.

Các lực tác dụng lên ôtô khi phanh :+ Trọng lượng tồn bộ của ô tô G đặt tại trọng tâm.+ Lực cản lăn ở các bánh xe trước và sau Ff1, Ff2.+ Phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe trước và sau Z1, Z2.+ Lực phanh ở các bánh xe trước và sau Fp1, Fp2.+ Lực cản không khí F.+ Lực quán tính jF do khi phanh có gia tốc chậm dần.Lực quán tính jF được xác định theo biểu thức sau :

Fj =gG jp (9.4)

Ở đây :g – Gia tốc trọng trường (g = 9,8 m/s2).jp – Gia tốc chậm dần khi phanh.

Khi phanh thì lực cản không khí F và lực cản lăn Ff1 và Ff2 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 mômen của các lực tác dụng lên ô tô khi phanhđối với các điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường tại E và F, ta có thể xác định các phản lựcthẳng góc Z1 và Z2 tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau :

Z1 =L

hFGb gj= G1 (9.5)

L

G

1Z2Z

v

p1F p2F1fF2fF

F

E F

ba

F jT

1G2G

hg

137

Z2 =L

hFGa gj= G2 (9.6)

Trong đó :a, b, hg – Tọa độ trọng tâm của ô tô.L – Chiều dài cơ sở của ô tô.G1, G2 – Tải trọng tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau khi phanh.

Thay jF ở công thức (9.4) vào Z1 và Z2, ta được :

Z1 = p gj hG (b )L g

= p gj hGb 1L gb

= Z1t.m1p = G1t.m1p (9.7)

Z2 = p gj hG (a )L g

= p gj hGa 1L ga

= Z2t.m2p = G2t.m2p (9.8)

Với :

Z1t =L

Gb ; Z2t =L

Ga

m1p = 1 + p gj hgb

; m2p = 1 – p gj hga

Ở đây :Z1t, Z2t – Phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau khi xe đứng

yên trên mặt phẳng nằm ngang (phản lực tĩnh).m1p, m2p – Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau khi

phanh.G1t, G2t – Tải trọng tĩnh tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau.

Các lực phanh sinh ra ở các bánh xe cầu trước và cầu sau sẽ là :

Fp1 = F1 = Z1 = p gj hG (b )L g

(9.9)

Fp2 = F2 = Z2 = p gj hG (a )L g

(9.10)

Để sử dụng hết trọng lượng bám của ôtô thì cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe trướcvà sau và lực phanh lớn nhất đối với tồn bộ xe là :

Fpmax = G (9.11)

138

9.1.2.2. Điều kiện bảo đảm phanh tối ưu :

Phanh tối ưu có nghĩa là quá trình phanh đạt hiệu quả cao nhất. Quá trình phanh có hiệuquả cao nhất thể hiện qua các chỉ tiêu : Sp = Spmin, tp = tpmin, jp = jpmax. Với Sp, tp, jp là quãngđường phanh, thời gian phanh và gia tốc phanh.

Sự phanh có hiệu quả nhất là khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỷ lệ thuận với tải trọngtác dụng lên chúng, mà tải trọng tác dụng lên các bánh xe trong quá trình phanh lại thay đổi dolực quán tính jF tác dụng lên xe.

Trong trường hợp phanh có hiệu quả nhất thì tỷ số giữa các lực phanh ở các bánh xe trướcvà sau là :

p1

p2

FF

=2

1

.Z

.Z

=2

1

ZZ

=gj

gj

hFGahFGb

(9.12)

Trong quá trình phanh thì lực cản lăn Ff1 và Ff2 không đáng kể, có thể bỏ qua, do đó có thểviết :

jF = Fp1 + Fp2

Và jF max = Fpmax = G (9.13)

Thay jF max vào biểu thức (9.12), ta có :

p1

p2

FF

=g

g

h.ah.b

(9.14)

Biểu thức (9.14) chính là điều kiện để đảm bảo sự phanh có hiệu quả nhất. Nghĩa là để đảmbảo phanh tối ưu thì khi phanh quan hệ giữa các lực phanh Fp1 và Fp2 phải luôn thỏa mãn biểuthức (9.14).

Do trong quá trình phanh tọa độ trọng tâm (a, b, hg) và hệ số bám dọc luôn thay đổi cho

nên tỷ số p1

p2

FF

luôn thay đổi. Muốn vậy phải thay đổi được mômen phanh Mp1, Mp2 sinh ra ở các

cơ cấu phanh đặt ở các bánh xe cầu trước và cầu sau. Để thay đổi Mpi thì phải thay đổi áp suấtdầu hoặc khí nén dẫn đến các xy lanh ở các bánh xe (phanh dầu) hoặc dẫn đến các bầu phanh(phanh khí). Ở hệ thống phanh thường, sự thay đổi áp suất nói trên là không có, nên khi phanhgấp, sau một thời gian ngắn trong tổng thời gian phanh, thì G1 (hoặc Z1) tăng lên, G2 (hoặc Z2)giảm xuống, dẫn đến lực bám F1 tăng, F2 giảm, hậu quả là : Fp1 < F1, Fp2 > F2, làm cho cácbánh xe cầu sau bị hãm cứng và trược lết hồn tồn. Lúc này chỉ cần một lực ngang nhỏ tác dụnglên xe là cầu sau sẽ trượt ngang, làm cho độ ổn định của xe giảm nhanh, xe bị quay ngang và cókhả năng bị lật đổ.

Vì thế, để tránh xảy ra hiện tượng này, hiện nay trên nhiều xe đã bố trí bộ điều hòa lựcphanh hoặc bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh. Các cơ cấu này sẽ tự động điều chỉnh lựcphanh ở các bánh xe bằng cách thay đổi quan hệ áp suất dẫn động phanh đến các cơ cấu phanh ởcầu trước và cầu sau.

9.1.3. Phân bố lực phanh và mômen của ôtô khi phanh :

139

0

Mp2

Mp1

Mp

Muốn quá trình phanh có hiệu quả nhất thì phân bố các lực phanh sinh ra ở các bánh xetrước Fp1 và ở các bánh xe sau Fp2 phải tuân theo biểu thức (9.14). Nếu coi bán kính của bánh xetrước là rb1 và bánh xe sau la ørb2 bằng nhau trong quá trình phanh ta có thể viết quan hệ giữamômen phanh ở các bánh xe trước Mp1 và Mp2 như sau:

p2

p1

MM

= p2 b2

p1 b1

F .rF .r

= p2

p1

FF

(9.15)

Kết hợp các biểu thức (6.14) và (6.38) ta có quan hệ sau:

p2

p1

MM

=g

g

h.bh.a

(9.16)

Trong đó:Mp1 – Mômen phanh sinh ra ở các bánh xe trước.Mp2 – Mômen phanh sinh ra ở các bánh xe sau.

Như vậy muốn đảm bảo hiệu quả phanh tốt nhất thì mômen phanh sinh ra ở các bánh xetrước Mp1 và mômen phanh sinh ra ở bánh xe sau Mp2 phải tuân theo biểu thức (9.16).

Mômen phanh sinh ra ở các bánh xe trước Mp1 và mômen phanh sinh ra ở các bánh xe sauMp2 có thể xác định từ điều kiện bám theo biểu thức sau :

Mp1 = Z1 rb =L

.G.rb (b + .hg) (9.17)

Mp2 = Z2 rb =L

.G.rb (a – .hg) (9.18)

Đối với ô tô đã chất tải nhất định, ta có a, b, hg cố định. Bằng cách thay đổi giá trị dựatrên biểu thức (9.17) và (9.18) ta có thể vẽ đồ thị Mp1=f1(),Mp2 = f2() như sau:

Trên hình 9.3 là đồ thị biểu diễn quan hệ giữa Mp1 và Mp2 với hệ số bám . Đường nét liềnứng với ô tô đầy tải, đường nét đứt ứng với ô tô không tải.

Hình 9.3: Đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa mômen phanh Mp1 và Mp2 với hệ số bám .

140

Mp2

0 Mp1

1

1

2

Từ đồ thị 9.3 có thể vẽ đồ thị quan hệ giữa mômen phanh ở các bánh xe trước Mp1 và ở cácbánh xe sau Mp2 .

Đồ thị trình bày ở hình 9.4 được gọi là đặc tính phanh lý tưởng của ô tô. Bởi vì nếu quan hệgiữa Mp1 và Mp2 theo đúng đường cong 1 (khi đầy tải) hoặc theo đúng đường cong 2 (khi khôngtải) thì ở các bánh xe trước Mp1 M1 và ở cầu sau Mp2 M2 (với M1, M2 là mômen bám củacác bánh xe cầu trước và cầu sau). Tức là mômen phanh ở các bánh xe đã lớn xấp xỉ bằng mômenbám tại mọi thời điểm trong suốt quá trình phanh. Cho nên quãng đường phanh sẽ ngắn nhất, cácbánh xe không bị hãm cứng trong khi phanh và đảm bảo được ổn định của ô tô khi phanh.

Hình 9.4: Đường đặc tính phanh lý tưởng của ô tô.

1 - Đầy tải 2 - Không tải.

Đối với ô tô hiện nay thường dùng dẫn động phanh thủy lực hoặc dẫn động phanh bằng khínén, quan hệ giữa mômen phanh sinh ra ở bánh xe và áp suất trong dẫn động phanh biểu thị nhưsau :

p1 1 1dñM k p (9.19)

p2 2 2dñM k p (9.20)

Ở đây :p1dđ, p2dđ – Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sau.k1 và k2 – Hệ số tỷ lệ tương ứng với phanh trước và phanh sau.

Từ các biểu thức (9.19) và (9.20) có thể xác định quan hệ giữa áp suất trong dẫn độngphanh trước và phanh sau :

1dñ

2dñ

pp

= 1 p2

2 p1

k Mk M

(9.21)

141

p10

p2

1

2

Trên hình 9.5 trình bày đồ thị quan hệ giữa áp suất p1dđ và p2dđ khi quan hệ giữa các mômenphanh 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 sauvà trong dẫn động phanh trước phải tuân theo đồ thị trên hình 9.5. Đồ thị này được gọi là đườngđặc tính lý tưởng của bộ điều hòa lực phanh.

Muốn đảm bảo đường đặc tính p2 = f(p1) theo đúng đồ thị trên hình 9.5 thì bộ điều hòa lựcphanh phải có kết cấu rất phức tạp.

Hiện nay trên ô tô để bảo đảm đường đặc tính thực tế gần đúng với đường đặc tính lý tưởngngười ta phải bố trí hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh.

Hình 9.5: Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh sau và dẫn động phanhtrước để đảm bảo sự phanh lý tưởng.

1 - Đầy tải 2 - Không tải.

9.1.4. Mômen phanh cần thiết tại các cơ cấu phanh :

Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh của ô tô phải đảm bảo giảm tốc độ hoặc dừng ôtô hồn tồn với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép. Ngồi ra còn phải đảm bảo giữ ô tô đứngở độ dốc cực đại (mômen phanh sinh ra ở phanh tay).

Đối với ô tô lực phanh cực đại có thể tác dụng lên một bánh xe ở cầu trước khi phanh trênđường bằng phẳng là:

1tp1 1p 1p

G GbF m m2 2 L

(9.22)

Ở cầu sau là:

142

2tp2 2p 2p

G GaF m m2 2L

(9.23)

Ở đây:G Trọng lượng ô tô khi tải đầy.G1t, G2t Tải trọng tương ứng (phản lực của đất) tác dụng lên cầu trước và sau ở trạng

thái tĩnh, trên bề mặt nằm ngang.m1p, m2p Hệ số thay đổi tải trọng tương ứng lên cầu trước và cầu sau khi phanh.a, b Khoảng cách tương ứng từ trọng tâm ô tô đến cầu trước và cầu sau.L Chiều dài cơ sở của ô tô. Hệ số bám dọc giữa lốp và đường ( = 0,7 ÷ 0,8).Các hệ số m1p, m2p cho trường hợp phanh với cường độ phanh lớn nhất (jp = jpmax) sẽ là :

bh'

1gb

hj1m ggmax

1p

(9.24)

ah'

-1ga

hj-1m ggmax

2p

(9.25)

Trong đó:hg Chiều cao trọng tâm của ô tô.g Gia tốc trọng trường.jmax Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh.

’ Hệ số đặc trưng cho cường độ phanh. (’ =g

jmax )

Ở ô tô cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe (phanh chân). Do đó mômen phanhtính tốn cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là:

bgb1p1t

p1 r)h'(b2LGrm

2G

M (9.26)

Ở cầu sau (ô tô hai cầu) là:

bgb2p2t

p2 r)h'-(a2LGrm

2G

M (9.27)

Trong đó:rb – Bán kính làm việc trung bình của bánh xe.

Khi tính tốn có thể chọn ’ = 0,4 0,5 và = 0,7 0,8.

Đứng về kết cấu của cơ cấu phanh guốc mà xét thì mômen phanh Mp1 và Mp2 phải bằng:Mp1 = M’p1 + M’’p1 (9.28)

143

Mp2 = M’p2 + M’’p2 (9.29)

Ở đây:M’p1, M’’p1 – Mômen phanh sinh ra ở má phanh trước và má phanh sau của mỗi cơ cấu

phanh ở cầu trước.M’p2, M’’p2 – Mômen phanh sinh ra ở má phanh trước và má phanh sau của mỗi cơ cấu

phanh ở cầu sau.9.2. XÁC ĐỊNH CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ HIỆU QUẢ PHANH :

9.2.1. Gia tốc chậm dần khi phanh :

Gia tốc chậm dần khi phanh là một trong những chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượngphanh ôtô. Khi phân tích các lực tác dụng lên ô tô có thể viết phương trình cân bằng lực kéo khiphanh ô tô như sau :

Fj = Fp + Ff + F + F Fi (9.30)

Ở đây :Fj – Lực quán tính sinh ra khi phanh ôtô.Fp – Lực phanh sinh ra ở các bánh xe.Ff – Lực cản lăn.F – Lực cản không khí.F – Lực để thắng tiêu hao cho ma sát cơ khí.Fi – Lực cản lên dốc. Khi phanh trên đường nằm ngang thì lực cản lên dốc Fi =0.

