Lý thuyết ô tô

Xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ

Để xác định lực và moment tác dụng lên các bánh xe chủ động của ô tô, cần nghiên cứu đường đặc tính tốc độ của động cơ Đường đặc tính tốc độ thể hiện mối quan hệ giữa công suất có ích (N e), moment xoắn có ích (M e) và suất tiêu hao nhiên liệu (g e) theo số vòng quay (n) hoặc tốc độ góc (ω) của trục khuỷa.

Có hai loại đường đặc tính tốc độ của động cơ:

 Đường đặc tính tốc độ cục bộ;

Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ được xác định thông qua các thí nghiệm trên băng thử, với động cơ xăng hoạt động ở chế độ bướm ga mở hoàn toàn và động cơ diesel ở vị trí cung cấp nhiên liệu tối đa Đồng thời, đường đặc tính tốc độ cục bộ được thiết lập khi bướm ga và thanh răng ở vị trí trung gian.

 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ trên cơ sở công thức S.RLAY DECMAN có dạng :

+ N e , n e : Công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ.

+ N max , n N : Công suất hữu ích cực đại và số vòng quay ứng với công suất nói trên.

+ a , b , c : Hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ Vìđây là động cơ xăng nên chọn a = b = c =1.

Trên cơ sở của công thức S.RLAY DECMAN ta tính được N e theo từng giá trị n e khác nhau.

Ta tính momen xoắn ( M e ) của động cơ theo công thức :

Trong đó: N e , n e : Công suất hữu ích của động cơ và sốvòng quay của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ.

1.2 LỰC KÉO TIẾP TUYẾN VÀ MOMENT XOẮN CỦA ÔTÔ

1.2.1 Lực kéo tiếp tuyến của ôtô:

Công suất tại bánh xe chủ động được xác định bởi hai yếu tố: moment xoắn M k và số vòng quay n b Sự tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường tạo ra lực kéo tiếp tuyến P k, lực này do mặt đường tác động lên bánh xe.

Hình 1.3 - Lực kéo tiếp tuyến.

Nhờ tác dụng tương hỗ bánh xe_đường, bánh xe chịu tác dụng từ mặt đường một phản lực ngược chiều với lực vòng P v b k v r

Phản lực của lực vòng P v được gọi là lực kéo tiếp tuyếncủa bánh xe chủ động.

Lực kéo tiếp tuyến, ký hiệu là Pk, có giá trị bằng với lực vòng Pv khi không tính đến ảnh hưởng của lực quán tính từ sự quay không đều của bánh xe và lực cản lăn.

Vậy, lực kéo tiếp tuyến P k chính là phản lực của lực vòng P v b k v k r

1.2.2 Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực được xác định theo công thức sau: b e b e t n i n

 i t : Tỷ số truyền của hệ thống trực. e n e ,  : Số vòng quay và tốc độ của động cơ. b n b ,  : Số vòng quay và tốc độ của bánh xe.

Về mặt kết cấu ô tô, thì tỷ số truyền của hệ thống truyền lực theo các cụm chi tiết như sau: c o p h t i i i i i 

Với i h : Tỷ số truyền của hộp số chính. i p : Tỷ số truyền của hộp số phụ. i o : Tỷ số truyền của truyền lực chính.

Hộp số chính và hộp số phụ thường sở hữu nhiều tay số, cho phép điều chỉnh các tỷ số truyền khác nhau tùy theo vị trí cần số, từ đó tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống truyền lực.

Hiệu suất của hệ thống truyền lực ô tô bị ảnh hưởng bởi nhiều yếu tố, trong đó công suất động cơ truyền đến bánh xe chủ động thường bị mất mát do ma sát và khuấy dầu Công suất thực tế truyền đến bánh xe chủ động là một chỉ số quan trọng để đánh giá hiệu suất hoạt động của xe.

Hiệu suất của hệ thống truyền lực được tính bằng công thức:

N K : Công suất truyền đến bánh xe chủ động.

N E : Công suất hữu ích của động cơ.

N t : Công suất tổn thất trong hệ thống truyền lực.

 t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực, phụ thuộc vào nhiều yếu tố như:

 Chất lượng chế tạo chi tiết.

 Độ nhờn dầu bôi trơn

1.2.4 Moment xoắn và lực kéotiếp tuyến ở bánh xe chủ động

Moment xoắn ở bánh xe chủ động M k khi chuyển động ổn định được tính bởi công thức: t c o p h e t t e k M i M i i i i

Với r tb là bán kính trung bình bánh xe.

1.3 LỰC BÁM CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG VÀ HỆ SỐ BÁM

1.3.1 Lực bám, hệ số bám

Lực bám và hệ số bám giữa bánh xe chủ động và mặt đường là yếu tố quan trọng giúp ô tô di chuyển Độ bám giữa bánh xe và mặt đường được xác định bởi hệ số bám, phản ánh chất lượng tiếp xúc Hệ số bám có thể được so sánh với hệ số ma sát trượt trong cơ học, nhưng điều này không hoàn toàn chính xác Sự tương tác giữa bánh xe và mặt đường không chỉ liên quan đến ma sát mà còn bao gồm cả sự bám cơ học giữa các bề mặt, như lốp xe và mặt đường.

Lực bám ở mỗi bánh xe chủ động: i i i

 i –hệ số bám của bánh xe chủ động với mặt đường Nó đặc trưng cho khả năng bám của bánh xe với đường;

G  i –tải trọng tác dụng lên bánh xe theo phương pháp tuyến.

Lực kéo của bánh xe đàn hồi trên mặt đường không biến dạng phụ thuộc vào lực ma sát giữa bánh xe và mặt đường Khi lực vòng P v từ động cơ truyền đến bánh xe chủ động, giá trị của lực bám P  i sẽ thay đổi tùy thuộc vào hệ số bám  i của từng loại đường.

Hệ số bám  giữa bánh xe chủ động với mặt đường:

P k : Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe chủ động với mặt đường.

G  : Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe chủ động.

P    G    P Điều kiện để bánh xe chủ động chuyển động đều mà không bị trựơt quay là:

1.3.2 Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám.

1.3.2.1.Trọng lượng bám của ô tô G 

Trọng lượng bám của ô tô G  tỷ lệ thuận với lực bám Khi trọng lượng bám G  tăng, lực bám của ô tô P  sẽ tăng.

Trọng lượng bám G  của ô tô phụ thuộc vào số cầu chủ động Giá trị của G  tương đương với tải trọng thẳng đứng tác động lên các bánh xe của cầu chủ động Đối với ô tô có tính năng thông qua cao, khi tất cả các cầu đều là chủ động, trọng lượng bám của xe sẽ bằng trọng lượng toàn bộ ô tô.

1.3.2.2.Chất lượng và trạng thái của đường.

Chất lượng và trạng thái của đường ảnh hưởng trực tiếp đến hệ số ma sát giữa lốp và mặt đường, cũng như lực cản trượt và lực cản nén của đất Đặc biệt, độ ẩm của đất có tác động lớn đến hệ số ma sát, làm giảm chất lượng bám của bánh xe Khi độ ẩm tăng, hệ số ma sát giữa lốp và đường giảm, đặc biệt là hệ số nội ma sát của đất, dẫn đến sự suy giảm đáng kể lực bám giữa bánh xe và mặt đường.

1.3.2.3.Áp lực riêng trên đường (tỉ lệ thuận áp suất lốp q 0 ).

Giảm áp lực riêng trên đường, tỷ lệ thuận với giảm q 0, sẽ làm tăng diện tích tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, từ đó tăng lực bám của bánh xe Hơn nữa, trong trường hợp mặt đường bị biến dạng, việc giảm áp lực riêng cũng giúp giảm lực cản lăn của bánh xe, tạo điều kiện thuận lợi hơn cho ô tô hoạt động hiệu quả.

Việc sử dụng lốp chuyên dụng với áp suất hơi thấp trên nền cát đã chứng minh rằng giảm áp suất lốp có tác động rõ rệt đến hệ số bám Cụ thể, khi áp suất lốp giảm từ 0,6MPa xuống 0,3MPa, hệ số bám tăng từ 0,47 lên 0,65.

1.3.2.4 Loại hệ thống truyền lực

Hệ thống truyền lực thủy lực giúp ô tô thay đổi vận tốc và mô men xoắn một cách từ từ và êm dịu, tránh hiện tượng giật xe Điều này giữ cho sự ăn khớp giữa bánh xe và mặt đường ổn định, từ đó tăng cường lực bám cho ô tô.

Khi tính toán ô tô có hệ thống truyền lực thủy lực (hoặc thủy cơ), hệ số bám lấy tăng lên từ  5 10 %   so với hệ thống truyền lực có cấp.

Hệ thống truyền lực có vi sai đối xứng giữa các bánh xe và cầu chủ động đảm bảo mô men xoắn được phân phối đồng đều Khi phân tích lực kéo, nếu các bánh xe có tỷ số truyền khác nhau nhưng mô men xoắn vẫn như nhau, bánh xe có tỷ số truyền nhỏ nhất sẽ bị quay trượt trước Do đó, lực kéo thực tế của ô tô trong trường hợp này sẽ bị ảnh hưởng.

Trong đó: n bx - số các bánh xe chủ động.

Hình dạng và kích thước vấu bám, đặc biệt là chiều cao của chúng, đóng vai trò quan trọng trong khả năng bám đường của bánh xe Việc lựa chọn hình dạng vấu bám là một thách thức phức tạp, vì cần phải xem xét sự tương tác giữa bánh xe và mặt đường cùng với lực cản tác động lên bánh xe.

Lực kéo tiếp tuyến và mô men xoắn của ô tô

Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực

Hộp số chính và hộp số phụ thường được trang bị nhiều tay số, cho phép người lái lựa chọn tỷ số truyền i t khác nhau tùy theo vị trí cần số Điều này giúp tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống truyền lực trong xe.

Hiệu suất của hệ thống truyền lực

Công suất động cơ của ô tô khi làm việc sẽ bị mất mát do các yếu tố như ma sát và khuấy dầu, dẫn đến việc công suất truyền đến bánh xe chủ động giảm sút.

Moment xoắn và lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động

Lực bám của bánh xe chủ động và hệ số bám

Lực bám, hệ số bám

Lực bám và hệ số bám giữa bánh xe chủ động và mặt đường là yếu tố quan trọng giúp ô tô chuyển động Độ bám giữa bánh xe và mặt đường được đánh giá qua hệ số bám, tương tự như hệ số ma sát trượt trong cơ học Tuy nhiên, sự tương tác giữa bánh xe và mặt đường không chỉ phụ thuộc vào ma sát mà còn liên quan đến sự bám cơ học giữa các bề mặt, bao gồm mặt đường và lốp xe.

Lực kéo của bánh xe đàn hồi lăn trên mặt đường không biến dạng phụ thuộc vào lực ma sát giữa bánh xe và mặt đường Khi một lực vòng P v từ động cơ truyền đến bánh xe chủ động, lực bám P  i sẽ thay đổi tùy thuộc vào hệ số bám  i của từng loại đường.

Trọng lượng bám G  của ô tô phụ thuộc vào số cầu chủ động và chỉ bằng tải trọng thẳng đứng lên các bánh xe cầu chủ động Đối với ô tô có tính năng thông qua cao với tất cả các cầu đều chủ động, trọng lượng bám của xe sẽ tương đương với trọng lượng toàn bộ ô tô.

Chất lượng và trạng thái của đường ảnh hưởng trực tiếp đến hệ số ma sát giữa đường và lốp, cũng như lực cản trượt và lực cản nén của đất Độ ẩm của đất là yếu tố quan trọng, khi tăng lên sẽ làm giảm hệ số ma sát giữa lốp và đường, đặc biệt là giảm hệ số nội ma sát của đất Hệ quả là lực bám giữa bánh xe và đường bị giảm sút đáng kể.

Giảm áp lực riêng trên đường, tỷ lệ thuận với việc giảm q 0, sẽ tăng diện tích tiếp xúc và cải thiện lực bám của bánh xe Hơn nữa, trong điều kiện đường biến dạng, việc giảm áp lực riêng còn giúp giảm lực cản lăn của bánh xe, từ đó tạo điều kiện thuận lợi hơn cho ô tô hoạt động hiệu quả.

Nghiên cứu thực tế cho thấy việc giảm áp suất lốp chuyên dụng trên nền cát có tác động đáng kể đến hệ số bám Cụ thể, khi áp suất lốp giảm từ 0,6MPa xuống 0,3MPa, hệ số bám tăng từ 0,47 lên 0,65.

Hệ thống truyền lực thủy lực giúp ô tô thay đổi vận tốc và mô men xoắn một cách từ từ, êm dịu, tránh hiện tượng giật xe Điều này bảo vệ sự ăn khớp giữa bánh xe và mặt đường, tăng cường lực bám cho ô tô.

Hệ thống truyền lực với vi sai đối xứng giữa các bánh xe đảm bảo mô men xoắn được phân bổ đều, nhưng khi phân tích lực kéo, nếu các góc quay khác nhau, bánh xe có góc quay nhỏ nhất sẽ quay trượt trước Do đó, lực kéo thực tế của ô tô trong trường hợp này sẽ bị ảnh hưởng.

Hình dạng và kích thước của vấu bám, đặc biệt là chiều cao, đóng vai trò quan trọng trong khả năng bám đường của bánh xe Việc lựa chọn hình dạng vấu bám là một vấn đề phức tạp, bởi vì việc khảo sát sự ăn khớp giữa bánh xe và mặt đường không thể tách rời khỏi việc xem xét lực cản tác động lên bánh xe.

Yếu tố cơ bản ảnh hưởng đến lực bám của ô tô là điều kiện đường, với mỗi loại đường có hệ số bám khác nhau, tối đa không vượt quá 0,9 Trong điều kiện tốt nhất, hệ số bám dao động từ 0,6 đến 0,9 Đối với những ô tô có cầu chủ động và khóa vi sai, lực bám có thể đạt tới 90% trọng lượng xe khi di chuyển trên đường bằng có bề mặt cứng.

Trên đường đất, ô tô gặp khó khăn do chất lượng bám kém, với hệ số bám chỉ đạt khoảng 0,2 đến 0,3, tương đương với hệ số cản lăn Điều này dẫn đến việc ô tô không thể di chuyển do thiếu lực kéo cần thiết.

BẢNG 1.1 GIÁ TRỊ HỆ SỐ BÁM

Loại đường Hệ số bám Đường nhựa hoặc bê tông

- Ướt và dính bùn Đường đất

Các yếu tố ảnh hưởng tới hệ số bám

Hệ số bám và lực bám đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn khi chuyển động ô tô, ảnh hưởng đến động lực học, hiệu quả phanh, và tính ổn định khi phanh Do đó, việc nâng cao tốc độ chuyển động của ô tô hiện nay cần chú trọng đến hệ số bám và lực bám để cải thiện hiệu suất và an toàn.

Các lực cản chuyển động của ôtô

Trọng lượng của ô tô

Trọng lượng G đặt tại trọng tâm xe.

Khi tính toán, trọng lượng ô tô được xác định theo công thức sau: a t

G a –trọng lượng bản thân xe: G a  G 0  G nl  G lx  G tb

G 0 –trọng lượng “tinh” của ô tô;

G nl –trọng lượng nhiên liệu;

G lx –trọng lượng tổ lái;

G tb –trọng lượng các dụng cụ chuyên dùng đi kèm theo xe.

G t – trọng lượng hàng chuyên chở (hoặc trọng lượng hành khách và hành lý mang theo).

Trọng lượng xe   G là một trong những yếu tố gây ra lực cản trở chuyển động ô tô.

Hình 1.4 - Xác định độ dốc i

Lực cản dốc

Khảo sát trường hợp ô tô lên dốc với góc dốc (hình 1.4) Trọng lượng ô tô G được đặt tại trọng tâm xe và phân ra hai thành phần:

Thành phần song song với mặt đường Gsin  hướng ngược chiều chuyển động và gây nên lưc cản gọi là lực cản lên dốc P i với:

 , gần đúng có thể coi:

Kí hiệu  là i _ độ dốc của đường i B

 . Độ dốc của đường thường được tính theo phần trăm Ví dụ: dốc10%

Khi đó ta có thể viết: P i  i G

Khi ô tô chuyển động xuống dốc, lực P i cùng chiều với chiều chuyển động của ô tô và sẽ trở thành lực đẩy.

Lực cản lăn

Lực cản lăn của ô tô là tổng lực cản lăn của tất cả các bánh xe của nó.

Lực cản lăn là yếu tố quan trọng thể hiện sự tổn hao công suất trong quá trình lăn của bánh xe, bao gồm tổn hao do biến dạng của lốp và mặt đường, cũng như ma sát giữa lốp và đường Các dạng tổn hao này ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất vận hành của xe.

Thực tế cho thấy, lực cản lăn ở mỗi bánh xe riêng biệt thường không như nhau, ngay cả khi chuyển động trên đường có bề mặt cứng.

Trên đường biến dạng, lực cản chính diện của các bánh xe cầu sau thấp hơn nhiều so với bánh xe cầu trước do ảnh hưởng của khung xe và hệ thống truyền lực Sự tương tác phức tạp giữa các bánh xe này dẫn đến lực cản lăn không đồng nhất Do đó, tổng lực cản lăn của từng bánh xe riêng lẻ sẽ khác biệt so với lực cản lăn thực tế của toàn bộ ô tô, vì vậy lực cản lăn thực tế chỉ có thể được xác định khi xem xét toàn bộ cấu trúc ô tô.

Các yếu tố ảnh hưởng tới lực cản lăn gồm có:

- Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe;

- Tính chất và trạng thái của đường;

- Áp lực riêng trên đường;

- Vận tốc chuyển động của ô tô;

- Kết cấu và trạng thái của lốp.

Như phần trên đã nêu, lực cản lăn của bánh xe tỷ lệ với phản lực pháp tuyến

 P f  P f z  cũng chính là tỷ lệ với tải trọng G k tác dụng theo phương thẳng góc đặt tại tâm trục bánh xe: P f G f k

Vậy, lực cản lăn của ô tô bằng tổng lực cản lăn ở tất cả các bánh xe, và được xác định như sau:

P  P  P  f G cos   f G cos  (1-2) Trong đó: f 1, f 2 – hệ số cản lăn của các bánh xe cầu trước và cầu sau;

G 1, G 2 –trọng lượng ô tô phân bố lên cầu trước và cầu sau.

