Bài giảng Lý thuyết ôtô và Máy công trình- TS Nguyễn Văn Đông

Bài giảng Lý thuyết ôtô và Máy công trình- TS Nguyễn Văn Đông - Trường Đại học Bách Khoa Đà Nẵng

Chương TÍNH TỐN ĐỘNG LỰC HỌC KÉO CỦA Ơ TƠ – MÁY KÉO 1.1 Những thơng số ô tô – máy kéo Đây thông số mô tả khái quát hệ thống ô tô - máy kéo mà nhà sản xuất cần phải cung cấp cho người sử dụng để đánh giá, so sánh lựa chọn loại ô tô – máy kéo phù hợp với nhu cầu sử dụng Bài giảng trình bày thơng số để phục vụ cho việc tính tốn khảo sát phạm vi môn học lý thuyết ô tô 1.1.1 Thông số động  Loại động cơ: loại nhiên liệu động sử dụng, số kỳ, phận đặc trưng khác hệ thống nhiên liệu, bôi trơn  Công suất cực đại/tốc độ phát công suất cực đại Nmax/nN  Momen cực đại/tốc độ phát momen cực đại, Mmax/nM 1.1.2 Những thơng số hình học tơ  Kích thước sở:  Chiều rộng sở (ở cầu), hay gọi là: vết bánh xe khoảng cách hai tâm lốp xe cầu xe  Chiều dài sở là: khoảng cách hai trục bánh xe trước sau, tơ có hệ thống treo cân phía sau chiều dài sở khoảng cách từ cầu trước đến vị trí liên kết cầu cân  Kích thước tồn bộ: bao gồm Dài x Rộng x Cao tồn tơ  Khoảng sáng gầm xe: khoảng cách từ mặt đường đến vị trí thấp gầm xe 1.1.3 Thông số trọng lượng  Trọng lượng tồn bộ: trọng lượng tơ hàng hóa hay người trạng thái đầy tải tính Tấn hay kG  Trọng lượng không tải: trọng lượng thân ô tô  Tải trọng phân bố cầu xe 1.1.4 Thông số hệ thống truyền lực  Hộp số: loại hộp số, số cấp tỷ số truyền cấp  Truyền lực vi sai: tỷ số truyền truyền lực chính, loại vi sai… 1.1.5 Thơng số hệ thống treo di chuyển Thông số bánh xe: loại lốp xe sử dụng, kích thước đặc tính lốp thể qua ký hiệu lốp 1.1.6 Thơng số tính sử dụng  Tốc độ tối đa (km/h)  Độ dốc tối đa tơ vượt (độ hay %)  Bán kính quay vịng nhỏ nhất, Rmin 1.2 Đặc tính động 1.2.1 Các đường đặc tính động tơ Khi động làm việc, tiêu thụ nhiên liệu, biến nhiệt từ việc đốt cháy nhiên liệu buồng cháy thành dạng chuyển động quay trục khuỷu bánh đà để đưa đến phận tiêu thụ khác cung cấp cho phận phụ hệ thống làm mát, bôi trơn, phát điện, nhiên liệu… lượng trục khuỷu phụ thuộc vào lượng nhiên liệu cung cấp vào buồng cháy động (được điều khiển bàn đạp ga), điều kiện đốt cháy hỗn hợp mà phụ thuộc vào tốc độ quay trục khuỷu Ở chế độ phụ tải (lượng nhiên liệu cung cấp vào động cơ) tốc độ quay động khác cho công suất, momen suất tiêu hao nhiên liệu khác Đồ thị biểu diễn mối liên hệ thông số đầu động tốc độ gọi đặc tính tốc độ động Đường đặc tính tốc độ động đồ thị biểu thị phụ thuộc công suất có ích Ne, momen xoắn có ích Me, suất tiêu hao nhiên liệu ge theo số vòng quay ne theo tốc độ góc  e trục khuỷu động Có hai loại đường đặc tính tốc độ động cơ:  Đường đặc tính tốc độ cục  Đường đặc tính tốc độ ngồi, gọi tắt đường đặc tính ngồi động (a) (b) Hình 1.1: Đường đặc tính ngồi động xăng a – Khơng hạn chế số vịng quay; b – Có hạn chế tốc độ vịng quay Me Mmax Nn Nmax Đường đặc tính ngồi nhận Ne cách thí nghiệm bệ thử lượng nhiên liệu cấp cho động cực đại, tức bướm Me ge ga mở hoàn toàn động xăng Ne bơm cao áp ứng với chế độ cấp nhiên liệu hoàn toàn động Me diesel Còn bướm ga bơm cao áp vị trí trung gian ta ge nhận họ đường đặc tính cục Đối với đường đặc tính ngồi khơng hạn chế tốc độ (hình 1.1a): số vịng quay nmin trục khuỷu số vòng quay nhỏ nN mà động làm việc ổn định chế nck ne nM nM độ toàn tải Khi tăng số vịng quay cơng suất Ne mơmen Me tăng lên Momen xoắn Hình 1.2: Đường đặc tính ngồi động diesel có điều tốc đạt giá trị cực đại Mmax số vòng quay nM công suất đạt giá trị cực đại Nmax số vòng quay nN Động làm việc chủ yếu vùng nM – nN Khi tăng số vòng quay trục khuỷu lớn giá trị nN cơng suất giảm, chủ yếu nạp hỗn hợp khí kém, thời gian đốt cháy nhiên liệu buồng cháy bị ngắn lại nên chuyển hóa bị đi, tăng số vòng quay làm tăng tải trọng động gây hao mịn nhanh chi tiết Vì vậy, muốn nâng cao hiệu làm việc động cơ, người ta không muốn động làm việc vùng tốc độ hệ thống cung cấp nhiên liệu có trang bị phận hạn chế tốc độ động Hình 1.1b đường đặc tính ngồi động xăng có phận hạn chế tốc độ Bộ phận có tác dụng làm giảm lượng nhiên liệu cung cấp cho động động đạt tốc độ tính tốn (có thể vùng gần cơng suất cực đại) giảm