Khi phanh thì F, Ff và F không đáng kể, có thể bỏ qua. Sự bỏ qua này chỉ gây sai sốkhoảng 1,5 2%.

Khi bỏ qua các lực F, Ff , F, và khi ô tô phanh trên đường nằm ngang Fi = 0, ta có phươngtrình sau :

Fj = Fp (9.31)

Lực phanh lớn nhất Fpmax được xác định theo điều kiện bám khi các bánh xe bị phanh hồntồn và đồng thời theo biểu thức :

Fpmax = G

Hay igG jpmax = G (9.32)

Với :i – Hệ số tính đến ảnh hưởng các trọng khối quay của ôtô.

Từ (9.32) ta xác định được gia tốc chậm dần cực đại khi phanh :

jpmax =iδ.g (9.33)

Để jpmax tăng thì ta giảm i và tăng .+ Giảm i bằng cách tách ly hợp khi phanh gấp.+ Tăng bằng cách cải thiện tình trạng mặt đường.

144

9.2.2. Thời gian phanh :

Thời gian phanh cũng là một trong những chỉ tiêu để đánh giá chất lượng phanh. Thời gianphanh càng nhỏ thì chất lượng phanh càng tốt. Để xác định thời gian phanh có thể sử dụng biểuthức sau :

jp =dtdv =

iδ.g (9.34)

Suy ra : dt =.g

δ i

dv (9.35)

Muốn xác định thời gian phanh nhỏ nhất tpmin cần tích phân dt trong giới hạn từ thời điểmứng với vận tốc khi bắt đầu phanh v1, vận tốc khi kết thúc phanh v2 (v1 > v2).

tpmin = 1v

2vdv

.gδ i =

.gδ i

(v1 – v2) (9.36)

Khi phanh ôtô đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, do đó :

tpmin =.g.vδ 1i

(9.37)

Từ biểu thức trên ta thất rằng thời gian phanh ôtô nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc bắt đầuphanh của ôtô, phụ thuộc vào hệ số i và hệ số bám giữa các bánh xe với mặt đường. Để chothời gian phanh nhỏ nhất cần phải giảm i, vì vậy người lái xe nên cắt ly hợp khi phanh. Ngồi raphải thực hiện các biện pháp để tăng hệ số bám dọc .

9.2.3. Quãng đường phanh :

Quãng đường phanh là chỉ tiêu quan trọng nhất để đánh giá chất lượng phanh của ôtô. Đểxác định quãng đường phanh nhỏ nhất, có thể sử dụng biểu thức 9.34 bằng cách nhân hai vế vớidS (dS – Vi phân của quãng đường), ta có :

dtdv dS =

iδ.g dS

Hay là : vdv =iδ.g dS (9.38)

145

Quãng đường phanh nhỏ nhất được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn từ v1đến v2. Ta có :

Spmin = 1v

2vvdv

.gδ i =

.gδ i

1v

2vvdv (9.39)

Spmin =.g.2

δ i

( 2

221 vv ) (9.40)

Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẳn v2 = 0 :

Spmin =.g2.

.vδ 21i

(9.41)

Từ biểu thức trên ta thấy rằng quãng đường phanh nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc chuyểnđộng của ô tô lúc bắt đầu phanh, phụ thuộc vào hệ số bám và hệ số tính đến ảnh hưởng của cáckhối lượng quay i. Để giảm quãng đường phanh cần giảm hệ số i, cho nên nếu người lái cắt lyhợp trước khi phanh thì quãng đường phanh sẽ ngắn hơn.

Cần lưu ý rằng, theo các công thức trên thì jpmax, tpmin, Spmin phụ thuộc vào hệ số bám ,nhưng do lại phụ thuộc vào tải trọng tác dụng lên các bánh xe, tức là phụ thuộc vào trọng lượngtồn bộ của xe G. Bởi vậy jp, tp, Sp có phụ thuộc vào G, mặc dù trong các công thức tính jp, tp, Spkhông có mặt của G.

9.2.4. Lực phanh và lực phanh riêng:

Lực phanh và lực phanh riêng cũng là chỉ tiêu để đánh giá chất lượng phanh. Chỉ tiêu nàyđược dùng thuận lợi nhất là khi thử phanh ôtô trên bệ thử. Lực phanh sinh ra ở các bánh xe của ôtô xác định theo biểu thức :

Fp =b

p

rM

(9.42)

Ở đây :Fp – Lực phanh ô tô.Mp – Mômen phanh ở các cơ cấu phanh.rb – Bán kính làm việc trung bình của bánh xe.

Lực phanh riêng là lực phanh tính trên một đơn vị trọng lượng tồn bộ G của ô tô, nghĩa là :

Fpr = pFG

(9.43)

Lực phanh riêng cực đại ứng với khi lực phanh cực đại :

146

Fprmax = p maxFG

=G.G = (9.44)

Từ biểu thức (9.44) ta thấy rằng lực phanh riêng cực đại bằng hệ số bám . Như vậy về lýthuyết mà nói, trên mặt đường nhựa khô nằm ngang, lực phanh riêng cực đại có thể đạt được giátrị 7580%. Trong thực tế giá trị đạt được thấp hơn nhiều, chỉ khoảng 4565%.

* Nhận xét :Trong các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh thì chỉ tiêu quãng đường phanh là đặc trưng

nhất và có ý nghĩa quan trọng nhất, vì quãng đường phanh cho phép người lái hình dung được vịtrí xe sẽ dừng trước một chướng ngại vật mà họ phải xử trí để khỏi xảy ra tai nạn khi người lái xephanh ở tốc độ ban đầu nào đấy .

Cần chú ý rằng bốn chỉ tiêu nêu trên đều có giá trị ngang nhau (giá trị tương đương), nghĩalà khi đánh giá chất lượng phanh chỉ cần dùng một trong bốn chỉ tiêu trên.

9.3. ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH:

9.3.1. Ổn định của ô tô khi phanh nếu các bánh xe bị hãm cứng:

Để thấy rõ ổn định của ô tô khi phanh nếu các bánh xe bị hãm cứng, trước hết chúng taphải khảo sát mối quan hệ giữa phản lực tiếp tuyến Xb và phản lực ngang Yb tác dụng từ mặtđường lên bánh xe trong quá trình phanh.

Khi phanh, phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe sẽ là:Xb = Fpb + Ffb (9.45)

Nhưng do Ffb rất nhỏ so với Fpb, nên có thể coi:Xb = Fpb (9.46)

Ở đây:Fpb – Lực phanh tác dụng lên bánh xe.Ffb – Lực cản lăn tác dụng lên bánh xe.

Hình 9.6: Nguyên nhân xuất hiện phản lực ngang ở các bánh xe khi phanh.

Trong quá trình phanh, nếu có lực ngang Y tác dụng lên thân xe, thì tại tâm các bánh xesẽ có lực ngang Fy tác dụng, lập tức dưới các bánh xe xuất hiện các phản lực ngang Yb ngượcchiều với Fy ( hình 9.6 ).

Chúng ta giả thiết rằng:x y tqφ φ φ φ

Lúc này dưới bánh xe sẽ xuất hiện đồng thời các lực Fpb và Yb. Hợp lực của chúng là Nb:

GT

YbYb Zb Zb

Fy Fy

Y

147

2 2b pb bN F + Y (9.47)

Phản lực tổng hợp Nb cũng bị giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường.Nghĩa là:

2 2b pb b bmax bN F + Y N

φZ (9.48)

Giá trị Nbmax xác định một vòng tròn có tâm O tại tâm bề mặt tiếp xúc giữa bánh xe vớimặt đường và bán kính R = Nbmax. Vòng tròn này được gọi là vòng tròn giới hạn bám. Nếu cáclực Fpb, Yb hoặc Nb lớn hơn R thì bánh xe sẽ trượt ( hình 9.7).

Hình 9.7:Vòng tròn giới hạn bám củabánh xe khi phanh.

Từ (9.47) ta suy ra:

2 2b b pbY = N F- (9.49)

Theo (9.49) dễ thấy rằng: Khi lực phanh Fpb tăng thì phản lực ngang Yb giảm và ngượclại.

Đặt biệt nếu:Fpb = Fpbmax = Zb và Nb = Nbmax = Zb thì Yb = 0 (9.50)

* Kết luận:Nếu lực phanh Fp = Fpmax = Zb và bánh xe bắt đầu bị hãm cứng thì phản lực ngang tác

dụng lên bánh xe Yb = 0. Lúc này chỉ cần một lực ngang nhỏ Y tác dụng lên thân xe thì ở bánh xesẽ xuất hiện một lực ngang Fy rất nhỏ tác dụng tại tâm bánh xe là làm cho bánh xe sẽ trượt ngang,do ở dưới bánh xe Yb = 0 và không còn cân bằng lực theo chiều ngang.

Chúng ta sẽ sử dụng kết luận trên để xét ổn định của xe khi phanh nếu các bánh xe bị hãmcứng.

9.3.1.1. Các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh:

yO Yb

Nbmax

Fpb

F pbm

ax

R

x

Ybmax

148

Giả thiết rằng xe đang phanh trên đường không thẳng tuyệt đối, cho nên lực quán tính Fjsẽ tạo với trục dọc của xe một góc α 0 ( xem hình 9.8 ). Nếu đường thẳng thì vẫn có lực ngangtác dụng tại trọng tâm T, đó là thành phần Gsin do mặt đường nghiêng ngang một góc β 0 .Như vậy, khi phanh sẽ xuất hiện lực ngang Y tác dụng tại T ( Y = Fjy hay Y = Gsin hoặc Y làlực của gió tạt ngang ).

Hình 9.8: Các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng.

Khi có lực ngang tác dụng tại T thì ở các bánh xe cầu trước xuất hiện các phản lực ngang' " ' "b1 b1 b1 b1 1Y ,Y ( Y + Y = Y ) , còn ở cầu sau do các bánh xe đã bị hãm cứng ( Fp2 Z2 ) nên' "b2 b2Y = 0, Y = 0 , suy ra ' "

2 b2 b2Y = Y + Y 0 .Dễ thấy rằng Y1 = Fjy và Y1, Fjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen Mq làm

quay xe:Mq = Y1a = Fjya (9.51)

Với chiều của Mq như ở hình 9.8 sẽ làm góc tăng lên, dẫn đến Fjy tăng lên và làm chogiá trị Mq càng tăng, xe có khả năng bị quay ngang và nguy cơ xe bị lật đổ là khó tránh khỏi. Bởivậy, nếu các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh là trạng thái chuyển động không ổn định.

9.3.1.2. Các bánh xe cầu trước bị hãm cứng khi phanh:

Vẫn giả thiết rằng: khi xe đang phanh thì có lực ngang Y tác dụng lên thân xe ( Y = Fjy

hay Y = Gsin hoặc Y là lực của gió tạt ngang ). Lúc này các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng (xem hình 9.9 ).

Fp1 Fp2x vFj

Fjy Mq

Fjx

yba

Y1

Y2 = 0

T

Fp1 Fp2x vFj

Fjy

'qM

Fjx

yba

Y2

Y1 = 0

T

149

Hình 9.9: Các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng.

Khi có lực ngang tác dụng tại T thì ở các bánh xe cầu sau xuất hiện các phản lực ngang' " ' "b2 b2 b2 b2 2Y ,Y ( Y + Y = Y ) , còn ở cầu trước do các bánh xe bị hãm cứng ( Fp1 Z1 ) nên' "b1 b1Y = Y = 0 , suy ra ' "

1 b1 b1Y = Y + Y = 0 .

Ta thấy rằng Y2 = Fjy và Y2, Fjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen 'qM làm

quay xe:

'q 2 jyM = Y b = F b (9.52)

Với chiều của 'qM như hình 9.9 sẽ làm góc giảm xuống, dẫn đến Fjy giảm xuống và

làm cho giá trị 'qM càng giảm, tức là nguyên nhân làm quay xe càng giảm xuống và trở về

không. Cho nên nguy cơ xe bị quay ngang là không thể xảy ra.

Tuy nhiên, khi các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng, do các phản lực ngang tác dụng lêncác bánh xe trước bằng không. Nên xe không còn điều khiển được thông qua hệ thống lái, tức làxe bị mất tính ổn định hướng. Bởi vậy, ở trường hợp này xe cũng chuyển động không ổn định.

* Kết luận:+Khi phanh xe, để xe chuyển động ổn định thì không được để các bánh xe cầu trước và

cầu sau bị hãm cứng.+ Nếu tất cả các bánh xe ở cả hai cầu bị hãm cứng và không có lực ngang tác dụng lên xe

thì xe sẽ trượt thẳng. Nếu có lực ngang tác dụng lên xe thì xe sẽ trượt xiên ( vì lúc này ngồi lựcngang Y còn có lực Fj tác dụng theo chiều dọc của xe, nên hợp lực của chúng làm cho xe trượt )và xe chuyển động không ổn định. Nếu hợp lực của lực ngang Y và lực Fj quá lớn thì xe có thể bịlật đổ.

9.3.2. Ổn định của ô tô khi phanh nếu các lực phanh phân bố không đều:

Trong quá trình phanh ô tô thì trục dọc của ô tô có thể bị nghiêng đi một góc nào đấy sovới phương quỹ đạo đang chuyển động. Sở dĩ như vậy là do tổng các lực phanh sinh ra ở cácbánh xe bên phải khác với tổng các lực phanh sinh ra ở các bánh xe bên trái và tạo thành mômenquay vòng Mq quanh trục thẳng đứng z đi qua trọng tâm T của ô tô (hình 9.10).

150

Khi phanh mà ô tô bị quay đi một góc quá mức quy định sẽ ảnh hưởng đến an tồn chuyểnđộng trên đường. Vậy tính ổn định của ô tô khi phanh là khả năng ô tô giữ được quỹ đạo chuyểnđộng như ý muốn của người lái trong quá trình phanh.

Trong phần này chúng ta nghiên cứu sự ổn định của ô tô khi phanh mà các lực phanhphân bố không đều. Sơ đồ nghiên cứu như hình 9.10.

Giả sử ô tô đang chuyển động theo hướng của trục x nhưng sau khi phanh thì ô tô bị lệchmột góc . Trong khi phanh thì ở các bánh xe bên phải có các lực phanh Fp.p1 ở cầu trước và Fp.p2ở cầu sau, còn ở các bánh xe bên trái có các lực phanh Fp.t1 ở cầu trước và Fp.t2 ở cầu sau.

Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên phải là:Fp.p = Fp.p1 +Fp.p2 (9.53)

Và tổng các lực phanh ở các bánh xe bên trái bằng:Fp.t = Fp.t1 + Fp.t2 (9.54)

Giả sử rằng tổng các lực phanh bên phải Fp.p lớn hơn tổng các lực phanh bên trái Fp.t lúcđó ô tô sẽ quay vòng theo hướng mũi tên chỉ trên hình 9.10 quanh trọng tâm T của ô tô.

Mômen quay Mq được xác định theo biểu thức:

q p.p p.t p.p p.tB B BM = F F = ( F F )2 2 2

- - (9.55)

Do có ma sát giữa bánh xe và mặt đường cho nên khi xuất hiện mômen quay vòng Mq thìở các bánh xe của cầu trước sẽ có phản lực Ry1 tác dụng từ đường theo phương ngang (hình 9.10)và ở các bánh xe sau sẽ có phản lực Ry2 tác dụng.

Phương trình chuyển động của ô tô đối với trọng tâm T được viết dưới dạng :

z q y1 y2Iγ = M R a R b

- -..

(9.56)Vì ô tô đã bị xoay đi một góc nghĩa là mômen quay vòng Mq lớn hơn nhiều so với

mômen do các lực Ry1 và Ry2 sinh ra, cho nên để đơn giản cho tính tốn ta có thể bỏ qua các lựcRy1 và Ry2 , lúc đó phương trình (9.56) có dạng:

z qIγ = M..

hoặc q

z

Mγ =

I

..(9.57)

Ở đây:Iz – Mômen quán tính khối lượng của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm T.

151

Hình 9.10: Sơ đồ lựctác dụng lên ô tô khi

phanh mà có hiện tượng quay xedo lực phanh phân bố không đều.

Lấy tích phân phương trình (9.57) ta được:q

1z

Mγ = t + C

I

.(9.58)

Theo điều kiện ban đầu, khi t = 0 thì = 0 nên γ.

= 0, thay vào (9.58) ta có:C1 = 0 , nên:

q

z

Mγ = t

I

.(9.59)

Lấy tích phân phương trình (9.59) ta được:q 2

2z

Mγ = t + C

2I(9.60)

Ở đây: t – Thời gian phanh.

Để tìm giá trị C2 ta cũng sử dụng điều kiện ban đầu khi t = 0 thì = 0 và lắp vào phươngtrình (9.60) ta có C2 = 0, từ đó rút ra được biểu thức cuối cùng để xác định góc lệch do mômenquay vòng Mq gây ra, mà mômen Mq là do sự không đồng đều lực phanh ở các bánh xe phía bênphải và phía bên trái của ô tô tạo ra:

v

b

a

x

B

Mq

Fp.t2

Fp.p2

Fp.p1

Fp.t1

yO

L

T

Ry2

Ry1

152

q 2

z

Mγ = t

2I(9.61)

Từ biểu thức (9.61) thấy rằng góc lệch tỷ lệ thuận với mômen quay vòng Mq, với bìnhphương thời gian phanh t và tỷ lệ nghịch với mômen quán tính khối lượng Iz của ô tô quanh trụcz đi qua trọng tâm của nó.

Theo yêu cầu của nhà máy chế tạo thì ô tô khi xuất xưởng ( chế tạo hoặc sửa chữa) phảiđảm bảo lực phanh ở các bánh xe trên cùng một cầu là như nhau nhằm đảm bảo tính ổn định khiphanh. Độ chênh lệch tối đa giữa các lực phanh ở các bánh xe trên cùng một cầu không vượt quá15% so với giá trị lực phanh cực đại ở các bánh xe của cầu này.

Giả sử rằng các bánh xe ở phía bên phải có lực phanh lớn nhất Fp.pmax theo điều kiện bámgiữa bánh xe với mặt đường, thì lực phanh thấp nhất của các bánh xe phía bên trái cho phép là:

Fp.tmin = 0,85 Fp.pmax (9.62)

Lúc đó mômen quay vòng cực đại Mqmax được xác định như sau:

qmax p.pmax p.tminB BM = F F2 2

-

Hay :

qmax p.pmax p.tmin

p.pmax p.pmax

BM = (F F )2

B = (F 0,85 F )2

-

-

Từ đó ta có:Mqmax = 0,075 BFp.pmax (9.63)

Thế giá trị mômen Mqmax từ biểu thức (9.63) vào biểu thức (9.61) ta tìm được góc lệch cựcđại maxγ :

'pmax 2

maxz

0,075 BFγ = t

2I(9.64)

Ở biểu thức (9.64) thành phần 'pmaxF cần phải hiểu là lực phanh cực đại ở một phía

( có thể phía bên phải hoặc có thể phía bên trái ) theo điều kiện bám.

Lực phanh cực đại 'pmax max

GF =φ

2(9.65)

Thế giá trị 'pmaxF từ biểu thức (9.65) vào biểu thức (9.64), cuối cùng ta có biểu thức xác

định maxγ sau đây:

2max

maxz

BGtφ

γ = 0,019I

(9.66)

153

Góc lệch cực đại maxγ cho phép khi phanh không vượt quá 8o.

9.4. PHANH CHỐNG HÃM CỨNG ABS. KHẢ NĂNG NÂNG CAO HIỆU QUẢ VÀ ỔNĐỊNH KHI PHANH :

Muốn nâng cao hiệu quả và ổn định của ô tô khi phanh thì phải đảm bảo được Fp1 = F1 vàFp2 = F2 trong suốt quá trình phanh. Vì nếu Fp1 < F1 và Fp2 < F2 thì quãng đường phanh sẽ tănglên, còn nếu Fp1 > F1 thì các bánh xe cầu trước bị hãm cứng và xe sẽ mất tính dẫn hướng (xekhông điều khiển được) hoặc nếu Fp2 > F2 thì các bánh xe cầu sau bị hãm cứng và trượt lết trênđường, lúc này chỉ cần một lực ngang nhỏ tác dụng lên xe là các bánh xe sẽ trượt ngang và xe sẽmất tính ổn định khi phanh. Khi các bánh xe bị trượt ngang thì quỹ đạo chuyển động của xe sẽthay đổi, nếu lúc này lực quán tính tác dụng lên xe quá lớn thì xe có thể bị lật đổ.

Hiện tượng nguy hiểm nêu trên thường gặp ở hệ thống phanh thường cổ điển khi phanh gấphoặc phanh trên đường trơn có hệ số bám nhỏ.

Hiện nay, vận tốc của các loại ô tô càng ngày càng được nâng lên. Bởi vậy yêu cầu đặc biệtđược đặt ra cho hệ thống phanh trên các xe đời mới là phải loại trừ được nhược điểm lớn vừa nêutrên của hệ thống phanh thường. Cho nên, trên các ô tô hiện đại đã được trang bị hệ thống phanhchống hãm cứng ABS (Antilock Braking System).

Nhiệm vụ của hệ thống phanh ABS là hiệu chỉnh liên tục áp suất trong dẫn động phanh đểlực phanh ở các bánh xe luôn luôn xấp xỉ bằng lực bám, nhờ đó các bánh xe không bị hãm cứngvà giữ cho độ trượt giữa bánh xe với mặt đường thay đổi trong một giới hạn hẹp xung quanh giátrị po (hình 9.11). Cho nên hệ thống phanh ABS đã đảm bảo được hiệu quả phanh cao nhất, duytrì được tính dẫn hướng và tính ổn định tốt khi phanh (do xung quanh giá trị po thì x xmax vày có giá trị tương đối lớn).

y

x

0,2

0,40,6

0,8 xmax

y

Dung sai trượt của ABS

Đường bê tông khô

Đường bê tông ướtâ

Đường tuyếtĐường băngx

x

x

154

Hình 9.11: Đồ thị biểu diễn sự thay đổi hệ số bám dọcx và hệ số bám ngangy theo độ trượt tương đốip.

Từ đồ thị trên hình 9.11 cho chúng ta thấy:Hệ số bám một mặt phụ thuộc vào loại đường và tình trạng mặt đường, mặt khác còn phụ

thuộc vào độ trượt của bánh xe với mặt đường khi phanh.Hệ số bám dọc khi phanh được định nghĩa :

x = p

b

FG

(9.67)

Với định nghĩa trên thì x = 0 khi lực phanh Fp = 0, tức là lúc chưa phanh. Khi bắt đầuphanh, x tăng nhanh và độ trượt p cũng tăng lên. Khi độ trượt nằm trong khoảng 15 25% thìx xmax, đặc biệt khi p = po = 20% thì x = xmax và y có giá trị khá lớn. Bởi vậy giá trị pođược gọi là độ trượt tối ưu. Thực nghiệm chứng minh rằng, tùy từng loại xe mà po có thể thayđổi trong giới hạn 15 25%.

Ở hệ thống phanh thường, khi gặp nguy hiểm, người lái đạp mạnh lên bàn đạp phanh làmcho áp suất trong dẫn động phanh tăng cao, dẫn đến Fpi > Fi ở các bánh xe, lập tức các bánh xebị hãm cứng và trượt lết hồn tồn p = 100%, do đó x giảm đi gần một nửa, nên lực phanh Fpicũng giảm đi gần một nửa, đồng thời khi p = 100% thì y 0, dẫn đếnFy = y.Gb 0, cho nên khả năng bám ngang của các bánh xe không còn nữa, lúc này chỉ cầnmột lực ngang nhỏ tác dụng lên xe là xe sẽ bị trượt ngang (hình 9.12).

Ưu điểm vượt trội của hệ thống phanh ABS so với phanh thường là : do ABS hiệu chỉnhliên tục áp suất trong dẫn động phanh, nên độ trượt p chỉ dao động trong giới hạn 10 30%(hình 9.12). Ở trong giới hạn này x xmax nên Fpmax xmax.Gb = F, bởi vậy hiệu quả phanh sẽcao nhất. Mặt khác y ở trong giới hạn này cũng có giá trị khá lớn, nên Fy = y.Gb cũng có giátrị lớn, các bánh xe sẽ không bị trượt ngang, do đó đảm bảo được tính dẫn hướng và độ ổn địnhcủa xe khi phanh.

p (%)0 20 40 60 80 100

po

0,2

0,6

0,4

0,8

0 20 40 60 80 100

x, y

xmaxx

y

p (%)po

155

Hình 9.12: Sự thay đổi hệ số bám dọc x và hệ số bám ngang y theo độ trượt tương đối pcủa bánh xe khi phanh.

Để giữ cho các bánh xe không bị hãm cứng và đảm bảo hiệu quả phanh cao cần phải điềuchỉnh áp suất trong dẫn động phanh sao cho độ trượt của bánh xe với mặt đường thay đổi quanhgiá trị po trong giới hạn hẹp. Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh có thể sử dụngcác nguyên lý điều chỉnh sau đây:

+ Theo gia tốc góc chậm dần của bánh xe được phanh ().+ Theo giá trị độ trượt cho trước (p).+ Theo giá trị của tỷ số vận tốc góc của bánh xe với gia tốc góc chậm dần của nó.

Hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh gồm các phần tử sau :+ Cảm biến để phát tín hiệu về tình trạng của đối tượng cần được thông tin, cụ thể là tình

trạng của bánh xe đang được phanh (cảm biến vận tốc góc, cảm biến áp suất, cảm biếngia tốc của xe).

+ Bộ điều khiển để xử lý các thông tin và phát các lệnh nhả phanh hoặc phanh bánh xe (cácbộ điều khiển này thường là loại điện tử).

+ Bộ thực hiện để thực hiện các lệnh do bộ điều khiển phát ra (bộ thực hiện có thể là loạithủy lực, loại khí hay loại hỗn hợp thủy khí).

Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe hiện nay thường sử dụng nguyên lý điều chỉnh ápsuất trong dẫn động phanh theo gia tốc góc chậm dần của bánh xe và ở bánh xe có bố trí cảm biếnvận tốc góc. Biến thiên của vận tốc góc theo thời gian sẽ cho ra giá trị gia tốc góc.

Chúng ta sẽ xem xét sự làm việc của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh bằngnguyên lý điều chỉnh theo gia tốc góc chậm dần.

Trên hình 9.12 trình bày đồ thị chỉ sự thay đổi một số thông số của hệ thống phanh và củachuyển 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 phanhMp tăng lên làm tăng giá trị của gia tốc góc chậm dần của bánh xe và làm tăng độ trượt của nó.Sau khi vượt qua điểm cực đại trên đường cong x = f(p) thì gia tốc góc chậm dần của bánh xebắt đầu tăng đột ngột. Điều này báo hiệu bánh xe có xu hướng bị hãm cứng. Giai đoạn này củaquá trình phanh có bộ chống hãm cứng bánh xe sẽ ứng với các đường cong 0-1 trên hình 9.13 a, bvà c. Giai đoạn này được gọi là pha I (pha bắt đầu phanh hay là pha tăng áp suất trong dẫn độngphanh).

Bộ điều khiển của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh lúc này ghi gia tốc góc tạiđiểm 1 đạt giá trị tới hạn (đoạn c1 trên hình 9.13 c) và ra lệnh cho bộ thực hiện phải giảm áp suấttrong dẫn động. Sự giảm áp suất được bắt đầu với độ chậm trễ nhất định do đặc tính của bộchống hãm cứng bánh xe khi phanh. Quá trình diễn biến từ điểm 1-2 được gọi là pha II (pha giảmsự phanh hay là pha giảm áp suất trong dẫn động phanh). Gia tốc góc của bánh xe lúc này giảmdần và tại điểm 2 gia tốc tiến gần giá trị 0. Giá trị gia tốc góc lúc này tương ứng với đoạn c2 trênhình 9.13 c. Sau khi ghi lại giá trị này, bộ điều khiển ra lệnh cho bộ thực hiện ổn định áp suấttrong dẫn động. Lúc này bánh xe sẽ tăng tốc trong chuyển động tương đối và vận tốc của bánh xetiến gần tới vận tốc của ôtô, nghĩa là độ trượt sẽ giảm và như vậy hệ số bám dọc x tăng lên(đoạn 2-3). Giai đoạn này được gọi là pha III (pha giữ áp suất ổn định).