Trị số của hệ số cản lăn f và độ dốc i đặc trưng tổng hợp cho chất lượng đường sá.

Vì vậy, người ta thường sử dụng khái niệm l ực cản tổng cộng của đường, kí hiệu là

P  Lực cản tổng cộng của đường bằng tổng lực cản lên dốc và lực cản lăn:

Do đó: P   G f   i  (1-5) Đặt   f i và gọi là hệ số cản tổng cộngcủa đường Khi đó, lực cản tổng cộng của đường là: f i

Lực cản của rơ-mooc

LỰC VÀ MOMENT TÁC DỤNG LÊN ÔTÔ

Mục tiêu: sau khi học xong chương này, người học có khả năng:

 Phân tích được tả bản chất và xây dựng được của đường đặc tính ngoài động cơ.

 Phân tích được bản chấtlực kéo, lực bán, hệ số bám Các nhân tố ảnh hưởng tới nó.

 Phân tích, viết được các lực cản chuyển động của ô tô.

1.1 XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH TỐC ĐỘ NGOÀI CỦA ĐỘNG CƠ

Để xác định lực và moment tác dụng lên các bánh xe chủ động của ô tô, cần nghiên cứu đường đặc tính tốc độ của động cơ Đường đặc tính này thể hiện mối quan hệ giữa công suất có ích (N e), moment xoắn có ích (M e), và suất tiêu hao nhiên liệu (g e) theo số vòng quay (n) hoặc tốc độ góc (ω) của trục khuỷa.

Có hai loại đường đặc tính tốc độ của động cơ:

 Đường đặc tính tốc độ cục bộ;

Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ được xác định thông qua các thí nghiệm trên băng thử, với động cơ xăng hoạt động ở chế độ bướm ga mở hoàn toàn và động cơ diesel thanh răng ở vị trí cung cấp nhiên liệu tối đa Ngoài ra, đường đặc tính tốc độ cục bộ được thiết lập khi bướm ga và thanh răng ở vị trí trung gian.

 Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ trên cơ sở công thức S.RLAY DECMAN có dạng :

+ N e , n e : Công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ.

+ N max , n N : Công suất hữu ích cực đại và số vòng quay ứng với công suất nói trên.

+ a , b , c : Hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ Vìđây là động cơ xăng nên chọn a = b = c =1.

Trên cơ sở của công thức S.RLAY DECMAN ta tính được N e theo từng giá trị n e khác nhau.

Ta tính momen xoắn ( M e ) của động cơ theo công thức :

Trong đó: N e , n e : Công suất hữu ích của động cơ và sốvòng quay của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ.

1.2 LỰC KÉO TIẾP TUYẾN VÀ MOMENT XOẮN CỦA ÔTÔ

1.2.1 Lực kéo tiếp tuyến của ôtô:

Công suất ở bánh xe chủ động được xác định bởi hai yếu tố: moment xoắn M k và số vòng quay n b Sự tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường tạo ra lực kéo tiếp tuyến P k, lực này là kết quả của tác động từ mặt đường lên bánh xe.

Hình 1.3 - Lực kéo tiếp tuyến.

Nhờ tác dụng tương hỗ bánh xe_đường, bánh xe chịu tác dụng từ mặt đường một phản lực ngược chiều với lực vòng P v b k v r

Phản lực của lực vòng P v được gọi là lực kéo tiếp tuyếncủa bánh xe chủ động.

Lực kéo tiếp tuyến, ký hiệu là Pk, có trị số bằng với trị số của lực vòng Pv, nếu không tính đến ảnh hưởng của lực quán tính do bánh xe quay không đều và lực cản lăn.

Vậy, lực kéo tiếp tuyến P k chính là phản lực của lực vòng P v b k v k r

1.2.2 Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực

Hộp số chính và hộp số phụ thường được trang bị nhiều tay số, cho phép điều chỉnh tỷ số truyền khác nhau tùy thuộc vào vị trí cần số Điều này giúp tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống truyền lực.

1.2.3 Hiệu suất của hệ thống truyền lực Ô tô làm việc, công suất động cơ truyền đến bánh xe chủ động bị mất mát do ma sát, khuấy dầu,… Công suất truyền đến bánh xe chủ động là:

1.2.4 Moment xoắn và lực kéotiếp tuyến ở bánh xe chủ động

1.3 LỰC BÁM CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG VÀ HỆ SỐ BÁM

1.3.1 Lực bám, hệ số bám

Lực bám và hệ số bám giữa bánh xe chủ động và mặt đường đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo ô tô chuyển động hiệu quả Độ bám giữa bánh xe và mặt đường được xác định bởi hệ số bám, tương tự như hệ số ma sát trượt trong cơ học Tuy nhiên, cần lưu ý rằng sự tương tác giữa bánh xe và mặt đường không chỉ liên quan đến ma sát mà còn bao gồm sự bám cơ học giữa các vật thể, như mặt đường và lốp xe.

Lực kéo của bánh xe đàn hồi lăn trên mặt đường không biến dạng phụ thuộc vào điều kiện bám và lực ma sát giữa bánh xe và mặt đường Khi động cơ truyền một lực vòng P v đến bánh xe, lực bám P  i sẽ thay đổi tùy thuộc vào hệ số bám  i của từng loại đường.

Trọng lượng bám G  của ô tô phụ thuộc vào số cầu chủ động Giá trị G  chỉ bằng tải trọng thẳng đứng tác động lên các bánh xe cầu chủ động Đối với ô tô có tính năng thông qua cao với tất cả các cầu đều là chủ động, trọng lượng bám của xe sẽ tương đương với trọng lượng toàn bộ ô tô.

Chất lượng và trạng thái của đường ảnh hưởng trực tiếp đến hệ số ma sát giữa lốp xe và mặt đường, cũng như lực cản trượt và lực cản nén của đất Độ ẩm của đất đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hệ số ma sát này; khi độ ẩm tăng, hệ số ma sát giữa lốp và đường giảm, đặc biệt là hệ số nội ma sát của đất Điều này dẫn đến sự giảm đáng kể lực bám giữa bánh xe và mặt đường, ảnh hưởng tới an toàn và hiệu suất của phương tiện.

Giảm áp lực riêng trên đường, tương ứng với việc giảm q 0, sẽ làm tăng diện tích tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, từ đó nâng cao lực bám của bánh xe Hơn nữa, trong trường hợp đường bị biến dạng, việc giảm áp lực riêng cũng giúp giảm lực cản lăn, tạo điều kiện thuận lợi hơn cho ô tô hoạt động hiệu quả.

Sử dụng lốp chuyên dụng với áp suất hơi thấp trên nền cát cho thấy rõ rệt ảnh hưởng của việc giảm áp suất đến hệ số bám Cụ thể, khi áp suất hơi lốp giảm từ 0,6 MPa xuống 0,3 MPa, hệ số bám tăng từ 0,47 lên 0,65.

Hệ thống truyền lực thủy lực giúp ô tô thay đổi vận tốc và mô men xoắn một cách từ từ và êm dịu, tránh hiện tượng giật xe Nhờ đó, sự ăn khớp giữa bánh xe và mặt đường được duy trì ổn định, tăng cường lực bám cho ô tô.

Hệ thống truyền lực với vi sai đối xứng giữa các bánh xe và cầu chủ động đảm bảo mô men xoắn được truyền đều đến các bánh xe Khi phân tích lực kéo, nếu các bánh xe có tỷ số truyền khác nhau nhưng mô men xoắn vẫn đồng nhất, bánh xe có tỷ số truyền nhỏ nhất sẽ quay trượt trước Do đó, lực kéo thực tế của ô tô trong tình huống này sẽ phụ thuộc vào bánh xe có tỷ số truyền thấp nhất.

Hình dạng và kích thước của vấu bám, đặc biệt là chiều cao vấu bám, đóng vai trò quan trọng trong khả năng bám của bánh xe với mặt đường Việc lựa chọn hình dạng vấu bám là một vấn đề phức tạp, vì khảo sát sự ăn khớp của bánh xe với đường không thể tách rời khỏi việc nghiên cứu lực cản tác dụng lên bánh xe.

Lực cản không khí

Khi ô tô chuyển động trong môi trường khí quyển sẽ xuất hiện lực cản không khí tác dụng lên xe.

Lực cản không khí bao gồm hai thành phần:

Lực cản chính diện là lực xuất hiện do sự xoáy lốc của dòng khí khi ô tô di chuyển Cụ thể, lực cản này được hình thành bởi sự tăng áp suất không khí ở phía trước xe và sự giảm áp suất không khí ở phía sau xe.

Lực cản do ma sát giữa vỏ ô tô và không khí xung quanh là yếu tố quan trọng khi ô tô di chuyển Khi ô tô chuyển động, nó làm cho các lớp không khí xung quanh cũng chuyển động, tạo ra sự tương tác giữa các lớp khí Vận tốc của lớp không khí gần vỏ ô tô cao hơn so với lớp không khí ở xa, dẫn đến sự ma sát giữa các lớp khí này Khi vận tốc ô tô tăng, khối lượng không khí tham gia vào chuyển động cũng tăng theo, làm gia tăng tổng lực ma sát.

Trên cơ sở thực nghiệm, người ta đã thiết lập được công thức để tính lực cản không khí đối với ô tô như sau:

Trong đó: c - hệ số dạng khí động học của ô tô Hệ số này phụ thuộc vào dạng khí động học của ô tô và chất lượng bề mặt của nó;

 - mật độ không khí kg m/ 3 ;

K c  - hệ số cản không khí kgs 2 /m 4  Đối với các loại ô tô, hệ số cản không khí có các giá trị sau:

BẢNG 1.2 GIÁ TRỊ HỆ SỐ CẢN KHÔNG KHÍ

F –diện tích cản chính diện của ô tô   m 3 ; v –vận tốc chuyển động tương đối của ô tô sovới không khí  m s / 

Nếu vận tốc chuyển động của ô tô   v tính bằng  km h /  , khi đó:

Việc xác định lực cản chính diên của ô tô gặp nhiều khó khăn Vì vậy, trong thực tế người ta sử dụng công thức gần đúng sau:

B –chiều rộng cơ sở của ô tô,   m ;

H –chiều cao lớn nhất của ô tô,   m

ĐỘNG LỰC HỌC ÔTÔ 2.1 Khái niệm về bán kính bánh xe

Các loại bán kính bánh xe

Từ điều kiện lăn của các bánh xe trên đường, ô tô, bánh xe và mặt đường có các mối quan hệ tương tácsau:

- Bánh xe với khung xe và hệ thống truyền lực;

- Bánh xe với mặt đường.

Tương tácbánh xe vớikhung xe và hệ thống truyền lực.

Sự tương tác giữa hệ thống truyền lực và khung xe tác động lên bánh xe, tạo ra lực và mô men xoắn Mô men xoắn M từ hệ thống truyền lực ảnh hưởng đến bánh xe thông qua moay ơ, trong khi các lực từ khung xe tác động lên bánh xe tại tâm trục, bao gồm nhiều thành phần khác nhau.

- Thành phần vuông góc với mặt đường:tải trọng pháp tuyến, kí hiệu G k ;

- Thành phần song song với mặt đường:lực đẩy, kí hiệu P đ

Tương tácbánh xe vớimặt đường.

Khi bánh xe di chuyển trên đường, nó sẽ tạo ra các lực và mô men tác động lên bề mặt đường Đồng thời, mặt đường cũng phản hồi lại bằng cách tác động lên bánh xe các lực và mô men phản lực.

Tùy thuộc vào chiều của P đ và M k, bánh xe được phân loại thành ba loại chính: bánh xe chủ động (bánh xe kéo), bánh xe bị động và bánh xe phanh.

Bánh xe ch ủ động : là bánh xe mà mô men xoắn M k tác dụng lên nó có chiều cùng với chiều quay  k của bánh xe.

Bánh xe bị động là loại bánh xe mà mô men xoắn M k tác dụng ngược với chiều chuyển động của nó, hoặc khi M k = 0 Lực đẩy P đ tác dụng lên tâm trục bánh xe, cùng chiều với chuyển động tịnh tiến của tâm trục bánh xe V k.

Bánh xe phanh : là bánh xe khi có M p tác dụng lên nó và có chiều ngược với chiều quay  k của bánh xe.

Lốp ô tô được làm từ cao su và chứa khí nén, giúp bánh xe có độ đàn hồi và khả năng biến dạng khi chịu lực Để thuận tiện cho việc nghiên cứu động học và động lực học của bánh xe, cần hiểu rõ các khái niệm về bán kính bánh xe.

Bán kính thi ết kế Là bán kính được xác định theo kích thước tiêu chuẩn của lốp Bán kính thiết kế được ký hiệu là r

Lốp ô tô có các loại kí hiệu sau:

Bán kính tự do, ký hiệu là r₀, là bán kính của bánh xe khi được bơm đủ áp suất và không chịu tải Đối với lốp có áp suất thấp, bán kính tự do r₀ sẽ bằng bán kính r của bánh xe.

Bán kính t ĩnh học : là khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt đường nằm ngang khi xe có tải và đứng

Hình 2.1 - Các loại bánh xe a) bánh xe chủ động tự do; b) bánh xe chủ động đẩy; c) bánh xe chủ động bị đẩy; d) bánh xe bị động; c) bánh xe phanh.

Hình 2.2 - Bán kính tĩnh yên (vận tốc  k 0) G k là trọng lượng xe đặt tại tâm trục bánh xe.

Bán kính tĩnh học, ký hiệu là r t, được tiêu chuẩn hóa dựa trên tải trọng cho phép lớn nhất Để xác định bán kính r t, có thể sử dụng ký hiệu của lốp theo công thức: t 0,5 bd r = d + Δ λ B.

Trong đó: d – đường kính lắp ghép của vành bánh xe  m m ; 

B H–với H và B là chiều cao và chiều rộng lốp   mm ;

 bd –hệ số phụ thuộc vào sự biến dạng của lốp khi chịu tải.

Dưới tác động của tải trọng và áp suất hơi lốp, các tiêu chuẩn quy định rằng đối với lốp ô tô vận tải và ô tô buýt có bộ điều chỉnh áp suất (trừ loại lốp bề ngang rộng), tỷ số B H gần bằng 1 Đối với lốp ô tô du lịch, nếu kích thước tính bằng inch, B H khoảng 0,95, còn nếu kích thước ghi theo kiểu hỗn hợp thì B H dao động từ 0,80 đến 0,85 Lốp kiểu hướng kính ô tô du lịch có chỉ số B H được thể hiện trong ký hiệu, ví dụ như lốp 205/70R14 có B H khoảng 0,7 Đối với lốp ô tô vận tải và ô tô buýt có điều chỉnh áp suất, cũng như lốp kiểu đường chéo của ô tô du lịch, tỷ số B H nằm trong khoảng 0,8 đến 0,85.

Bán kính động lực học : là khoảng cách tính từ tâm trục bánh xe đến mặt đường nằm ngang, khi xe chuyển động   k  0 .

Bán kính động lực học được ký hiệu là r đ (hình

1-4) Trong quá trình ô tô chuyển động, bán kính động lực học bị thay đổi.

M _ mô men kéo k ở bánh xe chủ động N m ; 

G k _là trọng lượng xe đặt tại tâm trục bánh xe   N ;

Xk KHình 2.3 - Bán kính động lực học q 0_là áp suất hơi lốp MP a .

- Nếu tăng áp suất hơi lốp q 0 và giảm tải trọng tác dụng theo phương thẳng đứng P z thì bán kínhđộng lực học r đ sẽ tăng lên;

Khi bánh xe lăn tăng vận tốc góc, lốp sẽ bị kéo dãn theo hướng kính do lực ly tâm tác động, dẫn đến việc bán kính động lực học cũng tăng lên.

Trên mặt đường cứng cóthể coi r đ  r t

Bán kính động học : là bán kính của một bánh xe giả định, có các đặc điểm sau:

- Không bị biến dang khi làm việc;

- Không bị trượt lết hay trượt quay;

- Có cùng vận tốc tịnh tiến V k và vận tốc góc  k như bánh xe thực tế của ô tô đang được khảo sát.

Trong nhiều trường hợp, bán kính động học còn được gọi làbán kính lăn Do vậy, bán kính động học được ký hiệu là r l Từ định nghĩa ta có: k l k r V

V k _vận tốc chuyển động tịnh tiến của tâm trục bánh xe (bằng chính vận tốc chuyển động tịnh tiến của ô tô);

 k _vận tốc góc của bánh xe.

Bán kính lăn r l, hay còn gọi là bán kính vận tốc của ô tô, thể hiện mối quan hệ giữa vận tốc chuyển động tịnh tiến của ô tô (V k) và vận tốc góc của bánh xe (ω k).

Trong quá trình bánh xe lăn, r l phụ thuộc:

- lực tác dụng lên bánh xe;

- khả năng bám của bánh xe với mặt đường;

- độ đàn hồi và áp suất lốp q 0

Hình 2.4 - Bán kính động học

Trị số của r l thay đổi trong phạm vi rộng (hình 1-5):

- khi bánh xe lăn hoàn toàn, bán kính lăn l đ r  r Tâm quay tức thời chính là điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường (điểm a );

Khi bánh xe bị trượt quay, tâm quay tức thời nằm trong giới hạn của bánh xe, với vận tốc V k bằng V K Khi xảy ra trượt quay hoàn toàn, vận tốc V k bằng 0 trong khi vận tốc góc ω k khác không Lúc này, tâm quay tức thời trùng với tâm trục của bánh xe và bán kính l r bằng 0.

- khi bánh xe trượt lết, l đ r  r Tâm quay tức thời nằm ngoài bánh xe, (điểm a’’ và V K '' V K ) Khi trượt lết hoàn toàn,  k 0,V k 0, do đó r l  

Như vậy, r l thay đổi trong phạm vi: 0  r l

Sự khác biệt giữa các ký hiệu r l, r, và r t không đáng kể Để đơn giản hóa quá trình tính toán, người ta thường sử dụng khái niệm bán kính tính toán, ký hiệu là r k, với công thức r k = λ 1 r.

Trong đó: r _ bán kính thiết kế;

 1_ hệ số biến dạng của lốp.