làm giảm công suất, momen động cơ, tốc độ động không tăng lên Đối với động diesel thường trang bị điều tốc động làm việc vùng có suất tiêu hao nhiên liệu ge thấp (hình 1.2) Cơng suất cực đại động làm việc có điều tốc gọi công suất định mức động Nn, momen xoắn ứng với cơng suất gọi momen định mức Mn (a) (b) Hình 1.3: Các đường đặc tính cục ứng với thành phần tải khác động a) Động xăng 2.0 lít cơng suất 111kW, xilanh, 24 xupap b) Động turbo diesel 2.5 lít với intercooler cơng suất 105 kW, xilanh Hình 1.3 họ đường đặc tính cục số động tham khảo 1.2.2 Phương pháp xây dựng đường đặc tính ngồi động Đường đặc tính ngồi xác động có phương pháp thực nghiệm tiến hành thí nghiệm động bệ thử chuyên dùng Nhưng ta xây dựng gần công thức kinh nghiệm Lây-Đécman Công thức Lây-Đécman có dạng sau: N e  N e max  n  ne  n   e    c. e    a  b.  n   nN  nN   N     (1.1) Trong đó:  Ne, ne: cơng suất hữu ích động số vòng quay trục khuỷu ứng với điểm đồ thị đặc tính ngồi  Nemax, nN: cơng suất có ích cực đại số vịng quay ứng với cơng suất nói  a, b, c: hệ số thực nghiệm phụ thuộc vào loại động tham khảo theo bảng 1.1 đây: Bảng 1.1: Hệ số Lây – Đécman số loại động Loại động a b c Động xăng 1 Động diesel buồng cháy thống 0,87 1,13 Động diesel buồng cháy ngăn 0,6 1,4 cách Động diesel buồng cháy xoáy lốc 0,7 1,3 Cho trị số ne khác nhau, dựa theo công thức ta tính Ne tương ứng từ xây dựng đồ thị Ne = f(ne) Từ ta xác định giá trị momen động Me cách chia hai vế phương trình (1.1) cho ne, ta phương trình Lây – Đécman tính theo momen sau:  n n M e  M N a  b  e  c   e n nN   N          (1.2) Trong đó: MN momen động tốc độ mà động đạt công suất cực đại (nN) 1.2.3 Một số khái niệm khác  Hệ số thích ứng momen: tỷ số momen cực đại động momen chế độ công suất cực đại thông số để xét khả thích ứng động tăng tải ngoại lực tác dụng ô tô – máy kéo làm việc KM  M max MN (1.3) Bảng 1.2: Hệ số thích ứng momen động Loại động KM Xăng 1,1 ÷ 1,35 Khơng có phun đậm đặc 1,1 ÷ 1,15 Diesel Có phun đậm đặc 1,1 ÷ 1,25  Hệ số số vòng quay cực đại động n: tỷ số tốc độ cực đại động tốc độ động chế độ phát công suất cực đại n  ne max  max  nN N (1.4) Bảng 1.3: Hệ số tốc độ vòng quay cực đại động Loại động Xăng, khơng hạn chế số vịng quay Xăng, hạn chế số vòng quay Diesel n 1,1 – 1,3 0,8 – 0,9 0,8 – 0,9 Ví dụ 1.1: Hãy vẽ đường đặc tính ngồi động xăng đặt tơ Porsche 911 có thơng số sau: Nemax=353kW=480HP nN=6.000rpm; nemax=7.000rpm Hãy vẽ đường đặc tính ngồi động diesel D6CB38 đặt ô tô HYUNDAI 4X2 HD500 trọng tải 11,5 có thơng số sau: Nemax=380HP nN=1.900rpm; nemax=1.800rpm Cho động D6CB38 có buồng cháy thống Ghi chú:tốc độ tối thiểu động làm việc chế độ toàn tải nemin = 600rpm Giải: Hãy vẽ đường đặc tính ngồi động xăng đặt xe Porsche 911 có thông số sau: Nemax=353kW=480HP nN=6.000rpm; nemax=7.000rpm Áp dụng cơng thức thực nghiệm để xây dựng đường đặc tính ngồi LâyĐécman (cơng thức 1.1); có dạng sau: N e  N e max  n  ne   ne   e  a  b.  n   c. n       nN  N   N     Ta có: động xăng: a = b = c = Nên đường đặc tính ngồi thể sau:  ne  n e   n e   (kW) N e  353        6000  6000   6000     với ne tính rpm (vịng/phút) Và Momen động xác định theo công thức (1.2) hay công thức đơn giản sau: M e  Ne ne Ta lập bảng giá trị sau: ne (rpm) 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000 Ne (kW) 31,7 67,0 104,8 143,8 182,8 220,6 256,0 287,6 314,4 335,0 348,3 353,0 347,9 331,8 Me (N.m) 605,0 640,2 667,5 687,0 698,7 702,6 698,7 687,0 667,5 640,2 605,0 562,1 511,4 452,8 Và đồ thị đường đặc tính ngồi xây dựng sau: Đường đặc tính ngồi đặt xe Porsche 911 Đường đặc tính ngồi động D6CB38 Lưu ý: Việc tính giá trị momen Me cơng suất Ne động phụ thuộc vào giá trị tốc độ ne tính giá trị, để nhanh chóng, Sinh viên nên sử dụng phần mềm Excel để tính vẽ trực tiếp đồ thị từ giá trị tính Hãy vẽ đường đặc tính ngồi động diesel D6CB38 đặt xe HYUNDAI 4X2 HD500 trọng tải 11,5 có thơng số sau: Nemax=380HP nN=1.900rpm; nemax=1.800rpm Cho động D6CB38 có buồng cháy thống Tương tự phần ví dụ 1.1, ta xây dựng phương trình đặc tính ngồi với hệ số sau: a = 0,87; b = 1,13; c = Ta xây dựng phương trình đặc tính ngồi sau:  ne  ne   ne   N e  380  ,87  