156

Bởi vì mômen phanh trong thời gian này được giữ cố định cho nên gia tốc góc chậm dầncực đại của bánh xe trong chuyển động tương đối sẽ phát sinh tương ứng với lúc hệ số bám dọcx đạt giá trị cực đại. Gia tốc góc chậm dần cực đại này được chọn làm thời điểm phát lệnh và nótương ứng với đoạn c3 trên hình 9.13 c. Lúc này bộ điều khiển ghi lại giá trị gia tốc góc này và ralệnh cho bộ thực hiện tăng áp suất trong dẫn động phanh. Như vậy sau điểm 3 lại bắt đầu pha Icủa chu kỳ làm việc mới của hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh. Từ lập luận trên thấyrằng hệ thống chống hãm cứng bánh xe khi phanh điều khiển cho mômen phanh thay đổi theochu kỳ khép kín 1-2-3-1 (hình 9.13 a), lúc ấy bánh xe làm việc ở gần hệ số bám dọc cực đại xmaxvà hệ số bám ngang y cũng có giá trị cao. Trong trường hợp bánh xe bị hãm cứng thì các thôngsố sẽ diễn biến theo đường đứt nét trên hình 9.13a.

Hình 9.13: Sự thay đổi các thông số Mp, p và khi phanh có hệ thống chống hãm cứng bánh xe.

b) c)

MP

x

y1

21 23

3x

y

MP

0 ppoa)

Áp

suất

daã

nđ ộ

ng p

hanh

0

1

23

Thời gian t

p

0C1

1

2

3

C2

C3

t

158

CHƯƠNG 10

QUAY VÒNG Ô TÔ

Mục tiêu:Sau khi học xong chương này học viên có khả năng:1. Xác định được động học và động lực học quay vòng của ô tô.2. Trình bày được ảnh hưởng độ đàn hồi của lốp tới quay vòng ô tô.3. Nêu được sự quay vòng ô tô khi lốp biến dạng ngang.4. Trình bày được ảnh hưởng của tính chất quay vòng trung tính, thiếu hoặc thừa tới

tính ổn định chuyển động của ô tô.5. Xác định được tính ổn định chuyển động của xe khi quay vòng theo điều kiện lật

đổ.6. Nêu được tính ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện trượt

ngang.7. Xác định tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng.

159

10.1. ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC QUAY VÒNG CỦA Ô TÔ :

10.1.1. Động học quay vòng của ô tô :

Nhằm quay vòng ô tô, chúng ta có thể sử dụng các biện pháp sau :– Quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước hoặc quay vòng tất cả các bánh xe dẫn

hướng.– Truyền những mômen quay có giá trị khác nhau đến các bánh xe dẫn hướng chủ động

bên phải và trái, đồng thời sử dụng thêm phanh để hãm các bánh xe phía trong so với tâm quayvòng.

Trước hết, chúng ta xét động học quay vòng của xe khi bỏ qua biến dạng ngang của cácbánh xe do độ đàn hồi của lốp. Nếu không tính đến độ biến dạng ngang của lốp, thì khi quayvòng véc tơ vận tốc chuyển động của các bánh xe sẽ trùng với mặt phẳng quay (mặt phẳng đốixứng) của bánh xe.

Trên hình 10.1 mô tả động học quay vòng của ô tô có hai bánh dẫn hướng ở cầu trướckhi bỏ qua biến dạng ngang của lốp. Ở trên sơ đồ : A, B là vị trí của hai trụ đứng. E là điểm giữacủa AB. 1; 2 là góc quay vòng của bánh xe dẫn hướng bên ngồi và bên trong so với tâm quayvòng O. Bởi vậy góc sẽ là đại diện cho góc quay vòng của các bánh xe dẫn hướng ở cầu trước.Mặt khác AC và BD song song với trục dọc của ô tô.

Hình 10.1: Sơ đồ động học quay vòng của ô tô khi bỏ qua biến dạng ngang.

C

1

D

2

BA

F

E

q

L

v1

v4v3

1

v2

2

160

Khi xe quay vòng, để các bánh xe không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuônggóc với các véctơ vận tốc chuyển động của các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, đó là tâmquay vòng tức thời của xe (điểm O).

Theo sơ đồ trên, ta chứng minh được biểu thức về mối quan hệ giữa các góc quay vòngcủa hai bánh xe dẫn hướng để đảm bảo cho chúng không bị trượt khi xe quay vòng :

cotg 1 – cotg 2 =Lq (10.1)

Ở đây :q – Khoảng cách giữa hai đường tâm trụ đứng tại vị trí đặt các cam quay của các bánh

xe dẫn hướng.L – Chiều dài cơ sở của xe.

Từ biểu thức (10.1) ta có thể vẽ được đường cong biểu thị mối quan hệ lý thuyết giữacác góc 1 và 2 : 1 = f(2) khi xe quay vòng không có trượt ở các bánh xe (hình 10.2).

Hình 10.2: Đồ thị lý thuyết và thực tế về mối quan hệ giữa các góc quay vòng của hai bánh xedẫn hướng.

Như vậy, theo lý thuyết để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng lăn không trượt khiquay vòng thì mối quan hệ giữa các góc quay vòng 1 và 2 phải luôn luôn thỏa mãn biểu thức(10.1).

161

Trong thực tế, để duy trì được mối quan hệ nói trên người ta thường phải sử dụng hìnhthang lái. Hình thang lái là một cơ cấu gồm nhiều đòn và nối với nhau bởi các khớp.

Hình thang lái đơn giản về mặt kết cấu nhưng không đảm bảo được mối quan hệ chínhxác giữa các góc quay vòng 1 và 2 như đã nêu ở biểu thức (10.1).

Để tiện so sánh sự sai khác của mối quan hệ lý thuyết và thực tế giữa các góc 1 và 2,trên hình 10.2 ta dựng thêm đường cong biểu thị mối quan hệ thực tế giữa các góc 1 và 2 : 1= ft(2). Độ sai lệch giữa các góc quay vòng thực tế và lý thuyết cho phép lớn nhất không đượcvượt quá 1,5o.

Hình 10.3: Sơ đồ động học quay vòng của ô tô có hai bánh dẫn hướng phía trước.Ở phần này chúng ta sẽ đi xác định các thông số động học của ô tô khi quay vòng theo

sơ đồ ở hình 10.3. Ở sơ đồ này, ý nghĩa của các ký hiệu như sau :R – Bán kính quay vòng của xe. – Góc quay vòng của các bánh xe dẫn hướng.T – Trọng tâm của xe.v – Vận tốc chuyển động của tâm cầu sau. – Bán kính quay vòng của trọng tâm T. – Vận tốc góc của xe khi quay vòng quanh điểm O. – Gia tốc góc của xe khi quay vòng quanh điểm O.

L

0

2

1 R

b

v1

v2

jx

jy

jh

jt v

TFq

162

– Góc tạo bởi OT và OF (F là tâm cầu sau).jh – Gia tốc hướng tâm của trọng tâm T.jt – Gia tốc tiếp tuyến của trọng tâm T.jx – Gia tốc hướng theo trục dọc xe của trọng tâm T.jy – Gia tốc hướng theo trục ngang xe của trọng tâm T.

Từ hình 10.3 ta tính được bán kính quay vòng R của xe. Bán kính quay vòng là khoảngcách từ tâm quay vòng đến trục dọc của xe :

R =tgαL (10.2)

Vận tốc góc của xe khi quay vòng được tính :

=Rv =

Lv tg (10.3)

Gia tốc góc của xe khi quay vòng được xác định :

=dtdω =

Ltgα

dtdv +

dtdα

αLcosv

2 (10.4)

Từ sơ đồ ở hình 10.3 ta có :

cos =22 RL

R

(10.5)

Thay các giá trị từ (10.5) và (10.2) vào (10.4) ta có :

=R1 [

dtdα

LRRLv

dtdv 22

] (10.6)

Hai thành phần gia tốc của trọng tâm T khi xe quay vòng jx và jy được xác định nhưsau:

Như ta đã biết :jh = 2 ; jt = (10.7)

Chiếu jh và jt lên trục dọc và trục ngang của xe, sau đó tổng hợp các vectơ gia tốc thànhphần lại, ta có :

jx = jt.cos – jh.sin = .cos – 2.sin (10.8)

jy = jt.sin + jh.cos = .sin + 2.cos (10.9)

Mặt khác theo hình 10.3 ta lại có :

163

.cos = R ; .sin = b (10.10)

Thay (10.3), (10.6) và (10.10) vào (10.8) và (10.9) ta nhận được :

jx = 2

222

Rbv

dtdα

LRLRv

dtdv

(10.11)

jy = [ dtdα

LRLRv

dtdv 22

]Rb +

Rv 2

(10.12)

10.1.2. Động lực học quay vòng của ô tô :

Chúng ta sẽ xét động lực học quay vòng của ô tô khi bỏ qua biến dạng ngang của cácbánh xe theo sơ đồ ở hình 10.4.

Trước hết xét trường hợp tổng quát : Xe có hai cầu chủ động, quay vòng trên đường cóđộ dốc ( 0) và vận tốc không phải hằng số (j 0).

Ý nghĩa của các ký hiệu trên hình 10.4 như sau :Fjl – Lực quán tính ly tâm tác dụng tại trọng tâm T của xe.Fjlx; Fjly – Hai thành phần của lực Pjl theo trục dọc và trục ngang của xe.Ybi – Các phản lực ngang tác dụng dưới các bánh xe.Fki – Các lực kéo ở các bánh xe.Ffi – Các lực cản lăn.Fi – Lực cản lên dốc.F – Lực cản của không khí.Fj – Lực cản quán tính.Jz – Mômen quán tính tác dụng lên xe xung quanh trục đứng Tz.

164

Hình 10.4: Sơ đồ động lực học quay vòng của ô tô có hai bánh xe dẫn hướng phía trước.

Để xe quay vòng ổn định và xe không bị trượt khỏi quỹ đạo cong của đường thì điềukiện cần và đủ là : Tổng tất cả các lực tác dụng lên xe theo chiều trục Tx và chiều trục Ty phảibằng không , đồng thời tổng các mômen tác dụng lên xe xung quanh trục đứng Tz đi qua trọngtâm của xe phải bằng không. Tức là :

Phương trình cân bằng lực theo chiều trục Tx : iX = 0 (10.12)

Phương trình cân bằng lực theo chiều trục Ty : iY = 0 (10.13)

Phương trình cân bằng mômen xung quanh trục thẳng đứng Tz : izM = 0 (10.14)

Dựa vào các lực và mômen tác dụng lên xe ở hình 10.4, chúng ta sẽ viết được dạngkhai triển các phương trình (10.12); (10.13); và (10.14).

Khi xe quay vòng, lực quán tính ly tâm là lực chủ yếu làm cho xe chuyển động khôngổn định và là nguyên nhân chính gây nên sự nghiêng ngang của thùng xe và làm lật đổ xe. Bởivậy, chúng ta sẽ tính cụ thể độ lớn của nó :

12

q

L

F”k2

a

b

F”f2Y”b2

F’k2

F’f2 Y’b2

F’k1

F’f1

Y’b1 F’’f1

Y’’b1

F’’k1

x

Fi

FjlFjlx

vt

Fj

Fjly

y

F

0

R

T

Jz

165

Fjl = 2 2jlx jlyF F (10.15)

Fjlx = mjx =

2

222

Rbv

dtd

LRLRv

dtdv

gG (10.16)

Fjly = mjy =

2

22

vbdtd

LRLRv

dtdv

gRG (10.17)

Trong trường hợp ô tô chuyển động đều (dtdv = 0) theo một quỹ đạo đường tròn thì góc

quay vòng của các bánh xe dẫn hướng sẽ không đổi = const (dtd = 0) nên ta có :

Fjlx = – 2

2

gRGbv (10.18)

Fjly =gR

Gv 2

(10.19)

Như vậy, khi xe quay vòng, lực Fjl phụ thuộc vào : khối lượng của xe, bán kính quayvòng và nhất là vận tốc chuyển động của ô tô. Để giảm Fjl chúng ta phải giảm vận tốc của xe vàgiảm khối lượng (không được chở quá tải), đồng thời phải tăng bán kính quay vòng của xe.

Trong hai thành phần của Fjl thì thành phần lực ngang Fjly là lực chủ yếu làm cho xechuyển động không ổn định, là nguyên nhân chính gây nên sự nghiêng ngang của thùng xe vàlàm cho xe lật đổ. Bởi vậy chúng ta phải giảm tối đa giá trị Fjly khi ô tô quay vòng.

10.2. ĐẶC TÍNH QUAY VÒNG THIẾU, THỪA VÀ TRUNG TÍNH VÀ CÁC YẾU TỐẢNH HƯỞNG:

10.2.1. Khái niệm về ảnh hưởng độ đàn hồi của lốp tới quay vòng ô tô :

Ở phần này, chúng ta sẽ khảo sát trạng thái quay vòng của xe khi có tính đến biến dạngngang của các bánh xe do độ đàn hồi của lốp. Khi xe quay vòng sẽ có các lực ngang tác dụng lênxe : lực Fjly, lực tạt ngang của gió hoặc thành phần Gsin của trọng lượng xe G (với là gócnghiêng ngang của mặt đường). Đồng thời dưới các bánh xe sẽ xuất hiện các phản lực ngang Ybicó xu hướng chống lại các lực nêu trên và để giữ cho xe chuyển động ổn định (không bị trượtngang).

Khi có phản lực ngang Yb tác dụng giữa bánh xe và mặt đường thì lốp sẽ bị biến dạngngang (hình 10.5).

166

Hình 10.5: Sơ đồ bánh xe lăn khi lốp bị biến dạng dưới tác dụng của lực ngang.

Ở hình 10.5 diện tích abcd biểu thị vết tiếp xúc giữa lốp với mặt đường. Khi phản lựcngang Yb chưa vượt quá lực bám ngang F y giữa bánh xe với mặt đường thì sẽ xuất hiện hiệntượng lệch bên của lốp, tức là vùng tiếp xúc giữa lốp với mặt đường sẽ bị lệch đi một góc sovới mặt phẳng quay của bánh xe. Góc được gọi là góc lệch hướng (góc lệch bên). Kết quả làvéctơ vận tốc chuyển động của bánh xe sẽ lệch đi một góc so với mặt phẳng quay của bánh xe.Như vậy, khi có phản lực ngang Yb tác dụng thì bánh xe sẽ chuyển động lệch hướng so vớihướng chuyển động ban đầu một góc đúng bằng góc .