Với: + lốp áp suất thấp,  10,930  0,935 ;

- Với lốp có áp suất thấp (áp suất hơi lốp q 0 nằm trong khoảng

0 0,08 0,5 q   MPa) thường ký hiệu theo công thức Bd , Trong đó:

B _ bề rộng của lốp  inch  d _ đường kính vành bánh xe inch 

Loại lốp tôrôit (hình xuyến) thường có B  H Do đó r được xác định theo công thức sau:

- Lốp có áp suất cao  q 0 0, 50, 7MP a . Loại này được ký hiệu như sau:

- Lốp có chiều ngang rộng được kí hiệu như sau:

Ngoài ra lốp cònđược kí hiệu theo kiểu hỗn hợp (milimét và inch): 205/70R14; P205/40R16. Trong đó:

 B = 205 mm là bề rộng của lốp;

 70_ ký hiệu mã lốp Là tỉ lệ giữa bề rộng của lốp với chiều cao lốp (hệ số

 R_ ký hiệu loại lốp hướng kính;

 14 inch = d là đường kính vành bánh xe;

 P_lốp xe du lịch 7 chỗ trở xuống Nếu thay chữ P bằng LT_lốp sử dụng choxe có tính năng thông qua cao hạng nhẹ.

Trên thành lốp xe có nhiều ký hiệu quan trọng, trong đó bao gồm tốc độ an toàn tối đa Các ký hiệu này quy định tốc độ tối đa cho phép của lốp, như chữ T tương ứng với 190 km/h, H với 210 km/h, V với 240 km/h, và W với 270 km/h Ngoài ra, còn có các ký hiệu khác như TL để chỉ lốp không xăm và SSR cho lốp cho phép ô tô di chuyển ở tốc độ cao thêm một quãng đường ngay cả khi bị thủng.

2.2 ĐỘNG LỰC HỌC BÁNH XE

2.2.1.Trường hợp 1: Khibánh xe lăn đều, chỉ chịu tác dụng của mô men kéo

M k (hình 1-9) Các lực và mô men tác dụng lên bánh xe trong trường hợp này gồm:

- G k _ trọng lượng của xe đặt tại tâm trục bánh xe;

- M k _ mô men kéo đối với tâm trục bánh xe;

_ phản lực pháp tuyến của tải trọng tác dụng lên bánh xe;

_ phản lực tiếp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe. d H

Viết các phương trình cân bằng lực và mô men, ta có: z k 0

Để bánh xe lăn đều mà không bị cản trở bởi lực ngoài tải trọng G k tại tâm trục, cần có mô men kéo M k Mô men này phải đủ lớn để bù đắp cho tổn thất do biến dạng của lốp và mặt đường, với giá trị được xác định là M k = P a z.

- Nếu cả lốp và đường không biến dạng thì a  0, do đó M k  P a z 0: không cần tiêu tốn M k để bù đắp tổn thất do biến dạng;

- Ứng với các loại đường, các loại bánh xe khác nhau thì “ a ” là khác nhau; do đó cần có M k khác nhau.

Mô men P a z gọi là mô men c ản lăn, ký hiệu là M f , có chiều ngược với chiều của

M k Phản lực tiếp tuyến của đường với bánh xe P x  0.

Bánh xe lăn đều, có trọng lượng của ô tô đặt vào bánh xe G k ; lực P đ (có chiều cùng với chiều chuyển động của xe) đặt vào tâm trục bánh xe.

Các phản lực từ đường tác dụng lên bánh xe:

Viết các phương trình cân bằng lực và mô men, ta có: đ x 0

Hình 2.6-Bánh xe lăn đều, có P đ

 r và gọi là hệ số cản lănthì:

Nhận xét từ công thức (1-2):

- P x ngược chiều chuyển động nên là lực cản;

Tỉ lệ giữa P x và P z được xác định bởi P z = G k, trong đó hệ số tỉ lệ là k a f r Hệ số f phụ thuộc vào biến dạng của lốp và bề mặt đường, tức là phụ thuộc vào khoảng cách a và bán kính bánh xe r k.

Tích số  f P , z  gọi là l ực cản lăn , kí hiệu là P f và ngược chiều với P đ

Bánh xe lăn không đều (có gia tốc), chịu tác dụng của các lực và mô men:

- tải trọng tác dụng theo phương thẳng đứng

- lực đẩy P đ đặt tại tâm trục bánh xe và có chiều ngược với chiều chuyển động của xe;

- mô men kéo M k (mô men xoắn của động cơ đặt tại bánh xe chủ động);

- các phản lực pháp tuyến P z và tiếp tuyến P x ;

- mô men quán tính M jk phát sinh do chuyển động không đều

  k  const  ở các bánh xe, có hướng ngược với chiều của gia tốc góc

Hình 2.7 - Bánh xe lăn không đều chịu các lực và mômen. jk k k

J k –mô men quán tính của các bánh xe chủ động,

 k –gia tốc góc của bánh xe.

Lập các phương trình cân bằng lực và mô men tác dụng lên bánh xe, ta có:

 r –lực vòng do mô men xoắn đặt tại bánh xe chủ động gây ra;

P j –lực quán tính do các khối lượng quay không đều gây ra;

M f –mô men cản lăn, xuất hiện khi dời phản lực pháp tuyến về tâm trục bánh xe. Nhận xét từ phương trình (1-3):

 P x phụ thuộc vào M k (tỉ lệ thuận);

 trường hợp này, P x cùng chiều với V k Do đó P x gọi là l ực kéo ti ếp tuy ến và kí hiệu là P k : k v j f

 khi bánh xe là bị động  M k 0   P x   P j P f 

Dấu “- ” chứngtỏ P x ngược với chiều chuyển động của xe Do vậy, P x trong trường hợp này là lực cản chuyển động.

Động lực học bánh xe

2.2.1.Trường hợp 1: Khibánh xe lăn đều, chỉ chịu tác dụng của mô men kéo

M k (hình 1-9) Các lực và mô men tác dụng lên bánh xe trong trường hợp này gồm:

- G k _ trọng lượng của xe đặt tại tâm trục bánh xe;

- M k _ mô men kéo đối với tâm trục bánh xe;

_ phản lực pháp tuyến của tải trọng tác dụng lên bánh xe;

_ phản lực tiếp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe. d H

Viết các phương trình cân bằng lực và mô men, ta có: z k 0

Để bánh xe lăn đều khi không có lực cản ngoài tải trọng G k tại tâm trục, cần có mô men kéo M k Mô men này phải đủ lớn để bù đắp cho tổn thất do biến dạng của lốp và mặt đường, với công thức tính là M k = P a z.

- Nếu cả lốp và đường không biến dạng thì a  0, do đó M k  P a z 0: không cần tiêu tốn M k để bù đắp tổn thất do biến dạng;

- Ứng với các loại đường, các loại bánh xe khác nhau thì “ a ” là khác nhau; do đó cần có M k khác nhau.

Mô men P a z gọi là mô men c ản lăn, ký hiệu là M f , có chiều ngược với chiều của

M k Phản lực tiếp tuyến của đường với bánh xe P x  0.

Bánh xe lăn đều, có trọng lượng của ô tô đặt vào bánh xe G k ; lực P đ (có chiều cùng với chiều chuyển động của xe) đặt vào tâm trục bánh xe.

Các phản lực từ đường tác dụng lên bánh xe:

Viết các phương trình cân bằng lực và mô men, ta có: đ x 0

Hình 2.6-Bánh xe lăn đều, có P đ

 r và gọi là hệ số cản lănthì:

Nhận xét từ công thức (1-2):

- P x ngược chiều chuyển động nên là lực cản;

Tỉ lệ giữa P x và P z được xác định bởi công thức P z = G k, trong đó k là hệ số tỉ lệ Hệ số f phụ thuộc vào biến dạng của lốp và bề mặt đường, liên quan đến khoảng cách a và bán kính bánh xe r k.

Tích số  f P , z  gọi là l ực cản lăn , kí hiệu là P f và ngược chiều với P đ

Bánh xe lăn không đều (có gia tốc), chịu tác dụng của các lực và mô men:

- tải trọng tác dụng theo phương thẳng đứng

- lực đẩy P đ đặt tại tâm trục bánh xe và có chiều ngược với chiều chuyển động của xe;

- mô men kéo M k (mô men xoắn của động cơ đặt tại bánh xe chủ động);

- các phản lực pháp tuyến P z và tiếp tuyến P x ;

- mô men quán tính M jk phát sinh do chuyển động không đều

  k  const  ở các bánh xe, có hướng ngược với chiều của gia tốc góc

Hình 2.7 - Bánh xe lăn không đều chịu các lực và mômen. jk k k

J k –mô men quán tính của các bánh xe chủ động,

 k –gia tốc góc của bánh xe.

Lập các phương trình cân bằng lực và mô men tác dụng lên bánh xe, ta có:

 r –lực vòng do mô men xoắn đặt tại bánh xe chủ động gây ra;

P j –lực quán tính do các khối lượng quay không đều gây ra;

M f –mô men cản lăn, xuất hiện khi dời phản lực pháp tuyến về tâm trục bánh xe. Nhận xét từ phương trình (1-3):

 P x phụ thuộc vào M k (tỉ lệ thuận);

 trường hợp này, P x cùng chiều với V k Do đó P x gọi là l ực kéo ti ếp tuy ến và kí hiệu là P k : k v j f

 khi bánh xe là bị động  M k 0   P x   P j P f 

Dấu “- ” chứngtỏ P x ngược với chiều chuyển động của xe Do vậy, P x trong trường hợp này là lực cản chuyển động.

Lực kéo tiếp tuyến P k sẽ tăng theo mô men xoắn từ động cơ đến bánh xe chủ động M k, nhưng sự gia tăng này không thể tùy ý mà phụ thuộc vào khả năng bám của bánh xe với mặt đường Do đó, phản lực tiếp tuyến lớn nhất bị giới hạn bởi khả năng bám của bánh xe Giá trị tối đa của lực kéo trong điều kiện bám, được gọi là lực kéo theo điều kiện bám của bánh xe với mặt đường (hay lực bám), được ký hiệu là P .

Lực kéo theo điều kiện bám tỷ lệ với trọng lượng bám của ô tô:

 - hệ số bám dọc của bánh xe với mặt đường ;

G  - trọng lượng bám của bánh xe, tức là trọng lượng G k đặt lên bánh xe.

Hệ số bám  thường được hiểu là hệ số ma sát trượt giữa bánh xe và mặt đường, nhưng điều này không hoàn toàn chính xác Khi bánh xe tương tác với mặt đường, ngoài ma sát tại bề mặt tiếp xúc, còn có sự ăn khớp giữa bánh xe và nền đường Do đó, hệ số bám  thường lớn hơn hệ số ma sát.

  f của bánh xe với đường

Động lực học bánh xe khi có phản lực ngang của đường tác dụng

Khi các bánh xe đàn hồi lăn trên đường dưới tác dụng của ngoại lực theo phương ngang, quỹ đạo chuyển động của chúng sẽ bị thay đổi Có hai trường hợp xảy ra: khi không có lực ngang tác động, bánh xe duy trì quỹ đạo ban đầu; ngược lại, khi lực ngang P y tác động vào tâm trục bánh xe, lốp sẽ bị biến dạng theo phương ngang, dẫn đến việc mặt phẳng lăn của bánh xe bị lệch hướng một góc.

Hiện tượng bị lệch hướng chuyển động của bánh xe có ảnh hưởng rất lớn đến tính ổn định của ô tô khi đi thẳng cũng như khi quay vòng.

Hệ số cản lăn f và các phương pháp xác định

Hệ số cản lăn f chịu ảnh hưởng bởi tính chất và sự biến dạng của mặt đường cũng như lốp xe Khi bánh xe di chuyển trên đường với tải trọng động lớn, sự biến dạng của lớp phủ mặt đường gia tăng, dẫn đến hệ số cản lăn f cũng tăng theo.

Mặt đường không bằng phẳng gây ra tải trọng động, làm biến dạng lốp và tăng tổn hao đàn hồi Hệ số cản lăn f trên đường đất cao hơn so với đường nhựa và bê tông, ngay cả khi chúng có cùng mức độ biến dạng Thêm vào đó, nếu bề mặt đường có màng nước mỏng hoặc bụi bẩn ướt, hệ số cản lăn sẽ tiếp tục tăng do tổn hao thủy lực từ việc ép lên các lớp màng đó.

Hệ số cản lăn f thường được xác định bằng thực nghiệm: phương pháp cho ô tô chuyển động chậm dần hoặc phương pháp dùng xe kéo.

Phương pháp cho ô tôchuyển động chậm dần.

Khi ô tô di chuyển ổn định trên đường với vận tốc nhất định, việc đưa cần số về số không sẽ cắt động lực từ động cơ Hệ quả là ô tô sẽ giảm tốc độ và dừng lại hoàn toàn Trong quá trình này, động năng của ô tô bị tiêu hao để khắc phục lực cản lăn.

Thành lập phương trình cân bằng động năng ta có:

Hình 2.8 - Phản lực ngang của đường tác dụng lên bánh xe

Hệ số khối lượng quay của ô tô, ký hiệu là k, chỉ tính đến khối lượng vận động quay từ hộp số đến bánh xe chủ động, sau khi đã cắt ly hợp.

Giá trị lớn được áp dụng cho ô tô nhiều cầu với bánh xe có đường kính lớn Vận tốc của ô tô khi bắt đầu cắt nguồn động lực được đo bằng mét trên giây (m/s), trong khi khối lượng của ô tô được tính bằng kilogam (kg).

S –quãngđường lăn được của ô tô sau khi cắt động lực   m

Từ công thức trên ta tính được lực cản lăn P f   N , sau đó xác định hệ số cản lăn theo công thức sau:

Với G –trọng lượng của ô tô,   N

Phương pháp dùng xe kéo

Cho hai ô tô kéo nhau (hình 2.9), giữa chúng bố trí lực kế tự ghi.

Khi xe kéo chuyển động với vận tốc ổn định, lực kế sẽ chỉ một giá trị xác định.

Giá trị lực cản lăn của ô tô được kéo tương ứng với trọng lượng của nó, từ đó cho phép xác định hệ số cản lăn của bánh xe trên mặt đường.

Khi tiến hành thử nghiệm, cần đảm bảo áp suất hơi lốp, tải trọng và tốc độ di chuyển trung bình phải tuân thủ đúng tiêu chuẩn mà nhà sản xuất đã quy định.

Qua thực nghiệm người ta đã xác định được các giá trị trung bình của hệ số cản lăn trên các loại đường khác nhau.

Hình 2.9 - Cách xác định hệ số cản lăn

BẢNG 2.1 - HỆ SỐ CẢN LĂN CỦA MỘT SỐ LOẠI ĐƯỜNG

Loại đường và trạng thái lớp phủ mặt đường Hệ số cản lăn

-Đường bê tông nhựa và bê tông xi măng:

+ Khi trạng thái mặt đường là rất tốt 0,007 ÷ 0,015

+ Khi mặt đường còn tốt 0,02 ÷ 0,025

+ Đất nện sau cơn mưa 0,05 ÷ 0,15

+ Trong thời kỳ lầy lội 0,1 ÷ 0,25

Xác định các phản lực thẳng góc của mặt đường tác dụng lên bánh xe

Phương trình momen tại điểm O2 là:

Trong tính toán thường chọn h g  h 

Thay thế và rút gọn:    

+ Z 1 ,Z 2 : các phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên ôtô.

+ : Góc dốc của mặt đường

+ b : Khoảng cách từ tâm xe đến cầu sau

+ a : Khoảng cách từ tâm xe đến cầu trước

+ h g : Khoảng cách từ trọng tâm xe đến mặt đường

Hình 2.10 – Các lực tác dụng lên ô tô trong mặt phẳng dọc. Ô tô đứng yên trên trên mặt phẳng dốc

    Ô tô chuyển động trên đường nằm ngang không kéo móc

Hình 2.11 – Các lực tác dụng lên ô tô khi chuyển động thẳng.

Ô tô di chuyển trên đường nghiêng phải chịu tác động của nhiều lực và mô men, bao gồm trọng lượng của ô tô, lực kéo từ dây móc, và lực ly tâm khi ô tô thực hiện các pha quay vòng.

R : Bán kính quay vòng v : Vận tốc ôtô

Hình 2.12 – Các lực tác dụng lên ô tô trong mặt phẳng ngangLấy moment tại điểm O 1

Lập phương trình cần bằng moment tại O 2

Trong đó : + G : Trọng lượng của xe

+ M jn : Momen của các lực quán tính tiếp tuyến

+ Z ' , Z '' : Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe bên trái và bánh xe bên phải

+  : Độ nghiêng ngang của đường

+ h g : Khoảng cách từ trọng tâm xe đến mặt đường

CÂU HỎI ÔN TẬP CHƯƠNG 2.

1 Công thức bánh xe, khái niệm các loại bánh xe của ô tô?

2 Hãy phân tích khái niệm các loại bán kínhbánh xe?

3 Hãy phân tíchđộng lực học của bánh xe khi không có lực ngang tác dụng (khảo sát với ba trường hợp)?

4 Hãy phân tíchđộng lực học của bánh xe khi có lực ngang tác dụng?

5 Hệ số cản lăn f và các phương pháp xác định?

6 Hãy xácđịnh phản lực pháp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe với ô tô 2 cầu trong mặt phẳng dọc?

7 Hãy xácđịnh phản lực pháp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe với ô tô 2 cầu trong mặt phẳng ngang?

TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA ÔTÔ

 Viết và xây dựng được phương trình,đồ thị cân bằng lực kéo.

 Viết và xây dựng được phương trình,đồ thị cân bằng công suất.

 Viết và xây dựng được phương trình,đồ thị nhân tố động lực học.

 Tiến hành tính toán, phân chia tỉ số truyền các tay số.

3.1 CÂN BẰNG LỰC KÉO ÔTÔ

Lực kéo tiếp tuyến tại các bánh xe chủ động giúp khắc phục các lực cản chuyển động như lực cản leo dốc, lực cản lăn, lực cản không khí và lực cản quán tính Phương trình cân bằng lực kéo ôtô trong trường hợp tổng quát được biểu diễn như sau: k f i j mk 0.

Nếu gọi P  là lực cản tổng cộng của mặt đường, ta có P  P f P i

P k –lực kéo tiếp tuyến, k k e tl tl k k

P i –lực cản lên dốc, P i  Gsin  ;

P j –lực cản quán tính, P j   mj ; với m G

P  –lực cản không khí, P   KFv 2 ;

P mk –lực cản moóc kéo.