1,13      1900  1900   1900      Ta lập bảng giá trị sau: ne (rpm) 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 Ne (kW) 102,0 125,6 149,6 173,7 197,5 220,7 243,0 264,1 283,8 301,6 317,4 330,7 341,3 348,8 Me(kG.m) 194,9 200,1 204,2 207,4 209,6 210,8 211,1 210,3 208,6 205,9 202,2 197,5 191.8 185,1 Lưu ý: động đạt công suất tối đa tốc độ 1900rpm, động có hạn chế tốc độ, khống chế tốc độ động không vượt 1800 rpm, tốc độ lớn động làm việc 1.3 Momen kéo lực kéo bánh xe chủ động 1.3.1 Momen kéo bánh xe chủ động 1.3.1.1 Khi chuyển động ổn định Khi động tạo momen ổn định Me thông qua hệ thống truyền động có tỷ số truyền it, hiệu suất truyền động t bánh xe chủ động nhận momen Mk xác định sau: M k  M e it  t (1.5) Hình 1.4: Sự truyền mô men từ động đến bánh xe chủ động Trong đó:  t hiệu suất hệ thống truyền động, phản ánh tổn hao ma sát hệ thống, xác định theo bảng 1.4: Bảng 1.4: Hiệu suất hệ thống truyền lực Loại ô tô Hiệu suất thuận Hiệu suất nghịch Ơ tơ thể thao, tơ đua 0,90 – 0,95 0,80 – 0,85 Ơ tơ 0,90 – 0,92 0,80 – 0,82 Ơ tơ tải, tơ khách, bus 0,82 – 0,85 0,75 – 0,78 Ơ tơ có tính động cao 0,80 – 0,85 0,73 – 0,76  it: tỷ số truyền hệ thống truyền lực, tính từ động đến bánh xe chủ động, bao gồm tỷ số truyền hộp số ih, hộp số phụ ip, truyền lực i0 truyền lực cuối ic, truyền nối tiếp nên tỷ số truyền tổng cộng hệ thống truyền lực xác định sau: it  ih  i p  i0  ic (1.6) 1.3.1.2 Khi chuyển động không ổn định Khi ô tô chuyển động có gia tốc momen bánh xe chủ động ngồi momen động tạo cịn có momen quán tính chi tiết chuyển động quay hệ thống truyền lực bánh xe, giá trị momen ảnh hưởng đến giá trị momen nhận bánh xe chủ động, cụ thể xác định sau: M k  M e it  t  I e  e it  t   I n  n i n  n   I b  b ;(N.m) (1.7) Trong đó:  Ie: Momen quán tính bánh đà động chi tiết quay khác động quy dẫn trục khuỷu; kg.m2  In: momen quán tính chi tiết quay thứ n hệ thống truyền lực trục quay nó; kg.m2  Ib: Momen quán tính bánh xe chủ động trục quay nó; kg.m2  e, n, b: Lần lượt gia tốc góc trục khuỷu động cơ, chi tiết quay thứ n, bánh xe chủ động Lưu ý rằng: gia tốc góc mang giá trị (+) chi tiết chuyển động nhanh dần ngược lại; rad/s2  in: Tỷ số truyền chi tiết quay thứ n hệ thống truyền lực so với bánh xe chủ động  t, n: Hiệu suất hệ thống truyền lực chi tiết quay thứ n tính đến bánh xe chủ động Gia tốc góc trục khuỷu động xác định sau: d b rb i  e   b it  it  j t dt rb rb Gia tốc chi tiết chuyển động quay thứ n hệ thống truyền lực: d n rb i  n   b in  in  j n dt rb Và bánh xe: b  db rb *  j dt rb rb rb Trong đó:  rb: bán kính bánh xe (m)  j: Gia tốc chuyển động tịnh tiến ô tô (m/s2) 1.3.2 Lực kéo bánh xe chủ động Do có tiếp xúc bánh xe với mặt đường nên momen xoắn bánh xe chủ động tác dụng vào mặt đường lực P ngược chiều với chiều chuyển động ơtơ Nhờ có lực tác dụng tương hổ đường bánh xe nên bánh xe chịu lực Pk ngược chiều có giá trị P Pk gọi lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động Pk xác định theo cơng thức: Pk  Hình 1.5: Sự tạo lực kéo tiếp tuyến từ momen kéo bánh xe chủ động M k M e it  t M e i h i p io ic  t   ;(N) rb rb rb (1.8) Nhờ có lực kéo tiếp tuyến mà ơtơ-máy kéo thắng lực cản chuyển động để tiến phía trước Ví dụ 1.2: Hãy xác định lực kéo bánh xe chủ động động momen cực đại ô tơ tải ví dụ 1.1, mục 2, cho biết ô tô sử dụng bánh xe 12R22.5 (bỏ qua biến dạng bánh xe tác dụng tải trọng), số truyền hộp số sau: số I:6,35; số V:1,0 tỷ số truyền truyền lực 4,875 hiệu suất hệ thống truyền lực không đổi 0,84 Giải Xác định momen cực đại động cơ: Qua công thức (1.2), ta thấy momen động phụ thuộc bậc hai vào tốc độ quay trục khuỷu ne, từ ta xác định tốc độ quay trục khuỷu động Momen Me đạt giá trị cực đại (tại tốc độ mà Momen động Me đạt cực trị) là: b 13 nN   1900  1073 ,5 (rpm) 2c Và momen động công suất cực đại là: M N  N e max  1423 ,6 (N.m) 3,14 nN 30 nM  Vậy momen cực đại xác định từ phương trình (1.2):  n n M e max  M N  a  b M  c. M n nN   N      2   1073 ,5  1073 ,5     1423 ,  87  1,13     1692 ,9 (N.m) 1900  1900        Tính bán kính bánh xe: Ơ tơ sử dụng bánh xe có ký hiệu: 12R22.5: 22 ,5   R b   12    ,0254  59 (m)   Áp dụng công thức M K  M e