Mối quan hệ giữa phản lực ngang Yb và góc lệch hướng của lốp được trình bày bằngđồ thị ở hình 10.6. Trên đồ thị đoạn thẳng OA tương ứng với giai đoạn lăn lệch của bánh xekhông có sự trượt ngang, đoạn AB đặc trưng cho sự trượt cục bộ từ lúc bắt đầu (điểm A) tới khitrượt hồn tồn (điểm B). Tại thời điểm này (điểm B) phản lực ngang Yb đạt tới giá trị của lực bámngang của lốp với mặt đường :

Yb = F y = Zby (10.20)

Khả năng của lốp chống lại sự lệch bên (đoạn OA) được đánh giá bằng hệ số chốnglệch bên kc :

Mặt phẳng quaycủa bánh xe.

0

Yba

b

c

d

vO’

167

Hình 10.6: Đồ thị quan hệ giữa phản lực ngang Yb và góc lệch hướng của lốp.

Do Yb = kc nên kc =δ

Yb (N/độ)

+ Giá trị của kc đối với lốp của các loại xe như sau :

– Xe du lịch : kc = 250 750 N/độ.– Xe tải : kc =1150 1650 N/độ.

10.2.2. Quay vòng ô tô khi lốp bị biến dạng ngang :

Chúng ta sẽ khảo sát động học quay vòng của xe khi có kể đến biến dạng ngang của lốpdo độ đàn hồi ở hình 10.7.

0

Yb

ABF y=Zby

168

Hình 10.7: Sơ đồ động học quay vòng của ô tô khi lốp bị biến dạng ngang.

Ý nghĩa của các ký hiệu như sau :R1 – Bán kính quay vòng của xe khi lốp bị biến dạng ngang.v1 – Vận tốc chuyển động tịnh tiến của tâm cầu trước.v2 – Vận tốc chuyển động tịnh tiến của tâm cầu sau. – Góc quay vòng của các bánh xe ở cầu trước.1 – Góc lệch hướng của các bánh xe dẫn hướng ở cầu trước.2 – Góc lệch hướng của các bánh xe dẫn hướng ở cầu sau.

O1

2

2

2

1

1

1

–1

L

FjlyFjl

Fjlx

THF E

–1

2

R1

v1

v2

169

Khi quay vòng, tại trọng tâm T xuất hiện lực quán tính ly tâm Fjl. Dưới tác dụng của Fjlylà thành phần ngang của Pjl, tại bề mặt tiếp xúc giữa các bánh xe với mặt đường xuất hiện cácphản lực ngang Ybi. Dưới tác dụng của các Ybi, ở các bánh xe xuất hiện các góc lệch hướng 1,2. Bởi vậy, véctơ chuyển động v2 của tâm cầu sau sẽ lệch đi so với trục dọc của xe một góc đúngbằng 2. Ở cầu trước, nếu các bánh xe không biến dạng ngang thì véctơ chuyển động của tâm cầutrước v1 sẽ tạo với trục dọc của xe một góc là , nhưng do các bánh xe có biến dạng ngang, chonên véctơ v1 lúc này sẽ tạo với trục dọc của xe một góc đúng bằng ( – 1).

Để xác định tâm quay vòng O1, ta làm như sau :

Kẻ đường thẳng vuông góc với véctơ v1, kẻ đường thẳng vuông góc với véctơ v2, haiđường thẳng này cắt nhau tại O1, đó chính là tâm quay vòng tức thời của xe.

Để tìm bán kính quay vòng của xe, ta làm như sau : từ O1 kẻ đường vuông góc đến trụcdọc của xe, cắt trục dọc tại H, tức là HO1 EF và HO1 chính là bán kính quay vòng R1 cần tìm.

Theo hình 10.7 ta có :EH = R1 tg( – 1)FH = R1 tg2

Suy ra :

L = EH + FH = R1[tg ( – 1) + tg2]

R1 =21 tg)(tg

L

(10.21)

Theo (10.2) bán kính quay vòng của xe khi bỏ qua biến dạng ngang là :

R =tg

L

Nếu các góc 1, 2 và có giá trị nhỏ thì ta có thể coi :

R1 12

L

(10.22)

R L (10.23)

Phương trình (10.22) đặc trưng cho tính chất quay vòng của ô tô khi có tính đến độ biếndạng ngang ở các bánh xe. Có ba trường hợp có thể xảy ra :

* Trường hợp 1 :

170

Nếu 1 = 2 R1 = R : Xe có tính chất quay vòng trung tính (quay vòng định mức).Lúc này bán kính quay vòng thực tế của ô tô R1 bằng bán kính quay vòng lý thuyết R và xe quayvòng đúng với quỹ đạo cong của đường.

* Trường hợp 2 :Nếu 1 > 2 R1 > R : Xe có tính chất quay vòng thiếu. Lúc này bán kính quay vòng

thực tế của ô tô R1 lớn hơn bán kính quay vòng lý thuyết R. Đối với loại xe này, khi quay vòng,người lái phải quay thêm vôlăng để giảm R1 xuống bằng giá trị của R, nhằm đảm bảo cho xequay vòng đúng với quỹ đạo cong của đường.

W2wza* Trường hợp 3 :Nếu 1 < 2 R1 < R : Xe có tính chất quay vòng thừa. Lúc này bán kính quay vòng

thực tế của ô tô R1 nhỏ hơn bán kính quay vòng lý thuyết R. Đối với loại xe này, khi quay vòng,người lái phải giảm bớt góc quay của vôlăng để tăng R1 lên bằng giá trị của R, nhằm đảm bảocho xe quay vòng đúng với quỹ đạo cong của đường.

10.2.3. Aûnh hưởng của tính chất quay vòng trung tính, thiếu hoặc thừa tới tính ổn địnhchuyển động của ô tô :

Trong phần này chúng ta sẽ khảo sát trường hợp : xe đang chuyển động thẳng, người láigiữ vôlăng ở vị trí trung gian. Nhưng sau đó có lực ngang tác dụng lên thân xe (chẳng hạn gióthổi tạt ngang khá lớn hoặc xe đang chuyển động trên đường nghiêng ngang thì thành phần lựcGsin của trọng lượng G của xe chính là lực ngang). Dưới tác dụng của lực ngang lập tức dướicác bánh xe xuất hiện các phản lực ngang ngược chiều với chiều của lực ngang tác dụng lên thânxe. Sự xuất hiện các phản lực ngang làm cho các lốp xe biến dạng ngang và xuất hiện các góclệch hướng làm cho xe đổi hướng chuyển động mặc dù các bánh xe dẫn hướng hồn tồn khôngquay vòng.

Tùy theo xe chúng ta đang xét có tính chất quay vòng trung tính, thiếu hoặc thừa mà sẽcó ba trạng thái chuyển động xảy ra :

10.2.3.1. Trạng thái chuyển động của xe có tính chất quay vòng trung tính (1 = 2) :

Khi có lực ngang tác dụng lên thân xe tại trọng tâm T, xe sẽ đổi hướng chuyển độngtheo hướng véctơ vận tốc vT lệch với hướng chuyển động ban đầu một góc bằng 1. Để tìm tâmquay vòng O1 của xe ta dựng đường thẳng n1 1v và n2 2v . Do 1 = 2 nên 1v // 2v n1 //n2, như vậy bán kính quay vòng của xe R1 . Điều này chứng tỏ sau khi đổi hướng chuyểnđộng thì xe vẫn chuyển động thẳng. Nhưng quỹ đạo chuyển động mới tạo với hướng chuyểnđộng ban đầu một góc bằng 1 (hoặc 2).

Trường hợp này, để xe trở lại hướng chuyển động ban đầu song song với trục đường,người lái chỉ cần quay vôlăng theo hướng ngược lại so với chiều lệch, để đưa trục dọc của xe lệchđi so với trục đường một góc = 1 = 2.

171

Hình 10.8: Sơ đồ chuyển động của ô tô có tính chất quay vòng trung tính.

10.2.3.2. Trạng thái chuyển động của xe có tính chất quay vòng thiếu (1 > 2) :

2 1

v11 vT

Y

v2

n1n2

EF

Hướng chuyển độngcủa xe khi có lực Y tácdụng.

Trục đường.

T

172

Hình 10.9: Sơ đồ chuyển động của ô tô có tính chất quay vòng thiếu.

Khi có lực ngang Y tác dụng lên thân xe tại trọng tâm T, xe sẽ đổi hướng chuyển độngtheo hướng véctơ vận tốc vT, lệch sang trái so với hướng chuyển động ban đầu. Bằng phươngpháp dựng hình chúng ta xác định được tâm quay vòng tức thời O1, bán kính quay vòng R1 vàvéctơ vận tốc chuyển động vT của trọng tâm T ( Tv O1T ).

Trong trường hợp này, xe có khả năng tự giữ được hướng chuyển động thẳng ban đầu nhờlực Fjly có chiều ngược với chiều của lực ngang Y.

Thực tế sẽ có hai khả năng sau xảy ra :+ Nếu Y0 = Y – Fjly = 0 thì các phản lực ngang dưới các bánh xe Ybi 0, cho nên

1 0 và 2 0 và kết quả là xe vẫn tiếp tục chuyển động thẳng theo hướng ban đầu.Nếu Y0 = Y – Fjly > 0 Fjly < Y, lúc này các phản lực ngang Ybi ở các bánh xe có

chiều như ở hình 10.9 và véctơ vận tốc vT có hướng lệch sang trái so với hướng chuyển động ban

2

1

v1

vT

Y

v2

EF Hướng chuyển độngcủa xe khi có lực Y tácdụng.

T

Fjly

Fjlx

Fjl

R1

O1

173

đầu. Cho nên xe vẫn chuyển động lệch sang trái, nhưng mức độ lệch sang trái đã giảm nhiều nhờFjly và Y ngược chiều nhau. Để xe tiếp tục chuyển động thẳng, người lái phải quay vôlăng sangphải để điều chỉnh lại hướng chuyển động của xe.

10.2.3.3. Trạng thái chuyển động của xe có tính chất quay vòng thừa (1 < 2) :

Hình 10.10: Sơ đồ chuyển động của ô tô có tính chất quay vòng thừa.

Khi có lực ngang Y tác dụng lên thân xe tại trọng tâm T, xe sẽ đổi hướng chuyển độnglệch sang phải so với hướng chuyển động ban đầu do tâm quay vòng tức thời O1 ở bên phía phảicủa xe. Bằng phương pháp dựng hình chúng ta xác định được tâm quay vòng tức thời O1 và bánkính quay vòng của xe R1.

Ở trường hợp này, xe bị mất khả năng chuyển động thẳng ổn định vì chiều của lực Fjlytrùng với chiều của lực tác dụng ngang Y và hợp lực của chúng (Y0 = Y + Fjly > Y) tăng lên, làmcho 1, 2 càng tăng. Sự mất ổn định càng lớn khi vận tốc của xe càng cao, vì lực ly tâm tỷ lệ bậchai với vận tốc. Để tránh khả năng xe bị lật đổ ở trường hợp này, người lái phải nhanh chóngquay vôlăng theo hướng ngược lại với chiều xe bị lệch để mở rộng bán kính quay vòng.

21

v1

vT

Y

v2

Hướng chuyển độngcủa xe khi có lực Y tácdụng.

T

Fjly

Fjlx

Fjl

R1

O1

174

Như vậy, qua phân tích ba trạng thái chuyển động của ba loại xe có tính chất quay vòngkhác nhau, chúng ta thấy :

Đối với loại xe có tính chất quay vòng thừa khi chuyển động và có lực ngang tác dụnglên xe thì xe sẽ bị mất khả năng chuyển động thẳng ổn định. Nếu người lái không có kinh nghiệmvà xử lý chiều quay của vôlăng không đúng thì dễ dẫn đến khả năng xe bị lật đổ, rất nguy hiểm.

10.3. ỔN ĐỊNH CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ KHI QUAY VÒNG:

10.3.1. Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện lật đổ:

+ Trường hợp ô tô quay vòng trên đường nghiêng ngang ra ngồi ( hướng nghiêng ngang củađường và trục quay vòng của xe ở hai phía của đường):

Trong trường hợp này ô tô chịu tác dụng của các lực sau: Lực ly tâm Fl, trọng lượng tồnbộ của ô tô G, lực kéo móc Fm (nếu có kéo rơmóc).

Khi góc β tăng dần đồng thời dưới tác dụng của lực ly tâm Fl, xe sẽ bị lật đổ quanh trụcđi qua A ( trục này là giao tuyến giữa mặt phẳng của đường với mặt phẳng đi qua hai tâm của cácbánh xe bên phải và vuông góc với mặt đường ), lúc đó vận tốc của ô tô đạt tới giá trị giới hạn vàhợp lực Z” = 0.

Sử dụng công thức (7.12) và thay trị số của lực ly tâmgRGvF

2n

l vào công thức rồi rút

gọn, ta được:

ñ g ñ m m ñ ñ2n

g ñ ñ

c cG( cos h sin ) F (h cos sin ) gR2 2v cG(h cos sin )

2

(10.24)

Y R

Trục

qua

y vò

ng c

ủaô

tô

D

T

Fm

Fmcos

Fmsin

hg

Mjn

G

Gcos Gsin

Y”

Y’

Z”

Z’

Ac

c/2

FlsinFl

c/2

Flcos

B

hm

175

Hình 10.11: Sơ đồ mômen và lực tác dụng lên ô tô khi quay vòngtrên đường nghiêng ngang ra ngồi.

Trường hợp ô tô không kéo rơmóc thì Fm = 0, ta cũng xác định được vận tốc giới hạn( hay còn gọi là vận tốc nguy hiểm ) khi xe bị lật như sau:

ñ g ñ2n

g ñ ñ

c( cos h sin )gR2v

ch cos sin2

Rút gọn ta được:

ñ g ñ

n

g ñ ñ

cgR( cos h sin )2v

ch cos sin2

ñg

n

ñg

cgR( tg )2h

vc1 tg

2h

Trong đó:β 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 (hay vận tốc nguy hiểm).