Từ đó suy ra: e tl tl 2 mk k

Các trường hợp ri êng:

- Khi ô tô không kéo moóc, P mk  0. k j

- Khi ô tô không kéo moóc, chuyển động trên đường bằng    0  : k f j

- Khi ô tô chuyển động ổn định dv 0 j 0 j P dt

 trên đường bằng, với P mk  0. k f

- Trường hợp trên nếu không kể đến ảnh hưởng của lực cản không khí (Khi

Cần lưu ý rằng, trong phương trình (2-17) P i mang dấu    khi ô tô xuống dốc; là

  P i  khi ô tô chuyển động giảm tốc. Đối với rơ-moóc, khi coi  và đặt P f '  P i '  P  ' sẽ được phương trình cân bằng lực kéo:

Vì P mk '  P mk  phương trình cân bằng lực kéo của đoàn xe:

3.1.2 Đồ thị cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo ôtô được biểu diển bằng đồ thị P = f(v)

Trên trục tọa độ P-v, chúng ta có thể vẽ các đường cong P k tại các tỷ số truyền khác nhau Để chuyển đổi từ v sang n e tương ứng với các tỷ số truyền của hộp số, ta áp dụng công thức: v o b b e i i r n.

Vận tốc tịnh tiến của ô tô (v) được xác định bằng số vòng quay của trục khuỷu (n e) nhân với bán kính làm việc trung bình của bánh xe (r b) và tỷ số truyền của hộp số (i h) cùng với tỷ số truyền của bộ truyền lực chính (i o).

Trên đồ thị, lập đường cong P = f(v) cho một loại đường nào đó có độ dốc không đổi và đườngcong của lực cản không khí P = g(v).

Công dụng của đồ thị:

 Xác định tốc độ cực đại của ô tô: giao điểm của hai đường cong P k và (P + P)

 Xác định lực cản lớn nhất của đường mà ô tô có thể khắc phục được.

 Xác định khả năng trượt quay của các bánh xe chủ độngtrên một loại đường cụ thể nào đó.

Hình 3.1 - Đồ thị cân bằng lực kéo

3.2 CÂN BẰNG CÔNG SUẤT ÔTÔ

3.2.1 Phương trìng cân bằng công suất

Phương trình cần bằng công suất của ôtô khi chuyển động được biểu thị bằng:

N e = N t + N f + N w  N i  N j (3-7) Trong đó: + N e : Công suất phát ra của động cơ

+ N t : Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực.

+ N f : Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn

+ N w : Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí.

+ N i : Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc.

+ N j : Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính.

Phương trình cân bằng công suất tại bánh xe chủ động của ôtô :

 t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực

N f = G.f.cos.v : công suất tiêu hao do cản lăn của bánh xe.

N i = G.sin.v : công suất tiêu hao do lực cản dốc.

N = W.v 3 : công suất tiêu hao do không khí.

G i v.j : Công suất tiêu hao do lực quán tính khi tăng tốc

Khi ôtô chuyển động trên đường bằng, không có gia tốc và trên đường nhựa tốt nên ta có : N j = 0 ; N i =0

3.2.2 Đồ thị cân bằng công suất

Phương trình công suất ôtô được thể hiện qua đồ thị, cho thấy mối quan hệ giữa công suất phát ra và công suất cản, trong đó công suất cản phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô.

Hình 3.2 - Đồ thị cân bằng công suất của ô tô.

Biểu diễn phương trình cân bằng công suất dưới dang đồ thị có hệ toạ độ N-v, gọi là đồ thị cân bằng công suất.

Trên đồ thị, các đường cong công suất có ích của động cơ N e và công suất kéo N k được thể hiện theo tốc độ chuyển động v ở tất cả các tỷ số truyền Đồng thời, đường cong N = f(v) được vẽ và đặt lên phía trên đường cong N Tung độ các điểm giữa đường cong (N + N) và trục hoành tương ứng với công suất tiêu hao cần thiết để khắc phục lực cản tổng cộng của đường và lực cản không khí.

Các đoạn thẳng N d nằm giữa các đường cong N k và (N + N) thể hiện phần công suất dự trữ, phục vụ cho các mục đích như khắc phục lực cản lớn hơn của đường, tăng tốc hoặc kéo rơ-mooc.

Khi ô tô di chuyển với tốc độ ổn định, công suất N k không chỉ dùng để vượt qua lực cản của mặt đường mà còn cả lực cản không khí Tốc độ tối đa mà ô tô có thể đạt được xảy ra khi bướm ga hoặc thanh răng mở hoàn toàn, lúc này công suất N k bằng tổng công suất (N + N), tương ứng với điểm A trên đồ thị.

3.2.3 Ý nghĩa của đồ thị công suất

 Xác định được tốc độ tối đa của ô tô trên mỗi loại đường đã cho hoặc ngược lại.

 Xác định được tỷ số truyền hợp lý nhất ứng với từng loại đường.

 Xác định được khả năng tăng tốc, leo dốc hoặc kéo rơ-mooc của ô tô.

3.3 NHÂN TỐ ĐỘNG LỰC HỌC CỦA Ô TÔ

Từ phương trình cân bằng lực kéo: k j mk

Chia cả hai vế phương trình (3-9) cho trọng lượng toàn bộ của ô tô   G khi đầy tải, ta được: k P mk

 và gọi D là nhân t ố động lực học của ô tô.

Vậy,nhân tố động lực họccủa ô tô là tỷ số giữa hiệu lực kéo của ô tô theo động cơ với lực cản không khí và trọng lượng của ô tô.

Giữa nhân tố động lực học D và các thông số đặc trưng cho lực cản chuyển động của ô tô có mối quan hệ sau:

Khi ô tô không kéo moóc: k i

Khi ô tô không kéo moóc và chuyển động đều  v  const  :

Từ vế trái công thức (3-9) thấy rằng: khi lực cản không khí nhỏ, có thể coi P   0 Khi đó, k e

  và gọi  e là lực kéo riêng của ô tô theo điều kiện động cơ. Đặc tính động lực học của ô tô (đặc tính D V_ ).

Đặc tính động lực học D của ô tô được thể hiện qua đồ thị, thể hiện mối quan hệ giữa nhân tố động lực học D và vận tốc chuyển động tịnh tiến v Đồ thị này được xây dựng khi ô tô hoạt động với tải trọng đầy (100% tải) và động cơ ở chế độ toàn tải.

Phương pháp xây dựng đồ thị: Đồ thị hình 3-3 mô tả đặc tính động lực học của ô tô có 5 số truyền.

Trên đồ thị trục tung biều diễn nhân tố động lực học D , trục hoành biểu diễn vận tốc chuyển động tịnh tiến v của ô tô.

Đồ thị đặc tính động lực học có hình dạng tương tự như đồ thị đặc tính kéo, nhưng có độ dốc lớn hơn, đặc biệt là ở các vận tốc cao, do lực cản không khí gia tăng nhanh chóng.

Trên đặc tính có những điểm đặc biệt sau (ví dụ ở tay số I):

 Đ _điểm bắt đầu ứng với v d ;

 M _ điểm tương ứng với D max ;

 K _điểm kết thúc đường đặc tính.

Hình 3.3 - Đặc tính động lực học của ô tô

Thực tế, vận tốc chuyển động của ô tô ở từng số truyền bị giới hạn trong một khoảng.

Nếu gọi vận tốc ứng với điểm M i có D i max là vận tốc tới hạn   v th thì khiđó, v v th

Vận tốc tới hạn (v th) là điểm quan trọng xác định vùng làm việc ổn định của ô tô Khi ô tô hoạt động ở vùng này, sức cản tăng lên sẽ làm giảm vận tốc, nhưng động lực học của ô tô lại tăng, giúp nó khắc phục sức cản mặt đường Ngược lại, khi vận tốc thấp hơn v th (v min < v th), ô tô rơi vào vùng không ổn định, nơi sức cản tăng dẫn đến giảm vận tốc và động lực học, khiến ô tô không thể vượt qua sức cản Do đó, ô tô thường không hoạt động trong vùng không ổn định của đường đặc tính, mà chủ yếu ở vùng ổn định khi động cơ làm việc ở chế độ toàn tải.

Nhận xét rằng, giữa các đường đặc tính của các số truyền có khoảng trùng điệp.

Vì vậy khi đổi số, ô tô đều làm việc ở khu vực có tốc độ ổn định.

3.3.2 Nhân tố độnglực học theo điều khiển bám.

Khi xây dựng các phương trình cân bằng lực và công suất, chúng ta đã giả định rằng lực kéo tại bánh xe chủ động chỉ phụ thuộc vào thông số động cơ và hệ thống truyền lực Tuy nhiên, trong nhiều tình huống, lực kéo này bị giới hạn bởi sự bám đường của bánh xe với mặt đường Khi bánh xe chủ động bị trượt, ô tô không thể sử dụng hết khả năng động lực học, dẫn đến việc không phát huy được lực kéo tối đa theo điều kiện động cơ Chẳng hạn, khi ô tô di chuyển trên đường trơn, ẩm ướt với hệ số bám thấp, lực kéo tiếp tuyến lớn nhất chỉ bằng lực bám tối đa.

P  –lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động với mặt đường theo điều kiện bám;

 –hệ số bám của bánh xe chủ động với đường;

G  là trọng lượng bám của ô tô, được xác định dựa trên cấu trúc cầu chủ động của xe Đối với ô tô chỉ có một cầu chủ động, G  tương đương với trọng lượng của ô tô trên cầu đó Trong trường hợp ô tô có tất cả các cầu đều là chủ động, G  sẽ bằng tổng trọng lượng G của xe.

Như vậy, theo điều kiện bám, nhân tố động lực học D  của ô tô sẽ là:

Trong đó:  P   P   _lựckéo tự do theo điều kiện bám.

Các đường cong nét đứt trong hình 3-3 thể hiện đặc tính động lực học của ô tô theo điều kiện bám Đặc biệt, đường đặc tính D  có hình dạng cong xuống khi vận tốc tăng cao Nguyên nhân là do lực cản không khí và sự trượt gia tăng đáng kể ở vận tốc lớn, dẫn đến sự giảm sút của D  Do đó, điều kiện cần và đủ để đảm bảo khả năng chuyển động của ô tô là rất quan trọng.

Xác định vận tốc lớn nhất của ôtô v max

Khi chiếu điểm cuối cùng của đường cong D xuống trục hoành, ta có thể xác định vận tốc lớn nhất tương ứng với tay số đó Tại các giá trị D max, việc chiếu xuống trục hoành cho phép xác định vận tốc tới hạn của tay số.

TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA ÔTÔ 3.1 Cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo

Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động giúp khắc phục các lực cản chuyển động như lực cản leo dốc, lực cản lăn, lực cản không khí và lực cản quán tính Phương trình cân bằng lực kéo ôtô trong trường hợp tổng quát được biểu diễn là: k f i j mk 0.

Nếu gọi P  là lực cản tổng cộng của mặt đường, ta có P  P f P i

P k –lực kéo tiếp tuyến, k k e tl tl k k

P i –lực cản lên dốc, P i  Gsin  ;

P j –lực cản quán tính, P j   mj ; với m G

P  –lực cản không khí, P   KFv 2 ;

P mk –lực cản moóc kéo.

Từ đó suy ra: e tl tl 2 mk k

Các trường hợp ri êng:

- Khi ô tô không kéo moóc, P mk  0. k j

- Khi ô tô không kéo moóc, chuyển động trên đường bằng    0  : k f j

- Khi ô tô chuyển động ổn định dv 0 j 0 j P dt

 trên đường bằng, với P mk  0. k f

- Trường hợp trên nếu không kể đến ảnh hưởng của lực cản không khí (Khi

Cần lưu ý rằng, trong phương trình (2-17) P i mang dấu    khi ô tô xuống dốc; là

  P i  khi ô tô chuyển động giảm tốc. Đối với rơ-moóc, khi coi  và đặt P f '  P i '  P  ' sẽ được phương trình cân bằng lực kéo:

Vì P mk '  P mk  phương trình cân bằng lực kéo của đoàn xe:

Đồ thị cân bằng lực kéo

Phương trình cân bằng lực kéo ôtô được biểu diển bằng đồ thị P = f(v)

Trên trục tọa độ P-v, chúng ta có thể vẽ các đường cong P k tương ứng với các tỷ số truyền khác nhau Để chuyển đổi từ v sang n e, ta áp dụng công thức liên quan đến các tỷ số truyền của hộp số.

Vận tốc tịnh tiến của ô tô (v) được tính bằng mét trên giây (m/s) và phụ thuộc vào số vòng quay của trục khuỷu (n e) tính bằng radian trên giây (rad/s) Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (r b) được đo bằng mét (m), trong khi tỷ số truyền của hộp số (i h) và tỷ số truyền của bộ truyền lực chính (i o) cũng đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hiệu suất hoạt động của xe.

Trên đồ thị, lập đường cong P = f(v) cho một loại đường nào đó có độ dốc không đổi và đườngcong của lực cản không khí P = g(v).

Công dụng của đồ thị:

 Xác định tốc độ cực đại của ô tô: giao điểm của hai đường cong P k và (P + P)

 Xác định lực cản lớn nhất của đường mà ô tô có thể khắc phục được.

 Xác định khả năng trượt quay của các bánh xe chủ độngtrên một loại đường cụ thể nào đó.

Hình 3.1 - Đồ thị cân bằng lực kéo

Cân bằng công suất

3.2.1 Phương trìng cân bằng công suất

Phương trình cần bằng công suất của ôtô khi chuyển động được biểu thị bằng:

N e = N t + N f + N w  N i  N j (3-7) Trong đó: + N e : Công suất phát ra của động cơ

+ N t : Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực.

+ N f : Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn

+ N w : Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí.

+ N i : Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc.

+ N j : Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính.

Phương trình cân bằng công suất tại bánh xe chủ động của ôtô :

 t : Hiệu suất của hệ thống truyền lực

N f = G.f.cos.v : công suất tiêu hao do cản lăn của bánh xe.

N i = G.sin.v : công suất tiêu hao do lực cản dốc.

N = W.v 3 : công suất tiêu hao do không khí.

G i v.j : Công suất tiêu hao do lực quán tính khi tăng tốc

Khi ôtô chuyển động trên đường bằng, không có gia tốc và trên đường nhựa tốt nên ta có : N j = 0 ; N i =0

3.2.2 Đồ thị cân bằng công suất

Phương trình công suất ôtô được thể hiện qua đồ thị, mô tả mối quan hệ giữa công suất phát ra và công suất cản, trong đó công suất cản phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của ôtô, ký hiệu là N f(v).

Hình 3.2 - Đồ thị cân bằng công suất của ô tô.

Biểu diễn phương trình cân bằng công suất dưới dang đồ thị có hệ toạ độ N-v, gọi là đồ thị cân bằng công suất.

Trên đồ thị, chúng ta xây dựng các đường cong công suất có ích của động cơ N e và công suất kéo N k theo tốc độ chuyển động v cho tất cả các tỷ số truyền Đồng thời, chúng ta cũng dựng đường cong N = f(v) và đặt nó lên phía trên đường cong N Tung độ các điểm giữa đường cong (N + N) và trục hoành tương ứng với công suất tiêu hao để khắc phục lực cản tổng cộng của đường và lực cản không khí.

Các đoạn thẳng N d nằm giữa các đường cong N k và (N + N) thể hiện phần công suất dự trữ, được sử dụng để khắc phục các lực cản lớn hơn của đường, tăng tốc hoặc kéo rơ-mooc.

Khi ô tô di chuyển với tốc độ ổn định, công suất N k chỉ đủ để khắc phục lực cản từ mặt đường và không khí Tốc độ tối đa mà ô tô có thể đạt được diễn ra khi bướm ga hoặc thanh răng mở hoàn toàn, tại đó công suất N k bằng tổng công suất (N + N), tương ứng với điểm A trên đồ thị.

3.2.3 Ý nghĩa của đồ thị công suất

 Xác định được tốc độ tối đa của ô tô trên mỗi loại đường đã cho hoặc ngược lại.

 Xác định được tỷ số truyền hợp lý nhất ứng với từng loại đường.

 Xác định được khả năng tăng tốc, leo dốc hoặc kéo rơ-mooc của ô tô.

Nhân tố động lực học của ô tô

Từ phương trình cân bằng lực kéo: k j mk

Chia cả hai vế phương trình (3-9) cho trọng lượng toàn bộ của ô tô   G khi đầy tải, ta được: k P mk

 và gọi D là nhân t ố động lực học của ô tô.

Vậy,nhân tố động lực họccủa ô tô là tỷ số giữa hiệu lực kéo của ô tô theo động cơ với lực cản không khí và trọng lượng của ô tô.

Giữa nhân tố động lực học D và các thông số đặc trưng cho lực cản chuyển động của ô tô có mối quan hệ sau:

Khi ô tô không kéo moóc: k i

Khi ô tô không kéo moóc và chuyển động đều  v  const  :

Từ vế trái công thức (3-9) thấy rằng: khi lực cản không khí nhỏ, có thể coi P   0 Khi đó, k e

  và gọi  e là lực kéo riêng của ô tô theo điều kiện động cơ. Đặc tính động lực học của ô tô (đặc tính D V_ ).

Đặc tính động lực học D của ô tô thể hiện mối quan hệ giữa nhân tố động lực học D và vận tốc chuyển động tịnh tiến v của ô tô khi xe hoạt động với tải trọng tối đa (100% tải) và động cơ hoạt động ở chế độ toàn tải Biểu đồ này giúp hình dung rõ ràng ảnh hưởng của tải trọng và hiệu suất động cơ đến động lực học của xe.

Phương pháp xây dựng đồ thị: Đồ thị hình 3-3 mô tả đặc tính động lực học của ô tô có 5 số truyền.

Trên đồ thị trục tung biều diễn nhân tố động lực học D , trục hoành biểu diễn vận tốc chuyển động tịnh tiến v của ô tô.

Đồ thị đặc tính động lực học có hình dạng tương tự như đồ thị đặc tính kéo, nhưng có độ dốc lớn hơn, đặc biệt là ở các vận tốc cao Điều này xảy ra do lực cản không khí tăng nhanh khi vận tốc tăng.