max i i h  t ta tính Momen bánh xe chủ động ứng với tỷ số truyền khác hộp số sau: Số I: M KI  1692 ,9  ,875  ,35  ,84  44021 (N.m) Số V: M KV  1692 ,9  ,875   ,84  6932 (N.m) Và lực kéo bánh xe chủ động: PK  M K Rb M Số I: PKI  M KI  44021  74611 (N); Số V: PKV  KV  6932  11749 (N) Rb Rb ,59 ,59 1.3.3 Động học động lực học bánh xe 1.3.3.1 Các loại bán kính bánh xe ký hiệu lốp xe a) Các loại bán kính bánh xe  Bán kính thiết kế: Là bán kính xác định theo kích thước tiêu chuẩn, ký hiệu r0 Tùy theo ký hiệu bánh xe mà ta có phương pháp xác định bán kính thiết kế lốp xe khác nhau: Ví dụ: ký hiệu theo hệ Anh: B – d (đối với loại lốp ký hiệu theo kiểu chiều rộng B gần chiều cao H), bán kính thiết kế xác định sau: d  r0   B  .25, 4( mm) 2  (1.9) Trong đó: B d thể hình vẽ Hình 1.6: Thơng số hình học 1.6 xác định đơn vị Inch bánh xe  Bán kính tĩnh bánh xe Là bán kính đo khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng đường bánh xe đứng yên chịu tác dụng tải trọng thẳng đứng, ký hiệu rt  Bán kính động lực học Là bán kính đo khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng đường xe lăn bánh, ký hiệu rd Trị số phụ thuộc vào:  Tải trọng thẳng đứng  Áp suất lốp  Momen kéo Mk momen phanh Mp  Lực ly tâm bánh xe quay  Bán kính lăn bánh xe Là bán kính bánh xe giả định rl, bánh xe giả định không bị biến dạng làm việc không bị trượt lết, trượt quay có tốc độ tịnh tiến tốc độ quay bánh xe thực tế Bán kính động lực học rd bán kính lăn rl phụ thuộc nhiều vào thơng số bên ngồi ln thay đổi q trình chuyển động ơtơ-máy kéo Vì vậy, trị số xác định thực nghiệm  Bán kính làm việc trung bình Thực tế, người ta sử dụng bán kính lốp mà có kể đến biến dạng lốp ảnh hưởng thơng số trình bày gọi bán kính trung bình rb Giá trị so với thực tế không khác nhiều xác định theo biểu thức sau: rb   ro (1.10) Trong đó:  ro: bán kính thiết kế bánh xe  : hệ số kể đến biến dạng lốp Đối với lốp có áp suất thấp: =0,930÷0,935 Đối với lốp có áp suất cao: =0,945÷0,950 a) Ký hiệu lốp xe Các kích thước lốp xác định hình 1.6, kích thước khơng ghi rõ lốp mà phải xác định thông qua ký hiệu lốp Hiện có nhiều kiểu quy định ký hiệu lốp khác tùy thuộc vào nước, nhà sản xuất… Châu Âu (EEC), Mỹ Nga, chung kích thước bản, nên ta cần biết hai loại ký hiệu sử dụng phổ biến  Ký hiệu theo hệ Anh: B–d  B: Chiều rộng lốp tính theo đơn vị inch  d: Đường kính bánh xe hay đường kính vành xe, inch Ví dụ: Ơ tơ IFA sử dụng lốp xe có kích thước 9.00 – 20 Tức chiều ngang B chiều cao H lốp gần inch, đường kính hay đường kính d = 20 inch Hãy tính bán kính thiết kế r0 bánh xe đó? Khi bán kính thiết kế bánh xe xác định theo công thức 1.9 sau: 20   r0      25,4  482 ,6( mm )   Tương tự ta tính bánh kính thiết kế bánh xe trước lắp xe Honda Dream: trước: 2.25 – 17; bánh sau: 2.50 – 17 Hay xe KAMAZ – 55111 sử dụng lốp 10.00 – 20  Ký hiệu theo hệ hỗn hợp: Ví dụ: Một lốp xe dùng ô tô du lịch có ký hiệu lốp sau: P 215 / 60 R 15 96 H  P: loại lốp, thể loại lốp thích hợp với loại xe nào, P (passenger car): xe khách, ST (special trailer): dùng cho mooc kéo; LT (light truck): dùng cho xe tải nhẹ  215: chiều rộng B lốp, tính theo đơn vị mm, xác định lốp không chất tải 10  tg ' t   a L   h g (6.11) Trong trường hợp phanh đặt tất bánh xe xe quay đầu lên xuống ta có góc dốc giới hạn để xe khơng bị trượt: tg t   Để đảm bảo an toàn xe đứng dốc, người ta thường để điều kiện ô tô bị trượt trước bị lật đổ: tg t  tg l Qua trường hợp trên, ta có nhận xét góc giới hạn tơ máy kéo đứng dốc bị trượt bị lật đổ phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm xe chất lượng mặt đường Ví dụ 6.3: Xe Toyota Land Cruiser có trọng lượng tồn tải G = 3.300kG, chiều dài sở L = 2.850mm, hệ số phân tố trải trọng mt1 = 0,45, chiều cao trọng tâm hg = 0,85 m, hệ số bám dọc bánh xe với mặt đường x = 0,8 Hãy xác định góc giới hạn lật trượt ô tô dứng yên đường dốc dọc (xét trường hợp: quay đầu lên quay đầu xuống)? Giải Từ hệ số phân bố tải trọng lên bánh trước mt1 = 0,45, ta xác định khoảng cách từ trọng tâm đến cầu sau là: b  L * m t1  ,85 * 0, 45  1, 283 ( mm )  a  L  b  ,85  1, 283  1,567 ( mm ) Xét trường hợp ô tô quay đầu lên dốc Góc giới hạn lật (áp