+ Trường hợp ô tô quay vòng trên đường nghiêng ngang vào trong ( hướng nghiêng của đườngcùng phía với trục quay vòng ):

(10.25)

(10.26)

hay

176

Hình10.12: Sơ đồ mômen và lực tác dụng lên xe khi quay vòng

trên đường nghiêng vào trong.

Ô tô có xu hướng lật đổ quanh trục đi qua A và nằm trong mặt phẳng của mặt đường.

Ai g l g lc cM = G cos

β + Gh sinβ Z"c Fh cosβ + F sinβ = 0

2 2

Khi vận tốc ô tô tăng tới giá trị giới hạn thì ô tô sẽ lật đổ. Lúc đó, các bánh xe phía bêntrái không còn tiếp xúc với mặt đường nữa, nên : Z" = O

Sau khi rút gọn ta được:

ñg

n

ñg

cgR( tg )2h

vc1 tg

2h+ Trường hợp ô tô quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi xe bị lật đổ

là:

Trục

qua

y vò

ng c

ủaô

tô

R

c/2

c/2

cB

A

Z”

Z’

Y”

Y’

Gsin

GcosG

hg

Flcos

FlsinFl

Mjn

Y

Y

(10.27)

177

ng

cv Rg2h

(10.28)

Sơ đồ biểu diễn trạng thái chuyển động quay vòng trên đường nằm ngang nhưhình 10.13.

Hình 10.13: Sơ đồmômen và lực tác dụng lên ô tô khi quay vòng trên đường nằm ngang.10.3.2 . Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện trượt ngang:

Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang ô tô có thể bị trượt bên dưới tác dụng của cácthành phần lực Gsin và Flcos ( do điều kiện bám ngang của xe và đường không đảm bảo).

+ Trường hợp ô tô quay vòng trên đường nghiêng ngang ra ngồi:Khi vận tốc ô tô đạt tới giá trị giới hạn v thì ô tô bắt đầu trượt ngang, lúc đó các phản

lực ngang sẽ bằng lực bám.Y’ + Y” = yφ ( Z’ + Z” ) (10.29)

Chiếu các lực lên phương song song với mặt đường và phương vuông góc với mặt đường,ta được:

Y’ + Y” = Fl cos φ + Gsin φ

Z’ + Z” = Gcos φ - Fl sin φ

Thế giá trị của biểu thức (10.29) vào (10.30) rồi rút gọn thì ta được:

(10.30)

Y

YR

h

Mjn

G

Y” Y’Z” Z’

B A

cc/2

c/2

Fl

Trục

qua

y vò

ng c

ủaô

tô

178

y

φ φ

2φ

y

φ φ

Rg(φ cosβ sinβ )

v =φ sinβ + cosβ

-

y

φ

φy

φ

φ tgβv Rg

1 +

φ tgβ

-

(10.31)

+ Trường hợp xe quay vòng trên đường nghiêng ngang vào trong:Để xác định vận tốc giới hạn mà tại đó ô tô bắt đầu trượt bên thì ta cũng làm tương tự như

trên là chiếu các lực lên phương song song với mặt đường và phương vuông góc mặt đường tađược:

l

φ φ y y φ l φ

Fcosβ Gsinβ = Y' + Y" = φ (Z' + Z") = φ (

Gcosβ + Fsinβ )

Rút gọn biểu thức trên ta được:

y

φ

φy

φ

φ + tgβv Rg

1

φ tgβ

(10.32)

+ Trường hợp ô tô quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi ô tô bị trượt bênlà:

φ yv = gRφ

(10.33)Ở đây:

φβ - Góc nghiêng ngang giới hạn của đường ứng với vận tốc giới hạn.

yφ - Hệ số bám ngang của đường và bánh xe.* Nhận xét:

Góc nghiêng ngang giới hạn và vận tốc nguy hiểm mà tại đó ô tô bị lật đổ hoặc bị trượtbên khi chuyển động trên đường nghiêng ngang phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm, bán kính quayvòng và hệ số bám ngang của bánh xe với đường.

Ngồi ra khi xe chuyển động còn bị mất ổn định ngang do ảnh hưởng của các yếu tố khácnhư lực gió ngang, do đường mấp mô và do phanh trên đường trơn.

Tính ổn định của ô tô khi quay vòng trên mặt đường nghiêng vào trong là tốt nhất so vớiquay vòng trên mặt đường nằm ngang hoặc nghiêng ra ngồi trục quay vòng.

Sau đây để hiểu rõ sự ảnh hưởng của lực gió ngang, ta nghiên cứu trường hợp bánh xechủ động lăn chịu lực gió ngang Fy.

Bánh xe lăn sẽ chịu tác dụng của các mômen và lực: Mk, Gb, Fx, Fy và các phản lực Zb ,Yb , Fk .

Theo hình 10.14: R là hợp lực của các lực kéo tiếp tuyến Fk và lực Yb ( phản lực ngang Ybdo lực ngang Fy gây ra ).

179

Hợp lực R có điểm đặt là điểm tiếp xúc giữa bánh xe và đường được xác định theo côngthức:

2 2k bR= F + Y (10.34)

Hình 10.14: Sơ đồ mômen và lực tác dụng lênbánh xe chủ động

khi có lực ngang tác dụng.

Theo điều kiện bám max bR = R =φG

và phản lực ngang Yb được tính như sau, nếu ta thayR = Rmax = Gb vào (10.34):

2 2 2 2b max k b kY = R = (

φG )- F - F (10.35)

* Nhận xét:

+ Nếu Fk = 0 ( hoặc lực phanh Fp = 0 ) thì Yb = Ybmax.+ Nếu lực kéo Fk càng lớn thì Yb càng nhỏ.+ Khi Fk hoặc lực phanh Fp đạt đến giới hạn lực bám thì Yb = 0. Lúc đó chỉ cần một

lực ngang rất nhỏ tác dụng lên bánh xe thì nó bắt đầu trượt.+ Sự trượt này dẫn đến hiện tượng quay vòng thiếu ( khi bánh xe ở cầu trước bị trượt)

hoặc hiện tượng quay vòng thừa ( khi bánh xe ở cầu sau bị trượt ).+ Hiện tượng quay vòng thừa rất nguy hiểm trong quá trình chuyển động khi có lực

ngang tác dụng.

10.4. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA CÁC BÁNH XE DẪN HƯỚNG:

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng là khả năng của chúng giữ được vị trí ban đầuứng với khi xe chuyển động thẳng và tự quay về vị trí này sau khi bị lệch.

Tính ổn định làm giảm:

Yb R

Fy

FkZb

vFx

Gb

Fk

Mk

180

Z bco

s

Zb

- Khả năng dao động của các bánh xe dẫn hướng.- Tải trọng tác dụng lên hệ thống lái.

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng được duy trì dưới tác dụng của các thành phầnphản lực: 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 của các bánh xe dẫn hướng:- Độ nghiêng ngang của trụ đứng cam quay.- Độ nghiêng dọc của trụ đứng cam quay.- Độ đàn hồi của lốp theo hướng ngang.

10.4.1. Góc nghiêng ngang của trụ đứng cam quay:

Khi trụ đứng được đặt nghiêng ngang thì phản lực thẳng đứng của đất tác dụng lên trụctrước của xe sẽ đảm bảo tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng.

Bởi vì trên mặt đường cứng, khi các bánh xe dẫn hướng bị lệch khỏi vị trí trung gian củachúng thì trục trước của xe được nâng lên.

Sơ đồ của bánh xe dẫn hướng có trụ quay đứng đặt nghiêng một góc β được biểu diễnnhư hình 10.15

Hình 10.15: Góc nghiêng của trụ quay đứng trong mặt phẳng ngang của xe.

Nếu xem như bánh xe không có góc nghiêng ngồi (góc dỗng) thì ta có thể phân phản lựcthẳng đứng của đất Zb thành hai thành phần: Zbcosβ song song với đường tâm trục quay đứng vàZbsinβ vuông góc với nó.

Trên hình 11.2 biểu thị bánh xe và các lực tác dụng lên nó trong mặt phẳng đường.

Giả sử rằng các bánh xe được quay đi một góc là α , khi đó lực Zbsinβ có thể chia thànhhai lực thành phần: Zbsinβ cos α tác dụng trong mặt phẳng đi qua đường tâm của cam quay vàZbsinβ sin α tác dụng trong mặt phẳng giữa của bánh xe.

Zbsin

181

Hình 10.16: Sơ đồ phântích phản lực của đường tạo nên mômen ổn định.

Từ hình 10.16 ta tìm được mômen ổn định tạo nên bởi các phản lực thẳng đứng là:

z

β b

M = Z lsinβsinα

(10.36)Ở đây:

l – Khoảng cách từ tâm bề mặt tựa của bánh xe tới đường tâm của trụ đứng.

Mômen ổn định z

β

M tăng lên cùng với sự tăng của góc quay vòng α của bánh xe dẫnhướng.

Khi α nhỏ thì z

β

M nhỏ và ảnh hưởng của nó tới tính ổn định không lớn.Mômen này có ý nghĩa chủ yếu là làm cho các bánh dẫn hướng tự động quay về vị trí

trung gian sau khi thực hiện quay vòng.Khi quay vòng, z

β

M sẽ chống lại sự quay vòng, vì vậy phải tăng thêm lực tác dụng lênvành tay lái. Mặt khác, nhờ độ nghiêng ngang của trụ đứng mà mômen của phản lực tiếp tuyếncủa đất tác dụng lên bánh xe sẽ giảm xuống, vì cánh tay đòn của nó được giảm đi.

Trị số β thông thường từ 0o đến 8o.

10.4.2. Góc nghiêng dọc của trụ đứng cam quay:

Trụ đứng nghiêng về phía sau so với chiều chuyển động của ô tô một góc γ . Dưới tácdụng của lực ly tâm khi xe vào đường vòng, lực gió bên hoặc thành phần bên của trọng lực khi xechạy trên mặt đường nghiêng, ở khu vực tiếp xúc của các bánh xe với mặt đường sẽ xuất hiệnphản lực bên Yb .

Phản lực trên Yb của đường sẽ tạo với tâm tiếp xúc O một mômen ổn định:y

γ b

M = Y c (10.37)Mômen này có xu hướng làm quay bánh xe trở về vị trí trung gian ban đầu khi nó bị lệch

khỏi vị trí này.

sin

sin

bZ

Zbsin

Zb sin cos

l

Mz

Chiều quay của bánh xe

182O1

Hình 10.17: Góc nghiêng của trục quay đứng trong mặt phẳng dọc của xe.

Vì c = rbsin γ nên mômen ổn định được viết dưới dạng :

y

γ b b

M = Y r sinγ

(10.37)Khi quay vòng, người lái phải tạo ra một lực để khắc phục mômen này, nên γ thường

nhỏ, thông thường γ = 03o . Mômen ổn định y

γ

M không phụ thuộc vào góc quay vòng củabánh xe dẫn hướng.

10.4.3. Độ đàn hồi của lốp:

Dưới tác dụng của phản lực bên, bánh xe sẽ bị lệch bên và vết tiếp xúc của lốp với mặtđường sẽ bị lệch so với mặt phẳng giữa của bánh xe một góc δ ( góc lệch hướng, xem hình10.18).

Phần trước của vết tiếp xúc, lốp chịu biến dạng không nhiều và tăng dần về phía sau củavết.

Biểu đồ phân bố các phản lực riêng phần theo chiều dài của vết tiếp xúc có dạng hình tamgiác, do đó điểm đặt O1 của hợp lực sẽ lùi về phía sau so với tâm tiếp xúc O của vết và nằm ởkhoảng cách chừng một phần ba chiều dài của vết tính từ mép sau cùng của nó.

OO

rb

cYb

v

Mặt phẳng quay

O

Yba

b

c

d

v

183

Hình 10.18: Sơ đồ bánh xe lăn khi lốp bị biến dạng dưới tác dụng của lực ngang.

Do độ đàn hồi bên của lốp, mômen ổn định được tạo nên ở các bánh xe là:y

δ b

M = Y S (10.38)Ở đây:

S – Khoảng cách O-O1, bằng khoảng dịch chuyển của điểm đặt hợp lựcbên lên bánh xe đối với tâm tiếp xúc.

Hình 10.19: Biểu đồ phân bố các phản lực bên ở vết tiếp xúc của lốp với đường.

y

δ

M tăng lên cùng với sự tăng độ đàn hồi bên của lốp. Vì vậy, những lốp có độ đàn hồibên lớn người ta có thể giảm bớt góc nghiêng dọc của trục đứng.

10.4.4. Góc nghiêng ngồi của bánh xe ( góc dỗng):

Góc này có công dụng như sau:- Ngăn ngừa khả năng bánh xe bị nghiêng theo chiều ngược lại dưới tác dụng

của trọng lượng xe do các khe hở và sự biến dạng trong các chi tiết của trụctrước và hệ thống treo trước.

- Tạo nên thành phần chiều trục từ trọng lượng xe chống lại lực Zbsin β cos α vàgiữ cho bánh xe trên trục của cam quay.

- Giảm cánh tay đòn n của phản lực tiếp tuyến đối với trục trụ đứng, để giảm tảitrọng tác dụng lên dẫn động lái và giảm lực lên vành tay lái .

Khi bánh xe bị đặt nghiêng, nó có xu hướng lăn theo một cung tròn với tâm quay là giaođiểm của đường tâm bánh xe và mặt đường. Điều này dẫn đến làm nảy sinh ở vùng tiếp xúc củabánh xe với mặt đường phản lực bên hướng về phía nghiêng của bánh xe. Như vậy, lực cản lănđối với bánh xe nghiêng và độ mài mòn của lốp sẽ tăng lên.

YbS

OO1

n

184

Hình 10.20: Góc dỗng của bánh xe dẫn hướng ở phía trước10.4.5. Độ chụm của bánh xe (góc chụm):

Góc chụm cγ là góc được tạo nên bởi hình chiếu lên mặt phẳng ngang của đường kính haibánh xe dẫn hướng.

Độ chụm được đặc trưng bằng hiệu số của hai khoảng cách A và B như hình vẽ.Công dụng của góc chụm như sau:

- Ngăn ngừa khả năng gây ra độ chụm âm do tác dụng của lực cản lăn khi xuấthiện những khe hở và đàn hồi trong hệ thống trục trước và dẫn động lái.