Trên đặc tính có những điểm đặc biệt sau (ví dụ ở tay số I):

 Đ _điểm bắt đầu ứng với v d ;

 M _ điểm tương ứng với D max ;

 K _điểm kết thúc đường đặc tính.

Hình 3.3 - Đặc tính động lực học của ô tô

Thực tế, vận tốc chuyển động của ô tô ở từng số truyền bị giới hạn trong một khoảng.

Nếu gọi vận tốc ứng với điểm M i có D i max là vận tốc tới hạn   v th thì khiđó, v v th

Vận tốc tới hạn (v_th) xác định vùng làm việc ổn định của ô tô, nơi mà khi sức cản tăng, vận tốc giảm nhưng động lực học lại tăng, giúp ô tô khắc phục sức cản Ngược lại, khi vận tốc thấp hơn v_th (v_min < v_th), ô tô rơi vào vùng không ổn định, khiến sức cản tăng làm giảm cả vận tốc và động lực học, dẫn đến khả năng khắc phục sức cản giảm Do đó, v_th là điểm quan trọng để xác định hiệu suất hoạt động của ô tô khi động cơ hoạt động ở chế độ toàn tải, và thực tế, ô tô thường không hoạt động trong khu vực không ổn định này.

Nhận xét rằng, giữa các đường đặc tính của các số truyền có khoảng trùng điệp.

Vì vậy khi đổi số, ô tô đều làm việc ở khu vực có tốc độ ổn định.

3.3.2 Nhân tố độnglực học theo điều khiển bám.

Khi xây dựng các phương trình cân bằng lực và công suất, chúng ta đã giả định rằng lực kéo tại bánh xe chủ động chỉ phụ thuộc vào thông số động cơ và hệ thống truyền lực Tuy nhiên, trong thực tế, lực kéo có thể bị giới hạn bởi khả năng bám của bánh xe với mặt đường Khi bánh xe chủ động bị trượt, ô tô không thể phát huy hết khả năng động lực học, dẫn đến việc không sử dụng được lực kéo tối đa theo điều kiện của động cơ Chẳng hạn, khi ô tô di chuyển trên đường trơn, ẩm ướt với hệ số bám thấp, lực kéo tiếp tuyến lớn nhất chỉ đạt bằng lực bám tối đa.

P  –lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động với mặt đường theo điều kiện bám;

 –hệ số bám của bánh xe chủ động với đường;

G  là trọng lượng bám của ô tô, cụ thể là trọng lượng mà ô tô đặt lên cầu chủ động Đối với ô tô có một cầu chủ động, G  tương đương với trọng lượng của ô tô trên cầu đó Trong trường hợp ô tô có tất cả các cầu đều chủ động, G  sẽ bằng tổng trọng lượng G của ô tô.

Như vậy, theo điều kiện bám, nhân tố động lực học D  của ô tô sẽ là:

Trong đó:  P   P   _lựckéo tự do theo điều kiện bám.

Trên hình 3-3, các đường cong nét đứt thể hiện đặc tính động lực học của ô tô trong điều kiện bám, với các đường đặc tính D  có hình dạng cong xuống tại vận tốc cao Ở vận tốc lớn, lực cản không khí và sự trượt tăng lên đáng kể, dẫn đến sự giảm sút của D  Do đó, điều kiện cần và đủ để đảm bảo khả năng chuyển động của ô tô là rất quan trọng.

Xác định vận tốc lớn nhất của ôtô v max

Khi chiếu điểm

Mặt đường có hệ số cản được xác định bởi hàm f(v), trong khi đường cong cắt D IV tại điểm A cho phép xác định vận tốc tối đa v max của ô tô khi ở tay số lớn nhất và động cơ hoạt động ở chế độ toàn tải, đảm bảo điều kiện D = .

Xác định độ dốc lớn nhất của ôtô:

Trên đồ thị, ôtô di chuyển với tốc độ v1 có khả năng khắc phục độ dốc lớn nhất khác nhau ở các tay số: ad (tay số 1), ac (tay số 2) và ab (tay số 3) Độ dốc lớn nhất này được xác định theo công thức: i max = D max – f.

Vận tốc tại giá trị D max được gọi là vận tốc tới hạn (v th ) của ôtô ở mỗi tay số.

Xác định sự tăng tốc của ôtô

Khi ôtô di chuyển trên loại đường này với vận tốc v, khả năng tăng tốc được thể hiện qua các đoạn đường: ad (tay số 1), ac (tay số 2) và ab (tay số 3).

3.3.4 Đặc tính động lực học khi tải thay đổi

D  P K  W suy ra G tăng thì D giảm

G giảm thì D tăng D: nhân tố động lựchọc khi xe chở đầy tải

D x : nhân tố động lực học khi xe chở tải mới khác G

G: Tải trọng của xe khi đầy tải

G x : Tải trọng của xe khi chở không đúng tải

Tính toán sức kéo của ô tô

Khi tính toán sứa kéo của ô tô, người thiết kế cần phân biệt 3 dạng thông số

3.4.1 Các thông số cho trước

 Loại ô tô (khách, tải, du lịch…)

 Trọng tải hữn ích (G c , số hành khách, v max …)

 Loại hệ thống truyền lực như:

 Trọng lượng bản thân ô tô

 Hiệu suất của hệ thống truyền lực

3.4.3 Các thông số tính toán

Xác định trọng lượng toàn bộ bánh xe

Ví dụ: xác định trọng lượng toàn bộ của xe chở khách hh h h o n G G

G h : Trọng lượng của mỗi hành khách

G hh : Trọng lượng của hàng hóa Tính toán chọn lốp xe:

Dựa vào tải trọng tác dụng lên bánh xe khi hoạt động Biết tải trọng tác dụng cầu

Thông thường G 2 >G 1 chọn lốp theo G 2 cho cả xe

Phân chia khoảng vận tốc cho các số truyền

Trong nghiên cứu này, chúng ta tập trung vào việc phân chia khoảng vận tốc nhằm tối ưu hóa khả năng tăng tốc của ô tô, đặc biệt là đối với xe buýt, xe hơi và xe khách Ô tô thường hoạt động chủ yếu trên đường cứng với lực cản không lớn, vì vậy chúng chỉ cần sử dụng một số truyền nhất định để phát huy khả năng thích ứng của động cơ Các số truyền thấp chủ yếu được sử dụng để tăng tốc nhanh chóng, giúp đạt được vận tốc cao trong thời gian ngắn nhất.

Các loại xe buýt, xe du lịch chạy trong thành phố thường lấy tiêu chí khả năng tăng vận tốclàm yêu cầu cơ bản.

Ô tô sẽ tăng tốc nhanh hơn khi bắt đầu ở các số truyền với số vòng quay động cơ cao hơn Điều này cho thấy khả năng tăng tốc phụ thuộc vào việc duy trì số vòng quay động cơ trong một phạm vi hẹp, với số vòng quay càng lớn thì tốc độ tăng tốc càng nhanh.

Xây dựng đồ thị v i  v    e khi bỏ qua sự giảm vận tốc trong quá trình tăng tốc (thời gian sang số bằng 0) Ta có (hình 3-12):

1max 2 min v  v , v 2max  v 3min , v 3max  v 4min , … v n max  v  n  1 min 

1max 2 max 3 max 1 max maz n N n b v v v v q const v v v v

Hình 3.4 - Đồ thị biểu diễn mối quqn hệ giữa các vận tốc chuyển động của ô tô theo quan hệ i   e v v 

 Nếu cho trước số lượng số truyền   n và khoảng động học d k thì sẽ tính được q ;

 Khi biết v t min là v 1max , v t max là v n max sẽ tính được v t ở các tay số trung gian;

 Nếu biết công bội q và biết trước tỷ số truyền ở một số nào đó sẽ tính được tỷ số truyền ở các tay số khác;

 Nếu i hc  1 (số truyền thẳng)    1 1   1 n n h k q   i   d và

 Số lượng số truyền nhỏ nhất được xác định theo điều kiện   b  M hay:

Trong đó:  b –vận tốc góc động cơ ở thời điểm bắt đầu tăng tốc.

Nếu khoảng cách giữa các số truyền không được đảm bảo trong khoảng (3-7), sẽ dẫn đến việc tăng tốc bị ảnh hưởng tiêu cực Thông thường, người ta sẽ chọn trước giá trị n, sau đó tính toán giá trị q và cuối cùng là ωb.

Khi hộp số có 4 số trở lên, số 1 không được sử dụng để tăng tốc mà chỉ để khắc phục lực cản lớn Do đó, việc phân chia vận tốc bắt đầu từ tay số thứ 2, với v2max (2,0 ÷ 2,5) và v1max.

Thí d ụ : phân chia vận tốc cho hộp số có 5 số truyền  n  5 với : min 1max 13 / v t  v  km h ; v t max  v 5max  85 km h /

Từ đó suy ra: v 2max  v 1max q  20 km h /

Thông qua việc phân tích trực tiếp đồ thị tăng tốc của ô tô, các nhà nghiên cứu đã xác định được quy luật phân chia vận tốc tương ứng với các số truyền đã cho, nhằm đảm bảo ô tô có khả năng tăng tốc tối ưu Đồng thời, một số gợi ý cũng đã được đưa ra để cải thiện hiệu suất này.

BẢNG 3.1 TỶ SỐ HỢP LÝ VẬN TỐC TÍNH TOÁN CỦA CÁC SỐ TRUYỀN KỀ NHAU

Tỷ số v t của hai số truyền kềnhau q 1 q 2 q 3 q 4

Qua khảo sát cách phân chia vận tốc theo cấp số nhân ta thấy tính tăng tốc của ô tô ở các số thấp sẽ tốt vì:

Quá trình tăng tốc diễn ra trong khoảng tần số nhỏ từ   N   b , giúp tiết kiệm thời gian cho việc tăng tốc các khối lượng quay của động cơ và hệ thống truyền lực.

 Khoảng cách v tt ở các số thấp nhỏ (từ ví dụ: v 2 max v 1max 7km h/ ;

3max 2 max 12 / v v  km h), do đó chỉ cần mất ít thời gian đãđạt được v max ở số kế tiếp Do đó, thường gọi số thấp là số truyền tăng tốc;

 Ngược lại, ở số truyền cao tính năng tăng tốc kém đi, mặc dù khoảng

N  b là như nhau do sự chênh lệch vận tốc giữa hai số kế tiếp lớn, ví dụ như Δv 4 _ 3 = 21 km/h và Δv 5 _ 4 = 32 km/h Điều này cho thấy cần thời gian dài để tăng tốc các khối lượng tịnh tiến của ô tô Do đó, để đảm bảo tính tăng tốc tốt, người ta phân chia vận tốc theo cấp số nhân và sau đó tiến hành hiệu chỉnh.

+ Giảm khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyền cao, + Tăng khoảng cách giữa các vận tốc tính toán ở các số truyền thấp.

Giới hạn của việc điều chỉnh này là khoảng cách giữa các vận tốc tính toán là như nhau (hình 3-7):

2max 1max 3max 2max n max n 1 max v  v  v  v   v  v    a const (3-8)

Như vậy v 1max , v 2 max , , v n max là một cấp số cộng có công sai là a

Ta có: v 2max  v 1max  a  v 2max   a v 1max

Hình 3.5 - Đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa các vận tốc chuyển động của ô tô khi phân chia theo cấp số cộng

p h h h h hn h n k k a i i b const i  i  i  i  i  i    r   Ở đây, b _hằng số điều hòa khi phân chia vận tốc theo cấp số cộng.

Nếu số truyền cao nhất i hn 1 thì :

Trong trường hợp này, k h 1 1 hn d i

Nên có thể rút ra:  1  1  

Và thay b vào (3-9)ta tính được i hi

Qua việc phân chia tỷ số truyền theo cấp số cộng, ta nhận thấy rằng quá trình tăng tốc ở mỗi số truyền trong khoảng Δ = ω1 (ω - ωb - N) là khác nhau Đối với các số truyền cao, khoảng cách này càng thu hẹp lại.

 tính chất tăng tốc ở các số truyền cao tốt hơn theo cách phân chia theo cấp số nhân. Ở số truyền thấp thì ngược lại.

Ví dụ: Cho trước v t max v n max 85km h/ ; v t min  v t 1  13 km h / ; n5, i h 5  1. Hãy so sánh ở các số truyền theo 2 phương pháp phân chia vận tốc (cấp số nhân và cấp số cộng).

Để đạt được tính năng tăng tốc hiệu quả, cần phân chia tỷ số truyền theo cấp số nhân và thực hiện điều chỉnh Cụ thể, tăng khoảng cách giữa các vận tốc tính toán \( v_{tt}' \) ở các số truyền thấp, đồng thời giảm khoảng cách vận tốc tính toán \( v_{tt}' \) ở các số truyền cao.

VẬN TỐC TÍNH TOÁN Ở CÁC SỐ TRUYỀN KHI PHÂN CHIA THEO CẤP SỐ

NHÂN VÀ CẤP SỐ CỘNG

Vận tốc tính toán ở các số truyền v i max  km h / 

Cấp số nhân Cấp số cộng

2 v 2maxqv 1max20 v 2max v 1max  a 31

4max 3max 1max 53 v qv q v  v 4max v 3max  a 67

7 Hãy viết và phân tích phương trình cân bằng lực kéo?

8 Hãy xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô với hộp số có 3 số truyền?

9 Hãy viết và phân tích cân bằng công suất của ô tô?

10 Hãy xây dựng đồ thịcân bằng công suấtcủa ô tô?

11 Hãy viết và pđịnh nghĩa nhân tố động lực họccủa ô tô?

12 Hãy xây dựng đồ thịnhân tố động lực họccủa ô tô có 3 tay số?

13 Hãy phân tích việc phân chia tỉ số truyền cho các tay số.

TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ

 Phân tích được các chỉ tiêu kinh tế nhiên liệu của ô tô.

 Xây dựng được phương trình tiêu hao nhiên liệu của ô tô.

 Xây dựng được đặc tínhtiêu hao nhiên liệu của ô tô.

4.1 CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU.

Tính kinh tế chung của ô tô được đánh giá bằng giá thành theo đơn vị số lượng và quãngđường vận chuyển: tấn – km hoặc một hành khách– km.

Tổng chi phí vận chuyển ô tô phụ thuộc vào nhiều yếu tố như kết cấu và tình trạng kỹ thuật của xe, giá nhiên liệu tiêu thụ, cũng như điều kiện đường sá và khí hậu khi sử dụng Trong bài viết này, chúng ta sẽ tập trung vào khía cạnh kinh tế của nhiên liệu ô tô.

Trong quá trình vận chuyển hàng hóa, chi phí xăng dầu chiếm từ 10% đến 15% tổng chi phí, dẫn đến việc tiêu tốn đáng kể Do đó, cần tìm kiếm các giải pháp hiệu quả để giảm thiểu tiêu hao và tránh những chi phí không cần thiết.

Tính kinh tế nhiên liệu là yếu tố quan trọng xác định mức tiêu hao nhiên liệu trong quá trình vận chuyển hàng hóa hoặc hành khách Điều này phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm điều kiện sử dụng và loại phương tiện vận chuyển Việc hiểu rõ về tính kinh tế nhiên liệu giúp tối ưu hóa chi phí và nâng cao hiệu quả vận tải.

Tính kinh tế nhiên liệu chủ yếu được xác định bởi các chỉ tiêu của động cơ, bao gồm lượng tiêu hao nhiên liệu trong một giờ (kG/h) và suất tiêu hao nhiên liệu (lượng nhiên liệu tiêu hao trong một đơn vị thời gian) g/g.ml.h.e.

Có thể sử dụng một số chỉ tiêu để đánh giá tính kinh tế nhiên liệu sau:

- Mứctiêu hao nhiên liệu   Q s cho 100kmxe chạy;

Trong đó: Q l s  / 100 km ; Q l _lượng nhiên liệu tiêu hao cho quãng  đường

- Mứctiêu hao nhiên liệu cho một tấn – km.

Số km mà xe có thể chạy với mỗi galon xăng (dầu) là một chỉ tiêu quan trọng để đánh giá hiệu suất sử dụng nhiên liệu Chỉ tiêu này thường được áp dụng tại các nước Tây Âu, giúp người tiêu dùng hiểu rõ hơn về mức tiêu thụ nhiên liệu của phương tiện.

- Mứctiêu hao nhiên liệu q nl cho một tấn – km hoặc một hành khách–100km.

Nếu gọi q nl _mức tiêu hao nhiên liệu đơn vị trên một đơn vị hàng hóa, thì:

Trong đó: G t _khối lượng hàng hóa chuyên chở   t ; S đ _quãngđường xe đi được

  km ; Q l _ ;  nl _khối lượng riêng của nhiên liệu  kg l /  hoặc Ns 2 /m 3

4.2 PHƯƠNG TRÌNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU

Khi ô tô di chuyển, hiệu suất nhiên liệu phụ thuộc vào khả năng tiết kiệm nhiên liệu của động cơ và mức tiêu hao công suất để vượt qua các lực cản Qua các thí nghiệm trên bệ thử, ta có thể xác định lượng nhiên liệu tiêu hao theo thời gian và công suất của động cơ (N e).

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

TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ 4.1 Các chỉ tiêu đánh giá tính kinh tế nhiên liệu

Phương trình tiêu hao nhiên liệu

Khi ô tô di chuyển, hiệu suất nhiên liệu phụ thuộc vào hiệu quả của động cơ và năng lượng tiêu hao để vượt qua các lực cản Qua các thử nghiệm trên bệ thử, ta có thể xác định mức tiêu hao nhiên liệu theo thời gian và công suất động cơ N e.

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

Để đánh giá tính kinh tế nhiên liệu của động cơ, ta sử dụng suất tiêu hao nhiên liệu, trong đó Q là năng lượng tiêu thụ, ρ nl là mật độ nhiên liệu (kg/l hoặc Ns^2/m^3), và t h là thời gian làm việc của động cơ.

Trong đó: N e _công suất có ích của động cơ (kW)

Thông qua thí nghiệm động cơ và các phép tính, chúng ta có thể xây dựng đồ thị thể hiện mối quan hệ giữa N e và g e theo số vòng quay của trục khuỷu động cơ Hình 4.1 minh họa đặc tính ngoài của động cơ.