dụng công thức 6.8): tg  l  b 1,283   1,512 hg 0,85  l = 56,50 Góc giới hạn trượt (áp dụng công thức 6.10): a 1,567 tg t   = ,8  0,578  t = 300 L  .hg ,85  ,8 * 0,85 Vậy góc dốc giới hạn để tơ đứng quay đầu lên dốc là: 300 Xét trường hợp ô tô quay đầu xuống dốc Góc giới hạn lật (áp dụng công thức 6.9): tg  'l  a 1,567   1,844 hg 0,85  ’l = 61,50 Góc giới hạn trượt (áp dụng cơng thức 6.11): a 1,567 tg 't   = ,8  ,355  ’t = 19,60 L  .hg ,85  0,8 * ,85 Vậy góc dốc giới hạn để ô tô đứng quay đầu lên dốc là: 19,60 94 Cả trường hợp quay đầu lên dốc xuống dốc, ta thấy góc dốc giới hạn để tơ đứng an tồn trường hợp ô tô quay đầu lên dốc lớn so với trường hợp ô tô quay đầu xuống dốc 6.2.2 Ổn định dọc động 6.2.2.1 Trường hợp tổng quát Sử dụng cơng thức tính phản lực thẳng góc tác dụng lên bánh xe hình 6.4 ta có: Z1  Z2  G.Cos b  f rb   G.Sin  Pj  P .hg  Pm hm L G.Cos a  f rb   G.Sin  Pj  P .hg  Pm hm L (a) (6.12) (b) Khi góc dốc đến giá trị giới hạn tác dụng lực quán tính phanh tăng tốc tác dụng lực kéo moóc làm cho phản lực thẳng đứng bánh xe Z1 Z2 lúc xe bị lật, bánh xe bị trượt Cách xác định góc dốc giới hạn tác nhân gây lật xác định gần giống trường hợp xe đứng yên Hình 6.4: Sơ đồ lực momen tác dụng lên ô tô máy kéo chuyển động lên dốc Để đơn giản ta xét trường hợp ôtô-máy kéo chuyển động ổn định lên dốc khơng kéo móc (tại góc dốc giới hạn xem Cos  1), góc dốc giới hạn để xe không bị lật lên dốc xác định sau: tg d  b  f rb P  hg G (6.13) 6.2.2.2 Khi xe kéo mooc chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ, ổn định Ta xét điều kiện đoàn xe chuyển động ổn định nên Pj = 0; vận tốc nhỏ P  lực cản lăn nhỏ Pf = Khi chuyển động đoàn xe bị ổn định theo hai khả năng: - Bị lật đổ quanh điểm tiếp xúc bánh xe sau với mặt đường - Bị trượt dọc lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động đạt đến lực bám 95 Hình 6.5: Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô kéo mooc chuyển động lên dốc Trong hai khả đó, khả bị trượt lực kéo vượt lực bám dể xảy nên ta xét góc giới hạn để xe kéo bị trượt bánh xe chủ động, trọng lượng giới hạn mooc để ô tô kéo điều kiện đường Ta xét trường hợp: tìm góc nghiêng giới hạn đường để tơ kéo có bánh xe chủ động phía sau khơng bị trượt kéo mooc có trọng lượng Gm Ta bỏ qua cản lăn bánh xe, xem lực cản mooc kéo là: Pm  G m Sin Bằng cách tính tương tự trên, ta xác định góc giới hạn trượt là:  tg    a.G G ( L   hg )  Gm ( L   hm ) (6.14) Ví dụ 6.4: Ơ tơ Land Cruiser ví dụ 6.3, giả sử tơ sử dụng cầu chủ động phía sau, kéo theo mooc có trọng lượng Gm = 1.000kG, chiều cao mooc kéo hm=0,75m Hãy xác định độ dốc tối đa mà tơ kéo mooc chuyển động Giải Áp dụng công thức (6.14) để tìm góc giới hạn trượt tơ kéo mooc: .a.G tg   G( L  .hg )  Gm ( L  .hm )  0,8  1,567  3300  0,84 3300  ( 2,85  0,8  0,85 )  1000  ( 2,85  0,8  0,75 )  a  40 Vậy đường có độ dốc nhỏ 400 tơ Land Cruiser kéo mooc kéo có trọng lượng Ví dụ 6.5: Xác định trọng lượng tối đa mooc mà tơ kéo đường có độ dốc i = 15%; hệ số cản lăn đường f = 0,02 Cho ô tô sử dụng cầu sau chủ động Giải Lưu ý: góc dốc có độ nghiêng 15% cos  1(với  góc dốc) 96 Phản lực thẳng đứng đường tác dụng lên bánh xe khởi động kéo mooc là: Z2  G i.h g  a   Pm h m L Trong đó: Pm lực tác dụng mooc kéo tác dụng vào ô tô, xác định sau: Pm  G m i  f   0,17 * G m Tổng lực cản tác dụng vào tơ q trình chuyển động (khơng tăng tốc): Pc  G  G m * i  f  Lực kéo tối đa bánh xe chủ động lực bám bánh xe với đường: Pk max  P  Z *   G i.h g  a   Pm hm L *  G i.h g  a   G m * i  f .h m L * Để tơ chuyển động lực cản phải nhỏ lực bám:  G  Gm * i  f   G i.hg  a   Gm * i  f .hm L *   L 2,85   G  i.h g  a  i  f  3300   ,15  ,85  1,567   0,17   ,8      7516 kG Gm    2,85  ,17    0, 75  i  f  *  L  hm       ,8    Vậy trọng lượng tối đa mooc mà tơ kéo Gm = 7516 kG 6.2.2.3 Trường hợp xe chuyển động ổn định với vận tốc cao đường nằm ngang không kéo mooc Nếu bỏ qua giá trị cản lăn, chuyển động với vận tốc cao, tác dụng lực cản khơng khí, tơ khả bị lật quanh điểm O2 Lúc phản lực đường lên trục trước Z1 = Xét cân momen điểm O2, ta có giá trị phản lực cầu trước sau: Z1  G  b  P  hg L Ta có giá trị lực cản khơng khí tính sau: P  k F v n / 13 vn: vận tốc chuyển động tương đối tơ so với khơng khí, tính km/h Thế vào phương trình cho Z1 = ta rút vận tốc nguy hiểm xe bị lật đổ là:  v n  3,6 Hình 6.6: Lực tác dụng vào tơ chuyển động với vận tốc cao G.b k F hg ;km/h (6.15) Từ công thức (6.8) ta nhận xét vận tốc nguy hiểm mà xe chuyển động ổn định phụ thuộc vào trọng tâm nhận tố cản khơng khí Vì thiết kế tơ có 97 vận tốc chuyển động cao người ta thường hạ thấp trọng tâm hình dạng xe cho phần lực cản khơng khí có tác dụng ép xe xuống mặt đường Vì làm tăng tính ổn định xe chuyển động với vận tốc cao Lưu ý: xe chuyển động với vận tốc cao, ngồi tác nhân lực cản khơng khí diện P làm xe bị lật phía sau, hay giảm áp lực bánh xe trước lên mặt đường có lực nâng dịng khí dịch chuyển qua thân xe, dịng khí có tác dụng nâng xe lên mui xe có dạng hình cong lồi làm áp suất phía thân xe giảm dịng khí dịch chuyển gầm xe tạo nên lực nâng Vì vậy, xe chuyển động với vận tốc cao người ta phải có biện pháp để làm giảm ảnh hưởng (đi cá phía sau xe, dẫn hướng dịng khí gầm xe…) Ví dụ 6.6: Ơ tơ ví dụ 6.3, với kích thước cản diện BxH = 1970x1905 (mm), hệ số cản khơng khí K = 0,4 N.s2/m4 Hãy xác định vận tốc tối đa mà tơ chuyển động để bánh xe trước giữ độ bám đường, giả sử điều kiện lúc trời khơng có gió Giải Áp dụng cơng thức (6.15) ta có: v n  3, 33000  1, 283 G b  3,  655 km / h 0,  3,753  ,85 k F h g Như vậy, vận tốc giới hạn tơ để giữ độ bám đường 655 km/h Lưu ý: phương pháp chưa kể đến ảnh hưởng chuyển động khơng khí qua bề mặt tơ, dịng khí lướt qua bề mặt thân tơ vào phía gầm có hình thành nên lực nâng, làm giảm áp lực bánh xe lên đường, nghĩa tạo lực nâng xe, tốc độ giới hạn để ô tô bị nhấc lên khỏi mặt đường không khí nhỏ nhiều so với giá trị tính tốn CÂU HỎI ÔN TẬP - Chương Hãy trình bày cách xác định góc giới hạn lật trượt dọc ô tô đứng yên đường dốc dọc? Hãy xây dựng cơng thức xác định góc dốc giới hạn để không xảy trượt ô tô kéo theo rơ mooc? Hãy xác định vận tốc giới hạn ô tô chuyển động với vận tốc cao? Hãy thiết lập cơng thức xác định góc giới hạn lật trượt ô tô chuyển động thẳng đường nghiêng ngang? Trình bày cách tính vận tốc giới hạn ô tô chuyển động quay vịng đường nghiêng ngang? Từ giải thích người ta phải làm đường nghiêng nơi đường cong? 98 Chương TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ô TÔ – MÁY KÉO 7.1 Khái niệm tính động Tính động tơ hiểu khả chuyển động chúng điều kiện đường xá khó khăn địa hình phức tạp Tuỳ theo ý đồ sử dụng người ta thiết kế ơtơ-máy kéo có mức độ phức tạp khác tính động, thấp loại ôtô sử dụng thành phố đường quốc lộ, cao ôtô làm việc lĩnh vực nơng lâm nghiệp quốc phịng Tính động phụ thuộc vào nhiều nhân tố, chủ yếu chất lượng kéo – bám thơng số hình học ơtơ-máy kéo Ngồi đặc điểm cấu tạo cụm riêng biệt ôtô-máy kéo trình độ điều khiển người lái ảnh hưởng đến tính động 7.2 Các tiêu đánh giá tính động 7.2.1 Các thơng số hình học Hình 7.1: Các thơng số hình học ảnh hưởng đến tính động tô 7.1.1.1 Khoảng sáng gầm xe Là khoảng cách điểm thấp gầm xe với mặt đường, kí hiệu K khoảng cách đặc trưng cho độ nhấp nhơ lớn mặt đường mà xe vượt qua Xe có tính động thấp: K = 175210 (đối vơi ôtô du lịch) K= 240275(mm) Xe có tính động cao, K thường lớn xe có tính động thấp từ 2050 mm xe đặc biệt K đến 400mm cao 7.1.1.2 Bán kính động dọc ngang Đặc trưng cho hình dạng chướng ngại vật mà xe khắc phục Đây bán kính vòng tròn tiếp xúc với bánh xe điểm thấp gầm xe mặt phẳng dọc ngang Bán kính dọc 1 ngang 2 nhỏ tính động xe tốt Trong q trình tơ chuyển động loại đường có chướng ngại vật lớn, trường hợp bánh xe trước vượt qua điểm thấp cầu xe chạm vào chướng ngại vật làm xe khơng thể tiếp tục chuyển động 99 chướng ngại vật nằm hai vết bánh xe theo chiều ngang chạm vào cầu xe, điều làm xe khơng thể chuyển động Đối với xe có cơng thức bánh xe 4x2, 1thường nằm giới hạn sau: - Ơtơ du lịch loại nhỏ 1= 2,53,5m, loại trung bình 1= 3,55,5m, loại lớn 1= 5,58,5m - Đối với ôtô tải loại nhỏ 1= 2,53,5m; loại trung bình 1= 3,05,5m; loại lớn 1=5,06,0m 7.1.1.3 Góc động trước sau Khi ơtơ-máy kéo cần phải vượt qua chướng ngại vật lớn hào, gị đống, bờ ruộng, phà … phần nhơ xe va quệt vào vật cản