- Làm giảm ứng suất trong vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường do gócdỗng gây ra.

Hình 10.21: Góc chụm(độ chụm) của các bánh xe dẫn hướng phía trước.

* Nhận xét:

- Ô tô chuyển động ổn định tốt khi các bánh xe dẫn hướng phải tự động giữ đượcchuyển động thẳng theo hướng đã cho mà không tiêu hao lực của người tài xế vàtự động quay về vị trí trung gian khi chúng bị lệch khỏi vị trí này do nhấp nhô củađường gây nên.- Kết cấu của các góc đặt của trụ đứng và các bánh xe dẫn hướng cần được đảmbảo nghiêm ngặt, nếu không sẽ làm xấu tính năng ổn định của xe và làm tăng độmòn của lốp.

+c

B

A

v

186

CHƯƠNG 11

DAO ĐỘNG Ô TÔ

Mục tiêu:Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng:1. Trình bày được các chỉ tiêu về độ êm dịu chuyển động của ôtô.2. Vẽ được sơ đồ dao động tương đương của ôtô.3. Xác định được dao động của ô tô khi không có lực cản.4. Trình bày được dao động của ô tô khi có lực cản.

187

11.1. CÁC CHỈ TIÊU VỀ ĐỘ ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA ÔTÔ:

Khi ôtô chuyển động trên đường không bằng phẳng thường chịu những dao động dobề mặt đường mấp mô sinh ra. Những dao động này ảnh hưởng xấu đến hàng hố, tuổi thọ củaxe và nhất là ảnh hưởng tới hành khách.

Như vậy độ êm dịu chuyển động của ôtô là khả năng xe chuyển động trên đường ởnhững tốc độ xác định mà không xảy ra va đập cứng, có thể ảnh hưởng tới sức khỏe củangười, của lái xe, hàng hố và các chi tiết của xe.

Do hệ thống treo đàn hồi nên thùng xe dao động trong quá trình xe chuyển động. Daođộng luôn thay đổi sẽ ảnh hưởng đến sức khoẻ của con người và ở những điều kiện cụ thể cóthể gây nên các căn bệnh thần kinh và não cho con người. Ngồi ra bản thân các thông số đặctrưng cho dao động cũng có thể vượt qua giới hạn cho phép.

Mặt khác do độ đàn hồi, hệ thống treo có thể không đủ để tiếp nhận các xung va đậptác động lên các bánh xe khi ôtô chuyển động trên đường không bằng phẳng hoặc tác dụnglên thùng xe khi ôtô chuyển động không đều. Khi đó sẽ xảy ra va đập cứng giữa các chi tiếtcủa phần không được treo với các chi tiết của phần được treo.

Va đập cứng xảy ra do tốc độ chuyển động của xe tăng. Để tránh xảy ra va đập cứngphải giảm tốc độ chuyển động của xe, nếu lựa chọn các thông số của hệ thống treo khôngđúng có thể gây nên hiện tượng cộng hưởng ở một số vùng tốc độ, điều đó sẽ làm tăng daođộng của thùng xe.

Để tránh va đập buộc lái xe phải giảm tốc độ khi đi trên đường xấu. Điều đó làm giảmtốc độ trung bình của xe, giảm cả khả năng chất tải và sẽ làm tăng lượng nhiên liệu tiêu thụ.Ngồi ra nhiên liệu cũng bị tiêu tốn cho việc hấp thụ các tải trọng động và dập tắt các daođộng. Tải trọng tác dụng lên bánh xe dẫn hướng luôn bị thay đổi khi có dao động sẽ có ảnhhưởng xấu đến điều kiện chuyển động ổn định và tính dẫn hướng của xe.

Vì vậy, độ êm dịu chuyển động của ôtô là một chỉ tiêu rất quan trọng của xe.Tính êm dịu chuyển động phụ thuộc vào kết cấu của xe và hệ thống treo, phụ thuộc vào

đặc điểm và cường độ lực kích động từ mặt đường và cuối cùng là phụ thuộc vào kỹ thuật láixe. Dao động của ôtô thường được đặc trưng bằng các thông số như: chu kỳ hay tần số daođộng, biên độ dao động, gia tốc và tốc độ tăng trưởng gia tốc. Vì vậy các thông số kể trênđược sử dụng làm chỉ tiêu đánh giá độ êm dịu chuyển động của ôtô.

Tác động của từng thông số (chỉ tiêu) riêng biệt đến cảm giác con người rất khác nhau,vì vậy cho đến nay vẫn chưa xác định chỉ tiêu duy nhất nào để đánh giá chính xác độ êm dịuchuyển động mà thường phải dùng vài chỉ tiêu trong các chỉ tiêu nói trên để đánh giá chínhxác độ êm dịu chuyển động của ôtô. Sau đây là một số thông số thường được dùng để đánhgiá tính êm dịu chuyển động của ôtô.

11.1.1. Tần số dao động thích hợp:

Con người ngay từ nhỏ đã quen với nhịp điệu của bước đi. Ở mỗi người do thói quenvà vóc dáng thì việc thực hiện bước đi có khác nhau: có người có bước đi dài nhưng chậm,có người có bước đi vừa phải, khoan thai. Vì vậy trong một đơn vị thời gian số bước châncủa mỗi người có sự khác nhau, trung bình cứ một phút con người thực hiện được 6085bước đi. Người ta quan niệm rằng khi thực hiện một bước đi là con người thực hiện một daođộng, như vậy có thể nói rằng con người có thói quen với tần số dao động 6085 lần/ phút.Ôtô có chuyển động êm dịu là khi xe chạy trên mọi địa hình thì dao động phát sinh có tần sốnằm trong khoảng 60 85 lần/phút. Trong thực tế khi tiến hành thiết kế hệ thống treo người

188

ta thường lấy giá trị tần số dao động thích hợp là 60 85 lần/phút đối với xe du lịch và 85 120 dao động/phút đối với xe tải.

11.1.2. Gia tốc thích hợp:

Chỉ tiêu đánh giá tính êm dịu chuyển động dựa vào giá trị gia tốc thẳng đứng và số lầnva đập do độ không bằng phẳng của bề mặt đường gây ra trên một km đường chạy.Muốn xác định được xe có tính êm dịu chuyển động hay không người ta cho ô tô chạy trênmột đoạn đường nhất định rồi dùng dụng cụ đo ghi lại số lần va đập i tính trung bình trên mộtkm đường và gia tốc thẳng đứng của xe. Dựa vào hai thông số này, người ta so sánh với đồ thịchuẩn xem xe thí nghiệm đạt được độ êm dịu chuyển động ở thang bậc nào. Ví dụ cho xechạy trên một loại đường nào đó ta đo được i = 10 lần va đập/ km và j = 2 m/s2, ở đồ thị ta xácđịnh được điểm A. Từ đó ta có kết luận xe thử nghiệm có độ êm dịu tốt trên loại đường đó.

11.1.3. Chỉ tiêu tính êm dịu chuyển động dựa vào gia tốc dao động và thời gian tác động của chúng:

Khi ngồi lâu trên ôtô, dao động làm cho người mệt mỏi dẫn đến giảm năng suất làmviệc hoặc ảnh hưởng lâu dài đến sức khoẻ. Các thí nghiệm cho thấy khi thí nghiệm trong 8 giờliền thì nhạy cảm hơn cả đối với người là dải tần số từ 48Hz. Trong dải tần số này các giá trịcho phép của tồn phương gia tốc như sau:

Dễ chịu : 0,1 m/s2

Gây mệt mỏi: 0,315 m/s2

Gây ảnh hưởng đến sức khỏe: 0,63 m/s2

11.2. SƠ ĐỒ DAO ĐỘNG TƯƠNG ĐƯƠNG CỦA ÔTÔ:

11.2.1. Dao động của ô tô trong các mặt phẳng toạ độ:

Khi chuyển động trên đường không bằng phẳng, dao động của ôtô là hệ dao động nhiềubậc tự do rất phức tạp. Nếu ta gắn lên nó một hệ trục Oxyz thì dao động của thùng xe có thểtách thành sáu dao động thành phần theo hệ trục Oxyz như sau:

0

1

2

3

4

5

6

7

8

5 10 15 20 25 30 i

rất xấu

xấu

trung bình

tốtrất tốt

Hình 11.1: Đồ thò đặc trưng mức êm dòu chuyển động của ôtô.

Số lần va đập/ km

j (m/s2)

A

189

Dao động tịnh tiến theo phương thẳng đứng theo trục Oz.Dao động tịnh tiến theo phương dọc theo trục Ox.Dao động tịnh tiến theo phương ngang theo trục Oy.Dao động góc xoay quanh trục nằm dọc Ox.Dao động góc xoay quanh trục nằm ngang Oy.Dao động góc xoay quanh trục thẳng đứng Oz.

Hình 11.2: Sơ đồ dao động tương đương của ôtô 2 cầu.

Tuy nhiên khi phân tích kết cấu của hệ thống treo và điều kiện chuyển động của ô tôđã rút ra kết luận là: dao động tịnh tiến theo phương thẳng đứng và dao động góc xoayquanh trục Oy là hai dao động gây ảnh hưởng chính đến độ êm dịu chuyển động của ô tô.Hai dao động này cũng có những đặc điểm khác biệt nhau: với dao động theo phươngthẳng đứng thì chuyển vị của thùng xe, vận tốc và tốc độ biến thiên của nó là như nhau vớimọi điểm của thùng xe. Ở dao động góc khi với cùng một tần số dao động và góc quay thìcác điểm trên thùng xe sẽ có chuyển vị dài, vận tốc và tốc độ biến thiên của dao động khácnhau. Những điểm càng xa tâm đàn hồi (trùng với toạ độ trọng tâm của xe) càng có daođộng lớn hơn.

11.2.2. Khái niệm về khối lượng được treo và khối lượng không được treo:

11.2.2.1. Khối lượng được treo:

Khối lượng được treo M gồm những cụm, những chi tiết mà trọng lượng của chúng tácđộng lên hệ thống treo như: khung, cabin, động cơ và một số chi tiết gắn liền với chúng.

Trong hệ dao động tương đương, khối kượng được treo được xem như là một vật thểđồng chất, cứng hồn tồn, được biểu diễn như một thanh AB có khối lượng M tập trung vàotrọng tâm T. Các điểm A,B ứng với vị trí cầu trước và cầu sau của xe. Khối lượng phân bốlên cầu trước là M1, lên cầu sau là M2.

v

z

x y

O

190

Hình 11.3: Mô hình hóa khối lượng được treo.

11.2.2.2. Khối lượng không được treo:

Khối lượng không được treo m gồm những cụm và chi tiết mà trọng lượng của chúngkhông tác dụng lên hệ thống treo. Chúng ta coi phần không được treo là một vật thể đồng nhấtcứng hồn tồn và có khối lượng m tập trung vào tâm bánh xe.

11.2.2.3. Hệ số khối lượng:

Tỉ số giữa khối lượng được treo M và khối lượng không được treo m gọi là hệ số khốilượng .

mM

Hệ số ảnh hưởng lớn tới tính êm dịu chuyển động, giảm khối lượng không được treosẽ làm giảm được lực va đập lên khung vỏ. Tăng khối lượng được treo sẽ giảm được giaođộng của khung (hoặc thân) xe. Bởi vậy, khi thiết kế xe thường tăng hệ số này, mà trước hếtlà giảm m. Thông thường = 6,57,5 đối với xe du lịch và 45 đối với xe tải.

11.2.3. Sơ đồ hóa hệ thống treo:

Cl

m

A(M1) B(M2)T(M)

a b

L

Hình 11.4: Mô hình hóa khối lượng không được treo.

191

Trong sơ đồ dao động tương đương của xe thì bộ phận đàn hồi của hệ thống treo đượcbiểu diễn như là một lò xo có hệ số cứng là C và bộ phận giảm chấn với đại lượng đặc trưnglà hệ số cản K. Hệ thống treo được biểu diễn như ở hình 11.5.

Hình11.5: Sơ đồ dao động tương đương của hệ thống treo.

11.2.4. Sơ đồ dao động tương đương:

11.2.4.1. Ôtô hai cầu:

Với những khái niệm vừa nêu trên, hệ dao động của ôtô hai cầu được biểu diễn trênhình (7.6).

Trong đó:M - Khối lượng được treo tồn bộ của ôtô.M1,M2 - Khối lượng được treo được phân ra cầu trước và cầu sau.m1,m2 - Khối lượng không được treo của cầu trước và cầu sau.C1,C2 - Hệ số cứng của thành phần đàn hồi của hệ thống treo trước và sau.Cl1,Cl2 - Hệ số cứng của lốp trước và lốp sau.K1,K2 - Hệ số cản của thành phần cản của hệ thống treo trước và sau.

Điểm nối với cầu2

C

Điểm nối với khung

K

1

192

Hình 11.6: Sơ đồ dao động tương đương của ôtô.

11.2.4.2. Ôtô ba cầu với cụm hai cầu sau dùng hệ thống treo cân bằng:

Sơ đồ dao động tương đương của xe ba cầu với hệ thống treo cho hai cầu sau là hệthống treo cân bằng được biểu diễn trên hình 11.7.

Hình 11.7: Sơ đồ dao động tương đương của cụm hai cầu sau dùng hệ thống treo cânbằng.

Trong đó:M2 – Khối lượng được treo phân ra hai 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.K2 – Hệ số cản của hệ thống treo sau.Cl2, Cl3 - Hệ số cứng của lốp cầu giữa và cầu sau.Kl2, Kl3 - Hệ số cản của lốp cầu giữa và cầu sau.

z2M2

C2 K2

zl3

Kl3

m3

Cl3

m2

Cl2

zl2

Kl2

/ / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / / // / / / / / / / / / / / d1 d2

L

A(M1) B(M2)T(M)

K1 K2C1 C2

m1 m2

Cl1 Cl2

a bL

d

193

11.3. DAO ĐỘNG TỰ DO CỦA ÔTÔ KHI KHÔNG CÓ LỰC CẢN VÀ CÓ LỰCCẢN:

11.3.1.Dao động tự do của ôtô khi không có lực cản:

Để xác định được quy luật dao động của ôtô, ta xét sơ đồ dao động ở hình 10.1với cácgiả thiết đơn giản như sau:

- Chưa để ý tới lực kích động do độ mấp mô của mặt đường gây ra khi xe chuyển động.