N  f n và g e  f n   e Đồ thị cũng có tên: đặc tính ngoài của động cơ

Từ (4-1) và (4-4) biểu thức xác định mức tiêu hao nhiên liệu Q s :

 t _vận tốc chuyển động của ô tô,  km h / 

Mặt khác, từ phương trình cân bằng công suất động cơ ta có:

Trong đó: v _vận tốc chuyển động của ô tô,  m s /  ;

P P P   _các lực cản chuyển động của ô tô,   N

Như vậy, mức tiêu hao nhiên liệu của động cơ phụ thuộc g e và công suất tiêu hao để khắc phục các lực cản chuyển động P P P  ,  , j :

Phương trình (4-7) ứng với khi ôtô chuyển động không ổn định Khi xe chuyển động ổn định  P j 0  ta có:

- Mức tiêu hao nhiên liệu của động cơ   Q s giảm khi động cơ có g e giảm;

- Khi lực cản chuyển động tăng, Q s tăng;

- Khi ô tô có HTTL hoàn thiện (  tl lớn) sẽ giảm được Q s ;

- Khi tăng tốc  P j  0   tăng mức tiêu hao nhiên liệu   Q s 

Hình 4.2 – mối quan hệ giữa suất tieu hao nhien liệu và hệ số dử dụng công suất

4.3 ĐẶC TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ô TÔ Ở tài liệu này ta chỉ xét tính kinh tế nhiên liệu khi chuyển động ổn định Sử dụng phương trình (4-8) ta có thể xác định được mức tiêu hao nhiên liệu Q s của động cơ. Tuy nhiên, g e  f n  e ,  N với  N _hệ số sử dụng công suất động cơ Và không phải lúc nào ta cũng xác định được g e Vì vậy, để giải quyết vấn đề này, ta tiến hành xây dựng đườngđặc tính tiêu hao nhiên liệu của ô tô.

Dựa trên kết quả thí nghiệm động cơ trên bệ thử, chúng tôi xây dựng đường đặc tính tiêu hao nhiên liệu của động cơ, thể hiện mối quan hệ giữa mức độ sử dụng công suất động cơ g e và số vòng quay khác nhau của động cơ.

Nh ận xét từ đồ thị:

Mức tiêu hao nhiên liệu của động cơ giảm khi công suất sử dụng cao hơn và số vòng quay của động cơ thấp hơn.

Vì vậy, khi mức độ sử dụng công suất động cơ như nhau (ví dụ, tại điểm    N 1 ) thì

 suất tiêu hao nhiên liệu g e ở vận tốc góc n e ,,, là nhỏ nhất (so với các điểm có vận tốc góc lớn hơn, là n e , ,, n e ,, ).

Để phân tích mức độ sử dụng công suất của động cơ ô tô khi di chuyển trên các loại đường với hệ số cản khác nhau, chúng ta cần xây dựng đồ thị cân bằng công suất Đồ thị này sẽ thể hiện mối quan hệ giữa tốc độ xe và công suất động cơ, cụ thể là N e = f(v) cho một tỷ số truyền của hệ thống truyền lực.

- Căn cứ vào phương trình cân bằng công suất của ô tô khi chuyển động ổn định: e tl tl tl

    lập đường cong biểu thị công suất tiêu hao cho lực cản không khí, có kể đến tổn thất trong hệ thống truyền lực   3 tl tl

   và đường cong công suất tiêu hao cho lực cản của đường ứng với các hệ số cản  i

(có kể đến tổn thất trong HTTL)

Dựa vào đồ thị, chúng ta có thể xác định mức độ sử dụng công suất động cơ (γN) tương ứng với số vòng quay n e nhất định, phản ánh vận tốc (v i) của ô tô trong các điều kiện đường (ψ i) khác nhau.

Để ô tô di chuyển với vận tốc v1 trên đường có hệ số cản ψ1, cần một công suất bằng tổng hai đoạn (ac +) Công suất Ne tương ứng với v1 là đoạn (ab +) Từ đó, ta có thể xác định hệ số sử dụng công suất γN.

Cũng tương ứng với vận tốc   v 1 và số truyền đã cho, ta xácđịnh được số vòng quay tương ứng   n e của trục khuỷu động cơ:

Hình 4.3 - Đồ thị biểu diễn mối quan hệ về công suất Ne (N và N) =(v) ứng với một số truyền

Từ trị số của hệ số sử dụng công suất

   1 và n e vừatìm được, dựa vào đồ thị hình 4.2, ta xác định được g e có ích của động cơ.

Tiếp tục tính toán để có các lực cản chuyển động P P  ,  ; thay các trị số

Việc áp dụng phương trình (4-8) giúp xác định mức tiêu hao nhiên liệu của ô tô, từ đó xây dựng đường cong tiêu hao nhiên liệu trong điều kiện chuyển động ổn định, được thể hiện qua đồ thị đặc tính tiêu hao nhiên liệu (hình 4-4) Đồ thị này cho phép xác định mức tiêu hao nhiên liệu (l/100 km) dựa trên hệ số cản của đường (ψ) và vận tốc chuyển động (v) của ô tô.

Trên mỗi đường cong đồ thị có hai điểm đặc trưng cơ bản:

Mức tiêu hao nhiên liệu nhỏ nhất q nl min được xác định tại loại đường  1, với vận tốc ô tô tại điểm này được gọi là vận tốc kinh tế, ký hiệu là v kt.

Điểm mút cuối của đường cong thể hiện mức tiêu hao nhiên liệu khi động cơ hoạt động ở chế độ toàn tải, tương ứng với các điểm a, b, c Điều này liên quan đến vận tốc lớn nhất của ô tô, v max, ứng với các thông số  i.

Ngoài ra, mỗi đường cong (d,e,f) đều có điểm bất thường nằm phía bên phải của v kt, lồi lên trên, đánh dấu thời điểm mà bộ tiết kiệm nhiên liệu bắt đầu hoạt động và nhiên liệu được làm giàu thêm.

Khi ô tô di chuyển ở vận tốc kinh tế (v kt), mức tiêu hao nhiên liệu đạt mức tối thiểu (q nl min) Tuy nhiên, điều này không có nghĩa là nên duy trì tốc độ này, vì việc tăng vận tốc có thể nâng cao năng suất vận chuyển và giảm chi phí trong vận tải ô tô Do đó, vận tốc di chuyển thích hợp không nhất thiết phải dựa vào vận tốc kinh tế.

  v kt , mà phải căn cứ cả vào các điều kiện sau:

Hình 4.4 - Đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ô tô khi chuyển động ổn định

Hình 4-4 Đặc tính tiêu hao nhiên liệu của ô tô khi chuyển động ổn định,

- Thời gian vận chuyển là ít nhất;

- Đảm bảo an toàn chuyển động trong điều kiện đã cho;

- Đảm bảo điều kiện thích nghi cho lái xe và hành khách.

1 Hãy phân tích các chỉ tiêu đánh giá tính kinh tế nhiên liệu của ô tô?

2 Hãy phân tích phương trình tiêu hao nhiên liệu của ô tô?

3 Hãy phân tíchđặc tính kinh tế nhiên liệu của ô tô?

TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ 5.1 Ổn định dọc của ô tô

Ổn định dọc khi lên dốc

Độ ổn định dọc của ô tô khi lên dốc được xác định bởi khả năng xe duy trì sự cân bằng mà không bị trượt hoặc lật qua điểm tiếp xúc của bánh xe cầu sau với mặt đường Bài khảo sát này sẽ tập trung vào việc đánh giá ổn định của ô tô 2 cầu theo các giả thuyết đã đề ra.

 Sơ đồ khảo sát là bài toán phẳng;

 Xe chuyển động đều  v  const  trên đường phẳng với góc dốc  ;

 Ô tô có các cầu đều là cầu chủ động, có kéo moóc; moóc kéo là bị động;

 Hệ số cản lăn f ở các bánh xe đầu kéo và moóc kéo là như nhau;

Phương trình lực kéo trong trường hợp trên có dạng:

Hình 5.1 - Sơ đồ khảo sát độ ổn định dọc xe khi lên dốc k f i mk

P  P   P P hay P k  fGcos   Gsin   G sin '   fG cos '  (5-1) Trong đó:

G –trọng lượng bám của xe;

G ' –trọng lượng toàn bộ của rơ-mooc; f –hệ số cản lăn;

 –hệ số bám của bánh xe với mặt đường.

S ự trượt quay của các bánh xe s ẽ xảy ra khi: max k k t

Thay P k  P k max vào công thức (6-34) ta được:

Trong đó:  t –góc giới hạn trượt.

Từ phương trình (5-2)  góc dốc tới hạnkhi xe bắt đầu bịtrượtlà:

Xe còn có th ể bị lật

Khi xe lên dốc, nguy cơ mất ổn định do trượt và lật có thể xảy ra, đặc biệt là tại điểm tiếp xúc giữa các bánh xe cầu sau và mặt đường Khi xe có xu hướng lật dọc, phản lực pháp tuyến từ mặt đường tác động lên các bánh xe cầu trước trở thành bằng không Trong tình huống này, lực cản không khí và lực cản lăn có thể được xem là không đáng kể, tương đương với việc ô tô không chuyển động.

Phương trình mômenđối với cầu sau có dạng: a b

Hình 5.2 - Góc giới hạn lật của ô tô không kéo rơ-mooc

 góc dốc giới hạn lật    l của ô tô là: '

 Để đảm bảo an toàn thì cần có điều kiện: l t tg   tg  (  xe bị trượt trước khi bị lật đổ).

Khi xe không kéo rơ-moóc  G '  0 , giới hạn trượt và giới hạn lật được xác định theo công thức:

- Chiều cao trọng tâm xe   h g càng thấp thì  l càng lớn, khả năng ổn định lật càng cao;

-  l còn phụ thuộc khoảng cách b Vì l g tg b

Khi trọng lượng xe phân bố không đều theo chiều dài cơ sở, xe có nguy cơ bị lật do góc nghiêng α vượt quá l Đối với ô tô không kéo rơ-mooc, giới hạn trượt phụ thuộc vào chất lượng mặt đường Ngoài ra, sự ổn định dọc của ô tô khi xuống dốc cũng được khảo sát tương tự.

Ổn định dọc khi xe chuyển động trên đường bằng với vận tốc lớn

Khi xe di chuyển với vận tốc cao trên đường bằng, sự mất ổn định có thể xảy ra do lực cản từ không khí Điều này có thể dẫn đến nguy cơ lật xe tại điểm tiếp xúc K2 giữa bánh xe cầu sau và mặt đường.

Hình 5.3 - Sơ đồ khảo sát độ ổn định dọc của xe khi chuyển động với vận tốc lớn

Khi xe có xu hướng bị lật qua điểm tiếp xúc K 2 , ta có P 1  0 và phương trình mômen đối K 2 với sẽ là:

Hình 5.4 - Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang

Vận tốc v ghl được gọi là vận tốc giới hạn lậtcủa xe.

Phân tích công thức (5-5) cho thấy rằng khi chiều cao đặt lực cản không khí tăng và khoảng cách b giảm, vận tốc giới hạn lật của xe sẽ giảm theo Tuy nhiên, hiện tượng mất ổn định do vận tốc lớn chỉ quan trọng trong thiết kế xe đua và xe du lịch cao tốc, trong khi với các loại xe khác, hiện tượng này không xảy ra.

Ổn định ngang

Ổn định ngang của ô tô được đánh giá bằng khả năng xe không bịtrượt ngang hoặclật ngang.

Sự trượt ngang có thể xảy ra đồng thời ở tất cả các bánh xe hoặc có thể bắt đầu từ các bánh xe của một cầu trước, sau đó mới lan sang các bánh xe của cầu tiếp theo.

- Sử lật ngang có thể xảy ra qua điểm tiếp xúc với mặt đường của bánh xe bên trái hoặc bên phải;

- Mất ổn định ngang của ô tô thường xảy ra khi:

 Xe chuyển động thẳng trên đường nghiêng ngang;

 Khi có lực ngang lớn tác dụng (ví dụ, lực cản không khí, lực quán tính, lực phanh theo phương ngang hoặc trọng lực theo phương ngang G sin …).

5.2.1 Khi xe chuyển động trên đường nghiêng ngang

Khi xe chuyển động trên đường nghiêng, nếu góc nghiêng của xe lớn, xe có thể bị trượt ngang.

Xét sự ổn định của một ô tô chạy trên đường nghiêng ngang (hình 5.4).

Ta có các giả thiết:

 Khảo sát bài toán trong mặt phẳng thẳng đứng vuông góc với trục dọc xe;

 Khả năng bám ngang của các bánh xe là như nhau;

 Ô tô chuyển động thẳng đều trên đường nghiêng ngang, góc nghiêng là  Đường phẳng, góc dốc  0;

 Hệ thống treo của ô tô coi như hệ thống treo cứng hoàn toàn, lốp coi như không biến dạng;

Khi khảo sát ta nhận thấy: dưới tác dụng của trọng lượng G  tạo ra các phản lực thành phần;

Gsin   Y Y (các phản lực tíếp tuyến theo phương ngang):

Tại thời điểm xe bắt đầu bị trượt ngang, và coi rằng tất cả các bánh xe bị trượt ngang cùng một lúc, ta có:

 n –hệ số bám ngang của bánh xe với mặt đường;

 t –góc nghiêng giới hạn trượt.

Từ phương trình (5-6) và (5-7)  góc nghiêng của đường khi xe bắt đầu trượt ngang:

Xe có thể mất ổn định do trượt ngang và có nguy cơ lật ngang khi điểm tiếp xúc của các bánh xe bên trái hoặc bên phải với mặt đường không còn lực phản tác dụng Khi xe bắt đầu lật, lực từ mặt đường tác động lên các bánh xe bên phải (hoặc bên trái) sẽ trở về mức không.

Phương trình mô menđối với điểm lật ngang bên trái (khi P '' 0):

Nhận xét từ các công thức (5-8) và (5-9):

- Góc giới hạn trượt ngang phụ thuộc vào hệ số bám ngang  n ;

- Góc giới hạn lật ngang tỷ lệ thuận với chiều rộng cơ sở B và tỷ lệ nghịch với chiều cao tọa độ trọng tâm h g

Mong muốn xebị trượt trước khi bị lật,nên: l t tg   tg  hay n 2 g

5.2.2 Ổn định ngang khi xe quay vòng trênđường bằng.

Khi ô tô quay vòng ngoặt với vận tốc lớn có thể xảy ra hiện tượng trượt hay lật ngang.

Sơ đồ khảo sát độ ổn định ngang của xe khi quay vòng trên đường bằng được mô tả trên hình 5.5, với các giả thiết:

 Ô tô chuyển động đều, quay vòngđều;

 Hệ thống treo cứng, không kéo moóc.

Khi xe quay vòng với bán kính R qv , sẽ xuất hiện lực ly tâm P lt :

Lực ly tâm này có thể làm cho ô tô bị trượt ngang hoặc lật ngang.

Khi bắt đầu xảy ra hiện tượng trượt ngang, lực P lt sẽ cân bằng với lực bám ngang Y max của mặt đường.

Tại thời điểm xe bắt đầubị lật ngang P z '' 0:

Nhận xéttừ công thức (5-10) và (5-11):

Hình 5-5 Hình 5.5 - Sơ đồ khảo sát ổn định ngang của ô tô khi quay vòng trên đường bằng

Bán kính quay vòng R qv của xe ảnh hưởng trực tiếp đến vận tốc giới hạn v tr và v lq Khi bán kính quay vòng R qv nhỏ, vận tốc giới hạn v tr và v lq cũng sẽ thấp, dẫn đến việc xe dễ mất ổn định hơn.

- v lq còn phụ thuộc vào chiều cao trọng tâm xe h g , chiều rộng cơ sởB. Điều kiện để xe bị trượt trước khi bị lật là: tr lq n 2 g v v B

1.Hãy phân tíchổn định dọc của ô tô?

2.Hãy phân tíchổn định ngang của ô tô?

TÍNH DẪN HƯỚNG CỦA ÔTÔ

 Nêu được điều kiện, tính toán được biểu thức quay vòng không trượt bên của ô tô.

 Phân tích được tính chất quay vòngđúng, thiếu, thừa.

 Phân tích được tính ổn định của bánh xe dẫn hướng.

6.1.ĐIỀU KIỆN QUAY VÒNG KHÔNG TRƯỢT BÊN CỦA Ô TÔ

Bỏ qua biến dạng của bánh xe, chúng ta xem xét một chiếc xe có cầu dẫn hướng Trong trường hợp này, điều kiện để xe quay vòng mà không trượt là tất cả các bánh xe phải có chung một tâm quay vòng O.

Nếu các bánh xe đều dẫn hướng thì ứng với một góc quay vòng thì bán kính quay vòng giảm đi một nữa: tg

TÍNH DẪN HƯỚNG CỦA Ô TÔ 6.1 Điều kiện quay vòng không trượt bên của ô tô

Ảnh hưởng đàn hồi của lốp tới tính năng quay vòng ô tô

Do quay vòng  lực ly tâm (đặt tại trọng tâm C): x y lt lt lt

Dưới tác động của lực ly tâm, các bánh xe sẽ bị lệch sang một bên, với góc lệch bên của bánh xe cầu trước là  1 và của bánh xe cầu sau là  2 Bánh xe cầu trước không chỉ bị lệch với gó

Do đó, hướng của véctơ bánh xe cầu trước sẽ tạo với trục dọc của ô tô một góc bằng

Từ sơ đồ ta có thể xác định được bán kính quay vòng   R qv của ô tô trong các trường hợp:

 Khi coi lốp tuyệt đối cứng, không bị biến dạng đàn hồi:

- Bán kính quay vòng: qv

Nếu góc  nhỏ, có thể coi sin   tg   1 Do đó: qv

Và gọi R qv trong trường hợp này là bán kính quay vòng lý thuyết qv L

 Khi lốp bị biến dạngdo lực ly tâm    1, 2  0 ;

- Bán kính quay vòng khi lốp có biến dạng: R qv bd Xác định R qv bd từ chiều dài cơ sở L của ô tô: L  AC  CB

Với AC  R tg qv bd    1  1  CB  R qv bd tg  2

Do đó: L  R qv bd   tg    1  1   tg  2  

Nếu xe quay vòng với góc  nhỏ ta có:

Quay vòng đúng là trường hợp khi ô tô thực hiện quay vòng mà bán kính quay vòng không bị ảnh hưởng bởi góc lệch bên của các bánh xe Thay vào đó, bán kính này chỉ phụ thuộc vào góc quay của bánh xe dẫn hướng (α).