Tính động ơtơ máy kéo để vựơt qua chướng ngại phụ thuộc vào trị số góc động trước  sau  Để nâng cao tính động xe người ta mong muốn làm để góc có gía trị lớn theo khả   Ở ơtơ du lịch có tính động thấp 20300 15200 Ở ơtơ tải có tính động thấp 40500 20400 Ở ơtơ tải có tính động cao Không nhỏ 45500 35400 7.3 Tính động lực học Điều kiện để ơtơ-máy kéo chuyển động xét theo nhân tố động lực học là:   D  D Tức nhân tố động lực học tơ phải lớn hệ số cản tổng cộng đường , khơng lớn nhân tố động lực học tính theo điều kiện bám D Muốn nhận trị số động lực học D lớn để khắc phục lực cản chuỷên động, hệ thống truỳên lực ơtơ có tính động cao người ta đặt thêm hộp số phụ Để đoạn đường xấu khơng có đường người ta sử dụng số thấp tức số có tỷ số truyền cao Đối với ô tô có cầu sau chủ động, nhân tố động lực học theo điều kiện bám bánh xe với mặt đường xác định sau: D  G2  x Cos Ga (7.2) Muốn tăng nhân tố động lực học theo điều kiện bám ta phải tăng hệ số bám lốp mặt đường cách sử dụng lốp có mấu cao Tăng trọng lượng bám cách dịch chuỷên trọng tâm phía cầu chủ động Nhân tố động lực học ơtơ có cầu sau chủ động thường đạt: Dmax = 0,30,35 Đối với ơtơ tải có tất cầu chủ động Dmax = 0,60,8 100 7.4 Ảnh hưởng nhân tố kết cấu sử dụng đến tính động 7.4.1 Ảnh hưởng bánh xe bị động chủ động Hình 7.2 biểu thị sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe bị động (a) chủ động (b) phía trước khắc phục chướng ngại vật thẳng đứng có độ cao h Các lực tác dụng lên bánh xe gồm:  T: Lực đẩy từ khung tới bánh xe  R: phản lực chướng ngại vật  Gb: trọng lượng xe cầu trước  Pk: lực kéo Trong trường hợp (a):phản lực thẳng đứng mặt đường tác dụng lên bánh xe Z phản lực nằm ngang đường tác dụng lên bánh xe X: Z  Gb ; X  T Theo sơ đồ tác dụng lực hình ta có: Z  X tg  T tg  Gb Từ hình 7.2 ta có: tg  T  Gb tg r h 2rh  h (a) (b) Hình 7.2: Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe trước khắc phục trở ngại thẳng đứng (a) Bánh bị động; (b) Bánh chủ động  T  Gb 2hr  h rh (7.3) Đây lực đẩy cần thiết từ khung xe để bánh xe vượt qua chướng ngại vật Từ công thức ta thấy: h = r T = , tức gặp chướng ngại vật có chiều cao h = r ơtơ-máy kéo vượt qua bánh xe chủ động có lực kéo cực đại Khi bánh xe trước chủ động, lực T Gb bánh xe cịn có momen Mk xuất phản lực Pk phản lực chướng ngại vật tác dụng lên bánh xe, thành phần Pk chia làm hai thành phần: - Thành phần Pk’ có chiều với chiều chuyển động ô tô - Thành phần Pk’ có chiều từ lên, có tác dụng nâng bánh xe lên chướng ngại vật 101  T  X  Pk' Gb  Z  P" k Ta thấy rằng, lực đẩy từ khung xe T cần thiết để xe vượt chướng ngại vật nhỏ trường hợp khơng có momen Mk lực nâng bánh xe lên lại lớn xe dể dàng vượt chướng ngại vật có momen kéo chủ động Mk Do có lực phụ P”k nên cho phép bánh xe chủ động dể dàng khắc phục chướng ngại vật có độ cao bán kính xe Còn lực P’k làm giảm lực cản chuyển động X 7.4.2 Ảnh hưởng vi sai Khi ô tô chuyển động thẳng tốc độ bánh xe hay bánh xe cầu nhau, tơ tiến hành quay vịng tốc độ bánh xe cầu phải khác nhau, bánh xe phía quay chậm bánh xe phía ngồi bánh xe nối cứng với trục bánh xe bị trượt gây mài mòn quay vịng khơng ổn định Để tránh điều này, hai bánh xe cầu chủ động nối với qua cấu vi sai Có nhiều loại vi sai sử dụng ô tô, phổ biến vi sai bánh có kết cấu nguyên lý làm việc sau: Trục chủ động Hộp vi sai Bán trục Bánh bán trục Trục vi sai Bánh vi sai Hình 7.3: Sơ đồ nguyên lý vi sai bánh Vi sai bố trí cầu chủ động cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác nhau, điều tránh cho bánh xe chủ động bị trượt tốc độ bánh xe khác trường hợp xe vào đường vịng Nhưng điều làm giảm tính động ô tô bánh xe bị xa lầy tức hệ số bám bánh xe với đường có giá trị nhỏ, lúc bánh xe bị sa lầy quay tít, cịn bánh xe khơng bị xa lầy không quay Nếu bỏ qua ma sát ổ bi đỡ truyền momen tác dụng vào cụm bánh truyền lực vi sai cân nhau, nên: M  MT  M P (7.4) Khi ô tô chuyển động thẳng sức cản hai bánh xe chủ động nhau, bánh kính lăn bánh chủ động nhau, lúc tốc độ quay hai bán trục tốc độ quay n vỏ vi sai 2, bánh hành tinh không quay quanh trục mà có tác dụng chêm nối cứng vỏ vi sai với bánh bán trục quay với tốc độ với vỏ vi sai Và momen