- Không xét tới khối lượng không được treo.

- Chưa tính tới lực cản của bộ phận cản.

Với những giả thiết đơn giản trên, dao động của ôtô được xem như là dao động củathanh AB đặt trên hai gối tựa đàn hồi tương ứng với tâm cầu trước và cầu sau. Hệ số cứng củahệ thống treo và lốp được thu gọn và ký hiệu là C1 và C2.

Khối lượng được treo M được tập trung tại trọng tâm T cách cầu trước và cầu sau cáckhoảng cách tương ứng là a và b.

Khi có lực kích thích, đoạn AB chuyển động tới vị trí mới là A1B1, gồm hai chuyểnđộng thành phần:

- Chuyển động tịnh tiến từ AB đến A’B’ với một đoạn dịch chuyển Z dưới tác động củalực quán tính M z .

- Chuyển động quay một góc quanh trục Y đi qua trọng tâm T làm thanh AB chuyển từA’B’ đến A1B1.

v

T

A’

B’

B1

A1

A Bz1

zz2

zM

C1z1C2z2

a bL

194

Hình 11.8: Sơ đồ dao động đơn giản của xe theo phương thẳng đứng.

Theo sơ đồ tính tốn trên ta có:Dịch chuyển thẳng đứng z1,z2 của vị trí A và B được xác định như sau:

bzbtgzzazatgzz

2

1 (11.1)

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:

bzCazCM

zCzCzM

22112

2211 0

(11.2)

Trong đó: JM 2 là mômen quán tính khối lượng.

2

2

2

2

dtd

zdtdz

(11.3)

- Bán kính quán tính của khối lượng được treo đối với trục Y đi qua trọng tâm T.Đạo hàm hai lần phương trình (11.1) theo thời gian ta được:

bzzazz

2

1 (11.4)

Từ hệ phương trình (11.2) ta có các giá trị sau:

bzCazCM

1

zCzCM1z

22112

2211

ρ

(11.5)

Thay các giá trị của z và tại biểu thức (11.5) vào hệ phương trình (11.4) ta có:

bzCazCM

bzCzCM

z

bzCazCM

azCzCM

z

2211222112

2211222111

1

1

(11.6)

Sau khi khai triển và rút gọn ta được hệ phương trình:

0)ab1(zC)b1(zCzM

0)ab1(zC)a1(zCzM

2112

2

222

2222

2

111

(11.7)

195

Thay giá trị z2 từ phương trình thứ hai vào phương trình thứ nhất trong hệ phương trình(11.7) và giá trị z1 từ phương trình thứ nhất vào phương trình thứ hai của hệ phương trình(11.7), rút gọn ta được:

0

0

222

22

122

2

2

122

21

222

2

1

z)a(M

LCza

abz

z)b(M

LCzb

abz

(11.8)

Từ hệ phương trình (11.8) ta thấy rằng dao động của hai vị trí AB tương ứng với daođộng của các khối lượng được treo phân ra cầu trước, cầu sau có ảnh hưởng lẫn nhau, nghĩa làtrong quá trình chuyển động khi cầu trước gặp độ nhấp nhô của bề mặt đường, dao động xuấthiện ở cầu trước cũng sẽ gây ra dao động ở cầu sau và ngược lại. Ảnh hưởng dao động qua lạicủa hai cầu được đặc trưng bằng hệ số liên kết :

22

2

2

22

2

1

aab

bab

(11.9)

Trong trường hợp 1 = 2 = 0 tức là ab2 thì xảy ra trường hợp dao động ở các cầuxe độc lập lẫn nhau. Trong thực tế trường hợp này không xảy ra mà dao động ở các cầu xeđều có ảnh hưởng qua lại với nhau, nghĩa là 1 2 0 vì vậy 2 ab. Bán kính quán tínhtrong trường hợp này được tính theo biểu thức:

ab2 (11.10)

Ở đây: - Hệ số phân bố khối lượng.Ở các ôtô hiện nay = 0,81,2. Hệ số ảnh hưởng lớn đến dao động của ôtô. Khi =

1 thì 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:

)a(MLC

)b(MLC

22

222

2

22

212

1

(11.11)

Trong đó:1 - Tần số dao động đặc trưng cho dao động của khối lượng được treo tại

điểm A khi điểm B cố định.2 - Tần số dao động đặc trưng cho dao động của khối lượng được treo tại

điểm B khi điểm A cố định.

Thay (11.9) và (11.11) vào (11.8) ta được:

196

0

0

22

2122

12

1211

zzz

zzz

(11.12)

Nghiệm tổng quát của hệ phương trình trên có dạng:

tsinDtsinCztsinBtsinAz

212

211

Trong đó:1 , 2 là các tần số dao động liên kết.

A,B,C,D là những hằng số.

Phương trình đặc tính của hệ phương trình (11.12) là phương trình trùng phương códạng:

011 21

22

212

21

22

214

(11.13)

Giải phương trình (11.13) ta được biểu thức để tính các tần số dao động liên kết nhaunhư sau:

2

22

121

222

21

22

21

21

22,1 4

121 (11.14)

Biểu thức trên cho thấy dao động của ôtô là rất phức tạp gồm hai dao động điều hồ cótần số dao động liên kết 1và 2. Tần số dao động liên kết của ôtô phụ thuộc vào nhiều yếutố mà trước hết phụ thuộc vào các thông số cấu tạo của ôtô như khối lượng được treo, tọa độtrọng tâm của phần được treo, bán kính quán tính của phần được treo, độ cứng của hệ thốngtreo… Trường hợp 1 = 2 = 0 thì dao động xảy ra ở các cầu xe độc lập lẫn nhau, khi đóphương trình dao động ôtô đơn giản hơn nhiều (hình 11.9).

Hình 11.9: Sơ đồ daođộng độc lập của ôtô tại cầu

trước.

Phương trình dao động của xe ở cầu trước có dạng:

01111 zCzM (11.15)

Tần số dao động riêng được tính bằng biểu thức:

vZ1

M1 z 1C1 Z1

T(M) B(M2)A(M1)

a bL

1ω

197

1

121

MC

(11.16)

Khi đó phương trình (10.15) có dạng:

012

11 zz (11.17)

Nghiệm của phương trình trên có dạng:

tsinAz 11

Như vậy dao động có quy luật theo hàm số sin điều hồ với chu kỳ dao động:

1

1

11 C

M22T

(11.18)

Số lần dao động trong một phút được tính theo biểu thức:

11

300

tfn (11.19)

Trong đó:ft1- Độ võng tĩnh của hệ thống treo ở cầu trước.

Đối với ôtô du lịch độ võng tĩnh khi đầy tải có giá trị trong khoảng 2025 cm, đối vớixe tải từ 8 12 cm đối với xe khách từ 11 đến 15 cm. Dao động cầu sau ta cũng xét tương tự.

11.3.2. Dao động tự do của ôtô khi có lực cản:

Nếu khi kể tới thành phần cản, tức là trong hệ thống treo của xe có lắp ống giảm chấn đểdập tắt dao động phát sinh khi xe chạy thì sơ đồ tính tốn được biểu diễn ở hình (11.10).

Khi hệ thống treo có lắp giảm chấn thủy lực thì lực cản của giảm chấn thủy lực ở vậntốc bình thường sẽ tỉ lệ với vận tốc dao động.

Phương trình dao động trong trường hợp này có dạng :

0zCzKzM 111111 (11.20)

11

1 2hMK

vàTa đặt :

21

1

1 ωMC

C1z1

(M1)Az

K1.z

.z

M1..z

1

1

198

Hình 11.10: Sơ đồ dao động tự do tắt dần của ôtô.

Phương trình (11.20) sẽ có dạng:

0zωz2hz 121111 (11.21)

Ởđây : h1 – Hệ số tắt chấn động.

Để giải được phương trình (11.21) ta đưa ra hệ số tỉ lệ tắt chấn động 1ψ :

1

11 ω

hψ (11.22)

Hệ số này thể hiện mối tương quan giữa hai đại lượng đặc trưng cho hệ thống treo là hệsố cản của giảm chấn và hệ số cứng của bộ phận đàn hồi ( nhíp, lò xo ). Đây là một trongnhững thông số quan trọng của hệ dao động xe.

Nghiệm của phương trình đặc tính của phương trình vi phân (11.21) có dạng :

21

2111,2 ωhhλ (11.23)

Kết quả của bài tốn tùy thuộc vào nghiệm số của phương trình (11.23) .

Có ba trường hợp sau đây có thể xảy ra.

11.3.2.1. Trường hợp thứ nhất : 11 ωh tức 1ψ1

Đặt : 21

21

21 ωhΩ (11.24)

1Ω - Tần số dao động của xe khi có bộ phận cản ở cầu trước.

1ω - Tần số dao động riêng của cầu trước.Nghiệm của phương trình dao động (11.21) có dạng:

)t.sh(ΩA.ez o1th

11 (11.25)

Nghiệm của phương trình (11.21) ở trường hợp này cho thấy là khi hệ thống treo có lắpthành phần cản với đại lượng đặc trưng là hệ số cản K thì dao động được dập tắt, nhưng với

1ψ1 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 ôtô.

11.3.2.2. Trường hợp thứ hai : 11 ωh tức 1ψ1

199

Nghiệm của phương trình đặc tính là nghiệm kép và nghiệm của phương trình dao động(11.21) có dạng sau :

t)A.(Aez 21th

11 (11.26)

Ở đây quá trình dập tắt dao động cũng có quy luật hình sin hypecbol. Trong thiết kế hệthống treo cũng cần tránh trường hợp này.

Hình 11.11: Dao động tắt dần

11.3.2.3. Trường hợp thứ ba : 11 ωh tức 1ψ1

Trường hợp này nghiệm của phương trình đặc tính là nghiệm phức và và nghiệm củaphương trình dao động (11.21) có dạng:

1h t1 1 0z A.e .sin(

Ω t ) (11.27)

Quá tình dập tắt dao động trong trường hợp này theo quy luật hình sin điều hòa, quátrình dập tắt từ từ êm dịu ( hình11.12 ). Như vậy khi thiết kế hệ thống treo ôtô phải chọn

dtzd

2

2

dtzd Z

3

1

1

Z;cm

2

4

2

0

)scm(

dtzd

33

3

80

40

0

40

80

12

);scm(

dtzd

22

2

2

10

0

1

2

3

40

t(s)2,1,81,41,00,60,2

1

1

8

6

4

2

0

2

4

6

)scm(

dtzd

3

3

dtzd

200

1ψ0 1 . Nếu chọn 0ψ1 thì thời gian dập tắt dao động sẽ lâu vì lực cản để dập tắt daođộng quá bé. Nếu chọn 1ψ1 thì quá trình dập tắt dao động sẽ nhanh nhưng đột ngột theo quyluật hình sin hypecbol.

Thông thường ở các ôtô hiện nay hệ số tỉ lệ tắt chấn động có giá trị trong khoảng3,015,0ψ1 (xem hình 11.12).

Hình 11.12: Vùng sử dụng của hệ sốtỉ lệ tắt dao động.

vuøng söû duïng cuûa 1

1,0

0,5

0 0,5 1,0

ωΩ

1

201

202

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] GVC. TS. Lâm Mai Long Ô tô 1,Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2006,157 trang.

[2] GVC. MSc. Đặng Quý Ô tô 2,Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2006, 224 trang.

[3] GVC. MSc. Đặng Quý Tính toán thiết kế ô tô,Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2001, 279 trang.

[4] GVC. MSc. Đặng Quý Ô tô (Dùng cho hệ cao đẳng )Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2007, 273 trang.

[5] GVC. MSc. Đặng Quý Ô tô (Dùng cho hệ đại học chuyển tiếp )Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2008, 262 trang.

[6] GVC. TS. Lâm Mai Long Cơ học chuyển động của ô tô,Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM –2001, 112 trang.

[7] Nguyễn Hữu Cẩn Thiết kế và tính tốn ô tô, máy kéo,Phan Đình Kiên Nhà xuất bản Đại học và THCN Hà Nội – 1984,

Tập 1, 2 và 3; 648 trang.

[8] Thái Nguyễn Bạch Liên Kết cấu và tính tốn ô tô,Nhà xuất bản giao thông vận tải Hà Nội – 1984,212 trang.

[9] Prof. Ing. M. Apetaur, DrSc. Motorová vozidla,Doc. Ing. V. Stejskal, CSc. Nhà xuất bản SNTL Praha – Czech Republic –

1988, Tập 1, 2, 3, 4 và 5; 895 trang.

[10] Prof. Ing. M. Apetaur, DrSc. Vypoctové metody ve stavbe motorovýchvozidel, Nhà xuất bản CVUT Praha – CzechRepublic – 1984, 178 trang.

[11] Prof. Ing. Frantisek Vlk, DrSc. [11.1] Teorie vozidel,Nhà xuất bản SNTL Praha – 1982, 235 trang.[11.2] Dynamika motorových vozidel, 472 trang.[11.3] Podvozky motorových vozidel, 356 trang.[11.4] Prevodová ústrojí motorových vozidel,214

203

[11.5] Karoserie motorových vozidel, 248 trang.[11.6] Koncepce motorových vozidel, 193 trang.[11.7] Ulohy z dynamiky motorových vozidel,Nhà xuất bản SNTL Praha – 2000, 143 trang.

[12] Prof. Ing. Petranek Jan, CSc. Ústrojí automobilu,Nhà xuất bản SNTL Praha – 1980,579 trang.

[13] Prof. Heldt. P.M. The automotive chassis,The University of New York – 1962,386 trang.

[14] Fenton, J. Handbook of Automotive Powertrains andChassis Design,Professional Engineering Publishing, Ltd.,Suffolk (UK) – 1998.

[15] Fenton, J. Handbook of Vehicle Design Analysis,Professional Engineering Publishing, Ltd.,Suffolk (UK) – 1996.

[16] Prof. Ing. Frantisek Vlk, DrSc. Stavba motorových vozidel,Nhà xuất bản SNTL Praha – Czech Republic –2003, 499 trang.