Trong trường hợp ô tô có tính chất quay vòng đúng, khi xe di chuyển thẳng và có ngoại lực tác động, sự lệch bên của các bánh xe sẽ không gây ra hiện tượng quay vòng Điều này xảy ra vì bán kính quay R trở nên vô hạn.

Trường hợp quay vòng này gọi là quay vòng thi ếu (xe có xu hướng quay vòngít hơnso với góc quay tương ứng    của bánh xe dẫn hướng).

Xe có tính chất quay vòng thiếu khi di chuyển thẳng, và khi gặp lực ngang, nó sẽ có xu hướng quay quanh tâm tức thời, tạo ra lực ly tâm ngược chiều với lực ngang Điều này dẫn đến việc giảm góc lệch bên của các bánh xe, giúp xe di chuyển ổn định hơn Tuy nhiên, việc điều khiển xe trong tình trạng này sẽ trở nên nặng nề hơn.

Hình 6.2 - Tính chất quay vòng của ô tô a) Quay vòng đúng; b) Quay vòng thừa; c ) Quay vòng thiếu

Trường hợp này gọi là quay vòng th ừa (xe có xu hướng quay vòng với bán kính nhỏ hơn bán kính lý thuyết).

Xe có tính chất quay vòng thừa sẽ quay vòng nhiều hơn so với góc quay tương ứng của bánh xe dẫn hướng, dẫn đến việc điều khiển xe quay vòng trở nên nhẹ nhàng hơn.

Xe có tính chất quay vòng thừa khi di chuyển thẳng dưới tác dụng của lực ngang, dẫn đến việc quay quanh tâm tức thời và sinh ra lực ly tâm cùng chiều với lực ngang Sự tăng góc lệch bên sẽ làm gia tăng lực ly tâm liên tục Nếu người lái không kịp thời điều chỉnh bánh xe dẫn hướng, xe sẽ di chuyển theo đường cong với bán kính giảm dần, có nguy cơ trượt ngang hoặc lật.

Phân tích cho thấy rằng xe nên có tính chất quay vòng đúng, nhưng trong thực tế, điều này khó đạt được do sự khác biệt về tính đàn hồi của lốp và các phản lực tác động lên các bánh xe trước và sau không đồng đều Do đó, khi thiết kế xe, người ta cần lựa chọn tính chất quay vòng phù hợp với các điều kiện hoạt động cụ thể của nó.

Mặc dù việc điều khiển xe trong tình trạng quay vòng thiếu có thể nặng nề hơn, nhưng khả năng ô tô tự quay vòng ở tốc độ cao lại rất thấp, giúp cho việc di chuyển trở nên an toàn hơn.

6.3 TÍNHỔN ĐỊNH CỦA CÁC BÁNH XE DẪN HƯỚNG

Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng là khả năng duy trì vị trí ban đầu khi ôtô di chuyển thẳng và khả năng tự phục hồi về vị trí ban đầu sau khi bị lệch.

Tính ổn định giảm được khả năng dao động của các bánh xe dẫn hướng, tải trọng tác dụng lên hệ thống lái.

Tính ổn định được duy trì dưới tác động của các phản lực: thẳng đứng, ngang và tiếp tuyến tác dụng lên khi ôtô chuyển động.

Thông số kết cấu sau đây bảo đãm tínhổn định:

Góc nghiên ngang trục đứng

Góc nghiên dọc của trục đứng v

Hình 6.3 - Sơ đồ phân tích phản lực của đường tạo nên mômen ổn định

Tính ổn định của bánh xe dẫn hướng

6.3.1 Góc nghiêng dọc của trụ quay đứng- Caster

Caster có chiều dương khi đường tâm trụ quay đứng ngả về phía sau (hình vẽ)

Tăng cường hiệu quả của moment ngược giúp bánh xe dẫn hướng trở về vị trí chuyển động thẳng Độ lệch của đường tâm trụ đứng trong mặt phẳng dọc được xác định bằng khoảng cách giữa đường kéo dài của trụ quay đứng và tâm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường Trong quá trình chuyển động, các bánh xe dẫn hướng thường có xu hướng lật lại vị trí ban đầu.

6.3.2 Góc nghiêng ngang của trụ quay đứng –King pin inclination

Hình 6.4 - Góc nghiêng của trụ quay đứng.

Bánh xe dẫn hướng có khả năng tự quay về vị trí ban đầu, giúp tạo ra chuyển động thẳng Khi người lái quay vành tay lái để thực hiện các vòng xoay, cần phải tăng cường lực đánh tay lái Nếu lực trên vành tay lái được giảm bớt, bánh xe sẽ tự động trở về vị trí ban đầu.

Vấn đề trở về của bánh xe dẫn hướng xuất phát từ moment phản lực tác động lên bánh xe từ mặt đường Moment ngược này được hình thành do cánh tay đòn r0, tức khoảng cách giữa đường tâm bánh xe và tâm trụ quay trên mặt đường, được gọi là bán kính quay của bánh xe.

6.3.3 Góc nghiêng ngang của bánh xe –Camber

Hình 6.5 - Góc nghiên của bánh xeCamber có chiều dương khi phần trên của bánh xe ngả ra ngoài khung xe.

Để tránh hiện tượng bánh xe dẫn hướng nghiêng vào phía trong, cần chú ý đến tác động của tải trọng ở phần trước ô tô, đặc biệt khi các ổ đỡ của trụ quay đứng và bạc đạn bánh xe đã bị mòn.

Giảm cánh tay đòn của phản lực tiếp tuyến đối với trụ quay đứng giúp giảm tải trọng tác động lên hệ thống lái, từ đó làm giảm lực lái mà người điều khiển cần sử dụng khi ô tô quay vòng.

6.3.4 Độ chụm của bánh xe - Toe in

Hình 6.6 -Độ chụm của bánh xe Khi đặt nghiêng bánh xe dẫn hướng sẽ làm tồn tại một số vấn đề sau:

Khi phản lực ngang từ mặt đường hướng ngược lại với chiều nghiêng của bánh xe, góc lăn lệch của bánh xe sẽ tăng lên, dẫn đến việc gia tăng lực cản lăn.

Bánh xe lăn theo một cung tròn nhưng cũng cần di chuyển tịnh tiến theo tốc độ của xe, dẫn đến hiện tượng trượt ngang của lốp Để khắc phục tình trạng này, bánh xe dẫn hướng được điều chỉnh theo một độ chụm nhất định Việc lựa chọn đúng mối tương quan giữa góc Camber và Toe in sẽ giúp chấm dứt hiện tượng trượt ngang và giảm thiểu sự mài mòn của lốp.

Toe in khi khoảng cách phía trước nhỏ hơn khoảng các phía sau của hai bánh xe. ngược lại gọilà Toe out.

6.3.5 Dao động của bánh xe dẫn hướng.

Các bánh xe dẫn hướng có thể quay vòng mà không cần đánh tay lái do sự đàn hồi của các chi tiết và khe hở trong các cơ cấu, khớp bản lề Trên ô tô mới, hành trình tự do của vành lái dao động trong khoảng 5° đến 10°, tương ứng với góc quay của bánh xe dẫn hướng từ 20' đến 40' Khi áp dụng mômen 1Nm lên vành lái, biến dạng của các chi tiết dẫn động lái khiến bánh xe dẫn hướng quay vòng khoảng 0,1' đến 0,6' Sự quay vòng này của bánh xe dẫn hướng thể hiện đặc tính dao động.

Hệ thống bánh xe dẫn hướng, trụ trước, hệ thống treo và dẫn động lái tạo thành một hệ đàn hồi quan trọng Khi có ngoại lực tác động, hệ thống này sẽ trải qua sự dao động, ảnh hưởng đến sự ổn định của bánh xe dẫn hướng.

Hệ đàn hồi có hai bậc tự do: cầu trước có thể quay quanh tâm “O” trong mặt phẳng thẳng đứng một góc ψ do sự biến dạng đàn hồi của nhíp, trong khi bánh xe dẫn hướng có thể quay một góc φ quanh trụ đứng nhờ sự biến dạng đàn hồi của dẫn động lái.

Nguyên nhân chủ yếu phát sinh dao động là do:

- Các bánh xe dẫn hướng không được cân bằng;

- Do không hợp lý về mối quan hệ động học giữa hệ thống treo và dẫn động lái;

- Do tác động tương hỗ giữa bánh xe với mặt đường không bằng phẳng;

- Do dạng đặc biệt của dao động không tắt dần (tự dao động).

Sau đây ta sẽ khảo sát cụ thể các nguyên nhân gây dao động của bánh xe dẫn hướng.

6.3.5.1 Dao động của bánh xe dẫn hướng do khối lượng vận động quay của bánh xe không được cân bằng.

Khi bánh xe được cân bằng, lực quán tính ly tâm tại mỗi điểm trên bánh xe sẽ tương hỗ và đạt được sự cân bằng Điều này có nghĩa là tổng các lực quán tính sẽ bằng không, thể hiện trạng thái cân bằng tĩnh, và tổng các mô men cũng sẽ bằng không, biểu thị cho cân bằng động.

Nếu trọng tâm của khối lượng bánh xe không trùng với tâm trục quay, cân bằng tĩnh sẽ bị phá vỡ Ngay cả khi tâm khối lượng trùng với tâm trục quay, nếu khối lượng không được phân bố đối xứng, cân bằng động cũng không đạt được Khi ô tô chuyển động, sự phân bố không đồng đều về khối lượng sẽ tạo ra lực quán tính ly tâm.

Lực ly tâm P ltx tạo ra mô men khiến bánh xe quay quanh trụ đứng, với trị số và chiều của P ltx thay đổi theo chu kỳ.

Hình 6.7 - Dao động của bánh xe dẫn hướng do lực cản không bằng nhau

Lực ly tâm P lty có thành phần thẳng đứng, gây ra hiện tượng bánh xe nảy lên và xuống Cả trị số và hướng của lực này đều thay đổi theo chu kỳ.

Khi hai bánh xe có khối lượng quay không cân bằng nằm đối xứng trên mặt phẳng ngang, mô men quay của chúng sẽ cộng lại, dẫn đến dao động góc lớn của hai bánh xe quanh trụ đứng.

PHANH Ô TÔ 7.1 Lực phanh sinh ra ở bánh xe

Phương trình động lực học của ô tô khi phanh

Khi ô tô chuyển động trên đường bằng mà không kéo rơ-moóc, việc phanh sẽ tạo ra nhiều lực và mô men tác động lên xe, bao gồm Pj, Pω, Pf, và Pp Để lập phương trình cân bằng động lực học trong tình huống phanh, ta có thể biểu diễn như sau: k j p f 0.

Xét trường hợp phanh xe có cắt ly hợp nên P k  0; do đó: j p f

 k – hệ số kể đến ảnh hưởng của khối lượng vận động quay đến khối lượng chuyển động tịnh tiến, trường hợp phanh ô tô có cắt ly hợp:

G –trọng lượng toàn bộ của ô tô;

Hình 7.2 - Các lực và mômen tác dụng lên ô tô khi phanh

P p –lực phanh do cơ cấu phanh sinh ra, đặt tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường, p p k

M p _mô men phanh do cơ cấu phanh sinh ra.

Biến đổi biểu thức(7-3) ta được gia tốc chậm dần khi phanh j p :

Có thể bỏ qua lực cản của không khí (khi v100km h/ , P   0), nên:

Khi phanh cấp tốc,  p có thể đạt gần tới trị số bám  Trên đường tốt,   f do đó có thể bỏ qua f Như vậy, trên đường tốt: p p g j  

Gia tốc phanh (j_p) tỷ lệ thuận với lực phanh đơn vị (γ_p) Để tránh hiện tượng bó cứng bánh xe và trượt lết, lực phanh do cơ cấu phanh tạo ra cần phải được giới hạn theo điều kiện bám.

Do vậy, khi phanh với cường độ phanh lớn, giới hạn của  p là  hay  p  

Khi phanh ô tô trên đường bằng có bề mặt cứng, lực phanh rất lớn so với hệ số cản lăn f Do đó, trong tình huống này, có thể bỏ qua ảnh hưởng của hệ số cản lăn f.

Khi phanh không tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực, lực phanh không chỉ do cơ cấu phanh tạo ra mà còn bao gồm lực cản của động cơ tác động lên bánh xe chủ động được phanh.

Vấn đề sử dụng trọng lượng bám khi phanh

P pe –lực phanh do động cơ sinh ra quydẫn đến bánh xe chủ động được phanh;

M mse –mô men ma sát của động cơ; tl , tl i  –tỷ số truyền và hiệu suất của hệ thống truyền lực; r k –bán kính tính toán của bánh xe.

7.3 VẤN ĐỀ SỬ DỤNG TRỌNG LƯỢNG BÁM TRONG QUÁ TRÌNH PHANH 7.3.1 Điều kiện phanh ô tô có hiệu quảnhất.

Lực phanh của ô tô tỷ lệ thuận với trọng lượng của xe và phản lực pháp tuyến tác động lên bánh xe Để đảm bảo hiệu quả phanh, lực phanh đơn vị trên tất cả các cầu xe cần phải đồng nhất.

P zi –tổng phản lực pháp tuyến của đường tác dụng lên các bánh xe cầu thứ i ;

P pi - lực phanh do cơ cấu phanh sinh ra ở bánh xe thứ i

Các lực phanh phải tỷ lệ thuận với phản lực pháp tuyến:

Nếu các điều kiện không được đảm bảo, sẽ xảy ra hiện tượng hãm cứng ở một bánh xe nào đó, dẫn đến tình trạng mất ổn định của ô tô khi phanh.

 Khi có phân bố lý tưởng các lực phanh, gia tốc phanh lớn nhất được xác định theo :

( j pmax không phụ thuộc vào trọng lượng xe mà chỉ phụ thuộc vào  ).

 Khi các P pi không bằng nhau ta sẽ có:

7.3.2 Cơ sở lý thuyết về điều hòa lực phanh.

Ta đã biết (7-4), yêu cầu P p 1   p P z 1 ; P p 2   p P z 2 tức là lực phanh phải tỷ lệ với phản lực pháp tuyến của đường.

Tuy nhiên, trong quá trình phanh, phản lực pháp tuyến của đường luôn biến đổi.

Xét với ô tô 2 cầu(hình 7-2):

Khi bỏ qua lực cản không khí P  :

Trong quá trình sử dụng ô tô a , b , h g thay đổi; j p thay đổi nên P z 1 , P z 2 thay đổi Vậy P p 1 P p 2 luôn cần biến đổi để phù hợp với(7-4).

Lực phanh trong trường hợp(7-4) là sự phân bố lý tưởng.

Từ đó suy ra M p 1 , M p 2 là :

 Ứng với mỗi j p khác nhau ta cũng cần phải có 1

 Do tải trọng thay đổi (do cách chất tải a , b , h g sẽ thay đổi) nên

 M cũng cần thay đổi giá trị tương ứng cho thích hợp.

Mối liên hệ giữa P zi  f j   p và M pi  f j   p ứng với khi ô tô có tải và không tải được biểu diễn trên đồ thị hình 7-4.

 Hệ thống phanh ô tô cần tạo ra P pi (và M pi ) thỏa mãn theo quan hệ trên đồ thịhình 7-3 ( theo phương trình 7-5 và 7-6).

Phụ thuộc j p tức là phụ thuộc vào  p ; hoặc khi phanh với cường độ cao thì phụ thuộc vào  (vì j pmax  pmax g g)

7.3.3 Vấn đề chống hãm cứng bánh xe khi phanh.

Trong tính toán động lực học, hệ số bám  thường được lấy từ các bảng số liệu Giá trị  này được xác định thông qua thực nghiệm, áp dụng cho trường hợp bánh xe hoàn toàn trượt trên mặt đường, tức là khi v  0 và  k  0.

Hệ số bám  không chỉ phụ thuộc vào điều kiện đường sá và trạng thái mặt đường, mà còn chịu ảnh hưởng bởi độ trượt tương đối    % của bánh xe so với mặt đường trong quá trình phanh.

Có hai khái niệm về bám: bám dọc  x và bám ngang  y

Hệ sốbám dọclà tỉ số giữa lực phanh P p (tiếp tuyến với bánh xe) và tải trọng G k tác dụng lên bánh xe. p x k

Hệ số bám ngangcũng tương tự: Y Y k

Hình 7.3 - Đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa phản lực pháp tuyến Pz (a) và mô men phanh M p (b) với gia tốc phanh J p.

Khi có tảiKhi không tải. Độ trượt tương đối của bánh xe với đường được tính theo :

Trong đó: v – vận tốc tịnh tiến của ô tô (cũng là của tâm trục bánh xe);

 k –vận tốc góc của bánhxe; r k –bán kính trung bình của bánh xe.

 Khi  v k k r 0  v   k k r : bánh xe lăn không trượt, hoặc   0;

 Khi  v k k r 0  v  k k r : bánh xe lăn   k 0  và có trượt lết Hệ số  x thay đổi (hình 7-4) và đạt  max trong khoảng (15 25) %.

 Khi  k  0, v k  0    100% :bánh xe trượt lết hoàn toàn;

Ở giá trị độ trượt tối ưu, cả hệ số bám ngang x và y đều giảm nhưng vẫn duy trì ở mức cao Để đạt được hiệu suất tối đa trong quá trình phanh, cần duy trì độ trượt trong khoảng từ 15% đến 25%.

Hệ số bám ngang cao giúp đạt hiệu quả phanh tối đa và đảm bảo độ ổn định khi phanh Do đó, trong thiết kế hệ thống phanh, bộ chống hãm cứng bánh xe, hay còn gọi là hệ thống phanh ABS (Anti-lock Braking System), được tích hợp để cải thiện hiệu suất phanh.

Các chỉ tiêu đánh giá quá trình phanh

7.4.1 Gia tốc giảm dần khi phanh

Phương trình cân bằng lực kéo khi phanh: i f p j P P P P P

Thực nghiệm cho thấy P f , P  , P  cản lại chuyển động ôtô có giá trị bé so với P p cho nên có thể bỏ qua.

Nếu phanh trên đường đường nằm ngang thì p j P

P pmax được xác định theo điều kiện bám.