truyền hai bán trục nửa momen vi sai M: 102 MT  MP  M (7.5) Nhưng thực quay vòng, tốc độ hai bánh xe khác nhau, giả sử ô tô dịch chuyển sang trái thì: - Bánh xe bên trái quay chậm vỏ vi sai lượng n: nT  n   n - Bánh xe bên phải quay nhanh vỏ vi sai lượng n: n P  n  n Khi bánh hành tinh quay quanh trục Tốc độ bánh hành tinh phụ thuộc vào sai khác tốc độ bánh bán trục bên trái bên phải Khi bánh hành tinh, bánh bán trục, vỏ vi sai có dịch chuyển tương xuất lực ma sát, lực ma sát làm cho momen phân bổ cho bán trục không Nếu tính đến ma sát vi sai Mr tốc độ quay bán trục khác nhau, momen hai bán trục sau: MT  MP  Mr (7.6) Tức momen bánh quay chậm MT momen bánh quay nhanh MP cộng thêm momen ma sát vi sai Mr, Vì vậy, từ công thức (7.3) (7.5) momen hai bán trục có khác tốc xác định sau: - Momen bánh bên trái (bánh quay chậm) tăng lên: M T  M  M r 2 - Momen bánh bên phải (bánh quay nhanh) giảm đi: M P  M  M r 2 Trong trường hợp bánh xe bị sa lầy (giả sử bánh xe bên phải) lực bám bánh bên phải có giá trị nhỏ nên momen xuất bán trục bên phải MP có giá trị nhỏ Do ma sát cấu vi sai loại bánh nhỏ (khoảng (4÷6)%) nên momen bánh bên trái (bánh khơng bị xa lầy) có giá trị nhỏ Vì vậy, lực kéo bánh không bị xa lầy không đủ lớn để kéo xe vượt qua chổ lầy, việc tăng ga làm tăng tốc độ quay vi sai không làm tăng momen xuất bán trục Chính trường hợp làm xấu tính động tơ – máy kéo Vì vậy, tơ u cầu tính động cao, người ta có biện pháp để tăng lực kéo trường hợp bánh xe bị xa lầy, đơn giản dùng cấu khóa vi sai cưỡng sử dụng loại vi sai ma sát cao để tăng ma sát Mr điều làm tăng lực kéo cầu chủ động bánh xe bị xa lầy, tránh trường hợp bánh xe bị trượt quay Dưới đây, giới thiệu vi sai ma sát cao sử dụng đĩa ma sát: Trong loại vi sai này, trục chữ thập thay hai trục cắt nhau, hai trục có khả dịch chuyển nhờ mặt nghiêng trục vi sai đĩa ép ly hợp Giữa đĩa ép vỏ vi sai có đĩa ma sát 10, đĩa ăn khớp với bánh bán trục 3, đĩa 10 ăn khớp với vỏ vi sai Khi bánh hành tinh không quay lực truyền đến bánh bán trục giống loại vi sai thường bánh hành tinh quay, mặt nghiêng trục bị dịch chuyển sang phía bánh quay chậm làm tăng lực ma sát truyền từ vỏ vi sai sang bánh vi sai, cịn phía đối diện bị giảm đi, bánh quay chậm momen lớn so với bánh quay nhanh Ngồi cịn có số loại vi sai ma sát cao khác như: vi sai cam, vi sai kiểu trục vít, vi sai có hành trình tự do… 103 Vỏ vi sai Bánh vi sai Bánh bán trục Đĩa ép ly hợp Bánh bị động truyền lực Mặt nghiêng trục vi sai đĩa ép Trục vi sai Nắp đậy Các đĩa ma sát có then hoa 10 Cái đĩa ma sát có then hoa ngồi Hình 7.4: Vi sai ma sát cao, sử dụng hai đĩa ma sát 7.4.3 Hiện tượng lưu thông công suất Một phương pháp nâng cao chất lượng kéo – bám Ơtơ – máy kéo sử dụng nhiều cầu chủ động Ví dụ: xe 4x4 (tức xe có tất bánh chủ động) có hai hình thức dẫn động từ hộp số đến cầu chủ động: - Nối động học cứng: hai cầu trước sau nối cứng với qua hộp phân phối, vận tốc góc chúng khơng đổi q trình chuyển động (hình 7.5a) - Nối thơng qua vi sai: tác động hiệu ứng vi sai nên mối quan hệ vận tốc góc trục thay đổi trình làm việc (hình 7.5b) Nhưng phần lớn trường hợp, người ta sử dụng cầu chủ động, đường xấu, có lực cản lớn sử dụng cầu Hình 7.5: Sơ đồ dẫn động cầu chủ động (a) Dẫn động cứng (b) Dẫn động qua vi sai Mặc dù sử dụng lốp xe có kích thước trình làm việc trục trước sau ln có khơng tương ứng mặt động học do: sai số chế tạo; độ mài mịn khơng lốp; áp suất lốp; vào đường vòng; dao động tải trọng thẳng đứng Trong thực tế phần lớn trường hợp ô tô nhiều cầu chủ động nối với qua vi sai Nhưng số trường hợp để tăng khả việt giả người ta 104 nối cứng cầu chủ động Ta xét máy kéo có kết cấu dẫn động cứng trục chủ động có sai khác tốc độ vòng bánh xe Vì hai trục nối cứng với thông qua hộp phân phối nên cân vận tốc tịnh tiến có có trượt lết trượt quay Điều kiện cân tịnh tiến hai trục chủ động: v' 1   '  v" 1   " (7.7) Với: v’ vận tốc tiếp tuyến bánh xe có bán kính quay lúc r’: v '    r ' v” vận tốc tiếp tuyến bánh xe có bán kính quay lúc r”: v'    r" Ta giả sử v’>v” tức r’>r” : số đặc trưng cho trượt  Nếu >0: bánh xe bị trượt quay  Nếu 0 Khi bánh xe quay chậm có thể:  Bị trượt lết ”