Hình 7.4 Mối quan hệ giữa hệ số bám doc  x , ngang  y và hệ số trượt 

 Gia tốc chậm dần max khi phanh

Để tăng gia tốc chậm dần khi phanh, cần giảm hệ số  i, điều này có thể thực hiện bằng cách cắt ly hợp trong quá trình phanh Khi cắt ly hợp, hệ số  i sẽ giảm và dẫn đến việc gia tăng giá trị j max.

Thời gian phanh càn nhỏ thì chất lượng phanh càng tốt. g dv g dt dt j dv i i

Thời gian nhỏ nhất từ vận tốc v 1 đến v 2

Phanh ôtô đến khi dừng hẳngthì v 2 = 0

Thời gian phanh nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc bắt đầu phanh v 1 hệ số  i và hệ số bám .

Chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh ôtô là khả năng dừng xe an toàn, giúp tài xế nhận biết và xử lý tốt khi ôtô chuyển động, từ đó đảm bảo sự an toàn cho người lái và hành khách trên xe.

Xác định quảng đường phanh nhỏ nhất. i g dt j dv

 Nhân ds cho hai vế ta được: g ds dt ds dv

Khi phanh đến lúc ôtô dừng hẳng:

Giản đồ phanh nhận được từ thự nghiệm, biểu thị quan hệ lực phanh P p với thời gian t.

 t 1 : Thời gian phản xa của tài xế từ lúc thấy chướng ngại vật đến lúc tác động vào pedale phanh (phụ thuộc vào trình độ của tài xế) t 1 = 0,3–0,8s

Thời gian chậm tác dụng của hệ thống phanh là khoảng thời gian từ khi tài xế nhấn vào bàn đạp phanh cho đến khi má phanh tiếp xúc với trống phanh Đối với phanh dầu, thời gian này là 0,03 giây, trong khi phanh khí có thời gian chậm tác dụng là 0,3 giây.

 t 3 : Thời gian biến thiên lực phanh Phanh dầu t 3 = 0,2s, phanh khí t 3 = 0,5–1s.

 t 4 : Thời gian phanh hoàn toàn ứng với lực phanh cực đại (được xác định theo t min = 1

 t 5 : Thời gian nhả phanh, lực phanh giảm dần đến 0 phanh dầu t 5 = 0,2s, phanh khí t 5 = 1,5–2s.

Hình 7.4 - Giản đồ phanh Điểm O trên hìnhứng với lúc tài xế thấy chướng gại vật và cần phải phanh.

8.Hãy viết vàphân tích phương trìnhđộng lực học của ô tô khi phanh?

9.Hãy phân tíchđiều kiện phanh có hiệu quả nhất?

10 Hãy phân tích cở sở lý thuyết về điều hòa lực phanh?

11 Hãy phân tích các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh ô tô?

TÍNH NĂNG THÔNG QUA CỦA ÔTÔ

 Phân tích được các yếu tố hình học, các yếu tố lực học ảnh hưởng tới tính năng thông qua của ô tô.

 Phân tích được khả năng vượt tường chắn, vượt hào của ô tô.

Các yếu tố hình học ảnh hưởng tới tính thông qua

TÍNH NĂNG THÔNG QUA CỦA ÔTÔ

 Phân tích được các yếu tố hình học, các yếu tố lực học ảnh hưởng tới tính năng thông qua của ô tô.

 Phân tích được khả năng vượt tường chắn, vượt hào của ô tô.

Tính năng thông qua của ô tô, hay còn gọi là tính năng cơ động, đề cập đến khả năng di chuyển trong các điều kiện đường xá khó khăn và phức tạp Yếu tố quyết định tính năng này bao gồm chất lượng kéo và độ bám của bánh xe, cùng với các cấu trúc và thông số hình học của xe.

8.2 CÁC YẾU TỐ HÌNH HỌC ẢNH HƯỞNG ĐẾN TNTQ CỦA Ô TÔ.

Các chỉ tiêu TNTQ về hình học của ô tô và rơ-moóc bao gồm các thông số quan trọng như khoảng sáng gầm xe, các góc vượt trước và vượt sau, khoảng cách phía trước và phía sau, bán kính thông qua dọc, góc dốc lớn nhất có thể vượt qua, cũng như góc nghiêng sườn đồi lớn nhất có thể vượt qua.

TNTQ về hình học được đánh giá qua các thông số như bán kính thông qua ngang, góc nghiêng của cầu và hệ số trùng lặp của vết bánh xe cầu trước và cầu sau Đối với ô tô dẫn động hoàn toàn, các chỉ tiêu quan trọng bao gồm chiều rộng của hào và chiều cao của vách chắn mà xe có thể vượt qua.

Khoảng sáng gầm xe là khoảng cách giữa điểm thấp nhất của gầm xe và mặt đường, thường xác định tại vị trí vỏ cầu chủ động hoặc vỏ bánh đà động cơ.

Khoảng sáng gầm xe là yếu tố quyết định khả năng vượt địa hình của xe, đặc biệt trên nền đất mềm và khi gặp phải các chướng ngại vật như đá tảng, gốc cây hay gờ đất.

8.2.2 Chiều dài phía trước   L 6 và chiều dài phía sau   L 9

Khoảng cách từ điểm ngoài cùng phía trước hoặc phía sau của xe đến mặt phẳng vuông góc với đường đi qua tâm trục bánh xe cầu trước hoặc cầu sau được gọi là khoảng cách trục.

Khoảng cách giữa các chướng ngại vật như con hào, ụ đất và rãnh nước ảnh hưởng đáng kể đến khả năng di chuyển của bánh xe Kích thước chướng ngại vật càng nhỏ thì khả năng bánh xe bị treo lên khỏi mặt đất khi vượt qua càng hạn chế.

8.2.3 Các góc thông qua  2 và  3

Khả năng vượt qua các chướng ngại như hào, vách đứng và phà của xe có thể bị ảnh hưởng bởi các phần lồi ra ở phía trước và sau Để khắc phục những trở ngại này, các góc thông qua phía trước và phía sau của xe đóng vai trò quyết định.

(còn gọi là góc vượt trước và góc vượt sau _hình 8.1).

Góc thông qua trước và góc thông qua sau là các góc hình thành giữa mặt đường và mặt phẳng đi qua điểm ngoài cùng của đầu xe hoặc đuôi xe, đồng thời tiếp xúc với các bánh xe tương ứng.

Góc  2 và  3 lớn giúp xe dễ dàng lên xuống dốc và phà mà không lo va chạm mũi hoặc đuôi xe vào mặt đất hoặc góc phà Trị số các góc này phụ thuộc vào bố trí tổng thể, chủ yếu là vị trí động cơ và cấu trúc của khung xe.

Với xe có TNTQ thường  2 25 0 ,  3  20 0 Ở ô tô có TNTQ cao,

    Với ô tô có TNTQ rất cao,  2   3 60 0 70 0

8.2.4 Bán kính thông qua dọc   R 5

Khi xe di chuyển trên đường có mấp mô dài bằng chiều dài cơ sở, TNTQ của xe không chỉ được xác định bởi khoảng cách từ điểm thấp nhất ở giữa gầm xe đến mặt đường, mà còn phụ thuộc vào vị trí của điểm đó so với các trục bánh xe Yếu tố hình học của TNTQ trong trường hợp này sẽ là bán kính thông qua dọc R 5.

Bán kính thông qua dọc R 5 là bán kính của đường tròn tiếp tuyến với hai bánh xe và điểm thấp nhất dưới gầm xe, trong khi các điểm khác của ô tô nằm ngoài chu vi cung tròn này Bán kính này ảnh hưởng đến khả năng vượt qua các mấp mô cục bộ và các vật cản như khúc gỗ trên đường đi.

Nếu R 5 lớn thì tính năng thông qua kém Để giảm R 5 cần phải giảm chiều dài cơ sở của xe và tăng khoảng sáng gầm xe.

R n Hình 8.1 - Các thông số đánh giá tính năng thông qua của ô tô.

8.2.5 Bán kính thông qua ngang   R n

Bán kính R n của một cung tròn tiếp xúc với hai bánh xe của cầu và đi qua điểm thấp nhất dưới gầm xe rất quan trọng trong việc xác định khả năng thông qua đường mấp mô ngang hẹp hơn vệt bánh xe Khi R n nhỏ, khả năng thông qua sẽ được cải thiện Tuy nhiên, các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện tại chưa quy định kích thước cụ thể cho R n.

8.2.6 Góc nghiêng ngang của cầu xe   

Nhờ vào tính đàn hồi của treo, khi xe di chuyển trên những đoạn đường gồ ghề, các bánh xe vẫn duy trì được sự tiếp xúc với mặt đường Điều này giúp cải thiện khả năng kiểm soát và ổn định của xe, đặc biệt là khi các cầu xe có góc nghiêng ngang.

 được xác định bằng tổng các góc nghiêng của cầu trước và cầu sau so với mặt phẳng nằm ngang (hình 8.2).

Nghiêng cầu chủ động dẫn đến sự phân bố lại tải trọng trên các bánh xe, ảnh hưởng đến hiệu suất của xe Đối với xe có vi sai giữa các bánh hoặc giữa các cầu với ma sát nhỏ, việc nghiêng cầu chủ động có thể làm giảm lực kéo bám và gây ra biến dạng khung do ứng suất vượt quá giới hạn cho phép.

Các yếu tố lực học ảnh hưởng tới tính thông qua

8.3 YẾU TỐ ĐỘNG LỰC HỌC ẢNH HƯỞNG ĐẾN TNTQ CỦA TÔ.

Trọng lượng nhẹ của xe giúp tăng khả năng tải trọng tối đa trên nền đất mềm, đồng thời cũng ảnh hưởng đến khả năng vượt qua cầu, cống và các công trình nhân tạo khác trên tuyến đường di chuyển.

Trọng lượng của xe có tác động đến nhiều yếu tố khác nhau, bao gồm áp lực riêng lên nền đất, công suất riêng của xe, và cách tải trọng được phân bố lên các cầu.

8.3.2 Công suất riêng của xe   N y

Công suất riêng của xe được xác định theo biểu thức: max e y

N e –công suất lớn nhất của động cơ N y  12 20  hp t / với các loại xe cũ;

G –trọng lượng toàn bộ của xe (ứng với 100% tải).

Việc khắc phục các chướng ngại thường phụ thuộc vào tốc độ di chuyển và chất lượng động lực học của phương tiện Chẳng hạn, đối với những đoạn dốc ngắn và cao, khả năng vượt qua sẽ bị ảnh hưởng lớn bởi những yếu tố này.

Hình 8.3 - Góc quay của moóc kéo

Khả năng vượt hào, vượt tường chắn của ô tô

Khả năng tăng tốc và vận tốc lớn của xe ô tô phụ thuộc vào công suất riêng Công suất riêng không chỉ ảnh hưởng đến lực kéo riêng của động cơ mà còn tác động đến hệ số lực kéo tự do K Te Hệ số K Te có vai trò quan trọng trong việc xác định TNTQ của ô tô, được tính theo công thức: mk Te.

P mk là lực kéo tối đa mà xe có thể đạt được trên móc kéo trong điều kiện đường xác định, mà không gây ra hiện tượng trượt quay cho các bánh xe chủ động hoặc làm cho động cơ ngừng hoạt động.

G –trọng lượng toàn bộ xe.

Vận tốc chuyển động trung bình của xe cũng phụ thuộc vào công suất riêng của nó.

8.3.3 Nhân tố động lực học   D

Nhân tố động lực học D xác định lực cản mà xe có thể vượt qua khi di chuyển với vận tốc nhất định Khi xem xét tình huống tải trọng thấp (TNTQ), chúng ta chỉ chú ý đến giá trị lớn nhất của nhân tố động lực học Trong trường hợp này, lực cản từ không khí có thể được bỏ qua, do đó nhân tố động lực học sẽ tương đương với lực kéo tối đa của động cơ.

M e –mô men xoắn cực đại của động cơ max i tl –tỉ số truyền lớn nhất của ô tô.

 tl –hiệu suất hệ thống truyền lực.

Nhân tố động lực họccàng lớn thì xe có thể khắc phục được lực cản chuyển động càng lớn và do đó TNTQ của xe càng cao.

8.4 KHẢ NĂNG VƯỢT TƯỜNG CHẮN VÀ VƯỢT HÀO CỦA XE.

8.4.1 Khả năng vượt tường chắn.

Quá trình vượt tường của xe diễn ra khi từng bánh xe lần lượt vượt qua tường Do đó, để nghiên cứu khả năng vượt tường của xe, cần tập trung vào khả năng của từng bánh xe riêng biệt Trong trường hợp tổng quát, bánh xe được xem là bánh xe chủ động, chuyển động đều, và lực cản lăn cùng lực cản không khí được bỏ qua Bên cạnh đó, bánh xe và tường chắn được coi là không biến dạng.

Từ các giả thiết trên ta xây dựng được sơ đồ khảo sát trên hình 8.4.

Trên sơ đồ ta có:

M k - Mô men xoắn tác dụng lên bánh xe;

G k - Tải trọng phân bố lên cầu xe;

P d - Lực đẩy từ khung xe tác dụng lên bánh xe;

R t và T t - Phản lực pháp tuyến và tiếp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe.

Khi vượt tường chắn bánh xe sẽ bị trượt, do đó: t t t

Trong đó:  t - hệ số bám của bánh xe với mặt đường.

Lập phương trình mô men với điểm A ta có: d ( ) 0 k k k

Thành lập phương trình cân bằng lực theo phương của lực R t ta có: d t k

Khi đó từ phương trình (9-1) ta xác định được:

Hình 8.4 - Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe chủ động tại thời điểm bắt đầu vượt tường. d

Sử dụng công thức (8-2), chúng ta có thể xác định khả năng vượt tường chắn của các loại xe có công thức bánh xe 4x2, 4x4 và 8x8, với giả thiết tải trọng được phân bố đều lên các cầu của xe Đặc biệt, đối với ô tô có công thức bánh xe 4x2, ta có thể tính toán cụ thể khả năng vượt tường chắn của nó.

G - trọng lượng toàn bộ của ô tô; d

Với  là hệ số bám của bánh sau với đường.

Theo công thức(8-2) ta có: max 2

Chiều cao tối đa của tường chắn mà xe hai cầu với một cầu chủ động có thể vượt qua chỉ bằng 15% bán kính bánh xe Đối với ô tô 8 8 , điều này cần được tính toán chính xác để đảm bảo an toàn khi di chuyển.

Chiều cao tối đa của tường chắn mà ô tô có bánh xe 8x8 có thể vượt qua bằng bán kính của bánh xe Đối với xe có tất cả các cầu chủ động, hệ thống truyền lực cần có vi sai để vượt tường chắn với chiều cao h max Nếu không có vi sai, chiều cao tường chắn mà xe có thể vượt sẽ giảm đáng kể do hệ số bám  t mang dấu “âm”, dẫn đến hiện tượng tuần hoàn công suất.

Việc vượt tường chắn của bánh xe đàn hồi diễn ra khác biệt so với bánh xe không biến dạng, vì sự biến dạng của lốp trên gờ tường giúp quá trình này trở nên dễ dàng hơn Khi lốp biến dạng, trục bánh xe chỉ cần nâng lên với độ cao thấp hơn so với mặt đường Tuy nhiên, việc xác định ảnh hưởng của các yếu tố này là một thách thức.

Vi sai trong hệ thống truyền lực có ảnh hưởng đáng kể đến chất lượng kéo của xe và do đó nó cũng ảnh hưởng đến TNTQ của xe.

Nhiều xe hiện nay sử dụng vi sai kiểu đối xứng với hệ số ma sát nhỏ, giúp phân bố mô men động cơ đều đến các bánh xe chủ động Tính năng này mang lại hiệu suất tốt khi xe di chuyển trên đường bằng và khi quay vòng Tuy nhiên, nó cũng có ảnh hưởng tiêu cực đến tính năng truyền động của xe khi di chuyển trên những đoạn đường có hệ số bám không đồng đều giữa các bánh xe.

Khi áp dụng vi sai giữa các cầu, vi sai ma sát trong cao sẽ làm tăng đáng kể TNTQ của xe, như trường hợp vi sai cam trong cầu xe GAZ–66.

Nếu chiều sâu của hào nhỏ hơn bán kính bánh xe thì ta sẽ tiến hành khảo sát tương tự như khả năng vượt tường chắn.

Khả năng vượt hào của xe phụ thuộc vào kích thước bánh xe, số lượng cầu xe và sơ đồ bố trí cầu xe trên chiều dài cơ sở, cũng như vị trí trọng tâm xe Đối với xe hai cầu và ba cầu, kích thước bánh xe quyết định khả năng vượt hào, với chiều rộng hào tối đa có thể vượt được là từ 1 đến 1,3 lần bán kính bánh xe, đặc biệt khi bờ hào đủ bền Đối với xe bốn cầu, khả năng vượt hào phụ thuộc vào sơ đồ bố trí cầu xe và vị trí trọng tâm xe Để vượt được hào, trọng tâm xe cần nằm trong khoảng được giới hạn bởi hai đường thẳng đứng đi qua tâm của hai cầu giữa.

Hệ thống treo của xe quân sự hai cầu cần có thiết bị hỗ trợ để giữ cho các bánh xe không bị hạ thấp Để cải thiện khả năng vượt qua các chướng ngại vật, người ta thường lắp đặt các hàng bánh phụ ở giữa xe, cho phép nâng lên và hạ xuống khi cần thiết.

Hình 8.5 - Sơ đồ vượt hào của xe nhiều cầu

Xe bọc thép trinh sát tuần tiễu BRDM được trang bị hai hàng bánh phụ, đóng vai trò là bánh tỳ và bánh chủ động Cấu trúc này không chỉ cải thiện khả năng di chuyển trên địa hình mềm mà còn cho phép xe vượt qua hào rộng tới 1,2m, mặc dù chiều dài cơ sở chỉ là 2,8m.

1 Phân tích các yếu tố hình học ảnh hưởng tới tính năng thông qua?

2 Phân tích khả năng vượt tường chắn của ô tô?

3 Phân tích khả năng vượt hào của ô tô?

Tiêu đề	Lý Thuyết Ô Tô
Trường học	cao đẳng cơ khí ô tô
Thể loại	tài liệu học tập

Định dạng
Số trang	96
Dung lượng	6 MB